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液压系统设计知识总结


1.执行元件的回油背压

系统类型

背压值/MPa

系统类型

背压值/MPa

回油路上有节流阀的调速系统

0.2~0.5

采用辅助泵补油的闭式回路

1.0~1.5

回油路上有背压阀或调速的调带系统

0.5~0.15

回油路较短且直通油箱

≈0

 


2.计算泵的流量,选择液压泵

系统类型

液压泵流量计算式

式中符号的意义

高低压组合供油系统

Qgg·A

Qd=(υkg)·A

Qg:高压小流量液压泵的流量(m³/s)

υg:液压缸工作行程速度(m/s)

A:液压有效作用面积(m2)

Qd:低压大流量液压泵的流量(m³/s)

υk:液压缸快速行程速度(m/s)

恒功率变量液压泵供油系统

Qh≥6.6υgmin·A

Qh:恒功率变量液压泵的流量(m³/s)

υgmin:液压缸工作行程最低速度(m/s)

流量控制阀无级节流调速系统

Qp≥υmax·A+Qy

Qp≥nmax·Qm+Qy

 

Qp:液压泵的流量(m³/s)

υmax:液压缸最大调节速度(m/s)

nmax:液压马达最高转速(r/s)

Qm:液压马达排量(m³/s)

Qd:溢流阀最小流量(m³/s)=0.5×10-4

有级变速系统

 

ΣNi=1Qimax·A

ΣNi=1Qi=nmax·Qm

N:有级变速回路用泵个数

ΣNi=1Qi:N个泵流量总和(m³/s)

Qi:第i个泵的流量(m³/s)

一般系统

 

Qp=K·(ΣQs)max

Qp:液压泵的流量(m³/s)

Qp:同时动作执行元件的瞬时流量(m³/s)

K:系统泄漏系数K=1.1~1.3

蓄能器辅助供油系统

 

Qp=(K/T)·ΣZi=1νi

Qp:液压泵的流量(m³/s)

T:工作循环周期时间(s)

Z:工作周期中需要系统供液进行工作的执行元件数

νi:第i个执行元件在周期中的耗油量(m³)

电液动换向阀控制系统

 

Qp=(πKy/4)·ΣZi=1di2lit

Qp:控制系统液压泵的流量(m³/s)

Ky:裕度系数Ky=1.1~1.2

Z:同时动作的电液换向阀个数

di:第i个换向阀的主阀芯直径(m)

li:第i个换向阀的主阀芯换向行程(m)

t:换向阀的换向时间s t=0.07~0.20(s)

注:根据算出的流量和系统工作压力选择液压泵。选择时,泵的额定流量应与计算所需流量相当,不要超过太多,但泵的额定压力可以比系统工作压力高25%,或更高些。电液动换向阀控制油系统的工作压力,一般是1.5~2.0MPa。对于3~4个中等流量电液动换向阀(阀芯d=32mm)同时动作的系统,一般选用额定压力2.5MPa,额定流量20L/min的齿轮泵作控制油源。同时动作数未必是系统上电液换向阀的总数。系统上有流量较大的电液换向阀(阀芯d=50~80mm)时,控制油系统的需要用流量要按表上公式校核算出。

3.选择液压控制元件

Qvmin≤υgmin·A(m³/s)

Qvmin≤nmmin·Qm(m³/s)

式中:Qvmin:流量控制阀的最小稳定流量m³/s

υgmin:液压缸最低工作速度m/s

nmmin:液压马达最最低工作转速r/s

Qm:液压马达排量m³/s

A:液压有效作用面积m2

4.计算液压泵的驱动功率,选择电动机

驱动电机功率计算公式

式中符号意义

P =(ψPNQN)/103ηP

PN:液压泵的额定压力(Pa)

QN:液压泵的额定流量(m³/s)

ηP:液压泵的总效率

ψ:转换系数,一般液压泵ψ=Pmax÷PN;恒功率  

变量液压泵ψ=0.4;限压式变量叶片泵:

   ψ=0.85Pmax÷PN【液压泵实际使用的最大工作压力(Pa)】

P =(ψPNQN)/60ηP

PN:液压泵的额定压力(MPa)

QN:液压泵的额定流量(L/min)

ηPψ(同

P=(ψPNQN)/600ηP

PN:液压泵的额定压力(bar) 1bar=0.1MPa

QN、(同ηPψ(同

注:根据算出的驱动功率和泵的额定转速选择电动机的规格。通常,允许电动机短时间在超载25%的状态下工作。

5.液压泵和液压马达的主要参数及计算公式

参 数 名 称

单位

液压泵

液压马达

排量

 

 

流量

排量qo

m³/r

每转一转,由其密封腔内几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积

理论排量Qo

m³/s

泵单位时间内由密封腔内几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积:Qo=(qon)/60

在单位时间内形成指定转速,其密封腔内容积变化所需要的流量:Qo=(qon)/60

实际流量Q

泵工作时出口处流量:

Qo=(qonηv)/60

马达出口处流量:

Qo=[qon·(1/ηv)]/60

额定压力

Pa

在正常工作条件下,按试验标准规定能连续运转的最高压力

最高压力Pmax

按试验标准规定允许短暂运行的最高压力

工作压力P

泵工作时的压力

转速

额定转速n

r/min

在额定压力下,能连续长时间正常运转的最高转速

最高转速

在额定压力下,超过额定转速而允许短暂运行的最大转速

最低转速

正常转动抽允许的最低转速

同左(马达不出现爬行现象)

 

 

 

输入功率Pi

W

驱动轴的机械效率:

Pi=P·Q/η

马达入口处输出的液压功率:

Pi=P·Q

输出功率Po

W

泵的输出液压功率,其值为泵实际输出的实际流量的压力的乘积:

Po=P·Q

马达入口处输出的液压功率:

Po=P·Q·η

机械功率

      Pi=πTn/30           Pi=πTn/30

T-压力为P时泵的输入转矩或马达的输出转矩,N·m

转矩

理论转矩

N·m

 

液体压力作用于液压马达转子形成的转矩

实际转矩

液压泵输入转矩:

Ti=P·qo/(2nηm)

液压泵输入转矩:

Ti=P·qoηm/(2n)

 

 

 

容积效率ηv

 

泵的实际输出流量与理论流量的比值:ηv=Q/Qo

马达的理论流量与实际流量的比值:ηv=Qo/Q

机械效率ηm

泵的理论转矩(由压力作用于转子产生的液压转矩)与泵轴上实际输出转矩之比:ηm=P·qo/(2πTi)

马达的实际转矩与理论流量的比值:ηm=2πTi/(P·qo)

总效率η

泵的输出功率与输入功率之比:

η=ηv·ηm

马达输出的机械效率与输出的液压功率之比:η=ηv·ηm

位 换算

qo

mL/r

Q =(qo·n·ηv)·10-3

 

 Pi=P·Q/(60η

Q =qon10-3/ηv

 

 TO=P·qoηm/(2π) 

n

r/min

Q

L/min

P

MPa

Pi

KW

TO

N·m

6.液压缸主要技术参数及计算公式

参数

计算公式

说明

 

油液作用在单位面积上的压强: P = F/A (Pa)

额定压力P:是液压缸能用以长期工作的压力。也称公称压力。

最高允许压力Pmax:也是动态试验压力,是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。Pmax≤1.5P (MPa)

耐压试验压力Pr:是检查液压缸质量时需承受的试验压力,在此压力下不变形、裂缝或破裂。

Pr≤1.5P  军用:Pr=(2~2.5)P

F:作用在活塞上的载荷(N)

A:活塞的有效作用面积(㎡)

  液压缸压力等级表:(MPa)

级别

压力范围

低压

0~2.5

中压

>2.5~8

中高压

>8~16

高压

>16~32

超高压

>32

 

 

 

单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积,称流量:

Q = V/t (L/min)→所以:Q =υA =π(D2υ)103/4(L/min)

对于单杆活塞杆液压缸,当活塞杆伸出时:

 Q =π(D2υ)103/4ηv  (L/min)

当活塞杆缩回时: →因为:V =υAt×103  (L/min)

Q =π(D2-d2)υ103/4ηv   (L/min)

当活塞杆差动伸出时:

Q =π(d2υ)103/4ηv  (L/min)

V——液压缸活塞一次行程中

      所消耗的油液体积 (L)

t——液压缸活塞一次行程所

      需时间 (min)

D ——液压缸内径 (m)

d ——活塞杆直径 (m)

υ——活塞杆运动速度(m/min)

ηv——液压缸的容积效率当活塞杆密封为弹性密封材料时ηv =1;当活塞杆密封为金属环时ηv=0.98

 

 

活塞速度

单位时间内油液推动活(柱)塞移动的距离,运动速度可表示为:υ= Q/A  (m/min)

当活塞杆伸出时:  υ= 4Qηv·10-3/πD2

当活塞杆伸出时:  υ= 4Qηv·10-3/πD2-d2

当Q=常数,υ常数。实际上在行程两端各有一个加减速阶段,故上式中计算的数值均为活塞的最高运动速度,活塞最高速度受到活塞和活塞杆密封圈以及行程末端缓冲机构承受的动能的限制。活塞最低运动速度受活塞与活塞密封件摩擦力和加工精度的影响不能太低,以免产生爬行,一般最小速度要大于0.1~0.2m/min

速比

行程时间

液压缸往复运动时的速度之比:ϕ21=A1/A2=D2/(D2-d2)

设计计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和要否设定缓冲装置。速比不宜过大或过小,以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细致稳定性不好,可参考下表

公称压力MPa

≤10

12.5~20

>20

ϕ

1.33

1.46、2

2

活塞在缸内完成全部行程所需要的时间:  t =60V/Q    (s)

活塞杆伸出时:t =15πD2S /Q       (s)

活塞杆缩回时:t =15π(D2-d2)S /Q(s)

上公式只适用于长行程或活塞速度较低的情况,对于短行程高速度时的行程时间(缓冲除外)除和流量,还和负载、惯量、阻力等有直接关系。

υ1——活塞杆伸出速度(m/min)

υ2——活塞杆缩回速度(m/min)

D——液压缸(活塞)内径 (m)

d ——活塞杆直径 (m)

V——液压缸容积=AS×103(L)

S——活塞行程 (m)

Q——流量 (L/min)

 

 

活塞理论推拉力

油液作用在活塞上的液压力,对于双作用单活塞杆液压缸来说活塞受力                     

活塞杆伸出时的理论推力:F1=A1P=πD2P×106/4 (N)

活塞杆缩回时的理论拉力:F2=A2P=π(D2-d2)P×106/4(N)

活塞杆差动前进时:F3=(A1-A2)P=πd2P×106/4(N)

A1——活塞无杆腔有效面积(m2)

A2——活塞有杆腔有效面积(m2)

P——系统压力(工作油压)MPa

D ——液压缸(活塞)内径 (m)

d ——活塞杆直径 (m)

 

活塞最大允许行程

行程S确定时,主要是按实际工作需要的长度来考虑,此行程并不一定是液压缸的稳定性所允许的行程。为了计算,应先计算出活塞杆的最大允许长度Lk,一般为细长杆,Lk≥(10~15)d时;由欧拉公式推导:Lk=√(π2EI/Fk)≈ 320d2/√Fk    (mm)对于各种安装导向套条件的液压缸计算长度::L=√(nk2)·Lk为了计算,可将Fk用液压缸工作压力的缸的内直径表示。Lk=192.4d2/D√P  (上式为安全nk=3.5时)这样确定的行程可能与设计的活塞杆直径矛盾,达不到稳定性要求,就应该对活塞杆的直径进行修正。修正直径后,再核算,满足了稳定性要求再按实际工作行程选取与其相近似的标准行程。

Fk——活塞杆弯曲失稳临界压缩力

 Fk=P·n(N)

nk——安全系数通常为:3.5~6

F——活塞杆纵向压缩力(N)

E——材料的弹性模量钢材为:

      E=2.1×10(N/mm2

I —活塞杆横截面惯性矩,圆截面:I=πd4/64  =0.049d4(mm4

d ——活塞杆直径 (m)

功和功率

液压缸所做的功为:  W =F·S  (J)

功率为:N=W/t=F·S/t =F·υ = P·Q  (W)

即液压缸的功率等于压力与流量的乘积。

F——液压缸的载荷(推、拉力)(N)

S——活塞行程(m)

P——工作压力 Pa

Q——输入流量 (m3/s)

t ——活塞运动时间 (s)

υ——活塞运动速度(m/s)

P1——当活塞杆伸出时为进油压力,当活塞杆缩回时为排油压力(MPa)

P2——当活塞杆伸出时为进油压力,当活塞杆缩回时为排油压力(MPa)

液压缸的总效率

液压缸的总效率由以下效率组成:

机械效率ηm:通常可取:ηm=0.9~0.95

容积效率ηv:活塞密封为弹性材料时:ηv=1;活塞密封为金属环时:ηv=0.98

耐作用效率ηd:由排出口背压所产生的反作用力造成。活塞杆伸出时:ηd=(P1A1-P2A2)/P1A1;当排油直接回油箱时:ηd=1

活塞杆缩回时:ηd=(P1A1-P2A2)/P2A2

液压缸总效率ηtηt=ηmηvηd

活塞作用力

液压缸工作时,活塞作用力F计算如下:

F =Fa+Fb+Fc±F (N)

式中:Fa—外载荷阻力(包括外摩擦阻力)

Fb—回油阻力,当油无阻力回油箱时为0,当回油有阻力(背压)时,其则为作用在活塞承压面上的液压阻力

Fc—密封圈摩擦阻力Fc=fΔPπ(DbDkD+dbdkd)×106

Fd—活塞在启动、制动时的惯性力

密封件的摩擦因数,按不同润滑条件,可取f =0.05~0.2

ΔP-密封件两侧压力差(MPa)

D、d—缸的内径与活塞杆径(m)

bDbd—活塞及杆密封件宽度(m)

kDkd—活塞及杆密封件摩擦修正系数,O型密封圈k=0.15;带唇边密封圈k=0.25;压紧型密封圈k=0.2

7.液压缸主要零部件设计

结构

法兰联接外螺纹联接内螺纹联接

材料的选择

一般要求有足够的强度和冲击韧性,对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。根据液压缸的参数、用途和毛坯的来源等可选以下各材料。

缸筒毛坯:普遍采用退火的冷拔或热轧无缝钢管,或使用拉光管(内孔经珩磨精加工,只需按要求长度切割)材料有:20、35、45、27SiMn。

对于工作温度低于-50°C的液压缸,必须用35、45号钢,(锻造比不得少于三)且要调质处理,与端盖焊接的缸筒使用35号钢,机械预加工后调质;不与其它零件焊接的缸筒使用调质的45号钢。

较厚壁的毛坯仍用铸件或锻件,或用厚钢板卷成筒形,焊接后退火,焊缝需用X光射线或磁力探伤检查。

加工要求

缸筒内径D采用H7或H8级配合,表面粗糙度值一般为0.16~0.4μm;都需进行珩磨。热处理:调质、硬度HB241~285。缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半(在加工图上标注)。缸筒直线度公差在500mm长度上不大于0.03mm。缸筒端面(缸口)对内径的垂直度在直径100mm长度上不大于0.1mm。

当缸筒为尾部和中部耳轴型时,在尾部(两端联接)时,耳孔的轴线与缸径的偏移不大于0.03mm;耳孔的轴线与缸径的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。在中部(油缸外螺母)时,轴径与缸径轴线的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。还有油口、排气阀孔的内孔口处必须倒角,以免划伤密封件。这便于装配,密封件装配处应倒15°~30°角。需要在缸筒上焊接零件时,必须都在半精加工以前完成,以免清加工后焊接而引起内孔变形。如要防止腐蚀生锈和提高寿命,在缸筒内表面可以镀硬铬,再进行研磨抛光,在缸外表面涮耐油油柒。

无缝钢管材料机械性能

材料

σb≥ MPa

σs≥ MPa

δs≥ %

材料

σb≥ MPa

σs≥ MPa

δs≥ %

20

420

250

25

38CrMoAlA

1000

850

15

30

500

300

18

铸钢钢管

ZG230-450

450

230

22

35

540

320

17

ZG270-500

560

270

18

45

610

360

14

ZG310-570

570

210

15

15MnVn           

750

500

26

铸造铝合金ZL105

160~230

 

6.5

27SiMn

1000

850

12

防锈

铝合金

5A03

180

80

13

30CrMo

950

800

12

5A06

320

160

15

35CrMo

1000

850

12

         

8.液压缸缸筒设计

项目

计算公式

说明

 

 

 

当液压缸的理论作用力F(包括推力F1、拉力F2)及供油压力P为已知时则无活塞杆侧的缸筒内径:D=√(4F1/πP)·10-3   (m)

有活塞杆侧为:D =√[(4F2/πP·106)+d2]   (m)

液压缸的理论作用力F按下式计算:F =F0/ψηt  (N)

当Qv及υ为已知时,则缸筒的内径D(未考虑容积效率ηv)按无活塞杆侧为:D =√(4Qv/πυ1) (m)

按有活塞杆侧为:D =√[(4Qv/πυ2)+d2]  (m)

最后将选择所求值的最大者,圆整到标准值。

d—活塞杆直径(m)

P—供油压力(MPa)

F0—活塞杆上和实际作用力(N)

ψ—负载率一般取ψ=0.5~0.7

η—液压缸的总效率

υ1υ2—活塞杆伸出缩回速度 (m/min)

Qv—液压缸的体积供油量(假定两侧供

    油量相同则Qv1=Qv2) (m3/s)

 

 

 

缸筒壁厚为:δδ0+c1+c2

关于δ0的值,可按下列情况分别进行计算

δ/D的比值小于等于0.08时,可用薄壁缸筒的实用计算式:

δ0>PmaxD/2σ  (m)

δ/D的比值等于0.08~0.3时,可用实用公式:

δ0≥PmaxD/(2.3σP-3Pmax)   (m) 

δ/D的比值大于等于0.3时,可用实用公式:

δ0≥D/2·√{[(σP+0.4Pmax)/(σP-3Pmax)]-1}   (m)

δ0≥D/2·√{[σP/(σP-√3Pmax)]-1}  (m)

δ0—为缸筒材料强度要求的最小值(m)

c1—缸筒外径公差余量(m)

c2—腐蚀余量(m)

Pmax—缸筒内最高工作压力 (MPa)

σP—缸筒材料的许用应力 (MPa)

      σP=σb/n

σb—缸筒材料的抗拉强度  (MPa)

n —安全系数通常取5;最好按下表选取:

材料名称

静载荷

交变载荷

冲击载荷

不对称

对称

锻铁

3

5

8

12

 

缸筒壁厚验算

对最终采用的缸筒壁厚应作四方面的验算:

额定工作压力Pn应低于一定极限值,以保证工作安全:

Pn≤0.35σs(D12-D2)/D12    (MPa)

同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围,以免发生塑性变形:Pn≤(0.35~0.42)PrL

验算缸筒径变形ΔD应处在允许范围内:

ΔD=(DPr/E)·[(D12+D2)/(D12-D2)+γ]  (m)

缸筒的爆裂压力:P=2.3σb/lg(D1/D)  (MPa)

PrL—缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)

 PrL≤2.3σb/lg(D1/D)

σs—缸筒材料的屈服强度(MPa)

P—缸筒耐压试验压力(MPa)

Pmax—缸筒内最高工作压力 (MPa)

E—液筒材料的弹性模数 (MPa)

γ—缸筒材料的泊松比,对钢材γ= 0.3

 

缸底厚度

缸筒底部为平面时,其厚度δ1可按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算:δ1=0.433D2√(P/σp)  (m)

缸筒底部为拱形时[底部拱形圆大弧圆R≥0.8D,筒与底的圆角

r≥(1/8)D]其厚度用下式计算:δ1=PD0β/(4σp)  (m)

δ1—缸底厚(m)D0—缸底外径  (m)

P—缸内最大工作压力(MPa)

σp—缸底材料许用应力(MPa)

D2—计算厚度外径(m)

β—系数当拱形高与D0之比为0.2~0.3时,取β=1.6~2.5

缸头法兰厚度

h=√4Fb/[π(ra-dL)σp]×10-3   (m)

如不考虑螺孔(dL),则为:

h=√4Fb/(πraσp)×10-3   (m)

F—法兰在缸筒最大内压下所承受的轴向压力  (N)

ra—法兰外圆半径(m)

b—螺孔中心到缸筒外径距离(m)

dL—螺孔孔径(m)

缸筒螺纹连接

缸筒与端部用螺纹连接时,缸筒螺纹的强度计算如下:

螺纹处的拉应力:σ=4KF10-6/π(d12-D2) (N/mm2

螺纹处的剪应力:τ=K1KFd010-6/0.2(d13-D3) (N/mm2

合成应力:σn=√(σ3τ3)≤σp

许用应力:σps/n0

σs缸筒材料的屈服极限N/mm2

(n0安全系数,取1.2~2.5)

F—缸筒端部承受的最大推力(N)

D—缸筒内径(m)

d0—螺纹外径(m)d1—螺纹底径(m)

K—拧紧螺纹的系数,不变载荷取

    1.25~1.5,变载荷取2.5~4

K1—螺纹连接的摩擦因数,

K1=0.07~0.2平均值取K1=0.12

Z—螺栓拉杆的数量

缸法兰螺栓

缸筒与端部用法兰或拉杆连接时,螺栓或拉杆的强度计算如下:

螺纹处的拉应力:σ=4KF10-6/πd12Z(MPa)

螺纹处的剪应力:τ=K1KFd010-6/0.2d13Z(MPa)

合成应力:σn=√(σ3τ3)≈1.3σσp

缸筒与端部焊接

缸筒与端部用焊接连接时,其焊缝应力计算如下:

σ=4F10-6/π(D12-d12)ησb/n(MPa)

 

F—缸筒端部承受的最大推力(N)

D1—缸筒外径(m)

d1—螺焊缝底径(m)

η—焊接效率,取η=0.7

σb—焊条材料的抗拉强度 (MPa)

n—安全系数,参照缸筒壁的系数选取

9.活塞的设计

 

根据活塞密封装置形式来选用活塞结构形式(密封装置则按工作条件选定)通常分为整体活塞和组合活塞两类,前者是在活塞圆周上开沟槽,结构简单,但安装密封圈时容易拉伤和扭伤。组合式大多数可以多次拆装,密封件寿命长,多数密封圈与导向环联合使用,降低了成本。活塞与活塞杆的密封中设置静密封(0型环)

 

无导向环活塞:用高强度铸铁HT200~HT300或球墨铸铁QT400-10~QT400-15等。

有导向环活塞:用优质碳素钢20号、35号、45号(抗磨带公差在1mm)密封件处要加支承环有的在外径上套尼龙(PA)或聚四氟乙烯PTEE+玻璃纤维和聚三氟氯乙烯材料制成的支承环。装配式活塞外环可用锡青铜。还有用铝合金作为活塞材料。

加工要求

活塞的宽度一般为活塞外径的0.6~1.0倍,但也要根据密封件的形式、数量和安装导向环的沟槽尺寸而定。有时,可以结合中隔圈的布置确定活塞宽度;另外当油缸行程较长时,活塞的宽度也要有相当的导向长度。活塞外径的配合一般采用f9,外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm,端面与轴线的垂直长公差不大于0.04mm/100mm,外表面圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半,表面粗糙度视结构形式不同而各异,(0.8~1.6μm)。

10.活塞杆的设计

 

杆体有实心式和空心式。实心式一般情况较多。空心多在以下情况下采用:缸筒运动的液压缸,用来导通油路,大型液压缸的活(柱)塞杆为了减轻重量,为了增加活塞杆的抗弯能力,d/D比值较大或杆心需装有其它结构如位置传感器等机构的情况。

材料选择

一般用中碳钢(45号钢),调质处理,但对只承受推力的单作用活塞杆和柱塞杆,则不必进行调质处理。对活塞杆通常要求淬火,淬火深度一般为0.5~1mm,或活塞杆直径每毫米淬深0.03mm(镀铬)

材料

σbMPa

σsMPa

δs%

热处理

表面μm

材料

σbMPa

σsMPa

δs%

热处理

表面μm

35

520

310

15

调质

镀铬20~30

35CrMo

1000

850

12

调质

20~30

45

600

340

13

调质

Cr18Ni9

520

205

45

淬火

 
           

Cr17Ni2

1080

 

10

调质

 

 

加工要求

活塞杆要在缸口套中滑动一般采用H8/h7配合太紧了摩擦力大,太松了容易引起卡滞现象和单边磨损。其圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于0.01mm,为了保证活塞杆外圆的同轴度,以免活塞与缸筒、活塞杆与缸口套的卡滞现象安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm,保证活塞安装不产生歪斜活塞杆的外圆粗糙度一般为0.1~0.3μm,太光的形成不了油膜,反而不利于润滑,为了提高耐磨性和防锈性表面需进行镀铬处理0.03~0.05mm,并进行抛光或磨削加工。对于工作条件恶劣、碰撞机会较多的情况,工作表面需先高频淬火后再镀铬。用于低载荷(低速、低压)和良好的环境条件下,可不做表面处理杆上的密封槽、卡环槽、螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线的同心,特别是缓冲柱塞,最好与活塞杆做成一体,卡环槽取动配合公差螺纹取较紧的配合密封件安装入口处必须倒角,以免划伤密封件。这便于装配,密封件装配处应倒15°~30°角。

 

项目

计 算 公 式

说 明

活塞杆是液压缸传递力的重要零件,它承受拉力、压力、弯曲力和振动冲击等多种作用力,必须有足够的强度和刚度对于双作用单边活塞杆液压缸,其活塞杆直径d可根据往复运动速比ϕ(即面积比)来确定:d=D√[(ϕ-1)/ϕ]   (m)

D —缸筒内径(m)

F1—液压缸推力(N)

σp—材料许用应力(MPa)

d1—活塞杆空心直径(m)

 

如果对液压缸无速比要求,可根据液压缸的推力和拉力确定,下式初步选取:d=(1/3~1/5)D  (m)

如果活塞杆长度小于或等于10倍的缸径D,不能确定速比时,可按下式计算:实心杆d=√[4F1σp]×103   (m)

              空心杆d=√[4×10-6F1σp+d1]  (m)

活塞杆在稳定工况下,如果只受轴向推力或拉力,可以近似地用直杆承受载荷的简单强度计算公式进行计算:

σ=4F10-6/πd2σp   (MPa)

如果液压缸工作时,活塞杆所承受的弯曲力矩不可忽略时(偏心载荷)可按下式计算活塞杆的受力:

σ=[(F/Ad)+(M/W)]×10-6σ  (MPa)

对于活塞杆上有卡环槽的断面,除计算拉应力外,还要计算校核卡环对槽壁的挤压应力:

σ=4F210-6/π[d12-(d2+2C)2]≤σpp

活塞杆一般都没有螺纹、退刀槽等结构,这些部位往往是杆上和危险截面,也要进行计算危险截面处的合成应力应滿足:

σn 1.8F2/d22σp   (MPa)d2—活塞杆危险截面的直径(m)

σp—材料许用应力(MPa)对中碳钢(调质):σp=400MPa

F—活塞杆的作用力(N)

d—活塞杆直径(m)

σp—材料许用应力(MPa)无缝钢管:σp=100~110MPa

W、A1—活塞杆断面模数、面积(m3、m2)

M—活塞所承受弯曲力矩(N·m)如果活塞杆仅受轴向偏心载荷F时,则M=FYmax,Ymax为F作用线至活塞杆轴心线最大挠度处的垂直距离(m)

F2—活塞杆的拉力(N)

d1—卡环槽处外圆直径(m)

d2—卡环槽处内圆直径(m)

C—卡环挤压面倒角(m)

σpp—材料的许用挤压应力(MPa)

弯曲稳定性计算

当液压缸支承长度(即杆伸出时杆头连接处至油缸底固定处的距离)LB(10~15)d时,需要验算活塞杆弯曲稳定性:

受力F1完全在轴线上,主要按下式验证:

F1≤Fk/nk     Fk2E1I106/K2LB2    (N)

式中:E1=E/[(1+a)(1+b)]=1.8×105    (MPa)

圆截面:I=πd2/64 =0.049d4

受力F1偏心时,当推力与支承的反作用力不完全处在轴线上:

 Fk=σsAd106/[1+(8/d)e·secβ](N)  β=a√(FkLB/EI106)

一端固定,另一端自由:a=1;两端球铰:a=0.5

两端固定:a=0.25;一端固定,另一端球铰:a=0.35

实用验算法:活塞杆弯曲长度计算:L=KS  (m)

Fk—活塞杆弯曲失稳临界压缩力(N)

n—安全系数,一般取:nk=3.5~6

K—液压缸安装及导向系数:(0.5~4)

E1—实际弹性模数

a—材料组织缺陷系数,钢材取a≈1/12

b—活塞杆截面不均匀系数取b≈1/13

E—材料的弹性模数:钢材2.1×105

I—活塞杆横截面惯性矩(m4)

Ad—活塞杆截面面积(m2)

σs—杆材料的屈服极限(MPa)

S—行程(m) 

11.活塞杆的导向套(缸口套)、密封和防尘

 

导向套装在液压缸的有杆侧端盖内,用以对杆进行导向,装有密封装置保证缸筒有杆腔的密封,外侧装有防尘圈,防止杆退回时杂质、灰尘、水分带到密封装置对其损坏。导向套采用非耐磨材料时应设导向环作为杆的导向。一般有轴套式和端盖式两种。

材料选择

金属导向套一般采用摩擦系数小、耐磨性好的青铜材料制作,非金属可以用塑料(PA)、聚四氟乙烯(PTEE+玻璃纤维)或聚三氟氯乙烯材料制成。端盖式直接导向型的导向套材料用灰铸铁、球墨铸铁、氧化铸铁等(HT200~HT250、QT400)还有用钢件的(35号、45号)钢件形式一定要加导向环(抗磨带)密封环处要加支承环。

加工要求

导向套外圆与缸头内孔一般采用H8/h7配合,导向套内孔与活塞杆外圆的配合多为H9/h9。

外圆与内孔的同轴度公差不大于0.03mm,圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半。

内孔中的环形油槽要浅而宽,以保证良好的润滑。内孔加工有密封圈槽(槽宽比密封件大1mm槽底负公差0.08~0.15)外圆上有0型环密封件,宽度取整,槽底正公差0.08~0.10)在缸头处还有防尘环槽,所的槽按标准选择后定尺寸。

 

项目

计算公式

说明

导向宽度

导向套的主要尺寸是支承长度,通常按活塞杆直径、导向套的形式、导向套材料的承压能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。通常可采用两段导向段,每段宽度一般约为d/3,两段中线间距取2d/3

                                    

Fd—导向套承受的载荷(N)D、d—活塞、活塞杆外径(m)

M0—外力作用于活塞上的力矩(N·m)

F1—作用于活塞杆上的偏心载荷(N)

L—载荷作用偏心矩(m)  b—导向套宽度(m)

LG—活塞至导向套间距(m)当活塞向上推,行程末端为最不利位置时,取LG≈D+d/2

K1—安全系数,通常取1<K1≤2

Pd—支承压应力,通常取青铜Pd<8 MPa纤维增强聚四氟乙烯Pd<3 MPa

H—从活塞支承面中点到导向套滑动面中点距离(m)

D—油缸内径(m)   S—最大工作行程(m)

d—活塞杆直径(m)  B—活塞宽度(m)

为了保证H最小导向长度,过多的增加导向长度b和活塞宽度B是不合适的,较好的办法是在导向套和活塞之间装一中隔圈,中隔圈长度LT由所需的最小导向长度决定,采用扣隔圈不仅能保证H,还可以提高导向套和活塞的通用性。

受力分析

导向套的受力情况,应根据液压缸的安装方式、结构、有无负载导向装置以及负载的作用情况等不同作具体分析:

如图右所示的最简单情况,垂直安装的液压缸、无负载导向装置、受偏心轴向载荷F1时:

M0=F1L(N·m)       Fd=K1M0/LG   (N)

对于其他受力情况(如非垂直安装的液压缸,则在M0内还要考虑液压缸的重量作用),只要求出必须由导向套所承受的力矩M0后,即可利用下式求出Pd导向套受到的支承压应力为:Pd=Fd10-6/db  (MPa)

b=2/3×d  (m)

支承压应力应在导向材料允许范围内导向套总长度不应过大,特别是高速缸,以避免摩擦力过大。

最小导向长度

导向长度过短,将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大,影响液压缸的工作性能和稳定性,因此,设计必须保证缸有一定的最小导向长度,一般缸的最小导向长度应满足:H≥ S/20+D/2  (m)

导向套滑动面的长度A,当缸径小于80mm时,

取A=(0.6~1.0)D;当缸径大于80mm时,取A=(0.6~1.0)d;活塞宽度B=(0.6~1.0)D

12.活塞杆的中隔圈

在长行程液压缸内,由于安装方式及负载的导向条件,可能使活塞杆导向套受到过大的侧向力而倒致严重磨损,因此在长行程液压缸内需在活塞与活塞杆有杆侧端盖之间安装一个中隔圈(也叫限位圈),使活塞杆在全部外伸时能有足够的支承长度,活塞杆在缸内支承长度LG的最小值应满足下式:

LG≥D+d/2   (m)

中隔圈长度LT的确定:(参考)当行程长度S超过缸筒内径D的8倍时,可装一个LT=100mm的中隔圈;超过部分每增加700mm,中隔圈的长度LT即增加100mm,依此类推。当1000<S≤2500mm时,需安装中隔圈的长度如下:S=1001~1500mm,LT=50mm;S=1501~2000mm,LT=100mm;S=2001~2500mm,LT=150mm。

13.排气阀

如果排气阀设置不当或者没有设置,压力油进入液压缸后,缸内仍会存在有空气。由于空气具有压缩性的滞后扩张性,会造成液压缸和整个液压系统在工作中的颤振和爬行,影响液压缸的正常工作。这了避免这各现象的发生,除了防止空气进入液压系统外,必须在液压缸上安设排气阀,因为液压缸是液压系统的最后执行元件,会直接反映出残留空气的危害。排气阀的位置要合理,水平安装的液压缸,其位置应设在缸体两腔端部的上方,垂直安装的液压缸,应设在端盖的上方,均应与压力腔相通,以便安装后调试前排除液压缸内之空气。由于空气比油轻,总是向上浮动,不会让空气有积存的残留死角。

14.油口

油口包括油口孔和油口连接螺纹。液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上。

油口孔大多属于薄壁孔(指孔的长度与直径之比L/d≥0.5的孔)。通过薄壁孔的流量按下式计算:

Q=CA√[(2/ρ)(P1-P2)]=CA√[(2/ρ)ΔP  (m3/s)

C—流量系数,接头处大孔与小孔之比大于7时,C=0.6~0.62;小于7时,C=0.7~0.8。

A—油孔的截面积极(m2

ρ—液压油的密度(kg/m3)。

P1—油孔前腔压力(Pa)

P2—油孔后腔压力(Pa)

ΔP —油孔前后腔压力差(Pa)

C、ρ是常量,对流量影响最大的因素是油孔的面积A。根据上式可求出孔的直径,以满足流量的需要,从而保证液压缸正常工作的运动速度。

15.管路参数计算

项目

计算公式

说明

金属管内油液的流速推荐值υ

1.吸油管路取:υ≤0.5~2     5.泄油管路取:υ≤1(m/s)

2.压力管路取:υ≤2.5~6(m/s)

3.短管路及局部收缩处取:υ≤5~10(m/s)

4.回流管路取:υ≤1.5~3(m/s)

1.一般1m/s以下

2.压力高或管路较短时取大值,压力低或管路较长时取小值,油液粘度大时取小值

管子内径d

d≥4.61√(Q/υ)  (mm)

Q—液体流量(L/min)

υ—按推荐值选用。

管子壁厚δ

δ≥Pd/(2σp)  (mm)

钢管:σp=σb/n   铜管:σp≤25MPa

P—工作压力(MPa)

σσb—许用应力 抗拉强度 (MPa)

n—安全系数,当P小于7MPa时,n=8;当P≤17.5MPa时,n=6;当P大于17.5MPa时,n=4

管子弯曲半径

钢管的弯曲半径应尽可能大,其最小弯曲半径一般取3倍的管子外径。

16.钢管公称直径、外径、壁厚、联接螺纹和推荐流量表

公称通径

钢管外径

mm

接头螺纹

mm

公称压力(MPa)

推荐流量

按5m/s流速

L·min-1

≤2.5

≤8

≤16

≤25

≤31.5

mm

in

管子壁厚(mm)

3

 

6

 

1

1

1

1

1.4

0.63

4

 

8

 

1

1

1

1.4

1.4

2.5

5/6

1/8

10

M10×1

1

1

1

1.6

1.6

6.3

8

1/4

14

M14×1.5

1

1

1.6

2

2

25

10/12

3/8

18

M18×1.5

1

1.6

1.6

2

2.5

40

15

½

22

M22×1.5

1.6

1.6

2

2.5

3

63

20

¾

28

M27×2

1.6

2

2.5

3.5

4

100

25

1

34

M33×2

2

2

3

4.5

5

160

32

1¼

42

M42×2

2

2.5

4

5

6

250

40

1½

50

M48×2

2.5

3

4.5

5.5

7

400

50

2

63

M60×2

3

3.5

5

6.5

8.5

630

65

2½

75

 

3.5

4

6

8

10

1000

80

3

90

 

4

5

7

10

12

1250

100

4

120

 

5

6

8.5

   

2500

17.软管参数的选择及使用注意事项

项目

计算公式

说明

软管内径

根据软管内径与流量、流速的关系按下式计算:A=1/6·(Q/υ)       Q—管内流量(L/min)

A—软管的通流截面积(㎝2)

υ—管内流速,通常软管允许流速υ≤6m/s

软管的尺寸规格

根据工作压力和上式求得管子内径,选择软管尺寸规格高压软管的工作压力对不经常使用的情况可提高20%,对于使用小频繁经常弯扭者要降低40%

软管的弯曲半径

1.不宜过小,一般不应小于规定值2.软管与管接头的联接处应留有一段不小于管外径两倍的直线段。

软管的长度

应该考虑软管在通入压力油后,长度方向将发生收缩变形,一般收缩量为管长的3%~4%,因此在选择管长及软管安装时应避免软管处于拉紧状态

软管的安装

应符合有关标准规定(软管敷设规范JB/ZQ4398)。

18.油箱的设计要点

油箱必须有足够大的容量,以保证系统工作时能够保持一定的液位高度;为满足散热需求,对于管路比较长的系统,还应该考虑停车维修时能容纳油液自由流回油箱的容量;在油箱容积不能增大而又不能满足散热要求时,需在设冷却装置。设置过滤器,油箱的回路口一般都设置系统所要求的过滤精度的回油过滤器,油箱的排油口(泵的吸口)也应该装有过滤器,一般为60以下。设置油箱主要油口,油箱的排油口和回油口尽量相隔远一点,管口都应该插入到油面之下,防止产生气泡,管口制成45度斜角,增大吸油和出油和截面。管口应该面向箱壁。吸油管离箱底距离H≥2D(D为管子外径),距离箱边不小于3D,回油管离箱底距离h≥3D。

设置隔板将吸油和回油隔开,使油液的流动循环,油液中的气泡和杂质分离和沉淀。可在隔板上安装滤网。在开式油箱上的通气孔上必须配置空气滤清器。也作加油口用。放油孔要设置在油箱的最低位置,便于清洗。当液压泵和电动机安装在油箱盖板上时,必须设置安装板。安装板在油箱盖上通过螺栓加以固定。这了能观察向油箱注油的液位上升情况,必须设置液位计。油箱底面能地面150mm以上,以便于搬移放油和散热。油箱上平面部应该低于整个平面,防止油液泄漏后流到地面。

油箱的内壁应该进行抛丸或喷砂处理,以清理焊渣和铁锈。待清理干净后,按不同工作介质进行处理或者涂层。对于矿物油常采用磷化处理。对于高水基或水、乙二醇等介质,则采用与介质相容的涂料进行涂刷,以防油漆剥落污染油液。

油箱的有效容积一般为泵每分钟流量的3~7倍,对于行走机械,冷却效果较好的设备,容量可以选择小些。对于固定设备,冶金机械油箱容量通常取为每分钟流量的7~10倍。锻压机械油箱容量通常取为每分钟流量的6~12倍。油的温度一般推荐30~500C,最高不超过65℃,最低不低于15℃

粗略计算油箱的容积:一般为各个油缸最大行程容积总和的(6~10)倍。

粗略计算充液箱的容积:一般为安装其油缸最大行程容积的(3~5)倍。

粗略计算O型环槽的尺寸:槽宽:线径+线径×0.12。

槽深:线径×线径×0.19。

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