1 (b) 图 3-1 双杆活塞缸 (a) 第三章 液压缸 本章重点 : 1. 单杆液压缸的速度和推力的计算 2. 差动液压缸的工作特点及速度和推力的计算 3. 液压缸的结构形式 本章难点 : 1. 差动液压缸的工作特点及速度和推力的计算 2. 液压缸的结构设计 第一节 液压缸的基本类型和特点 液压缸是液压传动系统中的又一类执行元件， 是用来实现工作机构直线往复运动或小于 360 o 摆动运 动的能量转换装置。其结构形式有活塞缸、柱塞缸、摆动缸三大类。液压缸结构简单、工作可靠、在液 压系统中得到广泛的应用。 一、 活塞式液压缸 1. 双杆液压缸 双杆液压缸是活塞两端都带有活塞杆的液压缸， 如图 3— 1 所示。它有两种不同的安装形式，图 3-1（ a）所示为缸体固定 形式；图（ b）所示为活塞杆固定形式。前者工作台移动范围约 等于活塞有效行程 l 的三倍，常用于中小型设备。后者工作台 的移动范围只约等于液压缸行程 l 的两倍,常用于大型设备。 由于双杆液压缸两端的活塞杆直径通常是相等的，因此左 右两腔有效面积也相等。当分别向左、右两腔输入压力和流量 相同的油液时，液压缸左、右两个方向的推力和速度相等，其 计算式如下 液压缸活塞的实际推力 F=A（ p 1 － p 2 ） η m (3-1) = 4 π （ D 2 － d 2 ） （ p 1 － p 2 ） η m 液压缸活塞的运动速度 =υ )( 4 22 dD q V ?π η (3-2) 式中 A——液压缸的有效面积； η m 、 η V ——液压缸的机械、容积效率； D、 d——活塞、活塞杆的直径； q —— 输入液压缸的流量； p 1 、 p 2 ——进油腔、回油腔的压力。 2 2. 单杆液压缸 如图 3-2 所示，活塞只有一端带活塞杆，它也有缸体固定和活塞杆固定两种形式，但它们的工作台 移动范围都约是活塞有效行程的两倍。 单杆液压缸由于活塞两端有效面积不等，因此当进油腔和回油腔的压力分别为 p 1 、 p 2 ，输入左、 右两腔的流量皆为 q 时 ,左右两个方向的推力和速度是不同的，其计算如下 F 1 =（ p 1 A 1 － p 2 A 2 ） η m (3-3) = 4 π [D 2 p 1 －（ D 2 － d 2 ） p 2 ]η m F 2 =(p 1 A 2 － p 2 A 1 )η m (3-4) = 4 π [（ D 2 － d 2 ） p 1 － D 2 p 2 ]η m υ 1 = V D q η π 2 4 (3-5) υ 2 = )( 4 22 dD q ?π η V (3-6) 式中 F 1 、 F 2 —— 压力油分别进入无杆腔、有杆腔时活塞的实际推力； A 1 、 A 2 —— 无杆腔、有杆腔的有效面积； υ 1 、 υ 2 ——压力油分别输入无杆腔、有杆腔时活塞的速度 ; η m 、 η V ——液压缸的机械、容积效率。 υ 1 与 υ 2 之比称为速度比 λ υ ，即 λ υ = 1 2 υ υ = 2 )(1 1 D d ? (3-7) 上式说明：活塞杆直径越小， λ υ 越接近 1，活塞两个方向运动速度的差值也就越小。 如果向单杆液压缸的左右两腔同时通压力油，如图 3— 2（ c）所示，即成为差动连接，作差动连接 (a) (b) (c) 图 3-2 单杆活塞缸 A 1 A 2 A 1 A 2 A 2 A 1 3 图 3-3 柱塞式液压缸 的单杆液压缸称为差动液压缸。差动缸活塞实际推力 F 3 和运动速度 υ 3 的计算公式如下 F 3 =p 1 （ A 1 － A 2 ） η m (3-8) = 4 π [D 2 —（ D 2 － d 2 ） ]p 1 η m = m pd η π 1 2 4 υ 3 = 4 2 D qq π ′+ η V = () 4 4 2 3 22 D dDq π υ π ?+ η V 整理后得 υ 3 = 2 4 d q π η V (3-9) 由式（3-8） 、 （3-9）可知，差动连接时,液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大， 这种连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力滑台和其它机械设备的快速运动中。 如果要求差动缸活塞向右运动（差动连接）的速度与向左运动（非差动连接）的速度相等，即使得 υ 2 =υ 3 ，则有 )( 4 22 dD q ?π η V = 2 4 d q π η V 这时活塞直径 D 和活塞杆直径 d 存在着如下关系 D= 2 d 二、 柱塞式液压缸 柱塞式液压缸是一种单作用液压缸，其工作原理如 图 3-3（ a）所示，柱塞与运动部件连接，缸筒固定在机 体上。当压力油进入缸筒时推动柱塞带动运动部件向右 运动，但反向退回时必须靠其它外力或自重驱动。若需 要实现双向运动，则必须成对使用，如图 3-3（ b）所示。 当输入液压缸的流量为 q，压力为 p 时，柱塞上所产生 的实际推力 F 和速度 υ 为 F= pAη m =p 4 π d 2 η m (3-10) υ= A q η V = 2 4 d q π η V (3-11) 式中 d——柱塞的直径。 三、 摆动液压缸 摆动缸也称摆动液压马达，主要用来驱动作间歇回转运动的工作机构，常用于工夹具夹紧装置、送 料装置、转位装置以及需要周期性进给的系统中。 摆动缸分为单叶片式和双叶片式两种，图 3-4（ a）中为单叶片式摆动缸，其摆动角度一般小于 300 o ； 图 3-4（ b）为双叶片式摆动缸，其摆动角度小于 150 o 。双叶片式摆动缸与单叶片式相比， 摆动角度小， 4 但在同样大小的结构尺寸下转矩增大一倍，且具有径向压力平衡的优点。 单叶片式摆动缸输出的转矩 T 和角速度 ω 为 T= 2 b （ R 2 2 － R 1 2 ） (p 1 － p 2 )η m (3-12) ω = )( 2 2 1 2 2 RRb q V ? η (3-13) 式中 b——叶片宽度； η m 、 η V ——单叶片摆动缸的机械、容积效率。 第二节 液压缸的典型结构和组成 一、 液压缸的典型结构举例 图 3— 5 所示为单杆活塞缸的结构。由图可见，缸体和前后两个缸盖是可分开的，这便于加工缸体 的内孔。活塞、活塞杆和导套上都装有密封圈，因而液压缸被分隔为两个互不相通的油腔。当活塞腔通 入高压油而活塞杆腔回油时，可实现工作行程，当从相反方向进油和排油时，则实现回程。所以它是双 作用液压缸。此外，在缸的两端还装有缓冲装置，当活塞高速运动时，能保证在行程终点上准确定位并 防止冲击。当活塞退回左端时，活塞头部的缓冲柱塞插入头侧端盖 1 的孔内，活塞腔的油必须经过节流 阀 13 才能排出，所以在活塞腔形成了回油阻力，使活塞得到缓冲。调整节流阀 13 的开口，可以得到合 适的回油阻力。单向阀 14 可使活塞在左端终点位置上开始伸出时，油流不受节流阀的影响。当活塞运动 到右端终点位置时，活塞杆上的加粗部分插入杆侧端盖 8 的孔中，使油从节流阀中排出，缓冲原理与前 相同。 11 是活塞杆的导向套，它对活塞杆起导向和支承作用，为了便于磨损后进行更换，设计为可拆卸 结构。 二、 液压缸的组成 从上面的例子中可以看到，液压缸的结构基本上可以分为 图 3-4 摆动缸 图 3-5 单杆活塞缸结构 1—头侧端盖 2—活塞密封圈 3—活塞头 4—活塞杆 5—缸体 6—拉杆 7—活塞杆密封圈 8—杆侧端盖 9—防尘圈 10—泄油口 11—导向套 12—固定密封圈 13—节流阀 14—单向阀 5 1. 缸体组件 2. 活塞组件 3. 密封装置 (1)间隙密封 (2)活塞环密封 (3)密封圈密封 4. 缓冲装置 5. 排气装置 第三节 液压缸的设计 一、 设计的依据及注意事项 液压缸的设计是整个液压系统设计的重要内容之一，对不同的设备具有不同的用途和要求，因此在 设计之前，应作好充分调查研究，收集必要的原始资料，主要有： (1)设备的用途和工作条件； (2)工作机构的结构特点、负载情况、速度要求、行程大小和动作要求； (3)液压系统所选定的工作压力； (4)材料、配件和加工工艺的现实状况； (5)有关国家标准和技术规范等。 设计液压缸的结构时应注意下列几个问题： (1)在保证设计要求的前提下，尽量使结构简单紧凑、尺寸小、采用标准形式和标准件，使设计、制 造容易，装配、调整、维护方便。 (2)尽量使活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的纵向稳定性。 (3)在确定与设备的固定形式时，必须考虑缸体受热后的伸长问题，为此，缸体只应在一端固定，而 让另一端能自由伸缩。 二、 设计的步骤 (1)选择缸的类型和各部分的结构形式； (2)确定基本参数，主要有工作压力、缸筒内径及活塞杆直径等； (3)结构计算和验算，包括缸筒壁厚、外径和端盖厚度的强度计算，活塞杆强度和稳定性验算以及各 部分连接结构的强度计算； (4)导向、密封、缓冲、排气及防尘装置的设计； (5)整理设计计算说明书，绘制装配图和零件图。 三、 基本参数的确定 1. 工作压力 2. 缸筒内径、活塞杆直径的确定 6 四、 强度验算 1. 缸筒壁厚的校核 当 δ /D≤ 0.25（即缸筒外径与内径之比≤ 1.5）时，可按薄壁圆筒的中径公式计算 δ ≥ max max ][2 p Dp ?σ （ 3-14） 当 δ /D>0.25 时，对脆性材料（如淬硬中碳钢） ，可按第二强度理论进行计算 δ ≥ [] [] )1 3.1 4.0 ( 2 max max ? ? + p p D σ σ （ 3-15） [σ ]= b b n σ 对塑性材料（如低碳钢，非淬硬中碳钢） ，可按第四强度理论进行计算 δ ≥ ( [] [] )1 3 2 max ? ? p D σ σ （ 3-16） [σ ]= s s n σ 式中 δ ——缸筒厚度； D——缸体内径； p max ——液压缸瞬间所能承受的最高压力， p max =1.5p n ; p n ——液压缸的额定工作压力； [σ ]——缸筒材料的许用应力； b σ ——材料的强度极限； b n ——缸筒强度安全系数，为 3.5～ 5； s σ ——缸筒材料的屈服极限； s n ——缸筒屈服安全系数，为 2～ 3.5。 因缸筒材料多数选用无缝钢管，外径不需精加工，计算出壁厚以后，缸筒外径应圆整成无缝钢管的 标准外径。 2. 活塞杆强度校核 活塞杆主要承受拉、压力，其校核公式为 d≥ s s Fn πσ 2 （ 3-17） 7 式中 d——活塞杆直径； F——液压缸的最大推力（或拉力） 。 若活塞杆的长径比 d l ＞ 10，受到轴向压力超过某一临界值（该值与活塞杆材料的性质、截面形状、 直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关）时，会失去稳定性，因此要对细长的活塞杆进行校核。 液压缸联接螺栓的强度校核 当缸体与缸盖用螺栓联接时，螺栓同时承受拉应力和扭应力，计算时可将螺栓所受外力加大 30﹪来 考虑，即合成应力 ∑ σ =1.3σ 。然后按材料力学公式进行校核。