液压机CAD设计原理图-液压机CAD设计-液压机CAD原理图-液压机设计原理图
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液压机CAD设计原理图
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&液压机CAD设计原理图/国内外学者采用参数化、变量化以及自动装配等技术对通用零部件和行业产品典型结构件的设计知识表达及固化等进行了研究，实现了设计师的快速研发。首先以公理化设计理论中的独立性公理为基础，对产品研发过程进行改进，以减少设计的耦合与迭代。然后基于公理化理论，对液压机产品参数化快速设计系统的开发进行规划，中间各个功能模块则基于参数化技术和自动装配技术。
首先分析了基于公理化的产品设计及产品改进设计过程，建立了基于公理化的产品设计系统软件开发流程和功能模块结构。进而针对液压机参数化软件系统的构造，分析了液压机参数化软件系统的功能模块结构，采用面向对象软件系统的公理化设计方法，开发了基于SolidWorks 的液压机参数化设计系统各个模块。通过某企业的应用表明，该系统能大大地缩短产品设计周期，提高产品设计质量，避免了设计师的设计迭代。该系统的构建以公理化设计理论为指导，融合了基于三维CAD 平台的知识驱动等技术，为液压机产品的快速设计奠定了基础。在后期的工作中，准备针对液压缸的动力学仿真继续做深入的工作，构建出面向液压机的多视图虚拟样机。
多年以来上海子鹰液压设备有限公司随着产品的发展及市场的需要，采用先进的生产技术和科学的管理方法，以团结奋进，开拓创新的精神，愿为广大用户提供一流的产品和满意的服务。欢迎国内外用户前来洽谈，上海子鹰液压设备有限公司将竭诚为您服务。
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Damper merits of a direct impact on vehicle performance. Therefore, the design and production of high quality shock absorber is to improve the technical performance of the important vehicles. However, the design and production of high-quality performance shock absorbers need to complete and modern equipment to do experiments and testing guarantee. Hydraulic vibration test stand is one of the most important one. In this thesis, the latest technology and advanced hydraulic test bench technology, focusing on the structural design of hydraulic cylinder, shock absorber test unit according to the vehicle requirements and the application of the theory of hydraulic transmission, hydraulic vibration device for the hydraulic characteristics of the system, calculate and select the necessary key components, while the corresponding hydraulic cylinder design the structure of the final design can be realized sine, random vibration test and meet the relevant technical requirements of the more reliable hydraulic cylinder system. Keywords：Hydraulic Vibrator Hydraulic cylinder Designii浙江科技学院毕业设计（论文）目录中文摘要 ............................................................. i 英文摘要 ............................................................ ii 目录 ............................................................... iii 第一章 绪论 ...................................................... 11.1 研究背景 ................................................... 1 1.2 研究目的与系统描述 ......................................... 1 1.3 1.4 第二章 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 第三章 3.1 3.2 3.3 3.4 第四章 4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 电液式激振器 ............................................... 2 电液式激振器的优点 ......................................... 3 试验台方案设计 ............................................ 4 激振形式的选择 ............................................. 4 试验台测试原理 ............................................. 5 试验台方案设计 ............................................. 5 试验台主机结构 ............................................. 6 液压缸的种类选择 ........................................... 7 液压缸的主要部件设计 ..................................... 10 工作压力的确定 ........................................... 10 缸筒设计 ................................................. 10 活塞设计 ................................................. 14 活塞杆设计 ............................................... 15 液压油缸其他部件设计 ..................................... 19 法兰设计 ................................................. 19 力变送器接头设计 ......................................... 20 导向座设计 ............................................... 20 位移传感器座设计 ......................................... 22 透盖设计 ................................................. 22iii浙江科技学院毕业设计（论文）第五章总结 ..................................................... 24致谢 ................................................................ 25 参考文献 ............................................................ 26iv浙江科技学院毕业设计（论文）第一章1.1 研究背景绪论当今社会，汽车已成为人们生活生产中不可或缺的重要组成部分。近几年，在我国汽 车工业也迎来了井喷式的快速发展期。根据汽车工业协会有关资料，以今年4月份为例： 全国乘用车市场继续保持较好的增长态势，销售环比虽有所回落，但同比仍高速增长；前 四个月，乘用车销售达到463万辆，已超2009年上半年的销量，同比增长64%。 4月，乘用车共销售111.09万辆，环比下降12.18%，同比增长33.21%。基本型乘用车 （轿车）销售75.98万辆，同比增长27.88%；多功能乘用车（MPV）销售3.85万辆，环比增 长0.69%，同比增长97.85%；运动型多用途乘用车（SUV）销售10.40万辆，与上月持平， 同比增长1.1倍； 交叉型乘用车销售20.86万辆， 同比增长21.55%。 1-4月， 乘用车销售463.48 万辆，同比增长63.64%。由这组数据可知汽车工业的重要性。 减振器是车辆悬挂系统中主要的阻尼元件，它能缓和车辆的振动，提高乘坐舒适性， 降低车体给各部分的动应力，提高整车寿命和安全性。减振器性能的优劣直接影响到车辆 的性能。因此，设计生产高质量的减振器是提高车辆技术性能的重要内容。然而，设计生 产高质量的减振器需要性能完善、先进的实验与测试设备做保证。液压激振试验台就是其 中最重要的一种。 在上世纪八十年代，使用较多的机械式试验台是J85试验台，它通过曲柄连杆机构驱 动减振器做近似的简谐振动。通过弹性扭杆测力和振幅，并依靠人工处理数据。由于它只 能够得到一定振动速度下的示功图，并且效率低，数据的准确性差，只能够垂向减振器试 验，不能够完成横向以及抗蛇行减振器检测，现在基本上已经淘汰不用。取而代之就是液 压式激振试验台。1.2研究目的与系统描述为了适应当前汽车工业的飞速发展，汽车用新技术层出不穷，但是，新技术总是会存在一些缺陷和不足，出于安全等因素的考虑，一项新技术的真正投入使用，需要经过各种 评测与实验。而减振器关系到汽车的舒适、安全性能，不断出现技术更新，这就要求减振 器的检测――激振试验台不断技术革新，采用其他更为先进的激振测试技术，设计试验装 置，测试新型产品的性能，检验以及修正设计结果。液压缸作为激振器的核心部件，显得1浙江科技学院毕业设计（论文）尤为重要。本论文就以此为背景进行激振器用液压缸的设计。 常用的激振器有电动式、电磁式和电液式等几种，此外还有用于小型、薄壁结构的压 电激振器、高频激振的磁致伸缩激振器和高声强激振器等。电液激振台一般由作动器、伺 服阀、液压源、作动器控制装置和油源控制及测量仪表等五部分组成。作动器由液压缸、 台面和位移传感器等组成；伺服阀是将微小电信号转换为大功率液压作动的核心部件；液 压源通常由驱动电机、液压泵、溢流阀、过滤器、蓄能器及其它液压阀等组成，向作动器 提供流体动力；控制装置根据台面位移传感器的反馈信号及信号源计算对伺服阀的控制电 流。1.3 电液式激振器在激振大型设备时，为得到较大的响应，此时则需要很大的激振力，这时可采用电液 式激振器。其结构原理如图1-1所示。1-顶杆 2-伺服阀 3-活塞 图1-1 电液式激振器信号发生器的信号经过放大后，经由电动激振器，操纵阀和功率阀所组成的电液伺服 阀2，控制油路使活塞3作往复运动，并以顶杆1去激励被激对象。活塞端部输入一定油压 的油，形成静压力p，对被激对象施加预载荷。用力传感器测量交变激励力p1和静压力p。 电液式激振器激振力大，行程亦大，单位力的体积小。但由于油液的可压缩性和调2浙江科技学院毕业设计（论文）整流动压力油的摩擦，使电液式激 振器的高频特性变差，一般只适用于较低的频率范围， 通常为零点几赫兹到数百赫兹，其波形也比电动式激振器差。此外，它的结构复杂，制造 精度要求也高，并需一套液压系统，成本较高。1.4 电液式激振器的优点与电动式激振、电液激振和电磁激振相比，液压激振不但可以实现无级调频和调幅， 而且使传动系统大大简化，操作简便、省力且成本也较低。 目前工业生产中使用的液压激振器一般是由振动液压缸、液控换向阀和弹性元件等组 成， 通常采用液压系统保证振动频率稳定且使之可调。 激振器液压缸为双出杆差动液压缸， 活塞杆的一端连结在弹性元件上，另一端则作为输出振动元件。而激波式液压激振器是基 于激波原理而研制的新型液压元件，它由壳体、激波器、液压缸及其拖动装置组成，采用 激波器控制双作用液压缸产生振动，可以实现振幅、频率无级可调。因此，调整这种激振 器的输出振幅和振动频率，即可满足多种工作点的振动机械的要求，做到一机多能。另外， 激波式液压激振器输出响应速度快，在带负载起动和停止时，不存在振动频率越过共振区 的问题，使机器能平稳起动和停车。采用激波器控制差动液压缸活塞的位移(振幅)是通过 激波器以全流量供液状态下产生的，因此，节流损失极少，工作效率高。3浙江科技学院毕业设计（论文）第二章2.1 激振形式的选择试验台设计方案激振试验台发展到现在，激振器大致可以分为以下几类：表 2-1 激振台种类及性能特点 类型 主要原理和结构特点 利用凸轮、 曲柄连杆、 偏心质量等方式推动台 机械式 面； 或改变支撑台面弹簧刚度使工作台面在不 同频率下共振 由恒定磁场和仅次于磁场中能有一定交变电 电动式 流的线圈相互作用产生交变激振力 低频，价格高，有漏磁 结构简单， 价格便宜， 但缺少 甚低频， 波形差， 激振力不易 电磁式 由电磁铁和磁性材料相作用产生激振力 控制， 可用于旋转机械轴类激 振，振动试验中较少使用 可达高工作频率， 同样缺少甚 压电式 磁致伸缩式 电液式 弦振动或随机振动 等振动，激振力大 由压电元件的压电效应产生激振动力 低频，且激振力小 由磁致伸缩效应产生激振力 使用电流伺服阀作为电控信号产生周期性正 用于超声波激振 有甚低频， 适用于正弦、 随机 主要性能特点 适用于正弦振动试验， 价格低 廉， 工作可靠， 但缺少甚低频， 波形失真大 激振力大， 波形好， 但缺少甚各激振台的主要性能特点如表 2-1 所示，常用的工作频率范围如表 2-2 所示。表 2-2 不同激振台常用的工作频率范围类型 机械式 电动式 电磁式 压电式 磁致伸缩式可能的工作频率范围 1~300Hz 5~10，000Hz 20~2000Hz 20~50，000Hz 可达几十千赫兹4浙江科技学院毕业设计（论文）电液式甚低频~500Hz从表2-1和表2-2中可以看出仅电液式有甚低频，推力大，并且可以产生各种形式的激 振力。实际上，电液激振台在振动试验设备中占有重要的地位。电液激振台可获得大位移 量的振动，低频时最大振幅可达2.5m；频率可以很低，接近零频，激振力最大可达107N； 并且台面无磁场干扰（很适于基于磁流变技术的悬挂系统） ；特别适于大负荷、大激振力、 频宽适中的场合，尤其是适于车辆悬挂系统真实工况的模拟，所以本次毕业设计以电液式 激振器为主题，进行液压缸的设计计算。 电液激振台一般由作动器、伺服阀、液压源、作动器控制装置和油源控制及测量仪表 等五部分组成。作动器由液压缸、台面和位移传感器等组成；伺服阀是将微小电信号转换 为大功率液压作动的核心部件；液压源通常由驱动电机、液压泵、溢流阀、过滤器、蓄能 器及其它液压阀等组成，向作动器提供流体动力；控制装置根据台面位移传感器的反馈信 号及信号源计算对伺服阀的控制电流。2.2试验台测试原理试验台主要用于减振器特性(示功特性、速度特性等)的试验。为此需要模拟减振器的实车工况，为减振器试验提供各种激振。如筒谐波、方波、三角渡、随机路面谱等。试验 台采用如下测控方案：采用微机作为主测控机，通过数据采集卡对试验系统进行测控。试 验台动作指令由主测控机发出，通过D/A接口进入伺服控制器进行信号放大和PID调节，然 后输出电流信号，驱动电液伺服阀；电液伺服阀根据信号，使液压缸按要求的方向和速度 运动；液压缸在运动的同时带动减振器运动，并分别通过位移传感器测量位移、力传感器 测量阻尼力。检测的位移信号和力信号通过适当调理分别进入数据采集卡的两路A／D中， 然后计算机通过数据处理得到要求的减振器特性曲线。本测控方案采用位置反馈控制，因 此位移信号还同时送到伺服控制器中。2.3试验台方案设计本试验台采用伺服阀控制液压缸往复运动，直接形成激振波形。试验台测试系统原理如图2-1所示。5浙江科技学院毕业设计（论文）图2-1 测试系统原理图2.4试验台主机结构试验台主机结构如图2-2所示：图 2-2 减振器测试台示意图 1 ― 底架 2 ― 旋转机构 3 ― 夹紧块 4 ― 上活动台 5 ― 立柱 6 ― 上固定台 7 ― 调节丝杆 8 ― 力传感器（YZ101C/2T） 9 ― 减振器 10 ― 下活动台 11 ― 下固定台 12 ― 伺服缸 13 ― 位移传感器（IC-F-300-E-M）6浙江科技学院毕业设计（论文）2.5 液压缸的种类选择表 2-3 常见液压缸类型及种类分类 名称 图形 说明单作用 活 塞 式 液 压 缸 杆 双作用 单活塞单向作用，依靠弹簧使 活塞复位活塞双向作用，左、右移动速 度不等，差动连接时，可提高 运动速度双杆活塞左、右运动速度相等+柱 塞 式 液 压 缸 摆 动 式 液 压 单叶片 输出转轴摆动角度小于 300?单柱塞柱塞单向作用， 依靠外力使柱 塞运动双柱塞双柱塞双向作用7浙江科技学院毕业设计（论文）缸分类 摆 动 式 液 压 缸名称图形说明输出转轴摆动角度小于 150 双叶片?当液压缸直径受到限制而长 增力液压缸 度不受限制时， 可获得大的推 力其 他 液 压 缸 伸缩式液压缸 增压液压缸由两种不同直径的液压缸组 成，可提高 B 腔中的液压力由两层或多层液压组成组成， 可增加活塞行程活塞 A 有三个确定的位置 多位液压缸 活塞齿条带动小齿轮， 使它产 齿条液压缸 生旋转运动8浙江科技学院毕业设计（论文）根据主要内容与基本要求： 1 最大激振力 23kN 2 激振频率范围0.1~18Hz 3 行程范围 +/-100mm 4 最大速度 1m/s 5 可实现正弦、随机振动等试验 根据设计要求，因为行程范围在+/-100mm，而柱塞式液压缸是一种单作用式液压缸， 靠液压力只能实现一个方向的运动，柱塞回程要靠其它外力或柱塞的自重，无法满足设计 要求， 其余几种同样无法满足设计要求或结构过于复杂， 故选定用液压缸为活塞式液压缸。 而活塞式液压缸分为单杆与双杆，设计要求满足正弦、随机振动，故选择单杆双作用活塞 式液压缸.如图2-3所示图 2-3 液压缸示意图9浙江科技学院毕业设计（论文）第三章液压缸的主要部件设计液压缸的主要尺寸参数包括液压缸的内径d、外径D、壁厚 ? 、缸的长度L、活塞杆直径dl 。主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述几项参数。3.1 液压缸工作压力的确定液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按 负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。设计 时，液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表3-1、表3-2来确定。表 3-1 各类液压设备常用的工作压力(单位：MPa)设备类型 一般机床 一般冶金设备 农业机械、小型工程机械 液压机、重型机械、轧 机压下、起重运输机械 工作压力 (MPa) 1～6.3 6.3～16 10～16 20～32表 3-2 公称压力和内径参考表初定液压缸工作压力为 25Mpa。3.2 缸筒设计液压缸行程L选为250mm，因设计要求是200mm。若负载特性较明确，则按最大功率传 输条件 （pL≤2/3ps） 可确定活塞最小理论有效面积为0.92 ? 10-3m2， ， 则活塞杆直径为42mm， 考虑到功率损失，并依据液压手册选缸内径为D=63mm，活塞杆直径 dl =50mm，则实际最大 有效面积为Ap=1.30 ? 10 m2。活塞最大速度为1m/s。 则确定液压缸行程为300mm，设计该液压缸为等速等行程的双活塞杆液压缸，缸筒内 径D=63mm，活塞杆直径 dl =50mm，最大激振力23KN，额定压力P=25Mpa，属于高压油缸。 缸筒结构、材料选择及性能要求 根据设计要求，该液压缸的激振频率范围为0.1~18HZ，需要承受较大的冲击负荷，属10?3浙江科技学院毕业设计（论文）于中型缸。故缸筒结构选用法兰连接。 一般要求材料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、用途选用35号钢，机械预加工后再调质处理。 要求：1有足够的强度，能长期承受最高工作压力及长期动态试验压力而不致产生永 久变形。2内表面在活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公 差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。3缸筒还要求有良好的可焊性，以 便在焊接上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。 液压缸壁厚的确定 当液压缸壁厚 ? 大于缸径 D 的 1 10 倍时即 ? & D 10 时,按壁厚公式计算?? （D 2[? ] ? 0.4 p ?1 ） [? ] ? 1.3 p(3-1)当液压缸壁厚 ? 小于缸径 D 的 1 10 倍时,按薄壁筒公式计算??pD 2[? ](3-2)式中 p ――液压缸最大工作压力（MPa） [ ? ]――许用应力（MPa） ? ]= ? b n ，其中， ? b 为材料强度极限， n 为安全系数， ，[ 通常限 n =3.5～5。? ――缸筒壁厚（mm）,35 号钢的强度极限 ? b =540MPa，对于液压激振器而言，属于高压工况，故取 n =5，对应的[ ? ]= 540 / 5 =108MPa。 由于课题所设计的是双活塞杆液压缸，故最大压力为系统压力 p =25MPa，应用公式 （6.10） ，可算得壁厚约为 8.5mm，综合考虑后取壁厚 ? =10mm。缸筒外径 D1 =83mm验算： 对最终采用的缸筒壁厚应进行以下的验算 额定压力 PN 应低于一定极限值，以保证工作安全PN ? 0.35或? s D1 2 ? D 2D12??( MPa )(3-3)11浙江科技学院毕业设计（论文）PN ? 0.5? s D1 2 ? D 23D1 ? D 44??( MPa )(3-4)同时额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生， 即PN ? ?0.35 ? 0.42?PrL ( MPa )此外，尚需验算缸筒径向变形△D 应处在允许范围内?D ? DPr E ? D1 2 ? D 2 ? ? 2 ? v? ( m ) ? D ? D2 ? ? 1 ?(3-5)(3-6)变形量△D 不应超过密封圈允许范围 最后，还应验算缸筒的爆裂压力 PEPE ? 2.3? b lg D1 ( MPa ) D(3-7)也可用费帕尔(FAUPEL)公式PE ? 2.65? b (2 ??b D ) lg 1 ( MPa ) ? D(3-8)计算的 PE 值应远超过耐压试验压力 Pr，即 PE＞＞Pr? s ― 缸筒材料屈服点，MPaPrL ― 缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa，PrL≤ 2.3? s lg Pr ― 缸筒耐压试验压力，MPa E ― 缸筒材料弹性模量，MPa v ― 缸筒材料泊松比，钢材 v=0.3 额定压力 PN=25MPa≤ 0.35 完全塑性变形压力PrL ? 2.3? s lg D1 =2.3×320×lg1.317=88MPa DD1 D? s D1 2 ? D 2D12?? ? 0.35 ? 320 ? ?832 2? 63 263? =82.4MPaPN≤( 10.35~0.42 )PrL≤0.35×88=30.8MPa12浙江科技学院毕业设计（论文）此外缸筒径向变形 取试验压力为 Pr=25MPa?D ? DPr E ? D1 2 ? D 2 ? 63? 30 ? 832 ? 632 ? ? 2 ? ? ? v? ? ? D ? D2 ? 206000? ? 832 ? 632 ? 0.3 ? =0.0369mm ? ? ? 1 ?爆裂压力 PE= 2.3? b lgD1 =2.3×540×lg1.317=148.5 Mpa＞＞Pr D验算可知该缸筒壁厚满足强度要求 缸筒连接方式及强度计算 根据强度及各连接方式的优缺点，综合考虑初定选用法兰连接方式，以螺栓绞合。 螺栓的强度计算如下： 螺纹处的拉应力??螺纹处的切应力KF ? 10?6 ( MPa ) ? 2 d1 z 4(3-9)??合成应力K1 KFd0 0.2d1 z3? 10?6 ( MPa )(3-10)? n ? ? 2 ? 3? 2 ? 1.3? ? ? pF ― 缸筒端部承受的最大推力，N d1 ― 螺纹底径，m K ― 拧紧螺纹的系数，不变载荷取 K=1.25~1.5，变载荷取 K=2.5~4 K1 ― 螺纹连接的摩擦因数，K1=0.07~0.2，平均取 K1=0.12 z ― 螺栓的数量(3-11)参考机械设计手册，为了保证设计要求，上下两端的法兰与导向座之间采用 8 个 M20 的螺栓相连 螺纹处的拉应力13浙江科技学院毕业设计（论文）??KF 3 ? 23? 103 ? 10?6 ? =27.47 MPa ? 2 ? 2 d1 z ? 0.02 ? 8 4 4螺纹处的切应力??合成应力K1 KFd0 0.2d1 z3? 10?6 ?0.12 ? 3 ? 23? 103 ? 17.835? 10?3 ? 11.54 MPa 0.2 ? 0.023 ? 8? n ? ? 2 ? 3? 2 ? 27.47 2 ? 3 ? 11.54 2 ? 33.97 MPa ? ? p ?540 ? 108 MPa 5经验算，采用法兰连接并用螺栓绞合满足强度要求。故确定液压缸缸筒与缸盖采用法 兰连接。3.3活塞设计图 3-1 活塞 液压压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径应与缸筒内径一致。设计活塞 时，主要任务就是确定活塞的结构型式。 活塞结构型式 考虑激振器液压缸的性能特性，采用整体活塞结构型式。其结构形式如图3-1所示。 活塞与活塞杆连接型式 活塞与活塞杆连接有多种型式，为了满足工作稳定的设计要求，防止工作时由于往复 运动而密封不良活塞与活塞杆采用同轴一体化加工的型式。 活塞密封结构14浙江科技学院毕业设计（论文）活塞的密封型式与活塞的结构有关，根据液压缸的作用和工作压力来选择。考虑到 25MPa的工作压力与1m/s的伸缩速度，选用特康T40T型格来圈和特开T47斯来圈。 活塞材料 有导向环的活塞选用优质碳素钢35，调制处理 217~255HBS。 活塞尺寸及加工公差 活塞宽度为活塞外景的0.6倍，取37mm。活塞外径的配合采用f6，表面粗糙度为0.4。 保留密封圈的尺寸，活塞外径取62.5mm，轴向尺寸为37mm。在活塞上开3个T形槽用来放置 导向环和密封圈，槽内的加工粗糙度为3.2。3.4活塞杆设计图 3-2 活塞杆 活塞杆结构 杆体采用实心杆，杆内端与活塞同轴一体化加工，而缸工作时轴线固定不动故杆外端 采用大螺栓头（带肩外螺纹）如图3-2所示。活塞杆螺纹直径与螺距取M36×2，螺纹长度 L=51mm。 活塞杆的材料和技术要求 活塞杆要在导向套中滑动，采用H7f6配合。安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大 于0.01mm，可保证活塞杆外圆与活塞外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆与导向环的 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，以保证 活塞安装时不产生歪斜。 活塞杆的外圆粗糙度取为0.4，活塞杆内端的卡环槽、螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴 线的同心。活塞杆材料选用45号钢，调质处理：217~255HBS，各处加工倒角为45°活塞杆直径计算 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15浙江科技学院毕业设计（论文）用力，为保证足够的强度和刚度，并根据有关计算，活塞直径为50mm。 活塞杆强度计算 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拉压载荷的 简单强度计算公式进行计算：??F ? 10?6 ? ? p ( MPa ) ? 2 d 4(3-12)如果液压缸工作时，活塞杆所承受的弯曲力矩不可忽略时（如偏心载荷等） ，则可按 下式计算活塞杆的应力：?6 ? ?? ? A ? W ? ? 10 ? ? p ? ? d ?? FM?(3-13)活塞杆一般均有螺纹、退刀槽等，这些部位往往是活塞杆上的危险截面，也要进行计 算。危险截面处的合成应力应满足：? n ? 1.8F2 d22? ? p ( MPa )(3-14)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4F2 ?10?6 ?? ? ? pp 2 2 ? d1 ? ?d3 ? 2c ? F ― 活塞杆的作用力，N??(3-15)d ― 活塞杆直径，m? p ― 材料的许用应力，无缝钢管 ? p =100~110MPa，中碳钢（调质） ? p =400MPaAd ― 活塞杆断面积，m2 W ― 活塞杆断面模数，m3 M ― 活塞杆所承受的弯曲力矩，N ? m，如果活塞杆仅受轴向偏心载荷 F 时，则 M=FYmax，其中 Ymax 为 F 作用线至活塞杆轴心线最大扰度处的垂直距离 F2 ― 活塞杆的拉力，N d2 ― 危险截面的直径，m d1 ― 卡环槽处外圆直径，m d3 ― 卡环槽处内圆直径，m16浙江科技学院毕业设计（论文）c ― 卡环挤压面倒角，m? pp ― 材料的许用挤压应力，MPa，一般取 100MPa稳定工况下，活塞杆的应力??F ? 10?6 23? 103 ? 10?6 ? =11.68MPa≤ ? p =400MPa ? 2 ? 2 ?6 d ? 50 ? 10 4 4危险截面处的合成应力? n ? 1.8活塞杆弯曲稳定性验算F2 d22? 1.8 ?23? 103 =46MPa≤ ? p 302 ? 10?6当液压缸支承长度 LB≥( 10~15 )d 时，需验算活塞杆弯曲稳定性。 当受力 F1 完全在轴线上，主要是按下式计算： F1≤Fk/nk? 2 E1 I ? 106 Fk ? (N) K 2 L2 B其中 E1=E =1.80×105MPa ?1 ? a ??1 ? b ?圆的截面：I=?d 4 =0.049d4 ( m4 ) 64Fk ― 活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N nk ― 安全系数，通常取 nk ? 3.5~6 K ― 液压缸安装及导向系数 E1 ― 实际弹性模量，MPa a ― 材料组织缺陷系数，钢材一般取 a ? 1/12 b ― 活塞杆截面不均匀系数，一般取 b ? 1/13 E ― 材料弹性模量，钢材 E=2.10×105，MPa I ― 活塞杆横截面惯性矩，m421? 2 E1 I ? 106 ? 2 ?1.8 ? 105 ? 0.049? 504 ? 10?12 ? 106 ? Fk ? K 2 L2 B 0.5 2 ? 0.912=2625KN17浙江科技学院毕业设计（论文）F1=25KN≤Fk/nk=2625KN 经计算，活塞杆满足设计强度要求。 确定活塞的行程为+/-100mm， 活塞杆的长度取910mm， 左端头采用M36×3 与外端固定。 为了安装位移传感器，需要在活塞杆又端开一个直径为16mm深度为305mm直孔，孔内加工 粗糙度为12.5。而为了固定位移传感器垫片，又需要在活塞杆又端取4个M3的螺纹孔，螺 纹和孔的深度分别为10mm和13mm。18浙江科技学院毕业设计（论文）第四章4.1 法兰设计液压油缸其他部件设计为了液压保证液压缸有良好的密封性，需设计上、下法兰与导向座相连起密封作用。 ( 1 ) 缸体上法兰图 4-1缸体上法兰缸体上法兰的结构形式如图4-1，材料选用45号钢。径向最大直径取270mm，公差取f9， 与导向座接触面得表面粗糙度为1.6，其余为6.3。为了保证有足够的连接强度和密封性， 在上法兰上取用8个M20的螺纹孔，其两螺纹孔中心的径向最大距离为236mm，而与试验台 相固定处采用6个M20的螺纹孔。为了有更好的密封作用还需开一个环形的槽来放置密封 圈，其宽度为4mm，深度为1.97mm，直径为95mm。 ( 2 ) 缸体下法兰19浙江科技学院毕业设计（论文）图 4-2 缸体下法兰同样的原理，缸体下法兰的结构形式如图4-2，材料选用45号钢。径向最大直径取 173mm，与导向座接触面得表面粗糙度为1.6，其余为6.3。为了保证有足够的连接强度和 密封性，在下法兰上取用8个M20的螺纹孔，其两螺纹孔中心的径向最大距离为137mm，螺 孔处的加工倒角为45°。为了有更好的密封作用还需开一个环形的槽来放置密封圈，其宽 度为3.8mm，深度为1.97mm，直径为95mm。4.2力变送器接头设计图 4-3 力变送器接头为了时时检测液压缸内的油压压力保证活塞往复运动时的平稳性，需要设计一个接头 来与压力变送器连接，如图4-3。 接头的直径取36mm，内开一个深度为11mm的M20×1.5的螺纹孔，并在内部开一个宽度 为2.5mm内半圆直径为0.7mm的槽来放置密封垫。与缸体相连处开一个直径为5mm的孔，使 得液压油通过。 力变送器接头的粗糙度主要取6.3，其余为12.5。材料为35号钢。4.3上、下导向座设计活塞杆导向座装在液压缸的上下两侧端，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘及水分带 到密封装置处，损坏密封装置。激振器液压缸导向座分为上导向座和下导向座。20浙江科技学院毕业设计（论文）( 1 ) 上导向座图 4-4 上导向座上导向座采用图4-4的结构形式。上导向座的材料采用摩擦因数小、耐磨性好的45号 钢，热处理为调质HB229-269。连接处的法兰直径为175mm并在法兰上取8个直径为22mm的 孔，其两孔中心线之间的距离为137mm。上导向座的轴向长度取93.5mm，为了与活塞杆相 连，导向座两端的直径分别取63mm和90mm。法兰的垂直度公差为0.04，两侧端的圆柱度公 差取0.025。( 2 ) 下导向座图 4-5 下导向座采用同样的原理，下导向座采用图4-5的结构形式。下导向座的材料采用摩擦因数小、 耐磨性好的45号钢，热处理为调质HB229-269。连接处的法兰直径为173mm并在法兰上取821浙江科技学院毕业设计（论文）个直径为22mm的孔，其两孔中心线之间的距离为137mm。下导向座的轴向长度取93.5mm， 为了与活塞杆相连，导向座两端的直径分别取63mm和90mm。法兰的垂直度公差为0.04，两 侧端的圆柱度公差取0.025。并距在中心38mm处有M5螺纹孔，用于和位移传感器连接。4.4位移传感器座设计图 4-6 位移传感器座 为了保证高频液压缸工作的稳定性，采用伺服阀控制液压缸往复运动，直接形成激振 波形。为了给伺服系统提供信号采用位移传感器。如图4-6。考虑到与下导向座和活塞杆 的连接，位移传感器座的内径取55mm，外径取63mm，底端法兰为90mm并在法兰上取6个直 径为5.5的螺纹孔来与下导向座连接。为了保证活塞杆+/-100mm的行程取传感器座的轴向 长度为277.5mm，并在位移传感器座的上端开一个M20×1.5的螺纹孔来安装位移传感器且 其圆柱度公差为0.025。4.5透盖设计图 4-7 透盖22浙江科技学院毕业设计（论文）为了固定位移传感器垫片，需要设计一个透盖，如图4-7。考虑活塞杆和位移传感器 的尺寸，透盖直径为38mm，中间取一个直径15mm的孔来插位移传感器；为了与位移传感器 垫片和活塞杆后端相固定，在透盖上取4个直径为4mm的孔来安插螺栓，其中两个孔中心线 之间的最大距离为30mm；透盖的厚度取5mm，表面加工粗糙度为6.3，材料选用Q235A。23浙江科技学院毕业设计（论文）第六章 总结毕业设计即将完成了，这是我们大学四年最后一次任务。完成了之后我们即将走上社 会开始真正的生活。这次毕业设计从选择课题，设计方案，到最后完成整个毕业设计，共 历时六个月，这六个月中，碰到了很多问题，收获很多，感触也很深。 首先，这次设计给我一次将之前所学的知识融会贯通的机会。学了四年的专业或者非 专业知识，在这次毕业设计过程中得到了淋漓尽致的发挥。这次设计我选择的课题是激振 器用液压缸的设计，对于这个激振器液压缸，从原来的一知半解，到后来的了然于胸，我 查阅了很多相关资料，把原来所学与新了解到的知识结合到一起。 然后，实际动手能力在大学期间得到了最后的锻炼。动手绘图能力有所提高。由于平 时画图机会太少，对于读图能力及 cad 软件的应用能力有所欠缺，对于规范化还是没有很 强的概念，但对于机械类毕业的学生，绘图又是必不可少的。而此次毕业设计正好提供一 个画图的平台。要完成激振器液压缸的零件图及总装图，不是一个小工程，但经过我的努 力与精心，最终顺利完成相关图纸的绘制，同时提高了读图和画图的能力，也加深了对于 标准化的感悟。 最后，建立起独立完成任务的信心。此次毕业设计和以前的课程设计等不同，每个人 的题目不同，也就意味着不能依赖和别人共同完成。要想完成的好，只能靠自己努力，以 前的懒散作风一扫而空，当然向老师同学请教与讨论是必要的，但更多的是靠自己独立思 考，独立解决问题。 设计任务结束了，大学生活也即将成为过去，对于过去，我会好好珍藏，要把握的是 现在和将来！24浙江科技学院毕业设计（论文）致谢时间如白驹过隙，四年的大学学习生活即将结束，这也意味着我的学生生涯走到了终 点，开始走上新的生活，心中不由得感慨万千。大学四年的学习，不仅使我学到了实用的 专业知识和认真的学习态度，还学会了做人的原则。在大学里遇到了许多人。 首先要衷心地感谢我的导师――杨礼康老师，感谢他在我毕业设计期间给了我很好的 建议和帮助。在本次的毕业设计过程中杨老师的悉心指导，多次询问设计进程，并为我指 明进展方向，帮助我开拓思路。在他循循善诱的教导和不拘一格的思路启迪下，希望我大 学的最后一次任务能够完满完成。 也要感谢机械学院的各位老师和同学，感谢你们陪我走过大学的四年宝贵时光，感谢 学校对我的培养。 最后，我要感谢我的父母。感谢他们在生活上、学习上给予的极大支持、鼓励，使我 顺利、圆满地完成学业。25浙江科技学院毕业设计（论文）参考文献[1]王维锐，潘双夏，王 芳，杨礼康．磁流变液减振器模拟工况实验台控制策略研究．浙江大学学 报（工学版） ，2005， 39，12： [2]方重，曹文清．大型模拟地震振动台液压液压部件参数的计算．世界地震工程．)， 3:：85-88 [3]尚增温．分裂导线傲风振动试验用液压振动台系统研究．液压与气动 -16 [4]乔国世，刘俊山，路占宝．伺服控制液压驱动结晶器振动台．机械工程师．6-108 [5]尚增温，刘向阳．液压振动台配套油源关键辅件的设计原则．液压与气动，1999(4)：10-12 [6]于兆华，尚景华.国内油压减振器试验台现状及未来发展探讨. 铁道技术监督,-30 [7]张波，王天利，徐彦.车辆减振器模拟工况试验台. 辽宁工学院学报,):42-43 [8]Kresimir Cosi ， Ivica K ， Todor K ， Miroslav S ， Marijo V ． Design and implementation of a hardware-in-theloop simulator for a semi-automatic guided missile system．Simulation Practice andTheory．7-123 [9]Anthonis J，Kennes P，Ramon H．Design and evaluation of a low-power mobile shaker for vibration tests on heavy wheeled vehicles．Journal of Terramechanics．1-205 [10]Niksefat N，Sepehri N．Design and experimental evaluation of a robust force controller for an electro-hydraulic actuator via quantitative feedback theory． Control Engineering Practice． 2000， ， [11] 智润芳．液压系统闭式油箱的设计及结构改进．机械工程与自动化，2005(6):l06～l07 [12] 王云岭.液动自动往复液压缸设计探索.液压与气动,～2026浙江科技学院毕业设计（论文）
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