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結構參數優(yōu)化分析液壓錘系統 摘要 為了提高沖擊性能，應優(yōu)化液壓錘的結構。在本文中，液壓錘的活塞和換向閥體系的8個重要的結構參數范圍進行初審;然后電腦優(yōu)化的方法，并根據實驗發(fā)現不同參數的最佳值參數分析方法所提供的ADAMS軟件。這些工作的方法和最好的設計值液壓錘的參數。最后，最佳的虛擬樣機液壓沖擊能量破碎錘進行了計算，并與原來的沖擊性能相比。結果表明，影響液壓錘的性能已顯著改善。 關鍵詞：液壓錘；結構參數；優(yōu)化分析；影響性能；ADAMS 1。介紹 液壓破碎機,主要包括三個重要的部分活塞,閥和蓄能器,分布是一個打破工具,將液壓能源械沖擊能量和輸出能量的影響通過液壓壓力推動活塞做往復運動[1]。由于其顯著的特征,比如高沖擊能量和生產力,精湛的使用安全,良好的工作適應能力和可靠性,它是廣泛應用于礦山巖石和工程打破等施工拆除的混凝土組件和重建舊的城市[2、3]。盡管它重要的功能,許多問題仍然存在液壓破碎錘行業(yè),如理論分析;加工技術研究和測試方法。和最重要的問題是如何提高的影響性能的液壓錘[3]。為了改善影響性能,結構的液壓錘應優(yōu)化。在本文中,一些至關重要的結構參數選擇和優(yōu)化。在優(yōu)化,結果表明,影響性能液壓錘得到了顯著改善 2。選擇液壓錘優(yōu)化的目標和設計變量 至于目前的水平的控制理論的發(fā)展,問題,如何匹配非線性子系統為了達到一個最優(yōu)的系統是不會好地解決理論上。在系統的液壓打破錘,閥門和之間的關系活塞是密切和相互依存的,所以很難找到單獨的閥為獲得最佳性能或一個單獨的活塞為獲得最佳性能,構成一種最優(yōu)性能破碎錘系統。因此,最終的目標的優(yōu)化設計的液壓錘是得到一組最優(yōu)結構參數的整體水力斷裂系統,但不一定滿足最佳性能的需要每個子系統[4]。 2.1。選擇的優(yōu)化目標 本文選擇了液壓沖擊能量打破錘作為優(yōu)化目標,密切的關系影響性能[5]。影響能源的液壓錘的定義是打破,在規(guī)定的條件下,產生的能量在單一影響活塞的液壓錘。 E == (1) 在那里,E是液壓錘的沖擊能量,M是活塞質量的液壓錘,V是最后的沖擊速度的液壓錘活塞。 2.2。選擇設計變量 根據最后的沖擊活塞速度的影響能源的活塞可以計算。理論分析和實驗結果表明,該活塞速度有關系與系統參數,如輸入數量的系統和最初的通脹壓力氮氣室[6、7]。更重要的是,它有關系系統的結構參數,如有效的工作面積前和后腔活塞和位置反饋孔回報率和影響中風等等。 能源消費的換向閥芯由的三個主要領域:第一個是液壓能源損失,第二個是閥孔節(jié)流損失,第三是泄漏損失。他們有直接的關系有效工作區(qū)域前和后腔的換向閥芯,和地點的換向信號港口的閥芯[8]。當這些參數改變,換向速度和數量的閥芯液壓油將相應改變[9]。 通過以上分析,結構參數液壓錘系統需要優(yōu)化的是表1中列出的詳細。 為了使優(yōu)化結果更加可靠,實際工作條件實驗中引用。工作參數的測量值是進口的到亞當斯[10],即工作壓力是10 Mpa,初始通貨膨脹壓力的氮氣房間0.8 Mpa,油返回背壓為2.3 Mpa和活塞行程是有限在90毫米 3。設計和研究的結構參數 為了觀察結構參數對的影響影響性能的液壓錘系統,以下設計和研究這些參數是找到 表1設計變量需要進行優(yōu)化。 Name of design variable Name in ADAMS Initial value (mm) Piston bottom radius R_piston_lower 34.1 Piston top radius R_piston_upper 32.25 Radius of former cavity R_valve_lower 19.75 of valve core Radius of rear cavity R_valve_upper 19.4 of valve core Location of reversing signal port of valve core Signal_1 4.5 of return stroke Location of reversing signal port of valve core Signal_2 12.5 of impact stroke Location of piston Signal_3 54.5 braking signal hole Location of piston Signal_4 66.5 braking signal hole 注意:信號端口的位置之間的距離洞和前閥門腔表面。哪些參數有最大的影響影響性能的范圍內分別設計。 3.1。設計和研究活塞參數 沖擊能量是與最后的沖擊速度,這與中風的時間和加速度,而行程時間是直接關系到旅游的活塞。 此外,行程時間和加速度是相互聯系的。可以看到在圖1中,當活塞底部半徑是改變從33.6毫米到34.6毫米,影響液壓錘的能量保持不變,然后下降。隨著活塞底部半徑增加到34.35毫米,活塞沖擊能量和差旅急劇減少。當該地區(qū)的前腔進一步減少,Trail5所示的圖2中,活塞不正常工作。所以活塞底部半徑不能太大,它應該包含在34.35毫米。雖然當區(qū)前腔活塞的增加,該系統可以實現高沖擊能量,我們不能盲目地增加操作區(qū)域。因為從Trail1的圖2中,我們可以看到,當底部半徑是33.6毫米的旅行接近90毫米,接近嗎警報值活塞行程的旅行,和影響能源不是比底部上升半徑是33.85毫米。 通過設計和研究全面,活塞底半徑應控制從33.85毫米到34.35毫米。 同樣的,活塞頂半徑應控制從31.125毫米到33.25毫米的位置制動信號端口的閥芯的回程應該控制從63.25毫米到69.75毫米,和位置的制動信號端口的閥芯的影響行程應控制從54毫米到60毫米。 通過設計和研究結構參數活塞,每個設計變量的范圍確定。然后,這些設計變量的靈敏度范圍內進行了計算分析。結果被顯示在圖3和4。 從分析結果,頂部和底部活塞有更高的靈敏度半徑和位置的制動信號端口的閥芯的影響中風和回程有一比較低的靈敏度,但他們的相互影響不可忽視的沖擊能量。所以,關系的位置制動信號閥芯港影響中風和回程,之間的關系的頂部和底部半徑活塞將分析實驗研究的結構參數。 3.2。設計和研究結構參數換向閥的核心 閥芯的結構范圍的特征參數也可以通過實驗確定最初。工作面積前腔的換向閥應控制從19.55毫米到19.75毫米。和工作后腔的面積應控制換向閥從19.05毫米到19.55毫米。當位置信號端口的閥芯的移動回程,兩個活塞旅行和沖擊速度增加,但總體變化相對較小,影響影響能源不是很重要。在相反,位置信號端口的閥芯的影響中風影響很小。沖擊能量可以在一個非常小的區(qū)域不同,活塞運動幾乎沒有變化的特征記錄。 通過實驗分析、r閥低和r閥上更敏感比信號1和信號2。考慮從設計變量單獨的半徑前和后腔的閥芯顯示更多影響能量的影響比位置制動信號端口的閥芯的影響和回程,但是影響他們之間的互動是不容忽視的。在后續(xù)的研究中,根據不同的影響這些變量的交互作用,精確的范圍的r閥低和r閥上部和優(yōu)化設計值的信號1和信號2可以確定,可以提高效率的優(yōu)化分析。 4。試驗研究結構參數 很難找到一個相互影響沖擊能量虛擬樣機液壓錘的不同設計參數。為了找到最優(yōu)設計參數的組合,具有最佳沖擊能量的影響,實驗是用來研究在不同的設計參數組合。 4.1。試驗研究活塞結構參數 為了獲得影響性能的液壓錘的影響下的相互作用不同活塞結構參數,兩組實驗進行了。 在實驗中，工作區(qū)域的比例的前和后腔活塞,定義,通過影響性能的液壓錘下呢價值的影響的r活塞低和r活塞上可以分析。然后確定準確值的信號3和4的信號,通過分析影響性能的影響下液壓錘他們的。 4.1.1。實驗研究在頂部和底部半徑活塞 測試數據的分析后的活塞結構參數 這個圖可以獲得,它顯示的關系沖擊能量和β在圖5。從這個圖,的價值應控制在0.5到0.6的沖擊能量高于500 j .從實驗分析的范圍從0.5到0.6b是,它提供了優(yōu)化分析的參考。 4 1 2。試驗研究制動位置信號端口的活塞 從以前的設計研究和敏感性分析的參數范圍的距離的兩個信號港口的決心。下一步是找到的比例這兩個參數,可以提高沖擊能量液壓錘系統。 從實驗研究的結果,最大的和最小沖擊能量和相應的值的兩個參數如表2所示。 表2表明,沖擊能量變化一個小區(qū)域當信號3和4的信號變化。移動位置的兩個信號端口在適當的時候,活塞旅行和沖擊能量可以得到改善在某種程度上。簡而言之,制動位置信號端口的活塞有影響性能影響不大。為了減少計算時間后續(xù)的優(yōu)化、信號3的值和信號4確定為57毫米和68.75毫米 4.2。試驗研究結構參數的換向閥芯 在相同的方式,在實驗中,a,比率 ɑ工作區(qū)域前和后腔的換向閥核心,是定義,通過影響性能 液壓錘的影響下的價值r閥低和r閥上可以分析。然后確定準確值的信號1和信號2、通過anglicizing影響性能的液壓錘的影響之下,這是如表3所示。從實驗分析,該范圍的從1.066到1.2,它提供了參考優(yōu)化分析。從研究的實驗結果,最大和最小沖擊能量和對應兩個參數值如表4所示。移動位置的兩個信號適當躲藏,旅游可以增加活塞,這樣沖擊能改善。 5。優(yōu)化設計分析結構參數 通過設計和實驗研究的結構參數的活塞和換向閥芯,最后的范圍或者準確的值確定每個參數。 在為了獲得最大的液壓錘沖擊能量和價值的個人設計變量、優(yōu)化設計和分析是必要的在最后的結構參數優(yōu)化設計分析,參數對應最佳的影響液壓錘的能量是顯示在表5和性能比較之前和之后的優(yōu)化被顯示在表6。 通過參數分析設計參數,液壓錘沖擊能量的提高。比較影響性能的之前和之后的優(yōu)化被顯示在圖6。 6。結論 本文提供了結構參數優(yōu)化活塞系統和換向閥的核心系統虛擬樣機液壓錘,因此它的影響能源可以提高與原來的性能在某種程度上。 根據初始設計參數的原始模型中,所有的范圍確定的參數通過設計研究。然后,通過參數敏感性分析、規(guī)律和程度的沖擊能量的影響由于設計獲取參數。在參數設計研究和后續(xù)實驗研究,優(yōu)化分析的效率被大大改進的。四個實驗的基礎上對活塞頂部和底半徑,半徑的前、后腔的換向閥,換向信號端口的位置的閥門核心和位置的制動信號端口的活塞,兩個設計變量和構建成功。和這兩個變量的位置確定了四個信號端口,這提供了參考優(yōu)化設計。 優(yōu)化設計后的結構分析參數,最好的設計結構參數的八個活塞和換向閥系統,得到和最優(yōu)沖擊能量的虛擬樣機液壓錘進行了分析和比較與原來的影響性能。結果顯示影響性能的液壓錘已經明顯改善。 引用 [1]g·p·楊,b和j·h·陳高,“改良設計和分析的液壓沖擊錘基于虛擬樣機技術,“應用力學和 材料、卷,2011,pp。49。607 - 610。doi:10.4028 / www.scientific.net/amm.48 - 49.607 [2]問:徐、黃和x y y y田,”現狀和發(fā)展趨勢研究的液壓沖擊發(fā)射器?！笔┕C械和設備,6號, 2010,pp。47 - 62。 [3]z . h .周和f .馬九,“進步和不足液壓錘產業(yè)在中國,”建設機械和設備,No . 1,2010,pp。49 54。 [4]t·l·徐”,模擬研究影響液壓錘工作性能,“潤滑工程,5號,2006年,頁108 - 110。 5]l . Wang,g p。楊,c p。梁和c c。丁”測試方法對液壓錘沖擊性能打破。”工程機械,沒有。6日,2009年,頁98 - 100。 [6],c·o·k·Kucuk Aksoy,h . Basarir,t . Onargan Genis >和訴Ozacar”,預測性能的影響錘通適應性類神經模糊推論系統建模、“隧道和地下空間技術,第26卷,第1號,2011,pp。38 45。doi:10.1016 / j.tust.2010.06.011 [7]g·p·楊和r .茶,"設計的關鍵技術和制造液壓沖擊機活塞?！睓C床與液壓卷。36歲,6號,2008, pp。41 43。[8]t l。徐,”研究的主要技術參數影響表現為液壓打破錘,“建設機械、6號,2005年,頁67 - 68。 [9]新竹。裴,y g。李和鍾麗英。李,“沖擊力模型基于虛擬原型亞當斯,”雜志河北理工大學(自然科學版),卷。30日,4號,2008,pp。59 - 63。 [10]l .陳平,y .問:張先生和w .問:任正非,“動力學分析機械系統和應用程序在亞當斯?！? 清華大學出版社,北京,2005。 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：車載雷達液壓升降系統設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學 生 學 號 導 師 2013年05月 車載雷達液壓升級系統設計 摘要 隨著國際形勢的動蕩，局部戰(zhàn)爭的不斷爆發(fā)，現代武器裝備的不斷更新，現代戰(zhàn)爭已進入了電子戰(zhàn)，信息戰(zhàn)時代，傳統的機動型雷達已經不能滿足現代戰(zhàn)爭的需要。各國為了提高自己的防衛(wèi)，跟蹤，識別和反擊能力，高機動地面雷達應運而生。 天線快速，可靠地機動架設和撤收是車載雷達的基本要求之一。按傳動系統的不同，雷達天線升降機構可分為機電式和液壓式。與機電式相比，在輸出同樣功率的條件下，液壓式的體積和質量小，承載能力大，可以完成較大重量雷達天線的架設，還可大大簡化機械結構，減少機械零部件的數目，也便于實現自動控制。隨著科技的發(fā)展，液壓式傳動系統已逐漸在雷達天線升降機構中被采用。本設計采用一種翻轉式液壓舉升機構及其液壓系統，可實現對較大型天線的高架，并且在天線的舉升過程中，天線的姿態(tài)不變，架撤收過程平穩(wěn)，可靠，快速 關鍵詞：液壓升降系統；汽車；雷達； I The design of car radar hydraulic upgrade system Abtract Turmoil as the international situation, local wars breaking out, constantly updated, modern weapons and equipment of modern warfare has entered the electronic warfare, information warfare era, the traditional mobile radar can not meet the needs of modern warfare. Countries in order to improve their defense, tracking, identification, and fight back ability, high-motorized ground radar came into being. Fast, reliable motorized antenna erection and dismantling is one of the basic requirements of the automotive radar. For differences in the transmission system, the radar antenna lifting mechanism can be divided into electro-mechanical and hydraulic. With electromechanical compared to the same output power conditions, the hydraulic volume and mass of small carrying capacity, the larger weight of the radar antenna can be completed erection, but also greatly simplifies the mechanical structure, reducing the number of mechanical parts, also easy to achieve automatic control. With the development of science and technology, the hydraulic drive system has been gradually the radar antenna lifting mechanism is used. This design uses a flip-hydraulic lifting mechanism and its hydraulic system, can be elevated to the larger antenna, and in the process of lifting of the antenna, the antenna of the same attitude, erecting the closing process is smooth, reliable, fast Keywords: hydraulic lift system; cars; radar; II 目 錄 1 緒論 1 1.1 課題研究背景 1 1.2 雷達車的特點 1 1.3 國內外機動雷達現狀分析 2 1.4 設計的目的及任務 3 2 舉升系統總體方案設計 5 2.1天線升降裝置對液壓系統的要求 5 2.2總體技術方案 5 2.3系統主要技術參數的確定 7 2.4舉升機構液壓系統及工作原理的設計 9 2.5設計特點分析 11 3 舉升機構的液壓系統設計計算 12 3.1 主液壓缸的設計 12 3.1.1 液壓缸缸體厚度計算 13 3.2.2 液壓缸長度確定 13 3.2.3 缸體的材料 14 3.3.4 活塞桿直徑的設計 14 3.3.5 活塞桿的材料 15 3.2 副液壓缸的設計 17 3.2.1 液壓缸缸體厚度計算 17 3.3 活塞的設計 18 3.3.1 活塞的材料 18 3.4 導向套的設計與計算 19 3.4.1 最小導向確定長度H的 19 3.4.2 導向套的結構 20 3.4.3 導向套的材料 20 3.5 端蓋和缸低的設計與計算` 20 3.5.1 缸蓋的材料 21 3.6 缸體的長度確定 22 3.7 緩沖裝置的設計 22 3.8 密封件的選用 22 3.9 動密封部位密封圈的選用 23 3.10 液壓缸的安裝連接結構 23 3.11 液壓缸油口的設計 25 4 液壓泵的參數計算 26 4.1 泵的工作環(huán)境 26 4.2 主液壓缸液壓泵流量的確定 27 4.3 副缸液壓泵流量的確定 27 4.4 主缸電動機功率的確定 28 4.5 副缸電動機功率的確定 28 4.7 油箱容積的確定 29 4.8 油管的選擇 30 4.9 液壓系統熱性能驗算 30 5 液壓系統的安裝 32 5.1 安裝的基本要求： 32 5.1.1 系統安裝前注意事項 32 5.1.2 系統安裝時的注意事項 32 5.1.3 系統安裝方法 34 5.2液壓系統的調試 35 5.2.1 調試的目的 35 5.2.2 調試的步驟 35 5.2.3 調試的主要內容 36 結論 38 參考文獻 39 致謝 40 畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 41 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 42 IV 1 緒論 1 緒論 1.1課題研究背景 雷達一般有固定式和移動式兩種。以前為了適應戰(zhàn)爭的需要，雷達要實現陣地轉移，人們對最初的機動雷達只是理解為機械牽引移動型雷達，根據地面雷達的不同，在幾小時到幾十個小時內能完成拆收或進入工作狀態(tài)的雷達稱之為機動性雷達。這種機動型地面雷達在二戰(zhàn)期間起了一定的作用。隨著國際形勢的動蕩，局部戰(zhàn)爭的不斷爆發(fā)，現代武器裝備的不斷更新，現代戰(zhàn)爭已進入了電子戰(zhàn)，信息站時代，傳統的機動型雷達已經不能滿足現代戰(zhàn)爭的需要。各國為了提高自己的防衛(wèi)，跟蹤，識別和反擊能力，高機動地面雷達應運而生。 1.2 雷達車的特點 現代高科技技術戰(zhàn)爭對雷達的越野作戰(zhàn)和戰(zhàn)場生存能力提出了越來越高的要求，為達到戰(zhàn)時快速組網及補充戰(zhàn)損的目的，高速的機動性能已成為現代軍事雷達的必備素質。作為地面防空系統主要組成之一的地面雷達，其機動性越來越受到重視。 雷達的機動性是指雷達快速隱蔽和轉移陣地的能力，是雷達使用性能的重要指標，它涉及雷達從一個陣地的工作狀態(tài)，經過拆收，越野行軍，進入另一個陣地架設轉入工作狀態(tài)的諸多環(huán)節(jié)。提高地面雷達的機動性，一方面可將其作為固定站作為戰(zhàn)時毀損雷達的補充，以獲得更多空情，另一方面也是雷達在戰(zhàn)爭中提高自身生存能力的有效措施之一。 對雷達機動性的要求一般包括：雷達整機的架撤時間和操作人員的數量，運送單元的數量，對各種裝載運輸的要求，陣地的適應性等。因此采用高可靠性，高自動化的架設系統，不但能有效的減少操作人員的數量，降低作業(yè)強度，而且可以大大縮短作業(yè)時間，提高雷達設備的機動性。 高機動雷達負有加強雷達網，補充戰(zhàn)損，隨行前伸等作戰(zhàn)使命，可以豐富 部隊的作戰(zhàn)模式，提高防御系統應變突發(fā)事件的能力，在提高雷達網生存和重組能力以及保持雷達網完整方面將發(fā)揮不可替代的作用 運輸行駛能力只要包括以下幾點： 越野能力，戰(zhàn)時雷達整機講面臨復雜多變的地理環(huán)境，如泥土路、泥濘路等，此 6 畢業(yè)設計（論文） 時仍然要求雷達能夠以一定的速度可靠地形式，雷達載車的性能對整 機的行駛能力有直接影響，因此，載車的越野能力是選型時首要考慮的問題，其基本車型必須是滿足《軍用越野汽車機動性要求》的各項規(guī)定。一般來說，機動性雷達車的選型的原則是優(yōu)先選用國產系列的越野載重基型車輛。 1) 通過能力，即雷達整機各運輸單元外形尺寸在公路、鐵路運輸時必須符合國家有關的運輸界限要求。 (1) 公路運輸：應滿足公路運輸限界。 (2) 鐵路運輸：應滿足鐵路裝載荃本界限。 (3) 雷達總重不超過小型橋梁的承重能力。 雷達天線升降機構，其升降機構按照傳動形式的不同，可分為為機電式和液壓式。與機電式相比，在輸出同樣功率的條件下，液壓式的體積和質量小，承載能力大，可以完成較大重量雷達天線的架設，還可大大簡化機械結構，減少機械零部件的數目，也便于實現自動控制。隨著科技的發(fā)展，液壓式傳動系統已逐漸在雷達天線升降機構中被采用，可實現對較大型天線的高架，并且在天線的舉升過程中，天線的姿態(tài)不變，架撤收過程平穩(wěn)，可靠，快速。因此液壓式傳動系統已逐漸在雷達天線升降系統中被采用。塔架式雷達天線升降機構的研究和設計正事本著上述要求擬定的。 1.3 國內外機動雷達現狀分析 冷戰(zhàn)時期，由于兩大軍事集團的長期對峙，西方國家十分重視機動雷達尤其是高機動雷達的發(fā)展與研制。現在隨著國際形勢的動蕩，局部戰(zhàn)爭的不斷爆發(fā)，現代武器裝備的不斷更新，現代戰(zhàn)爭已進入了電子戰(zhàn)，信息戰(zhàn)時代，傳統的機動型雷達已經不能滿足現代戰(zhàn)爭的需求。各國為了提高自己的防衛(wèi)，跟蹤，識別和反擊能力，高機動地面雷達應運而生。大批各種型號的機動雷達裝備部隊，并且將高機動雷達部署在戰(zhàn)略要地，以提高雷達網的彈性和整個防控系統的穩(wěn)定性，下面是近三司使年來西方各國裝備的集中主要的高機動雷達。 畢業(yè)設計（論文） 表1.1 各國裝備的高機動雷達 型號 工作波段 測距 架設時間 用途 技術體制 美國 AN/TPS-61 2.9-3.1GHZ 140Km 3分鐘 對空搜索 兩坐標雷達 美國 LAADS L波段 60Km 7分鐘 低空警戒 兩坐標雷達 英國 Gainfanen S波段 140Km 1分鐘 低空警戒 兩坐標雷達 德國 TRMS S波段 200Km 3分鐘 防空預警 三坐標雷達 日本 NPN-510 S波段 135Km 3分鐘 防空預警 三坐標雷達 不難看出目前世界各國都把防空雷達網建設中如何發(fā)展機動作戰(zhàn)力量和研制高機動雷達當成一件大事來抓，這就是高技術局部戰(zhàn)爭的必然趨勢。獨聯體國家的70000部防空雷達大部分是車載式機動雷達，并且有相當數量為高機動雷達，英國和法國的雷達站幾乎不采用固定式，而采用可運輸單元，一旦需要，機動雷達可在較短時間內轉移到新的陣地展開工作；日本的機動雷達站與固定雷達站之比，近年來，由原來的1：14升到1：25，而且雷達天線可以折疊運輸，雷達具有較好的偵測性能、抗干擾能力和自動化入網能力。我國周邊的一些國家和地區(qū)也十分重視雷達的機動和銀幣。臺灣則大力發(fā)展機動雷達，其固定雷達天線外，其余部分均可以進入坑道。軍事力量最強的美國也是十分重視雷達的機動性國家，他們的艦載、機載和衛(wèi)星偵察雷達可以實現全球范圍內的機動，并且其雷達情報網抗摧毀能力已達到完善的程度。 1.4設計的目的及任務 在車載雷達中，天線的快速、可靠地機動架設和撤收是其基本要求之一，雷達天線升降機構按傳動系統的不同，可以分為機電式和電液式。機電式升降機構技術在國內外都很成熟。但是機電式的升降機構的控制及傳動結構較為復雜，同時單位驅動載荷的重量較大，而電液系統與之相比就有一定的優(yōu)點?，F代高技術對雷達的越野作戰(zhàn)與戰(zhàn)場生存能力提出了越來越高的要求,以達到戰(zhàn)時快速組網及補充戰(zhàn)損的目的，高度的機動能力已經成為現代軍事雷達的必備素質。因此，對于雷達設計師來說，在考慮整機電性能指標、可靠性、可維護性、可保障性、安全性、可操作性、經濟性及加工工藝性等因素的同時，還須從結構上對其機動性作出精心構思。該選題以車載雷達天線升降機構系統為設計對象。以車載雷達天線升降機構系統為設計對象，緊密結合機械設計制造及自動化專業(yè)的相關基礎技術和專業(yè)技術，對于鍛煉學生綜合應用液壓傳動、機械制造工程、機械設計、機械CAD等基本專業(yè)知識解決工程實際問題的能力以及獨立工作的能力具有積極的促進作用。 2 舉升系統總體方案設計 2 舉升系統總體方案設計 2.1天線升降裝置對液壓系統的要求 在天線升降裝置中液壓系統主要完成的功能是天線高架舉升和舉升到位后的位置鎖定。作為一種野外作業(yè)的軍品，舉升的口徑大、透空率較小的天線，因此雷達天線液壓升降裝置與一般液壓升降機相比有相似之處也有它的側重點。 相似之處：為防止升降過程中機構的卡死及控制天線陣面扭曲值在允許范圍內須保證：兩個驅動液壓缸的同步；天線陣面降落過程的負值負載平衡；環(huán)境適應性、可靠性、安全性、維修性等。 側重點：(1)為滿足雷達的機動性要求，天線升降必須在3min內完成，既要提高升降的平均速度又要避免到位時形成較大沖擊，對天線系統造成不良影響。(2)風向的不同引起的動力特性在機構的升舉的過程中有較大的差異。如從工作狀態(tài)轉為運輸狀態(tài)，液壓缸的活塞桿收縮產生拉力，當車尾來風事，液壓缸所受的正負載最大，反之則減小。變負責將導致系統工作不穩(wěn)定，在臨界位時特別不完全。(3)當雷達天線舉升高度較高且風速較大時，風載荷引起的顛覆力矩直接威脅著設備的安全和工作的可靠性，此外天線處于工作位置時對天線轉臺的水平度要求在±5'以內，因此對舉升機構的剛度及鎖緊裝置的定位精度和定位可靠性都提出了嚴格要求。(4)要有冗余系統為備份。 2.2總體技術方案 車載天線升降裝置的結構形式主要有曲臂式、垂直升降式和平行四連桿。對于舉升高度較高的中大型雷達天線多采用平行四連桿式，本方案擬將6m×4m口徑的大型雷達天線舉升到離地7m，經綜合考慮，選用平行四連桿機構。該機構主要由底座，主、副舉升連桿，天線轉臺，液壓驅動系統自動鎖定機構（圖中未畫出）等組成。 底座是整個舉升機構的支撐基礎，固定在雷達地盤上，2跟同等規(guī)格的主連桿與底座和天線回轉臺鉸接，另外2根等長的連桿作為輔助支撐與主連桿一起構成平行四連桿機構，整個平行四連桿由2個同步液壓缸驅動，每個液壓缸分別通過鉸點與1主連桿鉸接，平行四連桿機構在液壓缸的驅動下，帶動天線回轉臺始 （論文） 終以水平狀態(tài)運動。舉升到位后，由液壓系統的鎖緊裝置鎖定舉升機構以保障雷達的穩(wěn)定工作。對于平行四連桿結構，舉升高度與落位運輸時的長度是一致的，由于車身裝載空間有限，舉升系統必須與雷達其他部分一體化設計，才能滿足舉升高度的前提下，既優(yōu)化空間尺寸、確保運輸狀態(tài)的通過能力，又保證各部件比例協調，外形美觀。 為滿足通過性要求，對雷達車總體尺寸要求： 整車長度≦11500mm 整車寬度≦2500mm 整車高度≦3300mm 已知條件： 舉升高度7000mm 天線長度6000mm 天線寬度4000mm 天線轉臺尺寸1000mm×1000mm×1000mm；載車底盤距地面高度1100mm； 駕駛室及電子方艙所占長度4160mm。經計算取底座長度方向尺寸為950mm，主副連桿的長度為3920mm。由于天線口徑大，在運輸時需用機電控制方式進行折疊以保證高度及寬度方向通過性要求，在此不做詳述。液壓系統中負載一定的情況下，液壓缸鉸點位置的確定，對缸結構設計及系統中的相關器件均存在較大的影響。液壓缸能產生有效推力的大小與液壓缸的支點位置、初始狀態(tài)、液壓缸與舉升機構的相對位置有關。經優(yōu)化，取主舉升連桿與底座鉸點、液壓缸與載車底盤鉸點之間的水平距離為400mm；豎直距離為630mm；主舉升連桿與底座鉸點、主舉升連桿與液壓缸鉸點之間的長度為2250mm。 天線快速，可靠地機動架設和撤收是車載雷達的基本要求之一。按傳動系統的不同，雷達天線升降機構可分為機電式和液壓式。與機電式相比，在輸出同樣功率的條件下，液壓式的體積和質量小，承載能力大，可以完成較大重量雷達天線的架設，還可大大簡化機械結構，減少機械零部件的數目，也便于實現自動控制。隨著科技的發(fā)展，液壓式傳動系統已逐漸在雷達天線升降機構中被采用。本設計采用一種翻轉式液壓舉升機構及其液壓系統，可實現對較大型天線的高架，并且在天線的舉升過程中，天線的姿態(tài)不變，架撤收過程平穩(wěn)，可靠，快速。 圖2.1機械結構的工作原理圖 該舉升機構的機械部分由天線座，主液壓缸和副缸等組成，如圖2.1-（a）所示，天線首先由副缸從圖（a）位置扶正至圖（b）所示位置，同時主缸通過同步結構與支承桿保持平行運動至垂直位置，再由主缸將天線舉升到一定的高度。回收時靠重力回落，然后再由副缸回收到車座上。舉升過程中的特點是負載在不斷變化，且在舉升過程中的某一時刻出現超越負載，風載荷的影響是影響系統穩(wěn)定工作的不可忽視的因素，在風力較大時尤其如此。 2.3系統主要技術參數的確定 設計指標為：總舉升高度8~10m，舉升時間小于3min，8級風下正常工作，無電時能完成應急撤收。根據結構，主油缸設計為單作用柱塞式，行程3000mm，運行速度為26m/s；副油缸的總運行距離為600mm，副油缸運行速度為10mm/s；液壓系統工作在低速條件下。系統工作重重力負載4000kg,主油缸工作壓力為5.1MPa，副油缸的推力為15.3MPa。系統工作在中、高壓條件下。且副油缸的工作壓力遠遠大于主油缸的工作壓力。主油缸所需的流量為33L/min，副油缸所需的流量為11L/min。 本液壓系統以傳遞動力為主，保證足夠的動力是基本要求。另外，還要考慮系統的穩(wěn)定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。一、穩(wěn)定性是指系統工作時的運動平穩(wěn)性及系統性能的穩(wěn)定性（如環(huán)境溫度對油液的影響等因素）。二、可靠性是指系統不因意外的原因而無法工作（如油管破裂、無電等情況）。三、可維護性是指系統盡可能簡單，元件盡可能選用標準件，結構上盡可能使維護方便。四、安全性是指不因液壓系統的故障導致天線架的倒塌或其他事故（如下降失控，天線由于重力加速下落）。五、效率是指液壓系統的各種能量損失盡可能的小。上述要求中，處滿足系統的動力要求外，最重要的是保證系統的安全性和可靠性。 表2.1 車載雷達天線升降機構液壓系統的主要技術參數 項目 參數 單位 系統工作總重力負載 4000 kg 主缸 總行程 3.0 m 工作壓力 5.1 Mpa 流量 33 L／min 副缸 總行程 0.6 m 工作壓力 15.3 Mpa 流量 11 L／min 2.4舉升機構液壓系統及工作原理的設計 根據設計要求和工作需求，設計舉升液壓回路圖如下： 1- 油箱　2- 齒輪泵　3- 過濾器　4、9、17- 電磁換向閥5、6、15- 單向閥　7、16- 調速閥　8- 溢流閥　10、18- 手動換向閥11- 安全閥　12- 單向調速閥　13、20、21- 防爆閥　14- 舉升天線套缸19- 平衡閥　22、23- 副缸　24- 手動泵　25、26- 壓力繼電器 圖2.2 車載雷達天線升降機構液壓系統原理圖 液壓泵組:由定量齒輪泵2、手動泵24、單向閥5組成。定量齒輪泵在有電時向液壓缸供油,手動泵在無電時向液壓缸供油,單向閥隔斷兩泵,防止手動泵供油時液壓油流向齒輪泵。 液壓缸組:由舉升天線的單作用套缸14、扶正天線的副缸22、副缸23、防爆閥13、20 和21 組成。主升缸采用單作用式柱塞套缸,缸徑較大,能提供很大的舉升力,靠自重回落和滿足舉升高度的要求,副缸采用雙作用缸,完成天線的扶正和回收,防爆閥用于防止天線在舉升或回落時油管意外破裂而發(fā)生事故。 舉升控制閥組:由單向閥6、調速閥7、溢流閥8、三位四通電磁換向閥9、二位四通手動換向閥10、安全閥11、單向調速閥12 組成。 扶正控制閥組:由單向閥15、調速閥16、三位四通電磁換向閥17、二位四通手動換閥18、平衡閥19、單向調速閥12 組成。 結合系統的電磁鐵動作順序表2.2對系統的工作過程說明如下： 表2.2電磁鐵動作順序表 動作 信號來源 電磁鐵YA 點動 自動 4 9(左） 9(右) 17(左） 17(右） 1 起點 SB1 + 2 扶正 SB2 KP1 + 3 舉升 SB3 + KP2 4 回落 SB4 + 5 回收 SB5 + 1. 起動:齒輪泵起動,二位二通電磁換向閥4 接通,系統卸載起動。 2. 扶正:二位二通電磁換向閥4 斷電,三位四通電磁換向閥17 左位接通,壓力油通過平衡閥的單向閥進入副缸的下腔,到達預定的位置后,油壓上升,壓力繼電器KP1 發(fā)出信號,三位四通電磁換向閥17 回中位,二位二通電磁換向閥4 再次接通,系統卸載運行。 3. 舉升:二位二通電磁換向閥4 斷電,三位四通電磁換向閥9 左位接通,壓力油通過單向調速閥進入主缸的下腔,到達位置后,油壓上升,壓力繼電器KP2發(fā)出信號,換向閥回中位;單向調速閥用于控制上升速度。 4. 回落:三位四通電磁換向閥9 右位接通,主缸下腔油經閥12、換向閥9 右位,由單向閥6、調速閥7及過濾器3 回油箱;閥11 用于換向閥9、單向閥6、調速閥7 及過濾器3 等故障時應急回收時使用。 5. 回收:齒輪泵起動,二位二通電磁換向閥4 接通,系統卸載起動。當三位四通電磁換向閥17 右位接通時,二位二通電磁換向閥4 斷電,副缸上腔進油,下腔油經過平衡閥19 ,三位四通電磁換向閥17 右位,單向閥15、調速閥16 及過濾器3 回油箱。到達預定的位置后,油壓升高,壓力繼電器KP1 發(fā)出信號,液壓泵停機,三位四通電磁換向閥17 回中位。 2.5設計特點分析 由上可知，該系統有以下特點： (1) 手動系統與電機系統可使液壓系統工作在有電和無電兩種條件下，提高了 11 3 舉升機構的液壓系統設計計算 (2) 設備的應急能力和可靠性；主油缸回路與副油缸回路采用串聯方式，可避免錯誤動作。 (3) 背壓閥6、調速閥7、單向調速閥12組成調速回路，控制主升油缸回落時的速度，防止天線因重力回落時超速，并使速度平穩(wěn)。平衡閥19、調速閥16、背壓閥15使副油缸在扶正和回收時，平衡變化的負載和克服負值負載，并使速度平衡。由于主升油缸油路的工作狀態(tài)與副主升油缸回路的工作狀態(tài)相差較大，采用了分別控制的調速背壓閥； (4) 系統采用疊加閥使得系統結構緊湊，動作平穩(wěn)、泄露少，使用安全可靠、維修容易，也便于改進。換向閥采用截止式換向閥，密封性好，幾乎無泄露，天線可停留在任意位置穩(wěn)定工作。采用安全閥，可防止舉升時由于過載引起的事故。  3 舉升機構的液壓系統設計計算 基本參數是車載雷達天線的基本技術數據，是根據雷達的用途及結構類型來確定的，它反映了車載雷達工作能力及特點，也基本上確定了雷達的輪廓尺寸及本體總質量等。 3.1主液壓缸的設計 由于按照設計標準總舉升高度8~10m，舉升時間小于3min，8級風下正常工作，無電時能完成應急撤收，故此次設計按照最大舉升高度來設計。由于主液壓缸的行程為3m。主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大的載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足夠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進→工進→快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機械效率=0.95 工作時候的負載是最大的， 1. 工作壓力P=5.1MPa 2. 液壓缸的內徑計算 D= (3.1) = = 101.5㎜ 查《液壓傳動與控制手冊》經過標準化處理D=100mm 表3.1 液壓缸內徑系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 41 （論文） 80 100 125 160 200 250 320 400 500 3.1.1液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內徑較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號剛的無縫鋼管。 論文） 在這幾種材料中45號剛的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號剛作為缸體的材 料。 (3.2) 式中，Py---實驗壓力，MPa，當液壓缸額定壓力Pn≤5.1MPa時，Py=1.5Pn，當Pn≤16MPa時，Py=1.25Pn []---缸筒材料許用應力，N/mm。為材料的抗拉強度。 注：1）.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統壓力，Pn=5.1MPa 2）.最高允許壓力Pmax Pmax≤1.5Pn=1.25×5.1=6.375MPa 液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：=600MPa 安全系數n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2-10取n=5. 則許用應力 =10,滿足10.所以液壓缸厚度取5mm。 則液壓缸缸體外徑為110mm。 3.2.2液壓缸長度確定 液壓缸長度L根據工作部件的行程長度確定。從制造上考慮，一般液壓缸的長度L不會大于液壓缸直徑的20到30陪。此次設計取30倍。 L=30D=30×100=3000㎜ 3.2.3缸體的材料 液壓缸缸體的常用材料為20、35、45號無縫鋼管。因20號鋼的機械性能略低，且不能調質，應用較少。當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需要焊接時，則應采用焊接性能比較號的35號鋼，粗加工后調質。一般情況下，均采 用45號鋼，并應調質到241~285HB。 缸體毛坯可采用鍛剛，鑄鐵或鑄鐵件。鑄剛可采用ZG35B等材料，鑄鐵可采用HT200~HT350之間的幾個牌號或球墨鑄鐵。特殊情況可采用鋁合金等材料。 1.主要表面粗糙度 液壓缸內圓柱表面粗糙度為Ra0.2~0.4。 2.缸體的技術要求 ⑴缸體內徑采用H8、9配合。表面粗糙度：當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1~0.4，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2~0.4。且均需衍磨。 ⑵缸體內徑D的圓度公差值可按9、10或11級精度選取，圓柱度公差值應按8級精度選取。 ⑶缸體端面T的垂直度公差可按7級精度選取。 ⑷當缸體與缸頭采用螺紋聯接時，螺紋應取為6級精度的公制螺紋。 ⑸當缸體帶有耳環(huán)或銷軸時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線的垂直公差值應按9級精度選取。 ⑹為了防止腐蝕和提高壽命，缸體內表面應鍍以厚度為30~40的鉻層，鍍后進行衍磨或拋光。 3.3.4活塞桿直徑的設計 查《液壓傳動與控制手冊》根據桿徑比d/D，一般的選取的原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.5-0.7。本次設計選擇d/D=0.7即d=0.7D=0.7×100=70mm 表3.2 活塞桿直徑系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 故取d=70mm 2.活塞桿強度計算 (3.3) 式中[]--許用應力；[]= （Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，安全系數取5，即活塞桿的強度適中） 3.活塞桿的結構設計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接，為了避免活塞桿在工作產生偏心負載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其工作效率，應根據負載的具體情況，選擇適當的活塞桿端部結構。 4.活塞桿的密封與防塵 活塞桿的密封形式有Y形密封圈，U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈。采用薄剛片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄剛片厚度為0.5mm。為方便設計和維護，本方案選擇O型密封圈。 液壓缸工作行程長度可以根據執(zhí)行機構實行工作的最大行程確定，并參照 表3-3選取標準。液壓缸活塞行程參數優(yōu)先次序按表3-3中的a、b、c選用。 表3.3(a)液壓缸行程系列（GB 2349-80） 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表3.3(b)液壓缸行程系列（GB 2349-80） 40 63 90 100 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表3.3(c)液壓缸行程系列（GB 2349-80） 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 3.3.5活塞桿的材料 1.材料 實心活塞桿材料為35鋼、45鋼；空心活塞桿材料為35鋼、45缸的無縫鋼管。 2.主要表面粗糙度 桿外圓柱粗糙為Ra0.4~0.8 3.技術要求 圖3.1活塞桿 a)實心活塞桿??? b)空心活塞桿 (1)活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為229～285HB，必要時，再經高頻淬火，硬度達45～55HRC。 (2)活塞桿d和d1的圓度公差值，按9、10或11級精度選取。 選取10級精度。 (3)活塞桿d的圓柱度公差值，應按8級精度選取。 (4)活塞桿d對d1的徑向跳動公差值，應為0.01mm。 (5)端面T的垂直度公差值，則應按7級精度選取。 (6)活塞桿上的螺紋，一般應按6級精度加工；如載荷較小，機械振動也較小時，允許按7級或8級精度制造。這里選擇按6級精度加工。 (7)活塞桿上若有聯接銷孔時，該孔徑按H11級加工。該孔軸線與活塞桿軸線的垂直公差值，按6級精度選取。 (8)活塞桿上下工作表面的粗糙度為Ra0.63μm，必要時，可以鍍鉻，鍍層厚度約為0.05mm，鍍后拋光。 3.2副液壓缸的設計 工作壓力P=15.3MPa 液壓缸的內徑計算 (3.3 \\ 查《液壓傳動與控制手冊》經過標準化處理D=63mm 表3.4 液壓缸內徑系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 3.2.1液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內徑較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號剛的無縫鋼管。在這幾種材料中45號剛的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號剛作為缸體的材料。 (3.4) 式中，Py---實驗壓力，MPa，當液壓缸額定壓力Pn≤5.1MPa時，Py=1.5Pn，當Pn≤16MPa時，Py=1.25Pn []---缸筒材料許用應力，N/mm。[]= 為材料的抗拉強度。 注：1.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統壓力，Pn=15.3MPa 2.最高允許壓力Pmax Pmax≤1.5Pn=1.25×15.3=19.125MPa 液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：=600MPa 安全系數n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2-10取n=5. 則許用應力[]=120MPa =10,滿足10.所以液壓缸厚度取5mm。 則液壓缸缸體外徑為73mm。 3.液壓缸長度的確定 液壓缸長度L根據工作部件的行程長度確定。從制造上考慮，一般液壓缸的長度L不會大于液壓缸直徑的20-30倍。 3.3活塞的設計 由于活塞在也壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它于缸筒的配合應該 適當，既不能過緊，又不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統中的液壓缸活塞的密封）、活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封）、密封圈密封三大類。期中密封圈密封又包括O型密封圈（密封性能好，磨蹭系數小，安裝空間?。形密封圈（在20MPa壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封)、Y形密封圈（耐高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50MPa壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。綜合以上因素，考慮選用O型密封圈。 3.3.1.活塞的材料 1.活塞的材料 缸徑較小的整體式活塞用35、45鋼，其他多用灰鑄鐵HT300、HT350（有外徑上套有尼龍66、尼龍1010或加布酚醛塑料的耐磨環(huán)）以及鋁合金等。 2. 主要表面粗糙度 活塞外圓柱表面粗糙度為Ra0.8~1.6 3. 技術要求 (1) 外徑的圓度、圓柱不大于外徑公差之半； (2) 外徑D對內徑d1的徑向圓跳動不大于外徑公差之半； (3) 端面T對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm (4) 活塞外徑用橡膠密封時可取f7~f9配合，內孔與活塞的配合可取H8. 3.4導向套的設計與計算 3.4.1最小導向確定長度H的 當活塞桿全部伸出時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據經驗，當液壓缸最大行程為L，缸筒直徑為D時，最小導向長度為：一般導向套滑動的長度A，在缸徑小于80mm時取A=（0.6~1.0)D，當缸徑大于80mm時取A=（0.6~1.0）d。若導向長度H不夠時，可在活塞桿上增加一個導向套K（圖3-1）來增加H值。隔套K的寬度 圖3.2液壓缸結構簡圖 因此：最小導向長度H≥＋=(＋)㎝,取H=9㎝； 導向套滑動面長度A=0.8×5.6㎝=4.48㎝ 活塞寬度B=0.9×80㎝=7.2㎝ 隔套K的寬度C=H-（A＋B）=[9-(4.48+72)]㎝=1.3㎝ 3.4.2導向套的結構 導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套，可按工作情況適當選擇。 1）普通導向套 這種導向套安裝在支撐架或者端蓋上，油槽內的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用。 2）易拆導向套 這種導向套作用螺釘或者螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能行進，維修十分方便。它適用于工作條件惡劣，需要經常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。 3）球面導向套 這種導向套的外球與端蓋接觸，當活塞桿受一偏心力負載而引起放心傾斜時，導向套可以自動調位，使導向套的內控磨損也比較均勻。 靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、震動大的液壓缸，可以采用靜壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓力油中浮動，所以摩擦因數小、無磨損、剛性好、能吸收震動、同軸度高、但制作復雜，要有專用的靜壓系統。 3.4.3導向套的材料 1.導向套材料 常用青銅、耐磨鑄鐵、球墨鑄鐵。聚四氟乙烯。 2.主要表面粗糙度 導向表面粗糙度Ra0.8 3.技術要求 導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%~100%； 外徑與內徑的同軸度不大于內控公差之半。 3.5端蓋和缸低的設計與計算` 在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸低與缸筒構成密封的壓力溶腔，它不僅要有足夠的強度以承受壓力，而且必須有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或導向套的孔）及防塵塞、密封圈槽，還有連接螺紋孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞。 端蓋的設計計算 端蓋厚h為：(3.5) 式中 D---螺釘孔分布直徑，㎝ P---也壓力，㎏f/c㎡ d---密封環(huán)形端面平均直徑，㎝； []---材料的需用應力，㎏f/c㎡。 2.缸底的設計 缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。 3.端蓋的結構 端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導向，密封和防塵等問題。缸體端部的連接形式有以下幾種： 1)焊接 特點是結構簡單，尺寸小，質量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變相，且內缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。 2)螺紋連接（外螺紋、內螺紋）特點是徑向尺寸小，質量較小，使用廣泛。缸體外徑恤加工，且應與內徑同軸；裝卸用專用工具；安裝時應防止密封圈扭曲。 3)法蘭連接 特點是結構較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大，質量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應鐓粗。 4)拉桿連接 特點是結構通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用廣泛。外形尺寸大，質量大。用于載荷較大的雙作用缸。 5)半球連接，它又分為外半球和內半球兩種。外半球連接的特點是質量比拉桿連接小，缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應加厚。內半環(huán)連接的特點是結構緊湊，質量小。安裝時端部進入缸體較深，密封圈有可能被油口邊緣擦傷。 6)鋼絲連接 特點是結構簡單，尺寸小，質量小。 3.5.1缸蓋的材料 1.缸蓋的材料 缸蓋材料一般用35、45號鋼鍛件。當缸蓋兼作導向套時，應采用鑄鐵并在其工作表面堆焊青銅，黃銅或其它耐磨材料，導向套也可單獨制成后壓入缸蓋內孔。 2.主要表面粗糙度 配合表面粗糙度為Ra0.8~1.6 3.技術要求 配合表面圓度、圓柱度不大于直徑公差之半； d2、d3對D的同軸度不大于0.03mm 端面A、B對孔軸的垂直對在直徑100mm上不大于0.04mm 3.6 缸體的長度確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于缸體內徑的20~30倍。取系數為5，則液壓缸缸體長度：L=5×10=50㎝. 3.7 緩沖裝置的設計 液壓缸的活塞桿具有一定的質量，在液壓力的驅動下運動時具有很大的動量。在他們行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這一種機械碰撞，但沖擊壓力仍然存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重影響液壓缸和整體液壓系統的強度及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現速度的遞減，直至為零。 當液壓缸中活塞運動速度在6m/min以下時，一般不設緩沖裝置，而運動速度在12m/min以上時，不需設置緩沖裝置。在該組合機床液壓系統中，動力滑臺的最大速度為4m/min，因此沒有必要設計緩沖裝置。 3.8密封件的選用 1. 對密封件的選用 液壓缸工作中要達到零泄漏、摩擦小和耐磨損的要求。在設計時，正確地選擇密封件、導向套（支承環(huán)）和防塵圈的結構形式和材料都是很重要的。從現代的密封技術來分析，液壓缸的活塞和活塞桿及其密封、導向和防塵等應作為一個綜合的密封系統來考慮，具有可靠的密封系統，才能使液壓缸有良好的工作狀態(tài)和理想的使用壽命。 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高。這就要求密封件的密封性能要好、耐磨損、對溫度的適應范圍大、彈性好、永久變形小、有適當的機械強度、摩擦阻力小、容易制造和裝拆、能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。 密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形、J形、L形和Yx形等。除Q形外，其他都屬于唇形密封件。密封件的材料必須與它相接觸的材料及環(huán)境相適應。 O型密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支承座、外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。這些部位雖然都是靜密封.但因工作油液壓力大，稍有意外，就會引起過量的內漏和外漏。 靜密封部位使用的密封件基本上是0形密封圈。O形密封圈雖小，卻是一種精密的橡膠制品，在復雜的使用條件下具有較好的尺寸穩(wěn)定性和保持自身特性的性能。在設計選用時，根據使用條件選擇適宜的材料和尺寸，采取合理的安裝維護措施，才能達到較滿意的密封效果。 安裝O形圈的溝槽有多種形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圓形、邪底形等，可根據不同的使用條件選擇，不能一概而論。使用最多的是溝槽是矩形，其加工簡便，但容易引起密封圈咬邊、扭轉等現象。 3.9動密封部位密封圈的選用 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒的密封、活塞桿與支撐座（導向套）的密封等。 Y形密封圈是我國液壓缸行業(yè)使用及其廣泛的往復運動密封圈。它是一種軸、孔互不通用的密封圈。一般，使用壓力低于16MPa時，可不用擋圈而單獨使用。當超過16MPa并用于活塞動密封裝置時，應使用擋圈，以防止間隙“擠出”。 3.10液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝形式很多，但大致可分為兩類： 1）軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時，軸線位置固定不變。機床上的 液壓缸大多是采用這種安裝形式。 （1）通用拉桿式 在兩端缸蓋上鉆出通孔，用雙頭螺桿將缸和安裝座連接拉緊。一般用于短行程、壓力低的液壓缸。 （2）法蘭式 用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。 法蘭設置在活塞桿端的缸 頭上，外側面與機械安裝面貼緊，這叫頭部外法蘭式。由于液壓缸工 作時反作用力的作用，安裝螺栓承受液壓力的拉伸作用，因而安裝螺 栓的直徑較大，并且要求強度計算。法蘭設置在活塞桿端的缸頭上，內側面與機械安裝面貼緊，這叫 頭部內法蘭式。液壓缸工作時，安裝螺栓受力不大，主要靠安裝支承 面承受，所以法蘭直徑較小，結構較緊湊。這種安裝形式在固定安裝 形式中應用得最多。法蘭設置在缸的底部，與機械安裝面用螺栓緊固，這叫尾部法蘭式。這種安裝形式使液壓缸懸伸，安裝長度較大，穩(wěn)定性差。 （3）支座式 將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座緊固在一起。支座可置于液壓缸 左右的徑向、切向，也可置于軸向底部的前后端。徑向安裝時，安裝 面與活塞桿軸線在同一平面上，液壓缸工作時，安裝螺栓只承受剪切力；切向和軸向安裝時，活塞的軸線與支座底面有一定的距離，安裝 螺栓既受剪切力，又承受因存在傾翻力矩而產生的彎曲力。切向安裝 時傾翻力矩比軸向安裝時要小一些。對于支座安裝形式，GS3766—83 的 2.2.2 條規(guī)定：“支座式液壓 缸如不采用鍵或銷承受剪切力時， 則底腳固定螺栓必須經受全部剪切 力而不致引起危險”。 2)線擺動類 液壓缸在往復運動時，由于機構的相互作用使其軸線產生擺動，達到調整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸，安裝形式也只能采用 使其能擺動的鉸接方式。工程機械、農業(yè)機械、翻斗汽車和船舶甲板 機械等所用的液壓缸多用這類安裝形式。 (1)耳軸式 將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內， 使液壓缸軸線能在某個平面內自由擺動.耳軸設置在液壓缸頭部的叫頭部耳軸式。這種安裝形式的液壓 缸，擺動幅度較小，但穩(wěn)定性較好。耳軸設置在液壓缸尾部的尾部耳軸式。這種安裝形式的液壓缸，擺動幅度較大,但穩(wěn)定性較差。 耳軸設置在液壓缸中部的叫中間耳軸式，其擺動幅度和穩(wěn)定性一般。 (1)耳