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1、 一、液壓缸的分類 液壓缸按其結構形式，可以分為活塞缸、柱塞缸和擺動缸三類?；钊缀椭讓崿F(xiàn)往復運動，輸出推力和速度，擺動缸則能實現(xiàn)小于360度的往復擺動，輸出轉矩和角速度。液壓缸除單個使用外，還可以幾個組合起來或和其它機構組合起來，以完成特殊的功用。 （一）活塞式液壓缸 活塞式液壓缸分為雙桿式和單桿式兩種。 1、雙桿式活塞缸 雙桿式活塞缸的活塞兩端都有一根直徑相等的活塞桿伸出，它根據安裝方式不同又可以分為缸筒固定式和活塞桿固定式兩種。如圖3-4a所示的為缸筒固定式的雙桿活塞缸。它的進、出油口布置在缸筒兩端，活塞通過活塞桿帶動工作臺的移動，當活塞的有效行程為時，整個工作

2、臺的運動范圍為，所以機床占地面積大，一般適用于小型機床。當工作臺行程要求較長時，可采用圖3-4b所示的活塞桿固定的形式，這時，缸體與工作臺相敬如賓連，活塞桿通過支架固定的機床上，動力由缸體付出。這種安裝形式中，工作臺的移動范圍只等于液壓缸有效行程的兩倍（），因此占地面積小。進出口可以設置在固定不動的空心的活塞桿的兩端，使油液從活塞桿中進出，也可設置在缸體的兩端，但必須使用軟管連接。 　 如圖3-4雙桿式活塞缸 由于又桿活塞缸兩端的活塞桿直徑通常是相等的，因此它左、右兩腔的有效面積也相等。當分別向左、右腔輸入相同壓力和相同流量的油液時，液壓缸左、右兩個方向的推力和速度相等，當活塞的

3、直徑為，活塞桿的直徑為 ，液壓缸進、出油腔的壓力為和，輸入流量為 時，雙桿活塞缸的推力 和速度 為 （ 3-7 ） （ 3-8 ） 式中 為活塞的有效工作面積。 對桿活塞缸在工作時，設計成一個活塞桿是受拉的，而另一個活塞桿不受力，因此這種液壓缸的活塞桿可以做得細些。 2.單桿式活塞缸 如圖3－5所示，活塞只有一端活塞桿，單桿液壓缸也有固定和活塞桿固定兩種形式，但它們的工作臺移動范圍都是活塞有效行程的兩倍。 單桿活塞缸由于活塞兩端有效面積不等。如果相同流量的壓力油分別進入液壓缸的左、右腔，活塞移動的速度與進油腔的有效面積成反比，即油液進入無桿腔時有效面積大

4、，速度慢，進入有桿腔時有效面積小，速度快；而活塞上產生的推力則進油腔的有效面積成正比。 　 圖3－5 單桿活塞缸 如圖3-5a ，當輸入液壓缸的油液流量為q ，液壓缸進出油口壓力分別為和時，其活塞上所產生的推力和速度為 （3－9） （3-10） 當油液從如圖3-5b所示的右腔（有桿腔）輸入時，其活塞上所產生的推力和速度為 （3-11） （3-12） 由式（3-9）—式（3-12）可知，由于 ，所以 ， 。若把兩個方向上的輸出速度和的比值稱為速度比，記作 ，則 。因此，活塞桿直徑越小，越接近于1，活塞兩個方向的速度差值也就越小，如果活塞桿較粗，活塞兩

5、個方向運動的速度差值就較大。在已知 和 的情況下，也就可以較方便地確定。 如果向單桿活塞缸的左右兩腔同時通壓力油，如圖3-6所示，即所謂的差動連接，作差動連接的單出桿液壓缸稱為差動液壓缸，開始工作時差動缸左右兩腔的油液壓壓力相同，但是由于左右運動，同時使右腔中排出的油液（流量為）也進入左腔，加大了注入左腔的流量（） , 從而也加快了活塞移動的速度。實際上活塞在運動時，由于差動缸兩腔間的管路中有壓力損失，所以右腔中油液的壓力稍大于左腔油液壓力。而這個差值一般都較小可以忽略不計，則差動貢獻力量活塞推力和運動速度為 （3-13） 即 （3-14） 由式（3-13）、式（3

6、-14）可知，差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，正好利用這一點，可使在不加大油源流量的情況下得到較快的運動速度，這種連接方式被廣泛應用于組合機床的液壓動力滑臺和工春它機械設備的快速運動中。 如果要求快速運動和快速既定回速度相等，即使 ， 則由式（3-12）、式（3-14）可得。 （二）柱塞缸 柱塞缸是一種單作用液壓缸 , 其工作原理如圖3 -7a所示 ： 圖3 -7 柱塞缸 柱塞與工作部件連接,缸筒固定在機體上,當壓力油進入缸筒時 , 推動柱塞帶動運動部件向右運動,但反向退回時必須靠其它外力或自重驅動。柱塞缸通常成對反向布置使用 , 如圖3-

7、7b所示。當柱塞的直徑為，輸入液壓油的流量為 ，壓力為時，其柱塞上所產生的推力和速度為 （3-15） （3-16） 柱塞式液壓缸的主要特點柱塞與缸筒無配合要求，缸筒內孔不需精加工工業(yè)，甚至可以不加工。運動時由缸蓋上的導向套來導向，所以它特別適用在行程較長的場合。 （三）擺動缸 擺動式液壓缸也稱擺動液壓馬達。當它通入壓力油時，它的主軸能輸出小于 的擺動運動，常用于工夾緊裝置、送料裝置、轉位裝置以及需要周期性進給的系統(tǒng)中。 圖3-8a 所示為單葉片式擺動缸，它的擺動角度較大，可達。當擺動缸進出油口壓力為和，輸入流量為時，它的輸出轉矩 和角度 各為 （3-17）

8、 （3-18） 式中 為葉片的寬度，、為葉片底部、頂部的回轉半徑。 圖3-18b示為雙葉片式擺動缸，它的擺動角度較小，可達，它的輸出轉矩是單葉片式的兩倍，而角速度則是單葉片式的一半 （四）其它液壓缸 1.增壓缸 增壓液壓缸又稱增壓器。在某些短時或局部需要高壓液體的液壓系統(tǒng)中，常用增壓缸與低壓流量泵配合作用，單作用增壓缸的工作原理如圖3-8a所法，它有單作用和雙作用兩種型式，當低壓為的油液推動增壓缸的大活塞時，大活塞推動與其連成一體的小活塞輸出壓力為的高壓液體，當大活塞直徑為，小活塞直徑為時 （3-19） 式中 ，稱為增壓比，它代表其增壓能力。顯然增壓能力是在

9、降低有效流量的基礎上得到的，也就是說增壓缸僅僅是增大輸出的壓力，并不能增大輸出的能量。 圖3-9增壓缸 單作用增壓缸在小活塞運動到終點時，不能再輸出高壓液體，需要將活塞退回到左端位軒，再向右行時才又輸出高壓液體，即只能在一次行程中輸出高壓液體，為了克服這一缺點，可采用雙作用增壓缸，如圖3-8b所示，由一兩個高壓端連續(xù)向系統(tǒng)供油。 2.伸縮缸 伸縮式液壓缸由兩個或多個活塞式液壓缸套裝而成，前一級活塞缸的活塞是后一級活塞缸的缸筒。伸出時可恥下場獲得很長的工作行程，縮回時可保持很小的結構尺寸，伸縮缸被廣泛用于超重運輸車輛上。 圖3-9是套筒式伸縮缸的原理圖，外伸動作是逐級

10、進行的。首先是最大的剛筒以最低的油液壓力開始外伸，當到達行程終點后，稍小直徑的缸筒開始外伸，直徑最小的末級最后伸出。隨著工作級數增多，外伸缸筒直徑越來越小，工作油液壓力隨之升高，工作速度變快。伸縮缸可以是圖3-9a所示的單作用式，也可以是圖 3-9b 所示的雙作用式，前者靠外力回程，而后者靠液壓回程。 圖 3-10伸縮缸 3.齒輪缸 齒輪式液壓缸又稱無桿式活塞缸，它上兩個柱塞和一套齒輪條傳動裝置組成，如圖3-11所示，當壓力油推動活塞左右往復運動時，齒條就推動齒輪件私利旋轉，從而齒輪驅動工作部件（如組合機床中的旋轉工作臺）作周期性的確良往復旋轉運動。 液壓缸的設計和計算

11、 液壓缸的設計是整個液壓系統(tǒng)設計的重要內容之一，由于液壓缸是液壓傳動的執(zhí)行元件，它和主機工作機構有直接的聯(lián)系,對于不同的機械設備及其機械機構,液壓缸具有不同的用途和工作要求 ,因此在設計液壓缸之前,必須對整個液壓系統(tǒng)進行工況分析,編制負載圖,選定系統(tǒng)的工作壓力(祥見第八章)然后根據使用要求選擇結構類型,按負載情況、運動要求、最大行程等確定其主要工作尺寸，進行強度、穩(wěn)定性和緩沖驗算，最后再進行結構設計。 1.液壓缸設計中應注意的問題 不同的液壓缸有不同的內容和要求，一般在設計液壓缸的結構時應注意以下幾個問題： (1)盡量使液壓缸的活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負載，或在受壓狀

12、態(tài)下具有良好的縱向穩(wěn)定性。 (2)考慮液壓缸行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題。缸內如無緩沖裝置和排氣裝置，系統(tǒng)中需有相應的措施，但是并非所有的液壓缸都要考慮這些問題。 (3)根據主機的工作要求和結構設計要求，正確確定液壓缸的安裝、固定方式。但液壓缸只能一端定位。 (4)液壓缸各部分的結構需根據推薦的結構形式和設計標準進行設計，盡可能做到結構簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。 2.液壓缸主要尺寸的確定 缸筒內徑D液壓缸的缸筒內徑D,是根據負載的大小和選定的工作壓力，或運動速度和輸入阻抗的流量，依式（3-7）—式（3-19）有關節(jié)公式計算之后。再從GB2348-

13、80標準中選取最近的輸入值而得出的。 (1)活塞桿直徑d液壓缸活塞桿直徑d通常先滿足液壓缸速度或速比的要求來選擇，然后校核其結構強度和穩(wěn)定性，若速比為λ，則 （3-20） (2)液壓缸缸筒長度L液壓缸的缸筒長度決定，缸筒的長度一般最好不起過其內徑的20倍。 (3)最小導向長度 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H（如圖3-17）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度過（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一最小導向長度。對于一般的液壓缸，當液壓缸的最大行程為 L ，缸筒直徑為 D 時，最小導向長度為

14、 （3-21） 活塞的寬度，一般取 ；導向套滑動面的長度，在時取,在時取 。為保證最小導向長度，過分增大和都是不適宜的，必要時可以導向套與活塞這間裝一隔套（圖中零件K），隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 （3-22 3.強度校核 液壓缸的缸筒壁厚δ、活塞桿直徑d和缸蓋處固定螺栓的直徑，在高壓系統(tǒng)中必須進行強度校核。 （1）缸筒壁厚校核 液壓缸缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況。當時為薄壁，壁厚按下式進行校核 （3－23） 式中D為缸筒內徑；為缸筒試驗壓力，當缸的額定壓力時取當時取 ； ， 為材料抗拉強度，為安全系統(tǒng)，一般取 。 當時，壁厚按下式

15、進行校核 （3－24） 在使用式（3-23）、式（3-24）進行校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用半環(huán)連接，應取缸筒壁厚最小處的值。 (2)活塞桿直徑校核 活塞植直徑的校核按下式進行 （3－25） 式中 F 為淤塞桿上的作用力；為活塞桿材料的許用應力， 。 （3）液壓缸蓋固定螺栓直徑校核 液壓缸缸蓋固定螺栓在工作過程中同時承受拉應力和扭應力，其螺栓直徑可按下式校核 （3－26） 式中為液壓缸負載，固定螺栓個數； 為螺紋擰緊， ； ， 為材料的屈服點。 4. 緩沖計算 液壓缸的緩沖計算主要是估計緩沖時液壓缸內出現(xiàn)在最大沖擊壓力

16、，以便用來校核缸筒強度、制動距離是還條例要求。緩沖計算中如發(fā)現(xiàn)工作腔中的液壓能和工作部件的支能不能全部被緩沖腔所吸收時，制動中就可能產生活塞和缸蓋相碰現(xiàn)象。 液壓缸在緩沖時，緩沖腔內產生的液壓能和工作部件產生的機械能分別為 （3－27） 　（3－28） 式中 為緩沖長度；為緩沖腔中的平均緩沖壓力；為高壓腔中油液壓力；、為緩沖腔、高壓腔的有效工作面積；為工作部件總質量；為工作部件運動速度；為摩擦力 。式(3-28)中右邊第一項為高壓腔中的液壓能 , 第二項為工作部件的動能 , 第三項為摩擦能。 當時 , 工作部件的機械能全部被緩沖液體所吸收 , 由上兩式得 (3－29) 若緩沖裝置為節(jié)流口可調式緩沖裝置,在緩沖過程中的緩沖壓力逐漸降低, 假定緩沖壓力線性地降低, 則最大的緩沖壓力即沖擊壓力 。 (3－30) 若緩沖裝置為節(jié)流口變化式緩沖裝置，則由于緩沖壓力Pc始終不變，最大緩沖力的值即如式（3-29）所示。 5、缸穩(wěn)定性校核 對受壓的活塞桿來說,一般其直徑應不小于長度的。當時，須進行穩(wěn)定性校核，應使活塞桿所承受的負載力小于使其保持穩(wěn)定的臨界負載力，的值與活塞桿的材料，截面形狀、直徑和長度，以及液壓缸的安裝方式等因素有關。驗算可按材料力學有關公式進行，此處不再撰述。