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1、A、 大腿液壓缸結構尺寸設計計算 ①、大腿缸的負載組成 1、 工作載荷Fg=59036N（活塞桿在抬腿過程中始終受壓） 2、 慣性載荷Fa=0（由于所選用液壓缸尺寸較小，即不計重量，且執(zhí)行元件運動速度變化較小，故不考慮慣性載荷） 3、 密封阻力Fm=(1-ηm)F，其中F是作用于活塞上的載荷， 且F=Fwηm，F(xiàn)w是外載荷，F(xiàn)w=Fg+Fa，其中ηm是液壓缸的機 械效率，取ηm=0.95 綜上可得：外載荷Fw=59036N，密封阻力Fm=2952N，總載荷F=61988N。 ②、初選系統(tǒng)工作壓力 1、 按載荷選定工作壓力，取工作腔壓力為P=12MPa1（由于總載荷為61988

2、N大于50000N，故根據(jù)手冊選取工作壓力為12MPa） 2、 選擇執(zhí)行元件液壓缸的背壓力為P2=1MPa（由于回油路帶有調(diào)速閥，且回油路的不太復雜，故根據(jù)手冊選取被壓壓力為1MPa） ③、液壓缸主要結構尺寸的計算 1、 在整個抬腿過程中活塞桿始終受壓，故可得下式： 活塞桿受壓時： F=P1A1-P2A2 P1----------液壓缸工作腔壓力（Pa） P2----------液壓缸回油腔壓力（Pa） A1----------無桿腔活塞有效作用面積，A1=πD24，D為活塞直徑

3、（m） A2----------有桿腔活塞有效作用面積，A2=π4（D2-d2)，d為活塞桿直徑 （m） 選取d/D=0.7（由于工作壓力為12MPa大于5MPa，故根據(jù)手冊選取d/D=0.7） 綜上可得：D=82.8mm，根據(jù)手冊可查得常用活塞桿直徑，可取D=90mm，d=60mm。 校核活塞桿的強度，其中活塞桿的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于活塞桿在受負載的工作過程中僅收到壓力作用，故僅校核其壓縮強度即可。σ= F14πd2=21.9MPa＜[σ]=100MPa，故滿足強度要求。 即d=60mm，則D=90mm。 由此計算得工作壓

4、力為： P1=10.3MPa 根據(jù)所選取的活塞直徑D=90mm，可根據(jù)手冊選的液壓缸的外徑為108mm，即可得液壓缸壁厚為δ =9mm。 校核液壓缸缸壁的強度，其中液壓缸的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于該缸處于低壓系統(tǒng)，故先按薄壁筒計算，σ=PyD2δ，其中工作壓力P=P=12MPa≤16MPa1，可取Py=1.5P1，則σ=90MPa＜[σ]=100MPa，故滿足強度要求。 又由于D/δ=10，故可將該缸筒視為厚壁，則δ的校核應按下面公式進行。 δ≥D2(σ+0.4Pyσ-1.3Py-1) 計算的δ=9mm≥8.23mm，故經(jīng)過校核滿足要求 即取缸筒壁厚δ=9m

5、m。 B、 水平擺動液壓缸結構尺寸設計計算 ①、水平擺動缸的負載組成 1、 工作載荷Fg=4000N（活塞桿正反行程中保持不變） 2、 慣性載荷F=0a（由于所選用液壓缸尺寸較小，即不計重量，故不考慮慣性載荷） 3、 密封阻力Fm=(1-ηm)F，其中F是作用于活塞上的載荷， 且F=Fwηm，F(xiàn)w是外載荷，F(xiàn)w=Fg+Fa，其中ηm是液壓缸的機 械效率，取ηm=0.95 綜上可得：外載荷Fw=4000N，密封阻力Fm=211N，總載荷F=4211N。 ②、選定系統(tǒng)尺寸 由所受最大負載的大腿缸計算所得的液壓缸的數(shù)據(jù)，初步擬定水平擺動缸的尺寸為:D=90mm，d=

6、60mm，δ=9mm。 ③、液壓缸工作壓力的計算 擺腿動作開始時已經(jīng)將腿抬起，故不受外載荷作用，則擺動腿液壓缸受外載荷工作的過程為腿已放下，并且開始拖動身體前進的過程，在這個過程中活塞桿受拉。 活塞桿受拉時： F=P1A2-P2A1 P1----------液壓缸工作腔壓力（Pa） P2----------液壓缸回油腔壓力（Pa）（由于回油路帶有調(diào)速閥，且回油路的不復雜，故根據(jù)手冊選取回油腔壓力為0.5MPa） A1----------無桿腔活塞有效作用面積，A1=πD24，D為活塞直徑（m） A

7、2----------有桿腔活塞有效作用面積，A2=π4（D2-d2)，d為活塞桿直徑 （m） 綜上可得： 工作腔壓力P1=2.03MPa 校核活塞桿的強度，其中活塞桿的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于活塞桿在受負載的工作過程中僅收到拉力作用，故僅校核其拉伸強度即可。σ= F14πd2=1.4MPa＜[σ]=100MPa，故滿足強度要求。 校核液壓缸缸壁的強度，其中液壓缸的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于該缸處于低壓系統(tǒng)，故先按薄壁筒計算，σ=PyD2δ，其中工作壓力P=P1=1MPa≤16MPa，可取Py=1.5P1，則σ=15.225MPa＜[σ]

8、=100MPa，故滿足強度要求。 又由于D/δ=10，故可將該缸筒視為厚壁，則δ的校核應按下面公式進行。 δ≥D2(σ+0.4Pyσ-1.3Py-1) 計算的δ=9mm≥1.197mm，故經(jīng)過校核滿足要求。 即取缸筒壁厚δ=9mm。 C、 小腿液壓缸結構尺寸設計計算 ①、小腿液壓缸的負載組成 1、 在工作過程中存在拉力與壓力的循環(huán)作用，其中最大拉力為Fg拉=27176N，最大壓力為Fg壓=10618N。 2、 慣性載荷Fa=0（由于所選用液壓缸尺寸較小，即不計重量，故不考慮慣性載荷） 3、 密封阻力Fm= (1-ηm)F，其中F是作用于活塞上的載荷， 且F=Fwηm，F(xiàn)w

9、是外載荷，F(xiàn)w= Fg+Fa，其中ηm是液壓缸的機械效率，取ηm=0.95 綜上可得：外拉載荷Fw拉=27176N，密封阻力Fm拉=1359N，總拉載荷F拉=28535N；外壓載荷Fw壓=10618N，密封阻力Fm壓=531N，總拉載荷F拉=11149N ②、選定系統(tǒng)尺寸 由所受最大負載的大腿缸計算所得的液壓缸的數(shù)據(jù)，初步擬定水平擺動缸的尺寸為:D=90，d=60，δ=9mm。 ③、液壓缸工作壓力的計算 活塞桿受拉時： F=P拉1A2-P2A1 活塞桿受壓時：

10、 F=P壓1A1-P2A2 P1----------液壓缸工作腔壓力（Pa） P2----------液壓缸回油腔壓力（Pa）（由于回油路帶有調(diào)速閥，且回油路有背壓閥，回油路油路不復雜，故根據(jù)手冊選取回油腔壓力為1MPa） A1----------無桿腔活塞有效作用面積，A1= πD24，D為活塞直徑（m） A2----------有桿腔活塞有效作用面積，A2= π4（D2-d2)d為活塞桿直徑 （m） 綜上可得： 在受最大拉力作用時，工作腔壓力P拉1=9.87MPa； 在受最大壓力作用時，工作腔壓力P壓1=2.3MPa。 校核活塞桿的強度，其中活

11、塞桿的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于活塞桿在受負載的工作過程中不僅受到拉力作用，還受到壓力作用，但是拉力較壓力大，故僅校核其拉伸強度即可。σ=F拉14πd2=10.1MPa＜[σ]=100MPa，故滿足強度要求。 校核液壓缸缸壁的強度，其中液壓缸的材料為45鋼，故[σ]=100MPa。 由于該缸處于低壓系統(tǒng)，故先按薄壁筒計算，σ= PyD2δ，其中最大工作壓力P=P拉1=9.87MPa≤16MPa，可取Py=1.5P1，則σ=74.025MPa＜[σ]=100MPa，故滿足強度要求。 又由于D/δ=10，故可將該缸筒視為厚壁，則δ的校核應按下面公式進行。 δ≥D2(σ+0.4Pyσ-1.3Py-1) 計算的δ=9mm≥6.54mm，故經(jīng)過校核滿足要求。 即取缸筒壁厚δ=9mm。