机械设计液压缸设计

浙江科技学院毕业设计（论文）浙江科技学院毕业设计（论文）、学位论文版权使用授权书本人 杨益峰 学号 106015086 声明所呈交的毕业设计（论文）、学位论文 激振器用液压缸设计 ，是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，与我一同工作的人员对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。本毕业设计（论文）、学位论文作者愿意遵守浙江科技学院 关于保留、使用学位论文的管理办法及规定，允许毕业设计（论文）、学位论文被查阅。本人授权 浙江科技学院 可以将毕业设计（论文）、学位论文的全部或部分内容编入有关数据库在校园网内传播，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编毕业设计（论文）、学位论文。（保密的学位论文在解密后适用本授权书）论文作者签名： 导师签名：签字日期： 年 月 日 签字日期： 年 月 日激振器用液压缸设计学生姓名：杨益峰 指导教师：杨礼康浙江科技学院机械与汽车工程学院摘 要 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。本论文以最新试验台技术及先进液压技术为基础，着眼于液压缸的结构设计，根据车辆减振器实验装置的要求，应用液压传动及相关理论，针对液压激振装置中液压系统的特点，计算并选择其必须的关键部件，同时设计相应的液压缸结构，最终设计出可实现正弦、随机振动等试验和符合相关技术要求的较为可靠的液压缸系统。关键词： 液压激振器 液压缸 设计iVehicle shock absorber test equipmenthydraulic cylinder designStudent: Yifeng Yang Advisor: Dr.Ling-Kang YangSchool of Mechanical and Automotive Engineering Zhejiang University of Science and TechnologyAbstractShock is the main vehicle suspension damping components, it can ease the vehicle vibration and improve comfort and reduce the body to various parts of dynamic stress, increase vehicle life and safety. 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11.2 研究目的与系统描述11.3 电液式激振器21.4 电液式激振器的优点3第二章 试验台方案设计42.1 激振形式的选择42.2 试验台测试原理52.3 试验台方案设计52.4 试验台主机结构62.5 液压缸的种类选择7第三章 液压缸的主要部件设计103.1 工作压力的确定103.2 缸筒设计103.3 活塞设计143.4 活塞杆设计15第四章 液压油缸其他部件设计194.1 法兰设计194.2 力变送器接头设计204.3 导向座设计204.4 位移传感器座设计224.5 透盖设计22iii第五章 总结24致谢25参考文献26iv第一章 绪论1.1 研究背景当今社会，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1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。2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第二章 试验台设计方案2.1 激振形式的选择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主要性能特点机械式利用凸轮、曲柄连杆、偏心质量等方式推动台面；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，波形失真大电动式由恒定磁场和仅次于磁场中能有一定交变电流的线圈相互作用产生交变激振力激振力大，波形好，但缺少甚低频，价格高，有漏磁电磁式由电磁铁和磁性材料相作用产生激振力结构简单，价格便宜，但缺少甚低频，波形差，激振力不易控制，可用于旋转机械轴类激振，振动试验中较少使用压电式由压电元件的压电效应产生激振动力可达高工作频率，同样缺少甚低频，且激振力小磁致伸缩式由磁致伸缩效应产生激振力用于超声波激振电液式使用电流伺服阀作为电控信号产生周期性正弦振动或随机振动有甚低频，适用于正弦、随机等振动，激振力大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可能的工作频率范围机械式1300Hz电动式510，000Hz电磁式202000Hz压电式2050，000Hz磁致伸缩式4可达几十千赫兹电液式甚低频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AD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5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。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612 伺服缸 13 位移传感器（IC-F-300-E-M）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活塞式液压缸单杆单作用活塞单向作用，依靠弹簧使活塞复位双作用活塞双向作用，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摆动式液压缸单叶片7输出转轴摆动角度小于分类名称图形说明摆动式液压缸双叶片输出转轴摆动角度小于 其他液压缸增力液压缸当液压缸直径受到限制而长度不受限制时，可获得大的推力 增压液压缸由两种不同直径的液压缸组成，可提高B腔中的液压力伸缩式液压缸由两层或多层液压组成组成，可增加活塞行程多位液压缸活塞A有三个确定的位置齿条液压缸活塞齿条带动小齿轮，使它产生旋转运动8根据主要内容与基本要求：1 最大激振力 23kN2 激振频率范围0.118Hz3 行程范围 +/-100mm4 最大速度 1m/s5 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。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)16.36.31610162032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（pL2/3ps），可确定活塞最小理论有效面积为0.9210-3m2，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=50mm，则实际最大有效面积为Ap=1.30m2。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=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10根据设计要求，该液压缸的激振频率范围为0.118HZ，需要承受较大的冲击负荷，属于中型缸。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的倍时即时,按壁厚公式计算 (3-1)当液压缸壁厚小于缸径D的倍时,按薄壁筒公式计算 (3-2)式中液压缸最大工作压力（MPa）许用应力（MPa），=，其中，为材料强度极限，为安全系数，通常限=3.55。缸筒壁厚（mm）,35号钢的强度极限=540MPa，对于液压激振器而言，属于高压工况，故取=5，对应的=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=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=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 ( MPa ) (3-3)11或 ( 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 ( MPa ) (3-5)此外，尚需验算缸筒径向变形D应处在允许范围内 ( m ) (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PE ( MPa ) (3-7)也可用费帕尔(FAUPEL)公式 ( MPa ) (3-8)计算的PE值应远超过耐压试验压力Pr，即PEPr 缸筒材料屈服点，MPaPrL 缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa，PrLPr 缸筒耐压试验压力，MPaE 缸筒材料弹性模量，MPav 缸筒材料泊松比，钢材v=0.3额定压力PN=25MPa=82.4MPa完全塑性变形压力=2.3320lg1.317=88MPa12PN( 10.350.42 )PrL0.3588=30.8MPa此外缸筒径向变形取试验压力为Pr=25MPa=0.0369mm爆裂压力PE=2.3540lg1.317=148.5 MpaPr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 ( MPa ) (3-9)螺纹处的切应力 ( MPa ) (3-10)合成应力 (3-11)F 缸筒端部承受的最大推力，Nd1 螺纹底径，mK 拧紧螺纹的系数，不变载荷取K=1.251.5，变载荷取K=2.54K1 螺纹连接的摩擦因数，K1=0.070.2，平均取K1=0.12z 螺栓的数量参考机械设计手册，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13螺纹处的拉应力=27.47 MPa螺纹处的切应力MPa合成应力MPaMPa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。14活塞密封结构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 217255HBS。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M362，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：217255HBS，各处加工倒角为45活塞杆直径计算15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： ( MPa ) (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： (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： ( 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 (3-15)F 活塞杆的作用力，Nd 活塞杆直径，m 材料的许用应力，无缝钢管=100110MPa，中碳钢（调质）=400MPaAd 活塞杆断面积，m2W 活塞杆断面模数，m3M 活塞杆所承受的弯曲力矩，Nm，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，Nd2 危险截面的直径，md1 卡环槽处外圆直径，m16d3 卡环槽处内圆直径，mc 卡环挤压面倒角，m 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=11.68MPa=400MPa危险截面处的合成应力=46MPa活塞杆弯曲稳定性验算当液压缸支承长度LB( 1015 )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：F1Fk/nkFk ( N )其中 E1=1.80105MPa圆的截面： I=0.049d4 ( m4 )Fk 活塞杆弯曲失稳临界压缩力，Nnk 安全系数，通常取nk3.56K 液压缸安装及导向系数E1 实际弹性模量，MPaa 材料组织缺陷系数，钢材一般取a1/12b 活塞杆截面不均匀系数，一般取b1/1321E 材料弹性模量，钢材E=2.10105，MPaI 活塞杆横截面惯性矩，m417Fk=2625KNF1=25KNFk/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M363 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第四章 液压油缸其他部件设计4.1 法兰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M201.5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20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。( 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 21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8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M201.5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22图4-7 透盖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， 39，12：1915-19192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2002，18(9)，3:：85-883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 2003，6：14-164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2005，7：106-1085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)：10-126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,2005(2):28-307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,2002,22(3):42-438Kresimir Cosi，Ivica K，Todor K，Miroslav S，Marijo VDesign and implementation of a hardware-in-theloopsimulator for a semi-automatic guidedmissile systemSimulation Practice and Theory1999，7：107-1239Anthonis J，Kennes P，Ramon HDesign and evaluation of a low-power mobile shaker for vibration tests on heavy wheeled vehiclesJournal of Terramechanics2000，37：191-20510Niksefat N，Sepehri NDesign and experimental evaluation of a robust force controller for anelectro-hydraulic actuator via quantitative feedback theoryControl Engineering Practice2000，8，1335-134511 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):l06l072612 王云岭.液动自动往复液压缸设计探索.液压与气动,2004(4):1720浙江科技学院毕业设计（论文）