毕业论文定稿-地铁车辆气液缓冲器设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763XX 大学毕业设计（论文）地铁车辆气液缓冲器设计系 别 ：专 业 ：学 生 姓 名 ：起 迄 日 期 :设 计 (论 文 )地 点 :指 导 教 师 :专 业 教 研 室 负 责 人 :2013 年 月 日II摘 要随着铁路的进一步提速以及列车总重的不断增加，对列车的纵向冲动提出了更高的要求 , 开发新型缓冲器有着十分重要的意义 。现介绍铁道机车车辆液气缓冲器的基本结构及其工作原理 , 并对其动力学特性进行了分析研究 。通过与传统的弹簧和橡胶缓冲器的比较 , 对液气缓冲器的性能进行了分析评价 , 为液气缓冲器在我国铁道机车车辆上的应用提供了理论依据 。作为机械设备的安全装置之一的缓冲器被广泛应用于港口起重机械领域的抗震缓冲。现有缓冲产品，由于受其材质、工艺等方面诸多因素的限制，能够适应起重领域需求的产品并不多见，所以开发一种新型的缓冲器有着十分重要的意义。自行设计的新型液气缓冲器使用了新型的阻尼结构，并利用氮气的无疲劳、体积模量小的特点，使其容量及吸能性能优越，回弹时间短，能够以较小的行程获得较大的缓冲力，较好的适应了港口起重领域的发展需求。关键词：缓冲器，地铁车辆，气液缓冲器IIIAbstractWith the railway to further speed and increasing the total weight of the train, put forward higher requirements on the train longitudinal impulse, has a very important significance to develop new buffer. In this paper the basic structure and working principle of the hydro-pneumatic buffer for railway locomotives and vehicles, and its dynamic characteristics are analyzed. Compared with the traditional spring and rubber buffers, analyzes and evaluates the performance of hydro-pneumatic buffer, provides a theoretical basis for the application of hydro-pneumatic buffer for railway locomotives and vehicles in our country. The seismic buffer as a buffer of safety equipments are widely used in port crane machinery field. The existing buffer products, due to the material, technology and other factors, can adapt to the crane field demand the product does not see more, so developing a new type of buffer has a very important significance. New buffer design using a new damping structure, and the use of nitrogen gas without fatigue,The bulk modulus characteristics of small, the capacity and energy absorption performance, rebound time is short, with small stroke have buffer capacity larger, better adapted to the port development needs heavy field.Keywords: buffer, metro vehicle, gas-liquid bufferIV目 录摘 要 IIAbstract.III目 录 IV第 1 章 绪论.11.1 缓冲器概况 .11.2 液气缓冲器结构及其工作原理 21.3 国内外研究现状 4第 2 章 缓冲器原理说明及整体计算.5第 3 章 气液缓冲器工作机构设计.63.1 缸体的设计 .63.2 活塞的设计 93.3 导向套的设计与计算 .103.4 端盖和缸底的设计与计算 113.5 缸体长度的确定 133.6 缓冲装置的设计 133.7 密封件的选用 133.8 节流杆的尺寸形状的确定计算校核 .163.9 节流孔设计的形状选择计算和原理 193.10 紧固螺钉计算 .203.11 阻隔滑动活塞尺寸选择计算 233.12 气缸末端机构的结构尺寸计算选择原理 23参考文献.25总 结.26致 谢.28原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载1第 1 章 绪论1.1 缓冲器概况缓冲器在机械设备当中，属于安全防护装置，安装在轨道运行设备上的安全部件。缓冲器的功能，是设备在运行过程中，吸收撞击力产生的冲击力，从而有效地保护和减轻由于冲撞导致的设备损伤。国家对缓冲器的制造和使用有着严格的规定和限制。目前国内通常使用的缓冲器大致可分为两种类型：一类是蓄能型缓冲器，其机构形式分为弹簧缓冲器和橡胶缓冲器；另一类是耗能型缓冲器，其结构形式分 为聚氨酯缓冲器、液压缓冲器、ZL 复合型缓冲器、弹性阻尼体缓冲器。由于各类缓冲器的材料、结构形式的不同，应用范围和使用环境也有所区别。作为铁道机车车辆的重要部件之一 ,缓冲器具有减缓及耗散列车在运行中由于机车牵引力的变化或在起动 、制动及调车作业时车辆相互碰撞而引起的纵向冲击和振动的功能 ,从而减轻对车体结构和装载货物的破坏作用 , 以提高列车运行的平稳性及安全性 。目前应用最 为广泛 的缓冲器 有摩 擦式和 摩擦 橡胶式 两种 , 其特点是结构简单 、制造成本低 , 但容量小且性能不稳定 。弹性胶泥缓冲器具 有容量大 、阻抗力小 ,结构简单、性能稳定、体积小 、质量轻等优点 , 近年来得到一定的发展 。国内相关单位及研究部门于 20 世纪 90 年代后期开 始对弹性胶泥缓冲器 进行研究和开发 , 并研 制出样 机装 车进行试验 ,取得了一定的经验。与国外相比 , 国内目前研制和开发的弹性胶泥材料及胶泥缓冲器在制造水平及性能方面尚有一定的差距。随着我国铁路跨越2式发展的不断深入，车辆载重、列车总重 、运行速度及货车编组场允许联挂速度将会不断的提高。其结果是车辆之间的纵向动力作用将加剧 , 故开发适应快速和重载运行的新型缓冲器已迫在眉睫 。1.2 液气缓冲器结构及其工作原理根据介质不同 , 液体缓冲器可分为液压缓冲器和液气缓冲器。液压缓冲器受到冲击时 , 阻抗力大小决定于两冲击物间的相对运动速度 、节流孔的形状及介质液体的粘度 。一般说来 , 冲击速度越大 , 缓冲器的阻抗力也随之增大 , 容量也就越大。因此 , 液压缓冲器具有容量大 、性能稳定且便于调整等特点 , 其较好的阻抗特性不仅改善了车辆的结构受力 , 同时也提高了运行平稳性 , 在国外机车车辆上得到一定程度的运用。尽管液压缓冲器具有上述优点 , 研究开发的历史也已数十年 , 但在国内铁道机车车辆上的应用目前尚属空白 ,究其原 因主要是液压密封件的 可靠性问题 。随着液压领域的技术进步 ,密封效果和密封寿命得到了大大提高 ,完全可以满足液压缓冲器 的使用要求 ,适合于不同场合的液压缓冲在工业自动化生产线上得到了广泛的应用 , 并逐渐扩展到交通运输领域 目前 , 液压缓冲器在起重机 、汽车等领域已得到较为广泛的应用。由于铁道机车车辆所需缓冲要求的特殊性 , 使得液压缓冲器在铁道机车车辆上的应用受到了一定的限制 。液压缓冲器一般多采用钢弹簧作为复原弹簧 , 而由于铁道机车车辆的使用环境和运行特点 ,经常出现往复性冲击 , 钢弹簧的疲劳寿命问题极大地限制了液压缓冲器的应用 。液气缓冲器正是为克服这一缺陷而发展起来的 , 是采用压缩气体作为复位弹簧 ,不仅消除了钢弹簧的疲劳现象 , 且实现了无磨耗工作 ,可大大提高其使用寿命和减少维修 。图 1 所示为液气缓冲器的结构原理图。在油腔和 中注满了液压油 , 3在气腔 2 中充有一定初始压强的氮气 , 液压油与氮气之 间通过浮动 活塞 4 隔离。当相邻车辆间发生碰撞时 , 柱塞 1 即被压入油腔 中 ,油腔 中的液压油从油腔 通过节流阻尼环 8 与节流阻尼棒 10 所形成的环缝 , 再流经单向锥阀 6 与柱塞端部形成的锥阀节流孔 7, 流到油腔 中 , 使得油腔 的油量增大 , 从而使浮动活塞 4 向左移动 , 气腔 1 中的氮气被压缩 。根据流体力学理论 , 压缩的氮气可起到弹簧的作用 , 但与钢弹簧相比 , 它不会出现疲劳现象 。在冲击过程中 , 绝大部分动能转变为热能 , 并由缸体逸散到大气中 , 只有少量能量转化为油液的液压能 ,因而液气缓冲器的能量吸收率比较大。当车辆间的冲击减缓或消失时 ,氮气通过活塞给油腔 的液压油施以压力 ,将液压油通过柱塞端部的单向阀流回到油腔 中 ,柱塞又回到原工作位置 。其中 ,可相对柱塞端部轴向移动 ,但其只在缓冲器被压缩加单向锥阀可相对柱塞端部轴向移动 ,但其只在缓冲器被压缩加载时才打开。当缓冲器卸载时 ,单向锥阀在液压油压力作用下压紧在柱塞端部的阀座上 ,锥阀节流孔 7 被封闭 ,而油腔 的油则通过柱塞端部的单向阀流回到油腔 ,完成缓冲器的卸载 。1 柱塞 ;2气 腔 ;3缸 体 ;4浮 动 活 塞 ;5油 腔 ;6 单向锥阀 ;79 油腔 ;10锥阀节流孔 ;8节流阻尼棒 。节流阻尼棒的形状和尺寸是确定液气缓冲器特性的关键 ,只要正确选取节4流阻尼棒的形状和尺寸,就能使缓冲器达到比较理想的缓冲特性。对于型号和行程相同的液气缓冲器 , 改变节流阻尼棒的形状和尺寸,缓冲力可在相当大的范围内变化,以满足各种运行速度和牵引总重对机车车辆缓冲器的要求。同其它模式缓冲器相比,液气缓冲器的这一特性使其具有更为广泛的使用范围,故近 10 年来在欧洲得到广泛的应用。1.3 国内外研究现状早在 19 世纪中期欧洲国家就已开始对缓冲器进行系统的研究，至今公开发出弹簧式缓冲器、摩擦式缓冲器、橡胶缓冲器、液压缓冲器以及气液缓冲器等各种缓冲器。而缓冲器的性能在很大程度上由缓冲材料决定，所以缓冲材料的选择和研究是十分重要的。液压油、金属弹簧、橡胶是常用的三种缓冲减振材料，然而他们分别存在各自的缺点：采用金属弹簧时由于磨损快而导致寿命短；采用橡胶时存在疲劳破坏和变形老化等问题。使其使用寿命也是有限的；液压缓冲器具有容量大、性能稳定且便于调整的特点，其较好的阻抗特性不仅改善了机械结构受力，也提高了缓冲器的抗冲击性、正因为液压缓冲器较好的特性，使其在重机械、船舶、和铁路等领域也得到成熟应用。但液压缓冲器大多采用金属弹簧作为复位件，在实际工作过程中缓冲器经常受到冲击，使得金属弹簧的疲劳寿命问题极大的限制了其应用。气液缓冲器的研制，正是为了克服现有产品的上述不足从而发展起来的，其采用压缩气体作为复位件，不仅消除了金属弹簧的疲劳问题，且实现了无磨耗工作，提高其使用寿命增强了缓冲器的稳定性。气液缓冲器具有新型的阻尼结构且节流效果明显。复位件采用性能能稳定的气体，克服了液压缓冲器复位件经常受到冲击而引起的疲劳问题且弹力较小。目前气液缓冲器正广泛应用于5重机械、纺织机械、飞机汽车、铁道车辆以及城轨车辆等领域。第 2 章 缓冲器原理说明及整体计算缓冲器的主要性能参数为：缓冲行程为 150mm，初始阻抗力为 140kN，能力吸收率 80以上，冲击容量 140kJ，最大阻抗力 1100kN；碰撞瞬时的动能:W 动= = =1660KgmgVG208.941702V0碰撞瞬时速度 V0=0.5V=0.417(2) 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功：W 阻=(P 摩+ P 制)S(Kgm)=( 1497+7637)0.0435(0.12)=397(1096)P 摩运行摩擦阻力 P 摩=0.008187100=1497 KgP 制制动器的制动力矩换算到车轮踏面得力，按最大减速度计算：P 制= = =7637 Kg 制agG4.08917规范允许的最大减速度为 0.4m/s2制S缓冲行程 S= = =0.0435m 417.02（3）缓冲器容量验算：按计算行程W 动W 阻 n W 缓 n同时吸收碰撞动能的缓冲器的台数W 缓= = =632 Kgm2组动 397160（4）缓冲器容量验算：按实际行程 150mm6W 动W 阻 n W 缓 n同时吸收碰撞动能的缓冲器的台数W 缓= = =282 Kgm2组动 1096第 3 章 气液缓冲器工作机构设计新型液气缓冲器的设计结构主要由撞头、气腔、柱塞杆、液气隔离活塞、油腔、限速阀、油缸、缸筒等组成。1组成部件功能：(1)撞头，对于起重机械上应用的缓冲器，其撞头主要用来承受起重机上的小车、臂架、活动对重及其它起重机械的冲击力。(2)气腔，用来储存作为新型液气缓冲器复位件的压缩氮气。(3)活塞杆，放置阻尼机构一限速阀，当缓冲器受到冲击时，柱塞杆进入油缸迫使液压油向油腔流动。(4)气液隔离活塞，主要目的是使气体与液体分开，即密封作用。(5)油腔，储存压缩过程中由油缸流入的液压油，并推动气液隔离活塞向气腔移动进而压缩气体。(6)限速阀，新型液气缓冲器的阻尼机构。基本技术数据，是根据用途及结构类型来确定的，它反映了工作能力及特点，也基本上上确定了轮廓尺寸及本体总质量等。3.1 缸体的设计工作压力 p 的确定。工作压力 p 可根据负载大小及机器类型初步确定，先7查表取液压缸工作压力为 32MPa.机 床设备类型磨床 组合机床 龙门刨床 拉床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械工作压力P（MPa）0.82.0 35 28 810 1016 2032气液缓冲器拟采用 1 个油缸同时进行工作的，最大负荷为最大阻抗力1100kN并且工作过程为前进后退过程的工作循环。液压缸的机械效率 95.0m工进时候的负载是最大的，每个液压缸内径的计算D= 103=158mm PF4P=32Mpa查液压传动与控制手册经过标准化处理 D=160mm。表 1 液压缸内径系列 mm8 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 5001.液压缸缸体厚度计算缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为 20、25、35、45 号钢的无缝钢管。在这几种材料中 45 号钢的性能最为优良，所以这里选用 45 号钢作为缸体的材料。82DPy式中， 实验压力，MPa。当液压缸额定压力 Pn 5.1MPa 时，Py=1.5Pn，Py 当 Pn 16MPa 时，Py=1.25Pn。 缸筒材料许用应力，N/mm 。 = ， 为材料的抗拉强度。2nb注：1.额定压力 Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=5.1MPa2.最高允许压力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 32=40MPa液压缸缸筒材料采用 45 钢，则抗拉强度： b=600MPa安全系数 n 按液压传动与控制手册P243 表 210，取 n=5。则许用应力 = =120MPab 2DPy= 105=20.8mm,满足 。所以液压缸厚度取 25mm。则液压缸缸体外径为10D10225mm。液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表 4-4 选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表 4 中的 a、b、c 选用。9表 4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80） 625 50 80 100 125 160 200 250 320 400500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000表 4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80） 640 63 90 110 140 180220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 18002200 2800 3600表 4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80） 6240 260 300 340 380 420 480 530 600 650750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 21002400 2600 3000 3400 3800液压缸长度 L 根据工作部件的行程长度确定。这里取 L=1503.2 活塞的设计由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封） 、活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封） 、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括 O 形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小） 、Y 形密封圈（用在 20Mpa 压力下、往复运动速度较高的液压缸密封） 、 形密封圈（耐高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代 Yx10形密封圈） 、V 形密封圈（可用于 50Mpa 压力下，耐久性好，但摩擦阻力大） 。综合以上因素，考虑选用 O 型密封圈。3.3 导向套的设计与计算1.最小导向长度 H 的确定当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度 1。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为 L,缸筒直径为 D 时,最小导向长度为:（4-5）20DLH一般导向套滑动面的长度 A，在缸径小于 80mm 时取 A=(0.61.0)D，当缸径大于 80mm 时取 A=(0.61.0)d.。活塞宽度 B 取 B=(0.61.0)D。若导向长度 H 不够时,可在活塞杆上增加一个导向套 K(见图 4-1)来增加 H 值。隔套 K 的宽度。)21BAHC（图 4-1 液压缸最小导向长度 12.导向套的结构导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工11作情况适当选择。1）普通导向套 这种导向套安装在支承座或端盖上，油槽内的压力油起润滑作用和张开密封圈唇边而起密封作用 6。2）易拆导向套 这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。3）球面导向套 这种导向套的外球面与端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向倾斜时，导向套可以自动调位，使导向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋劲“现象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。4）静压导向套 活塞杆往复运动频率高、速度快、振动大的液压缸，可以采用静压导向套。由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，它们之间不存在直接接触，而是在压力油中浮动，所以摩擦因数小、无磨损、刚性好、能吸收振动、同轴度高，但制造复杂，要有专用的静压系统。3.4 端盖和缸底的设计与计算在单活塞液压缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受液压力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。1.端盖的设计计算12端盖厚 h 为： )-3p(1cpdD式中 D1螺钉孔分布直径，cm；P液压力， ；2kgf/cm密封环形端面平均直径，cm；cpd材料的许用应力， 。2kgf/c2.缸底的设计缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。3.端盖的结构端盖在结构上除要解决与缸体的连接与密封外，还必须考虑活塞杆的导向，密封和防尘等问题 6。缸体端部的连接形式有以下几种：A焊接 特点是结构简单，尺寸小，质量小，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内缸不易加工。主要用于柱塞式液压缸。B螺纹连接（外螺纹、内螺纹） 特点是径向尺寸小，质量较小，使用广泛。缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸徐专用工具；安装时应防止密封圈扭曲。C法兰连接 特点是结构较简单，易加工、易装卸，使用广泛。径向尺寸较大，质量比螺纹连接的大。非焊接式法兰的端部应燉粗。D拉杆连接 特点是结构通用性好。缸体加工容易，装卸方便，使用较广。外形尺寸大，质量大。用于载荷较大的双作用缸。E半球连接，它又分为外半环和内半环两种。外半环连接的特点是质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。半环槽消弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。内13半环连接的特点是结构紧凑，质量小。安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。F钢丝连接 特点是结构简单，尺寸小，质量小。3.5 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度 1。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内经的2030 倍。3.6 缓冲装置的设计液压缸的活塞杆（或柱塞杆）具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械撞击，但冲击压力仍然存在，大约是额定工作压力的两倍，这就必然会严重影响液压缸和整个液压系统的强度及正常工作。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端能实现速度的递减，直至为零。3.7 密封件的选用1.对密封件的要求液压缸工作中要求达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确地选择密封件、导向套（支承环）和防尘圈的结构形式和材料是很重要的。从现在密封技术来分析，液压缸的活塞和活塞杆及密封、导向套和防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，具有可靠的密封系统，才能式液压缸具有良好的14工作状态和理想的使用寿命。在液压元件中，对液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊材料液压缸，如摆动液压缸等。液压缸中不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装卸，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类。有 O 形、U 形、V 形、J 形、L 形和 Y 形等。除 O 形外，其他都属于唇形密封件。2.O 形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要是活塞内孔与活塞杆、支承座外圆与缸筒内孔、缸盖与缸体端面等处 6。这些部位虽然是静密封，但因工作由液压力大，稍有意外，就会引起过量的内漏和外漏。静密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。O 形密封圈虽小，确实一种精密的橡胶制品，在复杂使用条件下，具有较好的尺寸稳定性和保持自身的性能。在设计选用时，根据使用条件选择适宜的材料和尺寸，并采取合理的安装维护措施，才能达到较满意的密封效果。安装 O 形圈的沟槽有多种形式，如矩形、三角形、V 形、燕尾形、半圆形、斜底形等，可根据不同使用条件选择，不能一概而论。使用最多的沟槽是矩形，其加工简便，但容易引起密封圈咬边、扭转等现象。3.动密封部位密封圈的选用液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支承座（导向套）的密封等。15形密封圈是我国液压缸行业使用极其广泛的往复运动密封圈。它是一种xY轴、孔互不通用的密封圈。一般，使用压力低于 16MPa 时，可不用挡圈而单独使用。当超过 16MPa 并用于活塞动密封装置时，应使用挡圈，以防止间隙“挤出” 。A.对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有 O 形、Y 形、U 形、V 形和 Yx 形等。除 O 形外，其他都属于唇形密封件。B. O 形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于 O 型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V 形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温16升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U 形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于 10MPa 时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属 Yx 型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用 Yx 型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图 3-2 密封方式图3.8 节流杆的尺寸形状的确定计算校核由图 2 一 l 液气缓冲器的结构原理图可见，液气缓冲器的内部结构比较复17杂，诸多因素影响其动力学特性，故需要建立较为精确的数学模型加以描述。根据图 21 所示的基本结构和工作原理，通过简化可建立如图 23 所示的液气缓冲器动力学计算模型。其中，P。 、A、A：、小、氏分别为油腔 l和 2 中液压油的压力和有效作用面积；氮气腔的氮气压力和有效作用面积：R 为缓冲器的阻抗力，在列车系统中即为纵向车钩力；x 和v 分别为缓冲器行程和速度，在列车系统中即为相邻两节车的相对位移和相对速度。由图 23 即可建立缓冲器的数学模型。一某时刻流体质点的速度分量，ms。式(27)表达了任何可能存在的流体运动所必须满足的连续性条件。18由流体力学理论可知，管道中的沿程阻力与管内流体运动状态直接相关。因此，油腔1处节流阻尼孔流量方程因流体运动状态的不同可根据式(27)推导出相应的表达式。当流体运动状态为层流时，流量方程为：式中：一节流阻尼孔前后压差，Pa： u一液压油运动粘度，Nsm2；，一节流阻尼环的长度，m；一节流阻尼孔半径，m；一节流阻尼棒半径，m。当流体运动状态为紊流时，流量方程为：式中：正一节流阻尼孔直径，m；6 一节流阻尼缝隙长度，m；v一流体相对于缸体的运动速度，ms。不考虑液压油的可压缩性，则油腔1流量连续性方程19油腔 2 处单向锥阀流体阻力方程系数，根据流体力学理论，取经验值；v，一流体流过锥阀阻尼孔的速度，ms。根据液气缓冲器的基本结构和工作原理图l可知，欲打丌油腔2处的单向锥阀，单向锥阀阻尼孔前后必存在力平衡方程：3.9 节流孔设计的形状选择计算和原理在柱塞顶端安装限速阀的目的是对油缸流向油腔的高压油起到节流的作用，这样其较好的阻抗性可将作用在缓冲器撞头上的冲击动能更好地转化为热能并由缸体逸散到空气中，还起到防止缓冲器因缓冲力不足致使柱塞杆撞击缸体。20由图24可以看到在限速阀的阀座上有固定的节流d，其数量和孔径的大小由缓冲器所需工况决定。限速阀的锥形阀芯在弹簧3的作用下由挡圈4限位，初始状态时阀口开至最大。当缓冲器阻抗力逐渐增加时，固定节流孔两端压力差作用在锥阀上的力超过弹簧的预紧力，锥阀与限速阀流道之间逐渐形成环缝，这样就起到较好的节流效果。其优点是：缓冲开始时节流缓慢，相对畅通，随着缓冲过程的进行，限速阀的锥阀克服弹簧预紧力，逐渐形成环缝，节流增大，而反向作用时该阀限流作用小，缓冲器回复时间较短。从限速阀的工作原理来看，要使得该液气缓冲器的缓冲效果达到最佳，限速阀中的阀芯、节流孔的尺寸与弹簧的预紧力是确定该液气缓冲器特性的关键，只要正确设计限速阀阀芯的形状、尺寸和节流孔数量以及弹簧的预紧力，缓冲器的缓冲性能也将随之优化。3.10 紧固螺钉计算(1)前端螺栓处的拉应力 = Mpa 式（4.39）6210zd4kF= 6241.3=0.7445MPaz-螺栓数，4 根； k-拧紧螺纹的系数变载荷,取 k=4； -螺纹底径1d(2)螺纹处的剪应力: = 0.475Mpa 式（4.40）6310z2d.kFK= MPa0nsp3.81221-屈服极限; -安全系数; 12s0n(3)合成应力 n= 式（4.41）230.74531.=0.9679MPa ，符合设计要求。 P(缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图 缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）6max2104kFdZ螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）61max03.2kFdZ合成应力(MPa) 式（3-11）23n22式中, 液压缸的最大负载， =A ，单杆时 ，双杆是maxFmaxFaxp2/4AD2()/4ADd螺纹预紧系数，不变载荷 =1.251.5，变载荷 =2.54；kkk液压缸内径；缸体螺纹外径；0d螺纹内经；1螺纹内摩擦因数，一般取 =0.12;变载荷取 =2.54；k1k1k材料许用应力， , 为材料的屈服极限， n 为安全系数，/sns一般取 n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为： 41.50FApXN使用 4 个螺栓紧固缸盖，即： =4Z螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm0d1d系数选择：选取 =1.3 =0.12K根据式（3-9 ）得到螺纹处的拉应力为：=6max2104kFdZ462.31501209.38MPa根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为： 4630.12.510.298.48Pa23根据式（3-11）得到合成应力为：= =367.6MPan23由以上运算结果知，应选择螺栓等级为 12.9 级；查表的得：抗拉强度极限 =1220MP;屈服极限强度 =1100MP；b s不妨取安全系数 n=2可以得到许用应力值： = /n=1100/2=550MPs证明选用螺栓等级合适。3.11 阻隔滑动活塞尺寸选择计算由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞的宽度 一般取 =（0.6-1.0） D=120 mmBD即 =（0.6-1.0）120=（72-120）mm取 =72mm243.12 气缸末端机构的结构尺寸计算选择原理液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算：式（3-8）04(-) cpFDdh式中， -法兰厚度（m） ；密封环内经（m） ；d密封环外径（m ） ；H系统工作压力（pa） ；p附加密封力（Pa） ； 值取其材料屈服点 353MPa；qq螺钉孔分布圆直径（m） ；0D密封环平均直径（m） ；cpd法兰材料的许用应力（Pa） ； = /n=353/5=70.6MPas法兰受力总合力（ m）F22()98.564HFdpdqKN所以 =43.2mm04(-) cpFDdh3689.5610.-7为了安全取 =50mm25参考文献1 王世明机床与液压J上海海洋大学工程学院 1996,(08)2 杨华勇周华路甬祥中国机械工程M浙江大学 2000,(12)3 杨尔庄液压气动与密封J中国液压气动密封件工业协会 1993,(04)4 范士娟杨超液压与气动J华东交通大学,机电工程学院 2005,(08)5 司癸卯李晓宁筑路机械与施工机械化J长安大学道路施工技术与装备教育部重点实验室 2009,076 汪世益方勇满忠伟工程机械J安徽工业学机械工程学院 2010,(09)7 杨尔庄国液压气动技术的现状及展望M液压与气动 1998，（06）8 杨尔庄液压技术现状及发展趋势-液压气动与密封，J1998，（01）9 李运华，史维祥流体动力技术的现状与发展J机械与液压1994，（04）10 曹秉刚，郭卵应，中野和夫，史维祥锥阀流场的边界元J1991，（02）11 章本照编著流体力学中的有限元法M机械工业出版社 198612 H.Hanafusa,Designofelectro-hydraulicservosystemforarticulatedrobot,JournaloftheJapanHydraulicsandPneumaticsSociety137198218.13H.B.Kuntzeetal.,Onthemodel-basedcontrolofahydrauliclargerange-robot,IFACRobotControl1991207212.26总 结时间过得真快，转眼间 XX 个月的毕业论文设计就要结束了。由于基础薄弱，设计起来很困难，刚拿到课题时找资料是第一大难关，那时脑子里一片紊乱，无从下手，记得当时在图书馆呆了几个下午，挑了好多的书，但总是无法把那些片段串联成一个方案，后来通过俞老师和同学们的帮忙，渐渐有了头绪，确定了方案，正式着手设计。设计时只有拿着书本慢慢学，参考书本，经过两个月的摸索和学习，把原本不清楚的东西都学会了，在这期间走过弯路，不知所措，经过指导老师俞老师细心的讲解加上自己的努力，同学的帮助，终于完成了设计。这次毕业设计对我以前学过的理论知识起到了很好的回顾作用，以前在校学习时不够清楚如何应用所学知识，对所学的课程不能很好的融会贯通。以前我们每学期都会有一些各个科目的课程设计，但那样的设计都会在老师的不断提醒下完成，这次的毕业设计就有所不同，它需要自己去查找资料，自己拿出方案，找出设计的突破口，经过一个月左右的努力，这次设计才有了一个明确的思路。在设计中遇到很多困难却令我难忘，特别在用 AUTOCAD 制图在绘制液压原理图时，由于对 AUTOCAD 软件应用不熟练，还得边翻书自学边画图，画一