第1页：第5章液压缸封面
《液压传动》第5章封面，本章主题为液压缸，讲述液压缸的分类与特点、典型结构以及主要尺寸的设计计算与校核。
第2页：第5章目录
第5章 液压缸章节目录：
- §5.1 液压缸的分类和特点，包括活塞式、柱塞式、摆动式与组合式液压缸；
- §5.2 液压缸的结构，包括缸体组件、活塞组件、密封装置、缓冲与排气装置；
- §5.3 液压缸的设计与计算。
第3页：双杆活塞式液压缸
§5.1 液压缸的分类和特点——1. 活塞式液压缸：（1）双杆活塞式液压缸，活塞两侧都有杆伸出，通常两侧杆径相同。供油压力和流量不变时，活塞（或缸体）在两个方向上的运动速度 υ 和推力 F 都相等：
- 速度 υ = q η_v/A = 4q η_v/[π（D² − d²）]（m/s）；
- 推力 F = A（p₁ − p₂）η_m =（π/4）（D² − d²）（p₁ − p₂）η_m（N）。
第4页：双杆液压缸的安装形式与应用
双杆活塞式液压缸常用于要求往返运动速度相同的场合，如液压磨床等。
- 缸体固定式（图5.1a）：运动范围约等于活塞有效行程的 3 倍，一般用于中小型设备；
- 活塞杆固定式（图5.1b）：运动范围约等于缸体有效行程的 2 倍，常用于大中型设备；
- 实际运动范围还要考虑活塞和缸盖等尺寸所占用的空间。
第5页：单杆活塞式液压缸
图5.2 为双作用单杆活塞式液压缸：液压缸一端有活塞杆伸出、另一端没有，使两腔有效作用面积不相等；当向两腔分别供油且压力和流量都不变时，活塞在两个方向上的运动速度和推力都不相等。
第6页：单杆液压缸的速度与推力
无杆腔进油、有杆腔回油时：
- 速度 υ₁ = q η_v/A₁ = 4q η_v/（πD²）；
- 推力 F₁ =（p₁A₁ − p₂A₂）η_m =（π/4）[D²p₁ −（D² − d²）p₂]η_m =（π/4）[D²（p₁ − p₂） + d²p₂]η_m。
有杆腔进油、无杆腔回油时：
- 速度 υ₂ = q η_v/A₂ = 4q η_v/[π（D² − d²）]；
- 推力 F₂ =（p₁A₂ − p₂A₁）η_m =（π/4）[（D² − d²）p₁ − D²p₂]η_m =（π/4）[D²（p₁ − p₂） − d²p₁]η_m。
第7页：液压缸往复运动速度比
由上述两式可得液压缸往复运动时的速度比：
- φ = υ₂/υ₁ = D²/（D² − d²）；
- 活塞杆直径 d 愈小时，速度比愈接近于 1，两个方向上的速度差值就愈小。
第8页：差动连接液压缸
单杆活塞缸两腔同时通入压力油时，由于无杆腔面积大于有杆腔面积，活塞向右的作用力大于向左的作用力，活塞杆作伸出运动，并将有杆腔的油液挤出流进无杆腔，加快了伸出速度——这种连接方式称为差动连接。
第9页：差动连接的速度与推力
差动连接时有杆腔排出流量 υ₃A₂ 进入无杆腔，故 υ₃A₁ = q + υ₃A₂；考虑容积效率 η_v 后，活塞杆伸出速度：
- υ₃ = q η_v/（A₁ − A₂） = 4q η_v/（πd²）；
- 忽略两腔连通回路压力损失时 p₂ ≈ p₁，考虑机械效率 η_m，推力 F₃ =（p₁A₁ − p₂A₂）η_m =（π/4）[D²p₁ −（D² − d²）p₁]η_m =（π/4）d²p₁η_m。
第10页：差动连接的特点与应用
- 差动连接时液压缸实际的有效作用面积是活塞杆的横截面积；与非差动连接无杆腔进油相比，输入流量不变时活塞杆伸出速度较大；
- 实际应用中常通过控制阀改变单杆活塞缸的油路连接，获得快进（差动连接）—工进（无杆腔进油）—快退（有杆腔进油）的工作循环；
- 差动连接是在不增加液压泵容量和功率的情况下实现快速运动的有效方法，常见于组合机床和各类专用机床；
- 单杆缸往复运动范围为有效行程的 2 倍，结构紧凑，应用广泛。
第11页：柱塞式液压缸
- 活塞缸内孔精度要求很高，行程长时加工困难，长行程应采用柱塞缸；
- 柱塞缸由缸筒、柱塞、导套、密封圈和压盖等组成，柱塞与缸筒内壁不接触，内孔不需精加工，工艺性好、成本低；
- 单作用柱塞缸回程由外力或自重实现，双向运动时柱塞缸常成对使用，适宜垂直安装；为减轻重量有时制成空心柱塞；水平安装时为防止自重下垂，通常设置柱塞支承套和支架；
- 结构简单、制造方便，常用于长行程机床，如龙门刨、导轨磨、大型拉床等。
第12页：摆动式液压缸
摆动式液压缸输出转矩并实现往复摆动，通常有单叶片和双叶片两种型式。图5.5 中单叶片摆动缸由定子块1、缸体2、摆动轴3、叶片4、左右支承盘和左右盖板等主要零件组成；定子块固定在缸体上，叶片和摆动轴连接在一起，两油口相继通入压力油时，叶片带动摆动轴作往复摆动。
第13页：摆动缸的角速度与转矩
单叶片式摆动缸摆动轴输出角速度 ω 和转矩 T 分别为：
- ω = 8 q η_v/[Zb（D² − d²）]（rad/s）；
- T = Zb（D² − d²）（p₁ − p₂）η_m/8（N·m），Z 为叶片数；
- 输入压力和流量不变时，双叶片摆动缸输出转矩是单叶片的 2 倍，而摆动角速度是单叶片的一半；
- 单叶片摆动角不超过 280°，双叶片摆动角不超过 150°，一般用于低中压系统中作往复摆动、转位或间歇运动的场合。
第14页：增压缸
4. 组合式液压缸——（1）增压缸又称增压器，能将输入的低压油转变为高压油供液压系统中的高压支路使用。
- 由面积分别为 A₁ 和 A₂ 的两个液压缸串联而成，大缸为原动缸、小缸为输出缸；
- 输出压力 p₂ =（A₁/A₂）p₁；
- 比值 A₁/A₂ 称为增压比。
第15页：多级缸
- 多级缸又称伸缩缸，由两级或多级活塞缸套装而成，前一级缸活塞是后一级缸的缸套；
- 活塞杆伸出顺序从大活塞到小活塞，相应推力由大到小，伸出速度由慢到快；空载缩回顺序从小活塞到大活塞；
- 收缩后总长度较短、占用空间小、结构紧凑，适用于工程机械和其他行走机械，如起重机伸缩臂液压缸、自卸汽车举升液压缸等。
第16页：齿条活塞缸
齿条活塞缸由带有齿条杆的双活塞缸和齿轮齿条机构组成：活塞往复运动经齿轮齿条机构变成齿轮轴的往复转动，多用于自动线、组合机床等转位或分度机构中。
第17页：缸体组件连接形式（一）
§5.2 液压缸的结构——1. 缸体组件常见连接形式：
- （a）法兰式：结构简单、加工方便、连接可靠，要求缸筒端有足够壁厚用以安装螺栓或旋入螺钉，端部常用铸造、镦粗或焊接制成粗大外径；
- （b）半环式：分外半环和内半环两种，工艺性好、连接可靠、结构紧凑，但削弱缸筒强度，常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接。
第18页：缸体组件连接形式（二）
- （c）螺纹式：有外螺纹和内螺纹两种，体积小、质量小、结构紧凑，但端部结构较复杂，用于要求外形尺寸小、质量小的场合；
- （d）拉杆式：结构简单、工艺性好、通用性强，但端盖体积和质量较大，拉杆会拉伸变长影响密封，适用于长度不大的中低压缸；
- （e）焊接式：连接强度高、制造简单，但焊接时易引起缸筒变形。
第19页：缸筒、端盖和导向套
- 缸筒是液压缸的主体，内孔常用镗削、铰孔、滚压或珩磨等精密加工工艺制造，表面粗糙度 Ra 0.1~0.4 μm，以保证活塞及密封件、支承件顺利滑动、保证密封并减少磨损，缸筒须有足够强度和刚度；
- 端盖装在缸筒两端并与缸筒形成封闭油腔，应有足够强度，并选用工艺性较好的结构形式；
- 导向套对活塞杆或柱塞起导向和支承作用；不设导向套而直接用端盖孔导向时，磨损后必须更换端盖。
第20页：活塞组件的连接形式
- 螺纹连接（图a）：结构简单、装拆方便，需有螺母防松装置；
- 半环连接（图b）：强度高，但结构复杂、装拆不便；
- 锥销连接：加工容易、装配简单，但承载能力小，需有防脱落措施；
- 整体式和焊接式：结构简单、轴向尺寸紧凑，但损坏后需整体更换；
- 选用原则：轻载可用锥销连接，一般用螺纹连接，高压和振动较大时多用半环连接；D/d 较小、行程较短或尺寸不大时可采用整体或焊接式。
第21页：活塞和活塞杆
- 活塞必须具有一定强度；靠间隙密封而无密封装置的活塞应有良好耐磨性，一般用钢或铸铁制造，结构分整体式和组合式两类；
- 活塞杆是连接活塞和工作部件的传力零件，必须有足够强度和刚度，无论实心或空心常用钢料制造；
- 活塞杆在导向套内往复运动，外圆表面应耐磨并具有防锈能力，故有时需镀铬。
第22页：间隙密封
3. 密封装置——（1）间隙密封：依靠相对运动零件配合面间的微小间隙防止泄漏。由第3章环形缝隙流量公式可知，泄漏量与间隙的三次方成正比，故可用减小间隙的办法减小泄漏。
- 一般间隙为 0.01~0.05 mm，要求配合面有很高的加工精度；
- 活塞外圆表面一般开几道宽 0.3~0.5 mm、深 0.5~1 mm、间距 2~5 mm 的环形沟槽，称平衡槽。
第23页：活塞环密封
- 依靠装在活塞环形槽内的弹性金属环紧贴缸筒内壁实现密封；
- 密封效果较间隙密封好，适应的压力和温度范围宽，能自动补偿磨损和温度变化的影响，能在高速中工作，摩擦力小，工作可靠，寿命长；
- 不足：活塞环接口处不能完全密封，活塞环加工复杂，缸筒内表面加工精度要求高。
第24页：O形密封圈
- O形密封圈截面为圆形，主要用于静密封和滑动密封（转动密封用得较少）；结构简单紧凑，摩擦力较其他密封圈小，安装方便，价格便宜，可在 −40℃~120℃ 温度范围内工作，使用速度范围 0.005~0.3 m/s；
- 密封原理：O形圈装入密封槽后截面受压缩产生弹性变形，对接触面产生预接触压力实现初始密封；充入压力油后O形圈挤向沟槽一侧，密封面接触压力上升，提高了密封效果。
第25页：O形密封圈的挡圈
在动密封中，当压力大于 10 MPa 时 O形圈会被挤入间隙中而损坏，为此需在O形圈低压侧设置聚四氟乙烯或尼龙制成的挡圈（图5.13），厚度为 1.25~2.5 mm。
双向受高压时，两侧都要加挡圈。
第26页：V形密封圈
- V形圈截面呈 V 形，由压环、V形圈（密封环）和支承环组成；压力高于 10 MPa 时可增加V形圈数量提高密封效果；
- 安装时V形圈的开口面向压力高的一侧；
- 密封性良好、耐高压、寿命长，通过调节压紧力可获得最佳密封效果，但摩擦阻力及结构尺寸较大，主要用于活塞及活塞杆的往复运动密封；
- 适宜在工作压力 p ≤ 50 MPa、温度 −40℃~+80℃ 条件下工作。
第27页：Y形密封圈（宽断面）
- Y形密封圈截面呈 Y 形，属唇形密封圈，密封性、稳定性和耐压性较好，摩擦阻力小、寿命较长，应用很普遍，主要用于往复运动密封；
- 唇边与密封面紧密接触，压力油作用产生较大接触压力达到密封目的；液压力高时唇边与密封面贴得更紧，密封性能更好；
- 安装时唇口端对着液压力高的一侧；压力变化较大、滑动速度较高时使用支承环固定密封圈；
- 宽断面Y形圈一般适用于工作压力 p ≤ 20 MPa、温度 −30℃~+100℃、使用速度 ≤ 0.5 m/s 的场合。
第28页：Y形密封圈（窄断面）
- 窄断面Y形圈截面长宽比在 2 倍以上，因而不易翻转、稳定性好，有等高唇和不等高唇两种；不等高唇又有孔用和轴用之分；
- 短唇与运动表面接触，滑动摩擦阻力小、耐磨性好、寿命长；长唇与非运动表面接触，有较大的预压缩量、摩擦阻力大，工作时不窜动；
- 窄断面Y形圈一般适用于压力 p ≤ 32 MPa、温度 −30℃~+100℃ 的工作条件。
第29页：液压缸的缓冲装置
液压缸拖动负载质量较大、速度较高时，宜设缓冲装置，以免在行程终端发生过大的机械碰撞使液压缸损坏。缓冲原理是：接近行程终端时在排油腔内产生足够的缓冲压力，增大回油阻力，降低缸的运动速度，避免高速直接相撞。
第30页：圆柱形环隙式缓冲装置
如图5.17（a），缓冲柱塞进入缸盖上内孔时，孔和柱塞间形成缓冲间隙，被封闭油液只能从环形间隙 δ 排出，产生压力实现减速缓冲。
- 缓冲过程中通流截面面积不变，开始时缓冲制动力很大但很快降低，缓冲效果较差；
- 结构简单、便于设计且制造成本低，在一般系列化的液压缸中多被采用。
第31页：圆锥形环隙式缓冲装置
如图5.17（b），缓冲柱塞为圆锥形，缓冲环形间隙 δ 随位移变化而改变，即通流截面面积随缓冲行程的增大而减小，使机械能的吸收较均匀，缓冲效果较好。
第32页：可变节流槽式与可调节流孔式缓冲
- （3）可变节流槽式（图5.17c）：缓冲柱塞上开三角节流沟槽，通流截面面积随缓冲行程增大而逐渐减小，缓冲压力变化平缓；
- （4）可调节流孔式（图5.17d）：缓冲腔油液经可调节流孔排出，调节孔的大小即可控制缓冲腔压力，以适应不同负载和速度的要求；活塞反向时高压油从单向阀进入。
第33页：排气装置
液压系统混入空气会使工作不稳定，产生振动、爬行或前冲等现象，须考虑空气的排除。
- 要求不高的液压缸可不设专门排气装置，将油口设在缸筒两端最高处，使空气随油液排回油箱逸出；
- 速度稳定性要求较高和大型液压缸，常在最高处设置专门的排气装置，如排气塞、排气阀等；
- 打开排气装置后使液压缸低压往复运动几次，带气泡的油液即被排出，排完空气后关闭排气装置。
第34页：液压缸主要尺寸的计算
§5.3 液压缸的设计与计算——液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 可根据最大总负载和选取的工作压力确定。对单杆缸，不计机械效率时：
- 无杆腔进油：D = √[4F/（π（p₁ − p₂）） − d²p₂/（p₁ − p₂）]；
- 有杆腔进油：D = √[4F/（π（p₁ − p₂）） + d²p₁/（p₁ − p₂）]；
- 式中 p₂ 为背压，一般选取背压 p₂ = 0。
第35页：缸筒长度与活塞杆直径
- p₂ = 0 时简化：无杆腔进油 D = √（4F₁/（πp₁））；有杆腔进油 D = √（4F₂/（πp₁） + d²）；
- 往复速度比有要求时，杆径 d = D√（（φ − 1）/φ）；
- 缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定，其中活塞长度 B =（0.6~1.0）D，导向套长度 A =（0.6~1.5）d；
- 为减少加工难度，一般缸筒长度不应大于内径的 20~30 倍。
第36页：缸筒壁厚的验算
2. 液压缸的校核——（1）缸筒壁厚 δ 的验算：中、高压缸一般用无缝钢管作缸筒，大多属薄壁筒。
- δ/D ≤ 0.08 时，按材料力学薄壁圆筒公式验算：δ ≥ p_max D/（2[σ]）；
- δ/D = 0.08~0.3 时：δ ≥ p_max D/（2.3[σ] − 3p_max）；
- δ/D ≥ 0.3 时按厚壁圆筒公式计算；缸筒为铸造件时壁厚由铸造工艺确定，应按厚壁圆筒公式验算。
第37页：活塞杆的稳定性验算
（2）液压缸活塞杆的稳定性验算：只有当活塞杆的计算长度 l ≥ 10d 时，才进行液压缸纵向稳定性的验算，验算可按材料力学有关公式进行。
第38页：第5章思考题
本章思考题：
- 串联液压缸有效作用面积分别为 A₁ 和 A₂，两活塞杆外负载阻力分别为 F₁ 和 F₂，不计损失时求压力 p₁、p₂ 与运动速度 υ₁、υ₂；
- 并联液压缸 A₁ = A₂、外负载阻力 F₁ > F₂，泵供油流量为 q_p，当液压缸2的活塞运动时，求运动速度 υ₁、υ₂ 及泵出口压力 p；
- 差动液压缸两腔有效作用面积分别为 A₁ 和 A₂，供油压力 p₀、供油流量 q₀，求差动连接时油缸的运动速度和推力。
第39页：第5章作业（一）
作业：
- （1）单杆液压缸缸筒直径 D = 100 mm，活塞杆直径 d = 50 mm，工作压力 2 MPa，流量 q = 10 L/min，回油背压力 0.5 MPa，求活塞往复运动时的推力和运动速度；
- （2）单杆液压缸 D = 50 mm，d = 35 mm，泵供油流量 q = 10 L/min，求：差动连接时的运动速度；差动阶段所能克服的外负载 F = 1000 N 时缸内油液压力（不计管内压力损失）。
第40页：第5章作业（二）
- （3）叶片泵铭牌参数 q = 18 L/min、p = 6.3 MPa，活塞直径 D = 90 mm，活塞杆直径 d = 60 mm，不计压力损失且 F = 28000 N 时，求各图示情况下压力表的指示压力（p₂ = 2 MPa）。
