页数：77页文件大小：2.07 MB来源： 液压与气动ppt课件
本课件讲解液压与气压传动的执行元件，包括液压缸的分类与特点、增压缸等其它常用缸型、缸的结构组成与设计计算、缸缓冲装置的设计计算，以及液压马达与气压马达的工作原理和选用。
1.活塞缸(1)双杆活塞缸(短片)图4.1所示为双杆活塞缸的工作原理图。在活塞的两侧都有杆伸出，当两活塞杆直径相同、液体或气体的压力和流量不变时，活塞（或缸体）在两个方向上的运动速度υ和推力都F相等，即：（4.1）（4.2）
这种缸常用于要求往返运动速度相同的场合，如外圆磨床工作台往复运动液压缸等。图4.1a所示为缸体固定结构，缸的左腔进液体或气体，推动活塞向右移动，右腔的液体或气体排出；反之，活塞反向移动。其运动范围约等于活塞有效行程的三倍，一般用于中小型设备。
图4.1b所示为活塞杆固定结构，缸的左腔进液体或气体，推动缸体向左移动，右腔的液体或气体排出；反之，缸体反向移动。其运动范围约等于缸体有效行程的两倍，因此常用于大中型设备中。
单杆活塞缸图4.2所示为双作用单杆活塞缸。其一端伸出活塞杆，两腔有效面积不相等，当向缸两腔分别供液体或气体，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。
如图4.2a，在无杆腔输入液体或气体时，活塞的运动速度υ1和推力F1分别为：（4.3）（4.4）如图4.2b，在有杆腔输入液体或气体时，活塞运动速度υ2和推力F2分别为：（4.5）（4.6）
上式表明，当活塞杆直径愈小时，速度比愈接近1，在两个方向上缸的运动速度差值就愈小。
当单杆活塞缸两腔同时通入相同压力的液体或气体时，如图4.3所示，由于无杆腔受力面积大于有杆腔受力面积，使得活塞向右的作用力大于向左的作用力，因此活塞杆作伸出运动，并将有杆腔的液体或气体挤出，流进无杆腔，加快了活塞杆的伸出速度，缸的这种连接方式称为差动连接。
当差动连接时，有杆腔排出流量q‘=υ3A3进入无杆腔，则有：在考虑了缸的容积效率θcv后，活塞杆的伸出速度υ3为：（4.8）欲使差动连接缸的往复运动速度相等，即υ3=υ2，则由式（4.5）和（4.8）得。
差动连接在忽略两腔连通回路压力损失的情况下，p2p1，并考虑到机械效率θcm时，活塞的推力F3为：（4.9）
由式（4.8）和（4.9）可知，差动连接时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液体或气体工况相比，在液体或气体压力和流量不变的条件下，活塞杆伸出速度较大而推力较小。
在实际应用中，液压与气压传动系统常通过控制阀来改变单杆活塞缸的回路连接，使它有不同的工作方式，从而获得快进（差动连接）→工进（无杆腔进液体或气体）→快退（有杆腔进液体或气体）的工作循环。差动连接是在不增加泵容量的条件下，实现快速运动的有效办法，它的应用常见于组合机床和各类专机中。
单杠活塞缸往复运动范围是有效行程的两倍，结构紧凑，应用广泛。
活塞缸的安装形式和选用活塞缸的安装形式见图4.4。其中，图4.4a为耳座式，工作时耳座要承受力矩，缸的输出力越大，耳座承受的力矩也越大。图4.4b为前法兰式，其安装螺钉要承受较大的拉力（无杆腔液体或气体对活塞的作用力）。
还有后法兰式（图中未给出），其安装螺钉要承受的拉力较小（仅为有杆腔液体或气体对活塞环形面积的作用力）。图4.4c为尾部耳环式，缸可绕耳环摆动，活塞杆的挠曲大。图4.4d为头部轴销式，缸可绕轴销摆动，活塞杆的挠曲小。
2.柱塞缸活塞缸的内腔因有活塞及密封件频繁往复运动，要求其内孔形状和尺寸精度很高，并且要求表面光滑。这种要求对于大型的或超长行程的液压缸有时不易实现，在这种情况下可以采用柱塞缸。
如图4.5a所示，柱塞缸由缸筒、柱塞、导套、密封圈和压盖等零件组成，柱塞和缸筒内壁不接触，因此缸筒内孔不需精加工，工艺性好，成本低。
柱塞缸只能制成单作用缸。在大行程设备中，为了得到双向运动，柱塞缸常如图4.5b所示成对使用。柱塞端面是受压面，其面积大小决定了柱塞缸的输出速度和推力。为保证柱塞缸有足够的推力和稳定性，一般柱塞较粗，重量较大，水平安装时易产生单边磨损，故柱塞缸适宜于垂直安装使用。
水平安装使用时，为减轻重量，有时制成空心柱塞。为防止柱塞自重下垂，通常要设置柱塞支承套和托架。
柱塞油缸的结构之一见图4.6。柱塞2只与导向套3配合，故缸筒内壁只需粗加工，甚至在缸筒采用无缝钢管时可不加工，所以结构简单，制造容易，成本低廉，常用于长行程机床，如龙门刨床、导轨磨床、大型拉床等。水压机的缸筒以及液压电梯的长油缸常采用这种结构。
柱塞缸的输出力F和运动速度υ的计算公式如下：（4.10）（4.11）式中：D——柱塞的直径；p——液体的工作压力；q——柱塞缸的输入流量。柱塞缸的回程，可以是用缸径较小的柱塞缸使主缸回程，或是垂直安放靠柱塞等活动部分的自重回程。
2.摆动缸摆动缸输出转矩并实现往复摆动运动，它有单叶片和双叶片两种型式。其结构形式如图4.7所示。图4.7a为单叶片式摆动缸，它由定子块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。
其工作原理为：当工作介质从A口进入缸内，叶片被推动并带动轴作逆时针方向回转，叶片另一侧的工作介质从B口排出；反之，工作介质从B口进入，叶片及轴作顺时针方向回转，A口排出工作介质。
当考虑到容积效率θcv和机械效率θcm时，叶片式摆动缸的摆动轴输出转矩T和角速度ω分别为：（4.12）（4.13）从图4.7中可看出，单叶片缸的最大回转角小于360°，一般不超过；双叶片式摆动缸则小于180°，一般不超过。
当输入工作介质的压力和流量不变时，双叶片摆动缸摆动轴输出转矩是单叶片摆动缸的两倍，而摆动角速度则是单叶片摆动缸的一半。摆动缸结构紧凑，输出转矩大，但密封困难，一般只用在低中压系统中作往复摆动、转位或间歇运动的地方。
1.增压缸增压缸又称增压器。它能将输入的低压转变为高压供液压或气压传动系统中的高压支路使用。它有两个直径分别为D1和D2的压力缸筒和固定在同一根活塞杆上的两个活塞或直径不等的两个相连柱塞等构成，其工作原理如图4.9所示。
设缸的入口压力为p1，出口压力为p2，若不计摩擦力，根据力平衡关系，可有如下等式：整理得：（4.14）式中：k——增压比，k=A1/A2（或k=D12/D22）。由式（4.14）可知，当D1=2D2时，p2=4p1，即增压至原来的4倍。
增压缸常用以获得高压或超高压，以代替昂贵的高压或超高压泵。推动增压缸大活塞的工作介质通常是用压力较低的液压油、液压液或压缩空气等。图4.10所示是一种增压缸的结构图。
多级缸又称伸缩套筒式缸，它由两级或多级活塞缸套装而成，其特点是活塞杆的伸出行程长度比缸体的长度大，占用空间较小，结构紧凑。图4.11所示为一种多级液压缸的结构简图。前一级缸的活塞是后一级缸的缸套，活塞伸出的顺序是从大到小，相应的推力也是从大到小，而伸出的速度则是由慢变快。
空载缩回的顺序一般是从小活塞到大活塞。多级缸的级数可大于两级，它适用于工程机械和其它行走机械，常用于起重机伸缩臂液压缸，翻斗汽车、拖拉机翻斗挂车和清洁车自卸系统举升液压缸、液压电梯以及其它装置。2.多级缸
3.齿条活塞缸齿条活塞缸是活塞缸与齿轮齿条机构联合组成的能量转换和输出装置，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。它将活塞的往复直线运动经齿轮齿条机构转换为齿轮轴的往复回转运动，它多用于自动线、组合机床等转位或分度机构中。
图4.12所示是一个齿条活塞液压缸，气压传动的齿条活塞缸其结构与其相似。齿条活塞缸工作时，齿轮轴输出的扭矩T和回转角速度χ按下列公式计算：（4.15）（4.16）
4.气—液阻尼缸气体具有可压缩性，气缸会因此在外载荷发生变化时导致运动产生“爬行”或“自走”现象。在要求气缸运动速度平稳的场合，宜使用气—液阻尼缸。
气—液阻尼缸是由气缸和液压缸组合而成，动力源为压缩空气，其中的液压缸是利用液体压缩性小的特点，通过适当的调节和控制得到整个缸的运动速度，从而达到调速和稳速的目的。
它将液压缸和气缸串联成一个整体，两个活塞固定在一根活塞杆上。当气缸5右端供气时，活塞克服外载荷并带动液压缸6的活塞同时向左运动。此时液压缸左腔排液，单向阀2和3关闭，液体只能经节流阀4缓缓流入液压缸的右腔，对活塞的运动起到阻尼的作用。调节节流阀的开口面积，就能调节活塞的运动速度。
当压缩空气从气缸的左腔进入时，液压缸的右腔排液，此时因单向阀3开启，活塞能够快速回程。这种气—液阻尼缸的结构，一般是将双活塞杆腔作为液压缸，这样可使液压缸左右两腔的进排液量相等，此时油杯内的液体只用于补充因液压缸泄漏而减少的液量，其容积便可选小。气液阻尼缸(2/2)
5.气压油缸气压油缸是一种使气压直接转换成液压的装置。它利用气压控制达到液压传动的目的。其工作原理如图4.14所示。压缩空气进入气压油缸2后，直接作用在油的液面上，使缸内油液具有和压缩空气相同的压力，并通过管道将油液输送到工作油缸3去推动活塞。
因为油的压缩性极小，所以可以使工作油缸获得平稳的运动速度，还可通过节流阀进行调速，当差压控制换向阀1切换气路后，工作油缸的活塞因自重而下降，油液经单向阀流回气压油缸，空气经换向阀排至大气。
由此可以看出，气压油缸传动装置无需使用油泵和驱动电机，便可获得结构简单，价格低廉的速度平稳和可调的液压传动。但由于液压缸工作油液的压力等于压缩空气的压力，压力较低，故这种装置只适于传递功率较小的场合。
6.多速缸多速缸又称复合缸，它是以较大活塞缸的活塞杆作为较小活塞缸的缸体，再配以小活塞或柱塞组成，如图4.15所示。在图4.15中，两个活塞在缸中的有效作用面积分别为A1、A2和A3。且A1＞A2＞A3。
控制X、Y和Z三个液体进、出口的进、排液组合，可使大活塞获得6种运动速度和输出力，如表4.1所示。其中，p为液体的工作压力，q为流量。液压缸的内腔由于活塞向下运动产生真空，充液阀被吸开，液体从充液油箱经充液阀吸入腔内。多速缸结构紧凑、体积小，但缸的制造技术要求高、难度大。
常用于液压机、注塑机、机械手和某些数控机床的主轴等。
7.薄膜气缸薄膜气缸是一种利用压缩空气通过膜片推动活塞杆作往复直线运动的气缸，它可应用在汽车刹车装置、调节阀和夹具等上。薄膜气缸由缸体、膜片、膜盘和活塞杆等主要零件组成，如图4.16所示。其中，图4.16a是单作用式，需借助弹簧力回程；图4.16b是双作用式，靠气压回程。
材料可以是夹物橡胶、钢片或磷青铜片，第一种材料较常用，厚度通常为5～6mm，有时也有用1～3mm。金属膜片只用于行程较小的气缸。薄膜气缸具有结构紧凑和简单、制造容易、成本低、泄漏少、寿命长、效率高等优点，但是膜片的变形量有限，故其行程较短，一般不超过40～50mm。
若为平膜片，有时可短到只有几毫米。此外，这种缸的活塞杆输出力随行程的加大而减小。薄膜气缸输出力的计算如图4.17所示，作用到活塞杆上的力有：（1）作用在膜盘范围内的气体作用力F1（4.17）薄膜气缸(2/3)
的气体压力对膜盘和活塞杆产生的力F2（4.18）（3）复位弹簧的反作用力Fs所以，薄膜气缸活塞杆的输出力F为：（4.19）薄膜气缸(3/3)
8.冲击气缸冲击气缸与普通气缸相比增加了一个具有一定容积的蓄能腔和喷嘴，其构成和工作原理图如图4.18所示。当压缩空气刚进入蓄能腔1时，其压力只能通过喷嘴口4的小面积作用在活塞7上，还不能克服有杆腔的排气背压力和各密封处的摩擦力，喷嘴处于关闭状态。
随着蓄能腔中充气压力逐渐升高，当作用在喷嘴口面积上的总推力能克服有杆腔的排气压力的作用力和摩擦力的总和时，活塞向下移动，喷嘴口开启，积聚在畜能腔中的压缩空气通过喷嘴突然作用在活塞的全部面积上，喷嘴口处的气流速度达到声速。
喷入无杆腔的高速气流进一步膨胀，产生冲击波，波的阵面压力高达气源压力的几倍到几十倍，给予活塞很大的向下推力。
此时有杆腔处于排气状态，气压很低，活塞便在很大压差的作用下立即加速下行，加速度可达1000m/s2以上，在约0.25～1.25s的很短时间内，以平均约8m/s的高速向下冲击，从而获得很大的动能。冲击气缸(1/3)
使活塞腔2的压力接近于大气压，当活塞开始冲击后又最好能关闭，以免造成泄漏。比较理想的是采用低压排气阀（类似于单向阀），它的作用是在低压时排气，即与大气相通，而在高压时关闭，但这种阀需专门设计。
通常冲击气缸的泄排口也可采用小型针阀，当活塞开始冲击时，活塞腔的压缩空气会通过泄排口的针阀与大气相通而造成一些泄漏，因此泄排口的环行节流通道不宜过大。泄气口的另一个作用是在必要时可作为控制信号孔使用。冲击气缸(2/3)
冲击气缸分为快排型和非快排型两种。图4.19所示为非快排型冲击气缸的结构。图中的排泄装置的作用是在活塞开始冲击之前，使无杆腔与大气相通，消除腔内压力，以便于活塞紧闭喷嘴口。冲击气缸(3/3)
1.缸体组件缸体组件通常由缸筒、缸底、缸盖、导向环和支承环等组成。缸体组件与活塞组件构成密封的容腔，承受压力。因此缸体组件要有足够的强度、较高的表面精度和可靠的密封性。常见的缸体组件连接形式如图4.20所示：
法兰式连接这种连接结构简单，加工方便，连接可靠，但要求缸筒端部有直径足够大的凸缘，用以安装螺栓或旋入螺钉。缸筒端部一般用铸造、镦粗或焊接方式制成粗大的缸筒凸缘。它是一种常用的连接形式；（2）半环式连接这种连接分为外半环连接和内半环连接两种形式。
半环连接工艺性好，连接可靠，结构紧凑，重量轻，但零件较多，加工也较复杂，并且安装槽削弱了缸筒强度。半环连接也是一种应用十分普遍的连接形式，常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接中。
（3）螺纹式连接这种连接有外螺纹连接和内螺纹连接两种方式，其特点是体积小、重量轻、结构紧凑，但缸筒端部结构较复杂，组装时拧动端盖时有可能把O形圈拧扭，而且一旦锈住、缸盖很难卸下。它一般用于要求外形尺寸小、重量轻的场合；
拉杆式连接这种连接结构简单，工艺性好，通用性强，易于拆装，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果，只适用于长度不大的中低压缸；（5）焊接式连接这种连接强度高，制造简单，但焊接时易引起缸筒变形。
缸筒是液压缸的主体，其内孔一般采用镗削、铰孔、滚压或珩磨等精密加工工艺制造，要求表面粗糙度Ra值为0.1～0.4μm，以使活塞杆及其密封件、支承件能顺利滑动和保证密封效果，减少磨损。缸筒要承受很大的压力，因此应具有足够的强度和刚度。
端盖装在缸筒两端，与缸筒形成封闭油腔，同样承受很大的压力，因此它们及其连接部件都应有足够的强度。设计时既要考虑强度，又要选择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，有些缸不设导向套，直接用端盖孔导向，这种结构简单，但磨损后必须更换端盖。
2.活塞组件1.活塞组件的连接形式活塞与活塞杆的连接形式如图4.21所示。除此之外还有整体式结构、焊接式结构和锥销式结构等。整体式连接和焊接式连接结构简单，轴向尺寸紧凑，但损坏后需整体更换。锥销式连接加工容易，装配简单，但承载能力小，且需有必要的防止脱落措施。
螺纹式连接见图4.21a，其结构简单，装拆方便，但一般需有螺母防松装置。半环式连接见图4.21b，它强度高，但结构复杂，装拆不便。一般使用螺纹式连接；在轻载情况下可采用锥销式连接；高压和振动较大时多用半环式连接；
活塞与活塞杆比值D/d较小、行程较短或尺寸不大的液压缸，其活塞与活塞杆可采用整体式或焊接式连接。
2.活塞和活塞杆活塞受压力作用在缸筒内作往复运动，因此，活塞必须具有一定的强度和良好的耐磨性。活塞一般用铸铁或钢制造。活塞的结构通常分为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，它必须有足够的强度和刚度。活塞杆无论是实心还是空心的，通常都用钢制造。
活塞在导向套内往复运动，其外圆表面应当耐磨并具有防锈性能，故活塞杆外圆表面有时需镀铬。
Y形密封圈密封如图4.22c所示。其密封性能、弹性和强度都比较好。唇部富有弹性，能自封，磨损后能自行补偿。在压力变化较大、滑动速度较高的工况下工作时，要用支承环以固定密封圈。液压缸和气缸都常用。（4）小Y形密封圈密封如图4.22d所示。
除具有Y型密封圈的特点外，因其两唇不等高，选择短唇朝被密封的间隙安装，唇尖不可能被挤入间隙，故无需支承环，结构更简单，而且这种密封圈的截面长宽比大于2，在活塞运动时不会翻滚，使用更可靠。液压缸和气缸都常用。
4.活塞杆伸出端端盖结构液压缸常用的活塞杆伸出端端盖结构如图4.23所示，它包括密封圈1、导向套2、压环3、防尘圈4和防尘圈压环5等。图4.23a结构用于缸径与活塞杆直径相差较小的场合；图4.23b结构用于缸径与活塞杆直径相差较大的场合。
如图4.24所示。在图4.24a中，活塞杆用O形圈密封，结构简单，密封可靠，摩擦力小，但磨损后无法补偿。在图4.24b结构采用Y形密封圈密封，它具有高的耐磨性、强度和弹性，能自封和自动补偿，寿命长。活塞杆伸出端端盖结构(2/3)
如图4.25所示。图4.25a为内螺纹连接，图4.25b为外螺纹连接，这两种连接方式通用性强，标准化的液压缸和气缸经常采用；图4.25c和图4.25d分别为双耳环和单耳环连接，它们多用于非标准化的缸上。活塞杆伸出端端盖结构(3/3)
3.缓冲装置当缸拖动负载的质量较大、速度较高时，一般应在缸中设缓冲装置，必要时还需在液压与气压传动系统中设缓冲回路，以免在行程终端发生过大的机械碰撞，致使缸损坏。
缓冲的原理是使活塞或缸筒在其走向行程终端时，在出口腔内产生足够的缓冲压力，即增大工作介质出口阻力，从而降低缸的运动速度，避免活塞与缸盖相撞。液压缸中常用的缓冲装置如图4.26所示。液压缸中多采用这种缓冲装置。
圆柱形环隙式缓冲装置如图4.26a所示，当缓冲柱塞进入缸盖上的内孔时，缸盖和活塞间形成缓冲油腔B，被封闭油液只能从环形间隙排出，产生缓冲压力，从而实现减速缓冲。
这种缓冲装置在缓冲过程中，由于其节流面积不变，故缓冲开始时产生的缓冲制动力很大，但很快就降低了，其缓冲效果较差，但这种装置结构简单，便于设计和降低制造成本，所以在一般系列化的成品液压缸中多采用这种缓冲装置。
（2）圆锥形环隙式缓冲装置如图4.26b所示，由于缓冲柱塞为圆锥形，所以缓冲环形间隙随位移量l而改变，即节流面积随缓冲行程的增大而缩小，使机械能的吸收较均匀，其缓冲效果较好。
可变节流槽式缓冲装置如图4.26c所示，理想缓冲装置应在全部工作过程中保持缓冲压力恒定不变，因此，可在缓冲柱塞上开由浅到深的三角节流沟槽，节流面积随着缓冲行程的增大而逐渐减小，缓冲压力变化平缓，但需要专门设计。
（4）可调节流孔式缓冲装置如图4.26d所示，在缓冲过程中，缓冲腔油液经小孔节流排出，调节节流孔的大小，可控制缓冲腔内缓冲压力的大小，以适应液压缸不同的负载和速度工况对缓冲的要求，同时当活塞反向运动时，高压油从单向阀进入液压缸内，活塞也不会因推力不足而产生启动缓慢或困难等现象。
4.排气装置液压传动系统往往会混入空气，使系统工作不稳定，产生振动、爬行或前冲等现象，严重时会使系统不能正常工作，因此设计液压缸时必须考虑空气的排除。对于要求不高的液压缸，往往不设计专门的排气装置，而是将油口布置在缸筒端的最高处，这样也能使空气随油液排往油箱，再从油箱逸出。
对于速度稳定性要求较高的液压缸和大型液压缸，常在液压缸的最高处设置专门的排气装置，如排气塞、排气阀等。图4.27所示为排气塞，当松开排气塞螺钉后，在低压情况下，液压缸往复运动几次，带有气泡的油液就会排出，空气排完后拧紧螺钉，液压缸便可正常工作。
（4.22）有杆腔进液体或气体时：（4.23）若综合考虑排液或排气腔对活塞产生的背压，活塞和活塞杆处密封及导套产生的摩擦力，以及运动件质量产生的惯性力等的影响，一般取机械效率ηm＝0.8～0.9。式（4.23）中的杆径d可根据工作压力或设备类型选取，见表4.2和表4.3。
当液压缸的往复速度比有一定要求时，由式（4.7）得杆径d为：（4.24）缸的速度比κ过大会使无杆腔产生过大的背压，速度比κ过小则活塞杆太细，稳定性不好。缸主要尺寸的计算(2/3)
为标准系列。液压缸的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它长度确定。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，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
缸的进出口直径d0可用下式求得：（4.25）式中：q——液压缸管道内的流量，或工作压力下向气缸输入空气的流量；υ——液压缸管道内液体的平均流速。计算得出的d0数值须按液压或气压的相关标准进行圆整。缸主要尺寸的计算(3/3)
2.气缸的耗气量计算气缸的耗气量通常用自由空气耗气量表示以便于选择空气压缩机，它与缸径、活塞杆径、气缸的运动速度和工作压力有关。对于一个单杆双作用气缸，全程往复一次的自由空气消耗量包括：（1）活塞杆外伸行程耗气量q1（4.26）式中：D——气缸内径；L——气缸行程；
t1——杆外伸行程的时间；p——气缸工作压力；pa——大气压力。
活塞杆内缩回程耗气量q2（4.27）式中：d——活塞杆直径；t2——杆内缩行程时间。考虑到换向阀至气缸之间的管路容积在气缸每次动作时要消耗空气，而且管路系统有泄漏损失，故实际耗气量qH比上述两项之和要大，即：（4.28）一般取系数k＝1.3。
3.缸的强度计算和校核（1）缸筒壁厚δ的计算缸筒是液压缸和气缸中最重要的零件，它承受液体或气体作用的压力，其壁厚需进行计算。活塞杆受轴向压缩负载时，为避免发生纵向弯曲，还要进行压杆稳定性验算。
中、高压缸一般用无缝钢管作缸筒，大多属薄壁筒，即D/δ≥10时，其最薄处的壁厚用材料力学薄壁圆筒公式计算壁厚，即：（4.29）式中：δ——薄壁筒壁厚；p——筒内液体或气体的工作压力；
[σ]——缸筒材料的许用应力，[σ]=σb/n，σb为材料的抗拉强度，n为安全系数，当D/δ≥10时一般取n=5。
活塞杆的稳定性计算活塞杆受轴向压力作用时，有可能产生弯曲，当此轴向力达到临界值Fk时，会出现压杆不稳定现象，临界值Fk的大小与活塞杆长度和直径，以及缸的安装方式等因素有关。只有当活塞杆的计算长度时，才进行活塞杆的纵向稳定性计算。其计算按材料力学有关公式进行。
使缸保持稳定的条件为：（4.30）Fcr可根据细长比的范围按下述有关公式计算：（a）当细长比时：（4.31）（b）细长比，且＝20～120时：（4.32）（c）当细长比时，缸具有足够的稳定性，不必校核。
1.缓冲装置的工作原理图4.28所示是一个带双向缓冲装置的双作用气缸。活塞7将缸筒4的内部容积分隔成左右两腔。压缩空气从右气口（图中未画出）进入时，气压直接作用于缓冲柱塞8的端面，同时顶开单向阀14进入右腔作用于活塞的环形面积上，使活塞左移。
同时左腔的气体则通过左气口（图中未画出）排入大气，在活塞左移的过程中，当直径为d的缓冲柱塞6接触密封圈12时，左腔的主要排气通道被封闭，左腔的气体被迫从节流阀2的节流口排至左气口排入大气。通过调节节流阀2的开度便可控制左腔的排气速度，达到行程末端减速缓冲的目的。
同理，右边的缓冲柱塞8、节流阀9、Y形密封圈13和单向阀14是右移行程末端的缓冲装置。图中所示是缓冲柱塞8已进入密封圈13内，使活塞在右移行程末端减速。
带双向缓冲装置的双作用液压缸的结构与图4.28所示的气缸相似，不同的只是液体的粘度大，不需要Y形密封圈12和13，而是用间隙密封来代替。带双向缓冲装置的双作用液压缸和气缸的图形符号见图4.29a，不带缓冲装置的普通双作用液压缸和气缸的图形符号见图4.29b。
2.液压缸缓冲装置的设计计算图4.30所示为液压缸常用的缓冲装置结构图。缓冲过程开始于图示的缓冲柱塞前端刚进入孔C的一瞬间，在整个缓冲行程l1中，缓冲室要吸收的能量包括：活塞连同负载等运动部件在刚进入缓冲过程一瞬间的动能Ek；整个缓冲过程压力腔压力液体所作的功Ep；
以及整个缓冲过程消耗在摩擦上的功Ef。它们分别为：（4.33）（4.34）（4.35）式中：M——活塞等运动部件的质量；υ——活塞运动速度；p2——缸的进口压力；A2——活塞的有效作用面积。
以上三项能量之和都被缓冲室吸收为液压能，则活塞与缸盖无撞击。
整个缓冲过程的平均缓冲压力可表示为：（4.36）由于调节缓冲的节流阀开度调好之后其作用相当于一个固定阻尼，所以缓冲开始时缓冲腔中产生的压力最高，在缓冲过程中压力逐步降低，假定压力的降低是线性递减，则最大缓冲压力，即冲击压力为：（4.37）计算所得的pmax用以校核缸的强度。
当（1）油缸的额定工作压力pn≤160×105Pa时，而pmax＞1.5pn时；（2）油缸的额定工作压力pn＞160×105Pa，而pmax＞1.25pn时；
3.气缸缓冲装置的设计计算气缸缓冲装置的设计计算主要是确定缓冲行程和缓冲柱塞直径，其研究和分析的基础是能量平衡原理。缓冲气缸的结构前面已经介绍。参见图4.28，当缓冲柱塞右移至图示位置堵住排气通道的一瞬间，气缸排气侧的容积为：（4.38）式中：D——气缸直径；d——缓冲柱塞直径；
l1——缓冲行程（即缓冲柱塞长度）。
气缸排气侧内的空气将受到压缩。气缸的运动速度很快，可以把这一压缩过程认为是绝热过程。在此受压过程中，压力由原来的p1升高到p2所需的能量为：（4.39）式中：k——绝热指数，对空气k＝1.4；p1——压缩过程开始时排气侧空气的压力；p2——压缩过程终止时排气侧的空气压力。
活塞运动时，运动部件具有的惯性能量Ei为：（4.40）式中：W——运动部件的重量；g——重力加速度；υ——活塞运动速度。气缸缓冲装置的设计计算(2/3)
（4.41）将式（4.39）和式（4.40）中的Ey和Ei值代入式（4.41），得：（4.42）设p2/p1=5，则上式可简化为：把式（4.38）的V1值代入上式，并整理后得：（4.43）根据式4.43便可确定缓冲行程l1和缓冲柱塞直径d。
一般根据具体情况选定其中的一个参数，再按上式计算出另一个参数。气缸缓冲装置的设计计算(3/3)
1.液压马达的分类、特点及应用液压马达可分为高速液压马达和低速大转矩液压马达两大类。高速液压马达的转子转动惯量小，反应迅速，动作快，但输出的转矩相对较小。这类液压马达主要有齿轮式、叶片式和柱塞式等几种主要形式。相对于这几种型式的泵，除阀式配流外，从原理上讲，都可作液压马达使用。
但实际上作为泵，其结构要考虑高压侧的压力平衡、间隙密封的自动补偿、降噪和吸收液压冲击等措施，以及在吸入侧尽可能扩大流道以减小流动阻力等，因此，泵的吸排液两侧的结构多数是不对称的，只能单方向旋转。
但作为液压马达，通常要求正反方向旋转，其结构要求对称，所以，一般情况下齿轮式和叶片式泵不宜作液压马达使用。有些柱塞泵，例如SCY14－1轴向柱塞泵，其结构基本对称，按使用说明，将配油盘适当旋转安装后则可作液压马达使用。
2.液压马达的主要性能参数如图4.31所示，当压力油输入给液压马达时，处于压力腔（进油腔）的柱塞3被顶出，压在斜盘1上。设斜盘作用在柱塞上的反力为FN。FN可分解为两个分力，轴向分力F和垂直于轴向的分力FT。其中，F和作用在柱塞后端的液压力相平衡；FT使缸体2产生转矩。
当液压马达的进、出油口互换时，马达将反向转动。当改变马达斜盘倾角时，马达的排量便随之改变，从而可以调节输出转速或转矩。
工作压力和额定压力马达入口工作介质的实际压力称为马达的工作压力。马达入口压力和出口压力的差值称为马达的工作压差。在马达出口直接通油箱或排气的情况下，为便于定性分析问题，通常近似认为马达的工作压力就等于工作压差。
马达在正常工作条件下，按实验标准规定连续运转的最高压力称为马达的额定压力。与泵相同，马达的额定压力亦受泄漏和强度的制约，超过此值时就会过载。(2)流量和排量马达入口处的流量称为马达的实际流量。马达密封腔容积变化所需要的流量称为马达的理论流量。
实际流量和理论流量之差即为马达的泄漏量。马达轴每转一周，由其密封容腔几何尺寸变化计算而得的液体体积称为马达的排量。
速nt等于输入马达的流量q与排量V的比值，即：（4.44）因马达实际工作时存在泄漏，在计算实际转速n时，应考虑马达的容积效率θmv。当液压马达的泄漏流量为ql时，则马达的实际流量为q=qt+ql。
这时，液压马达的容积效率为：则马达的实际输出转速为：（4.45）液压马达的主要性能参数(3/6)
入口压力即工作压力为p，排量为V，则马达的理论输出转矩Tt的表达形式，即：（4.46）因马达实际上存在着机械摩擦，故在计算实际输出转矩应考虑机械效率θmm。当液压马达的转矩损失为Tl，则马达的实际转矩为T=Tt-Tl。
这时，液压马达的机械效率为：则马达的实际输出转矩为：（4.47）液压马达的主要性能参数(4/6)
（4.48）马达的输出功率Po为：（4.49）马达的总效率θ即为：（4.50）液压马达的主要性能参数(5/6)
液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积，这一点与液压泵相同。图4.32是液压马达的特性曲线。从式（4.45）、（4.47）可以看出，对于定量液压马达，V为定值，在q和p不变的情况下，输出转速n和转矩T皆不可变；
对于变量液压马达，V的大小可以调节，因而它的输出转速n和转矩T是可以改变的，在q和p不变的情况下，若使V增大，则n减小，T增大。液压马达的主要性能参数(6/6)
3.高速液压马达一般来说，额定转速高于500r/min的马达属于高速马达，额定转速低于500r/min的马达属于低速马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、叶片式和轴向柱塞式等，它们的主要特点是转速高，转动惯量小，便于启动、制动、调速和换向。通常高速马达的输出转矩不大。
如图4.31所示，当压力油输入液压马达后，所产生的轴向分力F为：所产生的垂直于轴向的分力FT使缸体2产生转矩，其值为：由此可知，一个柱塞产生的瞬时转矩为：（4.51）
马达的输出转矩等于处在马达压力腔半周内各柱塞瞬时转矩的总和。由于柱塞的瞬时方位角是变量，其值按正弦规律变化，所以液压马达输出的转矩是脉动的。马达的平均转矩可按式（4.47）计算。当马达的进、出口互换时，马达将反向转动。
当改变斜盘倾角时，马达的排量便随之改变，从而可以调节输出转速或转矩。(1)齿轮式液压马达齿轮式液压马达有低压、中压和高压等种类，也有单独的或双联式的结构形式，其结构与齿轮泵类似。齿轮式液压马达适用于负载转矩不大、速度平稳性要求不高、噪声限制不大的场合，例如钻床、风扇传动等。
叶片式液压马达叶片式液压马达的转速最高可达2000r/min，最低一般不低于100r/min。其最大弱点是机械特性较软，即负载增加时，转速将迅速降低，故宜用于低转矩、高转速的场合。
优点是运转均匀脉动小，常用于磨床回转工作台的驱动、外圆和内圆磨床的工件驱动，以及木材加工机床的主运动和进给运动等。(3)轴向柱塞式液压马达图4.33所示为点接触斜盘轴向柱塞式液压马达的结构。
如图所示，在缸体7与斜盘2之间装置一个鼓轮4，鼓轮中有推杆10，柱塞9将其右端面上所承受的液压力通过推杆传递到斜盘的表面，而斜盘表面产生的反作用力的径向分力又通过推杆迫使鼓轮借助键带动输出轴1一同旋转，同时又通过拨销6带动缸体7一起旋转。
马达的这种结构，使缸体和柱塞只受轴向力的作用，而斜盘的反作用力对推杆产生的颠覆力矩便传不到缸体和柱塞上，使缸体对配油盘保持良好接触，以及保证柱塞在柱塞孔中灵活运动。
此外缸体与输出轴之间仅有一小段面积接触，使得缸体有适度的自位性，从而保证缸体在柱塞孔底部的液压作用和弹簧5的作用下紧贴配油盘8的工作表面，并在磨损后能够自动补偿。所以这种马达的容积效率和机械效率都比较高。图示马达的转速范围为20～2400r/min。
4.低速大扭矩液压马达低速液压马达的输出转矩通常都较大（可达数千至数万牛顿·米），所以又称为低速大转矩液压马达。
低速大转矩液压马达的主要特点是转矩大，低速稳定性好（一般可在10r/min以下平稳运转，有的可低到0.5r/min以下），因此可以直接与工作机构连接（如直接驱动车轮或绞车轴），不需要减速装置，使传动结构大为简化。
低速大转矩液压马达广泛用于工程、运输、建筑和船舶等机械（如行走机械、卷扬机、搅拌机）上。低速大转矩液压马达的基本结构是径向柱塞式，通常分为两种类型，即单作用曲轴型和多作用内曲线型。
单作用曲轴连杆径向柱塞式液压马达图4.34所示为单作用偏心曲轴连杆径向柱塞式液压马达。在这种液压马达中，五个（也有七个的）油缸按径向在圆周上均匀分布，形成星形壳体。
每个油缸中装有柱塞1，柱塞的中心球窝中装有连杆2小端的球头，连杆大端的凹形圆柱面紧贴在输出轴4上，轴的一端通过十字联轴器5同配流阀6连接。压力液体经进出口a或b和配流转阀6进入油缸内，并作用到柱塞上，其作用力通过柱塞和连杆作用在输出轴的偏心圆柱面上。
这些作用力都通过偏心圆柱面的中心O2，因此对输出轴的中心O1产生转矩，使输出轴回转和输出转矩。排出的液体经配流转阀从进出口b或a排出。改变压力液体对进出口的进出方向，即可改变马达的旋转方向。
配流转阀的形状见图4.35，马达进排液口经阀套上的相应径向孔通到配流转阀上的环形槽a或b，环槽a在转阀中与轴向孔c和d相通，环槽b则与e和f相通。这四个轴向孔一直通到剖面C－C所示的配流窗口处。
在剖面C－C中可看出水平左右两侧的封油区将配流窗口分隔出上下两腔，分别为进液腔或排液腔。
多作用内曲线径向柱塞式液压马达图4.36所示为一多作用内曲线径向柱塞式液压马达的结构。
图中的配流轴1是固定的，其上有进液和排液口，当压力液体从进液口进入，经配流窗口通到缸体2的柱塞孔中，并作用于柱塞3的端部，柱塞受液压力作用向外伸出，迫使柱塞顶部的横梁4两端处的滚轮5压向定子6的内壁。定子内壁由多段内曲面构成，滚轮每经过一段曲面、柱塞往复伸缩一次，故称多作用式。
定子在滚子接触处的反作用力的分力对缸体产生转动力矩，使缸体转动。缸体又将此力矩和旋转运动传给主轴7将其输出。
叶片式气压马达图4.37所示为一叶片式气压马达的结构原理图，其原理类似于叶片式液压马达。马达的叶片数一般在3～10片的范围内。叶片5纵向安放在转子6的径向槽内。转子中心与定子的内壁是不同心的。
当压缩空气从气口1进入、经机体上的孔道2、3从定子上的喷口4射进定子内腔时，气压迫使叶片带动转子6顺时针方向旋转，废气则从定子的排气口7和经机体上的排气口8排至大气，转子右半部的残余废气则通过孔道9、10、11和气口12处排出。
需要改变马达的旋转方向时，将压缩空气由气口12处通入，如图的虚线箭头所示，废气仍从孔7和8处排出，此时转子左半部的残余废气则由孔道4、3、2和1排至大气。
塞式气压马达大多是经向连杆式。图4.38所示为这种马达的工作原理图。如图所示，五个气缸呈星形布置，缸内的活塞4通过连杆组件与曲轴6的偏心圆柱面连接，圆柱面的几何中心为O1，曲轴的回旋中心O。2是配气阀，它与曲轴6同轴连接并一起同步旋转。配气阀套1固定在星形缸体3上。
气压马达的分类、特点及应用(3/5)
在图示位置正好把配气阀套1的内腔分隔成左右两个气室。右气室通过中心区附近的两个轴向孔与马达的进（排）气口相通，左气室则通过与之相应的另外两个轴向孔与马达的排（进）气口相通。
在图示的情况，右气室正在向缸I和II供气，这两缸的活塞在气压作用下通过各自的连杆推动偏心圆柱面驱动曲轴连同配气阀一起绕曲轴中心O作逆时针方向转动。同时，缸IV和V内的活塞被偏心圆柱面通过连杆推向缸底，缸内的废气经配气阀套前的左气室和相应的两个轴向孔通到马达的排气口和大气。
曲轴继续转动，配气阀也跟着转动，同时连续不断地依次向缸III、IV、V等供气，其余相应的气缸亦依次排气，维持曲轴继续旋转和输出转矩。改变进、排气口的供、排气状态，便可使马达反向转旋。气压马达的分类、特点及应用(4/5)
一般是100～1300r/min，最高为6000r/min，但输出的转矩要比叶片式的大得多。活塞式气压马达结构复杂，但维护与保养比叶片式的容易。
叶片式气压马达制造简单，结构紧凑，但低速启动转矩小，低速性能不好，适用于要求低或中等功率的机械，如手提工具、复合工具传送带、升降机和拖拉机等。
活塞式气压马达在低速时有较大的功率输出和较好的转矩特性，启动准确，启动和停止特性都好于叶片式气马达，适用于载荷较大和要求低速转矩较高的机械，如手提工具、起重机、绞车、绞盘和拉管机等。气压马达的分类、特点及应用(5/5)
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