毕业设计 三级液压缸的设计与仿真

摘 要

本课题是工程机械用三级液压缸的设计与仿真，液压缸的设计包括系统工作压力的选定、液压缸内径和外径的确定、活塞杆直径和活塞直径的确定、液压缸壁厚的计算、缸盖厚度的确定、缸体长度的确定、缓冲装置的计算以及活塞杆稳定性的验算。本设计应用经验设计法和计算机辅助工程技术完成，先依据经验公式计算，确定了液压缸安装方案，设计了液压缸活塞及活塞杆尺寸参数，校核匹配的连接螺栓、销轴等。最后用绘图软件CAD完成液压缸装配图，运用solidworks进行运动仿真并分析。

通过对三级液压缸的运动仿真与分析，证明本设计的合理性和可行性。降低设计成本，减少产品开发时间。使毕业生进一步熟悉产品设计开发流程，熟练操作设计软件，为其以后工作打下坚实的基础。

关键词：工程机械、三级液压缸、设计、仿真

I

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

Abstract

This is the subject of construction machinery design and simulation of three hydraulic cylinders including the working pressure of the system is selected, the hydraulic cylinder inner diameter and outer diameter of the piston rod and the piston diameter, diameter determination, hydraulic cylinder wall thickness calculation to determine the thickness of the cylinder block, cylinder head, length, buffer device is calculated and the piston rod stability checking. Design and application of the experience design method and computer aided engineering technology, according to the empirical formula, determine the hydraulic cylinder installation project, design of hydraulic cylinder piston and piston rod size parameters, check matching bolt, pin. Finally with the drawing software CAD complete hydraulic cylinder assembly drawing,Using solidworks motion simulation and analysis

Through the three cylinder motion simulation and analysis demonstrate that the design is reasonable and feasible. Reduce design costs, reduce product development time. Enables graduates to become more familiar with product design and development process, proficiency in design software for its future work to lay a solid foundation.

Key words: Construction machinery、Three hydraulic cylinders、Design、 Simulation

II

目录

引言…………………………………………………………………………………1

第1章 绪论

1.1液压缸的发展……………………………………………………………………2 1.2液压缸的类型……………………………………………………………………2 1.3伸缩液压缸的简介………………………………………………………………2 1.4本设计的主要内容………………………………………………………………4 第2章 液压缸工况分析

2.1液压缸的类型及安装方式………………………………………………………5 2.2液压缸的工作压力………………………………………………………………5 2.3液压缸的选材……………………………………………………………………5 第3章 液压缸主要尺寸的确定

3.1二级缸缸筒内径的计算…………………………………………………………6 3.2二级缸缸壁厚度及外径的计算…………………………………………………7 3.3二级缸缸底厚度…………………………………………………………………8 3.4活塞杆直径………………………………………………………………………9 3.5活塞直径及活塞厚度……………………………………………………………9 3.6一级缸缸筒内径…………………………………………………………………10 3.7一级缸缸筒厚度及外径的计算…………………………………………………10 3.8一级缸缸底厚度…………………………………………………………………10 3.9零级缸缸筒内径及外径的计算…………………………………………………11 3.10零级缸缸底厚度的计算 ………………………………………………………11 3.11第一、二、三及缸缸筒行程……………………………………………………12 第4章 液压缸的结构设计

4.1缸筒联接计算……………………………………………………………………12 4.2缸盖………………………………………………………………………………14 4.3活塞及活塞杆……………………………………………………………………14 4.4导向环及导向套…………………………………………………………………15 4.5密封和防尘………………………………………………………………………17 4.6缓冲装置…………………………………………………………………………17 4.7耳环………………………………………………………………………………19 第5章 液压缸性能验算

5.1活塞缸强度及稳定性的验算……………………………………………………20 5.2二级缸缸筒厚度的验算…………………………………………………………20 5.3以及缸缸筒厚度的验算…………………………………………………………21 第6章 液压缸的几何建模及仿真

6.1 solidworks软件简介 ……………………………………………………………22 6.2液压缸实体建模…………………………………………………………………22 6.3液压缸的应力分析………………………………………………………………24 6.4分析报告…………………………………………………………………………26

III

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

结论与展望 …………………………………………………………………………28 致谢 …………………………………………………………………………………29 参考文献 ……………………………………………………………………………30 附录

外文翻译 ……………………………………………………………………………31 参考文献题录及摘要 ………………………………………………………………44

IV

表格清单

表2-1 各类液压设备常用的工作压力……………………………………………4 表3-1 缸筒内径尺寸系列…………………………………………………………5 表3-2 45号钢各力学性能…………………………………………………………6 表3-3 精密内径尺寸的无缝钢管尺寸系列………………………………………7 表3-4 活塞杆外径尺寸系列………………………………………………………8 表3-5 常用缸筒外径尺寸…………………………………………………………10 表4-1 缓冲油量推荐表……………………………………………………………17 表6-1 模型信息……………………………………………………………………25 表6-2 算例属性……………………………………………………………………25 表6-3 单位…………………………………………………………………………26 表6-4 材料属性……………………………………………………………………26 表6-5 夹具…………………………………………………………………………27 表6-6 载荷…………………………………………………………………………27 表6-7 网格信息……………………………………………………………………27

V

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

插图清单

图1-1 伸缩式液压缸实图…………………………………………………………3 图1-2 多级液压缸工作原理图……………………………………………………3 图4-1 缸盖机加工图………………………………………………………………13 图4-2 浮动性导向环………………………………………………………………14 图4-3 导向套结构…………………………………………………………………15 图4-4 活塞杆导向套尺寸…………………………………………………………15 图4-5 活塞杆的密封于防尘结构…………………………………………………16 图4-6 液压缸缓冲装置……………………………………………………………17 图4-7 杆用单耳环安装尺寸………………………………………………………18 图6-1 三级缸………………………………………………………………………21 图6-2 二级缸………………………………………………………………………22 图6-3 一级缸………………………………………………………………………22 图6-4 零级缸………………………………………………………………………23 图6-5 液压缸装配图………………………………………………………………23 图6-6 应力分析……………………………………………………………………24 图6-7 位移分析……………………………………………………………………24

VI

引言

液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。液压缸输出力和活塞有效面积及其两边的压差成正比；液压缸基本上由缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置与排气装置组成。缓冲装置与排气装置视具体应用场合而定，其他装置则必不可少。

液压传动相对于机械传动来说，它是一门新学科，17世纪中叶帕斯卡提出静压传动原理，只是由于早期技术水平和生产需求的不足，液压传动技术没有得到普遍地应用。1795年英国约瑟夫·布拉曼在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。第二次世界大战期间，在兵器上采用了功率大、反应快、动作准的液压传动和控制装置，它大大提高了兵器的性能，也大大促进了液压技术的发展。战后，液压技术迅速转向民用，并随着各种标准的不断制订和完善及各类元件的标准化、规格化、系列化而在工程机械、农业机械、汽车制造等行业中推广开来。

本设计中首先对设计产品进行工况分析，进而对其主要参数进行计算并校核，再利用CAD软件绘出产品零件图和总装图，以及solidworks进行机械运动仿真。solidworks软件使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库，创建完全参数化的机械系统几何模型，其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法，建立系统动力学方程，对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，输出位移、速度、加速度和反作用力曲线。solidworks软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。

- 1 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

第1章 绪论

1.1液压缸的发展

在发展过程中存在以下问题：液压缸结构传动不能保证严格的传动比；工作过程中常用较多能量损失（摩擦损失、泄露损失等）；对油温的变化比较敏感，它的工作稳定性容易受到温度变化的影响；为了减少泄露，液压元件在制造精度上的要求比较高，因此造价高; 液压传动出故障时不易找出原因，使用和维修要求有较高的技术水平；液压缸的活塞杆在油压的作用下伸出或缩回时，经常出现速度不均匀现象，并有时伴有振动和异响，从而引起整个液压系统的振动，并带动主机其它部件振动等缺点，所以液压缸结构需进一步发展改良，以便适应国家经济发展的需要。

随着社会进步，科学技术的不断发展，液压缸的发展也不断进步，液压缸呈现以下的发展趋势：

1、高压化、小型化。高压化是减少液压缸径向尺寸和减轻重量，并缩小整套液压装置体积的有效途径。

2、新材质、轻量化。随着高压化、小型化，液压缸的使用环境的考验等，新材质、轻量化也成了解决办法之一。

3、新颖机构复合化。为了适应液压缸应用范围的扩大，各种新颖结构的液压缸不断出现，如自控液压缸、自锁液压缸、钢缆式液压缸、蠕动式液压缸和复合化液压缸等。

4、高性能、多品种。 5、节能化与耐腐蚀。

1.2液压缸的类型

根据常用液压缸的结构类型，可将其分为四种类型：活塞式、柱塞式、伸缩式、摆动式。

1.3伸缩式液压缸简介

伸缩式液压缸是可以得到较长工作行程的具有多级套筒形活塞杆的液压缸，伸缩式液压缸又称多级液压缸。

伸缩式液压缸是由两个或多个活塞式液压缸套装而成的，前一级活塞缸的活塞杆是后一级活塞缸的缸筒。

伸缩式液压缸中活塞伸出的顺序式从大到小，而空载缩回的顺序则一般是从小到大。伸缩缸可实现较长的行程，而缩回时长度较短，结构较为紧凑。此种液压缸常用于工程机械和农业机械上。

工作过程：当压力油从无杆腔进入时，活塞有效面积最大的缸筒开始伸出，当行至终点时，活塞有效面积次之的缸筒开始伸出。伸缩式液压伸出的顺序是由大到小依次伸出，可获得很长的工作行程，外伸缸筒有效面积越小，伸出速度越快。因此，伸出速度有慢变快，相应的液压推力由大变小；这种推力、速度的变化规律，正适合各种自动装卸机械对推力和速度的要求。而缩回的顺序一般是由小到大依次缩回，缩回时的轴向长度较短，占用空间较小，结构紧凑。常用于工程机械和其他行走机械，如起重机、翻斗汽车等的液压系统中。

- 2 -

图1-1 伸缩式液压缸实图

多级液压缸由两个或多个活塞缸或柱塞缸套装而成的。

工作原理：活塞或柱塞伸出时，从大到小，速度逐渐增大，推力逐渐减小，活塞或柱塞缩回时，从小到大

图1-2 多级液压缸工作原理图

通过本次课题设计达到对液压缸结构及工作原理更好认识，对绘图软件的使用更加熟练，掌握液压缸结构设计应注意的一些细节问题。争取通过本次课程设计对液压传动知识掌握程度进一步完善，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，使自己学到的理论知识与生产实践进行一次结合。 1.4本设计的主要内容

液压缸的设计包括液压缸活塞缸直径及外径、液压缸活塞直径的却东和活塞杆直径的确定、液压缸壁厚和外径的计算、缸盖厚度的确定、缸体长度的确定、缓冲装置的计算以及活塞杆稳定性的验算。

- 3 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

第2章 液压缸工况分析

工况分析是拟定液压缸设计方案，计算并选择液压元件的重要依据，通过工况分析选择液压缸类型及其安装方式，列出初始参数，明确设计要求，为后续工作提供重要依据。

2.1 液压缸的类型及安装方式

本设计液压缸用于工程机械，且为多级液压缸。液压缸的类型为双作用多级式伸缩缸，即双作用三级伸缩液压缸，有三个依次运动的活塞套筒组成，输出运动按有效工作截面积大小依次进行。安装方式选择耳环型，可在垂直面内摆动，但销轴受力较大。

2.2液压缸的工作压力

液压缸的输出力F是由工作压力p和活塞的有效面积A决定。 FP•A 表2-1 各类液压设备常用的工作压力 机床 设备类型 磨床 组合机床 车床 铣床 镗床 农业机械 汽车工业 小型工程拉床 龙门刨床 机械及辅助机械 ＜10 10~16 工程机械 重型机械 船用系统 锻压设备 液压支架 工作压力/ MPa ≤2 ＜6.3 2~4 16~32 14~25 工程机械中，液压系统的工作压力不断提高，通过上表可取本设计中液压缸的工作压力p=30MPa。用于工程机械，取负载m=20t。 2.3 液压缸的选材 缸体：45号钢无缝钢管。45钢无焊接件，可用调质处理提高强度表面粗糙度要小（Ra=0.2~0.4m）工艺要求内孔一般用珩磨或滚压加工 活塞：45号钢。 活塞杆：45号钢圆钢或无缝钢管，一般表面要镀硬铬，表面粗糙度要Ra=0.2~0.4m. 缸底：法兰连接，35号、45号钢锻件。 密封结构：防漏、防尘、耐磨

- 4 -

第3章 液压缸主要尺寸的确定

本设计中第三级液压缸为第二级液压缸的活塞杆，第二级液压缸为第一季液压缸的活塞杆，第一级液压缸为缸筒的活塞缸，设计时从第三级液压缸开始，将第二级液压缸与第三级液压缸出来，然后再将第二级液压缸作为第一级液压缸的活塞杆出来

3.1 二缸缸筒内径的计算

根据多级液压缸的工作原理，可将其分解为若干个相互连通的单机液压缸组合。 本设计没有给出液压缸最大外径的，故可以先计算最小的一个单机液压缸，然后按照标准缸径往外加大就可以了。

根据受力知道，只要满足三级缸受力，则一级缸定能满足

根据液压缸理论输出力F和系统选定的供油压力p来计算缸筒内径D(m)

D4F•103 p 式中： F —液压缸的理论输出力（N）; p —供油压力（MPa）。 液压缸的理论输出力F，可按下公式确定： FF0•t 式中： F0—活塞杆的实际作用力（N）,可以去估算负载值的最大值； ψ—负载率，一般取0.5~0.7； ηt—液压缸的总效率。 F0=m·g=200KN ψ取0.7 ηt取0.9 F=317.5KN 可得缸筒内径 D=116mm 表3-1 缸筒内径尺寸系列 液压缸内径系列（GB/T2348-93） 8、10、12、16、20、25、32、40、50、63、80、（90）、100、（110） 125、（140）、160、（180）、200、（220）、250、（280）、320、（360）、400、（450）、500

- 5 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

整圆取标准值得 D=125mm 此为二级缸筒内径 d2=125mm 3.2 二级缸缸壁厚度及外径的计算 先暂取/D=0.08--0.3, δ∈（10，37.5）即则可按下列公式计算 Pmax•D 2.3p3•Pmax  式中 —— 壁厚 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力） Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa [p]——许用应力。[p]=p／n（n安全系数） N —— 安全系数，根据液压缸的重要程度和工作压力等因素选取，工作压力大n可选取小一些。则取n=2，p缸筒材料的抗拉强度，此取45号钢 表3-2 45号钢各力学性能

知抗拉强度不小于600，取p=700 MPa

[p]=p／n=700/2=350 MPa

Pmax•D2.3p3Pmax=45x125/（2.3x350—3x45）=8.4mm

- 6 -

表3-3 精密内径尺寸的无缝钢管尺寸系列 壁厚 内径 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 5.0 6.0 7.5 10.0 12.5 15.0 20.0 外径 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 28 35 — — — — — — — — — 36 — — — — — — — — — — 45 55 68 85 105 — — — 31 38 46 56 69 86 106 — — — — — — — — — — 132 165 — 35 42 50 60 73 90 110 135 170 220 — — — — 75 92 112 137 — — 40 47 55 65 78 95 115 140 175 215 — — — 70 83 100 120 145 180 220 — — — 75 88 105 125 150 185 225 — — — — — 110 130 155 190 230 — — — — — — — 165 200 240 取δ=12.5mm。 所以二级液缸的外径为 D2=125+12.5x2=150mm 3.3 二级缸缸底厚度 缸底为平面且有油孔，油孔直径d0取10mm。 缸底厚度 Pmax•Dh0.443DDd0 式中 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力）

Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa

[σ]——缸底材料的许用应力，其选用方法与上述

缸筒厚度计算项同，[σ]=350MPa。

d0——缸底油孔直径。

- 7 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

得 Pmax•Dh0.443DDd0=24.7mm。 取 h2=30mm。 综上：二级缸缸筒内径125mm，外径150mm，行程850mm，缸底厚度30mm。 3.4 活塞杆直径 第三级液压缸作为第二级液压缸的活塞缸 由于采用耳环式安装方式，液压缸可在垂直面内摆动，当活塞杆在稳定状态下仅承受轴向载荷，活塞杆直径d计算公式如下： 4Fd  式中 F－－液压缸输出力（N） [σ]－－活塞杆材料的许用应力（Pa），当活塞杆为碳钢时，[σ]=100~120MPa。故取[σ]=120 MPa。 d≥46mm 表3-4 活塞杆外径尺寸系列 活塞杆直径系列（GB/T2348-1993） 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 查表3，取d=56mm。 3.5 活塞直径及活塞厚度 留3mm作为二级缸与三级缸内壁距离，则三级缸的外径（活塞直径） D3=125—2x3=119mm 取 D3=119mm 即活塞的直径为119mm。 第三级液压缸缸底为平形缸底，且无油孔，缸底厚度

- 8 -

h0.443DPmax 式中 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力）

Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa

[σ]——缸底材料的许用应力，其选用方法与上述

缸筒厚度计算项同，[σ]=350MPa。

得 h0.443DPmax=18.9mm 取 h3=25mm 综上：三级缸活塞外径119mm，厚度25mm，活塞杆直径56mm，行程900mm。 3.6 一级缸缸筒内径 留3mm作为一级缸与二级缸内壁距离，则，一级缸的内径 d1=150+2x3=156mm 所以取 d1=156mm 3.7 一级缸缸壁厚度及外径的计算 先暂取/D=0.08--0.3, δ∈（12,8，48）即则可按下列公式计算 Pmax•D 2.3 3Ppmax式中 —— 壁厚 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力） Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa [p]——许用应力。[p]=p／n（n安全系数） N —— 安全系数，根据液压缸的重要程度和工作压力等因素选取，

- 9 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

工作压力大n可选取小一些。则取n=2，p缸筒材料的屈服强度，此取45号钢，p=700 MPa [p]=p／n=700/2=350 MPa Pmax•D=45x156/（2.3x350—3x45）=13.7mm 2.3p3Pmax取δ=15mm 故一级缸的外径 D1=156+15x2=186mm 3.8 一级缸缸底厚度 缸底为平面且有油孔，油孔直径d0取10mm。 缸底厚度 Pmax•Dh0.443DDd0 式中 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力）

Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa [σ]——缸底材料的许用应力，其选用方法与上述 缸筒厚度计算项同，[σ]=350MPa。 d0——缸底油孔直径。 得 h=30.2mm 取 h1=35mm 综上：一级缸缸筒内径156mm，外径186mm，缸底厚度35mm，行程800mm。 3.9 零级缸缸筒内径和外径的计算 留5mm作为一级缸与零级缸缸筒内壁距离 则缸筒内径 d=190+5x2=200mm 查表3-1取缸筒内径 d=200mm 表3-5 常用缸筒外径尺寸 额定压力 缸筒内径 材料 40 50 63 80 100 125 140 160 180 200

- 10 -

/MPa 2.5 6.3 16 20 25 32 55 60 50 50 50 54 65 70 60 60 60 63.5 80 86 76 76 83 83 97 100 95 95 102 102 缸筒外径 124 124 121 121 121 127 150 150 146 146 152 152 — — 168 168 168 168 — — 194 194 194 194 — — 219 219 219 219 — 铸铁 — 245 245 245 245 45钢 20钢 缸筒材料为45钢，查表3-5，取缸筒外径245mm 缸筒外径D=245mm 缸筒内径d=192mm 缸筒厚度（245—192）/2=26.5mm 3.10 零级缸缸底厚度 平形缸底，无油孔，缸底厚度h为 h0.443DPmax 式中 Pmax——最高允许压力。Pmax1.5Pn（Pn工作压力） Pmax1.5Pn=1.5×30=45MPa [σ]——缸底材料的许用应力，其选用方法与上述 缸筒厚度计算项同，[σ]=350MPa。 则 h0.443DPmax=38.9mm 取 h=40mm 综上：零级缸缸筒内径192mm，外径245mm，缸底厚度40mm。 3.11 第一、二、三级液压缸行程 查《液压元件手册》表10—5—1，表10—5—2，表10—5—3，取L3=900mm。 L2=850mm。L1=800mm。

- 11 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

第4章.液压缸的结构设计 4.1 缸筒联接计算 为简化结构，便于加工、装卸，零级缸缸筒与缸盖采用法兰联接，缸筒厚度为40mm，选取螺钉型号 M12x2LH—6H 故 螺纹处拉应力σ为 4K•F6•10 d12•Z 螺纹处切应力τ为 K•F•d06•10 0.2d13•Z式中 K——螺纹拧紧系数，静载时取K=1.25~1.5，动载时取K=2.5~4; μ——螺纹摩擦因素，一般取μ=0.12； d0——螺纹外径（m）； d1——螺纹内径（m），当采用普通螺纹时，d1=d0—1.0285P， 其中，P为螺纹螺距； D——缸筒内径（m）； F——缸筒螺纹处承受的总拉力（N）; Z——螺钉数。 取 K=1.5， d0=0.01m， d1=0.008m， D=0.2m F=3.2x10^5N, Z=6 得 σ=160MPa τ=30MPa； 合成应力n23•2=168MPa<350MPa 所以，符合要求。 一级缸，二级缸缸底采用角焊，焊缝的拉应力σ为 2•F •D1•h•式中 F——液压缸输出的最大推力； D1——缸筒外径； η——焊接效率，通常取η=0.7； h——角焊宽度，取h=5mm。

- 12 -

缸筒加工工艺

1·缸筒内径采用H9、H8配合。表面粗糙度：当活塞采用橡胶密封圈时，Ra取0.1~0.4um，当活塞采用活塞环密封时，Ra取0.2~0.4um。

2·缸筒内径D的怨毒公差可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差可按8级精度选取。

3·缸筒断面T的垂直度公差值可按7级精度选取。

4·当缸筒与缸头采用螺纹联接时，螺纹取6级精度的普通螺纹。

5·当缸筒带有耳环或销轴时，孔径D1和轴颈d2的中心线对缸筒内孔轴线的垂直度公差值应按9级精度选取。

6·为了防止腐蚀和提高寿命，缸筒内表面应镀以厚度为30~40um的铬层，镀后进行抛光。

4.2 缸盖

4.2.1缸盖材料

液压缸的缸盖可选用35、45锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料。

当缸盖本身又是活塞杆的导向套时，缸盖最好选用铸铁。同事，应在导向表面上熔堆黄铜、青铜或其他耐磨材料。也可以在缸筒中压入导向套。

4.2.2 缸盖的加工要求

1·直径d（基本尺寸同缸筒内径D）、D2（活塞缸的缓冲孔）D3（基本尺寸同活塞杆密封圈的外径）的选猪肚公差值应按9、10、11级精度选取。

2·D2、D3与d的同轴度公差值为0.03mm

3·断面A、B与直径d轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。 4·导向孔的表面粗糙度为Ra1.25um

图4-1 缸盖机加工图

4.3. 活塞及活塞杆

- 13 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

活塞结构形式

活塞根据密封装置型式来选用其结构形式，而密封装置则按工作压力、环境温度，介质等条件来选定。

本设计中，液压缸用于工程机械，工作压力大，选用U形密封圈，其密封性好，阻力较小。；

活塞与活塞杆的联接形式

由于工作压力较高，选用整体联接的联接形式

活塞杆杆体结构

活塞杆杆体有实心杆和空心杆两种，本设计整采用实心杆。

4.4 导向环及导向套

4.4.1导向环

导向环安装在活塞外圆的沟槽或活塞杆导向套的内圆沟槽中，以保持活塞与缸筒或活塞杆与其导向套的同轴度，并用以承受活塞或活塞杆的侧向力，增加耐磨性。

本设计中选用浮动性导向环，用高强度塑料装在活塞外圆、二级缸缸筒外圆、一级缸感同外圆的矩形截面沟槽内，侧向保持有奸细，导向环可子啊沟槽内移动，并有一个45 º斜角。也可以在沟槽底部用粘合剂讲导向环固定。

图4-2 浮动性导向环

导向环尺寸

导向环的材料不同，其尺寸也不同，本设计中选用细纤维增强酚醛树脂掺石墨导向环，厚度一般为3~5mm，宽度一般为2.5~25mm

2·导向套

导向套时装在液压缸有杆侧的缸筒内，用以对活塞杆导向。导向套的内测装有密封装置，保证缸筒有杆腔的密封性，外侧装有防尘圈，防止活塞杆内缩时将杂志等带到密

- 14 -

封装置区,以致破坏密封装置。

图4-3 导向套结构

本设计中三级液压缸结构复杂，零件繁多，为减少零件数量，简化装配，选用缸盖导向的导向方式，由于缸筒内径较大，D>80mm如选用单段导向，导向环的宽度会过大，故采用两段导向，每段宽度为d/3，中间距离为2d/3。其中d为活塞杆直径。

图4-4 活塞杆导向套尺寸

三级缸与二级缸之间导向环厚度取4mm，宽度取15mm，数量为2，两导向环间距d/3=70/3=23mm。

二级缸与一级缸之间导向环厚度取4mm，宽度取15mm，数量为2，两导向环间距d/3=70/3=23mm。

- 15 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

一级缸与零级缸之间导向环厚度取4mm，宽度取15mm，数量为2，两导向环间距d/3=70/3=23mm。

4.5密封和防尘

活塞杆的密封于防尘结构如下表

各缸之间的密封结构选择Y形密封圈，防尘结构选择

图4-5 活塞杆的密封于防尘结构

4.6缓冲装置

当液压缸所驱动的工作部件质量较大，移动速度较大（如大于0.2m/s）时，由于具有的动量大，以致在行程终了时，活塞与缸盖发生撞击，造成液压冲击和噪声，甚至严重影响工作精度和引起整个系统及元件的损坏，因此，在大型，告诉或要求较高的液压

- 16 -

缸中，往往设置缓冲装置。 工作原理：当活塞行程快到终点而接近缸盖时，增大液压缸的回油阻力，时回油腔整产生足够大的缓冲压力，使活塞减速，从而防止活塞撞击缸盖。 技术要求： 1·缓冲机构应能以较短的缓冲行程吸收最大的动能； 2·缓冲过程应尽量避免出现压力脉冲和过高的缓冲强压力峰值，时压力变化变成渐变过程； 3·缓冲腔内的峰值压力要小于供油压力的1.5倍； 4·动能转化变为热能是油温上升时，油液的最高温度不应超过密封件的允许极限。 本设计中液压缸用于工程机械，需要设置缓冲装置，缓冲装置的结构形式有很多种，由于不知道活塞实际运动速冻以及运动部分的质量，为了使结构简单便于设计，降低成本，我采用了固定型恒节流面积的缓冲装置，其工作原理是：当活塞移进缸盖时，活塞上的凸台进入缸盖的凹腔，讲封闭在回油腔的油液从凸台和凹腔之间的环状缝隙δ中挤压出去，使回油腔中压力升高而形成缓冲压力，从而使活塞减慢移动速度。 图4-6 液压冲缸缓装置 缓冲计算 1·缓冲行程L，缓冲作用面积AC,缓冲油量qc三者之间的关系： qCLAC40 110 240 100 一般液压缸推荐的缓冲油量可参考下表 表4-1 缓冲油量推荐表 缸筒内径/mm 缓冲油量 /ml 有杆侧 无杆侧 50 190 360 125 1940 2780 63 310 560 140 2270 3500 80 670 1140 160 3100 4450 缸筒内径/mm 缓冲油量 /ml 有杆侧 无杆侧 1140 1800

- 17 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

本缓冲装置设在二级缸和三级缸之间，二级缸的内径d=125mm，可得有杆腔和无杆腔的缓冲油量分别为1940ml、2780ml。 所以 Lqc4•qc427800.22m 22Ac•d3.14125所以三级缸上活塞杆上有一个22mm高的凸台与活塞联接，组成缓冲装置。 凸台直径取90mm。 凸台和凹腔之间的环状缝隙δ不能太小，以免在活塞导向环磨损后，缓冲柱塞可能碰到缸盖，一般取δ≥0.10~0.12mm。 本设计中取0.10mm 4.7 耳环 耳环按使用部位不同，耳环可分为杆用耳环和筒用耳环两种，由于本设计中用于活塞头部，则使用杆用耳环，用螺纹联接。 图4-7 杆用单耳环安装尺寸 已知：活塞杆直径为56mm，缸筒内径为125mm。公称力200KN，查上表得： 选择型号为50 的安装尺寸 KK: M42x2 CK:45 EM:60 ER:53 CA:113 AW:56 LE:57

- 18 -

第5章 液压缸性能验算 5.1 活塞杆强度及稳定性的验算 本设计中，只需验算三级缸，其行程L=800mm，直径d=70mm，L/d>10，必须进行活塞杆的稳定性校核，尤其当活塞杆受轴向压缩载荷时，它所受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk，以免发生纵向望去，蒲怀液压缸的正常工作，即 FFknk 式中 Fk——活塞杆失稳临界负载； nk——安全系数，取nk=2~4，取4。 活塞杆失稳临界负载Fk的值，可根据公式 n2•E•J Fkl2 式中 Fk——临界负载； n——末端系数，取n=0.25； E——活塞杆材料弹性模量，钢材E=2.1x10^11Pa； J——活塞杆界面的转动惯量。 实心杆的转动惯量为 J•d4 式中 d——活塞杆直径，d=0.07m。 带入数值可得 Fk/ nk=954KN>300KN 故符合轻度级稳定性要求。 5.2 二级缸缸筒厚度的验算 额定压力Pn低于一定极限 Pn0.35s•Dd22D2 式中 δs——缸筒材料的屈服强度，取δs=500MPa； D——缸筒外径； d——缸筒内径； Pn——额定工作压力

- 19 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

0.35s•Dd22D2=82MPa＞30MPa 故符合要求。 5.3 一级缸缸筒厚度的验算 额定压力Pn低于一定极限 Pn0.35•sDd22D2 式中 δs——缸筒材料的屈服强度，取δs=500MPa； D——缸筒外径； d——缸筒内径； Pn——额定工作压力 故符合要求。

Pn0.35•sDd22D2=74MPa>30MPa - 20 -

第6章 液压缸几何建模及仿真

6.1 solidworks软件简介

SolidWorks为达索系统（Dassault Systemes S.A）下的子公司，专门负责研发与销售机械设计软件的视窗产品。达索公司是负责系统性的软件供应，并为制造厂商提供具有Internet整合能力的支援服务。该集团提供涵盖整个产品生命周期的系统，包括设计、工程、制造和产品数据管理等各个领域中的最佳软件系统，著名的CATIAV5就出自该公司之手，目前达索的CAD产品市场占有率居世界前列。

Solidworks软件功能强大，组件繁多。 Solidworks 功能强大、易学易用和技术创新是SolidWorks 的三大特点，使得SolidWorks 成为领先的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks 不仅提供如此强大的功能，同时对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。

在强大的设计功能和易学易用的操作（包括Windows风格的拖/放、点/击、剪切/粘贴）协同下，使用SolidWorks ，整个产品设计是可百分之百可编辑的，零件设计、装配设计和工程图之间的是全相关的。 6.2 液压缸的实体建模

三维实体模型的构建对于虚拟样机的仿真和分析十分重要，必须充分理解各级液压缸的外形以及它们之间的相对位置和装配关系，在实体建模时严格按照实际的尺寸来进行，只有这样才能构建出与实际相符合的液压缸实体模型。

本设计中液压缸结构并不复杂，但solidworks所建立的三维模型要导入到ADAMS中需要添加约束的数量，所以在不影响对液压缸进行运动学、动力学仿真分析的前提下，在solidworks中尽量略去一些零部件几何模型的构建。如镶嵌在缸体内部的防尘圈、密封圈、挡块等。

为便于建模与仿真，在建模时液压缸为简化模型，主要零部件如下：

图6-1 三级缸

- 21 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

图6-2 二级缸

图6-3 一级缸

- 22 -

图6-4 零级缸

图6-5 液压缸装配图

6.3 液压缸应力分析

在软件中simulation板块进行应力分析，固定液压缸地盘，输入工作压力P=30MPa,定义缸体材料。点击运行。

得

静态，节应力 应力1

- 23 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

图6-6 应力分析

由上图可知，在作业中应力集中在第三级液压缸活塞杆上 静态位移，位移1

图6-7 位移分析

- 24 -

活塞杆末端与负载接触处，静态位移最大 6.4 分析报告 说明 在此项上总结 FEM 分析: 三级液压缸装配 表6-1 模型信息 文档名称 三级液压缸装配 一级缸-1 三级缸-1 二级缸-1 零级缸-1 配置 默认 默认 默认 默认 默认 文档路径 C:\\Users\\Administrator\\Desktop\\三级液压缸装配.SLDASM C:\\Users\\Administrator\\Desktop\\一级缸.SLDPRT C:\\Users\\Administrator\\Desktop\\三级缸.SLDPRT C:\\Users\\Administrator\\Desktop\\二级缸.SLDPRT C:\\Users\\Administrator\\Desktop\\零级缸.SLDPRT 修改日期 Sat Jun 08 15:39:21 2013 Thu Jun 06 23:56:16 2013 Fri Jun 07 00:05:41 2013 Fri Jun 07 00:03:04 2013 Sat Jun 08 15:39:20 2013 表6-2 算例属性 算例名称 分析类型 网格类型: 解算器类型 平面内效果: 软弹簧: 惯性卸除: 热力效果: 零应变温度 单位 包括 SolidWorks Flow Simulation 中的液压效应 摩擦: 为表面接触忽略间隙 使用自适应方法: 算例 1 Static 实体网格 FFEPlus 关闭 关闭 关闭 输入温度 298.000000 Kelvin 关闭 关闭 关闭 关闭

- 25 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

表6-3 单位 单位系统: 长度/位移 温度 角速度 应力/压力 公制 mm Kelvin rad/s N/m^2 表6-4 材料属性 号数 1 2 3 4 实体名称 SolidBody 1(旋转1) SolidBody 1(旋转1) SolidBody 1(切除-拉伸1) SolidBody 1(切除-拉伸3) 材料名称: 说明: 材料来源: 材料模型类型: 参考几何体 默认失败准则: 应用程序数据: 材料 AISI 1045 钢，冷拔 AISI 1045 钢，冷拔 AISI 1045 钢，冷拔 AISI 1045 钢，冷拔 质量 69.83 kg 24.6552 kg 58.61 kg 155.012 kg 体积 0.00031 m^3 0.00314079 m^3 0.00750269 m^3 0.0197468 m^3 AISI 1045 钢，冷拔 — — 线性弹性正交各向异性 — 最大 von Mises 应力 — 数值 2.05e+011 0.29 8e+010 7850 6.25e+008 5.3e+008 1.15e-005 49.8 486 单位 N/m^2 NA N/m^2 kg/m^3 N/m^2 N/m^2 /Kelvin W/(m.K) J/(kg.K) 数值类型 恒定 恒定 恒定 恒定 恒定 恒定 恒定 恒定 恒定 属性名称 弹性模量 泊松比 抗剪模量 质量密度 张力强度 屈服强度 热扩张系数 热导率 比热 载荷和约束

- 26 -

表6-5 夹具 约束名称 固定-1 <零级缸-1> 选择组 于 1 面 固定。 表6-6 载荷 载荷名称 压力-1 <三级缸-1> 选择组 于 1 面 带压力 3e+007 N/m^2 沿垂直于所选面的方向 装载类型 按序装载 说明 — 说明 — 接头定义 无任何接头已定义 接触 相触状态：接触面 - 自由 表6-7 网格信息 网格类型: 所用网格器: 自动过渡: 光滑表面: 雅可比检查: 单元大小: 公差: 品质: 单元数: 节数: 完成网格的时间(时;分;秒): 计算机名: 实体网格 标准网格 关闭 打开 4 Points 32.374 mm 1.6187 mm 高 16540 31747 00:00:13 O7Y7SQZ0COB1NWE

- 27 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

结论与展望

随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几个月的奋斗，我的毕业设计

终于完成了。在没有接受任务以前觉得毕业设计只是对这一年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。

这次毕业设计要求进行工程机械用三级液压缸的设计与仿真，非常切合我们所学专业知识，以及以后得工作。尽管我们对专业知识的掌握还不够透彻，我们仍然希望通过自己的努力完成设计并希望有所突破。下面就对我们这次毕业设计做个简单的小结： 第一，在接到毕业设计题目后，我认真翻阅了指导老师提供的资料，对课题进行了深刻的分析，并向老师请教了设计中的一些要点及难点。

第二，在对课题进行仔细分析以后，构思出这次设计的大体框架，并将设计划分成了若干模块，顺序完成。

第三，待资料准备充分后，我开始着手设计的撰写，过程中，遇到不少问题，通过请教老师、翻阅资料等方式将问题一一解决。 第四，本设计需要运动专业制图软件，之前对此不太精通，设计中花费了不少时间，最终还是学会软件并完成任务。

- 28 -

致谢

在此，要感谢指导老师对我的悉心指导，给予了我们很大的帮助。通过这次的毕业设计，我们机械设计有了更深的了解，充分的将所学理论知识得以运用，设计出产品。我通过查阅资料、跟其他同学探讨、以及请教老师等方式学到了不少东西，虽然经历了一些困难，但同样收获巨大。对以后的工作有非常大的帮助。虽然这个设计做的还不够专业，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，将使我们终身受益。

通过数月的学习和设计作业，尽管无数次失败，但在老师的教诲和鼓励下，我不仅完成课题设计，更重要的是专业知识以及设计能力等综合素质得到非常大的提升，这完全归功于指导老师的引导，因材施教，让我发挥最大的潜能。在此成文之际，向恩师致以最真挚的感谢。

在整个设计过程中，不仅有老师的指导，课下还有同学的帮助，没有他们的帮助，我亦无法顺利完成设计，在此也向他们表示衷心的感谢。

从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意! 最后我还要感谢机械学汽车工程学院和我的母校安徽工程大学这四年来对我得栽培。

- 29 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

参考文献

[1] 雷天觉.液压工程手册[M].北京：机械工业出版社，1990.23

[2] 成大先.机械设计手册：下册[M].北京：机械工业出版社，1993.43 [3] 何存兴.液压元件[M].北京：机械工业出版社，1982.70

[4] 黎启柏.液压元件手册[M].北京：机械工业出版社，1992.124-159 [5] 刘会国.双作用伸缩式液压缸[J].液压与气动[J]，2003（09）.62

[6] 吴兴奎.一种高可靠的新结构多级套筒液压缸[J].液压与气动[J]，20039（03）.3 [7] 邓飘,邱义,张宝生.液压缸行程检测技术研究现状[J].液压与气动，2008.15-34 [8] 徐灏．机械设计手册（第四、五卷）[M]．北京：机械工业出版社，1991.9 [9] 江洪，江帆．Solid works 机械设计实例解析[M]．机械工业出版社2006.1 [10] 刘鸿文.材料力学（第四版）[M].北京：高等教育出版社，2004.54

[11] 张仁杰．液压缸的设计制造与维修[M]．北京：机械工业出版社，19.6 [12] 陈奎生．液压与气压传动传动[M]．武汉理工大学出版社，2001.8 [13] 许福玲．液压与气压传动[M]．北京：机械工业出版社，1997.9

[14] 朱辉．画法几何及工程制图[M]．上海：上海科学技术出版社，2007.294-320 [15] 翼宏．液压气压传动与控制[M]．华中科技大学出版社，2009,9.78-95

[16] S M O．Extrusion and Other Processes ． Conveyors for Bulk Materials 1992 [17] Mennesmann Rexroth．Hydraulic Components．Mennesmann Rexroth Gmbh [18] Mennesmann Rexroth．Proportional．Highresponse and Servo-Valves．Electrolic Components and Systems.mennesmann Rexroth Gmbh．RE29003/03．4

[19] Eugenio de01iveira Simonetto , Denis Borenstein . A decision support

system forthe operational planning of solid waste collection [J] ,Waste Management，2006.6

[20] Stem .Jeffrey. Southgate Douglas and Strasma. John. Improving garbage

collection in Latin America’s slums： some lessons from Machala Ecuador. Resource [J]，Conservation and Recycling .1997,7.21

- 30 -

附录

外文翻译（原文） DESIGN OF BIAXIAL TENSILE TESTING MACHINES S.A.Kurkin, V.F.LukWyanov, and M.N.Krumbol’DT

Welded sheet structures and shells experience biaxial tension when loaded with an internal pressure.Under these conditions there is often an increased sensitivity of the sheet metal to the presence of stress raisers or to a local change of he mechanical properties of the metal related with the manufacturing process, which can lead to a marked decrease of the strength of the structure.

Therefore, when selecting the material and manufacturing process of crucial sheet structures the data obtained in the usual uneasily tests of specimens are insufficient. This necessitates testing large full-scale assemblies and mock-ups of articles maximally reflecting the real operating conditions of the base metal and welded joints. Such tests are of interest for checking the strength of structure at the final stage of its manufacture, but they are quite expensive and as a rule convey insufficient information on the causes of premature failure.

In this connection we should conduct tests which would most fully reflect the real working conditions of structure and in which laboratory methods of investigation would be applicable.

With reference to sheet structures we should take into account in such tests:

a) The state of stress (biaxial with equal or unequal components of the principal stresses);

b) Character of loading (static or repeated static with different cycles); c) Effect of the ambient medium; d) Effect of operating temperature.

The equipment for the tests should be simple in design and provide a high output of investigations.

In this article we will present the experience of designing machines for testing metal and welded joints in a state of biaxial stress. An analysis conducted in [1, 2] showed that the working conditions of metal and welded joints in sheet structure are reproduced most fully in testing by the hydrostatic buckling method. In this case the specimen is secured about the contour and loaded by a hydraulic pressure.

The stressed state arising in the metal depends on the shape of the specimen and die(Fig.1).Thus, in the case of hydrostatic pressure loading of a plane specimen supported about the contour of the round hold of the die, biaxial bending occurs and a considerable part of the outer convex surface of the specimen experiences uniform tension with equal componentsσ1=σ2(Fig.la).If the plane specimen is reliably fixed about the contour of the hole of the die, biaxial tension is superposed on biaxial bending. In the case of loading, not a plane specimen, but a spherical segment(Fig.lb) with a sufficiently large ratio of the diameter of the hole of the die to the thickness of the specimen, the bending component is small, and we can consider that the central part of the specimen experiences biaxial tension withσ2/σ1=1.

- 31 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

Fig.1 loading schemes for producing biaxial tension

Biaxial tension with unequal components within the ratio σ2/σ1 = 1.0-0.75 can be produced by buckling the specimens according to the scheme given in Fig.lb with the use of dies having elliptic holes. A further decrease of the ratio σ2/σ1(0.7-0.3)is achieved by means of the scheme shown in Fig.1c, where a specimen in the form of a cylindrical panel restrained by a flange part between the cylindrical die and cylindrical punch is loaded by hydrostatic pressure [3]. For sheet structures working under pressure two types of loading are characteristic: single (static) and low cycle (repeated static).For the first it is expedient to use schemes a and b (see Fig.1). Testing according to scheme a under a static load can be done both on specimens in the form of plane sheets and in the form of reshaped spherical segments [4, 5]. Sheets are preferable, since their manufacture is less timeconsuming.Specimens in the form of spherical segments permit reducing the influence of the edge effect from securing the specimen about the contour; however, the preparation of such specimens requires plastic deformation, and this can lead to a change of the mechanical properties of the material which is not always rectifiable even by subsequent heat treatment.

All three schemes shown in Fig.1 can be used in tests under low-cyclic loading conditions.However, preference should be given to biaxial bending according to scheme a, since the latter permits testing greater thickness. To increase the zone with uniform distribution of stresses, the contour of the specimen can be hinged to the die. Tests by low-cyclic loading according to schemes b and c(see Fig. 1) are conducted only on reshaped specimens in the form of a spherical segment or cylindrical panel. It is necessary to take into account that at the place of attachment of such specimens considerable bending stresses, exceeding the stresses in the center of the specimen, occur.

The ambient medium has an especially strong effect on the results of long-term and repeated static tests. Of great interest is the life of materials in the case of repeated static loading in corrosive environments.

From the standpoint of the effect of the environment, the latter can be used as the working fluid acting on the specimen under pressure. In this case any of the present test schemes is used.

To prevent corrosion of the main systems and parts of the machine, the corrosive fluid is placed under the specimen and is separated from the main working fluid by a partitioning piston equipped with seals. The same role can be played by an elastic membrane located in the cavity under the specimen.

The main shortcoming of this scheme is the impossibility of observing the process of

- 32 -

fracture.Therefore,in those cases where the action of the corrosive medium without pressure is of interest, the corrosive medium should be placed over the specimen, which permits its easy replacement as it is contaminated by the corrosion products and also observation of the course of fracture visually and by means of still and motion-picture photography.

For protection against corrosion the upper plate can be coated with a layer of epoxy resin or lacquer, or a circular rubber molding preventing the spread of the corrosive medium beyond the limits of the part of the specimen being tested can be glued on the specimen. In the case of corrosion tests with the medium above the specimen the loading scheme shown in Fig.la is recommended.

The temperature is an important facto determining the test results. The data of investigations[6] showed that negative temperatures down to -196°can be obtained in static loading( by local cooling of the specimen with liquid nitrogen or its vapors).In the case of long-time tests it is expedient to cool the entire machine by placing it in a cooling chamber.

Heating the specimen to temperatures 200-250°can be done by electric heaters placed above the specimen. For better heat exchange there should be a layer of mineral oil above the specimen which is intensely agitated during testing.

The initial data for designing the machine are the mechanical properties of the sheet metal, range of thicknesses to be tested, and the loading conditions.

The 10-year experience of the design and operation of such machines indicates that in the case of a single static load the maximum pressure in the hydraulic system should not be above 600-700 gauge atm and in the case of repeated static loading it should not exceed 150-200 gauge atm.

The main parameter determining the dimensions and construction of the machine is the size of the hole of the die 2r, which depends on the thickness t of the specimen.

We will consider the selection of the value of the ratio r/t for the different test schemes. For scheme a (see Fig.1) an increase of the ratio r/t is accompanied by an increase of membrane tresses in comparison with the stresses in the specimen from bending, which is undesirable, since membrane stresses affect considerably the rate of development of fracture and can hamper an analysis of the test results. In addition, the pressure under the specimen required for testing increases with a decrease of the ratio r/t.

Taking into account the considerations expressed above, we recommend selecting the ratio between the radius r of the die and the thickness t of the specimen in conformity with the inequality

where σy is the yield point of the material; E is the modulus of elasticity; P is the maximum pressure under the specimen.

In static tests of specimens restrained about the contour (Fig.1, scheme b) the ratio r/t is determined in the following way.

The experimental data showed that the bending component of strain in the central part of the specimen is characterized by the expression

where Ψb is the logarithmic necking deformation in fracture by uneasily tension.

It is desirable that by the time of fracture the value of ebend does not exceed 0.03, for which fulfillment of the inequality

- 33 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

is required.

Moreover, a considerable pressure P is necessary for fracture of the specimen in the case of small values of the ratio r/t. Using the studies of Tomlenov [7], Sandier and Khodulin [8], we can recommend a dependence of the ratio r/t on strength, plasticity of the material, and pressure P for fracture of the specimen:

where Sk is the true resistance to breaking.

From relationships (3) and (4) we must take the larger r/t.Taking into account that during the test the radius of curvature of the specimen can decrease not only as a consequence of deformation of the metal but also due to slippage of the flange part in the fastening, we must increase the ratio obtained by 10-15%.

To prevent the flange from being pulled into the die, the width of the flange part of the specimen should be not less than 0.25-0.3 of the diameter of the die.

In testing specimens in the form of a reshaped spherical segment the radius of the segment R should be selected from the inequality

which lessens the influence of the edge effect [8].

For testing by scheme c (see Fig.1) we use a specimen in the form of a cylindrical panel. The cylindrical panel should form an arc in the cross section with a central angle not less than 120-160°.The length of the panel (without the flange part) should be not less than 2.5-3 radii of its cross section. To increase, the working zone of the specimen, the die should be made in the form of an oval whose major axis coincides with the generatrix of the panel.

Fig.2 Designs of machines for biaxial tension testing

- 34 -

The dimensions of the hole of the dies of the testing machines designed at the N.E.Bauman Moscow Higher Technical School (MVTU) and Rostov-on-Don Institute of Agricultural Machine Construction (RISKHM) in accordance with the considerations expressed above are presented in Table 1.

Various devices(Fig.2) differing mainly in the design of such assemblies as the locking assembly 1, die 2,and hydraulic clamp 3 are used for fastening the specimen 4 during the test. The hydraulic clamp is used to secure the specimen about the contour. When testing according to schemes b and c(see Fig. 1) a reliable restraint of the flange part of the specimen must be provided.

The force N of pressing the specimen against the die is assigned in relation to the diameter of the hole 2r of the die and pressure P under the specimen:

The locking device prevents mutual displacement of the die and hydraulic clamp. During testing of the specimens the locking device absorbs considerable loads(from 200 to 5000 tons),and therefore special attention must be given to the design of this assembly.

The simplest design of the locking device is shown in Fig.2c. The hydraulic clamp and die are fastened by bolts uniformly arranged about the circumference. However, this design does not provide quick attachment of the specimen. Its uses expedient only in the case of long term tests, for example, in repeated static tests. Figure 2a shows the design of a locking element made in the manner of a hydraulic press. The design is simple and allows using standard equipment, but it is cumbersome and, what is especially important, the upper location of the hydraulic clamp limits access to the specimen during the test.

The locking device shown in Fig.2b is made according to the operating principle of a bayonet lock. The die and the housing of the hydraulic clamp have pin projections which after twisting the lock ring rest against the corresponding projections of this ring.

A device with screw jacks [9] is used for lifting the upper plate (when fastening and removing the specimen).Machines made in this manner are compact and highly productive. The use of this scheme can be recommended in the case of a fastening force of the specimen less than 1000 tons.

In the design shown in Fig. 2e the locking device has the form of a block of frames. The frames are calculated so that their vertical elements experience tension with an insignificant bending component. The design is compact and the block system greatly facilitates assembly of the machine. In the machine the specimen is suspended from the die, which can be moved out of the block of frames on a special carriage [10]. It is expedient to use this locking device for fastening forces from 1000 to 5000 tons. The locking element made in the form of a ring (see Fig.2d) [11]permits a considerable reduction of its weight in comparison with the weight of the locking element made according to the preceding scheme. In addition, this scheme simplifies considerably the testing of specimens in the form of a cylindrical panel.

- 35 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

Fig.3 Designs of hydraulic clamp of the specimen

The hydraulic clamp has some special design features. To provide compactness of the machines the working stroke of the hydraulic cylinder is limited to the minimum value (40-60ram) sufficient for convenience of loading and unloading the specimen. Therefore, the ratio of the height of the piston to its diameter is so small that the danger of misalignment and jamming of the piston during operation. Jamming can be eliminated by increasing the gap between the piston and cylinder. The use of standard seals in this case does not provide the required tightness. Acceptable designs of seals are considered below.

The designs of hydraulic clamps for a piston diameter less than 500 mm are shown in Fig.3a and for a piston diameter greater than 500 mm in Fig.3b.The clamp of the hinge assemblies also shown there (Fig.3c).In the first case the piston 6 is made in the form of a disk with a central hole in which the guide rod of tile cylinder 1 and the seal are located. The rod serves for eliminating initial misalignments of the piston and is used for delivering the fluid into the cavity under the specimen. The seal between the piston and cylinder wall is accomplished by means of a rubber ring with a round cross section and a steel washer having a T-shaped cross section 2.Pretightening of the rubber ring is done by means of pins 5 after assembling the piston. During the test the pressure of the fluid under the piston increases the tightening of the washer, which guarantees a reliable seal of the piston. The rubber ring 4 prevents the escape of fluid through the holes under the pins. This seal design provides convenient sealing of the hydraulic clamp and allows sealing the cavity under the piston even in the presence of 0.3-0.5 ram gaps. The cross section of the rubber sealing rings should not be less than 100 mm2.

With a piston diameter of more than 500 mm it should be made in the form of a ring(see Fig.3b),in which case the design of the sealing assembly is analogous to that described above. The cross section of the rubber sealing rings should not exceed 150-200mm2.

Unlike the fastening of the specimen in tests under biaxiai tension conditions, in the ease of biaxial bending it is necessary to provide a hinge support of the edge of the specimen. The design of the fastening assembly of the specimen in this testing scheme is shown in Fig.3c. Between the support ring 10 and the piston 6 is an interchangeable assembly consisting of a spacer 9 and die 8.By means of adjusting bolts 1t the specimen 7 is installed. so that, without disturbing the hinging, it is pressed against the rubber ring 12 and seals the cavity under the specimen. During the test the pressure of the fluid raises the specimen above the bolts 11 and reliably presses it against the support molding of the die 8,thereby improving the work of the seal.

In machines operating according to the schemes presented in Fig.2b, d,e，it is necessary to compress the piston of the hydraulic clamp preliminarily for extraction of the specimen

- 36 -

after tests. This is prevented by the friction forces in the seals and the need to eject a large quantity of fluid from under the piston during compression. If the dimensions of the device for compression are great, it is necessary to apply a force of several tons, for which purpose one must use press out devices representing simple hydraulic jacks built in along the perimeter of the hydraulic clamp under the flange part of the specimen. Three or four such jacks with a piston diameter of 40-60 mm and working stroke of 20-30mm operating from the hydraulic system of the machine ensure quick pressing off. Compression of the piston of the hydraulic jacks to the initial position after switching of the jacks to discharge occurs as a result of lowering of the upper plate (die) with the specimen under the force of gravity.

According to the available data, many research laboratories of the country are in need of equipment for testing sheet metal and welded joints under biaxial tension conditions.

The designs and developments of individual assemblies considered in this article contain the experience of designing and operating experimental testing machines creasted at MVTU and RISKHM as the only models. This experience can be used for designing lot-produced equipment of this type.

LITERATURE CITED

1. Ya.B.Fridman et al., \"Behavior of sheet metal in biaxial tension, in: Investigation of

Alloys and Nonferrous Metals[in Russian], No.4 (1963).

2. W.E. Copper, \"The significance of the tensile test for pressure vessel design,', Welding

J.,36, No.2 (1956).

3. S.A.Kurkin and N.S~Meshaikin,\" Testing of sheet metal and welded joints by hydrostatic

buckling from a cylindrical surface, \"Svarochnoe Proizvodstvo, No.7(1970).

4. S.A.Kurkin and V.F.Luk'yanov, \"Evaluation of the design strength of a welded thin-walled

vessel based on test results under biaxial tension conditions,\" Svarochnoe Proizvodstvo, No.9(1965).

5. B.A.Drozdovskii et al., \"Effect of carbon content on strength of structural sheet steel in

tension,\" Metal. I Term.Obrabotka Metallov, No. 5(19).

6. S.A. Kurkin and D.I.Umarov, \"Machine for biaxial tensile testing of sheet metal and

welded joints under low- and high-temperature conditions,\" IZVo VUZ, Mashinostroenie, No.2(1968).

7. A.D.Tomlenov, \"Plastic stressed state and stability of the extension process,\" in: Problems

of Pressure Shaping of Metals [in Russian], Izd. AN SSSR, Moscow (1958).

8. N.I.Sandler and A.K. Khodulin, \"Instrument for biaxial tensile testing of thin sheet

metal,\" Zavod. Lab., No. 12 (1951).

9. S.A. Kurkin et al., \"Machine for biaxial tensile testing of mock-up of welded thin-walled

vessels，Svarochnoe Proizvodstvo, No. 5(1965).

10. V.F.Luk'yanov et al., Author's Certificate No.254177, Byul. Otkr., Izobr., Prom.Obr.,

Tov.Zn., No.31(1969).

11. S.A.Kurkin et al., Author's Certificate No.261745, \"Machine for biaxial tensile testing of

sheet metal and welded joints,\" Applied November 27,1968, Byul. Otkr., Izobr., Prom. Obr., Tov.Zn., No. 5(1970).

- 37 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

双向拉伸试验机的设计

S.A.Kurkin, V.F.Luk’yanov, M.N.Krumbol’DT

当加载内部压力的时候，焊接薄板结构及其外壳将受到双向拉伸的张力。在这些情况下，往往有一个灵敏性增加的金属板，由于应力提升的存在，或者由于与制造工艺相关的金属的机械性能的局部改变，它可以导致的结构的强度明显下降。

因此，进行至关重要的薄板结构的材料和制造工艺的选择时，平时所进行的标本的单轴试验所获得的数据是不够的。这需要测试大量的全面的组装件和最大限度地反映真实操作条件下的金属基材和焊接接头的实体模型。这些测试对检查在制造工艺的最后阶段的结构强度很重要，但是他们都挺贵的,并且作为一个惯例，他们在过早失败的情形下传递出不足的信息。

在这方面我们应该进行测试,测试应该充分反映机构的实际工作条件,并且在实验室调查的方法将会适用。

参照薄板结构我们应该考虑以下测试：

a） 受力状况（主应力下的双向平等或不平等部件） b） 负载特性（静态或反复加载不同周期的静态） c） 周围媒介的影响 d） 工作温度的影响

这些测试设备应该容易设计,并提供一份高输出的调查。

在这篇文章里，我们将描述在双向应力状态下，测试金属和焊接接头的机器的设计经验。

在[1,2]的分析行为中表明，通过静压弯曲的方法，金属和薄板结构的焊接接头的工作条件在测试中被体现得最充分。在这种情况下，标本是安全的，并且负载了液压。

应力状态的金属所产生的力依赖于试样的形状和模具(图1)。因此，支持在一个平面标本静水荷载压力情况下对管芯圆轮廓进行，双向弯曲产生的张力和标本的外表面的凸出面的相当多的部分受到的张力与平等的组成部分张力均为σ1 =σ2（图1a）。如果平面标本被可靠的固定在管芯圆轮廓上，双向拉伸将被取代为双向弯曲。在加载的情况下，不是一个平面标本，而是一个模具的孔的直径和标本的厚度的比率足够大的球形标本，弯曲的部分是小的，并且我们可以认为试样的中心部分受到的双向拉伸为σ2/σ1=1。 比率在σ2/σ1 = 1.0-0.75之内的不等组件的双向拉伸张力，可通过使用了具有椭圆孔的模型的标本的屈曲来根据给出的图表1b得出。进一步的减小比例在σ2/σ1（0.7-0.3）的双向拉伸张力是通过在图1c所示的计划方案得到的，在此比例中，由法兰部份抑制圆柱之间的模具和冲压圆柱形式的圆柱面板形状的标本加载静水压力[3]。

工作压力下薄板结构的两种特征载荷的类型：单（静态）和低循环（重复静态）。第一，使用计划A和B是有用的（见图1）。根据试验计划，静态加载可以做到在平面形式的标本，以及在预成球形部分的标本上[4，5]。薄板是可取的，因为他们的制造耗时少。在球形段形成固定标本许可减少对轮廓试样的边缘效应的影响；然而，这些标本的制备要求塑性变形，从而会导致改变材料的组织和性能，并不总是可求的力学性能的变化。

所有这三个方案如图1可用于在低周反复荷载条件下进行测试。然而，根据方案a应优先考虑双向弯曲，因为后者允许更大的测试厚度。加强与应力均匀分布的区域，标本的轮廓可以被铰接到死点。

- 38 -

图1 产生双向拉伸的加载方案

根据方案b和c(参阅图1)，低周载荷测试在一个球形或圆柱形面板形式的预成标本上进行。必须考虑到,在相当大的弯曲应力的标本的附件的地方，超过了应力在样板中心的弯曲应力。

周围介质在一个长期和反复的静态测试下，具有特别是强烈的效果。引起我们极大的兴趣的是，在腐蚀性环境中反复加载静载荷情况下的材料寿命。

从环境影响角度来看，后者可以被用来作为压力下的标本的工作流体。在这种情况下,现在的任何试验方案都被使用了。

为了防止主系统和机械零件腐蚀，腐蚀性液体放置于标本之下并且被从主要工作流体与活塞密封装备分开。位于下腔试样的弹性膜起到着同样的作用。

这个方案的主要缺点是不能观察断裂的过程。因此，在这些情况下的没有压力的腐蚀性介质是没有益处的，强腐蚀性的介质应放置在标本上面，其更换应该容易，因为它是污染腐蚀产物，并通过视觉和静止画面摄影手段观察断裂的过程。

为防止上板腐蚀可以涂上一层环氧树脂漆,或圆形橡胶防止腐蚀介质超出了被测试样品的极限，可以粘在标本的局部，扩散层。在与上述标本中的腐蚀试验情况下，加载的方案建议如图1a所示。

温度是确定测试结果的一个重要因素。调查的数据[6]表明负温度降到-196o，在静载荷（通过用液氮或蒸汽局部冷却的试样）的条件下可以得到。在长期试验的情况下，把它放置在一个冷却室来冷却整个机器的方法是合适的。

加热的温度约200-250o，标本可以通过上述试样放在电热器上。为了更好的热交换应该有应该有一层以上的标本，在测试过程中试样油层是激烈运动的。

本机设计的初步数据是板材的机械性能，是在厚度范围内进行测试，并是在加载的条件下得到的。

这种机器的设计和操作的10年经验表明，在一个单一的静态负荷情况下，在液压系统的最大压力应不超过600-700测量atm，并且在反复加载的情况下，它不应该超过150-200测量atm。

主要参数是模型2r的孔的尺寸，这确定着机器的尺寸和结构,而这又取决于标本厚度t。

我们将考虑不同测试方案的r/t的比值的选择。

在方案a（见图1），r/t的比值的增加是伴随着薄膜应力和标本弯曲应力的对比的

- 39 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

增加而增加的，这是不可取的，因为薄膜应力影响较大的裂缝发生率，因此可以阻碍了测试结果的分析。此外,压力测试所需的标本的增加是随着r/t比值的减小的。考虑到上述表示的考虑，我们建议选择符合的比率是在模具半径R和试样厚度t的不等式：

其中y是材料的屈服点; E为弹性模量; P是标本下的最大压力。

在标本的静态试验中，对轮廓的克制（图1，方案B）的比值R / T是按以下方式确定的。

实验数据表明，标本的中心部分的拉伸张力产生的弯曲由表达式：

描述，其中Ψ是对数缩颈单轴拉伸变形断裂。

其中的最好的断裂时间的值不超过0.03，为此满足其中的不等式:

是非常必要的。

此外，有相当多的压力P对试样在R /T为小比值的情况下的断裂是有必要的。利用Tomlenov[7]，Sandier和Khodulin [8]的研究，我们可以推荐一对强度，材料可塑性，压

力P为试样断裂比率关系:

其中的sk是真正的抗断裂数。

从(3)和(4)的关系可得出，我们必须采取更大的r/t的比值。考虑到在测试试样的曲率半径，不仅可以减少由于金属变形的结果，而且可以减少由于紧固法兰的延误，我们必须增加10-15％的比例获得。

为了防止法兰被拖进模型,法兰宽度部分标本应不少于模型直径的0.25-0.3。 在一个预成球台形式标本的测试中，半径段R应选为符合不平等式：

从而减少了边缘效应的影响。

- 40 -

为测试方案c(见图1),我们用一种形式为圆柱面板的标本。圆筒状弧形板应该在断面上,并且有一个的角度不少于120-160o。该面板长度(没有法兰部分)不应小于2.5-3其截面的半径。为了增加其数值，模具应在一个椭圆形，其主要轴线与面板的母线重合。

对检测机的模型的孔的尺寸设计，参考了莫斯科东北鲍曼高等工业学校（MVTU）

和农业机械建设研究所（RISKHM）的罗斯托夫设计试验机，上述表示的考虑皆按照表1。

图2 双向拉伸试验机的设计

各种各样设备的主要不同之处在于装配设计上面，比如锁定装配1,模型2和液压钳3在检测中是用于固定标本4的。液压钳被用于确保标本的轮廓。当根据方案b和c(参阅图1)测试，标本的一个可靠约束的法兰部分必须予以提供。

该模具对试样的压力N，模型的孔2R的直径与标本之下的压力P有以下关系：

锁紧装置防止模具和液压钳的相互位移。标本在测试时，锁紧装置吸收了相当大的负载（由200至5000吨）,因而对组装设计必须给予特别注意。

最简单的锁定设备的设计如图2c所示。液压钳和模具是固定在均匀布置有螺栓的圆周上。然而,这种设计不提供标本的迅速附件。只有在其长期试验的情况下才使用,例如,在反复的静态测试。图2a显示锁定元素的设计是在液压下进行的。设计很简单,并允许使用标准的设备,但它是麻烦的,特别重要的是,在检测中液压钳的上部位置标本的接近。

锁定装置如图2b所示，它是根据插销栓的操作原则来制作的。模型和液压钳的外壳被固定住，这是当锁止环弯曲到与其设计的一致的时候。

一种带螺纹千斤顶的设备[9]是用于解除上盘（当紧固和拆卸标本时）使用的。机器以这种方式使得结构紧凑和高效率的工作。这个方案，可以建议在一个标本超过1000吨以下紧固力的情况下使用。

在图2e所示的设计，锁定装置具有块的结构。该框架的计算，使他们的垂直元素

- 41 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

与一个很小的组成部分承受弯曲张力。设计紧凑，并且块体结构系统大大方便了机器的组装。在机器中，标本是悬挂在模具上的，可移动的块框架在一个特殊的运输装置上起到阻挡的作用[10]。使用从1000至5000吨的锁紧力的锁定装置是便利的。锁定元素在一个环的形式（见图2d）[11]允许与该锁定元素重量大大减少，其重量比按前面的方案作出规划。该标准密封在这种情况下使用不提供所需的松紧度。可接受的密封件的设计应该考虑以下内容。

为活塞直径小于500毫米和活塞直径大于500毫米的液压夹具的设计分别如图3a和图3b所示。该钳的铰链的组装也如图3c所示。在第一种情况下，活塞6是在磁盘的一个中心孔处，其中缸瓦1的导杆和密封圈也放置在该处。该杆为消除活塞的初始失调而工作，并被用于传递流体进入标本下面的腔体。活塞与缸壁之间是通过一个圆截面的橡胶圈和一个T形截面2的钢垫圈来实现密封的。活塞组装后，橡胶圈的预紧是通过固定栓5的方法实现的。在测试过程中，活塞下的流体压力的增加使得垫圈变紧，这保证了活塞的密封是可靠的。橡胶圈4防止流体通过固定栓的孔流出。这种密封设计提供了方便的密封液压钳的密封圈，甚至允许活塞下腔有0.3-0.5ram的间隔。橡胶密封圈的截面应不小于100平方毫米。

当活塞的直径超过500mm的时候，它应该设计为环形（见图3b），这种情况下密封组件的设计是比照上述。橡胶密封圈的截面不应超过150-200平方毫米。

图3 标本液压钳的设计

与在双向拉伸张力情况下的标本扣栓的测试不同的是，双轴弯曲的情况下，有必要在标本的边缘提供一个铰链的支持。在这个测试方案中，标本扣栓的组装设计如图3c所示。支撑环10和活塞6之间是一个由间隔板9和模穴8组成的可替换的装配。通过调整螺栓11，样本7被安装，这样，不会干扰铰链的连接，它是压在密封橡胶圈12下的样品腔。在测试过程中，流体升高使标本超出螺栓11并挤压标本对模穴8进行支撑，从而提高了密封件的工作。

按照图2b、d、e所表达的方案操作机器，测试之后，初次取出标本后压缩液压钳活塞是必要的。这被密封圈的摩擦力和在压缩过程中需要从下活塞退出的大量液体所阻止。如果压缩设备的尺寸是很大的，它要运用几吨的力，为此必须使用一压出设备，在标本的法兰部分之下的液压钳周边布置简单的液压千斤顶。3或4个活塞直径为40-50毫米的千斤顶，以及机器液压系统的20-30毫米操纵杆，可实现迅速压迫。在重力的作

- 42 -

用下，千斤顶转换使排放发生，其结果是上层平板（模穴）下降，液压千斤顶的压缩活塞相对初始位置下降。

根据现有的数据，该国许多实验室的研究设备需要测试板材和双向拉伸条件下的焊接接头。

在本文中所考虑到的单独装配的设计和开发，包含了设计和操作作为在MVTU和RISKHM创作的唯一模型的实验检测机器。这方面的经验可以用于很多设计生产这种类型的设备。

参考文献

[1]Ya.B.Fridman等人.双向拉伸下板材的习性.合金和有色金属的研究[俄罗斯]，4号

（1963）

[2]W.E.Copper.压力容器设计的拉伸试验的意义.焊接J.36 ，2号（1956）

[3]S.A.Kurkin和N.S.Meshaikin.圆柱面静压屈曲下的板材和焊接接头的测试.Svarochnoe

Proizvodstvo，7号（1970）

[4]S.A.Kurkin 和 V.F.Luk'yanov.基于双向拉伸条件下的测试结果的焊接薄壁容器设计

的评价.Svarochnoe Proizvodstvo,9号(1965).

[5]B.A.Drozdovskii等人.碳含量对张力状态下钢板结构强度的影响.Obrabotka Metallov,5

号(19).

[6]S.A.Kurkin和D.I.Umarov.双向拉伸试验机板材和在高低温度条件下的焊接接头.IZV，

VUZ,Mashinostroenie,2号(1968).

[7]A.D.Tomlenov.塑料的受压状态和扩展过程的稳定性.金属的压力成形问题[俄罗斯]，

Izd.AN SSSR,莫斯科(1958).

[8]N.I.Sandler和A.K.Khodulin.薄板金属双向拉伸的测验仪器.Zavod.Lab,12号(1951). [9]S.A.Kurkin等人.焊接薄壁容器的模拟式双向拉伸试验机.Svarochnoe Proizvodstvo,5号

(1965).

[10]V.F.Luk'yanov等人.作者的证书号：254177，Byul.Otkr,Izobr, Prom.Obr,Tov.Zn,31

号(1969).

[11]S.A.Kurkin等人.作者的证书号：261745，板材和焊接接头的双向拉伸试验机.应用于

1968年11月27日，Byul.Otkr,Izobr,Prom.Obr,Tov.Zn,5号(1970).

- 43 -

工程机械用三级液压缸的设计与仿真

参考文献题录及摘要

[1] 雷天觉.液压工程手册[M].北京：机械工业出版社，1990

本书收入液压工程的技术参数、设计公式、最新结构原理及具体的液压回路等实用液压技术。

[2] 成大先.机械设计手册：下册[M].北京：机械工业出版社，1993

本书突出实用性，从机械设计人员的角度考虑，合理安排内容取舍和编排体系；强调准确性，数据、资料主要来自标准、规范和其他权威资料，设计方法、公式、参数选用经过长期实践检验，设计举例来自工程实践；反映先进性，增加了许多适合我国国情、具有广阔应用前景的新材料、新方法、新技术、新工艺，采用了最新的标准、规范，广泛收集了具有先进水平并实现标准化的新产品；突出了实用、便查的特点。 [3] 何存兴.液压元件[M].北京：机械工业出版社，1982

本书主要阐述液压泵和液压执行机构的原理、结构及分析计算,液压控制阀的工作原理、功能与计算,液压附件的性能及应用。

[4] 黎启柏.液压元件手册[M].北京：机械工业出版社，1992

本手册系统介绍了各种液压元件的结构、工作原理、性能特点和设计思想，以及关键部位的设计计算方法，以及如何根据液压系统的整体要求合理选用液压元件；为使用液压元件机电一体化的发展局势，本手册是一本适合液压元件设计工程师、液压系统设计工程师和液压设备使用、管理使用的使用工具书。

[5] 江洪，江帆．Solid works 机械设计实例解析[M]．机械工业出版社2006 本书详细介绍了机械设计中经常遇到的典型零件，如标准件、常用件、机械传动零件、齿轮、蜗轮蜗杆、轴套类零件、盘盖类零件、叉架类零件、箱体类零件以及装配体的建模。本书还介绍了如何使用toolbox、法恩特插件、geartrax插件和宏，来生成各种机械零件；如何建立标准件库；如何检查干涉、修改干涉：如何生成动画等内容。读者可以边看书边操作，加深记忆和理解，从而快速掌握建模的方法，提高建模的效率，将所学的知识应用到生产实践中去，展示产品，交流设计思想

[6] 刘鸿文.材料力学（第四版）[M].北京：高等教育出版社，2004

本书包含了材料力学课程中的基本内容，内容包括：绪论，拉伸、压缩与剪切，扭转、弯曲内力，弯曲应力，弯曲变形，应力和应变分析，强度理论，组合变形，压杆稳定，动载荷，交变应力，平面图形的几何性质，弯曲的几个补充问题，能量方法，超静定结构，平面曲杆，厚壁圆筒和旋转圆盘，矩阵位移法，杆件的塑性变形等。 本教材可作为高等学校工科本科各专业的教材。

[7] 陈奎生．液压与气压传动传动[M]．武汉理工大学出版社，2001

- 44 -

本书内容包括：液压元件（泵、马达、缸、方向控制阀、压力控制阀、流量控制阀、逻辑阀、比例阀、伺服阀和辅助元件）的结构原理、液压基本回路、典型液压系统、液压系统的设计计算；气压传动基础知识、气动元件及气动回路等。主要内容同时配有多媒体电子教案。本书适合作高等学校机械工程及自动化专业的教材，也可供有关科研、设计单位及工厂等有关技术人员参考。

[8] 许福玲．液压与气压传动[M]．北京：机械工业出版社，1997

本书分为液压传动和气压传动两篇，共十三章。第一篇液压传动，主要讲述液压传动基础理论、液压元件、液压基本回路、典型液压系统、液压系统的设计计算；第二篇气压传动，主要讲述气压传动基础知识、气源装置与气动元件、气动回路、气动逻辑系统设计和气压传动系统实例。

与同类教材相比，兼顾了液压与气动元件、回路的通用性和特殊性；在阐述基本概念和工作原理的同时，突出其应用，强调传授知识与培养能力并重的教学思想。

[9] 朱辉．画法几何及工程制图[M]．上海科学技术出版社，2007

本书培养学生绘图、看图、和空间想象能力。也提供计算机绘图的入门教学。本书可供高等学校机械类、近机类及与其有关专业的师生使用，也可供职工大学、业余大学、函授大学的上述专业师生使用，也可供有关工程技术人员参考。

[10] 翼宏．液压气压传动与控制[M]．华中科技大学出版社，2009

本书是根据教育部几点咧专业本科教育人才培养和培养方案及课程教学大纲的要求编写的，主要介绍液压与气压传动基本概念，液压介质和液压流体力学基础，液压缸、液压马达和液压阀的典型结构、工作原理及性能特点，本书使用与高等院校机械类、自动化列、动力工程类等各专业，也可供从事液压气压传动与控制技术的工程技术人员参考。

- 45 -