華萬紅，郭孝先，周 斌

（安陽鍛壓機械工業(yè)有限公司，河南 安陽 455000）

近年來，在金屬熱模鍛成形、熱擠壓成形、冷擠壓成形、粉末冶金成形，復雜的鐵質工藝品鍛造成形等行業(yè)所應用的液壓機，要求結構合理緊湊并且需要大噸位的輸出壓力。另外，受空間限制、經(jīng)常移動的汽車車架、煤礦機械、鐵路機車、橋梁等鉚接行業(yè)和野外救援作業(yè)用液壓破拆工具等，都需要體積小，輸出壓力大，便于操作的液壓設備。其工作動作為快進（合模）→工進（成形）→快回（脫模），快進和快回時要求壓力低、速度快，工進時要求壓力高、速度慢、保壓與成形效果好。

目前，這些液壓設備解決高輸出力的方式一般有兩種，一種是采用大直徑液壓缸，二是采用增壓缸提高工進壓力。由于我國液壓油泵、液壓閥、高壓軟管等基礎液壓元件和附件的輸出壓力和使用壓力最高上限就是35MPa，因此，第一種依靠增大液壓缸直徑提高輸出力的方式，雖然能滿足生產的需要，達到一定的生產率，但是增加了制造成本，同時大幅度提高電機配用功率，而且機器體積龐大，控制系統(tǒng)更加復雜，出現(xiàn)故障的幾率較高。另外由于整個液壓系統(tǒng)壓力很高，管路連接接頭處及閥板結合面極易產生泄漏，影響了大噸位液壓機的發(fā)展。另一種采用增壓缸提高液壓系統(tǒng)壓力的方式，由于增壓器和工作缸不是一個整體，它們之間由管道連接，同樣受到管道和密封的限制，特別是流量比較大的系統(tǒng)，增壓壓力最高也不超過45MPa，而且需要增加一套增壓控制系統(tǒng)，制造成本及維修成本同樣較高，很容易出現(xiàn)管道迸裂及泄漏安全事故。以上兩種結構形式油缸工作時內部存在高壓油，返程時需要有一定的卸荷時間，如卸荷設置不當，將產生激烈的液壓沖擊，產生強烈振動和噪聲，易損壞液壓元件、管道、密封等。為了克服這些不足，我們設計研究開發(fā)了這種超高內增壓復合式油缸結構并加以運用。

1 超高內增壓復合式油缸

1.1 結構組成

超高內增壓復合式油缸缸體部分有前缸體和后缸體組成，前缸體的前端裝有前缸蓋，后缸體的后端裝有后缸蓋，前缸體內裝有工作活塞，工作活塞的中部有油腔，后缸體的左端裝有節(jié)流隔套，節(jié)流隔套與前缸體相接，后缸體內裝有增壓復合活塞，節(jié)流隔套的中部有與增壓復合活塞的活塞桿相配合的通孔，增壓復合活塞的中部有閥安裝孔，閥安裝孔內裝有雙向啟閉閥和閥導套，后缸體上裝有節(jié)流阻尼器，后缸體上有進油孔和出油孔。油缸結構示意圖如圖1所示。

圖1 超高內增壓復合式油缸結構示意圖

1.2 結構特點

超高內增壓復合式油缸主要特征：①前缸體的前端有U 型槽，前缸體的缸壁內有進出油通道；節(jié)流隔套的前部有沿徑向的過油通道，中部有進油環(huán)形槽，后端有環(huán)形傘；增壓復合活塞的活塞桿中央有過油通道，活塞端的中間徑向有環(huán)形進出油槽，進出油槽通過多個孔道與過油通道相通；②前缸體與后缸體通過螺紋連接，前缸蓋與前缸體也通過螺紋連接，所有螺紋強度經(jīng)過精確計算與校核，保證超高壓大輸出力時執(zhí)行油缸的安全性與可靠性。

1.3 與普通油缸相比較的技術優(yōu)勢

①結構簡單緊湊，易制造，輸出壓力大，體積遠遠小于同等噸位輸出油缸；②工作油缸在輸入較低壓力時，通過執(zhí)行缸內增壓系統(tǒng)就可輸出很大的壓力，而不產生泄漏；③該結構油缸根據(jù)實際需要可將輸出壓力放大到輸入壓力的12.5 倍以上，工作缸內可承受125MPa 的壓力，超高壓壓力能能夠在油缸內部緩釋，可有效吸收快速回程產生的液壓沖擊，降低管道、缸體崩裂的危險性；④該復合式油缸可實現(xiàn)低壓快速前進、高壓工進、低壓快速返回，具有壓力高（超高壓）、速度高、安全性高和能耗低、成本低、泄漏低的優(yōu)點；⑤該復合式油缸的外型、安裝等一般特性和普通油缸一致，不增加額外制造成本；⑥與普通油缸比同等輸出力所配用的電機功率更小，相對耗能更低。

1.4 使用范圍

超高內增壓復合式油缸不僅可廣泛應用于各類液壓機，還適用于經(jīng)常移動、野外作業(yè)或受空間限制的液壓工具行業(yè)。對于冷擠壓成形設備和多點多功位冷沖壓成形生產線也具有一定的借鑒意義。

1.5 工作原理

快進（合模）：液壓油通過上端進油口經(jīng)過復合活塞6、雙向啟閉閥7 進入前缸體2 的上端，推動工作活塞3 快速前進。這時節(jié)流隔套5 后端的環(huán)形傘和后缸體4 的體壁之間形成環(huán)形間隙節(jié)流，產生一定阻力，阻止復合活塞6 在工作活塞3 快速前進時也向前推進；同時后缸體壁4 的節(jié)流調節(jié)桿8，形成節(jié)流阻尼器，為液壓油進入復合活塞6 的上端產生一定的阻力，也可有效防止復合活塞6 在工作活塞3快速前進時也向前推進。保證工作活塞3、復合活塞6 依照工作順序動作?？爝M原理如圖2 所示。

圖2 超高內增壓復合式油缸快進原理示意圖

工進（成形）：當工作活塞3 接觸到工件以后，缸內壓力逐漸升高，這時壓力油經(jīng)節(jié)流阻尼器8 進入復合活塞6 的上端，推動復合活塞6 前進，隨著復合活塞6 和后缸體4 的相對運動，油液進入復合活塞6的油口關閉，在液壓油的壓力作用下，雙向啟閉閥7上升關閉油口，將工作活塞3 上端封閉。復合活塞6繼續(xù)前進，產生增壓動作，推動工作活塞3 高壓前進，直到達到設定壓力或工件成形。這時前缸體2 內的壓力能非常高，而后缸體4 內的壓力能比較低，當停止向缸內供壓力油時，前缸體2 內的壓力能推動復合活塞6 向后微退，由于復合活塞6 的前、后端面積差非常大，因此，超高壓壓力能能夠在油缸內部瞬間緩釋，可有效的吸收快速回程產生的液壓沖擊，降低管道、缸體崩裂的危險性。工進原理如圖3 所示。

快回（脫模）：液壓油通過下端進油口經(jīng)過節(jié)流隔套5、前缸體2 壁內的油道進入前缸體2 的下端，推動工作活塞3 快速回程。由于此時雙向啟閉閥7的油口處于關閉狀態(tài)，因此工作活塞3 上端的油液也推動復合活塞6 回程。當復合活塞6 接觸到缸底時，雙向啟閉閥7 逐漸打開，將多余的液壓油排出。完成下一個工作循環(huán)的準備。快回原理如圖4 所示。

圖4 超高內增壓復合式油缸快回原理示意圖

2 關鍵部件設計計算及方法

關鍵零部件的強度校核計算和油缸相關主要參數(shù)的設計計算是超高內增壓復合式油缸安全性、可靠性與使用性的有力保證。本文根據(jù)常用的鉚接用油缸為目標對象進行設計計算，為該類型的油缸設計提供可參考、可借鑒的設計理論依據(jù)和方法。目標對象設計主要技術參數(shù)如表1 所示。

表1 設計對象的主要技術參數(shù)

2.1 工作缸的相關計算

2.1.1 工作缸直徑的確定

2.1.2 工作缸壁厚的確定

令d 為壁厚，D 為油缸內徑，Py 為最大實驗壓力，MPa。缸體材料取為45#鍛鋼，σb=588MPa，取安全系數(shù)n=4

取Py=92MPa

按薄壁計算：

則工作缸外徑取為122mm

2.1.3 工作缸活塞桿的計算

選用45CrNiMoVA 鍛鋼，σb=1470MPa,取n=5

則［σ］=1470/5=294MPa

所以活塞桿取為50mm。

活塞桿在工作時所受的壓應力為：

故強度足夠。

活塞桿長L=254mm

因而穩(wěn)定性足夠

2.1.4 工作缸校核

（1）工作缸（45#鋼調質）螺紋的校核

工作缸與增壓缸體用螺紋連接，螺紋處的拉應力為：

式中：σ—螺紋處的拉應力，Pa；

K—螺紋擰緊系數(shù)。靜載時，取K=1.25～1.5，動載時，取K=2.5～4；

K1—螺紋內摩擦系數(shù)，一般取K1=0.12；

d0—螺紋外徑，m，取0.115；

d1—螺紋內徑，m，當采用普通螺紋時，d1=d0-1.0825t=0.112835；

t—螺距，m，取0.002；

ΦD—油缸內徑，m，取0.075；

τ—螺紋處的剪切應力，Pa；

[σ]—螺紋材料的許用應力，Pa；

σs—螺紋材料的屈服極限，Pa。45#鍛鋼調制處理，σs=360MPa；

n—安全系統(tǒng)，通常取n=1.5～2.5；

σn—合成應力，Pa；

F—缸體螺紋處所受的拉力，N，F(xiàn)=4×105N。

所以工作缸螺紋滿足要求。

（2）單向閥體（42CrMo 調質）螺紋校核

所以單向閥螺紋滿足要求。

2.2 增壓活塞桿壁厚的計算

令δ' 為壁厚，D' 為油缸內徑，缸體材料取為40CrNiMoA 鍛鋼，σb=980MPa，取安全系數(shù)n=4

按薄壁計算：

工作缸外徑定為28mm，壁厚足夠。

2.3 目標對象液壓系統(tǒng)相關計算

2.3.1 各個工作階段的時間計算

由以上計算可以算出冷鉚?14 的鉚釘需要的增壓行程為15.2mm。

按工作缸行程72.8mm 接觸到工件，然后增壓行程15.2mm。

鉚鉗油缸快進需要時間（行程72.8）：

增壓油缸增壓時間：

鉚鉗油缸回程時所用時間（行程88）：

一個工作循環(huán)時間:

一分鐘鉚接次數(shù)n=60/t=60/2.365=25.36

即理論上可全行程工作頻次25 次/min。

2.3.2 電機功率計算

因為在本系統(tǒng)循環(huán)中，液壓泵的流量和壓力變化較大，則需分別計算出各個循環(huán)階段內所需功率，驅動功率取其平均功率：

式中：P1為快進功率；P2為加壓功率；P3為后退功率；

t1為快進時間；t2為加壓時間；t3為后退時間。

由現(xiàn)場調試結果可知：

快進時的壓力為1MPa，加壓時的壓力為8.6MPa，后退時壓力為4MPa

由下面的計算可得出

2.3.3 增壓缸行程的計算

本機最大鉚釘?24，按標準?24 鉚釘計算?24 鉚釘頭尺寸為：

鉚釘半圓頭體積V=πH2（R-）=3.14×172×（22-）=14822（mm3）

?24 料需要多長（L）才能鉚成V=14822（mm3）

?24 的截面積A=πr2=3.14×122=452.16（mm2）

也就是說鉚成高H=17mm，R=22 的半圓頭鉚釘，需?24×32.78 的料才足夠，再者，采用半精制鉚釘，鉚孔為?24.5，則鉚釘將由?24 鐓粗為?24.5，這也需要一部分長度來填充，部分體積為

則鉚鉗活塞移動距離S′（在增壓時）為

當鉚鉗缸移動S 距離時，增壓缸前進S＂為

現(xiàn)設計的增壓行程180mm，滿足要求。

2.3.4 油管內徑的計算

式中：Q—液體流速，L/min；

V—流速，m/s。

（1）吸油管d吸一般為≤1.5-2m/s，一般取1.5m/s

取d吸=25mm

（2）壓油管d 壓一般為≤2.5-5 m/s，因該管承受壓力不大，管路短，故取平均值3.8 m/s

取d壓=16mm

（3）回油管d回一般為≤1.5-2 m/s，一般取2m/s

取d回=22mm

2.3.5 管壁厚計算

2.3.6 液壓缸的輸出速度計算

（1）單桿活塞式液壓缸外伸時的速度

（2）單桿活塞式液壓缸縮入時的速度

3 結束語

本文通過對超高內增壓復合式油缸結構的設計與運用計算，并對工作原理進行詳細分解，為用戶提供一種性能穩(wěn)定、安全可靠、結構合理緊湊的復合式內增壓油缸結構。其特點為低壓輸入、通過內增壓結構轉換為超高壓輸出，使液壓油缸執(zhí)行力更強勁，通過對這一油缸結構的研究與運用為用戶提供一種最佳的全新油缸總成結構設計方法。