YH5/640、YH26/830、YH27/1080 油压缓冲器设计原理及计算河北东方机械厂2006年12月10日目录1．油压缓冲器技术参数 (3)2．设计原理介绍 (3)3．产品结构分析 (4)4．设计计算及强度校核 (5)（1）柱塞筒壁厚设计计算（2）柱塞筒强度校核（3）柱塞筒的稳定性校核（4）压力缸壁厚设计计算（5）压力缸壁厚强度校核（6）压力缸焊缝强度校核（7）导向套强度校核（8）挡圈强度校核（9）复位弹簧设计计算（10）地脚螺栓强度校核一、油压缓冲器技术参数见表1表1二、设计原理介绍油压缓冲器是利用液体流动的阻尼，缓解轿箱或对重的冲击，具有良好的缓冲性能。
油压缓冲器受到撞击后，液压油从压力缸内腔通过节流嘴与调节杆形成的环状孔隙进入柱塞筒的内腔，见图1，液压油的流量由锥形调节杆控制。
随着柱塞筒的向下运动，节流嘴与调节杆形成的环状孔隙逐渐减小，导致制停力基本恒定，在接近行程末端时减速过程结束。
在制停轿箱或对重过程中，其动能转化为油的热能，即消耗了轿箱或对重的动能。
排油截面积的设计：油压缓冲器的制动特性主要取决于排油截面的设计。
合理地设计排油截面将使缓冲过程平稳，冲击力小。
在节流嘴内孔确定的情况下，改变调节杆的锥度可达到合理的排油截面。
应用流体力学原理可计算出合理的排油截面，从理论上计算出来的调节杆是一连续变化的曲面，与锥面接近，但加工和测量比较困难。
调节杆的实际锥度需要通过大量的试验后才能定型，以便达到最佳效果。
图1三、产品结构分析YH5/640、YH26/830、YH27/1080: 结构与我厂现有定型产品的结构基本相同，复位弹簧放在柱塞筒的内部，油标放在压力缸的侧面。
该产品设计时采用全封闭结构，缓冲器作用期间无向外泄漏液压油的现象。
缓冲器顶部装有密封螺塞部件，起到单向阀的作用（此项技术在我厂的定型缓冲器产品中已经采用，并获得国家专利），在缓冲器受到撞击时柱塞筒向下运动，此时密封螺塞部件受到内腔压力的作用而保持关闭的状态，当缓冲器复位时，在复位弹簧的作用下，柱塞筒向上运动，接近复位末端时单向阀打开，使缓冲器完全复位，具体结构见图2。
缓冲器的注油方式和油位检查：旋下密封螺塞部件和螺塞，从顶部注入液压油，然后用油标测量油位，油位应在油标上、下刻线之间，旋紧螺塞和密封螺塞部件。
图2四、设计计算及强度校核1、柱塞筒壁厚设计计算柱塞筒受力分析：缓冲器受到撞击后，柱塞筒内腔压力与压力缸内腔压力相比很小，可以认为柱塞筒主要受到缓冲器作用期间的制停力。
首先应确定撞击油压缓冲器的最大撞击力和柱塞部件中柱塞筒的外径，然后计算其壁厚。
设定缓冲器作用期间的减速度为1g,则缓冲器作用期间的制停力F=2 g（P+Q）1 (1)式中：（P+Q）1 ——最大冲击质量（kg）设定：柱塞筒外径为D1柱塞筒内径为d1、最小壁厚为δ1、柱塞筒横截、、面积为S、材料屈服强度为бs则：S=π×（D12－d12）/4 (2)柱塞筒受最大压应力：б= F/S (3)安全系数n1=бs/б≥3.5 (4)将（1）、（2）、（3）代入式（4）整理后得：d1≤√D12－14×F/πбs (5)柱塞筒最小壁厚δ≥（D1－d1）/2 (6)将有关数据代入上述公式，计算结果见表2注：柱塞筒材料选用20#钢，根据GB8162-87，对于20#钢取бs=245(Mpa)，延伸率：20% ，安全系数n1取3.5。
表22、柱塞筒强度校核根据计算结果和实际结构需要设计柱塞部件，所设计的柱塞筒结构及尺寸见图3。
按图3尺寸对其强度校核，计算结果见表3。
表 3图33、柱塞筒的稳定性校核柱塞筒与导向套为动配合，可以认为柱塞筒相当于一端固定另一端自由的被压缩杆件，柱塞伸出长度L 由YH5/640、YH26/830、YH27/1080项目 符号 单位 产品型号YH5/640 YH26/830 YH27/1080 最大冲击质量 （P+Q ）1 kg 3750 4545 4545 最大制停力 F=2 g×（P+Q ）1N 73500 89082 89082 柱塞筒最小外径 D 1 mm 103.84 103.81 103.81 柱塞筒最大内径 d 1mm 95 95 95 柱塞筒最小壁厚 δ=（D 1- d 1）/2mm 4.42 4.41 4.41 柱塞横截面积 S=π×（D 12- d 12）/4mm 2 1380 1375 1375 最大压应力 б=F/SMPa 53.3 64.8 64.8 材料屈服应力 бsMPa 245 245 245 安全系数 n=бs/б4.6 3.78 3.78 延伸率% 20 20 20 最小安全系数n 13.5 3.5 3.5 结论合格合格合格产品图计算得出。
取长度系数μ=2，校核结果见表4。
表4项目符号单位产品型号YH5/640 YH26/830 YH27/1080柱塞伸出长度L mm 714 996 1286柱塞筒最小外径D mm 103.84 103.81 103.81柱塞筒内径 d mm 95 95 95惯性半径R=√（D2+d2）/4 mm 70.37 70.36 70.36长度系数μ 2 2 2柔度（长径比）λ=μL/R20.29 28.31 36.55 结论λ≯80，柱塞筒稳定4、压力缸壁厚设计计算压力缸受力分析：在缓冲器作用期间，压力缸壁受内腔压力产生的径向应力бr和周向（切向）应力бt。
见图4。
根据柱塞部件的尺寸计算节流嘴的环形面积S，在根据缓冲器作用期间的制停力F计算压力缸内腔压力P（受力分析见图5），然后计算压力缸壁厚δ。
图4 压力缸壁压力缸内腔压力P=F/S (7)节流嘴环形面积S=π×（D2－d2）/4 (8)图5 受力分析式中：D—柱塞筒最小外径。
d—节流嘴最大内径。
设定：压力缸外径为D1、压力缸内径为d1、半径比为K。
K=（d1/2）/（D1/2）= d1/D1 (9)在内压单独作用下，厚壁圆筒的计算式：бr/P=-（K2/k2-1）/(K2-1) (10)бt/P=（K2/k2+1）/(K2-1) (11)式中：k=r/R ; r—所求点半径、R—压力缸内半径。
压力缸内半径处所受应力最大，即r=R，因此k=1。
将k=1代入式（10）得：бr=-P式中负号说明径向应力бr为压应力。
将k=1代入式（11）得：бt/P=（K2 +1）/(K2-1) (12)安全系数n=бb/бt≥3.5 (13)注：压力缸材料选用20#钢，根据GB8162-87，对于20#钢取бb=390(Mpa)，延伸率：20% ，安全系数n取3.5。
将бb/бt≥3.5和式（9）代入式（12），整理后得：d1≤D1×√（бb-3.5P）/（бb+3.5P） (14)将有关数据代入上述公式，计算结果见表5。
表55、压力缸壁厚强度校核根据压力缸壁厚计算结果和实际结构需要设计压力缸零件，所设计的YH5/640、YH26/830、YH27/1080压力缸结构及尺寸见图8。
按图6尺寸对其强度校核，计算结果见表6。
表6注：表中径向应力бr为负号，说明径向应力为反向应力。
6、压力缸焊缝强度校核图6产品结构及受力状态见图4、图5，压力缸受径向应力和切向应力的作用，同时受到作用在导向套底面而产生的拉力作用，径向应力和切向应力均小于材料的屈服应力，因此可以认为压力缸与底板焊接处的焊缝只受向上的拉力作用。
弯头属于厚壁管结构，可以认为弯头只受到拉力的作用。
压力缸与底板焊接处的焊缝强度校核见表7：表7项目符号单位产品型号YH5/640 YH26/830 YH27/1080最大冲击质量（P+Q）1 kg 3750 4545 4545 压力缸内腔压力P=F/S MPa10.20 12.38 12.38 压力缸焊接处外径D1mm 136.815 136.797 136.797 导向套环形面积S1=π（d22-d12）/4 mm2 3776.98 3581.42 3581.42 压力缸所受拉力F1=S1×P N38525 44338 44338 焊缝长度L1=π×D1mm 429.8 429.8 429.8 焊缝高度H mm 5 5 5焊缝受拉截面积S=L1×H mm22149 2149 2149 焊缝拉应力б=F1/S MPa 17.93 20.63 20.63 材料屈服应力бs MPa 245 245 245 安全系数n=бs/б13.7 11.9 11.9 结论安全系数大于3.5，满足设计要求弯头与压力缸焊接处的焊缝强度校核见表8：表87、导向套强度校核导向套所受压力为压力缸内腔油压作用在导向套底部的力。
即F1=P×S。
导向套与压力缸的配合为过盈配合，上端由孔用挡圈限制其向上运动，导向套受向上的压力和底部压力产生的剪切力的作用。
导向套所受最大压应力：在壁厚最小处。
最大剪应力：剪切面在内外径之间，剪切面长度等于最小导向套长度，剪切面积≈π×（D-d）/2×L，式中D—导向套外径、d—导向套内径。
根据导向套的受力分析和图纸尺寸（见图7）对其强度进行校核，计算结果见表9。
表98、挡圈强度校核挡圈受剪切力的作用，是由压力缸内腔的压力作用在导向套底端面上，而传递到挡圈的。
挡圈GB893.1-86（DIN472N-440HV-B），材料为65Mn,屈服应力бs=785Mpa。
图7导向套（上）图7.2导向套（中）图7.3导向套（下）强度校核过程见表10。
挡圈图纸尺寸见图8。
表10表图8 挡圈项目符号 单位产品型号YH5YH26YH27压力缸内腔压力 P MPa 10.20 12.38 12.38 导向套最大外径 D mm 126 125.088 125.088 导向套最小内径d mm 113.5 104.040 104.040 导向套环形面积 S 1=π×（D 2- d 2）/4 mm 2 2351.3 3787.7 3787.7 挡圈受剪切力 F=P ×S 1 N 23983.3 46891.7 46891.7 挡圈厚度 H mm 3 3 3 挡圈受剪切面积 S 2=π×D×H mm 2 1187.5 1178.9 1178.9 剪切应力 бt=F/S2 MPa 20.20 39.78 39.78 材料屈服应力 бs MPa 785 785 785 安全系数 n=бs/бt38.86 19.73 19.73 最小安全系数 5 5 5 延伸率 E % ≥8 ≥8 ≥8 结论合格合格合格挡圈代号(Part No.):GB/T893.1-1986(DIN472N-440HV-B)所属产品型号YH5/640 YH26/830 YH27/1080挡圈规格125 125 125挡圈外径D 132 132 132挡圈厚度H 3 3 39、复位弹簧设计计算复位弹簧的设计，主要考虑产品标准中对复位时间的要求，缓冲器复位所须的力主要包括：克服柱塞筒部件自身的重量、柱塞筒部件与O 形密封圈的摩擦阻力、液压油从压力缸内腔进入柱塞筒内腔的阻尼力、接近复位终端柱塞筒内部空气产生负压须打开单向阀的力、美国CSME 标准中要求20kg力压缩后复位所须的力。