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SL 30 手动 锚索预紧 拉力 设计 锚索机含 CAD 独家

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SL—30型(手动)锚索预紧拉力计的设计-锚索机含8张CAD图-独家.zip,SL,30,手动,锚索预紧,拉力,设计,锚索机含,CAD,独家

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任 务 书设计题目：SL30（手动）型锚索预紧拉力计的设计。一、 设计原始数据根据实际生产需要，用下列数据，作为设计参数： 、张拉千斤顶：额定张拉力180KN（手动） 、张拉行程：200mm 、穿孔直径：15.5二、 设备的工作环境此设备可以在比较恶劣的环境中工作，如矿井下，需防爆，搬运、操作方便，并必须适合在潮湿、空气质量不好的情况。四、设计要求在满足使用要求下，使制造成本最低。从以下几个方面综合考虑； （l）简化每个零件的形状，使机器结构简单； （2）合并零件的功能，减少零件的种类或数量； （3）应用新结构、新工艺、新材料、产品的可靠性； （4）分解部件，研究其装配、组装的最简单的结构； （5）对相似零件进行分组； （6）对相似产品按标准数序列进行产品系列化分析； （7）实现产品零件的通用化和标准化。五、设计参考资料 1 新编机械设计手册 蔡春源 主编 辽宁科学技术出版社1996年9月第2次印刷2 机械设计（第七版） 濮良贵 纪名刚 主编 西北工业大学机械原理零件教研室 编著 高等教育出版社 2003年5月第4次印刷3 机械原理（第六版） 孙恒 陈作模 主编 高等教育出版社 2003年4月第三次印刷 4 渐开线行星轮传动设计 马从谦 陈自修 张文照等编著 机械工业出版社 1987年10月北京第一次印刷 5 渐开线少齿差行传动 冯澄宙 编人民教育出版社 1982年2月第一次印刷 6 行星传动设计 刘学厚 黎巨泉 主编北京工业学院出版社 1988年6月第一版7 渐开线圆柱齿轮的测量 唐敬修 编机械工业出版社 1984年2月北京第一次印刷8 煤矿机械传动设计 上、下册 焦作矿业学院 淮南煤炭学院 山西矿业学院编 1979年3月第一次印刷9 齿轮变位 日 仙波正莊 著 张范孚 译 上海科学技术出版社 1984年3月第一版 10、 机械设计课程设计 任金泉 西安理工大学出版社 2002.12 11、 机械设计基础 张建中 中国矿业大学出版社 1999.6SL30型(手动)锚索预紧拉力计的设计摘要本设计是SL(手动)型锚索预紧拉力计的设计。拉力计是使锚索产生预紧力的同时,快速安装锚具的一种矿用设备。与国内其他产品比较有以下优点： 重量轻，仅4.5Kg；钢绞线外露短，120mm； 省力，同等用力升压30MPa；速度快，每次排油4.5mL。本拉力计的主要性能参数为：张拉千斤顶额定张拉力180KN、张拉行程200mm、穿孔直径15.5mm。在设计中主要有两大问题：张拉千斤顶，也就是液压缸的设计，主要包括内缸、中缸、外缸、活塞、缸盖的结构设计以及密封装置的选择。各缸壁厚以及内外径的确定应根据受力情况进行设计，再考虑密封圈的尺寸系列进行圆整。缸筒与缸盖的联接形式根据结构要求选择。液压缸内各处静密封、动密封应根据液压手册选择常用形式。锚具夹紧装置的设计。在设计过程中，各零部件的设计要交叉进行，根据互相关系确定，综合考虑结构要求确定结构形式。关键词：液压缸，锚具，设计THE DESIGN OF SL-30(HANDWORK) ANCHOR STRETCHERAbstractThis design is about the handwork anchor stretcher. This equipment can make the anchor tight and fix the anchor fast. Compared with other products inland, its advantages are follows: it is light, its weight is only 4.5Kg, the outside steel wire is short, only 120mm , the press is 30MPa with the same force , the speed is high ,the expelled oil is 4.5mL,every time .The follows are the main parameters of the equipment. the rating tensile force of the jack is 180KN. the length of the move is 200mm. the diameter of the anchor is not beyond 15.5mm .There are two parts in the design: the design of the jack, in fact it is a actuator. it include the inner actuator,the middle actuator,the outer actuator, plunger and seals. The determination of the thickness of the actuator should accord to the force and consider the series of the sizes of the seals. The choice of all the seals should accord to the hydraulic design handbook. the design of the anchor clamp device. In the process of the design, the design of the elements should do across. According to the relations and integrated considerate the demand of the structure, to determine the structure.Key word: actuator, anchor clamp, design目录一、 主要零部件的结构设计- 1 1、简介-11.1、张拉操作过程-11.2、主要性能参数-1 2、液压缸的结构组成-12.1、缸筒-12.2、活塞和活塞杆-22.2.1、活塞的结构型式-22.2.2、活塞杆-22.3、密封装置-32.3.1、密封的分类-42.3.2、常用密封件材料的性能-42.3.3、密封的基本原理及设计要点-52.3.4、静密封装置-52.3.5、往复运动密封装置-63、主要结构、零部件的设计与选取-73.1、内缸的壁厚设计计算-73.2、活塞外径设计计算-83.3、外缸壁厚和中缸内径的计算-8 4、外缸、中缸、内缸及活塞的结构尺寸-114.1、活塞的结构型式-114.2、确定内缸尺寸-124.3、外缸的结构尺寸设计-14二、各零件的技术要求的拟定，制造加工要求-231、缸筒的制造加工要求-23 2、公差配合的选择-232.1、基准制的选择-232.2、公差等级的选择-232.3、配合的选择-242.4、表面粗糙度数值的选择-24 3、内缸与中缸、活塞以及中缸活塞与外缸的配合的选择-24 4、其他零件加工要求-25三、常见故障和排除方法-271、缸筒、缸盖结合处结构性泄漏-272、缸体组件的损坏-292.1、缸筒的损坏-292.2、螺纹退刀槽外的应力集中造成损坏-292.3、筒口连接法兰盘的变形-293、缸盖的损坏-303.1、缸盖（底）被冲坏-303.2、缸盖螺纹损坏-303.3、缸盖连接螺栓损坏-303.4、拉力计常见故障-31SL30型（手动）型锚索预紧拉力计一、主要零部件的结构设计1、简介SL30（手动）型锚索预紧拉力计是使锚索产生预紧力的同时快速安装锚具的一种矿用设备。1.1、张拉操作过程：钢线进入千斤顶中心开启内缸伸出阀手压油泵供油内缸伸出自动锚紧加压（30MPa）张拉开启内缸回缩阀手压油泵供油内缸回缩退阀退出千斤顶。1.2、主要性能参数：、张拉千斤顶：额定张拉力180KN（手动） 、张拉行程：200mm 、穿孔直径：15.52、液压缸的结构组成本拉力计实质上是一个液压缸。对液压缸主要部件包括：缸筒、活塞、活塞杆、密封圈、防尘圈等。2.1、缸筒缸筒结构有八类，在液压传动手册中列出了采用的较多的16种结构。通常根据缸筒与端盖的连接型式选用，而连接型式又取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。缸筒计算主要有：缸筒内径、缸筒壁厚、缸筒连接螺纹。计算公式可查液压设计手册。对缸筒的要求：1）、足够的强度。能够长期承受最高压力及短期的动态试验压力而不致产生永久变形。2）、有足够的刚度能承受活塞的侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。3）、内表面与活塞密封件及导向环在摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形为公差等级足以保证活塞密封件的密封性。4）、需要焊接的各缸筒还要有良好的焊接性，以便在焊上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。总之，缸筒是液压缸的主要零部件。它与缸盖、油口等零件构成密封的空腔用以容纳压力油液，同时它还是活塞运动的轨道。设计液压缸的同时，应该正确的确定各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力、运动速度和有效行程，同时它还必须具有一定的强度足以承受液压力、负载力和额外的冲击力；缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、表面粗糙度和形位公差等级，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。2.2、活塞和活塞杆由于活塞液压力的作用下沿缸筒往复运动。因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。液压力的大小与活塞的有效面积有关，活塞的外径应与缸筒的内径一致。所以设计活塞时，主要任务是确定活塞的结构型式。2.2.1、活塞的结构型式根据密封装置型式来选用活塞的结构型式（密封装置按工作条件选定）。通常分为整体式活塞和组合式活塞两类。整体式活塞在活塞圆周上开槽，安置密封圈，结构简单。但给活塞的加工带来困难，密封圈安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要由密封型式决定。组合式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨的导向环大量的使用，多数密封圈与导向环联合使用，大大降低了使用成本。1）、活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆的连接有多种型式，所有型式均需锁紧措施，以防工作时由于往复运动而松开。同时在活塞和活塞杆之间设置静密封。主要型式有卡环式、轴套式和螺母型。2）、活塞的密封密封型式与活塞的结构有关，可根据液压缸的不同作用和不同工作压力来选择，可参考液压设计手册选择。3）、活塞材料无导向环活塞：用高强度铸铁HT200300或球墨铸铁有导向环活塞：用优质碳素钢20号、35号及45号钢，有的在外径套尼龙（PA）或聚乙烯PTPE+玻璃纤维和聚三氟氯乙烯材料制成的支撑环。装配式活塞外环可用锡青铜。2.2.2、活塞杆（1）、结构 参考液压设计手册，活塞杆有实心杆和空心杆两种结构。在本拉力计中中缸相当于活塞杆属于空心杆。（2）、活塞杆材料和技术要求一般用45钢调质处理。但对只承受推力的单作用活塞杆和活塞，则不必进行调质处理。对活塞杆通常要求淬火，淬火深度一般为0.51，或活塞杆直径每毫米淬深0.03。活塞杆通常要在导向套中滑动，一般采用H8/h7或H8/f7的配合。太紧了，摩擦力大；太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损。其圆度和圆柱度公差不大于直径公差的一半。安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于0.01，是为了保证活塞杆外圆与活塞外圆的同轴度，以避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04/100，以保证活塞安装不产生歪斜。活塞杆外圆粗糙度R a值一般为0.10.3um。太光滑了，表面形不成油膜，反而不利于润滑。为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层厚度0.030.05，并进行抛光和磨削加工。对于工作环境恶劣、撞击机会较多的情况，工作表面需先经过高频淬火后在镀铬。用于低载荷（如低速度、低工作压力和良好工作环境条件时，可不作表面处理。活塞杆内部的卡环槽、螺纹和缓冲装置也要保证与轴线的同心，特别是缓冲柱塞最好与活塞杆做成一体。卡环槽取动配合公差，螺纹则取较紧的配合。（3）、活塞杆的计算活塞杆是液压缸传递力的重要零件。它承受拉力、压力、弯曲力和振动冲击等多种作用力，必须有足够的强度和刚度。如果活塞杆的长度小于或等于10倍的缸径D不能确定速比时可按下式计算： 实心杆 空心杆F1液压缸的推力，N材料的许用应力，Mpa 活塞杆空心直径，mm计算出活塞杆直径后，应该按表查取圆整为标准值并进行稳定性校核。2.3、密封装置密封装置的作用是防止压力工作介质的泄漏和阻止外界灰尘、污垢和异物的侵入。液压系统或元件中，工作介质的内泄漏，会迅速降低容积效率，恶化设备的技术性能，甚至被迫停止工作；工作介质的外泄漏，导致工作介质的浪费、污染环境、造成不安全因素，严重时可引起机械操作失灵及车间设备人身事故。污染异物侵入系统中，会加剧运动副的磨损，会增加系统的内、外泄漏。密封是保证液压系统正常工作的关键之一。2.3.1、密封的分类根据与密封部位相联系的工作零件的状态可将密封分为静密封和动密封两大类。液压缸常用的主要密封件多为自封式中的唇形密封和压紧形密封。密封装置的基本要求：（1）、密封的可靠性 在一定的压力范围和温度区间内，必须有良好的密封性能，保证不漏或少漏，当工作压力温度波动时，其密封性能应能保证。（2）、寿命长 使用寿命长，实际意味着密封件的耐磨性好，磨损小，而且磨损后在一定程度上能够自动补偿；对工作介质有较好的相容性，与匹配的工作零件不产生腐蚀或划伤。（3）、小而稳定的摩擦系数 为避免出现运动件卡死或运动不均匀现象，要求密封件的阻力要小，即摩擦系数要小而稳定，特别是静摩擦系数与动摩擦系数的差值要小。 （4）、制造简单、装拆方便、成本低廉2.3.2、常用密封件材料的性能 密封材料种类繁多，常用的密封材料目前以橡胶居多，其次还有用于管接头和各类螺纹堵头静密封的液态密封胶。可由液压设计手册根据使用要求来选取。对密封件材料的一般要求：（1）、对工作介质有良好的适应性和稳定性，难溶解、难软化和硬化体积变化小（不易膨胀或收缩）；压缩复原性好，永久变形小。（2）、良好的温度适应性（耐热和耐寒）及吸振性。（3）、适当的机械强度和硬度，受工作介质的影响小。（4）、摩擦系数小，耐磨性好。（5）、材料密实。（6）、与密封面贴合的柔软性和弹性好。（7）、对密封表面和工作介质的稳定性好。（8）、耐臭氧性和耐老化性好。（9）、加工工艺性好，价格低廉。 密封类型常用密封件静密封 非金属静密封金属静密封半金属静密封液态静密封O形圈、橡胶垫片、密封带金属密封垫圈、空心金属、O形密封圈组合密封圈密封胶动密封 非接触式密封 接触式密封 自封型 挤压密封 密封唇形密封填料密封机械密封活塞环密封迷宫式、间隙式密封装置O形密封圈、方形密封圈、x形密封圈、及其他V形密封圈、U形密封圈、Y形密封圈、L形密封圈、J形密封圈机械密封件活塞环常用密封分类2.3.3、密封的基本原理及设计要点在各类密封中（间隙密封除外）都是利用密封件，使零件接合面间的间隙控制在需要密封的液体能通过的最小间隙之下。该最小间隙取决于液体的压力、粘度、分子量等。对于接触式动密封中的挤压密封，是通过压紧力（由预压缩力和液体压力产生）所得的密封件与结合面之间的接触压力（随液体压力增加而增高），使动密封圈在密封面上磨合，以阻塞泄漏通道，达到自密封。设计要点：（1）、根据密封设备（部件）的使用条件和要求（如负载情况、工作压力及速度大小和变化情况、使用环境及对密封性能的具体要求等），正确选择密封件及与之匹配的密封结构形式。（2）、根据所用的工作介质的种类和使用质量，合理选用密封件材料。（3）、对于多尘埃和杂质环境中所使用的密封装置，还应根据对防尘的要求，合理选用与主密封相匹配的防尘密封件。（4）、设计和选用密封装置及密封件时，应尽可能符合国家有关标准的规定。2.3.4、静密封装置静密封是靠封闭接和面之间的间隙以阻塞泄漏通道来实现密封的。静密封装置通常是将密封件（材料）置于压力容器（如液压蓄能器、液压缸）或管路的法兰面。阀类的接合面及其它可能引起泄漏的固定平面或其它接合面（如各种螺纹）之间。通过螺栓或其它紧固方法连接而成。静密封装置常用的密封件（或材料）有O形橡胶密封圈及密封胶、密封带等，它们的特点可参考液压设计手册，根据条件选用。静密封用O形圈的密封机理及密封结构设计（1）、密封机理O形密封圈装入密封沟槽后，其截面受到压缩变形，由此产生的反弹力给被密封面和沟槽底面以初始的压缩应力P1而起密封作用，此种密封作用称预密封作用。当有压力液体进入沟槽时，液压力将O形圈压至沟槽一侧，封闭密封间隙，此时O形圈的接触应力增加到P2（P2=P1+P，P为液体压力）。只要O形圈存在初始压缩应力，在理论上无论压力P多大都能实现无泄漏密封。（2）、密封结构设计的注意事项1）、 O形圈的尺寸系列及公差、规格适用范围的选择，均应符合GB3452.182的规定 ，参考液压设计手册选用。2）、密封沟槽设计，应按GB3452.188的规定进行。3）、O形圈装在沟槽里，截面受到压缩。截面压缩率的大小直接影响O形圈的密封性能和寿命。截面压缩率过小，密封性不好；反之，会造成装配困难和过大永久变形，缩短其使用寿命。压缩率的大小与密封形式及工作压力的大小有关。各种密封沟槽深度的极限值及对应的压缩率变化范围可参考液压设计手册，工作压力大时取大值。4）、在静密封中，密封间隙过大将会损坏O形圈。密封间隙的大小与O形圈的截面之间、胶料硬度及工作压力有关，O形圈的密封间隙推荐值可查表。如果由于结构设计、加工工艺等原因不能减小间隙，则可通过加设挡圈的方法来解决。2.3.5、往复运动密封装置液压元件中相互运动的两零件表面间必须具有间隙，以减小零件磨损，故会产生泄漏。动密封一方面能将泄漏量控制得很小，另一方面可防止尘埃、空气、水分等侵入工作介质内部。动密封的分类见表，其中接触式密封是靠密封件与被密封零件表面相接触来实现密封的。非接触式密封是利用间隙的阻力作用实现密封的。在动密封中，以接触式自封型密封应用最多。往复运动密封装置中常用的密封件有O形圈和唇形密封圈（含各种标准唇形密封圈以及由这些形状演变而来的唇形密封件）。这些密封件一般用于液压缸活塞和活塞杆的动密封。往复运动密封用O形圈的密封机理及性能：（1）、密封机理O形密封圈在往复运动过程中，除了自密封作用外，由于压力的作用和液体分子与金属表面相互作用的结果，油液中所含的“极性分子”便在金属表面形成一个坚固的边界层油膜，且对轴产生很大的附着力。该油膜始终存在于密封件与往复运动轴之间。此油膜从泄漏角度上看是有害的，但它对运动密封面的再润滑却异常重要。当往复运动的轴外伸时，轴上的油膜与轴一起拉出，当轴缩回时，由于密封件的擦拭作用，该油膜便被密封件阻留在外。随着往复运动次数的增多，阻留在密封件外面的液体增多，最后形成油滴从轴上滴落下来，这就是往复运动密封装置的泄漏。（2）、密封结构O形密封圈的尺寸系列及动密封沟槽尺寸，参考液压设计手册。（3）、常见故障及防治措施O形圈在往复运动密封中的常见故障是磨损与挤伤，为此可采取如下措施，以提高密封性能。1）、提高滑动表面的材质硬度和加工质量。为此可在液压缸活塞杆表面镀硬铬；滑动表面粗糙度一般控制在Ra0.2umRa0.05um2）、合理确定工作零件的运动速度。一般而言，密封部位在同一表面粗糙度下，工作零件运动速度越大，泄漏量也越大。因此，工作零件运动速度不宜过大。3）、在密封部位设置防尘装置（防尘圈），以免尘土等污物侵入密封装置，从而减少磨粒磨损。4）、尽量减少密封间隙，选用硬度较高的材料，必要时加挡圈，以防间隙挤出。这一点对高压下的密封装置尤为重要。3、主要结构、零部件的设计与选取3.1、内缸的壁厚的设计计算由内缸受力分析知，在张拉状态时受到拉力最大值为180KN，受到高压油压力30Mpa。受到拉压组合应力，在此主要考虑拉力，以拉力来计算内缸壁厚。（1）、先选择内缸材料，由液压传动设计手册查得：油缸缸体的常用材料为20、35、45号钢的无壁钢管。20号钢用的较少，因为其机械性能较低，而且不能调质。与钢头、缸底、管接头、耳轴等零件焊接的缸体用35号钢，并且在粗加工后调质。不与其他零件焊接的缸体，用45号钢调质，调质处理是为了保证强度高，加工性好，一般调质到HB241285，特殊情况下可用合金无缝钢管制造缸体，缸体也可用锻件、铸铁件和铸钢件制造，有时需用黄铜及铝合金制造。（2）、壁厚计算本处选用45号钢，已知45号钢的力学性能：为353MPa、为598MPa、为16（指的标准试样延伸率）。考虑锚索直径以及减轻装置重量，把内缸做成空心式，选定内缸内径为20mm。由公式可得许用应力，查液压设计手册，确定安全系数=3。则 =。由得：。由得：即只要内缸外径大于30.2mm即可满足强度要求。同时考虑密封圈尺寸，由GB3452.192。确定内缸外径为36mm。3.2、 活塞外径设计计算当液压缸无杆腔进油时，液压油作用在活塞上的推力F1；F1=AP 为机械效率。查机械设计手册，机械效率是各运动部件摩擦损失造成的，在额定压力下，通常可取0.9。要有30MPa的油压产生180KN的拉力，则活塞的有效面积：由内缸外径，可得活塞内径为36mm。活塞外径由式得：同时考虑密封圈尺寸，此处活塞外径与外缸内径需采取密封措施；活塞内径与内缸外径需采取密封措施。同时它们都是往复运动的密封。由GB3452.192选用密封圈，由密封圈外径圆整活塞外径为64mm。3.3、外缸壁厚和中缸内径的计算由活塞外径可确定外缸内径为64mm，同时也可确定中缸外径为64mm。（1）、外缸壁厚计算一般按薄壁筒设计计算，壁厚按下式确定： 式中：D液压缸外缸外径 P液压缸最高工作压力（MPa）缸筒材料的许用应力 （MPa），材料的抗拉强度极限（MPa）n安全系数，一般可取5，与载荷情况有关，按表选取材料种类静载荷交变载荷（不对称）交变载荷（对称）冲击载荷钢35812铸铁461015在此取n=3。外缸材料选用45号钢无缝钢管。由液压设计手册，查得缸筒常用钢管材料机械性能：、。所以，则壁厚：圆整取壁厚为5mm。（2）、 中缸内径计算和刚度校核：在拉力计工作时，中缸相对外缸伸出，前端联接顶压器，后端联接活塞，相当于活塞杆，承受压力、弯曲力等作用力。必须有足够的强度和刚度。因而其内径主要根据所受压力所需要的壁厚来确定。该拉力计的拉力为180KN，即中缸所受压力为180KN。中缸材料为45号钢。同样取。由公式及得：考虑密封圈尺寸，适当增加中缸壁厚，确定中缸内径尺寸为53mm。当液压缸支撑长度LB（1015）d时需要验算活塞杆的弯曲稳定性。液压缸的弯曲示意图如图所示： d LB若受力F1完全在轴线上，主要按下式验证：F1式中：E1圆截面：FK活塞杆弯曲失稳临界压力，NNK安全系数，通常取NK=3.56K液压缸安装及导向系数，查表确定a材料组织缺陷系数，钢材一般取ab活塞杆截面不均匀系数，一般取bE材料的弹性模数，MPa。钢材E=E1实际弹性模数I活塞杆横截面惯性矩，初步估计中缸全部伸出时LB为550mm，对此空心圆筒I 则 取安全系数n=3.5,则实际长度小于550，所以中缸满足刚度要求。4、由以上计算的各缸的壁厚及活塞的壁厚，设计外缸、中缸、内缸及活塞的结构尺寸4.1、活塞的结构型式活塞宽度一般为活塞外径的0.610倍，但也要根据密封的型式、数量和安装导向环的沟槽尺寸而定。有时可以结合中隔圈的布置确定活塞宽度。1）、 先选定活塞的密封装置 活塞及活塞杆的处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。对于活塞的往复运动，应选择O形密封圈加平挡圈的方式。对于活塞与内缸的密封由内缸的外径，查O形密封圈的尺寸系列（GB3452.192），选择O形圈35.53.55 GB3452.192，内径极限偏差0.30，截面直径。由O形圈尺寸选定O形圈沟槽尺寸，由液压设计手册得：沟槽宽度b1为6.2，沟槽深度t为2.96，最小导角长度ZMIN 为1.8，槽底圆角半径r1为0.5，槽棱圆角半径r2为0.2。对于活塞与外缸内径配合面的密封 由外缸内径，选O形圈61.53.55 GB3452.192，内径极限偏差0.45，截面直径3.550.10。同时选定沟槽尺寸为：沟槽宽度b1为6.2，沟槽深度t为2.96，最小导角长度ZMIN 为1.8，槽底圆角半径r1为0.5，槽棱圆角半径r2为0.2。最后确定选用两级密封圈密封。2）、 活塞与活塞杆的连接，即中缸与活塞的联接，活塞与活塞杆的联接有多种型式，所有型式均需要锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开。同时在活塞杆与活塞之间设置静密封。在此中缸回缸时作用力较小，可采用螺钉联接，采用四个在圆周上均布的螺钉。综上，可确定活塞宽度为42mm。初步确定活塞的结构型式。4.2、确定内缸尺寸内缸壁厚确定后，主要是长度的确定。内缸长度由工作行程、活塞宽度以及内缸上其他附件的宽度来确定。因此应首先设计附件的结构型式。1）、 端封盖结构型式的设计 端封盖主要用于外缸、内缸间的密封，它受到油缸内高压油的压力作用。首先选择端封盖的密封型式。此处属于静密封。可选用广泛使用的O形密封圈。根据内缸外径，选用O形圈35.53.55 GB3452.192，内径极限偏差0.45，截面直径3.55偏差0.10。根据密封圈尺寸，查手册得O形圈沟槽尺寸为：沟槽宽度b1为4.8，沟槽深度t为2.96，最小导角长度ZMIN 为1.8，槽底圆角半径r1为0.5，槽棱圆角半径r2为0.2。端封盖受到的油压为30MPa，因而受到的压力为180KN。根据中缸的最小壁厚条件，端封盖的最小壁厚应为5mm。确定端封盖的结构型式如图。2）、 内缸底部端盖的设计（参考液压传动手册） 通常缸筒与缸盖的联接型式的选取取决于工作压力、用途和使用环境等因素。在此选用螺纹联接型式，此种型式的优点：重量轻、外径小；缺点：端部结构复杂，装卸时需要专门的工具，拧端部时时有可能把密封圈拧扭。内缸端盖与端封盖接触，以限制端封盖的移动。因而，内缸底部端盖受力小于180KN。在此仍按180KN来计算的话，由前面对内缸外径的计算知螺纹内径应大于30。查机械零件设计手册可选30。确定螺纹为M301.5 GB19681。螺纹公称直径30，螺距1.5，中径29.026，小径28.376。不论螺栓联接的具体结构如何，螺栓所受的总拉力都是通过螺栓和螺母的螺纹牙接触来传递的。由于螺栓和螺母的刚度和变形性质不同，即使制造和装配都很精确，各圈螺纹上的受力也是不同的。当联接受载时，螺栓受拉伸，外螺纹的螺距增大，内螺纹的螺距减小。螺纹螺距的变化差以第一圈处为最大，以后递减。实验证明，约有1/3的载荷集中在第一圈，第八圈以后的螺纹几乎不承受载荷。因此，采用螺纹牙过多的加厚螺母并不能增加强度。此处综合考虑结构和强度条件，查机械零件设计手册螺纹旋合长度系列，选定螺母宽度36mm。螺母的厚度根据端封盖结构，确定螺母厚度为7mm。最终确定螺母的结构型式。另外，螺母的定位措施：采用螺钉定位，查机械设计手册，选择GB8291988开槽圆柱端定位螺钉。至此，内缸后部附件设计完毕。根据这些附件结构可确定内缸后部结构尺寸。下面进行内缸前部结构的设计。内缸前部与中缸内壁配合。它同时需要密封，对于中缸的往复运动，同样选择O形密封圈。由中缸内径选择：查液压设计手册选择，O形圈503.55 GB3452.192 内径极限偏差0.30，截面直径3.55偏差0.10。同时确定选用两级密封圈。其中第一级增加挡圈，则沟槽尺寸，可查液压设计手册得：第一级，沟槽宽度b1为6.2，沟槽深度t为3.07，最小导角长度ZMIN 为1.8，槽底圆角半径r1为0.5，槽棱圆角半径r2为0.2；第二级，沟槽宽度b1为4.8，沟槽深度t为3.07，最小导角长度ZMIN 为1.8，槽底圆角半径r1为0.5，槽棱圆角半径r2为0.2。由此，可确定内缸与中缸配合部分的宽度为29mm。在内缸前端与工具锚外套相联。根据结构型式，采用螺纹联接以便于结构的拆装。同样此罗纹联接的受力也为180KN，因此可以先确定工具锚外套最小壁厚与中缸最小壁厚一致，选择工具锚外套壁厚为4mm。另外，工具锚外套在中缸内，可确定工具锚外套外径为52mm。由外径和最小壁厚可得外套最大内径42mm，也就是内缸螺纹连接处直径。查机械设计手册，选择M441.5的螺纹，同时根据结构要求，查手册，选择螺纹旋合长度为18mm。再查机械设计手册，对M44的螺纹，螺纹退刀槽的宽度为5mm。再根据内缸的最小壁厚条件。可确定本处内缸的内径最大值应小于34mm。根据以上计算可初步确定内缸的结构型式，但总长度还应根据整体才能确定。4.3、外缸的结构尺寸设计1）、 进出油口尺寸的设计。油口包括油口孔和油口连结螺纹。液压缸的进、出油口可布置在端盖和缸筒上。对于活塞杆固定的液压缸，进、出油口可设在活塞杆端部。如果液压缸无专用的排气装置，进、出油口应设在液压缸的最高处，以便空气首先能从液压缸排出。进出油口的形式一般选用螺孔或法兰连接。油口孔大多属于薄壁孔（指孔的长度与孔的直径之比L/D0.5的孔）。通过薄壁孔的流量按下式计算： 式中： C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时，C=0.60.62，小于7时，C=0.70.8；A油孔的截面积；m2液压油的密度；kg/m3P1油孔前腔压力；PaP2油孔后腔压力；PaP油孔前后腔压力差；Pa从式中，可看出、C是常量，对流量影响最大的因素是油孔的面积A。根据上式可以求出油孔的直径，以满足流量的需要，从而保证液压缸正常工作的运动速度。本处油管与进出油口直接焊接，考虑本液压缸工作速度较慢，直接选定油口直径为5mm。2）、 外缸前端结构设计、外缸前端结构主要是外缸与中缸密封沟槽的设计。首先选择密封圈型号。根据中缸外径，选O形圈633.55 GB3452.192 内径偏差0.45，截面直径3.55偏差0.10。在密封圈前加防尘圈，防尘圈设置在活塞杆或柱塞密封圈的外侧，以防止外界灰尘、沙粒等异物的侵入，以避免影响液压系统的工作和液压元件的寿命。国家标准GB10708.389规定的橡胶防尘圈有三种基本型式：第一种是一种纯橡胶圈，它适于安装在A型密封腔内起防尘作用；第二种型式是一种有金属骨架的橡胶圈，它适于安装在B型密封腔体内起防尘作用；第三种型式是一种有双唇的橡胶圈，它适于安装在C型密封腔体内起防尘和辅助密封的作用。在此选用A型，根据中缸外径可选防尘圈型号 FA 63 73 6.3 D GB1.708.389。FA 63 73 6.3 D GB1.708.389 标准号 丁腈橡胶 密封腔体轴向长度 密封腔体轴向外径 密封腔体内径 A型密封腔体密封圈由此可确定防尘圈的沟槽尺寸。由密封圈沟槽尺寸、防尘圈沟槽尺寸以及油口尺寸可确定外缸前端结构3）、 外缸后端结构设计 外缸后端结构设计主要是缸盖螺母的设计。根据端封盖的结构。为了限制封盖的运动，外缸内壁需设计一个台阶。另外，外缸内壁有螺纹，需留有退刀槽。为使外缸便于加工，使外缸前后端外径大小一致，因而可得，外缸后端外径尺寸。此外螺纹受力至多为液压缸总拉力的一半，假定受力为90KN，则外缸壁厚最小值应为2.5mm。在此确定内缸壁厚可选择螺纹M721.5。考虑端封盖与内缸后端螺母结构型式，可确定螺纹长度与后盖螺母的结构型式。后盖螺母的中心孔与内缸的内径一致为20mm。对此螺母的结构在装拆时需要专门的工具。故在螺母上40处，开四个6的孔均布在圆周上，通过这四个孔利用专门的工具，对螺母进行拆装。至此外缸后端结构设计完毕。如图所示：4）、 夹紧机构与中缸结构型式的设计中缸长度应根据工作行程和夹紧机构尺寸确定。所以应先设计夹紧机构的结构和尺寸。夹紧机构主要由三瓣工具锚、工具锚外套、松锚器、楔紧器的装置组成。工具锚对锚索的夹紧主要利用机构的自锁来实现的。（1）、首先进行楔紧机构的自锁条件的计算，过程如下：首先，在计算机构自锁条件时，将机构简化为如图所示，受力在图中已表示出：其中：F2摩擦力 F1总反力 F弹簧对工具锚推力 由平衡方程得： F1 F F2 F1 F2 F 根据静力学平衡方程得： 即 由式得： 由式得： 由、，联立得： 讨论：机构在此三个力作用下，应处于自锁状态，如将F力撤去，机构应仍可自锁。 令 F=0 式将化为： 即： 在图中，机构自锁的条件为：机构最大锥度为1/17.7为安全起见，取锥度为1/18此锥度为三瓣工具锚与工具锚外套结合面的锥度。（2）、工具锚设计 由穿孔直径小于15.5mm，可设计三瓣工具锚内径为15.5mm。同时为了使夹紧可靠，增大夹紧力，工具锚内壁可设计螺纹，查机械设计手册，由螺纹标准系列中选择M201.5。抓绳长度为120mm，可确定由前端顶压器入口到工具锚粗端的总长度不小于120mm，另外，由工具锚的受力情况，知工具锚粗端所受的最大拉力为180KN。结合工具锚外套内径和内缸前端的结构型式。确定工具锚粗端外径为36mm，则工具锚细端外径为d1=30mm。同时为使夹紧可靠，工具锚可做的长一些初步确定长度为55mm。工具锚设计完毕，确定结构型式如图所示。（3）、工具锚外套的设计 由工具锚长度可确定工具锚外套内径斜面部分的长度和直径，再结合螺纹联接部分的长度，可确定工具锚外套总长为83mm。另外，由于工具锚配合部分的壁厚均大于螺纹联接部分的壁厚，即满足最小壁厚条件，从而可以满足强度要求。另外，工具锚外套前端需设置防尘圈以防止灰尘等杂物进入，而影响中缸的往复运动。根据中缸内径选择FA 45 53 5 D GB10708.3-89。密封腔体内径为45mm，轴向长度为5mm。工具锚外套与工具锚外径接触摩擦部分的表面质量要有一定要求。查资料确定表面粗糙度为Ra1.6，锥孔感应淬火硬度大于HRC55。锥孔部分和螺纹部分的同轴度为0.015。最终，确定工具锚外套的结构型式如图所示。（4）、复位套、复位弹簧的设计复位套、复位弹簧的作用是在三瓣锚撤去拉力后，把三个锚瓣推回原位，以便下次使用。同时在张拉之前进行夹紧时，松锚器向后推动三瓣锚时，复位弹簧又有一定的阻碍作用。因而弹簧的弹力不可过大。复位套只是顶住三瓣锚起到传递力的作用，同时对弹簧又有一定的导向支撑作用，受力不大。根据内缸前端结构和三瓣锚，可先设计选用弹簧。在此根据使用条件，选择广泛使用的圆柱螺旋压缩弹簧。它的主要几何尺寸有：外径D2、中径D、内径D1、节距P、螺旋升角及弹簧直径d。对圆柱螺旋弹簧螺旋升角一般应在59范围内选取。弹簧的旋向可以是右旋或左旋，但在无特殊要求时，一般都选用右旋，在此选用右旋弹簧。在设计时，通常根据弹簧的最大载荷、最大变形以及结构要求（例如安装空间及弹簧尺寸的限制）等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。具体的设计方法和步骤如下：1）、 根据根据工作情况和具体条件选定材料、并查取其力学性能数据。2）、 选择旋绕比C、通常可取C58（极限状态时可取不小于4或不超过16）、并计算出曲度系数K值。3）、 根据安装空间初定弹簧中径，根据C值估取弹簧直径d，并查取弹簧丝的许用应力。4）、 试算弹簧丝直径d，由式。当弹簧材料选用碳素弹簧钢丝或65Mn弹簧钢丝时。因钢丝的许用应力决定于其B，而B是随钢丝直径变化而变化的。所以计算时需假设一个d值，然后进行计算。最后的d、D、n、及H0的值应符合标准尺寸系列。5）、 根据变形条件，求出弹簧工作圈数。对有预应力的拉伸弹簧：对于压缩弹簧或无预应力的拉伸弹簧：6）、 求出弹簧的尺寸，D2、D1、H0，并检查其是否符合安装要求等。如不符合，则应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。这里选用最常用的碳素弹簧钢，这种钢价格便宜，原材料来源方便；缺点是弹性极限低，多次重复变形后易失去弹性，并且不能在高于130的温度环境下工作。因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第三类弹簧考虑。在此弹簧的载荷较小，长度较短，所以可以直接根据安装结构确定弹簧尺寸。由内缸前端结构可得，弹簧外径D224mm。查机械设计手册，普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列（GB/T13581993），选择弹簧中径D=20mm，弹簧丝直径d=3.2mm,则弹簧外径D2=D+d=20+3.2=23.2mm。对压缩弹簧自由高度查表选取H0=45mm。至此，弹簧设计完毕。（5）、下面由弹簧尺寸设计复位套结构。由内缸前端结构和三瓣锚尺寸，设计复位套。复位套结构如图所示。（6）、顶压块的设计 顶压快受的180KN的压力，且与其他物体接触受到很大的摩擦作用。因而选用耐磨性较高的材料。选用65Mn，查材料力学其力学性能如下：b735MPa、S430MPa、9。顶压块与中缸采用螺纹联接，此螺纹联接不用于传力。根据中缸外径，查机械设计手册，选择螺纹M601.5，螺纹长度选择12mm，同时根据手册螺纹退刀槽的宽度应为5mm。由此可设计顶压块螺纹联接部分的壁厚。根据公式： 取n=3，则：顶压块的最小截面积A：由公式得：圆整可取D=70mm。顶压器的设计应由内而外。先设计其内部的楔紧器和松锚器，从而确定内径尺寸和结构型式。楔紧器在拉力计张拉状态时，缩进顶压块，当拉力撤去后又凸出顶压块，其内径根据内缸内径可选取20mm,以便锚索的穿入。另外，该部件受力不大，可根据结构总体考虑，确定壁厚为3mm。复位弹簧载荷也较小，按三类弹簧来考虑，选用碳素钢丝C级可直接根据结构选取，此处弹簧内径D120mm。查机械设计手册，普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列GB/T13581993。选择弹簧中径D=22mm，弹簧丝直径d=1.8 mm，则弹簧内径D1=D-d=22-1.8=20.220mm。满足要求。弹簧外径D2=D+d=22+1.8=23.8mm.，弹簧高度选择H0=17mm。至此弹簧设计完毕。结合楔紧器壁厚，可确定松锚器前端长度为20mm。由弹簧外径可确定楔紧器后端内径为26mm，从而可确定松锚器前端内径为32mm。松锚器受力较小，也可直接确定壁厚为3mm。因此，可得松锚器前端外径为38mm。松锚器与顶压块采用螺纹联接。联接螺纹的设计可根据顶压块进行。为方便顶压块的装拆在顶压块的圆周上均布两个孔。根据顶压块的外径，可选择两个8的孔，孔深确定为5mm。根据最小壁厚条件确定螺纹部分直径小于50mm。查机械零件设计手册，选择M461.5的螺纹，螺纹旋合长度选择L=10mm。根据总体长度要求，当中缸退回最右端时，松锚器应能把三瓣锚推到最右边，即顶到内缸前端。确定松锚器左端长度为12mm。因而，可确定松锚器结构型式。顶压器前端结构设计：由松锚器结构，可确定顶压块的内腔结构；由楔紧器前端结构可确定顶压块前端内径为26mm。同时，在顶压器前端与楔紧器之间留有一空间，设计内径为38mm。同时，根据顶压块受载，所确定的最小壁厚可确定顶压块前端直径，为减小顶压块质量，同时为方便使用，应使顶压块前端结构小些，可把顶压块外形设计成锥形。由总长和前端所要求的最小壁厚。可选定锥度为2630。同时，根据顶压块长度可确定楔紧器前端长度为15mm。同时，为减小应力集中，同时考虑结构要求，在楔紧器拐角处开1 mm的槽。可确定楔紧器和顶压块的结构型式。（7）、油管与接头的设计液压传动常用管子有：钢管、铜管、橡胶软管以及尼龙管等。对钢管，常用的有精密无缝钢管（GB/T3639）和输送流体用无缝钢管（GB/T8163）或不锈钢无缝钢管（GB/T14976）。卡套式管接头必须采用无缝钢管，焊接式管接头一般采用普通无缝钢管，材料选用10号或20号钢。中、高压或大通径（DN80mm）采用20号钢。这些钢管要求在退火状态下使用。对于铜管主要有黄铜管、紫铜管。紫铜管用于压力较低（P6.510MPa）的管路，装配时可按需要进行弯曲，但抗振能力较差，且易使油氧化，价格昂贵；黄铜管可承受较高压力（P25MPa），但不如紫铜管易弯曲。在液压系统中的管路联接螺纹有细牙普通螺纹（M）、60圆锥管螺纹（NPT）、米制锥螺纹（IM）以及55非密封螺纹（T）和55密封螺纹（R）。 螺纹的型式一般根据回路公称压力确定。公称压力小于16 MPa的中低压系统，上述螺纹联接型式均可选用；公称压力为1631.5 MPa的中高压系统采用55非密封螺纹或细牙普通螺纹。管路参数计算计算项目计算公式说明金属管内油液的液速推荐值V（1）、吸油管路取V0.52m/s（）、压油管路取V.5m/s（）、短管路及局部收缩处取V50m/s （4）、回油管路取V1.53m/s （5）、泄油管路取V1m/s一般取1m/s以下压力高或管路较短时取大值；压力低或管路较长时取小值；油液粘度大时取小值管子内径d(mm)Q液体流量，L/minV按推荐值选定管子壁厚（mm）钢管：铜管：P工作压力，MPaP许用应力，MPaB抗拉强度，MPan安全系数，当p7 MPa时，n=8；当p 17.5 MPa时n=6；当p17.5 MPa时，n=4管子弯曲半径钢管的弯曲半径尽可能大，其最小弯曲半径一般取3倍的管子外径 本液压缸选用无缝钢管作油管。根据油口尺寸，查液压设计手册，选用公称通径DN为6mm，钢管外径为10mm，管接头联接螺纹M101，根据公称压力31.5 MPa、壁厚为1.6，同时根据液压缸总长以及油口位置。确定长油管长度为320mm、短油管长度为85mm。接头设计：本装置体积小、重量轻。使用时于油泵联接，使用完毕后应能便于拆除联接，以便于搬运。因而油管应带有快换接头。根据管接头的类型与特点，应选用快换接头两端封闭式。这种接头在管子拆开后，可自行封闭，管道内的液体不会流失，因此使用于经常拆卸的场合，但结构比较复杂，局部阻力大，工作压力低于31.5 MPa，工作温度-2080，适用于油气为介质的管路系统。查液压设计手册，选定快换接头JB/ZQ40781997。该型号快换接头公称通径DN为6mm，公称压力31.5Mpa，公称流量6.3L/min，联接螺纹d M181.5（6 g）螺纹长度13mm，总长76mm，最大直径29mm，螺母直径S为21，重量为0.14Kg。二、各零件的技术要求的拟定，制造加工要求。1、缸筒的制造加工要求：、 缸筒的内径用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.160.32um，都需要研磨。、热处理调质硬度HB241285。、缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半。、缸筒直线公差在500mm长度上不大于0.03mm。、缸筒端面下对内径的垂直度在直径100mm上不大于0.04mm。、当缸筒为尾部和中部耳轴型时：a： 轴孔中部耳轴的轴线对缸径D的偏移不打鱼0.03mm；b：耳轴孔的轴线对缸径D的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm；c：轴径对缸径的轴线的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。此外，还有通往油口，排气阀控的内孔口必须倒角，不允许又飞边、毛刺以免划伤密封件。为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口必须倒角，需要在缸筒上焊接法兰，油口，排气阀座时，都必须在半径在半精加工以前进行，以免精加工后焊接而引起内孔变形，如须防止腐蚀、生锈和提高使用寿命，在缸筒内表面，可以镀铬，在进行研磨或抛光，在缸筒外表面涂油漆。2、公差配合的选择：2.1、基准制按GB1800-79的规定有基孔制和基轴制两种，选择时应从结构、工艺、经济性等方面来分析确定：一般情况应优先采用基孔制，以便尽可能减少定值刀、量具的规格。基轴制通常仅用于具有明显经济利益的场合。例如，直接用冷拉钢材作轴，不再进行加工，或在统一基本尺寸的轴上需要装上不同配合性质的零件。与标准件配合时，基准制的选择通常依标准件而定。为了满足配合的特殊需要，允许任一孔轴公差带组成配合。2.2、公差等级的选择：选择公差等级的原则时，在满足使用要求的前提下，尽可能选择较低的公差等级，以便提高经济条件。标准公差的各个等级的应用范围没有严格的界限。选择公差等级时，既要满足设计要求，还要考虑工艺的可能及经济性。公差与加工方法的大致关系可有表查出。2.3、配合的选择：选择配合要掌握基本偏差的特点。采用基孔制时，选择配合主要是确定轴的基本偏差代号；采用基轴制时，则主要是确定孔的基本偏差代号，同时要确定孔、轴的基本公差等级。选择配合时应考虑零件相对运动的特性、材料许用应力，仅受载荷的性质、工作温度、结合长度、装配条件等因素，还应考虑尺寸公差、形位公差和表面粗糙度的数值之间的协调，通常是参考经过验证的实例来具体的选择。2.4、表面粗糙度数值的选择：表面粗糙度数值的选择不仅要考虑零件的工作条件和使用要求，而且应该考虑生产的经济性:表面粗糙度的数值越小，加工成本就越高。选择的一般原则如下：、在满足工作要求和外观要求的情况下，选择较大的表面粗糙度数值。、在一般情况下，摩擦表面的粗糙度数值应小于非摩擦表面的粗糙度数值。摩擦表面速度越高，单位面积压力越大，则粗糙度数值应越小。滚动摩擦表面的粗糙度数值应小于滑动摩擦表面的粗糙度数值。、承受变应力作用的零件，特别是零件在圆角、沟槽等应力集中部位，其表面粗糙度数值应较小。、要求配合性质稳定可靠时，粗糙度数值应小，对间隙配合，间隙越小，粗糙度数值也应越小；对过盈配合，当用压力法装配时，为了保证连接强度的可靠性，粗糙度数值也应较小。、配合零件的表面粗糙度数值应与尺寸公差、形状公差相协调。、处于腐蚀性气体等工作条件下零件表面的粗糙度数值应较小。、尺寸公差等级相同的轴要比孔的粗糙度数值小。3、内缸与中缸、活塞以及中缸活塞与外缸的配合的选择，以及表面粗糙度的选择（1）、根据基准制的选择原则，一般情况优先选用基孔制，在此选用基孔制配合。根据机械零件设计手册，查优先配合的选用说明表，对于间隙很小的滑动配合。用于不希望自由旋转，但可以自由移动和转动并精密定位时，也可用于明确的定位配合，相当于D7/d6。选用H7/g6。（2）、配合表面粗糙度的选择：零件表面粗糙度对其使用性能的影响是多方面的，因此，在选择表面粗糙度评定参数时，应能充分合理的反映表面微观情况几何形状的真实情况。对大多数情况，一般只够出高度特征参数较能客观地反映表面的参数值范围内（为0.0256.3um,为0.10025um）标准推荐优先选用查机械设计手册，粗糙度数值选用0.8。根据公差配合查标准公差数指表（GB/T1800.3-1998）和尺寸小于500mm的轴的基本偏差数值表（GB/T1800.3-1998）确定各缸筒的上下偏差。对内缸 直径查得上偏差-0.019，公差值为0.016，由此可确定下偏差，的直径查得上偏差-0.10，公差为0.019，确定下偏差-0.029，对未标注的形状公差应符合GB1184-80。同样对中缸主要尺寸的上下偏差，查表得：中缸内径上偏差为0，公差值为0.019，得下偏差为-0.019，外径上偏差-0.01公差为0.019，则下偏差为0.029，对于中缸后端面与活塞接触，属于一般非配合表面，如支柱、支架、外壳、衬套、轴、盖等的端面。紧固件的自由表面，紧固件通孔的表面。内、外花键的非定心表面，不作为测量基准的齿轮顶圆基准等。对于这类表面选择粗糙度为6.3。对于中缸前端面与顶压块连接螺纹表面粗糙度选择为12.5，对于中缸内，外径的形位误差还应有同轴度要求，根据要求选定同轴度误差为0.015。对于外缸内径，同样选择粗糙度数值为0.8，对于外缸后部与端封盖接触外，由于没有往复运动，只有静密封可以选择粗糙度值为1.6，对于外缸外表面，为一般非结合表面，主要是为了防止锈蚀，以及提高外观质量选择表面粗糙度12.5。4、其他零件加工要求。端盖：端盖内壁与内缸外壁配合，可直接与内缸外壁选择同样的表面粗糙度0.8，外壁与外缸内壁接触直接选用表面粗糙度0.8。对其他表面均为一般非结合表面选择表面粗糙度为6.3，对于端封盖外壁与外缸内壁密封部分，根据外缸内壁公差以及密封圈尺寸偏差选定上偏差-0.01，下偏差-0.04，对于其他长度尺寸允许偏差，另外，表面还应去除毛刺飞边。螺母：螺母外表面为一般非结合表面，选定表面粗糙度6.4，对于螺纹部分应与内缸螺纹表面选择同样的粗糙度12.5，另外定位螺钉选用M6；螺母材料选用45号钢，在螺母中心孔后部选定倒角为，其他倒角为，后盖螺母 螺纹表面粗糙度值选为12.5，其他表面为不重要表面可选用6.3，另外对倒角采用。复位套： 复位套外表面与内缸前端内壁接触并有往复运动，可选用粗糙度值为1.6。其余表面为非重要表面配合表面选择6.4，对倒角选择，去毛刺，材料选用45号钢。三瓣工具锚：锚具外锥面与工具锚外套配合并往复运动可选择1.6，对前面与其他零件接触但形不成配合，可选择3.2，另外对三瓣的结构形式每瓣对应的圆心角为，对于锚具有较高的耐磨性和硬度，须经调质处理，HRC5055,对倒角选择。工具锚外套：外套内壁锥孔应选择与工具锚外壁同样的表面粗糙度选择1.6，工具锚外套的螺纹部分可选择12.5，其余表面一般为非重要配合表面因而选择6.3，对锥孔轴线与螺纹部分轴线应有一定的同轴度要求，确定同轴度为，对工具锚外套前后端面倒角可选择，对其他倒角确定为，锥孔应有较高的硬度和耐磨性应感应淬火HRC55。锁紧器：锁紧器外表面与松锚器前端内壁相接触并有往复运动，但配合要求不高，可选择表面粗糙度3.2对其他表面均为一部非重要配合的表面选择6.3，对端面须倒角处均为。松锚器：松锚器前端内壁表面粗糙度为1.6，其余表面为非重要配合的一般表面可选择6.3，长度尺寸允许偏差为，同时还应去除毛刺飞边。顶压块：顶压块的两个螺纹表面粗糙度值可选择为12.5，其余表面为非重要配合表面可选择6.3对端面可选倒角，其他倒角处可选，另外，还应去毛刺。三、常见故障和排除方法 1、缸筒、缸盖接合处结构性泄漏造成缸筒、缸盖接合处泄漏的结构性原因主要是：（1）、密封槽低径过大 镶O形密封圈和Y、U形密封圈的槽底直径，如加工的尺寸过大，则密封圈的压缩余量增大，装配时鼓凸出来的密封圈会被切坏。 缸盖上的槽内装入密封圈后，在与缸筒合装前，应该用游标卡尺检查密封外径的大小，正常情况下，O形密封圈的压缩余量在直径尺寸上应有0.60.7mm左右；Y、U形密封圈应有0.61.5mm左右的压缩余量。若缸盖上槽底直径过大，应对密封槽再进行加工至规定尺寸。（2）、密封槽宽度过窄O形圈是通过合适的压缩余量,造成密封圈截面发生变形,并向密封沟槽的宽度方向伸展而产生密封作用的。如果密封槽宽度过窄，密封圈的伸展受到过分的限制，缸盖装入缸壁内时又不能将密封圈全部压入槽内，此时，O形圈再密封槽内的肩棱与缸壁端面之间被剪切破坏。同样道理，Y、U形密封圈，其唇缘尖部是张开的，装入槽内后，唇缘受到挤压在密封槽宽度方向有所伸长，若槽宽度过窄，则唇缘翘在槽外，缸盖装入缸壁时极易被剪断。（3）、缸筒端面倒角不合要求缸筒端面的倒角应做成大的R圆角或带锥度的倒角，而且其表面一定要光滑不带毛刺。 珩磨缸筒内孔后，容易造成接交处的痕迹交角与毛刺，应该用极细的砂纸砂去，以避免损坏密封圈。（4）、连接螺纹结构不良在缸盖中的外螺纹旋入缸筒内螺纹的连接结构中，若缸筒内螺纹的牙尖内径比密封圈外径尺寸小时，在缸盖旋进缸筒进行装配时，密封圈必遭破坏，所以，确定缸筒螺纹内径时，应该考虑倒密封圈在径向自由状态下的尺寸余量，须使螺纹内径相应加大。缸筒上带内螺纹的部分，在螺纹末端处到滑动部分的过度区，若倒角不够，留有毛刺或表面过于粗糙，拧入缸盖时会损伤密封圈，此段应仔细加工倒角，可能条件下，要尽可能加工成一个“慢坡”形状。（5）、拉杆联接压紧力不够缸盖与缸筒采用拉杆联接时，若拉杆螺栓刚度不够使用时产生伸长变形，缸盖与缸筒压力作用不够，则接头区域密封件可能泄漏。此时应换用高强度调质钢制成螺栓并充分拧紧。（6）、刚底壁厚太薄或紧固螺栓间距过大当缸底（顶）壁厚过薄，螺栓位置间距过大时，液压港缸在油压作用下，两螺栓间的板壁由于受弯曲力矩而翘曲起来。同样的情况下，在缸底与缸筒法兰口间也将产生局部间隙。务必增加缸底及缸筒法兰口壁厚，增加紧固螺栓数目，才能消除该现象。（7）、密封槽过深密封槽深度过大，密封件不能获得规定的压缩余量，因而产生泄漏，这种现象往往被人忽视。其实，只要在缸盖与缸筒装配前，将密封圈（此处多为O形圈）置于密封槽内，按压服帖后，用手指可以触摸出来：密封件应高于槽的端面约0.300.50mm左右，也可用深度尺进行测量。（8）、焊接结构缸体的泄漏、裂纹内漏 焊接结构的缸体常在焊接裂纹处产生泄漏。裂纹产生的原因，多为焊接方法、工艺不当造成，如焊接坡口设置；焊前的预热；焊后的缓冷；焊接电流的选择不当；焊条潮湿；焊条与焊接材料的相容性不当；焊接处油渍严重未预处理等等。、焊缝缺陷 缸体的焊接一般具有相当的深度，施工是需要分多层进行，每层焊完后若焊渣未清楚彻底，即造成凹窝等焊接缺陷，这些内部缺陷上下串通起来即会泄漏。2、缸体组件的损坏2.1、缸筒的损坏缸筒损坏除前述的缸壁胀大外，还经常因为压力作用而产生纵向裂纹、恶性划伤及焊接部位和加工部位的破损等，其