微型轿车无极变速器的设计论文

1、微型轿车无极变速器的设计姓名：贺子龙学院：机械工程 班级：研1505 学号：S20150237摘要：通过调研分析，采用分体带轮结构设计，开发新型带传动无级变速器，使其能满足家用微型轿车使用要求，调速时带轮分体在调速机构的作用下可以沿径向连续膨胀活收缩，达到改变带轮的工作直径，实现无级变速目的，消除了作用在V带侧面的挤压力挤压带轮的问题。关键词：带式传动；无级变速器；分体带轮The design of the mini car automatic transmissionAbstract:By careful analysis，The use of the structural design o

2、f split pulley，development of new CVT Belt Drive，To enable them to meet the requirements of domestic use of electric cars。It proves to reduce the wear of belt and avoid misalignment of pulleys to a large extent by adopting the parted pulleys and unique mood to vary speed.Key words: belt-type transmi

3、ssion; continuously variable transmission (CVT); parted pulleyghy 车辆运行过程的自动变速一直是人们追求的目标，也是目前汽车技术发展到高级阶段的标志。机械无级变速器是一种传动装置，其功能特征是:在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内连续变化，以满足机器或生产系统在运转过程中各种不同工况的要求。采用无级变速器，尤其是在配合减速传动时进一步扩大其变速范围与输出转矩方面，能更好地适应各种机械的工况要求，使之效能最佳化。在提高产品的产量与质量，适应产品变换的需要，节省能源，实现整个系统的机械化、自动化等各方面都有显著的效果

4、。在国家最新颁布的微型汽车下乡政策下，会使微型轿车的更快普及，其市场占有辆会不断提高。随着全球能源危机的不断加深，石油资源的日趋枯竭以及大气污染、全球气温上升的危害加剧，各国政府及汽车企业普遍认识到节能和减排是未来汽车技术发展的主攻方向，发展小排量汽车将是解决这技术难点的最佳途径。如果能够在微型汽车的基础上应用无级变速技术，会大大提高汽车的使用性能。但是面对着带传动式无级变速器过高的成本等问题，我们需要开发出新型的无级变速器，能够在解决V带侧面的挤压力带轮问题的同时，可以摆脱过度依赖进口无级变速器，实现自主知识产权。微型轿车已经朝着高性能，高普及，低价格化发展，因此需要开发出一种新型的无级变速

5、器，响应国家政策要求。无级变速器目前已经成为一种基本的通用传动型式，应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、机床、电工、起重运输、矿山冶金、工程、农业、国防及试验等各类机械，已被开发成各种类型，并已系列化生产。汽车行业使用的机械无级变速器不仅要能在较大的范围内改变汽车驱动轮上的速度大小，而且还要能保证在较大范围内改变驱动轮上的转矩大小。除此之外，还应该保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。因此，车辆无级变速器具有节油、操纵方便、行驶舒适等特点。它能使整车具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能，提高行车安全性，降低了废气排放。1 机械无级变速器的概况机械无级变速器是适合现今生产工艺流程机械化、自动化发展

6、，以及改善机械工作性能的一种通用传动装置。它的研制在国外己经有百余年的历史了，初始阶段由于受到条件的限制，进展缓慢。直到20世纪50年代以后，一方面随着科学技术的蓬勃发展，材质、工艺和润滑方面的限制因素相继得到解决，另一方面随着经济的发展，需求的迅速增加，相应地促进了机械无级变速器的研制和生产，使各种类型的系列产品快速增长并获得了广泛的应用。国内的机械无级变速器是在20世纪60年代前后起步的，基本上是作为专业机械，如纺织、机床及化工机械等的配套零部件使用。由专业机械厂进行仿制和生产，品种规格不多，产量也不大。直到80年代中期以后，大量引进国外各种先进设备，随着工业生产现代化以及自动流水线的迅速

7、发展，对机械无级变速器品种、规格和数量方面的需求都有了大幅度增加。在这种形式下，专业厂开始建立并进行规模化的生产，一些高等院校也相继开展了这方面的研究工作，短短十几年间，系列产品已包括机械无级变速器现有的摩擦式、链式、带式和脉动式四大类及其各种主要的结构型式，初步满足了生产发展的需要。与此同时，学会、协会及情报网组织的相继建立，并先后制定了一系列的国家标准和行业标准，使机械无级变速器发展成为机械领域中的一个新兴的行业。在生产实践中如同齿轮、联轴器那样，机械无级变速器已成为一种通用的零部件，广泛应用于各种机械。进入20世纪90年代，汽车工业对无级变速器技术的研究开发日益重视，特别是在微型汽车中，

8、无级变速技术被认为是汽车业发展的关键技术。德国PIV公司从1956年起，开始研究链传动的CVT，到了80年代，出现了技术上的突破，橡胶带被由许多薄钢片穿成钢环的带所代替。1987年，福特公司首次在市场上推出了装用这种钢环的CVT。1978年开始研究和开发一种半环面牵引传动CVT，从1978年到1982年已经制造了8台样机，并完成了寿命试验。有的样机装于汽车完成了路试，其研究结果已于1990年报道。速比控制机械的开发和双腔CVT的开发己由Nakano报道。Lohr和Dawe报道了用于重型货的新的设计，在美国已经真正开发了全环面CVT。带式无级变速器具有结构简单、传动平稳、价格低廉、不需润滑及可以

9、缓冲吸振等特点，是机械无级变速器中应用最广泛的一种变速器。近年来，特别是在汽车工业、家用电器和办公机械以及各种新型机械装备中使用己相当普遍。科学技术的进步，使得带传动的工作能力显著增强。V型金属带式无级变速传动是新出现的一种无级变速传动，其所采用的V型金属带刚性化是刚性链柔性化的结果。V 型金属带式无级变速传动，最早是由荷兰VanDoorne's Tansmissie (VDT)公司开发的，现在己经广泛使用于多种汽车变速器中，并结合电、液自动控制与计算机技术，实现了自动控制机械无级变速传动，使得汽车的行驶和操作特性大大改善，显示出了广阔的应用前景。2 微型轿车无级变速器工作原理2.1

10、方案分析在带式无级变速器中，若要实现变速即输出转速变化，必须改变其传动比，而传动比的改变需要通过改变带轮工作直径来实现。在目前的带式无级变速器中，均采用宽V带传动，并把带轮在轴向分成两半，通过改变两半带轮之间的距离实现带工作直径的变化。虽然这样的无级变速器己成为技术成熟的应用产品正在生产，但它存在的问题是不容忽视的，那就是在改变两半带轮之间的距离时，带与带轮之间存在严重的摩擦，寿命很低，所以目前很多课题都在致力于提高带传动无级变速器的寿命上。然而，改变V带的工作直径方式，除改变两个半轮之间的轴向位置外，还可以利用分体式带轮的分体径向移动。正是出于这种考虑而进行新型带传动小功率无级变速器的研究，

11、使其能够在微型轿车上得到使用。2.2 结构组成分体带轮无级变速器由分体带轮、调速装置、操纵机构、V带以及箱体等部分构成，见图2.1。 1、5.锥体 2.输入轴 3.套筒支架 4.输出轴 6、9.滚筒 7.液压缸 8.带 10.分体图2.1 分体带轮无级变速器原理图1. 分体带轮分体带轮，顾名思义就是将带轮分解，由分开的单独的带轮分体与锥体组成带轮。 1) 带轮分体带轮分体下端是燕尾状结构，能沿锥体上的燕尾槽自由滑动，并且被锥体带动(或者带动锥体转动)。分体带轮由五个带轮分体与一个锥体构成，带轮分体结构。2) 锥体锥体上开有五个燕尾槽，带轮分体的下端能正好安装在燕尾槽中，并且能沿锥体的燕尾槽自由

12、滑动改变带轮的直径大小。锥体两个端面有延伸部分，起主要作用是：在其上安装推力轴承，通过与操纵机构相互配合，实现锥体部分的轴向运动，该零件的主要部分是锥体，后面的锥体结构主要是指其锥体部分。其结构如图2.2所示图2.2 锥体结构3) 花键轴通过花键轴，锥体可以在其轴向方向上左右移动，从而可以改变分体带轮的工作半径大小。同时锥体通过花键轴作用实现输入或输出扭矩，进行动力传输。2. 操纵机构在操纵机构的作用下，调节分体带轮中锥体轴的走向，从而改变带轮分体在锥体上的位置，达到无级变速器的目的。3. V 带 嵌在带轮分体的V槽内，当主动带轮转动时，利用张紧的带与带轮分体之间的摩擦力，将动力从主动带轮传递

13、到从动带轮上，起到传递动力的作用。4. 箱 体 起到固定带轮分体的作用，保证运动的完整性。2.3 工作原理如图2.1所示，通过花键轴2带动主动锥体1转动，利用锥体1和分体带轮10的燕尾槽移动副配合，通过支架向右推动锥体1，而分体扇形块轴向位置不变，则分体带轮沿锥体1上的径向滑道向外膨胀，以此增大带轮的工作直径.同时，从动分体带轮内的锥体在转动的同时向右轴向移动，推动轴向位置不变从动分体带轮，分体沿锥体上的径向滑道向内收缩。此时由于传动带的长度是固定不变的，传动带具有一定的弹性，因此减小了从动轮的工作直径，从而改变主、从动带轮的工作直径的比值，如此实现在一定范围内连续无级调速的目的。2.4 主要

14、性能参数2.4.1 传动比与其他无级变速器传动相同，带式无级变速器的传动比的表达式为: （2.1）式中 n1、D1一分别为主动带轮的转速和工作直径;n2、D2一分别为从动带轮的转速和工作直径2.4.2 变速比带式传动无级变速器的变速范围取决于带轮工作直径的相对变化量，带轮直径从d位置达到D位置时的V带移动量来确定。如图2.3所示，当带轮分体在锥体的最右端时，传动比0.5。当带轮分体运动到锥体的最左端时，传动比1.25。变速比。由图2.3可以看出来，带轮的变速范围和锥体的轴向移动量有关，如果要扩大变速范围，可以增加或减小带轮在最大端或最小端的直径。 图2.3 带式传动无级变速器2.4.3 滑动率

15、带传动是靠摩擦传动，带与带轮之间存在有滑动。带轮、传动带及负载率不同，变速器滑动率不同。为了保证带式无级变速器正常工作并延长寿命，应尽量减少滑动和避免打滑。2.4.4 机械特性带式无级变速器的机械特性是指输出功率、输出转矩与输出转速之间的变化关系，通常可以分为下面三种类型:1) 恒功率特性一输出转矩与输出转速成反比关系变化，输出功率保持不变。输出转矩T2与输出转速N2的关系如图2.4虚线所示，这种特性有利于充分发挥原动机的功能提高工作效率。2) 恒转矩特性一输出转速变化时输出功率随之变化，输出转矩不变，如图2.4实线所示。3) 复合特性一输出功率和输出转矩均随输出转速按某种规律变化。图2.4带

16、式无级变速器机械特性3 带轮及锥体的设计3.1 带传动参数计算 进行带轮及锥体设计，首先应按带传动设计过程进行基本带传动的计算，因为可以把无级变速看成传动比连续变化的带传动，而在某个固定的传动比处仍符合基本带传动的计算。1) 设计功率 （3.1）式中 工况系数2) 选定带型传动比传动比： （3.2） 的取值范围是:0.5-1.25, 输入转速为恒定值传动比为0.5时的输出转速：= /传动比为1.25时的输出转速:=/根据,选取有效宽度制窄V带带型2，由于窄V带结构特点，决定了其具有较高的承载能力，较长的使用寿命，适应载荷变化大，变化频率高等特点。3) 确定带轮基准直径为提高v带的寿命，在结构允

17、许的情况下选取较大的基准直径。窄v带：=3540 （3.3）为充分发挥v带的传动能力，应使=40以内，可得带轮的最大极限尺寸。 （3.4）各轮尺寸最小有效直径参考表15-7167mm，带轮具体尺寸将由后面计算给出,此处计算主要是为后面计算选择带轮直径大小范围。3.2锥体及分体设计在新型带传动无级变速器中，由于锥体和分体共同构成带轮的直径，所以在设计过程中应选取合适的锥体直径和分体高度。在锥体小端各个分体的距离比较近，为防止锥体损坏，图3.1 锥体应该保证各槽之间的距离L选取一个合适的值。实现分体在锥轮上运动需要开槽，槽的形状可以选取T形槽或燕尾槽。T形槽一般用于定位，机床上的燕尾槽用于滑动机构

18、，所以选择燕尾槽。图中的槽尺寸按燕尾槽选取，槽口尺寸为8mm，槽底尺寸为15mm，角度取标准值为，分体个数为5个，同样槽的个数也为5个，这样得到锥体小端的最小直径为50mm。图3.2优化分析尺寸关系图为计算带轮分体和锥体的合理尺寸我们建立如图3.2所示的模型。上面的为输入轴，下面的为输出轴，设六个变量: 输入轴带轮处于大端时的直径 一输入轴分体高度(直径尺寸)一 输入轴带轮处于小端时的直径 一输出轴带轮处于小端时的直径一 输出轴分体高度(直径尺寸)一 输出轴带轮处于大端时的直径图中：=-；=-；=-；=-当分体位于最左侧时输入端的锥体直径为-，输出端锥体直径为-；当分体位于最右侧时输入端的锥体

19、直径为-，输出端锥体直径为-。其中一个轴的锥体大端和小端差值变小时(即锥体锥度变小时)，由于两端的传动比固定，必然导致另一根轴锥体的大小端差值变大(即锥体锥度变大)，这样就会出现一种最不好的情况，即一根轴为直轴、另一根为锥度很大的轴，但两端的传动比仍能满足要求。所以我们建立的优化数学模型，优化目标应满足两根轴锥体的大小端差值都保证最小(即两个锥轴的锥度尽可能接近)。 （3.5）以上两式即为我们所要求解的目标函数，我们需要进立约束条件，然后根据已知条件进立矩阵关系式，利用软件求的其最优解。约束条件如下：1) 锥体大端的直径应比分体处于小端时的带轮直径小10mm以上，如果不满足，壳体将无法安装。2

20、) 带轮大端直径大于小端直径。3) 锥体小端直径不小于50mm。不等式线性约束方程整理成标准形式，得: （3.6）等式线性约束:两端固定传动比 各变量取值范围:，为分体的直径尺寸，可以取任意大于0的数。，在matlab中调用非线性约束规划的求解函数fmincon进行求解，其调用格式为:= 式中：变量(向量)函数返回的优化精度目标函数初值( 向量)线形不等式约束的系数阵线形不等式约束的非齐次项线形等式约束的系数阵线形等式约束的非齐次项所有变量的初值(向量)所有变量的终值(向量)非线形约束的函数名得出的锥体的具体结构尺寸如图3.4所示：；误差为：=7.4500e+003图3.3锥体结构尺寸3.3

21、继续带传动计算1) 初定轴间距轴间距应满足: (3.7)将传动比为0.5和传动比为1.25的两个极限状态带轮直径分别进行计算。=0.5 时: =0.5 时： 中心距应在上述两个取值范围的交集内，根据初始中心距条件，所以选取400mm2) 计算带的基准长度由于在传动比变化过程中，处于不同传动比时带的工作长度不同，如图3.4所示，所以需要计算几个特殊位置的带长。图3.4不同长度时带长度选取计算 (3.8)按最大计算带长度选取标准带长度，取Ld=1400mm，最终选取带的型号为 SPA-1400 (GB 12730-91) 这里的小带轮包角用直径相差较大的两个带轮进行计算，因为带轮直径相差大的带传动

22、中小带轮包角较小。但是，此时大带轮处于分开状态，由于各分体之间存在距离，所以大带轮的实际包角要小于理论包角，此处计算大带轮的实际包角是否大于120度。图3.5大带轮包角计算如图 3.5所示在大带轮包角范围内，假设带轮完全与带轮接触，则大带轮运行过程中会出现有两个a或有三个a角度的范围无分体支撑，所以应该在理论包角中减掉这些部分。大带轮为整圆时理论包角: （3.9）当大带轮有三个a角度的范围无分体支撑时，其包角最小。5) 单根V带的基本额定功率用传动比为1.25进行选取:d=160mm，选取带查表8-1-34(b)，。6) V带根数 （3.10）式中 小带轮包角修正系数，根据小带轮包角，查表15

23、-82取0.95；带长修正系数，根据基准带长=1400，查表15-102取0.91；据式（3.11）计算得,所以取2根。7) 单根V带的预紧力(N)(在传动比为0.5处带最紧，所以在此处计算) （3.11）式中：V带每米长的质量()，查表8-1-281。8) 压轴力(在传动比为0.5处带最紧，所以在此处产生最大压轴力) （3.12）=1.5 （3.13）根据前面计算的尺寸确定带轮分体、锥体的结构，分体轮辐采用矩形截面如下图:图3.6分体轮辐结构由五轮幅带轮轮辐尺寸公式得: 首先确定锥体的结构:输入轴锥体尺寸:大端直径150mm，小端直径50mm，长度与输出轴锥体相同，锥度角大小为;输出轴锥体尺

24、寸:大端直径120mm，小端直径50mm，长度与输入轴锥体相同，锥度角为。其次确定带轮分体的结构:传动比为0.5处输出轴小端带轮为整圆，D=130mm;传动比为1.25处输入轴小端带轮为整圆,D=160mm。在Pro/ENGINEER建立如图3.7所示三维装配图。 图3.7三维结构装配图4 轴及轴承的设计4.1 轴的设计本设计中轴传递小功率，选用45钢调质处理，其主要力学性能由表15-15：抗拉强度极限=640，屈服强度极限=355，弯曲疲劳极限=275，剪切疲劳极限=155，许用弯曲应力=60。确定径向尺寸:按弯扭合成强度初步估算最小轴径 （4.1）式中 A-由轴的材料及承载情况确定的系数，

25、查表15-35；输出轴转速(5000-2000r/min)按2000r/min计算: 由于变速器输入与输出通过键槽连接其它机构，所以考虑开键槽，轴径再增加3%-5%。为方便设计，输入与输出轴都取相同直径，取上面计算两者大的一个计算得=18.8(1+5%)=19.7mm，选取20mm作为轴的最小尺寸。 图4.1 带轮机构受力分析联立上面两式得： （4.2） （4.3） 列水平方向平衡方程: （4.4）将式(4.5)和(4.6)代入，得 （4.5）4.4 轴的校核4.4.1 按疲劳强度计算危险截面的安全系数轴径的初步计算是一种粗略的估算方法，按弯扭合成强度条件校核轴径，也不能反映出应力集中的真实情

26、况，因它没有考虑尺寸因素、轴表面状态等对轴的疲劳强度的影响.因此，对重要的轴除用上述方法进行计算外，还必须对轴的危险截面进行疲劳强度的校核计算.计算弯矩与受力较大处。本设计的轴为单向旋转的转轴，其安全系数计算公式为： (4.6)式中 材料抗弯截面模数，=3630 ；材料抗扭截面模数， =,z为花键齿数; 轴弯曲有效应力集中系数，查表10-152；轴剪切有效应力集中系数，查表10-152；轴扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数，查表10-222；材料弯曲疲劳极限，=275材料疲劳强度许用安全系数，查表10-142。 4.4.2 静强度安全系数校核该校核的目的在于检验轴对塑性变形的抵抗能力，轴的

27、静强度是根据轴所承受的最大瞬时载荷(包括动载荷和冲击载荷)来计算的。危险截面安全系数校核公式: （4.7）静强度的许用安全系数，查表10-142材料屈服极限轴危险截面上的最大弯矩轴危险截面上的最大扭矩作用在轴上的最大轴向载荷，由推力轴承设计处可得细危险截面面积材料抗弯截面系数材料抗扭截面系数4.4.3 轴的刚度校核轴承受载荷后会产生弯曲和扭转变形，若变形过大，会影响轴上零件的正常工作，且本设计中轴的长度比较长，所以需要进行刚度校核。1. 扭转刚度校核轴的扭转刚度校核用每米轴长的扭转角来度量。 （4.8）式中 T轴所传递的扭矩，；轴的材料的剪切弹性模量，对于钢材，=8.1；轴截面的极惯性矩，对于

28、圆轴， ；阶梯轴手扭矩作用的长度，mm；、分别代表阶梯轴第段上所受的扭矩、长度、极惯性矩，单位同前；阶梯轴受扭矩作用的轴段数。轴的扭转刚度条件为：式中 为轴每米长的允许扭转角。对于一般传动轴选取=0.51（°/m）。图4.5右侧的扭矩作用距离长，变形大，所以应计算该轴段的扭转角。参照(附录)2. 弯曲刚度校核轴弯曲刚度用挠度及偏转角度量，轴的许用挠度和许用偏转角查表15-55可得。本设计要求<,圆锥滚子轴承处<.其中=（0.00030.0005）,=0.0016,而且在计算过程中，把轴等效为当量直径d的光轴近似计算： （4.9）式中 阶梯轴第段的长度，mm；阶梯轴第段的直

29、径，mm； 阶梯轴的计算长度，mm；阶梯轴计算长度内的轴段数。图4.4 弯曲刚度校核 （4.10）式中 E为材料弹性模量为截面惯性矩为作用力，可以用最大压轴力计算 （4.11）5 调速机构设计5.1 调速机构综述调速装置采用液压作为动力。分别用两个液压缸与带传动的高速端的轴和低速端的轴相连，利用液压泵产生的液压推力使两根锥轮轴产生轴向移动，带动两边的膨胀托向外膨胀或者收缩，起到达到该变速度的目的。液压传动的主要优缺点是：液压传动有以下优点:1) 在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力，因为液压系统中的压力可以比电枢磁场中的磁力大出3040倍。在同等功率下，液压装置的体积小，重量轻

30、，结构紧凑，如液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的12%左右。2) 液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压装置的换向频繁，在实现往复回转运动时可达500次/min，实现往复直线运动时可达1000次/min。3) 液压装置能在大范围内实现无级调速，还可以在运行的过程中进行调速。4) 液压传动易于自动化，这是因为它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节或控制的缘故。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，接受远程控制。5) 液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状

31、态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。液压件能自行润滑，使用寿命较长。6) 由于液 压元件己实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也具有较大的机动性。7) 用液压 传动来实现直线运动远比用机械传动简单.液压传动的缺点是：1) 液压传动不能保证严格的传动比，这是由液压油液的可压缩性和泄漏等原因造成的。2) 液压传动在工作过程中常有较多的能量损失(摩擦损失、泄漏损失等)，长距离传动时更是如此。3) 液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性易受温度的影响，因此它不易在很高或很低的温度条件下工作。4) 为了减少泄漏，液压元件在制

32、造精度上的要求较高，因此它的造价较贵，而且对油液的污染比较敏感。5) 液压传动要求有单独的能源。6) 液压传动出现故障时不易找出原因。5.2 液压机构设计 液压调速系统中执行机构选择液压缸。液压缸是液压系统中的执行元件，它是一种把液体的压力能转换成机械能以实现直线往复运动的能量转换装置。液压缸结构简单，工作可靠，在液压系统中得到了广泛的应用。液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸两类。活塞缸和柱塞缸的输入为压力和流量，输出为推力和速度。本设计采用单活塞杆双作用液压缸。它的特点是:活塞双向运动产生推、拉力，活塞在行程终了时不减速，如图。图5.1 单活塞杆双作用液压缸5.3 液压缸的设计计算1

33、) 按负载选择执行元件工作压力，查表9-110，本设计负载为轴向推力=811.78N，选择液压缸的工作压力为1。液压缸的理论作用力F，按下式确定: （5.1）式中 活塞杆上的实际作用力，N；负载率，一般取值0.50.7；液压缸总的效率，通常取0.9。2)确定缸筒内径和活塞杆直径 无杆腔进液： （5.2）有杆腔进液： （5.3）查手册圆整为标准系列。液压缸内径按GB/T2348-1993标准；液压缸活塞杆外径按GB/T2348-1993标准，。如果有杆腔进液满足负载要求，则无杆腔进液不需要达到最大油压即可以满足负载。容积效率由密封件泄漏所造成，通常容积效率为:装弹性体密封圈时为1；装活塞环时为0.98。3) 油缸长度尺寸确定液压缸的缸筒长度由最大行程决定，缸筒长度一般不超过内径D的20加倍。活塞厚度B=(0.61.0) D，结果按液压