机械设计制造及其自动化专业毕业设计-卧式单面多轴钻孔机床液压系统

1、PAGE PAGE 36课程设计指导书设计课题：卧式式单面多轴钻钻孔组合机床床液压系统设设计适用：机械设计计制造及其自自动化专业2009年前言液压传动技术是是机械设备中中发展最快的的技术之一，特特别是近年来来与微电子、计计算机技术结结合，使液压压技术进入了了一个新的发发展阶段，机机、电、液、气气一体是当今今机械设备的的发展方向。在数控加工的机械设备中已经广泛引用液压技术。作为数控技术应用专业的学生初步学会液压系统的设计，熟悉分析液压系统的工作原理的方法，掌握液压元件的作用与选型及液压系统的维护与修理将是十分必要的。液压传动在国民民经济的各个个部门都得到到了广泛的应应用，但是各各部门采用液液压传

2、动的处处发点不尽相相同：例如，工工程机械、压压力机械采用用液压传动的的主要原因是是取其结构简简单、输出力力大；航空工工业采用液压压传动的主要要原因是取其其重量轻、体体积小；机床床上采用液压压传动的主要要原因则是取取其在工作过过程中能无级级变速，易于于实现自动化化，能实现换换向频繁的往往复运动等优优点。为此，液液压传动常在在机床的如下下一些装置中中使用 ： 进给运动传动动装置这项应用在机床床上最为广泛泛，磨床的砂砂轮架，车床床、自动车床床的刀架或转转塔刀架，磨磨床、钻床、铣铣床、刨床的的工作台或主主轴箱，组合合机床的动力力头或滑台等等，都可采用用液压传动。 往复主体运动动传动装置龙门刨床的工作作

3、台、牛头刨刨床或插床的的滑枕，都可可以采用液压压传动来实现现其所需的高高速往复运动动，前者的速速度可达60090m/min，后后者的速度可可达30550m/miin。这些情情况下采用液液压传动，在在减少换向冲冲击、降低能能量消耗，缩缩短换向时间间等方面都很很有利。回转主体运动传传动装置车床主轴可以采采用液压传动动来实现无级级变速的回转转主体运动，但但是这一应用用目前还不普普遍。 仿形装置车床、铣床、刨刨床上的仿形形加工可以采采用液压伺服服系统来实现现，其精度最最高可达0.010.02mm。此此外，磨床上上的成型砂轮轮修正装置和和标准四缸校校正装置亦可可采用这种系系统。5.辅助装置机床上的夹紧装

4、装置，变速装装置、丝杠螺螺母间隙消除除装置，垂直直移动部件的的平衡装置，分分度装置，工工件和刀具的的装卸、输送送、储存装置置等，都可以以采用液压传传动来实现，这这样做有利于于简化机床结结构，提高机机床自动化的的程度。液压动力滑台是是利用液压缸缸将泵站提供供的液压能转转变为滑台运运动所需的机机械能，来实实现进给运动动并完成一定定得动作循环环，是一种以以速度变换为为主的中、低低压液压系统统，在高效、专专用、自动化化程度较高的的机床中已得得到广泛的应应用。因此，在液压传动与控制系统中具有综合性和代表性，通过本毕业设计可以全面的应用和巩固所学的专业技术基础理论知识，提高机械设计能力和绘图能力，培养学生

5、学习新技术、获取信息和理论联系实际的能力，特别是使学生在液压传动与控制的基本理论和应用方面得到进一步的提高。在毕业设计中，每每人要完成卧卧式单面多轴轴钻镗组合机机床液压设计计与说明书一一份，设计图图纸六张。在在撰写设计计计算与说明书书和设计图纸纸时，要严格格遵守以下要要求：撰写设计计算与与说明书要求求：计算过程、步骤骤。清晰，层层次分明，根根据充分，数数据和结果准准确。分析说明要重点点突出，观点点明确，论理理正确，逻辑辑性强，有说说服力。提倡合理运用必必要的附图、表表格、曲线等等分析说明问问题。文理通顺，语言言确切，论述述清晰，文字字简练。序码编号要层次次清楚、合理理。内容要在个人独独立思考、

6、分分析理解的基基础上，自行行计算说明和和加工整理。不不得盲目抄录录参考资料，严严禁抄袭他人人的设计内容容。设计图纸要求绘制零件图、装装配图时，必必须先搞清零零件的作用功功能、结构、相相关件的装配配连接关系等等，明确图纸纸需要表达的的部分和内容容。根据零件的结构构特点按规定定确定图幅、比比例，合理选选择和布置基基本视图和剖剖视、剖面图图等。绘制每一条图线线，标注每一一个符号都有有弄懂道理，独独立绘制图样样，不得拷贝贝他人图纸。图纸内容要完整整，应包括：视图、尺寸寸、加工装配配符号、技术术要求、标题题栏和零件表表等。图纸要严格按照照机械制图等等有关标准和和规范绘制，图图样表达、尺尺寸标注、公公差配

7、合、表表面粗糙度和和材质等，一一律采用新标标准。第一部分 液液压系统的设设计液压系统的设计计是整个机器器设计的一部部分，它的任任务是根据机机器的用途、特特点和要求，利利用液压传动动的基本原理理，拟定出合合理的液压系系统图，再经经过必要的计计算来确定液液压系统的参参数，然后按按照这些参数数来选用液压压元件的规格格和进行系统统的结构设计计。液压系统的设计计步骤一般如如下：一、明确设计要要求在液压系统的设设计中，首先先应明确系统统设计的要求求。具体内容容包括：主机的用途、结结构、总体布布局；主机要求液压系系统实现的动动作顺序或互互锁要求；主机采用液压系系统的各执行行元件在力和和运动方面的的要求；对液

8、压系统的工工作性能、工工作效率、自自动化程度等等方面的要求求；液压系统的工作作环境和工作作条件等；液压装置的重量量、外形尺寸寸、经济性等等方面的要求求。二、系统工况分分析1运动分析按设备的工艺要要求，把所研研究的执行元元件在完成一一个工作循环环时的运动规规律用图表示示出来，一般般用速度时间（vt）或速度度位移（vvs）曲线表表示，称执行行元件的速度度循环图（速速度图）。2负载分析按设备的工艺要要求，把执行行元件在各阶阶段的负载用用曲线表示出出来，称执行行元件的负载载位移（时时间）曲线图图（负载图）。由由此图可直接接的看出在运运动过程充何何时受力最大大，何时受力力最小等各种种情况，以此此作为以后

9、的的设计依据。F液压缸驱动执行行机构进行直直线往复运动时，所受受的负载为F=Ft+Fff+Fa （11-1）工作负载Ft工作负载是液压压缸负载的主主要组成部分分，它与设备备的运动情况况有关，不同同机械的工作作负载其形式式各不相同，对对于机床，切切削力是工作作负载。工作作负载可以是是恒定的，也也可以是变化化的；可能是是正值，也可可能是负值，负负载的方向与与液压缸（或或活塞）的运运动方向相反反者为正，相相同者为负。由切削原理可知知：高速钢钻钻头钻铸铁时时的轴向切削削力Ft与钻头直径径D、每转进进给量s和铸铁硬度度HB之间的的经验算式为为：Ft =25.5Ds0.8（HB）0.6 （1-2）根据组合

10、机床加加工特点，钻钻孔时的主轴轴转速n和进进给量s可选选用下列数值值：对=13.99mm的孔来说说 n11=360rr/min s1=0.1447mm/rr对=8.5mmm的孔来说说 n2=550rr/min s1=0.0996mm/rr摩擦阻力负载摩擦阻力是指主主机执行机构构在运动时与与导轨或支撑撑面间的摩擦擦力，其值恒恒为正值。Ff=fFN （1-33）式中：FN运动部件及及外负载对支支撑面的正压压力；f摩擦系数数，分为静摩摩擦系数（ffs0.200.3）和动动摩擦系数（ffd0.050.1）。（3）惯性负载载Fm惯性负载是指运运动部件在启启动或制动过过程中，因速速度变换由其其惯性而产生生

11、的负载，可可由牛顿第二二定律计算。Fs=ma=GG/gv/t （11-4）式中：m运运动部件的质质量，Kg； a运动动部件的加速速度，m/ss2；G运动部件件的重力Ng重力加速速度，m/ss2；v速度的的变化量，mm/s；t速度变变化所需要的的时间，s。除此之外，液压压缸的受力还还有活塞和活活塞杆处的密密封装置的摩摩擦阻力，其其计算方法和和密封装置的的类型、液压压缸的制造质质量和工作压压力有关，由由于详细计算算比较麻烦，为为了简化计算算，一般将其其考虑在液压压缸的机械效效率中，初步步设计时可取取m=0.850.97，另另外，还有背背压力，可在在最后计算时时确定。液压缸主要参数数的确定1确定工作

12、压压力液压缸工作压力力可根据负载载大小及机器器设备的类型型来确定。一一般来说，工工作压力选大大些，可以减减少液压缸内内径及液压系系统其它元件件的尺寸，使使整个系统紧紧凑，重量轻轻，但是要用用价格较贵的的高压泵，并并使密封复杂杂化，而且会会导致换向冲冲击大等缺点点；若工作压压力选的过小小，就会增大大液压缸的内内径和其它液液压元件的尺尺寸，但密封封简单。所以以应根据实际际情况选取适适当的工作压压力，设计时时可用类比法法来确定，参参考下表。表一 按负载载选择系统工工作压力负载/KN551010202030305050系统压力/MPPa0811.622.53344557 表二 按按主机类型选选择系统工

13、作作压力设备类型机床农业机械、汽车车工业、小型工程机机械及辅助机机械工程机械重型机械锻压机械液压支架船用机械磨床组合机床牛头刨床插床齿轮加工机床车床铣床镗床机床拉床龙门刨床压力/MPa2.56.32.56.33101016163214252确定液压缸缸内径D和活活塞杆直径dd鉴于动力滑台要要完成的动作作循环是快进进工进快退，且且要求快进和快退的速度度相等，这里的的液压缸需选用单杠式式的，并在快快进时作差动动连接。这种种情况下的液液压缸无杆腔腔工作面积AA1取为有杆腔腔工作面积AA2的两倍，即即活塞杆直径径d与液压缸缸缸筒直径DD的关系是dd=0.7007D。在钻孔加工时，液液压缸回油路路上必须

14、有背背压p2，取p2=0.8Mpa，以防止止被钻孔时动动力滑台突然然前冲。由工进时的推力力，列出活塞塞的力平衡方方程式，计算算液压缸面积积：F/m=A11p1-A2p2=A1p1-（A1/2）p2 （11-6）D= （1-7）式中 pp1液压缸的的工作压力，初初算时可取系系统工作压力力； p2液压缸回回油腔背压力力，初算时无无法准确计算算，可先根据据机械设计手手册进行估计计；（本设计计可参考以下下选择：在钻钻孔加工时，液液压缸回油路路上必须有背背压p2，取p2=0.8MMpa，以防止止被钻孔时动动力滑台突然然前冲。快进进时液压缸作作差动连接，油油管中有压力力损失，有杆杆腔的压力应应略大于无杆杆

15、腔，但其差差值较小，可可先按0.55MPa考虑虑。快退时回回油腔中是有有背压的，这这是也可按pp2=0.5MMPa考虑。） F工作循环环中的最大外外负载； Fc液压缸密密封处的摩擦擦力，它的精精确值不易求求出，常用液液压缸的机械械效率m进行估算，FF+Fc=F/m； m液压缸的的机械效率，一一般m=0.850.97；由计算所得的液液压缸内径DD和活塞杆直直径d值应按按GB234481993圆整整到相近的标标准直径，以以便于采用标标准的密封件件。表3 液压缸内内径尺寸系列列（GB23348-19993）810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(18

16、0)200(220)250320400500630表4 活塞杆直直径系列（GGB23488-19933）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400液压缸最小稳定定速度的验算算：对选定后后的液压缸内内径D，必须须进行最小稳稳定速度的验验算，要保证证液压缸节流流腔的有效工工作面积A，必必须大于最小小稳定速度的的最小有效面面积Aminn，即AAmin。Amin=qmmin/vmin （11-8）式中 qqmin流量阀的的最小稳定流流量，一般从从选定流量阀阀的产品样本本中查得； vm

17、inn液压缸的的最低速度，由由设计要求给给定。3确定液压缸缸所需的最大大流量液压缸所需的最最大流量qmmax等于液液压缸有效面面积A和液压压缸最大移动动速度vmaax的乘积，即即qmax=Avvmax （1-9）如果液压缸节流流腔的有效工工作面积A不不大于计算所所得的最小有有效面积Ammin，则说说明液压缸不不能保证最小小稳定速度，此此时必须增大大液压缸内径径，以满足速速度稳定的要要求。4绘制液压执执行元件的工工况图液压执行元件的的工况图指的的是压力图，流流量图和功率率图。（1）工况图的的绘制按照上面所确定定的液压执行行元件的工作作面积和工作作循环中各阶阶段的负载，即即可绘制出压压力图；根据据

18、执行元件的的工作面积以以及工作循环环中各阶段所所要求的运动动速度，即可可绘制流量图图；根据所绘绘制的压力图图和流量图，即即可计算出各各阶段所需的的功率，绘制制功率图。（2）工况图的的作用从工况图上可以以直观的、方方便的找出最最大工作压力力、最大流量量和最大功率率，根据这些些参数即可选选择液压泵及及其驱动电动动机，同时是是系统中所有有液压元件的的选择的依据据，对拟定液液压基本回路路也具有指导导意义。拟定液压系统原原理图液压系统原理图图是整个液压压系统设计中中最重要的一一环，它的好好坏从根本上上影响整个液液压系统。拟定液压系统原原理图一般应应考虑以下几几个问题：采用何种结构的的执行元件；确定供油方

19、式；调速方式的选择择；快速回路和速度度换接方式的的选择；如何完成执行机机构的自动循循环和顺序动动作；系统的调压、卸卸荷及执行机机构的换向和和安全互锁等等要求；压力测量点的合合理选择。根据上述要求选选择基本回路路，然后将各各基本回路归归并、整理，在在增加一些必必要的元件或或辅助油路，使使之成为完整整的液压系统统，进行这项项工作时还必必须注意一下下几点：尽可能省去不必必要的元件，以以简化系统结结构；最终综合出来的的液压系统应应保证其工作作循环中的每每个动作都安安全可靠，互互相无干扰；尽可能采用标准准件，减少自自行设计的专专用件；尽可能使系统经经济合理，便便于维修检测测。初步拟定液压系系统原理图后后

20、，应检查其其动作循环，并并制定系统工工作循环表（电电磁铁动作顺顺序表）。液压元件的计算算和选择所谓液压元件的的计算，是要要计算该元件件在工作中承承受的压力和和通过的流量量，以便来选选择液压泵的的规格。确定液压泵的型型号和电机功功率先根据设计要求求和系统工况况确定液压泵泵类型，然后后根据液压泵泵的最高供油油量来选择液液压泵的规格格。确定液压泵的最最高工作压力力pp液压泵的最高工工作压力就是是在系统正常常工作时所能能提供的最高高压力，对于于定量泵系统统来说，这个个压力是由溢溢流阀调定的的；对于变量量泵系统来说说，这个工作作压力是与泵泵的特性曲线线上的流量相相对应的，液液压泵的最高高工作压力是是选择

21、液压泵泵型号的重要要依据。考虑到正常工作作时，进油管管路有一定的的压力损失，所所以泵的工作作压力为：ppp1+p1 （1-110）式中： pp液压泵最最大工作压力力p1执行元元件最大工作作压力p1进进油管路中的的压力损失，初初算时一般有有节流调速和和管路简单的的系统取=00.20.5MMPa，有调调速阀和管路路较复杂的系系统取=0.51.5 MPa。确定液压泵的最最大流量液压泵的最大流流量qp按执行元件件工况图上的的最大工作流流量及系统中中的泄漏量来来确定。即qpKLqqmax （11-11）式中 qp液压泵的的最大流量，LL/min；qmax同时动作的的执行元件所所需流量之和和的最大值。如如

22、果这是溢流流阀正在进行行工作，尚需需加溢流阀的的最小溢流量量23L/minn。KL系统泄泄漏系数，一一般取=1.11.3。选择液压泵的规规格根据以上计算的的值，即可从从产品样本中中选择合适的的液压泵的型型号和规格。为了使液压泵工工作安全可靠靠，液压泵应应用一定的压压力储备，通通常泵的额定定压力应满足足： pn（1.251.60）ppp （1-12）泵的额定流量则则宜与qp相当，不要要超过太多，以以免造成过大大的功率损失失。确定液压泵的驱驱动功率当系统中使用定定量泵时，其其驱动功率可可按下式计算算： P= pnqn /p （1-133） 式中 P电机功率率，W； pnn泵的额定定压力，Mppa；

23、qn泵的额额定流量，LL/min；阀类元件的选择择阀类元件的选择择是根据阀的的最大工作压压力和流经阀阀的最大流量量来选择阀的的规格。即所所选用的阀类类元件的额定定压力和额定定流量要大于于系统的最高高工作压力及及实际通过阀阀的最大流量量。在条件不不允许时，可可适当增大通通过阀的流量量，但不得超超过阀的额定定流量的200%，否则会会引起压力损损失过大。具具体地讲选择择压力阀时应应考虑调压范范围，选择流流量阀时应注注意其最小稳稳定流量，选选择换向阀时时除应考虑压压力、流量外外，还应考虑虑其中位机能能及操作方式式。液压阀的型号规规格见液压手手册。确定管路尺寸液压缸进、出油油管的管径应应按输入、输输出的

24、最大流流量计算，由由于液压泵具具体选定之后后，液压缸在在各个阶段的的进、出流量量以与原定数数值不同，所所以要重新计计算。管路内内径的选择是是以降低流动动造成的压力力损失为前提提的，液压管管路中流体的的流动多为层层流，压力损损失正比于油油液在管路中中的平均流速速，因此根据据流速确定管管径是常用的的简便方法。管路内径d按下下式计算：d= （mmm） （1-144）式中：q通通过油管的流流速； vv油管中允允许的流速，一一般对吸油管管取0.51.5m/ss，压油管取取2.555m/s，（压压力高时取大大值，压力低低时取小值），回回油管取1.52m/s。由上式计算出的的管径应按JJB827-66，将其

25、其圆整到标准准管径，参见见液压手册。油管管壁一般不不需计算，根根据选用的管管材和管内径径查液压传动动手册确定。各元件间连接管管路的规格按按元件接口尺尺寸确定。液压油箱容积的的确定油箱的有效容积积（油面高度度为油箱高度度的80%的的容积）应根根据液压系统统发热、散热热平衡的原则则来计算，但但这只是在系系统负载较大大、长期连续续工作时采用用必要进行，一一般只需按液液压泵的额定定流量qn估算即可。低压系统中（pp2.5MPPa）：V=（24）qn中压系统中（pp6.3MPPa）：V=（57）qn （1-155）高压系统中（pp6.3MMPa）：VV=（6112）qn液压油箱的有效效容积确定后后，需设

26、计液液压油箱的外外形尺寸，一一般尺寸比（长长、宽、高）为为1：1：111：2：3。为提高高冷却效率，在在安装位置不不受限制时，可可将油箱的容容量予以增大大。液压系统的性能能验算必要时，对液压压系统的压力力损失和发热热温升要进行行验算，如果果有经过生产产实践考验的的同类设备可可供类比参考考，或有可靠靠的实验结果果，那么液压压可以不再进进行验算。1. 压力损失失的验算在前面确定液压压泵的最高工工作压力时，关关于压力损失失是进行估算算的。现在系系统的元件、管管道直径、管管接头等都确确定下来了，所所以需要验算算一下管路系系统的压力损损失，看其是是否在假设范范围内，借此此可以较准确确地确定液压压泵的工作

27、压压力，并可确确定各种压力力阀的调定压压力值，保证证系统的工作作性能。液压泵应用一定定的压力储备备量，如果计计算出的系统统调整压力大大于液压泵的的额定压力的的75%，则则应该重新选选择元件规格格和管道尺寸寸，以减小压压力损失，或或者另选额定定压力较高的的液压泵。液压系统的的压压力损失包括括管道内的沿沿程损失和局局部损失以及及阀类元件的的局部损失三三项。计算系系统压力损失失时，不同的的工作阶段要要分开来计算算。回油路上上的压力损失失要折算到进进油路上。因因此，某一工工作阶段液压压系统的总的的压力损失为为 （11-16）式中 系系统进油路的的总压力损失失； （1-177）进油路总的的沿程压力损损失

28、进油路总的的局部损失进油路上阀阀的总损失 （1-118） 阀的额定定压力损失，由由产品样本中中查到； 阀的额定定流量； 通过阀的的实际流量；系统回油路路的总压力损损失； （11-19） 回油路总总的沿程损失失；回油路总的的局部损伤；回油路上阀阀的总损失，计计算方法同进进油路；液压缸进油油腔的面积；液压缸回油油腔的面积。 （11-20）式中 液压缸工工作腔的压力力。2.系统温升的的验算液流经液压泵、执执行元件、溢溢流阀或其它它阀及管道的的功率损失都都将转化为热热能，使系统统发热，油温温升高。油温温升高过多，会会造成系统的的泄漏增加，运运动件动作失失灵，油液变变质，缩短橡橡胶圈的寿命命等不良后果果

29、，所以，为为了使液压缸缸保持正常工工作，应使油油温保持在许许可的范围之之内。（1）系统发热热量计算在单位时间内液液压系统的发发热量（即损损失功率）可可由下式计算算。=Pp-Pe （1-21） 式中 液压系统统的发热量（WW）；Pp液压泵泵的输入功率率（W），PPp =pq/；Pe执行元元件的有效功功率（W），PP=Fv。（2）散热面积积计算当油箱的三个边边长之比为11：1：1到到1：2：33范围内，且且油位是油箱箱高度的0.8时，其散散热面积可用用下式计算。A= (m22) （11-22）（3）系统的温温升 (1-223)系统的散热热功率，KWW；油液的温升升，；油箱散热系系数，见表油箱散热面

30、面积，m2。 表5 油箱箱散热系数散热条件散热系统散热条件散热系数通风很差89风扇冷却23通风良好1517.55循环水冷却1101755 在液压压系统中，工工作介质温度度一般不应超超过70，因此在进进行发热计算算时，工作介介质温度不应应超过65，如果计算算温度过高，就就必须采取增增大油箱散热热面积或增加加冷却器等措措施。 第二部分分 液压缸缸主要零部件件设计液压缸的结构主主要分为缸筒筒组件、活塞塞组件、密封封组件、缓冲冲组件、排气气装置及安装装方式。在设设计液压缸结结构时，主要要涉及各部分分结构的选择择、强度计算算和主要零件件的材料及工工艺要求。液压缸主要尺寸寸的确定液压缸内径DD=活塞杆的直

31、径ddd=0.7077D（差动连连接）缸筒壁厚和外径径的计算液压缸的壁厚一一般是指缸筒筒结构中最薄薄处的厚度。其其值由液压缸的的强度条件来来确定。（1）对于薄壁壁缸筒（D/10）： （22-1）式中：D液液压缸直径（mmm）； py缸缸筒试验压力力，当液压缸缸额定工作压压力p16MPa时。取py =1.55p，当p16MPa时，取ppy =1.225p；缸筒筒材料的许用用应力。其值值为：锻钢：=110120Mpa；铸铁：=100110Mpa；无缝钢管管：=110120Mpa，高强度度铸铁：=60MMpa；灰铸铁铁：=25MMpa。在中低压液压系系统中，按上上式计算出的的液压缸的壁壁厚往往很小小

32、，使缸体的的刚度往往不不够，如在切切削加工过程程的变形、安安装变形等引引起液压缸工工作过程卡死死或漏油。因因此一般不作作计算，按经经验选取，必必要时按上式式进行验算。（2）对于厚壁壁缸筒（D/10），应应按材料力学学中的厚壁圆圆筒公式进行行壁厚的计算算。对于脆性及塑性性材料： （2-2）式中符号意义同同前。液压缸缸壁厚算出后后，即可求出出缸体的外径径D1为D1D+2 （22-3）式中D1应按无无缝钢管标准准，或按有关关标准圆整为为标准值。4缸盖厚度的的确定一般液压缸多为为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时： （22-4）有孔时： （22-5）式中：t缸缸盖有效厚度

33、度（m） D2缸盖止口内径径（m） dd2缸盖孔的的直径（m）最小导向长度的的确定当活塞杆全部外外伸时，从活活塞支承面中中点到缸盖滑滑动轴承支承承面中点的距距离H称为最小导导向长度。见见图。如果导导向长度过小小，将使液压压缸的初始挠挠度（间隙引引起的挠度）增增大，影响液液压缸的稳定定性，因此设设计时必须保保证有一定的的最小导向长长度。对一般的液压缸缸，最小导向向长度H应满满足以下要求求： （22-6）式中： L液压缸的最最大行程；D液压缸的的内径；活塞的宽度B：一般取B=（0.61.0）D；缸盖滑动动支承面的长长度l，根据据液压缸内径径D而定；当D80mmm时，取l11=（0.661.0）DD

34、；当D80mmm时，取l11=（0.661.0）dd；为保证最小导向向长度H，若若过分增大ll1和B都是不不适宜的，必必要是可在缸缸盖与活塞之之间增加一隔隔套K来增加加H的值。隔隔套的长度CC由需要的最最小导向长度度H觉得，即即 （22-7） 6.缸缸筒长度的确确定缸筒的长度L00由最大工作作行程及结构构上的需要决决定,一般不不大于缸筒内内径的2030倍。可可按下式进行行计算。 L0=L+B+H+S (mmm) （2-8）式中 L活塞最大大行程；B活塞宽度度；H活塞杆导导向长度；S其他长度度，指一些特特殊装置所需需的长度。7.密封件的沟沟槽尺寸确定定二、强调计算1.缸筒端部连连接强度计算算因采

35、用的链接方方式不同，故故连接强度的的计算内容与与公式不同，具具体见机械设设计手册第四四卷表19-6-12。给出液压缸缸缸体与端盖盖连接形式图图见表2-77。2.缸筒壁厚验验算计算求得缸筒壁壁厚的值后，应应作强度验算算，即液压缸缸额定压力值值应低于一定定的极限值，以以保证工作安安全。 （MPaa）式中 s=缸筒材料的的屈服强度（MMPa）3.活塞杆稳定定性的验算液压缸的支承长长度LB是指活塞杆杆全部外伸时时，液压缸支支承点与活塞塞杆前端连接接之间的距离离。当LB10dd时，液压缸缸为短行程型型，主要须验验算活塞杆压压缩或拉伸强强度，即 （m）式中 FF液压缸的的最大推力（N）；s材料的的屈服强度

36、（）；ns安全系系数，一般nns=244；d活塞杆直直径（m）。当液压缸支承长长度LB（10115）d时，需需要考虑活塞塞杆的稳定性性并进行验算算。活塞杆弯弯曲失稳临界界负荷FK，可按下式式计算，即 (NN) 在弯弯曲失稳临界界负荷FK时，活塞杆杆将纵向弯曲曲。因此，活活塞杆最大工工作负荷F应按下式验验算，即 (N)式中 EE活塞杆材材料的弹性模模数（MPaa），对于钢钢材，=2110103（MPa）J活塞杆横横截惯性矩（m4）K安装及导导向系数nk安全系系数，一般取取nk =3.55；LB安装距距，（m）。三、液压缸的结结构设计 液压缸缸主要尺寸确确定以后，就就要进行各部部分的结构设设计。主要包包括：缸体与与缸盖的连接接结构、活塞塞杆与活塞的的连接结构、活活塞杆导向部部分结构、密密封装置、缓缓冲装置、排排气装置及液液压缸的安装装连接结构等等。由于工作作条件不同，结结构形式也各各不相同。