卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计大学毕业论文毕业设计学位论文范文模板参考资料.doc

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1、卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计【摘要】 液压系统具有广泛的工艺适应性、优良的控制性能、反应快、输出力(或力矩)大等优点，在组合机床中被广泛采用。液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机技术结合，使液压技术进入了一个新的发展阶段，机、电、液、气一体是当今机械设备的发展方向。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。本论文主要阐述了液压系统的设计（包括系统工况分析，拟定液压系统原理图，液压元件的计算和选择以及液压系

2、统的性能验算等）、液压缸主要零部件的设计及其结构设计。关键词： 液压系统 液压传动 液压元件Abstract:Hydraulic system with a wide range of adaptability, excellent process control performance, fast response, output force (or torque) and other advantages of combined machine tools that are widely used.technology in machinery and equipment, especia

3、lly in recent years combined with microelectronics, computer technology, hydraulic technology has entered a new stage of development, mechanical, electrical, hydraulic, gas integration is the development of machinery and equi Hydraulic drive technology is one of the fastest growing pment today. Has

4、been widely referenced in the CNC machining equipment hydraulic technology. As technology students learn hydraulic numerical control system design, familiar with the working principle of the method of analysis of hydraulic systems, control and selection of hydraulic units and hydraulic systems maint

5、enance and repair is necessary.This paper mainly on the design of the hydraulic system (including system condition analysis, development of hydraulic system schematics, calculation and selection of hydraulic components, and checking the performance of the hydraulic system, and so on), design and str

6、ucture of the main components of hydraulic cylinder designKey words: hydraulic system hydraulic transmission hydraulic components设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过3000N。机床快进、快退速度约为0.1m/s,工进速度可在30-120mm/min范围内无极调速，快进行程为200mm,工进行程50mm,最大切削力为3000N,执行部件质量为9800N减速）时间为0.1s,采用平导轨，静摩擦系数为0.2.动摩擦系数为0

7、.1。1 液压传动的工作原理和组成以及优缺点液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。 驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。1.1 工作原理（1)电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。（2)工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少

8、。由此可见，速度是由油量决定的。1.2 液压系统的基本组成（1）能源装置液压泵。它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。（2）执行装置液压机（液压缸、液压马达）。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。（3）控制装置液压阀（流量阀、压力阀、方向阀等）。通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向。（4）辅助装置油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。（5）工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。1.3 液压传动的

9、优缺点1.3.1 液压传动的优点（1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。（2）液压执行装置的工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。（3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。（4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或

10、调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。（5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长（6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。1.3.2 液压传动的缺点(1) 液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。(2) 液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。(3) 液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动

11、的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。(4) 为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。(5) 液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。(6)随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。 总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。2 液压系统工况分析2.1 运动分析 绘制动力滑台的工作循环图图 1

12、2.2负载分析按设备的工艺要求，把执行元件在各阶段的负载用曲线表示出来，称执行元件的负载位移（时间）曲线图（负载图）。由此图可直接的看出在运动过程充何时受力最大，何时受力最小等各种情况，以此作为以后的设计依据。液压缸驱动执行机构进行直线往复运动时，所受的负载F为F=Ft+Ff+Fa = 6340N (1) 工作负载工作负载是液压缸负载的主要组成部分，它与设备的运动情况有关，不同机械的工作负载其形式各不相同，对于机床，切削力是工作负载。工作负载可以是恒定的，也可以是变化的；可能是正值，也可能是负值，负载的方向与液压缸（或活塞）的运动方向相反者为正，相同者为负。Ft =3000N（2）摩擦阻力摩擦

13、阻力是指主机执行机构在运动时与导轨或支撑面间的摩擦力，其值恒为正值。Ff=fFN =(0.2+0.1)x9800=2840N式中：FN运动部件及外负载对支撑面的正压力；f摩擦系数，分为静摩擦系数（fs0.20.3）和动摩擦系数（fd0.050.1）。（3）惯性负载惯性负载是指运动部件在启动或制动过程中，因速度变换由其惯性而产生的负载，可由牛顿第二定律计算。Fs=ma=G/gv/t =9800/908x0.1/0.2=500N式中：m运动部件的质量，Kg； a运动部件的加速度，m/s2；G运动部件的重力Ng重力加速度，m/s2；v速度的变化量，m/s；t速度变化所需要的时间，s。除此之外，液压缸

14、的受力还有活塞和活塞杆处的密封装置的摩擦阻力，其计算方法和密封装置的类型、液压缸的制造质量和工作压力有关，由于详细计算比较麻烦，为了简化计算，一般将其考虑在液压缸的机械效率中，初步设计时可取m=0.850.97，另外，还有背压力，可在最后计算时（4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。（5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。 （6）背压负载 初算时暂不考虑2.3拟定液压系统原理图液压系统原理图是表示系统的组成和工作原理的图样。拟定系统原理图是设计系统的关键，它对系统的性能及没计方案的合理性、经济性具有决定性的影响，也是整个设计中重要的一部分。2.3.1

15、选择基本回路根据系统的设计参数以及速度、负载循环陶，可以针对不同的动作循环选择相应的基本回路，包括确定系统的供油方式、调速方式、速度换接方式和夹紧回路的方式等。2.4选择液压泵和电机2.4.1 确定液压泵的工作压力 由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力Pr为 Pr=1.25 P

16、p1 =1.255.5MPa=6.7MPa 大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。2.4.2 液压泵的流量 由流量图2（b）可知，在快进时，最大流量值为23Lmin,取K=1.1，则可计算泵的最大流量 K()max =1.123Lmin=25.3Lmin 在工进时，最小流量值为0.39 Lmin.为保证工进时系统压力

17、较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1 Lmin（约0.01710-3m3s）故小流量泵应取1.39Lmin 根据以上计算数值，选用公称流量分别为18Lmin、12Lmin；公称压力为70MPa压力的双联叶片泵。2.4.3 选择电机 由功率图2（c）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lmin（约0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（约0.210-3m3s） p液压泵总效率，取p =0.75。图2 (a) （b）

18、 (c)根据快退阶段所需功率993W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ526型的异步电机。2.5阀类元件的选择 阀类元件的选择是根据阀的最大工作压力和流经阀的最大流量来选择阀的规格。即所选用的阀类元件的额定压力和额定流量要大于系统的最高工作压力及实际通过阀的最大流量。在条件不允许时，可适当增大通过阀的流量，但不得超过阀的额定流量的20%，否则会引起压力损失过大。具体地讲选择压力阀时应考虑调压范围，选择流量阀时应注意其最小稳定流量，选择换向阀时除应考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能及操作方式。根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。表-1液压元件说

19、明编号元 件 名 称型 号技术数据P(MPa)( Lmin)调整压力P（MPa）1叶 片 泵YB1218双联p=7.0，qv =12P=5.382叶 片 泵YB1218双联p=7.0，qv =18P=1.353三位五通电磁换向阀35D25Bp=6.3，qv =254单向行程调速阀QCI25p=6.3，qv =25 P=23 qvmin =0.035溢 流 阀Y10p=6.3，=10，卸荷压p1.56背 压 阀B10Bp=6.3，qv =10背压力p=0.50.6 实际通过流量 qv1.57液 动 顺 序 阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =9（做卸荷阀用）

20、P=1.358液 动 顺 序 阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =1.5P=1.35+（0.50.8）9单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2最大实际通过流量qv =2210单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv =1011单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv 1512单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv 3013压 力 继 电 器DP163BP=16.3，反向区间压力调整范围为0.50.814压 力 表 开 关K6Bp=6.3，测量6点压力值，实测4点压力值15滤

21、油 器WU25180J型公称直径1510-3m公称流25（0.4210-3m3s）注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。2.6 确定管道尺寸 液压缸进、出油管的管径应按输入、输出的最大流量计算，由于液压泵具体选定之后，液压缸在各个阶段的进、出流量以与原定数值不同，所以要重新计算。管路内径的选择是以降低流动造成的压力损失为前提的，液压管路中流体的流动多为层流，压力损失正比于油液在管路中的平均流速，因此根据流速确定管径是常用的简便方法由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量 qv 24 Lmin(0.510-3m3s),取允许流速u=0.5ms,则主压力油管d用下式计算 d

22、=圆整化，取d=12mm。 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚。 选用14mm12mm冷拔无缝钢管。 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm3mm紫铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。3 液压缸主要零部件设计3.1 液压缸各阶段工作负载计算：（取cm=0.9）（1）启动时 F1=/cm=1962/0.9=2180N（2）加速时 F2=（+）/cm=（981+4004）/0.9=5538N（3）快进时 F3=/cm=981/0.9N=1090N （4）工进时 F4=(+)/cm=(28000+981)/0.9N=322

23、01N（5）快退时 F5=/cm=981/0.9N=1090N3.2确定液压缸的工作压力参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=40106 Pa3.3 确定缸筒内径D，活塞杆直径dA=Fmaxp=7276D=按GB/T23481993，取D=100mm d=0.71D=71mm 按GB/T23481993，取d=70mm3.4 液压缸实际有效面积计算无杆腔面积 A1=D2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2有杆腔面积 A2=（D2d2）/4=3.14（1002702）/4 mm2=4004 mm2活塞杆面积 A3=D2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm23.5 最低稳

24、定速度验算最低稳定速度为工进时u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量qmin=0.1L/minA1qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2满足最低稳定速度要求。3.6 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表-2表-2液压缸压力、流量、功率计算工况差 动 快 进工 进快 退启 动加 速恒 速启 动加 速恒 速计 算公 式p= F/A3q= u3A3P=pqp=(F+ p2A2) / A1q= u1 A1P=pqp=(F+ p2A1) / A2q= u2 A2P=pq速 度m/su2=0.1u1=310-4510

25、-3u3=0.1有 效面 积m2A1=785010-6A2=400410-6A3=384610-6负 载N32663000163332744326630001633压 力MPa0.850.780.424.41.41.10.99流 量L/min230.3924.0功 率KW0.161.7550.40取 背 压 力p2=0.4MP取 背 压 力p2=0.3MP3.7绘制动力滑台负载循环图，速度循环图4 液压泵型式的选择 由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，而且是顺序进行的。从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。将两者进行比较（见表-3）故采用双联叶片

26、泵较好。表-3双联叶片泵限压式变量叶片泵1流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小1流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。2内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差3须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂3系统较简单4有溢流损失，系统效率较低，温升较高4无溢流损失，系统效率较高，温升较低4.1 选择液压回路（1）调速回路的选择由工况图可知，该液压系统效率较小，工作负载变化不大，故可选用节流调速方式，由于钻孔属于连续切削而且是正负载，故采用进口节流调速为好，为防止共建钻通时，工作负载突然小时而引起前冲现象，应在回油路上加

27、背油阀。（2）快速运动回路与速度环节回路的选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀工进转快退则利用压力继电器来实现。 （3）压力控制回路的选择 由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了观察调整压力，载液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点。4.2液压工作原理：(1)快速前进按下起动按钮，电磁经铁1YA通电，电磁换向阀A的左拉接入回路，液动换向阀B在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为：进油路：过滤器1变量泵1 换向阀A单向阀C换向阀B左端回油路：换向阀右端节

28、流阀F换向阀A油箱。于是，换向阀B的阀芯右移，使其左位接入系统。主油路进油路：过滤器1变量泵1单向阀3换向阀B行程阀11液压缸左腔。回油路：液压缸右腔换向阀B单向阀6行程阀11液压缸左腔，形成差动连接。此时由于负载较小，液压系统的工作压力较低，所以液控顺序阀5关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵2在低压下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。（2）工作进给当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀11。切断了快进油路，电液动换向阀7的工作状态不变(阀B和阀A的左位仍接入系统工作)，压力油须经调速阀8、二位二通电磁12才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀5

29、打开，单向阀6关闭，使液压缸右腔的油液经阀5、背压阀4流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。其主要油路：进油路：过滤器1 变量泵2单向阀3换向阀B 调速阀8电磁阀12液压缸左腔。回油路：液压缸右腔 换向阀B顺序阀5背压阀4油箱。因为工作进给时系统压力升高，所以变量泵2的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀8来调节。（3）快速退回时间继电器延时发出信号，使电磁铁YA停电，2YA通电，这时换向阀A的右位接入回路，控制油液换向阀B的右位拉入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵2的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。这时系统油液的通路为：控制油路进

30、油路：过滤器1变量泵2换向阀A单向阀D换向阀B右端。回油路：换向阀B左端节流阀E换向阀A油箱。主油路进油路：过滤器1变量泵2单向阀3换向阀B液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀10换向阀B油箱。动力滑台快速后退，当其快退到一定位置(即工进的起始位置)时，行程阀11复位，使回油路更为畅通，但不影响快速退回动作。（4）原位停止当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使2YA断电，换向阀A、B都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。变量泵2输出的油液经单向阀3、换向阀B流回油箱，液压泵卸荷。单向阀3使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。这样，当电磁换向阀A通电时，可保证液动换向阀B能正

31、常工作。表-4系统工作循环 元件名称 动作循环电磁铁行 程 阀压力继电器1Y2Y快 进工 进压 下（工进终了）快 退停止（或中途停止）5 液压系统的性能验算必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，如果有经过生产实践考验的同类设备可供类比参考，或有可靠的实验结果，那么液压可以不再进行验算5.1管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：5.1.1 判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273104=1.2730.006510-31041.210-3/1.5662000为层流。5.1.2 沿程压

32、力损失P1 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 （1）进油路上P1=4.41012v.l.qvd4=4.310121.51.50.006510-3124Pa=0.0313105Pa （2）回油路上其流量 qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差动液压缸A12A2）,压力损失为P1=4.31012v.l.qvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa 由于是差动液压缸，且A12A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以工进时总的沿程损失为 P1=（0.03103+0.50.01532）105Pa=0

33、.039105Pa5.1.3 局部压力损失P2 由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。 为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下表-5表-5阀的流量和压力损失编 号名 称实际通过流量 (Lmin)公 称 流 量Lmin)公称压力损失Pr105(Pa)1单 向 阀0.392522三位五通电磁换向阀0.392523单向行程调速阀0.392554液 动 顺 序 阀0.195251.5（卸荷时压力损失）5液 动 顺 序 阀0.195106 计算各阀局部压力损失之和Pv如下 Pv=2105（0.3925）2+2105（0.3925）+5105+0.51.5（0.

34、3925）2+0.56105Pa=8.1105Pa 取油流通过集成块时的压力损失为 PJ=0.3105Pa故工进时总的局部压力损失为 P2=（8.1+0.3）105Pa=8.4105Pa所以 P=（0.5+8.4）105Pa=9105Pa 这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为5105Pa），可作为溢流阀调整压力的参考数据。其压力调整值p为 P= PP15105式中 P1液压缸工进时克服外负载所需压力。而 P1= F0A1=32744785010-6Pa=41.7105Pa所以 P=（41.7+9+5）105Pa=55.7105Pa这个值比估

35、算的溢流阀调整压力值67105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直径均可不变。5.2 液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。5.2.1 液压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力Pp1=54105Pa，流量qvp1=12Lmin (0.210-3m3s)小流量泵的功率为 P1= Pp1qvp1p=540.21020.75W=1440W式中 p液压泵的总效率。工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失P=1.5105Pa，即大流量泵的工作压力Pp2=1.5105Pa，流量qvp2=18Lmin (0.310-3m3s)大流量泵

36、的功率P2为 P2= Pp2qvp2p=1.50.31020.75W=60W故双联泵的合计输出功率Pi为 Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W5.2.2 有效功率 工进时，液压缸的负载F=32744N，取工进速度v=0.0008310-3ms输出功率P0为 P0=Fv=327440.00083W=27W5.2.3 系统发热功率Ph 系统总的发热功率Ph为 Ph= P iP0=2013W5.2.4 散热面积 油箱容积V=210L，油箱近似散热面积A为 A=0.0655.2.5 油液温升t 假定采用风冷，取油箱的传热系数K t =23W(.),可得油液温升为 t= PhK t A=1

37、198（232.296）=22.7 设夏天的室温为30，则油温为（30+22.7）=52.7，没有超过最高允许油温（5065）。6 液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后，就要进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时可根据具体情况进行选择。6.1缸体与端盖的连接形式缸体端部和端盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件等因素有关。下表为常见的缸盖连接形式。6.2活塞杆与活塞的连接结构下表为活塞缸与活塞的几种常用的连接形式。分整体式结构和

38、组合式结构。组合式结构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。6.3活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便与更换，所以应用较为普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，已可以安装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑。活塞杆处的密封形式有O形、V形、Y形和YS形密封圈。为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。常用的有无骨架防尘圈和J形橡胶密封圈，也可以用毛毡圈防尘。具体结构参看

39、表中的图例。6.4活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用，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侧不同类型的密封圈。下表为几种常用的密封圈及使用参数，供设计时参考。（插入图表）6.5液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量较大，运动速度较高，则在到达行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞。为防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。先介绍几种常用的缓冲结构。（1） 环状间隙式节流缓冲装置（2） 三角槽式节流缓冲装置（3） 可调节流缓冲装置6.6液压缸的排气装置对于运动速度稳定性要求较高的机床液压缸和大型液压缸，则需

40、要设置排气装置，如排气阀等。排气装置的结构有多种形式。常用的如图所示两种结果。6.7液压缸的安装连接结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。（1） 液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求不同可有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等。（2） 液压缸进、出油口形式及大小的确定液压缸的进、出油口，可不置在端盖或缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，进、出油口可设置活塞杆端部。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，以便空气能首先从液压缸排除。进、出油口的形式一般选用螺孔或法兰连接。先列出压力小于16MPa小型系列单杆液压缸螺孔连接油管安装尺寸。6.8液压缸主要零件的材料和技术要求液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆、缸盖、导向套的材料和技术要求见下表。文 献 1 ：朱新才.主编.液压传动与控制.重庆：重庆大学出版社.1990年2 ：张利平.主编.液压气动系统及设计.北京：化学工业出版社.2005年3 ：杨培元.主编.液压系统设计简明手册.北京：机械工业出版社.1994年4 ：林建亚、何存兴.主编.液压元件.北京：机械工业出版社.1998年5:孟少农.机械加工工艺手册第二卷北京：机械工业出版社.1991年