150t四柱液压机液压系统设计-毕设论文.doc

沈阳化工大学本科毕业设计计算说明书
1 绪论
本设计的内容是150T四柱液压机液压系统设计。液压技术是机械设备中广泛采用的技术方式。该技术采用液体作为工作介质，通过动力组件将机械能转换为液体的压力能，在通过管道、控制组件，借助执行组件将压力能转换为机械能，驱动负载实现运动，完成所需动作。
液压传动相对于机械传动来说是一门新技术，液压传动系统有液压泵、阀、执行器及辅助件等液压组件组成。液压传动原理是把液压泵或原动机的机械能变为液压能，然后通过控制、液压阀和液压执行器，把液压能转变为机械能，以驱动工作机构完成所需的各种动作。
液压传动技术是机械设备中发展速度最快的技术之一，其发展速度仅次于电子技术，特别是近年来液压与微电子、计算机技术相结合，使液压技术的发展进入了一个新的阶段。从70年代开始，电子学和计算机进入液压技术领域，并获得了重大的效益。例如在产品设计、制造和测试方面，通过利用计算机辅助设计进行液压系统和组件的设计计算、性能仿真、自动绘图以及资料的采取和处理，可提高液压产品的质量、降低成本并大大提高交货周期。总之，液压技术在与微电子技术紧密结合后，在微电脑或微处理器的控制下，可以进一步拓宽它的应用领域，使得液压传动技术发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术，使它在国民经济的各个方面都得到了应用。
本文研究内容是150T四柱液压机液压系统设计，整个设计过程基本上体现了一个典型的液压系统的设计思路。液压传动在金属切削机床行业中得到了广泛的应用。例如磨床、车床、铣床、钻床以及组合机床等的进给装置多采用液压传动，它可以在较大范围内进行无级调速，有良好的换向性能，并易实现自动工作循环。组合机床是由具有一定功能的通用部件（动力箱、滑台、支承件、运输部件等）和专用部件（夹具、多轴箱）组成的高效率专用机床。组合机床加工范围广、自动化程度高，在机械制造业的成批和大量生产中得到了广泛的应用。
叠加阀是在60年代由美国双A公司等较早开发的，但品种规格少，且都以小通经为主。叠加阀组成的液压系统优点很多，如结构紧凑、体积小、标准化等，因此，近年来叠加阀产品系列不断增多，其应用领域逐渐扩大。
当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化等各项要求方面都取得了重大进展；在完善比例控制、伺服控制、数字控制等技术上也有很多新成就，采用液压传动的程度现已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。随着机械制造行业在国民经济中地位的提高，液压技术的应用范围也越来越广泛，对其性能也提出了更高的要求，决定了它在技术方面的革新已迫在眉睫。
由于实践经验的欠缺和知识的局限性，设计中存在不少缺点和错误之处，敬请评阅老师批评指正。

2 150T四柱液压机液压系统设计
2.1 液压系统的设计要求
本系统设计为立式布置，拟采用液压驱动；工件采用机械方式夹紧。课题所设计的液压系统是150T四柱液压机液压系统，主要是完成系统原理图和该系统主要零件的结构及有关设计计算。液压泵及叠加式液压组件的选用，液压缸采用双作用液压缸，液压缸作为液压系统的执行组件安装在机床的床身上，与液压供油装置分开布置，避开两者之间形成振动干涉。
2.1.1 液压传动系统的技术要求
液压机工作循环为：快进——工进——快退——停止；
1） 滑块最大行程：200mm；
2） 滑块行程速度：空程：40mm/s，工作：20—22mm/s，回程为50mm/s；
3） 滑块下平面至工作台面最大距离为400mm，工作台440×380mm；
4） 采用叠加阀液压组件；
2.1.2 工作环境和工作条件
本课题所设计液压机在普通车间使用，工作环境要求不高，对环境温度、湿度、尘埃情况没有特殊的要求，液压系统的安装必须稳定，避免对机床产生直接的冲击振动，影响机床加工精度及寿命。
本课题设计的液压系统对重量、外形尺寸、经济性没有特殊要求，但必须符合一般的普遍设计原则：重量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用维护方便。根据设计任务书要求选择叠加阀系列液压组件。
2.2 液压系统工况分析，确定主要参数
在明确了液压系统的设计要求后，针对设计系统在性能和动作方面的特性，确定设计系统的工作压力，以及计算液压缸的最大行程，工作速度，回程速度等等一些具体的系统主参数。
2.2.1 分析液压系统工况[3]
工况分析是确定液压系统主要参数的基本依据，包括液压执行组件的动力分析和运动分析。
阻力负载：Fr=
式中：Fr— —摩擦力；
U——摩擦系数；
Fn——工作压力
惯性负载：Fm=
式中：Fm— —惯性力；
G— —活塞杆的自身重力；
g— —重力加速度，取9.8m/s2
△v— —快进速度；
△t— —快进时间。
运动部件质量为500kg,加减速时间0.2s

1．工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：
2. 摩擦负载 静摩擦阻力：
动摩擦阻力：
3. 惯性负载

自重：
4. 液压缸在各工作阶段的负载值：
其中： ——液压缸的机械效率，一般取=0.9-0.97。

工况
负载组成
推力 F/

2.2.2负载图和速度图的绘制：
负载图按上面的数值绘制，速度图按给定条件绘制，如图：

2.2.2 确定液压缸的主要参数[5]
1）初选液压缸的工作压力
根据计算得出各阶段负载值的最大值，并参考同类机床，取液
2)计算液压缸的主要结构参数
最大负载为工进阶段负载F=111547N，求得：
活塞腔工作时 D= （2-1）
2.2.3 确定液压缸的主要参数[5]
1）初选液压缸的工作压力
按液压机床类型初选液压缸的工作压力为25Mpa,根据快进和快退速度要求，采用单杆活塞液压缸。快进时采用差动连接，并通过充液补油法来实现，这种情况下液压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的6倍，即活塞杆直径与缸筒直径满足的关系。
快进时，液压缸回油路上必须具有背压,防止上压板由于自重而自动下滑，根据《液压系统设计简明手册》表2-2中，可取=1Mpa，快进时，液压缸是做差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估计时可取,快退时，回油腔是有背压的，这时亦按2Mpa来估算。
2)计算液压缸的主要结构参数
最大负载为工进阶段负载F=11641766.67N，求得：
活塞腔工作时 D=
式中F---液压缸的最大工作负载（N）。
△p----作用在活塞上的有效压力（pa），当无背压时，△p为系统工作压力；当有背压时，△p为系统工作压力与背压之差；该设计课题系统初选背压取为0.5×106Mpa。
ηcm---液压缸的机械效率，一般取ηcm=0.95. 活塞腔工作时 D=
即 D= 0.2904m
因该设计对活塞往复运动的速度比无要求时,
在这里取.
根据液压缸内外径系列将所计算的值圆整为标准值，查表取D=320mm. d=280mm
3)确定活塞杆的最大行程
本设计课题给定了活塞杆最大行程为250mm。
4)计算液压缸的流量
液压缸的流量通过工作速度和液压缸的内径来确定。液压缸的工作速度为V1=0.01m/s,回程速度为V2=0.06m/s.
① 工作快速空程时所需流量

液压缸的容积效率，取

② 工作缸压制时所需流量

③ 工作缸回程时所需流量

针对同零件的具体加工要求，系统的流量可以通过控制元件调速阀来调节大小。

3 液压传动系统原理的拟定
液压传动系统的草图是从液压系统的工作原理和结构组成上来具体体现设计任务所提出的各项要求，它包括三项内容：确定液压系统传动系统的类型、选择液压回路和组成液压系统。确定液压传动系统的类型就是根据课题提供的要求下，参照立式组合机床液压系统的具体特点，选择适合的系统类型。选择液压回路就是在根据课题提供的要求和液压传动系统具体运动特点，选择适合本课题的液压回路。组成液压系统就是在确定各个液压回路的基础上，将各个液压回路综合在一起，根据课题的实际要求，对液压系统草图进行适当的调整和改进，最终形成一个合理有效、符合课题设计要求的液压传动系统原理图。
3.1 确定液压传动系统的类型[6]
液压传动系统的类型究竟采用开式还是采用闭式，主要取决于它的调速方式和散热要求。一般的设计，凡具备较大的空间可以存放油箱且不另设置热装置的系统，要求尽可能简单的系统，或采用节流调速或容积---节流调速的系统，都宜采用开式。在开式回路中，液压泵从油箱吸油，把压力油输入送给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱。开式回路结构简单，油液能得到较好的冷却，但油箱的尺寸大，空气和赃物易进入回路凡容许采用辅助泵进行补油并通过换油来达到冷却目的的系统，对工作稳定和效率有较高的系统，或采用容积调速的系统都宜采用闭式。在闭式回路中，液压泵的排油管直接与执行元件的进油管相通，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管，两者形成封闭的环状回路。闭式回路的特点是双向液压泵直接控制液压泵的换向，不需要换向阀及其控制回路，液压元件显著减少，液压系统简单，用油不多而且动作迅速，但是闭式回路也有其特点，就是其回路的散热条件较差，并且所有的双向液压泵比较复杂而且系统要增设补，排油装置，成本较高，故应用还不普遍。
本课题设计的液压传动系统类型采用开式液压系统，系统的结构简单。
3.2 液压回路的选择[1]
液压机械的液压系统虽然越来越复杂，但是一个复杂的液压系统往往是由一些基本回路组成的。液压基本回路就是由有关液压元件组成，能够完成某一特定功能的基本回路。在本设计中采用5种回路，分别为调压回路、调速回路、平衡回路、换向回路和卸荷回路。
1）调压回路
调压回路的功用在于调定或限制液压源的最高工作压力，也就是说能够控制系统的工作压力，使它不超过某一预先调定好的数值，或使工作机构在运动过程中的各个阶段具有不同的工作压力。调压控制回路包括连续调压回路、多级调压回路、恒压控制回路等。液压源工作压力级的多少，压力在调节、控制或切换方式上的差异，是这种回路出现多种结构方案的原因，也是对它进行评比、选择时要考虑的因素。该设计选择溢流阀单极调压回路，溢流阀开启压力可通过调压弹簧调定，如果调定溢流阀调压弹簧的顶压缩量，便可设定供油压力的最高值，系统的实际工作压力有负载决定，当外负载压力小于溢流阀调定压力时，溢流阀处无溢流流量，此时溢流阀起安全阀的作用。图示油路可靠，价格便宜。

图3.1调压回路

2）调速回路
调速阀调速回路由调速阀、溢流阀、液压泵和执行元件等组成。它通过改变调速阀的通流面积来控制和调节进入或流出执行元件的流量，从而达到调速的目的。这种调速回路具有结构简单、工作可靠、成本低、使用维护方便、调速范围大等优点。
用流量控制阀实现速度控制的回路有三种基本方式，节流调速回路分为进口节流调速回路、出口节流调速回路、旁通节流调速回路等。本设计选用单向进油节流调速回路。用溢流阀和串联在执行元件进油路上的调速阀调节流入执行元件的油液流量，从而控制执行元件的速度。基本回路如下图所示：

图3.2调速回路

3）平衡回路
平衡回路的功用在于防止垂直或倾斜放置的液压缸和与之相连的工作部件因自重而自行下落。下图是一种使用单向顺序阀的平衡回路。由图可见，当换向阀左位接入回路使活塞下行时，回路油上存在着一定的背压：只要将这个背压阀调得使液压缸内的背压能支撑得住活塞与之相连的工作部件，活塞就可以平稳的下落。当换向阀处在中位时，活塞就停止运动，不在继续下移。这种回路在活塞下落快速运动时功率损失较大，锁住时活塞和与之相连的工作部件会因单项顺序阀和换向阀的泄漏而缓慢下落；因此它只使用于工作部件重量不大、活塞锁住时定位要求不高的场合。综上所述此回路适用于本次设计要求。

图3.3平衡回路
4） 换向回路
往复直线运动换向回路的功用是使液压缸和与之相连的主机运动部件其行程终端迅速、平稳、准确地变换运动方向。简单的换向回路只须采用标准的普通换向阀。
5） 卸荷回路
卸荷回路的功用是在液压泵驱动电机不须频繁启闭的情况下，使液压泵在零件或很低压力下运转，以减少功率损失，降低系统发热，延长液压泵和电机的使用寿命.

图3.4卸荷回路

3.3 拟定液压传动系统原理图[2]
一个液压传动系统都是由许多回路组合而成，所以将上面的几个液压回路组合在一起。在根据本课题的实际要求采用叠加阀技术，故将所选液压元件转换成叠加阀系列元件，并对液压系统传动原理图进行必要的修改和整理，拟定出完整的符合要求的液压系统原理图。
经过修改、整理后的液压系统图如图3.5所示，它在各方面都比较合理、完善了，能够基本达到本课题的设计要求。

图3.5传动系统图

下图是根据叠加阀元件转成的液压传动系统图

图3.6用叠加阀构成的液压传动系统图
3.4 液压元件的选择
据系统要求和设计方案，选择合适的液压元件，对液压系统有很大的影响，所以对液压元件应合理的选择。
3.4.1 确定液压油泵[7]
液压泵是系统的能源装置，它给系统提供压力油，在液压系统中起心脏作用，液压泵的选择是否恰当，直接影响系统的工作性能。
1） 确定液压泵的最大工作压力Pp.
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为

上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力应满足：

2） 确定液压泵的流量

液压缸的输出流量为
Qp≥K(∑Qmax)m3/s, （3-1）
式中：k——系统泄漏系数，一般取k=1.1-1.3；
Qmax——同时动作的液压缸的最大总流量，对于在工作过程用节流调速的系统，尚须加溢流阀的最小溢流量.
所以，

3)选择液压泵和电动机的规格
1．选择液压泵的规格
由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：
1） 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（），最高可以达到。
2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。
4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
根据以上算得的和在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195得：现选用，排量63ml/r，额定压力32Mpa，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN，容积效率，重量71kg，容积效率达92%。
2．与液压泵匹配的电动机的选定
　由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为26Mpa，流量为已选定泵的流量值。液压泵的总效率。柱塞泵为，取0.82。

选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为
选择电动机 ，其额定功率为18.5KW。
3.4.2 叠加阀简介及选择[4]
1）概述
叠加阀是在板式阀集成化的基础上发展起来的新型液压元件，但它在配置形式上和样板阀，插装阀截然不同。叠加阀是安装在板式换向阀和底板之间，由有关的压力、流量和单向控制阀组成的一个集成化控制回路。每个叠加阀除了具有液压阀功能外，还起油路通道的作用。因此，由叠加阀组成的液压系统，阀与阀之间不需要另外的连接体，而是以叠加阀阀体作为连接体，直接叠合再用螺栓结合而成。
叠加阀与一般阀在工作原理上基本相同，但在具体结构和连接方式上有其特点，因而它自成体系。每个叠加阀既起到控制元件功能作用，又起油路通道的作用。每种规格通经的叠加阀主油路的位置和数量都与相应通经主换向阀相同，因此，同一通经系列的叠加阀都可以叠加起来组成不同的系统。通常一个液压系统可以叠成一叠或多叠。在每叠中，液压系统的主换向阀安置在最上面；与执行部件连接用的底板块放在最下面；叠加阀均放在换向阀与底板块之间，其顺序按液压传动的动作要求而定。
国内生产的叠加阀通径有φ6、φ10、φ16、φ20和φ32五个系列，公称压力系列为10、20和31.5Mpa，其中以20Mpa的产品产量较大，我国生产的叠加阀连接尺寸符合ISO9001国际标准。生产企业有大连组合机床研究所、江苏海门液压件厂、河北保定液压件厂和浙江象山液压件厂等。
2） 叠加阀组成的液压系统的优点：
a. 标准化、通用化、集成化程度高；
b. 结构紧凑、体积小、重量轻、占地面积小；
c. 设计、加工、装配周期短；
d. 液压系统改变而需增减元件时，重新组装方便迅速；
e. 元件之间是无管连接，消除了因油管等引起的漏油、振动和噪声；
f. 配置形式灵活、使用安全可靠、外观整齐美观、维修保养容易；
g. 采用我国叠加阀组成的集中供油系统节电效果显著。
3） 叠加阀的选用
用油管和管接件将液压元件连接起来，是过去应用最广泛的一种连接形式。这种连接形式需要的油管和管接头数量较多，装拆困难，占用面积大，空气容易进入，目前已经很少采用。随着液压技术的不断发展，目前多采用无管连接，其中一种方法就是将液压阀元件安装在通用的饿底板上，在板内钻孔作为回路的通油孔。通油板寿命长，泄露少，不易出故障，维修方便，但要钻孔深，液阻损失较大，占用面积也较大，追加元件较困难；另一种方法是将液压阀元件叠加起来安装在底板上，在液压阀和底板内钻孔作为回路的通油孔，称为液压叠加阀回路。其通路不用管连接，目前几经趋于标准化。
根据液压元件的工作压力和通过阀类元件和辅助元件的实际流量，结合本课题设计要求，选出液压元件的具体型号和规格，见下表：

表3-1元件的型号以及规格

序号
元件名称
估计通过流量
型号
规格
1
斜盘式柱塞泵

156.8
63SCY14－1B
32Mpa，驱动功率59.2KN
2
WU网式滤油器
160
WU-160*180
40通径，压力损失0.01MPa
3
直动式溢流阀
120
DBT1/315G24
10通径，32Mpa，板式联接
4
背压阀
80
YF3-10B
10通径，21Mpa，板式联接
5
二位二通手动电磁阀
80
22EF3-E10B

6
三位四通电磁阀
100
34DO-B10H-T
10通径，压力31.5MPa
7
液控单向阀

80
YAF3-E610B
32通径，32MPa
8
节流阀

80
QFF3-E10B
10通径，16MPa
9
节流阀

80
QFF3-E10B
10通径，16MPa
10
二位二通电磁阀

30
22EF3B-E10B
6通径，压力20 MPa
11
压力继电器

－
DP1-63B
8通径，10.5-35 MPa
12
压力表开关

－
KFL8－30E
32Mpa，6测点
13
油箱

14
液控单向阀

YAF3-E610B
32通径，32MPa
15
上液压缸

16
下液压缸

17
单向节流阀

48
ALF3－E10B
10通径，16MPa
18
单向单向阀

48
ALF3－E10B
10通径，16MPa
19
三位四通电磁换向阀
25
34DO-B10H-T

20
减压阀
40
JF3-10B

3.4.3 管件的选择及计算
1）管路、管接头的选择
管件包括管道和管接头、液压系统中元件与元件之间的连接，液压能量的输送是借助于硬管、软管、油路块及连接板中的流道来实现的。本设计系统中采用精密无缝钢管，因其能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好：卡套式管接头适用于油、气及一般腐蚀性介质的管路系统。这种管接头结构简单、性能良好、重量轻、体积小、使用方便、不用焊接，是液压系统中较为理想的管路连接件。因此钢管的接头采用卡套式锥螺纹直通管接头按（GB/T3734.1-1983）选取，这些钢管均要求在退火状态下使用，管道连接采用55°非密封管螺纹，液压元件及其连接板油口主要使用米制螺纹中的普通细牙螺纹（M）和米制锥螺纹（ZM）。细牙螺纹的密封性好，常用于高压系统，但需采用组合垫圈或O型密封圈进行端面密封。
2） 确定油管的内径
油管的管径不宜选得过大，以免使液压装置的结构庞大；但也不能选得过小，以免是管内液体流速加大，系统压力损失加大或产生振动和噪声，影响正常工作。在强度保证的情况下管壁可尽量选的薄些。薄壁易于弯曲，规格较多，装接较易，采用它可减少管接头数目，有利于解决系统的泄漏问题。液压系统中的泄漏问题大部分出现在管系的接头上，为此对接头形式的确定，管系的设计及设计管道的安装应具体考虑。

管道的内径
d=
式中：Q——通过管道的流量；m3/s
V——管内允许流速；m/s
表3-2允许流速的推荐值
液体流经的管道
推荐速度m/s
液压泵吸油管道
0.5---1.5，一般常取1m/s
液压系统压油管道
3---6，压力高，管道短，粘性小，取最大值
液压系统回油管道
1.5---2.6

(1). 液压泵压油管道的内径：
取v=4m/s

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm;
管接头联接螺纹M27×2。

(2). 液压泵回油管道的内径：
取v=2.4m/s

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm;
管接头联接螺纹M33×2。
3）管道壁厚的计算

式中： p——管道内最高工作压力 Pa
d——管道内径 m
——管道材料的许用应力 Pa，
——管道材料的抗拉强度 Pa
n——安全系数，对钢管来说，时，取n=8；时，
取n=6； 时，取n=4。
根据上述的参数可以得到：
我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa;

(1). 液压泵压油管道的壁厚

(2). 液压泵回油管道的壁厚
所以所选管道适用。

4 液压缸的设计
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的能量转换装置。液压缸在液压系统中的作用是将液压能转变成机械能，使机械实现直线往复运动或小于360°的往复摆动运动。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。
4.1 液压缸常用类型[9]
随着液压技术的飞速发展和普遍应用，液压缸的类型也逐渐繁多。液压缸可分为推力液压缸和摆动液压缸，推力液压缸又可分为活塞缸、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。本设计课题为组合机床液压机，专门传递推力，属于中压缸。柱塞缸只能实现一个方向的运动，反向运动要靠外力。通常成对反向布置使用，这种液压缸中的柱塞和缸筒不接触，运动时由缸盖上的导向套来导向，不但结构复杂，而且动作不够灵敏，不能满足本设计的要求；双作用单活塞杆液压缸结构简单，制造便宜，容易操作，安装面积小，可以满足力和运动的要求。综上所述，液压缸选用单作用活塞缸。双作用活塞杆液压缸的活塞、活塞杆和导向套上都装有密封圈，因而液压缸被分隔为两个互不相通的油管，当活塞腔通入高压油而活塞杆腔回油时可实现工作进程，当从反方向进油和回油时可实现快速回程。
4.2 液压缸主要零部件设计
通用液压缸用途广泛，适用与机床、车辆、重型机械、自动控制等机械的液压传动。已有国标和国际标准规定其安装尺寸。液压缸的结构基本上可以分为缸筒、缸盖、活塞、活塞杆、密封装置、导向装置和缓冲装置等。在设计过程中，根据要求结合实际设计要求设计出结构合理，并能实现工作要求的液压缸。
1）缸筒的设计
a． 缸筒结构和材料
通常根据缸筒与端盖的连接形式选用，而连接形式又取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。该设计液压缸筒采用45号钢，缸筒和缸盖之间连接用螺栓连接，虽然外形尺寸较大，重量大，但结构通用性好，缸体加工容易，装卸方便，能充分满足设计要求。
b. 对缸筒的要求
缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态试验压力而不至产生永久变形；缸筒要有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；缸筒内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力的作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形位公差等级足以活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒还要求有良好的 可焊性，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。
c. 缸筒的强度校验
在前一节中我们已经确定了缸筒的外径和内径，分别为320mm和280mm，现在我们来校验它的强度。
额定工作压力Pn应低于一定极限值，以保证工作安全即：
Pn≤0.35δs(D2 1 - D2)/ D2 1Mpa （4-1）
式中：Pn——液压缸额定压力
D 1——缸外径
D——缸内径
δs——材料的极限应力 δs =340Mpa

所以Pn≤0.35×（3202-2802）/3202×340
=79.69Mpa
本设计课题给定的Pn为31.25 Mpa，所以缸筒工作安全。
d.液压缸固定螺栓直径校核
ds≥ （4-2）

式中： Z——固定螺栓数，取Z=6（均布）；
F——液压缸负载；
K——螺纹拧紧系数k=1.12---1.5，这里取1.2；
[σ]——σs/(1.2-2.5), σs为材料的屈服极限
因为：Z取得较小的值时，螺栓的直径将会变大，从而加大安装空可能会发生安装是干涉的情况；如果Z值取的较大，则势必加大调整时的难度，经过综合考虑，这里取Z=10.
所以：ds≥
在该设计中选取标准值为12mm。根据实际情况，选取普通圆柱螺栓。由《机械设计指导》查的该螺栓的规格为M12×80。
e．缸筒制造加工要求
热处理：调质，硬度为HB≥241-285。缸体内表面镀铬，厚度为30-40um，镀后需进行研磨。
缸筒内径D的圆度公差值可按9、10、11级精度选取，圆柱度公差值应该按照8级精度选取。
缸筒端面对内径的垂直度公差值可按照7级精度选取。
缸筒的零件图如下图所示：

图4-1 缸筒
2) 缸盖的设计
缸盖分为左缸盖和右缸盖。缸盖的材料为铸铁
a. 缸盖的尺寸的确定
缸盖的尺寸是有导向套、缸筒、活塞杆及固定装置的尺寸来确定。其法兰的尺寸由安装条件确定。缸盖与缸筒的内壁的接触面为其定位基准。缸盖与缸体的内壁接触处采用了O型密封圈进行密封。为了保证缸盖与缸筒两者轴线的同轴度，其装配面要经过磨削加工，且要保证柱面轴线与法兰面的加工表面有一定的垂直度要求。左缸盖的进油口安置在上方，而右缸盖的出油口安排在侧面，为了防止漏油，采用直角油管接出.
一般液压缸多为平底缸盖，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
有孔时
式中 t——缸盖有效厚度(m)；
——缸盖止口内径(m)；
——缸盖孔的直径(m)。
液压缸：
无孔时
取 t=65mm

有孔时
取 t’=50mm
b. 缸盖的技术要求
缸盖的内孔和外圆的圆柱度公差值，应该按照9、10、或者11级精度选取。缸盖的零件图具体如下：

图4.2 左端盖

图4.3 右端盖
3） 活塞的设计
由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能太紧，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；配合过大，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。
a.结构形式与材料
根据密封装置形式来选用活塞结构形式。液压缸的内径和其受力大小来决定。活塞材料用耐磨铸铁，活塞与缸筒之间的密封圈用O型密封圈，O型密封圈耐高压，耐磨性好，低温性能好。
b.尺寸及加工公差
活塞的宽度一般为活塞外径的0.6-1.0倍。活塞的外径稍小于缸筒的内径，活塞与缸筒之间是用密封圈连接起来的，因为缸筒的内径为280mm，则取活塞的外径为280mm，其内孔的大小是根据与之相配合的活塞杆的直径来确定的。活塞外径的配合一般采用f9，外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度刚公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差一半，ra视结构形式不同而各异。活塞杆的直径的确定见下一节。根据密封圈的大小来确定槽的深度和宽度。密封圈的选定根据《液压工程手册》
活塞的零件图如下图所示：

图4.4 活塞

4） 杆的设计
a.活塞杆的结构与材料
活塞杆的材料选用45号钢，实心结构同时对活塞杆进行淬火，淬火深度为0.5-1mm。其两个端部均采用螺纹连接，当活塞杆的端部为螺纹连接时，其尺寸可依据GB2350-80液压缸、气缸活塞杆螺纹尺寸系列查表求得。
b.活塞杆尺寸的确定
前面已经求得活塞杆的最大直径为180mm，根据类比可知稳定性要求，活塞杆的总长要根据油缸的行程来确定，本课题的油缸行程为500mm，再综合其他方面的要求，我选择取活塞杆的总长为692mm.
c.活塞杆的技术要求：
d.活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229-285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达到HRC-55.活塞杆上的螺纹，一般应该按照6级精度加工，如载荷较小，机械振动也较小时，允许按照7级或则8级精度制造。活塞杆的外圆粗糙度Ra值一般为0.1-0.3um。太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于润滑，因此该设计选取为0.16um。为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层厚度为0.03-0.05mm，并进行抛光或磨削加工
活塞杆的零件图及集体形状如下图所示

图4-5 活塞
5） 装置的设计
a.活塞与缸筒之间的密封
活塞与缸筒之间的密封圈用耐高压，耐磨性好，低温性能好的O型密封圈，O型密封圈对于作往复运动的活塞密封效果好。
b.其他密封装置
端盖和缸筒之间属于静密封，用石棉密封，其他的密封都采用了不同安装型号的O型密封圈进行密封。
6） 导向套的设计
活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对话活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封，外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。导向套的典型结构形式有轴套式和端盖式两种，本设计采用轴套式。
a.导向套的材料以及尺寸的确定
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如下图2所示）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：
设 计 计 算 过 程

式中 L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
活塞的宽度B一般取B=(0.6~10)D；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；
当D<80mm时，取；
当D>80mm时，取。
为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即

滑台液压缸：
最小导向长度：
设计中导向套采用两个导向段，每段宽度为d/3。两段中线间距离2d/3。最终根据要求的需要，选择导向套的长度为200mm。金属导向套一般采用磨损系数小、耐磨性好的青铜材料制作。因此，这里采用了锡青铜这种材料。
b.导向套的加工要求
导向套外圆与端盖内孔的配合多为H8/f7；内孔与活塞杆外圆的配合为H9/f9；外圆与内孔的同轴度公差不大于0.03mm，圆度和圆柱度公差不大于直径公差的一半，内孔有环形槽装防尘圈，导向套与端盖内测接触处采用O型密封圈密封；导向套的表面粗糙度Ra为0.63-1.25um。
导向套的零件图如下图所示：

7） 装置的设计
缓冲装置的工作原理是使缸筒低压腔内油液通过节流把动能转换为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端实现速度的递减，直至为零。变节流型缓冲装置在缓冲过程中通流面积随缓冲过程的变化而变化，缓冲腔内的缓冲压力保持均匀或按一定的规律变化，能取得满意的缓冲效果，该设计采用变节流型缓