生物材料动态力学实验机的研制设计.doc

生物材料动态力学实验机的研制设计

毕业设计(论文)

生物材料动态力学实验机的研制
DYNAMIC MECHANICAL STUDIES
OF BIOLOGICAL MATERIALS MACHINE

学生姓名

学院名称

专业名称

指导教师

20**年
5月
27日

徐州工程学院毕业设计(论文)

摘要
本课题完成了人工髋关节模拟试验机液压系统及力学试验台的研制。该试验设备主要由机械传动部分、温控系统及液压加载系统组成。试验机液压系统的特性是根据模拟人工髋关节受力特点，可实现交流负载。该液压加载系统主要用于实现关节头试件的前进、后退及载荷的施加。实验台的工作原理是将股骨头和髋臼部件试样按照其正常位置安装于试验台上，通过试验装置使两者之间产生规定的随时间变化的负载。该液压系统及试验台设计时考虑的主要因素是如何实现交流加载特征（交流液压站），使其提供的载荷能在试验室环境中正确模拟人体髋关节的实际受力工况，以使试验机产生的运动形式与人工关节实际使用条件相一致，从而可以准确、可靠地测试人工关节材料的生物摩擦学特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。

关键词 人体髋关节；模拟实验；液压加载系统

Abstract
The subject completed a total hip simulator hydraulic system and mechanical test rig. The test equipment mainly consists of mechanical transmission parts, temperature control system and hydraulic loading system components. The subject completed the simulation of artificial hip joint and the hydraulic system Tested. Tests of the characteristics of hydraulic system are based on simulated force characteristics of artificial hip joints can make the sharing of the load. The hydraulic loading system is mainly used to achieve the joint head specimens forward, reverse and the load imposed. Bench works is to sample the femoral head and ace tabular components installed in accordance with its normal position test stand, the experimental device to generate required between the loads over time. Test the hydraulic system and the main consideration for the design of AC load factor is Ruche characteristics (AC Hydraulic), making it can load in the correct environment in the test chamber simulating human hip joint the actual loading conditions, so that testing machine produced forms of exercise and the actual conditions of use of artificial joint line, which can accurately and reliably test of artificial joint materials, terminological properties of biological parameters, to provide guidance for the clinical application of test data. According to the above requirements and design a hydraulic system tests bed assembly drawing.

Keywords artificial joints simulative test hydraulic system

II
徐州工程学院毕业设计(论文)
目 录
摘要 I
Abstract II
1 绪论 1
1.1 引言 1
1.2 人工髋关节模拟试验机的分析与研究 1
1.3人工髋关节假体材料的性能要求 1
1.4 本课题研究内容拟解决的主要问题 2
2 髋关节结构及运动分析 3
2.1人体髋关节结构 3
2.2 髋关节运动分析 3
2.3 人工髋关节结构 6
2.4 试验机的工作原理 6
3 液压系统设计 8
3.1 液压加载系统的设计流程 8
3.2 液压加载系统的工作原理 8
3.3 液压加载系统的回路设计 8
3.4 液压系统的参数计算 9
3.4.1液压缸主要参数的确定 9
3.4.2 液压泵的性能参数计算 11
3.5 液压元件的选择 12
3.5.1 控制阀的选择 12
3.5.2 辅助元件的选择 14
4 液压缸主要零部件设计 15
4.1缸筒 15
4.1.1 缸筒结构 15
4.1.2 缸筒材料 15
4.1.3 缸筒计算 16
4.2 活塞 18
4.2.1 活塞结构 18
4.2.2 活塞与活塞杆的连接形式 18
4.2.3 活塞的密封 18
4.2.4 活塞材料 20
4.2.5 活塞尺寸及加工公差 20
4.3活塞杆 20
4.3.1 活塞杆结构 20
4.3.2 活塞杆的材料和技术要求 21
4.3.3 活塞杆的计算 21
5 液压站的设计 23
5.1 液压泵站 23
5.2液压泵站的类型选择 23
5.3液压油箱及其附件 23
5.3.1 油箱的用途与分类 23
5.3.2 油箱的构造与设计要点 23
5.3.3 油箱的容量及计算 24
5.3.4 标准油箱的规格及外形尺寸 25
5.4 油路板的设计 26
5.4.1 板式集成的结构特征 26
5.4.2 油路板的设计要点 26
5.4.3 油路板设计说明 26
结论 30
致谢 31
参考文献 32

35
1 绪论
1.1 引言
人工关节是模拟人体关节制成的植入性假体，以代替病变或损伤的关节并恢复其功能。人工关节的研制、开发是一门跨领域的交叉学科，涉及到材料学、力学、生物学、成型技术和医疗等多门学科的知识，需要多方面的科研人员不断探索。其中，对人工关节生物摩擦学特性的研究由于直接关系到置换关节的使用质量和临床寿命而备受人瞩目。人体关节属于身体活动的连接机构，接触界面间必然发生相对滑动，因此会产生摩擦、磨损和润滑等摩擦学问题。摩擦副结构设计、材料选择、摩擦磨损特性评价以及摩擦过程、磨损机理的研究都需要进行摩擦学试验。由于摩擦磨损测试涉及整个摩擦学系统，试验时外部因素（接触方式、运动类型、载荷、速度、温度、时间、介质及环境气氛等）和内部因素（材料性质、表面状态、润滑剂性能等）改变时都会导致测试结果发生变化。近期的研究工作已证明人工关节磨损时产生的磨损颗粒与置换关节的无菌性松动有直接关系。因此，积极开展人工关节生物摩擦学特性方面的研究，掌握置换关节材料在生物机体环境内的摩擦磨损行为规律，在人工关节的开发中引入摩擦学设计（包括基于生物力学的关节配副载荷最小化研究、假体固定的微动摩擦学行为研究和关节材料磨损颗粒生成机理及有效识别等），对于提高人工关节的使用质量，延长其临床寿命和减轻患者痛苦具有重要的现实意义。
1.2 人工髋关节模拟试验机的分析与研究
人工关节的磨损，尤其是人工髋关节的磨损，是一个重要的临床问题。人工关节的磨损不仅能造成关节假体本身的破坏而引起机械性失效，还会产生大量磨损颗粒引导假体周围骨溶解。1965年以来，研究者相继开发关节模拟实验装置，曾采用销盘磨损实验、环盘磨损实验、四球磨损实验及块环磨损实验等，但实验设备由于结构限制无法进行全尺寸关节副摩擦实验，而且在试件偶副接触方式提供的运动形式以及载荷性质上，都与关节的实际工况相距甚远。因此，要求新的模拟试验机在实验室环境中能够更真实地模拟人体髋关节的运动情况及运动环境，为不同髋关节材料的临床应用提供较为准确可靠的试验数据。
困扰关节模拟试验机发展的一个重要因素是试验机工位太少。大多数试验机在一次试验过程中只能容纳一个关节摩擦副，在这种试验设备上完成2×106～3×106转（相当于关节假体在病人体内2～3年的运动量）的试验工作需要2～3个月的时间。针对这一问题，研究者提出了多工位试验机的概念。到目前为止，有各种多工位试验机乃至100工位的试验机在研究中使用。多工位试验机可同时进行多副人工关节偶件对比试验，因此试验周期短，对试验数据的对比分析可靠度高。
1.3人工髋关节假体材料的性能要求
人体髋关节是受力复杂的负重关节, 同时承受拉力、压力、扭转和界面剪切力以及反复疲劳、磨损的综合作用, 每年要承受100～300万次循环的体重负荷, 并且由于其长期植入体内, 要经受体液的腐蚀作用。鉴于特殊的使用环境, 对髋关节假体材料的性能提出了很高的要求。临床医学认为, 人工髋关节作为植入器官应具备以下几项性能:
(1)生物相容性。生物组织相容性要求髋关节假体材料不能对周围组织产生毒副作用, 组织对植入材料无排斥反应; 生物力学相容性要求髋关节假体材料的弹性模量、强度和韧性与人的皮质骨相匹配, 在负载情况下, 髋关节假体与所接触的组织所发生的形变要彼此协调, 并且植入期间假体材料与周围的骨组织结合良好, 不发生松动和下沉;
(2)生物摩擦学性能。要求髋关节假体材料的摩损率低,磨损颗粒数量少且对人体组织无不良影响;
(3)抗腐蚀、耐疲劳性能。要求髋关节假体材料在人体环境中经受化学腐蚀和电化学腐蚀而不失效, 在人体循环疲劳作用下不损伤;
(4)制备工艺和服役寿命。要求髋关节假体材料易于合成和制造, 便于批量生产和质量检测, 设计服役寿命应达到10～20年。
各种人工髋关节材料都在不断的发展和完善之中, 但都存在各自的不足之处。要进一步改善材料的功能适应性, 延长其服役寿命, 提高我国人工髋关节置换术的水平, 还有诸多研究工作需要完成。(1)髋关节假体材料的表面改性是未来研究的热点, 需要不断探索新的表面改性方法,在材料表面合理设计梯度功能涂层以及智能化涂层是极具潜力的发展方向; (2) 对人体髋关节生物摩擦行为和润滑机理进行研究, 正确掌握髋关节的运动方式和磨损规律, 并有针对性的开展仿生设计; (3) 完善髋关节假体材料性能评价体系。
1.4 本课题研究内容拟解决的主要问题
本设计是根据人类行走时下肢关节的运动特点，结合医学中对人体关节、骨骼力学性能试验的要求，研制一套人工髋关节模拟试验机液压系统及力学试验台。液压系统设计时考虑的主要因素是如何实现交流加载特征（交流液压站），使其提供的载荷能在试验室环境中正确模拟人体下肢关节的实际受力工况，以使试验机产生的加载形式与人体关节实际使用条件相一致。力学试验台可以在试验室环境中准确、可靠地测试生物材料的各项特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。

2 髋关节结构及运动分析
2.1人体髋关节结构
人体髋关节结构髋关节位于人体中部，是人体中最重要的关节之一，图2-1给出人髋关节的结构简图：

图2-1 人体髋关节结构示意图
髋关节由股骨头与髋臼相对构成，属于杵臼关节。髋臼内仅月状面被覆关节软骨，髋臼窝内充满脂肪，可随关节内压的增减而被挤出或吸入，以维持关节内压的平衡。在髋臼的边缘有关节盂缘附着。加深了关节窝的深度。在髋臼切迹上横架有髋臼横韧带，并与切迹围成一孔，有神经、血管等通过。关节囊厚而坚韧，上端附于髋臼的周缘和髋臼横韧带，下端前面附于转子间线，后面附于转子间嵴的内侧（距转子间嵴约1厘米处），因此，股骨颈的后面有一部分处于关节囊外，而颈的前面则完全包在囊内。所以股骨颈骨折时，根据其骨折部位而有囊内、囊外或混合性骨折之分。髋关节周围有韧带加强，主要是前面的髂股韧带，长而坚韧，上方附于髂前下棘的下方，呈人字形，向下附于股骨的转子间线。髂股韧带可限制大腿过度后伸，对维持直立姿势具有重要意义。此外，关节囊下部有耻骨囊韧带增强，可限制大腿过度外展及旋外。关节囊后部有坐骨囊韧带增强，有限制大腿旋内的作用。关节囊的纤维层呈环形增厚，环绕股骨颈的中部，称为轮匝带，能约束股骨头向外脱出，此韧带的纤维多与耻骨囊韧带及坐骨囊韧带相编织，而不直接附在骨面上。股骨头韧带为关节腔内的扁纤维束，主要起于髋臼横韧带，止于股骨头凹。韧带有滑膜被覆，
内有血管通过。一般认为，此韧带对髋关节的运动并无限制作用。
2.2 髋关节运动分析
髋关节为多轴性关节，能作屈伸、收展、旋转及环转运动。但由于股骨头深嵌在髋臼中，髋臼又有关节盂缘加深，包绕股骨头近2/3，所以关节头与关节窝二者的面积差甚小，故运动范围较小。加之关节囊厚，限制关节运动幅度的韧带坚韧有力，因此，该关节的稳固性大，而灵活性则甚差。这种结构特征是人类直立步行，重力通过髋关节传递等机能的反映。当髋关节屈曲、内收、内旋时，股骨头大部分脱离髋臼抵向关节囊的后下部，此时若外力从前方作用于膝关节，再沿股骨传到股骨头，易于发生髋关节后脱位。考虑到关节置换病人的特殊性，此处仅讨论人体正常行走时股骨头在髋臼中的运动轨迹。据此，首先分析得出人体行走时，髋关节所做的几种运动：

图2-2 内收/外展、内外旋运动

图2-3 曲伸展运动
说明：
1——负载轴；
2——屈曲/伸展运动角度；
3——内收/外展运动角度；
4——内/外旋运动角度；
5——髋臼部分的极轴；
L——髋臼部分极轴与负载力线的夹角；
N——髋臼基底平面与负载力线的夹角，一般为57o～63o；；
P——当内收/外展运动处于中间位置时，股骨柄与负载力线间的夹角；
1) 内收/外展运动 (abduction/adduction）:
如图2-2，所示的髋臼部分与股骨部件间的相对角运动。
2) 屈曲/伸展运动（flexion/extension）:
如图2-3，所示的髋臼部分与股骨部件间的相对角运动。
3） 内/外旋运动（inward/outward rotation）:
如图2-2，所示的髋臼部分与股骨部件间的相对角运动。
4) 极轴（polar axis）:
指通过髋臼部分内球面中心并垂直于髋臼凸缘平面的轴；如果髋臼没有凸缘，则是指通过款就部件内球面中心并垂直于髋臼基；底平面的轴。
结合实际参照资料，根据R.C.Johnston、J.L.Smidt等的研究结果表明，人体正常行走时，髋关节在一个步态中的主要运动角度变化如图2-2所示:
FE角(Flexion-extension)的变化幅度为0～46º；
AA角(Abduction-adduction)和IER角(Internal-external rotation)的变化幅度同为0～12º；
FE角和AA角的相位相差π/2；
在足跟离地前0.1T时，关节弯曲度达到最大；脚尖离地前0.1T时，关节拉伸度达到最大（T为步态周期，单位：秒）。一个运动周期内股骨部件各角运动变化角度如下表2-1所示：
表2-1 一个运动周期内股骨部件各角运动变化
一个运动周期内股骨部件各角运动变化
所占一个运动周期时间的比例（%）±1%
0
21
50
62
100
屈曲角（+）或伸展角（-）（o）±3o
25

-18

25
内收角（+）或外展角（-）（o）±3o
3
7

-4
3
内旋角（+）或外展角（-）（o）±3o
-10

2

-10
根据图2-4所示运动曲线，利用计算机模拟技术对髋关节摩擦面上随机选取点的运动轨迹进行了相应计算，其结果如图2-5所示。可以看出，这些点的运动轨迹很不规则，大致上呈椭圆形，且轨迹形状随选取点在球体上位置的不同而有所变化。这一结果表明，天然髋关节间的相对运动为交叉状、多方向性复合滑动摩擦。

图2-4 人体步态运动步行图 图2-5 选取点的滑动轨迹图
2.3 人工髋关节结构
人工髋关节假体仿照人体髋关节的结构，将假体柄部插入股骨髓腔内，利用头部与关节臼或假体金属杯形成旋转，实现股骨的曲伸和运动。图2-6示出了人工髋关节的实物照片。与天然髋关节相对应，人工关节也分为股骨球头和关节臼窝。为完成人体必需的运动及加工工艺的需要，人工关节联接部分做成凸球－凹球形式。产品根据临床需要，头部直径分为38mm～52mm，每隔2mm为一种规格。

图2-6 人工髋关节实物照片
2.4 试验机的工作原理
人工髋关节模拟试验机的工作原理是将股骨头和髋臼部件试样按照其正常位置安装于实验台上，通过试验装置使两者之间产生规定的随时间变化的负载及相对角运动，股骨头试件由夹具夹持固定于试验机主轴上，试验时载荷的施加由加载油缸完成。向加载油缸的上腔输入压力油，活塞杆将向下移动，并通过花键轴带动关节头试件压向臼杯试件。利用液压系统调节液压油的压强，可满足试验时不同载荷要求。图2-7示出了人工髋关节模拟试验机的实物照片。

图2-7 人工髋关节模拟试验机实物照片

3 液压系统设计
3.1 液压加载系统的设计流程
分析人体髋关节受力状况，模拟关节头试件的前进、后退及载荷的施加，通过对一系列参数和指标的分析，提出运用液压系统来实现关节头的前进、后退的思想，其设计流程图如图3-1所示：
分析人体髋关节受力、运动状况
模拟关节头的前进、后退时载荷的施加
确定关节头步进顺序，设计液压系统原理图
根据液压系统原理图，合理选择液压元件
复检并改善此液压系统
提出用液压系统实现控制
检查

图3-1 液压系统设计流程图
3.2 液压加载系统的工作原理
试验机的液压加载系统主要用于实现关节头试件的前进、后退及载荷的施加，其工作原理图如图3-2所示。液压系统工作时，活塞杆的前进、后退主要由三位四通电磁换向阀控制。
活塞杆前进时,三位四通电磁换向阀处于左位，此时进油路线为：油泵→三位四通电磁换向阀→油缸上腔；回油路线为：油缸下腔→三位四通电磁换向阀→油箱；
活塞杆后退时，三位四通电磁换向阀处于右位，此时进油路线为：油泵→三位四通电磁换向阀→油缸下腔；回油路线为：油缸上腔→三位四通电磁换向阀→油箱；
三位四通电磁换向阀处于中位时，油泵卸载，油缸不动。
3.3 液压加载系统的回路设计
试验时，开启电机并将三位四通电磁换向阀置于左位，活塞杆向下移动并带动上试件（关节头）压向下试件（关节窝）。当两试样接触时，调节电磁比例溢流阀并观察压力表使油压满足试验条件要求。试验结束后，首先将三位四通电磁换向阀置于中位。由于该阀中位机能为M型，此时液压泵出油口油液直接回油箱卸载。蓄能器为了保持压力稳定，会向保压系统供油、补偿系统泄漏。然后将三位四通电磁换向阀置于右位，开启电机，油泵输出压力油推动活塞上移并带动上试件后退。

图3-2 液压系统原理图

3.4 液压系统的参数计算
3.4.1液压缸主要参数的确定
(1) 液压缸工作压力的确定
已知最大实验载荷P=1t，最大压强P小于6.3MPa。
按照初定值取缸的工作压力为6MPa。
(2) 液压缸内径尺寸的确定
以无活塞杆侧作为液压缸的进油腔，则

式（3.1）
式中：——缸筒内径，mm；
——液压缸工作压力，MPa；
——实验载荷，N；
按GB/T2348―1993将所计算的D圆整到相近的标准直径，得。
(3) 活塞杆直径的确定
由上知= 50 mm，则
式（3.2）
式中：——活塞杆直径，mm；
——速比，根据压力，按表3-1选取；
表3-1 液压缸安全系数
公称压力MPa
≤10
12.5-20
>20

1.33
1.46，2
22
由所定工作压力取1.33，则

按GB/T2348―1993将所计算的圆整到相近的标准直径，得。
(4) 活塞的理论推力和拉力
式（3.3）
式（3.4）
(5) 活塞的最大允许行程
活塞行程S，在初步确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑，但这一工作行程并不一定是液压缸的稳定性所允许的行程。为了计算行程，应首先计算出活塞杆的最大允许计算长度，因为活塞杆一般为细长杆。当 ≥（10～15）时，由欧拉公式推导出：
式（3.5）
式中：——活塞杆横截面惯性距，mm4 ；
圆截面
——活塞杆直径，mm；
——液压缸末端条件系数；
——活塞杆弯曲失稳临界压缩力， N；
——活塞杆的纵向压缩力，N；
——安全系数，通常= 3.5～6；
——材料的弹性摸数，钢材的；
将数据代入并简化后

本设计活塞杆行程S=125mm，不会出现确定的行程与设计的活塞杆直径相矛盾，达不到稳定的要求，因此无须对活塞杆进行修正。
(6) 缸筒长度的确定
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20～30倍。
即：
（20～30）D 式（3.6）
＝1000～1500
式中：L——液压缸缸体长度， mm；
实际液压缸的长度为225mm，故满足要求。
由此确定：
液压缸的公称压力P=6.3MPa；
液压缸的内径 D=50mm；
活塞杆直径 d=25mm；
活塞杆行程 S=125mm；
3.4.2 液压泵的性能参数计算
（1）确定液压泵的最大工作压力
式（3.7）
式中——执行元件的最高工作压力；
——执行元件进油路上的压力损失，初定=0.5MPa，由执行元件的工作情况可知，MPa，假使液压泵的最高工作压力为额定压力，则
MPa
（2）确定液压泵的最大流量
式（3.8）
式中——同时动作的个执行元件所需流量之和的最大值；
——泄露系数，一般取=1.1～1.3, 这里取=1.1，假定系统最大流量为理论流量，则。
（3）选择液压泵的规格型号
由于叶片泵结构简单，性能稳定，排量范围大，压力流量脉动小，噪声低，寿命长等一系列优点，被广泛用于机床设备和其他中低压液压系统中。因此本液压系统中选择单级叶片泵。
其叶片泵的型号和参数指标如表3-2所示：
表3-2 叶片泵的型号
型号
流量
额定压力
转速
传动功率
重量
YB1-10
10L/min
6.3MPa
1450r /min
2.2KW
5.3Kg
（4）选择电动机的规格型号
液压泵的电动机功率
kw 式（3.9）
式中：——电动机功率，kw；
——液压泵最大工作压力，Pa；
——液压泵的输出流量，；
——液压泵总效率，估取0.8。
电动机的型号和参数指标如表3-3所示：
表3-3 电动机的型号
型号
额定功率
满载转速
同步转速
极数
Y2-100L1-4
2.2 kw
1420r /min
1500r /min
4
3.5 液压元件的选择
3.5.1 控制阀的选择
1、 三位四通电磁换向阀
型号：34D-6B
通径：6mm
额定流量：25 L / min
压力：6.3MPa
连接方式：板式连接
重量：4kg
2、溢流阀
型号：YF3-10B
通径： 10mm
额定流量：63 L / min
调压范围：0.5-6.3MPa
连接方式：板式连接
重量：1.6kg
3、电磁比例溢流阀
型号：YF3-10B
通径：10mm
额定流量：63 L / min
调压范围：0.5-6.3MPa
连接方式：板式连接
重量：3.2 kg
4、压力表开关
型号：KF-L8/12E
通径：8mm
额定流量：10 L / min
压力：350MPa
连接方式：板式连接
5、截止阀
型号：YJZQ-H10N
通径：10 mm
压力：20 MPa
连接方式：螺纹连接
6、单向阀
型号：CIT-03-35-50
通径：3mm
压力：25 MPa
额定流量：30 L / min
元件名称
型号
通径
压力
额定流量
连接方式
重量
三位四通换向阀
34D-6B
6mm
6.3MPa
25L/min
板式连接
4Kg
溢流阀
YF3-10B
10mm
0.5-6.3MPa
63L/min
板式连接
1.6Kg
电磁比例溢流阀
YF3-10B
10mm
0.5-6.3MPa
63L/min
板式连接
3.2Kg
压力表开关
KF-L8/12E
8mm
350MPa
10L/min
板式连接

截止阀
YJZQ-H10N
10mm
20MPa

螺纹连接

单向阀
CIT-03-35-50
3mm
25MPa
30L/min
管式联接
0.3Kg
连接方式：管式联接
各液压元件规格参数如表3-1所示：
表3-1 所选液压元件规格参数
3.5.2 辅助元件的选择
1、吸油过滤器
型号：YCX 25×180L
通径：15mm
额定流量：25 L / min
过滤精度：180 mm
压力损失：〈0.01MPa
2、蓄能器
型号：NXQ1/2 L10-10
通径：40mm
压力：10MPa
连接方式：螺纹联接
3、空气过滤器
型号：EF1-25
空气过滤口径：25mm
加油流量：9L/min
空气流量：65L/min
空气过滤精度：0.279
油过滤精度：125μm
4、管接头
型号：JB/T 966-1997
通径：15mm
连接方式：螺纹联接

4 液压缸主要零部件设计
4.1缸筒
4.1.1 缸筒结构
缸筒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。
常见的缸体与缸盖的连接结构如图4-1所示：

图4-1 缸体与缸盖的连接结构
a) 法兰式连接，结构较简单，易加工，易装卸，但是要求缸筒端部有足够的壁厚，用以按装螺栓或旋入螺钉。缸筒端部一般用铸造、镦粗或焊接方式制成粗大的外径，它是常用的一种连接形式。
b) 半环式连接，分为外半环连接和内半环连接两种连接形式，半环连接工艺性好，连接可靠，结构紧凑，但削弱了缸筒强度。半环连接应用十分普遍，常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接中。
c) 螺纹式连接，有外螺纹连接和内螺纹连接两种，其特点是外径小，重量轻，结构紧凑，但缸筒端部结构较复杂，装卸时要用专门的工具，这种连接形式一般用于要求外形尺寸小，重量轻的场合。
d) 拉杆式连接，缸体最易加工，最易装卸，结构通用型大，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果。
e)焊接式连接，强度高，制造简单，但焊接时易引起缸筒变形。
本设计中缸体、前缸盖采用焊接式连接；缸体、后缸盖采用法兰式连接。
4.1.2 缸筒材料
缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，能承受最高工作压力及短期动态试验压力而不产生永久变形；有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不产生弯曲。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。
本设计中，缸筒采用35号钢，机械预加工后再调质到241～285HBS；前端盖采用HT200；缸底采用HT200；
4.1.3 缸筒计算
(1) 缸筒内径的确定
由前面计算得到：缸筒内径。
(2) 缸筒壁厚计算
缸筒壁厚δ为：

关于的值，可按下列情况分别进行计算：
当时，可用薄壁缸筒的实用计算式：
m 式（4.1）
显然过小；
当= 0.08～0.3时，可用实用公式：

考虑到和，取壁厚为5mm，此时
式中： ——为缸筒材料强度要求的最小值，m；
——为缸筒外径公差余量，m；
——腐蚀余量，m；
——缸筒内径，m；
——缸筒内最高工作压力，MPa；
——缸筒材料的许用应力，MPa，
；
——缸筒材料的抗拉强度，MPa；
(3) 缸筒壁厚验算
额定工作压力应低于一定极限值，以保证工作安全：
式（4.2）

同时，额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生。

式中：——缸筒发生完全塑形变形的压力，MPa；
——国内外工厂实际采用的缸筒壁厚也即外径，mm；

则 MPa
此外，还应验算缸筒的暴裂压力：
式（4.3）
式中：——缸筒耐压实验压力，MPa
MPa
MPa

(4) 缸筒底部厚度
缸筒底部为平面，其厚度可以按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算：
式（4.4）
式中：——筒底厚，mm；
——筒内最大工作压力，MPa；
——计算厚度外直径，mm；
(5) 缸筒与端部焊接
缸筒与端部用焊接连接时，其焊缝应力计算：
MPa 式（4.5）
式中：——缸内最大推力，N；
——焊缝底径，m；
——焊接效率，取；
——焊条材料的抗拉强度，MPa；
——安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取；
4.2 活塞
4.2.1 活塞结构
根据密封装置型式来选用活塞结构形式。通常分为整体活塞和组合活塞两类。
整体活塞在活塞圆周上开沟槽，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，主要受密封型式决定。组合式
活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。
4.2.2 活塞与活塞杆的连接形式
活塞与活塞杆的连接形式主要有以下几种：
1）卡环型 两半卡环卡入卡环槽后会松脱，需套上卡环帽，再装上弹性挡圈。装拆方便，低速时使用广泛；
2）轴套型 采用螺钉固定，不便于设计缓冲柱塞，活塞杆缩回撞击底缸时，螺钉易损坏；
3）螺母型 结构简单，装拆方便，但一般需备螺母防松装置；
4）焊接型 结构简单，轴向尺寸紧凑，但损坏后需整体更换。
4.2.3 活塞的密封
活塞装置主要用来防止液压油的泄漏。对密封装置的基本要求是具有良好的密封性能，并随压力的增加能自动提高密封性，除此以外，摩擦阻力要小，耐油，抗腐蚀，耐磨，寿命长，制造简单，拆装方便。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。
1）O形密封圈
O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。O形密封圈安装方便，价格便宜，可在-40～120oC的温度范围内工作，但与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封（可与其它密封件组合使用）。

图4-2 O型密封圈的结构类型
O形圈密封的原理如图4-2(a)所示，O形圈装入密封槽后,其截面受到压缩后变形。在无液压力时，靠O形圈的弹性对接触面产生预接触压力，实现初始密封，当密封腔充入压