矿车车轮轴承外圈拆卸机设计毕业设计.doc

攀枝花学院本科毕业设计

矿车车轮轴承外圈拆卸机设计

学生姓名： 袁国洪
学生学号： 200310621093
院 （系）： 机电工程学院
年级专业：03机械设计制造及其自动化
指导教师： 杨光春 高级工程师
助理指导教师：

二〇〇七年六月

攀枝花学院本科毕业设计 摘要

摘 要

矿车车轮轴承外圈拆卸机是针对拆卸矿车车轮锥轴承外圈的专用机械设备。目前，我国很多矿厂还采用原始的大锤敲击的方法来拆卸轴承外圈，随着在我国矿业现代化的发展，这种原始的拆卸方法已不能满足我国矿厂实际生产的需要，各矿厂经常因损坏的矿车不能及时被修好而影响生产。因此，设计矿车车轮轴承外圈拆卸机具有重要的意义。设计中着重进行了液压系统的设计、拉(推)爪的结构设计、拆卸机机架的设计，同时对液压系统、拉（推）爪、机架进行了必要的校核，进而实现了拆卸轴承外圈的功能。

关键词 拆卸机，结构，设计，液压系统

I
攀枝花学院本科毕业设计 ABSTRACT

ABSTRACT

The mine car wheel bearing addendum circle disassemblage machine isaims at the disassemblage mine car wheel awl bearing addendum circlethe special-purpose mechanical device. At present, our country verymany mines also use the method which the primitive sledgehammer rapsto disassemble the bearing addendum circle, along with in our countrymining industry modernization development, this primitivedisassemblage method has not been able to satisfy the our countrymine actual production the need, various mines frequently becausedamage the mine car cannot promptly fix affects the production.Therefore, designs the mine car wheel bearing addendum circledisassemblage machines and tools to have the vital significance. Inthe design emphatically carried on the hydraulic system design, haspulled the fingernail the structural design, the disassemblage machinerack design, simultaneously to the hydraulic system, pulled thefingernail, the rack has carried on the essential examination, thenhas realized the disassemblage bearing addendum circle function.

Keywords disassemblage machine, structure, design, hydraulic system

3
攀枝花学院本科毕业设计 目录

目 录

摘 要……………………………………………………………………………………………Ⅰ
ABSTRACT…………………………………………………………………………………… Ⅱ

1 绪论……………………………………………………………………………………………1
1.1 现状调查 …………………………………………………………………………………1
1.2 拆卸机设计的意义………………………………………………………………………1
2 方案设计……………………………………………………………………………3
2.1 装配图的分析………………………………………………………………………………3
2.2 方案设计…………………………………………………………………………………3
3 拆卸力的计算……………………………………………………………………5
3.1 计算最大过盈量…………………………………………………………………………5
3.2 计算拆卸力………………………………………………………………………………5
3.1.1计算零件不产生塑性变形所允许的最大压强……………………………………5
3.1.2计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈……………………………………5
3.1.3计算最大拆卸力………………………………………………………………………6
4 液压系统的设计……………………………………………………………………7
4.1 技术要求及工况分析……………………………………………………………………7
4.2 拟定液压系统原理图……………………………………………………………………7
4.2.1选择液压回路………………………………………………………………………7
4.2.2组成液压系统…………………………………………………………………………8
4.3 液压系统的计算和选择液压元件………………………………………………………9
4.3.1液压缸主要尺寸的确定………………………………………………………………9
4.3.2选择液压元件………………………………………………………………………11
4.3.3选择液压油液………………………………………………………………………11
4.4 液压系统的验算…………………………………………………………………………12
4.4.1压力损失的验算……………………………………………………………………12
4.4.2系统温升的验算……………………………………………………………………14
5 液压缸的设计……………………………………………………………………16
5.1 主液压缸的总体设计……………………………………………………………………16
5.1.1主液压缸的结构设计………………………………………………………………16
5.1.2主液压缸的参数计算………………………………………………………………16
5.2 主液压缸活塞的设计…………………………………………………………………20
5.2.1活塞行程的确定……………………………………………………………………20
5.2.2活塞的结构形式……………………………………………………………………20
5.2.3.活塞与活塞杆的连接………………………………………………………………21
5.2.4活塞材料……………………………………………………………………………22
5.2.5活塞尺寸及加工公差………………………………………………………………22
5.3 主液压缸活塞杆的设计………………………………………………………………22
5.3.1活塞杆结构…………………………………………………………………………22
5.3.2活塞杆的材料和技术要求…………………………………………………………22
5.3.3活塞杆的强度计算…………………………………………………………………23
5.3.4活塞杆稳定性验算…………………………………………………………………23
5.3.5活塞杆的导向套、密封和防尘……………………………………………………23
5.4 液压缸缓冲装置的设计………………………………………………………………24
5.4.1缓冲装置作用………………………………………………………………………24
5.4.2缓冲装置结构………………………………………………………………………25
5.5 液压缸排气阀的设计……………………………………………………………………25
5.5.1排气阀作用…………………………………………………………………………25
5.5.2排气阀结构…………………………………………………………………………26
5.6 拉（推）爪缸的设计……………………………………………………………………26
5.6.1拉（推）爪的结构设计………………………………………………………………26
5.6.2拉（推）爪缸的主要参数计算………………………………………………………30
5.6.3拉（推）爪缸弹簧的设计……………………………………………………………32
5.6.4拉（推）爪缸总长度的计算…………………………………………………………35
5.6.5 拉(推)爪强度校验…………………………………………………………………35
6 液压辅助元件的设计……………………………………………………………38
6.1 管道的设计………………………………………………………………………………38
6.1.1油管类型的选择……………………………………………………………………38
6.1.2油管内、外径的确定………………………………………………………………38
6.1.3管接头的确定………………………………………………………………………39
6.2 蓄能器的设计……………………………………………………………………………39
6.2.1蓄能器的类型选择…………………………………………………………………39
6.2.2 蓄能器型号选择……………………………………………………………………40
6.3 密封件的设计……………………………………………………………………………41
6.3.1 密封件要求…………………………………………………………………………41
6.3.2密封件类型选择……………………………………………………………………42
7 液压站的设计…………………………………………………………………47
7.1 液压站方案的确定……………………………………………………………………47
7.2 液压控制装置方案的确定……………………………………………………………47
7.3 液压集成块的设计……………………………………………………………………48
7.3.1绘制集成块单元回路图…………………………………………………………48
7.3.2集成块的设计………………………………………………………………………49
7.4 液压动力源装置的设计…………………………………………………………………50
7.5 液压油箱的设计………………………………………………………………………52
7.5.1液压油箱的用途…………………………………………………………………52
7.5.2液压油箱设计要点………………………………………………………………52
7.5.3 液压油箱的结构…………………………………………………………………53
7.5.4确定液压油箱容积………………………………………………………………53
7.6 电路自动控制的设计…………………………………………………………………54
7.6.1电磁铁动作顺序设计………………………………………………………………54
7.6.2 控制电路的设计……………………………………………………………………54
7.7 液压站总图的设计和绘制………………………………………………………………55
8 拆卸机机架的设计………………………………………………………………56
8.1 结构设计…………………………………………………………………………………56
8.2焊缝强度的验算…………………………………………………………………………57
9 结论………………………………………………………………………………59
参考文献……………………………………………………………………………60
致谢…………………………………………………………………………………61

攀枝花学院本科毕业设计 1 绪论

1 绪论

1.1现状调查
通过对我国矿车运行情况的调查，我们发现，因矿车是矿井上下设备、物料运输的主要工具，故其载重大，使用频繁高，再加上矿车运行环境差，从而使矿车使用过程中故障频繁，尤其是其行走车轮部分，占矿车故障总数的80％以上，直接影响到我国矿厂的日常生产。因此，更换及维修矿车行走轮部分已成为我国矿车维修工作中的一项重要工作内容。
要更换矿车轮必须先拆掉矿车轮对，再拆掉矿车轮轴承外圈。在该设计中，就是要设计一套拆卸轴承外圈专用的机械设备。由于矿车轮轴承外圈与轮毂之间是过渡配合，同时轴承外圈和车轮之间还有锈迹，所以拆除并不是一件很容易的事。多年来，我国很多矿厂一直采用原始的大锤敲击的方法，故一直存在着如下缺点：
①劳动强度大，拆卸非常吃力；
②工作效率低；
③废品率高，因大锤敲打很难掌握力度及平衡，故损坏备件较多。

1.2拆卸机设计的意义
在竞争激烈的当今社会，这种原始的拆卸方法已不能满足我国矿厂实际生产的需要，特别是在我国矿业现代化发展在背景下，为增加效益，各矿厂已加大了对产品规模的扩大。在这种情况下，维修矿车行走轮部分越来越显得力不从心，甚至经常因为损坏的矿车不能及时被修好而影响生产。因此，设计并加工一套矿车车轮轴承外实拆卸机具有重要的意义。
①经济效益
根据对矿厂的调查，一个中等规模的矿厂，一年中，因行走车轮部分报废的车辆，就达500余辆之多，而此时报废的车轮轮对就达1000余对。如购置新轮对，一个轮对800元，就需要费用80万余元。而如果采用机械设备维修，加更换零部件和劳动力成本，一个轮对约需要100元，需要费用仅8万元，这样就可以节约成本72万元。因此，采用机械设备维修，能给矿厂带来巨大的经济效益。
②提高生产率
目前，随着各矿厂规模的扩大，因损坏的矿车不能及时被修好而影响生产的情况越来越多。据生产现场调查，一个工人用大锤敲击的方法拆卸一个车轮，至少需要15分钟，一个小时能拆卸4个车轮，一天8小时全工作也只能拆卸32个车轮，即拆卸16个轮对，显然这种拆卸效率太低。但如果采用专用机械设备拆卸，一个工人拆卸一个矿车车轮的轴承外圈，包括装卸时间将会不超过3分钟，至少是大锤敲击效率的5倍。这样不仅提高拆卸效率，同时还节约了大量的劳动力成本。
③减轻工人劳动强度。
拆卸一个车轮轴承外圈，需要工人用力均匀敲打车轮好几十下，不仅劳动强度之大，而且工人敲打技术要求还很高。而采用成套专用机械设备，只需工人操作按钮，大大减轻劳动强度，一般人均可操作。
④保证质量
采用大锤敲打，很多时候因工人掌握力度不均引起车轮受力不平衡而损坏，此时损坏的车轮，是彻底的报废，只能更换新的车轮。而采用专用机械设备维修，将使报废率为零，因为专用机械设备不可能因受力不均而损坏车轮。

61
攀枝花学院本科毕业设计 2 方案设计

2 方案设计

2.1装配图的分析
矿车车轮装配图是由矿厂提供，它主要由轮对、轮轴、锥轴承、轮盖、毡圈等一些密封辅助元件共同装配而成。该设计是针对拆卸废旧车轮的轴承外圈，故在此只分析轴承外圈和车轮的装配情况，其尺寸结构如下图2.1所示。

图2.1 车轮与轴承外圈装配图
由上图可知，轴承外圈与轮壳的装配装配尺寸为φ100K7/h7；轴承外圈最小内径为88mm，最大内径为116mm；轴承档圈的厚度和内径分别为20mm、100mm；车轮总厚度为118mm，最大外径为350mm。

2.2方案设计
要拆卸掉如图2.1所示的轴承外圈，有多种传动方案，常用的有机械传动、气压传动、液压传动等方案。
机械传动是通过齿轮、齿条、蜗杆、蜗轮、带、链条、杆杠等机械零件进行传动。它是发展最早而且应用最普遍的一种传动形式。它具有传动准确可靠，操作简单，机构直观易掌握，负荷变化对传动比影响小及受环境影响小的优点。但对自动控制的情况，单纯靠机械传动来完成就显得结构复杂而笨重，而且远距离操作困难、操作力大、安装位置变化的自由度小等缺点，因此在许多场合逐步被其它传动方式所取代。
气压传动以压缩空气为传动介质，可通过调节气量很容易地实现无级变速，同时有传递及变换信号方便、反应快、构造简单等优点。而且空气取之于大气，所以气源价格低廉。泄漏也可以直接放入大气，不会引起污染。空气粘度小，故管道压力损失小，流速大，而且可获高速运动。但气压传动的致命弱点是空气压缩大，无法获得均匀的而稳定的速度。此外，为减少泄漏，提高效率，气动系统的压力不能太高，一般只有0.7~0.8MPa，这使其不能应用于大功率场合。
液压传动是用液体作为介质来传递能量的，液压传动与上述三种传动来比较有以下一些优点：
①易于获得较大的力或力矩。
②功率重量比大。
③易于实现往复运动。
④易于实现较大范围的无级变速。
⑤传递运动平稳。
⑥可实现快速而且无冲击的变速和换向。
⑦与机械传动相比易于布局的操纵。
⑧易于防止过载事故。
⑨自动润滑、元件寿命较长。
⑩易于实现标准化、系列化。
缺点：
①易出现泄漏
②油的粘度随温度变化，引起工作机构运动不稳定。
③空气渗入液压油后会引起爬行、振动、噪声
④用矿物油作液压介质时，有燃烧危险应注意防火。
⑤矿物油与空气接触会发生氧化，使油变质必须定期换油。
⑥液压件的零件加工质量要求较高。
通过实际的现场考察，综合以上各方案的优缺点，现选用液压传动。

攀枝花学院本科毕业设计 3 拆卸力的计算

3 拆卸力的计算

3.1计算最大过盈量
根据轴承与车轮的装配图可知，轴承外圈与轮壳的配合是
；
所以最大过盈量

3.2计算拆卸力
3.1.1计算零件不产生塑性变形所允许的最大压强
由文献[1]表6.4-2得计算允许的最大压强的公式为
包容件： 式（3.1）
被包容件： 式（3.2）
式中：d—配合直径；—被包容件内径；为包容件外径
由文献[11]可得铸钢ZG270—500的屈服强度为为270Mpa
由文献[11]可得轴承外圈轴承钢的屈服强度为为1670Mpa
所以包容件：
被包容件：
3.1.2计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈
由文献[1]表6.4-2，按以下公式计算
式（3.3）
式中： —零件不产生塑性变形所允许的最大过盈；
—零件不失效所允许的最大压强，取上面二值中小者；
E—材料的弹性模量；由文献[1]表6 .4-4取铸钢和轴承钢的弹性模
量为；
C—为简化计算而引用的系数，由文献[1]表6 .4-4取铸钢和轴承钢的泊松比为，则
式（3.4）
式（3.5）
所以

3.1.3计算最大拆卸力
由文献[1]表6.4-2，按以下公式计算
式（3.6）式中：L—为配合长度
最大过盈的配合面压强为
式（3.7）
由文献[1]表6.4-3取钢与铸钢摩擦因数u为0.11
考虑到车轮运行工作环境恶劣，同时生锈使拆卸力大大增加，故取
式（3.8）

攀枝花学院本科毕业设计 4 液压系统的设计

4 液压系统的设计

4.1技术要求及工况分析
根据前面的方案设计，矿车车轮轴承外圈拆卸机拟采用尾部固定的液压缸驱动拉（推）爪，同时拉（推）爪的收缩、伸展也采用液压缸来控制，进而完成拆卸的运动。拉（推）爪的运动由液压和电气配合实现自动循环，其循环要求为：快进、拉爪伸展、工进、工退、拉爪收缩。
根据实际生产要求分析取主液压缸快进速度为7mm/s，工进和工退速度为1mm/s，拉（推）爪缸的活塞移动速度为7mm/s。主液压缸快进时所受外负载即为拉爪自身的惯性力，在此相对较小可以忽略不计；快进、工退的外负载即为拆卸力，在此根据前面计算结果为9012.54N，拉（推）爪缸的外负载即为弹簧产生的弹簧力。

4.2拟定液压系统原理图
4.2.1选择液压回路
①主回路和动力源
由工况分析可知，液压系统在快进阶段，负载压力低，流量较大，且持续时间较短；而系统在工进、工退阶段，负载压力较高，流量较小，持续时间长。同时考虑到在拉推的过程中负载变化所引起的运动波动较大，为此，采用回油节流调速，并在油路中增设畜能器。这样，可保证拆卸运动的平稳性。为方便实现快进、工进，在此采用液压缸差动连接回路。这样，所需的流量较小，从简单经济观点，此处选用单定量泵供油。
②由于上已选节流调速回路，系统必然为开式循环方式。
③主液压缸换向与速度换接回路
为尽量提高拆卸过程中的自动化程度，拉（推）爪的定位精度，同时考虑到系统压力流量不是很大，拉（推）爪换向过渡位置不应出现液压冲击等因素，选用三位四通“Y”型中位机能的电磁滑阀作为系统的主换向阀。选用二位三通的电磁换向阀实现差动连接。通过电气行程开关控制换向阀电磁铁的的通断电即可实现自动换向和速度换接。
④拉（推）爪缸控制回路与控制
由于拉（推）爪是用液压力和弹簧力共同实现收缩和伸展运动，故采用一个二位二通的电磁换向阀即可实现进油回油。由于实现运动的液压力较小，所以在连接主油路时应该加减压阀以实现降压。
⑤压力控制回路
在泵的出口并联一先导式溢流阀，实现系统定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通的电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。
4.2.2组成液压系统
在回路初步选定的基础上，只要再添加一些必要的辅助回路便可组成完整的液压系统了。例如：在液压泵进油口（吸油口）设置一过滤器；出口设一压力表及压力表开关，以便观测泵的压力。经整理的液压系统如下图3.1所示：

图4.1 液压系统图

4.3液压系统的计算和选择液压元件
4.3.1液压缸主要尺寸的确定
①初选工作压力P
工作压力P可根据负载的大小及机器的类型来初步确定，现参阅文献[2]表23.4-2和表23.4-3，初选液压缸工作压力为2.5Mpa 。
②计算主液压缸内径D和活塞杆的直径d
由工况分析得液压缸最大负载为9012.54N，由文献[2]表23.4-4取背压力=0.5Mpa，按表23.4-6和24.4-5取，按文献[2]公式23.4-18
得
式(4.1)
由文献[2]表23.4-7，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=80mm。

由文献[2]表23.4-8，将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径d=45mm。
③计算拉（推）爪缸的内径
因为矿车车轮轴承为圆锥滚子轴承，轴承代号为7300，其外圈内直径约为88cm，考虑到拆卸的刚度、拉（推）爪缸壁的厚度、拉（推）爪缸的装配等问题， 现根据文献[2]表23.4-7液压缸内径系列，选取内径D=50mm
④按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
由文献[5]公式2-4可得
式(4.2)
式中 是由产品样本查得GE系列节流阀的最小稳定速度为0.05L/min。
本设计中节流阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选液压有杆腔的实际面积，即
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需的低速。
⑤计算在各工作阶段液压缸所需要的流量

⑥确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
1）泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 式(4.3)
式中：—液压泵最大工作压力
—执行元件最大工作压力
进油管路中的压力损失，初算简单系统可取0.2 0.5Mpa，复杂系统取0.5 1.5Mpa，本设计取0.5Mpa

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。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足。中低系统取小值，高压系统取大值。在本设计中取
2）泵流量的确定
液压泵的最大流量应为
式(4.4)
式中： —液压泵的最大流量；
—同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流
阀正进行工作，尚需加溢流阀的最小流量23L/min
—系统泄漏系数，一般取=1.1 1.3，现取=1.2
所以
3）选择液压泵的的规格
根据以上算得的和，再查阅有关手册，现选用型齿轮泵，该泵的基本参数为：每转排量，泵的额定压力，电动机转速，驱动功率为0.21KW，总效率为0.7，重量为2.8Kg
4）选择与液压相匹配的电动机
首先分别算出快进工进等各阶段的的功率，取最大者作为选择电动机规格的依据。因为快进时的外负载约为零，拉爪缸的负载也远小于工进、工退，所以其功率也都小于工进、工退时的功率。因此，现只需计算工进、工退的功率即可。
工进、工退时外负载都为9012.54N，进油路的压力损失定为0.3Mpa，由文献[5]公式1-4可得
式(4.5)

式(4.6)
由文献[5]公式1-6得
式(4.7)
式中 为液压泵的效率为0.7
查阅电动机产品样本，现选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为1400r/min 。
4.3.2选择液压元件
根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取。对于节流阀，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。现查产品样本所选择的元件型号规格如下表4.1所列：
4.3.3确定液压油液
根据所选用的液压泵类型，由文献[4]表1-17，选用牌号为L-HL32的油液，考虑到油的最低温度为15，查得15时该液压油的运动粘度为150cst=1.5，油的密度为920。

表4.1 液压元件明细表
序号
元件名称
型号规格
额定流量L/min
额定压力Mpa
1
滤油器
XU-A16×80J
12
1
2
液压泵

6.3
3
压力表开关
K-3B
—
6.3
4
压力表
Y-60
—
测压范围
(010)
5
溢流阀
Y-25B
25
6.3
6
二位二通电磁阀
22D-10BH
6.3
6.3
7
单向阀
I-25B
6.3
25
8
三位四通电磁阀
34D-25B
6.3
25
9
节流阀
L-D6B
9.4
10
10
二位三通电磁阀
23D-25B
6.3
25
12
蓄能器

—
10
13
减压阀
J-D6B
10
调压范围
(0.69)
14
二位二通电磁阀
22D-10BH
6.3
6.3

4.4液压系统的验算
已知该液压系统中吸油管内径为15mm，其余管道为6mm，各段长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。
4.4.1 压力损失的验算
①工进时进油路压力损失
运动部件工作进给时最大速度为0.42m/min，进给时的最大流量为，则液压油在管内的流速为：
式(4.8)
管道雷诺数为： 式(4.9)
由于<2300，可见油液在管道内流态为层流。
所以其沿程阻力系数 式(4.10)进油管道BC的沿程压力损失为
式(4.11)式中 —液压油管的内径，根据说明书液压辅助元件的设计可知d为6mm；
—液压油的密度。
查产品样本可知换向阀34D-25B的压力损失
忽略油液通过管接头、油路拐弯等处的局部压力损失，则进油口的总压力损失为
式(4.12) ②工进时回油路的压力损失
由于选用的是单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积约为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则

回油管道的沿程压力损失为：
式(4.13)
查产品样本知换向阀23D-25B的压力损失，换向阀34D-25的压力损失，节流阀L-D6B的压力损失为
。
回油路的总压力损失为：

③变量泵出口处的压力
式(4.14)
式中：—液压缸的效率，取0.95；
—为无杆腔的面积；

—为有杆腔的面积。

所以
=2.94Mpa
由于快进和拉爪伸缩两个阶段的外负载较小，故其损失验算从略。
上述验算表明，无需修改原设计。
4.4.2 系统温升的验算
液压系统在整个循环中，快进、拉爪伸缩的过程时间很短，工进、工退的速度一样，时间较长，占整个循环时间的%90以上，所以系统温升可概略用工进时的数值来代表。
工进时，v=6cm/min则

此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为2.94Mpa，则有
式(4.15) 式(4.16)
此时的功率损失为：

可见在工进时，功率损失为0.057Kw。
假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A为： 式(4.17)式中 V—液压油箱的容量，根据说明书液压油箱的设计可得V=40L
系统温升为：
此温升满足了许用温升的要求。

攀枝花学院本科毕业设计 5 液压缸的设计

5 液压缸的设计

根据选定的工作压力和材料进行液压缸的结构设计、参数计算，如缸体壁厚，缸盖结构，密封形式，排气与缓冲装置等。

5.1主液压缸的总体设计
5.1.1主液压缸的结构设计
①根据主缸的总体设计要求，按文献[2]表23.6-39选择液压缸类型为：双作用液压缸缓冲式；根据机构的结构要求，按文献[2]表23.6-40选择液压缸的安装方式为：尾部法兰型。
②液压缸的主要性能参数和主要尺寸前面已确定。
5.1.2主液压缸的参数计算
①缸筒壁厚的计算
由于该系统为中低压系统，按公式计算所得的液压缸厚度往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作公式计算，按经验选取，然后按以下公式进行校核
。 式(5.1)
式中 —液压缸缸筒的厚度；
—试验压力（Mpa），当工作压力时，；工作压力时，；
D—液压缸内径（m）；
—缸体的许用应力（Mpa）；
式(5.2)
式中：—缸体材料的抗拉强度（Mpa）
— 安全系数，，一般取n=5
由文献[2]表23.6-59工程机械液压缸外径系列，根据内径为80mm，取外径为95mm，则厚度=7.5mm，同时按表备注选取液压缸体为无缝钢管材料为20钢。
由文献[10]表1-4得20钢的抗拉强度为=420Mpa
所以
式(5.3)
由于上不等式成立，故所选壁厚满足要求。
（2）、液压缸油口直径的计算
由文献[2]公式23.6-26 得
式(5.4)
式中 —液压缸油口直径（m）；
—液压缸内径（m）；
—液压缸最大输出速度（m/min）；
—油口液流速度（m/s）。

所以
以上结果，现圆整取=11mm
根据油缸的整体设计，将液压缸进、出油口分别设计在缸底和缸头上，同时进、出口连接形式采用螺孔联接，由文献[5]表6-1，选取油口安装尺寸为M18X1.5。
③缸底、缸盖厚度计算
一般液压缸为平底缸，当缸底要设计油孔时，由文献[2]公式23.6-28得
式(5.5)
式中 h—缸底厚度（m）；
D—液压缸内径（m）；
—试验压力，当工作压力时，；
—缸底材料的许用应力（Mpa）；