液壓傳動課程設計任務書

1、液壓傳動技術   課程設計書  液壓系統(tǒng)的設計是整機設計的重要組成部分,主要任務是綜合運用前面各章的基礎知識,學習液壓系統(tǒng)的設計步驟、內容和方法。通過學習，能根據(jù)工作要求確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)、系統(tǒng)原理圖，能進行必要的設計計算，合理地選擇和確定液壓元件，對所設計的液壓系統(tǒng)性能進行校驗算，為進一步進行液壓系統(tǒng)結構設計打下基礎。液壓系統(tǒng)的設計步驟和內容大致如下：(1)明確設計要求，進行工況分析；(2)確定液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)；(3)擬訂液壓系統(tǒng)原理圖；(4)計算和選擇液壓元件；(5)驗算液壓系統(tǒng)的性能；(6)液壓缸設計；（7）繪制工作圖，編寫技術文件，并提

2、出電氣控制系統(tǒng)的設計任務書。以上步驟中各項工作內容有時是互相穿插、交叉進行的。對某些復雜的問題，需要進行多次反復才能最后確定。在設計某些較簡單的液壓系統(tǒng)時，有些步驟可合并和簡化處理。1明確設計要求，進行工況分析1.1明確設計要求對液壓系統(tǒng)的設計要求是設計液壓系統(tǒng)的依據(jù)，設計前必須將它搞清楚。明確設計要求往往從以下幾個方面考慮：1.1.1主機的概況了解一般液壓系統(tǒng)是為主機配套的，因此明確設計要求一般應從了解主機開始。了解主機概況一般從以下幾方面著手：1. 主機的用途、總體布局、主要結構，主機對液壓裝置的位置和空間尺寸的限制。2. 主機的工藝流程或工作循環(huán)、技術參數(shù)與性能要求。3. 作業(yè)環(huán)境與條件

3、等。1.1.2明確主機對液壓系統(tǒng)提出的任務和要求1. 主機要求液壓系統(tǒng)完成的動作和功能，執(zhí)行元件的運動方式（轉動、移動或擺動）、動作循環(huán)及其工作范圍。2. 外界負載大小、性質及變化范圍，執(zhí)行元件運動速度大小及變化范圍。3. 各液壓執(zhí)行元件的動作順序、轉換及互鎖要求。4. 對液壓系統(tǒng)的工作性能方面的要求，如運動平穩(wěn)性、定位和轉換精度、停留時間、自動化程度、工作效率、噪聲等方面的要求，對于高精度、高生產(chǎn)率的自動化主機，不僅會對液壓系統(tǒng)提出靜態(tài)性能指標，往往還會提出動態(tài)性能指標。1.1.3明確其它要求1. 明確液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件，如環(huán)境的溫度、濕度、污染和振動沖擊情況。有無腐蝕性和易燃性物

4、質存在，這牽涉到液壓元件和工作介質的選用，也牽涉到所需采用的防護措施等。2）對液壓系統(tǒng)的重量、外形尺寸、經(jīng)濟性等方面的要求。1.2工況分析工況分析就是要分析執(zhí)行元件在整個工作過程中速度和負載的變化規(guī)律，求出工作循環(huán)中各動作階段的速度和負載的大小，畫出速度圖和負載圖（簡單系統(tǒng)可不畫）。從這兩張圖中可以方便地看出系統(tǒng)對液壓執(zhí)行元件作用的負載和速度的要求及它們的變化范圍，還可方便地確定最大負載值、最大速度值，以及它們所在的工作階段，這是確定液壓系統(tǒng)方案、確定液壓系統(tǒng)性能參數(shù)和執(zhí)行元件結構參數(shù)的主要依據(jù)。1.2.1速度分析速度圖圖1  機床進給油缸的動作循環(huán)和速度圖速度分析就是對執(zhí)

5、行元件在整個工作循環(huán)中各階段所要求的速度進行分析，速度圖即是用圖形將這種分析結果表示出來的圖形。速度圖一般用速度時間（vt）或速度位移（vl）曲線表示。圖1（a）為一機床進給油缸的動作循環(huán)圖例，及圖1（b）是其相應的速度圖例。 1.2.2負載分析與負載圖負載分析就是對執(zhí)行元件在整個工作循環(huán)中各階段所要求克服的負載大小及其性質進行分析，負載圖即是用圖形將這種分析結果表示出來的圖形。負載圖一般用負載時間（Ft）或負載位移（Fl）曲線表示。1. 液壓缸的負載分析液壓缸在做直線往復運動時，要克服以下負載：工作負載、摩擦負載阻力、慣性阻力、重力、密封阻力和背壓力。前四種屬于外負載，后兩種屬于內

6、負載。在不同的動作階段，負載的類型和大小是不同的。下面分別予以討論。1. 啟動階段啟動階段的液壓缸活塞或缸體及其與它們相連的運動部件處于要動而未動狀態(tài)，其負載F由以下2項組成（1）式中Ffs靜摩擦力；Fn作用在摩擦面（如導軌面或支承面）上的正壓力；fs摩擦面的靜摩擦系數(shù)，其數(shù)值與潤滑條件、導軌的種類和材料有關（見表1）；FG垂直或傾斜放置的運動工作部件重量在油缸運動方向的分量，工作部件向上運動時為正負載，向下運動時為負負載。若工作部件是水平放置時，則FG=0。(2)加速階段加速階段的液壓缸活塞或缸體及其與它們相連的運動部件從速度為零到恒速（一般為非工作階段的快速運動）階段，這時的負載F由下式計

7、算（2）式中Ffd動摩擦力;fd動摩擦系數(shù)(見表1)；Fm慣性阻力,這是液壓缸活塞或缸體及其與它們相連的運動部件在加速（或制動減速）過程中得到慣性阻力,其值可按牛頓第二定律求出，加速時阻力為正，制動減速時為負；v速度的改變量，即恒速值；t啟動或制動時間，機床一般取t=0.010.5s，輕載低速運動部件取小值，重載高速運動部件取大值。行走機械可取v/t=0.51.5m/s2；G運動部件的重量；g重力加速度。表1導軌摩擦系數(shù)導軌種類導軌材料工作狀態(tài)摩擦系數(shù)  滑動導軌 鑄鐵對鑄鐵 啟動0.160.2低速運動（v<10m/min）0.10.12高速運動（

8、v>10m/min）0.050.08自潤滑尼龍低速中載(也可潤滑)0.12金屬兼復合材料 0.0420.15滾動導軌鑄鐵導軌+滾珠(柱) 00050.02淬火鋼導軌+滾珠(柱) 0.0030.006靜壓導軌鑄鐵 0.005氣浮導軌鑄鐵、鋼或大理石 0.0013. 恒速階段該階段負載由下式?jīng)Q定(3)式中FL工作負載，如切削力等。其方向與液壓缸運動方向相反時取正值，相同時取負值。在非工作行程(如快進)時取FL=0.4. 制動階段該階段負載由下式?jīng)Q定(4)因制動時是減速，因此慣性力Fm為負值。上述四個動作階段，在液壓缸的反向運動中，也都存在，只

9、是在快退過程中不存在工作行程，因此整個快退恒速階段取FL=0。以上計算均是計算液壓缸的外負載，要計算液壓缸的總負載力，還應計算液壓缸的內負載力，即密封阻力和運動的背壓阻力。前者是指密封裝置零件在相對運動中產(chǎn)生的密封摩擦力,其值與密封裝置的結構類型、液壓缸的制造質量和工作壓力有關，具體計算比較繁瑣，一般在初步計算中都將其考慮在液壓缸的機械效率（m）中。后者是指液壓缸回油腔的背壓阻力，它是由回油管路上的液壓阻力決定的。在系統(tǒng)方案與結構尚未確定前，它是無法計算的。在液壓缸尺寸已知的情況下，可根據(jù)表2所示的經(jīng)驗數(shù)據(jù)進行估算。一般可先忽略不計，待系統(tǒng)回路和液壓執(zhí)行元件結構尺寸確定時再將其計算進去。根據(jù)上

10、述各階段得到負載及其所經(jīng)歷的移動行程（或時間），便可歸納繪出液壓缸的負載圖（F-l圖或F-t圖），如圖2所示為一機床進給系統(tǒng)的負載圖例。圖中的最大負載值將是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構參數(shù)時的依據(jù)。表2液壓系統(tǒng)中背壓力的經(jīng)驗數(shù)據(jù)系統(tǒng)類型背壓/MPa 中、低壓系統(tǒng)（08MPa） 簡單系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的節(jié)流調速系統(tǒng)0.50.8回油路帶背壓閥0.51.5采用帶補油泵的閉式回路0.81.5中、高壓系統(tǒng)（816MPa）同上比中、低壓系統(tǒng)高（50100）%高壓系統(tǒng)（1632MPa）如鍛壓機械系統(tǒng)初算時背壓可忽略不計  &#

11、160; 圖2  液壓缸負載圖 1.2.3液壓馬達的負載分析當系統(tǒng)以液壓馬達作為執(zhí)行元件時，應計算各階段折算到液壓馬達軸上的總負載轉矩T。這負載轉矩應包含三項之和：TL工作負載折算到馬達軸上的等效轉矩，Tf執(zhí)行機構上的摩擦力（力矩）折算到馬達軸上的等效轉矩，Tm執(zhí)行機構、傳動機構、液壓馬達軸等在啟動和制動時折算到馬達軸上的等效慣性力矩。即（5）將式（1）（4）中的力的計算換成相應的力矩的計算式，即可得到液壓馬達在各個動作階段的負載力矩計算式，并可畫出相應的負載轉矩圖。2液壓系統(tǒng)主要性能參數(shù)的確定這里，液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)是指液壓執(zhí)行元件的工作壓力p和最

12、大流量，它們均與執(zhí)行元件的結構參數(shù)（即液壓缸的有效工作面積或液壓馬達的排量）有關。液壓執(zhí)行元件的工作壓力和最大流量是計算與選擇液壓元件、原動機（電機），進行液壓系統(tǒng)設計的主要依據(jù)。2.1液壓執(zhí)行元件工作壓力的確定液壓執(zhí)行元件的工作壓力是指液壓執(zhí)行元件的輸入壓力。在確定液壓執(zhí)行元件的結構尺寸時，一般要先選擇好液壓執(zhí)行元件的工作壓力。工作壓力選得低，執(zhí)行元件的尺寸則大，整個液壓系統(tǒng)所需的流量和結構尺寸也會變大，但液壓元件的制造精度、密封要求與維護要求將會降低。壓力選得愈高，結果則相反。因此執(zhí)行元件的工作壓力的選取將直接關系到液壓系統(tǒng)的結構大小、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。一般可根據(jù)最大負載

13、參考表3選取，也可根據(jù)設備的類型參考表4選取。隨著目前材質生產(chǎn)水平和液壓技術水平的提高，液壓系統(tǒng)的工作壓力有向高壓化發(fā)展的趨勢，這也是符合經(jīng)濟發(fā)展規(guī)律的。表3不同負載條件下的工作壓力負載F/N<5000500010000100002000020000300003000050000>50000液壓缸工作壓力/MPa<0.811.522.53344557 表4常用液壓設備工作壓力設備類型機床農(nóng)業(yè)機械小型工程機械液壓機挖掘機重型機械啟重機械 磨床車、銑、刨床 組合機床拉床龍門刨床工作壓力/MPa0822435<1010152032 &#

14、160;      2.2液壓執(zhí)行元件主要結構參數(shù)的確定圖3  液壓缸參數(shù)確定簡圖圖（6）要確定液壓執(zhí)行元件的最大流量，必須先確定執(zhí)行元件的結構參數(shù)。這里主要指液壓缸的有效工作面積A1、A2及活塞直徑D、活塞桿直徑d。液壓執(zhí)行元件的結構參數(shù)首先應滿足所要克服的最大負載和速度的要求。例如圖3所示一單桿活塞缸，其無桿腔和有桿腔的有效作用面積分別為A1和A2，當最大負載為Fmax時的進、回油腔壓力分別為p1和p2，這時活塞上的力平衡方程應為這樣就有（7）式中，A2/A1一般由快速進、退速度比與回路結構有關。例如當快進時是

15、液壓缸的無桿腔進油、有桿腔回油，而快退時是有桿腔進油、無桿腔回油，快進、快退時的流量Q均相同（一般為泵的最大供油流量），這時快速進、退的速度比v1/v2為（8）即這時的液壓缸兩腔的面積比由快速進、退的速度比v確定。當快進時采用差動連接液壓回路，快退時采用有桿腔進油、無桿腔回油，并且要求快速進、退速度相等時，則應使A2/A1=1/2。當A1求出后，由A1=D2/4求出相應的活塞直徑(即缸筒內徑)D，并按國家標準就近圓整成標準值。活塞桿直徑d可由速度比v或A2/A1的關系確定，對于采用差動連接快進液壓回路，快退時采用有桿腔進油、無桿腔回油，并且要求快速進、退速度相等時，由算出。對于往復運動速度無要

16、求的液壓缸，d可根據(jù)其工作時受力情況按表5選取計算。算出的d同樣要就近圓整成標準數(shù)值。表5按活塞桿受力情況選取活塞桿直徑活塞桿受力情況工作壓力p/MPa活塞桿直徑d受拉-d=(0.30.5)D受壓及拉P5d=(0.50.55)D受壓及拉5<p7d=(0.60.7)D受壓及拉p>7d=0.7D在D、d圓整后，應由式A1=D2/4和A2=(D2-d2)/4重新求出A1和A2。則此時液壓缸兩腔的有效工作面積A1、A2已初步確定。液壓缸兩腔的有效工作面積除了要滿足最大負載和速度要求外，還需滿足系統(tǒng)中流量控制閥最小穩(wěn)定流量Qvmin的要求，以滿足系統(tǒng)的最低速度vmin要求。因此還需對液壓缸的

17、有效工作面積A1（或A2）進行驗算。即（9）式中Qvmin可由閥的產(chǎn)品樣本中查得。若經(jīng)驗算D、d不滿足式（9-11），則需重新修改計算D、d、A1、A2，直至滿足式（11）為止，才算最后確定液壓缸的有效工作面積。 2.3液壓馬達的排量計算與選擇當執(zhí)行元件是液壓馬達時，它要克服的負載是轉矩，它的主要結構參數(shù)是排量。液壓馬達的排量qM也是根據(jù)最大負載轉矩Tmax來確定的，即(10)式中p液壓馬達的工作壓力，即進油壓力；p0液壓馬達的回油腔壓力，即背壓，可參表9-2選取，有的馬達對背壓有特殊要求，可按要求定；Mm液壓馬達的機械效率。對于采用流量閥的節(jié)流調速系統(tǒng)，必要時也需按最低轉速nmin

18、驗算排量，即排量qM應滿足下式；（11）2.4液壓執(zhí)行元件的主要性能參數(shù)的確定與工況圖圖4  執(zhí)行元件的工況圖 這里主要是根據(jù)主機的工作循環(huán)，結合不同階段的工作回路，算出不同階段中液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力、流量和功率，然后將它們整理成液壓執(zhí)行元件的工況圖。液壓執(zhí)行元件的工況圖主要包括壓力循環(huán)p-t圖(或p-l圖)、流量循環(huán)Q-t圖（或Q-l圖）與功率循環(huán)N-t圖（或N-l圖）。如圖4所示。當系統(tǒng)為多液壓執(zhí)行元件時，其工況圖應是各個執(zhí)行元件工況圖的綜合。液壓執(zhí)行元件的工況圖對進一步設計和修改系統(tǒng)是非常重要的，它的作用主要有以下兩個方面2.4.1工況圖中的最大壓力和

19、最大流量將直接影響液壓泵和液壓控制閥等液壓元件的最大壓力和流量，因此它是選擇電動機、液壓元件（包括液壓泵、液壓控制元件和輔助元件）的原始依據(jù)。2.4.2工況圖中不同階段的壓力和流量變化情況是液壓回路選擇的依據(jù)。例如工況圖中反映整個工作循環(huán)中流量、壓力變化較大，而且高壓小流量的時間占得比例較大，這樣在較大功率時采用單定量泵供油就不太合適，可以考慮一大一小的雙聯(lián)泵供油或限壓式變量泵供油等方案。當然工況圖所確定的液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)量也反映了原來考慮的回路和參數(shù)設計的合理性，它是進一步修改系統(tǒng)和系統(tǒng)參數(shù)的依據(jù)。 3擬訂液壓系統(tǒng)原理圖擬訂液壓系統(tǒng)原理圖是液壓系統(tǒng)設計工作中關鍵的一步。它將影響到

20、系統(tǒng)的性能與設計方案的經(jīng)濟性、合理性。一般方法是先根據(jù)主機工作部件的運動要求，確定液壓執(zhí)行元件的類型，然后是根據(jù)動作和性能要求，選擇并擬訂液壓基本回路，最后將各個基本回路組合成一個完整的液壓系統(tǒng)。3.1確定液壓執(zhí)行元件的類型在擬訂液壓系統(tǒng)原理圖時，首先要根據(jù)主機運動部件的運動要求來確定液壓執(zhí)行元件的類型。一般來說，對于直線往復運動，可選用液壓缸；對于連續(xù)回轉運動，可選用液壓馬達，對于擺動運動，可采用擺動液壓缸。但在選擇液壓執(zhí)行元件類型時，除了對運動形式要求外，還應注意其運動范圍和性能要求，注意運動形式還可通過適當?shù)臋C械機構進行轉換。例如長行程的往復運動，采用一般的活塞式液壓缸就不合適了，可以采

21、用柱塞式液壓缸，也可采用液壓馬達通過齒輪齒條機構、鏈輪鏈條機構或螺母螺桿機構驅動實現(xiàn)，對于有限角度的連續(xù)回轉運動，可采用液壓缸通過齒條齒輪機構或棘爪棘輪機構，配合超越離合器等動作來驅動實現(xiàn)。具體采用何種類型的執(zhí)行元件，配何種機械機構實現(xiàn)主機所要求的運動要全面考慮主機的安裝條件、制造條件和經(jīng)濟性等因素。3.2選擇液壓基本回路在確定了液壓執(zhí)行元件后，要根據(jù)設備的工作特點及設計要求選擇基本回路。首先要選擇對主機性能起決定性影響的主要回路。例如機床液壓系統(tǒng)，調速回路是系統(tǒng)的核心；壓力機液壓系統(tǒng)，調壓回路是主要回路等。然后再考慮其它功能回路。如快速運動回路與速度換接回路、壓力控制回路、換向回路、多缸動作

22、回路等。在選擇各基本回路時，要仔細研究系統(tǒng)的設計要求，進行考慮。例如系統(tǒng)有垂直運動部件時，要考慮平衡回路；有多個執(zhí)行元件時，要根據(jù)系統(tǒng)要求，考慮采用相應的順序動作、同步，互不干擾回路等。同時也要考慮節(jié)能、減少發(fā)熱、減少沖擊、保證動作的換接方式和精度等問題。選擇回路時可能有多種方案，這時需要反復對比。還應多參考或吸收同類設備液壓系統(tǒng)中回路選擇的成熟經(jīng)驗。3.3液壓系統(tǒng)的綜合在選定了各種滿足系統(tǒng)要求的液壓基本回路后，就可進行液壓系統(tǒng)合成工作。也就是將各基本回路放在一起，進行歸并、整理。必要時再增加一些液壓元件和輔助油路，使之成為完整的液壓系統(tǒng)。在進行這項工作時必須注意以下幾點：1. 最后綜合出來的

23、液壓系統(tǒng)應保證其工作循環(huán)中的每個動作都安全可靠，無互相干擾；2. 盡可能省去不必要的元件，以簡化系統(tǒng)結構；3. 盡可能提高系統(tǒng)效率，防止系統(tǒng)過熱；4. 盡可能是系統(tǒng)經(jīng)濟、合理，便于維修檢測；5. 盡可能采用標準元件，減少自行設計的專用元件。 4計算和選擇液壓元件液壓元件的計算是計算該元件在整個工作循環(huán)中所承受的最高壓力和通過的流量，以便選擇和確定元件的型號與規(guī)格，以便對系統(tǒng)進行進一步的性能驗算和結構設計。4.1液壓泵和電機型號與規(guī)格的選擇4.1.1液壓泵的計算和選擇1. 確定液壓泵的最大工作壓力液壓泵的最大工作壓力pp可按下式計算（12）式中p1max執(zhí)行元件進油腔的最大工作壓力，可

24、從工況圖中找到；p1與執(zhí)行元件最大工作壓力同一工況下進油路上的總壓力損失，它包括沿程壓力損失和局部壓力損失。在此只能先按經(jīng)驗資料估計：一般節(jié)流調速和管路較簡單的系統(tǒng)取p1=0.20.5MPa,進油路上有調速閥或管路復雜的系統(tǒng)取p1=0.51.5MPa。2. 液壓泵供油流量Qp的計算液壓泵供油流量Qp必須大于或等于同時工作的執(zhí)行元件流量之和的最大值（Qi）max與回路泄漏量之和，可用下式表示：（13）式中Qi工作循環(huán)中某一執(zhí)行元件在第i個動作階段所需的流量；K回路的泄漏折算系數(shù)，K=1.11.3。對于節(jié)流調速系統(tǒng)，若最大流量點處于調速狀態(tài)，則在泵的供油量中還要增加溢流閥穩(wěn)壓時的最小溢流量3L/m

25、in。對于蓄能器作輔助能源供油的系統(tǒng)，泵的流量按一個工作循環(huán)中液壓執(zhí)行元件的平均流量估計。3. 選擇液壓泵的規(guī)格在參照產(chǎn)品樣本選取液壓液壓泵的規(guī)格時，泵的額定壓力應選得比上述最大工作壓力高20%60%，以便留有一定的壓力儲備；額定流量則只須滿足上述最大流量即可。4.1.2確定液壓泵驅動電機選擇電動機的主要依據(jù)是電動機功率，但要注意電動機的轉速應與所選液壓泵規(guī)定轉速范圍和所需流量相適應。在確定電動機功率時，應考慮實際工況的差異。當整個工作循環(huán)中，泵的功率變化較小，或者功率變化雖然較大，但大功率持續(xù)時間較長，可根據(jù)泵的最大功率點來選擇電動機。電動機的功率Np可按下式計算：（13）式中，（ppQp）

26、max為液壓泵輸出壓力與輸出流量乘積的最大值，即液壓泵的最大輸出功率。其中的pp與Qp可以利用液壓執(zhí)行元件的工況圖查處最大功率點，然后根據(jù)該點所對應的執(zhí)行元件的工作壓力p1和流量Q1，利用式（14）和式（15）計算求得。式（16）中的p為液壓泵的總效率，初算時可按表6選取。泵的規(guī)格大時取大值，反之取小值。變量泵取小值，定量泵取大值。當泵的工作壓力只有其額定壓力的10%15%時，泵的總效率顯著下降，有時只達50%，變量泵流量為其公稱流量的1/4或1/3以下時，其容積效率明顯下降，計算時應予以注意。表6液壓泵的總效率液壓泵類型齒輪泵葉片泵柱塞泵螺桿泵總效率0.60.70.60.750.80.850

27、.650.8當整個工作循環(huán)中泵的功率變化較大，并且最大功率持續(xù)時間很短，如按式（16）計算結果選電動機，功率將較大，不經(jīng)濟。此時可利用一般電動機允許短時間具有25%的超載能力，先按下式計算出整個工作循環(huán)中各階段所需的功率：（14）式中Npi整個工作循環(huán)中，第i階段液壓泵所需功率；ppi第i階段液壓泵的工作壓力；Qpi第i階段液壓泵的輸出流量。然后用下式計算泵所需的平均功率（15）式中ti整個工作循環(huán)中，第i階段持續(xù)的時間；n整個工作循環(huán)階段數(shù)；T整個工作循環(huán)周期（時間）。求出電動機的平均功率后，還應與式（17）計算出的電動機的各階段功率相比較，如果各階段泵所需功率,就可按此平均功率選.取電動機

28、。在確定了電動機的功率和轉速后，還應考慮電動機的性能及安裝連接形式，才能完全確定電動機的型號與規(guī)格。4.2液壓閥的選擇液壓閥的規(guī)格主要是根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過該閥的最大實際流量從產(chǎn)品樣本中選取的。一般要求所選閥的額定壓力要大于系統(tǒng)的最高工作壓力，選閥的額定流量要大于通過該閥的最大實際流量。如果通過閥的流量超過所選閥的額定流量的20%，將會引起過大的壓力損失、發(fā)熱、噪聲及閥的性能下降。具體的講，選擇壓力閥時應考慮調壓范圍、流量變化范圍及此范圍內的壓力平穩(wěn)性等；選擇流量閥時主要應考慮流量調節(jié)范圍、最小穩(wěn)定流量、閥的最高工作壓力、閥的最小壓差、閥對壓差和溫度變化的補償作用、工作介質的清潔度要求

29、等；在選擇方向控制閥時，除了考慮壓力、流量外，還應考慮其中位機能、換向頻率、閥口的壓力損失和內泄漏大小等。此外，在選擇閥時還應注意結構形式、壓力等級、連接方式、集成方式及操縱方式等。 4.3液壓輔件的選擇4.3.1確定液壓管道尺寸液壓管道的尺寸的確定，可參閱第六章。在實際設計中，管道尺寸、管接頭尺寸常選得與液壓閥等液壓元件的接口尺寸相一致，這樣可使管接頭和管道的選擇簡單。4.3.2確定油箱的有效容量為了使油液有足夠的容積進行熱交換，油箱要有足夠的有效容量（油面高度為油箱高度80%的容量），油箱的有效容量應根據(jù)液壓系統(tǒng)的發(fā)熱、散熱平衡的原則來計算，但一般油箱的有效容量V可按下面推薦數(shù)值

30、估?。旱蛪合到y(tǒng)（p<2.5MPa），V=（24）Qp；中壓系統(tǒng)（p<6.3MPa），V=（57）Qp；中高壓系統(tǒng)（p2.5MPa），V=（6-12）Qp。式中的Qp為液壓泵每分鐘輸出的油液體積值。中壓以上系統(tǒng)（如工程、建筑機械等液壓系統(tǒng)）都帶有散熱裝置，其油箱容量可適當減少。按以上式子確定油箱容積，在一般情況下都能保證正常工作。但在功率較大而又連續(xù)工作的工況下，需經(jīng)發(fā)熱量驗算后確定。4.3.3濾油器、蓄能器等的選用濾油器、蓄能器等可按第六章有關原則選用。5液壓系統(tǒng)的性能驗算液壓系統(tǒng)設計初步完成后，應對系統(tǒng)得到技術性能指標進行一些必要的驗算，以便初步判斷設計的質量?；驈膸讉€方案中評選

31、出最好的設計方案來。然而由于影響系統(tǒng)性能的因素較多且較復雜，加上具體得到液壓裝置尚未設計出來，所以現(xiàn)在的驗算工作只能是采用一些簡化公式近似估算。如果有經(jīng)過生產(chǎn)實踐考驗的同類型系統(tǒng)，這項工作可省略。液壓系統(tǒng)性能驗算的項目很多，常見的有系統(tǒng)的壓力損失驗算和發(fā)熱溫升驗算。5.1液壓系統(tǒng)的壓力損失驗算在前面確定液壓泵的最高工作壓力、執(zhí)行元件的參數(shù)確定時均提及過壓力損失，當時由于系統(tǒng)沒有完全設計完畢，元件、管道等設置也沒有確定，因此只能作粗略的估算?，F(xiàn)在元件、管道、安裝形式均已基本確定，所以需要驗算一下系統(tǒng)各部分的壓力損失，看其是否在前述假設的范圍內，借此可較準確的確定泵和系統(tǒng)各處的工作壓力，以較準確的

32、調節(jié)變量泵、溢流閥和各種壓力閥。保證系統(tǒng)的正常工作，并達到所要求的工作性能。如果計算結果與原假設得到壓力損失相差過大，以使系統(tǒng)無法正確調整，保證系統(tǒng)正常工作，則應對原設計進行修正。當系統(tǒng)執(zhí)行元件為液壓缸時，由式（6）和式（14）可得液壓泵的最大工作壓力pp應滿足       （16）式中，p1、p2分別為液壓缸進、回油管路的總壓力損失。同理，系統(tǒng)執(zhí)行元件為液壓馬達時，液壓泵的最大工作壓力pp應滿足       （17）式中，T為液壓馬達軸上的總外負載轉矩，

33、Mm為液壓馬達的機械效率，qM為液壓馬達的排量，p1、p2分別為液壓馬達進、回油管路的總壓力損失。從式（16）和式（17）可以看出，如果液壓執(zhí)行元件的進、回油管路的總壓力損失能較準確地計算出來，就能較準確的確定出液壓泵的最大工作壓力pp。若計算出的液壓泵的最大工作壓力pp小于泵額定壓力的75%，泵有一定的儲備壓力，就能保證系統(tǒng)的可靠工作。否則就應選用額定壓力較高的液壓泵，或調整系統(tǒng)的其他設計參數(shù)。這里，管路中的總壓力損失p按計算方法的不同，可分為管道內總沿程損失pl、液流通過管道內變截面管道、彎管等局部地區(qū)所造成的總局部壓力損失p和液流通過閥類元件的總局部壓力損失pv.三部分組成。即（18）上

34、式中各項損失可以按第二章的有關公式進行估算。在實際中，一般只對長管道的pl、按下式進行計算（19）式中油液的運動粘度（m2/s）；Q管道中通過的流量（L/min）；l管道長度（m）d管道直徑（mm）。局部損失p可按下式計算（20）當通過閥類元件的實際壓力損失Qv不是其額定流量Qn時，它的實際壓力損失pv.可按下式計算（21）式中，pn為閥在額定流量下的壓力損失。在確定壓力閥的調整值時，往往要先計算出不同工作階段不同工況的系統(tǒng)中某一點的壓力值，這里要注意各個工作階段的流量是不同的，需分別計算各階段的壓力損失值，才能正確計算各工作階段的壓力值。 5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱及溫升驗算液壓系統(tǒng)工作

35、時，各種能量損失最終都轉變?yōu)闊崮埽褂蜏厣?。油溫升高會使油液粘度下降，泄漏增加；油液通過節(jié)流元件時的節(jié)流特性發(fā)生變化，造成系統(tǒng)性能的變化；油溫上升，還會加速油液氧化變質。因此系統(tǒng)必須將油溫控制在允許的范圍內。5.2.1系統(tǒng)產(chǎn)生的發(fā)熱功率計算系統(tǒng)的發(fā)熱量要進行準確計算一般很困難，下面介紹一種工程上常用的近似計算方法。液壓系統(tǒng)的輸入功率與輸出功率之差就是系統(tǒng)運行中的能量損失，也就是系統(tǒng)產(chǎn)生的發(fā)熱功率H。即H=Ni-No（KW）(22)式中Ni系統(tǒng)的輸入功率，即液壓泵的輸入功率，可用Ni=ppqp/p計算，式中符號意義同前；No系統(tǒng)的輸出功率，即執(zhí)行元件的輸出功率；對于液壓缸No=Fv對于液壓馬達

36、No=2Tn式中F液壓缸的總外負載力；T馬達軸上的總外負載力矩；v液壓缸的運動速度；n液壓馬達的轉速。若整個工作循環(huán)內的功率是變化的，則可按各階段的發(fā)熱功率求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱功率，即(KW)（23）式中Nij整個工作循環(huán)的第j個階段系統(tǒng)（液壓泵）的輸入功率；Noj整個工作循環(huán)的第j個階段系統(tǒng)執(zhí)行元件的輸出功率；tj第j個階段的持續(xù)時間；n整個工作循環(huán)的階段數(shù)；T整個工作循環(huán)的周期（時間）。 9.5.2.2系統(tǒng)的散熱功率計算液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，一般可近似認為系統(tǒng)散發(fā)的熱量全部被油箱散發(fā)和吸收。油箱的散熱功率H由下式計算（KW）     

37、;     （24）式中T系統(tǒng)溫升（°C），T=t2-t1，其中，t1為系統(tǒng)的環(huán)境溫度（°C），t2為系統(tǒng)達到熱平衡后的溫度（°C）；A油箱的散熱面積(m2)；CT郵箱的散熱系數(shù)(W/m2°C)，它們的取值見表7表7油箱散熱系數(shù)散熱條件散熱系數(shù)散熱條件散熱系數(shù)通風很差89風扇冷卻23通風良好1517.5循環(huán)水冷卻1101755.2.3系統(tǒng)溫升當液壓系統(tǒng)達到熱平衡時，系統(tǒng)產(chǎn)生的熱功率等于系統(tǒng)的散熱功率，即H=H,聯(lián)系式（27）可得系統(tǒng)的溫升T     

38、60;（25）熱平衡后的油溫         (26)表8給出了各種機械允許的最高溫度和溫升值。當按上二式計算出的溫升和熱平衡后油溫值超過表中數(shù)值時，就要設法增大油箱散熱面積或增設冷卻裝置。表8各種機械的允許最高溫度和溫升（°C）設備類別正常工作溫度最高允許溫度油和油箱允許溫升數(shù)控機床30-55557025一般機床305555703035船舶30608090 3540  機車車輛40607080冶金機械、液壓機40708090工程機械、礦山機械50807090

39、60;5.2.4散熱面積計算由式（9-28）可計算油箱散熱面積A為(m2)           (27)當油箱三個邊的比例在1:1:1至1:2:3之間，油箱液面高度為油箱高度的80%，油箱的散熱面積可由下式計算(m2)             (28)式中V油箱的有效容積，單位為m3。當系統(tǒng)需要設冷卻裝置時，冷卻器的散熱面積Ac可按下式計算（m2） 

40、;     (29)式中Cc散熱器的散熱系數(shù)(kW/m2°C)，由產(chǎn)品樣本查得；tm平均溫升（°C），；tj1工作介質的進口溫度（°C）；tj1工作介質的出口溫度（°C）；tw1冷卻水（或風）的進口溫度（°C）；圖5  上置式油箱液壓泵站 tw2冷卻水（或風）的出口溫度（°C）. 6液壓站裝置的設計對于固定的液壓設備，常將液壓系統(tǒng)的油箱、動力裝置和控制調節(jié)裝置集中安裝成液壓站，使裝配、調試和維修都比較方便，同時又使液壓站上的振動源與主機隔開，減少

41、了液壓站中的油溫變化對主機精度的影響。這里主要介紹電動機和液壓泵組與油箱的安裝設計問題和控制閥的集成配置等問題。6.1電動機和液壓泵組與油箱的安裝設計在常見的液壓站中，按照電動機和液壓泵組相對油箱的安裝位置不同，可以分為上置式、下置式與旁置式三種。如圖5所示為上置式油箱液壓泵站。上置式油箱液壓泵站是將液壓泵與電機等裝置安裝在油箱上蓋板上，其結構緊湊，應用十分普遍，尤其是需要經(jīng)常移動的、泵與電機均不太大的泵站。電機與泵可以立式安裝（如圖5），也可臥式安裝。這種安裝方法將動力振動源安置在油箱蓋板上，因此油箱體，尤其是蓋板要有較好的剛性。如圖6所示為旁置式油箱液壓泵站。旁置式油箱液壓泵站是將液壓泵與

42、電機等裝置安裝在油箱旁邊。系統(tǒng)的流量和油箱容量較大時，尤其是一個油箱給多臺液壓泵供油的場合采用。旁置式油箱液壓泵站使油箱內液面高于泵的吸油口，泵的吸油條件較好。設計要注意在泵的吸油口與油箱之間設置一個截止閥，以防止液壓泵在維修或拆卸時油箱中油液外流。下置式油箱液壓泵站是將液壓泵與電機等裝置安裝在油箱底下。這樣可使設備的安裝面積減小，也可使泵的吸入能力大為改善。這種安置方式，常常是將油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便對液壓泵的安裝和維修。 圖6  旁置式油箱液壓泵站 6.2電動機與液壓泵的裝配設計圖7  電動機與液壓泵組 

43、1. 電動機2. 泵用聯(lián)軸器3. 液壓泵4. 底座5（5）管路附件電動機的安裝形式主要有三種：機座帶底腳、端蓋上無凸緣機構，機座不帶低腳、端蓋上帶大于機座的凸緣機構，機座帶底腳、端蓋上帶大于機座的凸緣機構。如圖7所示為底座帶底腳、端蓋上無凸緣機構，一般用于水平放置。若電動機與液壓泵組立式放置則應選用機座不帶底腳、端蓋上帶大于機座的凸緣機構，以便于電機在安裝板上的定位與固定。機座帶底腳、端蓋上帶大于機座的凸緣機構用于水平放置的電動機與液壓泵組，此時液壓泵通過發(fā)蘭式支架支承在電動機上，利用端蓋上的凸緣可方便地在支架上定位。圖9  控制閥的集成塊式配置 圖8 

44、 控制閥的集成板式配置 小功率的電動機與液壓泵組可以安裝在油箱蓋上（上置式），功率較大時需單獨安裝在專用的平臺上（非上置式）。電動機與液壓泵組的底座應有足夠的強度和剛度，要便于安裝和檢修。電動機與液壓泵組與底座之間最好加彈性防振墊。在在適當?shù)牟课辉O置泄油盤，以防止場地污染。液壓泵的傳動軸不能承受徑向與軸向載荷，與電機軸有很高的同軸度，一般采用彈性聯(lián)軸器的連接形式。6.3控制閥的集成配置液壓控制元件要有適當?shù)倪B接配置,才能構成系統(tǒng)。連接配置的形式和結構的合理性，關系到液壓元件的類型選擇，壓力損失的大小以及控制操縱的方便性。目前液壓控制元件在液壓站上的連接配置形式采用集成化的配

45、置。具體有以下三種。6.3.1集成板式圖10    疊加閥式配置 集成板式配置方式就是將板式液壓控制元件均由螺釘安裝在集成板的正面，元件之間的連接油路通過板上的孔與板后面的連接管接頭與管道連接形成。也可采用一塊厚板，將元件用螺釘安裝在厚板的正面，元件之間的連接油路全部由板內加工的孔道形成。只有輸入輸出的管道用管接頭與管道安裝在厚板的后面或側面連出，如圖8所示。1. 6.3.2集成塊式集成塊式配置形式是采用統(tǒng)一截面的多塊六方體構成。六方體（集成塊）的四周除一面安裝通向執(zhí)行元件的管接頭外其余面都可安裝板式液壓控制閥。元件之間的連接油路由集成塊內部孔

46、道形成。塊內有統(tǒng)一的公共孔道直通頂部。這公共孔道有公共供油管道P、公共回油管道O、公共泄油管道。這些進、回油管道可通過底板上的管接頭連出，如圖9所示。這種配置形式的優(yōu)點除了設計靈活、安裝和集中操縱方便外，水平所占面積小，很適合安裝在液壓站上，得到廣泛的應用。6.3.3疊加閥式疊加閥是自成系列的元件。每個疊加閥既起控制作用。又起通道連接作用，因此它不需另外的連接塊。只需要用長螺栓將疊加閥疊裝在底版上，即可組成所需的液壓系統(tǒng)，如圖10所示。這種配置形式的優(yōu)點是：結構緊湊、體積小、質量小、不需要專門設計專用的集成塊或集成板，因此也愈來愈受到工程界的歡迎。 7繪制工作圖，編寫技術文件所設計的

47、液壓系統(tǒng)經(jīng)驗算后既可對初步擬訂的液壓系統(tǒng)進行修改，并繪制正式的系統(tǒng)工作圖和編寫技術文件。系統(tǒng)工作圖包括液壓系統(tǒng)原理圖，液壓缸等非標準元件的裝配圖、零件圖，液壓系統(tǒng)裝配圖。液壓系統(tǒng)原理圖中除了液壓系統(tǒng)回路原理圖外，應給出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖，還應附有電磁鐵、行程閥動作表和液壓元件明細表。在液壓元件明細表中應表明各種液壓元件的型號、規(guī)格、個數(shù)和壓力流量的調整值。液壓系統(tǒng)裝配圖是液壓系統(tǒng)正式安裝、施工的圖紙，包括液壓泵站（包括液壓泵、電動機、油箱組件和控制閥集成配置等）的裝配圖、管路裝配圖等。管路裝配圖可以是示意圖，也可以是實際結構圖。一般只繪制示意圖說明管道的走向，但是要表明液壓元件、部件的定位

48、和固定方式，注明管道的尺寸（內、外徑和長度）、管接頭規(guī)格，要提出裝配技術要求。液壓系統(tǒng)裝配圖也與其它裝配圖一樣，要填寫明細表，明細表中的非標準件要編制圖號，確定材料、數(shù)量等，標準件、要注明代號、標準、數(shù)量等，外購件要注明型號規(guī)格、數(shù)量等。技術文件一般包括：液壓系統(tǒng)設計計算說明書，液壓系統(tǒng)操作使用說明書，標準件、外購件明細表，非標準件明細表。 8液壓缸設計8.1結構初選液壓缸的安裝形式很多，但大致可分為兩類：8.1.1軸線固定類這類安裝形式的液壓缸在工作時，軸線位置固定不變。機床上的液壓缸大多是采用這種安裝形式。（1）通用拉桿式在兩端缸蓋上鉆出通孔，用雙頭螺桿將缸和安裝座連接拉緊。一般

49、用于短行程、壓力低的液壓缸。（2）法蘭式用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。法蘭設置在活塞桿端的缸頭上，外側面與機械安裝面貼緊，這叫頭部外法蘭式。由于液壓缸工作時反作用力的作用，安裝螺栓承受液壓力的拉伸作用，因而安裝螺栓的直徑較大，并且要求強度計算。法蘭設置在活塞桿端的缸頭上，內側面與機械安裝面貼緊，這叫頭部內法蘭式。液壓缸工作時，安裝螺栓受力不大，主要靠安裝支承面承受，所以法蘭直徑較小，結構較緊湊。這種安裝形式在固定安裝形式中應用得最多。法蘭設置在缸的底部，與機械安裝面用螺栓緊固，這叫尾部法蘭式。這種安裝形式使液壓缸懸伸，安裝長度較大，穩(wěn)定性差。（3）支座式將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座緊固在一

50、起。支座可置于液壓缸左右的徑向、切向，也可置于軸向底部的前后端。徑向安裝時，安裝面與活塞桿軸線在同一平面上，液壓缸工作時，安裝螺栓只承受剪切力；切向和軸向安裝時，活塞的軸線與支座底面有一定的距離，安裝螺栓既受剪切力，又承受因存在傾翻力矩而產(chǎn)生的彎曲力。切向安裝時傾翻力矩比軸向安裝時要小一些。對于支座安裝形式，GS376683的2.2.2條規(guī)定：“支座式液壓缸如不采用鍵或銷承受剪切力時，則底腳固定螺栓必須經(jīng)受全部剪切力而不致引起危險”。8.1.2軸線擺動類液壓缸在往復運動時，由于機構的相互作用使其軸線產(chǎn)生擺動，達到調整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸，安裝形式也只能采用使其能擺動的鉸接方式。工程

51、機械、農(nóng)業(yè)機械、翻斗汽車和船舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安裝形式。（1）耳軸式將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內，使液壓缸軸線能在某個平面內自由擺動。耳軸設置在液壓缸頭部的叫頭部耳軸式。這種安裝形式的液壓缸，擺動幅度較小，但穩(wěn)定性較好。耳軸設置在液壓缸尾部的尾部耳軸式。這種安裝形式的液壓缸，擺動幅度較大，但穩(wěn)定性較差。耳軸設置在液壓缸中部的叫中間耳軸式，其擺動幅度和穩(wěn)定性一般。（2）耳環(huán)式將液壓缸的耳環(huán)與機械上的耳環(huán)用銷軸連接在一起，使液壓缸能在某個平面內自由擺動。耳環(huán)在液壓缸的尾部，可以是單耳環(huán)，也可以是雙耳環(huán)，還可以做成帶關節(jié)軸承的單耳環(huán)或雙耳環(huán)。（3）球頭式將液壓缸尾部的球頭與

52、機械上的球座連接在一起，使液壓缸能在一定的空間錐角范圍內任意擺動。這種安裝形式自由度大，但穩(wěn)定性差。船舶起貨吊桿液壓缸多用這種形式。應該指出，軸線擺動安裝的液壓缸往往工作時都是傾斜的，隨著活塞桿的逐漸伸出，軸線與水平面的夾角也逐漸變化，其工作出力隨著夾角的變化而變化，因此，計算液壓缸的有效工作出力時，一定要以夾角處于最小時能推動的負載為依據(jù)。8.2局部結構初選根據(jù)設計條件，查閱資料確定油缸各零件的結構、材料及聯(lián)接方式。8.2.1缸筒的結構設計缸筒的兩端分別與缸蓋相連，構成密閉的壓力腔，因而它的結構形式往往和缸蓋及缸底密切相關。設計缸筒的結構時，也應該一起加以考慮。缸筒是液壓缸的主體，其余零件裝

53、配其上，它的結構形式對加工和裝配有很大影響，因此其結構必須盡量便于裝配、拆卸和維修。缸筒與缸蓋、缸底的連接形式很多，不少于60多種，把他們按連接方法分類，大致有以下幾種。法蘭連接：缸筒端部設計有法蘭，用螺栓將其與端蓋連接起來。法蘭連接結構簡單，加工和裝拆都很方便，只是外形尺寸和重量都較大。法蘭與缸筒為整體式（見圖11-a）的多為鑄件和鑄件缸筒，加工余量較大，浪費材料；焊接法蘭式（見圖11-b）多為鋼質缸筒，將無縫鋼管制成的缸筒與法蘭焊接在一起，其焊縫要進行強度計算。法蘭連接是液壓缸中使用最普遍的結構形式。圖11缸筒與端蓋（或缸底）的連接形式1. 螺釘連接將缸蓋用螺釘固定在缸筒端部（見圖11-c

54、）。這種連接方式簡單，但因缸筒壁薄，需要數(shù)量較多的螺釘才能承受液壓力。這種方式多用于柱塞液壓缸和低壓液壓缸。2. 外螺紋連接這種方式裝拆方便，但需要專用工具。它使缸筒端部結構復雜化，螺紋要與缸筒的內徑同心。螺紋對缸筒壁厚尺寸要求不大，很適合無縫鋼管做缸筒的液壓缸。密封槽一般都設置在缸筒端面或端蓋上，以免削弱缸筒強度。為了防止螺紋因沖擊震動而松動，往往增加鎖緊螺母或緊定螺釘，如圖11-d所示。（3）內螺紋連接在缸筒端部加工出內螺紋和退刀槽，雖然會削弱缸筒強度，而且螺紋與缸筒要求同心，但其結構緊湊，外形美觀，不易損壞。連接螺紋可以設計在端蓋上，也可以用螺紋壓圈緊固，如圖11-e所示。（4）外卡鍵連

55、接這種連接的強度好，結構緊湊，重量輕，裝拆容易，但缸筒端部要切出卡鍵槽，使強度有所降低。外卡鍵一般由兩個半環(huán)卡鍵組成，固定卡鍵可以用卡鍵帽，如圖11-f所示。（5）內卡鍵連接這種連接方式的優(yōu)缺點同外卡鍵差不多，但裝拆不便。為了便于裝拆，卡鍵一般由三瓣組成，第三瓣的剖切口平面必須與軸線平行，否則是裝不進去的。裝配卡鍵時，端蓋外端面不能高出卡鍵槽，裝好卡鍵后，端蓋才能裝到位，如圖11-g所示?？ㄦI與卡鍵槽的配合精度要適當，間隙過大，缸筒卡鍵槽處會因受到?jīng)_擊而產(chǎn)生剪切破壞。（6）彈性卡圈式彈性卡圈有孔用彈性卡圈和鋼絲彈性卡圈兩種，如圖11-h和圖11-i所示。由于它們都是標準件，因此使用方便，裝拆容

56、易。但因厚度較薄，只能用于中低壓缸筒上。（7）焊接式如圖11-j所示，將端蓋直接焊在缸筒上，強度高，制造簡單，但容易引起焊接變形，維修時需破壞端蓋才行。（8）銷釘式如圖11-k所示，將端蓋裝入缸筒后，相配鉆鉸，裝上銷釘。這種連接方式簡單方便，但銷釘承受的剪切力較大，要校核強度和銷釘數(shù)量。（9）拉桿式如圖11-l所示，起結構簡單，工藝性好，通用性大，但端蓋的體積和重量較大，拉桿受力后會拉伸變長，影響密封效果，只適用于中低壓液壓缸。除了缸筒與缸蓋和缸底的結構形式外，安裝液壓缸時，如結構允許，進出油口位置必須在最上面。液壓缸必須裝成使其能自動放氣或裝有方便的放氣口。缸筒上的進出油口和排氣閥的閥座，一

57、般都焊接在缸筒的最上面，以利于安裝和空氣的排除。8.2.2缸筒的材料缸筒常用20、35、45號無縫鋼管，當缸筒上需要焊接缸底、耳軸或管接頭時，多采用35號鋼管。在承受的負載很大時，如液壓支架中的立柱等，常用低合金無縫鋼管，如27SiMn和30CrMnSi等。8.2.3缸底缸底的材料常用35號或45號鋼。缸筒采用無縫鋼管時，缸底與缸筒多采用焊接結構，它的特點是結構緊湊，加工簡單，工作可靠，但容易產(chǎn)生焊接變形。通常缸底上口與缸筒內孔間采用過渡配合，以限制焊接后的變形。除焊接結構外，缸底與缸筒可采用螺紋連接、半環(huán)連接和法蘭連接等多種連接方式。要根據(jù)具體設計要求靈活選擇。8.2.4缸蓋缸口部分一般由密

58、封圈、導向套、防塵圈和鎖緊裝置等組成，用作活塞桿的導向和密封等。缸孔和活塞桿直徑不同，缸口部分的結構也有所不同，缸蓋與缸筒的典型連接結構有，外螺紋連接，它的外徑小，質量輕，但結構工藝性較差；內半環(huán)連接，內卡環(huán)常由三個半環(huán)組成，其結構簡單而且緊湊，拆裝也較方便，但缸壁上的環(huán)槽削弱了缸筒的強度；法蘭連接，特點是結構簡單而且緊湊，拆裝和加工容易。缺點是外形和質量都比較大；鋼絲連接，這種連接方式的結構最簡單、緊湊，已逐漸被推廣使用。值得注意的是缸蓋與缸筒的連接很少采用焊接結構。缸蓋材料一般用35、45號鋼鍛件。當缸蓋兼作導向套時，應采用鑄鐵并在其工作表面堆焊青銅，黃銅或其它耐磨材料，導向套也可單獨制成后壓入缸蓋內孔。8.2.5缸