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畢業(yè)設計(論文)任務書、指導書
畢業(yè)設計（論文）任務書、指導書
學 院： 機電工程學院
專業(yè)年級： 2010級機械制造設計及自動化
學生姓名: 學 號:
設計(論文)題目：2.0MN張力矯直機固定夾頭系統(tǒng)設計
起 迄 日 期: 2013.12—2014.05
指 導 教 師: 龔 中 良
教研室負責人:
日期:2013年12月08日
1．畢業(yè)設計（論文）題目：含開題報告
2.0MN張力矯直機固定夾頭系統(tǒng)設計
2．本畢業(yè)設計（論文）課題的目的：
培養(yǎng)學生綜合運用所學機電液等相關知識解決工程實際問題能力。
3．本畢業(yè)設計（論文）課題任務的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術參數(shù)、工作要求等）：
根據(jù)張力矯直機原理，設計固定夾頭部分的機械、液壓控制系統(tǒng)，實現(xiàn)預期動作。
主要設計參數(shù)及設計要求如下：
A. 鉗口可夾持圓料直徑為50-150mm;
B. 最大矯直拉力2.0MN；
C. 夾緊行程時間t：4秒
D. 鋼-鋼摩擦系數(shù)μ：0.1
E. 系統(tǒng)性能可靠，結構簡單，維修、維護方便。
4．課題的成果要求〔包括畢業(yè)設計論文、圖表、實物樣品等〕：
1．畢業(yè)設計論文不少于30000字，且論文格式和內(nèi)容符合學院的統(tǒng)一格式和規(guī)范要求。
2．圖紙數(shù)量折合標準圖紙不少于2張A0圖紙，要求零部件圖、裝備圖、液壓系統(tǒng)圖等。
5．課題完成步驟和方法（收集資料或采集數(shù)據(jù)的方法和地點，分析技術，制作技巧，設計使用的工具等）：
6．主要參考文獻：
1) 成大先主編.機械設計手冊（第三版）.北京：化學工業(yè)出版社，1994.4
2) 顧戰(zhàn)松主編.可編程控制器原理與應用.北京：國防工業(yè)出版社，2001.5
3) 西安重型機械研究所編.重型機械，北京：機械工業(yè)出版社，1995.12.
4) 俞新陸.液壓機［M］，北京:機械工業(yè)出版社，1982.7
5) 魏軍，有色金屬擠壓車間機械設備［M］，北京：冶金工業(yè)出版社，1988.8
7．本畢業(yè)設計（論文）課題工作進度計劃：
起 迄 日 期
工 作 內(nèi) 容
2013年12月20日前
熟悉課題、調(diào)研、收集資料、方案擬訂；
2014年3月30日前
確定總體設計方案、機械系統(tǒng)、零部件設計、控制系統(tǒng)設計；整理圖紙、編寫畢業(yè)設計論文，提交設計圖紙和論文的初稿；
2014年4月17日前
根據(jù)指導教師意見修改畢業(yè)設計，完成設計圖紙和論文的正式稿；
2014年5月31日前
答辯。
所在專業(yè)審查意見：
負責人：
年 月 日
學院意見：
院領導：
年 月 日
2
摘 要
矯直作為一種精整技術，始終是工業(yè)發(fā)展不可或缺的一個分支。矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和其成本，而且標志著一個國家的工業(yè)發(fā)展水平。矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和成本，而且標志著一個國家的工業(yè)水平，直接關系到工業(yè)產(chǎn)品的競爭力。
2.0MN張力矯直機由活動夾頭與固定夾頭兩大部分組成，工作時固定夾頭不動，活動夾頭在主拉伸油缸的作用下移動，夾裝在活動夾頭和固定夾頭的夾緊裝置上的型材隨著活動夾頭移動而被拉伸矯直。
本課題首先調(diào)查了張力矯直機的現(xiàn)況，針對張力矯直機提出滿足要求的固定夾頭設計方案，接著對張力夾頭進行了力學和運動學分析，在此分析基礎上對夾緊油缸、掛鉤油缸、夾頭體、掛鉤、液壓系統(tǒng)等進行了詳細設計。
關鍵詞：張力矯直機，固定夾頭，油缸，液壓系統(tǒng)
Abstract
The graduation project is designed for horizontal boring machine 's hydraulic system , in addition to meeting the requirements in the host action and performance requirements , but also must comply with the small size, light weight, low cost, high efficiency, simple structure, reliable operation , use and easy maintenance and some accepted universal design principles. The design of the hydraulic system is mainly based on known conditions , to determine the design of the hydraulic work program , hydraulic flow, pressure and hydraulic pumps and other related components.
The design is mainly their learned knowledge combined with auxiliary materials applied to the design , to consolidate and deepen the knowledge already learned to master the general steps and methods of hydraulic system design calculations to determine the correct and reasonable actuators, hydraulic components selection criteria can skilled use of basic hydraulic circuit , consisting of a hydraulic system to meet the basic performance requirements .
As a highly efficient machine tools, combination tools in large numbers , the production of a large number of machining a wide range of applications. The design will be horizontal boring machine hydraulic system design as an example, the hydraulic system design methods and design steps, including conditions of the hydraulic system analysis to determine the main parameters , select the hydraulic system schematic formulation, hydraulic components , system performance checking and so on.
Keywords: Horizontal boring machine , Hydraulic system, Operating conditions , Cylinder
目 錄
摘 要 1
Abstract 2
第一章 緒論 4
1.1選題的背景 4
1.2選題的目的與意義 5
1.3國內(nèi)外矯直機發(fā)展現(xiàn)狀 6
1.3.1國內(nèi)矯直機發(fā)展現(xiàn)狀 6
1.3.2國外矯直機發(fā)展現(xiàn)狀 7
第二章 總體設計 7
2.1 張力矯直原理分析 7
2.2 張力矯直機固定夾頭設計要求 8
2.3 張力矯直機固定夾頭方案設計 8
2.4 主要參數(shù)的確定 9
2.4.1 系統(tǒng)壓力的選擇 9
2.4.2夾緊缸負載及行程確定 9
2.4.3 掛鉤缸負載及行程確定 12
第三章 主要部件的設計 12
3.1夾緊液壓缸的設計 12
3.1.1主要零件確定及其技術要求 12
3.1.2主要尺寸的確定 13
3.1.3結構的設計 19
3.2 掛鉤液壓缸的設計 25
3.2.1主要零件確定及其技術要求 25
3.2.2主要尺寸的確定 26
3.2.3結構的設計 30
3.3 夾頭體的設計 31
3.4 夾頭滑塊的設計 31
3.5 掛鉤的設計 32
3.6 固定夾頭裝配設計 32
第四章 液壓系統(tǒng)設計 33
4.1液壓系統(tǒng)方案設計 33
4.1.1壓力控制回路 33
4.1.2 供油回路 34
4.1.3 調(diào)速回路 35
4.1.4 夾緊回路 35
4.1.5 掛鉤回路 36
4.1.6 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 36
4.2液壓系統(tǒng)設計計算和元件選型 37
4.2.1液壓泵的選擇 37
4.2.2 液壓閥的選型 39
4.2.3液壓輔助元件的選擇 40
4.3 液壓系統(tǒng)的驗算 41
4.3.1 壓力損失的驗算 41
4.3.2發(fā)熱溫升的驗算 43
結 論 45
致謝 46
參考文獻 47
附一：英文文獻翻譯 48
附二：引文文獻翻譯原文 52
第一章 緒論
1.1選題的背景
矯直作為一種精整技術，始終是工業(yè)發(fā)展不可或缺的一個分支。尤其近年來，隨著社會的發(fā)展，人們對產(chǎn)品質(zhì)量和精度的要求普遍提高，矯直技術發(fā)展迅猛，應用也越來越廣泛。如今，工業(yè)發(fā)展方向是高、精、尖，對各種材料的質(zhì)量提出了更高的要求。因此矯直作為一種精整技術已越來越得到工程技術人員的重視；矯直設備則已經(jīng)從過去的冶金行業(yè)的輔助設備發(fā)展為包括冶金和一些高技術領域不可缺少的加工設備。但隨著冶金行業(yè)的不斷發(fā)展，矯直機械也己經(jīng)從過去的冶金行業(yè)發(fā)展到其他一些高技術領域，如儀器儀表制造業(yè)、汽車、船舶和飛機制造業(yè)，石油化工業(yè)、建筑材料業(yè)、機械裝備制造業(yè)以及精密加工制造業(yè)等領域。由此可以看出矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和其成本，而且標志著一個國家的工業(yè)發(fā)展水平。矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和成本，而且標志著一個國家的工業(yè)水平，直接關系到工業(yè)產(chǎn)品的競爭力。 [1]彈塑性力學是固體力學的一個重要分支，是研究彈性和彈塑性物體變形規(guī)律的一門學科，比[8]材料力學及結構力學研究范圍更廣泛,研究方法更精確，是分析和解決許多工程技術問題的基礎和依據(jù)，矯直理論就是在彈塑性理論的基礎上發(fā)展起來的，它屬于金屬加工學科的一個分支。另外材料力學、[2]機械設計手冊、[3]理論力學等這類文獻在研究課題也起到了關鍵性作用，在設計過程中機械設計手冊是不可缺少的工具之一，它可以是設計規(guī)范化。由于本課題主要研究機械和液壓兩方面，所以還需參考[6]液壓與氣壓傳動來設計液壓部分。除此之外，當然還得查詢或翻閱國外的一些對設計游泳的資料。
矯直技術屬于金屬加工學科的一個分支，已經(jīng)廣泛應用于日用金屬加工業(yè)，儀器儀表制造業(yè)，汽車、船舶和飛機制造業(yè)，石油化工業(yè)，冶金工業(yè)，建筑材料業(yè)，機械裝備制造業(yè)，以及精密加工制造業(yè)。矯直技術在廣度和深度方面的巨大發(fā)展迫切要求矯直理論能進一步解決一些疑難問題，推動開發(fā)新技術和研制新設備。尤其在黨的十六大之后，要求用信息化帶動工業(yè)化，矯直技術也要跟上時代。首先要在矯直機設計、制造、矯直過程分析、矯直參數(shù)設定及矯直質(zhì)量預測等方面搞好軟件開發(fā)；其次要進行數(shù)字化矯直設備的研制，使矯直技術走上現(xiàn)代化的道路，不斷豐富金屬矯直學的內(nèi)容。
矯直技術多用于金屬條材加工的后道工序，在很大程度上決定著產(chǎn)成品的質(zhì)量水平。矯直技術同其他金屬加工技術一樣在20世紀取得了長足的進展，相應的矯直理論也取得了很大的進步。不過理論滯后于實踐的現(xiàn)象比較明顯。例如矯直輥負轉矩的破壞作用在20世紀下半葉才得以解決，但其破壞作用的機理直到20世紀80年代末才被闡明。另外，就矯直理論的總體來看，仍然處于粗糙階段，首先就是其基本參數(shù)的確定還要依靠許多經(jīng)驗算法和經(jīng)驗數(shù)據(jù)，如輥數(shù)、輥距、輥徑、壓彎量及矯直速度等；其次是許多技術現(xiàn)象如螺旋彎廢品、矯直縮尺、矯直噪聲、斜輥矯直特性、斜輥輥形特性、拉彎變形匹配特性等都缺乏理論闡述；再次是理論的概括性不夠，一套公式不僅不能包括各種斷面型材，甚至不能包括同類斷面而尺寸和材質(zhì)不同的工件，如彎距和矯直曲率等都缺少通用表達式。
1.2選題的目的與意義
矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和其成本，而且標志著一個國家的工業(yè)發(fā)展水平。矯直技術水平的高低不僅影響著一個企業(yè)某種產(chǎn)品的質(zhì)量和成本，而且標志著一個國家的工業(yè)水平，直接關系到工業(yè)產(chǎn)品的競爭力。在講求質(zhì)量、效益的今天，矯直技術在工業(yè)領域的重要性更加突出。 我們知道，金屬條材在加工和運輸過程中，常因受外力、溫度等變化發(fā)生彎曲，扭曲變形，為了解決這種弊端，矯直技術應運而生。矯直技術就多用于金屬條材加工的后部工序，在很大程度上決定著產(chǎn)品或成品的質(zhì)量水平，矯直技術同其他金屬加工技術一樣在 20 世紀取得了長足的進展，相應的矯直理論也取得了很大的進步，雖然還有一些理論滯后于實踐的情況，不過，如今的矯直理論已經(jīng)進入到了解析化和系統(tǒng)化的時代，并為數(shù)字化和信息化敞開了大門，隨著計算機技術的發(fā)展和普及，矯直理論和矯直技術還有很大的發(fā)展空間。
1.3國內(nèi)外矯直機發(fā)展現(xiàn)狀
1.3.1國內(nèi)矯直機發(fā)展現(xiàn)狀
我國的矯直技術研究起步較晚，建國以后，隨著經(jīng)濟建設的需要才有了對矯直技術的研究。那時，矯直機主要靠進口。從 70 年代開始，許多學者對輥形設計做了理論和試驗研究。在 1980年，中國金屬壓力加工學會在衡陽專門召開了“輥形專題會議” 。通過這次學術交流會，產(chǎn)生了等曲率反彎輥形計算法。 到了 80 年代，國內(nèi)對矯直技術的研究已有了相當?shù)某晒?。在轉轂矯直技術方面，創(chuàng)造了中國首創(chuàng)的雙向旋轉矯直法。在80 年代末，東北大學的崔甫教授研制了矯直 F200復合轉轂式高精度棒材矯直機，并首先提出了雙交錯輥系的新方法。從 90 年代后，我國在趕超世界先進水平方面邁出了一大步。我國在反彎輥形七斜輥矯直機、多斜輥薄壁轉轂式矯直機、雙向反彎輥形2 輥矯直機、復合轉轂式矯直機、液壓矯直自動切料機和平行不等輥距矯直機等方面有了很大突破，各種矯直機的矯直質(zhì)量均有突破。
近年來，我國在趕超世界先進水平方面取得了很大進步，在矯直機械的研制和矯直理論的研究上都取得了很多成績，很多學者開始利用有限元分析和解析的方法來研究矯直理論本身，從不同角度建立了矯直狀態(tài)下的數(shù)學模型，壓彎量及工件殘余應力等都成為了人們的研究對象。在過程控制方面，正由人工控制逐漸向計算機控制，由單機控制向全線計算機控制發(fā)展，在矯直機結構設計方面，正在向精密化、大型化發(fā)展，老設備
將逐漸被淘汰或改造?，F(xiàn)在矯直技術的研究發(fā)展方向是開發(fā)研制高效節(jié)能、高精度和高度自動化的環(huán)保型矯直設備。既要求有高質(zhì)量，又要有高矯直速度，在產(chǎn)品上能滿足大規(guī)模生產(chǎn)的需求，而且還必須降低工作噪聲，操作上實現(xiàn)完全自動化。
現(xiàn)在國內(nèi)西安重型機械研究所和太原重型集團等企事業(yè)部門在矯直機的研究和生產(chǎn)上代表了國內(nèi)的領先的水平，在棒材、型材和板材矯直機的研制上都取得了一定的成績。
但是，在取得成績的同時，國內(nèi)矯直技術的研究和使用還有很多工作要做，如型材矯直機壓上式結構的研究、提高矯直精度、矯直速度和控制水平等等。
本文對一些具有代表性的觀點進行了梳理和綜述，在此基礎上進行了簡短的評述。
1.3.2國外矯直機發(fā)展現(xiàn)狀
在20世紀30～40年代，國外技術發(fā)達國家的型材矯直機和板材矯直機也迅速的發(fā)展起來，相應的理論研究也取得了一定的成果。到了20世紀70～80年代，國外許多發(fā)達國家的技術力量己相當雄厚，矯直技術得到了不斷地改進、發(fā)展和擴充。英國的布朗克斯(BRONX)、德國的凱瑟琳(Kieserling)、德馬克(Demag)以及日本的一些品牌成為了矯直機領域的代表。此時的矯直概念則由原來狹義的彎曲矯直擴展為包括解決彎曲、控制斷面形狀和尺寸精度的矯直，提出了平動矯直技術、行星矯直技術、全長矯直技術、程序控制矯直技術、變輥距矯直技術以及雙向旋轉矯直技術等。近幾年國外關于矯直技術和矯直機的研究主要集中在提高矯直精度，提高控制水平及改善環(huán)境方面。同時為提高矯直精度和控制水平，開展了對變形機理、改進工藝和參數(shù)優(yōu)化等方面的理論研究，取得了一些具有實用價值的成果。而且國外學者對矯直過程的計算機實時控制研究比較多，如Dvide E.Hardt等對扭轉變形矯直過程的實時控制的研究，以及Juen A.Robert對圓盤鋸片嬌直過程實現(xiàn)自動控制的研究等等。
第二章 總體設計
2.1 張力矯直原理分析
鋼絲生產(chǎn)過程中常用矯直的方法來消除鋼絲的殘余應力。矯直分為回轉式矯直和輥式矯直兩種。實際應用中,根據(jù)對產(chǎn)品的不同要求而采用不同的矯直方式,如矯直回火預應力鋼絲采用回轉式矯直;而彈簧鋼絲、制繩鋼絲等采用輥式矯直。輥式矯直的過程和基本原理是使經(jīng)成品拉拔后的帶有某一原始曲率的鋼絲通過安裝在一個平面內(nèi)(稱為標準矯直) 或兩個互為垂直平面內(nèi)(稱為完全矯直) 的兩排相互交錯排列的滑輪即輥輪,鋼絲呈波形或彎曲形通過矯直器,經(jīng)受反復彎曲變形,曲率由大變小,使得鋼絲內(nèi)部的殘余應力逐漸消除,最終達到平直而實現(xiàn)矯直的目的,如圖2 所示。鋼絲通過矯直輥輪時,處于彈塑性變形狀態(tài),鋼絲橫截面上的應力分布如圖3 所示。鋼絲被矯直的條件是反彎后彈回到平直,即彈性變形的反彎曲率應等于彈回曲率。
圖2-1 矯直基本原理示意圖
圖2-2彈塑性變形應力圖
2.2 張力矯直機固定夾頭設計要求
根據(jù)張力矯直機原理，設計固定夾頭部分的機械、液壓控制系統(tǒng)，實現(xiàn)預期動作。
主要設計參數(shù)及設計要求如下：
A. 鉗口可夾持圓料直徑為50-150mm;
B. 最大矯直拉力2.0MN；
C. 夾緊行程時間t：4秒；
D. 鋼-鋼摩擦系數(shù)μ：0.1；
E. 系統(tǒng)性能可靠，結構簡單，維修、維護方便。
2.3 張力矯直機固定夾頭方案設計
矯直機由活動夾頭與固定夾頭兩大部分組成，工作時固定夾頭不動，活動夾頭在主拉伸液壓缸的作用下移動，夾裝在活動夾頭和固定夾頭的夾緊裝置上的型材隨著活動夾頭移動而被拉伸矯直。
圖2-3 張力矯直機固定夾頭方案
矯直機固定夾頭的鉗口加緊、松開機掛鉤抬起、下落由液壓系統(tǒng)實現(xiàn)，其示意圖所示，掛鉤的抬起、落下由掛鉤液壓缸5的伸縮帶動掛鉤轉動來實現(xiàn)。鉗口的加緊、松開通過兩個夾緊油缸3同步推動上下鉗口平移來實現(xiàn)。
從以上方案研究可以看出矯直機的設計關鍵在于設計固定夾頭部分的機械及液壓控制系統(tǒng)。其中機械部分的設計包括導軌、鉗口滑塊、輪子、掛鉤等的設計；液壓控制部分的設計包括液壓缸的設計及主要零件的校核、泵及驅(qū)動電機的選擇。
2.4 主要參數(shù)的確定
2.4.1 系統(tǒng)壓力的選擇
執(zhí)行元件的工作壓力可以根據(jù)負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據(jù)主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。
表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力
負載/ KN
<5
510
1020
2030
3050
>50
工作壓力/MPa
<0.81
1.52
2.53
34
45
≥5
表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
設備
類型
機 床
農(nóng)業(yè)機械或中型
工程機械
液壓機、重型
機械等
磨床
組合
機床
龍門
刨床
拉床
工作壓力
0.8~2.0
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選系統(tǒng)壓力。
2.4.2夾緊缸負載及行程確定
（1）夾緊缸負載確定
滑塊受力情況如下圖所示，設斜面夾角為α，油缸提供的推力為F推，所加緊的棒料對滑塊的壓力為FN，所加緊的棒料與滑塊間的摩擦力為Ff，斜面給滑塊提供的支持力為FN’，滑塊與斜面之間的摩擦力為Ff’。
從上述方案可以看出，夾頭所夾持的棒料所受的張力完全由上下兩個滑塊與棒料之間的摩擦力Ff提供。即：
另外，由于鋼-鋼之間摩擦系數(shù)：，則有：
圖2-4 滑塊受力分析
對滑塊列力的平衡方程，則有：
其中：
聯(lián)立上述方程可知：
油缸內(nèi)徑：
（2）夾緊缸行程確定
已知該張力矯直機固定夾頭鉗口可夾持圓料直徑為50-150mm；為保證圓料的裝夾方便，鉗口最大開口應比所夾持的圓料最大直徑稍大，因此取鉗口最大開口160mm；而為保證鉗口對圓料的夾持應有一定的夾持余量，因此鉗口最小開口應比所夾持的圓料最小直徑稍小，該處取40mm。即，本設計應保證鉗口開口大小為40-160mm，也就是說單側鉗口滑塊行程S0為：
圖2-5 滑塊與油缸行程關系
有圖2-3可知，滑塊行程S0與油缸行程S滿足下述關系：
綜上（1）（2）可知，夾緊油缸負載、內(nèi)徑、行程均是關于鉗口斜面傾角的方程，因此鉗口斜面傾角α的選定非常重要，下表是α選定不同值時油缸負載F推、油缸內(nèi)徑D、油缸行程S對應的值。
1組
2組
3組
4組
5組
6組
7組
8組
9組
10組
α(°)
12
12.5
13
14
15
16
17
18
19
20
F推（MN）
0.10
0.19
0.28
0.45
0.63
0.81
0.98
1.16
1.33
1.51
D(mm)
90.11
123.01
148.81
190.17
223.99
253.30
279.53
303.45
325.58
346.26
S(mm)
288.58
277.21
266.72
248.01
231.82
217.68
205.22
194.16
184.29
175.43
由上表可以看出，隨著α的增加，油缸負載F推、油缸內(nèi)徑D均較大幅度的增大，而油缸行程S則有較小幅度的減小。其中油缸內(nèi)徑D決定油缸的縱向尺寸，油缸行程決定油缸的橫向尺寸這兩個因素也決定了油缸的成本，綜合考慮固定夾頭結構緊湊性和經(jīng)濟性選定上表第二組數(shù)據(jù)，即：
2.4.3 掛鉤缸負載及行程確定
掛鉤油缸的負載及行程的確定與上述類似，此處不一一復述，關于掛鉤缸的詳細計算第三章將詳細說明。
第三章 主要部件的設計
3.1夾緊液壓缸的設計
液壓缸是液壓傳動系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，用來實現(xiàn)工作機構直線往復運動或小于360°擺動運動的能量轉換裝置?；钊捉Y構簡單、工作可靠，因此在液壓系統(tǒng)中得到了廣泛的使用。在完成了液壓系統(tǒng)的設計后，還必須對主要參數(shù)進行計算與校核，確定液壓缸的材料，并對液壓缸各部分的結構進行了設計。
3.1.1主要零件確定及其技術要求
（1）缸體
液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，鑄鐵可采用HT200—HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用Q235。鑄件需進行正火消除內(nèi)應力處理。
1）缸體的內(nèi)徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1～0.4μm，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2～0.4μm，且均需研磨。
2）缸體內(nèi)徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。
3）缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。
4）缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。
5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內(nèi)孔軸線垂直公差值按9級精度選取。
此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺寸小，質(zhì)量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝時應防止密封圈扭曲。
（2）缸蓋
本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導向套選用鑄鐵HT200，以使導向套更加耐用。
（3）活塞
液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計液壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。
1）活塞外徑D對內(nèi)孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。
2）端面T對內(nèi)徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。
3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。
4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用O型密封圈。
3.1.2主要尺寸的確定
液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。所以設計時，可用類比法來確定。
（1）液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
前述2.4.2節(jié)已初步算得活塞直徑D=123.01mm。
表3-4 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：括號內(nèi)數(shù)值為非優(yōu)先選用值
根據(jù)表3-4，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=125mm
活塞桿直徑可以由值算出，的取值參照下表：
表3-3 液壓缸內(nèi)徑D與活塞桿直徑d的關系
按機床類型選取d/D
按液壓缸工作壓力選取工作壓力d/D
機床類別
d/D
工作壓力p/(MPa)
d/D
磨床、研磨機床
0.2~0.3
≤2
0.2~0.3
插床、拉床、刨床
0.5
＞2~5
0.5~0.58
鉆、鏜、車、銑床
0.7
＞5~7
0.62~0.70
——
——
＞7
0.7
因此，活塞桿直徑：
以便采用標準的密封元件，活塞桿直徑按照下表圓整到相近的標準直徑，即取活塞桿直徑：
表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
綜上述：缸筒內(nèi)徑 D=125mm，活塞桿外徑d=90mm。
（2）液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內(nèi)徑（m）。
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.25，=20MPa。
——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使得液壓缸的剛度往往不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或者漏油。因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式公式進行校核。
對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。
對于脆性材料以及塑性材料
≥
式中的符號意思與前面相同。
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為
≥ +
式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。
在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.25倍，即 = 1.25×16MPa =20MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。
應用公式 ≥ 得，
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×12.5mm = 150mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據(jù)內(nèi)徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 15mm。
（3）液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。
表4-1液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數(shù)依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
由上述2.4.2節(jié)已算得油缸最大工作行程為277.21mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為280mm。
（4）缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。
無孔時：
有孔時：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內(nèi)徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設計中，利用上式計算可取t=40mm
（5）最小導向長度的確定
當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面的距離H稱為最小導向長度（圖3-2）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定得最小導向長度。
對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內(nèi)徑。
為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
在此設計中，液壓缸的最大行程為280mm，液壓缸的內(nèi)徑為125mm，所以應用公式的 =
活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定。
當D＜80mm時，取；
當D＞80mm時，取。
活塞的寬度B = （0.6~1.0）D=75~125mm，取100mm
（6）缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內(nèi)徑的20~30倍。缸體長度L =280+100mm=380mm。
（7）固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算
式中 F——液壓缸最大負載。
Z——固定螺栓個數(shù)。
k——螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。
根據(jù)上式求得
= = 10.3mm
（8）液壓缸強度校核
1）缸筒壁厚校核：
。
。
前面已經(jīng)通過計算得：D = 125mm, = 15mm。則有＜10，所以為厚壁缸。
= 15mm≥ = = 11.12mm
可見缸筒壁厚滿足強度要求。
2）活塞桿穩(wěn)定性的驗算：
活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力F不能超過使它穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，從而破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面的形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。活塞桿的穩(wěn)定性的校核依照下式（穩(wěn)定條件）進行
式中 ——安全系數(shù)，一般取=24。
當活塞桿的細長比＞時
=
當活塞桿的細長比≤時，且 = 20120時，則
=
式中 ——安裝長度，其值與安裝方式有關。
——活塞桿截面最小回轉半徑， = 。
——柔性系數(shù)。
——由液壓缸支承方式?jīng)Q定的末端系數(shù)。
E——活塞桿材料的彈性模量，對剛取E = 。
J——活塞桿橫截面慣性矩，A為活塞桿橫截面積。
f——由材料強度決定的實驗值。
根據(jù)驗算，液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。
3.1.3結構的設計
液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：液壓缸缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分的結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、以及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件的不同，結構形式也各不相同。設計時根據(jù)具體情況進行選擇。
（1）缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式、半環(huán)連接式 、螺紋連接式 、拉桿連接式 、焊接式連接等。
圖3-1 常見的缸筒和缸蓋結構
圖3-1所示為常見的缸蓋和缸筒連接形式。圖3-1a 為法蘭式連接結構，這種連接結構簡單、成本低廉，容易加工，便于裝卸，強度較大，能夠承受高壓。但是外形尺寸較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。
圖3-1b 為半環(huán)式連接結構，這種連接分為外半環(huán)連接和內(nèi)半環(huán)連接兩者形式。它們的缸筒壁部由于開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要增加壁厚。它容易加工和裝卸、重量較輕，半環(huán)連接是一種應用較為普遍的連接結構，常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。
圖3-1c、f 為螺紋連接形式，這種連接分為外螺紋連接和內(nèi)螺紋連接兩者形式。它的缸筒端部結構復雜，外徑加工必須要求同時保證內(nèi)外徑同心，裝卸要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都比較小，結構緊湊，常常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。
圖3-1d 為拉桿式連接形式，這種連接結構簡單，工藝性好、通用性強、易于裝拆，但是端蓋的體積和重量都非常大，拉桿在受力后容易拉伸變長，從而影響密封效果，僅適用于長度不大的中低壓缸。
圖3-1d 為焊接式連接，這種連接形式強度高，制造簡單，但是焊接時容易引起缸筒的變形。
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。
（2）活塞桿與活塞的連接結構
活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖4-2所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。
圖3-2 活塞桿與活塞的結構
此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合?；钊话阌媚湍ヨT鐵制造，活塞桿則不論是空心的還是實心的，大多用鋼料制造。經(jīng)過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖3-3所示。
圖3-3 活塞桿與活塞的連接形式
這種連接方式結構簡單，便于拆卸，成本低廉，但是在震動的過程中容易松動，所以加了防松裝置，應用范圍較廣。
（3）活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。導向套的位置可以安裝于密封圈的內(nèi)側，也可以安裝于密封圈的外側。機床和工程機械中一般采用裝在內(nèi)測的結構，有利于導向套的潤滑；而壓油機常采用裝在外測的結構，在高壓下工作時，使得密封圈由足夠的油壓將唇邊張開，以提高系統(tǒng)的密封性能。
活塞桿處的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。為了清除活塞桿處外漏部分粘附的灰塵，保證油液清潔以及減少磨損，在端蓋外側增加防塵圈。此設計經(jīng)過綜合考慮，采取端蓋直接導向。
（4）密封裝置
液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。
間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面制造出幾條微小的環(huán)形槽，用以增大油液通過間隙時的阻力。它結構簡單，摩擦阻力小，可以耐高溫，但是泄露大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。
摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露。這種材料密封效果好，摩擦阻力較小并且穩(wěn)定，可以耐高溫，磨損后有自動補償能力，但是加工要求高，裝拆不方便，適用于缸筒和活塞之間的密封。
油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數(shù)種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它利用橡膠或者塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄露。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。
1）O形密封圈（如圖3-4）
O形密封圈的截面為圓形，主要用于靜密封。與唇形密封圈相比，運動阻力較大，作運動密封時容易產(chǎn)生扭轉，故一般不單獨用于油缸運動密封。
圖3-4 O形密封圈
2）V形密封圈（如圖3-5）
V形圈的截面為V形，如圖所示，V形密封裝置是由壓環(huán)、V形圈和支承環(huán)組成。當工作壓力高于10MPa時，可增加V形圈的數(shù)量，提高密封效果。安裝時，V形圈的開口應面向壓力高的一側。
圖3-5 V形密封圈
3）Y形密封圈（如圖3-6）
Y形密封圈的截面為Y形，屬唇形密封圈(Lip Seal)。它是一種摩擦阻力小、壽命較長的密封圈，應用普遍。Y形圈主要用于往復運動的密封。根據(jù)截面長寬比例的不同，Y形圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式，圖所示為寬斷面Y形密封圈。
圖3-6 Y形密封圈
對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受到污染，使密封件磨損，因此常需要在活塞桿密封處增添防塵圈，并且放在向著活塞桿外伸的一段。
（5）緩沖裝置
液壓缸帶動質(zhì)量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產(chǎn)生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。
當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現(xiàn)緩沖。
液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調(diào)式（如圖3-7）和節(jié)流口變化式（如圖3-8）兩種。
圖3-7 節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置
圖3-8 節(jié)流口變化式緩沖裝置
在此設計中，為了適當?shù)臏p輕加工難度，決定采取如圖4-8所示的緩沖裝置。這種緩沖裝置可以調(diào)節(jié)。
（6）排氣裝置
排氣裝置在液壓缸中是十分必要的，這是因為油液中混入的空氣或者液壓缸長期不使用，外界侵入的空氣都積聚在液壓缸內(nèi)的最高部位處，影響液壓缸運動平穩(wěn)性，低速時引起爬行現(xiàn)象、啟動時造成沖擊、換向時降低精度等。
液壓缸中的排氣裝置通常有兩種形式：一種是在缸蓋的最高部位處開排氣孔，用長管道接向遠處排氣；另外一種是在液壓缸缸蓋最高部位安裝排氣塞。兩種排氣裝置都是在液壓缸排氣時打開（讓它全行程往復移動多次），排氣完畢后關閉。
圖3-9 常見排氣裝置
（7）液壓缸的安裝結構
液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸的進、出油口的連接等。
1）液壓缸的安裝形式
液壓缸的安裝形式根據(jù)安裝位置和工作要求得不同可以有長螺栓安裝、腳架安裝、法蘭安裝、軸銷和耳環(huán)安裝等。
2）液壓缸進、出油口形式以及大小的確定
液壓缸進、出油口，可以布置在端蓋或者缸體上。對于活塞桿固定的液壓缸，液壓缸進、出油口可以設在活塞桿的端部。如果液壓缸沒有專用得排氣裝置，液壓缸進、出油口應該設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進、出油口得形式一般選用螺孔或者法蘭連接。現(xiàn)列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油口得安裝尺寸，見表3-2。
表3-2 單桿液壓桿油口安裝尺寸（ISO8138） (mm)
缸體內(nèi)徑D
進、出油口
缸體內(nèi)徑D
進、出油口
25
M14×1.5
80
M27×1.5
32
M14×1.5
100
M27×1.5
40
M18×1.5
125
M27×1.5
50
M22×1.5
160
M33×1.5
63
M22×1.5
200
M42×1.5
夾緊油缸如下圖示：
圖3-10 夾緊油缸
3.2 掛鉤液壓缸的設計
3.2.1主要零件確定及其技術要求
（1）缸體
液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，鑄鐵可采用HT200—HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用Q235。鑄件需進行正火消除內(nèi)應力處理。
1）缸體的內(nèi)徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1～0.4μm，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2～0.4μm，且均需研磨。
2）缸體內(nèi)徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。
3）缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。
4）缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。
5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內(nèi)孔軸線垂直公差值按9級精度選取。
此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺寸小，質(zhì)量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝時應防止密封圈扭曲。
（2）缸蓋
本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導向套選用鑄鐵HT200，以使導向套更加耐用。
（3）活塞
液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計液壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。
1）活塞外徑D對內(nèi)孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。
2）端面T對內(nèi)徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。
3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。
4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用O型密封圈。
3.2.2主要尺寸的確定
（1）液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
掛鉤油缸的工作過程為，通過油缸收縮抬起掛鉤，掛鉤是依靠掛鉤自身的重力和較小的油缸推力推動掛鉤。整個過程油缸負載較小，因此只需要選用較小缸徑的油缸，該處選用油缸內(nèi)徑D=50mm。
表3-4 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：括號內(nèi)數(shù)值為非優(yōu)先選用值
根據(jù)表3-4，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=125mm
活塞桿直徑可以由值算出，的取值參照下表：
表3-3 液壓缸內(nèi)徑D與活塞桿直徑d的關系
按機床類型選取d/D
按液壓缸工作壓力選取工作壓力d/D
機床類別
d/D
工作壓力p/(MPa)
d/D
磨床、研磨機床
0.2~0.3
≤2
0.2~0.3
插床、拉床、刨床
0.5
＞2~5
0.5~0.58
鉆、鏜、車、銑床
0.7
＞5~7
0.62~0.70
——
——
＞7
0.7
因此，活塞桿直徑：
以便采用標準的密封元件，活塞桿直徑按照下表圓整到相近的標準直徑，即取活塞桿直徑：
表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
綜上述：缸筒內(nèi)徑 D=50mm，活塞桿外徑d=36mm。
（2）液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內(nèi)徑（m）。
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.25，=20MPa。
——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n =1。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使得液壓缸的剛度往往不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或者漏油。因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式公式進行校核。
對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。
對于脆性材料以及塑性材料
≥
式中的符號意思與前面相同。
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為
≥ +
式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。
在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.25倍，即 = 1.25×16MPa =20MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。
應用公式 ≥ 得，
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + =50+2×5mm = 60mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 =65mm。在根據(jù)內(nèi)徑D和外徑重新計算壁厚， = = 。
（3）液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。
表4-1液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數(shù)依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
根據(jù)下述掛鉤及夾頭體的尺寸可以知道掛鉤油缸最大工作行程為300mm為保證一定的行程余量參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為320mm。
（4）缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。
無孔時：
有孔時：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內(nèi)徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設計中，利用上式計算可取t=25mm
（5）最小導向長度的確定
當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面的距離H稱為最小導向長度（圖3-2）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定得最小導向長度。
對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內(nèi)徑。
為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
在此設計中，液壓缸的最大行程為320mm，液壓缸的內(nèi)徑為50mm，所以應用公式的 =
活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定。
當D＜80mm時，??；
當D＞80mm時，取。
活塞的寬度B =（0.6~1.0）D=30~50mm，取35mm
（6）缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內(nèi)徑的20~30倍。缸體長度L =320+40mm=360mm。
（7）固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算
式中 F——液壓缸最大負載。
Z——固定螺栓個