第1頁SL—30型(手動)錨索預緊拉力計的設計摘要本設計是SL(手動)型錨索預緊拉力計的設計。拉力計是使錨索產生預緊力的同時,快速安裝錨具的一種礦用設備。與國內其他產品比較有以下優點：①重量輕，僅4.5Kg；②鋼絞線外露短，120mm；③省力，同等用力升壓30MPa；④速度快，每次排油4.5mL。本拉力計的主要性能參數為：張拉千斤頂額定張拉力180KN、張拉行程200mm、穿孔直徑＜φ15.5mm。在設計中主要有兩大問題：①張拉千斤頂，也就是液壓缸的設計，主要包括內缸、中缸、外缸、活塞、缸蓋的結構設計以及密封裝置的選擇。各缸壁厚以及內外徑的確定應根據受力情況進行設計，再考慮密封圈的尺寸系列進行圓整。缸筒與缸蓋的聯接形式根據結構要求選擇。液壓缸內各處靜密封、動密封應根據液壓手冊選擇常用形式。②錨具夾緊裝置的設計。在設計過程中，各零部件的設計要交叉進行，根據互相關系確定，綜合考慮結構要求確定結構形式。關鍵詞：液壓缸，錨具，設計

THEDESIGNOFSL-30(HANDWORK)ANCHORSTRETCHERAbstractThisdesignisaboutthehandworkanchorstretcher.Thisequipmentcanmaketheanchortightandfixtheanchorfast.Comparedwithotherproductsinland,itsadvantagesarefollows:①itislight,itsweightisonly4.5Kg,②theoutsidesteelwireisshort,only120mm,③thepressis30MPawiththesameforce,④thespeedishigh,theexpelledoilis4.5mL,everytime.Thefollowsarethemainparametersoftheequipment.①theratingtensileforceofthejackis180KN.②thelengthofthemoveis200mm.③thediameteroftheanchorisnotbeyond15.5mm.Therearetwopartsinthedesign:①thedesignofthejack,infactitisaactuator.itincludetheinneractuator,themiddleactuator,theouteractuator,plungerandseals.Thedeterminationofthethicknessoftheactuatorshouldaccordtotheforceandconsidertheseriesofthesizesoftheseals.Thechoiceofallthesealsshouldaccordtothehydraulicdesignhandbook.②thedesignoftheanchorclampdevice.Intheprocessofthedesign,thedesignoftheelementsshoulddoacross.Accordingtotherelationsandintegratedconsideratethedemandofthestructure,todeterminethestructure.Keyword:actuator,anchorclamp,design目錄主要零部件的結構設計11、簡介11.1、張拉操作過程11.2、主要性能參數12、液壓缸的結構組成12.1、缸筒12.2、活塞和活塞桿22.2.1、活塞的結構型式22.2.2、活塞桿22.3、密封裝置32.3.1、密封的分類42.3.2、常用密封件材料的性能42.3.3、密封的基本原理及設計要點52.3.4、靜密封裝置52.3.5、往復運動密封裝置63、主要結構、零部件的設計與選取73.1、內缸的壁厚設計計算73.2、活塞外徑設計計算83.3、外缸壁厚和中缸內徑的計算84、外缸、中缸、內缸及活塞的結構尺寸114.1、活塞的結構型式114.2、確定內缸尺寸124.3、外缸的結構尺寸設計14二、各零件的技術要求的擬定，制造加工要求231、缸筒的制造加工要求232、公差配合的選擇232.1、基準制的選擇232.2、公差等級的選擇232.3、配合的選擇242.4、表面粗糙度數值的選擇243、內缸與中缸、活塞以及中缸活塞與外缸的配合的選擇244、其他零件加工要求25三、常見故障和排除方法271、缸筒、缸蓋結合處結構性泄漏272、缸體組件的損壞292.1、缸筒的損壞292.2、螺紋退刀槽外的應力集中造成損壞292.3、筒口連接法蘭盤的變形293、缸蓋的損壞303.1、缸蓋（底）被沖壞303.2、缸蓋螺紋損壞303.3、缸蓋連接螺栓損壞303.4、拉力計常見故障31SL—30型（手動）型錨索預緊拉力計一、主要零部件的結構設計1、簡介SL—30（手動）型錨索預緊拉力計是使錨索產生預緊力的同時快速安裝錨具的一種礦用設備。1.1、張拉操作過程：鋼線進入千斤頂中心—開啟內缸伸出閥—手壓油泵供油—內缸伸出—自動錨緊—加壓（30MPa）張拉—開啟內缸回縮閥—手壓油泵供油—內缸回縮退閥—退出千斤頂。1.2、主要性能參數：①、張拉千斤頂：額定張拉力180KN（手動）②、張拉行程：200mm③、穿孔直徑：<15.5㎜2、液壓缸的結構組成本拉力計實質上是一個液壓缸。對液壓缸主要部件包括：缸筒、活塞、活塞桿、密封圈、防塵圈等。2.1、缸筒缸筒結構有八類，在液壓傳動手冊中列出了采用的較多的16種結構。通常根據缸筒與端蓋的連接型式選用，而連接型式又取決于額定工作壓力、用途和使用環境等因素。缸筒計算主要有：缸筒內徑、缸筒壁厚、缸筒連接螺紋。計算公式可查液壓設計手冊。對缸筒的要求：1）、足夠的強度。能夠長期承受最高壓力及短期的動態試驗壓力而不致產生永久變形。2）、有足夠的剛度能承受活塞的側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲。3）、內表面與活塞密封件及導向環在摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形為公差等級足以保證活塞密封件的密封性。4）、需要焊接的各缸筒還要有良好的焊接性，以便在焊上法蘭或管接頭后不至于產生裂紋或過大的變形。總之，缸筒是液壓缸的主要零部件。它與缸蓋、油口等零件構成密封的空腔用以容納壓力油液，同時它還是活塞運動的軌道。設計液壓缸的同時，應該正確的確定各部分的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力、運動速度和有效行程，同時它還必須具有一定的強度足以承受液壓力、負載力和額外的沖擊力；缸筒的內表面應具有合適的配合公差等級、表面粗糙度和形位公差等級，以保證液壓缸的密封性、運動平穩性和耐用性。2.2、活塞和活塞桿由于活塞液壓力的作用下沿缸筒往復運動。因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。液壓力的大小與活塞的有效面積有關，活塞的外徑應與缸筒的內徑一致。所以設計活塞時，主要任務是確定活塞的結構型式。2.2.1、活塞的結構型式根據密封裝置型式來選用活塞的結構型式（密封裝置按工作條件選定）。通常分為整體式活塞和組合式活塞兩類。整體式活塞在活塞圓周上開槽，安置密封圈，結構簡單。但給活塞的加工帶來困難，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要由密封型式決定。組合式活塞大多數可以多次拆裝，密封件使用壽命長。隨著耐磨的導向環大量的使用，多數密封圈與導向環聯合使用，大大降低了使用成本。1）、活塞與活塞桿的連接活塞與活塞桿的連接有多種型式，所有型式均需鎖緊措施，以防工作時由于往復運動而松開。同時在活塞和活塞桿之間設置靜密封。主要型式有卡環式、軸套式和螺母型。2）、活塞的密封密封型式與活塞的結構有關，可根據液壓缸的不同作用和不同工作壓力來選擇，可參考液壓設計手冊選擇。3）、活塞材料無導向環活塞：用高強度鑄鐵HT200～300或球墨鑄鐵有導向環活塞：用優質碳素鋼20號、35號及45號鋼，有的在外徑套尼龍（PA）或聚乙烯PTPE+玻璃纖維和聚三氟氯乙烯材料制成的支撐環。裝配式活塞外環可用錫青銅。2.2.2、活塞桿（1）、結構參考液壓設計手冊，活塞桿有實心桿和空心桿兩種結構。在本拉力計中中缸相當于活塞桿屬于空心桿。（2）、活塞桿材料和技術要求一般用45鋼調質處理。但對只承受推力的單作用活塞桿和活塞，則不必進行調質處理。對活塞桿通常要求淬火，淬火深度一般為0.5～1㎜，或活塞桿直徑每毫米淬深0.03㎜。活塞桿通常要在導向套中滑動，一般采用H8/h7或H8/f7的配合。太緊了，摩擦力大；太松了，容易引起卡滯現象和單邊磨損。其圓度和圓柱度公差不大于直徑公差的一半。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01㎜，是為了保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度，以避免活塞與缸筒、活塞桿與導向套的卡滯現象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04㎜/100㎜，以保證活塞安裝不產生歪斜。活塞桿外圓粗糙度Ra值一般為0.1～0.3um。太光滑了，表面形不成油膜，反而不利于潤滑。為了提高耐磨性和防銹性，活塞桿表面需進行鍍鉻處理，鍍層厚度0.03～0.05㎜，并進行拋光和磨削加工。對于工作環境惡劣、撞擊機會較多的情況，工作表面需先經過高頻淬火后在鍍鉻。用于低載荷（如低速度、低工作壓力和良好工作環境條件時，可不作表面處理。活塞桿內部的卡環槽、螺紋和緩沖裝置也要保證與軸線的同心，特別是緩沖柱塞最好與活塞桿做成一體。卡環槽取動配合公差，螺紋則取較緊的配合。（3）、活塞桿的計算活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件。它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度。如果活塞桿的長度小于或等于10倍的缸徑D不能確定速比時可按下式計算：實心桿空心桿F1——液壓缸的推力，N——材料的許用應力，Mpa——活塞桿空心直徑，mm計算出活塞桿直徑后，應該按表查取圓整為標準值并進行穩定性校核。2.3、密封裝置密封裝置的作用是防止壓力工作介質的泄漏和阻止外界灰塵、污垢和異物的侵入。液壓系統或元件中，工作介質的內泄漏，會迅速降低容積效率，惡化設備的技術性能，甚至被迫停止工作；工作介質的外泄漏，導致工作介質的浪費、污染環境、造成不安全因素，嚴重時可引起機械操作失靈及車間設備人身事故。污染異物侵入系統中，會加劇運動副的磨損，會增加系統的內、外泄漏。密封是保證液壓系統正常工作的關鍵之一。2.3.1、密封的分類根據與密封部位相聯系的工作零件的狀態可將密封分為靜密封和動密封兩大類。液壓缸常用的主要密封件多為自封式中的唇形密封和壓緊形密封。密封裝置的基本要求：（1）、密封的可靠性在一定的壓力范圍和溫度區間內，必須有良好的密封性能，保證不漏或少漏，當工作壓力溫度波動時，其密封性能應能保證。（2）、壽命長使用壽命長，實際意味著密封件的耐磨性好，磨損小，而且磨損后在一定程度上能夠自動補償；對工作介質有較好的相容性，與匹配的工作零件不產生腐蝕或劃傷。（3）、小而穩定的摩擦系數為避免出現運動件卡死或運動不均勻現象，要求密封件的阻力要小，即摩擦系數要小而穩定，特別是靜摩擦系數與動摩擦系數的差值要小。（4）、制造簡單、裝拆方便、成本低廉2.3.2、常用密封件材料的性能密封材料種類繁多，常用的密封材料目前以橡膠居多，其次還有用于管接頭和各類螺紋堵頭靜密封的液態密封膠。可由液壓設計手冊根據使用要求來選取。對密封件材料的一般要求：（1）、對工作介質有良好的適應性和穩定性，難溶解、難軟化和硬化體積變化小（不易膨脹或收縮）；壓縮復原性好，永久變形小。（2）、良好的溫度適應性（耐熱和耐寒）及吸振性。（3）、適當的機械強度和硬度，受工作介質的影響小。（4）、摩擦系數小，耐磨性好。（5）、材料密實。（6）、與密封面貼合的柔軟性和彈性好。（7）、對密封表面和工作介質的穩定性好。（8）、耐臭氧性和耐老化性好。（9）、加工工藝性好，價格低廉。密封類型常用密封件靜密封非金屬靜密封金屬靜密封半金屬靜密封液態靜密封O形圈、橡膠墊片、密封帶金屬密封墊圈、空心金屬、O形密封圈組合密封圈密封膠動密封非接觸式密封接觸式密封自封型擠壓密封密封唇形密封填料密封機械密封活塞環密封迷宮式、間隙式密封裝置O形密封圈、方形密封圈、x形密封圈、及其他V形密封圈、U形密封圈、Y形密封圈、L形密封圈、J形密封圈機械密封件活塞環常用密封分類2.3.3、密封的基本原理及設計要點在各類密封中（間隙密封除外）都是利用密封件，使零件接合面間的間隙控制在需要密封的液體能通過的最小間隙之下。該最小間隙取決于液體的壓力、粘度、分子量等。對于接觸式動密封中的擠壓密封，是通過壓緊力（由預壓縮力和液體壓力產生）所得的密封件與結合面之間的接觸壓力（隨液體壓力增加而增高），使動密封圈在密封面上磨合，以阻塞泄漏通道，達到自密封。設計要點：（1）、根據密封設備（部件）的使用條件和要求（如負載情況、工作壓力及速度大小和變化情況、使用環境及對密封性能的具體要求等），正確選擇密封件及與之匹配的密封結構形式。（2）、根據所用的工作介質的種類和使用質量，合理選用密封件材料。（3）、對于多塵埃和雜質環境中所使用的密封裝置，還應根據對防塵的要求，合理選用與主密封相匹配的防塵密封件。（4）、設計和選用密封裝置及密封件時，應盡可能符合國家有關標準的規定。2.3.4、靜密封裝置靜密封是靠封閉接和面之間的間隙以阻塞泄漏通道來實現密封的。靜密封裝置通常是將密封件（材料）置于壓力容器（如液壓蓄能器、液壓缸）或管路的法蘭面。閥類的接合面及其它可能引起泄漏的固定平面或其它接合面（如各種螺紋）之間。通過螺栓或其它緊固方法連接而成。靜密封裝置常用的密封件（或材料）有O形橡膠密封圈及密封膠、密封帶等，它們的特點可參考液壓設計手冊，根據條件選用。靜密封用O形圈的密封機理及密封結構設計（1）、密封機理O形密封圈裝入密封溝槽后，其截面受到壓縮變形，由此產生的反彈力給被密封面和溝槽底面以初始的壓縮應力P1而起密封作用，此種密封作用稱預密封作用。當有壓力液體進入溝槽時，液壓力將O形圈壓至溝槽一側，封閉密封間隙，此時O形圈的接觸應力增加到P2（P2=P1+P，P為液體壓力）。只要O形圈存在初始壓縮應力，在理論上無論壓力P多大都能實現無泄漏密封。（2）、密封結構設計的注意事項1）、O形圈的尺寸系列及公差、規格適用范圍的選擇，均應符合GB3452.1－82的規定，參考液壓設計手冊選用。2）、密封溝槽設計，應按GB3452.1－88的規定進行。3）、O形圈裝在溝槽里，截面受到壓縮。截面壓縮率的大小直接影響O形圈的密封性能和壽命。截面壓縮率過小，密封性不好；反之，會造成裝配困難和過大永久變形，縮短其使用壽命。壓縮率的大小與密封形式及工作壓力的大小有關。各種密封溝槽深度的極限值及對應的壓縮率變化范圍可參考液壓設計手冊，工作壓力大時取大值。4）、在靜密封中，密封間隙過大將會損壞O形圈。密封間隙的大小與O形圈的截面之間、膠料硬度及工作壓力有關，O形圈的密封間隙推薦值可查表。如果由于結構設計、加工工藝等原因不能減小間隙，則可通過加設擋圈的方法來解決。2.3.5、往復運動密封裝置液壓元件中相互運動的兩零件表面間必須具有間隙，以減小零件磨損，故會產生泄漏。動密封一方面能將泄漏量控制得很小，另一方面可防止塵埃、空氣、水分等侵入工作介質內部。動密封的分類見表，其中接觸式密封是靠密封件與被密封零件表面相接觸來實現密封的。非接觸式密封是利用間隙的阻力作用實現密封的。在動密封中，以接觸式自封型密封應用最多。往復運動密封裝置中常用的密封件有O形圈和唇形密封圈（含各種標準唇形密封圈以及由這些形狀演變而來的唇形密封件）。這些密封件一般用于液壓缸活塞和活塞桿的動密封。往復運動密封用O形圈的密封機理及性能：（1）、密封機理O形密封圈在往復運動過程中，除了自密封作用外，由于壓力的作用和液體分子與金屬表面相互作用的結果，油液中所含的“極性分子”便在金屬表面形成一個堅固的邊界層油膜，且對軸產生很大的附著力。該油膜始終存在于密封件與往復運動軸之間。此油膜從泄漏角度上看是有害的，但它對運動密封面的再潤滑卻異常重要。當往復運動的軸外伸時，軸上的油膜與軸一起拉出，當軸縮回時，由于密封件的擦拭作用，該油膜便被密封件阻留在外。隨著往復運動次數的增多，阻留在密封件外面的液體增多，最后形成油滴從軸上滴落下來，這就是往復運動密封裝置的泄漏。（2）、密封結構O形密封圈的尺寸系列及動密封溝槽尺寸，參考液壓設計手冊。（3）、常見故障及防治措施 O形圈在往復運動密封中的常見故障是磨損與擠傷，為此可采取如下措施，以提高密封性能。1）、提高滑動表面的材質硬度和加工質量。為此可在液壓缸活塞桿表面鍍硬鉻；滑動表面粗糙度一般控制在Ra0.2um～Ra0.05um2）、合理確定工作零件的運動速度。一般而言，密封部位在同一表面粗糙度下，工作零件運動速度越大，泄漏量也越大。因此，工作零件運動速度不宜過大。3）、在密封部位設置防塵裝置（防塵圈），以免塵土等污物侵入密封裝置，從而減少磨粒磨損。4）、盡量減少密封間隙，選用硬度較高的材料，必要時加擋圈，以防間隙擠出。這一點對高壓下的密封裝置尤為重要。3、主要結構、零部件的設計與選取3.1、內缸的壁厚的設計計算由內缸受力分析知，在張拉狀態時受到拉力最大值為180KN，受到高壓油壓力30Mpa。受到拉壓組合應力，在此主要考慮拉力，以拉力來計算內缸壁厚。（1）、先選擇內缸材料，由液壓傳動設計手冊查得：油缸缸體的常用材料為20、35、45號鋼的無壁鋼管。20號鋼用的較少，因為其機械性能較低，而且不能調質。與鋼頭、缸底、管接頭、耳軸等零件焊接的缸體用35號鋼，并且在粗加工后調質。不與其他零件焊接的缸體，用45號鋼調質，調質處理是為了保證強度高，加工性好，一般調質到HB241～285，特殊情況下可用合金無縫鋼管制造缸體，缸體也可用鍛件、鑄鐵件和鑄鋼件制造，有時需用黃銅及鋁合金制造。（2）、壁厚計算本處選用45號鋼，已知45號鋼的力學性能：為353MPa、為598MPa、為16﹪（指的標準試樣延伸率）。考慮錨索直徑以及減輕裝置重量，把內缸做成空心式，選定內缸內徑為20mm。由公式可得許用應力，查液壓設計手冊，確定安全系數=3。則=。由得：。由得：即只要內缸外徑大于30.2mm即可滿足強度要求。同時考慮密封圈尺寸，由GB3452.1—92。確定內缸外徑為36mm。3.2、活塞外徑設計計算當液壓缸無桿腔進油時，液壓油作用在活塞上的推力F1；F1=AP為機械效率。查機械設計手冊，機械效率是各運動部件摩擦損失造成的，在額定壓力下，通常可取≈0.9。要有30MPa的油壓產生180KN的拉力，則活塞的有效面積：由內缸外徑，可得活塞內徑為36mm。活塞外徑由式得：同時考慮密封圈尺寸，此處活塞外徑與外缸內徑需采取密封措施；活塞內徑與內缸外徑需采取密封措施。同時它們都是往復運動的密封。由GB3452.1—92選用密封圈，由密封圈外徑圓整活塞外徑為64mm。3.3、外缸壁厚和中缸內徑的計算由活塞外徑可確定外缸內徑為64mm，同時也可確定中缸外徑為64mm。（1）、外缸壁厚計算一般按薄壁筒設計計算，壁厚按下式確定：式中：D——液壓缸外缸外徑P——液壓缸最高工作壓力（MPa）——缸筒材料的許用應力（MPa），——材料的抗拉強度極限（MPa）n——安全系數，一般可取5，與載荷情況有關，按表選取材料種類靜載荷交變載荷（不對稱）交變載荷（對稱）沖擊載荷鋼35812鑄鐵461015在此取n=3。外缸材料選用45號鋼無縫鋼管。由液壓設計手冊，查得缸筒常用鋼管材料機械性能：、、﹪。所以，則壁厚：圓整取壁厚為5mm。（2）、中缸內徑計算和剛度校核：在拉力計工作時，中缸相對外缸伸出，前端聯接頂壓器，后端聯接活塞，相當于活塞桿，承受壓力、彎曲力等作用力。必須有足夠的強度和剛度。因而其內徑主要根據所受壓力所需要的壁厚來確定。該拉力計的拉力為180KN，即中缸所受壓力為180KN。中缸材料為45號鋼。同樣取。由公式及得：考慮密封圈尺寸，適當增加中缸壁厚，確定中缸內徑尺寸為53mm。當液壓缸支撐長度LB≥（10～15）d時需要驗算活塞桿的彎曲穩定性。液壓缸的彎曲示意圖如圖所示：dLB若受力F1完全在軸線上，主要按下式驗證：F1≤式中：E1圓截面：FK——活塞桿彎曲失穩臨界壓力，NNK——安全系數，通常取NK=3.5～6K——液壓缸安裝及導向系數，查表確定a——材料組織缺陷系數，鋼材一般取a≈b——活塞桿截面不均勻系數，一般取b≈E——材料的彈性模數，MPa。鋼材E=E1——實際彈性模數I——活塞桿橫截面慣性矩，初步估計中缸全部伸出時LB為550mm，對此空心圓筒I則取安全系數n=3.5,則實際長度小于550㎜，所以中缸滿足剛度要求。4、由以上計算的各缸的壁厚及活塞的壁厚，設計外缸、中缸、內缸及活塞的結構尺寸4.1、活塞的結構型式活塞寬度一般為活塞外徑的0.6～10倍，但也要根據密封的型式、數量和安裝導向環的溝槽尺寸而定。有時可以結合中隔圈的布置確定活塞寬度。1）、先選定活塞的密封裝置活塞及活塞桿的處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。對于活塞的往復運動，應選擇O形密封圈加平擋圈的方式。對于活塞與內缸的密封由內缸的外徑，查O形密封圈的尺寸系列（GB3452.1—92），選擇O形圈35.5×3.55GB3452.1—92，內徑極限偏差±0.30，截面直徑。由O形圈尺寸選定O形圈溝槽尺寸，由液壓設計手冊得：溝槽寬度b1為6.2，溝槽深度t為2.96，最小導角長度ZMIN為1.8，槽底圓角半徑r1為0.5，槽棱圓角半徑r2為0.2。對于活塞與外缸內徑配合面的密封由外缸內徑，選O形圈61.5×3.55GB3452.1—92，內徑極限偏差±0.45，截面直徑3.55±0.10。同時選定溝槽尺寸為：溝槽寬度b1為6.2，溝槽深度t為2.96，最小導角長度ZMIN為1.8，槽底圓角半徑r1為0.5，槽棱圓角半徑r2為0.2。最后確定選用兩級密封圈密封。2）、活塞與活塞桿的連接，即中缸與活塞的聯接，活塞與活塞桿的聯接有多種型式，所有型式均需要鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開。同時在活塞桿與活塞之間設置靜密封。在此中缸回缸時作用力較小，可采用螺釘聯接，采用四個在圓周上均布的螺釘。綜上，可確定活塞寬度為42mm。初步確定活塞的結構型式。4.2、確定內缸尺寸內缸壁厚確定后，主要是長度的確定。內缸長度由工作行程、活塞寬度以及內缸上其他附件的寬度來確定。因此應首先設計附件的結構型式。1）、端封蓋結構型式的設計端封蓋主要用于外缸、內缸間的密封，它受到油缸內高壓油的壓力作用。首先選擇端封蓋的密封型式。此處屬于靜密封。可選用廣泛使用的O形密封圈。根據內缸外徑，選用O形圈35.5×3.55GB3452.1—92，內徑極限偏差±0.45，截面直徑3.55偏差±0.10。根據密封圈尺寸，查手冊得O形圈溝槽尺寸為：溝槽寬度b1為4.8，溝槽深度t為2.96，最小導角長度ZMIN為1.8，槽底圓角半徑r1為0.5，槽棱圓角半徑r2為0.2。端封蓋受到的油壓為30MPa，因而受到的壓力為180KN。根據中缸的最小壁厚條件，端封蓋的最小壁厚應為5mm。確定端封蓋的結構型式如圖。2）、內缸底部端蓋的設計（參考液壓傳動手冊）通常缸筒與缸蓋的聯接型式的選取取決于工作壓力、用途和使用環境等因素。在此選用螺紋聯接型式，此種型式的優點：重量輕、外徑小；缺點：端部結構復雜，裝卸時需要專門的工具，擰端部時時有可能把密封圈擰扭。內缸端蓋與端封蓋接觸，以限制端封蓋的移動。因而，內缸底部端蓋受力小于180KN。在此仍按180KN來計算的話，由前面對內缸外徑的計算知螺紋內徑應大于30。查機械零件設計手冊可選30。確定螺紋為M30×1.5GB196—81。螺紋公稱直徑30，螺距1.5，中徑29.026，小徑28.376。不論螺栓聯接的具體結構如何，螺栓所受的總拉力都是通過螺栓和螺母的螺紋牙接觸來傳遞的。由于螺栓和螺母的剛度和變形性質不同，即使制造和裝配都很精確，各圈螺紋上的受力也是不同的。當聯接受載時，螺栓受拉伸，外螺紋的螺距增大，內螺紋的螺距減小。螺紋螺距的變化差以第一圈處為最大，以后遞減。實驗證明，約有1/3的載荷集中在第一圈，第八圈以后的螺紋幾乎不承受載荷。因此，采用螺紋牙過多的加厚螺母并不能增加強度。此處綜合考慮結構和強度條件，查機械零件設計手冊螺紋旋合長度系列，選定螺母寬度36mm。螺母的厚度根據端封蓋結構，確定螺母厚度為7mm。最終確定螺母的結構型式。另外，螺母的定位措施：采用螺釘定位，查機械設計手冊，選擇GB829—1988開槽圓柱端定位螺釘。至此，內缸后部附件設計完畢。根據這些附件結構可確定內缸后部結構尺寸。下面進行內缸前部結構的設計。內缸前部與中缸內壁配合。它同時需要密封，對于中缸的往復運動，同樣選擇O形密封圈。由中缸內徑選擇：查液壓設計手冊選擇，O形圈50×3.55GB3452.1—92內徑極限偏差±0.30，截面直徑3.55偏差±0.10。同時確定選用兩級密封圈。其中第一級增加擋圈，則溝槽尺寸，可查液壓設計手冊得：第一級，溝槽寬度b1為6.2，溝槽深度t為3.07，最小導角長度ZMIN為1.8，槽底圓角半徑r1為0.5，槽棱圓角半徑r2為0.2；第二級，溝槽寬度b1為4.8，溝槽深度t為3.07，最小導角長度ZMIN為1.8，槽底圓角半徑r1為0.5，槽棱圓角半徑r2為0.2。由此，可確定內缸與中缸配合部分的寬度為29mm。在內缸前端與工具錨外套相聯。根據結構型式，采用螺紋聯接以便于結構的拆裝。同樣此羅紋聯接的受力也為180KN，因此可以先確定工具錨外套最小壁厚與中缸最小壁厚一致，選擇工具錨外套壁厚為4mm。另外，工具錨外套在中缸內，可確定工具錨外套外徑為52mm。由外徑和最小壁厚可得外套最大內徑42mm，也就是內缸螺紋連接處直徑。查機械設計手冊，選擇M44×1.5的螺紋，同時根據結構要求，查手冊，選擇螺紋旋合長度為18mm。再查機械設計手冊，對M44的螺紋，螺紋退刀槽的寬度為5mm。再根據內缸的最小壁厚條件。可確定本處內缸的內徑最大值應小于34mm。根據以上計算可初步確定內缸的結構型式，但總長度還應根據整體才能確定。4.3、外缸的結構尺寸設計1）、進出油口尺寸的設計。油口包括油口孔和油口連結螺紋。液壓缸的進、出油口可布置在端蓋和缸筒上。對于活塞桿固定的液壓缸，進、出油口可設在活塞桿端部。如果液壓缸無專用的排氣裝置，進、出油口應設在液壓缸的最高處，以便空氣首先能從液壓缸排出。進出油口的形式一般選用螺孔或法蘭連接。油口孔大多屬于薄壁孔（指孔的長度與孔的直徑之比L/D≥0.5的孔）。通過薄壁孔的流量按下式計算：式中：C——流量系數，接頭處大孔與小孔之比大于7時，C=0.6～0.62，小于7時，C=0.7～0.8；A——油孔的截面積；m2——液壓油的密度；kg/m3P1——油孔前腔壓力；PaP2——油孔后腔壓力；PaP——油孔前后腔壓力差；Pa從式中，可看出、C是常量，對流量影響最大的因素是油孔的面積A。根據上式可以求出油孔的直徑，以滿足流量的需要，從而保證液壓缸正常工作的運動速度。本處油管與進出油口直接焊接，考慮本液壓缸工作速度較慢，直接選定油口直徑為5mm。2）、外缸前端結構設計、外缸前端結構主要是外缸與中缸密封溝槽的設計。首先選擇密封圈型號。根據中缸外徑，選O形圈63×3.55GB3452.1—92內徑偏差±0.45，截面直徑3.55偏差±0.10。在密封圈前加防塵圈，防塵圈設置在活塞桿或柱塞密封圈的外側，以防止外界灰塵、沙粒等異物的侵入，以避免影響液壓系統的工作和液壓元件的壽命。國家標準GB10708.3—89規定的橡膠防塵圈有三種基本型式：第一種是一種純橡膠圈，它適于安裝在A型密封腔內起防塵作用；第二種型式是一種有金屬骨架的橡膠圈，它適于安裝在B型密封腔體內起防塵作用；第三種型式是一種有雙唇的橡膠圈，它適于安裝在C型密封腔體內起防塵和輔助密封的作用。在此選用A型，根據中缸外徑可選防塵圈型號FA63736.3DGB1.708.3—89。FA63736.3DGB1.708.3—89標準號丁腈橡膠密封腔體軸向長度密封腔體軸向外徑密封腔體內徑A型密封腔體密封圈由此可確定防塵圈的溝槽尺寸。由密封圈溝槽尺寸、防塵圈溝槽尺寸以及油口尺寸可確定外缸前端結構3）、外缸后端結構設計外缸后端結構設計主要是缸蓋螺母的設計。根據端封蓋的結構。為了限制封蓋的運動，外缸內壁需設計一個臺階。另外，外缸內壁有螺紋，需留有退刀槽。為使外缸便于加工，使外缸前后端外徑大小一致，因而可得，外缸后端外徑尺寸。此外螺紋受力至多為液壓缸總拉力的一半，假定受力為90KN，則外缸壁厚最小值應為2.5mm。在此確定內缸壁厚可選擇螺紋M72×1.5。考慮端封蓋與內缸后端螺母結構型式，可確定螺紋長度與后蓋螺母的結構型式。后蓋螺母的中心孔與內缸的內徑一致為20mm。對此螺母的結構在裝拆時需要專門的工具。故在螺母上φ40處，開四個φ6的孔均布在圓周上，通過這四個孔利用專門的工具，對螺母進行拆裝。至此外缸后端結構設計完畢。如圖所示：4）、夾緊機構與中缸結構型式的設計中缸長度應根據工作行程和夾緊機構尺寸確定。所以應先設計夾緊機構的結構和尺寸。夾緊機構主要由三瓣工具錨、工具錨外套、松錨器、楔緊器的裝置組成。工具錨對錨索的夾緊主要利用機構的自鎖來實現的。（1）、首先進行楔緊機構的自鎖條件的計算，過程如下：首先，在計算機構自鎖條件時，將機構簡化為如圖所示，受力在圖中已表示出：其中：F2—摩擦力F1—總反力F—彈簧對工具錨推力由平衡方程得：F1FF2F1F2F根據靜力學平衡方程得：即①②由①式得：③由②式得：④由③、④，聯立得：⑤討論：機構在此三個力作用下，應處于自鎖狀態，如將F力撤去，機構應仍可自鎖。令F=0⑤式將化為：即：∴∴∴∴在圖中，機構自鎖的條件為：∴∴機構最大錐度為1/17.7為安全起見，取錐度為1/18此錐度為三瓣工具錨與工具錨外套結合面的錐度。（2）、工具錨設計由穿孔直徑小于φ15.5mm，可設計三瓣工具錨內徑為15.5mm。同時為了使夾緊可靠，增大夾緊力，工具錨內壁可設計螺紋，查機械設計手冊，由螺紋標準系列中選擇M20×1.5。抓繩長度為120mm，可確定由前端頂壓器入口到工具錨粗端的總長度不小于120mm，另外，由工具錨的受力情況，知工具錨粗端所受的最大拉力為180KN。結合工具錨外套內徑和內缸前端的結構型式。確定工具錨粗端外徑為36mm，則工具錨細端外徑為d1=30mm。同時為使夾緊可靠，工具錨可做的長一些初步確定長度為55mm。工具錨設計完畢，確定結構型式如圖所示。（3）、工具錨外套的設計由工具錨長度可確定工具錨外套內徑斜面部分的長度和直徑，再結合螺紋聯接部分的長度，可確定工具錨外套總長為83mm。另外，由于工具錨配合部分的壁厚均大于螺紋聯接部分的壁厚，即滿足最小壁厚條件，從而可以滿足強度要求。另外，工具錨外套前端需設置防塵圈以防止灰塵等雜物進入，而影響中缸的往復運動。根據中缸內徑選擇FA45535DGB10708.3-89。密封腔體內徑為45mm，軸向長度為5mm。工具錨外套與工具錨外徑接觸摩擦部分的表面質量要有一定要求。查資料確定表面粗糙度為Ra1.6，錐孔感應淬火硬度大于HRC55。錐孔部分和螺紋部分的同軸度為φ0.015。最終，確定工具錨外套的結構型式如圖所示。（4）、復位套、復位彈簧的設計復位套、復位彈簧的作用是在三瓣錨撤去拉力后，把三個錨瓣推回原位，以便下次使用。同時在張拉之前進行夾緊時，松錨器向后推動三瓣錨時，復位彈簧又有一定的阻礙作用。因而彈簧的彈力不可過大。復位套只是頂住三瓣錨起到傳遞力的作用，同時對彈簧又有一定的導向支撐作用，受力不大。根據內缸前端結構和三瓣錨，可先設計選用彈簧。在此根據使用條件，選擇廣泛使用的圓柱螺旋壓縮彈簧。它的主要幾何尺寸有：外徑D2、中徑D、內徑D1、節距P、螺旋升角α及彈簧直徑d。對圓柱螺旋彈簧螺旋升角一般應在5°～9°范圍內選取。彈簧的旋向可以是右旋或左旋，但在無特殊要求時，一般都選用右旋，在此選用右旋彈簧。在設計時，通常根據彈簧的最大載荷、最大變形以及結構要求（例如安裝空間及彈簧尺寸的限制）等來決定彈簧絲直徑、彈簧中徑、工作圈數、彈簧的螺旋升角和長度等。具體的設計方法和步驟如下：1）、根據根據工作情況和具體條件選定材料、并查取其力學性能數據。2）、選擇旋繞比C、通常可取C≈5～8（極限狀態時可取不小于4或不超過16）、并計算出曲度系數K值。3）、根據安裝空間初定彈簧中徑，根據C值估取彈簧直徑d，并查取彈簧絲的許用應力。4）、試算彈簧絲直徑d，由式。當彈簧材料選用碳素彈簧鋼絲或65Mn彈簧鋼絲時。因鋼絲的許用應力決定于其σB，而σB是隨鋼絲直徑變化而變化的。所以計算時需假設一個d值，然后進行計算。最后的d、D、n、及H0的值應符合標準尺寸系列。5）、根據變形條件，求出彈簧工作圈數。對有預應力的拉伸彈簧：對于壓縮彈簧或無預應力的拉伸彈簧：6）、求出彈簧的尺寸，D2、、、D1、H0，并檢查其是否符合安裝要求等。如不符合，則應具有足夠的韌性和塑性，以及良好的可熱處理性。這里選用最常用的碳素彈簧鋼，這種鋼價格便宜，原材料來源方便；缺點是彈性極限低，多次重復變形后易失去彈性，并且不能在高于130℃的溫度環境下工作。因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第三類彈簧考慮。在此彈簧的載荷較小，長度較短，所以可以直接根據安裝結構確定彈簧尺寸。由內缸前端結構可得，彈簧外徑D2≤24mm。查機械設計手冊，普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列（GB/T1358—1993），選擇彈簧中徑D=20mm，彈簧絲直徑d=3.2mm,則彈簧外徑D2=D+d=20+3.2=23.2mm。對壓縮彈簧自由高度查表選取H0=45mm。至此，彈簧設計完畢。（5）、下面由彈簧尺寸設計復位套結構。由內缸前端結構和三瓣錨尺寸，設計復位套。復位套結構如圖所示。（6）、頂壓塊的設計頂壓快受的180KN的壓力，且與其他物體接觸受到很大的摩擦作用。因而選用耐磨性較高的材料。選用65Mn，查材料力學其力學性能如下：σb≥735MPa、σS≥430MPa、δ≥9。頂壓塊與中缸采用螺紋聯接，此螺紋聯接不用于傳力。根據中缸外徑，查機械設計手冊，選擇螺紋M60×1.5，螺紋長度選擇12mm，同時根據手冊螺紋退刀槽的寬度應為5mm。由此可設計頂壓塊螺紋聯接部分的壁厚。根據公式：取n=3，則：頂壓塊的最小截面積A：由公式得：圓整可取D=70mm。頂壓器的設計應由內而外。先設計其內部的楔緊器和松錨器，從而確定內徑尺寸和結構型式。楔緊器在拉力計張拉狀態時，縮進頂壓塊，當拉力撤去后又凸出頂壓塊，其內徑根據內缸內徑可選取20mm,以便錨索的穿入。另外，該部件受力不大，可根據結構總體考慮，確定壁厚為3mm。復位彈簧載荷也較小，按三類彈簧來考慮，選用碳素鋼絲C級可直接根據結構選取，此處彈簧內徑D1≥20mm。查機械設計手冊，普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列GB/T1358—1993。選擇彈簧中徑D=22mm，彈簧絲直徑d=1.8mm，則彈簧內徑D1=D-d=22-1.8=20.2≥20mm。滿足要求。彈簧外徑D2=D+d=22+1.8=23.8mm.，彈簧高度選擇H0=17mm。至此彈簧設計完畢。結合楔緊器壁厚，可確定松錨器前端長度為20mm。由彈簧外徑可確定楔緊器后端內徑為26mm，從而可確定松錨器前端內徑為32mm。松錨器受力較小，也可直接確定壁厚為3mm。因此，可得松錨器前端外徑為38mm。松錨器與頂壓塊采用螺紋聯接。聯接螺紋的設計可根據頂壓塊進行。為方便頂壓塊的裝拆在頂壓塊的圓周上均布兩個孔。根據頂壓塊的外徑，可選擇兩個φ8的孔，孔深確定為5mm。根據最小壁厚條件確定螺紋部分直徑小于50mm。查機械零件設計手冊，選擇M46×1.5的螺紋，螺紋旋合長度選擇L=10mm。根據總體長度要求，當中缸退回最右端時，松錨器應能把三瓣錨推到最右邊，即頂到內缸前端。確定松錨器左端長度為12mm。因而，可確定松錨器結構型式。頂壓器前端結構設計：由松錨器結構，可確定頂壓塊的內腔結構；由楔緊器前端結構可確定頂壓塊前端內徑為φ26mm。同時，在頂壓器前端與楔緊器之間留有一空間，設計內徑為38mm。同時，根據頂壓塊受載，所確定的最小壁厚可確定頂壓塊前端直徑，為減小頂壓塊質量，同時為方便使用，應使頂壓塊前端結構小些，可把頂壓塊外形設計成錐形。由總長和前端所要求的最小壁厚。可選定錐度為26°30′。同時，根據頂壓塊長度可確定楔緊器前端長度為15mm。同時，為減小應力集中，同時考慮結構要求，在楔緊器拐角處開1mm的槽。可確定楔緊器和頂壓塊的結構型式。（7）、油管與接頭的設計液壓傳動常用管子有：鋼管、銅管、橡膠軟管以及尼龍管等。對鋼管，常用的有精密無縫鋼管（GB/T3639）和輸送流體用無縫鋼管（GB/T8163）或不銹鋼無縫鋼管（GB/T14976）。卡套式管接頭必須采用無縫鋼管，焊接式管接頭一般采用普通無縫鋼管，材料選用10號或20號鋼。中、高壓或大通徑（DN＞80mm）采用20號鋼。這些鋼管要求在退火狀態下使用。對于銅管主要有黃銅管、紫銅管。紫銅管用于壓力較低（P≤6.5～10MPa）的管路，裝配時可按需要進行彎曲，但抗振能力較差，且易使油氧化，價格昂貴；黃銅管可承受較高壓力（P≤25MPa），但不如紫銅管易彎曲。在液壓系統中的管路聯接螺紋有細牙普通螺紋（M）、60°圓錐管螺紋（NPT）、米制錐螺紋（IM）以及55°非密封螺紋（T）和55°密封螺紋（R）。螺紋的型式一般根據回路公稱壓力確定。公稱壓力小于16MPa的中低壓系統，上述螺紋聯接型式均可選用；公稱壓力為16～31.5MPa的中高壓系統采用55°非密封螺紋或細牙普通螺紋。管路參數計算計算項目計算公式說明金屬管內油液的液速推薦值V（1）、吸油管路取V≤0.5～2m/s（２）、壓油管路取V≤２.5～６m/s（３）、短管路及局部收縮處取V≤5～１0m/s（4）、回油管路取V≤1.5～3m/s（5）、泄油管路取V≤1m/s一般取1m/s以下壓力高或管路較短時取大值；壓力低或管路較長時取小值；油液粘度大時取小值管子內徑d(mm)Q液體流量，L/minV按推薦值選定管子壁厚（mm）鋼管：銅管：P——工作壓力，MPaσP——許用應力，MPaσB——抗拉強度，MPan——安全系數，當p≤7MPa時，n=8；當p≤17.5MPa時n=6；當p≥17.5MPa時，n=4管子彎曲半徑鋼管的彎曲半徑盡可能大，其最小彎曲半徑一般取3倍的管子外徑本液壓缸選用無縫鋼管作油管。根據油口尺寸，查液壓設計手冊，選用公稱通徑DN為6mm，鋼管外徑為10mm，管接頭聯接螺紋M10×1，根據公稱壓力≤31.5MPa、壁厚為1.6，同時根據液壓缸總長以及油口位置。確定長油管長度為320mm、短油管長度為85mm。接頭設計：本裝置體積小、重量輕。使用時于油泵聯接，使用完畢后應能便于拆除聯接，以便于搬運。因而油管應帶有快換接頭。根據管接頭的類型與特點，應選用快換接頭兩端封閉式。這種接頭在管子拆開后，可自行封閉，管道內的液體不會流失，因此使用于經常拆卸的場合，但結構比較復雜，局部阻力大，工作壓力低于31.5MPa，工作溫度-20～80℃，適用于油氣為介質的管路系統。查液壓設計手冊，選定快換接頭JB/ZQ4078—1997。該型號快換接頭公稱通徑DN為6mm，公稱壓力31.5Mpa，公稱流量6.3L/min，聯接螺紋dM18×1.5（6g）螺紋長度13mm，總長76mm，最大直徑29mm，螺母直徑S為21，重量為0.14Kg。二、各零件的技術要求的擬定，制造加工要求。1、缸筒的制造加工要求：①、缸筒的內徑用H7或H8級配合，表面粗糙度Ra值一般為0.16~0.32um，都需要研磨。②、熱處理調質硬度HB241~285。③、缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半。④、缸筒直線公差在500mm長度上不大于0.03mm。⑤、缸筒端面下對內徑的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。⑥、當缸筒為尾部和中部耳軸型時：a：軸孔中部耳軸的軸線對缸徑D的偏移不打魚0.03mm；b：耳軸孔的軸線對缸徑D的垂直度在100mm長度上不大于0.1mm；c：軸徑對缸徑的軸線的垂直度在100mm長度上不大于0.1mm。此外，還有通往油口，排氣閥控的內孔口必須倒角，不允許又飛邊、毛刺以免劃傷密封件。為便于裝配和不損壞密封件，缸筒內孔口必須倒角，需要在缸筒上焊接法蘭，油口，排氣閥座時，都必須在半徑在半精加工以前進行，以免精加工后焊接而引起內孔變形，如須防止腐蝕、生銹和提高使用壽命，在缸筒內表面，可以鍍鉻，在進行研磨或拋光，在缸筒外表面涂油漆。2、公差配合的選擇：2.1、基準制按GB1800-79的規定有基孔制和基軸制兩種，選擇時應從結構、工藝、經濟性等方面來分析確定：①一般情況應優先采用基孔制，以便盡可能減少定值刀、量具的規格。基軸制通常僅用于具有明顯經濟利益的場合。例如，直接用冷拉鋼材作軸，不再進行加工，或在統一基本尺寸的軸上需要裝上不同配合性質的零件。②與標準件配合時，基準制的選擇通常依標準件而定。③為了滿足配合的特殊需要，允許任一孔軸公差帶組成配合。2.2、公差等級的選擇：選擇公差等級的原則時，在滿足使用要求的前提下，盡可能選擇較低的公差等級，以便提高經濟條件。標準公差的各個等級的應用范圍沒有嚴格的界限。選擇公差等級時，既要滿足設計要求，還要考慮工藝的可能及經濟性。公差與加工方法的大致關系可有表查出。2.3、配合的選擇：選擇配合要掌握基本偏差的特點。采用基孔制時，選擇配合主要是確定軸的基本偏差代號；采用基軸制時，則主要是確定孔的基本偏差代號，同時要確定孔、軸的基本公差等級。選擇配合時應考慮零件相對運動的特性、材料許用應力，僅受載荷的性質、工作溫度、結合長度、裝配條件等因素，還應考慮尺寸公差、形位公差和表面粗糙度的數值之間的協調，通常是參考經過驗證的實例來具體的選擇。2.4、表面粗糙度數值的選擇：表面粗糙度數值的選擇不僅要考慮零件的工作條件和使用要求，而且應該考慮生產的經濟性:表面粗糙度的數值越小，加工成本就越高。選擇的一般原則如下：①、在滿足工作要求和外觀要求的情況下，選擇較大的表面粗糙度數值。②、在一般情況下，摩擦表面的粗糙度數值應小于非摩擦表面的粗糙度數值。摩擦表面速度越高，單位面積壓力越大，則粗糙度數值應越小。滾動摩擦表面的粗糙度數值應小于滑動摩擦表面的粗糙度數值。③、承受變應力作用的零件，特別是零件在圓角、溝槽等應力集中部位，其表面粗糙度數值應較小。④、要求配合性質穩定可靠時，粗糙度數值應小，對間隙配合，間隙越小，粗糙度數值也應越小；對過盈配合，當用壓力法裝配時，為了保證連接強度的可靠性，粗糙度數值也應較小。⑤、配合零件的表面粗糙度數值應與尺寸公差、形狀公差相協調。⑥、處于腐蝕性氣體等工作條件下零件表面的粗糙度數值應較小。⑦、尺寸公差等級相同的軸要比孔的粗糙度數值小。3、內缸與中缸、活塞以及中缸活塞與外缸的配合的選擇，以及表面粗糙度的選擇（1）、根據基準制的選擇原則，一般情況優先選用基孔制，在此選用基孔制配合。根據機械零件設計手冊，查優先配合的選用說明表，對于間隙很小的滑動配合。用于不希望自由旋轉，但可以自由移動和轉動并精密定位時，也可用于明確的定位配合，相當于D7/d6。選用H7/g6。（2）、配合表面粗糙度的選擇：零件表面粗糙度對其使用性能的影響是多方面的，因此，在選擇表面粗糙度評定參數時，應能充分合理的反映表面微觀情況幾何形狀的真實情況。對大多數情況，一般只夠出高度特征參數較能客觀地反映表面的參數值范圍內（為0.025~6.3um,為0.100~25um）標準推薦優先選用查機械設計手冊，粗糙度數值選用0.8。根據公差配合查標準公差數指表（GB/T1800.3-1998）和尺寸小于500mm的軸的基本偏差數值表（GB/T1800.3-1998）確定各缸筒的上下偏差。對內缸直徑查得上偏差-0.019，公差值為0.016，由此可確定下偏差，的直徑查得上偏差-0.10，公差為0.019，確定下偏差-0.029，對未標注的形狀公差應符合GB1184-80。同樣對中缸主要尺寸的上下偏差，查表得：中缸內徑上偏差為0，公差值為0.019，得下偏差為-0.019，外徑上偏差-0.01公差為0.019，則下偏差為0.029，對于中缸后端面與活塞接觸，屬于一般非配合表面，如支柱、支架、外殼、襯套、軸、蓋等的端面。緊固件的自由表面，緊固件通孔的表面。內、外花鍵的非定心表面，不作為測量基準的齒輪頂圓基準等。對于這類表面選擇粗糙度為6.3。對于中缸前端面與頂壓塊連接螺紋表面粗糙度選擇為12.5，對于中缸內，外徑的形位誤差還應有同軸度要求，根據要求選定同軸度誤差為0.015。對于外缸內徑，同樣選擇粗糙度數值為0.8，對于外缸后部與端封蓋接觸外，由于沒有往復運動，只有靜密封可以選擇粗糙度值為1.6，對于外缸外表面，為一般非結合表面，主要是為了防止銹蝕，以及提高外觀質量選擇表面粗糙度12.5。4、其他零件加工要求。端蓋：端蓋內壁與內缸外壁配合，可直接與內缸外壁選擇同樣的表面粗糙度0.8，外壁與外缸內壁接觸直接選用表面粗糙度0.8。對其他表面均為一般非結合表面選擇表面粗糙度為6.3，對于端封蓋外壁與外缸內壁密封部分，根據外缸內壁公差以及密封圈尺寸偏差選定上偏差-0.01，下偏差-0.04，對于其他長度尺寸允許偏差，另外，表面還應去除毛刺飛邊。螺母：螺母外表面為一般非結合表面，選定表面粗糙度6.4，對于螺紋部分應與內缸螺紋表面選擇同樣的粗糙度12.5，另外定位螺釘選用M6；螺母材料選用45號鋼，在螺母中心孔后部選定倒角為，其他倒角為，后蓋螺母螺紋表面粗糙度值選為12.5，其他表面為不重要表面可選用6.3，另外對倒角采用。復位套：復位套外表面與內缸前端內壁接觸并有往復運動，可選用粗糙度值為1.6。其余表面為非重要表面配合表面選擇6.4，對倒角選擇，去毛刺，材料選用45號鋼。三瓣工具錨：錨具外錐面與工具錨外套配合并往復運動可選擇1.6，對前面與其他零件接觸但形不成配合，可選擇3.2，另外對三瓣的結構形式每瓣對應的圓心角為，對于錨具有較高的耐磨性和硬度，須經調質處理，HRC50~55,對倒角選擇。工具錨外套：外套內壁錐孔應選擇與工具錨外壁同樣的表面粗糙度選擇1.6，工具錨外套的螺紋部分可選擇12.5，其余表面一般為非重要配合表面因而選擇6.3，對錐孔軸線與螺紋部分軸線應有一定的同軸度要求，確定同軸度為，對工具錨外套前后端面倒角可選擇，對其他倒角確定為，錐孔應有較高的硬度和耐磨性應感應淬火HRC55。鎖緊器：鎖緊器外表面與松錨器前端內壁相接觸并有往復運動，但配合要求不高，可選擇表面粗糙度3.2對其他表面均為一部非重要配合的表面選擇6.3，對端面須倒角處均為。松錨器：松錨器前端內壁表面粗糙度為1.6，其余表面為非重要配合的一般表面可選擇6.3，長度尺寸允許偏差為，同時還應去除毛刺飛邊。頂壓塊：頂壓塊的兩個螺紋表面粗糙度值可選擇為12.5，其余表面為非重要配合表面可選擇6.3對端面可選倒角，其他倒角處可選，另外，還應去毛刺。三、常見故障和排除方法1、缸筒、缸蓋接合處結構性泄漏造成缸筒、缸蓋接合處泄漏的結構性原因主要是：（1）、密封槽低徑過大鑲O形密封圈和Y、U形密封圈的槽底直徑，如加工的尺寸過大，則密封圈的壓縮余量增大，裝配時鼓凸出來的密封圈會被切壞。②缸蓋上的槽內裝入密封圈后，在與缸筒合裝前，應該用游標卡尺檢查密封外徑的大小，正常情況下，O形密封圈的壓縮余量在直徑尺寸上應有0.6～0.7mm左右；Y、U形密封圈應有0.6～1.5mm左右的壓縮余量。若缸蓋上槽底直徑過大，應對密封槽再進行加工至規定尺寸。（2）、密封槽寬度過窄O形圈是通過合適的壓縮余量,造成密封圈截面發生變形,,并向密封溝槽的寬度方向伸展而產生密封作用的。如果密封槽寬度過窄，密封圈的伸展受到過分的限制，缸蓋裝入缸壁內時又不能將密封圈全部壓入槽內，此時，O形圈再密封槽內的肩棱與缸壁端面之間被剪切破壞。同樣道理，Y、U形密封圈，其唇緣尖部是張開的，裝入槽內后，唇緣受到擠壓在密封槽寬度方向有所伸長，若槽寬度過窄，則唇緣翹在槽外，缸蓋裝入缸壁時極易被剪斷。（3）、缸筒端面倒角不合要求缸筒端面的倒角應做成大的R圓角或帶錐度的倒角，而且其表面一定要光滑不帶毛刺。珩磨缸筒內孔后，容易造成接交處的痕跡交角與毛刺，應該用極細的砂紙砂去，以避免損壞密封圈。（4）、連接螺紋結構不良在缸蓋中的外螺紋旋入缸筒內螺紋的連接結構中，若缸筒內螺紋的牙尖內徑比密封圈外徑尺寸小時，在缸蓋旋進缸筒進行裝配時，密封圈必遭破壞，所以，確定缸筒螺紋內徑時，應該考慮倒密封圈在徑向自由狀態下的尺寸余量，須使螺紋內徑相應加大。缸筒上帶內螺紋的部分，在螺紋末端處到滑動部分的過度區，若倒角不夠，留有毛刺或表面過于粗糙，擰入缸蓋時會損傷密封圈，此段應仔細加工倒角，可能條件下，要盡可能加工成一個“慢坡”形狀。（5）、拉桿聯接壓緊力不夠缸蓋與缸筒采用拉桿聯接時，若拉桿螺栓剛度不夠使用時產生伸長變形，缸蓋與缸筒壓力作用不夠，則接頭區域密封件可能泄漏。此時應換用高強度調質鋼制成螺栓并充分擰緊。（6）、剛底壁厚太薄或緊固螺栓間距過大當缸底（頂）壁厚過薄，螺栓位置間距過大時，液壓港缸在油壓作用下，兩螺栓間的板壁由于受彎曲力矩而翹曲起來。同樣的情況下，在缸底與缸筒法蘭口間也將產生局部間隙。務必增加缸底及缸筒法蘭口壁厚，增加緊固螺栓數目，才能消除該現象。（7）、密封槽過深密封槽深度過大，密封件不能獲得規定的壓縮余量，因而產生泄漏，這種現象往往被人忽視。其實，只要在缸蓋與缸筒裝配前，將密封圈（此處多為O形圈）置于密封槽內，按壓服帖后，用手指可以觸摸出來：密封件應高于槽的端面約0.30～0.50mm左右，也可用深度尺進行測量。（8）、焊接結構缸體的泄漏①、裂紋內漏焊接結構的缸體常在焊接裂紋處產生泄漏。裂紋產生的原因，多為焊接方法、工藝不當造成，如焊接坡口設置；焊前的預熱；焊后的緩冷；焊接電流的選擇不當；焊條潮濕；焊條與焊接材料的相容性不當；焊接處油漬嚴重未預處理等等。②、焊縫缺陷缸體的焊接一般具有相當的深度，施工是需要分多層進行，每層焊完后若焊渣未清楚徹底，即造成凹窩等焊接缺陷，這些內部缺陷上