3t装载机液压系统的设计-毕业论文设计

PAGExx大学本科毕业论文（设计）第57页PAGE1目录前言 1第一章装载机液压系统设计概述 21.1研究或设计的目的和意义 21.2研究或设计的国内外现状和发展趋势 21.3主要研究或设计内容，需要解决的关键问题和思路 41.4完成毕业设计所必须具备的工作条件及解决办法 5第二章装载机液压系统参数计算 62.1转斗液压缸参数计算 62.1.1确定转斗液压缸的作用力 62.1.2确定转斗液压缸内径和活塞杆直径 82.1.3确定转斗液压缸活塞杆动作速度 102.1.4转斗液压缸动作所需流量 112.2动臂液压缸参数计算 122.2.1确定动臂液压缸的作用力 122.2.2确定动臂液压缸内径和活塞杆直径 132.2.3确定动臂液压缸活塞杆动作速度 152.2.4动臂液压缸动作所需流量 16第三章装载机液压系统工作原理 193.1初拟液压系统原理图 193.2方案一液压系统工作原理 203.3对比方案二液压系统原理图的拟定 283.4对比方案二液压系统工作原理 29第四章液压系统标准元件的选型 314.1液压泵的选择 314.1.1主泵和辅助泵的选择 314.1.2转向泵的选择 324.2阀类元件的选择 324.2.1流量转换阀的确定 334.2.2溢流阀的确定 334.2.3换向阀的确定 334.2.4减压阀的确定 344.2.5先导阀的确定 344.3管路的选择 344.3.1主进油管路 354.3.2先导控制部分进回油管路 354.3.3转向和转斗部分回油管路 364.3.4动臂部分回油管路 364.4冷却装置的选择 374.5滤油器的选择 384.6邮箱的选择 384.7系统的验算 394.8绘制正式液压系统原理图 39第五章非标准件转斗液压缸的设计计算 425.1转斗液压缸缸筒外径和壁厚的计算 425.2转斗液压缸活塞杆的设计计算 435.2.1活塞杆材料的确定 435.2.2活塞杆外端连接结构及尺寸 435.2.3活塞杆与活塞连接的方法 445.3转斗液压缸活塞及其组件的确定 445.3.1活塞结构的确定 445.3.2耐磨支承环结构尺寸的确定 455.3.3Y型橡胶圈密封活塞的结构尺寸 465.4转斗液压缸缸底和缸盖的设计计算 465.4.1缸底厚度的计算 465.4.2缸盖厚度的计算 475.5最小导向长度的确定 475.6密封圈和防尘圈的选择 485.6.1密封圈的选择 485.6.2防尘圈的选择 495.7螺栓、垫圈和螺母的选择 495.7.1缸盖部分 495.7.2活塞杆部分 495.8作转斗液压缸装配图及零件图 49总结 53参考文献 54致谢 55附录 563t装载机液压系统的设计——转斗油缸设计摘要装载机是一种应用广泛的工程机械。其工作装置的结构和性能直接影响工程机械整机的工作尺寸和性能参数，工作装置的合理性直接影响整机的工作效率、生产负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环的时间、外形尺寸和发动机功率等。装载机在国内外不论是品种或是在产量方面都得到迅速发展，成为工程机械的主要品种之一。而合理的工作装置结构更能起到事半功倍之成效，通过研究设计使装载机的工作装置结构更加合理，从而达到提高装载机作业生产率的目的。本设计的主要内容：装载机工作装置包括铲斗，动臂，摇臂及它们相对应的油缸，连杆，并对它们进行设计计算。关键词：装载机工程机械工作装置设计3tloaderHydraulicsystemdesign-turnfightsoilcylinderdesignAbstractLoaderisakindofengineermachinethatiswidelyappliedinengineerproject.Devicestructureandperformanceofworkdirectlyaffectstheworkofconstructionmachinerymachinesizeandperformanceparameters,thereasonablenessoftheworkmachinedirectimpactonequipmentefficiency,productioncapacity,powerandmotioncharacteristics,effectsofdifferentconditionsofoperation,dutycycletime,suchasdimensionsandenginepower.Loaderathomeandabroadintheyieldofvarietiesorwhetheritisrapidlydeveloping,becomeoneofthemaintypesoftheengineeringmachinery.Andthemorereasonableequipmentstructurecanhavetheeffectivenessofthehalf,throughthestudydesignofloaderworkingdevicestructuremorereasonable,soastoimprovetheproductivityoftheloaderpurposeHomework.Thedesignofthemaincontent，Workingmechanismofloader,includingbucketloaders,boom,armandtheircorrespondingcylinders,connectingrods,andtheirdesigncalculations.Keywords:Loader,Engineeringmachinery，Workingmechanism，design前言装载机是一个技术含量非常高的产品，是世界工业发达国家在20世纪中叶发展起来的产品。装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械。装载机的传动形式有液力-机械传动、液力传动和电力传动。本设计所要设计的装载机采用液压传动。装载机采用液压传动的主要优点为：功率密度大，结构紧凑，重量轻；能无级调速，调速范围大；快速性能好；操纵方便、省力；液压元件易实现标准化、系列化和通用化，便于组织专业性大批量生产，从而提高生产率，提高产品质量，降低成本。另一方面，液压传动也存在一些缺点，使它的应用受到一些限制，其主要缺点在于：液压传动效率较低，这是因为压力损失和泄漏较大；工作时受油温影响较大，影响工作性能；制造工艺水平要求较高，价格较贵，且液压系统的故障排除比较困难，使用和维护需要较高的技术水平。第一章装载机液压系统设计概述1.1研究或设计的目的和意义装载机是一种用途十分广泛得工程机械，它可以用来铲装、搬运、卸载、平整散装物料，也可以对岩石硬土等进行轻度的铲掘工作，因此，它被广泛应用于建筑、公路、铁路、水电、港口、矿山及国防等工程中，对加快工程建设速度、减轻劳动强度、提高工程质量、降低工程成本具有重要作用，所以装载机在国内外不论是品种或是在产量方面都得到迅速发展，成为工程机械的主要品种之一。而合理的工作装置结构更能起到事半功倍之成效，通过研究设计使装载机的工作装置结构更加合理，从而达到提高装载机作业生产率的目的。本次毕业设计的主要目的是熟悉机械设计的一般过程，提高自身理论知识和实践知识的综合运用能力。在做设计的过程中，培养形成独立动手能力，多方位获取资料能力和团队协作共同进步的精神。最终得到一套符合自己的学习或研究方法，对毕业后工作特别是从事设计工作将会有很大帮助。1.2研究或设计的国内外现状和发展趋势自90年代以来，国内外工程机械进入了一个新的发展时期，工程机械产品以信息技术为先导，在发动机燃料燃烧与电控、液压控制系统、自动操纵、可视化驾驶、精确定位与作业、故障诊断与监控、节能与环保等方面，进行了大量的研究，开发出许多新结构（或系统）和新产品，提高了工程机械的高科技含量，促进了工程机械的发展。在国内，各生产厂家没有自己的拳头产品，没有自身的关键技术及强有力的技术创新队伍，主导产品档次低，企业负担重，生产成本高。3t以下产品主要以ZL10、ZL15、ZL16为代表，还有一些利用拖拉机底盘改装的小型装载机，主要与日益增多的农用运输车辆配套使用。主要零部件均采用一般性能及质量的发动机、驱动桥、变速箱、液压件。技术较先进的静液压传动产品，液压件国内不易配套，产品成本居高不下，制约了该类产品在国内的发展。但是其发展趋势表现良好，国产装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业的领先者。具体表现在以下几个方面：大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场总需求量的限制。竞争最为激烈的中型装载机更新速度将越来越快。根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，使整机可靠性得到大步提高。细化系统结构。如动力系统的减振、散热系统的结构优化、工作装置的性能指标优化及各铰点的防尘、工业造型设计等。利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本。提高安全性、舒适性。驾驶室逐步具备FOPS&ROPS功能，驾驶室内环境将向汽车方向靠拢，方向盘、座椅、各操纵手柄都能调节，使操作者处于最佳位置工作。降低噪声和排放，强化环保指标。广泛利用新材料、新工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性。最大限度地简化维修尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供司机排除问题的方法。在国外，系列化是工程机械发展的重要趋势。国外著名大公司逐步实现其产品系列化进程，形成了从微型到特大型不同规格的产品。与此同时，产品更新换代的周期明显缩短。所谓特大型工程机械，是指其装备的发动机额定功率超过1000HP，主要用于大型露天矿山或大型水电工程工地。产品特点是科技含量高，研制与生产周期较长，投资大市场容量有限，市场竞争主要集中少数几家公司。以装载机为例，目前仅有马拉松•勒图尔勒、卡特彼勒和小松—德雷塞这三家公司能够生产特大型装载机。为了全方位地满足不同用户的需求，国外工程机械在朝着系列化、特大型化方向发展的同时，已进入多用途、微型化发展阶段。推动这一发展的因素首先源于液压技术的发展———通过对液压系统的合理设计，使得工作装置能够完成多种作业功能；其次，快速可更换联接装置的诞生———安装在工作装置上的液压快速可更换联接器，能在作业现场完成各种附属作业装置的快速装卸及液压软管的自动联接，使得更换附属作业装置的工作在司机室通过操纵手柄即可快速完成。一方面，工作机械通用性的提高，可使用户在不增加投资的前提下充分发挥设备本身的效能，能完成更多的工作；另一方面，为了尽可能地用机器作业替代人力劳动，提高生产效率，适应城市狭窄施工场所以及在货栈、码头、仓库、舱位、农舍、建筑物层内和地下工程作业环境的使用要求，小型及微型工程机械有了用武之地，并得到了较快的发展。为占领这一市场，各生产厂商都相继推出了多用途、小型和微型工程机械。如卡特彼勒公司生产的IT系列综合多用机、克拉克公司生产的“山猫”等。装载机的工作装置已不再采用单一的“Z型”连杆机构，继出现了八杆平行结构和TP连杆机构之后，卡特彼勒公司于1996年首次在矿用大型装载机上采用了单动臂铸钢结构的特殊工作装置，即所谓的“VersaLink机构”。这种机构替代综合多用机上的八杆平行举升机构和传统的“Z型”连杆机构，可承受极大的扭矩载荷和具有卓越的可靠性（耐用性），驾驶室前端视野开阔。特雷克斯旗下的O＆K公司研制的创新LEAR连杆机构，专为小型装载机而设计。德国雪浮公司于2000年3月在Intermat展览会上展出的高卸位式SKL873型轮式装载机的可折叠式创新连杆机构工作装置，进一步增加了轮式装载机的工作装置的种类。1.3主要研究或设计内容，需要解决的关键问题和思路设计内容：明确设计的依据和要求，了解装载机液压系统的设计目的和意义。收集数据，整理资料。通过图书馆借阅，网络查询以及小组讨论获取所需要的资料。3.正规设计：（1）装载机工作装置、转向装置、行走装置的工作原理和特点。（2）装载机工作装置、转向装置、行走装置液压系统的工作原理和特点。（3）按设计依据及要求拟定装载机液压系统方案。（4）按设计依据及要求进行装载机液压系统设计计算。（5）拟定液压系统工作原理图。（6）装载机液压系统标准元件的选择。（7）液压系统的验算。（8）非标件转斗液压缸的设计、计算。（9）编写设计说明书。关键问题和思路：在确定液压系统的型式，各液压回路和系统压力级选择的时候，需要明确主机对液压系统的性能要求，这就需要我们对国内外同类型装载机液压系统资料进行分析研究，根据设计要求，按照可靠性、经济性、并尽量采用先进技术，进行方案的选择。具体思路方法是从装载机液压系统的主要特点入手，多方面考虑其他因素，最后完成液压系统方案的拟定。液压系统工作原理图的拟定也是一个关键问题。这一步骤需要我们在明确了主机对液压系统的要求，确定了液压系统方案，并经过初步基本计算以后，方可初步拟定液压系统工作原理图。具体思路和设计原则有：①组合各基本液压回路之间互相干扰，保证主机的正常工作循环；②液压系统结构尽可能简单；③液压系统安全可靠；④必要的辅助回路的设计；⑤经济合理，提高经济效率；⑥提高标准化、系列化、通用化。1.4完成毕业设计所必须具备的工作条件及解决办法1.通过参观，对装载机的工作原理和构造有了一定的了解和认识。2.到本校图书馆借阅设计相关资料。3.利用互联网上网查找设计所需要的数据及背景资料。4.综合大学四年所学知识，特别是液压系统专业知识的学习。5.设计小组共同讨论，在不懂或者需要研究的问题上积极探讨，最终在指导老师的指导帮助下，克服设计难题，完成设计内容。第二章装载机液压系统参数计算2.1转斗液压缸参数计算给定的数据如下：表2-13t装载机液压系统转斗油缸设计参数性能参数题目3t标准容量(m3)1.5～2.5额定载重量（t）3额定功率（kW）90最大掘起力（kN）90整机操作质量（kg）10500最大卸载高度（mm）2700～2900对应卸载距离（mm）960～1000轮距（mm）2200轴距（mm）2680提升时间（s）≤7卸载时间（s）≤4下降时间（s）≤4其余设计参数可类比相关资料2.1.1确定转斗液压缸的作用力由参考文献[4]P228，确定液压缸作用力要在总体布置和工作装置连杆机构铰点位置确定的基础上进行，为了发挥装载机的铲掘能力，要求转斗液压缸作用力足以使铲斗在铲掘位置上翻时，装载机后轮离地，转斗液压缸作用力即以此平衡条件作为计算位置。图2-1转斗液压缸作用力的确定如图2-1所示，铲斗正好处在铲掘位置，铲斗刃口的运动方向基本接近于垂直地面，由此我们可以认为转斗液压缸作用力主要是克服铲起阻力。由参考文献[4]P229式（9-5）和（9-6）可知每只转斗液压缸受力（2-1）式中，——每只转斗液压缸受力，N；——转斗液压缸数；——考虑连杆机构的摩擦损失系数，取=1.25；——最大掘起力，N；——铲斗自重，小型装载机一般取=2300N。由表2-1可知最大掘起力=N，又已知=0.675m，=0.700m，=0.630m，=0.500m，=1.450m，代入式（2-1）得==N2.1.2确定转斗液压缸内径和活塞杆直径由上面计算所得结论，每只转斗液压缸受力=N，可知，每只转斗液压缸的最大推力=N。又由参考文献[1]P156，绘制液压缸计算简图如下图2-2液压缸计算简图单活塞杆液压缸无杆腔为工作腔时，得到下列式子=（2-2）(2-3)（2-4）式中——转斗液压缸的工作腔压力，；——转斗液压缸的回油腔压力，；——转斗液压缸无杆腔的有效面积，；——转斗液压缸有杆腔的有效面积，；D——转斗液压缸内径，mm；d——转斗液压缸活塞杆直径，mm；——转斗液压缸机械效率。其中，液压缸的机械效率一般取0.9~0.97，在本次设计中取=0.95。要用以上公式确定液压缸尺寸，还要选取回油背压和杆径比d/D。回油背压的选取参考资料[1]P157表7-3，根据回路特点选取背压的经验数据=1.5。当活塞杆受拉的时候，一般取d/D=0.3~0.5，当活塞杆受压的时候，为了保证压杆的稳定性，一般选取d/D=0.5~0.7，本次设计中综合各方面性能参数，选取转斗液压缸活塞杆直径d=0.7D。根据式（2-2）、（2-3）和（2-4），化简得到转斗液压缸内径D的表达式如下（2-5）根据本次设计中液压系统各方面性能参数以及装载机液压系统国内一般情况，初选转斗液压缸的工作腔压力=16，再将所得=N，=0.95，=1.5代入式（2-5），得由参考文献[3]P135表3-10缸径系列（GB2348-80），圆整后取转斗液压缸内径D=125mm。由参考文献[3]P160表3-17活塞杆外径系列（GB2348-80），圆整后取转斗液压缸活塞杆直径d=80mm。对选定后的液压缸内径D，必须进行最小稳定速度的验算。这需要保证液压缸节流腔的有效工作面积A必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积，即A>，具体验算结果将在后续的计算中得到。2.1.3确定转斗液压缸活塞杆动作速度1.活塞杆伸出速度（2-6）式中——活塞杆伸出速度，m/s；L——转斗液压缸全行程，mm；——转斗液压缸活塞杆完全伸出时间，s。由已知表2-1装载机液压系统转斗油缸设计性能参数，取铲斗提升时间=4s。由已知表2-1装载机液压系统转斗油缸设计性能参数，并参照参考文献[3]P160表3-18活塞行程系列（GB2349-80）中的系列尺寸选取标准值，最后取转斗液压缸全行程L=630mm。将选取的=4s和L=630mm代入式（2-6），得=0.158m/s2.活塞杆缩回速度（2-7）式中——活塞杆缩回速度，m/s；L——转斗液压缸全行程，mm；——转斗液压缸活塞杆完全缩回时间，s。由已知表2-1装载机液压系统转斗油缸设计性能参数，取铲斗卸载时间=3s。将选取的=3s和L=630mm代入式（2-7），得=0.210m/s2.1.4转斗液压缸动作所需流量1.转斗液压缸活塞杆伸出所需流量（2-8）式中——转斗液压缸无杆腔所需进油流量，L/min；——转斗液压缸无杆腔有效工作面积，；——活塞杆伸出速度，m/s；——转斗液压缸容积效率，一般取=0.99。将计算所得D=125mm代入式（2-3），得=12265.625将计算所得=12265.625，=0.158m/s代入式（2-8），得=117.453L/min2.转斗液压缸活塞杆缩回所需流量（2-9）式中——转斗液压缸有杆腔所需进油流量，L/min；——转斗液压缸有杆腔有效工作面积，；——活塞杆缩回速度，m/s；——转斗液压缸容积效率，一般取=0.99。将计算所得D=125mm，d=80mm代入式（2-4），得=7241.625将计算所得=7241.625，=0.210m/s代入式（2-9），得=92.166L/min2.2动臂液压缸参数计算2.2.1确定动臂液压缸的作用力图2-3动臂液压缸作用力的确定如图2-3，利用动臂液压缸提升动臂以铲取物料，铲斗绕动臂支点A作圆弧转动，除需要克服垂直铲起阻力外，还需要克服较大水平阻力。一般设计中，仍假定动臂液压缸作用力仅克服最大铲起阻力。由参考文献[4]P229式（9-7）和（9-8）可知每只动臂液压缸受力（2-10）式中，——每只动臂液压缸受力，N；——动臂液压缸数；——考虑连杆机构的摩擦损失系数，取=1.25；——工作装置重量，N。——最大掘起力，N；由表2-1可知最大掘起力=N，工作装置重量=10500kg=102900N，又已知=1.50m，=2.00m，=4.20m，代入式（2-10）得==N2.2.2确定动臂液压缸内径和活塞杆直径由上面计算所得结论，每只转斗液压缸受力=N，可知，每只转斗液压缸的最大推力=N。又由参考文献[1]P156，绘制液压缸计算简图如下图2-2液压缸计算简图单活塞杆液压缸无杆腔为工作腔时，得到下列式子=（2-11）（2-12）（2-13）式中——动臂液压缸的工作腔压力，；——动臂液压缸的回油腔压力，；——动臂液压缸无杆腔的有效面积，；——动臂液压缸有杆腔的有效面积，；D——动臂液压缸内径，mm；d——动臂液压缸活塞杆直径，mm；——动臂液压缸机械效率。其中，液压缸的机械效率一般取0.9~0.97，在本次设计中取=0.95。要用以上公式确定液压缸尺寸，还要选取回油背压和杆径比d/D。回油背压的选取参考资料[1]P157表7-3，根据回路特点选取背压的经验数据=1.5。当活塞杆受拉的时候，一般取d/D=0.3~0.5，当活塞杆受压的时候，为了保证压杆的稳定性，一般选取d/D=0.5~0.7，本次设计中综合各方面性能参数，选取动臂液压缸活塞杆直径d=0.7D。根据式（2-11）、（2-12）和（2-13），化简得到转斗液压缸内径D的表达式如下（2-14）根据本次设计中液压系统各方面性能参数以及装载机液压系统国内一般情况，初选动臂液压缸的工作腔压力=16，再将所得=N，=0.95，=1.5代入式（2-14），得由参考文献[3]P135表3-10缸径系列（GB2348-80），圆整后取动臂液压缸内径D=160mm。由参考文献[3]P160表3-17活塞杆外径系列（GB2348-80），圆整后取转斗液压缸活塞杆直径d=110mm。对选定后的液压缸内径D，必须进行最小稳定速度的验算。这需要保证动臂液压缸节流腔的有效工作面积A必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积，即A>，具体验算结果将在后续的计算中得到。2.2.3确定动臂液压缸活塞杆动作速度1.活塞杆伸出速度（2-15）式中——活塞杆伸出速度，m/s；L——动臂液压缸全行程，mm；——动臂液压缸活塞杆完全伸出时间，s。由已知表2-1装载机液压系统转斗油缸设计性能参数，取动臂提升时间=4s。由已知表2-1装载机液压系统油缸设计性能参数，并参照参考文献[3]P160表3-18活塞行程系列（GB2349-80）中的系列尺寸选取标准值，最后取动臂液压缸全行程L=800mm。将选取的=4s和L=800mm代入式（2-15），得=0.200m/s2.活塞杆缩回速度（2-16）式中——活塞杆缩回速度，m/s；L——动臂液压缸全行程，mm；——动臂液压缸活塞杆完全缩回时间，s。由已知表2-1装载机液压系统油缸设计性能参数，取铲斗卸载时间=3s。将选取的=3s和L=800mm代入式（2-16），得=0.267m/s2.2.4动臂液压缸动作所需流量1.动臂液压缸活塞杆伸出所需流量（2-17）式中——动臂液压缸无杆腔所需进油流量，L/min；——动臂液压缸无杆腔有效工作面积，；——活塞杆伸出速度，m/s；——动臂液压缸容积效率，一般取=0.99。将计算所得D=160mm代入式（2-12），得=20096将计算所得=20096，=0.200m/s代入式（2-17），得=243.588L/min2.动臂液压缸活塞杆缩回所需流量（2-18）式中——转斗液压缸有杆腔所需进油流量，L/min；——转斗液压缸有杆腔有效工作面积，；——活塞杆缩回速度，m/s；——转斗液压缸容积效率，一般取=0.99。将计算所得D=160mm，d=110mm代入式（2-13），得=10597.5将计算所得=10597.5，=0.267m/s代入式（2-18），得=171.487L/min第三章装载机液压系统工作原理3.1初拟液压系统原理图由于液压系统有许多方案可以选择，本次设计在初拟原理图时设计了两种方案，便于进行对比，选择较好的方案。下图3-1是方案一的液压系统原理图图3-1装载机液压系统1-邮箱2-（1、2、3、4、5、6、7）-滤油器3-（1、2）-安全阀4-（1、2）-冷却器5-（1、2）-截止阀6-发动机7-主泵8-辅助泵9-转向泵10-流量转换阀11-减压阀12-溢流阀13-三位四通手动式转斗先导控制阀14-三位四通手动式动臂先导控制阀15-三位四通手动式浮动先导控制阀16-三位四通手动式转向先导控制阀17-三位六通可调式液动换向阀18-三位六通可调式液动换向阀19-二位四通液控阀20-三位四通液动换向阀21-溢流阀22-双作用安全阀23-安全阀24-单向阀25-双作用安全阀26-转向油缸27-动臂油缸28-转斗油缸3.2方案一液压系统工作原理该液压系统包括转向装置和工作装置。其中工作装置有两个回路：一是动臂升降液压缸工作回路，一是转斗液压缸工作回路。这两个回路以串并联的方式存在于系统结构中。因为动臂和铲斗不同时进行复合动作，所以两液压缸的推力比较大，符合装载机液压系统的要求。该液压系统具体回路和工作装置的分析如下：1.合流装置图3-2合流回路原理图发动机6供给主泵7、辅助泵8和转向泵9转速和扭矩，泵将获得的机械能转化为压力能，输送到各个工作装置中。流量转换阀10在这里起到了合流的作用。当转向负载大的时候，辅助泵8和转向泵9的部分合流优先供给转向装置保证转向顺利进行；当转向负载小的时候，则流量转换阀10中的流量分配阀工作在左位，使辅助泵8与主泵7形成并联供油。一部分流量通过减压阀11调节压力后供给各个先导阀进行先导控制，另一部分流量则供给动臂和转斗装置工作。该合流装置在动臂升降回路原理也是如此。其作用是能够提高执行机构的工作速度，同时也能充分利用发动机功率。2.先导控制回路图3-3先导控制部分液压回路图该回路流量由主泵7以及辅助泵8的控制，经过减压阀11调定压力后流入先导控制阀，再由先导控制阀流回油箱。3.动臂升降部分图3-4动臂部分液压回路图动臂升降回路实现了动臂的升降。动臂液压缸是由主泵7和辅助泵8并联供油，这一步由合流回路实现。当三位四通手动式转斗先导控制阀13先导控制使三位六通可调式液动换向阀17处于中位时，三位四通手动式动臂先导控制阀14先导控制使三位六通可调式液动换向阀18处于右位，此时动臂提升回路导通，动臂伸出。反之，当三位四通手动式动臂先导控制阀14先导控制使三位六通可调式液动换向阀18处于左位，其它条件同上，实现动臂缩回。整个回路中安全阀23起到过载保护的作用。其中三位四通手动式浮动先导控制阀15先导控制二位四通液控阀19，能够使动臂升降液压缸处于浮动状态，动臂能够随地面状态自由浮动，提高了装载机作业技能。4.转斗部分液压系统图3-5转斗工作装置原理图图3-6转斗部分液压系统原理图铲斗的收起与前倾由转斗液压缸工作回路实现，起到平衡铲斗和卸料的作用。装载机在铲取物料时一般要求先转斗后提升动臂，所以转斗液压缸与动臂液压缸采用串并联油路连接，并将控制转斗压缸的三位阀放置在动臂液压缸之前，以保证转斗液压缸能优先动作。该回路同动臂液压缸升降回路一致是由主泵7和辅助泵8并联供油，由合流回路实现。在转斗液压缸的油路中设有双作用安全阀25。它的作用是在动臂升降过程中，转斗的连杆机构由于动作不相协调而受到某种程度的干涉，双作用安全阀可起到缓冲补油作用，防止转斗液压缸回路出现过载或产生真空。当三位四通手动式转斗先导控制阀13先导控制使三位六通可调式液动换向阀17处于右位时，回路导通，铲斗液压缸活塞杆伸出。其进油路是油液由液压泵经过换向阀17右位进入转斗液压缸无杆腔，回油路是油液由颤抖液压缸有杆腔经过换向阀17右位和冷却后过滤回邮箱。当三位四通手动式转斗先导控制阀13先导控制使三位六通可调式液动换向阀17处于左位时，铲斗液压缸活塞杆缩回。其进油路是油液由液压泵经过换向阀17左位进入转斗液压缸无杆腔，回油路是油液由颤抖液压缸有杆腔经过换向阀17左位和冷却后过滤回邮箱。5.转向部分液压系统图3-7转向部分系统原理图装载机转向部分主要由三部分组成：转向泵9，转向液压缸26和转向控制阀20。转向控制阀又由三位四通手动式转向先导控制阀16控制。当先导控制阀16处于左位时，三位四通液动换向阀20处于左位，此时高压液压油经过换向阀20左位进入左液压缸有杆腔和右液压缸无杆腔，于是左液压缸缩回右液压缸伸出，实现左转向功能；反之，当先导控制阀16处于右位时，三位四通液动换向阀20处于右位，此时高压液压油经过换向阀20右位进入左液压缸无杆腔和右液压缸有杆腔，于是左液压缸伸出右液压缸缩回，实现右转向功能。该回路中转向液压缸的压力油有两种方式供油：①转向负载不大时，由转向泵9单独供油；②转向负载很大时，由转向泵9和辅助泵8共同供油，由流量转换阀10合流实现。该回路中双作用安全阀22的作用是缓冲和补油，防止转斗液压缸回路出现过载或产生真空。6.回油路冷却过滤装置图3-8回油路冷却过滤系统原理在这个回路中的冷却部分，不仅可以将整个系统的发热回油进行冷却而且可以冷却溢流阀12溢出的热流（同理，可冷却溢流阀21溢出的热流）。溢流阀12、21在液压系统中起到过载保护的作用。安全阀3冷却器4；当系统不需要冷却工作室，可以将截止阀5处于开启状态，使工作液体经过滤油器2直接回油箱。在图3-8中，过滤部分使用两个滤油器并联的组合，能够起到过载保护，减小缓冲的作用。3.3对比方案二液压系统原理图的拟定图3-9对比方案二液压系统原理图1-邮箱2-（1、2、3、4、）-滤油器3-安全阀4-冷却器5-截止阀6-主泵7-发动机8-转向泵9-减压阀10-溢流阀11-三位四通手动式转斗先导控制阀12-三位四通手动式动臂先导控制阀13-三位四通手动式浮动先导控制阀14-三位四通手动式转向先导控制阀15-三位六通可调式液动换向阀16-三位六通可调式液动换向阀17-二位四通液控阀18-三位四通液动换向阀19-溢流阀20-双作用安全阀21-安全阀22-单向阀23-双作用安全阀24-转向油缸25-动臂油缸26-转斗油缸3.4对比方案二液压系统工作原理图3-10对比方案二改动部分液压系统原理图如图3-10所示，该对比方案与方案一的区别是：①将方案一中转向部分单独回油路去除，合并在主回油路中，系统回油路集成；②去除合流装置；③动臂油路和转斗油路用一个泵，转向油路单独用一个泵，即比方案一减少一个泵。方案二较方案一在成本上进行了大量缩减，系统结构变得较简单，计算相对简单一些。但是方案二无法获得方案一的一些很好的功能。比如方案一的合流装置，辅助泵不仅参与了转向装置的工作，而且参与了动臂和转斗装置的工作，灵活性有很大的提升，在装载机系统结构要求和资源利用等方面，显然比方案二更胜一筹。第四章液压系统标准元件的选型4.1液压泵的选择液压泵需要根据算出的工作流量和系统工作压力来选择。选择时，泵的流量与计算所得最大流量相当，不能超过太多，但是泵的额定工作压力可比系统工作压力高25%，或更高些。工程机械液压系统常常采用齿轮泵，其结构简单、体积小、重量轻、工作可靠、成本低以及具有对液压油的污染不敏感、便于维护的特点。4.1.1主泵和辅助泵的选择在装载机液压系统中，由主泵8和辅助泵9合流供油的各个机构中，转斗液压缸所需工作压力P=16和流量Q=117.453/min；动臂液压缸所需工作压力P=16和流量Q=243.588/min。在工作压力一致的情况下，根据流量较大的动臂液压缸来选取同型号的主泵和辅助泵，由参考文献[5]-液压泵-齿轮泵-外啮合齿轮泵，选取液压系统主泵8和辅助泵9的型号为:CB-P2125-HF。其技术规格如下表所示表4-1CB-P2125-HF型齿轮泵技术规格型号CB-P2125-HF排量/（/r）125压力/额定20最高25转速（r/min）额定2000最高2500驱动功率额定101.6最高-容积效率/%90总效率/%81在表4-1中，CB-P2125-HF的流量根据排量、转速和容积效率决定。取CB-P2125-HF型齿轮泵容积效率为0.98，排量为125/r，额定转速为2000r/min，计算其流量得245/min，可满足上述要求。4.1.2转向泵的选择由于转向液压缸所需工作压力和流量总是偏小于转斗液压缸所需工作压力和流量，可根据转斗液压缸所需工作压力P=16和流量Q=117.453/min来选取转向泵。由参考文献[5]-液压泵-齿轮泵-外啮合齿轮泵，选取液压系统转向泵11的型号为:CB-P63-HF。其技术规格如下表所示表4-2CB-P63-HF型齿轮泵技术规格型号CB-P63-HF排量/（/r）63压力/额定20最高25转速（r/min）额定2000最高2500驱动功率额定51最高77容积效率/%93总效率/%83在表4-2中，CB-P63-HF的流量根据排量、转速和容积效率决定。取CB-P63-HF型齿轮泵容积效率为0.95，排量为63/r，额定转速为2000r/min，计算其流量得119.7/min，可满足上述要求。4.2阀类元件的选择在满足液压系统要求的前提下，阀类元件主要是按额定压力、流量选择。连接方式、体积和重量等也需要考虑。4.2.1流量转换阀的确定在液压系统的合流回路中，流量转换阀12包括分流阀、单向阀和三通伺服阀。流量转换阀又称同步阀，内部设有压力反馈机构，该阀具有结构紧凑、体积小和维护方便的特点。根据辅助泵9的额定压力P=20和流量Q=245/min，由参考文献[5]-多路换向阀及其它-专用阀，选取流量转换阀12的型号为:ZTBF2-80~320。其技术规格如下表所示表4-3ZTBF2型自调式同步阀技术规格型号流量范围（/min）最高压力()同步精度ZTBF2-80~32080~320320.5%~1.5%该阀可以在给定范围内自动调整，用于保证两个或两个以上液压执行机构在外载荷不一样的时候实现同步。4.2.2溢流阀的确定根据转斗液压缸、动臂液压缸和转向液压缸的工作压力和流量，由参考文献[5]-常规液压阀-榆次系列液压阀-压力控制阀，选取：溢流阀13和双作用安全阀26中的单向溢流阀的型号：YF-F50，其连接方式为法兰连接，质量为14kg，通径为50mm，额定流量为500/min，调压范围在4~16之间，符合系统设计要求；②溢流阀22、双作用安全阀24中的单向溢流阀和双作用安全阀25中的单向溢流阀的型号：YF-F32，其连接方式为法兰连接，质量为7kg，通径为32mm，额定流量为200/min，调压范围在4~16之间，符合系统设计要求。4.2.3换向阀的确定转向液压缸所需的工作压力和流量，由参考文献[5]P246表21-3-33，液动换向阀技术规格，选取三位四通液动换向阀的型号为：34Y-160YZ。该阀采用管式连接，其滑阀机能为H，公称通径是28mm，流量为160/min，压力是63。生产厂家为上海立新液压件厂。符合本系统设计的要求。对于二位四通液动阀16、三位六通换向阀14和三位六通换向阀15的选择，由于没有标准元件可以选，所以只能选择非标件，本设计不对此进行设计计算。4.2.4减压阀的确定在整个液压系统中，只设计了一个减压阀，即减压阀17，根据主泵的工作压力和流量，由参考文献[5]-常规液压阀-油研系列液压阀-压力控制阀，选取减压阀17的型号为：RT-10-H-22，其最高使用压力为21，设定压力为10.5~20.5，最大流量为250/min，泄油量为1.2~1.5/min，采用管式连接，质量为12kg。4.2.5先导阀的确定先导阀控制阀直接由主泵经过减压阀17直接供油，根据主泵的工作压力和流量，由参考文献[5]-常规液压阀-油研系列液压阀-流量控制阀，选取三位四通手动式转斗先导控制阀18、三位四通手动式动臂先导控制阀19、三位四通手动式浮动先导控制阀20和三位四通手动式转向先导控制阀21的型号为：FHG※06-250-※-※-12,其最大调节流量为250/min，最小调节流量为2/min，最大工作压力为21，最小控制压力1.5，其质量为32kg。符合系统设计要求。4.3管路的选择管路设计主要内容是根据流量、流速和压力计算管子内径和壁厚。本次设计的管子材料均采用无缝钢管，其承压能力好，耐油性能、抗腐性能都相对较好，无缝钢管的缺点是装配弯曲较困难。管子内径决定于流量和流速，其值可按下式计算：（4-1）式中d——油管内径，mm；Q——流量，/min；v——流速，m/s。管路壁厚的值可初步根据下面的式子计算：（4-2）式中——油管壁厚，mm；P——最大工作压力，；d——油管内径，mm；——材料许用拉应力，。4.3.1主进油管路主进油管路包括转向部分进油管路、动臂部分进油管路和转斗部分进油管路。由于转向缸所需的最大工作压力和流量总小于转斗缸，所以其内径和壁厚可按主泵和辅助泵双泵合流时进油管路管子的内径和壁厚计算。双泵合流时的最大流量Q=490/min，取推荐流速值v=6m/s，代入式4-1得=4.6=41.57mm将计算所得结果d=41.57mm、主泵最大工作压力P=25和选取无缝钢管许用应力=110，代入式4-2，得4.72mm由无缝钢管标准，选用52×5无缝管，内径为42mm，壁厚为5mm。4.3.2先导控制部分进回油管路其内径按先导阀的最大调节流量为Q=250/min，取推荐流速值v=6m/s，代入式4-1得=4.6=29.69mm将计算所得结果d=29.69mm、先导阀最大工作压力P=21和选取无缝钢管许用应力=110，代入式4-2，得2.83mm由无缝钢管标准，选用36×3无缝管，内径为30mm，壁厚为3mm。4.3.3转向和转斗部分回油管路转向和转斗缸回油部分管路管子按照转斗缸的标准计算，其缩回所需流量为Q=92.17/min，取推荐流速值v=6m/s，代入式4-1得=4.6=18.02mm将计算所得结果d=18.02mm、转斗缸工作压力P=16和选取无缝钢管许用应力=110，代入式4-2，得1.31mm由无缝钢管标准，选用23×2无缝管，内径为19mm，壁厚为2mm。4.3.4动臂部分回油管路动臂缸回油部分管路管子按照动臂缸缩回所需流量为Q=171.487/min，取推荐流速值v=6m/s，代入式4-1得=4.6=24.59mm将计算所得结果d=24.59mm、转斗缸工作压力P=16和选取无缝钢管许用应力=110，代入式4-2，得1.79mm由无缝钢管标准，选用29×2无缝管，内径为25mm，壁厚为2mm。4.4冷却装置的选择本次设计中冷却装置包括三个部分，即安全阀4，冷却器5和截止阀6。根据系统工作液进入冷却器时的温度、流量、压力和需要冷却器带走的热量，由参考文献[7]P21-672表21-8-117，冷却器性能参数，选取冷却器5的型号为：4LQFW，符合系统设计要求。根据所选冷却器型号的压力和流量，由参考文献[5]-常规液压阀-榆次系列液压阀-压力控制阀，选取安全阀4-1、4-2的型号为:YF-F32H，其调压范围在0.6~8之间，额定流量为200/min，符合本设计要求。根据液压系统回油路的工作压力、流量以及冷却装置的要求，由参考文献[7]P21-672表21-7-178，截止阀规格，选取截止阀6-1、6-2的型号为：CJZ-F32，其通径为32mm，压力为21，符合系统设计要求。4.5滤油器的选择过滤器是液压系统中重要的组件。它可以清除液压油中的污染物，保持油液清洁度，确保系统元件工作的可靠性。过滤器的选择精度要满足液压系统的要求，具有足够大的过滤能力，压力损失小，外壳要有良好的强度，抗腐蚀性等都需要考虑。一般来说，选用高精度过滤器可以大大提高液压系统工作可靠性和元件寿命，但是过高的过滤精度，容易加快滤芯堵塞，滤芯清洗或更换周期变短，成本增加。所以，在选择过滤器的时候要根据具体情况而定。根据液压系统参数，由参考文献[7]P21-690表21-8-137高压管式纸质过滤器技术性能及外形尺寸，选取本设计中设在液压系统进油路上的滤油器3-1、3-2和3-3的型号为：ZU-H250×20FS，其额定流量为250/min，压力损失为0.15，过滤精度为20，符合系统设计要求。在系统回油路上，采用两个相同型号的过滤器并联，起到减小缓冲，从而达到保护过滤器的作用。回路要求的滤油精度更高些，由参考文献[7]P21-696表21-8-144自封式吸油过滤器技术规格，选取过滤器2-1、2-2、2-3和2-4的型号为：YCX-250×※LC，其额定流量为250/min，压力损失小于0.01，过滤精度为100，可满足系统要求。4.6邮箱的选择本次设计选用开式邮箱。开式邮箱应用非常广泛，箱内液面与大气连通。为了防止油液被大气污染，在邮箱顶部设置空气滤清器，使大气与邮箱内的空气经过滤清器相同，同时滤清器还可以作为注油口使用。如果是在潮湿地区应用的邮箱，在空气滤清器上还应该装有一定量的干燥剂。根据液压系统的要求，由参考文献[7]P21-725表21-8-182带支撑脚的矩形邮箱规格参数，选取邮箱1的型号为：AB40-30-/VN800BN23ES。邮箱的内壁要进行抛丸或喷砂处理，以清除焊渣和铁锈。待灰砂清理干净之后，按不同工作介质进行处理或者涂层。4.7系统的验算系统温升的验算液压系统的总发热量Q：（4-3）式中——液压泵的实际输入功率；——系统的总效率，这里取0.8.液压系统产生的热量，一部分使油液和系统的温度升高，另一部分经过冷却表面散发到空气中。当系统产生的热量和散发的热量在数值上相等时，系统达到了热平衡状态。温度不再上升，而稳定在某一温度值上。当产生的热量全部被冷却表面所散发时：（4-4）式中——散热系数，系统用循环水冷却，取——油箱散热面积。由,得，将所得数据代入式4-4，得工作装置液压系统总发热量因验算表明系统的温升在许可范围内。4.8绘制正式液压系统原理图初拟完液压系统原理图，经过元件选择和设计、系统验算、得到了满意结果，绘制正式上网液压原理图。正式的液压系统原理图如图4-1所示图4-1液压系统原理图图1-邮箱2-（1、2、3、4）-滤油器3-（1、2、3）-滤油器4-（1、2）-安全阀5-（1、2）-冷却器6-（1、2）-截止阀7-发动机8-主泵9-辅助泵10-发动机11-转向泵12-流量转换阀13-溢流阀14-三位六通可调式液动换向阀15-三位六通可调式液动换向阀16-二位四通液控阀17-减压阀18-三位四通手动式转斗先导控制阀19-三位四通手动式动臂先导控制阀20-三位四通手动式浮动先导控制阀21-三位四通手动式转向先导控制阀22-溢流阀23-三位四通液动换向阀24-（1、2）-双作用安全阀25-双作用安全阀26-（1、2）-双作用安全阀27-转向油缸28-动臂油缸29-转斗油缸第五章非标准件转斗液压缸的设计计算在第二章，已经确定了转斗液压缸部分主要参数，即：转斗液压缸工作压力P=16MPa，内径D=125，活塞杆直径d=80，工作行程L=630。下面将对转斗液压缸其它主要尺寸进行设计计算。5.1转斗液压缸缸筒外径和壁厚的计算对于常用工程机械液压缸，一般用无缝钢管材料，本设计选用焊接性能较好的35号钢，无缝钢管作缸筒毛胚加工余量小，工艺性能好，生产周期短，适用于大批量生产。无缝钢管大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚先按薄壁圆筒公式计算(5-1)式中——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5)倍，；——转斗液压缸内径，mm；——缸筒材料的许用应力，无缝钢管=100~110；——转斗液压缸缸筒壁厚，mm。根据本次设计的转斗液压缸工作压力P=16MPa和内径D=125mm，取=1.3P代入式（5-1），得11.8mm此时，假设壁厚=11.8mm，那么液压缸内径D与其壁厚比值D/=10.610,这样的缸筒是薄壁缸筒，符合薄壁圆筒的验算。由此可知，液压缸的外径D+2=125+211.8=148.636mm缸筒壁厚常常采取标准化。由参考文献[3]P143表3-13工程机械标准液压缸圆整后选取的外径=152mm。那么转斗液压缸缸筒壁厚=13.5mm5.2转斗液压缸活塞杆的设计计算5.2.1活塞杆材料的确定转斗液压缸冲击振动不是很大，选取活塞杆材料为35号钢。采用实心结构的活塞杆，强度高，制造也相对简单。在第二章，我们已经确定了活塞杆直径和工作行程，下面我们将对活塞杆其它结构尺寸的确定。5.2.2活塞杆外端连接结构及尺寸活塞杆外端与被拖动部件之间采用单耳环连接，单耳环与活塞杆采用整体式，单耳环设计成不带衬套形式，如图5-1所示图5-1活塞杆外端部结构图已知转斗液压缸内径D=125，工作压力P=16MPa，由参考文献[3]P165表3-21单耳环尺寸R=d=50，b=1.2d=60。5.2.3活塞杆与活塞连接的方法如图5-2所示，作用力较小的情况下，可采用销钉连接（图5-2c）；在高压和振动较大的时候可采用卡键连接（图5-2i、j、k、l）；对于行程较短且D\d比值较小，或者作用力和冲击力较大的情况可采用整体结构（图5-2a）或焊接结构（图5-2b、h）；一般情况下则采用螺纹连接（图5-2d、e、f）。图5-2活塞杆与活塞连接结构根据设计依据，本次设计中活塞杆与活塞的连接采用螺纹连接，其结构如图5-2e所示。由参考文献[8]P71表5-3螺纹连接常用的放松方法，采用对顶螺母的结构形式来实现防松。这种防松方式结构简单，适用于平稳、低速和重载的固定装置上的连接。两螺母对顶拧紧后，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用。当工作载荷有变动时，该摩擦力仍然存在。旋合螺纹间的接触情况是下落幕螺纹牙受力较小，其高度可小些，但是为了防止装错，两螺母的高度取成相等为好。5.3转斗液压缸活塞及其组件的确定5.3.1活塞结构的确定活塞是将液压能转换成机械能的主要零件，其有效工作面积会影响液压缸的运动速度和作用力。设计活塞时要注意磨损问题，活塞磨损后，容易使密封件在液力作用下被挤入间隙从而导致损坏，因此要尽量提高活塞耐磨性，选取活塞的材料为耐磨铸铁。本次设计的活塞的结构形式为采用支承环的耐磨环式活塞。在活塞外径套上用尼龙、聚四氟乙烯等合成树脂材料制成的耐磨支承环。其结构如图5-3所示图5-3活塞的结构形式5.3.2耐磨支承环结构尺寸的确定耐磨支承环与缸筒的摩擦系数小，耐磨性好，寿命长。采用耐磨支承环后，缸筒内壁可以省去镀珞工序，降低了成本。本设计耐磨支承环采用的材料为MC尼龙。耐磨支承环其安装尺寸如图5-4所示图5-4支承环安装尺寸根据液压缸内径D=125mm，由参考文献[3]P180表3-25工程机械液压缸耐磨支承环，选取=125mm，=113mm，L=26mm，=12mm，S=3mm。5.3.3Y型橡胶圈密封活塞的结构尺寸Y型橡胶密封圈使用的条件为液体和气体，温度-30~+80℃，压力小于200。其规格尺寸由由参考文献[6]P609表25-5-1Y型橡胶密封圈规格尺寸，选用的型号为：Y型密封圈95×125，橡胶Ⅰ-1，HG4-335-66。其沟槽的安装尺寸见参考文献[6]P612表25-5-3。5.4转斗液压缸缸底和缸盖的设计计算5.4.1缸底厚度的计算本设计中转斗液压缸采用平底缸底，采用的材料为45号钢的铸造毛坯，以焊接的方式和缸筒连接固定，且油口开在缸底上，其有效厚度为（5-2）式中——缸底有效厚度，；——缸底止口内径，；——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5)倍，；——缸底材料的许用应力，铸钢=100~110；——缸底油口直径，。由第二章选取转斗液压缸工作压力P=16MPa；将通油口直径确定为30，即=30；缸底止口内径=105。取=1.3P代入式（5-2），得==23.395.4.2缸盖厚度的计算本设计中转斗液压缸采用平底缸盖，采用的材料为45号钢的铸造毛坯，以法兰连接的方式和缸筒连接固定，且导向套和缸盖设计成一体式，缸盖上有导向孔和螺钉孔，其有效厚度，按强度要求可用下式进行近似计算（5-3）式中——缸盖有效厚度，；——缸盖止口内径，；——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5)倍，；——缸盖材料的许用应力，铸钢=100~110；——缸盖导向孔直径，。由第二章选取转斗液压缸工作压力P=16MPa；缸盖导向孔直径大小等于活塞杆外径，即=80；缸底止口内径=86。取=1.3P代入式（5-3），得==61.315.5最小导向长度的确定从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H叫做最小导向长度。如果导向长度过小，液压缸的初始挠度将增大，影响缸的稳定性，所以设计时要保证有一定的最小导向长度。一般的液压缸，最小导向长度H需满足以下要求（5-4）式中L——液压缸的最大行程，；D——液压缸的内径，。将L=630，D=125代入式（5-4），得==945.6密封圈和防尘圈的选择5.6.1密封圈的选择本设计中的密封装置采用O