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（2007屆）
本科生畢業(yè)設計
中型四柱式液壓機及液壓系統(tǒng)設計
學 院、系：
機 械 工 程 學 院
專 業(yè)：
機械設計制造及其自動化
學 生 姓 名：
彭 勇
班 級：
03-4班
學號 0340510412
指導教師姓名：
羅中平
職稱 教 授
最終評定成績
2007 年 6月
湖南工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計
中型四柱式液壓機及液壓系統(tǒng)設計
院 （系）： 機 械 工 程 學 院
專 業(yè)：機械設計制造及其自動化
學 號： 0340510412
學生姓名： 彭 勇
指導教師：羅 中 平 職稱：教 授
2007 年 6月
摘 要
Ⅰ
本設計為中型四柱式液壓機，主機最大工作負載設計為2000KN。主機主要由上梁、導柱、工作臺、移動橫梁、主缸、頂出缸等組成。本文重點介紹了液壓系統(tǒng)的設計。通過具體的參數(shù)計算及工況分析，制定總體的控制方案。經(jīng)方案對比之后，擬定液壓控制系統(tǒng)原理圖。液壓系統(tǒng)選用插裝閥集成控制系統(tǒng)，插裝閥集成控制系統(tǒng)具有密封性好，通流能力大，壓力損失小等特點。為解決主缸快進時供油不足的問題，主機頂部設置補油油箱進行補油。主缸的速度換接與安全行程限制通過行程開關來控制；為了保證工件的成型質(zhì)量，液壓系統(tǒng)中設置保壓回路，通過保壓使工件穩(wěn)定成型；為了防止產(chǎn)生液壓沖擊，系統(tǒng)中設有泄壓回路，確保設備安全穩(wěn)定的工作。此外，本文對液壓站進行了總體布局設計，對重要液壓元件進行了結(jié)構(gòu)、外形、工藝設計，對主機、電氣控制系統(tǒng)進行了簡要設計。
通過液壓系統(tǒng)壓力損失和溫升的驗算，本文液壓系統(tǒng)的設計可以滿足液壓機順序循環(huán)的動作要求，能夠?qū)崿F(xiàn)塑性材料的鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲等成型加工工藝。
關鍵詞：液壓系統(tǒng)；液壓機；畢業(yè)設計
湖南工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計
ABSTRACT
This paper design for the medium frame of hydraulic machines, the mainframe’s largest work load design for 2000KN. Mainframe mainly by the beam、guided、worktable、mobile beams、master cylinder、cylinder head out of components etc. This paper focuses on the hydraulic system design. Through specific parameters and hydraulic mechanic situation analyzes, formulation of a master control program. By contrast, developed hydraulic control system diagram.Hydraulic systems use cartridge valve integrated control system, integrated cartridge valve control system has good sealing, flow capacity, small pressure loss characteristics etc. To solve the master cylinder express entered the shortage of oil supply in the top of the mainframe installed oil tank. Master cylinder for the speed of access restrictions and security through the trip exchanging to control switches.To ensure the quality of the work-piece molding, in the hydraulic system installed packing loop through packing work-piece stability molding; To prevent hydraulic shocks, pressure relief system with a loop to ensure that this equipment can be a safe and stable work. In addition, the paper hydraulic station on the overall layout of the key components of the hydraulic structure、shape、technique for a specific design.
By the loss of hydraulic system pressure and temperature checked. Hydraulic system is designed to meet the hydraulic action sequence and cycle requirements can be achieved by forging plastic materials, stamping, cold extrusion, straightening, bending, and other molding processes.
Keywords: Hydraulic System ；Hydraulic Pressure machine；Graduation design
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 液壓機現(xiàn)狀概要 1
1.2 本文擬達到的要求 2
第2章 四柱液壓機總體方案設計 3
2.1 四柱液壓機主要設計參數(shù) 3
2.2 四柱液壓機工作原理分析 3
2.2.1 四柱液壓機的基本組成 3
2.2.2 四柱液壓機的工作原理 4
2.3 四柱液壓機工藝方案設計 6
2.4 四柱液壓機總體布局方案設計 6
2.5 四柱液壓機零部件設計 7
2.5.1 主機載荷分析 7
2.5.2 主機工作臺設計 10
2.5.3 控制臺設計 10
第3章 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 10
3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述 11
3.2 液壓系統(tǒng)設計要求 11
3.2.1 液壓機負載確定 11
3.2.2 液壓機主缸工藝過程分析 12
3.2.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù) 12
3.3 液壓系統(tǒng)設計 12
3.3.1 液壓機主缸工況分析 12
3.3.2 液壓機頂出缸工況分析 15
3.3.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 16
3.3.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算 21
3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計 28
3.4.1 液壓機主缸設計 28
3.4.2 液壓機頂出缸設計 32
3.4.3 液壓油管設計 33
3.4.4 液壓油箱設計 35
3.5 液壓站布局設計 36
3.5.1 液壓站設計需要考慮的問題 36
3.5.2 液壓站的結(jié)構(gòu)設計 36
3.6 液壓系統(tǒng)安全、穩(wěn)定性驗算 37
3.6.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 37
3.6.2 液壓系統(tǒng)溫升驗算 41
第4章 四柱液壓機電氣系統(tǒng)設計 42
4.1 電氣控制概述 42
4.2 四柱液壓機電氣控制方案 42
4.2.1 四柱液壓機電氣控制方式選擇 42
4.2.2 電氣控制要求與總體控制方案 42
4.3 四柱液壓電氣控制電路設計 43
4.3.1 四柱液壓機主電路設計 43
4.3.2 四柱液壓機控制電路設計 43
4.3.3 電氣控制過程分析 45
第5章 四柱液壓機安裝調(diào)試和維護 46
5.1 四柱液壓機的安裝 47
5.2 四柱液壓機的調(diào)試 47
5.3 四柱液壓機的保養(yǎng)維護 47
結(jié)論 48
參考文獻 49
致謝 51
附錄1 52
附錄2 53
55
第1章 緒 論
1.1液壓機現(xiàn)狀概要
液壓傳動技術發(fā)展到今天已經(jīng)有了較為完善、成熟的理論和實踐基礎。液壓傳動技術與傳統(tǒng)的機械傳動相比，操作方便簡單，調(diào)速范圍廣，很容易實現(xiàn)直線運動并且還具有自動過載保護功能。液壓傳動容易實現(xiàn)自動化操作，采用電液聯(lián)合控制后，可以實現(xiàn)更高程度的自動控制以及遠程遙控。由于液壓傳動的工作介質(zhì)是流體礦物油，有較大的沿程和局部阻力損失。當系統(tǒng)的工作壓力比較高時，還會產(chǎn)生比較大的泄漏，泄漏的礦物油將直接對環(huán)境造成污染，有時候還容易引起安全事故。油液受溫度的影響很大，因此液壓油不能在很高或很低的溫度條件下工作。由于液壓油的可壓縮性和泄漏，液壓傳動不能保證恒定的傳動比和很高的傳動精度，這是液壓傳動的最大不足之處。此外，液壓傳動的故障排除不如機械傳動、電氣傳動那樣容易，因而對使用和維護人員有較高的技術水平要求。雖然液壓傳動存在這些缺陷，但總體上優(yōu)點還是蓋過了缺點，因而應用還是很廣泛。
液壓機自19世紀問世以來得到了很快的發(fā)展，在工業(yè)生產(chǎn)中已經(jīng)有了廣泛的應用，成了產(chǎn)品壓力加工成型不可或缺的機械設備。隨著科學技術的日新月異，電子技術、液壓技術的不斷成熟，液壓機也得到了更進一步的發(fā)展。到目前為止，液壓機的最大公稱壓力已經(jīng)達到了750MN，控制技術也由原來傳統(tǒng)的繼電器控制變?yōu)榭删幊炭刂破骱凸I(yè)計算機控制，這使液壓機的運行平穩(wěn)性、控制精度、產(chǎn)品質(zhì)量有了保證，同時生產(chǎn)效率得到了很大的提高。
液壓機加工與傳統(tǒng)機械加工相比屬于無屑加工，應用范圍廣泛，一般用于塑性材料的冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸等。此外液壓機還用于粉末冶金、翻邊、壓裝等產(chǎn)品的成型加工工藝。液壓機還能實現(xiàn)復雜工件和不對稱工件的加工，產(chǎn)品廢品率較低。液壓機根據(jù)加工工件的不同性質(zhì)，還可進行適當?shù)膲毫π谐陶{(diào)整，滿足產(chǎn)品的加工要求。液壓機主要由主機、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)三部分組成。液壓機的整個工作過程的實現(xiàn)，首先是由電氣系統(tǒng)來控制液壓系統(tǒng)，然后再由液壓系統(tǒng)控制主機主缸和頂出缸的順序動作?？偟膩碚f，液壓機操作簡單，維護方便。
雖然液壓機目前應用十分廣泛，但是潛在的問題還很多。液壓機屬于高壓工作設備,進行壓力加工時,隨著壓力的不斷升高泄漏也會不斷增大,這樣不利于保證零件的加工精度，同時還會對環(huán)境造成污染。除此之外，液壓機還存在如下缺陷，液壓機壓力加工完成后，卸壓時存在很大的液壓沖擊，這樣對液壓元件及其它設備損害很大；按下啟動按鈕后，動作靈敏性不及電氣控制；液壓機出現(xiàn)故障不能夠正常工作，故障不容易及時找到并排除，給維護帶來了一定的技術難題和不便；液壓機工作時產(chǎn)生的液壓沖擊、氣蝕等現(xiàn)象，會縮短液壓元件的使用壽命。
為了催生更大的生產(chǎn)力，液壓機的設計需要改進。液壓油路設計、控制系統(tǒng)的優(yōu)化設計將是液壓機今后值得研究的方向。
（1）油路設計方面
為了防止泄油和外界的污染，液壓機油路的設計趨于集成化、封閉循環(huán)式，這樣可以延長設備的使用壽命。除此之外，液壓元件設計盡量標準化，集成化。集成液壓系統(tǒng)減少了管路連接，可以降低泄漏和污染。液壓元件的標準化給維護帶來了方便。
（2）控制系統(tǒng)方面
液壓機屬于高壓設備，控制系統(tǒng)除控制設備安全可靠的工作之外，還應該讓控制精度變得更高，人機交互變得更簡單，操作更方便，自動化、高速化、智能化程度更好。
綜上所述，液壓機的發(fā)展促進了生產(chǎn)力的發(fā)展。伴隨著電氣控制技術、液壓傳動技術的不斷發(fā)展，液壓機的自動化程度、加工精度將進一步得到提高，實現(xiàn)智能化控制。
1.2本文擬達到的要求
（1）液壓機總體方案設計，其中包括主機的結(jié)構(gòu)設計和工藝設計、零部件的結(jié)構(gòu)設計和工藝設計、部件裝配方案設計；
（2）通過液壓系統(tǒng)總體設計方案的對比，確定合理的液壓系統(tǒng)設計方案。主要包括液壓系統(tǒng)原理圖設計、液壓元件結(jié)構(gòu)、工藝設計、液壓站總體布局設計；
（3）電氣控制系統(tǒng)設計，包括主電路和控制電路電路圖設計；
（4）設計方案確定時，必須考慮選用什么樣的制造材料，達到什么樣的表面加工質(zhì)量，采用什么樣的機械加工設備，選擇什么樣的熱處理方式等；
（5）整個設備滿足拆裝方便，運輸方便的要求；
（6）四柱液壓機能夠準確完成如下工作循環(huán)：主缸活塞滑塊快速下行、主缸活塞滑塊慢速加壓、主缸保壓、主缸卸壓、主缸活塞滑塊回程、頂出缸頂出、頂出缸退回等；
（7）設備達到總體布局合理，結(jié)構(gòu)緊湊、工作穩(wěn)定可靠、操作簡單、維護方便、環(huán)境污染小、工作的時候噪音低、自動化程度高等，能夠完成沖壓、冷擠、校直、彎曲、粉末冶金壓制成型、薄板拉伸、壓裝成型等加工工藝。
第2章 四柱液壓機總體設計
2.1四柱液壓機主要設計參數(shù)
（1）擬設計的四柱液壓機主要技術參數(shù)見表2.1
表2.1 液壓機技術參數(shù)
參 數(shù) 項
參 數(shù)
公稱力（最大負載）
2000KN
工進時液體最大工作壓力
25MPa
主缸回程力
400KN
頂出缸頂出力
350KN
主缸滑塊行程
700mm
頂出活塞行程
250mm
主缸滑塊距工作臺最大距離
1100mm
主缸滑塊快進速度
0.08m/s
主缸滑塊工進最大速度
0.006m/s
主缸快退速度
0.03m/s
頂出活塞頂出速度
0.02m/s
頂出活塞退回速度
0.05m/s
（2）四柱液壓機的主要功能
通過液壓傳動系統(tǒng)傳遞動力，完成零件的壓力成型加工。
（3）四柱液壓機的適用范圍
液壓機主要用于冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸、粉末冶金、翻邊、壓裝等成型工藝。
2.2 四柱液壓機工作原理分析
2.2.1 四柱液壓機的基本組成
四柱液壓機主要由主機、液壓控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)三部分組成。 其中主機包括工作臺、導柱、滑塊、上缸、頂出缸等結(jié)構(gòu)；液壓系統(tǒng)由控制元件、執(zhí)行元件、輔助元件、動力裝置、工作介質(zhì)等組成；電氣控制控制系統(tǒng)主要由繼電器、接觸器、按鈕、行程開關、電器控制柜等組成。
2.2.2 四柱液壓機的工作原理
（1）四柱液壓機主機組成簡圖2.1
1-滑塊 2-導柱 3-工作臺 4-安裝地基
5-頂出缸 6-主缸 7-上橫梁 8-輔助油箱
圖2.1 四柱液壓機主機組成簡圖
（2）四柱液壓機工作原理分析
四柱液壓機的動作順序通過電氣系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)控制，控制順序框圖如圖2.2。
圖2.2 四柱液壓機控制順序圖
從上面的控制順序框圖可以看出，液壓機的工作原理由電氣控制系統(tǒng)控制液壓系統(tǒng)，液壓控制系統(tǒng)再控制主機工作，主機動作觸及行程開關，將信號反饋給電氣控制系統(tǒng)，實現(xiàn)循環(huán)控制。
（3）四柱液壓機工作循環(huán)分析
四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3所示。
圖2.3 四柱液壓機工作循環(huán)圖
四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3（a），滑塊在自重的作用下快速下行，碰到行程開關后由快進變?yōu)楣みM，隨后進行加壓、保壓。保壓時間完成后，滑塊快速回程，直到回到原來的位置，停止運動；圖2.3（b）表示頂出缸的工作循環(huán)過程，主缸快進、工進、保壓、退回停止后，頂出缸才運動，將工件頂出。
2.3 四柱液壓機工藝方案設計
（1）控制方式的選擇
采用液壓系統(tǒng)與電氣系統(tǒng)相結(jié)合的控制方式。具有調(diào)整、手動、半自動三種工作方式，可實現(xiàn)定壓、定程兩種加工工藝；
（2）液壓系統(tǒng)：
液壓油路采用封閉式回路，供油方式選用變量泵供油，液壓控制元件采用插裝閥形式。針對液壓機快進時供油不足以及工進時的高壓特性，系統(tǒng)應設有補油和卸壓裝置；
（3）電氣控制：
采用繼電器、行程開關、接觸器、手動按鈕等元件進行手動、半自動控制；
（4）主機：
主機結(jié)構(gòu)形式采用“三梁四柱”的形式，主缸和頂出缸為執(zhí)行元件。
2.4 四柱液壓機總體布局方案設計
總體布局如圖2.4所示
1-主機 2-液壓油管 3-控制臺
4-插裝閥 5-液壓泵裝置 6-液壓油箱 7-電氣控制柜
圖2.4 四柱液壓機總體布局簡圖
圖2.4為液壓機整體布局簡圖，分為三個部分，即：主機、液壓系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)的所有部件都集中安裝在液壓油箱上，使液壓站布局結(jié)構(gòu)變得緊湊。電氣控制元件集中設計在電氣柜中。啟動、停止、快進、頂出、調(diào)整、等控制按鈕設置在控制臺上，方便及時操作。
2.5 四柱液壓機零部件設計
2.5.1 主機載荷分析
參考表2.1，四柱液壓機的最大工作負載為2000KN，主缸回程力為400KN，頂出缸頂出力為350KN。由于工作時的負載遠大于其它工況時的負載，因此在進行載荷設計時，取負載2000KN對液壓機進行受力計算。
液壓機結(jié)構(gòu)形式為“三梁四柱”式，工進加壓的負載作用在橫梁和導柱上，受載時橫梁受壓，導柱受拉，受力如圖2.5所示
F-負載 T-導柱拉力
圖2.5 橫梁、導柱受力圖
2.5.1.1 導柱設計
材料選擇：導柱在工作過程中主要承受拉力，材料必須具備較高的抗拉強度。導柱材料選擇45圓鋼，也可選用鍛件形式。
熱處理要求：導柱除了承受拉力之外，外圓柱表面與滑塊之間還存在摩擦力。為了減少導柱表面的磨損，通過表面熱處理提高表面硬度增加表面耐摩性?？偟臒崽幚砉に嚍檎{(diào)質(zhì)和表面淬火。
理論設計計算：
液壓機的最大負載約為2000kN，通過力傳遞后，最后由四根導柱承受2000kN的拉力，作用在每根導柱上的拉力為500kN。由許用拉應力公式(2.1)，可計算導柱的安全直徑D。
(2.1)
式中：
—許用應力；取45鋼=80～100MPa；
F—軸向拉力；
A—橫截面積。
即：
圓整后取導柱直徑D=90mm，為了防止四根導柱因瞬間的受力不均而被破壞，導柱直徑可適當加大，取D=110mm。
2.5.1.2 橫梁設計
材料選擇：橫梁工作時的受力為彎曲力，材料應具有一定的抗彎強度。選用45鋼，毛坯采用鍛件。
熱處理要求：橫梁進行調(diào)質(zhì)處理。
理論計算校核：
橫梁受力可以簡化為簡直梁,中間受載的情形，如圖2.6所示。
圖2.6 橫梁滑塊受力簡圖
初步確定橫梁的長、寬、高尺寸分別為1310、1045、575mm，截面為矩形。即：在負載作用下的剪力和彎矩如圖2.7所示。
圖2.7 (a) 剪力圖 (b) 彎矩圖
由彎矩圖2.7(b)可知，橫梁C點1—1截面彎矩最大，該截面是危險截面。為了保證橫梁能夠正常工作，必須對該截面進行強度校核。正應力計算公式為：
(2.2)
式中：
—最大彎曲正應力；
—最大彎矩；
—抗彎截面系數(shù)()。
矩形截面抗彎系數(shù)W計算公式為：
(2.3)
式中：
—矩形截面的寬；
—矩形截面的高。
即：
45鋼的彎曲許用應力[]=100MPa，而橫梁的最大彎曲應力=8.1MPa，遠小于材料的許用應力，經(jīng)過校核，設計尺寸滿足要求。
2.5.2 主機工作臺設計
液壓機工作臺主要受壓，由于工作臺不是很高，剛度要求可以滿足，因此在設計計算時只要進行抗壓強度的校核即可，校核過程從略。
材料選擇：工作臺主要受壓，材料選用鑄鋼45。
工藝要求： 機械加工時，工作臺表面做成T形槽，如圖2.8所示。
圖2.8 工作臺T形槽
2.5.3控制臺設計
材料選擇：控制臺主要用于安裝控制按鈕，不承受動載荷，強度要求不是很高，滿足使用要求即可，材料選用Q235A。
加工工藝：控制臺的制作加工采用焊接方式完成。
外形設計：控制臺外形尺寸設計應考慮操作方便。外形簡圖如圖2.9所示。
1-控制按鈕 2-控制面板 3-控制臺底座
圖2.9 液壓機控制臺外形簡圖
第3章 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計
3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述
科學技術迅猛發(fā)展的今天，液壓傳動技術隨之有了比較完善、成熟的理論基礎。目前液壓傳動技術正向著高壓、高速、大功率、高效、低噪音、經(jīng)久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。
（1）液壓傳動優(yōu)越性
1）液壓元件布局靈活；
2）液壓傳動操作控制方便，可實現(xiàn)無級調(diào)速；
3）液壓傳動容易實現(xiàn)直線傳動，可以進行自動過載保護；
4）液壓傳動采用電液控制相結(jié)合的控制方式，可實現(xiàn)自動化控制，還可實現(xiàn)遠程控制；
5）液壓系統(tǒng)中液壓元件的磨損比機械傳動小很多，液壓油除了作為傳動介質(zhì)外還起到了潤滑的作用，延長了液壓系統(tǒng)中液壓元件的使用壽命。
（2）液壓傳動不足
1）液壓傳動沿程、局部阻力損失比較大；
2）液壓傳動壓力高時泄漏較大，效率降低，處理不好油液還會對環(huán)境構(gòu)成污染；
3）液壓介質(zhì)的泄漏和可壓縮性使系統(tǒng)沒有嚴格的傳動比；
4）液壓傳動存在的液壓沖擊、氣蝕、困油現(xiàn)象影響了設備的安全工作和使用壽命；
5）液壓元件制造精度高，成本貴，系統(tǒng)故障不容易排除，維護技術成本高；
6）液壓系統(tǒng)工作環(huán)境受溫度影響較大，不宜在很高和很低的溫度條件下工作。
3.2 液壓系統(tǒng)設計要求
3.2.1 液壓機負載確定
參考四柱液壓機技術參數(shù)表2.1可知，液壓機的最大工作負載為2000KN，工進時液體最大壓力為25MPa,由此確定液壓機設計負載為2000KN型四柱液壓機。
3.2.2 液壓機主機工藝過程分析
壓制工件時主機的工藝過程：按下啟動按鈕后，主缸上腔進油，橫梁滑塊在自重作用下快速下行，此時會出現(xiàn)供油不足的情況，補油箱對上缸進行補油。觸擊快進轉(zhuǎn)為工進的行程開關后，橫梁滑塊工進，并對工件逐漸加壓。工件壓制完成后進入保壓階段，讓產(chǎn)品穩(wěn)定成型。保壓結(jié)束后，轉(zhuǎn)為主缸下腔進油，滑塊快速回程，直到原位后停止。橫梁滑塊停止運動后，頂出缸下腔進油，將工件頂出，工件頂出后，頂出缸上腔進油，快速退回。
3.2.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù)
液壓系統(tǒng)設計參數(shù)可參考表2.1
最大負載：2000KN； 工進時系統(tǒng)最大壓力：25MPa
主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN
主缸滑塊快進速度：0.08m/s； 主缸最大工進速度：0.006m/s
主缸回程速度：0.03m/s； 頂出缸頂出速度：0.02m/s
頂出缸回程速度：0.05m/s
3.3 液壓系統(tǒng)設計
3.3.1 液壓機主缸工況分析
3.3.1.1 主缸速度循環(huán)圖
根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)及表2.1中主缸滑塊行程為700mm，可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下：
圖3.1 主缸速度循環(huán)圖
3.3.1.2 主缸負載分析
液壓機啟動時，主缸上腔充油主缸快速下行，慣性負載隨之產(chǎn)生。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產(chǎn)生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)生的摩擦力會遠遠小于工作負載，計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工礦的負載分析，液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載，即：
F = Fw + Ff + Fa ( 3.1 )
式中：
F —液壓缸所受外負載；
Fw —工作負載；
Ff —滑塊與導柱、活塞與缸筒之間的摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力負載，啟動后為動摩擦力負載；
Fa —運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。
（1）慣性負載Fa計算
計算公式：
Fa = ( 3.2 )
式中：
G —運動部件重量；
g —重力加速度9.8m/；
—時間內(nèi)的速度變化量；
—加速或減速時間，一般情況取=0.01～0.5s。
查閱相同型號的四柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設計參數(shù)可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式3.2中。
即：
Fa = = 4898N
（2）摩擦負載Ff計算
滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載，啟動過后產(chǎn)生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。
（3）主缸負載F計算
將上述參數(shù)Fa = 4898N 、Fw = 2000000N代入公式3.1中。
即：
F = 2000000 + 4898 = 2004898N
3.3.1.3 主缸負載循環(huán)圖
（1）主缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.1
表3.1 主缸工作循環(huán)負載
工 作 循 環(huán)
外 負 載
啟 動
F = f靜 + Fa
≈5 KN
橫梁滑塊快速下行
F = f動
忽略不計
工 進
F = f動 + Fw
≈2000 KN
快速回程
F = f 回+ F背
≈400 KN
注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。
（2）主缸各階段負載循環(huán)如圖3.2
圖3.2 主缸負載循環(huán)圖
3.3.2 液壓機頂出缸工況分析
3.3.2.1 頂出缸速度循環(huán)圖
根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表2.1中頂出缸活塞行程為250mm，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下：
圖3.3 頂出缸速度循環(huán)圖
3.3.2.2 頂出缸負載分析
主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質(zhì)量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。將參數(shù)代入公式3.1計算頂出缸的最大負載。
即：
F = Fw = 350000N
式中：
Fw —頂出力；
3.3.2.3 頂出缸負載循環(huán)圖
（1）頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.2
表3.2 頂出缸工作循環(huán)負載
工 作 循 環(huán)
外 負 載
啟 動
F = F靜 + Fa
忽略不計
頂出缸頂出
F = = f 動 + Fw
≈350 KN
快速退回
F = f 動 + F背
≈8 KN
注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。
（2）頂出缸各階段負載循環(huán)如圖3.4
圖3.4 頂出缸負載循環(huán)圖
3.3.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定
3.3.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調(diào)速回路的選擇
液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率，可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮，液壓機采用變量泵供油，基本油路如圖3.5所示。
由于液壓機工況時的負載壓力會逐步增大，為了使液壓機處于安全的工作狀態(tài)，調(diào)速回路采用恒功率變量泵調(diào)速回路。當負載壓力增大時，泵的排量會自動跟著減小，保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù)，即：功率恒定，如圖3.6所示。
1-液壓缸 2-油箱 3-過濾器 4-變量泵 5-三位四通電磁換向閥
圖3.5 液壓機基本回路圖
圖3.6 恒功率曲線圖
3.3.3.2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇
液壓機加工零件的過程包括主缸的快進、工進、快退和頂出缸的頂出、快速回程。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結(jié)構(gòu)簡單、行程調(diào)節(jié)方便等特點，安裝也很容易。
3.3.3.3 液壓系統(tǒng)原理圖
液壓系統(tǒng)采用插裝集成控制系統(tǒng)，該控制系統(tǒng)具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優(yōu)點。液壓機系統(tǒng)控制原理如圖3.7所示。
1、2、6、18、15、10、11-先導溢流閥 1S、2S、3S-行程開關 3、7-緩沖閥 14單向閥
4、5、8、9、12、13、16、17、19、20-電磁換向閥 21-補油郵箱 22-充液閥 23、24-液壓缸 25壓力表 F1、F2、F3、F4、F5、F6、F7、F8、F9、F10-插裝閥 26-變量泵 27-過濾器 28、29、30、31梭閥
圖3.7 液壓機插裝閥控制系統(tǒng)原理圖
3.3.3.4 液壓系統(tǒng)控制過程分析
整個液壓控制系統(tǒng)包括五個插裝閥集成塊，插裝閥工作原理分析如下：
F1、F2組成進油調(diào)壓回路，其中F1為單向閥，用于防止系統(tǒng)中液壓油倒流回泵，F(xiàn)2的先導溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力，先導溢流閥1用于限制系統(tǒng)的最高壓力，緩沖閥3與電磁換向4用于液壓泵卸載和升壓緩沖；
F3、F4組成主缸23油液三通回路，先導溢流閥6是用于保證主缸的安全閥，緩沖閥7與電磁換向閥8用于主缸上腔卸壓緩沖；
F5、F6組成主缸下腔油液三通回路，先導溢流閥11用于調(diào)整主缸下腔的平衡壓力，先導溢流閥10為主缸下腔安全閥；
F7、F8組成頂出缸上腔油液三通回路，先導溢流閥15為頂出缸上腔安全閥，單向閥14用于頂出缸作液壓墊，活塞浮動時上腔補油；
F9、F10組成頂出缸下腔油液三通回路，先導溢流閥18為頂出缸下腔安全閥。
除此之外，進油主閥F3、F5、F7、F9的控制油路上都有一個壓力選擇梭閥，用于保證錐閥關閉可靠，防止反壓開啟。
3.3.3.5 液壓機執(zhí)行部件動作過程分析
液壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下：
（1）主缸
1）啟動——按下啟動按鈕，所有電磁鐵處于失電狀態(tài)，三位四通電磁閥4閥芯處于中位。插裝閥F2控制腔經(jīng)閥3、閥4與油箱接通，主閥開啟。液壓泵輸出的油液經(jīng)閥F2流回油箱，泵空載啟動。
2）主缸滑塊快速下行——電磁鐵1Y、3Y、6Y得電，這時插裝閥F2關閉，F(xiàn)3、F6開啟，泵向系統(tǒng)供油，輸出油液經(jīng)閥F1、F3進入主缸上腔。主缸下腔油液經(jīng)閥F6快速流回油箱。滑塊在自重作用下快速下行，這時會因為下行速度太快，泵的輸出流量來不及填充上腔而在上腔形成負壓。充液閥21打開，上部油箱對上腔進行補油，滑塊的快速下行。
3）滑塊減速下行——當滑塊行至一定位置觸動行程開關2S后，電磁鐵6Y失電，7Y得電，插裝閥F6控制腔先導溢流閥11接通，閥F6在閥11的調(diào)定壓力下溢流，主缸下腔會產(chǎn)生一定的背壓。主缸上腔的壓力這時會相應升高，充液閥21關閉。主缸上腔進油僅為泵的輸出流量，滑塊減速下行。
4）工進——當滑塊減速行進一段距離后接近工件，主缸上腔的壓力由壓制負載決定，主缸上腔的壓力會不斷升高，變量泵輸出流量會相應自動減少。當主缸上腔的壓力達到先導溢流閥2的調(diào)定壓力時，泵的輸出流量全部經(jīng)閥F2溢流，此時滑塊停止運動。
5）保壓——當主缸上腔的壓力達到所需要求的工作壓力后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵1Y 、3Y、7Y全部失電，閥F3、F6關閉。主缸上腔閉鎖，實現(xiàn)保壓，同時閥F2開啟，泵卸載。
6）主缸上腔泄壓——主缸上腔此時的壓力已經(jīng)很高，保壓一段時間后，時間繼電器發(fā)出電信號，電磁鐵4Y得電，閥F4控制腔通過緩沖閥7及電磁換向閥8與油箱接通，由于緩沖閥7的作用，閥F4緩慢開啟，主缸上腔實現(xiàn)無沖擊泄壓，保證設備處于安全工作狀態(tài)。
7）主缸回程——當主缸上腔的壓力降到一安全值后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵2Y、5Y、4Y、12Y得電，插裝閥F2關閉，閥F4、F5開啟，充液閥21開啟，壓力油經(jīng)閥F1、F5進入主缸下腔，主缸上腔油液經(jīng)充液閥21和閥F4分別流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。
8）主缸停止——當主缸回程到達上端點，觸擊行程開關1S，全部電磁鐵失電，閥F2開啟，泵卸載。閥F5將主缸下腔封閉，上滑塊停止運動。
（2）頂出缸
1）工件頂出——當主缸回程停止運動后，按下頂出按鈕，電磁鐵2Y、9Y、10Y得電，插裝閥F8、F9開啟，液壓油經(jīng)閥F1、F9進入頂出缸下腔，上腔油液經(jīng)閥F8流回油箱，工件頂出。
2）頂出缸退回——按下退回按鈕，電磁鐵9Y、10Y失電，電磁鐵2Y、8Y、11Y得電，插裝閥F7、F10開啟，液壓油經(jīng)閥F1、F7進入頂出缸上腔，下腔油液經(jīng)閥F10流回油箱，頂出缸回程。
（3）液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表
電磁鐵動作順序如表3.3
表3.3 液壓機液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表
執(zhí)行部件
工 況
1Y
2Y
3Y
4Y
5Y
6Y
7Y
8Y
9Y
10Y
11Y
12Y
主
缸
快速下行
+
+
+
工進、加壓
+
+
+
保 壓
泄 壓
+
回 程
+
+
+
+
停 止
頂
出
缸
頂 出
+
+
+
退 回
+
+
+
停 止
注：“+”表示電磁鐵處于得電狀態(tài)。
3.3.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算
3.3.4.1 液壓缸基本尺寸計算
（1）主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定
查表2-1 [1]并參考表2.1中設計參數(shù)，因液壓機的工作負載比較大，取主缸的工作壓力為P=25MPa。
計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由主缸負載圖3.2可知最大負載F=2000KN。查表2-3 [1]，由主缸工作壓力為25MPa選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率
ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖3.8所示。
圖3.8 液壓機主缸受力簡圖
由圖2.8可知
D= (3.3)
式中：
P1—液壓缸工作壓力；
P2—液壓缸回路背壓，對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計；
F—工作循環(huán)中最大負載；
ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = 0.9～0.95。
將參數(shù)代入公式（3.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑
即：
D=mm
≈327mm
查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。
即：
d=0.7D=0.7x327
≈229mm
同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=220mm。
經(jīng)過計算液壓機主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。
（2）頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定
頂出缸工作負載與主缸相比要小很多，查表2-1 [1],取頂出缸的工作壓力P=12MPa,
計算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由頂出缸負載圖3.4可知最大負載F=350KN。查表2-3 [1]，缸工作壓力為12MPa，選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率
ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖3.9所示。
圖3.9 液壓機頂出缸缸受力簡圖
將參數(shù)代入公式（3.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑
即：
D=mm
≈198mm
查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。
即：
d=0.7D=0.7x198
≈138mm
同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=140mm。
經(jīng)過計算液壓機頂出缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。
3.3.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算
（1）主缸所需流量計算
參考表2.1及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s，工進速度為0.006m/s，快速回程速度為0.03m/s，主缸內(nèi)徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。
由流量計算公式：
（3.4）
快進時：
=
≈385.8L/min
工進時：
=
≈28.8L/min
快退時：
=
≈76.2L/min
（2）頂出缸所需流量計算
參考表2.1及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s，快退速度為0.05m/s，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（3.4），即：
頂出時：
=
≈37.8L/min
快退時：
=
=48L/min
（3）液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇
1）泵工作壓力確定
實際工作過程中，液壓油在進油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為：
（3.5）
式中：
Pp—液壓泵最大工作壓力；
P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力；
—進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，取0.2～0.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.5～1.5MPa。
本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進油路中的壓力損失，取=0.5MPa。代入公式（3.5）可求得泵的工作壓力。
即：
通過計算，泵的工作壓力Pp=25.5MPa。該壓力是系統(tǒng)的靜壓力，而系統(tǒng)在各種工礦的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力有時會超過靜壓力。此外，為了延長設備的使用壽命，設備在設計時必須有一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此在選取泵的額定工作壓力Pn時，應滿足，取Pp=1.25。
即：
Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa≈31.9MPa
2）液壓泵最大流量計算
通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式(3.6)計算得到。
(3.6)
式中：
—液壓泵的最大流量；
KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，取KL=1.2；
—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài)，還應加上溢流閥的最小溢流量。
將參數(shù)代入公式（3.6）中，即：
≈463L/min
3）液壓泵規(guī)格選擇
查表5-17 [1]，根據(jù)泵的額定壓力，選取液壓泵的型號為：250YCY14-1B。
基本參數(shù)如下：
排量：250mm/r ； 額定壓力：32MPa ；
額定轉(zhuǎn)速：1000r/min ； 容積效率：92% ；
4）泵的流量驗算：
由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r×1000r/min=250L/min，而泵實際所需的最大流量=463L/min，液壓機出現(xiàn)供油不足，快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M，必須在液壓系統(tǒng)中設置補油油箱。
3.3.4.3 電動機的選擇
液壓機的執(zhí)行件有兩個，即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下：
P= (3.7)
式中：
P-電動機額定功率；
Pp-液壓泵的工作壓力；
-液壓泵的流量；
η-液壓泵的總效率，取η=0.7。
（1）主缸各工況功率計算
1）快進功率
主缸滑塊快進時，在自重作用下速度比較快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。
2）工進功率
由主缸負載循環(huán)圖3.2可及，工進時主缸最大負載為2000KN，無桿腔面積A=≈0.08㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（3.8）計算。
（3.8）
即：
將、=28.8L/min、η=0.7代入公式（3.7）中，求得工進功率為：
3）快退功率
由圖3.2可知，快退負載為400KN,，取進油回路壓力損失取P=0.5MPa，代入公式（3.8），求得泵的壓力。
即：
將、=76.2L/min、η=0.7代入公式（3.7）中，求得快退功率即為：
（2）頂出缸各工況功率計算
1）頂出功率
由頂出缸負載循環(huán)圖3.4可及，頂出時主缸最大負載為350KN，無桿腔面積A=≈0.032㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（3.8）計算。
即：
將、=37.8L/min、η=0.7代入公式（3.7）中，求得工進功率即為：
2）回程功率
頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。
（3）電動機額定功率及型號的確定
電動機額定功率的確定，應依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率，主缸工進時的功率最大，為17.5KW。
查表12-1 [2]，選取電動機型號為：Y180M-4。
其它技術參數(shù)為：額定功率：18.5KW ； 滿載轉(zhuǎn)速：1470r/min 。
3.3.4.4 液壓元件的選擇
通過液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算查閱液壓手冊，液壓元件選擇如表3.4所示：
表3.4 液壓元件明細表
序 號
液 壓 元 件 名 稱
元 件 型 號
額定流量（L/min）
1
溢 流 閥
YEF3-E25B
120
2
溢 流 閥
YEF3-E20B
120
4
電磁換向閥
34F3P-E16B
80
5
電磁換向閥
24F3-E16B
80
6
溢 流 閥
YEF3-E25B
120
8
電磁換向閥
24F3-E16B
80
9
電磁換向閥
24F3-E16B
80
10
溢 流 閥
YEF3-E25B
120
11
溢 流 閥
YEF3-E20B
120
12
電磁換向閥
34F3O-E16B
80
13
電磁換向閥
24F3-E16B
80
14
單向閥
AF3-Eb20B
100
15
溢 流 閥
YEF3-E25B
120
16
電磁換向閥
24F3-E16B
80
17
電磁換向閥
24F3-E16B
80
18
溢 流 閥
YEF3-E25B
120
19
電磁換向閥
24F3-E16B
80
20
電磁換向閥
24F3-E16B
80
22
充液閥
YAF3-Ea20B
150
25
壓力表
KF3E6L
240
26
變量泵
250YCY14-1B
250
27
過濾器
WU-250X180F
250
3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計
3.4.1 液壓機主缸設計
通過3.3.4.1 液壓缸基本尺寸的計算，可及主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進行具體設計。
（1）主缸缸體材料選擇及技術要求
液壓缸的結(jié)構(gòu)形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼（ZG25、ZG35）、高強度鑄鐵、灰鑄鐵（HT200、HT350）、無縫鋼管（20、30、45）等。對于負載大的機械設備缸體材料一般選用無縫鋼管制造，主缸缸體材料選用無縫鋼管45。
液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用6H級精度。
（2）主缸壁厚的確定
壁厚計算公式如下：
（3.9）
式中：
δ—液壓缸壁厚（m）；
D—液壓缸內(nèi)徑（m）；
—實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍；
[σ]—缸筒材料的許用應力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。
主缸壁厚δ計算，將D=0.32m ；[σ]= 110MPa ；=1.4×25.5MPa=35.7MPa代入公式（2.9）中，即：
液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下：
D外≥D＋2δ (3.10)
將參數(shù)代入公式（3.10），即：
D外≥0.32m＋0.104m＝0.426m
外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外＝430mm。
（3）主缸缸蓋材料、厚度的確定
缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下：
（3.11）
式中：
t—缸蓋的有效厚度(m)；
—缸蓋止口直徑；
[σ]—缸蓋材料許用應力。
即：
圓整后取缸蓋厚度t=60mm。
（4）主缸最小導向長度的確定
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離稱為最小導向長度，用H表示。如果導向長度太小，會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定工作。一般而言，液壓缸的最小導向長度應該滿足如下要求：
(3.12)
導向長度如圖3.10所示
圖3.10 主缸導向長度簡圖
式中：
L—液壓缸的最大行程；
D—液壓缸的內(nèi)徑。
由表1.1可知主缸的最大行程H=700mm，液壓缸內(nèi)徑D=320mm代入公式（3.12）中，求主缸的最小導向長度。
即：
為了保證最小導向長度H，不應過分增大和B的大小，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導向長度。隔套的長度C可有公式（3.13）求得，即：
(3.13)
式中：
B—活塞的寬度，一般取B=（0.6～1.0）D；
—缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑的不同有不同的