毕业论文定稿-汽车升降尾板的结构设计

I宁XX 大学毕 业 设 计 (论 文 )汽车升降尾板的结构设计所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要本文介绍了汽车升降尾板国内形势和发展趋势，从系统设计，系统的分析和设计的主线出发，突出整体设计的机械系统动力学探索体系统动力学建模技术集成分析系统控制和其他问题明确的选择和确定具体的执行机构，所述数学模型，通过产生机构尺寸控制和调整的模型参数的模型表示出来的特性的基础上，在此项目中的焦点一系列经过反复探索，展示了最终建立有针对性的方法，使用相结合的理论分析比喻是更方便的解决方案处理车辆液压升降调节器设计问题。本文介绍了平面连杆机构介绍的方法求解最优设计方法和工程设计问题，基于对车辆的汽车升降尾板降驱动力分析的一般过程，一般设计时要考虑清楚在体内的主要因素模拟的数学模型，提供了可靠的基础，该模型通过建立机构有权确定目标函数，以确定运行的计算机优化程序，用于车辆装卸过程中的制约是完整的液压升降调节器优化设计结果，以证明使用此测试平台的可靠性，通过实验计算出的值与实际测量值的比较分析证实，该计算值是可靠的方式获得的，通过改变一些参数的优化结果和在同一时间存在致动器考虑液压控制系统的影响因素，以调整和完善执行机构应确定。本液压系统以传递动力为主，保证足够的动力是其基本要求。另外，还要考虑系统的稳定性、可靠性、可维护性、安全性及效率。其中稳定是指系统工作时的运动平稳性及系统性能的稳定性(如环境温度对油液的影响等因素)。可靠性是指系统不因意外的原因而无法工作(如油管破裂、无电等情况)。可维护性是指系统尽可能简单，元件尽可能选标准件，结构上尽可能使维护方便安全性是指不因液压系统的故障导致后车厢盖的其它事故效率是指液压系统的各种能量损失尽可能的小。上述要求中，除满足系统的动力要求外，最重要的是保证系统的安全性和可靠性。关键词：液压系统，升降机构IIIAbstractThis article describes the car handling hydraulic lifts domestic situation and development trend , this departure from the system design to system analysis and design of the main line , highlighting the overall design of the mechanical system dynamics to explore body system dynamics modeling techniques integrated analysis system control and other issues clear choices and determine the specific implementing agency is the focus of this project on the basis of the characteristics of the actuator according to the actuator models that come out with the same mathematical model to control and adjust the model parameters through generating mechanism dimension series after repeated exploration demonstrated the eventual establishment of a targeted approach using a combination of theoretical analysis analogy is more convenient solution to vehicle handling hydraulic lift actuator design problems.This paper introduces the general design of planar linkage overview of the methods for solving the optimal design methods and the general process of engineering design problems Based on vehicle handling hydraulic lift actuator force analysis made clear in the body of the main factors to consider when modeling a mathematical model for the right to provide a reliable basis for the model through the establishment of institutions to determine the objective function to determine the constraints running computer optimization procedures for vehicle loading and unloading process is complete hydraulic lift actuator optimal design results in order to prove the reliability of this test platform for the use of existing by changing some parameters of the optimization results for the calculated value by experiments and the actual measured value obtained by comparative analysis confirmed that this calculated value is reliable and at the same time that the actuator should be determined considering the influence factors of the hydraulic control system to adjust and improve executive body。The hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system.Keywords: hydraulic system, lifting mechanism详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 .IIAbstractIII目 录 .V第 1 章 绪论11.1 课题研究的目的 .11.2 研究现状 11.3 本课题的研究内容 2第 2 章 汽车升降尾板机构方案分析32.1 方案一 32.2 方案二 .42.3 方案三 42.4 方案四 .52.5 方案确定 5第 3 章 汽车升降尾板机构机械结构设计73.1 汽车尾部参数 73.2 尾板尺寸设计 83.3 设计尺寸 93.4 机构运动分析 103.5 受力分析 133.6 液压原理图 15第 4 章 液压系统设计计算174.1 主液压缸的设计 174.2 副液压缸的设计 204.3 活塞的设计 224.4 导向套的设计与计算 234.5 端盖和缸底的设计与计算 244.6 缸体长度的确定 26详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.7 缓冲装置的设计 264.8 排气装置 264.9 密封件的选用 284.10 防尘圈 304.11 液压缸的安装连接结构 31第 5 章 液压泵的参数计算32第 6 章 电动机的选择33第 7 章 液压元件的选择347.1 液压阀及过滤器的选择 347.2 油管的选择 357.3 油箱容积的确定 36第 8 章 验算液压系统性能368.1 压力损失的验算及泵压力的调整 368.2 液压系统的发热和温升验算 39总结41参考文献42致谢441第 1 章 绪论1.1 课题研究的目的20 世纪 60 年代以来，随着不断变化的社会运输需求，社会显著提高生产力水平，传统的处理方式已经无法满足人们的需求，也是货运物流的快速增长，货物装卸也将增加的量的大吨位货车或平板车，因为货物质量大，客舱地板离地面高，全国交通逐渐转移速度快，效率高，成本低，运输的发展方向已逐渐走向专业化方向。在此基础上，车辆装卸升降尾板是运输行业的快速发展的产物。它属于一种新型的运输和装卸工具，近年来在中国的大部分地区被广泛使用，如电信，铁路，航空，水利，电力，矿山，商业，军工等行业。汽车升降尾板，装卸货运汽车已经改变了一直使用的人工运输和处理方法，不仅提高了工作效率，而且还节省了大量的人力消耗，减轻劳动强度。车辆尾部升力是安装在车辆后部的卡车和各种密封液压装卸设备，可用于装卸货物，同时也作为一个箱式货车挡板，所谓的汽车尾板。设备汽车的自己的电池为动力源，或手动叉车，通过简单的操作，您可以轻松地完成数万吨货物装卸业务，它具有结构紧凑，操作范围，高效率，低人类消耗，减轻劳动强度，安全可靠，可广泛用于在运输车辆的装载和卸载操作。1.2 研究现状目前生产的汽车升降尾板企业主要是瑞典 ZEPRO 公司，东莞，广东省达机械制造有限公司，有限公司，深圳市凯卓立液压设备有限公司，广东省，陕西省汉中市汽车液压尾门有限责任公司。随着生产力水平的不断提高，这些产品将逐渐被广泛推广和应用。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763研究意义：许多邮局站平台，由于建设较早，受到很多限制现在适应装载运输车辆装卸作业，结果每次装卸必须完成由少数人走到一起，随着经济的的不断发展，电子邮件和包裹量的不断增加，货物处理越来越困难。如果使用自动化设备来代替人力搬运和运输，既要加快装卸过程中，还通过简单的装卸作业，提高经济效益，汽车液压升降，能够成功地完成了装载和卸载工作大大提高了装卸和运输条件，提高工作效率，减轻了劳动强度，节省了大量的人力资源的枯竭，而且安全可靠。由于该设备是易于使用，简单的结构，可安装在任何卡车和拖车的尾部，所以。超市配送中心的空军货物运输，金融运输，物流及运输，以及个体运输等领域具有很大的市场前景。车辆尾部升力一个三角形，采用四连杆机构，实现装卸货物的升降平台。车辆尾部升力结构简单，操作方便，安全，可靠，噪音低。因此，本课题的研究具有现实意义。1.3 本课题的研究内容包括汽车升降尾板机械的设计和功能原理的机械设计和筛选方案。从动力源，驱动机构驱动模式，执行机构，整个系统的总体规划，解决机构系统建模，动态综合分析，系统控制等问题。为了确保货物的安全，尾板，在操作过程中保持稳定。的功率的机制横梁伸缩缸，同时考虑到隔室结构，燃料箱应安装在底盘下面，在车厢内。升降尾板的工作流程：装载的货物 - 载货电梯 - 卸载货物 - 行李箱盖关闭，因此，在吊装货物的过程中，栏板必须保持水平平移，否则，货物可能是从下跌的尾板被损坏。此外，在各种因素的影响，产品的设计必须满足以下要求：（1）尾板举升过程保持水平；详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（2）尾板在完成举升后可与车厢自动合拢；（3）尾板举升速度适中（80mm/sec 左右） ，举升下降平稳；（4）尾板合拢角速度适中（10/sec 左右） ，且合拢展开平稳；（5）最大起重量为 0.5T； （6）举升机构的最小传动角 min40；（7）举升、合拢所用动力部件采用伸缩油缸； （8）油缸应安装在车厢下面；（9）油缸承受最大载荷适中；（10）尾板要便于安装。第 2 章 汽车升降尾板机构方案分析2.1 方案一采用齿轮齿条机构详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图2-1 齿轮齿条机构优点：升降距离可精确控制，运行平稳；缺点：因此该机构不宜进行较大距离升降，否则会影响行车（整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上） 。2.2 方案二采用曲柄滑块机构图2-2 曲柄滑块机构优点：结构简单，运行平稳，无冲击；缺点：与导杆机构一样，安装于车厢底部后不利行车，因此也不可用。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632.3 方案三采用导杆机构图2-3 导杆机构优点：构件少，结构简单，因此成本较低，易于实现；缺点：由于整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上，因此该垂直升降式导杆机构安装后不利行车，不可用。2.4 方案四 采用平行四边形机构图2-4 平行四边形机构优点：结构简单，运行平稳，可安装于车厢底部，不影响车辆的美观和行车；缺点：构件较多，安装时部分车辆可能需对尾部进行一定的改装。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632.5 方案确定考虑到车厢的具体结构和使用要求，机构的机架只能固定在汽车车厢下面的底盘上，此外，起升机构上升到上限位置时应与地面有一定距离以利于行车，尾板在举升过程中还应保持平稳，以保证货物的安全。通过对以上各机构优缺点的对比,现确定尾板平动采用平行四边形机构，考虑到尾板的合拢动作，需对其进行适当的改动，改动后结构简图如图2-5所示。图2-5 尾板机构简图该机构采用伸缩式液压缸，其中，与上部连杆形成转动副的液压缸用于举升，另一个液压缸用于尾板的合拢。连杆与关门缸构成平行四边形机构，保证尾板的平动；液压缸的伸缩运动转化为连杆的摆动运动后，尾板升降较为平稳；该机构在竖直方向结构紧凑，在举升至上限位置时，机构最下端与地面仍有一段距离，不影响正常行车。因此，该机构满足设计要求。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图2-6 尾板机构工作图第 3 章 汽车升降尾板机构机械结构设计3.1 汽车尾部参数表 4.1 技 术 参 数 列 表车型 CQ1113T6F23G461驾驶室最高点距车架上翼面距离（mm）2056汽车底盘长（mm） 8208 驾驶室后围距前轴（mm） 508轴距（mm） 4600 外气管距前轴距离（mm） 752车架有效长度（mm）5578车架上平面离地高度（满载）（mm）1007车架外宽（mm） 1150 底盘整备质量（kg） 4080推荐货物重心（mm）890 底盘轴荷前轴/后轴（kg） 1680/2400车辆前悬/车架后悬（mm）1548/1800 底盘最大承载质量（kg） 7320详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763汽车底盘总高（mm）3060厂定最大设计总质量（kg）114003.2 尾板尺寸设计尾板的起始及终止位置如图 3-3 所示。由车体尺寸知，尾板举升高度为 420mm，取L1315mm，L 2171mm，A、E 两点高度差为 H3103mm，尾板外观厚度H0100mm。图 连杆尺寸及安装位置由图 4-3 可知，尾板在举升过程中，传动角 先增大后减小，故其最小值于起始或终止位置处取得。根据设计要求需使 40，当尾板位于最高位置时，H2（L 1+L2）cot min=300(mm) 当尾板位于起始位置时，tan= 0212012 )()(HL详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 tan38=0.62 1094)()20(222H由、得 475H 2715，故取 H2600mm.则杆 AC 长度 lAC=600/cos45=848(mm)。当尾板位于起始位置时，传动角arctan 0212012 )()(HLHarctan =65401694)()(6022 当尾板位于终止位置时，由 L1+L2H2 知传动角 4540，满足设计要求。3.3 设计尺寸取 lAG=2lAC/3=566mm，则举升缸 1 的本体长度（即活塞杆合拢时长度）最小值为L1= 57.3cos232HlAGAG 57.3cos10562062543.0(mm)举升缸 1 的行程为x1= 57.3cos2135cos232323 HlllHl AGAGAGAG= .106150660560=137(mm)关门缸 2 的本体长度为L2 848（mm）212)(LH260关门缸 2 的行程为x2= 21202120 )()()( LH详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763= 226070=141(mm)根据液压缸的本体长度、行程及市场常见规格取缸体直径为 800mm，活塞杆直径为30mm。3.4 机构运动分析位移分析由于尾板机构具有对称性，故只取一侧进行分析。而将举升连杆平移至与合拢连杆同平面并不改变其位移、速度、加速度特性，故为简便起见，将机构简图改画如图 5-1所示。图 5-1 尾板机构简图以 O 为坐标原点，建立如图所示坐标系，则 A(0,340)，B(0,240)，E(0,190)，C2(600,940)， D2(600,840)，点 C、D、G 的位移方程如下：举升过程中(73.57135)，C: cosin1ACClyx详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763D: cosin1BDlyxG： siAGl合拢过程中，只有 D 点位置继续变化，其位移方程如下：(090)cosyin x2DCl因为 ，故 ，保证了尾板在举升过程中处于平动状态。1BACl10DCDClyx速度分析各位移方程求导得各点相应速度方程如下：举升过程中(73.57135)，C: sinco1ACyxlvD: sic1BDyxlvG： sincoAGyxlv合拢过程中，(090)sinco2DCyxlv图描述了点 C1、D 1 在运动过程中沿 y 轴方向的速度变化情况。从图中可以看出，详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763举升过程中，点 C1、D 1 在竖直方向的速度始终保持相同，大小为 80100mm/s，并为缓慢的匀加速运动，实际应用较为理想。加速度分析对各速度方程求导得相应加速度方程如下：举升过程中(73.57135)，C: sincoscoi121ACACyxllaD: sincoscoi121BDBDyxllaG： sincoci2AGAGyxlla合拢过程中，(090)sincoscoin22DCDCyx lla通过以上对相关各点的位移、速度和加速度的分析，可以得出如下结论：（1）尾板在举升过程中始终保持平动。（2）竖直方向加速度较小且近乎恒定，水平方向加速度初始时较小，当尾板接近上限位置时加速度较大，但因加速时间较短，对速度影响不大，因此，从整体来看，尾板运行平稳。（3）尾板合拢速度适中，即合拢较为平稳。因此，机构在运动方向满足设计要求。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763由图 6-1 可知，整个起重尾板机构所受外力只有载荷 F2000N、重力 W 和三个铰链 A、B 、E处的支座反力。对于液压伸缩缸，只需根据活塞杆受力情况来确定其型号参数，因此，只需对关门缸活塞杆和举升缸活塞杆进行受力分析，而不用求解B、 E两个铰链处的支座反力。图 动力分析机构简图3.5 受力分析尾板受力图如图所示：尾板受力分析受力方程式： （尾板重力 =1930N）0DywCyCxFWwW举升缸活塞杆 EG 受力图如图 6-3 所示：详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 举升缸活塞杆受力分析受力方程式： （关门缸活塞杆重力 =20N）0GyExFjW举升连杆由杆 AC、AC、FF组成，杆 FF只起连接、支撑作用，为次要构件，无需做受力分析，而 AC、AC两杆因具有对称性，受力情况相同，故只取杆 AC 进行受力分析，其等效受力图如图 6-4 所示：图 举升连杆受力分析受力方程式： （连杆重力 =170N）021CylGyAyAxCxFWFlW由两个关门缸的对称分布可知，其活塞杆受力情况相同，现只取活塞杆 BD 进行受力分析，其受力图如图 6-5 所示：详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 关门缸活塞杆受力分析受力方程式： （关门缸活塞杆重力 =26N）0DyjByxFWjW从以上分析可以看出，举升缸活塞杆在举升货物至最高点时受力最大，为47476.2N；关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为 32350.3N；举升连杆也在货物到达最高点时受力最大，为 53350.8N。因以上三杆横截面积相同，均为，)(86.7043222mdA最大拉伸应力，)(4.586.70maxa MPaF尽管部分构件所受应力较大，但仍在较常用的钢材许用应力范围之内。因此，各杆受力合理，满足设计要求。3.6 液压原理图详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.油箱 2.液面计 3.空气滤清器 4.油滤 5.泵 6.电机 7.组合阀 8.换向阀 9.关门油缸 10.举升油缸 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 4 章 液压系统设计计算基本参数是汽车升降尾板的基本技术数据，是根据尾板的用途及结构类型来确定的，它反映了车载尾板工作能力及特点，也基本上上确定了尾板的轮廓尺寸及本体总质量等。4.1 举升液压缸的设计由于主液压缸的行程为 3m.主液压缸采用单作用柱塞式套缸，缸径较大，能提供很大载荷作用下的举升力，同时能够满足靠重力回落和撤收的要求。并且工作过程为快进工进快退三个过程的工作循环。液压缸的机械效率 95.0m由上节得到 举升缸活塞杆在举升货物至最高点时受力最大，为 47476.2N；关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为 32350.3N；工进时候的负载是最大的，1.工作压力 P=5.1Mpa2.液压缸内径的计算D= 10-3 PF4=0.101.5m=101.5mm查液压传动与控制手册经过标准化处理 D=100mm。详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763表 4.1 液压缸内径系列 mm8 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 5003.液压缸缸体厚度计算缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为 20、25、35、45 号钢的无缝钢管。在这几种材料中45 号钢的性能最为优良，所以这里选用 45 号钢作为缸体的材料。 2DPy式中， 实验压力，MPa。当液压缸额定压力 Pn 5.1MPa 时，Py=1.5Pn，当Py Pn 16MPa 时，Py=1.25Pn。 缸筒材料许用应力，N/mm 。 = ， 为材料的抗拉强度。2nb注：1.额定压力 Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=5.1MPa2.最高允许压力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 5.1=6.375MPa液压缸缸筒材料采用 45 钢，则抗拉强度： b=600MPa安全系数 n 按液压传动与控制手册P243 表 210，取 n=5。则许用应力 = =120MPab 2DPy详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763= 120375.6=2.66mm,满足 。所以液压缸厚度取 5mm。10D10则液压缸缸体外径为 110mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度 L 根据工作部件的行程长度确定。5. 活塞杆直径的设计查液压传动与控制手册根据杆径比 d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取 d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取 d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.7，即 d=0.7D=0.7100=70mm。表 4.2 活塞杆直径系列4 5 6 8 10 12 14 16 18 2022 25 28 32 36 40 45 50 56 6370 80 90 100 110 125 140 160 180 200220 250 280 320 360 400故取 d=70mm。2.活塞杆强度计算：56mm （4-4）mF150.18374d6式中 许用应力； （Q235 钢的抗拉强度为 375- MPa84nb500MPa，取 400MPa，为位安全系数取 5，即活塞杆的强度适中）详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633活塞杆的结构设计活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有 Y 形密封圈、U 形夹织物密封圈、O 形密封圈、V 形密封圈等 6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按 H9/f9 选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择 O 型密封圈。液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表 4-4 选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表 4-4 中的 a、b、c 选用。表 4-4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80） 625 50 80 100 125 160 200 250 320 400500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000表 4-4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80） 640 63 90 110 140 180220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 18002200 2800 3600表 4-4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80） 6240 260 300 340 380 420 480 530 600 650750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 21002400 2600 3000 3400 3800详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.2 关门液压缸的设计工作压力 P=5.1Mpa由上节得到关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为 32350.3N；液压缸内径的计算 D= 10-3 PF4=0.586m=56.6mm查液压传动与控制手册经过标准化处理 D=63mm。表 4.1 液压缸内径系列 mm8 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 5004.液压缸缸体厚度计算缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为 20、25、35、45 号钢的无缝钢管。在这几种材料中45 号钢的性能最为优良，所以这里选用 45 号钢作为缸体的材料。 2DPy式中， 实验压力，MPa。当液压缸额定压力 Pn 5.1MPa 时，Py=1.5Pn，当Py Pn 16MPa 时，Py=1.25Pn。 缸筒材料许用应力，N/mm 。 = ， 为材料的抗拉强度。2nb注：1.额定压力 Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=15.1MPa详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632.最高允许压力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 15.3=19.125MPa液压缸缸筒材料采用 45 钢，则抗拉强度： b=600MPa安全系数 n 按液压传动与控制手册P243 表 210，取 n=5。则许用应力 = =120MPab 2DPy= 10375.6=2.66mm,满足 。所以液压缸厚度取 5mm。10D10则液压缸缸体外径为 73mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度 L 根据工作部件的行程长度确定。从制造上考虑，一般液压缸的长度 L 不会大于液压缸直径的 20 到 30 倍。4.3 活塞的设计由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封） 、详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封） 、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括 O 形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小）、Y 形密封圈（用在 20Mpa 压力下、往复运动速度较高的液压缸密封） 、 形密封圈（耐xY高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代 Y 形密封圈） 、V 形密封圈（可用于 50Mpa 压力下，耐久性好，但摩擦阻力大） 。综合以上因素，考虑选用 O 型密封圈。4.4 导向套的设计与计算1.最小导向长度 H 的确定当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度 1。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为 L,缸筒直径为 D 时,最小导向长度为:（4-20LH5）一般导向套滑动面的长度 A，在缸径小于 80mm 时取 A=(0.61.0)D，当缸径大于80mm 时取 A=(0.61.0)d.。活塞宽度 B 取 B=(0.61.0)D。若导向长度 H 不够时,可在活塞杆上增加一个导向套 K(见图 4-1)来增加 H 值。隔套 K 的宽度 。)21BAC（