卧式钻床液压系统的设计(2).doc

如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流卧式钻床液压系统的设计(2)【精品文档】第 16 页北京理工大学珠海学院液压与液力课 程 设 计题 目：专用卧式钻床液压系统的设计学 院： 姓 名：学 号：指导教师：2012·澳门绪论液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素，是一门新的技术。上个世纪60年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机技术的发展，液压技术也得到了很大的发展，渗透到国民经济的各个领域之中，在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术也得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低消耗、经久耐用、高度集成化等方向发展；同时，新型液压元件的应用，液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得日益取得了显著的成果。应用液压技术的程度已成为衡量一个国家工业化水平的重要标志之一。正确合理地设计与使用液压系统，对于提高各类液压机械及装置的工作品质和经济性能具有重要意义。我国的液压工业开始于上个世纪50年代，其产品最初应用于机床和锻压设备，后来又用于拖拉机和工程机械。自1964年开始从国外引进液压元件生产技术，同时自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。目前，我国机械工业在认真消化、推广从国外引进的先进液压技术的同时，大力研制开发国产液压件新产品（如中高压齿轮泵、比例阀、叠加阀及新系列中高压阀等），加强产品质量的可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准和执行新的国家标准，合理调整产品结构，对一些性能差的不符合国家标准的液压件产品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液压传动技术在我国的应用与发展已经进入了一个崭新的历史阶段。专用卧式钻床的液压系统就是利用液压技术来控制动力滑台，并完成工件的定位、夹紧等。采用液压技术后，组合机床可以在较大的范围内进行无级调速，具有良好的换向性能，且能够实现自动工作循环，从而提高效率。随着液压技术的发展，它在机床上的应用必将不断地得到扩大和完善。目录第1章 方案分析及液压原理图的拟定21.1引言21.2液压系统的工作要求21.3计算液压缸外负载、绘制工作循环图31.4拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图41.4.1选择液压回路41.4.2绘制液压系统图7第2章 元件参数计算与选择72.1确定液压缸的主要参数82.1.1初选液压缸的工作压力82.1.2确定液压缸的主要结构参数82.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率82.2.1计算液压缸的工作压力82.2.2计算液压缸的输入功率92.3 选择液压泵92.4选择液压阀102.5液压阀调整参数的确定102.5.1流量阀的调整102.5.2选择辅助元件112.6 液压系统性能的验算12第3章 液压油缸的结构设计123.1引言123.2液压缸的主要尺寸的设计计算133.2.1液压缸主要尺寸的确定123.2.2液压缸壁厚和外径的计算123.2.3液压缸工作行程的确定133.2.4缸盖厚度的确定133.2.5最小导向长度的确定143.2.6缸体长度的确定143.3液压缸的结构设计143.3.1缸筒与缸盖的连接形式153.3.2活塞153.3.3缸筒163.3.4缓冲装置163.3.5后缸盖163.3.6前缸盖及与活塞杆的密封、防尘173.3.7活塞杆17结束语19感谢词20参考文献21摘 要组合机床是由通用部件和某些专用部件所组成的高效率和自动化程度较高的专用机床。它能完成钻、镗、铣、刮端面、倒角、攻螺纹、等加工和工件的转位、定位、夹紧、输送等动作。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部件和辅助部件五类。动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑台。 专用卧式钻床的液压系统是用来控制液压动力滑台的，通过动力滑台来实现组合机床的各个动作从而完成工件的加工。液压系统中有一个液压缸。该系统中采用标准液压动力滑台（HY40A-1），自动化程度高，定位、夹紧均有液压系统实现，进行工作进给的左右滑台也可同时实现工作循环。关键词：组合机床、高效率、自动化、动力滑台、液压系统、阀门第1章 方案分析及液压原理图的拟定1.1引言动力滑台是组合机床用来实现进给运动的通用部件，配置动力头和主轴箱后可以对工件完成各种孔加工、端面加工等工序。液压动力滑台用液压缸驱动，可实现多种进给工作循环。对液压动力滑台液压系统的性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，系统效率高，发热少。1.2液压系统的工作要求为了能够使机床工作平稳，便于实现自动化和简化设计制造过程，可采用标准液压动力滑台。根据切削力与工作行程等情况，左右滑台均选用HY40A-1型液压动力滑台，左右滑台（包括主轴动力箱等部件在内）重约20103N，滑台的动作循环为：快速前进接近工件，然后按工作进给速度钻孔，由于被加工上有不通孔，故加工到位碰挡铁，以保证行程终点的精度，接着快速退回到原位，最后自动停止，左右滑台的动作循环如图1.1所示。图1-1 液压滑台动作循环图为了便于机床自动化和产生足够的夹紧力，工件的定位夹紧也用液压实现。而工件的定位夹紧和动力滑台的运动三者之间必须按照一定的顺序进行，也就是说，应先定位，然后在夹紧，然后两动力滑台作自动循环，最后松开工件和退出定位销，以便运输带装入第二个工件。为了提高生产率，左右滑台同时实现工作循环，这就要求系统能防止相互干扰。1.3计算液压缸外负载、绘制工作循环图液压缸在工作过程各阶段的负载为：启动阶段：F=fSG=0.215103=3000N加速阶段：F=fdG+=0.115103+=2902.72903N快进阶段：F= fdG=0.115103=1500N工进阶段：总负载=工作负载+切削力，所以F=1500+14000=15500N快退阶段：F=fdG+=0.115103+=2902.72903N液压缸在各运动阶段的负载情况如表1.1所示表1-1 液压缸负载工况左滑台液压缸右滑台液压缸负载F（N）推力F/(N)负载F（N）推力F/(N)启动3000333330003333加速2903322629033226快进1500166715001667工进15500172221550017222快退2903322629033226注:表中取液压缸的机械效率=0.9绘制液压缸负载、速度循环图（左滑台），如图1.2所示。图1-2 液压缸负载、速度循环图（左滑台）1.4拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图1.4.1选择液压回路（1）调速与速度换接回路这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速方式，由于钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定，采用调速阀进口节流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀，分析液压缸的V-L曲线可知，滑台由快进转工进时，速度变化较大，选用行程阀换接速度，以减小压力冲击。如图1-3所示。图1-3 调速与速度换接回路考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低，而在快进、快退时负载较小，速度较高，从节省能量，减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供油回路。由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以只能选用双泵供油回路。小流量泵提供高压油，供两滑台工作进给用（也供定位夹紧用），低压大流量泵以实现两滑台快速运动。为两系统（左滑台系统与右滑台系统）工作互不干扰，小泵高压油分别经一节流阀进入各自系统，大泵低压油分别经一单向阀进入各自系统。（2）换向回路此机床快进时采用液压缸差动连接方式，使其快速往返运动，即快进、快退速度基本相等。滑台在由停止转快进，工进完毕转快退等换向中，速度变化较大，为了保证换向平稳，采用有电液换向阀的换向回路，由于液压缸采用了差动连接，电液换向阀宜采用三位五通阀，为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位机能O型。快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且又不允许经背压阀流回油箱。转为工进后进油路与回油路则要隔开，回油则经背压阀流回油箱，故须在换向阀处、在进、回路连通的油路上增加一单向阀，在背压阀后增加一液控顺序阀，其控制油与进入换向阀的压力油连通，于是快进时液压缸的回油被液控顺序阀切断（快进空行程为低压，此阀打不开），只有经单向阀与进油汇合，转工进后（行程阀断路），由于调速阀的作用，系统压力升高，液控顺序阀打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时，单向阀将回油路切断，确保液压系统形成高压，以便液压缸正常工作。绘出该部分回路图。如图1-4所示。图1-4 换向回路（3）压力控制回路高压小流量泵与低压大流量泵各设一溢流阀调压，工进时只有小流量泵供油，大流量泵则可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完毕，输送带即将装入第二个工件之瞬刻，才处于不工作状态，其间断时间甚短，故不必让其卸荷，绘出双泵油源及压力控制回路图。如图1-5所示。图1-5 压力控制回路（4）行程终点的控制由于机床需加工不通孔，工作部件对终点的位置精度有一定的要求，因此采用死挡铁停留，并可通过压力继电器发出换向信号。1.4.2绘制液压系统图将上述各回路组合在一起话一幅总体的系统图，如附图所示。第2章 元件参数计算与选择2.1确定液压缸的主要参数2.1.1初选液压缸的工作压力已知液压缸负载值最大为15500N,查参考文献1表9-3、9-4并参考同类型组合机床，取液压缸工作压力为3.5，为中低压液压系统。2.1.2确定液压缸的主要结构参数由第1分析章可知液压缸最大推力为工进阶段时且为17222N，则D=79.2mm查参考文献3表2-4液压缸内径尺寸系列（GB/T2348-80），将以上计算值圆整为标准直径，取D=80mm为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则d=0.7D。所以 d=0.7D=0.7×8056mm。同样按参考文献3表2-5活塞杆直径系列（GB/T2348-80）圆整成标准系列活塞杆直径。取d=56mm。由D=80mm,d=56mm算出液压缸无杆腔有效作用面积为A1=50.25mm2,有杆腔有效作用面积为A2=25.7mm2。工进时采用调速阀，查产品样本，调速阀最小稳定流量=0.05,因最小工进速度=0.051,则 mm2=9.8<A2<A1故能满足低速稳定性要求。2.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率2.2.1计算液压缸的工作压力根据参考文献执行元件背压的估计值，本系统的背压值估计可在0.50.8范围内选取，故暂定：工进时，0.8，快速运动时，0.5，液压缸在工作循环各阶段的工作压力 即可按参考文献计算:差动快进阶段:=1.204MPa工作进给阶段：快速退回阶段：2.2.2计算液压缸的输入功率快进阶段： 工进阶段： 快退阶段： 将以上计算的压力、流量和功率值列成表2-1。表2-1液压缸在各阶段的压力、流量和功率工作阶段工作压力（）输入流量（）输入功率（）快速前进1.20413.5030.271工作进给3.6860.7550.047快速退回1.5214.1350.362.3 选择液压泵由上表可知工作进给阶段液压缸最大工作压力为3.75×106,进油路上的压力损失一般为,现取进油路总压力损失为,则小流量泵最高工作压力为:因此,小泵的额定压力可取(4.25186+4.186×25%)=5.2325。确定液压泵的最大供油量：K-系统的泄漏修正系数,一般取快退时泵的流量为: 工进时泵的流量为: 考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点,尚须加上溢流阀稳定工作的最小溢流量,一般取3.所以小流量泵的流量为:=(0.8305+3)=3.8305查产品样本,选用小泵排量为V=4m的YB1型双联叶片泵,额定转速为n=1450,则小泵的额定流量为:因此大流量泵的流量为:查产品样本,选用大泵排量为V=16的YB1型双联叶片泵,额定转速为n=960,则大泵的额定流量为:所以,满足要求.故本系统采用一台YB1-16/4型双联叶片泵。由前面分析可知,快退阶段的功率最大,故按快退阶段估算电动机功率.若快退时进油路的压力损失,液压泵的总效率=0.7,则电动机的功率为:780W查电动机产品样本,选用Y90L-6型异步电动机P=1.1kw,n=910。2.4选择液压阀根据所拟定的液压系统原理图,计算分析通过各液压阀的最高压力和最大流量,选择个液压阀的型号规格，下面列出各控制阀通过的实际流量，见表2-2。表2-2 各阀通过的实际流量及型号规格序号元件名称通过流量型号规格2双联叶片泵19.044YB1-20/63溢流阀5.22EAZ63-254单向阀5.22AF3-Ea10B9单向阀14.135AF3-Ea10B12压力继电器EYX63-65、6液控顺序阀0.5ECZ25-257三位五通电磁阀1F22DH-2511行程阀13.824E22JH-6310调速阀0.2EQL-38背压阀0.5EFZ10-251过滤器UX-40*100E35ZD-632.5液压阀调整参数的确定2.5.1压力阀的调整溢流阀3的压力调整值显然的系统压力最高值，。对溢流阀3的压力调整值需作如下计算：为液压缸无杆腔的压力，F为液压缸有杆腔压力，为液压缸回油流经电液换向阀时的压力损失，F为左滑台快速运动时的推力（3333N）。考虑到管道内及通道体内的压力损失，溢流阀的损失可调为：=1.5 表2-3 阀的矫正序号名称型号额定流量下的压力损失4单向阀AF3-EA10B2×105Pa9单向阀AF3-Ea10B2×105Pa11行程阀E22JH-631.5×105Pa2.5.2选择辅助元件油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算，本系统油管内径的选择可参照所接元件接口尺寸确定。查参考文献1油箱容量按下式确定：2.6 液压系统性能的验算由于本液压系统相对比较简单，压力损失验算可以从略，又由于系统采用双泵供油方式，在液压缸工进阶段，大流量泵卸荷，功率利用合理；同时油箱容量可以取较大值，系统发热温升不大，故不必进行系统温升的验算。第3章 液压油缸的结构设计3.1引言液压缸有多种类型。按结构特点可分为活塞式、柱塞式和组合式三大类；按作用方式又可分为单作用式和双作用式两种。在单作用式液压缸中，压力油只供入液压缸的一腔，使缸实现单方向运动，反方向运动则依靠外力（弹簧力、自重或外部载荷等）来实现。由于该系统自身的特点，液压缸采用单作用式。3.2液压缸的主要尺寸的设计计算3.2.1液压缸主要尺寸的确定由第2章元件参数计算与设计中液压缸的内径D=80mm，活塞杆直径d=56mm已确定。3.2.2液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度。从参考文献可知，承受内压力的圆筒，其内应力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。当缸体壁厚与内径之比小于0.1时，称为薄壁缸体，薄壁缸体的壁厚按材料力学中计算公式：(m)式中：缸体壁厚（m）P液压缸的最大工作压力（）D缸体内径（m）缸体材料的许用应力（）查参考文献5可得常见缸体材料的许用应力：铸钢：=（10001100） 无缝钢管：=（10001100） 锻钢：=（10001200） 铸铁：=（600700） 选用铸钢作为缸体材料：在中低压机床液压系统中，缸体壁厚的强度是次要的，缸体壁厚一般由结构，工艺上的需要而定，只有在压力较高和直径较大时，才由必要校核缸体最薄处的壁厚强度。当缸体壁厚与内径D之比值大于0.1时，称为厚壁缸体，通常按参考文献中第二强度理论计算厚壁缸体的壁厚：因此缸体壁厚应不小于1.7mm，又因为该系统为中低压液压系统，所以不必对缸体最薄处壁厚强度进行校核。缸体的外径为：80+2*1.7=83.4mm 3.2.3液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。以液压左滑台为例，因为左滑台的最大行程为150mm,由查参考文献液压缸活塞行程参数（GB2349-80），选择液压缸的工作行程为160mm。3.2.4缸盖厚度的确定缸筒底部（即缸盖）有平面和拱形两种形式，由于该系统中液压缸工作场合的特点，缸盖宜选用平底形式，查参考文献可得其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算：缸盖有孔时：缸盖无孔时：式中：t缸盖有效厚度（m） P液压缸的最大工作压力（） 缸体材料的许用压力（） 缸底内径（m） 缸底孔的直径（m）查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以：缸盖有孔时：t=10.2mm缸盖无孔时：t=18.972mm缸盖的宽度：110mm3.2.5最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度，如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸最小导向长度H应满足以下要求：=120mm 式中：L-液压缸的最大行程D-液压缸的内径 3.2.6缸体长度的确定液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不大于内径的2030倍,即在本系统中缸体长度不大于2000-3000mm,现取缸体长度为450mm。3.3液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸筒与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、及液压缸的安装连接结构等。3.3.1缸筒与缸盖的连接形式缸筒与缸盖的连接形式有多种，如法兰连接、外半环连接、内半环连接、外螺纹连接、拉杆连接、焊接、钢丝连接等。该系统为中低压液压系统，缸体材料为铸钢，液压缸与缸盖可采用拉杆式连接，该连接方式具有结构简单加工装配方便等特点。3.3.2活塞活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当，即不能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次还有活塞与活塞杆的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。(1)活塞的结构形式活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构形式，查参考文献活塞及活塞杆的密封圈使用参数，该系统液压缸中可采用O形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用整体活塞，整体活塞在活塞四周上开沟槽，结构简单。(2)活塞与活塞杆的连接查参考文献活塞杆与活塞的连接结构分整体式结构和组合式结构，组合式结构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。该系统中采用螺纹连接，该连接方式结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置，多在组合机床上与工程机械的液压缸上使用。（3）活塞的密封查参考文献活塞与缸筒的密封采用O形圈密封活塞与缸体的密封采用O形圈密封，O形圈的代号为：64.5×4GB/T3452.1-1992。查参考文献活塞与活塞杆的密封采用O形圈密封，因该系统为中低压液压系统(P),所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈,其沟槽尺寸与公差由GB/T3452.3-98确定, O形圈代号为：48×7 G GB/T3452.1-92，具体说明从略。（4）活塞材料因为该系统中活塞采用整体活塞，无导向环结构，参考文献所以活塞材料可选用HT200HT300或球墨铸铁，结合实际情况及毛坯材料的来源，活塞材料选用HT200。（5）活塞尺寸及加工公差查参考文献活塞的宽度一般取B=(0.61.0)D,缸筒内径为80mm,现取B=0.6×80=48,活塞的外径采用f9,外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm,活塞的内孔直径D1设计为48mm，精度为H8，查参考文献可知端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值按7级精度选取，活塞外径的圆柱度公差值按9级、10级或11级精度选取。外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半，表面粗糙度视结构形式不同而各异。活塞的详细结构见附图。3.3.3缸筒缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸体还要求有良好的焊接性能，结合该系统中液压缸的参数、用途和毛坯的来源等，缸筒的材料可选用铸钢。在液压缸主要尺寸设计与计算中已设计出液压缸体壁厚最小厚度应不小于1.7mm，缸体的材料选用铸钢，查参考文献，缸体内径可选用H8、H9或H10配合，现选用H9配合，内径的表面粗糙度因为活塞选用O形圈密封取为0.3，且需珩磨，缸筒内径的圆度和圆柱度可选取8级或9级精度具体结构见附图。缸筒与缸盖之间的密封采用O形圈密封，O形圈的代号为804 G GB/T3452.1-1992，密封沟槽及其公差可按GB/T3452.3-1988确定。见所附零件图。、3.3.4缓冲装置液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞，在到达行程终端减速到零，目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同时也为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声。因为该系统为液压动力滑台液压系统速度换接平稳，进给速度稳定，且工进完毕采用死挡铁停留，所以液压缸上可不设置缓冲装置。3.3.5后缸盖查参考文献并参考同类型液压缸，后缸盖的材料选用HT200。缸盖与缸体采用拉杆式连接，选用的螺栓的代号为:GB/T5782-86 M12140。查参考文献参照液压缸螺纹连接的油口系列（GB/T2878-93），液压缸的进油口螺纹选用M121.5，出油口螺纹选用M122。具体结构尺寸见所附零件图。3.3.6前缸盖及与活塞杆的密封、防尘查参考文献并参考同类型的液压缸，前缸盖的材料选用35钢，缸盖与缸筒采用的连接方式和后缸盖与缸筒的连接方式一致。在缸盖的顶部加工进油孔道，其孔道的的结构与形式参照后缸盖上的而定。查参考文献油管与缸盖接口处的尺寸配合确定为18H9/g9,具体结构见附图。为了清除活塞杆处外露部分粘附的灰尘，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。活塞杆的防尘采用往复运动橡胶防尘密封圈（GB/T 10708.3-89）A型液压缸活塞杆防尘圈。3.3.7活塞杆（1）活塞杆结构尺寸的确定活塞杆杆体分为实心杆和空心杆两种，实心杆加工简单，采用较多，该系统中采用实心杆。已知活塞杆的直径为56mm,查参考文献活塞杆的材料选用45钢,根据液压缸的实际结构尺寸,活塞杆的总长度设计确定为670mm,轴径为56mm的长度为405mm，查参考文献活塞杆上安装活塞的部分即轴径为40mm的部分精度采用h8,活塞杆与活塞的密封采用O形圈密封,代号为48×7 G GB/T3452.1-92。活塞杆与活塞的密封前面已设计说明。活塞杆与活塞的连接结构采用螺纹连接,该连接方式结构简单,在振动的工作条件下容易松动,必须采用锁紧装置,该系统中采用垫圈锁紧。因为该液压系统采用标准液压动力滑台（HY40A-1）,查参考文献液压滑台的联系尺寸，活塞杆与液压滑台连接处螺纹采用M12X2,螺纹长度60（GB2350-80）。 （2）活塞杆强度的计算活塞杆在稳定的工况下，如果只是受轴向推力或拉力可以近似地用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算：6.81<所以活塞杆满足强度要求。式中：F活塞杆作用力（N）d活塞杆直径（m）材料许用应力（对中碳钢）=400活塞杆上一般都设有螺纹、退刀槽结构，这些部位往往使活塞杆上的危险截面，也要进行计算，危险截面处的合成应力应满足：式中：危险截面的直径（m）活塞杆的拉力(N)材料许用应力（对中碳钢）=400因为活塞杆上螺纹、退刀槽中直径最小的为，此处的截面为危险截面，所以：活塞杆危险截面处满足强度要求。（3）活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用较普遍。该系统为液压动力滑台液压系统的速度换接平稳，进给速度稳定，磨损不严重，所以导向套结构采用端盖整体式直接导向。活塞杆的结构见附图。结束语（1）综合运用液压传动课程及其它有关先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动设计实践，使理论知识和生产实际知识密切地结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。（2）在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高分析问题和解决生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下初步基础。（3）通过设计，初步具备了设计简单液压系统的能力，同时也提高了自己查阅和运用有关手册、图表，运用AUTOCAD等软件及编写技术文件的技能，是很重要的一次实践环节。此次设计除了考察我们专业课的能力之外，还培养了我们发现问题、分析问题并解决问题的能力，为以后的工作奠定了良好的基础。由于能力所限，经验不足，设计中肯定有很多不足之处，希望老师多加指导批评。致谢最后，我真的很感谢我们的指导老师。从理论知识到CAD制图再到PRO/E制图的过程中，老师始终都耐心地，详细地为我们讲解每个关节重点部分，指出我们的不足，我们的错误，并细心地指导着我们，就算普通的环节都讲得明明白白，清清楚楚，一点都不漏。在时间上，老师给了我们充足的时间去完成每一环节，并且配合我们的时间来指导我们，真的很感谢老师。平时我们有些同学做得较慢，但是老师没有放弃他们，而是悉心地多加照顾，做到一个都不能落单，每个人都要学到东西。当我们遇到不懂时，只要一问老师，老师都会详细地为我们讲解，不厌其烦地传授知识给我们每个学生，一步一步地指导我们走向成功。多亏老师，我们这次的课程设计才能完美的完成，这次实践才有如此好的成功，我在这里再次深深地感谢老师。参考文献1 丁树模.液压传动.(-2版).机械工业出版社,北京：1999.122 简引霞.液压传动技术.西安电子科技大学出版社,西安：2006.73 杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册.机械工业出版社,北京：1993.74 雷天觉.新编液压工程手册.北京理工大学出版社，北京：1998.125 成大先.机械设计手册.单行本.液压传动.化学工业出版社，北京：2004.16 成大先.机械设计手册.第3卷.（-4版）.化学工业出版社，北京：2002.17 寇世瑶.机械制图.高等教育出版社，北京：2004.78 陈于萍，高晓萍.互换性与测量技术.(-2版).高等教育出版社，北京：2005.79 王守城，段俊勇.液压元件及选用.化学工业出版社，北京：2007.110 谢家瀛.组合机床设计简明手册.机械工业出版社，北京：1996.8