液压试验台的系统设计大学论文.doc

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1、 重庆科技学院毕业设计（论文） 题 目 液 压 试 验 台 的 系 统 设 计 院 （系） 机械与动力工程学院 专业班级 机电2012-03 学生姓名 学号 指导教师 职称 副教授 评阅教师 职称 副教授 2017年 3 月 16 日 学生毕业设计（论文）原创性声明 本人以信誉声明：所呈交的毕业设计（论文）是在导师的指导下进行的设计（研究）工作及取得的成果，设计（论文）中引用他（她）人的文献、数据、图件、资料均已明确标注出，论文中的结论和结果为本人独立完成，不包含他人成果及为获得重庆科技学院或其它教育机构的学位或证书而使用其材料。与我一同工作的同志对本设计（研究）所做的任何贡献均已在论文中作了

2、明确的说明并表示了谢意。 毕业设计（论文）作者（签字）： 年 月 日重庆科技学院本科生毕业设计 摘要摘 要 液压系统的组成、功能日益复杂，因而发生故障的机率也随之增多。液压系统的故障具有隐 蔽性、变换性和诱发因素的多元性，所以在故障诊断和排除时，不但需要有熟练的技术人员，同时还要有完善的检测设备。检测液压元件性能参数的试验设备多为性能单一的液压试验台。而且一般为液压件生产厂家和研究所专用。从使用方面来看，一旦液压系统发生故障，常常需检测多种液压元件的技术指标，才能找出故障部位和根源，达到及时修理的目的。本文阐述了一种液压试验台的设计、工作原理及主要技术指标。它综合了液压阀和液压缸专用试验台的性

3、能，达到了一机多用的目的，该试验台具有测试可靠、制造容易、维护方便、成本低廉等特点。关键词：液压试验台；油箱；液压阀；液压缸；压力机I重庆科技学院本科生毕业设计 ABSTRACTSUMMARY The composition of the hydraulic system, the function is increasingly complex, and thus the probability of failure also increased. The failure of the hydraulic system has the diversity of concealment, tr

4、ansformation and predisposing factors, so in the fault diagnosis and elimination, not only need skilled technical personnel, but also have a sound testing equipment. Detection of hydraulic components performance parameters of the test equipment for the performance of a single hydraulic test stand. A

5、nd generally for the hydraulic parts manufacturers and research institutes dedicated. From the use point of view, once the hydraulic system failure, often need to detect a variety of hydraulic components of the technical indicators, in order to identify the fault location and root causes, to achieve

6、 the purpose of timely repair. This paper describes a hydraulic test bench design, working principle and the main technical indicators. It combines the hydraulic valve and hydraulic cylinder dedicated test bench performance, to achieve the purpose of a More than one machine, the test bench has a rel

7、iable test, easy manufacturing, easy maintenance, low cost and so on.Key words: hydraulic test stand; fuel tank; hydraulic valve; hydraulic cylinder; press machineII重庆科技学院本科生毕业设计 目录目录摘 要IABSTRACTII第一章 绪论11.1本课题目的和意义11.2国外液压缸发展现状11.3国内液压缸发展现状2第二章 总体设计方案32.1总体数据32.2 液压缸的运动分析3第三章 液压缸液压系统原理图设计53.1液压缸液压系

8、统原理图53.2液压缸液压系统简述5第四章 液压缸液压系统的计算74.1 液压缸结构参数计算74.1.1缸直径D0的计算74.1.2缸有效行程L1的计算74.1.3活塞移动速的计算84.2拟定液压系统原理图84.2.1确定供油方式84.2.2调速方式的选择84.2.3换向与速度换接方式的选择84.3 液压系统的设计计算84.3.1预选系统的工作压力84.3.2 液压缸主要结构尺寸的计算84.3.3计算子各工作阶段液压缸所需的流量94.4 液压元件设计选型94.4.1液压泵流量、压力的确定和泵规格的选择94.4.2对液压泵的规格进行选择104.4.3 液压阀的选择104.5 验算液压系统性能11

9、4.5.1 验算系统压力损失114.5.2变量泵出口处的压力损失Pp124.6 估算系统效率、发热和温升124.6.1 计算系统效率124.6.2 计算系统温升13第五章 压紧缸设计145.1压紧缸主要尺寸确定145.1.1 缸筒材料145.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d缸径的确定145.1.3液压缸壁厚和外径计算145.1.4缸筒壁厚验算155.1.5缸底设计165.1.6压炮缸行程确定165.1.7最小导向长度的确定165.2 各部件间连接方式的设计175.3 液压缸主要零件尺寸设计175.3.1活塞设计175.3.2导向套设计175.3.3端盖设计 185.3.4活塞杆的设计185.

10、3.5缸筒长度确定19第六章 集成块设计206.1液压集成回路设计206.2集成块设计特点206.3阀块上的元件布置以及初步尺寸确定206.4集成块具体设计步骤216.4.1公用油道孔的选定216.4.2油孔最小间隙的确定226.4.3集成块材料选择确定226.4.4集成块加工精度确定226.4.5各类液压元件的确定226.5集成阀块的孔道结构设计22结论24参考文献25致谢26重庆科技学院本科生毕业设计 绪论第一章 绪论1.1本课题目的和意义由于世界各国炼铁行业的飞速发展，液压设备在冶金炼铁行业里也越来越多的被使用。液压泥炮总的特点有：一、打泥推力大；二、操作方便；三、动作灵活。传统的电动泥

11、炮进已经被逐步淘汰。我国是世界第一大炼铁产铁大国，提高炉前设备的科技进步，是我国提高炼铁效率迫在眉睫的任务。发展液压泥炮的科技发展将十分有利于我国冶金行业的发展。设计出先进、大型化、自动化的液压泥炮具有广阔的前景。对于要想有优质、高产、低耗的炼铁技术，发展液压泥炮的高效自动化已经成为绕不过去的一步。高炉炼铁的主要设备之一是泥炮。大多数工厂为了提高生产效率都积极的参与到液压泥炮的改进中来。尤其是近年来，国外的液压泥炮设计取得较大的进步。国外的液压泥炮的结构更加紧凑，工作适应范围更大也更加稳定。泥炮设计和制造除了满足堵铁口的工作外，在远端控制和操纵的设计上也应该是泥炮设计者应该多加考虑的方面。液压

12、泥炮的主要工作是，在冶炼钢铁完成在，在高炉出铁后，用高压力将炮泥打入出铁口。液压泥炮由于工作条件和冶金行业的特殊性，所以多用手动控制的方式。液压泥炮的安装方便、工作稳定和操作简单，使得液压泥炮基本已经成为最优的堵铁口装置。现在世界上多使用矮式液压泥炮。其中比较常用的型号大概有以下几种：PW型、MHG型、IHI型、BG型和DDS型等等。本次设计我们主要是以BG型液压泥炮为蓝本。设计它的液压系统、压紧缸、集成块等，以提高它的工作效率。1.2国外液压泥炮发展现状 工业发展以来，冶金行业一直是世界经济的重要支柱之一。国外尤其以英、法、德、美、日等国家为主，他们在冶金行业已经拥有高效的技术和科研成果。尤

13、其是在冶金行业的第一生产线，也就是高炉炼铁技术方面，液压技术的运用已经是相当普遍。其中炉前设备中，液压泥炮已经被研究和使用多年。近年来为了提高产铁效率，高炉炼铁基本已经采用高压操作方式。在此种操作方式下，液压泥炮技术的新一轮更新，在国外已经如火如荼。液压泥炮向着高效、稳定、自动化方向发展。各种型号的使用范围可覆盖 1000m3 4000m3 高炉。 新世纪以来，为了提高炼铁效率，修建的高炉普遍是大型高炉。相应的为了配合大型高炉，液压泥炮也在往大型化发展。英国SIEMENS公司的液压泥炮的设1计取得巨大进步，已经能够用于4500m3的高炉设备中。由于我国技术条件的相对欠缺，目前我国的大型液压泥炮

14、设备，还是多靠进口为主。德国的TMT公司是我国主要大型液压泥炮的卖家。该公司的大型液压设备在技术上一流，设备使用效率高，工作稳定安全可靠，并且在结构上具有可调炮嘴轨迹的功能。国外液压泥炮现在设计方向也更加青睐自动化，多家公司在遥控操作和自动控制方面取得了明显成就。我国进口可使用远程操控的液压泥炮在武钢、鞍钢、沙钢的32003以上的高炉有应用 1.3国内液压泥炮发展现状改革开放以来我国的钢铁行业取得了迅猛发展。从世界产量排位的最低层，跃居为世界第一位。但是我国的冶金技术相对于国外的冶金技术仍有一定差距。近年来，我国冶金行业与国外冶金同行的交流日益增多，技术能力也取得了较大的成就。其中中钢西重、北

15、科大等单位相继研发出了YP5000E型、YP6000E型、KD700型等大型液压泥炮，并且配套开发了具有遥控和自控功能的液压机电控系统。【6】我国液压泥炮的技术发展呈现出阶段式进步。今后我国的液压泥炮压紧方向仍将以大型化、高效化方向发展。2重庆科技学院本科生毕业设计 总体设计方案第二章 总体设计方案2.1总体数据 本次设计液压泥炮的液压系统的分析和设计、压紧缸和集成块的结构设计。其主要内容包括： 本次设计满足以下设计要求： 1、 泥缸有效容积0.26m 2、 打泥推力：2000KN 3、 吐泥速度0.21m/s 4、 压炮力170KN 5、 压炮角度16 6、 旋转角度160 7、 旋转时间1

16、3s2.2 液压泥炮的运动分析 图2.1 BG型液压泥炮1、炮身；2、冷却板；3、走行轮；4、形框架：5、压炮油缸；6、转臂； 7、机座；8、回转油缸；9、炮嘴；10、泥套； 11、导向槽；12、固定轴 液压泥炮运动简述：BG型液压泥炮（如：图2.1）工作时运动轨迹为：启动液压泵后，压炮缸无杆腔进油，炮嘴9在导向槽内运动到达指定位置后压炮缸保持不动。之后回转缸5工进让转臂6绕固定轴12旋转，带动炮身1和压炮缸5旋转。当回转缸位置到极限位置是，锚钩钩住机座。回转缸保持不动。液压泥炮开始工作。工作完成后脱钩液压缸工作，让锚钩从机座脱下，之后回转缸有杆腔进油，炮身回退到极限位置。26重庆科技学院本科

17、生毕业设计 液压泥炮液压系统原理图设计第三章 液压泥炮液压系统原理图设计3.1泥炮液压系统原理图图3.1 液压泥炮系统原理图1、9、16、21三位四通手动换向阀 2、10、16液控单向阀 3、4、6、11、12、18、19单向节流阀 5平衡阀 7蓄能器 13、14溢流阀 8回转液压缸 15打泥液压缸 20压紧缸 22脱钩液压缸3.2泥炮液压系统简述主要技术参数：系统工作压力为25MPa;蓄能器公称容量4L，公称压力31.5MPa；进炮时间小于10秒；退炮时间1013s。主要工作原理介绍（如图3.1），泥炮系统动作顺序为先压紧缸回转缸打泥缸脱钩液压缸。这四个液压缸严格按顺序动作，不能出现相互干扰

18、的情况。操作三位四通手动换向阀16至右工作位，压力油经过液控单向阀17单向节流阀18压炮缸20无杆腔，使得炮身机构能够按照要求调整到规定位置，炮身到达规定位置后，将阀9复位至中位。回转液压缸工进时，操纵三位四通手动换向阀1至右工作位，压力油经过液控单向阀2单向节流阀3平衡阀5回转油缸8无杆腔，同时压力油通过单向节流阀6蓄能器7；当炮嘴顶住出铁口时，回转缸停止运动，回转缸停止进时将阀1复位到中位，此时蓄能器7与回转缸无杆腔接通，蓄能器起保压作用；操纵阀9至右工作位，压力油经过液控单向阀10单向节流阀11打泥缸15无杆腔，打泥缸进行正常打泥工作，其中安全阀13、14的压力设定值略高于系统工作压力1

19、2MPa，起到缓冲、保护回路作用。打泥工作完成后，阀9复位至中位；等待出铁口炮泥烧结成型稳定后，操纵阀9至左工作位，打泥缸回退；打泥缸退回完成后，操纵手动换向阀21至左工作位，压力油进入脱钩液压缸22无杆腔，使得钩座从钩锚上脱下；操纵阀1至左工作位，让回转缸退回；回转缸退回完成后；操纵阀16至左工作位，让压炮缸退回；压炮缸退回完成后，操纵阀21至左工作位，脱钩液压缸退回。重庆科技学院本科生毕业设计 液压泥炮液压系统计算第四章 液压泥炮液压系统的计算4.1 液压泥炮打泥结构参数计算根据液压泥炮液压系统的分析可知，其四个液压缸工作时不会互相干扰，同时根据分析可以得到液压系统最高工作压力出现在打泥缸

20、工作时液压系统压力最高，所以对液压系统数据计算时，根据打泥缸液压回路计算即可。根据给定的已知参数可以对泥炮的打泥结构的参数进行计算。泥炮最主要的两个参数。一个是泥塞对炮泥的单位压力。另一个是泥缸的有效容积。根据设计需要和调研可以得到，泥缸口直径D1为500mm,炮嘴出铁口直径D2为150mm4.1.1油缸直径D0的计算 油缸的直径可以根据打泥推力计算得出。如下式; （4.1） 式中 P1打泥推力，KN； P油缸的工作油压,MPa； D1炮嘴出铁口直径； D0为油缸直径；工作油压的高低，会影响液压泥炮结构的紧凑程度。根据过国内情况，我们一般泥炮取P为25MPa。代入公式（4.1）得 =500=3

21、87.3mm 因为液压缸要进行标准设计，所以在其尺寸上应该将计算值根据液压缸内径系列进行圆整。最终得到D0=390mm，然后取标准值，故液压缸内径为D0=400mm。4.1.2泥缸有效行程L1的计算 泥缸的有效行程L1可根据下式计算 ,m； （4.2） 式中 V1泥缸有效容积，L； D1泥缸直径，m； =1324mm 根据标准行程圆整后取L1=1300mm。4.1.3泥塞移动速的计算泥塞移动速度可根据下式计算 ,m/s （4.3） 式中 t打泥时间，一般取4060s。 =0.0220.033m/s取打泥速度为=0.028m/s。炮嘴吐泥速度由设计给出为=2.1m/s4.2拟定液压系统原理图4.

22、2.1确定供油方式该系统的需要完成的动作较复杂，负载较大，泵源系统宜选用变量泵进行供油，本设计中采用限压式变量柱塞泵。4.2.2调速方式的选择在液压系统中，液压缸的速度快慢可以用调速阀和节流阀联合调解。根据泥炮对速度的负载特性有着一定的要求，本系统采用限压式变量和节流阀共同组成的容积节流调速。这种调速方法的工作效率较高，对系统温升影响小。4.2.3换向与速度换接方式的选择本系统主要采用手动换向阀来作主换向阀并实现速度的换接，只需要手动过控制换向阀即可实现速度的换接的换向。它的特点是结构简单、操作方便、安装容易。根据上述选择的液压回路，再经过对系统和设计的分析最终完成液压泥炮的系统原理图(如:图

23、3.1)4.3 液压系统的设计计算4.3.1预选系统的工作压力本系统是属于冶金机械，通过查阅资料确定液压泥炮的工作压力取P=25MPa。4.3.2 液压缸主要结构尺寸的计算打泥缸在进行打泥作业时，需满足快进和退速度一致。此时应当让液压泵输出的流量减少。相应的液压泵的主工作腔在这种情况下应该是无杆腔。在快进时回路差动连接。液压缸的无杆腔的有效面积A1与A2应满足A1=2A2。液压缸内径D和活塞杆直径d之间应该满足： d=0.7D。 （4.4）通常在液压系统中，快进工作引起液压系统的流量波动增大。所以需要液压缸由一定的回油背压来保护液压缸，本系统为高压系统，计算时可以忽略掉背压。取液压缸的机械效率

24、cm=0.9，便可以算得液压缸无杆腔的有效面积: =0.133m2 （4.5）液压缸的内径为: =0.412m （4.6）将液压缸内径圆整D=400mm，与之前算法得到的结果相同。根据公式（4.4） d=0.7D=0.7400=280mm将活塞杆的直径圆整为d=280mm。则液压缸的实际有效面积就为 =1256cm2 （4.7） =640.6cm2 （4.8） A=A1-A2=1256-640.6=615.4cm2 （4.9）4.3.3计算子各工作阶段液压缸所需的流量由于系统工作在各个阶段中的速度中，快进和快退时的速度不知道，所以它们的流量是不能直接算出来的。通过得到的已知条件可以算出液压泥炮

25、吐泥时的流量，而液压泥炮吐泥的流量与泥炮快进时的流量是相等的，它也是系统的最大流量。 =223L/min （4.10） 4.4 液压元件设计选型4.4.1液压泵流量、压力的确定和泵规格的选择确定液压泵的工作压力,因为泵在正常工作时，进油管路会有一定的压力损失，所以泵的压力应该较大些，为： Pp=P1+P （4.11) 式中 Pp液压泵的最大工作压力； P1执行元件最大工作压力； P进油管路中的压力损失，初算时简单系统取0.2 0.5MPa复杂系统取0.51.5MPa。在本液压系统中取 P=0.5MPa。 所以 Pp=P1+P=25MPa+0.5MPa=25.5MPa上式计算得到的是系统静态压力

26、，但是觉得多数下系统工作情况为动态压力，所以会比计算值要大些。同时系统还需蓄能器作为压力储备，这样可以大大延长泵的使用年限，所以对泵的选怎我们应该满足泵的额定压力Pn应Pn（1.251.6）Pp。本设计为高压系统，所以取Pn=1.6Pp。所以本液压泥炮系统中取Pn=1.6Pp=1.625.5=30.6MPa。确定泵的流量。液压泵的最大流量应该为： QpKL（q）max (4.12) 式中 Qp液压泵的最大流量； （q）max不同工况时各执行元件所需的最大的流量，本 系统中打泥阶段的流量最大，所以为打泥时的流量值。 KL系统泄漏系数，一般取KL=1.01.3，本系统取KL=1.0。 所以 Qp=

27、 KL（q）max =1.0223L/min=223L/min4.4.2对液压泵的规格进行选择根据上述计算得到Pp和Qp的再查阅相关手册，现在选用250SCY14-1B手动变量柱塞泵，该泵的一些基本参数是：泵的额定压力Pn=31.5MPa，每转排量Q0=240ml/r，电动机转速nH=1000r/min，额定流量为Qn=240L/min。4.4.3 液压阀的选择根据上述选择的液压泵的规格及系统工作的情况，计算出液压缸在快进和快退阶段时的实际的进出流量，将其列入表4.1，以便为液压阀的选择及系统性能的计算提供依据。表4.1 液压系统各元件名称及型号序号名称型号数量1三位四通手动换向阀4WMM16

28、J5042液控单向阀SV20PA-L4X33单向节流阀DRVP-1674平衡阀FD16KA1015溢流阀DBDSG20P10/31.526蓄能器NXQA-4/31.5-L1根据通过各个液压控制阀及部分辅助元件的最大流量和系统工作压力，查产品样本所选择的相关元件型号规格如表4.2表4.2 液压缸在各阶段的实际进出流量工作阶段流量L/min无杆腔有杆腔工进q进=455.13q出=q进=445.13=227.03快退q出=q=223=437.23q进=q=223管件的尺寸由选定的标准元件的油口尺寸确定。4.5 验算液压系统性能4.5.1 验算系统压力损失根据选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d=5

29、0mm，分别取进、回油管道长度为l=2m，取油液运动粘度v=110-4m2/s,油液密度=0.9174103kg/m3得工作循环中通过进回油管中的最大的流量Q1=455.13L/min,发生在快进阶段，由此能计算得液流的雷诺数 Re=1932 (4.13)Re小于临界雷诺数Rec=2300，可以确认各工况下的进回油路中的油液液流均为层流。将适用于层流的沿程阻力系数和管道中液体流速v=4q/d2代入沿程压力损失的计算公式中得 =0.14107q (4.14)在管道具体的结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失常按以下经验公式计算 (4.15)根据上面的式子计算出的各工况下的进回油管的沿程和局部的压

30、力损失，如表4-3所示管道压力损失/Pa工况管道压力损失/Pa工况工进快退工进快退进油管道6.331056.08105回油管道3.161053.101050.631050.611050.321050.311056.961056.691053.481053.41105表4-3 进回油管沿程损失和局部压力损失将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，比如快进工况下的总的压力损失变为： p=（6.96105+3.48105）Pa=8.73105Pa=8.73MPa （4.16）4.5.2变量泵出口处的压力损失Pp Pp=+p1=(+6.96105)Pa=2.74107Pa (4.17)

31、 4.6 估算系统效率、发热和温升本系统的液压缸在其工作阶段中，工进所用的时间是最多的，也是产生发热最大的，所以系统的效率、发热和温升可以概略用工进时的数值来代表。4.6.1 计算系统效率 工进阶段的回路效率为: (4.18) 在前面液压泵的选型中已经知道液压泵的总效率p=0.8，液压缸的总效率cm=0.9，则可以按下式计算得到本液压系统的效率: (4.19)4.6.2 计算系统温升工进工况液压泵的输入功率为 (4.20)根据系统的发热量计算公式可以计算得工进阶段的发热功率为 (4.21) 系统的温升可根据下式算得 (4.22) 式中 K散热系数，此处取为15W/(m.) V油箱的有效容量，L

32、 则 (4.23)重庆科技学院本科生毕业设计 压紧缸设计第五章 压紧缸设计5.1压紧缸主要尺寸确定5.1.1 缸筒材料 由于本设计为冶金工程设计且35钢可将缸盖和耳轴等焊接在一起，所以选用35钢材料的无缝钢管，在粗加工过后对材料进行调质处理。 5.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d缸径的确定 根据设计要求可以知道压炮力F=170KN,根据公式可得油缸内径D； （5.1） 式中 F压炮力，KN; P系统工作压力，MPa； 所以可得油缸内径D=0.093m （5.2）根据国家标准对油缸直径进行圆整可以得到最后压炮缸的内径D=100mm.查取资料可当工作油压大于7MPa时，液压缸内径和活塞缸直径之间

33、的关系为： d=0.7D （5.3） 所以活塞杆直径为d=0.7D=70mm;根据活塞杆直径系列在速比=2；工作油压P=25MPa时；可以取d=70mm，所以活塞杆直径为d=70mm。5.1.3液压缸壁厚和外径计算 根据公式可以计算缸筒壁厚: （5.4） 式中 缸筒材料强度要求最小值，m； C1缸筒外径公差余量，m; C2腐蚀余量，m； 根据公式可以计算： （5.5） 式中 Pmax缸筒内最高工作压力，MPa; D 缸筒内径，m; 缸筒材料许用应力，MPa; 根据公式可以计算： （5.6） 式中 缸筒材料抗拉强度,MPa； n 安全系数，取n=5; 由资料可知35钢的抗拉强度=540MPa 所

34、以 （5.7） 所以 （5.8） 通过计算得到0.015m，为能保证缸筒有足够强度，以及能更好加工所以圆整后得到共同壁厚=0.02m 所以压炮缸外径为D1=D+2=0.14m.5.1.4缸筒壁厚验算 对缸筒壁厚的验算，主要从四个方面进行验算即：额定工作压力Pn；缸筒径向的变形;完全塑性变形；爆炸压力Pr 额定工作压力Pn应该低于一定的极限值，以保证工作安全； （5.9） 式中 缸筒材料的屈服强度，MPa; D1缸筒外径； 35钢的屈服强度为=320MPa; D1=+2D=0.1+20.02=0.14m (5.10) 所以代入公式（5.9） 可得 =54.86MPa 满足设计要求。 额定工作压力

35、应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生 （5.11） 式中 Prl缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa; 根据公式 （5.12） 可得 =107.55MPa 将代入（5.11） 可得 =（0.350.42）107.55=37.6445.17MPa 满足设计要求 变形量不应超过密封允许范围 验算缸筒的爆炸压力Pr =107.55MPa （5.13） 通过设计验算选择壁厚=0.02m满足设计要求 5.1.5缸底设计 缸筒底部厚度:根据公式 （5.14） 式中 D缸筒内径，m; 筒底材料许用应力，MPa; P筒内最大工作压力 ，MPa; 筒底材料选用35钢，其屈服强度=540MPa；得到 =/5=108MPa； 所以将=108MPa代入公式（5.14）可得 =0.021 圆整后取端盖厚度为=0.03m5.1.6压炮缸行程确定 根据实际调研和系统分析，通过行程系列选择，最终选择的活塞缸行程为L=450mm。5.1.7最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度H应该满足以下要求 （5.15） 式中 L活塞缸的行程，m; D缸筒内径，m; 所以 =0.0725m 取H=0.08m 活塞的宽度B一般取 B=（0.61.0)D （5.16）