一 緒論
1.1 液壓傳動與控制概述
液壓傳動與控制是以液體（油、高水基液壓油、合成液體）作為介質來實現各種機械量的輸出（力、位移或速度等）的。它與單純的機械傳動、電氣傳動和氣壓傳動相比，具有傳遞功率大，結構小、響應快等特點，因而被廣泛的應用于各種機械設備及精密的自動控制系統。液壓傳動技術是一門新的學科技術，它的發展歷史雖然較短，但是發展的速度卻非常之快。自從1795年制成了第一臺壓力機起，液壓技術進入了工程領域；1906年開始應用于國防戰備武器。
第二次世界大戰期間，由于軍事工業迫切需要反應快、精度高的自動控制系統，因而出現了液壓伺服控制系統。從60年代起，由于原子能、空間技術、大型船艦及電子技術的發展，不斷地對液壓技術提出新的要求，從民用到國防，由一般的傳動到精確度很高的控制系統，這種技術得到更加廣泛的發展和應用。
在國防工業中：海、陸、空各種戰備武器均采用液壓傳動與控制。如飛機、坦克、艦艇、雷達、火炮、導彈及火箭等。
在民用工業中：有機床工業、冶金工業、工程機械、農業方面，汽車工業、輕紡工業、船舶工業。
另外，近幾年又出現了太陽跟蹤系統、海浪模擬裝置、飛機駕駛模擬、船舶駕駛模擬器、地震再現、火箭助飛發射裝置、宇航環境模擬、高層建筑防震系統及緊急剎車裝置等，均采用了液壓技術。
總之，一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。它的發展如此之快，應用如此之廣，其原因就是液壓技術有著優異的特點，歸納起來液壓動力傳動方式具有顯著的優點：其單位重量的輸出功率和單位尺寸輸出功率大；液壓傳動裝置體積小、結構緊湊、布局靈活，易實現無級調速，調速范圍寬，便于與電氣控制相配合實現自動化；易實現過載保護與保壓，安全可靠；元件易于實現系列化、標準化、通用化；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成“機-電-液-光”一體化便于實現數字化。
1.2 液壓機的發展及工藝特點
液壓機是制品成型生產中應用最廣的設備之一，自19世紀問世以來發展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經濟各部門獲得了廣泛的應用。由于液壓機的液壓系統和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的發展不僅體現在控制系統方面，也主要表現在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術促進整個液壓系統的完善；自動化、智能化，實現對系統的自動診斷和調整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標準化，以有效防止泄露和污染等四個方面。
作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統，由于技術發展趨于成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統在液壓系統中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。
近年來在集成塊基礎上發展起來的新型液壓元件組成的回路也有其獨特的優點，它不需要另外的連接件其結構更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和噪聲。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易于集成的特點，從70年代初期開始出現，至今已得到了很快的發展。我國從1970年開始對這種閥進行研究和生產，并已將其廣泛的應用于冶金、鍛壓等設備上，顯示了很大的優越性。
液壓機工藝用途廣泛，適用于彎曲、翻邊、拉伸、成型和冷擠壓等沖壓工藝，壓力機是一種用靜壓來加工產品。適用于金屬粉末制品的壓制成型工藝和非金屬材料，如塑料、玻璃鋼、絕緣材料和磨料制品的壓制成型工藝，也可適用于校正和壓裝等工藝。
由于需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點：
（1） 工作臺較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求；
（2） 有頂出裝置，以便于頂出工件；
（3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便；
（4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，并能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適合于金屬粉末和非金屬粉末的壓制；
（5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調節，靈活性大。
二 150t液壓機液壓系統工況分析
本機器(見圖1.1)適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本機器具有獨立的動力機構和電氣系統。采用按鈕集中控制，可實現調整、手動及半自動三種操作方式。本機器的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據工藝需要進行調整，并能完成一般壓制工藝。此工藝又分定壓、定程兩種工藝動作供選擇。定壓成型之工藝動作在壓制后具有保壓、延時、自動回程、延時自動退回等動作。 本機器主機呈長方形，外形新穎美觀，動力系統采用液壓系統，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設有腳踏開關，可實現半自動工藝動作的循環。
2.2 工況分析
本次設計在畢業實習調查的基礎上，用類比的方法初步確定了立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑動下行時，運動部件的質量為500Kg。
1．工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：
2. 摩擦負載 靜摩擦阻力：
動摩擦阻力：
3. 慣性負載
自重：
4. 液壓缸在各工作階段的負載值：
其中： ——液壓缸的機械效率，一般取 =0.9-0.97。工況 負載組成 推力 F/
2.3負載圖和速度圖的繪制：
負載圖按上面的數值繪制，速度圖按給定條件繪制，如圖：
三 液壓機液壓系統原理圖設計
3．1 自動補油的保壓回路設計
考慮到設計要求，保壓時間要達到5s，壓力穩定性好。若采用液壓單向閥回路保壓時間長，壓力穩定性高，設計中利用換向閥中位機能保壓，設計了自動補油回路，且保壓時間由電氣元件時間繼電器控制，在0-20min內可調整。此回路完全適合于保壓性能較高的高壓系統，如液壓機等。
自動補油的保壓回路系統圖的工作原理：
按下起動按紐，電磁鐵1YA通電，換向閥6接入回路時，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力到達預定上限值時壓力繼電器11發出信號，使換向閥切換成中位；這時液壓泵卸荷，液壓缸由換向閥M型中位機能保壓。當液壓缸上腔壓力下降到預定下限值時，壓力繼電器又發出信號，使換向閥右位接人回路，這時液壓泵給液壓缸上腔補油，使其壓力回升。回程時電磁閥2YA通電，換向閥左位接人回路，活塞快速向上退回。
3．2 釋壓回路設計：
釋壓回路的功用在于使高壓大容量液壓缸中儲存的能量緩緩的釋放，以免她突然釋放時產生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大于25mm、壓力高于7Mpa時，其油腔在排油前就先須釋壓。
根據設計很實際的生產需要，選擇用節流閥的釋壓回路。其工作原理：按下起動按鈕，換向閥6的右位接通，液壓泵輸出的油經過換向閥6的右位流到液壓缸的上腔。同時液壓油的壓力影響壓力繼電器。當壓力達到一定壓力時，壓力繼電器發出信號，使換向閥5回到中位，電磁換向閥10接通。液壓缸上腔的高壓油在換向閥5處于中位（液壓泵卸荷）時通過節流閥9、換向閥10回到油箱，釋壓快慢由節流閥調節。當此腔壓力降至壓力繼電器的調定壓力時，換向閥6切換至左位，液控單向閥7打開，使液壓缸上腔的油通過該閥排到液壓缸頂部的副油箱13中去。使用這種釋壓回路無法在釋壓前保壓，釋壓前有保壓要求時的換向閥也可用M型，并且配有其它的元件。
機器在工作的時候，如果出現機器被以外的雜物或工件卡死，這是泵工作的時候，輸出的壓力油隨著工作的時間而增大，而無法使液壓油到達液壓缸中，為了保護液壓泵及液壓元件的安全，在泵出油處加一個直動式溢流閥1，起安全閥的作用，當泵的壓力達到溢流閥的導通壓力時，溢流閥打開，液壓油流回油箱。起到保護作用。在液壓系統中，一般都用溢流閥接在液壓泵附近，同時也可以增加液壓系統的穩定性。使零件的加工精度增高。
3．3液壓機液壓系統原理圖擬定
上液壓缸工作循環
（1） 快速下行。按下起動按鈕，電磁鐵1YA通電，這時的油路為：
液壓缸上腔的供油的油路
變量泵1—換向閥6右位—節流閥8—壓力繼電器11—液壓缸15
液壓缸下腔的回油路
液壓缸下腔15—液控單向閥7—換向閥6右位—電磁閥5—背壓閥4—油箱
油路分析：變量泵1的液壓油經過換向閥6的右位，液壓油分兩條油路：一條油路通過節流閥7流經繼電器11，另一條路直接流向液壓缸的上腔和壓力表。使液壓缸的上腔加壓。液壓缸15下腔通過液控單向閥7經過換向閥6的右位流經背壓閥，再流到油箱。因為這是背壓閥產生的背壓使接副油箱旁邊的液控單向閥7打開，使副油箱13的液壓油經過副油箱旁邊的液控單向閥14給液壓缸15上腔補油。使液壓缸快速下行，另外背壓閥接在系統回油路上，造成一定的回油阻力，以改善執行元件的運動平穩性。
（2） 保壓時的油路情況：
油路分析：當上腔快速下降到一定的時候，壓力繼電器11發出信號，使換向閥6的電磁鐵1YA斷電，換向閥回到中位，利用變量泵的柱塞孔從吸油狀態過渡到排油狀態，其容積的變化是由大變小，而在由增大到縮小的變化過程中，必有容積變化率為零的一瞬間，這就是柱塞孔運動到自身的中心線與死點所在的面重合的這一瞬間，這時柱塞孔的進出油口在配油盤上所在的位置，稱為死點位置。柱塞在這個位置時，既不吸油，也不排油，而是由吸轉為排的過渡狀態。液壓系統保壓。而液壓泵1在中位時，直接通過背壓閥直接回到油箱。
（3） 回程時的油路情況：
液壓缸下腔的供油的油路：
變量泵1——換向閥6左位——液控單向閥7——液壓油箱15的下腔
液壓缸上腔的回油油路：
液壓腔的上腔——液控單向閥14——副油箱13
液壓腔的上腔—節流閥8——換向閥6左位——電磁閥5——背壓閥4——油箱
油路分析： 當保壓到一定時候，時間繼電器發出信號，使換向閥6的電磁鐵2YA通電，換向閥接到左位，變量泵1的液壓油通過換向閥旁邊的液控單向閥流到液壓缸的下腔，而同時液壓缸上腔的液壓油通過節流閥9（電磁鐵6YA接通），上腔油通過換向閥10接到油箱，實現釋壓，另外一部分油通過主油路的節流閥流到換向閥6，再通過電磁閥19，背壓閥11流回油箱。實現釋壓。
下液壓缸的工作循環：
向上頂出時，電磁鐵4YA通電，5YA失電。
進油路：
液壓泵——換向閥19左位——單向節流閥18——下液壓缸下腔
回油路：
下液壓缸上腔——換向閥19左位——油箱
當活塞碰到上缸蓋時，便停留在這個位置上。
向下退回是在4YA失電，3YA通電時產生的，
進油路：
液壓泵——換向閥19右位——單向節流閥17——下液壓缸上腔
回油路：
下液壓缸下腔——換向閥19右位——油箱
原位停止是在電磁鐵3YA，4YA都斷電，換向閥19處于中位時得到的。
四 液壓系統的計算和元件選型
4．1 確定液壓缸主要參數：
按液壓機床類型初選液壓缸的工作壓力為25Mpa,根據快進和快退速度要求，采用單桿活塞液壓缸。快進時采用差動連接，并通過充液補油法來實現，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積 應為有桿腔工作面積 的6倍，即活塞桿直徑 與缸筒直徑 滿足 的關系。
快進時，液壓缸回油路上必須具有背壓 ,防止上壓板由于自重而自動下滑，根據《液壓系統設計簡明手冊》表2-2中，可取 =1Mpa，快進時，液壓缸是做差動連接，但由于油管中有壓降 存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估計時可取 ,快退時，回油腔是有背壓的，這時 亦按2Mpa來估算。
1) 計算液壓缸的面積
可根據下列圖形來計算
—— 液壓缸工作腔的壓力 Pa
—— 液壓缸回油腔的壓力 Pa
故：
當按GB2348-80將這些直徑圓整成進標準值時得： ,
由此求得液壓缸面積的實際有效面積為：
2) 液壓缸實際所需流量計算
① 工作快速空程時所需流量
液壓缸的容積效率，取
② 工作缸壓制時所需流量
③ 工作缸回程時所需流量
4．2液壓元件的選擇
4．2.1確定液壓泵規格和驅動電機功率
由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為 ，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為 （含回油路上的壓力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為
上述計算所得的 是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，并確保泵的壽命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力 應滿足：
液壓泵的最大流量應為：
式中 液壓泵的最大流量
同時動作的各執行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 。
系統泄漏系數，一般取 ，現取 。
1．選擇液壓泵的規格
由于液壓系統的工作壓力高，負載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變量泵。柱塞變量泵適用于負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變量泵有以下的特點：
1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（ ） ，最高可以達到 。
2） 流量范圍較大。因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數目，流量變增大。
3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型。
4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱塞式變量泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。
根據以上算得的 和 在查閱相關手冊《機械設計手冊》成大先P20-195得：現選用 ，排量63ml/r，額定壓力32Mpa，額定轉速1500r/min，驅動功率59.2KN，容積效率 ，重量71kg，容積效率達92%。
2．與液壓泵匹配的電動機的選定
由前面得知，本液壓系統最大功率出現在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值。 液壓泵的總效率。柱塞泵為 ，取 0.82。
選用1000r/min的電動機，則驅動電機功率為
選擇電動機 ，其額定功率為18.5KW。
4.2.2閥類元件及輔助元件的選擇
1. 對液壓閥的基本要求：
(1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。
(2). 密封性能好。結構緊湊，安裝、調整、使用、維護方便，通用性大
2. 根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規格
主要依據是根據該閥在系統工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規格：
序號 元件名稱 估計通過流量
型號 規格
1 斜盤式柱塞泵
156.8 63SCY14－1B 32Mpa，驅動功率59.2KN
2 WU網式濾油器 160 WU-160*180 40通徑，壓力損失 0.01MPa
3 直動式溢流閥 120 DBT1/315G24 10通徑，32Mpa，板式聯接
4 背壓閥 80 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯接
5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B
6 三位四通電磁閥 100 34DO-B10H-T 10通徑，壓力31.5MPa
7 液控單向閥
80 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
8 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
9 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
10 二位二通電磁閥
30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa
11 壓力繼電器
－ DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa12 壓力表開關
－ KFL8－30E 32Mpa，6測點
13 油箱
14 液控單向閥 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
15 上液壓缸
16 下液壓缸
17 單向節流閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
18 單向單向閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
19 三位四通電磁換向閥 25 34DO-B10H-T
20 減壓閥 40 JF3-10B
4.2.3 管道尺寸的確定
油管系統中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環境和工作壓力來正確選用。本設計中油管采用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。
尼龍管用在低壓系統；塑料管一般用在回油管用。
膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。
1. 管接頭的選用：
管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。
管接頭的種類很多，液壓系統中油管與管接頭的常見聯接方式有：
焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統，但要求采用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。
液壓系統中的泄漏問題大部分都出現在它管系中的接頭上，為此對管材的選用，接頭形式的確定（包括接頭設計、墊圈、密封、箍套、防漏涂料的選用等），管系的設計（包括彎管設計、管道支承點和支承形式的選取等）以及管道的安裝（包括正確的運輸、儲存、清洗、組裝等）都要考慮清楚，以免影響整個液壓系統的使用質量。
國外對管子的材質、接頭形式和連接方法上的研究工作從不間斷，最近出現一種用特殊的鎳鈦合金制造的管接頭，它能使低溫下受力后發生的變形在升溫時消除——即把管接頭放入液氮中用芯棒擴大其內徑，然后取出來迅速套裝在管端上，便可使它在常溫下得到牢固、緊密的結合。這種“熱縮”式的連接已經在航空和其它一些加工行業中得到了應用，它能保證在40~55Mpa的工作壓力下不出現泄漏。本設計根據需要，選擇卡套式管接頭。要求采用冷拔無縫鋼管。
2. 管道內徑計算：
（1）
式中 Q——通過管道內的流量
v——管內允許流速 ，見表：
允許流速推薦值
油液流經的管道 推薦流速 m/s
液壓泵吸油管
液壓系統壓油管道 3~6，壓力高，管道短粘度小取大值
液壓系統回油管道 1.5~2.6
(1). 液壓泵壓油管道的內徑：
取v=4m/s
根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm;
管接頭聯接螺紋M27×2。
(2). 液壓泵回油管道的內徑：
取v=2.4m/s
根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm;
管接頭聯接螺紋M33×2。
3. 管道壁厚 的計算
式中： p——管道內最高工作壓力 Pa
d——管道內徑 m
——管道材料的許用應力 Pa，
——管道材料的抗拉強度 Pa
n——安全系數，對鋼管來說， 時，取n=8； 時，
取n=6； 時，取n=4。
根據上述的參數可以得到：
我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度 =600MPa;
(1). 液壓泵壓油管道的壁厚
(2). 液壓泵回油管道的壁厚
所以所選管道適用。
4. 液壓系統的驗算
上面已經計算出該液壓系統中進，回油管的內徑分別為32mm,42mm。
但是由于系統的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。4.2.4系統溫升的驗算
在整個工作循環中，工進階段所占的時間最長，且發熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發熱量較大，所以只考慮工進時的發熱量，然后取其值進行分析。
當V=10mm/s時，即v=600mm/min
即
此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為26MP，則有
即
此時的功率損失為：
假定系統的散熱狀況一般，取 ，
油箱的散熱面積A為
系統的溫升為
根據《機械設計手冊》成大先P20-767：油箱中溫度一般推薦30-50
所以驗算表明系統的溫升在許可范圍內。
五 液壓缸的結構設計
5.1 液壓缸主要尺寸的確定
1) 液壓缸壁厚和外經的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚 的比值 的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算
設 計 計 算 過 程
式中 ——液壓缸壁厚(m)；
D——液壓缸內徑(m)；
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍 ；
——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管： 。
= =22.9
則 在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。
液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外經 為2) 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P12表2-6中的系列尺寸來選取標準值。
液壓缸工作行程選
缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
液壓缸：
無孔時
取 t=65mm
有孔時
取 t’=50mm
3)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H稱為最小導向長度（如下圖2所示）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。
對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：
設 計 計 算 過 程
式中 L——液壓缸的最大行程；
D——液壓缸的內徑。
活塞的寬度B一般取B=(0.6~10)D；缸蓋滑動支承面的長度 ，根據液壓缸內徑D而定；
當D<80mm時，取 ；
當D>80mm時，取 。
為保證最小導向長度H，若過分增大 和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
滑臺液壓缸：
最小導向長度：
取 H=200mm
活塞寬度：B=0.6D=192mm
缸蓋滑動支承面長度：
隔套長度： 所以無隔套。
液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20~30倍。
液壓缸：
缸體內部長度
當液壓缸支承長度LB (10-15)d時，需考慮活塞桿彎度穩定性并進行計算。本設計不需進行穩定性驗算。
5.2 液壓缸的結構設計
液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。
設 計 計 算 過 程1) 缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。
本次設計中采用外半環連接，如下圖1所示：
圖1 缸體與缸蓋外半環連接方式優點：
(1) 結構較簡單
(2) 加工裝配方便
缺點：
(1) 外型尺寸大
(2) 缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚2)活塞桿與活塞的連接結構
參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P15表2-8，采用組合式結構中的螺紋連接。如下圖2所示：
圖2 活塞桿與活塞螺紋連接方式
特點：
結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。
ZDY1200S(MK-4)鉆機采用分組式布置，整機共分主機、泵站、操縱臺三大部分，各部分之間用膠管連接。解體性好，在井下便于搬遷、運輸，擺布靈活。在運輸條件較差的地區，主機還可以進一步解體。
1 主機
主機由回轉器、夾持器、給進裝置及機架組成。各部分之間裝拆方便。
1.夾持器 2.給進裝置 3. 回轉器 4.機架
圖1 主機
1.1 回轉器
回轉器由斜軸式變量柱塞馬達、齒輪減速器和膠筒式液壓卡盤組成。馬達經兩級齒輪減速，帶動主軸及液壓卡盤實現鉆具的回轉。調節馬達排量可以調節轉速。回轉器主軸為通孔式結構，通孔直徑75mm，更換不同直徑的卡瓦組可使用Φ50、Φ42mm的常規鉆桿，鉆桿的長度不受鉆機本身結構尺寸的限制，回轉器安裝在給進機身的拖板上，借助給進油缸沿機身導軌往復運動，實現鉆具的給進或起拔，機身剛度好，起下鉆運行平穩。回轉器具有側向開合裝置。液壓卡盤采用液壓夾緊、彈簧松開常開式結構，具有自動對中，安全可靠、卡緊力大等特點，它不但能保證正常鉆進，還可用來升降鉆具、強力起拔等（卡盤配用不同規格的鉆桿、更換卡瓦時，用專用工具將卡瓦組的彈簧壓縮放入膠筒內）。
1.2 夾持器
夾持器采用碟形彈簧夾緊，油壓松開的常閉式結構。可以防止起下鉆具時因突然停電引起的跑鉆事故。夾持器固定在給進裝置機身的前端，用于夾持孔內鉆具并可配合回轉器實現機械擰卸鉆桿。夾持器卡瓦靠左右兩根銷軸與卡瓦座軸向固定，圓周方向的固定靠卡瓦座上的平鍵。只要將左右兩根銷軸抽出，卡瓦就可以取出，夾持器通孔即可通過Φ108mm的巖心管。
1.3 給進裝置
采用油缸直接推、拉帶動拖板及回轉器沿給進機身導軌前后移動。
回轉器與拖板之間采用類似于立軸鉆機開箱式結構和聯接方式。一邊用銷軸把拖板與回轉器穿在一起，另一邊用鉸式螺栓把回轉器壓在拖板上，起下粗徑鉆具時，將螺栓松開，即可把回轉器搬向銷軸一側，讓開孔口。給進機身通過鎖緊卡瓦固定在機架的前后立柱及支撐桿的橫梁上。
1.4 機架
鉆機的機架用于安裝固定給進裝置。
機架由一個爬履式底座、立柱、支撐油缸及支撐桿等部件組成，給進裝置在機架上可以調整安裝，并可利用支撐油缸調整傾角，以滿足各種傾角鉆孔的需要，支撐桿采用二節式結構，鉆進較小傾角鉆孔時，取下上面一節加長桿，鉆進較大傾角鉆孔時，再接上加長桿。利用爬履式底座以常規方法可將鉆機安裝在基臺木上。
2 操縱臺
操縱臺是鉆機的控制裝置。由各種控制閥、壓力表及管件等組成。鉆機的回轉、給進、起拔與卡盤、夾持器的聯動功能是靠操縱臺上的閥類元件組合來實現的。
在操縱臺上有馬達回轉、支撐油缸、給進起拔、起下鉆轉換及截止閥五個操作手把。增壓、調壓、背壓三個調節手輪及指示系統壓力、給進壓力、起拔壓力、回油壓力的四塊壓力表。油管排列整齊，并有指示牌標明連接方法。各種油路控制閥安裝在操縱臺框架內。高壓膠管采用扣壓式接頭，拆卸油管時用自帶的堵頭將油管兩端接頭出口封堵，以免管中油液漏失及臟物進入管中。
3 泵
泵站是鉆機的動力源。它由防爆電動機、主油泵、副油泵、油箱、冷卻器、濾油器、底座等部件組成。電動機通過彈性聯軸器帶動油泵工作，從油箱吸油并排出高壓油，經操縱臺驅動鉆機的各執行機構工作。調節油泵端頭的手輪即可改變油泵的排量，實現主機回轉和給進速度的無級調整。
油箱是容納液壓油的容器，它置于油泵的上方。為了保證液壓系統的正常工作，在油箱上設有多種保護裝置。如吸油濾油器、回油濾油器、冷卻器、空氣濾清器、油溫計、油位指示計、磁鐵等，為避免在井下加油時臟物進入油箱，可通過空氣濾清器加油。
綜上所述鉆機有以下特點：
a. 鉆機由三大件組成、即主機、泵站、操縱臺，可以根據場地情況靈活擺布；解體性好，搬遷運輸方便。
b. 機械化擰卸鉆具，可減輕工人勞動強度，提高工作效率。夾持器卡瓦可方便地取出，擴大其通孔直徑，便于起下粗徑鉆具。
c. 單油缸直接給進與起拔鉆具，結構簡單，安全可靠，給進、起拔能力大，提高了鉆機處理事故的能力。
d. 采用雙泵系統，回轉參數與給進工藝參數可以獨立調節。變量油泵和變量馬達相結合進行無級調整，轉速和扭矩都可大范圍調整，提高了鉆機對不同鉆進工藝的適應能力。
e. 回轉器通孔直徑大，更換不同直徑的卡瓦可適用不同直徑的鉆桿，鉆桿的長度不受鉆機本身結構尺寸的限制。
f. 用支撐油缸調整機身角度方便省力，安全可靠。
g. 通過操縱臺進行集中操作，人員可遠離孔口一定距離，有利于人身安全。
h. 液壓系統保護裝置完備，提高了鉆機工作的可靠性，主要液壓元件采用國產先進定型產品，性能穩定可靠，通用性強。