液压马达选型必备

第二章　液压马达

液压马达是把液体的压力能转换为机械能的装置。从大原理上讲，液压泵可以作液压马达用。

马达的符号

单作用马达单作用可变量马达

双作用马达双作用可变量马达

泵与马达在结构上的区别：

１、液压泵低压腔压力一般为真空，为了改善吸油性能，和抗汽蚀的能力，通常把进油口做的比排油口大，而液压马达回油腔的压力稍高于大气压力。２、液压马达需要正反转，结构应对称，而液压泵单向旋转。

３、对于轴承方式及润滑，应保证在很宽的速度范围内都能正常工作。如低速时采用滚动轴承、静压轴承，而高速时采用动压轴承。

４、液压马达最低稳定转速要低，最低稳定转速是马达的一个重要技术指标。

５、马达要有较大的起动扭矩。如齿轮马达的轴向补偿压紧系数要比泵取的小的多，以减小磨擦。６、液压泵要求有自吸能力，马达无这一要求。７、叶片泵是靠叶片跟转子一起高速旋转产生的离心力使叶片与定子贴紧起到封油作用，形成工作容积。若将其当马达用，无力使叶片贴紧定子，起不了封油作用，进油腔和压油腔会连通，无法起动。由于上述原因，很多类型的泵和马达不能互逆通用。

第一节　液压马达的分类

液压马达可分为高速马达（>500rpm）和低

速马达（<500rpm）。

高速马达有：齿轮马达、螺杆马达、和轴向柱塞马达，高速马达具有转动惯量小，便于起动、制动，输出扭矩不大。

低速马达：径向柱塞马达。其特点是排量大，体积大，转速低，输出扭矩大称低速大扭矩马达。

第二节　液压马达的主要工作参数和使用性能

?1N p Q

=??２、进出口压差３、输入功率一、液压马达的输入参数

１、流量Ｑ

二、马达的理论转速

t Q n q

=1v η=时，马达马达的理论转速其中q 为马达的理论排量,即转一转时所需工作介质的体积。

三、液压马达输出的理论扭矩

2t pq M π

四、理论输出功率

1t N N p Q

==??p ?为高压腔和低压腔的压差，Q 为实际流量。

Q ?v ηt v Q Q

η=五、容积损失和容积效率液压马达的容积效率：

t Q ——无容积损失时，达到设计转速所需要的理论输入流量。

Q ?t Q Q Q

=+?——单位时间内马达内部各间隙泄漏所引起的

损耗量。

Ｑ——输入马达的实际流量。

ηt M M M =??M ?m t

M M η=六、机械损失和机械效率实际输出扭矩

——摩擦引起的扭矩损失

m v

ηηη=七、总效率η

t v v Q n n q

ηη==t m

M M η=八、马达的实际转速九、实际输出扭矩M

十、实际输出功率

t N N p Q ηη

==???

马达的起动特性由起动扭矩和起动机械效率来描述。起动扭矩：马达由静止状态起动时马达轴上输出的

扭矩。其值在一定的条件下小于运

行状态下的扭矩

十一、起动特性

p ?起动机械效率：

00m t

M M η=t M 为理论扭矩

实际工作中，都希望起动性能好一些，即希望起动扭矩和起动机械效率尽可能大一些。

液压马达在额定负荷下，不出现爬行（抖动和时转时停）现象的最低转速。

十二、马达最低稳定转速

出现爬行现象的原因：

１、磨擦力大小不稳定

p ?μ（磨擦力的大小与，工作，q ，及马达的结构有关。）液粘度２、理论扭矩不均匀

３、泄漏量不稳定 p ?μ（泄漏量的大小与

，工作液粘，q ，马达的结构及加工装配质量等有关。）

度

液压马达在转速高时，其转动部分及所带的负载转动惯量大，上述影响不明显；而在低转速时，其转动部分及所带的负载转动惯量小，所以上述影响比较明显，因而出现转动不均匀、抖动或时转时停的现象。

实际工作时，一般希望最低稳定转速越小越好，这样就可以扩大马达的变速范围。

不同形式液压马达的最低稳定转速大致如下：

多作用内曲线马达：0.1～1rpm

曲轴连杆马达：2～3rpm

静压平衡马达：2～3rpm

轴向柱塞马达：30～50rpm，有的可低至2～5rpm 高速叶片马达：50～100rpm

低速大扭矩叶片马达约为5rpm

齿轮马达的低速性能最差，其最低稳定转速一般在200～300rpm，个别可到50～100rpm。

十三、最高使用转速

１、受使用寿命限制，转速提高，马达的磨损加剧。２、受机械效率的限制，转速提高后，Q增大，v 会增大，水力损失增加。

３、某些马达的转速受背压限制（如曲轴连杆式马达），转速太高时，回油腔无背压，易产

生脱空和撞击等。

十四、制动性能

将马达的进出油口切断后，理论上，输出轴应完全不转动，但此时负载力为主动力，在负载力的作用下，马达变为泵工况，泵工况的出油口为高压腔，油从此腔向外泄漏，使马达缓慢转动，密封性好则滑动速度低，柱塞马达的制动性能最好。

十五、马达的寿命

马达的寿命主要取决于轴承的寿命。

１、马达工作平稳性用理论扭矩的不均匀系数十六、工作平稳性及噪声

δ来评价。流量的脉动导致扭矩的不均匀。有时将马达的泄漏口放在壳体的最上端，使转动部分浸在油中。这样虽然增加了一些搅动损失，但数值很小，相反，由于明显增大了抗振阻尼，可在一定程度上减弱液压马达的振动和噪声。

（２）压力、流量脉动，困油容积变化，磨擦，汽蚀产生噪声。

２、噪声：

（１）机械传动、振动产生的噪声；

液压泵液压缸液压马达的型号及参数以及

液压、气动一、液压传动 1、理解：液压传动是以流体为工作介质进行能量传递的传动方式。 2、组成原件 1、把机械能变换为液体（主要是油）能量（主要是压力能）的液压泵 2 、调节、控制压力能的液压控制阀 3、把压力能转换为机械能的液压执行器（液压马达、液压缸、液压摆动马达） 4 、传递压力能和液体本身调整所必需的液压辅件液压系统的形式 3、部分元件规格及参数衡力，磨损严重，泄漏较大。叶片泵：分为双作用叶片泵和单作用叶片泵。这种泵流量均匀、运转平稳、噪音小、作压力和容积效率比齿轮泵高、结构比齿轮泵复杂。柱塞泵：容积效率高、泄漏小、可在高压下工作、大多用於大功率液压系统；但结构复杂，材料和加工精度要求高、价格贵、对油的清洁度要求高。一般在齿轮泵和叶片泵不能满足要求时才用柱塞泵。还有一些其他形式的液压泵，如螺杆泵等，

但应用不如上述3种普遍。适用工况和应用举例

【KCB/2CY型齿轮油泵】工作原理： 2CY、KCB齿轮式输油泵在泵体中装有一对回转齿轮，一个主动，一个被动，依靠两齿轮的相互啮合，把泵内的整个工作腔分两个独立的部分。A为入吸腔，B为排出腔。泵运转时主动齿轮带动被动齿轮旋转，当齿化从啮合到脱开时在吸入侧(A)就形成局部真空，液体被吸入。被吸入的液体充满齿轮的各个齿谷而带到排出侧(B)，齿轮进入啮合时液体被挤出，形成高压液体并经泵的排出口排出泵外。 KCB/2Y型齿轮油泵型号参数和安装尺寸如下：【KCB/2CY型齿轮油泵】性能参数：

【KCB/2CY型齿轮油泵】安装尺寸图：KCB18.3~83.3与2CY1.1~5安装尺寸图电动机 KCB200~960与2CY8~150安装尺寸图

如何确定液压油缸规格型液压油缸选型参考

如何确定液压油缸规格型液压油缸选型参考文件管理序列号：[K8UY-K9IO69-O6M243-OL889-F88688]

目录程序 1：初选缸径/杆径 ★条件一已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压 P、流量 Q 及其工况需要液压缸对载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力 F1、拉力 F2、推力 F1 和拉力F2）的大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）输出力的作用方式为推力 F1 的工况：初定缸径 D：由条件给定的系统油压 P（注意系统的流道压力损失），满足推力 F1 的要求对缸径 D 进行理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径 D；初定杆径 d：由条件给定的输出力的作用方式为推力 F1 的工况，选择原则要求杆径在速1.46～2 （速比：液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比）之间，具体需合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径的选择

（2）输出力的作用方式为拉力 F2 的工况：假定缸径 D，由条件给定的系统油压 P（注意系统的沿程压力损失），满足拉力 F2 的要求对杆径 d 进行理论计算，参选标准杆径系列后初定杆径 d，再对初定杆径 d 进行相关强度校验后确定。（3）输出力的作用方式为推力 F1 和拉力 F2 的工况：参照以上（1）、（2）两种方式对缸径 D 和杆径 d 进行比较计算，并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ★条件二已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力 F1、拉力 F2、推力 F1 和拉力 F2）大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压 P、流量 Q 等参数未知，针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）根据本设备或装置的行业规范或特点，确定液压系统的额定压力 P；专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定，一般建议在中低压或中高压中进行选择。（2）根据本设备或装置的作业特点，明确液压缸的工作速度要求。（3）参照“条件一”缸径/杆径的初选方法进行选择。注：缸径 D、杆径 d 可根据已知的推（拉）力、压力等级等条件由下表进行初步查取。不同压力等级下各种缸径/杆径对应理论推（拉）力表

液压缸选型参考

【液压缸选定程序】程序1：初选缸径/杆径（以单活塞杆双作用液压缸为例） ※ 条件一已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q及其工况需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2）的大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）输出力的作用方式为推力F1的工况：初定缸径D：由条件给定的系统油压P（注意系统的流道压力损失），满足推力F1的要求对缸径D进行理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径D；初定杆径d：由条件给定的输出力的作用方式为推力F1的工况，选择原则要求杆径在速比~2（速比：液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比）之间，具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径d的选择。（2）输出力的作用方式为拉力F2的工况：假定缸径D，由条件给定的系统油压P（注意系统的沿程压力损失），满足拉力F2的要求对杆径d进行理论计算，参选标准杆径系列后初定杆径d，再对初定杆径d进行相关强度校验后确定。（3）输出力的作用方式为推力F1和拉力F2的工况：参照以上（1）、（2）两种方式对缸径D和杆径d进行比较计算，并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ※ 条件二已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2）大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q等参数未知，针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）根据本设备或装置的行业规范或特点，确定液压系统的额定压力P；专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定，一般建议在中低压或中高压中进行选择。（2）根据本设备或装置的作业特点，明确液压缸的工作速度要求。（3）参照“条件一”缸径/杆径的初选方法进行选择。注：缸径D、杆径d可根据已知的推（拉）力、压力等级等条件由下表进行初步查取。不同压力等级下各种缸径/杆径对应理论推（拉）力表

液压缸选型流程参考样本

液压缸选型程序程序1: 初选缸径/杆径( 以单活塞杆双作用液压缸为例) ※ 条件一已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q及其工况需要液压缸对负载输出力的作用方式( 推、拉、既推又拉) 和相应力( 推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2) 的大小( 应考虑负载可能存在的额外阻力) 。针对负载输出力的三种不同作用方式, 其缸径/杆径的初选方法如下: ( 1) 输出力的作用方式为推力F1的工况: 初定缸径D: 由条件给定的系统油压P( 注意系统的流道压力损失) , 满足推力F1的要求对缸径D进行理论计算, 参选标准缸径系列圆整后初定缸径D; 初定杆径d: 由条件给定的输出力的作用方式为推力F1的工况, 选择原则要求杆径在速比1.46~2( 速比: 液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比) 之间, 具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素, 参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径d的选择。( 2) 输出力的作用方式为拉力F2的工况:

假定缸径D, 由条件给定的系统油压P( 注意系统的沿程压力损失) , 满足拉力F2的要求对杆径d进行理论计算, 参选标准杆径系列后初定杆径d, 再对初定杆径d进行相关强度校验后确定。 ( 3) 输出力的作用方式为推力F1和拉力F2的工况: 参照以上( 1) 、 ( 2) 两种方式对缸径D和杆径d进行比较计算, 并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ※ 条件二已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式( 推、拉、既推又拉) 和相应力( 推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2) 大小( 应考虑负载可能存在的额外阻力) 。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q等参数未知, 针对负载输出力的三种不同作用方式, 其缸径/杆径的初选方法如下: ( 1) 根据本设备或装置的行业规范或特点, 确定液压系统的额定压力P; 专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定, 一般建议在中低压或中高压中进行选择。 ( 2) 根据本设备或装置的作业特点, 明确液压缸的工作速度要求。 ( 3) 参照”条件一”缸径/杆径的初选方法进行选择。注: 缸径D、杆径d可根据已知的推( 拉) 力、压力等级等条件由下表进行初步查取。

如何选择液压马达

如何选择液压马达为设计新系统选择液压马达，或者为现有系统中的液压马达寻找替代产品事，除了要考虑功率（扭矩、转速）要求之外，还要考虑其它一些因素。在许多情况下，借鉴以往使用经验（即在类似使用条件下，选用哪些马达成功了，选择哪些马达失败了）事初选马达的一条捷径。当没有已往使用经验可借鉴时，必须考虑以下因素： 1、工作负载循环 2、油液类型 3、最小流量和最大流量 4、压力范围 5、系统类型：开式系统或闭式系统 6、环境温度、系统工作温度和冷却系统 7、油泵类型：齿轮泵、柱塞泵或叶片泵 8、过载保护：靠近液压马达的安全阀 9、速度超越载荷保护 10、径向载荷和轴向载荷工作负载循环和速度超越载荷保护式常被忽视的两个重要因素。当发生速度超越载荷条件时，马达处于油泵工况，这时马达联动轴所承受的扭矩可能达到正常工作情况下的两倍。若忽视了上述情况，会导致马达损坏。工作负载循环时系统匹配时要考虑的另一个非常重要因素。如果要求马达长时间满负荷工作，又要有令人满意的使用寿命，这时产品样本给出的扭矩和转速指标仅能达到使用要求还不够，必须选择性能指标高出一挡的系列产品。同样，如果马达工作频繁程度很低，可以选择样本给出性能指标偏低的那个系列产品。用液压马达驱动铰盘就是一个例证，绞盘制造厂选用White RS系列马达，尽管实际工作参数超出了样本给出的性能参数，单仍然能正常工作。由于马达使用频繁程度很低，而且每一次工作持续时间又很短，因此无论性能还是寿命均能令人满意。这样选出的马达明显减小购置费用。当马达排量和扭矩出于两可的情况，工作载荷循环、压力和流量成为选择最适合给定工作条件的液压马达的决定因素。怀特马达的最低转速是多少？通常马达在10r/min或更低的转速下运行时，可能会出现爬行和运转不平稳现象。由于HB、DR和DT三个系列的马达在小流量时内部泄漏的变化非常小，因此对马达低速平稳性要求较高的场合，怀特公司推荐使用上述三个系列的马达。同事还推荐选用排量尽可能最大的马达，以便增加通过马达的流量。对马达低速性能有利的条件：1）载荷恒定2）马达出口节流或者施加0.25MPa的背压3）在工作温度下最小粘度达到160 SUS (34.5 cSt)。为保证良好的低速工作性。建议用户在实际工作条件下对被选择的马达进行试验验证。

液压计算(原件选择)

液压元件的选择一、液压泵的确定与所需功率的计算 1.液压泵的确定 (1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即 p B =p 1 +ΣΔp (9-15) ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表9-4选取。阀名Δp n(×105Pa) 阀名Δp n(×105Pa)阀名Δp n(×105Pa)阀名Δp n(×105Pa)单向阀0.3～0.5 背压阀3～8 行程阀 1.5～2 转阀 1.5～2 换向阀 1.5～3 节流阀2～3 顺序阀 1.5～3 调速阀3～5 B B max 的泄漏确定。 ①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即 q B≥K(Σq)max(m3/s) (9-16) 式中：K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max为同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3/s)。 ②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为： q B≥K(A1-A2)v max(m3/s) (9-17) 式中：A 1，A 2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2)；v max为活塞的最大移动速度(m/s)。 ③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即 q B=∑ = Z 1 i V i K/T i (9-18) 式中：V i为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3)；T i为机器的工作周期(s)；Z为液压缸的个数。 (3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力p B和流量q B，查液压元件产品样本，选择与P B和q B相当的液压泵的规格型号。上面所计算的最大压力p B是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力p B应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。若系统属于高压范围，压力储备取小值；若系统属于中低压范围，压力储备取大值。 (4)确定驱动液压泵的功率。 ①当液压泵的压力和流量比较衡定时，所需功率为： p=p B q B/103ηB (kW) (9-19) 式中：p B为液压泵的最大工作压力(N/m2)；q B为液压泵的流量(m3/s)；ηB为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表9-5估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.6～0.7 0.65～0.80 0.60～0.75 0.80～0.85 ②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所

NHM系列液压马达选型要点

NHM系列液压马达选型要点产品的主要特点 1、采用偏心轴及较低激振频率的五活塞结构，具有低噪音的特点； 2、启动扭矩大，低速稳定性好，能在很低的速度下平稳运转； 3、专利技术的平面补偿配油盘，可靠性好，泄漏少；活塞与柱塞套采用密封环密封，因而具有很高的容积效率； 4、曲轴与连杆间由滚柱支承，因而具有很高的机械效率； 5、旋转方向可逆，输出轴允许承受一定的径向和轴向外力； 6、具有较高的功率质量比，体积重量相对较小。产品应用范围产品可广泛应用于矿山建筑、工程机械、起重运输设备、重型冶金机械、石油煤矿机械、船舶甲板机械、机床、塑料机械、地质钻探设备、等各种机械的液压传动系统中。特别适用于注塑机的螺杆驱动、提升绞盘、卷筒的驱动、各种回转机构的驱动、履带和轮子行走机构的驱动等传动机械中。结构原理通压力油的柱塞缸受液压力的作用，在柱塞体上产生推力 P 。该推力通过连杆作用在曲轴中心，使输出轴旋转，同时配油盘随着一起转动，当柱塞体所在位置到达下死点时，柱塞缸便由配油盘接通回油口，柱塞便被曲轴往上推。此时，做功后的液压油通过配油盘返回油箱。各柱塞体依次接通高低压力油，各柱塞体对输出轴中心所产生的驱动力矩同向相加，使马达输出轴获得连续而平稳的回转扭矩。当改变油流方向时，便可改变马达的旋转方向。如将配油盘转 180 °装配也可以实现马达的反转。设计中用到的几个计算公式 1、液压马达的实际输出扭矩： M=0.159（P1-P2）q·ηm（ N.m ）式中：P1、P2 ---------分别为液压马达的入口和出口压力（ MPa ） q -------------- 液压马达的排量（ ml/r ） ηm ------------ 液压马达机械效率 2 ．液压马达输出功率式中：n----------------- 液压马达转速（ r/min ） Q------------------ 输入液压马达的流量（ ml/min ） ηv -------------- 液压马达容积效率 3 ．液压马达的转速：

液压马达参数计算

（1）液压马达参数计算 ①液压马达理论输出扭矩T ： 12m D F T η??= 式中：1m η为传动机械效率，取95.01=m η 则：m N T ·76.26695.0052.05400=??= ②液压马达理论每转排油量q ： m p T q ηπ?= 2 式中：p 为液压马达工作压力，Mpa p 8= m η为液压马达机械效率，取9.0=m η 则 r ml p T q m /2339 .0815976 .2662=??=?= ηπ 故液压马达实际输出转矩为：m N pq T m ·7.2669.02338159.02s =???== π η ③液压马达转速n ：摩擦轮处转速：n 1min /7.36104 .014.3602.0r d v =??== π 由于马达转速较高，因此选择减速器作为中间减速装置，选取减速器传动比6.5=i ，传动效率为90%。则液压马达转速：n i n ?=1min /5.2057.366.5r =?= ④液压马达所需流量Q ： v n q Q η1 ? ?= 式中：v η为容积效率，取9.0=v η 则m in /2.539 .01 5.205102331 3l n q Q v =? ??=? ?=-η ⑤液压马达输出功率P ： 2.612.61m v c q p q p P ηηηη????=??= 式中：c η为减速器传动效率，9.0=c η

v η为液压马达容积效率，9.0=v η m η为液压马达机械效率，9.0=m η 则Kw q p q p P m v c 1.52 .619 .09.09.02.5382.612.61=????=????=??= ηηηη P ＞min P ，因此液压马达可使设备进行传动。（2）液压马达型号的选择在对液压马达进行选型时需要考虑转速范围、工作压力、运行扭矩、总效率、容积效率、滑差率以及安装等因素和条件。首先根据使用条件和要求确定马达的种类，并根据系统所需的转速和扭矩以及马达的持性曲线确定压力压力降、流量和总效率。然后确定其他管路配件和附件。选取液压马达时还要注意以下问题： ①在系统转速和负载一定的前提下。选用小排量液压马达可使系统造价降低，但系统压力高，使用寿命短；选用大排量液压马达则使系统造价升高．但系统压力低，使用寿命长。至于使用大排量还是小排量液压马达需要综合考虑。 ②由于受液压马达承载能力的限制，不得同时采用最高压力和最高转速，同时还耍考虑液压马达输出轴承受径向负载和轴向负载的能力。 ③马达的起动力矩应大于负载力矩，一般起动力矩Mo=0.95M 。综合以上分析，选用内啮合摆线式齿轮液压马达，其功率P=5Kw ，转矩T ≥266.7m N ?，工作转速min /206r n ≤，则液压马达型号为BM2-250，具体参数如表4-1。表4-1

QJM型液压马达特点及适用范围

QJM型液压马达特点及适用范围 ?采用高科技复合材料，并通过工艺改进解决了该型马达球塞与球体配合精度低等问题，改进后马达压力比原先提高 1.5倍，摩擦系数降低1倍，寿命则延长3倍左右。 ?马达动密封采用了特殊（专制）技术，关键塞封件采用进口件，从而保证良好塞封，杜绝渗落。 ?室子内曲线、活塞孔等关键部件采用先进的特殊加工方法，大大提高曲面精度与表面粗糙度，马达的机械效率同比提高约15%。 ?QJM型液压马达可与各种油泵、阀及液压附件配套组成液压传动装置，由于它在设计上采取了各种措施，故可适应各种机器的工况。该型马达具有重量轻、体积小、调速范围大，可有级变量、机械制动器可自动启闭、低速稳定性好、工作可靠、耐冲击、效率高、寿命长等一系列优点。目前已广泛应用于建筑工程、起重运输、冶金重型、石油、煤矿、船舶、机床、轻工注塑、地质勘探等部门。可直接驱动履带行走、轨道轮子驱动、各种回转提升机构、勘探钻孔、带式输送、物料搅拌、路面切割、船舶推进、塑料预塑等机构。 QJM型液压马达工作原理 QJM系列马达工作时,高压油由马达油口进入,再经配流器进入缸体、缸孔推动球塞组件沿着定子滚道貌岸然环的曲线轨道，在0o C 至30o C上作升程运动。球塞组件对曲线轨道产生作用力，而曲线轨道对球塞组件产生反作用力，该反作用力的切向分力作用到缸体上，由此驱动缸体产生转矩，通过传动轴输出。球塞组件在升程工作至30o C时时油结束。当进入30o C至60o C时，缸体、缸孔通过配流器与回油孔（低压腔）接通，作回程运动，至60o C时，组件回程工作结束，至此该组组件的一次工作（升、回程）全部结束。接着又进入下一次升、回程工作。其余组件工作同样类推。回流路线，低压油经配流器的回油孔、马达出油口流回油箱。

液压缸选型

液压缸选型（你做设计的时候，遇见液压缸的问题不用愁了）液压缸的结构基本上可以分为缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置和排气装置五个部分. 1.液压缸的设计内容和步骤 (1)选择液压缸的类型和各部分结构形式。 (2)确定液压缸的工作参数和结构尺寸。 (3)结构强度、刚度的计算和校核。 (4)导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。 (5)绘制装配图、零件图、编写设计说明书。下面只着重介绍几项设计工作。 2.计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。 (1)缸筒内径D。液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。根据负载和工作压力的大小确定D： ①以无杆腔作工作腔时 (4-32) ②以有杆腔作工作腔时 (4-33)式中：pI为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；Fmax为最大作用负载。 (2)活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。若速度比为λv，则该处应有一个带根号的式子： (4-34)也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.3～0.5D。受压力作用时：pI＜5MPa时，d=0.5～0.55D 5MPa＜pI＜7MPa时，d=0.6～0.7D pI＞7MPa时,d=0.7D (3)缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即： L=l+B+A+M+C式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。 (4)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导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图4-19所示)。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。图4-19油缸的导向长度 K—隔套对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：H≥L/20+D/2 (4-35)式中：L为液压缸最大工作行程(m);D为缸筒内径(m)。一般导向套滑动面的长度A，在D＜80mm时取A=(0.6-1.0)D,在D＞80mm时取A=(0.6-1.0)d；活塞的宽度B则取B= (0.6-1.0)D。为保证最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的，最好在导向套与活塞之间装一隔套K，隔套宽度C由所需的最小导向长度决定，即： C=H- (4-36)采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。 3.强度校核? 对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。 (1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/δ≥10时为薄壁，壁厚按下式进行校核：δ＞=ptD/2［σ］ (4-37)式中：D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn≤16MPa时，取pt=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;当pn＞16MPa时，取 pv=1.25 pn;［σ］为缸筒材料的许用应力，［σ］=σb/n,σb为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5。当D/σ＜10时为厚壁，壁厚按下式进行校核：δ≥ (4-38)在使用式

HSG工程用液压缸选型

HSG工程用液压油缸（双耳环链接）HSG工程用液压油缸（绞轴链接） HSG工程用液压油缸（端部法兰链接）HSG工程用液压油缸（解剖图） HSG系列工程用液压缸是液压系统作往复运动的执行机构。主要用于工程机械、起重运输机械及其工程车辆的液压传动。

1、型号标记表1 缸头、缸筒连接方式表编号连接方式备注 1缸头耳环带衬套 2缸头耳环装关节轴承 3铰铀 4端部法兰用于缸径D≥Φ80 5中部法兰表2 活塞杆端连接方式表编号连接方式备注 1杆端外螺纹 2杆端内螺纹用于缸径D≥Φ63 3杆端外螺纹杆头耳环带衬套 4杆端内螺纹杆头耳环带衬套用于缸径D≥Φ63 5杆端外螺纹杆头耳环装关节轴承

6杆端内螺纹杆头耳环装关节轴承用于缸径D≥Φ63 7整体式活塞杆耳环带衬套仅用于Φ40、Φ50两种缸径8整体式活塞杆耳环装关节轴承技术规格型号缸径 mm 工作压力16MPa 最大行程mm 速比1.33速比1.46速比2 HSG※ 01-40/d※ E 402020.1015.072220.1014.012520.1012.27500 HSG※ 01-50/d※ E 502531.4023.552831.4018.563231.4015.01600 HSG※ 01-63/d※ E 633249.8737.013549.8734.4874549.8724.43800 HSG※ 01-80/d※E 804080.4260.324580.4254.985580.4242.41 (1000) 4000 HSG※ 01-90/d※E 9045101.7976.3450101.7970.3663101.7951.90 (1100) 4000 HSG※ 01-100/d ※E 10050125.6694.2455125.6687.6570125.6664.06 (1350) 4000 HSG※ 01-110/d ※E 11055152.05114.0463152.05102.1880152.0571.60 (1600) 4000 HSG※ 01-125/d ※E 12563196.35146.4870196.35134.7790196.3594.50 (2000) 4000 HSG※ 01-140/d ※E 14070246.30184.7380246.30165.88100246.30120.60 (2000) 4000 HSG※ 01-150/d ※E 15075282.74212.0685282.74193.21105282.74144.28 (2000) 4000 HSG※ 01-160/d ※E 16080321.70241.2790321.70219.91110321.70169.60 (2000) 4000 HSG※18090407.45305.37100407.15281.50125407.15210.80(2000)

液压缸的设计计算

液压缸的设计计算作为液压系统的执行元件，液压缸将液压能转化为机械能去驱动主机的工作机构做功。由于液压缸使用场合与条件的千差万别，除了从现有标准产品系列选型外，往往需要根据具体使用场合自行进行设计。 3.1设计内容液压缸的设计是整个液压系统设计中的一部分，它通常是在对整个系统进行工况分析所后进行的。其设计内容为确定各组成部分（缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、排气装置等）的结构形式、尺寸、材料及相关技术要求等，并全部通过所绘制的液压缸装配图和非标准零件工作图反映这些内容。 3.2液压缸的类型及安装方式选择液压缸的输入是液体的流量和压力，输出的是力和直线速速，液压缸的结构简单，工作可靠性好，被广泛地应用于工业生产各个部门。为了满足各种不同类型机械的各种要求，液压缸具有多种不同的类型。液压缸可广泛的分为通用型结构和专用型结构。而通用型结构液压缸有三种典型结构形式：（1）拉杆型液压缸前、后端盖与缸筒用四根（方形端盖）或六根（圆形端盖）拉杆来连接，前、后端盖为正方形、长方形或圆形。缸筒可选用钢管厂提供的高精度冷拔管，按行程长度所相应的尺寸切割形成，一般内表面不需加工（或只需作精加工）即能达到使用要求。前、后端盖和活塞等主要零件均为通用件。因此，拉杆型液压缸结构简单、拆装简便、零件通用化程度较高、制造成本较低、适于批量生产。但是，受到行程长度、缸筒内径和额定压力的限制。如果行程长度过长时，拉杆长度就相应偏长，组装时容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒内径过大和额定压力偏高时，因拉杆材料强度的要求，选取大直径拉杆，但径向尺寸不允许拉杆直径过大。（2）焊接型液压缸缸筒与后端盖为焊接连接，缸筒与前端盖连接有内螺纹、内卡环、外螺纹、外卡环、法兰、钢丝挡圈等多种形式。焊接型液压缸的特点是外形尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界条件。但由于受到前端盖与缸筒用螺纹、卡环或钢丝挡圈等连接强度的制约缸筒内径不能太大和额定压力不能太高。 P?25Mpa、缸筒内径焊接型液压缸通常额定压力，在活塞杆和缸mm320?D n筒的加工条件许可下，允许最大行程。m15?10?S．（3）法兰型液压缸缸筒与前、后端盖均为法兰连接，而法兰与缸筒有整体、焊接、螺纹等连接方式。法兰型液压缸的特点是额定压力较高，缸筒内径大，外形尺寸大。适用于较严酷的冲击负载和外界工作条件，又称重载型液压缸。 P?35Mpa、缸筒内径法兰型液压缸通常额定压力，在活塞杆和缸mm320D?n筒的加工条件许可下，允许最大行程。m?8S由此可知，我们设计的液压升降平台车的液压缸应选择（2）焊接型液压缸比较合适。当然对缸筒的连接还需根据具体

摆动液压马达及其选用

液压与气动 YEYA YU QIDONG 1999年第2期No.21999 摆动液压马达及其选用李祖昌摆动液压马达又称摆动液压缸。它最突出的优点是无需任何变速机构就可使负载直接获得往复摆动运动。按结构形式可分叶片式和柱塞式两大类。随着密封部位结构设计和工艺的改进，尤其是密封材质的优化，摆动液压马达性能有了很大提高。选用摆动液压马达时应注意考虑以下几点。 ① 摆角摆动液压马达的摆角一般不能调整。当它的输出轴直接和负载紧固时，最大摆角应与负载所需的摆角相等。不得已时，可选择摆角大的摆动液压马达，在其外部装上行程开关，负载所需摆角由这两只行程开关的位置设定。如选用叶片式摆动液压马达，也可在缸体内部止挡上加装经过计算的限位块以获得所需的摆角。 ② 工作压力和输出转矩当摆动液压马达的结构尺寸决定后，输出转矩只取决于工作压力和机械效率。它应略大于负载所需的转矩(约大20%左右)。负载所需转矩包括负载摩擦转矩、负载重量引起的转矩和使负载获得必要的角加速度所需的转矩这3部分。否则，负载有可能不转或虽转但达不到应有的速度。目前叶片式和柱塞式摆动液压马达的工作压力已可分别达到25MPa和32MPa。系统工作压力低于摆动液压马达额定工作压力时，除减小部分输出转矩外，对摆动液压马达的使用只会产生有利的影响。反之，当系统工作压力高于摆动液压马达额定工作压力时，建议在摆动液压马达前面适当位置加装一个减压阀，把系统压力降到摆动液压马达的额定工作压力。只要输出转矩能满足负载要求，额定压力较低的摆动液压马达也可应用于中、高压的液压系统中。实践证明，此种方法完全可行。 ③　起动转矩和内泄漏摆动液压马达应用于一般液压系统中时，由于其起动转矩和输出转矩相比往往很小，不会对系统产生很大影响；内泄漏造成的系统流量损失与整个系统的流量相比通常也很小：所以它们都不成为选择摆动液压马达的主要考虑因素。但若应用在动态品质要求高的电液伺服系统或对负载有较高的低速平稳性要求的系统中时，就必须对它们加以重视。因为它们会对系统的动态品质造成不良影响。尤其是内泄漏增加造成了流量从排油腔逸走，使负载速度降低。内泄漏也会因其瞬时改变而引起压力的变化，造成不希望的输出转矩的变化所产生的不需要的负载加速度。研究表明，内泄漏的变化是影响负载低速平稳的决定性因素。尤其是在负载大时，甚至会使摆动液压马达产生爬行。 ④　缓冲与止动负载的摆动速度通常都较低。负载不大时，转到极限位置所产生的冲击力，摆动液压马达自身就能承受，无需另设缓冲和止动装置。但当负载大、转速高时，惯性力会使止挡损坏。此时，就必须考虑缓冲和止动措施。缓冲机构可以设计在摆动液压马

如何确定液压油缸规格型号液压油缸选型参考

如何确定液压油缸规格型号液压油缸选型参考 This model paper was revised by the Standardization Office on December 10, 2020

目录程序 1：初选缸径/杆径 ★条件一已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压 P、流量 Q 及其工况需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力 F1、拉力 F2、推力 F1 和拉力 F2）的大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）输出力的作用方式为推力 F1 的工况：初定缸径 D：由条件给定的系统油压 P（注意系统的流道压力损失），满足推力 F1 的要求对缸径 D 进行理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径 D；初定杆径 d：由条件给定的输出力的作用方式为推力 F1 的工况，选择原则要求杆径在速比1.46～2 （速比：液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比）之间，具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径 d 的选择。

液压缸的设计计算

液压缸的设计计算作为液压系统的执行元件，液压缸将液压能转化为机械能去驱动主机的工作机构做功。由于液压缸使用场合与条件的千差万别，除了从现有标准产品系列选型外，往往需要根据具体使用场合自行进行设计。设计内容液压缸的设计是整个液压系统设计中的一部分，它通常是在对整个系统进行工况分析所后进行的。其设计内容为确定各组成部分（缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、排气装置等）的结构形式、尺寸、材料及相关技术要求等，并全部通过所绘制的液压缸装配图和非标准零件工作图反映这些内容。液压缸的类型及安装方式选择液压缸的输入是液体的流量和压力，输出的是力和直线速速，液压缸的结构简单，工作可靠性好，被广泛地应用于工业生产各个部门。为了满足各种不同类型机械的各种要求，液压缸具有多种不同的类型。液压缸可广泛的分为通用型结构和专用型结构。而通用型结构液压缸有三种典型结构形式：（1）拉杆型液压缸前、后端盖与缸筒用四根（方形端盖）或六根（圆形端盖）拉杆来连接，前、后端盖为正方形、长方形或圆形。缸筒可选用钢管厂提供的高精度冷拔管，按行程长度所相应的尺寸切割形成，一般内表面不需加工（或只需作精加工）即能达到使用要求。前、后端盖和活塞等主要零件均为通用件。因此，拉杆型液压缸结构简单、拆装简便、零件通用化程度较高、制造成本较低、适于批量生产。但是，受到行程长度、缸筒内径和额定压力的限制。如果行程长度过长时，拉杆长度就相应偏长，组装时容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒内径过大和额定压力偏高时，因拉杆材料强度的要求，选取大直径拉杆，但径向尺寸不允许拉杆直径过大。（2）焊接型液压缸缸筒与后端盖为焊接连接，缸筒与前端盖连接有内螺纹、内卡环、外螺纹、外卡环、法兰、钢丝挡圈等多种形式。焊接型液压缸的特点是外形尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界条件。但由于受到前端盖与缸筒用螺纹、卡环或钢丝挡圈等连接强度的制约缸筒内径不能太大和额定压力不能太高。焊接型液压缸通常额定压力Mpa P n 25≤、缸筒内径mm D 320≤，在活塞杆和缸筒的加工条件许可下，允许最大行程m S 1510-≤。

摆动液压马达及其选用

摆动液压马达及其选用李祖昌摆动液压马达又称摆动液压缸。它最突出的优点是无需任何变速机构就可使负载直接获得往复摆动运动。按结构形式可分叶片式和柱塞式两大类。随着密封部位结构设计和工艺的改进，尤其是密封材质的优化，摆动液压马达性能有了很大提高。选用摆动液压马达时应注意考虑以下几点。 ①摆角摆动液压马达的摆角一般不能调整。当它的输出轴直接和负载紧固时，最大摆角应与负载所需的摆角相等。不得已时，可选择摆角大的摆动液压马达，在其外部装上行程开关，负载所需摆角由这两只行程开关的位置设定。如选用叶片式摆动液压马达，也可在缸体内部止挡上加装经过计算的限位块以获得所需的摆角。 ②工作压力和输出转矩当摆动液压马达的结构尺寸决定后，输出转矩只取决于工作压力和机械效率。它应略大于负载所需的转矩(约大20%左右)。负载所需转矩包括负载摩擦转矩、负载重量引起的转矩和使负载获得必要的角加速度所需的转矩这3部分。否则，负载有可能不转或虽转但达不到应有的速度。目前叶片式和柱塞式摆动液压马达的工作压力已可分别达到25MPa和32MPa。系统工作压力低于摆动液压马达额定工作压力时，除减小部分输出转矩外，对摆动液压马达的使用只会产生有利的影响。反之，当系统工作压力高于摆动液压马达额定工作压力时，建议在摆动液压马达前面适当位置加装一个减压阀，把系统压力降到摆动液压马达的额定工作压力。只要输出转矩能满足负载要求，额定压力较低的摆动液压马达也可应用于中、高压的液压系统中。实践证明，此种方法完全可行。 ③起动转矩和内泄漏摆动液压马达应用于一般液压系统中时，由于其起动转矩和输出转矩相比往往很小，不会对系统产生很大影响；内泄漏造成的系统流量损失与整个系统的流量相比通常也很小：所以它们都不成为选择摆动液压马达的主要考虑因素。但若应用在动态品质要求高的电液伺服系统或对负载有较高的低速平稳性要求的系统中时，就必须对它们加以重视。因为它们会对系统的动态品质造成不良影响。尤其是内泄漏增加造成了流量从排油腔逸走，使负载速度降低。内泄漏也会因其瞬时改变而引起压力的变化，造成不希望的输出转矩的变化所产生的不需要的负载加速度。研究表明，内泄漏的变化是影响负载低速平稳的决定性因素。尤其是在负载大时，甚至会使摆动液压马达产生爬行。 ④缓冲与止动负载的摆动速度通常都较低。负载不大时，转到极限位置所产生的冲击力，摆动液压马达自身就能承受，无需另设缓冲和止动装置。但当负载大、转速高时，惯性力会使止挡损坏。此时，就必须考虑缓冲和止动措施。缓冲机构可以设计在摆动液压马达内部。当高压、高速造成的冲击力很大时可采用减速回路、装流量阀或在进出油口处设置小型溢流阀或顺序阀、管路中安装蓄能器等多种办法来消除。不得已时也可另装机械止动装置迫使负载停下来。作者单位：李祖昌无锡市海鹰企业集团公司，214061无锡市99信箱31分箱收稿日期980909

柱塞式液压缸设计计算说明书24517

Word格式1.1已知数据：推力载荷：150KN行程：150mm 速度：1mm/sec 安装方式：后法兰 1.2设计内容及完成的工作量 1）根据给定要求完成装配图和所有非标零件图2）完成全部零件三维实体造型，并进行装配3）完成标准件的计算选型 4）完成非标零件精度设计 5）编写设计计算说明书一份 6）原动机经联轴器驱动泵类负载

二、液压缸主要几何尺寸的设计计算 2.1液压缸工作压力的确定在液压系统中，为了便于液压元件和管路的设计选用，往往将压力分级 2.1压力分级级别低压中压中高压高压超高压压力范围（MPa ） 0～ 2.5 >2.5～8 >8～16 >16～32 >32 2.2液压缸的公称压力系列（GB2346-80）（bar ） 25 40 63 （80） 100 （125） 160 200 250 315 400 500 630 800 依据表2.2所规定的公称压力系列，计算或选择的柱塞缸的公称压力为315bar=31.5MPa 2.2柱塞杆直径的确定由柱塞式液压缸柱塞外伸时的推力公式： 61110??=A P F （2-1）得： 61110-?=P F A （2-2）式中： 1F —液压缸的推力，这里为液压缸载荷(N) P —工作压力（Mpa ） 1A —柱塞杆的作用面积（2 m ） 2 14d A π= （2-3）式中： d —柱塞杆的直径（m ）将2-3带入2-2得d=0.019m=19mm ，由柱塞杆的标准系列取d=32mm 《液压与气压传动》 P101

2.3液压缸行程根据设计要求，行程取150mm 2.4柱塞缸内径1D 的确定查表可得1D =42mm 2.5液压缸外径2D 的确定查表可得2D =50mm 2.6缸筒壁厚计算得壁厚δ=(2D -1D )/2=4mm 缸的材料选45钢 2.7缸底壁厚平行缸底，取缸底无油情况， []σy P D h 433.0= （2-7）式中： h —缸底厚度（mm ） D —液压缸内径（mm ） y P —试验压力（MPa ）,工作压力MPa P 16≤时，P P y 5.1=；工作压力MPa P 16≥时，P P y 25.1= []σ—缸底材料的许用应力（MPa ）对于：锻钢[]MPa 120~100=σ 铸钢[]MPa 110~100=σ 机械设计手册第五版第4卷 22-245

液压缸产品样本

HSG 系列工程液压缸工程液压缸均为双作用单活塞杆液压缸，安装方式多采用耳环型。按缸盖与缸体的联接方式，可分为外螺纹联接式、内卡键联接式及法兰联接式三种；按缸盖与缸体联接方式，可分为外螺纹、内螺纹二种。工程液压缸主要用于工程机械、重型机械、起重运输机械及矿山机械的液压系统。型号说明 □ □ 一 □ * □ '— 缓冲装置代号：乙一间隙缓冲；乙一阀缓冲。脚标* 为耳环说明号：C —带衬套；G —带关节轴承安装方式代号：E —耳环型；ZE —中间销轴耳环型。压力分级代号：E — 16MPa H — 32MPa 活塞杆型式代号：A —螺纹联接式；B —整体式。结构尺寸代号：液压缸直径/活塞杆直径。系列号。缸盖联接方式代号：L —外螺纹联接；K —内卡键联接；F —法兰联接。双作用单活塞杆液压缸。工程液压缸的结构图缸盖外螺纹联接式 L 型 HSG □ * D

缸盖内卡键联接式K型缸盖法兰联接式F型工程液压缸的技术规格注：带（）者为非优先选用者（一）HSGL型外螺纹联接式液压缸

注:1，带**者为整体活塞杆尺寸；2,图中S为活塞行程. （二）HSGI型内卡键联接式液压缸内卡键联接式液压缸安装及联接尺寸注:1,图中S为活塞行程;2,带（）者为非优先选用者;3,带**者为整体活塞杆的尺寸。（三）HSGF型法兰联接式液压缸法兰联接式液压缸安装及联接尺寸

注:1,图中S为活塞行程;2,带（）者为非优先选用者；带**者为整体活塞杆的尺寸。

活塞杆为外螺纹联接式液压缸HSG L K 0.1 - D/d - E—E C 注：1,带▲者为速度比?= 2时的联接尺寸；带△者仅为① 80缸内卡键式尺寸。2,销轴和和中间法兰联接的行程不得小于S值；3,图中S为活塞行程； 4,带（）者为非优先选用者