YZY400全液压静力压桩机的横向行走及回转机构设计

题目 YZY400 全液压静力压桩机的横向行走及回转机构设计目 录1. 行走机构主要参数的拟定 052. 短船液压缸的设计计算 .062.1 短船液压缸的载荷力计算 .062.1.1 摩擦阻力 .07fF2.1.2 惯性阻力 08m2.1.3 行走风阻力 .09w2.1.4 轨道坡度阻力 .09s2.1.5 载荷力的确定 .102.2 液压缸主要结构尺寸的设计计算 .112.3 确定短船行走液压缸的型号 122.4 短船液压缸技术规格 132.5 短船液压缸活塞杆稳定性校核 13毕业设计论文第 1 页 共 34 页3. 短船机构的总体设计 163.1 行走小车间距的设计计算 173.2 短船尺寸的设计 173.3 短船上下层机构设计 173.4 短船上下层连接轴的校核 184. 小车组件的设计计算 194.1 小车车轮的计算与校核 204.2 车轴的设计计算 214.3 选定并校核轴承 235. 轨道的设计计算 .266. 焊缝的强度计算 286.1 小车构架的焊接校核 .286.2 球座的焊接校核 297. 球头的强度校核 298. 短船液压缸连接部分设计 .309. 球头螺栓强度校核 .3110. 总结与展望 . 3211. 致谢 .3312. 参考文献 .34毕业设计论文第 2 页 共 34 页摘 要这次毕业设计的课题是 YZY400 全液压静力压桩机的设计,我们是团队毕业设计,我完成静压桩机横向行走及回转机构设计。我首先参考塔式起重机，根据行走机构的主要参数，确定液压缸的型号，然后确定整个桩机行走部分的所有尺寸并完成部件的选定，最后对尺寸、部件强度进行计算校核，包括液压缸活塞杆的稳定性、轴、轴承、球头、轨道、车轮、螺栓、销轴、焊缝的计算校核。关键词：压桩机 ; 液压缸 ; 计算毕业设计论文第 3 页 共 34 页AbstractThe task of graduate design will design a pile driver of statics YZY400 include hydraulic pressure. Our collecting will finish this task , while I will finish landscape orientation and circumgyrate framework of this pile driver . First of all , I reference tower crane and base tread frameworks parameter , then make sure model number of fluid cylinder , secondly , I make sure all dimension of tread part and chose parts , lastly , I finish to cheak all dimension and intensity , include stability of fluid cylinders rod 、axes 、shafting bearing 、 buld 、rail 、wheel 、 welded。Keywords : pile driver ; fluid cylinder ; calculate 毕业设计论文第 4 页 共 34 页毕业设计论文第 5 页 共 34 页全液压静力压桩机是利用中压油产生的强大静压力，平稳、安静地将预制桩快速压入地基的一种新型桩基础机械，已广泛用于我国沿海城市建设和旧城市改造的桩基础施工。全液压静力压桩机共有十二个部分组成，司机室、操作台、机身、压桩机构、起重机、纵行机构、横行及回转机构、配重、顶升机构、夹桩机构、液压系统、电气系统、油箱系统。桩机对单根预制桩施加的最大静压力不大于自身的总重量（包括 70%的配重块重量） 。目前该类桩机自身的吨位一般为 80-650t。随着夜压技术的发展，我国在 20 世纪 70 年代开始研制生产静压桩机。采用静压桩机将桩逐段压入土层中具有如下明显的优点：（1）在施工过程中无震动、无噪音、无污染，在城市居住密集区施工有明显的优越性。（2）由于桩是通过静力压入图层，桩没有受到锤击所引起的拉伸应力的冲击，因此桩内的钢筋配置和混凝土的强度均可比锤击桩要小，这样可节约桩的工程成本。经统计，与打击桩相比，静压桩可节约钢材 47%，水泥 12%。（3）采用柴油锤打桩，桩周边土壤有一定程度的“液化” ，因此，桩要经过一段时间“休息”后，才具有真实的承载力，静压桩在施工中不会对周边土壤产生较大的干扰，所压入桩的最终压力基本上体现了桩的实际承载力，因此施工完成后，根据压入过程的压力曲线可迅速计算出桩的实际承载力。（4）基本上无断桩。（5）可以直接用静压桩机对桩进行静载实验。虽然静压桩有上述优点，但由于静压桩机要配有较多的配重，整个机器的拼装、运输及工作效率仍然比打击桩低，所以目前仍不如柴油锤打击桩与钻孔桩普及。但随着城市的发展，对噪音及泥浆污染进行越来越严格的限制，静压桩机必将越来越受到市场的重视。我这次毕业设计的任务是完成短船行走机构与回转机构的设计和校核，短船行走机构与回转机构由船体、行走梁、回转梁、挂轮机构、行走轮、液压缸、回转轴和滑块组成。回转梁两端与底盘结构铰接，中间由回转轴与行走梁相连，行走梁上装有行走轮，正好落在船体的轨道上，用焊接在船体上的挂轮机构挂在行走梁上，使整个船体组成一体。液压缸的一端与船体铰接，另一端与行走梁铰接。工作时，顶升液压油缸工作，使长船落地，短船离地，然后短船液压缸工作使船体沿行走梁前后移动。顶升液压缸回程，长船离地，短船落地，短船液压缸伸缩使桩机通过回转梁与行走梁推动行走小车在船体的轨道上左右毕业设计论文第 6 页 共 34 页移动。上述动作反复交替进行，实现桩机的横向行走。桩机的回转动作是：长船接触地面,短船离地, 两个短船液压缸各伸长 1/2 行程, 然后短船接触地面 , 长船离地, 此时让两个短船液压缸一个伸出一个收缩, 于是桩机通过回转轴使回转梁上的滑块在行走梁上作回转滑动。油缸行程走满，桩机可转动 10左右，随后顶升液压缸让长船落地，短船离地，两个短船液压缸又恢复到 1/2 行程处，并将行走梁恢复到回转梁平行位置。重复上述动作，可使整机回转到任意角度。1. 行走机构主要参数的拟定接地比压 -0.13MPa纵向行走最大行程-2 m前进速度 -1.41.5 in后退速度 -2.62.8横向行走最大行程-0.5左移速度 -1.4 min右移速度 -2.8转角-15静压桩机的吨位设计计算:静压桩机的机身总重量： （吨）40M从静压桩机额定压桩的安全考虑，该桩机应设计吨位：（吨）82.12. 短船液压缸的设计计算2.1 短船液压缸的载荷力计算在露天工作的静压桩机,当沿着有一定坡度的轨道行走时,其总行走阻力包括：摩擦阻力 ； 轨道坡度阻力 ； 行走风阻力 和惯性阻力 。fFsFwFm毕业设计论文第 7 页 共 34 页2.1.1 摩擦阻力 fF摩擦阻力包括车轮的滚动摩擦阻力、车轮轴承中的摩擦阻力以及车轮轮缘与轨道之间的滑动摩擦阻力。为了简化讨论，假定静压打桩机的全部载荷都作用于一个车轮上，当车轮沿着轨道滚动时，其受力情况如图 1 所示，沿铅垂方向有载荷重力 以及支反力G，当车轮在驱动力矩 的作用下开始转动，由于车轮轨道的微小变形，支反力 将偏NT N离载荷 的作用线一个距离 。Gf图 1 摩擦阻力 计算图fF由车轮的平衡条件有：= 1TuG2d= 2fN= fFD T = + = +12TuG2dfN = = (2.1.1.1)f Df)2(车轮轮缘与轨道侧面的摩擦引起的附加摩擦阻力，一般用增加附加阻力摩擦系数 fK毕业设计论文第 8 页 共 34 页来考虑，得：= (2.1.1.2)fFfKDfduG)2(式中 驱动力矩T 轴径摩擦阻力矩1 变形引起的滚动阻力矩2 静压桩机自重G 附加阻力系数fK 轴承摩擦系数，查机械设计手册u 车轮滚动阻力系数，查机械设计手册f 小车车轮的直径D 小车轴径d由设计数据，确定各个系数值：= 480 1000 9.8 = 4704000（ ）GN= 4.70410（ ）K= 0.02， 圆锥滚子轴承u= 0.003，轨道为钢轨，平头，车轮为钢材料f= 0.3 mD= 0.15 md= 1.3，有车缘的柱面车轮，圆锥滚子轴承fK将以上数据带入(2.1.1.2)式中计算：= fFfKDfduG)2(= 4.70410（0.020.15/0.3 + 20.003/0.3 ）1.3= 183（ ）N2.1.2 惯性阻力 Fm惯性阻力主要指小车运动时起动惯性阻力，按下式计算：= (2.1.2.1)gG0tV毕业设计论文第 9 页 共 34 页式中 小车运行速度 V 小车起动时间 t由设计数据，确定各个数值：V = 2.8 = 0.047 minvst。= ， 取 a25.0则 t。= 0.094 (s)将以上数据代入(2.1.2.1)式计算： = = (48010009.8)9.80.0470.094FmgG0tV = 240（ ）KN2.1.3 行走风阻力 wF行走风阻力主要指风作用在静压桩机上引起的阻力，按下式计算：= (2.1.3.1)wAqKCh式中 C 风力系数 风压高度变化系数hKq 计算风压 ,（ ） mN2A 静压打桩机的迎风面积， （ ）2由设计数据，确定各个数值：C = 1.2= 1.0hKq = 150 mN2A = 3.394.43 = 45 2将以上数据代入(2.1.3.1)式计算： = = 1.21.01504 = 8.1 （ ）wFAqKChKN毕业设计论文第 10 页 共 34 页2.1.4 轨道坡度阻力 Fs当静压打桩机沿着具有一定坡度的轨道行驶时，由于静压打桩机自重，沿轨道坡度的分力引起的运动阻力 （图 2）由下式确定： GsinaaV图 2 坡度阻力 计算图Fs= FsSinG式中 轨道倾斜角 ，取 5 = = = 410 （ ） si 891048Sin KN2.1.5 载荷力的确定 静压桩机行走时，由于两个油缸提供动力，考虑到两支液压缸提供的动力不一定和理论设计时认为的是一组平行力，且大小相等，故取单个油缸受力的计算式：(2.1.5.1)32minaxF式中 单支油缸工作时的作用力maxF 两支油缸同时工作的作用力in由设计数据，确定 、 的数值：maxin= 183 + 8.1 + 410 + 24 = 841（ ）wsf FF KN= = 841（ ）maxKN= in )(5.420812毕业设计论文第 11 页 共 34 页将以上数据代入(2.1.5.1)式计算：32minaxF)(70135.4281KN2.2 液压缸主要结构尺寸的设计计算YZY400 静力压桩机属于大型的工程机械，根据机械设计手册，初步确定行走机构的系统压力为 25MPa确定横移行走液压缸尺寸:根据静压桩机行走机构的基本性能要求，确定使用双作用单活塞杆液压缸图 3 液压缸的行走状态图向行走时， B 口进油； A 口出油向行走时， A 口进油； B 口出油液压缸计算如下：（ ） (2.2.1)1034pFDm式中 活塞杆直径， （ ） 液压缸的理论推力， F)(KN 系统压力，查手册取 pMPap25将以上数据代入(2.2.1)式计算： 1034pFDm190254.703查机械设计手册 ，取 D = 200 毕业设计论文第 12 页 共 34 页取速度比： 21v dDv221 22dm142.02查机械设计手册 ，取 = 140d)(液压缸的流量计算：AVQ式中 液体的运动速度 sm 活塞的面积 2 AVQs34210.714.3602.3 确定短船行走液压缸的型号 HSG14025液压缸的型号说明： MAL 双作用单活塞杆液压缸S结构尺寸代号（液压缸直径/活塞杆直径） 活塞杆型式代号2.4 短船液压缸技术规格速度比 =2工作压力 25 )MPa最大行程 S (mm)毕业设计论文第 13 页 共 34 页缸径AL( mm)活塞杆直径MM( mm) 推力( KN) 拉力( KN)200 140 785 400 1500推力计算: 1031APF式中 液压缸推力 )(KN工作压力 MPa活塞的作用面积 1A D24m220314.14.3 11PFKN78556拉力计算:322A式中 液压缸拉力 F)(KN 工作压力 PMPa活塞直径 D 活塞杆直径d 液压缸有杆腔作用面积 2A )(42 m222016.)(41.3.0 22PF(46.5KN2.5 短船液压缸活塞杆稳定性校核当杆件的应力达到屈服极限或强度极限时，将引起塑性变形或断裂。细长杆件受压时，却表现出与强度失效全然不同的性质，当压力逐渐增加到某一极限值时，细长杆的直线平衡变为不稳定，将转变为曲线形状的平衡，杆件失稳后，压力的微小增加将引起弯曲变形的显著增大，杆件已经丧失了承载能力(如图 4)。毕业设计论文第 14 页 共 34 页大S大L图 4 活塞杆失稳活塞杆失稳时，应力不一定是很大，甚至可能会小于比例极限，按下式进行稳定性校核： 柔度 ： (2.5.1)ilu式中 长度系数 u 截面的惯性半径 i 杆件的长度即活塞杆的行程 l由设计数据，确定各个数值：= lm5.0=1 ， 短船液压缸的活塞杆为两端铰支连接umdAIi 035.41.将以上各数据代入(2.5.1)式计算： ilu.1035.压杆稳定的极限值：(2.5.2)pE21毕业设计论文第 15 页 共 34 页式中 材料的弹性模量 E 比例极限p查机械设计手册 ， = 206EGPa=200pM将以上各数据代入(2.5.2)式计算：p21 100264.3 13.4 短船活塞杆不属于大柔度杆，不能使用欧拉公式计算临界压力采用以实验结果为依据的直线公式：(2.5.3)bas2式中 屈服极限s、 直线公式系数 ab查机械设计手册 ， =235sMPab12.304将以上各值代入(2.5.3) 式计算：bas2 6.12.3504 63.142 短船液压缸活塞杆属于小柔度压杆，受压时不可能像大柔度杆那样出现弯曲变形，主要因应力达到屈服极限（塑性变形）或强度极限（脆性变形）而失效，应按强度问题计算：(2.5.4)scrAP式中 临界应力cr 活塞杆受力 P毕业设计论文第 16 页 共 34 页 活塞杆横截面积 A由设计数据，确定各个数值：= 701P)(KNmdA2220154.41.3将以上各数据代入(2.5.4) 式计算：PcrMPaPas2355.014.73 短船液压缸活塞杆满足稳定性要求3. 短船机构的总体设计短船拟定分为上下两层，上层为轨道行走部分，下层为接地部分，两层之间用圆轴连接，圆轴焊接于接地部分。图 5 行走机构视图3.1 行走小车间距的设计计算拟定小车尺寸：长-0.6m， 宽-0.4m毕业设计论文第 17 页 共 34 页根据液压缸型号（HSG 200/140 500）和行程 500mm查机械设计手册：HSG 液压缸 = 628 + s =628+500=1128ZMMR = 95 L=628+600+95+95+500=1918取 L=2.6m3.2 短船尺寸的设计静压桩机设计吨位：M=480 (t)短船的接地比压：P=0.13 (MPa)短船总的工作面积：3648019.2.GsP （ m)平均到每只短船上的受压面积是： 18.sS2 (取短船的长为 5m, 则宽为 3.6m3.3 短船上下层机构设计短船回转机构采用双层结构，最大旋转角度 =15，两横移短船中心相距L=5500mm , 短船液压缸的最大行程 S=500mm , 由于机身旋转时短船也随之旋转，而短船下支座仍然着地，故短船上支撑与下支撑将出现行程差 X 。短船的上支撑采用成形套与法兰连接，连接部分采用 8 只连接螺栓。短船的下支撑采用钢板焊接连接，从而增大接地面积。 在短船一只液压缸伸长一半时，另一只液压缸缩回一半，此时机身旋转至最大角度。毕业设计论文第 18 页 共 34 页图 6 行程补偿原理图中心线的位置从 01-02 转到 03-04 :X=L1-L250127Lcos150.9625. X=L1-L2=2750-2656.5=93.53.4 短船上下层连接轴的校核行走时，轴在连接结合面处受剪，并与被连接件孔壁互相挤压，连接损坏的可能形式有：轴被剪断，轴或孔壁被压溃。轴所受的剪力为 F, 其强度条件为：24Fd轴的材料选用 45#钢，调质处理，查机械设计手册： =80MPa 362470180d毕业设计论文第 19 页 共 34 页 (mm) 106d取 d = 106 (mm)校核连接的强度条件为：pFh式中 h 轴的受压高度 轴的许用挤压应力p查机械设计手册： = 150MPa拟定上层轨道部分与轴的受压高度为 0.055m 33610510907.5pdh KN7FKN 轴满足连接的强度要求4. 小车组件的设计计算静压桩机的支撑，靠长船和短船上的四只行走小车提供作用力，只要克服桩机的自重即可。由于三点确定一个平面，虽然有四只小车支撑，但实际产生作用的往往只有其中的三只小车，单只小车的受力按下式进行计算：车 (4.1)F32minax式中 桩机正常工作时，小车的最大受力max 桩机正常工作时，小车的最小受力in由设计数据，确定 、 的值maxFin)(15683.91048KN74min将以上数据代入(4.1) 式计算：车 F32minax )(143761582KN毕业设计论文第 20 页 共 34 页4.1 小车车轮的计算与校核车轮是静压桩机的行走部件，在静压桩机的运行机构中均采用单轮缘柱面车轮，通常情况下轮缘的高度约为 2025 ，且具有 1：5 斜度。m车轮的强度按车轮面接触强度来计算，车轮的接触强度与它的材料、车轮踏面和轨道接触情况有关，为了计算车轮的接触应力，需要先计算出轮压 ：P32minaxP车maxF)(4791KN车in 25.3 32minaxP)(43925.479KN车轮点接触强度校核：(4.1.1)2132CkPR式中 速度系数1C 工作级别系数2曲率半径 R 由轨道头与车轮曲率半径之比 所确定的系数m)(Rr 与材料有关的许用点接触应力常数2k由设计数据，确定各个数值：=1.171C=1.12 （M4）2=400 ( r = 300 , R = 400 )Rm=0.430 （ r/R = 0.75 ）毕业设计论文第 21 页 共 34 页mNk2245.0将以上各数据，代入(4.1.1)式计算得： )(439)(6 12.7245.03212KNCkR 车轮满足强度要求4.2 车轴的设计计算静压桩机的行走小车均采用两根联结轴，每根轴的受力为： )(439KNF702207439KN439KN2293KN2轴的受力图毕业设计论文第 22 页 共 34 页439KN-439KN146-146Q轴的剪力图307N.M15930N.730.Mx轴的弯矩图轴材料选用 钢，调质处理#45查机械设计手册， MPa270轴的弯曲强度条件为：毕业设计论文第 23 页 共 34 页dMW3maxaxmax21Pa10627m3.127014.35963max轴与轴承采用基孔制配合查机械设计手册，取 d4.3 选定并校核轴承对于缓慢摆动或低速旋转的轴承，应分别计算额定动载荷和额定静载荷，取其中较大者选择轴承。基本额定动载荷的计算：rTndmhCpfC式中 基本额定动载荷计算值 当量动载荷P 寿命系数，查机械设计手册定轴承使用寿命为 ，查机械设hf 50h计手册取 =2.00hf 速度系数，查机械设计手册，取 =1.435nf nf 力矩载荷因数，力矩载荷较小时 =1.5；m m力矩载荷较大时 =2；取 =1.5mff 冲击载荷因数，查机械设计手册，取 =1.0df df 温度因数，查机械设计手册，取 =1.0T T 轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷rC当量动载荷 的计算：P毕业设计论文第 24 页 共 34 页arYFXP式中 径向载荷，取r KNFr439 轴向载荷， =0a a 径向动载荷系数，取 =1XX 轴向动载荷系数，取 =0YY = 1439 =439 (KN)arFP rTndmhCpfC(KN)918430.15.2额定静载荷的计算式：00rCSP式中 基本额定静载荷计算值 当量静载荷0 安全因数，查机械设计手册， = 2S 0S 轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷0rC额定静载荷 的计算式：P00.5raFY若 , 取 = rPr = = 439 （ KN）0Pr 0243987()CSKN针对小车的负载情况，选用两个相同的单列角接触轴承（角接触球轴承或圆锥滚子轴承）以面对面或背对背形式安装在一起作为支撑体，可以承受以径向载荷为主的较大径向、轴向联合载荷，安装时轴承组可预紧，具有较好的支撑刚度和旋转精度。成对安装的角接触轴承组其基本参数如下：毕业设计论文第 25 页 共 34 页基本额定动载荷： （球轴承）0.721.6rr rCC（滚子轴承）9.rrr基本额定静载荷： 00rr初选轴承型号：32228 查机械设计手册， 0645;15r rCKNCKN 轴承代号 基本尺寸 基本额定载荷/ KN 重量/ Kg30000 型 d D T r0rCW32228 140 250 71.75 645 1050 14.4校核轴承的动载荷和静载荷：7991821.7645103rrrCC0002 轴承的动载荷和静载荷都满足要求 校核轴承寿命：查机械设计手册，轴径 ，运动速度140dm2.8Vms3.67/in23701vn rr 轴承寿命为： 16310106335.60.37()()49hLnhCP 105hL 轴承满足强度要求5. 轨道的设计计算静压桩机的轨道是用来支承桩机的全部自重，保证其正常定向运动的支撑零件，静毕业设计论文第 26 页 共 34 页压桩机的轨道通常采用 P 型铁路钢轨，钢管的顶部做成凸状的，底部是具有一定宽度的平板，增大与基础的接触面积，轨道的截面多为工字型，具有良好的抗弯强度。为了确定钢轨的型号及进行基础设计，必需计算出钢轨的最大弯矩 和钢轨对基maxM础的最大比压 maxq。钢轨对基础的最大比压 maxq按下式计算：a ( )Pb22mN钢轨的最大弯矩 按下式计算：mxM4ax式中 最大轮压， N；P 计算长度， ；m(mm)EIbk42式中 钢轨的刚度 轨道的底面宽度2b 由基础的材料决定k由设计数据，确定各个数值：mNEI2130b92查机械设计手册 ，取 =10k EIk42106138.90 maxqPbr2毕业设计论文第 27 页 共 34 页mN233610107.64928. PM6max .8.P 型铁路钢轨已经标准化，根据计算数据，选用 型24Pb1hb2yy12Rxx图 7 型铁路钢轨截面P铁路钢轨的基本尺寸(mm)：轨道型号 h 1b2l 1Y2r R 备注P24 107 23.28 51 92 26.13 53.05 53.95 13 300 YB222-63铁路钢轨的计算数据：计算数据惯性矩轨道型号截面面积( )2cm)(4cJx)(4cmJY质量P24 31.24 486 80.46 24.46毕业设计论文第 28 页 共 34 页6. 焊缝的强度计算计算焊缝时假设: 1)载荷沿焊缝均匀分布; 2)焊缝中的工作应力在其相应的截面上也均匀分布.6.1 小车构架的焊接校核静压桩机的小车构架生产批量很小，如果采用铸造毛坯，在总成本中制模费将要占很大的比重，往往不如采用焊接毛坯经济。此外，铸件的最小壁厚受铸造工艺的限制，常大于强度和刚度的需要。改用焊接毛坯，就可采用较小的壁厚，重量也可平均降低 30%。静压桩机的小车构架焊接均采用端焊缝类型，端焊缝在受力时的应力情况很复杂，在焊缝三角形的垂直平面上有正应力 、水平平面上有切应力 ，同时还存在其它应力（如弯曲应力等等） ，试验表明，在静载荷作用下，焊缝的破裂多沿与载荷方向成 的45斜面，所以就用这个截面作为计算截面，截面上的应力称为条件应力，应小于其许用值，因此焊缝的强度条件为：45klSinF式中 熔积金属的许用条件应力K 焊缝的高度L 焊缝的长度由设计数据，确定各个数值：=160 MPa , 查机械设计手册K =5L = 26504210 MPa a3794.4FSinkli 小车构架的焊接满足强度要求毕业设计论文第 29 页 共 34 页6.2 球座的焊接校核侧焊缝中的应力情况也很复杂, 仍取与载荷方向成 的截面作为计算截面,相应的45许用应力也用 表示, 设焊缝的总长度为 , 则强度条件为: L0.7Fk由设计数据，确定各个数值：=160 MPa , 查机械设计手册K =8L = 23.145092r 3710.7.8FMPak60 球座的焊接满足强度要求7. 球头的强度校核 在外力作用下，联结件和被联结的构件之间，必将在接触面上互相压紧，于是挤压应力相应的强度条件是：bsbspA式中 材料的许用挤压应力bs毕业设计论文第 30 页 共 34 页图 8 球头受力图由设计数据，确定各个数值：, 查机械设计手册MPabs20P=1437 KN3140.322rAbs PaPbss 61407Ms2 球头的强度满足要求8. 短船液压缸连接部分设计液压缸连接耳套采用对称结构，与液压缸以销轴方式连接。毕业设计论文第 31 页 共 34 页图 7 液压缸连接耳套示意图液压缸耳套孔 ： md09.采用基孔制配合，销轴直径 .销轴受到的最大剪切力： 713502FKN故选用 钢，调质处理，查机械设计手册，#45 MPa80剪切应力的强度校核条件：AF MPaad802.5614.3257419232 采用的销轴完全满足剪切安全强度9. 球头螺栓强度校核球头的盖板与底座之间采用 6 个 的螺栓连接，螺栓的材料选用 钢，性能等24 #45为 10.9 级。查机械设计手册， ， ，10BMPa90sPa2.1s 75.2s毕业设计论文第 32 页 共 34 页螺栓螺纹部分的强度计算：3.142mdFc式中 螺纹小径c 螺栓的个数 紧联结螺栓的许用拉应力 23241.7690.77503058cFdmMPaPa（ ） 球头螺栓连接的强度满足要求毕业设计论