自行式液压翻车机设计.doc

目 录前言 1 第一章 设计方案的选定 1 1.1现场条件的主要参数 21.2设计方案的选择 21.3翻车机整机结构和工作原理 2 第二章 FCJ-型翻车机的结构设计计算 4 2.1整机机构 42.2行走机构的设计计算 42.3推车机构的结构设计 82.4工作机构的设计计算 9 第三章 翻车机工作机构的受力分析 11 3.1举升油缸的受力分 113.2夹持油缸的受力分析 113.3翻转油缸的受力分析 123.4链条选择 133.5花键强度验算 14 第四章 液压系统的设计计算 15 4.1明确主机要求 154.2确定液压系统的主要参数 154.3动作循环图 314.4拟定液压系统原理图 314.5液压元件的选择 404.6液压系统性能验算 404.7部分零部件的设计 41第五章 整机稳定性验算 42第六章 结束语 43 参考文献 44致谢 45前 言 翻车机是矿山常用的一种卸矿机械，原矿石由矿车编组运输至矿仓上方后，由翻车机卸矿入仓。原矿山设计用翻斗式矿车，采用人工倒矿，生产效率低，劳动强度大，安全性差。随着采矿技术的发展和提高产量的需要，原设计的翻车机就不能满足要求。目前定型产品只有固定式圆盘翻车机，它只能固定向一个矿仓卸矿，不仅产量固定，且无法满足向多个矿仓卸矿的要求。翻车机一直是矿山机械中的薄弱环节。江西铜业公司银山铅锌铜系统原矿仓由1、2、3号矿仓组成,井下和露天铜矿石在矿仓上部卸矿,如图1所式卸矿过程为：重载矿车由电机车推顶到1号矿仓前，然后视情况(如有时某号矿仓检修等)由电机车推顶或调度绞车牵引,将若干辆重车停放在13号矿仓上部，人工摘钩后进行翻矿翻完后挂钩，再次使重车前进而将空车顶出矿仓，并进行新一轮，直至整列矿车翻完空车顺原路拉走矿石从格筛溜入矿仓，从出料口直接进入颚式破碎机进行破碎多年来一直沿用翻斗式矿车，人工倒矿，生产效率低，劳动强度大，且安全性差，是生产的薄弱环节，是制约生产并亟待解决的技术难题为提高产量，必须加大矿车容积，拟采用固定式矿车，每一矿车的装载量可增加，使用固定式矿车就必须采用机械倒矿，这样选择什么样的翻车机就成为问题的关键，自行式液压翻车机就是为解决这一技术关键而研制的。矿仓分布图如下：图1 矿仓布置示意图第一章 设计方案的选定1.1现场条件主要参数a.翻车机自重8*10000N（含配重2.5*10000N），矿车及矿石重3*10000N。b.翻车机行走速度约0.42m/s。c.矿车轮缘间距为600mm，翻车机车轮轮缘间距为1010mm.翻车机与矿车相邻之轮缘间距为250mm。1.2设计方案选择1.2.1固定式圆盘翻车机 要能分别向三个矿仓翻矿，固定式圆型翻车机就不适用了，且现矿仓轨面下的容量很小，如保留现有轨道，圆型翻车机的轨面下部结构还要占用本已很小的矿仓空间。如果将轨面抬高（约需抬高2.5m），则矿仓前后运输轨道都要提高，才能保证轨面0.3%0.5%的坡度，约有500m左右的轨枕需要重新铺设，工程量大，施工周期长，而且要停产，影响全矿生产任务的完成。这一方案不可取。1.2.2龙门自行式翻车机 在现有矿仓轨道的两侧各增铺一条供龙门翻车机行走的轨道，翻车机呈龙门形式，矿车送入龙门架内的翻车架，用油缸使翻车架翻转，完成卸矿工作。龙门翻车机整机结构尺寸大，机体重量大，制造安装难度大，也不是理想的方案。 1.2.3自行式液压翻车机 翻车机自行走机构，可方便地调度向1、2、3号矿仓倒矿，行走轨道铺在原运输道一侧，施工方便，施工期尚可正常生产。现场改造工程量小，整机重量也大大减轻，制造安装难度也小，是一个比较理想的方案。自行式液压翻车机实际上是一液压机械手，液压机械手（工作机构）完成矿车的夹持、举升和翻转倒矿等主要作业。机器结构紧凑，机动灵活，操作方便和工作可靠。1.3 翻车机整机结构和工作原理1.3.1翻车机整机结构FCJ-型翻车机由电动轨轮行走机构，工作机构，推车机构，液压系统和电气系统等五部分组成。1） 走机构为双轮行走机构，传动系统如下：电机-三角皮带-摆线针轮减速器-链条-行走主动轮轴。2）工作机构，由夹持机构，举升机构和翻转机构组成，分别由夹紧油缸，举升油缸，翻转油缸完成各自功能动作。3）推车机构由推车杆，油缸和挡架组成，推拨矿车车厢端部即可使矿车移动。4）液压系统由电机、油泵、液压控制阀、油缸及管路、油箱等组成。5）电气系统由电气控制装置、控制信号、保护装置等组成。1.3.2翻车机的工作原理 沿1、2、3号矿仓的整个长度上停放矿车,翻车机移动对位,逐个翻矿。翻车机行走对位到便于夹持的位置大臂下降夹持矿车大臂举升到卸矿位置翻转矿车卸矿矿车复位大臂下降矿车对轨松开夹持大臂举升到行走高度翻车机行走到下一矿车对位，至此完成一个工作循环。第二章 FCJ-型翻车机的结构设计计算2.1整机机构 翻车机由行走机构、工作机构、推车机构、液压系统和电气系统组成。所有机构，能靠后布置的都尽量往后布置，以减少配重块的数量。液压站布置在机器的中部，下端为行走传动装置，左端为电气控制柜和操作者座位以及推车机构。由于增加了推车机构，翻车机的纵向长度增加到4.2m，横向宽度未变，整机结构紧凑。型翻车机液压系统采用手动多路换向阀，由于结构尺寸的限制，操作者只能坐在位于机器左后角上的座椅上操作，位置较狭窄，使向右前方观察大臂与矿车相对位置的视线受到一些影响，当遇到变形较大的矿车（矿车前后端部侧板凸出较大）时，此矿车与前后矿车端部之间的间距减小，有时会延长翻车机行走对位，即大臂对准此间距的时间。翻车机工作时，工作机构夹持重载矿车。前翻力矩很大，翻车机会向前倾翻，在整机布局时应尽量使整机重心后移，如把油箱和液压站布置在机器后部。为满足横向稳定性要求，在机器后部还配置了配重块。由于受横向尺寸的限制，行走车架宽度较小而长度大。如图2-1：2.2行走机构的设计计算采用电动双轮行走机构，传动系统如下：电机-摆线针轮减速器-链条-行走主动轮轴。行走机构如图2-2：1）运行阻力计算静阻力=式中：摩擦总阻力坡度阻力风压阻力，室内=0a.摩擦总阻力 =2（K+d/2）=2*2*80000*（0.0004+0.02*0.1025/2）/0.3=1520 N图2-1 自行式液压翻车机机构简图图2-2 行走机构简图式中：翻车机自重，NK滚动摩擦系数，由车轮直径=300mm，取K=0.004车轮轴承摩擦系数，取=0.02附加阻力系数，取=2b.坡度阻力 =0.002*80000 =160 N式中：坡度阻力系数，取=0.002则： =1520+160=1680 N（以上各公式查阅金属矿山采矿设备设计，第325327页。）起动惯性阻力=V/gt=80000*0.42/（9.8*2） =1714 N式中：V翻车机行走速度 V=0.42m/st加速时间，取t=2s最大运行阻力 =1680+1714 =3394 N2）电机功率选择计算=V/1000式中：传动系统总效率皮带传动效率，取=0.96减速器效率，取0.94链传动效率，取0.96 =*=0.96*0.94*0.96 =0.83则：=3394*0.42/（1000*0.83） =1.72 KW由计算结果：选YZ型冶金起重电动机：YZ132M，代号1M1002。参数如下：%=40;=935r/min;=2.2KW;=0.74。3）皮带轮和链轮的设计计算a.传动比分配行走速度：V=0.42m/s，车轮转速：=60V/（d*3.14）=60*0.42/（0.3*3.14）=26.75总速比：=/=935/26.75=35采用三级传动，第一级皮带传动，=35/35=1。第二级采用行星摆线针轮减速器，=35。第三级采用链条传动，=1。b.皮带传动设计计算功率：=1.5*2.2=3.3 KW式中:工作情况系数，取=1.5由=3.3 KW，=935r/min，选V型带A型，大（小）带轮直径（）=125 mm.c.链传动设计摆线针轮减速器到车轮前轴采用双排链，前后轮轴间用单排链，选小（大）链轮齿数（）=19.双排链：计算选定链号为20A的滚子链，链节数=60.单排链：计算选定链号为20A的滚子链，链节数=1802.3推车机构的结构设计当重矿车在矿仓上部停放好，准备翻矿时，有时会出现某部矿车所对的格筛已被大块堵塞，在清除之前不能卸矿，或者将此矿车移位到格筛未堵塞处卸矿。人工卸矿时，由于人力难以使矿车移位，故要延长翻矿时间，影响生产。本机设计了推车机构。推车油缸活塞杆伸出，推车杆落于挡架凹槽内，翻车机行走，推车杆推动矿车一同行走。到位后，活塞杆缩回，推车杆抬起，进行翻矿作业。有此机构后，在翻车机的行走范围内，可很方便的移动一辆或数辆矿车，及时将矿卸完。若翻车机停止而推车杆落下，则可将溜动的矿车制动，起阻车器作用。如图2-3：图2-3 推车机构2.4工作机构的设计计算工作机构是翻车机的重要机构，具有夹持、举升和翻转矿车的功能，其结构参数的合理及零部件强度的可靠性决定了翻车机工作的有效性和可靠性。工作机构中固定爪8，夹紧缸7和活动爪9的一个支点都固定在左右两块支承板5上。举升油缸收缩，大臂放下，使固定爪靠近矿车，收缩夹紧油缸7夹持矿车。举升大臂（约）使矿车车轮离开轨道面，即可翻矿。翻转机构采用油缸链条链轮机构。翻转油缸3是双作用双活塞杆型，活塞杆端用过渡接头分别与链条相连，活塞杆伸缩即可牵引链条带动主动轮4旋转，链轮4与花键轴6用花键连接，链轮4带动花键轴旋转，花键轴与支承板固接，从而带动支承板旋转，实现矿车的翻转与复位。工作机构如图2-4：图2-4 工作机构简图第三章 翻车机工作机构的受力分析3.1举升油缸的受力分析举升机构示意图如图3-1：图3-1 举升机构示意图举升油缸支撑的载荷包括:大臂前部的重量，支撑板及活动夹持杆，固定夹持爪，夹持油缸连接轴，主动链轮，花键轴等的重量和矿车自重、矿石等。油缸受力：=（）/2*h =（6500*1.445+30000*1.61+1500*1.86）/2*0.73=41425 N3.2夹持油缸的受力分析夹持机构简图如图3-2：图3-2 夹持力计算图活动爪夹持杆闭合，矿车自重和矿石重量将由4个爪承受，每个爪承受（+）/4。垂直于爪上的负荷：=（+）/4*cos =（8000+2000）/4*0.57358 =12200 N=*/=12200*660/260=30970 N3.3翻转油缸的受力分析翻转机构如图3-3：图3-3 翻转机构示意图翻转阻力矩包括矿石、矿车和支承板上部各重量对回转中心产生的阻力矩之和。=*（-）+*（-） =6500*0.45+30000*0.25 =10200 每个主动链轮承受力矩为： M=/2=5100 翻转油缸的拉力：=M/r=5100/0.1325=42500 N式中: r链轮节圆半径，r=0.1325m.3.4链条选择选套筒滚子链 40A-1*60 GB1243，1-83节距：P=63.5 mm滚子直径：=39.68 mm链条极限载荷：=347000 N链条安全系数： n=/ =347000/（1.2*42500）=6.8 符合要求式中：工作情况系数，=1.23.5花键强度验算花键轴两端采用不同的花键组合，分别计算如下：a.10120*108*18；组合挤压强度：=/=5100/0.75*10*2.98*5.8* =395*=875*Pa 符合要求式中: =/2=10200/2=5100 载荷不均匀系数：=0.75， F=（D-d/2-c-r）*l=（12-10.8/2-0.05-0.04）*9.6=2.98中间直径：=（D+d）/4=（12+10.8）/4=5.8cm 许用挤压应力：=3.5*250*100000=875*Pa b.1095*83*14；组合=/=5100/0.75*10*4.77*4.45* =345*=875*Pa 符合要求式中： F=（9.5-8.3/2）-0.04-0.03*9=4.77=（9.5+8.3）/4=4.45cm第四章 液压系统的设计计算4.1明确主机要求液压系统是为主机服务的，所以进一步明确主机要求非常重要。下面将简单地分析FCJ-型自行式液压翻车机对液压系统的要求。1.翻车机行走时，大臂必须举升到一定高度才能使支承板夹持机构纵向跨越矿车，顺利移位。为此，要设置液压、电气连锁装置，确保大臂必须举升到行走高度时，行走电机才能启动。2.为了防止由于管路故障等原因导致夹紧失灵而发生危险，设置液控单向阀，以确保夹持安全。3.在矿车翻转和复位时防止矿车因矿车、夹持机构自重使矿车超速下降，要设置平衡阀限速，使之复位平稳。 4.由于管路完全对称布置，矿车结构刚度大，油缸同步皆采用机械同步。 以上的分析对确定液压系统的主要参数，液压系统原理图的 拟定以及元、附件的选型等都是完全必要的。4.2确定液压系统的主要参数4.2.1工况分析：1.现场要求：一个工作循环周期90s，其中油缸工作时间40s，行走对位时间50s。2.工作条件差，灰尘、湿度大。3.依据现场条件：一个工作循环周期90s，其中油缸工作时间40s，行走对位时间50s。初定油缸工作时间约为40s。在一个周期内油缸要动作8次，设定平均动作耗时5 s。考虑举升时重量大，速度要求小一些。夹紧要尽量快些，故初步设定：=8 s， =4 s， =4 s， =4 s， = = 5 s。则各油缸速度如下:a.翻转油缸 式中：油缸的最大行程翻转速度b.举升油缸 式中：油缸的最大行程举升速度下降速度c.夹紧油缸 式中：油缸的最大行程，=270mm夹紧速度松开速度d.推车油缸推车油缸的作用仅是将推车杆拉起、放下，放下后活塞杆不再受力，推车机构所受的推车阻力完全由挡架承受，并且推车油缸的安装位置可根据实际布局灵活调整。推车油缸安装时，先固定支架（2），支架（1）根据推车杆翻转拉起所占空间来确定安装位置。当翻车机进行翻车工作时，推车油缸收缩，当翻车机行走时，推车杆打下，推车杆推动矿车一同行走。 推车负载小，对时间速度无要求。为减少设计量和制造成本，采用现有的油缸。油缸内径D=50mm，d=25mm，S=190mm。4.2.2油缸参数计算1、翻转油缸 采用等杆径双活塞杆油缸a.翻转油缸活塞直径的确定：由工作机构的设计计算得：翻转油缸所受的拉力为=42500 N初选工作压力为10MPa，取=1，d/D=0.45D= = =85mm查表圆整得 D=80 mm，d=36 mm，核算实际工作压力：P=11.7 Mpa式中：D液压缸的内径d液压缸活塞杆直径液压缸的机械效率，一般=0.90.97，取=0.9F液压缸的负载液压缸进油腔压力液压缸回油腔压力b.翻转油缸流量的确定： 2 =38.52 l/min式中:D液压缸的内径d液压缸活塞杆直径液压缸的机械效率，一般=0.90.97，取=0.9翻转油缸速度 初取=0.084m/s液压缸容积效率 取=12、举升油缸采用单活塞杆油缸，最小安装高度=0.84m，最大行程=0.48m。a.举升油缸活塞直径的确定：由于举升油缸工作时只受压力，所以活塞杆只按受压计算。 式中:D液压缸内径d活塞杆直径液压缸的机械效率 一般=0.90.97，取=0.9液压缸的容积效率 当采用金属活塞环密封时， =0.98 当采用橡胶等材质的弹性密封圈时，=1F液压缸的负载力V负载运动速度进油腔压力回油腔压力进入液压缸的流量由于压力已知，采用预定压力求尺寸的方法，根据液压传动（冶金工业出版社）第163页，知矿山机械工作压力一般在10-16MPa之间。查液压工程手册，第720页，表7.1-2：初选10MPa为油缸工作压力，忽略回油背压（油路较短且直接回油箱），一般液压缸常用的往返速比取 =1.61，d/D=0.62，（液压传动，163页）根据有关国家标准（GB2348-80）将上述D和d值圆整圆整后 D=80mm，d=55mm根据圆整后的D和d值重新计算和值：式中:D液压缸内径d活塞杆直径液压缸的机械效率一般=0.90.97 ，取=0.9液压缸的容积效率 当采用金属活塞环密封时， =0.98 当采用橡胶等材质的弹性密封圈时，=1举升液压缸的负载力b.举升油缸流量的确定：举升时： =36.1 l/min式中:D液压缸内径d活塞杆直径V举升油缸举升速度 初取V=0.06m/s举升油缸容积效率 =1下降时: =38.52 l/min式中:D液压缸内径d活塞杆直径V举升油缸下降速度 初取V=0.12m/s举升油缸容积效率 =13、夹紧油缸采用单活塞杆油缸，最小安装长度=0.63m，最大行程=0.27m。a.夹紧油缸活塞直径的确定：由于压力已知，采用预定压力求尺寸的方法，根据液压传动（冶金工业出版社）第163页，知矿山机械工作压力一般在10-16MPa之间。查液压工程手册，第720页，表7.1-2：初选10MPa为油缸工作压力，忽略回油背压（油路较短且直接回油箱），一般液压缸常用的往返速比取 =1.33，d/D=0.5，（液压传动，163页）d=根据有关国家标准（GB2348-80）将上述D和d值圆整圆整后 D=80mm，d=40mm根据圆整后的D和d值重新计算和值式中:D液压缸内径d活塞杆直径液压缸的机械效率一般=0.90.97 ，取=0.9液压缸的容积效率 当采用金属活塞环密封时， =0.98 当采用橡胶等材质的弹性密封圈时，=1F液压缸的负载力b.夹紧油缸流量的确定：松开时： =33.6 l/min式中:D液压缸内径d活塞杆直径V夹紧油缸松夹速度 初取V=0.07m/s夹紧油缸容积效率 =1夹紧油缸松开时的流量夹紧时: =36.9 l/min式中:D液压缸内径d活塞杆直径V夹紧油缸夹紧速度 初取V=0.07m/s夹紧油缸容积效率 =1夹紧油缸夹紧时的流量4.2.3液压泵的选择1.液压泵的最大工作压力的确定依据液压缸最大工作压力约12，考虑到沿程压力损失1，则液压泵的最大工作压力2.液压泵的最大输出流量1.138.5242.37L/min式中：K系统泄漏系数，K=1.11.3，取k=1.1液压缸的最大工作流量3.液压泵规格型号的选择根据上述计算及液压翻车机的工作条件，又考虑到需要一定的压力储备，通常泵的额定压力要多出计算压力的25%60%选择齿轮泵：主要参数：，,额定转速1460，额定流量42.37L/min4.2.4验算工作时间1.翻转油缸工作时间验算翻矿速度：= =5.34m/min=0.089m/s卸矿时间： 式中：q油泵输出流量：L 油缸有效作用面积油泵输出流量： 油泵转速： n=1460rpm油泵容积效率，=0.93油泵排量：=31.5翻转油缸最大行程： 复位时间与翻转时间相同,总时间： 2.举升油缸工作时间验算式中：油泵输出流量： 油泵转速： n=1460rpm油泵容积效率，=0.93油泵排量：=31.5举升油缸最大行程： 总时间： 3.夹紧油缸工作时间验算式中：油泵输出流量： 油泵转速： n=1460rpm油泵容积效率，=0.93油泵排量：=31.5夹紧油缸最大行程： 总时间： 4.工作机构总工作时间T=4 安全 活塞杆所受拉力： F=42500N 活塞杆直径：d=36mm 材料屈服强度：=355Mpa (9)活塞杆导向套的选择计算:结构形式选择:选择端盖式导向套材料:HT300导向套长度的确定:导向套的主要尺寸是支承长度,通常按活塞杆直径、导向套的型式、导向套材料的承压能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，两段中线距离取2d/3. 导向套最小长度的确定： 导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。一般缸的最小导向长度应满足： = 取H=85mm式中：D缸筒内径，mmS最大工作行程，mm(10)密封件及防尘件的选择：选择“0”形圈和阶梯圈等密封件；油口防尘选择防尘盖防尘。(11)稳定性校核：由于翻转油缸仅受轴向的拉力，不存在稳定性问题，故不需做稳定性校核。2.举升油缸结构设计:（如图4-2）举升油缸采用工程机械中常用的法兰连接型标准液压缸,它主要由缸筒、活塞、活塞杆、缸头、端盖及有关辅助装置和密封件等组成。(1)缸筒结构:选内半环连接,这种结构易于加工和拆装,但法兰需要与缸筒焊接,工艺过程复杂。(2)缸筒材料：无缝钢管(3)对缸筒的要求：有足够的强度和刚度，具有较好的抗磨性、具有良好的焊接性能。(4)缸筒壁厚确定: 缸筒壁厚为：=7.5mm式中:缸筒壁厚D缸筒内径缸筒试验压力 =20Mpa缸筒材材许用应力，=/n，为材料抗拉强度，n为安全系数，取n=5。(5)活塞选择: 活塞采用整体式活塞，用孔用形密封圈密封，活塞与活塞杆连接形式采用非螺纹连接。其具体构造为:在活塞杆上切出一个环形槽,槽内放置两个半环卡键用于夹紧活塞,半环卡键由轴套套住,轴套又由弹簧圈固定在活塞杆上。图4-2 举升油缸结构图(6)活塞杆材料选择：45#钢(7)液压缸油口连接螺纹：选用(8)活塞杆强度验算: 活塞杆仅受轴向力： =17.4MPa 安全系数 n=355/17.4=20.44 安全 活塞杆所受拉力 F=41425N 活塞杆直径 d=55mm 材料屈服强度 =355Mpa(9)活塞杆导向套的选择计算:结构形式选择:选择端盖式导向套材料:HT300导向套长度的确定:导向套的主要尺寸是支承长度,通常按活塞杆直径、导向套的型式、导向套材料的承压能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，两段中线距离取2d/3.导向套最小长度的确定： 导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。一般缸的最小导向长度应满足： = 取H=85mm式中：D缸筒内径，mmS最大工作行程，mm(10)密封件及防尘件的选择：选择“0”形圈和阶梯圈等密封件；油口防尘选择防尘盖防尘。(11)稳定性校核：由于液压缸并不是一个简单的细长杆件，而是由缸体、活塞、活塞杆等的组合体，并且在活塞与缸体之间和活塞杆与端盖之间有间隙，缸体内还有压力油的作用等等，使情况相当复杂。实际计算时，很难精确的考虑到各中因素，而只能粗略的将缸体看作与活塞杆具有相同截面的杆件，即把整个油缸当作一个等截面的受压杆，用一般的欧拉公式进行计算。计算长度： l=0.84+0.48=1.32m细长比： l/k=1.324/0.055=96m=85按欧拉公式：安全系数： n= 安全3.夹紧油缸结构设计: （如图4-3）夹紧油缸采用工程机械中常用的法兰连接型标准液压缸,它主要由缸筒、塞、活塞杆、缸头、端盖及有关辅助装置和密封件等组成。(1)缸筒结构:选内半环连接,这种结构易于加工和拆装,但法兰需要与缸筒焊接,工艺过程复杂。(2)缸筒材料：无缝钢管(3)对缸筒的要求：有足够的强度和刚度，具有较好的抗磨性、具有良好的焊接性能。(4)缸筒壁厚确定: 缸筒壁厚为：=7.5mm式中:缸筒壁厚D缸筒内径缸筒试验压力 =20Mpa缸筒材材许用应力，=/n，为材料抗拉强度，n为安全系数，取n=5。 图4-3 夹紧油缸结构图(5)活塞选择: 活塞采用整体式活塞，用孔用形密封圈密封，活塞与活塞杆连接形式采用非螺纹连接。其具体构造为:在活塞杆上切出一个环形槽,槽内放置两个半环卡键用以夹紧活塞,半环卡键由轴套套住,轴套又由弹簧圈固定在活塞杆上。(6)活塞杆材料选择：45#钢(7)液压缸油口连接螺纹：选用(8)活塞杆强度验算: 活塞杆仅受轴向力： =18.5Mpa 安全系数： n=355/18.5=194 安全 活塞杆所受拉力： F=23225N 活塞杆直径： d=40mm 材料屈服强度： =355Mpa (9)活塞杆导向套的选择计算:结构形式选择:选择端盖式导向套材料:HT300导向套长度的确定:导向套的主要尺寸是支承长度,通常按活塞杆直径、导向套的型式、导向套材料的承压能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，两段中线距离取2d/3.导向套最小长度的确定： 导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。一般缸的最小导向长度应满足： = 取H=85mm式中：D缸筒内径，mmS最大工作行程，mm(10)密封件及防尘件的选择：选择“0”形圈和阶梯圈等密封件；油口防尘选择防尘盖防尘。(11)稳定性校核：由于液压缸并不是一个简单的细长杆件，而是由缸体、活塞、活塞杆等的组合体，并且在活塞与缸体之间和活塞杆与端盖之间有间隙，缸体内还有压力油的作用等等，使情况相当复杂。实际计算时，很难精确的考虑到各中因素，而只能粗略的将缸体看作与活塞杆具有相同截面的杆件，即把整个油缸当作一个等截面的受压杆，用一般的欧拉公式进行计算。计算长度： l=0.63+0.27=0.9m细长比： l/k=0.94/0.04=90m=85按欧拉公式：安全系数： n= 安全4.3动作循环图为提高翻车机工作效率,必须按一定的工作程序操作翻车机。FCJ-型自行式液压翻车机工作程序：翻车机行走对位到便于夹持的位置大臂下降夹持矿车大臂举升到卸矿位置翻转矿车卸矿矿车复位大臂下降矿车对轨松开夹持大臂举升到行走高度翻车机行走到下一矿车对位。至此完成一个工作循环。（如图4-4）：图4-4 动作循环图4.4拟定液压系统原理图4.4.1基本回路的选择：1.液压系统工作原理：FCJ-自行式液压翻车机液压系统工作原理图如图4-5：其工作情况如下：1）举升油缸的下降：按下电动机开关启动液压泵，向整个系统提供具有适当压力的控制油。操纵多路换向阀手柄，将手柄打到左边，使高压油从有杆腔流进，推动活塞杆下降。2）夹紧油缸的夹紧：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到中位，再操纵多路换向阀手柄，将手柄打到左路，使高压油从有杆腔进入，推动油缸向左运动，从而实现夹紧动作。3）举升油缸的上升：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到中位，再操纵多路换向阀手柄，将手柄打到右路，使高压油从无杆腔进入，推动活塞杆上升。4）翻转油缸的翻转：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到中位，再操纵多路换向阀手柄，将手柄打到右路，使高压油推动活塞杆向右运动。带动链轮旋转，实现翻转功能。5）翻转油缸的复位：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到左路，使高压油推动活塞杆向左运动。6）举升油缸下降：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到左边，使高压油从有杆腔流进，推动活塞杆下降。7）夹紧油缸的松夹：操纵多路换向阀手柄，将手柄打到中位，再操纵多路换向阀手柄，将手柄打到右路，使高压油从无杆腔进入，推动油缸向右运动，从而实现松夹动作。4.4.2液压传动系统基本回路的划分自行式液压翻车机液压系统主要有以下几个基本回路：1.压力回路：由溢流阀、多路换向阀组成，包括以下几个回路：调压回路：由溢流阀调定液压泵出口压力，溢流阀的调定压力应该大于液压港的最大工作压力和液压泵出口到液压缸进口之间的管路上各种压力损失之和。卸荷回路：由多路换向阀组成，启动液压泵，多路换向阀各操纵手柄处于中位时，液压油经多路换向阀直接回油箱，油泵卸荷。平衡回路：由平衡阀、组成，平衡阀、是在矿车翻转和复位时，防止因矿车及矿车夹持机构自重而超速下降，平衡阀防止大臂下降时超速下降。2.换向回路：由多路换向阀组成，控制着举升油缸的举升、下降，翻转油缸的翻转、复位，夹紧油缸的夹紧、松夹等。3.同步回路：由于管路完全对称布置，压力损失一样，并且夹紧机构和矿车刚度大，所以同步回路采用机械同步。4.5液压元件的选择4.5.1液压阀的选择选择原则：使阀的额定压力和额定流量分别大于或等于阀在实际工作中的压力和流量。此外，还应注意以下几点：1.选择溢流阀时，应使其能通过液压泵的全部流量。图4-5 液压系统原理图2.选择流量阀时，要注意该阀的最小稳定流量能够满足液压系统执行机构的最低稳定速度等的需要。3.对换向阀，必要时可使实际流量最多高出其额定流量的，主要是考虑使换向阀的压力损失不要过大。a.多路换向阀的选择根据工况要求，需要将多个换向阀集中布置在一起，组合控制。故选用并联式的多路换向阀。型号：，公称通径，最大流量，工作压力ZF S - L 20 C - Y 多路换向阀手动控制螺纹连接公称通径：20mm压力分级：816Mpa附溢流阀单向阀组b.溢流阀的选择尽管多路换向阀已经附有溢流阀单向阀组，为安全起见，加装溢流阀。依据液压泵最大流量，选择，型号，其公称压力，公称流量Y2 - H b 10 B 锥阀形结构溢流阀代号公称压力代号，H：31.5Mpa压力调节范围，b：416Mpa公称通径：10mm连接形式，B：板式连接型先导式溢流阀主要用于保持系统压力恒定。根据液压系统中工作机构压力，确定溢流阀的调定压力为14Mpa。c.平衡阀的选择平衡回路主要用来防止举升油缸在超越负载作用下快速下降，从而造成安全事故。依据液压系统要求，选择直控式平衡阀。型号：，通径注：平衡阀必须安装在举升油缸下降时的回路和翻转油缸回路上。d.液控单向阀的选择型号：CPT-03-04-50主要参数：额定流量40 L/min，额定压力25Mpa。4.5.2油泵电机的选择根据液压泵驱动功率的计算公式：式中：油泵实际工作压力油泵输出流量由液压泵的转速和工作时的功率，考虑到电动机有一定的超载预容量,选择型电动机，额定转速为，其同步转速为。选择依据：系列电动机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，该机具有效率高、耗电少、性能好、噪声低、振动小、体积小、重量轻、运行可靠、维修方便等诸多优点适用于灰尘多、土扬水溅的场合，是矿山机械的常用电机。（查阅机械设计手册，第 ）。4.5.3管件的选择管件包括油管和接头,管件选择是否恰当,直接关系到系统能否正常工作和能量损失大小,一般从强度和允许流速两方面来考虑。1.油管的选用 由于本翻车机的液压系统属于中压系统，故选择：钢管（冷拔无缝钢管）a.油管内径d和壁厚的计算 吸、回油管油管的内径d：d25式中：油管流量，42.810L/minv油管允许流速，v0.5m/s油管壁厚：2 压油管油管的内径d：d9.2式中：油管流量，42.810L/minv油管允许流速，v4m/s油管壁厚：1.22b.油管内径和壁厚的选择由上述计算结果选择：.吸、回油管公称通径10，钢管外径18，管接头联接螺纹, 推荐流量40/min.压油管公称通径25,外径34,管接头联接螺纹2.管接头的选择选三通管，主要参数：38，d26，=74, 110，46，60，钢管385.54.5.4压力表的选择根据系统压力，选择电接点压力表，型号为，测量范围为。4.5.5液位液温计的选择依据油箱容积选择型号：主要参数：根据系统压力，选择电接点压力表，型号为，测量范围为。4.5.6空气滤清器的选择根据液压泵输出流量大小进行选择型号：主要参数：安装螺钉4.5.7吸油滤油器的选择根据液压系统的工作压力选择型号：主要参数：通径公称流量，过滤精度，该滤油器属于粗过滤器，安装在油泵的吸油口处，用于保证油泵避免吸入较大的机械杂质。4.5.8强磁管路过滤器的选择为了避免铁磁性杂质进入液压元件，延长液压元件的使用寿命，增强液压系统的可靠性。选取型号：主要参数：工作压力：过滤精度：原始压力损失：通径：，联接螺纹4.5.9油箱的结构设计油箱在系统中的功能：储油、散热、分离油液中的气体和沉淀污物。根据系统工况要求，选择开式油箱。a.液压系统的发热量计算(1)液压泵的功率损失：式中：液压泵的输出功率液压泵的总效率，=0.84第i次工序的工作时间T工作循环周期，T=90s(2)阀的功率损失：在所有阀的功率损失中，以泵的全部流量流经溢流阀流回油箱时，功率损失最大，所以在一般设计中，以此功率损失作为阀的功率损失，其他阀的功率损失可以忽略。溢流阀的功率损失计算：式中：P溢流阀的调定压力流经溢流阀流回油箱的流量第i次工序的工作时间T工作循环周期，T=90s(3)总发热量：忽略管路及其它功率损失，系统总发热量：b.油箱最小容积的计算式中：总发热量液压油温度，取环境温度，取c.油箱的结构设计（如图4-6）：液压系统工作时，液压泵和马达及液压缸的容积损失和机械损失，阀类零件和管件的压力损失以及液体摩擦损失等消耗的能量，几乎全部转化为热量。这些热量将使液压系统油温升高。如果油液温度过高，将严重影响 系统的正常工作。因此，需要考虑对液压油的降温。一般规定液压油的正常工作温度范围为1565。由于油箱具有足够大的容积(484L220L)，他能够及时的将液压系统产生的热量散去，不必另外加冷却器。 1.空气滤清器2.回油管3.油箱隔板4.液位液温计5.检视孔盖板6.通油管7.放油螺塞8.吸油管9.吸油滤油器 10.角钢图4-6 油箱结构总图表4-1 液压元、附件表：序号元件名称规格型号额定流量L/min额定压力MPa额定功率KW1油泵电动机Y160M-4112油泵CB-FC31.542.8163空气滤清器QUQ2-20*0.634压力表YX-150255吸油滤油器WU-100*80-J1006强磁管路过滤器CGQ-1231.57液位液温计YWZ-254T8平衡阀RCG-03-D31.59溢流阀Y2-HC10B-24031.510液控单向阀CPT-03-04-50402511多路换向阀ZFS-L20C-Y751412吸油管34 内径2813出油管18 GB8163-874.6液压系统性能验算当液压系统和元件以及液压系统的总布置图基本确定后，就必须对液压系统的主要性能进行验算。一般来说，液压系统性能验算的主要内容有：系统压力损失和系统发热量的计算等。a.压力损失的验算：压力损失包括管路的沿程压力损失、管路的局部压力损失和阀类零件的局部损失。.沿程压力损失的计算： 式中：沿程压力损失，Pa；沿程阻力系数。由于此液压系统管路较短，沿程压力损失较小，可忽略不计。.局部压力损失的计算： 式中：局部阻力系数液压阀的额定流量，Q阀通过的实际流量，局部压力损失主要包括各种阀的阀口压力损失，查相关手册得各种阀的压差：强磁管路过滤器=0.05Mpa多路换向阀 =0.16Mpa液控单向阀 =0.05 Mpa （仅在夹紧回路）平衡