耙斗式装岩机设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】
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耙斗式装岩机设计说明书目 录第1章 绪 论11.1 课题来源及研究目的和意义11.2 耙斗式装岩机的方案分析51.2.1 结构分析51.2.2 机械结构总体方案和布局61.2.3 总体设计7第2章 机械结构的设计82.1电机的设计计算92.2液压缸的设计计算92.2.1液压缸的工作原理92.2.2液压缸的设计计算 .1022.3电机的选择.,11第3章 结构设计及三维模263.1行走部的三维建模273.2耙斗的三维建模293.3绞车组件的三维建模303.4设计中用到的标准件建模30结 论32参 考 文 献33致 谢34第1章 绪 论1.1 课题来源及研究目的和意义一、选题背景和意义随着封口机工业的发展，我国矿井的设计逐渐逐渐采用一井一面的采煤方法，其推进强度提高，采煤速度增快。从而带来采掘机械化比例失调，对于一些开采年限较长的矿井，易采的中厚煤层资源日益减少，而薄煤层的开采比例逐年增加，在全部采准巷道中,半煤岩巷的比例已经达到2%，但这些巷道中的主要机型多是二十世纪六、七十年代设计的，这些原有的设计理念逐渐陈旧、零部件可靠性较差、开机率低、维护量大，而且机重偏轻、截割功率小、过断层和截割岩石的能力差，不能适应较复杂煤层的要求。另外对于一些开采年限较长的矿井，易采的中厚煤层资源日益减少，而比例逐年增加，在全部采准巷道中,半煤岩巷的比例已经达到25%，但这些巷道中的90%主要机型多是二十世纪六、七十年代设计的，这些原有的设计理念逐渐陈旧、零部件可靠性较差、开机率低、维护量大，而且机重偏轻、截割功率小、过断层和截割岩石的能力差，不能适应较复杂煤层的要求。因此开发研制综合性能好，适用范围广的掘进机已经成为当务之急，用于解决掘进机更新换代的问题，缓解采掘矛盾的紧张局面。掘进机的发展曾经历了一个漫长的过程。在早期1852年，一台蒸汽机驱动的岩石隧道掘进机（RTM）或隧道掘进机(TBM)，在花岗岩中试用，未获成功。以后的三十年中，设计试制了各式各样的掘进机共13台，均有所进步。然而比较成功的还是1884年博蒙特设计的，并在英法海峡水底隧道掘进了直径为2lm的导坑，共掘进了3mile多。从18841926年间，一些国家又先后设计制造了21台掘进机之后，因受当时技术条件的限制，例如合金钢材、液压技术、配套设备等，处于停滞状态。直至本世纪的40年代末至50年代初。欧美及日本各工业发达国家又继续研究设计制造和使用掘进机，以便找寻出在隧道快速掘进中更好的机械。并在实际使用中获得了较为理想的效果。因此，尽管掘进机制造本身的成本高，还存在某些技术的问题，但发展还是较快的。目前世界上著名的五大掘进机制造厂商是美国的罗宾斯公司（Robbins）和贾瓦公司（Jarva）、德国的沃斯公司（Wirth）和德马克公司（Dcmag）、瑞典的阿拉斯科普河公司（AtlasCopco）,都是50年代和60年代开始研制和生产掘进机的。由于产品质量好，受到用户的青睬，到目前为止世界范围使用的掘进机已超过450台，掘进总长度在2500km以上，其中美国罗宾斯各型掘进机约163多台。下面就其发展过程作一简单介绍。它较成功地使用于国外南达科塔的俄亥大坝修建输水隧道工程中，该机开挖围岩的性质是白垩土。1955年，又为某坝的工程建设，连续制造了三台直径为244m罗宾斯掘进机（照片2），该机第一次得到了开挖中硬和硬岩的实践经验。但这三台机器均不能认为是成功的。在对页岩、石灰岩的互层岩体及硬石灰岩的岩体掘进中，很快就暴露出这些机器的弱点这些问题是：碳化钨割刀的损坏率极高、传动轴的刚性不够、高压液压系统的元器件损坏、链板输送机的损坏，以及机器中普遍存在着刚性和强度不足。1956年该厂制造的直径为328m掘进机机型为131型（照片3），开挖围岩的性质是中硬岩及硬岩，该机进行了又一次尝试和考验。经这次尝试和考验的结果证明是成功的，而且它是硬岩隧道掘进机发展中的一个重要转折点。 1.2 耙斗式装岩机的方案分析1.2.1机械结构分析 由于耙斗式装岩机的结构有多种，本课题研究的就是设计一款全新的耙斗式装岩机械，在这里，我们选择摆线针轮减速电机配三相电机来作为主要动力源，然后接着确定电机的型号，然后确定耙斗的位移量，与位移速度，然后计算。1.2.2机械结构总体方案和布置 根据课题，我们设计的操作人员只需要座在上面通过按钮和手柄操作机械即可。 1.2.3总体设计 根据设计方案的确定，整个耙斗式装岩机的结构大致分布如下图：第2章 机械结构的设计2.1电机的设计计算已知耙斗加零件的重量，我们取总重量为300Kg，而且该设备好点少，能够提供更大的空间。高度范围为800mm1200mm，升降速度为3050mm/s。即： 2.1.1步进电机设计计算 1、已知步进电机速度曲线本次设计加速时间 负载速度（m/min）有速度可知每秒上升50mm，2.电机转速 3.负载转矩式中：4.负载惯量上下垂直运动齿轮齿条式中总惯量5.电机转矩启动转矩必须转矩S为安全系数，这里取2.0根据以上得出数据，我们选用步进电机型号为ACH-11120D，此步进电机厂家为深圳步科电机，电机基本参数如下：电机额定功率为1.2KW，额定转矩为4.0N.m，最大转矩为12N.m，额定转速为 3000r/min转子惯量为 ，选用法兰规格型号为110。电机大致图如下：2.1.2减速器选择已知医疗床加病人重量，我们取总重量为300Kg，升降医疗床高度范围为800mm1200mm，升降速度为3050mm/s。即： 2.1.1步进电机设计计算 1、已知步进电机速度曲线本次设计加速时间 负载速度（m/min）有速度可知每秒上升50mm，2.电机转速 3.负载转矩式中：4.负载惯量上下垂直运动齿轮齿条式中总惯量5.电机转矩启动转矩必须转矩S为安全系数，这里取2.0根据以上得出数据，我们选用步进电机型号为ACH-11120D，此步进电机厂家为深圳步科电机，电机基本参数如下：电机额定功率为1.2KW，额定转矩为4.0N.m，最大转矩为12N.m，额定转速为 3000r/min转子惯量为 ，选用法兰规格型号为110。电机大致图如下：2.1.2减速器选择 电机转速3000r/min，齿条运动速度3m/min，由公式总传动比一般同步带传动一般为2-2.5，我们算得减速器的减速比为大致为1:30-1:50之间。 本次设计选用减速器我们选用蜗轮蜗杆减速器，厂家为珠江减速器。珠江减速器蜗轮蜗杆减速器大致外形图如下：由于电机的输出功率为1.2Kw，根据珠江减速器电机功率与减速器相配的表格中如下： 步进电机我们已经选得转速为3000r/min，根据上表查得，我们选择蜗轮蜗杆减速器RV050型号，减速比为1:40。 根据已经选好的减速器的型号RV050，减速器外形尺寸图如下：我们选择FB这种类型的减速器样式，有减速器输出轴的，为了能和输出同步带轮连接。以下为该减速器详细尺寸，我们选用的RV050减速器外形尺寸为144x210x85mm，减速器输出轴轴径14mm，减速器输入轴径与所选电机的输出轴径相同，即为19mm。一般同步带传动一般为2-2.5，我们算得减速器的减速比为大致为1:30-1:50之间。 本次设计选用减速器我们选用蜗轮蜗杆减速器，厂家为珠江减速器。珠江减速器蜗轮蜗杆减速器大致外形图如下：由于电机的输出功率为1.2Kw，根据珠江减速器电机功率与减速器相配的表格中如下： 步进电机我们已经选得转速为3000r/min，根据上表查得，我们选择蜗轮蜗杆减速器RV050型号，减速比为1:40。 根据已经选好的减速器的型号RV050，减速器外形尺寸图如下：我们选择FB这种类型的减速器样式，有减速器输出轴的，为了能和输出同步带轮连接。以下为该减速器详细尺寸，我们选用的RV050减速器外形尺寸为144x210x85mm，减速器输出轴轴径14mm，减速器输入轴径与所选电机的输出轴径相同，即为19mm。2.2液压缸的设计计算2.1.1液压缸的工作原理 液压缸的工作：液压缸用于把液体转换成直线运动的大多数用途，有时也被称为直线执行器。液压缸被制成不同的直径、行程长度和安装方式。它们可按结构分成四种类型：拉杆式、螺纹式、焊接式和法兰式有时也被制成使用卡坏面积4xD2或面积：0.7854D2 当计算返回行程所建立的力时，压力么有作用在活塞的杆面积上，因而须从总活塞面积减去杆面积。液压缸基本结构：油缸的主要零件有缸头、缸盖、缸简、活塞、活塞杆、导向套、密封件和拉杆。缸头和缸盖通常由轧钢或铸铁制作。缸筒通常是采用无缝钢管，内孔加工到很高的表面光洁度，可减小内摩擦力和延长密封件寿命。活塞大多数由铸铁或钢制作作，采用若干种方法把活塞固定于活塞杆上。缓冲在大多数缸上是一个有货的选项并且往往可以加设而不改变轮廓尺寸。活塞杆一般是高强度钢，经表面渗碳淬火、磨削、抛光和镀硬铬以便耐磨损和耐腐蚀。腐蚀性气氛条件通常需要不锈的杆该杆可以镀铬以便耐磨损。导向套用以活塞杆前后移动时支承它，大多数用球墨铸铁制作而且通常无须拆开整个缸即可拆下。杆密封装置通常在外侧包括一个防尘圈以便从杆上去除尘土和污染并防止被吸入，一个主密封件用来密封缸压力，高压油缸还需在主密封前增加油压缓冲圈，降低主密封圈承受的油压，提高主密封圈的密封效果及寿命密封件一般由丁晴橡胶、聚氨脂、氟橡胶或填充聚四氟乙烯（PTFE）制作。一般来说，O形圈用于静密封场合如缸筒与导向套、活塞与杆等，Y形密封圈、V形密封圈或组合密封用来密封活塞和活塞杆。活塞支撑环使用派克生产的特殊高分子材料产品。拉杆通常是带有切削或搓制螺纹的高强度钢。用适当的扭矩预应力处理以防承受压力是零件分离并降低对锁紧螺母的需要，尽管有时使用锁紧螺母。液压缸的基本作用形式：标准双作用：动力行程在两个方向并且用于大多数应用场合：单作用缸：当仅在一个方向需要推力时，可以采用一个单作用缸；双杆缸：当在活塞两侧需要相等的排量时，或者当把一个负载连接于每端在机械有利时采用，附加端可以用来安装操作行程开关等的凸轮弹簧回程单作用缸：通常限于用来保持和夹紧的很小的短行程缸。容纳回程弹簧所需要的长度使得它们在需要长行程时很讨厌；柱塞式单作用缸：仅有一个流体腔，这种类型的缸通常竖直安装，负载重置使缸内缩，他们又是被成为“排量缸”，并且对长行程是实用的；多级伸缩缸：最多可带4个套简，收拢长度比标准缸短有单作用或双作用，它们与标准缸相比是比较贵的，通常用于安装空间较小但需要较大行程的场合，串联缸：一个串联缸足由两个同安装的缸组成的，两个缸的活塞由一个公共活塞杆链接，在两缸之前设置杆密封件以便使每个缸都能双作用，当安装宽度或高度受限制时串联缸可以增加出力；2.1.2液压缸的设计计算 (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GB234880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：以无杆腔作工作腔时(4-32) 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v，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=0.30.5D。受压力作用时：pI5MPa时，d=0.50.55D 5MPapI7MPa时，d=0.60.7D pI7MPa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2.2行走部的设计2.2.1履带的设计与选型1设定车身重100kg 承载重100kg 全地形车时速达30km/h 爬坡150履带60tGmm=:履带的宽b b=0.92094220Gmm=:根据履带设计标00.180.22bL=-0bL=0.1驱动轮节圆半径r r=12sin(180/)t=118mm 计算得0L=850mm r=118mm L=0Lrl+=1236mm 平均接地比压p 查表得极限比压0p=0.26Mpa02GpLb=2009.82850220=0.00401=履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，应小于或等于履带对地面的附着力履带行驶机构对地面的附着力0Tf=f是附着系数下面是各路面的附着系数：路面附着系数干粘土0.9 混粘土0.7 松散土路0.6 煤路0.6 混沙土0.5 岩石坑0.55 散砾土0.50 混凝土.45 干沙土0.3 雪地0.25 冰地0.12 取最小附着系数的冰地f=0.12 ，所以求得履带节距180，内孔直径30.履带行走机构牵引力的计算TG根据算出的最大功率我选宗申zs157FMJ发动机2.2.2驱动轮的计算可以借鉴经验公式（3）：将数值代入计算得：mN6431=mM分别计算转向半2max=rFMq根据文献“履带车辆行驶力学”得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：6381NmN817maxmaxMq所得结果相同。2.2考虑重心偏移时的最大驱动力矩若6Le=代入上述转向阻力矩公式（11）得：=mM6098Nm若不考虑横向偏心距，只考虑纵向偏心距，且C=0，6Le=时，比较式（1215），而且根据式（4）可知，原地转向即转向半径0=R时，转向阻力系数m最大，所以履带车辆在原地转弯时，履带驱动轮上的驱动力最大。=maxF6134Nm若不考虑纵向偏心距，只考虑横向偏心距，且而且原地转向时，转向阻力系数m最大，所以履带车辆原地转向时且靠近偏心一侧的履带驱动轮上的驱动力最大。=maxqF7998NM若既偏心距，又考虑横向偏心距，且6通过以上计算比较可知，当履带车辆原地转向，且只存在横向偏心距时靠近偏心一侧的履带的驱动力矩最大。2.3第一运输部的设计2.3.1输送链的设计计算履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，应小于或等于履带对地面的附着力履带行驶机构对地面的附着力0Tf=f是附着系数下面是各路面的附着系数：路面附着系数干粘土0.9 混粘土0.7 松散土路0.6 煤路0.6 混沙土0.5 岩石坑0.55 散砾土0.50 混凝土.45 干沙土0.3 雪地0.25 冰地0.12 取最小附着系数的冰地f=0.12 ，所以求得履带节距180，内孔直径30.履带行走机构牵引力的计算TG根据算出的最大功率我选宗申zs157FMJ发动机2.3.2液压马达的设计计算一、液压马达的特点及分类液压马达是把液体的压力能转换为机械能的装置，从原理上讲，液压泵可以作液压马达用，液压马达也可作液压泵用。但事实上同类型的液压泵和液压马达虽然在结构上相似，但由于两者的工作情况不同，使得两者在结构上也有某些差异。例如：1.液压马达一般需要正反转，所以在内部结构上应具有对称性，而液压泵一般是单方向旋转的，没有这一要求。2.为了减小吸油阻力，减小径向力，一般液压泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液压马达低压腔的压力稍高于大气压力，所以没有上述要求。3.液压马达要求能在很宽的转速范围内正常工作，因此，应采用液动轴承或静压轴承。因为当马达速度很低时，若采用动压轴承，就不易形成润滑滑膜。4.叶片泵依靠叶片跟转子一起高速旋转而产生的离心力使叶片始终贴紧定子的内表面，起封油作用，形成工作容积。若将其当马达用，必须在液压马达的叶片根部装上弹簧，以保证叶片始终贴紧定子内表面，以便马达能正常起动。5.液压泵在结构上需保证具有自吸能力，而液压马达就没有这一要求。6.液压马达必须具有较大的起动扭矩。所谓起动扭矩，就是马达由静止状态起动时，达轴上所能输出的扭矩，该扭矩通常大于在同一工作压差时处于运行状态下的扭矩，所以，为了使起动扭矩尽可能接近工作状态下的扭矩，要求马达扭矩的脉动小，内部摩擦小。由于液压马达与液压泵具有上述不同的特点，使得很多类型的液压马达和液压泵不能互逆使用。液压马达按其额定转速分为高速和低速两大类，额定转速高于500r/min的属于高速液压马达，额定转速低于500r/min的属于低速液压马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转较高、转动惯量小，便于启动和制动，调速和换向的灵敏度高。通常高速液压马达的输出转矩不大(仅几十牛米到几百牛米)，所以又称为高速小转矩液压马达。例如单作用曲轴连杆式、液压平衡式和多作用内曲线式等。此外在轴柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式。低速液压马达的主要特点是排大、体积大、转速低(有时可达每分种几转甚至零点几转)，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大(可达几千牛顿米到几万牛顿米)，所以又称为低速大转矩液压马达。液压马达也可按其结构类型来分，可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式。二、液压马达的性能参数液压马达的性能参数很多。下面是液压马达的主要性能参数：1.排量、流量和容积效率习惯上将马达的轴每转一周，按几何尺寸计算所进入的液体容积，称为马达的排量V，有时称之为几何排量、理论排量，即不考虑泄漏损失时的排量。液压马达的排量表示出其工作容腔的大小，它是一个重要的参数。因为液压马达在工作中输出的转矩大小是由负载转矩决定的。但是，推动同样大小的负载，工作容腔大的马达的压力要低于工作容腔小的马达的压力，所以说作容腔的大小是液压马达工作能力的主要标志，也就是说，排量的大小是液压马达工作能力的重要标志。根据液压动力元件的工作原理可知，马达转速n、理论流量i与排量V之间具有下列关系qi=nV (4-1) 式中：qi为理论流量(m3/s);n为转速(r/min)；V为排量/s)。为了满足转速要求，马达实际输入流量q大于理论输入流量，则有：q= qi+ (4-2) 式中：q为泄漏流量。v=q（1+qqi）(4-3) 所以得实际流量iv(4-4) 2.液压马达输出的理论转矩根据排量的大小，可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小，也可以计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。当液压马达进、出油口之间的压力差为P，输入液压马达的流量为q，液压马达输出的理论转矩为Tt，角速度为，如果不计损失，液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机功率，即：Pq=Tt(4-5) 又因为=2n，所以液压马达的理论转矩为：Tt=PV/2(4-6) 式中：P为马达进出口之间的压力差。3.液压马达的机械效率由于液压马达内部不可避免地存在各种摩擦，实际输出的转矩T总要比理论转矩Tt小些，即：T=Tt(4-7) 式中：m为液压马达的机械效率(%)。4.液压马达的启动机械效率m 液压马达的启动机械效率是指液压马达由静止状态起动时，马达实际输出的转矩T0与它在同一工作压差时的理论转矩Tt之比。即：m0=T/Tt(4-8) 液压马达的启动机械效率表示出其启动性能的指标。因为在同样的压力下，液压马达由静止到开始转动的启动状态的输出转矩要比运转中的转矩大，这给液压马达带载启动造成了困难，所以启动性能对液压马达是非常重要的，启动机械效率正好能反映其启动性能的高低。，一方面是在静止状态下的摩擦因数最大，在摩擦表面出现相对滑动后摩擦因数明显减小，另一方面也是最主要的方面是因为液马达静止状态润滑油膜被挤掉，由表4-1可知，多作用内曲线马达的启动性能最好，轴向柱塞马达、曲轴连杆马达和静压平衡马达居中，叶片马达较差，而齿轮马达最差。5.液压马达的转速液压马达的转速取决于供液的流量和液压马达本身的排量V，可用下式计算：n=qi/V (4-9)式中：nt为理论转速(r/min)。由于液压马达内有泄漏，并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功，一小部分因泄漏损失掉了。所以液压马达的实际转速要比理论转速低一些。n=ntv (4-10) 式中：为液压马达的实际转速；v为液压马达的容积效率(%)。6.最低稳定转速最低稳定转速是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。所谓爬行现象，就是当液压马达工作转速过低时，往往保持不了均匀的速度，进入时动时停的不稳定状态。液压马达在低速时产生爬行现象的原因是：1)摩擦力的大小不稳定。通常的摩擦力是随速度增大而增加的，而对静止和低速区域工作的马达内部的摩擦阻力，当工作速度增大时非但不增加，反而减少，形成了所谓“负特性”的阻力。另一方面，液压马达和负载是由液压油被压缩后压力升高而被推动的，因此，可用图4-1(a)所示的物理模型表示低速区域液压马达的工作过程：以匀速v推弹簧的一端(相当于高压下不可压缩的工作介质)，使质量为m的物体(相当于马达和负载质量、转动惯量)克服“负特性”的摩擦阻力而运动。当物体静止或速度很低时阻力大，弹簧不断压缩，增加推力。只有等到弹簧压缩到其推力大于静摩擦力时才开始运动。一旦物体开始运动，阻力突然减小，物体突然加速跃动，其结果又使弹簧的压缩量减少，推力减小，物体依靠惯性前移一段路程后停止下来，直到弹簧的移动又使弹簧压缩，推力增加，物体就再一次跃动为止，形成如图4-1(b)所示的时动时停的状态，对液压马达来说，这就是爬行现象。油缸的主要零件有缸头、缸盖、缸简、活塞、活塞杆、导向套、密封件和拉杆。缸头和缸盖通常由轧钢或铸铁制作。缸筒通常是采用无缝钢管，内孔加工到很高的表面光洁度，可减小内摩擦力和延长密封件寿命。活塞大多数由铸铁或钢制作作，采用若干种方法把活塞固定于活塞杆上。缓冲在大多数缸上是一个有货的选项并且往往可以加设而不改变轮廓尺寸。活塞杆一般是高强度钢，经表面渗碳淬火、磨削、抛光和镀硬铬以便耐磨损和耐腐蚀。腐蚀性气氛条件通常需要不锈的杆该杆可以镀铬以便耐磨损。导向套用以活塞杆前后移动时支承它，大多数用球墨铸铁制作而且通常无须拆开整个缸即可拆下。杆密封装置通常在外侧包括一个防尘圈以便从杆上去除尘土和污染并防止被吸入，一个主密封件用来密封缸压力，高压油缸还需在主密封前增加油压缓冲圈，降低主密封圈承受的油压，提高主密封圈的密封效果及寿命密封件一般由丁晴橡胶、聚氨脂、氟橡胶或填充聚四氟乙烯（PTFE）制作。一般来说，O形圈用于静密封场合如缸筒与导向套、活塞与杆等，Y形密封圈、V形密封圈或组合密封用来密封活塞和活塞杆。活塞支撑环使用派克生产的特殊高分子材料产品。拉杆通常是带有切削或搓制螺纹的高强度钢。用适当的扭矩预应力处理以防承受压力是零件分离并降低对锁紧螺母的需要，尽管有时使用锁紧螺母。液压缸的基本作用形式：标准双作用：动力行程在两个方向并且用于大多数应用场合：单作用缸：当仅在一个方向需要推力时，可以采用一个单作用缸；双杆缸：当在活塞两侧需要相等的排量时，或者当把一个负载连接于每端在机械有利时采用，附加端可以用来安装操作行程开关等的凸轮弹簧回程单作用缸：通常限于用来保持和夹紧的很小的短行程缸。容纳回程弹簧所需要的长度使得它们在需要长行程时很讨厌；柱塞式单作用缸：仅有一个流体腔，这种类型的缸通常竖直安装，负载重置使缸内缩，他们又是被成为“排量缸”，并且对长行程是实用的；多级伸缩缸：最多可带4个套简，收拢长度比标准缸短有单作用或双作用，它们与标准缸相比是比较贵的，通常用于安装空间较小但需要较大行程的场合，串联缸：一个串联缸足由两个同安装的缸组成的，两个缸的活塞由一个公共活塞杆链接，在两缸之前设置杆密封件以便使每个缸都能双作用，当安装宽度或高度受限制时串联缸可以增加出力；2.1.2液压缸的设计计算 (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GB234880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：以无杆腔作工作腔时(4-32) 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v，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=0.30.5D。受压力作用时：pI5MPa时，d=0.50.55D 5MPapI7MPa时，d=0.60.7D pI7MPa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为活塞杆第3章 结构设计及三维建模3.1移动装置的三维建模3.2过料装置的的三维建模3.3耙斗的三维建模3.4总装置的三维建模 结 论通过此次设计，又一次提升了运用三维软件的水平，并吸收了不少经验，总结为一下几点。（1） 有零件图纸作图与空想设计作图不同，零件尺寸已经给出，作图时先不考虑尺寸是否真的合适，根据尺寸作出零件的三维图，但到装配时必须要考虑尺寸是否合适，由于AutoCAD图纸效果不好，导致尺寸会有出错，甚至有出现欠定义尺寸，所以，此时必须通过配合后在衡量尺寸，再进行修改，直到满足配合要求。（2） 工具集的确方便了作图，通过选择零件类型，输入数据，就能生成出标准零件，但有时需要用到的零件在工具集上也未必能找到，所以此时要随机应变，运用其他零件代替并通过修改或添加零件使其满足要求。（3） 作三维图时要灵活变通，解决问题的方法总比问题多，当一种方法不能正常作图时，试试另一种方法，这不但能完成零件制作，同时也可以培养出更好的作图思路，和打破规矩的新想法。（4） 规则的零件，要学会使用一些能够节省时间的命令，如镜向，阵列等，“能省则省”。（5） 关于装配，曾经带给我很大的阻碍，花了很多时间才弄清原因所在。在一可活动子装配体上，即使活动范围会产生干涉，也不能对其设定活动范围，如高级配合里的距离范围，和角度范围，即使在该活动范围并不影响父装配体，也不可设定。因为一旦设定范围后，在父装配体上会将子装配体视为完全定义的模型，这样会对子装配体之间的配合产生矛盾，将不能完成装配。（6） 看懂图是作图的首要任务，看图就是了解零件的工具，没有工具则无法制出零件，所以画图不能急于下笔，想透了零件的结构，想透图中的虚实线，这才是高效作图的重中之重。经过这段时间的专心设计，我的毕业设计已经接近尾声。毕业设计是我们每个大学生大学生活的最后一个重要环节，是对大学四年学习过程综合能力的考核。对每个学生来说，毕业设计既总结了我们大学所学的理论知识，又给我们提供了应用所学知识和锻炼动手能力的机会，是对大学四年学习的检验和完善。我的毕业设计题目是A型EBZ160掘进机的设计。这次所设计的新型移动电视，所涉及的知识较为广泛，所以整个设
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