MZ120全液压旋转推进型土锚钻机液压系统设计说明书(可编辑)

1、MZ120全液压旋转推进型土锚钻机液压系统设计说明书（可编辑）（文档可以直接使用，也可根据实际需要修改使用 ，可编辑推荐下载）摘要锚杆钻机是锚杆支护的关键设备，它影响着锚杆支护的质量锚杆孔的 方位、深度、孔径的准确性以及锚杆安装质量，又涉及操作者的人身安全、劳 动强度与作业条件等。采用旋转切削方式破岩的单体锚杆钻机是目前钻孔机具 的主导产品，但机体笨重、可靠性低，这些制约着它们进一步推广使用，迫切 需要研制高性能的锚杆钻机机具。针对这一状况，本次设计主要针对全液压旋 转推进型锚杆钻机进行设计。全液压旋转推进型锚杆钻机是一部具有很大应用价值的工程机械，施工对 象主要是硬度较大的岩石。全液压旋转推

2、进型锚杆钻机因其工作压力高、扭矩 大、动力系统不受外界影响，在一些场合下是合理的机型。它的出产必将推动 我国的社会主义建设事业的全面发展。本次设计主要涉及到以下几个部分：1. 采用履带式液压挖掘机液压系统的设计思想， 对全液压旋转推进型锚杆钻 机的液压系统进行重新设计，以满足各种工况的要求；2. 对整机的制造、使用、验收等技术制定了相关的技术指标。关键词 ：全液压旋转推进型锚杆钻机，单斗液压挖掘机AbstractBolt rig is the key equipment, which affects the quality of bolt hole location, depth, accur

3、acy and the bolt installation hole quality, it also involves the safety of the operator, labor strength and operating conditions. The monomer roofbolter by rotary cutting breaking rock has become the main trend of the production and development of drilling machines for bolt support. Heavy machine bo

4、dy and low reliability is one of the main common factors restricting them further sprdeading use. It is urgently necessary to develop a kind of roofbolter with high performance. According to the existing problem, the main aim of the design for the non-valve-hydraulic bolt rig design is as follows.Fu

5、ll hydraulic rotary propulsion type Roofbolter, is a great value of construction machinery, mainly for the large hardness of the rock. Full hydraulic rotary propulsion type Roofbolter, has its high working pressure, torque, power systems are not subject to outside influence, in some situations it is

6、 a reasonable to mode. It s produced in China will promote the comprehensive development of socialist construction.This design mainly involves the following parts:1. I used crawler excavator boom design, the impact of non-valve-type hydraulic bolters boom re-designed to meet the requirements of vari

7、ous working conditions.2. On the machines manufacture, use, inspection and other technical develop the relevant technical indicators.Key words : Full hydraulic rotary propulsion type Roofbolter,Single bucket hydraulic excavators目录1 绪论 01.1 国内外现状及发展趋势 0国内外现状 0发展趋势 11.2 设计的意义和目的 2本次设计的技术难点及分析 2完成设计课题采

8、用的方法 31.3 方案的构思与抉择 3基本工作原理及主要工艺 3主要方案构思 3各方案的特点 4各部分方案的选择 42 方案的构思和抉择 52.1 基本工作原理及其主要工艺 5液压系统主要设计部分的方案构思 52.2 系统液压原理图 63夹紧 液压缸参数计算与选择 73.1 夹紧液压缸的尺寸的确定 7夹紧液压缸的工作压力的确定 7缸筒结构 8缸筒材料8缸筒内径的确定9缸筒壁厚验算10缸筒制造加工要求：113.2活塞杆直径的确定11液压缸推力计算12活塞杆的强度校核和稳定性计算12活塞杆结构的形式的选择 14活塞杆中隔圈的设计计算 15活塞杆和活塞的连接形式： 15活塞杆防尘圈的选择15液压缸

9、效率和液压缸流量的确定163.3缸筒端盖的计算17厚度t的计算17厚度强度验算173.4活塞的设计计算18活塞结构形式的选取 19活塞密封装置的选取19活塞的材料选取20活塞外径的计算20活塞宽度的计算203.5连接螺栓强度的校核21主要受力螺栓的校核21其它非主要螺栓的设计 223.6 活塞杆导向套 23导向套长度确定 23导向套的材料选取 23导向套的加工要求 23液压油口直径 d 的确定 233.7 端盖的计算 243.8 液压缸筒长度 243.9 液压缸缸头的设计 24的连接形式 24缸头的设计计算 25缸头的结构设计 26活塞杆长度的确定 274主梁液压缸的设计计算 284.1 夹紧

10、液压缸的尺寸的确定 28夹紧液压缸的工作压力的确定 28缸筒结构 29缸筒材料 294.2 缸筒内径的确定 29缸筒壁厚验算 30对缸筒壁厚的验算 30缸筒制造加工要求： 324.3活塞杆直径的确定 32活塞杆工作行程的确定， 334.4液压缸推力计算334.5活塞杆的强度校核和稳定性计算 33强度计算33稳定性验算34活塞杆结构的形式的选择35活塞杆的材料和技术要求 354.6液压缸效率和液压缸流量的确定 364.7缸筒端盖的计算 37厚度t的计算37厚度强度验算384.8活塞的设计计算38活塞结构形式的选取 38活塞密封装置的选取39活塞的材料选取39活塞外径的计算39活塞中心孔直径 39

11、活塞宽度一的计算40连接螺栓强度的校核404.9活塞杆导向套 41导向套长度确定41导向套的材料选取42导向套的加工要求 424.10液压油口直径 D 的确定 424.11端盖的计算 424.12 液压缸筒长度 434.13 缸头的结构设计 434.14 活塞杆长度的确定 445 液压马达的选用 455.1 动力头液压马达的选择 455.2 行走装置的液压马达的选择 45马达的排量 45马达的流量 465.3 链轮液压马达的选择 46马达的排量 466 液压泵的选择 476.1 液压泵概述 476.2 确定泵的流量 476.3 选择液压泵。 477 液压泵站设计及液压附件的选取 487.1 液

12、压阀的选取 49换向阀 49溢流阀 49单向阀 49液压管路及其连接 497.2 液压泵站的设计 51油箱的设计与计算 51过滤器 53放油塞 53原动机的选择 53联轴器 54液压泵站总图 548 液压系统的性能验算 548.1 液压系统压力损失 55局部压力损失 568.2 液压系统的发热计算 56发热计算 56散热计算 579 液压系统的安装和维护 589.1 液压元件的安装 589.2 液压元件的维护 6010总结 60参考文献 61附录：图纸清单及编号 6263致谢1 绪论1.1 国内外现状及发展趋势锚杆孔钻进设备以锚杆钻机为主体。 锚杆钻机按结构分为单体式、 钻车式、 机载式；按动

13、力分为电动式、气动式、液压式；按破岩方式分为回转式、冲击 式、冲击回转式、回转冲击式。与锚杆钻机配套的钻具，因破岩方式不同而不 同，总的来说有回转类破岩钻具、冲击类破岩钻具以及回转冲击类破岩钻具。到目前为止，我国已开发了 30 多种型号和不同种类的锚杆钻机。总的来 说主要分为以下几个大的类型：（1）单体气动回转式锚杆钻机是锚杆钻机产品的主流，在齿轮式、柱塞式 和叶片式三种类型气动马达中，叶片马达是已基本淘汰，齿轮式马达与柱塞式 马达在扭矩-转速特性、不同气压下的性能、 噪声特性、机重、对润滑的要求与 抗污染等方面各有优缺点，在不同使用条件下都有各自的市场。总的来说，国 产气动锚杆钻机的水平逐步

14、提高，齿轮气动马达式已基本能代替进口产品，但 玻璃钢支腿等部分的可靠性应进一步提高；柱塞马达式锚杆钻机尚处于小批量 生产阶段，尚需进一步考核。（2）液压锚杆钻机输出的扭矩高于气动锚杆钻机， 在某些场合下应用较好， 特别是与掘进机配套是脚优越的工作方式。从目前已正式使用的支腿式液压锚 杆钻机来看，钻机输出扭矩仍然偏低，液压系统容易发热。由于以矿物油为工 作介质，在煤矿井下使用中存在安全隐患。（3）电动锚杆钻机的输出特性较差，实际钻孔速度较低，电机可靠性及防 水性能存在严重问题，尚无良好的推进方式。因此，尽管以鉴定了多种电动锚 杆钻机，但近期尚难大量用于井下锚杆支护。（4）已开发的钻车式与机载式锚

15、杆钻机都具有一定特点， 并取得一些效果， 但因煤矿井下具体条件以及经济上的原因，近期难以广泛应用。（5）气动冲击式锚杆钻机基本以双极气腿式为主，因其结构较成熟，可以 在坚硬岩石上钻进。尽管在某种岩石条件下的凿岩速度低于回转式，且噪声颇 高，但仍被相当多地应用于锚杆支护。国外锚杆钻进设备的品种与功能多样，技术性能优越，可靠性高。美国大 量使用塔架钻车式锚杆钻机。班工作效率达 120140 根，并着手开发计算机控 制的全自动锚杆钻机。法国生产的转架式锚杆钻机集钻孔、安装锚杆为一体， 并就有储存锚杆杆体的锚杆仓。 芬兰生产具有树脂注射系统的钻车式锚杆钻机， 是钻孔、安装锚杆杆体、注入粘结剂全由机械完

16、成，机械化城垛颇高。澳大利 亚有 4 家锚杆钻机生产厂家，生产各种不同类型的锚杆钻机，尤以单体气动支 腿式锚杆钻机使用居多，并有多家公司生产能与掘进配套的单体支腿式液压锚 杆钻机。澳大利亚气动支腿式锚杆钻机主要有柱塞马达与齿轮马达式两种（早 起叶片式气动马达已淘汰） ，采用玻璃钢碳素纤维支腿。 澳大利亚液压锚杆钻机 可以以矿物油和难燃液为工作液，回转机构由摆线液压马达驱动，有的产品采 用玻璃钢纤维支腿式集中减轻。锚杆钻进设备是土锚钻机发展的客观需要，它必然按一定规律向前发展， 土锚钻机及其配套钻具的研究、开发、生产与使用，都必须符合客观规律。分 析国内外有关信息， 总结经验教训， 注意煤矿锚杆

17、孔钻进设备发展的基本趋向， 有利于是产品在市场竞争中不断发展。展望未来，气动、液压单体回转式锚杆 钻机是一个时期的主流。纵观国外锚杆钻机发展历程以及国内多方面实践，针对大多数工程的具体 特点，单体回转式锚杆钻机是一个时期内产品生产和开发的主流。从目前技术 现状看，在具有压缩空气源的条件下，气动回转式锚杆钻机仍为首选产品。但 是，如何解决压缩空气工作压力不足的问题会逐步引起人们的重视。合理选择 压缩空气管网系统，正确确定空压机及其动力系统的技术参数，开发新型的提 套压缩空气压力的机械设备，将成为进一步发挥气动锚杆钻机作用的关键。气动回转式锚杆钻机中，采用柱塞式马达与齿轮式马达个有优缺点。两种 不

18、同类型气动马达锚杆钻机的竞争核心，是如何是钻速高、可靠性好、维修费 低。产品进一步研究开发的核心将是采用合理技术参数、高科技、新材料、先 进工艺。液压回转式锚杆钻机因其工作压力高、 扭矩大、动力系统可不受外界影响， 在一些场合下是合理的机型。一个时期内，液压锚杆钻机主要用于与掘进进配 套，公用其液压泵站。经过一定时期以后，用户会根据锚杆支护的需要与具体 条件，进行综合技术经济分析，在适宜的场所确定采用液压回转是锚杆钻机。 又有液压锚杆钻机使用量的增加，矿物油介质的安全性问题会日益突出，开发 难燃液压锚杆钻机的问题将适时提到日程上来。电动锚杆钻机的动力单一，是人们理想的首先机型。但因目前技术水平

19、所 限，其支腿配套方式、扭矩 -转速外特性和电机防水耐潮性能差等，都不利于其 更快地向前发展。在一定时期内，电动锚杆钻机差评仍会以“技术攻关”为基 本特征。今后回转式锚杆钻机的发展前途将是如何扩大钻机岩石的范围、提高 产品可靠性与减轻机重。研究锚杆钻机扭矩与改革钻头是发展回转式锚杆孔钻机设备的关键。回转 是锚杆孔钻进方式有其一定的优越性，但若更加广泛地应用，必须首先从提高 扭矩入手，配以合适的钻头，适用于钻机具有较高磨蚀性的岩石。提高钻头的 水平，离不开高新技术，尽量采用新材料和新工艺，特别是经济有效的表面强 化技术。硬质合金仍是锚杆孔钻进的主要钻具材料。采用高新技术，改进硬质 合金片的性能，

20、同时，研究合理的钻头结构参数，仍是小直径回转式岩石钻头 的主攻方向。高新技术的发展，有益于锚杆孔钻进技术的变革。几十年来，锚杆孔钻进 设备已有了一定的提高，随着知识经济的发展，锚杆钻机及其配套钻具会逐步 有所变革，预计在以下方面会引起产品的重大变化：（1）结构参数的优化以及高科技新材料的应用， 是单体锚杆钻机性能提高、 重量减轻。采用了高新技术的岩石钻头将是回转式钻进方式扩大应用范围。（2）高科技微电子技术在不通动力、不同类型锚杆钻机上的应用，可能会 使锚杆钻机发生某些根本性的变革，例如改变钻进特性、改善操作性能、提高 可靠性等。国外已探讨计算机控制的锚杆孔钻进与锚杆安装的综合性自动化设 备。

21、凿岩机器人的成功应用必将有力地促进锚杆孔钻进设备的进步。（3）锚杆孔钻进设备的发展，以锚杆支护技术与凿岩技术的发展为基础， 锚杆支护新类型、新材料的出现会对锚杆钻机的结构参数、技术参数与功能提 出新的要求。锚杆孔钻机的开发必须随锚杆支护的技术发展。同时，凿岩技术 的发展会促进锚杆孔钻进设备的提高。不同凿岩方式的研究以及通用凿岩机具 的研究成果，都将会及时地移植到锚杆孔钻进设备的开发上来。（4）锚杆孔钻进设备是锚杆支护的关键设备，它影响着锚杆支护的质量 锚杆孔的方位、深度、孔径的准确性以及锚杆安装质量，有涉及操作者的人身 安全、劳动强度与作业条件。锚杆孔钻进设备的核心是高效与安全。发展煤矿 锚杆

22、孔钻进设备以高效、安全为核心，就会有强劲的竞争力，这是产品具有发 展前途的根本。1.2 设计的意义和目的本次设计的技术难点就是对工作装置中动臂的设计，因为要将其原有的复杂装置简单化的同时满足技术参数和技术条件，所以此部分的设计是本次设计 的关键之一，更是难点。我将此难点分为以下两个部分：一、动臂的运动分析 设计；二、动臂的结构设计。根据整机的运动分析，我把工作臂的设计明确为 对动臂和主梁的几个工作铰点的布置设计。设计是我采用了履带式挖掘机的动 臂部分的设计方法，对动臂的运动进行合理的分析和计算，从而通过几何方法 得到了这几个铰点的正确布置位置，克服了这一难题，至于要实现整机360 度全方位回转

23、，实现全方位的钻孔工作，我们借鉴了在液压挖掘机中已经相当成 熟的回转支承技术，做出了可回转的行走履带，解决了这一问题。完成课题主要采用的手段包括：数学计算、几何计算、计算机绘图等；方 法包括比拟法、 经验设计、传统设计方法。 首先对整机所要求的技术目标分析， 再对机体中具有决定作用的重要部件进行正确分析，最终解决问题。1.3 方案的构思与抉择设计之初必须明确设计的基本工作原理，对于一般的工程机械来说，其机械系统无疑包括动力系统、底盘及行走系统、工作机构以及机械控制系统。动力系统主要采用柴油机、汽油机和电动机；底盘及行走系统主要有轮式 底盘、步履式底盘和履带式底盘；工作装置的类型比较多也比较复杂

24、；控制系 统对于工程机械一般都采用液压控制系统。因此整个工程机械的设计最主要的是这四个部分的设计， 只要确定了它们， 就确定了基本的设计方案。方案一：根据芬兰 Normet 公式的隧道施工系列产品，将其轮式底盘改为 履带式底盘，将其工作装置 -主梁及动力头连接在动臂上；方案二： 在广西玉柴公司的 WY3.5-2 型液压挖掘机的基础上，将其橡胶履 带改为钢履带，将其工作装置的斗杆部分改为无阀冲击型全液压锚杆钻机的主 梁及动力头装置；方案三：仿照瑞典 Randvik 公司的锚杆台车将其主梁该为无阀冲击型全液 压锚杆钻机的主梁及动力头装置采用方案一：因为此方案最终产品体积大，难以实现整机的 360

25、度全方位 回转，不适用于一般的基础锚固，其适用性较差，故不采用；采用方案二： 在广西玉柴公司的 WY3.5-2 型液压挖掘机的基础上进行改造 具有以下优点：钢履带对工作场地适应性好，整机稳定性好；采用小型的履带 底盘，使用全液压驱动，可实现无极变速和自动刹车；采用液压挖掘机的回转 平台中的回转支承机构， 可以轻松实现锚杆钻机工作时 360 度全方位回转功能； 采用液压挖掘机式的工作装置，可以大大增强钻机钻孔工作的范围，工作能力 得到了进一步提高；液压挖掘机的生产和制造工艺已经十分完善，是我们设计 的产品更加容易投入生产实际，创造价值。因此这一方案比较切实可行，故采 用此方案进行设计。采用方案三

26、：其主梁可实现 360 度全方位回转，但这一部分技术的实现难 度比较大，而且履带式底盘采用了回转支承后就可实现 360 度全方位回转，因 此主梁部分的 360 度全方位回转没有太大的必要，而且其工作臂的工作范围会 因为其结构而受到限制，所以不能采用此方案。根据设计的要求，考虑到实用性、经济性及生产工艺等各方面的因素，现采用第二套方案。各部分的方案确定如下：（一）动力系统采用柴油机；（二）传动系统采用静压传动系统；（三）执行机构主要有：机体、动臂、主梁、动力头等；（四）控制系统主要是液压控制系统；（五）底盘采用履带式底盘；（六）回转机构采用转台机构2 方案的构思和抉择2.1 基本工作原理及其主要

27、工艺锚杆钻机的液压系统的主要功能如下： 动力头液压驱动系统。由动力头回转系统和动力头推拉系统两部分组成。 负责钻机作业过程中动力头的运动。锚固定位系统。用于施工中转机的定位，保证钻机在施工过程中的位置稳 定性。夹紧系统。用于钻杆的添加和拆卸。行走系统。提高设备的机动性。辅助系统。包括前后支腿、前后机架以及钻杆自动润滑装置。前后支腿、 前后机架均由液压缸控制，前者用来保证机器作业时机身位置的平稳，后者用 以调节合适的钻进角。钻杆自动润滑装置由润滑脂自动控制泵控制，对钻杆进 行润滑。2.2系统液压原理图图2-1液压原理图液压系统的的工作原理为：该液压系统采用双联液压泵变量液压马达开式 系统。双联泵

28、的的A组成一天单独的回路，他通过换向阀控制着左行走马达， 支撑缸，动力头马达。双联泵的B组成一条单独的回路，它控制着右行走马达, 链轮驱动马达，主梁调整油缸，夹紧油缸。该液压系统采用两个泵-两个马达闭式回路驱动，通过变量马达排量的改 变，可以实现高转速小扭矩与低转速大扭矩的作业方式，以满足不同工况的需 要。当钻机钻进时，方向控制阀向左边接通，动力头马达顺时针转动，链轮驱 动马达通过链轮及链条使动力头前进，钻杆通过动力头马达的顺时针转动和链 轮马达的推力实现钻进工作。钻机钻进装置后退时，方向控制阀右边接通，动 力头反转，链轮驱动马达也反转，钻杆通过动力头马达的反转和链轮驱动的马 达反转产生的拉力

29、使钻杆退出。行走系统，钻机前进时，两个方向控制阀的的 左边接通，分别控制左右两个行走马达正转是钻机前进，钻机后退时，两个方 向控制阀的右边接通，分别控制两个行走马达反转使钻机后退。钻机停稳后两 个液压锁分别锁定两个行走马达不在供油，使得在钻进过程中，整机不移动。3 夹紧 液压缸参数计算与选择本章是针对参数计算与选择，确定主要参数是指确定液压执行元件的工作 压力和最大流量。 执行元件的工作压力， 可以根据负载图中的最大负载来选取， 也可以根据主机的类型来选取；而最大流量则由执行元件速度图中的最大速度 计算出来。这两者都与执行元件的结构参数（指液压缸的有效工作面积 A或液压 马达的排量V）有关。一

30、般的做法是，先选定工作压力P,再按最大负载和预估的 执行元件机械效率求出 A或M经过各种必要的验算修正和圆整后定下这些结 构参数,最后再算出最大流量q m.来。在机床的液压系统中，通常工作压力选得 小些，有助于提高系统的可靠性、低速平稳性和降低噪声，但在结构尺寸和造 价方面则须付出一定的代价。3.1 夹紧液压缸的尺寸的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计师可用类比法来确疋表3-1液压设备常用工作压力:设备类型精加工机 床组合机床拉床农业机械、小型工程 机械、工程机械辅助 机构液压机、重 型机械，大 中型挖掘 机

31、、起重运 输机械工作压力P/MPa0.8-23-55-101-1616-32初选的液压系统工作压力为：16MPa,则其额定压力为20MPa缸筒结构缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、活塞等零件构成密闭的容腔，形成 内压，推动活塞运动。设计缸筒时，不仅要保证液压缸的作用力、速度和有效 行程，而且必须有足够的强度和刚度，以便抵抗液压力和其他外力的作用。根 据机械设计手册第4卷表17-6-6，常用的缸筒结构有八类，通常缸筒与缸 盖、缸头的连接型式取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。综合考虑 上述因素缸筒与缸头采用焊接形式，具有结构简单，尺寸小，工艺性好，使用 广的优点；缺点是缸体有可能变形。缸筒

32、与缸盖采用外螺纹连接具有重量轻， 外径较小的优点，而且便于拆卸和检修。缸筒材料缸筒要有足够的强度，能长期承受较高工作压力及短期动态工作压力而不 至产生永久变形；还要有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而 不至产生弯曲；在内表面密封件及导向环的摩擦力的作用下，能长期工作而磨 损减少，尺寸公差等级和形位公差等级是以保证活塞密封件的密封性；需要焊 接的缸筒还要求有良好的可焊接性，以便在焊上管接头或缸头后不至于产生裂 纹或过大变形。液压缸的常用材料有20钢、35钢、45钢的无缝钢管。缸筒与缸底采用焊接方式，故采用焊接性能较好的35钢的冷拔无缝钢管，粗加工后调制，由手册中查得45钢的抗拉强度

33、b 610Mpa，屈服极限s 360Mpa为得到所需要的加紧力，油缸的有效工作面积和加紧力应该满足下面的等式 由同组同学计算得此处夹紧力Fn 60.11kN .(3-1)Fn AP式中：A-液压缸的有效工作面积；对无杆腔,A= d 4 (m2)；对有杆腔，A=P 作用在活塞杆上的有效压力(MPa)；液压缸的机械效率，一般取09 0.95，这里取 0.95FnD2 d2 p4D2p(3-2)式中：-液压缸往返速度比,D2(3-3)(3-4)70.9mm4Fn4 60110P 16000000 0.95按照GB2348-8液压气动系统及兀件-杆径及活塞杆外径系列圆整为:D=80mm见机械设计手册第

34、四版第17章第4页。 根据机械设计手册第20篇液压传动表20-6-9表3-2液压缸内径和外径的选择产品额定内径系列压力506380100125140160180代号p/MPa外径A型20607695121146168194219通过表得缸的外径为-95mm，内径D为80mm则缸的壁厚D1 D-7.5mm2缸筒壁厚验算对于最终采用的缸筒壁厚采用四方面的验算： 额定工作压力应小于一定的极限值，以保证工作安全：s(D； D2) Pn 0.35D12 2360(9580 )36.65MpaPn0.35952(3-5)Pn=16MPaC36.65MPa (符合要求)同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力

35、有一定比例范围，以避免塑性 变形的发生：P (0.35 0.42) P(3-6)式中:Prl缸筒发生塑性变形的压力MPa ；Pn缸的额定工作压力MPa；Prl2.3 sigg61.79Mpa缸筒材料的屈服强度s 360MPa；Pn(0.35 0.42)巳 0.42 61.79 25.95Mpa (符合要求)此外,0.4D2 1.3D； P式中:DD1D12油缸内经,油缸外径，mm；mm；(3-7)Pn额定压力，MPa；6105122Mpa0.4D2D22 20.4 801.3 9595280220 108.8 Mpa见机械设计手册第一卷第三章第 61页表3-1-86。可以查得液压缸筒的参数如表

36、4-8所示.表3-3液压缸筒参数内径公称尺寸/mm公差带/m外径/mm允许偏差/mmH8H9H1080+46+74+120950.3000缸筒直径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.16 一一一 一 . 都需进行研磨；热处理，调制，硬度力 缸筒内径D的圆度、锥度、 圆柱度不大于内径公差的一半；缸筒的直线度公差在500伽长度上不大于0.03 ; 缸筒端面对内径的垂直度在直径 100 mm上不大于0.04伽。此外，还有通往油口、 排气阀孔的内孔口必须有倒角，不允许有飞边、毛刺，以免划伤密封件。为便 于装配和不损坏密封件，缸筒内孔应倒15度角。需要在缸筒上焊接油口、排气 阀座时都必须在

37、半精加工以前进行。以免精加工后焊接而引起内孔变形。如欲 防止腐蚀和提高使用寿命，在缸筒内表面可以镀铬，再进行研磨或抛光，在缸 筒内表面涂耐油油漆。3.2活塞杆直径的确定对于双作用单边活塞杆液压缸，其活塞杆直径d可根据往复速比来确定根据机械设计手册卷4, P17-259,表17-6-3。表3-4 活塞速比系数 与压力P的关系公称压力（Mpa）P 10P =12.5 20P 20式中:行程速比取1.8速比系数（）1.331.46 22当系统压力确定后，查出速比系数并按下式计算:(3-8)144.9mm根据机械设计手册第四卷表17-6-2可取表3-5 活塞杆直径系列表（GB2348-80）活塞杆直径

38、系列(GB/T 2348-1993/mm)4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360通过上表可选活塞杆直径d=45mm活塞杆工作行程的确定，经工况分析并结合转体油缸的各种运动情况，再结合力学分析的结果可以 求得油缸的最大工作行程为50mm.当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞上的理论推力为：2Fi（n）D P cm（3-9）4当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞上的有用推力为：F1(N)严2 d2)P cm式中：P工作

39、压力 （Pa）；D活塞直径（液压缸内径）(m);d活塞杆直径（m）；cm-液压缸的机械效率，取cm=0.9；所以得：F1(N)0.082 16 106 0.972.38kNF2(N)2 2 64 (0.80.45 ) 16 100.949.48kN活塞杆的强度校核和稳定性计算强度计算4F(3-10)式中：Fmax 油缸的最大外载荷，N ；活塞杆材料的许用应力， Mpa ；b材料的抗拉强度，Mpa ；现采用45钢b 600Mpan 晋 122Mpa ；夹紧液压缸活塞杆最大作用力Fmax=60.11KN；d 4F4 6011025.1mm3.14 122则活塞杆的强度合格。稳定性验算当活塞行程较大

40、时(和活塞杆伸出时，油缸的计算长度大于活塞杆直径的 十倍以上)活塞杆承受的压力超过一定数值时，油缸的总体将沿着轴向方向呈 现出弯曲的现象，只是华东表面产生偏磨，甚至活塞杆折断。为消除这种弊端， 除要满足强度外，还根据油缸的支撑形式进行稳定性验算。通过查w机械设计手册可得当液压缸支撑长度 :192 4d 2 LB l92.4-1217.5mmdJp需验算活塞杆弯曲稳定性，因本次设计支撑长度 1885.52mm(1015) 50mm所以需要算稳定性，因为受力完全在轴线上，所以按下式验算:Fk2Ei 106K lB(N)FiFknK(3-11)式中:Fk 活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）Ei实际弹性模

41、数，EiI 活塞杆横截面惯性矩 Id2640.049d2 ；K 液压缸安装及向导系数，根据机械设计手册可取 K=1.5Lb液压缸支撑长度m；nK 安全系数，这里取4:2 6 2 6528.5kN1.80 100.049 0.045102 21.51217.5F1Fknk528.54207.48kN所以活塞杆满足稳定性要求活塞杆必须有足够的强度和刚度，以便承受拉力、弯曲应力、振动和冲击 载荷的作用。同时还要注意他对活塞有效面积的影响，保证液压缸达到所要缺 的作用力和运动速度，活塞杆应有一定的耐磨性，具有较高的尺寸精度和表面 光洁度。采用实心结构，端部选用单耳环通过螺纹与活塞杆连接。活塞杆的材料和

42、技术要求材料：选用45钢技术要求：淬火.淬火深度0.5 1mm，表面镀铬20 30mm ；活塞杆在导向套中滑动，采用 H8 h7配合，太紧了，摩擦大，太松了，容 易引起卡滞现象；圆度的圆柱公差不大于直径公差一半；安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于，以保证安装不产生偏斜；安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于 0.01mm ；活塞杆的外圆粗糙度Ra 0.10.3m，太光了，表面形不成油膜，不利于润滑;活塞杆表面进行镀铬处理，并进行抛光和磨削加工；活塞杆内端的卡键和缓冲装置也要保证与轴线同心，特别是缓冲柱，最好 是与活塞做成一体。（1）在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，

43、可能使活塞杆导 向套收到过大的侧向力而导致严重的磨损，因此在长行程液压缸内需在活塞与 有杆侧端盖之间安装一个中隔圈，使活塞杆在全部外伸时仍 有足够的支撑长度。因为是行程短所以不需要中隔圈。活塞与活塞杆的连接形式有很多，各种形式内部均有锁紧措施，以防工作 时由于反复运动而松开，并且活塞和活塞杆之间还设有静密封。根据机械设计 手册的，一般工程用液压缸的活塞和活塞杆之间多采用卡环连接，结构图如下:屮11 _Blrir-i.口图3-1活塞与活塞杆的连接形式根据w机械设计手册表6-38本设计材料为丁青橡胶，在外表面上具有数 字形截面的密封表面，保证它在沟槽中可靠的定位。表3-6 防尘圈的选用名称作用直径

44、范围/mm工作范围温度0c/速度%A型防尘圈防尘6 390-30 110 1a液压缸效率nc的计算已知c cm CV(3-12)式中:cm液压缸机械效率，取cm= 0.9；CV液压缸的容积效率;当活塞密封为弹性材料时，cv=1 ；当活塞密封为金属环时，CV =0.98;本次设计密封装置均为弹性密封圈，故CV =1。c= cm X CV =0.9 x 1=0.9液压缸的流量Q的确定(3-13)Q型CV式中：A液压缸有效作用面积；无杆腔时的面积A2;有杆腔时4的面积A2V 2 2(D d )4活塞运动速度，取V=1.5 m min ;所以n cv活塞容积效率;QiAVcv2.01252 1.57.

45、53L/min4Q2 A(0.12520.072) 1.55.15L/minCV 43.3缸筒端盖的计算本次设计采用焊接型液压缸，及前端盖浴缸同之间采用内外螺纹连接，而 后端盖与缸筒则采用焊接连接。后端盖与缸筒的连接形式：无孔时:t 0.433D2图3-2端盖与缸筒的连接形式设计为平底端盖，根据液压系统设计简明手册可知(3-15)式中：t刚改有效厚度 此屈缸盖止口内径-缸盖孔直径取 Py 20Mpaj兔系统最高工作压力其中:；同前 122 Mpa nn故：t0.433D2(D? do)0.433 8014.02取 t=15mm缸筒与端盖用焊接时，焊缝应力强度应作如下校核:F(Di2 D2)41

46、0(3-17)式中:723803.14(952802) 0.7(符合要求)12.53MpaF 缸内最大推力，N;D1缸筒外径，mm；D焊缝底径，mm；焊接效率，=0.7；焊条材料的抗拉强度，MPa；n安全系数，参照缸筒安全系数选取。一般 n=5;610122Mpa，取值为 122Mpa3.4活塞的设计计算活塞在岗内径作往复直线运动，因此配合不应过紧；但活塞应保证有杆腔 和无杆腔两端油液不相通，故配合又不应过松；活塞设计的好坏，将直接影响 液压系统效率的高低。活塞结构形式多种多样，通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在 活塞圆周上开沟槽，安置密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来困难，密封 安

47、装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要有密封形式决定。组合 式活塞大多可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨导向环大量的使用， 多数密封圈与导向套联合使用，大大降低了活塞加工成本。因此，经比较选择 组合式活塞。根据w机械设计手册得选用车氏 C型滑环密封组合式活塞。具 体结构如下：图3-3活塞的结构形式活塞的结构形式主要由密封形式决定。本系统采用车氏组合密封。该密封 材料的特点：聚氯橡胶材料制作的滑环及 0型圈组合，结构简单，摩摖阻力小, 密封性能好，多次拆卸可重复使用等。活塞的密封形式与活塞的结构有关，可根据液压缸的不同作用力和不同工作压力选择本次设计采用导向环的活塞：优质碳素钢 4

48、5钢，在外径套氯乙烯 PTFE+ 玻璃纤维和聚三氯乙烯材料制成的支撑环。的计算活塞外径的大小与活塞的缸径 D和活塞表面的支撑形式有关，根据上面的 活塞结构形式的选取，知D 2式中：D 缸筒的内径； S 支撑环材料的厚度；一般（=24mm,缸径较小时取值较小，在此取 S =4mmD 280 2 4 72mm活塞中心孔直径=D-2 -=80-2X 3=76mm(3-18)式中：Py 系统工作时最高压力;活塞材料许用应力，c =0.75 s ；s0.082 20360活塞材料的屈服极限，选用 45号钢;40.8mm取 2 40mms 360Mpa的计算活塞宽度一般是活塞外径的0.61.0倍，具体设计

49、时还需考虑密封件的形 式，本次设计取活塞宽度为外径的0.6倍。-=D-6=80-6=74B =0.6 X 74=44.4mm取：B =45mm活塞的配合要求及加工公差活塞外径的配合一般采用f8 ,外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm端 面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm外表面圆度和圆柱度一般不大于 外径公差的一半，表面粗糙度根据结构形式不同而定。本次设计表面粗糙度选 用0.16卩m图3-2活塞的装配方式图3.5连接螺栓强度的校核螺纹处的拉应力：4K(3-19)dsi螺纹处的剪应力：KKlFds0(3-20)0.2dZ合成应力：23 21.3(3-21 )Sns(3-22)

50、式中F液压缸负载（N）K螺纹拧紧系数，一般取 心 -一-Ki 螺纹内摩擦系数，一般取 陶 -dso 螺纹直径，对于标准紧固螺纹，取 dsodsi 1.224t , t为螺纹螺距；Z螺栓个数；s 材料屈服极限，对45钢，取S 3 108N/mns 安全系数，一般取12 1.5.4 1.5 6011020.0852.1 106N /m1.5 0.12 60110 0.1230.2 0.08560.987 10 N /m2.73N/m则此处的螺栓强度合格sns这些螺栓只起到外壳连接作用：a连接结合面的几何形状合理，考虑到尽可能成轴对称，结合接触面合理， 便于加工制造。b螺栓组的形心与结合面形心基本重

51、合。c螺栓靠近结合面边缘，减少受力。d同一组螺栓的规格都一样，便于选用装配。考虑其受力用途，本设计选用小六角头铰制孔用螺栓：GB/T27- 1998-M160X 215此螺栓的特点是：能够精确的固定被连接件的相互位置，并且能够承受有横向力产生的剪切 和挤压。由于其为非主要受力件，故不需要对其进行强度校核。3.6活塞杆导向套L 8020 2508020 2故导向套的长度 H=43mm一般导向套滑动面的长度 A,在缸筒内径D 80mm时，取A=(0.61.0)d ;所以本次设计长度 A=0.6 x 80=48mm金属导向套一般采用摩摖系数小，耐磨材料好的青铜制作，非金属导向套 可以用塑料、聚四氟乙

52、烯或聚三氟氯乙烯材料制作端盖式直接导向性型的导向 材料用灰铸铁、球墨铸铁、氧化铸铁等。本设计采用青铜材料制作导向套。导向套外圆与端盖内孔的配合多为 H 8 /n7，内孔与活塞杆外圆的配合多位 公差的一半，内空中的环形油槽要浅而宽要保证良好的润滑。油口包括有口孔和油口连接螺纹，液压缸的进、出油口可布置在缸盖或缸 筒上。Qd 4.63 Q(3-23)式中:QV液压缸取大流里；液压油流速，取v=1.5m/min ；所以：d 4.63 Q 4.63 7.5310.37mmV 1.5油口连接尺寸为：M27 -3.7端盖的计算装配长度：_ - ： _L其值与缸径大小有关，缸径较小时，取值较小，本次设计Lg 5mm ；缸头内孔尺寸：i式中；活塞杆紧固位置的最大外径； S 紧固装置孔壁间的最大间隙：一般取S =210mm本次设计取S =7mm因此：145 7 52mm；前端盖的材料一般要有足够的强度和足够的韧性，所以本次设计采用45号钢。3.8液压缸筒长度-_.- _(3-24)式中：J装配长度，L4 =5mmSx 活塞行程系数，一般取Sx=23mm；本次取S=3mm；B活塞宽度，取B=45mm；L油缸行程，L=25mm ；端盖配合台阶长度，本次设计取-=5mm所以L=5+3+45+25+5=80mm3.9液压缸缸头的设计的连接形式连接形式如图3-3所