MZ120全液压旋转推进型土锚钻机液压系统设计【含10张CAD图纸】
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MZ120
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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, accuracy 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 body 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.Full 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 a reasonable to mode. Its 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 various 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11.1 国内外现状及发展趋势11.1.1 国内外现状11.1.2 发展趋势21.2 设计的意义和目的41.2.1 本次设计的技术难点及分析41.2.2 完成设计课题采用的方法41.3 方案的构思与抉择41.3.1 基本工作原理及主要工艺41.3.2 主要方案构思51.3.3 各方案的特点51.3.4 各部分方案的选择52 方案的构思和抉择72.1 基本工作原理及其主要工艺72.1.2液压系统主要设计部分的方案构思72.2系统液压原理图73夹紧 液压缸参数计算与选择93.1夹紧液压缸的尺寸的确定93.1.1夹紧液压缸的工作压力的确定93.1.2缸筒结构103.1.3缸筒材料103.1.4 缸筒内径的确定103.1.5缸筒壁厚验算113.1.6缸筒制造加工要求：133.2活塞杆直径的确定133.2.1液压缸推力计算143.2.2活塞杆的强度校核和稳定性计算143.2.3活塞杆结构的形式的选择163.2.4活塞杆中隔圈的设计计算173.2.5活塞杆和活塞的连接形式：173.2.6活塞杆防尘圈的选择173.2.7液压缸效率和液压缸流量的确定183.3缸筒端盖的计算193.3.1厚度t的计算193.3.2厚度强度验算193.4活塞的设计计算203.4.1活塞结构形式的选取213.4.2活塞密封装置的选取223.4.3活塞的材料选取223.4.4活塞外径的计算223.4.5活塞宽度的计算233.5连接螺栓强度的校核233.5.1主要受力螺栓的校核233.5.2其它非主要螺栓的设计243.6活塞杆导向套253.6.1导向套长度确定253.6.2导向套的材料选取253.6.3导向套的加工要求253.6.4液压油口直径d的确定253.7端盖的计算263.8液压缸筒长度263.9 液压缸缸头的设计273.9.1的连接形式273.9.2缸头的设计计算283.9.3 缸头的结构设计283.9.4 活塞杆长度的确定304主梁液压缸的设计计算314.1夹紧液压缸的尺寸的确定314.1.1夹紧液压缸的工作压力的确定314.1.2缸筒结构31 4.1.3缸筒材料324.2缸筒内径的确定324.2.1缸筒壁厚验算334.2.2对缸筒壁厚的验算334.2.3缸筒制造加工要求：344.3活塞杆直径的确定354.3.1活塞杆工作行程的确定，364.4液压缸推力计算364.5活塞杆的强度校核和稳定性计算364.5.1强度计算364.5.2稳定性验算374.5.3活塞杆结构的形式的选择38活塞杆的材料和技术要求384.6液压缸效率和液压缸流量的确定394.7缸筒端盖的计算404.7.1厚度t的计算404.7.2厚度强度验算414.8活塞的设计计算424.8.1活塞结构形式的选取424.8.2活塞密封装置的选取424.8.3活塞的材料选取424.8.4活塞外径的计算424.8.5活塞中心孔直径434.8.6活塞宽度的计算434.8.9连接螺栓强度的校核444.9活塞杆导向套454.9.1导向套长度确定454.9.2导向套的材料选取454.9.3导向套的加工要求454.10液压油口直径d的确定464.11端盖的计算464.12液压缸筒长度464.13 缸头的结构设计474.14 活塞杆长度的确定485液压马达的选用495.1动力头液压马达的选择495.2行走装置的液压马达的选择495.2.1马达的排量495.2.2马达的流量505.3链轮液压马达的选择505.3.1马达的排量506液压泵的选择516.1液压泵概述516.2确定泵的流量516.3选择液压泵。527 液压泵站设计及液压附件的选取537.1 液压阀的选取537.1.1 换向阀537.1.2 溢流阀537.1.3 单向阀537.1.4 液压管路及其连接537.2 液压泵站的设计557.2.1 油箱的设计与计算557.2.2 过滤器577.2.3 放油塞577.2.4 原动机的选择587.2.5 联轴器587.2.6 液压泵站总图588液压系统的性能验算598.1 液压系统压力损失598.1.2 局部压力损失608.2液压系统的发热计算608.2.1发热计算608.2.2散热计算619液压系统的安装和维护639.1液压元件的安装639.2液压元件的维护6410总结65参考文献66附录：图纸清单及编号67致谢68第 69页1 绪论1.1 国内外现状及发展趋势1.1.1 国内外现状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。1.1.2 发展趋势 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，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。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1.2.1 本次设计的技术难点及分析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，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。1.2.2 完成设计课题采用的方法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1.3.1 基本工作原理及主要工艺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；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。1.3.2 主要方案构思方案一：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。1.3.3 各方案的特点采用方案一：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：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。1.3.4 各部分方案的选择根据设计的要求，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工艺2.1.2液压系统主要设计部分的方案构思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VM)有关。一般的做法是,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VM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max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3.1.1夹紧液压缸的工作压力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定表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、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20MPa3.1.2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。3.1.3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，屈服极限3.1.4 缸筒内径的确定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. (3-1)液压缸的机械效率，一般取,这里取0.95 (3-2) (3-3) (3-4)圆整为：D=80mm。见机械设计手册第四版第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系列代 号额定压力p/MPa内径506380100125140160180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 3.1.5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： (3-5) =16MPa36.65MPa（符合要求）同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定比例范围，以避免塑性变形的发生： (3-6)式中： 缸筒发生塑性变形的压力 MPa； 缸的额定工作压力 MPa； 缸筒材料的屈服强度360MPa； （符合要求）此外， (3-7)式中： D 油缸内经，mm； 油缸外径，mm； 额定压力，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4-8所示. 表3-3 液压缸筒参数内径公称尺寸/mm公差带/外径/mm允许偏差/mm80H8H9H1095+460+740+12003.1.6缸筒制造加工要求：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都需进行研磨；热处理，调制，硬度HB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长度上不大于0.03；缸筒端面对内径的垂直度在直径100上不大于0.04。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的关系公称压力（）=12.520速比系数（）1.331.4622 当系统压力确定后，查出速比系数并按下式计算： （3-8）式中：行程速比取1.8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.3.2.1液压缸推力计算当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞上的理论推力为： (3-9) 当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞上的有用推力为：式中： P 工作压力 （Pa）； D 活塞直径（液压缸内径）（m）； d 活塞杆直径（m）； 液压缸的机械效率，取 =0.9；所以得： 3.2.2活塞杆的强度校核和稳定性计算强度计算 (3-10)式中：油缸的最大外载荷，；活塞杆材料的许用应力，；材料的抗拉强度，；现采用45钢600 ；夹紧液压缸活塞杆最大作用力=60.11KN；则活塞杆的强度合格。稳定性验算当活塞行程较大时（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。通过查机械设计手册可得当液压缸支撑长度需验算活塞杆弯曲稳定性，因本次设计支撑长度所以需要算稳定性，因为受力完全在轴线上，所以按下式验算： （3-11）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）实际弹性模数，I活塞杆横截面惯性矩 ；K液压缸安装及向导系数，根据机械设计手册可取K=1.5液压缸支撑长度m；安全系数，这里取4：所以活塞杆满足稳定性要求3.2.3活塞杆结构的形式的选择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。活塞杆的材料和技术要求材料：选用45钢技术要求：淬火. 淬火深度，表面镀铬；活塞杆在导向套中滑动，采用配合，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；活塞杆的外圆粗糙度，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。3.2.4活塞杆中隔圈的设计计算（1）在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，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。3.2.5活塞杆和活塞的连接形式：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：图3-1 活塞与活塞杆的连接形式3.2.6活塞杆防尘圈的选择根据机械设计手册表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范围/mm工作范围温度/速度A型防尘圈防尘6390-3011013.2.7液压缸效率和液压缸流量的确定a液压缸效率的计算已知 （3-12）式中： 液压缸机械效率，取= 0.9； 液压缸的容积效率； 当活塞密封为弹性材料时，=1； 当活塞密封为金属环时， =0.98；本次设计密封装置均为弹性密封圈，故=1。=0.91=0.9液压缸的流量Q的确定 (3-13) 式中：A 液压缸有效作用面积；无杆腔时的面积;有杆腔时的面积 （3-14） V 活塞运动速度，取V=1.5 ； 活塞容积效率；所以 3.3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：图 3-2端盖与缸筒的连接形式3.3.1厚度t的计算设计为平底端盖，根据液压系统设计简明手册可知无孔时: （3-15）有孔时 （3-16）式中： t刚改有效厚度 缸盖止口内径缸盖孔直径系统最高工作压力 取其中：；同前故：取t=15mm3.3.2厚度强度验算缸筒与端盖用焊接时，焊缝应力强度应作如下校核： （3-17） 缝应力强度应作如下校核 (符合要求)式中： F 缸内最大推力，N; 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； 由，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。3.4.1活塞结构形式的选取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3.4.2活塞密封装置的选取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O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。3.4.3活塞的材料选取本次设计采用导向环的活塞：优质碳素钢45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。3.4.4活塞外径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，知式中：D 缸筒的内径； 支撑环材料的厚度；一般=24mm，缸径较小时取值较小，在此取=4mm。=D-2=80-23=76mm活塞中心孔直径 （3-18）式中： 系统工作时最高压力； 活塞材料许用应力，=0.75； 活塞材料的屈服极限，选用45号钢； 取3.4.5活塞宽度的计算活塞宽度一般是活塞外径的0.61.0倍，具体设计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=74=0.674=44.4mm取：=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0.16m。图3-2活塞的装配方式图3.5连接螺栓强度的校核3.5.1主要受力螺栓的校核螺纹处的拉应力： （3-19）螺纹处的剪应力： （3-20）合成应力： （3-21） （3-22） 式中F液压缸负载（N）K螺纹拧紧系数，一般取螺纹内摩擦系数，一般取螺纹直径，对于标准紧固螺纹，取，t为螺纹螺距； Z螺栓个数；材料屈服极限，对45钢，取安全系数，一般取1.21.5.则 则此处的螺栓强度合格3.5.2其它非主要螺栓的设计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/T271998-M160215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3.6.1导向套长度确定故导向套的长度H=43mm一般导向套滑动面的长度A,在缸筒内径D80mm时，取A=(0.61.0)D;在缸筒内径D 80mm时，取A=(0.61.0)d；所以本次设计长度A=0.680=48mm3.6.2导向套的材料选取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。3.6.3导向套的加工要求导向套外圆与端盖内孔的配合多为，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。3.6.4液压油口直径d的确定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。 (3-23)式中： Q 液压缸最大流量； V 液压油流速，取v=1.5m/min；所以： 油口连接尺寸为：M273.7端盖的计算装配长度：，其值与缸径大小有关，缸径较小时，取值较小，本次设计；缸头内孔尺寸： 式中; 活塞杆紧固位置的最大外径； 紧固装置孔壁间的最大间隙：一般取=210mm，本次设计取=7mm。因此：；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： 装配长度， =5mm 活塞行程系数，一般取=23mm；本次取=3mm； 活塞宽度，取=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3.9.1的连接形式连接形式如图3-3所示：图3-3 缸头与缸筒焊接缸筒与缸头用焊接时（如图3-3所示），焊缝应力强度校核： （3-25） 式中：缸内最大推力，；缸筒外径，；焊缝底径，；焊接效率，取=0.7；焊条材料的抗拉强度，取安全系数，参照缸筒安全系数选取。一般=；，故满足强度要求。3.9.2缸头的设计计算由于该油缸采用耳环连接的形式，底部的最小厚度按近似的公式计算如下： （3-26）式中：缸筒直径，；缸筒底部厚度，；缸内最大工作压力，；由于缸筒底部材料用45号优质碳素钢，故3.9.3 缸头的结构设计缸头的结构如下图所示缸头材料一般要求足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求具有良好的焊接性能，根据上述要求，采用45号钢。缸盖内孔尺寸公差一般取H7,H8；缸盖内孔d与之口外径D的圆度，圆柱度误差不大于直径公差之半。缸盖内孔d与之口外径的D同轴度误差不大于0.03，端面A,B对轴线的圆跳动，在直径100 以上不大于0.04 。图3-8 缸头结构装配台阶外径：=80装配长度：=520式中：装配深度，其值与缸径大小有关，缸径小时取小值，取L4=10缸头内径： （3-27）式中：活塞固紧装置的最大外径，取50；固紧装置与孔壁间隙，一般取=210，此处取=10 ；=50+210=70 缸头内径深度： （3-28）式中：活塞外侧杆头长度， 取=23 ； 活塞行程余量，一般取23，取=3；故=23-3=203.9.4 活塞杆长度的确定图3-9 活塞杆长度的确定 （3-29）式中：活塞外侧杆头的长度，23；活塞厚度,45；活塞行程,25；导向长度,43；活塞杆全部缩入杆腔时的外露余量，此处取=25；活塞杆螺纹连接长度，取63；L=53+64+45+36+15+45=224mm4主梁液压缸的设计计算4.1夹紧液压缸的尺寸的确定4.1.1夹紧液压缸的工作压力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定表4-1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、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20MPa4.1.2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。4.1.3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，屈服极限4.2缸筒内径的确定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,此处夹紧力： (4-1)液压缸的机械效率，一般取，这里取0.9 (4-2) (4-3) (4-4)圆整为：D=125mm。见机械设计手册第四版第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4-2液压缸内径和外径的选择产品系列代 号额定压力p/MPa内径506380100125140160180外径A型20607695121146168194219所以缸筒外径=125，取外径为146mm4.2.1缸筒壁厚验算额定工作压力应低于一定的极限值，以保证工作安全：缸的额定工作压力一般比系统高25%，则缸的额定工作压力为20MPa。4.2.2对缸筒壁厚的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： (4-5) =16MPa33.6MPa（符合要求）同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定比例范围，以避免塑性变形的发生： (4-6)式中： 缸筒发生塑性变形的压力 MPa； 缸的额定工作压力 MPa； 缸筒材料的屈服强度360MPa； （符合要求）此外， (4-7)式中： D 油缸内经，mm； 油缸外径，mm； 额定压力，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4-8所示. 表4-3 液压缸筒参数内径公称尺寸/mm公差带/外径/mm允许偏差/mm125H8H9H10146+460+740+12004.2.3缸筒制造加工要求： 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都需进行研磨；热处理，调制，硬度HB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长度上不大于0.03；缸筒端面对内径的垂直度在直径100上不大于0.04。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。4.3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4-4 活塞速比系数与压力的关系公称压力（）=12.520速比系数（）1.331.4622 当系统压力确定后，查出速比系数并按下式计算： (4-8)式中：行程速比取1.8根据机械设计手册第四卷表17-6-2可取表 4-5活塞杆直径系列表（GB2348-80）活塞杆直径系列（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=70mm4.3.1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470mm.液压缸的推力计算4.4液压缸推力计算当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞上的理论推力为： (4-9) 当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞上的有用推力为：式中： P 工作压力 （Pa）； D 活塞直径（液压缸内径）（m）； d 活塞杆直径（m）； 液压缸的机械效率，取 =0.95；所以得： 4.5活塞杆的强度校核和稳定性计算4.5.1强度计算 （4-10）式中：油缸的最大外载荷，；活塞杆材料的许用应力，；材料的抗拉强度，；现采用45钢600 ；夹紧液压缸活塞杆最大作用力=60.11KN；则活塞杆的强度合格。4.5.2稳定性验算当活塞行程较大时（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。通过查机械设计手册可得当液压缸支撑长度需验算活塞杆弯曲稳定性，因本次设计支撑长度所以需要算稳定性，因为受力完全在轴线上，所以按下式验算： （4-11）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）实际弹性模数，I活塞杆横截面惯性矩 ；K液压缸安装及向导系数，根据机械设计手册可取K=1.5液压缸支撑长度m；安全系数，这里取3： 所以活塞杆满足稳定性要求。4.5.3活塞杆结构的形式的选择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。活塞杆的材料和技术要求材料：选用45钢技术要求：淬火. 淬火深度，表面镀铬；活塞杆在导向套中滑动，采用配合，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；活塞杆的外圆粗糙度，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。活塞杆中隔圈的设计计算 （1）在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，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，其结构见下图所示。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， 活塞杆防尘圈的选择根据机械设计手册表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4-6防尘圈的选用名称作用直径范围/mm工作范围温度/速度A型防尘圈防尘6390-3011014.6液压缸效率和液压缸流量的确定a液压缸效率的计算已知 （4-12）式中： 液压缸机械效率，取= 0.9； 液压缸的容积效率； 当活塞密封为弹性材料时，=1； 当活塞密封为金属环时， =0.98；本次设计密封装置均为弹性密封圈，故=1。=0.91=0.9液压缸的流量Q的确定 (4-13) 式中：A 液压缸有效作用面积；无杆腔时的面积;有杆腔时的面积 （4-14） V 活塞运动速度，取V=2 ； 活塞容积效率；所以 4.7缸筒端盖的计算本次设计的液压缸，前端盖与缸之间采用法兰连接，而后端盖与缸筒则采用焊接连接。4.7.1厚度t的计算设计为平底端盖，根据液压系统设计简明手册可知无孔时: （4-15）有孔时 （4-16）式中： t刚改有效厚度 缸盖止口内径缸盖孔直径系统最高工作压力 取其中：；同前故：取4.7.2厚度强度验算缸筒与端盖用焊接时，焊缝应力强度应作如下校核： （4-17） 缝应力强度应作如下校核 (符合要求)式中： F 缸内最大推力，N; 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； 由，取值为122Mpa4.8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。4.8.1活塞结构形式的选取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。根据机械设计手册得选用车氏C型滑环密封组合式活塞。4.8.2活塞密封装置的选取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O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。4.8.3活塞的材料选取本次设计采用导向环的活塞：优质碳素钢45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。4.8.4活塞外径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，知式中：D 缸筒的内径； 支撑环材料的厚度；一般=24mm，缸径较小时取值较小，在此取=4mm。4.8.5活塞中心孔直径 （4-18）式中： 系统工作时最高压力； 活塞材料许用应力，=0.75； 活塞材料的屈服极限，选用45号钢； 取 4.8.6活塞宽度的计算活塞宽度一般是活塞外径的0.61.0倍，具体设计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=125-8=117=0.6117=70.2mm取：=71mm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0.16m。4.8.9连接螺栓强度的校核螺纹处的拉应力： （4-19）螺纹处的剪应力： （4-20）合成应力： （4-21） （4-22） 式中F液压缸负载（N）K螺纹拧紧系数，一般取螺纹内摩擦系数，一般取螺纹直径，对于标准紧固螺纹，取，t为螺纹螺距；取5个M18螺栓Z螺栓个数；材料屈服极限，对45钢，取安全系数，一般取1.21.5.则 则此处的螺栓强度合格其它非主要螺栓的设计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/T271998-M20215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。4.9活塞杆导向套4.9.1导向套长度确定故导向套的长度H=86mm一般导向套滑动面的长度A,在缸筒内径D80mm时，取A=(0.61.0)D;在缸筒内径D 80mm时，取A=(0.61.0)d；所以本次设计长度A=0.670=42mm4.9.2导向套的材料选取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。4.9.3导向套的加工要求导向套外圆与端盖内孔的配合多为，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。4.10液压油口直径d的确定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。 （4-23）式中： Q 液压缸最大流量； V 液压油流速，取V=2m/min；所以： 油口连接尺寸为：M274.11端盖的计算装配长度：，其值与缸径大小有关，缸径较小时，取值较小，本次设计；缸头内孔尺寸： 式中; 活塞杆紧固位置的最大外径； 紧固装置孔壁间的最大间隙：一般取=210mm，本次设计取=4mm。因此：；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。4.12液压缸筒长度 （4-24）式中： 装配长度， =10mm 活塞行程系数，一般取=23mm；本次取=3mm； 活塞宽度，取=71mm；L 油缸行程，L=470mm；端盖配合台阶长度，本次设计取=12mm所以L=10+3+71+470+12=566mm4.13 缸头的结构设计缸头材料一般要求足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求具有良好的焊接性能，根据上述要求，采用45号钢。缸盖内孔尺寸公差一般取H7,H8；缸盖内孔d与之口外径D的圆度，圆柱度误差不大于直径公差之半。缸盖内孔d与之口外径的D同轴度误差不大于0.03，端面A,B对轴线的圆跳动，在直径100 以上不大于0.04 。装配台阶外径：=125装配长度：=520式中：装配深度，其值与缸径大小有关，缸径小时取小值，取L4=10缸头内径： （4-25）式中：活塞固紧装置的最大外径，取63；固紧装置与孔壁间隙，一般取=210，此处取=10 ；=63+210=83 缸头内径深度： （4-26）式中：活塞外侧杆头长度， 取=23 ； 活塞行程余量，一般取23，取=3；故=23-3=204.14 活塞杆长度的确定 （4-27）式中：活塞外侧杆头的长度，23；活塞厚度,71；活塞行程,470；导向长度,86；活塞杆全部缩入杆腔时的外露余量，此处取=23；活塞杆螺纹连接长度，取85；L=23+71+470+86+23+85=758mm5液压马达的选用液压马达工作时要考虑的因素有工作压力，转速范围、旋转扭矩、运行扭矩、总效率，容积效率，滑擦特性、寿命等机械性能在机械设备的安装条件外观等。5.1动力头液压马达的选择根据动力头旋转转速：0 -200rpm，同时要求扭矩大于300Nm ，马达的有效工作压力，根据溢流阀工作压力，p=16MP，根据同组动力头同学的马达选择GY-A6V80斜轴式变量马达。5.1.2马达流量5.2行走装置的液压马达的选择根据锚杆钻机行走时的最大速度为：,转速牵引工况所需要的最大扭矩为：系统的工作压力为16MPa。取马达和链轮的传动比为20，则马达的输出扭矩为：M=400Nm。5.2.1马达的排量=174ml/r查机械设计手册表20-5-77，本机的液压动力头选用马达 JM10-F0.18，查出排量为182ml/r，额定压力为20MPa，最大压力为25MPa，转速范围18-630r/min，额定转速为500r/min,额定转矩为523Nm，效率大于80%。 此转矩大于要求的转矩所以符合要求此转矩大于要求的转矩所以符合要求5.2.2马达的流量5.3链轮液压马达的选择根据锚杆钻机推进时的最大速度为：,转速牵引工况所需要的最大扭矩为：,取马达和链轮的传动比为20。则液压马达输出扭矩为M=442Nm5.3.1马达的排量=182ml/r查机械设计手册表20-55-77，本机的液压动力头选用马达 JM10-F0.18，查出排量为182ml/r，额定压力为20MPa，最大压力为25MPa，转速范围18-630r/min，额定转矩为523Nm，效率大于80%。 此转矩大于要求的转矩所以符合要求5.3.2马达流量6液压泵的选择6.1液压泵概述 液要充分压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行元件所求的压力发生回路的泵，同时要充分考虑可靠性、寿命、维修、维修性等以便所选的泵能够在系统中长期运行。液压泵的输出压力应是执行元件所需压力与配管的压力损失和调控阀的压力损失之和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时，还应留有较大的余地。样本上的最大工作压力是短期冲击时允许的压力。如果每个循环中都发生较大的冲击夺力，泵的寿命会显著缩短，甚至损坏。6.2确定泵的流量液压泵的类型也要根据系统的最大工作压力和最大流量而定，必须保证正常的工作压力为液压泵压力的80%：同时，液压泵的流量： （6-1） 式中：系统的泄漏系数，一般取由以前章节已经计算出液压系统各部分的流量如下：1 行走形的两个马达单独工作时的流量为: 92.8L/min2 链轮马达工作时的最大流量为：92.8L/min3 动力头两个马达工作时的最大流量为：17.8L/min4 动臂液压缸工作时的最大流量为:24.5L5 主梁液压缸工作时的最大流量为: 24.5L 6 夹紧液压缸工作时的最大流量为:7.53 L/min由于动力头回转和进给时可能同时工作且流量最大，其他回路系统在钻进时不工作，所以泵的流量可根据动力头回转马达好进给油缸的流量来算6.3选择液压泵。根据要求，本机选择双联泵形式，根据计算出的流量和工作压力，查机械设计手册选择型号为两个JB-G121柱塞泵实现双联泵。齿轮泵的结构如表6-1双联泵的具体参数型号排量（ml/r）压力/MPa工作转速输入功率额定最大JB-G12112125321800110kwJB-G12112125321800110kw 7 液压泵站设计及液压附件的选取7.1 液压阀的选取7.1.1 换向阀参考机械设计手册17-545.根据系统的压力和流量选取 DMT-06-3D-30 型手动换向阀。允许背压16 MPa，最高使用压力21 MPa。最大流量300L/min。中位机构为P型7.1.2 溢流阀参考机械设计手册17-381.可以系统压力的恒定，并保证系统的安全。选择DT-01-22遥控溢流阀。额定压力为21MPa.7.1.3 单向阀参考机械设计手册选用C型单向阀，选用管式连接CIT-02-*-50。最高使用压力为25MPa。它在所设定开启压力下使用，控制流量流动，完全阻止反向流动。两个C型单向阀组成一个液压锁。行走马达处采用两个CIT-10-*-50单向阀组成液压锁，主梁动臂缸处的采用两个CIT-03-*-50单向阀组成液压锁，夹紧处的采用CIT-02-*-50两个单向阀组成液压锁。7.1.4 液压管路及其连接管路是液压系统中液压元件之间传递工作介质的各种油管的总称。管接头用于油管和油管与液压元件之间的连接，为了保证液压元件之间工作的可靠性，管路及管接头应具有足够的强度，良好的密封性，其液压损失也要小，拆卸方便。由于系统工作压力高，所以在系统中没有相对运动的管路中选择无缝钢管，能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，装拆方便。在系统中有相对运动的压力管道选用高压橡胶管。1非橡胶管选取由于系统工作压力高，所以在系统中没有相对运动的管路中选择无缝钢管，能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，装拆方便。在系统中有相对运动的压力管道选用高压橡胶管。油管的内径取决于管路的种类及管内的流速。依据机械设计手册 17-615可得油管的内径计算公式： （7-1）式中：流经管路的流量； 允许流速，对吸油管可取，对回油管可取，对压力油管当时，取，当时，取，当时，取。对吸油管：取。对于回油管：取。2软管的选取管是用于连接两个相对运动部件之间的管路。分为高压、低压两种。高压油管是以钢丝绳编制或钢丝混绕为骨架的橡胶软管，用于压力较低的回油路或气动管路中。钢丝编制橡胶由内橡胶层，钢丝编织层，中间胶层和外胶层组成。钢丝编织层有1层到3层，钢丝缠绕层只有2层，3层和6层，层数越多，管径越小，压力就越高。钢丝缠绕橡胶软管还具有管体较柔软，脉冲性能好等优点。内径按照机械设计手册17-616页的公式计算：表7-1 液压橡胶管的参数2T3T型公称内径12.5成品软管外径最大值23.1外胶层厚度最小值0.76最大值1.52设计工作压力25最小弯曲半径1803管接头的选择管接头采用焊接式管接头，焊接式管接头主要有接头体、螺母和接管组成，在接头体和接管之间用O型密封圈密封。当接头体拧入机体时，采用金属垫圈或组合实现端面密封。接管和管路系统中的缸管接头用焊接连接。管接头和机体的连接主要采用普通细牙螺纹，根据机械设计手册第四版第四卷17-8-6选用焊接式管接头。7.2 液压泵站的设计液压泵站是液压系统的动力源，它向系统提供一定的压力、流量和清洁度的工作介质，是液压系统的重要组成部分。液压泵站适用于主机和液压装置可分离的各种液压机械上。泵站是由液压泵、原动机、联轴器、油箱、传动底座及管路附件组成。 7.2.1 油箱的设计与计算 大型的机械设备的液压传动系统中，油箱是很重要的辅助设备，用于储存液压系统必要的工作液体，同事兼有散热和分离油液中的水、气体以及策划你点杂质等作用。需要精心设计，否则系统运行后很快就出现油温升高油粘度下降而造成的泄露增加以及液压泵吸空等不良现象，严重影响液压系统的正常工作。因此，设计液压油箱也十分重要。1滤油器的设置在液压泵的吸油管路上必须安装滤油器，以滤除较大的颗粒杂质（0.130.14mm），以保护液压泵。为了不影响吸油能力，滤油器的通油能力最好大于泵的两倍。在液压泵的回油管路上安装过滤精度高的滤油器。它可以滤除更细微的颗粒杂质，以保证流回油箱的油液清洁，保护液压系统中的液压元件不受细微颗粒杂质的损伤、卡死。2吸油管与回油管的设置泵的吸入口与系统的回油口的距离应尽可能远些，管口都应插入最低油面之下。回油管出口为45度斜口，增大回油面积减慢出油口处油流速度，且利于散热。油的排出口面向箱壁，利于回油通畅，避免飞溅起泡。为了防止液面波动，可在油管出口装扩散器。回油管必须放在液面以下，一般距液压油箱底面的距离大于300mm，注：以免产生背压。吸油管前一般应设置滤油器，其精度为100200目的网式或线式滤油器。滤油器要有足够的容量避免阻力太大，一般要求大于泵流量的两倍。滤油器与箱底的距离不应小于20 mm。吸油管应插入液压油面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动油面，致使油中混入气泡。吸油管与回油管应尽量远离。泄油管端亦可斜切、面壁，但不可没入油中，以免产生背压，阀的泄油管不得插入油中。3隔板的设置作用：将吸、回油管隔开，增长液压油流动循环时间，除去沉淀的杂质，分离清水和空气，调整温度，吸收油液压力的波动及防止液面的波动。安装型式：隔板的安装型式可以设置为隔板高度不低于箱内液面高度的3/4。过滤网的配置：过滤网可设计成将液压油箱内部一分为二使吸油，回油管隔开，这样液压油可以经过一次过滤。过滤网通常使用50100目左右的金属网。4空气滤清器、注油口设置在油箱盖上设置空气过滤器，它包括空气过滤装置和注油装置。现选用 QUQ2,本系列是在EF系列液压空气滤清器的基础上进行改进达到标准化，系列化，各项性能指标达到国外同类产品技术要求。这种将空气过滤装置与注油装置合为一体，简化了油箱结构，又有利于油箱中油液的净化，维持了油箱内压力与大气压力平衡。它采用铜粉末冶金烧结过滤片，过滤精度稳定，强度大，塑性高，拆卸方便，能承受热应力与冲击，并能在高温下工作。空气滤清器一般选用空气流量为泵流量的1.5倍左右。由此，参照机械设计手册第4卷表17-8-157选用型号为QUQ2的空气滤清器。性能指标如下：空气过滤精度10微米，空气流量为630升/分，油过滤网孔0.5毫米，安装螺栓的数量及规格为6-M4X16.生产厂：温州黎明液压机电厂。5液位计的设置在油箱侧壁上设置液位计，以指示液面位置，液位计应设置在加油时容易看见的地方。YWZ-150T型液位计,用两个螺钉与油箱联接。液位计型号说明：YWZ-150TYWZ液位计150螺钉中心距为150mmT带有温度计6清洗孔及放油孔的设置 清洗孔：液压油箱上的清洗孔，应最大限度的易于清扫液压油箱内的各个角落和取出箱内元件。杂质和污油排放：为了便于排放污油，液压油箱底部应选成倾斜式箱底，并将放油塞放在最低处。7液压油箱的有效容积的计算 可以根据使用情况，使用下面几眼公式计算: (7-2)式中：经验系数，见下表： 油箱的有效容积； 液压泵的额定流量表7-2 油箱设计经验系数经验系数行走系数低压系数中压系数冶金系数a1-22-43-510则：选择油箱容量为670L根据液压传动设计指南86页表320 标准油箱的外形尺寸，油箱的长、宽、高为。7.2.2 过滤器过滤器是液压系统中的重要元件。它可以清除液压油中的污染物，保持系统元件的清洁度，确保系统元件工作的可靠性。滤油器在系统中的安装与应用安装方式：装在液压泵吸油管路上，如下图所示: 图7-1过滤器应用要求：保护液压泵。要求过滤能力大，阻力小。一般多用粗过滤器（网式或线隙式）。滤油器选择参考机械设计手册 P17-719 表17-8-128高压线隙式管连接过滤器型号: ZU-H25-10FS。7.2.3 放油塞放油塞主要用于堵塞工艺孔和油箱放油孔，以及其缸筒需要堵死的地方。 选用六角螺塞(JB/ZQ4450-1997) 其主要参数见机械设计手册第四版第四卷 P17-674表 17-8-78.2.11泵站的设计及注意事项7.2.4 原动机的选择本次设计选用的原动机是柴油机，其全部功率用于驱动液压泵的系统和行走系统，柴油机的最大转速应满足系统要求的最大流量，且不超过液压泵的最高允许转速。如果柴油机的转速过高，则应设置减速装置。其最大功率应略大于液压系统要求的最大功率。7.2.5 联轴器为了补偿液压泵和电动机在安装时两轴的同轴度误差，本次设计采用弹性联轴器连接。具体为凸缘弹性联轴器。因为次联轴器结构简单、装卸方便、使用寿命长，所以应用较多。实际安装联轴器时，应尽量使柴油机半联轴器作为主动件。其半联轴器与柴油机配合可采用H7/r6，与液压泵轴的配合可略低一些。虽然这两种联轴器对径向、轴向误差及转角误差有比较大的补偿量，但实际安装时，应使电动机轴的同轴度误差不大于0.1mm，轴线的倾斜角不大于40度。7.2.6 液压泵站总图液压装置中，液压元件布置要均匀，便于装配、调整、维修和使用，并且要适当注意外观。由于液压泵与发动机是通过联轴器传动的，所以采用吸油口下置式。油管贴近车架，架设应该相互平行并且高出一定的距离，并用管夹固定。运动部件宜采用软管、伸缩管或弹性管。软管安装时要避免发生扭曲，影响系统的正常工作和使用寿命，具体布置及安装尺寸见泵站的总装图。8液压系统的性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。8.1 液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失p1，管路的局部压力损失p2和阀类元件的局部损失p3，总的压力损失为 （8-1）8.1.1 沿程压力损失沿程压力损失主要是行走时快速动作时进油路的压力损失。设定此管路长为6m，管内径0.025m，当液压缸运动时通过的流量为24.5L/min,选择普通的YA-N32液压油，工作温度下油液粘度为v=27mm2/s,油的密度为又在管路中的实际流速为：式中： 管道的长度，m； 管道内径，m； 液流平均速度，m/s； 液压油密度，kg/m3； 沿程阻力系数；8.1.2 局部压力损失局部压力损失包括通过管路中弯管和管接头等处的压力损失以及通过控制阀的局部压力损失。其中，管路局部压力损失相对来说小得多，故主要考虑通过控制阀的局部压力损失。从液压系统图中看到，从主泵出来的液压油经过单向阀、溢流阀、液控换向阀和单向阀到液压缸进油口。设定单向阀的调定流量为40L/min,额定压力损失为0.4Mpa，液控换向阀的额定流量为60L/min,额定压力损失为0.3Mpa，限压补油阀的额定流量60L/min,压力损失为0.2Mpa,溢流阀的额定流量为12L/min,额定压力损失为0.2Mpa，通过各阀的局部压力损失之和为： （8-2）式中：阀的额定流量，m3/s； 通过阀的实际流量，m3/s； 阀的额定压力损失，Pa（可从产品样本中查到）。计算得。8.2液压系统的发热计算8.2.1发热计算液压油泵功率损失： （8-3）公式见机械设计手册第四版第四卷式中：P液压泵的输入功率； 液压泵的总效率阀的功率损失： （8-4）式中：q液压泵的实际流量，=122.11222.72 = 0.45kw管路及其他功率损失：公式见论文方法：开式液压油箱设计方法则系统的总发热功率为:H = 4.88+0.45+24.42=29.75kW8.2.2散热计算系统靠管道和油箱散热，若温度超过了许可，要采取冷去措施。由于管道的发热与散热基本平衡，因此通常只计算邮箱的散热。 （8-5）式中：散热系数（W/m2*k），风冷取23，循环水冷取110174；油箱的散热面积（m2）；油和油箱外表面的温差（0C）。若系统达到热平衡，则，油温不再升高，此时，温差最大环境温度为T0，则油温T=T0+T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油温见表91），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。表8-1各种机械允许油温（）液压设备类型正常工作温度最高允许温度数控机床30505570一般机床30555570机车车辆40607080船舶30608090冶金机械、液压机40706090工程机械、矿山机械50807090设环境温度为T0=2030，则T=T0+=（93.1103.1），由表7-1各种机械允许油温（）知液压系统的温升超过正常工作温度范围，需要装设冷却器，选择2LQFW型冷却器。9液压系统的安装和维护9.1液压元件的安装各种液压元件的安装方法和具体要求，在产品说明中，都有详细的说明，在安装时必须加以注意的一些问题：1.
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