毕业设计（论文）-矿车清车机设计

摘要在煤矿井下的运送过程里，矿车占据了关键性的角色。然而，在煤矿生产的运输环节中，煤矸黏附到矿车底部是一个常见的现象。定期且迅速清洁矿车内部对提升矿井轨道输送效能至关重要。无论煤质、颗粒构成和水分含量怎样，因为煤矿作业的环境条件差，加上运输途中的震动等因素，卸载后总是有一些煤炭、煤矸等容易粘连的物质会在矿车底部及其周边堆积。如果不能立即把这些剩余的煤、岩屑彻底清洗掉，它们就会逐渐积累并变得越来越坚固，增加矿车的重量，导致其有效的容量减小，这不仅仅会影响矿车的运输功能，还会造成整个运输系统压力过大，同时也会无谓消耗电力的使用，可能导致电动机车启动出现困难，因此，对于矿车底部清理问题的处理，在煤矿领域尤其必要。基于传统的机械式矿山车辆清洁设备的设计中，我们引入了液压系统的元素，通过使用液力耦合器来替代之前的摩擦离合器以实现对行进部分的操控，并添加了一套多通道的电子开关转换阀，用于调整车辆的前后、左右方向和摇杆的活动，从而解决了由于摩擦离合器的滑动导致无法清除矿车底部附着物的问题。关键词：清车机；液压；矿车ABSTRACTMycarisessentialfortransportingcoalundergroundinthemine.Afrequentissueduringcoalproductionandtransportationisthegaugepressurefeltatthebottomofthecoalcar.Frequentandpromptcleaningoftheminecarcompartmentisamajorfactorinenhancingtheproductivityofminepitrailhaulage.Despitethequality,size,andwatercontentofcoal,duetothehazardousenvironmentofcoalproductionandthevibrationduringtransport,thereisalwayssomeleftoverwhichcaneasilybescatteredonthebottomoftheminecarafterloading.Shouldwenotswiftlypurifytheseremainingcoalandrockmeal,theywillbecomeheavierandmoreweighty,thusaugmentingtheweightofminecaranddiminishingitseffectivevolume.Cleaningtheundersideoftheminecarisofutmostimportanceasfailuretodosocouldnotonlyimpactthecar'sabilitytotransportmaterialsefficientlyandworsentheoverallconditionofthetransportationsystem,butalsoleadtoariseinelectricitywastageandposechallengesinstartingthespecializedvehiclerequiredformovingtheelectricalmachinerytruck.Thedesignofthishydraulicsystemwasincorporatedintotheconventionalmechanicalminecarcleaningmachine.Itreplacestheclutchcontrolwithhydrauliccontrolandincludesmultipleelectromagneticcrossovervalvestomanagetheoverallmovementofthecleaningmachineandrockingshaft.Thisinnovationeffectivelyaddressestheissueofincompletecleaningcausedbythelimitationsoffrictioncontrolontheminecar'sbottomsurface.Keyword:Purecarmachine;Hydraulicpattern;Mineralcar目录摘要 1ABSTRACT 21概述 31.1研究背景及意义 31.2矿车清车机设计的目的 31.3国内几种矿用清车机简介 31.4构造与运行步骤的液压双圆盘截齿清洗机 41.5设计要求及参数 62设计方案确定 62.1总体方案的制定原则 62.2本设计方案的规划 72.2.1清车机各部分的设计 72.2.2可行性和必要性分析 82.3总体设计方案的内容总结 82.4详细设计方案和旧式清洁车辆机器的优化改进 93.驱动系统的设计计算 93.1清车机动力的选择 93.2驱动方案的确定 101、针对于本设计，液压驱动还有以下主要的优点： 103.3马达的选型 113.3.1马达的相关计算 113.3.2驱动马达的选型 123.4减速箱的设计计算 133.4.1传动比的计算 133.4.2运动参数及动力参数计算 133.4.3齿轮传动的设计计算 143.4.4轴的设计计算 183.4.5轴承的设计计算 243.5.1链轮和链的设计计算 254截割部分设计 334.1截割头的设计要求 334.2截割头的设计 334.3截割臂的设计 344.3.1截割臂的基本要求 344.3.2截割臂的设计计算 344.4仰俯液压缸的设计 364.4.1计算液压缸的工作压力和主要结构尺寸。 364.4.2液压缸壁厚和外径的计算 394.4.3液压缸缸盖厚度的确定 415行走部的设计 475.1设计计算液压缸的纵向行驶驱动 475.1.1液压缸的受力分析及计算 475.1.2纵向移动液压缸的设计计算 485.1.3液压缸的结构设计 52缸体与缸盖的连接形式 525.设计并计算2个横向行走驱动的液压缸 555.2.1液压缸的受力分析及计算 555.2.2横向移动液压缸的设计计算 56计算压力腔实际的工作压力 576液压泵站的计算与设计 606.1液压泵参数的计算与选型 601.液压泵最高工作压力的计算 60取Pr=4.5Mpa 602.液压泵最大流量的计算 606.2电动机的选型 626.3液压控制阀的选择 636.4.1过滤器的选型 646.4.2油箱的选型与设计 656.4.3管件的选择 676.4.4密封装置 686.5液压泵站的结构设计 68致谢 751概述1.1研究背景及意义在煤炭开采的过程中，车辆在地下运输及各阶段均发挥关键性的功能。然而，因为其在运行过程中的震动、摇晃，尤其是在地下的湿气与灰尘环境，以及所承载货物的多样化，导致车辆的车厢底部会累积一层污渍，这被称为"大车底"。观察发现，有些车辆的底部污渍可能占据整个容量的一半到三分之一，甚至更多。这种现象不仅减少了车辆的使用空间，也对它的负荷能力产生了负面影响，同时也会增加车辆的运转频率，从而减缓了运输系统的效率。特别是在地下潮湿的环境里，这些污渍里的酸性成分被溶解并加快了车辆表面的腐烂速度，进而缩短了车辆的使用时间，加大了维护成本。因此，设计专门用于清理车辆内部的设备变得至关重要。1.2矿车清车机设计的目的大学最后阶段的课题研究被视为教育流程中的关键步骤之一，它是对已完成的技术基础知识和相关专业的深入学习后的专业知识整合设计。而对矿车清理设备的研究则旨在提升学生们对于机器构造解析和整体规划的能力，机械系统的构建技巧，以及电气-液压一体化的系统设计的技能，并熟练运用自动化手段解决实际生产的难题。1.3国内几种矿用清车机简介根据其工作原理，矿用清车机可以分为振动法、电渗法、高压水射流法、机械法等几种类型，下面简要介绍几种主要的矿用清车机。一、振动清车机尽管煤业领域普遍使用了具有诸多优势的电驱式微震车辆清洁设备(ELVCC)，但是其缺陷也不容忽视。湖南东部钢铁公司采石场对其从北京的有色金属和合金材料工程技术研究院获得的设计方案进行了一些调整优化：原本独立设置于轨道上的装置被整合到提升吊篮中;而之前必须取下挂勾并只允许单次处理一节列车的要求已被废除——现在可以同时清除两个火车厢的车载物料。二、电渗清车器利用电渗技术对矿车进行清洁处理时，外部电力场的介入使得水分充当媒介，从而在矿车和附着物质间产生一层湿润的薄层，这样就能让这些物质从车辆表面剥离并实现清洗的目的。此种方式具备了低噪音、零灰尘污染、不会损伤矿车等优势。然而，其用电消耗较高，因此更适合用于那些含有大量水的矿车。三、联合使用高压水射流和机械截齿清理器的方法这种矿车清洁设备的运作原理包含了高压水流清洁和机械切削清洁两个部分。采用高压水射流进行清理：高压水从喷嘴中喷射出来，形成高压水射流，具有一定的动能。当射流作用于矿车粘结物时，可以切割和冲刷，使粘结物的缝隙和孔洞不断扩大破裂，最终使其破碎脱落。采用机械截齿清洁技术，通过螺旋状的截齿对硬质粘结物进行切割，从而迅速将其与矿车分离。四、机械清车机电动清扫器通过驱动机械设备，在矿车的内部进行旋转以去除底部粘附物。相较于其他同类产品，该设备具有成本低、人力资源节省和电能消耗少等优点，并且经济效益显著。五、液压清车机相较于其他类型的传输方式如机械、电流或气体压力，液压传动的显著优势在于能够轻松地实现无级调节速度，具有广泛的调整范围，并且每单位重量产生的动力强大，构造紧致且低摩擦，可以承载大量转矩并产生较大推力。福州市已成功研发出一种全液压式矿车清洁设备的控制系统，该系统的核心是由液压逻辑部件构建的逻辑控制环路替代了传统的电子元件构成的控制路径，实现了对清洁机器人的自动化管理。整个设备只使用了防爆型的马达和磁力启动器来驱动油泵运行，除此之外没有任何其他的电子组件，满足了地下环境的安全需求。1.4构造与运行步骤的液压双圆盘截齿清洗机液压式圆盘截齿清车机主要分为行走部分、截割部分、液压驱动系统和操作部分四个部分，它们之间的关系如下图所示。矿车截割机构操作机构行走机构矿车截割机构操作机构行走机构图2矿车清车机组成图框1、纵向行走机构：包括上车架、纵向行走轮轴和纵向行走液压缸在内。因为纵向行走液压缸的缸体连接在纵向行走的轨道架上，而活塞杆连接在上车架上，所以通过操作换向阀，液压油进入压力缸，活塞进行往复运动，从而带动清车机向前或向后移动。2、横向行走机构：包含下车机构、横向行走轮轴和横向行走液压缸。横向行走液压缸的缸体与地面接触，活塞杆连接在下车机构底部托盘上。只需操作换向阔的手柄，就可以让清扫车左右移动。3、截割机构：它主要包括了圆形的切削盘、提升臂杆及支撑着切削盘的轴承等等部分构成。而切削盘则是扫地机器人最核心的功能组件。每一个切削盘都配备了四颗切刀。切刀的转动则是由链轮驱动完成的。为了满足对车辆底部清洁的需求，提升臂杆可以借助液压活塞实现向上或向下的移动，从而达到全面清除的目的。4、驱动机构：存在着空气动力学、流体动力学、电力驱动的及机械式的四个种类。其中，空气动力学的运行速率较高且构造简易，其费用也相对较低。当使用电子位置控制或者机械阻挡元件来确定位置的时候，它可以提供高精度的多次定位功能。而流体动力学则能够实施持续性的操作，从而扩大了工用机器的使用范围并增强了它的普遍适用性，并且其定位准确度通常保持在一毫米以内。因此，我们选择运用流体动力学作为我们的驱动模式。5、液压传动系统，如下图所示图3液压传动系统图1.1.横向行走用到了液压缸，同时还有电磁换向阀和电磁溢流阀。2.为了实现纵向行走，需要使用液压缸。5.6.电磁转向阀7.电磁溢流阀8.仰俯液压缸9.电磁溢流阀10.液压马达11.电磁换向阀12.电动机13.14.齿轮泵、滤清器、空气滤清器以及液位和液温计17.压力表1.5设计要求及参数通过优化设计，我们能够高效、迅速地清除矿车的粘性物质，同时不会对矿车造成损害。这需要设计理念合适且符合可行性研究的标准，相较于传统的清车机具有一些优点和先进性。设计参数：清洗车辆的额定功率p为5.5kw，切割速度v为1.6m/s。2设计方案确定2.1总体方案的制定原则本次的毕业设计主题是矿车清洗机的构建。这是一个全面的设计过程，需要对所有环节都有明确的准则规定。1）整体矿车清洗设备需要在控制系统的驱动下，精确执行预定操作，以完成设计目标。2）整体矿车清洗机的设计应当合乎规格，并具备优秀的工艺性能，以便于生产和安装。同时，也需要预留足够的空间来进行各类控制线路或液压油管道的布置。3）在最大负载下，我们设计的矿车清车机必须能够满足强度标准。同时，为了增强其抵抗瞬间振动冲击的能力，应保留一定的强度和功率余量。2.2本设计方案的规划2.2.1清车机各部分的设计一、矿车清车机运动方式的选择在这个设计中，矿车清洗机的主要目标是处理矿车底部粘附物质。经过全面评估各种方案之后，我们选择了以下方法：1）截割部实现粘结物的清理工作；2）行走部实现前后左右的行走；3）臂部负责支撑和上下摆动。4）控制部分实现整机的操作控制；5）动力的传递和转换是通过液压传动系统完成的。二、矿车清车机驱动方式的选择工业机械的核心特性是其输出功率强大，需要承受较重的负载。因此，我们选择了液压传动方式。液压传动方式具有自身独特的优势：1）液压传动可以实现实时的无级调速，调速方便而且调速范围广泛，范围可达100：1至2000：1。2）在相同的功率条件下，液压驱动设备的尺寸小巧，重量轻盈，惯性较低，并且能够传递更大的力或扭矩。3）液压传动运行稳定，冲击感小，具备快速启动、制动和换向的能力。4）通过与电气控制的协同应用，液压传动装置的操作和调节相对简单，能够执行复杂的顺序操作和远程控制。5）液压传动装置可以轻松实现过载保护，当系统超负荷时，油液会通过溢流阀回流至油箱。由于使用油液作为工作介质，可以自我润滑，从而具有较长的使用寿命。6）液压传动容易实现系列化、标准化、通用化，方便设计、制造和推广。当然，与其他传动方式相比，液压传动因其工作方式的独特性而具有一些缺点。1）由于液体作为工作介质容易泄漏，而且油液具有压缩性能，因此不适合在传动比需求极高的环境中使用。2）在液压传动过程中，存在机械性能损失、压力损耗和泄漏损耗，这些因素导致其效率较低，因此不适合进行远距离的传动。3）液压传动器对油温和负载的变化非常敏感，因此不适合在低或高温环境中使用，同时它也极其容易受到污染。2.2.2可行性和必要性分析这次的矿车清洁设备设计，使用了液压驱动系统。在设计过程中需要解决的主要问题包括以下几个部分：1）确定矿车清车机的最大工作负载(g)，并将其视为关键的已知条件来设计和计算接下来的结构尺寸。2）确定驱动液压缸的参数(D、d)；3）在制定臂部俯仰动作方案时，首先要确认臂部俯仰的运动范围角度。俯仰液压缸的行程如下图所示。4）所有连接部位的螺栓、螺钉或销钉都必须严格遵守连接强度规定。同样，每个液压缸密封区域的密封件也需要根据密封条件进行选择。这篇文章详细探讨了矿车清车机设计的可行性和必要性。图4俯仰液压缸行程示意图2.3总体设计方案的内容总结设计时的主要流程如下：1）设计全局方案，特别是机械和电气的有机结合方案。2）根据参数要求选择适合的截割部件、臂部组件、行走部件和控制机构；3）各部件的设计计算；4）设计并绘制矿车清车机的工作装配图。5）液压系统图的设计和绘制；6）编写矿车清洁设备的设计和计算指南。2.4详细设计方案和旧式清洁车辆机器的优化改进对于圆盘截齿式清车机的前后、左右等行走部分，其运作过程中容易出现打滑问题，无法确保正常工作。因此，我针对这些使用上的问题进行了改良，设计了一款液压双圆盘截齿清车机。选择液压的原因是因为其能够实现无级变速、具有大范围的调速能力、单位重量输出功率较大、结构紧凑、惯性小、能够传递大扭矩和较大推力、控制简便省力、容易实现自动控制和过载保护。液压式矿车清扫机相较于机械式矿车清扫机，主要对以下部分进行了改进：1、由原来的摩擦离合器控制行走部分转变为液压控制，替换了原有的控制系统，并配备了多路液压换向阀，用于分别操控清车机的前后、左右移动以及割盘的升降。2、增设了传动轴中心距调整装置。3、提升链条保护罩，为链条传动创造更佳的工作环境。4、将单排链替换为三排链，显著缩小了链轮的尺寸。5、所有主要传动轴都已经替换为滚动轴承，并且还增加了密封措施。3.驱动系统的设计计算3.1清车机动力的选择当前，矿车清理机的驱动方式包括液压、气压、电力和机械四种。1、液压驱动的特点液压油作为传输力量的媒介，虽然其可压缩性不高（在对高压进行动态性能研究时不应忽视），但是它具有较大的输出力和体积。在相同的功率条件下，液压传动设备体积小巧，重量轻便，运动惯性较低，动态表现优秀。适用范围广。液压系统的缺陷在于其密封性能较差，容易对环境造成污染。此外，由于油液粘温特性不佳，使得液压驱动只能在常态下运行。2、气动装置系统的特点系统的输出功率较低，体积庞大。空气具有一定的压缩性质。因此，由于气压驱动系统的输出功率较小，其控制能力相对较弱。成本低，传动介质是空气。维修方便，使用范围广。3、电力驱动装置电力驱动是利用电机作为驱动力。通常，这种电力驱动装置由电机、减速器和螺旋副三个部分构成。1）驱动特性的异步电机和直流电机①输出功率较大②控制性能差③低成本和便利的维护使用。相对于液压传动，其效率更高，并且能够轻松实现远距离和自动化控制。2）驱动特性的步进电机和伺服电机①输出功率较低，体积也相对较小，无需特别的调节设备。②控制性能好。③成本高。因为上述特性，步进电机和伺服电机的驱动通常只在运动路径复杂且工作精度较高的微型机械驱动系统中使用。4、机械驱动装置机械驱动是通过使用凸轮、齿轮、齿条、蜗杆，链条、链轮和杠杆等设备来执行各种机械运作。3.2驱动方案的确定1、针对于本设计，液压驱动还有以下主要的优点：1）各类液压传动部件，可以根据实际需求进行方便和灵活的配置。2）轻巧且小巧，运动的惯性较低，反应迅速。3）易于操作，控制简便，可实现广泛范围内的平稳调速。4）可以自动实现过载保护；5）可自动润滑，无需额外添加润滑剂，寿命长久。6）易于实现自动化，当使用电液联合控制时，不仅能达到更高级别的自动化，还能进行远程操作。该设计利用液压马达作为驱动力，通过一级减速箱和链条传输将其传递至切割部。3.3马达的选型3.3.1马达的相关计算1）确定矿车清车机截割部的额定功率：kW2）清车机滚筒截割速度：v=1.6m/s由，得r/min取转速n=100r/min3）传动装置总效率：①选取齿轮传动效率：圆锥滚子轴承效率：深沟球轴承效率：滚子链传动效率：联轴器传动效率：马达效率：②总效率：=0.7664）清车机输出功率：3.3.2驱动马达的选型设计输出功率7.18kW滚筒截割速度v=1.6m/s(即n=100r/min)综合考虑选取马达型号：M-MFB45以下是M-MFB45型定量直列柱塞液压马达的技术参数。图5定量直列柱塞马达M-MFB45型定量直列柱塞液压马达的技术参数和型号：排量/L/r:94.5最高转速:2400最低转速:100最大输出转矩/N·m:258重量/kg:33额定转速300马达的流量计算式中，3.4减速箱的设计计算3.4.1传动比的计算1.估算传动装置的总传动比：2.传动比分配：减速箱传动比链传动比则：3.4.2运动参数及动力参数计算1.计算各轴转速：r/minr/min2.计算各轴输入功率：＝6.33kW=6.14kW3.计算各轴输入转矩：将上述结果列于表中表1：轴号转速功率转矩1300r/min6.33kW201.5Nm2100r/min6.14kW586.8Nm3.4.3齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力因为需要传递功率，所以减速器采用软齿面的齿轮。小齿轮使用40Cr调质材料，齿面硬度在240~286HBS之间，选取了260HBS。大齿轮则选用了45钢，采用正火工艺，齿面硬度在210~217HBS之间，取为210HBS。)确定接触应力=根据参考资料，小齿轮的接触疲劳极限为700mpa。大齿轮接触疲劳极限=550Mpa下列公式决定了接触强度寿命系数和应力循环系数n。==6030011030012===6010011030012=查手册得=1=1.05取接触强度最小安全系数=1则=7001=700=5501.05=577)确定许用弯曲应力=弯曲疲劳极限，查手册取=378Mpa，=294弯曲强度寿命系数，查手册取==1在手册中查找弯曲强度的维度系数，取模数为5mm，设置为1。弯曲强度最小安全系数，取=1.4则 =37811/1.4=386=2941/1.4=210(2)齿面接触疲劳强度设计，计算齿轮传动精度等级为7级时，可在手册中查找，选择小齿轮大端公差组等级为7级，对应的分度圆直径是多少？齿宽系数查手册取=0.8小齿轮齿数取=30大齿轮齿数取小轮转矩载荷系数——使用系数。查手册=1.5——动载系数。由推荐值1.05~1.4，取=1.2——齿间载荷分布系数。由推荐值1.0~1.2，取=1.1齿向负载分布系数的计算方法是根据推荐的1.0~1.2值，设定为1。载荷系数=1.98材料弹性系数，查手册，取节点区域系数，查手册，取故=88mm齿轮模数mm，查手册圆整得m=3mm小轮分度圆直径圆周速度齿宽取b=72mm大轮=b=72mm小轮=72+5=77mm（3）齿根弯曲强度校核计算由式齿形系数，查手册，小轮=2.52大轮=2.20应力修正系数查手册，小轮=1.63大轮=1.78重合度=1.75重合度系数故齿根强度满足要求（4）齿轮的主要尺寸参数大圆分度圆直径mm顶圆直径mmmm根圆直径mmmm3.4.4轴的设计计算（一）减速箱输入轴的设计计算（1）计算作用在齿轮上的作用力转矩输出轴上大齿轮分度圆直径圆周力=径向力（2）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理计算轴的最小直径，并且考虑键槽的影响，再增大3%。查表取A=110mm（3）轴的结构设计确定轴的结构方案左轴承是从轴的一侧装入，并通过轴肩进行定位，而齿轮和右轴承则是从轴的另一侧安装，齿轮的左端靠轴肩定位，利用定位套筒来确保齿轮和右轴承之间的右侧端面得以定位，同时半联轴器也是靠轴肩进行定位。左右轴承都配有轴承端盖，半联轴器是通过定位销来固定，齿轮和半联轴器都使用普通平键来进行轴向固定。整体采用深沟球轴承和平键套筒联轴器。确定各轴段直径长度：1.依照GB/T1184-1996标准，将直径取为35mm，并选择n为联轴器型号，长度由选定。这两段主要是为了稳定半联轴器，同时也方便轴承的拆卸。我们选择将轴承端盖的厚度设定为34mm，并且轴承端盖外侧面到半联轴器左侧面的距离设定为16mm。这根轴主要用来安装轴承和定位套筒，根据GB/T276—94标准，选用6209型轴承，宽度为19mm，轴承采用油润滑，齿轮和箱体之间的间距为16mm，轴承距内壁的距离为13mm。为了确保套筒能紧固齿轮，我们选择4段轴的长度比尺寸宽短。这段主要是为了给齿轮定位的，取5段。6段这段主要用来安装左轴承，，（4）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如下图所示，（a）求轴承反力：H水平面内V竖直面内（b）求弯矩水平面内弯矩的计算垂直面内弯矩的计算弯扭组合计算则查手册由得，，折算系数取当量弯矩（5）验算危险截面强度根据图示，齿宽中点所承受的弯矩最大，因此满足强度要求图6弯矩扭矩图（二）减速箱输出轴的设计计算（1）计算作用在齿轮上的作用力转矩输出轴上大齿轮分度圆直径圆周力=径向力（2）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并考虑键槽的影响后再增加3%。查表取A=102（3）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力下图所示，求轴承反力H水平面内V竖直面内求弯矩图水平面内弯矩的计算垂直面内弯矩的计算弯扭组合的计算则查表10-1由得，，折算系数图7弯矩扭矩图取当量弯矩（4）验算危险截面强度根据图像，齿宽中点所承受的弯矩最大，那么满足强度要求3.4.5轴承的设计计算（一）减速箱输入轴轴承的设计计算请查看设计手册，6209轴承的主要技术规范（GB/T276-94）包括以下性能参数：C=31.5KN，=20.5KN1）计算轴承支反力H水平支反力：V垂直支反力：2)计算轴承所受的轴向载荷，3)计算轴承所受当量动载荷，查表，,查表，4)计算轴承寿命取温度系数故（二）减速箱输出轴轴承的设计计算请查看设计手册，6212轴承的主要性能参数详见国标GB/T276-94。C=47.8KN，=32.8KN1）计算轴承支反力H水平支反力：V垂直支反力：2）计算轴承所受的轴向载荷，3）计算轴承所受当量动载荷，查手册得，,查手册得，4)计算轴承寿命取温度系数故3.5链传动的设计计算3.5.1链轮和链的设计计算1）选择链轮齿数小链轮齿数估取链速为0.6～8取大链轮齿数2）确定链节数初取中心距，则链节数为==1193）确定链节距p载荷系数查手册得根据手册的小齿轮齿数系数估计，链板疲劳可能性为1。多排链系数查手册得=2.5链长系数查手册得=1.11由请根据小链轮的转速和手册中的信息查找相应的链条型号。链条型号为16Ap=25.44）确定中心距a由式==12705）验算链速v6)计算压轴力链条工作拉力FF=压轴力系数压轴力7）链轮分度圆直径为链轮齿顶圆直径设计计算链传动的输入和输出轴，涉及到3.5.2节。（一）链传动输出轴的设计计算（1）计算作用在链轮上的作用力转矩圆周力=径向力（2）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理计算轴的最小直径后，考虑3%的增加以考虑键槽的影响。查表取A=110取=46（3）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如下图所示，求轴承反力H水平面内V竖直面内求弯矩图水平面内弯矩的计算垂直面内弯矩的计算弯扭组合的计算则查手册由得，，折算系数取当量弯矩（4）验算危险截面强度根据图像，齿宽中点所承受的弯矩最大，那么满足强度要求图8弯矩扭矩图（二）链传动输入轴的设计计算（1）计算作用在链轮上的作用力转矩圆周力=径向力（2）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理计算轴的最小直径，并考虑键槽影响，再增大3%。查表取A=110（3）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如下图所示，求轴承反力H水平面内V竖直面内求弯矩图水平面内弯矩的计算垂直面内弯矩的计算弯扭组合的计算则查手册由得，，折算系数取当量弯矩（4）验算危险截面强度根据图像，齿宽中点所承受的弯矩最大，那么满足强度要求图9弯矩扭矩图4截割部分设计割头是一种直接进行工作的部件，其设计大多基于特定的工作需求。总的来说，常见的割头可以根据其工作原理被划分为抓斗型、刮板型和圆盘(旋转)型等几个主要类别。这个设计使用了圆盘(旋转)式的切割头，由切齿、圆盘和传动机构三部分构成。4.1截割头的设计要求1、在确定截割的力度时，除了要考虑粘合物的黏附能力外，还需要注意截割过程中产生的惯性和振动因素，以保证切割操作的安全性与稳定性。2、齿轮应具备一定的切割力，以便于切割粘合物。3、要求结构紧凑、重量轻、效率高。4、应考虑通用性和特性要求。4.2截割头的设计构成截割头的元素：由切齿和圆盘组合而成。1、采用与煤矿开挖机相似的自制切割齿。通常，我们选择硬质合金作为材料，因为它具备优良的刚度、较低的密度和轻量化的特性。这个设计选择了圆盘形式，因为它的构造简洁，设计和制作都很方便，操作起来也十分便捷。其基本结构如下图所示。图10截齿2、截齿座的设计齿座结构如右图（图11齿座）这种设计不仅方便更换齿轮，而且在安装后也能避免齿轮在轴线上旋转。它是焊接在圆盘上的。4.3截割臂的设计截割头主要是通过握持臂部来完成，臂部的作用是支持截割头并使其能够上下摆动。目标：实现头部的俯仰升降运动。在这一款设计中，臂部需要实现俯仰动作，这是在仰俯液压缸的作用下实现的，采用的是双向杆机构。4.3.1截割臂的基本要求首先，臂部设计需要满足所有必要的运动，因此，它应该具备高承载能力、良好的刚性和轻质的自重。4.3.2截割臂的设计计算考虑到所有因素，我们决定使用定轴式仰俯机构来设计臂部结构。图示为矿车清车机臂部的俯仰运动结构。经过测算，我们得出矿车清理设备的垂直运动范围是26，包括最上端的最大抬升角度为13度和最低端的最大下降角度也为13度。为了确保操控液压杆能有一定的活动空间，我们将最高点设定为15度的最大提升角度，而最低点的最大降低角度则设置为15度，这样一来，整个垂直移动距离就达到了30度。具体的工作状况如以下图片展示的那样图12臂部俯仰状态图仰俯角的计算过程：给定信息如下：臂长为1200毫米，滚筒直径为300，车箱宽度为870。建立三角形如图解答：向上的最大仰角度为15，而向下的最大俯角度也是15。为了保证液压缸的摆角能够得到适当控制，我们将其设计为向上最大仰角度为15，向下最大俯角度也是=15，并且总的仰俯行程为30，这样做是合理的。具体的设计极限状态可以参考下图。因此，只需液压缸控制摆动，使前伸臂绕轴摆动30度。根据实际的清洗机构结构，来设计仰俯摆动装置的尺寸。前支点的正常运作范围在两个15角之间，如果当前支点达到26摆角，就会进入死角区域，这时应该避免。（1）驱动力矩的计算将头部截断的重量设为m1=50公斤，臂部的质量也为50公斤。则臂部所产生的阻力矩M为图13极限状态下的夹角（2）摆动驱动缸力的计算当滚筒停留在最低点时,摇臂与液压缸车形成了对比。则当滚筒达到顶点，摇臂和液压缸车的形状就会发生变化。取两者之大即F=4723.9N作为摆动缸设计计算驱动力。4.4仰俯液压缸的设计4.4.1计算液压缸的工作压力和主要结构尺寸。1.初选液压缸的工作压力初定液压缸工作压力：液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：

(1)各类设备的不同特点和使用场合。

(2)考虑经济和重量因素，液压缸的工作压力的选择有两种方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。本设计主要根据液压设备的类型来确定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。参考同类设计，初定液压缸的工作压力为=3.5MPa。2.确定液压缸的主要结构尺寸该设计系统采用了固定在单作用液压缸上的单杆式液压缸。设计中液压缸缸体内径被取为活塞杆直径的两倍，即内径=2倍活塞杆直径。回油腔的背压被设定为0.4MPa。当无杆腔内的压力油流入时，对活塞所产生的推动力是什么？（3.1）=（3.2）在公式中，—代表了活塞杆伸出时产生的最大外部负载。—通常通过液压缸的机械效率来估算，因为液压缸密封处的摩擦力的精确值很难确定。—液压缸的机械效率，一般=0.9～0.97设计取=0.95；可以通过将所有数值带入方程（3.1）和（3.2）来计算液压缸的无杆腔有效面积。=15.07则液压缸的直径：===19.18mm取D=80mm由，可求活塞杆的直径：=40mm，=80mm3．活塞杆弯曲稳定性的验算当活塞杆完全伸出时，需要考虑活塞杆的弯曲稳定性，确保受力完全作用在活塞杆轴线上。设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为取活塞杆的安全系数为=3根据保守的校核公式得:在公式里，n表示末端条件系数，我们把活塞杆的两端视为两端绞支，通过查阅表格，我们得出结论：=1。d--活塞杆杆径l--活塞杆计算长度,故得:==安全系数为由此可见,活塞杆满足稳定性要求4.液压缸的工作压力的确定依据设计选择缸径和活塞杆的直径，我们能够得出活塞杆伸展时所需液压油的压力：5.液压缸实际所需流量的确定液压缸处于工作行程时：其活塞杆的行进速度v为:式中：v—活塞杆的行进速度q―进入有杆腔的流量代入数据计算，得：活塞杆的行进速度v为:4.4.2液压缸壁厚和外径的计算1.液压缸壁厚和外径的计算根据液压缸的强度要求，确定液压缸的壁厚。通常设计可以分为薄壁的圆筒和厚壁的圆筒。工程机械的液压缸一般采用无缝钢管材料制造，大多数是薄壁圆筒结构，按照薄壁圆筒公式计算其壁厚与内径的比值。(3.3)式中—液压缸的壁厚，m；—液压缸的内径，m；—在进行试验时，压力一般会取最大工作压力的1.25倍到1.5倍之间，设计取值为1.875MPa。[]缸筒材料的允许应力为mpa，选择的材料是无缝钢，其应力范围在100~110mpa之间。设计中，这个应力值被定义为110mpa。将所有数据输入到公式(3.3)中，我们得出液压缸的壁厚为：0.00068m设计取=10mm。则液压缸缸体的外径：mm按照标准液压缸的外径系列（JB1068—67）规范化液压缸的外径。2.液压缸壁厚的验算四个方面应被考虑在液压缸壁厚的计算中。（1）为了确保工作安全，额定工作压力应当控制在某一特定的下限之下。MPa(3.4)式中—额定工作压力，MPa；若缸筒材料的屈服强度为mpa，设计中选用45钢作为缸筒材料，那么[]=335mpa。—液压缸缸体的外径；—液压缸缸体的内径；将各已知数据代入上式(3.4)，得：=34.1MPa﹥=1.25MPa计算知：额定工作压力远小于一定的极限值。（2）我们应该让额定压力与完全塑性变形压力保持一定的比例关系，以防止塑性变形的发生。（0.35～0.42）MPa（0.35～0.42）=（0.35～0.42）=（20.13～24.15）MPa﹥=1.25MPa压力单位为Mpa，用于表示缸筒的完全塑性变形。（3）计算缸筒的径向形变应在可接受的范围内。=(3.4)在公式中，—缸筒的耐压试验压力被定义为mpa，而设计值则是3.5mpa。—缸筒材料的弹性模数，MPa，设计取MPa；—缸筒材料的泊松比，钢材：=0.3；将已知各数据代入上式(3.4)，求得：=0.00823mm查阅参考资料，形状变化并未超出密封圈的可接受范围。（4）是否需要计算缸筒的爆炸压力超过了耐压试验的压力：=2.36=104.7MPa﹥﹥=3.5MPa式中—缸筒的爆裂压力；设计的缸筒材料的抗拉强度为610mpa;经过以上四个方面的计算，我们可以确定液压缸壁厚度符合规定。4.4.3液压缸缸盖厚度的确定通常，液压缸的底部是平的，其有效厚度根据强度需求进行了近似的计算。无孔时：有孔时：式中—缸盖的有效厚度，m；—缸盖止口内径，m；—缸盖孔的直径，m；—试验压力，MPa,设计取=3.5MPa；则液压缸无孔后缸盖的厚度：=6.18mm液压缸前缸盖的厚度：=8.74mm将计算结果进行整齐设计：后缸盖的厚度为10毫米；前缸盖的厚度为10毫米。4.4.4液压缸缸体长度的确定液压缸的缸体内部长度应该比活塞的行程、缸盖滑动支承面的长度与活塞的宽度之和要长。此外，还需要考虑缸体外形的长度要包括端盖的厚度。活塞的运动距离与活塞杆的运动距离相等，都是320毫米。设计的缸盖滑动支承面长度为60毫米。活塞的宽度=48mm。则液压缸缸体内部长度：320＋60＋48=428mm在实际情况下，我们选择液压缸的内部长度为428mm和外部长度为471mm。4.4.5液压缸结构的设计液压缸是一种设备，它能将液体的压力转化为机械动力。这些动力可以用于直线运动或者摆动。液压缸的分类：（1）根据结构形式划分：有活塞缸、柱塞缸、摆动缸。（2）液压缸的作用方式可以分为单一作用型、双向作用型和复合型等。液压缸结构简图如下：图14液压缸结构简图1.活塞销、2.法兰罩、3.油缸盖、4、7.轴封环。5—活塞；6—缸体；8—连接螺栓1.缸体与缸盖的连结形式选择的设计方式是缸体和缸盖之间的法兰连接，其结构示意图如下图所示。法兰连接结构的优势包括：构造简洁，成本低廉，易于处理、方便安装和拆卸，强度高，能够承受高压。图15法兰连接结构形式简图2.活塞杆与活塞的连结形式设计选用：螺纹接合方式。其特性：构造简洁，在振动的工作环境下易于松动，需要使用锁紧设备，应用广泛3.活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的设计采用了全体端盖直接导向。这种方式的优点在于端盖与活塞杆直接相互作用，结构简洁，但一旦磨损，只能替换整个端盖。4.活塞及活塞杆处密封圈的选用根据密封的位置、压力、温度、运动速度等情况的不同，需要选择适合的密封圈类型作为活塞和活塞杆的密封圈。选用密封圈密封的优点：（1）结构简单，制造方便，成本低；（2）能自动补偿磨损；（3）随着压力的增加，密封性能也会相应提升，从而确保其稳定性。（4）由于密封区域的表面不会直接与外界接触,因此可以降低加工精度。（5）这个工具既可以用来固定物体，也可以用于移动部件。采用的设计是o型密封圈，其截面结构的简图如下图所示。图16O型密封圈截面简图5.液压缸的安装连结结构液压缸的装置和连接方式涵盖了其安装构造、进出油口的联系等。1.液压缸的安装形式依据设计的任务需求和装置位置，我们选择了尾部后耳环的装置方式。也就是说，缸体被固定，活塞杆进行移动。其安装结构的简化图如下所示图17耳环的安装形式简图2.液压缸进、出油口形式及大小的确定液压缸的进出油口设计被放置在缸体上方，液压缸的设计中没有专门的排气装置，进出油口设在液压缸的最高位置，以确保空气首先能够排出液压缸。选择的进油口和出油口形态为：螺孔连接，其安装规格是m18×1.5。6.主要液压缸部件的材质和技术规格液压缸的主要部件包括缸体、活塞、活塞杆、缸盖，它们的材料和技术要求如下：1.）缸体材料：QT600-02；主要的表面粗糙度：液压缸内部的圆柱体表面粗糙度为；技术规范如下：(1)内部尺寸需达到H9级的匹配标准;(2)其内外部圆形度的误差应不超过直径偏差的一半;(3)当使用螺纹联接的方式来固定缸体及端盖时，需要选择H6等级的精密螺纹;(4)为避免被腐蚀并延长使用寿命，可对内部尺寸进行镀上约0.03至0.04mm厚度的硬化铬层，然后再经过打磨处理，最后在外部喷涂防腐蚀油漆以保护缸体。此过程的示意图参见下图2.）活塞材料：45钢；活塞外圆柱的主要表面粗糙度是ra=0.8-1.6。技术要求包括：（1）外径D的圆度、圆柱度应小于外径公差的一半；（2）在使用橡胶密封圈密封活塞外径时，可选择f7-f9的配合，内径与活塞杆的配合可选取H8。3.）活塞杆材料：45钢；杆外圆柱的主要表面粗糙度为ra=0.4-0.8。技术规定：(1)材料的热处理方式为调质20-25hrc;(2)外径表面的直线度应保持在500mm长度内，且不超过0.03mm；(3)可以选择使用h8/h8配合来与活塞进行连接。其简化图示如下图18活塞杆简图4.）缸盖材料：HT200；主要表面粗糙度：ra值在0.8至1.6um之间。要求如下：（1）表面圆度和圆柱度需控制在直径公差的一半以内；（2）端面A和端面B与孔的轴线垂直度在直径为1000mm的范围内不超过0.04mm；（3）与D的同轴度不大于0.03mm。5行走部的设计5.1设计计算液压缸的纵向行驶驱动5.1.1液压缸的受力分析及计算在矿车清理机的运行过程中，主要需要克服启动时产生的惯性力、轨道摩擦力以及工作期间滚筒承受的负荷等因素。启动时的惯性力Fa工作载荷FgT=525.25导轨摩擦系载荷f——导轨摩擦系数，f=0.2——外载作用在导轨上的正压力因此，矿车在进行纵向移动时所遭遇的工作阻力是取其机械效率为则液压缸的驱动力为5.1.2纵向移动液压缸的设计计算缸筒内径的确定1.初选液压缸的工作压力液压缸的工作压力主要是由液压设备的种类决定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用不同的压力范围。一般情况下，设定液压缸的工作压力为6兆帕。2.确定液压缸的主要结构尺寸该设计系统使用了单杆式液压缸，并选择了双重作用、液压缸固定的设计方案。设计中液压缸的缸体内径为活塞杆直径的两倍，即=2，并将回油腔的背压设定为=0.4MPa。当无杆腔内的压力油流入时，对活塞所产生的推动力是什么？（5.1）=（5.2）在公式中，—代表了活塞杆伸出时产生的最大外部负载。—液压缸密封处的摩擦力很难准确计算，通常会用液压缸的机械效率来估算。通常，液压缸的机械效率在0.9到0.97之间，设计值为0.95。通过将所有的数据输入到公式(5.1)、(5.2)中，我们能够计算出液压缸无杆腔的实际面积：=m=17.62cm则液压缸的直径：==4.73cm=47.3mm根据gb2348-80和gb2348-80的规定，将其调整至接近标准直径，以便使用标准的密封元件。圆整后取D=80mm可求活塞杆的直径：d=40mm计算压力腔实际的工作压力计算执行元件实际所需流量设理论流量为式中:v--活塞杆的运动速度()取速度为v=0.1活塞杆弯曲稳定性的验算当活塞杆完全伸出时，需要考虑活塞杆的弯曲稳定性，假设受力完全作用在活塞杆轴线上，并进行主要的验算：设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为取活塞杆的安全系数为=3根据保守的校核公式得:在公式里，n表示末端条件系数，我们把活塞杆的两端视为两端绞支，通过查阅表格，我们得出结论：=1。d--活塞杆杆径--活塞杆计算长度,故得:==安全系数为由此可见,活塞杆满足稳定性要求。液压缸的壁厚和外径的计算：根据液压缸的强度要求，确定液压缸的壁厚。因为缸筒和后缸盖是通过焊接方式连接的，所以我们选择了具有良好焊接性能的液压缸筒，使用的材料是45钢，其内径d设定为80mm，壁厚h设定为10mm(gb/t3639)。此时缸筒的外径为：80+20=100mm液压缸工作行程L的确定：依据执行机构实际工作的最大行程来确定，液压缸工作行程的长度可选取为1250毫米。最小导向长度H的确定一旦整个活塞棒完全向外部延伸后，自活塞支撑面的中心至发动机壳体滑移支持面上部的间隔H被定义为最低引导尺寸。若导引尺度的值过低的话，会导致起动时的弯曲程度增加(由空位导致的),这会影响油压筒体的稳健性能;所以我们在规划阶段需要确保有足够的指导规模以达到这个标准。一般而言，我们对大多数类型的油压桶的要求是：其必要的指引大小应该符合下述条件:式中：L—液压缸的最大行程；D—液压缸的内径。通常，活塞的宽度b被设定为b=(0.6-1.0)d。取B=48mm缸盖厚度的确定当缸筒底部是平面的时候，我们可以通过以下公式来计算其厚度。（5.3）式中：δ――缸筒底部的厚度；D――缸筒内径；—筒内最大的工作压力；――筒底材料的允许应力选择方式与缸壁厚度计算一致。代入式（5.3）数据计算，得：设计根据的实际情况取δ＝10mm缸体长度的确定通常情况下，液压缸的缸体长度应当介于内径的20至30倍之间。此次的设计成果是：1250mm，大概是15.6倍，符合预期。液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的出入油口可以设置在端盖或缸体上，出入口处的流速不应超过5m/s，连接方式采用螺纹连接。所以选取流速为由油泵的供油量:所以油口截面积：再由再考虑之前提到的油管和管接头的选择。由GB2878－81可取：油口连接螺纹尺寸为5.1.3液压缸的结构设计缸体与缸盖的连接形式缸体底部与缸盖的连接方式与工作压力、缸体材料和工作环境有关。这个设计的缸筒和前缸盖是通过螺纹连接的，而缸筒与后缸盖则是通过焊接来实现。缸筒的设计：材质选择：通常需要具备充足的强度和抗冲击性，液压缸筒所用的材料应为焊接性能优良的精密内径无缝刚管，其材质为45钢。根据前面的计算结果：主要需要满足缸筒的直径为100mm，内部直径为80mm。缸筒的底端开有油口，其油口的连接。缸筒技术的要求是内径表面的粗糙度。对缸筒内径的研磨过程中，不允许出现纵向或横向的刀痕。活塞与活塞杆的连接活塞和活塞杆之间有多种连接方式，所有方式都需要进行锁紧操作，并在它们之间设置静密封，具体的密封方式要根据工作条件而定。本设计采用O形密封的设计。这种设计的活塞密封圈结构简单这种设计的活塞密封圈具有优良的密封性能和耐磨性，结构简洁且紧凑，工作位置稳定。由于活塞杆和活塞连接处的O形密封圈在内部活塞杆和活塞之间，内径为。查表选取:名称=o型橡胶密封圈的规格与偏差。标准取自GB/T3452.1-1992，并且符合ISO3601/1-1988的要求。内径d1=40.0内径极限偏差=±0.30截面直径\d2=1.80±0.08截面直径\d2=2.65±0.09截面直径\d2=3.55±0.10截面直径\d2=5.30±0.13截面直径\d2=7.00±0.15技术要求：我们选择使用35号钢来设计活塞。活塞与活塞杆的配合为:活塞与缸筒的配合为:外径粗糙度为：活塞杆的设计技术规定：45号钢被用于设计活塞杆。活塞杆和前端盖配合为：；活塞杆表面的粗糙度；强度验算：一般来说，活塞杆的直径是根据液压缸的速度或比例需求确定的,接着进行结构强度和稳定性的检验。在之前的计算过程中，我们根据速比确定了活塞杆的直径。按强度条件校核在确定活塞杆长度时，应根据强度要求来核对活塞杆的直径。（5.4）式中：F--活塞杆推力――活塞杆材料的许用应力式中代入式（5.4）数据计算得：满足强度条件。活塞杆导向部分的结构这个设计包含了活塞杆导向部分的构造，例如活塞杆与缸盖、导向环的组成、密封性、防尘和锁紧功能等。此外，我们还采用了将其与端盖隔离开来的方式进行设计。液压缸的缓冲装置在工作机构质量较高且运动速度超过0.2m/s的情况下，液压缸会产生较大的动力。当液压缸处于运行状态时：其活塞杆的行进速度v为:式中：v—活塞杆的行进速度Q―进入有杆腔的流量A—活塞面积代入数据计算，得：同上当液压缸处于回程时：其活塞杆的行进速度v为:两个缸盖的设计:后缸盖的构造是这样的：后缸盖上有进油口和密封槽，详细结构请看下图。前缸盖的构造：其内部设有密封环，同时也在缸筒内部设置了密封槽。图19液压缸后缸盖设计选择m90×3作为缸筒与前缸盖接合处的螺纹。名称＝普通螺纹的基本牙型及基本尺寸标准=摘自GB/T192-1981，单位=(mm)公称直径D、d\第一系列=90螺距p=3中径D2或d2=88.051小径D1或d1=86.7525.设计并计算2个横向行走驱动的液压缸5.2.1液压缸的受力分析及计算确定活塞和活塞杆的直径以及缸的负荷能力，这是横向移动液压缸的关键。在矿车清理设备移动的过程中，油缸主要需要克服启动阶段的惯性力和轨道摩擦力。启动时的惯性力Fa导轨摩擦系载荷f——导轨摩擦系数，f=0.2——外载作用在导轨上的正压力因此，矿车在进行纵向移动时所遭遇的工作阻力是取其机械效率为则液压缸的驱动力为5.2.2横向移动液压缸的设计计算缸筒内径的确定1.初选液压缸的工作压力液压缸的工作压力主要由液压设备的类型决定，不同用途的液压缸因工作条件不同而使用不同的压力范围。通常，初设液压缸的工作压力为6MPa。2.确定液压缸的主要结构尺寸该设计系统采用了单杆式液压缸，其采用了双作用设计，液压缸通过固定的方式连接。液压缸的缸体内径选取为活塞杆直径的两倍，即=2。在设计中，液压缸的回油腔背压设定为=0.4MPa。当无杆腔内的压力油流入时，对活塞所产生的推动力是什么？（5.1）=（5.2）在公式中，—代表了活塞杆伸出时产生的最大外部负载。—通常会通过液压缸的机械效率来估算，因为液压缸密封处的摩擦力的精确数值很难确定。通常，液压缸的机械效率在0.9到0.97之间，设计值为0.95。通过将所有的数据输入到公式(5.1)、(5.2)中，我们能够计算出液压缸无杆腔的实际面积：=m则液压缸的直径：==37.3mm根据gb2348-80和gb2348-80的规定，将其调整至接近标准直径，以便使用标准的密封元件。圆整后取D=80mm由=2d，可求活塞杆的直径d：d=0.5D=40mmD=80mmd=40mm计算压力腔实际的工作压力计算执行元件实际所需流量设理论流量为式中:v--活塞杆的运动速度()取速度为v=0.1活塞杆弯曲稳定性的验算在活塞杆完全伸出时，需要考虑活塞杆的弯曲稳定性，假设受力完全作用在活塞杆的轴线上，并主要进行验算：设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为取活塞杆的安全系数为=3根据保守的校核公式得:在公式里，n表示末端条件系数，我们把活塞杆的两端视为两端绞支，通过查阅表格，我们得出结论：=1。d--活塞杆杆径--活塞杆计算长度,故得:==安全系数为由此可见,活塞杆满足稳定性要求。液压缸的壁厚和外径的计算：根据液压缸的强度条件来确定液压缸的壁厚。因为缸筒和后缸盖是通过焊接方式连接的，所以我们选择了具有良好焊接性能的液压缸筒，使用的材料是45钢，其内径d设定为80mm，壁厚h设定为10mm(gb/t3639)。此时缸筒的外径为：80+20=100mm液压缸工作行程L的确定：可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定液压缸工作行程的长度，选择L=1600mm。最小导向长度H的确定：在设计时必需确保有一定的最小导向长度。对于通常的液压缸而言，必须符合最小导向长度H的要求：式中：L—液压缸的最大行程；D—液压缸的内径；通常，活塞的宽度b被设定为b=(0.6-1.0)d。取B=48mm缸盖厚度的确定当缸筒底部是平面的时候，我们可以通过以下公式来计算其厚度。（5.3）式中：δ――缸筒底部的厚度；D――缸筒内径；—筒内最大的工作压力；――筒底材料的允许应力选择方式与缸壁厚度计算一致。代入式（5.3）数据计算，得：设计根据的实际情况取δ＝10mm缸体长度的确定一般情况下，液压缸缸体的长度不宜超过其内径的20到30倍。我们的设计成果是1600mm，大约是原来的20倍，这符合预期。液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进出口可以设计在端盖或缸筒上，进出口处的流速不应超过5m/s，连接方式为螺纹连接。所以选取流速为由油泵的供油量:所以油口截面积：再由再考虑之前提到的油管和管接头的选择。由GB2878－81可取：油口连接螺纹尺寸为6液压泵站的计算与设计6.1液压泵参数的计算与选型1.液压泵最高工作压力的计算系统中液压泵最高工作压力为2.7MPa，且取进油路总压力损失为0.5MPa，同时考虑压力继电器可靠动作压力差为0.5MPa。=2.7++0.5=3.7MPa因此，液压泵的额定压力可取：Pr1.2×3.7=4.44Mpa取Pr=4.5Mpa2.液压泵最大流量的计算==查找手册产品样本，选择CB-FC16型单齿轮泵，以满足所需的液压泵最高压力和最大流量的要求。单齿轮泵型号:CB-FC16理论排量/mL·r^(-1)：20.19压力/MPa|额定：16压力/MPa|最高：20转速/r·min^(-1)|额定：2000每分钟旋转次数的最大值为2500次，可供客户持续使用。转速/r·min^(-1)|最低：600容积效率/%：≥90总效率/%：≥81驱动功率/kW(额定工作状况)：9.9单齿轮泵尺寸图如下图：图20单齿轮泵尺寸图6.2电动机的选型因为泵的驱动功率（在额定工作条件下）达到了9.9kw，所以电机的额定功率应满足以下要求：kWy系列的封闭型三相异步电动机特别适合于灰尘浓重、土壤扬起和水溅的环境，其优点在于效率高，电耗低，性能卓越，体积小巧，操作稳定且维护简单。根据这个信息，我们选择了y160m-4型的异步电动机作为样本，具体参数如下。电机名称Y系列三相异步电动机类别代号Y型号规格Y160M-4额定功率/kW：11铁心长度/mm：100气隙长度/mm：0.55定子外径/mm：290定子内径/mm：187定子线规nc-dc：1-1.18每槽线数：54并联支路数：2绕组型式：双层叠式节距：1～11槽数Z1/Z2：48/44图21电动机6.3液压控制阀的选择液压阀的基本运作机制是通过让阀芯在阀体内部移动以调整阀孔的开启或关闭程度并调节其大小，从而达到对压力、流量和流动方向的管理。经过阀孔的流量Q取决于阀孔前后的压力差异ΔP和阀孔面积A，总能符合压力-流量关系公式;而施加于阀芯的力量能否保持平衡需依据具体的构造设计做进一步探讨。根据用途不同分类：（1）压力调节阀是用来管理和操控液压系统的流动压力，例如溢出阀、降压阀以及顺序阀等。（2）液压系统液流流量可由流量控制阀来控制和调节，这些阀包括节流阀、调速阀、分流集流阀、比例流量阀等。（3）方向控制阀被用来控制和改变液压系统中液体的流向，比如单向阀、液控单向阀和换向阀等。6.4液压辅件的选择6.4.1过滤器的选型过滤器的作用是将油中的杂质滤除，保持油液的清洁，防止油液受到污染，确保系统正常运行。过滤器的选用要求：(1)对于系统的过滤需求必须达到过滤精度的标准：通过去除的杂质粒子大小作为过滤精度的评估依据。各类型的液压系统所需的过滤精度可参考建议表格。粗滤器的要求是0.1mm;普通的过滤器需要达到0.01mm;而精细过滤则需达到0.005mm和0.001mm两种级别。(2)必须具备充足的通油能力：这个流量是在特定压力下可以经过滤器的最大流速，应根据滤器在系统中的设置位置来选择。（3）必须具备足够的机械强度，不能因液压力而受损。（4）我们需要考虑到一些特殊的需求，例如防腐蚀、磁性、信息传输以及滤芯的不间断更换等。（5）要清洗更换方便。依据设计需求的流量，选择了xu-25×80j滤清器。过滤器的安装：过滤器的安装位置如下图：图23过滤器的安装位置选择a种安装方式。6.4.2油箱的选型与设计（一）油箱容积的确定按散热计算油箱容积如果设备每天运行8小时，且油温不超过标准，并且设备的散热状况良好，那么选择l-hh46型号的液压油是最佳的。已知该油密度比热容根据功率平衡关系得———一小时系统的发热总能量———一小时系统的散热总能量根据经验公式K=16A为散热面积假设油箱的长宽高比例为a:b:c，即1.5:1:1。则油箱的尺寸为：长宽高一般油面高度为油箱高度的0.8倍则油箱的有效容积为：带入数据得：油箱内液压油的质量为：当所有的液压油泵流量通过溢流阀回到油箱，其产生的热能达到最大值。=2029.39液压泵发热功率取管路及其他损失所产生的热功率由得3600×3824.4=3600×16×6.75×35+1880×1.2×900×35解方程可得故可算出油箱的尺寸为：长宽高故油箱容积为：需要留意的是，设备停止工作后，设备内的油液会因为重力作用而回流到油箱中。为了避免液压油溢出油箱，应保持油箱内的液压油位不超过油箱高度的80%。（二）油箱结构的设计：设计采用钢板焊接的分离式液压油箱。（1）液压油箱的外观尺寸：根据实际情况设计其各项规格，长度为1010毫米、宽度为700毫米和高度为746毫米。（2）应在油箱内安装吸油过滤器，以便于清洗，同时需要考虑油箱结构能够方便拆卸。（3）为了方便排水以及清洗，油箱应当在底部做成适当的斜度，并安装有放油塞。同时，油箱的箱盖上应当配置空气滤清器，其通气流量不应低于泵流量的1.5倍。对于大型油箱，还应当在侧面设计清洗窗口。（4）油箱的侧壁须装上油位指示器，用以显示油箱的最高和最低油位。新的油箱必须接受防锈和防止凝水处理。（5）为了增加油液循环的距离，吸油管和回油管应当用隔板分隔开来，这样可以让油液有足够的时间来分离气泡并沉淀杂质。隔板的高度通常应取油面高度的3/4。吸油管距离油箱底面的距离H应不小于2D，距离箱壁不小于3D。回油管应当插入油面以下，为了防止回油带入空气，回油管距离箱底的距离h应不小于2d，并且排油口应该切成45°，以增加通流面积。（6）液压设备的起吊过程：从工厂的装配阶段，到最后的用户使用，需要进行多次的装卸操作，并在箱体上安装吊耳环。（7）为了避免液压油受到污染,应该将液压油箱设计成完全封闭的。（四）压力表的选择通常在液压系统中，我们会使用压力表来监测各个工作点的压力，以便调整到所需的工作压力。弹簧管式压力表是液压系统中最常使用的类型。设计选用Y-60压力表。6.4.3管件的选择管件的主要功能是连接液压设备和传送液压油。它必须确保具有足够的强度，