裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計

裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計,裝載,液壓,系統(tǒng),設(shè)計 畢業(yè)設(shè)計報告(論文) 報告(論文)題目： 裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計 摘 要 裝載機主要用來裝卸散狀物料，也能進行輕度的鏟掘工作，并且具有良好的機動性能，是工程機械中保有量較大的品種之一。 裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計是裝載機設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)，它對裝載機的使用性能和裝載機在市場上的競爭力有著很大的影響。裝載機性能的優(yōu)劣和作業(yè)效率的發(fā)揮，離不開液壓系統(tǒng)的設(shè)計，而且在很大程度上取決于液壓系統(tǒng)的工作效率。 裝載機的工作裝置和轉(zhuǎn)向機構(gòu)都采取液壓傳動，本文通過對工作裝置及轉(zhuǎn)向機構(gòu)工作要求和載荷分析對液壓系統(tǒng)進行設(shè)計。主要包括對執(zhí)行元件，控制元件輔助元件的選擇、設(shè)計。 本文的設(shè)計，能夠使讀者對液壓系統(tǒng)設(shè)計進一步加深了解，同時從中可以體會到一些設(shè)計理念，為以后從事此類工作得到一些幫助。 關(guān)鍵詞：裝載機 液壓傳動 液壓系統(tǒng)設(shè)計 ABSTRACT The loader is mainly used for loading and unloading bulk materials, but also for light excavation work, and has good maneuverability, is the construction machinery to maintain a larger variety of one. The hydraulic system design of the loader is an important part of the loader design. It has a decisive influence on the performance of the loader and the competitiveness of the loader in the market. The performance of the loader and the operational efficiency of the play, can not be separated from the hydraulic system design, and to a large extent depends on the hydraulic system efficiency. The working device of the loader and the steering mechanism are taken hydraulic drive, this paper through the work device and steering mechanism requirements and load analysis of the hydraulic system design. Mainly include the implementation of components, control components of the selection of components, design. The design of this paper can make the reader to further deepen the understanding of the hydraulic system design, at the same time from which you can experience some of the design concept for the future to engage in such work to get some help. Key words: loader hydraulic transmission hydraulic pressure system 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 目 錄 3 前言 1 第1章　裝載機液壓系統(tǒng)總體介紹 2 1.1　液壓系統(tǒng)的工作原理 2 1.2　液壓系統(tǒng)的組成部分 2 1.3　液壓傳動的優(yōu)缺點 2 1.3.1　液壓傳動的優(yōu)點 2 1.3.2　液壓傳動的缺點 3 1.4　國內(nèi)外的發(fā)展狀況 3 1.4.1　應(yīng)用現(xiàn)狀 3 1.4.2　發(fā)展動向 4 1.5　本章小結(jié) 5 第2章　裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計 6 2.1　裝載機液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 6 2.1.1　概述 6 2.1.2　輪式裝載機液壓系統(tǒng)基本要求 6 2.2　輪式裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計已知參數(shù) 6 2.3　制訂液壓系統(tǒng)方案 7 2.3.1　油路循環(huán)方式的分析與選擇 7 2.3.2　確定液壓執(zhí)行元件的形式 7 2.3.3　各機構(gòu)液壓回路的確定 7 2.3.4　繪制液壓系統(tǒng)原理圖 10 2.4　確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 11 2.4.1　液壓缸載荷組成 12 2.4.2　初選系統(tǒng)工作壓力 13 2.4.3　計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 13 2.4.4　計算液壓缸所需流量 15 2.4.5　計算液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力 16 2.5　液壓元件 16 2.5.1　液壓泵的選擇 16 2.5.2　液壓閥的選擇 17 2.5.3　輔元件的選擇 17 2.6　液壓系統(tǒng)的性能驗算 19 2.6.1　液壓系統(tǒng)壓力損失 19 2.6.2　液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 20 2.6.3　計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 21 2.6.4　根據(jù)散熱要求計算油箱容量 22 2.7　液壓系統(tǒng)沖擊壓力 22 2.7.1　壓力沖擊的原因 23 2.7.2　消除或減少壓力沖擊的措施 23 2.8　本章小結(jié) 23 第3章　動臂液壓缸的設(shè)計 24 3.1　液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 24 3.1.1　缸筒壁厚計算 24 3.1.2　缸筒外徑 25 3.1.3　缸底厚度的計算 25 3.2　液壓缸的連接計算 25 3.2.1　缸蓋連接計算 25 3.2.2　銷軸與耳環(huán)連接計算 26 3.3　活塞桿活塞桿強度及穩(wěn)定性驗算 27 3.3.1　活塞桿強度驗算 27 3.3.2　活塞桿穩(wěn)定性驗算 27 3.4　本章小結(jié) 28 參考文獻 29 致謝語 30 前言 裝載機是一種常用的鏟土運輸機械，廣泛應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山及國防工程中。其對加快工程建設(shè)速度，減輕勞動強度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本等都發(fā)揮著重要的作用。因此，近年來，裝載機在國內(nèi)外均得到了迅猛的發(fā)展，已成為工程機械的主導產(chǎn)品之一。 裝載機是一種常用的鏟土運輸機械，廣泛應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山及國防工程中。其對加快工程建設(shè)速度，減輕勞動強度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本等都發(fā)揮著重要的作用。因此，近年來，裝載機在國內(nèi)外均得到了迅猛的發(fā)展，已成為工程機械的主導產(chǎn)品之一。如國外工程機械產(chǎn)品在集成電路、微處理器、微型計算機及電子監(jiān)控技術(shù)等方面都有廣泛的應(yīng)用，一些節(jié)能新技術(shù)得到了推廣，可靠性、安全性、舒適性、環(huán)保性能得到了高度重視，并向大型化和微型化方向發(fā)展。借鑒國外工程機械產(chǎn)品的發(fā)展趨勢，我國工程機械產(chǎn)品的發(fā)展走勢應(yīng)是：大力發(fā)展機電一體化產(chǎn)品，實現(xiàn)裝載機工作狀態(tài)的自動監(jiān)測和控制，實現(xiàn)平地機的激光導平自動控制，實現(xiàn)在有毒、有危險環(huán)境下工程機械作業(yè)的遙控，大力提高產(chǎn)品的質(zhì)量、可靠性和技術(shù)水平，大力發(fā)展工程機械品種，加強新技術(shù)的應(yīng)用，改善駕駛員的工作條件。裝載機：應(yīng)開發(fā)性能優(yōu)良的裝載機，如斗容量大、發(fā)動機功率大、掘起力大、傾翻負荷大、牽引力大、廢氣排放少的裝載機，應(yīng)開發(fā)機電一體化技術(shù)、電子計算機技術(shù)、監(jiān)測技術(shù)水平高的裝載機，應(yīng)開發(fā)作業(yè)可靠性好、安全性高、舒適性好的產(chǎn)品，應(yīng)開發(fā)可裝載、可抓物、可側(cè)卸、可起重的經(jīng)濟性好的一機多用型產(chǎn)品。有前途的產(chǎn)品是：輪式裝載機、大型裝載機、中小型多用途輪式裝載機、微小型裝載機、機電一體化輪式裝載機。 小型多功能裝載機可迅速有效的克服人力無法完成的工作。其靈活的工作空間、便捷的運輸方式，更可取代中國市政部門現(xiàn)有的不太適合市政施工的大型機械，如裝載機、履帶式挖掘機等。另外，機場、港口、碼頭、礦山、軍用設(shè)施、石油與煤氣管道鋪設(shè)等行業(yè)領(lǐng)域的建設(shè)和維護也是挖掘裝載機用武之地。它可以實現(xiàn)了集裝載、推土、刮平、裝夾多種作業(yè)形式于一體，可以做到一機多用，經(jīng)濟實用，擁有很好的市場開發(fā)前景。  第1章　裝載機液壓系統(tǒng)總體介紹 1.1　液壓系統(tǒng)的工作原理 液壓系統(tǒng)是由各種液壓元件（包括液壓泵、液壓閥、執(zhí)行元件及輔助元件等）按一定需要合理組合而成。他的工作原理是：液壓泵由電動機帶動旋轉(zhuǎn)后，從油箱中吸油。油液經(jīng)濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸一腔，推動活塞和上作臺運動。這時，液壓缸一腔的油經(jīng)換向閥和回油管排回油箱。由此可知: 1）液壓傳動是液體作為傳遞能量的介質(zhì); 2）液壓傳動液壓能量傳遞動力，是使用液壓傳動液體動能不一樣的; 3）液壓介質(zhì)在控制介質(zhì)中受控，調(diào)節(jié)狀態(tài)為上述，因此液壓傳動和液壓控制往往難以完全分離。 1.2　液壓系統(tǒng)的組成部分 液壓傳動主要山以下四部分組成： 1）能源設(shè)備：將機械能轉(zhuǎn)化為油壓能量裝置，最常見的形式是壓力泵向液壓系統(tǒng)提供壓力油; 2）設(shè)備的實施：油的液壓能量可以轉(zhuǎn)化為機械能裝置，可以是液壓缸的直線運動，可用于旋轉(zhuǎn)運動液壓馬達; 3）調(diào)節(jié)裝置的控制：系統(tǒng)的油壓，流量或方向來控制或調(diào)整裝置，如安全閥，節(jié)流閥，閥門，開閥。 這些組件的不同組合形成了液壓系統(tǒng)的不同功能; 4）輔助裝置：除上述三個部分以外的裝置，如油箱，油過濾器，油管等，它們在確保系統(tǒng)正常方面起著重要作用。 1.3　液壓傳動的優(yōu)缺點 1.3.1　液壓傳動的優(yōu)點 液壓系統(tǒng)具有如下優(yōu)點： 1）在相同的體積下，液壓裝置可以產(chǎn)生比電氣裝置更大的功率，因為液壓系統(tǒng)中的壓力可以大于電樞磁場中的磁力的30至40倍。在相同功率的情況下，液壓裝置尺寸小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊。液壓馬達的尺寸和重量只有等效功率馬達的12％左右。 2）液壓裝置相對穩(wěn)定。液壓裝置由于重量輕，慣性小，響應(yīng)快，易于實現(xiàn)快速啟動，制動和頻繁換向。在往復(fù)式旋轉(zhuǎn)運動中，液壓裝置的換向頻率可高達每分鐘500次，每分鐘達到1000次。 3）液壓裝置可實現(xiàn)無級調(diào)速范圍廣（速度范圍高達1：2000），也可在液壓裝置中進行速度控制。 4）液壓傳動容易實現(xiàn)自動化，因為它是液壓，流量和流向的控制或調(diào)節(jié)，操作非常方便。結(jié)合液壓控制和電氣控制或氣動控制，可以實現(xiàn)復(fù)雜的順序和遠程控制。 5）液壓裝置容易實現(xiàn)過載保護。液壓元件可自動潤滑，使用壽命更長。 6）由于液壓元件已經(jīng)標準化，系列化和多功能化，液壓系統(tǒng)的設(shè)計，制造和使用更加方便。液壓元件的布置也具有很大的流動性。 7）采用液壓傳動實現(xiàn)自動運動，比機械傳動簡單。 1.3.2　液壓傳動的缺點 液壓系統(tǒng)具有如下缺點： 1）液壓傳動不能保證嚴格的傳動比，這是液壓油壓縮性和泄漏等因素造成的。 2）液壓傳動過程中往往會有更多的能量損失（摩擦損失，泄漏損失等），管路長也會泄露。 3）液壓傳動對油溫變化較為敏感，其穩(wěn)定性非常易受溫度影響，因此不宜處于過高或過低的溫度下。 4）為了減少泄漏，制造要求中的液壓元件更高，因此更昂貴，對油污染更為敏感。 5）液壓傳動需要單獨的能源。 6）液壓傳動故障不容易找出原因。 一般來說，液壓傳動的優(yōu)勢突出，其缺點將隨著科技的發(fā)展而逐漸克服。 1.4　國內(nèi)外的發(fā)展狀況 1.4.1　應(yīng)用現(xiàn)狀 液壓傳動和氣動傳動，統(tǒng)稱為流體傳動，連同機械傳動和電氣傳動構(gòu)成了現(xiàn)代工業(yè)中使用的三大傳動方式。 液壓傳動是機械傳動的新技術(shù)。從300多年前開始，帕斯卡爾提出了靜壓傳動原理，18世紀末英國制造的液壓機開始計數(shù)，液壓傳動已經(jīng)有了二三百年的歷史。但是液壓驅(qū)動受到普遍關(guān)注，適用于國民經(jīng)濟各個環(huán)節(jié)，只有50多年左右的時間。第二次世界大戰(zhàn)后，隨著現(xiàn)代科技和制造工藝的飛速發(fā)展，各種液壓元件的性能日益完善，液壓傳動開始得到廣泛應(yīng)用。特別是高精度，快速響應(yīng)伺服閥，液壓技術(shù)的應(yīng)用正在迅速發(fā)展。在20世紀70年代末到80年代后期，山地電子計算機的飛速發(fā)展，推動了液壓技術(shù)進入數(shù)控液壓伺服技術(shù)時期。一般認為電子技術(shù)與液壓技術(shù)的結(jié)合是液壓系統(tǒng)自動控制的發(fā)展方向。液壓傳動山具有傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，功率大，無級調(diào)速，定位精度高等優(yōu)點。因此，不僅廣泛應(yīng)用于機床工程機械，農(nóng)業(yè)機械，汽車，冶金，航空航天等領(lǐng)域。行業(yè)部門也在輕工機械中也得到廣泛應(yīng)用。同時，隨著原子能的飛速發(fā)展，空間技術(shù)，電子技術(shù)等方面的液壓技術(shù)不斷向更深層次，更廣泛的發(fā)展領(lǐng)域發(fā)展。 近20年液壓技術(shù)的發(fā)展極快，新元，配件不斷出現(xiàn)。如繼電器電液比例閥，暗盒式閥門，近年來正在開發(fā)中，試圖擁有電液比例控制液壓泵，數(shù)字閥等。應(yīng)用領(lǐng)域也在不斷擴大，如太陽跟蹤系統(tǒng)，高層建筑地震系統(tǒng)采用液壓技術(shù)。之前，中國的液壓元件系列已經(jīng)比較完整，正在接近ISO標準。許多工廠制造或引進了大量液壓傳動設(shè)備和生產(chǎn)線，實現(xiàn)了自動半自動控制的生產(chǎn)過程。 1.4.2　發(fā)展動向 隨著生產(chǎn)的不斷發(fā)展，液壓元件的結(jié)構(gòu)和性能要求越來越高，看國內(nèi)外液壓元件的發(fā)展趨勢，一般有以下兩個方面： 1）小型化，輕便，集成 隨著液壓機械自動化程度的不斷提高，組件數(shù)量急劇增加，因此部件小型化，系統(tǒng)集成已成為液壓技術(shù)發(fā)展的主要方向之一。為了實現(xiàn)小而輕的口腔，液壓系統(tǒng)的壓力趨于高壓，如國外工程機械到35MPa前進：航空配件進入56?63MPa。當然，隨著壓力的增加，生命體系和組成部分的下降，重量也增加了這些矛盾的出現(xiàn)趨勢，對材料科學研究人員提出了新的問題。 在國外，液壓元件正在多功能或系統(tǒng)化的方向發(fā)展。例如：以方向控制方式為核心，加上其他功能的切斷。四通閥，液壓系統(tǒng)具有高度集成度，重量輕，小型化等特點。使用多功能閥（和組合閥）可以形成差動回路，安裝尺寸與普通電磁閥相同。 2）結(jié)合電子技術(shù) 流量控制閥的重要研究課題是通過使用電子部件作為信息處理和傳輸系統(tǒng)信息來控制控制閥，輸出流體的壓力作為功率輸出。在液壓技術(shù)方面，現(xiàn)在一般對比例電磁閥和數(shù)字閥感興趣，雖然都是開環(huán)控制，但與電液伺服閥相比，抗污染能力更強，易于制造，維護使用方便。 降低能源消耗是當前液壓技術(shù)中最重要的問題之一。系統(tǒng)的能耗主要由能量儲備法，能量回收法，負荷壓力，流量和功率匹配法以及微電腦控制液壓系統(tǒng)控制。 隨著液壓技術(shù)的高壓，高速，高流動方向，降低液壓系統(tǒng)噪聲是一個突出的問題，所以近10年來，全國各地對液壓元件和系統(tǒng)噪聲的降低進行了大量的研究。 為提高液壓產(chǎn)品的可靠性，人們越來越重視可靠性技術(shù)的研究與應(yīng)用。如組件的開發(fā)，提高組件污染補償測試方法的快速使用壽命，系統(tǒng)故障診斷設(shè)備和系統(tǒng)可靠性預(yù)測技術(shù)研究。 1.5　本章小結(jié) 本章簡要介紹了液壓系統(tǒng)，綜合介紹了液壓系統(tǒng)的優(yōu)缺點及其應(yīng)用與發(fā)展現(xiàn)狀。 液壓系統(tǒng)液壓裝置相對平穩(wěn)。 液壓裝置是液壓系統(tǒng)常用的原因之一，因為它們重量輕，慣性小，響應(yīng)快，容易快速起動，制動和頻繁換向。 液壓系統(tǒng)正在改進中，正在朝著體積小，重量輕，集成化的方向改進，勢必對行業(yè)的未來有相當?shù)耐苿恿Α?  第2章　裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計 2.1　裝載機液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 2.1.1　概述 裝載機主要用于散裝材料的處理和整平，也可用于輕度挖掘工作。高效率和良好的機動性是廣泛應(yīng)用的液壓工程機械。 裝載機的行走裝置都采用液壓機械傳動，其液壓操縱的換檔變速箱得到廣泛應(yīng)用;裝載機的工作裝置為動臂和鏟斗，多數(shù)為裝在機架上的四連桿機構(gòu)；他和轉(zhuǎn)向機構(gòu)都采用液壓傳動。因此裝載機的液壓系統(tǒng)由工作裝置、液壓動力轉(zhuǎn)向組成。工作裝置系統(tǒng)又包括動臂升降液壓缸回路和轉(zhuǎn)斗液壓缸回路，兩者構(gòu)成串并聯(lián)回路。 2.1.2　輪式裝載機液壓系統(tǒng)基本要求 液壓系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)從實際出發(fā)，引進國外的先進技術(shù)，除主機應(yīng)符合性能和作業(yè)要求外，還必須滿足重量輕，體積小，成本低，效率高，結(jié)構(gòu)簡單，可靠，并且維護了一些被接受的設(shè)計原則。 要求液壓系統(tǒng)能實現(xiàn)工作裝置鏟裝、提升、保持和傾斜等動作。轉(zhuǎn)斗機構(gòu)采用鉸接轉(zhuǎn)向，要求液壓系統(tǒng)實現(xiàn)鉸接車架折腰轉(zhuǎn)向車架。設(shè)計的目的是充分滿足總體設(shè)計的要求，實現(xiàn)各種不同工作裝置的動力傳動或控制功能。設(shè)計的原則是利用先進的機電液控制和傳動技術(shù)，選擇國際知名品牌的液壓傳動元件優(yōu)化組合，提供先進可靠的系統(tǒng)配置。 2.2　輪式裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計已知參數(shù) 1) 轉(zhuǎn)斗油缸的行程為500mm； 2) 卸載時間為3s； 3) 動臂油缸的行程為925mm； 4) 動臂升舉時間8s； 5) 動臂下降時間為6s； 6) 液壓缸的安裝長度1455mm； 7) 轉(zhuǎn)向液壓缸的速度0.134mm。 2.3　制訂液壓系統(tǒng)方案 2.3.1　油路循環(huán)方式的分析與選擇 油路的循環(huán)方式分為開式和閉式兩種。開式回路散熱較方便，但油箱占空間較大；抗污染性較差，采用壓力油箱和慮油器改善；用平衡閥進行能耗限速，用制動法進行能耗制動，引起油液發(fā)熱；對泵的自吸性要求較高。閉式回路較復(fù)雜，須用輔助泵換油冷卻；抗污染性較好但油液過濾要求高；液壓泵由電動機拖動時，限速及制動過程中拖動電機能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量，在生限速及在生制動；對主泵的自吸性無要求。 通過對比，本系統(tǒng)采用開式回路。 2.3.2　確定液壓執(zhí)行元件的形式 液壓執(zhí)行元件大體分為液壓缸或液壓馬達。前者實現(xiàn)直線運動，后者完成回轉(zhuǎn)運動。 本機動作機構(gòu)均為單純的直線往復(fù)運動。各直線運動機構(gòu)均為單活塞桿雙作用液壓缸直接驅(qū)動。 2.3.3　各機構(gòu)液壓回路的確定 1) 轉(zhuǎn)斗動作回路確定 這種機體的作用主要是通過閥門的有機結(jié)合達到要求的動作要求，鏟斗向前并放下。需要可靠的工作，易于操作，并且需要自動限制。定向閥向右，左，中間分別實現(xiàn)鏟斗放開，向前和鎖定。 應(yīng)在鏟斗油缸的小油室回路中設(shè)置雙作用安全閥。在吊臂提升過程中，由于不協(xié)調(diào)的運動，磚和鏟斗的連桿機構(gòu)受到一定程度的干擾，也就是提升起重臂時提升液壓缸的活塞桿被拉出，吊桿下降當活塞桿被迫回到頂部時。此時閥門在中間，油屏障無處可見。為了防止液壓缸過載或真空，雙作用液壓缸可以起到促油作用。當產(chǎn)生真空時，油可以通過止回閥從氣缸中吸出。 其原理圖如下圖7-1。 圖2-1轉(zhuǎn)斗動作回路 2) 動臂動作液壓回路確定 本機構(gòu)要求通過換向閥的控制，實現(xiàn)動臂油缸的提升、中立、下降、浮動四個工作位置。 換向閥處于中位時，動臂液壓缸處于浮動狀態(tài)，以便在堅硬的地面上鏟取物料或進行鏟推作業(yè)。此時動臂隨地面狀態(tài)自由浮動，提高作業(yè)效能。 吊臂需要更快的提升速度和良好的低速微調(diào)性能。 液壓缸通過雙泵進油，流量可達320L / min。 上升和下降狀態(tài)可以控制閥門開度的大小來實現(xiàn)油門速度。 圖2-2動臂動作液壓回路 3) 轉(zhuǎn)向液壓回路的確定 裝載機的運行周期短，動作應(yīng)靈活，這一特點決定了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求敏感。 裝載機需要穩(wěn)定的轉(zhuǎn)向速度，這是進入轉(zhuǎn)向油缸所需的油流量恒定的，液壓缸主要從液壓泵轉(zhuǎn)向泵，當發(fā)動機受其他負載轉(zhuǎn)速影響時，會影響轉(zhuǎn)速的穩(wěn)定性，這需時要添加輔助泵，通過流量控制閥添加流量泵來減少流量，保證流量保持在油流穩(wěn)定。 圖2-3轉(zhuǎn)向機構(gòu)液壓系統(tǒng) 4) 變速箱液壓系統(tǒng)回路的確定 如圖7-4一般動力換檔變速箱都采用液壓操縱，而且變速操縱油路和變矩器補償冷卻油路是連在一起的。采用變矩器、動力換檔變速箱的工程機械，變速箱換檔的離合器、制動器的操縱油泵和行駛轉(zhuǎn)向操縱油泵有發(fā)動機驅(qū)動。發(fā)動機熄火，這些油泵也都不運轉(zhuǎn)，因此無壓力油，變速箱處于空檔位置，無法進入各檔，也不能操縱轉(zhuǎn)向。另外，一般變矩器反向傳動性能差，即輸出軸將力矩反傳到輸入軸的能力也很差。 變速箱掛不上檔，變矩器又不能反向傳力，如果一旦機械由于啟動系統(tǒng)故障或其他原因發(fā)動機不能啟動時，就很難用其他機器拖動它。 發(fā)動機熄火時，油壓轉(zhuǎn)向系是不起作用的，也不能利用發(fā)動機制動。因此一旦發(fā)動機熄火就不能拖走，這對設(shè)備維修工作帶來很多不便。 解決上一問題的方法一般是在變矩器泵輪和渦輪制建設(shè)超越離合器（自由輪）或閉鎖離合器,以解決變矩器不能反向傳力的問題。外加變速箱操縱油泵和轉(zhuǎn)向操縱油泵各一個，與行走部分（車輪）相連接，只要車輪轉(zhuǎn)動，這兩個油泵就轉(zhuǎn)動，供給壓力油操縱換檔和轉(zhuǎn)向。 圖2-4變速箱系統(tǒng)簡圖 2.3.4　繪制液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)設(shè)計中重要的一步是擬定液壓系統(tǒng)圖，擬定液壓系統(tǒng)圖包括兩項內(nèi)容：通過仔細分析選出合理的液壓回路；把選出的液壓回路組合成液壓系統(tǒng)。 由于有多種方案，本方案是在歸納、整理，增加一些必要的元件和輔助油路后，并參考了國內(nèi)外比較成熟的同類系統(tǒng)。根據(jù)以上分析，按以下幾點要求: 1) 歸納相同或相近的液壓元件，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，并且盡可能采用標準元件。 2) 保證系統(tǒng)上作循環(huán)中每個動作都安全可行、無相互干擾。特別要注意系統(tǒng)中壓力控制元件的調(diào)節(jié)壓力之間的關(guān)系。 3) 盡可能提高系統(tǒng)的工作效率，防止系統(tǒng)過熱。 4) 盡可能使系統(tǒng)設(shè)計經(jīng)濟合理，便于維修。 為此，擬定了系統(tǒng)原理圖如圖2-5。 圖2-5液壓系統(tǒng)原理圖 2.4　確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，他們是設(shè)計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外負載。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。 圖2-6表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。 圖2-6液壓系統(tǒng)計算簡圖 2.4.1　液壓缸載荷組成 作往復(fù)直線運動的液壓缸上的總負載由工作負載、導軌摩擦負載、慣性負載、重力負載、密封阻力、背壓阻力六部分組成。 1) 工作載荷Fg 常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、及壓力等，這些作用力的方向與與活塞運動方向相同為負，相反為正。 2) 導軌摩擦負載Ff 對于水平導軌 (2-1) 式中 G——運動部件所受的重力，N； 　　　FN——外載荷作用于導軌上的正壓力，N； μ——摩擦系數(shù),對于鑄鐵導軌μ=0.1～0.2，滾動導軌, μ=0.005～0.01。 3) 慣性載荷Fα (2-2) 式中 g——重力加速度，m/s；g=9.81。 Δv——速度變化量，m/s ； Δt——啟動或制動時間，s。一般Δt=0.1～0.5s，對于輕載低速運動部件取小值，對于高速重載部件一般取大值。行走機械一般取Δv/Δt=0.5～1.5s。 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外負載FW 啟動加速時： (2-3) 穩(wěn)態(tài)運動時： (2-4) 減速制動時： (2-5) 工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則Fg=0。 除外載荷FN外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種液壓缸的密封材質(zhì)和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為 (2-6) 式中 ηm——液壓缸的機械效率,一般取0.90～0.95。 (2-7) 由上式計算出動臂液壓缸的總推力F為10.2×104N，鏟斗液壓缸的總推力為5.9×104N，轉(zhuǎn)向液壓缸缸的推力為3.75×104N。 2.4.2　初選系統(tǒng)工作壓力 選擇壓力要根據(jù)載荷和設(shè)備類型。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟條件及元件供應(yīng)情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力要執(zhí)行元件的尺寸，對于某些設(shè)備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗的經(jīng)濟性角度也不合適；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封性、精度也要求很高，必然要提高設(shè)備成本。一般來說，對于固定尺寸不太受限制的設(shè)備，壓力可以選低一些，設(shè)備壓力要選得高一些。具體參照表2-1和表2-2 表2-1 按載荷選擇工作壓力 載荷104 N <0.5 0.5～1 1～2 2～3 3～5 >5 工作壓力 MPa <0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 >5～7 表2-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 磨床 組合機床 門刨床 拉床 小型工程機械 大中型挖掘機 工作壓力MPa 0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～18 20～32 上表2-1和2-2初步確定工作裝置液壓系統(tǒng)工作壓力為16MPa；轉(zhuǎn)向液壓控制系統(tǒng)工作壓力為13MPa。 2.4.3　計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 液壓缸的鋼筒內(nèi)徑、活塞桿直徑及有效面積是主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。計算方法是：先由最大負載和選取的設(shè)計壓力及估取的，液壓缸的有關(guān)設(shè)計參數(shù)如圖2-7 圖2-7液壓系統(tǒng)的主要設(shè)計參數(shù) 這里要確定的參數(shù)是液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿直徑。 由圖2-7可得 (2-8) 式中　p1——進油腔壓力，Pa； A1——進油腔有效面積，m2； 　 F——液壓缸總負載，N。F=Fm/ηm ，ηm為液壓缸的機械效率，一般取ηm=0.90～0.95； 　　　p2——回油腔壓力（背壓），Pa； 　　　A2——回油腔有效面積，m2； 背壓p2的值可根據(jù)系統(tǒng)的特點及調(diào)速性能要求參考表2-3初選一個參考值，待系統(tǒng)回路確定后再作修正。 為了能夠利用上式進行設(shè)計，必須先選定背壓p2及活塞桿直徑d與液壓內(nèi)徑D的比值，記為 (2-9) 其比值可按工作壓力選取參照表2-1。 表2-3執(zhí)行元件參考背壓 系統(tǒng)類型 油路結(jié)構(gòu) 背壓/MPa 中、低壓系統(tǒng) 簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油路帶調(diào)速閥的調(diào)速回路 0.5～0.8 回油路帶背壓閥 0.5～1.5 采用帶補油泵的閉式回路 0.8～1.5 中高壓系統(tǒng) 同上 比中低壓系統(tǒng)高50%～100% 高壓系統(tǒng) 如鍛壓機械等 初算時可忽略不及 表2-4按工作壓力選取d/D 工作壓力MPa ≤5.0 5.0～7.0 ≥7.0 d/D 0.5～0.55 0.62～0.70 0.7 將公式(2-9)代入(2-8)可得液壓缸的內(nèi)徑為 (2-10) 單桿液壓缸各個回路的背壓值均選為0。 1) 確定轉(zhuǎn)斗油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由上式(2-10)可求得D1=125mm,按表2-4可選d/D=0.7此時，d=87.5mm，圓整，d取88mm。 2) 確定動臂油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由式(2-10)可求動臂油缸內(nèi)徑D2=165mm，動臂油缸有速比要求取速比為λ=1.33, （2-11） (2-11)式中 λ——速比。求出d=82mm。 3) 確定轉(zhuǎn)向油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由式(2-4)求轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)徑為D3=100mm,要求伸出縮回速度相，取d=0.71D，d=71mm。 2.4.4　計算液壓缸所需流量 液壓缸工作時所需的流量： (2-12) 式中 A——液壓缸的有效作用面積，m2； 1) 轉(zhuǎn)斗油缸流量Q1確定 轉(zhuǎn)斗油缸縮回速度為v1=0.1m/s，由式(2-11)可得，Q1=π(D2-d2)v/4=37.1L/min。 2) 動臂油缸流量Q2確定 動臂油缸的伸出速度為v2=0.116m/s,Q2=πD2v/4=148L/min。 3) 轉(zhuǎn)向油缸流量Q3確定 轉(zhuǎn)向油缸的伸出速度為v3=0.134m/s, Q3=πD2v/4=63L/min。 2.4.5　計算液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力 按照最后確的液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸計算出液壓缸的實際工作壓力，最終計算出工作裝置液壓系統(tǒng)液壓缸的最大實際工作壓力為14.2 MPa，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓缸的實際工作壓力為11 MPa。 2.5　液壓元件 2.5.1　液壓泵的選擇 1) 確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力與執(zhí)行機構(gòu)的性質(zhì)有關(guān)。 通常有兩種情況：一種是在執(zhí)行機構(gòu)末端發(fā)生的最大工作壓力（例如壓缸或壓緊缸）。第二種是執(zhí)行機構(gòu)中的最大工作壓力出現(xiàn)在運動狀態(tài)（例如組合機）。 對于第一種情況，液壓泵的最大工作壓力是執(zhí)行機構(gòu)所需的最大壓力。 對于第二種情況，液壓缸的最大工作壓力應(yīng)為執(zhí)行機構(gòu)在進氣管總壓力損失中所需的最大壓力之和，即 (2-13) 式中 pp——液壓缸的最大工作壓力，Pa； p1——執(zhí)行元件所需的最大壓力，Pa； ΣΔp——從液壓泵出口到液壓缸或馬達之間總的管路損失，Pa。ΣΔp的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵瘟魉俨淮蟮?，取ΣΔp=（0.2～0.5）MPa：管路復(fù)雜進口油調(diào)速閥的，取ΣΔp=（0.5～1.5）MPa。 由上述計算可知，對于工作裝置液壓系統(tǒng)系統(tǒng)，液壓缸的最高壓力為14.2MPa，ΔΣp取0.8MPa。對于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，液壓缸的最高壓力為11 MPa，ΔΣp取1MPa。 工作裝置液壓泵的工作壓力為15MPa。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓泵的工作壓力為12MPa。 2) 確定液壓泵的流量 多液壓缸同是工作時，液壓泵的輸出流量Qp應(yīng)為 (2-14) 式中 K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.1～1.3； ΣQmax——同時動作的液壓缸的最大總流量。對于工作過程中節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，還應(yīng)加上溢流閥的最小溢流量，一般取0.5×10-4 m/s。 對于工作裝置液壓系統(tǒng)系統(tǒng)，液壓缸的最大流量發(fā)生在最高點處的卸荷，由前面計算可得同時動作的液壓缸的最大流量為148.2L/min。 K取1.1時，QPmin=160L/min。 對于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向油缸的流量63 L/min。 K取1.2時，QPmin =76L/min。 3) 選擇如液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的pp和Qmax值，按系統(tǒng)擬定的液壓泵形式，從手冊中選擇相應(yīng)的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%～60%。 工作裝置液壓系統(tǒng)選用CB-G2040/2050型雙聯(lián)齒輪泵。 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)選用CB-G2050型齒輪泵。 2.5.2　液壓閥的選擇 控制元件的類型和安裝方式，在擬定液壓原理圖時已經(jīng)確定，這里要做的是根據(jù)閥所需要的最大工作壓力和流量來選擇標準閥類的規(guī)格。通常所選閥的額定壓力必須大于最大工作壓力，流量必須大于通過閥的實際最大流量，同時要注意以下幾點： 1）溢流閥或卸荷閥的額定流量不得小于泵的最大流量。 2）流量控制閥的額定流量除需大于調(diào)速范圍內(nèi)的最大流量外，閥的最小穩(wěn)定流量必須小于低速時要求的最小穩(wěn)定流量，即 (2-15) 式中 qvmin——閥的最小穩(wěn)定流量，L/min； vmin ——執(zhí)行元件的最低速度，m/s； A——液壓缸工作腔的有效面積，m2。 由此，選出液壓閥型號如下(參照液壓系統(tǒng)圖)： 閥7，8——D※-B10 閥10——YF-L20C； 閥11——YF-L32H； 閥12——YF-L10 H； 閥13——34S※-L20H。 2.5.3　輔元件的選擇 1) 油管的選擇計算 油管類型的選擇:油管類型主要根據(jù)使用場合和系統(tǒng)的最大工作壓力來選擇。一 般選用原則是中高壓系統(tǒng)；裝配不便的中低壓系統(tǒng)可用銅管，有相對運動部件間的連接采用橡膠軟管。 內(nèi)徑計算：通過油管的流量和油管內(nèi)允許的流速來確定油管內(nèi)徑。 (2-16) 式中 Q——通過管道內(nèi)的流量，L/min； v——管內(nèi)允許流速，m/s，見表2-5。 表2-5 允許流速推薦值 油液流經(jīng)的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管道 0.5～1.5,一般取1m/s以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 經(jīng)計算，有如下結(jié)果： 雙聯(lián)泵并聯(lián)后管道允許流速取4.5m/s，經(jīng)計算內(nèi)徑取0.027m。 轉(zhuǎn)向油缸吸油口管道速度取1.0m/s，經(jīng)計算內(nèi)徑取0.04m。 轉(zhuǎn)向油缸排油口管道速度取4.5m/s,經(jīng)計算內(nèi)徑取0.019m。 工作裝置液壓系統(tǒng)壓油管道速度取3m/s，經(jīng)計算內(nèi)徑為0.034m。 工作裝置液壓系統(tǒng)回有管道速度取2.5m/s，經(jīng)計算內(nèi)徑為0.058m。 2) 油箱容量的計算 初始設(shè)計時，先按經(jīng)驗公式(2-17)確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后再按散熱的要求進行校核。經(jīng)驗公式為： (2-17) 式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積，m3； α——經(jīng)驗系數(shù)，見表2-6。 表2-6經(jīng)驗系數(shù)α 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 α 1～2 2～4 5～7 6～12 10 在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)的供油要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油不能溢出油箱，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。 工作裝置液壓系統(tǒng)雙聯(lián)泵的流量為2×0.16 m3=0.32 m3經(jīng)驗系數(shù)α=1。此時算出油箱的有效容積為0.32 m3 。 2.6　液壓系統(tǒng)的性能驗算 液壓系統(tǒng)的初始設(shè)計在某些估計參數(shù)下進行。 當電路形成時，液壓元件和連接管道完全確定，系統(tǒng)的設(shè)計根據(jù)實際情況進行分析。 對于一般的液壓驅(qū)動系統(tǒng)，主要是進一步精確計算各部分液壓回路的壓力損失，體積損失和系統(tǒng)效率，壓力沖擊和加熱等。 據(jù)分析發(fā)現(xiàn)，一些不合理的制度調(diào)整問題，或者采取其他必要措施。 2.6.1　液壓系統(tǒng)壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失Δp1過路的局部壓力損失Δp2和閥類元件的局部損失Δp3，總的壓力損失為： (2-18) (2-19) (2-20) 式中 l——管道長度，m。l=5m； d——管道內(nèi)徑，m； v——液流平均速度，m/s； ρ——液壓油密度，kg/m3； λ——沿程阻力系數(shù)； ξ——局部阻力系數(shù)。 選用20號機械油，正常運轉(zhuǎn)后油的運動黏度ν=2.7×10-5m2/s，油的密度ρ=928 kg/m3， 計算得沿程壓力損失Δp1=0.04MPa。 （2-21） 式中 Qn——閥的額定流量，m3/s； Q——通過閥的實際流量，m3/s； Δpn——閥的額定壓力損失，Pa。 局部壓力損中，管路局部壓力損失Δp2相對控制閥的局部壓力損失要小得多，只計算通過閥的局部壓力損失。 根據(jù)發(fā)的選擇，經(jīng)計算，通過各閥的局部壓力損失之和Δp3=1.5MPa。 對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出Δp比選泵時估計的管路損失大得多時，應(yīng)該重新調(diào)整泵及及其他相關(guān)元件的規(guī)格尺寸參數(shù)。 系統(tǒng)的調(diào)整壓力 (2-22) 式中 pT——液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力，1.5MPa。 因為額定壓力還有一定的壓力裕度所以泵的選擇是合適的。 2.6.2　液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 計算的目的是要使系統(tǒng)在正常溫度下達到熱平衡。正常溫度一般指30～65℃,根據(jù)機器的不同，其上作溫度也有所不同，機床30～50℃，最高70 0℃，上程、礦山機械50～80 ℃，最高85 ℃。 過熱會產(chǎn)生下列危害: 1) 油變質(zhì)，形成膠狀沉淀；2) 使密封件變質(zhì)；3) 效率降低，嚴重時會影響到系統(tǒng)的正常工作。 發(fā)熱的原因一般為： 1）動力方面:電機本身的發(fā)熱； 2）泵效率低:泵的功率損失造成； 3）執(zhí)行元件:馬達、油缸的漏油與機械損失造成的； 4) 沿程管道的壓力損失，只占整個發(fā)熱量的0.03～0.05； 5) 液壓元件:閥本身壓力損失，轉(zhuǎn)化為熱能； 6) 油箱散熱面不足； 7) 冷卻器熱交換量不足； 8) 環(huán)境介質(zhì)的溫度較高； 9) 在液壓系統(tǒng)中混入了空氣。 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅(qū)動外載荷數(shù)出有效功率外，其余功率損失全部轉(zhuǎn)化為熱量，使油溫升高。 對于較復(fù)雜的系統(tǒng)，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 (2-23) 式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，Pc是輸出的有效功率。 (2-24) (2-25) 式中 Tt——工作周期，s； z、n——分別為液壓泵、液壓缸的數(shù)量； pi、Qi、ηpi——分別為第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； ti——第i臺泵的工作時間，ti =8s； FWi、si——液壓缸外載荷及此載荷時的行程，N、s。 已知z=2，n=3, 計算出phr=10.4kW。 2.6.3　計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的主要通過油箱表面散熱，還有一小部分通過管路、液壓缸等散發(fā)。一般僅計算油箱的散熱。 (2-26) 式中 K——油箱的散熱系數(shù)，見表7-7； A——油箱的散熱面積，m2； ΔT——油溫與環(huán)境溫度之差，℃。 假定全部熱量由油箱散發(fā)，當系統(tǒng)達到熱平衡時則有Phc=Phr,油溫不再升高，此時，最大溫差: (2-27) 表2-7油箱散熱系數(shù) 冷卻條件 KW/m2·℃ 通風條件很差 通風條件良好 用風扇冷卻 循環(huán)水強制冷卻 8～9 15～17 23 110～170 環(huán)境溫度為T，則T=T0+ΔT，若計算出的油溫超過該系統(tǒng)得最高允許油溫（工程機械正常溫度50～80℃；最高允許油溫70～90℃），在無法增加油箱散熱面積時，就要裝設(shè)冷卻器。 2.6.4　根據(jù)散熱要求計算油箱容量 式(2-27)是在初步確定油箱容積的情況下，驗算散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱要求確定油箱容量。由式(2-27)可得油箱的散熱面積為: (2-28) 油箱的主要設(shè)計參數(shù)如圖(2-8) 圖2-8油箱結(jié)構(gòu)尺寸 一般油面的高度為油箱高度h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全面散熱，與油不直 接接觸的表面半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為 (2-29) (2-30) 由前面初步求得油箱有效容積0.32 m3，按V=0.8abc求得油箱各邊之積：abc=0.32/0.8=0.4m3。 取a為0.8m,取b為1m取h為0.5m。 2.7　液壓系統(tǒng)沖擊壓力 壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關(guān)閉，都會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪音，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。 2.7.1　壓力沖擊的原因 1) 油流的動量引起： (2-31) 式中 m——單位流體質(zhì)量，kg； g——流體的重力加速度； v——液體的流速m/s。 2) 共振引起:主要是油泵的壓力脈動及其他外界振蕩因素引起。共振的原因在于振源的頻率ω1與ω2相接近。解決辦法可提高系統(tǒng)的固有頻率，使其他干擾頻率不一致。 3）慣性力產(chǎn)生的動能引起:由動能產(chǎn)生的壓力p=F/A這個壓力增加較大，往往需要考慮。 4）截面積增壓效應(yīng)。 5）體積彈性增壓效應(yīng),包括管道的油液體積。 2.7.2　消除或減少壓力沖擊的措施 1) 減少驅(qū)動能； 2) 吸收慣性能； 3) 用蓄能器或緩沖器。 2.8　本章小結(jié) 本章著重對輪式裝載機的液壓系統(tǒng)進行設(shè)計。根據(jù)裝載機機構(gòu)的形式，擬定個回路液壓系統(tǒng)圖。在通過對執(zhí)行元件的分析，選出液壓動力元件，并設(shè)計選擇包括油箱、管道在內(nèi)的輔助元件。最后驗證整個系統(tǒng)的壓力損失及發(fā)熱溫升計算。  第3章　動臂液壓缸的設(shè)計 3.1　液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 3.1.1　缸筒壁厚計算 工程機械用標準液壓缸外徑系列見表3-1： 表3-1工程機械用液壓缸外徑系列 缸徑mm (P≤16MPa) 液壓缸外徑 mm 缸徑mm (P≤16MPa) 液壓缸外徑 mm 40 50 63 80 90 100 50 60 76 95 108 121 110 125 140 160 180 200 133 146 168 194 219 245 由上表可知，轉(zhuǎn)斗液壓缸的外徑為146mm；轉(zhuǎn)向液壓缸外徑121mm。 壁厚分別為:轉(zhuǎn)斗液壓缸δ1=(146-125)/2=10.5；；轉(zhuǎn)向液壓缸δ3=(121-100)/2=10.5。 轉(zhuǎn)斗液壓缸、轉(zhuǎn)向液壓缸的尺寸結(jié)構(gòu)已經(jīng)標準化，故不用對其結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算亦不必校核。 動臂液壓缸的外徑不從表中查不到，根據(jù)經(jīng)驗，采取中壁厚。則缸筒的壁厚計算公式為 (3-1) 式中 p——液壓缸的最大工作壓力,MPa； D——缸筒內(nèi)經(jīng)，m； 〔σ〕——缸筒材料的許用應(yīng)力，N。 液壓缸筒的材料通常用20、35、45號無縫鋼管，因20號的機械性能較低，且不能調(diào)質(zhì)， 一般情況下，均采用45號鋼。 代入求得壁厚為δ=17.5mm。 3.1.2　缸筒外徑 確定出壁厚后，由下式計算缸筒外徑 (3-2)所以缸筒外徑為200mm。 由上式將已知參數(shù)代入，算得油口直徑為42mm。 3.1.3　缸底厚度的計算 所設(shè)計的液壓缸底為平行缸底且采用焊接，故有下面公式 (3-3) 式中 δp——缸底的厚度，m； Dc——液壓缸內(nèi)徑，m； 　 p——試驗壓力，MPa。 φ——焊縫系數(shù)，當公稱直徑小于1200mm時，φ=1； 〔σ〕——缸底材料的許用應(yīng)力。 其中，當工作壓力p≤16MPa時，試驗壓力取1.5p，由此試驗壓力為22.5MPa, 缸底材料取45號鋼，溫度小于100℃時，許用應(yīng)力為159MPa，焊接系數(shù)K=0.35。 求得缸底厚度為44mm。 3.2　液壓缸的連接計算 3.2.1　缸蓋連接計算 缸蓋采用卡環(huán)連接，卡環(huán)的剪切應(yīng)力和強度條件為 (3-4) 式中 p——液壓缸的最大工作壓力，MPa； D——缸筒內(nèi)徑，m； l——卡環(huán)厚度，l=16mm。 〔τ〕——卡環(huán)材料的許用剪應(yīng)力當采用45號調(diào)質(zhì)處理時，取〔τ〕=180MPa。 經(jīng)計算得，τ=38.7小于許用剪應(yīng)力。 卡環(huán)的擠壓應(yīng)力條件為 (3-5) 式中 h1——卡環(huán)寬度之半，h1=18mm； 〔σcm〕——卡環(huán)許用擠壓應(yīng)力.對于45號鋼，〔σcm〕=120MPa。 3.2.2