6.5t履帶式單斗液壓挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)II檔0—5.2最大挖掘半徑6320mm最大挖掘深度4170mm工作油路系統(tǒng)壓力24Mpa最大挖掘高度7050mm最大卸載高度5160mm回轉(zhuǎn)油路系統(tǒng)壓力20Mpa行走裝置油路系統(tǒng)壓力20Mpa標(biāo)準(zhǔn)斗容量0.3m32.3鏟斗主參數(shù)初選[2](2.1)式中：—標(biāo)準(zhǔn)斗容量，；—平均斗寬，查表3-4[2]由差值法，得B=0.8m；—轉(zhuǎn)斗半徑；—土壤松散系數(shù)，取1.25；—挖掘裝滿角，=900～1000，初選=950。代入數(shù)據(jù)，得：==0.95m。 ，取=333mm。一般的，初選=1000。 圖2.2鏟斗結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖2.4動(dòng)臂液壓缸行程及其鉸點(diǎn)位置的計(jì)算2.4.1確定動(dòng)臂下鉸點(diǎn)C的位置[1]表2.1尺寸參數(shù)名稱代號(hào)推薦值范圍臂鉸離回轉(zhuǎn)中心0.150.1～0.2臂鉸離地高度0.630.6～0.7臂鉸與液壓缸鉸距0.300.25～0.32根據(jù)線尺寸參數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式：(m)(2.2)由表2.1及公式（2.2），可計(jì)算出下列參數(shù)：2.4.2動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)A的位置[2]由于本設(shè)計(jì)考慮的是專用反鏟的挖掘機(jī)，要求地面以下挖 掘時(shí)動(dòng)臂液壓缸能有足夠的閉鎖力矩，故動(dòng)臂缸全伸和全縮力 臂之比，需驗(yàn)算其在范圍內(nèi)。的取值對(duì)參 數(shù)特性，最大挖掘深度有影響。加大會(huì)使減小 或使增大，這正符合反鏟作業(yè)要求。挖掘機(jī)以反鏟為主時(shí) >，甚至大于，以反鏟為主的通用機(jī)取>，本設(shè)計(jì)以專用反鏟為主，取=。圖2.3動(dòng)臂鉸點(diǎn)位置簡(jiǎn)圖=475mm=771mm2.4.3動(dòng)臂結(jié)構(gòu)尺寸確定[2]原始參數(shù)給定最大挖掘半徑，初選動(dòng)臂與斗桿長(zhǎng)度比。（2.3）動(dòng)臂俯角可參考同類機(jī)型在范圍內(nèi)選擇，本設(shè)計(jì)取=。代入數(shù)據(jù)，得：。動(dòng)臂彎角,初選在中：(2.4)式中,初=1.3圖2.4動(dòng)臂結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖代入數(shù)據(jù)，得：，。 （2.5）代入數(shù)據(jù)，得：?？紤]到結(jié)構(gòu)尺寸、運(yùn)動(dòng)余量、穩(wěn)定性和構(gòu)件運(yùn)動(dòng)幅度等因素，一般可取，初選1.7。2.4.4用混合法作工作裝置的包絡(luò)圖通過作圖法得，動(dòng)臂與斗桿的最大夾角 。參考同類機(jī)型斗桿的擺角范圍在 之間，本設(shè)計(jì)初取。鏟 斗的轉(zhuǎn)角范圍一般在之間，本設(shè)初 取。據(jù)此畫出包絡(luò)圖如左圖2.5。由圖測(cè)得動(dòng)臂的最大仰角=，動(dòng) 臂 的俯角，故動(dòng)臂的轉(zhuǎn)角范圍為。故動(dòng)臂在最大仰角時(shí)的，動(dòng) 臂在最大俯角時(shí)的。如圖2.6 所 示：圖2.5包絡(luò)圖2.4.5動(dòng)臂油缸上鉸點(diǎn)B位置的確定[1]圖2.6動(dòng)臂油缸運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖經(jīng)過反復(fù)驗(yàn)算取，（2.6）代入數(shù)據(jù)，得：,符合條件。（2.7）代入數(shù)據(jù)，得：。>，=1.72>故符合要求。mmmm，查油缸系列行程取。2.5斗桿液壓缸行程及其鉸點(diǎn)位置的計(jì)算[2]根據(jù)任務(wù)書可知，斗桿最大理論挖掘力。根據(jù)樣機(jī)，初選缸徑D2=95mm,系統(tǒng)壓力初選為24Mpa，初步計(jì)算取：進(jìn)油壓力損失（包括油缸摩擦損失，節(jié)流損耗）取回油壓力損失（高壓系統(tǒng)初算時(shí)不計(jì)執(zhí)行元件背壓,節(jié)流損耗）取，初選，查工程液壓缸技術(shù)規(guī)格取活塞桿直徑=63mm，斗桿缸主動(dòng)挖掘力（2.8）斗桿挖掘的最小阻力臂（2.9）—平面內(nèi)斗刃與QV連線的夾角，對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)鏟斗，大約為。代入數(shù)據(jù)，得：=2495mm（2.10）代入數(shù)據(jù)，得：斗桿的擺角在1050~1250之間，初選。斗桿總行程（2.11)代入數(shù)據(jù)，得：查液壓缸行程系列表取。，（2.12)代入數(shù)據(jù)，得：確定斗桿液壓缸在動(dòng)臂上鉸點(diǎn)D的位置（2.13)代入，得：，合理。斗桿上角取決于結(jié)構(gòu)因素，并考慮到工作范圍，一般在之間，初選。在△DEF中，，代入數(shù)據(jù)，可解。所以，在斗桿液壓缸全縮時(shí)，（2.14)2.6鏟斗液壓缸行程及鏟斗連桿機(jī)構(gòu)形式及尺寸的計(jì)算[2]鏟斗在挖掘過程中的轉(zhuǎn)角大致為，為了滿足開挖和最后卸載及運(yùn)輸狀態(tài)的要求，初選。從包絡(luò)圖中量取知，本設(shè)計(jì)開挖仰角為。鏟斗液壓缸全伸與全縮的比值應(yīng)當(dāng)在允許的范圍內(nèi)，對(duì)鏟斗機(jī)構(gòu)可取，初選圖2.7連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)由前述已知：連桿處采用共點(diǎn)連接：由圖2.7得=S=632mm,鏟斗油缸行程<，查液壓缸標(biāo)準(zhǔn)行程系列表[4]，取=630mm。（2.15)代入數(shù)據(jù)，得：此時(shí)以M為圓心為半徑畫圓，以M1為圓心為半徑畫圓，兩圓的交點(diǎn)即為G點(diǎn)位置。由結(jié)構(gòu)確定G點(diǎn)位置，必須保證鏟斗六連桿機(jī)構(gòu)在全行程中任一瞬時(shí)都不會(huì)被破壞，即保證在任何瞬時(shí)都成立。全行程中機(jī)構(gòu)都不應(yīng)出現(xiàn)死點(diǎn)，且傳動(dòng)角應(yīng)在允許的范圍內(nèi)。在任何瞬間各構(gòu)件之間都不應(yīng)有干涉，碰撞現(xiàn)象。2.7閉鎖力的驗(yàn)算及油缸缸徑最終的確定2.7.1鏟斗液壓缸內(nèi)徑D3的計(jì)算[2]已知鏟斗缸的最大挖掘力。斗齒尖相應(yīng)的最大挖掘力出現(xiàn)在處[1]，本設(shè)計(jì)取=，此時(shí)力臂最大，如圖2.8所示 圖2.8揮最大鏟斗缸挖掘力由圖可測(cè)得：鏟斗產(chǎn)生最大挖掘力時(shí)鏟斗缸的推力（2.16）由原始數(shù)據(jù)知鏟斗最大挖掘力，代入數(shù)據(jù)，得：。初取鏟斗油缸缸徑，鏟斗缸進(jìn)回油節(jié)流損失分別為。鏟斗缸所能產(chǎn)生的最大推力（2.17)所以代入數(shù)據(jù)，得：。因?yàn)?gt;，故鏟斗油缸選擇合適。2.7.2不同工況下動(dòng)臂缸舉升力的確定[1]根據(jù)斗容量、機(jī)重查表2.7[1]，由差值法確定工作裝置各部分重量，如表2.2示表2.26.5t反鏟工作裝置各部分近似質(zhì)量動(dòng)臂斗桿鏟斗斗桿缸鏟斗缸連桿搖桿動(dòng)臂缸斗容G1(t)G2(t)G3(t)G4(t)G5(t)G6(t)G7(t)m30.28990.2330.110.0720.0660.0220.0720.3注1）斗內(nèi)土重Gt=(1.6~1.8)q，初選。工況一：從最大挖掘半徑提起滿斗圖2.9動(dòng)臂液壓缸作用力計(jì)算簡(jiǎn)圖表2.3各作用力的近似力臂值表（mm）土動(dòng)臂斗桿鏟斗斗桿缸鏟斗缸連桿搖桿動(dòng)臂缸力臂47551647393747552671443650441014560注2）鏟斗內(nèi)物料的重心由于其重心位置難以掌握，因此，假設(shè)其重心位置與鏟斗重心位置重合[2]。對(duì)C點(diǎn)取矩（2.18)代入數(shù)據(jù)，得：。工況二：從最大挖掘深度處提起滿斗圖2.10動(dòng)臂液壓缸作用力計(jì)算簡(jiǎn)圖表2.4各作用力的近似力臂值表（mm）土動(dòng)臂斗桿鏟斗斗桿缸鏟斗缸連桿搖桿動(dòng)臂缸力臂1900124223161900227625992318839397由有：（2.19)代入數(shù)據(jù)，得：。工況三：最大卸載高度時(shí)提起滿載斗表2.5各作用力的近似力臂值表（mm）土動(dòng)臂斗桿鏟斗斗桿缸鏟斗缸連桿搖桿動(dòng)臂缸力臂150862571150837765014290.84106圖2.11動(dòng)臂液壓缸作用力計(jì)算簡(jiǎn)圖由有：（2.20)代入數(shù)據(jù)，得：。綜上所述，動(dòng)臂缸最大舉升力。經(jīng)過反復(fù)驗(yàn)算，初選動(dòng)臂缸缸徑，查工程液壓缸技術(shù)規(guī)格取活塞桿直徑?；钊麠U較細(xì)，動(dòng)臂在舉升的過程中活塞受壓，在此需對(duì)活塞桿進(jìn)行穩(wěn)定性分析，由于工況一活塞桿全縮，滿足穩(wěn)定性，故只對(duì)工況二和工況三做穩(wěn)定性分析。由于動(dòng)臂油缸采用的是耳環(huán)襯套式結(jié)構(gòu)，所以可以假設(shè)受力完全在軸線上，主要按下式驗(yàn)證：（2.21）式中：—?jiǎng)颖鄹鬃畲笸屏Γ灰簤焊椎呐R界受壓載荷；—安全系數(shù)，一般取2～4,取=4?；钊麠U材料選擇鋼表2.6鋼的材料參數(shù)a/b/3041.1210561活塞桿計(jì)算柔度（2.22）式中：長(zhǎng)度折算系數(shù)，取決于活塞桿的支撐形式，取1。活塞桿斷面回轉(zhuǎn)半徑，對(duì)于圓斷面工況二：由圖2.10測(cè)出動(dòng)臂液壓缸的長(zhǎng)度,此時(shí)=63.5當(dāng)<<時(shí)，此時(shí)活塞桿屬于中柔度壓桿，由雅辛斯基公式（2.23）代入數(shù)據(jù)，得：。所以在此工況下活塞桿滿足穩(wěn)定性。工況三：由圖2.11測(cè)出動(dòng)臂液壓缸的長(zhǎng)度，此時(shí)=108當(dāng)>時(shí)，由歐拉公式（2.24）式中E—實(shí)際彈性模數(shù)，活塞桿材料選鋼，；—活塞桿橫截面慣性矩，；代入數(shù)據(jù)，得：。所以在此工況下活塞桿滿足穩(wěn)定性。2.7.3三組油缸缸徑的確定及閉鎖力的驗(yàn)算[1]表2.76.5t反鏟工作裝置各部分近似質(zhì)量動(dòng)臂斗桿鏟斗+土斗桿缸鏟斗缸連桿搖桿動(dòng)臂缸斗容G1(t)G2(t)G3(t)G4(t)G5(t)G6(t)G7(t)m30.28990.2330.6220.0720.0660.0220.0720.3①工況Ⅰ：動(dòng)臂處于最低位置，斗桿呈垂直狀態(tài)，鏟斗挖掘，其作用力臂為最大。在此工況，鏟斗缸挖掘（主動(dòng)），所計(jì)算的閉鎖力為動(dòng)臂缸和斗桿缸的閉鎖力。表2.8各作用力的近似力臂值表（mm）514821282612455869213723162276124283941153701397510圖2.12液壓缸閉鎖力計(jì)算簡(jiǎn)圖鏟斗缸挖掘力可通過對(duì)Q點(diǎn)的力距平衡方程求得：（2.25)代入數(shù)據(jù)，得：從最可能出現(xiàn)不利情況的角度出發(fā)，假設(shè)存在法向阻力，其取值為： 。各力對(duì)F點(diǎn)取距，可得到斗桿液壓缸大腔推力：（2.26)代入數(shù)據(jù)，得：（大腔閉鎖）綜上所述，動(dòng)臂小腔閉鎖力不足，為了防止動(dòng)臂缸被動(dòng)伸長(zhǎng)，限壓閥的調(diào)定壓力應(yīng)高于動(dòng)臂缸工作壓力，超出的百分比為：同樣對(duì)動(dòng)臂在平臺(tái)上的支撐點(diǎn)C取矩，求得動(dòng)臂液壓缸大腔的推力：（2.27)代入數(shù)據(jù)，得：（小腔閉鎖）由于動(dòng)臂液壓缸大腔的推力為負(fù)，故此時(shí)動(dòng)臂缸小腔受壓為高壓腔。已選動(dòng)臂缸徑=160mm，活塞桿直徑。進(jìn)回油損失與計(jì)算斗桿缸部分一致（）。動(dòng)臂缸小腔進(jìn)油時(shí)，小腔推力為：（2.28)代入數(shù)據(jù)，得：動(dòng)臂缸大腔進(jìn)油時(shí)，大腔推力為：（2.29)代入數(shù)據(jù)，得：綜上所述，動(dòng)臂小腔閉鎖力不足，為了防止動(dòng)臂缸被動(dòng)伸長(zhǎng)，限壓閥的調(diào)定壓力應(yīng)高于動(dòng)臂缸工作壓力，超出的百分比為：EQ②工況Ⅱ：動(dòng)臂處于最低位置、斗桿與動(dòng)臂鉸點(diǎn)F、斗與斗桿鉸點(diǎn)Q，斗齒尖V三點(diǎn)共線，斗桿挖掘，其作用力臂為最大。表2.9各作用力的近似力臂值表（mm）263305323755929118982688224241223281629216227124283929494531397541圖2.13液壓缸缸閉鎖力計(jì)算簡(jiǎn)圖由,求出鏟斗切向阻力（2.30)代入數(shù)據(jù)，得：取對(duì)C點(diǎn)取矩，得動(dòng)臂大腔的推力（2.31)代入數(shù)據(jù)，得：（小腔閉鎖）由于動(dòng)臂液壓缸大腔的推力為負(fù)，故此時(shí)動(dòng)臂缸小腔受壓為高壓腔。綜上所述，動(dòng)臂小腔閉鎖力不足，為了防止動(dòng)臂缸伸長(zhǎng)，限壓閥的調(diào)定壓力應(yīng)高于動(dòng)臂缸工作壓力，超出的百分比為%。驗(yàn)算鏟斗缸的閉鎖力，由圖2.14鏟斗缸閉鎖力計(jì)算簡(jiǎn)圖鏟斗缸大腔的推力為（2.32)代入數(shù)據(jù)，得：在此工況下鏟斗缸大腔的閉鎖壓力足夠，鏟斗缸不會(huì)被動(dòng)縮回。③工況Ⅲ：動(dòng)臂處于最低位置，挖掘深度最大，F(xiàn)、Q、V三點(diǎn)共線，鏟斗挖掘，要求能克服平均挖掘阻力（在這種挖掘狀態(tài)下，挖掘阻力對(duì)動(dòng)臂鉸點(diǎn)C必將造成最大的挖掘阻力矩。它會(huì)要求液壓缸缸徑加大，或閉鎖力過分增高，這種過分要求被認(rèn)為是不合理的。因此在這種位置挖掘時(shí)要求只克服平均挖掘阻力），鏟斗挖掘土壤時(shí)挖掘力是不斷變化的，因挖掘土壤的斷面形狀是變化著的。鏟斗的最大平均挖掘阻力：（2.33)式中：—土壤硬質(zhì)系數(shù)。對(duì)于III級(jí)土宜取,取C=90。—鏟斗與斗桿鉸點(diǎn)到斗齒齒距離，單位為cm。取?！诰蜻^程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半，—切削刃寬度影響系數(shù)，，為鏟斗平均寬度，單位為m。?！邢鹘亲兓绊懴禂?shù)，取?！返膫?cè)壁厚度影響系數(shù)，初選。—帶有斗齒的系數(shù)，Z=0.75。D—切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容大小在D=10000~17000N的范圍內(nèi)選取，斗容小于0.25m3時(shí)，D應(yīng)小于10000N。初取D=10000N。代入數(shù)據(jù)，得：。鏟斗平均挖掘阻力：則其法向阻力：表2.10各作用力的近似力臂值表（mm）227626524642430243268822951072315126124283921885390397510圖2.15液壓缸閉鎖力計(jì)算簡(jiǎn)圖對(duì)動(dòng)臂在平臺(tái)上的支撐點(diǎn)C取矩，得動(dòng)臂缸大腔推力：（2.34)代入，得：（小腔閉鎖）由于動(dòng)臂液壓缸大腔的推力為負(fù)，故此時(shí)動(dòng)臂缸小腔受壓為高壓腔。在此工況下動(dòng)臂缸小腔的閉鎖壓力足夠，動(dòng)臂缸不會(huì)被動(dòng)縮回。對(duì)F點(diǎn)取矩得：（2.35)代入數(shù)據(jù)，得：在此工況下斗桿缸大腔的閉鎖壓力足夠，斗桿缸不會(huì)被動(dòng)縮回。表2.11液壓缸閉鎖力計(jì)算結(jié)果匯總表液壓缸種類液壓缸參數(shù)液壓缸閉鎖壓力（Mpa）只數(shù)缸徑桿徑行程大腔推力第Ⅰ工況第Ⅱ工況第Ⅲ工況mmKN閉鎖壓力超壓閉鎖壓力超壓閉鎖壓力超壓動(dòng)臂缸116090100046829.322%26.29.2%8.3-65.5%斗桿缸1956510831663025%─＿18-25.3%轉(zhuǎn)斗缸19565621148──17.8-26%──由上表可知，為滿足挖掘作業(yè)的基本要求，需要將動(dòng)臂液壓缸的閉鎖力調(diào)整到超過工作壓力的22%,斗桿液壓缸的閉鎖力調(diào)整到超過工作壓力的25%。本設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)工作壓力為24Mpa，屬于高壓系統(tǒng)，故閉鎖限壓閥的調(diào)定壓力不能超過系統(tǒng)壓力的25%，為了操作方便，本設(shè)計(jì)將動(dòng)臂缸、斗桿缸、鏟斗缸的閉鎖限壓閥的壓力均調(diào)高25%，此時(shí)便可滿足挖掘作業(yè)的基本要求。3回轉(zhuǎn)、行走機(jī)構(gòu)主參數(shù)的確定和液壓馬達(dá)的選定3.1回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)方式及基本要求單斗液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的回轉(zhuǎn)時(shí)間約占整個(gè)工作循環(huán)時(shí)間的50%70%,能量消耗約占2540%，回轉(zhuǎn)液壓油路的發(fā)熱量約占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的3040%。因此，合理確定回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的液壓油路和機(jī)構(gòu)方案、正確選擇回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)，對(duì)提高生產(chǎn)率和功能利用率，改善司機(jī)的勞動(dòng)條件，減少工作裝置的沖擊等具有十分重要的意義。3.1.1對(duì)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的基本要求在角加速度和回轉(zhuǎn)力矩不超過允許值的前提下，應(yīng)盡可能縮短回轉(zhuǎn)時(shí)間。在回轉(zhuǎn)部分慣性已知的情況下，角加速度的大小受最大回轉(zhuǎn)扭矩的限制，該扭矩不應(yīng)超過行走部分與地面的附著力矩；回轉(zhuǎn)時(shí)工作裝置的動(dòng)載系數(shù)不應(yīng)超過允許值；回轉(zhuǎn)能量損失最小。3.1.2回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)方式的選定轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)形式采用全回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，按液動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形式分為“高速方案”和“低速方案”兩類。由高速液壓馬達(dá)經(jīng)齒輪減速箱帶動(dòng)回轉(zhuǎn)小齒輪繞回轉(zhuǎn)支撐上的固定齒圈滾動(dòng)，促使轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)的稱為高速方案，如圖3.1所示。圖3.1斜軸式高速液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖減速部分有采用兩級(jí)正齒輪傳動(dòng)，有一級(jí)正齒輪和一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，有采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)。由低速大扭矩液壓馬達(dá)直接帶動(dòng)回轉(zhuǎn)小齒輪促使轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)的稱為低速方案。這種方案所采用的液壓馬達(dá)通常為內(nèi)曲線式，靜力平衡式和行星柱塞式等。由于低速大扭矩液壓馬達(dá)的制動(dòng)性能較好，故未采用另外的制動(dòng)器。高速液壓馬達(dá)具有體積小，效率高，不需背壓補(bǔ)油，便于設(shè)置小制動(dòng)器，發(fā)熱和功率損失小，工作可靠，可與軸向柱塞泵零件通用等優(yōu)點(diǎn)。低速大扭矩液壓馬達(dá)具有零件少，傳動(dòng)簡(jiǎn)單，起制動(dòng)性能好，對(duì)油污的敏感性小，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。本次設(shè)計(jì)由于手中高速液壓馬達(dá)的產(chǎn)品型號(hào)有限，和減速器匹配后未選到合適的液壓馬達(dá)，故調(diào)整方案，采用了低速方案，為了降低低速馬達(dá)的扭矩和徑向尺寸，采用了一級(jí)正齒輪減速，這樣也使得馬達(dá)在速度較低時(shí)效率不至于太低，具體計(jì)算下面將給出。3.2轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及回轉(zhuǎn)啟動(dòng)制動(dòng)力矩的計(jì)算[1]在總體設(shè)計(jì)階段計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速時(shí)需要預(yù)先確定轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，啟動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩，轉(zhuǎn)角范圍。這些參數(shù)的正確選擇，對(duì)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性是有決定意義的。3.2.1轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)根據(jù)最常用的工作裝置和最常遇到的工況來估計(jì)轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。采用反鏟工作裝置時(shí)，可按下列經(jīng)驗(yàn)公式估算。滿斗回轉(zhuǎn)：（3.1）空斗回轉(zhuǎn)：（3.2）式中：G—整機(jī)質(zhì)量t，6.5t。將G=6.5t帶入上式（3.1）、（3.2）得3.2.2回轉(zhuǎn)起動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩回轉(zhuǎn)起動(dòng)力矩和最大制動(dòng)力矩不應(yīng)超過行走部分與地面的附著力矩。當(dāng)機(jī)械制動(dòng)時(shí)可取，僅靠液壓制動(dòng)時(shí)可取。為作用在轉(zhuǎn)臺(tái)上的最大制動(dòng)力矩。由于采用低速大扭矩液壓馬達(dá)，制動(dòng)性能較好，所以采用僅靠液壓制動(dòng)的方案，取。履帶式液壓挖掘機(jī)對(duì)地面的附著力矩可按下式求得：（3.3）式中：G—整機(jī)質(zhì)量6.5t；—附著系數(shù)，對(duì)平面履帶板取0.3，對(duì)帶筋履帶板取0.5，本設(shè)計(jì)取0.5。代入數(shù)據(jù)，得：KN·m作用在轉(zhuǎn)臺(tái)上的最大起動(dòng)力矩一般小于最大制動(dòng)力矩，其比值隨制動(dòng)方式而異。對(duì)于純液壓制動(dòng)：=1.384（3.4）式中：—馬達(dá)和減速器的總效率，當(dāng)采用低速大扭矩油馬達(dá)時(shí)取=0.85代入上式，得：3.3轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)角范圍及最佳轉(zhuǎn)速的確定[1]回轉(zhuǎn)最大起動(dòng)力矩和最大制動(dòng)力矩還要受動(dòng)載系數(shù)的限制，回轉(zhuǎn)時(shí)工作裝置的動(dòng)載系數(shù)不應(yīng)超過1.2。轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式為（變量泵驅(qū)動(dòng)）：（3.5）式中：—轉(zhuǎn)臺(tái)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩，1400公斤米:—轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)角范圍，初選；—轉(zhuǎn)臺(tái)空斗回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，1630kg·m2；k—與靜摩擦力和動(dòng)摩擦力有關(guān)的系數(shù)，取0.92[1]；C—機(jī)械效率系數(shù)，由上述計(jì)算得C=1.384;代入數(shù)據(jù)，得：綜上，為了保證轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)時(shí)整機(jī)的穩(wěn)定和回轉(zhuǎn)起制動(dòng)所耗時(shí)間最短，轉(zhuǎn)臺(tái)最佳穩(wěn)定轉(zhuǎn)速選定為11.5r/min。從轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式可知，當(dāng)參、、、、確定之后，轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速取決于角，轉(zhuǎn)角大則轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)角小則轉(zhuǎn)速低。因此，對(duì)轉(zhuǎn)角的合理選擇應(yīng)慎重。中小型液壓挖掘機(jī)轉(zhuǎn)角范圍一般在，標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)角選擇在之間比較適當(dāng)。圖3.2轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)三角形速度圖根據(jù)本章3.1節(jié)所述，確定轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的原則是在經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，在角加速度和回轉(zhuǎn)力矩不超過允許值的情況下，應(yīng)盡可能縮短回轉(zhuǎn)時(shí)間。轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的確定與轉(zhuǎn)臺(tái)速度圖有關(guān)，即轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)過程中有無勻速運(yùn)動(dòng)過程。本次設(shè)計(jì)的挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺(tái)標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)角選定為，回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)過程遵循三角形速度圖如圖3.2（回轉(zhuǎn)無勻速運(yùn)動(dòng)過程，只有加速和減速），這里只是對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)有關(guān)參數(shù)的選擇加以說明，計(jì)算方法及結(jié)果在上節(jié)已經(jīng)給出，即轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速為11.5r/min。3.4液壓馬達(dá)的計(jì)算選定[1]已知最大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩：轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速：采用低速大扭矩液壓馬達(dá)，一級(jí)正齒輪減速，經(jīng)反復(fù)驗(yàn)算后傳動(dòng)比取i=14，回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)限壓閥調(diào)定壓力設(shè)為20Mpa。馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速：馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩：(3.6)式中：—轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)效率，取0.95將=0.95帶入式（3.6）得:馬達(dá)的理論排量：(3.7)式中：V—液壓馬達(dá)的理論排量，；M—液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩，1053N·m；—液壓馬達(dá)進(jìn)出口壓差，調(diào)定壓力20Mpa；—液壓馬達(dá)機(jī)械效率(齒輪式和柱塞式可取0.9～0.95)，初選0.95；將以上各參數(shù)帶入式（3.7）得：由資料[4]查得：ME300C型斜盤式軸向柱塞馬達(dá)具有使用壓力高輸出轉(zhuǎn)矩大、制動(dòng)力矩大、制動(dòng)緩沖效果好、轉(zhuǎn)速范圍寬等優(yōu)點(diǎn)。廣泛用于礦山、冶金、建筑、工程機(jī)械等各種機(jī)械的行走、回轉(zhuǎn)、卷揚(yáng)等裝置中。該馬達(dá)的主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示：表3.1馬達(dá)主要參數(shù)表理論排量（mL/r）350額定壓力（MPa）20峰值壓力（MPa）25額定轉(zhuǎn)速（r/min）250最高轉(zhuǎn)速（r/min）300額定轉(zhuǎn)矩（N.M）1113最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速（r/min）20當(dāng)馬達(dá)排量為最大時(shí)，即V=350mL/r，限壓閥調(diào)定壓力為20MPa,回路背壓為0.3Mpa時(shí)，馬達(dá)的扭矩為（3.8）式中：—ME300C型柱塞馬達(dá)的機(jī)械效率，取0.92；將=0.92帶入式（3.8）得:即最大有效轉(zhuǎn)矩在NHM3-400ME300C型斜盤式軸向柱塞馬達(dá)額定轉(zhuǎn)矩附近，且在其最大轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi)，故選用合理。3.5行走裝置的構(gòu)造3.5.1行走架行走架由低架、橫梁和履帶架組成，通常用16Mn鋼板焊接。低架連接轉(zhuǎn)臺(tái)，承受上部的載荷，并通過橫梁傳給履帶架。行走架按結(jié)構(gòu)的不同分組合式和整體式兩種。組合式行走架的低架為框架結(jié)構(gòu)，橫梁是工字鋼或焊接的箱形梁，插入履帶架孔中。履帶架通常采用下部敞開的“∩”形截面，兩端呈叉形以便安裝驅(qū)動(dòng)輪、導(dǎo)向輪和支重輪。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是當(dāng)需要改善挖掘機(jī)的穩(wěn)定性和降低接地比壓時(shí)，換裝方便，不需改變低架結(jié)構(gòu)；它的缺點(diǎn)是履帶架剛性較差，在截面消弱處易產(chǎn)生裂紋。整體式履帶架在近年來的液壓挖掘機(jī)上采用的較多，這種行走架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、自重較輕而且剛性好。履帶、支重輪等零部件采用工業(yè)拖拉機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)件，因而可以降低成本，質(zhì)量也有保證。支重輪直徑較小，每邊可裝5～9個(gè)支重輪。這樣可使上部重量均勻傳至地面，提高行走性能。3.5.2四輪一帶履帶目前液壓挖掘機(jī)中廣泛采用工業(yè)拖拉機(jī)形式的組合式履帶。它由履帶板、鏈軌節(jié)、履帶銷軸和軸套等組成。履帶板的形式很多，標(biāo)準(zhǔn)化后規(guī)定采用重量輕、強(qiáng)度高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單和價(jià)格較低的軋制履帶板。履帶板有單筋、雙筋和三筋數(shù)種，其中三筋履帶板為短筋，由于筋多使履帶板的強(qiáng)度和剛度提高，支重能力大，用于挖掘機(jī)上。支重輪液壓挖掘機(jī)整機(jī)重量通過支重輪傳給與地面接觸的履帶，再由履帶傳給地面，行走時(shí)如地面不平還經(jīng)常受到?jīng)_擊，所以支重輪所收載荷較大。支重輪的工作條件也較為惡劣，經(jīng)常處于泥土中，有時(shí)還浸泡于泥水中。故采用浮動(dòng)油封，保證密封可靠。支重輪輪體常用35Mn或50Mn制造，輪面淬火硬度應(yīng)達(dá)48～57HRC。托鏈輪托鏈輪用于托起上部履帶,防止其過度下垂。托鏈輪的結(jié)構(gòu)與支重輪類似，但其所受載荷比支重輪小的多。導(dǎo)向輪導(dǎo)向輪用于引導(dǎo)履帶正確繞轉(zhuǎn)，可以防止跑偏和越軌。有些液壓挖掘機(jī)的導(dǎo)向輪同時(shí)起到支重輪的作用，可以增加履帶對(duì)地面的接觸面積，減小比壓。導(dǎo)向輪的輪面大多制成光面，中間有擋肩環(huán)作為導(dǎo)向用，兩側(cè)的環(huán)面則能支撐鏈軌起支重輪的作用。導(dǎo)向輪材料通常用40鋼、45鋼或35Mn鑄鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度達(dá)230～270HB。驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)輪用來將行走馬達(dá)的動(dòng)力傳遞給履帶，因此對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的主要要求是嚙合平穩(wěn)，并在履帶因銷套磨損而延長(zhǎng)時(shí)，仍能很好嚙合。履帶行走裝置的驅(qū)動(dòng)輪通常放在后部這樣既可縮短履帶驅(qū)動(dòng)段的長(zhǎng)度、減少功率損失，又可提高其使用壽命。驅(qū)動(dòng)輪常用50Mn和45SiMn，齒輪熱處理為中頻淬火、低溫回火，硬度為55～58HRC。3.6行走液壓馬達(dá)的計(jì)算選擇3.6.1履帶行走裝置的傳動(dòng)方式履帶行走傳動(dòng)可采用葉片式或齒輪式定量液壓馬達(dá)，有的挖掘機(jī)則采用低速大扭矩的徑向柱塞式或內(nèi)曲線馬達(dá)，并通過單級(jí)齒輪減速來驅(qū)動(dòng)履帶行走，這種傳動(dòng)方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用比較廣泛。減速器裝于驅(qū)動(dòng)輪與行走馬達(dá)之間，其減速比根據(jù)液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速和驅(qū)動(dòng)輪所需轉(zhuǎn)速來確定。采用低速大扭矩液壓馬達(dá)時(shí)的轉(zhuǎn)速一般為60～120r/min，而高速軸向柱塞液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速可高達(dá)3000r/min。所以，齒輪減速器的減速比約在5～150范圍內(nèi)，具體數(shù)值需要分析和反復(fù)驗(yàn)算。3.6.2行走液壓馬達(dá)的計(jì)算選擇[1]（1）經(jīng)過以上分析，行走機(jī)構(gòu)傳動(dòng)方式采用低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)和一級(jí)定軸齒輪減速機(jī)構(gòu)。一級(jí)定軸齒輪減速器安裝在履帶架上，大齒輪和驅(qū)動(dòng)輪裝在同一軸上，小齒輪和行走馬達(dá)裝在同一軸上。表3.2挖掘機(jī)驅(qū)動(dòng)輪的節(jié)距及適用范圍[1]節(jié)距（mm）齒數(shù)適用范圍（斗容量）101,125,13515417320323,2523,2523230.25m3以下0.25～0.4m30.4～0.6m31.0m3、1.6m3采用低速大扭矩馬達(dá)不僅使結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化，而且制造的復(fù)雜程度和成本比采用高速低轉(zhuǎn)矩軸向柱塞馬達(dá)低。根據(jù)表3.2可知，0.3m3挖掘機(jī)選用驅(qū)動(dòng)輪節(jié)距t=154mm，齒數(shù)初選Z=23，兩齒跨一節(jié)距，齒距等于二分之一節(jié)距，則鏈輪轉(zhuǎn)速為：（3.9）式中：—車速,Ⅰ檔2.7km/h，Ⅱ檔5.2km/h；代入式（3.9）得：Ⅰ檔鏈輪轉(zhuǎn)速為：Ⅱ檔鏈輪轉(zhuǎn)速為：經(jīng)驗(yàn)算終傳動(dòng)鏈輪與行走馬達(dá)間的傳動(dòng)比定為，則馬達(dá)轉(zhuǎn)速為：Ⅰ檔時(shí)馬達(dá)所需轉(zhuǎn)速為：Ⅱ檔時(shí)馬達(dá)所需轉(zhuǎn)速為：目前大多數(shù)履帶液壓挖掘機(jī)的行走牽引力M與機(jī)重G取下列比例，即：初選F=0.8G.每條履帶達(dá)機(jī)重的40%，所以每條履帶的牽引力為：驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓直徑作用在驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩為：行走馬達(dá)輸出扭矩為：（3.10）式中—減速器減速比，.06；—行走傳動(dòng)的機(jī)械效率，取0.9。代入數(shù)據(jù)，得：M=2.66KN·m。取液壓馬達(dá)壓力差，（進(jìn)口壓力調(diào)定為20.5MPa）,所以液壓馬達(dá)的排量：（3.11）式中—液壓馬達(dá)的機(jī)械效率，取0.95。代入公式（3.11）得馬達(dá)排量：V=880mL/r（2）PJM型低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)具有噪聲低、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、低速穩(wěn)定性好、效率高、壽命長(zhǎng)、轉(zhuǎn)速范圍寬等優(yōu)點(diǎn)。廣泛用于礦山、冶金、建筑、工程機(jī)械等各種機(jī)械的液壓系統(tǒng)中。因?yàn)樾凶邥r(shí)履帶發(fā)揮的牽引力大，傳遞扭矩大且速度不高，故選用PJM型低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)。行走馬達(dá)要求有二檔速度，所以決定采用雙排變量的PJM型低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)，馬達(dá)的兩檔速度通過電磁調(diào)速閥進(jìn)行切換。雙速閥調(diào)速的液壓回路及其原理如下：當(dāng)需要低速運(yùn)動(dòng)時(shí)可操縱電磁換向閥，使兩排柱塞并聯(lián)工作。（圖3.3a）設(shè)液壓馬達(dá)的總進(jìn)油量為Q,進(jìn)出口壓力差為，每排柱塞的每轉(zhuǎn)排量為q，則液壓馬達(dá)的扭矩為： （3.12）馬達(dá)的轉(zhuǎn)速為：（3.13）圖3.3雙排液壓馬達(dá)調(diào)速如需要高速行走時(shí)，可操縱電磁換向閥使兩排柱塞成串聯(lián)狀態(tài)（圖3.3b），此時(shí)每排柱塞所受的壓差僅為，故液壓馬達(dá)的扭矩為：（3.14）轉(zhuǎn)速則為：（3.15）由此可見，將兩排柱塞并聯(lián)后液壓馬達(dá)的扭矩增加了，但降低了轉(zhuǎn)速；串聯(lián)后扭矩變小了，但加快了轉(zhuǎn)速。由于采用了雙排馬達(dá)，所以單個(gè)馬達(dá)最大轉(zhuǎn)矩為：相應(yīng)排量為：每個(gè)馬達(dá)所需流量：（3.16）式中：—液壓馬達(dá)容積效率，0.98；—鏈輪轉(zhuǎn)速，代入式（3.13）得高速和低速行駛時(shí)馬達(dá)所需流量為：Ⅰ檔低速時(shí)：Ⅱ檔高速時(shí)：EQ根據(jù)以上計(jì)算得出的參數(shù)，選擇PJM-500型低速大扭矩馬達(dá)，該馬達(dá)參數(shù)如表3.3：表3.3PJM-500型馬達(dá)參數(shù)[4]型號(hào)PJM-500排量（）491壓力（MPa）額定20最大25最高轉(zhuǎn)速（）15～500最大扭矩N·m1463質(zhì)量kg57.53.7行走裝置原地轉(zhuǎn)彎能力及爬坡能力的校核[1]3.7.1原地轉(zhuǎn)彎能力原地轉(zhuǎn)彎的行走阻力挖掘機(jī)原地轉(zhuǎn)彎阻力由兩部分組成，一部分是履帶在地面的轉(zhuǎn)彎阻力，另一部分是履帶的內(nèi)阻力，即：（3.17）式中-履帶對(duì)地面接觸處的阻力系數(shù)，對(duì)三筋履帶,取u=0.55。G-挖掘機(jī)自重挖掘機(jī)的牽引力T=2F=52KN>W,故挖掘機(jī)在一般路面能實(shí)現(xiàn)原地轉(zhuǎn)彎。3.7.2爬坡能力校核挖掘機(jī)爬坡時(shí)應(yīng)克服下列三種阻力：坡阻力（3.18）運(yùn)行阻力（3.19）內(nèi)阻力（3.20）它們不應(yīng)大于最大牽引力，于是可列出平衡式為：（3.21）代入數(shù)據(jù)，得：。此時(shí)附著力（3.22）地面附著系數(shù)，取0.7代入數(shù)據(jù)，得：<T附著力小于最大牽引力，故挖掘機(jī)在爬的坡角時(shí)會(huì)打滑，不能實(shí)現(xiàn)。因此，應(yīng)使克服運(yùn)行阻力的牽引力與地面附著力相等，求此時(shí)的坡角（3.23）代入數(shù)據(jù)，得：，故為挖掘機(jī)所能實(shí)現(xiàn)的最大爬坡角。4主泵、發(fā)動(dòng)機(jī)和多路閥組的選型4.1液壓系統(tǒng)變量形式的分析[1]4.1.1選擇主泵的變量形式單斗液壓挖掘機(jī)各個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)，因作業(yè)要求需要變速。在定量系統(tǒng)中，常依靠節(jié)流來調(diào)速，發(fā)熱量大，浪費(fèi)功率。在變量系統(tǒng)中，通過容積變量來實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速，功率利用和系統(tǒng)性能比較好。容積變量調(diào)速有三種方式，單斗液壓挖掘機(jī)通常采用變量泵—定量馬達(dá)或液壓缸調(diào)速。變量泵在變量范圍以內(nèi)，功率基本上保持恒定。隨著外載荷的變化，液壓泵的輸出流量相應(yīng)變化，所以，負(fù)荷小時(shí)可以增大流量，加快作業(yè)速度。功率利用比較充分。變量系統(tǒng)挖掘機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)功率一般是根據(jù)挖掘機(jī)工作中需要克服的平均負(fù)荷和作業(yè)速度來確定。全功率變量系統(tǒng)是由兩個(gè)泵和一套總功率調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)組成如圖4.1所示，由于調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)的平衡調(diào)節(jié)，兩泵的擺角始終相同，實(shí)現(xiàn)同步變量，因此兩泵流量相等，即。決定液壓泵流量變化的不是一條回路的工作壓力或單個(gè)值，而是系統(tǒng)的總壓力，只要滿足條件2＜＜2，就能充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)全部功率，泵的輸出功率與其工作壓力成正比。 （a）液壓系統(tǒng)原理圖(b)系統(tǒng)特性圖 1、2-液壓泵；3-總調(diào)節(jié)器圖4.1全功率變量系統(tǒng)全功率變量系統(tǒng)在其變量范圍以內(nèi)，總功率是：（4.1）式中：—兩臺(tái)變量泵輸出的總流量；—第一回路的系統(tǒng)工作壓力；—第二回路的系統(tǒng)工作壓力。4.1.2全功率變量的優(yōu)缺點(diǎn)1）優(yōu)點(diǎn)：作業(yè)速度與作業(yè)力之間可以自動(dòng)調(diào)節(jié)，外負(fù)荷小時(shí)，可以減小作業(yè)力，增大作業(yè)速度，提高生產(chǎn)率；外負(fù)荷大時(shí)，可以降低速度，增大作業(yè)力，克服大負(fù)荷；兩臺(tái)泵的流量始終相等，司機(jī)易于掌握調(diào)速，尤其是機(jī)器的左右兩條履帶，由于泵的供油量始終相等，所以行走馬達(dá)轉(zhuǎn)速相同，不管兩者阻力是否一致，仍能同步運(yùn)行，保證了主機(jī)的直線行駛性能。2）缺點(diǎn)：全功率變量系統(tǒng)中兩泵負(fù)荷不等，當(dāng)一泵空載時(shí)，另一泵仍可全負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)，甚至超載運(yùn)轉(zhuǎn)，所以液壓泵壽命較短。4.2液壓系統(tǒng)主參數(shù)的計(jì)算[2]4.2.1油泵工作壓力油泵的工作壓力要大于執(zhí)行元件的最大工作壓力（4.2）式中：—從液壓泵到執(zhí)行元件的管路壓力損失，由于液壓系統(tǒng)中多路換向閥組處壓力損失較大，且損失為主要損失，應(yīng)予以重視，這里取=6×0.5Mpa（進(jìn)油路最多經(jīng)過6個(gè)換向閥，每個(gè)估計(jì)損失0.5Mpa）；—系統(tǒng)最大工作壓力，24Mpa；液壓泵的儲(chǔ)備系數(shù)，一般去,取k=1.2將以上參數(shù)代入式（4.2）得：4.2.2油泵的流量油泵的流量要大于該泵同時(shí)驅(qū)動(dòng)若干執(zhí)行原件的總流量（4.3）式中：—系統(tǒng)滲漏系數(shù)，取1.1～1.3，初選1.2；—同時(shí)動(dòng)作的執(zhí)行元件所需的最大總流量，根據(jù)樣機(jī)可取137。將以上參數(shù)帶入式（4.3）得：4.2.3計(jì)算液壓泵的功率(4.4)式中：—液壓泵的最大工作壓力，32MPa；—液壓泵的最大流量，164；—液壓泵的總效率，柱塞泵取0.9；—變量系數(shù)，取2。將以上參數(shù)代入式(4.4)得液壓泵組功率：4.3主泵的選定根據(jù)以上分析挖掘機(jī)工作條件和系統(tǒng)的調(diào)速方式，及算得的壓力和流量和相關(guān)資料[3]，選擇A8V型斜軸式軸向變量柱塞雙泵。該柱塞泵具有壓力高，體積小，重量輕，壽命長(zhǎng)，易于保養(yǎng)等優(yōu)點(diǎn)，適用于工程機(jī)械及其它機(jī)械，如應(yīng)用在挖掘機(jī)等雙泵開式液壓系統(tǒng)中。其具體性能參數(shù)如表4.1所示。表4.1斜軸式軸向變量柱塞雙泵性能參數(shù)型號(hào)A8V28壓力（MPa）額定35峰值40速比（）0.729排量為Vgmax及吸油口S絕對(duì)壓力為p=0.1Mpa時(shí)的最大傳動(dòng)轉(zhuǎn)速nAmax(r/min)2185雙泵最大流量qvmax（）(考慮3%容積損失)2×82最大驅(qū)動(dòng)功率（kw）49慣性矩（kg/m2）0.01402重量約(kg)544.4發(fā)動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算[2]發(fā)動(dòng)機(jī)功率根據(jù)系統(tǒng)方案確定，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)是變量系統(tǒng)，所以液壓泵經(jīng)常在滿載甚至超載情況下工作，功率利用系數(shù)比較高，據(jù)統(tǒng)計(jì)可達(dá)85%以上，為了保證功率儲(chǔ)備，延長(zhǎng)液壓泵和發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命，并考慮到輔助液壓泵、操縱系統(tǒng)、冷卻裝置等輔助設(shè)備的動(dòng)力消耗，發(fā)動(dòng)機(jī)功率可取為：(1.0～1.3)(4.5)將代入式(4.5)得發(fā)動(dòng)機(jī)功率：根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)功率和雙聯(lián)泵所需的轉(zhuǎn)速及所需轉(zhuǎn)矩，選擇玉柴YC4D型號(hào)系列的發(fā)動(dòng)機(jī)，具體性能參數(shù)如表4.2：表4.2玉柴YC4D型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)型號(hào)YC4D型式四沖程式水冷直噴渦輪增壓額定功率58kw額定轉(zhuǎn)速2400r/min最大扭矩265N·m（1600～1800r/min）4.5多路閥組的選用多路換向閥是由兩個(gè)以上的換向閥為主體的組合閥。與其它類型的閥相比，多路換向閥具有結(jié)構(gòu)緊湊、壓力損失小以及安裝、操作簡(jiǎn)便等優(yōu)點(diǎn)。它用于液壓挖掘機(jī)上便于對(duì)液壓缸及馬達(dá)的集中控制。4.5.1選擇原則由系統(tǒng)最大通流量，最大工作壓力，多路閥的最大工作壓力不得超過其額定壓力的20%～40%。根據(jù)現(xiàn)有產(chǎn)品，選擇分片組合式多路換向閥，組合型式有串聯(lián)、并聯(lián)和混聯(lián)，由系統(tǒng)要求選用組合型式，以滿足主油路液壓系統(tǒng)的控制要求。4.5.2選擇產(chǎn)品液壓挖掘機(jī)有左右行走馬達(dá)，回轉(zhuǎn)馬達(dá)，動(dòng)臂，斗桿和鏟斗缸六個(gè)執(zhí)行器，需要用六聯(lián)多路換向閥來控制，并采用并聯(lián)回路。根據(jù)手上資料[4]及現(xiàn)有產(chǎn)品，選擇DC換向閥。DC型多路換向閥為片式結(jié)構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)緊湊，零件通用化程度高，操縱力小，流量大，微調(diào)性能好，并能多泵供油，分合流控制等優(yōu)點(diǎn)，廣泛用于工程機(jī)械，冶金機(jī)械，農(nóng)業(yè)機(jī)械等液壓系統(tǒng)中。4.5.3具體型號(hào)的選擇表4.3DC型多路換向閥性能參數(shù)型號(hào)DC20通徑（mm）20公稱壓力（Mpa）20最大壓力（Mpa）25許用背壓（Mpa）3比例先導(dǎo)閥壓力（Mpa）0.6~2.2公稱流量（L/min）100最大流量（L/min）150油液溫度范圍（oC）-20~+100粘度范圍（mm-2/s）2.8~380安全閥及二次壓力閥調(diào)整范圍G(Mpa)8~255先導(dǎo)控制回路及先導(dǎo)閥的選用5.1導(dǎo)操縱的必要性液壓挖掘機(jī)的作業(yè)操縱回路主要是操縱換向閥的位移，以改變各個(gè)機(jī)構(gòu)的動(dòng)作方向或速度。由于挖掘機(jī)工作時(shí)動(dòng)作頻繁，作業(yè)條件多變，需要經(jīng)常變換各個(gè)換向閥的位置，尤其是大中型挖掘機(jī)，操作頻繁而費(fèi)力，司機(jī)易于疲勞，工作效率隨之降低，故一般要求手柄上操縱力小于40～60N、踏板上操縱力低于80～100N。液壓操縱是液壓挖掘機(jī)上采用最多的操縱方式，本液壓系統(tǒng)采用液壓伺服操縱。液壓伺服操縱利用手柄操縱若干個(gè)先導(dǎo)閥，使具有一定壓力的控制油進(jìn)入各個(gè)換向閥，推動(dòng)閥芯移位，實(shí)現(xiàn)主機(jī)各機(jī)構(gòu)的動(dòng)作。先導(dǎo)操縱的回路控制壓力一般不超過3MPa，若由單獨(dú)的油泵供油，控制流量在20之內(nèi)，所以操縱先導(dǎo)閥并不費(fèi)力。先導(dǎo)操縱的優(yōu)點(diǎn)是：操縱輕便，作用在手柄上的力一般是25N以內(nèi)，減輕司機(jī)工作強(qiáng)度、提高工作效率；傳動(dòng)與操縱利用同樣介質(zhì)，裝置簡(jiǎn)單、尺寸??；先導(dǎo)裝置可以與換向閥分開設(shè)置，便于管路布置；整套先導(dǎo)裝置是一個(gè)獨(dú)立單元，可以成為一個(gè)完整的控制系統(tǒng)，通用于一切工程機(jī)械。5.2先導(dǎo)閥的選用5.1.1先導(dǎo)閥的工作原理在直接作用式先導(dǎo)閥操縱中（圖5.1a），發(fā)動(dòng)機(jī)3驅(qū)動(dòng)主液壓泵2和控制液壓泵1，控制油液進(jìn)入先導(dǎo)閥4，然后通到主回路換向閥5的右側(cè)，推動(dòng)閥桿左移，使液壓缸6工作?？刂朴偷膲毫Υ笮?，決定于先導(dǎo)手柄7控制的閥芯移動(dòng)行程，而主回路換向閥的行程又決定于控制油的壓力，這樣，換向閥行程與先導(dǎo)閥行程之間保有近似的比例關(guān)系。在減壓閥式先導(dǎo)閥操縱中（圖5.1b），控制液壓泵1輸出的油進(jìn)入減壓閥式先導(dǎo)閥4，然后流向主回路換向閥5，推動(dòng)閥桿左、右移動(dòng)，使油馬達(dá)8工作。其特點(diǎn)是利用控制油的壓力反饋，使手柄行程與換向閥行程成比例關(guān)系，保證了操縱的靈敏可靠性，先導(dǎo)閥通常有兩個(gè)相同的小閥9和10，分別操縱換向閥的左、右單向動(dòng)作。司機(jī)的手柄操作力可以小于30N。1-控制液壓泵；2-主液壓泵；3-發(fā)動(dòng)機(jī)；4-先導(dǎo)閥；5-換向閥；6-液壓缸；7-手柄；8-液壓馬達(dá)；9、10-小閥圖5.1先導(dǎo)操縱的操縱回路5.1.2先導(dǎo)閥的選用[6]手控操縱桿部分司機(jī)的左、右手共兩套手動(dòng)先導(dǎo)閥組，每套中含有四個(gè)小閥，分別控制動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、回轉(zhuǎn)的動(dòng)作。根據(jù)多路換向閥組的控制壓力，查資料[5]選擇B系列手動(dòng)比例換向先導(dǎo)控制閥組，以保證操縱桿行程與換向閥芯行程有近似的比例關(guān)系，便于操縱。下面將所選產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù)列于表5.1。表5.1B系列先導(dǎo)式減壓閥的技術(shù)參數(shù)表型號(hào)B3—CTG最大壓力/MPa3控制壓力范圍/MPa0.8～2.2最大流量/L/min16液壓油礦物油HL、HLP液壓油溫范圍/℃-20至80粘度范圍/mm2/s10至400過濾精度/um下面將B系列手動(dòng)比例換向先導(dǎo)控制閥外形及原理如圖5.2(a)小閥內(nèi)部原理圖（b）先導(dǎo)操縱手柄動(dòng)作圖圖5.2B系列先導(dǎo)閥特性曲線及原理動(dòng)作圖選擇套數(shù)：2套兩套先導(dǎo)閥分別用于：第一套：鏟斗收放(含合流控制)、動(dòng)臂升降（含合流控制）；第二套：斗桿伸縮(含合流控制)，回轉(zhuǎn)方向。腳踏板控制部分司機(jī)的左、右腳底共兩套先導(dǎo)閥組，每套中含有兩個(gè)小閥，分別控制左右行走馬達(dá)的動(dòng)作。根據(jù)多路換向閥組的控制壓力，查資料[5]選擇B系列手動(dòng)比例換向先導(dǎo)控制閥組，以保證腳踏板行程與換向閥芯行程有近似的比例關(guān)系，便于操縱。下面將所選產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù)列于表5.3。表5.2B系列先導(dǎo)式減壓閥的技術(shù)參數(shù)表型號(hào)B5—CTG/B6—CTG最大壓力/MPa3控制壓力范圍/MPa0.8～2.2最大流量/L/min16液壓油礦物油HL、HLP液壓油溫范圍/℃-20至80粘度范圍/mm2/s10至400過濾精度/um下面將B系列手動(dòng)比例換向先導(dǎo)控制閥的外形及原理如圖5.3。(a)小閥內(nèi)部原理圖（b）先導(dǎo)操縱腳踏板動(dòng)作圖圖5.3B系列先導(dǎo)閥特性曲線及原理動(dòng)作圖選擇套數(shù)：2套分別控制左、右行走馬達(dá)的轉(zhuǎn)向。5.3輔助油泵及馬達(dá)5.3.1葉片馬達(dá)的選擇葉片馬達(dá)用于驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇，進(jìn)行輔助散熱。由于是驅(qū)動(dòng)輔助風(fēng)扇，所以所需力矩較小從查資料[4]上選擇YM-A32B型號(hào)的葉片馬達(dá)，它的主要性能參數(shù)列在表5.4。表5.3YM-A32B型號(hào)葉片馬達(dá)技術(shù)參數(shù)型號(hào)YM-A32B排量（ml/r）32壓力（MPa）額定6.3最大6.3最高轉(zhuǎn)速（）2000最大扭矩N·m21.6計(jì)算馬達(dá)所需流量，已知前面已引用的公式：（5.1）式中：—YM-A32B型號(hào)葉片馬達(dá)的排量，ml/r；—同型號(hào)馬達(dá)最高轉(zhuǎn)速，；—同型號(hào)馬達(dá)容積效率，取0.98。以上參數(shù)從表5.3中查得帶入式（5.1）得：5.3.2輔助泵的選擇輔助液壓泵用于供給先導(dǎo)控制回路和輔助馬達(dá)壓力和流量，保證執(zhí)行元件速度和力的要求。先導(dǎo)控制回路最大工作壓力：（5.2）式中：—YM-A32B型號(hào)葉片馬達(dá)額定壓力，6.3Mpa；—B系列先導(dǎo)閥額定壓力，3Mpa；—先導(dǎo)回路的壓力損失，根據(jù)先導(dǎo)閥的要求取0.3Mpa；代入數(shù)據(jù)，得：根據(jù)以上計(jì)算得到的參數(shù)查資料[4]，選擇適用于工程機(jī)械的CB-46型號(hào)齒輪泵，它的技術(shù)參數(shù)列入表5.4中。表5.4CB-46型齒輪泵主要技術(shù)參數(shù)規(guī)格型號(hào)CB-46排量（ml/r）48.1壓力（MPa）額定10峰值12.5額定轉(zhuǎn)速(rpm)1450最大轉(zhuǎn)速(rpm)1650容積效率（%）驅(qū)動(dòng)功率（kw）13重量約(kg)7先導(dǎo)回路背壓損失為0.3MPa，泄露很小，可忽略，所以實(shí)際齒輪泵供給的壓力為：=9.6MPa，輔助齒輪泵CB-46能滿足使用要求齒輪泵的最大流量（5.3）式中—系統(tǒng)滲漏系數(shù)，取1.1～1.3，初選1.3；—執(zhí)行元件所需最大流量，可取65.3。代入數(shù)據(jù)，得：。齒輪泵功率：（5.4）式中：—液壓泵的額定工作壓力，10MPa；—液壓泵的最大流量，85；—液壓泵的總效率，齒輪泵取0.8；—變量系數(shù)，定量液壓泵取1。將以上參數(shù)代入式(5.4)得液壓泵功率：。6其它輔件的計(jì)算和選擇6.1管路的選擇6.1.1非橡膠管道的選擇本系統(tǒng)管路很復(fù)雜，取其中主油路、先導(dǎo)油路的吸油、壓油管路及三組油缸的進(jìn)、回油管路來計(jì)算。首先應(yīng)計(jì)算管道的內(nèi)徑，按公式[6]:（6.1）式中：—管道內(nèi)油液的實(shí)際最大流量，L/min；—管道內(nèi)油液流速，對(duì)于吸油管v=0.5～2m/s,一般取1m/s以下，對(duì)于壓油管v≤2.5～6m/s,對(duì)于回油管v≤1.5～3.0m/s；在工程機(jī)械和行走機(jī)械的液壓系統(tǒng)中，當(dāng)P>21MPa時(shí)，v≤5～6m/s；對(duì)于橡膠軟管，流速不能超過（3～6）m/s。本設(shè)計(jì)中，吸油管取v=0.8m/s，回油管取v=2m/s，主泵壓力油管取v=6m/s，輔助泵壓力油管取v=3m/s。再計(jì)算管壁厚，按公式：（6.2）式中：—工作壓力，系統(tǒng)工作壓力與多路換向閥組壓差的和取32MPa，輔助泵9.6MPa；—材料的許用應(yīng)力（20鋼=420MPa），＞17.5MPa時(shí)，安全系數(shù)n=4.0,所以。根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果查資料[4]得表6.1表6.1非橡膠管道計(jì)算參數(shù)及結(jié)果總表參數(shù)管路名稱通過流量/(L/min)允許流速/(m/s)公稱通徑/mm計(jì)算值/mm外徑/mm壁厚/mm主泵吸油管1640.84037.2506輔泵吸油管65.30.82523.4342主泵壓油管826129.6182輔泵壓油管65.331512.1222動(dòng)臂缸大腔進(jìn)油管1646.01513.6222.5表6.1（續(xù)）動(dòng)臂缸小腔進(jìn)油管1646.01513.6222.5斗桿缸大、小腔進(jìn)油管1646.01513.6222.5鏟斗缸大腔進(jìn)油管1646.01513.6222.5鏟斗缸小腔進(jìn)油管1646.01513.6222.5注3）選擇無縫鋼管，材料為20號(hào)鋼，徑向尺寸為上表所示，長(zhǎng)度根據(jù)裝配最終確定。6.1.2膠管的選擇膠管適用于連接兩個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)部件之間的管路。高壓軟管是以鋼絲編織或纏繞為骨架的橡膠軟管，用于壓力油路。這里選擇三組油缸進(jìn)、回油路油管及先導(dǎo)控制油路油管進(jìn)行計(jì)算。軟管的內(nèi)徑計(jì)算公式與硬管相同。根據(jù)計(jì)算結(jié)果查資料[4]得表6.2。表6.2橡膠管道計(jì)算參數(shù)及結(jié)果總表參數(shù)管路名稱最大流量Q/L/min最大流速v/m/s公稱內(nèi)徑DN/mm計(jì)算值/mm外徑d/mm（增強(qiáng))先導(dǎo)油路壓力油管65.30.82523.440動(dòng)臂缸進(jìn)油路油管1646.01613.622動(dòng)臂缸回油路油管1646.01613.622斗桿缸進(jìn)、回油路油管1646.01613.622鏟斗缸進(jìn)、回油路油管1646.01613.6226.2蓄能器的選擇[8]在先導(dǎo)控制液壓回路中，由于動(dòng)力元件使用的是齒數(shù)較少的外嚙合齒輪泵，使系統(tǒng)中的液體壓力、流量產(chǎn)生脈動(dòng)，蓄能器可以作為輔助的或者應(yīng)急的動(dòng)力源，補(bǔ)充系統(tǒng)泄露，穩(wěn)定工作壓力，吸收泵的脈動(dòng)和回路上的液壓沖擊，保證了先導(dǎo)閥操縱的平穩(wěn)性和精確性。從先導(dǎo)回路的液壓系統(tǒng)原理圖上得知，蓄能器的安裝位置在先導(dǎo)閥組的進(jìn)油路上，所以最高工作壓力3MPa既可保證蓄能器的使用要求。蓄能器總?cè)莘e的計(jì)算。主要用于作為應(yīng)急的動(dòng)力源，以保障發(fā)動(dòng)機(jī)在不工作或出現(xiàn)故障時(shí)仍能操縱工作機(jī)構(gòu)，其總?cè)莘e按經(jīng)驗(yàn)公式：（6.3）式中：—蓄能器有效工作容積；—蓄能器最低工作壓力（絕對(duì)壓力），0.2MPa；—蓄能器最高工作壓力（絕對(duì)壓力），3.2MPa；—執(zhí)行元件的個(gè)數(shù)=3；蓄能器作為應(yīng)急能源時(shí)主要控制三組先導(dǎo)閥，流量均為Q=16L/min,取=48L將以上參數(shù)帶入式(6.3)得蓄能器總?cè)莘e：根據(jù)蓄能器總?cè)莘e，及使用要求，查資料[4]選擇型囊式蓄能器。具體型號(hào)及技術(shù)參數(shù)列于表6.3。表6.3先導(dǎo)回路蓄能器的技術(shù)參數(shù)規(guī)格型號(hào)公稱容積/L40公稱通徑/mm55公稱壓力/MPa10最大直徑/mm219重量/kg1196.3慮油器的選擇[4]過濾器的工作能力，取決于濾芯的有效過濾面積、濾芯本身的性能、油的粘度與溫度、過濾前后油的壓力差以及油中固體顆粒的含量。過濾器的設(shè)計(jì)主要根據(jù)工作壓力和過濾精度要求選擇濾芯材料。這里要選擇的是主回油路和泄油及先導(dǎo)回油路的過濾器，選擇過濾器的通油能力時(shí)，一般應(yīng)大于實(shí)際通過流量的2倍以上，濾芯的有效過濾面積為：（6.4）式中：—過濾器額定流量，主回油路，先導(dǎo)控制油路；—液壓油的動(dòng)力粘度，多路閥組與主泵共同要求運(yùn)動(dòng)粘礦物型油液L-HM32的密度為，所以Pas；`—濾芯材料的單位過濾能力，紙質(zhì)濾芯=0.035；—壓力差，根據(jù)現(xiàn)有產(chǎn)品樣本，取主回油路，先導(dǎo)回路。將以上參數(shù)帶入式（6.4）中得：主回油路濾芯過濾面積：A1=0.012m3先導(dǎo)油路濾芯過濾面積：A2=0.012m3車輛、土方機(jī)械等液壓系統(tǒng)過濾精度為20~30um。查資料[4]得表6.4表6.4液壓系統(tǒng)過濾器技術(shù)參數(shù)主回油路紙質(zhì)過濾器 先導(dǎo)及泄漏回油路紙質(zhì)過濾器通徑mm通徑mm額定流量L/min400公稱流量L/min160初始?jí)毫礛Pa0.2初始?jí)毫礛Pa0.08允許最大壓力損失MPa0.35允許最大壓力損失MPa0.35過濾精度20過濾精度20重量kg38重量kg24.16.4其它換向閥的選擇6.4.1先導(dǎo)回路合流用液控?fù)Q向閥的選擇該液控?fù)Q向閥能根據(jù)先導(dǎo)油液的液流方向來推動(dòng)主回路換向閥閥芯繼而切換動(dòng)臂缸合流或鏟斗缸合流。先導(dǎo)回路控制油液壓力為3MPa，每條控制油路的流量為16L/min，根據(jù)此選擇DSHG-01-3c*-*-1*型電液換向閥，具體技術(shù)參數(shù)列于表6.5中。6.4.2行走馬達(dá)回中雙速閥的選擇在行走馬達(dá)回路的分析中得知，行走馬達(dá)需要二個(gè)檔位的速度，每檔位需要無級(jí)變速，無級(jí)變速依靠的是先導(dǎo)回路的伺服操縱控制液控多路換向閥來實(shí)現(xiàn)的，而高、低速檔位的切換則是依靠雙速閥來實(shí)現(xiàn)的。雙速閥閥芯的移動(dòng)，使得雙排馬達(dá)串聯(lián)或并聯(lián)，這就影響了進(jìn)入馬達(dá)的流量和壓差，繼而使得馬達(dá)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩發(fā)生變化。經(jīng)過雙速閥的液流流量按82/min計(jì)算，壓力按工作壓力20MPa計(jì)算，選擇WE10型電磁換向閥，具體技術(shù)參數(shù)列于表6.5中。6.4.3先導(dǎo)主油路中用于自動(dòng)換向的換向閥的選擇在先導(dǎo)回路中，二位三通電磁換向閥的安裝有極為重要的意義，當(dāng)回油箱的油液溫度超過允許值60℃時(shí)，油溫指示器發(fā)出信號(hào)，換向閥打開通向馬達(dá)的油路，驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇進(jìn)行風(fēng)冷。經(jīng)過電磁換向閥的液流流量按65L/min計(jì)算，壓力按工作壓力10MPa計(jì)算，選擇23QDF型電磁換向閥，具體技術(shù)參數(shù)列于表6.5中。表6.5換向閥的技術(shù)參數(shù)型號(hào)參數(shù)用于合流用于行走風(fēng)扇控制DSHG-01-3c*-*-1*WE1023QDF165E24額定工作壓力/MPa2131.516通過流量/L/min4010080使用油溫/℃--30～80-20～60使用電壓/V-2424重量/kg3.54.2～6.68.66.5油箱容量的初算油箱容量的確定，是設(shè)計(jì)油箱的關(guān)鍵。油箱的容積應(yīng)能保證當(dāng)系統(tǒng)有大量供油而無回油時(shí)，最低液面應(yīng)在油泵進(jìn)口過濾器之上，保證不會(huì)吸入空氣；當(dāng)系統(tǒng)有大量回油而無供油，或系統(tǒng)停止運(yùn)轉(zhuǎn)，油液返回油箱時(shí)，油液不至溢出。同時(shí)，再保證有足夠的散熱面積。初步確定油箱有效容積，由經(jīng)驗(yàn)公式：(6.5)式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，行走機(jī)械取2.0；—液壓泵每分鐘排除的壓力油的容積，已知所選泵的總流量為164L/min；帶入上式(6.5)得油箱的有效容積為:7液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1缸筒的受力計(jì)算[9]7.1.1動(dòng)臂油缸的缸徑，活塞桿徑和作用力的確定由前述油缸計(jì)算得知：動(dòng)臂油缸內(nèi)徑：D=160mm活塞桿直徑：，符合工程液壓缸缸徑系列。7.1.2缸筒壁厚的計(jì)算缸筒壁厚為：（7.1）式中：—液壓缸最大工作壓力，30MPa；—?jiǎng)颖塾透變?nèi)徑，160mm；—缸筒材料的許用應(yīng)力，取45號(hào)鋼材，；將以上各參數(shù)帶入式（7.1）可算得油缸厚度：，取=24mm所以缸筒厚度為：7.1.3缸筒強(qiáng)度校核根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，缸筒合成應(yīng)力按下式計(jì)算：＜（7.2）式中：—材料許用應(yīng)力，（45號(hào)鋼）；—缸筒所受的縱向應(yīng)力，；—缸筒所受的環(huán)向應(yīng)力，；縱向應(yīng)力按下式計(jì)算：（7.3）式中—活塞桿直徑，90mm；—缸筒外徑，208mm。將以上參數(shù)代入式（7.3）可得縱向應(yīng)力：環(huán)向應(yīng)力按下式計(jì)算：（7.4）將參數(shù)帶入式（7.4）可得環(huán)向應(yīng)力：將、帶入式（7.2）得缸筒合成應(yīng)力：即＜，缸筒強(qiáng)度足夠。7.1.4缸筒低部及頭部厚度的計(jì)算缸筒底部及頭部為平面時(shí)，按公式：（7.5）式中：—計(jì)算厚度外直徑，缸筒底取80mm，鋼桶蓋取160mm(具體結(jié)構(gòu)見油缸總裝配圖[10])；—筒內(nèi)最大工作壓力，30MPa；—缸底及缸蓋材料的許用應(yīng)力，缸底取35號(hào)鋼，缸蓋取45號(hào)鋼，；將以上各參數(shù)代入式（7.5）得缸筒底及端蓋的厚度：缸筒底的厚度為：缸筒端蓋的厚度：7.1.5缸筒與缸底及缸蓋連接的強(qiáng)度計(jì)算缸筒與缸底為焊接時(shí)，焊縫應(yīng)力計(jì)算如下：（7.6）式中：—缸內(nèi)最大推力，取動(dòng)臂缸大腔最大推力468×103N；—缸筒外徑，208×10-3m；—焊縫底徑，初選130×10-3m；—焊接效率，取0.7；—焊條材料的取許用應(yīng)力，其抗拉強(qiáng)度不低于35號(hào)鋼材108MPa。將以上參數(shù)代入式（7.6）可驗(yàn)證焊縫的強(qiáng)度：所以底徑為=130mm的焊縫強(qiáng)度是足夠的。缸筒與端蓋用螺紋連接時(shí)，缸筒螺紋處的強(qiáng)度計(jì)算如下：螺紋處的拉應(yīng)力:（7.7）式中：—擰緊螺紋的系數(shù)，變載荷取2.5；—缸筒端部承受的最大推力，取動(dòng)臂小腔最大閉鎖力，396×103N；—缸筒螺紋底徑，190×10-3m；—缸筒內(nèi)徑，160×10-3m。將以上參數(shù)代入式（7.7）可得螺紋處拉應(yīng)力:螺紋處的剪應(yīng)力：（7.8）式中：—螺紋連接的摩擦因數(shù)，取0.12；—缸筒螺紋外徑，200×10-3m：將以上參數(shù)代入式（7.8）可得螺紋處的剪應(yīng)力：