1、小型液壓挖掘機液壓系統優化設計目 錄前言8摘要9第一章 文獻綜述101 液壓挖掘機的發展前景10第二章 明確設計要求，確定基本方案 122.1液壓系統設計參數122.2液壓挖掘機大致結構122.3 對液壓系統的要求122.4 確定液壓執行元件的形式132.5 擬定液壓執行元件運動控制回路 132.6 液壓源系統15第三章 繪制液壓系統原理圖。確定基本方案173.1 主機功能結構173.2 液壓系統工作原理17第四章 確定液壓系統的主要參數214.1初選系統工作壓力214.2液壓缸的流量214.3液壓缸的功率214.4 計算液壓缸的主要結構尺寸22第五章 液壓缸的設計255.1 選擇液壓缸的類型

2、和安裝方式255.2 液壓缸性能的參數計算255.3 液壓缸結構參數設計275.4 液壓缸的聯接計算32第六章 液壓泵和油箱的選擇416.1液壓泵的選擇416.2 液壓油箱的計算42第七章 液壓系統性能驗算437.1.液壓系統壓力損失437.2.液壓系統的發熱溫升計算45第八章 設計液壓裝置，編制技術文件478.1 液壓裝置總體布局478.2 液壓閥的配置形式478.3 通道塊設計478.4 繪制正式工作圖，編寫技術文件48后記49附錄50參考文獻56前 言液壓技術與現代社會中人們的日常生活、工農業生產、科學研究活動產生著日益密切的關系，已成為現代機械設備和裝置中的技術構成、現代控制工程的基本

3、技術要素和工業及國防自動化的重要手段，并在國民經濟各行業以及幾乎所有技術領域中廣泛應用，應用液壓技術的程度已成為衡量一個國家工業化水平的標志。所以正確合理的設計與使用液壓系統，對于提高各類液壓機械及裝置的工作品質和技術經濟性能具有重要意義。由于液壓技術的飛速發展，我們工作小組在周明老師的指導下選擇了小型液壓挖掘機液壓系統優化做課題，目的是通過此次設計對液壓技術有更全面。更深刻的了解，以適應社會日益發展的需求。本次畢業設計是對小型液壓挖掘機液壓系統優化，其中涵蓋了液壓系統的總體設計、液壓系統執行元件的設計及校核、液壓缸、液壓馬達的選擇、液壓元件的選擇、液壓系統的性能驗算、液壓系統的主要參數的確定

4、等等。此次設計在組員的共同努力下圓滿完成，達到了預期的效果。為我們以后的工作提供了很好的實踐機會。限于水平和經驗局限，設計說明書中難免存在錯漏之處，懇請老師、同學給予批評、指正。 2015年6月 小型液壓挖掘機系統優化設計摘要 此次設計的是斗容為0.1履帶式全液壓小型單斗挖掘機，它是雙泵定量系統，采用多路換向閥的并聯油路、專用手動換向閥的合流方式。本次設計主要內容是液壓系統的優化和液壓缸的設計。為了適用小型路面的維護，我們增加了沖擊器起碎石作用；為了提高生產率設置了合流措施；此次設計還設計了限速措施，防止重力超速。小型挖掘機具有結構緊湊、挖掘力大、傳動平穩、操作簡便以及容易實現自動控制等優點。

5、關鍵字 小型挖掘機 液壓缸 液壓馬達 液壓泵 優化 校核 Abstract This design is the Big Dipper to be around 0.1 tracked hydraulic excavator small-fighting, which is double-pump quantitative system, the introduction of the multi-route Change direction valve Oil line parallel connection, the Central Change direction valve dedic

6、ated manual mode. This is the main content of hydraulic system design optimization. For the application of small-scale road maintenance, we have increased the impact on a gravel; To enhance productivity for the Convergence; This design also designed speed measures to prevent gravity speeding. Small

7、excavator with tight structure, digging power, the transmission smooth, easy to operate and achieve automatic control of advantages.Key words Small excavator Hydraulic tanks Hydraulic motors Hydraulic PumpOptimization Degree 第一章 文獻綜述 1.1 畢業設計課題名稱畢業設計課題：小型液壓挖掘機系統優化液壓系統優化設計部分。1.2 畢業設計內容要求1.2.1 適用于小型路面

8、維護的液壓挖掘機雙泵液壓系統的設計。1.2.2 液壓系統元件的選型1.2.3 液壓系統管路設計1.2.4 液壓系統的能量損失及優化1.2.5 基本參數：斗容0.1、碎石沖擊功150J/次 、流量28L/min、機重約10N、成本約人民幣10萬元左右。1.2.6 圖紙數量折合標準圖紙不少于四張A1圖紙，計算機繪圖的圖紙不少于5張；論文格式和內容符合學院的統一格式和規范要求。1.3 液壓挖掘機的發展前景隨著小型挖掘機市場的慢慢興起，國內生產小型挖掘機的企業逐年增多，產量也在不斷增加。目前國內挖掘機行業處在一個快速發展的時期，近3年銷量以每年50以上的速度增長，目前挖掘機行業已經成為國內工程機械行業

9、內市場總量最大的行業之一。近幾年來，隨著我國經濟的快速發展，小型挖掘機市場也逐漸升溫，為業內人士普遍看好。從2005年國家制定經濟發展目標來看，我國正處在道路交通、能源水利、城市建設等各方面基礎建設的高峰期，但前些年大量投入使用的高速公路等基礎設施，正越來越多地進入維護保養期，同時城市建設也由“大拆大建”逐漸向“精雕細刻”轉變，因此小型化的土方工程施工會越來越多。業內有關專家分析認為，發展小型工程機械有三大優勢：首先小型設備的研制開發是在大型工程機械設備的技術基礎上進行的，開發人員可以總結大型工程機械施工應用中的優點，對于大型施工機械表現出的不足給予了針對性的改進。其次小型設備能夠最大限度滿足

10、施工方案及特種作業的需求，并具備環保（低排放、低噪音）、靈活、安全的特性。此外勞動力成本的逐步上升，推動了工程機械化程度的快速提高，小型機械代替人工在節約成本的同時，能夠增強施工的安全性、可靠性，并且比人工更高效，這也為小型設備的使用和規模化發展創造了條件。目前，國內小型工程機械市場還存在種種困難和不足，尚未形成有較強市場影響力的小型設備品牌。因此，在工程機械市場普遍走低的今天，小型工程機械未來的發展前景是值得相關企業關注的。雖然目前我國小型挖掘機的市場保有量及銷量所占比例甚微，但有一個不爭的事實，我國的小型挖掘機市場業已呈迅速啟動之勢。在我國，8噸以下的小型挖掘機越來越顯示出巨大的市場潛力，

11、預計今年國內小型挖掘機的年產量將達到5000臺左右。如果把未來幾年內小、微型挖掘機市場需求量與大中型挖掘機按0.5:1的比值計算，小型挖掘機的市場的容量足以令人振奮。從我國小型、多功能挖掘裝載機從無到有的發展歷史看，大量的工程機械生產廠家在發展過程中積累了豐富的經驗和較為成熟的生產技術，均會在今后幾年看上這塊潛在的市場，預計新產品、新技術將不斷出現，產品質量也將迅速提高，這將會導致多功能挖掘裝載機市場的激烈競爭。有關專家指出，由于我國的挖掘裝載機起步晚，不論在產品品種、性能參數以及使用可靠性、售后服務等方面，與國外相比均存在著相當大的差距。因此，其發展趨勢是引進國外的先進技術，開發高質量、多功

12、能、多品種、多規格的系列產品，加強基礎元件、部件的生產，尤其是提高液壓元件的質量，以達到在滿足產品可靠性的前提下，降低產品成本，并提高產品的售后服務水平。 第二章 明確設計要求，確定基本方案 2.1 液壓系統設計參數斗容 0.1m3碎石 沖擊功 150J/次 流量 28L/min機重 約10000 N成本 約人民幣10萬元2.2 液壓挖掘機大致結構 單斗液壓挖掘機主要由工作裝置（包括動臂、斗杠和鏟斗）、回轉機構和行走機構組成。工作裝置由三個液壓缸分別驅動動臂、斗桿和鏟斗的運動。回轉機構由一個液壓馬達通過減速裝置，使小齒輪和大齒輪嚙合傳動，以便使上車和小車相對轉動。履帶式液壓挖掘機其行走機構是通

13、過兩個液壓馬達來驅動的，無支腿裝置。 圖2-1 單斗液壓挖掘機結構示意圖 1- 鏟斗 2- 鏟斗液壓缸 3- 動臂 4- 斗桿液壓缸 5- 斗桿 6- 動臂液壓缸 7- 行走結構 8- 回轉結構 2.3 對液壓系統的要求2.3.1 適用于小型路面維護的液壓挖掘機，鏟斗可替換成碎石機用。2.3.2 液壓系統有足夠可靠性。要選擇可靠、耐沖擊、抗污染能力強的液壓元件。要盡量減少系統發熱，主機連續工作油溫一般不超過80度。因挖掘機油箱不能太大，所以要設置油冷卻器。2.3.3 動臂、斗桿和鏟斗既要能單獨工作，又要保證同時動作互相不干擾。回轉和工作裝置既可保證單獨工作，又要同時工作，以提高生產率。為提高動

14、臂和斗桿的作業速度，可設置合流措施。因挖掘機作業時不行走，行走時不作業。所以，行走機構和工作機構無需保證同時工作。2.3.4 行走的左右履帶的液壓馬達要能單獨驅動，以保證同步運行和靈活地原地轉彎。2.3.5 各裝置的液壓缸和馬達要良好的過載措施。工作裝置液壓缸行走液壓馬達回路為防止重力超速，需限速措施，如液壓缸可用單向節流閥，液壓馬達可用限速閥。2.3.6 為保證液壓油的清潔度，必須設置可靠，高效能濾油裝置，這是確保液壓元件正常、可靠工作必不可少的措施。 2.3.7 成本控制在10萬元左右 2.4 確定液壓執行元件的形式液壓缸 實現直線往返運動，要求當系統不工作時鎖緊。液壓馬達 完成回轉運動，

15、馬達不工作時鎖緊。行走馬達 左、右馬達均可獨立工作實現直線前進、倒退、左轉彎和右轉彎。根據設計要求選用下表執行元件 表1執行元件的初步選擇名稱特點適用場合單活塞桿液壓缸有效工作面積大、雙向不對稱往返不對稱的直線運動，差動可實現快進，A1=2A2 往返速度相等擺線齒輪馬達體積小、輸出扭矩大低速、小功率、大扭矩的回轉運動2.5 擬定液壓執行元件運動控制回路2.5.1 回轉機構的確定 回轉機構為360度旋轉運動，采用低速，大扭矩的擺線齒輪馬達驅動，由多路換向閥控制旋轉方向和停止，液控單向閥鎖緊。 圖2-2 2.5.2 工作機構的確定 工作機構為單純的直線往復運動，動臂缸、斗桿缸、鏟斗缸均采用單活塞雙

16、作用液壓缸直接驅動，由換向閥控制運動方向。 圖2-3 2.5.3 行走機構的確定 行走的左右履帶的液壓馬達各自由齒輪馬達驅動，由多路換向閥控制前進，后退和停止，速度控制通過流量控制閥改變輸入或輸出液壓執行元件的流量來調節速度（限制速度），2個益流閥緩沖。 圖2-42.5.4 采用2個液壓單向閥的鎖緊系統鎖緊精度高，部分采用單向閥鎖緊系統。 圖2-5 圖2-62.5.5 液壓源的選擇 設置可靠，高效能濾油裝置以保證液壓油的清潔度。2.6 液壓源系統本設計液壓系統的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節流調速系統采用定量泵供油，液壓泵的供油量大于系統的供油量，多余的油經溢流閥流回油箱

17、，溢流閥同時起到控制并穩定油源壓力的作用。對在工作循環各階段中系統所需要油量相差較大的情況，本設計采用多泵供油。油液繁榮凈化裝置是液壓源中不可缺少的。在泵的入口裝有粗過濾器，為防止系統中雜質流回油箱，在回油路上設置了過濾器。根據液壓設備所處環境對油溫的要求，考慮在回油路上設置了冷卻器冷卻的需要。第三章 繪制液壓系統圖 液壓系統工作原理3.1主機功能結構單斗液壓挖掘機是一種自行式土方工程機械。鏟斗、斗桿和動臂統稱為工作結構分別由各自的液壓缸驅動并由泵1分管；回轉機構和行走機構和各自的液壓馬達驅動，整個機器的動力由電動機提供。3.2 液壓系統工作原理本設計產品為0.1履帶式全液壓單斗挖掘機液壓原理

18、系統，采用雙泵供油，多路換向的并聯油路。圖3-1 并聯方案圖3-2串聯方案此方案為多缸串聯系統，泵1通過換向閥分管鏟斗缸、鏟土缸、左行走馬達和回轉馬達，特點是油泵利用率高，整機工作效率高，泵2負載較平均，但存在下列缺點：（1）每個回路在同一時間內最好只使一個缸操作。（2）所有換向閥都要適應油泵的輸油量要求，型號加大。（3）串聯的換向閥越多，阻力越大。（4）換向閥在換向時容易引起沖擊。（5）多路閥組中假如前一個閥不工作時，其出油口為高壓油不符合閥高壓進油低壓出油的原則。 綜合考慮此設計我們采用并聯方案。3.2.1 泵1通過換向閥組分管鏟斗缸、動臂缸、推土缸和挖土缸現具體說明如下： 推動手柄使二位

19、三通換向閥7左端接通控制油路，閥7的左位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥10上端接通控制油路，閥10的上位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵1二位三通閥7左位單向閥9三位六通換向閥10上位復合液控單向閥16鏟斗液壓缸22右腔此時鏟斗液壓缸的右腔壓力逐漸增大，推動活塞向左運動。回油路線 鏟斗液壓缸22左腔復合液控單向閥16三位六通換向閥10上位過濾器2油箱推動手柄使二位三通換向閥7左端接通控制油路，閥7的左位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥10下端接通控制油路，閥10的下位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵1二位三通閥7左位單向閥9三位六通換向閥10下位復合液控單向閥

20、16鏟斗液壓缸22左腔此時鏟斗液壓缸的左腔壓力逐漸增大，推動活塞向右運動。回油路線 鏟斗液壓缸22右腔復合液控單向閥16三位六通換向閥10下位過濾器2油箱推動手柄使二位三通換向閥7左端接通控制油路，閥7的左位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥10中端接通控制油路，閥10的中位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵1二位三通閥7左位過濾器2油箱同理泵1通過三位六通閥11、12、13分別控制斗桿液壓缸21、動臂液壓缸20、推土液壓缸23，也有三種情況。此系列的最大工作壓力由溢流閥4確定，閥18、閥19組成液壓鎖防止液壓缸在停止運動時因外力的作用發生位移或竄動。單向閥9也起鎖緊作用，溢流閥8

21、起調壓和保護作用，當系統壓力過大時，液壓油沖開溢流8的彈簧裝置直接流回油箱。3.2.2 泵2通過另一組多路換向閥分管行走馬達和回轉馬達現具體說明如下： 推動手柄使二位三通換向閥6右端接通控制油路，閥6的右位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥31上端接通控制油路，閥31的上位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵2二位三通閥6右位單向閥25三位六通換向閥31上位復合液控單向閥26回轉馬達34左腔回油路線 回轉馬達34右腔復合液控單向閥26三位六通換向閥31上位過濾器1油箱 推動手柄使二位三通換向閥6右端接通控制油路，閥6的右位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥31下端接通控制油路

22、，閥31的下位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵2二位三通閥6右位單向閥25三位六通換向閥31下位復合液控單向閥26回轉馬達34右腔回油路線 回轉馬達34左腔復合液控單向閥26三位六通換向閥31下位過濾器1油箱推動手柄使二位三通換向閥6右端接通控制油路，閥6的右位機能起作用。同時也推動手柄使三位六通換向閥31中端接通控制油路，閥31的中位機能起作用，將主油路溝通。進油路線 泵2二位三通閥6右位過濾器1油箱同理泵2通過三位六通閥35、36分別控制左行走馬達35、右行走馬達36，也有三種情況。此系列的最大工作壓力由溢流閥3確定，閥18、閥19組成液壓鎖防止回轉馬達在停止運動時因外力的作用發生位

23、移或竄動。單向閥25也起鎖緊作用，溢流閥24起調壓和保護作用，當系統壓力過大時，液壓油沖開溢流24的彈簧裝置直接流回油箱。溢流閥27、溢流閥28、溢流閥29、溢流閥30起調壓和保護作用，當系統壓力過大時，液壓油沖開溢流的彈簧裝置經三位六通換向閥直接流回油箱。另外過濾器1、2使油液過濾，壓力表顯示壓力值，當挖掘時遇到堅硬的土壤或石塊時，油路經二位三通換向閥6、二位三通換向閥7進入沖擊器并將其擊碎同時起防止沖擊，緩沖液壓系統壓力作用。 第四章 確定液壓系統的主要參數液壓系統的主要參數是壓力、流量和功率。通常，首先選擇系統的設計壓力，并按最大外負載和選定的設計壓力計算執行器的主要幾何參數，然后根據對

24、執行器的速度要求，確定其流量。壓力和流量一確定，即可確定其功率。4.1 初選系統工作壓力壓力的選擇要根據載荷大小和設備類型而定。還要考慮執行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力底，勢必要加大執行元件的結構尺寸，反之壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對與固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機構重載設備壓力要選得高一些。由于本設計是小型路面挖掘、碎石兩用機，機重約1噸,工作時沖擊器功率也不大，小型挖掘機在工程機械中常選取中壓壓力(1020MPa)，考慮到最好采用國家系列標準值“公稱壓力

25、及流量系列”(),所以初選定系統工作壓力為10MPa。4.2 計算液壓缸的流量 (4-1) 液壓缸的有效工作面積 活塞與缸體的相對速度 a. 鏟斗缸、推土缸代入數據得 取0.08 =0.00040192 =401.92 =24.12 4.3計算液壓缸的功率液壓缸所做的功為W=FS功率則為N=由于F=PA，V=代入上式，則N=FV=PA=PQ （4-2）P-工作壓力（Pa）Q-輸入流量（） a. 鏟斗缸，推土缸 N=10 =4.02表 2 液壓執行元件實際工作壓力工況執行元件名稱載荷背壓力流量L/min工作壓力MPa功率挖掘鏟斗缸38.9 KN24.12104.02kw挖掘推土缸38.9 KN2

26、4.12104.02kw4.4 計算液壓缸的主要結構尺寸4.4.1 計算液壓缸的主要結構尺寸-液壓缸的內徑D 圖4-1 (4-3) - 無桿腔活塞有效作用面積 - 有桿腔活塞有效作用面積 - 液壓缸工作腔壓力 Pa - 液壓缸回油腔壓力 Pa 其值根據回路的具體情況而定回油路較短，且直接回油箱可忽略不計D 活塞直徑 d - 活塞桿直徑 - 液壓缸的機械效率 此系統為0.9表3液壓缸、氣壓缸的缸筒內徑尺寸系列 /mm 840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）250注：括號內數

27、值為非優先選用者 鏟斗缸、推土缸的內徑D代入數據 (4-4) 得 D=70.38查表3 得 D=80mm4.4.2計算液壓缸的主要結構尺寸-活塞桿的直徑d mm (4-5) d 塞桿直徑D 液壓缸內徑- 速比 由表4得表4公稱壓力/MPa少于等于1012.520大于201.331.46，22鏟斗缸、推土缸的活塞桿直徑d代入數據得 d=56.5 mm查表5得 d=56 mm表5 液壓缸、氣壓缸的活塞桿外徑尺寸系列 /mm4184511028052050125320622561403608256316010287018012328020014369022016401002504.4.3 選擇液壓馬

28、達1 回轉液壓馬達 根據排量 輸出力矩選用 BMV-630擺線齒輪馬達 排量額定壓力最高壓力額定轉速最高轉速工作油溫6301618170210r/min20容積效率總效率額定功率輸出轉矩生產廠家油液過濾溫度90%80%26KW1490N鎮江液壓總廠10-301 行走液壓馬達根據排量 輸出力矩選用 BMV-315擺線齒輪馬達排量額定壓力最高壓力額定轉速最高轉速生產廠家315mL16mPa20mPa335420鎮江液壓總廠工作由溫容積效率總效率額定功率輸出轉矩油液過濾溫度20-6090%80%25kw705N10-30 第五章 液壓缸的設計5.1 選擇液壓缸的類型和安裝方式5.1.1 根據挖掘機工

29、作時的運動要求、機構要求及成本等綜合因素，選擇直線運動液壓缸里的單活塞雙作用液壓缸。5.1.2 動臂缸、斗桿缸的行程500mm，鏟斗缸、推土缸的行程250mm5.1.3 系統工作壓力為10MPa，根據挖掘機的結構安裝方式，選定液壓缸的安裝方式為耳環型。缸體與缸蓋采用螺栓連接方式。5.2 液壓缸性能的參數計算5.2.1 液壓缸的輸出力a. 鏟斗缸，推土缸 F =F=35KN5.2.2 液壓缸的阻力 (5-1) 公稱壓力活塞的有效面積液壓缸的輸出力 a. 鏟斗缸，推土缸 =50240-35000 =15240 5.2.3 液壓缸的輸出速度(1) 單活塞雙作用液壓缸活塞外伸時的速度 (5-2)式中

30、活塞的外伸速度 m/min Q 進入(或流出)液壓缸的流量 活塞的作用面積 (5-3) 活塞(液壓缸)直徑 m(2) 單活塞雙作用液壓缸活塞縮入時的速度 (5-4)式中 活塞的外伸速度 m/min Q 進入(或流出)液壓缸的流量 活塞的作用面積 （5-5） 活塞(液壓缸)直徑 活塞桿直徑 m為了簡便計算，我們選取活塞的平均速度為5.2.4 液壓缸的輸出時間 （5-6）液壓缸作用的行程 液壓缸的輸出速度 a. 鏟斗缸，推土缸 取250 5.2.5液壓缸的儲油量 V= （5-7） D-液壓缸的內徑 m S-液壓缸的行程 m a. 鏟斗缸，推土缸 V=×0.25 =0.00077m =0.

31、77L5.2.6 液壓缸的輸出功率 液壓缸所做的功為W=FS功率則為N=由于F=PA，V=代入上式，則N=FV=PA=PQ （5-8）P-工作壓力（Pa）Q-輸入流量（） a. 鏟斗缸，推土缸 N=10 =4.025.3 液壓缸結構參數設計5.3.1 液壓缸筒底部的厚度計算圖5-1液壓缸筒底部的厚度缸筒底部為平面時，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似計算 （5-9） 筒底厚度 筒內最大工作壓力 筒底材料許用應力 計算厚度外直徑 a. 鏟斗缸，推土缸 取115.3.2 缸頭厚度的計算 圖5-2 缸頭厚度 （5-10） 法蘭在缸筒內最大壓力下所承受的軸向壓力 法蘭圓半徑 其余符號代表的意

32、義見圖 圖5-3端部法蘭聯接a. 鏟斗缸，推土缸查表6 得 取 10 表 6 端部法蘭連接的外形尺寸缸徑代號80901001101251401501151301451601751902051451601801952102252451751902102252402602855.3.3 缸筒壁厚的計算 （5-11） 關于的值，可按下列情況分別進行計算當時，可用薄壁缸筒的實用計算式 = （5-12） 當 m （5-13）當 時（-1）m （5-14）或 （-1）m （5-15） -缸筒壁厚 m-為缸筒材料強度要求的最小值 m C-為缸筒外徑公差余量 mC-腐蝕余量 m D缸筒內徑 mP-缸筒內最高工

33、作壓力 MP-缸筒材料的許用應力 MP = （5-16）-缸筒材料的抗拉強度 MPn安全系數 通常取n=5-缸筒材料的屈服強度a. 鏟斗缸，推土缸的壁厚計算 125 125由于此液壓缸壓力較少，在范圍內，即 （5-17） 選用材料為45號鋼 （5-18） （5-19） 值查表8 5.24 取16取=6根據經驗 取1.5 驗算1 額定壓力應低于一定極限值，以保證工作安全 （5-20） - 額定工作壓力 外徑 缸筒內徑 1050.60 滿足系統要求驗算2 額定工作壓力應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的變形的發生。 0.42） （5-21）- 缸筒發生完全塑性變形的壓力 （5-2

34、2） 0.42）2.3 25.95 1021.6225.95 滿足系統要求驗算 3 缸筒徑向變形應處在允許范圍內，變形量不應超過密封圈的允許范圍 = （5-23） 缸筒耐壓實驗壓力 缸筒材料彈性摸數 金屬材料取2.1×10 即2.5×10 缸筒材料的泊松比 對鋼材而言 = =0.00010692 =0.10692 少于密封圈的允許范圍，滿足要求驗算 4 驗算缸筒的爆裂壓力 即達到此壓力缸筒會爆裂 = （5-24） =104 最高工作壓力為16遠少于104滿足系統要求5.4 液壓缸的聯接計算5.4.1 缸蓋的聯接計算螺紋處的拉應力 （5-25） 螺紋處的剪應力 （5-26）

35、合成應力 （5-27） （5-28） 缸筒端部承受的最大推力 D- 缸筒內徑 m d- 螺紋外徑 d- 螺紋底徑K- 擰緊螺紋的系數，不變載荷取K=1.251.5，變載荷取K=2.54K- 螺紋連接的摩擦因數，K=0.070.2 平均取K=0.12- 缸筒材料的屈服極限 n- 安全系數 取n=1.22.5a. 鏟斗缸 推土缸 =×100.475 MPa 由 得 1.3 1.287 滿足條件5.4.2 活塞與活塞桿的聯接計算 圖5-4活塞與活塞桿采用螺紋連接 螺紋處的拉應力 （5-29） 螺紋處的剪應力 （5-30） 合成應力 （5-31） 許用應力 （5-32） a鏟斗缸 推土缸 D

36、=40 k=1.5d=56 k=0.12d=53.042 n=2d=d-2hh查表7為1.479 44.12< 所以符合條件表7 螺紋的基本尺寸（管螺紋） mm尺寸代號每25.4內的牙數螺距牙高圓弧半徑基面上的直徑基準距離有效螺紋長 度大徑中徑小徑280.9070.5810.1257.7237.1426.5614.06.59.7289.1478.566191.3370.8560.18413.15712.30111.4456.09.716.66215.80614.9506.410.1141.8141.1620.24920.95519.79318.6318.213.226.44125.279

37、24.1179.514.51112.3091.4790.31733.24931.77030.29110.416.8141.91040.43138.95212.719.1147.80346.32444.845259.61458.13556.65615.923.4275.18473.70572.22617.526.7387.88486.405220.629.83100.33098.851222.231.44113.030111.551110.07225.435.85138.430136.951135.47228.640.16163.830162.351160.8725.4.3 驗算活塞桿的穩定性

38、若受力F在軸線上，主要是按下式驗證 F F= N （5-33） 式中 E= （5-34） =1.80×10MP圓截面 I= （5-35） =0.049d m K液壓缸安裝及導向系數. 見表8n-安全系數,通常取 n3.56E-實際彈性模數.E材料的彈性模數. MP 鋼材E=2.1010MPaI活塞桿截面的慣性矩.mF-活塞桿彎曲失穩臨界壓縮力. N表8 液壓缸安裝及導向系數 K安裝形式活塞桿外端K前端法蘭剛性固定,有導向0.5前耳環,有導向0.7支承,無導向2后端發法蘭剛性固定,有導向1.5支承,無導向4前耳環,有導向1.5前端耳軸前耳環,有導向1前耳環,無導向2中間耳軸榫頭,有導向