支撑式冲击破岩掘进机支撑机构设计【全套图纸】

中文题目：支撑式冲击破岩掘进机支撑机构设计外文题目：Support Impact Rock Machine Support mechanism design毕业设计（论文）共 98 页（其中：外文文献及译文15页） 图纸共张 完成日期 2014年6月 答辩日期 2014年6月I摘要随着现代化建设脚步的加快，矿山机械也在不断的发展，但由于能源和建设等施工要求增大，掘进机的性能还不能够完全适应，所以迫切要求设计出新型掘进机以适应工况要求。支撑式冲击破岩掘进机的支撑机构设计对于整机的性能起着决定性的作用。因此,根据掘进机的用途、作业情况及制造条件,合理选择机型,并正确确定各部结构型式,对于实现整机的各项技术指标、保证机器的工作性能具有重要意义。本设计是对支撑式冲击破岩掘进机的支撑机构设计。通过应用掘进机设计的一系列知识，对掘进机支撑机构加以分析，并且运用有限元分析法进一步对支撑机构做了优化设计。最后使设计的系统达到本设计的目的，使该掘进机在满足原有要求的情况下实现体积小、成本低、效率高、结构简单、使用维护方便的要求。关键词：支撑式冲击破岩掘进机；支撑机构设计；有限元分析法全套图纸，加153893706IABSTRACTWith the accelerated pace of modernization construction, mining machinery are also constantly development, but due to energy and building construction requirements of the increase, boring machine is not able to completely meet the performance, there is an urgent request to design a new boring machine to adapt to conditions Requirements.The supporting impact broken rock machine design of the support organization plan for the performance of the play a decisive role. Therefore, in accordance with the purposes boring machine, operating and manufacturing conditions, a reasonable choice of models and determine the right structure of ministries, for the achievement of the various technical indicators to ensure that the machines work performance is of great significance.The design is to supporting impact broken rock machine design of the support organization .Through the application of a series of boring machine design knowledge, analysis the support organization of the boring machine, and apply the finite element analysis to the support organization for further optimize the design done. So that the final design of the system designed to achieve this purpose, so that the boring machine to meet the requirements of the original under small size, low cost, high efficiency, simple structure and facilitate the use of safeguard requirements.Key words: Supporting impact broken rock machine; Support organization Design;Finite Element AnalysisI目录前言11 绪论21.1 选题的目的与意义21.2 国外研究现状21.3 国内研究现状22 支撑机构方案设计42.1 类型及其特点42.1.1 独立的支撑机构42.1.2 机载支护装置52.2 支撑机构结构方案确定63 支护油缸的选择83.1 核心构件结构分析83.1.1 缸体83.1.2 缸底83.1.3 活塞杆93.1.4 导向套93.2 总体结构布局93.3 连接方式103.3.1 缸底与缸筒的连接103.3.2 缸筒与导向套的连接103.3.3 装配关系及配合公差103.4 预算缸筒内径和缸壁厚度103.4.1 理论支护强度103.4.2 理论支护阻力113.4.3 缸筒的计算163.4.4 液压缸的壁厚163.4.5 缸筒壁厚验算173.4.6 缸筒底部厚度183.4.7 缸筒头部法兰厚度183.4.8 缸筒-缸盖的连接计算193.5 活塞组件设计203.5.1 活塞设计213.5.2 活塞与活塞杆连接结构223.5.3 活塞杆设计223.5.4 中隔圈243.5.5 活塞主要技术性能参数计算253.5.6 活塞杆及连接件强度校核283.5.7 活塞杆液压缸稳定性校核293.6 液压缸油口和排气装置设计373.6.1 液压缸油口设计373.6.2 排气装置设计393.7 液压缸缓冲计算及设计403.7.1 缓冲装置的作用及要求403.7.2 缓冲原理及缓冲装置的结构形式404 支撑梁的设计434.1 顶梁形式选择434.2 受力分析434.3 顶梁材料选择444.4 确定顶梁失效形式以及计算准则454.4.1 常见的失效形式454.4.2 计算准则的确定464.5 垫铁强度计算与校核474.5.1 许用安全系数和许用应力474.5.2 垫铁强度校核484.6 顶梁强度计算与校核494.7 顶梁疲劳强度校核554.7.1 影响顶梁疲劳强度的因素564.7.2 顶梁疲劳强度校核575 ProE建模及有限元分析595.1 ProE建模595.1.1 主要特性595.1.2 建立ProE模型的意义605.2 有限元分析625.2.1 基本简介625.2.2 基本特点625.2.3 步骤方法635.2.4 基于ANSYS软件的静力学分析646 缸体，顶梁的偏载分析666.1 缸体的偏载分析666.2 顶梁的偏载分析677 技术经济分析808 结论81致谢82参考文献83附录A84附录B90III辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言我国是世界上厚煤层储量最大的国家之一，煤炭生产的高产高效和现代化是当今国际煤炭工业的发展方向，也是我国煤炭行业的必然选择，随着回采工作面机械化程度的提高，回采速度大大加快，巷道掘进和回采工作也必须加快。靠钻爆法掘进巷道已经满足不了要求，采用掘进机法，使破落煤岩、装载运输、喷雾灭尘等工序同步进行，是提高掘进速度的有效措施。掘进机法掘进巷道与传统的钻爆法相比具有许多优点：（1）速度快、成本低。用掘进机掘进巷道，可以使掘进速度提高12倍，效率平均提高12倍，进齿成本降低3050。（2）安全性好。由于不需打眼放炮，围岩不易被破坏，即有利于巷道支护，又可减少冒顶和瓦斯突出的危险，大大提高了工作面的安全性。（3）有利于回采工作面的准备。（4）工程量小。利用钻爆法，巷道超挖量可达20，利用掘进机法，巷道超挖量可小到5，从而减少了支护作业的充填量，降低成本，提高速度。（5）改善了劳动条件，减少了工作人员。按照工作机构切割工作面的方式，掘进机可分为部分断面巷道掘进机和全断面巷道掘进机两大类。部分断面巷道掘进机主要用于煤和半煤岩巷道的掘进，其工作机构一般由一悬臂及安装在悬臂上的截割头所组成。工作时，机构上下左右摆动，截割头旋转完成煤岩的破碎。全断面巷道掘进机主要用于掘进岩石巷道，其工作机构沿整个工作面同时进行连续推进。全断面巷道掘进机目前在煤矿上没有广泛应用。悬臂式巷道掘进机是一种综合掘进设备属于部分断面巷道掘进机，它集支撑、切割、行走、装运、喷雾灭尘于一体，包含多种机构，具有多重功能。悬臂式掘进机作业线主要由主机与后配套设备组成。主机把岩石切割破落下来，转运机构把破碎的岩渣转运至机器尾部卸下，由后配套转载机、运输机或梭车运走。悬臂式掘进机的凿岩臂可以上下、左右自由摆动，能切割任意形状的巷道断面，切割出的表面精确、平整，便于支护。迈步式行走机构使机器调动灵活，便于转弯、爬坡，对复杂地质条件适应性强。该机主要用于采煤准备巷道的掘进。1 绪论1.1 选题的目的与意义近年来，随着我国煤炭行业的快速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。采煤机械化和综合机械化的发展，大大提高了工作面的开采强度，工作面的推进速度越来越快，这就要求加快掘进速度，达到采掘平衡，以保证矿井的高产稳产。掘进是采煤生产的重要生产环节，国家的方针是：采掘并重，掘进先行。煤矿巷道的快速掘进是煤矿保证矿井高产稳产的关键技术措施。采掘技术及其装备水平直接关系到煤矿生产的能力和安全。高效机械化掘进与支护技术是保证矿井实现高产高效的必要条件，也是巷道掘进技术的发展方向。随着综采技术的发展，国内已出现了年产几百万吨级、甚至千万吨级超级工作面，使年消耗回采巷道数量大幅度增加，从而使巷道掘进成为了煤矿高效集约化生产的共性及关键性技术。1.2 国外研究现状美国、澳大利亚、英国等主要产煤国家目前广泛采用掘锚一体化技术，即通过掘锚机组实现掘锚平行作业。国外在用煤矿主要高效掘进设备的破岩能力强、适应能力好、可靠性优秀，大功率重型掘进机、连续采煤机、掘锚机组、四臂锚杆钻车以及履带式全液压钻车等几乎被国外厂商（或合资）所占领，连续采煤机基本被美国JOY公司所垄断，掘锚机组主要由奥地利奥钢联公司提供，四臂锚杆钻车由澳大利亚约翰芬蕾公司控制。其中，连续采煤机、掘锚机技术已经成熟，重型掘进设备设计制造技术精湛，加工工艺好、自动化技术先进、总体性能参数高，基础研究比较扎实，截割方式、除尘系统技术优良。1.3 国内研究现状我国煤炭开采以井工为主，2005年国有重点煤矿90.72的原煤产量来自井工开采。我国煤层赋存条件复杂，呈现多样性，煤层厚度从零点几米到几十米之间变化，为了开采煤炭，需要开掘大量的煤岩巷道。2005年原国有重点煤矿掘进总进尺7464.6km，其中煤巷和半煤岩进尺约6311.4km，占84.6。2005年原国有重点煤矿综采机械化程度为75.79，而综掘机械化程度为25.87（综掘进尺1931.4km），综掘的发展远远滞后于综采。目前为保证原国有重点煤矿1402个采煤工作面的正常生产接替，共配套了3986个掘进工作面（其中开拓工作面1038个），回采与掘进工作面的比例是1:3，为了实现采掘机械化的同步发展，满足当前500多个综采工作面的需要，综掘机械化程度应达到50以上。同时，随着综采技术的发展，国内已出现了年产几百万吨级、甚至千万吨级超级工作面，使年消耗回采巷道数量大幅度增加，从而使巷道掘进成为了煤矿高效集约化生产的共性及关键性技术。掘进和回采是煤矿生产的重要生产环节，采掘技术及其装备水平直接关系到煤矿生产的能力和安全。高效机械化掘进与支护技术是保证矿井实现高产高效的必要条件，也是巷道掘进技术的发展方向。我国煤巷高效掘进方式中最主要的方式是悬臂式掘进机与单体锚杆钻机配套作业线，也称为煤巷综合机械化掘进，在我国国有重点煤矿得到了广泛应用，主要掘进机械为悬臂式掘进机。悬臂式掘进机是集支撑、截割、装运、行走、操作等功能于一体，主要用于截割任意形状断面的井下岩石、煤或半煤岩巷道。现在国内的掘进机设计虽然说离国际先进的技术还有段距离，但是国内的技术水平已能基本满足国内的需求。大中型号的掘进机不断被创新。主要厂家石煤机、三一、佳木斯都以各自特点屹立国内市场。然而，国内目前岩巷施工仍以钻爆法为主，重型悬臂式掘进机用于大断面岩巷的掘进在我国处于试验阶段，但国内煤炭生产逐步朝向高产、高效、安全方向发展，煤矿技术设备正在向重型化、大型化、强力化、大功率和机电一体化发展，新集能源股份公司、新汶矿业集团、淮南矿业集团及平顶山煤业集团公司等企业先后引进了德国WAV300、奥地利AHM105、英国MK3型重型悬臂式掘进机。全岩巷重型悬臂式掘进机代表了岩巷掘进技术今后的发展方向。虽然三一重装前几年推出了国内第一台EBZ200H型硬岩掘进机，但国产重型掘进机与国外先进设备的差距除总体性能参数偏低外，在基础研究方面也比较薄弱，适合我国煤矿地质条件的截割、装运及行走部载荷谱没有建立，没有完整的设计理论依据，计算机动态仿真等方面还处于空白；在元部件可靠性、控制技术、在截割方式、除尘系统等核心技术方面有较大差距。2 支撑机构方案设计2.1 类型及其特点用于巷道支护的装置按照与掘进机之间的关系分有独立的支撑机构、机载支撑机构两种。2.1.1 独立的支撑机构独立的支撑机构就是与本机成两个独立的机器，这种机构的典型结构如图2-1、图2-2所示。图2-1 HYJ机载式临时护顶机Fig2-1 HYJ airborne temporary protection type machine图2-2 履带行走式液压支架Fig2-2 crawler walking type hydraulic support这种另外架设的支护装置，虽然能提高支护顶板的能力，但却使掘进工作面的设备增多，使原本空间狭小的工作面更加拥挤，净空间减小，人员通过和材料搬运不便，导致设备间的配套、协调，操作上的麻烦，造成掘进机的进尺速度降低、掘进成本增加。现用临时支护设备支护最大宽度2.3米、长度2.1-2.2米，面积约5.06平方米，支护面积小，实现不了全断面支护，锚杆支护时作业人员仍处在半空顶区域下作业。在铺设金属网时作业人员仍然是在空顶区域下作业，当把网铺好后才能进行临时支护操作。机架比较削薄，易变型，严重影响支护质量。机架与掘进机连接处的铰轴容易断裂。掘进机司机座底，掘进过程中前探梁时而会挡到掘进机司机的视线，影响截割质量。2.1.2 机载支护装置 机载支护装置分有超前支护和机顶支护两种类型，典型结构如图2-3图2-5所示。图2-3 带超前支护的掘进机Fig2-3 With advanced supporting machine图2-4 支撑式掘进机Fig2-4 Supporting type machine图2-5 掘锚机Fig2-5 Dig windlass在这几种支护方式中，超前支护能防止掘进工作面前端顶板的下沉和冒落，但存在结构复杂、操作不便、支撑机构离截割机构近、司机视线不好、操作准确性差等问题；而上述的机顶支护方式存在支撑点多、对顶板适应性差、对顶板破碎大的实际问题。2.2 支撑机构结构方案确定据统计，巷道支护约占用4050的掘进作业时间。为了提高掘进速度，应根据巷道支护的要求，在掘进机上装备有锚杆钻机，超前临时支护装置等，以提高工作效率。掘岩机自移时，首先将液压缸回落，时支护顶梁落下，到达既定位置后，支柱升起，顶梁顶住顶板起到支撑防护作用。同时，该支撑装置还具有减缓悬臂冲击掘岩反作用力对龙门支架的偏载作用，增强设备作用稳定性。 冲击破岩掘岩机工作巷道截面小， 由于支撑式支架支撑力大，驾驶操作安全，切顶性能好，结构简单，成本低廉。顶梁上方为圆弧形，适应巷道截面，受载均匀，支柱与顶梁使用铰接。综上所述，经分析，确定本机的支撑机构的结构如图2-6所示。图2-6支撑机构结构Fig2-6 Support organization structure993 支护油缸的选择液压缸是一种通用化和标准化程度高的液压元件，基于使用条件的多样性和本机原创性， 要进行专门设计。3.1 核心构件结构分析3.1.1 缸体缸体是液压缸承受液体压强的部件。液压缸的缸体一般采用合金无缝钢管如27SiMn或冷拔炭素钢管制成。缸体的内表面是活柱的密封面，因而要求有较高的加工要求。主要包括缸筒、缸底、缸盖及相互连接方式。 （1） 缸筒：缸筒通常用45号钢、27SiMn无缝钢管制成，并调质到241285，以改善加工性能和强度。缸体的内表面是活塞的密封面，因而要求较高的加工精度和较低的粗糙度。如图3-1对缸筒的技术要求如下： 1） 缸筒内径一般采用H8或H9级配合，表面粗糙度为0.81.6，需或滚压。外表面可不加工。 2） 内径的椭圆度、圆锥度不大于公差的一半。 3） 端面T对轴线的垂直度为0.04。 4） 当缸筒上焊有耳环时，耳环孔的中心线对缸筒轴线的偏移量不大于0.03，其轴线垂直度为0.01。5） 为防止缸筒的腐蚀和提高寿命，可在缸筒内表面镀0.030.05厚的硬铬，再进行研磨抛光。缸筒的外表面要涂耐油漆。图3-1Fig3-13.1.2 缸底缸底的材料可用35号或45号钢，也可采用球墨铸铁或灰铸铁。当缸筒采用铸件时，缸底与缸筒铸成一体。当缸筒采用无缝钢管时，缸底与缸筒一般采用焊接结构。如图示，它的特点是结构紧凑，加工简单，工作可靠，但容易产生焊接变形。通常刚体止口与缸筒的内孔间采用过度配合，以限制焊接变形。如图示3-2图3-2 Fig3-23.1.3 活塞杆 活塞杆是液压缸传递机械力的部件，它将受拉、压、弯曲等载荷作用。它们通常选用由无缝钢管制成，小直径活塞杆也可采用圆钢制造。 活塞杆工作时经常伸出液压缸外，直接接触矿井中的潮气、腐蚀性气体和粉尘，因此，要求它的外表面除了耐磨外，还应耐腐蚀，不生锈。所以，通常液压缸的活塞杆外表面都镀一层几十微米厚的铜、镍、铬或锌等耐磨防耐腐蚀材料。使用时，要注意保护活塞杆表面，不要碰伤。 对活塞杆的技术要求为：粗加工后进行调质处理，硬度HB229285，最后高频淬火，表面硬度HRC4555。活塞杆销孔按H11加工，孔的轴线相对于活塞杆的轴线的偏移不大于0.1。活塞杆轴线的平行度为0.03。3.1.4 导向套导向套装在缸体的外端，为活塞杆伸缩往复运动导向。要求导向套内壁与活塞杆的接触紧密但又不妨碍活塞杆的动作灵活，导向套还应承受住由外部载荷对活塞杆形成的横向力、弯曲、振动产生的影响。通常导向套可以采用铜合金如青铜合金做成，或者基材是炭钢，内衬耐磨环。导向套的加工精度通常H8H9，内壁表面粗糙度为3.2。3.2 总体结构布局双作用活塞液压缸由缸体、活柱、导向套等主要零部件组成。缸体由无缝钢管加工而成，缸体的下端焊接弧形（或球形）缸底，在缸底上钻有孔并焊有管接头作为立柱下腔（活塞下部空腔）的液口。在缸体的上端装有导向套，它为活塞杆的上下往复运动导向。为了防止外部煤尘等脏物随活柱下缩而进入缸体，在导向套的上端装有防尘圈。为了防止液体从立柱上腔（活塞上部环形空间）向外泄漏，在导向套上还装有蕾形密封圈和O形圈。缸体上部钻有螺纹孔并焊有管接头，与上腔相通，作为立柱上腔的液口。3.2.1 最小导向长度H的确定 一般的千斤顶最小导向长度满足下式要求：（3-1） 其它尺寸的确定方法为，一般导向套滑动面的长度A，在缸筒内径D80时，取缸筒的0.610.倍；在缸筒内径D80时，取活塞杆直径的0.61倍。活塞宽度B取缸筒内径的0.61.0倍。为了保证最小导向而过分的增大导向套长 度和活塞的宽度都是不适宜的。3.3 连接方式3.3.1 缸底与缸筒的连接缸筒材料选用27SiMn，缸底选用45号钢，两者之间用焊接的方式连接。缸底限位固定在车体机架上。3.3.2 缸筒与导向套的连接 缸筒与导向套的连接方式有以下几种：（1）螺纹连接：它的外径小质量轻，但结构工艺性差；（2）内卡环连接：内卡环常有三个半环组成。其结构简单而且紧凑，折装也较方便，但缸壁上的环槽削弱了缸筒的强度； （3） 法兰连接：其特点是结构简单，便于加工和装拆，缺点是外性和质量都较大； （4） 钢丝连接：这种连接方式的结构最简单紧凑，应用广泛.3.3.3 装配关系及配合公差缸体的加工精度为H8，Ra3.2；活塞与液压缸体内孔的配合精度为H8/f9，Ra3.2。3.4 预算缸筒内径和缸壁厚度3.4.1 理论支护强度支护强度取决于顶板性质和煤层厚度。根据岩石自重法，此法的实质是以老顶周期来压时，采面上覆岩层移动所波及的范围，即按垮落带内岩石重量和周期性断裂层所产生的冲击载荷来确定液压缸工作阻力或支护强度。支护强度可根据下列公式估算：（3-2）式中K-作用于液压缸上的顶板岩石系数，德国取K6，日本取K5，英国取K6，前苏联取K68。我国目前尚无这方面的规范。一般取58，顶板条件好、周期来压不明显时取下限，否则取上限；选取K=7. M-采高，2.85m岩石密度，一般为2.5103 Kg/m3考虑到煤层厚度及其他因素，取q=0.500 MPa3.4.2 理论支护阻力竖直方向支架工作阻力P1应满足顶板支护强度的要求，即： （3-3）式中 F支架的水平投影支护面积，m2 ,F=BLL支护帽长度，初设支护帽投影长度为2.5mB支护帽宽度，初设支护帽投影宽度为0.5m因此每一根液压缸的工作阻力为 （3-4）水平方向掘岩机工作机构的结构如图3-3所示，工作机构部分主要由1破碎头、2转锤液压缸、3滑移液压缸、4掘进液压缸、5龙门底座、6支臂、7举升液压缸、8支臂、9支臂和与其相关的结构件、管路等部件组成。支臂上部安装的油缸来控制液压破碎锤起落；支臂安放在支臂上部，通过体内油缸来控制其在支臂上滑行，从而完成支臂伸缩运动。支臂后部通过销轴与支臂前部铰接，通过油缸来完成支臂的升降运动。支臂后部通过销轴与摆动基座铰接，通过其两侧油缸来完成液压破碎锤、支臂、支臂及掘岩臂的整体摆动，从而实现掘岩机的凿岩工况。图3-3 掘进机工作机构Fig 3-3 Working organization of the machine为了计算的方便，在进行动力学分析时，各油缸中液压油对它们的影响忽略不计，不考虑各臂杆铰接处和液压缸连接处的摩擦。为了更好地研究掘岩机工作机构的动力学问题，在这里作如下假设：(1)掘岩机工作机构龙门基座与地面固定不动，研究掘岩机工作机构破碎头、支臂、液压缸为一体的动力学行为，即研究掘岩机工作机构以随机工作阻力为载荷4，其转锤液压缸、滑移液压缸、举升液压缸、掘进液压缸的动力学行为。(2)掘岩机机工作机构的各臂杆都为均质杆，第i节臂杆长为质量为，R为臂杆i的质心，为臂杆i与坐标轴的夹角，该冲击破岩掘进机工作机构的坐标系如图3-4所示。图3-4掘进机工作机构坐标示意图Fig3-4 Machine working organs coordinate diagram为了分析回转装置和龙门架所受的最大载荷，根据该型移动式液压破碎机的工作情况，选取以下2种不利工况进行分析。工况1（最大破碎高度4.9m时）：举升油缸和滑移油缸全伸，掘进油缸全缩，转锤油缸的放置位置要使破碎锤的钎杆与竖直面相互垂直如图3-5所示： 图3-5 最大掘岩高度Fig3-5 Maximum digging rock height在此工况下，工作机构的示意图及受力状况如图3-6图3-6工作机构示意图及受力状况Fig3-6 Working schematic diagram and stress state图3-6 为工作机构的示意图及受力状况。可以看出油缸和滑移油缸控制工作臂的竖直摆动牵引力，推动摆动基座转动的一对回转油缸控制工作臂的水平摆动牵引力。工作机构主要受顶推助力。液压缸等对工作臂的作用力均视为工机构内力，不作讨论。在此工况下受力采用图4所示坐标系。以为坐标原点。轴以掘进机正前方为正方向；轴以水平面内轴正方向逆时针偏转为正方向；轴以水平面的垂直向上方向为正方向。在工作过程中这一状态，破碎头与Z轴形成角度=，整个工作机构偏转与X轴形成，支臂I与X轴形成，支臂II与X轴形成，支臂III与X轴形成。回转中心与绞点0的水平距离为，垂直距离为P。a.工况1的受力分析破碎头所受阻力 转化到摆动基座的分析由图4可知，破碎头所受阻力的方向为沿破碎头轴向且与掘进方向相反，作用在图中点4。将在以为原点的空间坐标系向坐标轴分解如下： （3-5） （3-6）式中 Fa-破碎锤工作阻力，N。本次设计中采用的破碎锤为GT60三角型破碎锤。它具有优良的综合机械性能，强度高，冲击韧性好，寿命高，可靠性好，钎杆高耐磨性好，不易折断、崩裂、炸裂。故 （3-7）式中 Pmax-为液压系统最高工作压力，MPa； A-钎杆面积，m2。则故破碎锤最大工作阻力为282.6KN工况2（最大破碎深度1.85m时）：最大破碎深度破碎时各个构件的状态为：举升油缸全缩，掘进臂油缸伸出50 mm。转锤油缸的放置位置要使破碎锤的钎杆与地面相互垂直如图3-7。图3-7最大掘岩深度Fig3-7 Maximum digging rock depth在此工况下，工作机构的示意图及受力状况如图3-8图3-8 工作机构示意图及受力状况Fig3-8 Working schematic diagram and stress state在此工况下受力采用图6所示坐标系。以为坐标原点。轴以掘进机正前方为正方向；轴以水平面内轴正方向顺时针偏转为正方向；轴以水平面的垂直向下方向为正方向。建立坐标系。在工作过程中这一状态，破碎头与Z轴形成角度=，整个工作机构偏转与X轴形成，支臂I与X轴形成，支臂II、III与X轴形成，回转中心与绞点0的水平距离为，垂直距离为P。b.工况2的受力分析破碎头所受顶推阻力转化到摆动基座的分析将破碎头所受顶推阻力在以为原点的空间坐标系向坐标轴的分解如下：3.4.3 缸筒的计算 液压系统最高工作压力为 PR=18MPa。由上，缸筒内径D用下式计算，得 (3-8)式中 D-缸筒内径，m； P-最大负载，KN； PR-供液压力，MPa； m-机械效率（初算时可取m=0.90.95）。选用缸内径D=160mm，材料为27SiMn无缝钢管，根据机械设计手册查得27SiMn材料s=835MPa ，安全系数选取8，许用应=835/8=104.375MPa，液压缸安全系数选用原则如下表3-1表3-1液压缸的安全系数Tab3-1safety factor of the hydraulic cylinder材料名称静载荷交变不对称载荷交变对称载荷冲击载荷钢，锻钢34581012铸铁4561013153.4.4 液压缸的壁厚由式Pmax=可求得缸内压力Pmax，即 (3-9)则对于塑性材料的厚壁液压缸根据第四强度理论，缸筒厚的计算公式为 (3-10)考虑到缸口要安装导向套（车螺纹），因此选取壁厚为=17mm通过上述计算，可得液压缸缸筒外径D1为 (3-11)3.4.5 缸筒壁厚验算（1）液压缸的额定工作压力Pn应低于一定的极限值，以保证工作安全，即 (3-12)式中 D1，D-液压缸外径和内径 s-缸筒材料的屈服强度（2）为避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力为Pn应与塑性变形压力PrL有一定的比例关系 (3-13)（3）缸筒的径向变形量D值应在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围；(3-14)式中 Pr-液压缸耐压试验压力（通常情况下试验压力为额定压力的1.5倍）,MPa E-缸筒材料的弹性模数，查机械设计手册可得，27SiMn的弹性模数为2.06105 ，MPa-缸筒材料的泊松比，对钢材 =0.3（4）为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力PE应大于耐压试验压力Pr: (3-15)式中 -缸筒材料27SiMn的抗拉强度，MPa 且计算求得的PE远大于耐压试验压力Pr时，确保液压缸的安全使用。3.4.6 缸筒底部厚度缸体结构形式有四种，如图3-9图3-9 缸底结构形式Fig3-9 Cylinder bottom structure form（a）平面缸底，有凹凸，无孔；(b)平面缸底，无口；（c）半椭球形缸底；（d）半环形缸底。缸筒底部厚度的计算公式可按下式近似计算： (3-16)式中 -缸底材料为27SiMn，查阅机械设计手册可得，s=835MPa，安全系数取n=8，则=s/n0=835/8=104.375MPa考虑缸筒底部的强度和刚度以及实际要求，取3.4.7 缸筒头部法兰厚度 缸筒头部即缸筒与前端盖的连接处。前缸盖上有活塞杆导向孔，它的强度与厚度计算方法与缸底不同。煤矿液压缸的缸头强度计算非常重要，因为缸头受力情况比较复杂，设计不好很容易损坏。图3-10缸筒头部法兰厚度Fig3-10 flange thickness of cylinder head常用法兰式缸头的计算方法为：(3-17)式中 F-法兰在缸筒最大内压下所承受的轴向压力，N ra-法兰外援半径，根据机械设计手册查表得ra=0.15，m b-取其为0.02,m dL-取其为0.022,m -缸筒头部材料许用应力，104.375MPa同样也对其进行适当加厚，取h=30mm。3.4.8 缸筒-缸盖的连接计算为使结构简单，制造和安装均比较方便，缸筒与端部采用螺栓连接。参考机械设计手册可知，受轴向载荷的螺栓组联接，每个螺栓所受的工作载荷为： (3-18)式中 P-液压缸工作阻力，KN； Z螺栓数量，Z=12。则螺栓小径： (3-19) 故取d1=16mm式中 -螺栓联接许用应力，所选螺栓材料为Q235，则=s/s s-螺栓材料屈服强度，MPa查表，根据GB/T3098.1-2000和GB/T3098.2-2000可知， s=235MPa，安全系数1.3则查吴宗泽主编的机械零件设计手册，由表4-17可知选择公称直径d=16mm的M16的内六角头螺栓对两端盖进行联接。故螺纹处的拉应力 (3-20)螺纹处的剪应力为 (3-21)合应力为 (3-22)式中 -螺纹处的拉应力，Pa；K-螺纹拧紧系数，静载时，取K=1.251.5，动载时，取K=2.54；K1-螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12；d0-螺纹外径，d0=1.1d, m；d1-螺纹底径，m，采用普通螺纹时，d1=d0-1.0825t；t-螺纹螺距，粗牙取0.002m；-缸筒材料的许用应力，=s/n0，MPa；s-缸筒材料的屈服极限，835MPa；n0-安全系数，通常取n0=1.52.5，取n0=2则 =s/n0=835/2=417.5MPa由于n，故满足强度要求，符合条件。3.5活塞组件设计除非有特殊说明，一般通常默认活塞组件是液压缸的直接做功元件。活塞组件的主题是活塞与活塞杆。由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。液压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径应与缸筒内径一致。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式。3.5.1 活塞设计(1) 活塞结构形式和密封件形式活塞的密封件形式要根据液压缸的设计（额定）压力、速度和温度等工作条件来选择，而选择的密封形式则决定了活塞的结构形式。活塞常用的结构形式可分为整体式和分体（组合）式两种。整体式活塞要在活塞圆周上开沟槽以安装密封件和支撑环，结构简单，但活塞加工困难，另外，密封件安装时也容易拉伤和扭曲，影响密封性能和密封件使用寿命。分体（组合）式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。在通常情况下，导向环是活塞件的不可缺少的结构元件，它不但可以精确导向，还可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力，因而大多数密封件都与导向环联合使用，大大降低了活塞加工成本。O型密封圈适用于整体式活塞，而Y型密封圈，V型和U型密封圈适用分体（组合）式活塞。Y型密封圈和O型密封圈是经常使用的密封圈。故采用O型密封圈加弧形挡圈，挡圈的一侧加工成弧形，以更好地和O形圈相适应，且在很高的脉动压力作用下保持原形状不变。(2) 活塞的常用材料 活塞材料选用的依据主要是从活塞的结构形式来考虑。对于无导向环活塞多采用高强度铸铁HT200300或球墨铸铁。对于有导向环活塞多采用优质碳素钢20、35及45，一些连续工作的高耐久性活塞在钢制活塞外表面常烧焊青铜合金或喷镀尼龙等材料。(3) 活塞的结构设计和技术要求 活塞的宽度B一般为活塞外径D的（0.61）倍，另外也要根据密封件的形式、数量、安装导向环的沟槽尺寸进一步细化，使上述间距适当。 采用橡胶、塑料密封件时，活塞外径的公差等级一般取f9，与活塞杆配合的内孔公差等级一般取H7。活塞外圆的表面粗糙度要优于Ra0.32m，内孔粗糙度要优于Ra0.08m。活塞外径对内孔及密封沟槽的同轴度允差不大于0.02mm；活塞外径、内孔的圆度、同轴度不大于尺寸公差的1/2，断面对轴线的垂直度允差不大于0.04mm/100mm。 活塞与活塞杆轴肩的接合面粗糙度可在Ra1.6m左右，但与内孔轴线的垂直度一定要在允许公差范围之内。若该垂直度稍差，则活塞与活塞杆装配后，活塞外圆或活塞杆分别对缸筒内壁及缸筒导向套会发生倾斜而憋劲和偏磨。 活塞外圆柱面、内孔、密封沟槽应在一次装夹中完成上述部位的切削任务。无法同时完成时，在工艺上要安排一定的基准进行加工3.5.2 活塞与活塞杆连接结构 活塞与活塞杆的连接结构有多种形式，常见的有螺母型，焊接型，卡环（键）型。螺母型优点是连接稳固可靠，活塞与活塞杆之间无轴向公差要求，缺点是螺纹的加工和装配比较麻烦。焊接型的结构简单，施工比较方便，但不易拆除，而且对活塞内外径、活塞杆直径及端面接合处的四个面的同轴度、垂直度要求较高。卡环（键）型结构简单，拆装方便，活塞借助径向间隙有少量浮动，不易卡滞，但活塞与活塞杆之间有轴向公差，该轴向公差会造成活塞与活塞杆的不必要的窜动。该种结构形式在低速液压缸中得到广泛使用。活塞内孔与活塞杆配合处要设置O型静密封，密封沟槽可以开设在活塞内孔处，也可开设在活塞杆上，后者加工和装配比较方便。3.5.3 活塞杆设计(1) 基本结构活塞杆有实心杆和空心杆两种，实心杆强度较高，加工简单，应用较多。空心活塞杆多用于活塞杆与缸径比值d/D较大的大型液压缸中，以减轻活塞杆的重量，或用于缸筒带动工作机构的场合如机床中，或用于活塞杆必须带有传感器的伺服液压缸中，还有一种观点认为，活塞杆直径d70mm时，易采用空心结构。(2）活塞杆的材料和技术要求实心活塞杆多采用优质碳素钢冷拨料35号钢、45号钢、55号钢制成，以减少切削加工。用于腐蚀性气体或水介质的液压缸，活塞杆多采用不锈钢制造（35CrMo铬钼钢，Cr18Ni19不锈钢）。空心活塞杆的杆体多采用优质碳素钢的冷拨无缝钢管制造，有焊接要求时，要采用焊接性较好的35号钢，并且要注意在活塞杆的接头体上要设置用于焊接和热处理时的排气孔。用于冲击振动下的活塞杆，可使用锻件，以提高力学性能，但不适用长活塞杆。少数活塞杆也可用铸铁，如用于棉花液压打包机。为提高硬度、耐磨性和耐腐蚀性，活塞杆要进行调质或淬火处理并镀铬，中碳钢通常采用调制处理，硬度通常为HB（230280）；高碳钢可调质或淬火或高频淬火处理，硬度通常为HRC（5060）；热处理后再镀铬，镀层厚度为（0.0150.05）mm。这样，在恶劣的工作条件下，既可避免碰上，又可在雨水，盐分、灰尘严重污染的环境中避免锈蚀。活塞杆的外径尺寸公差多为f8，也有采用f7或f9的，表面粗糙度一般为Ra=（0.160.63）m，精度要求高时取Ra（0.10.2）m；与活塞内孔配合的轴颈与活塞杆径的同轴度公差不大于（0.010.02）mm，安装活塞的轴肩与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04/100mm，活塞杆端部的卡键槽、螺纹及活塞杆径的同轴度允差与轴颈要求相同。(3) 活塞杆外端（头部）结构形式活塞杆外端是液压缸与负载的连接部位，结构形式有多种，最常用结构形式为螺纹式、单耳环式和带球铰的单式环式。为了增加液压缸活塞杆的稳定性，将活塞杆与活柱连接，故用销轴将其连接。(4) 活塞杆的导向在液压缸的前端盖的内部，安装有对活塞杆导向的导向带和对缸筒有杆腔进行密封的密封件及防止活塞杆内缩时将灰尘、水分和杂质带入密封件的防尘圈。1） 导向套（环）的结构形式活塞杆导向的结构形式有三种：无导向套（环）、金属导向套（环）。无导向套时，前端盖采用青铜QAL9-4或球墨铸铁或高强度铸铁等耐磨材料制成，其内孔对活塞杆进行导向。其特点是耐磨金属材料用料较多，成本高，当内孔磨损后无法修补，多用于低速低压小行程液压缸中。当前端盖用碳素钢制成时，其内孔中压入耐磨金属材料的导向环，对活塞杆导向。这种形式的导向套（环）的优点是节约（耐磨）金属材料，承载能力强，但加工复杂，磨损后修复困难，多用于中载低速液压缸中。当前端盖用碳素钢制成时，其内孔中安装高强度塑料或纤维材料的非金属导向套（环）对活塞杆进行导向。非金属材料制成的导向套（环）摩擦阻力小，低速起动无爬行，耐磨，使用寿命长，价格便宜，安装导向套（环）的沟槽加工容易并且已规范化，当导向套（环）磨损后更换方便。这种导向套（环）多用于工程机械且行程较长的液压缸中。过去，液压缸的支承和导向都是采用金属导向套来实现。因此，需要大量的有色金属和机械加工工时。随着科学技术的发展，逐步实现了采用非金属材料制作的支承导向带作为液压缸的支承和导向元件。导向带（支承环）的作用是用于防止液压缸活塞与缸筒或活塞杆与导向套的内壁之间，在运动过程中的接触摩擦磨损。同时它还具有吸收作用于液压缸的侧向力，确保液压缸的运动精度的功能。随着合成化学工业的发展，以聚四氟乙烯为基体经过填充铜粉、石墨和玻璃纤维等材料进行物理改性的聚四氟乙烯导向带及由合成树脂涂敷夹织物轧制定型后的非金属导向元件，已得到了广泛的应用。2） 导向套（环）的长度导向套（环）的长度设计是液压缸端盖设计的一部分，导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度之后的剩余部分。在这个支承长度上，安装有密封件和导向套（环）。在通常情况下导向支承长度和导向套（环）长度可视为同一概念，但在具体结构设计时，尤其使非金属导向套（环）时，导向套的长度和作为零件的导向套（环）的宽度不是一个概念。非金属导向套（环）是标准零件，其尺寸系列和公差符合国家标准GB/T 15242.2-1994的规定，沟槽尺寸和公差的设计应符合国家标准GB/T15242.4-1994的规定。另外导向长度与导向套（环）的长度也不是同一概念，导向长度还要考虑活塞的宽度B。导向套长度设计所涉及的问题有：导向套（环）尺寸的配置、导向套（环）的强度和最小导向长度。根据经验，活塞杆在液压缸的最小支承长度L应大于缸内径D与活塞杆半径d的1/2之和 (3-23)3） 导向套（环）的材料和加工要求导向套（环）外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆配合多为H9/f9。外圆与内孔的同轴度不小于0.03，圆度和圆柱度不大于直径公差之半。(5) 活塞杆的密封与防尘活塞杆处的防尘圈结构形式有O型防尘圈，材料为丁腈橡胶，在外表面上具有梳子形截面的密封表面，保证了它在沟槽中可靠的定位；金属防尘圈，包在钢壳里的单作用防尘圈。由一片极薄的黄铜防尘唇和丁腈橡胶的擦净唇组成。可从杆上出去干燥的或结冰的泥浆、沥青、冰和其他污染物。选O型防尘圈即可。3.5.4 中隔圈中隔圈也称限位圈。在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，可能使活塞杆的导向环（套）受过大的侧向力而导致严重磨损。因此，对于长行程液压缸，须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的条件仍有足够的支承长度，以承受侧向（活塞杆轴线的垂直方向）负载。中隔圈的具体结构形式如图3-11所示，其中图（a）是直接限位圈，用于无缓冲液压缸，此时中隔圈会受到活塞的冲击力，常用碳素钢或球墨铸铁材料制作。图（b）中的中隔圈分为两段，用于有缓冲的液压缸。图（c）用于特长行程的液压缸，它在液压缸内增加一个活塞，将中隔圈放在两活塞之间，因此中隔圈的当量长度为中隔实际长度加上第二个活塞的宽度。图（b）、（c）中的中隔圈可用普通灰口铸铁HT200材料或低碳钢制成。图3-11中隔圈的结构形式Fig3-11 In the structure of baffle1-中隔圈（限位圈）；2-活塞各生产厂家根据各自生产的液压缸的结构参数、间隙等因素和实验结果确定中隔圈的长度。下列两例可供参考。 （1）当行程S超过液压缸内径D的8倍（S8D）时，可安装一个LT=100mm的中隔圈；超过部分，每增加700mm，中隔圈的长度LT增加100mm。 （2）当液压缸行程S=（10002500）mm时，中隔圈的长度为S=（10011500）mm，LT=500mm；S=（15012000）mm，LT=100mm；S=（20012500）mm，LT=150mm。3.5.5 活塞主要技术性能参数计算（1）活塞杆的直径d根据表3-2可知，液压缸速比取 =2表3-2液压缸速比与工作压力的关系Tab3-2hydraulic cylinder speed ratio relationship with work stress工作压力/MPa1012.52020速比1.331.46,22则活塞杆的直径d (3-24)圆整到系列尺寸，则d=110mm。对于空心杆 (3-25)式中F-液压缸的作用力，N； s-材料的屈服强度，Pa； -材料的许用应力，活塞杆选用材料35CrMo，根据机械设计手册查得35CrMo材料s=835MPa ，安全系数选取8，许用应Pa，=s/n；=835/8=104.375MPa n-安全系数，n=24，一般取n1.4； d-活塞杆直径或空心活塞杆外径，m； d1-空心活塞杆内径，m。（2）活塞杆运动速度 对于单活塞杆液压缸 活塞杆伸出 (3-26)式中 Q-流量，液压系统最大流量为148L/min D-液压缸内径 v-液压缸容积效率，当活塞密封为弹性密封材料时，v=1，当活塞密封为金属环时，v=0.98则 活塞杆缩回式中 d-活塞杆直径 v1-活塞杆伸出速度 V2-活塞杆缩回速度（3） 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照HSG型工程用液压缸技术参数选取标。因为=2故可选液压缸行程为 S=780mm为了提高活塞杆的稳定性，适当增加活柱。活柱一方面可增加液压缸的行程；另一方面在相同行程下，减少活塞杆的伸出长度，提高了液压缸的支撑稳定性。有效计算长度为：液压缸的安装尺寸，可查设计手册得：安装尺寸L1=70mm当活塞杆全部伸出时，有效计算长度为： (3-27)式中 -液压缸的安装尺寸(查设计手册得到) mm。（4）最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应该满足以下要求 (3-28)取最小导向长度为200 mm。式中 -液压缸的最大行程；-液压缸的内径。（5）活塞的宽度选取B=120 mm（6）缸盖滑动支承面的长度根据液压缸内径D而定：当D80mm时，取。因为D=160 mm