矿用清车机液压系统设计

矿用清车机液压系统设计摘 要矿用清车机在煤矿井下运输中占有十分重要的地位，煤矸粘结矿车车底是煤矿生产运输过程中存在的一个普遍问题。经常而及时地清扫矿车车箱是提高矿井轨道运输效率的重要因素。为了提高清车效率，减轻工人劳动强度。矿用清车机为清理粘结在矿车车底煤矸起了尤其重要作用。本设计主要对矿用清车机液压系统部分进行了设计，由摩擦离合器控制行走部该为液压控制，安装了多路电磁换向阀，分别控制清车机前后，左右的移动以及摇臂的运动，克服了摩擦离合控制因打滑无法清理矿车车底粘结物的弊端。关键词： 清车机；矿车；液压系统IAbstractMine car cleaning machine in coal mine transport occupies a very important position, the coal gangue mine car adhesion is a common problem existing in the process of coal production and transportation. Regular and timely cleaning mine car carriage is an important factor to improve the efficiency of the mine track transport.In order to improve the cleaning efficiency, reduce the labor intensity of workers. Cleaning machine for cleaning mine play very important role in the adhesion of coal gangue mine car.The design of the main hydraulic system design of cleaning car machine part of the mine, thefriction clutch control into the hydraulic control, installation of the multiway electromagnetic reversing valves, control the vehicle cleaning machine, and move left or right, and the motion of the rocker, overcome the friction clutch slip control due to defects to cleaning mine carbottom bonded fabric.Keywords:The car cleaning machine; harvester; hydraulic systemII目录摘 要 .IAbstract.II第一章 绪论 .1第二章 矿车清理机结构和原理 .2第三章 矿用清车机液压系统设计 .43.1 矿用清车机驱动方式的选择 .43.2 可行性和必要性分析 .43.3 仰俯液压缸的设计 .53.3.1 液压缸工作压力及主要结构尺寸的计算 .53.3.2 液压缸壁厚和外径的计算 .83.3.3 液压缸缸盖厚度的确定 .103.3.4 液压缸缸体长度的确定 .103.3.5 液压缸结构的设计 .103.4 纵向行走驱动液压缸的设计计算 .143.4.1 液压缸的受力分析及计算 .143.4.2 纵向移动液压缸的设计计算 .153.4.3 液压缸的结构设计 .183.5 横向行走驱动液压缸的设计计算 .213.5.1 液压缸的受力分析及计算 .213.5.2 横向移动液压缸的设计计算 .223.6 液压泵站的计算与设计 .253.6.1 液压泵参数的计算与选型 .263.6.2 电动机的选型 .273.6.3 液压控制阀的选择 .28第四章 液压系统的维护保养 .304.1 使用液压系统的注意事项 .304.2 液压系统常见故障与处理方法 .304.3 液压系统的清理 .34结 论 .35参考文献： .36致 谢 .370第一章 绪论当今，矿车在我国仍是重要的矿山生产设备。它在运送物料的过程中，不论煤质，粒度组成及含水量如何，由于煤矿生产环境的恶劣，加之在运输过程中的振动等原因，卸车之后总会有少量的煤炭、矸石岩粉等易粘结的物料粘结在矿车车箱底部及帮部，形成粘附层。若不将这些残留煤、岩粉及时清除干净，则会越积越厚，越积越结实，增加了矿车自重，使矿车的有效容积减少，不仅影响矿车的运输能力，造成运输系统的紧张状况，而且增加了电力资源的浪费。据不完全统计，煤矿粘底煤平均占矿车容积的 20%左右。这不但不能充分发挥矿车的装载效能，而且造成人力、电力、设备的浪费，降低了矿井运输能力及矿车利用率，影响矿井生产水平的提高，成为煤矿挖潜增产中带有普遍性和急需解决的问题。为了提高车辆的载重量，必须在矿井中进行矿车清扫工作。用人工完成这一工序时，劳动强度大、工作效率低、清挖效果差，因此需要定期进行清扫。清理车底的问题，在煤矿就显得尤为重要。清扫矿车车箱的主要要求是及时和干净，否则日积月累形成的煤、岩粉粘结层厚而结实，使用现有的任何清扫方法均难以立刻完全见效。清理矿车粘结物，可分为人工和机械清理、高压水射流清理等。采用机械清理，不仅可以降低劳动强度而且清车效果好，效率高；高压水射流清理由于耗水量大，在推广上受到限制。目前国内矿车清理机械形式繁多，品种不一，而且造价较高。1第二章 矿车清理机结构和原理本文设计的矿用清车机主要由行走机构、截割机构、液压驱动系统以及操作机构等四部分组成。各部关系如下图所示。图 1 矿用清车机组成图框1、纵向行走机构：由上车体、纵向行走轮轴、纵向行走液压缸等组成。由于纵向行走液压缸的缸体与纵向行走的轨道架连接，而活塞杆与上车架连接，因此通过操作换向阀，使液压油进入压力缸，使活塞作往复运动以带动清车机前进或后退。 2、横向行走机构：由下车体、横向行走轮轴、横向行走油液压缸等组成。横向行走液压缸的缸体铰接在地面上，活塞杆与下车体底托盘连接。同理操作换向阔的手柄即可使清车机左、右行走。3、截割机构：由圆形截盘，升降臂和支承截盘的轴承等组成。截割盘是清车机的主要工作部件。每个截齿盘上装有四个截齿。截齿的旋转是通过链条传动的。为适应矿车清理的需要，升降臂靠液压活塞可作上下摆动，以达清理整个车底之目的。4、驱动机构：有气动、液动、电动和机械式四种形式。气动式速度快，结构简单，成本低。采用电位控制或机械挡块定位时，有较高的重复定位精度。液动式可实现连续控制，使工业机械的用途和通用性更广，定位精度一般在 1mm 范围内。本设计采用液动驱动方式。5、液压传动系统，如下图所示行走机构 截割机构 矿车操作机构2图2 液压传动系统图1. 横向行走液压缸 2.电磁换向阀 3. 电磁溢流阀 4. 纵向行走液压缸5.电磁换向阀 6. 电磁溢流阀 7. 仰俯液压缸 8. 电磁换向阀 9. 电磁溢流阀 10. 液压马达 11. 电磁换向阀 12. 电动机13. 齿轮泵 14. 滤清器 15. 空气滤清器 16.液位液温计17.压力表清车机安装在垂直于翻车机纵向中心线的专用硐室中，翻车机专用于安放待清矿车于水平位置。清扫过程是，载重矿车进入翻车机，翻车机连同矿车朝清车机的相反方向旋转 270 度完成卸载后开动清车机，割盘由液压马达通过链条带动旋转，操纵纵向液压换向阀，压力油进入液压缸，纵向液压缸伸出，使机身纵向前进，将割盘伸入到矿车内，割盘旋转，截割粘车底煤。然后操纵横向换向阀，压力油进入液压缸，横向液压缸作往复运动， 使截盘沿矿车往复截割，并可配合仰俯换向阀，可使截盘上下摆动，直到全部清理干净为止。3第三章 矿用清车机液压系统设计3.1 矿用清车机驱动方式的选择设计矿用清车机时，选择哪一类驱动系统，要根据矿用清车机的作业要求、矿用清车机的性能规范、控制功能、维护的复杂程度、运动的功耗、性能与价格比以及现有条件等综合因素加以考虑。在注意各类驱动系统特点的基础上，综合上述各因素，充分论证其合理性、可行性、经济性以及可靠性后进行最终的选择。工业机械较之其他用处机械（如教育、医疗或科研等），显示出的主要特点就是输出功率大，需承受载荷重。因此，在本次设计如此定位的情况下，选择了液压传动方式。相比较其他的传动方式，如电动、气动、机械传动等，液压传动方式有着自己独有的优点：1）液压传动能在运行中实线无级调速，调速方便且调速范围比较大，可达100：12000：1。2）在同等功率的情况下，液压传动方式装置的体积小，重量轻，惯性小，结构紧凑（如液压马达的重量只有同功率电机重量的 1020），而且能传递较大的力或转矩；3）液压传动工作比较平稳，反映快冲击小，能高速启动、制动和换向。液压传动装置的换向频率，回转运动每分钟可达 500 次，往复直线运动可达 4001000 次；4）液压传动装置的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化，与电气控制配合使用，能实现复杂的顺序动作和远程控制；5）液压传动装置易于实现过载保护，系统超负载，油液经溢流阀回油箱。由于采用油液做工作介质，能自行润滑，所以寿命长；6）液压传动易于实现系列化、标准化、通用化，易于设计，制造和推广使用；7）液压传动易于实现回转、直线运动，且元件排列布置灵活。制约因素较少；8）液压传动中，由于功率损失所产生的热量可由流动着的油带走，所以可避免在系统某些局部位置产生过度的温升。当然，相比其他传动方式，液压传动由于其工作方式的特殊性，也存在一些缺点：1）液体为工作介质，易泄漏，油液可压缩，故不能用于传动比要求很高的场合。2）液压传动中有机械损失、压力损失、泄漏损失，效率较低，所以不宜作远距离传动。3）液压传动对油温和负载变化比较敏感，不宜在低、高温度条件下使用，对污染也很敏感。4）液压传动需要有单独的能源（例如液压泵站），液压能不能像电能那样从远处传来。5）液压元件制造精度高，造假高，所以需要组织专业生产。6）液压传动装置出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。3.2 可行性和必要性分析4本次矿用清车机的设计，采用的是液压驱动系统。在设计中要解决的几个核心问题有如下几个方面：1）设计好矿用清车机的极限工作载荷（G），并当之为一个重要的已知条件来设计计算后续的结构尺寸；2）确定驱动液压缸的参数(D、d)；3）在设计臂部俯仰动作时，首先确定臂部的俯仰行程角度( 、 )。然后在计12算了俯仰各部的重量、轴销处的摩擦阻力矩后适当选择驱动液压缸。俯仰液压缸的行程如下图所示。4）各连接处的螺栓、螺钉或销钉连接要严格按照连接强度要求。各液压缸的各密封处的密封件也要严格按照密封条件选取。以上就是本次矿用清车机设计的可行性和必要性分析。可能在设计中，我还会遇到很多原理或是机构的矛盾和问题，我也会严格按照设计的功能和强度要求一一纠正的。图 3 俯仰液压缸行程示意图3.3 仰俯液压缸的设计3.3.1 液压缸工作压力及主要结构尺寸的计算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，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。所以，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5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 =3.5 1pMPa。2.确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用单作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径 等D于活塞杆的直径 的两倍，即 。取液压缸回油腔背压为 =0.4MPa。d2dD2p当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力 ：F（3.1）21 pAF= （3.2） cmf式中 工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率fcF来进行估算；液压缸的机械效率，一般 =0.90.97cmcm设计取 =0.95；c将各数值代入公式（3.1）、（3.2），可计算液压缸无杆腔的有效面积 ： =1A621 10)2.53(9.047)5.( pFcm2=15.07则液压缸的直径 ：D= = =19.18 mm A407.15取 D=80mm由 ，可求活塞杆的直径 ：2dd= 40mm ， = 80mm D3活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力 完全作用在活塞杆轴线上1F设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为 kP取活塞杆的安全系数为 =3安n6根据保守的校核公式得: 124k0l.ndP式中:n末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支 ,查表得: =1nd-活塞杆杆径l-活塞杆计算长度 ,故得:124k0l.ndP= 1243.= N605安全系数为 8.5394721.n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根据设计选取缸径和活塞杆的直径，计算出活塞杆伸出时所需液压油的压力 ：pa25.140.0.8497231 MPAFp 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: 0.1msv2d-4qD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： LD372.0m.4-08.41.d-422 活塞杆的行进速度 v 为:/s9.40.8.437q223A3.3.2 液压缸壁厚和外径的计算71.液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚不同而各异。一般设计可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径 与其壁厚 的比值 的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的液压D10/D缸一般用无缝钢管材料，大多数属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：(3.3)2py式中 液压缸的壁厚，m；液压缸的内径，m；D试验压力，MPa ,一般取最大工作压力的（1.251.5）倍，设计取 yp=1.5 1.25= 1.875MPa； 缸筒的材料的许用应力 , MPa, 缸筒的材料选用无缝钢 =100110 MPa,设 计取 =110 MPa。将各数据代入上式(3.3) ，计算出液压缸的壁厚 为：0.00068 m设计取 =10 mm。则液压缸缸体的外径 ：1Dmm 9021D参照工程机械用标准液压缸的外径系列（JB106867）将液压缸外径进行圆整得m9512.液压缸壁厚的验算液压缸壁厚的验算应包括以下四个方面：（1）额定工作压力 应低于一定的极限值，以保证工作安全：npMPa (3.4)21)(35.0Dsn式中 额定工作压力，MPa；np缸筒材料的屈服强度， MPa，设计选用缸筒材料为：45 钢，则 =335 s sMPa。液压缸缸体的外径；1D液压缸缸体的内径；将各已知数据代入上式(3.4)，得：8=34.1 MPa =1.25 MPa295)80(3.0np计算知：额定工作压力 远小于一定的极限值。np（2）额定压力 也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发n生：（0.350.42 ） nprLpMPa 5.7809lg35.2lg3.21DSrL（0.350.42） =（0.350.42）rLp.=（20.13 24.15 ）MPa =1.25 MPa np式中 缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa ；rLp（3）验算缸筒径向变形 应处在允许的范围内：D= (3.4)(21Epr式中 缸筒耐压试验压力，MPa，设计取 =3.5 MPa；rp rp缸筒材料的弹性模数，MPa ，设计取 MPa；E 3102E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 ：D=0.00823 mm )3.0895(210.382D查手册，变形量 没有超出密封圈的允许范围。（4）验算缸筒的爆裂压力 是否远大于耐压试验压力 ：Eprp=2.36 Ep8095lg613.2lg1Db=104.7MPa =3.5 MParp式中 缸筒的爆裂压力；Ep缸筒材料的抗拉强度，MPa，设计取 =610 MPa；b b9通过以上四方面的计算知：液压缸壁厚满足要求。3.3.3 液压缸缸盖厚度的确定液压缸多为平底缸盖，其有效厚度按强度要求进行近似计算：无孔时： 43.02ypDt有孔时： )(.022dty式中 缸盖的有效厚度，m；t缸盖止口内径， m；2D缸盖孔的直径，m；0d试验压力，MPa ,设计取 =3.5 MPa；ypyp则液压缸无孔后缸盖的厚度 ：1t=6.18 mm 05.384.01t液压缸前缸盖的厚度 ：2t=8.74 mm )408(15.304.2 t将计算的数据圆整设计取值：后缸盖的厚度 =10 mm；前缸盖的厚度 =10mm。1t 2t3.3.4 液压缸缸体长度的确定液压缸缸体内部长度 应大于活塞的行程 、缸盖滑动支承面的长度 与活塞的宽度1LLl之和。缸体外形长度还要考虑端盖的厚度。B活塞的行程 等于活塞杆的行程为：320 mm；缸盖滑动支承面的长度 ：设计取 =60 mm；ll活塞的宽度 =48 mm。B则液压缸缸体内部长度 ：1L3206048=428 mm 考虑实际，取液压缸缸体内部长度 =428mm，缸体外形长度 =471 mm。1 2L3.3.5 液压缸结构的设计液压缸是将液压能转变为机械能的装置，它将液压能转变为直线运动或摆动的机械能。液压缸的分类：（1）按结构形式分：活塞缸、柱塞缸、摆动缸。 10（2）按作用方式分：单作用液压缸，即一个方向的运动依靠液压作用力实现，另一个方向依靠弹簧力、重力等实现；双作用液压缸，即两个方向的运动都依靠液压作用力来实现；复合式缸，即活塞缸与活塞缸的组合、活塞缸与柱塞缸的组合、活塞缸与机械结构的组合等。液压缸结构简图如下： 12356487图 4 液压缸结构简图1活塞杆；2法兰盖；3缸盖；4、7密封圈；5活塞；6缸体；8连接螺栓1.缸体与缸盖的连结形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。设计选用缸体与缸盖的连接形式：法兰连接，结构形式简图如下图所示。法兰连接结构的优点：结构简单、成本低、易于加工、便于装拆、强度较大、能承受高压。图 5 法兰连接结构形式简图 112. 活塞杆与活塞的连结形式活塞杆与活塞的连接形式分：整体式结构和组合式结构；组合式结构 又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。设计选用：螺纹连接形式。其特点：结构简单、在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置、应用较多3. 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构采用：端盖整体式直接导向。其特点：端盖与活塞杆直接接触导向，结构简单，但磨损后只能更换整个端盖。4. 活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。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）密封性能可随压力加大而提高，密封可靠；（4）被密封的部位，表面不直接接触，所以加 工精度可以放低（5）既可用于固定件，也可用于运动件。设计选用：O 型密封圈，其截面结构简图如下图所示。图 6 O 型密封圈截面简图5. 液压缸的安装连结结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。1.液压缸的安装形式根据设计的工作要求和安装位置，选用：尾部后耳环的安装形式。即缸体固定，活塞杆运动。其安装结构简图如下图12图 7 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进、出油口设计布置在缸体上，液压缸设计无专用的排气装置，进、出油口设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。进、出油口的形式选用：螺孔连接，安装尺寸：M181.5。6. 液压缸主要零件的材料和技术要求液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆、缸盖的材料和技术要求如下：1.） 缸体材料：QT600-02 ；主要表面粗糙度：液压缸内圆柱表面粗糙度为 ；aR=0.2-4m技术要求：（1）内径用 H9 的配合；（2）内径圆度、圆柱度不大于直径公差之半；（3）缸体与端盖采用螺纹连接时，螺纹采用 H6 级精度；（ 4）为防止腐蚀和提高寿命，内径表面可以镀 0.030.04 mm 厚的硬铬，再进行抛光，缸体外涂耐腐蚀油漆。简图如图2.） 活塞材料：45 钢；主要表面粗糙度：活塞外圆柱表面粗糙度为 Ra=0.8-1.6 ；m技术要求：（1）外径 D 的圆度、圆柱度不大于外径公差之半；（ 2）活塞外径用橡胶密封圈密封时可取 f7-f9 配合，内径与活塞杆的配合可取 H8。3.） 活塞杆材料：45 钢；主要表面粗糙度：杆外圆柱表面粗糙度为 Ra=0.4-0.8 ；技术要求：（1）材料热处理：调质 20-25HRC；（ 2）外径表面直线度在 500mm 长度不大于 0.03mm；（3）与活塞的连接可采用 H8/h8 配合。其简图如图d2(h8)0.13图 8 活塞杆简图4.） 缸盖材料：HT200；主要表面粗糙度：配合表面粗糙度为 Ra=0.8-1.6 um；技术要求：（1）配合表面的圆度、圆柱度不大于直径公差之半；（2）端面 A、B 对孔轴线的垂直度在直径 1000 mm 上不大于 0.04 mm；（3） 对 D 的同轴度不大于 0.03 23d、mm3.4 纵向行走驱动液压缸的设计计算3.4.1 液压缸的受力分析及计算矿用清车机在移动的过程中油缸主要克服启动时的惯性力，轨道的摩擦力，工作时滚筒的工作载荷等力。启动时的惯性力 Fa NGF105.2tug3a 工作载荷 FgT=525.25 mNDT7.3501.022g导轨摩擦系载荷 fF）（ NGFff 导轨摩擦系数，f=0.2外载作用在导轨上的正压力N NFGN 470.35012.0f4 ）（）（则矿车在纵向移动时受到的工作阻力为 927.1gfaw取其机械效率为 9.0m则液压缸的驱动力为 NF4.129.0mw3.4.2 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14液压缸工作压力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。初定液压缸的工作压力为 =6 MPa。1p2.确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用双作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径 等D于活塞杆的直径 的两倍，即 =2 。取液压缸回油腔背压为 =0.4MPa。dDd2p当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力 ：F（5.1）21 pAF= （5.2） cmf式中 工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率fcF来进行估算；液压缸的机械效率，一般 =0.90.97，设计取 =0.95；cmcmcm将各数值代入公式（5.1）、（5.2），可计算液压缸无杆腔的有效面积 ：1A= m1A621 10)4.56(2)5.0( pFcm2=17.62 cm则液压缸的直径 ：D= =4.73 cm=47.3 mmA4按 GB234880 和 GB2348-80 圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。 圆整后取 D=80mm 可求活塞杆的直径 ：dd = 40mm计算压力腔实际的工作压力 pa7.2408.12AFp2wM）（计算执行元件实际所需流量设理论流量为 q）（ 2v4qdD15式中:v-活塞杆的运动速度 ( )ms取速度为 v = 0.1 s L37.0s4801.4q22 ）（）（ dD活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力 完全作用在活塞杆轴线上，1F主要验算：设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为 kP取活塞杆的安全系数为 =3安n根据保守的校核公式得: 124k0l.ndP式中:n末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支 ,查表得: =1nd-活塞杆杆径-活塞杆计算长度,l故得:124k0l.ndP= 1245.= N8167安全系数为 34.6.0n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：液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸壁筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。由于缸筒和后缸盖采用焊接式连接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料 45 钢，内径 D=80mm，壁厚 h=10mm（GB/T3639）。 此时缸筒的外径为：80+20=100mm 16液压缸工作行程 L 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，选取L=1250mm。最小导向长度 H 的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离 H 称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度 H 应满足以下要求:20DL式中：L液压缸的最大行程；D液压缸的内径。 m5.1028250H活塞的宽度 B 一般取 B(0.6-1.0)D取 B=48mm缸盖厚度的确定缸筒底部为平面时，可由下式计算厚度:（5.3）pD43.0式中：缸筒底部的厚度；D缸筒内径；筒内最大的工作压力；p筒底材料的许用应力，其选用方法与缸筒壁厚计算相同。代入式（5.3）数据计算，得：m53.1067.28.40. pD设计根据的实际情况取 10mm缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体的长度不应大于内径的 2030 倍。本次设计结果为:1250mm,约为 15.6 倍，满足要求。17液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进，出油口可布置在端盖或缸筒上，进出油口处的流速应不大于 5m/s，油口的连接形式采用螺纹连接。所以选取流速为 m/s1由油泵的供油量:Q/07.334所以油口截面积： 244m107.3107. QA再由 9.9.2.3424D再结合前述的油管的选取和管接头的选取由 GB287881 可取：油口连接螺纹尺寸为 2M3.4.3 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行个部分得结构设计。主要包括：缸体与缸盖得连接结构,活塞杆与活塞的连接结构，活塞杆导向部分结构，密封装置，缓冲装置，排气装置，及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力，缸体材料以及工作条件有关。本设计缸筒与前缸盖采用螺纹连接，缸筒与后缸盖采用焊接。这类液压缸适用于中型液压缸，能承受较大的冲击载荷和恶劣的外界环境条件。缸筒的设计：缸筒的材料：一般要求有足够的强度和冲击韧性，缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料 45 钢。根据前面的计算结果：主要满足缸筒的外径为 100mm, 内径为 80mm。缸筒的底端开有油口，其油口的连接。缸筒的技术要求：缸筒内径表面的粗糙度取 。m8.0aR缸筒内径应进行研磨不得有纵向和横向刀痕。活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆连接有多种型式，所有型式均需有锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开。同时在活塞和活塞杆之间设置静密封。密封型式根据工作条件来定。活塞的结构有整体和组合活塞两类。整体活塞可采用活塞环，O 形密封圈，唇形密封圈及迷宫密封等。组合活塞可采用组合密封，但结构较复杂，加工工作量大。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。18当活塞和缸筒密封时采用组合密封的设计。这种设计的活塞密封圈密封性好，耐磨性好，结构简单紧凑，工作位置稳定。内部活塞杆和活塞之间的 O 形密封圈，由于活塞杆和活塞连接配合处的活塞内径为m40d查表选取: 名称O 形橡胶密封圈的尺寸与公差标准=摘自 GB/T 3452.1-1992 参照 ISO3601/1-1988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活塞的技术要求：设计的活塞选用 35 号钢。活塞与活塞杆的配合为: 9/fH活塞与缸筒的配合为: 外径粗糙度为： m8.0aR活塞杆的设计活塞杆的技术要求：设计的活塞杆选用 45 号钢。活塞杆和前端盖配合为： ； /Hh活塞杆表面的粗糙度 ；8.0aR强度验算：活塞杆的直径通常是按照液压缸的速度或速比的要求来确定的，然后再校核结构强度和稳定性。先前计算中按照速比确定了活塞杆的直径为 。m40d按强度条件校核 当活塞杆的长度 时，应按强度条件校核活塞杆直径：dl10（5.4）14F式中：F -活塞杆推力1活塞杆材料的许用应力 sn/式中 材 料 屈 服 极 限s1924.1ss nn屈 服 安 全 系 数 ， 一 般 取代入式（5.4）数据计算得： mFd 408.108.1064.3.231 满足强度条件。活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与缸盖、导向环的结构、密封、防尘和锁紧装置等。导向环的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的结构。导向环的位置可安装在密封圈的内侧。本设计采用做成与端盖分开的结构。液压缸的缓冲装置当工作机构的质量较大，运动的速度较高时即运动的速度大于 0.2m/s 时，液压缸有较大的动量。为减小液压缸在行程终端由于大的动量造成的液压冲击和噪声，必须采取缓冲措施。当停止位置不要求十分准确时，可在回路中设置减速阀或制动阀。当要求准确停止在两端时，可在缸的末端设置缓冲装置。设置在液压缸行程末端的缓冲装置可分为恒节流型缓冲和变节流型缓冲两类。此种缓冲装置结构简单。便于设计制造，但缓冲效果差。液压缸处于工作行程时：其活塞杆的行进速度 v 为: AQ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： m/s075.8.417324v同上当液压缸处于回程时：其活塞杆的行进速度 v 为:/s1.04.08.47322AQv其特点说明：当活塞在其走向行程终端时在活塞和缸盖形成两腔封住一部分油液强迫其从细逢中挤出，产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。两个缸盖的设计:20后缸盖的设计：其具体结构见下图，后缸盖上开有进油口、密封槽。前缸盖的设计：内侧开有密封圈的沟槽，伸入缸筒内的缸盖部分也开有密封沟槽。图 9 液压缸后缸盖设计缸筒和前缸盖连接处的螺纹选用 M903。名称普通螺纹的基本牙型及基本尺寸标准=摘自 GB/T 192-1981，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=86.7523.5 横向行走驱动液压缸的设计计算3.5.1 液压缸的受力分析及计算确定横向移动液压缸的活塞及活塞杆的直径，缸的载荷力。矿用清车机在移动的过程中油缸主要克服启动时的惯性力，轨道的摩擦力。启动时的惯性力 Fa NGF105.2tug3a 导轨摩擦系载荷 fF）（ Nff 导轨摩擦系数，f=0.2外载作用在导轨上的正压力NF NGN 470.35012.0f4 ）（）（则矿车在纵向移动时受到的工作阻力为 NF71faw21取其机械效率为 9.0m则液压缸的驱动力为 NF3.69.057mw3.5.2 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工作压力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。初定液压缸的工作压力为 =6 MPa。1p2.确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用双作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径 等D于活塞杆的直径 的两倍，即 =2 。取液压缸回油腔背压为 =0.4MPa。dDd2p当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力 ：F（5.1）21 pAF= （5.2） cmf式中 工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率fcF来进行估算；液压缸的机械效率，一般 =0.90.97，设计取 =0.95；cmcmcm将各数值代入公式（5.1）、（5.2），可计算液压缸无杆腔的有效面积 ：1A= m1A 0192.1)4.056(9.07)5.( 2621 pFcm则液压缸的直径 ：D= =37.3 mmm.4按 GB234880 和 GB2348-80 圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。 圆整后取 D=80mm 由 =2d，可求活塞杆的直径 d：Dd=0.5D=40mm D =80mm22d = 40mm计算压力腔实际的工作压力 pa43.1a0527.3.147AFp62w M计算执行元件实际所需流量设理论流量为 q）（ 2v4qdD式中:v-活塞杆的运动速度 ( )ms取速度为 v = 0.1 s L37.0s4801.4q22 ）（）（ dD活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力 完全作用在活塞杆轴线上，1F主要验算：设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为 kP取活塞杆的安全系数为 =3安n根据保守的校核公式得: 124k0l.ndP式中:n末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支 ,查表得: =1nd-活塞杆杆径-活塞杆计算长度,l故得:124k0l.ndP= 1246.= N10安全系数为 89.75n由此可见,活塞杆满足稳定性要求：23液压缸的壁厚和外径的计算：液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸壁筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。由于缸筒和后缸盖采用焊接式连接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料 45 钢，内径 D=80mm，壁厚 h=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：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，选取L=1600mm。最小导向长度 H 的确定：当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离 H 称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度 H 应满足以下要求：:20DL式中：L液压缸的最大行程；D液压缸的内径； m1208620H活塞的宽度 B 一般取 B(0.6-1.0)D取 B=48mm缸盖厚度的确定缸筒底部为平面时，可由下式计算厚度：（5.3）pD43.0式中：缸筒底部的厚度；D缸筒内径；筒内最大的工作压力；p筒底材料的许用应力，其选用方法与缸筒壁厚计算相同。代入式（5.3）数据计算，得：24m027.410643.8.3. pD设计根据的实际情况取 10mm缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体的长度不应大于内径的 2030 倍。本次设计结果为:1600mm,约为 20 倍，满足要求。液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进，出油口可布置在端盖或缸筒上，进出油口处的流速应不大于 5m/s，油口的连接形式采用螺纹连接。所以选取流速为 m/s1由油泵的供油量:Q/07.334所以油口截面积： 244m107.3107. QA再由 9.9.2.3424D再结合前述的油管的选取和管接头的选取由 GB287881 可取：油口连接螺纹尺寸为 2M3.6 液压泵站的计算与设计3.6.1 液压泵参数的计算与选型液压泵是液压系统的动力元件，将原动机输入的机械能转换为压力能输出，为执行元件提供压力油。液压泵的性能好坏直接影响到液压系统的工作性能和可靠性。选择液压泵主要根据系统最高工作压力与最大流量。1.液压泵最高工作压力的计