【正文】 摩擦阻力小，可耐高溫，但泄漏大，加工要求高，磨損后無法恢復(fù)原有能力，只有在尺寸較小、壓力較低、相對運(yùn)動速度較高的缸筒和活塞間使用。圖27(b)所示為摩擦環(huán)密封，它依靠套在活塞上的摩擦環(huán)(尼龍或其他高分子材料制成)在O形密封圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄漏。這種材料效果較好，摩擦阻力較小且穩(wěn)定，可耐高溫，磨損后有自動補(bǔ)償能力，但加工要求高，裝拆較不便，適用于缸筒和活塞之間的密封。圖27(c)、圖27(d)所示為密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡膠或塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄漏。它結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，磨損后有自動補(bǔ)償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、缸蓋和活塞桿之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受污染，使密封件磨損，因此常需在活塞桿密封處增添防塵圈，并放在向著活塞桿外伸的一端。圖27密封裝置(a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封(4)緩沖裝置。 液壓缸一般都設(shè)置緩沖裝置，特別是對大型、高速或要求高的液壓缸，為了防止活塞在行程終點(diǎn)時和缸蓋相互撞擊，引起噪聲、沖擊，則必須設(shè)置緩沖裝置。緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強(qiáng)迫它從小孔或細(xì)縫中擠出，以產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運(yùn)動速度，達(dá)到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。如圖28(a)所示，當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入與其相配的缸蓋上的內(nèi)孔時，孔中的液壓油只能通過間隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合間隙不變，故隨著活塞運(yùn)動速度的降低，起緩沖作用。當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入配合孔之后，油腔中的油只能經(jīng)節(jié)流閥1排出，如圖28(b)所示。由于節(jié)流閥1是可調(diào)的，因此緩沖作用也可調(diào)節(jié)，但仍不能解決速度減低后緩沖作用減弱的缺點(diǎn)。如圖28(c)所示，在緩沖柱塞上開有三角槽，隨著柱塞逐漸進(jìn)入配合孔中，其節(jié)流面積越來越小，解決了在行程最后階段緩沖作用過弱的問題。圖28液壓缸的緩沖裝置1—節(jié)流閥(5)放氣裝置。 液壓缸在安裝過程中或長時間停放重新工作時，液壓缸里和管道系統(tǒng)中會滲入空氣，為了防止執(zhí)行元件出現(xiàn)爬行，噪聲和發(fā)熱等不正?，F(xiàn)象，需把缸中和系統(tǒng)中的空氣排出。一般可在液壓缸的最高處設(shè)置進(jìn)出油口把氣帶走，也可在最高處設(shè)置如圖29(a)所示的放氣孔或?qū)ｉT的放氣閥〔見圖29(b)、(c)〕。圖29放氣裝置1—缸蓋2—放氣小孔3—缸體4—活塞桿第3章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 液壓系統(tǒng)的確定按照液體流動的循環(huán)方式不同，液壓系統(tǒng)可以分為開式循環(huán)系統(tǒng)和閉式循環(huán)系統(tǒng)兩種。閉式循環(huán)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，油路封閉，運(yùn)動平穩(wěn)。但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，散熱條件差，為補(bǔ)償油液泄露和進(jìn)行油液更新及冷卻必須設(shè)置完整的補(bǔ)油系統(tǒng)，油液過濾精度要求也較高。開式循環(huán)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，又可以很好的再油缸中進(jìn)行冷卻和沉淀雜質(zhì)，散熱條件好。適用于多個液動機(jī)進(jìn)行并聯(lián)的情況，也適用與定量油泵、節(jié)流調(diào)速的液壓系統(tǒng)。 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如圖所示：圖31液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設(shè)計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運(yùn)動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。 液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求1）對正反循環(huán)鉆機(jī)液壓系統(tǒng)的要求液壓系統(tǒng)傳動時液壓機(jī)械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機(jī)的總體設(shè)計同時進(jìn)行，必須從實際出發(fā)，有機(jī)的結(jié)合各種傳動形式，充分的發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點(diǎn)，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維護(hù)方便的液壓系統(tǒng)。1） 在變幅的過程中要求運(yùn)動平穩(wěn)，但對速度沒有精確要求。2） 支腿油缸在鉆進(jìn)作業(yè)的過程中要求可以承受很大的支撐力。3） 在系統(tǒng)出現(xiàn)問題壓力不足的情況下，制動器可以自動抱死電動機(jī)。2）初選系統(tǒng)的工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷的大小和設(shè)備的類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟(jì)條件及元件供應(yīng)情況等的限制。載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，反之壓力選的太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造精度也要求很高，必然要提高成本。對一般對于礦山機(jī)械，限制空間尺寸、壓力要求較高。就是說液壓系統(tǒng)，必須結(jié)合機(jī)器在特定的使用條件下其性能穩(wěn)定，安全可靠，調(diào)速方便、便于拆裝、造價便宜，要全面做到這些也絕非易舉，是要有實踐經(jīng)驗和對同類鉆機(jī)具有全面的了解然后參考下表：表31 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī)床農(nóng)業(yè)機(jī)械液壓機(jī)磨床組合機(jī)床龍門刨床拉床 小型機(jī)械重型機(jī)械工作壓力/MPa~23~52~88~1010~1820~32選取旋挖鉆機(jī)的液壓系統(tǒng)的工作壓力為16MPa。 液壓缸的設(shè)計計算1）液壓缸設(shè)計計算步驟1） 根據(jù)主機(jī)的運(yùn)動要求，按表選擇液壓缸的類型。根據(jù)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)要求，按表選擇液壓缸的安裝方式。2） 根據(jù)主機(jī)的動力分析和運(yùn)動分析，確定液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸。如液壓缸的推力、速度、作用時間、內(nèi)徑、行程和活塞桿直徑等。3） 根據(jù)選定的工作壓力和材料進(jìn)行液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。如缸體壁厚、缸蓋結(jié)構(gòu)、密封形式、排氣與緩沖等。4） 液壓缸性能的驗算。2）液壓缸類型及安裝方式的確定工作時液壓缸要求可以雙向運(yùn)動產(chǎn)生推拉力。故此我們選用單活塞桿雙作用液壓缸。根據(jù)液壓缸工作壓力的大小，選用拉桿型液壓缸。安裝方式兩端鉸接，剛性導(dǎo)向。3) 液壓缸的主要性能參數(shù)旋挖鉆機(jī)變角度液壓缸設(shè)計液壓缸的主要尺寸為缸筒內(nèi)徑、活塞桿直徑和缸筒長度等。 缸筒的內(nèi)徑D的計算根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內(nèi)徑D計算公式為式中 D液壓缸內(nèi)徑（m） F液壓缸推力（KN） P選定的工作壓力（MPa）根據(jù)求出的已知數(shù)據(jù) F= P=16MPa按公式代入數(shù)據(jù)，求得D= 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)圓整D=125mm 活塞桿的直徑d根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿的直徑d式中 d活塞桿直徑（m） D液壓缸直徑（m） 速度比液壓缸的往復(fù)運(yùn)動速度比，一般有。根據(jù)下表選取速度比。表32 和P的關(guān)系工作壓力p/MPa ≦10 ~20 ≧20速度比 ；2 2由于工作壓力p=16MPa，故選取速度比=。按公式代入數(shù)據(jù)，求得d=根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)圓整d=70mm 液壓缸行程s的確定液壓缸行程s，主要依據(jù)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，按標(biāo)準(zhǔn)系列值選取s=1250mm。4) 液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。 缸筒壁厚的計算缸筒的材料：45號鋼 按厚壁筒計算 對于中高壓系統(tǒng)，液壓缸厚度一般按厚壁筒計算。當(dāng)缸體材料由脆性材料制造時，缸筒厚度應(yīng)按第二強(qiáng)度理論計算按公式代入數(shù)據(jù)，求得= 缸體外徑的計算 式中 缸體外徑（m）按公式代入數(shù)據(jù)，求得=150mm按標(biāo)準(zhǔn)圓整=152mm 液壓缸油口直徑的計算液壓缸油口直徑應(yīng)根據(jù)活塞最高運(yùn)動速度v和油口最高液流速度而定式中 液壓缸油口直徑（m） D液壓缸內(nèi)徑（m） v液壓缸最大輸出速度（m/min） 油口液流速度（m/s）已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得==26mm 缸底厚度的計算平行缸底，當(dāng)缸底無油孔時式中 h缸底厚度（m） D液壓缸內(nèi)徑（m） 試驗壓力（MPa） 缸底材料的許用應(yīng)力（MPa）已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得h=24mm 缸頭厚度的計算由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導(dǎo)向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。選用螺釘連接法蘭型缸頭：式中 h法蘭厚度（m） F法蘭受力總和（N） d密封環(huán)內(nèi)徑（m） 密封環(huán)外徑（m） P系統(tǒng)工作壓力（Pa） q附加密封力（Pa） 螺釘孔分布圓直徑（m） 密封環(huán)平均直徑（m） 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）已知：采用Y型密封圈按公式代入數(shù)據(jù)，求得F=42KN h==16mm5) 液壓缸的聯(lián)接計算 缸蓋聯(lián)接計算缸蓋聯(lián)接采用焊接聯(lián)接：液壓缸缸底采用對焊時，焊縫的拉應(yīng)力為式中 F液壓缸輸出的最大推力（N） D液壓缸直徑（m） P系統(tǒng)最大工作壓力（Pa） 液壓缸外徑(m) 焊縫底徑（m） 焊接效率，通常取=已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得=若缸頭采用角焊時，則焊縫應(yīng)力為式中 h焊角寬度（m）已知數(shù)據(jù)同上，按公式代入數(shù)據(jù)，求得= 螺栓聯(lián)接的計算缸體與缸蓋采用螺栓聯(lián)接時，螺紋處拉應(yīng)力為螺紋處的切應(yīng)力為合成應(yīng)力為 式中 Z螺栓數(shù)已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應(yīng)力為 活塞與活塞桿的聯(lián)接計算活塞與活塞桿采用螺紋聯(lián)接時，活塞桿危險截面（螺紋退刀槽）處的拉應(yīng)力為切應(yīng)力為合成應(yīng)力為式中 液壓缸輸出拉力（N） d活塞桿直徑（m） 活塞桿材料的許用應(yīng)力（Pa）已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應(yīng)力為 活塞桿與活塞肩部表面的壓應(yīng)力已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 銷軸、耳環(huán)的聯(lián)接計算銷軸的聯(lián)接計算：銷軸通常是雙面受剪，為此其直徑d應(yīng)按下式計算式中 d銷軸直徑（m） F液壓缸輸出的最大推力（N） 銷軸材料的許用切應(yīng)力（Pa），對于45鋼，=70MPa。已知： F=。 =70MPa按公式代入數(shù)據(jù)，求得 d=39mm耳環(huán)的聯(lián)接計算：耳環(huán)寬度為式中 d銷軸直徑（m） EW耳環(huán)寬度（m） 耳環(huán)材料的許用壓應(yīng)力（Pa），通常取=（~） 耳環(huán)材料的抗拉強(qiáng)度(Pa)已知： F=。 d=；=84MPa按公式代入數(shù)據(jù)，求得 EW=48mm6) 活塞桿穩(wěn)定性驗算 液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當(dāng)活塞桿直徑d與活塞桿的計算長度l之比大于10時，應(yīng)校核活塞桿的縱向抗彎強(qiáng)度或穩(wěn)定性。 無偏心載荷由材料力學(xué)知，受壓細(xì)長桿，當(dāng)載荷力接近某一臨界值時，桿將產(chǎn)生縱向彎曲。且其撓度值隨壓縮載荷的增加而急劇增大，以至屈曲破壞。對于沒有偏心載荷的細(xì)長桿，其縱向彎曲強(qiáng)度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。等截面計算法：當(dāng)細(xì)長比時，可按歐拉公式計算臨界載荷。此時式中 活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷（N） n末端條件系數(shù) E活塞桿材料的彈性模量，對于鋼，取為 J活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量（）實心活塞桿 d活塞桿直徑（m） l活塞桿計算長度，即活塞桿在最大伸出時，活塞桿端支點(diǎn)和液壓缸安裝點(diǎn)間的距離（m） k活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑（m） 實心活塞桿A活塞桿截面積（ h==19mm9) 液壓缸的聯(lián)接計算 缸蓋聯(lián)接計算缸蓋聯(lián)接采用焊接聯(lián)接：液壓缸缸底采用對焊時，焊縫的拉應(yīng)力為式中 F液壓缸輸出的最大推力（N） D液壓缸直徑（m） P系統(tǒng)最大工作壓力（Pa） 液壓缸外徑(m) 焊縫底徑（m） 焊接效率，通常取=已知：按公式代入數(shù)據(jù)，求得=77MPa若缸頭采用角焊時，則焊縫應(yīng)力為式中 h焊角寬度（m）已知數(shù)據(jù)同上，按公式代入數(shù)據(jù)，求得= 螺栓聯(lián)接的計算缸體與缸蓋采用螺栓聯(lián)接時，螺紋處拉應(yīng)力為螺紋處的切應(yīng)力為合成應(yīng)力為 式中 Z螺栓數(shù)已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應(yīng)力為 活塞與活塞桿的聯(lián)接計算活塞與活塞桿采用螺紋聯(lián)接時，活塞桿危險截面（螺紋退刀槽）處的拉應(yīng)力為切應(yīng)力為合成應(yīng)力為式中 液壓缸輸出拉力（N）等截面計算法：當(dāng)細(xì)長比時，可按歐拉公式計算臨界載荷。此時式中 活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷