【正文】 ：提升時間2～5，下降時間3～6，行程=560===70 =14 ===112 =即 ==== 鏟斗液壓缸：鏟斗卸載時間3～6，轉(zhuǎn)斗時間2～5，行程=520===104====130 =13即 ==== 原動機功率選擇計算 運輸工況功率 （） （220）式中： ——產(chǎn)生最大速度時的驅(qū)動力（），=； ——額定牽引力（），=； ——機械的附著重量（），四輪驅(qū)動為機重，=240000； ——額定附著系數(shù)，=～，取=。 ——滾動阻力，=； ——機重（），=240000； ——滾動阻力系數(shù)，取=。==+=127200 ——傳動系統(tǒng)的總效率，取=；——為轉(zhuǎn)向泵（空載）、工作泵（空載）消耗功率總和。 == == =+=+=則 =+= ≈718 插入工況功率 （221）式中： ——裝載機插入時的原動機功率（）；——最大插入阻力（），最大牽引力=+=198004=79200 ——裝載機自重（），=240000； ——滾動阻力系數(shù)，=； ——道路坡度，上坡為正，下坡為負，=10‰；——裝載機的插入速度，=～；——考慮其他阻力系數(shù)，=～，取=；——泵到馬達的總效率，取=。則 ==79200=52800==80850= 第三章 非標準液壓元件的設計 動臂液壓缸的設計，為動臂液壓缸。當左端進油時活塞桿伸出，動臂舉升；當右端進油時，動臂下降；當兩端都與油箱連通時，動臂浮動。 動臂液壓缸 液壓缸的設計計算查表選用雙作用單活塞桿液壓缸，選用尾部耳環(huán)式安裝方式；由于動臂液壓缸采用2個，所以==100000；系統(tǒng)的工作壓力為10～14，取系統(tǒng)的工作壓力為12，往復速比===，則取=2，即缸徑=100，活塞桿直徑=80；動臂液壓缸的行程為560，速度為：提升時，=7 下降時，= 流量為：提升時，= 下降時，=查表得出供油口的直徑：=16。 液壓缸的作用能力、作用時間及儲油量的計算當向有桿腔供油時，活塞桿向內(nèi)收進時的拉力為： 雙作用液壓缸 （51）式中：——活塞桿直徑（）； ——缸內(nèi)徑（）； ——工作壓力（）； ——液壓缸機械效率，一般取=。= =液壓缸的作用時間（油從活塞腔供入時的情況）： （52）式中：——缸內(nèi)徑（）；——行程（）；——流量（）。 ==6＜＜9 ；符合條件。液壓缸的儲油量： = （53）== 液壓缸壁厚的計算 ≥ （54）式中：——試驗壓力（），額定壓力≤16， ＞16，；——缸內(nèi)徑（）；——缸體材料許用拉應力（）， 采用無縫鋼管，=（100～110），取=105。則 ≥==取==10，==＜=，為薄壁鋼筒。 活塞桿的計算按強度條件驗算活塞桿直徑：查表得：=930＞10=80；當＞10時的受壓柱塞或活塞桿需作壓桿穩(wěn)定性驗算（即是縱向彎曲極限力計算）?？v向彎曲極限力計算 液壓缸受縱向力以后，產(chǎn)生軸線彎曲，當縱向力達到極限力以后，缸產(chǎn)生縱向彎曲，出現(xiàn)不穩(wěn)定現(xiàn)象。該極限力與缸的安裝方式，活塞桿直徑及行程有關(guān)。 細長＞時： （55） 細長≤時: （56）式中： ——活塞桿的計算長度（），查表得：取兩端鉸接，=930； ——活塞桿橫截面積回轉(zhuǎn)半徑（），===20； ——活塞桿橫截面積轉(zhuǎn)動慣量（），===2009600； ——活塞桿橫截面積（），===5024； ——柔性系數(shù)，對鋼取=85； ——端蓋安裝形式系數(shù)，查表得：=1； ——材料彈性模數(shù)（），對鋼=206； ——材料強度實驗值（），對鋼≈490； ——系數(shù)，對鋼取。==，==85，≤，即有： ==縱向彎曲強度驗算：≥ （57）式中：——安全系數(shù)，一般取=2～4，取=3； ——活塞桿推力（），===113982。=1139823=341946=＞=341946，符合條件。 液壓缸零件的連接計算缸體和缸底的焊縫強度計算 缸體與缸底用電焊連接時焊縫應力： ≤ （58）式中：——活塞桿推力（），===113982； ——焊接效率，可取=；——焊條材料的抗拉強度（），其材料和缸體的抗拉強度差不多，取=105。：==110+210=130==110+10=120 缸體與缸底焊接即有： ===＜=105符合條件。缸體與缸蓋用法蘭連接的螺栓計算 許用應力： （59）式中：——螺栓或拉桿的數(shù)量，查表得：=12； ——螺栓螺紋部分危險剖面計算面積（），查表得：==； ——螺紋預緊系數(shù)，可取=～，取=； ——液壓缸最大推力，===113982；即有： ==活塞與活塞桿半環(huán)連接的計算 活塞桿的拉力： （510）式中：——活塞桿直徑（）； ——缸內(nèi)徑（）；——工作壓力（）。即有： ==53694活塞桿危險斷面處的合成應力（考慮近似等于活塞桿退刀槽處的拉應力）： （511）式中：——活塞桿拉力（）； ——活塞桿危險斷面處的直徑（），查表得：=49；——系數(shù)，可取=；——許用應力（），活塞桿采用調(diào)質(zhì)強度HB=240～270的40鋼，=400。即有： ==＜符合條件?；钊麠U與活塞肩部壓應力驗算 （512）式中： ——活塞桿直徑（），=； ——活塞上的鉆孔直徑（）， ——作用于活塞上的工作壓力()； ——活塞上鉆孔的倒角尺寸()，==； ——許用壓應力()，活塞材料采用耐磨鑄鐵（A3），則===＜符合條件。 直動式溢流閥的設計，壓力油從進油口進入閥后，經(jīng)過阻尼孔作用在閥芯底下，閥芯的底面上受到油壓的作用形成一個向上的液壓力。當液壓力小于彈簧力時，閥芯在調(diào)壓彈簧的預壓縮力作用下處于最下端，由底端螺塞限位，閥處于關(guān)閉狀態(tài)；當液壓力等于或大于調(diào)壓彈簧力時，閥芯向上運動，上移封油長度S后閥口開啟，進口壓力油經(jīng)閥口流回油箱，此時閥芯處于受力平衡狀態(tài)。 直動式溢流閥 設計要求額定壓力=；額定流量為先導泵的出口流量，其=。 主要結(jié)構(gòu)尺寸的初步確定進出油口直徑：按額定流量和允許流速來確定，則：= （513）式中： ——額定流量()； ——允許流速()，一般取=6。即 ==取 =16閥芯的直徑：按經(jīng)驗取 ～） =（～）16 =8～取 =13閥芯活塞直徑：按經(jīng)驗取 =（～） =（～）13 =～取 =30對閥的靜態(tài)特性影響很大，按上式選取時，對額定流量小的閥選較大的值。節(jié)流孔直徑、長度：按經(jīng)驗取 =～ =（7～19）取 ==2=25節(jié)流孔的尺寸和對溢流閥性能有重要影響。如果節(jié)流孔太大或太短，則節(jié)流作用不夠，將使閥的啟閉特性變差，而且工作中會出現(xiàn)較大的壓力振擺；反之，如果節(jié)流孔太小或太長，則閥的動作會不穩(wěn)定，壓力超調(diào)量也會加大。閥芯溢流孔直徑和和可根據(jù)結(jié)構(gòu)確定，但不要太小，以免產(chǎn)生的壓差過大，不利于閥的開啟。閥體沉割直徑、沉割寬度按經(jīng)驗取 =+（～） =30+（1～15） =31～45 取 =40按結(jié)構(gòu)確定，應保證進出油口直徑的要求。調(diào)壓桿的有效長度應保證閥芯的位移要求，即 ≥式中：——閥的最大開度，其大小見靜態(tài)特性計算。直動式溢流閥的其他尺寸按結(jié)構(gòu)要求定。 靜態(tài)特性計算靜態(tài)特性計算主要內(nèi)容是根據(jù)要求的定壓精度和卸荷壓力確定彈簧及閥口開度等主要參數(shù)。額定開度計算 （514）式中： ——額定壓力（）； ——閥芯直徑（）； ——油液密度； ——閥口流量系數(shù)，=。即有 = =按開啟比率確定彈簧的預壓縮量溢流閥的開啟比率： （515）故彈簧的預壓縮量： （516）式中： ——閥口處液流的射出角（176。）， =69176。； ——一般在計算中可取=～。即有 = =確定彈簧的剛度因 （517）故 = =應該注意，這里的預壓縮量是指閥口剛關(guān)閉時的數(shù)值，故包括了滑閥的封油產(chǎn)度。按要求的卸荷壓力值，計算滑閥的最大開口量 （518）式中： ——卸荷壓力（），通常取=（～），取=。即有 = = 彈簧的設計計算選擇材料和許用切應力根據(jù)彈簧的工作條件，屬Ⅲ類載荷彈簧，選用碳素彈簧鋼絲。初步假定鋼絲的直徑=，中徑=16，查表得其抗拉強度=1710。查表得其許用切應力===855。查表得其切變模量=79。彈簧鋼絲直徑由彈簧直徑和彈簧中經(jīng)計算其旋繞比 ==查得其曲度系數(shù)=。計算材料的直徑≥ （519）式中： ——彈簧的工作載荷（），==； ——許用切應力（）； ——曲度系數(shù)，=； ——旋繞比，=。即有 ≥==根據(jù)GB135，取=,與