【文章內(nèi)容簡介】 切應力為 合成應力為 ? ?223 ? ? ? ? ?? ? ? ? 式中 1F 液壓缸輸出拉力（ N） d活塞桿直徑（ m） ??? 活塞桿材料的 許用應力（ Pa） 已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應力為 MPa? ? 活塞桿與活塞肩部表面的壓應力 已知： 1292 。 70 。 52F k N A m m A m m? ? ? 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 MPa? ? 1214KFd? ??1 1 03K KFdd? ?221 ()4F D d p???? ? sn?? ?1101 .5 。 9 2 。0 .0 3 。 0 .0 3 3K F K Nd m d m?? MPaMPa?? ??2212()4cFAA? ?? ? 21 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） ? ?c? 耳環(huán)材料的許用壓應力（ Pa），通常取 ? ?c? =（ ~） b? b? 耳環(huán)材料的抗拉強度 (Pa) 已知： F=。 d=； ? ?c? =84MPa 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 EW=48mm 6) 活塞桿穩(wěn)定性驗算 液壓缸承受軸向壓縮載 荷時，當活塞桿直徑 d 與活塞桿的計算長度 l 之比大于 10 時，應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。 無偏心載荷 由材料力學知，受壓細長桿，當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。 ? ? ??? ?cFEW d ?? 22 對于沒有偏心載荷的細長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。 等截面計算法： 當細長 比時，可按歐拉公式計算臨界載荷 kP 。此時 式中 kP 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 10E Pa?? J活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量（ 4m ） 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，活塞桿端支點和液壓缸安裝點間的距離（ 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（ 2m ） I 實心活塞桿 m柔性系數(shù) 若活塞桿為實心桿，并用鋼鐵材料制造時，上式可以簡化為 已知： 11 6 41 。 2 .1 1 0 。 1 .2 1 0n E P a J m?? ? ? ? ?。 ? 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 7) 液壓缸的主要性能參數(shù) 旋挖鉆機變幅液壓缸設(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。 22k n EJP l??464dJ ??4JdK A??24Ad??4 11 10k ndP l??KKmP KN??l mnK? 23 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 缸底厚度 的計算 平行缸底，當缸底無油孔時 式中 h缸底厚度（ m） D液壓缸內(nèi)徑（ m） yp 試驗壓力（ MPa） ??? 缸底材料的許用應力（ MPa） 已知： ? ?0. 12 5 。 24 。 12 2yD m P M P a M P a?? ? ? 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 h=27mm 缸頭厚度的計算 由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，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） Hd 密封環(huán)外徑（ m） P系統(tǒng)工作壓力（ Pa） q附加密封力（ Pa） 0D 螺釘孔分布圓直徑（ m） 7 10 FD P???? ? yphD??? ?03 ( )cpcpF D dh d????2 2 2()44 HF d p d d q??? ? ? 24 cpd密封環(huán)平均直徑（ m） ??? 法蘭材料的許用應力（ Pa） 已知：采用 Y 型密封圈 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 F=65KN h==19mm 9) 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） 1D 液壓缸外徑 (m) 2D 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，則焊縫應力為 式中 h焊角寬度（ m） ? ?006 0 。 7 2 。 6 6 。1 6 。 1 0 4 。 1 0 0H c pd m m d m m d m md m m D m m M P a?? ? ?? ? ?2212()4FDD? ? ?? ?122 4 2 . 5 。 1 6 8 0 . 1 6 8 。 0 . 1 5 。0 . 7F k N D m m m D m? ? ? ? ??12FxDh? ?? 25 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，螺紋處拉應力為 螺紋處的切應力為 合成應力為 ? ?223 ? ? ? ? ?? ? ? ? 式中 Z螺栓數(shù) 已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應力為 MPa? ? 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）處的拉應力為 切應力為 合成應力為 ? ?223 ? ? ? ? ?? ? ? ? 式中 1F 液壓缸輸出拉力（ N） 214KFdZ? ??103KKFddZ? ?1014 。 1 .5 。 0 .1 2 。8 5 .5 。 4 2 。 3 8Z K KF k N d m m d m m? ? ?? ? ? MPaMPa?? ??1214KFd? ??1 1 03K KFdd? ? 26 d活塞桿直徑（ m） ??? 活塞桿材料的許用應力（ Pa） 已知： 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 合應力為 MPa? ? 活塞桿與活塞肩部表面的壓應力 已知： 。 80 。 62F K N A mm A mm? ? ? 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 MPa? ? 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力（ Pa），對于 45鋼， ??? =70MPa。 221 ()4F D d p???? ? sn?? ?1101 .5 。 8 5 .5 。0 .0 3 8 。 0 .0 4 2K F K Nd m d m?? MPaMPa?? ??2212()4cFAA? ?? ?? ? ?? 27 已知： F=。 ??? =70MPa 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 d=47mm 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） ? ?c? 耳環(huán)材料的許用壓應力（ Pa），通常取 ? ?c? =（ ~） b? b? 耳環(huán)材料的抗拉強度 (Pa) 已知： F=。d=。 ? ?c? =70MPa 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 EW=61mm 10) 活塞桿穩(wěn)定性驗算 液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當活塞桿直徑 d 與活塞桿的計算長 度 l 之比大于 10 時，應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。 無偏心載荷 由材料力學知，受壓細長桿，當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長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。 等截面計算法： 當細長 比 時，可按歐拉公式計算臨界載荷 kP 。此時 式中 kP 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 10E Pa?? ? ?cFEW d ??l mnK?22k n EJP l?? 28 J活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量（ 4m ） 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，活塞桿端支點和液壓缸安裝點間的距離（ 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（ 2m ） I 實心活塞桿 m柔性系數(shù) 若活塞桿為實心桿，并用鋼鐵材料制造時，上式可以簡化為 已知： 11 6 41 。 10 。 2 10n E Pa J m?? ? ? ? ?。3lm? 按公式代入數(shù)據(jù)，求得 464dJ ??4JdK A??24Ad??4 11 10k ndP l??KKmP KN?? 29 30 第 4 章 液壓系統(tǒng)保養(yǎng) 4． 1 旋挖鉆機液壓系統(tǒng)的保養(yǎng) 液壓系統(tǒng)的清潔度控制： 旋挖鉆機的液壓 系統(tǒng)十分復雜，液壓元件零件精度較高，運動副的配合間隙非常小，液壓系統(tǒng)中有許多變量機構(gòu)和比例控制閥，因此對液壓油的清潔度要求很高，清潔度要求在 NAS9 級以下。若油液清潔度差，會加快液壓元件的磨損，使閥芯出現(xiàn)卡滯，阻尼孔堵塞等液壓故障。要保證液壓系統(tǒng)的油液清潔度，要做到以下幾點： （ 1）：加油錢包中液壓油箱內(nèi)部清潔干凈。 （ 2）：加油時，將加油口周圍擦抹干凈，用高精度濾油機往油箱加油，不加油時要及時蓋好加油蓋，保證油箱密封。 （ 3）：雖然在液壓系統(tǒng)的裝配中進行了嚴格的去毛刺清洗工序，但是也不能徹底消除閥塊孔中的 毛刺和油管中的污物，工作一段時間后，毛刺污物會進入濾油器，經(jīng)過一段時間工作，濾油器的濾芯有可能堵塞，此時液壓油就會通過濾油器上的旁通溢流閥進入油箱。使油箱里的油液受到污染，所以在首次開機工作500 小時后，要清洗或更換濾油器濾芯，過濾油箱里的液壓油。以后可每隔工作2021～ 3000 小時時，要清洗或更換濾油器濾芯和液壓油。若鉆機停放一年以上時間不工作，也要更換或過濾液壓油。 （ 4）：若鉆機較長時間不工作，外面帶有水分的空氣通過空氣濾清器進入油箱，將水分帶入液壓油，使液壓油乳化變質(zhì)，所以要隔一段時間開動鉆機運轉(zhuǎn)，