【正文】 出phr=。 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率液壓系統(tǒng)的主要散熱渠道是油箱表面，還有一小部分通過油管、液壓缸等散發(fā)。一般僅計算油箱的散熱假定全部熱量由油箱散發(fā) (826)式中 K——油箱的散熱系數，見表77； A——油箱的散熱面積，m2； ΔT——油溫與環(huán)境溫度之差，℃。當系統(tǒng)達到熱平衡時則有Phc=Phr,油溫不再升高，此時，最大溫差 (827)冷卻條件KW/m2℃通風條件很差通風條件良好用風扇冷卻循環(huán)水強制冷卻8～915～1723110～170表87油箱散熱系數 The heat dissipation efficient of oil tank環(huán)境溫度為T，則T=T0+ΔT，若計算出的油溫超過該系統(tǒng)得最高允許油溫（工程機械正常溫度50～80℃；最高允許油溫70～90℃），在無法增加油箱散熱面積時，就要裝設冷卻器。 根據散熱要求計算油箱容量式(827)是在初步確定油箱容積的情況下，驗算散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據散熱要求確定油箱容量。由式(727)可得油箱的散熱面積為 (828)油箱的主要設計參數如圖(88)圖88油箱結構尺寸 The structure size of the oil tank ，與油直接接觸的表面算全面散熱，與油不直接接觸的表面半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為 (829) (830) m3，按V=：abc=。,。壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。它不僅伴隨產生振動和噪音，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。 壓力沖擊的原因（1) 油流的動量引起： (931)式中 m——單位流體質量，kg； g——流體的重力加速度； v——液體的流速m/s。（2) 共振引起:主要是油泵的壓力脈動及其他外界振蕩因素引起。共振的原因在于振源的頻率ω1與ω2相接近。解決辦法可提高系統(tǒng)的固有頻率，使其他干擾頻率不一致。（3） 慣性力產生的動能引起:由動能產生的壓力p=F/A這個壓力增加較大，往往需要考慮。（4） 截面積增壓效應。（5） 體積彈性增壓效應,包括管道的油液體積。 消除或減少壓力沖擊的措施1) 減少驅動能；2)吸收慣性能；3)用蓄能器或緩沖器。4 動臂液壓缸的設計 液壓缸的結構參數計算工程機械用標準液壓缸外徑系列見表41缸徑mm (P≤16MPa)液壓缸外徑 mm缸徑mm (P≤16MPa)液壓缸外徑 mm405063809010050607695108121110125140160180200133146168194219245表41工程機械用液壓缸外徑系列 The diameter serious of hydraulic cylinder for engineering mechanism由上表可知，轉斗液壓缸的外徑為146mm；轉向液壓缸外徑121mm。 壁厚分別為:轉斗液壓缸δ1=(146125)/2=；；轉向液壓缸δ3=(121100)/2=。轉斗液壓缸、轉向液壓缸的尺寸結構已經標準化，故不用對其結構參數的計算亦不必校核。動臂液壓缸的外徑不從表中查不到，根據經驗，采取中壁厚。則缸筒的壁厚計算公式為 (91)式中 p——液壓缸的最大工作壓力,MPa； D——缸筒內經，m；〔σ〕——缸筒材料的許用應力，N。液壓缸筒的材料通常用345號無縫鋼管，因20號的機械性能較低，且不能調質， 一般情況下，均采用45號鋼。代入求得壁厚為δ=。 缸筒外徑確定出壁厚后，由下式計算缸筒外徑 (82)所以缸筒外徑為200mm?！　　∮缮鲜綄⒁阎獏荡?，查表得油口直徑為EC42mm,EE25。 缸底厚度的計算所設計的液壓缸底為平行缸底且采用焊接，故有下面公式 (93)式中 δp——缸底的厚度，m； Dc——液壓缸內徑，m； 　 p——試驗壓力，MPa。 φ——焊縫系數，當公稱直徑小于1200mm時，φ=1； 〔σ〕——缸底材料的許用應力。其中，當工作壓力p≤16MPa時，, 缸底材料取45號鋼，溫度小于100℃時，許用應力為159MPa，焊接系數K=。求得缸底厚度為44mm。 液壓缸的連接計算缸蓋采用卡環(huán)連接，卡環(huán)的剪切應力和強度條件為 (94)式中 p——液壓缸的最大工作壓力，MPa； D——缸筒內徑，m； l——卡環(huán)厚度，l=16mm。 〔τ〕——卡環(huán)材料的許用剪應力當采用45號調質處理時，取〔τ〕=180MPa。經計算得，τ=?？ōh(huán)的擠壓應力條件為 (95)式中 h1——卡環(huán)寬度之半，h1=18mm；〔σcm〕——，〔σcm〕=120MPa。 銷軸與耳環(huán)連接計算（1）軸銷的連接計算軸銷通常是雙面受剪，為此其直徑d應按照下式計算： (96)式中 d——銷軸直徑，m； F——液壓缸輸出的最大推力，N； 〔τ〕——銷軸的許用剪應力，對于45號鋼，〔τ〕＝70MPa。F＝106()2=305kN。代入可計算出d=54 mm，實取d=60mm。耳環(huán)的連接計算　（2) 耳環(huán)寬度為：耳環(huán)的其他尺寸按照表102選取EWMSLp16MPa16p無襯套帶襯套帶球鉸d表42耳環(huán)尺寸表Tab. 42 The size of the eyes由上表選出耳環(huán)寬度EW為72mm。 活塞桿活塞桿強度及穩(wěn)定性驗算 活塞桿強度驗算液壓缸處于穩(wěn)定工作狀態(tài)時，即活塞桿受到的軸向負載力小于穩(wěn)定臨界力時，由于初始撓度的存在，活塞桿將同時受到壓縮和彎曲。通常對于短形成的活塞桿，可不考慮彎曲，按單純壓縮進行強度驗算。對于長細比l/d10的液壓缸，活塞桿的強度需同時考慮壓縮和彎曲。[12]對于本液壓缸l/d10且xl1，當液壓缸僅有軸向壓縮壓縮載荷F和自重的作用，而不承受其他橫向的作用力和縱向偏心時，液壓缸的初始撓度值可按下式計算，即 (97)式中 Δ1——活塞桿與導向套的配合間隙，mm； Δ2——活塞桿與干桶內壁的配合間隙，mm； l1——活塞桿頭部銷軸孔至導向中心A的距離，mm； l2——活塞桿尾部銷軸孔至導向中心點的距離，mm； l——活塞桿全部外伸時液壓缸兩端銷軸之間的距離，mm； a——活塞桿全部外伸時，導向套滑動面前端到活塞滑動面末端的距離，mm； F——液壓缸的最大推力，N； G——液壓缸的自重，中心位置假定在導向中心點A處，N； a——液壓缸軸線與水平面的夾角，當液壓缸水平工作時，cosα=1，同時工作時cosα=0活塞桿在偏心載荷作用下的合成應力及強度條件為 (98)式中 A——活塞桿橫截面積，mm2； W——活塞桿橫截面模數。將已知參數代入式(97)和（98)經過計算，動臂液壓缸活塞桿滿足強度條件。 活塞桿穩(wěn)定性驗算液壓缸在工作過程中有受壓和受拉兩種工作狀態(tài)，液壓缸不僅要滿足這兩種狀態(tài)下的強度要求，還要滿足受壓狀態(tài)的穩(wěn)定性要求。根據材料力學的概念，一根受壓的直桿，在其負載力超過穩(wěn)定臨界力時，即已不能維持原有軸線狀態(tài)下的平衡喪失穩(wěn)定。所以液壓缸的穩(wěn)定條件為　　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　　　(89)式中　F——最大負載力，N。即液壓缸的最大推力，F(xiàn)=305Kn；　　　FK——液壓缸的穩(wěn)定臨界力，N；　　　nK——穩(wěn)定安全系數，一般取　nK=2～4。液壓缸在最大受壓狀態(tài)下的最大撓度點，發(fā)生由導向活塞桿中心偏向活塞桿一邊(x≤l1)時，液壓缸的穩(wěn)定臨界應力可按等截面桿來計算；若最大撓度點偏向缸筒一邊(x≥l1)，則因按不等截面階梯桿來算。判別最大撓度點位置的x之值可由下式計算　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　(910)式中　E1——活塞材料的桿彈性模量，對于鋼材E＝1011Pa；　　　J1——活塞桿界面慣性矩，mm4。J1=лd4/16=824247。16=8873103mm4，F(xiàn)=321103N，代入求出結果xl，按照等截面桿計算穩(wěn)定臨界力。當桿材料取45號鋼時，λ1大度柔桿的最小極限柔度值取100，λ2中度柔桿的最小極限柔度值取60，液壓缸的柔度用式計算，經計算，λ1λλ2，穩(wěn)定臨界力FK可按雅興斯基經驗公式計算，即 (811)式中 λ2——中柔桿度的最小極限柔度，λ2=60； A——活塞桿橫截面積，mm2；a，b——試驗常數，對于45號鋼a=3100105Pa，b=。計算得，F(xiàn)K=1636Kn，穩(wěn)定安全系數nK取nK=2，則有 　，滿足液壓缸穩(wěn)定性條件，所以液壓缸穩(wěn)定?？偨Y 通過對本學期的畢業(yè)設計，使我了解到很多關于裝載機的知識，同時也增強了我專業(yè)方面能力的訓練。使我對機械知識有了更深刻更透徹得了解。也在機械設計方面，有了很大的進步，對機械設計理念有了更深刻了解，我相信必然對我以后的學習工作有相當大的幫助。目前，我國裝載機的主要品種有輪式前鏟裝載機、夾木式裝載機、伸縮臂式裝載機、滑移式裝載機、井下裝載機以及履帶式裝載機等。據初步統(tǒng)計，現(xiàn)今正在生產的規(guī)格型號有百余種，產量最大的是液壓輪式裝載機。其產品型號主要有ZLZL1 ZLZLZLZL50、ZL60、ZL70八種，產品結構形式以鉸接式車架、液力傳動為主。隨著新世紀初我國西部大開發(fā)、建設社會主義新農村等政策的實施以及加入WTO后改革開放程度日趨加大,我國工程機械行業(yè)將面臨更廣、更佳的發(fā)展機遇和嚴峻的挑戰(zhàn)。這也意味著我國工程機械行業(yè)對技術人才的技術素質提出了更高的要求。因此裝載機的研究在我國以后的發(fā)展中有很大的潛力可以挖掘。致 謝三年的大學生活即將度過，在完成我的學業(yè)論文之際，我衷心感謝母校三年來對本人的辛勤培養(yǎng)。衷心感謝導師江舒勇老師，本文是在導師教授悉心指導下完成的，論文的章章節(jié)節(jié)每一處都傾注了江老師的心血。他敏銳的學術思想，高要求，高起點的標準，嚴謹的治學態(tài)度與一絲不茍的科研精神將使我終生受益。感謝學校教我的全體老師，正是他們孜孜以求的探索精神鼓勵我不畏困難順利的完成了論文，正是他們兢兢業(yè)業(yè)的教學態(tài)度讓我看到了教師的偉大。感謝我的師兄弟和師姐妹們，正是他們熱情無私的幫助，踏實求實的科研態(tài)度激勵著我，帶動我認真務實的完成論文。感謝和我工作學習了三年的同窗們，正是你們對機械的無限熱愛之情推動我在機械的浩瀚海洋中不斷奮進。最后向所有關心我和支持我的前輩、老師、學長、同學和朋友再次致以衷心的感謝。參考文獻[1]懂林福，趙艷春，《液壓與氣壓傳動》，化學工業(yè)出版社，2005[2]劉靖巖，《機械制圖》，電子科技大學出版社，2007[3]王健，《機械設計基礎》，西南交通大學，2008[4]楊占敏，王智明，張春秋，《輪式裝載機》，化學工業(yè)出版社，2005[5]周士昌，《液壓系統(tǒng)設計》，機械工業(yè)出版社，2005[6]楊培元，朱福元，《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》，機械工業(yè)出版社，2007[7] 李昌熙,[M].北京:[8] 王裕清,[M]. 北京:[9] 朱龍根,[M]. 北京:[10] [M].北京:[11] [M].北京:[12] [M].北京:[13] [M].上海:[14] [M].北京:[15] 林建亞,[M]. 北京:[16] [M].上海: