【正文】 。即活塞桿穩(wěn)定性滿足要求結論 畢業(yè)設計是我們機械設計必不可少的一環(huán)，它是我們大學四年所學知識的一次大總結，它把我們在課堂上所學到的理論知識加以實踐，讓我們對及其運行有了一個更深刻的理解，通過畢業(yè)設計，讓我們更為深刻的領會到從事機械設計行業(yè)的艱難與設計師們的任重而道遠。液壓缸承受軸向壓縮載荷時，若活塞桿的支撐長度與活塞桿的直徑之比l/d≥15,則需進行活塞桿縱向穩(wěn)定性的驗算。把數(shù)值代入（14）可得 （106）所以，缸筒壁厚滿足要求。工程機械的液壓工，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，可按材料力學薄壁圓筒公式驗算壁厚[14]： （105）式中 ――液壓缸壁厚； ――液壓缸內徑； ――試驗壓力，一般取最大工作壓力的（～）倍；[]――缸筒材料的許用應力。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的校核 液壓缸缸筒壁厚的校核 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。其它地方均選用O型圈油封。 密封圈的選用轉向液壓缸對密封裝置的要求是:（1） 具有良好的密封性能—有適應的彈性，能補償所密封表面在制造上的誤差與工作中的磨損；并隨壓力的增加自動提高密封程度；（2） 具有良好的安定性—油液浸泡對其形狀尺寸的變化影響要小；溫度對其彈性和硬度的變化影響要?。唬?） 摩擦力小，運動靈活，機械效率高，工作壽命長；（4） 結構簡單，制造、使用、維修簡便。工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。圖15整體式活塞Fig 15Piston 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。整體式活塞具有結構簡單的特點，一般適用于缸徑較小的液壓缸。 活塞桿與活塞的連接結構活塞桿與活塞的連接分整體式和組合式結構。其優(yōu)點：結構簡單，加工裝配方便，強度較大，能承受高壓。常見的缸蓋形式有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結構等。本設計中缸體長度取800mm。缸體的外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度?；钊膶挾菳一般?。ǎ〥；該液壓缸取B=70mm。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求： H≥ (103)式中 L—液壓的最大行程；D—液壓缸的內徑。mm (102)L從優(yōu)先數(shù)系中取400[19。連接銷與鉸接縱軸的距離為300mm。壓路機轉向時，是由液壓缸前端的連接耳環(huán)推動鉸接架上的連接銷，從而帶動鉸接架繞鉸接縱軸轉動，而鉸接架推動前車架轉動，從而達到使振動鋼輪轉向的目的。查[5]，壁厚和內徑D應滿足如下關系： （97） 式中：D—液壓缸內徑， m；缸筒內最高工作壓力， 16；[]—缸筒材料的許用應力；[]=[]/；[]—缸筒材料的抗拉強度；查得35無縫鋼管的[]≥540安全系數(shù)，一般取5；所以 （98）將數(shù)據(jù)代入式(8) （99）選取缸筒的厚度為10mm，缸體外徑:mm (100)[14]。 液壓缸壁厚和外徑的計算 根據(jù)液壓缸缸筒工作壓力，缸筒材料選擇鑄鋼鋼管ZG35的無縫鋼管。 驗算液壓缸能否獲得最小穩(wěn)定速度 A==20(cm) （96） 式中 A—能保證最小穩(wěn)定速度的最小有限面積(cm)； Q—調速閥最小穩(wěn)定流量，可從產品抽樣中查得，一般為40ml/min； v—執(zhí)行機構最低速度，取2cm/min。 （92）式中――液壓缸的機械效率，一般＝～；F的大小由經驗公式計算出。有關設計參數(shù)見圖15圖14液壓缸計算示意圖Fig .14 Schematic diagram of hydraulic calculation由圖15可知 （90） （91）式中――液壓缸工作腔壓力,已取為＝16； ――液壓缸回油腔壓力，參照[5]表22，?。花D―活塞桿直徑與液壓缸內徑之比。查手冊可知，振動壓路機的工作壓力一般取P=16MPa[13]。150，這樣壓路機可以在不平整的路面上穩(wěn)定形勢并確保壓實。通過控制轉向油缸的深處長度來控制轉向角。轉向機構采用鉸鏈轉向，中心鉸鏈有鉸接架、軸承擋板、關節(jié)組成。液壓轉向系統(tǒng)安裝在后車架上，通過轉向油缸的伸縮控制整車轉向，轉向鉸接架如圖所示：圖13 轉向鉸接機構FIG. 13 hinged joint steering mechanism轉向液壓系統(tǒng)采用開始回路，由齒輪泵、全液壓轉向器、轉向油缸等組成，作為轉向系統(tǒng)核心部件，全液壓轉向器幽轉向器主體、雙向緩沖溢流閥、過載溢流閥止回單向閥組成。受力如圖所示 圖12減振塊受力圖Fig 12The damping block diagram 減振器的剛度校核 因為減震器元件主要受剪切應力，所加載荷是框架的質量剪切應力計算如下：J= （86）式中：T元件所受的剪切應力；（N）A元件受到剪切應力作用的面積；（ mm）減振器橫截面直徑為 d=120 mm.每個元件所受的載荷 T==（N） （87）式中：框架質量，為使計算趨于安全，取8000kg；g—重力加速度，；n減振器元件個數(shù)取n=16每個元件的受剪面積：A=（mm） （88）剪切應力J=(N/mm) （89）=～ N/mm所以J＜，所以減振器強度足夠。在設計中，減振器的連接形式和布置決定了橡膠減振器的受力狀態(tài)。但是對于圓形截面而言，總剛度則不隨驅動輪位置的變化而變化。傳遞扭矩型減振器，振動壓路機的行走輪的驅動力矩是通過減振器傳遞到驅動輪上的，這時減振器即要起到減振作用，又相當一只龐大的彈性聯(lián)軸節(jié)。橡膠減振器的幾何形狀橡膠減振器的斷面形狀通常采用圓截面和矩形截面，如下圖所示這種截面的形狀簡單，橡膠膜具制造容易，而且減振剛度理論計算方法簡單且成熟。還有天然橡膠耐油性能差，減振器接觸油污后橡膠發(fā)生變形，失去彈性，因此不宜采用天然橡膠。但天然橡膠阻尼小，通過共振區(qū)不是很安全。 橡膠減振器的選擇 橡膠減振器的材料有兩種，一種是天然橡膠，另一種是丁碃橡膠。這種阻尼主要起源于介質內部，又稱固體的內阻尼，當它承受動載荷時，有一部分能量轉化為熱能而消耗掉，而另一部分能量則以勢能等形式儲存起來。如果考慮傳動機構的傳動效率η，則可得到振動所需功率為： （W） （83）根據(jù)以上有關振動功率的確定我們可以計算得到18T單鋼輪全液壓振動壓路機的振動功率. 根據(jù)經驗公式： P（KW） （84）式中m—振動質量；（kg）A—名義振幅；（m）—頻率修正系數(shù)；n—振動輪數(shù)量；取1P==（KW） （85）此公式僅做參考用，因為實際工況不同，土壤的剛度等性能參數(shù)不同，實際的功率是在不斷變化的，無固定功率可言。 ε——偏心塊起動角加速度（s2）。 偏心塊旋轉起動加速所需的功率 偏心塊旋轉起動加速所需的功率可按下式求得： (W) （81）式中： F——偏心塊旋轉起動的慣性力（N）； v——偏心塊的旋轉線速度（m/s）。在其他相等的條件下，功率的最大值相應于共振工況下的功率[11]。根據(jù)實際測定表明，振動所需功率隨壓實材料狀態(tài)變化而變化很微小的。 維持振動所需功率 參考壓實機械與路面機械設計一書中提出的有關維持非定向振動的功率為： （68）可以看出，維持振動所需的功率僅由振動阻力所決定，主要取決于振動頻率及其振動工況。其許用剪應力為擋銷受力示意圖如下：圖10 擋銷受力示意圖Fig 10 Schematic diagram of retaining pin bearing如圖所示，擋銷主要承受剪切應力：