【正文】 這只是一個參考條件。C. 防塵使用DH防塵圈，材料是聚氨酯，既有防塵作用，又有潤滑作用。（7）活塞桿的導(dǎo)向、密封和防塵A. 導(dǎo)向環(huán)選擇非金屬導(dǎo)向環(huán)，用高強(qiáng)度塑料制成，這種導(dǎo)向環(huán)的優(yōu)點(diǎn)是摩擦阻力小、耐磨、使用壽命長、裝導(dǎo)向環(huán)的溝槽加工簡單，并且磨損后導(dǎo)向環(huán)易于更換。（6）活塞桿的加工要求活塞桿外徑的公差f7～f9。防腐的要求特別高的則要求先鍍一層軟鉻或鎳，后鍍硬鉻，鍍后拋光。則 帶入數(shù)據(jù)：，得出，此結(jié)果在可接受范圍內(nèi)。1. 活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗(yàn)算表36活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗(yàn)算主要是按下式驗(yàn)證：代入數(shù)據(jù)得： 滿足要求。通常以液壓缸前后鉸接作為基本情況考慮，并令LB=活塞桿全部伸出時、活塞桿頂端連接點(diǎn)與液壓缸支撐點(diǎn)之間的距離。（3）活塞桿的計算根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，參照下表可得出活塞桿的直徑d表34工作壓力與活塞桿直徑的關(guān)系工作壓力（）的關(guān)系70隨著工作壓力的增大，即工作強(qiáng)度的增加，為了增強(qiáng)機(jī)械強(qiáng)度，活塞桿的直徑會越來越接近油缸的內(nèi)徑。B. 。A. ，保證活塞桿外圓和活塞外圓的同軸度，避免活塞與缸筒、活塞桿和導(dǎo)向的卡滯現(xiàn)象。，外表面的圓度和圓柱度不大于外徑公差之半。這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因?yàn)榻M合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下：圖33活塞的密封（3） 活塞的材料選用高強(qiáng)度球墨鑄鐵QT6003。（1） 活塞結(jié)構(gòu)的設(shè)計活塞分為整體式和組合式，組合式制作和使用比較復(fù)雜，所以在此選用整體式活塞，形式如下圖：1是擋圈，2是密封件，3是導(dǎo)向環(huán)（支撐環(huán)） 圖32活塞結(jié)構(gòu)此整體式活塞中，密封環(huán)和導(dǎo)向套是分槽安裝的。將F=212812N；d0=93。帶入公式求得=，=表33常用碳鋼焊條型號焊條型號焊條牌號抗拉強(qiáng)度屈服點(diǎn)E4303J422420330E5003J502490400E5015J507490400E5016J506490400選用J422焊條（2）缸筒螺紋連接部分強(qiáng)度計算螺紋處的拉應(yīng)力 ：螺紋處的剪應(yīng)力：合成應(yīng)力：許用應(yīng)力：式中F——缸筒端部承受的最大推力（N）；D——缸筒內(nèi)徑（m）；d0——螺紋外徑（m）；d1——螺紋底徑（m）；K——擰緊螺紋的系數(shù)。（1）缸筒焊接連接，在計算缸筒與端部用焊接連接時，其焊縫應(yīng)力計算如下：式中——缸內(nèi)最大推力（）；——缸筒外徑（）；——焊縫底徑（）；——焊接效率，取 =；——焊條材料的抗拉強(qiáng)度（）；——安全系數(shù)（參照缸筒壁的安全系數(shù)選?。８鶕?jù)液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯的來源等，來確定選用：缸筒毛坯普遍采用冷拔或熱軋無縫鋼管，國際市場上已有內(nèi)圓珩磨，外圓精加工，只需要按所要求的長度切割的無縫鋼管供應(yīng)，此外，較厚壁毛坯仍用鑄件或鍛件，或用厚鋼板卷成筒形，焊接后退火，焊縫須用X光或磁力探傷。各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定為：=因?yàn)楸褖毫h(yuǎn)大于耐壓試驗(yàn)壓力。B. 缸筒壁厚的驗(yàn)算下面從以下三個方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗(yàn)算：a) 液壓缸的額定壓力 值應(yīng)低于一定的極限值，以保證工作安全：根據(jù)上式可得到：顯然，額定油壓P=25MP，所以滿足該條件；b) 為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 先根據(jù)第二個公式得到：=再將得到結(jié)果帶入前一個公式，得到：顯然，額定油壓P=25MP，滿足這一條件；c) 為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗(yàn)壓力：因?yàn)?1000MP已經(jīng)在選擇缸筒材料的時候給出，根據(jù)上述公式可求得：=至于耐壓試驗(yàn)壓力應(yīng)為：==依據(jù)為：耐壓試驗(yàn)壓力是液壓缸在檢查質(zhì)量時所需承受的試驗(yàn)壓力。（3） 流量的計算液壓缸流量根據(jù)下式計算：當(dāng)活塞桿外伸時 當(dāng)活塞桿內(nèi)拉時 式中 、——分別為活塞無桿側(cè)及有桿側(cè)有效面積（） ——活塞平均線速度（）查閱參考文獻(xiàn)，而活塞的面積：== 容積效率：=1有公式可得到活塞桿外推時的流量：=因?yàn)橹皇褂猛馔品较颍曰爻谭较虻牧髁繌穆?。式中? ——液壓缸的實(shí)際推力，拉力（N）； ——液壓缸的負(fù)載率，一般取=； ——液壓缸的總效率； P——液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa）； d——活塞桿直徑（m）。則液壓缸的效率為：求得=。表32 液壓缸的安全系數(shù)液壓缸的安全系數(shù)材料名稱靜載荷交變載荷沖擊載荷不對稱對稱鋼，鍛鋼35812d缸筒的計算（1） 液壓缸的效率油缸的效率由以下三種效率組成： (A) 機(jī)械效率 ，由各運(yùn)動件摩擦損失所造成的，在額定壓力下，；(B) 容積效率 ，由各密封件泄漏所造成，通常容積效率 為：裝彈性體密封圈時 1。本次設(shè)計選取27SiMn鋼，從表1中可以得到：缸筒材料的屈服強(qiáng)度=850MPa；缸筒材料的抗拉強(qiáng)度=1000MPa。b缸筒的要求有足夠強(qiáng)度，能夠承受動態(tài)工作壓力，長時間工作不會變形；有足夠剛度，承受活塞側(cè)向力和安裝反作用力時不會彎曲；內(nèi)表面和導(dǎo)向件與密封件之間摩擦少，可以保證長期使用；缸筒和法蘭要良好焊接，不產(chǎn)生裂紋。安全閥壓力————27MP；銷軸剪力————108MP；a缸筒的焊接通過查閱相關(guān)文獻(xiàn)資料和液壓設(shè)計手冊，最終確定采用如下連接方式：1 缸體，2缸底 圖31缸體與缸底的焊接選用焊接連接方式，該結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單，外形尺寸小。，與銷軸和圓筒分別采用過渡和過盈配合，如圖281。當(dāng)然，還有導(dǎo)引作用等，是其次的。）。如果不用襯套，磨損后，更換的是零件。具體尺寸根據(jù)設(shè)計尺寸而定。、（淬火、回火），通稱為高強(qiáng)度螺栓，其余通稱為普通螺栓。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。由有[1]： （281）在設(shè)計計算時，應(yīng)以所有工況中銷軸所受到的剪應(yīng)力最大值對銷軸進(jìn)行設(shè)計。這樣斗桿的所有尺寸已經(jīng)基本確定。在斗桿中取安全系數(shù)，則斗桿的許用安全應(yīng)力為： 斗桿危險截面處高度的計算危險截面的有效面積： (517) 該截面對y軸的慣性矩: (518) 該截面對z軸的慣性距: (519)橫截面總面積: (520)該危險截面所受到的正應(yīng)力: (521)該截面所受到的最大彎曲正應(yīng)力: (522) (523)則截面所受到軸向拉應(yīng)力與彎曲應(yīng)力合成后有: (524)由于剪應(yīng)力的大小相對于彎矩所產(chǎn)生的彎曲正應(yīng)力要小得多，為簡化計算，在計算中簡應(yīng)力忽略不計，僅在校核中用，則有： (525)由525252 52525解得h=780mm，h=1040mm,h=1496mm。10為斗桿側(cè)板和頂板的厚度； 12為斗桿底板的厚度；150為底板的寬度圖223在挖掘機(jī)中選用的結(jié)構(gòu)鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機(jī)械性能。故首先要對該截面進(jìn)行計算，然后以此為基礎(chǔ)再求解其它尺寸。+FGENQ—圖214 105N105N+105NEFGNQ—105N圖215 第一工況下斗桿的Qy圖257KNm+FEQ圖216第一工況下斗桿的My圖105N+EFQ圖217 第一工況下斗桿的QZ圖1105Nm105Nm+EFQ105Nm圖218 第一工況下斗桿的MZ圖+FEQ圖219 第一工況下斗桿的Tx圖105N105NG+NFEQ105N105N圖220 第二工況下斗桿的Nx圖105N105N+105NFGENQ105N圖221 第二工況下斗桿的Qy圖257KNm+EFQ圖222 第二工況下斗桿的Mx圖由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和內(nèi)力均要比第一工況中要小，故用第一工況進(jìn)行計算，而用第二截面校核。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W法向阻力W2。地面附著力矩Mφ：Mφ = 5000φG4/3 （其中φ = ） = 5000105 N （59）在所設(shè)計的液壓挖掘機(jī)中采用的是液壓制動，由經(jīng)驗(yàn)公式可求得回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的最大制動力矩MB：MB= Mφ=105 NWK = MB / XV = 105/ = 105 N （510）Q點(diǎn)作用力與作用力矩RQx 、RQy、MQx、MQy的求解：取連桿機(jī)構(gòu)為研究對象，如圖210所示，則有：GP3RNNHX2KQY2Rk NH搖臂 HK連桿G3鏟斗油缸的推力 RK–連桿的作用力 RN–搖臂的作用力圖211 連桿機(jī)構(gòu)計算簡圖∑X2 = 0P3COS∠GHX2RNCOS∠HNX2RkCOS∠HKX2 = 0 （511）105 = 0 ∑Y2 = 0P3Sin∠GHX2RNSin∠HNX2RkSin∠HKX2 = 0 （512）105 = 0 由51512式可解得：RN = 105 N ； Rk =105 N如圖52所示，取整個鏟斗為研究對象，以V點(diǎn)為新坐標(biāo)的原點(diǎn)，VK為X3軸，過V點(diǎn)與VK垂直的直線為Y3，建立X3O3Y3坐標(biāo)，則有：∑X3 = 0W2 RQx Rk COS∠= 0 （513）105RQx–105 COS∠ = 0RQx = 105N∑Y3 = 0RQy +W1 Rk Sin∠= 0 （514）RQy +105 105Sin∠= 0RQy = 105 N∑MQY3 = 0MQy WK l3 W2 b/2= 0 （515）MQy 105105= 0 MQy = 105 Nm∑MQX3 = 0MQx–W1b/2= 0 （516） MQx = W1b/2=105 NmN點(diǎn)作用力與作用力矩RNx 、RNy的求解：取曲柄和連桿為研究對象，如圖54所示，則有：RNyF3HNRNxKRk H搖臂 HK連桿F3鏟斗油缸的推力；RK–連桿的作用力；RX–搖臂的作用力沿；HK—連線上的分力；RY–搖臂的作用力沿HK連線垂直方向上的分力圖212 曲柄和連桿受力圖∑X2 = 0RNX + Rk COS∠ F3 = 0 （517）RNX = 105 NRNy = RNX tan∠FNH = 105tan∠=105 N 第二工況位置的受力分析（5） 在這個工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大[1]具體簡圖如圖55所示。橫向挖掘阻力WK的求解：橫向挖掘力WK由回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的制動器所承受，即WK的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩。D