支撐式?jīng)_擊破巖掘進機支撐機構設計【全套圖紙】

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1、中文題目：支撐式?jīng)_擊破巖掘進機支撐機構設計 外文題目：Support Impact Rock Machine Support mechanism design 畢業(yè)設計（論文）共 98 頁（其中：外文文獻及譯文15頁） 圖紙共張 完成日期 2014年6月 答辯日期 2014年6月 I 摘要 隨著現(xiàn)代化建設腳步的加快，礦山機械也在不斷的發(fā)展，但由于能源和建設等施工要求增大，掘進機的性能還不能夠完全適應，所以迫切要求設計出新型掘進機以適應工況要求。 支撐式?jīng)_擊破巖掘進機的支撐機構設計對于整機的性

2、能起著決定性的作用。因此,根據(jù)掘進機的用途、作業(yè)情況及制造條件,合理選擇機型,并正確確定各部結構型式,對于實現(xiàn)整機的各項技術指標、保證機器的工作性能具有重要意義。 本設計是對支撐式?jīng)_擊破巖掘進機的支撐機構設計。通過應用掘進機設計的一系列知識，對掘進機支撐機構加以分析，并且運用有限元分析法進一步對支撐機構做了優(yōu)化設計。最后使設計的系統(tǒng)達到本設計的目的，使該掘進機在滿足原有要求的情況下實現(xiàn)體積小、成本低、效率高、結構簡單、使用維護方便的要求。 關鍵詞：支撐式?jīng)_擊破巖掘進機；支撐機構設計；有限元分析法 全套圖紙，加153893706 I ABSTRACT With

3、 the accelerated pace of modernization construction, mining machinery are also constantly development, but due to energy and building construction requirements of the increase, boring machine is not able to completely meet the performance, there is an urgent request to design a new boring machine to

4、 adapt to conditions Requirements. The supporting impact broken rock machine design of the support organization plan for the performance of the play a decisive role. Therefore, in accordance with the purposes boring machine, operating and manufacturing conditions, a reasonable choice of models and

5、determine the right structure of ministries, for the achievement of the various technical indicators to ensure that the machines work performance is of great significance. The design is to supporting impact broken rock machine design of the support organization .Through the application of a series

6、of boring machine design knowledge, analysis the support organization of the boring machine, and apply the finite element analysis to the support organization for further optimize the design done. So that the final design of the system designed to achieve this purpose, so that the boring machine to

7、meet the requirements of the original under small size, low cost, high efficiency, simple structure and facilitate the use of safeguard requirements. Key words: Supporting impact broken rock machine; Support organization Design;Finite Element Analysis I 目錄 前言 1 1 緒論 2 1.1

8、選題的目的與意義 2 1.2 國外研究現(xiàn)狀 2 1.3 國內研究現(xiàn)狀 2 2 支撐機構方案設計 4 2.1 類型及其特點 4 2.1.1 獨立的支撐機構 4 2.1.2 機載支護裝置 5 2.2 支撐機構結構方案確定 6 3 支護油缸的選擇 8 3.1 核心構件結構分析 8 3.1.1 缸體 8 3.1.2 缸底 8 3.1.3 活塞桿 9 3.1.4 導向套 9 3.2 總體結構布局 9 3.3 連接方式 10 3.3.1 缸底與缸筒的連接 10 3.3.2 缸筒與導向套的連接 10 3.3.3 裝配關系及配合公差 10

9、 3.4 預算缸筒內徑和缸壁厚度 10 3.4.1 理論支護強度 10 3.4.2 理論支護阻力 11 3.4.3 缸筒的計算 16 3.4.4 液壓缸的壁厚δ 16 3.4.5 缸筒壁厚驗算 17 3.4.6 缸筒底部厚度 18 3.4.7 缸筒頭部法蘭厚度 18 3.4.8 缸筒-缸蓋的連接計算 19 3.5 活塞組件設計 20 3.5.1 活塞設計 21 3.5.2 活塞與活塞桿連接結構 22 3.5.3 活塞桿設計 22 3.5.4 中隔圈 24 3.5.5 活塞主要技術性能參數(shù)計算 25 3.5.6 活塞桿及連接件強度校

10、核 28 3.5.7 活塞桿液壓缸穩(wěn)定性校核 29 3.6 液壓缸油口和排氣裝置設計 37 3.6.1 液壓缸油口設計 37 3.6.2 排氣裝置設計 39 3.7 液壓缸緩沖計算及設計 40 3.7.1 緩沖裝置的作用及要求 40 3.7.2 緩沖原理及緩沖裝置的結構形式 40 4 支撐梁的設計 43 4.1 頂梁形式選擇 43 4.2 受力分析 43 4.3 頂梁材料選擇 44 4.4 確定頂梁失效形式以及計算準則 45 4.4.1 常見的失效形式 45 4.4.2 計算準則的確定 46 4.5 墊鐵強度計算與校核 47 4.5

11、.1 許用安全系數(shù)和許用應力 47 4.5.2 墊鐵強度校核 48 4.6 頂梁強度計算與校核 49 4.7 頂梁疲勞強度校核 55 4.7.1 影響頂梁疲勞強度的因素 56 4.7.2 頂梁疲勞強度校核 57 5 ProE建模及有限元分析 59 5.1 ProE建模 59 5.1.1 主要特性 59 5.1.2 建立ProE模型的意義 60 5.2 有限元分析 62 5.2.1 基本簡介 62 5.2.2 基本特點 62 5.2.3 步驟方法 63 5.2.4 基于ANSYS軟件的靜力學分析 64 6 缸體，頂梁的偏載分析 66

12、 6.1 缸體的偏載分析 66 6.2 頂梁的偏載分析 67 7 技術經(jīng)濟分析 80 8 結論 81 致謝 82 參考文獻 83 附錄A 84 附錄B 90 III 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 前言 我國是世界上厚煤層儲量最大的國家之一，煤炭生產(chǎn)的高產(chǎn)高效和現(xiàn)代化是當今國際煤炭工業(yè)的發(fā)展方向，也是我國煤炭行業(yè)的必然選擇，隨著回采工作面機械化程度的提高，回采速度大大加快，巷道掘進和回采工作也必須加快?？裤@爆法掘進巷道已經(jīng)滿足不了要求，采用掘進機法，使破落煤巖、裝載運輸、噴霧滅塵等工序同步進行，是提高掘進速度的有效

13、措施。 掘進機法掘進巷道與傳統(tǒng)的鉆爆法相比具有許多優(yōu)點： （1）速度快、成本低。用掘進機掘進巷道，可以使掘進速度提高1～2倍，效率平均提高1～2倍，進齒成本降低30％～50％。 （2）安全性好。由于不需打眼放炮，圍巖不易被破壞，即有利于巷道支護，又可減少冒頂和瓦斯突出的危險，大大提高了工作面的安全性。 （3）有利于回采工作面的準備。 （4）工程量小。利用鉆爆法，巷道超挖量可達20％，利用掘進機法，巷道超挖量可小到5％，從而減少了支護作業(yè)的充填量，降低成本，提高速度。 （5）改善了勞動條件，減少了工作人員。 按照工作機構切割工作面的方式，掘進機可分為部分斷面巷道掘進機和全斷面巷道掘

14、進機兩大類。 部分斷面巷道掘進機主要用于煤和半煤巖巷道的掘進，其工作機構一般由一懸臂及安裝在懸臂上的截割頭所組成。工作時，機構上下左右擺動，截割頭旋轉完成煤巖的破碎。全斷面巷道掘進機主要用于掘進巖石巷道，其工作機構沿整個工作面同時進行連續(xù)推進。全斷面巷道掘進機目前在煤礦上沒有廣泛應用。 懸臂式巷道掘進機是一種綜合掘進設備屬于部分斷面巷道掘進機，它集支撐、切割、行走、裝運、噴霧滅塵于一體，包含多種機構，具有多重功能。懸臂式掘進機作業(yè)線主要由主機與后配套設備組成。主機把巖石切割破落下來，轉運機構把破碎的巖渣轉運至機器尾部卸下，由后配套轉載機、運輸機或梭車運走。懸臂式掘進機的鑿巖臂可以上下、左右

15、自由擺動，能切割任意形狀的巷道斷面，切割出的表面精確、平整，便于支護。邁步式行走機構使機器調動靈活，便于轉彎、爬坡，對復雜地質條件適應性強。該機主要用于采煤準備巷道的掘進。 1 緒論 1.1 選題的目的與意義 近年來，隨著我國煤炭行業(yè)的快速發(fā)展，與之唇齒相依的煤機行業(yè)也日益受到重視。采煤機械化和綜合機械化的發(fā)展，大大提高了工作面的開采強度，工作面的推進速度越來越快，這就要求加快掘進速度，達到采掘平衡，以保證礦井的高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)。掘進是采煤生產(chǎn)的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)，國家的方針是：采掘并重，掘進先行。煤礦巷道的快速掘進是煤礦保證礦井高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)的關鍵技術措施。采掘技術及其裝備水平直接關系到煤礦生產(chǎn)的能力

16、和安全。高效機械化掘進與支護技術是保證礦井實現(xiàn)高產(chǎn)高效的必要條件，也是巷道掘進技術的發(fā)展方向。隨著綜采技術的發(fā)展，國內已出現(xiàn)了年產(chǎn)幾百萬噸級、甚至千萬噸級超級工作面，使年消耗回采巷道數(shù)量大幅度增加，從而使巷道掘進成為了煤礦高效集約化生產(chǎn)的共性及關鍵性技術。 1.2 國外研究現(xiàn)狀 美國、澳大利亞、英國等主要產(chǎn)煤國家目前廣泛采用掘錨一體化技術，即通過掘錨機組實現(xiàn)掘錨平行作業(yè)。國外在用煤礦主要高效掘進設備的破巖能力強、適應能力好、可靠性優(yōu)秀，大功率重型掘進機、連續(xù)采煤機、掘錨機組、四臂錨桿鉆車以及履帶式全液壓鉆車等幾乎被國外廠商（或合資）所占領，連續(xù)采煤機基本被美國JOY公司所壟斷，掘錨機組主

17、要由奧地利奧鋼聯(lián)公司提供，四臂錨桿鉆車由澳大利亞約翰芬蕾公司控制。其中，連續(xù)采煤機、掘錨機技術已經(jīng)成熟，重型掘進設備設計制造技術精湛，加工工藝好、自動化技術先進、總體性能參數(shù)高，基礎研究比較扎實，截割方式、除塵系統(tǒng)技術優(yōu)良。 1.3 國內研究現(xiàn)狀 我國煤炭開采以井工為主，2005年國有重點煤礦90.72％的原煤產(chǎn)量來自井工開采。我國煤層賦存條件復雜，呈現(xiàn)多樣性，煤層厚度從零點幾米到幾十米之間變化，為了開采煤炭，需要開掘大量的煤巖巷道。2005年原國有重點煤礦掘進總進尺7464.6km，其中煤巷和半煤巖進尺約6311.4km，占84.6％。2005年原國有重點煤礦綜采機械化程度為75.79

18、％，而綜掘機械化程度為25.87％（綜掘進尺1931.4km），綜掘的發(fā)展遠遠滯后于綜采。目前為保證原國有重點煤礦1402個采煤工作面的正常生產(chǎn)接替，共配套了3986個掘進工作面（其中開拓工作面1038個），回采與掘進工作面的比例是1:3，為了實現(xiàn)采掘機械化的同步發(fā)展，滿足當前500多個綜采工作面的需要，綜掘機械化程度應達到50％以上。同時，隨著綜采技術的發(fā)展，國內已出現(xiàn)了年產(chǎn)幾百萬噸級、甚至千萬噸級超級工作面，使年消耗回采巷道數(shù)量大幅度增加，從而使巷道掘進成為了煤礦高效集約化生產(chǎn)的共性及關鍵性技術。掘進和回采是煤礦生產(chǎn)的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)，采掘技術及其裝備水平直接關系到煤礦生產(chǎn)的能力和安全。高效機

19、械化掘進與支護技術是保證礦井實現(xiàn)高產(chǎn)高效的必要條件，也是巷道掘進技術的發(fā)展方向。 我國煤巷高效掘進方式中最主要的方式是懸臂式掘進機與單體錨桿鉆機配套作業(yè)線，也稱為煤巷綜合機械化掘進，在我國國有重點煤礦得到了廣泛應用，主要掘進機械為懸臂式掘進機。 懸臂式掘進機是集支撐、截割、裝運、行走、操作等功能于一體，主要用于截割任意形狀斷面的井下巖石、煤或半煤巖巷道。現(xiàn)在國內的掘進機設計雖然說離國際先進的技術還有段距離，但是國內的技術水平已能基本滿足國內的需求。大中型號的掘進機不斷被創(chuàng)新。主要廠家石煤機、三一、佳木斯都以各自特點屹立國內市場。 然而，國內目前巖巷施工仍以鉆爆法為主，重型懸臂式掘進機用于

20、大斷面巖巷的掘進在我國處于試驗階段，但國內煤炭生產(chǎn)逐步朝向高產(chǎn)、高效、安全方向發(fā)展，煤礦技術設備正在向重型化、大型化、強力化、大功率和機電一體化發(fā)展，新集能源股份公司、新汶礦業(yè)集團、淮南礦業(yè)集團及平頂山煤業(yè)集團公司等企業(yè)先后引進了德國WAV300、奧地利AHM105、英國MK3型重型懸臂式掘進機。全巖巷重型懸臂式掘進機代表了巖巷掘進技術今后的發(fā)展方向。雖然三一重裝前幾年推出了國內第一臺EBZ200H型硬巖掘進機，但國產(chǎn)重型掘進機與國外先進設備的差距除總體性能參數(shù)偏低外，在基礎研究方面也比較薄弱，適合我國煤礦地質條件的截割、裝運及行走部載荷譜沒有建立，沒有完整的設計理論依據(jù)，計算機動態(tài)仿真等方面

21、還處于空白；在元部件可靠性、控制技術、在截割方式、除塵系統(tǒng)等核心技術方面有較大差距。 2 支撐機構方案設計 2.1 類型及其特點 用于巷道支護的裝置按照與掘進機之間的關系分有獨立的支撐機構、機載支撐機構兩種。 2.1.1 獨立的支撐機構 獨立的支撐機構就是與本機成兩個獨立的機器，這種機構的典型結構如圖2-1、圖2-2所示。 圖2-1 HYJ機載式臨時護頂機 Fig2-1 HYJ airborne temporary protection type machine 圖2-2 履帶行走式液壓支架 Fig2-2 crawler walking type hyd

22、raulic support 這種另外架設的支護裝置，雖然能提高支護頂板的能力，但卻使掘進工作面的設備增多，使原本空間狹小的工作面更加擁擠，凈空間減小，人員通過和材料搬運不便，導致設備間的配套、協(xié)調，操作上的麻煩，造成掘進機的進尺速度降低、掘進成本增加?，F(xiàn)用臨時支護設備支護最大寬度2.3米、長度2.1-2.2米，面積約5.06平方米，支護面積小，實現(xiàn)不了全斷面支護，錨桿支護時作業(yè)人員仍處在半空頂區(qū)域下作業(yè)。在鋪設金屬網(wǎng)時作業(yè)人員仍然是在空頂區(qū)域下作業(yè)，當把網(wǎng)鋪好后才能進行臨時支護操作。機架比較削薄，易變型，嚴重影響支護質量。機架與掘進機連接處的鉸軸容易斷裂。掘進機司機座底，掘進過程中前探

23、梁時而會擋到掘進機司機的視線，影響截割質量。 2.1.2 機載支護裝置 機載支護裝置分有超前支護和機頂支護兩種類型，典型結構如圖2-3~圖2-5所示。 圖2-3 帶超前支護的掘進機 Fig2-3 With advanced supporting machine 圖2-4 支撐式掘進機 Fig2-4 Supporting type machine 圖2-5 掘錨機 Fig2-5 Dig windlass 在這幾種支護方式中，超前支護能防止掘進工作面前端頂板的下沉和冒落，但存在結構復雜、操作不便、支撐機構離截割機構近、司機視線不好、

24、操作準確性差等問題；而上述的機頂支護方式存在支撐點多、對頂板適應性差、對頂板破碎大的實際問題。 2.2 支撐機構結構方案確定 據(jù)統(tǒng)計，巷道支護約占用40％～50％的掘進作業(yè)時間。為了提高掘進速度，應根據(jù)巷道支護的要求，在掘進機上裝備有錨桿鉆機，超前臨時支護裝置等，以提高工作效率。 掘巖機自移時，首先將液壓缸回落，時支護頂梁落下，到達既定位置后，支柱升起，頂梁頂住頂板起到支撐防護作用。同時，該支撐裝置還具有減緩懸臂沖擊掘巖反作用力對龍門支架的偏載作用，增強設備作用穩(wěn)定性。 沖擊破巖掘巖機工作巷道截面小， 由于支撐式支架支撐力大，駕駛操作安全，切頂性能好，結構簡單，成本低廉。頂梁上方為

25、圓弧形，適應巷道截面，受載均勻，支柱與頂梁使用鉸接。綜上所述，經(jīng)分析，確定本機的支撐機構的結構如圖2-6所示。 圖2-6支撐機構結構 Fig2-6 Support organization structure 99 3 支護油缸的選擇 液壓缸是一種通用化和標準化程度高的液壓元件，基于使用條件的多樣性和本機原創(chuàng)性， 要進行專門設計。 3.1 核心構件結構分析 3.1.1 缸體 缸體是液壓缸承受液體壓強的部件。液壓缸的缸體一般采用合金無縫鋼管如27SiMn或冷拔炭素鋼管制成。缸體的內表面是活柱的密封面，因而要求有較高的加工要求。主要包括缸筒、

26、缸底、缸蓋及相互連接方式。 （1） 缸筒：缸筒通常用45號鋼、27SiMn無縫鋼管制成，并調質到241～285，以改善加工性能和強度。缸體的內表面是活塞的密封面，因而要求較高的加工精度和較低的粗糙度。如圖3-1對缸筒的技術要求如下： 1） 缸筒內徑一般采用H8或H9級配合，表面粗糙度為0.8～1.6，需或滾壓。外表面可不加工。 2） 內徑的橢圓度、圓錐度不大于公差的一半。 3） 端面T對軸線的垂直度為0.04。 4） 當缸筒上焊有耳環(huán)時，耳環(huán)孔的中心線對缸筒軸線的偏移量不大于0.03，其軸線垂直度為0.01。 5） 為防止缸筒的腐蝕和提高壽命，可在缸

27、筒內表面鍍0.03～0.05厚的硬鉻，再進行研磨拋光。缸筒的外表面要涂耐油漆。 圖3-1 Fig3-1 3.1.2 缸底 缸底的材料可用35號或45號鋼，也可采用球墨鑄鐵或灰鑄鐵。當缸筒采用鑄件時，缸底與缸筒鑄成一體。當缸筒采用無縫鋼管時，缸底與缸筒一般采用焊接結構。如圖示，它的特點是結構緊湊，加工簡單，工作可靠，但容易產(chǎn)生焊接變形。通常剛體止口與缸筒的內孔間采用過度配合，以限制焊接變形。如圖示3-2 圖3-2 Fig3-2 3.1.3 活塞桿 活塞桿是液壓缸傳遞機械力的部件，它將受拉、壓、彎曲等載荷作用。它們通常選用由無縫鋼管制成，小直徑活塞桿也可采

28、用圓鋼制造。 活塞桿工作時經(jīng)常伸出液壓缸外，直接接觸礦井中的潮氣、腐蝕性氣體和粉塵，因此，要求它的外表面除了耐磨外，還應耐腐蝕，不生銹。所以，通常液壓缸的活塞桿外表面都鍍一層幾十微米厚的銅、鎳、鉻或鋅等耐磨防耐腐蝕材料。使用時，要注意保護活塞桿表面，不要碰傷。 對活塞桿的技術要求為：粗加工后進行調質處理，硬度HB229～285，最后高頻淬火，表面硬度HRC45～55?；钊麠U銷孔按H11加工，孔的軸線相對于活塞桿的軸線的偏移不大于0.1。活塞桿軸線的平行度為0.03。 3.1.4 導向套 導向套裝在缸體的外端，為活塞桿伸縮往復運動導向。要求導向套內壁與活塞桿的接觸緊密但

29、又不妨礙活塞桿的動作靈活，導向套還應承受住由外部載荷對活塞桿形成的橫向力、彎曲、振動產(chǎn)生的影響。通常導向套可以采用銅合金如青銅合金做成，或者基材是炭鋼，內襯耐磨環(huán)。導向套的加工精度通常H8～H9，內壁表面粗糙度為3.2。 3.2 總體結構布局 雙作用活塞液壓缸由缸體、活柱、導向套等主要零部件組成。缸體由無縫鋼管加工而成，缸體的下端焊接弧形（或球形）缸底，在缸底上鉆有孔并焊有管接頭作為立柱下腔（活塞下部空腔）的液口。在缸體的上端裝有導向套，它為活塞桿的上下往復運動導向。為了防止外部煤塵等臟物隨活柱下縮而進入缸體，在導向套的上端裝有防塵圈。為了防止液體從立柱上腔（活塞上部環(huán)形空間）向外泄漏，

30、在導向套上還裝有蕾形密封圈和O形圈。缸體上部鉆有螺紋孔并焊有管接頭，與上腔相通，作為立柱上腔的液口。 3.2.1 最小導向長度H的確定 一般的千斤頂最小導向長度滿足下式要求： （3-1） 其它尺寸的確定方法為，一般導向套滑動面的長度A，在缸筒內徑D≤80時，取缸筒的0.6～10.倍；在缸筒內徑D≥80時，取活塞桿直徑的0.6～1倍?；钊麑挾菳取缸筒內徑的0.6～1.0倍。為了保證最小導向而過分的增大導向套長 度和活塞的寬度都是不適宜的。 3.3 連接方式 3.3.1 缸底與缸筒的連接 缸筒材料選用27SiMn，缸底選用45號鋼，兩者之間用焊接的方式連接。缸

31、底限位固定在車體機架上。 3.3.2 缸筒與導向套的連接 缸筒與導向套的連接方式有以下幾種： （1）螺紋連接：它的外徑小質量輕，但結構工藝性差； （2）內卡環(huán)連接：內卡環(huán)常有三個半環(huán)組成。其結構簡單而且緊湊， 折裝也較方便，但缸壁上的環(huán)槽削弱了缸筒的強度； （3） 法蘭連接：其特點是結構簡單，便于加工和裝拆，缺點是外性和質量都較大； （4） 鋼絲連接：這種連接方式的結構最簡單緊湊，應用廣泛. 3.3.3 裝配關系及配合公差 缸體的加工精度為H8，Ra3.2；活塞與液壓缸體內孔的配合精度為H8/f9，Ra3.2。 3.4 預算缸筒內徑和缸壁厚度

32、 3.4.1 理論支護強度 支護強度取決于頂板性質和煤層厚度。根據(jù)巖石自重法，此法的實質是以老頂周期來壓時，采面上覆巖層移動所波及的范圍，即按垮落帶內巖石重量和周期性斷裂層所產(chǎn)生的沖擊載荷來確定液壓缸工作阻力或支護強度。支護強度可根據(jù)下列公式估算： （3-2） 式中K-作用于液壓缸上的頂板巖石系數(shù)，德國取K≥6，日本取K≥5，英國取K≥6，前蘇聯(lián)取K≥6~8。我國目前尚無這方面的規(guī)范。一般取5~8，頂板條件好、 周期來壓不明顯時取下限，否則取上限；選取K=7. M-采高，2.85m ρ—巖石密度，一般為2.5103 Kg/m3 考慮到煤層厚度及其他因素，取q=0.5

33、00 MPa 3.4.2 理論支護阻力 豎直方向 支架工作阻力P1應滿足頂板支護強度的要求，即： （3-3） 式中 F—支架的水平投影支護面積，m2 ,F=BL L—支護帽長度，初設支護帽投影長度為2.5m B—支護帽寬度，初設支護帽投影寬度為0.5m 因此每一根液壓缸的工作阻力為 （3-4） 水平方向 掘巖機工作機構的結構如圖3-3所示，工作機構部分主要由1破碎頭、2轉錘液壓缸、3滑移液壓缸、4掘進液壓缸、5龍門底座、6支臂Ⅲ、7舉升液壓缸、8支臂Ⅱ、9支臂Ⅰ和與其相關的結構件、管路等

34、部件組成。支臂Ⅰ上部安裝的油缸來控制液壓破碎錘起落；支臂Ⅰ安放在支臂Ⅱ上部，通過體內油缸來控制其在支臂Ⅱ上滑行，從而完成支臂Ⅰ伸縮運動。支臂Ⅱ后部通過銷軸與支臂Ⅲ前部鉸接，通過油缸來完成支臂Ⅱ的升降運動。支臂Ⅲ后部通過銷軸與擺動基座鉸接，通過其兩側油缸來完成液壓破碎錘、支臂Ⅰ、支臂Ⅱ及掘巖臂Ⅲ的整體擺動，從而實現(xiàn)掘巖機的鑿巖工況。 圖3-3 掘進機工作機構 Fig 3-3 Working organization of the machine 為了計算的方便，在進行動力學分析時，各油缸中液壓油對它們的影響忽略不計，不考慮各臂桿鉸接處和液壓缸連接處的摩擦。 為了更好地研究掘巖機工作機

35、構的動力學問題，在這里作如下假設： (1)掘巖機工作機構龍門基座與地面固定不動，研究掘巖機工作機構破碎頭、支臂、液壓缸為一體的動力學行為，即研究掘巖機工作機構以隨機工作阻力為載荷[4]，其轉錘液壓缸、滑移液壓缸、舉升液壓缸、掘進液壓缸的動力學行為。 (2)掘巖機機工作機構的各臂桿都為均質桿，第i節(jié)臂桿長為質量為，R為臂桿i的質心，為臂桿i與坐標軸的夾角，該沖擊破巖掘進機工作機構的坐標系如圖3-4所示。 圖3-4掘進機工作機構坐標示意圖 Fig3-4 Machine working organs coordinate diagram 為了分析回轉裝置和龍門架所受的最大載荷，根據(jù)該型

36、移動式液壓破碎機的工作情況，選取以下2種不利工況進行分析。 工況1（最大破碎高度4.9m時）：舉升油缸和滑移油缸全伸，掘進油缸全縮，轉錘油缸的放置位置要使破碎錘的釬桿與豎直面相互垂直如圖3-5所示： 圖3-5 最大掘巖高度 Fig3-5 Maximum digging rock height 在此工況下，工作機構的示意圖及受力狀況如圖3-6 圖3-6工作機構示意圖及受力狀況 Fig3-6 Working schematic diagram and stress state 圖3-6 為工作機構的示意圖及受力狀況?？梢钥闯鲇透缀突朴透卓刂乒ぷ鞅鄣呢Q直擺動牽引力，推動

37、擺動基座轉動的一對回轉油缸控制工作臂的水平擺動牽引力。工作機構主要受頂推助力。液壓缸等對工作臂的作用力均視為工 機構內力，不作討論。在此工況下受力采用圖4所示坐標系。以為坐標原點。 軸—以掘進機正前方為正方向； 軸—以水平面內軸正方向逆時針偏轉為正方向； 軸—以水平面的垂直向上方向為正方向。 在工作過程中這一狀態(tài)，破碎頭與Z軸形成角度=，整個工作機構偏轉與X軸形成，支臂I與X軸形成，支臂II與X軸形成，支臂III與X軸形成?；剞D中心與絞點0的水平距離為，垂直距離為P。 a.工況1的受力分析 破碎頭所受阻力 轉化到擺動基座的分析 由圖4可知，破碎頭所受阻力的方向為沿破碎頭軸向且與

38、掘進方向相反，作用在圖中點4。將在以為原點的空間坐標系向坐標軸分解如下： （3-5） （3-6） 式中 Fa-破碎錘工作阻力，N。 本次設計中采用的破碎錘為GT60三角型破碎錘。它具有優(yōu)良的綜合機械性能，強度高，沖擊韌性好，壽命高，可靠性好，釬桿高耐磨性好，不易折斷、崩裂、炸裂。故 （3-7） 式中 Pmax-為液壓系統(tǒng)最高工作壓力，MPa； A-釬桿面積，m2。 則 故破碎錘最大工作阻力為282.6KN 工況2（最大破碎

39、深度1.85m時）：最大破碎深度破碎時各個構件的狀態(tài)為：舉升油缸全縮，掘進臂油缸伸出50 mm。轉錘油缸的放置位置要使破碎錘的釬桿與地面相互垂直如圖3-7。 圖3-7最大掘巖深度 Fig3-7 Maximum digging rock depth 在此工況下，工作機構的示意圖及受力狀況如圖3-8 圖3-8 工作機構示意圖及受力狀況 Fig3-8 Working schematic diagram and stress state 在此工況下受力采用圖6所示坐標系。以為坐標原點。 軸—以掘進機正前方為正方向； 軸—以水平面內軸正方向順時針偏轉為正方向； 軸—

40、以水平面的垂直向下方向為正方向。建立坐標系。 在工作過程中這一狀態(tài)，破碎頭與Z軸形成角度=，整個工作機構偏轉與X軸形成，支臂I與X軸形成，支臂II、III與X軸形成，回轉中心與絞點0的水平距離為，垂直距離為P。 b.工況2的受力分析 破碎頭所受頂推阻力轉化到擺動基座的分析 將破碎頭所受頂推阻力在以為原點的空間坐標系向坐標軸的分解如下： 3.4.3 缸筒的計算 液壓系統(tǒng)最高工作壓力為 PR=18MPa。 由上，缸筒內徑D用下式計算，得 (3-8) 式中 D-缸筒內徑，m； P-最大負載，KN； PR-供液壓力，MPa；

41、 ηm-機械效率（初算時可取ηm=0.9~0.95）。 選用缸內徑D=160mm，材料為27SiMn無縫鋼管，根據(jù)《機械設計手冊》查得27SiMn材料σs=835MPa ，安全系數(shù)選取8，許用應[σ]=835/8=104.375MPa，液壓缸安全系數(shù)選用原則如下表3-1 表3-1液壓缸的安全系數(shù) Tab3-1safety factor of the hydraulic cylinder 材料名稱 靜載荷 交變不對稱載荷 交變對稱載荷 沖擊載荷 鋼，鍛鋼 3 4~5 8 10~12 鑄鐵 4 5~6 10 13~15 3.4.4 液壓缸的壁厚

42、δ 由式Pmax=可求得缸內壓力Pmax，即 (3-9) 則對于塑性材料的厚壁液壓缸根據(jù)第四強度理論，缸筒厚δ的計算公式為 (3-10) 考慮到缸口要安裝導向套（車螺紋），因此選取壁厚為δ=17mm 通過上述計算，可得液壓缸缸筒外徑D1為 (3-11) 3.4.5 缸筒壁厚驗算 （1）液壓缸的額定工作壓力Pn應低于一定的極限值，以保證工作安全，即 (3-12) 式中 D1，D-液壓缸外徑和內徑 Σs-缸筒材料的屈服強度 （2）為避免缸筒工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定工作壓力為Pn應與塑性變形壓力P

43、rL有一定的比例關系 (3-13) （3）缸筒的徑向變形量ΔD值應在允許范圍內，而不能超過密封件允許的范圍； (3-14) 式中 Pr-液壓缸耐壓試驗壓力（通常情況下試驗壓力為額定壓力的1.5倍）,MPa E-缸筒材料的彈性模數(shù)，查《機械設計手冊》可得，27SiMn的彈性模數(shù)為2.06105 ，MPa -缸筒材料的泊松比，對鋼材 =0.3 （4）為確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力PE應大于耐壓試驗壓力Pr: (3-15) 式中 -缸筒材料27SiMn的抗拉強度，MPa 且計算求得的PE遠大于耐壓試驗壓力Pr時，確保液壓缸的安全使用

44、。 3.4.6 缸筒底部厚度 缸體結構形式有四種，如圖3-9 圖3-9 缸底結構形式 Fig3-9 Cylinder bottom structure form （a）平面缸底，有凹凸，無孔；(b)平面缸底，無口；（c）半橢球形缸底；（d）半環(huán)形缸底。 缸筒底部厚度的計算公式可按下式近似計算： (3-16) 式中 [σ]-缸底材料為27SiMn，查閱《機械設計手冊》可得，σs=835MPa，安全系數(shù)取n=8，則[σ]=σs/n0=835/8=104.375MPa 考慮缸筒底部的強度和剛度以及實際要求，取 3.4.7 缸筒頭部法蘭厚度 缸筒

45、頭部即缸筒與前端蓋的連接處。前缸蓋上有活塞桿導向孔，它的強度與厚度計算方法與缸底不同。煤礦液壓缸的缸頭強度計算非常重要，因為缸頭受力情況比較復雜，設計不好很容易損壞。 圖3-10缸筒頭部法蘭厚度 Fig3-10 flange thickness of cylinder head 常用法蘭式缸頭的計算方法為： (3-17) 式中 F-法蘭在缸筒最大內壓下所承受的軸向壓力，N ra-法蘭外援半徑，根據(jù)《機械設計手冊》查表得ra=0.15，m b-取其為0.02,m dL-取其為0.022,m [σ]-缸筒頭部材料許用應力，

46、104.375MPa 同樣也對其進行適當加厚，取h=30mm。 3.4.8 缸筒-缸蓋的連接計算 為使結構簡單，制造和安裝均比較方便，缸筒與端部采用螺栓連接。參考《機械設計手冊》可知，受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接，每個螺栓所受的工作載荷為： (3-18) 式中 P-液壓缸工作阻力，KN； Z——螺栓數(shù)量，Z=12。 則螺栓小徑： (3-19) 故取d1=16mm 式中 [σ]-螺栓聯(lián)接許用應力，所選螺栓材料為Q235，則[σ]=σs/s σs-螺栓材料屈服強度，MPa

47、查表，根據(jù)GB/T3098.1-2000和GB/T3098.2-2000可知， σs=235MPa，安全系數(shù)1.3 則 查吳宗澤主編的《機械零件設計手冊》，由表4-17可知 選擇公稱直徑d=16mm的M16的內六角頭螺栓對兩端蓋進行聯(lián)接。 故螺紋處的拉應力 (3-20) 螺紋處的剪應力為 (3-21) 合應力為 (3-22) 式中 -螺紋處的拉應力，Pa； K-螺紋擰緊系數(shù)，靜載時，取K=1.25~1.5，動載時，取K=2.5~4； K1-螺紋內摩擦系數(shù)，一般取K1=0.12； d0-螺紋外徑，d0=1.1d, m； d1

48、-螺紋底徑，m，采用普通螺紋時，d1=d0-1.0825t； t-螺紋螺距，粗牙取0.002m； [σ]-缸筒材料的許用應力，[σ]=σs/n0，MPa； σs--缸筒材料的屈服極限，835MPa； n0-安全系數(shù)，通常取n0=1.5~2.5，取n0=2則 [σ]=σs/n0=835/2=417.5MPa 由于σn＜[σ]，故滿足強度要求，符合條件。 3.5活塞組件設計 除非有特殊說明，一般通常默認活塞組件是液壓缸的直接做功元件?；钊M件的主題是活塞與活塞桿。由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動

49、壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 液壓力的大小與活塞的有效工作面積有關，活塞直徑應與缸筒內徑一致。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式。 3.5.1 活塞設計 (1) 活塞結構形式和密封件形式 活塞的密封件形式要根據(jù)液壓缸的設計（額定）壓力、速度和溫度等工作條件來選擇，而選擇的密封形式則決定了活塞的結構形式。 活塞常用的結構形式可分為整體式和分體（組合）式兩種。整體式活塞要在活塞圓周上開溝槽以安裝密封件和支撐環(huán)，結構簡單，但活塞加工困難，另外，密封件安裝時也容易拉傷和扭曲

50、，影響密封性能和密封件使用壽命。分體（組合）式活塞大多數(shù)可以多次拆裝，密封件使用壽命長。在通常情況下，導向環(huán)是活塞件的不可缺少的結構元件，它不但可以精確導向，還可以吸收活塞運動時隨時產(chǎn)生的側向力，因而大多數(shù)密封件都與導向環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞加工成本。 O型密封圈適用于整體式活塞，而Y型密封圈，V型和U型密封圈適用分體（組合）式活塞。Y型密封圈和O型密封圈是經(jīng)常使用的密封圈。故采用O型密封圈加弧形擋圈，擋圈的一側加工成弧形，以更好地和O形圈相適應，且在很高的脈動壓力作用下保持原形狀不變。 (2) 活塞的常用材料 活塞材料選用的依據(jù)主要是從活塞的結構形式來考慮。對于無導向環(huán)

51、活塞多采用高強度鑄鐵HT200~300或球墨鑄鐵。對于有導向環(huán)活塞多采用優(yōu)質碳素鋼20、35及45，一些連續(xù)工作的高耐久性活塞在鋼制活塞外表面常燒焊青銅合金或噴鍍尼龍等材料。 (3) 活塞的結構設計和技術要求 活塞的寬度B一般為活塞外徑D的（0.6~1）倍，另外也要根據(jù)密封件的形式、數(shù)量、安裝導向環(huán)的溝槽尺寸進一步細化，使上述間距適當。 采用橡膠、塑料密封件時，活塞外徑的公差等級一般取f9，與活塞桿配合的內孔公差等級一般取H7?；钊鈭A的表面粗糙度要優(yōu)于Ra0.32μm，內孔粗糙度要優(yōu)于Ra0.08μm?；钊鈴綄瓤准懊芊鉁喜鄣耐S度允差不大于0.02mm；活塞

52、外徑、內孔的圓度、同軸度不大于尺寸公差的1/2，斷面對軸線的垂直度允差不大于0.04mm/100mm。 活塞與活塞桿軸肩的接合面粗糙度可在Ra1.6μm左右，但與內孔軸線的垂直度一定要在允許公差范圍之內。若該垂直度稍差，則活塞與活塞桿裝配后，活塞外圓或活塞桿分別對缸筒內壁及缸筒導向套會發(fā)生傾斜而憋勁和偏磨。 活塞外圓柱面、內孔、密封溝槽應在一次裝夾中完成上述部位的切削任務。無法同時完成時，在工藝上要安排一定的基準進行加工 3.5.2 活塞與活塞桿連接結構 活塞與活塞桿的連接結構有多種形式，常見的有螺母型，焊接型，卡環(huán)（鍵）型。螺母型優(yōu)點是連接穩(wěn)固可靠

53、，活塞與活塞桿之間無軸向公差要求，缺點是螺紋的加工和裝配比較麻煩。焊接型的結構簡單，施工比較方便，但不易拆除，而且對活塞內外徑、活塞桿直徑及端面接合處的四個面的同軸度、垂直度要求較高?？ōh(huán)（鍵）型結構簡單，拆裝方便，活塞借助徑向間隙有少量浮動，不易卡滯，但活塞與活塞桿之間有軸向公差，該軸向公差會造成活塞與活塞桿的不必要的竄動。該種結構形式在低速液壓缸中得到廣泛使用。 活塞內孔與活塞桿配合處要設置O型靜密封，密封溝槽可以開設在活塞內孔處，也可開設在活塞桿上，后者加工和裝配比較方便。 3.5.3 活塞桿設計 (1) 基本結構 活塞桿有實心桿和空心桿兩種，實心桿強度較高，加工簡單，應用較多

54、?？招幕钊麠U多用于活塞桿與缸徑比值d/D較大的大型液壓缸中，以減輕活塞桿的重量，或用于缸筒帶動工作機構的場合如機床中，或用于活塞桿必須帶有傳感器的伺服液壓缸中，還有一種觀點認為，活塞桿直徑d＞70mm時，易采用空心結構。 (2）活塞桿的材料和技術要求 實心活塞桿多采用優(yōu)質碳素鋼冷撥料35號鋼、45號鋼、55號鋼制成，以減少切削加工。用于腐蝕性氣體或水介質的液壓缸，活塞桿多采用不銹鋼制造（35CrMo鉻鉬鋼，Cr18Ni19不銹鋼）?？招幕钊麠U的桿體多采用優(yōu)質碳素鋼的冷撥無縫鋼管制造，有焊接要求時，要采用焊接性較好的35號鋼，并且要注意在活塞桿的接頭體上要設置用于焊接和熱處理時的排氣孔。用于

55、沖擊振動下的活塞桿，可使用鍛件，以提高力學性能，但不適用長活塞桿。少數(shù)活塞桿也可用鑄鐵，如用于棉花液壓打包機。 為提高硬度、耐磨性和耐腐蝕性，活塞桿要進行調質或淬火處理并鍍鉻，中碳鋼通常采用調制處理，硬度通常為HB（230~280）；高碳鋼可調質或淬火或高頻淬火處理，硬度通常為HRC（50~60）；熱處理后再鍍鉻，鍍層厚度為（0.015~0.05）mm。這樣，在惡劣的工作條件下，既可避免碰上，又可在雨水，鹽分、灰塵嚴重污染的環(huán)境中避免銹蝕。 活塞桿的外徑尺寸公差多為f8，也有采用f7或f9的，表面粗糙度一般為Ra=（0.16~0.63）μm，精度要求高時取Ra≤（0.1~0.2）μm；與活

56、塞內孔配合的軸頸與活塞桿徑的同軸度公差不大于（0.01~0.02）mm，安裝活塞的軸肩與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04/100mm，活塞桿端部的卡鍵槽、螺紋及活塞桿徑的同軸度允差與軸頸要求相同。 (3) 活塞桿外端（頭部）結構形式 活塞桿外端是液壓缸與負載的連接部位，結構形式有多種，最常用結構形式為螺紋式、單耳環(huán)式和帶球鉸的單式環(huán)式。為了增加液壓缸活塞桿的穩(wěn)定性，將活塞桿與活柱連接，故用銷軸將其連接。 (4) 活塞桿的導向 在液壓缸的前端蓋的內部，安裝有對活塞桿導向的導向帶和對缸筒有桿腔進行密封的密封件及防止活塞桿內縮時將灰塵、水分和雜質帶入密封件的防塵圈。 1） 導向套（環(huán)）

57、的結構形式 活塞桿導向的結構形式有三種：無導向套（環(huán)）、金屬導向套（環(huán)）。無導向套時，前端蓋采用青銅QAL9-4或球墨鑄鐵或高強度鑄鐵等耐磨材料制成，其內孔對活塞桿進行導向。其特點是耐磨金屬材料用料較多，成本高，當內孔磨損后無法修補，多用于低速低壓小行程液壓缸中。 當前端蓋用碳素鋼制成時，其內孔中壓入耐磨金屬材料的導向環(huán)，對活塞桿導向。這種形式的導向套（環(huán)）的優(yōu)點是節(jié)約（耐磨）金屬材料，承載能力強，但加工復雜，磨損后修復困難，多用于中載低速液壓缸中。 當前端蓋用碳素鋼制成時，其內孔中安裝高強度塑料或纖維材料的非金屬導向套（環(huán)）對活塞桿進行導向。非金屬材料制成的導向套（環(huán)）摩擦阻力小，低速

58、起動無爬行，耐磨，使用壽命長，價格便宜，安裝導向套（環(huán)）的溝槽加工容易并且已規(guī)范化，當導向套（環(huán)）磨損后更換方便。這種導向套（環(huán)）多用于工程機械且行程較長的液壓缸中。 過去，液壓缸的支承和導向都是采用金屬導向套來實現(xiàn)。因此，需要大量的有色金屬和機械加工工時。隨著科學技術的發(fā)展，逐步實現(xiàn)了采用非金屬材料制作的支承導向帶作為液壓缸的支承和導向元件。導向帶（支承環(huán)）的作用是用于防止液壓缸活塞與缸筒或活塞桿與導向套的內壁之間，在運動過程中的接觸摩擦磨損。同時它還具有吸收作用于液壓缸的側向力，確保液壓缸的運動精度的功能。隨著合成化學工業(yè)的發(fā)展，以聚四氟乙烯為基體經(jīng)過填充銅粉、石墨和玻璃纖維等材料進行物

59、理改性的聚四氟乙烯導向帶及由合成樹脂涂敷夾織物軋制定型后的非金屬導向元件，已得到了廣泛的應用。 2） 導向套（環(huán)）的長度 導向套（環(huán)）的長度設計是液壓缸端蓋設計的一部分，導向支承長度是端蓋長度減去防塵圈溝槽的長度之后的剩余部分。在這個支承長度上，安裝有密封件和導向套（環(huán)）。在通常情況下導向支承長度和導向套（環(huán)）長度可視為同一概念，但在具體結構設計時，尤其使非金屬導向套（環(huán)）時，導向套的長度和作為零件的導向套（環(huán)）的寬度不是一個概念。非金屬導向套（環(huán)）是標準零件，其尺寸系列和公差符合國家標準GB/T 15242.2-1994的規(guī)定，溝槽尺寸和公差的設計應符合國家標準GB/T15242.4-1

60、994的規(guī)定。 另外導向長度與導向套（環(huán)）的長度也不是同一概念，導向長度還要考慮活塞的寬度B。導向套長度設計所涉及的問題有：導向套（環(huán)）尺寸的配置、導向套（環(huán)）的強度和最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗，活塞桿在液壓缸的最小支承長度L應大于缸內徑D與活塞桿半徑d的1/2之和 (3-23) 3） 導向套（環(huán)）的材料和加工要求 導向套（環(huán)）外圓與端蓋內孔配合多為H8/f7，內孔與活塞桿配合多為H9/f9。外圓與內孔的同軸度不小于0.03，圓度和圓柱度不大于直徑公差之半。 (5) 活塞桿的密封與防塵 活塞桿處的防塵圈結構形式有O型防塵圈，材料為丁腈橡膠，在外表面上具有梳子形截面

61、的密封表面，保證了它在溝槽中可靠的定位；金屬防塵圈，包在鋼殼里的單作用防塵圈。由一片極薄的黃銅防塵唇和丁腈橡膠的擦凈唇組成?？蓮臈U上出去干燥的或結冰的泥漿、瀝青、冰和其他污染物。選O型防塵圈即可。 3.5.4 中隔圈 中隔圈也稱限位圈。在長行程液壓缸中，由于安裝方式及負載的導向條件，可能使活塞桿的導向環(huán)（套）受過大的側向力而導致嚴重磨損。因此，對于長行程液壓缸，須在活塞與有桿側端蓋之間安裝一個中隔圈，使活塞桿在全部外伸的條件仍有足夠的支承長度，以承受側向（活塞桿軸線的垂直方向）負載。 中隔圈的具體結構形式如圖3-11所示，其中圖（a）是直接限位圈，用于無緩沖液壓缸，此時中隔圈會受到活塞

62、的沖擊力，常用碳素鋼或球墨鑄鐵材料制作。圖（b）中的中隔圈分為兩段，用于有緩沖的液壓缸。圖（c）用于特長行程的液壓缸，它在液壓缸內增加一個活塞，將中隔圈放在兩活塞之間，因此中隔圈的當量長度為中隔實際長度加上第二個活塞的寬度。圖（b）、（c）中的中隔圈可用普通灰口鑄鐵HT200材料或低碳鋼制成。 圖3-11中隔圈的結構形式 Fig3-11 In the structure of baffle 1-中隔圈（限位圈）；2-活塞 各生產(chǎn)廠家根據(jù)各自生產(chǎn)的液壓缸的結構參數(shù)、間隙等因素和實驗結果確定中隔圈的長度。下列兩例可供參考。 （1）當行程S超過液壓缸內徑D的8倍（S＞8D）時，可

63、安裝一個LT=100mm的中隔圈；超過部分，每增加700mm，中隔圈的長度LT增加100mm。 （2）當液壓缸行程S=（1000~2500）mm時，中隔圈的長度為S=（1001~1500）mm，LT=500mm；S=（1501~2000）mm，LT=100mm；S=（2001~2500）mm，LT=150mm。 3.5.5 活塞主要技術性能參數(shù)計算 （1）活塞桿的直徑d 根據(jù)表3-2可知，液壓缸速比取 φ=2 表3-2液壓缸速比與工作壓力的關系 Tab3-2hydraulic cylinder speed ratio relationship with work stres

64、s 工作壓力/MPa ＜10 12.5~20 ＞20 速比 1.33 1.46,2 2 則活塞桿的直徑d (3-24) 圓整到系列尺寸，則d=110mm。 對于空心桿 (3-25) 式中F-液壓缸的作用力，N； σs-材料的屈服強度，Pa； [σ]-材料的許用應力，活塞桿選用材料35CrMo，根據(jù)《機械設計手冊》查得35CrMo材料σs=835MPa ，安全系數(shù)選取8，許用應Pa，[σ]=σs/n；[σ]=835/8=104.375MPa n-安全系數(shù)，n=2~4，

65、一般取n≥1.4； d-活塞桿直徑或空心活塞桿外徑，m； d1-空心活塞桿內徑，m。 （2）活塞桿運動速度 對于單活塞桿液壓缸 活塞桿伸出 (3-26) 式中 Q-流量，液壓系統(tǒng)最大流量為148L/min D-液壓缸內徑 ηv-液壓缸容積效率，當活塞密封為彈性密封材料時，ηv=1，當活塞密封為金屬環(huán)時，ηv=0.98 則 活塞桿縮回 式中 d-活塞桿直徑 v1-活塞桿伸出速度 V2-活塞桿縮回速度 （3） 液壓缸工作行程的確定 液壓缸

66、工作行程的長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照HSG型工程用液壓缸技術參數(shù)選取標。 因為φ=2 故可選液壓缸行程為 S=780mm 為了提高活塞桿的穩(wěn)定性，適當增加活柱。活柱一方面可增加液壓缸的行程；另一方面在相同行程下，減少活塞桿的伸出長度，提高了液壓缸的支撐穩(wěn)定性。 有效計算長度為： 液壓缸的安裝尺寸，可查設計手冊得： 安裝尺寸 L1=70mm 當活塞桿全部伸出時，有效計算長度為： (3-27) 式中 -液壓缸的安裝尺寸(查設計手冊得到) mm。 （4）最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度H應該滿足以下要求 (3-28) 取最小導向長度為200 mm。 式中 -液壓缸的最大行程； -液壓缸的內徑。 （5）活塞的寬度 選取B=120 mm （6）缸蓋滑動支承面的長度 根據(jù)液壓缸內徑D而定： 當D<80mm時，??； 當D>80mm時，取。 因為D=160 mm