参考方案2-挖坑机设计

基本工作原理：你设计的挖坑机安装在东风EQ140汽车底盘的基础上由分动箱、回转机构、支腿机构、支塔机构、工作装置等组成。分动箱也是取力箱，它将汽车发动机的动力接出，驱动二个柱塞泵和一个齿轮泵，为挖坑机提供动力。回转机构采用Q2-3汽车起重机的回转机构，有液压马达驱动，转盘可作270°范围内的回转，能使挖坑机的钻头在汽车后方和左右两方的旋转弧线上任一点位置进行挖坑作业，上盘在微调液压缸作用下进行微小移动，以使钻头准确、迅速定位。支腿机构由四只支腿组成，在工作时支撑于地面，以增加作业时整机的稳定性，支腿的放下、支撑和收起均由各自的液压缸驱动。支塔机构用于支撑钻塔，运输时通过支塔液压缸将工作装置倾倒置于车厢前部的支架上，工作时将工作装置支撑于直立位置。工作装置由筒形钻头、减速器、主液压马达加压装置和钻塔等组成。加压装置在钻塔内，其加压油缸的活塞杆与钻杆用特殊的接头连接，可以在钻杆旋转时仍能保证传递向下的进给力，活塞杆向上时，可将钻头从土壤中提升踹。钻头与钻杆连结，钻杆上部为方轴，与减速箱被动齿轮的方孔配合，可在方孔中上下移动而不影响扭矩的传递。液压马达通过减速器驱动钻头，带合金钢切削齿的空心钻筒可以破碎坚硬的地表层。2设计参数要求3空心钻筒植树挖坑机的工作原理该机为全液压系统传动，其液压系统由两个油马达、三泵、双回路组成，分为主油路和副油路。主油路的动力是两个柱塞泵、直接驱动主液压马达和加压液压缸使筒形钻头工作；副油路则由一个齿轮泵提供动力给其它执行元件（如回转盘、支腿、支塔旋转等）。工作时，支塔处于垂直位置；不工作时（闲置和移动途中）支塔转至一定角度收放于汽车底盘上。图3-1为机动式空心钻筒植树挖坑机的示意图第1页4

挖坑装置的设计4.1钻筒的设计本设计是空心钻筒植树挖坑机，空心钻筒的作用是将刀齿旋转运动带出来的土壤通过钻筒内侧的螺旋线型突起留在钻筒内部而不会掉落在坑内，挖坑动作完成以后，通过工作装置回放的小幅振动或人工将土壤从钻筒里掉落。钻筒采用45钢锻造，直径600mm,在钻筒外缘一共装八把刀齿，为了安装刀齿方便，锻造完成后，在360°方向上对称磨八个平面，方便了刀齿刀柄部分螺栓的连接。钻筒无底无盖，为了将旋转运动传递给钻筒，在钻筒上方焊接了4根钢条，为了保证法兰安装的精度，在钢条上部再焊接一条正方形钢板，用来安装法兰。钻筒的尺寸详见零件图。第2页4.2

切削刀齿的设计本植树挖坑机的硬质合金切削刀齿,可以在钻筒旋转运动和加压液压缸的压力作用下,实现刀齿的切土和抛土，从而实现挖坑功能。硬质合金切削刀齿在土中旋转过程中将土壤破碎，向上扛起使其松动。被松碎的土壤在旋转作用下一部分抛离地面，大部分被卷入钻筒中，通过钻筒内的螺旋线旋转形状来留在钻筒内部。切削刀齿用螺栓固定在钻筒外侧，在挖坑时利用刀齿的旋转运动将下层的土壤松动，利用钻筒的向下运动将土层卷到空心钻筒中，完毕后利用液压缸的提升和转向作用，使土壤从钻筒中掉落出来,从而完成挖坑任务。在刀齿的设计中，切削刀齿的设计选择接近于铣刀的设计。由农林业刀具文摘查：刀齿的厚度＞20mm，一般在接近地表处r=50°—70°,这样可使刀齿具有良好的松土推土性能和较少的能量消耗。在插入土壤时受力较大，为了避免应力集中，故有小加强肋，刀齿刀柄与钻筒处为螺栓连接，提高刀齿的使用寿命，方便刀齿的互换和安装。第3页刀齿前棱的水平断面为平口，此角的大小对刀齿的形状和刀齿侧板的挖土情况有很大影响。由于刀齿的形状是以中心纵向垂直平面为对称平面的对称形，刀齿的水平断面为方头。当刀齿旋转运动时土壤沿刀齿表面滑动，而产生侧板粘土和挤土现象。刀齿前方刀口部分底部的宽度bk要选择适当，为了减少刀齿的阻力，减小刀齿的应力集中现象的发生，所以本设计取bk=26mm。刀齿的高度H应使土壤不能便落入沟中，并且便于装配在钻筒上。选用H=108mm。所以刀齿的最大高度hm设定为108mm。综上，刀齿的各尺寸参数确定如下：刀齿装配柄高度为20mm，装配柄宽度为38mm，刀齿高度为108mm，刀齿宽度为27mm。刀齿各组成部件、具体尺寸见图纸。切削刀齿刀柄部分螺纹采用内螺纹，通过螺栓固定在植树挖坑机的钻筒外侧上。安装时应使刀齿切削刃部分与钻筒的旋转方向保持一致。5

减速器的设计5．1

主液压马达的选用已知钻杆的转速n

w

90r/min

M4.5KN⋅m第4页假设i20，减速器采用一级蜗杆蜗杆减速器，n联轴器0.99，轴承0.98，蜗杆0.80Pw15KW,

d

20901800r/minPw15

联轴器

⋅

轴承

⋅

蜗杆

0.990.980.800.776，Pd

0.776

19.33KWT1

9550

Pdn

9550

19.331800

102.556N⋅m−1−1根据转速和转矩可以知选用CM—D70C−1−1排量70.8ml⋅r额定压力10MPa最高压力14MPa额定转速1800r⋅min转矩112.7N⋅m5．2

减速器的设计2⎧⎫⎛⎞E⎜⎟⎨2⎧⎫⎛⎞E⎜⎟⎨⎬⎜⎟P19.330.7762T955095500001591.67510N⋅mm（2）选材料蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC，蜗轮用铸铝青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。（3）按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计而空准则，先按照齿面接触疲劳强度设计，在校核齿根的弯曲疲劳强度。1⎩⎭计算上式中的主要参数：①确定作用在蜗杆上的转矩T2按z12,0.776则：n21800/20②确定载荷系数K因载荷稳定，K1.1;工作情况系数K1.1;由于第5页转速不高，冲击不大，K

V

1.2则KK

A

K

K

v

1.11.151.051.21②

弹性影响系数Z

E

160

MPa③

接触系数Z

假设d1

/a0.31,Z'

2.9④⑤

蜗杆基本许用应力应力循环系数

H

268MPa7N60jn2Lh7⑥寿命系数⎛10

16011⎞8

180020

7120006.8107K

HVN

⎜⎜⎜

76.8107

⎟⎟⎠⎟⎟'

0.7869

H

K

HVN

⋅

H

0.7869268210.897MPa⎡a⎡a1.21⎢⎢

1591.675

10

3

⎛⎜⎝⎛⎜

1602.9210.897

⎞⎟⎠⎞⎟

2

⎤⎥⎥⎤⎥

13

197.46mm取中心距a200mm，由于

i20d

，查表得，模数

m8

，蜗杆分度圆直径

d

1

80mm

，而

1

a

80

250

0.32

，可以用。d80qd80q10∗∗o'"①蜗杆轴向齿距Pam3.14825.12直径系数m8齿顶圆直径da1d12ham8021896mm齿根圆直径df1d1−2hamc)80−21.2860.6mm分度圆导程角111836第6页蜗杆轴向齿厚②蜗轮

s

a

0.5m12.56mm蜗轮齿数z

2

41；变位系数x41

2

−0.5；

20.5−20验算传动比i以。

2

20.5，传动比误差i

20

2.5%，可蜗轮分度圆直径d

2

mz

2

841328mm蜗轮喉圆直径d

a2

d

2

2ha2

32828344mm蜗轮齿根圆直径d

f2

d

2

−2d1

f2

328−21.28308.8mm1蜗轮咽喉圆半径r

g2

a−

2

d

a2

200−

2

34428mm1.53KT1.53KTYY≤z当量齿数zb2d2m3

3

41o

'

43.51cos

cos

111836"根据x2

0.5，z

v2

o43.51查表得齿形系数Yo11.36

F

2.23.螺旋角系数Y

1−

140

1−'

140

o

0.9188许用弯曲应力'

F

F

K

FN查表得

F

6⎛10566⎛10⎜

⎞⎟⎞寿命系数K

FN

⎜⎝⎜

6.810

77⎟

0.658

F

1.531.211591975560.65836.851.531.2115919752.230.918828.766MPaF

803288弯曲强度满足要求第7页⑹精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑蜗杆传动是动力传动，蜗轮选8级精度，侧隙种类8f.从有关手册查得表面粗糙度。详情见零件图。FFFy48EI

L1

3

≤yd1许用最大挠度y

1000

0.08mm,蜗杆材料的弹性模量E200GPa,44危险截面的惯性矩I

d

f1

3.1460.6

661668.059mm

4蜗杆两端的跨距L1

640.9d2T

2

640.9328295.2mm21591675蜗杆所受的圆周力Fa1

d

22

328

9705.335N蜗杆所受的径向力Ft1

2T1d1

2414.2376802T2

10.3559N蜗杆所受的轴向力Fr12

Ft2

tan2

d

2

tan21722.396Ny

10.3559

21722.39612

0.00000027mm≤y4820010

661668.059故刚度条件满足。⑻

蜗杆轴的强度校核一、蜗杆轴的结构设计1.轴的装配方案图第8页功率P2.功率P1P119KW转速nn11800r/min转矩T1

3T1

112.7NT2

1591.67510

N⋅m蜗杆所受的圆周力Fa1

−

2Td

2

21591675328

9705.335N蜗杆所受的径向力Ft1

2T1d1

2

2112.7802T

2.8175N蜗杆所受的轴向力Fr1

Ft1

tan

d

1

1

tan21722.396NP1dP1dA311230.67mm（1）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表13-2查取A0于是n11800

110，轴的最小直径处显然是安装在与主液压马达连接的联轴器，为了使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需要按照联轴器的尺寸选取，则dmin50mm。带轮的宽度为84mm，安装带轮的轴径的长度应比带轮的宽度短1~2mm，所以取轴径的长度为80mm。（2）轴上各段直径和长度的确定①初步选择滚动轴承，因为轴上受有轴向力所以选用圆锥滚子轴承，轴承型号为30312。因为轴承为标准件，所以其安装的轴段直第9页径为60mm，长度为22mm，轴承需要定位，所以选取定位轴段直径为60mm，确定其长度为60mm。H7。②蜗杆的工作长度为170mm，确定其加工长度为150mmH7。分度圆直径为80mm4.轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按照设计手册查得平键的截r65.确定轴上的圆角与倒角轴上的倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图纸。二、轴上的载荷1.做出轴的简图，确定轴承支点的位置，从手册中查取压力中心偏离值为30.7mm，因此作为简支梁的支承跨距L1L2216234450mm。2.将外载荷分解到水平面和垂直面内，求出垂直面和水平面的支承反力，并作出弯矩图和扭矩图。第10页从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出蜗杆的中心截面处是轴的危险截面。现将计算出的此截面处的各弯矩和扭矩的值列于下表中：载荷水平面H垂直面V支反力FFH11877N,FH22710NFV1FV211506N弯矩MMBH左639N⋅mm,MBH右922847N⋅mmMBV左MBV右107328.3⋅mm总弯矩MB右1415000N.mmMB左1249000N.mm扭矩T1994174N⋅mm三、

轴的校核1.

强度校核按照弯扭合成应力校核轴的强度，从以上图中可知蜗杆中心截面处最危险，第11页22M(T22M(T)1415000(0.6994174)3W0.190

2

21.06MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表13-1查得[故安全。2.安全系数的校核（1）判断危险截面

−1

]55MPa，因此

ca

[

−1

]。M1415000弯曲应力幅：M1415000弯曲应力幅：19.41MPa3T99174扭转应力幅：0.68MPa3因为轴的最小直径是按照扭转强度较为宽松的确定的，因而只对蜗杆中心面处进行安全系数的校核，（2）疲劳强度的校核1蜗杆中心截面上的应力W0.190WT0.290弯曲平均应力：m0MPa扭转平均应力：ma0.68MPa2材料的等效系数查表13-1之注释得：0.1,0.053应力集中系数查表13-1得：K2.3,K1.74绝对尺寸系及数表面质量系数查表13-4、附表13-5得：0.68,0.68,0.9295计算安全系数轴的材料为45钢，调质处理。由表13-1查得B570MPa,−1245MPa,−1135MPa第12页S

K

a

−1

m

2452.313.190.680.929

0

5.1S

K

−1

m

1.7

1350.050.68

49.54S

ca

S

S

2

SS

2

5.149.545.149.545.07S1.3~1.5225.149.5故该剖面的疲劳强度足够。注:以上未注明的图表和公式均引自机械设计【5】第13章轴P287-312。⑼蜗轮轴的强度校核一、蜗轮轴的结构设计1.轴的转速和转矩蜗轮轴所受的圆周力Fa2蜗轮轴所受的径向力Ft2蜗轮轴所受的轴向力Fr22.轴的直径与长度的设计

Ft1Fa1Fr1

2.8175N9705.335N21722.396NP19P190.980.973min0选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表13-2查取A0于是n290

110，轴的最小直径处是安装在与钻筒连接的法兰上的，为了使所选第13页轴径与法兰的孔径相适应，故需要按照法兰的尺寸选取，则dmin65mm。所以取轴径的长度为500mm。（2）轴上各段直径和长度的确定初步选择滚动轴承，因为轴上受有轴向力所以选用圆锥滚子轴承，轴承型号为30213。因为轴承为标准件，所以其安装的轴段直径为80mm，长度为120mm，轴承需要定位，所以选取定位轴段直径为85mm，确定其长度为15mm。H7H7。轮毂与轴的周向定位采用平键联接。按照设计手册查得平键的截面r65.确定轴上的圆角与倒角轴上的倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图纸。二、轴上的载荷1.做出轴的简图，确定轴承支点的位置，从手册中查取压力中心偏离值为27.4mm，因此作为简支梁的支承跨距L1L210193194mm。第14页2.将外载荷分解到水平面和垂直面内，求出垂直面和水平面的支承反力，并作出弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出蜗轮的中心截面处是轴的危险截面。现将计算出的此截面处的各弯矩和扭矩的值列于下表中：载荷水平面H垂直面V支反力FFH11010.93N,FH211311.46NFV1FV24852.66N弯矩MMBH左114257N⋅mm,MBH右1141995N⋅mmMBV左MBV右470708N⋅mm总弯矩MB右484370N.mmMB左1235199N.mm扭矩T21591.675103N⋅mm3.

强度校核第15页2M(T)22M(T)224.12MPa3M1235199弯曲应力幅：24.12MPa33T1591.67510扭转应力幅：15.54MPa3故对此截面进行校核。取0.6，轴的计算应力W0.180轴的材料为45钢，调质处理，由表13-1查得[−1]55MPa，因此ca[−1]。故安全。4.安全系数的校核⑴判断危险截面键槽、过渡圆角处等都有应力集中源，且当量弯矩均较大，故也是危险截面，因为轴的最小直径是按照扭转强度较为宽松的确定的，因而只对蜗轮中心面处进行安全系数的校核，⑵疲劳强度的校核1蜗轮中心截面上的应力W0.180WT0.280弯曲平均应力：m0MPa扭转平均应力：ma0.68MPa2材料的等效系数查表13-1之注释得：0.1,0.053应力集中系数查表13-1得：K2.3,K1.74绝对尺寸系及数表面质量系数查表13-4、附表13-5得：0.68,0.68,0.9295计算安全系数轴的材料为45钢，调质处理。由表13-1查得B570MPa,−1245MPa,−1135MPa第16页S

K

a

−1

m

2452.313.190.680.929

0

5.1S

K

−1

m

1.7

1350.050.68

49.54S

ca

S

S

2

SS

2

5.149.545.149.545.07S1.3~1.5225.149.5故该剖面的疲劳强度足够。注:以上未注明的图表和公式均引自机械设计【5】第13章轴P287-312。6

L800平均速度vL800平均速度v6.67mm/s3F1010液压缸有效工作面积A3.50810mm62vAD由公称压力≤10MPa，ϕ1.33即ϕ2236.1提升液压缸的设计选用已知行程L800mm，时间t120st120外负载F10KN,由表查得按照负载选择元件工作压力工作压力取P3.0MPa，液压缸的机械效率cm0.95cmp0.95310v1A1D−d求得活塞直径D77.10mm，取标准系列D80mm活塞杆直径d38.4mm，取标准系列d40mm液压缸最大流量的确定最大流量qmaxAvmax3.508106.623398.36mL/s工作负载FG5000N

2摩擦负载Ff

fFN

/sin

2

，因工件是垂直下降，垂直作用于导轨的载荷可由其间隙和结构获得。导轨采用燕尾槽式导轨，结构见部件图。压力FN400N，静摩擦系数fs0.2，动摩擦系数fd0.1第17页静摩擦负载F

f

s

0.2400/sin45o

o

113.13N动摩擦负载Ff惯性负载

d

0.1400/sin45

56.568N加速Fa1

Gvgt

50009.1

0.060.5

61.162N减速Fa2

GvgtGv

50009.15000

0.06−0.0080.50.008

45.87N制动Fa3

g

t

9.1

0.5

8.155N启动：FFfs加速：FFfd减速：FFfd制动：FFfd

FLFLFLFL

113.1350005113.13NFa1500056.56861.1625117.73N−Fa2500056.568−45.875010.698N−Fa3500056.568−8.1555048.41N故选工程液压缸HSGL-80/40具体参数如下：D80mmd40mm推力F180.42KN拉力F2最大行程s2000mm

60.32KN端部采用法兰连接，因为采用标准件，强度不必校核。第18页液压缸的有效作用面积为：12

2

2

2无杆腔面积A1

4

D

4

8cm

50.24cm有杆腔面积A2

14

D

2

−d

2

4

282

−4

2

cm

2

37.68cm

2−4−4q1A1v150.24106.6710

−3

−633.51−6

m

3

/s2.01L/minq2

A2v2

37.6810

−4

−37.5−3

−628.26−6

m

3

/s1.69L/minF5000AF5000A2510m5−44A42510D56.43mm与缸用销轴固定。具体尺寸见零件图。6.2支塔液压缸的设计与选用支塔液压缸用来支撑主液压缸装置，重力是主要的影响因素。⑴工作压力p2.0MPa，所受拉力F5000Np2.010⑵计算液压缸的尺寸3.14按照标准系列，D60mm查机械设计手册，选用伸缩式套筒液压缸3TGⅠ-E100×1800。具体参数如下：伸出套筒外径100/80/60总行程1200～1890mm安装中心距695～940mm额定压力16MPa理论最大推力首级123.6KN末级44.13KND1150mmD2125mms105mm50mmB40mmL60mmMM221.5支塔液压缸柱塞在工作中主要受到弯曲力作用，按照压弯联合强度考虑第19页柱塞稳定性校核：因为柱塞总行程为l/d1800/603010

1800，而柱塞最

小直径为

60mm,8Jd柔性系数858Jd柔性系数85，r15l1800因为1208518544EJ23.142.1103.14d−dF54579.24N22Fk当取安全系数n4时，13644N5000N根据该液压缸两端固定取末端系数22柱塞材料用普通碳钢则：材料强度实验值f4.910MPa，系数1/5000A4rk15l180064nk4所以，满足稳定性条件。7液压系统的设计第20页空心钻筒挖坑机液压系统图7.1其他液压缸的设计与选用7.1.1回转制动缸的选用当支塔液压缸将钻筒起吊时，上车回转机构的回转马达开始工作，将钻筒转到指定的位置。根据负载选择工作压力，F5000N,工作压力取2.0MPa，液压缸的机械效率为cm0.95，第21页F4000AF4000A22D−dAcmp0.952.0104

6

0.0021m

2由上两式联合得D59.7mm

，d

29.7mm根据工程机械用液压缸外径系列，选择缸内径为D63mm缸外径为D1

76mml300平均速度vl300平均速度v30mm/s，2222D−d3.1463−32qAvv2.774L/min活塞杆直径为d32mm，在工作压力为16MPa，推力为49.88KN拉力37.01KN，最大行程s800mmt10则其平均流量447.1.2支腿液压缸的选用选用HSGL-50/32BE-EC具体参数如下：缸径D50mm，活塞杆直径d32mm，在工作压力16MPa,推力31.42KN，拉力18.55KN，最大行程s600mm7.1.3夹紧液压缸的选用夹紧液压缸的作用要求快速夹紧，采用双联液压缸，使回路更加稳定。取工作行程s250mm，工作推力在10KN选用HSGL-50/32BE-EC,缸径D50mm,活塞杆直径d32mm，在工作压力16MPa,推力31.42KN，拉力15.08KN，最大行程为s500mm7.1.4微调液压缸的选用选用HSGL-40/25BE-EC,缸径D50mm,活塞杆直径d25mm速度第22页p16MPap20MPa21kg比p16MPap20MPa21kg程为s500mm。注：以上公式均选自机械设计手册第四卷第6章液压执行元件P23-173至P23-2437.2回转液压马达的设计选用在Q2-3汽车起重机的回转机构中，一般的回转转速为2.5r/min，行星齿轮的传动比一般为150～300，则回转马达的转速为n2.5150~300375~750r/min因其部位重要，选择结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，转速较高负载大，有变速要求，低速平稳性要求高的轴向柱塞马达。根据转速要求和负载要求，选择XM型柱塞马达。具体参数如下：排量80ml/r额定压力最大压力额定转速320r/min最大转速400r/min额定转矩183N⋅m最大转矩229N⋅m功率5kW质量具体尺寸见装配图注：以上公式均选自机械设计手册第四卷第6章液压执行元件P23-134至P23-1467.3液压泵的选择1.确定液压泵的最高工作压力PP第23页柱塞泵：PP

≥P1

∑

P1PP

≥P1

∑

P1q151.096Vq151.096V83.94mL/r16.4MPa齿轮泵：PP≥P2∑P2161.517.5MPa2.最大供油量qp柱塞泵：qp≥k∑qmax1.22.01L/min5.26L/min8.724L/minｐ额定≈ｐｐ145％23．78MPa根据流量和功率，选择轴向柱塞泵MCY14-1B具体技术规格如下：型号：MCY14-1B排量：10mL/r压力：31.5MPa转速：1500r/min容积效率：≥92%驱动功率：10KW重量：16kg齿轮泵：qp≥k∑qmax1.1127.442.7743.391.4131.64850.695L/min151.096L/minn1800第24页p额定

≈p

p

145%17.51.4525.375MPa根据泵的排量、转速和功率，选择CBF-E100型齿轮泵具体技术规格如下：型号：CBF-E100排量：100mL/r额定压力：16MPa最高压力：20MPa额定转速：2000r/min最高转速：2500r/min容积效率：≥93%总效率：≥85%驱动功率：61KW质量：9.8kg注：以上公式均选自机械设计手册第四卷第五章液压泵23-1077.4阀类元件选择

P23-65

至阀A：选择手动三位四通换向阀，弹簧复位式，q实型号：4WMM6EF

33.7L/min；阀B：手动三位六通换向阀，中位机能为O型，型号ZL15*O,技术规格如下：通径15mm，压力32MPa,流量63L/min,重量12.4kg阀C：溢流阀，型号为DBD-S10，额定流量为63L/min,额定压力为20MPa；阀G：背压阀，型号为DBD-S10，额定流量为63L/min,额定压力为16MPa；阀D：二位三通手动换向阀，型号为DMT-03-2D-50，额定压力为16MPa，最大流量为100L/min，最高使用压力为25MPa,重量为5kg；第25页−6KAp10q−6KAp10qm/s32径10mm,油口ABP压力为31.5MPa，油口T为15MPa，流量为100L/min，重量4kg；阀E：三位四通弹簧复位式手动换向阀，型号为WMM10D50,参数同H；阀F：调速阀，型号为FG-3-120-10,最高压力为31.5MPa，最大流量为12L/min，质量为1.1kg阀L：液控单向阀，型号为SL10PB3-30,最高压力为31.5MPa，最大流量为12L/min,质量为2.5kg；阀I：多路换向阀，型号为ZFS-L20C-YT-O，通径为20mm,压力14MPa，流量为75L/min，重量为16.5kg；阀J：多路换向阀，同上阀M、N：双向液控单向阀，参数如上，共８组。7.5过滤器的选择选择注油过滤器，防止注油时侵入污染物，，属于粗过滤器，网式滤芯，选取过滤器的通油能力时，一般应发育实际通过流量的2倍以上。通油能力可按照下式计算：qv——过滤器通油能力（m/s）——液压油的动力粘度Pa⋅sA——有效过滤面积mp——压力差（Pa）K——滤芯通油能力系数，网式滤芯K0.34过滤器1安装在液压泵的吸油口，能滤去较大的杂质微粒以保护液压泵，为不影响泵的吸油性能，防止气穴现象，过滤器的过滤能力应为液压泵额定流量的两倍以上，压力损失不得超过0.02MPa，泵的吸入口应置于油箱液面以下。故过滤器１的技术规格如下：第26页4qqd1130−34qqd1130−320010d113072.9mmpdn1672.98≥7.65mm过滤精度：180m压力损失：≤0.01MPa流量：400L/min通径：65mm联接形式：法兰联接过滤器2安装在系统的回油路上，由于油路压力低，可采用强度低的过滤器，其压力降对系统也影响不大。故过滤器２的技术规格如下：型号：WU-25×180F过滤精度：180m压力损失：≤0.01MPa流量：25L/min通径：15mm联接形式：螺纹联接7.6油管油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可以按照管路中允许流速计算。vv0.8602b2610在本设计中，出油口内径为80mm，外径为90mm的钢管。7.7油箱油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积V5~7qp，选择闭式矩形油箱容量250L。注：以上公式选自机械设计手册第9章液压泵站、油箱、管路及管件第27页P23-579至P23-641８滑动导轨的设计导轨的设计要求：⑴几何精度就是通常所说的导向精度，即运动的直线度或回转精度；⑵运动精度包括两方面的内容：一是运动的平稳性，二是定位精度高；⑶具有足够的塔载能力和刚度，使用寿命长；⑷结构简单、工艺性好，便于调整和维修；⑸具有良好的润滑和防护装置。根据减速器箱体和外箱体的尺寸和受力情况，选用燕尾型滑动导轨。导轨材料应具有良好的耐磨性、摩擦系数小和动静摩擦系数差小。固定导轨选HT200,动导轨选择HT150。导轨热处理;一般重要的导轨，铸件加工后进行一次时效处理。一般采用高中频淬火，淬硬层深度1～2mm。硬度45～50HRC。导轨间隙调整采用两根镶条在两端调节，使结合面加工方便，接触良好。镶条材料选用HT200。具体参数见导轨箱体的部件图。第28页９

机架的设计本植树挖坑机的机架采用封闭式矩形框架结构，用型钢焊接而成。前梁、后梁和左、右侧梁都采用8号槽钢。机架中间用6.3号角钢焊接成横梁，用来增强机架的刚度，同时便于其它支架的焊接和部件的支塔。将液压缸、泵等安装在机架上，然后将机架焊接在汽车起重机的底盘上油箱一侧的大梁上，支撑整个机器的挖坑动作的动力装置，包括两个柱塞泵和一个齿轮泵以及取力箱的减速装置。第29页基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现\t"_