6.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统设计

6.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统设计II档0—5.2最大挖掘半径6320mm最大挖掘深度4170mm工作油路系统压力24Mpa最大挖掘高度7050mm最大卸载高度5160mm回转油路系统压力20Mpa行走装置油路系统压力20Mpa标准斗容量0.3m32.3铲斗主参数初选[2](2.1)式中：—标准斗容量，；—平均斗宽，查表3-4[2]由差值法，得B=0.8m；—转斗半径；—土壤松散系数，取1.25；—挖掘装满角，=900～1000，初选=950。代入数据，得：==0.95m。 ，取=333mm。一般的，初选=1000。 图2.2铲斗结构简图2.4动臂液压缸行程及其铰点位置的计算2.4.1确定动臂下铰点C的位置[1]表2.1尺寸参数名称代号推荐值范围臂铰离回转中心0.150.1～0.2臂铰离地高度0.630.6～0.7臂铰与液压缸铰距0.300.25～0.32根据线尺寸参数经验公式：(m)(2.2)由表2.1及公式（2.2），可计算出下列参数：2.4.2动臂油缸下铰点A的位置[2]由于本设计考虑的是专用反铲的挖掘机，要求地面以下挖 掘时动臂液压缸能有足够的闭锁力矩，故动臂缸全伸和全缩力 臂之比，需验算其在范围内。的取值对参 数特性，最大挖掘深度有影响。加大会使减小 或使增大，这正符合反铲作业要求。挖掘机以反铲为主时 >，甚至大于，以反铲为主的通用机取>，本设计以专用反铲为主，取=。图2.3动臂铰点位置简图=475mm=771mm2.4.3动臂结构尺寸确定[2]原始参数给定最大挖掘半径，初选动臂与斗杆长度比。（2.3）动臂俯角可参考同类机型在范围内选择，本设计取=。代入数据，得：。动臂弯角,初选在中：(2.4)式中,初=1.3图2.4动臂结构简图代入数据，得：，。 （2.5）代入数据，得：。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素，一般可取，初选1.7。2.4.4用混合法作工作装置的包络图通过作图法得，动臂与斗杆的最大夹角 。参考同类机型斗杆的摆角范围在 之间，本设计初取。铲 斗的转角范围一般在之间，本设初 取。据此画出包络图如左图2.5。由图测得动臂的最大仰角=，动 臂 的俯角，故动臂的转角范围为。故动臂在最大仰角时的，动 臂在最大俯角时的。如图2.6 所 示：图2.5包络图2.4.5动臂油缸上铰点B位置的确定[1]图2.6动臂油缸运动简图经过反复验算取，（2.6）代入数据，得：,符合条件。（2.7）代入数据，得：。>，=1.72>故符合要求。mmmm，查油缸系列行程取。2.5斗杆液压缸行程及其铰点位置的计算[2]根据任务书可知，斗杆最大理论挖掘力。根据样机，初选缸径D2=95mm,系统压力初选为24Mpa，初步计算取：进油压力损失（包括油缸摩擦损失，节流损耗）取回油压力损失（高压系统初算时不计执行元件背压,节流损耗）取，初选，查工程液压缸技术规格取活塞杆直径=63mm，斗杆缸主动挖掘力（2.8）斗杆挖掘的最小阻力臂（2.9）—平面内斗刃与QV连线的夹角，对于标准铲斗，大约为。代入数据，得：=2495mm（2.10）代入数据，得：斗杆的摆角在1050~1250之间，初选。斗杆总行程（2.11)代入数据，得：查液压缸行程系列表取。，（2.12)代入数据，得：确定斗杆液压缸在动臂上铰点D的位置（2.13)代入，得：，合理。斗杆上角取决于结构因素，并考虑到工作范围，一般在之间，初选。在△DEF中，，代入数据，可解。所以，在斗杆液压缸全缩时，（2.14)2.6铲斗液压缸行程及铲斗连杆机构形式及尺寸的计算[2]铲斗在挖掘过程中的转角大致为，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，初选。从包络图中量取知，本设计开挖仰角为。铲斗液压缸全伸与全缩的比值应当在允许的范围内，对铲斗机构可取，初选图2.7连杆机构的设计由前述已知：连杆处采用共点连接：由图2.7得=S=632mm,铲斗油缸行程<，查液压缸标准行程系列表[4]，取=630mm。（2.15)代入数据，得：此时以M为圆心为半径画圆，以M1为圆心为半径画圆，两圆的交点即为G点位置。由结构确定G点位置，必须保证铲斗六连杆机构在全行程中任一瞬时都不会被破坏，即保证在任何瞬时都成立。全行程中机构都不应出现死点，且传动角应在允许的范围内。在任何瞬间各构件之间都不应有干涉，碰撞现象。2.7闭锁力的验算及油缸缸径最终的确定2.7.1铲斗液压缸内径D3的计算[2]已知铲斗缸的最大挖掘力。斗齿尖相应的最大挖掘力出现在处[1]，本设计取=，此时力臂最大，如图2.8所示 图2.8挥最大铲斗缸挖掘力由图可测得：铲斗产生最大挖掘力时铲斗缸的推力（2.16）由原始数据知铲斗最大挖掘力，代入数据，得：。初取铲斗油缸缸径，铲斗缸进回油节流损失分别为。铲斗缸所能产生的最大推力（2.17)所以代入数据，得：。因为>，故铲斗油缸选择合适。2.7.2不同工况下动臂缸举升力的确定[1]根据斗容量、机重查表2.7[1]，由差值法确定工作装置各部分重量，如表2.2示表2.26.5t反铲工作装置各部分近似质量动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸斗容G1(t)G2(t)G3(t)G4(t)G5(t)G6(t)G7(t)m30.28990.2330.110.0720.0660.0220.0720.3注1）斗内土重Gt=(1.6~1.8)q，初选。工况一：从最大挖掘半径提起满斗图2.9动臂液压缸作用力计算简图表2.3各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂47551647393747552671443650441014560注2）铲斗内物料的重心由于其重心位置难以掌握，因此，假设其重心位置与铲斗重心位置重合[2]。对C点取矩（2.18)代入数据，得：。工况二：从最大挖掘深度处提起满斗图2.10动臂液压缸作用力计算简图表2.4各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂1900124223161900227625992318839397由有：（2.19)代入数据，得：。工况三：最大卸载高度时提起满载斗表2.5各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂150862571150837765014290.84106图2.11动臂液压缸作用力计算简图由有：（2.20)代入数据，得：。综上所述，动臂缸最大举升力。经过反复验算，初选动臂缸缸径，查工程液压缸技术规格取活塞杆直径。活塞杆较细，动臂在举升的过程中活塞受压，在此需对活塞杆进行稳定性分析，由于工况一活塞杆全缩，满足稳定性，故只对工况二和工况三做稳定性分析。由于动臂油缸采用的是耳环衬套式结构，所以可以假设受力完全在轴线上，主要按下式验证：（2.21）式中：—动臂缸最大推力；液压缸的临界受压载荷；—安全系数，一般取2～4,取=4。活塞杆材料选择钢表2.6钢的材料参数a/b/3041.1210561活塞杆计算柔度（2.22）式中：长度折算系数，取决于活塞杆的支撑形式，取1。活塞杆断面回转半径，对于圆断面工况二：由图2.10测出动臂液压缸的长度,此时=63.5当<<时，此时活塞杆属于中柔度压杆，由雅辛斯基公式（2.23）代入数据，得：。所以在此工况下活塞杆满足稳定性。工况三：由图2.11测出动臂液压缸的长度，此时=108当>时，由欧拉公式（2.24）式中E—实际弹性模数，活塞杆材料选钢，；—活塞杆横截面惯性矩，；代入数据，得：。所以在此工况下活塞杆满足稳定性。2.7.3三组油缸缸径的确定及闭锁力的验算[1]表2.76.5t反铲工作装置各部分近似质量动臂斗杆铲斗+土斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸斗容G1(t)G2(t)G3(t)G4(t)G5(t)G6(t)G7(t)m30.28990.2330.6220.0720.0660.0220.0720.3①工况Ⅰ：动臂处于最低位置，斗杆呈垂直状态，铲斗挖掘，其作用力臂为最大。在此工况，铲斗缸挖掘（主动），所计算的闭锁力为动臂缸和斗杆缸的闭锁力。表2.8各作用力的近似力臂值表（mm）514821282612455869213723162276124283941153701397510图2.12液压缸闭锁力计算简图铲斗缸挖掘力可通过对Q点的力距平衡方程求得：（2.25)代入数据，得：从最可能出现不利情况的角度出发，假设存在法向阻力，其取值为： 。各力对F点取距，可得到斗杆液压缸大腔推力：（2.26)代入数据，得：（大腔闭锁）综上所述，动臂小腔闭锁力不足，为了防止动臂缸被动伸长，限压阀的调定压力应高于动臂缸工作压力，超出的百分比为：同样对动臂在平台上的支撑点C取矩，求得动臂液压缸大腔的推力：（2.27)代入数据，得：（小腔闭锁）由于动臂液压缸大腔的推力为负，故此时动臂缸小腔受压为高压腔。已选动臂缸径=160mm，活塞杆直径。进回油损失与计算斗杆缸部分一致（）。动臂缸小腔进油时，小腔推力为：（2.28)代入数据，得：动臂缸大腔进油时，大腔推力为：（2.29)代入数据，得：综上所述，动臂小腔闭锁力不足，为了防止动臂缸被动伸长，限压阀的调定压力应高于动臂缸工作压力，超出的百分比为：EQ②工况Ⅱ：动臂处于最低位置、斗杆与动臂铰点F、斗与斗杆铰点Q，斗齿尖V三点共线，斗杆挖掘，其作用力臂为最大。表2.9各作用力的近似力臂值表（mm）263305323755929118982688224241223281629216227124283929494531397541图2.13液压缸缸闭锁力计算简图由,求出铲斗切向阻力（2.30)代入数据，得：取对C点取矩，得动臂大腔的推力（2.31)代入数据，得：（小腔闭锁）由于动臂液压缸大腔的推力为负，故此时动臂缸小腔受压为高压腔。综上所述，动臂小腔闭锁力不足，为了防止动臂缸伸长，限压阀的调定压力应高于动臂缸工作压力，超出的百分比为%。验算铲斗缸的闭锁力，由图2.14铲斗缸闭锁力计算简图铲斗缸大腔的推力为（2.32)代入数据，得：在此工况下铲斗缸大腔的闭锁压力足够，铲斗缸不会被动缩回。③工况Ⅲ：动臂处于最低位置，挖掘深度最大，F、Q、V三点共线，铲斗挖掘，要求能克服平均挖掘阻力（在这种挖掘状态下，挖掘阻力对动臂铰点C必将造成最大的挖掘阻力矩。它会要求液压缸缸径加大，或闭锁力过分增高，这种过分要求被认为是不合理的。因此在这种位置挖掘时要求只克服平均挖掘阻力），铲斗挖掘土壤时挖掘力是不断变化的，因挖掘土壤的断面形状是变化着的。铲斗的最大平均挖掘阻力：（2.33)式中：—土壤硬质系数。对于III级土宜取,取C=90。—铲斗与斗杆铰点到斗齿齿距离，单位为cm。取。—挖掘过程中铲斗总转角的一半，—切削刃宽度影响系数，，为铲斗平均宽度，单位为m。。—切削角变化影响系数，取。—斗的侧壁厚度影响系数，初选。—带有斗齿的系数，Z=0.75。D—切削刃挤压土壤的力，根据斗容大小在D=10000~17000N的范围内选取，斗容小于0.25m3时，D应小于10000N。初取D=10000N。代入数据，得：。铲斗平均挖掘阻力：则其法向阻力：表2.10各作用力的近似力臂值表（mm）227626524642430243268822951072315126124283921885390397510图2.15液压缸闭锁力计算简图对动臂在平台上的支撑点C取矩，得动臂缸大腔推力：（2.34)代入，得：（小腔闭锁）由于动臂液压缸大腔的推力为负，故此时动臂缸小腔受压为高压腔。在此工况下动臂缸小腔的闭锁压力足够，动臂缸不会被动缩回。对F点取矩得：（2.35)代入数据，得：在此工况下斗杆缸大腔的闭锁压力足够，斗杆缸不会被动缩回。表2.11液压缸闭锁力计算结果汇总表液压缸种类液压缸参数液压缸闭锁压力（Mpa）只数缸径杆径行程大腔推力第Ⅰ工况第Ⅱ工况第Ⅲ工况mmKN闭锁压力超压闭锁压力超压闭锁压力超压动臂缸116090100046829.322%26.29.2%8.3-65.5%斗杆缸1956510831663025%─＿18-25.3%转斗缸19565621148──17.8-26%──由上表可知，为满足挖掘作业的基本要求，需要将动臂液压缸的闭锁力调整到超过工作压力的22%,斗杆液压缸的闭锁力调整到超过工作压力的25%。本设计的液压系统工作压力为24Mpa，属于高压系统，故闭锁限压阀的调定压力不能超过系统压力的25%，为了操作方便，本设计将动臂缸、斗杆缸、铲斗缸的闭锁限压阀的压力均调高25%，此时便可满足挖掘作业的基本要求。3回转、行走机构主参数的确定和液压马达的选定3.1回转机构的传动方式及基本要求单斗液压挖掘机回转机构的回转时间约占整个工作循环时间的50%70%,能量消耗约占2540%，回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量的3040%。因此，合理确定回转机构的液压油路和机构方案、正确选择回转机构的参数，对提高生产率和功能利用率，改善司机的劳动条件，减少工作装置的冲击等具有十分重要的意义。3.1.1对回转机构的基本要求在角加速度和回转力矩不超过允许值的前提下，应尽可能缩短回转时间。在回转部分惯性已知的情况下，角加速度的大小受最大回转扭矩的限制，该扭矩不应超过行走部分与地面的附着力矩；回转时工作装置的动载系数不应超过允许值；回转能量损失最小。3.1.2回转机构传动方式的选定转台回转形式采用全回转的回转机构，按液动机的结构形式分为“高速方案”和“低速方案”两类。由高速液压马达经齿轮减速箱带动回转小齿轮绕回转支撑上的固定齿圈滚动，促使转台回转的称为高速方案，如图3.1所示。图3.1斜轴式高速液压马达驱动的回转机构传动简图减速部分有采用两级正齿轮传动，有一级正齿轮和一级行星齿轮传动，有采用两级行星齿轮传动。由低速大扭矩液压马达直接带动回转小齿轮促使转台回转的称为低速方案。这种方案所采用的液压马达通常为内曲线式，静力平衡式和行星柱塞式等。由于低速大扭矩液压马达的制动性能较好，故未采用另外的制动器。高速液压马达具有体积小，效率高，不需背压补油，便于设置小制动器，发热和功率损失小，工作可靠，可与轴向柱塞泵零件通用等优点。低速大扭矩液压马达具有零件少，传动简单，起制动性能好，对油污的敏感性小，使用寿命长等优点。本次设计由于手中高速液压马达的产品型号有限，和减速器匹配后未选到合适的液压马达，故调整方案，采用了低速方案，为了降低低速马达的扭矩和径向尺寸，采用了一级正齿轮减速，这样也使得马达在速度较低时效率不至于太低，具体计算下面将给出。3.2转台的转动惯量及回转启动制动力矩的计算[1]在总体设计阶段计算转台最佳转速时需要预先确定转台的转动惯量，启动力矩和制动力矩，转角范围。这些参数的正确选择，对回转机构的运动特性是有决定意义的。3.2.1转台的转动惯量应根据最常用的工作装置和最常遇到的工况来估计转台的转动惯量。采用反铲工作装置时，可按下列经验公式估算。满斗回转：（3.1）空斗回转：（3.2）式中：G—整机质量t，6.5t。将G=6.5t带入上式（3.1）、（3.2）得3.2.2回转起动力矩和制动力矩回转起动力矩和最大制动力矩不应超过行走部分与地面的附着力矩。当机械制动时可取，仅靠液压制动时可取。为作用在转台上的最大制动力矩。由于采用低速大扭矩液压马达，制动性能较好，所以采用仅靠液压制动的方案，取。履带式液压挖掘机对地面的附着力矩可按下式求得：（3.3）式中：G—整机质量6.5t；—附着系数，对平面履带板取0.3，对带筋履带板取0.5，本设计取0.5。代入数据，得：KN·m作用在转台上的最大起动力矩一般小于最大制动力矩，其比值随制动方式而异。对于纯液压制动：=1.384（3.4）式中：—马达和减速器的总效率，当采用低速大扭矩油马达时取=0.85代入上式，得：3.3转台转角范围及最佳转速的确定[1]回转最大起动力矩和最大制动力矩还要受动载系数的限制，回转时工作装置的动载系数不应超过1.2。转台最佳转速的计算公式为（变量泵驱动）：（3.5）式中：—转台起动转矩，1400公斤米:—转台最佳转角范围，初选；—转台空斗回转时转动惯量，1630kg·m2；k—与静摩擦力和动摩擦力有关的系数，取0.92[1]；C—机械效率系数，由上述计算得C=1.384;代入数据，得：综上，为了保证转台回转时整机的稳定和回转起制动所耗时间最短，转台最佳稳定转速选定为11.5r/min。从转台最佳转速的计算公式可知，当参、、、、确定之后，转台最佳转速取决于角，转角大则转速高，转角小则转速低。因此，对转角的合理选择应慎重。中小型液压挖掘机转角范围一般在，标准转角选择在之间比较适当。图3.2转台回转三角形速度图根据本章3.1节所述，确定转台最佳转速的原则是在经常使用的转角范围内，在角加速度和回转力矩不超过允许值的情况下，应尽可能缩短回转时间。转台最佳转速的确定与转台速度图有关，即转台回转过程中有无匀速运动过程。本次设计的挖掘机转台标准转角选定为，回转运动过程遵循三角形速度图如图3.2（回转无匀速运动过程，只有加速和减速），这里只是对转台回转有关参数的选择加以说明，计算方法及结果在上节已经给出，即转台最佳转速为11.5r/min。3.4液压马达的计算选定[1]已知最大起动转矩：转台最佳转速：采用低速大扭矩液压马达，一级正齿轮减速，经反复验算后传动比取i=14，回转机构限压阀调定压力设为20Mpa。马达输出转速：马达输出转矩：(3.6)式中：—转台回转效率，取0.95将=0.95带入式（3.6）得:马达的理论排量：(3.7)式中：V—液压马达的理论排量，；M—液压马达输出转矩，1053N·m；—液压马达进出口压差，调定压力20Mpa；—液压马达机械效率(齿轮式和柱塞式可取0.9～0.95)，初选0.95；将以上各参数带入式（3.7）得：由资料[4]查得：ME300C型斜盘式轴向柱塞马达具有使用压力高输出转矩大、制动力矩大、制动缓冲效果好、转速范围宽等优点。广泛用于矿山、冶金、建筑、工程机械等各种机械的行走、回转、卷扬等装置中。该马达的主要技术参数如表3.1所示：表3.1马达主要参数表理论排量（mL/r）350额定压力（MPa）20峰值压力（MPa）25额定转速（r/min）250最高转速（r/min）300额定转矩（N.M）1113最低稳定转速（r/min）20当马达排量为最大时，即V=350mL/r，限压阀调定压力为20MPa,回路背压为0.3Mpa时，马达的扭矩为（3.8）式中：—ME300C型柱塞马达的机械效率，取0.92；将=0.92带入式（3.8）得:即最大有效转矩在NHM3-400ME300C型斜盘式轴向柱塞马达额定转矩附近，且在其最大转矩范围内，故选用合理。3.5行走装置的构造3.5.1行走架行走架由低架、横梁和履带架组成，通常用16Mn钢板焊接。低架连接转台，承受上部的载荷，并通过横梁传给履带架。行走架按结构的不同分组合式和整体式两种。组合式行走架的低架为框架结构，横梁是工字钢或焊接的箱形梁，插入履带架孔中。履带架通常采用下部敞开的“∩”形截面，两端呈叉形以便安装驱动轮、导向轮和支重轮。这种结构的优点是当需要改善挖掘机的稳定性和降低接地比压时，换装方便，不需改变低架结构；它的缺点是履带架刚性较差，在截面消弱处易产生裂纹。整体式履带架在近年来的液压挖掘机上采用的较多，这种行走架结构简单、自重较轻而且刚性好。履带、支重轮等零部件采用工业拖拉机的标准件，因而可以降低成本，质量也有保证。支重轮直径较小，每边可装5～9个支重轮。这样可使上部重量均匀传至地面，提高行走性能。3.5.2四轮一带履带目前液压挖掘机中广泛采用工业拖拉机形式的组合式履带。它由履带板、链轨节、履带销轴和轴套等组成。履带板的形式很多，标准化后规定采用重量轻、强度高、结构简单和价格较低的轧制履带板。履带板有单筋、双筋和三筋数种，其中三筋履带板为短筋，由于筋多使履带板的强度和刚度提高，支重能力大，用于挖掘机上。支重轮液压挖掘机整机重量通过支重轮传给与地面接触的履带，再由履带传给地面，行走时如地面不平还经常受到冲击，所以支重轮所收载荷较大。支重轮的工作条件也较为恶劣，经常处于泥土中，有时还浸泡于泥水中。故采用浮动油封，保证密封可靠。支重轮轮体常用35Mn或50Mn制造，轮面淬火硬度应达48～57HRC。托链轮托链轮用于托起上部履带,防止其过度下垂。托链轮的结构与支重轮类似，但其所受载荷比支重轮小的多。导向轮导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑偏和越轨。有些液压挖掘机的导向轮同时起到支重轮的作用，可以增加履带对地面的接触面积，减小比压。导向轮的轮面大多制成光面，中间有挡肩环作为导向用，两侧的环面则能支撑链轨起支重轮的作用。导向轮材料通常用40钢、45钢或35Mn铸钢，调质处理，硬度达230～270HB。驱动轮驱动轮用来将行走马达的动力传递给履带，因此对驱动轮的主要要求是啮合平稳，并在履带因销套磨损而延长时，仍能很好啮合。履带行走装置的驱动轮通常放在后部这样既可缩短履带驱动段的长度、减少功率损失，又可提高其使用寿命。驱动轮常用50Mn和45SiMn，齿轮热处理为中频淬火、低温回火，硬度为55～58HRC。3.6行走液压马达的计算选择3.6.1履带行走装置的传动方式履带行走传动可采用叶片式或齿轮式定量液压马达，有的挖掘机则采用低速大扭矩的径向柱塞式或内曲线马达，并通过单级齿轮减速来驱动履带行走，这种传动方式结构简单，使用比较广泛。减速器装于驱动轮与行走马达之间，其减速比根据液压马达转速和驱动轮所需转速来确定。采用低速大扭矩液压马达时的转速一般为60～120r/min，而高速轴向柱塞液压马达转速可高达3000r/min。所以，齿轮减速器的减速比约在5～150范围内，具体数值需要分析和反复验算。3.6.2行走液压马达的计算选择[1]（1）经过以上分析，行走机构传动方式采用低速大转矩马达和一级定轴齿轮减速机构。一级定轴齿轮减速器安装在履带架上，大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上。表3.2挖掘机驱动轮的节距及适用范围[1]节距（mm）齿数适用范围（斗容量）101,125,13515417320323,2523,2523230.25m3以下0.25～0.4m30.4～0.6m31.0m3、1.6m3采用低速大扭矩马达不仅使结构大为简化，而且制造的复杂程度和成本比采用高速低转矩轴向柱塞马达低。根据表3.2可知，0.3m3挖掘机选用驱动轮节距t=154mm，齿数初选Z=23，两齿跨一节距，齿距等于二分之一节距，则链轮转速为：（3.9）式中：—车速,Ⅰ档2.7km/h，Ⅱ档5.2km/h；代入式（3.9）得：Ⅰ档链轮转速为：Ⅱ档链轮转速为：经验算终传动链轮与行走马达间的传动比定为，则马达转速为：Ⅰ档时马达所需转速为：Ⅱ档时马达所需转速为：目前大多数履带液压挖掘机的行走牵引力M与机重G取下列比例，即：初选F=0.8G.每条履带达机重的40%，所以每条履带的牵引力为：驱动轮节圆直径作用在驱动轮上的转矩为：行走马达输出扭矩为：（3.10）式中—减速器减速比，.06；—行走传动的机械效率，取0.9。代入数据，得：M=2.66KN·m。取液压马达压力差，（进口压力调定为20.5MPa）,所以液压马达的排量：（3.11）式中—液压马达的机械效率，取0.95。代入公式（3.11）得马达排量：V=880mL/r（2）PJM型低速大转矩马达具有噪声低、起动转矩大、低速稳定性好、效率高、寿命长、转速范围宽等优点。广泛用于矿山、冶金、建筑、工程机械等各种机械的液压系统中。因为行走时履带发挥的牵引力大，传递扭矩大且速度不高，故选用PJM型低速大转矩马达。行走马达要求有二档速度，所以决定采用双排变量的PJM型低速大转矩马达，马达的两档速度通过电磁调速阀进行切换。双速阀调速的液压回路及其原理如下：当需要低速运动时可操纵电磁换向阀，使两排柱塞并联工作。（图3.3a）设液压马达的总进油量为Q,进出口压力差为，每排柱塞的每转排量为q，则液压马达的扭矩为： （3.12）马达的转速为：（3.13）图3.3双排液压马达调速如需要高速行走时，可操纵电磁换向阀使两排柱塞成串联状态（图3.3b），此时每排柱塞所受的压差仅为，故液压马达的扭矩为：（3.14）转速则为：（3.15）由此可见，将两排柱塞并联后液压马达的扭矩增加了，但降低了转速；串联后扭矩变小了，但加快了转速。由于采用了双排马达，所以单个马达最大转矩为：相应排量为：每个马达所需流量：（3.16）式中：—液压马达容积效率，0.98；—链轮转速，代入式（3.13）得高速和低速行驶时马达所需流量为：Ⅰ档低速时：Ⅱ档高速时：EQ根据以上计算得出的参数，选择PJM-500型低速大扭矩马达，该马达参数如表3.3：表3.3PJM-500型马达参数[4]型号PJM-500排量（）491压力（MPa）额定20最大25最高转速（）15～500最大扭矩N·m1463质量kg57.53.7行走装置原地转弯能力及爬坡能力的校核[1]3.7.1原地转弯能力原地转弯的行走阻力挖掘机原地转弯阻力由两部分组成，一部分是履带在地面的转弯阻力，另一部分是履带的内阻力，即：（3.17）式中-履带对地面接触处的阻力系数，对三筋履带,取u=0.55。G-挖掘机自重挖掘机的牵引力T=2F=52KN>W,故挖掘机在一般路面能实现原地转弯。3.7.2爬坡能力校核挖掘机爬坡时应克服下列三种阻力：坡阻力（3.18）运行阻力（3.19）内阻力（3.20）它们不应大于最大牵引力，于是可列出平衡式为：（3.21）代入数据，得：。此时附着力（3.22）地面附着系数，取0.7代入数据，得：<T附着力小于最大牵引力，故挖掘机在爬的坡角时会打滑，不能实现。因此，应使克服运行阻力的牵引力与地面附着力相等，求此时的坡角（3.23）代入数据，得：，故为挖掘机所能实现的最大爬坡角。4主泵、发动机和多路阀组的选型4.1液压系统变量形式的分析[1]4.1.1选择主泵的变量形式单斗液压挖掘机各个机构的运动，因作业要求需要变速。在定量系统中，常依靠节流来调速，发热量大，浪费功率。在变量系统中，通过容积变量来实现无级变速，功率利用和系统性能比较好。容积变量调速有三种方式，单斗液压挖掘机通常采用变量泵—定量马达或液压缸调速。变量泵在变量范围以内，功率基本上保持恒定。随着外载荷的变化，液压泵的输出流量相应变化，所以，负荷小时可以增大流量，加快作业速度。功率利用比较充分。变量系统挖掘机的发动机功率一般是根据挖掘机工作中需要克服的平均负荷和作业速度来确定。全功率变量系统是由两个泵和一套总功率调节机构组成如图4.1所示，由于调节结构的平衡调节，两泵的摆角始终相同，实现同步变量，因此两泵流量相等，即。决定液压泵流量变化的不是一条回路的工作压力或单个值，而是系统的总压力，只要满足条件2＜＜2，就能充分利用发动机全部功率，泵的输出功率与其工作压力成正比。 （a）液压系统原理图(b)系统特性图 1、2-液压泵；3-总调节器图4.1全功率变量系统全功率变量系统在其变量范围以内，总功率是：（4.1）式中：—两台变量泵输出的总流量；—第一回路的系统工作压力；—第二回路的系统工作压力。4.1.2全功率变量的优缺点1）优点：作业速度与作业力之间可以自动调节，外负荷小时，可以减小作业力，增大作业速度，提高生产率；外负荷大时，可以降低速度，增大作业力，克服大负荷；两台泵的流量始终相等，司机易于掌握调速，尤其是机器的左右两条履带，由于泵的供油量始终相等，所以行走马达转速相同，不管两者阻力是否一致，仍能同步运行，保证了主机的直线行驶性能。2）缺点：全功率变量系统中两泵负荷不等，当一泵空载时，另一泵仍可全负荷运转，甚至超载运转，所以液压泵寿命较短。4.2液压系统主参数的计算[2]4.2.1油泵工作压力油泵的工作压力要大于执行元件的最大工作压力（4.2）式中：—从液压泵到执行元件的管路压力损失，由于液压系统中多路换向阀组处压力损失较大，且损失为主要损失，应予以重视，这里取=6×0.5Mpa（进油路最多经过6个换向阀，每个估计损失0.5Mpa）；—系统最大工作压力，24Mpa；液压泵的储备系数，一般去,取k=1.2将以上参数代入式（4.2）得：4.2.2油泵的流量油泵的流量要大于该泵同时驱动若干执行原件的总流量（4.3）式中：—系统渗漏系数，取1.1～1.3，初选1.2；—同时动作的执行元件所需的最大总流量，根据样机可取137。将以上参数带入式（4.3）得：4.2.3计算液压泵的功率(4.4)式中：—液压泵的最大工作压力，32MPa；—液压泵的最大流量，164；—液压泵的总效率，柱塞泵取0.9；—变量系数，取2。将以上参数代入式(4.4)得液压泵组功率：4.3主泵的选定根据以上分析挖掘机工作条件和系统的调速方式，及算得的压力和流量和相关资料[3]，选择A8V型斜轴式轴向变量柱塞双泵。该柱塞泵具有压力高，体积小，重量轻，寿命长，易于保养等优点，适用于工程机械及其它机械，如应用在挖掘机等双泵开式液压系统中。其具体性能参数如表4.1所示。表4.1斜轴式轴向变量柱塞双泵性能参数型号A8V28压力（MPa）额定35峰值40速比（）0.729排量为Vgmax及吸油口S绝对压力为p=0.1Mpa时的最大传动转速nAmax(r/min)2185双泵最大流量qvmax（）(考虑3%容积损失)2×82最大驱动功率（kw）49惯性矩（kg/m2）0.01402重量约(kg)544.4发动机功率的计算[2]发动机功率根据系统方案确定，因为液压系统是变量系统，所以液压泵经常在满载甚至超载情况下工作，功率利用系数比较高，据统计可达85%以上，为了保证功率储备，延长液压泵和发动机的使用寿命，并考虑到辅助液压泵、操纵系统、冷却装置等辅助设备的动力消耗，发动机功率可取为：(1.0～1.3)(4.5)将代入式(4.5)得发动机功率：根据发动机功率和双联泵所需的转速及所需转矩，选择玉柴YC4D型号系列的发动机，具体性能参数如表4.2：表4.2玉柴YC4D型号发动机主要参数型号YC4D型式四冲程式水冷直喷涡轮增压额定功率58kw额定转速2400r/min最大扭矩265N·m（1600～1800r/min）4.5多路阀组的选用多路换向阀是由两个以上的换向阀为主体的组合阀。与其它类型的阀相比，多路换向阀具有结构紧凑、压力损失小以及安装、操作简便等优点。它用于液压挖掘机上便于对液压缸及马达的集中控制。4.5.1选择原则由系统最大通流量，最大工作压力，多路阀的最大工作压力不得超过其额定压力的20%～40%。根据现有产品，选择分片组合式多路换向阀，组合型式有串联、并联和混联，由系统要求选用组合型式，以满足主油路液压系统的控制要求。4.5.2选择产品液压挖掘机有左右行走马达，回转马达，动臂，斗杆和铲斗缸六个执行器，需要用六联多路换向阀来控制，并采用并联回路。根据手上资料[4]及现有产品，选择DC换向阀。DC型多路换向阀为片式结构，具有结构紧凑，零件通用化程度高，操纵力小，流量大，微调性能好，并能多泵供油，分合流控制等优点，广泛用于工程机械，冶金机械，农业机械等液压系统中。4.5.3具体型号的选择表4.3DC型多路换向阀性能参数型号DC20通径（mm）20公称压力（Mpa）20最大压力（Mpa）25许用背压（Mpa）3比例先导阀压力（Mpa）0.6~2.2公称流量（L/min）100最大流量（L/min）150油液温度范围（oC）-20~+100粘度范围（mm-2/s）2.8~380安全阀及二次压力阀调整范围G(Mpa)8~255先导控制回路及先导阀的选用5.1导操纵的必要性液压挖掘机的作业操纵回路主要是操纵换向阀的位移，以改变各个机构的动作方向或速度。由于挖掘机工作时动作频繁，作业条件多变，需要经常变换各个换向阀的位置，尤其是大中型挖掘机，操作频繁而费力，司机易于疲劳，工作效率随之降低，故一般要求手柄上操纵力小于40～60N、踏板上操纵力低于80～100N。液压操纵是液压挖掘机上采用最多的操纵方式，本液压系统采用液压伺服操纵。液压伺服操纵利用手柄操纵若干个先导阀，使具有一定压力的控制油进入各个换向阀，推动阀芯移位，实现主机各机构的动作。先导操纵的回路控制压力一般不超过3MPa，若由单独的油泵供油，控制流量在20之内，所以操纵先导阀并不费力。先导操纵的优点是：操纵轻便，作用在手柄上的力一般是25N以内，减轻司机工作强度、提高工作效率；传动与操纵利用同样介质，装置简单、尺寸小；先导装置可以与换向阀分开设置，便于管路布置；整套先导装置是一个独立单元，可以成为一个完整的控制系统，通用于一切工程机械。5.2先导阀的选用5.1.1先导阀的工作原理在直接作用式先导阀操纵中（图5.1a），发动机3驱动主液压泵2和控制液压泵1，控制油液进入先导阀4，然后通到主回路换向阀5的右侧，推动阀杆左移，使液压缸6工作。控制油的压力大小，决定于先导手柄7控制的阀芯移动行程，而主回路换向阀的行程又决定于控制油的压力，这样，换向阀行程与先导阀行程之间保有近似的比例关系。在减压阀式先导阀操纵中（图5.1b），控制液压泵1输出的油进入减压阀式先导阀4，然后流向主回路换向阀5，推动阀杆左、右移动，使油马达8工作。其特点是利用控制油的压力反馈，使手柄行程与换向阀行程成比例关系，保证了操纵的灵敏可靠性，先导阀通常有两个相同的小阀9和10，分别操纵换向阀的左、右单向动作。司机的手柄操作力可以小于30N。1-控制液压泵；2-主液压泵；3-发动机；4-先导阀；5-换向阀；6-液压缸；7-手柄；8-液压马达；9、10-小阀图5.1先导操纵的操纵回路5.1.2先导阀的选用[6]手控操纵杆部分司机的左、右手共两套手动先导阀组，每套中含有四个小阀，分别控制动臂、斗杆、铲斗、回转的动作。根据多路换向阀组的控制压力，查资料[5]选择B系列手动比例换向先导控制阀组，以保证操纵杆行程与换向阀芯行程有近似的比例关系，便于操纵。下面将所选产品的技术参数列于表5.1。表5.1B系列先导式减压阀的技术参数表型号B3—CTG最大压力/MPa3控制压力范围/MPa0.8～2.2最大流量/L/min16液压油矿物油HL、HLP液压油温范围/℃-20至80粘度范围/mm2/s10至400过滤精度/um下面将B系列手动比例换向先导控制阀外形及原理如图5.2(a)小阀内部原理图（b）先导操纵手柄动作图图5.2B系列先导阀特性曲线及原理动作图选择套数：2套两套先导阀分别用于：第一套：铲斗收放(含合流控制)、动臂升降（含合流控制）；第二套：斗杆伸缩(含合流控制)，回转方向。脚踏板控制部分司机的左、右脚底共两套先导阀组，每套中含有两个小阀，分别控制左右行走马达的动作。根据多路换向阀组的控制压力，查资料[5]选择B系列手动比例换向先导控制阀组，以保证脚踏板行程与换向阀芯行程有近似的比例关系，便于操纵。下面将所选产品的技术参数列于表5.3。表5.2B系列先导式减压阀的技术参数表型号B5—CTG/B6—CTG最大压力/MPa3控制压力范围/MPa0.8～2.2最大流量/L/min16液压油矿物油HL、HLP液压油温范围/℃-20至80粘度范围/mm2/s10至400过滤精度/um下面将B系列手动比例换向先导控制阀的外形及原理如图5.3。(a)小阀内部原理图（b）先导操纵脚踏板动作图图5.3B系列先导阀特性曲线及原理动作图选择套数：2套分别控制左、右行走马达的转向。5.3辅助油泵及马达5.3.1叶片马达的选择叶片马达用于驱动风扇，进行辅助散热。由于是驱动辅助风扇，所以所需力矩较小从查资料[4]上选择YM-A32B型号的叶片马达，它的主要性能参数列在表5.4。表5.3YM-A32B型号叶片马达技术参数型号YM-A32B排量（ml/r）32压力（MPa）额定6.3最大6.3最高转速（）2000最大扭矩N·m21.6计算马达所需流量，已知前面已引用的公式：（5.1）式中：—YM-A32B型号叶片马达的排量，ml/r；—同型号马达最高转速，；—同型号马达容积效率，取0.98。以上参数从表5.3中查得带入式（5.1）得：5.3.2辅助泵的选择辅助液压泵用于供给先导控制回路和辅助马达压力和流量，保证执行元件速度和力的要求。先导控制回路最大工作压力：（5.2）式中：—YM-A32B型号叶片马达额定压力，6.3Mpa；—B系列先导阀额定压力，3Mpa；—先导回路的压力损失，根据先导阀的要求取0.3Mpa；代入数据，得：根据以上计算得到的参数查资料[4]，选择适用于工程机械的CB-46型号齿轮泵，它的技术参数列入表5.4中。表5.4CB-46型齿轮泵主要技术参数规格型号CB-46排量（ml/r）48.1压力（MPa）额定10峰值12.5额定转速(rpm)1450最大转速(rpm)1650容积效率（%）驱动功率（kw）13重量约(kg)7先导回路背压损失为0.3MPa，泄露很小，可忽略，所以实际齿轮泵供给的压力为：=9.6MPa，辅助齿轮泵CB-46能满足使用要求齿轮泵的最大流量（5.3）式中—系统渗漏系数，取1.1～1.3，初选1.3；—执行元件所需最大流量，可取65.3。代入数据，得：。齿轮泵功率：（5.4）式中：—液压泵的额定工作压力，10MPa；—液压泵的最大流量，85；—液压泵的总效率，齿轮泵取0.8；—变量系数，定量液压泵取1。将以上参数代入式(5.4)得液压泵功率：。6其它辅件的计算和选择6.1管路的选择6.1.1非橡胶管道的选择本系统管路很复杂，取其中主油路、先导油路的吸油、压油管路及三组油缸的进、回油管路来计算。首先应计算管道的内径，按公式[6]:（6.1）式中：—管道内油液的实际最大流量，L/min；—管道内油液流速，对于吸油管v=0.5～2m/s,一般取1m/s以下，对于压油管v≤2.5～6m/s,对于回油管v≤1.5～3.0m/s；在工程机械和行走机械的液压系统中，当P>21MPa时，v≤5～6m/s；对于橡胶软管，流速不能超过（3～6）m/s。本设计中，吸油管取v=0.8m/s，回油管取v=2m/s，主泵压力油管取v=6m/s，辅助泵压力油管取v=3m/s。再计算管壁厚，按公式：（6.2）式中：—工作压力，系统工作压力与多路换向阀组压差的和取32MPa，辅助泵9.6MPa；—材料的许用应力（20钢=420MPa），＞17.5MPa时，安全系数n=4.0,所以。根据上述计算结果查资料[4]得表6.1表6.1非橡胶管道计算参数及结果总表参数管路名称通过流量/(L/min)允许流速/(m/s)公称通径/mm计算值/mm外径/mm壁厚/mm主泵吸油管1640.84037.2506辅泵吸油管65.30.82523.4342主泵压油管826129.6182辅泵压油管65.331512.1222动臂缸大腔进油管1646.01513.6222.5表6.1（续）动臂缸小腔进油管1646.01513.6222.5斗杆缸大、小腔进油管1646.01513.6222.5铲斗缸大腔进油管1646.01513.6222.5铲斗缸小腔进油管1646.01513.6222.5注3）选择无缝钢管，材料为20号钢，径向尺寸为上表所示，长度根据装配最终确定。6.1.2胶管的选择胶管适用于连接两个相对运动部件之间的管路。高压软管是以钢丝编织或缠绕为骨架的橡胶软管，用于压力油路。这里选择三组油缸进、回油路油管及先导控制油路油管进行计算。软管的内径计算公式与硬管相同。根据计算结果查资料[4]得表6.2。表6.2橡胶管道计算参数及结果总表参数管路名称最大流量Q/L/min最大流速v/m/s公称内径DN/mm计算值/mm外径d/mm（增强)先导油路压力油管65.30.82523.440动臂缸进油路油管1646.01613.622动臂缸回油路油管1646.01613.622斗杆缸进、回油路油管1646.01613.622铲斗缸进、回油路油管1646.01613.6226.2蓄能器的选择[8]在先导控制液压回路中，由于动力元件使用的是齿数较少的外啮合齿轮泵，使系统中的液体压力、流量产生脉动，蓄能器可以作为辅助的或者应急的动力源，补充系统泄露，稳定工作压力，吸收泵的脉动和回路上的液压冲击，保证了先导阀操纵的平稳性和精确性。从先导回路的液压系统原理图上得知，蓄能器的安装位置在先导阀组的进油路上，所以最高工作压力3MPa既可保证蓄能器的使用要求。蓄能器总容积的计算。主要用于作为应急的动力源，以保障发动机在不工作或出现故障时仍能操纵工作机构，其总容积按经验公式：（6.3）式中：—蓄能器有效工作容积；—蓄能器最低工作压力（绝对压力），0.2MPa；—蓄能器最高工作压力（绝对压力），3.2MPa；—执行元件的个数=3；蓄能器作为应急能源时主要控制三组先导阀，流量均为Q=16L/min,取=48L将以上参数带入式(6.3)得蓄能器总容积：根据蓄能器总容积，及使用要求，查资料[4]选择型囊式蓄能器。具体型号及技术参数列于表6.3。表6.3先导回路蓄能器的技术参数规格型号公称容积/L40公称通径/mm55公称压力/MPa10最大直径/mm219重量/kg1196.3虑油器的选择[4]过滤器的工作能力，取决于滤芯的有效过滤面积、滤芯本身的性能、油的粘度与温度、过滤前后油的压力差以及油中固体颗粒的含量。过滤器的设计主要根据工作压力和过滤精度要求选择滤芯材料。这里要选择的是主回油路和泄油及先导回油路的过滤器，选择过滤器的通油能力时，一般应大于实际通过流量的2倍以上，滤芯的有效过滤面积为：（6.4）式中：—过滤器额定流量，主回油路，先导控制油路；—液压油的动力粘度，多路阀组与主泵共同要求运动粘矿物型油液L-HM32的密度为，所以Pas；`—滤芯材料的单位过滤能力，纸质滤芯=0.035；—压力差，根据现有产品样本，取主回油路，先导回路。将以上参数带入式（6.4）中得：主回油路滤芯过滤面积：A1=0.012m3先导油路滤芯过滤面积：A2=0.012m3车辆、土方机械等液压系统过滤精度为20~30um。查资料[4]得表6.4表6.4液压系统过滤器技术参数主回油路纸质过滤器 先导及泄漏回油路纸质过滤器通径mm通径mm额定流量L/min400公称流量L/min160初始压力降MPa0.2初始压力降MPa0.08允许最大压力损失MPa0.35允许最大压力损失MPa0.35过滤精度20过滤精度20重量kg38重量kg24.16.4其它换向阀的选择6.4.1先导回路合流用液控换向阀的选择该液控换向阀能根据先导油液的液流方向来推动主回路换向阀阀芯继而切换动臂缸合流或铲斗缸合流。先导回路控制油液压力为3MPa，每条控制油路的流量为16L/min，根据此选择DSHG-01-3c*-*-1*型电液换向阀，具体技术参数列于表6.5中。6.4.2行走马达回中双速阀的选择在行走马达回路的分析中得知，行走马达需要二个档位的速度，每档位需要无级变速，无级变速依靠的是先导回路的伺服操纵控制液控多路换向阀来实现的，而高、低速档位的切换则是依靠双速阀来实现的。双速阀阀芯的移动，使得双排马达串联或并联，这就影响了进入马达的流量和压差，继而使得马达的转速和转矩发生变化。经过双速阀的液流流量按82/min计算，压力按工作压力20MPa计算，选择WE10型电磁换向阀，具体技术参数列于表6.5中。6.4.3先导主油路中用于自动换向的换向阀的选择在先导回路中，二位三通电磁换向阀的安装有极为重要的意义，当回油箱的油液温度超过允许值60℃时，油温指示器发出信号，换向阀打开通向马达的油路，驱动风扇进行风冷。经过电磁换向阀的液流流量按65L/min计算，压力按工作压力10MPa计算，选择23QDF型电磁换向阀，具体技术参数列于表6.5中。表6.5换向阀的技术参数型号参数用于合流用于行走风扇控制DSHG-01-3c*-*-1*WE1023QDF165E24额定工作压力/MPa2131.516通过流量/L/min4010080使用油温/℃--30～80-20～60使用电压/V-2424重量/kg3.54.2～6.68.66.5油箱容量的初算油箱容量的确定，是设计油箱的关键。油箱的容积应能保证当系统有大量供油而无回油时，最低液面应在油泵进口过滤器之上，保证不会吸入空气；当系统有大量回油而无供油，或系统停止运转，油液返回油箱时，油液不至溢出。同时，再保证有足够的散热面积。初步确定油箱有效容积，由经验公式：(6.5)式中：—经验系数，行走机械取2.0；—液压泵每分钟排除的压力油的容积，已知所选泵的总流量为164L/min；带入上式(6.5)得油箱的有效容积为:7液压缸的设计计算7.1缸筒的受力计算[9]7.1.1动臂油缸的缸径，活塞杆径和作用力的确定由前述油缸计算得知：动臂油缸内径：D=160mm活塞杆直径：，符合工程液压缸缸径系列。7.1.2缸筒壁厚的计算缸筒壁厚为：（7.1）式中：—液压缸最大工作压力，30MPa；—动臂油缸内径，160mm；—缸筒材料的许用应力，取45号钢材，；将以上各参数带入式（7.1）可算得油缸厚度：，取=24mm所以缸筒厚度为：7.1.3缸筒强度校核根据机械设计手册，缸筒合成应力按下式计算：＜（7.2）式中：—材料许用应力，（45号钢）；—缸筒所受的纵向应力，；—缸筒所受的环向应力，；纵向应力按下式计算：（7.3）式中—活塞杆直径，90mm；—缸筒外径，208mm。将以上参数代入式（7.3）可得纵向应力：环向应力按下式计算：（7.4）将参数带入式（7.4）可得环向应力：将、带入式（7.2）得缸筒合成应力：即＜，缸筒强度足够。7.1.4缸筒低部及头部厚度的计算缸筒底部及头部为平面时，按公式：（7.5）式中：—计算厚度外直径，缸筒底取80mm，钢桶盖取160mm(具体结构见油缸总装配图[10])；—筒内最大工作压力，30MPa；—缸底及缸盖材料的许用应力，缸底取35号钢，缸盖取45号钢，；将以上各参数代入式（7.5）得缸筒底及端盖的厚度：缸筒底的厚度为：缸筒端盖的厚度：7.1.5缸筒与缸底及缸盖连接的强度计算缸筒与缸底为焊接时，焊缝应力计算如下：（7.6）式中：—缸内最大推力，取动臂缸大腔最大推力468×103N；—缸筒外径，208×10-3m；—焊缝底径，初选130×10-3m；—焊接效率，取0.7；—焊条材料的取许用应力，其抗拉强度不低于35号钢材108MPa。将以上参数代入式（7.6）可验证焊缝的强度：所以底径为=130mm的焊缝强度是足够的。缸筒与端盖用螺纹连接时，缸筒螺纹处的强度计算如下：螺纹处的拉应力:（7.7）式中：—拧紧螺纹的系数，变载荷取2.5；—缸筒端部承受的最大推力，取动臂小腔最大闭锁力，396×103N；—缸筒螺纹底径，190×10-3m；—缸筒内径，160×10-3m。将以上参数代入式（7.7）可得螺纹处拉应力:螺纹处的剪应力：（7.8）式中：—螺纹连接的摩擦因数，取0.12；—缸筒螺纹外径，200×10-3m：将以上参数代入式（7.8）可得螺纹处的剪应力：