CMZ100旋转冲击型液压锚杆钻机液压系统设计计算说明书

CMZ100旋转冲击型液压锚杆钻机液压系统设计计算说明书摘要锚杆钻机是锚杆支护的关键设备，它影响着锚杆支护的质量——锚杆孔的方位、深度、孔径的准确性以及锚杆安装质量，又涉及操作者的人身安全、劳动强度与作业条件等。采用旋转切削方式破岩的单体锚杆钻机是目前钻孔机具的主导产品，但机体笨重、可靠性低，这些制约着它们进一步推广使用，迫切需要研制高性能的锚杆钻机机具。针对这一状况，本次设计主要针对全液压旋转推进型锚杆钻机进行设计。全液压旋转推进型锚杆钻机是一部具有很大应用价值的工程机械，施工对象主要是硬度较大的岩石。全液压旋转推进型锚杆钻机因其工作压力高、扭矩大、动力系统不受外界影响，在一些场合下是合理的机型。它的出产必将推动我国的社会主义建设事业的全面发展。本次设计主要涉及到以下几个部分：1.采用履带式液压挖掘机液压系统的设计思想，对全液压旋转冲击型锚杆钻机的液压系统进行重新设计，以满足各种工况的要求；2.对整机的制造、使用、验收等技术制定了相关的技术指标。关键词：液压锚杆钻机液压挖掘机AbstractBoltrigisakeyequipment,whichaffectsthequalityofboltholelocation,depth,accuracyandtheboltinstallationholequality,italsoinvolvesthesafetyoftheoperator,laborstrengthandoperatingconditions.Themonomerbolterbyrotarycuttingbreakingrockhasbecomethemaintrendoftheproductionanddevelopmentofdrillingmachinesforboltsupport.HeavymachinebodyandlowreliabilityisoneofthemaincommonfactorsrestrictingthemfurtherReadinguse.Itisurgentlynecessarytodevelopakindofbolterwithhighperformance.Accordingtotheexistingproblem,themainaimofthedesignforthenon-valve-hydraulicboltrigdesignisasfollows.FullhydraulicrotarypropulsiontypeBolter,isagreatvalueofconstructionmachinery,mainlyforthelargehardnessoftherock.FullhydraulicrotarypropulsiontypeBolter,hasitshighworkingpressure,torque,powersystemsarenotsubjecttooutsideinfluence,insomesituationsitisareasonabletomode.It’sproducedinChinawillpromotethecomprehensivedevelopmentofsocialistconstruction.Thisdesignmainlyinvolvesthefollowingparts:1.Iusedcrawlerexcavatorboomdesign,theimpactofnon-valve-typehydraulicbolter’sboomre-designedtomeettherequirementsofvariousworkingconditions.2.Onthemachine’smanufacture,use,inspectionandothertechnicaldeveloptherelevanttechnicalindicators.Keywords:hydraulicbolterhydraulicshover目录TOC\o"1-3"\h\u1271绪论 1232241.1国内外现状及发展趋势 1249191.1.1国内外现状 170481.1.2发展趋势 263911.2设计的意义和目的 366791.2.1本次设计的技术难点及分析 3292121.3方案的构思与抉择 3165891.3.1基本工作原理及主要工艺 3219301.3.3各方案的特点 4175831.3.4各部分方案的选择 475492方案的构思和选择 5218722.1基本工作原理及其主要工艺 527412.1.2液压系统主要设计部分的方案构思 599802.2系统液压原理图 5254933主梁液压缸的设计计算 6267323.1主梁液压缸的尺寸的确定 774703.1.1主梁液压缸的工作压力的确定 770443.1.2缸筒结构 7223673.1.3缸筒材料 864373.2缸筒内径的确定 8261113.2.1缸筒壁厚验算 10128953.2.2对缸筒壁厚的验算 10143753.2.3缸筒制造加工要求： 1169183.3活塞杆直径的确定 12140683.3.1活塞杆工作行程的确定， 12291743.5活塞杆的强度校核和稳定性计算 13161903.5.1强度计算 1372733.5.2稳定性验算 14138423.5.3活塞杆结构的形式的选择 155387活塞杆的材料和技术要求 15301943.6液压缸效率和液压缸流量的确定 1653033.7缸筒端盖的计算 178113.7.1厚度t的计算 18271303.7.2厚度强度验算 18101733.8活塞的设计计算 19158243.8.1活塞结构形式的选取 19234713.8.2活塞密封装置的选取 19141423.8.3活塞的材料选取 20175973.8.4活塞外径Ф的计算 20155333.8.5活塞中心孔直径 20124853.8.6活塞宽度的计算 21187423.8.9连接螺栓强度的校核 21185323.9活塞杆导向套 22156843.9.1导向套长度确定 22254983.9.2导向套的材料选取 2333693.9.3导向套的加工要求 23308333.10液压油口直径d的确定 2314513.11端盖的计算 2471613.13缸头的结构设计 25239453.14活塞杆长度的确定 2541274夹紧液压缸参数计算与选择 26175374.1夹紧液压缸的尺寸的确定 26279334.1.1夹紧液压缸的工作压力的确定 26254604.1.2缸筒结构 27111644.1.3缸筒材料 2778184.1.4缸筒内径的确定 28155554.1.5缸筒壁厚验算 29126724.1.6缸筒制造加工要求 3019804.2活塞杆直径的确定 31162814.2.1液压缸推力计算 3283234.2.2活塞杆的强度校核和稳定性计算 32316724.2.3活塞杆结构的形式的选择 34271194.2.4活塞杆中隔圈的设计计算 35293634.2.5活塞杆和活塞的连接形式： 3595674.2.6活塞杆防尘圈的选择 3543224.2.7液压缸效率和液压缸流量的确定 36175214.3缸筒端盖的计算 3713934.3.1厚度t的计算 38137254.3.2厚度强度验算 39309804.4活塞的设计计算 39273284.4.1活塞结构形式的选取 40313984.4.2活塞密封装置的选取 4043064.4.3活塞的材料选取 40238464.4.4活塞外径Ф的计算 41272194.4.5活塞宽度的计算 41205464.5连接螺栓强度的校核 4226244.5.1主要受力螺栓的校核 4272564.5.2其它非主要螺栓的设计 43234334.6活塞杆导向套 44236704.6.1导向套长度确定 443534.6.2导向套的材料选取 44127914.6.3导向套的加工要求 44160964.6.4液压油口直径d的确定 4415614.7端盖的计算 45186284.8液压缸筒长度 45207814.9液压缸缸头的设计 46149514.9.1缸头的连接形式 46236274.9.2缸头的设计计算 47284404.9.3缸头的结构设计 47229674.9.4活塞杆长度的确定 49193185液压马达的选用 50208245.1动力头液压马达的选择 5078155.2行走装置的液压马达的选择 5025395.3链轮液压马达的选择 51165405.3.1马达的排量 5173916液压泵的选择 5216056.1液压泵概述 5246016.2确定泵的流量 5240576.3选择液压泵。 5323557液压泵站设计及液压附件的选取 536167.1液压阀的选取 53277617.1.1换向阀 53238217.1.2溢流阀 54122897.1.3单向阀 54302027.1.4液压管路及其连接 5481977.2液压泵站的设计 56175857.2.1油箱的设计与计算 56271877.2.2过滤器 5828927.2.3放油塞 58201137.2.4原动机的选择 59160697.2.5联轴器 59304857.2.6液压泵站总图 59201108液压系统的性能验算 59136568.1液压系统压力损失 60117858.1.1沿程压力损失 6078628.1.2局部压力损失 61221738.2液压系统的发热计算 616568.2.1发热计算 61285288.2.2散热计算 62213949液压系统的安装和维护 63287009.1液压元件的安装 6392509.2液压元件的维护 653221010总结 65599711参考文献 673245412附录 692961113致谢 701绪论1.1国内外现状及发展趋势1.1.1国内外现状我国锚杆钻机的研究起步较晚，从20世纪60年代开始研制第1代电动锚杆钻机。由于我国锚杆支护技术推广应用缓慢，锚杆钻机技术也一直处于缓慢发展和低水平重复的状态。20世纪9o年代以后，随着锚杆支护技术的大力推广，锚杆钻机技术才取得长足的发展。但是我国锚杆钻机的总体水平与国外先进水平相比仍然有较大的差距，这也是我国发展锚杆支护技术急需解决的迫切任务。从20世纪60年代起，在引进英国维克托锚杆钻机的基础上，开发研制了系列电动锚杆钻机。到了20世纪70年代，又在7665和ZY24气动凿岩机的基础上，研制了YSP45型伸缩式顶板凿岩机。随着岩巷大量使用沙浆锚杆，1976年成功研制了我国第1台机械化锚杆钻孑L安装机，1981年又成功研制了CGM一40型全液钻车。在20世纪80年代，用于半煤岩顶板锚杆支护的MZ系列、QYM单体锚杆机、YMJ一1型小断面岩巷风动锚杆机相继研制成功。1987年开始引进澳大利亚气动锚杆钻机，并定点3家厂进行小批量生产。近l0a来，我国单体锚杆钻机在吸收国外锚杆钻机技术的基础上已有了一定的发展。目前锚杆钻机生产厂家主要是生产气动顶板锚杆钻机、气动边帮锚杆钻机，这2种锚杆钻机已经形成系列化产品。这些产品不但具备了钻锚杆孑L的功能，同时还具备了搅拌树脂、快速安装锚杆的功能。同时研制成功悬臂式掘进机配套的机载锚杆钻机。目前又正在加紧研究带锚杆钻机的连续采煤机和掘锚一体化机组。随着煤矿专用锚杆钻机的不断发展，从现有的机型种类来看，只能是基本上满足需要，还存在不少问题需进一步提高与完善。(1)锚杆钻机的品种过多，可靠性差。目前我国已经开发了多种型号的锚杆钻机，但适于井下使用且可靠性好并不多，很多产品难以在井下连续使用。有的厂家为了追求高利润，盲目改进锚杆钻机性能，派生出多个锚杆钻机的型号，其实性能没有实质上的改进，有的甚至导致锚杆钻机性能下降。(2)锚杆钻机的生产制造标准不够规范，各厂家的锚杆钻机零部件互换性差。随着我国锚杆钻机技术的发展，制定一系列锚杆钻机的标准，而标准中对钻机零部件的连接部分尺寸统一规定不够，再加上锚杆钻机的零部件缺乏专业化生产，一些厂家为了各自利益，一些零部件做得五花八门，致使市场上的锚杆钻机零部件通用性极差。(3)锚杆钻机技术近年来处于停滞状态，产品性能提升缓慢。国内锚杆钻机技术是基于国外锚杆钻机技术发展而来的。目前所有锚杆钻机几乎是从国外锚杆钻机测绘而来，而且仅仅在该基础上改变其形状尺寸，一直没有实质性的突破。而仅仅改变尺寸又导致锚杆钻机品种繁多、零配件通用性差，使煤矿使用锚杆钻机的成本无形中在增加。(4)高新技术应用力度不够，锚杆钻机技术向大型掘锚技术装备上发展不够。随着我国高新技术的发展，锚杆支护装备应用高新技术的力度不够，研究与生产自动化程度高、机械化程度高的掘锚装备力度不够。国内尚无象国外一些采掘装备公司那样生产符合我国国情的大型掘锚装备。目前我国煤矿使用的大型掘锚装备都是从国外进口的。1.1.2发展趋势早在20世纪40年代，国外已将锚杆支护技术应用于巷道支护工程。随着锚杆支护技术发展，锚杆钻机作为锚杆支护的主要施工机具，就成为该项技术发展的重点。经过几十年的研究与攻关，锚杆钻机已从当初的功能单一、技术含量低、可靠性差、安全性差、笨重发展到今天的功能齐全、可靠性好、安全性好、自动化水平高的新型钻机。在锚杆支护技术应用初期，国外在锚杆支护施工中采用普通凿岩机械钻凿锚杆孔，人工安装锚杆，用扳手拧紧螺母。到20世纪50年代初，美国、瑞典等西方国家已广泛应用伸缩式气动凿岩机钻凿顶板锚杆孔，同时，美国已研制成功钻车式锚杆钻机并在支护工程中推广使用。国外仅用了10a左右时间就实现了锚杆支护的机械化。20世纪50年代末，随着锚杆支护理论及设计方法的不断完善，英国等国家率先将锚杆支护技术应用于煤矿巷道支护。为适应煤矿巷道断面积较小的特点，英国、波兰等国研发了单体电动和液压回转式锚杆钻机。20世纪70年代，为适应大断面巷道锚杆支护快速施工，美国英格索兰、法国赛克马、瑞典阿特拉斯等凿岩设备公司陆续推出了功能多、机械化程度高的台车式锚杆钻装机。该类钻机既能钻锚杆孔，又能安装锚杆，基本实现了锚杆孔施工、锚杆安装的机械化。20世纪80年代至20世纪90年代，澳大利亚成功研制了轻型支腿式气动锚杆钻机，并在澳大利亚、英国、中国、波兰和印度等国的煤矿得到广泛应用。该型钻机切削动力采用风马达，推进支腿用高强度玻璃纤维和炭素纤维缠绕而成，具有动力单一、重量轻、输出转矩大的特点，不仅用于锚杆、锚索孔的施工，还可用于搅拌树脂锚杆和拧紧螺母，仍是当前世界单体锚杆钻机的主要机型。20世纪90年代，当澳大利亚各大采矿设备公司推出轻型单体锚杆钻机的同时，美国的杰弗里公司、乔伊公司、英国的安德森公司、奥地利的奥钢铁公司等又相继研制了与连续式采煤机、掘进机相配套的机载式锚杆钻装机，实现了采掘锚一体化作业新一代的锚杆钻装机不仅采用了新材料、新工艺，而且应用了计算机控制技术，使锚杆施工实现了高度的机械化和智能化，使其性能更先进、使用更方便施工更安全。综观国外锚杆钻装设备的发展历程，国外锚杆钻机的发展始终与锚杆支护理论不断完善与发展紧密相联，相互依存，相互促进，同时，国外锚杆钻机的研究不断采用新材料、新工艺。紧密结合国情，开发的每一代产品都能代表当时的世界领先水平。国外锚杆钻机的发展趋势，一方面不断完善改进现已普遍使用的单体锚杆钻机，使其更可靠，更适应现场需要；另一方面不断加紧对掘锚一体化快速掘进装备的研究，目前已经推广使用了多款快速掘锚装备国外锚杆钻机的研究与开发将会从这2个方面开展，而且后者为今后发展重点。1.2设计的意义和目的1.2.1本次设计的技术难点及分析本次设计的技术难点就是对工作装置中动臂的设计，因为要将其原有的复杂装置简单化的同时满足技术参数和技术条件，所以此部分的设计是本次设计的关键之一，更是难点。我将此难点分为以下两个部分：一、动臂的运动分析设计；二、动臂的结构设计。根据整机的运动分析，我把工作臂的设计明确为对动臂和主梁的几个工作铰点的布置设计。设计是我采用了履带式挖掘机的动臂部分的设计方法，对动臂的运动进行合理的分析和计算，从而通过几何方法得到了这几个铰点的正确布置位置，克服了这一难题，至于要实现整机360度全方位回转，实现全方位的钻孔工作，我们借鉴了在液压挖掘机中已经相当成熟的回转支承技术，做出了可回转的行走履带，解决了这一问题。1.3方案的构思与抉择1.3.1基本工作原理及主要工艺设计之初必须明确设计的基本工作原理，对于一般的工程机械来说，其机械系统无疑包括动力系统、底盘及行走系统、工作机构以及机械控制系统。动力系统主要采用柴油机、汽油机和电动机；底盘及行走系统主要有轮式底盘、步履式底盘和履带式底盘；工作装置的类型比较多也比较复杂；控制系统对于工程机械一般都采用液压控制系统。因此整个工程机械的设计最主要的是这四个部分的设计，只要确定了它们，就确定了基本的设计方案。1.3.2主要方案构思方案一：根据芬兰Nonmetro公式的隧道施工系列产品，将其轮式底盘改为履带式底盘，将其工作装置主梁及动力头连接在动臂上；方案二：在广西玉柴公司的WY3.5-2型液压挖掘机的基础上，将其橡胶履带改为钢履带，将其工作装置的斗杆部分改为无阀冲击型全液压锚杆钻机的主梁及动力头装置；方案三：仿照瑞典Randwick公司的锚杆台车将其主梁该为无阀冲击型全液压锚杆钻机的主梁及动力头装置。1.3.3各方案的特点采用方案一：因为此方案最终产品体积大，难以实现整机的360度全方位回转，不适用于一般的基础锚固，其适用性较差，故不采用；采用方案二：在广西玉柴公司的WY3.5-2型液压挖掘机的基础上进行改造具有以下优点：钢履带对工作场地适应性好，整机稳定性好；采用小型的履带底盘，使用全液压驱动，可实现无极变速和自动刹车；采用液压挖掘机的回转平台中的回转支承机构，可以轻松实现锚杆钻机工作时360度全方位回转功能；采用液压挖掘机式的工作装置，可以大大增强钻机钻孔工作的范围，工作能力得到了进一步提高；液压挖掘机的生产和制造工艺已经十分完善，是我们设计的产品更加容易投入生产实际，创造价值。因此这一方案比较切实可行，故采用此方案进行设计。采用方案三：其主梁可实现360度全方位回转，但这一部分技术的实现难度比较大，而且履带式底盘采用了回转支承后就可实现360度全方位回转，因此主梁部分的360度全方位回转没有太大的必要，而且其工作臂的工作范围会因为其结构而受到限制，所以不能采用此方案。1.3.4各部分方案的选择根据设计的要求，考虑到实用性、经济性及生产工艺等各方面的因素，现采用第二套方案。各部分的方案确定如下：(一）动力系统采用柴油机；（二）传动系统采用静压传动系统；（三）执行机构主要有：机体、动臂、主梁、动力头等；（四）控制系统主要是液压控制系统；（五）底盘采用履带式底盘；（六）回转机构采用转台机构2方案的构思和选择2.1基本工作原理及其主要工艺2.1.2液压系统主要设计部分的方案构思锚杆钻机的液压系统的主要功能如下：动力头液压驱动系统。由动力头回转系统和动力头推拉系统两部分组成。负责钻机作业过程中动力头的运动。锚固定位系统。用于施工中转机的定位，保证钻机在施工过程中的位置稳定性。夹紧系统。用于钻杆的添加和拆卸。行走系统。提高设备的机动性。辅助系统。包括前后支腿、前后机架以及钻杆自动润滑装置。前后支腿、前后机架均由液压缸控制，前者用来保证机器作业时机身位置的平稳，后者用以调节合适的钻进角。钻杆自动润滑装置由润滑脂自动控制泵控制，对钻杆进行润滑。2.2系统液压原理图图2-1液压原理图液压系统的的工作原理为：该液压系统采用双联液压泵变量液压马达开式系统。双联泵的的A组成一天单独的回路，他通过换向阀控制着左行走马达，支撑缸，动力头马达。双联泵的B组成一条单独的回路，它控制着右行走马达，链轮驱动马达，主梁调整油缸，夹紧油缸。该液压系统采用两个泵-两个马达闭式回路驱动，通过变量马达排量的改变，可以实现高转速小扭矩与低转速大扭矩的作业方式，以满足不同工况的需要。当钻机钻进时，方向控制阀向左边接通，动力头马达顺时针转动，链轮驱动马达通过链轮及链条使动力头前进，钻杆通过动力头马达的顺时针转动和链轮马达的推力实现钻进工作。钻机钻进装置后退时，方向控制阀右边接通，动力头反转，链轮驱动马达也反转，钻杆通过动力头马达的反转和链轮驱动的马达反转产生的拉力使钻杆退出。行走系统，钻机前进时，两个方向控制阀的的左边接通，分别控制左右两个行走马达正转是钻机前进，钻机后退时，两个方向控制阀的右边接通，分别控制两个行走马达反转使钻机后退。钻机停稳后两个液压锁分别锁定两个行走马达不在供油，使得在钻进过程中，整机不移动。3主梁液压缸的设计计算本章是针对参数计算与选择，确定主要参数是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。执行元件的工作压力，可以根据负载图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型来选取；而最大流量则由执行元件速度图中的最大速度计算出来。这两者都与执行元件的结构参数(指液压缸的有效工作面积A或液压马达的排量VM)有关。一般的做法是,先选定工作压力p,再按最大负载和预估的执行元件机械效率求出A或VM经过各种必要的验算\修正和圆整后定下这些结构参数,最后再算出最大流量ｑmax来。在机床的液压系统中，通常工作压力选得小些，有助于提高系统的可靠性、低速平稳性和降低噪声，但在结构尺寸和造价方面则须付出一定的代价。3.1主梁液压缸的尺寸的确定3.1.1主梁液压缸的工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计师可用类比法来确定。表3-1液压设备常用工作压力设备类型精加工机床组合机床拉床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械，大中型挖掘机、起重运输机械工作压力P/MPa0.8-23-55-101-1616-32初选的液压系统工作压力为：16MPa，则其额定压力为20MPa。3.1.2缸筒结构缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、活塞等零件构成密闭的容腔，形成内压，推动活塞运动。设计缸筒时，不仅要保证液压缸的作用力、速度和有效行程，而且必须有足够的强度和刚度，以便抵抗液压力和其他外力的作用。根据《机械设计手册》第4卷表17-6-6，常用的缸筒结构有八类，通常缸筒与缸盖、缸头的连接型式取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。综合考虑上述因素缸筒与缸头采用焊接形式，具有结构简单，尺寸小，工艺性好，使用广的优点；缺点是缸体有可能变形。缸筒与缸盖采用外螺纹连接具有重量轻，外径较小的优点，而且便于拆卸和检修。3.1.3缸筒材料缸筒要有足够的强度，能长期承受较高工作压力及短期动态工作压力而不至产生永久变形；还要有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不至产生弯曲；在内表面密封件及导向环的摩擦力的作用下，能长期工作而磨损减少，尺寸公差等级和形位公差等级是以保证活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊接性，以便在焊上管接头或缸头后不至于产生裂纹或过大变形。液压缸的常用材料有20钢、35钢、45钢的无缝钢管。缸筒与缸底采用焊接方式，故采用焊接性能较好的35钢的冷拔无缝钢管，粗加工后调制，由手册中查得45钢的抗拉强度，屈服极限3.2缸筒内径的确定为得到所需要的加紧力，油缸的有效工作面积和加紧力应该满足下面的等式,此处夹紧力：（3-1）——液压缸的机械效率，一般取QUOTE，这里取0.9(3-2)(3-3)(3-4)圆整为：D=100mm。见《机械设计手册》第四版第17章第4页。根据《机械设计手册》第20篇液压传动表20-6-9表3-2液压缸内径和外径的选择产品系列代号额定压力P/Amp内径506380100125140160180外径A型20607695121146168194219所以缸筒外径=100，取外径为121mm。3.2.1缸筒壁厚验算额定工作压力应低于一定的极限值，以保证工作安全：缸的额定工作压力一般比系统高25%，则缸的额定工作压力为20MPa。3.2.2对缸筒壁厚的验算对于最终采用的缸筒壁厚采用四方面的验算：额定工作压力应小于一定的极限值，以保证工作安全：QUOTE(3-5)QUOTE=16MPa≤39.9MPa（符合要求）同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定比例范围，以避免塑性变形的发生：QUOTE(3-6)式中：——缸筒发生塑性变形的压力MPa；QUOTE——缸的额定工作压力MPa；——缸筒材料的屈服强度360MPa；（符合要求）此外，QUOTE(3-7)式中：D——油缸内经，mm；——油缸外径，mm；——额定压力，MPa；见《机械设计手册》第一卷第三章第61页表3-1-86。可以查得液压缸筒的参数如表3-8所示.表3-3液压缸筒参数内径公称尺寸/mm公差带/外径/mm允许偏差/mm125H8H9H10146+460+740+12003.2.3缸筒制造加工要求：缸筒直径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.16QUOTE都需进行研磨；热处理，调制，硬度HBQUOTE缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差的一半；缸筒的直线度公差在500㎜长度上不大于0.03；缸筒端面对内径的垂直度在直径100㎜上不大于0.04㎜。此外，还有通往油口、排气阀孔的内孔口必须有倒角，不允许有飞边、毛刺，以免划伤密封件。为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔应倒15度角。需要在缸筒上焊接油口、排气阀座时都必须在半精加工以前进行。以免精加工后焊接而引起内孔变形。如欲防止腐蚀和提高使用寿命，在缸筒内表面可以镀铬，再进行研磨或抛光，在缸筒内表面涂耐油油漆。3.3活塞杆直径的确定对于双作用单边活塞杆液压缸，其活塞杆直径可根据往复速比来确定。根据《机械设计手册》卷4，P17-259，表17-6-3。表3-4活塞速比系数与压力的关系公称压力（）=12.5～20速比系数（）1.331.46～22当系统压力确定后，查出速比系数并按下式计算：(3-8)式中：行程速比取1.8根据《机械设计手册》第四卷表17-6-2可取表3-5活塞杆直径系列表（GB2348-80）活塞杆直径系列（GB/T2348-1993/mm）4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360通过上表可选活塞杆直径d=70mm3.3.1活塞杆工作行程的确定，经工况分析并结合转体油缸的各种运动情况，再结合力学分析的结果可以求得油缸的最大工作行程为470mm.3.4液压缸推力计算当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞上的理论推力为：(3-9)当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞上的有用推力为：式中：P——工作压力（Pa）；D——活塞直径（液压缸内径）（m）；d——活塞杆直径（m）；——液压缸的机械效率，取=0.95；所以得：3.5活塞杆的强度校核和稳定性计算3.5.1强度计算（3-10）式中：——油缸的最大外载荷，；——活塞杆材料的许用应力，；——材料的抗拉强度，；现采用45钢600；夹紧液压缸活塞杆最大作用力=60.11KN；则活塞杆的强度合格。3.5.2稳定性验算当活塞行程较大时（和活塞杆伸出时，油缸的计算长度大于活塞杆直径的十倍以上）活塞杆承受的压力超过一定数值时，油缸的总体将沿着轴向方向呈现出弯曲的现象，只是华东表面产生偏磨，甚至活塞杆折断。为消除这种弊端，除要满足强度外，还根据油缸的支撑形式进行稳定性验算。通过查≤机械设计手册≥可得当液压缸支撑长度时，此处需验算活塞杆弯曲稳定性，因本次设计支撑长度所以需要算稳定性，因为受力完全在轴线上，所以按下式验算：QUOTE（3-11）式中：QUOTE——活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）QUOTE——实际弹性模数，QUOTEI——活塞杆横截面惯性矩QUOTE；K——液压缸安装及向导系数，根据《机械设计手册》可取K=1.5QUOTE——液压缸支撑长度m；QUOTE——安全系数，这里取3：所以活塞杆满足稳定性要求。3.5.3活塞杆结构的形式的选择活塞杆必须有足够的强度和刚度，以便承受拉力、弯曲应力、振动和冲击载荷的作用。同时还要注意他对活塞有效面积的影响，保证液压缸达到所要缺的作用力和运动速度，活塞杆应有一定的耐磨性，具有较高的尺寸精度和表面光洁度。采用实心结构，端部选用单耳环通过螺纹与活塞杆连接。活塞杆的材料和技术要求材料：选用45钢技术要求：淬火.淬火深度，表面镀铬；活塞杆在导向套中滑动，采用配合，太紧了，摩擦大，太松了，容易引起卡滞现象；圆度的圆柱公差不大于直径公差一半；安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于，以保证安装不产生偏斜；安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于；活塞杆的外圆粗糙度，太光了，表面形不成油膜，不利于润滑；活塞杆表面进行镀铬处理，并进行抛光和磨削加工；活塞杆内端的卡键和缓冲装置也要保证与轴线同心，特别是缓冲柱，最好是与活塞做成一体。活塞杆中隔圈的设计计算（1）在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，可能使活塞杆导向套收到过大的侧向力而导致严重的磨损，因此在长行程液压缸内需在活塞与有杆侧端盖之间安装一个中隔圈，使活塞杆在全部外伸时仍有足够的支撑长度，其结构见下图所示。因为是行程短所以不需要中隔圈。活塞与活塞杆的连接形式有很多，各种形式内部均有锁紧措施，以防工作时由于反复运动而松开，并且活塞和活塞杆之间还设有静密封。根据机械设计手册的，一般工程用液压缸的活塞和活塞杆之间多采用卡环连接，活塞杆防尘圈的选择根据≤机械设计手册≥表6-38本设计材料为丁青橡胶，在外表面上具有数字形截面的密封表面，保证它在沟槽中可靠的定位。表3-6防尘圈的选用名称作用直径范围/mm工作范围温度/速度A型防尘圈防尘6～390-30～110≤13.6液压缸效率和液压缸流量的确定a液压缸效率的计算已知（3-12）式中：——液压缸机械效率，取=0.9；——液压缸的容积效率；当活塞密封为弹性材料时，=1；当活塞密封为金属环时，=0.98；本次设计密封装置均为弹性密封圈，故=1。=×=0.9×1=0.9液压缸的流量Q的确定(3-13)式中：A——液压缸有效作用面积；无杆腔时的面积;有杆腔时的面积（3-14）V——活塞运动速度，取V=2；——活塞容积效率；所以3.7缸筒端盖的计算本次设计的液压缸，前端盖与缸之间采用法兰连接，而后端盖与缸筒则采用焊接连接。3.7.1厚度t的计算设计为平底端盖，根据《液压系统设计简明手册》可知无孔时:QUOTE（3-15）有孔时QUOTE（3-16）式中：t——刚改有效厚度QUOTE——缸盖止口内径QUOTE——缸盖孔直径QUOTE——系统最高工作压力取QUOTE其中：QUOTE；同前QUOTE故：取QUOTE3.7.2厚度强度验算缸筒与端盖用焊接时，焊缝应力强度应作如下校核：（3-17）(符合要求)式中：F——缸内最大推力，N;——缸筒外径，mm；D——焊缝底径，mm；——焊接效率，=0.7；——焊条材料的抗拉强度，MPa；n——安全系数，参照缸筒安全系数选取。一般n=5；——由，取值为122Mpa3.8活塞的设计计算活塞在岗内径作往复直线运动，因此配合不应过紧；但活塞应保证有杆腔和无杆腔两端油液不相通，故配合又不应过松；活塞设计的好坏，将直接影响液压系统效率的高低。3.8.1活塞结构形式的选取活塞结构形式多种多样，通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞圆周上开沟槽，安置密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来困难，密封安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要有密封形式决定。组合式活塞大多可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨导向环大量的使用，多数密封圈与导向套联合使用，大大降低了活塞加工成本。因此，经比较选择组合式活塞。根据≤机械设计手册≥得选用车氏C型滑环密封组合式活塞。3.8.2活塞密封装置的选取活塞的结构形式主要由密封形式决定。本系统采用车氏组合密封。该密封材料的特点：聚氯橡胶材料制作的滑环及O型圈组合，结构简单，摩摖阻力小，密封性能好，多次拆卸可重复使用等。活塞的密封形式与活塞的结构有关，可根据液压缸的不同作用力和不同工作压力选择。3.8.3活塞的材料选取本次设计采用导向环的活塞：优质碳素钢45钢，在外径套氯乙烯PTFE+玻璃纤维和聚三氯乙烯材料制成的支撑环。3.8.4活塞外径Ф的计算活塞外径的大小与活塞的缸径D和活塞表面的支撑形式有关，根据上面的活塞结构形式的选取，知式中：D——缸筒的内径；δ——支撑环材料的厚度；一般δ=2～4mm，缸径较小时取值较小，在此取δ=4mm。3.8.5活塞中心孔直径（3-18）式中：——系统工作时最高压力；——活塞材料许用应力，=0.75；——活塞材料的屈服极限，选用45号钢；取3.8.6活塞宽度的计算活塞宽度一般是活塞外径的0.6～1.0倍，具体设计时还需考虑密封件的形式，本次设计取活塞宽度为外径的0.6倍。Ф=D-6=100-6=94β=0.6×94=56.4mm取：β=56mm活塞的配合要求及加工公差活塞外径的配合一般采用f8，外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面圆度和圆柱度一般不大于外径公差的一半，表面粗糙度根据结构形式不同而定。本次设计表面粗糙度选用0.16μm。3.8.9连接螺栓强度的校核螺纹处的拉应力：QUOTE（3-19）螺纹处的剪应力：QUOTE（3-20）合成应力：QUOTE（3-21）QUOTE（3-22）式中F——液压缸负载（N）K——螺纹拧紧系数，一般取QUOTE——螺纹内摩擦系数，一般取QUOTE——螺纹直径，对于标准紧固螺纹，取，t为螺纹螺距；取5个M18螺栓Z——螺栓个数；QUOTE——材料屈服极限，对45钢，取QUOTEQUOTE——安全系数，一般取1.21.5.则则此处的螺栓强度合格其它非主要螺栓的设计这些螺栓只起到外壳连接作用：a连接结合面的几何形状合理，考虑到尽可能成轴对称，结合接触面合理，便于加工制造。b螺栓组的形心与结合面形心基本重合。c螺栓靠近结合面边缘，减少受力。d同一组螺栓的规格都一样，便于选用装配。考虑其受力用途，本设计选用小六角头铰制孔用螺栓：GB/T27—1998-M20×215此螺栓的特点是：能够精确的固定被连接件的相互位置，并且能够承受有横向力产生的剪切和挤压。由于其为非主要受力件，故不需要对其进行强度校核。3.9活塞杆导向套3.9.1导向套长度确定故导向套的长度H=74mm一般导向套滑动面的长度A,在缸筒内径D<80mm时，取A=(0.6~1.0)D;在缸筒内径D80mm时，取A=(0.6~1.0)d；所以本次设计长度A=0.6×70=42mm3.9.2导向套的材料选取金属导向套一般采用摩摖系数小，耐磨材料好的青铜制作，非金属导向套可以用塑料、聚四氟乙烯或聚三氟氯乙烯材料制作端盖式直接导向性型的导向材料用灰铸铁、球墨铸铁、氧化铸铁等。本设计采用青铜材料制作导向套。3.9.3导向套的加工要求导向套外圆与端盖内孔的配合多为，内孔与活塞杆外圆的配合多位公差的一半，内空中的环形油槽要浅而宽要保证良好的润滑。3.10液压油口直径d的确定油口包括有口孔和油口连接螺纹，液压缸的进、出油口可布置在缸盖或缸筒上。QUOTE（3-23）式中：Q——液压缸最大流量；V——液压油流速，取V=2m/min；所以：QUOTE油口连接尺寸为：M27QUOTE3.11端盖的计算装配长度：QUOTE，其值与缸径大小有关，缸径较小时，取值较小，本次设计；缸头内孔尺寸：式中;——活塞杆紧固位置的最大外径；δ——紧固装置孔壁间的最大间隙：一般取δ=2~10mm，本次设计取δ=4mm。因此：；前端盖的材料一般要有足够的强度和足够的韧性，所以本次设计采用45号钢。3.12液压缸筒长度QUOTE（3-24）式中：——装配长度，=10mm——活塞行程系数，一般取=2~3mm；本次取=3mm；——活塞宽度，取=71mm；L——油缸行程，L=470mm；——端盖配合台阶长度，本次设计取QUOTE=12mm所以L=10+3+71+470+12=566mm3.13缸头的结构设计缸头材料一般要求足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求具有良好的焊接性能，根据上述要求，采用45号钢。缸盖内孔尺寸公差一般取H7,H8；缸盖内孔d与之口外径D的圆度，圆柱度误差不大于直径公差之半。缸盖内孔d与之口外径的D同轴度误差不大于0.03，端面A,B对轴线的圆跳动，在直径100以上不大于0.04。装配台阶外径：=125装配长度：=5～20式中：——装配深度，其值与缸径大小有关，缸径小时取小值，取L4=10缸头内径：（3-25）式中：——活塞固紧装置的最大外径，取63；——固紧装置与孔壁间隙，一般取=2～10，此处取=10；=63+2×10=83缸头内径深度：（3-26）式中：——活塞外侧杆头长度，取=23；——活塞行程余量，一般取2～3，取=3；故=23-3=203.14活塞杆长度的确定（3-27）式中：——活塞外侧杆头的长度，24；——活塞厚度,72；——活塞行程,470；——导向长度,86；——活塞杆全部缩入杆腔时的外露余量，此处取=23；——活塞杆螺纹连接长度，取85；L=23+71+470+86+23+85=760mm4夹紧液压缸参数计算与选择本章是针对参数计算与选择，确定主要参数是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。执行元件的工作压力，可以根据负载图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型来选取；而最大流量则由执行元件速度图中的最大速度计算出来。这两者都与执行元件的结构参数(指液压缸的有效工作面积A或液压马达的排量VM)有关。一般的做法是,先选定工作压力p,再按最大负载和预估的执行元件机械效率求出A或VM经过各种必要的验算\修正和圆整后定下这些结构参数,最后再算出最大流量ｑmax来。在机床的液压系统中，通常工作压力选得小些，有助于提高系统的可靠性、低速平稳性和降低噪声，但在结构尺寸和造价方面则须付出一定的代价。4.1夹紧液压缸的尺寸的确定4.1.1夹紧液压缸的工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计师可用类比法来确定表4-1液压设备常用工作压力设备类型精加工机床组合机床拉床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械，大中型挖掘机、起重运输机械工作压力P/MPa0.8-23-55-101-1616-32初选的液压系统工作压力为：16MPa，则其额定压力为20MPa4.1.2缸筒结构缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、活塞等零件构成密闭的容腔，形成内压，推动活塞运动。设计缸筒时，不仅要保证液压缸的作用力、速度和有效行程，而且必须有足够的强度和刚度，以便抵抗液压力和其他外力的作用。根据《机械设计手册》第4卷表17-6-6，常用的缸筒结构有八类，通常缸筒与缸盖、缸头的连接型式取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。综合考虑上述因素缸筒与缸头采用焊接形式，具有结构简单，尺寸小，工艺性好，使用广的优点；缺点是缸体有可能变形。缸筒与缸盖采用外螺纹连接具有重量轻，外径较小的优点，而且便于拆卸和检修。4.1.3缸筒材料缸筒要有足够的强度，能长期承受较高工作压力及短期动态工作压力而不至产生永久变形；还要有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不至产生弯曲；在内表面密封件及导向环的摩擦力的作用下，能长期工作而磨损减少，尺寸公差等级和形位公差等级是以保证活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊接性，以便在焊上管接头或缸头后不至于产生裂纹或过大变形。液压缸的常用材料有20钢、35钢、45钢的无缝钢管。缸筒与缸底采用焊接方式，故采用焊接性能较好的35钢的冷拔无缝钢管，粗加工后调制，由手册中查得45钢的抗拉强度，屈服极限4.1.4缸筒内径的确定为得到所需要的加紧力，油缸的有效工作面积和加紧力应该满足下面的等式,由同组同学计算得此处夹紧力QUOTE.QUOTE(4-1)——液压缸的机械效率，一般取,这里取0.95(4-2)(4-3)(4-4)圆整为：D=80mm。见《机械设计手册》第四版第17章第4页。根据《机械设计手册》第20篇液压传动表20-6-9表4-2液压缸内径和外径的选择产品系列代号额定压力p/MPa内径506380100125140160180外径A型20607695121146168194219通过表得缸的外径为QUOTE95mm，内径D为80mm则缸的壁厚QUOTE4.1.5缸筒壁厚验算对于最终采用的缸筒壁厚采用四方面的验算：额定工作压力应小于一定的极限值，以保证工作安全：QUOTE(4-5)QUOTE=16MPa≤36.65MPa（符合要求）同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定比例范围，以避免塑性变形的发生：QUOTEQUOTE(4-6)式中：——缸筒发生塑性变形的压力MPa；QUOTE——缸的额定工作压力MPa；——缸筒材料的屈服强度360MPa；（符合要求）此外，QUOTE(4-7)式中：D——油缸内经，mm；——油缸外径，mm；——额定压力，MPa；见《机械设计手册》第一卷第三章第61页表3-1-86。可以查得液压缸筒的参数如表4-3所示.表4-3液压缸筒参数内径公称尺寸/mm公差带/外径/mm允许偏差/mm80H8H9H1095+460+740+12004.1.6缸筒制造加工要求缸筒直径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.16QUOTE都需进行研磨；热处理，调制，硬度HBQUOTE缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差的一半；缸筒的直线度公差在500㎜长度上不大于0.03；缸筒端面对内径的垂直度在直径100㎜上不大于0.04㎜。此外，还有通往油口、排气阀孔的内孔口必须有倒角，不允许有飞边、毛刺，以免划伤密封件。为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔应倒15度角。需要在缸筒上焊接油口、排气阀座时都必须在半精加工以前进行。以免精加工后焊接而引起内孔变形。如欲防止腐蚀和提高使用寿命，在缸筒内表面可以镀铬，再进行研磨或抛光，在缸筒内表面涂耐油油漆。4.2活塞杆直径的确定对于双作用单边活塞杆液压缸，其活塞杆直径可根据往复速比来确定。根据《机械设计手册》卷4，P17-259，表17-6-3。表4-4活塞速比系数与压力的关系公称压力（）=12.5～20速比系数（）1.331.46～22当系统压力确定后，查出速比系数并按下式计算：（4-8）式中：行程速比取1.8根据《机械设计手册》第四卷表17-6-2可取表4-5活塞杆直径系列表（GB2348-80）活塞杆直径系列（GB/T2348-1993/mm）4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360通过上表可选活塞杆直径d=45mm活塞杆工作行程的确定，经工况分析并结合转体油缸的各种运动情况，再结合力学分析的结果可以求得油缸的最大工作行程为50mm.4.2.1液压缸推力计算当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞上的理论推力为：(4-9)当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞上的有用推力为：式中：P——工作压力（Pa）；D——活塞直径（液压缸内径）（m）；d——活塞杆直径（m）；——液压缸的机械效率，取=0.9；所以得：4.2.2活塞杆的强度校核和稳定性计算强度计算(4-10)式中：——油缸的最大外载荷，；——活塞杆材料的许用应力，；——材料的抗拉强度，；现采用45钢600；夹紧液压缸活塞杆最大作用力=60.11KN；则活塞杆的强度合格。稳定性验算当活塞行程较大时（和活塞杆伸出时，油缸的计算长度大于活塞杆直径的十倍以上）活塞杆承受的压力超过一定数值时，油缸的总体将沿着轴向方向呈现出弯曲的现象，只是华东表面产生偏磨，甚至活塞杆折断。为消除这种弊端，除要满足强度外，还根据油缸的支撑形式进行稳定性验算。通过查≤机械设计手册≥可得当液压缸支撑长度QUOTE需验算活塞杆弯曲稳定性，因本次设计支撑长度所以需要算稳定性，因为受力完全在轴线上，所以按下式验算：QUOTE（4-11）式中：QUOTE——活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）QUOTE——实际弹性模数，QUOTEI——活塞杆横截面惯性矩QUOTE；K——液压缸安装及向导系数，根据《机械设计手册》可取K=1.5QUOTE——液压缸支撑长度m；QUOTE——安全系数，这里取4：所以活塞杆满足稳定性要求4.2.3活塞杆结构的形式的选择活塞杆必须有足够的强度和刚度，以便承受拉力、弯曲应力、振动和冲击载荷的作用。同时还要注意他对活塞有效面积的影响，保证液压缸达到所要缺的作用力和运动速度，活塞杆应有一定的耐磨性，具有较高的尺寸精度和表面光洁度。采用实心结构，端部选用单耳环通过螺纹与活塞杆连接。活塞杆的材料和技术要求材料：选用45钢技术要求： 淬火.淬火深度，表面镀铬；活塞杆在导向套中滑动，采用配合，太紧了，摩擦大，太松了，容易引起卡滞现象；圆度的圆柱公差不大于直径公差一半；安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于，以保证安装不产生偏斜；安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于；活塞杆的外圆粗糙度，太光了，表面形不成油膜，不利于润滑；活塞杆表面进行镀铬处理，并进行抛光和磨削加工；活塞杆内端的卡键和缓冲装置也要保证与轴线同心，特别是缓冲柱，最好是与活塞做成一体。4.2.4活塞杆中隔圈的设计计算（1）在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，可能使活塞杆导向套收到过大的侧向力而导致严重的磨损，因此在长行程液压缸内需在活塞与有杆侧端盖之间安装一个中隔圈，使活塞杆在全部外伸时仍有足够的支撑长度。因为是行程短所以不需要中隔圈。4.2.5活塞杆和活塞的连接形式：活塞与活塞杆的连接形式有很多，各种形式内部均有锁紧措施，以防工作时由于反复运动而松开，并且活塞和活塞杆之间还设有静密封。根据机械设计手册的，一般工程用液压缸的活塞和活塞杆之间多采用卡环连接，结构图如下：图4-1活塞与活塞杆的连接形式4.2.6活塞杆防尘圈的选择根据≤机械设计手册≥表6-38本设计材料为丁青橡胶，在外表面上具有数字形截面的密封表面，保证它在沟槽中可靠的定位。表4-6防尘圈的选用名称作用直径范围/mm工作范围温度/速度A型防尘圈防尘6～390-30～110≤14.2.7液压缸效率和液压缸流量的确定a液压缸效率的计算已知（4-12）式中：——液压缸机械效率，取=0.9；——液压缸的容积效率；当活塞密封为弹性材料时，=1；当活塞密封为金属环时，=0.98；本次设计密封装置均为弹性密封圈，故=1。=×=0.9×1=0.9液压缸的流量Q的确定(4-13)式中：A——液压缸有效作用面积；无杆腔时的面积;有杆腔时的面积（4-14）V——活塞运动速度，取V=1.5；——活塞容积效率；所以4.3缸筒端盖的计算本次设计采用焊接型液压缸，及前端盖浴缸同之间采用内外螺纹连接，而后端盖与缸筒则采用焊接连接。后端盖与缸筒的连接形式：图4-2端盖与缸筒的连接形式4.3.1厚度t的计算设计为平底端盖，根据《液压系统设计简明手册》可知无孔时:QUOTE（4-15）有孔时QUOTE（4-16）式中：t——刚改有效厚度QUOTE——缸盖止口内径QUOTE——缸盖孔直径QUOTE——系统最高工作压力取QUOTE其中：QUOTE；同前QUOTE故：取t=15mm4.3.2厚度强度验算缸筒与端盖用焊接时，焊缝应力强度应作如下校核：（4-17）(符合要求)式中：F——缸内最大推力，N;——缸筒外径，mm；D——焊缝底径，mm；——焊接效率，=0.7；——焊条材料的抗拉强度，MPa；n——安全系数，参照缸筒安全系数选取。一般n=5；——由，取值为122Mpa4.4活塞的设计计算活塞在岗内径作往复直线运动，因此配合不应过紧；但活塞应保证有杆腔和无杆腔两端油液不相通，故配合又不应过松；活塞设计的好坏，将直接影响液压系统效率的高低。4.4.1活塞结构形式的选取活塞结构形式多种多样，通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞圆周上开沟槽，安置密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来困难，密封安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要有密封形式决定。组合式活塞大多可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨导向环大量的使用，多数密封圈与导向套联合使用，大大降低了活塞加工成本。因此，经比较选择组合式活塞。根据≤机械设计手册≥得选用车氏C型滑环密封组合式活塞。具体结构如下：图4-3活塞的结构形式4.4.2活塞密封装置的选取活塞的结构形式主要由密封形式决定。本系统采用车氏组合密封。该密封材料的特点：聚氯橡胶材料制作的滑环及O型圈组合，结构简单，摩摖阻力小，密封性能好，多次拆卸可重复使用等。活塞的密封形式与活塞的结构有关，可根据液压缸的不同作用力和不同工作压力选择。4.4.3活塞的材料选取本次设计采用导向环的活塞：优质碳素钢45钢，在外径套氯乙烯PTFE+玻璃纤维和聚三氯乙烯材料制成的支撑环。4.4.4活塞外径Ф的计算活塞外径的大小与活塞的缸径D和活塞表面的支撑形式有关，根据上面的活塞结构形式的选取，知式中：D——缸筒的内径；δ——支撑环材料的厚度；一般δ=2～4mm，缸径较小时取值较小，在此取δ=4mm。Ф=D-2=80-2×3=76mm活塞中心孔直径（4-18）式中：——系统工作时最高压力；——活塞材料许用应力，=0.75；——活塞材料的屈服极限，选用45号钢；取4.4.5活塞宽度的计算活塞宽度一般是活塞外径的0.6～1.0倍，具体设计时还需考虑密封件的形式，本次设计取活塞宽度为外径的0.6倍。QUOTE=D-6=80-6=74β=0.6×74=44.4mm取：β=45mm活塞的配合要求及加工公差活塞外径的配合一般采用f8，外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面圆度和圆柱度一般不大于外径公差的一半，表面粗糙度根据结构形式不同而定。本次设计表面粗糙度选用0.16μm。图4-3活塞的装配方式图4.5连接螺栓强度的校核4.5.1主要受力螺栓的校核螺纹处的拉应力：QUOTE（4-19）螺纹处的剪应力：QUOTE（4-20）合成应力：QUOTE（4-21）QUOTE（4-22）式中F——液压缸负载（N）K——螺纹拧紧系数，一般取QUOTEQUOTE——螺纹内摩擦系数，一般取QUOTEQUOTE——螺纹直径，对于标准紧固螺纹，取，t为螺纹螺距；Z——螺栓个数；QUOTE——材料屈服极限，对45钢，取QUOTEQUOTE——安全系数，一般取1.21.5.则则此处的螺栓强度合格4.5.2其它非主要螺栓的设计这些螺栓只起到外壳连接作用：a连接结合面的几何形状合理，考虑到尽可能成轴对称，结合接触面合理，便于加工制造。b螺栓组的形心与结合面形心基本重合。c螺栓靠近结合面边缘，减少受力。d同一组螺栓的规格都一样，便于选用装配。考虑其受力用途，本设计选用小六角头铰制孔用螺栓：GB/T27—1998-M160×215此螺栓的特点是：能够精确的固定被连接件的相互位置，并且能够承受有横向力产生的剪切和挤压。由于其为非主要受力件，故不需要对其进行强度校核。4.6活塞杆导向套4.6.1导向套长度确定故导向套的长度H=43mm一般导向套滑动面的长度A,在缸筒内径D<80mm时，取A=(0.6~1.0)D;在缸筒内径D80mm时，取A=(0.6~1.0)d；所以本次设计长度A=0.6×80=48mm4.6.2导向套的材料选取金属导向套一般采用摩摖系数小，耐磨材料好的青铜制作，非金属导向套可以用塑料、聚四氟乙烯或聚三氟氯乙烯材料制作端盖式直接导向性型的导向材料用灰铸铁、球墨铸铁、氧化铸铁等。本设计采用青铜材料制作导向套。4.6.3导向套的加工要求导向套外圆与端盖内孔的配合多为，内孔与活塞杆外圆的配合多位公差的一半，内空中的环形油槽要浅而宽要保证良好的润滑。4.6.4液压油口直径d的确定油口包括有口孔和油口连接螺纹，液压缸的进、出油口可布置在缸盖或缸筒上。QUOTE(4-23)式中：Q——液压缸最大流量；V——液压油流速，取v=1.5m/min；所以：QUOTE油口连接尺寸为：M12QUOTE4.7端盖的计算装配长度：QUOTE，其值与缸径大小有关，缸径较小时，取值较小，本次设计；缸头内孔尺寸：式中;——活塞杆紧固位置的最大外径；δ——紧固装置孔壁间的最大间隙：一般取δ=2~10mm，本次设计取δ=7mm。因此：；前端盖的材料一般要有足够的强度和足够的韧性，所以本次设计采用45号钢。4.8液压缸筒长度(4-24)式中：——装配长度，=5mm——活塞行程系数，一般取=2~3mm；本次取=3mm；——活塞宽度，取=45mm；L——油缸行程，L=25mm；——端盖配合台阶长度，本次设计取QUOTE=5mm所以L=5+3+45+25+5=80mm4.9液压缸缸头的设计4.9.1缸头的连接形式连接形式如图3-3所示：图4-4缸头与缸筒焊接缸筒与缸头用焊接时（如图4-4所示），焊缝应力强度校核：（4-25）式中：——缸内最大推力，；——缸筒外径，；——焊缝底径，；——焊接效率，取=0.7；——焊条材料的抗拉强度，，取——安全系数，参照缸筒安全系数选取。一般=；，故满足强度要求。4.9.2缸头的设计计算由于该油缸采用耳环连接的形式，底部的最小厚度按近似的公式计算如下：（4-26）式中：——缸筒直径，；——缸筒底部厚度，；——缸内最大工作压力，；由于缸筒底部材料用45号优质碳素钢，故4.9.3缸头的结构设计缸头的结构如下图所示缸头材料一般要求足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求具有良好的焊接性能，根据上述要求，采用45号钢。缸盖内孔尺寸公差一般取H7,H8；缸盖内孔d与之口外径D的圆度，圆柱度误差不大于直径公差之半。缸盖内孔d与之口外径的D同轴度误差不大于0.03，端面A,B对轴线的圆跳动，在直径100以上不大于0.04。图4-5缸头结构装配台阶外径：=80装配长度：=5～20式中：——装配深度，其值与缸径大小有关，缸径小时取小值，取L4=10缸头内径：（4-27）式中：——活塞固紧装置的最大外径，取50；——固紧装置与孔壁间隙，一般取=2～10，此处取=10；=50+2×10=70缸头内径深度：（4-28）式中：——活塞外侧杆头长度，取=23；——活塞行程余量，一般取2～3，取=3；故=23-3=204.9.4活塞杆长度的确定图3-9活塞杆长度的确定（4-29）式中：——活塞外侧杆头的长度，23；——活塞厚度,45；——活塞行程,25；——导向长度,43；——活塞杆全部缩入杆腔时的外露余量，此处取=25；——活塞杆螺纹连接长度，取63；L=23+45+25+43+25+63=214mm5液压马达的选用液压马达工作时要考虑的因素有工作压力，转速范围、旋转扭矩、运行扭矩、总效率，容积效率，滑擦特性、寿命等机械性能在机械设备的安装条件外观等。5.1动力头液压马达的选择根据动力头旋转转速：0-200rpm，同时要求扭矩大于300N·m，马达的有效工作压力，根据溢流阀工作压力，p=20MPa，根据同组动力头同学的马达选择GY-A6V80斜轴式变量马达。5.1.2马达流量5.2行走装置的液压马达的选择根据锚杆钻机行走时的最大速度为：QUOTE,转速QUOTE牵引工况所需要的最大扭矩为：QUOTE系统的工作压力为20MPa。取马达和链轮的传动比为20，则马达的输出扭矩为：M=400N·m。(1)马达的排量=174ml/r查机械设计手册表20-5-77，本机的液压动力头选用马达JM10-F0.18QUOTE，查出排量为182ml/r，额定压力为20MPa，最大压力为25MPa，转速范围18-630r/min，额定转速为500r/min,额定转矩为523N·m，效率大于80%。此转矩