QY12型液壓起重機變幅油缸設計含proe三維及7張CAD圖-獨家.zip

QY12型液壓起重機變幅油缸設計含proe三維及7張CAD圖-獨家.zip,QY12,液壓,起重,機變,幅油缸,設計,proe,三維,CAD,獨家 QY12型液壓起重機變幅油缸設計 摘要 在我國汽車起重機的發(fā)展已有五十年的歷史了。由于受到客觀條件的限制，一度發(fā)展較慢。進入九十年代發(fā)展迅速，但與國際先進水平還相差很遠，主要表現(xiàn)在產品質量的穩(wěn)定性、自動化、智能化等方面。隨著國家基礎建設的規(guī)模不斷加大，許多生產場合都需要對設備、產品、零件、貨物等進行搬運和位移，汽車起重機在起重運輸行業(yè)和野外作業(yè)發(fā)揮的作用也將越來越大，市場也將越來越大。 本文以徐工集團生產的QY12型液壓起重機為素材，對其變幅油缸進行了詳細的設計。在設計過程部分，首先對該汽車起重機的整體結構進行分析，了解起重機的技術參數(shù)。在滿足汽車起重機使用功能要求，安全可靠，結構合理，重量輕，操作使用方便的基礎上，重點就汽車起重機的變幅液壓缸缸筒內徑、缸筒外徑、活塞桿的直徑及長度、活塞等進行了設計和相應的強度、穩(wěn)定性的校核。對緩沖裝置、排氣裝置、密封裝置等也進行了主要尺寸的設計。最后將本次設計的液壓缸分別通過電腦繪圖軟件ProEngineer和AUTOCAD，將其以三維和二維圖形的形式繪制出來。汽車起重機對許多生產場合與起重運輸?shù)刃袠I(yè)，具有很強的現(xiàn)實意義。因此、本文的設計也顯得尤為有價值。 關鍵詞：汽車起重機；QY12型液壓起重機；變幅油缸；設計；校核 ABSTRACT In China the development of automobile cranes been fifty years of history. Due to objective conditions, once the development is slow. Into the nineties developed rapidly, but with the international advanced level very far, mainly in the stability of product quality, automation, intelligent and so on. With the size of the national infrastructure continues to increase, many production occasions the need for equipment, products, parts, cargo handling, etc. and displacement, the role of truck crane in lifting and transport industry and field operations will also play more and more, market will also be growing. In this paper, the production QY12 XCMG hydraulic crane for the material, carried out a detailed design of its luffing cylinder. Part in the design process, the overall structure of the first truck crane for analysis, to understand the technical parameters of the crane. Truck cranes use to meet the functional requirements, safe, reliable, reasonable structure, light weight, easy operation on the basis of the focus on the inner diameter of the cylinder luffing cylinder truck crane, cylinder diameter, the diameter and length of the piston rod, piston like the design and the corresponding strength, stability check. Buffer means, exhaust, seals, etc. were also the main dimensions of the design. Finally, the design of the hydraulic cylinders respectively, through computer graphics software ProEngineer and AUTOCAD, be drawn in the form of three-dimensional and two-dimensional graphics. Truck crane for lifting and transportation of many production situations and other industries, has a strong practical significance. Therefore, this paper design is particularly valuable. Keywords: Truck cranes；QY12 hydraulic crane；luffing cylinder；design；verification I 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 4 1.1 QY12型汽車起重機的簡介 4 1.1.1 QY12型汽車起重機結構簡介 4 1.1.2 QY12型汽車起重機主要參數(shù)簡介 6 1.2 汽車起重機的工作特點及在國民經濟中的作用 7 1.3 國內汽車起重機的發(fā)展概況和發(fā)展趨勢 8 1.3.1 國內汽車起重機的發(fā)展概況 8 1.3.2 國內汽車起重機的發(fā)展趨勢 9 1.4 國外汽車起重機的發(fā)展概況和發(fā)展趨勢 10 1.4.1 國外汽車起重機的發(fā)展概況 10 1.4.2 國外汽車起重機的發(fā)展趨勢 11 1.5 本課題設計的目的 12 第2章 變幅系統(tǒng)和機構鉸點的設計 13 2.1 變幅系統(tǒng)方案的確定 13 2.2 臂架油缸鉸點位置確定 13 2.3 變幅液壓缸行程的確定 14 第3章 主要零件及裝置的設計 16 3.1 液壓缸推力的確定 16 3.2 液壓缸工作壓力的確定 17 3.3 液壓缸工作速度和縮后速度的確定 18 3.4 缸筒的設計 18 3.4.1 缸筒材料的確定 18 3.4.2 缸筒內徑D的確定 18 3.4.3 缸筒壁厚δ的確定 19 3.4.4 缸筒底部的確定 20 3.4.5 缸筒加工要求的確定 20 3.5 活塞桿的設計 20 3.5.1 活塞桿材料的確定 20 3.5.2 活塞桿結構形式的確定 21 3.5.3 活塞桿直徑D的確定 21 3.5.4 活塞桿理論拉力和推力的確定 22 3.5.5 活塞桿加工要求的確定 22 3.5.6 活塞桿導向形式的確定 22 3.5.7 活塞桿防塵和密封形式的確定 22 3.6 活塞的設計 23 3.6.1 活塞材料的確定 23 3.6.2 活塞結構形式及尺寸的確定 23 3.6.3 活塞密封形式的確定 23 3.6.4 活塞加工要求的確定 24 3.6.5 活塞與活塞桿連接形式的確定 24 3.7 活塞導向環(huán)的設計 24 3.7.1 導向環(huán)形式的確定 24 3.7.2 導向環(huán)尺寸確定 25 3.8 耳環(huán)尺寸的確定 25 3.9 進、出油口尺寸的確定 26 3.10 密封裝置的確定 26 3.11 排氣裝置的確定 28 3.12 緩沖裝置的確定 28 第4章 主要零件的校核 30 4.1 活塞桿的校核 30 4.1.1 活塞桿拉伸強度的校核 30 4.1.2 活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算 30 4.2 缸筒的校核 31 4.2.1 缸筒內徑D的校核 31 4.2.2 缸筒壁厚δ的校核 32 4.2.3 缸筒底部的校核 33 4.3 連接零件的校核 33 4.3.1 缸筒和缸底焊縫的校核 33 4.3.2 缸蓋連接螺栓的校核 33 4.3.3 缸蓋連接螺紋的校核 34 第5章 結論 35 致謝 36 參考文獻 37 第1章 緒論 1.1 QY12型汽車起重機的簡介 1.1.1 QY12型汽車起重機結構簡介 汽車起重機是我國近年來發(fā)展迅速的一種能在一定范圍內垂直起升和水平移動物品的新型工程機械，動作間歇性和作業(yè)循環(huán)性是起重機的工作特點。他以汽車底盤為基礎的自行式起重設備，具有較高的行駛速度，可以與裝運工具的汽車編隊行駛，機動性好；廣泛運用于建筑、貨站及野外吊裝作業(yè)等，可在有沖擊、振動、溫度變化大和環(huán)境較差的條件下工作。其執(zhí)行元件完成的動作比較簡單，位置精度要求低，負載較大，因此一般采用中、高壓手動控制系統(tǒng)，并非常重視系統(tǒng)的安全可靠性。汽車起重機是成批生產的系列產品，種類較多，現(xiàn)以QY12型全液壓汽車起重機為例介紹其主要組成部分的結構及工作原理。圖1.1為QY12汽車起重機外圖形結構。 圖1.1 QY12汽車起重機外圖形結構 QY12型汽車起重機為一種具有三節(jié)伸縮臂，全回轉液壓起重機。其取力裝置位于起重機底盤變速器右側，起重機從行駛狀態(tài)轉入起重機作業(yè)時，底盤駕駛室內操縱取力操縱桿使取力裝置接合之后，汽車發(fā)動機動力經過取力裝置傳至齒輪泵，則齒輪泵工作。齒輪泵產生的壓力油通過液壓系統(tǒng)驅動起重機的支腿操縱和上車回轉、變幅、伸縮機構以及卷揚機構工作。 支腿為“H”型結構，前后固定腿分別焊接在底架下方，四個活動支腿分別裝在前后固定腿箱形內，支腿結構為液壓驅動。 活動支腿通過支腿操縱閥控制，它可以同時動作，也可以單獨動作，操縱支腿一般情況是先水平腿伸出后，再伸垂直腿，縮回時應先垂直支腿縮回后，再是水平腿縮回。 起重臂的主臂為三節(jié)四邊箱形吊臂，伸縮機構為單級油缸加鋼絲繩其結構(如圖1.2起重臂及伸縮機構所示)。 圖1.2 起重臂及伸縮機構 1、載重汽車 2、基本臂 3、起升機構 4、吊臂伸縮缸 5、吊臂變幅缸 6 回轉機構 7、支腿 為提高伸縮油缸的穩(wěn)定性，將伸縮油缸倒置安裝在伸縮臂中，活塞桿頭與基本臂尾部鉸接固定，缸簡端部與二節(jié)臂根部鉸接固定。當伸縮油缸伸出時，活塞桿固定與基本臂不運動，則缸簡運動將二節(jié)臂推出，當伸縮油缸縮回時，則缸筒運動將二節(jié)臂拉回。 起升機構由液壓馬達、雙級圓柱齒輪、減速器、制動器、卷筒、鋼絲繩、起重鉤系統(tǒng)組成。其制動器為常閉摩擦片干式制動器，它的控制由制動油缸實現(xiàn)，并可在起重過程中任何位置實現(xiàn)重物停穩(wěn)而不下滑。在起升機構液壓回路中裝有平衡閥，用以控制重物下降的速度。 回轉機構由液壓馬達、蝸桿蝸輪減速器、回轉支承等組成?；剞D機構工作時，由齒輪泵供給壓力油，采用定量馬達驅動，通過回轉分配閥的控制可以實現(xiàn)正、反方向回轉。 變幅機構由吊臂、轉臺與一個前傾安裝的雙作用油缸所構成、其變幅動作是通過雙作用油缸的伸縮實現(xiàn)的，變幅機構的作用是改變吊臂的仰角，從而使吊鉤與上車回轉中心的距離(即幅度)得到改變。 1.1.2 QY12型汽車起重機主要參數(shù)簡介 起重機的技術參數(shù)表征起重機的作業(yè)能力，汽車式起重機的主要技術參數(shù)包括起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。這些參數(shù)表名起重機工作性能和技術經濟指標，它是設計起重機的技術依據(jù)，也是生產使用中選擇起重機技術性能的依據(jù)。表1.1為QY12汽車起重機主要技術參數(shù)。 表1.1 QY12汽車起重機主要技術參數(shù) 序號 項目 參數(shù) 單位 備注 1 最大額定起重量 12000 Kg 額定幅度下 2 額定工作幅度 3 m 3 基本臂長度CD 8.2 m 4 吊臂重量 6.8 T 含伸縮油缸及伸縮機構等 5 轉臺兩鉸點間距AC 1150 mm 6 吊臂兩鉸點間距BC 3250 mm 7 回轉中心線與后鉸點水平間距L0 550 mm 8 吊臂俯仰角度 -3~80 ° 水平為基準 9 吊臂變幅起時間 50 s 10 吊臂變幅落時間 小于30 s 11 變幅油缸伸出時有桿腔背壓 1 MPa 12 變幅油缸縮回時無桿腔背壓 2 MPa 1、起重量 起重機起吊重物的質量稱為起重量，通常以Q表示，單位為kg或t。起重機的起重參數(shù)通常是以額定起重量表示的。所謂額定起重量是指起重機在各種工況下安全作業(yè)所容許的起吊重物的最大質量的值，它是隨著幅度的加大而減小的。帶有吊鉤的起重機的額定起重量不包括吊鉤和滑輪組的自重。 汽車式起重機的額定起重量隨著吊臂的方位（側方、后方、前方三個基本作業(yè)方位）不同而有所變化。汽車式起重機的額定起重量還分支腿全伸、不用支腿吊臂行駛3種情況。起重機吊重行使時，起重臂必須前置。起重機不用支腿作業(yè)和吊重行使時的額定起重量決定于輪胎、車橋的承載能力。本文QY12型起重機的起重量為12000kg。 2、起升高度 起升高度是指從地面或軌道頂面至取物裝置最高起生位置的鉛垂距離（吊鉤取取鉤環(huán)中心），單位為米。如果取物裝置能下落到地面或軌面以下，從地面或軌面至取物裝置最低下放位置間的鉛垂距離稱為下放深度。此時總起升高度H為軌面以上的起升高度h2和軌面以下的下放深度h3之和，H=h2+h3。 由于汽車式起重機的起升高度隨著臂架仰角和臂架長度變化，在各種臂長和不同臂架仰角時可得相應的起升高度曲線。汽車式起重機起升高度的選擇按作業(yè)要求而定。在確定起升高度時，應考慮配屬的吊具、路基和汽車高度保證起重機能將最大高度的物品裝入車內。 3、幅度 旋轉臂架式起重機處于水平位置時，回轉中心線與取物裝置中心線垂直之間的水平距離稱為幅度（R）。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根據(jù)作業(yè)要求而定。在臂架變幅平面內起重機機體的最外邊至取物中心鉛垂線之間的距離稱為有效幅度，有效幅度可為正值或副值。 汽車式起重機有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于側向最小幅度時，取物裝置中心鉛垂線至該側兩支腿中心連線的水平距離，它表示汽車式起重機在最小幅度時工作的可能性。汽車式起重機的幅度R，此次汽車式起重機的幅度R=3m。 1.2 汽車起重機的工作特點及在國民經濟中的作用 汽車起重機用來對物料進行起重、運輸、裝卸和安裝作業(yè)的機械。它可以完成靠人力無法完成的物料搬運動作，以減輕人們的體力勞動，提高生產效率，在工廠、車站、礦山、港口、建筑工地、倉庫、水電站等多個領域的部門中得到了廣泛的應用，隨著生產規(guī)模日益擴大，特別式現(xiàn)代化、專業(yè)化的生產需求，各種專門用途的起重機相繼產生，在許多重要的部門中，不僅式生產過程中的輔助機械，而且已成為生產流水作業(yè)生產線上不可缺少的重要機械設備它的發(fā)展對國民經濟建設起著積極的促進作用。 汽車起重機一種循環(huán)、間歇運動的，短程搬運物料的機械，一個工作循環(huán)，一般包括上料，運送，卸料及回到原位的過程，即取物裝置從取物地點，由起升機構吧物料提起，由運行回轉或變幅機構把物料移位，然后物料在指定的地點下放，接著進行相反的動作，使取物裝置回到原位，以便進行下一步的工作循環(huán)，在兩個工作循環(huán)之間一般由短暫的停歇。起重機工作時，各機構經常是處于啟動，制動，正向，反向，等相互交替的運動狀態(tài)之中。 在高層建筑，冶金，化工，電站等大型項目的建設中，需要吊裝和搬運的工程量日益增多，其中不少組合件的吊裝和搬運重量達到幾百噸。因此必須選用一些大型的起重機進行諸如鍋爐及廠房設備的吊裝工作。通常采用的大型起重機有龍門起重機，門座式起重機，塔式起重機，履帶起重機，輪式起重機以及廠房內裝置的橋式起重機等。 在公路，橋梁，水利電力等建設施工中，起重機的使用范圍更式極為廣泛，無論式裝載設備器材，吊裝廠房構件，安裝電站設備，調運澆筑混凝土，模板，開挖廢渣及其它建筑材料等均需使用起重機械，尤其式水電工程施工，不但工程規(guī)模浩大，而且地理條件特殊，施工季節(jié)性強，工程本身又很復雜，而且吊裝搬運的設備，建筑材料量大品種多。除了上面介紹的起重機外，在水電工程中還采用一些其它的大型設備，如纜索起重機，浮式起重機等，在電站廠房及建筑物上安裝各種類型的起重機，供檢修機組，啟閉閘門，及起吊攔污欄之用，這些起重機由大型龍門起重機，固定卷揚起重機以及弧形閘門起重機等。這些專門用途的起重機一般噸位較大，如用起吊閘門的龍門起重機，和固定卷揚起重機，起到了工程起重機的作用，起重機在未來的國家建設當中，還將起到更大的作用。 1.3 國內汽車起重機的發(fā)展概況和發(fā)展趨勢 1.3.1 國內汽車起重機的發(fā)展概況 中國的汽車式起重機誕生于上世紀的10年代，經過了近30年的發(fā)展，期間有過3次主要的技術改進，分別為70年代引進蘇聯(lián)的技術，80年代引進日本的技術，90年代引進德國的技術。但是總體來說，中國的汽車式起重機產業(yè)始終走著自主創(chuàng)新的道路，有著自己清晰的發(fā)展脈絡，尤其是進幾年，中國的汽車式起重機產業(yè)取得了長足的發(fā)展，雖然與國外相比還有一定的差距，但是這個差距正在逐漸的縮小。而且我國目前在中小噸位的汽車式起重機的性能已經完好，能夠滿足現(xiàn)實生產的要求。在不久的將來，我國的汽車式起重機行業(yè)一定會發(fā)展成為一個發(fā)展穩(wěn)定，市場化程度高的成熟產業(yè)。 許多專家認為，高速發(fā)展的市場，是中國汽車式起重機產業(yè)各個廠商有利的技術創(chuàng)新基礎和環(huán)境。近幾年，中國汽車式起重機產業(yè)除了一家較小的公司與日本起重機品牌廠家合資以外，其余廠家一直在追趕國外先進水平的進程中，一直堅持自主的技術創(chuàng)新道路，基本上沒有整體引進國外技術的做法，也使的中國汽車式起重機產業(yè)在達到和接近國際先進水平的同時，在產品技術上有明顯的中國特質。 中國汽車式起重機已經大量使用PLC可編程集成控制技術，帶有總線接口的液壓閥塊，液壓馬達，油泵等控制和執(zhí)行元件已較為成熟，液壓和電器已實現(xiàn)了緊密的結合?？赏ㄟ^軟件實現(xiàn)控制性能的調整，大幅度簡化控制系統(tǒng)，減少液壓元件，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，具備了實現(xiàn)故障自動診斷，遠程控制的能力。 當前我國新一代汽車起重機產品，起重作業(yè)的操作方式，大面積應用先導比例控制，具有良好的微調性能和精控性能，操作力小，不易疲勞。通過先導比例手柄實現(xiàn)比例輸送多種負荷的無級調速，有效防止起重作業(yè)時的二次下滑現(xiàn)象，極大的提高了起重作業(yè)的安全性、可靠性和作業(yè)效率。 部分大型汽車式起重機還在伸縮臂上使用了單缸插銷的伸縮技術，通過液壓銷作用，以單個液壓油缸可完成多節(jié)伸臂的運動，并達到各種工況的程度控制和自動伸縮，改變了以往能不油缸加內部繩排的作業(yè)方式，使起重機相對更輕，拓展了起重機向更高工作高度發(fā)展的空間。 在走向國際市場的過程中，我國汽車式起重機產業(yè)近幾年品質水平的快速提高，也得到了國際擁護的高度肯定，由于產品使用規(guī)范，用戶的專業(yè)素質較高，出口產品的質量反饋比在過內有了明顯的減少，產品反映較好。這都為中國汽車式起重機行業(yè)的發(fā)展打下了良好的基礎。 1.3.2 國內汽車起重機的發(fā)展趨勢 我國的汽車式起重機的生產企業(yè)要想在本領域生存與發(fā)展，需要做的事情還很多，由于市場需求的增大，也要求生產企業(yè)不斷創(chuàng)新，在保證起重機性能的基礎上還要不斷開發(fā)出更大噸位的新產品，滿足市場的需求。只有這樣才能從市場中獲得活力使自己生存，在生存中發(fā)展，在發(fā)展中壯大。主要的發(fā)展趨勢有以下幾點： 1、擴大產品的品種 在企業(yè)內部應建立完善的產品研究和開發(fā)體系，使產品系列化，品種齊全，要形成大中小完整系列，增多產品數(shù)量，使生產規(guī)模不斷的擴展。 2、增大起重力矩 目前我國生產的汽車式起重機大多是50噸以下的中小噸位的起重機，大噸位生產的很少，而，隨著社會的發(fā)展，對機動靈活的大型起重機械的需求越來越大，這都是汽車式起重機發(fā)展的養(yǎng)分，所以增大其中力矩迫在眉睫。 3、增加起重機功能 隨著國民經濟的快速發(fā)展，用戶對汽車式起重機的使用上的要求越來越多，希望能夠一機多用，已經不僅僅是在搬運重物時使用，而是滿足在不同環(huán)境和工種的使用，這些都為未來起重機的發(fā)展找清了方向。 4、全力打造自己的品牌 目前中國的汽車起重機生產企業(yè)，缺少自己的專業(yè)研究人員和開發(fā)隊伍，而是去模仿別人生產的成品，沒有發(fā)展方向和競爭力。未來經濟的全球化以及由此引發(fā)的一系列問題，使得競爭手段從傳統(tǒng)的產品，價格等層次轉嫁到品牌的競爭上來。所以各大汽車式生產企業(yè)應該 努力打造自己的品牌，從而使自己發(fā)展壯大。 5、開創(chuàng)自我空間占領市場 我國的各大汽車式起重機生產企業(yè)要不斷創(chuàng)新，大膽進行運行急智的改革，面向市場，結構優(yōu)化，人員重組，引進設備，進行刻苦的技術研發(fā)，在不斷完善自我的前提下，占領市場。 1.4 國外汽車起重機的發(fā)展概況和發(fā)展趨勢 1.4.1 國外汽車起重機的發(fā)展概況 目前世界上約有百余家企業(yè)生產汽車起重機，但著名的也就右十余家，如美國的格魯夫、德國的利勃海爾、徳馬克、日本加藤、多田野等。生產的汽車起重機品種有數(shù)百種，90年代以來，生產，銷售各種噸位的起重機萬余臺。汽車起重機的市場主要集中在東亞、北美和歐洲。東亞約占銷售量的40%，北美和歐洲各約占20%。國外汽車起重機發(fā)展的主要特點可以歸納為：多品種生產標準化程度高和一機多用。就分布于三大市場的產品而言，以德國為主的歐洲市場，其產品主要特點為： 1、全地面起重機占主導地位，約占市場份額的80%。 2、大噸位產品為主，利勃海爾公司占銷售額的70%～80%式100噸以上的產品。 3、技術先進，及時采用世界最新的技術成果。 4、專用配套件多，這以為歐洲發(fā)展汽車起重機的得天獨厚的條件。 以日本為主的東亞市場和以美國為主的北美市場，其產品主要特點有： 1、越野汽車起重機占主導地位，約占70%～80%，其次為輪式起重機，全地面起重機所占比例較小。 2、多系列生產，中大噸位居多。 3、注重適應性和經濟性。在保證產品性能和功能的前提下，大量采用通用配套件，而不強調追趕新技術，故產品可靠性較好。 目前，世界汽車起重機的生產，從技術上講，德國利勃海爾公司略占優(yōu)勢，但從企業(yè)規(guī)模上講，美國格魯公司居世界首位。而生產量則是日本的多田野和藤加最多。市場總的趨勢式供大于求，面對激烈競爭，國外各大公司除了紛紛增加投資、擴大生產、提高自身的競爭能力外，還通過聯(lián)合或兼并來提高在國際市場的份額。如1984年，美國格魯夫公司收購了英國老牌企業(yè)科爾斯公司。1987年，德國克虜伯公司收購了格的瓦爾德公司，稱為當時德國最大的起重機公司，但該公司1995年又被美國格魯夫公司收購。1990年，日本多田野兼并了德國法恩公司等。 在起重機行業(yè)內，國外的大型汽車起重機的發(fā)展比我國迅速，在技術和運用上已相當成熟，目前國際市場對汽車起重機的需求在不斷增加，從而使國外各大汽車式起重機制企業(yè)在生產中更多的應用優(yōu)化設計，機械自動化和自動化設備，這對起重機行業(yè)的發(fā)展造成了很大的影響。目前國外的起重機企業(yè)主要是生產大噸位的起重機，而且有完善的設計體系，和一批先進的研發(fā)人員，不斷的進行創(chuàng)新和完善。國外的制造企業(yè)現(xiàn)在已經達到規(guī)模化的生產，技術含量比較高，而且液壓技術和電子技術在汽車起重機的設計中也已廣泛的應用，很多企業(yè)的品牌在用戶的心中已經打上了堅實的烙印，這也使的國外起重機的繼續(xù)發(fā)展占有了更大的優(yōu)勢。 1.4.2 國外汽車起重機的發(fā)展趨勢 1、設計、制造的計算機化、自動化 近年來，隨著電子計算機的廣泛應用， 許多國外起重機制造商從應用起重機輔助設計系統(tǒng)（CAD），提高到應用計算機進行起重機的模塊設計。起重機采用模塊單元化設計，不僅是一種設計方法的改革，而且將影響整個起重機行業(yè)的技術、生產和管理水平，老產品的更新?lián)Q代，新產品的研制速度都將大大加快。對起重機的改進，只需更改幾個模塊；設計新的起重機只需新的不同模塊進行組合，提高了通用化程度，可使單件小批量的產品，改成相對批量的模塊生產，能使較少的模塊形式，組合成不同規(guī)格的起重機，滿足市場的需求，增強了競爭力。 2、起重機控制元件的革新與應用 起重機的定位精度是對起重機的重要要求，多數(shù)采用轉角碼盤，齒輪鏈，激光頭與鋼板孔帶來保證，定位精度通常為±3㎜，高于1mm的精度需另加定位系統(tǒng)。在起重機起升速度和制動器方面的改進，則使用低速運行的起重機吊鉤精確定位，起重機的剎車系統(tǒng)也應用微處理進行控制和監(jiān)視工作。 遙控系統(tǒng)用于汽車式起重機及其他移動式起重機械，這種系統(tǒng)包括在控制者身上的控制器，和安裝在起重機上的接收器 ，控制器具有電磁輻射發(fā)生器，接收器與作用在起重機傳動裝置的操縱機械的轉換部分相連。遙控器的使用不僅節(jié)省人力，提高工作效率，而且使操作者的工作條件有所改善。 起重機的距離檢測防撞裝置，采用無線電信號型的防撞裝置，防撞系統(tǒng)由三相系統(tǒng)組成，用來監(jiān)控起重機前端行使距離，一般首先發(fā)出信號警示，接著將大車車速減小到50%，最后切斷電機電源，將大車制動。 3、新材料、新工藝的應用。 由于鋼鐵工業(yè)新技術的應用，剛才質量得以提高，在設計起重機主梁強度時，可使用較高的許用應力，而不需要較高的安全系數(shù)，以便減少起重機材料用量，從而降低設備的重量和價格，起重機配套的零部件的制造也得益于新材料的不斷產生，使得起重機向更輕，更好的方向發(fā)展。 在機加工方面，大量采用少切削的精密鑄件，尤其是鋁合金鑄件見多，加工設備大量采用高精度，高效的加工中心，數(shù)控自動機床等，及保證了質量，又提高了勞動生產率，降低了成本，同時在機械線使用機械代替人工操作如焊接機械手和配用機械手等。國外起重機的未來發(fā)展之路是走向專業(yè)化，標準化，和系列化，只有這樣才能最快的制造和裝配出品種多樣化的產品 1.5 本課題設計的目的 1、培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論和專業(yè)知識，獨立進行液壓系統(tǒng)、液壓缸的設計工作，并結合設計或實驗研究課題進一步鞏固和擴大知識領域。 2、培養(yǎng)學生搜集、閱讀和綜合分析參考資料，運用各種標準和工具書籍以及編寫技術文件的能力，提高計算、繪圖等基本技能。 3、培養(yǎng)學生掌握液壓產品的一般設計程序和方法，進行工程師基本素質的訓練。 4、樹立正確的設計思想及嚴肅認真的工作作風。 5、為將來立足社會夯實基礎。 37 第2章 變幅系統(tǒng)和機構鉸點的設計 2.1 變幅系統(tǒng)方案的確定 全液壓起重機的變幅機構使用液壓缸來驅動動臂變幅。液壓缸的布置形式有三種，分別是前傾式、后傾式和后拉式三種。前傾式缸對吊臂的作用力臂長，因此變幅推力小，可采用小直徑液壓缸；而且吊臂懸臂部分長度短，改善了吊臂的受力狀況。其缺點是：變幅液壓缸行程長，吊臂下方有效空間小，小幅度起吊大體積重物不方便。后傾式變幅液壓缸的特點和前傾式完全相反，它除了具有變幅行程短，吊臂下方有效空間大等優(yōu)點外，由于重心后移，便于總體布置，并可減少平衡重量。后拉式變幅液壓缸布置在吊臂后方。由于吊臂擺動鉸點位置在前，吊臂長度可以設計得短一些，吊臂前方的有效工作空間也較大。但后拉式在提升吊臂時，液壓缸只能是小腔進油，推力小，所以只能用在小型輪胎式起重機上。前傾式變幅機構如圖 2.1所示。 圖2.1前傾式變幅機構 前傾式變幅機構因液壓缸前傾，其對動臂作用力臂較長，變幅缸的推力可以較小些，故缸徑較小。因臂的懸臂長度較短，對臂受力有利。但也有液壓缸行程較長，臂下方空間較小的缺點。大多數(shù)全液壓汽車起重機都采用此布置形式。前傾式變幅機構可以采用一個油缸也可采用兩個油缸。本次變幅系統(tǒng)方案確定為前傾式變幅機構，采用兩個變幅油缸。液壓缸采用雙作用液壓缸。 2.2 臂架油缸鉸點位置確定 如圖2.2變幅機構三鉸點，把變幅機構三鉸點的集合關系簡化為三角形OAB，此三角形隨著變幅油缸的伸長和縮短而變化。 圖2.2變幅機構三鉸點 如圖2.3變幅機構運動軌跡所示，吊臂位于水平位置時，α=0°，此時三角形OAB為初始三角形，OA，OB夾角α0為初始角。當?shù)醣劾@鉸點O轉動到某一位置時，吊臂與水平線夾角為α，變幅油缸也隨之伸長。 圖2.3 變幅機構運動軌跡 2.3 變幅液壓缸行程的確定 根據(jù)任務書給定參數(shù)可知OA=1150mm，OB=3250mm。又因吊臂俯仰角一般-3°至80°，可取仰角為最小角即可計算出油缸最小安裝長度（初始安裝長度）。當?shù)醣劢嵌茸畲鬄?0°時，可計算出油缸最大安裝長度（極限位置長度）。 1、初始位置安裝長度ABmin α=αmin=-3° 將數(shù)據(jù)代入得ABmin=2204mm 2、極限位置時變幅油缸長度ABmax α=αmax=80° 將數(shù)據(jù)代入得ABmax=3631mm 3、變幅油缸行程H 本章主要是確定變幅系統(tǒng)和變幅機構三鉸點，然后對三鉸點的受力進行分析，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)，計算出液壓缸的安裝長度和最大變幅長度，從而算出變幅油缸的行程。為下一章變幅液壓缸的設計與計算打好基礎。 第3章 主要零件及裝置的設計 液壓缸主要由缸筒、缸底、活塞、活塞桿、密封件、連接件、緩沖和排氣裝置組成。在本次設計中根據(jù)實際工作的需求，在滿足具有足夠的驅動力；較大的調速范圍和平穩(wěn)的動作性能；可靠和全面的安全保護裝置；具有多機構聯(lián)合動作的能力以提高工作效率；機構較簡單、緊湊、“三化”程度高、操縱簡便、易于調試、安裝和維護的前提下，對變幅液壓缸進行如下設計和計算： 3.1 液壓缸推力的確定 變幅液壓缸的推力比較重要。他既是液壓缸工作能力的體現(xiàn)，也是前提結構設計的依據(jù)。下面我們對其進行了受力分析，如圖3.1變幅油缸額定工作幅度各參數(shù)圖所示。 圖3.1 變幅油缸額定工作幅度各參數(shù)圖 有上圖可以知道對動臂轉動鉸點A取矩，變幅缸推力為： 其中：—變幅軸線與水平線的夾角； —吊臂重心到鉸點C 的距離； —變幅油缸與AC 的夾角； —起重機工作幅度； —工作臂長； —吊臂的重量； 由給定的起重機起重特性數(shù)據(jù)表得最大額定起重量和極限變幅位置時各鉸點位置如圖3.1，由圖中數(shù)據(jù)得： 工作幅度時吊臂的位置，； 額定工作幅度下即； 吊臂重量即； 吊臂基本臂長； 鉸點A到鉸點C的距離AC=1150mm； AC與AB的夾角； 變幅油缸最大； 變幅油缸最小； 將以上參數(shù)帶入公式得到變幅油缸的推力： 3.2 液壓缸工作壓力的確定 液壓缸公稱壓力也稱額定壓力，是液壓缸能以長期工作壓力。國家標準規(guī)定了公稱壓力系列標準見下表3.1。 表3.1 液壓公稱壓力系列單位：MPa 0.63 1.0 1.6 2.5 4.0 6.3 10.0 16.0 25.0 31.5 40.0 綜合考慮后選取公稱壓力 最高允許壓力是液壓缸在瞬間能承受最大的極限壓力。 國家規(guī)范規(guī)定為： 耐壓測試壓力是液壓缸在檢查質量時需要承受的測試壓力。在此壓力測試時間內，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。 國家規(guī)范規(guī)定為： 3.3 液壓缸工作速度和縮后速度的確定 由任務書給定參數(shù)可知：吊臂變幅起時間為75s，吊臂變幅落時間為小于30s；又因為變幅油缸行程為1.427m 所以工作速度；返回速度 取工作速度，返回速度 3.4 缸筒的設計 3.4.1 缸筒材料的確定 部分材料的機械性能如下表3.2缸筒材料與機械性能對照表： 表3.2 缸筒材料與機械性能對照表 綜合考慮后，本文選取45號鋼作為缸筒的材料。 缸筒的加工要求如下： 1、缸筒內徑D采用H7級配合，表面粗糙度 為0.16，需要進行研磨； 2、熱處理：調制，HB 240； 3、缸筒內徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半； 4、剛通直線度不大于0.03mm； 5、油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 6、在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆 3.4.2 缸筒內徑D的確定 根據(jù)查閱《機械設計手冊》可以知道實際缸推力計算公式： ，其中F為4.8X105N，PN為25Mpa（上面已經進行了計算，在此不再累贅） 將數(shù)據(jù)代入上式可以得到，參見表3.3，取D=160mm。 表3.3 液壓缸徑尺寸系列單位（mm） 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 3.4.3 缸筒壁厚δ的確定 缸筒壁厚可按下列情況進行計算： 缸筒壁厚可按薄壁缸的缸筒的實用計算式：進行計算。 式中：D—缸筒內徑16(mm)； —最高允許壓力37.5(MPa)； —缸筒材料許用應力（MPa）； —缸筒材料的屈服強度（MPa)； n—安全系數(shù)取2(一般取1.5～2.5)。 將公式轉換為 即 將公式轉換為 即 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得到，取 查詢表3.4，缸筒材料選取20號鋼，其屈服強度 表3.4 高精度冷拔無縫鋼管機械性能 材料 抗拉強度 屈服強度 伸長率 硬度（HV） 20 500 400 8 140 35 600 500 6 170 45 700 600 4 210 27SiMn 900 800 3.4.4 缸筒底部的確定 圖3.3 缸筒底部平面 圖3.3 缸筒底部平面 缸筒底部為平面時，其厚度可按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似計算： 式中：—缸筒底部厚度； —計算厚度處直徑暫取90mm； —液壓缸額定壓力25MPa； —缸筒底部材料為20號鋼，其許用應力為115MPa。 。取 3.4.5 缸筒加工要求的確定 1、缸筒與前端蓋采用螺紋連接，選用6級精度細牙螺紋。參考GB/T197一2003， 選取缸筒內螺紋代號: M200×6?6H 旋合長度L=100mm。 2、缸筒內徑選用H8配合。內徑表面粗糙度因活塞選用活塞環(huán)密封，內徑表面粗糙度取0.2μm。且均需研磨。 3、缸筒內徑的圓度和圓柱度選取8級精度。 4、缸筒端面垂直度選擇7級精度。 5、為了防止腐蝕和磨損，缸筒內表面鍍鉻，鉻層厚度為30-40μm，鍍后研磨或拋光。 3.5 活塞桿的設計 3.5.1 活塞桿材料的確定 在查閱《機械設計手冊》的基礎上，向初步選擇活塞桿的材料為20號鋼。 3.5.2 活塞桿結構形式的確定 (1)活塞桿的桿體 活塞桿的桿體分為實心和空心兩種。本油缸在工作強度滿足的前提下，以減輕油缸重量，節(jié)約成本為目的，我們采用空心。 (2)活塞桿的頭部結構 活塞桿頭部直接與工作機構連接，根據(jù)與負載連接的要求不同，活塞桿頭部主要有以下幾種結構，見圖3.4。其中圖3.4a)、3.4c)為單耳環(huán)不帶襯套的結構；圖3.4b)為單耳環(huán)帶襯套的結構；圖3.4d)為雙耳環(huán)結構；圖3.4e)為球頭結構；圖3.4f)、3.4g)分別為外螺紋及內螺紋結構。 圖3.4 活塞桿頭部結構。 本文中選取單耳環(huán)帶襯套的結構。 3.5.3 活塞桿直徑D的確定 活塞桿的直徑可以根據(jù)速比來確定，公式如下： 參見表3.5，選取； 得出；參見表3.6，取d=125mm。 表3.5 速度比? 選擇 壓力MPa ≤10 12.5～20 ≥20 速度比? 1.33 1.46 2 表3.6 活塞桿直徑尺寸系列單位(mm） 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 35 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 本文設計的活塞桿采用空心式，根據(jù)初步計算，現(xiàn)暫定活塞桿內徑d1=70mm。 3.5.4 活塞桿理論拉力和推力的確定 圖3.5活塞受力分析圖 當活塞桿伸出時理論推力： 當活塞桿回縮時理論拉力： 式中和分別為無桿腔和有桿腔的受力面積；—系統(tǒng)額定壓力25MPa。 3.5.5 活塞桿加工要求的確定 1、活塞桿采用20號鋼，熱處理采用調質，表面須鍍硬鉻，鉻層厚度15~ 25μm。 2、活塞桿外徑公差；直線度≤0.02mm/100mm；表面粗糙度Ra≤0.3-0.4μm。 3、活塞桿圓柱度公差按8級選取。 3.5.6 活塞桿導向形式的確定 前端蓋采用球墨鑄鐵（QT700—2）耐磨材料制成，用其內孔對活塞桿進行導向。 3.5.7 活塞桿防塵和密封形式的確定 1、活塞桿的防塵，采用O形密封圈進行防塵。 2、活塞桿的密封 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。但本油缸將采用專用密封圈進行密封。 3.6 活塞的設計 3.6.1 活塞材料的確定 采用分體式有導向環(huán)的活塞，查詢《液壓工程手冊》,活塞采用45號鋼。 3.6.2 活塞結構形式及尺寸的確定 活塞根據(jù)工作壓力、速度、溫度等工作條件來選擇密封件的工作形式，而選定的密封件的形式決定了活塞的結構形式。 1—擋圈；2—密封件；3—導向環(huán) 圖3.6 活塞結構 常用的活塞結構形式有整體式和分體式，本油缸采用分體式活塞。結構示意圖見，圖3.6，密封件導向環(huán)（支承環(huán))分槽安裝。 活塞寬度B一般按下公式?。? B=（0.6-1.0）D=（0.6-1.0）X160=96-160mm 式中：D—液壓缸缸徑160mm； 結合整體尺寸選取B=140mm。 3.6.3 活塞密封形式的確定 1、聚四氟乙烯 2、O形密封圈 圖3.7 活塞的組合式密封圈 活塞的密封件選用準則取決于壓力、溫度、速度和工作介質等因素。近年來主要選用O形密封圈和聚四氟乙烯（PTFE）主密封件組合在一起使用（如圖3.7)。這種組合式密封顯著提高了密封性能，降低了摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象，具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長、安裝溝槽簡單、拆裝方便。另一特點是允許活塞外圓與缸筒內壁之間有較大的間隙。因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內，這就降低了活塞與缸筒的加工要求。 3.6.4 活塞加工要求的確定 圖3.8 活塞加工要求 1、活塞外徑D對內徑D1的徑向跳動公差值按7級和8級精度選取。 2、端面T對內孔D1軸線的垂直度公差值按7級選取。 3、活塞D圓柱度公差按9級精度選取。 4、因為采用支承環(huán)，外徑D表面粗糙度和公差要求可降低。 3.6.5 活塞與活塞桿連接形式的確定 活塞與活塞桿的連接方式一般采用螺紋連接和卡環(huán)連接。螺紋連接，結構簡單、實用，應用較為普遍。當工作機械振動較大時螺紋易松動，故必須采取防松措施。 卡環(huán)連接比較可靠，可以承受較大的工作壓力和機械振動，且結構簡單、裝卸方便，但不能拆換。 本文綜合權衡利弊后采用螺紋連接。 3.7 活塞導向環(huán)的設計 3.7.1 導向環(huán)形式的確定 安裝在活塞外圓的導向環(huán)（支承環(huán)),具有精確的導向作用，并可吸收活塞在運動時產生的側向力。帶導向環(huán)的活塞在液壓缸中運動是非金屬接觸的，因此摩擦系數(shù)小，啟動時無爬行。同時可以改善活塞桿與缸筒的同軸度，使間隙均勻，減少泄露。導向環(huán)采用耐磨材料，使用壽命長，磨損后易于跟換。能刮掉雜質防止雜質嵌入密封圈。 圖3.9 采用浮動型導向環(huán) 用高強度塑料（聚四氟乙烯)制的導向環(huán)帶狀坯料，裝在活塞外圓的矩形截面溝槽內，側向保持有間隙，導向環(huán)可以在溝槽了移動。 3.7.2 導向環(huán)尺寸確定 活塞用導向環(huán)的寬度b 可按進行計算 式中：b—導向環(huán)寬度； —活塞最大徑向力； 根據(jù)分析知道，活塞在液壓缸中主要承受軸向力，徑向力較小。查閱《設計手冊》，可知其大小可以近似的取軸向里的15%-20%。軸向力為480KN，所以徑向力為72KN-96KN。取90KN D—活塞外圓直徑160mm； —材料允許的表面承壓力，聚四氟乙烯為15MPa； K—安全系數(shù)取2； 經計算并圓整取b=250mm 3.8 耳環(huán)尺寸的確定 桿用耳環(huán)安裝在活塞桿外端部，通常用螺紋連接。本文涉及的耳環(huán)為單耳環(huán)式帶軸套（軸套為圓柱體，材料為青銅）。耳環(huán)的銷孔一般用11H配合。缸筒用耳環(huán)與缸筒后端蓋做成一體，同樣采用帶球鉸軸套耳環(huán)。具體結構詳見圖3.10： 圖3.10 耳環(huán)的形式 a）不帶襯套單耳環(huán) b）帶襯套單耳環(huán) c）球鉸形單耳環(huán) d）、e）、f）鉸軸 根據(jù)設計手冊可確定帶襯套單耳環(huán)尺寸計算公式如下： ，，， ，取b=90mm 3.9 進、出油口尺寸的確定 圖3.11 進、出油口尺寸 液壓缸的進、出油口布置在缸筒和后端蓋上面，并且采用螺紋的連接方式如圖3.10。由系統(tǒng)工作壓力25MPa查《新編液壓工程手冊》，油缸的工作速度為0.02m/s(前面已進行了計算，在此不再累贅)。 所以流量 所以根據(jù)公式A=q/V,經計算A=38.7mm。取EC=M40。 3.10 密封裝置的確定 密封裝置主要用來防止液壓油的泄漏。液壓缸因為是依靠密閉油液容積的變化來傳遞動力和速度，故密封裝置的優(yōu)劣，將直接影響液壓缸的工作性能。根據(jù)兩個需要密封的偶合面間有無相對運動，可把密封圈分為動密封和靜密封兩類。設計或選用密封裝置的基本要求是：具有良好的密封性能，并隨著壓力的增加能自動提高其密封性能，摩擦阻力小，密封件耐油性，抗腐蝕性好，使用壽命長，使用的溫度范圍廣，制造簡單，裝拆方便等。通常液壓缸的密封有間隙密封、活塞環(huán)密封、Ｏ型密封圈、Y型密封圈、V型密封圈等密封方式來防止漏油。此次密封的選擇在活塞桿設計中已經介紹過，此處不再贅述。 圖3.12 密封裝置 (a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)○形圈密封(d)V形圈密封 液壓缸中常見的密封裝置如上圖3.14所示。圖3.12(a)所示為間隙密封，它依靠運動間的微小間隙來防止泄漏。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面上制出幾條細小的環(huán)形槽，以增大油液通過間隙時的阻力。它的結構簡單，摩擦阻力小，可耐高溫，但泄漏大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸較小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。圖3.12(b)所示為摩擦環(huán)密封，它依靠套在活塞上的摩擦環(huán)(尼龍或其他高分子材料制成)在O形密封圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄漏。這種材料效果較好，摩擦阻力較小且穩(wěn)定，可耐高溫，磨損后有自動補償能力，但加工要求高，裝拆較不便，適用于缸筒和活塞之間的密封。圖3.12(c)、圖3.12(d)所示為 密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡膠或塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄漏。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、缸蓋和活塞桿之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。 對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受污染，使密封件磨損，因此常需在活塞桿密封處增添防塵圈，并放在向活塞桿外伸的一端。 3.11 排氣裝置的確定 液壓缸中如果有殘留空氣，將引起活塞低速運動時爬行和振動，產生噪聲和發(fā)熱，甚至使整個系統(tǒng)不能正常工。因此在設計和安裝液壓缸時，要保證能及時排出殘留在缸內的空氣。一般利空氣密度小的特點，在液壓缸內腔的最高部位設置進、出油口；對于要求較高的液壓缸還要安裝排氣閥。 圖3.13 排氣裝置的形式 排氣裝置的形式和結構見圖3.13，一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞（圖c、e）由螺紋與缸筒或端蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內空氣從錐面空隙中擠出并經斜孔排出缸外。這種排氣裝置簡單方便，但螺紋與錐面密封處同心度要求較高，否則擰緊排氣塞后不能密封，會造成外泄漏。組合排氣塞一般由螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后，錐閥在壓力的推動下脫離密封面而排出空氣。錐閥可以采用圖a所示的錐面密封，也可以采用圖b所示的錐面密封，還可以采用圖g所示的鋼珠密封。后兩種排氣密封形式對高壓缸比較適用。 3.12 緩沖裝置的確定 一般的液壓缸可不考慮緩沖裝置。但當液壓缸驅動質量較大的工作機構作快速往復運動時，為了防比活塞在行程終點處與缸蓋或缸底碰撞產生沖擊和噪聲，甚至造成液壓缸、油管和閥類元件損壞，常在液壓缸內設有緩沖裝置。 液壓缸緩沖都是利用油液的節(jié)流作用實現(xiàn)的，形式很多，常用的有間隙緩沖裝置和閥式緩沖裝置。圖3.14所示為利用間隙緩沖裝置的液壓缸。當活塞將近行程終點時，活塞桿端部的排油只能通過柱塞與導向孔形成的環(huán)形間隙流出。由于環(huán)形間隙的節(jié)流作用使回油腔的壓力迅速升高，從而對活塞產生一個制動力，減緩活塞的運動速度以免活塞撞擊缸底。 間隙緩沖裝置的緩沖作用與徑向間隙的大小有關，一般根據(jù)經驗確定。通常取(d＝0.5~0.8mm)。徑向間隙過大，不起緩沖作用，過小則緩沖效果不理想。 圖3.14 液壓缸間隙緩沖裝置 本油缸采用環(huán)形縫隙節(jié)流的緩沖裝置。當柱塞進入與其相配的缸蓋上的內孔時，孔中的液壓油只能通過間隙排出，使活塞速度降低。由于配合間隙不變，故隨著活塞運動速度的降低，起緩沖作用。緩沖圈厚度為40mm。 第4章 主要零件的校核 4.1 活塞桿的校核 4.1.1 活塞桿拉伸強度的校核 驗算活塞桿的壓縮拉伸強度公式為 式中：d—活塞桿直徑，前面已確定125mm； d1—活塞桿內徑，前面已初步確定70mm； F—變幅缸最大推力； 為活塞材料的許用應力， —活塞桿材料的屈服強度； n—安全系數(shù)，取2； 活塞桿為空心桿，材料選用20號鋼，=400Mpa； 所以 顯然活塞桿直徑和內徑滿足要求。 4.1.2 活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。表4-1液壓缸支承方式和末端系數(shù)ψ2的值，表4-2 f、a、ψ1的值，對支承方式的不同其末端系數(shù)的取值也將不同。 表4-1液壓缸支承方式和末端系數(shù)ψ2的值 支承方式 末端系數(shù)ψ2 一端自由，一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接，一端固定 2 兩端固定 4 表4-2 、α、ψ1的值 材料 ×108N/m2 α ψ1 鑄鐵 5.6 80 鍛鋼 2.5 110 軟鋼 3.4 90 硬鋼 4.9 85 活塞通常是細長桿體，因此活塞桿的彎曲計算可按“歐拉公式”進行。 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界負荷KF ，可按下式計算: 式中：E—活塞桿彈性模量，碳素鋼一般取200GPa； J—活塞桿橫截面慣性矩 K—安裝及導向系數(shù)K=1； —安裝距； 在彎曲失穩(wěn)臨界負荷時，活塞桿將縱向彎曲。因此活塞桿最大工作負荷F應按下式驗證： 式中：F—活塞桿的最大推力； —安全系數(shù)取3.5； 顯然選取的活塞桿徑和材料滿足要求。 4.2 缸筒的校核 4.2.1 缸筒內徑D的校核 液壓缸負載率為實際使用推力與理論額定推力的比值： 值是以衡量液壓缸在工作時負載，其取值范圍在中，故選取的缸徑和液壓缸額定壓力合格。 4.2.2 缸筒壁厚δ的校核 計算求得的壁厚δ值后，應滿足以下四點要求，以保證液壓缸的安全的工作： （1）液壓缸額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全: 式中：—液壓缸額定壓力25MPa； —缸筒材料的屈服強度400MPa； —液壓缸筒直徑為200mm； —液壓缸直徑160mm。 （2）為了避免缸筒在移動時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形有一定的比例范圍： 式中：—缸筒發(fā)生完全塑性變形時的壓力（MPa）； 將數(shù)值代入上式得： 缸筒壁厚δ顯然滿足。 （3）缸筒徑向變形值應在允許范圍內，而不應超出密封件允許范圍：