喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內，，【有疑問咨詢QQ:1064457796 或 1304139763】
目 錄
引言.............................................................1
第1章 緒論
1.1 旋挖鉆機簡介………………………………………………………………4
1.2 本設計的主要內容…………………………………………………………5
第2章 液壓缸
2.1 液壓缸簡介…………………………………………………………………6
2.2 液壓缸類型…………………………………………………………………6
2.3 液壓缸工作原理……………………………………………………………8
2.4 液壓缸的組成………………………………………………………………9
第3章 液壓系統設計
3.1 液壓系統的確定……………………………………………………………14
3.2 液壓系統的設計要求………………………………………………………14
3.3 液壓缸的設計計算…………………………………………………………15
第4章 液壓系統保養(yǎng)
4.1 旋挖鉆機液壓系統的保養(yǎng)…………………………………………………32
致謝…………………………………………………………………………………35
參考文獻.........................................................36
附錄…………………………………………………………………………………37
45T旋挖鉆機變幅機構液壓缸設計
內容摘要:
本文主要介紹了旋挖鉆機變幅機構液壓缸的設計。液壓缸的設計包括了系統工作壓力的確定、液壓缸活塞直徑的確定和活塞桿直徑的確定、液壓缸壁厚和外徑的計算、缸蓋厚度的確定、缸體長度的確定以及活塞桿穩(wěn)定性的驗算。本文結合傳統設計和計算機輔助工程技術，先依據經驗公式計算，確定了液壓缸安裝方案，設計了液壓缸活塞及活塞桿尺寸參數，校核了匹配的連接螺栓，銷軸等；完成了變幅及變角度液壓缸的設計計算。然后利用AutoCAD，Pro/Engineer輔助設計平臺，完成了液壓缸所有零件的二維及三維建模。通過分析的數據校核了先前的設計，同時為進一步優(yōu)化設計和系列化設計提供了依據。
關鍵詞:
變幅液壓缸，變角度液壓缸，AutoCAD，Pro/Engineer
45T spiral drill luffing mechanism design of hydraulic cylinder
Content abstract:
This design is mainly introduced the rotating drill luffing mechanism design of hydraulic cylinder. The design of hydraulic cylinder including ensure pressure system of the hydraulic cylinder piston, piston rod diameter and the diameter and wall thickness and diameter of hydraulic cylinder cylinder, the thickness of the calculation of the length, and the cylinder piston rod stability of calculation. In this thesis, by the use of traditional design and computer-aided engineering（CAE）, firstly based on experience of the formula calculation to determined the installation scheme of the hydraulic cylinder, design size parameters of hydraulic cylinder piston and piston, Check the matching of connecting bolts, pin shaft, etc.;complete the design and calculation of the range and angle of hydraulic cylinder. Then by the use of AutoCAD,Pro / MECHANICA platform, Complete all parts of the hydraulic cylinder 2d and 3d modeling.The analysis data verificated the previous design, at the same time ,applied references for further Optimal Design and Series Design.
Keywords:
The luffing hydraulic cylinder，Variable Angle of hydraulic cylinder, AutoCAD，Pro/Engineer
引 言
旋挖鉆機是一種適合建筑基礎工程中成孔作業(yè)的施工機械。該類鉆機一般采用液壓履帶式伸縮底盤、自行起落可折疊鉆桅、伸縮式鉆桿、帶有垂直度自動檢測調整、孔深數碼顯示等，整機操縱一般用液壓先導控制、負荷傳感，具有操作輕便、舒適等特點。主、副兩個卷揚可適用工地多種情況的需要。該類鉆機配合不同鉆具，適用于干式或濕式及巖層的成孔作業(yè)，還可配掛長螺旋鉆、振動樁錘等，實現多種功能，是市政建設、鐵路、公路橋梁、地下連續(xù)墻、水利、防滲護坡等理想的基礎施工設備。
旋挖鉆機的發(fā)展歷史
旋挖鉆機是在回轉斗鉆機和全套管鉆機的基礎上發(fā)展起來的，第二次世界大戰(zhàn)前，美國CALWELD首先研制出回轉斗，短螺旋鉆機。二十世紀五十年代，法國BENOTO將全套管鉆機應用于樁基礎施工，而后由歐洲各國將其組合并不斷完善，發(fā)展成為今天的多功能組合模式。
意大利土力公司首先從美國將安裝在載重汽車上和附著在履帶起重機上的鉆機引入歐洲，動力頭為固定式，不能自行安裝套管，難以適應硬質土層施工，1960年德國維爾特和蓋爾茨蓋特公司同時開發(fā)了可動式動力頭。1975年德國寶峨公司研制了配有伸縮鉆桿的BG7型鉆機，該鉆機直接從底盤提供動力，配置可鎖式鉆桿實現加壓鉆孔，鉆孔扭矩增大，可實現在緊密砂礫和巖層的鉆孔。
日本于1960年從美國引進CALWELD旋挖鉆機，同時加藤制作所開發(fā)了15-H型鉆機。以后開發(fā)了可配套搖管裝置和抓斗的鉆機，1965年日立建機研制了利用挖掘機底盤裝有液壓加壓裝置的鉆機，1974年開發(fā)了利用液壓履帶起重機底盤由液壓馬達驅動的鉆機。1980年日立建機與土力公司合作開發(fā)了為提高單樁承載力和擴底灌注樁的施工領域。德國寶峨的加入和日立建機與住友建機的聯盟進一步促進了旋挖鉆機技術在日本的發(fā)展。日本的旋挖鉆機扭矩比歐洲的同類產品小。
目前國外的旋挖鉆機主要生產廠家為：德國：BAUER、LIEBHERR、Delmag、WIRTH、MGF,意大利SoilMec、MAIT、CMV、CASAGRANDE、IMT、ENTEGO；西班牙：LLAMADA。日本：日車車輛、HITACHI、住友、加藤；芬蘭：JUNTTAN、TAMROCK；美國：APE、Ingersoll-Rand；英國：BSP等。
1984年天津探礦機械廠首次從美國RDI公司引起車載式旋挖鉆機。1988年北京城建工程機械廠仿制了土力公司1.5m直徑附著式旋挖鉆機。1994年鄭州勘察機械廠引進英國BSP公司附著式旋挖鉆機，1998年上海金泰股份有限公司與寶峨合作組裝BG15。1999年哈爾濱四海工程機械公司和徐州工程機械股份公司先后開發(fā)了附著式旋挖鉆機和獨立式旋挖鉆機。2001年經緯巨力第一臺旋挖鉆機試制成功。2003年后三一、山河智能等多家生產廠家的旋挖鉆機陸續(xù)下線，產銷兩旺。
目前，國內的旋挖鉆機主要生產廠家為：湖南山河智能、湖南三一、徐工、中聯重科、徐州東明、北京巨力、天津寶峨、石家莊煤機、連云港黃海、哈爾濱四海、內蒙古北方重汽、宇通重工、南車時代、山東鑫國、鄭州勘察等。
國內產品發(fā)展現狀
中國旋挖鉆機產業(yè)起步晚，但發(fā)展較快。早在20世紀90年代初，國內旋挖鉆機需求量少，市場基本被國外鉆機所壟斷。中國于1986年首次在基礎施工中使用進口旋挖鉆機。
中國最近幾年開發(fā)的旋挖鉆機技術水平起點高，但品種少，還不能滿足不斷發(fā)展的基礎施工市場的需求。目前國內旋挖鉆機生產廠家一般是在參考國外同類型產品技術的基礎上開發(fā)設計的，有的甚至是引進國外技術生產，所選用關鍵件一般為進口件，技術水平基本上達到了國外同類產品的先進水平。但品種較少，基本上屬于動力頭扭矩在180~220kn.m之間，最大鉆孔直徑2m，最大鉆深60m的產品，有待進一步向兩頭發(fā)展，開發(fā)最大鉆孔直徑1.2m和3m左右的旋挖鉆機，以滿足市場需要。
國外產品發(fā)展現狀
目前在國內銷售旋挖鉆機的國外公司主要有德國寶峨公司、意大利士力公司、MAIT公司、IMT公司、CWV公司等。
目前國外的旋挖鉆機一般都設有搖管裝置，由2個或3個液壓馬達的大扭矩動力頭，液壓系統采用恒功變量自動控制、自鎖互扣鉆桿、先進的監(jiān)控儀表，同時配有各種保險裝置等，但各家公司的旋挖鉆機都有自己的技術特點。
第1章 緒論
1.1 旋挖鉆機簡介
旋挖鉆機是二戰(zhàn)以后意大利人發(fā)明的，因使用中的高效率和可靠的質量，而為業(yè)主和建筑公司帶來豐厚的利潤，后歐州人、日本人等隨著各國恢復建設的全面展開而大面積使用，使其更加完善，功能更多，目前己成為世界各國鐵路、公路、水利、工民建施工中的主要樁基成孔工具。旋挖鉆主要用來對地基基礎樁基成孔，其鉆頭有多種形式：如回轉斗、短螺旋、巖芯鉆頭等，根據地質條件的不同，更換不同的鉆頭，以達到高速、高質的成孔要求。旋挖鉆機是一種適合建筑基礎工程中成孔作業(yè)的施工機械。廣泛用于市政建設、公路橋梁、高層建筑等地基礎施工工程，配合不同鉆具，適應于干式（短螺旋），或濕式（回轉斗）及巖層（巖心鉆）的成孔作業(yè)，旋挖鉆機具有裝機功率大、輸出扭矩大、軸向壓力大、機動靈活，施工效率高及多功能特點。旋挖鉆機適應我國大部分地區(qū)的土壤地質條件，使用范圍廣，基本可滿足橋梁建設，高層建筑地基礎等工程的使用。目前，旋挖鉆機已被廣泛推廣于各種鉆孔灌注樁工程。
旋挖鉆機因具有施工速度快、成孔質量好、環(huán)境污染小、操作靈活方便、安全性能高及適用性強等優(yōu)勢, 已成為鉆孔灌注樁施工的主要成孔設備, 不少重點工程的業(yè)主為確保工程進度和質量, 均將其作為指定施工設備, 從而替代了傳統的沖擊和回旋鉆機成孔設備。目前我國工程界的大多數旋挖鉆機均為德國和意大利的產品, 并已占據主導地位。
圖1-1 旋挖鉆機示意圖
1.2 本設計的主要內容
本設計的主要內容是對旋挖鉆機的變幅機構裝置及變幅機構上變幅液壓缸和變角度液壓缸的設計。液壓缸的設計包括了系統工作壓力的確定、液壓缸活塞直徑的確定和活塞桿直徑的確定、液壓缸壁厚和外徑的計算、缸蓋厚度的確定、缸體長度的確定以及活塞桿穩(wěn)定性的驗算。
第2章 液壓缸
2.1 液壓缸簡介
液壓缸是將液壓能轉變?yōu)闄C械能的、做直線往復運動（或擺動運動）的液壓執(zhí)行元件。它結構簡單、工作可靠。用它來實現往復運動時，可免去減速裝置，并且沒有傳動間隙，運動平穩(wěn)，因此在各種機械的液壓系統中得到廣泛應用。液壓缸輸出力和活塞有效面積及其兩邊的壓差成正比；液壓缸基本上由缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置與排氣裝置組成。
緩沖裝置與排氣裝置視具體應用場合而定，其他裝置則必不可少。
2.2 液壓缸的類型
根據常用液壓缸的結構形式，可將其分為四種類型：
1.活塞式
單活塞桿液壓缸只有一端有活塞桿。如圖所示是一種單活塞液壓缸。其兩端進出口油口A和B都可通壓力油或回油，以實現雙向運動，故稱為雙作用缸。
圖2-1 單桿活塞式液壓缸
2.柱塞式
（１）柱塞式液壓缸是一種單作用式液壓缸，靠液壓力只能實現一個方向的運動，柱 塞回程要靠其它外力或柱塞的自重；
?。ǎ玻┲豢扛滋字С卸慌c缸套接觸，這樣缸套極易加工，故適于做長行程液壓缸；
?。ǎ常┕ぷ鲿r柱塞總受壓，因而它必須有足夠的剛度；
（４）柱塞重量往往較大，水平放置時容易因自重而下垂，造成密封件和導向單邊磨損，故其垂直使用更有利。
圖2-2 柱塞式液壓缸
3.伸縮式
伸縮式液壓缸具有二級或多級活塞，伸縮式液壓缸中活塞伸出的順序式從大到小，而空載縮回的順序則一般是從小到大。伸縮缸可實現較長的行程，而縮回時長度較短，結構較為緊湊。此種液壓缸常用于工程機械和農業(yè)機械上。
圖2-3 伸縮式液壓缸
4.擺動式
擺動式液壓缸是輸出扭矩并實現往復運動的執(zhí)行元件，也稱擺動式液壓馬達。有單葉片和雙葉片兩種形式。定子塊固定在缸體上，而葉片和轉子連接在一起。根據進油方向， 葉片將帶動轉子作往復擺動。
圖2-4 擺動式液壓缸
2.3 液壓缸工作原理
液壓傳動原理－以油液作為工作介質，通過密封容積的變化來傳遞運動，通過油液內部的壓力來傳遞動力。
1、動力部分－將原動機的機械能轉換為油液的壓力能（液壓能）。例如：液壓泵。
2、執(zhí)行部分－將液壓泵輸入的油液壓力能轉換為帶動工作機構的機械能。例如：液壓缸、液壓馬達。
3、控制部分－用來控制和調節(jié)油液的壓力、流量和流動方向。例如：壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。
4、輔助部分－將前面三部分連接在一起，組成一個系統，起貯油、過濾、測量和密封等作用。例如：管路和接頭、油箱、過濾器、蓄能器、密封件和控制儀表等。
???? 在一定體積的液體上的任意一點施加的壓力,能夠大小相等地向各個方向傳遞.這意味著當使用多個液壓缸時,每個液壓缸將按各自的速度拉或推,而這些速度取決于移動負載所需的壓力。
???? 在液壓缸承載能力范圍相同的情況下,承載最小載荷的液壓缸會首先移動,承載最大載荷的液壓缸最后移動。
??? ? 為使液壓缸同步運動,以達到載荷在任一點以同一速度被頂升,一定要在系統中使用控制閥或同步頂升系統元件。
2.4 液壓缸的組成
從上面所述的液壓缸典型結構中可以看到，液壓缸的結構基本上可以分為缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置五個部分，分述如下。
(1)缸筒和缸蓋。一般來說，缸筒和缸蓋的結構形式和其使用的材料有關。工作壓力p＜10MPa時，使用鑄鐵；p＜20MPa時，使用無縫鋼管；p＞20MPa時，使用鑄鋼或鍛鋼。圖2-5所示為缸筒和缸蓋的常見結構形式。圖2-5(a)所示為法蘭連接式，結構簡單，容易加工，也容易裝拆，但外形尺寸和重量都較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。圖2-5(b)所示為半環(huán)連接式，它的缸筒壁部因開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要加厚缸壁，它容易加工和裝拆，重量較輕，常用于無縫鋼管或鍛鋼制的缸筒上。圖2-5(c)所示為螺紋連接式，它的缸筒端部結構復雜，外徑加工時要求保證內外徑同心，裝拆要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都較小，常用于無縫鋼管或鑄鋼制的缸筒上。圖2-5(d)所示為拉桿連接式，結構的通用性大，容易加工和裝拆，但外形尺寸較大，且較重。圖2-5(e)所示為焊接連接式，結構簡單，尺寸小，但缸底處內徑不易加工，且可能引起變形。
圖2-5缸筒和缸蓋結構
(a)法蘭連接式(b)半環(huán)連接式(c)螺紋連接式(d)拉桿連接式(e)焊接連接式
1—缸蓋2—缸筒3—壓板4—半環(huán)5—防松螺帽6—拉桿
(2)活塞與活塞桿。可以把短行程的液壓缸的活塞桿與活塞做成一體，這是最簡單的形式。但當行程較長時，這種整體式活塞組件的加工較費事，所以常把活塞與活塞桿分開制造，然后再連接成一體。圖2-6所示為幾種常見的活塞與活塞桿的連接形式。
圖2-6(a)所示為活塞與活塞桿之間采用螺母連接，它適用負載較小，受力無沖擊的液壓缸中。螺紋連接雖然結構簡單，安裝方便可靠，但在活塞桿上車螺紋將削弱其強度。圖2-6(b)和(c)所示為卡環(huán)式連接方式。圖2-6(b)中活塞桿5上開有一個環(huán)形槽，槽內裝有兩個半圓環(huán)3以夾緊活塞4，半環(huán)3由軸套2套住，而軸套2的軸向位置用彈簧卡圈1來固定。圖2-6(c)中的活塞桿，使用了兩個半圓環(huán)4，它們分別由兩個密封圈座2套住，半圓形的活塞3安放在密封圈座的中間。圖2-6(d)所示是一種徑向銷式連接結構，用錐銷1把活塞2固連在活塞桿3上。這種連接方式特別適用于雙出桿式活塞。
圖2-6常見的活塞組件結構形式
3)密封裝置。 液壓缸中常見的密封裝置如圖2-7所示。圖2-7(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2-7(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2-7(c)、圖2-7(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，并放在向著活塞桿外伸的一端。
圖2-7密封裝置
(a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封
(4)緩沖裝置。 液壓缸一般都設置緩沖裝置，特別是對大型、高速或要求高的液壓缸，為了防止活塞在行程終點時和缸蓋相互撞擊，引起噪聲、沖擊，則必須設置緩沖裝置。
緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強迫它從小孔或細縫中擠出，以產生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。
如圖2-8(a)所示，當緩沖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δ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。當緩沖柱塞進入配合孔之后，油腔中的油只能經節(jié)流閥1排出，如圖2-8(b)所示。由于節(jié)流閥1是可調的，因此緩沖作用也可調節(jié)，但仍不能解決速度減低后緩沖作用減弱的缺點。如圖2-8(c)所示，在緩沖柱塞上開有三角槽，隨著柱塞逐漸進入配合孔中，其節(jié)流面積越來越小，解決了在行程最后階段緩沖作用過弱的問題。
圖2-8液壓缸的緩沖裝置
1—節(jié)流閥
(5)放氣裝置。 液壓缸在安裝過程中或長時間停放重新工作時，液壓缸里和管道系統中會滲入空氣，為了防止執(zhí)行元件出現爬行，噪聲和發(fā)熱等不正常現象，需把缸中和系統中的空氣排出。一般可在液壓缸的最高處設置進出油口把氣帶走，也可在最高處設置如圖2-9(a)所示的放氣孔或專門的放氣閥〔見圖2-9(b)、(c)〕。
圖2-9放氣裝置
1—缸蓋2—放氣小孔3—缸體4—活塞桿
第3章 液壓系統的設計
3.1 液壓系統的確定
按照液體流動的循環(huán)方式不同，液壓系統可以分為開式循環(huán)系統和閉式循環(huán)系統兩種。
閉式循環(huán)系統結構緊湊，油路封閉，運動平穩(wěn)。但是其結構復雜，散熱條件差，為補償油液泄露和進行油液更新及冷卻必須設置完整的補油系統，油液過濾精度要求也較高。
開式循環(huán)系統結構簡單，又可以很好的再油缸中進行冷卻和沉淀雜質，散熱條件好。適用于多個液動機進行并聯的情況，也適用與定量油泵、節(jié)流調速的液壓系統。
系統結構圖如圖所示：
圖3-1
液壓系統的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。
3.2 液壓系統的設計要求
1）對正反循環(huán)鉆機液壓系統的要求
液壓系統傳動時液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統的設計要同主機的總體設計同時進行，必須從實際出發(fā)，有機的結合各種傳動形式，充分的發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維護方便的液壓系統。
1） 在變幅的過程中要求運動平穩(wěn)，但對速度沒有精確要求。
2） 支腿油缸在鉆進作業(yè)的過程中要求可以承受很大的支撐力。
3） 在系統出現問題壓力不足的情況下，制動器可以自動抱死電動機。
2）初選系統的工作壓力
壓力的選擇要根據載荷的大小和設備的類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，反之壓力選的太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高成本。對一般對于礦山機械，限制空間尺寸、壓力要求較高。就是說液壓系統，必須結合機器在特定的使用條件下其性能穩(wěn)定，安全可靠，調速方便、便于拆裝、造價便宜，要全面做到這些也絕非易舉，是要有實踐經驗和對同類鉆機具有全面的了解然后參考下表：
表3-1 各種機械常用的系統工作壓力
機械類型
機床
農業(yè)機械
液壓機
磨床
組合機床
龍門刨床
拉床
小型機械
重型機械
工作壓力
/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
選取旋挖鉆機的液壓系統的工作壓力為16MPa。
3.3 液壓缸的設計計算
1）液壓缸設計計算步驟
1） 根據主機的運動要求，按表選擇液壓缸的類型。根據機構的結構要求，按表選擇液壓缸的安裝方式。
2） 根據主機的動力分析和運動分析，確定液壓缸的主要性能參數和主要尺寸。如液壓缸的推力、速度、作用時間、內徑、行程和活塞桿直徑等。
3） 根據選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計。如缸體壁厚、缸蓋結構、密封形式、排氣與緩沖等。
4） 液壓缸性能的驗算。
2）液壓缸類型及安裝方式的確定
工作時液壓缸要求可以雙向運動產生推拉力。故此我們選用單活塞桿雙作用液壓缸。根據液壓缸工作壓力的大小，選用拉桿型液壓缸。安裝方式兩端鉸接，剛性導向。
3) 液壓缸的主要性能參數---旋挖鉆機變角度液壓缸設計
液壓缸的主要尺寸為缸筒內徑、活塞桿直徑和缸筒長度等。
1、 缸筒的內徑D的計算
根據載荷力的大小和選定的系統壓力來計算液壓缸內徑D
計算公式為
式中 D---液壓缸內徑（m）
F---液壓缸推力（KN）
P---選定的工作壓力（MPa）
根據求出的已知數據
F=156.5KN P=16MPa
按公式代入數據，求得
D=0.112m
根據標準圓整D=125mm
2、 活塞桿的直徑d
根據速度比的要求來計算活塞桿的直徑d
式中 d---活塞桿直徑（m）
D---液壓缸直徑（m）
---速度比
液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25和1.15等幾種。根據下表選取速度比。
表3-2 和P的關系
工作壓力p/MPa
≦10
12.5~20
≧20
速度比
1.33
1.46；2
2
由于工作壓力p=16MPa，故選取速度比=1.46。
按公式代入數據，求得
d=70.2mm
根據標準圓整d=70mm
3、 液壓缸行程s的確定
液壓缸行程s，主要依據機構的運動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，按標準系列值選取s=1250mm。
4) 液壓缸結構參數的計算
液壓缸的結構參數，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。
1、 缸筒壁厚的計算
缸筒的材料：45號鋼
按厚壁筒計算 對于中高壓系統，液壓缸厚度一般按厚壁筒計算。
當缸體材料由脆性材料制造時，缸筒厚度應按第二強度理論計算
按公式代入數據，求得
=12.5mm
2、 缸體外徑的計算
式中 ---缸體外徑（m）
按公式代入數據，求得
=150mm
按標準圓整=152mm
3、 液壓缸油口直徑的計算
液壓缸油口直徑應根據活塞最高運動速度v和油口最高液流速度而定
式中 ---液壓缸油口直徑（m）
D---液壓缸內徑（m）
v---液壓缸最大輸出速度（m/min）
---油口液流速度（m/s）
已知：
按公式代入數據，求得
=0.026m=26mm
4、 缸底厚度的計算
平行缸底，當缸底無油孔時
式中 h---缸底厚度（m）
D---液壓缸內徑（m）
---試驗壓力（MPa）
---缸底材料的許用應力（MPa）
已知：
按公式代入數據，求得
h=24mm
5、 缸頭厚度的計算
由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。
選用螺釘連接法蘭型缸頭：
式中 h---法蘭厚度（m）
F---法蘭受力總和（N）
d---密封環(huán)內徑（m）
---密封環(huán)外徑（m）
P---系統工作壓力（Pa）
q---附加密封力（Pa）
---螺釘孔分布圓直徑（m）
---密封環(huán)平均直徑（m）
---法蘭材料的許用應力（Pa）
已知：采用Y型密封圈
按公式代入數據，求得
F=42KN
h=0.016m=16mm
5) 液壓缸的聯接計算
1、 缸蓋聯接計算
缸蓋聯接采用焊接聯接：
液壓缸缸底采用對焊時，焊縫的拉應力為
式中 F---液壓缸輸出的最大推力（N）
D---液壓缸直徑（m）
P---系統最大工作壓力（Pa）
---液壓缸外徑(m)
---焊縫底徑（m）
---焊接效率，通常取=0.7
已知：
按公式代入數據，求得
=66.6MPa
若缸頭采用角焊時，則焊縫應力為
式中 h---焊角寬度（m）
已知數據同上，按公式代入數據，求得
=33.6MPa
2、 螺栓聯接的計算
缸體與缸蓋采用螺栓聯接時，螺紋處拉應力為
螺紋處的切應力為
合成應力為
式中 Z---螺栓數
已知：
按公式代入數據，求得
合應力為
3、 活塞與活塞桿的聯接計算
活塞與活塞桿采用螺紋聯接時，活塞桿危險截面（螺紋退刀槽）處的拉應力為
切應力為
合成應力為
式中
---液壓缸輸出拉力（N）
d---活塞桿直徑（m）
---活塞桿材料的許用應力（Pa）
已知：
按公式代入數據，求得
合應力為
4、 活塞桿與活塞肩部表面的壓應力
已知：
按公式代入數據，求得
5、 銷軸、耳環(huán)的聯接計算
銷軸的聯接計算：
銷軸通常是雙面受剪，為此其直徑d應按下式計算
式中 d---銷軸直徑（m）
F---液壓缸輸出的最大推力（N）
---銷軸材料的許用切應力（Pa），對于45鋼，=70MPa。
已知：
F=156.5KN; =70MPa
按公式代入數據，求得
d=39mm
耳環(huán)的聯接計算：
耳環(huán)寬度為
式中 d---銷軸直徑（m）
EW---耳環(huán)寬度（m）
---耳環(huán)材料的許用壓應力（Pa），通常取=（0.2~0.25）
---耳環(huán)材料的抗拉強度(Pa)
已知：
F=156.5KN; d=0.039m；=84MPa
按公式代入數據，求得
EW=48mm
6) 活塞桿穩(wěn)定性驗算
液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當活塞桿直徑d與活塞桿的計算長度l之比大于10時，應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。
1、 無偏心載荷
由材料力學知，受壓細長桿，當載荷力接近某一臨界值時，桿將產生縱向彎曲。且其撓度值隨壓縮載荷的增加而急劇增大，以至屈曲破壞。
對于沒有偏心載荷的細長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。
等截面計算法：
當細長比時，可按歐拉公式計算臨界載荷。此時
式中 ---活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷（N）
n---末端條件系數
E---活塞桿材料的彈性模量，對于鋼，取為
J---活塞桿截面的轉動慣量（）
實心活塞桿
d---活塞桿直徑（m）
l---活塞桿計算長度，即活塞桿在最大伸出時，活塞桿端支點和液壓缸安裝點間的距離（m）
k---活塞桿斷面的回轉半徑（m）
實心活塞桿
A---活塞桿截面積（）I
實心活塞桿
m---柔性系數
若活塞桿為實心桿，并用鋼鐵材料制造時，上式可以簡化為
已知：
按公式代入數據，求得
7) 液壓缸的主要性能參數---旋挖鉆機變幅液壓缸設計
液壓缸的主要尺寸為缸筒內徑、活塞桿直徑和缸筒長度等。
1、 缸筒的內徑D的計算
根據載荷力的大小和選定的系統壓力來計算液壓缸內徑D
計算公式為
式中 D---液壓缸內徑（m）
F---液壓缸推力（KN）
P---選定的工作壓力（MPa）
根據求出的已知數據
F=242.5KN P=16MPa
按公式代入數據，求得
D=0.139m
根據標準圓整D=140mm
2、 活塞桿的直徑d
根據速度比的要求來計算活塞桿的直徑d
式中 d---活塞桿直徑（m）
D---液壓缸直徑（m）
---速度比
液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25和1.15等幾種。根據下表選取速度比。
表3-3 和P的關系
工作壓力p/MPa
≦10
12.5~20
≧20
速度比
1.33
1.46；2
2
由于工作壓力p=16MPa，故選取速度比=1.46。
按公式代入數據，求得
d=79mm
根據標準圓整d=80mm
3、 液壓缸行程s的確定
液壓缸行程s，主要依據機構的運動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，按標準系列值選取s=1250mm。
8) 液壓缸結構參數的計算
液壓缸的結構參數，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。
1、 缸筒壁厚的計算
缸筒的材料：45號鋼
按厚壁筒計算 對于中高壓系統，液壓缸厚度一般按厚壁筒計算。
當缸體材料由脆性材料制造時，缸筒厚度應按第二強度理論計算
按公式代入數據，求得
=0.014m=14mm
2、 缸體外徑的計算
式中 ---缸體外徑（m）
按公式代入數據，求得
=160mm
按標準圓整=168mm
3、 液壓缸油口直徑的計算
液壓缸油口直徑應根據活塞最高運動速度v和油口最高液流速度而定
式中 ---液壓缸油口直徑（m）
D---液壓缸內徑（m）
v---液壓缸最大輸出速度（m/min）
---油口液流速度（m/s）
已知：
按公式代入數據，求得
=0.029m=29mm
4、 缸底厚度的計算
平行缸底，當缸底無油孔時
式中 h---缸底厚度（m）
D---液壓缸內徑（m）
---試驗壓力（MPa）
---缸底材料的許用應力（MPa）
已知：
按公式代入數據，求得
h=27mm
5、 缸頭厚度的計算
由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。
選用螺釘連接法蘭型缸頭：
式中 h---法蘭厚度（m）
F---法蘭受力總和（N）
d---密封環(huán)內徑（m）
---密封環(huán)外徑（m）
P---系統工作壓力（Pa）
q---附加密封力（Pa）
---螺釘孔分布圓直徑（m）
---密封環(huán)平均直徑（m）
---法蘭材料的許用應力（Pa）
已知：采用Y型密封圈
按公式代入數據，求得
F=65KN
h=0.019m=19mm
9) 液壓缸的聯接計算
1、 缸蓋聯接計算
缸蓋聯接采用焊接聯接：
液壓缸缸底采用對焊時，焊縫的拉應力為
式中 F---液壓缸輸出的最大推力（N）
D---液壓缸直徑（m）
P---系統最大工作壓力（Pa）
---液壓缸外徑(m)
---焊縫底徑（m）
---焊接效率，通常取=0.7
已知：
按公式代入數據，求得
=77MPa
若缸頭采用角焊時，則焊縫應力為
式中 h---焊角寬度（m）
已知數據同上，按公式代入數據，求得
=46.4MPa
2、 螺栓聯接的計算
缸體與缸蓋采用螺栓聯接時，螺紋處拉應力為
螺紋處的切應力為
合成應力為
式中 Z---螺栓數
已知：
按公式代入數據，求得
合應力為
3、 活塞與活塞桿的聯接計算
活塞與活塞桿采用螺紋聯接時，活塞桿危險截面（螺紋退刀槽）處的拉應力為
切應力為
合成應力為
式中 ---液壓缸輸出拉力（N）
d---活塞桿直徑（m）
---活塞桿材料的許用應力（Pa）
已知：
按公式代入數據，求得
合應力為
4、 活塞桿與活塞肩部表面的壓應力
已知：
按公式代入數據，求得
5、 銷軸、耳環(huán)的聯接計算
銷軸的聯接計算：
銷軸通常是雙面受剪，為此其直徑d應按下式計算
式中 d---銷軸直徑（m）
F---液壓缸輸出的最大推力（N）
---銷軸材料的許用切應力（Pa），對于45鋼，=70MPa。
已知：
F=242.5KN; =70MPa
按公式代入數據，求得
d=47mm
耳環(huán)的聯接計算：
耳環(huán)寬度為
式中 d---銷軸直徑（m）
EW---耳環(huán)寬度（m）
---耳環(huán)材料的許用壓應力（Pa），通常取=（0.2~0.25）
---耳環(huán)材料的抗拉強度(Pa)
已知：
F=242.5KN;d=0.047m; =70MPa
按公式代入數據，求得
EW=61mm
10) 活塞桿穩(wěn)定性驗算
液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當活塞桿直徑d與活塞桿的計算長度l之比大于10時，應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。
1、 無偏心載荷
由材料力學知，受壓細長桿，當載荷力接近某一臨界值時，桿將產生縱向彎曲。且其撓度值隨壓縮載荷的增加而急劇增大，以至屈曲破壞。
對于沒有偏心載荷的細長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。
等截面計算法：
當細長比時，可按歐拉公式計算臨界載荷。此時
式中 ---活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷（N）
n---末端條件系數
E---活塞桿材料的彈性模量，對于鋼，取為
J---活塞桿截面的轉動慣量（）
實心活塞桿
d---活塞桿直徑（m）
l---活塞桿計算長度，即活塞桿在最大伸出時，活塞桿端支點和液壓缸安裝點間的距離（m）
k---活塞桿斷面的回轉半徑（m）
實心活塞桿
A---活塞桿截面積（）I
實心活塞桿
m---柔性系數
若活塞桿為實心桿，并用鋼鐵材料制造時，上式可以簡化為
已知：
按公式代入數據，求得
第4章 液壓系統保養(yǎng)
4．1 旋挖鉆機液壓系統的保養(yǎng)
1、液壓系統的清潔度控制：
旋挖鉆機的液壓系統十分復雜，液壓元件零件精度較高，運動副的配合間隙非常小，液壓系統中有許多變量機構和比例控制閥，因此對液壓油的清潔度要求很高，清潔度要求在NAS9級以下。若油液清潔度差，會加快液壓元件的磨損，使閥芯出現卡滯，阻尼孔堵塞等液壓故障。要保證液壓系統的油液清潔度，要做到以下幾點：
（1）：加油錢包中液壓油箱內部清潔干凈。
（2）：加油時，將加油口周圍擦抹干凈，用高精度濾油機往油箱加油，不加油時要及時蓋好加油蓋，保證油箱密封。
（3）：雖然在液壓系統的裝配中進行了嚴格的去毛刺清洗工序，但是也不能徹底消除閥塊孔中的毛刺和油管中的污物，工作一段時間后，毛刺污物會進入濾油器，經過一段時間工作，濾油器的濾芯有可能堵塞，此時液壓油就會通過濾油器上的旁通溢流閥進入油箱。使油箱里的油液受到污染，所以在首次開機工作500小時后，要清洗或更換濾油器濾芯，過濾油箱里的液壓油。以后可每隔工作2000～3000小時時，要清洗或更換濾油器濾芯和液壓油。若鉆機停放一年以上時間不工作，也要更換或過濾液壓油。
（4）：若鉆機較長時間不工作，外面帶有水分的空氣通過空氣濾清器進入油箱，將水分帶入液壓油，使液壓油乳化變質，所以要隔一段時間開動鉆機運轉，是油溫升高，消除液壓油中的水分。過濾或更換液壓油時，應將液壓油從油箱抽出。往油箱加油時，無論新液壓油還是用過的液壓油，必須用濾油機過濾加入，注意新液壓油并非是潔凈的。
2、液壓油的溫度控制：
在鉆機工作時，油溫一般不超過80度，最高不得超過90度。當油溫太高時，油液粘度變得很小，有的潤滑作用變差，加快液壓元件的磨損，內泄露增大，縮短液壓元件的使用壽命。同時加速密封件的老化，油液容易變質。當油液溫度過低時，油液粘度變得很大，壓力損失加大，油液流動性很差，影響阻尼孔流量，延長緩沖動作時間是鉆機反應遲緩，嚴重時不能工作。因此要控制油液的溫度。當油液的溫度超過80度時應停止工作，讓動力頭空載轉動降溫。當油液溫度在-20度以下啟動鉆機時，最好先開機使動力頭空載運轉一段時間后，等油溫回升后再使鉆機工作。
3、液壓缸上各液壓元件的壓力、流量參數在出公司前均已調好，嚴禁隨意調動，特別是壓力閥中的調壓參數，調高時危害液壓系統的安全，會對機器產生損壞。調低時鉆機的輸出力和扭矩達不到要求，影響性能質量，確需調整，須有專業(yè)人員指導下才能調節(jié)。
4、首次開機或拆卸維修后，液壓管路中存有空氣，要開機空載運行，油缸在工作允許的最大行程內往復運動，排出管路中的氣體，必要時松開管路接頭排氣。特別是馬達的補油口，松開補油口處的接頭，開機使補油管中的氣體排出，流出油后再擰緊接頭。首次開機后液壓系統中有氣存在容易產生氣蝕和振動爬行。
5、主卷揚浮動是在動力頭打鉆情況下使用，可使主卷揚隨鉆桿自由下放，嚴禁在其它工況中進行主卷揚浮動操作，否則會使鉆桿自由落體或掉落，出現機件損壞的嚴重故障。
6、鉆機上的執(zhí)行機構使用了馬達與減速機，減速機的制動用于停車制動，利用摩擦片牢靠的鎖定機械裝置。在轉動情況下的制動用平衡閥進行制動，不能用減速機進行制動。否則會使減速機摩擦片燒壞，損壞減速機，還會因慣性過大停轉時間長，讓減速機來制動，損壞減速機。要經常檢查主卷揚減速機制動口壓力，正常壓力在20至25bar之間，低于20bar時，要在減速機減壓閥的彈簧上加0.5—1mm墊片或其它辦法提高壓力，此處壓力太低時容易燒壞減速機。
7、鉆機上液壓膠管分為高壓膠管和低壓膠管。高壓膠管鋼絲層數較多，可承受高壓，低壓膠管鋼絲層數均為一層，承受壓力較低。所以在更換膠管時，要弄清楚原膠管的型號和承壓情況，不要用低壓膠管代替高壓膠管，防止膠管爆裂。值得注意的是主卷揚的兩個浮動油管可輔控制閥上的LS油管為高壓6通徑油管，是二層鋼絲的，容易與一層膠管混淆。主油管用于傳送一定流量的液壓油，膠管通徑較大，不要用小通徑膠管代替大通徑膠管，否則會加大管路的壓力損失，降低鉆機的工作效率。
8、旋挖鉆機上的油缸、主卷揚承受負載，維修或更換時一定要注意安全。油缸上的平衡閥 維修或更換時，要將油缸活塞桿收縮到底時才能拆換。主卷揚馬達減速機維修或更換時，要拆卸鉆桿等負載，在不讓主卷揚承受任何外力時，方可拆換馬達減速機。
9 、泵油異常噪聲多是吸油管密封不嚴實或吸油阻力太大造成的，此時常伴有運動機構爬行現象。應檢查吸油管卡箍是否松動，吸油濾芯是否堵塞。若存在問題要進行處理。
10、油缸運動爬行與缸內存在空氣和平衡閥出現故障有關，油缸按最大行程動作幾次可以排出油缸內的氣體。平衡閥的故障多是閥芯上有贓物使閥芯運動不靈活造成的，應拆下平衡閥清洗或更換平衡閥。
11、一般油缸沉降有兩個原因，一是油缸內部的密封損壞產生的內泄露，二是平衡閥有內泄露。判斷是何種情況漏油的辦法是，拆掉主閥與平衡閥相連的油管，觀察接頭處有無漏油，若漏油為平衡閥問題，應更換平衡閥。不漏油，則為油缸有內泄露，應維修或更換油缸。
12、主卷揚承受較重的負荷，操作時應勻速扳動手柄，從上升轉到下降或下降轉到上升，應使手柄在中位稍作停留再扳到位，不允許快速扳到位或反復快扳，這樣會損壞馬達減速機和發(fā)生掉鉆桿問題。
參考文獻（資料）：
[1]孔德文等.液壓挖掘機[M]. 北京：化學工業(yè)出版社. 2007.1
[2]現代工程圖學[M]. 湖南科學技術出版社2002.2
[3]濮良貴，紀名剛.機械設計（第七版）[M].北京：西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室，高等教育出版社，2000．
[4]孫恒，陳作模.機械原理（第六版）[M].北京：高等教育出版社，2001.
[5]朱張校.工程材料（第三版）[M].北京：清華大學出版社，2001
[6]朱冬梅.畫法幾何及機械制圖第五版[M].北京：高等教育出版社，2000.12．
[7]同濟大學.液壓挖掘機[M]北京：中國建筑工業(yè)出版社，1986.
[8]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學[M]. 北京：高等教育出版，2002.
[9]朱龍根.簡明機械零件設計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.6
[10]陸望龍.典型液壓元件結構[M].北京：化學工業(yè)出版社，2009.5
附錄
有限元素分析與設計42（2006）298 - 313
大型軸承螺栓接頭數值模式的發(fā)展
作者：奧里安 韋迪納，*，迪米特里 尼瑞巴 ，讓 癸樂特布
加拿大H3C公司3A7,魁北克，蒙特利爾，沙田，車站中心，蒙特利爾Ecole理工學院，機械工程系，P.O 6079信箱
摘要：
螺栓接頭的傳統理論并沒有考慮到外部負載的復雜性，既沒有其相關連接的不靈活性，也沒有接觸的非線性。本文論述了可以快速，精確的計算直徑軸承上承受很大傾覆力矩的緊固螺栓的二維數值模型。該模型的獨特性是在于一個特殊的有限元素的使用，像一環(huán)，除了在軸向方向。其軸向剛度是控制螺栓組裝方式的局部剛度。該模型調整為三維有限元的模擬，并在幾種類型的軸承中表現了優(yōu)異效果。
關鍵詞：螺栓接頭;數值模式;轉盤軸承;有限元分析
1、 介紹
提供快捷，準確的結果，是對實際工程的挑戰(zhàn)之一，主要是在設計過程的早期階段。涉及不同的螺栓接頭的機械系統的制造商需要合適的計算模型，該計算模型需要考慮整體解決方案。大量的模型近似的部件和螺栓剛度使用錐體，球體，相當于瓶裝或其他分析模型[1-4]。 根據傳統理論，最初是為那些居中或稍微偏離中心的負荷發(fā)展，該負荷的剛度為常數。然而，有限元模擬以及實驗結果顯示出強勁的非線性由于接觸面積的變化[5-7]與外部負載。剛度非線性特性進行了研究格洛斯[8]和吉洛[9]，他們提出了一個非線性模型，但只有板樣的配置。
另一個傳統理論的弱點在于所謂的負載系數的計算方法。負荷因素試圖測量傳送到螺栓上面的外在的力量。在外部力量的成員上應用所在地管轄的負載因子和剛度成員的方式分配。張[10]開發(fā)了一種新的螺栓接頭分析模型，并考慮到剛性還原會與殘余力量有關，壓縮變形和尺寸變化的外力是因為成員輪換造成的。這種模式有它的局限性，并不適用于螺栓裝配時的成員有不同的幾何形狀，或在外部勢力不是在成員接口對稱的。
對于具體模型，我們提出對大型軸承可以看作為一個圓形法蘭盤，考慮到不同的非線性特性以及不同的配置或通過適當的幾何剛度分布的通用模型的基礎。
2、 回轉支承
本文提出的模型是對特定的大直徑螺栓軸承合適。這些大型軸承（高達13米（43英尺））也被稱為“回轉支承”，是用起重機，雷達菜，隧道掘進機，軸承套圈等。二是夾在主框架由高強度的螺栓預裝。一個或兩個環(huán)是提供齒，使擺動驅動器進行運轉。連接就像大量的一個個又厚又狹小的螺栓固定一個非常嚴格的框架圓柱法蘭。
該系統的另一個特殊性是重要的和可變的傾覆力矩。軸承是遭受同樣重