某20t多功能挖掘機液壓設計中期報告

需要全套設計聯系Q 97666224（說明書CAD圖等）題目：某20t多功能挖掘機液壓 系統(tǒng)設計1.設計（論文）進展狀況20t多功能液壓挖掘機采用全功率變量系統(tǒng)，先導液壓操縱，整體式多路閥等先進結構。該機具有結構緊湊，操作輕便，使用維護安全可靠，發(fā)動機功率利用率高、生產效率高等優(yōu)點。根據作業(yè)需要可配備0.5-1.25立方米四種反鏟斗及斗容為1.0和1.25立米方的兩種正鏟斗。廣泛用于建筑施工、市政工程、水電、國防工程和一般礦山采掘，挖掘I-VI級土壤。1動臂升降 2斗桿收放 3鏟斗裝卸 4轉臺回轉 5整機行走圖1 液壓挖掘機的工作運動1.1 20t多功能挖掘機液壓系統(tǒng)方案及參數確定執(zhí)行元件是液壓系統(tǒng)的輸出部分，必須滿足機器設備的運動功能、性能要求和結構、安裝上的限制。根據所要求的負載運動形態(tài)，選用不同的執(zhí)行元件配置，如下表所示。表1執(zhí)行元件配置運 動 方 式執(zhí) 行 元 件左行走右行走直性行走左液壓馬達右液壓馬達左液壓馬達+右液壓馬達工作裝置外擺內收動臂液壓缸斗桿液壓缸鏟斗液壓缸回轉擺動液壓馬達表220t多功能液壓挖掘機主要技術參數項目名稱單位數 值標準斗容量m31發(fā)動機型號6135K-16發(fā)動機標定輸出功率kW/r/min106/2100最大挖掘半徑m10.4最大挖掘高度m3/h7.78最大挖掘深度m6.46最大卸載高度m5.7回轉速度r/min0-13.2行走速度km/h*0-5.5爬坡能力%70作業(yè)循環(huán)時間S18-22主機長/寬度MPa0.077履帶平均接地比壓MPa0.048發(fā)動機額定轉數r/min2100整機質量t20.8理論生產率m3/h200最大挖掘力kN142系統(tǒng)工作壓力MPa36履帶板寬度m0.6主機運輸尺寸(長X寬X高)mm9850x3000x31001.2完成外文資料翻譯1.3 20t多功能挖掘機液壓系統(tǒng)工作裝置參數1.3.1液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件液壓缸及系統(tǒng)壓力的初選由于鏟斗的內收是為了鏟料，而外擺是為了卸料，工作裝置采用了兩根動臂液壓缸、一根斗桿、一根鏟斗油缸。要使機構正常工作且具有平穩(wěn)性，兩動臂液壓缸必須同步運動，這就要求任何時刻進出油路的壓力油，必須保持一定的壓力平衡。為此，采用平衡閥控制油路中液壓油的壓力值。根據挖掘機主要用于建筑施工、礦山的特點，選擇雙作用單活塞桿式液壓缸。(1) 液壓缸參數的選擇每斗料的重量 M = 1.21.65 = 1980 (Kg) （1.1） G = mg = 19809.8 = 19404 (KN) （1.2）由卸料斗的尺寸圖按極限情況計算得所挖斗料自重G與鏟斗液壓缸產生的推力F在卸料斗底板軸承鉸接處轉距平衡即 F拉L1 = GL2 （1.3）得 (KN)工作壓力的選定關系到設計出和系統(tǒng)是否經濟合理；工作壓力低，則要求執(zhí)行元件的容量大，即尺寸大、重量重，系統(tǒng)所需流量也大；壓力過高，則對元件的制造精度和系統(tǒng)的使用維護要求提高，并使容積效率降低。一般是根據機械的類型來選擇工作壓力。執(zhí)行元件工作壓力可以根據總負載值或者主機設備類型選取，如表3與表4所示。表3 負載和工作壓力之間的關系負載F/KN10102070140140250250工作壓力P/MPa0.8-1.21.5-2.51014182132表4 各類機械常用的系統(tǒng)工作壓力設備類型精加工機床組合機床拉床農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構液壓機、重型機械、大中型挖掘機、起重運輸機械工作壓力P/Mpa0.8-23-55-101-1616-32由負載值大小查上表，參考同類型挖掘機，取液壓缸工作壓力為25MPa安裝方式選擇缸頭耳環(huán)帶襯套，活塞桿端連接方式選擇桿端外螺紋桿頭耳環(huán)帶襯套。又因其伸縮速度緩慢但壓力大，故選擇帶緩沖，油口連接方式選擇外螺紋。1.3.2計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸活塞桿直徑d與缸筒內徑D的計算 受拉時： d=(0.3-0.5)D受壓時： d=(0.5-0.55)D (p15mpa) d=(0.6-0.7)D(5mpa p17mpa)(1) 液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定(2) 根據技術條件，確定液壓缸徑和桿徑及行程。(3) 缸徑D=125mm，桿徑d=0.7D=85mm，由此計算出液壓系統(tǒng)工作壓力為：P= =32MPa （1.4）式（1.4）中F為鎖緊力，F=284KN（2） 缸筒壁厚計算 根據機械設計手冊，在此液壓系統(tǒng)中，3.2D/16，故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式，此時： = +C （1.5）= s/2.5=175/2.5=70MPa=10220/(2.360-310)+C=25mm強度系數，對無縫鋼管，=1C：用來圓整壁厚數 Py液壓缸內最高工作壓力。Py=10Mpa D缸筒內徑故油缸缸筒外圓取D1=125mm.(3) 缸筒強度校核根據SL41-93，缸體合成應力按下式計算：zh1= （1.6）z1：縱向應力：z1=22MPa (1.7) h1：環(huán)向應力：h1=75 MPa (1.8) =60MPaP工作壓力，P=32MPaD油缸缸徑，D=125mmd油缸桿徑，d=85mm缸筒壁厚，=13.5mm計算得zh1=53.2 MPa 70 MPa，即: zh1 ,符合要求。(4) 活塞桿長度和缸筒長度計算根據設計要求的行程，來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為1020mm，故油缸的活塞桿的長度為1265mm，缸筒的長度為1500mm。(5) 活塞桿強度計算活塞桿受拉力最危險截面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面，（取截面直徑較少值）其應力計算如下 ： n= （1.9）為拉應力：= （1.10）為剪應力：= （1.11）式中：K螺紋擰緊系數，此處取K=1.25K1螺紋內摩擦系數,一般取K1=0.12d1活塞桿危險截面處直徑，d1=80mmd0螺紋外徑，d0=82mm70MPa則：=38.4Mpa ，=25.9Mpa，得:n=64.3MPa，故 n ,符合工況要求。（6）下蓋聯接螺釘強度校核計算螺釘聯接采用高強度螺釘M2080(GB/T70.1-2000)聯接,兩端數量均為24件，螺釘精度等級為10.9級，其強度校核，按照式（1.10）、（1.11）。拉應力：=184.8 MPa剪應力：=83.92 MPaK螺紋擰緊系數，此處取K=1.25K1螺紋摩擦系數,一般取K1=0.12d1螺紋內徑，d1=16.752mm d0：螺紋外徑，d0=20mm，Z24s螺釘材料屈服強度，s900Mpa(10.9級)= s/2=450Mpa2 后期工作安排2.1完善挖掘機液壓系統(tǒng)設計圖，并完成液壓系統(tǒng)的繪制工作。2.2完成液壓系統(tǒng)零件的設計計算并進行相關校核計算，撰寫畢業(yè)論文。二、存在問題及解決措施1.