畢業(yè)設計（論文）液壓式雙柱舉升機設計

1、 摘要摘要 雙柱式舉升機是一種汽車修理和保養(yǎng)單位常用的舉升設備,廣泛用于轎車 等小型車的維修和保養(yǎng)。它是一種把整車裝備重量不大于 3 噸的各種轎車、面 包車、工具車等舉升到一定高度內(nèi)供汽車維修和安全檢查作業(yè)的保修設備。 關鍵詞關鍵詞 升舉機 液壓執(zhí)行元件 起重鏈 槽輪 鋼絲繩 abstract a pillar type raises to rise the machine is a kind of automobile to fix and maintain the unit to raise to rise the equipments in common usely, extensive

2、ly used for the car etc. the compact car maintains and maintains.it is a kind of is no bigger than 3 tons the whole car material weight of various car, bread car, the tool car.etc. raise to rise the certain height to be provided for car maintenance and safeties to check the homework protect to fix t

3、he equipments. keyword up hydraulic power wrapt hydraulic pressure action element hoisting chain grooved pulley wire rope 目 錄 摘要.i abstract.ii 第 1 章 緒論.6 1 前言.6 2 升舉機的概述.7 第 2 章 總體設計.8 第 3 章 主要技術特點及其技術參數(shù).9 1 技術特點 .9 2 技術參數(shù).9 第 4 章 液壓系統(tǒng)的傳動計算.10 1 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求.10 2 進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù).11 3 制定基本方案和繪制液

4、壓系統(tǒng)圖 .20 4 液壓元件的選擇與專用件設計.22 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 .27 第 5 章 液壓執(zhí)行元件.34 1 液壓缸 .34 2 液壓馬達 .45 第 6 章 液壓輔助元件及液壓泵站.46 1 管件 .46 2. 液壓軟管接頭 .46 3 油箱及其附件 .47 4 up 液壓動力包 .47 6液壓油的選擇 .51 第 7 章 鋼絲繩的選擇計算.52 1 鋼絲繩的計算 .52 2 鋼絲繩的選擇 .52 第 8 章 滑輪的選擇和計算.54 1 滑輪結構和材料 .54 2 滑輪的主要尺寸 .54 3 滑輪直徑與鋼絲繩直徑匹配關系 .54 4 滑輪形式 .54 5 滑輪技術條件 .54 6

5、 滑輪強度計算 .55 第 9 章 起重鏈條和槽輪.56 1 板式鏈條和槽輪的選擇 .56 2 板式鏈及端接頭 .56 3 板式鏈用槽輪 .56 第 10 章 使用說明.57 1使用說明.57 2 使用時注意事項 .57 3.升舉機安全操作規(guī)程 .57 第 11 章 經(jīng)濟效益分析.58 總 結.59 謝 辭.60 參考文獻.61 專題.62 附錄.68 第 1 章 緒論 1 前言 汽車是重要的交通工具之一,對國民經(jīng)濟的發(fā)展,隨著中國國民經(jīng)濟的持續(xù) 高速增長,汽車的可收回金額增加,汽車維修行業(yè)也有相當大的發(fā)展,形成了一套 汽車修理、維護、檢測和零部件供應多種功能于一身的汽車安全系統(tǒng)的技術條 件。

6、已成為道路運輸行業(yè)的重要組成部分,操作,以確保車輛安全、高效率、低 能耗、促進公路運輸行業(yè)的發(fā)展在維護中扮演重要角色,隨著經(jīng)濟體制改革的 不斷深化,我國汽車維修企業(yè)呈現(xiàn)出良好的發(fā)展趨勢。 十年,我國汽車保持快速增長,技術水平和成績也大大提高,原來的維修生產(chǎn) 管理模式和管理模式,越來越不能適應社會各方面對車輛保養(yǎng)和維修的要求。 加大技術投入和技術改造力度,走內(nèi)涵發(fā)展的道路和汽車維修行業(yè)的振興,已成 為汽車維修行業(yè)的共識,人們和更多意識到設備維修能力的決定性的。一些關 鍵的維護公司盡一切可能籌集資金,實施技術改造,提高操作系統(tǒng)。購買汽車電 梯、輪胎平衡機、機、汽車電子噴漆布斯第一個設備。同時,與現(xiàn)

7、代最新技術 水平的發(fā)動機故障診斷儀器,電子注氣系統(tǒng)檢測和診斷設備和身體校正測量儀 器,四輪定位裝置,測量機和滑動測量儀檢測設備已被廣泛應用。因此,企業(yè)可以 提高市場的競爭能力,并提高產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。通過行業(yè)技術改造的內(nèi)部結構得到 調(diào)整和優(yōu)化,改變了過去單一模型的車輛檢修,開始形成汽車修理、維修、汽車 維修、汽車維修、特種汽車修理,汽車制造工廠特殊服務類別,如完成,分工和市 場結構。基本上滿足當前需求的不同類型和維護不同的項目,從大中城市汽車 維修網(wǎng)絡,輻射整個網(wǎng)絡的形成。 國內(nèi)汽車維修行業(yè)的發(fā)展在宏觀控制,提高維修能力,布局趨于合理。維護 企業(yè)分布平衡,方向是合理的,方便。同時可以保證質(zhì)量,維護需

8、求相對平衡。在 市場經(jīng)濟競爭和自我調(diào)整,生存和發(fā)展的問題完全解決。即:汽車油輪企業(yè),減少 柴油機修理汽車企業(yè);修理卡車企業(yè)、維修企業(yè)總線;靈活的類型的維修企業(yè),小 企業(yè)的特殊工具;中等修復,修復小,重型汽車維修企業(yè)。由于問題的解決這一問 題,一些企業(yè)已經(jīng)開發(fā)專業(yè)方向的引導,和高檔汽車的維護困難的問題,重量輕的 車輛和重型卡車是解決. .基本上,專業(yè)分工的主要部門,布局合理,結構修理汽車 維修系統(tǒng)。促進汽車維修行業(yè)從計劃經(jīng)濟向市場經(jīng)濟過渡的過程中,建立和完 善市場車輛保養(yǎng)和維修,汽車維修行業(yè)已成為國民經(jīng)濟發(fā)展適應技術先進、結 構合理、明確的專業(yè)分工,高質(zhì)量,方便,良好的秩序維護系統(tǒng),其良好的運行

9、機制 在各行各業(yè)的服務。 本研究是一種新型的汽車維護平臺,適用于汽車維修服務的社區(qū)。汽車保 養(yǎng)和維修的平臺適用于四輪車輛維修使用現(xiàn)代液壓技術的特殊產(chǎn)品。雙柱類型 的車輛保養(yǎng)和維修的液壓同步升降平臺液壓技術新產(chǎn)品設計和開發(fā)研究是現(xiàn)代 液壓技術和計算機控制技術的使用來提高汽車維修行業(yè)的日益繁榮的工人的工 作環(huán)境,降低勞動強度和維護的成本,提高整個汽車維修服務質(zhì)量。 2 升舉機的概述 小型汽車修理和維護。車重不超過 3 噸的車輛、貨車、汽車和其他車輛等 提高到一定高度的汽車維修和安全檢查設備保修。過去的汽車保養(yǎng),主要由槽 操作,工作空間狹窄,產(chǎn)品水后卸油困難,黑溝,人工照明,通風不良,工作非常方 便

10、。優(yōu)先考慮我國汽車運輸生產(chǎn)的今天,增加了對汽車的需求,汽車修理、維護 和更高。因此,根據(jù)生產(chǎn)的實際需要,設計和應用雙柱式汽車保修液壓多級同步 定位提升汽車保修、維護工作中一個重要的一步。液壓傳動系統(tǒng)分析液壓傳動 的雙柱式提升機應用程序,主要是使用封閉液壓能量變化實現(xiàn)有效容積。 第 2 章 總體設計 經(jīng)過調(diào)查了解到，對于維修的大型起重設備，國內(nèi)市場的需求考慮到民 族特色，從實用的角度來看，確定了以下方案： 1.考慮到大多數(shù)維修房內(nèi)作業(yè)，野外作業(yè)也有，但很少，所以采用兩立柱升 舉，盡量滿足舉條件，節(jié)省空間。 2.為了減少噪音，實現(xiàn)平穩(wěn)的動力提升液壓升降設備。 3.由于電梯的同時，兩個同步液壓缸不能

11、完全相同的設計，將導致汽車的解 除將發(fā)生在同一時間傾斜，所以使用固定鋼絲繩系統(tǒng)來消除這種效果。 4.同時滿足上述要求，結構簡單，操作方便，適用于運輸盡可能全部或標準 化，通用化，系列化。 第 3 章 主要技術特點及其技術參數(shù) 1 技術特點 1.1 舉升機液壓系統(tǒng)采用定量液壓泵油源，有利于減少能耗和系統(tǒng)發(fā)熱。 1.2 使用分流閥孔系統(tǒng)同步，基本滿足了液壓缸的同步要求;兩極液壓控制 單向閥鎖液壓缸桿后舉升停止位安全可靠。 2 技術參數(shù) 舉升機液壓系統(tǒng)的主要技術參數(shù)舉升機液壓系統(tǒng)的主要技術參數(shù) 項目參數(shù)單位 工作壓力 17mpa 流量 22l/min 液壓齒輪 泵 電動機功率 4kw 每個缸的舉升力

12、 70kn 舉升行程 1000 液壓缸 缸徑 100 mm 第 4 章 液壓系統(tǒng)的傳動計算 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機 的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際出發(fā)，有機地結合各種傳動形 式，充分發(fā)揮液壓傳動地優(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、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 1 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 1.1 設計步驟 液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一 般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。 1) 確定液壓執(zhí)行元件的形式； 2) 進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)； 3) 制定基本方案

13、，擬定液壓系統(tǒng)原理圖； 4) 選擇液壓元件； 5) 液壓系統(tǒng)的性能驗算； 6) 繪制工作圖，編制技術文件。 1.2 明確設計要求 設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓 系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及該設計內(nèi)容有關的其他方面了解清 楚。 1) 主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等； 2) 液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何； 3) 液壓驅(qū)動機構的運動形式，運動速度； 4) 各動作機構的載荷大小及其性質(zhì)； 5) 對調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、轉(zhuǎn)速精度等性能方面的要求； 6) 自動化程度、操作控制方式的要求； 7) 對防塵、防爆、防寒、

14、噪聲、安全可靠性的要求； 8) 對效率、成本等方面的要求。 2 進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況， 為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件 的主要依據(jù)。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。 2.1 載荷的組成和計算 2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算 圖 1 表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注 圖上，其中 fw是作用在活塞桿上的外部載荷，fm是活塞與缸壁以及活塞桿與 導向套之間的密封阻力。作用在活塞桿上的外

15、部載荷包括工作載荷 fg，導軌 的摩擦力 ff和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力 fa。 a1 a 2 d fw p1 fm p2 p1 圖 1 液壓系統(tǒng)計算簡圖 (1) 工作載荷 fg 常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用 力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。當液壓缸舉升小車時，工作 載荷為 （200+1500）9.8=16660(n) (2) 導軌摩擦載荷 ff 對于平導軌 ff =(g+fn)-1 ff =(g+fn)=0 式中 g 運動部件所受的重力（n）; fn外載荷作用于導軌上的正壓力（n）; 摩擦系數(shù)，見表 1. （3）慣性載荷 af =-2 a

16、f g gt ud d =2001=200(n); af g gt ud d 式中 g重力加速度；g=9.81m/s； 速度變化量（m/s）； t 起動或制動時間（s）。一般機械t=0.10.5s,對輕載低速運動部 件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取=0.51.5 m/s. t ud d 表表 1 摩擦系數(shù)摩擦系數(shù) 導軌類型導軌材料運動狀態(tài)摩擦系數(shù) 滑動導軌鑄鐵對鑄鐵 起動時 低速(0.16m/s) 0.150.20 0.100.12 0.050.08 滾動導軌鑄鐵對滾柱（珠） 淬火鋼導軌對滾 柱 0.0050.02 0.0030.006 靜壓導軌鑄鐵0.005 以上三種載荷之和稱

17、為液壓缸的外載荷 wf 起動加速時 -3 wgfaffff =+ =16660+0+200=16860(n) wgfaffff =+ 穩(wěn)態(tài)運動時- 4 wgffff =+ =16660+0=16660(n) wgffff =+ 減速制動時-5 wgfaffff =+- =16660+0200=16460(n) wgfaffff =+- 工作載荷并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 gfgf 除外載荷外，作用于活塞上的載荷 f 還包括液壓缸密封處的摩擦阻力 wf fm，由于各種缸的密封材質(zhì)和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般 估算為 fm=(1-m)f-6 fm=(1-m)f=(10.9

18、2) =0.08=1466(n)- w m f h 16860 0.92 式中液壓缸的機械效率，一般取 0.900.95. m h = -7f w m f h f= =18326.1(n) w m f h 16860 0.92 2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算 (1) 工作載荷力矩 gt 常見的載荷力矩有被驅(qū)動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。 (2) 軸頸摩擦力矩 ft =-8 ft grm 式中 旋轉(zhuǎn)部件施加于軸頸上的徑向力(n);g 摩擦系數(shù)，參考表 1 選用； 旋轉(zhuǎn)軸的半徑(m).r (3) 慣性力矩 at -9 a jj t t w e d = d 式中 角加速度();e 2

19、/rad s 角速度變化量();wd/rad s 啟動或制動時間(s);td 回轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量().j 2 kg m 啟動加速時-10 wgfatttt =+ 穩(wěn)定運行時-11 wgfttt =+ 減速制動時-12 wgfatttt =+- 計算液壓馬達載荷轉(zhuǎn)矩時還要考慮液壓馬達的機械效率 (=0.90.99)。t m h m h -13 w m t t h = 2.2 初選系統(tǒng)工作壓力 根據(jù)負載大小和設備類型選擇的壓力。也考慮安裝空間元素，限制，經(jīng)濟 條件和組件可用性等。承載某些情況下，工作壓力低，勢必增加致動器結構的 大小，對于某些設備，大小應限制，從看不合算消耗物質(zhì)點;相反，壓力選擇

20、得太高，泵，罐，閥和材料的其它組分，密封，制造精度要求很高，勢必增加 設備的成本。壓力可以選擇低，操作機器的種子載設備的壓力，選擇高一些。 具體選擇可以參考表 2 和表 3。 參照表 2 初選 2.8mpa 的系統(tǒng)壓力 2. 3 計算液壓缸的主要結構尺寸 2.3.1 計算液壓缸的主要結構尺寸的計算 液壓缸有關設計參數(shù)見圖 2. 圖 a 為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖 b 為活塞桿工作在受拉狀態(tài)。 活塞桿受壓時 f= =p1a1p2a2-14 w m f h f= =p1a1p2a2=2.8106a10.4106a2=2.8106 d2/40.4106 ( d2 w m f h - d2)/4

21、 活塞桿受拉時 f= =p1a2p2a1-9 w m f h f= =p1a2p2a1=2.8106a20.4106a1 w m f h - 式中 a1= d2/4無桿腔活塞有效作用面積(m2); a2=( d2d2)/4有桿腔活塞有效作用面積(m2); 表表 2 按載荷選擇工作壓力按載荷選擇工作壓力 載荷kn50 工作壓力/mpa0.811.522.5334455 p1 液壓缸工作腔壓力(pa);取 2.8mpa p2 液壓缸回油腔壓力(pa)，即背壓力其值根據(jù)回路的具體情況而 定，初算時參照表 4 取值,選 0.4mpa d 活塞直徑(m); d 活塞桿直徑(m). a1 a2 1 d d

22、 fw p1 p2 a) 1a2a 1 d d fw p1 p2 b) 圖圖 2液壓缸主要設計參數(shù) 表表 3 執(zhí)行元件背壓力執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型背壓力mpa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系 統(tǒng) 0.20.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5 用補油泵的閉式回路0.81.5 回油路較復雜的工程機械1.23 回線短且直回油箱可忽略不計 一般，壓縮狀態(tài)下的液壓缸工作時，活塞面積 a1=-15 2 2 1 f pa p + 運用式 17 前，先確定關系 a1 和 a2，或者活塞桿直徑 d 直徑 d 之間的關系， 以使棒直徑比 = d / d，其比例是可以在表 5 和

23、表 6 選，選擇=0.5。f d=-16 () 2 12 4 1 f pp p f - d=0.0966m，則 () 2 12 4 1 f pp p f - () 662 4 18326.1 3.14 2.80.41 10100.5 - d=0.0483m 由公式 a1= d2/4=0.12/4=7.8510-3m2 a2=( d2d2)/4=(0.010.0025) /4=5.8910-3m2- 相關標準液壓缸的液壓缸和活塞桿直徑 d 直徑 d 根據(jù)國家標準值的計算 將四舍五入。與標準的液壓缸參數(shù)都差不多，國產(chǎn)標準液壓缸的最佳選擇。 對數(shù)值進行圓整得到：d=0.1m=100mm d=0.5m

24、=50mm 常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑見表 7 和表 8 表表 4按工作壓力選取按工作壓力選取 d/d 工作壓力/mpa5.05.07.07.0 d/d0.50 .55 0.620.700.7 表表 5 按速比要求確定按速比要求確定 d/d 2/11.151.251.331.461.612 d/d0.30.40.50.550.620.71 注：1無桿腔進油的時候活塞運動的速度； 2有桿腔進油時活塞運動速度 表表 6常用液壓缸內(nèi)徑常用液壓缸內(nèi)徑 d(mm) 40 125 50 140 63 160 80 180 90 200 100 220 110 250 表表 7 活塞桿直徑活塞桿直徑 d (

25、mm) 缸 徑速比 4050638090100110125140160180200220250 1.46 2 222835 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125140 2.3.2 計算液壓馬達的排量計算液壓馬達的排量 液壓馬達的排量為 -17 2 t v p p = d =4.7110-4m3/s 2 t v p p = d 式中 液壓馬達的載荷轉(zhuǎn)矩();tn m 液壓馬達的進出口壓差(pa)。 12 p pp d=- 液壓馬達的排量也應滿足最底轉(zhuǎn)速要求 -18 min min q v v n 式中

26、 通過液壓馬達的最小流量； min qv 液壓馬達工作時的最底轉(zhuǎn)速。 minn 2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量 2.4.1 液壓缸工作時所需流量 qv=a-19 qv=a=4.7110-4m3/s 式中 a液壓缸有效作用面積(m2); a=7.8510-3m2 活塞與缸體的相對速度(m/s). =3.6 m/min= 0.06m/s 3.6 / 60 m s = 2.4.2 液壓馬達的流量 -20 m qvvn= 式中 液壓馬達排量(m3/r);v 液壓馬達的轉(zhuǎn)速(r/s). mn 2. 5 繪制液壓系統(tǒng)工況圖 工況圖，包括壓力循環(huán)圖，循環(huán)流量圖和功率循環(huán)圖。他們是依據(jù)對調(diào)整 系統(tǒng)參數(shù)，

27、液壓泵，閥和其它部件進行選擇。 2.5.1 壓力循環(huán)圖 壓力循環(huán)圖 - （pt）圖由液壓致動器的結構尺寸確定后，根據(jù)實際負載 的大小，倒在其操作周期的每個階段獲得的液壓致動器的操作壓力，并且把 它們畫成（pt）圖。 2.5.2 流量循環(huán)圖 流量循環(huán)圖 - （qv-t）查看液壓缸有效工作面積或液壓馬達排量已經(jīng)確 定，再加上它的速度要弄清楚在每個階段的實際流量的工作周期，繪制成 （qv-t）圖。如果系統(tǒng)具有多個液壓致動器的同時操作，每個流程圖的加起 來應該繪制總流量循環(huán)圖。 2.5.32.5.3 功率循環(huán)圖功率循環(huán)圖 功率循環(huán)圖(p-t)圖 畫出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù) p=pqv, 即可

28、以繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。 3 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 3.1 制定基本方案 3.1.1 制定調(diào)速方案 確定液壓執(zhí)行元件之后，核心問題是其運動方向和運動速度的控制是擬訂 液壓回路。 方向控制通過換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于中小流量的液壓系統(tǒng)， 大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所需求的動作。對于高壓大流量的液壓系統(tǒng)， 現(xiàn)多采用邏輯組合插裝閥與先導控制閥來實現(xiàn)。 通過改變液壓致動器的流速或使用的輸入或密封空間的容積變化的輸 出的速度控制來實現(xiàn)的。相應的調(diào)速方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及容積節(jié)流 調(diào)速。 節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油 用流量控制閥來改變輸入或液壓致動器的 輸出的流動來調(diào)節(jié)速度。這樣的

29、速度是結構簡單，因為這樣的系統(tǒng)必須是用 溢流閥緩解，所以效率低，多用于功率小場合。 容積調(diào)速是依靠改變液壓泵或液壓馬達排量而達到調(diào)速的目的的。其優(yōu)點 是無溢出損失和節(jié)流損失，更高的效率。但為了補充熱量和泄漏，需要輔助泵。 這樣的速度模式適合于高功率，高速度的液壓系統(tǒng)。 容積節(jié)流調(diào)速一般用于變量泵油節(jié)流控制閥調(diào)節(jié)液壓致動器的輸入或輸出 的流動，并使得供油量和供油需求量相適應。這種調(diào)速回路效率高，速度穩(wěn) 定，但其結構更為復雜。 節(jié)流調(diào)速又分為進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種。進油節(jié)流的起動沖 擊較小，有負載荷的場合多用回油節(jié)流，旁路節(jié)流多用于高速狀況。 一旦確定調(diào)速回路，回油的循環(huán)形式也就能確定了

30、。 節(jié)流調(diào)速一般采用開環(huán)的形式。在開放的系統(tǒng)，從水庫液壓泵油，壓力 油流經(jīng)能量釋放系統(tǒng)后，再排回油箱。簡單的開環(huán)結構，散熱性好，但笨重 的坦克，與空氣混合容易 容積調(diào)速大多采用閉環(huán)速度控制音量的形式。封閉的系統(tǒng)，排放到致動 器端口液壓泵吸入口直接連接，形成一個閉環(huán)電路。其結構緊湊，但散熱不 良。 。3.1.2 制定壓力控制方案 液壓執(zhí)行元件工作時，并要求系統(tǒng)維持工作或在一定的壓力范圍工作的 一定的壓力，而有些需要多個階段，或連續(xù)可調(diào)壓力，油門調(diào)速器一般系統(tǒng) 中，通常由定量泵油，由所需的壓力釋放閥調(diào)節(jié)，并保持恒定。在容積調(diào)速 系統(tǒng)，變量泵油安全閥起到安全保護作用。在某些液壓系統(tǒng)，油有時需要的 高

31、壓力流量， 在這種情況下，可以考慮的增壓回路得到高壓，而不是單一的一套高壓 泵來獲得高的升壓電路，在操作循環(huán)的液壓致動器，在一段時間內(nèi)不需要油， 但不方便停泵時，需要考慮選擇卸荷回路。 當本地系統(tǒng)，工作壓力必須小于主油源壓力要考慮減壓循環(huán)以實現(xiàn)所需的 工作壓力。 3.1.3 制定順序動作方案 為了推動執(zhí)行機構的主機，根據(jù)設備類型，由一些固定的程序運行，而 有些則是隨機的或人為的。工程機械更多手動控制的機制，通常采用手動閥 控制多路復用器。各執(zhí)行機構的順序動作的加工機械，以使用更多的行程控 制，當工作構件被移動到一定的位置，發(fā)送一個電信號到電磁閥或直接壓力 推沖程閥來控制連續(xù)運動由電氣行程寬度開

32、關，中風開關安裝更方便，但也 可以連接到相應的電路中的閥的行程，它只適用于管路連接更加方便的場合。 另外還有時間控制、壓力控制等。如泵空載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵 的正常運行中，電信號，使得延時繼電器荷蘭卸載閥是關閉的，并建立正常 的工作壓力之后。壓力控制采用的是機帶有液壓鉗，擠壓機，沖床等場合。 當一個預定的操作完成致動器，該電路的壓力達到一定值時，或打開一個電 信號順序閥，使得通過壓力油，以啟動由壓力繼電器下一個動作。 3.1.4 選擇液壓動力源 液壓系統(tǒng)中的工作介質(zhì)是完全由液壓油提供，液壓源是一個液壓泵芯。 節(jié)流調(diào)速一般定量泵油，在不存在其它輔助油源，油壓泵的燃料供給系統(tǒng)是 否大于石油需

33、求，多余的油返回到通過溢流閥罐，溢流閥，可以在控制中發(fā) 揮作用，并穩(wěn)定供油壓力。大部分體積是變速系統(tǒng)泵油安全閥來限制系統(tǒng)的 最大壓力。 為了節(jié)約能源效率，燃油供應泵和系統(tǒng)，試圖以匹配所需的流量。在為中 石油，一般多泵油或變量泵油的情況差異較大的工作周期系統(tǒng)的每一個階段。 流量比較小，所需時間長，可以添加到一個做補充的油源蓄能。 液壓油凈化裝置是一個不可缺少的來源。一般泵入口應配備粗過慮進油 系統(tǒng)按照與元件的要求通過適當?shù)募氝^慮再次放錯地方的保護。為了防止雜 質(zhì)在系統(tǒng)流回油箱，你可以設置一個磁性過濾器或其它類型的過濾器在回來 的路上油。該液壓設備是環(huán)境溫度的要求，還要考慮加熱，冷卻等措施。 綜合

34、各種因素，選擇標準 ug 液壓動力包。 3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖 整個液壓系統(tǒng)圖由控制電路和液壓源的良好組合繪制。當你想擺脫不必 要的重復相互結合每個電路元件，是簡單的系統(tǒng)配置。注意互鎖元素之間的 關系，以避免故障的發(fā)生。為了最大限度地減少能量損失的鏈接。提高了系 統(tǒng)的效率。 為了方便液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)控，在該系統(tǒng)中的主要道路被安裝必要的 檢測元件（如壓力表，溫度計等） 要附加的大型設備，設備的關鍵部件成員替換發(fā)生意外時可以迅速確保 主機不斷工作。 盡可能液壓元件采用國內(nèi)標準件，液壓元件正常位置按國家標準繪制函數(shù) 符號圖中。非標準部件可以用來設計示意圖的結構。 系統(tǒng)圖應說明的名字和每個液壓致動器

35、的操作，指示各液壓元件和電磁鐵碼 的序列號，以及一個電磁鐵，行程閥和動作表的其他控制元件。 4 液壓元件的選擇與專用件設計 4.1 液壓泵的選擇 4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力 p pp1+p-21 式中 p1液壓缸或者液壓馬達最大工作壓力；取 p=10mpa p從泵出口到液壓缸或液壓馬達的入口之間的管道的總損耗。準 確地計算 p 元件選擇并可以進行拉伸線圖時，可以在經(jīng)驗數(shù)據(jù)選擇的開始計 數(shù)：簡單的線，小流量，取 p=（0.20.5）;管線復雜，擁有進口控mpa 制閥，取其=（0.50.15）。pd 4.1.2 確定液壓泵的流量 液壓泵的流量 vp q 多缸或液壓馬

36、達同時工作時，泵的輸出流量應 k ()-22 vp q max qv 式中 k系統(tǒng)的泄露系數(shù)，一般取 k=1.11.3; 而液壓缸或液壓馬達操作的最大總流量。 4.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格 據(jù)上述獲得的值，根據(jù)所提出的系統(tǒng)的形式，選擇從目錄或宣傳冊相應泵。 為了預留一定的壓力，比工作壓力所選擇的泵的壓力一般大在 25至 60。 4.1.4 確定液壓泵的驅(qū)動功率 在操作周期中，如果液壓泵的壓力和流量相對恒定，即(p-t) 、(-t)圖變化qv 較平緩，則 p= p-23 vp p q h 式中 p液壓泵的最大壓力(pa); 泵的工作流量(m3/s); vp q 液壓泵的總效率，參照表 9 進行選

37、擇. p h 表表 9 液壓泵的總效率液壓泵的總效率 液壓泵類 型 齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵 總效率0.60.70.650.800.600.750.800.85 流量限制型可變?nèi)~片泵的驅(qū)動功率，根據(jù)在拐點的流動曲線，計算出的壓力 值。一般情況下，可取0.8,=,則 p p maxp p vp q vn q p=0.8 -24 max vn p p q p h 式中液壓泵的最大工作壓力(pa); max p p 液壓泵額定流量(m3/s). vn q 起伏的曲線應單獨驅(qū)動電源所需的每個動作相供電取其平均值權力范圍內(nèi)進 行計算 -25 2 22 1212 12 nn pc n ptttpp p t

38、tt + = + + 式中、 一個循環(huán)中每個動作階段所需的時間(s); 1t2tnt 、一一個循環(huán)中的每一個動作階段內(nèi)所需要的功率(w). 1p2pnp 后選擇根據(jù)平均功率，而且關于在每個階段檢查電動機的過載容量是否在允許 范圍內(nèi)的馬達功率。電機過載的一般在 25容許量短。 4.2 液壓閥的選擇 4.2.1 閥的規(guī)格 根據(jù)該系統(tǒng)的工作壓力和通過閥的實際最大流量，選擇定型產(chǎn)品閥。根據(jù) 液壓泵選擇的最大流量溢流閥;和節(jié)流控制閥的選擇，要考慮的最小穩(wěn)定流量 應滿足最小穩(wěn)定致動器的速度。 流量控制閥是通常優(yōu)于選擇通過較大的實際流量，如果需要，允許一個短 的時間周期內(nèi)的 20以上的流量。按安裝和操作方式

39、選擇，以下是所需的液 壓閥： 1）壓力控制閥 - 先導溢流閥 旁邊是連接到所述泵的出口，確保系統(tǒng)壓力恒定或限制其最大壓力。 2）方向控制閥 - 單向閥 放置在出油口的泵，以防止損壞的液壓系統(tǒng)的壓力突然增加，而在拆卸泵系統(tǒng) 時，油也不會丟失，也可以做持壓閥，當止回閥，背壓的開啟壓力閥可以做到 的。 2）方向控制閥 - 選擇二位二通電磁閥 3）方向控制閥 - 三通電磁閥 4）的流量控制閥 - 旁路流動閥（同步閥） 同時用齒輪泵供應兩個液壓缸，而不管負載如何變化，基本上達到同步運行。 5）的流量控制閥 - 控制閥 4.3 管道尺寸的確定 4.3.1 管道內(nèi)徑計算 d=-26 4qv pu 式中通過管

40、道內(nèi)的流量(m3/s); v q 管道內(nèi)允許速度(m/s)，見表 10. 計算出內(nèi)徑 d 后，按標準系列選取相應的管子 = =0.025m=25mm d吸 4qv pu 吸 4 44.71 3.140.8 10 - =0.016m=16mm d壓 4qv pu 壓 4 3.140.8 v q 壓 =0.019m=19mm d回 4qv pu 回 4 3.140.8 v q 回 4.3.2 管道壁厚 的計算 = -27 2 pd s 式中 p管道內(nèi)最高工作壓力(pa); d管道內(nèi)徑(m); 管道材料的許用應力(pa), = b/n; b管道材料的抗拉強度(pa); n安全系數(shù)，對鋼管來說，p7m

41、pa 時，取 n=8; p17.5mpa 時，取 n=4. =33.3mm(查手冊選取) 2 pd s d = 吸 吸 =21.4mm(查手冊選取) 2 pd s d = 壓 壓 =25.4mm(查手冊選取) 2 pd s d = 回 回 表表 10 允許流速推薦值允許流速推薦值 管道推薦流速（m/s） 液壓泵吸油管道0.5 1.5 , 一般常取 1 以下 液壓系統(tǒng)壓油管道3 6，壓力高，管道短，黏度 小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道1.5 2.6 4.4 油箱容量的確定 初始設計時，先按經(jīng)驗公式 30 確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散 熱的要求進行校核油箱容量的經(jīng)驗公式為 v=aqv-28 式

42、中qv液壓泵每分鐘排出壓力油的容積(m3); a經(jīng)驗系數(shù)，見表 11 表表 11 經(jīng)驗系數(shù)經(jīng)驗系數(shù) a 系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械 a12245761210 在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全 部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于 最低限度 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 5.1 壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失，管路的局部壓力損失和閥類元 1 p d 2 p d 件的局部損失，總的壓力損失為 3 p d -28 123 p ppp d= d+ d+ d p1= -28 2 1 2 l d p lr u d= 2 2

43、 l d l u p2=2/2- 2 2 2 p xr u d= -29 式中管道的長度(m); d管道內(nèi)徑(m); 液流平均速度(m/s); 液壓油密度(kg/m3); 沿程阻力系數(shù)； 局部阻力系數(shù) 、 的具體值參考機械設計手冊第四本第二章的有關內(nèi)容 -30 2 3n v vn q pp q d= d 式中閥的額定流量(m3/s); vn q 通過閥的實際流量(m3/s); v q 閥的額定壓力損失(pa) (可從產(chǎn)品樣品中查到) n p d 對于泵執(zhí)行元件之間的壓力損失，而所估計的損失要大得多管道如果計 算出的比 p 泵選擇要調(diào)整泵和標準的尺寸和其他參數(shù)的其他相關因素。 系統(tǒng)的調(diào)整壓力 -

44、31 1t p pp + d 式中液壓泵的支路調(diào)整壓力或工作壓力 t p 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 當液壓系統(tǒng)中，除了致動器驅(qū)動外部負載有效功率輸出，整個功率損耗 的其余部分轉(zhuǎn)化為熱能，提高溫度。液壓系統(tǒng)的功率損失有以下幾種形式： (1) 液壓泵的功率損失 =-32 1hp1 1 1 i pi z ri i t t p t h - = 式中 工作循環(huán)周期(s); tt z投入工作液壓泵的臺數(shù); 液壓泵的輸入功率(w); rip 各臺液壓泵的總效率; pi h 第 臺泵工作時間(s). it i 5.2.2 計算機液壓系統(tǒng)的散熱功率 冷卻通道的液壓系統(tǒng)主

45、要是罐表面，但是，如果該系統(tǒng)是一個外部管道 較長，且當由式 40 計算出的加熱功率，也應考慮在熱管表面。 -33() 1122 hc t p k ak a =+d 式中 油箱散熱系數(shù)，見表 12; 1k 管路散熱系數(shù)，見表 13; 2k 、分別為油箱、管道的散熱面積(m2); 1a2a 油溫與環(huán)境溫度之差(c)。td 表表 12 油箱散熱系數(shù)油箱散熱系數(shù) k1(w/(m2 c) 冷卻條件k1 通風條件很差 通風條件良好 用風扇冷卻 循環(huán)水強制冷卻 89 1527 23 110170 表表 13 管道散熱系數(shù)管道散熱系數(shù) k2(w/(m2 c) 管道外徑/m風速 /m s-10.010.0 5

46、0.1 0 1 5 8 25 69 6 14 40 5 10 23 若系統(tǒng)達到熱平衡，則，油溫不在升高，此時，最大溫差 hrhc pp = -34 1122 hr t p k ak a d= + 油溫 t= t 0+t。如果所計算的油溫超過該液壓設備的最高允許溫度 （各種機械允許油示于表 14 中，我們應盡量增加散熱面積，冷卻面積如果坦 克不能增加，或增加的數(shù)量沒助時，它需要在冷卻器的安裝。冷卻器的散熱 面積 表表 14 各種機械允許油溫各種機械允許油溫(c) 液壓設備類型正常工作溫度最高允許溫度 數(shù)控機床30505570 一般機床30555570 機車車輛40607080 船舶3060809

47、0 冶金機械、液壓機40706090 工程機械、礦山機 械 50807090 -35a= hrhc m k pp t - d 式中 k冷卻器的散熱系數(shù)(液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數(shù))； 平均溫升(c). mt d = mt d 1212 22 tttt + - 、液壓油入口和出口溫度； 1t2t 、冷卻水或風的入口和出口溫度 1t2t 5.2.3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量 式 45 是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要 求當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱的要求確定油箱的容量 由式 45 可得油箱的散熱面積為 -36 22 1 1 hr t p k a a k - d =

48、 如不考慮管路的散熱，式 47 可簡化為 -37 1 1 hr t p a k = d 在圖 3 高度一般油罐高度 h 所示的主要設計參數(shù)是表面與油操作者完全 冷卻表面直接接觸的 0.8 倍，與油不直接的接觸的表面算半散熱面，圖示為 油箱的有效容積和散熱的面積分別為 v=0.8abh-38v=0.8abh -39() 1 1.81.5h abab a =+ 如果得到的，根據(jù)本結構要求確定，之間的比例，就可以判斷所述罐 1a 主體結構的大小。 根據(jù)結構選擇=23mm， =23mm， =23mm 得出 v=0.8=9733.6 mm3abhabh h 0.8h b a 圖 3 油箱結構尺寸 冷卻要

49、求如由燃料箱的體積來確定過大，遠遠超出了需要的燃料消耗， 受試者的大小和由于空間的限制，它要適應時收縮罐的大小，增加額外的冷 卻措施。 5.3 計算液壓系統(tǒng)沖擊壓力 壓力沖擊是由于急劇變化的流速和管道的形成。如液壓致動器突然停在高速運 動，快速打開和關閉閥門，并具有更高的沖擊壓力的靜態(tài)值。它不僅伴隨著振 動和噪聲，而且還因為高壓管道留下的影響，液壓元件破壞。對系統(tǒng)壓力的影 響更大潮往往采取兩種形式： 1) 當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產(chǎn)生的沖擊壓力 直接的沖擊（即 t），增加了管道的壓力值 p= -37 c p a rud=d 間接的沖擊（即 t）時，管道內(nèi)的壓力增大的數(shù)值 =-38p

50、d c t a t rud 式中 液體的密度(kg/m3);r 接近或之前與差（米/秒）之后打開該管中的流動通道的流量; t關閉或打開液流通道的時間(s); 配管長度 ，并從所需的沖擊波的時間（s） 管道內(nèi)液流中沖擊波的傳播速度(m/s). ca 不含粘度變化的沖擊波傳播速度的該管中的沖擊和直徑 =-39 ca 0 0 1 d e e e r d + 式中 液壓油的體積彈性模量(pa),其推薦值為=700mpa; 0e0e 、管道的壁厚和內(nèi)徑(m);dd 管道材料的彈性（pa）模量，常用管材彈性模量：鋼e =2.11011pa,紫銅=1.181011pa。ee 由于用液體造成的增加其壓力值的影

51、響，慣性和運動機構改變了液壓缸速度 時，壓力 -40 i i am p at l a u r d d=+ 第 5 章 液壓執(zhí)行元件 1 液壓缸 1.1 液壓缸的基本參數(shù) （1）根據(jù)計算選擇 d=100mm, d=50mm. （2）液壓缸行程.1000lmm= 1 min r - （3）活塞桿桿端花鍵型式, 鍵長 60mm.84248 8 1.2 液壓缸性能參數(shù)的計算 （1）液壓缸的輸出力 推力 f1=21.98kn 3 1 1 10 pa 拉力 f2=2.83kn 3 2 2 10 pa （2）液壓缸的輸入、輸出速度 =5.08m/min 2 60 v q a u = 入 =3.6m/min

52、1 60 v q a u = 出 （3）液壓缸的儲油量 =vas= 33 7.85 10 m - （4）液壓缸的輸出功率 =1.32kwnfu= 1.3 液壓缸主要零件的結構、材料及技術要求 常用材料為缸體號碼 20,35,45 無縫。 20 與鋼的機械性能的略低，而不能進 行淬火，很少使用;當汽缸和底部，缸蓋，配件或耳軸等件焊接，應使用 35 可焊性好缸，淬火后粗加工;在一般情況下，是由 45 號鋼，并驟冷至 241285hb。 液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋、導向套的材料和技術要求 見下表 液壓缸主要零件的材料和技術要求液壓缸主要零件的材料和技術要求 零件 名稱 簡 圖材 料主要

53、表面粗糙 度 技術要求 無縫鋼 管 液壓缸內(nèi)圓柱 表面粗為: ra0.20.4m (1)內(nèi)徑用 h8h9 的配合； (2)內(nèi)徑圓度公差 值 d 選擇了 10 的精度，圓柱公 缸體 差值由 8 精度的 選擇 （3）7 七精密選 擇圓柱體縱向到 底公差值 t; (4)為防止腐蝕和 提高壽命,內(nèi)徑表 面鍍 0.030.04mm 厚 的硬鉻,再進行拋 光,缸體外涂耐腐 蝕油漆 活塞 耐磨鑄 鐵 活塞外圓柱表 面粗糙度為: ra0.81.6m （1）內(nèi)部徑向 孔直徑 d d1 跳 動公差值，根據(jù) 7,8 級精度的選 擇; (2)端面 t 對內(nèi)孔 d1的內(nèi)部垂直端 的孔公差值 d1 軸面，選擇 7 級 精

54、度 （3）圓柱外徑 d 公差值，按 9，10 或 11 的精 度選擇; (4)活塞外徑用橡 膠密封圈密封時 取 f7f9 配合,內(nèi) 孔與活塞桿的配 合可取 h8 活塞 桿 實心活 塞桿： 45 鋼 桿外圓柱面粗 糙度為： ra0.63m （1）材料熱處 理：粗加工后調(diào) 質(zhì)到硬度為 229285hb； （2）桿 d 和 d1 的圓度公差值， 請按 9，10 或 11 的精度選擇; （3）缸活塞桿 d 公差值，按 8 精度的選擇; (4)活塞桿 d 對 d1的徑向跳動公 差值，應為 0.01 mm； (5)活塞桿與導向 套采用 h8/f7 配 合，與活塞的連 接采用 h8/h7 配 合(6) 活塞

55、桿上 的螺紋，按 6 級 精度加工； 缸蓋耐磨鑄 鐵 配合表面粗糙 度為： ra0.81.6m （1）直徑 d（基本直徑同 缸徑）、d2(活 塞桿的緩沖孔)、 d3( 基本尺寸同 活塞桿密封圈外 徑)的圓柱度公差 值，按 9、10 或 11 級精度選取； （2）d2，同心 公差的對 d 的 d3：0.03 毫米 （3）端面 a，b 和垂直軸公差值 的直徑 d，按 7 級精度的選擇 導向 套 耐磨鑄 鐵 導向表面粗糙 度為：ra0.8 （1）導向套的 長度一般取活塞 桿直徑的 60%100% （2）導向套內(nèi) 徑的配合為 h8/f9(或 h9/f9)。 1.4 液壓缸結構參數(shù)的計算 液壓缸的結構參

56、數(shù)，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 根據(jù)標準查取標準液壓缸外徑：d1=121mm；從而得出缸筒壁厚 =d1- d=10.5mm （2）液壓缸油口直徑的計算 液壓缸活塞口直徑應根據(jù)最大速度和最大端口速度，并設定流量 d0=0.13d-41 0 u u d0=0.13d=0.0259m 0 u u 式中 d0液壓缸油口的直徑（m）；d0=0.0259m d液壓缸內(nèi)徑（m）； d=0.01m 液壓缸最大輸出速度（m/min）；=4m/min=0.067m/s uu 油口液流速度（m/s）。=0.017m/s 0u0u （3）缸底厚度計算 -42 0.433

57、 y hd p s = =0.035m 0.433 y hd p s = 式中 缸底厚度（m）；h d 液壓缸內(nèi)徑（m）； 試驗壓力()； y p mpa 缸底材料的許用應力()。 smpa 對于：鋼管 =100110mpa s 鍛鋼 =100120mpa s 鑄鋼 =100110mpa s 鑄鐵 =60mpa s (4) 缸頭厚度計算 因為氣缸蓋，氣缸活塞桿導向孔，因此計算是不同的厚度和底部。 螺釘連接法蘭 -43 () 0 3 cp cp f h dd d ps - = =0.028m () 0 3 cp cp f h dd d ps - = 式中 法蘭厚度（m）；=0.028mhh f法

58、蘭受力總和(n) () 222 44 h fpq ddd pp =+- 密封環(huán)內(nèi)徑(m); =0.09mdd 密封環(huán)外徑(m); =0.095m hdhd 系統(tǒng)工作壓力(pa)；=2.8106papp 附加的密封力(pa)，當采用金屬材料的密封時，值取其屈服qq 點； =35106paq 螺紋孔分布圓直徑(m)；=0.144m 0d0d 密封環(huán)平均直徑(m)；=0.092m cpdcpd 法蘭材料的許用應力(pa)。=105106pa s s 1.5 液壓缸的連接計算 1.5.1 缸蓋連接計算 缸體與缸蓋采用螺栓連接的計算 螺紋處的拉應力為： -44 2 1 4 kf z d s p = 螺紋

59、處的切應力為： -45 10 3 1 0.2 kf z dk d t= 1.5. 2 缸體與缸蓋用螺栓連接的計算 式中 z螺栓數(shù)； 螺紋處的拉應力(pa);s k螺紋擰緊系數(shù)，擰系數(shù)，當靜載荷，取 k=1.251.5;當動載荷， 取 k=2.54; k1螺紋的內(nèi)摩擦系數(shù)，一般取值 k1=0.12； 螺紋外徑（m）； 0d 螺紋內(nèi)徑（m）；當一個共同點當一個共同點： 1d10 1.0825t dd =- 螺紋螺距（m）；t d液壓缸內(nèi)徑（m）； 螺紋處的切應力（pa）；t 螺紋材料的許用應力(pa) s =60mpa s n s s = 螺紋材料的屈服點(pa)；=320mpa ssss 安全系

60、數(shù)，通常取值為=1.52.5；nn 合成應力(pa)； ns 缸體螺絲處所受的拉力 (n)。f 按 gb-81 粗牙普通螺紋標準查得：公稱直徑 d=20mm，螺距 p=2.5mm，小徑 =17.294mm 能滿足強度要求，所以選用 m20 的螺栓。 1d 1.6 活塞桿穩(wěn)定性校 當活塞桿即當有柱的軸向壓縮載荷，該壓縮力 f 超過活塞桿將失去穩(wěn)定 的臨界值的穩(wěn)定性。桿穩(wěn)定性由下列公式進行檢查 當活塞桿的細長比值為時，用歐拉公式進行計算臨界載荷， l m n k kp 此時 -46 2 2k nej p l p = 式中 關鍵負載的縱向連桿彎曲故障 kp (n); 末端條件系數(shù)；查手冊得：=；nn