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1 緒論
1.1往復式給煤機
一、用 途：
K型往復式給煤機用于煤或其它磨琢性小、粘性小的松散粒狀物料的給料，將儲倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸落到運輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。
二、工作原理與結(jié)構(gòu)說明：
K型給煤機由機架、底板（給煤槽）、傳動平臺、漏斗、閘門、托輥等組成。當電機開動后經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速機、曲柄連桿機構(gòu)拖動傾料5°的底板在輥上作直線往復運動，煤均勻地卸到其他設(shè)備上。
本機可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。
給煤機設(shè)有兩種結(jié)構(gòu)形式：1、帶調(diào)節(jié)閘門 2、不帶調(diào)節(jié)閘門，其給料能力由底板行程來達到。
K 型給煤機外形尺寸圖：
圖1-1K型給煤機
1、減速機 2、電動機 3、傳動平臺 4、聯(lián)軸器 5、H形架 6、連桿 7、給煤槽 8、閘門 9、機架 10、漏斗 11、托輥
1.2往復式給煤機防竄倉裝置的設(shè)計研究
往復式給煤機安裝在煤倉下口處，在煤礦井下生產(chǎn)中，設(shè)置一定容量的煤倉對于保證消峰平谷和高產(chǎn)、高效是十分必要的。它可以有效地提高工作面采掘設(shè)備的利用率，充分發(fā)揮運輸系統(tǒng)的潛力，保證連續(xù)均衡生產(chǎn)。但是，煤倉竄倉事故在我國煤礦經(jīng)常發(fā)生。竄倉事故常造成設(shè)備嚴重損壞，井下停產(chǎn)，當竄倉煤量較大時，還會阻塞巷道，造成運輸巷通風不暢，引起瓦斯爆炸等事故。
1.2.1 方案構(gòu)思
研制防竄倉裝置的最終目的是控制給煤機閘門，使其能在竄倉發(fā)生時非?？斓仃P(guān)閉，減少水煤流量，以防止和降低竄倉所造成的對人身安全和運輸系統(tǒng)的危害。為此，防竄倉裝置應能滿足兩個工作狀態(tài)，一是給煤機正常工作時對閘門位置的控制，以達到對給煤機給煤量的控制和煤倉中有水時對竄倉事故的預防；二是在竄倉發(fā)生時能立即檢測到并控制防竄倉裝置快速關(guān)閉閘門，在竄倉得到有效控制后，可適當調(diào)整閘門開度，使倉中的水煤按一定的控制流量排出。
（1）針對防竄倉裝置工作特點，對系統(tǒng)方案擬定如下：①防竄倉裝置的組成。防竄倉裝置由液壓傳動系統(tǒng)，機械執(zhí)行機構(gòu)、電氣控制系統(tǒng)和傳感器組成。② 閘門快速關(guān)閉所需要的動力。 (2)設(shè)計時主要考慮以下幾點：①合理選擇液壓系統(tǒng)的參數(shù)，包括蓄能器的氣體常數(shù)，充液壓力，管路直徑和長度，可以使防竄倉裝置和閘門關(guān)閉時間控制在1 S以內(nèi)。②蓄能器的氣體常數(shù)和充液壓力對系統(tǒng)的影響較大，如此值偏大，則液壓缸活塞的運動速度增長過快，加速度大，對系統(tǒng)沖擊也大；如此值偏小，則液壓缸活塞的運動速度增大過緩，且速度衰減也較快。③管路直徑對系統(tǒng)的性能影響最大，如管路直徑偏小，則管內(nèi)液體的流速就大，運動阻力急劇增加，造成液壓缸活塞的運動加速度衰減過快，活塞運動速度上不去，影響閘門關(guān)閉時間。④在閘門關(guān)閉時間控制在1 S以內(nèi)的技術(shù)指標下，管路長度可以滿足液壓動力裝置實際工程應用中靈活布置的要求。⑤ 閘門質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的變化對系統(tǒng)的性能影響要很小。本液壓動力裝置能夠適應不同的往復式給煤機其閘門質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量變化的要求，具有一定的通用性。
1.2.2 工作原理
根據(jù)防竄倉裝置的工作特點和所擬定的方案，設(shè)計了防竄倉裝置，其工作原理如圖1所示，系統(tǒng)的工作原理簡述如下：
圖1-2 工作原理圖
1、過濾器；2、液壓泵；3、壓力表；4、直動型溢流閥；5、三位四通手動換向閥（M型滑閥機能）；6、節(jié)流閥；7、單向閥；8、液壓缸；9、閘門。
1.3K4型給煤機的技術(shù)改造
隨著礦井的延伸，井下使用K4型給煤機的數(shù)量不斷增加。由于在使用中，發(fā)現(xiàn)該機在結(jié)構(gòu)上存在一些問題，為此我們對其進行了技術(shù)改造。
1.3.1 存在的問題
該機主要由電動機、減速器、曲拐、底托板、底托輪、后斜板、側(cè)板、弧形門、煤倉縮口聯(lián)接盤等組成。主要技術(shù)參數(shù)為：電動機功率：18．5kW；給煤量：132、268、395、530Ch。
該機使用中主要存在以下問題：
(1)底托板易彎曲變形。原因是：支撐輪間跨度大，抗彎能力低；鋼板厚度較薄(10—12 mm)，隨著過煤量的增加，磨損嚴重；放煤時受煤塊頻繁沖擊砸壓，發(fā)生變形、彎曲。
(2)后斜板和側(cè)板易變形。原因是：受煤倉煤流頻繁沖擊，從而發(fā)生變形。
(3)弧形門不能隨意調(diào)節(jié)，無法控制煤倉跑水煤現(xiàn)象。原因是：在給煤機運行過程中，因經(jīng)常發(fā)生跑水煤現(xiàn)象，沖壞輸送機托輥、埋住機架、甚至發(fā)生傷人的安全事故。
1.3.2 改進措施
(1)底托板，增設(shè)支撐輪裝置在底托板下面焊接2根軌距為600mm的礦用軌道，以底托板中心線對稱布置，支撐輪頂在軌道上。運行時軌道與底托板一起運動 支撐輪做旋轉(zhuǎn)運動。支撐輪采用普通礦車輪，礦車輪用支座安裝在承載梁上，承載梁用礦用l2 工字鋼，承載梁下為2根與底板固定的工字鋼立柱。支撐輪支座用8條MI6 X60螺栓與承載梁上焊接的鋼板連接，便于支撐輪因磨損或軸承故障時更換方便。這樣，底托板由4點支撐變?yōu)?點支撐，跨度縮小，抗彎曲能力大大提高。
(2)后斜板加焊礦用l2 工字鋼在后斜板加焊與給煤機給煤方向垂直的水平工字鋼，工
字鋼采用礦用3根l2 工字鋼，長度與給煤機后斜板寬度相同，這樣增強了后斜板的抗彎曲能力。 ‘
(3)底托板、后斜板和側(cè)板均增加襯板襯板均采用6=12ram的普通錳鋼。底托板的1塊襯板，四周用20條MI6 X60的沉頭螺栓與原底托板連接。后斜板襯板1塊，四周用l6條M16 X60的沉頭螺栓與原后斜板連接。側(cè)板襯板左右各1塊，每塊用22條M16 X60的沉
頭螺栓與側(cè)板連接。
(4)弧形門增加電動控制裝置裝置包括電動機、減速器、卷筒、鋼絲繩、導向滑輪、固定平臺。電動機和減速器采用SSJ一1000／110 X 2型可伸縮帶式輸送機的收帶裝置，卷筒和導向滑輪自制加工，鋼絲繩直徑 l5．5mm，固定平臺由6=12mm鋼板和礦用l2 工字鋼制作。改造后，給煤機在運行過程中可實現(xiàn)無級調(diào)節(jié)，可隨時控制給煤量的大小，當有水煤時，司機可立即按下控制按鈕，將弧形門放下，減少給煤量。當水煤放完后，可將弧形門重新開大，調(diào)大給煤量。弧形門上設(shè)有過位保護裝置，使弧形門在最低位置時與底托間之間僅有20～50mm的間隙，這樣可防止弧形門擠壞底托板，經(jīng)現(xiàn)場使用，效果良好。
(5)實施要點
1)在新安裝每臺給煤機時應事先在下井前完成上述改造項目。如果使用后再進行改造，由于底托板、后斜板與側(cè)板變形彎曲，實施難度加大。
2)所有襯板用沉頭螺栓與底托板、后斜板、側(cè)板連接后，再在各板四邊進行點焊，使襯板與原板牢靠地成為一體，可大大延長襯板的使用時間，同時便于更換襯板。
3)弧形門電動控制裝置平臺與給煤機放煤口要保持一定的安全距離(一般為12～15 m)，當煤倉內(nèi)有大量水煤時，司機可站在給煤機前方安全地點操作，可確保人身安全，此
點在斜巷運輸中更為重要。
1.3.3 經(jīng)濟效益
(1)K4型給煤機改造前，一般只能用2 a，改造后可使用5—6 a，每臺改造費用1萬元，計入6a內(nèi)更換襯板2次、費用2萬元，共計3萬元。而在改造前6a內(nèi)需更換2臺給
煤機，需花費30萬元。
(2)對于運煤系統(tǒng)而言，運煤系統(tǒng)沿途布置多臺給煤機，每臺給煤機檢修時，為了確保安全，需停止下面的帶式輸送機，這樣將嚴重制約運煤系統(tǒng)的運行時間；改造后，由于可避免運煤系統(tǒng)輸送機頻繁停機，從而可提高主運煤系統(tǒng)的有效運行時間。
2電動機和減速器的選用
已知：如下圖所示曲柄AB=150mm，連桿長BC=1.2m，曲柄轉(zhuǎn)速n=62r/min，滑塊行程250mm,
=220mm
圖2-1 曲柄滑塊機構(gòu)示意圖
在如圖所示的曲柄滑塊機構(gòu)中，已知桿長、、、，原動件1的正向轉(zhuǎn)角及正向角速度分別為，，要求滑塊的速度v，加速度a
2．1位移分析
將ABCD看作一向量封閉多邊形，則該機構(gòu)的向量封閉方程式為
（１）
按歐拉公式展開得
方程的實部和虛部應分別相等，即
?。ǎ玻?
消去后得
（３）
連桿傾角
?。ǎ矗?
2．2 速度分析
將式（１）對時間求導得
將上式乘以得
按歐拉公式展開，取實部后得
速度
角速度
2．3 加速度分析
將式（１）對時間求導兩次，經(jīng)整理后得
加速度
角加速度
如下圖所示采用圖解法求出極限位置的角度
圖2-2 曲柄滑塊機構(gòu)
極限位置的角速度
速度
最大加速度
最大速度
取料倉的高為950mm，長為1250mm，寬為即為底板行程250mm
圖2-3料倉口尺寸
給煤機每小時的生產(chǎn)量
式中——料倉的體積；
——煤的密度，一般取
所以
給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量：
底板選用中碳鋼，其密度，底板厚度取15mm，則底板尺寸為
底板質(zhì)量：
推動力：
2．4往復式給煤機的工作簡述
往復式給煤機由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動底板組成。底板是工作機構(gòu)。由于曲柄連桿裝置的作用，底板作有規(guī)律的往復運動。當?shù)装逭袝r，將煤倉和槽形機體內(nèi)的煤帶到機體前端；底板逆行時，槽形機體內(nèi)的煤被機體后部的斜板擋住，底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動，機體前端的煤自行落下。由于底板往復運動的結(jié)果，機體內(nèi)的煤連續(xù)地卸落到運輸設(shè)備或篩選設(shè)備上。
能耗分析
2．4．1往復式給煤機的運行阻力：
往復式給煤機運行時，電動機功率主要消耗在克服下列阻力上。
正行時：底板在托滾輪上的運行阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。
逆行時：底板在托滾輪上的運行阻力和煤與底板的摩擦阻力。
此外，還有一些能量消耗在克服底板加速運動時的運行阻力上。
往復式給煤機正行時的功耗是有效功耗，逆行時的功耗是無效功耗。
2．4．2往復式給煤機的運行阻力由以下公式計算：
式中——重力加速度，
——底板在托滾輪上的運行阻力系數(shù)，
式中——煤與鋼的摩擦系數(shù)，取
——煤對側(cè)板的側(cè)壓系數(shù)，
——底板上煤的厚度，
——煤的松散容重，
——給煤機底板水平投影長度，
所以
正行阻力：
逆行阻力：
2．4．3電動機功率的計算
給煤機所需的最大功率：
圖2-4 傳動圖
1——電動機；2——聯(lián)軸器；
3——二級齒輪箱,實現(xiàn)二級減速；4——曲柄滑塊機構(gòu)。
輸入曲柄滑塊機構(gòu)的功率：
式中——曲柄滑塊機構(gòu)的效率，
——給煤機工作時所需的最大功率
輸入減速器的功率：
式中——輸入曲柄滑塊機構(gòu)的功率
——減速器的效率
減速器的效率
式中——齒輪的傳動效率，取
——軸承的效率，
——聯(lián)軸器的效率，
所以減速器的效率
所以
電動機需輸出的功率：
式中——聯(lián)軸器的效率，
所以
電動機所需的功率：
式中——聯(lián)軸器的效率，
所以
2．5 電動機的選型
參考資料7的表16-1-89,YB系列隔爆型三相異步電動機
選180L-6型,技術(shù)參數(shù)如下：
功率
KW
轉(zhuǎn)速
r/min
效率
%
重量
kg
15
970
89.5
260
2．6 減速器的傳動比
式中——電動機的轉(zhuǎn)速，
——曲柄的轉(zhuǎn)速，
所以
2．7減速器的選用
減速器的承受能力受機械強度和熱平衡許用功率兩方面的限制。因此減速器的選用必須通過以下兩個步驟。
（1） 選用減速器的公稱輸入功率，應滿足：
式中——計算功率，KW；
——載荷功率，KW；
——減速器的公稱輸入功率，KW；
——工況系數(shù)（即使用系數(shù)）；
——啟動系數(shù)；
——可靠度系數(shù)；
往復式給煤機載荷為強沖擊，查表15-2-8得，考慮到每天24小時工作，應將再加大15%，所以；選取啟動系數(shù)和可靠度系數(shù)，查表15-2-9和15-2-10得、；所以計算功率：
（2） 校核熱平衡許用功率，應滿足：
或
式中——計算熱功率，KW；
、——減速器熱功率，無冷卻裝置為，有冷卻裝置為；
、、——環(huán)境溫度系數(shù)，載荷率系數(shù)，公稱功率利用系數(shù)；
查表15-2-11、15-2-12、15-2-13得：，（每天24h連續(xù)工作），
所以熱平衡許用功率：
查表15-2-7，對于ZLY224型，
所以選用ZLY224型減速器
圖2-5 ZLY224型減速器
3 聯(lián)軸器的選型
聯(lián)軸器，連接兩軸或軸和回轉(zhuǎn)件，在傳遞轉(zhuǎn)矩和運動過程中一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種機械裝置。
彈性聯(lián)軸器，即利用彈性元件的彈性變形，以實現(xiàn)補嘗兩軸相對位移，緩和沖擊和吸收振動的擾性聯(lián)軸器。
選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL3，如圖 3-1 所示，彈性柱銷聯(lián)軸器是利用若干非金屬材料制成的柱銷，置于兩半聯(lián)軸器凸緣的孔中，以實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器連接。該聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，彈性元件材料一般多用尼龍6，耐磨性好，有微量補償和和吸振能力，彈性元件受剪切，超載荷工作不可靠。適用于啟動頻繁，正反轉(zhuǎn)多變，帶載荷啟動的中速軸系傳動，不適用于工作要求高的部位，不宜用于重載、高速、有強烈沖擊和振動較大的軸系傳動，對于徑向及角向位移大的工況以及安裝精度較低的軸系傳動，亦不宜選用。
圖3-1彈性柱銷聯(lián)軸器
3.1聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩
聯(lián)軸器的主要參數(shù)是公稱轉(zhuǎn)矩，選用時轉(zhuǎn)矩應符合下列關(guān)系：
式中：——理論轉(zhuǎn)矩；
——計算轉(zhuǎn)矩；
——公稱轉(zhuǎn)矩；
——許用轉(zhuǎn)矩；
——許用最大轉(zhuǎn)矩；
——最大轉(zhuǎn)矩。
3．2聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩計算
聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩是由功率和工作轉(zhuǎn)速計算而得，即：
式中：——驅(qū)動功率；
——工作轉(zhuǎn)速；
所以
3．3聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩計算
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩是由理論轉(zhuǎn)矩和動力機系數(shù)、工況系數(shù)及其他有關(guān)系數(shù)計算而得，即：
式中：——動力機系數(shù)，；
——工況系數(shù)，；
——起動系數(shù)，；
——溫度系數(shù)，。
所以：
3．4強度驗算
彈性柱銷聯(lián)軸器中的柱銷在工作時，處于剪切和擠壓狀態(tài)。
3．4．1抗剪強度驗算：
式中：——聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，；
——柱銷中心分布圓直徑，（）；
——柱銷數(shù)；
—— 柱銷直徑，（）；
——柱銷材料的許用切應力，可?。?
所以：
通過
3．4．2壓強驗算；
式中：——柱銷長度，（）；
——柱銷材料的許用壓強，可取；
所以：
4 輥輪軸的設(shè)計
4．1輥輪軸的設(shè)計計算
1）根據(jù)機械傳動方案的整體布局，擬定軸上零件的布局和裝配方案
考慮整體布局，擬訂不同的裝配方案進行分析對比，選用如圖4-1所示的裝配方案。
圖4-1輥輪軸的整體布局
2）選擇軸的材料
該軸是心軸，轉(zhuǎn)速較低，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能參考資料3由表21-1查得
抗拉強度 屈服點
彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限
許用彎曲應力
3）初步估算軸的的直徑
4)軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
①初步選擇滾動軸承
根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為30212型，其尺寸為，定位軸肩高度
②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
Ⅰ軸段安裝固定板，為了把該軸固定在箱體上，取該軸段直徑，長度。Ⅱ軸段安裝螺母，為了固定旁邊的套筒，取該軸段直徑，長度。Ⅲ軸段裝有套筒，為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長度。Ⅳ軸段安裝軸承和套筒，裝在軸承中間的套筒為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長度。Ⅴ軸段安裝唇形密封圈，取該軸段直徑，長度；ⅤⅠ軸段，長度；所以該軸總長度
5）軸的受力分析
① 作出軸的計算簡圖
圖4-2軸的受力分析
② 求支反力
在垂直面內(nèi)的支反力
由得
又，所以
式中：——煤倉的重力和煤倉內(nèi)煤的重力，；
煤倉內(nèi)煤的質(zhì)量：
底板選用中碳鋼，其密度，底板厚度取15mm，則底板尺寸為
底板的質(zhì)量：
側(cè)板選用中碳鋼，其密度，側(cè)板厚度取15mm，則底板尺寸如下圖：
圖4-3側(cè)板尺寸布置
側(cè)板的質(zhì)量：
所以
所以
圖4-4彎矩圖
③ 軸的強度計算
通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁。軸上零件傳來的力，通常當作集中力來考慮，其作用點取為零件輪緣寬度的中點，軸上轉(zhuǎn)矩則從輪轂寬度的中點算起。軸上支撐反力的作用點，根據(jù)軸承的類型和組合確定。
如果作用在軸上的各載荷不在同一平面內(nèi)，則可分解到兩個相互垂直的平面，然后分別求這兩個平面內(nèi)的彎矩，再按矢量法求得合成彎矩。
ⅰ按彎矩強度條件計算
式中：——軸計算截面上的合成彎矩，；
——軸計算垂直截面上的合成彎矩，；
——軸計算水平截面上的合成彎矩，；
所以
C截面的當量彎矩
式中：——軸計算截面上的當量彎矩，；
——考慮轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用性質(zhì)差異的系數(shù)，當扭切應力按對稱循環(huán)變化時，；當扭切應力按脈動循環(huán)變化時，；當扭切應力不變化時；
——軸計算截面上的轉(zhuǎn)矩，
所以
彎曲應力：
式中：——軸計算截面上的直徑，；
所以
安全
4．2輥輪軸強度的校核
1）按安全系數(shù)校核計算
按安全系數(shù)的校核計算有兩種，一種是根據(jù)材料疲勞極限計算軸危險截面處的疲勞強度安全系數(shù)，載荷按軸上長期作用的最大變載荷進行計算；另一種是根據(jù)材料屈服強度計算軸危險截面處的靜強度安全系數(shù)。載荷是根據(jù)軸的短時最大載荷來計算的。
危險截面的位置應是彎矩等較大及截面面積較小處，當按疲勞強度計算時，還應考慮應力集中較嚴重處，也就是實際應力較大的截面。當在同一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。
按疲勞強度的安全系數(shù)計算：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖、截面C處彎矩最大，為危險截面，其應力幅為
式中：W——抗彎截面系數(shù)；
所以：
安全
2）驗算軸承壽命
一般工作條件下的滾動軸承往往因疲勞點蝕而失效，滾動軸承尺寸主要取決于疲勞壽命。
計算滾動軸承基本額定壽命的公式是；
式中：——失效率10%的基本額定壽命；
——基本額定動載荷，；
——當量動載荷，；
——壽命指數(shù)，對于滾子軸承。
若軸承工作轉(zhuǎn)速為n(r/min)，以小時數(shù)為單位基本額定壽命公式為：
①計算軸承支反力
合成支反力
②軸承的派生軸向力
③軸承所受的軸向載荷
因
④軸承的當量動載荷
，
所以：
，
所以：
⑤軸承壽命
因，故按計算 查得，
式中：——基本額定動載荷，。
5 液壓缸的設(shè)計
5.1 料倉口的尺寸設(shè)計
設(shè)料倉口的尺寸為，煤倉的高度為，如下圖所示：
圖5-1料倉口的尺寸
所以當全部關(guān)上閘門后，閘門所承受的力為最大，此時，閘門上部煤倉內(nèi)煤的質(zhì)量為：
式中：——煤的密度，；
——全部關(guān)上閘門后，閘門上部煤倉內(nèi)煤的體積，；
所以
5.2液壓缸的受力分析
1)、關(guān)閘門時所受的最大摩擦力是在全部關(guān)上閘門后，此時為靜摩擦力，可按下式計算：
式中：——閘門與料倉口的摩擦力，??；
——閘門上部煤倉內(nèi)煤的質(zhì)量，kg；
——
所以：
2）、密封裝置的密封阻力：
式中0.03為密封系數(shù)
所以
3）、液壓缸的最大牽引力即液壓缸要克服的最大阻力：
5.3液壓缸的推力和速度
單活塞桿缸只有一端有活塞桿，如下圖1，它主要由缸底、缸筒、缸頭、活塞、活塞桿、導向套、緩沖套、節(jié)流閥、帶放氣孔的單向閥及密封裝置等組成。缸筒與法蘭焊接成一體，通過螺釘與缸底、缸頭連接?；钊c缸筒、活塞桿與缸蓋之間在半剖視圖上部為橡塑組合密封，下部為唇形密封。 單活塞桿缸也有缸筒固定和活塞桿固定兩種安裝形式。兩種安裝方式的工作臺移動范圍均為活塞有效行程的兩倍。
單活塞桿缸因左、右兩腔有效面積和不等，因此當進油腔和回油腔壓力分別為和輸入左右兩腔的流量均為時，液壓缸左、右兩個方向的推力和速度不相同。
非差動連接時，有桿腔進油，無桿腔回油時，如圖2所示，液壓缸輸出的的推力和速度分別為
圖5-2非差動連接
差動連接時，將單活塞桿液壓缸兩側(cè)同時與壓力油接通，如圖3所示，液壓缸輸出的推力和速度分別為
圖5-3差動連接
式中——液壓缸內(nèi)截面積，；
——除了活塞桿截面后剩余的液壓缸截面積，；
——活塞直徑，m；
——活塞桿直徑，m；
——為輸入流量，ml/s；
、——為缸的進出口壓力，N；
、——為缸的機械、容積效率；
機械效率 其損失由相對運動副的摩擦造成，采用不同密封時機械效率有區(qū)別，通常取機械效率。
容積效率 其損失由密封處泄露，通常取容積效率。裝彈性密封圈時取，裝活塞環(huán)時。
5.4液壓缸的主要尺寸計算
5.4．1液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的確定
液壓缸的工作壓力P為6.3,確定液壓缸的內(nèi)徑為
式中：——液壓缸要克服的最大阻力，N；
——液壓缸的工作壓力，；
所以
參考資料8的表20-6-2圓整取
5.4．2油液作用在單位面積上的壓強
式中：——作用在活塞上的載荷，N；
——活塞的有效工作面積，；
所以：
選液壓缸的額定工作壓力為合適
從上式可知，壓力值的建立是由載荷的存在而產(chǎn)生的。在同一個活塞的有效工作面積上，載荷越大，克服載荷所需要的壓力就越大。換句話說，如果活塞的有效工作面積一定，油液壓力越大，活塞產(chǎn)生的作用力就越大。
額定壓力（公稱壓力），是液壓缸能用以長期工作的壓力，應符合或接近下表規(guī)定的數(shù)值。
級別
壓力范圍
低壓
0——0.5
中壓
>2.5——8
中高壓
>8——16
高壓
>16——32
超高壓
>32
所以該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)
最高允許壓力，也是動態(tài)試驗壓力，是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。
耐壓試驗壓力，是檢查液壓缸質(zhì)量時需要承受的試驗壓力，即在此壓力下不出現(xiàn)變形、裂縫或爆裂。
5.4．3液壓缸的理論作用力按下式確定：
式中：——活塞桿上的實際作用力；
——負載率，一般??；
——液壓缸的總效率，；
所以
5.4．4確定液壓缸的壁厚：
液壓缸的要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒還要求有良好的焊接性能，在本設(shè)計中，采用的熱軋無縫鋼管，缸管材料為35 鋼，其缸壁厚度計算公式通過查參考文獻8得：
式中：——缸體壁厚，mm；
——實驗壓力（Pa），一般?。ǎ﹑;
P——液壓缸的最高工作壓力，p=6.3Mpa；
D——液壓缸的內(nèi)徑（mm）；
——材料的許用應力，當p<20Mpa時，用鋼材，；
所以
取壁厚
所以液壓缸的外徑
5.4．5缸筒壁厚驗算
1、驗算極限壓力
額定工作壓力應低于一定極限值,以保證工作安全：
式中：——缸筒材料的屈服強度；
——液壓缸的內(nèi)徑（mm）；
——液壓缸的外徑（mm）；
所以
=
通過
2、驗算完全塑性變形壓力
同時額定工作壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生：
即
通過
3、驗算缸筒爆裂應力
式中：——缸筒材料的抗拉強度；
——液壓缸的內(nèi)徑（mm）；
——液壓缸的外徑（mm）；
所以：
所以 通過
5．5活塞桿的設(shè)計
5．5．1活塞桿的結(jié)構(gòu)、尺寸的確定
活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件,它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度。
對于雙作用單邊活塞桿液壓缸，其活塞桿直徑d可根據(jù)往復運動速比（即面積比）來確定
所以參考資料8的表20-6-2活塞桿直徑系列圓整取取活塞桿的直徑為
5．5．2活塞桿的直徑的強度校核
在活塞桿僅承受軸向載荷的穩(wěn)定狀態(tài)下，活塞桿的直徑按照簡單的拉、壓強度計算：
式中 ——活塞桿的許用應力（）
活塞桿一般采用35或45鋼等材料，=100——120
選取=120；
根據(jù)表20-6-3給出的活塞桿外徑尺寸系列圓整成標準為：
5．5．3活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算
當液壓缸支承長度時,需驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。
受力完全在軸線上，主要按下式驗算：
式中：——活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力，N；
——安全系數(shù)，通常??；
——實際彈性模數(shù)；
；
——材料的彈性模數(shù)，；鋼材；
——材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般??；
——活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取；
——活塞桿橫截面慣性矩，；
圓截面：；
所以
所以：
通過
5．5．4活塞桿的結(jié)構(gòu)
活塞桿有空心和實心兩種，實心桿制造工藝簡單，應用廣泛；空心活塞桿用于桿直徑與液壓缸的直徑比值較大，或桿內(nèi)必須裝傳感器或油管的情況。
該液壓缸桿體采用實心，桿內(nèi)端采用螺母緊固，如圖4所示
圖5-4螺母型
1——活塞桿；2——活塞；3——組合密封；
4——O形密封圈；5——液壓缸；6——螺栓。
活塞桿的外端頭部與載荷的拖動機構(gòu)相連接，為了避免活塞桿在工作中產(chǎn)生偏心承載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應該根據(jù)載荷的具體狀況，選擇適當?shù)臈U頭連接形式。
桿外端與閘門相接，故采用方形雙耳環(huán)式。如圖 所示
圖 5-5方形雙耳環(huán)
5．5．5活塞桿的材料和技術(shù)要求
1）活塞桿的技術(shù)要求
活塞桿要在導向套中滑動，一般采用H8/h7或H8/f7配合。太緊了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滯現(xiàn)象和單邊磨損。其圓度和圓柱度公差不大于直徑公差之半。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm，是為了保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度，以避免活塞與缸筒、活塞桿與導向套的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm,以保證活塞安裝不產(chǎn)生歪斜。
活塞桿的外圓粗糙度值一般為。太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于潤滑。為了提高耐磨性和防銹性，活塞桿表面需進行鍍鉻處理，鍍層厚，并進行拋光或磨削加工。對于工作條件惡劣、碰撞機會較多的情況，工作表面需經(jīng)高頻淬火后再鍍鉻。用于低載荷和良好環(huán)境條件時，可不做表面處理。
活塞桿內(nèi)端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同心，特別是緩沖柱塞，最好與活塞桿作成一體。卡環(huán)槽取動配合公差，螺紋則取較緊的配合。
2）活塞桿材料的選擇
一般用中碳鋼，選用35鋼，調(diào)質(zhì)處理；但對只承受推力的單作用活塞桿，則不必進行調(diào)質(zhì)處理。對活塞桿通常要求淬火，淬火深度一般為0.5——1mm，或活塞桿直徑每毫米淬深0.03mm。
材料
熱處理
表面處理
35
520
310
15
調(diào)質(zhì)
鍍鉻
5．6活塞桿的導向套、密封和防塵
活塞桿的導向套裝在液壓缸的有桿側(cè)端蓋內(nèi)，用以對活塞桿進行導向，內(nèi)裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側(cè)裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜志、灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。當導向套采用非耐磨材料時，其內(nèi)圈還可裝設(shè)導向環(huán)，用作活塞桿的導向。導向套的典型結(jié)構(gòu)形式有軸套式和端蓋式，選用端蓋式，如下圖所示。
5．6．1結(jié)構(gòu)
在液壓缸有桿側(cè)的端蓋內(nèi)，裝有導向結(jié)構(gòu)和密封裝置。在密封裝置外側(cè)，常裝有防塵圈以防止灰塵和雜質(zhì)進入液壓缸。導向結(jié)構(gòu)分端蓋式和直插式，選用端蓋式，如圖6所示。
圖5- 6端蓋式
1——活塞桿；2——防塵圈；3——前端蓋；4——導向套；
5——O形密封圈；6——液壓缸；7——油口；8——蕾形密封圈。
5．6．2導向套的材料
金屬導向套一般采用摩擦系數(shù)小、耐磨性好的青銅材料制作，非金屬導向套可以用塑料、聚四氟乙烯或聚三氟氯乙烯材料制作。端蓋式直接導向型的導向套材料用灰鑄鐵、球墨鑄鐵、氧化鑄鐵等。
5．6．3導向套長度的確定
導向套的主要尺寸是支撐長度，通常按活塞桿直徑、導向套的型式、導向套材料的承壓能力、可能遇到的最大側(cè)向負載等因素來考慮。
導向套的寬度
直徑
5.7活塞
由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，使液壓缸達不到要求的設(shè)計性能。
液壓力的大小與活塞的有效工作面積有關(guān)，活塞直徑應與缸筒內(nèi)徑一致。所以，活塞設(shè)計時，主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)型式。
5．7．1活塞的結(jié)構(gòu)型式
根據(jù)密封裝置型式來選用活塞結(jié)構(gòu)型式（密封裝置則按工作條件選定）通常分為整體活塞和組合活塞。
活塞的結(jié)構(gòu)選用整體式如圖，整體活塞在活塞圓周上開溝槽，安置密封圈，結(jié)構(gòu)簡單，但給活塞的加工帶來困難，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。
圖 5-7組合密封
1——活塞桿；2——活塞；3——組合密封。
5．7．2活塞與活塞桿的連接
活塞與活塞桿的連接有多種型式，該處選用螺母型，如圖所示，所有型式均需有緊鎖措施，以防止工作時由于往復運動而松開。同時在活塞與活塞桿之間需設(shè)置靜密封。
圖5-8螺母型
1——活塞桿；2——活塞。
5．7．3活塞的密封
密封型式與活塞的結(jié)構(gòu)有關(guān)，可根據(jù)液壓缸的不同作用和不同工作壓力來選擇。
圖5-9活塞的密封
1——活塞桿；2——活塞；3——組合密封；
4——O形密封圈；5——液壓缸；6——螺栓。
5．7．4活塞的材料
有導向環(huán)活塞用優(yōu)質(zhì)碳素鋼20號、35號及45號，選用35號，有的在外徑套尼龍或聚四氟乙烯+玻璃纖維和聚三氟氯乙烯材料制成的支撐環(huán)。裝配式活塞外環(huán)可用錫青銅。
還有用鋁合金作為活塞材料。
活塞的材料選用高強度灰鑄鐵HT200。
5．7．5活塞的尺寸及加工精度
活塞寬度一般為活塞外徑的倍，但也要根據(jù)密封件的型式、數(shù)量和安裝導向環(huán)的溝槽尺寸而定。有時，可以結(jié)合中隔圈的布置確定活塞寬度。
活塞外徑的配合一般采用f9，外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于0.02mm，端面與軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半，表面粗糙度視結(jié)構(gòu)型式不同而各異。
5．7．6活塞的最小導向長度H及液壓缸行程S的確定
液壓缸的行程，主要根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)的工作行程而定，工況要求活塞桿的伸出長度為1100 ㎜。設(shè)活塞的寬度為B，B=(0.4～0.6)D，B=0.4D=36㎜，取B=40mm,那么液壓缸的行程為：s=1100+B=1172 ㎜，表20-6-2中給出的標準系列，取液壓缸的行程s=1200㎜.
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向滑動面中點的距離稱為最小導向長度H，如果導向長度H 過小，將會使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定，對于一般的液壓缸，當液壓缸的最大行程為s 缸筒直徑為D 時，最小導向長度為：
所以得：H≥105㎜
取 H=110 ㎜
活塞的相關(guān)尺寸如下：
活塞的直徑；
活塞的寬度；
5．8液壓缸油口直徑的確定
油口包括油口孔和油口連接螺紋。液壓缸的進、出油口可布置在端蓋或缸筒上。
油口孔大多屬于薄壁孔（指孔的長度與直徑之比的孔）通過薄壁孔的流量按下式計算：
式中：——流量系數(shù)，接頭處大孔與小孔之比大于7時，小于7時，，取
——油孔的截面積，；
——液壓油的密度，；
——油孔前腔壓力，；
——油孔后腔壓力，；
——油孔前后腔壓力差，。
關(guān)閘門時液壓缸所需的流量最大，此時 按照液壓缸的關(guān)閘門的工作速度 、有效工作面積 A 和液壓缸的容積效率ηv 確定:
；
式中：——彈性密封時液壓缸容積效率為1；
——液壓缸無桿腔的面積，；
——除了活塞桿截面后液壓缸截面積，；
——關(guān)閘門的速度，??；
所以
查表20-6-25知,選用螺紋油口尺寸,油口設(shè)在缸筒上,如圖：
圖5-10 油口示意圖
5．9缸筒底部厚度計算
缸筒底部為平面,其厚度可以按照四周嵌位的圓盤強度公式近似的計算：
式中——計算厚度外直徑(如下圖)；
P——液壓缸的最高工作壓力，p=6.3Mpa；
——缸筒材料的許用應力，；
——液壓缸的安全系數(shù)，；
；
所以：
圓整取
圖5-11 缸筒底部厚度
５．9．1缸筒頭部法蘭厚度計算:
如下圖：
法蘭厚度
式中 F——法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力，N；
；
——法蘭外圓半徑，m；
——螺栓孔直徑， m；
——法蘭材料的許用應力, ；
——缸筒材料的許用應力，；
——液壓缸的安全系數(shù)，；
；
圖5-12 缸筒頭部法蘭厚度
所以
圓整取
5．9．2缸筒法蘭連接螺栓
螺栓選用
螺栓材料的屈服極限
螺栓材料的抗拉強度
安全系數(shù)
5． 9．3缸筒與端部用法蘭連接時，螺栓的強度計算如下：
螺紋處的拉應力：
式中：——擰緊螺紋的系數(shù)，變載荷??；
——法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力,N；
——螺栓的個數(shù)；
——螺紋的底徑，mm；
所以；
螺紋處的剪應力：
式中：——螺紋連接的摩擦因數(shù)，，平均?。?
——擰緊螺紋的系數(shù)，變載荷?。?
——螺紋外徑；
——螺栓的個數(shù)；
——螺紋的底徑，mm；
所以
合成應力：
式中：——缸筒材料的許用應力，；
——液壓缸的安全系數(shù)，；
所以
通過
5．9．4缸筒與端部焊接
缸筒與端部用焊接連接時，其焊縫應力計算如下：
式中：——焊接效率，??；
——焊條材料的抗拉強度，Mpa；
——安全系數(shù)，??；
——缸內(nèi)最大推力，N；
所以
5．10液壓缸的流量的確定
關(guān)閘門時由液壓泵提供動力，此時液壓缸所需的最大流量 按照液壓缸的關(guān)閘門的工作速度 、有效工作面積 A 和液壓缸的容積效率ηv 確定:
；
式中：——彈性密封時液壓缸容積效率為1；
——液壓缸無桿腔的面積，；
——除了活塞桿截面后液壓缸截面積，；
——關(guān)閘門的速度，取；
所以
開閘門時通過節(jié)流閥調(diào)節(jié)壓力，此時液壓缸的流量為：
式中：——液壓缸容積效率，彈性密封時為1；
——液壓缸的內(nèi)徑,m；
——活塞桿的直徑，m；
——開閘門的速度，??；
所以
得到液壓缸的功率為。
5．11液壓缸的密封
密封機理
防止工作介質(zhì)從機器和設(shè)備中泄漏或防止外界雜質(zhì)侵入機器和設(shè)備內(nèi)部的一種裝置或措施稱為密封。被密封的工作介質(zhì)可以是氣體、液體或粉狀固體。
造成泄露的原因主要有兩方面：一是密封面上有間隙；二是密封部位兩側(cè)有壓力差。消除或減小任一個因素都可以減小或阻止泄露。
解決機械產(chǎn)品泄露的基本方法有以下幾種：
1）減小密封部位內(nèi)外的壓差；
2）在密封配合面保持一層潤滑膜；
3）消除引起泄露的流體流動的原因；
4）增加泄露部位流體流動的阻力；
5）將泄露的流體引向無害的方向或使主流回主槽。
此外，還常常采用將接合部位焊合、鉚合、壓合、折邊等永久性防止流體泄露的方法消除泄露。
5．11．1法蘭與活塞桿的密封
如圖 5-13 所示
法蘭與活塞桿的密封采用U形密封圈，防止外界雜質(zhì)侵入機器和設(shè)備內(nèi)部；蕾形密封圈，防止工作介質(zhì)從機器和設(shè)備中泄漏。
圖5-13法蘭與活塞桿的密封
1——活塞桿；2——防塵圈；3——法蘭；4——蕾形密封圈。
選擇密封必須考慮壓力、溫度、速度、腐蝕環(huán)境及材料等因素。
5．11．2前端蓋與液壓缸的密封
前端蓋與液壓缸的密封采用O形密封圈，如圖5-14所示。
圖 5-14前端蓋與液壓缸的密封
1——前端蓋；2——密封圈3——液壓缸。
5．11．3活塞與活塞桿的密封
如圖 5-15 所示
圖5-15活塞與活塞桿的密封
1——活塞桿；2——活塞；3——O形密封圈。
活塞與活塞桿的密封采用O形密封圈，O形密封圈可廣泛用作靜密封，此時耐久性良好。
5．11．4活塞與液壓缸的密封
如圖 5-16 所示
圖 5-16 活塞與液壓缸的密封