礦用清車機液壓系統(tǒng)設計

1、<p>　　礦用清車機液壓系統(tǒng)設計</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　礦用清車機在煤礦井下運輸中占有十分重要的地位，煤矸粘結礦車車底是煤礦生產(chǎn)運輸過程中存在的一個普遍問題。經(jīng)常而及時地清掃礦車車箱是提高礦井軌道運輸效率的重要因素。</p><p>　　為了提高清車效率，減輕工人勞動強度。礦用清車機為清理粘

2、結在礦車車底煤矸起了尤其重要作用。本設計主要對礦用清車機液壓系統(tǒng)部分進行了設計，由摩擦離合器控制行走部該為液壓控制，安裝了多路電磁換向閥，分別控制清車機前后，左右的移動以及搖臂的運動，克服了摩擦離合控制因打滑無法清理礦車車底粘結物的弊端。</p><p><b>　　關鍵詞： </b></p><p>　　清車機；礦車；液壓系統(tǒng)</p><p>

3、;<b>　　Abstract</b></p><p>　　Mine car cleaning machine in coal mine transport occupies a very important position, the coal gangue mine car adhesio

4、n is a common problem existing in the process of coal production and transportation. Regular and timely cleaning mine car carriage is an important factor to improve the e

5、fficiency of the mine track transport.</p><p>　　In order to improve the cleaning efficiency, reduce the labor intensity of workers. Cleaning machine for cleaning 

6、mine play very important role in the adhesion of coal gangue mine car.The design of the main hydraulic system design of cleaning car machine part of the mi

7、ne, thefriction clutch control into the hydraulic control, installation of the multiway electromagnetic reversing valves, control the vehicle cleaning machine, and move left or rig

8、ht, and the motion of the rocker, overcome the fric</p><p><b>　　Keywords:</b></p><p>　　The car cleaning machine; harvester; hydraulic system</p>

9、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　第二章 礦車清理機結構和原理2</p><p&

10、gt;　　第三章 礦用清車機液壓系統(tǒng)設計4</p><p>　　3.1礦用清車機驅(qū)動方式的選擇4</p><p>　　3.2可行性和必要性分析4</p><p>　　3.3仰俯液壓缸的設計5</p><p>　　3.3.1液壓缸工作壓力及主要結構尺寸的計算5</p><p>　　3.3.2 液壓缸壁厚和外徑的

11、計算8</p><p>　　3.3.3 液壓缸缸蓋厚度的確定10</p><p>　　3.3.4 液壓缸缸體長度的確定10</p><p>　　3.3.5 液壓缸結構的設計10</p><p>　　3.4 縱向行走驅(qū)動液壓缸的設計計算14</p><p>　　3.4.1 液壓缸的受力分析及計算14</

12、p><p>　　3.4.2縱向移動液壓缸的設計計算15</p><p>　　3.4.3液壓缸的結構設計18</p><p>　　3.5橫向行走驅(qū)動液壓缸的設計計算21</p><p>　　3.5.1 液壓缸的受力分析及計算21</p><p>　　3.5.2橫向移動液壓缸的設計計算22</p>&l

13、t;p>　　3.6 液壓泵站的計算與設計25</p><p>　　3.6.1 液壓泵參數(shù)的計算與選型26</p><p>　　3.6.2 電動機的選型27</p><p>　　3.6.3 液壓控制閥的選擇28</p><p>　　第四章 液壓系統(tǒng)的維護保養(yǎng)30</p><p>　　4.1 使用液壓系統(tǒng)的

14、注意事項30</p><p>　　4.2 液壓系統(tǒng)常見故障與處理方法30</p><p>　　4.3 液壓系統(tǒng)的清理34</p><p><b>　　結 論35</b></p><p><b>　　參考文獻：36</b></p><p><b>　　致

15、 謝37</b></p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　當今，礦車在我國仍是重要的礦山生產(chǎn)設備。它在運送物料的過程中，不論煤質(zhì)，粒度組成及含水量如何，由于煤礦生產(chǎn)環(huán)境的惡劣，加之在運輸過程中的振動等原因，卸車之后總會有少量的煤炭、矸石巖粉等易粘結的物料粘結在礦車車箱底部及幫部，形成粘附層。若不將這些殘留煤、巖粉及時清除干凈

16、，則會越積越厚，越積越結實，增加了礦車自重，使礦車的有效容積減少，不僅影響礦車的運輸能力，造成運輸系統(tǒng)的緊張狀況，而且增加了電力資源的浪費。據(jù)不完全統(tǒng)計，煤礦粘底煤平均占礦車容積的20%左右。這不但不能充分發(fā)揮礦車的裝載效能，而且造成人力、電力、設備的浪費，降低了礦井運輸能力及礦車利用率，影響礦井生產(chǎn)水平的提高，成為煤礦挖潛增產(chǎn)中帶有普遍性和急需解決的問題。為了提高車輛的載重量，必須在礦井中進行礦車清掃工作。用人工完成這一工序時，勞動強

17、度大、工作效率低、清挖效果差，因此需要定期進行清掃。清理車底的問題，在煤礦就顯得尤為重要。</p><p>　　清掃礦車車箱的主要要求是及時和干凈，否則日積月累形成的煤、巖粉粘結層厚而結實，使用現(xiàn)有的任何清掃方法均難以立刻完全見效。清理礦車粘結物，可分為人工和機械清理、高壓水射流清理等。采用機械清理，不僅可以降低勞動強度而且清車效果好，效率高；高壓水射流清理由于耗水量大，在推廣上受到限制。目前國內(nèi)礦車清理機械形式

18、繁多，品種不一，而且造價較高。</p><p>　　第二章 礦車清理機結構和原理</p><p>　　本文設計的礦用清車機主要由行走機構、截割機構、液壓驅(qū)動系統(tǒng)以及操作機構等四部分組成。各部關系如下圖所示。</p><p>　　圖1 礦用清車機組成圖框</p><p><b>　　1、縱向行走機構：</b></p&

19、gt;<p>　　由上車體、縱向行走輪軸、縱向行走液壓缸等組成。由于縱向行走液壓缸的缸體與縱向行走的軌道架連接，而活塞桿與上車架連接，因此通過操作換向閥，使液壓油進入壓力缸，使活塞作往復運動以帶動清車機前進或后退。 </p><p><b>　　2、橫向行走機構：</b></p><p>　　由下車體、橫向行走輪軸、橫向行走油液壓缸等組成。橫向行走液壓缸

20、的缸體鉸接在地面上，活塞桿與下車體底托盤連接。同理操作換向闊的手柄即可使清車機左、右行走。</p><p><b>　　3、截割機構：</b></p><p>　　由圓形截盤，升降臂和支承截盤的軸承等組成。截割盤是清車機的主要工作部件。每個截齒盤上裝有四個截齒。截齒的旋轉(zhuǎn)是通過鏈條傳動的。為適應礦車清理的需要，升降臂靠液壓活塞可作上下擺動，以達清理整個車底之目的。&l

21、t;/p><p><b>　　4、驅(qū)動機構：</b></p><p>　　有氣動、液動、電動和機械式四種形式。氣動式速度快，結構簡單，成本低。采用電位控制或機械擋塊定位時，有較高的重復定位精度。液動式可實現(xiàn)連續(xù)控制，使工業(yè)機械的用途和通用性更廣，定位精度一般在1mm范圍內(nèi)。本設計采用液動驅(qū)動方式。</p><p>　　5、液壓傳動系統(tǒng)，如下圖所示&

22、lt;/p><p>　　圖2 液壓傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　1. 橫向行走液壓缸 2.電磁換向閥 3. 電磁溢流閥 4. 縱向行走液壓缸</p><p>　　5.電磁換向閥 6. 電磁溢流閥 7. 仰俯液壓缸 8. 電磁換向閥 </p><p>　　9. 電磁溢流閥 10. 液壓馬達 11. 電

23、磁換向閥 12. 電動機</p><p>　　13. 齒輪泵 14. 濾清器 15. 空氣濾清器 16.液位液溫計</p><p><b>　　17.壓力表</b></p><p>　　清車機安裝在垂直于翻車機縱向中心線的專用硐室中，翻車機專用于安放待清礦車于水平位置。清掃過程是，載重礦車進入翻車機，翻車機連同礦車

24、朝清車機的相反方向旋轉(zhuǎn)270度完成卸載后開動清車機，割盤由液壓馬達通過鏈條帶動旋轉(zhuǎn)，操縱縱向液壓換向閥，壓力油進入液壓缸，縱向液壓缸伸出，使機身縱向前進，將割盤伸入到礦車內(nèi)，割盤旋轉(zhuǎn)，截割粘車底煤。然后操縱橫向換向閥，壓力油進入液壓缸，橫向液壓缸作往復運動， 使截盤沿礦車往復截割，并可配合仰俯換向閥，可使截盤上下擺動，直到全部清理干凈為止。</p><p>　　第三章 礦用清車機液壓系統(tǒng)設計</p>

25、<p>　　3.1礦用清車機驅(qū)動方式的選擇</p><p>　　設計礦用清車機時，選擇哪一類驅(qū)動系統(tǒng)，要根據(jù)礦用清車機的作業(yè)要求、礦用清車機的性能規(guī)范、控制功能、維護的復雜程度、運動的功耗、性能與價格比以及現(xiàn)有條件等綜合因素加以考慮。在注意各類驅(qū)動系統(tǒng)特點的基礎上，綜合上述各因素，充分論證其合理性、可行性、經(jīng)濟性以及可靠性后進行最終的選擇。</p><p>　　工業(yè)機械較之其他

26、用處機械（如教育、醫(yī)療或科研等），顯示出的主要特點就是輸出功率大，需承受載荷重。因此，在本次設計如此定位的情況下，選擇了液壓傳動方式。相比較其他的傳動方式，如電動、氣動、機械傳動等，液壓傳動方式有著自己獨有的優(yōu)點：　　　　　　　　　　　　　　　　　</p><p>　　1）　液壓傳動能在運行中實線無級調(diào)速，調(diào)速方便且調(diào)速范圍比較大，可達100：1～2000：1。</p><p>　　2）　

27、在同等功率的情況下，液壓傳動方式裝置的體積小，重量輕，慣性小，結構緊湊（如液壓馬達的重量只有同功率電機重量的10～20％），而且能傳遞較大的力或轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　3）　液壓傳動工作比較平穩(wěn)，反映快沖擊小，能高速啟動、制動和換向。液壓傳動裝置的換向頻率，回轉(zhuǎn)運動每分鐘可達500次，往復直線運動可達400～1000次；</p><p>　　4）　液壓傳動裝置的控制、調(diào)節(jié)比較簡單，操縱

28、比較方便、省力，易于實現(xiàn)自動化，與電氣控制配合使用，能實現(xiàn)復雜的順序動作和遠程控制；</p><p>　　5）　液壓傳動裝置易于實現(xiàn)過載保護，系統(tǒng)超負載，油液經(jīng)溢流閥回油箱。由于采用油液做工作介質(zhì)，能自行潤滑，所以壽命長；</p><p>　　6）　液壓傳動易于實現(xiàn)系列化、標準化、通用化，易于設計，制造和推廣使用；</p><p>　　7）　液壓傳動易于實現(xiàn)回轉(zhuǎn)、直

29、線運動，且元件排列布置靈活。制約因素較少；</p><p>　　8）　液壓傳動中，由于功率損失所產(chǎn)生的熱量可由流動著的油帶走，所以可避免在系統(tǒng)某些局部位置產(chǎn)生過度的溫升。</p><p>　　當然，相比其他傳動方式，液壓傳動由于其工作方式的特殊性，也存在一些缺點：</p><p>　　1）　液體為工作介質(zhì)，易泄漏，油液可壓縮，故不能用于傳動比要求很高的場合。<

30、/p><p>　　2）　液壓傳動中有機械損失、壓力損失、泄漏損失，效率較低，所以不宜作遠距離傳動。</p><p>　　3）　液壓傳動對油溫和負載變化比較敏感，不宜在低、高溫度條件下使用，對污染也很敏感。</p><p>　　4）　液壓傳動需要有單獨的能源（例如液壓泵站），液壓能不能像電能那樣從遠處傳來。</p><p>　　5）　液壓元件制造精

31、度高，造假高，所以需要組織專業(yè)生產(chǎn)。</p><p>　　6）　液壓傳動裝置出現(xiàn)故障時不易追查原因，不易迅速排除。</p><p>　　3.2可行性和必要性分析</p><p>　　本次礦用清車機的設計，采用的是液壓驅(qū)動系統(tǒng)。在設計中要解決的幾個核心問題有如下幾個方面：</p><p>　　1）　設計好礦用清車機的極限工作載荷（G），并當之為

32、一個重要的已知條件來設計計算后續(xù)的結構尺寸；</p><p>　　2）　確定驅(qū)動液壓缸的參數(shù)(D、d)；</p><p>　　3）　在設計臂部俯仰動作時，首先確定臂部的俯仰行程角度(、)。然后在計算了俯仰各部的重量、軸銷處的摩擦阻力矩后適當選擇驅(qū)動液壓缸。俯仰液壓缸的行程如下圖所示。</p><p>　　4）　各連接處的螺栓、螺釘或銷釘連接要嚴格按照連接強度要求。各

33、液壓缸的各密封處的密封件也要嚴格按照密封條件選取。</p><p>　　以上就是本次礦用清車機設計的可行性和必要性分析?？赡茉谠O計中，我還會遇到很多原理或是機構的矛盾和問題，我也會嚴格按照設計的功能和強度要求一一糾正的。</p><p>　　圖3 俯仰液壓缸行程示意圖</p><p>　　3.3仰俯液壓缸的設計</p><p>　　3.3.1

34、液壓缸工作壓力及主要結構尺寸的計算</p><p>　　1.初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　初定液壓缸工作壓力 ：液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段中的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素：(1)各類設備的不同特點和使用場合。(2)考慮經(jīng)濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的制造精度，密封性能要求高。所以，

35、液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式：一是根據(jù)機械類型選；二是根據(jù)切削負載選。本設計主要根據(jù)液壓設備的類型來確定的，對于不同用途的液壓缸，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。參考同類設計，初定液壓缸的工作壓力為=3.5 MPa。</p><p>　　2.確定液壓缸的主要結構尺寸</p><p>　　本設計系統(tǒng)選用單作用、液壓缸固定的單桿式液壓缸。設計取液壓缸缸體內(nèi)徑等于活塞桿的直徑的兩

36、倍，即。取液壓缸回油腔背壓為=0.4MPa。</p><p>　　當壓力油進入無桿腔時，對活塞產(chǎn)生的推力：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　= （3.2）</p><p>　　式中 —工作過程中最大的外負載

37、，即活塞桿伸出時最大的推力；</p><p>　　—液壓缸密封處的摩擦力它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率來進行估算；</p><p>　　—液壓缸的機械效率，一般=0.9～0.97</p><p>　　設計取 =0.95；</p><p>　　將各數(shù)值代入公式（3.1）、（3.2），可計算液壓缸無桿腔的有效面積：=</p>

38、<p><b>　　=15.07</b></p><p><b>　　則液壓缸的直徑：</b></p><p>　　== =19.18 mm </p><p><b>　　取D=80mm</b></p><p>　　由，可求活塞桿的直徑：</p

39、><p>　　= 40mm ， = 80mm </p><p>　　3．活塞桿彎曲穩(wěn)定性的驗算</p><p>　　活塞桿完全伸出時需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性，設定受力完全作用在活塞桿軸線上</p><p>　　設活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷為</p><p>　　取活塞桿的安全系數(shù)為

40、=3</p><p>　　根據(jù)保守的校核公式得:</p><p>　　式中:n—末端條件系數(shù),把活塞桿兩端看作兩端絞支,查表得:=1</p><p><b>　　d--活塞桿桿徑</b></p><p>　　l--活塞桿計算長度,</p><p><b>　　故得:</b>&

41、lt;/p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　安全系數(shù)為</b></p><p>　　由此可見,活塞桿滿足穩(wěn)定性要求</p><p>　　4.液壓缸的工作壓力的確定</p>&l

42、t;p>　　根據(jù)設計選取缸徑和活塞桿的直徑，計算出活塞桿伸出時所需液壓油的壓力：</p><p>　　5.液壓缸實際所需流量的確定</p><p>　　液壓缸處于工作行程時：</p><p>　　其活塞桿的行進速度 v為: </p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　v

43、—活塞桿的行進速度</p><p>　　q―進入有桿腔的流量</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)計算，得：</b></p><p>　　活塞桿的行進速度 v為:</p><p>　　3.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算</p><p>　　1.液壓缸壁厚和外徑的計算</p><

44、p>　　液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。</p><p>　　液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚不同而各異。一般設計可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。</p><p>　　液壓缸的內(nèi)徑與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多數(shù)屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：</p>

45、<p><b>　　(3.3)</b></p><p>　　式中 —液壓缸的壁厚，m；</p><p>　　—液壓缸的內(nèi)徑，m；</p><p>　　—試驗壓力，MPa ,一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍，設計取 =1.51.25= 1.875MPa；</p><p>　　[]—缸筒的材料的許

46、用應力, MPa, 缸筒的材料選用無縫鋼[]=100～110 MPa,設計取 []=110 MPa。</p><p>　　將各數(shù)據(jù)代入上式(3.3)，計算出液壓缸的壁厚為：</p><p><b>　　0.00068 m</b></p><p>　　設計取 =10 mm。則液壓缸缸體的外徑：</p><p><b&

47、gt;　　mm </b></p><p>　　參照工程機械用標準液壓缸的外徑系列（JB1068—67）將液壓缸外徑進行圓整得</p><p>　　2.液壓缸壁厚的驗算</p><p>　　液壓缸壁厚的驗算應包括以下四個方面：</p><p>　?。?）額定工作壓力應低于一定的極限值，以保證工作安全：</p>&l

48、t;p>　　MPa (3.4)</p><p>　　式中 —額定工作壓力，MPa；</p><p>　　—缸筒材料的屈服強度，MPa，設計選用缸筒材料為：45鋼，則[]=335 MPa。</p><p>　　—液壓缸缸體的外徑；</p><p>　　—液壓缸缸體的內(nèi)徑；</p><p>　　將各

49、已知數(shù)據(jù)代入上式(3.4)，得：</p><p>　　=34.1 MPa ﹥=1.25 MPa</p><p>　　計算知：額定工作壓力遠小于一定的極限值。</p><p>　?。?）額定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：</p><p>　　（0.35～0.42）

50、 </p><p><b>　　MPa </b></p><p>　?。?.35～0.42）=（0.35～0.42）</p><p>　　=（20.13～24.15）MPa ﹥=1.25 MPa </p><p>　　式中 —缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，MPa；</p><p>

51、;　?。?）驗算缸筒徑向變形應處在允許的范圍內(nèi)：</p><p>　　= (3.4)</p><p>　　式中 —缸筒耐壓試驗壓力，MPa，設計取 =3.5 MPa；</p><p>　　—缸筒材料的彈性模數(shù)，MPa，設計取 MPa；</p><p>　　—缸筒材料的泊松比，鋼材：=0.3；<

52、;/p><p>　　將已知各數(shù)據(jù)代入上式(3.4)，求得：</p><p>　　=0.00823 mm </p><p>　　查手冊，變形量沒有超出密封圈的允許范圍。</p><p>　?。?）驗算缸筒的爆裂壓力是否遠大于耐壓試驗壓力：</p><p>　　=2.36 </p>

53、<p>　　=104.7MPa﹥﹥=3.5 MPa</p><p>　　式中 —缸筒的爆裂壓力；</p><p>　　—缸筒材料的抗拉強度，MPa，設計取 =610 MPa；</p><p>　　通過以上四方面的計算知：液壓缸壁厚滿足要求。</p><p>　　3.3.3 液壓缸缸蓋厚度的確定</p><p

54、>　　液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度按強度要求進行近似計算：</p><p>　　無孔時： </p><p>　　有孔時： </p><p>　　式中 —缸蓋的有效厚度，m；</p><p>　　—缸蓋止口內(nèi)徑，m；&

55、lt;/p><p>　　—缸蓋孔的直徑，m；</p><p>　　—試驗壓力，MPa ,設計取 =3.5 MPa；</p><p>　　則液壓缸無孔后缸蓋的厚度：</p><p>　　=6.18 mm </p><p>　　液壓缸前缸蓋的厚度：</p><p>　　=8.74

56、 mm </p><p>　　將計算的數(shù)據(jù)圓整設計取值：后缸蓋的厚度=10 mm；前缸蓋的厚度=10mm。</p><p>　　3.3.4 液壓缸缸體長度的確定</p><p>　　液壓缸缸體內(nèi)部長度應大于活塞的行程、缸蓋滑動支承面的長度與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮端蓋的厚度。</p><p>　　活塞的行程等于活塞桿的行

57、程為：320 mm；</p><p>　　缸蓋滑動支承面的長度：設計取 =60 mm；</p><p>　　活塞的寬度=48 mm。</p><p>　　則液壓缸缸體內(nèi)部長度：</p><p>　　320＋60＋48=428 mm </p><p>　　考慮實際，取液壓缸缸體內(nèi)部長度=42

58、8mm，缸體外形長度=471 mm。</p><p>　　3.3.5 液壓缸結構的設計</p><p>　　液壓缸是將液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能的裝置，它將液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)橹本€運動或擺動的機械能。</p><p><b>　　液壓缸的分類：</b></p><p>　　（1）按結構形式分：活塞缸、柱塞缸、擺動缸。 </p>

59、;<p>　　（2）按作用方式分：單作用液壓缸，即一個方向的運動依靠液壓作用力實現(xiàn)，另一個方向依靠彈簧力、重力等實現(xiàn)；雙作用液壓缸，即兩個方向的運動都依靠液壓作用力來實現(xiàn)；復合式缸，即活塞缸與活塞缸的組合、活塞缸與柱塞缸的組合、活塞缸與機械結構的組合等。</p><p>　　液壓缸結構簡圖如下：</p><p>　　圖4 液壓缸結構簡圖</p><p>

60、;　　1—活塞桿；2—法蘭蓋；3—缸蓋；4、7—密封圈；</p><p>　　5—活塞；6—缸體；8—連接螺栓</p><p>　　1.缸體與缸蓋的連結形式</p><p>　　缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。</p><p>　　設計選用缸體與缸蓋的連接形式：法蘭連接，結構形式簡圖如下圖所示。</p>

61、;<p>　　法蘭連接結構的優(yōu)點：結構簡單、成本低、易于加工、便于裝拆、強度較大、能承受高壓。</p><p>　　圖5 法蘭連接結構形式簡圖 </p><p>　　2. 活塞桿與活塞的連結形式</p><p>　　活塞桿與活塞的連接形式分：整體式結構和組合式結構；組合式結構 又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。</p><p>

62、;<b>　　設計選用：</b></p><p>　　螺紋連接形式。其特點：結構簡單、在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置、應用較多</p><p>　　3. 活塞桿導向部分的結構</p><p>　　活塞桿導向部分的結構采用：端蓋整體式直接導向。其特點：端蓋與活塞桿直接接觸導向，結構簡單，但磨損后只能更換整個端蓋。</p>

63、<p>　　4. 活塞及活塞桿處密封圈的選用</p><p>　　活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據(jù)密封的部位、使用壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。</p><p>　　選用密封圈密封的優(yōu)點：</p><p>　?。?）結構簡單，制造方便，成本低；</p><p>　　（2）能自動補償磨損；</p&g

64、t;<p>　?。?）密封性能可隨壓力加大而提高，密封可靠；</p><p>　　（4）被密封的部位，表面不直接接觸，所以加 工精度可以放低</p><p>　?。?）既可用于固定件，也可用于運動件。</p><p>　　設計選用：O 型密封圈，其截面結構簡圖如下圖所示。</p><p>　　圖6 O 型密封圈截面簡圖</

65、p><p>　　5. 液壓缸的安裝連結結構</p><p>　　液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。</p><p>　　1.液壓缸的安裝形式</p><p>　　根據(jù)設計的工作要求和安裝位置，選用：尾部后耳環(huán)的安裝形式。即缸體固定，活塞桿運動。其安裝結構簡圖如下圖</p><p>　　圖7

66、耳環(huán)的安裝形式簡圖</p><p>　　2.液壓缸進、出油口形式及大小的確定</p><p>　　液壓缸進、出油口設計布置在缸體上，液壓缸設計無專用的排氣裝置，進、出油口設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。</p><p>　　進、出油口的形式選用：螺孔連接，安裝尺寸：M18×1.5。</p><p>　　6. 液壓缸主

67、要零件的材料和技術要求</p><p>　　液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋的材料和技術要求如下：</p><p><b>　　1.） 缸體</b></p><p>　　材料：QT600-02；</p><p>　　主要表面粗糙度：液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為；</p><p>　　技術要求：

68、（1）內(nèi)徑用H9的配合；（2）內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半；（3）缸體與端蓋采用螺紋連接時，螺紋采用H6級精度；（4）為防止腐蝕和提高壽命，內(nèi)徑表面可以鍍0.03～0.04 mm厚的硬鉻，再進行拋光，缸體外涂耐腐蝕油漆。簡圖如圖</p><p><b>　　2.） 活塞</b></p><p><b>　　材料：45鋼；</b></p

69、><p>　　主要表面粗糙度：活塞外圓柱表面粗糙度為Ra=0.8-1.6；</p><p>　　技術要求：（1）外徑D的圓度、圓柱度不大于外徑公差之半；（2）活塞外徑用橡膠密封圈密封時可取f7-f9配合，內(nèi)徑與活塞桿的配合可取H8。</p><p><b>　　3.） 活塞桿</b></p><p><b>　　材

70、料：45鋼；</b></p><p>　　主要表面粗糙度：桿外圓柱表面粗糙度為Ra=0.4-0.8；</p><p>　　技術要求：（1）材料熱處理：調(diào)質(zhì)20-25HRC；（2）外徑表面直線度在500mm長度不大于0.03mm；（3）與活塞的連接可采用H8/h8配合。其簡圖如圖</p><p><b>　　圖8 活塞桿簡圖</b>&

71、lt;/p><p><b>　　4.） 缸蓋</b></p><p><b>　　材料：HT200；</b></p><p>　　主要表面粗糙度：配合表面粗糙度為Ra=0.8-1.6 um；</p><p>　　技術要求：（1）配合表面的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半；（2）端面A、B對孔軸線的垂直度在

72、直徑1000 mm上不大于0.04 mm；（3）對D的同軸度不大于0.03 mm</p><p>　　3.4 縱向行走驅(qū)動液壓缸的設計計算</p><p>　　3.4.1 液壓缸的受力分析及計算</p><p>　　礦用清車機在移動的過程中油缸主要克服啟動時的慣性力，軌道的摩擦力，工作時滾筒的工作載荷等力。</p><p><b>

73、　　啟動時的慣性力Fa</b></p><p><b>　　工作載荷Fg</b></p><p><b>　　T=525.25</b></p><p><b>　　導軌摩擦系載荷</b></p><p>　　f ——導軌摩擦系數(shù)，f=0.2</p>&

74、lt;p>　　——外載作用在導軌上的正壓力</p><p>　　則礦車在縱向移動時受到的工作阻力為</p><p><b>　　取其機械效率為</b></p><p><b>　　則液壓缸的驅(qū)動力為</b></p><p>　　3.4.2縱向移動液壓缸的設計計算 </p><

75、;p><b>　　缸筒內(nèi)徑的確定</b></p><p>　　1.初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定的，對于不同用途的液壓缸，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。初定液壓缸的工作壓力為=6 MPa。</p><p>　　2.確定液壓缸的主要結構尺寸</p><p

76、>　　本設計系統(tǒng)選用雙作用、液壓缸固定的單桿式液壓缸。設計取液壓缸缸體內(nèi)徑等于活塞桿的直徑的兩倍，即=2。取液壓缸回油腔背壓為=0.4MPa。</p><p>　　當壓力油進入無桿腔時，對活塞產(chǎn)生的推力：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　=

77、 （5.2）</p><p>　　式中 —工作過程中最大的外負載，即活塞桿伸出時最大的推力；</p><p>　　—液壓缸密封處的摩擦力它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率來進行估算；</p><p>　　—液壓缸的機械效率，一般=0.9～0.97，設計取 =0.95；</p><p>　　將各數(shù)值代入公式（5.1）、（5.2），

78、可計算液壓缸無桿腔的有效面積：</p><p><b>　　=m</b></p><p><b>　　=17.62 cm</b></p><p><b>　　則液壓缸的直徑：</b></p><p>　　==4.73 cm=47.3 mm</p><p>

79、;　　按GB2348－80和GB2348-80圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。 </p><p>　　圓整后取 D=80mm </p><p><b>　　可求活塞桿的直徑：</b></p><p><b>　　d = 40mm</b></p><p>

80、　　計算壓力腔實際的工作壓力</p><p>　　計算執(zhí)行元件實際所需流量</p><p><b>　　設理論流量為</b></p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　v--活塞桿的運動速度 ()</p><p>　　取速度為v = 0.1</p

81、><p>　　活塞桿彎曲穩(wěn)定性的驗算</p><p>　　活塞桿完全伸出時需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性，設定受力完全作用在活塞桿軸線上，主要驗算：</p><p>　　設活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷為</p><p>　　取活塞桿的安全系數(shù)為=3</p><p>　　根據(jù)保守的校核公式得:</p><p>

82、;　　式中:n—末端條件系數(shù),把活塞桿兩端看作兩端絞支,查表得:=1</p><p><b>　　d--活塞桿桿徑</b></p><p>　　--活塞桿計算長度,</p><p><b>　　故得:</b></p><p><b>　　=</b></p><

83、;p><b>　　=</b></p><p><b>　　安全系數(shù)為</b></p><p>　　由此可見,活塞桿滿足穩(wěn)定性要求。</p><p>　　液壓缸的壁厚和外徑的計算：</p><p>　　液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。</p><p>　　液壓缸的壁

84、厚一般是指缸壁筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。</p><p>　　由于缸筒和后缸蓋采用焊接式連接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液壓缸筒用精密內(nèi)徑無縫剛管，材料45鋼，內(nèi)徑D=80mm，壁厚h=10mm（GB/T3639）。 </p><p>　　此時缸筒的外徑為：80+20=100mm <

85、;/p><p>　　液壓缸工作行程L的確定：</p><p>　　液壓缸工作行程的長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，選取L=1250mm。</p><p>　　最小導向長度H的確定</p><p>　　當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓

86、度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求:</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　L—液壓缸的最大行程；</p><p><b>　　D—液壓缸的內(nèi)徑。</b></p><p>　　活塞的寬度B一般

87、取B＝(0.6-1.0)D</p><p><b>　　取B=48mm</b></p><p><b>　　缸蓋厚度的確定</b></p><p>　　缸筒底部為平面時，可由下式計算厚度:</p><p><b>　　（5.3）</b></p><p>

88、<b>　　式中：</b></p><p>　　δ――缸筒底部的厚度；</p><p><b>　　D――缸筒內(nèi)徑；</b></p><p>　　—筒內(nèi)最大的工作壓力；</p><p>　　――筒底材料的許用應力，其選用方法與缸筒壁厚計算相同。</p><p>　　代入式（5

89、.3）數(shù)據(jù)計算，得：</p><p>　　設計根據(jù)的實際情況取δ＝10mm</p><p><b>　　缸體長度的確定</b></p><p>　　液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體的長度不應大于內(nèi)徑的20－30倍。</p><p>　　本次設計結果為

90、:1250mm,約為15.6倍，滿足要求。</p><p>　　液壓缸進出油口尺寸的確定</p><p>　　液壓缸的進，出油口可布置在端蓋或缸筒上，進出油口處的流速應不大于5m/s，油口的連接形式采用螺紋連接。</p><p><b>　　所以選取流速為</b></p><p><b>　　由油泵的供油量:&

91、lt;/b></p><p><b>　　所以油口截面積：</b></p><p><b>　　再由</b></p><p>　　再結合前述的油管的選取和管接頭的選取</p><p>　　由GB2878－81可?。?lt;/p><p><b>　　油口連接螺紋尺寸

92、為</b></p><p>　　3.4.3液壓缸的結構設計</p><p>　　液壓缸主要尺寸確定以后，就進行個部分得結構設計。主要包括：缸體與缸蓋得連接結構,活塞桿與活塞的連接結構，活塞桿導向部分結構，密封裝置，緩沖裝置，排氣裝置，及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。</p><p>　　缸體與缸蓋的連接形式</p&g

93、t;<p>　　缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力，缸體材料以及工作條件有關。</p><p>　　本設計缸筒與前缸蓋采用螺紋連接，缸筒與后缸蓋采用焊接。</p><p>　　這類液壓缸適用于中型液壓缸，能承受較大的沖擊載荷和惡劣的外界環(huán)境條件。</p><p><b>　　缸筒的設計：</b></p><p&

94、gt;　　缸筒的材料：一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，缸筒的材料采用焊接性良好的液壓缸筒用精密內(nèi)徑無縫剛管，材料45鋼。</p><p>　　根據(jù)前面的計算結果：</p><p>　　主要滿足缸筒的外徑為100mm, 內(nèi)徑為80mm。</p><p>　　缸筒的底端開有油口，其油口的連接。</p><p>　　缸筒的技術要求：缸筒內(nèi)徑表面的粗

95、糙度取。</p><p>　　缸筒內(nèi)徑應進行研磨不得有縱向和橫向刀痕。</p><p><b>　　活塞與活塞桿的連接</b></p><p>　　活塞與活塞桿連接有多種型式，所有型式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開。同時在活塞和活塞桿之間設置靜密封。密封型式根據(jù)工作條件來定。</p><p>　　活塞的結

96、構有整體和組合活塞兩類。整體活塞可采用活塞環(huán)，O形密封圈，唇形密封圈及迷宮密封等。組合活塞可采用組合密封，但結構較復雜，加工工作量大。</p><p>　　本設計采用O形密封的設計。這種設計的活塞密封圈結構簡單。</p><p>　　當活塞和缸筒密封時采用組合密封的設計。這種設計的活塞密封圈密封性好，耐磨性好，結構簡單緊湊，工作位置穩(wěn)定。</p><p>　　內(nèi)部活

97、塞桿和活塞之間的O形密封圈，由于活塞桿和活塞連接配合處的活塞內(nèi)徑為</p><p><b>　　查表選取: </b></p><p>　　名稱＝O形橡膠密封圈的尺寸與公差</p><p>　　標準=摘自GB/T 3452.1-1992 參照ISO3601/1-1988</p><p><b>　　內(nèi)徑d1=40

98、.0</b></p><p>　　內(nèi)徑極限偏差=±0.30</p><p>　　截面直徑\d2=1.80±0.08</p><p>　　截面直徑\d2=2.65±0.09</p><p>　　截面直徑\d2=3.55±0.10</p><p>　　截面直徑\d2=5.

99、30±0.13</p><p>　　截面直徑\d2=7.00±0.15</p><p>　　活塞的技術要求：設計的活塞選用35號鋼。</p><p>　　活塞與活塞桿的配合為: </p><p>　　活塞與缸筒的配合為: </p><p><b>　　外徑粗糙度為：</b>&l

100、t;/p><p><b>　　活塞桿的設計</b></p><p>　　活塞桿的技術要求：設計的活塞桿選用45號鋼。</p><p>　　活塞桿和前端蓋配合為：；</p><p>　　活塞桿表面的粗糙度；</p><p><b>　　強度驗算：</b></p>&l

101、t;p>　　活塞桿的直徑通常是按照液壓缸的速度或速比的要求來確定的，然后再校核結構強度和穩(wěn)定性。</p><p>　　先前計算中按照速比確定了活塞桿的直徑為。</p><p><b>　　按強度條件校核 </b></p><p>　　當活塞桿的長度時，應按強度條件校核活塞桿直徑：</p><p><b>

102、　?。?.4）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　F--活塞桿推力</b></p><p>　　――活塞桿材料的許用應力 </p><p><b>　　式中</b></p><p>　　代入式（5

103、.4）數(shù)據(jù)計算得：</p><p><b>　　滿足強度條件。</b></p><p>　　活塞桿導向部分的結構</p><p>　　活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與缸蓋、導向環(huán)的結構、密封、防塵和鎖緊裝置等。導向環(huán)的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的結構。導向環(huán)的位置可安裝在密封圈的內(nèi)側。本設計采用做成與端蓋分開的結構。

104、</p><p><b>　　液壓缸的緩沖裝置</b></p><p>　　當工作機構的質(zhì)量較大，運動的速度較高時即運動的速度大于0.2m/s時，液壓缸有較大的動量。為減小液壓缸在行程終端由于大的動量造成的液壓沖擊和噪聲，必須采取緩沖措施。當停止位置不要求十分準確時，可在回路中設置減速閥或制動閥。當要求準確停止在兩端時，可在缸的末端設置緩沖裝置。設置在液壓缸行程末端的

105、緩沖裝置可分為恒節(jié)流型緩沖和變節(jié)流型緩沖兩類。此種緩沖裝置結構簡單。便于設計制造，但緩沖效果差。</p><p>　　液壓缸處于工作行程時：</p><p>　　其活塞桿的行進速度 v為:</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　v—活塞桿的行進速度</p><p>　　Q

106、―進入有桿腔的流量</p><p><b>　　A—活塞面積</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)計算，得：</b></p><p>　　同上當液壓缸處于回程時：</p><p>　　其活塞桿的行進速度 v為:</p><p>　　其特點說明：當活塞在其走向行程終端時

107、在活塞和缸蓋形成兩腔封住一部分油液強迫其從細逢中擠出，產(chǎn)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。</p><p><b>　　兩個缸蓋的設計:</b></p><p>　　后缸蓋的設計：其具體結構見下圖，后缸蓋上開有進油口、密封槽。</p><p>　　前缸蓋的設計：內(nèi)側開有密封圈的溝槽，伸入缸筒內(nèi)

108、的缸蓋部分也開有密封溝槽。</p><p>　　圖9 液壓缸后缸蓋設計</p><p>　　缸筒和前缸蓋連接處的螺紋選用M90×3。</p><p>　　名稱＝普通螺紋的基本牙型及基本尺寸</p><p>　　標準=摘自GB/T 192-1981，單位=(mm)</p><p>　　公稱直徑D、d\第一系列=

109、90</p><p><b>　　螺距p=3</b></p><p>　　中徑D2或d2=88.051</p><p>　　小徑D1或d1=86.752</p><p>　　3.5橫向行走驅(qū)動液壓缸的設計計算</p><p>　　3.5.1 液壓缸的受力分析及計算</p><p

110、>　　確定橫向移動液壓缸的活塞及活塞桿的直徑，缸的載荷力。</p><p>　　礦用清車機在移動的過程中油缸主要克服啟動時的慣性力，軌道的摩擦力。</p><p><b>　　啟動時的慣性力Fa</b></p><p><b>　　導軌摩擦系載荷</b></p><p>　　f ——導軌摩擦系

111、數(shù)，f=0.2</p><p>　　——外載作用在導軌上的正壓力</p><p>　　則礦車在縱向移動時受到的工作阻力為</p><p><b>　　取其機械效率為</b></p><p><b>　　則液壓缸的驅(qū)動力為</b></p><p>　　3.5.2橫向移動液壓缸的

112、設計計算 </p><p><b>　　缸筒內(nèi)徑的確定</b></p><p>　　1.初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定的，對于不同用途的液壓缸，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。初定液壓缸的工作壓力為=6 MPa。</p><p>　　2.確定液壓缸的主要結

113、構尺寸</p><p>　　本設計系統(tǒng)選用雙作用、液壓缸固定的單桿式液壓缸。設計取液壓缸缸體內(nèi)徑等于活塞桿的直徑的兩倍，即=2。取液壓缸回油腔背壓為=0.4MPa。</p><p>　　當壓力油進入無桿腔時，對活塞產(chǎn)生的推力：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　=

114、 （5.2）</p><p>　　式中 —工作過程中最大的外負載，即活塞桿伸出時最大的推力；</p><p>　　—液壓缸密封處的摩擦力它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率來進行估算；</p><p>　　—液壓缸的機械效率，一般=0.9～0.97，設計取 =0.95；</p><p>　　

115、將各數(shù)值代入公式（5.1）、（5.2），可計算液壓缸無桿腔的有效面積：</p><p><b>　　=m</b></p><p><b>　　則液壓缸的直徑：</b></p><p>　　= =37.3 mm</p><p>　　按GB2348－80和GB2348-80圓整到相近的標準直徑，以便采用

116、標準的密封元件。 </p><p>　　圓整后取 D=80mm </p><p>　　由=2d，可求活塞桿的直徑d：</p><p>　　d=0.5D=40mm </p><p><b>　　D =80mm</b></p><p&

117、gt;<b>　　d = 40mm</b></p><p>　　計算壓力腔實際的工作壓力</p><p>　　計算執(zhí)行元件實際所需流量</p><p><b>　　設理論流量為</b></p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　v-

118、-活塞桿的運動速度 ()</p><p>　　取速度為v = 0.1</p><p>　　活塞桿彎曲穩(wěn)定性的驗算</p><p>　　活塞桿完全伸出時需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性，設定受力完全作用在活塞桿軸線上，主要驗算：</p><p>　　設活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷為</p><p>　　取活塞桿的安全系數(shù)為=3&

119、lt;/p><p>　　根據(jù)保守的校核公式得:</p><p>　　式中:n—末端條件系數(shù),把活塞桿兩端看作兩端絞支,查表得:=1</p><p><b>　　d--活塞桿桿徑</b></p><p>　　--活塞桿計算長度,</p><p><b>　　故得:</b></

120、p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　安全系數(shù)為</b></p><p>　　由此可見,活塞桿滿足穩(wěn)定性要求：</p><p>　　液壓缸的壁厚和外徑的計算：</p><p

121、>　　液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。</p><p>　　液壓缸的壁厚一般是指缸壁筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。</p><p>　　由于缸筒和后缸蓋采用焊接式連接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液壓缸筒用精密內(nèi)徑無縫剛管，材料45鋼，內(nèi)徑D=80mm，壁厚h=10mm（GB/T3

122、639）。 </p><p>　　此時缸筒的外徑為：80+20=100mm </p><p>　　液壓缸工作行程L的確定：</p><p>　　液壓缸工作行程的長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，選取L=1600mm。</p><p>　　最小導向長度H的確定：</p><p>　　當活塞桿全部外伸時，從活塞

123、支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：:</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　L—液壓缸的最大行程；</p><p><b&

124、gt;　　D—液壓缸的內(nèi)徑；</b></p><p>　　活塞的寬度B一般取B＝(0.6-1.0)D</p><p><b>　　取B=48mm</b></p><p><b>　　缸蓋厚度的確定</b></p><p>　　缸筒底部為平面時，可由下式計算厚度：</p>&

125、lt;p><b>　?。?.3）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　δ――缸筒底部的厚度；</p><p><b>　　D――缸筒內(nèi)徑；</b></p><p>　　—筒內(nèi)最大的工作壓力；</p><p>　　

126、――筒底材料的許用應力，其選用方法與缸筒壁厚計算相同。</p><p>　　代入式（5.3）數(shù)據(jù)計算，得：</p><p>　　設計根據(jù)的實際情況取δ＝10mm</p><p><b>　　缸體長度的確定</b></p><p>　　液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度

127、。一般液壓缸缸體的長度不應大于內(nèi)徑的20－30倍。</p><p>　　本次設計結果為:1600mm,約為20倍，滿足要求。</p><p>　　液壓缸進出油口尺寸的確定</p><p>　　液壓缸的進，出油口可布置在端蓋或缸筒上，進出油口處的流速應不大于5m/s，油口的連接形式采用螺紋連接。</p><p><b>　　所以選取流

128、速為</b></p><p><b>　　由油泵的供油量:</b></p><p><b>　　所以油口截面積：</b></p><p><b>　　再由</b></p><p>　　再結合前述的油管的選取和管接頭的選取</p><p>　　

129、由GB2878－81可取：</p><p><b>　　油口連接螺紋尺寸為</b></p><p>　　3.6 液壓泵站的計算與設計</p><p>　　3.6.1 液壓泵參數(shù)的計算與選型</p><p>　　液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力元件，將原動機輸入的機械能轉(zhuǎn)換為壓力能輸出，為執(zhí)行元件提供壓力油。液壓泵的性能好壞直接影響