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中國礦業(yè)大學(xué)2008屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第88頁
1 緒論
1．1礦井提升在礦山生產(chǎn)中的地位
礦井提升設(shè)備是沿井筒提升礦石、廢石、升降人員和設(shè)備、下放材料的大型機(jī)械設(shè)備。它是礦山井下生產(chǎn)系統(tǒng)和地面工業(yè)廣場相連接的樞紐、是礦山運輸?shù)难屎怼Ｒ虼?，礦井提升設(shè)備在礦井生產(chǎn)全過程中占有及其重要的地位。
隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展及生產(chǎn)的機(jī)械化和集中化，目前，世界上經(jīng)濟(jì)比較發(fā)達(dá)的一些國家，提升機(jī)的運輸速度已達(dá)，一次提升量達(dá)到，電動機(jī)容量已經(jīng)超過，其安全可靠性尤為突出。在礦井生產(chǎn)過程中，如果提升設(shè)備出現(xiàn)了故障，必然會造成停產(chǎn)。輕者，影響礦石產(chǎn)量，重者，則會危及人身安全。
此外，礦山提升設(shè)備是一大型的綜合機(jī)械－電氣設(shè)備，其成本和耗電量比較高，所以，在新礦井的設(shè)計和老礦井的改建設(shè)計中，確定合理的提升系統(tǒng)時，必須經(jīng)過多方面的技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較，結(jié)合礦井的具體條件，保證提升設(shè)備在選型和運轉(zhuǎn)兩個方面都是合理的，即要求礦井提升設(shè)備具有經(jīng)濟(jì)性。
1．2礦井提升設(shè)備的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢
礦井提升裝置是采礦業(yè)的重要設(shè)備，隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步和礦井生產(chǎn)現(xiàn)代化要求的不斷提高，人們對提升機(jī)工作特性的認(rèn)識進(jìn)一步深化，提升設(shè)備及拖動控制系統(tǒng)也逐步趨于完善，各種新技術(shù)、新工藝逐步應(yīng)用于礦井提升設(shè)備中。特別是機(jī)電、機(jī)液、電液在提升機(jī)控制中的應(yīng)用己成為必然的發(fā)展方向。
研制與發(fā)展
(1)國產(chǎn)大型直流提升機(jī)及電控系統(tǒng)正在逐步完善和推廣使用。
(2)大功率變頻調(diào)速電控提升機(jī)其效率可達(dá)98%，國內(nèi)正在組織研究這種
系統(tǒng)，不少院校和研究單位都在著手研制。如天津電氣傳動研究所已研制了一臺300kW的變頻調(diào)速裝置。
(3)可編程序控制器在提升機(jī)電控系統(tǒng)的應(yīng)用
1.3 液壓系統(tǒng)
液壓系統(tǒng)主要由動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件及傳動介質(zhì)五大部分組成。具有以下特點：通過能量的相互轉(zhuǎn)換在運行過程中具有平穩(wěn)無間隙傳動功能，以實現(xiàn)大范圍的無級變速，簡化傳動；可自動循環(huán)工作、自動過載保護(hù)；在同等功率輸出情況下，液壓傳動裝置具有體積小、質(zhì)量輕、運動慣性小、動態(tài)性能好等特點；由于油作為傳動介質(zhì)，液壓元件具有自我潤滑作用，壽命延長，且液壓元件都是標(biāo)準(zhǔn)化、系列化產(chǎn)品，便于互換和推廣應(yīng)用。
2液壓系統(tǒng)的設(shè)計
液壓系統(tǒng)設(shè)計作為液壓主機(jī)設(shè)計的重要組成部分，設(shè)計時必須滿足主機(jī)工作循環(huán)所需的全部技術(shù)要求，且靜動態(tài)性能好、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作安全可靠、壽命長、經(jīng)濟(jì)性好、使用維護(hù)方便。為此，要明確與液壓系統(tǒng)有關(guān)的主機(jī)參數(shù)的確定原則，要與主機(jī)的總體設(shè)計（包括機(jī)械、電氣設(shè)計）綜合考慮，做到機(jī)、電、液相互配合，保證整機(jī)的性能最好。
液壓系統(tǒng)設(shè)計的步驟一般是：
1) 明確液壓系統(tǒng)的使用要求，進(jìn)行負(fù)載特性分析。
2) 設(shè)計液壓系統(tǒng)方案。
3) 計算液壓系統(tǒng)主要參數(shù)。
4) 繪制液壓系統(tǒng)工作原理圖。
5) 選擇液壓元件。
6) 驗算液壓系統(tǒng)性能。
7) 液壓裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計。
8) 繪制工作圖，編制文件，并提出電氣系統(tǒng)設(shè)計任務(wù)書。
2.1液壓系統(tǒng)的使用要求及速度負(fù)載分析
2.1.1使用要求
主機(jī)對液壓系統(tǒng)的使用要求是液壓系統(tǒng)設(shè)計的主要依據(jù)。因此，設(shè)計液壓系統(tǒng)前必須明確下列問題：
1) 主機(jī)的用途、總體布局、對液壓裝置的位置及空間尺寸的限制。
2) 主機(jī)的工藝流程、動作循環(huán)、技術(shù)參數(shù)及性能要求。
3) 主機(jī)對液壓系統(tǒng)的工作方式及控制方式的要求。
4) 液壓系統(tǒng)的工作條件和工作環(huán)境。
5) 經(jīng)濟(jì)性與成本等方面的要求。
2.1.2速度負(fù)載分析
對主機(jī)工作過程中各執(zhí)行元件的運動速度及負(fù)載規(guī)律進(jìn)行分析的內(nèi)容包括：
1) 各執(zhí)行遠(yuǎn)近無負(fù)載運動的最大速度（快進(jìn)、快退速度）、有負(fù)載的工作速度（工進(jìn)速度）范圍以及它們的變化規(guī)律，并繪制速度圖（）。
2) 各執(zhí)行元件的負(fù)載是單向負(fù)載還是雙向負(fù)載、是與運動方向相反的正值負(fù)載還是與運動方向相同的負(fù)值負(fù)載、是恒定負(fù)載還是變負(fù)載，負(fù)載力的方向是否與液壓缸活塞軸線重合，對復(fù)雜的液壓系統(tǒng)需繪制復(fù)雜譜（）。
2.2液壓系統(tǒng)方案設(shè)計
2.2.1確定回路方式
一般選用開式回路，即執(zhí)行元件的排油回油箱，油液經(jīng)過沉淀、冷卻后再進(jìn)入液壓泵的進(jìn)口。行走機(jī)械和航空航天液壓裝置為減少體積和重量可選擇閉式回路，即執(zhí)行元件的排油直接進(jìn)入液壓泵的進(jìn)口。本設(shè)計選用開式回路。
1. 選用液壓油液
普通液壓系統(tǒng)選用礦油型液壓油作工作介質(zhì)，其中室內(nèi)設(shè)備多選用汽輪機(jī)油和普通液壓油，室外設(shè)備則選用抗磨液壓油或低凝液壓油，航空液壓系統(tǒng)多選用航空液壓油。對某些高溫設(shè)備或井下液壓系統(tǒng)，應(yīng)選用難燃介質(zhì)，如膦酸酯液、水一乙二醇、乳化液。液壓油液選定后，設(shè)計和選擇液壓元件時應(yīng)考慮其相容性。本系統(tǒng)屬于普通液壓系統(tǒng)，故選用礦油型液壓油作為工作介質(zhì)。
2. 初定系統(tǒng)壓力
液壓系統(tǒng)的壓力與液壓設(shè)備工作環(huán)境、精度要求等有關(guān)。
工作壓力可根據(jù)負(fù)載大小及機(jī)器的類型來初步確定，經(jīng)相關(guān)資料初步確定系統(tǒng)的工作壓力P=10Mpa。
3. 選擇執(zhí)行元件
1) 若要求實現(xiàn)連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，選用液壓馬達(dá)。如果轉(zhuǎn)速高于500，可直接選用告訴液壓馬達(dá)，如齒輪馬達(dá)、雙作用葉片馬達(dá)或軸向柱塞馬達(dá)；若轉(zhuǎn)速低于500，可選用低速液壓馬達(dá)或告訴液壓馬達(dá)加機(jī)械減速裝置，低速液壓馬達(dá)有單作用連桿型徑向柱塞馬達(dá)和多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達(dá)。
2) 要求往復(fù)擺動，可選用活塞液壓缸。
3) 若要求實現(xiàn)直線運動，應(yīng)選用活塞液壓缸或柱塞液壓缸。如果是雙向工作進(jìn)給，應(yīng)選用雙活塞桿液壓缸；如果只要求一個方向工作、反向退回，應(yīng)選用單活塞桿液壓缸；如果負(fù)載力不與活塞桿軸線重合或缸徑較大、行程較長，應(yīng)選用柱塞缸，反向退回則采用其他方式。
4. 確定液壓泵類型
1) 系統(tǒng)壓力，選用齒輪泵或雙作用葉片泵；，選用柱塞泵。在本系統(tǒng)中為了保證整個系統(tǒng)的良好工作，選用葉片泵。
2) 若系統(tǒng)采用節(jié)流調(diào)速，選用定量泵，若系統(tǒng)要求高效節(jié)能，應(yīng)選用變量泵。本系統(tǒng)屬于一泵多缸的系統(tǒng)，而且執(zhí)行元件不是同時工作，所以本系統(tǒng)中選用變量柱塞泵。
3) 若液壓系統(tǒng)有多個執(zhí)行元件，且各工作循環(huán)所需流量相差很大，應(yīng)選用多臺泵供油，實現(xiàn)分級調(diào)速。
5. 選擇調(diào)速方式
1) 中小型液壓設(shè)備特別是機(jī)床，一般選用定量泵節(jié)流調(diào)速。若設(shè)備對速度穩(wěn)定性要求較高，則選用調(diào)速閥的節(jié)流調(diào)速回路。
2) 設(shè)備可采用定量泵變轉(zhuǎn)速調(diào)速，同時用多路換向閥閥口實現(xiàn)微調(diào)。
3) 采用變量泵調(diào)速，可以是手動變量調(diào)速，也可以是壓力適應(yīng)變量調(diào)速。在本系統(tǒng)中選用手動變量調(diào)速。
6. 確定調(diào)壓方式
1) 溢流閥旁接在液壓泵出口，在進(jìn)油和回油節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中為定壓閥，保持系統(tǒng)工作壓力恒定 ，其他場合為安全閥，限制系統(tǒng)最高工作壓力。當(dāng)液壓系統(tǒng)在工作循環(huán)不同階段的工作壓力相差很大時，為節(jié)省能量消耗，應(yīng)采用多級調(diào)壓。
2) 中低壓系統(tǒng)為獲得低于系統(tǒng)壓力的二次壓力可選用減壓閥，大型高壓系統(tǒng)宜選用單獨的控制油源。
3) 為了使執(zhí)行元件不工作時液壓泵在很小輸出功率下工作，應(yīng)采用卸載回路。
4) 對垂直性負(fù)載應(yīng)采用平衡回路，對垂直變負(fù)載則應(yīng)采用限速鎖，以保證重物平穩(wěn)下落。
7. 選擇換向回路
1) 若液壓設(shè)備自動化程度較高，應(yīng)選用電動換向。此時各執(zhí)行元件的順序、互鎖、聯(lián)動等要求可由電氣控制系統(tǒng)實現(xiàn)。
2) 對行走機(jī)械，為工作可靠，一般選用手動換向。若執(zhí)行元件較多，可選用多路換向閥。
8. 繪制液壓系統(tǒng)原理圖
液壓基本回路確定以后，用一些輔助元件將其組合起來構(gòu)成完整的液壓系統(tǒng)。在組合回路時，盡可能多地去掉相同的多余元件，力求系統(tǒng)簡單，元件數(shù)量、品種規(guī)格少。綜合后的系統(tǒng)要能實現(xiàn)主機(jī)要求的各項功能，并且操作方便，工作安全可靠，動作平穩(wěn)，調(diào)整維修方便。對于系統(tǒng)中的壓力閥，應(yīng)設(shè)置測壓點，以便將壓力閥調(diào)節(jié)到要求的數(shù)值，并可由測壓點處壓力表觀察系統(tǒng)是否正常工作。
此方案要在水泵車上加制動裝置，制動器的安裝可以用的方式，泵車上的制動器成對安裝于軌道兩側(cè)，制動器所需壓力油用在泵車安裝的液壓站供給，采用液壓打開，無壓時碟形彈簧制動，采用抱軌制動方式。這種制動方式屬于事故安全型，即無論什么原因造成液壓系統(tǒng)失壓(斷電、電磁不動作等)，則制動器在碟形彈簧力作用下泵車可以安全制動。因為采用抱軌制動方式，所以要求軌道壓板要有足夠的預(yù)緊力，否則出現(xiàn)斷繩時泵車下滑會把軌道拉起一起滑落。解決的方法是：可以在鋼軌上在每個壓板處焊接一個防滑的擋板，將制動力轉(zhuǎn)變?yōu)榈啬_螺栓的剪切力。
液壓站如圖，它的控制包括電機(jī)的控制，電磁繼電器的控制和電磁換向閥的控制。液壓系統(tǒng)大致分為兩個工作狀態(tài)。油路工作狀態(tài)： 如需進(jìn)行移動泵房時，令電機(jī)，電磁換向閥得電，油泵向液壓缸及蓄能器供油，如果壓力繼電器入口處的壓力達(dá)到了繼電器的調(diào)定壓力，壓力繼電器發(fā)出信號，使電機(jī)斷電停止供油。油路卸荷狀態(tài) ：如需使泵房靜止不動時，使換向閥失電，閥芯回到原始位置，液壓缸內(nèi)的油液卸載。
2.3液壓系統(tǒng)各元件概述
2.3.1液壓執(zhí)行元件的選擇
由于該液壓系統(tǒng)的液壓執(zhí)行元件是負(fù)責(zé)對盤式制動器的控制，因此選擇雙作用、單活塞桿液壓缸，由已知給定參數(shù)可知該系統(tǒng)中需要兩個液壓缸。
2.3.2液壓控制元件的選定
由于該系統(tǒng)為單泵多缸系統(tǒng)，因此選擇兩個三位四通電磁換向閥，考慮到缸的進(jìn)退，為保證其進(jìn)退速度相同，選擇可實現(xiàn)差動連接的滑閥機(jī)能，即選用XOP型機(jī)能的電磁換向閥。
由于卸載油缸需要傾斜安裝，為保證其正常工作，需要考慮背壓，故選用背壓閥來實現(xiàn)該執(zhí)行元件工作時的平衡。
考慮到兩個油缸不同時工作，對于泵的卸荷采用帶有遠(yuǎn)程控制的電磁溢流閥。
為了實現(xiàn)在執(zhí)行元件正常工作時對泵及油箱的檢修，因此在泵的出口處裝有單向閥。
2.3.3泵的選型
液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動力元件，將原動機(jī)（電動機(jī)、柴油機(jī)）輸入的機(jī)械能（轉(zhuǎn)矩和角速度）轉(zhuǎn)換為壓力能（壓力和流量）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到液壓系統(tǒng)的工作性能和可靠性，在液壓傳動中占用及其重要的地位。
由于該系統(tǒng)初定的工作壓力為10Mpa，為了使該系統(tǒng)能夠更好的達(dá)到這一壓力，并有較好的性能，選用柱塞式變量泵。
液壓泵的工作原理:
單柱塞泵由偏心輪、柱塞、彈簧、缸體和單向閥等組成，柱塞與缸體孔之間形成的密閉容積。當(dāng)原動機(jī)帶動偏心輪順時針方向旋轉(zhuǎn)時，柱塞在彈簧力的作用下向下運動，柱塞與缸體孔組成的密閉容積增大，形成真空，油箱中的油液在大氣壓下的作用下經(jīng)單向閥進(jìn)入其內(nèi)（此時單向閥關(guān)閉）。這一過程成為吸油，在偏心輪的幾何中心轉(zhuǎn)到最下點時，容積增大到極限時終止。吸油過程終了，偏心輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，柱塞隨偏心輪向上運動，柱塞與缸體孔組成的密閉容積減小，油液受擠壓經(jīng)單向閥排出，這一過程成為排油，到偏心輪的幾何中心轉(zhuǎn)到最上點時，容積減小至極限終止。偏心輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，柱塞上下往復(fù)運動，泵在半個周期內(nèi)吸油，半個周期內(nèi)壓油。
綜上所述，液壓泵的工作原理可歸納如下：
1）液壓泵必須具有一個由（柱塞）和非運動件（缸體）所構(gòu)成的密閉容積，該容積的大小隨運動件的運動發(fā)生周期性變化。容積增大時形成真空，油箱的油液在大氣壓作用下進(jìn)入密封容積（吸油）；容積減小時油液受擠壓克服管路阻力排出（排油）。
2）液壓泵的密閉容積增大到無限大時，先要與吸油腔隔開，然后才轉(zhuǎn)為排油；同理，密閉容積減小到極限時，先要與排油腔隔開，然后才轉(zhuǎn)為吸油。
3）液壓泵每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)吸入或排除的油液體積取決于密閉容積的變化量。
4）液壓泵的吸油的實質(zhì)是油箱的油液在大氣壓的作用下進(jìn)入具有一定真空度的吸油腔。為防止氣蝕，真空度應(yīng)小于，因此對吸油管路的液流速度及油液提升高度有一定的限制。
5）液壓泵的排油壓力取決于排油管路油液流動所受到的總阻力，即液流的管路損失、元件的壓力損失及需要克服的外負(fù)載阻力?？傋枇υ酱螅庞蛪毫υ礁?。若 排油管路直接接回油箱，則總阻力為零，泵排出的壓力為零，泵的這一工況稱之為卸載。
6）組成液壓泵密閉容積的零件，有的是固定件，有的是運動件。它們之間存在相對運動，因此必然存在間隙。當(dāng)密閉容積為排油時，壓力油將經(jīng)此間隙向外泄漏，使實際排出的油液體積減小，其減少的油液體積稱為泵的容積損失。
7）為了保證液壓泵的正常工作，泵內(nèi)完成吸、壓油的密閉容積在吸油與壓油之間相互轉(zhuǎn)換時，將瞬間存在一個既不與吸油腔相通、又不與壓油腔相通的閉死的容積。若此閉死的容積在轉(zhuǎn)移的過程中大小發(fā)生變化，，則容積減小時，因液體受擠壓而使壓力提高；容積增大時又會因無液體補(bǔ)充而使壓力降低。
必須注意的是，如果閉死容積的減小是發(fā)生在該容積離開壓油腔之后，則壓力將高于壓油腔的壓力，這樣會導(dǎo)致周期性的壓力沖擊，同時高壓液體會通過運動副之間的間隙擠出，導(dǎo)致油液發(fā)熱；如果閉死容積的增大是發(fā)生在該容積剛離開吸油腔之后，則會使閉死容積的真空度增大，以致引起氣蝕和噪聲。這種因存在閉死容積大小發(fā)生變化而導(dǎo)致的壓力沖擊、氣蝕、噪聲等危害液壓泵性能和壽命的現(xiàn)象，稱之為液壓泵的困油現(xiàn)象，在設(shè)計和制造液壓泵時應(yīng)竭力消除與避免。
2.3.4系統(tǒng)中管路的選定
液壓泵的吸油管一般選用硬管，管路盡可能短，過流面積盡可能大，以減少吸油阻力。安裝吸油管時注意液壓泵有吸油高度的限制。安裝非上置式泵組，需在油箱與泵的吸油口之間加閘閥，以便于檢修。
在管路安裝圖上應(yīng)表示出各液壓部件和元件在設(shè)備和工作地的位置和固定方式，油管的規(guī)格和分布位置，各種管接頭的形式和規(guī)格等。在繪制裝配圖時應(yīng)考慮安裝、使用、調(diào)試和維修方便，管道盡量短，彎頭和管接頭盡量少。
2.3.5電機(jī)的選用
可供選擇的電動機(jī)的安裝形式主要有三種：機(jī)座帶底腳、端蓋上無凸緣結(jié)構(gòu)；機(jī)座不帶底腳，端蓋上帶大于機(jī)座的凸緣結(jié)構(gòu)；機(jī)座帶底腳，端蓋上帶大于機(jī)座的凸緣結(jié)構(gòu)。一般都選用水平放置。若泵組立式放置則應(yīng)選用機(jī)座不帶底腳，端蓋上帶大于機(jī)座的凸緣結(jié)構(gòu)。機(jī)座帶底腳且端蓋上帶凸緣的結(jié)構(gòu)用于水平放置的泵組，此時液壓泵通過法蘭式支架支承在電動機(jī)上。
3 制動系統(tǒng)整體方案確定
其整體方案的確定，需要對其所需要的制動器進(jìn)行選擇，常用的標(biāo)準(zhǔn)系列制動器有電力液壓塊式制動器、電磁塊式制動器、盤式制動器等等，其設(shè)計選用一般按類型選擇、規(guī)格計算、校核驗算步驟進(jìn)行，并依據(jù)或考慮諸多相關(guān)的因素。
3.1 制動器的類型選擇原則
(1) 根據(jù)主機(jī)或機(jī)構(gòu)的產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)要求和實際需要確定制動器的類型，如標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，起升機(jī)構(gòu)必須設(shè)置常閉式制動器，行走或回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)可選用常開式制動器。
(2) 考慮應(yīng)用場所，如制動器安裝地點有足夠的空間，可選用塊式、帶式制動器或臂式盤式制動器，空間受限制時，可選用內(nèi)蹄式或鉗形盤式制動器。
(3) 考慮配套主機(jī)的使用環(huán)境，對滲漏油有嚴(yán)格要求的場合應(yīng)選用電磁或氣動制動器，對環(huán)境溫度較高的冶金場合可選用絕緣等級較高的電力液壓制動器或冶金型電磁制動器。在環(huán)境溫度較低或較高的室外場所使用電力液壓制動器時，應(yīng)注意更換相應(yīng)牌號的液壓油；在含鐵粉嚴(yán)重的環(huán)境中，應(yīng)避免使用電磁鐵制動器，防止粉塵進(jìn)入磁鐵間隙影響電磁鐵的吸合。
(4) 對于特殊或重要的場合，應(yīng)根據(jù)需要增設(shè)制動器的附加功能。在溫度較低的環(huán)境中，可使用電力液壓推動器的加熱器；對啟動與制動過程轉(zhuǎn)換有嚴(yán)格要求時，加裝行程開關(guān)以了解制動器的開閉狀態(tài)；對于維護(hù)、調(diào)整教難實施的環(huán)境，可加裝制動間隙均等裝置或摩擦片磨損自動補(bǔ)償裝置；增設(shè)手動松閘裝置可在特殊情況下人工打開制動器。
(5) 為了減緩制動器的磨損，減輕因制動過猛產(chǎn)生的沖擊和震動，推薦支持制動和控制制動并用?？刂浦苿右话銥殡娏χ苿樱缭偕苿?、反接制動、能耗制動和渦流制動等。電力制動僅用于消耗動能，使機(jī)構(gòu)安全減速。在與電力制動并用時，支持制動器的最低安全系數(shù)應(yīng)單獨滿足原有的規(guī)定。也可采用二次制動減少磨損和沖擊，第1 次制動用于消耗動能使機(jī)構(gòu)安全減速并停止，第2 次制動確保支持制動的安全，如用于防風(fēng)制動。國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定：對吊鉤式提升機(jī)，當(dāng)起升機(jī)構(gòu)工作級別等于或高于M4 且額定起升速度等于或高于5m/min 時，應(yīng)采用電氣制動方法，保證在（0.2～1.0）倍額定起重范圍內(nèi)的載荷下降時，制動前的電機(jī)轉(zhuǎn)速降至1/3 以下。
(6) 常規(guī)標(biāo)準(zhǔn)制動器的工作環(huán)境中不得有易燃易爆及腐蝕性氣體，如環(huán)境狀況超出有關(guān)規(guī)定，應(yīng)選用防爆型制動器，如井下輸送機(jī)用制動器。
有以上綜合分析，選用液壓盤式制動器比較合適。
3.2 制動器規(guī)格的計算原則
(1) 制動器的規(guī)格選用計算應(yīng)保證具有機(jī)構(gòu)要求的制動力矩，且符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的制動安全系數(shù)。如一般機(jī)構(gòu)不低于1.5，重要機(jī)構(gòu)不低于1.75 對于安全性高度要求的機(jī)構(gòu)如輸送熔化金屬的提升機(jī)構(gòu)，規(guī)定必須裝設(shè)2 個制動器，其中每個都能安全地支持吊物，每個制動器的制動安全系數(shù)不低于1.25。
(2) 制動器的選用應(yīng)注意經(jīng)濟(jì)性，維修性和使用可靠性。機(jī)構(gòu)所需制動力矩的計算往往疊加了各種不利因素，如運動機(jī)構(gòu)考慮了滿載、爬坡、頂風(fēng)、啃軌等，得出的所需制動力矩偏大，而實際使用中這種狀態(tài)很少出現(xiàn)。制動器的額定制動力矩是在任何情況下均能保證的最小值。因此，在選用計算時，機(jī)構(gòu)所需的制動力矩應(yīng)盡可能接近制動器的額定制動力矩。有以上分析，安全系數(shù)設(shè)為1.5。
3.3 制動器校核驗算原則
在制動器規(guī)格確定以后，為保證制動器既能有效地制動或支持載荷，又避免制動距離過長或制動過猛造成沖擊應(yīng)校核被制動機(jī)構(gòu)的平均減速度、制動時間、制動距離。不同設(shè)備應(yīng)用于不同工況，有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)對相應(yīng)機(jī)構(gòu)的平均減速、制動時間、制動距離作了明確的規(guī)定。
根據(jù)要求，盤式制動器的制動距離為10mm。
3.4 制動器方案確定
盤式制動器是一種新型高性能制動器如圖2-3，它靠通過的壓力油松閘、靠碟簧組的彈簧力制動。當(dāng)油通過油口進(jìn)入油腔時，碟型彈簧組被壓縮，隨著油壓P 的升高，碟簧組壓縮并且儲存彈簧力，彈簧力越大閘瓦離開鋼軌的間隙越大，此時盤式制動器處于松閘狀態(tài)。當(dāng)油壓P 降低時，彈簧力釋放，推動活塞、活塞桿及閘瓦向鋼軌方向移動，當(dāng)閘瓦間隙為為零后，彈簧力作用在鋼軌上，并產(chǎn)生正壓力，隨著油壓P 的降低正壓力加大，當(dāng)油壓P 為零時，正壓力最大，在正壓力的作用下，閘瓦與鋼軌間產(chǎn)生摩擦力，即制動力最大（全制動狀態(tài)）。
該盤式制動器結(jié)構(gòu)簡單，易加工，易修理，給工人降低了勞動強(qiáng)度，同時它的可靠性非常高。
圖：盤式制動器
1-制動閘 2-制動閘 3-制動器底座
3.5 確定系統(tǒng)主要參數(shù)
扭矩測試范圍：
483.95Nm~3226.30Nm
制動器提供的制動力矩應(yīng)不低于：
600Nm
制動盤直徑：
500mm
制動盤厚度：
30mm
裝置最大轉(zhuǎn)速：
1500r/min
制動片摩擦系數(shù)：
0.3
4 碟形彈簧設(shè)計
4．1 參數(shù)計算
制動盤外徑的線速度最大為：
所需制動力：
取10kN
由于采用兩個制動器，則：
液壓缸負(fù)載作用力：
總推力:
單缸正壓力:
4．2 碟形彈簧設(shè)計：
4．2．1 碟形彈簧的特點及應(yīng)用
蝶形彈簧是用金屬板料或鍛壓而成的截錐形截面的墊圈式彈簧。
碟形彈簧的特點是：
（1）剛度大，緩沖吸振能力強(qiáng)，能以小變形承受大載荷，適合于軸向空間要求小的場合。
（2）具有變剛度特性，可通過適當(dāng)選擇碟形彈簧的壓平時變形量和厚度t之比，得到不同的特性曲線。其特性曲線可以呈直線型、漸減形或是它們的組合，這種彈簧具有很廣范圍的非線性特性。
（3）用同樣的碟形彈簧采用不同的組合方式，能使彈簧特性在很大范圍的變化。可采用對合、疊合的組合方式，也可采用復(fù)合不同厚度，不同片數(shù)等的組合方式
4．2．2 碟形彈簧的材料及成型后的處理
碟形彈簧的材料應(yīng)具有高的彈性極限、屈服極限、耐沖擊性能和足夠大的塑性變形性能。目前我國常用60Si2MnA和50CrVA或機(jī)械性能與此接近的彈簧鋼制造。
（1）彈簧盛成型后，必須進(jìn)行了熱處理，即淬火、回火處理淬火次數(shù)不得超過兩次。碟簧淬火、回火后的硬度必須在43~52HRC范圍內(nèi)。
（2）經(jīng)熱處理后的碟簧，其單面脫層的深度，對于厚度小于1.2mm的碟簧，不得超過其厚度的5%；對于不少于1.25mm的碟簧，不得超過其厚度的3%，其最小值允許為0.06mm
（3）碟簧應(yīng)全部進(jìn)行強(qiáng)壓處理。處理方法為：一次壓平，持續(xù)時間不少于12%，或短時壓平，壓平次數(shù)不少于5次，壓平力不小于2倍的F。碟簧經(jīng)強(qiáng)壓處理后，自由高度尺寸應(yīng)確定。在試驗的條件下，其自由高度應(yīng)在規(guī)定的極限偏差范圍內(nèi)。
（4）對于承受變載荷的碟簧，內(nèi)錐面推薦進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，例如噴丸處理等
（5）根據(jù)需要碟簧表面應(yīng)進(jìn)行防腐處理。經(jīng)電鍍處理后的碟簧必須進(jìn)行去氫處理。對于承受變載荷作用的碟簧應(yīng)避免采用電鍍的方法
（6）碟簧表面不允許有毛剌，裂紋，斑疤等缺陷。
4．3碟形彈簧的計算
本設(shè)計所要求的碟形彈簧是一組合彈簧，其承受載荷為4kN時變形量應(yīng)為10mm。
（1）選擇碟形彈簧系列及組合型式
根據(jù)載荷初選碟形彈簧規(guī)格：
碟形彈簧系列： DS = B
碟形彈簧類別： DTPE = 2
碟形彈簧外徑：D = 80mm
碟形彈簧內(nèi)徑： d = 41mm
碟形彈簧壓力：P = 10.50kN
碟形彈簧厚度：t = 3mm
壓平時厚度： h0=2.3 mm
自由高度： H0 = 5.3mm
碟形彈簧表面上OM點的計算壓應(yīng)力：σOM=-1030MPa
在Ⅱ點的計算拉應(yīng)力：σⅡ=1140MPa
重量：Q = 8.3g
（2）碟形彈簧設(shè)計計算
單片預(yù)加載荷： F1 = 4kN
單片工作載荷 ：F2 = 5.19kN
①計算壓平時蝶形彈簧計算載荷值：
式中：pc——壓平時的蝶形彈簧載荷計算值
t——碟形彈簧厚度
D——碟形彈簧外徑
h0——壓平時的蝶形彈簧變形量計算值
E——材料彈性模量；取E=206000Mpa
μ——泊松比；取μ=0.3
k1 k4——計算系數(shù)
其中：
式中：c——蝶形彈簧外徑與內(nèi)徑的比值
對于無支承面碟形彈簧：k4=1
則:
②計算及
由于設(shè)計采用復(fù)合組合，則單個彈簧載荷：P=4250N
則：
③計算
由圖7-6-2查得A系列，及時，
；
④計算f
⑤計算組合的片數(shù)
取24片
⑥計算未受載荷時的自由高度
⑦計算受載荷作用時的自由高度
5 液壓缸主要技術(shù)性能參數(shù)的計算
液壓缸與液壓馬達(dá)一樣，也是將液壓能轉(zhuǎn)變成機(jī)械能的一種能量轉(zhuǎn)換裝置，同為執(zhí)行元件。與液壓馬達(dá)不同，液壓缸將液壓能轉(zhuǎn)變成直線運動或擺動的機(jī)械能。
液壓缸結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，應(yīng)用廣泛，種類繁多。根據(jù)結(jié)構(gòu)特點分為活塞式、柱塞式、回轉(zhuǎn)式三大類；根據(jù)作用方式分為單作用式和雙作用式，前者只有一個方向由液壓驅(qū)動，反向運動則由彈簧力或重力完成，后者兩個方向的運動均由液壓實現(xiàn)。
5.1常用液壓缸
5.1.1活塞式液壓缸
1. 雙活塞桿液壓缸
雙活塞桿缸的活塞兩端都有活塞桿伸出。它主要由缸筒、活塞、活塞桿、左右缸蓋、左右壓蓋等零件組成。缸筒與缸蓋用法蘭連接，活塞與活塞桿用柱塞銷連接，活塞與缸筒內(nèi)壁之間采用間隙密封（低壓），活塞桿與缸蓋之間采用了V型密封圈。
因雙活塞桿缸兩端活塞桿直徑相等，所以左右兩腔有效面積相等。當(dāng)分別向左、右腔輸入相同的壓力和流量時，液壓缸左、右兩個方向上輸出的推力和速度相等。
2. 單活塞桿液壓缸
單活塞桿缸只有一端有活塞桿。它主要由缸底、缸筒、缸頭、活塞、活塞桿、導(dǎo)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。活塞與缸筒、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(dāng)進(jìn)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。
5.1.2柱塞式液壓缸
活塞式液壓缸的活塞與缸筒內(nèi)孔有配合要求，要有較高的精度，特別是缸筒較長時，加工就很困難，但柱塞液壓缸就可以解決此困難。因柱塞液壓缸的缸筒與柱塞沒有配合要求，缸筒內(nèi)孔不需要精加工，只是柱塞與缸蓋上的導(dǎo)向套有配合要求，所以特別適合行程較長的的場合，例如導(dǎo)軌磨床，龍門刨床等。為了減輕柱塞重量、減少柱塞的彎曲變形，柱塞常做成空心的，還可以在缸筒內(nèi)設(shè)置輔助支承，以增強(qiáng)剛性。
5.2其它形式液壓缸
5.2.1伸縮液壓缸
伸縮液壓缸又稱多套缸，它是由兩個或多個活塞式液壓缸套裝而成的，前一級活塞缸的活塞是后一級活塞的缸筒。各級活塞依次伸出時可獲得很長的行程，而當(dāng)依次縮回時又能使液壓缸保持很小的軸向尺寸。
當(dāng)液壓缸當(dāng)通入壓力油時，活塞有效面積最大的缸筒以最低油壓力開始伸出，當(dāng)行至終點時，活塞有效面積次之的缸筒開始伸出。外伸缸筒有效面積越小，工作油液壓力越高，伸出速度加快。各級壓力和速度可按活塞式液壓缸有關(guān)公式來計算。
除雙作用伸縮液壓缸外，還有一種單作用伸縮液壓缸。它與雙作用不同點主要是，單作用回程靠外力，而雙作用回程靠液壓油作用。
伸縮液壓缸，特別適用于工程機(jī)械及自動線步進(jìn)式輸送裝置。
5.2.2齒條活塞液壓缸
齒條活塞液壓缸也稱無桿液壓缸，其工作原理是：壓力油進(jìn)入液壓缸后，推動具有齒條的活塞直線運動，齒條帶動齒輪旋轉(zhuǎn)，從而帶動進(jìn)刀機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)工作臺轉(zhuǎn)位、液壓機(jī)械手、裝載機(jī)的鏟斗的回轉(zhuǎn)等。
5.2.3增壓缸(增壓器)
增壓缸與活塞式液壓缸相類似，但不是將液壓能轉(zhuǎn)換成機(jī)械能，而是液壓能的傳遞，使之增壓。
增壓缸為活塞缸與柱塞缸組成的復(fù)合缸。當(dāng)?shù)蛪河屯苿又睆綖榈拇蠡钊蛴乙苿訒r，也推動與其連成一體的直徑為的小柱塞，由于大活塞與小柱塞面積不筒，因此小柱塞缸輸出的壓力要比高。
5.2.4增速缸
增速缸由活塞缸和柱塞缸復(fù)合而成。當(dāng)壓力油只經(jīng)過柱塞孔進(jìn)入增速缸小腔時，推動活塞快速向右移動，此時大腔需要充液，活塞輸出推力較小。當(dāng)壓力油同時進(jìn)入增速缸小腔和大腔時，活塞轉(zhuǎn)為慢進(jìn)，輸出推力增大。采用增速缸使得執(zhí)行機(jī)構(gòu)獲得盡可能大的運動速度，且功率利用合理。
在本系統(tǒng)中，由于液壓缸只是實現(xiàn)對閘門的打開與關(guān)閉，所以其中所用的三個液壓缸（一個卸載液壓缸，兩個分配小車液壓缸）選擇用活塞式液壓缸即可滿足要求。
5.3液壓缸主要參數(shù)的設(shè)計計算
5.3.1液壓缸的特征尺寸
1) 缸筒內(nèi)徑 根據(jù)液壓缸推力和選定工作壓力，或者運動速度和輸入流量，按相關(guān)公式確定缸筒內(nèi)徑后，然后再從GB/T3248-1993標(biāo)準(zhǔn)中選取相近的尺寸加以圓整。
2) 活塞桿直徑 通常先滿足液壓缸速度或往返速比來確定活塞桿的直徑，按GB/T3248-1993標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行圓整，然后再按其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和穩(wěn)定性進(jìn)行校核。
3) 液壓缸缸筒長度 液壓缸的缸筒長度由最大工作行程長度決定，缸筒的長度一般不超過其內(nèi)徑的20倍。
4) 液壓缸最小導(dǎo)向長度 當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導(dǎo)向套滑動面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度。
已知活塞直徑桿缸得左、右兩腔同時通壓力油，稱為差動連接，差動連接的單活塞桿缸稱之為差動液壓缸。差動液壓缸雖然左、右兩腔壓力相等，但因為左腔（無桿腔）的有效面積大于右腔（有桿腔）的有效面積。
v
d
D
Ffc
F
p1
p2
圖：單活塞桿液壓缸計算示意圖
因此使活塞向右的作用力大于向左的作用力，活塞向右運動，液壓缸有桿腔排出的流量與泵的流量匯合進(jìn)入液壓缸的左腔，使活塞運動速度加快。
5.3.2 液壓缸工作壓力的確定
根據(jù)1 的參數(shù)及相關(guān)資料，由于采用兩個制動器，則：
液壓缸負(fù)載作用力：
總推力:
單缸正壓力:
液壓缸活塞行程：s=10mm
選用碟型彈簧時取最大單缸正壓力為
則單缸最大正壓力為8.50kN
所以，可知道液壓缸工作壓力屬中壓設(shè)備
因此液壓缸的工作壓力范圍為：10~16Mpa
初取液壓缸的工作壓力為10Mpa
5.3.3 活塞桿
單活塞桿缸只有一端有活塞桿。它主要由缸底、缸筒、缸頭、活塞、活塞桿、導(dǎo)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(dāng)進(jìn)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。
（1）活塞桿的結(jié)構(gòu)
桿體采用實心桿式
桿內(nèi)端活塞與活塞桿的連接采用軸套型連接
桿外端桿頭與摩擦機(jī)構(gòu)的連接采用大螺栓頭的鏈接型式；由于需要用鎖緊螺母故采用長型的螺紋長度。
（2）活塞桿的材料和技術(shù)要求
材料選擇：采用45號中碳鋼。由于活塞桿主要承受推力的作用，則不必進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理?；钊麠U要求淬火，淬火深度為0.5mm。表面鍍鉻25μm。
活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動，一般采用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0.01 mm，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(dǎo)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0.04 mm /100 mm，以保證活塞安裝不產(chǎn)生歪斜。
活塞桿的外圓粗糙度Ｒa值一般為0.1~0.3 m.太滑了，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(jìn)行鍍鉻處理，鍍層厚0.03~0.05 mm，并進(jìn)行拋光或磨削加工。對于工作條件惡劣、碰撞機(jī)會較多的情況，工作面耐先經(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，最好與活塞桿做成一體。卡環(huán)槽取動配合公差，螺紋則取較緊的配合。
（3）活塞桿的計算
活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和震動沖擊力等多種作用力，必須有足夠的強(qiáng)度和剛度。
對與無速比要求，活塞桿長度小于10倍缸徑D時，實心桿可按下式計算：
式中：d——活塞桿直徑
Fd——液壓缸推力
σp——活塞桿的許用應(yīng)力，對于中碳鋼，σp =40Mp
則：
GB/T2348—1993將活塞桿直徑圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便采用標(biāo)準(zhǔn)的密封裝置。圓整后得
5.3.4 缸筒
（1）缸筒結(jié)構(gòu)
通常根據(jù)缸筒與端蓋的連接型式選用，而連接型式又取決于額定工作壓力、用途和使用環(huán)境。
由于法蘭連接的結(jié)構(gòu)簡單、易于加工、易裝卸等優(yōu)點。故選擇法蘭連接。
（2）缸筒材料
材料的選擇：由于缸筒需要足夠的強(qiáng)度和沖擊韌性，對焊接后的缸筒要求有良好的焊接性能。故選用35號鋼，調(diào)質(zhì)處理。
（3）對缸筒的要求
①有足夠的強(qiáng)度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不致產(chǎn)生永久變形。
②有足夠的剛度，能承受活塞側(cè)向力和安裝的反作用力而不致產(chǎn)生彎曲。
③內(nèi)表面與活塞密封件及導(dǎo)向環(huán)的磨擦作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公有效期等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。
④需要焊接的缸筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管頭后不至于產(chǎn)生裂紋或過大的變形。
總之，缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸蓋、缸底、油口等零件構(gòu)成密封的容腔，用以容納壓力油液、同時它還是活塞的運動“軌道”。設(shè)計液壓缸缸筒時，應(yīng)該正確確定和部分的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力、運動速度和有效行程，同時還必須具有一定的強(qiáng)度，能足以承受液壓力、負(fù)載力和意外的沖擊力；缸筒的內(nèi)表面應(yīng)具有合適的配合公差等級、表面粗糙度和形位公差等級，以保證液壓缸的密封性、運動平穩(wěn)性和耐用性。
（4）缸筒計算
①缸筒直徑：當(dāng)液壓缸的理論作用力Fl及供油壓力p為已知時，則有活塞桿腔的缸筒內(nèi)徑D為：
式中：D——缸筒內(nèi)徑
Fl——液壓缸的理論作用力
p——供油壓力
液壓缸的理論作用力F l，按下式確定：
式中：F l——液壓缸的理論作用力
F——液壓缸在工作階段的總機(jī)械負(fù)載
Ψ——負(fù)載率，一般取Ψ=0.5~0.7
則：
GB/T2348—1993將缸筒內(nèi)徑圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便采用標(biāo)準(zhǔn)的密封裝置。圓整后得
② 缸筒壁厚：缸筒壁厚為
式中:δ——缸筒厚度
δ0——為缸筒材料強(qiáng)度要求的最小值
c1——為缸筒外徑公差余量,取c1=0.5mm
c2——腐蝕余量,取c2=1mm
缸筒材料強(qiáng)度要求的缸筒壁厚最小值
式中: δ0——為缸筒材料強(qiáng)度要求的最小值
pmax——缸筒內(nèi)最高工作壓力
σp——缸筒的許用應(yīng)力，對于中碳鋼，σp =40Mp
則：
③缸筒底部厚度
缸筒度部為平面時，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強(qiáng)度公式進(jìn)行近 似的計算：
式中: δ1——缸筒底部厚度
D——缸筒內(nèi)徑
p——筒內(nèi)最大工作壓力
σp——缸筒的許用應(yīng)力，對于中碳鋼，σp =40Mp
則：
取： δ1=11mm
（5）缸筒制造加工要求
①缸筒內(nèi)徑D采用H7或H8級配合，表面粗糙度值Ra一般為0.16~0.32μm都需要進(jìn)行研磨。
②熱處理：調(diào)質(zhì)，硬度HB≥241-285。
③缸筒內(nèi)徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半。
④缸筒直線度公差在500mm長度上不大于0.03mm。
⑤缸筒端面T對內(nèi)徑的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。
此外，還有通往油口、排氣閥孔的內(nèi)孔口必須倒角，不允許有飛邊、毛刺，以免劃傷密封件。為便于裝配和不損壞密封件，缸筒內(nèi)孔口應(yīng)倒15O角。需要在缸筒上焊接法蘭、油口、排氣閥座時，都必須在半精加工以前進(jìn)行，以免精加工后焊接而引起內(nèi)孔變形。如欲防止腐蝕生銹和提高使用壽命，在缸筒內(nèi)表面可以鍍鉻，再進(jìn)行研磨或拋光，在缸筒外表面涂耐油油漆。
圖： 缸體
（6）計算液壓缸工作階段的工作壓力、流量和功率
根據(jù)液壓缸的負(fù)載和速度以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程的壓力、流量和功率。
液壓缸工作壓力：
式中：pc——蝶形彈簧工作載荷
A——缸筒作用面積
液壓缸工作所需流量：
式中：A——缸筒作用面積
v——活塞運動速度
其中：
式中：L——制動器行程
t——制動器動作時間
式中: D——缸筒內(nèi)徑
d——活塞桿直徑
液壓缸功率：
式中：pg——液壓缸工作壓力
qg——液壓缸工作流量
η——液壓缸容積效率；選取η=0.5
則：
5.4 液壓缸的校驗
5.4.1缸筒壁厚驗算
對最終采用的缸筒壁厚應(yīng)做四方面的驗算
額定工作壓力應(yīng)低于一定極限值，以保證工作安全：
式中: pn——額定工作壓力
σs——缸筒材料的屈服強(qiáng)度；對于35號鋼調(diào)質(zhì)，一般取σs=320MPa
D1 ——液壓缸筒外徑
D——液壓缸筒內(nèi)徑
對于液壓缸筒外徑
式中: D1 ——液壓缸筒外徑
D——液壓缸筒內(nèi)徑
δ——缸筒厚度
則：
液壓缸筒工作壓力方面合格。
同時額定工作壓力也應(yīng)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：
式中: pn——液壓缸額定工作壓力
prL——液壓缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力
則：
液壓缸筒塑性變形方面合格。
此外，尚須驗算缸筒徑向變形應(yīng)處在允許范圍內(nèi)
式中: ΔD——缸筒徑向變形
D——缸筒內(nèi)徑
D1——缸筒外徑
pr——液壓缸筒耐壓試驗壓力
ν——缸筒材料泊松比，對鋼材 ν=0.3
E——材料的彈性模數(shù)；對于鋼材，E=2.1×105N/mm
變形量ΔD不應(yīng)超過密封圈允許范圍。
最后，還應(yīng)驗算缸筒的爆裂壓力
式中: pr——液壓缸筒耐壓試驗壓力
σb——缸筒材料的抗拉強(qiáng)度；對于35號鋼調(diào)質(zhì)，一般取 σb=540MPa
D——缸筒內(nèi)徑
D1——缸筒外徑
則：
變形量ΔD不超過密封圈允許范圍,合格
用費帕爾（FAUPEL）公式校驗
式中: σb——缸筒材料的抗拉強(qiáng)度；對于35號鋼調(diào)質(zhì)，一般取 σb =540MPa
σs——缸筒材料的屈服強(qiáng)度；對于35號鋼調(diào)質(zhì)，一般取 σs=320MPa
D——缸筒內(nèi)徑
D1——缸筒外徑
計算的應(yīng)遠(yuǎn)超過耐壓試驗壓力
則：
缸筒的爆裂壓力合格
5.4.2 活塞桿強(qiáng)度驗算
由于活塞桿在穩(wěn)定工況下，只受軸向推力，故可以近似的用直桿承受壓載荷的強(qiáng)度計算公式進(jìn)行計算：
式中：F——活塞桿的作用力
d——活塞桿直徑
σp——活塞桿材料的許用應(yīng)力；取σp=40MPa
即：
通過
5.4.3液壓缸的穩(wěn)定性驗算
如果液壓缸的活塞直徑為d，而活塞桿全部伸出后活塞桿加上液壓缸體的總長為l，則當(dāng)l/d=10～15時，液壓缸易出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)，造成活塞桿縱向彎曲破壞的后果，故必須驗算液壓缸的穩(wěn)定性。
由于液壓缸并不是一個簡單的細(xì)長桿件，而是缸體、活塞、活塞桿等零件的組合體，并且在活塞與缸體之間和活塞桿與端蓋之間有間隙，缸體內(nèi)還有壓力軸的作用等等，使情況相當(dāng)復(fù)雜。實際計算時，很難精確的考慮到各種因素，而只能粗略地將缸體看作與活塞桿具有相同截面的桿件，即把整個油缸當(dāng)作一個等截面的受壓件，用一般的歐拉公式進(jìn)行計算，顯然，這種方法的計算結(jié)果是偏于安全的。
檢驗液壓缸穩(wěn)定性時，采用下式
式中：F——活塞桿在工作中能承受的最大壓縮力；
n——安全系數(shù)，一般可取n=2～4
FK——活塞桿能保持工作穩(wěn)定的臨界壓力
其中，F(xiàn)K可按下式計算
式中：E——活塞桿材料的彈性模數(shù)，對鋼E=2.02×105Mpa；
J——活塞桿橫截面慣性矩，對圓截面實心桿J=πd2/64；
? ——長度折算系數(shù)，其值根據(jù)液壓缸的安裝支點位置和支撐方式確定；
l——計算長度，亦根據(jù)液壓缸指點位置確定。
所以該液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。
5.5缸體組件及連接形式
5.5.1缸體組件
缸筒是液壓缸的主體，它與端蓋、活塞等零件構(gòu)成密閉的容腔，承受油壓，因此要有足夠的強(qiáng)度和剛度，以便抵抗液壓力和其它外力的作用。缸筒內(nèi)孔一般采用鏗削、鉸孔、液壓等精密加工工藝制造，要求表面粗糙度R。值為0.1～0.4，以便活塞及其密封件、支承件能順利滑動和保證密封效果，減少磨損，為了防止腐蝕，缸筒內(nèi)表面有時需鍍鉻。
端蓋裝在缸筒兩端，與缸筒形成密閉容腔，同樣承受很大的液壓力，因此它們及其這些部件部應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。設(shè)計時既要考慮強(qiáng)度，又要選擇工藝性較好的結(jié)構(gòu)形狀。
導(dǎo)向套對活塞桿或柱塞起導(dǎo)向和支承作用。有些液壓缸不設(shè)號向套，直接用端蓋孔導(dǎo)向，這種結(jié)構(gòu)簡單，但磨損后必須更換端蓋
5.5.2缸體組件的連接形式
(1) 法蘭式結(jié)構(gòu)簡單,加工和裝拆都很方便，連接可靠。缸筒端部—船用鑄造、鐓粗或焊接方式制成粗大的外徑，用以穿裝螺栓或旋入螺釘。其徑向尺寸和重量都較大。大、中型液壓缸大部分采用此種結(jié)構(gòu)。
(2) 螺紋式連接有外螺紋連接和內(nèi)螺紋連接兩種。其特點足重量輕，外徑小，結(jié)構(gòu)緊湊，但缸筒端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，外徑加工時要求保證內(nèi)外徑同軸，裝卸需專用工具，旋端蓋時易損壞密封圈，一般用于小型液壓缸。
(3) 半環(huán)式連接分外半環(huán)連接和內(nèi)半環(huán)連接兩種。半環(huán)連接工藝性好，連接可靠．結(jié)構(gòu)緊湊。裝拆較方便，半環(huán)槽對缸筒強(qiáng)度有所削弱．需加厚筒壁，常用于無縫鋼管缸筒與端蓋的連接。
(4) 拉桿式連接結(jié)構(gòu)通用性好，缸筒加工方便，裝拆方便，但端蓋的體積較大，重量也較大。拉桿受力后會拉伸變形，影響端部密封效果，只適用于長度不大的中低壓缸。
(5) 焊接式連接外形尺較小，結(jié)構(gòu)簡單，僅焊接時易引起缸筒變形，主要用于柱塞式液壓缸。
綜合制動器的工作方式、安裝型式及結(jié)構(gòu)特點。選擇法蘭式結(jié)構(gòu)。
5.6活塞組件及連接形式
5.6.1活塞組件
活塞組件由活塞、活塞桿和連接件等組成。隨工作壓力、安裝方式和工作條件的不同，活塞組件有各種結(jié)構(gòu)形式。
(1) 活塞受油壓的作用杯在缸筒內(nèi)作往復(fù)運動，因此，活寬必須具備一 定的強(qiáng)度和良好的耐磨性、活寒一般用鑄鐵制造?；钊慕Y(jié)構(gòu)通常分為整體式和組合式兩類。
(2) 活塞桿是連接活塞和工作部件的傳力零件，它必須具有足夠的強(qiáng)度和剛度。活塞桿無論是實心的還是空心的，通常都用鋼料制造 ，活塞桿在導(dǎo)向套內(nèi)往復(fù)運動，其外圓表面應(yīng)當(dāng)耐磨并有防銹能力，故活塞桿外圓表面有時需鍍鉻。
5.6.2活塞組件的連接形式
活塞與活塞桿的連接形式如圖3.1 所示：
(a) (b) (c)
(d) (e)
(f) (g)
圖:活塞與活塞桿的連接形式
(1) (圖a)和焊接式連接(圖b)結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸緊湊，但損壞后需整體更換。
(2) 式連接(圖c)加工容易，裝配簡單，但承載能力小，且需要必要的防止脫落措施。
(3) 螺紋式連接(圖d、e)結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，但—般需備有螺母防松裝置。
(4) 半環(huán)式連接(圖f、R)強(qiáng)度高、但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。在輕載情況下可采用錐銷式
(5) 整體式連接(圖a)和焊接式連接(圖b)結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸緊湊，但損壞后需整體更換。
(6) 錐銷式連接(圖c)加工容易，裝配簡單，但承載能力小，且需要必要的防止脫落措施。
(7) 整體式連接(圖a)和焊接式連接(圖b)結(jié)構(gòu)簡單、袖向尺寸緊湊，但損壞后需整體更換。
(8) 錐銷式連接(圖c)加工容易，裝配簡單，但承載能力小，且需要必要的防止脫落措施。
(9) 螺紋式連接(圖d、e)結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，但—般需備有螺母防松裝置。
(10) 半環(huán)式連接(圖f、R)強(qiáng)度高、但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。在輕載情況下可采用錐銷式連接；一般使用螺紋式連接；高壓和振動較大時多用半環(huán)式連接；對活塞和活塞桿比值D/d較小、行程較短或尺寸不大的液壓缸，其活塞與活塞桿可采用整體式或焊接式連接。
5.7密封裝置
密封裝置主要用來防止液壓油的泄漏，液壓缸因為是依靠密閉油液容積的變化來傳遞動力和速度，故密封裝置的優(yōu)劣，將直接影響液壓缸的工作性能。根據(jù)兩個需要密封的偶合面間有無相對運動，可把密封分為動密封和靜密封兩大類。設(shè)計或選用密封裝置的基本要求是：有良好的密封性能，并隨著壓力的增加能自動提高其其密封性能，摩擦阻力小。密封件耐油性、抗腐蝕性好，耐磨性L好，使用壽命長，使用的溫度范圍廣，制造簡單，裝拆方便，常見的密封方法有：間隙密封、活塞環(huán)密封、密封圈密封。其中， 密封圈密封是液壓系統(tǒng)中應(yīng)用最廣泛的一種密封形式，密封圈有O形、Y形、v形組合式等數(shù)種，其材料為耐油橡膠、尼龍等。
5.7.1 O形密封圈
O 型密封圖的截面為圓形．主要用于靜密封和滑動密封（轉(zhuǎn)動密村用得較少)其結(jié)構(gòu)簡單緊湊，摩擦力較其它密封圈小，裝拆方便，密封可靠，成本低，可在-40~120 度的溫度范圍內(nèi)工作。但與唇形密封圈(如 Y 形)相比。共壽命較短，密封裝置機(jī)械部分的精度要求高．啟動摩擦阻力較大。O 形圈的使用速度范圍為0.005～0.3m/s。
O 形圈密封原理如圖3.2，O 形圖密封屬于擠壓密封，當(dāng)O 形圈裝入密封槽后，其截面受到—定的壓縮變形。在無液壓力時，靠O 形圈的彈性對接觸面產(chǎn)生頂接觸壓力p，實初始密封(如圖)；當(dāng)密封腔充入壓力油后，在液壓力p 的作用下，O 型圈被擠列槽的一側(cè)，O 形圈變成如圖所示．O 形圈以更大的彈件變形力密封，密封面上的接觸壓力上升為Pn，跳高了密封效果。
O 形圈在安裝時必須保證適當(dāng)?shù)念A(yù)壓縮量，壓縮量的大小直接影響O 形圈的使用性能和壽命，過小不能密封．過大則摩擦力增大，且易損壞。因此安裝密封圈的溝槽尺寸和表面精度必須按有關(guān)手冊給出的數(shù)據(jù)嚴(yán)格保證。在靜密封中，當(dāng)壓力大干32Mp 時，或在動密封中，當(dāng)壓力大于40MP 時，O形圈就會被擠入間隙中而損壞，以致密封效果降低或失去密封作用，為此需在O形圈低壓側(cè)設(shè)置出聚四氟乙烯或尼龍制成的擋圈。雙向受高壓時，兩側(cè)都要加擋圈。
(a) (b)
(c) (d) (e)
圖: O形密封圈
5.7.2Y形密封圈
Y形密封圈的截面呈Y形。屬唇型密封圈。它是一種密封性、穩(wěn)定性和耐壓性都較好、摩擦阻力小，壽命較長的密封圈，足目前比較廣泛使用的密封結(jié)構(gòu)之—，Y形圈主要用于往復(fù)運動的密封。
Y形圈的密封作用是依賴于它的唇邊對偶合面的緊密接觸，在液壓力的作用下產(chǎn)生較大的接觸壓力，達(dá)到密封的目的。液壓力越高貼得越緊，接觸壓力越大，密封性能越好。因此，Y形圈從低壓到高壓的壓力范圍內(nèi)都表現(xiàn)了良好的密封性，還能自動補(bǔ)償唇邊的磨損。
根據(jù)截面長寬比例的不同，Y形圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式。 Y形圈安裝時，唇口端應(yīng)對著液壓力高的一側(cè)。當(dāng)壓力變化較大、滑動速度較高時，為避免翻轉(zhuǎn)，要使用支承環(huán)，以固定密封圈。寬斷面Y形圈—般適用于工作壓力小于20MPa、工作溫度為-30～100度、使用速度小于0.5m／s的場合。
窄斷面Y形圈是寬斷由Y形圈的改型產(chǎn)品，其截面的長寬比有2倍以上，因而不易翻轉(zhuǎn)。它有等高唇Y(jié)形圈和不等高唇Y(jié)形圈兩種，后者又有孔用和軸用之分。其低唇與密封面接觸，滑動摩擦阻力小，耐磨性好，壽命長；高唇與非運動表面有較大的預(yù)壓縮量，摩擦阻力大，工作時不易竄動。窄斷面Y形圈一般適用于工作壓力小于32MPa、使用溫度為30~100度的場合。
此外，還有V型密封圈和組合式密封，在次就不做詳細(xì)介紹了。如有需要可參考有關(guān)手冊。
5.8緩沖裝置
當(dāng)液壓缸拖動質(zhì)量較大的部件作快速往復(fù)運動時，運動部件具有很大的動能，這樣，當(dāng)活塞運動到液壓缸的終端時，會與端蓋發(fā)生機(jī)械碰撞，產(chǎn)牛很大的沖擊和噪聲，會引起液壓缸的損壞。故一般應(yīng)在液壓缸內(nèi)設(shè)置緩沖裝置，或在液壓系統(tǒng)中設(shè)置緩沖回路。
緩沖的一般原理是：當(dāng)活塞快速運動到接近缸蓋時，通過節(jié)流的方法增大了回油阻力，使液壓缸的排油腔產(chǎn)生足夠的緩沖壓力，活塞因運動受阻而減速，從而避免與缸蓋快速碰撞。常見的緩沖裝置如圖所示。
(a) (b)