机械毕业设计45T旋挖钻机变幅机构液压缸设计(含外文翻译).doc

目 录
引言.............................................................1
第1章 绪论
1.1 旋挖钻机简介………………………………………………………………4
1.2 本设计的主要内容…………………………………………………………5

第2章 液压缸
2.1 液压缸简介…………………………………………………………………6
2.2 液压缸类型…………………………………………………………………6
2.3 液压缸工作原理……………………………………………………………8
2.4 液压缸的组成………………………………………………………………9

第3章 液压系统设计
3.1 液压系统的确定……………………………………………………………14
3.2 液压系统的设计要求………………………………………………………14
3.3 液压缸的设计计算…………………………………………………………15

第4章 液压系统保养
4.1 旋挖钻机液压系统的保养…………………………………………………32

致谢…………………………………………………………………………………35
参考文献.........................................................36
附录…………………………………………………………………………………37
45T旋挖钻机变幅机构液压缸设计
内容摘要:
本文主要介绍了旋挖钻机变幅机构液压缸的设计。液压缸的设计包括了系统工作压力的确定、液压缸活塞直径的确定和活塞杆直径的确定、液压缸壁厚和外径的计算、缸盖厚度的确定、缸体长度的确定以及活塞杆稳定性的验算。本文结合传统设计和计算机辅助工程技术，先依据经验公式计算，确定了液压缸安装方案，设计了液压缸活塞及活塞杆尺寸参数，校核了匹配的连接螺栓，销轴等；完成了变幅及变角度液压缸的设计计算。然后利用AutoCAD，Pro/Engineer辅助设计平台，完成了液压缸所有零件的二维及三维建模。通过分析的数据校核了先前的设计，同时为进一步优化设计和系列化设计提供了依据。

关键词:
变幅液压缸，变角度液压缸，AutoCAD，Pro/Engineer

45T spiral drill luffing mechanism design of hydraulic cylinder
Content abstract:
This design is mainly introduced the rotating drill luffing mechanism design of hydraulic cylinder. The design of hydraulic cylinder including ensure pressure system of the hydraulic cylinder piston, piston rod diameter and the diameter and wall thickness and diameter of hydraulic cylinder cylinder, the thickness of the calculation of the length, and the cylinder piston rod stability of calculation. In this thesis, by the use of traditional design and computer-aided engineering（CAE）, firstly based on experience of the formula calculation to determined the installation scheme of the hydraulic cylinder, design size parameters of hydraulic cylinder piston and piston, Check the matching of connecting bolts, pin shaft, etc.;complete the design and calculation of the range and angle of hydraulic cylinder. Then by the use of AutoCAD,Pro / MECHANICA platform, Complete all parts of the hydraulic cylinder 2d and 3d modeling.The analysis data verificated the previous design, at the same time ,applied references for further Optimal Design and Series Design.

Keywords:
The luffing hydraulic cylinder，Variable Angle of hydraulic cylinder, AutoCAD，Pro/Engineer

引 言
旋挖钻机是一种适合建筑基础工程中成孔作业的施工机械。该类钻机一般采用液压履带式伸缩底盘、自行起落可折叠钻桅、伸缩式钻杆、带有垂直度自动检测调整、孔深数码显示等，整机操纵一般用液压先导控制、负荷传感，具有操作轻便、舒适等特点。主、副两个卷扬可适用工地多种情况的需要。该类钻机配合不同钻具，适用于干式或湿式及岩层的成孔作业，还可配挂长螺旋钻、振动桩锤等，实现多种功能，是市政建设、铁路、公路桥梁、地下连续墙、水利、防渗护坡等理想的基础施工设备。
旋挖钻机的发展历史
旋挖钻机是在回转斗钻机和全套管钻机的基础上发展起来的，第二次世界大战前，美国CALWELD首先研制出回转斗，短螺旋钻机。二十世纪五十年代，法国BENOTO将全套管钻机应用于桩基础施工，而后由欧洲各国将其组合并不断完善，发展成为今天的多功能组合模式。
　　意大利土力公司首先从美国将安装在载重汽车上和附着在履带起重机上的钻机引入欧洲，动力头为固定式，不能自行安装套管，难以适应硬质土层施工，1960年德国维尔特和盖尔茨盖特公司同时开发了可动式动力头。1975年德国宝峨公司研制了配有伸缩钻杆的BG7型钻机，该钻机直接从底盘提供动力，配置可锁式钻杆实现加压钻孔，钻孔扭矩增大，可实现在紧密砂砾和岩层的钻孔。
　　日本于1960年从美国引进CALWELD旋挖钻机，同时加藤制作所开发了15-H型钻机。以后开发了可配套摇管装置和抓斗的钻机，1965年日立建机研制了利用挖掘机底盘装有液压加压装置的钻机，1974年开发了利用液压履带起重机底盘由液压马达驱动的钻机。1980年日立建机与土力公司合作开发了为提高单桩承载力和扩底灌注桩的施工领域。德国宝峨的加入和日立建机与住友建机的联盟进一步促进了旋挖钻机技术在日本的发展。日本的旋挖钻机扭矩比欧洲的同类产品小。
　　目前国外的旋挖钻机主要生产厂家为：德国：BAUER、LIEBHERR、Delmag、WIRTH、MGF,意大利SoilMec、MAIT、CMV、CASAGRANDE、IMT、ENTEGO；西班牙：LLAMADA。日本：日车车辆、HITACHI、住友、加藤；芬兰：JUNTTAN、TAMROCK；美国：APE、Ingersoll-Rand；英国：BSP等。
　　1984年天津探矿机械厂首次从美国RDI公司引起车载式旋挖钻机。1988年北京城建工程机械厂仿制了土力公司1.5m直径附着式旋挖钻机。1994年郑州勘察机械厂引进英国BSP公司附着式旋挖钻机，1998年上海金泰股份有限公司与宝峨合作组装BG15。1999年哈尔滨四海工程机械公司和徐州工程机械股份公司先后开发了附着式旋挖钻机和独立式旋挖钻机。2001年经纬巨力第一台旋挖钻机试制成功。2003年后三一、山河智能等多家生产厂家的旋挖钻机陆续下线，产销两旺。
目前，国内的旋挖钻机主要生产厂家为：湖南山河智能、湖南三一、徐工、中联重科、徐州东明、北京巨力、天津宝峨、石家庄煤机、连云港黄海、哈尔滨四海、内蒙古北方重汽、宇通重工、南车时代、山东鑫国、郑州勘察等。
国内产品发展现状
中国旋挖钻机产业起步晚，但发展较快。早在20世纪90年代初，国内旋挖钻机需求量少，市场基本被国外钻机所垄断。中国于1986年首次在基础施工中使用进口旋挖钻机。
中国最近几年开发的旋挖钻机技术水平起点高，但品种少，还不能满足不断发展的基础施工市场的需求。目前国内旋挖钻机生产厂家一般是在参考国外同类型产品技术的基础上开发设计的，有的甚至是引进国外技术生产，所选用关键件一般为进口件，技术水平基本上达到了国外同类产品的先进水平。但品种较少，基本上属于动力头扭矩在180~220kn.m之间，最大钻孔直径2m，最大钻深60m的产品，有待进一步向两头发展，开发最大钻孔直径1.2m和3m左右的旋挖钻机，以满足市场需要。
国外产品发展现状
目前在国内销售旋挖钻机的国外公司主要有德国宝峨公司、意大利士力公司、MAIT公司、IMT公司、CWV公司等。
目前国外的旋挖钻机一般都设有摇管装置，由2个或3个液压马达的大扭矩动力头，液压系统采用恒功变量自动控制、自锁互扣钻杆、先进的监控仪表，同时配有各种保险装置等，但各家公司的旋挖钻机都有自己的技术特点。

本设计包括论文说明书字数在15000字左右，图纸量3张A0大小左右，还有部分其他资料.

本毕业设计论文资料均为近几年一本二本院校答辩通过的设计资料,图纸清晰准确,有极高的参考价值.

第1章 绪论
1.1 旋挖钻机简介
旋挖钻机是二战以后意大利人发明的，因使用中的高效率和可靠的质量，而为业主和建筑公司带来丰厚的利润，后欧州人、日本人等随着各国恢复建设的全面展开而大面积使用，使其更加完善，功能更多，目前己成为世界各国铁路、公路、水利、工民建施工中的主要桩基成孔工具。旋挖钻主要用来对地基基础桩基成孔，其钻头有多种形式：如回转斗、短螺旋、岩芯钻头等，根据地质条件的不同，更换不同的钻头，以达到高速、高质的成孔要求。旋挖钻机是一种适合建筑基础工程中成孔作业的施工机械。广泛用于市政建设、公路桥梁、高层建筑等地基础施工工程，配合不同钻具，适应于干式（短螺旋），或湿式（回转斗）及岩层（岩心钻）的成孔作业，旋挖钻机具有装机功率大、输出扭矩大、轴向压力大、机动灵活，施工效率高及多功能特点。旋挖钻机适应我国大部分地区的土壤地质条件，使用范围广，基本可满足桥梁建设，高层建筑地基础等工程的使用。目前，旋挖钻机已被广泛推广于各种钻孔灌注桩工程。
旋挖钻机因具有施工速度快、成孔质量好、环境污染小、操作灵活方便、安全性能高及适用性强等优势, 已成为钻孔灌注桩施工的主要成孔设备, 不少重点工程的业主为确保工程进度和质量, 均将其作为指定施工设备, 从而替代了传统的冲击和回旋钻机成孔设备。目前我国工程界的大多数旋挖钻机均为德国和意大利的产品, 并已占据主导地位。

图1-1 旋挖钻机示意图

1.2 本设计的主要内容
本设计的主要内容是对旋挖钻机的变幅机构装置及变幅机构上变幅液压缸和变角度液压缸的设计。液压缸的设计包括了系统工作压力的确定、液压缸活塞直径的确定和活塞杆直径的确定、液压缸壁厚和外径的计算、缸盖厚度的确定、缸体长度的确定以及活塞杆稳定性的验算。

第2章 液压缸
2.1 液压缸简介
液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。液压缸输出力和活塞有效面积及其两边的压差成正比；液压缸基本上由缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置与排气装置组成。
　　缓冲装置与排气装置视具体应用场合而定，其他装置则必不可少。
2.4 液压缸的组成
从上面所述的液压缸典型结构中可以看到，液压缸的结构基本上可以分为缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置和排气装置五个部分，分述如下。
(1)缸筒和缸盖。一般来说，缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。工作压力p＜10MPa时，使用铸铁；p＜20MPa时，使用无缝钢管；p＞20MPa时，使用铸钢或锻钢。图2-5所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。图2-5(a)所示为法兰连接式，结构简单，容易加工，也容易装拆，但外形尺寸和重量都较大，常用于铸铁制的缸筒上。图2-5(b)所示为半环连接式，它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度，为此有时要加厚缸壁，它容易加工和装拆，重量较轻，常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图2-5(c)所示为螺纹连接式，它的缸筒端部结构复杂，外径加工时要求保证内外径同心，装拆要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都较小，常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。图2-5(d)所示为拉杆连接式，结构的通用性大，容易加工和装拆，但外形尺寸较大，且较重。图2-5(e)所示为焊接连接式，结构简单，尺寸小，但缸底处内径不易加工，且可能引起变形。

图2-5缸筒和缸盖结构
(a)法兰连接式(b)半环连接式(c)螺纹连接式(d)拉杆连接式(e)焊接连接式
1—缸盖2—缸筒3—压板4—半环5—防松螺帽6—拉杆

(2)活塞与活塞杆。可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体，这是最简单的形式。但当行程较长时，这种整体式活塞组件的加工较费事，所以常把活塞与活塞杆分开制造，然后再连接成一体。图2-6所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。
图2-6(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接，它适用负载较小，受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单，安装方便可靠，但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图2-6(b)和(c)所示为卡环式连接方式。图2-6(b)中活塞杆5上开有一个环形槽，槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4，半环3由轴套2套住，而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图2-6(c)中的活塞杆，使用了两个半圆环4，它们分别由两个密封圈座2套住，半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图2-6(d)所示是一种径向销式连接结构，用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。

图2-6常见的活塞组件结构形式

3)密封装置。 液压缸中常见的密封装置如图2-7所示。图2-7(a)所示为间隙密封，它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽，以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单，摩擦阻力小，可耐高温，但泄漏大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图2-7(b)所示为摩擦环密封，它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料效果较好，摩擦阻力较小且稳定，可耐高温，磨损后有自动补偿能力，但加工要求高，装拆较不便，适用于缸筒和活塞之间的密封。图2-7(c)、图2-7(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。
对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受污染，使密封件磨损，因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈，并放在向着活塞杆外伸的一端。

图2-7密封装置
(a)间隙密封(b)摩擦环密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封

(4)缓冲装置。 液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击，则必须设置缓冲装置。
缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。
如图2-8(a)所示，当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时，孔中的液压油只能通过间隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合间隙不变，故随着活塞运动速度的降低，起缓冲作用。当缓冲柱塞进入配合孔之后，油腔中的油只能经节流阀1排出，如图2-8(b)所示。由于节流阀1是可调的，因此缓冲作用也可调节，但仍不能解决速度减低后缓冲作用减弱的缺点。如图2-8(c)所示，在缓冲柱塞上开有三角槽，随着柱塞逐渐进入配合孔中，其节流面积越来越小，解决了在行程最后阶段缓冲作用过弱的问题。

图2-8液压缸的缓冲装置
1—节流阀
(5)放气装置。 液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走，也可在最高处设置如图2-9(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图2-9(b)、(c)〕。

图2-9放气装置
1—缸盖2—放气小孔3—缸体4—活塞杆

第3章 液压系统的设计
3.1 液压系统的确定
按照液体流动的循环方式不同，液压系统可以分为开式循环系统和闭式循环系统两种。
闭式循环系统结构紧凑，油路封闭，运动平稳。但是其结构复杂，散热条件差，为补偿油液泄露和进行油液更新及冷却必须设置完整的补油系统，油液过滤精度要求也较高。
开式循环系统结构简单，又可以很好的再油缸中进行冷却和沉淀杂质，散热条件好。适用于多个液动机进行并联的情况，也适用与定量油泵、节流调速的液压系统。
系统结构图如图所示：
图3-1

液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

3.2 液压系统的设计要求
1）对正反循环钻机液压系统的要求
液压系统传动时液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行，必须从实际出发，有机的结合各种传动形式，充分的发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维护方便的液压系统。
1） 在变幅的过程中要求运动平稳，但对速度没有精确要求。
2） 支腿油缸在钻进作业的过程中要求可以承受很大的支撑力。
3） 在系统出现问题压力不足的情况下，制动器可以自动抱死电动机。

2）初选系统的工作压力
压力的选择要根据载荷的大小和设备的类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，反之压力选的太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高成本。对一般对于矿山机械，限制空间尺寸、压力要求较高。就是说液压系统，必须结合机器在特定的使用条件下其性能稳定，安全可靠，调速方便、便于拆装、造价便宜，要全面做到这些也绝非易举，是要有实践经验和对同类钻机具有全面的了解然后参考下表：
表3-1 各种机械常用的系统工作压力
机械类型
机床
农业机械
液压机

磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
小型机械
重型机械
工作压力
/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

选取旋挖钻机的液压系统的工作压力为16MPa。

3.3 液压缸的设计计算
1）液压缸设计计算步骤
1） 根据主机的运动要求，按表选择液压缸的类型。根据机构的结构要求，按表选择液压缸的安装方式。
2） 根据主机的动力分析和运动分析，确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸。如液压缸的推力、速度、作用时间、内径、行程和活塞杆直径等。
3） 根据选定的工作压力和材料进行液压缸的结构设计。如缸体壁厚、缸盖结构、密封形式、排气与缓冲等。
4） 液压缸性能的验算。
2）液压缸类型及安装方式的确定
工作时液压缸要求可以双向运动产生推拉力。故此我们选用单活塞杆双作用液压缸。根据液压缸工作压力的大小，选用拉杆型液压缸。安装方式两端铰接，刚性导向。
3) 液压缸的主要性能参数---旋挖钻机变角度液压缸设计
按厚壁筒计算 对于中高压系统，液压缸厚度一般按厚壁筒计算。
当缸体材料由脆性材料制造时，缸筒厚度应按第二强度理论计算

按公式代入数据，求得
=12.5mm

1、 缸体外径的计算

式中 ---缸体外径（m）
按公式代入数据，求得
=150mm
按标准圆整=152mm

2、 液压缸油口直径的计算
液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度v和油口最高液流速度而定

式中 ---液压缸油口直径（m）
D---液压缸内径（m）
v---液压缸最大输出速度（m/min）
---油口液流速度（m/s）
已知：

按公式代入数据，求得
=0.026m=26mm

3、 缸底厚度的计算
平行缸底，当缸底无油孔时

式中 h---缸底厚度（m）
D---液压缸内径（m）
---试验压力（MPa）
---缸底材料的许用应力（MPa）
已知：

按公式代入数据，求得
h=24mm

4、 缸头厚度的计算
由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底有所不同。
选用螺钉连接法兰型缸头：

式中 h---法兰厚度（m）
F---法兰受力总和（N）

d---密封环内径（m）
---密封环外径（m）
P---系统工作压力（Pa）
q---附加密封力（Pa）
---螺钉孔分布圆直径（m）
---密封环平均直径（m）
---法兰材料的许用应力（Pa）
已知：采用Y型密封圈

按公式代入数据，求得
F=42KN
h=0.016m=16mm

5) 液压缸的联接计算
1、 缸盖联接计算
缸盖联接采用焊接联接：
液压缸缸底采用对焊时，焊缝的拉应力为

式中 F---液压缸输出的最大推力（N）
D---液压缸直径（m）
P---系统最大工作压力（Pa）
---液压缸外径(m)
---焊缝底径（m）
---焊接效率，通常取=0.7
已知：

按公式代入数据，求得
=66.6MPa

若缸头采用角焊时，则焊缝应力为

式中 h---焊角宽度（m）
已知数据同上，按公式代入数据，求得
=33.6MPa

2、 螺栓联接的计算
缸体与缸盖采用螺栓联接时，螺纹处拉应力为

螺纹处的切应力为

合成应力为

式中 Z---螺栓数
已知：

按公式代入数据，求得

合应力为

3、 活塞与活塞杆的联接计算
活塞与活塞杆采用螺纹联接时，活塞杆危险截面（螺纹退刀槽）处的拉应力为

切应力为

合成应力为

式中

---液压缸输出拉力（N）

d---活塞杆直径（m）
---活塞杆材料的许用应力（Pa）

已知：

按公式代入数据，求得

合应力为

4、 活塞杆与活塞肩部表面的压应力

已知：

按公式代入数据，求得

5、 销轴、耳环的联接计算
销轴的联接计算：
销轴通常是双面受剪，为此其直径d应按下式计算

式中 d---销轴直径（m）
F---液压缸输出的最大推力（N）
---销轴材料的许用切应力（Pa），对于45钢，=70MPa。
已知：
F=156.5KN; =70MPa
按公式代入数据，求得
d=39mm

耳环的联接计算：
耳环宽度为

式中 d---销轴直径（m）
EW---耳环宽度（m）
---耳环材料的许用压应力（Pa），通常取=（0.2~0.25）
---耳环材料的抗拉强度(Pa)
已知：
F=156.5KN; d=0.039m；=84MPa
按公式代入数据，求得
EW=48mm

6) 活塞杆稳定性验算
液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆直径d与活塞杆的计算长度l之比大于10时，应校核活塞杆的纵向抗弯强度或稳定性。
1、 无偏心载荷
由材料力学知，受压细长杆，当载荷力接近某一临界值时，杆将产生纵向弯曲。且其挠度值随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。
对于没有偏心载荷的细长杆，其纵向弯曲强度的临界值，可按等截面法和非等截面法计算。
等截面计算法：
当细长比时，可按欧拉公式计算临界载荷。此时

式中 ---活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷（N）
n---末端条件系数
E---活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为
J---活塞杆截面的转动惯量（）
实心活塞杆

d---活塞杆直径（m）
l---活塞杆计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端支点和液压缸安装点间的距离（m）
k---活塞杆断面的回转半径（m）
实心活塞杆

A---活塞杆截面积（）I
实心活塞杆

m---柔性系数
若活塞杆为实心杆，并用钢铁材料制造时，上式可以简化为

已知：

按公式代入数据，求得

7) 液压缸的主要性能参数---旋挖钻机变幅液压缸设计
液压缸的主要尺寸为缸筒内径、活塞杆直径和缸筒长度等。
1、 缸筒的内径D的计算
根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径D
计算公式为

1、 缸底厚度的计算
平行缸底，当缸底无油孔时

式中 h---缸底厚度（m）
D---液压缸内径（m）
---试验压力（MPa）
---缸底材料的许用应力（MPa）
已知：

按公式代入数据，求得
h=27mm

2、 缸头厚度的计算
由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底有所不同。
选用螺钉连接法兰型缸头：

式中 h---法兰厚度（m）
F---法兰受力总和（N）

d---密封环内径（m）
---密封环外径（m）
P---系统工作压力（Pa）
q---附加密封力（Pa）
---螺钉孔分布圆直径（m）
---密封环平均直径（m）
---法兰材料的许用应力（Pa）
已知：采用Y型密封圈

按公式代入数据，求得
F=65KN
h=0.019m=19mm

9) 液压缸的联接计算
1、 缸盖联接计算
缸盖联接采用焊接联接：
液压缸缸底采用对焊时，焊缝的拉应力为

式中 F---液压缸输出的最大推力（N）
D---液压缸直径（m）
P---系统最大工作压力（Pa）
---液压缸外径(m)
---焊缝底径（m）
---焊接效率，通常取=0.7
已知：

按公式代入数据，求得
=77MPa

若缸头采用角焊时，则焊缝应力为

式中 h---焊角宽度（m）
已知数据同上，按公式代入数据，求得
=46.4MPa

2、 螺栓联接的计算
缸体与缸盖采用螺栓联接时，螺纹处拉应力为

螺纹处的切应力为

合成应力为

式中 Z---螺栓数
已知：

按公式代入数据，求得

合应力为

3、 活塞与活塞杆的联接计算
活塞与活塞杆采用螺纹联接时，活塞杆危险截面（螺纹退刀槽）处的拉应力为

切应力为

合成应力为

式中 ---液压缸输出拉力（N）

d---活塞杆直径（m）
---活塞杆材料的许用应力（Pa）

已知：

按公式代入数据，求得

合应力为

4、 活塞杆与活塞肩部表面的压应力

已知：

按公式代入数据，求得

5、 销轴、耳环的联接计算
销轴的联接计算：
销轴通常是双面受剪，为此其直径d应按下式计算

式中 d---销轴直径（m）
F---液压缸输出的最大推力（N）
---销轴材料的许用切应力（Pa），对于45钢，=70MPa。
已知：
F=242.5KN; =70MPa
按公式代入数据，求得
d=47mm

耳环的联接计算：
耳环宽度为

式中 d---销轴直径（m）
EW---耳环宽度（m）
---耳环材料的许用压应力（Pa），通常取=（0.2~0.25）
---耳环材料的抗拉强度(Pa)
已知：
F=242.5KN;d=0.047m; =70MPa
按公式代入数据，求得
EW=61mm

10) 活塞杆稳定性验算
液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆直径d与活塞杆的计算长度l之比大于10时，应校核活塞杆的纵向抗弯强度或稳定性。
1、 无偏心载荷
由材料力学知，受压细长杆，当载荷力接近某一临界值时，杆将产生纵向弯曲。且其挠度值随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。
对于没有偏心载荷的细长杆，其纵向弯曲强度的临界值，可按等截面法和非等截面法计算。
等截面计算法：

当细长比时，可按欧拉公式计算临界载荷。此时

式中 ---活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷（N）
n---末端条件系数
E---活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为
J---活塞杆截面的转动惯量（）

实心活塞杆

d---活塞杆直径（m）
l---活塞杆计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端支点和液压缸安装点间的距离（m）
k---活塞杆断面的回转半径（m）
实心活塞杆

A---活塞杆截面积（）I
实心活塞杆

m---柔性系数
若活塞杆为实心杆，并用钢铁材料制造时，上式可以简化为

已知：

按公式代入数据，求得

第4章 液压系统保养
4．1 旋挖钻机液压系统的保养
1、液压系统的清洁度控制：
旋挖钻机的液压系统十分复杂，液压元件零件精度较高，运动副的配合间隙非常小，液压系统中有许多变量机构和比例控制阀，因此对液压油的清洁度要求很高，清洁度要求在NAS9级以下。若油液清洁度差，会加快液压元件的磨损，使阀芯出现卡滞，阻尼孔堵塞等液压故障。要保证液压系统的油液清洁度，要做到以下几点：
（1）：加油钱包中液压油箱内部清洁干净。
（2）：加油时，将加油口周围擦抹干净，用高精度滤油机往油箱加油，不加油时要及时盖好加油盖，保证油箱密封。
（3）：虽然在液压系统的装配中进行了严格的去毛刺清洗工序，但是也不能彻底消除阀块孔中的毛刺和油管中的污物，工作一段时间后，毛刺污物会进入滤油器，经过一段时间工作，滤油器的滤芯有可能堵塞，此时液压油就会通过滤油器上的旁通溢流阀进入油箱。使油箱里的油液受到污染，所以在首次开机工作500小时后，要清洗或更换滤油器滤芯，过滤油箱里的液压油。以后可每隔工作2000～3000小时时，要清洗或更换滤油器滤芯和液压油。若钻机停放一年以上时间不工作，也要更换或过滤液压油。
（4）：若钻机较长时间不工作，外面带有水分的空气通过空气滤清器进入油箱，将水分带入液压油，使液压油乳化变质，所以要隔一段时间开动钻机运转，是油温升高，消除液压油中的水分。过滤或更换液压油时，应将液压油从油箱抽出。往油箱加油时，无论新液压油还是用过的液压油，必须用滤油机过滤加入，注意新液压油并非是洁净的。
2、液压油的温度控制：
在钻机工作时，油温一般不超过80度，最高不得超过90度。当油温太高时，油液粘度变得很小，有的润滑作用变差，加快液压元件的磨损，内泄露增大，缩短液压元件的使用寿命。同时加速密封件的老化，油液容易变质。当油液温度过低时，油液粘度变得很大，压力损失加大，油液流动性很差，影响阻尼孔流量，延长缓冲动作时间是钻机反应迟缓，严重时不能工作。因此要控制油液的温度。当油液的温度超过80度时应停止工作，让动力头空载转动降温。当油液温度在-20度以下启动钻机时，最好先开机使动力头空载运转一段时间后，等油温回升后再使钻机工作。
3、液压缸上各液压元件的压力、流量参数在出公司前均已调好，严禁随意调动，特别是压力阀中的调压参数，调高时危害液压系统的安全，会对机器产生损坏。调低时钻机的输出力和扭矩达不到要求，影响性能质量，确需调整，须有专业人员指导下才能调节。
4、首次开机或拆卸维修后，液压管路中存有空气，要开机空载运行，油缸在工作允许的最大行程内往复运动，排出管路中的气体，必要时松开管路接头排气。特别是马达的补油口，松开补油口处的接头，开机使补油管中的气体排出，流出油后再拧紧接头。首次开机后液压系统中有气存在容易产生气蚀和振动爬行。
5、主卷扬浮动是在动力头打钻情况下使用，可使主卷扬随钻杆自由下放，严禁在其它工况中进行主卷扬浮动操作，否则会使钻杆自由落体或掉落，出现机件损坏的严重故障。
6、钻机上的执行机构使用了马达与减速机，减速机的制动用于停车制动，利用摩擦片牢靠的锁定机械装置。在转动情况下的制动用平衡阀进行制动，不能用减速机进行制动。否则会使减速机摩擦片烧坏，损坏减速机，还会因惯性过大停转时间长，让减速机来制动，损坏减速机。要经常检查主卷扬减速机制动口