FCJ-型自行式液压翻车机设计（含全套CAD图纸）

摘 要
翻车机是矿山常用的一种卸矿机械，原矿石由矿车编组运输至矿仓上方后， 由翻车机卸入矿仓，随着采矿技术的发展和提高产量的需要，原设计的翻车机往 往不能满足要求，FCJ­Ⅱ型的自行式液压翻车机是一种新型的翻车机，它很好的 解决了这一困难，生产实践表明，这种翻车机已成为重要的矿山生产设备。

FCJ­Ⅱ型的自行式液压翻车机是为满足矿山的需要，根据原研制的 FCJ­Ⅰ 型的压翻车机在使用中的情况，根据需要研改制而成的，更便于生产，提高了生 产效率，降低了工作强度。

此次设计是仿制设计，基本上采用李洪平教授研制的 液压翻车机样机的基本结构形式，结构和工作原理，通过对整机的结构了解，绘 制整机装配图，在此基础上自主研制翻车机的液压系统设计，主要包括系统工作 压力的确定，执行元件的控制确定，拟订液压系统原理图，计算执行元件主要参 数，选择液压控制元件和辅件，绘制管路布置图和设计液压站。

通过本次设计，研究和计算，成功的完成了 FCJ­Ⅱ型的自行式液压翻车机 上的液压系统设计。

关键词：液压翻车机，液压系统，原理，元件，参数。

Abstract
The tripping device is the mine commonly used one kind unloads the ore machinery, the raw ore by the mine car grouping transportation after the pocket above, unloads into the pocket by the tripping device, and enhances the output along with the mining technology development the need, the original design tripping device often cannot answer the purpose, the FCJ­ II ­like hydraulic pressure tripping device is one kind of new tripping device voluntarily, it very good solution this difficulty, the production practice had indicated, this kind of tripping device has become the important mine production equipment.
The FCJ­ II ­like hydraulic pressure tripping device is voluntarily for satisfies the mine the need, according to the original development FCJ­ I pressure tripping device in use situation, according to needs to grind changes the system but becomes, is advantageous for the production, enhanced the production efficiency, reduced the working strength. This design imitates the design, basically uses the hydraulic pressure tripping device prototype basic structure form which Professor Li Hong even develops, the structure and the principle of work, through understood to the entire machine structure, draws up the entire machine assembly drawing, independently develops the tripping device in this foundation the hydraulic system design, mainly includes the system working pressure the determination, the functional element control determined, drafts the hydraulic system schematic diagram, the computation functional element main parameter, the choice hydraulic control part and auxiliary, draws up the piping plan and the design hydraulic pressure station.
Through this design, the research and the computation, the success has completed on the FCJ­ II voluntarily ­like hydraulic pressure tripping device hydraulic system design.
Student: Ouyang Wenliang
the Guide teacher: Li Hongping Key word: Hydraulic pressure tripping device, hydraulic system, principle, part,
parameter.
目 录
第一章 引言
1.1 研制的现状和意义 (1)
1.2.题目介绍 (1)
1.3 设计方案介绍 (2)
1.4 现场条件主要参数 (4)
第二章 翻车机的基本结构及工作原理
2.1 整机机构 (5)
2.2 行走机构 (5)
2.3 工作机构 (6)
2.4 液压系统 (7)
2.5 电气系统 (7)
第三章 .行走机构设计计算
3.1 运行阻力计算 (8)
3.2 电动机功率计算 (9)
3.3 选电动机 (10)
3.4 传动比的分配 (10)
3.5 皮带传动设计 (10)
3.6 链传动设计 (10)
第四章 .工作机构的计算
4.1 计算升举油缸受力 (11)
4.2 计算夹持油缸受力 (11)
4.3 计算翻转油缸受力 (12)
4.4 链条选择 (12)
4.5 花键强度验算 (13)
第五章 液压系统设计计算
5.1 工况分析 (14)
5.2 初选系统压力 (14)
5.3 油缸参数计算 (14)
5.4 液压泵， 各缸的工作时间、 流量、 压力计算 (21)
5.5 推车油缸 (30)
5.6 计算液压泵的驱动功率 (31)
5.7 液压缸结构的选用和计算 (31)
5.8 液压系统原理图 (38)
5.9 油箱设计 (39)
5.10 辅件选择、计算 (41)
5.11 液压元件的安装 (42)
第六章 整机的稳定性计算 (43)
致 谢 (44)
参考文献 (45)
第一章 引 言
1.1研制的现状和意义
翻车机是矿山常用的一种卸矿机械，原矿山由矿车编组运输至矿仓上方后， 由翻车机卸入矿仓。

随着采矿技术的发展和提高产量的要求，原设计的翻车机往 往不能满足要求，至于有些矿山原设计就是采用翻斗式矿车，采用人工翻矿，则 更是生产效率低，劳动强度大，安全性差。

目前，定型产品只要固定式圆盘翻车 机，它只能固定的向一个矿仓卸矿，不仅产量固定。

且无法满足向多个矿仓卸矿 的要求。

卸矿机械是矿山机械中的薄弱环节
矿山机械在国民经济和国防建设中占有重要的地位，研制出适应矿山改造， 满足用户需要的卸矿机械具有很大的现实意义。

此课题研制的翻车机不仅适用与 对矿山的多个矿仓卸矿，而且也适用与其它用矿车运输的物料（如沙石，煤）的 卸车。

因此，此项研究对加快国民经济建设和国防建设都有很大的意义。

通过研制一种新型机器，掌握研制新设备的基本方法，锻炼科研能力，提高创 新思维能力。

1.2题目介绍
江西铜业公司银山铅锌铜系统原矿仓有1、2、3号矿仓组成，井下和露天铜 矿石在矿仓上部卸矿，如图 1 所示，卸矿过程为：重载矿车由电机车推顶到 1 号矿仓前，然后视情况（如有时某号矿仓检修等）由电机车推顶到或调度铰车牵 引，将若干辆重车停放在1­3号矿仓上部。

人工摘钩后翻矿。

翻完后挂钩，再次 使重车前进而将空车顶出矿仓，并进行新一轮翻矿，直至整列矿车翻完，空车顺 原路拉走。

矿石从格筛溜入矿仓，从出料口直接进入谔式破碎机进行破碎，多年 来一直沿用0.7立方米翻斗式矿车，人工倒矿，生产效率底，劳动强度大，且安 全性差，是生产的薄弱环节，是制约生产并期待解决的技术难题，为提高产量，
必须加大矿车容积，拟采用1.2立方米的固定式矿车，每一矿车的装载量可增加 72%，使用固定式矿车就必须采用机械倒矿，这样选择什么样的翻车机就成为问 题的关键，自行式液压翻车机就是为解决这一技术关键而研制的。

翻车机自行行走机构，可方便的调度向1，2，3号矿仓倒矿，翻车机行走轨 道铺在原运输轨道的一侧，施工方便，施工期尚可正常生产。

现场改造，工程量 小，整机重量也大大的减轻，制造安装难度小，是一个比较理想的方案，自行式 液压翻车机实是液压机械手，液压机械手（工作机构）完成矿车的夹持，升举和 翻转倒矿等主要作业。

机器结构紧凑，机动灵活，操作方便和工作可靠。

1.待卸矿车
2.矿仓横梁
3.格筛
4.增铺翻车机行走轨道
图1 矿仓布置示意图
1.3 设计方案介绍：
翻车机由电动轨轮行走机构，工作机构，推车机构，液压系统和电气系统等 五部分组成，如图2所示：
图2 自行式翻车机结构简图
① 行走机构为电动双轨行走机构，传动系统如下：
电动机→三角皮带→摆线针轮减速器→链条→行走主动轮轴
工作机构由夹持机构，升举机构和翻转机构组成，分别由夹持油缸，升举油 缸，翻转油缸完成各自的功能动作。

② 推车机构由推车杆，油缸和承力挡块组成，推拨矿车车厢端部即可使矿车移
位。

③ 液压系统由电动机，油泵，液压控制阀，油缸及管路，油箱等组成
④ 电气系统由电气控制装置，控制信号，保护装置等组成。

⑤ 翻车机工作前，翻力矩很大，为保证其稳定性，在整机设计布局时应尽量使
整机横向重心后移，如把油箱，液压站，配重块等布置在机器的后部，由于 受尺寸的限制，行走车架宽度较小，而长度大，行走传动装置和液压，电气 装置分别布置在翻车机的两侧，整机的布局紧凑。

1.4 现场条件主要参数
① 翻车机自重 80000（配重块25000），矿车及其矿石重30000。

② 翻车机行走速度为 24m/min。

③ 矿车轮缘间距600mm，翻车机车轮轮缘间距为1010mm，翻车机与矿车相邻
之轮缘间距为250mm.
本次设计主要为仿制设计，基本上采用样机的机构形式和工作原理。

第二章 翻车机的基本结构及其工作原理
2.1整机机构
自行式液压翻车机由行走机构，工作机构，液压系统和电气系统组成，翻车机工 作时，工作机构夹持重载矿车，前翻力矩很大，翻车机会向前倾翻，为保证其稳 定性，在整机设计布局时应尽量使整机横向重心后移，如把油箱，液压站，配重 块等布置在机器的后部，由于受尺寸的限制，行走车架宽度较小，而长度大（纵 向长度达 3.5 米），行走传动装置和液压，电气装置分别布置在翻车机的两侧， 整机的布局紧凑。

2.2行走机构（见图3）
图3 行走机构简图
行走机构是翻车机的机架， 是翻车机的移动， 对准装置。

行走机构由行走电动机， 皮带轮，减速器，链传动，车轴和驱动车轮等组成。

由于行走机构工作平凡，重 载启动，选用冶金启动型电动机，为了使翻车机准确定位和停车时的安全制动， 在电动机皮带轮设置了电磁制动器。

2.3工作机构（见图4）
工作机构中固定爪 8，夹紧油缸 7，活动爪 9 的一个支点都固定在左右两块 支撑板5上。

升举油缸收缩，大臂下放，使固定爪靠近矿车（图3中双点画线所 示），收缩夹持油缸 7 夹持矿车。

升举大臂使矿车车轮离开轨面，即可翻矿。

翻 转机构采用油缸——链条——链轮机构。

翻转油缸3是双作用双活塞杆型，活塞 杆端部用过度接头分别与链条相连，活塞杆伸缩即可牵引链条带动主动链轮 4 旋转，花键轴与支撑板固接，从而带动支撑板旋转，实现矿车的翻转和复位。

图4 工作机构简图
动 作 循 环
→ → → → → → →
→ → →
行走对位 大臂下降 夹持矿车 大臂举升 翻转卸矿
翻转复位 大臂下降 松开夹持 大臂举升 行走对位 2.4液压系统
动作循环图说明了各油缸的工作顺序
由操作多路换向阀来实现，翻车机行走时大臂必须升举一定高度才能使 支撑板及夹持机构纵向跨越矿车，顺利移位。

为此，设置了液压——电气连 锁，确保大臂必须升举到行走的高度时，行走电动机才能启动。

为防止可能 由于管路故障等原因导致夹紧失灵而发生的危险，设置了液控单向阀，以确 保夹紧安全。

矿车及夹持机构的自重在矿车卸矿后复位时会超速下降，设置 了平衡阀限速，使矿车复位安全平稳。

2.5电气系统
翻车机采用了 380 伏交流电作为动力源，主要负载有行走电动机和油泵 电动机。

电气控制系统由油泵电动机起停，行走电动机控制左右，并设有信 号指示系统，制动电磁铁控制线路及连锁保护线路。

第三章 .行走机构设计计算
1.制动器
2.三角皮带
3.行走电动机
4.摆线针轮减速器
5.7.8.12.链轮
6.11.链条 9.13.行走轮轴 10.14.车轮
图5 行走机构
3.1运行阻力计算 （1）运行静阻力 m
P j P = m P + p P + f
P m P ­­摩擦总阻力
p P ­­ 坡度阻力
f P ­­ 风压阻力。

室内 f P =0
（a ） 摩擦阻力 m
P m P = 0 2(2) c G K d D b m + 0 G ­­­翻车机自重N
K ­­­ 滚动摩擦系数，由车轮直径 c D =300mm 取 K=0.0004
m ­­­ 车轮轴承摩擦系数，m =0.02
b ­­­ 附加阻力系数，取b =2
m P =2×2×80000*（0.0004+0.02×0.1025/2）/0.3 = 1520N （b ） 坡道阻力 p
P p P = p K 0
G p K ­­­坡度阻力系数，取 p K =0.002 p P =0.002×80000=1680N j P = m P + p P =1520+160=1680N
（2）起动时惯性阻力 g
P g P = 0 G V/gt
V­­­翻车机行走速度，V=0.42m/s t­­­加速时间，t=2s
g P =80000×0.42/9.8×2=1714N
（3）最大运行阻力 z
P z P = j P + g P =1680+1714=3394N 3.2 电动机功率计算 c N = z P V/1000h
h ­­­传动系统总效率，h = 1 h 2 h 3
h 2 h ­­­减速机效率，取0.94 3 h ­­­链传动效率，取0.96
h =0.9×0.94×0.96=0.81
c N =3394×0.42/1000×0.81=1.76KW
3.3 选电动机
选 Y 型冶金起重电动机。

YZ132 1 M 代号 IM1002，其参数如下： c F %=40； e N =2.2KW
e n =935r/min ，h =0.74 。

3.4 传动比分配
行走速度 ： V=0.42m/s 车轮转速 ： c n =60V/d p =60 × 0.42/0.3 ×
3.14=26.75r/min
总速比： z I = / e c n n =935/26.75=35。

采用三级传动，第一级皮带传动， 1
i =35/35=1 。

第二级采用行星摆线针减速机， 2 i =35 。

第三级采用链条传动， 3 i =1 。

3.5 皮带传动设计
计算功率 1.5 2.2 3.3 c a p k p KW ==´= 式中 a k 为工作情况系数，取 a k =1.5 由 c p =3.3KW 1 e n n = =935r/min
选 V 型带 A 型。

大小带轮直径 21 ()125 D D mm = 跟数＝3，
中心距 ＝＝445mm
3.6 链传动设计
摆线针轮减速器到车轮前轴用双排链，前后轮轴间用单排链，选大（小）链 轮齿数
12 ()19
Z Z = （1）双排链；计算选定链号为20Ａ的滚子链，链节数 60 P L = （2）单排链；计算选定链号为20
的滚子链，链节数 180
P L =
°
° 第四章 .工作机构的计算
工作机构（如图4所示）是翻车机的重要机构，具有夹持，举升，和翻转矿 车的功能。

其结构参数的合理及零部件强度可靠性决定了翻车机工作的有效性和 可靠性。

4.1 计算升举油缸受力
下图6为举升机构 示意图； 123 ,, G G G ，分别为支撑夹持机构重力，矿车， 矿石重力及大臂前端结构重力。

图6
举升机构示意图
11223 1.860/ F G L G L G h
=++´ 6500 1.44530000 1.6101500 1.860/0.730
=´+´+´ ＝８２８５０Ｎ
每个油缸受力为１/２F ＝４１４２５N 4.2 计算夹持油缸受力
图7 夹持油缸受力图
12 /2sin 5530000/0.81918300 F G N
=°== 112 /0.6618300/0.2646450 j F h F h N
==´= 每个油缸为１/２ j F ＝２３２２５Ｎ 4.3 计算翻转油缸受力（如图8所示）
１.３.链轮 ２.链条 ４.花键轴 ５.活塞杆 ６.翻转油缸
图8
翻转机构，翻转阻力矩包括矿车，矿石，支架夹持机构的重力对回转轴产生的力
2 2112 (1.860)(1.860)
M G L G L =-+- ＝65000.415300000.2510200N ´+´= m 活塞杆的拉力为：
210200/20.132542500 r z F M r N ==´= r­链轮节圆半径， r=132.5mm
4.4链条选择
选套筒滚子链 40A­ 160 ´ ，GB1243.1­83 链条节距 P=63.5mm 滚子直径
1 39.68 d mm
= 链条极限载荷 Q=347000N
链条安全系数 n=Q/ A k r F ==347000/1.2×425000=6.8 符合要求。

式中 A k =1.2 为工作情况系数。

4.5花键强度验算
花键轴两端采用不同的花键组合，分别计算如下： 10­­­120×108×18，组合 挤压强度
6
5100/0.7510 2.98 5.810
JY n m G M ZFr j - ==´´´´ = 393 55 10[]87510 JY G ´<=´
符合要求。

式中：
/210200/25100 n Z M M Nm === 传递扭矩
=0.75 载荷不均匀系数。

Z=10 花键齿数 (/2) F D d c r l
=--- (1210.8/20.050.04)9.6
=---´ = 2 2.98cm
()/4(1210.8)/4 m r D d =+=+ =5.8cm 中间直径
55 [] 3.52501087510 JY G MPa =´´=´ 许用挤压应力
10­­­98314 ´´ 组合 / JY n m G M ZF r
j = 6
5100/0.7510 4.77 4.4510
- =´´´´ = 55 34510[]87510 jy Pa G Pa ´<=´ 符合要求 [(9.58.3/2)0.040.03]9
F =---´ = 2 4.77cm
9.58.3/4 4.45 m R cm
=+=
第五章 液压系统设计计算
5.1 工况分析
(1) 现场要求；一个工作循环周期小于90秒，其中油缸工作时间 于40秒，行走对位时间小于50秒。

(2) 工作条件差，灰尘，温度较大。

5.2 初选系统压力
b P = MPa
16 齿轮泵 5 . 31 c F CB - 其主要参数为： MPa P H 16 = ， MPa P m 20
= r V min/ 5 . 31 = 84
. 0 93
. 0 ³ ³ h h V 5.3 油缸参数计算
(1)翻转油缸
采用等径双活塞杆油缸,活塞直径为D,
h p )
)( ( 0 2 2 P P d D F - - = 2
1
0 0 2
)] ( ) ) ( 4 [( P P P P d F D - - + = p h p 式中
F----活塞杆拉力, N P----油缸工作压力, MPa 0 P ---油缸的背压力, MPa d----活塞杆直径,mm
η---油缸的总效率,
A:在前面的工作设计力的计算中可知 活塞杆拉力 F=42500 N
B:液压缸的总效率η
由《机械设计手册》第四版的第4卷可知,液压缸的总效率由以下几部分组 成:
①机械效率 m h ,由活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失通常可取
95
. 0 9 . 0 - = m h ②容积效率 V h ,可取 V h =1,因为活塞密封为弹性材料. ③作用力效率 d h ,可取 d h =1或 2
2 1 2 2 ) ( A P A P A P d - = h 式中 2 P -----油缸的工作压力MPa
1 P -----回油的背压力MPa
2 1 ,A A ---油缸的工作面积 2
m
由于在翻转油缸的复位时存在着一定的压力,所以采用
2
2 1 2 2 ) ( A P A P A P d - = h 又因为油缸的活塞杆等径双活塞杆, 所以 2
1 A A = 所以
2
1 2 ) ( P P P d - = h 2
1 2 ) ( P P P m d v m - = = h h h h h 初取
93
. 0 = m h 2
1 2 ) ( 93 . 0 P P P - = h 参考《机械设计手册》表 17-2-14,可知执行元件的回油背压在回油路上的背压 阀或调速阀的系统可取背压值为0.5-1.5 MPa
取 0 . 1
1 = P MPa C:估算活塞杆直径d,油缸的内径D. 初选油缸的工作压力为 P=15 MPa 油缸的效率η=0.9
活塞杆直径系列(GB/T2348-1993) d=32mm
h p )
)( ( 0 2 2 P P d D F - - =
2
1
0 0 2
)] ( ) ) ( 4 [( P P P P d F D - - + = p h p 代入数据得
D =72.94 mm
查《机械设计手册》表17-6-2可知,液压缸内径系列(GB/T2348-1993) 可选D=80 mm
所以油缸的实际工作压力
1 P A F
P + = h A1-------油缸的工作面积, 2 m 代入数据得
MPa
P 19 . 12 1 = 验算油缸内径D
2
1
0 0 2 )]
( ) ) ( 4 [( P P P P d F D - - + = p h p 代入数据得
D=83.23 mm
不可取
2 1 2 ) ( P P P d - = h 93
3 . 0 = d h d
m h h h = 代入数据得
868
. 0 = h 经过分析， 取油缸的总效率 86
. 0 = h 油缸的工作压力 MPa p 5 . 13 1 = 回油背压力为
MPa
P 0 . 1 0 = 活塞杆直径系列（GB/T2348­1993） m
d 3
10 36 - ´ =
计算油缸内径D
2
1
0 0 2
)]
( ) ) ( 4 [( P P P P d F D - - + = p h p 代入数据得
m D 3 10 157 . 78 - ´ = 可取
m
D 3 10 80 - ´ = 所以油缸的实际工作压力
1 P A F
P + = h 代入数据得
MPa P 33 . 13
1 = 验算油缸的内径D
2
1
0 0 2 )]
( ) ) ( 4 [( P P P P d F D - - + = p h p 代入数据得
m
D 3
10 57 . 79 - ´ = 可取
d m h h h = Q d
m h h
h = \ 代入数据得
0.931
m h = 也可取
所以取油缸机械效率
0.931
m h = 86
. 0 = h 油缸的有效工作面积
4
) ( 2 2 1 d D A - =p 代入数据得
2
1 46 . 4006 mm A = 活塞强度的效核
因为活塞杆不论在翻车还是在复位一直处于受拉状态， 所以只要效核拉应力则可 活塞杆采用45#材料，查《机械设计手册》可知
MPa
s 355 = s 又 2
4 d
F p s = Q 代入数据得
s
MPa s s £ = 8 . 41 （安全）
为了方便计算，工作机构的油缸活塞直径皆取相同值为 2
3
10 80 m D - ´ = ②举升油缸
采用单活塞杆油缸，两端铰接，如图（9）
图9
为了方便购买和计算，采用与翻转油缸相同的内径的油缸
m
D 3 10 80 - ´ = 已知：最小安装高度
m
L 84 . 0 min = 最大行程
m
S 48 . 0 1 = 对于活塞杆的直径d ，查表17­6­2 可初选
m
d 3
10 45 - ´ = 由于活塞杆在整个工作过程中， 始终是受压的， 所以就需要考虑它的压杆稳定性。

验算活塞杆的稳定性
m L B 32 . 1 084 . 48 . 0
= + =
2
2 6
1 2 10 B
k L K I E F ´
=
p 1
E ­­­­­­­­­­­­­实际弹性模数 K­­­­­­­­­­­­­­液压缸的安装及导向系数
I­­­­­­­­­­­­­­­活塞杆横截面积惯性矩， 4
m 式中 MPa
E 5
1 10 80 . 1 ´ = 圆截面
4
4 4
049 . 0 64
m d d I = =
p 查表17­617，两端铰接有耳环，取 K=2 代入数据得
2
2 11
4 2 32 . 1 2 10 4
5 049 . 0 8 . 1 14 . 3 ´ ´ ´ ´ ´ = k F N F k 3
10 47 . 67
´ = 已知
N F 41425 1 = 3
1 67.4710 1.6 41425
k
k F n F ´ \
==< 不可取
k n ­­­安全系数，在通常情况下取3.5­6.0 。

经过分析
取
m d 3 10 56 - ´ = 与 m
d 3
10 60 - ´ = 分别计算，如表（1）
表（1）
m
d 3
10 56 - ´ = 1 3.9 k
k F n F
=> m
d 3 10 60 - ´ = 1 3.97 k
k F n F =>
为了安全考虑，取 m
d 3
10 60 - ´ = 所以举升油缸的内径 m D 3 10 80 - ´ = ，活塞杆的直径 m
d 3 10 60 - ´ = 油缸实际工作压力
0 2
4
P D F
P + = p
代入数据得
MPa
P 0 . 1 60 14 . 3 4
41425 2
+ ´ ´ =
MPa
P 25 . 9 = ③夹持油缸
采用单活塞杆油缸，两端铰接，如图（10）
图10
已知最小安装高度 m L 63 . 0 min = ，最大行程 m S 27 . 0 max = 。

同样选油缸内径
m
D 3 10 80 - ´ = 查表17­6­2可知，初选 m
d 3
10 40 - ´ = 活塞杆在工作过程中也始终是受压的，需要效核它的稳定性，
m L B 9 . 0 27 . 0 63 . 0
= + = 2
2 6
1 2 10 B
k L K I E F ´
=
p 1
E ­­­­­­­­­­­­实际弹性模数 K­­­­­­­­­­­­­­液压缸的安装及导向系数
I­­­­­­­­­­­­­­­活塞杆横截面积惯性矩， 4
m
式中 MPa
E 5
1 10 80 . 1 ´ = 圆截面
4
4 4
049 . 0 64
m d d I = =
p 查表17­617，两端铰接有耳环，取 K=2 代入数据得
2
2 11
4 2 9 . 0 2 10 40 049 . 0 80 . 1 14 . 3 ´ ´ ´ ´ ´ = k F N F k 4
10 871 . 6
´ = 已知工作压力 N
F 23225 1 = 1 2.9 k
k F n F
\
=< 不可取
k n ­­­安全系数，在通常情况下取3.5­6.0 。

经过分析，取 m d 3 10 50 - ´ = 和 m d 3
10 45 - ´ = 分别计算，其结果如下表（2）
d （mm ） 1 F F k
50 7.2 k n > 45
4.7 k n
> 表（2）
由计算结果分析，取活塞杆直径 m d 3
10 45 - ´ = ，所以夹持油缸的大小
m D 3 10 80 - ´ = ， m
d 3
10 45 - ´ = 油缸的实际工作压力
0 2
4
P D F
P + = p
代入数据的
MPa P 0 . 1 10
80 14 . 3 4
23225 6
2 + ´ ´ ´ =
- MPa
P 62 . 5 =
5.4 液压泵，各缸的工作时间、流量、压力计算
在工况分析中要求油缸工作时间小于 40 秒，减去对油缸的操作时间，实际工 作时间大概只有 30 秒左右，去工作时间为 30 秒，在着 30 秒内，有三组油缸需 要先后操作，所以每组油缸工作时间大概为 10 秒左右，其中夹持油缸的工作速 度快，可估算翻转油缸的为12秒。

) ( 6 2
12
)
( 12 1
s t s T = = = \
在工作机构计算中，我们知道链轮的半径为 mm r 5 . 132 = 。

5 . 132 14 . 3 ´ = = \ r S p mm S 05 . 41
6 = \
取油缸的最大行程
mm
S 420 = t
S
v f =
\
代入数据得
6
420 =
f v min
2 . 4 m v f = 已知油缸的容积效率 931 . 0 = v h 所以油缸的流量：
v f
V
d D Q h p ´ ´ - = -3 2 2 1 10 ) ( 4
代入数据得：
931 . 0 2 .
4 10 ) 36 80 ( 4 14 . 3 7 2 2 1 ´ ´ - ´ = - Q min
094 . 18 1 L Q = 两缸的流量
min 189 . 36
2 1 L Q Q = = ②选车轮泵，考虑各方面的因素，选外啮合齿轮泵（CB­F 型），又因为初选系统 的压力值
MPa P H 16 = ， min 189 . 36
2 1 L Q Q = = ， 初选电动机的转速 min
1500 r N = 可知
排量 N
Q
P = ， 1 24.126 P ml r - =× 。

查《机械设计手册》表17­5­9可知 取排量 1 20.19 P ml r - =× ， 1 25.06 P ml r - =× ， 1
32.02 P ml r - =× 计算比较
A ：排量
1 20.19 p ml r - =× ， 20.191500 Q NP \
==´ =30.285/min
l 2 f Q
v A
=
代入数据
0.063/ f v m s
= f
s t v \=
6.7213.4 t s
T t s
\
=== B.排量
25.06/ p ml r = 37.59/min
2 0.0783/ 5.4210.8 f f f
Q NP
Q l Q v A
v m s s t v t s
T t s
= = =
= \
==== C.排量 1
32.02 p ml r - =× 48.03/min 2 0.1/ 4.228.4 f f f
Q NP Q L Q
v A v m s s t v t s
T t s
= = = = \=
===
经以上分析可选CB­F 型的齿轮泵
③取CB­F 型的齿轮泵 排量为 25.05/ p ml r = 和 32.02/ p ml r
= 分别验算工作时间， 已知电机的转速 1450/min n r = 容积效率 0.931 v h = A ：排量
25.06/ p ml r = v
Q NP h = 代入数据得：
33
145025.060.93132.710/min
Q m - =´´=´ 翻转油缸的工作时间
1 2 0.068/ 6.17 f f f f
f Q
v A v m s s T v T s
=
= \=
= 1 212.34 f T T s \== 取 1 13 T s
\= 举升油缸的工作时间
举升时间
2
2 2
S Q Q V A D p =
=
代入数据得：
0.054/ S s f
V m s s
T v = \=
8.9 s T s
= 取 9 s T s
= 复位时间
22 1 2 () 2
0.124/ j j j j
Q Q v A D d v m s s T v p ==
- = \=
3.9 j T s = 取 4 j T s
= 2 13 s j T T T s
\=+= 夹持油缸的工作时间：
夹持：
2 1 2 2
0.054/ 5 s s s s
s Q Q
v A D v m s s
T v T s
p ==
= \=
= 复位：
22 1 2 () 2
0.079/ j j j j
Q Q v A D d v m s s T v p ==
- = \=
3.4 j T = 取 4 j T s
= 3 549 s j T T T s
\
=+=+= 123 131393540 z T T T T s s \
=++=++=< 符合要求
试算系统泄漏系数 K
翻转油缸：
223 1 1 21 13 6.5 3.88/min
()10 4
15.52/min
231.04/min
f
f f f
f f f
T s T s s v T s v v m T Q D d v Q L Q Q L p
- =\= \= == =
-´ = \== 所以翻转油缸的流量
2 31.04/min
Q L = 泵原的流量：
v
Q PN h = 代入数据得： 2 33.06/min Q L = 所以泄漏系数 K
2 1.06 Q
K Q
=
= 升举油缸： 已知
2 1 1 21 9 3.2/min
4
16.07/min
232.15/min
s s
s s s
T s s
v T v m Q D v Q L Q Q L p = \
= = = = \== 2 33.06 1.03 32.15
Q K Q =
== 夹持油缸：
已知
2 1 1 21 5 0.054/ 4
16.35/min
232.7/min
s s
s s s
T s s
v T v m s
Q D v Q L Q Q L p
= \
= = = = \== 2 33.06 1.018 32.7
Q K Q =
== B ：排量
32.02/ P ml r
= 3
32.0214500.931
41.79/min
v Q PN Q m h ==´´ = 翻转油缸的工作时间
1 29.66 f T T s
== 取 1 11 T s
= 升举油缸的工作时间
升举时间：
2
2 2 41.792
0.069/ 3.1480 2 4 6.95 s s s s s
Q v A
Q v m s D s T T s
v p = ´ =
== ´ ´ == 取 7.5 s T s
= 复位时间：
1
22
2
2 2 41.792
0.158/ 3.14(8060) 2() 4
j j Q v A Q
v m s D d p = ´ =
=
= ´- ´- 3.034 j j j
s T T s v =
= 取
3.5 j T s
= 2 7.5 3.511 S j T T T s
=+=+= 夹持油缸的工作时间
复位时间：
1
22
2
2 2 41.792
0.10/ 3.14(8045) 2() 4
j j Q
v A Q
v m s D d p = ´ =
=
= ´- ´- 2.7 j j j
s T T s v =
= 取 3 s T s = 夹持时间：
2
2 2 41.792
0.069/ 3.1480 2 4
s s Q
v A
Q v m s D p = ´ =
== ´ ´ 3.9 s s s
s
T T s v =
= 取 4.5 s T s
= 3 4.537.5 S j T T T s
=+=+= 123 11117.529.540 z T T T T s s
=++=++=< 符合要求
试算系统的泄漏系数 K
翻转油缸
1
3 5.5 2
T T =
= s f s S V T
=
已知
S 3
42010 - =´
m f V =0.076m/s 223 1 ()10 4
f
Q D d V p
- =
-´´ 代入数据得：
1
Q =18.24 L/min 2 Q =2 1
Q =36.48 L/min 已知
Q=42.25 L/min 2
Q K Q =
K=1.16
举升油缸：
A ：升举
已知
s T =7.5s s s S V T
=
s V =0.064m/s
2 1 2 4
s Q D V p
=´
´´ 代入数据得：
1
Q =38.58 L/min 油缸流量 1
2 2
Q Q =
=19.29 L/min 1
Q K Q =
K=1.095
复位时
j T =3.5S j j
S V T =
又已知 s=0.48 \ j V =0.137 m/s
22 1 ()
4
j Q V D d p
=
- 1 21 2 18.06/min 236.12/min 41.79 1.17 36.12
Q L Q Q L Q K Q = == =
== 夹持油缸：
4 s s s s
T s
v T
==
已知
0.27 s m
= 0.067/ s v m s
= 2 1 4
s
Q D v p = 代入数据得： 1 18.08/min
Q L = 21 2 236.16/min 41.79 1.15 36.16
Q Q L Q K Q == =
== 根据上述的计算分析和《液压转动》中的系统泄漏系数 K ，在矿山机械中一 般取 K=1.1­1.3。

所以在此翻车机的齿轮泵应选择排量为 1 32.02 P ml r - =× 的 CB­F 型的齿轮 泵。

查《机械设计手册》表17­5­9可知，液压泵的技术参数如下：
型号为 31.5 CB Fc - ，理论排量 1 32.02 P ml r - =× ，额定压力 16 b P MPa = ，最 高压力 20 H P MPa = 。

外形尺寸如表（3）
表（3）
5.5 推车油缸
推车油缸的负荷小，对速度没有要求，选用单活塞杆油缸，油缸的内径
D=50mm ，活塞杆的直径d=25mm,最大行程 s=190mm.
通过以上的设计计算，各油缸的技术参数如下表（4）
名称 内径D(mm)
活塞杆直径 d(mm) 工作压力 MPa 流量 L/min 翻转油缸 80 36 13.33 18.24 升举油缸 80 60 9.25 19.29 夹持油缸 80 45 5.62
18.08
推车油缸
50
25 表（4）
备注：①以上油缸购买油缸厂的系列产品的油缸。

②总工作升举 123 1111830 T t t t s =++=++= 。

5.6 计算液压泵的驱动功率。

各油缸以翻转油缸 12.8 P MPa = 的压力最大，再考虑系统的压力损失，查《液 压传动》 168 P 页可知：可取压力损失 0.20.5
s P MPa =- 。

螺
纹 连 接
型
号
A
B
1 C 2
C 1 B 2 B 3 B 3 C 1
j 31.5 CB Fc - 112 183 155 130
46
6.5
110
0.036
0.090
85 - -
取系统的压力损失 0.5 s P MPa = 。

所以油缸的实际工作压力 ：
13.330.513.83 b P MPa =+= 。

按液压泵的实际使用情况，计算驱动功率：
60 N N
p
P Q P j h =
式中： N P ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­液压泵的额定压力，MPa
N Q ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­液压泵的额定流量， 3
/min
m p h ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­液压泵的总效率， 0.86 p h = j ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­转换系数，
max
N P P
j =
max P ­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­­液压泵的实际使用的最大工作压力，MPa
max
60 13.8341.79
11.2 600.86
N N N
p P P Q P P P kw
h \
= ´ =
= ´ 选择电动机，YM160­4，功率P=11KW ，转速 N=1450r/min.
5.7 液压缸结构的选用和计算。

在前面我们已计算了液压缸的活塞直径，三组液压缸都是采用D=80mm ，所 以三组液压缸的基本结构都是采用一样的，选用焊接型液压缸，缸体有杆侧的端 盖与缸筒之间为卡环连接， 内外长环， 卡圈联接， 而后端盖与缸筒采用焊接联接。

⑴液压缸的主要零部件设计
①缸筒结构：采用内卡环联接。

②缸筒的材料：选用无缝钢管45#， 610 b MPa s ³ ， 610 b MPa s ³ 。

③对缸筒的要求
A ：有足够的强度，能长期承受高工作压力及短期动态试验压力而不致产生 永久变形。

B ：有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。

C ： 内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下， 能长期工作而不磨损少， 尺寸公差和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。

D ：需要焊接的缸筒还需要要求有良好的可焊性，以便焊上管接头后不产生 变形及裂纹和过大的变形。

总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖，缸底，油口等零件构成密封 的容腔，用以容纳压力油液，同时，它还是活塞的运动的“轨道” ，设计液压缸 缸筒时，应该正确各部的尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运动速度和有效行 程，同时还须要具有一定的强度，能足以承受液压力，负载力和意外的冲击力， 缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级，表面粗糙度和形位公差等级，以保证 液压缸的密封性，运动平稳性和耐用性。

④缸筒的计算
A ：缸筒的内径，在前面我们已计算过缸筒的内径D=80mm 。

B ：缸筒的壁厚 缸筒的壁厚d 为：
012
c c
d d =++ 式中：
1 c ­­­缸筒外径公差余量，m
2 c ­­­缸筒的腐蚀余量，m
关于 0 d 的值，因为 /0.09375 D d = ，可按：
63
max 0 6
6
max 13.33108010
4.43 61010 2.33 2.3313.3310
5
p P D
mm P
d s - ´´´ ³=
= ´ - ´-´´ 式中： p s ­­­缸筒材料的许用应力，MPa
b
p n
s s = n ­­­安全系数，取n =5， b s ­­­缸筒材料的抗拉强度MPa max p ­­­­­­­­­­­­­­­­缸筒内最高工作压力MPa 代入数据得：
0 4.43mm
d ³ 取 1 1.8 c mm = ， 1 1.8 c mm = 0 4.43 1.8 1.07.23mm d \=++= 取
0 7.5mm
d = 缸筒壁厚的验算
额定工作压力 n P 应小于一定极限值，以保证工作安全
2
2 1 2
1 ()
0.35
s n D D P D s - £ 式中： s s ­­­­­­­­­­­­­缸筒的材料屈服强度，MPa
1
D ­­­­­­­­­­­­­缸筒的外径，m 代入数据得：
6226
26
36010(9580)10
0.3536.64 9510
n P MPa - - ´´-´ == ´ 13.33MPa ³ 符合要求 同时额定工作呀路也应与完全朔性变形压力有一定的比例范围， 以僻免变形的发 生
(0.350.42) n rL P P
£- rL P ­­­缸筒发生完全变形的压力MPa
1
2.3lg
rL s D P D
s £ 代入数据得：
95
2.3360lg
61.8 80
rL P MPa =´=
0.3561.821.613.33 n P MPa MPa \
£´=< 符合要求
此外，尚经验算的缸筒径向变形 D D 应处在允许的范围内
2
2
1 22
1 () r DP D D D v E D D
+ D =+ - v ­­­­缸筒材料泊松比，取v =0.3
E ­­­缸筒材料的弹性摸数，MPa
r P ­­­缸筒的爆裂压力
1
2.3lg
104.7 r b D P MPa D
s == 代入数据得：
3622
522
8010104.7109580 (0.3)0.89 580109580
D mm - ´´´+ D =+= ´- 符合要求 C ：缸筒底部厚度：
12 0.433
p
P D d s ³ 2 D ­­­计算厚度外直径
代入数据得：
1 13.335
0.433659.3 610
mm d ´ =´´
= 取 1 10mm
d = ⑤：缸筒采用卡环联接，缸筒有端部用卡环连接时，卡环的强度计算如下： 卡环的剪应力：
2
1
22 11
22
112 2121 4 (2) 44(2) 44
D P
PD PD D D h h D h h D h p t p p === - -- - 卡环尺寸一般取
12 7.57.5 3.725 2
h mm l h mm h
h h mm
d ==== === 代入数据得：
13.3395
42.21 47.5
MPa
t ´ =
= ´ 2
13.3395
87.89 7.5(2957.5)
c MPa
s ´ == ´´- 验算缸筒在截面 A­断面上1的拉应力：
2 2 1
2222
1 13.3395 85.7687.89 ()(957.5)80
PD MPa MPa D h D s ´ ===< ---- 符合要求
⑥：缸筒与端部：
采用焊接方法，验算强度和确定焊缝的大小。

6 22 11 10 () 4
b
F
n
D d s s p
h
=
´£
- 式中： 1 d ­­­­焊缝的底径， 1 4 d mm
= h ­­­­焊接的效率，取 0.7
h = b s ­­­­焊条材料的抗拉强度，MPa
n­­­­­安全系数，取n=5。

在三组油缸中，升举和夹持是单活塞杆油缸，需要采用焊接。

所以：
夹持油缸：已知F=23225N ，代入数据得
6 22 23225 10 4.69 5 (954)0.
7 4
b
MPa s
s p =
´=£ -´ 符合要求
升举油缸：已知F=41425N ，代入数据得
6 22 41425
108.368 5 (954)0.7 4
b
MPa s
s p =
´=£ -´ 符合要求
⑦活塞与活塞杆的连接，选用卡环型，选用优质碳素钢45#
⑧活塞的导向套 A ：采用轴套式的导向套
B ：导向套长度的确定
导向套尺寸配置：导向套的主要尺寸是支承长度，通常按活塞杆的直径。

导向套的形式：导向套材料的承压能力，可能遇到的最大侧向负载等因素来 考虑，通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，两段中线间距离取2d/3。

最小导向长度：
202
S D H ³
+ S ­­­­­­­­­­最大工作行程，D ­­­­­­­­­­­­­­­­油缸的内径。

对升举油缸，S=1.32m ，代入数据得：
1.320.08
0.106 202 H m =
+= 对夹持油缸，S=0.27m ，代入数据得：
0.270.08
0.0535 202
H m =
+= 导向套滑动面的长度：
(0.6 1.0)4880 A D mm == :: 取 50 A mm
= ⑨油口计算 通过薄壁孔的流量
2
Q CA
P r
=D C ——流量指数 取C=0.62
A ——油孔截面积
2 m r ——液压油的密度
3
/ Kg m
p D ——油孔前后腔压力差 Pa 2 Q
A C p r
\=
D 代入数据得：
2
346.2 A mm
=。