物流汽車裝載機設(shè)計

物流汽車裝載機設(shè)計,物流,汽車,裝載,設(shè)計 分 類 號 密 級 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設(shè)計(論文) 物流汽車裝載機設(shè)計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設(shè)計（論文）《物流汽車裝載機設(shè)計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 摘 要 本液壓系統(tǒng)以傳遞動力為主，保證足夠的動力是其基本要求。另外，還要考慮系統(tǒng)的穩(wěn)定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。其中穩(wěn)定是指系統(tǒng)工作時的運動平穩(wěn)性及系統(tǒng)性能的穩(wěn)定性(如環(huán)境溫度對油液的影響等因素)?？煽啃允侵赶到y(tǒng)不因意外的原因而無法工作(如油管破裂、無電等情況)。可維護性是指系統(tǒng)盡可能簡單，元件盡可能選標準件，結(jié)構(gòu)上盡可能使維護方便．安全性是指不因液壓系統(tǒng)的故障導致后車廂蓋的其它事故．效率是指液壓系統(tǒng)的各種能量損失盡可能的小。上述要求中，除滿足系統(tǒng)的動力要求外，最重要的是保證系統(tǒng)的安全性和可靠性。 關(guān)鍵詞：液壓系統(tǒng)，升降機構(gòu) 46 Abstract The hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system. Keywords: hydraulic system, lifting mechanism 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1課題研究的目的 1 1.2 本課題的研究內(nèi)容 1 第2章 課題總體設(shè)計 2 2.1總體布置原則 2 2.2 車廂的設(shè)計 2 2.2.1車廂的結(jié)構(gòu)形式 2 2.2.2 車廂的設(shè)計規(guī)范及尺寸確定 3 2.3 舉升機構(gòu)的設(shè)計 4 2.3.1 舉升機構(gòu)形式的選擇 4 2.3.2 直接推動式舉升機構(gòu) 4 2.3.3 連桿組合式舉升機構(gòu) 5 2.4 后車廂開合的兩種機構(gòu)形式 7 2.5 后車廂開合機構(gòu)中三種液壓缸布置方式的分析比較 8 2.5.1問題的提出 8 2.5.2三種方案的分析和比較 8 第3章 主要部分分析計算 11 3.1 實例分析 11 3.1.1后車廂開合的結(jié)構(gòu)簡化 11 3.1.2機構(gòu)受力分析 12 3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定 15 3.3 強度校核 17 3.3.1 剪叉臂的強度校核 17 3.3.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 20 3.4 軸的強度校核 22 3.4.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核 23 3.4.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 23 3.4.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 23 第4章 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算 25 4.1 主液壓缸的設(shè)計 25 4.2 副液壓缸的設(shè)計 28 4.3 活塞的設(shè)計 29 4.4 導向套的設(shè)計與計算 30 4.5 端蓋和缸底的設(shè)計與計算 31 4.6 缸體長度的確定 32 4.7 緩沖裝置的設(shè)計 32 4.8 排氣裝置 33 4.9 密封件的選用 34 4.10 防塵圈 35 4.11 液壓缸的安裝連接結(jié)構(gòu) 36 第5章 液壓泵的參數(shù)計算 37 第6章 電動機的選擇 38 第7章 液壓元件的選擇 39 7.1 液壓閥及過濾器的選擇 39 7.2 油管的選擇 40 7.3 油箱容積的確定 40 第8章 驗算液壓系統(tǒng)性能 40 8.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 40 8.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 43 總結(jié) 44 參考文獻 45 致謝 46 第1章 緒論 1.1課題研究的目的 裝載車廂能自動傾翻一定角度卸料，大大節(jié)省卸料時間和勞動力，縮短運輸周期，提高生產(chǎn)效率，降低運輸成本，是常用的運輸專業(yè)車輛。隨著我國經(jīng)濟的不斷發(fā)展，尤其是自2001年11月10日起，中國正式成為WTO成員國，國內(nèi)市場逐漸開放。同時，我國亦確立了以擴大內(nèi)需為主的經(jīng)濟政策，實施西部大開發(fā)戰(zhàn)略，加大對基建項目的投資力度，農(nóng)林牧漁、采礦、水利、軍工、環(huán)保、商業(yè)運輸、交通、通訊、金融、機場、電力、城市建設(shè)和石油開采等行業(yè)均快速發(fā)展，使各種類型的專用車需求量大增。在廣大城鄉(xiāng)的沙場、礦山、工地及一般的土木工程等的運輸作業(yè)中，輕型農(nóng)用自卸車以其靈活機動、價格低廉的優(yōu)點得到了廣泛的應(yīng)用。舉升機構(gòu)是輕型農(nóng)用自卸車卸料作業(yè)的關(guān)鍵部件，它直接影響著輕型農(nóng)用自卸車的整車性能和舉升性能，是自卸車設(shè)計時首先需要解決的問題。液動舉升機構(gòu)是工程自卸車常用的一種舉升機構(gòu)，它實際上是一種演化形式的四連桿機構(gòu)，通過外力（液壓舉升油缸施加）作用實現(xiàn)四連桿運動，從而實現(xiàn)將貨物傾卸的目的。 1.2 本課題的研究內(nèi)容 本設(shè)計主要研究的內(nèi)容有：車廂舉升機構(gòu)的設(shè)計計算、車廂傾卸機構(gòu)的設(shè)計計算、液壓傳動裝置選型，并用總布置草圖表達主要底盤部件的改動和重要工作裝置的布置；最后通過正確的計算，完成部部件設(shè)計選型，達到工藝合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的設(shè)計要求，并附之以總裝配圖，清楚表達設(shè)計。 第2章 課題總體設(shè)計 2.1總體布置原則 在進行總體布置時應(yīng)按照以下原則： 盡量避免對汽車底盤各總成位置的變動因為一些總成部件位置的變動，不僅會增加成本，而且也可能影響到整車性能。但有時為了滿足專用工作裝置的性能要求，也需要作一些改動，如截短原汽車底盤的后懸、燃油箱和備胎架的位置作適當調(diào)整等。但改變的原則是不影響整車性能。 應(yīng)滿足專用工作裝置性能的要求，使專用功能得到充分發(fā)揮 例如氣卸散裝水泥罐式汽車的專用功能是利用壓縮空氣使水泥流態(tài)化后，通過管道將水泥輸送到具有一定高度和水平距離的水泥庫中。氣卸水泥的主要性能指標是水泥剩余率或?；衣剩瑸榱私档瓦@一指標，可將罐體布置成與水平線成一定角度，如圖2-1所示。但這樣布置會使整車質(zhì)心提高，減少了側(cè)傾穩(wěn)定角，因此也可以水平布置。所以在進行總布置時，要從多方面綜合考慮。 應(yīng)符合有關(guān)法規(guī)的要求 例如對整車的長、寬、高、后懸等尺寸在相關(guān)法規(guī)中部有明確的規(guī)定，一定不能超出標準的要求。 專用汽車總體布置的任務(wù)是正確選定整車參數(shù)，合理布置工作裝置和附件。使取力裝置、專用工作裝置、其它附件與所選定的汽車底盤構(gòu)成相互協(xié)調(diào)和匹配的整體，達到設(shè)計任務(wù)書所提出的整車基本性能和專用性能的要求。 2.2 車廂的設(shè)計 2.2.1車廂的結(jié)構(gòu)形式 車廂是用于裝載和傾卸貨物。它一般是由前欄板、左右側(cè)欄板，圖2-3為典型的底板橫剖面呈矩形的后傾式車廂結(jié)構(gòu)。為避免裝載時物料下落碰壞駕駛室頂孟，通常車廂前欄板加做向上前方延伸的防護擋板。車廂底板固定在車廂底架之上。車廂的側(cè)欄板、前后欄板外側(cè)面通常布置有加強筋。 后傾式車廂廣泛用于輕、中和重型自卸汽車。它的左右側(cè)欄板固定，后欄板左右兩端上部與側(cè)欄板餃接，后欄板借此即可開啟或關(guān)閉。 圖2-3 車廂結(jié)構(gòu)圖 1-車廂總成；2-后欄板；3、4-鉸鏈座；5-車廂鉸支座； 6-側(cè)欄板；3-防護擋板；8-底板 側(cè)傾式及三面傾卸式車廂欄板與底板為直角，如圖2-4所示。其欄板開啟、關(guān)閉的鉸接軸為上置式，開啟時，欄板呈自由懸垂狀，多用于有側(cè)傾要求的中型自卸汽車。 礦用白卸汽車和重型自卸汽車的車廂多采用簸箕式，以方便裝載，傾卸礦石、砂石等。有的簸箕式車廂采用雙層底板結(jié)構(gòu)，以增加底板的強度和剛度，并可減輕自重。簸箕式車廂如圖2-5所示。 圖2-4 側(cè)頃式及三面傾卸式車廂 圖2-5 簸箕式車廂 2.2.2 車廂的設(shè)計規(guī)范及尺寸確定 將全金屬焊接車廂設(shè)計成等剛度體車廂是自卸汽車設(shè)計的重點.但是很難既能保證高強度又能保證輕量化。 就整車而言，可以看成由車輪、前軸、后橋殼、懸架、車架、車廂及其橡膠緩沖塊等不同剛度單元組合而成的彈性體，受力時，將按照各自的剛度產(chǎn)生各自的變形，其變形量與剛度成反比，吸收的能量與剛度成正比。 車廂剛度，無論是彎曲剛度還是扭轉(zhuǎn)剛度，都會增加車架的相應(yīng)剛度，兩者的剛度是相輔相成、互相補償?shù)摹．斊嚽昂笞笥臆囕喬幱诟卟钶^大的路面，車架扭曲較大時，車廂應(yīng)該有一定的扭轉(zhuǎn)隨動性。如果車相的扭轉(zhuǎn)剛度過大，當車架扭轉(zhuǎn)到一定程度時，車廂前支承緩沖塊相應(yīng)的一側(cè)壓到極限位置，車廂縱梁的另一側(cè)可能離開緩沖塊，車廂前端的一大部分重量轉(zhuǎn)移到一側(cè)的車架縱梁上，縱梁可能超載損壞。如果車廂扭轉(zhuǎn)剛度過小，能與車架扭轉(zhuǎn)隨動，當車架產(chǎn)生較大扭曲時，車廂可能因變形過大而早期損壞。 全金屬焊接等剛度車廂設(shè)計的規(guī)范化的定量的設(shè)計計算方法并不是很完善，根據(jù)一些經(jīng)驗，可以知道一些設(shè)汁規(guī)范和經(jīng)驗數(shù)據(jù)： 表2.2底盤技術(shù)參數(shù)列表 車型 駕駛室最高點距車架上翼面距離（mm） 2056 汽車底盤長（mm） 8208 駕駛室后圍距前軸（mm） 508 軸距（mm） 4600 外氣管距前軸距離（mm） 752 車架有效長度（mm） 5578 車架上平面離地高度（滿載）（mm） 1007 車架外寬（mm） 780 底盤整備質(zhì)量（kg） 4080 推薦貨物重心（mm） 890 底盤軸荷前軸/后軸（kg） 1680/2400 車輛前懸/車架后懸（mm） 1548/1800 底盤最大承載質(zhì)量（kg） 7320 汽車底盤總高（mm） 3060 廠定最大設(shè)計總質(zhì)量（kg） 11400 2.3 舉升機構(gòu)的設(shè)計 2.3.1 舉升機構(gòu)形式的選擇 舉升機構(gòu)分為兩大類：直推式和連桿組合式，它們均采用液體壓力作為舉升動力 直推式舉升機構(gòu)利用液壓油缸直接舉升車廂傾卸。該機構(gòu)布置簡單、結(jié)構(gòu)緊湊、舉升效率高。但由于液壓油缸工作行程長，故一般要求采用單作用的2級或3級伸縮式套筒油缸。 2.3.2 直接推動式舉升機構(gòu) 油缸直接作用在車廂底板上的舉升機構(gòu)稱為直接推動式舉升機構(gòu)，簡稱直推式舉升機構(gòu)。按舉升點在車廂底板下表面的位置，該類舉升機構(gòu)又可分為油缸中置(圖2-1a)和油缸前置(圖2-1b)兩種型式。前者油缸支在車廂中部，油缸行程較小，油缸的舉升力較大，多采用雙缸雙柱式油缸；后者的油缸支在車廂前部，油缸的舉升力較小，油缸行程較大，一般用于重型自卸汽車上，油缸則通常采用多級伸縮油缸。 圖2-1 直接推送式舉升機構(gòu) Fig.2-1 The lifting mechanism of direct-push model 2.3.3 連桿組合式舉升機構(gòu) 油缸與車廂底板之間通過連桿機構(gòu)連接的舉升結(jié)構(gòu)稱為連桿組合式舉升機構(gòu)。生產(chǎn)實踐表明，連桿組臺式舉升機構(gòu)具有很大的優(yōu)越性。根據(jù)油缸的安裝特點，連桿組臺式舉升機構(gòu)又可分為油缸前推(后推)連桿放大式、油缸前推(后推)杠桿平衡式、油缸浮動等多種結(jié)構(gòu)型式。 （1）油缸前推連桿放大式(馬勒里式)舉升機構(gòu) 該種舉升機構(gòu)(圖2-2所示)通過三角板與車廂底板相連，車廂的舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好；當達到最大舉升角度時，油缸幾乎處于垂直狀態(tài)，車廂上升到最高位置不易傾下，穩(wěn)定性好；油缸最大推力較小，油壓特性好。但整個機構(gòu)較龐大，油缸在舉升過程中的擺角較大，工作行程較大。 圖2-2 前推連桿放大式舉升機構(gòu) Fig.2-2The lifting mechanism of lever magnify model from the forward （2）油缸前推杠桿平衡式舉升機構(gòu) 該種舉升機構(gòu)(圖2-3所示)通過拉桿與車廂底板相連，舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好；初始時拉桿幾乎是垂直頂起車廂，因此機構(gòu)運動性能好。但該機構(gòu)三角形連桿的幾何尺寸較大，結(jié)構(gòu)不緊湊，油缸擺角較大，工作行程較大，液壓管路不易布置。 圖2-3前推杠桿平衡式舉升機構(gòu) Fig.2-3The lifting mechanism of lever balance model from the front （3）油缸后推連桿放大式(加伍德式)舉升機構(gòu) 該種舉升機構(gòu)(圖2-4所示)通過三角板與車廂底板相連推動車廂，啟動性能較好，并能承受較大的偏置載荷；舉升支點在車廂幾何中心附近，車廂受力狀況較好。但該機構(gòu)舉升力系數(shù)較大，工作效率較低。 圖2-4 后推連桿放大式舉升機構(gòu) Fig.2-4 The lifting mechanism of lever magnitude model from the behind （4）油缸后推杠桿平衡式舉升機構(gòu) 該種舉升機構(gòu)(圖2-5所示)的油缸下鉸點、三角板的固定鉸點、車廂翻轉(zhuǎn)鉸點幾乎均勻分布在副車架上，減少了車架后部的集中載荷；同時，這種三點支承方式有利于改善機構(gòu)的整體橫向剛性。舉升過程中油缸擺角小，機構(gòu)的工作效率也較高，但機構(gòu)舉升力系數(shù)較大，使相同舉升質(zhì)量所需舉升力較其他舉升機構(gòu)大。 圖2-5 后推杠桿平衡式舉升機構(gòu) Fig.2-5The lifting mechanism of lever balance model from the behind （5）油缸浮動式舉升機構(gòu) 圖2-6 油缸浮動式舉升機構(gòu) Fig.2-6 The lifting mechanism of float model 該種機構(gòu)(圖2-6所示)油缸的一端直接與車廂底板相連，另一端不是固定在車架上，而是可以隨著車廂的翻轉(zhuǎn)而運動，故稱為油缸浮動式舉升機構(gòu) 該機構(gòu)的拉桿也與車廂底板直接相連，舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好，工作效率較高。但該機構(gòu)幾何尺寸較大，結(jié)構(gòu)不緊湊,舉升過程中油缸擺角較大，使得液壓管路難于布置。 由以上分析可知，現(xiàn)在的液壓舉升機構(gòu)有多種型式，每種型式的性能各有千秋，要因車而異，合理選用，選用的原則是:首先必須充分考慮車輛的使用條件和環(huán)境；其次要考慮制造工藝；最后要兼顧成本。 根據(jù)本車的使用特點和環(huán)境來看，工作條件差，用戶經(jīng)常嚴重超載，經(jīng)常在無路的環(huán)境中工作，塵土多，維修條件差，對價格方面的要求是造價低，性價比要求高，車輛離地間隙較大(大于200mm)，建造縱深小，選用橫向剛度好、舉升轉(zhuǎn)動圓滑、車廂骨架受力均衡、維修簡便、具有壽命長、密封工藝好、不易泄漏、制造成本低、超載能力強等優(yōu)勢的前推連桿放大式舉升機構(gòu)較為合適，即小的裝載質(zhì)量、大的超載系數(shù)和良好的經(jīng)濟性能。 2.4 后車廂開合的兩種機構(gòu)形式 圖2-1 機構(gòu)一 圖2-2 機構(gòu)二 后車廂開合的兩種機構(gòu)形式如圖2-1和圖2-2所示，它們只是兩側(cè)相同機構(gòu)的一側(cè)。由以上兩圖可看出，機構(gòu)一（圖2-1）是全部為固定鉸支座的兩平行桿同步運動的結(jié)構(gòu)，機構(gòu)二（圖2-2）是兩固定鉸支座和兩個滑動鉸支座的剪叉式結(jié)構(gòu)。這兩種機構(gòu)都可以實現(xiàn)上板臺面升降的運動，但相比較之下，機構(gòu)一有三點不足： a) 機構(gòu)一在升降過程中上板不僅有豎直方向的位移變化，而且還有水平方向的位移變化，而機構(gòu)二的上板在升降過程中只有豎直方向的位移變化。這樣，在總體尺寸一樣的情況下，機構(gòu)二升降時所需的空間較小。 b) 機構(gòu)一在升降的過程中，所載物體的質(zhì)心相對機構(gòu)的支撐中心的變化很大，這樣就要求更大的動力，即要求推力更大的液壓缸。結(jié)果會增加安裝尺寸和生產(chǎn)成本。 c) 機構(gòu)一的穩(wěn)定性沒有機構(gòu)二的對角雙三角的結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性好。 綜上所述，機構(gòu)二較機構(gòu)一更合理。所以，在結(jié)構(gòu)上選擇機構(gòu)二。 2.5 后車廂開合機構(gòu)中三種液壓缸布置方式的分析比較 2.5.1問題的提出 液壓缸的布置方式主要包括液壓缸對機構(gòu)的作用力（動力）點位置及液壓缸的起始安裝角度等。 在機構(gòu)確定的情況下，動力的作用點是關(guān)系所需動力大小的關(guān)鍵。而后車廂開合的動力由液壓缸提供，因此，作用點的位置直接關(guān)系液壓缸的選擇。此外，液壓缸的安裝起始角度也對所需動力大小有較大影響。 總之，液壓缸的布置方式是設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)，是設(shè)計成功與否的關(guān)鍵之一。那么液壓缸究竟選擇怎樣的布置方式？ 2.5.2三種方案的分析和比較 以下是液壓缸的三種布置方式，如圖2-3，圖2-4，圖2-5所示，基于剪叉式機構(gòu)的優(yōu)點，它們都是采用剪叉式機構(gòu)，可以看做三種方案： 方案一（圖2-3）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在支架1上靠近滾動鉸支座的位置。當兩支架幾乎處于水平位置時，液壓缸與底座的夾角很小，這時要把臺面升起就需要液壓缸提供很大的推力，甚至不能把臺面升起。此外，液壓缸的布置需要在底座長度比支架還更長的基礎(chǔ)上額外地加長底座，這樣就需要跟多的底座材料。 方案二（圖2-4）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在支架1與支架2的鉸支軸上。當兩支架幾乎處于水平位置時，液壓缸與底座的夾角也很小，這時要把臺面升起也需要液壓缸提供很大的推力。雖然液壓缸推動支架的力臂會隨著臺面的升起而迅速增大，從而使所需的液壓缸的推力迅速減小。然而，同時也使液壓缸的行程增加迅速增加，最終就需要大行程的液壓缸，而液壓缸的布置需要更大的長度空間，可能在液壓缸完全收縮時支架仍不能完全收回，造成臺面的高度過高。 方案三（圖2-5）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在與支架2成一定角度且同固定鉸支座的桿上。這樣，當兩支架處于水平位置時，液壓缸與底座仍有一定夾角，且>>，這時要把臺面升起所需要液壓缸提供的推力就會比前兩種布置的推力小很多。雖然液壓缸推動支架的力臂隨著臺面的升起而增大幅度沒有方案二的快，即使所需的液壓缸的推力減小更平緩。然而，同時液壓缸的行程增加也比較平緩，最終所需要的液壓缸行程也不會很大，布置液壓缸的空間也是足夠的。因此，在稍微增加了液壓缸推力的同時獲得了更多的優(yōu)點。 圖2-3 方案一 圖2-4 方案二 圖2-5 方案三 綜上所述，方案三是后車廂開合設(shè)計的最佳方案（如圖2-5所示）。 第3章 主要部分分析計算 3.1 實例分析 整車整備質(zhì)量是指汽車完全裝備好的質(zhì)量，包括潤滑油、燃料、隨車工具、備胎等所有裝置的質(zhì)量。參考同類普通自卸汽車的整車整備質(zhì)量，在此基礎(chǔ)上在增加車廂升高裝置的質(zhì)量，便可估算高位自卸汽車的整車整備質(zhì)量。 汽車最大軸載質(zhì)量的分配應(yīng)基本接近原車底盤軸載要求。又由于車廂升高的同時，其質(zhì)心向后移，因此該高位自卸汽車的整車質(zhì)心位置可比同類普通自卸汽車的質(zhì)量略向前移。 3.1.1后車廂開合的結(jié)構(gòu)簡化 機構(gòu)的簡化結(jié)構(gòu)如圖3-1所示 圖3-1 液壓機構(gòu)的簡化結(jié)構(gòu) 機構(gòu)b、d點為固定鉸支座，a、c兩點分別可沿機構(gòu)底架軌道及工作臺下方軌道水平移動，a、c兩點采用同樣的支撐結(jié)構(gòu)時，其摩擦阻力系數(shù)皆為。aed，ceb桿件長度皆為，且設(shè)為無重桿件，e鉸接點位于上述兩桿件的中點。fg為液壓缸推力的作用線，其一端與底架鉸接于f點，另一端與aed桿鉸接于g點。aed，ceb與水平面得夾角為，fg線與水平面得夾角為，且∠gde=。機構(gòu)面與所載工件重量合為，其作用線距b點為，顯然，現(xiàn)在機構(gòu)升降過程中值不變。 3.1.2機構(gòu)受力分析 1.以整體作為研究對象，如圖3-2所示 圖3-2 整體受力分析圖 將分解到a、b兩端，則有 ..........................................(3.1) .......................................(3.2) ......................................(3.3) ........................................(3.4) ..............................................(3.5) 式中：—a點所受水平方向上的力； —a點所受豎直方向上的力； —b點所受水平方向上的力； —b點所受豎直方向上的力； —c點所受水平方向上的力； —c點所受豎直方向上的力。 2.分別以aed及ceb桿為研究對象，如圖3-2和圖3-3所示 圖3-2 aed桿受力分析圖 圖3-3 ceb桿受力分析圖 列平衡方程式，有 當d點力矩平衡，即時，則 ............ (3.6) 當b點力矩平衡，即時，則 ..........................(3.7) 又aed及ceb桿的水平與豎直方向受力平衡，即有和， 當時，有 ..................................(3.8) ...........................................(3.9) 當時，有 ................................(3.10) ..........................................(3.11) 整理解得： ...........................(3.12) 【靜態(tài)時：】 ......................................(3.13) ..........................(3.14) .............................(3.15) .............(3.16) .......................................(3.17) ......................................(3.18) 式中： —液壓缸的推力； —d點所受水平方向上的力； —d點所受豎直方向上的力； —e點所受水平方向上的力； —e點所受豎直方向上的力。 3.確定角與角的函數(shù)關(guān)系 角與角的幾何關(guān)系見圖3-1 即.......................................(3.19) 4.受力分析結(jié)論 （1）各鉸點處的受力（包括油缸推力）與載荷成正比； （2）、、、、 、值隨值的增大而增大，在值確定時，這些力又與值成正比;而、值隨值的增大而減小，在值確定時，它們隨值得減小而增大； （3）在計算油缸推力時，動態(tài)值比靜態(tài)值增大了； （4）油缸的推力與值成反比； （5）力、隨值的增大而增大。 3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定 1.剪叉臂的長度確定 機構(gòu)的運動原理如圖3-4所示 圖3-4 機構(gòu)的運動原理圖 為了使工作臺面下降至最低位置時滾輪不至于脫離滑道，剪叉臂的長度應(yīng)該比底座的長度b小一些，一般可取 .............................(3.20) 由設(shè)計參數(shù)可知：，，。初選底座長度，系數(shù)為0.8，則根據(jù)式(3.20)可得剪叉臂的長度。 2.液壓缸安裝位置的確定 由圖3-4可知 ...............................(3.21) 則 所以， 即 而 初選 ，，,,，。 而液壓機構(gòu)的有效垂直升降高度為 .....................(3.22) 根據(jù)，液壓缸上下交接點g、f的距離S（即液壓缸的瞬時長度）為 ............................(3.23) 液壓缸兩交接點之間的最大距離和最小距離分別為 設(shè)液壓缸的有效行程為，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最小值時，柱塞不抵到液壓缸缸底，并考慮液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸和（如圖3-6所示），一般應(yīng)取 ...............................(3.24) 同樣，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最大值時，柱塞不會脫離液壓缸中的導向套，一般應(yīng)取 ..............................(3.25) 式（3.24）和式（3.25）中的和根據(jù)液壓缸的具體結(jié)構(gòu)決定。 圖3-6 液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸 3.3 強度校核 整個機構(gòu)，受力較大的零部件有內(nèi)剪叉臂，液壓缸的支撐橫梁，銷軸等，所以進行校核時，只需對這些受力較大的零件校核即可。 3.3.1 剪叉臂的強度校核 由圖3-9和圖3-10可知，內(nèi)剪叉臂aed受力要遠大大于外剪叉臂bec，所以這里只校核外臂。外剪叉臂受力如圖3-1所示。又由圖4-8可知，的角度越小，則推力的值越大。若取最大值時滿足強度要求，則該剪叉臂即滿足強度要求。當機構(gòu)在最低位置時，的值最小，即值最大。參照圖3-1，剪叉臂所受的力都與剪叉臂有一定的夾角，為方便受力分析，將所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子： ...................................................................(7.1) ...................................................................(7.2) ...................................................................(7.3) ...................................................................(7.4) ............................................................................(7.5) .............................................................................(7.6) ...................................................................(7.7) .................................................................(7.8) 圖3-1 內(nèi)剪叉臂aed受力圖 各力分解后的受力圖如圖3-2(a)所示，彎矩圖見圖3-2(c) 圖3-2 內(nèi)剪叉臂aed的軸向及徑向分解受力圖 剪叉臂的g處由于是有一個肋板作用，可看作力作用在剪叉臂上為均布載荷。由圖3-2（c）中可知，最大彎矩發(fā)生在k點處，但需校核e、k兩點處的強度，且圖中有，，。又已知剪叉臂的橫截面寬和高分別為，，，如圖3-3所示，圖3-3（a）是e點處的截面圖，圖3-3（b）是k點處的截面圖。 e點處的抗彎截面系數(shù)為 k點處的抗彎截面系數(shù)為 圖3-3 剪叉臂e、k兩點處的截面圖 因為當時，此時e、k兩點的彎矩最大，且由式（7.8）得， ，則 選擇材料為，參照參考文獻[1]，，所以是安全的。 3.3.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 液壓缸底架固定橫梁（如圖3-4所示）選擇的是60號方鋼，其受力情況如圖3-5所示；已知60號鋼的邊長為60mm，液壓缸推力作用點到坐標系O的距離為65mm，，分別為推力在X，Y軸上的分力，且，。 當液壓缸在最小角度，即工作臺在最低位置時，液壓缸推力最大，雖然此時最小，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，則。 當液壓缸在最大角度，即工作臺在最高位置時，雖然液壓缸推力最大，此時最 大，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，則。 圖3-4 液壓缸與底架連接的橫梁 圖3-5 液壓缸與底架連接的橫梁截面圖 把它們平移到O點后，有 (1) 對于X軸方向，其受力如圖3-6所示 圖3-6 橫梁X軸方向的受力圖 因為梁的抗彎截面系數(shù)， 所以 （2）對于Y軸方向，液壓缸固定橫梁受力如圖3-7 圖3-7 橫梁Y軸方向的受力圖 又梁的抗彎截面系數(shù)， 則 （3）當作用點平移到O點時，會產(chǎn)生一個扭矩，該扭矩的大小為 又，其中，此時，該扭矩對橫梁截面產(chǎn)生的剪切力為 參照參考文獻[7]，又由第四強度理論 帶入并化簡： 又選材料為，參照參考文獻[7]， 取安全系數(shù)為2，則，所以是安全的。 3.4 軸的強度校核 由圖分析可知，剪叉臂受力最大的地方為g點和d點，所以只需校核該兩處的銷軸即可。 3.4.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核 因為銷軸較短，所以只受切應(yīng)力。依圖3-2可知，剪叉臂固定端（即d點）銷軸所受的力為。當機構(gòu)面處于最低位置，即時，銷軸受到的剪力最大，根據(jù)式(7.7)得。 又銷軸的直徑為，導油孔直徑為，則其橫截面積為 又銷軸受力情況見圖3-8，從圖中可知銷軸受剪力為雙剪切，又參照參考文獻[7]， 銷軸的材料為35鋼，經(jīng)表面熱處理，參照參考文獻[7]，35鋼的許用應(yīng)力。取安全系數(shù)為2，則有，所以滿足要求。 3.4.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 液壓缸尾部銷軸的受的力即為液壓缸的推力，如圖3-8所示，因為銷軸較短，所以只受切應(yīng)力。又銷軸的直徑為，導油孔的直徑為，則銷軸的橫截面積為 圖3-8 尾部銷軸的受力圖 參照3.2.2節(jié)，有 選擇銷軸材料為35，又35鋼的許用應(yīng)力，取安全系數(shù)為2，則有 ，所以設(shè)計的銷軸滿足要求。 3.4.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 依圖3-2可知，液壓缸頭部支撐軸（即g點）所受的力為。當機構(gòu)面處于最低位置，即時，液壓缸受到的推力最大，即。又銷軸的直徑為，導油孔直徑為，則其抗彎截面系數(shù)為 又銷軸受力情況見圖3-9，參照參考文獻[7]，校核軸的彎曲強度為 圖3-9 頭部支承軸的受力圖 軸的材料為鋼，經(jīng)表面熱處理，參照參考文獻[7]，鋼的許用應(yīng)力。所以滿足要求。 第4章 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算 基本參數(shù)是車載雷達天線的基本技術(shù)數(shù)據(jù)，是根據(jù)雷達的用途及結(jié)構(gòu)類型來確定的，它反映了車載雷達工作能力及特點，也基本上上確定了雷達的輪廓尺寸及本體總質(zhì)量等。 4.1 主液壓缸的設(shè)計 由于按照設(shè)計標準總舉升高度8～10 m，舉升時間小于3 min，8級風下正常工作，無電時能完成應(yīng)急撤收，故在此按照最大舉升高度來設(shè)計。由于主液壓缸的行程為3m.主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進→工進→快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機械效率 工進時候的負載是最大的， 1. 工作壓力P=5.1Mpa 2. 液壓缸內(nèi)徑的計算 D=×10-3 =×10-3 =0.101.5m =101.5mm 查《液壓傳動與控制手冊》經(jīng)過標準化處理D=100mm。 表4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 3. 液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。 式中，——實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時，Py=1.5Pn，當Pn16MPa時，Py=1.25Pn。 []——缸筒材料許用應(yīng)力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強度。 注：1.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=5.1MPa 2.最高允許壓力Pmax Pmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa 液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：σb=600MPa 安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應(yīng)力[]==120MPa = =2.66mm ,滿足。所以液壓缸厚度取5mm。 則液壓缸缸體外徑為110mm。 4.液壓缸長度的確定 液壓缸長度L根據(jù)工作部件的行程長度確定。從制造上考慮，一般液壓缸的長度L不會大于液壓缸直徑的20到30倍。此次設(shè)計取30倍。 L=30D =30×100 =3000mm 5. 活塞桿直徑的設(shè)計 查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×100=70mm。 表4.2 活塞桿直徑系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 故取d=70mm。 2.活塞桿強度計算： <56mm （4-4） 式中 ————許用應(yīng)力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中） 3．活塞桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構(gòu)相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力，適應(yīng)液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應(yīng)根據(jù)負載的具體情況，選擇適當?shù)幕钊麠U端部結(jié)構(gòu)。 4.活塞桿的密封與防塵 活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設(shè)計和維護，本方案選擇O型密封圈。 液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。 表4-4（a）液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6] 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6] 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80）[6] 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 4.2 副液壓缸的設(shè)計 4. 工作壓力P=15.3Mpa 5. 液壓缸內(nèi)徑的計算 D=×10-3 =×10-3 =0.586m =56.6mm 查《液壓傳動與控制手冊》經(jīng)過標準化處理D=63mm。 表4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 6. 液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。 式中，——實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時，Py=1.5Pn，當Pn16MPa時，Py=1.25Pn。 []——缸筒材料許用應(yīng)力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強度。 注：1.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=15.1MPa 2.最高允許壓力Pmax Pmax1.5Pn=1.2515.3=19.125MPa 液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：σb=600MPa 安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應(yīng)力[]==120MPa = =2.66mm ,滿足。所以液壓缸厚度取5mm。 則液壓缸缸體外徑為73mm。 4.液壓缸長度的確定 液壓缸長度L根據(jù)工作部件的行程長度確定。從制造上考慮，一般液壓缸的長度L不會大于液壓缸直徑的20到30倍。 4.3 活塞的設(shè)計 由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應(yīng)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，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設(shè)計性能。 活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封）、活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封）、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因數(shù)小，安裝空間?。?、Y形密封圈（用在20Mpa壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封）、形密封圈（耐高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。綜合以上因素，考慮選用O型密封圈。 4.4 導向套的設(shè)計與計算 1.最小導向長度H的確定 當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度[1]。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設(shè)計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當液壓缸最大行程為L,缸筒直徑為D時,最小導向長度為: （4-5） 一般導向套滑動面的長度A，在缸徑小于80mm時取A=(0.6~1.0)D，當缸徑大于80mm時取A=(0.6~1.0)d.?；钊麑挾菳取B=(0.6~1.0)D。若導向長度H不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度。 圖4-1 液壓缸最小導向長度[1] 因此:最小導向長度，取H=9cm； 導向套滑動面長度A= 活塞寬度B= 隔套K的寬度 2.導向套的結(jié)構(gòu) 導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等，可按工作情況適當選擇。 1）普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上，油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用[6]。 2）易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行，維修十分方便。它適用于工作條件惡劣，需經(jīng)常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。 3）球面導向套 這種導向套的外球面與端蓋接觸，當活塞桿受一偏心負載而引起方向傾斜時，導向套可以自動調(diào)位，使導向套軸線始終與運動方向一致，不產(chǎn)生“憋勁“現(xiàn)象。這樣，不僅保證了活塞桿的順利工作，而且導向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻。 4）靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、振動大的液壓缸，可以采用靜壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓力油中浮動，所以摩擦因數(shù)小、無磨損、剛性好、能吸收振動、同軸度高，但制造復雜，要有專用的靜壓系統(tǒng)。 4.5 端蓋和缸底的設(shè)計與計算 在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構(gòu)成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強度以承受液壓力，而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或裝導向套的孔）及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設(shè)計的不好容易損壞。 1.端蓋的設(shè)計計算 端蓋厚h為： 式中 D1——螺釘孔分布直徑，cm； P——液壓力，； ——密封環(huán)形端面平均直徑，cm； ——材料的許用應(yīng)力，。 2.缸底的設(shè)計 缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。 3.端蓋的結(jié)構(gòu) 端蓋在結(jié)構(gòu)上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導向，密封和防塵等問題[6]。缸體端部的連接形式有以下幾種： A．焊接 特點是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，質(zhì)量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變形，且內(nèi)缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。 B．螺紋連接（外螺紋、內(nèi)螺紋） 特點是徑向尺寸小，質(zhì)量較小，使用廣泛。缸體外徑需加工，且應(yīng)與內(nèi)徑同軸；裝卸徐專用工具；安裝時應(yīng)防止密封圈扭曲。 C．法蘭連接 特點是結(jié)構(gòu)較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應(yīng)燉粗。 D．拉桿連接 特點是結(jié)構(gòu)通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用較廣。外形尺寸大，質(zhì)量大。用于載荷較大的雙作用缸。 E．半球連接，它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種。外半環(huán)連接的特點是質(zhì)量比拉桿連接小，缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應(yīng)加厚。內(nèi)半環(huán)連接的特點是結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量小。安裝時端部進入缸體較深，密封圈有可能被進油口邊緣擦傷。 F．鋼絲連接 特點是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，質(zhì)量小。 4.6 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度[1]。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于缸體內(nèi)經(jīng)的20~30倍。取系數(shù)為5,則液壓缸缸體長度：L=5*10cm=50cm。 4.7 緩沖裝置的設(shè)計 液壓缸的活塞桿（或柱塞桿）具有一定的質(zhì)量，在液壓力的驅(qū)動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械撞擊，但沖擊壓力仍然存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重影響液壓缸和整個液壓系統(tǒng)的強度及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現(xiàn)速度的遞減，直至為零。 當液壓缸中活塞活塞運動速度在6m/min以下時，一般不設(shè)緩沖裝置，而運動速度在12m/min以上時，不需設(shè)置緩沖裝置。在該組合機床液壓系統(tǒng)中，動力滑臺的最大速度為4m/min,因此沒有必要設(shè)計緩沖裝置。 4.8 排氣裝置 如果排氣裝置設(shè)置不當或者沒有設(shè)置排氣裝置，壓力油進入液壓缸后，缸內(nèi)仍會存在空氣[6]。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性,會造成液壓缸和整個液壓系統(tǒng)