毕业设计论文汽车升降尾板的结构设计全套图纸

宁XX大学毕业设计(论文) 汽车升降尾板的结构设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要本文介绍了汽车升降尾板国内形势和发展趋势，从系统设计，系统的分析和设计的主线出发，突出整体设计的机械系统动力学探索体系统动力学建模技术集成分析系统控制和其他问题明确的选择和确定具体的执行机构，所述数学模型，通过产生机构尺寸控制和调整的模型参数的模型表示出来的特性的基础上，在此项目中的焦点一系列经过反复探索，展示了最终建立有针对性的方法，使用相结合的理论分析比喻是更方便的解决方案处理车辆液压升降调节器设计问题。全套图纸，加153893706 本文介绍了平面连杆机构介绍的方法求解最优设计方法和工程设计问题，基于对车辆的汽车升降尾板降驱动力分析的一般过程，一般设计时要考虑清楚在体内的主要因素模拟的数学模型，提供了可靠的基础，该模型通过建立机构有权确定目标函数，以确定运行的计算机优化程序，用于车辆装卸过程中的制约是完整的液压升降调节器优化设计结果，以证明使用此测试平台的可靠性，通过实验计算出的值与实际测量值的比较分析证实，该计算值是可靠的方式获得的，通过改变一些参数的优化结果和在同一时间存在致动器考虑液压控制系统的影响因素，以调整和完善执行机构应确定。 本液压系统以传递动力为主，保证足够的动力是其基本要求。另外，还要考虑系统的稳定性、可靠性、可维护性、安全性及效率。其中稳定是指系统工作时的运动平稳性及系统性能的稳定性(如环境温度对油液的影响等因素)。可靠性是指系统不因意外的原因而无法工作(如油管破裂、无电等情况)。可维护性是指系统尽可能简单，元件尽可能选标准件，结构上尽可能使维护方便安全性是指不因液压系统的故障导致后车厢盖的其它事故效率是指液压系统的各种能量损失尽可能的小。上述要求中，除满足系统的动力要求外，最重要的是保证系统的安全性和可靠性。关键词：液压系统，升降机构46AbstractThis article describes the car handling hydraulic lifts domestic situation and development trend , this departure from the system design to system analysis and design of the main line , highlighting the overall design of the mechanical system dynamics to explore body system dynamics modeling techniques integrated analysis system control and other issues clear choices and determine the specific implementing agency is the focus of this project on the basis of the characteristics of the actuator according to the actuator models that come out with the same mathematical model to control and adjust the model parameters through generating mechanism dimension series after repeated exploration demonstrated the eventual establishment of a targeted approach using a combination of theoretical analysis analogy is more convenient solution to vehicle handling hydraulic lift actuator design problems.This paper introduces the general design of planar linkage overview of the methods for solving the optimal design methods and the general process of engineering design problems Based on vehicle handling hydraulic lift actuator force analysis made clear in the body of the main factors to consider when modeling a mathematical model for the right to provide a reliable basis for the model through the establishment of institutions to determine the objective function to determine the constraints running computer optimization procedures for vehicle loading and unloading process is complete hydraulic lift actuator optimal design results in order to prove the reliability of this test platform for the use of existing by changing some parameters of the optimization results for the calculated value by experiments and the actual measured value obtained by comparative analysis confirmed that this calculated value is reliable and at the same time that the actuator should be determined considering the influence factors of the hydraulic control system to adjust and improve executive body。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 录摘 要IIAbstractIII目 录V第1章 绪论11.1课题研究的目的11.2 研究现状11.3 本课题的研究内容2第2章 汽车升降尾板机构方案分析32.1 方案一32.2方案二42.3 方案三42.4方案四52.5 方案确定5第3章 汽车升降尾板机构机械结构设计73.1 汽车尾部参数73.2 尾板尺寸设计83.3 设计尺寸93.4 机构运动分析103.5 受力分析133.6 液压原理图15第4章 液压系统设计计算174.1 主液压缸的设计174.2 副液压缸的设计204.3 活塞的设计224.4 导向套的设计与计算234.5 端盖和缸底的设计与计算244.6 缸体长度的确定264.7 缓冲装置的设计264.8 排气装置264.9 密封件的选用284.10 防尘圈304.11 液压缸的安装连接结构31第5章 液压泵的参数计算32第6章 电动机的选择33第7章 液压元件的选择347.1 液压阀及过滤器的选择347.2 油管的选择357.3 油箱容积的确定36第8章 验算液压系统性能368.1 压力损失的验算及泵压力的调整368.2 液压系统的发热和温升验算39总结41参考文献42致谢44附 录第1章 绪论1.1课题研究的目的20世纪60年代以来，随着不断变化的社会运输需求，社会显著提高生产力水平，传统的处理方式已经无法满足人们的需求，也是货运物流的快速增长，货物装卸也将增加的量的大吨位货车或平板车，因为货物质量大，客舱地板离地面高，全国交通逐渐转移速度快，效率高，成本低，运输的发展方向已逐渐走向专业化方向。在此基础上，车辆装卸升降尾板是运输行业的快速发展的产物。它属于一种新型的运输和装卸工具，近年来在中国的大部分地区被广泛使用，如电信，铁路，航空，水利，电力，矿山，商业，军工等行业。汽车升降尾板，装卸货运汽车已经改变了一直使用的人工运输和处理方法，不仅提高了工作效率，而且还节省了大量的人力消耗，减轻劳动强度。车辆尾部升力是安装在车辆后部的卡车和各种密封液压装卸设备，可用于装卸货物，同时也作为一个箱式货车挡板，所谓的汽车尾板。设备汽车的自己的电池为动力源，或手动叉车，通过简单的操作，您可以轻松地完成数万吨货物装卸业务，它具有结构紧凑，操作范围，高效率，低人类消耗，减轻劳动强度，安全可靠，可广泛用于在运输车辆的装载和卸载操作。1.2 研究现状目前生产的汽车升降尾板企业主要是瑞典ZEPRO公司，东莞，广东省达机械制造有限公司，有限公司，深圳市凯卓立液压设备有限公司，广东省，陕西省汉中市汽车液压尾门有限责任公司。随着生产力水平的不断提高，这些产品将逐渐被广泛推广和应用。研究意义：许多邮局站平台，由于建设较早，受到很多限制现在适应装载运输车辆装卸作业，结果每次装卸必须完成由少数人走到一起，随着经济的的不断发展，电子邮件和包裹量的不断增加，货物处理越来越困难。如果使用自动化设备来代替人力搬运和运输，既要加快装卸过程中，还通过简单的装卸作业，提高经济效益，汽车液压升降，能够成功地完成了装载和卸载工作大大提高了装卸和运输条件，提高工作效率，减轻了劳动强度，节省了大量的人力资源的枯竭，而且安全可靠。由于该设备是易于使用，简单的结构，可安装在任何卡车和拖车的尾部，所以。超市配送中心的空军货物运输，金融运输，物流及运输，以及个体运输等领域具有很大的市场前景。车辆尾部升力一个三角形，采用四连杆机构，实现装卸货物的升降平台。车辆尾部升力结构简单，操作方便，安全，可靠，噪音低。因此，本课题的研究具有现实意义。1.3 本课题的研究内容包括汽车升降尾板机械的设计和功能原理的机械设计和筛选方案。从动力源，驱动机构驱动模式，执行机构，整个系统的总体规划，解决机构系统建模，动态综合分析，系统控制等问题。为了确保货物的安全，尾板，在操作过程中保持稳定。的功率的机制横梁伸缩缸，同时考虑到隔室结构，燃料箱应安装在底盘下面，在车厢内。升降尾板的工作流程：装载的货物 - 载货电梯 - 卸载货物 - 行李箱盖关闭，因此，在吊装货物的过程中，栏板必须保持水平平移，否则，货物可能是从下跌的尾板被损坏。此外，在各种因素的影响，产品的设计必须满足以下要求：（1）尾板举升过程保持水平；（2）尾板在完成举升后可与车厢自动合拢；（3）尾板举升速度适中（80mm/sec左右），举升下降平稳；（4）尾板合拢角速度适中（10/sec左右），且合拢展开平稳；（5）最大起重量为0.5T； （6）举升机构的最小传动角min40；（7）举升、合拢所用动力部件采用伸缩油缸； （8）油缸应安装在车厢下面；（9）油缸承受最大载荷适中；（10）尾板要便于安装。第2章 汽车升降尾板机构方案分析2.1 方案一采用齿轮齿条机构图2-1 齿轮齿条机构优点：升降距离可精确控制，运行平稳；缺点：因此该机构不宜进行较大距离升降，否则会影响行车（整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上）。2.2方案二采用曲柄滑块机构图2-2 曲柄滑块机构优点：结构简单，运行平稳，无冲击；缺点：与导杆机构一样，安装于车厢底部后不利行车，因此也不可用。2.3 方案三采用导杆机构图2-3 导杆机构优点：构件少，结构简单，因此成本较低，易于实现；缺点：由于整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上，因此该垂直升降式导杆机构安装后不利行车，不可用。2.4方案四 采用平行四边形机构图2-4 平行四边形机构优点：结构简单，运行平稳，可安装于车厢底部，不影响车辆的美观和行车；缺点：构件较多，安装时部分车辆可能需对尾部进行一定的改装。2.5 方案确定考虑到车厢的具体结构和使用要求，机构的机架只能固定在汽车车厢下面的底盘上，此外，起升机构上升到上限位置时应与地面有一定距离以利于行车，尾板在举升过程中还应保持平稳，以保证货物的安全。通过对以上各机构优缺点的对比,现确定尾板平动采用平行四边形机构，考虑到尾板的合拢动作，需对其进行适当的改动，改动后结构简图如图2-5所示。图2-5 尾板机构简图该机构采用伸缩式液压缸，其中，与上部连杆形成转动副的液压缸用于举升，另一个液压缸用于尾板的合拢。连杆与关门缸构成平行四边形机构，保证尾板的平动；液压缸的伸缩运动转化为连杆的摆动运动后，尾板升降较为平稳；该机构在竖直方向结构紧凑，在举升至上限位置时，机构最下端与地面仍有一段距离，不影响正常行车。因此，该机构满足设计要求。 图2-6 尾板机构工作图第3章 汽车升降尾板机构机械结构设计3.1 汽车尾部参数表4.1技术参数列表车型CQ1113T6F23G461驾驶室最高点距车架上翼面距离（mm）2056汽车底盘长（mm）8208驾驶室后围距前轴（mm）508轴距（mm）4600外气管距前轴距离（mm）752车架有效长度（mm）5578车架上平面离地高度（满载）（mm）1007车架外宽（mm）1150底盘整备质量（kg）4080推荐货物重心（mm）890底盘轴荷前轴/后轴（kg）1680/2400车辆前悬/车架后悬（mm）1548/1800底盘最大承载质量（kg）7320汽车底盘总高（mm）3060厂定最大设计总质量（kg）114003.2 尾板尺寸设计尾板的起始及终止位置如图3-3所示。由车体尺寸知，尾板举升高度为420mm，取L1315mm，L2171mm，A、E两点高度差为H3103mm，尾板外观厚度H0100mm。图 连杆尺寸及安装位置由图4-3可知，尾板在举升过程中，传动角先增大后减小，故其最小值于起始或终止位置处取得。根据设计要求需使40，当尾板位于最高位置时，H2（L1+L2）cotmin=300(mm) 当尾板位于起始位置时，tan= tan38=0.62 由、得475H2715，故取H2600mm.则杆AC长度lAC=600/cos45=848(mm)。当尾板位于起始位置时，传动角arctan arctan=6540当尾板位于终止位置时，由L1+L2H2知传动角4540，满足设计要求。3.3 设计尺寸取lAG=2lAC/3=566mm，则举升缸1的本体长度（即活塞杆合拢时长度）最小值为L1=543.0(mm)举升缸1的行程为x1=137(mm)关门缸2的本体长度为L2848（mm）关门缸2的行程为x2=141(mm)根据液压缸的本体长度、行程及市场常见规格取缸体直径为800mm，活塞杆直径为30mm。3.4 机构运动分析位移分析由于尾板机构具有对称性，故只取一侧进行分析。而将举升连杆平移至与合拢连杆同平面并不改变其位移、速度、加速度特性，故为简便起见，将机构简图改画如图5-1所示。图5-1 尾板机构简图以O为坐标原点，建立如图所示坐标系，则A(0,340)，B(0,240)，E(0,190)，C2(600,940)，D2(600,840)，点C、D、G的位移方程如下：举升过程中(73.57135)，C: D: G： 合拢过程中，只有D点位置继续变化，其位移方程如下： (090)因为，故，保证了尾板在举升过程中处于平动状态。速度分析各位移方程求导得各点相应速度方程如下：举升过程中(73.57135)，C: D: G： 合拢过程中， (090)图描述了点C1、D1在运动过程中沿y轴方向的速度变化情况。从图中可以看出，举升过程中，点C1、D1在竖直方向的速度始终保持相同，大小为80100mm/s，并为缓慢的匀加速运动，实际应用较为理想。加速度分析对各速度方程求导得相应加速度方程如下：举升过程中(73.57135)，C: D: G： 合拢过程中， (090)通过以上对相关各点的位移、速度和加速度的分析，可以得出如下结论：（1）尾板在举升过程中始终保持平动。（2）竖直方向加速度较小且近乎恒定，水平方向加速度初始时较小，当尾板接近上限位置时加速度较大，但因加速时间较短，对速度影响不大，因此，从整体来看，尾板运行平稳。（3）尾板合拢速度适中，即合拢较为平稳。因此，机构在运动方向满足设计要求。由图6-1可知，整个起重尾板机构所受外力只有载荷F2000N、重力W和三个铰链A、B、E处的支座反力。对于液压伸缩缸，只需根据活塞杆受力情况来确定其型号参数，因此，只需对关门缸活塞杆和举升缸活塞杆进行受力分析，而不用求解B、E两个铰链处的支座反力。图 动力分析机构简图3.5 受力分析尾板受力图如图所示：尾板受力分析受力方程式：（尾板重力=1930N）举升缸活塞杆EG受力图如图6-3所示：图 举升缸活塞杆受力分析受力方程式：（关门缸活塞杆重力=20N）举升连杆由杆AC、AC、FF组成，杆FF只起连接、支撑作用，为次要构件，无需做受力分析，而AC、AC两杆因具有对称性，受力情况相同，故只取杆AC进行受力分析，其等效受力图如图6-4所示：图 举升连杆受力分析受力方程式：（连杆重力=170N）由两个关门缸的对称分布可知，其活塞杆受力情况相同，现只取活塞杆BD进行受力分析，其受力图如图6-5所示：图 关门缸活塞杆受力分析受力方程式：（关门缸活塞杆重力=26N）从以上分析可以看出，举升缸活塞杆在举升货物至最高点时受力最大，为47476.2N；关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为32350.3N；举升连杆也在货物到达最高点时受力最大，为53350.8N。因以上三杆横截面积相同，均为，最大拉伸应力，尽管部分构件所受应力较大，但仍在较常用的钢材许用应力范围之内。因此，各杆受力合理，满足设计要求。3.6 液压原理图 1.油箱 2.液面计 3.空气滤清器 4.油滤 5.泵 6.电机 7.组合阀 8.换向阀 9.关门油缸 10.举升油缸 第4章 液压系统设计计算基本参数是汽车升降尾板的基本技术数据，是根据尾板的用途及结构类型来确定的，它反映了车载尾板工作能力及特点，也基本上上确定了尾板的轮廓尺寸及本体总质量等。4.1 举升液压缸的设计由于主液压缸的行程为3m.主液压缸采用单作用柱塞式套缸，缸径较大，能提供很大载荷作用下的举升力，同时能够满足靠重力回落和撤收的要求。并且工作过程为快进工进快退三个过程的工作循环。液压缸的机械效率由上节得到 举升缸活塞杆在举升货物至最高点时受力最大，为47476.2N；关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为32350.3N；工进时候的负载是最大的，1. 工作压力P=5.1Mpa2. 液压缸内径的计算 D=10-3 =0.101.5m =101.5mm查液压传动与控制手册经过标准化处理D=100mm。 表4.1 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005003. 液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=5.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm,满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为110mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。5. 活塞杆直径的设计查液压传动与控制手册根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.7，即d=0.7D=0.7100=70mm。表4.2 活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=70mm。2.活塞杆强度计算： 56mm （4-4）式中 许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）3活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表4-4中的a、b、c选用。表4-4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80）62402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038004.2 关门液压缸的设计工作压力P=5.1Mpa由上节得到关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为32350.3N； 液压缸内径的计算 D=10-3 =0.586m =56.6mm查液压传动与控制手册经过标准化处理D=63mm。 表4.1 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005004. 液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=15.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.2515.3=19.125MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm,满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为73mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。从制造上考虑，一般液压缸的长度L不会大于液压缸直径的20到30倍。4.3 活塞的设计由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封）、活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封）、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小）、Y形密封圈（用在20Mpa压力下、往复运动速度较高的液压缸密封）、形密封圈（耐高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa压力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。综合以上因素，考虑选用O型密封圈。4.4 导向套的设计与计算1.最小导向长度H的确定 当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度1。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为L,缸筒直径为D时,最小导向长度为: （4-5）一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.61.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.61.0)d.。活塞宽度B取B=(0.61.0)D。若导向长度H不够时,可在活塞杆上增加一个导向套K(见图4-1)来增加H值。隔套K的宽度。图4-1 液压缸最小导向长度1因此:最小导向长度，取H=9cm；导向套滑动面长度A=活塞宽度B=隔套K的宽度2.导向套的结构 导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工作情况适当选择。 1）普通导向套 这种导向套安装在支承座或端盖上，油槽内的压力油起润滑作用和张开密封圈唇边而起密封作用6。 2）易拆导向套 这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。 3）球面导向套 这种导向套的外球面与端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向倾斜时，导向套可以自动调位，使导向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋劲“现象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。 4）静压导向套 活塞杆往复运动频率高、速度快、振动大的液压缸，可以采用静压导向套。由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，它们之间不存在直接接触，而是在压力油中浮动，所以摩擦因数小、无磨损、刚性好、能吸收振动、同轴度高，但制造复杂，要有专用的静压系统。4.5 端盖和缸底的设计与计算 在单活塞液压缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受液压力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。1.端盖的设计计算端盖厚h为：式中 D1螺钉孔分布直径，cm； P液压力，； 密封环形端面平均直径，cm； 材料的许用应力，。2.缸底的设计 缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。3.端盖的结构 端盖在结构上除要解决与缸体的连接与密封外，还必须考虑活塞杆的导向，密封和防尘等问题6。缸体端部的连接形式有以下几种： A焊接 特点是结构简单，尺寸小，质量小，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内缸不易加工。主要用于柱塞式液压缸。 B螺纹连接（外螺纹、内螺纹） 特点是径向尺寸小，质量较小，使用广泛。缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸徐专用工具；安装时应防止密封圈扭曲。 C法兰连接 特点是结构较简单，易加工、易装卸，使用广泛。径向尺寸较大，质量比螺纹连接的大。非焊接式法兰的端部应燉粗。 D拉杆连接 特点是结构通用性好。缸体加工容易，装卸方便，使用较广。外形尺寸大，质量大。用于载荷较大的双作用缸。 E半球连接，它又分为外半环和内半环两种。外半环连接的特点是质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。半环槽消弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。内半环连接的特点是结构紧凑，质量小。安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。F钢丝连接 特点是结构简单，尺寸小，质量小。4.6 缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度1。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内经的2030倍。取系数为5,则液压缸缸体长度：L=5*10cm=50cm。4.7 缓冲装置的设计 液压缸的活塞杆（或柱塞杆）具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械撞击，但冲击压力仍然存在，大约是额定工作压力的两倍，这就必然会严重影响液压缸和整个液压系统的强度及正常工作。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端能实现速度的递减，直至为零。 当液压缸中活塞活塞运动速度在6m/min以下时，一般不设缓冲装置，而运动速度在12m/min以上时，不需设置缓冲装置。在该组合机床液压系统中，动力滑台的最大速度为4m/min,因此没有必要设计缓冲装置。4.8 排气装置 如果排气装置设置不当或者没有设置排气装置，压力油进入液压缸后，缸内仍会存在空气6。由于空气具有压缩性和滞后扩张性,会造成液压缸和整个液压系统在工作中的颤振和爬行,影响液压缸的正常工作。比如液压导轨磨床在加工过程中，这不仅会影响被加工表面的光洁程度和精度，而且会损坏砂轮和磨头等机构。为了避免这种现象的发生，除了防止空气进入液压系统外，还必须在液压缸上设置排气装置。配气装置的位置要合理，由于空气比压力油轻，总是向上浮动，因此水平安装的液压缸，其位置应设在缸体两腔端部的上方；垂直安装的液压缸，应设在端盖的上方。一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞如图4-2（a）所示。表4-5 排气阀（塞）尺寸6d阀座阀杆孔cDM16611619.29323117108.53484623M20x2814725.41143392213114594828 图4-2 (a) 整体排气孔 图4-2（b） 组合排气孔 图4-2（c） 整体排气阀零件结构尺寸由于螺纹与缸筒或端面连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出来并经过斜孔排除缸外。这种排气装置简单、方便，但螺纹与锥面密封处同轴度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，造成外泄漏。组合排气塞如图4-2（b）所示，一般由络螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推动下脱离密封面排出空气。排气装置的零件图及尺寸图见4-2（c）以及表4-2（d）。图4-2（d） 组合排气阀零件结构尺寸4.9 密封件的选用1.对密封件的要求 液压缸工作中要求达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确地选择密封件、导向套（支承环）和防尘圈的结构形式和材料是很重要的。从现在密封技术来分析，液压缸的活塞和活塞杆及密封、导向套和防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，具有可靠的密封系统，才能式液压缸具有良好的工作状态和理想的使用寿命。 在液压元件中，对液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊材料液压缸，如摆动液压缸等。液压缸中不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装卸，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。 密封件一般以断面形状分类。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。2.O形密封圈的选用 液压缸的静密封部位主要是活塞内孔与活塞杆、支承座外圆与缸筒内孔、缸盖与缸体端面等处6。这些部位虽然是静密封，但因工作由液压力大，稍有意外，就会引起过量的内漏和外漏。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈虽小，确实一种精密的橡胶制品，在复杂使用条件下，具有较好的尺寸稳定性和保持自身的性能。在设计选用时，根据使用条件选择适宜的材料和尺寸，并采取合理的安装维护措施，才能达到较满意的密封效果。 安装O形圈的沟槽有多种形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圆形、斜底形等，可根据不同使用条件选择，不能一概而论。使用最多的沟槽是矩形，其加工简便，但容易引起密封圈咬边、扭转等现象。3.动密封部位密封圈的选用 液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支承座（导向套）的密封等。 形密封圈是我国液压缸行业使用极其广泛的往复运动密封圈。它是一种轴、孔互不通用的密封圈。一般，使用压力低于16MPa时，可不用挡圈而单独使用。当超过16MPa并用于活塞动密封装置时，应使用挡圈，以防止间隙“挤出”。4.10 防尘圈防尘圈设置与活塞杆或柱塞密封外侧，用于防止外界尘埃、沙粒等异物侵入液压缸，从而可以防止液压油被污染导致元件磨损。1.防尘圈A型防尘圈 是一种单唇无骨架橡胶密封圈，适于在A型密封结构形式内安装，起防尘作用。B型防尘密封圈 是一种单唇带骨架橡胶密封圈，适于在B型密封结构形式内安装，起防尘作用。C型防尘圈 是一种双唇密封橡胶圈，适于在C型结构形式内安装，起防尘和辅助密封的作用。2.防尘罩 防尘罩采用橡胶或尼龙、帆布等材料制作。在高温工作时，可用氯丁橡胶，可在130以下工作。如果温度再高时，可用耐火石棉材料。当选用防尘伸缩套时，要注意在高频率动作时的耐久性，同时注意在高速运动时伸缩套透气孔是否能及时导入足够的空气。但是，安装伸缩套给液压缸的装配调整会带来一些困难。4.11 液压缸的安装连接结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸近处有口的连接等。1.液压缸的安装形式 液压缸的安装形式很多，但大致可以分为以下两类。 1）轴线固定类 这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸绝大多数是采用这种安装形式。 A 通用拉杆式。在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺钉将缸和安装座连接拉紧。一般短行程、压力低的液压缸。 B 法兰式。用液压缸上的法兰将其固定在机器上。 C 支座式。将液压缸头尾两端的凸缘与支座固定在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。 2）周线摆动类 液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农用机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。 A 耳轴式。将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 B 耳环式。将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。 C 球头式。将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。2.液压缸油口设计 油口孔是压力油进入液压缸的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视其作用6。如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。对液压缸往复速度要求较严的设计，一定要计算孔径的大小。液压缸的进出油口，可以布置在缸筒和前后端盖上。对于活塞杆固定的液压缸，进出油口可以设在活塞杆端部。如果液压缸无专用排气装置，进出油口应设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进出油口的链接形式有螺纹、方形法兰和矩形法兰等。第5章 液压泵的参数计算由表4-6可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵 最高工作压力可按式算出： 因此泵的额定压力可取1.2546.3Pa=58Pa。由表4-6可知，工进时所需要流量最小是0.24L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为，快进快退时液压缸所需的最大流量是20.1L/min，则泵的总流量为；即大流量泵的流量。根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-A26B型的双联叶片泵，该泵额定压力为7MPa，额定转速1000r/min。第6章 电动机的选择系统为双泵供油系统，差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载1。小泵流量:大泵流量:下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。1.差动快进差动快进时，大泵3的出口压力油经单向阀6后与小泵4汇合，然后经三位五通阀15进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率=0.5），大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机功率： 2.工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力为：。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。电动机功率: 3.快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力（总效率=0.5）；大泵出口压力（总效率=0.51）。电动机功率为： 综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y132M-1异步电动机,电动机功率为3KW,额定转速750r/min。第7章 液压元件的选择7.1 液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格1。本例所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表5-1中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表7-1 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量型号1泵22.5YB-A26B2单向阀12I-25B3三位五通电磁阀3235-63BY4二位二通电磁阀3222-63BH5调速阀0.32Q-10B6压力继电器D-63B7单向阀16I-25B8液控顺序阀0.16XY-25B9背压阀0.16B-10B10液控顺序阀（卸载用）16XY-25B11单向阀12I-25B12溢流阀4Y-10B13过滤器45XU-B32*10014压力表开关K-6B15减压阀20J-63B16单向阀20I-63B18单向顺序阀XI-63B7.2 油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达45L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为10mm，外径为18mm的冷拔钢管。7.3 油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，本设计取7倍，故油箱容积为:第8章 验算液压系统性能8.1 压力损失的验算及泵压力的调整1.工进时的压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.24L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计1。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差