15吨自卸车液压举升机构优化设计(编辑修改稿)

15吨自卸车液压举升机构优化设计(编辑修改稿)内容摘要：

6500 2400 2400 mm 外型尺寸 9450 2490 3800 mm 吊装或吊卸时间 t 60s 倾翻角度 500  20 装载总质量 15t 车厢外伸 400mm 质量参数的确定 自卸车质量参数包括最大装载质量、整备质量、厂定最大总质量、质量利用系数等。 厂定最大装载质量 Me：根据用途，使用条件以及所选用底盘允许承载能力。 本次设计 取 Me=15000kg. 图 3— 2 普通矩形车厢 车厢的材料： 60%75%为钢铁材料（ 15%20%为合金高强度钢），铝合金为 5%10%，其他的一些材料为 10%20%。 由材料的比例确定混合密度为 [3]。 再根据车厢的尺寸 6500 2400 2400 mm 计算车厢实体体积为 m3。 最后确定车厢的重量为。 最大举升角的确定 车厢最大举升角是自卸车一个十分重要的指标，它直接影响倾卸的效果。 在确定这一指标时，应根据不同的车厢结构，不同的使用场所以及所倾卸的货物安息角去考虑。 此次设计去最大举升角为 500。 举升时间的确定 举升时间的长短直接直接影响自卸车的工作效率，目前国内外自卸车的举升时间一般都在小于 60s，此此设计举升时间为 60s。 大学本科毕业设计（论文） 6 3 举升机构的设计 举升机构的类型及选择 按照举升油 缸与车厢的连接方式分两大类：油缸直推式和油缸与连杆组合式两大类。 直推式 直推式按照油缸与车厢连接点的位置分前置式和 中 置式。 按举升油缸的级数分为单级与多级。 按照油缸数目分单缸与双缸。 中 置双缸直推式举升机构布置简单、结构紧凑、油缸行程小、举升效率高、举升稳定行好，但举升时横向刚度较差 [4]。 前置多级单缸举升机构具有举升力小、油缸行程大、举升时横向刚度好特点。 油缸与杆系组合式 一般由三角臂、副车架和车厢构成的连杆机构与油缸组合而成。 此类举升机构具有举升平顺、举升刚度好、使油缸行程成倍 缩 小。 可采用结构简单、密封行好、易于加工的单缸。 因而广泛用于现代中、轻型自卸车上。 其中以 T 式和 D 式最为常见。 T式为油缸前推连杆组合式， D式为油缸后推连杆组合式。 比较直推式与连杆组合式的优缺点，直推式有设计上易于布置和整车重心易于降低等优点，而且设计计算较为简单。 但一般直推式需要多级缸，而多级缸油缸制造工艺较复杂、制造成本较高。 使用中油封密封问题较多。 油缸与杆系组合式，油缸为单级，制造工艺相对简单。 这种机构经过优化选择可以获得理想油压特性曲线，而且前推式又具有省力、稳定性好、车厢骨架受力小等优点。 因此，本次设 计选择 T式举升机构。 T 式举升机构的运动与受力分析及参数选择 [5] 作图法 初定原始参数 厂家最大装载质量 ma= 50 北华大学本科毕业设计（论文） 7 初定三角臂三边长度 a、 b、 c 及拉杆长度 d，既要考虑三角臂对运动的放大作用，又要适当控制活塞杆行程，因此，确定三角臂三边之比例关系约为a。 b:c=:3: a:b:c=260:800:990,d=20xxmm. 建立坐标系 XOY 通常将货厢翻转中心 O 选在靠近 后悬架支点上方附近，将中心 10 在大梁上平面内的投影 0取作坐标系原点。 X轴沿大梁上平面并指向汽车前进方向。 确定三角臂与货厢的连接点 A 的坐标 (XA,YA) 选取 AX 主要考虑三角臂合适的布置空间，避免三角臂最前端点 B 与变速器及取力器总成可能发生的干涉。 在此前提下，尽可能选取较大的 AX 值。 只要不与货厢底部产生干涉。 因此选取 A点坐标为 (3390,300)。 确定油 缸固定铰支点 E 及拉杆固定铰支点 D 的坐标（ ),)(, DDEE YXYX。 E、 D 两点坐标决定油缸的作用力 F 及拉杆作用力 1F 的作用线位置。 确定原则是在铰支点安装结构允许的前提下，尽可能拉开该两支点间距离，从而尽可能使（ ) 角减小。 以使 F 形成更大的合力 R，经反复画图，计算。 初步确定 D、 E 两点的坐标为（ 2300， 275）（ 2700， 80）。 确定油缸行程 L 油缸行程为举升最高位置油缸长度与原始位置油缸 长度之差。 因此需要用作图法作出三角臂举升最高位置 [6]。 步骤如下： 将 O1A绕旋转中心 O1转 50max 至 11AO ；以 1A 为圆心， c为半径作弧；以 D为圆心， BD 为半径作 BI弧，两弧交 1B 点；再分别以 1A 、 1B 为圆心， b、 a为半径分别作弧得交点 1C . 1A 1B 1C 即为三角臂的最高举升位置；连接 1EC 即油缸活塞杆伸出长度 1EC EC=L=26901710=980mm. 图形如下： 大学本科毕业设计（论文） 8 a  25,87,20  NO1 =3200mm e=2850mm L= 1EC EC=26901710=980mm. 计算举升最大阻力矩 M= eG39。 最大举升 力 G＇ = 0G 厢厢 G =（ 15000 +2250） =198450N 额定载 质 量 0G =15000Kg 最大超载系数 厢 取 货物重心至翻转中心Ｏ的距离 e=L/2— d=6500/2400=2850mm（ d— 车厢后伸距离取 400mm） 则 M = G＇ e =198450 = m 举升合力 Ｒ = NOM1 = = 油缸最大举升推力 Ｆ max=Rsinsin= in 87s in00  =417988N 北华大学本科毕业设计（论文） 9 拉杆最大拉力 Ｆ 1 = Rsinsin= in 20s in 00 =143238N 液压缸的设计计算 缸筒材料选择 缸筒材料选用 45号无缝钢管，粗加工后调质处理 油缸的内径计算 D mmpF 41 798 a x/4 6    其中  取。 预选压力 P 取 16Mpa； Fmax — 油缸的最大推力。 那么可计算 D 的最小值为。 按设计手册取 D 为 200mm。 活塞杆直径的计算 d = D     速比  取 ， 按设计手册取d 为 100mm。 油缸外径的确定 由内径查 北京机械工业出版社 1988 设计手册确定外径 为 245mm。 缸筒壁厚 按中等壁厚计算，选取 45 号无缝钢管  = mmPyP y D 22)( )][(666     —— 缸筒壁厚 ； Py—— 实验最大压力，通常为 倍的预选 工作压力（ aMP ） ； D—— 液压缸内径（ mm） ； [ ]—— 缸体材料许用拉力（ aMP ） ，对于 45 号钢取 105 aMP ；  —— 强度系数，通常取 1。 根据液压缸的内径 D=200mm，选取标准件缸筒外径 D=245，即取  = 大学本科毕业设计（论文） 10 活塞杆强度的校核 取活塞材料为 45 号纲。 d mmF 71 4179884][/4 6   F— 油缸的最大推力； [ ]—— 缸体材料许用拉力（ aMP ），对于 45 号钢取105 aMP ； 而 100 〉 71。 所以满足强度要求。 刚度校核 nF Fk, n 为安全系数，取 3。 活塞杆的细长比 L/R= 57100 41420  因为 L/R 1 2/  =85 ，那么 Fk= 2 2 KNKLnafA 2338) (5000/11)()/(1 2721 。 因为 nF =3 =1254KNFk。 所以满足刚度要求。 2 —— 末端系数，两端铰链，取 1； E —— 弹性模量，对于钢取 1010 pa； I —— 活塞杆横截面惯性矩，为 4r /2； L —— 安装长度 ,由 反复画图取 1420mm； 1 —— 柔性系数，对钢取 85； A1 —— 活塞杆的横截面积 ； a—— 系数，对于纲取 1/5000； K—— 活塞杆截面的最小回转半径，取活塞杆直径的 1/4。 缸筒壁厚的校核 因为 D/  =10，那么：   yp D/2 [ ]66   而 yp D/2 [ ]= = 所以满足要求。 北华大学本科毕业设计（论文） 11 D—— 缸内径 yp —— 缸筒试验压力，当 P〈 16Mpa 时，取 yp = [ ]—— 材料的许应应力 ，取值同上。 液压缸缸底厚度计算 选用有孔缸底，因此 mmdD DPDh y 42)(10105 )]([ 6 60    aa MPMP 105),][ 取—缸盖许用应力（— h—— 缸底厚度（ mm） D—— 液压缸内径（ mm） YP 试验 压力（ aMP ） ，取 0d —— 缸底油孔直径（ mm） mmVVDd 00  0V —— 油口液流速度（ m/s）通常取 4 m/s V—— 液压缸最大输出速度（ m/min） mmhmmdmsmtsV42m i n/0所以 液压缸缸底采用对焊时，焊缝拉应力为 aMPDD F )( 41 798 84)( 4 22212   F—— 液压缸输出最大推力（ N） D—— 液压缸外径（ mm） )(2051   焊接效率通常 焊缝底径取 mmD 所以 aMP105][   密封件的选用 根据活塞和活塞杆承 受力，查机械设计手册 [7]，活塞的密封采用 Y 型密封圈，大学本科毕业设计（论文） 12 活塞杆的密封采用 O 型密封圈。 O 型密封圈其工作压力为 032Mpa，温度 35—200℃。 工。