车辆工程毕业设计论文-汽车改装式升降台设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-汽车改装式升降台设计(编辑修改稿)内容摘要：

间不长的情况下我们取安全系数为 ，所以 600 =500 aMP184。 由于承受的总应力 ＜ 500Mpa，所以举升臂强度合格。 举升臂在最低位置时受力强度最大，经校核举升臂强度合格。 活塞杆顶端支承轴的强度校核 因为此横轴作为液压缸的支承轴，推力直接作用在轴线垂线上，两端固定在举升臂开孔中，所以其属于纯弯曲变形，其受力如下图。 轴材料为 40Cr，许用抗拉强度为 1000MPa ，轴径为 40mm。 为了避免因弯曲过大而导致对轴的破坏，本设计采用双液压缸，分别支撑在横轴两端。 因在刚举升的最低点轴受力最大，这里只校核此种情况的安全性。 图 支撑轴的剪力图与弯 矩图 由图 可得： 5 2 . 1 0 . 1 0 m 5 . 2 1M K N K N m= ? ? 33M m= = 829 .6 ad 432 32M K N MPW π πd=?180。 式中： M—— 为横截面上的弯矩； W—— 轴的抗弯截面系数。 20 经校核可知： ＜ 1000MPa，因这个最大应力仅在举升瞬间存在，其余时间均小于此值，所以强度合格。 连接举升臂销轴的强度校核 因销轴是插进两个交错的举升臂内部孔中，所以其主要承受剪应力，校核时只需要考虑其剪切 变形即可。 销轴材料按规定为 35钢，轴径 40mm，许用剪切应力 [t ]=98MPa。 如 图 所示。 图 销轴的受力图 在刚要举升最低点时销轴的强度计算 举升最低点时销轴承受的应力为： 31 313 . 7 5 1 04 7 . 4 6 9 8 M404GM P a P aAd p 180。 = = = ?180。 所以此轴满足强度要求。 本章小结 通过分析剪刀式举升机的结构特点 ,建立剪刀举升机机构的力学模型 ,并通过该模型对决定起升油缸最大推力的关键参数进行研究 ,得到合理的结果。 本章还通 过对各举升臂、主受力轴的受力分析与强度计算，来校核设计内容是否合理。 并 提出一些加强措施，使结构强度刚度充分满足条件。 以上的计算与分析 对提高剪刀式举升机系列化设计的效率和质量有明显的效果。 21 第 4 章 液压系统的选择与计算 明确设计要求 液压系统是主机的配套部分，设计液压系统是首先要明确主机对液压系统提出的要求，具体包括 主机的动作要求 这是指主机的哪些动作是要求用液压传动来实现，这些动作间有无联系以及要不要求完成一定自动循环等。 主机可能对液压系统提出许多要求，设计者应在了解主机用途、工作过 程和总体布局的基础上对这些要求做出分析。 主机的性能要求 指主机内采用液压传动的各执行机构在力和运动方面的要求，各执行机构在各工作几段所需的力和速度的大小、调速范围、速度的平彻性以及完成一个循环的时间等方面都必须有明确的数据。 现代化机械要求高精度、高生产力以及高度自动化，这不仅要求期液压系统具有良好的静态指标，还常对其动态指标提出要求。 液压系统的工作环境 工作环境的温度和湿度，污染和振动冲击情况以及是否有腐蚀和易燃性物质存在等问题均应有明确答案。 这涉及液压元件和介质的选用。 必要时设计中 还应附加防护措施。 其他要求 如液压装置的在重量、外形尺寸方面的限制以及经济性、能耗方面的要求等。 液压系统的选型 油缸是液压系统执行元件，也是举升机构的直接动力来源。 通常油缸分为活塞式和浮拄式两类。 活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过 16MPa）。 浮 柱 式为多级伸缩式油缸，一般有 2～ 5 个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达 35MPa） ， 易于安装布置等优点。 剪刀式举升机多采用活塞式液压缸，动力源直接输送。 其中拉塔处的液压缸控制系统为 气动，人工脚踏施力，方便灵活且安全可靠。 本次设计两个举升处液压缸及四个固定车体液压缸者均采用 HSG 系列工程液压缸，其形式为单活塞杆双作用缓冲式液压缸。 它具有结构简单、工作可靠、装拆方便、易于维修，且连接方式多样、缓冲部位任选等特点。 适用于工程机械，矿山机械、起重运输机械、冶金机械及其他机械行业。 22 液压系统 方案的确定 图 液压系统原理图 如 图 所示， 汽车改转式升降台 液压系统方案 的结构组成和工作原理如下 ： 结构组成： 油箱、过滤器、液压泵、电动机、先导型电磁溢流阀、调速阀 、压力表、压力表开 关、蓄能器 、三位四通电液比例换向阀、单向阀、同步阀、液压缸 、三位四通电磁阀。 工作原理 ： 液压系统由一个三位四通电液比例换向阀和一个 同步阀 控制两个支撑杆处的液压缸运动；再有两个三位四通电磁阀和六个换向阀共同控制八个支腿处液压缸的运动，三组液压回路可单独控制。 当电液比例换向阀位于左位时，液压泵供油经电液比例换向阀、分流阀向两个液压缸无杆腔输入等量的油液，两液压缸的活塞杆同步向外伸出，有杆腔的油液经单向阀及电液比例换向阀流回油箱；当电液比例换向阀右位工作时，液压泵供油经电液比例换向阀，分流阀向液压缸有杆腔输入等量 的油液，两液压缸的活塞杆同步向内缩回，无杆腔的油液经单向阀及电液比例换向阀流回油箱。 两个三位四通换向阀的工作原理与三位四通 23 电业比例换向阀的工作原理类似。 液压系统的计算 由上一章节的相关计算可知，两个举升液压缸的最大推力均为 ，参照液压缸制造厂家的相关技术规格可知， HSG 系列工程液压缸能满足本次设计要求的推力且为了保证其安全可靠性，及因长时间使用的消耗而降低其最大推力值，我们这里选用 HSG※ 0180/dE 型，它的最大推力为 ；四个车体固定液压缸的最大推力约为 10KN，我们选用 HSG※ 0140/dE 型，它的最大推力为。 举升处液压缸行程的计算 图 液压缸行程图 参照 计算可知：举升至最高点时 L2=1132mm。 举升机在最低点时L1=645mm， 即液压缸长度约为 600mm，液压缸行程约为 1100600=500mm： 参照液压缸的技术规格我们可以查得 HSG※ 0180/dE 型的速比选择 即可，对应行程 S≤ 8D=640mm。 因为 282mm＜ 640mm，所以所选规格符合设计要求。 举升处液压系统工作压力的计算 由前面的 计算及选型可知，缸径 D=80mm，工作压力计算如下 M P aAFP 2   因为 HSG 系列工程液压缸的最大工作压力为 16MPa，这里所选用的两个举升液压缸均满足在规定范围内 24 支腿 处液压缸行程的 选择 为保证汽车改装式升降台设计在升高的过程中能够具有足够的稳定与平衡，由 图 可知，需要液压支腿在横向上具有 700mm 的伸长量，在竖直方向上具有500mm 的伸长量。 图 支腿处液压缸行程图 支腿 处液压系统工作压力的计算 由整车整备质量为 1825kg，升降 台部分总质量为 588kg,最大举升重量为300kg,每个支腿分担的重力约为 7000N， 参照液压缸的技术规格我们可以查得HSG※ 01120/dE 型的速比选择 即可，对应行程 S≤ 8D=960mm。 因为 700mm＜ 960mm，所以所选规格符合设计要求。 液压 动力 元件的选取 液压泵的选择 计算液压泵的最大工作压力 p pppp  1 （ ） 式中 1p —— 液压缸的最大工作压力 ， MPa； p —— 系统进油路上的总压力损失， [可按经验进行估算，简单的系统取 p =（ ～ ） 610 Pa]； 已知 ： 1P = nP = 25 所以 pppp  1 = + = MPa （ ） 计算液压泵的最大流量 pq 由于所设计的液压系统有多个液压缸，所以液压泵的最大流量为  m a xqKqq vp  （ ） 式中 pq —— 系统所需流量 ， minL ； K—— 系统的泄漏系数，一般取 ～ ；  maxq —— 同时动作的液压缸的最大流量，一般 取 2～ 3 minL ； 初取 K=  maxq =3 minL 或 sm3310 所以  m a xqKqq vp  = 3= minL 或 sm3310 （ ） 液压泵规格的选择 为 保证液压系统工作稳定，所选液压泵应有较大的最大功率、容积效率和总效率，根据液压泵的最大 工作压力 和最大流量，参考 机械设计手册（第五版）第四 卷 表 2154，最终 系统液压泵选择为内啮合楔块式齿轮泵。 计算液压泵的驱动功率并选择 电 动机 由于工作循环中，液压泵的压力和流量比较恒定，所以液压泵的驱动功率 pP应按下式计算 pppp qpP  （ ） 式中 pq —— 液压泵的最大流量， minL ； p —— 液压泵的最大工作压力， MPa； p —— 液压泵的总效率，齿轮泵一般取 90%； 所以 %90 ppp qpP  W （ ）所以 电 动机初选为型号为 Y8012 的 直流 电动机。 26 液压执行元件的选择 液压缸 的选择 根据 对液压缸的设计与计算，并结合以往经验对液压缸结构及其各部件结构的选取如下： 选为单活塞杆转向液压缸 45 钢 O 型密封圈 45 优质碳素钢 45 优质碳素钢 的密封件选用 O 型密封圈加挡圈 ASW 型防尘圈 的选择 根据 液压系统的设计要求，并结合以往经验，液压马达选取： 额定压力为 16～ 25MPa、排量为 5～ 25mL 1r 、 转速为 500～ 4000r 1min 、输出转矩为 17～ 64N m、 型号为 CM5，由天津液压机械集团公司生产 的 齿轮式液压马达。 液压控制阀的选择 由图 可知，液压系统选择的液压控制阀有： 一个 三位四通电液比例换向阀 、 两个 三位四通电磁阀、 一个调速阀、两个溢流阀、四个二位四通换向阀。 所选的液压控制阀均选择液压标准件 控制阀。 液压辅助元件的选择 油箱的选择 整体式油箱、两用油箱和独立邮箱是三种常见的类型，而独立油箱应用最为广泛，所以本液压系统选择独立油箱。 油箱容量的经验公式为 27 pqV  （ ） 式中 V—— 油箱 的有效容积， L； pq —— 液压泵的总额定流量 ， minL ；  —— 经验系数， 对低压系统，  =2～ 4，对中压系统，  =5～ 7，对中、高压或大功率系统，  =6～ 12； 初取  =4 所以 pqV  ＝ 10 =36L （ ） 表 液压泵 站 油箱公称容量系列（ JB/T 79381999） 液压泵 站 油箱公称量系列（ JB/T 79381999） /L 10 16 25 40 63 100 160 油箱 的有效容积的最终确定值按上表就近圆整为标准值，所以由表 可知： 液压系统可选择公称容量为 40L 的油箱。 油管和油管接头的选择 常用的油管有硬管和软管两类，一般尽量选 用硬管 ，所以本液压系统选用钢管。 管道内径及壁厚是管道的两个主要参数，计算公式如下 vqd 4 （ ） bpdn 2 （ ） 式中 q—— 通过油管的最大流量， sm3 ； ｖ —— 油管中允许流量， sm ；（由于系统所用的是高压管，所以 v 取） ｄ —— 油管内径， ｍ；  —— 油管壁厚 ，ｍ； ｐ —— 管内最高工作压力 ， MPa； 28 b —— 管材抗压强度 ， MPa；（由于管材是 45 钢，所以 b =600 MPa） ｎ —— 安全系数；（由于系统最高的工作压力为 20 MPa，大于 MPa，所以 n 取 4） 所以 mxxxvqd 3   （ ） mx xxp d nb 0 0 0 0 02 40 0 。