全套毕业设计舰船液压跳板装置的设计

全套毕业设计舰船液压跳板装置的设计内容摘要：

三维图 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 模型： 图 整体 模型图 现在计算各个工作部件对基架的作用力和作用力矩 ]1[。 (1)计算登船梯跳板梯部分对基架的作用力和作用力矩： 登船梯 质量 m=576kg 重力 G=mg=576kg179。 = 所以对于基架的作用力 F1= 质心距离基架中心轴的距离 1d =+253mm= 所以对于基架的作用力矩 M1=F1179。 d1=178。 m (2)计算马达对基架的作用力和作用力矩： 马达的质量 m179。 2=54179。 2=108Kg 重力 G=mg=108179。 = 所以对于基架的作用力 F2=1054N 质心距离基架中心轴的距离 d2= 所以对于基架的作用力矩 M4=F2179。 d2=178。 m (3)整个回转装置及回转上承台及其上零部件对基架的作用力 经差算整个回转装置及回转上承台及其上零部件总 重量约为 1200kg 所以 F3= 由于上承台及回转装置对基架的作用力主要是重力而不是力矩，所以上承台及回转装置对基架的力矩忽略不计即 M3=0 (4)计算基架本身的作用力和作用力矩： 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 基架本身的质量 m=43Kg 重力 G=mg=421..4N 不过，质心距离基架中心轴的距离 d4=0mm 所以作用力矩 M4=0 因此，所有部件对基架的作用力 F=F1+F2+F3 +F4=+1054N++= 所有部件对支架的作用力力矩 M=M1+M2+M3+M4=178。 m+178。 m+0+0=178。 m 现在先设取基架的壁厚 h=20mm 所以基架的横截面积 A=(∏ /4)*(^^2)=178。 Iz = (∏ /64)*(^^4) = σ=AF +ZYIM = 02 79 12 0204 90 20 4  =89MPa bs b sQ 2 3 5 3 7 5 M P an 4 / n 3 7 5 / 4 9 3 . 7 5 M P a   基 架 材 料 选 用 ， 抗 拉 强 度选 取 安 全 系 数 ， 所 以 【 】 = 可见 σ略小于 【  】，为安全起见，增加壁厚至 h=25mm 此时基架的横截面积 A=(∏ /4)*( ^^2)=178。 Iz = (∏ /64)*(^^4) = σ=AF +ZYIM = 03 13 97 29 12 0205 46 20 4  =79Mpa 相差有点远，所以 安全。 回转支架的设计 回转支架是本设备极其重要的组成部份，它分别由上承台、回转齿轮、液压马达、减速箱、支架等部件组成。 回转支架分别与基架及其 登船梯 相联接。 回转支架由高扭矩低转速液压马达通过四个主动齿轮带动固定于上承台的回转齿轮来旋转整个支架。 回转齿轮是登船梯上的一个重要部件，选用无锡立达齿轮制造有限公司的产品。 参考资料为公 司的齿轮样本。 回转齿轮选型计算流程图： (1)确定回转齿轮保持静态时所承受的最大载荷 根据上述计算：可知轴向载荷 Fa=，倾覆力矩 M=178。 m (2)根据主机类型（应用场合）确定静态安全系数 fs，见表 1。 选取静态系数 fs 为 (3)初步确定选用何种类型的回转齿轮，并根据其计算 Fa’和 M’。 Fa’=fs179。 Fa=179。 = M’=fs179。 M=179。 178。 m =178。 m 初步确定使用 13三排滚柱式回转齿 轮。 (4)在曲线表中查找能满足要求的回转齿轮型号，在曲线图中标出 Fa’和 M’的坐标点。 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 找到型号为 回转齿轮能满足要求。 (5)经过核对， Fa’和 M’在静态承载曲线和螺栓极限曲线的下方。 (6)完成回转齿轮初步选型。 图 回转齿轮 图 回转齿轮二维图 支架的下端与基架上端用法兰方式联接。 登船梯的设计 登船梯主要由跳板梯部分、回转支架和回转部分三 大部份组成，材料为 钢材。 登船梯的 回转支架下 端 与回转部通过螺栓连接 ， 回转部分再与基架舰体连接（通过法兰连接）。 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 跳板部分一端 上部通过油缸与回转支架的支撑联接用于 登船梯的上下升降之用，下部与支架 连接。 回转部分主要由液压马达、一对齿轮等组成，液压马达带动小齿轮围绕大齿轮转动以实现回转运动。 登船梯 的主要设计参数： (1)跳板部分长约 ，宽约 ； (2)最大上翘角度 +30176。 ； (3)最大下倾角度－ 30176。 ； (4)登船梯 内侧净宽 1m； (5)登船梯跳板部分 高度 约为 ； (6)具体见设计图纸。 油缸的设计 油缸位于在固定 登船梯 的两侧与回转支架上的支撑相连，主要用于 登船梯 的上 升和下降。 油缸的设计依据 登船梯 的载荷及其油路压力而确定，本项在详细设计 之后再 给出具体规格。 在 液压油缸 中使用液压传动系统，那么液压传动与机械传动、电气传动相比，有何有缺点呢。 (1)在相同的功率工作的机械的重量指标上，采用液压传动要比采用机械传动的轻三分之一，在外形尺寸上也减小了近三分之一，最好的例子就是起重机了，起重机都是用液压传动的，这样可以保证起重机自身重量轻，机身又可以小一些 ]7[。 (2)实际工作时液压传动容易实现往返运动，直接推动工作机构。 这里可以看看液压千斤顶的，外力施加给液压油，液压油指直接推动液压活动件向上顶。 通过液压阀门控制施压和放压。 (3)易于实现液压系统的安全保护。 液压传动比机械传动操控起来更简单而且省力，可提高液压机械的劳动生产率和作业质量。 (4)液压传动不需逐级调速，调速通用范围比较大，可在较大的范围内实现无极变速，工作平稳性比较好，易实现过载保护。 (5)液压元件容易实现标准化、系列化和通用化，便于组织专业化大批量生产，有利于提高生产效率进而提高产品质量和降低成 本。 (6)液压传动中的的液压油本身是可以当做润滑油，降温剂的，这样可以延长液压元件的使用寿命，减轻液压传动设备的维护和保养的力度。 确定执行元件的设计 执行元件设计中应注意的问题 (1)本套液压 系统选择液压油缸作为执行元件，油缸设计的主要参数包括油缸内径、活塞杆直径、行程。 油缸设计时应注意以下几个问题： ① 在保证所获得的速度和推力下，应尽可能使液压缸的各部分结构按有关标准来设计，尽量做到液压缸的结构紧凑，加工，装配和维修方便。 ② 尽量使活塞杆在承受最大负载时处于受拉状态，若受压应具有良好的 纵向稳定性，长行程的活塞杆伸出时，还应加辅助支撑，避免活塞杆下垂。 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 ③ 液压缸热胀冷缩时应不受阻碍，所以液压缸在安装，固定时，液压缸只能一端 定位。 ④ 根据液压缸具体工作条件，考虑是否有缓冲，排气和防尘装置。 (2)油缸设计过程及校核计算 登船梯运动过程主要有两个动作过程即登船梯升降和左右回转，分别用两个油缸和液压马达作为执行元件。 由于工作环境比较复杂，考虑到风浪带来的影响等，所以油缸的承受能力需要分析和校核。 ① 油缸主要几何尺寸的计算 根据 要求，压紧油缸压紧时最大压紧力为 12吨的力，现进行计算确定执行 元件油缸的主要参数：油缸内径 D、活塞杆直径 d、最大行程 S。 ： 计算公式： 10 FD P －＝ （ 3－ 1） 式中 D――液压缸内径（ m） F――液压缸推力（ KN） P――选定工作压力（ MPa） 其中，液压缸推力已知，为 510 N。 下面选取工作压力： 液压系统的执行元件是液压缸时，其工作压力可以根据最大负载或者是根据主机类型进行选择。 下面采用后一种原则选取执行元件的工作压力。 下表是不同类型的主机所需执行元件的工作压 力： 表 31 按主机类型不同选择液压执行元件的工作压力 设备类型 机床 农业机械、汽车工业、小型工程机械及辅助机构 工程机械、重型机械、锻压设备等 船用系统 工作压力 /Mpa 10 1016 1632 1225 根据上表，本套液压系统是压紧打捆机控制系统，属船用系统工程机械，故选取工作压力在 1225Mpa 范围内，现选取工作压力为 12Mpa。 将 F＝ 510 N， P＝ 12Mpa 分别带入计算公式中，得 D= PF  = 2   =，查手册，将内径 D 按 GB/T23482020圆整成近似标准值得： D= ： 压紧油缸工作时只承受轴向载荷，活塞杆直径可以按简单拉压强度计算。 此时：活塞杆直径应满足：  23 .5 7 1 0 Fd  － （ 3－ 2） 式中 d――活塞杆直径  ――活塞杆材料的许用应力 活塞杆材料一般为 45 钢，其许用压应力可以如下计算：   sn＝。 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 式中 s ――材料屈服强度， 45 钢为 355Mpa n――安全系数，一般取大于 ，现取 3。 经计算，可知 45 钢的许用应力为 118Mpa。 将 s 和 F 带入计算公式，得： d       2 考虑到油缸活塞的设计，杆上键槽受力和油缸内径尺寸等因素，按 GB/T23482020 取活塞杆内径为： d＝ 55mm. S 的确定 液压缸的行程 S，主要是依据机构的运动要求而定。 根据厂家提供的数据，压紧油缸前伸距离为 140mm，取液压缸的行程为 140mm。 活塞杆三维实体如图所示： 图 活塞杆三维图 (3)液压缸结构参数的确定及校核 液压缸的结构参数包括缸筒壁厚、缸底厚度等。 ① 缸筒壁厚 A．缸径选择 油缸可以按标准液压缸外径选取，上面我们已经计算出液压缸筒内径，查手册可知，当工作压力小于 16Mpa 时，缸径为 125mm时，缸外径为 152mm。 B．厚度校核 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 当缸内径与壁厚的比 16D，按薄壁筒计算； 16D时按中壁计算。 当 D=152mm，  ＝ ， D16按中壁缸筒校核。 下面是校核过程： 缸筒材料为 45 缸，按第四强度理论校核，公式如下   2 .3 y yDp cp  （ 3－ 3） 式中  ――材料的许用应力， 45 钢许用应力为 100Mpa yP ――测试压力，取工作压力的 倍，即 yP =14  =  ――强度系数，对于无缝钢管取为 1。 c ――计入壁厚公差即腐蚀的附加厚度，通常圆整为标 准厚度。 带入公式中得 mmc )(   比较得壁厚  ＝。 ② 缸底壁厚 当缸底有油孔时，    yPDhD Dd  （ 3－ 4） 式中： h――缸底厚度（ m）， D――缸底内径 (m)， yP ――试验压力 (MPa)，取 24Mpa。  缸底材料的许用应力， 45 缸取 118MPa。 0d 为 20mm。 计算圆整得缸底厚度为 35mm。 ③ 缸筒三维实体 三维实体是用 CATIA 创建，如图： 图 缸筒三维图 (4)液压缸的联接设计及校核 液压缸的联接主要包括缸盖联接、活塞与活塞杆联接、销轴及耳环的联接。 ① 缸盖联接设计与校核 缸盖联接采用对焊联接。 焊缝 如图 所示为对焊： 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 图 缸盖焊接示意图 焊缝底径取 134mm。 下面进行焊缝拉应力的校核计算： 计算公式： 2212()4FDD   （ 3－ 5） 式中 F――液压缸输出的最大推力，取最大负载 510 N； 1D ――液压缸底外径，前面已经确定，为 ， 2D ――焊缝底径取为 ，  ――焊接效率一般取。 带如数据计算，得  4)(225 29Mpa 缸筒材料为 Q235A，采用 的焊接方式为对接焊， V 型坡口。 查手册知许用拉应力为： ＝ 145Mpa。 比较可知，采用焊接联接强度符合要求 ]6[。 ② 活塞与活塞杆联接 A．结构设计 本设计压紧油缸活塞与活塞杆之间的联接靠卡键与轴肩将活塞固定在活塞杆上，结构如图 所示： 全套设计（图纸）请联系 174320523 各专业都有 图 活塞与活塞杆联接示意图 压紧油缸工作时压紧油缸前伸，右侧轴肩处受压，卡键处也受压。