QY25型液壓起重機變幅油缸設計含6張CAD圖,qy25,液壓,起重,機變,幅油缸,設計,cad QY25型液壓起重機變幅油缸設計 QY25 hydraulic luffing cylinder design 摘要 伴隨國內(nèi)經(jīng)濟建設的飛速發(fā)展，我國的基礎建設力度正逐漸加大。道路交通、機場、港口、水利水電、市政建設等基礎設施的建設規(guī)模也越來越大。市場上液壓起重機的需求也隨之增加。液壓起重機是一種使用廣泛的工程機械，這種機械具有機動性好、工作適應性強、自備動力不需要配備電源、能在野外作業(yè)、操作簡便靈活等特點，因此在交通運輸、城建、消防、大型物料場、基建、急救等領域得到了廣泛的使用。它對減輕勞動強度、節(jié)省人力、降低建設成本、提高施工質(zhì)量、加快建設速度、實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的作用。 本文著重對QY25型液壓起重機液壓系統(tǒng)的變幅液壓缸進行研究和設計。本文主要任務是查閱相關的資料和文獻，確定起重機變幅系統(tǒng)的方案以及變幅機構三鉸點的位置。根據(jù)已知數(shù)據(jù)，對起重機的變幅液壓缸的工作行程、導向長度、缸筒內(nèi)徑及活塞桿直徑等進行設計和計算，然后對缸筒壁厚、外徑和缸底厚度進行強度計算，活塞桿強度校核和穩(wěn)定性進行驗算。根據(jù)計算的數(shù)據(jù)畫ProEngineer三維圖形、AUTOCAD二維圖形。變幅液壓缸的設計與計算主要參照《新編液壓工程手冊》和《機械設計手冊》中的公式。最終通過液壓缸的設計達到本次畢業(yè)設計的目的。 關鍵詞：液壓起重機；變幅液壓缸；強度計算；強度校核 ABSTRACT With the rapid development of domestic economic construction, China's infrastructure is gradually increasing intensity. Construction scale road transport, airports, ports, water utilities, municipal construction and other infrastructure is also growing. Hydraulic crane on the market demand increases. Hydraulic cranes is a widely-used construction machinery, such machinery has good mobility, strong work adaptability, self-powered with a power supply is not required, to work in the field, easy to operate and flexible features, so the transportation, construction, Fire, a large field of materials, infrastructure, and emergency and other fields has been widely used. It reduces the labor intensity, save manpower, reduce construction costs and improve construction quality, accelerate the construction speed, realize construction mechanization plays a very important role. This article focuses on the QY25 hydraulic luffing crane hydraulic cylinder hydraulic system research and design. The main task of this paper is to review the relevant information and documentation to determine the location of the program as well as luffing luffing mechanism of the three nodes of the system. According to the known data on the hydraulic cylinder luffing crane working stroke, the guide length, diameter and piston rod diameter cylinder design and calculation, etc., and then the cylinder wall thickness, diameter and thickness strength calculation Bottom piston pole strength check and stability checking. According to the three-dimensional graphics computing painting ProEngineer, AUTOCAD two-dimensional graphics. Luffing cylinder design and calculation of the main reference "New Hydraulic Engineering Handbook" and "Mechanical Design Manual" in the formula. Ultimately achieve the aim of this design by a hydraulic cylinder design. Keywords: hydraulic crane；luffing cylinder；strength calculation；strength check 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 3 1.1 國內(nèi)外汽車起重機的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 3 1.2 QY25型汽車起重機簡介 4 1.3 液壓傳動在汽車起重機上的優(yōu)點 5 1.4 本課題設計的價值 5 1.5 本課題設計的任務 6 第2章 變幅機構三鉸點及油缸行程設計 8 2.1 三鉸點的運動和受力要求 8 2.2 臂架油缸鉸點位置確定 9 2.3 變幅油缸行程的確定 9 第3章 變幅液壓缸的設計與計算 10 3.1 變幅油缸活塞桿工作和返回速度的確定 10 3.2 變幅油缸推力的確定 10 3.3 變幅油缸壓力的確定 11 3.4 變幅油缸缸筒內(nèi)徑D的確定 11 3.5 變幅油缸活塞桿的設計及直徑d的確定 12 3.6 缸筒壁厚δ的確定 13 3.7 缸筒底部的設計 14 3.8 活塞的設計 15 3.9 活塞導向環(huán)的設計 16 3.10 進、出油口尺寸的設計 18 3.11 耳環(huán)尺寸的設計 18 3.12 緩沖裝置的設計 19 3.13 排氣裝置的設計 19 3.14 密封裝置的設計 20 第4章 變幅液壓缸主要零件的校核 22 4.1 變幅油缸缸筒內(nèi)徑D的校核 22 4.2 缸筒壁厚δ的校核 22 4.3 缸筒底部的強度校核 23 4.4 活塞桿強度校核 23 4.5 連接零件的強度計算 25 第5章 結論 27 致謝 28 參考文獻 29 第1章 緒論 1.1 國內(nèi)外汽車起重機的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 20世紀50年代，我國的起重機行業(yè)才開始起步，后來通過引進國外的先進技術，在學習改進的基礎上積極的研發(fā)創(chuàng)新，很大程度上提升了自主技術水平，不管是外觀還是使用性能各方面都很好的滿足了國內(nèi)大多數(shù)用戶的要求。但是，很多制造企業(yè)由于體制的問題不能很好的解決，再加上成本方面的制約，在這行業(yè)的發(fā)展還是顯得比較遲緩。直至21世紀初，整個工程機械行業(yè)才真正煥發(fā)出了蓬勃發(fā)展的趨勢。國內(nèi)汽車起重機的主要生產(chǎn)廠家有徐州重型機械廠、長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司浦沅分公司和三一集團起重機公司等。 徐州重型機械廠作為工程機械行業(yè)專業(yè)的研發(fā)、制造工廠，其不僅生產(chǎn)全液壓汽車起重機，而且生產(chǎn)銷售消防車、泵車及其他工程機械機種。目前已發(fā)展成為我國最大的汽車起重機生產(chǎn)制造廠家，形成年產(chǎn)最少8000余臺汽車起重機的生產(chǎn)能力，國內(nèi)市場占有率超過50%。其主要產(chǎn)品有5t-80t全液壓汽車起重機、25t-200t全路面汽車起重機、25t液壓輪胎起重機等，并已研發(fā)出更高噸位的機型。 長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司下的浦沉分廠主要研發(fā)生產(chǎn)履帶起重機、汽車起重機以及特種工程機械車輛。其擁有板材預處理、數(shù)控等離子切割、五免提加工中心、俄羅斯落地鏜、焊接機器人等2000多套設備。該公司產(chǎn)品采用流線型雙開門駕駛室，應用高強鋼提升了產(chǎn)品的穩(wěn)定性。在QY130H設計中采用了新型伸縮方式，降低油缸負載，解決超長油缸的穩(wěn)定性問題；采用具有人性化設計的操縱室，可向上傾斜，免除司機高空作業(yè)長期仰視的疲勞；采用PLC計算機集成控制系統(tǒng)與雙驅(qū)動回轉系統(tǒng)， 三一集團汽車起重機公司從2003年起，在消化國內(nèi)外汽車起重機先進技術的前提下，自主研發(fā)了QY16、QY25、QY50三個系列產(chǎn)品，在汽車起重機行業(yè)內(nèi)獨樹一幟，代表著國內(nèi)中小噸位汽車起重機的先進水平。此后，其在完善生產(chǎn)線自制工藝裝備的同時引進了一些國際先進的設備，極大地提高了產(chǎn)品的加工質(zhì)量和生產(chǎn)效率，現(xiàn)在三一的汽車起重機產(chǎn)品己在國內(nèi)初步形成較強的市場競爭力。 近二十年世界工程起重機行業(yè)發(fā)生了巨大的變化,不管是在產(chǎn)品還是市場分布都有很大不同,伴隨著快速發(fā)展的世界經(jīng)濟和日益激烈的市場競爭,世界工程機械市場逐步走向統(tǒng)一化。美洲、歐洲和亞洲已經(jīng)成為最主要的生產(chǎn)基地和銷售市場,歐美洲擁有包括以利勃海爾集團、馬克托瓦克公司、格魯夫公司等為代表的眾多工程機械大集團,而亞洲主要以日本的多田野、加藤等公司為代表。 利勃海爾集團由漢斯-利勃海爾在1949年建立,其起重機具有該集團研發(fā)的裝備渦輪增壓器的六缸發(fā)動機和數(shù)據(jù)總線控制雙項技術的驅(qū)動系統(tǒng),采用LIAS驅(qū)動和ZF-AS-TRONIC 12速全自動變速箱可以降低燃油消耗,而制動性能由于液力減速器也得到了很大的提高,不僅提高安全系數(shù),而且有效地降低了發(fā)熱帶來的危險。ABS防抱死系統(tǒng)和TCS牽引控制系統(tǒng)。同時,利勃海爾起重機的轉向技術非常智能,其由后輪獨立轉向,能夠保證通過前橋控制行駛過程中后橋的轉向角度,而且,后橋的轉向角會在加速時自行變小,而速度小于一定值時車體始終保持直線狀態(tài)且轉向油缸自動鎖定。采用獨立的后輪轉向系統(tǒng)可以使轉彎半徑和輪胎的磨損均較小。 馬尼托瓦克公司始創(chuàng)于1902年,主要生產(chǎn)重型履帶吊和輪胎起重機。該集團在世界擁有13家起重機專業(yè)生產(chǎn)廠,其中一家為中國張家港波坦公司。該公司的產(chǎn)品由于具有先進的技術含量,其使用性能以及可靠度都很高,特別是其底盤和全路面等關鍵技術在歐洲處于領先地位,產(chǎn)品的主要用戶分布在亞洲地區(qū)和美洲地區(qū)。格魯夫公司的強項是越野輪胎起重機和汽車起重機,其于1999年收購了德國的克虜伯輪式起重機公司,成為全路面起重機市場上三足鼎立的一支。 1.2 QY25型汽車起重機簡介 汽車起重機是一種將起重作業(yè)部分安裝在汽車通用或?qū)Ｓ玫妆P上、具有載重汽車行駛性能的輪式起重機。根據(jù)吊臂結構可分為定長臂、接長臂和伸縮臂三種，前兩種多采用桁架結構臂，后一種采用箱形結構臂。根據(jù)動力傳動，又可分為機械傳動、液壓傳動和電力傳動三種。因其機動靈活性好，能夠迅速轉移場地，廣泛用于土木工程。 現(xiàn)在普遍使用的汽車起重機多為液壓伸縮臂汽車起重機，液壓伸縮臂一般有2~4節(jié)，最下(最外)一節(jié)為基本臂，吊臂內(nèi)裝有液壓伸縮機構控制其伸縮。 圖1.1所示為QY 25型汽車起重機的外形，該機由起升、變幅、回轉、吊臂伸縮相交腿機構等組成，全為液壓傳動。 圖1.1 QY25型汽車起重機 QY25型汽車起重機作業(yè)時必須先打支腿，以增大機械的支承面積，保證必要的穩(wěn)定性。因此，汽車起重機不能負荷行駛。 QY25型汽車起重機的主要技術性能有最大起重量、整機質(zhì)量、吊臂全伸長度、吊臂全縮長度、最大起升高度、最小工作半徑、起升速度、最大行駛速度等。 1.3 液壓傳動在汽車起重機上的優(yōu)點 1、在起重機的結構和技術性能上的優(yōu)點： 來自汽車發(fā)動機的動力經(jīng)油泵轉換到工作機構，其間可以獲得很大的傳動比，省去了機械傳動所需的復雜而笨重的傳動裝置。不但使結構緊湊，而且使整機重量大大的減輕，增加了整機的起重性能。同時還很方便的把旋轉運動變?yōu)槠揭七\動，易于實現(xiàn)起重機的變幅和自動伸縮。各機構使用管路聯(lián)結，能夠得到緊湊合理的速度，改善了發(fā)動機的技術特性。便于實現(xiàn)自動操作，改善了司機的勞動強度和條件。由于元件操縱可以微動，所以作業(yè)比較平穩(wěn)，從而改善了起重機的安裝精度，提高了作業(yè)質(zhì)量。 采用液壓傳動，在主要機構中沒有劇烈的干摩擦副，減少了潤滑部位，從而減少了維修和技術準備時間。 2、在經(jīng)濟上的優(yōu)點： 液壓傳動的起重機，結構上容易實現(xiàn)標準化，通用化和系列化，便于大批量生產(chǎn)時采用先進的工藝方法和設備。此種起重機作業(yè)效率高，輔助時間短，因而提高了起重機總使用期間的利用率，對加速實現(xiàn)四個現(xiàn)代化大有好處。 1.4 本課題設計的價值 工程起重機是各種工程建設廣泛運用的重要起重設備，是用來對物料進行起重、運輸、裝卸或安裝等作業(yè)的機械設備，在工業(yè)和民用建筑中作為主要施工機械而得到廣泛運用。它對減輕勞動強度、節(jié)省人力，降低建設成本，提高施工質(zhì)量，加快建設速度，實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的作用。目前我國是世界上使用工程起重機最大的國家之一。 近年來，隨著工程建設規(guī)模的擴大，起重安裝工程量越來越大，吊裝能力、作業(yè)半徑和機動性能的更高要求促使起重機發(fā)展迅速，具有先進水平的塔式起重機和汽車起重機已成為機械化施工的主力。相對于其他起重機，液壓起重機不僅具有移動方便，操作靈活，易于實現(xiàn)不同位置的吊裝等優(yōu)點，而且對其進行驅(qū)動和控制的液壓系統(tǒng)易于實現(xiàn)改進設計。 隨著液壓傳動技術的不斷發(fā)展，液壓起重機已經(jīng)成為各起重機生產(chǎn)廠家主要發(fā)展對象。隨著中國社會的發(fā)展，社會生活中對起重機的需求越來越大，所以起重機的研發(fā)越來越緊迫，由于液壓式起重機轉場靈活，從而方便快捷，所以進幾年我國的液壓式起重機發(fā)展很快。但是，與國外液壓式起重機相比，國外液壓式起重機技術得到了飛速發(fā)展，為了降低整機成本，提高性能，整機質(zhì)量越來越小，在起重性能相同的情況下，自重約比十年前降低了20％左右，由于車輛自重的減小，使車輛采用盡可能少的軸數(shù)（尤其是大噸位起重機）這樣大大簡化了車輛的結構，成本降低，同時提高了起重機的作業(yè)能力及使用經(jīng)濟性。所以，同等噸位的銷售價較前十年有大幅下降，對中國國內(nèi)市場造成了很大沖擊，因此，對我國的液壓式起重機的生產(chǎn)者來說是一個嚴峻的考驗。液壓起重機的變幅系統(tǒng)是起重機的最主要的部分，它的優(yōu)劣直接關系到起重機的性能，所以加大對液壓式起重機變幅系統(tǒng)的設計的研究，努力創(chuàng)新和借鑒外國經(jīng)驗是當務之急。 1.5 本課題設計的任務 本課題主要針對汽車起重機的變幅油缸，結合國內(nèi)外汽車起重機變幅系統(tǒng)的使用現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，設計出一款合適的變幅油缸。在設計過程中，明確設計任務和設計要求；仔細研究設計方案，理清設計思路，使設計過程清晰化。主要進行和完成以下工作： 1、分析已有的液壓缸結構和形式，結合本設計任務，了解其優(yōu)缺點，把握其發(fā)展方向。 2、對當下具有成熟的液壓缸結構進行分析研究和學習。 3、根據(jù)下表參數(shù)，設計出起重機變幅油缸的結構形式和參數(shù)。并對其詳細結構進行設計。 變幅油缸的主要設計內(nèi)容如下： 1、液壓缸類型和各部分結構的選擇。 2、確定基本參數(shù)。主要包括工作負載、工作速度（當有速度要求時）、工作行程、導向長度、缸筒內(nèi)徑及活塞桿直徑等。計算過程中，可以忽略吊臂粗細、起重機鋼絲繩的拉力產(chǎn)生的力矩對變幅的影響。 3、強度和穩(wěn)定性計算。其中包括缸筒壁厚、外徑和缸底厚度的強度計算，活塞桿強度和穩(wěn)定性驗算，以及各連接部分的強度計算。 4、導向、密封、防塵、排氣和緩沖等裝置的設計。 5、整理設計說明書，繪制工程圖。 29 第2章 變幅機構三鉸點及油缸行程設計 2.1 三鉸點的運動和受力要求 起重機的三鉸點是指臂架與轉臺相接的鉸點、臂架與變幅液壓缸相接的鉸點、變幅液壓缸與轉臺相連接的鉸點。三鉸點布置是否合理，對總體設計影響較大。理想的三鉸點可使液壓缸受力好，油壓波動小，液壓缸參數(shù)合理，整機重量輕，造型美觀，橋荷分配合理，起重性能好。 三鉸點可簡化如圖2-1所示的液壓缸機構，其中OB為機架（起重機上的轉臺）、OA為搖桿（起重機上的臂架）、液壓缸缸筒與機架鉸接于B點、液壓缸缸桿與連架桿鉸接于A點、Φ為搖桿OA的擺角，Φ小于90°，一般在-2~80°，γ是機構運動的傳動角。當液壓缸伸長是，A點由A1到A2繞O點作半徑為搖桿OA長的圓周運動；AB為液壓缸長，ABmax與ABmin之差為液壓缸的行程，ABmax與ABmin之比應在1.6~1.8范圍內(nèi)，以便制造。臂架尾鉸點O至回轉中心線之距E值的確定，對整機外形尺寸造型總重，起重性能以及變幅液壓缸受力，各橋荷分配和主要性能參數(shù)等均有很大影響，E值大，可使上車重心后移，減小起重機行駛狀態(tài)下的前橋軸荷，但同時降低工作時的幅度影響起重作業(yè)工作半徑，E值取值范圍為1.5~3.5m；臂架尾架鉸點O至地面的距離受整機高度限制，其值大，整車重心提高，影響行駛穩(wěn)定性，一般在2~3m。 圖2-1液壓缸機構 起重機變幅液壓缸受力受載荷、臂長、幅度的影響，在工作過程中盡量是變幅液壓缸推力隨臂架仰角而變化的曲線平穩(wěn)，也就是機構的傳動角變化要小，只有這樣變幅液壓缸能夠具有良好的工作環(huán)境和合理的機構鉸點形狀。 2.2 臂架油缸鉸點位置確定 如圖2-2變幅機構三鉸點，把變幅機構三鉸點的集合關系簡化為三角形OAB，此三角形隨著變幅油缸的伸長和縮短而變化。 圖2-2變幅機構三鉸點 如圖2-3變幅機構運動軌跡所示，吊臂位于水平位置時，α=0°，此時三角形OAB為初始三角形，OA，OB夾角α0為初始角。當?shù)醣劾@鉸點O轉動到某一位置時，吊臂與水平線夾角為α，變幅油缸也隨之伸長。 圖2-3變幅機構運動軌跡 2.3 變幅油缸行程的確定 根據(jù)任務書給定參數(shù)可知OA=1450mm，OB=4350mm。又因吊臂俯仰角一般-3°至81°，可取仰角為最小角即可計算出油缸最小安裝長度（初始安裝長度）。當?shù)醣劢嵌茸畲鬄?0°時，可計算出油缸最大安裝長度（極限位置長度）。 1、初始位置安裝長度ABmin α=αmin=-3° 得ABmin=2903mm 2、極限位置時變幅油缸長度ABmax α=αmax=81° 得ABmax=4374mm 3、變幅油缸行程H 第3章 變幅液壓缸的設計與計算 起重機工作負載高，為了使機械的結構緊湊、輕便，一般都采用高壓或中壓系統(tǒng)，所以在本次設計中根據(jù)實際工作的需求。臂桿變幅機構主要是通過變幅油缸的變化來實現(xiàn)臂桿的變幅，對其要求是能夠在負載的情況下實現(xiàn)變幅，并且要求工作平穩(wěn)，無沖擊。由于在變幅過程中，伸縮臂桿上的負載很大，所以要求是臂桿的變幅能夠平穩(wěn)的變化。以下就是對變幅機構液壓系統(tǒng)的油缸進行設計計算。 3.1 變幅油缸活塞桿工作和返回速度的確定 由任務書給定參數(shù)可知：吊臂變幅起時間為55s，吊臂變幅落時間為大于36s；又因為變幅油缸行程為1.786m 所以工作速度；返回速度 取工作速度，返回速度 3.2 變幅油缸推力的確定 受力簡圖如圖3.1 所示。 圖3.1 變幅油缸額定工作幅度各參數(shù)圖 對動臂轉動鉸點A取矩，變幅缸推力為： 式中：—變幅軸線與水平線的夾角； —工作臂長； —吊臂的重量； —吊臂重心到鉸點C 的距離； —變幅油缸與AC 的夾角； —起重機工作幅度； 由給定的起重機起重特性數(shù)據(jù)表得最大額定起重量和極限變幅位置時各鉸點位置如圖3.1，由圖中數(shù)據(jù)得： 工作幅度時吊臂的位置，； 額定工作幅度下即； 吊臂重量即； 吊臂基本臂長； 鉸點A到鉸點C的距離AC=1450mm； AC與AB的夾角； 變幅油缸最大； 變幅油缸最小； 將以上參數(shù)帶入公式（4-1）得到變幅油缸的推力： 3.3 變幅油缸壓力的確定 液壓缸公稱壓力也稱額定壓力，是液壓缸能以長期工作壓力。國家標準規(guī)定了公稱壓力系列標準見下表3-1。 表3-1 液壓公稱壓力系列單位：MPa 0.63 1.0 1.6 2.5 4.0 6.3 10.0 16.0 25.0 31.5 40.0 綜合考慮后選取公稱壓力 最高允許壓力是液壓缸在瞬間能承受最大的極限壓力。 國家規(guī)范規(guī)定為： 耐壓測試壓力是液壓缸在檢查質(zhì)量時需要承受的測試壓力。在此壓力測試時間內(nèi)，全部零件不得有破壞或永久變形等異常現(xiàn)象。 國家規(guī)范規(guī)定為： 3.4 變幅油缸缸筒內(nèi)徑D的確定 變幅油實際缸推力計算公式： 所以 可得出,參見表3-2，取D=250mm。 表3-2 液壓缸徑尺寸系列單位（mm） 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 3.5 變幅油缸活塞桿的設計及直徑d的確定 1、活塞桿的結構設計 (1)活塞桿的桿體 活塞桿的桿體分為實心和空心兩種。本油缸減輕油缸重量，節(jié)約成本采用空心。 (2)活塞桿的外端結構 活塞桿外端是液壓缸用以與負載連接的部位，外端結構形式有很多，見與負載的工作形式采用如圖3.2耳環(huán)的結構形式。 圖3.2耳環(huán) 2、活塞桿直徑D的確定 活塞桿直徑d一般按液壓缸往復運動速度比（兩腔面積比）計算， 公式為： 式中?—往復運動速度比，參見表3-3，選取?=2； 得出；參見表3-4，取d=180mm。 表3-3 速度比? 選擇 壓力MPa ≤10 12.5～20 ≥20 速度比? 1.33 1.46 2 表3-4 活塞桿直徑尺寸系列單位(mm） 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 35 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 為減輕油缸本身的重量，本文設計的活塞桿采用空心式，根據(jù)初步計算，現(xiàn)暫定活塞桿內(nèi)徑d1=120mm。 3、活塞桿理論拉力和推力的計算 圖3.4活塞受力分析圖 當活塞桿伸出時理論推力： 當活塞桿回縮時理論拉力： 式中和分別為無桿腔和有桿腔的受力面積；—系統(tǒng)額定壓力00MPa。 4、活塞桿加工要求 （1）塞桿采用45號鋼，熱處理采用調(diào)質(zhì)，表面須鍍硬鉻，鉻層厚度15~ 25μm。 （2）活塞桿外徑公差；直線度≤0.02mm/100mm；表面粗糙度Ra≤0.3-0.4μm。 （3）活塞桿圓柱度公差按8級選取。 5、活塞桿的導向 前端蓋采用球墨鑄鐵（QT700—2）耐磨材料制成，用其內(nèi)孔對活塞桿進行導向。 6、活塞桿的防塵和密封 （1）活塞桿的防塵，采用專用防塵圈進行防塵。 （2）活塞桿的密封 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 3.6 缸筒壁厚δ的確定 缸筒壁厚可按薄壁缸的缸筒的實用計算式：進行計算。 式中：D—缸筒內(nèi)徑250(mm)； —最高允許壓力30(MPa)； —缸筒材料許用應力（MPa）； —缸筒材料的屈服強度（MPa)； n—安全系數(shù)取2(一般取1.5～2.5)。 將公式轉換為 即 將公式轉換為 即 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得到，取 查詢表3-5，缸筒材料選取45號鋼，其屈服強度 表3-5 高精度冷拔無縫鋼管機械性能 材料 抗拉強度 屈服強度 伸長率 硬度（HV） 20 500 400 8 140 35 600 500 6 170 45 700 600 4 210 27SiMn 900 800 3.7 缸筒底部的設計 圖3.5 缸筒底部平面 缸筒底部為平面時，其厚度可按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似計算： 式中：—缸筒底部厚度； —計算厚度處直徑暫取160mm； —液壓缸額定壓力20MPa； —缸筒底部材料為45號鋼，其許用應力為120MPa。 取 缸筒加工要求如下： （1）缸筒與前端蓋采用螺紋連接，選用6 級精度細牙螺紋。參考GB/T197一2003， 選取缸筒內(nèi)螺紋代號: M250×6?6H 旋合長度L=120mm。 （2）缸筒內(nèi)徑選用H8配合。內(nèi)徑表面粗糙度因活塞選用活塞環(huán)密封，內(nèi)徑表面粗糙度取0.2μm。且均需研磨。 （3)缸筒內(nèi)徑的圓度和圓柱度選取8級精度。 （4）缸筒端面垂直度選擇7級精度。 （5）為了防止腐蝕和磨損，缸筒內(nèi)表面鍍鉻，鉻層厚度為30-40μm，鍍后研磨或拋光。 3.8 活塞的設計 1、活塞的結構形式 活塞根據(jù)工作壓力、速度、溫度等工作條件來選擇密封件的工作形式，而選定的密封件的形式?jīng)Q定了活塞的結構形式。 1—擋圈；2—密封件；3—導向環(huán) 圖3.6 活塞結構 常用的活塞結構形式有整體式和分體式，由于本油缸內(nèi)徑比較大無縫鋼管的壁厚無法加工整體式活塞，所以采用分體式活塞?；钊Y構形式如圖3.6，密封件導向環(huán)（支承環(huán))分槽安裝。 活塞寬度B一般按下公式?。? B=（0.6-1.0）D=（0.6-1.0）X200=120-200mm 式中：D—液壓缸缸徑200mm； 結合整體尺寸選取B=200mm。 2、活塞的密封 1—聚四氟乙烯；2—O 形密封圈 圖3.7 活塞的組合式密封圈 活塞的密封件選用準則取決于壓力、溫度、速度和工作介質(zhì)等因素。近年來主要選用O形密封圈和聚四氟乙烯（PTFE）主密封件組合在一起使用（如圖3.7)。這種組合式密封顯著提高了密封性能，降低了摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象，具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長、安裝溝槽簡單、拆裝方便。另一特點是允許活塞外圓與缸筒內(nèi)壁之間有較大的間隙。因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，這就降低了活塞與缸筒的加工要求。 3、活塞的材料 采用整體式有導向環(huán)的活塞，查詢《液壓工程手冊》,活塞采用45號鋼。 4、活塞的加工要求 圖3.8 活塞加工要求 (1)、活塞外徑D 對內(nèi)徑D1的徑向跳動公差值按7 級和8 級精度選取。 (2)、端面T對內(nèi)孔D1軸線的垂直度公差值按7 級選取。 (3)、活塞D 圓柱度公差按9 級精度選取。 (4)、因為采用支承環(huán)，外徑D 表面粗糙度和公差要求可降低。 3.9 活塞導向環(huán)的設計 缸筒壁厚可按下列情況進行計算： 1、導向環(huán)的作用 安裝在活塞外圓的導向環(huán)（支承環(huán)),具有精確的導向作用，并可吸收活塞在運動時產(chǎn)生的側向力。帶導向環(huán)的活塞在液壓缸中運動是非金屬接觸的，因此摩擦系數(shù)小，啟動時無爬行。同時可以改善活塞桿與缸筒的同軸度，使間隙均勻，減少泄露。導向環(huán)采用耐磨材料，使用壽命長，磨損后易于更換。能刮掉雜質(zhì)防止雜質(zhì)嵌入密封圈。 2、活塞導向環(huán)的型式 圖3.9 采用浮動型導向環(huán) 用高強度塑料（聚四氟乙烯)制的導向環(huán)帶狀坯料，裝在活塞外圓的矩形截面溝槽內(nèi)，側向保持有間隙，導向環(huán)可以在溝槽了移動。 3、導向環(huán)尺寸計算 活塞用導向環(huán)的寬度b 可按進行計算 式中：b—導向環(huán)寬度； —活塞最大徑向力(經(jīng)計算為4500KN)； 根據(jù)分析知道，活塞在液壓缸中主要承受軸向力，徑向力較小。查閱《設計手冊》，可知其大小可以近似的取軸向里的15%-20%。軸向力為880KN，所以徑向力為132KN-176KN。取150KN D—活塞外圓直徑250mm； —材料允許的表面承壓力，聚四氟乙烯為15MPa； K—安全系數(shù)取2。 經(jīng)過計算圓整后取b=300mm 3.10 進、出油口尺寸的設計 圖3.10 進、出油口尺寸 液壓缸的進、出油口布置在崗筒和后端蓋上面，并且采用螺紋的連接方式如圖3.10。由系統(tǒng)工作壓力20MPa，油缸的工作速度為0.03m/s(前面已進行了計算，在此不再累贅)。所以流量 所以本油缸將選取A2F0125軸向柱塞變量泵。該泵的最大排量為125cm3/r。 所以根據(jù)公式A=q/V,經(jīng)計算A=41.6mm。取EC=M42×2.5。 3.11 耳環(huán)尺寸的設計 桿用耳環(huán)安裝在活塞桿外端部，通常用螺紋連接。本文設計的耳環(huán)為單耳環(huán)式帶軸套（軸套為圓柱體，材料為青銅）。耳環(huán)的銷孔一般用11H配合。缸筒用耳環(huán)與缸筒后端蓋做成一體，同樣采用帶球鉸軸套耳環(huán)。具體結構詳見圖3.11： 圖3.11 耳環(huán)的形式 a）不帶襯套單耳環(huán) b）帶襯套單耳環(huán) c）球鉸形單耳環(huán) d）、e）、f）鉸軸 根據(jù)設計手冊可確定帶襯套單耳環(huán)尺寸計算公式如下： ，，， ，取b=120mm 3.12 緩沖裝置的設計 液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞到達行程終端時減速到零，目的是消除因活塞的的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋之間的機械撞擊，同時也是為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲。 圖3.12 環(huán)形縫隙節(jié)流緩沖裝置 緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強迫它從小孔或細縫中擠出，以產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。 如圖3.12所示采用環(huán)形縫隙節(jié)流的緩沖裝置，當緩沖柱塞進入與其相配的缸蓋上的內(nèi)孔時，孔中的液壓油只能通過間隙排出，使活塞速度降低。由于配合間隙不變，故隨著活塞運動速度的降低，起緩沖作用。緩沖圈厚度取40mm。 3.13 排氣裝置的設計 液壓系統(tǒng)在安裝過程中或長時間停止工作之后會滲入空氣，油中也會混入空氣，由于氣體具有較大的可壓縮性，將使油缸工作中產(chǎn)生振動、顫抖和爬行，并伴隨有噪聲和發(fā)熱等系列不正?，F(xiàn)象。因此在設計油缸結構時，要保證能及時排除積聚在缸內(nèi)的氣體。 一般利用空氣比重較油輕的特點，在油缸內(nèi)腔的最高部位設置進出油口或?qū)ｉT的排氣裝置如排氣螺釘、排氣閥等，使積聚于缸內(nèi)的氣體排出缸外。 圖3.13 排氣裝置的形式 排氣裝置的形式和結構見圖3.13，一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞（圖c、e）由螺紋與缸筒或端蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內(nèi)空氣從錐面空隙中擠出并經(jīng)斜孔排出缸外。這種排氣裝置簡單方便，但螺紋與錐面密封處同心度要求較高，否則擰緊排氣塞后不能密封，會造成外泄漏。組合排氣塞一般由螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后，錐閥在壓力的推動下脫離密封面而排出空氣。錐閥可以采用圖a所示的錐面密封，也可以采用圖b所示的錐面密封，還可以采用圖g所示的鋼珠密封。后兩種排氣密封形式對高壓缸比較適用。 3.14 密封裝置的設計 密封裝置主要用來防止液壓油的泄漏。液壓缸因為是依靠密閉油液容積的變化來傳遞動力和速度，故密封裝置的優(yōu)劣，將直接影響液壓缸的工作性能。根據(jù)兩個需要密封的偶合面間有無相對運動，可把密封圈分為動密封和靜密封兩類。設計或選用密封裝置的基本要求是：具有良好的密封性能，并隨著壓力的增加能自動提高其密封性能，摩擦阻力小，密封件耐油性，抗腐蝕性好，使用壽命長，使用的溫度范圍廣，制造簡單，裝拆方便等。通常液壓缸的密封有間隙密封、活塞環(huán)密封、Ｏ型密封圈、Y型密封圈、V型密封圈等密封方式來防止漏油。此次密封的選擇在活塞桿設計中已經(jīng)介紹過，此處不再贅述。 圖3.14 密封裝置 (a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)○形圈密封(d)V形圈密封 液壓缸中常見的密封裝置如上圖3.14所示。圖3.14(a)所示為間隙密封，它依靠運動間的微小間隙來防止泄漏。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面上制出幾條細小的環(huán)形槽，以增大油液通過間隙時的阻力。它的結構簡單，摩擦阻力小，可耐高溫，但泄漏大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸較小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。圖3.14(b)所示為摩擦環(huán)密封，它依靠套在活塞上的摩擦環(huán)(尼龍或其他高分子材料制成)在O形密封圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄漏。這種材料效果較好，摩擦阻力較小且穩(wěn)定，可耐高溫，磨損后有自動補償能力，但加工要求高，裝拆較不便，適用于缸筒和活塞之間的密封。圖3.14(c)、圖3.14(d)所示為 密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡膠或塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄漏。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、缸蓋和活塞桿之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。 對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受污染，使密封件磨損，因此常需在活塞桿密封處增添防塵圈，并放在向活塞桿外伸的一端。 第4章 變幅液壓缸主要零件的校核 4.1 變幅油缸缸筒內(nèi)徑D的校核 液壓缸負載率為實際使用推力與理論額定推力的比值： 值是以衡量液壓缸在工作時負載，其取值范圍在中，故選取的缸徑和液壓缸額定壓力合格。 4.2 缸筒壁厚δ的校核 計算求得的壁厚δ值后，應滿足以下四點要求，以保證液壓缸的安全的工作： （1）液壓缸額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全: 式中：—液壓缸額定壓力20MPa； —缸筒材料的屈服強度600MPa； —液壓缸筒直徑為280mm； —液壓缸直徑250mm。 （2）為了避免缸筒在移動時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形有一定的比例范圍： 式中：—缸筒發(fā)生完全塑性變形時的壓力（MPa）； 將數(shù)值代入上式得： 缸筒壁厚δ 顯然滿足。 （3）缸筒徑向變形值應在允許范圍內(nèi)，而不應超出密封件允許范圍： 式中：—液壓缸耐壓試驗壓力50MPa； V—缸筒材料的泊桑系數(shù)，鋼材ν=0.3； E—缸筒材料彈性模數(shù)，碳素45 號鋼取206GPa。 （4）為了確保液壓缸的安全使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力： 式中：—缸筒發(fā)生爆裂時的壓力（MPa）； —缸筒材料的抗拉強度，45號鋼。 計算求得，可以保證液壓缸的安全。 4.3 缸筒底部的強度校核 缸筒底部的強度可按公式計算 其中缸筒底部承受的最大作用力（前面已進行計算，在此不再累贅）；缸筒底部面積 所以缸筒底部的強度滿足要求 4.4 活塞桿強度校核 1、驗算活塞桿的拉伸強度: 式中：d—活塞桿直徑，前面已確定180mm； d1—活塞桿內(nèi)徑，前面已初步確定120mm； F—變幅缸最大推力； 為活塞材料的許用應力， —活塞桿材料的屈服強度； n—安全系數(shù)，取2； 活塞桿為空心桿，材料選用45號鋼，=335Mpa； 所以 顯然活塞桿直徑和內(nèi)徑滿足要求。 2、活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。表4-1液壓缸支承方式和末端系數(shù)ψ2的值，表4-2 、α、ψ1的值，對支承方式的不同其末端系數(shù)的取值也將不同。 表4-1液壓缸支承方式和末端系數(shù)ψ2的值 支承方式 末端系數(shù)ψ2 一端自由，一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接，一端固定 2 兩端固定 4 表4-2 、α、ψ1的值 材料 ×108N/m2 α ψ1 鑄鐵 5.6 80 鍛鋼 2.5 110 軟鋼 3.4 90 硬鋼 4.9 85 活塞桿的細長比為 柔性系數(shù)取85，采用一端鉸接，一端固定的支承方式，末端系數(shù)取2 所以，=120，采用拉金公式計算 安全系數(shù)取n=2 則 顯然選取的活塞桿徑和材料滿足要求。 4.5 連接零件的強度計算 1、缸筒和缸底焊縫強度的計算 對接焊縫的應力為： 式中—液壓缸最大推力（N）；—焊接效率，取=0.7；—焊縫的許用應力（Pa）； ，當采用T422焊條時，，取安全系數(shù)n=3.3~4。 所以缸筒和缸底焊縫強度滿足要求。 2、缸蓋連接螺紋的強度計算 缸筒和缸蓋采用螺紋連接時，其強度計算如下： 螺紋處的拉力和剪應力分別為： 其合成應力和強度驗算公式為 式中: —螺紋外徑；—螺紋內(nèi)徑。 采用普通螺紋尺寸時，可近似地按下式計算: （t為螺距）； —螺紋內(nèi)摩擦系數(shù)（），一般??； —螺紋預緊力系數(shù)，?。? —缸筒材料的許用應力（Pa），，安全系數(shù)，為缸筒材料的屈服極限600（MPa）； —液壓缸最大推力（N）； —缸筒內(nèi)徑（m）。 3、缸蓋連接螺栓的強度計算 缸蓋與缸筒采用法蘭和固定螺栓連接時，其螺栓螺紋處的拉應力和剪應力分別為 其合成應力和強度驗算公式為 缸蓋連接螺栓的強度滿足要求。 第5章 結論 1、結合真空練泥機的工作特點，根據(jù)本課題的設計要求，本次設計主要采用了方案的比較分析和確定，理論計算、分析等方法對真空練泥機的主要參數(shù)進行了詳細的設計。根據(jù)結構繪制了整個真空練泥機的裝配圖、主要零、部件的零件圖和部件圖，編制了本設計說明書。 2、驅(qū)動方案的確定是本次設計的一個關鍵，它關系到整個練泥機的受力情況和加工的穩(wěn)定性，通過比較分析的基礎上，在受力不太大情況下保證了結構緊湊。 3、變幅油缸的設計主要參考了《新編液壓工程手冊》和徐工集團的25 噸液壓汽車起重機，在滿足受力要求和結構合理的情況下保證液壓缸的安全性和穩(wěn)定性。 4、通過本次畢業(yè)設計，我學習了很多關于工程機械的知識，基本上掌握了汽車起重機的主題結構和工作原理，及其主要的工作用途。作為一名大學生，畢業(yè)設計是對所學知識運用的一次很好的考驗，在設計的過程中本人充分運用本科四年所學的專業(yè)知識。這也促使我在以后的工作中，也要努力的學習知識，全面的掌握機械設計的技能，為自己的未來打好基礎。 5、通過本次設計，同時也看到了自己的不足，在本文中并未對整個油缸進行運動仿真的分析，以及通過有限元分析的方法對油缸進行分析，在今后的學生和工作中我將完成該項工作。 致謝 本次畢業(yè)設計歷時幾個月，從選題、開題報告的撰寫到查閱相關資料、零件圖的繪制、裝配體的形成，完成說明書，其間每一過程都得到指導教師的悉心指導，老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從開題報告的撰寫到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配體的形成等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是指導老師仍然細心地糾設計中的錯誤。除了老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。在此表示誠摯的感謝和由衷的敬意。 然感謝大學幾年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。感謝學校給我們提供了良好的課題條件，讓我從這次設計中得到了很好的鍛煉。在此，謹向老師表示最真誠的感謝，感謝他在百忙中給予我們的指導。同時也向幫助過我的同學表示衷心的感謝。最后感謝我的母校對我的栽培！ 參考文獻 [1] 徐灝．機械設計手冊5[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1992：3-746． [2] 張質(zhì)文，虞和謙，王金諾，包起帆．起重機設計手冊[M]．北京：中國鐵道出版社，1997：1-1116。 [3] 張利平．液壓氣動技術速查手冊[M] ．北京：化學工業(yè)出版社，2007：1-644． [4] 唐銀啟．工程機械液壓與液力技術．北京市：人民交通出版社4, 2003． [5] 編寫組．起重機設計手冊．M］．北京：機械工業(yè)出版社．1980：1-1118． [6] 陳作模、葛文杰．機械原理．［M］．北京：高等教育出版社,2005 [7] 張利平．液壓傳動系統(tǒng)及設計[M] ．北京：化學工業(yè)出版社，2005：1-402． [8] 張質(zhì)文等主編. 起重機設計手冊. 中國鐵道出版社, 1998 [9] 蔡文彥．液壓傳動系統(tǒng). 上海:上海交通大學出版社,1996 [10] 雷天覺．液壓工程手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1991 [11] 馮桃新，羅善瞀編. 建設機械配套件手冊. 機械工業(yè)出版社, 1996 [12] 黃積偉.章宏甲，黃誼．液壓傳動[M] ．北京：機械工業(yè)出版社，2007：1-289 [13] 吳宗澤.羅圣國。機械設計課程設計手冊第二版[M]。北京：高等教育出版社，2006：1-261 [14] 編寫組．中國機械工業(yè)標準匯編 起重機械卷（中）．北京：中國標準出版社，2002 [15] 楊東邦．機械CAD制圖與標準應用［M］．北京：中國標準出版社，1998 [16] 鐘安慶．汽車起重機變幅機構三鉸點的合理確定[J] ．遼寧工學院學報，2003，23（1）：60-62． [27] 成大先主編. 機械設計手冊 單行本 北京：化學工業(yè)出版社 , 2004