乐橙车用电动液压千斤顶结构设计

  车用电动液压千斤顶结构设计_机械/仪表_工程科技_专业资料。1绪 论 1.1 课题研究的目的和意义 据统计,国内的轿车保有量 2005 年已达到 900 余万辆, 在现实生活中,轿车、吉普在 路途上换胎一直是驾车者们一件头痛的事,尤其是在酷热的夏天和严寒而

  1绪 论 1.1 课题研究的目的和意义 据统计,国内的轿车保有量 2005 年已达到 900 余万辆, 在现实生活中,轿车、吉普在 路途上换胎一直是驾车者们一件头痛的事,尤其是在酷热的夏天和严寒而绵绵细雨的冬天, 半个多时晨换下胎来,不仅身心劳累,且浑身油泥。随着技术与经济的发展,一种起重工 具液压千斤顶大量涌现于市场,其构造简单、操作方便,修理汽车、拖拉机等可用它将车 身顶起,方便修理。液压千斤顶是根据帕斯卡原理工作,它由油箱、大小不同的两个压力 油缸、单向阀等几个部分组成。工作时,提起小活塞将油吸入小压力油缸,当压下小活塞 时将油液压进大压力油缸。通过两个单向阀门的控制,小活塞对油的压强传递给大活塞, 将重物顶起来。小活塞不断地往复动作,就可以把重物顶到一定的高度。工作完毕,打开 关截止阀,使大压力油缸和油箱连通。这时,只要在大活塞上稍加压力,大活塞即可下落, 油回到油箱中去。 千 斤 顶 分 为 机 械 千 斤 顶 和 液 压 千 斤 顶 两 种 ,原 理 各 有 不 同 。从 原 理 上 来 说 ,液 压 千 斤 顶 所 基 于 的 原 理 为 帕 斯 卡 原 理 ,在 比 较 小 的 活 塞 上 面 施 加 的 压 力 比 较 小 ,而 大 的 活 塞 上 施 加 的 压 力 也 比 较 大 ,这 样 能 够 保 持 液 体 的 静 止 。通 过 液 体 的 传 递 可 以 得 到 不 同端上的不同的压力,这样就可以达到一个变换的目的。机械千斤顶采用机械原理, 以 往 复 扳 动 手 柄 ,拔 爪 即 推 动 棘 轮 间 隙 回 转 ,小 伞 齿 轮 带 动 大 伞 齿 轮 、使 举 重 螺 杆 旋 转 ,从 而 使 升 降 套 筒 获 得 起 升 或 下 降 ,而 达 到 起 重 拉 力 的 功 能 。但 不 如 液 压 千 斤 顶 简 易。 千斤顶采用液压传动的优点: (1)由于液压传动是油管连接,所以借助油管的连接可以方便灵活地布置传动机构,这 是比机械传动优越的地方。 (2)液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小。 (3)传递运动均匀平稳,负载变化时速度较稳定。 (4)液压装置易于实现过载保护——借助于设置溢流阀等,同时液压件能自行润滑,因 此使用寿命长。 (5)液压元件已实现了标准化、系列化和通用化,便于设计、制造和推广使用。 随着生活水平的发展,设计人性化的产品越来越受到人们的喜爱。电动液压千斤顶采 用液压传动,与机械手动千斤顶相比,具有使用携带方便、运行平稳等优点。目前液压技 术日趋完善且被应用于各个领域,与液压传动相关的产品成本也将逐渐降低,因此,低成 本的电动液压千斤顶具有巨大的市场。 1.2 课题的国内外发展研究现状 自 18 世纪末英国制成世界上第一台水压机算起,液压传动技术已有二三百年的历史。 直到 20 世纪 30 年代它才较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第二次世界大战期间, 由于战争需要,出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二 次世界大战结束后,战后液压技术迅速转向民用工业,液压技术不断应用于各种自动机及 自动生产线 年代以后,液压技术随着原子能、空间技术、计算机技术的发展而迅速发展。 因此,液压传动真正的发展也只是近三四十年的事。当前液压技术正向迅速、高压、大功 率、高效、低噪声、经久耐用、高度集成化的方向发展。同时,新型液压元件和液压系统 的计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助测试(CAT)、计算机直接控制(CDC)、机电一体化技术、 可靠性技术等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究的方向。 我国的液压技术最初应用于机床和锻压设备上,后来又用于拖拉机和工程机械。现在, 我国的液压元件随着从国外引进一些液压元件、生产技术以及进行自行设计,现已形成了 系列,并在各种机械设备上得到了广泛的使用。 现在,液压技术被广泛应用与各个领域,液压千斤顶的设计也越来越趋向人性化,目 前,国内外的千斤顶在性能满足要求的同时,还要考虑千斤顶操作的灵活方便。根据实际 需要,目前市场的千斤顶有 YZ 系列千斤顶、超薄型千斤顶、自锁式千斤顶等类型。千斤顶 还分为电动千斤顶和手动千斤顶。电动千斤顶一般以液压系统为基础进行设计,具有顶起 重量大、起升平稳、操作方便等优点。手动千斤顶以螺纹千斤顶为代表,通过螺纹传动来 顶起重物。 1.3 课题研究的主要内容 (1)根据千斤顶的设计电动液压千斤顶的总体方案。 (2)根据工作情况设计液压千斤顶的具体结构,确定主要零部件的参数,对千斤顶的 零件进行强度检验。 (3)绘制二维零件图及总体装配图。 2 电动液压千斤顶概论 2.1 液压千斤顶工作原理 图2.1 液压千斤顶工作原理图 1—杠杆手柄 2—小油缸 3—小活塞 4,7—单向阀 5—吸油管 6,10—管道 8—大活塞 9—大油缸 11—截止阀 12—油箱 图 2.1 是液压千斤顶的工作原理图 [2] 。大油缸 9 和大活塞 8 组成举升液压缸。杠杆手 柄 1、小油缸 2、小活塞 3、单向阀 4 和 7 组成手动液压泵。如提起手柄使小活塞向上移动, 小活塞下端油腔容积增大,形成局部线 中 吸油;用力压下手柄,小活塞下移,小活塞下腔压力升高,单向阀 4 关闭,单向阀 7 打开, 下腔的油液经管道 6 输入举升油缸 9 的下腔,迫使大活塞 8 向上移动,顶起重物。再次提 起手柄吸油时,单向阀 7 自动关闭,使油液不能倒流,从而保证了重物不会自行下落。不 断地往复扳动手柄,就能不断地把油液压入举升缸下腔,使重物逐渐地升起。如果打开截 止阀 11,举升缸下腔的油液通过管道 10、截止阀 11 流回油箱,重物就向下移动。这就是 液压千斤顶的工作原理。 在本次设计中,为使液压千斤顶的操作更加省力,将小活塞驱动由手动改为电动,利 用汽车点烟器上的电源,通过电机带动合适的偏心轮机构驱动活塞上下运动。 2.2 设计要求 本课题的设计要求 (1)设计一个两级的液压缸。 (2)千斤顶顶起的重量为 1.0t。 (3)千斤顶的顶升高度为 150mm。 (4)千斤顶的驱动电机要求电压为 12V 直流电压。 2.3 确定总体方案 2.3.1 液压回路设计 图 2.2 液压回路原理图 根据液压千斤顶工作原理图 2.1,结合本课题设计要求及布置情况,设计的液压千斤顶 液压回路原理图如图 2.2 所示。图中液压泵拟采用单向柱塞泵,通过偏心轮驱动柱塞往复 运动,吸油行程柱塞泵通过单向阀 2 从油箱吸油,压油行程中单向阀 2 关闭,单向阀 1 打 开,液压油输出到顶升液压缸将负载顶起,顶升到所需位置时,切断电机电源,柱塞泵停 止运动,单向阀 1 和二位二通电磁阀都处于关闭位置,阻止了液压油流回油箱,负载保持 在所需位置不动。当负载需要放回时,只需操纵控制器上的相应开关,打开二位二通电磁 阀,油液便可流入油箱。为了防止电机及液压系统过载损坏,在油路中设计了安全阀,当 出现管路堵塞或其它情况使油压过大时,液压油便打开安全阀流回油箱。 2.3.2 总体结构设计 本次设计的千斤顶结构如图 2.3 所示。 图 2.3 液压千斤顶结构图 该电动液压千斤顶由 12V 直流电机、偏心轮机构、柱塞缸、两级顶升液压缸和若干控 制阀及操纵控制器等组成。大小活塞和两级液压缸体组成顶升液压缸。工作时,将电源插 头插入汽车点烟器上插座,按下操纵控制器上的开关,12V 直流电机带动偏心轮机构驱动柱 塞往复运动,当电动机偏心轮机构使柱塞向右移动时,柱塞下端油腔容积增大,形成局部 真空,这时联接油箱油路上的弹簧小球使油路相通,柱塞缸通过吸油管将液压油吸入腔内。 柱塞左移时,柱塞下腔压力升高,弹簧小球使油关闭,下腔的油液经管道输入顶升油缸的 下腔,迫使大活塞向上移动,顶起重物。柱塞再次右移时,与顶升液压缸相连接的弹簧小 球使大液压缸的油口自动关闭,使油液不能倒流,从而保证了重物不会自行下落。不断地 使柱塞往复运动,就能不断地把油液压入顶升缸下腔,使重物逐渐地升起。如果打开二位 二通电磁阀,顶升缸下腔的油液通过管道、电磁阀流回油箱,重物就向下移动。 2.3.3 底板油路设计 为了携带方便,千斤顶的结构尺寸不能太大。在传动比一定的情况下,设计的柱塞缸 的尺寸一般较小,若用管联接,管的内径较小,管路的油压损失较大。液压油一般较稠, 管的内径小使管路较易堵塞,影响千斤顶正常工作。采用底板油路不仅减少了许多管部件, 以及管联接方面的许多麻烦,简化了系统,同时也使油路的内径增大。设计的底板油路如 图 2.4 所示。 图 2.4 底板装配图 底板的设计过程中充分考虑了加工的可行性。柱塞杆向外运动时,柱塞缸内的压力变 小,弹簧球 1 被顶开,弹簧球 2 将油路封住,此时液压油吸入液压缸。柱塞杆下压时,柱 塞缸内的压力变大,弹簧球 1 将油路关闭,弹簧球 2 被顶开,油液被压入顶升液压缸。当 负载需要放回时,将二位二通电磁阀打开,液压油便可进入油箱。当油路某处堵塞时,系 统内的油压将增大,此时上端的安全阀弹簧被顶开,油液通过安全阀流回油箱。 2.3.4 顶升液压缸设计 顶升液压缸设计其结构图如图 2.5 所示 图 2.5 顶升液压缸结构图 为了减小液压千斤顶的外形尺寸,便于携带,本次设计的顶升液压缸采用两级活塞驱 动。第一级液压缸的活塞杆是第二级的缸筒,伸出时,可以获得较长的工作行程,缩回时 可保持很小的结构尺寸。第一级液压缸缸体与缸底采用焊接,缸体与缸头采用螺纹联接。乐橙, 第二级活塞与活塞杆采用整体式。活塞与缸体间采用 O 形密封圈密封;为了使千斤顶使用 安全方便,在活塞杆端部用螺纹件联接了一个凹槽部件与轿车上相应的凸起配合,支撑轿 车。千斤顶在工作过程中,第一级活塞升到最高时,第二级开始顶出,此时系统内的压力 较第一级增大。 2.3.5 柱塞缸设计 柱塞缸结构图如图 2.6 所示 图 2.6 柱塞缸结构图 本次设计的柱塞缸由柱塞、弹簧、密封工作腔等组成,其工作原理是依靠密封工作腔 容积大小交替变化来实现的,它是一种将机械能转换为液压能的能量转换装置,它为液压 系统提供具有一定压力和流量的液体,是液压系统的重要组成部分。其性能的好坏直接影 响液压系统工作的可靠性和稳定性。柱塞杆的往复运动产生容积的变化配合相应的单向阀 进行吸油和压油。一般柱塞和缸体内孔都是圆柱表面,容易得到高精度的配合,密封性较 好,因此效率一般较高。 2.4 电动液压千斤顶使用注意事项 1) 使用前,应将蓄电池充足电,以免电力不足。 2) 举升汽车时,应使发动机熄火,将变速器置于空档位置并拉紧手制动。 3) 必要时,可以用发电机发电助力,此时使发动机工作,但一定要将变速器置于空档,防 止汽车移动伤人。汽车举起后,应将发动机立即熄火。 4) 在汽车底下工作时,必须把汽车用可靠的支撑物安全稳妥地支撑住,以保证安。 3 参数确定 3.1 电机选择 图 3.1 电机 根据系统的具体情况,参考有关设计手册,确定系统压力 p=12.5MPa,液压缸的最大支 撑重量 F=1.0 10 4 N 设定第二级液压缸的上升速度 v=0.005m/s 则根据公式 [4] 式中 1d2p F 4 d——液压缸内径,mm; p——系统工作压力,MPa; F——最大支撑重量 ,N。 取 d=32mm 此时液压缸内的压力 流量 Q 1 d 2v 4.019 106 m3 4 Q——系统的流量, m3 。 (3.1) 此时液压缸用来支撑重物的功率为 [4] P功=p Q (3.2) P电机=mP2功v 式中 P电机 ——电机的额定功率,W; (3.3) m ——机械损失,即由于摩擦而使功率的损失,本系统中近似认为两个液压缸的效 率相同,故用m 2 ,一般 m =0.9。本系统 m 取 0.9. v ——容量损失 因内泄漏、气穴和油液在高压下受压缩而造成的流量上的损失, 内泄露是主要原因,本设计取 v =1。 带入相关数据可得 取 P电机 =70W 根据机械设计手册 [5] 及网上相关资料查询,选择电机为 12v 直流、70W、n=30r/min。 验算电机是否满足第一级的要求: 查机械设计手册初步选择第一级内径 d=50mm,则对应的外径取 D=60mm。 第一级的上升平均速度为 v1 Q 1d2 4 (3.4) 式中 Q——系统的流量, m3 ; d——液压缸内径,mm; v1 ——上升速度,m/s。 带入数据可得 根据 P Fv 可得 式中 F P电机m2v v1 F——负载力,N; (3.5) P电机 ——电机的额定功率,W; m ——机械损失; v ——容量损失。 满足设计要求,同时也说明电机的选择合理 此时系统的工作压力 3.2 顶升液压缸参数的确定 采用伸缩式套筒液压缸,本课题设计要求伸缩量为 150mm,所以采用二级液压缸即可, 该类型的液压缸运动时,其输出速度和输出力都是变化的,其原理图如下 [6] 3.2.1 液压缸的输出力 图 3.2 顶升液压缸原理图 液压缸的输出力为顶起重物的重力,即负载力。根据本课题的要求,千斤顶要求顶 起的重量为 1.0t,即最大负载是 F=1.0104 N 。 3.2.2 液压缸工作过程中的阻力 液压缸工作中除了要克服负载力外,还受到惯性力、运动部件的摩擦阻力、运动部件 的自重、回油背压阻力等作用。本次设计利用液压缸的效率来近似决定液压缸各部件的 尺寸,因此,对各阻力的大小等不再做详细的研究。 3.2.3 液压缸的输出速度 单杆活塞式液压缸和柱塞式液压缸外伸时的速度 [7] 式中 v Q A v——活塞的外伸速度,m/s; (3.6) Q ——进入液压缸的流量, m3 / s ; A ——活塞的作用面积, m2 ; d ——活塞直径,m。 第二级液压缸的速度定为 v2 =0.002m/s 由上述公式知:第一级液压缸的速度为 3.2.4 液压缸的上升时间 t V As QQ 活塞杆伸出时 式中 t——液压缸的作用时间,s; (3.7) V——液压缸的容积, m3 ; A——液压缸的作用面积, m2 ; s——液压缸行程,m; Q——进入(或流出)液压缸的流量, m3 / s 。 液压缸上升时间为第一级和第二级的时间之和即 t1 ——第一级的运动时间,s; t2 ——第二级的运动时间,s。 在本次设计中,查机械设计手册,定第一级的行程为 h1 =90mm,第二级的行程为 h2 = 63mm。则 3.2.5 液压缸的储油量 液压缸的储油量 [9] V As 式中 V——液压缸的储油量, m3 ; (3.8) A——液压缸的作用面积, m2 ; s——液压缸行程,m。 根据公式的液压缸的储油量为 3.2.6 液压缸输出功率 液压缸的输出功率 [11] N Fv (3.9) 式中 N——液压缸的输出功率,W; F——液压缸的输出力,N; v——液压缸的输出速度,m/s。 液压缸的最大输出功率为 3.2.7 液压缸缸筒厚度计算 本次设计中采用标准液压缸外径,查机械设计手册知:第一级液压缸的参数选为 d1 50mm , D1 60mm 。 参数表如表 3.1 [2] 所示 缸径 mm 40 50 63 80 90 100 P≤16 MPa 50 60 76 95 108 121 表 3.1 工程机械用液压缸外径系列 液压缸外径 mm 缸径 液压缸外径 mm 20 25 31.5 mm P≤16 20 25 MPa 50 54 54 110 133 133 133 60 63.5 63.5. 125 146 146 152 76 83 83 140 168 168 168 95 102 102 160 194 194 194 108 114 114 180 219 219 219 121 127 127 200 245 245 245 31.5 140 152 168 194 219 245 第二级按中等壁厚计算 当 3.2 d 16 时,液压缸缸筒厚度,此时 pyd (2.3 py ) c (3.10) 式中 ——强度系数,对于无缝钢管, =1; C——计入壁厚公差及腐蚀的附加厚度,通常圆整到标准厚度值。 py ——试验压力,p16MP 时, py =1.5P MPa 3.2.8 液压缸油口直径的计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度 v 和油口最高液流速度 v0 而定。本次设计中, 最大速度不好确定,由电机带动的偏心轮的运动规律,可选取平均速度的 2 倍代替。已知 液压缸的第二级平均速度为 0.005m/s.即可取 v =0.01m/s.管内液体的流动速度定为 v0 = 2m/s。 式中 v d0 0.13d v0 d0 ——液压缸油口直径,m; d ——液压缸直径,m; v ——液压缸最大输出速度,m/s; (3.11) v 0 ——油口液流速度,m/s。 根据加工的需要,取油口直径 d0 =4mm 3.2.9 缸底厚度的计算 图 3.3 有孔平行缸底 本设计采用的是平行缸底,当缸底有油口时: 式中 h 0.433d pyd (d d0 )[ ] h——缸底的厚度,mm; d——液压缸内径,mm; (3.12) d0 ——缸底油口直径,mm; py ——试验压力, py =1.5P MPa; [ ]——缸底材料的需用应力,MPa。 根据上述公式 取 d=10mm 3.3 吸油缸参数的计算 3.3.1 吸油缸速度计算 该液压缸选择柱塞式类型,选定内径 d=10mm。根据液压缸的流量相同。即 [12] Av A1v1 (3.13) 式中 A——吸油缸的柱塞面积, m2 ; v ——吸油缸的柱塞运动速度,m/s; A1——起升液压缸的第一级内径面积, m2 ; v1 ——起升液压缸的第一级的上升速度,m/s。 则 v A1v1 0.052 0.00205 0.05m / s A 0.012 3.3.2 作用于吸油缸柱塞上的力 已知液压系统中最大压力为 p=12.44MP,则作用于柱塞上的力 [13] 吸油缸的行程 系统的流量与柱塞的行程、柱塞的面积以及电机的转速有关,其关系如下 式中 d——吸油缸的内径,mm; h——柱塞的行程,mm; n——电机的转速,r/s; Q——系统的流量, m3 。 根据上述公式: 3.3.3 吸油缸壁厚的计算 按中等壁厚计算,当 3.2 d 16 时,吸油缸缸筒属于中等壁厚,此时 [14] 式中 ——强度系数,对于无缝钢管, =1; c——计入壁厚公差及腐蚀的附加厚度,通常圆整到标准厚度值。 带入相关数值得: =0.112+c 取 =3mm。 3.3.4 油口直径的确定 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度 v 和油口最高液流速度 v0 而定。本次设计中, 最大速度不好确定,由电机带动的偏心轮的运动规律,可选取平均速度的 2 倍代替。已知 吸油缸的平均速度为 0.08m/s.即可取 v =0.16m/s.管内液体的流动速度定为 v0 =2m/s.由 油口的直径计算公式 [15] 式中 d0 ——吸油缸油口内径,m; d ——吸油缸直径,m; v ——吸油缸最大输出速度,m/s; v 0 ——油口液流速度,m/s。 取油口直径 d0 =4mm 3.3.5 缸底厚度的计算 本设计采用的是平行缸底,当缸有油口时 式中 h——缸底的厚度,mm; d——液压缸内径,mm; py ——试验压力, py =1.5P. MPa; [ ]——缸底材料的需用应力,MPa。 根据上述公式 取 d=3mm 3.4 油箱的设计 图 3.4 油箱 1—吸油管 2—网式滤油器 3—滤油网 4—通气孔 油面指示器 8、10—隔板 9—放油塞 5—回油管 6—顶盖 7— 油箱容量的计算 [9] 油箱容量与系统的流量有关,一般容量可取最大流量的 3-5 倍。另外,油箱容量大小 可从散热角度去设计。 a) 系统发热量计算 在液压系统中,凡系统中的损失都变成热能散发出来,在一 个周期中,每一个工况其效率不同,因此损失也不同,在本次设计中,近似认为每个工况 的效率相同,一个周期发热的功率计算公式为: 式中 H 1 T n i1 Ni (1 i )ti 13.3W H——一个周期的平均发热功率,W; (3.14) T——一个周期时间,s; N i ——第 i 个工况的输入功率,W; i ——第 i 个工况的效率; ti ——第 i 个工况的持续时间,s。 b) 散热量计算 当忽略系统中其他地方的散热,只考虑油箱散热时,即系统的总发热功率 H 全部由油 箱散热来考虑。这时油箱的散热面积 A 的计算公式为 A H kt (3.16) 式中 A——油箱的散热面积, m2 ; H——油箱需要散热的热功率,W; t ——油温(一般以 55 C 考虑)与周围环境温度的温差, C ; K——散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同,通风很差时 K=8~9, 良好时 K=15~17.5,风扇强行冷却时 K=20~23,强迫水冷时 110~175。 本次设计选择 K=9,此时散热面积为: A H kt 0.0269 m2 c 油箱容量的计算 设油箱的长、宽、高比值为 a:b:c=1:1:1 ,边长分别为 at、bt、ct 时,t 的计算公式 为 t A 1.5ab 1.8ac 1.8bc (3.17) 式中 A——散热面积, m2 。 代入数据可得 则油箱的容积为 V=389 cm3 由顶升液压缸的容积为 V=227 cm3 知,油箱中油量一般为油箱的 80%,因为故知油箱 的容积可取为 283 cm3 ,综合油箱的其他形状,取油箱的容积为 400 cm3 。 3.5 密封圈的选择 根据系统压力以及活塞的运动速度,本课题设计选择 O 形橡胶密封圈 [16] ,其有关图 形和尺寸公差如 d1 50mm 时, d2 1.80 0.09mm 。内径 d1 的公差为 0.53mm d1 32mm 时, d2 1.80 0.09mm 。内径的 d1 公差为 0.53mm 如图 3.5 所示 图 3.5 O 形橡胶密封圈 相关参数如表 3.2 所示 d1 内径 公差 14.0 15.0 16.0 17.0 18.0 19.0 20.0 21.2 22.4 23.5 25.0 25.8 26.5 28.0 30.0 31.5 32.5 33.5 ± 0.17 ± 0.22 1.80 ± 0.08 * * * * * * * * * * * * * * * * 2.65 ± 0.09 * * * * * * * * * * * * * * * * * * 表 3.2 O 形橡胶密封圈公差及尺寸 d2 d1 3.55 5.30 7.00 内径 公差 1.80 ±±± ± 0.10 0.13 0.15 0.08 * 51.5 ± * 53.0 0.44 * 54.5 ± * 56.0 0.53 * 58.0 * 60.0 * 61.5 * 63.0 * 65.0 * 67.0 * 69.0 * 71.0 * 73.0 * 75.0 77.0 80.0 82.5 85.0 2.65 ± 0.09 * * * * * * * * * * * * * d2 3.55 ± 0.10 * * * * * * * * * * * * * * * * * * 5.30 ± 0.13 * * * * * * * * * * * * * * * * * * 7.00 ± 0.15 3.6 弹簧的设计 3.6.1 单向阀弹簧的设计 此设计要求弹簧充当单向阀的作用,不需要弹簧有很大的弹性系数,但要求弹簧有一 定的刚度,在外载荷的作用下,弹簧不能发生失效变形。设计如下 [17] 图 3.6 圆柱螺旋压缩弹簧的结构参数 根据公式 K 8D P d3 N / mm2 (3.18) 式中 P——弹簧负荷,MPa; D——弹簧中径,mm; d——弹簧材料直径,mm; K——屈服系数, K 4C 1 0.615 ,其中 C D 为绕度比。 4C 4 C d 根据油口的直径确定弹簧的外径 D= 3 mm, C=8,则 d=0.375 mm, =50MPa , K=0.937,取 P=1N。 则 K 8D p 30.46MPa 50MPa,满足要求。 d3 3.6.2 柱塞弹簧的设计 弹簧的材料选择为弹簧钢,弹簧的作用是将活塞杆推回,且推动为横向推动,其推力 初步定为 P=1N,其切应力根据相关资料查询确定为 100MPa,初步定绕度比 C=7。C D d 由此初步确定弹簧材料直径 d 由 C D 知 D=7d d 式中 P——弹簧负荷,N; D——弹簧中径,mm; d——弹簧材料直径,mm; K——屈服系数, K 4C 1 0.615 ,其中 C D 为绕度比。 4C 4 C d 当 C=7 时,K=0.932。 d 56KP 0.4mm 取 d=0.4mm 则 D=7d=2.8mm 弹簧的材料选择为弹簧钢,弹簧的作用是将活塞杆推回,且推动为横向推动,其推力 初步定为 P=1N,其切应力根据相关资料查询确定为 100MPa,初步定绕度比 C=7。C D d 由此初步确定弹簧材料直径 d 由 C D ,知 D=7d d 式中 P——弹簧负荷,N; D——弹簧中径,mm; d——弹簧材料直径,mm; K——屈服系数, K 4C 1 0.615 ,其中 C D 为绕度比。 4C 4 C d 当 C=7 时,K=0.932。 d 56KP 0.4mm 取 d=0.4mm 则 D=7d=2.8mm 根据柱塞的设计要求知,柱塞的行程为 10.2mm,所以弹簧的变形量 F=10.2mm。 根据弹簧的变形量公式 式中 8D3n F Gd 4 P mm P——弹簧负荷,N; D——弹簧中径,mm; d——弹簧材料直径,mm; n——弹簧有效圈数; G——材料切变模量 ,MPa; F——弹簧的变形量,mm。 (3.19) 查参数资料知 G 1104 MPa 3.6.3 安全阀弹簧的设计 图 3.7 弹簧 安全阀弹簧的作用是限制系统的最大压力,当系统压力超过一定压力时,油液将安全 阀弹簧顶开,并通过安全阀流回油箱。安全阀弹簧选择圆柱螺旋压缩弹簧,其材料强度要 求相对较高。从安全和实际工作角度考虑,安全阀能承受的最大的压力要稍大于系统的最 大压力,但又不能超过最大压力太多,否则达不到保护系统的作用。 系统的压力为中压,根据压力选择弹簧的材料为硅锰弹簧钢,因为系统的最大压力为 12.44MPa,故取安全阀弹簧的最大承受压力为 15MPa,其切应力根据相关资料查询确定 为 100MPa,初步定绕度比 C=5。 C D d 由此初步确定弹簧材料直径 d 由 C D 知 D=5d d 故有 K 8D P 40KP d3 d2 式中 P——弹簧负荷,N; P 1d2 4 p 压 47.1N ; p压 ——安全阀溢流的最小压力; D——弹簧中径,mm; d——弹簧材料直径,mm; K——屈服系数, K 4C 1 0.615 ,其中 C D 为绕度比。 4C 4 C d 当 C=5 时,K=0.915 弹簧的作用 d 40KP 1.74mm 取 d= 1.8mm 则 D=5d=9mm 3.7 键的选择 本次设计选用的键为平键 [18] ,其结构图如下 图 3.7 平键联接的剖面和尺寸 4 技术要求 4.1 缸体技术要求 a) 缸体端部的联接结构采用焊接 [1] 。如下图 b) 缸体的材料 图 4.1 缸体 常采用 20、35、45 号无缝钢管,因 20 号钢机械性能略低,且不能调质,应用较少, 当缸筒与缸底,缸头,管接头或耳轴等件需焊接时,则应采用焊接性能较好的 35 钢,粗 加工后调质。一般情况下,均采用 45 号钢,并调质到 241 : 285HB 。 缸体毛坯液可采用锻钢、铸钢或铸铁件。铸钢可采用 ZG35B 等材料,铸铁可采用 HT200-HT350 间的几个牌号或球墨铸铁。本次设计中考虑到千斤顶结构要小巧,因此选择 的材料要较好才能满足性能要求,故选择 45 钢。 c) 缸体的技术要求如下 1) 缸体内径采用 H8 配合。本次设计采用的粗糙度为 Ra1.6,且均需珩磨。 图 4.2 耳环型、柱塞型缸体 2) 本次设计中缸体内径 d 的公差值可按 9,10 或 11 级精度选取,圆柱度公差值 应按 8 级精度选取 3) 缸体端面 T 的垂直度公差值按 7 级精度选取。 4) 缸体与缸头采用螺纹联接,螺纹取 6 级精度的公制螺纹。 5) 缸体带有耳环或销轴,孔径 D1 或轴线 的中心线对缸体内孔轴线) 为了放置腐蚀和提高寿命,缸体内表面应镀厚度为 30 : 40um 的铬层。镀后进 行珩磨或抛光。 4.2 缸盖技术要求 a) 缸盖的材料 液压缸的缸盖可选用 35 钢,45 号锻钢或 ZG35,ZG45 铸钢 HT200,HT300,HT350 铸铁 等材料。本次选用的是 45 钢。 b) 缸盖的技术要求 直径 d(基本尺寸同缸径)、 D2 (活塞杆的缓冲孔)、 D3 (基本尺寸同活塞杆密封圈外 径)的圆柱度公差值,按 10 级精度选取。 D2 、 D3 与 d 的同轴度公差值为 0.03mm。端面 A、B 与直径 d 轴心线 级精度选取。导向孔的表面粗糙度为 Ra1.25 um 。 图 4.3 缸盖 5 强度校核 这里仅对主要零部件的强度进行计算,以及一些焊接部位的计算校核。只要校核缸 体与缸底焊接处的强度、螺纹联结处的强度、安全阀弹簧的强度等。 5.1 缸体与缸盖焊接强度校核 缸盖连接计算 液压缸缸底采用对焊,图如下 焊缝的拉应力为 [19] 图 5.1 缸底对焊 式中 4 F (D12 D22 ) d——液压缸直径,mm; D1 ——液压缸外径,mm; D2 ——焊缝底径,mm; ——焊接效率,通常取 =0.7。 D1 95mm , 取 D2 85mm 则 4 F (D12 D22 ) 4 1.0 104 (0.0952 0.0852 ) 0.7 10.1MP a 式中 F——液压缸输出的最大推力,N; 在本次设计中最大压力即为负载最大重力 F=1.0 104 N. 5.2 缸头螺纹联接处强度校核 缸体与缸盖用螺纹联接时,图如下 图 5.2 螺纹联接 刚体螺纹处的拉应力为: 螺纹处的切应力为: k1kFd0 0.2(D13 d13 ) 合成应力为: n 2 3 2 式中 F——缸体螺纹处所受的压力 N (5.1) (5.2) (5.3) 在压强最大时 F 最大,最大为 1008N. d1 ——液压缸内径,mm; D1 ——液压缸外径,mm; d0 ——螺纹外径,mm; K——螺纹拧紧系数,静载时,取 K=1.25-1.5,动载时取 K=2.5-4. K1 ——螺纹内摩擦系数,一般取 K1 =0.12 ——螺纹处的拉应力,MPa; ——螺纹处的切应力,MPa; n ——合成应力,MPa; ——螺纹材料的许用应力,MPa; s ——螺纹材料的屈服极限,MPa; n ——安全系数,通常取 n=1.5-2.5。 取 K=2.5, K1 =0.12, =80MPa 将相关数据带入公式知 拉应力 切应力 合成应力 5.3 底座的校核 底座承受的是柱塞缸的横向切应力,其大小为 式中 F hb ——横向切应力,MPa; F——柱塞对底座的压力,N; h ——支座宽度,m; b——支座长度,m。 满足要求 5.4 柱塞缸缸体校核 (5.4) 柱塞缸缸壁较薄,作用与缸体上的力较大,故需要校核,缸体受到的力为拉力,校 核如下 式中 ——缸体横向拉应力,MPa; F——缸体受到的横向拉力,N; d1 ——缸体外径,m; d——缸体内径,m。 满足要求 结论 本次设计要求设计一种体积小、高效率、稳定性高的车用电动液压千斤顶。在参考 了液压传动方面的文献,根据其工作原理完成了对千斤顶结构设计和零件的计算校核。运 用 CAD 对千斤顶的装备图和主要零件的绘制。 根据千斤顶的工作原理和设计要求 ,确定了千斤顶的结构采用了凸轮机构驱动和底 板油路的设计。在对底板油路进行时设计时考虑到过载加入安全阀,保护了系统。通过对 液压系统的分析,确定该系统的工作压力,结合设计的要求对电机进行了选择。根据设计 要求计算确定了顶升缸和液压缸的壁厚等参数并进行了校核验算。通过查表选择了密封圈 和键。最后确定了缸体的材料和技术要求。 在此次设计过程中,不仅把大学四年所学到的理论知识很好的运用到毕业设计中, 而且培养了自己认真思考的能力,并加强了和同学之间进行探讨和解决问题的能力。 通过本次毕业设计,培养我思考问题和解决问题的能力。对今后的工作将有很大的帮 助,对一名即将踏入社会的大学生起到了很重要的指导作用。设计中一定存在不少问题, 请老师和同学批评指正。 致谢 光阴似箭,岁月如梭,四年的大学生涯转瞬即逝。蓦然回首,不论是大二做的金工实习, 大三的课程设计还是大四的参观实习,都是学校对我们走上社会之前的专业知识的考察。 那么,这次的毕业设计当然就是对我们大学四年里所有所学所知的一次综合考验。 完成这次毕业设计,我要感谢指导教师邱明老师,通过这次毕业设计他教会了我如何 去设计,怎么去设计,以及在最初构思时,应该注意的各种问题。是他对本人的精心指导, 是他的耐心教导和积极督导,才使我能按时按量完成本毕业设计。我还要感谢进行毕业设 计中期检查的各位领导和机械工程系的其他老师,他们及时的给我指出了毕业设计当中的 不足,并且给予我很多完成设计的便利条件。 “三人行,必有我师”。我还要特别感谢,我们同一个设计组的其他同学,他们给了 我很多不错的建议。 在各位老师和同学的大力帮助下,才使我的毕业设计得以完成。最后,再次对他们给 予我的帮助,表示衷心的感谢!并对论文审阅老师的辛勤劳动表示敬意。 参考文献 [1] 周士昌. 液压系统设计[M]. 北京: 机械工业出版社, 2003. 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