畢業(yè)論文定稿-汽車升降尾板的結構設計

I寧XX 大學畢 業(yè) 設 計 (論 文 )汽車升降尾板的結構設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要本文介紹了汽車升降尾板國內(nèi)形勢和發(fā)展趨勢，從系統(tǒng)設計，系統(tǒng)的分析和設計的主線出發(fā)，突出整體設計的機械系統(tǒng)動力學探索體系統(tǒng)動力學建模技術集成分析系統(tǒng)控制和其他問題明確的選擇和確定具體的執(zhí)行機構，所述數(shù)學模型，通過產(chǎn)生機構尺寸控制和調(diào)整的模型參數(shù)的模型表示出來的特性的基礎上，在此項目中的焦點一系列經(jīng)過反復探索，展示了最終建立有針對性的方法，使用相結合的理論分析比喻是更方便的解決方案處理車輛液壓升降調(diào)節(jié)器設計問題。本文介紹了平面連桿機構介紹的方法求解最優(yōu)設計方法和工程設計問題，基于對車輛的汽車升降尾板降驅(qū)動力分析的一般過程，一般設計時要考慮清楚在體內(nèi)的主要因素模擬的數(shù)學模型，提供了可靠的基礎，該模型通過建立機構有權確定目標函數(shù)，以確定運行的計算機優(yōu)化程序，用于車輛裝卸過程中的制約是完整的液壓升降調(diào)節(jié)器優(yōu)化設計結果，以證明使用此測試平臺的可靠性，通過實驗計算出的值與實際測量值的比較分析證實，該計算值是可靠的方式獲得的，通過改變一些參數(shù)的優(yōu)化結果和在同一時間存在致動器考慮液壓控制系統(tǒng)的影響因素，以調(diào)整和完善執(zhí)行機構應確定。本液壓系統(tǒng)以傳遞動力為主，保證足夠的動力是其基本要求。另外，還要考慮系統(tǒng)的穩(wěn)定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。其中穩(wěn)定是指系統(tǒng)工作時的運動平穩(wěn)性及系統(tǒng)性能的穩(wěn)定性(如環(huán)境溫度對油液的影響等因素)。可靠性是指系統(tǒng)不因意外的原因而無法工作(如油管破裂、無電等情況)?？删S護性是指系統(tǒng)盡可能簡單，元件盡可能選標準件，結構上盡可能使維護方便安全性是指不因液壓系統(tǒng)的故障導致后車廂蓋的其它事故效率是指液壓系統(tǒng)的各種能量損失盡可能的小。上述要求中，除滿足系統(tǒng)的動力要求外，最重要的是保證系統(tǒng)的安全性和可靠性。關鍵詞：液壓系統(tǒng)，升降機構IIIAbstractThis article describes the car handling hydraulic lifts domestic situation and development trend , this departure from the system design to system analysis and design of the main line , highlighting the overall design of the mechanical system dynamics to explore body system dynamics modeling techniques integrated analysis system control and other issues clear choices and determine the specific implementing agency is the focus of this project on the basis of the characteristics of the actuator according to the actuator models that come out with the same mathematical model to control and adjust the model parameters through generating mechanism dimension series after repeated exploration demonstrated the eventual establishment of a targeted approach using a combination of theoretical analysis analogy is more convenient solution to vehicle handling hydraulic lift actuator design problems.This paper introduces the general design of planar linkage overview of the methods for solving the optimal design methods and the general process of engineering design problems Based on vehicle handling hydraulic lift actuator force analysis made clear in the body of the main factors to consider when modeling a mathematical model for the right to provide a reliable basis for the model through the establishment of institutions to determine the objective function to determine the constraints running computer optimization procedures for vehicle loading and unloading process is complete hydraulic lift actuator optimal design results in order to prove the reliability of this test platform for the use of existing by changing some parameters of the optimization results for the calculated value by experiments and the actual measured value obtained by comparative analysis confirmed that this calculated value is reliable and at the same time that the actuator should be determined considering the influence factors of the hydraulic control system to adjust and improve executive body。The hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or 詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system.Keywords: hydraulic system, lifting mechanism詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘 要 .IIAbstractIII目 錄 .V第 1 章 緒論11.1 課題研究的目的 .11.2 研究現(xiàn)狀 11.3 本課題的研究內(nèi)容 2第 2 章 汽車升降尾板機構方案分析32.1 方案一 32.2 方案二 .42.3 方案三 42.4 方案四 .52.5 方案確定 5第 3 章 汽車升降尾板機構機械結構設計73.1 汽車尾部參數(shù) 73.2 尾板尺寸設計 83.3 設計尺寸 93.4 機構運動分析 103.5 受力分析 133.6 液壓原理圖 15第 4 章 液壓系統(tǒng)設計計算174.1 主液壓缸的設計 174.2 副液壓缸的設計 204.3 活塞的設計 224.4 導向套的設計與計算 234.5 端蓋和缸底的設計與計算 244.6 缸體長度的確定 26詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.7 緩沖裝置的設計 264.8 排氣裝置 264.9 密封件的選用 284.10 防塵圈 304.11 液壓缸的安裝連接結構 31第 5 章 液壓泵的參數(shù)計算32第 6 章 電動機的選擇33第 7 章 液壓元件的選擇347.1 液壓閥及過濾器的選擇 347.2 油管的選擇 357.3 油箱容積的確定 36第 8 章 驗算液壓系統(tǒng)性能368.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 368.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 39總結41參考文獻42致謝441第 1 章 緒論1.1 課題研究的目的20 世紀 60 年代以來，隨著不斷變化的社會運輸需求，社會顯著提高生產(chǎn)力水平，傳統(tǒng)的處理方式已經(jīng)無法滿足人們的需求，也是貨運物流的快速增長，貨物裝卸也將增加的量的大噸位貨車或平板車，因為貨物質(zhì)量大，客艙地板離地面高，全國交通逐漸轉移速度快，效率高，成本低，運輸?shù)陌l(fā)展方向已逐漸走向?qū)I(yè)化方向。在此基礎上，車輛裝卸升降尾板是運輸行業(yè)的快速發(fā)展的產(chǎn)物。它屬于一種新型的運輸和裝卸工具，近年來在中國的大部分地區(qū)被廣泛使用，如電信，鐵路，航空，水利，電力，礦山，商業(yè)，軍工等行業(yè)。汽車升降尾板，裝卸貨運汽車已經(jīng)改變了一直使用的人工運輸和處理方法，不僅提高了工作效率，而且還節(jié)省了大量的人力消耗，減輕勞動強度。車輛尾部升力是安裝在車輛后部的卡車和各種密封液壓裝卸設備，可用于裝卸貨物，同時也作為一個箱式貨車擋板，所謂的汽車尾板。設備汽車的自己的電池為動力源，或手動叉車，通過簡單的操作，您可以輕松地完成數(shù)萬噸貨物裝卸業(yè)務，它具有結構緊湊，操作范圍，高效率，低人類消耗，減輕勞動強度，安全可靠，可廣泛用于在運輸車輛的裝載和卸載操作。1.2 研究現(xiàn)狀目前生產(chǎn)的汽車升降尾板企業(yè)主要是瑞典 ZEPRO 公司，東莞，廣東省達機械制造有限公司，有限公司，深圳市凱卓立液壓設備有限公司，廣東省，陜西省漢中市汽車液壓尾門有限責任公司。隨著生產(chǎn)力水平的不斷提高，這些產(chǎn)品將逐漸被廣泛推廣和應用。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763研究意義：許多郵局站平臺，由于建設較早，受到很多限制現(xiàn)在適應裝載運輸車輛裝卸作業(yè)，結果每次裝卸必須完成由少數(shù)人走到一起，隨著經(jīng)濟的的不斷發(fā)展，電子郵件和包裹量的不斷增加，貨物處理越來越困難。如果使用自動化設備來代替人力搬運和運輸，既要加快裝卸過程中，還通過簡單的裝卸作業(yè)，提高經(jīng)濟效益，汽車液壓升降，能夠成功地完成了裝載和卸載工作大大提高了裝卸和運輸條件，提高工作效率，減輕了勞動強度，節(jié)省了大量的人力資源的枯竭，而且安全可靠。由于該設備是易于使用，簡單的結構，可安裝在任何卡車和拖車的尾部，所以。超市配送中心的空軍貨物運輸，金融運輸，物流及運輸，以及個體運輸?shù)阮I域具有很大的市場前景。車輛尾部升力一個三角形，采用四連桿機構，實現(xiàn)裝卸貨物的升降平臺。車輛尾部升力結構簡單，操作方便，安全，可靠，噪音低。因此，本課題的研究具有現(xiàn)實意義。1.3 本課題的研究內(nèi)容包括汽車升降尾板機械的設計和功能原理的機械設計和篩選方案。從動力源，驅(qū)動機構驅(qū)動模式，執(zhí)行機構，整個系統(tǒng)的總體規(guī)劃，解決機構系統(tǒng)建模，動態(tài)綜合分析，系統(tǒng)控制等問題。為了確保貨物的安全，尾板，在操作過程中保持穩(wěn)定。的功率的機制橫梁伸縮缸，同時考慮到隔室結構，燃料箱應安裝在底盤下面，在車廂內(nèi)。升降尾板的工作流程：裝載的貨物 - 載貨電梯 - 卸載貨物 - 行李箱蓋關閉，因此，在吊裝貨物的過程中，欄板必須保持水平平移，否則，貨物可能是從下跌的尾板被損壞。此外，在各種因素的影響，產(chǎn)品的設計必須滿足以下要求：（1）尾板舉升過程保持水平；詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（2）尾板在完成舉升后可與車廂自動合攏；（3）尾板舉升速度適中（80mm/sec 左右） ，舉升下降平穩(wěn)；（4）尾板合攏角速度適中（10°/sec 左右） ，且合攏展開平穩(wěn)；（5）最大起重量為 0.5T； （6）舉升機構的最小傳動角 min40°；（7）舉升、合攏所用動力部件采用伸縮油缸； （8）油缸應安裝在車廂下面；（9）油缸承受最大載荷適中；（10）尾板要便于安裝。第 2 章 汽車升降尾板機構方案分析2.1 方案一采用齒輪齒條機構詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖2-1 齒輪齒條機構優(yōu)點：升降距離可精確控制，運行平穩(wěn)；缺點：因此該機構不宜進行較大距離升降，否則會影響行車（整個機構要安裝于汽車車廂下面的底盤上） 。2.2 方案二采用曲柄滑塊機構圖2-2 曲柄滑塊機構優(yōu)點：結構簡單，運行平穩(wěn)，無沖擊；缺點：與導桿機構一樣，安裝于車廂底部后不利行車，因此也不可用。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632.3 方案三采用導桿機構圖2-3 導桿機構優(yōu)點：構件少，結構簡單，因此成本較低，易于實現(xiàn)；缺點：由于整個機構要安裝于汽車車廂下面的底盤上，因此該垂直升降式導桿機構安裝后不利行車，不可用。2.4 方案四 采用平行四邊形機構圖2-4 平行四邊形機構優(yōu)點：結構簡單，運行平穩(wěn)，可安裝于車廂底部，不影響車輛的美觀和行車；缺點：構件較多，安裝時部分車輛可能需對尾部進行一定的改裝。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632.5 方案確定考慮到車廂的具體結構和使用要求，機構的機架只能固定在汽車車廂下面的底盤上，此外，起升機構上升到上限位置時應與地面有一定距離以利于行車，尾板在舉升過程中還應保持平穩(wěn)，以保證貨物的安全。通過對以上各機構優(yōu)缺點的對比,現(xiàn)確定尾板平動采用平行四邊形機構，考慮到尾板的合攏動作，需對其進行適當?shù)母膭?，改動后結構簡圖如圖2-5所示。圖2-5 尾板機構簡圖該機構采用伸縮式液壓缸，其中，與上部連桿形成轉動副的液壓缸用于舉升，另一個液壓缸用于尾板的合攏。連桿與關門缸構成平行四邊形機構，保證尾板的平動；液壓缸的伸縮運動轉化為連桿的擺動運動后，尾板升降較為平穩(wěn)；該機構在豎直方向結構緊湊，在舉升至上限位置時，機構最下端與地面仍有一段距離，不影響正常行車。因此，該機構滿足設計要求。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖2-6 尾板機構工作圖第 3 章 汽車升降尾板機構機械結構設計3.1 汽車尾部參數(shù)表 4.1 技 術 參 數(shù) 列 表車型 CQ1113T6F23G461駕駛室最高點距車架上翼面距離（mm）2056汽車底盤長（mm） 8208 駕駛室后圍距前軸（mm） 508軸距（mm） 4600 外氣管距前軸距離（mm） 752車架有效長度（mm）5578車架上平面離地高度（滿載）（mm）1007車架外寬（mm） 1150 底盤整備質(zhì)量（kg） 4080推薦貨物重心（mm）890 底盤軸荷前軸/后軸（kg） 1680/2400車輛前懸/車架后懸（mm）1548/1800 底盤最大承載質(zhì)量（kg） 7320詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763汽車底盤總高（mm）3060廠定最大設計總質(zhì)量（kg）114003.2 尾板尺寸設計尾板的起始及終止位置如圖 3-3 所示。由車體尺寸知，尾板舉升高度為 420mm，取L1315mm，L 2171mm，A、E 兩點高度差為 H3103mm，尾板外觀厚度H0100mm。圖 連桿尺寸及安裝位置由圖 4-3 可知，尾板在舉升過程中，傳動角 先增大后減小，故其最小值于起始或終止位置處取得。根據(jù)設計要求需使 40°，當尾板位于最高位置時，H2（L 1+L2）cot min=300(mm) 當尾板位于起始位置時，tan= 0212012 )()(HL詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763 tan38°=0.62 1094)()20(222H由、得 475H 2715，故取 H2600mm.則桿 AC 長度 lAC=600/cos45°=848(mm)。當尾板位于起始位置時，傳動角arctan 0212012 )()(HLHarctan =65°40°1694)()(6022 當尾板位于終止位置時，由 L1+L2H2 知傳動角 45°40°，滿足設計要求。3.3 設計尺寸取 lAG=2lAC/3=566mm，則舉升缸 1 的本體長度（即活塞桿合攏時長度）最小值為L1= 57.3cos232HlAGAG 57.3cos10562062543.0(mm)舉升缸 1 的行程為x1= 57.3cos2135cos232323 HlllHl AGAGAGAG= .106150660560=137(mm)關門缸 2 的本體長度為L2 848（mm）212)(LH260關門缸 2 的行程為x2= 21202120 )()()( LH詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763= 226070=141(mm)根據(jù)液壓缸的本體長度、行程及市場常見規(guī)格取缸體直徑為 800mm，活塞桿直徑為30mm。3.4 機構運動分析位移分析由于尾板機構具有對稱性，故只取一側進行分析。而將舉升連桿平移至與合攏連桿同平面并不改變其位移、速度、加速度特性，故為簡便起見，將機構簡圖改畫如圖 5-1所示。圖 5-1 尾板機構簡圖以 O 為坐標原點，建立如圖所示坐標系，則 A(0,340)，B(0,240)，E(0,190)，C2(600,940)， D2(600,840)，點 C、D、G 的位移方程如下：舉升過程中(73.57°135°)，C: cosin1ACClyx詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763D: cosin1BDlyxG： siAGl合攏過程中，只有 D 點位置繼續(xù)變化，其位移方程如下：(090°)cosyin x2DCl因為 ，故 ，保證了尾板在舉升過程中處于平動狀態(tài)。1BACl10DCDClyx速度分析各位移方程求導得各點相應速度方程如下：舉升過程中(73.57°135°)，C: sinco1ACyxlvD: sic1BDyxlvG： sincoAGyxlv合攏過程中，(090°)sinco2DCyxlv圖描述了點 C1、D 1 在運動過程中沿 y 軸方向的速度變化情況。從圖中可以看出，詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763舉升過程中，點 C1、D 1 在豎直方向的速度始終保持相同，大小為 80100mm/s，并為緩慢的勻加速運動，實際應用較為理想。加速度分析對各速度方程求導得相應加速度方程如下：舉升過程中(73.57°135°)，C: sincoscoi121ACACyxllaD: sincoscoi121BDBDyxllaG： sincoci2AGAGyxlla合攏過程中，(090°)sincoscoin22DCDCyx lla通過以上對相關各點的位移、速度和加速度的分析，可以得出如下結論：（1）尾板在舉升過程中始終保持平動。（2）豎直方向加速度較小且近乎恒定，水平方向加速度初始時較小，當尾板接近上限位置時加速度較大，但因加速時間較短，對速度影響不大，因此，從整體來看，尾板運行平穩(wěn)。（3）尾板合攏速度適中，即合攏較為平穩(wěn)。因此，機構在運動方向滿足設計要求。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763由圖 6-1 可知，整個起重尾板機構所受外力只有載荷 F2000N、重力 W 和三個鉸鏈 A、B 、E處的支座反力。對于液壓伸縮缸，只需根據(jù)活塞桿受力情況來確定其型號參數(shù)，因此，只需對關門缸活塞桿和舉升缸活塞桿進行受力分析，而不用求解B、 E兩個鉸鏈處的支座反力。圖 動力分析機構簡圖3.5 受力分析尾板受力圖如圖所示：尾板受力分析受力方程式： （尾板重力 =1930N）0DywCyCxFWwW舉升缸活塞桿 EG 受力圖如圖 6-3 所示：詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖 舉升缸活塞桿受力分析受力方程式： （關門缸活塞桿重力 =20N）0GyExFjW舉升連桿由桿 AC、AC、FF組成，桿 FF只起連接、支撐作用，為次要構件，無需做受力分析，而 AC、AC兩桿因具有對稱性，受力情況相同，故只取桿 AC 進行受力分析，其等效受力圖如圖 6-4 所示：圖 舉升連桿受力分析受力方程式： （連桿重力 =170N）021CylGyAyAxCxFWFlW由兩個關門缸的對稱分布可知，其活塞桿受力情況相同，現(xiàn)只取活塞桿 BD 進行受力分析，其受力圖如圖 6-5 所示：詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖 關門缸活塞桿受力分析受力方程式： （關門缸活塞桿重力 =26N）0DyjByxFWjW從以上分析可以看出，舉升缸活塞桿在舉升貨物至最高點時受力最大，為47476.2N；關門缸活塞桿也在貨物到達最高點時受力最大，為 32350.3N；舉升連桿也在貨物到達最高點時受力最大，為 53350.8N。因以上三桿橫截面積相同，均為，)(86.7043222mdA最大拉伸應力，)(4.586.70maxa MPaF盡管部分構件所受應力較大，但仍在較常用的鋼材許用應力范圍之內(nèi)。因此，各桿受力合理，滿足設計要求。3.6 液壓原理圖詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763 1.油箱 2.液面計 3.空氣濾清器 4.油濾 5.泵 6.電機 7.組合閥 8.換向閥 9.關門油缸 10.舉升油缸 詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第 4 章 液壓系統(tǒng)設計計算基本參數(shù)是汽車升降尾板的基本技術數(shù)據(jù)，是根據(jù)尾板的用途及結構類型來確定的，它反映了車載尾板工作能力及特點，也基本上上確定了尾板的輪廓尺寸及本體總質(zhì)量等。4.1 舉升液壓缸的設計由于主液壓缸的行程為 3m.主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進工進快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機械效率 95.0m由上節(jié)得到 舉升缸活塞桿在舉升貨物至最高點時受力最大，為 47476.2N；關門缸活塞桿也在貨物到達最高點時受力最大，為 32350.3N；工進時候的負載是最大的，1.工作壓力 P=5.1Mpa2.液壓缸內(nèi)徑的計算D= ×10-3 PF4=0.101.5m=101.5mm查液壓傳動與控制手冊經(jīng)過標準化處理 D=100mm。詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763表 4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm8 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 5003.液壓缸缸體厚度計算缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為 20、25、35、45 號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45 號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用 45 號鋼作為缸體的材料。 2DPy式中， 實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力 Pn 5.1MPa 時，Py=1.5Pn，當Py Pn 16MPa 時，Py=1.25Pn。 缸筒材料許用應力，N/mm 。 = ， 為材料的抗拉強度。2nb注：1.額定壓力 Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=5.1MPa2.最高允許壓力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 5.1=6.375MPa液壓缸缸筒材料采用 45 鋼，則抗拉強度： b=600MPa安全系數(shù) n 按液壓傳動與控制手冊P243 表 210，取 n=5。則許用應力 = =120MPab 2DPy詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763= 120375.6=2.66mm,滿足 。所以液壓缸厚度取 5mm。10D10則液壓缸缸體外徑為 110mm。4.液壓缸長度的確定液壓缸長度 L 根據(jù)工作部件的行程長度確定。5. 活塞桿直徑的設計查液壓傳動與控制手冊根據(jù)桿徑比 d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取 d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取 d/D=0.5-0.7。本設計我選擇d/D=0.7，即 d=0.7D=0.7×100=70mm。表 4.2 活塞桿直徑系列4 5 6 8 10 12 14 16 18 2022 25 28 32 36 40 45 50 56 6370 80 90 100 110 125 140 160 180 200220 250 280 320 360 400故取 d=70mm。2.活塞桿強度計算：56mm （4-4）mF150.18374d6式中 許用應力； （Q235 鋼的抗拉強度為 375- MPa84nb500MPa，取 400MPa，為位安全系數(shù)取 5，即活塞桿的強度適中）詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633活塞桿的結構設計活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應根據(jù)負載的具體情況，選擇適當?shù)幕钊麠U端部結構。4.活塞桿的密封與防塵活塞桿的密封形式有 Y 形密封圈、U 形夾織物密封圈、O 形密封圈、V 形密封圈等 6。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按 H9/f9 選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設計和維護，本方案選擇 O 型密封圈。液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定，并參照表 4-4 選取標準值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表 4-4 中的 a、b、c 選用。表 4-4（a）液壓缸行程系列（GB 2349-80） 625 50 80 100 125 160 200 250 320 400500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000表 4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80） 640 63 90 110 140 180220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 18002200 2800 3600表 4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80） 6240 260 300 340 380 420 480 530 600 650750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 21002400 2600 3000 3400 3800詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.2 關門液壓缸的設計工作壓力 P=5.1Mpa由上節(jié)得到關門缸活塞桿也在貨物到達最高點時受力最大，為 32350.3N；液壓缸內(nèi)徑的計算 D= ×10-3 PF4=0.586m=56.6mm查液壓傳動與控制手冊經(jīng)過標準化處理 D=63mm。表 4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm8 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 5004.液壓缸缸體厚度計算缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為 20、25、35、45 號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45 號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用 45 號鋼作為缸體的材料。 2DPy式中， 實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力 Pn 5.1MPa 時，Py=1.5Pn，當Py Pn 16MPa 時，Py=1.25Pn。 缸筒材料許用應力，N/mm 。 = ， 為材料的抗拉強度。2nb注：1.額定壓力 Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=15.1MPa詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632.最高允許壓力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 15.3=19.125MPa液壓缸缸筒材料采用 45 鋼，則抗拉強度： b=600MPa安全系數(shù) n 按液壓傳動與控制手冊P243 表 210，取 n=5。則許用應力 = =120MPab 2DPy= 10375.6=2.66mm,滿足 。所以液壓缸厚度取 5mm。10D10則液壓缸缸體外徑為 73mm。4.液壓缸長度的確定液壓缸長度 L 根據(jù)工作部件的行程長度確定。從制造上考慮，一般液壓缸的長度 L 不會大于液壓缸直徑的 20 到 30 倍。4.3 活塞的設計由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封） 、詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封） 、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括 O 形密封圈（密封性能好，摩擦因數(shù)小，安裝空間?。 形密封圈（用在 20Mpa 壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封） 、 形密封圈（耐xY高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代 Y 形密封圈） 、V 形密封圈（可用于 50Mpa 壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大） 。綜合以上因素，考慮選用 O 型密封圈。4.4 導向套的設計與計算1.最小導向長度 H 的確定當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度 1。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當液壓缸最大行程為 L,缸筒直徑為 D 時,最小導向長度為:（4-20LH5）一般導向套滑動面的長度 A，在缸徑小于 80mm 時取 A=(0.61.0)D，當缸徑大于80mm 時取 A=(0.61.0)d.?；钊麑挾?B 取 B=(0.61.0)D。若導向長度 H 不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套 K(見圖 4-1)來增加 H 值。隔套 K 的寬度 。)21BAC（