QY12型液压起重机变幅油缸设计含proe三维及7张CAD图-独家.zip
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QY12型液压起重机变幅油缸设计摘要在我国汽车起重机的发展已有五十年的历史了。由于受到客观条件的限制,一度发展较慢。进入九十年代发展迅速,但与国际先进水平还相差很远,主要表现在产品质量的稳定性、自动化、智能化等方面。随着国家基础建设的规模不断加大,许多生产场合都需要对设备、产品、零件、货物等进行搬运和位移,汽车起重机在起重运输行业和野外作业发挥的作用也将越来越大,市场也将越来越大。本文以徐工集团生产的QY12型液压起重机为素材,对其变幅油缸进行了详细的设计。在设计过程部分,首先对该汽车起重机的整体结构进行分析,了解起重机的技术参数。在满足汽车起重机使用功能要求,安全可靠,结构合理,重量轻,操作使用方便的基础上,重点就汽车起重机的变幅液压缸缸筒内径、缸筒外径、活塞杆的直径及长度、活塞等进行了设计和相应的强度、稳定性的校核。对缓冲装置、排气装置、密封装置等也进行了主要尺寸的设计。最后将本次设计的液压缸分别通过电脑绘图软件ProEngineer和AUTOCAD,将其以三维和二维图形的形式绘制出来。汽车起重机对许多生产场合与起重运输等行业,具有很强的现实意义。因此、本文的设计也显得尤为有价值。关键词:汽车起重机;QY12型液压起重机;变幅油缸;设计;校核ABSTRACTIn China the development of automobile cranes been fifty years of history. Due to objective conditions, once the development is slow. Into the nineties developed rapidly, but with the international advanced level very far, mainly in the stability of product quality, automation, intelligent and so on. With the size of the national infrastructure continues to increase, many production occasions the need for equipment, products, parts, cargo handling, etc. and displacement, the role of truck crane in lifting and transport industry and field operations will also play more and more, market will also be growing.In this paper, the production QY12 XCMG hydraulic crane for the material, carried out a detailed design of its luffing cylinder. Part in the design process, the overall structure of the first truck crane for analysis, to understand the technical parameters of the crane. Truck cranes use to meet the functional requirements, safe, reliable, reasonable structure, light weight, easy operation on the basis of the focus on the inner diameter of the cylinder luffing cylinder truck crane, cylinder diameter, the diameter and length of the piston rod, piston like the design and the corresponding strength, stability check. Buffer means, exhaust, seals, etc. were also the main dimensions of the design. Finally, the design of the hydraulic cylinders respectively, through computer graphics software ProEngineer and AUTOCAD, be drawn in the form of three-dimensional and two-dimensional graphics. Truck crane for lifting and transportation of many production situations and other industries, has a strong practical significance. Therefore, this paper design is particularly valuable.Keywords: Truck cranes;QY12 hydraulic crane;luffing cylinder;design;verificationI目 录摘要IABSTRACTII第1章绪论41.1QY12型汽车起重机的简介41.1.1 QY12型汽车起重机结构简介41.1.2 QY12型汽车起重机主要参数简介61.2 汽车起重机的工作特点及在国民经济中的作用71.3 国内汽车起重机的发展概况和发展趋势81.3.1 国内汽车起重机的发展概况81.3.2 国内汽车起重机的发展趋势91.4 国外汽车起重机的发展概况和发展趋势101.4.1 国外汽车起重机的发展概况101.4.2 国外汽车起重机的发展趋势111.5 本课题设计的目的12第2章 变幅系统和机构铰点的设计132.1 变幅系统方案的确定132.2 臂架油缸铰点位置确定132.3 变幅液压缸行程的确定14第3章 主要零件及装置的设计163.1液压缸推力的确定163.2液压缸工作压力的确定173.3液压缸工作速度和缩后速度的确定183.4缸筒的设计183.4.1 缸筒材料的确定183.4.2 缸筒内径D的确定183.4.3 缸筒壁厚的确定193.4.4 缸筒底部的确定203.4.5 缸筒加工要求的确定203.5活塞杆的设计203.5.1 活塞杆材料的确定203.5.2 活塞杆结构形式的确定213.5.3 活塞杆直径D的确定213.5.4 活塞杆理论拉力和推力的确定223.5.5 活塞杆加工要求的确定223.5.6 活塞杆导向形式的确定223.5.7 活塞杆防尘和密封形式的确定223.6活塞的设计233.6.1 活塞材料的确定233.6.2 活塞结构形式及尺寸的确定233.6.3 活塞密封形式的确定233.6.4 活塞加工要求的确定243.6.5 活塞与活塞杆连接形式的确定243.7活塞导向环的设计243.7.1 导向环形式的确定243.7.2 导向环尺寸确定253.8耳环尺寸的确定253.9进、出油口尺寸的确定263.10密封装置的确定263.11排气装置的确定283.12缓冲装置的确定28第4章 主要零件的校核304.1 活塞杆的校核304.1.1 活塞杆拉伸强度的校核304.1.2 活塞杆弯曲稳定性验算304.2 缸筒的校核314.2.1 缸筒内径D的校核314.2.2 缸筒壁厚的校核324.2.3 缸筒底部的校核334.3 连接零件的校核334.3.1 缸筒和缸底焊缝的校核334.3.2 缸盖连接螺栓的校核334.3.3 缸盖连接螺纹的校核34第5章 结论35致谢36参考文献37第1章 绪论1.1 QY12型汽车起重机的简介1.1.1 QY12型汽车起重机结构简介汽车起重机是我国近年来发展迅速的一种能在一定范围内垂直起升和水平移动物品的新型工程机械,动作间歇性和作业循环性是起重机的工作特点。他以汽车底盘为基础的自行式起重设备,具有较高的行驶速度,可以与装运工具的汽车编队行驶,机动性好;广泛运用于建筑、货站及野外吊装作业等,可在有冲击、振动、温度变化大和环境较差的条件下工作。其执行元件完成的动作比较简单,位置精度要求低,负载较大,因此一般采用中、高压手动控制系统,并非常重视系统的安全可靠性。汽车起重机是成批生产的系列产品,种类较多,现以QY12型全液压汽车起重机为例介绍其主要组成部分的结构及工作原理。图1.1为QY12汽车起重机外图形结构。图1.1 QY12汽车起重机外图形结构QY12型汽车起重机为一种具有三节伸缩臂,全回转液压起重机。其取力装置位于起重机底盘变速器右侧,起重机从行驶状态转入起重机作业时,底盘驾驶室内操纵取力操纵杆使取力装置接合之后,汽车发动机动力经过取力装置传至齿轮泵,则齿轮泵工作。齿轮泵产生的压力油通过液压系统驱动起重机的支腿操纵和上车回转、变幅、伸缩机构以及卷扬机构工作。支腿为“H”型结构,前后固定腿分别焊接在底架下方,四个活动支腿分别装在前后固定腿箱形内,支腿结构为液压驱动。活动支腿通过支腿操纵阀控制,它可以同时动作,也可以单独动作,操纵支腿一般情况是先水平腿伸出后,再伸垂直腿,缩回时应先垂直支腿缩回后,再是水平腿缩回。起重臂的主臂为三节四边箱形吊臂,伸缩机构为单级油缸加钢丝绳其结构(如图1.2起重臂及伸缩机构所示)。图1.2 起重臂及伸缩机构1、载重汽车 2、基本臂 3、起升机构 4、吊臂伸缩缸 5、吊臂变幅缸 6 回转机构 7、支腿为提高伸缩油缸的稳定性,将伸缩油缸倒置安装在伸缩臂中,活塞杆头与基本臂尾部铰接固定,缸简端部与二节臂根部铰接固定。当伸缩油缸伸出时,活塞杆固定与基本臂不运动,则缸简运动将二节臂推出,当伸缩油缸缩回时,则缸筒运动将二节臂拉回。起升机构由液压马达、双级圆柱齿轮、减速器、制动器、卷筒、钢丝绳、起重钩系统组成。其制动器为常闭摩擦片干式制动器,它的控制由制动油缸实现,并可在起重过程中任何位置实现重物停稳而不下滑。在起升机构液压回路中装有平衡阀,用以控制重物下降的速度。回转机构由液压马达、蜗杆蜗轮减速器、回转支承等组成。回转机构工作时,由齿轮泵供给压力油,采用定量马达驱动,通过回转分配阀的控制可以实现正、反方向回转。变幅机构由吊臂、转台与一个前倾安装的双作用油缸所构成、其变幅动作是通过双作用油缸的伸缩实现的,变幅机构的作用是改变吊臂的仰角,从而使吊钩与上车回转中心的距离(即幅度)得到改变。1.1.2 QY12型汽车起重机主要参数简介起重机的技术参数表征起重机的作业能力,汽车式起重机的主要技术参数包括起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。这些参数表名起重机工作性能和技术经济指标,它是设计起重机的技术依据,也是生产使用中选择起重机技术性能的依据。表1.1为QY12汽车起重机主要技术参数。表1.1 QY12汽车起重机主要技术参数序号项目参数单位备注1最大额定起重量12000Kg额定幅度下2额定工作幅度3m3基本臂长度CD8.2m4吊臂重量6.8T含伸缩油缸及伸缩机构等5转台两铰点间距AC1150mm6吊臂两铰点间距BC3250mm7回转中心线与后铰点水平间距L0550mm8吊臂俯仰角度-380水平为基准9吊臂变幅起时间50s10吊臂变幅落时间小于30s11变幅油缸伸出时有杆腔背压1MPa12变幅油缸缩回时无杆腔背压2MPa1、起重量起重机起吊重物的质量称为起重量,通常以Q表示,单位为kg或t。起重机的起重参数通常是以额定起重量表示的。所谓额定起重量是指起重机在各种工况下安全作业所容许的起吊重物的最大质量的值,它是随着幅度的加大而减小的。带有吊钩的起重机的额定起重量不包括吊钩和滑轮组的自重。汽车式起重机的额定起重量随着吊臂的方位(侧方、后方、前方三个基本作业方位)不同而有所变化。汽车式起重机的额定起重量还分支腿全伸、不用支腿吊臂行驶3种情况。起重机吊重行使时,起重臂必须前置。起重机不用支腿作业和吊重行使时的额定起重量决定于轮胎、车桥的承载能力。本文QY12型起重机的起重量为12000kg。2、起升高度起升高度是指从地面或轨道顶面至取物装置最高起生位置的铅垂距离(吊钩取取钩环中心),单位为米。如果取物装置能下落到地面或轨面以下,从地面或轨面至取物装置最低下放位置间的铅垂距离称为下放深度。此时总起升高度H为轨面以上的起升高度h2和轨面以下的下放深度h3之和,H=h2+h3。由于汽车式起重机的起升高度随着臂架仰角和臂架长度变化,在各种臂长和不同臂架仰角时可得相应的起升高度曲线。汽车式起重机起升高度的选择按作业要求而定。在确定起升高度时,应考虑配属的吊具、路基和汽车高度保证起重机能将最大高度的物品装入车内。3、幅度旋转臂架式起重机处于水平位置时,回转中心线与取物装置中心线垂直之间的水平距离称为幅度(R)。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根据作业要求而定。在臂架变幅平面内起重机机体的最外边至取物中心铅垂线之间的距离称为有效幅度,有效幅度可为正值或副值。汽车式起重机有效幅度通常是指使用支腿工作,臂架位于侧向最小幅度时,取物装置中心铅垂线至该侧两支腿中心连线的水平距离,它表示汽车式起重机在最小幅度时工作的可能性。汽车式起重机的幅度R,此次汽车式起重机的幅度R=3m。1.2 汽车起重机的工作特点及在国民经济中的作用汽车起重机用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运动作,以减轻人们的体力劳动,提高生产效率,在工厂、车站、矿山、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域的部门中得到了广泛的应用,随着生产规模日益扩大,特别式现代化、专业化的生产需求,各种专门用途的起重机相继产生,在许多重要的部门中,不仅式生产过程中的辅助机械,而且已成为生产流水作业生产线上不可缺少的重要机械设备它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。汽车起重机一种循环、间歇运动的,短程搬运物料的机械,一个工作循环,一般包括上料,运送,卸料及回到原位的过程,即取物装置从取物地点,由起升机构吧物料提起,由运行回转或变幅机构把物料移位,然后物料在指定的地点下放,接着进行相反的动作,使取物装置回到原位,以便进行下一步的工作循环,在两个工作循环之间一般由短暂的停歇。起重机工作时,各机构经常是处于启动,制动,正向,反向,等相互交替的运动状态之中。在高层建筑,冶金,化工,电站等大型项目的建设中,需要吊装和搬运的工程量日益增多,其中不少组合件的吊装和搬运重量达到几百吨。因此必须选用一些大型的起重机进行诸如锅炉及厂房设备的吊装工作。通常采用的大型起重机有龙门起重机,门座式起重机,塔式起重机,履带起重机,轮式起重机以及厂房内装置的桥式起重机等。在公路,桥梁,水利电力等建设施工中,起重机的使用范围更式极为广泛,无论式装载设备器材,吊装厂房构件,安装电站设备,调运浇筑混凝土,模板,开挖废渣及其它建筑材料等均需使用起重机械,尤其式水电工程施工,不但工程规模浩大,而且地理条件特殊,施工季节性强,工程本身又很复杂,而且吊装搬运的设备,建筑材料量大品种多。除了上面介绍的起重机外,在水电工程中还采用一些其它的大型设备,如缆索起重机,浮式起重机等,在电站厂房及建筑物上安装各种类型的起重机,供检修机组,启闭闸门,及起吊拦污栏之用,这些起重机由大型龙门起重机,固定卷扬起重机以及弧形闸门起重机等。这些专门用途的起重机一般吨位较大,如用起吊闸门的龙门起重机,和固定卷扬起重机,起到了工程起重机的作用,起重机在未来的国家建设当中,还将起到更大的作用。1.3 国内汽车起重机的发展概况和发展趋势1.3.1 国内汽车起重机的发展概况中国的汽车式起重机诞生于上世纪的10年代,经过了近30年的发展,期间有过3次主要的技术改进,分别为70年代引进苏联的技术,80年代引进日本的技术,90年代引进德国的技术。但是总体来说,中国的汽车式起重机产业始终走着自主创新的道路,有着自己清晰的发展脉络,尤其是进几年,中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展,虽然与国外相比还有一定的差距,但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好,能够满足现实生产的要求。在不久的将来,我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定,市场化程度高的成熟产业。许多专家认为,高速发展的市场,是中国汽车式起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年,中国汽车式起重机产业除了一家较小的公司与日本起重机品牌厂家合资以外,其余厂家一直在追赶国外先进水平的进程中,一直坚持自主的技术创新道路,基本上没有整体引进国外技术的做法,也使的中国汽车式起重机产业在达到和接近国际先进水平的同时,在产品技术上有明显的中国特质。中国汽车式起重机已经大量使用PLC可编程集成控制技术,带有总线接口的液压阀块,液压马达,油泵等控制和执行元件已较为成熟,液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整,大幅度简化控制系统,减少液压元件,提高系统的稳定性,具备了实现故障自动诊断,远程控制的能力。 当前我国新一代汽车起重机产品,起重作业的操作方式,大面积应用先导比例控制,具有良好的微调性能和精控性能,操作力小,不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速,有效防止起重作业时的二次下滑现象,极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率。部分大型汽车式起重机还在伸缩臂上使用了单缸插销的伸缩技术,通过液压销作用,以单个液压油缸可完成多节伸臂的运动,并达到各种工况的程度控制和自动伸缩,改变了以往能不油缸加内部绳排的作业方式,使起重机相对更轻,拓展了起重机向更高工作高度发展的空间。在走向国际市场的过程中,我国汽车式起重机产业近几年品质水平的快速提高,也得到了国际拥护的高度肯定,由于产品使用规范,用户的专业素质较高,出口产品的质量反馈比在过内有了明显的减少,产品反映较好。这都为中国汽车式起重机行业的发展打下了良好的基础。1.3.2 国内汽车起重机的发展趋势我国的汽车式起重机的生产企业要想在本领域生存与发展,需要做的事情还很多,由于市场需求的增大,也要求生产企业不断创新,在保证起重机性能的基础上还要不断开发出更大吨位的新产品,满足市场的需求。只有这样才能从市场中获得活力使自己生存,在生存中发展,在发展中壮大。主要的发展趋势有以下几点:1、扩大产品的品种 在企业内部应建立完善的产品研究和开发体系,使产品系列化,品种齐全,要形成大中小完整系列,增多产品数量,使生产规模不断的扩展。2、增大起重力矩 目前我国生产的汽车式起重机大多是50吨以下的中小吨位的起重机,大吨位生产的很少,而,随着社会的发展,对机动灵活的大型起重机械的需求越来越大,这都是汽车式起重机发展的养分,所以增大其中力矩迫在眉睫。3、增加起重机功能 随着国民经济的快速发展,用户对汽车式起重机的使用上的要求越来越多,希望能够一机多用,已经不仅仅是在搬运重物时使用,而是满足在不同环境和工种的使用,这些都为未来起重机的发展找清了方向。4、全力打造自己的品牌 目前中国的汽车起重机生产企业,缺少自己的专业研究人员和开发队伍,而是去模仿别人生产的成品,没有发展方向和竞争力。未来经济的全球化以及由此引发的一系列问题,使得竞争手段从传统的产品,价格等层次转嫁到品牌的竞争上来。所以各大汽车式生产企业应该 努力打造自己的品牌,从而使自己发展壮大。5、开创自我空间占领市场 我国的各大汽车式起重机生产企业要不断创新,大胆进行运行急智的改革,面向市场,结构优化,人员重组,引进设备,进行刻苦的技术研发,在不断完善自我的前提下,占领市场。1.4 国外汽车起重机的发展概况和发展趋势1.4.1 国外汽车起重机的发展概况目前世界上约有百余家企业生产汽车起重机,但著名的也就右十余家,如美国的格鲁夫、德国的利勃海尔、徳马克、日本加藤、多田野等。生产的汽车起重机品种有数百种,90年代以来,生产,销售各种吨位的起重机万余台。汽车起重机的市场主要集中在东亚、北美和欧洲。东亚约占销售量的40%,北美和欧洲各约占20%。国外汽车起重机发展的主要特点可以归纳为:多品种生产标准化程度高和一机多用。就分布于三大市场的产品而言,以德国为主的欧洲市场,其产品主要特点为:1、全地面起重机占主导地位,约占市场份额的80%。2、大吨位产品为主,利勃海尔公司占销售额的70%80%式100吨以上的产品。3、技术先进,及时采用世界最新的技术成果。4、专用配套件多,这以为欧洲发展汽车起重机的得天独厚的条件。以日本为主的东亚市场和以美国为主的北美市场,其产品主要特点有:1、越野汽车起重机占主导地位,约占70%80%,其次为轮式起重机,全地面起重机所占比例较小。2、多系列生产,中大吨位居多。3、注重适应性和经济性。在保证产品性能和功能的前提下,大量采用通用配套件,而不强调追赶新技术,故产品可靠性较好。目前,世界汽车起重机的生产,从技术上讲,德国利勃海尔公司略占优势,但从企业规模上讲,美国格鲁公司居世界首位。而生产量则是日本的多田野和藤加最多。市场总的趋势式供大于求,面对激烈竞争,国外各大公司除了纷纷增加投资、扩大生产、提高自身的竞争能力外,还通过联合或兼并来提高在国际市场的份额。如1984年,美国格鲁夫公司收购了英国老牌企业科尔斯公司。1987年,德国克虏伯公司收购了格的瓦尔德公司,称为当时德国最大的起重机公司,但该公司1995年又被美国格鲁夫公司收购。1990年,日本多田野兼并了德国法恩公司等。在起重机行业内,国外的大型汽车起重机的发展比我国迅速,在技术和运用上已相当成熟,目前国际市场对汽车起重机的需求在不断增加,从而使国外各大汽车式起重机制企业在生产中更多的应用优化设计,机械自动化和自动化设备,这对起重机行业的发展造成了很大的影响。目前国外的起重机企业主要是生产大吨位的起重机,而且有完善的设计体系,和一批先进的研发人员,不断的进行创新和完善。国外的制造企业现在已经达到规模化的生产,技术含量比较高,而且液压技术和电子技术在汽车起重机的设计中也已广泛的应用,很多企业的品牌在用户的心中已经打上了坚实的烙印,这也使的国外起重机的继续发展占有了更大的优势。1.4.2 国外汽车起重机的发展趋势1、设计、制造的计算机化、自动化近年来,随着电子计算机的广泛应用, 许多国外起重机制造商从应用起重机辅助设计系统(CAD),提高到应用计算机进行起重机的模块设计。起重机采用模块单元化设计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响整个起重机行业的技术、生产和管理水平,老产品的更新换代,新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进,只需更改几个模块;设计新的起重机只需新的不同模块进行组合,提高了通用化程度,可使单件小批量的产品,改成相对批量的模块生产,能使较少的模块形式,组合成不同规格的起重机,满足市场的需求,增强了竞争力。2、起重机控制元件的革新与应用起重机的定位精度是对起重机的重要要求,多数采用转角码盘,齿轮链,激光头与钢板孔带来保证,定位精度通常为3,高于1mm的精度需另加定位系统。在起重机起升速度和制动器方面的改进,则使用低速运行的起重机吊钩精确定位,起重机的刹车系统也应用微处理进行控制和监视工作。遥控系统用于汽车式起重机及其他移动式起重机械,这种系统包括在控制者身上的控制器,和安装在起重机上的接收器 ,控制器具有电磁辐射发生器,接收器与作用在起重机传动装置的操纵机械的转换部分相连。遥控器的使用不仅节省人力,提高工作效率,而且使操作者的工作条件有所改善。起重机的距离检测防撞装置,采用无线电信号型的防撞装置,防撞系统由三相系统组成,用来监控起重机前端行使距离,一般首先发出信号警示,接着将大车车速减小到50%,最后切断电机电源,将大车制动。3、新材料、新工艺的应用。由于钢铁工业新技术的应用,刚才质量得以提高,在设计起重机主梁强度时,可使用较高的许用应力,而不需要较高的安全系数,以便减少起重机材料用量,从而降低设备的重量和价格,起重机配套的零部件的制造也得益于新材料的不断产生,使得起重机向更轻,更好的方向发展。在机加工方面,大量采用少切削的精密铸件,尤其是铝合金铸件见多,加工设备大量采用高精度,高效的加工中心,数控自动机床等,及保证了质量,又提高了劳动生产率,降低了成本,同时在机械线使用机械代替人工操作如焊接机械手和配用机械手等。国外起重机的未来发展之路是走向专业化,标准化,和系列化,只有这样才能最快的制造和装配出品种多样化的产品1.5 本课题设计的目的1、培养学生综合运用所学的基础理论和专业知识,独立进行液压系统、液压缸的设计工作,并结合设计或实验研究课题进一步巩固和扩大知识领域。2、培养学生搜集、阅读和综合分析参考资料,运用各种标准和工具书籍以及编写技术文件的能力,提高计算、绘图等基本技能。3、培养学生掌握液压产品的一般设计程序和方法,进行工程师基本素质的训练。4、树立正确的设计思想及严肃认真的工作作风。5、为将来立足社会夯实基础。37第2章 变幅系统和机构铰点的设计2.1 变幅系统方案的确定全液压起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。液压缸的布置形式有三种,分别是前倾式、后倾式和后拉式三种。前倾式缸对吊臂的作用力臂长,因此变幅推力小,可采用小直径液压缸;而且吊臂悬臂部分长度短,改善了吊臂的受力状况。其缺点是:变幅液压缸行程长,吊臂下方有效空间小,小幅度起吊大体积重物不方便。后倾式变幅液压缸的特点和前倾式完全相反,它除了具有变幅行程短,吊臂下方有效空间大等优点外,由于重心后移,便于总体布置,并可减少平衡重量。后拉式变幅液压缸布置在吊臂后方。由于吊臂摆动铰点位置在前,吊臂长度可以设计得短一些,吊臂前方的有效工作空间也较大。但后拉式在提升吊臂时,液压缸只能是小腔进油,推力小,所以只能用在小型轮胎式起重机上。前倾式变幅机构如图 2.1所示。图2.1前倾式变幅机构前倾式变幅机构因液压缸前倾,其对动臂作用力臂较长,变幅缸的推力可以较小些,故缸径较小。因臂的悬臂长度较短,对臂受力有利。但也有液压缸行程较长,臂下方空间较小的缺点。大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式。前倾式变幅机构可以采用一个油缸也可采用两个油缸。本次变幅系统方案确定为前倾式变幅机构,采用两个变幅油缸。液压缸采用双作用液压缸。2.2 臂架油缸铰点位置确定如图2.2变幅机构三铰点,把变幅机构三铰点的集合关系简化为三角形OAB,此三角形随着变幅油缸的伸长和缩短而变化。图2.2变幅机构三铰点如图2.3变幅机构运动轨迹所示,吊臂位于水平位置时,=0,此时三角形OAB为初始三角形,OA,OB夹角0为初始角。当吊臂绕铰点O转动到某一位置时,吊臂与水平线夹角为,变幅油缸也随之伸长。图2.3 变幅机构运动轨迹2.3 变幅液压缸行程的确定根据任务书给定参数可知OA=1150mm,OB=3250mm。又因吊臂俯仰角一般-3至80,可取仰角为最小角即可计算出油缸最小安装长度(初始安装长度)。当吊臂角度最大为80时,可计算出油缸最大安装长度(极限位置长度)。1、初始位置安装长度ABmin=min=-3将数据代入得ABmin=2204mm2、极限位置时变幅油缸长度ABmax=max=80将数据代入得ABmax=3631mm3、变幅油缸行程H本章主要是确定变幅系统和变幅机构三铰点,然后对三铰点的受力进行分析,根据已知的数据,计算出液压缸的安装长度和最大变幅长度,从而算出变幅油缸的行程。为下一章变幅液压缸的设计与计算打好基础。第3章 主要零件及装置的设计液压缸主要由缸筒、缸底、活塞、活塞杆、密封件、连接件、缓冲和排气装置组成。在本次设计中根据实际工作的需求,在满足具有足够的驱动力;较大的调速范围和平稳的动作性能;可靠和全面的安全保护装置;具有多机构联合动作的能力以提高工作效率;机构较简单、紧凑、“三化”程度高、操纵简便、易于调试、安装和维护的前提下,对变幅液压缸进行如下设计和计算:3.1 液压缸推力的确定变幅液压缸的推力比较重要。他既是液压缸工作能力的体现,也是前提结构设计的依据。下面我们对其进行了受力分析,如图3.1变幅油缸额定工作幅度各参数图所示。图3.1 变幅油缸额定工作幅度各参数图有上图可以知道对动臂转动铰点A取矩,变幅缸推力为:其中:变幅轴线与水平线的夹角;吊臂重心到铰点C 的距离;变幅油缸与AC 的夹角;起重机工作幅度;工作臂长; 吊臂的重量;由给定的起重机起重特性数据表得最大额定起重量和极限变幅位置时各铰点位置如图3.1,由图中数据得:工作幅度时吊臂的位置,;额定工作幅度下即;吊臂重量即;吊臂基本臂长;铰点A到铰点C的距离AC=1150mm;AC与AB的夹角;变幅油缸最大;变幅油缸最小;将以上参数带入公式得到变幅油缸的推力:3.2 液压缸工作压力的确定液压缸公称压力也称额定压力,是液压缸能以长期工作压力。国家标准规定了公称压力系列标准见下表3.1。表3.1 液压公称压力系列单位:MPa0.631.01.62.54.06.310.016.025.031.540.0综合考虑后选取公称压力最高允许压力是液压缸在瞬间能承受最大的极限压力。国家规范规定为:耐压测试压力是液压缸在检查质量时需要承受的测试压力。在此压力测试时间内,全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。国家规范规定为:3.3 液压缸工作速度和缩后速度的确定由任务书给定参数可知:吊臂变幅起时间为75s,吊臂变幅落时间为小于30s;又因为变幅油缸行程为1.427m所以工作速度;返回速度取工作速度,返回速度3.4 缸筒的设计3.4.1 缸筒材料的确定部分材料的机械性能如下表3.2缸筒材料与机械性能对照表:表3.2 缸筒材料与机械性能对照表综合考虑后,本文选取45号钢作为缸筒的材料。缸筒的加工要求如下:1、缸筒内径D采用H7级配合,表面粗糙度 为0.16,需要进行研磨;2、热处理:调制,HB 240;3、缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半;4、刚通直线度不大于0.03mm;5、油口的孔口及排气口必须有倒角,不能有飞边、毛刺;6、在缸内表面镀铬,外表面刷防腐油漆3.4.2 缸筒内径D的确定根据查阅机械设计手册可以知道实际缸推力计算公式:,其中F为4.8X105N,PN为25Mpa(上面已经进行了计算,在此不再累赘)将数据代入上式可以得到,参见表3.3,取D=160mm。表3.3 液压缸径尺寸系列单位(mm)8101216202532405063801001251602002503204003.4.3 缸筒壁厚的确定缸筒壁厚可按下列情况进行计算:缸筒壁厚可按薄壁缸的缸筒的实用计算式:进行计算。式中:D缸筒内径16(mm);最高允许压力37.5(MPa);缸筒材料许用应力(MPa);缸筒材料的屈服强度(MPa);n安全系数取2(一般取1.52.5)。将公式转换为即将公式转换为即将上述数据代入公式,得到,取查询表3.4,缸筒材料选取20号钢,其屈服强度表3.4 高精度冷拔无缝钢管机械性能材料抗拉强度屈服强度伸长率硬度(HV)20500400814035600500617045700600421027SiMn9008003.4.4 缸筒底部的确定图3.3 缸筒底部平面图3.3 缸筒底部平面缸筒底部为平面时,其厚度可按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似计算:式中:缸筒底部厚度;计算厚度处直径暂取90mm;液压缸额定压力25MPa;缸筒底部材料为20号钢,其许用应力为115MPa。取3.4.5 缸筒加工要求的确定1、缸筒与前端盖采用螺纹连接,选用6级精度细牙螺纹。参考GB/T197一2003,选取缸筒内螺纹代号: M20066H 旋合长度L=100mm。2、缸筒内径选用H8配合。内径表面粗糙度因活塞选用活塞环密封,内径表面粗糙度取0.2m。且均需研磨。3、缸筒内径的圆度和圆柱度选取8级精度。4、缸筒端面垂直度选择7级精度。5、为了防止腐蚀和磨损,缸筒内表面镀铬,铬层厚度为30-40m,镀后研磨或抛光。3.5 活塞杆的设计3.5.1 活塞杆材料的确定在查阅机械设计手册的基础上,向初步选择活塞杆的材料为20号钢。3.5.2 活塞杆结构形式的确定(1)活塞杆的杆体活塞杆的杆体分为实心和空心两种。本油缸在工作强度满足的前提下,以减轻油缸重量,节约成本为目的,我们采用空心。(2)活塞杆的头部结构活塞杆头部直接与工作机构连接,根据与负载连接的要求不同,活塞杆头部主要有以下几种结构,见图3.4。其中图3.4a)、3.4c)为单耳环不带衬套的结构;图3.4b)为单耳环带衬套的结构;图3.4d)为双耳环结构;图3.4e)为球头结构;图3.4f)、3.4g)分别为外螺纹及内螺纹结构。图3.4 活塞杆头部结构。本文中选取单耳环带衬套的结构。3.5.3 活塞杆直径D的确定活塞杆的直径可以根据速比来确定,公式如下:参见表3.5,选取;得出;参见表3.6,取d=125mm。表3.5 速度比 选择压力MPa1012.52020速度比1.331.462表3.6 活塞杆直径尺寸系列单位(mm)456810121416182022252832354045505663708090100110125140160180200220250280320360本文设计的活塞杆采用空心式,根据初步计算,现暂定活塞杆内径d1=70mm。3.5.4 活塞杆理论拉力和推力的确定图3.5活塞受力分析图当活塞杆伸出时理论推力:当活塞杆回缩时理论拉力:式中和分别为无杆腔和有杆腔的受力面积;系统额定压力25MPa。3.5.5 活塞杆加工要求的确定1、活塞杆采用20号钢,热处理采用调质,表面须镀硬铬,铬层厚度15 25m。2、活塞杆外径公差;直线度0.02mm/100mm;表面粗糙度Ra0.3-0.4m。3、活塞杆圆柱度公差按8级选取。3.5.6 活塞杆导向形式的确定前端盖采用球墨铸铁(QT7002)耐磨材料制成,用其内孔对活塞杆进行导向。3.5.7 活塞杆防尘和密封形式的确定1、活塞杆的防尘,采用O形密封圈进行防尘。2、活塞杆的密封液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。但本油缸将采用专用密封圈进行密封。3.6 活塞的设计3.6.1 活塞材料的确定采用分体式有导向环的活塞,查询液压工程手册,活塞采用45号钢。3.6.2 活塞结构形式及尺寸的确定活塞根据工作压力、速度、温度等工作条件来选择密封件的工作形式,而选定的密封件的形式决定了活塞的结构形式。1挡圈;2密封件;3导向环图3.6 活塞结构常用的活塞结构形式有整体式和分体式,本油缸采用分体式活塞。结构示意图见,图3.6,密封件导向环(支承环)分槽安装。活塞宽度B一般按下公式取:B=(0.6-1.0)D=(0.6-1.0)X160=96-160mm式中:D液压缸缸径160mm;结合整体尺寸选取B=140mm。3.6.3 活塞密封形式的确定1、聚四氟乙烯 2、O形密封圈图3.7 活塞的组合式密封圈活塞的密封件选用准则取决于压力、温度、速度和工作介质等因素。近年来主要选用O形密封圈和聚四氟乙烯(PTFE)主密封件组合在一起使用(如图3.7)。这种组合式密封显著提高了密封性能,降低了摩擦阻力,无爬行现象,具有良好的动态和静态密封性,耐磨损,使用寿命长、安装沟槽简单、拆装方便。另一特点是允许活塞外圆与缸筒内壁之间有较大的间隙。因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内,这就降低了活塞与缸筒的加工要求。3.6.4 活塞加工要求的确定图3.8 活塞加工要求1、活塞外径D对内径D1的径向跳动公差值按7级和8级精度选取。2、端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值按7级选取。3、活塞D圆柱度公差按9级精度选取。4、因为采用支承环,外径D表面粗糙度和公差要求可降低。3.6.5 活塞与活塞杆连接形式的确定活塞与活塞杆的连接方式一般采用螺纹连接和卡环连接。螺纹连接,结构简单、实用,应用较为普遍。当工作机械振动较大时螺纹易松动,故必须采取防松措施。卡环连接比较可靠,可以承受较大的工作压力和机械振动,且结构简单、装卸方便,但不能拆换。本文综合权衡利弊后采用螺纹连接。3.7 活塞导向环的设计3.7.1 导向环形式的确定安装在活塞外圆的导向环(支承环),具有精确的导向作用,并可吸收活塞在运动时产生的侧向力。带导向环的活塞在液压缸中运动是非金属接触的,因此摩擦系数小,启动时无爬行。同时可以改善活塞杆与缸筒的同轴度,使间隙均匀,减少泄露。导向环采用耐磨材料,使用寿命长,磨损后易于跟换。能刮掉杂质防止杂质嵌入密封圈。图3.9 采用浮动型导向环用高强度塑料(聚四氟乙烯)制的导向环带状坯料,装在活塞外圆的矩形截面沟槽内,侧向保持有间隙,导向环可以在沟槽了移动。3.7.2 导向环尺寸确定活塞用导向环的宽度b 可按进行计算式中:b导向环宽度;活塞最大径向力;根据分析知道,活塞在液压缸中主要承受轴向力,径向力较小。查阅设计手册,可知其大小可以近似的取轴向里的15%-20%。轴向力为480KN,所以径向力为72KN-96KN。取90KND活塞外圆直径160mm;材料允许的表面承压力,聚四氟乙烯为15MPa;K安全系数取2;经计算并圆整取b=250mm3.8 耳环尺寸的确定杆用耳环安装在活塞杆外端部,通常用螺纹连接。本文涉及的耳环为单耳环式带轴套(轴套为圆柱体,材料为青铜)。耳环的销孔一般用11H配合。缸筒用耳环与缸筒后端盖做成一体,同样采用带球铰轴套耳环。具体结构详见图3.10:图3.10 耳环的形式a)不带衬套单耳环 b)带衬套单耳环 c)球铰形单耳环 d)、e)、f)铰轴根据设计手册可确定带衬套单耳环尺寸计算公式如下:,取b=90mm3.9 进、出油口尺寸的确定图3.11 进、出油口尺寸液压缸的进、出油口布置在缸筒和后端盖上面,并且采用螺纹的连接方式如图3.10。由系统工作压力25MPa查新编液压工程手册,油缸的工作速度为0.02m/s(前面已进行了计算,在此不再累赘)。所以流量所以根据公式A=q/V,经计算A=38.7mm。取EC=M40。3.10 密封装置的确定密封装置主要用来防止液压油的泄漏。液压缸因为是依靠密闭油液容积的变化来传递动力和速度,故密封装置的优劣,将直接影响液压缸的工作性能。根据两个需要密封的偶合面间有无相对运动,可把密封圈分为动密封和静密封两类。设计或选用密封装置的基本要求是:具有良好的密封性能,并随着压力的增加能自动提高其密封性能,摩擦阻力小,密封件耐油性,抗腐蚀性好,使用寿命长,使用的温度范围广,制造简单,装拆方便等。通常液压缸的密封有间隙密封、活塞环密封、型密封圈、Y型密封圈、V型密封圈等密封方式来防止漏油。此次密封的选择在活塞杆设计中已经介绍过,此处不再赘述。图3.12 密封装置(a)间隙密封(b)摩擦环密封(c)形圈密封(d)V形圈密封液压缸中常见的密封装置如上图3.14所示。图3.12(a)所示为间隙密封,它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力,常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽,以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单,摩擦阻力小,可耐高温,但泄漏大,加工要求高,磨损后无法恢复原有能力,只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图3.12(b)所示为摩擦环密封,它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料效果较好,摩擦阻力较小且稳定,可耐高温,磨损后有自动补偿能力,但加工要求高,装拆较不便,适用于缸筒和活塞之间的密封。图3.12(c)、图3.12(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封,它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单,制造方便,磨损后有自动补偿能力,性能可靠,在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。对于活塞杆外伸部分来说,由于它很容易把脏物带入液压缸,使油液受污染,使密封件磨损,因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈,并放在向活塞杆外伸的一端。3.11 排气装置的确定液压缸中如果有残留空气,将引起活塞低速运动时爬行和振动,产生噪声和发热,甚至使整个系统不能正常工。因此在设计和安装液压缸时,要保证能及时排出残留在缸内的空气。一般利空气密度小的特点,在液压缸内腔的最高部位设置进、出油口;对于要求较高的液压缸还要安装排气阀。图3.13 排气装置的形式排气装置的形式和结构见图3.13,一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞(图c、e)由螺纹与缸筒或端盖连接,靠头部锥面起密封作用。排气时,拧松螺纹,缸内空气从锥面空隙中挤出并经斜孔排出缸外。这种排气装置简单方便,但螺纹与锥面密封处同心度要求较高,否则拧紧排气塞后不能密封,会造成外泄漏。组合排气塞一般由螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后,锥阀在压力的推动下脱离密封面而排出空气。锥阀可以采用图a所示的锥面密封,也可以采用图b所示的锥面密封,还可以采用图g所示的钢珠密封。后两种排气密封形式对高压缸比较适用。3.12 缓冲装置的确定一般的液压缸可不考虑缓冲装置。但当液压缸驱动质量较大的工作机构作快速往复运动时,为了防比活塞在行程终点处与缸盖或缸底碰撞产生冲击和噪声,甚至造成液压缸、油管和阀类元件损坏,常在液压缸内设有缓冲装置。液压缸缓冲都是利用油液的节流作用实现的,形式很多,常用的有间隙缓冲装置和阀式缓冲装置。图3.14所示为利用间隙缓冲装置的液压缸。当活塞将近行程终点时,活塞杆端部的排油只能通过柱塞与导向孔形成的环形间隙流出。由于环形间隙的节流作用使回油腔的压力迅速升高,从而对活塞产生一个制动力,减缓活塞的运动速度以免活塞撞击缸底。间隙缓冲装置的缓冲作用与径向间隙的大小有关,一般根据经验确定。通常取(d0.50.8mm)。径向间隙过大,不起缓冲作用,过小则缓冲效果不理想。图3.14 液压缸间隙缓冲装置本油缸采用环形缝隙节流的缓冲装置。当柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时,孔中的液压油只能通过间隙排出,使活塞速度降低。由于配合间隙不变,故随着活塞运动速度的降低,起缓冲作用。缓冲圈厚度为40mm。第4章 主要零件的校核4.1 活塞杆的校核4.1.1 活塞杆拉伸强度的校核验算活塞杆的压缩拉伸强度公式为 式中:d活塞杆直径,前面已确定125mm;d1活塞杆内径,前面已初步确定70mm;F变幅缸最大推力;为活塞材料的许用应力, 活塞杆材料的屈服强度;n安全系数,取2;活塞杆为空心杆,材料选用20号钢,=400Mpa;所以显然活塞杆直径和内径满足要求。4.1.2 活塞杆弯曲稳定性验算活塞杆受轴向压缩负载时,它所承受的轴向力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载,以免发生纵向弯曲,破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。表4-1液压缸支承方式和末端系数2的值,表4-2 f、a、1的值,对支承方式的不同其末端系数的取值也将不同。表4-1液压缸支承方式和末端系数2的值支承方式末端系数2一端自由,一端固定1/4两端铰接1一端铰接,一端固定2两端固定4表4-2 、1的值材料108N/m21铸铁5.680锻钢2.5110软钢3.490硬钢4.985活塞通常是细长杆体,因此活塞杆的弯曲计算可按“欧拉公式”进行。活塞杆弯曲失稳临界负荷KF ,可按下式计算:式中:E活塞杆弹性模量,碳素钢一般取200GPa;J活塞杆横截面惯性矩K安装及导向系数K=1;安装距;在弯曲失稳临界负荷时,活塞杆将纵向弯曲。因此活塞杆最大工作负荷F应按下式验证:式中:F活塞杆的最大推力;安全系数取3.5;显然选取的活塞杆径和材料满足要求。4.2 缸筒的校核4.2.1 缸筒内径D的校核液压缸负载率为实际使用推力与理论额定推力的比值:值是以衡量液压缸在工作时负载,其取值范围在中,故选取的缸径和液压缸额定压力合格。4.2.2 缸筒壁厚的校核计算求得的壁厚值后,应满足以下四点要求,以保证液压缸的安全的工作:(1)液压缸额定压力值应低于一定的极限值,保证工作安全:式中:液压缸额定压力25MPa;缸筒材料的屈服强度400MPa;液压缸筒直径为200mm;液压缸直径160mm。(2)为了避免缸筒在移动时发生塑性变形,液压缸的额定压力值应与塑性变形有一定的比例范围:式中:缸筒发生完全塑性变形时的压力(MPa);将数值代入上式得:缸筒壁厚显然满足。(3)缸筒径向变形值应在允许范围内,而不应超出密封件允许范围:
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