东风多利卡后压缩式垃圾车整体及液压设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 东风多利卡 后 压缩式垃圾车 目录 第一章 前言 2 第二章 总体方案论证 4 2.1 本课题基本前提条件和技术要 4 2.2 结构方案确定 4 第三章 垃圾车厢体设计 7 3.1 合理选择卸料方式 7 3.2 确定厢体设计方案 8 3.3 垃圾车厢体成型工艺 9 第四章 压缩式垃圾车排出油缸安装角及排出板斜度取值 13 4.1 排出板的结构及工作情况 13 4.2 排出板的受力分析 13 4.3 取值范围的探讨 14 第五章 液压系统的设计 15 5.1 确定液压系统方案 15 5.2 液压缸设计计算 18 5.3 油箱的设计 28 5.4 液压泵的装置 29 5.5 液压元件的选用 30 第六章 结论 32 1 参考文献 33 致谢 34 附录 1 35 附录 2 36 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 2 第一章 前言 目前 我国城市生活垃圾 (MSW) 年总产生量已达 1. 8 亿吨，而且仍在不断增长，年增长率为 8 % 10 %。随着城市建设规模的不断扩大和人们生活水平的不断提高，一方面，城市生活垃圾的成份发生了很大变化，其变化的主要特点是：垃圾密度不断降低，可压缩性增加。如果继续采用常规的垃圾运输方式，容易造成垃圾清运中的亏载，使垃圾转运效率降低；另一方面，近郊可利用来填埋垃圾的洼地越来越少，人们不得不考虑在远离市区的郊区建立垃圾处理处置场所。 据统计国内几个大城市的垃圾处理厂距离市区均在 50km 以上，运输费用占垃圾处理费用的 比例较高。 在一些发达国家运输费用已占垃圾处理费用的 80 %以上。 所以，降低垃圾清运费用是降低整个城市垃圾处理处置费用的关键。 垃圾压缩可以解决垃圾运输中的亏载问题，降低垃圾的运输费用，是城市生活垃圾集运的发展方向。 因此压缩式垃圾车的优势日渐明显，高效的垃圾压缩运输方式有了长足的发展。 后压缩式垃圾车便是其中的一种常见结构形式，它由汽车底盘、填料器、上装厢体和排出板机构等组成。 其发展方向是：提高垃圾的装载量；改善车辆的密封性；垃圾的分类处理。垃圾的分类越细对于环境的保护效果就越好，目前城市垃圾主要可以分 为 4类： a.湿垃圾 ： 主要指厨房产生的厨余、果皮等含水率较高的食物性垃圾。 b.干垃圾（可回收利用垃圾）：主要指废纸张、废塑料、废金属、废玻璃等可用于直接回收利用或再生后循环使用的含水率较低的垃圾。 a. 有害垃圾：指对人体健康或者环境造成现实危害或者潜在危害的废弃物，同时也包括对人体健康有害的重金属或有毒物质废弃物。 b. 大件垃圾 ： 指重量超过 5千克或体积超过 0.2立方米以及长度超过 1米的废旧家具、办公用具、废旧电器，以及包装箱、箩筐等大型的、耐久性的固体废弃物，是因体积较大等因素混入城市一般生活垃圾一起清运有困难 的特殊的生活垃圾。 垃圾如何进行分类处理是目前垃圾运输中急待解决的难题，这对于环境的保护意义重大。 本次设计的课题为上装厢体设计，来源于湖北程力汽车有限公司。本次设计主要是针对垃圾车车厢设计和排出机构液压设计。车厢是垃圾车的重要部件之一，主 3 要起装载、运输垃圾之用。在运输过程中，不得产生飘、洒、漏等现象，避免造成二次污染。根据设计要求，确定了厢体形状和主要尺寸参数，重点考虑它的密封性。排出机构主要是用来排卸垃圾以及在垃圾装载时提供一定的背压力，使 压缩后的垃圾密度均匀。它 采用液压为动力装置，实现 作业自动化，大大 降低劳动强度，提高工作效率。 本课题由多位同学分工协作完成，在设计过程中，配合总体设计做了方案论证，满足了后压缩式垃圾车的设计要求。 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 4 第二章 总体方案论证 2.1 本课题基本前提条件和技术要求 2.1.1 基本前提条件 设 计装运空间为 12m3，设计要求必须符合 QC/T2911-1993垃圾车技术条件要求。 2.1.2 技术要求 a. 满足装运空间为 12m3车。 b. 结构设计应合理，填料器与箱体应可能连接满足强度要求，自动锁、安全棒等可靠。 c. 排出机构等 运动件工作安全、可靠，且便于维修、调整。 d. 尽量使用通用件，以便降低制造成本。 2.2 结构方案确定 2.2.1 传统自卸式垃圾车的结构分析 主要采用侧翼开启、顶盖前后梭动等几种方式，这种车的主要特点是直接收集、转运、不压缩，适用于特定人工方式，操作简单，成本低。缺点是：装载量小、自动化程度低、转运效率低，无法解决转运中流污水的二次污染问题。2.2.2 本垃圾车的结构特点 a.填料器的摆放布置 后装压缩式垃圾车工作时，填料器有下放和上扬两种布置形式。下放布置如图2-1所示，填料器与厢体相吻合，底部 机构联接，以保证密封性能。这样的布置充分考虑了行驶的平稳性和驾驶性能。 5 图 2-1 垃圾车填料器下放布置 填料器上扬布置，整个填料器可以绕轴旋转上扬 95 ，如图 2-2所示，这样可以保证厢体内的垃圾彻底排出。这种布置在填料器上扬时，整车的重心后移，汽车的行驶性能和爬坡能力降低，在不影响装载量的情况下，回转支承应尽量向前布置，使重心前移。这种布置和传统的卸料方式相比，虽然结构较复杂，但是垃圾的排出比较彻底，同时避免了整车的重心过分后移，而造成翻车事故。 图 2-2 垃圾车填料器上扬布置 b. 垃圾排卸方式 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 6 采用推板推出的方式，和传统车厢上举，靠重力卸料的方式相比，可以避免由于过分压缩的垃圾膨胀堵塞在车厢内，同时还可以防止卸料时重心过于后移而翻车。 2.2.3 垃圾车载质量利用系数的提高 载质量利用系数的提高将有助于降低车辆的运行成本。后装压缩式垃圾车的载质量利用系数主要由二个方面组成 : a. 底盘的载质量利用系数 在底盘选型时 ,选择技术含量高、动力性好、自重相对较轻的底盘。 b. 专用装置的自重 后装压缩式垃圾车由于结构复杂 ,自重较大 ,在设计时应尽量采 用新材料、新技术、新工艺。主要零部件采用高强度钢板 ,辅助件 (如挡泥板、装饰件、盖板等 ) 采用比重较轻的注塑件。主要构件采用特殊加工工艺方法 ,如 :车厢侧板及顶板采用数控折弯成弧形结构。受力构件采用局部加强法等 ,从而降低专用装置的重量。 2.2.4 垃圾压缩比的提高 压缩机构中刮板对垃圾的压强将直接影响垃圾的压缩比。当压强增大时 ， 垃圾的压缩比将增大 ； 反之则减小。因而在设计压缩机构时 ， 应努力提高刮板的压强。影响刮板压强的因素主要有四个方面 : a.刮板的压缩面积根据使用场合、投料方式、垃圾投入量来确定 ， 如能满足使用 要求 ， 刮板的面积应尽量小。 b.压缩油缸的安装形式应能充分利用油缸的最大能力 ， 即在压缩垃圾过程中应使油缸无杆腔作用。 c.滑板与导轨的摩擦力将有助于提高垃圾压缩力。因而 ， 在选取滑板滑块与导轨材料时应配对选取相对摩擦系数较小的材料 ； 减小压缩油缸轴线与滑板导轨的夹角 ， 以避免由于压缩油缸安装不当产生的扭力使 N1 、 N2增大 ； 减小压缩油缸轴线与滑块中心线的平行偏移量 ， 假如油缸轴线上偏于滑块中心线 ， 将增大 N1 、 N2的值 ，如轴线下偏于滑块中心线 ， 将减小 N1 、 N2的值 ， 但结构上很难布置 ， 故通常将压缩油缸置于滑块中心线 上。 d.压缩油缸与地面的水平夹角 1越小 ， 则压缩油缸的推力沿车厢长度方向的分力将越大 ， 有利于垃圾填满整个车厢 ， 提高垃圾压缩比。 2.2.5 车辆密封 后装压缩式垃圾车由于压缩力大 ， 经压缩后的垃圾产生大量的污水 ， 如不加以控制 ， 将严重影响环境 ， 因而在设计时应从以下三个方面完善车辆密封 ， 即 :在车厢与填塞器之间安装耐用型密封条 ， 并加以压缩、锁紧 ； 车厢底板做成前低后高 ， 将污水控制在车厢内 ； 在填塞器下部安装便于清洗的积污水槽 ， 用于车厢与填塞器之间滴漏的污水的临时储存。 7 第三章 垃圾车厢体设计 3.1 合理选择卸料方 式 3.1.1 车厢后倾式卸料方式 其原理是 :在倾卸油缸的作用下 ， 车厢、压缩机构及车厢内的垃圾绕车架尾部的回转中心旋转 ， 旋转至一定角度后车厢内的垃圾靠自重下落实现卸料作业。这种卸料方式的优点是结构简单 ， 但在实际使用时存在许多弊端 ， 如 : a. 由于垃圾在车厢内被压实 ， 垃圾与车厢四周存在着较大的膨胀力与磨檫力 ，垃圾不易倒出 ， 严重时垃圾的自重不足以克服摩擦力 ， 产生垃圾胀死现象。 b. 在倾翻作业时 ， 车厢、压缩机构及垃圾的重心将后移、上升 ， 车辆前桥负荷降低 ， 影响整车纵向稳定性 。 严重时 ， 前桥离地 ， 整车倾翻 (特别在路基 较为松散的填埋场 )。 c. 倾翻时 ， 所有重量将集中至车厢回转中心及汽车大梁尾部 ， 将对汽车大梁及后桥产生严重的损坏。 3.1.2 推板卸料方式 其原理是 :在车厢内设置一块面板呈铲形并能沿预定轨道滑行的推板 ， 推板在油缸的推动下 ， 向车厢尾部作水平推挤运动 ， 将垃圾推出车厢 ， 实现卸料作业。这种卸料方式虽结构较为复杂 ， 但卸料不受垃圾压缩比的限制 ， 卸料干净 ， 对车架的载荷分布较为均匀 ， 卸料过程平稳、安全。同时 ， 可利用推板的阻力实现压缩车双向压缩。因此 ， 推板卸料是后装压缩式垃圾车较为理想的卸料方式。 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 8 3.2 确定厢体设计方案 目前市面上最流行的垃圾车车厢是流线型 （图 3-1），样子比较美观， 顶盖做成弧形结构，可以承受垃圾对它向上的膨胀力。当然也有方型的 （图 3-2），此种结构，造型比较笨重，质量比较大，无形中增加了汽车发动机的功率，造成浪费，已逐渐淘汰，在此不作说明。所以我选用图 3-1这种厢体流线型设计方案。 图 3-1 流线型厢体 图 3-2 方形厢体 根据在 湖北程力汽车有限公司 的实习和现场观察以及课题要求，所设计的垃圾车的车厢容积为 12立方米，所以确定车厢形状和尺寸如图 3-3。 9 图 3-3 厢体尺寸图 3.3 垃圾车厢体成形工艺 3.3.1 概述 垃圾车厢体是垃圾车的重要部件之一，主要起装载、运输垃圾之用，它由前板、左右侧板、顶板、底板等五项主要零件组成。这些零件由于所处位置不同，受力情况各异，因而结构也不相同，选用的材质虽一致（ Q235），但料厚有差异。对这几项零件的工艺成形方法的选择也完全不一样。在此对厢体零件成形的工艺选择作一分析。 3.3.2 影响成形工艺选择的因素 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 10 下面分析垃圾车车厢成形工艺选择的主要因素： a. 产品结构 产品结构是决定成形工艺的主要因素。任何一种成形工 艺都以满足设计要求为前提，由于该几项零件结构不同，因此它们的成形方法也不一样，如前板为拉伸成形，侧板和顶板为弯曲成形等。 b. 产量和成本 产量和成本是互相联系的，降低成本是工艺工作的核心。当一个新产品投入生产前，应根据该产品的试制总方案设定的批量或年产量，决定该零件的成形方法，工艺装备的选择不宜成本过高，否则将加重产品的附加成本，不利市场的销售。 东风多利卡后压缩式垃圾车属中批量生产。 c. 研制周期 研制周期也是决定零件成形工艺的主要因素，为适应市场经济，一般要求研制周期越短越好。这就给选择成形工艺带来诸如模具制造 、展开件试制等困难。东风多利卡后压缩式垃圾车从方案论证到样车鉴定，研制周期较短。选择工艺成形方法时，就不能选用制造周期长的模具，而选择那种既能保证零件成形质量，制造周期又短的模具。 d. 设备 工厂现有的工艺设备和工艺水平也是选择成形工艺必须考虑的因素。 e. 人员技术水平 操作者的技术水平也是影响成形的因素之一，在考虑工艺方案时需结合本厂操作人员的技术水平。 f. 拼料状态 由于东风多利卡后压缩式垃圾车车厢尺寸为 4360、 2015、 1645mm（长、宽、高），超过一般板料幅面，而大幅面板料的订货又因用量有限受到制约，因而需 进行拼焊，拼焊中因设备原因不能都采用对接钨极自动氩弧焊。有的采用垫板接触焊，由于各板焊接方法不同，因此在选择零件成形工艺时还需考虑拼料状态。 3.3.3 成形工艺的选择 几种工艺的比较及选择： a. 采用带压边装置的拉伸模拉伸成形，生产的零件尺寸准确，表面质量好，但模具制造成本高，模具毛坯需外协加工，制造周期长，模具结构较复杂，维修困难。该工艺方法实用于大批量生产。 b. 采用铅锌合金模落压成形，模具制造方便，费用较低，制造周期也短。缺点 11 是模具寿命短，零件外观质量较差，人工修整工作量大，工作环境太差。该方法适宜试制或 小批量生产。 c. 采用钢下模、铅上模结构的冲压模，模具制造时按钢模浇铸，模具吻合较好，零件的质量得到保证，制造成本相对较低。缺点是因无压边装置，零件成形过程中有起皱现象，需在转角处增开缺口，成形后采用人工补焊。该方法适于中批量生产。 根据以上几种工艺方法的比较，结合东风多利卡后压缩式垃圾车的中批量生产模式，决定选用最后一种方法作为前板零件的成形工艺方法，做出合格的开口展开件。这样既有利于零件的成形，又避免成形后过多的人工打磨。左右侧板也采用相同的成形工艺方法，顶板采用压制槽形件，然后在平板上进行焊接的方法 成形。 3.3.4 拼焊工艺 东风多利卡后压缩式垃圾车车厢尺寸为 4360、 2015、 1645mm，超过一般板料的幅面尺寸，大幅面板料的订货因受用量限制而制约，因此寻求一种适于不同加工成形的焊接方法是拼焊的关键。由于受成形方法和料厚的影响，拼焊工艺各异，具体方法简述如下： a. 前板的拼焊 前板零件的成形是拉伸成形，因此焊接渗透性要求较高，又考虑到在拉伸过程中焊缝对模具的影响，要求焊缝光顺平滑无明显的凸起，因此只能选择成本相对高的钨极自动氩弧焊，从而满足了该零件的拼焊需要。采用该工艺拼焊的板料，满足了零件成形 的需要。 b. 侧板、顶板、底板的拼焊 侧板、顶板、底板的拼焊选用加垫块的点焊、滚焊工艺。由于这几块板在零件的成形中仅有弯曲成形（侧板）或不需成形（底板），材料的受力状态较前板好，加之该几项零件都超过了钨极自动氩弧焊的轨道，采用 CO2 焊因热影响区较大，零件的变形也大，需大量手工较形，且不能满足设计要求，因此选用影响区小的点焊、滚焊工艺是较合适的，它既克服了大量的人 工劳动，又能满足设计要求。具体拼接如图 3-4，选用同牌号同料厚并与焊缝等长的垫板，采用先点焊后滚焊接融焊工艺。 后装压缩式垃圾车由于压缩力大 ,经压缩后的垃圾产生大量的污水 ,如不加以控制 ,将严重影响环境，所以为了满足设计要求，不产生飘、洒、漏等问题，焊前涂点焊密封胶剂，以提高其密封性。 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 12 图 3-4 拼焊图 3.3.5 结果分析 经过以上的成形工艺选择和拼焊工艺选择，满足了设计要求，大大缩短了新产品开发研制周期。由于选用的工艺装备合适，不仅满足了工厂的生产需要，而且降低了研制费用。在拼焊中，由于合理选择拼焊 工艺，减少了大量人工较形，不仅保证了产品的质量，而且降低了成本，节约了资金。总之在垃圾车车厢的成形方法选择中，由于本着从实际出发，结合现状进行了认真选择，因此所选工艺方法是成熟的，可行的，真正做到了投资少，见效快。 13 第四章 压缩式垃圾车排出油缸安装角及排出板斜度取值 4.1 排出板的结构及工作情况 目前 ,国内生产的垃圾车主要是后压缩式 ,垃圾装满后 ,填料器举升 ,排出机构将垃圾推出车厢。后压缩式垃圾车的排出机构均采用直面折弯形状结构 ,便于垃圾推卸干净。排出机构与排出油缸一端固 定 ,排出机构两端各装两个滑块。推卸垃圾时 ,油缸推动排出机构前移 ,排出机构滑块沿导轨滑动。排出油缸的安装角度和排出机构折弯斜度各厂取值不同 ,教科书中也未给出取值范围 , 取值大小有何利弊 ? 现对 排出机构进行受力分析 ，确定其取值。 4.2 排出机构的受力分析 图 4-1 受力分析示意图 排出机构在推卸垃圾过程中 , 受到排出油缸的推力tF、 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 、 排出板上方垃圾对排出板的作用力 T 、排出 机构 的重力 W 、垃圾重量和排出 机构 重量在底板上产生的摩擦力fT以及 导轨对排出板 机构 的法向作用力 1N ， 2N 的作用 。排出油缸的布置和排出板折弯斜度的不同 ,排出机构的受力状况也不同。 刚开始移动前的平衡方程为： 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 14 0c osc os0ft TTTFX（ 4-1） 0)(s ins in021 NNTFWYt （ 4-2） 式中： 推卸油缸的安装角度， 为 T 的倾斜角度 从图 中 看 , tF、 T 均有水平分力 costF、 cosT 和向下的垂直分力 sintF、sinT ,水平分力推卸垃圾 ,向下的垂直分力以及排出机构的重力 W , 三个力使排出机构滑块紧压在导轨上 , 产生阻止排出机构前进的摩擦阻力 fT。 由 (4-2) 式可得 : s ins in 21 TFWNN t 即 fT= )( 21 NNf = )s ins in( TFWft （ 4-3） 式中 ： f 滑动摩擦系数。 排出油缸所需的最小推力 ,由 4-1式 得 : co sco s ftTTTF （ 4-4） 4.3 取值范围的探讨 由 （ 4-3）（ 4-4） 式知 , 排出油缸的推力主要用于克服推卸垃圾的摩擦阻力 , 而摩擦阻力基 本是水平力。排出油缸的安装角 越大 , 推力的水平分力越小 , 垂直分力越大 ,即摩擦阻力越大 , 滑块的磨损越快 , 排出机构移动所需的最小推力也越大 , 油缸缸径越大。排出板折弯斜度越大 ,垃圾对排出板的垂直分力越小 ,而排出板对垃圾反作用力的垂直分力 (向上 ) 小 , 顶盖的受力情况改善 ；但垃圾对排出板的水平分力增加。此外 ,开始装垃圾时 ,当滑板上移 ,刮板反转 ,滑板下移 ,垃圾掉下来的多。但排出板折弯斜度也不要小于 38 ,否则垃圾卸不干净。 为了整车垃圾压缩后密度均匀，延长油钢的使 用寿命，根据 5.1节的分析， 排出油缸的安装角度应近可能大一点。 无论怎样，排出油缸的安装角 和排出板折弯斜度只要合理取值 ,垃圾均能全部卸干净 ,不会增加成本和重量 ,还可延长滑块的使用寿命。因此 , 根据实习时的现场观察和结构设计，排出油缸的安装角度 取 62 。排出板折弯斜度不要太大 ,否则开始填装垃圾时 , 垃圾掉下的多 , 填装效率不高 , 过小时垃圾卸不干净 , 一般应在 38 45 之间，因此决定取 45 。此外 ,为使顶盖能承受垃圾对它向上的膨胀力 ,顶盖应做成弧形结构。 15 第五章 液压系统设计 5.1 确定液压系统方案 众所周知 ,后装压缩式垃圾车主箱中的推板（排出板）油缸有两个作用 :垃圾压缩过程中提供背压力 ,而卸载垃圾时提供推力。目前市场上的产品 ,油缸的摆放有两种方式 :平置 (图 5-1) 和斜置 (图 5-2) 。表面上看这两种方式在功能上没有什么区别 ,但认真分析 ,却存在很大的差异。 图 5-1 推板油缸平置示意图 图 5-2 推板油缸斜置示意图 5.1.1 垃圾收集时压缩原理 如图 5-3 ,推板 推置主箱末端。通过填塞箱后压缩机构的提升 ,垃圾不断地被压送到主箱中。在提升垃 圾的过程中 ,刮板提升压力作为背压回路远端控制信号通过油口 Pil 将先导阀 B 打开 ,使得推板油缸无杆腔回油路与背压阀 A 相通 ,当且仅当垃圾挤压力超过推板油缸的背压阀 A 调定的预压力 (图中为 2 MPa) 时 ,推板油缸无杆腔内湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 16 的液压油通过背压阀 A 一 部分回油箱。一部分通过单向阀补入有杆腔 ,从而垃圾和推板向主箱前端移动 ,直到推板油缸完全收回 ,垃圾充满整个主箱。 5.1.2 排出板油缸推力 排出 板油缸是多级油缸 ,在收缩过程中 ,推力会因为活塞截面积的不同发生阶段性的变化。而且在实际工作中 ,在垃圾挤压的情况下 ,油缸活塞杆 由小到大顺序收回 ,所以推力油缸F变化的趋势是由小到大。以三级油缸为例 , 推力变化趋势与推板后退行程 L 的关系见图 5-4 。 油缸F= P Si （ 5-1） 式中 ：油缸F 排出板 油缸推力 P 背压值 Si 活塞的作用面积 图 5-3 背压油路原理图 图 5-4 F 油箱与推板 L 的关系 5.1.3 背压力 a. 平置油缸 当油缸平置时 (图 5-5) , 背压F= 油缸F,推力油缸F变化的趋势是由小到大 ,从而导致背压力的变化 ,这与用户追求的整车垃圾压缩后密度均匀的效果是向背的 ,意味着被压缩的垃圾是前松后紧 ,而且满载时也会造成整车后桥过重。 b. 斜置油缸 在推板油缸斜置的情况下 ,随着推板向主箱前端移动 , 的增大 , 背压力 (背压F) 逐渐减小 (图 5-6) , 背压F= 油缸F cos。但同时 ,因为活塞截面积阶段性的增大 ,又会在一定程度上弥补因角度变化引起的背压力损失。 17 图 5-5 平置油缸背压力 图 5-6 斜置油缸背压力 5.1.4 两种方式的比较 通过对比 ,我们可以发现排出板油缸斜置方式比较平置方式有以下优点 : a. 节省安装空间 ,提高主 箱容积利用率。 b. 有利于垃圾在压缩过程中密度均匀。 c. 利于油缸的保护 ,避免主箱内污水损害油缸 体 ,保证使用寿命。 d. 有利于排出机构平稳移动 (防偏转 ) 。 所以，决定选用油缸斜置式放置。 5.1.5 液压系统工况分析 亘据设计要求，在排卸垃圾时，液压系统能发出足够的力使垃圾排出；在装载垃圾时，为了使压缩后的垃圾密度均匀，提高其装载量，液压系统要提供一定的背压力，使其满足设计要求。所以，液压原理图如图 5-7 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 18 图 5-7 液压原理图 5.2 液压缸的设计计算 5.2.1 计算工作循环中的最大载荷 A. 对排出机构进行受力分析 ,见图 4-1 可得如下方程： 0c osc os0ft TTTFX（ 5-2） 0)(s ins in021 NNTFWYt （ 5-3） 式中：tF 推卸油缸的推力 ，也就是 液压缸的最大载荷 推卸油缸 的安装角度 62 T 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 排出板上方垃圾对排出板的作用力 为 T 的倾斜角度 45 W 排出板 机构 的重力 fT 垃圾重量和排出板 机构 重量在底板上产生的摩擦力 19 1N，2N 为导轨对排出板 机构 的法向作用力 由 5-2式得， co sco s ftTTTF （ 5-4）B. 排出机构的重量计算 底部钢管： LsAAsWLm )8584.2(0157.01 824.1)2.38584.27575(2.30157.0 9.12 kg 式中： A 方管边长 (mm ) s 方管壁厚 (mm ) W 每米钢管重量 ( mkg ) L 方管长 (m ) 顶部钢管： 686.1)2.38584.27575(2.30157.02 m 9.11 kg 侧部钢管： 8 7 1.0)2.38 5 8 4.27575(2.30 1 5 7.03 m 2.6 kg 侧部钢管 1： 365.0)2.38 5 8 4.27575(2.30 1 5 7.04 m 6.2 kg 侧部钢管 2： 3 2 0.1)2.38 5 8 4.27575(2.30 1 5 7.05 m 3.9 kg 侧部钢管 3： 725.0)2.38 5 8 4.27575(2.30 1 5 7.06 m 1.5 kg 此钢板的理论重量为 055.18 2mkg 1，所以，此钢板重量为：)0 7 2.00 7 2.02 6 8.022.0(8 2 4.10 5 5.187 m 8.20 kg 排出板前板： 988.1824.1055.18 m 1.66 kg 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 20 所以，排出机构重量 7654321 )(2 mmmmmmmmM 8.20)1.53.96.22.6(29.119.121.66 1.158 kg 因为，一些小零件采取估算的方式以及计算误差 所以，最后取 200M kg C. 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 的计算 pfabacT )2( 1.074820)015.2464.3645.1464.32( 1.137493 N 式中： a 厢体的有效长度 )(m b 厢体的有效宽度 )(m c 厢体的有效高度 )(m p 垃圾压缩后对厢体的压力 )(Pa ，垃圾的单位膨胀力为 6235 3mPa ，那其对厢体的压力 7 4 8 2 0126 2 3 5 p Pa f 垃圾与车厢壁之间的动摩擦系数，查表取 1.0f D. 排出板上方垃圾对排出板的作用力 T 的计算 20 rbcLgT 24508.9896.0645.1015.2 7.6548 N 式中： L 排出板 机构底部长度 )(m g 重力加速度 )8.9( 2 取sm 0r 垃圾压缩后的密度 3450 mkg E. 垃圾重量和排出板机构重量在底板上产生的摩擦力fT的计算gfVrMgfT f 0 1.08.9450121.08.9200 5488 N 式中： V 厢体的容积 312mV f 排出板 机构 与导轨之间的动摩擦系数，查表取 1.0 f F. 将上述数据代入式（ 5-4）中 则， 62c o s 5 4 8 845c o s7.6 5 4 81.1 3 7 4 9 3tF0.314421 N 21 5.2.2 确定液压缸参数 a. 此液压缸为三级液压缸，各级压力和速度可按活塞式液压缸有关公式来计算。 2121211114DDpppFDcmt 26 7.014119.0107.1214.33 1 4 4 2 14 m200.0 式中： 1D 一级液压缸内径， 2D 二级活塞杆尺寸， 3D 三级活塞杆尺寸 1p 液压缸工作压力，初算时取系统工作压力 12.7MPa； 2p 液压缸回油腔背压力；为 41 1p 12 DD 活塞杆与液压缸内径之比，液 压缸采用差动连接；比值取 0.7 tF 工作循环中最大的外负载； cm 液压缸的机械效率，一般 cm=0.9 0.97； 标准的液压缸直径系列取 mmD 2001 2。根据 12 7.0 DD mmD 1 4 02 0 07.02 计算的结果在活塞尺寸系列之中，所以取 mmD 1402 依此类推： mmD 981407.03 标准的活塞杆尺 寸系列圆整为 mmD 1003 2 根据已取的缸径和活塞杆直径，计算液压缸实际有效工作面积，无杆腔面积 A1，有杆腔面积 A2、 A3分别为： 222211 1014.32.0414.34 mDA 222222212 1060.1)14.02.0(414.3)(4 mDDA 232223223 1054.7)1.014.0(414.3)(4 mDDA b. 计算液压缸的流量 vDDvDDq )(4)(4 23222221 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 22 )(4 2321 DDv 1 00 0)1.02.0(7.7414.3 22 3.181 minL 式中： v 排出机构的速度 7.7 minm c. 液压泵流量 ,压力的计算 液压泵向液压缸输入的最大流量为：若取回路泄漏系数 K=1.1， 则泵的流量： q=1.1 181.3=199.43L/min。 液压缸的最大工作压力为 1p =12.7MPa,在进油路上的压力损失一般为 0.51.5MPa,现取 0.8MPa。则液压泵的最高工作压力： M P aM P ap 5.13)8.07.12(0 根据计算出的泵的流量和工作压力，由作总体设计人员参考。 d. 计算电动机的驱动功率 310pqP （ 5-5） 式中： p 液压泵的出口压力（ Pa），其值等于液压缸的进口压力与泵到液压缸这段管路压力损失之和，压力损失取 Pap 5102 ； q 液压泵输出流量 ( sm/3 )， q=199.43L/min=3.32 10-3m3/s； 液压泵的效率，取 8.03 所以： KwpqN 5.68.0101032.31025.13335 e. 液压缸的设计计算 fct FpDDFpD 22221121 )(44 122221121 4 ppDDp FFD fct （ 5-6） fcF + tF = cmtF （ 5-7） 式中： fcF 液压缸密封处摩擦力 由式 5-6 和式 5-7可求得 1D 为 23 2121211114DDpppFDcmt（ 5-8） 详细计算见 5.2.2 节， mmD 2001 ， mmD 1402 ， mmD 1003 5.2.3 确定管道直径 管道的材料一般推荐采用 10 号、 20 号的薄壁无缝钢管、和拉制紫铜管。钢管承受的工作压力较高，价廉，所以本系统主要采用钢管。 油管直径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。 油管的内径 d按下式进行计算： vqd 61.4 （ 5-9） 式中： d 管道直径（ mm） ； q 液体流量（ L/min） ； v 允许流速，按金属管内油液推荐流速值选用，吸油管路取 v 0.5 2m/s,压油管路取 v 2.5 6m/s。 管道的壁厚可根据工作压力由下式计算得出： 2pd（ 5-10） 式中： p 工作压力，取工作压力为 12.7MPa； d 油管内径（ mm） ； 许用应力（ MPa） ，对于钢管 98.1MPa,对于铜管 25Mpa。 本系统主油路流量取差动连接时流量 q = 181.3 L/min,允许流速按压油管路取v = 4m/s, 则管道内径为： mmvqd 0.314 3.1 8 161.461.4 油管的壁厚： mmpd 0.21.982 0.317.122 可选用外径 D 为 34mm3的 10 号冷拉无缝钢管。 吸油管按式 5-8、式 5-9 计算可得： mmvqd 1.621 3.18161.461.4 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 24 壁厚 ： mmpd 0.41.982 1.627.122 故可选用外径 D 为 65mm 的 10 号冷拉无缝钢管。 钢管弯曲半径不能太小，其最小曲率半径 R 3D，油管经弯曲后，弯曲处侧壁厚的减薄不应超过油管壁厚的 20%，弯曲处内侧不应有明显的锯齿行波纹、扭伤或压坏，弯曲处的椭圆度不应超过 15%。 5.2.4 液压油的选择 该系统为一般液压传动 ,所以在环境温度为 -5 C 35 C之间时 ,一般选用 20号或 30 号液压油 .冷天用 20 号机械油 ,热天用 30 号机械油。 由与本系统容量较大，故不必进行系统 温升的验算。 5.2.5 液压缸壁厚、外径及工作行程的计算 a. 中低压液压系统中，液压缸的壁厚 一般不做计算，按经验选取，则缸筒外径 210 DD （ 5-11） 按标准 JB1068-67 系列选取液压缸的外径为 240mm4。 缸筒壁厚的校核，液压缸的内径 ( mmD 2001 )与其壁厚 （ =0.5 40=20mm）的比值 1D =10，故可用薄壁圆筒的壁厚计算公式进行校核 2 1Dpy（ 5-12） 式中： 液压缸壁厚（ mm） ； yp 试验压力，一般取最大工作压力的（ 1.25 1.5） 倍（ MPa）； 缸筒材料的许用应力，无缝钢管 =100 110MPa。 2 1Dpy=1002 2007.125.1 =19.05mm 20mm 所以所选壁厚满足要求。 b. 液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，所选的执行机构即液压滑台的工作行程为 3410.5mm，结合液压缸活塞行程参数系列确定液压缸的工作行程为 3600mm。 5.2.6 液压缸缸底和缸盖的计算 在中低压系统中 ，液压缸的缸底和缸盖一般是根据结构需要进行设计，不需进行强度计算。 25 5.2.7 液压缸进出油口尺寸的确定 液压缸的进出油口尺寸，是根据油管内的平均速度来确定的，要求压力管路内的最大平均流速控制在 4 5m/s 以内，过大会造成压力损失剧增，而使回路效率下降，并会引起气蚀、噪音、振动等，因此油口不宜过小，一般可按文献 2选用，本系统选用进出油口 M48 2的螺纹接头。 根据以上计算及选用的参数综合为表 5-1。 5.2.8 液压缸结构设计 (1)缸体与缸盖的连接形式 法兰连接 优点：（ 1）结构简单，成本低 （ 2） 强度较大，能承受高压 缺点：（ 1）径向尺寸较大 （ 2）用钢管焊上法兰，工艺过程复杂 螺纹连接 优点：（ 1）外型尺寸小（ 2）重量较轻 缺点：端部结构复杂，工艺要求较高 外半环连接 优点：（ 1）结构较简单（ 2）加工装备方便 缺点：（ 1）外型尺寸较大（ 2）缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚 内半环连接 优点：（ 1）外型尺寸小（ 2）结构紧凑，重量较轻 缺点：（ 1）缸筒开槽，削弱了强度（ 2）端部进入缸体内较长，安装时密封圈易被槽口檫伤 综合以上，确定液压缸体与缸盖的连接结构选用外螺纹连接 4。 (2)活塞和活塞杆的连接结构 焊接结构 结构简单，比较牢固 湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 26 螺纹连接 结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置 半环连接 结构简单，拆装方便，不易松动，但会出现轴向间隙 锥销连接 结构可靠，用锥销连接，销孔必须配铰 活塞与活塞杆的接结构采用螺纹纹接，这种结构连接稳固，活塞与活塞杆之间无公差要求。 （ 3）活塞杠导向部分的结构 活塞杠导向部分的结构，包括活塞杆与端盖 导向套的结构，以及密封 防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套 磨损后便于更换，所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。 结构形式 特点 端盖直接导向 （ 1）端盖与活塞杆直接接触导向，结构简单，但磨损后只能更换整个端盖。 （ 2）盖与杆的密封常用 O 型和 Y 型密封圈。 导向套导向 （ 1）导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料。 （ 2）盖与杆的密封常用 Y 型和 V 型。密封可适用于中高压液压缸。 综合以上各种结构形式，确定采用导向套导向。 根据密封的部位、温度、运动速度的范围，活塞与缸体的密封形式选用高低唇 Y 27 形圈，这种 密封圈的内外两唇边长不同，直接密封用较短唇边，这样就不易翻转，一般不要支承。 表 5-1 液压缸基本参数 缸筒内径（ mm） 缸筒外径(mm) 二级活塞杆直径 (mm) 三级活塞杆直径 (mm) 进出油口连接 公称直径 螺纹连接 200 240 160 100 40 M48 2 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。活塞杆处的密封形式用 Yx形密封圈。为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈，本系统选用无骨架防尘圈。 液 压缸带动工作部件运动时，因为运动部件的质量较大，运动速度较高，则在行程终点时，会产生液压冲击甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞，为防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。 常用的缓冲结构有： a. 环状间隙式节流缓冲装置 适用于运动惯性不大、运动速度不高的液压系统。 b. 三角槽节流缓冲装置 三角槽节流缓冲装置是利用被封闭液体的节流产生的液压阻力来缓冲的。 c. 可调节流缓冲装置 这种节流阀不紧有圆柱形的缓冲柱塞和凹腔等结构，而且在液压缸端盖上还装有针形节流阀和单向阀。 液压系统如果长期停止工作 ，或油中混有空气，液压缸重新工作时产生爬行、噪声和发热等现象。为防止这些不正常现象产生，一般在液压缸的最高位置设置放气阀。 5.2.9 液压缸主要零件的材料和技术要求 a. 缸体 材料选用 45 钢。 内径用 H9 配合，粗糙度 Ra0.3 m ,内径圆度、圆柱度不大于直径公差之半，内表面直线度在 500mm 长度不大于 0.03mm，端面与缸盖固定时，端面跳动量在直径100mm 上不大于 0.04mm,为防止腐蚀和提高寿命，内表面可镀铬，层 厚 0.03 0.04mm，在进行抛光，缸体外涂外耐腐蚀油漆。 b. 缸盖 常用材料有： 35 钢、 45 钢或铸钢；做导向时选用铸铁、耐磨铸铁。故可选取前湖南工业大学本科生毕业设计（论文） 28 缸盖 HT200、后缸盖为 35 钢。 配合表面的圆度、圆柱度不大于直径公差之半，端面在对孔轴线的垂直度在直径 100mm 上不大于 0.04mm. c. 活塞 材料选用 HT200。 外径的圆度、圆柱度不大于直径公差之半，外径对内孔的径向跳动不大于外径公差之半，端面对轴线垂直度在直径 100mm 上不大于 0.04mm，活塞外径用橡胶密封圈密封时可取 f9 配合，内孔与活塞杆的配合取 H8。 d. 活塞杆 本设计中是空心活塞杆，选用的材料为 45 钢的无缝钢管。 杆外圆柱面粗糙度为 Ra0.8 m ,材料进行热处理，调质 52 58HRC，外径的圆度、圆柱度不大于直径公差之半，外径表面直线度在 500mm 长度不大于 0.03mm，活塞杆与前端盖采用螺纹连接。 5.2.10 选择各类控制阀 A