车载式轮椅升降装置的结构设计-毕业设计说明书

1、 学号： 毕业设计（论文）（2022届）题 目 车载式轮椅升降装置的结构设计 学 生 系 部 机械与材料工程系 专业班级 机制185 校内指导教师 专业技术职务 校外指导老师 专业技术职务 无 二二二年三月毕业设计车载式轮椅升降装置的结构设计摘要：目前全世界的残疾人总数已超过六亿，其中乘坐轮椅的人数超过百分之三十，他们外出时上下、车障碍使他们最大的困难。本课题设计的是一种新型车载轮椅自动升降机，实现了自动载卸乘客的功能。本文确定了车载轮椅升降装置的总体方案，并对其整体运动方式进行了设计；对其升降结构进行设计与分析，完成了液压系统的设计，并对其主要零部件进行选择、计算及校核。本课题有望解决下肢残

2、疾人上下车问题，具有明显的经济和社会效益。关键词：车载式；轮椅升降机构；液压系统Structural design of vehicle mounted wheelchair lifting deviceAbstract：At present, the total number of disabled people in the world has exceeded 600 million, of which more than 30% are in wheelchairs. When they go out, getting on and off and obstacles in the c

3、ar make them the greatest difficulty. This subject designs a new type of vehicle wheelchair automatic elevator, which realizes the function of automatically loading and unloading passengers. In this paper, the overall scheme of vehicle wheelchair lifting device is determined, and its overall motion

4、mode is designed; The lifting structure is designed and analyzed, the design of the hydraulic system is completed, and the main parts are selected, calculated and checked. This topic is expected to solve the problem of getting on and off the vehicle for the disabled with lower limbs, and has obvious

5、 individual economic and social benefits.Key words: Vehicle mounted； Wheelchair lifting mechanism； Hydraulic systemII车载式轮椅升降装置的结构设计Structural design of vehicle mounted wheelchair lifting device1 绪论11.1 课题的背景、目的和意义11.2 研究现状与发展趋势11.3 本课题的研究内容22 车载轮椅升降机机构方案分析32.1 方案一32.2方案二32.3 方案三32.4方案四42.5 方案选择确定43

6、车载轮椅升降机机构机械结构设计63.1 汽车尾部参考数63.2 尾板尺寸设计63.3 设计尺寸83.4 机构运动解析83.5 受力分析113.6 液压系统原理图144 液压系统设计计算分析154.1 举升液压缸的设计分析154.2 关门液压缸的设计分析174.3 活塞的设计194.4 导向套的设计、计算分析194.5 端盖和缸底的设计与计算分析204.6 缸体长度的确定分析214.7 缓冲装置的设计分析214.8 排气装置的分析214.9 密封件的确定选择224.10 防尘圈的选择234.11 液压缸的安装及连接结构的介绍分析235 液压泵的参数设计选用256 电动机的确定267 各个液压元件

7、的选择277.1 液压阀及过滤器的选择277.2 油管的确定选择287.3 油箱体积的确定288 分析液压系统性能分析298.1 压力损失的验算以及泵压力的调整分析298.2 液压系统的发热情况分析验算分析319 结论32参 考 文 献33致  谢341 绪论1.1 课题的背景、目的和意义根据当前数据统计，世界人口数中残疾人的数量高达几亿人，这其中下肢残疾人数占到残疾人总人数的30%以上1，同时，中国大约有8500万残疾人。大约占中国总人数的6.21%。除此之外，随着我国工业化以及城镇化进程速度的加快，由于交通事故以及生产安全事故等因素所造成的下肢残疾的数量仍在剧增，据有关

8、统计数据显示，我国的残疾人数大约每年以七十万到八十万的速度在增长，其中有相当一部分人群是下肢残疾，他们主要依靠辅助工具或者借助他人的帮助才能外出。另一方面，随着我国老龄化程度的不断加快，据不完全数据显示我国60周岁及以上人数已达到2.亿以上，约占总人口数的15%，65周岁及以上人口约有13161万人，占总人口数的9.7%,已经远超过了国际上老龄化社会定义比值。随着经济的高速发展，主要以下肢残疾人和行动不便的老年人为代表的下肢障碍人群等相关的一系列社会问题也日益显示出来2。其中主要的问题之一就是 下肢残疾人和老年人的出行问题。不管是下肢残疾人还是老年人，行动不便的人都使其生活范围和空间受到了很大

9、的范围限制，从而很大程度上降低了他们的生活品质3。随着我国经济社会的发展和残疾人事业的进步，越来越多的下肢障碍者人群希望走出家门，参与到社会生活中去，所以他们在出行方面的需求与日俱增。然而尽管目前已经有智能轮椅和辅助腿等代步工具4，但在远距离出行和速度方面仍存在着很多不足之处。对于现代社会来说，汽车成为了城市交通最主要的交通工具之一，既缩短了出行 时间又大大提高了人类的生活水平。相比于普通人，下肢残障人群对汽车有着更大的需求，而上下车障碍是他们最大的困难。本课题设计的是一种新型车载轮椅自动升降机，实现了自动载，卸乘客的功能。使用该升降机构，将在很大程度上解决了残疾人生活环境中的出行障碍的问题。

10、解决了下肢残疾人上下车时的障碍问题。这样不仅是节约了时间成本，而且还节省了人力消耗，从而减轻劳动强度。1.2 研究现状与发展趋势随着科技的发展，残疾人驾驶汽车已不再是梦想，但随之出现下肢残疾人和腿脚不方便的老年人的上下车问题。由于下肢障碍使得该类人群上下车比较困难，很多人都是用手撑着或者靠其他人帮助从轮椅上移动到汽车座椅上。为了解决下肢障碍人士乘坐轮椅上下车问题，国内外专家和公司现已研制出适合该类人群的车载轮椅升降装置。目前生产的车载轮椅升降机企业主要有瑞典ZEPRO公司，广东省达机械制造有限公司，深圳是凯卓立液压设备有限公司等。目前还有为方便轮椅上下车，斜波式电动折叠导板装置，轮椅可以通过斜

11、波进出车厢。轮椅进入车厢以后，协板可以依靠电机驱动把斜板收缩起来。还有更高级的就是巴西研制出专用残疾人升降装置，可以使残疾人士上下车容易的轮椅升降机。该装置依靠遥控器进行操作，能够实现乘坐轮椅的人独立的上下车，同时两边还有安全护栏，对残疾人起到了保护作用5。目前，我国残疾人的总体数量比较多，但由于该类人群的心理特征、自身条件以及公共环境中无障碍设施的制约，导致该人群外出的人数比较少。目前市场上为下肢障碍人士提供的乘车服务和上下车机构较为简单、安全措施比较差、工作可靠性比较低，稳定性不怎么好，无法满足下肢障碍人群的问题。随着我国经济的发展和人民生活水平的不断提高，汽车已经成为很大部分人生活中不可

12、缺少的一种交通工具。行走不便的下肢障碍人群为了提高生活水平以及扩大活动范围则更需要汽车。再加上我国已进入老龄化社会，要解决下肢残障人士及老年人的出行难题，有需要设计出一种能够充分适应下肢障者和老年人自身条件的车载式轮椅升降机构的装置。1.3 本课题的研究内容包括车载轮椅升降机机械的设计和功能原理的机械设计和筛选方案。从动力源，驱动机构驱动模式，执行机构，整个系统的总体规划，解决机构系统建模，动态综合分析，系统控制等问题。为了人上下车的安全，尾板在升降过程中保持平稳。机制横梁伸缩缸，同时考虑到隔室结构，燃料箱应安装在底盘下面。1）乘坐轮椅人群独立上下车的问题。根据任务要求，用了四杆机构，则需要对

13、四杆机构进行分析，从而得出能够完成轮椅托板的升降。2）轮椅上下车装置设计中紧凑和所需性能的协调问题。根据任务要求，查阅了资料采用了机、电、液一体化的集成系统，可以互相协调互不影响，而且能完成所需的目标任务。3）装置的安全措施。查阅相关资料，设计了夹紧液压缸，根据计算得参数，选择合理的相关元件。2 车载轮椅升降机机构方案分析2.1 方案一采用齿轮齿条机构图2.1 齿轮齿条机构优点：升降的距离可精确控制，而且运行平稳；缺点：该机构升降距离有限，否则会影响行车等问题（整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上）。2.2方案二采用曲柄滑块机构图2.2 曲柄滑块机构优点：结构较为简单，运行平稳，没有冲击；缺点

14、：与导杆机构一样，安装于车厢底部后，但是不利行车，因此也不可用。2.3 方案三采用导杆机构图2.3 导杆机构优点：构件比较少，结构简单，成本较低，易于实现；缺点：整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上，该垂直升降式导杆机构安装后不利行车，所以不可用。2.4方案四 采用平行四边形机构图2.4 平行四边形机构优点：结构简单，运行平稳，可安装于车厢底部，不影响车辆的行车问题；缺点：构件比较多，安装时一些车辆可能需对尾部进行改装。2.5 方案选择确定考虑到车厢的具体结构和使用要求，机构的固定架应该固定在汽车车厢下面的底盘上面，而且，升降机构上升到极限位置时应该与地面有一些距离以便于行车，尾板在升降时，还

15、应保持平稳，以保正人的安全问题。通过比较上面各个机构的优缺点比较,现在确定尾板采用平行四边形机构，考虑到尾板的收缩问题，对机构进行了适当的修改，修改后结构简图如图2-5所示。图2.5 尾板机构简图机构采用了伸缩式液压缸，这其中，与上部连杆形成转动副的油压缸是用于升降的功能，另外一个油压缸用于尾板的伸缩。连杆与关门缸形成平行四边形机构，保证尾板的水平；液压缸的伸缩运动转化为连杆的摆动运动后，尾板升降比较平稳；该机构在垂直方向的结构较为紧凑，在升降至上限位置时，机构的下端与地面有一段的距离，因此不影响正常行车的问题。所以该机构满足设计要求。3 车载轮椅升降机机构机械结构设计3.1 汽车尾部参考数表

16、3.1技术参数列表车型CQ1113T6F23G461驾驶室最高点距车架上翼面距离（mm）2056汽车底盘长（mm）8208驾驶室后围距前轴（mm）508轴距（mm）4600外气管距前轴距离（mm）752车架有效长度（mm）5578车架上平面离地高度（满载）（mm）1007车架外宽（mm）1150底盘整备质量（kg）4080推荐货物重心（mm）890底盘轴荷前轴/后轴（kg）1680/2400车辆前悬/车架后悬（mm）1548/1800底盘最大承载质量（kg）7320汽车底盘高（mm）3060厂定最大设计总质量（kg）114003.2 尾板尺寸设计尾板的开始及结束的位置如图3.2所示。由车体尺寸

17、知，尾板升降高度是420mm，取L1315mm，L2171mm，A、E两点高度的差是H3103mm，尾板的外观厚度为H0100mm。图3.1 连杆尺寸及安装位置由图3.1可知，尾板在升降过程中，传动角先变大后变小，因此其最小值在开始或结束的位置处获得。根据设计的要求需使传动角要大于等于40°，当尾板在最高的位置的地方，H2（L1+L2）cotmin=300(mm) （3.1）当尾板在起始位置的地方，tan=tan38°=0.62 （3.2）由式子3.1、3.2得到475H2715，因此取H2600mm.则杆AC的长度lAC=600/cos45°=848(mm)。当

18、尾板位在起始位置，传动角arctanarctan=65°40° （3.3）当尾板位在结束的位置时，由L1+L2H2知传动角45°40°，因此满足设计要求。3.3 设计尺寸当取lAG=2lAC/3=566mm，那么举升缸1的长度（即活塞杆合拢时长度）最小值是L1=543.0(mm) （3.4）举升缸1的行程为x1=137(mm) （3.5）关门缸2的本体长度为L2848（mm） （3.6）关门缸2的行程为x2=141(mm) （3.7）由于液压缸的本体长度、行程及市场常见规格所以取缸体直径为800mm，活塞杆直径是30mm。3.4 机构运动解析位移分析因为

19、尾板机构具有对称性，所以只对一边来进行分析。而且将升降连杆平移至与合拢连杆同一平面并不改变其位移、速度、加速度的特性，为方便起见，将机构的简图改画为如图3.2所示。图3.2 尾板机构简图以O为坐标原点，建立如上图所示坐标系，则各点的坐标系为A(0,340)，B(0,240)，E(0,190)，C2(600,940)，D2(600,840)，则点C、D、G的位移的方程如下方所示：升降过程中(73.57°135°)，C: （3.8）D: （3.9） G： （3.10）收缩过程中，只有D点位置不断的变化，其位移的方程如下方所示： (090°) （3.11）由于，所以 （

20、3.12）为了保证尾板在升降过程中处于水平的状态。速度分析：各点的位移方程求导得各点相应速度方程如下：升降的过程中(73.57°135°)，C: （3.13）D: （3.14）G： （3.15）收缩过程中， (090°) （3.16）图中描述了点C1、D1在运动过程中沿y轴方向的速度变化情况。从图中看出，升降过程中，点C1、D1在垂直方向的速度保持不变，大约为80100mm/s，并且是缓慢匀加速运动，与实际应用较为合理。加速度分析如下对各速度方程求导得相应加速度方程如下：升降过程中(73.57°135°)，C: （3.17）D: （3.18）G

21、： （3.19）收缩过程中， (090°) （3.20）通过对以上相关各点的位移、速度和加速度的分析，可得出以下的结论：（1）尾板在升降过程中始终保持水平。（2）竖直方向加速度比较小而且近乎不变，水平方向的加速度开始时比较小，当尾板接近极限的位置时加速度比较大，但是加速时间短，所以对速度影响较小，所以，从整体上看，尾板运行比较稳定。（3）尾板收缩的速度适中，即收缩比较的平稳。所以，机构在运动方向满足设计要求。由图3.3可知，整个起重尾板机构所受外力只有载荷F2000N、重力W和三个铰链A、B、E处的支座反力。对于液压伸缩缸，只需根据活塞杆受力情况来确定其型号参数，因此，只需对关门缸活

22、塞杆和举升缸活塞杆进行受力分析，而不用求解B、E两个铰链处的支座反力。图3.3 动力分析机构简图3.5 受力分析尾板受力图如下图所示：图3.4尾板的受力分析受力方程式：（尾板重力=1930N）（3.21）升降缸活塞杆EG受力图分析如下图3.5所示：图3.5 举升缸活塞杆的受力分析受力的方程式：（关门缸活塞杆重力=20N） （3.22）升降的连杆由杆AC、AC、FF组成，杆FF起到连接、支撑的作用，为第二重要要构件，所以不需做受力分析，而AC、AC两杆具有一定的对称性，受力情况基本相同，所以取杆AC进行受力分析，其等效受力图如图3.6所示：图3.6 举升连杆受力分析受力方程式：（连杆重力=170

23、N）（3.23）根据两个关门缸具有对称性可知，活塞杆受力分析情况一样，所以取活塞杆BD进行分析，其受力图如图3.7所示：图3.7 关门缸活塞杆受力分析受力方程式：（关门缸活塞杆重力=26N） （3.24）根据以上分析情况可以得出，升降缸活塞杆在举升物品到极限位置时受力最大为47476.2N；关门缸活塞杆也在物品到达极限位置时受力情况最大是32350.3N；升降连杆也在物品到达极限位置时受力最大为53350.8N。所以三杆的横截面积一样，均为， （3.25）最大拉伸应力为：， (3.26)虽然一些构件所承受的应力比较大，但是仍在常用的钢材的许用应力范围之内。所以，各个连杆的受力合理，满足设计要求

24、。3.6 液压系统原理图图3.8 液压系统原理图 1.油箱 2.液面计 3.空气滤清器 4.油滤 5.液压泵 6.电机 7.组合阀 8.两位三通换向阀 9.关门油缸 10.升降油缸 关门油缸：进油路：油箱液压泵组合阀两位三通电磁换向阀关门油缸；回油路：关门油缸油箱升降油缸：进油路：油箱液压泵组合阀两位三通电磁换向阀升降油缸回油路：升降油缸油箱4 液压系统设计计算分析基本参数是车载式轮椅升降机装置的基本技术数据，根据尾门的用途和结构型式确定。它反映了尾门的工作能力和特点，从根本上决定了尾门的外形尺寸和车身的总质量。4.1 举升液压缸的设计分析由于主液压缸采用单作用柱塞式套缸，缸径较大，能提供很大

25、载荷作用下的举升力，同时能够满足靠重力回落和撤收的要求。并且工作过程为快进工进快退三个过程的工作循环。液压缸的机械效率由上节得到 举升缸活塞杆在举升货物至最高点时受力最大，为47476.2N；关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为32350.3N；工进时候的负载是最大的，1. 工作压力P=5.1Mpa2. 液压缸内径的计算D=×10-3 =0.101.5m =101.5mm (4.1)查液压传动与控制手册经过标准化处理D=100mm。表4.1 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005003. 液压缸缸体厚度计算

26、缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。 (4.2)式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=5.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系

27、数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm (4.2),满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为110mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。5. 活塞杆直径的设计根据液压传动与控制手册根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×100=70mm。表4.2 活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100

28、110125140160180200220250280320360400故取d=70mm。2.活塞杆强度计算： <56mm （4.3）式中 许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）3活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9

29、选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4.3选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表4.3中的a、b、c选用。表4.3（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4.3（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80） 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4.3（c） 液压缸形成系列

30、（GB 2349-80）2402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038004.2 关门液压缸的设计分析工作压力P=5.1Mpa由上节得到关门缸活塞杆也在货物到达最高点时受力最大，为32350.3N；液压缸内径的计算 D=×10-3 =0.586m=56.6mm (4.4)查液压传动与控制手册经过标准化处理D=63mm。表4.4 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005004. 液压缸缸体厚度计算

31、缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。 （4.5）式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=15.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.2515.3=19.125MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa

32、安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm （4.6）,满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为73mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。从制造上考虑，一般液压缸的长度L不会大于液压缸直径的20到30倍。4.3 活塞的设计活塞在液压作用力下，沿缸筒来回滑动，所以，与气缸配合应适当，不能太紧也不能缝隙太大。配合的太紧，不仅会启动压力变大，会使机械的工作效率降低，而且会损坏缸筒和活塞相配的表面；间隙过大，那么会引发液压缸内部泄露，降低效率，使液压缸满足不了要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密

33、封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封）、活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封）、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小）、Y形密封圈（用在20Mpa压力下、往复运动速度较高的液压缸密封）、形密封圈（耐高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa压力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。综合以上因素，考虑选用O型密封圈。4.4 导向套的设计、计算分析1.最小导向长度H的确定 当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度1。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初

34、始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为L,缸筒直径为D时,最小导向长度为: （4.7）一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.61.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.61.0)d.。活塞宽度B取B=(0.61.0)D。若导向长度H不够时,可在活塞杆上增加一个导向套K(见图4.1)来增加H值。隔套K的宽度。因此:最小导向长度，取H=9cm；导向套滑动面长度A=活塞宽度B=隔套K的宽度2.导向套的结构 导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工作情况适当选择。 1）普通导向

35、套 这种导向套安装在支承座或端盖上，油槽内的压力油起润滑作用和张开密封圈唇边而起密封作用6。 2）易拆导向套 这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。 3）球面导向套 这种导向套的外球面与端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向倾斜时，导向套可以自动调位，使导向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋劲“现象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。 4）静压导向套 活塞杆往复运动频率高、速度快、振动大的液压缸，可以采用静压

36、导向套。由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，它们之间不存在直接接触，而是在压力油中浮动，所以摩擦因数小、无磨损、刚性好、能吸收振动、同轴度高，但制造复杂，要有专用的静压系统。4.5 端盖和缸底的设计与计算分析 在单活塞液压缸中，活塞杆通过的端盖称为端盖，没有活塞杆的缸盖称为缸盖或缸底。端盖、缸底和缸体形成密封压力腔，不仅要有足够的强度承受液压，还要有一定的连接强度。端盖设有活塞杆导向孔（或导向套安装孔）、防尘圈、密封圈槽和连接螺钉孔。应力状态比较复杂，设计不好，容易损坏。1.端盖的设计计算端盖厚h为： （4.8）式中 D1螺钉孔分布直径，cm； P液压力，； 密封环形端面平均直径，cm； 材料的

37、许用应力，。2.缸底的设计 缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。3.端盖的结构 端盖在结构上除要解决与缸体的连接与密封外，还必须考虑活塞杆的导向，密封和防尘等问题12。缸体端部的连接形式有以下几种： A焊接 特点是结构简单，尺寸小，质量小，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内缸不易加工。主要用于柱塞式液压缸。 B螺纹连接（外螺纹、内螺纹） 特点是径向尺寸小，质量较小，使用广泛。缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸徐专用工具；安装时应防止密封圈扭曲。 C法兰连接 特点是结构较简单，易加工、易装卸，使用广泛。径向尺寸较大，质量比螺纹连接的大。非焊接式法兰的端部应燉粗。 D拉杆连接 特点是结构通用性好

38、。缸体加工容易，装卸方便，使用较广。外形尺寸大，质量大。用于载荷较大的双作用缸。 E半球连接，它又分为外半环和内半环两种。外半环连接的特点是质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。半环槽消弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。内半环连接的特点是结构紧凑，质量小。安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。F钢丝连接 特点是结构简单，尺寸小，质量小。4.6 缸体长度的确定分析 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度7。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内经的2030倍。取系数为5,则液压缸缸体长度：L=5*10cm=50cm。4.7 缓冲装置的设计分析

39、 液压缸活塞杆（或活塞杆）在液压驱动下运动时，具有一定的质量和较大的动量。行程结束时，杆端进入液压缸缸盖端和缸底，造成机械碰撞，产生较大冲击和噪声。减振器用于避免此类机械冲击，但冲击压力仍然存在，约为额定工作压力的两倍，这将严重影响液压缸和整个液压系统的强度和正常工作。缓冲装置可防止和减少液压缸活塞、活塞杆等运动部件在运动过程中对缸底或端盖的冲击，并在行程结束时将速度降至零。 当液压缸中活塞活塞运动速度在6m/min以下时，一般不设缓冲装置，而运动速度在12m/min以上时，不需设置缓冲装置。在该组合机床液压系统中，动力滑台的最大速度为4m/min,因此没有必要设计缓冲装置。4.8 排气装置的

40、分析 如果排气装置未正确调整或排气装置未调整，则压力油进入液压缸后，气缸中仍有空气12。由于空气的压缩性和延迟膨胀性，会引起液压缸和整个液压系统的颤振和蠕变，影响液压缸的正常工作。例如，在液压磨床的加工过程中，不仅会影响加工表面的平整度和精度，还会损坏砂轮、磨头等机构。为防止这种情况发生，除了防止空气进入液压系统外，还必须在液压缸上安装排气装置。空气分配装置的位置应合理。由于空气比压力油轻，而且总是向上漂浮，因此水平安装的液压缸必须位于缸体两个空腔的末端上方；垂直安装的液压缸应位于端盖上方。一般有整体排气塞和组合排气塞两个种类。整体排气塞。表4.5 排气阀（塞）尺寸d阀座阀杆孔cDM16611

41、619.29323117108.53484623M20x2814725.41143392213114594828 由于螺纹与气缸壁或端面连接，所以气缸盖的端部用锥面密封。排气时，螺纹打开，气缸中的空气从空间流入锥面并通过锥孔。排气装置结构简单，但螺纹与锥形接头之间的同轴度应较高，否则拧紧后排气塞无法密封，导致漏气。组合式排气塞如下图4.3所示，通常由螺旋塞和锥形阀组成。旋塞释放时，锥形阀脱离密封面，在压力下排出气体。排气系统零件的图纸和尺寸以及表4.4。4.9 密封件的确定选择1.对密封件的要求液压缸在工作中的要求满足没有泄露，低摩擦、耐磨磨损要求。在设计中，正确的选择密封件、导套（支撑环）和

42、防尘环的结构形式和材料是非常重要的。在分析现有密封技术的基础上，将液压缸的活塞、活塞杆、密封垫、导套和防尘罩作为一个整体密封系统。液压缸只有采用可靠的密封系统，才能达到良好的工作状态和理想的使用寿命。在液压元件中，对液压的密封要求较高，特别是对一些特殊材料的液压缸，如回转液压缸。液压缸不仅有静密封，而且有更多的零件是动密封，工作压力高，要求密封性能好，耐磨性好，温度适应范围大，弹性好，永久变形小，机械强度合适，摩擦阻力低，易于制造和装卸，可以随着压力的增加提高密封能力，有利于自动磨损补偿。密封件一般是按照断面形状分类。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。 2

43、.O形密封圈的选用 液压缸的静密封部位主要是活塞内孔与活塞杆、支承座外圆与缸筒内孔、缸盖与缸体端面等处9。这些部位虽然是静密封，但因工作由液压力大，稍有意外，就会引起过量的内漏和外漏。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈虽小，确实一种精密的橡胶制品，在复杂使用条件下，具有较好的尺寸稳定性和保持自身的性能。在设计选用时，根据使用条件选择适宜的材料和尺寸，并采取合理的安装维护措施，才能达到较满意的密封效果。 安装O形圈的沟槽有多种形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圆形、斜底形等，可根据不同使用条件选择，不能一概而论。使用最多的沟槽是矩形，其加工简便，但容易引起密封圈咬边、扭转

44、等现象。3.动密封部位密封圈的选用 液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支承座（导向套）的密封等。 形密封圈是我国液压缸行业使用极其广泛的往复运动密封圈。它是一种轴、孔互不通用的密封圈。一般，使用压力低于16MPa时，可不用挡圈而单独使用。当超过16MPa并用于活塞动密封装置时，应使用挡圈，以防止间隙“挤出”。4.10 防尘圈的选择活塞杆或活塞密封件外侧设有防尘圈，防止外部灰尘、沙子等异物进入液压缸，防止液压油被污染，造成部件磨损。1.防尘圈A型防尘圈 是一种单唇无骨架橡胶密封圈，适于在A型密封结构形式内安装，起防尘作用。B型防尘密封圈 是一种单唇带骨架橡胶密封圈，适于在B型密

45、封结构形式内安装，起防尘作用。C型防尘圈 是一种双唇密封橡胶圈，适于在C型结构形式内安装，起防尘和辅助密封的作用。2.防尘罩 防尘罩采用橡胶或尼龙、帆布等材料制作。在高温工作时，可用氯丁橡胶，可在130以下工作。如果温度再高时，可用耐火石棉材料。当选用防尘伸缩套时，要注意在高频率动作时的耐久性，同时注意在高速运动时伸缩套透气孔是否能及时导入足够的空气。但是，安装伸缩套给液压缸的装配调整会带来一些困难。4.11 液压缸的安装及连接结构的介绍分析液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸近处有口的连接等。1.液压缸的安装形式 液压缸的安装形式有很多种，但是大致可以分成以下两类。 1）轴线固定

46、类 这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸绝大多数是采用这种安装形式。 A 通用拉杆式。在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺钉将缸和安装座连接拉紧。一般短行程、压力低的液压缸。 B 法兰式。用液压缸上的法兰将其固定在机器上。 C 支座式。将液压缸头尾两端的凸缘与支座固定在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。 2）周线摆动类 当液压缸来回移动时，由于机构的相互作用，其轴将摆动以满足位置和方向的调整要求。这种液压缸只能通过转动它的铰链安装。工程机械、农业机械、自卸车和船舶甲板机械中使用的液压缸主要用于此类安装。 A 耳轴式。将固定在液压缸上的铰轴安装

47、在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 B 耳环式。将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。 C 球头式。将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。2.液压缸油口设计 油口孔是压力油进入液压缸的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视其作用10。如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。对液压缸往复速度要求较严的设计，一

48、定要计算孔径的大小。液压缸的入口和出口可以配置在气缸和前端盖上。在带有固定活塞杆的油压气缸中，可以在活塞杆的端部设置油的入口和出口，如果液压缸没有专门用的排气装置，在油压汽缸的最上部设置油压入口和出口，以便于空气从液压缸中排出来。油压气缸入口和出口的连接形势有螺纹，方形法兰和矩形法兰等等。5 液压泵的参数设计选用查表可以知道，在工进阶段液压缸压力最大，假如取进油路总压力损失为，压力继电器可靠动作需要压力差为，那么液压泵最高工作的压力可按公式得出： （5.1）泵的额定压力可取1.2546.3Pa=58Pa。 （5.2）由表可知，工进时所需要流量最小是0.24L/min，假设溢流阀得流量为2.5L

49、/min，那么小流量泵的流量应为，在快进快退时液压缸所需要的最大流量是20.1L/min，那么泵的总流量为；那么大流量泵的流量。按照上面计算的压力和流量，查产品样手册，所以选用YB-A26B型的双联叶片泵，该泵额定压力为7MPa，额定转速1000r/min。6 电动机的确定系统为双泵供油系统，差动快进和快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载9。小泵流量:大泵流量:下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。1.差动快进差动快进时，大泵3的出口压力油经单向阀6后与小泵4汇合，然后经三位五通阀15进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压

50、力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率=0.5），大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机的功率： 2.工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力为：。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。电动机功率: 3.快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力（总效率=0.5）；大泵出口压力（总效率=0.51）。电动机功率为： 综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y132M-1异步电动机,电动机功率为3KW,额定转速750r/min。7 各个液压元件的选择7.1 液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格10。本例所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表5-1中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表7.1 液压元件明细表序号元件名称最大通过流