同步矩形传送机械设计大学论文

XX大学毕业设计(论文)同步矩形传送机械设计作者:学号：学院(系):专业:题目:2016年月毕业设计说明书（论文）中文摘要采用同步矩形运动传送机械是提高产品质量与劳动生产率，实现生产过程自动化，改善劳动条件，减轻劳动强度的一种有效手段。按照预定要求输送工件或握持工具进行操作的自动化技术装备。同步矩形传送可以代替人手的繁重劳动，显著减轻工人的劳动强度，改善劳动条件，提高劳动生产率和生产自动化水平。工业生产中经常出现的笨重工件的搬运和长期、频繁、单调的操作，采用同步矩形传送是有效的；此外，它能在高温、低温、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染环境条件下进行操作，更显示其优越性，有着广阔的发展前途。本课题的主要内容是采用同步矩形运动传送机械，设计横移机构，使产品沿水平方向移动1100mm，保证结构的刚度足够，结构合理、可靠。设计升降机构，使产品垂直升降150mm。计同步机构，使30组横移梁同步运动，误差在可控范围。结合设计的各方面的知识，在设计过程中学会怎样发现问题。解决问题.研究问题。并且在设计中融入自己的想法和构思，提高自己的创新能力。尽力使同步矩形传送使用方便，结构简单。关键词：同步矩形；结构设计；步进电机；回转毕业设计说明书（论文）外文摘要AbstractThesynchronousrectangulartransmittingmotionmachineryistoimproveproductqualityandproductivity,therealizationoftheproductionprocessautomation,improveworkingconditions,reducelaborintensityisaneffectivemeansof.Accordingtothepredeterminedrequirementsofautomationtechnologyandequipmentorholdthetoolstooperate.Theheavylaborsynchronousrectangulartransmissioncansubstituteformanpower,greatlyreducethelaborintensityofworkers,improveworkingconditions,improvelaborproductivityandautomationlevelofproduction.Industrialproductionintheoftencumbersomeworkpiecehandlingandfrequent,thelong,monotonousoperation,usingsynchronousrectangulartransferiseffective;inaddition,itcanoperateinhightemperature,lowtemperature,water,theuniverse,radioactiveandothertoxic,environmentalpollutioncondition,butalsoshowitssuperiority,therearebroadprospectsforthedevelopment.Themaincontentofthispaperisusingsynchronousrectangulartransmittingmotionmachine,designofshoggingmechanism,maketheproductmoves1100mmalongthehorizontaldirection,ensurethatthestiffnessofthestructureisadequate,reasonablestructure,reliable.Designofliftingmechanism,maketheproductverticallifting150mm.Metersynchronizationmechanism,sothatthe30groupsoftransversebeammotionsynchronization,errorinthecontrollablerange.Combinedwiththedesignofallaspectsofknowledge,inthedesignprocess,learnhowtofindproblems.Tosolvetheproblem.Theproblem.Andintohisthoughtsandideasinthedesign,improvetheirinnovationability.Trytomakesynchronousrectangulartransmissioniseasytouse,simpleinstructure.Keywords：synchronousrectangle;structuredesign;steppingmotor;rotary毕业设计（论文）全套设计加197216396或401339828PAGE3目录1绪论 12同步矩形传送机构总体方案设计 22.1规格参数 22.2有效负载 22.3运动特性 22.4工作范围（工作半径） 22.5同步矩形传送材料的选择 22.6同步矩形传送的驱动元件 32.7水平方向移动计算 42.7.1电机计算 42.7.2齿轮齿条的设计计算 72.7.3齿条齿部弯曲强度的计算 112.8小齿轮的强度计算 112.8.1齿面接触疲劳强度计算 112.8.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算 142.9升降方向结构计算 163液压部分的设计计算 183.1油缸主要参数的确定 183.1.1液压缸内径的计算 183.1.2活塞杆直径的设计 183.1.3液压缸缸体厚度计算 183.1.4.液压缸长度的确定 193.1.5活塞杆直径的设计 193.2油缸主要部位的计算校核 213.2.1缸筒壁厚的计算 213.2.2活塞杆强度和液压缸稳定性计算 213.2.3缸筒壁厚的验算 233.2.4缸筒的加工要求 253.2.5法兰设计 253.2.6(缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 263.3活塞的设计 283.4导向套的设计与计算 283.5端盖和缸底的设计与计算 303.6液压泵的参数计算 313.7电动机的选择 313.8液压元件的选择 323.8.1液压元件的选择 323.8.2油管的选择 343.9验算液压系统性能 353.9.1压力损失的验算及泵压力的调整 353.9.2液压系统的发热和温升验算 373.10油箱设计 383.10.1油箱有效容积的确定 383.10.2油箱容积的验算 383.11辅助元件 404横梁等其他结构件的设计 41总结 52致谢 53参考文献 54

全套设计加197216396或401339828

1绪论随着人类科技的进步，社会经济的发展，同步矩形传送机械设计成为近几十年来迅速发展的一门综合学科。它体现了光机电一体化技术的最新成就，同步矩形传送作为其中的佼佼者更是发挥了不可磨灭的作用。在人类社会中，凡是有机械活动的地方，都能看到同步矩形传送的身影。同步矩形传送产品的应用已经由核工业和军事科技等高端科学领域向医疗、农业甚至是服务娱乐等民用领域发展了，并且各式各样的同步矩形传送正在涌现出来，以惊人的速度延伸到人类活动的各个领域。本文研究主要内容通过利用网络工具、图书馆的书籍和各类期刊、杂志查阅了解同步矩形传送的相关知识，确定本设计符合要求，满足需要。具体设计方法如下：1、查阅资料、结合所学专业课程，产生同步矩形传送结构设计的基本思路；2、查阅各类机械机构手册，确定合理的同步矩形传送结构；3、根据给定技术参数来选择合适的手部、腕部、臂部等部位；4、重点对驱动机构及控制机构进行设计研究；5、通过研究国内外情况，确定本设计课题的重点设计；6、完成2D装配图的设计和绘制，并由此绘制零件图；7、编写设计说明书；8、检查并完善本设计课题。本设计采用的方法是理论设计与经验设计相结合的方案，所运用的资料来源广泛，内容充足。2同步矩形传送机构总体方案设计本文的重要任务是完成同步矩形传送的设计，本章内容是围绕同步矩形传送机构设计任务来展开，介绍同步矩形传送执行机构设计思路。2.1规格参数用途：传送产品最大质量1200kg产品最大质量1200kg,产品长度：15～28m；水平横移行程11mm；垂直行程：150mm；输送速度0～8.5m/min；横移梁宽2.1m；横移梁间距1.2m。2.2有效负载有效负载是指同步矩形传送操作臂在工作时臂端可能搬运的物体重量或所能承受的力或力矩，它表示了同步矩形传送的负载能力。同步矩形传送的载荷不仅仅取决于负载的质量，还与同步矩形传送运动的速度和加速度的大小及方向有关。为了安全起见，有效负载是指高速运行时的有效负载。产品最大质量1200kg。2.3运动特性速度和加速度是表明同步矩形传送运动特性的主要指标。它反映了同步矩形传送的使用效率和生产水平，同步矩形传送的运动速度越高，则其使用效率越高，生产水平越高。但速度越快产生的冲击和震动也越大，因此提高同步矩形传送的加减速速能力，保证同步矩形传送加速过程的平稳性是非常重要的。对于本文中的同步矩形传送，在没有负载时可以适当地加快其运动速度;而在其有负载时，末端执行器(手爪)通常要和物体直接接触，为了安全起见，务必要尽量减少手臂的运动速度。总的来说，同步矩形传送的速度在一定范围内要是可调的，这样才能满足在各种不同情况下的使用需要。2.4工作范围（工作半径）工业同步矩形传送的工作范围是根据工业同步矩形传送作业过程中的操作范围和运动的轨迹来确定的,用工作空间来表示的。2.5同步矩形传送材料的选择同步矩形传送手臂的材料应根据手臂的实际工作情况来进行选择，在满足同步矩形传送的设计和运动要求前提下。从设计的理论出发，同步矩形传送手臂要进行各种运动。因此，对材料的一个要求是作为运动的部件，它应是轻型材料并要求有一定刚度。另一方面，手臂在运动过程中往往会产生冲击和振动，这必然大大降低它的运动精度。所以在选择材料时，需要对质量、刚度、强度、弹性进行综合考虑，以便有效地提高手臂的运动性能。此外，同步矩形传送手臂选用的材料与一般的结构材料不同。同步矩形传送手臂是要受到控制的，必须考虑它的可控性。在选择手臂材料时，可控性还要和材料的可加工性、成本、质量等性质一起考虑。总之，选择同步矩形传送手臂的材料时，要综合考虑强度、刚度、重量、弹性、抗震性、外观及价格等多方面因素。下面介绍几种同步矩形传送手臂常用的材料(l)碳素结构钢和合金结构钢等高强度钢：这类材料强度好，尤其是合金结构钢强度增加了很多倍、弹性模量大、抗变形能力强，是应用最广泛的材料;(2)铝、铝合金及其它轻合金材料：其共同特点是重量轻、弹性模量不大，但是材料密度小，但仍可与钢材相比;(3)陶瓷：陶瓷材料具有良好的品质，但是脆性大，可加工性不高，一般用于和金属连接的特殊部位。然而，国外已经设计出纯陶瓷的同步矩形传送臂了。从本文设计的同步矩形传送的角度来看，在选用材料时不需要很大的负载能力，也不需要很高的弹性模量和抗变形能力，此外还要考虑材料的成本，可加工性等因素。在衡量了各种因素和结合工作状况的条件下，初步选用铝合金作为机械臂的构件材料。2.6同步矩形传送的驱动元件在同步矩形传送驱动系统中，电气驱动是利用各种电动机产生的力或力矩，直接或经过减速机构去驱动同步矩形传送的关节，来获得动力。电气驱动主要有步进电机、直流伺服电机、交流伺服电机、直线电动机以及最近几年出现的超声波电机和HD电动机【10】等几种。步进电机是一种用电脉冲信号进行控制，每输入一个脉冲，步进电机就进行回转一定的角度，脉冲数与角度数成正比，旋转方向取决于输入脉冲的顺序。步进电机可在很宽的范围内，通过脉冲频率同步，能够按照脉冲要求进行起动、停止、反转和制动变速，有较强的阻碍偏离稳定的能力。在同步矩形传送中位置控制系统中得到了极大的应用。主要有永磁式、反应式、永磁感应子式三种。直流伺服电机是用直流电供电的电动机。其功能是将输入的受控电压/电流能量转换为电枢轴上的角位移或角速度输出。直流伺服电机的工作原理和基本结构均与普通动力用直流电机相同。特点是稳定性好、可控性好、响应迅速、转矩大。一般有永磁式和电磁式，在同步矩形传送驱动系统中多采用永磁式直流伺服电机。.交流伺服电机的使用情况与直流伺服电机相同，但交流伺服电机与直流伺服电机相比，结构简单、工作可靠、功率大、过载能力强、无电刷、维修方便，因而交流伺服电机是今后同步矩形传送用电机的主流。低速电机主要用于系统精度要求高的同步矩形传送。为了提高功率效率比，伺服电机制成高转速，经齿轮减速后带动机械负载。由于齿轮传动存在间隙，系统精度不易提高，若对功率效率比要求不十分严格，而对于精度有严格的要求，则最好取消减速齿轮，采用大力矩的低速电机，配以高分辨率的光电编码器及高灵敏度的测速发电机，实现直接驱动。环形超声波电动机具有低速大转矩的特点，使用在同步矩形传送的关节处，不需齿轮减速，可直接驱动负载，因而可大大改善功率重量比，并可利用其中空结构传递信息。HD电动机是一种小型大转矩(大推力)的电动机，电动机可直接与负载连接，可应用在系统定位精度要求高的同步矩形传送产品中。通过上述对几种同步矩形传送常用电机的分析和比较，综合考虑本文同步矩形传送臂并不要求有很高的扭矩，但是要求有较高精度并要求能够快速启动和制动，所以选择应用较为广泛的步进电机作为驱动电机。2.7水平方向移动计算2.7.1电机计算（1）选择步进电机齿轮齿条工作时，需要克服摩擦阻力矩、工件负载阻力矩和启动时的惯性力矩。根据转矩的计算公式[15]：（3.1）（3.2）（3.3）（3.4）（3.5）（3.6）（3.7）（3.8）式中：—偏转所需力矩（N·m）；—摩擦阻力矩（N·m）；—负载阻力矩（N·m）；—启动时惯性阻力矩（N·m）；—工件负载对回转轴线的转动惯量（kg·m2）；—对回转轴线的转动惯量（kg·m2）；—偏转角速度（rad/s）；—质量（kg）；—负载质量（kg）；—启动时间（s）；—部分材料密度（kg/m3）；—末端的线速度（m/s）。根据已知条件：=1200kg，m/s，m，m，m，s，采用的材料假定为铸钢，密度kg/m3。将数据代入计算得：kgr/skg·m2kg·m2N·mN·mN·m因为传动是通过齿轮齿条实现的，所以查取手册[15]得：弹性联轴器传动效率；滚动轴承传动效率（一对）；齿轮齿条传动效率；计算得传动的装置的总效率。电机在工作中实际要求转矩N·m（3.9）根据计算得出的所需力矩，结合北京和利时电机技术有限公司生产的90系列的五相混合型步进电机的技术数据和矩频特性曲线，如图3.3和图3.4所示,选择90BYG5200B-SAKRML-0301型号的步进电机。图3.390BYG步进电机技术数据图3.490BYG5200B-SAKRML-0301型步进电机矩频特性曲线2.7.2齿轮齿条的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选直齿圆柱齿轮;货叉为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度（GB/0095-88）;材料选择。选择齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿条材料为45钢（调质），硬度为240HBS；初选齿轮齿数为Z=20。按齿面接触强度计算设计公式为dt≧2.32(4-3-1)确定公式内各参数的值。（1）.试选载荷系数Kt=1.2(2).计算齿轮传递的转矩T=(4-3-2)=1.47*N.mm(3).选齿宽系数=0.45（4）.查得材料的弹性影响系数ZE=189.8(5).按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限，齿条的接触疲劳强度极限（6）取齿轮接触疲劳寿命系数kH=0.90,齿条接触疲劳寿命系数kH=0.95（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由公式=求得：齿轮的接触疲劳许用应力=540MPa,齿条的接触疲劳许用应力=522.5Mpa。按齿面接触强度计算(1)计算齿轮的分度圆直径dt≧2.32(4-3-3)=2.32=36.5mm（2）.计算圆周速度v=(4-3-4)==0.05m/s（3）.齿宽b=*dt=0.45*36.5=16.425mm(4-3-5)(4).计算齿宽与齿高之比模数mt==36.5/20=1.825mm(4-3-6)齿高h=2.25mt=2.25*1.825=4.11mm(4-3-7)=16.425/4.11=3.996（5）.计算载荷系数根据v=0.05m/s,7级精度，由图可查得动载系数Kv=1.002直齿轮，KH=KF=1由表查得使用系数KA=1.25由表查得7级精度，齿轮悬臂布置时，KH=1.189由=3.996，KH=1.189，查得KF=1.14；故载荷系数K=KAKvKHKH=1.002*1*1.25*1*1.189=1.489(4-3-8)（6）.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得：d=dt=36.5=39.222mm(4-3-9)(7).计算模数mm=d/z=39.222/20=1.96mm(4-3-10)3.按齿根弯曲强度计算弯曲强度的设计公式为m≧(4-3-11)确定公式内各参数的值（1）.查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；齿条的弯曲疲劳强度极限（2）.查得齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83；齿条的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.88；（3）.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式得：齿轮的许用应力===296.43Mpa(4-3-12)齿条的许用应力===238.86Mpa(4-3-13)(4).计算载荷系数KK=KAKvKFKF=1.002*1.25*1*1.14=1.428(4-3-14)(5).查取齿形系数查得齿轮的齿形系数YFa=2.80(6).查取应力校正系数查得YSa=1.55(7).计算==0.01464(4-3-15)设计计算m≧(4-3-16)==1.51mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.51并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d=39.222mm，算出齿轮齿数z=d/m=39.222/2=20这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸的计算a.计算分度圆直径d=mz=2*20=40mm(4-3-17)b．计算齿轮齿条宽度b=*d=0.45*40=18mm,(4-3-18)取齿轮宽度B=17mm,齿条宽度为B=16mm.c.计算齿顶圆直径da=d+2ha*m=40+2*2=44mm(4-3-19)d.计算齿根圆直径df=d-2(ha+c)m=40-2*1.25*2=35mm(4-3-20)e.计算齿轮齿条的节距P=m=2(4-3-21)f.计算齿顶高ha=m=1*2=2(4-3-22)g.计算齿根高hf=(+)m=(1+0.25)*2=2.5(4-3-22)2.7.3齿条齿部弯曲强度的计算齿条牙齿的单齿弯曲应力：式中：——齿条齿面切向力b——危险截面处沿齿长方向齿宽——齿条计算齿高S——危险截面齿厚从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：=451.16N/mm上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。=182.2N/mm齿条的材料我选择是45刚制造，因此：抗拉强度690N/mm(没有考虑热处理对强度的影响)。齿部弯曲安全系数S=/=3.8因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。2.8小齿轮的强度计算2.8.1齿面接触疲劳强度计算计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度；重合度大，传动平稳。齿轮的计算载荷为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位为N/mm）为P=Fn——作用在齿面接触线上的法向载荷L——沿齿面的接触线长，单位mm法向载荷Fn为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca（单位N/mmm）进行计算。即Pca=KP=KK——载荷系数载荷系数K包括：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布数，即K=使用系数是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。=1.0动载系数齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。=1.0齿间载荷系数齿轮的制造精度7级精度[2]=1.2齿向荷分配系数齿宽系数φd=b/d=18.14/12.13=1.5=1.12+0.18(1+0.6φd)+0.23*10b=1.5所以载荷系数K==1*1*1.2*1.5=1.8斜齿轮传动的端面重合度=bsin=0.318φd*ztan=1.65在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下：Pca=KP=K因为Fn=Ft/(cos*cosβ1)所以=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67=296N/mm利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[2]：=式中：Z－弹性系数主动小齿轮选用材料20CrMo制造，根据材料选取，均为0.3，E，E都为合金钢，取189.8MPa求得Z=5.7－节点区域系数Z=2.24齿轮与齿条的传动比u,u趋近于无穷则所以=51.6MPa小齿轮接触疲劳强度极限=1000MPa应力循环次数N=2*10所以=1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，可得=1.1*1000MPa=1100MPa（4-38）K——接触疲劳寿命系数由此可得<所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。2.8.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式：齿间载荷分配系数=1.2齿向载荷分配系数=1.33载荷系数K==1*1*1.2*1.3=1.56齿形系数校正系数=1.4螺旋角系数校核齿根弯曲强度σ===323.8MPa弯曲强度最小安全系数=1.5计算弯曲疲劳许用应力——弯曲疲劳寿命系数=1.5可得，=1.5*1000/1.5=1000MPa所以σ<因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。2.9升降方向结构计算基于同步矩形运动的型材输送机械的结构示意图，如图1所示。其中，横移梁觉料机构组件、横移同步及其相关组件安装在活动机架3上，3组转动拐臂升降机构组件安装在固定机架11上。该机械作同步矩形运动的工作过程如下：（1）当型材产品从油压机挤压出来，由轨道输送并经随动热锯机按尺锯断后，横移液压缸5活塞杆同步向后动作，带动与其活塞头联接在一起的一级齿条4向后运动，使小齿轮6及其同轴的增程大齿轮8顺时针同步转动，推动安装在横移梁9下部的二级齿条7带动横移梁向前运动，使横移梁伸入锯切输送轨道（图中未画出）中产品下部的规定位置并停止运动。这里横移液压缸共6组，30根间距为1200mm的横移梁通过传动轴1及联轴器2联接在一起，从而实现由6组横移液压缸传动的横移梁作机械与液压同步控制的同步运动。（2）拐臂升降机构的升降液压缸活塞杆向右运动，使转到拐臂12绕固定轴13顺时针转动，从而推动活动架及其固定在其上的横移梁组件一起向上运动，抬起型材产品10上升。在将转到拐臂的旋转运动变成活动机架的垂直直线运动，是通过固定机架四个角上的导向轴15来实现的。这里升降液压缸共3组，由PLC控制来做3缸液压同步运动。升降液压缸向左行程32mm，使型材产品上升150mm,到达规定位置。（3）横移液压缸作回程动作（活塞杆向前运动），推动其啃合齿条向前运动，使小齿轮做逆时针转动，带动大齿轮同步转动，推动横移梁底部的被动啃合齿条做向后直线运动，从而实现横移梁横移产品到拉矫机过桥段的第一段过桥皮带上方规定位置。（4）升降液压缸作回程动作（活塞杆向右运动），使转到拐臂绕固定轴逆时针转动，从而实现活动机架及其其上的所有物品向下垂直降落150mm，将型材产品放置在第一段过桥皮带上的规定位置，完成一个同步的矩形运动，实现产品横移输送。最后横移油缸复位，升降油缸复位，进入下→个同步矩形的工作流程。连接轴联轴器活动架4齿条横移液压缸6齿轮7齿条8齿轮横移梁1材产品11定机架12转动拐臂13定轴14液压缸15向轴2.3转动拐臂受力简图，如图2所示。在忽略摩擦力的情况下，由力矩平衡方程有式中：H一升降行程；F1一制品及活动机架组件的重力W的一部道分，忽略摩擦时，理论上F,=Wl6;L2一竖臂板长；Fz一升降感器组油缸对拐臂的拉力。在式（1）中，H和F，可视为常数，要使乓相对较小且波动幅度较小，其与Lz和α取值有关。通过模糊优化和运动仿真分析，在设计时取α＝19。15’，L2=2413液压部分的设计计算基本技术数据，是根据用途及结构类型来确定的，它反映了工作能力及特点，也基本上上确定了轮廓尺寸及本体总质量等。3.1油缸主要参数的确定主液压缸采用单作用柱塞式套缸，缸径较大，能提供很大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。液压缸的机械效率工进时候的负载是最大的，3.1.1液压缸内径的计算D=×10-3=108mm表3.1液压缸内径系列mm810121620253240506380100125160200250320400500查得油缸的液压缸的内径为125mm,活塞杆直径为90mm,有效行程为200mm3.1.2活塞杆直径的设计查《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=0.7×125=87.5mm。表3.2活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。3.1.3液压缸缸体厚度计算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。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：σb=600MPa安全系数n按《液压传动与控制手册》P243表2—10，取n=5。则许用应力[]==120MPa=2.66,满足。取液压缸厚度10mm。取液压缸缸体外径为150mm。3.1.4.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。L=200mm查油缸参数得到的3.1.5活塞杆直径的设计查《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=0.7×125=87.5mm。表3.2活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。2.活塞杆强度计算：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4-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表4-4中的a、b、c选用。表4-4（a）液压缸行程系列（GB2349-80）[6]2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b）液压缸行程系列（GB2349-80）[6]406390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c）液压缸形成系列（GB2349-80）[6]2402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038003.2油缸主要部位的计算校核3.2.1缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为式（3-2）式中，—缸筒内最高压力；—缸筒材料的许用压力。=,为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3-3）计算(该设计采用无缝钢管)式（3-3）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以：=71.5=10.5MP[]=100～110（无缝钢管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）计算为满足要求，就取壁厚为6mm。3.2.2活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的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。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=2~4。a.当活塞杆的细长比时b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3-2；为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3-3。表3-2液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3-3、、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.2.3缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算：A液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全：式（3-4）根据式（3-4）得到：显然，额定油压==7MP，满足条件；B为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围：式（3-5）式（3-6）先根据式（3-6）得到：=41.21再将得到结果带入（3-5）得到：显然，满足条件；C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，液压缸在此压力下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定:当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力：(MPa）式（3-7）因为查表已知=596MPa，根据式（3-7）得到：至于耐压试验压力应为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中:—缸筒内径（）；—缸筒外径（）；—液压缸的额定压力（）—液压缸发生完全塑形变形的压力（）；—液压缸耐压试验压力（）；—缸筒发生爆破时压力（）；—缸筒材料抗拉强度（）；—缸筒材料的屈服强度（；—缸筒材料的弹性模量（）；—缸筒材料的泊桑系数钢材：=缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.2.5法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算：式（3-8）式中，-法兰厚度（m）；—密封环内经d=40mm（m）；密封环外径（m）；=50mm系统工作压力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa—法兰受力总合力（m）所以=13.2mm为了安全取=14mm3.2.6(缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-1缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa)式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa)式（3-10）合成应力(MPa)式（3-11）式中,—液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是—螺纹预紧系数，不变载荷=1.25~1.5，变载荷=2.5~4；—液压缸内径；—缸体螺纹外径；—螺纹内经；—螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.5~4；—材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.2~1.5；Z—螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm=8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：==367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：[]=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。3.3活塞的设计活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）×125=（75-125）mm取=80mm由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（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。3.4导向套的设计与计算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:（4-5）一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.6~1.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.6~1.0)d.。活塞宽度B取B=(0.6~1.0)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。图4-1液压缸最小导向长度[1]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。3.5端盖和缸底的设计与计算在单活塞液压缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受液压力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。1.端盖的设计计算端盖厚h为：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。2.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[6]。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。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。3.6液压泵的参数计算可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵最高工作压力可按式算出：因此泵的额定压力可取1.2546.3Pa=58Pa。双联油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用申液SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)泵，额定转速1500r/min。3.7电动机的选择系统为双泵供油系统工进时，小泵向系统供油双联油泵：大泵流量43升/分下面分别计算所需要的电动机功率P。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：。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。双联油泵：大泵流量43升/分电动机功率为：综合所需功率据此查样本选用Y160ML-4-B515KW异步电动机,电动机功率为15KW（跃进厂）。3.8液压元件的选择3.8.1液压元件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[1]。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液压元件明细表电动机1Y160ML-4-B515KW台2跃进厂液压泵1SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)台2申液联轴器1台2钟形罩1160ML-B5-SV2010-P4P9P020定制2钟形罩2Y100L-4-CBE1回油压力表YN-60I1.6MPa径向普通耐振2上海宜川阀箱压力表YN-60I16MPa径向普通耐振10上海宜川吸油过滤器WU160-100J1温州黎明回油过滤器RFA-160*20LY滤芯FAX-160*20#1温州黎明滤芯FAX-160*20#1温州黎明压力过滤器1ZUI-H160*10DFP滤芯HDX-160*10#1压力过滤器2ZUI-H63*5DFP滤芯HDX-63*5#1温州黎明滤芯HDX-160*10Q22温州黎明空气滤清器EF5-65EF4-50是94.5元1温州黎明液位计YWZ-400T2温州黎明清洗盖YG-400F含法兰2温州黎明液位传感器YKJD24-500-3001温州黎明压力传感器A-10;0...250Bar,4…203威卡高压球阀1YJZQ-J15N(G1/2")24MHA高压球阀2YJZQ-J20N(G1")4奉化朝日板式冷却器BL50C-40D1江阴保德分流马达FD219+19-G-N1麦塔雷斯蓄能器NXQ-L2.5-10H含安全开关1朝日蓄能器NXQ-L16-20H含回油开关1朝日换向阀14WE10E3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀24WE10J3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀34WE10EA3X/AG24NZ5L4WE10EB3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀44WE6EB6X/AG24NZ5L2立新力士乐换向阀54WE6E6X/AG24NZ5L4立新力士乐换向阀64WE6C6X/EG24NZ5L4立新力士乐换向阀74WE6Y6X/EG24NZ5L1立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DB2-30/15Y2立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DA2-30/15Y1立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DP2-30/15YM3立新力士乐叠加式单向节流阀Z2FS6-3X/2溢流阀1DBW10B-5X/20G24Z5L1立新力士乐溢流阀2DB10-5X/201外泄式液控单向阀SV10PB1-30/3单向节流阀1NDRV-12-P-B更改过12西德福单向节流阀2DRVP-10-105立新力士乐单向节流阀3Z1S6P1-30/3单向阀2RVP12-10/5立新力士乐比例压力阀1RZGO-A-033/210-312ATOS放大器EMI-01F-AC/RR2ATOS3.8.2油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。管接头1变径三通2-∮25/1-∮16三通20余姚通用管件厂管接头2端直通G1/2-∮16端直通JB966-77160余姚通用管件厂管接头3端直通G1-∮25端直通JB966-7712余姚通用管件厂管接头5光杆端直通G1/2-∮16端直通JB988-774余姚通用管件厂管接头6中间接头∮16-∮16JB977-7710余姚通用管件厂管接头8三通∮14卡套式三通JB1948-778余姚通用管件厂管接头9中间直角∮14中间直角JB1946-772余姚通用管件厂管接头10端直通G3/8-∮14端直通JB1942-7710余姚通用管件厂管接头11端直通G1/8-∮6端直通JB1942-7720余姚通用管件厂管接头12压力表压力表接头M14*1.5-∮6JB1957-7725余姚通用管件厂变径过渡管接头M48*2－Z1"（内螺纹）2余姚通用管件厂变径过渡管接头M48*2－G1"（内螺纹）8余姚通用管件厂管接头13端直通G1-∮28端直通JB966-7716余姚通用管件厂管接头14端直通接头体Z1"-∮28端直通接头体JB1921-774管接头13端直通G1-∮25端直通JB966-7712余姚通用管件厂管接头17端直通M22*1.5-∮16端直通JB966-774余姚通用管件厂3.9验算液压系统性能3.9.1压力损失的验算及泵压力的调整1.工进时的压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.24L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计[1]。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则：即小流量泵的溢流阀应按此压力调整。2．快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便于确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径d=25m，通过的流量为进油路=22.5L/min=，回油路=45L/min=。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。（1）确定油流的流动状态按式经单位换算为：（6-1）式中v————平均流速（m/s）d————油管内径（m）————油的运动粘度（）q————通过的流量（）则进油路中液流的雷诺数为：回油路中液流的雷诺数为：由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失的计算：（6-2）在进油路上，流速则压力损失为：在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=4.24m/s，则压力损失为：（3）局部压力损失由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式计算，结果列于下表：部分阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过流量额定压力损失实际压力损失单向阀2251620.82三位五通电磁阀6316/3240.26/1.03二位二通电磁阀633241.03单向阀251220.46若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为：查表一得液压缸负载F=521N；则快退时液压缸的工作压力为：计算快退时泵的工作压力：（6-3）而因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于。从以上验算可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。3.9.2液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算：工进时液压缸的输出功率：系统总的发热功率为：已知油箱容积为V=315L=,则油箱近似散热面积A为：（6-4）假定通风良好，取油箱散热系数，则油液温升为：℃≈17.4℃（6-5）设环境温度，则热平衡温度为：=25℃+17.4℃=42.4℃[T]=所以油箱散热基本可达要求。3.10油箱设计在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的，它的作用是，贮存油液，净化油液，使油液的温度保持在一定的范围内，以及减少吸油区油液中气泡的含量。因此，进行油箱设计时候，要考虑油箱的容积、油液在油箱中的冷却、油箱内的装置和防噪音等问题。3.10.1油箱有效容积的确定（一）油箱的有效容积油箱应贮存液压装置所需要的液压油，液压油的贮存量与液压泵流量有直接关系，在一般情况下，油箱的有效容积可以