汽车举升油缸性能试验台加载系统设计模板

汽车举升油缸性能试验台加载系统设计资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。 目录摘要2Abstract3第一章绪论41.1概述41.2课题背景41.3国内研究现状41.4研究目的与意义41.5课题研究的内容5第二章实验台的设计思路与方案的选择62.1概述62.2试验台的设计思想62.3试验台的最终方案确定 7第三章加载缸各零部件的设计及验算83.1缸体组件83.2法兰设计113.3活塞设计143.4活塞杆的设计15

3.5活塞杆的导向、密封19第四章加载缸支承座的设计204.1方案连接部分的设计与选取204.2结构部分尺寸计算20第五章液压系统的设计235.1液压系统图的拟定235.2液压元件的选择25结论 27参考文献28致谢29 摘要多级举升油缸体是专用汽车结构中的一个主要部件,其性能好坏直接影响汽车整车的工作性能。多级举升油缸克服了现有技术中举升机利用单级油缸作为驱动系统,提升车辆至一定高度时,油缸本身及滑台的高度较高,导致整个装置稳定性较差,造成高成本的缺陷,采用多级举升油缸,结构简单稳定性能好,降低了制造成本。随着工业生产的发展,工业上大型机械越来越多,其质量也越来越大,对起重设备的要求也越来越高,统机械起重已不能满足工业的需要。工业上现在越来越多地使用液压起重设备,靠液压传动来满足大型机械的起重与安装本设计主要针对四级伸缩缸进行采举升油缸的性能试验。关键词:举升油缸;液压传动;性能试验 AbstractMulti-stageliftcylinderisaspecialpurposevehiclebodystructureofoneofthemaincomponents,itsperformancedirectlyaffectstheworkofautomobileperformance.Multi-stageliftcylinderslifttoovercometheexistingtechnologyastheuseofsingle-stagecylinderdrivesystem,upgradingthevehicletoacertainheight,thetankitselfandtheheightofahighslider,leadingtopoorstabilityoftheentiredevice,defectscausedbyhigh-cost,multi-stageliftcylinders,simplestructureandstableperformance,lowermanufacturingcosts.Withthedevelopmentofindustrialproduction,moreandmorelarge-scalemachineryindustry,itsqualityisalsogrowing,therequirementsforliftingequipmenthavebecomemoresophisticated,mechanicalliftingsystemcannotmeettheneedsofindustry.Industryareincreasinglyusinghydraulicliftingequipment,hydraulictransmissiontomeetbytheliftingandinstallationoflargemachinery.Thedesignofthemaintelescopiccylindersforthefourcylinderperformancetestmininglift.KeyWords:Liftcylinder;hydraulicdrive;performancetest

第一章绪论1.1概述本章讲述了课题背景以及国内外研究现状、研究的目的与意义、课题研究内容以及与其达到的目的等等。1.2课题背景多级举升油缸体是专用汽车结构中的一个主要部件,其性能好坏直接影响汽车整车的工作性能。多级举升油缸克服了现有技术中举升机利用单级油缸作为驱动系统,提升车辆至一定高度时,油缸本身及滑台的高度较高,导致整个装置稳定性较差,造成高成本的缺陷,采用多级举升油缸,结构简单稳定性能好,降低了制造成本。随着工业生产的发展,工业上大型机械越来越多,其质量也越来越大,对起重设备的要求也越来越高,统机械起重已不能满足工业的需要。工业上现在越来越多地使用液压起重设备,靠液压传动来满足大型机械的起重与安装。本设计主要针对四级伸缩缸进行采举升油缸的性能实验。1.3国内研究现状中国的液压技术开始于1952年,液压元件最初应用于机床和锻压设备,后来应用于工程机械。1964年中国从国外引进了一些液压元件生产技术,同时自行设计液压产品,经过多年的艰苦探索和发展,特别是20世纪80年代初期引进美国、日本、德国的先进技术和设备,使中国的液压技术水平上了一个新的台阶。1.4研究目的与意义本课题研究的目的主要是用于汽车多级举升油缸的测试。在工程上,各种汽车车箱的起升用的是多级举升油缸。液压缸的强度、刚度以及稳定性对液压缸系统的安全起着决定性作用。多级伸缩液压缸具有结构复杂,造价昂贵的特点,由于当前此类液压缸的设计并没有固定的标准,在工程上很容易发生爆裂、扭曲、折断以及其它失效方式,造成严重的损失。当前采用单一、常规的强度校核方法无法满足工程实际需要,必须结合液压缸实际工作情况采用不同方法对其强度、刚度以及稳定性进行校核。因此对液压缸进行测试具有重大意义。1.5课题研究的内容多级举升油缸体是汽车结构中的一个重要部件,气性能好坏直接影响汽车整车的工作性能。先针对四级伸缩缸进行采举升油缸的系能实验,实验周期:20分钟。举升油缸性能实验台的总体方案设计举升油缸性能试验台的加载系统结构设计液压系统设计第二章实验台的设计思路与方案的选择。2.1概述本章主要论述该实验平台的设计思想和方案的选择,最终确定实验平台的机构设计方案,最后对该实验平台的工作原理进行阐述。

2.2试验台的设计思想根据所学的知识,查阅相关资料,对试验台的设计进行可行性分析,能够知道设计该试验台需要解决的主要问题:1.如何模拟施工现场,实现液压缸的测试。2.如何选择试验台的结构。3.如何选择连接方式。4.试验台的尺寸太大,质量大。常见的油缸试验台的系统原理如图2-1:图2-1试验台系统原理图试验台如图2-2,在该方案中整个实验台平放,液压缸对顶,把现场中液压缸的受力经过测试缸压力的调节实现加载,已达到模拟现场,实现液压缸的测试。图2-2水平加载实验装置可是如果液压缸采取对顶的加载方案,则会使得油缸性能实验台的总体尺寸过长,造成制造方面的不便,因此我们能够改变油缸的对顶结构来解决这一问题。为了解决因对顶引起的试验台长度过大的问题,我们能够使加载缸与被测缸处于不同平面内,并用滑轮和钢丝绳将被测缸和加载缸经过特定的方式连接起来,最终确定试验台的总体方案如图2-3所示:图2-3试验台总体方案设计这种方案既避免了试验台过长的问题,又能很好的测试4级伸缩缸的各项性能。当被测缸进油时由于压力差驱动滑动机构向右运动,经过钢丝绳使加载缸活塞杆向左伸出,此时经过测量加载缸的力来检测被测缸的性能。而当加载缸有活塞杆一侧进油时,又能带动被测缸逐级缩回。加载缸各零部件的设计及验算液压缸在液压系统中的作用是将液压能转变成机械能,使机械实现往复直线运动或摆动运动。本次设计中所用的加载缸为单杆双作用活塞式液压缸。3.1缸体组件3.1.1缸筒结构的选择连接方式如下图:选取法兰式连接,而且法兰和缸筒用焊接方式连接。其优点是结构简单,易选取、易装卸;缺点是外径较大,比螺纹连接的重量大。3.1.2缸筒的要求有足够强度,能够承受动态工作压力,长时间工作不会变形;有足够刚度,承受活塞侧向力和安装反作用力时不会弯曲;内表面和导向件与密封件之间摩擦少,能够保证长期使用;缸筒和法兰要良好焊接,不产生裂纹。3.1.3缸筒材料的选取及强度给定部分材料的机械性能如下表:本次设计选取15MnVn号钢从表中能够得到:缸筒材料的屈服强度=500MP;缸筒材料的抗拉强度=750MP;现在利用屈服强度来引申出:缸筒材料的许用应力[]=/3.5=500/4=142MP。n为安全系数,一般取n=3.5-5,这里n=3.5。3.1.4缸筒的计算①液压缸缸径的计算被测缸理论推理为800KN,额定压力为16MPa当液压缸的理论作用力F及供油压力P为已知时,则无活塞杆测的缸筒内径为查机械设计手册得到缸筒的内径系列有4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360mm。(m)综合得缸筒内径D=250mm。②缸筒壁厚的计算当额定压力Pn≤16MPa时,Py=1.5Pn=1.5*16=24MPa;预取δ=25mm,δ/D=0.1,此时=23.85,故可取δ=25mm。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:液压缸的额定压力为Pn值应低于一定的极限值,保证工作安全:=53.5。Pn=16<53.5,满足条件。为了避免缸筒在工作时发生塑性变形,液压缸的额定压力Pn值应与塑性变形压力有一定的比例范围:;;根据上面2式求得MPa。Pn=16MPa,满足条件。为了确保液压缸安全的使用,缸筒的爆裂压力PE应大于耐压试验压力PT:;将=750MPa带入上式得到PE=136.6MPa耐压试验塔里PT,是液压缸在检查质量时需要承受的试验压力。在规定时间内,液压缸在此压力PT下,全部零件不得有破坏或永久行变形等异常现象。各国规范多数定为:当额定压力PT≤16MPa时,PT=1.5Pn=24MPa。爆裂压力远大于耐压试验压力,因此完全满足条件。3.1.5缸筒的加工要求缸筒内径D采用H7级配合,表面粗糙度为0.16,需要进行研磨;热处理:调制,HB240;缸筒内径D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法兰设计3.2.1缸筒端部法兰厚度计算法兰厚度根据下式进行计算式中,F法兰在缸筒最大内压下所承受的轴向力(N)Ra法兰外圆半径(m)缸筒端部法兰厚度缸壁厚度计算中得出最大压强:=161.5=24MP法兰承受的最大压力为:F=800000kn接下来选取其它参数:=180mm=30mmb=52.2mm许用应力在选取材料的时候给出:[]=/n=500/3.5MP将以上各量带入式上得到:h=7.6mm为保证安全,取法兰厚度为8mm。3.2.2(缸筒端部)法兰连接螺栓的强度计算连接图如下:螺栓强度根据下式计算:螺纹处的拉应力为MPa; 螺纹处得剪应力为MPa;合成应力MPa;最大推力为F=800000N,使用16个螺栓紧固缸盖,即:Z=16螺纹外径和底径的选择:=20mm,=17mm选取K=2.5,K1=0.12,可求得=550MPa,=187.5MPa,n=638MPa。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=1.5,能够得到许用应力值:[]=/n=1100/1.5=733MP再次使用式23.3—22得到:[]成立证明选用螺栓等级合适。3.3活塞设计3.3.1活塞结构的设计活塞分为整体式和组合式,组合式制作和使用比较复杂,因此在此选用整体式活塞,形式如下图:此整体式活塞中,密封环和导向套是分槽安装的。3.3.2活塞的密封选用Yx型圈,聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用,能够显著提高密封性能:㈠、降低摩擦阻力,无爬行现象;㈡、具有良好的动态和静态密封性,耐磨损,使用寿命长;㈢、安装沟槽简单,拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙,因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内,降低了活塞与缸筒的加工要求,密封方式图如下:3.3.3活塞的材料选用高强度球墨铸铁QT600-33.3.4活塞的尺寸及加工公差选择活塞厚度为活塞杆直径的1倍,因为活塞杆直径是56mm(这个在后面的活塞杆设计中会给出解释),因此活塞的厚度为56mm。活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件,因此要求不高,这里不加叙述。活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm,断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm,外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半。

3.4活塞杆的设计

3.4.1活塞杆杆体的选择此次设计需要安装位移传感器,因此选用空心杆件,形式如下图:3.4.2活塞杆与活塞的连接形式此次设计采用的是锁紧螺母型连接,如下图:3.4.3活塞杆材料和技术要求因为没有特殊要求,因此选用45号钢作为活塞杆的材料,本次设计中活塞杆只承受压应力,因此不用调制处理,但淬火处理是必要的,淬火深度在0.5—1mm左右。安装活塞的轴颈和外圆的同轴度公差不大于0.01mm,保证活塞杆外圆和活塞外圆的同轴度,避免活塞与缸筒、活塞杆和导向的卡滞现象。安装活塞的轴间端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm,保证活塞安装不产生歪斜。活塞杆外圆粗糙度选择为0.3。运行在低载荷情况下,因此省去了表面处理。3.4.4活塞杆的直径计算活塞杆的直径能够根据速比来确定由于公称压力为16MPa,选择其速度比为1.46,由表上能够查得d=140mm3.4.5活塞杆强度的计算活塞杆端部的负载连接点与与液压缸支撑之间的距离为,如果:10d(显然这个是成立的)就用下式计算活塞杆强度:实际上式中的/n就是材料的许用应力,之前已经给出了15MnVn号钢的许用应力为:[]=/n=500/3.5=142MP最大推力F=800000N于是根据式23.3—28得到活塞杆的直径:d120mm。可知强度符合要求。3.4.6活塞杆弯矩稳定性验算先计算活塞杆截面的惯性矩I=18823840m4导向系数根据安装方式选择,取K=1.5将以上各量带入公式中得到活塞杆失稳力:=3.8N选取安全系数=5得到最大承载力的判别式F/=6.16N显然这是符合要求的,因为最大工作压力是N。3.5活塞杆的导向、密封3.5.1导向环选择非金属导向环,用高强度塑料制成,这种导向环的优点是摩擦阻力小、耐磨、使用寿命长、装导向环的沟槽加工简单,而且磨损后导向环易于更换。3.5.2密封Yx型轴用密封圈加轴用阶梯圈组合使用,这样比起单独密封,能够减小摩擦,减少泄漏量,增加寿命。第四章加载缸支承座的设计4.1方案连接部分的设计与选取初步选定方案后,对方案经行仔细研究,各处连接拟采用螺栓连接,如图由计算结果可知,螺钉直径过大,用于连接不太现实,于是考虑用其它的方法进行连接,这里我们采用滑槽的形式连接。4.2结构部分尺寸计算油缸外径D1=300mm,油缸端部吊耳处外圆直径为360mm,吊耳与耳环连接时,需要在缸体外2边各安置一个垫圈,取垫圈厚度为10mm,则支承座2支撑板间的距离为380mm,取支撑板的厚度为40mm,经过计算满足强度要求。油缸吊耳直径为60mm,因此可取耳环内孔直径为60mm,耳环纵向切割,然后用螺钉连接起来,这样避免螺钉受到过大的径向力而导致零件受损。结构如下图所示:油缸支承座与试验台面的连接靠深头螺钉来试验,支承座的底座对称分布的6个点分别安装直径为20mm的螺钉,部分尺寸及结构如下图所示:综上所述,其结构示意图如下图所示: 第五章液压系统的设计5.1液压系统图的拟定拟定系统原理图是液压系统设计中最重要的一步,她从工作原理和结构组成上来具体体现设计任务中的各项要求,不需要精确计算和选择原件规格,只需要选择功能合适的原件和原理合理的基本回路组合成系统。5.1.1被测缸液压系统图汽车的4级举升油缸是单作用的伸缩缸,其工作过程存在换向,因此液压系统中必须有换向回路,可用二位三通换向阀实现,为了保证工作过程中的压力不超过一定的极限,因此必须存在调压回路,又因为要测试多个点,因此需要用比例溢流阀来实现。被测缸的液压系统图如下图所示:5.1.2加载缸的液压系统加载缸采用的是单干双作用的活塞式液压缸,工作过程中同样存在调压回路和换向回路,其原理图如下图所示:5.1.3液压系统的综合次液压系统是被测缸的液压系统和加载缸的液压系统综合所成,其原理图如下图所示:液压系统原理图5.2液压元件的选择5.2.1液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为16MPa,如取进油路的压力损失为0.8MPa,则液压泵的最大工作压力Pp1=16+0.8=16.8MPa。加载缸行程6000mm,单行程用10min走完,则速度V=10mm/s,Qmax=D2V=0.45m3/s,Qp=kQmax=33L/min。根据上述要求及液压站台的要求,选取RC92050A4VSo变量泵,公称规格为40,公称压力为,峰值压力为,参数如表3-25.2.2电机的选择

在此系统中的电机,实现带动液压泵转动,只需达到一定带动矩力即可,同时也降低了成本,为此可选择普通交流电机。根据上述回路的要求,选取y250m-2电机。额定功率55kw,转速,如图3-3电动机的技术参数如表3-4:电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩同步转数3000r/min,2级Y250M-25529702.02.2403表3-4液压泵参数满足系统要求。 结论 在此次毕业设计当中,经过利用专业知识和液压设计理念完成了油缸性能测试试验台的机构设计和理论分析,并完成了试验台的液压系统,实现了汽车用大型液压缸性能的测试目标。油缸性能测试试验台虽然能够顺利的完成,不过本次设