毕业设计（论文）-汽车升降尾板的结构设计（全套图纸）.pdf

I XX 大学 毕业设计(论文) 汽车升降尾板的结构设计 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 II 摘 要 本文介绍了汽车升降尾板国内形势和发展趋势，从系统设计，系统的分析和设计的 主线出发，突出整体设计的机械系统动力学探索体系统动力学建模技术集成分析系统控 制和其他问题明确的选择和确定具体的执行机构，所述数学模型，通过产生机构尺寸控 制和调整的模型参数的模型表示出来的特性的基础上，在此项目中的焦点一系列经过反 复探索，展示了最终建立有针对性的方法，使用相结合的理论分析比喻是更方便的解决 方案处理车辆液压升降调节器设计问题。 全套图纸，加全套图纸，加153893706 本文介绍了平面连杆机构介绍的方法求解最优设计方法和工程设计问题，基于对车 辆的汽车升降尾板降驱动力分析的一般过程，一般设计时要考虑清楚在体内的主要因素 模拟的数学模型，提供了可靠的基础，该模型通过建立机构有权确定目标函数，以确定 运行的计算机优化程序，用于车辆装卸过程中的制约是完整的液压升降调节器优化设计 结果，以证明使用此测试平台的可靠性，通过实验计算出的值与实际测量值的比较分析 证实，该计算值是可靠的方式获得的，通过改变一些参数的优化结果和在同一时间存在 致动器考虑液压控制系统的影响因素，以调整和完善执行机构应确定。 本液压系统以传递动力为主，保证足够的动力是其基本要求。另外，还要考虑系统 的稳定性、可靠性、可维护性、安全性及效率。其中稳定是指系统工作时的运动平稳性 及系统性能的稳定性(如环境温度对油液的影响等因素)。可靠性是指系统不因意外的原 III 因而无法工作(如油管破裂、无电等情况)。可维护性是指系统尽可能简单，元件尽可能 选标准件，结构上尽可能使维护方便安全性是指不因液压系统的故障导致后车厢盖的 其它事故效率是指液压系统的各种能量损失尽可能的小。上述要求中，除满足系统的 动力要求外，最重要的是保证系统的安全性和可靠性。 关键词：液压系统，升降机构 IV Abstract This article describes the car handling hydraulic lifts domestic situation and development trend , this departure from the system design to system analysis and design of the main line , highlighting the overall design of the mechanical system dynamics to explore body system dynamics modeling techniques integrated analysis system control and other issues clear choices and determine the specific implementing agency is the focus of this project on the basis of the characteristics of the actuator according to the actuator models that come out with the same mathematical model to control and adjust the model parameters through generating mechanism dimension series after repeated exploration demonstrated the eventual establishment of a targeted approach using a combination of theoretical analysis analogy is more convenient solution to vehicle handling hydraulic lift actuator design problems. This paper introduces the general design of planar linkage overview of the methods for solving the optimal design methods and the general process of engineering design problems Based on vehicle handling hydraulic lift actuator force analysis made clear in the body of the main factors to consider when modeling a mathematical model for the right to provide a reliable basis for the model through the establishment of institutions to determine the objective function to determine the constraints running computer optimization procedures for vehicle loading and unloading process is complete hydraulic lift actuator optimal design results in order to prove the reliability of this test platform for the use of existing by changing some parameters of the optimization results for the calculated value by experiments and the actual measured value obtained by comparative analysis confirmed that this calculated value is reliable and at the same time that the actuator should be determined considering the influence factors of the hydraulic control system to adjust and improve executive body。 The hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or V other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system. Keywords: hydraulic system, lifting mechanism VI 目 录 摘 要 . II Abstract . IV 目 录 . VI 第 1 章 绪论 . 8 1.1 课题研究的目的 . 8 1.2 研究现状 . 8 1.3 本课题的研究内容 . 9 第 2 章 汽车升降尾板机构方案分析 . 10 2.1 方案一 . 10 2.2 方案二 .11 2.3 方案三 .11 2.4 方案四 . 12 2.5 方案确定 . 12 第 3 章 汽车升降尾板机构机械结构设计 . 14 3.1 汽车尾部参数 . 14 3.2 尾板尺寸设计 . 15 3.3 设计尺寸 . 16 3.4 机构运动分析 . 17 3.5 受力分析 . 20 3.6 液压原理图 . 22 第 4 章 液压系统设计计算 . 24 4.1 主液压缸的设计 . 24 4.2 副液压缸的设计 . 27 4.3 活塞的设计 . 29 4.4 导向套的设计与计算 . 30 4.5 端盖和缸底的设计与计算 . 31 4.6 缸体长度的确定 . 33 VII 4.7 缓冲装置的设计 . 33 4.8 排气装置 . 33 4.9 密封件的选用 . 35 4.10 防尘圈 . 37 4.11 液压缸的安装连接结构 . 37 第 5 章 液压泵的参数计算液压泵的参数计算 . 39 第 6 章 电动机的选择电动机的选择 . 39 第 7 章 液压元件的选择液压元件的选择 . 41 7.1 液压阀及过滤器的选择 . 41 7.2 油管的选择 . 42 7.3 油箱容积的确定 . 42 第 8 章 验算液压系统性能验算液压系统性能 . 43 8.1 压力损失的验算及泵压力的调整 . 43 8.2 液压系统的发热和温升验算 . 45 总结总结 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8 第 1 章 绪论 1.1 课题研究的目的课题研究的目的 20 世纪 60 年代以来，随着不断变化的社会运输需求，社会显著提高生产力水平，传 统的处理方式已经无法满足人们的需求，也是货运物流的快速增长，货物装卸也将增加 的量的大吨位货车或平板车，因为货物质量大，客舱地板离地面高，全国交通逐渐转移 速度快，效率高，成本低，运输的发展方向已逐渐走向专业化方向。在此基础上，车辆 装卸升降尾板是运输行业的快速发展的产物。它属于一种新型的运输和装卸工具，近年 来在中国的大部分地区被广泛使用，如电信，铁路，航空，水利，电力，矿山，商业， 军工等行业。 汽车升降尾板， 装卸货运汽车已经改变了一直使用的人工运输和处理方法， 不仅提高了工作效率，而且还节省了大量的人力消耗，减轻劳动强度。 车辆尾部升力是安装在车辆后部的卡车和各种密封液压装卸设备，可用于装卸货 物， 同时也作为一个箱式货车挡板， 所谓的汽车尾板。 设备汽车的自己的电池为动力源， 或手动叉车，通过简单的操作，您可以轻松地完成数万吨货物装卸业务，它具有结构紧 凑，操作范围，高效率，低人类消耗，减轻劳动强度，安全可靠，可广泛用于在运输车 辆的装载和卸载操作。 1.2 研究现状研究现状 目前生产的汽车升降尾板企业主要是瑞典 ZEPRO 公司，东莞，广东省达机械制造 有限公司，有限公司，深圳市凯卓立液压设备有限公司，广东省，陕西省汉中市汽车液 压尾门有限责任公司。 随着生产力水平的不断提高， 这些产品将逐渐被广泛推广和应用。 研究意义： 附 录 9 许多邮局站平台，由于建设较早，受到很多限制现在适应装载运输车辆装卸作业， 结果每次装卸必须完成由少数人走到一起，随着经济的的不断发展，电子邮件和包裹量 的不断增加，货物处理越来越困难。如果使用自动化设备来代替人力搬运和运输，既要 加快装卸过程中，还通过简单的装卸作业，提高经济效益，汽车液压升降，能够成功地 完成了装载和卸载工作大大提高了装卸和运输条件，提高工作效率，减轻了劳动强度， 节省了大量的人力资源的枯竭，而且安全可靠。由于该设备是易于使用，简单的结构， 可安装在任何卡车和拖车的尾部，所以。超市配送中心的空军货物运输，金融运输，物 流及运输，以及个体运输等领域具有很大的市场前景。 车辆尾部升力一个三角形，采用四连杆机构，实现装卸货物的升降平台。车辆尾部 升力结构简单，操作方便，安全，可靠，噪音低。因此，本课题的研究具有现实意 义。 1.3 本课题的研究内容本课题的研究内容 包括汽车升降尾板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。 为了确保货物的安全，尾板，在操作过程中保持稳定。的功率的机制横梁伸缩缸， 同时考虑到隔室结构，燃料箱应安装在底盘下面，在车厢内。 升降尾板的工作流程： 装载的货物 - 载货电梯 - 卸载货物 - 行李箱盖关闭， 因此， 在吊装货物的过程中， 栏板必须保持水平平移， 否则， 货物可能是从下跌的尾板被损坏。 此外，在各种因素的影响，产品的设计必须满足以下要求： （1）尾板举升过程保持水平； （2）尾板在完成举升后可与车厢自动合拢； 附 录 10 （3）尾板举升速度适中（80mm/sec 左右） ，举升下降平稳； （4）尾板合拢角速度适中（10/sec 左右） ，且合拢展开平稳； （5）最大起重量为 0.5T； （6）举升机构的最小传动角min40； （7）举升、合拢所用动力部件采用伸缩油缸； （8）油缸应安装在车厢下面； （9）油缸承受最大载荷适中； （10）尾板要便于安装。 第 2 章 汽车升降尾板机构方案分析 2.1 方案一方案一 采用齿轮齿条机构 附 录 11 图2- 1 齿轮齿条机构 优点：升降距离可精确控制，运行平稳； 缺点：因此该机构不宜进行较大距离升降，否则会影响行车（整个机构要安装于汽 车车厢下面的底盘上） 。 2.2 方案二方案二 采用曲柄滑块机构 图2- 2 曲柄滑块机构 优点：结构简单，运行平稳，无冲击； 缺点：与导杆机构一样，安装于车厢底部后不利行车，因此也不可用。 2.3 方案三方案三 采用导杆机构 附 录 12 图2- 3 导杆机构 优点：构件少，结构简单，因此成本较低，易于实现； 缺点：由于整个机构要安装于汽车车厢下面的底盘上，因此该垂直升降式导杆机构 安装后不利行车，不可用。 2.4 方案四方案四 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，不影响车辆的美观和行车； 缺点：构件较多，安装时部分车辆可能需对尾部进行一定的改装。 2.5 方案确定方案确定 考虑到车厢的具体结构和使用要求，机构的机架只能固定在汽车车厢下面的底盘 上，此外，起升机构上升到上限位置时应与地面有一定距离以利于行车，尾板在举升过 附 录 13 程中还应保持平稳，以保证货物的安全。 通过对以上各机构优缺点的对比,现确定尾板平动采用平行四边形机构， 考虑到尾板 的合拢动作，需对其进行适当的改动，改动后结构简图如图2- 5所示。 图2- 5 尾板机构简图 该机构采用伸缩式液压缸，其中，与上部连杆形成转动副的液压缸用于举升，另一 个液压缸用于尾板的合拢。连杆与关门缸构成平行四边形机构，保证尾板的平动；液压 缸的伸缩运动转化为连杆的摆动运动后，尾板升降较为平稳；该机构在竖直方向结构紧 凑，在举升至上限位置时，机构最下端与地面仍有一段距离，不影响正常行车。因此， 该机构满足设计要求。 附 录 14 图2- 6 尾板机构工作图 第 3 章 汽车升降尾板机构机械结构设计 3.1 汽车尾部参数汽车尾部参数 表 4.1 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 汽车底盘总高（mm） 3060 厂定最大设计总质量（kg） 11400 附 录 15 3.2 尾板尺寸设计尾板尺寸设计 尾板的起始及终止位置如图 3- 3 所示。由车体尺寸知，尾板举升高度为 420mm，取 L1315mm， L2171mm， A、 E 两点高度差为 H3103mm， 尾板外观厚度 H0100mm。 图 连杆尺寸及安装位置 由图 4- 3 可知，尾板在举升过程中，传动角先增大后减小，故其最小值于起始或 终止位置处取得。根据设计要求需使40，当尾板位于最高位置时， H2（L1+L2）cotmin=300(mm) 当尾板位于起始位置时， tan= 021 2 021 2 21 2 2 )()( HHH HHHLLH + 100940 )100940()200400( 2 2 2 22 2 + H HH tan38=0.62 由、得 475H2715，故取 H2600mm. 则杆 AC 长度 lAC=600/cos45=848(mm)。 附 录 16 当尾板位于起始位置时，传动角 arctan 021 2 021 2 21 2 2 )()( HHH HHHLLH + arctan 100600940 )100600940()200400(600 222 + =6540 当尾板位于终止位置时，由 L1+L2H2 知传动角4540，满足设计要求。 3.3 设计尺寸设计尺寸 取 lAG=2lAC/3=566mm，则举升缸 1 的本体长度（即活塞杆合拢时长度）最小值为 L1=+57.73cos2 3 2 3 2 HlHl AGAG +57.73cos1505662150566 22 543.0(mm) 举升缸 1 的行程为 x1=+57.73cos2135cos2 3 2 3 2 3 22 3 HlHllHlH AGAGAGAG =+57.73cos1505662150566135cos5661502566150 2222 =137(mm) 关门缸 2 的本体长度为 L2 2 21 2 2 )(LLH+ 22 600600 +848（mm） 关门缸 2 的行程为 x2= 2 21 2 2 2 021 2 02 )()()(LLHHLLHH+ = 2222 600600700700+ =141(mm) 根据液压缸的本体长度、行程及市场常见规格取缸体直径为 800mm，活塞杆直径 附 录 17 为 30mm。 3.4 机构运动分析机构运动分析 位移分析 由于尾板机构具有对称性，故只取一侧进行分析。而将举升连杆平移至与合拢连杆 同平面并不改变其位移、速度、加速度特性，故为简便起见，将机构简图改画如图 5- 1 所示。 图 5- 1 尾板机构简图 以O为坐标原点， 建立如图所示坐标系， 则A(0,340)， B(0,240)， E(0,190)， C2(600,940)， D2(600,840)，点 C、D、G 的位移方程如下： 举升过程中(73.57135)， C: = = cos sin 1 1 ACAC ACC lyy lx D: = = cos sin 1 1 BDBD BDD lyy lx G： = = cos sin AGAG AGG lyy lx 附 录 18 合拢过程中，只有 D 点位置继续变化，其位移方程如下： = += cosy sin x x 222D C2D2C2D DCD ly l (090) 因为 11BDAC ll=，故 = = 11 100 0 DCDC DC lyy xx ，保证了尾板在举升过程中处于平动状态。 速度分析 各位移方程求导得各点相应速度方程如下： 举升过程中(73.57135)， C: = = sin cos 1 1 ACyC ACxC lv lv D: = = sin cos 1 1 BDyD BDxD lv lv G： = = sin cos AGyG AGxG lv lv 合拢过程中， = = sin cos 22 22 DCyD DCxD lv lv (090) 图描述了点 C1、D1在运动过程中沿 y 轴方向的速度变化情况。从图中可以看出， 举升过程中，点 C1、D1在竖直方向的速度始终保持相同，大小为 80100mm/s，并为缓 慢的匀加速运动，实际应用较为理想。 加速度分析 对各速度方程求导得相应加速度方程如下： 附 录 19 举升过程中(73.57135)， C: += += sincos cossin 1 2 1 1 2 1 ACACyC ACACxC lla lla D: += += sincos cossin 1 2 1 1 2 1 BDBDyD BDBDxD lla lla G： += += sincos cossin 2 2 AGAGyG AGAGxG lla lla 合拢过程中， += += sincos cossin 22 2 22 22 2 22 DCDCyD DCDCxD lla lla (090) 通过以上对相关各点的位移、速度和加速度的分析，可以得出如下结论： （1）尾板在举升过程中始终保持平动。 （2）竖直方向加速度较小且近乎恒定，水平方向加速度初始时较小，当尾板接近 上限位置时加速度较大，但因加速时间较短，对速度影响不大，因此，从整体来看，尾 板运行平稳。 （3）尾板合拢速度适中，即合拢较为平稳。 因此，机构在运动方向满足设计要求。 由图 6- 1 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。 附 录 20 图 动力分析机构简图 3.5 受力分析受力分析 尾板受力图如图所示： 尾板受力分析 受力方程式： =+ = 0 0 DywCy CxDx FFWF FF （尾板重力 w W =1930N） 举升缸活塞杆 EG 受力图如图 6- 3 所示： 图 举升缸活塞杆受力分析 附 录 21 受力方程式： = = 0 0 GyEy GxEx FF FF （关门缸活塞杆重力 j W =20N） 举升连杆由杆 AC、AC、FF组成，杆 FF只起连接、支撑作用，为次要构件， 无需做受力分析，而 AC、AC两杆因具有对称性，受力情况相同，故只取杆 AC 进行 受力分析，其等效受力图如图 6-4 所示： 图 举升连杆受力分析 受力方程式： =+ =+ 0 2 1 2 1 0 2 1 CylGyAy AxGxCx FWFF FFF （连杆重力 l W =170N） 由两个关门缸的对称分布可知，其活塞杆受力情况相同，现只取活塞杆 BD 进行受 力分析，其受力图如图 6-5 所示： 图 关门缸活塞杆受力分析 受力方程式： = = 0 0 DyjBy DxBx FWF FF （关门缸活塞杆重力 j W =26N） 附 录 22 从以上分析可以看出， 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； 举升连杆也在货物到达最 高点时受力最大，为 53350.8N。因以上三杆横截面积相同，均为 )(86.706 4 30 4 2 22 mm d A= = ， 最大拉伸应力 )(48.75 86.706 8 . 53350 max max MPa A F =， 尽管部分构件所受应力较大，但仍在较常用的钢材许用应力范围之内。因此，各杆 受力合理，满足设计要求。 3.6 液压原理图液压原理图 附 录 23 1.油箱 2.液面计 3.空气滤清器 4.油滤 5.泵 6.电机 7.组合阀 8.换向阀 9.关门油缸 10.举升油缸 附 录 24 第 4 章 液压系统设计计算 基本参数是汽车升降尾板的基本技术数据，是根据尾板的用途及结构类型来确定 的，它反映了车载尾板工作能力及特点，也基本上上确定了尾板的轮廓尺寸及本体总质 量等。 4.1 举升液压缸的设计举升液压缸的设计 由于主液压缸的行程为 3m.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95. 0 m = 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=5.1Mpa 2.液压缸内径的计算 D= P F4 10- 3 =0.101.5m =101.5mm 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 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 附 录 25 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。 2 DPy 式中， Py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 2 。 = n b ， b 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=5.1MPa 2.最高允许压力 Pmax Pmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa 液压缸缸筒材料采用 45 钢，则抗拉强度： b=600MPa 安全系数 n 按液压传动与控制手册P243 表 210，取 n=5。 则许用应力= n b =120MPa 2 DPy = 1202 100375 . 6 =2.66mm 10= D ,满足10 D 。所以液压缸厚度取 5mm。 附 录 26 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 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=0.7100=70mm。 表 4.2 活塞杆直径系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 故取 d=70mm。 2.活塞杆强度计算： mmm F 15015 . 0 1080 377714 4 d 6 = = 56mm （4-4） 式中 许用应力；MPa80 5 004 n b = （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。 附 录 27 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（G