毕业设计（论文）-汽车自动液压千斤顶设计.doc

南昌航空大学学士学位论文1.绪论1.1选题的依据在汽车维修时，例如车胎的修补、调换，常用千斤顶支撑，现有千斤顶可分为手动和电动。手动千斤顶工作费力，有时遇到车底下作业就需要蹲伏车底或弯腰操作，非常困难和不方便，特别是在路边作业，预警性差，常会发生意外事故。已有电动千斤顶是采用机械系传动机构，主要由齿轮、齿条的连接关系，存在缺点有：一是只能传递电机的动力，无增压机构设计，所以支撑力有限；二是机械传动容易卡死，可靠性差；三是自锁性能差。汽车自动千斤顶就是属于液压千斤顶一类，它具有携带方便使用方便，利用汽车电瓶电源驱动直流电动机，通过减速器带动伺服变量泵工作，向液压自动增压器输送压力油。通过三位四通电磁换向阀和液控二位四通换向阀控制液压自动增压器和液控单向阀工作，使顶升装置顶升和下落，改变了操作者钻入车架下手动操作千斤顶的方法，减轻了操作者的劳动强度。如某些时候方便力气不是很大的女性司机使用。全套图纸加扣 30122505821.2千斤顶的起源、发展和分类千斤顶起源于20世纪初的英、美、德等国家，在逐步发展中工艺逐渐成熟，因其具有抗腐蚀、耐高温，强度高、表面精美、百分之百可回收等无与伦比的良好性能，被广泛应用于建筑、交通、能源、石化、环保、城市景观、医疗、餐饮等各个领域，逐渐被人们所接受，也越来越多地走进寻常百姓的日常生活。1.2.1中国千斤顶的发展状况中国千斤顶产业实现了快速发展，我国千斤顶产业发展进步较晚，建国以来到改革开放前，我国千斤顶的需求主要是以工业和国防尖端使用为主。改革开放后，国民经济的快速发展，人民生活水平的显著提高，拉动了千斤顶的需求。进入上世纪九十年代后，我国千斤顶产业进入快速发展期，千斤顶需求的增速远高于全球水平。1990年以来，全球千斤顶表观消费量以年均6%的速度增长，而九十年代的十年间，我国千斤顶表观消费量年均增长率达到17.73%，是世界年均增长率的2.9倍。进入二十一世纪，我国千斤顶产业高速增长。2000年2004年，我国千斤顶消费量从188万吨增长到447万吨，增加了2.3倍，年平均增长率在27%以上。其中，2001年，我国千斤顶表观消费量达到225万吨，超过美国成为世界第一千斤顶消费大国。同时，千斤顶进口也大幅度增加。1998年，我国千斤顶进口100万吨，由此成为世界上最大的千斤顶进口国。2004年与1998年比，千斤顶进口增长幅度年均达到27.14%。预计2005年，中国千斤顶表观消费量将达到500万吨，进口仍将保持在300万吨左右。 伴随着千斤顶市场的快速发展，我国千斤顶产量也结束了长期徘徊的局面，实现了高速增长。我国千斤顶产量从2000年的46万吨增长到2004年的236万吨，年平均增长率在82.6%，占国内市场需求的比重也由2000年的24.47%提高到2004年的52.80%。而同期，世界千斤顶产量则仅以6%左右的速度增长。 从九十年代后期起，我国太钢、宝钢以及宝新、张浦等国有和合资企业通过引进和技术改造，先后建成了一系列千斤顶生产线，千斤顶工艺技术装备达到国际先进水平，千斤顶生产初具规模。千斤顶品种结构也发生了积极的变化，千斤顶产品质量迅速提高。特别是国内千斤顶冷轧板增长迅速，2003年，国内冷轧板产量达到170万吨，首次超过进口量,自给率达到66%；2004年，国内冷轧板产量达到200万吨，自给率达到70%以上。从2004年底到2005年底，国内冷轧千斤顶产能将增加约150万吨，基本满足国内市场需求。到2007年，我国将成为千斤顶的净出口国。 从总体上看，我国千斤顶正在经历由规模小、水平低、品种单一、严重不能满足需求到具有相当规模和水平、品种质量显著提高和初步满足国民经济发展要求的深刻转变，千斤顶需求将逐步实现自给。1.2.2世界千千斤顶品种发展方向研究千斤顶品种的质量发展方向将围绕着高耐蚀性千斤顶、高成形性千斤顶、高强度和高硬度千斤顶、耐热和抗氧化千斤顶、高氮千斤顶等千斤顶品种展开。（1）高耐蚀性千斤顶最新的高耐蚀性千斤顶可分为两类：一类称为超级千斤顶，以新日铁的YUS270(20Cr-18Ni-6Mo-N)为代表，其耐蚀性与钛相当。YUS270的铬和钼含量较高，可有效的利用氮来改善耐蚀性，YUS270的热膨胀系数介于奥氏体千斤顶和铁素体千斤顶之间。它可以应用于海水净化装置、化工厂、沿海氯化钠腐蚀严重的建筑等。铁素体千斤顶SUS447J1(30Cr-2Mo)也是一种超级千斤顶。另一类是高洁净度的铁素体千斤顶。通过增加铬和钼的含量，降低碳和氮含量，可改善耐蚀性和成形性。典型的高洁净度铁素体千斤顶有新日铁的YUS220M(22Cr-1.5Mo-Ti-Nb)、YUS190和YUS190L(19Cr-2Mo)，其它千斤顶铬和钼含量略有变化。YUS260(20Cr-15Ni-3Mo-Cu-N)、YUS110M(18Cr-12Ni-2Si-Mo-Cu)和YUS27A-M(17Cr-7Ni-2Cu-2Si)是最新开发的高耐蚀性千斤顶。复合添加钛和铌可以阻止作为腐蚀源的非金属夹杂物析出，促使形成钛氧化物钝化膜，从而改善耐蚀性。新日铁已经在YUS190和YUS220M中采用此技术。据报道，复合添加Ti、Nb和A1可以提高耐蚀性。而且发现传统上认为有害的元素S可以提高低铬千斤顶的抗晶间腐蚀能力，其作用与氮改善奥氏体千斤顶的耐蚀性的作用相同。未来改善耐蚀性的研究将主要集中在夹杂物的控制和表面防护涂镀层上。（2）高成形性千斤顶铁素体千斤顶的塑性较差。而奥氏体千斤顶的强度虽高，但是具有高的热膨胀系数，不利于包括焊接在内的成形加工。降低碳含量和氮含量可以明显改善成形性，在一定条件下可以改善深冲性能。例如，SUS430的r=1.0，而低碳的SUS430D的r=1.6，同时可以将延伸率稳定在30%以上。连轧YUS436S的r值明显改善，特别是经大直径辊的轧制后，与SUS304不同，在适当的冲压条件下，上述这些新型铁素体千斤顶可以超深冲加工。超高洁净度Fe-Cr合金具有较好的成形性，在铬含量达18%的千斤顶中可以得到大于36%的延伸率。伴随着千斤顶盘圆产量的增长，加工方法由切削变为锻造，开发具有优良冷锻性能的新型千斤顶SUSMX7。还开发了添加S、Pb、Se的易切削千斤顶和临界压缩比改进钢。近来正在研究可润滑千斤顶薄钢板。在表面涂上有机涂层的钢板可以在没有润滑油或保护层的情况下成形，在改善工作环境和降低生产成本的要求下可望有许多用途。新日铁与Tokai钢厂合作开发了名为“Guardooat”的有机涂层，应用于千斤顶。（3）高强度和高硬度千斤顶 为铁路车厢开发的SUS301L改型千斤顶可以作为高强度和高硬度的结构材料，如汽车的垫片和压力板。对于公共工程和建筑构件，开发了具有良好耐蚀性的马氏体千斤顶YUS550(13Cr-2Ni-2Mo)，它可应用于水泥冲孔而无需钻孔。在SUS316基础上添加氮的SUS316FR(16Cr-12Ni-2Mo-0.09N)可用于快速增殖反应堆，并有望应用于需要高温强度和蠕变强度的场合。添加铌的铁素体千斤顶YUS180H(19Cr-0.8Nb)和YUS340-MS(14Cr-0.5Mo-0.3Nb-Ti)具有高的高温强度，可用于汽车排气系统。（4）耐热和抗氧化千斤顶高铬千斤顶具有耐热和抗氧化性。添加Al和Si可以进一步改善高铬千斤顶的耐热性和抗氧化性。YUS710(25Cr-13Ni-2Si-Mo-N)和YUS731(19Cr-13Ni-3Si-0.7Cu)是耐热和抗氧化的奥氏体千斤顶，缺点是高温下出现膨胀。对此，新日铁开发了低膨胀的HOM125(15Cr-4Al)和YUS415S(12Cr-2Si-Al)铁素体千斤顶。添加了Cr、Al和稀土元素的YUS205-M1(20Cr-5Al-REM)千斤顶用于汽车排气净化装置，在温度高达950摄氏度下具有耐热性和抗氧化性。涂有耐热树脂的千斤顶已经商业化并用于耐热温度约为260摄氏度的灶具等。微波炉的内衬要求采用耐热温度为550至600摄氏度的耐热预涂层材料。针对此类用途，未来需要开发既耐热又有良好成形性的千斤顶。 （5）高氮千斤顶添加氮可以提高千斤顶的强度和韧性，改善耐蚀性。从1988年到1998年的10年间已经召开了五次相关议题的国际会议。采用AOD冶炼的高锰奥氏体千斤顶中的氮含量最高达0.5%，如Carpenter的18-18plus；采用加压ESR法可以将氮含量提高到1%左右，如JSW的18-18N。在Ni-Cr千斤顶中氮的溶解度相对小一些，采用加压ESR法冶炼的奥氏体千斤顶的氮含量在0.5%左右，如RS561。氮在马氏体千斤顶中的溶解度最小。目前，不仅需要研究千斤顶中氮的溶解度对性能的影响，更需要研究向千斤顶中添加氮的既经济又有效的方法方便力气不是很大的女性司机使用。就拿最近的汶川大地震救援来说吧，大批房屋倒塌，水泥钢筋压在伤者身上，这时，就需要千斤顶来顶起大块的水泥物体。千斤顶的作用，在国民生活的各个角落都体现出来了。 2.备选的一种方案设计设计出汽车千斤顶有很多种方案，下面介绍一种可行的自动千斤顶方案，如图1，它是汽车电动液压千斤顶的结构图。利用汽车自备电源驱动直流电动机，通过减速器带动伺服变量泵工作，向液压自动增压器送压力油，通过三位四通电磁换向阀和液控二位四通换向阀控制液压自动增压器和液控单向阀工作，使顶升装置顶升和下落，改变了操作者钻入车架下手动操作千斤顶的方法，减轻了操作者的劳动强度，同时由于操作者不需钻入车架下操作， 从而避免了车架在顶升和下落时，易失稳而滑落使操作者受伤的事故。图2，它是汽车电动液压千斤顶的液压原理图图3，它是汽车电动液压千斤顶的供电装置电路图。 图中：1、顶升装置；2、液压自动增压器；3、液控二位四通换向阀；4、三位四通电磁换向阀；5、压力表；6、伺服变量泵；7、减速器；8、直流电动机；9、液控单向阀；10、底座；11、接线夹头；12、直流电动机开关；13、三位四通电磁换向阀转换开关。参照图1可见顶升装置在底座10上的一侧。直流电动机8、减速器7、伺服变量泵6、液压自动增压器2、从上到下依次装置在底座10上的另一侧。所述直流电动机8与减速器7联轴。所以减速器7与伺服变量泵6联轴。液控二位四通换向阀3、三位四通电磁换向阀4、压力表5、液控单向阀9均装置在液压自动增压器2上。接线夹头11、直流电动机开关12、三位四通电磁换向阀转换开关13为直流电动机8和三位四通电磁换向阀4的供电装置。参照图3可见；接线夹头11、直流电动机开关12、三位四通电磁换向阀转换开关13为直流电动机8、三位四通电磁换向阀4并联连接。参照图2和图3可见；三位四通电磁换向阀3处于中位，此时伺服变量泵6输出油路被堵。此时闭合直流电动机开关12，直流电动机8运转，通过减速器7带动伺服变量泵6工作，使伺服变量泵6出口油压达到所需压力。 此时再闭合三位四通电磁换向阀转换开关13至1CT位置，使三位四通电磁换向阀4内的电磁铁1CT吸，于是伺服变量泵6内的压力油通过三位四通电磁换向阀4进入液控二位四通换向阀3，到达液压自动增压器2的油口（e）处，液压自动增压器2右端增压，通过液压自动增压器2内的单向阀（a）,经油口(k)把压力油打入顶升装置1。当液压自动增压器2向右移动一段距离后，油口（e）-(g)j接通，压力经油口(e)-(g)-(i),推动液控二位四通换向阀3向左移动，液压自动增压器2左端增压，把压力油经液压自动增压器2内的单向阀（c）,油口（k）打入顶升装置1。液压自动增压器2向左移动一段距离后， 油口（f）-（h）接通，压力油经（f）-(h)-(j)推动液控二位四通换向阀3向右移动，液压自动增压器2右端又增压，通过液压自动增压器2内的单向阀（a）经油口（k），把压力油打入顶升装置1。这样周而复始，自动连续不断的把压力油打入顶升装置1，顶升装置1就徐徐上升。顶升装置1需要下落时，切断直流电动机开关12。伺服变量泵6停止工作。再把三位四通电磁换向阀转换开关13由1CT位置转换到2CT位置，液控单向阀9打开，顶升装置1在车架重力作用下即缓缓下落。此方案设计的千斤顶携带不方便，经济性不高。3.具体方案与设计3.1所采用的原理方案简介图1是千斤顶构造示意图，图2是千斤顶增压装置结构示意图，图3是千斤顶卸荷装置结构示意图。1、机座；2、油箱；3、液压缸（固定在机座上）；4、大活塞；5、6、小活塞组件；7、自动回位弹簧；8、紧固件；9、手动调节螺杆；10、油箱回油口；11、液压缸出油口；12、液压缸进油口；13、增压阀进油口（油箱出油口）；14、一级从动齿轮；15、二级主动齿轮；16、一级从动齿轮轴；17、二级从动齿轮；18、二级齿轮轴；19、偏心轮；20、连接轴（在实际产品中可将二级齿轮轴18和偏心轮19及连接轴20制成一体）；21、连杆；22、增压活塞；23、调节螺钉；24、调节螺钉；25、出油单向阀；26、进油单向阀；27、动铁芯行程间隙；28、电磁线圈；29、动铁芯；30、失电按钮；31、横杆；32、调节杆；33、顶杆；34、弹簧；35、卸荷单向阀。 如图1所示，有一个机座，机座1上安装油箱2和液压缸3，液压缸中有大活塞（一级活塞）4，小活塞组件（二级活塞）5、6，活塞杆上连接手动调节螺钉9，活塞有自动回位装置，可采用弹簧7和紧固件8等组成，在油箱2与液压缸的进油口之间连接增压装置，在液压缸的 出油口与油箱之间连接卸荷装置，其所述地增压装置如图2所示，为安装在机座1上 一组由电机带动的变速传动机构，传动机构的技术方案很多 ，如图2所示是一个实施，传动机构带动增压活塞22，在机座1中制有增压油缸，增压活塞22与增压油缸相配合，在 增压油缸相通的输油孔中安装进油单向阀26和出油单向阀25，各单向阀有调节螺钉24、23，进油单向阀26连接油箱2 的 增压阀进油口13，出油单向阀25连接液压缸3的进油口12，使油箱2中的液压油经过增压装置到达液压缸中。其所述的卸荷装置如图3所示，是在机座上安装开关组件，开关组件的前置有电路的手动按钮和遥控器两用的开关，也可以是单纯的手动或单纯遥控开关，开关组件连接动铁芯29，动铁芯29上有失电按钮30，动铁芯29下与电磁线圈28配合，并有动铁芯行程间隙27，在工作时突然停电后，可使用失电按钮30，手动卸荷，避免卡死，所以有了失电按钮使用更可靠，但没有失电机构也可以。动铁芯29连接横杆31，横杆连接调节杆32，横杆的一头可经固定杆连接机座，调节杆32的下端通过顶杆33与单向卸荷阀35相接触，顶杆33有复位弹簧34，单向卸荷阀35的进口连接液压缸出油口11，单向卸荷阀35的出口连接油箱回油口10。电机带动的变速传动机构的一个实施如图2所示，是电机上的一级主动轮（未画出）带动一级从动轮14，在从动齿轮轴16上安装二级主动齿轮15，二级主动齿轮15与二级从动齿轮17相啮合，二级齿轮轴18通过偏心轮19，偏心轮19带动连杆21，在实际产品中为了减化制造安装，可将二级齿轮轴18和偏心轮19及连接轴20制成一体，连杆21连接增压活塞22。3.2螺杆设计3.2.1螺杆尺寸确定由于负载最大1.5T,为1500kg,千斤顶的主要承重受力部件，螺杆和螺母用45#钢制造螺杆，用梯形螺纹，且易于加工，为螺杆压缩应力和许用压缩应力Q最大承载力，Q=1500kg,d为螺杆内径，取=7000N/,Q为1500kg,代入得cm,选梯形螺纹，查机械设计手册：螺杆公称直径d=60mm,螺距t=8mm,内径=51mm,中径=56mm。3.2.2螺杆稳定性核算螺杆升至最高位置时，可视为下端固定，上端自由，直径为的 压杆，其端点系数为，且柔度=250/150=0.67其值远小于许用柔度40，因此，可不必进行稳定性核算。3.2.3螺杆自锁能力核算 为了防止螺杆因重物压力而自行下落，显然，必须具有足够的自锁能力。自锁条件为式中：螺纹的螺旋升角； Z、t、螺纹的头数、螺距、中径； 当量摩擦角。 要使千斤顶具有可靠的自锁能力，至少应使螺旋升角比当量摩擦角小。液压千斤顶的当量摩擦角一般为= =由此结果可看出螺旋升角比当量摩擦角小以上，因此该螺杆具有可靠的自锁能力。3.3螺母的设计计算 螺母的结构如图（a）所示，材料选用铸钢ZG35制造。其上部制出凸缘，以便支承在底座上。受力情况为螺母上部的凸缘承受全部压力Q，凸缘与底座接触面上产生挤压力；凸缘根部受到弯曲及剪切作用；螺母下部悬置，故承受拉伸，同时还承受螺纹牙上的摩擦力矩。根据以上分析可知，螺母有以下破坏形式：（1） 螺纹牙磨损及牙根弯折；（2） 螺母悬置部分被拉断；（3） 螺母凸缘支承表面被挤坏，凸缘根部弯折或剪断。因此计算时按螺纹牙的耐磨条件及弯曲强度确定螺母的螺纹工作圈数n和螺母的高度，然后按悬置部分不被拉断的条件确定螺母的外径D。至于螺母的凸缘尺寸可按经验公式=（1.3 1.4）D,a=1/3 计算，然后再按凸缘支承表面抗挤压强度及凸缘根部的抗弯及抗剪强度来计算3.3.1螺母外径D的设计计算 螺母外径D的尺寸确定按悬置部分的抗拉强度计算。假定悬置部分受全部载荷Q，并将Q增大20%30%，考虑螺纹牙上摩擦扭矩对螺母的作用，则螺母悬置部分横剖面上的最大拉伸应力及强度条件（取d）为 式中 、螺母拉伸应力和许用拉伸应力； D、d螺母外径和螺纹公称直径。 取=0.83，并将有关数据代入 得，圆整为7cm.。根据经验公式得：cm,圆整为 ，至此，螺杆、螺母的全部技术参数都已确定，即螺杆： 螺母： ， 3.3.2螺母凸缘的校核 根据确定的参数对螺母凸缘进行弯曲、挤压、剪切强度校核，以检验参数是否符合要求 （1）凸缘根部的弯曲应力及强度条件将有关数据代入得 （2）凸缘支承面上的挤压应力及强度条件 式中：、挤压应力和许用挤压应力，一般 将有关数据代入得： 校核以后，所确定的螺母参数满足强度条件。3.3.3螺纹牙工作圈数n和螺母高度的设计计算 首先按螺纹牙抗磨损能力决定工作圈数及螺母高度的原则确定和n。采用弹头螺纹，故Z=1，因此可得公式 式中：P、螺纹牙工作面上的单位压力和许用单位压力； l、h螺纹导程和螺纹牙高度。 以前面确定的螺纹尺寸代入取=1200N/,得=1.39cm,圆整为2cm,对于单头螺纹其导程为螺距t,所以螺母的工作圈数n为圈，圆整为3圈。 螺母与螺杆的螺纹尺寸虽然相同，但一个为内螺纹，一个为外螺纹，因此它们在受到外力的作用时，其变形也不同；还由于存在着制造误差等因素，因而载荷并不是平均分布在螺纹的各个工作圈，而是由上而下依次剃减的。为防止应力过于集中，通常取n10圈，计算出的结果为3圈，合适。按螺纹的牙根的弯曲强度对数据进行校核。如图（b）,作用于环形剖面aa的弯矩为 受弯环形剖面的抗弯模数为 环形剖面aa的弯曲强度条件为 式中： 、a-a剖面弯曲应力和许用弯曲应力； 、螺纹的公称直径、中径、和螺纹牙根部宽度。 一般螺母,取=10KN/和前面的技术参数代入由以上计算得,可知所确定的参数合适。3.4 电动机的选择电动机是已经系列化了的标准产品。在设计中，主要根据所需电动机的输出功率、工作条件及经济要求，从产品目录中选择其类型、结构形式、容量（功率）和转速、并确定其型号。3.4.1电动机类型的选择因为三相交流异步电动机（特别是鼠笼式感应电动机）具有结构简单，工作可靠，价格便宜和维护方便等优点，所以应用广泛。尤其在中小功率，无须调速而又长期带动稳定或变动载荷的设备中用得较多。在选择电动机的类型时，主要考虑的是：静载荷或惯性载荷的大小，工作机械长期连续工作还是重复短时工作，工作环境是否多灰尘或水土飞溅等方面。对于一般用途，无特殊要求的工作机械（如机床，鼓风机，水泵等）通常选用J2或JO2型电动机。对于灰尘较多或水土飞溅的地方（如磨粉机，碾米机，农用机械，矿山机械等）则必须选用JO2型封闭自冷式电动机。对于起动载荷或惯性载荷较大的机械（如连续运输机械，压缩机，锤击机，柱塞式泵等），则宜选用JO3或JO2型电动机。对于各种型式的起重机，牵引机和冶金机械设备等，必须选用JZ，JZR型起重及冶金用三相异步电动机。而本千斤顶需要采用微型直流电动机S545。3.4.2电动机转速的选择本机采用的S545，其转速为12000r/min,采用二级齿轮传动减速，速度依次为4000r/min，1081r/min，传动比为3.0，3.7。3.4.3电动机功率的选择电动机功率的选择与电动机本身发热，载荷大小，工作时间的长短有关，因此应根据不同的工作情况考虑。对于长期连续工作，载荷稳定或很少变化的工作机械，一般应根据电动机的额定功率约大于所需功率10%来选择电动机。可以通过以下几种方法确定电动机的功率：1. 可以在测定和估算出液压千斤顶的有用功率，查表得到有关的效率之后，运用公式计算2. 看看功率相仿的同类型机械所用的电动机，进行类比选择。3.4.4电动机的计算和具体选择按设计要求：负载小于1.5T,顶起高度为160mm,即得需要做功螺杆螺距为，则螺杆的速度为螺杆的有效长度为进而求的连杆每分钟转动次数为连杆每往返一次千斤顶（普通1.5吨型）举升5mm，则千斤顶举升速度为 样机采用的千斤顶最大升程为则电动千斤顶升顶时间为即本电动液压千斤顶能在1.2min内 ，将1.5吨的重物举高0.16m，理论上应消耗功率为 而所选的50瓦的微型电动机是足够提供有用功和机械损耗的。3.5液压系统设计 3.5.1缸筒设计（1）按推力要求计算缸筒内径缸筒内径即活塞外径，是液压缸的主要参数，根据工作驱动确定式中A-液压缸的有效工作面积，对无活塞A=,对有活塞P作用在活塞上的有效压力液压缸的机械效率，一般取=0.95对有活塞杆腔，当要求推力为时，式中往返速比，=，在设计液压系统时给定，值，按ISO7181规定速比系列1.061.121.251.41.62.2.55根据选用的是单作用液压泵，用类比法设液压P = 2Mpa，活塞所受的力F=1519N，前面的液压控制原理图，液压缸采用的是差动连接方式，因此缸筒内径，d为活塞杆直径。因此根据公式：得到d =39.1mm, D = 50.0m。查表 取D = 50mm，d = 36mm，取缸筒长度L =60 mm,行程为50mm。(2) 缸筒壁厚的计算 一般按壁厚计算,厚度按下式确定 ,式中D液压缸内径(m),P-液压缸最高工作压力, -缸筒材料的许用应力, -材料的抗拉强度极限.n安全系数,一般取5 ,n与载荷情况有关,推荐按表3-5. 液压缸的安全系数材料种类静载荷交变载荷冲击载荷不对称对称钢35812铸铁46105当，应按厚壁筒公式计算对于壁筒厚度，根据下面公式求得：其中， D 为缸筒内径为缸筒试验压力，当缸的额定压力时，取； 而当时，取 为缸筒材料的许用应力，为材料的抗拉强度，n 为安全系数，一般取n = 5 若材料选用45钢，则：， 因此，取。（3）缸筒的材料缸筒的材料常用20、35和45号钢的无缝钢管。20号钢应用较少。当缸筒与缸底、管接头、耳轴等焊接在一起时，采用焊接性能较好的35号钢，并在粗加工后调质。缸筒也可用铸铁、铸钢和铝合金等材料制造。（4）缸筒的技术要求 当缸筒与活塞采用橡胶密封圈时，其配合采用H9/f8，缸筒内径表面粗糙度取；若采用活塞环密封时，采用H7/g6，缸筒内径表面取。为防止腐蚀，提高寿命，缸筒内表面可以镀铬，镀铬层厚度为（3040），镀铬后缸筒内表面应进行抛光。缸筒内径的圆度及圆柱度误差不大于直径公差的一半。缸体内表面的线轮廓度误差在500mm长度上不大于0.03mm。当缸筒端面与缸盖固定时，缸筒端面跳动在直径100mm上不大于0.01mm。缸筒与缸盖用螺纹连接，螺纹采用中等精度。3.5.2缸盖（1） 缸筒材料缸盖材料用35、45号钢或HT350制造。当缸盖作为活塞杆导向套时，用铸铁。当单独设置导向套时，导向套材料为耐磨铸铁。（2）缸盖技术要求 与缸筒内径配合采用h8，与活塞杆上的缓冲柱塞配合采用H9，与活塞杆密封圈外径配合的直径采用H9。这三个尺寸的圆度和 圆柱度误差不大于各自直径公差的一半，三个直径的同轴度误差不大于0.03mm。与缸筒接触的端面和与活塞接触的端面对轴线的垂直度误差在直径100mm上不大于0.04mm。导向孔的表面粗糙度应不超过。3.5.3活塞 无导向环的活塞用HT150，HT200以及球墨铸铁制成，有导向环的活塞用20、35及45号钢制成。导向环可用尼龙66、尼龙100、聚四氟乙烯或纤维增强酚醛树脂制成。也有用铝合金作活塞的。活塞外径公差f8；与活塞杆的配合为H8/h8。外径的圆度和圆柱度误差不大于外径公差的一半。活塞两端面对活塞轴线的垂直度误差在直径100mm上不大于0.04mm。3.5.4活塞杆（1）校核活塞杆的直径d根据下面的公式进行对活塞杆的校核： 其中， F 为活塞杆上的作用力； 为活塞杆材料的许用应力，若活塞杆的材料也为45钢，则： 故安全。(2)活塞杆的用料和技术要求 活塞杆常用材料为35或45钢。空心活塞杆常用35或45钢的无缝钢管。空心活塞杆的一端有焊接和热处理的通气孔。活塞杆的工作部分公差等级可取f7-f9，表面粗糙度不大于。工作表面的直线度误差在500mm长度上不大于0.03mm。活塞杆工作部分及安装活塞的部分圆度和圆柱度误差不大于各自直径公差的一半，跳动不大于0.01mm。活塞赶在粗加工后调质，硬度为（229285）HB。必要时，可再进行高频淬火，厚度（0.51）mm，硬度（4555）HRC。也可表面镀铬，厚度（1530）m。防腐要求特别高的则应镀一层软铬。活塞杆上的螺纹按中等精度制造。活塞杆外端与负载连接，活塞杆内端与活塞连接，需要有索紧装置，以防止工作时由于往复运动而松开。活塞杆与活塞之间安装静密封，采用螺纹连接。若工作压力较高，采用卡环连接。若需要时，把活塞与活塞杆做成一体。 3.5.5计算固定螺栓直径液压缸盖固定螺栓直径按下面的公式来确定 其中， F 为活塞杆的负载；Z 为固定螺栓个数；K 为螺纹拧紧系数，k = 1.121.5，在这里取k = 1.2 ，为材料屈服极限材料选为45钢，则： 取3.5.6稳定性校核活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力F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。活塞杆稳定性的校核根据下面的公式进行计算： 其中， 为安全系数，一般取=24， 这里取3。当活塞杆的细长比时，并且时，则 其中， l为安装长度，设计时l = 60mm为活塞杆横截面最小回转半径，并且 为柔性系数，在这里取 为由液压缸支承方式决定的末端系数，根据液压传动一书中，查表54，得。 E为活塞杆的弹性模量，对于钢取 J 为活塞杆横截面惯性矩； A 为活塞杆横截面积 为由材料强度决定的实验值，对于硬钢， 为系数，对于硬钢， 则： 所以， 因此， 故安全3.6 变速传动机构的设计计算3.6.1传动比的分配从总体设计可知，减速器是把进料电动机690转/分的转速降低到64转/分。这样减速器的总传动比 ，由此传动比可设计为二级齿轮传动。根据一般二级传动传动比分配原则:以及合理分配传动比原则：a.使各级传动的承载能力接近相等；b.使减速器能获得最小的外形尺寸和重量；c.使各能传动中大齿轮的浸油深度大致相等。分配传动比为：，则，所以有：3.6.2设计变速传动简图 二级减速一般为三根轴，中间轴上有大、小两个齿轮。其简图如下图：1高速级齿轮传动；2低速级齿轮传动；3轴；4轴；5轴 3.6.3变速传动机构各轴的计算设计上图中轴为输入轴，轴为输出轴。下面计算一下减速器里三根轴的最小直径。在计算的初始阶段，由于轴上弯曲应力的分布和轴结构尚未知道，只知道轴所传递的转矩（或功率和转速），故一般按转矩初算轴的直径。轴：若材料为45号钢，调质处理，根据公式.因轴为减速器高速轴，所以查表可得取120，还有其中P=32.7kw,n=12000r/min,则mm考虑键槽等的削弱因素，取标准直径为20mm。轴：若材料为45号钢，调质处理，查表得取110，由于齿轮传动的效率为0.950.99,所以可得：且 代入数据得：r/min所以有： 考虑键槽等的削弱因素，取标准直径为28mm。轴：若材料为45号钢，调质处理，查表得取103，同样可得到该轴的功率为：同样也有 代入数据得：所以有：考虑键槽等的削弱因素，取标准直径为35mm。齿轮传动机构各轴最小直径设计如下表：各轴最小直径数值轴 号最小直径20mm28mm35mm表3-23.6.4变速传动机构各齿轮的计算设计现把变速传动机构轴上的小齿轮标记为齿轮，把轴上的大齿轮标记为齿轮、小齿轮标记为齿轮，把轴上的大齿轮标记为齿轮。齿轮的设计和选择主要是对齿轮参数和设计选择，它包括压力角和选择，齿数z的选择以及齿宽系数的选择。由机械原理可知，增大压力角，轮齿和齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为。我国航空齿轮传动标准规定了的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。当保持齿轮传动的中心距a不变时，增加齿数，除能增大重合度、改善传动平稳性外，还可以减小模数，降低齿高，因而减少金属切削费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的危险性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动一平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取z = 2040。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不致过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z = 1720。为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，两齿轮齿数一般应互为质数。由齿轮的强度公式可知，轮齿愈宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使面上的载荷分布更趋于不均匀，故齿宽系数应取得适当。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值如下表：圆柱齿轮的齿宽系数装置状况两支承相对小齿轮作对称布置两支承相对小齿轮作不对称布置小齿轮作悬臂布置0.91.4(1.21.9)0.71.15(1.11.65)0.40.6表3-3圆柱齿轮的实用齿宽，在按计算后再作适当圆整，而且常将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽510mm,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的工作载荷。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 a.根据齿轮传动简图，选用直齿圆柱齿轮传动。c.齿轮材料的选择，查表可得，齿轮和的材料选用40Cr(调质后表面淬火)，硬度为280HBS，齿轮和的材料选用45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。d.选齿轮的齿数，则齿轮的齿数:，取z2=81选齿轮的齿数，则齿轮的齿数:，取z4=109（2） 按齿面接触强度设计由以下设计公式进行试算 a.确定公式内的各计算数值 试选载荷系数； 计算小齿轮和传递的转矩 由齿轮传动效率最小为95%可计算轴上的功率： 则 查齿宽系数表可得 查弹性影响系数表可得 查调质处理钢的表可得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 由以下公式计算应力循环次数：n齿轮转速（单位为r/mim） j齿轮每转一圈时，同一齿面啮合数 Lh齿轮的工作寿命（单位为h） 则有 又齿轮和齿轮同轴，所以，据此可计算： 查表得接触疲劳寿命系数， 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数S = 1,由以下公式计算接触疲劳许用应力代入上面计算所得的数据后得：b.计算齿轮 试算小齿轮分度圆直径d1t和d3t,代入两啮合齿轮的较小的值：=38(mm)=51mm 计算圆周速度v(m/s)计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比b/h模数： 齿高： 则： 计算载荷系数根据、，和7级精度查得动载荷系数、直齿轮，假设。由齿间载荷分配系数KHa、KFa可查得；查使有系数表可得当7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，代入数据后得：据以上求得和、以及和的值，查表得、；所以载荷系数：按交际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，利用以下公式：代入数据得： 计算模数m（3） 按齿根弯曲强度设计查设计手册可知利用以下公式进行设计a.确定公式内的各计算数值查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；查表得弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，则：计算载荷系数K：查取齿形系数：由表查得，。查取应力校正系数：由表查得，。计算大、小齿轮的并加以比较：比较后发现两组相啮合的齿轮中，都是大齿轮的数值大。b.设计计算对比两种依据计算所得结果，对齿轮而言，由齿根弯曲疲劳强度计算的模数m大于由齿面接触疲劳强度计算的模数，而对齿轮而言，恰恰相反。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（即模数与齿数的乖积）有关，所以齿轮和均可取轴弯曲计算得的模数，即，圆整为标准值：、；按接触强度算得的分度圆直径为、，如按此分度圆计算齿数，会导致齿数过少，所以只有改变分度圆直径，以达到最小齿数要求。仍取、。4.齿轮几何尺寸计算a.计算分度圆直径 b.计算中心距（mm）c.计算齿轮宽度取，。取，。5.验算 合适 合适3.6.5轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件（例如齿轮、蜗轮等），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。由于设计的方案中，与轴进行装配的零件只有联轴器、锯片和螺母，重量都比较轻，故所受的弯矩很小，可以忽略不计。因此下面将主要校核轴径尺寸、轴的刚度以及轴的扭转变形。（1） 各轴最小直径的计算在上面的计算中，已经计算出了减速器内三根轴的最小直径，并取了轴直径的值，这里把砂轮轴标记为轴，现计算轴的最小直径值：若材料为40Cr，调质处理，根据公式,查机械设计课本表153可得，其中，代入数据得：考虑键槽等的削弱因素，取标准直径为18mm。（2） 校核各轴的扭转刚度根据下面公式进行校荷各轴设计时，轴、的材料为45钢，其，在这里取40Mpa。由于各轴的结构形式基本相同，故它们的扭距图也相同。对于轴：符合要求对于轴：它的 所以符合要求对于轴：它的 则符合要求轴的材料为40Cr,其，这里取45Mpa,它的，直径为18mm,代入数据得：符合要求（3）校核各轴的扭转变形校核各轴的扭转变形，主要根据下面的公式进行计算：其中： T 为轴所受的扭距，单位为N.mm G 为轴的材料的剪切弹性摸量，单位为Mpa，对于钢材，；对于40Cr， 为轴截面的极惯性矩，单位为，对于圆轴， l 为轴的长度，取单位长度 轴的扭转刚度条件为： 其中为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般传动轴，可取，在这里取0.7。对于轴：符合条件，安全对于轴：符合条件，安全对于轴：符合条件，安全对于轴：符合条件，安全3.6.6偏心轮的设计 偏心轮的形状如上图所示，偏心距t=10mm,小圆直径与轴的直径相同为35mm，推测出连杆推程为2t=20mm。4.结论本次设计的汽车液压自动千斤顶，设计方案在理论上是可行的，设计出来的千斤顶具有一定的实用性，能完成设计要求中所述的各项功能。它能够较大程度地改善司机的工作环境，和减轻劳动强度。另外机器设计了多个可调装置，能够扩大机器的应用范围，提高本设计产品的适应能力。当然，在设计过程中，绝大多数数据都是通过理论计算得来的。并没有完全经过实验来验正，另外，本人第一次做机器设计，经验不足。到最后纵观本设计，发现有以下几点不足之处：1、机座的问题，由于机座过于复杂和本人的水平上的欠缺，机座只画了一个主视图，在这里做个补充说明。2、在设计变速传动机构时，由于经验不足，变速传动机构的宽度设计只考虑到了齿轮的宽度，而没有考虑到轴的结构特点，所以到后来拆轴零件图时，因此轴上没了轴肩的空间，所以设计的轴没有了轴肩，这会给变速传动机构的安装带来麻烦。变速传动机构已经设计完成，时间有限不便于再次修改。在此特别说明。3、液压传动系统还有很大的提高空间，在设计液压控制部分，由于考虑到经济性，在设计时使用了很多廉价的组件，当然也能基本完成所有动作的控制。如果能选用更先进的元件，我相信本切割机的控制会更加快捷、精确。由于本人水平有限，设计中可能还有更多的不足之处，所谓当局者迷，旁观者清，望各位老师多多指点，多多赐教。5.设计总结三个月的毕业设计马上就要结束了，回想一下，我真的经历了很多以前没有经历过和东西。从一开始的迷茫到现在的坦然，这其中有焦急、郁闷、无助、苦闷、豁然、平静、冥思、疾书、快乐诸多过程。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。下面我对整个毕业设计的过程做一下简单的总结：第一，接到任务以后进行选题。选题是毕业设计的开端，当然题目的新颖性是不用考虑的，老师给出的题目都是当今比较热门的课题。刚刚拿到题目的时候觉得有点恍惚，当时我有重想法：觉得这么高难度的东西凭我的力量要完成简直是不可能的！选择恰当的、感兴趣的题目，这对于整个毕业设计是否能够顺利进行关系极大。好比走路，这开始的第一步是具有决定意义的，第一步迈向何方，需要慎重考虑。否则，就可能走许多弯路、费许多周折，甚至南辕北辙，难以达到目的地。我在选题的时候就遇到了这样的问题，总觉得哪个题目都一样，就随便选了一个，可是找了几天的资料后就发现那个题目对自己并不是最适合的，就这样白白浪费了几天的宝贵时间，现在想想真是不应该。最后还是在袁老师的帮助下，换了题目，得谢谢老师。因此，在选题时要考虑好。第二，题目确定后就是找资料。查资料是做毕业设计的前期准备工作，好的开端相当于成功的一半，因此资料是否全面、可靠，关系到整个毕业设计的进程。资料的查找方式是多种多样的，现在是信息飞速发展的年代，上网查资料不仅是一种时尚，也是最有效的方式，网上的信息包罗万象，可以通过各个搜索引擎进行搜索，例如Google、百度等，还有老师介绍的中国知网，搜索时通过几个关键字进行搜索，但是如果关键字搜不到就不能搜出自己想要的资料，自然白白浪费了时间。我一开始就犯了这样的错误，自己总是按着一个字搜，可是搜了很长的时间也搜不到，也没什么进展，感到非常迷茫、苦恼，心想真是太笨了，资料都不会查，这怎么做啊！我就请教袁老师和班上的同学，在袁老师的指导下、在同学的帮助下，终于使自己从迷茫中走出来。另外，到图书馆、书店、资料室去虽说是比较原始的方式，但也有可取之处的。总之，不管通过哪种方式查的资料都是有利用价值的，要一一记录下来以备后用。第三，通过上面的过程，已经积累了不少资料，对所选的题目也大概有了一些了解，这一步就是在这样一个基础上，综合已有的资料来更透彻的分析题目。分析一下题目属于哪种类型，因为题目类型一般情况下