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1、全套CAD图纸，翻译等，联系153893706目录1 前言22 总体方案论证32.1 提高载质量利用系数32.1.1 底盘的载质量利用系数32.1.2 专用装置的自重32.2 细化轴荷分布计算32.3 合理选择卸料方式32.3.1 车厢后倾式卸料方式32.3.2 推板卸料方式42.4 提高垃圾压缩比42.5 合理选择压缩机构液压控制方式42.5.1 滑动刮板式压缩机构工作步骤42.5.2 压缩机构液压控制方式52.6 完善车辆密封72.7 结构方案的确定72.7.1 传统自卸式垃圾车的结构分析72.7.2 本垃圾车的结构特点73 垃圾车总体设计与计算83.1 垃圾车质量参数的确定83.1.1
2、装载量83.1.2 整备质量83.1.3 汽车的总质量93.2 垃圾车发动机的选型93.2.1 发动机最大功率及其相应转速93.2.2 发动机最大转矩及其相应转速93.2.3 发动机适应性系数103.3 料斗容积与污水箱容积103.4 底盘的改造113.4.1 整备质量和轴荷分配113.4.2 性能参数113.4.3 尺寸参数123.5 车架的计算133.6 液压系统设计153.6.1 滑板、刮板油缸受力分析163.6.2 举升油缸受力分析183.6.3液压缸的结构设计193.6.4液压缸内径D和活塞杆直径d的确定203.6.5液压缸壁厚、外径及工作行程的计算213.6.6 液压缸缸底和缸盖的
3、计算223.6.7液压缸进出油口尺寸的确定223.6.8 液压油缸受力分析与校核233.6.9 液压缸的主要零件的材料和技术要求233.6.10 泵的计算与选择243.6.11 液压油箱容积的确定253.6.12确定管道的直径263.6.13 油箱设计273.6.14 液压泵装置293.6.15辅助元件的选用304结论31参考文献32致 谢33附 录34 1 前言随着城市人口的增加，以及人均生活水平的不断提高，传统的城市垃圾收集运输方式已经远远不能适应社会发展的需要，于是诞生了后装压缩式垃圾车。这是一种全新的垃圾车车型，主要工作部件由填料器和厢体组成，在厢体内设计了推板机构以排出垃圾。自从后装
4、压缩式垃圾车诞生以来一直在不断的发展，其发展方向是：提高垃圾的装载量；改善车辆的密封性；垃圾的分类处理。垃圾的分类越细对于环境的保护效果就越好，目前城市垃圾主要可以分为4类：湿垃圾：主要指厨房产生的厨余、果皮等含水率较高的食物性垃圾。干垃圾（可回收利用垃圾）：主要指废纸张、废塑料、废金属、废玻璃等可用于直接回收利用或再生后循环使用的含水率较低的垃圾。有害垃圾：指对人体健康或者环境造成现实危害或者潜在危害的废弃物，同时也包括对人体健康有害的重金属或有毒物质废弃物。大件垃圾：指重量超过5千克或体积超过02立方米以及长度超过1米的废旧家具、办公用具、废旧电器，以及包装箱、箩筐等大型的、耐久性的固体废
5、弃物，是因体积较大等因素混入城市一般生活垃圾一起清运有困难的特殊的生活垃圾。垃圾如何进行分类处理是目前垃圾运输中急待解决的难题，这对于环境的保护意义重大。目前后装压缩式垃圾车越来越受到人们的关注，应用也越来越普遍，并已经显示出了巨大的优越性。其设计思路为：根据垃圾运输的量确定负荷，由负荷来选择汽车底盘，然后确定垃圾的装载和排出方式，在确定了垃圾的装载和排出方式后，对主要受力零件进行受力分析和运动分析，以选择合理的液压控制系统。 后装压缩式垃圾车的设计，目前基本上有两种情况：其一是把填料器和厢体结合成一个整体，然后另外设计一个后盖以保证厢体的密封；其二是把填料器和厢体设计成两个独立的部件，填料器
6、和厢体的结合来保证厢体的密封。本课题来源于悦达专用车有限公司，该厂主要生产的是专用车辆，其中后装压缩式垃圾车是其一个产品。由于目前国内的垃圾车普遍存在所谓的“跑、冒、滴、漏”问题，对环境造成的二次污染很严重，所以急需在垃圾车的设计上加以改进。这就是本次设计的目的。本说明书以垃圾车的总体结构设计为主线，覆盖了液压回路设计。在第二章中重点介绍了垃圾车的总体设计思路；第三章则重点对垃圾车的设计进行计算和说明，在设计说明中，首先和传统的垃圾车设计方案进行了比较，得出了设计方案，然后对负载进行分析计算，选择确定了整车的结构参数，然后根据负载和运动状况进行液压系统的设计。本课题我主要完成的是垃圾车的总体结
7、构设计以及液压回路设计。在黄开友教授的指导下，我首先进行了方案论证。经过讨论与研究，发现垃圾车设计时有6项关键技术，所有的设计工作都是围绕这6个关键技术展开的。如何提高载质量利用系数.如何细化轴荷分布.合理选择卸料方式.提高垃圾压缩比.合理选择压缩机构液压控制方式，完善车辆密封。所设计的液压系统分为四部分：填装器升降液压系统、滑台液压系统、推板液压系统、刮板液压系统。四个系统采用并联回路设计，工作互不干扰。本课题新颖实用，在技术上有较大改进，大大降低了劳动强度，提高了生产率。2 总体方案论证2.1 提高载质量利用系数载质量利用系数的提高将有助于降低车辆的运行成本。后装压缩式垃圾车的载质量利用系
8、数主要由二个方面组成:2.1.1 底盘的载质量利用系数在底盘选型时,选择技术含量高、动力性好、自重相对较轻的底盘。2.1.2 专用装置的自重后装压缩式垃圾车由于结构复杂,自重较大,在设计时应尽量采用新材料、新技术、新工艺。主要零部件采用高强度钢板,辅助件(如挡泥板、装饰件、盖板等) 采用比重较轻的注塑件。主要构件采用特殊加工工艺方法,如:车厢侧板及顶板采用数控折弯成弧形结构。受力构件采用局部加强法等,从而降低专用装置的重量。2.2 细化轴荷分布计算常规垃圾车设计中,计算与测量整车轴荷分布一般只计算车辆在空载和满载状态下的轴荷分布,以判断汽车轴荷分布是否满足法规要求。但由于后装压缩式垃圾车的装载
9、方式及作业特点比较特殊,有时一个垃圾收集点的垃圾不能填满整个车厢,车辆必须行驶至下一个垃圾收集点或去垃圾处置场卸料,此时装载的垃圾多置于车厢尾部(双向压缩式尤其突出) ,从而降低转向轴的载质量,影响车辆轴荷分布。因此,在计算与测量后装压缩式垃圾车轴荷分布时应将其分割成多个装载段,使每个工况都能满足法规要求,保证车辆行驶安全,同时可作为专用装置定位及底盘选取的依据。2.3 合理选择卸料方式2.3.1 车厢后倾式卸料方式其原理是:在倾卸油缸的作用下,车厢、压缩机构及车厢内的垃圾绕车架尾部的回转中心旋转,旋转至一定角度后车厢内的垃圾靠自重下落实现卸料作业。这种卸料方式的优点是结构简单,但在实际使用时
10、存在许多弊端,如:A. 由于垃圾在车厢内被压实,垃圾与车厢四周存在着较大的膨胀力与磨檫力,垃圾不易倒出,严重时垃圾的自重不足以克服摩擦力,产生垃圾胀死现象。B. 在倾翻作业时,车厢、压缩机构及垃圾的重心将后移、上升,车辆前桥负荷降低,影响整车纵向稳定性,严重时,前桥离地,整车倾翻(特别在路基较为松散的填埋场)。C. 倾翻时,所有重量将集中至车厢回转中心及汽车大梁尾部,将对汽车大梁及后桥产生严重的损坏。2.3.2 推板卸料方式其原理是:在车厢内设置一块面板呈铲形并能沿预定轨道滑行的推板,推板在油缸的推动下,向车厢尾部作水平推挤运动,将垃圾推出车厢,实现卸料作业。这种卸料方式虽结构较为复杂,但卸料
11、不受垃圾压缩比的限制,卸料干净,对车架的载荷分布较为均匀,卸料过程平稳、安全。同时,可利用推板的阻力实现压缩车双向压缩。因此,推板卸料是后装压缩式垃圾车较为理想的卸料方式。2.4 提高垃圾压缩比压缩机构中刮板对垃圾的压强将直接影响垃圾的压缩比。当压强增大时,垃圾的压缩比将增大;反之则减小。因而在设计压缩机构时,应努力提高刮板的压强。根据压缩机构受力可知,影响刮板压强的因素主要有四个方面:A. 刮板的压缩面积根据使用场合、投料方式、垃圾投入量来确定,如能满足使用要求,刮板的面积应尽量小。B. 压缩油缸的安装形式应能充分利用油缸的最大能力,即在压缩垃圾过程中应使油缸无杆腔作用。C. 滑板与导轨的摩
12、擦力将有助于提高垃圾压缩力。因而,在选取滑板滑块与导轨材料时应配对选取相对摩擦系数较小的材料;减小压缩油缸轴线与滑板导轨的夹角,以避免由于压缩油缸安装不当产生的扭力使N1 、N2增大;减小压缩油缸轴线与滑块中心线的平行偏移量, 假如油缸轴线上偏于滑块中心线,将增大N1 、N2的值, 如轴线下偏于滑块中心线,将减小N 1 、N2的值,但结构上很难布置,故通常将压缩油缸置于滑块中心线上。D. 压缩油缸与地面的水平夹角1越小,则压缩油缸的推力沿车厢长度方向的分力将越大,有利于垃圾填满整个车厢,提高垃圾压缩比。2.5 合理选择压缩机构液压控制方式压缩机构的控制系统会直接影响液压系统的可靠性,因而合理选
13、择压缩机构液压控制方式将对后装压缩式垃圾车的性能起到至关重要的作用。2.5.1 滑动刮板式压缩机构工作步骤图2-1 填装机构结构图压缩机构每一工作循环有以下四个步骤:A. 刮板开当垃圾倒入填塞器装料斗后,操作刮板油缸控制阀,使刮板油缸活塞杆回缩,刮板向外翻转。B. 滑板下当刮板油缸活塞杆回缩到位后, 操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活塞杆回缩,滑板带动刮板沿轨道向下运动,刮板压向装料斗内的垃圾。C. 刮板进当滑板油缸活塞杆回缩到位后,反向操作刮板油缸控制阀使刮板油缸活塞杆外伸,刮板向内翻转,将装料斗内的垃圾刮起,盛于刮板上。D. 滑板上当刮板油缸活塞杆外伸到位后,反向操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活
14、塞杆外伸,滑板带动刮板沿轨道向上运动,将垃圾推入压实到车厢内。2.5.2 压缩机构液压控制方式压缩机构的液压系统控制方式主要有电控式、手控式、气控式(气控式最终的实现形式可归入电控或手控) 。电控式系统对压缩机构的控制需通过发送器传递信号,发送器一般采用电器开关或采用PC延时程序。这种控制方式操作方便、自动化程度高。但在实际应用时,由于垃圾车受垃圾污染严重,须经常清洗,同时结构磨损,车辆震动,开关容易失效,系统可靠性差. 如采用PC 延时程序则要求液压油泵供油量稳定,但由于发动机特性原因,在空载与重载时发动机转速变化较大,同时由于油泵效率及管道阻力等差异,难以满足供油量要求,其结果表现为执行机
15、构要么不到位,要么提前到位,液压系统长期工作后发热严重,影响系统稳定性。手控式系统工作可靠,但要实现压缩机构自动化一般通过液压顺序阀来实现,这种形式的液压回路由于液压顺序阀进油口与顺序口压差大,尤其空载时压差更大。同时由于控制人员操作时的滞后行为,引起液压系统发热严重,系统稳定性差。我们在设计时采用较为先进的自动跳位手动换向阀系统,其原理见图1-1 。这种控制方式不但可以避免人为因素和环境因素的影响,同时可以有效地降低液压系统油液温度,提高液压系统可靠性。如配以机械远程控制,操作更为方便。 图2-2 压缩机构液压原理图注：图中的单向发在此处叫做缓冲补油阀，当油缸动作很快时，瞬间造成液压油吸空时
16、，靠大气压力把油箱中的油通过单向阀补充进来，避免冲击造成速度无法控制和损坏油缸在液压系统的作用下，通过换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载厢装填斗的垃圾通过填装机构的扫刮、压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达到预定的压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩，工作过程如下：将垃圾倒入填装器，启动油泵电机，液压油经过粗滤器、开关和油泵进入液压回路，操作换向阀3，液压油进入刮板油缸的下腔，推动其活塞向上运动，从而使刮板逆时针转动。当刮板油缸活塞运动到上止点时回转到位；操作换向阀4，使液压油进入滑板油缸的上
17、腔，推动其活塞向下运动，从而使滑板向下运动，到达下止点时停止。至此装填机构完成工作的准备阶段；反向操作换向阀3，液压油进入刮板油缸的上腔，推动其活塞向下运动，使刮板顺时针转动，使刮板开始清扫动作，扒入垃圾，进行初步压缩；当刮板油缸顺时针运动到下止点时，停止运动，此时，操作换向阀4，使液压油进入滑板油缸的下腔，推动其活塞向上运动，从而使滑板向上运动；滑板上升，研碎垃圾，对垃圾进行再次压缩；由于卸垃圾时，推板在推卸料油缸的作用下，将垃圾推出车厢并由于顺序阀的压力而停止在车厢的后部，当垃圾被推出车厢后，推板受到来自滑板油缸施加给垃圾、并经垃圾传过来的压力，此压力克服平衡阀的背力，在此过程中，垃圾又一
18、次被压缩 并逐步将推板推向前部；滑板油缸运动到上止 点时停止运动，滑板上升到上止点，即回到初始位置，这样，填装机构完成一次工作3循环。卸料时，操作换向阀1，使举升油缸将装填厢升起，接着操纵换向阀2，使得推板油缸推挤垃圾，将车厢内的垃圾挤出；垃圾推出车厢后，反向操纵换向阀1，举升油缸将装填厢回位。由于背压的作用，推板停留在车厢后部。反向操纵换向阀1时，举升油缸回位，使装填厢复位锁紧。2.6 完善车辆密封后装压缩式垃圾车由于压缩力大,经压缩后的垃圾产生大量的污水,如不加以控制,将严重影响环境,因而在设计时应从以下三个方面完善车辆密封,即:在车厢与填塞器之间安装耐用型密封条,并加以压缩、锁紧;车厢底
19、板做成前低后高,将污水控制在车厢内;在填塞器下部安装便于清洗的积污水槽,用于车厢与填塞器之间滴漏的污水的临时储存。2.7 结构方案的确定2.7.1 传统自卸式垃圾车的结构分析主要采用侧翼开启、顶盖前后梭动等几种方式，这种车的主要特点是直接收集、转运、不压缩，适用于特定人工方式，操作简单，成本低。缺点是：装载量小、自动化程度低、转运效率低，无法解决转运中流污水的二次污染问题。2.7.2 本垃圾车的结构特点A. 填料器的结构布置后装压缩式垃圾车工作时，填料器有上扬和下放两种布置形式。下放布置如图1-2所示，填料器与厢体相吻合，底部机构联接，以保证密封性能。这样的布置充分考虑了行驶的平稳性和驾驶性能
20、。 图2-3 垃圾车填料器下放布置填料器上扬布置，整个填料器可以绕轴旋转上扬95，如图2-3所示，这样可以保证厢体内的垃圾彻底排出。这种布置在填料器上扬时，整车的重心后移，汽车的行驶性能和爬坡能力降低，在不影响装载量的情况下，回转支承应尽量向前布置，使重心前移。这种布置和传统的卸料方式相比，虽然结构较复杂，但是垃圾的排出比较彻底，同时避免了整车的重心过分后移，而造车翻车事故。图2-4 垃圾车填料器上扬布置B. 垃圾排出方式采用推板推出的方式，和传统的车厢上举，靠重力卸料的方式相比，可以避免由于过分压缩的垃圾膨胀堵塞在车厢内，同时还可以防止卸料时重心过于后移而翻车。3 垃圾车总体设计与计算3.1
21、 垃圾车质量参数的确定3.1.1 装载量按课题要求，所设计的垃圾车的车厢容积为 ，以标准垃圾的单位质量进行设计计算，取每立方米的标准垃圾质量为0.45t所以： =0.4512 =5.4t （3-1）3.1.2 整备质量参考国内外同类型同级别的汽车的装载量与整备质量之比为新车型选择一个适当的整备质量利用系数，然后按其装载量计算整备质量查汽车设计表2-10，由于为柴油车因此取整备质量利用系数=0.8 所以：=/ (3-2)=5.4/0.8=6.75t3.1.3 汽车的总质量载货汽车的总质量包括整备质量、装载量以及驾驶室坐满人的质量，按课题的要求，所设计的垃圾车驾驶室为2个座位，无附加的装备，每人按
22、65kg计算。所以： =+20.065 (3-3)=5.4+6.75+0.13=12.28t3.2 垃圾车发动机的选型3.2.1 发动机最大功率及其相应转速由汽车设计表2-12选取比功率值，由于垃圾车为中型载货汽车，故取比功率为9根据公式：比功率=/ (3-4)可得：=9=912.28=110.52kw根据发动机最大功率选取与其相应的转速，中型货车柴油机的多为22003400r/min,取=3000r/min3.2.2 发动机最大转矩及其相应转速根据式：= (3-5)=7019求式中：发动机的转矩适应系数 最大功率时的转矩 发动机的最大功率-最大功率的相应转速因为车用柴油机的值多在1.11.2
23、5（带校正器），所以取=1.15，代入上式可得： =70191.15 (3-6)=297.37与之比不宜小于1.4，通常取/=1.42.0,所以取：/=1.5 (3-7)所以：=/1.5=2000r/min3.2.3 发动机适应性系数根据式：= 发动机的转矩适应系数 (3-8)=1.151.5=1.725依据以上对发动机参数的要求，选用发动机的型号为：EQB180203.3 料斗容积与污水箱容积料斗容积直接反映垃圾车装载垃圾的能力和效果，由于受汽车底盘承载和结构布置的限制，垃圾车的斗容量不宜过大，否则对底盘的承载要求很高，与汽车难以匹配，开发实用价值低。因此，料斗容积适合在0.251.5。取料
24、斗容积为1，要与料斗容积相匹配，污水箱容量可根据用户的要求适当增减，设计时以250L为标准。3.4 底盘的改造底盘是保证垃圾车具有机动性好的关键，应选择质量好、承载能力大的底盘。垃圾车的车架按汽车的工作特性设计，垃圾车的工作特性与汽车的工作特性差异很大，垃圾装载时有较大的工作载荷传给车架，要求车架有较大的刚度支撑。修改悬架和发动机安装方法，改善操作稳定性和行驶平顺性。更新制动助力系统，产生更好的制动力，而且更加自然。后悬架（所有车型）为了提供更好的平顺性，去掉了后支撑副车架，同时增加了整个车辆的刚度，减轻重量。了改善操纵稳定性，降低了副车架蹄部调整孔的位置，并改变了侧倾特性。增加了高速行驶过程
25、中的直线稳定性，减少了补偿转向。3.4.1 整备质量和轴荷分配由前面的计算得整备质量：=6750kg轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计应根据汽车的布置形式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。对垃圾车而言，满载时的前轴负荷多在28%上下。查汽车设计表2-11a得：42后轮双胎，短头货车在空载时：前轴负荷为：44%49%，取45%；后轴负荷为：51%56%，取55%。所以：空载时： 前轴轴载质量=45%=6750kg45%=3037.5kg 后轴轴载质量=55%=6750kg55%=3
26、712.5kg满载时：前轴负荷为：27%30%，取：28%，后轴负荷为：70%73%，取：72%所以：满载时前轴轴载质量=28%=12280kg28%=3438.4kg 满载时后轴轴载质量=72%=12280kg72%=8841.6kg3.4.2 性能参数A. 最高车速考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。参见汽车设计表2-12知：垃圾车的最高车速在90120km/h，取为90km/hB. 燃料经济性参数参考总质量相近的同类车型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。参考汽车设计表2-13知：总质量12t的柴油机垃圾车单位燃料消耗
27、量为：1.431.53L/（100）,现取为：1.5 L/（100）C. 机动性参数最小转弯半径反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和狭窄路面上或场地上调头的能力。其值可按下式计算： =+a (3-9) =式中：最大转角L转轴，4500mmK主销轴a转向轮的转臂通常取为3540，为了减小值，值有时可达45，取=40D. 通过性参数查汽车设计表2-19得：最小离第间隙=0.25m接近角=35离去角=20纵向通过半径=5m3.4.3 尺寸参数图3-1 车身尺寸参数A. 轴距L可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距L： L=+ S - (3-10)式中：货厢长度，根据装载量确定：=462
28、0mm 前轮中心至驾驶室后壁的距离，取=815mm S驾驶室与货厢之间间隙，取S=500mm 后悬尺寸，参考同类型垃圾车取=1800mmL=4620+815+500-1800=4135mmB. 前后轮距与根据汽车设计表2-7，初选轮距： =1900mm =1850mmC. 外廓尺寸我国对公路车辆的限制尺寸要求总高不大于4m；总宽（不包括后视镜）不大于2.5m，左右后视镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于250mm；总长：载货汽车不大于12m。取总高为2710mm，总宽为：2462mm总长=1170+4135+1800 =7105mm3.5 车架的计算由于车架的纵梁承受的是均匀分布的载荷，车架强度的
29、计算可按下述进行，但需要作一定的假设，即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车时簧上负荷均匀分布在左、右纵梁的全长上，满载时有效载荷则均匀分布在车厢长度范围内的纵梁上，忽略不计局部扭矩的影响。=2g/3 (3-11)=26.751000Kg9.8Kg/N/3=44100N式中：汽车整备质量为一根纵梁的前支承反力，可求得： =（L-2b）+（c-2） (3-12)=44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82)=16096N在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为： =x- （x+a） (3-13)驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为： =x -（x+a）- (3-14)显然，最
30、大弯矩就发生在这一段梁内。可用对上式中的弯矩=求导数并令其为零的方法求出最大弯矩发生的位置x，即： =0 (3-15)由此求得：X= =2/=4.03m将x=4.03m代入式（3-13），即可求出纵梁承受的最大弯矩：=15500=25138.54N如果再考虑到动载荷系数=2.54.0及疲劳安全系数n=1.151.40,并将它们代入式： （3-16） （3-17）则可求出纵梁的最大弯曲应力，取=3.0，n=1.30代入上式得： =98040.306 式2-17中：W纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽形断面的纵梁W= （3-18）式中：h槽形断面的腹板高b翼缘宽t梁断面的厚度按式（3-14）求
31、得的弯曲应力不应大于纵梁材料的疲劳极限，对16Mn钢板，=220260Mpa当纵梁受力变形时，翼缘可能会受力破裂，为此可按薄板理论进行校核，由于临界弯曲应力为： （3-19）式中： E材料的弹性模量，对低碳钢16Mn钢：E=2.06Mpa u泊松比，对低碳钢和16Mn钢，取u=0.290 t纵梁断面的厚度 b纵梁槽形断面的翼缘宽度将E，u代入上式得：b3.6 液压系统设计根据液压油缸的一般设计步骤：1）掌握原始资料和设计依据，主要包括：主机的用途和工作条件；工作机构的结构特点、负载状况、行程大小和动作要求；液压系统所选定的工作压力和流量；材料、配件和加工工艺的现实状况；有关的国家标准和技术规范
32、等。2）根据主机的动作要求选择液压缸的类型和结构形式。 3）根据液压缸所承受的外部载荷作用力，如重力、外部机构运动磨擦力、惯性力和工作载荷，确定液压缸在行程各阶段上负载的变化规律以及必须提供的动力数值。4）根据液压缸的工作负载和选定的油液工作压力，确定活塞和活塞杆的直径。5）根据液压缸的运动速度、活塞和活塞杆的直径，确定液压泵的流量。6）选择缸筒材料，计算外径。7）选择缸盖的结构形式，计算缸盖与缸筒的连接强度。8）根据工作行程要求，确定液压缸的最大工作长度L，通常L=D，D为活塞杆直径。由于活塞杆细长，应进行纵向弯曲强度校核和液压缸的稳定性计算。9）必要时设计缓冲、排气和防尘等装置。10）绘制
33、液压缸装配图和零件图。11）整理设计计算书，审定图样及其它技术文件。设计液压缸要考虑的问题1）保证液压缸往复运动的速度、行程需要的牵引力。 2）要尽量缩小液压缸的外形尺寸，使结构紧凑。3）活塞杆最好受拉不受压，以免产生弯曲变形。4）保证每个零件有足够的强度、刚度和耐久性。5）尽量避免液压缸受侧向载荷。6）长行程液压缸活塞杆伸出时，应尽量避免下垂。7）能消除活塞、活塞杆和导轨之间的偏斜。8）根据液压缸的工作条件和具体情况，考虑缓冲、排气和防尘措施。9）要有可能的密封，防止泄漏。10）液压缸不能因温度变化时，受限制而产生挠曲。特别是长液压缸更应注意。11）液压缸的结构要素应采用标准系列尺寸，尽量选
34、择经常使用的标准件。12）尽量做到成本低，制造容易，维修方便。3.6.1 滑板、刮板油缸受力分析滑板油缸是一主动油缸,在滑板上行过程中对垃圾产生挤压力。最大挤压力是衡量压缩式垃圾车压缩能力的一个重要指标,它的大小受到车箱容积、装载量、压缩密度以及专用装置结构等方面的影响。滑板油缸对垃圾产生的挤压力反过来会通过刮板机构作用于刮板油缸,设计中应保证刮板油缸的最大承受力大于垃圾挤压过程中产生的反作用力。A. 垃圾压缩收集机构受力分析以整个压缩收集机构为受力对象作受力分析,见图3-3。 图3-3 垃圾压缩收集机构取整个压缩收集机构(包括滑板、刮板和刮板油缸等液压件) 重量G收集= 750 kg ,滑板
35、与水平面之间夹角= 47,滑块(尼龙材料) 与滑轨(钢) 之间摩擦系数f = 0. 3 。滑板油缸最大推力： F=（D） （3-20） =（3.1490）=101788N根据受力分析可有以下关系式：N=N+Gg2F= 对N作用点中心取矩则有（重力力臂较小，忽略重力矩）：348F=（1170综合可以算出：N70030N，N75043N，F=154700N所以，垃圾受到的最大挤压力即为154700N。B. 刮板机构受力分析如图3-4所示, 刮板油缸受力来自于滑板油缸挤压过程中垃圾的反作用力。由图可以得出(忽略刮板重力影响)： 图3-4 刮板机构F=141705N刮板油缸背压： P=14.9MPa通
36、过计算刮板油缸背压不大于16 MPa ,满足使用要求。3.6.2 举升油缸受力分析举升油缸的作用力来自于装料斗总成(包括滑板、刮板) 举升过程中对旋转支点的重力矩所产生的杠杆力,见图3-5。 图2-3 装料斗尺寸取装料斗总成(包括滑板、刮板) 重量G =1950kg ,最大举升角。计算举升时装料斗总成和举升油缸对旋转支点的作用力矩。A. 装料斗总成作用力矩B. 举升油缸作用力矩举升时作用力矩随举升角而变化。C. 装料斗总成作用力臂 ：作用力矩 ：当时，D. 举升油缸作用力臂 =1.324 =作用力矩 当时，装料斗总成和举升油缸对旋转支点的作用力矩曲线如图4 。可以看出,举升油缸作用力矩曲线上升
37、较快,也就是说:只要保证起始时刻能够举起装料斗则举升过程即可实现。同时也可以计算出:在装料斗总成质心不变的情况下,油缸可举起的最大重量为2700kg。3.6.3液压缸的结构设计在四个液压系统中，选推板液压系统的油缸作为设计对象。根据推板液压缸的工况和用途以及工作条件，选择单杆液压缸作为缸型。根据文献4所示液压缸体与缸盖的联接结构选用外半环连接，此种结构的优点是重量比拉杆连接的小。活塞与活塞杆的接结构采用螺纹连接，这种结构连接稳固，活塞与活塞杆之间无公差要求。根据密封的部位、温度、运动速度的范围，活塞与缸体的密封形式选用高低唇Y形圈，这种密封圈的内外两唇边长不同，直接密封用较短唇边，这样就不易翻
38、转，一般不要支承。活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，可以使结构简单。活塞杆处的密封形式用Yx形密封圈。为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈，本系统选用无骨架防尘圈。液压缸带动工作部件运动时，因为运动部件的质量较大，运动速度较高，则在行程终点时，会产生液压冲击甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞，为防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。 常用的缓冲结构有：A. 环状间隙式节流缓冲装置 适用于运动惯性不大、运动速度不高的液压系统。B. 三角槽节流缓冲装置三角槽节
39、流缓冲装置是利用被封闭液体的节流产生饿液压阻力来缓冲的。C可调节流缓冲装置这种节流阀不紧有圆柱形的缓冲柱塞和凹腔等结构，而且在液压缸端盖上还装有针形节流阀和单向阀。液压系统如果长期停止工作，或油中混有空气，液压缸重新工作时产生爬行、噪声和发热等现象。为防止这些不正常现象产生，一般在液压缸的最高位置设置放气阀。3.6.4液压缸内径D和活塞杆直径d的确定A现在选用的为单活塞杆液压缸。由力平衡方程可得 （3-21） +F = （3-22）式中： 液压缸工作压力，初算时取系统工作压力； 液压缸回油腔背压力； d/D 活塞杆与液压缸内径之比，液压缸采用差动连接； F 工作循环中最大的外负载； cm 液压
40、缸的机械效率，一般cm=0.90.97； 液压缸密封处摩擦力由式3-21和式3-22可求得D为： （3-23） 这里选取外负载较大的推板机构液压缸进行计算。最大负载F为16599N（工进），取P1=2.5MP估算=0.5MPa,因为差动联结可获得较大的推力，所以取D= d，即d/D为0.7。将上述数据代入式（3-22）可得：=0.093 m查文献3，按标准的液压缸直径系列圆整为D=100 mm。根据：液压缸快进、快退速度相等，采用差动连接，取d=0.7D d = 0.7100 = 70 mm计算的结果在活塞杆尺寸系列之中，所以取：d = 70 mm根据已取的缸径和活塞杆直径，计算液压缸实际有效
41、工作面积，无杆腔面积A1，有杆腔面积A2分别为： B. 出口调速，通过估计，如果取差动联接，工进时背压力估计为：C. 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，计算公式有 A 由于调速阀装在进油路上，故液压缸有效工作面积应选取液压缸无杆腔的实际面积，即取上式的结果，可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需最低速。3.6.5液压缸壁厚、外径及工作行程的计算A. 低压液压系统中，液压缸的壁厚一般不做计算，按经验选取，则缸筒外径 D0 = D + 2 查文献5，按标准JB1068-67系列选取液压缸的外径为121mm,实际计算绘图时可取120mm。缸筒壁厚的校核，液压缸的内径(D=100mm)与其壁厚（=0.520=10mm）的比值=10，故可用薄壁圆筒的壁厚计算公式进行校核 （3-24） 式中： 液压缸壁厚（mm）； 试验压力，一
