5141后裝壓縮式垃圾車的總體設(shè)計【含CAD圖紙+PDF圖】

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液壓缸壁厚、外徑及工作行程的計算 .21 3.6.6 液壓缸缸底和缸蓋的計算 .22 3.6.7 液壓缸進出油口尺寸的確定 .22 3.6.8 液壓油缸受力分析與校核 .23 3.6.9 液壓缸的主要零件的材料和技術(shù)要求 .23 3.6.10 泵的計算與選擇 .24 3.6.11 液壓油箱容積的確定 .25 3.6.12 確定管道的直徑 .26 3.6.13 油箱設(shè)計 .27 3.6.14 液壓泵裝置 .29 3.6.15 輔助元件的選用 .30 4 結(jié)論 .31 參考文獻 .32 致 謝 .33 附 錄 .34 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 2 1 前言 隨著城市人口的增加，以及人均生活水平的不斷提高，傳統(tǒng)的城市垃圾收集運輸方式已經(jīng)遠遠不 能適應(yīng)社會發(fā)展的需要，于是誕生了后裝壓縮式垃圾車。這是一種全新的垃圾車車型，主要工作部件 由填料器和廂體組成，在廂體內(nèi)設(shè)計了推板機構(gòu)以排出垃圾。自從后裝壓縮式垃圾車誕生以來一直在 不斷的發(fā)展，其發(fā)展方向是：提高垃圾的裝載量；改善車輛的密封性；垃圾的分類處理。垃圾的分類 越細對于環(huán)境的保護效果就越好，目前城市垃圾主要可以分為 4 類：濕垃圾：主要指廚房產(chǎn)生的廚余、 果皮等含水率較高的食物性垃圾。干垃圾（可回收利用垃圾）：主要指廢紙張、廢塑料、廢金屬、廢 玻璃等可用于直接回收利用或再生后循環(huán)使用的含水率較低的垃圾。有害垃圾：指對人體健康或者環(huán) 境造成現(xiàn)實危害或者潛在危害的廢棄物，同時也包括對人體健康有害的重金屬或有毒物質(zhì)廢棄物。大 件垃圾：指重量超過 5 千克或體積超過 02 立方米以及長度超過 1 米的廢舊家具、辦公用具、廢舊 電器，以及包裝箱、籮筐等大型的、耐久性的固體廢棄物，是因體積較大等因素混入城市一般生活垃 圾一起清運有困難的特殊的生活垃圾。垃圾如何進行分類處理是目前垃圾運輸中急待解決的難題，這 對于環(huán)境的保護意義重大。 目前后裝壓縮式垃圾車越來越受到人們的關(guān)注，應(yīng)用也越來越普遍，并已經(jīng)顯示出了巨大的優(yōu)越 性。其設(shè)計思路為：根據(jù)垃圾運輸?shù)牧看_定負荷，由負荷來選擇汽車底盤，然后確定垃圾的裝載和排 出方式，在確定了垃圾的裝載和排出方式后，對主要受力零件進行受力分析和運動分析，以選擇合理 的液壓控制系統(tǒng)。 后裝壓縮式垃圾車的設(shè)計，目前基本上有兩種情況：其一是把填料器和廂體結(jié)合成一個整體，然 后另外設(shè)計一個后蓋以保證廂體的密封；其二是把填料器和廂體設(shè)計成兩個獨立的部件，填料器和廂 體的結(jié)合來保證廂體的密封。 本課題來源于悅達專用車有限公司，該廠主要生產(chǎn)的是專用車輛，其中后裝壓縮式垃圾車是其一 個產(chǎn)品。由于目前國內(nèi)的垃圾車普遍存在所謂的“跑、冒、滴、漏”問題，對環(huán)境造成的二次污染很 嚴重，所以急需在垃圾車的設(shè)計上加以改進。這就是本次設(shè)計的目的。 本說明書以垃圾車的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計為主線，覆蓋了液壓回路設(shè)計。在第二章中重點介紹了垃圾車 的總體設(shè)計思路；第三章則重點對垃圾車的設(shè)計進行計算和說明，在設(shè)計說明中，首先和傳統(tǒng)的垃圾 車設(shè)計方案進行了比較，得出了設(shè)計方案，然后對負載進行分析計算，選擇確定了整車的結(jié)構(gòu)參數(shù)， 然后根據(jù)負載和運動狀況進行液壓系統(tǒng)的設(shè)計。 本課題我主要完成的是垃圾車的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計以及液壓回路設(shè)計。在黃開友教授的指導(dǎo)下，我首 先進行了方案論證。經(jīng)過討論與研究，發(fā)現(xiàn)垃圾車設(shè)計時有 6 項關(guān)鍵技術(shù)，所有的設(shè)計工作都是圍繞 這 6 個關(guān)鍵技術(shù)展開的。如何提高載質(zhì)量利用系數(shù).如何細化軸荷分布.合理選擇卸料方式. 提高垃圾壓縮比.合理選擇壓縮機構(gòu)液壓控制方式，完善車輛密封。 所設(shè)計的液壓系統(tǒng)分為四部分：填裝器升降液壓系統(tǒng)、滑臺液壓系統(tǒng)、推板液壓系統(tǒng)、刮板液壓 系統(tǒng)。四個系統(tǒng)采用并聯(lián)回路設(shè)計，工作互不干擾。 本課題新穎實用，在技術(shù)上有較大改進，大大降低了勞動強度，提高了生產(chǎn)率。 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 3 2 總體方案論證 2.1 提高載質(zhì)量利用系數(shù) 載質(zhì)量利用系數(shù)的提高將有助于降低車輛的運行成本。后裝壓縮式垃圾車的載質(zhì)量利用系數(shù)主要 由二個方面組成: 2.1.1 底盤的載質(zhì)量利用系數(shù) 在底盤選型時,選擇技術(shù)含量高、動力性好、自重相對較輕的底盤。 2.1.2 專用裝置的自重 后裝壓縮式垃圾車由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,自重較大,在設(shè)計時應(yīng)盡量采用新材料、新技術(shù)、新工藝。主要 零部件采用高強度鋼板,輔助件(如擋泥板、裝飾件、蓋板等) 采用比重較輕的注塑件。主要構(gòu)件采用 特殊加工工藝方法,如:車廂側(cè)板及頂板采用數(shù)控折彎成弧形結(jié)構(gòu)。受力構(gòu)件采用局部加強法等,從而 降低專用裝置的重量。 2.2 細化軸荷分布計算 常規(guī)垃圾車設(shè)計中,計算與測量整車軸荷分布一般只計算車輛在空載和滿載狀態(tài)下的軸荷分布,以 判斷汽車軸荷分布是否滿足法規(guī)要求。但由于后裝壓縮式垃圾車的裝載方式及作業(yè)特點比較特殊,有 時一個垃圾收集點的垃圾不能填滿整個車廂,車輛必須行駛至下一個垃圾收集點或去垃圾處置場卸料, 此時裝載的垃圾多置于車廂尾部(雙向壓縮式尤其突出) ,從而降低轉(zhuǎn)向軸的載質(zhì)量,影響車輛軸荷分 布。因此,在計算與測量后裝壓縮式垃圾車軸荷分布時應(yīng)將其分割成多個裝載段,使每個工況都能滿足 法規(guī)要求,保證車輛行駛安全,同時可作為專用裝置定位及底盤選取的依據(jù)。 2.3 合理選擇卸料方式 2.3.1 車廂后傾式卸料方式 其原理是:在傾卸油缸的作用下,車廂、壓縮機構(gòu)及車廂內(nèi)的垃圾繞車架尾部的回轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn),旋 轉(zhuǎn)至一定角度后車廂內(nèi)的垃圾靠自重下落實現(xiàn)卸料作業(yè)。這種卸料方式的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單,但在實際 使用時存在許多弊端,如: A. 由于垃圾在車廂內(nèi)被壓實,垃圾與車廂四周存在著較大的膨脹力與磨檫力,垃圾不易倒出,嚴重 時垃圾的自重不足以克服摩擦力,產(chǎn)生垃圾脹死現(xiàn)象。 B. 在傾翻作業(yè)時,車廂、壓縮機構(gòu)及垃圾的重心將后移、上升,車輛前橋負荷降低,影響整車縱向 穩(wěn)定性,嚴重時,前橋離地,整車傾翻(特別在路基較為松散的填埋場)。 C. 傾翻時,所有重量將集中至車廂回轉(zhuǎn)中心及汽車大梁尾部,將對汽車大梁及后橋產(chǎn)生嚴重的損 壞。 2.3.2 推板卸料方式 其原理是:在車廂內(nèi)設(shè)置一塊面板呈鏟形并能沿預(yù)定軌道滑行的推板,推板在油缸的推動下,向車 廂尾部作水平推擠運動,將垃圾推出車廂,實現(xiàn)卸料作業(yè)。這種卸料方式雖結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜,但卸料不受 垃圾壓縮比的限制,卸料干凈,對車架的載荷分布較為均勻,卸料過程平穩(wěn)、安全。同時,可利用推板的 阻力實現(xiàn)壓縮車雙向壓縮。因此,推板卸料是后裝壓縮式垃圾車較為理想的卸料方式。 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 4 2.4 提高垃圾壓縮比 壓縮機構(gòu)中刮板對垃圾的壓強將直接影響垃圾的壓縮比。當壓強增大時,垃圾的壓縮比將增大;反 之則減小。因而在設(shè)計壓縮機構(gòu)時,應(yīng)努力提高刮板的壓強。根據(jù)壓縮機構(gòu)受力可知,影響刮板壓強的 因素主要有四個方面: A. 刮板的壓縮面積根據(jù)使用場合、投料方式、垃圾投入量來確定,如能滿足使用要求,刮板的面 積應(yīng)盡量小。 B. 壓縮油缸的安裝形式應(yīng)能充分利用油缸的最大能力,即在壓縮垃圾過程中應(yīng)使油缸無桿腔作用。 C. 滑板與導(dǎo)軌的摩擦力將有助于提高垃圾壓縮力。因而,在選取滑板滑塊與導(dǎo)軌材料時應(yīng)配對選 取相對摩擦系數(shù)較小的材料;減小壓縮油缸軸線與滑板導(dǎo)軌的夾角,以避免由于壓縮油缸安裝不當產(chǎn)生 的扭力使 N1 、 N2增大 ;減小壓縮油缸軸線與滑塊中心線的平行偏移量 , 假如油缸軸線上偏于滑塊中心 線 ,將增大 N1 、 N2的值 , 如軸線下偏于滑塊中心線 ,將減小 N 1 、 N2的值 ,但結(jié)構(gòu)上很難布置 ,故通常 將壓縮油缸置于滑塊中心線上。 D. 壓縮油缸與地面的水平夾角 1越小,則壓縮油缸的推力沿車廂長度方向的分力將越大,有利于 垃圾填滿整個車廂,提高垃圾壓縮比。 2.5 合理選擇壓縮機構(gòu)液壓控制方式 壓縮機構(gòu)的控制系統(tǒng)會直接影響液壓系統(tǒng)的可靠性,因而合理選擇壓縮機構(gòu)液壓控制方式將對后 裝壓縮式垃圾車的性能起到至關(guān)重要的作用。 2.5.1 滑動刮板式壓縮機構(gòu)工作步驟 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 5 圖 2-1 填裝機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 壓縮機構(gòu)每一工作循環(huán)有以下四個步驟: A. 刮板開當垃圾倒入填塞器裝料斗后,操作刮板油缸控制閥,使刮板油缸活塞桿回縮,刮板 向外翻轉(zhuǎn)。 B. 滑板下當刮板油缸活塞桿回縮到位后, 操作滑板油缸控制閥使滑板油缸活塞桿回縮,滑 板帶動刮板沿軌道向下運動,刮板壓向裝料斗內(nèi)的垃圾。 C. 刮板進當滑板油缸活塞桿回縮到位后,反向操作刮板油缸控制閥使刮板油缸活塞桿外伸,刮 板向內(nèi)翻轉(zhuǎn),將裝料斗內(nèi)的垃圾刮起,盛于刮板上。 D. 滑板上當刮板油缸活塞桿外伸到位后,反向操作滑板油缸控制閥使滑板油缸活塞桿外伸,滑 板帶動刮板沿軌道向上運動,將垃圾推入壓實到車廂內(nèi)。 2.5.2 壓縮機構(gòu)液壓控制方式 壓縮機構(gòu)的液壓系統(tǒng)控制方式主要有電控式、手控式、氣控式(氣控式最終的實現(xiàn)形式可歸入電 控或手控) 。 電控式系統(tǒng)對壓縮機構(gòu)的控制需通過發(fā)送器傳遞信號,發(fā)送器一般采用電器開關(guān)或采用PC延時程 序。這種控制方式操作方便、自動化程度高。但在實際應(yīng)用時,由于垃圾車受垃圾污染嚴重,須經(jīng)常清 洗,同時結(jié)構(gòu)磨損,車輛震動,開關(guān)容易失效,系統(tǒng)可靠性差. 如采用PC 延時程序則要求液壓油泵供油 量穩(wěn)定,但由于發(fā)動機特性原因,在空載與重載時發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化較大,同時由于油泵效率及管道阻力 等差異,難以滿足供油量要求,其結(jié)果表現(xiàn)為執(zhí)行機構(gòu)要么不到位,要么提前到位,液壓系統(tǒng)長期工作后 發(fā)熱嚴重,影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。 手控式系統(tǒng)工作可靠,但要實現(xiàn)壓縮機構(gòu)自動化一般通過液壓順序閥來實現(xiàn),這種形式的液壓回路 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 6 由于液壓順序閥進油口與順序口壓差大,尤其空載時壓差更大。同時由于控制人員操作時的滯后行為, 引起液壓系統(tǒng)發(fā)熱嚴重,系統(tǒng)穩(wěn)定性差。 我們在設(shè)計時采用較為先進的自動跳位手動換向閥系統(tǒng),其原理見圖1-1 。這種控制方式不但可 以避免人為因素和環(huán)境因素的影響,同時可以有效地降低液壓系統(tǒng)油液溫度,提高液壓系統(tǒng)可靠性。如 配以機械遠程控制,操作更為方便。 圖2-2 壓縮機構(gòu)液壓原理圖 注：圖中的單向發(fā)在此處叫做緩沖補油閥，當油缸動作很快時，瞬間造成液壓油吸空時，靠大氣 壓力把油箱中的油通過單向閥補充進來，避免沖擊造成速度無法控制和損壞油缸 在液壓系統(tǒng)的作用下，通過換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各 種動作，將倒入裝載廂裝填斗的垃圾通過填裝機構(gòu)的掃刮、壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負 荷達到預(yù)定的壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃 圾被均勻地壓縮，工作過程如下： 將垃圾倒入填裝器，啟動油泵電機，液壓油經(jīng)過粗濾器、開關(guān)和油泵進入液壓回路，操作換向閥 3，液壓油進入刮板油缸的下腔，推動其活塞向上運動，從而使刮板逆時針轉(zhuǎn)動。當刮板油缸活塞運 動到上止點時回轉(zhuǎn)到位；操作換向閥 4，使液壓油進入滑板油缸的上腔，推動其活塞向下運動，從而 使滑板向下運動，到達下止點時停止。至此裝填機構(gòu)完成工作的準備階段；反向操作換向閥 3，液壓 油進入刮板油缸的上腔，推動其活塞向下運動，使刮板順時針轉(zhuǎn)動，使刮板開始清掃動作，扒入垃圾， 進行初步壓縮；當刮板油缸順時針運動到下止點時，停止運動，此時，操作換向閥 4，使液壓油進入 滑板油缸的下腔，推動其活塞向上運動，從而使滑板向上運動；滑板上升，研碎垃圾，對垃圾進行再 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 7 次壓縮；由于卸垃圾時，推板在推卸料油缸的作用下，將垃圾推出車廂并由于順序閥的壓力而停止在 車廂的后部，當垃圾被推出車廂后，推板受到來自滑板油缸施加給垃圾、并經(jīng)垃圾傳過來的壓力，此 壓力克服平衡閥的背力，在此過程中，垃圾又一次被壓縮 并逐步將推板推向前部；滑板油缸運動到 上止 點時停止運動，滑板上升到上止點，即回到初始位置，這樣，填裝機構(gòu)完成一次工作 3 循環(huán)。 卸料時，操作換向閥 1，使舉升油缸將裝填廂升起，接著操縱換向閥 2，使得推板油缸推擠垃圾，將 車廂內(nèi)的垃圾擠出；垃圾推出車廂后，反向操縱換向閥 1，舉升油缸將裝填廂回位。由于背壓的作用， 推板停留在車廂后部。反向操縱換向閥 1 時，舉升油缸回位，使裝填廂復(fù)位鎖緊。 2.6 完善車輛密封 后裝壓縮式垃圾車由于壓縮力大,經(jīng)壓縮后的垃圾產(chǎn)生大量的污水,如不加以控制,將嚴重影響環(huán) 境,因而在設(shè)計時應(yīng)從以下三個方面完善車輛密封,即:在車廂與填塞器之間安裝耐用型密封條,并加以 壓縮、鎖緊;車廂底板做成前低后高,將污水控制在車廂內(nèi);在填塞器下部安裝便于清洗的積污水槽,用 于車廂與填塞器之間滴漏的污水的臨時儲存。 2.7 結(jié)構(gòu)方案的確定 2.7.1 傳統(tǒng)自卸式垃圾車的結(jié)構(gòu)分析 主要采用側(cè)翼開啟、頂蓋前后梭動等幾種方式，這種車的主要特點是直接收集、轉(zhuǎn)運、不壓縮， 適用于特定人工方式，操作簡單，成本低。缺點是：裝載量小、自動化程度低、轉(zhuǎn)運效率低，無法解 決轉(zhuǎn)運中流污水的二次污染問題。 2.7.2 本垃圾車的結(jié)構(gòu)特點 A. 填料器的結(jié)構(gòu)布置 后裝壓縮式垃圾車工作時，填料器有上揚和下放兩種布置形式。下放布置如圖 1-2 所示，填料器 與廂體相吻合，底部機構(gòu)聯(lián)接，以保證密封性能。這樣的布置充分考慮了行駛的平穩(wěn)性和駕駛性能。 圖 2-3 垃圾車填料器下放布置 填料器上揚布置，整個填料器可以繞軸旋轉(zhuǎn)上揚 95，如圖 2-3 所示，這樣可以保證廂體內(nèi)的垃 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 8 圾徹底排出。 這種布置在填料器上揚時，整車的重心后移，汽車的行駛性能和爬坡能力降低，在不影響裝載量 的情況下，回轉(zhuǎn)支承應(yīng)盡量向前布置，使重心前移。這種布置和傳統(tǒng)的卸料方式相比，雖然結(jié)構(gòu)較復(fù) 雜，但是垃圾的排出比較徹底，同時避免了整車的重心過分后移，而造車翻車事故。 圖 2-4 垃圾車填料器上揚布置 B. 垃圾排出方式 采用推板推出的方式，和傳統(tǒng)的車廂上舉，靠重力卸料的方式相比，可以避免由于過分壓縮的垃 圾膨脹堵塞在車廂內(nèi)，同時還可以防止卸料時重心過于后移而翻車。 3 垃圾車總體設(shè)計與計算 3.1 垃圾車質(zhì)量參數(shù)的確定 3.1.1 裝載量 mG 按課題要求，所設(shè)計的垃圾車的車廂容積為 ，以標準垃圾的單位質(zhì)量進行設(shè)計計算，取m123 每立方米的標準垃圾質(zhì)量為 0.45t 所以： =0.45 12 =5.4t （3-1）G 3.1.2 整備質(zhì)量 參考國內(nèi)外同類型同級別的汽車的裝載量與整備質(zhì)量之比為新車型選擇一個適當?shù)恼麄滟|(zhì)量利用 系數(shù) ，然后按其裝載量 計算整備質(zhì)量0mGm0 查汽車設(shè)計表 2-10，由于為柴油車因此取整備質(zhì)量利用系數(shù) 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 9 =0.8 0m 所以： = / (3-2)0G0 =5.4/0.8=6.75t 3.1.3 汽車的總質(zhì)量 a 載貨汽車的總質(zhì)量包括整備質(zhì)量 、裝載量 以及駕駛室坐滿人的質(zhì)量，按課題的要求，所0G 設(shè)計的垃圾車駕駛室為 2 個座位，無附加的裝備，每人按 65kg 計算。 所以： = + +2 0.065 (3-3)ma0G =5.4+6.75+0.13 =12.28t 3.2 垃圾車發(fā)動機的選型 3.2.1 發(fā)動機最大功率 及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速pemaxnp 由汽車設(shè)計表 2-12 選取比功率值，由于垃圾車為中型載貨汽車，故取比功率為 9 根據(jù)公式： 比功率= / (3-4)emax 可得： =9peaxa =9 12.28 =110.52kw 根據(jù)發(fā)動機最大功率 選取與其相應(yīng)的轉(zhuǎn)速 ，中型貨車柴油機的 多為emaxnpnp 22003400r/min,取 =3000r/minnp 3.2.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速TemaxT 根據(jù)式： = (3-5)emaxp =7019 npemax 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 10 求 Temax 式中： 發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) 最大功率時的轉(zhuǎn)矩p 發(fā)動機的最大功率emax -最大功率的相應(yīng)轉(zhuǎn)速np 因為車用柴油機的 值多在 1.11.25（帶校正器） ，所以取 =1.15，代入上式可得： =7019 1.15 (3-6)Temax3052.1 =297.37N 與 之比不宜小于 1.4，通常取 / =1.42.0,npT npT 所以?。?/ =1.5 (3-7)pT 所以： = /1.5nTp =2000r/min 3.2.3 發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù) 根據(jù)式： = 發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) (3-8)nTp =1.15 1.5=1.725 依據(jù)以上對發(fā)動機參數(shù)的要求，選用發(fā)動機的型號為：EQB18020 3.3 料斗容積與污水箱容積 料斗容積直接反映垃圾車裝載垃圾的能力和效果，由于受汽車底盤承載和結(jié)構(gòu)布置的限制，垃圾 車的斗容量不宜過大，否則對底盤的承載要求很高，與汽車難以匹配，開發(fā)實用價值低。因此，料斗 容積適合在 0.25 1.5 。取料斗容積為 1 ，要與料斗容積相匹配，污水箱容量可根據(jù)用戶m 33m3 的要求適當增減，設(shè)計時以 250L 為標準。 3.4 底盤的改造 底盤是保證垃圾車具有機動性好的關(guān)鍵，應(yīng)選擇質(zhì)量好、承載能力大的底盤。垃圾車的車架按汽 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 11 車的工作特性設(shè)計，垃圾車的工作特性與汽車的工作特性差異很大，垃圾裝載時有較大的工作載荷傳 給車架，要求車架有較大的剛度支撐。 修改懸架和發(fā)動機安裝方法，改善操作穩(wěn)定性和行駛平順性。更新制動助力系統(tǒng)，產(chǎn)生更好的制 動力，而且更加自然。后懸架（所有車型）為了提供更好的平順性，去掉了后支撐副車架，同時增加 了整個車輛的剛度，減輕重量。了改善操縱穩(wěn)定性，降低了副車架蹄部調(diào)整孔的位置，并改變了側(cè)傾 特性。增加了高速行駛過程中的直線穩(wěn)定性，減少了補償轉(zhuǎn)向。 3.4.1 整備質(zhì)量和軸荷分配 由前面的計算得整備質(zhì)量： =6750kgm0 軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要 使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計應(yīng)根據(jù)汽車的布置形式、使用條件 及性能要求合理地選定其軸荷分配。對垃圾車而言，滿載時的前軸負荷多在 28%上下。查汽車設(shè)計 表 2-11a 得：4 2 后輪雙胎，短頭貨車在空載時：前軸負荷為：44%49%，取 45%；后軸負荷為： 51%56%，取 55%。 所以： 空載時： 前軸軸載質(zhì)量= 45%=6750kg 45%=3037.5kgm0 后軸軸載質(zhì)量= 55%=6750kg 55%=3712.5kg 滿載時： 前軸負荷為：27%30%，?。?8%， 后軸負荷為：70%73%，取：72% 所以： 滿載時前軸軸載質(zhì)量= 28%=12280kg 28%=3438.4kgma 滿載時后軸軸載質(zhì)量= 72%=12280kg 72%=8841.6kg 3.4.2 性能參數(shù) A. 最高車速 vamx 考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功 率平衡為依據(jù)來確定。參見汽車設(shè)計表 2-12 知：垃圾車的最高車速在 90120km/h，取為 90km/h B. 燃料經(jīng)濟性參數(shù) 參考總質(zhì)量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。參考汽車設(shè)計表 2-13 知：總質(zhì)量 12t 的柴油機垃圾車單位燃料消耗量為：1.431.53L/（100 ）,現(xiàn)取為：1.5 a tkm L/（100 ）tkm 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 12 C. 機動性參數(shù) 最小轉(zhuǎn)彎半徑 反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和狹窄路面上或場地上調(diào)頭的能Rmin 力。其值可按下式計算： = +a (3-9)inmaxsiL = aKLiiSmx2tnax 式中： 最大轉(zhuǎn)角maxi L轉(zhuǎn)軸，4500mm K主銷軸 a轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂 通常 取為 35 40 ，為了減小 值， 值有時可達 45 ，取 =40mxi0Rminaxi 0maxi0 D. 通過性參數(shù) 查汽車設(shè)計表 2-19 得： 最小離第間隙 =0.25mhmin 接近角 =35 0 離去角 =20 縱向通過半徑 =5m 3.4.3 尺寸參數(shù) 圖 3-1 車身尺寸參數(shù) A. 軸距 L 可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距 L： 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 13 L= + S - (3-10)LHJR 式中： 貨廂長度，根據(jù)裝載量確定： =4620mmLH 前輪中心至駕駛室后壁的距離，取 =815mmJ J S駕駛室與貨廂之間間隙，取 S=500mm 后懸尺寸，參考同類型垃圾車取 =1800mmR LR L=4620+815+500-1800 =4135mm B. 前后輪距 與B12 根據(jù)汽車設(shè)計表 2-7，初選輪距： =1900mm =1850mm1B2 C. 外廓尺寸 我國對公路車輛的限制尺寸要求總高不大于 4m；總寬（不包括后視鏡）不大于 2.5m，左右后視 鏡等突出部分的側(cè)向尺寸總共不大于 250mm；總長：載貨汽車不大于 12m。 取總高為 2710mm，總寬為：2462mm 總長=1170+4135+1800 =7105mm 3.5 車架的計算 由于車架的縱梁承受的是均勻分布的載荷，車架強度的計算可按下述進行，但需要作一定的假設(shè)， 即認為縱梁為支承在前、后軸上的簡支梁；空車時簧上負荷 均勻分布在左、右縱梁的全長上，滿Gs 載時有效載荷 則均勻分布在車廂長度范圍內(nèi)的縱梁上，忽略不計局部扭矩的影響。Ge =2 g/3 (3-11)sm0 =2 6.751000Kg 9.8Kg/N/3 =44100N 式中： 汽車整備質(zhì)量0 為一根縱梁的前支承反力，可求得：Rf = （L-2b）+ （c-2 ） (3-12)fl41Gsec2 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 14 = 44100 (8.14 0.82)+5400 (4.36-2 0.82)8.41 =16096N 在駕駛室的長度范圍內(nèi)這一段縱梁的彎矩為： Mx= x- （x+a） (3-13)RfLGS42 駕駛室后端至后軸這一段縱梁的彎矩為： = x - （x+a） - (3-14)fS42le421)(xlc 顯然，最大彎矩就發(fā)生在這一段梁內(nèi)?？捎脤ι鲜街械膹澗?= 求導(dǎo)數(shù)并令其為零的方Mx(f 法求出最大彎矩發(fā)生的位置 x，即： = =0 (3-15)dM Rf )(2)(1clxGaLes 由此求得： X= )/()(21cclaGesesf =2 /36.4)1.8(5014.8705 )36.450.8( =4.03m 將 x=4.03m 代入式（3-13） ，即可求出縱梁承受的最大彎矩： =15500 =25138.54NMmax )0.(136.450)17.0(4.803. 2 M 如果再考慮到動載荷系數(shù) =2.54.0 及疲勞安全系數(shù) n=1.151.40,并將它們代入式：kd （3-16） maxaxMnkd （3-17）Ww 則可求出縱梁的最大彎曲應(yīng)力，取 =3.0，n=1.30 代入上式得：d 54.21380.31maxdM =98040.306 Ww54.28 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 15 式 2-17 中： W縱梁在計算斷面處的彎曲截面系數(shù)，對于槽形斷面的縱梁 W= （3-18）6)(thb 式中： h槽形斷面的腹板高 b翼緣寬 t梁斷面的厚度 按式（3-14）求得的彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于縱梁材料的疲勞極限 ，對 16Mn 鋼板，1 =220260Mpa1 當縱梁受力變形時，翼緣可能會受力破裂，為此可按薄板理論進行校核，由于臨界彎曲應(yīng)力為： （3-19）MpabtuEcr 350)(14.02 式中： E材料的彈性模量，對低碳鋼 16Mn 鋼：E=2.06 Mpa51 u泊松比，對低碳鋼和 16Mn 鋼，取 u=0.290 t縱梁斷面的厚度 b縱梁槽形斷面的翼緣寬度 將 E，u 代入上式得： b t16 3.6 液壓系統(tǒng)設(shè)計 根據(jù)液壓油缸的一般設(shè)計步驟： 1）掌握原始資料和設(shè)計依據(jù)，主要包括：主機的用途和工作條件；工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點、負載狀況、 行程大小和動作要求；液壓系統(tǒng)所選定的工作壓力和流量；材料、配件和加工工藝的現(xiàn)實狀況；有關(guān) 的國家標準和技術(shù)規(guī)范等。 2）根據(jù)主機的動作要求選擇液壓缸的類型和結(jié)構(gòu)形式。 3）根據(jù)液壓缸所承受的外部載荷作用力，如重力、外部機構(gòu)運動磨擦力、慣性力和工作載荷，確定 液壓缸在行程各階段上負載的變化規(guī)律以及必須提供的動力數(shù)值。 4）根據(jù)液壓缸的工作負載和選定的油液工作壓力，確定活塞和活塞桿的直徑。 5）根據(jù)液壓缸的運動速度、活塞和活塞桿的直徑，確定液壓泵的流量。 6）選擇缸筒材料，計算外徑。 7）選擇缸蓋的結(jié)構(gòu)形式，計算缸蓋與缸筒的連接強度。 8）根據(jù)工作行程要求，確定液壓缸的最大工作長度 L，通常 L=D，D 為活塞桿直徑。由于活塞桿細長， 應(yīng)進行縱向彎曲強度校核和液壓缸的穩(wěn)定性計算。 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 16 9）必要時設(shè)計緩沖、排氣和防塵等裝置。 10）繪制液壓缸裝配圖和零件圖。 11）整理設(shè)計計算書，審定圖樣及其它技術(shù)文件。 設(shè)計液壓缸要考慮的問題 1）保證液壓缸往復(fù)運動的速度、行程需要的牽引力。 2）要盡量縮小液壓缸的外形尺寸，使結(jié)構(gòu)緊湊。 3）活塞桿最好受拉不受壓，以免產(chǎn)生彎曲變形。 4）保證每個零件有足夠的強度、剛度和耐久性。 5）盡量避免液壓缸受側(cè)向載荷。 6）長行程液壓缸活塞桿伸出時，應(yīng)盡量避免下垂。 7）能消除活塞、活塞桿和導(dǎo)軌之間的偏斜。 8）根據(jù)液壓缸的工作條件和具體情況，考慮緩沖、排氣和防塵措施。 9）要有可能的密封，防止泄漏。 10）液壓缸不能因溫度變化時，受限制而產(chǎn)生撓曲。特別是長液壓缸更應(yīng)注意。 11）液壓缸的結(jié)構(gòu)要素應(yīng)采用標準系列尺寸，盡量選擇經(jīng)常使用的標準件。 12）盡量做到成本低，制造容易，維修方便。 3.6.1 滑板、刮板油缸受力分析 滑板油缸是一主動油缸,在滑板上行過程中對垃圾產(chǎn)生擠壓力。最大擠壓力是衡量壓縮式垃圾車 壓縮能力的一個重要指標,它的大小受到車箱容積、裝載量、壓縮密度以及專用裝置結(jié)構(gòu)等方面的影 響?；逵透讓a(chǎn)生的擠壓力反過來會通過刮板機構(gòu)作用于刮板油缸,設(shè)計中應(yīng)保證刮板油缸的 最大承受力大于垃圾擠壓過程中產(chǎn)生的反作用力。 A. 垃圾壓縮收集機構(gòu)受力分析 以整個壓縮收集機構(gòu)為受力對象作受力分析,見圖3-3。 圖3-3 垃圾壓縮收集機構(gòu) 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 17 取整個壓縮收集機構(gòu)(包括滑板、刮板和刮板油缸等液壓件) 重量 G收集= 750 kg ,滑板與水平面 之間夾角 = 47,滑塊 (尼龍材料 ) 與滑軌 (鋼 ) 之間摩擦系數(shù) f = 0. 3 。 滑板油缸最大推力： F =（D ） （3-20）滑 板 油 缸 2滑 板 油 缸 4/P =（3.14 90 ） =101788N16 根據(jù)受力分析可有以下關(guān)系式： N =N +G g21收 集 cos 2F =滑 板 油 缸 垃 圾收 集 FGfsin2 fF1fN 對N 作用點中心取矩則有（重力力臂較小，忽略重力矩）：2 348F =（1170垃 圾 ）（） 2116260f 綜合可以算出： N 70030N，N 75043N，F(xiàn) =154700N12垃 圾 所以，垃圾受到的最大擠壓力即為154700N。 B. 刮板機構(gòu)受力分析 如圖3-4所示 , 刮板油缸受力來自于滑板油缸擠壓過程中垃圾的反作用力。由圖可以得出 (忽略刮 板重力影響 )： 圖3-4 刮板機構(gòu) 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 18 F = =141705N刮 板 油 缸 1902 348垃 圾 刮板油缸背壓： P = =14.9MPa刮 板 油 缸 D2刮 板 油 缸刮 板 油 缸 通過計算刮板油缸背壓不大于16 MPa ,滿足使用要求。 3.6.2 舉升油缸受力分析 舉升油缸的作用力來自于裝料斗總成(包括滑板、刮板) 舉升過程中對旋轉(zhuǎn)支點的重力矩所產(chǎn)生 的杠桿力 ,見圖3-5。 圖2-3 裝料斗尺寸 取裝料斗總成 (包括滑板、刮板 ) 重量 G =1950kg ,最大舉升角 。計算舉升時裝料斗總成64 和舉升油缸對旋轉(zhuǎn)支點的作用力矩。 A. 裝料斗總成作用力矩 NmGgLT2893514.910 B. 舉升油缸作用力矩 PDF1648.322舉 升舉 升 NmT40519.0舉 升舉 升舉 升 舉升時作用力矩隨舉升角 而變化。 C. 裝料斗總成 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 19 作用力臂 ： )8.42cos(063.1GL 作用力矩 ： ).s(91gT 當 時，8.42NmGmax D. 舉升油缸 作用力臂 =1.324 sin324.1L舉 升 13.2sin4.0L =).co(.3.1.0.21 )3.2cos(17.95 作用力矩 舉 升舉 升舉 升 LFT )3.2cos(17.95in46舉 升T 當 時，2.47Nm710max舉 升 裝料斗總成和舉升油缸對旋轉(zhuǎn)支點的作用力矩曲線如圖4 ?？梢钥闯?舉升油缸作用力矩曲線上 升較快,也就是說:只要保證起始時刻能夠舉起裝料斗則舉升過程即可實現(xiàn)。同時也可以計算出:在裝 料斗總成質(zhì)心不變的情況下,油缸可舉起的最大重量為2700kg。 3.6.3 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 在四個液壓系統(tǒng)中，選推板液壓系統(tǒng)的油缸作為設(shè)計對象。 根據(jù)推板液壓缸的工況和用途以及工作條件，選擇單桿液壓缸作為缸型。根據(jù)文獻4所示液壓 缸體與缸蓋的聯(lián)接結(jié)構(gòu)選用外半環(huán)連接，此種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點是重量比拉桿連接的小。 活塞與活塞桿的接結(jié)構(gòu)采用螺紋連接，這種結(jié)構(gòu)連接穩(wěn)固，活塞與活塞桿之間無公差要求。 根據(jù)密封的部位、溫度、運動速度的范圍，活塞與缸體的密封形式選用高低唇 Y 形圈，這種密封 圈的內(nèi)外兩唇邊長不同，直接密封用較短唇邊，這樣就不易翻轉(zhuǎn)，一般不要支承。 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)，包括活塞桿與端蓋、導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導(dǎo) 向套的結(jié)構(gòu)可以做成端蓋整體式直接導(dǎo)向，可以使結(jié)構(gòu)簡單?；钊麠U處的密封形式用 Yx 形密封圈。 為了清除活塞桿處外露部分沾附的灰塵，保證油液清潔及減少磨損，在端蓋外側(cè)增加防塵圈，本系統(tǒng) 選用無骨架防塵圈。 液壓缸帶動工作部件運動時，因為運動部件的質(zhì)量較大，運動速度較高，則在行程終點時，會產(chǎn) 生液壓沖擊甚至使活塞與缸筒端蓋之間產(chǎn)生機械碰撞，為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設(shè)置緩沖 裝置。 常用的緩沖結(jié)構(gòu)有： A. 環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置 適用于運動慣性不大、運動速度不高的液壓系統(tǒng)。 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 20 B. 三角槽節(jié)流緩沖裝置 三角槽節(jié)流緩沖裝置是利用被封閉液體的節(jié)流產(chǎn)生餓液壓阻力來緩沖的。 C可調(diào)節(jié)流緩沖裝置 這種節(jié)流閥不緊有圓柱形的緩沖柱塞和凹腔等結(jié)構(gòu)，而且在液壓缸端蓋上還裝有針形節(jié)流閥和單 向閥。 液壓系統(tǒng)如果長期停止工作，或油中混有空氣，液壓缸重新工作時產(chǎn)生爬行、噪聲和發(fā)熱等現(xiàn)象。 為防止這些不正?，F(xiàn)象產(chǎn)生，一般在液壓缸的最高位置設(shè)置放氣閥。 3.6.4 液壓缸內(nèi)徑 D 和活塞桿直徑 d 的確定 A現(xiàn)在選用的為單活塞桿液壓缸。由力平衡方程可得 fcFpdDFp2212 )(44 （3-21） 11Dfc +F = （3-22）fcFcm 式中： 液壓缸工作壓力，初算時取系統(tǒng)工作壓力 ；1p p 液壓缸回油腔背壓力；2 d/D 活塞桿與液壓缸內(nèi)徑之比，液壓缸采用差動連接； F 工作循環(huán)中最大的外負載； cm 液壓缸的機械效率，一般 cm=0.90.97； 液壓缸密封處摩擦力fc 由式 3-21 和式 3-22 可求得 D 為： （3-23） 21214DdppFcm 這里選取外負載較大的推板機構(gòu)液壓缸進行計算。最大負載 F 為 16599N（工進） ，取 P1=2.5MP 估 算 =0.5MPa,因為差動聯(lián)結(jié)可獲得較大的推力，所以取 D= d，即 d/D 為 0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式2p 2 （3-22）可得： 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 21 =0.093 m 26 7.0135.9.0134.4D 查文獻3，按標準的液壓缸直徑系列圓整為 D=100 mm。根據(jù)：液壓缸快進、快退速度相等，采 用差動連接，取 d=0.7D d = 0.7100 = 70 mm 計算的結(jié)果在活塞桿尺寸系列之中，所以取：d = 70 mm 根據(jù)已取的缸徑和活塞桿直徑，計算液壓缸實際有效工作面積，無桿腔面積 A1，有桿腔面積 A2 分別為： 23221 1085.7.0413mDA 232222 4).()(d B. 出口調(diào)速，通過估計，如果取差動聯(lián)接，工進時背壓力估計為： Pap5106背 C. 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，計算公式有 minivqA A 242 6min10.109.7vq 由于調(diào)速閥裝在進油路上，故液壓缸有效工作面積應(yīng)選取液壓缸無桿腔的實際面積，即取上式的 結(jié)果，可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需最低速。 3.6.5 液壓缸壁厚、外徑及工作行程的計算 A. 低壓液壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚 一般不做計算，按經(jīng)驗選取，則缸筒外徑 D0 = D + 2 查文獻5，按標準 JB1068-67 系列選取液壓缸的外徑為 121mm,實際計算繪圖時可取 120mm。 缸筒壁厚的校核，液壓缸的內(nèi)徑(D=100mm)與其壁厚 （ =0.520=10mm）的比值 =10，故D 可用薄壁圓筒的壁厚計算公式進行校核 （3-24） 2Dpy 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 22 式中： 液壓缸壁厚（mm） ； 試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）倍（MPa） ；yp 缸筒材料的許用應(yīng)力，無縫鋼管 =100110MPa。 = =2.4mm10mm2Dpy102.35 所以所選壁厚滿足要求。 B. 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，所選的執(zhí)行機構(gòu)即推板 機構(gòu)的工作行程為 4000mm，結(jié)合液壓缸活塞行程參數(shù)系列確定液壓缸的工作行程為 4000mm。 3.6.6 液壓缸缸底和缸蓋的計算 在中低壓系統(tǒng)中，液壓缸的缸底和缸蓋一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)需要進行設(shè)計，不需進行強度計算。 3.6.7 液壓缸進出油口尺寸的確定 液壓缸的進出油口尺寸，是根據(jù)油管內(nèi)的平均速度來確定的，要求壓力管路內(nèi)的最大平均流速控 制在 45m/s 以內(nèi)，過大會造成壓力損失劇增，而使回路效率下降，并會引起氣蝕、噪音、振動等， 因此油口不宜過小，一般可按文獻3選用，本系統(tǒng)選用進出油口 M272 的螺紋接頭。 根據(jù)以上計算及選用的參數(shù)綜合為表 3-1。 進出油口連接 缸筒內(nèi)徑（mm） 缸筒外徑(mm) 活塞桿直徑(mm) 公稱直徑 螺紋連接 110 120 63 20 M272 A. 系統(tǒng)工作壓力 p 和流量 Q 系統(tǒng)工作壓力根據(jù)裝載性能和整機制造成本確定，以不超過 25 為宜，這樣可以選擇價格合MPa 理的液壓系統(tǒng)元件。 根據(jù)垃圾車的作業(yè)性能、速度和生產(chǎn)率的要求，確定液壓系統(tǒng)所需的最大工作流量 Q。一般情況 下，垃圾的排出時間為：2040s，按設(shè)計要求的 27s 進行設(shè)計計算，排出板油缸的伸出速度為： 1015cm/s，上下刮板油缸伸出速度為：1620cm/s，對于料斗容積為 1 的垃圾車，可選擇液壓m3 泵的排量為 4050ml/r，即泵每分鐘的輸出流量為 80100L/min. B. 液壓系統(tǒng)功率 垃圾車工作機構(gòu)的動力由發(fā)動機提供，功率應(yīng)能夠充分滿足裝載機構(gòu)工作過程中的動力需求，并 考慮冷卻系統(tǒng)和管路等輔助設(shè)備的動力消耗，發(fā)動機功率可取為： =(1.01.1) （3-25）N發(fā) y 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 23 = （3-26）Ny60PQ 式中： 液壓系統(tǒng)功率，KW；y P液壓系統(tǒng)工作壓力，P=19600KPa; Q液壓系統(tǒng), Q=80100L/min; 液壓系統(tǒng),=0.850.90 工作機構(gòu)所需的液壓系統(tǒng)功率為 2530kw，也就是取力器要從發(fā)動機上取出 2530kw 的功率. 3.6.8 液壓油缸受力分析與校核 壓縮式垃圾車主要依靠液壓系統(tǒng)控制油缸完成垃圾的收集、擠壓裝填和推出卸料等作業(yè)功能,因 此油缸的設(shè)計和選擇對整個作業(yè)系統(tǒng)的可靠性和安全性非常重要。通過對油缸進行受力分析,一方面 可以對所選油缸進行校核,另一方面也可以作為油缸選擇的依據(jù)和參考。目前國內(nèi)在用的壓縮式垃圾 車主要為后裝式,后裝壓縮式垃圾車所用油缸主要包括以下幾種:傾翻油缸用來將垃圾桶中的垃圾翻倒 入裝料斗中;刮板油缸用來將裝料斗中的垃圾刮起;滑板油缸用來將裝料斗中刮起的垃圾擠壓推進車箱 中;舉升油缸用來將裝料斗升起以便完成垃圾推卸作業(yè);推板油缸用來將車箱中的垃圾推出卸掉。 后裝壓縮式垃圾車所用油缸中,垃圾桶傾翻油缸和推板油缸受力比較簡單,并且由于受到結(jié)構(gòu)或功 能的限制,油缸選擇與所承受的力相比一般都較大,因此僅對刮板油缸、滑板油缸和舉升油缸進行受力 分析及校核。液壓系統(tǒng)工作壓力為19.6MPa 。 3.6.9 液壓缸的主要零件的材料和技術(shù)要求 A. 缸體 材料選用 45 鋼。 內(nèi)徑用 H9 配合，粗糙度 Ra0.3 ,內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半，內(nèi)表面直線度在m 500mm 長度不大于 0.03mm，端面與缸蓋固定時，端面跳動量在直徑 100mm 上不大于 0.04mm,為防止腐 蝕和提高壽命，內(nèi)表面可鍍鉻，層厚 0.030.04mm，在進行拋光，缸體外涂外耐腐蝕油漆。 B. 缸蓋 常用材料有：35 鋼、45 鋼或鑄鋼；做導(dǎo)向時選用鑄鐵、耐磨鑄鐵。故可選取前缸蓋 HT200、后缸 蓋為 35 鋼。 配合表面的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半，端面在對孔軸線的垂直度在直徑 100mm 上不大于 0.04mm. C. 活塞 材料選用 HT200。 外徑的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半，外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差之半，端面對 軸線垂直度在直徑 100mm 上不大于 0.04mm，活塞外徑用橡膠密封圈密封時可取 f9 配合，內(nèi)孔與活塞 桿的配合取 H8。 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 24 D. 活塞桿 本設(shè)計中是空心活塞桿，選用的材料為 45 鋼的無縫鋼管。 桿外圓柱面粗糙度為 Ra0.8 ,材料進行熱處理，調(diào)質(zhì) 5258HRC，外徑的圓度、圓柱度不大于直徑m 公差之半，外徑表面直線度在 500mm 長度不大于 0.03mm，活塞桿與前端蓋采用 H9/f9 配合，與活塞的 連接可采用 H9/h8 配合。 3.6.10 泵的計算與選擇 A. 計算液壓缸的流量和壓力 由 3.6.13 節(jié)中計算得出油缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。 快速運動所需的流量： min/2.1905744222 LvdvDq 快 進快 進快 進 工進時液壓缸的壓力，取外負載較大的右滑臺缸進行計算： 211pAFp工 式中 A1、A 2同上節(jié)，約取 A1=2A2；p 1為液壓缸進油腔壓力；p 2為液壓缸回油腔壓力（由背壓閥調(diào) 整決定，一般為 0.51.5MPa）,現(xiàn)取 p2 =0.6MPa,代入式 ，則液壓缸的壓力：211pFp工 MPa4.2104.26.085.769631 工進時的流量： min/54.0in/1054.069.14322min LvDq 工 進 i/79.i/7.ax m工 進 B. 確定小流量泵的壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油（只部分供油） ，液壓缸的最大工作壓力為 p1=2.4MPa, 在調(diào)速閥進油口節(jié)流調(diào)速，進油路上的壓力損失一般為 0.51.5MPa,現(xiàn)取 0.8MPa。則小流量泵的最 高工作壓力： MPap2.3)8.042(0 C. 液壓泵流量計算 液壓泵向液壓缸輸入的最大流量為：219.2=38.4L/min,若取回路泄漏系數(shù) K=1.1，則泵的流量： 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 25 q=1.138.4=42.4L/min 。 由于工進的工作流量取大值時 q=20.79=1.85L/min,溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 23L/min,加之 減壓閥工作時的正常泄出（一般為 0.50.8L/min） ，故小流量泵的流量不應(yīng)小于 5L/min 。故得出液 壓泵的流量范圍：5L/min42.4L/min D. 選擇液壓泵規(guī)格型號 根據(jù)計算出的泵的流量和壓力值，并查閱文獻3，選用 YB-6/40 型雙聯(lián)葉片泵，壓力流量均能 滿足要求。 E. 計算電動機的驅(qū)動功率 根據(jù)對工況的分析畫出工況圖： 圖 3-2 液壓缸工況分析中的工作壓力、流量和功率圖 由上圖可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可以按此階段 估算電機功率 P （3-27）310pqP 式中： p 快退時液壓泵的出口壓力（Pa） ，其值等于快退時液壓缸的進口壓力與泵到液壓缸這 段管路壓力損失之和，壓力損失取 ；Pap5102 q 液壓泵輸出流量( )，q=219.2L/min=38.4L/min=0.6410 -3m3/s；sm/3 液壓泵的總效率，查文獻4取 （各泵的效率為 0.8） 。所以： 64.08. KwpP.164.0126335 3.6.11 液壓油箱容積的確定 本系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，油箱容積一般取液壓泵額定容量流量的 5-7 倍，本系統(tǒng)取 7 倍： V = 742.4L = 296.8L 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 26 3.6.12 確定管道的直徑 管道的材料一般推薦采用 10 號、20 號的薄壁無縫鋼管和拉制紫銅管。鋼管承受的工作壓力較高， 價廉，所以本系統(tǒng)主要采用鋼管。 油管直徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。 油管 的內(nèi)徑 d 按下式進行計算： （3-28） vqd61.4 式中： d 管道直徑（mm） ； q 液體流量（L/min） ； v 允許流速，按金屬管內(nèi)油液推薦流速值選用，吸油管路取 v 0.52m/s,壓油管路取 v2.56m/s。 管道的壁厚可根據(jù)工作壓力由下式計算得出： （3-29）2pd 式中： p 工作壓力，查資料取工作壓力為 5MPa； d 油管內(nèi)徑（mm） ； 許用應(yīng)力（MPa） ，對于鋼管 98.1MPa,對于銅管 25Mpa。 本系統(tǒng)主油路流量取差動連接時流量 q = 40 L/min,允許流速按壓油管路取 v = 4m/s, 則管道內(nèi) 徑為： 14.6mm （壓油管 v 取 4）4061.4vd 油管的壁厚 mp37.9825 查閱文獻4可選用外徑 D 為 22mm 的 10 號冷拉無縫鋼管。 定位夾緊油路的管徑，可按元件接口選取。 吸油管按式 3-28、式 3-29 計算可得： （吸油管 v 取 1）mvqd6.17.46.1.4 壁厚 ： pd5.09825 故可選用外徑 D 為 28mm 的 10 號冷拉無縫鋼管。 鋼管彎曲半徑不能太小，其最小曲率半徑 R3D，油管經(jīng)彎曲后，彎曲處側(cè)壁厚的減薄不應(yīng)超過 油管壁厚的 20%，彎曲處內(nèi)側(cè)不應(yīng)有明顯的鋸齒行波紋、扭傷或壓壞，彎曲處的橢圓度不應(yīng)超過 15%。3.6.13 液壓油的選擇 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 27 該系統(tǒng)為一般液壓傳動,所以在環(huán)境溫度為-5C35C 之間時,一般選用 20 號或 30 號液壓油. 冷天用 20 號機械油,熱天用 30 號機械油。 由于本系統(tǒng)的功率較小，采用單泵供油，所取油箱容量又較大，故不必進行系統(tǒng)溫升的驗算。 3.6.13 油箱設(shè)計 A. 油箱有效容積的確定 a) 油箱的有效容積 本系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，油箱的容積一般取液壓泵額定流量的 57 倍，現(xiàn)取 7 倍，故油箱的有效容 積為 KQV （3-30） 式中： V 油箱的有效容積（L） Q 油泵的額定流量，泵的額定流量為 46L/min K 系數(shù)，本系統(tǒng)取 K = 7 則油箱的有效容積為： V = 746= 322 L b) 油箱容積的驗算 油路系統(tǒng)的功率損失是造成油路系統(tǒng)發(fā)熱的主要原因，系統(tǒng)的總發(fā)熱功率 H 為： （3-31）0PH 式中： P 液壓泵輸入功率（kW）,已計算出 P=1.8Kw； P0 液壓缸的輸出功率（kW） 。 則： H=1.8-44440.06910-3=1.49kW 油箱的三邊比例為 1：1：11：2：3 之間時，可用下式估算油箱的散熱面積。 2321065.0mVA 在通風(fēng)差時取油箱的散熱系數(shù) K = 810-3 ,則根據(jù)系統(tǒng)的熱平衡式可以算出系統(tǒng)的CkW/ 溫升： AHT51.62310849. 所以油箱本身散熱達不到要求，需設(shè)置冷卻裝置。 B. 油箱的冷卻和加熱 a) 本系統(tǒng)采用蛇形管水冷，根據(jù)以上算的數(shù)據(jù)，其冷卻面積 根據(jù)下式近似計算得出。1A 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 28 （3-32）2 31 5.0627581049. mTKAHm 式中： K 油箱的傳熱系數(shù)， ；W2/ 油及油箱的允許溫差，K；T K1 蛇形管的傳熱系數(shù)，一般取 375384 ；Km2/ 油與水之間的平均溫差，K，即為系統(tǒng)溫升。m 蛇形管的長度 L 為： （3-33）dA35.1054.321 式中： d 管內(nèi)徑，m，管徑一般在 1525mm 范圍內(nèi)選取。 b) 油液的加熱，為了保證油路系統(tǒng)中油液的溫度不低于 15 ，在油箱內(nèi)安裝電加熱器，其發(fā)熱C 功率可按下式估算： （3-34）WtTVCH75.269302.091675 則電熱器的功率為： N=H/1000=2696.75/10000.8=3.4kW 式中： C 油的比熱， ，取 16572093 ；KkgJ/ KkgJ/ 油的密度，kg/m 3,取 900 kg/m3； V 油箱的有效容積，m 3； 油加熱后溫升，取 20K；T t 加熱時間，s,取 1 小時即 3600s； N 電加熱器的功率，kW。 C. 油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a) 油箱體 油箱體一般由 Q235 鋼板焊接而成，取鋼板厚度 4mm，油箱分為固定式和移動式，本系統(tǒng)選用前者。 油箱側(cè)壁上安裝油位指示器、電加熱器和冷卻器；油箱底面與基礎(chǔ)的距離一般為 150200mm，油箱下 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2007 29 部焊接底腳，其厚度為 8mm，油箱側(cè)壁上開清洗孔，以便于清洗油箱。 b) 油箱底部 油箱底部為傾斜狀，以便于排油，底部最低處有排油口，排油口與基礎(chǔ)面的距離不小于 150mm。 箱底用 Q235 鋼板，其厚度為 5mm。 c) 油箱隔板 油箱中設(shè)置隔板，使吸油區(qū)和壓油區(qū)分開，以便于回油中雜質(zhì)的沉淀，可以改善油箱的散熱條件。 隔板的高度可等于或小于油箱側(cè)壁高度的 0.8 倍，厚度取 4mm。隔板的位置是使吸油區(qū)的容積為油箱 容積的 1/2。隔板的安裝方式采用回油經(jīng)金屬網(wǎng)進入吸油區(qū)，這樣有利于氣泡的分離。 d) 油箱蓋 油箱蓋還是采用 Q235 鋼板。在油箱蓋上考慮有下列通孔：吸油管孔、回油孔、通大氣孔（孔口 應(yīng)有空氣濾清器） 、測溫孔、帶有濾油網(wǎng)的注油口，以及安裝液壓集成裝置的安裝孔。