【導(dǎo)讀】課題研究設(shè)計了全密封壓縮式環(huán)保垃圾車。論證分析，在此基礎(chǔ)上與傳統(tǒng)的垃圾車機構(gòu)進行比較，確定了設(shè)計方案。①在設(shè)計計算部分，根據(jù)設(shè)。計要求確定了垃圾車的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并根據(jù)結(jié)構(gòu)參數(shù)對垃圾車的發(fā)動機進行了選型。②根據(jù)裝載要求，力分析和強度校核、液壓系統(tǒng)油缸的受力分析與強度校核。

　　

【正文】 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)。 B. 三角槽節(jié)流緩沖裝置 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 22 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。 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 fcFpdDFpD ???? 22212 )(44 ?? ? ? ? ?1222124 ppdDp FFD fc ???? ? （ 321） fcF +F = cmF? （ 322） 式中： 1p —— 液壓缸工作壓力，初算時取系統(tǒng)工作壓力 p ； 2p —— 液壓缸回油腔背壓力； 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(fù)載； η cm —— 液壓缸的機械效率，一般η cm=～ ； fcF —— 液壓缸密封處摩擦力 由式 321和式 322可求得 D為： ?????????????????? ????????? 2121 114DdpppFDcm?? （ 323） 這里選取外負(fù)載較大的推板機構(gòu)液壓缸進行計算。最大負(fù)載 F為 16599N（工進），取 P1=算 2p =,因為差動聯(lián)結(jié)可獲得較大的推力，所以取 D= 2 d，即 d/D為 。將上述數(shù)據(jù)代入式（ 322）可得： 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2021 23? ??????? ????? ?? 26 1 6 5 9 94D= m 查文獻 [3]，按標(biāo)準(zhǔn)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= d = 100 = 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 mDA ?????? ? 2322222 104)()(4 mdDA ??????? ? 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： Pap 5106??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 minminmin vqA ? A 2426m inm in 100 1 107 mvq ??? ????? 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。 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(biāo)準(zhǔn) JB106867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 ? （ ? = 20=10mm） 的比值 ?D =10，故可用薄壁圓筒的壁厚計算公式進行校核 ? ??? 2 Dpy? （ 324） 后裝壓縮式垃圾車總體設(shè)計 24 式中： ? —— 液壓缸壁厚（ mm） ； yp —— 試驗壓力，一般取最大工作壓力的（ ～ ） 倍（ MPa）； ??? —— 缸筒材料的許用應(yīng)力，無縫鋼管 ??? =100～ 110MPa。 ? ??? 2 Dpy?=1002 ? ??=≤ 10mm 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。 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。 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 4～ 5m/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 M27 2的螺紋接頭。 根據(jù)以上計算及選用的參數(shù)綜合為表 31。 缸筒內(nèi)徑（ mm） 缸筒外徑 (mm) 活塞桿直徑 (mm) 進出油口連接 公稱直徑 螺紋連接 110 120 63 20 M27 2 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 25MPa 為宜，這樣可以選擇價格合理的液壓系統(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： 20～ 40s，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： 10～ 15cm/s，上下刮板油缸伸出速度為： 16～ 20cm/s，對于料斗容積為 1m3 的垃圾車，可選擇液壓泵的排量為 40～50ml/r，即泵每分鐘的輸出流量為 80～ 100L/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： N發(fā) =(～ )Ny （ 325） 湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2021 25 Ny=?6000PQ （ 326） 式中： Ny —— 液壓系統(tǒng)功率， KW； P—— 液壓系統(tǒng)工作壓力， P=19600KPa。 Q—— 液壓系統(tǒng) , Q=80～ 100L/min。 η —— 液壓系統(tǒng) ,η =～ 工作機構(gòu)所需的液壓系統(tǒng)功率為 25～ 30kw，也就是取力器要從發(fā)動機上取出 25～ 30kw的功率 . 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 。 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 m? ,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 500mm長度不大于 ，端面與缸蓋固定時，端面跳動量在直徑 100mm 上不大于 ,為防止腐蝕和提高壽命，內(nèi)表面 可鍍鉻，層厚 ～ ，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. 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 ，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 26 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 m? ,材料進行熱處理，調(diào)質(zhì) 52～ 58HRC，外徑的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半，外徑表面直線度在 500mm長度不大于 ，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。 泵的計算與選擇 A. 計算液壓缸的流量和壓力 由 。 快速運動所需的流量 ： ? ? m i n/ 12222 LvdvdDq ???????? ???? 快進快進快進 工進時液壓缸的壓力，取外負(fù)載較大的右滑臺缸進行計算： 21211 pAAAFp ?? 工 式中 A A2同上節(jié)，約取 A1=2A2； p1為液壓缸進油腔壓力； p2為液壓缸回油腔壓力（由背壓閥調(diào)整決定，一般為 ～ ） ,現(xiàn)取 p2 =,代入式 21211 pAAAFp ?? 工 ，則液壓缸的壓力： MP aPap 16599 6631 ???????? ? 工進時的流量： m i n/ i n/ 3322m i n LmvDq ??????? ??? 工進 m i n/ i n/ 3322m a x LmvDq ??????? ??? 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=,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 ～ ,現(xiàn)取 。則小流量泵的最高工作壓力： M P aM P ap )(0 ??? C. 液壓泵流量計算 液壓泵向液壓缸輸入的最大流量為： 2 =,若取回路泄漏系數(shù) K=，則泵的流量：湖南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計說明書 2021 27q= =。 由于工進的工作流量取大值時 q=2 =,溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 2～ 3L/min,加之減壓閥工作時的正常泄出（一般為 ～ ），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/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 YB6/40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 32 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