油桶搬运车的结构设计

1、大连交通大学2011届本科生毕业设计（论文）第二章 油桶搬运车设计参数及功能特点2.1 油桶搬运车设计参数油桶搬运车的基本设计参数：额定载荷：350kg最低高度：90mm最大起升高度：1200mm动力：液压系统2.2 油桶搬运车基本功能和设计特点第三章 油桶搬运车的方案设计3.1.3油桶搬运车的功能分析3.2 油桶搬运车的系统方案设计油桶搬运车主要由机架、液压系统、起升机构、夹具四部分组成。3.2.1油桶搬运车的机架方案设计油桶搬运车的车体是是整个油桶搬运车的支撑与运动机构，如图3-1。机架由立柱、底座、顶梁以及车轮组成一个框架，为了使系统稳定，底座要设计大些，因为底座需要支撑两个液压缸，所以

2、底座的宽度也要足够。为了使整机重量比较轻，使用6mm合金钢板才焊接拼成箱式底座与顶梁。因为立柱要起到约束提升架的作用，因此立柱使用热轧槽钢，这样制造工时和材料消耗少。车轮分为两组：定向轮与万向轮，两种车轮均为标准件，只需选择一定在和标准的零件，不需要校核计算。图3-1油桶搬运车的车架结构示意图3.2.3油桶搬运车的起升机构方案设计3.2.4油桶搬运车夹具的方案设计油桶搬运车的夹具包括抱夹和减速器两个部件组成。夹具的主要作用固定油桶，其结构布局如下图3-2所示。夹具主要由夹板与螺栓，螺母组成。由于在加紧油桶时，夹板会承受一定的拉伸变形，所以我选择3mm的45号钢钢板作为夹板。对螺栓螺母进行设计计

3、算。 图3-2油桶搬运车的夹具结构示意图 第四章 油桶搬运车的结构设计4.1 油桶搬运车的液压系统设计图4-1 油桶搬运车液压系统原理图1油箱 2吸油阀 3小液压缸 4压油阀 5大液压缸 6截止阀4.1.1油桶搬运车液压系统的工作原理在图4-1所示的液压系统原理示意图中，当液压缸3中的活塞杆向上移动，小液压缸下腔因容积增大而产生真空，油液从油箱1通过吸油阀2被吸入并充满小液压缸容积；当小液压缸的活塞下移，则刚才被吸入的油液通过压油阀4疏导大液压缸5的下腔，油液被压缩，压力立即升高。当油液的压力升高到能克服作用在大液压缸活塞上的负载所需的压力值时，活塞杆上的重物就随小液压缸的活塞杆下移时而同时上

4、升，此时吸油阀是关闭的。为了使活塞杆上的重物能从居高的位置放下，系统中专门设置了截止阀69。4.1.2 液压系统的结构设计液压缸主要由缸体、活塞、活塞杆和缸盖组成。为了对气缸体进行密封，所以在活塞外部，缸盖与缸体接触面和缸盖与活塞杆接触面之间都放有“O”型密封圈，并且在刚改顶端安装防尘圈，防止灰尘进入缸体内部。由于该设计中的活塞高度尺寸过大，因此在活塞杆外安装两个导向套对活塞起到导向的作用。为了以后便与维修与更换零件，缸体与缸盖之间采用螺纹连接。液压缸结构如图4-2图4-2 液压缸结构图4.1.3 液压系统的尺寸计算1、 大液压缸的设计计算（1）缸筒材料一般要求材料应有足够的强度和冲击韧性，对

5、焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。因此，我选择45号钢作为缸筒材料。（2）载荷计算原始数据提供的额定载荷重量为350kg，除了油桶本身的重量外，提升架、夹具与减速器均为所要提升的重物，所以设定所要提升的重量为400kg。由于链轮一端固定在机架上，另一端与重物连接，链轮与滚子链、重物之间相当于动滑轮机构。所以大活塞杆顶端所承受的重量是重物的2倍，即800kg。外作用力：N （4-1）式中： m所受重量,kg g重力加速度摩擦力： （4-2）式中： f摩擦系数惯性力：假设其活塞杆上升速度为0.1m/s, （4-3）故总负载力为： （4-4）（3）液压缸工作压力的选定根据负载力和下表的R在10000

6、20000N之间，所以选择系统压力为2.5MPa。表41 负载压力表负载（N）50000工作压力（MPa）0.8-11.5-22.5-33-44-55（4）液压缸体及活塞杆尺寸计算液压缸内径： （4-5）式中： P系统压力，MPa根据表21.6-210选取液压缸系列内径为80mm。活塞杆直径： （4-6）根据表21.6-210选取活塞杆系列直径为25mm。液压缸缸筒厚度：根据21.6-910，查得内径为80mm的液压缸缸筒外径D1为95mm，因此缸筒厚度： （4-7）对最终采用的缸筒壁厚应进行验算：1） 额定压力PN应低于一定极限值以保证工作安全 （4-8）式中： 缸筒材料屈服点，MPa，因为

7、缸筒材料为45号钢，所以=340MPa因为PN=2.5MPa，所以安全。2）额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即 （4-9） （4-10）因为，PN=2.5MPa20.4MPa，安全。式中： 缸筒完全塑性变形的压力3） 最后，还应验算缸筒的爆裂压力 （4-11）式中：缸筒材料的抗拉伸强度，MPa计算的值应远超于耐压试验压力 （4-12）因为，远大于，安全。缸筒与端部螺纹连接时，缸筒螺纹处的强度计算如下：螺纹处的拉应力： （4-13）式中： K拧紧螺纹的系数，K取1.5 d1螺纹底径，mm螺纹处的切应力： （4-14）式中： K1螺纹连接的摩擦因数，K1取0.

8、12 d0 螺纹外径，mm合成应力： （4-15）许用应力： （4-16）式中： ns安全系数，取ns=2.5因为合成应力=68.31MPa许用应力=136MPa，安全。液压缸行程：根据给定数据，提升高度为1200mm。由设计结构可知，液压缸行程为提升高度的一半，即为600mm。（5）活塞由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，他与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。液压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径与缸筒

9、内径同一致。根据我所选的密封形式，活塞的结构为整体活塞。因为活塞上有导向环，所以其材料选为为45号钢。（6）活塞杆1） 活塞杆的结构及材料为了增加活塞杆的抗弯能力，活塞杆选择材料为45号钢的实心活塞杆。2） 活塞杆的强度计算活塞杆在稳定工况下，只受轴向推力或拉力，可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算： （4-17）式中： 材料许用应力，取=400MPa所以安全。2、 小液压缸的设计计算（1） 缸筒材料一般要求材料应有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。因此，我选择45号钢作为缸筒材料。（2） 载荷计算 假设脚部对操作件施加的力为400N，而脚踏处到固定端

10、的距离是小液压缸活塞杆顶端的2.5倍，所以假设外部对小液压缸活塞杆顶部所施加的力为1000N。外作用力： 摩擦力： 式中： f摩擦系数惯性力： 故总负载力为： （3）液压缸体及活塞杆尺寸计算液压缸内径：根据连通器原理： （4-18）由此可得，液压缸内径： 根据表21.6-210，选取液压缸系列内径为40mm。活塞杆直径： 根据表21.6-210选取活塞杆系列直径为12mm。液压缸缸筒厚度：根据21.6-910查得内径为40mm的液压缸缸筒外径D1为50mm，因此缸筒厚度： （4-19）对最终采用的缸筒壁厚应进行验算：1） 额定压力PN应低于一定极限值以保证工作安全 （4-20）式中： 缸筒材料

11、屈服点，MPa，因为缸筒材料为45号钢，所以=340MPa因为PN=2.5MPa，所以安全。2） 额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即 （4-21） （4-22）因为，PN=2.5MPa26.52MPa，安全。式中： 缸筒完全塑性变形的压力3） 最后，还应验算缸筒的爆裂压力 （4-23）式中：缸筒材料的抗拉伸强度，MPa计算的值应远超于耐压试验压力MPa （4-24）因为，大于MPa，安全。缸筒与端部螺纹连接时，缸筒螺纹处的强度计算如下：螺纹处的拉应力： （4-25）式中： K拧紧螺纹的系数，K取1.5 螺纹底径，mm螺纹处的切应力： （4-26）式中： K

12、1螺纹连接的摩擦因数，K1取0.12 螺纹外径，mm合成应力： （4-27）许用应力：MPa （4-28）式中： ns安全系数，取ns=2.5因为合成应力=10.44MPa许用应力=136MPa，安全。液压缸行程：假设每次踩踏，重物可提升20mm，那么，大液压缸的活塞杆上升10mm。因为小液压缸内的行程与大液压缸的活塞杆上升高度的关系如下： （4-29）式中： r大液压缸内径半径，mm h大液压缸上升高度，mm 小液压缸内径半径，mm 小液压缸行程，mm。由此可得， 因此，小液压缸的行程为40mm。（4）活塞小液压缸的活塞材料采用45号钢，由于小液压缸活塞高度比大液压缸的活塞高的小，因此活塞上

13、没有导向环，但依旧为整体式活塞。（5）活塞杆1）活塞杆的结构及材料为了增加活塞杆的抗弯能力，活塞杆选择材料为45号钢的实心活塞杆。2）活塞杆的强度计算活塞杆在稳定工况下，只受轴向推力或拉力，可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算： （4-30）式中： 材料许用应力，取=400MPa所以安全。3、管道的设计计算该系统管道我选择牌号为YB231-7的10号钢冷拔无缝钢管。假设每次踩踏油桶升高20mm，大液压缸活塞杆升高10mm，流量q为： （4-31）当流速v=1m/s时，一般流量q=0.25*10-3m3/s，因此管道直径d为： 所以，取管道内径d为20mm。4、油箱的设计计算有

14、上述计算可得，大液压缸的行程为600mm，内径为80mm，小液压缸的行程为40mm，内径为40mm。那么，当重物升高到最高位置时，大小液压缸内储油油量： （4-32）此外，此时油管中也储存有一定的油量，而油管内径为20mm，则油管储油量为 （4-33）式中： d油管内径，mm l油路长度，mm则液压缸所需油量至少应为： （4-34）根据整体结构的设计，我所选的油箱内腔长度为170mm，宽度为160mm，因此油箱高度H： （4-35）式中： a油箱内腔长度，mm B油箱内腔宽度，mm因此我设计油箱高度为230mm。5、压缩弹簧设计计算 压缩弹簧套在小液压缸筒外，用来支撑升高踏板。在液压系统中起到

15、恢复升高踏板位置的作用，使小液压缸可以自动吸油。已知最大工作载荷Pn=1302N，工作行程h=40mm，弹簧内径，弹簧类别为II类弹簧（受到循环载荷作用次数N=103106），弹簧两端并紧并磨平，材料为碳素弹簧钢丝C级。当油桶搬运车不提升重物时，弹簧所受的载荷为最小工作载荷。即只升高提升架与夹具的部分。提升架与夹具的质量为：50kg，那么，大液压缸活塞杆顶部所受重量为100kg。此时，外作用力： 摩擦力： 式中： f摩擦系数惯性力： 故总负载力为： 根据连通器原理： 因此，小液压缸活塞杆顶部最小工作载荷为319N。所以，压缩弹簧最小工作载荷P1为319N。初算弹簧刚度： （4-36）因是II类

16、载荷，工作极限载荷Pj： （4-37）弹簧材料直径d：根据表11-2-1910选取弹簧材料直径为8mm。并从表中查到了弹簧的有关参数表4-2 8mm弹簧的有关参数有效圈数n： （4-38）按照表11-2-1010，取标准值n=5。.总圈数n1： （4-39）弹簧刚度： （4-40）工作极限载荷下的变形量Fj： （4-41）节距t： （4-42）自由高度H0： （4-43）取标准值H0=134mm。弹簧外径D2： （4-44）弹簧内径D1： （4-45）螺旋角 （4-46）展开长度L： （4-47）验算：最小载荷时的高度H1： （4-48）最小载荷时的高度Hn： （4-49）工作极限载荷时的高度

17、Hj： （4-50）实际工作行程h： （4-51）工作区范围： （4-52） 高径比b： （4-53）因此，不必进行稳定性验算。6、拉伸弹簧设计计算拉伸弹簧连接在大液压缸缸筒与截止阀踏板之间，使得在操作者松开踏板的同时，截止阀踏板受到拉伸弹簧的拉力，恢复原位，关闭截止阀。已知最大工作载荷Pn=1302N，最小工作载荷为P1=50N，工作行程h=115mm，弹簧外径，弹簧类别为II类弹簧（受到循环载荷作用次数N=103106），弹簧圆钩环压中心，材料为碳素弹簧钢丝C级。初算弹簧刚度： （4-1-54）工作极限载荷Pj： 考虑为是拉伸弹簧，应将表11-2-1910的Pj乘以0.8倍，为了直接查表，

18、改为Pn除以0.8。 （4-55）根据表11-2-1910选取弹簧材料直径为2.5mm。并从表中查到了弹簧的有关参数表4-3 2.5mm弹簧的有关参数有效圈数n： （4-56）按照表11-2-1010，取标准值n=70。.弹簧刚度： （4-57）最大载荷下的变形量F1： （4-58）最小载荷下的变形量Fn： （4-59）工作极限载荷下的变形量Fj： （4-60）弹簧外径D2： （4-61）弹簧内径D1： （4-62）自由高度H0： （4-63）最小载荷时的高度H1： （4-64）最小载荷时的高度Hn： （4-65）工作极限载荷时的高度Hj： （4-66）展开长度L： （4-67）验算：实际极限

19、变形量： （4-68）实际极限载荷： （4-69）4.2 油桶搬运车的减速器设计在油桶搬运车的结构中对于油桶的物料倾倒与翻转功能是由减速器来完成的。所以对于减速器重的齿轮与输入、输出轴的强度都有一定的要求。由于结构中输入轴与输出轴的方向为垂直的，因此我设计的减速器为一级直齿圆锥齿轮减速器。减速器结构图如下图4-3图4-3 减速器结构图4.2.1 减速机功率的计算假设减速器传动比i=3，小齿轮转速n1=130r/min，载荷重量为350kg，转速v=0.05m/s。有效功率Pw： （4-70）传动装置总效率：齿轮啮合效率 滚动轴承效率 输入功率Pr： （4-71）4.2.2 减速器齿轮设计计算1

20、、选材料由表11-4111，小齿轮、大齿轮均用45号钢，HB=230。.2、齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算公式为： （4-73）1） 弹性系数zE 由表13-611查得钢制齿轮副。2） 当量齿轮的节点区域系数由图13-311查得标准齿轮。3） 使用系数 由表13-711，4） 动载系数 暂定齿轮为7级精度，并估计锥齿轮大端分度圆圆周速度 v=0.2m/s，由图13-411查得 =15） 齿向载荷分布系数 由表13-811，6） 小齿轮上的工作转矩T1 （4-74）7） 齿宽系数 齿轮用切齿加工获得，取8） 许用接触应力 （4-75）接触疲劳极限由图12-711可得， 9） 齿数比 u

21、 减速传动u=i=310）计算小齿轮分度圆直径d1 齿轮圆周速度 实际圆周速度与估计圆周速度相近，动载系数选择合适。实际圆周速度也小于7级精度齿轮所允许圆周速度（），所选齿轮精度正确。3、确定齿轮参数与尺寸1） 分锥角、 2） 大、小齿轮齿数z1、z2大、小齿轮均为钢制并经调制处理，为了不产生根切，选择最少齿数。小齿轮的最少齿数： 因此，取z1=17大齿轮的齿数： 3） 模数m 按表13-211，取m=3mm。4） 分度圆直径 d1、d2，锥距R和齿宽b 4、齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算公式为 （4-76）1） 齿形系数 齿轮的当量齿数为： 由图13-511查得，2） 应力修正系数

22、由图13-711查得，3） 齿根许用弯曲应力 N/mm2 由图12-811查得弯曲疲劳极限基本值：，则 4） 计算 取=5） 模数 m 因实际采用模数（3mm）大于保证弯曲疲劳强度要求的模数（1.58mm）,故齿根弯曲疲劳强度足够。5、齿轮其它参数的计算齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿顶角： 齿根角： 根锥角： 顶锥角： 4.2.3轴的设计计算1、输入轴的设计计算（1） 估算轴的直径 （4-77）取 d=30mm。式中： d轴的直径，mm P轴传递的功率，kw n轴的转速，r/min A决定于材料的许用扭转剪应力的系数。通常A=110160，当材质好，弯矩较小、无冲

23、击和过载时取消之，反之取大值。（2） 求出作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图，同时将力简化到轴上。（见图4-4（a）1）转矩 T （4-78）2）圆周力 Ft （4-79）式中： d齿轮分度圆直径，mm3）径向力Fr （4-80）因为齿轮为直齿圆锥齿轮，所以4）轴向力Fa （4-81）（3） 求支座反力1）铅直面内的支座反力据，得 （4-82）据，得 （4-83）2）水平面内的支座反力据，得 （4-84） 据，得 （4-85）（3）做弯矩图1）铅直面内弯矩图MY图（图4-4（b）在C左边 （4-86）在C点右边 （4-87）2）水平面内弯矩MZ图（图4-4（c）在C点左边 （4-88）在

24、C点右边 （4-89）3）做合成弯矩图（图4-4（d）在C点左边 （4-90）在C点右边 （4-91）4）做转矩图（图4-4（e）T=135905）做当量弯矩图（图4-4（f）该轴频繁正反变化，取当量弯矩 在C点左边 在C点右边 在D点 6）按当量弯矩计算轴的直径由Mv图看出，C点的当量弯矩Mv最大。D点轴的断面尺寸较小。所以该轴危险断面是C点和D点。由45号钢（调制处理）查表13-112得，再由表13-212查得。计算C点轴的直径 （4-92）该值小于原设计该点处轴的直径26mm，安全。D点轴的直径 该值小于原设计该点轴的直径30mm，安全。（a）（b）MY（c）MZ（d）（e）T（g）图4

25、-4 输入轴的结构计算2、输出轴的设计计算（1） 估算轴的直径 取 d=45mm。式中： d轴的直径，mm P轴传递的功率，kw n轴的转速，r/min A决定于材料的许用扭转剪应力的系数。通常A=110160，当材质好，弯矩较小、无冲击和过载时取消之，反之取大值。（2） 求出作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图，同时将力简化到轴上。（见图4-5（a）1）转矩 T 2）圆周力 Ft 式中： d齿轮分度圆直径，mm3）径向力Fr 因为齿轮为直齿圆锥齿轮，所以4）轴向力Fa （3） 求支座反力1）铅直面内的支座反力据，得 （4-93） 据，得 （4-94）2）水平面内的支座反力据，得 （4-9

26、5） 据，得 （4-96）（3）做弯矩图1）铅直面内弯矩图MY图（图4-5（b）在A左边 （4-97）在A点右边 （4-98）2）水平面内弯矩MZ图（图4-5（c）在A点左边 （4-99）在A点右边 （4-100）3）做合成弯矩图（图4-5（d）在A点左边 （4-101）在C点右边 （4-102）4）做转矩图（图4-5（e）T=1407715）做当量弯矩图（图4-6（f）该轴频繁正反变化，取当量弯矩 在A点左边 在A点右边 6）按当量弯矩计算轴的直径由Mv图看出，C点的当量弯矩Mv最大。D点轴的断面尺寸较小。所以该轴危险断面是C点和D点。由45号钢（调制处理）查表13-112得，再由表13-2

27、12查得。计算C点轴的直径 （4-103）该值小于原设计该点处轴的直径45mm，安全。（a）（b）MY（c）MZ（d）（e）T（g）图4-5 输出轴的结构计算3、键的设计计算已知转矩T=40771，轴径d=35mm，齿轮轮毂长33mm，工作是受到轻微撞击。（1）键的材料、类型键的材料选用45钢，选择A型普通平键。（2）确定键的尺寸根据轴径d=38mm，齿轮轮毂长33mm，查表9-712确定键的尺寸为：宽b=10mm，高h=8mm，键长=25mm。（3）验算键的挤压强度键和轴的材料为钢，查表9-712，可知其许用挤压应力，键的计算长度为： 则 （4-104）安全。所以选键：键 GB1096-79

28、。4.3提升部件设计4.3.1滚子链的选择与校核滚子链在提升机构中起到连接机架与提升架的作用，因此对于其拉伸强度有着很高的要求。1、滚子链的结构滚子链一般由内链节、外链节和连接链节组成。内链节由两片内链板、两个套筒、和两个滚子组成。内链板孔与套筒过盈配合，以防止二者发生相对转动。外链节由两片外链板和两个销轴组成，销轴两端与外链板铆接以防松动。滚子链结构图如下图4-6。图4-6 滚子链结构图2、滚子链的选择假设滚子链需要提升的油桶与与提升架的质量为400kg，结构中有两条滚子链提升重物，因此每条滚子链提升的重物质量为200kg。所以每条滚子链受到的拉力为： 因此，我选择GB1243.1-83链号为06B的滚子链，其极限拉伸载荷Q=8900N。3、强度校核对于链速v0.6m/s的低速链传动，仅计算安全系数S判断链条的静力抗拉强度。 （4-105）式中： n链条排数； Q链条极限拉伸载荷，kN，查表15-1【2】,得Q=9.8kN KA工作情况系数，查表15-311，得KA=1.3 Ft有效切向力 （4-106）式中： p滚子链节距，m v链速，m/s 安全。4.3.2螺柱设计计算滚子链与机架