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本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文）第34頁(yè) 共33頁(yè)
1 緒論
1.1 課題研究的目的和意義
據(jù)統(tǒng)計(jì)，國(guó)內(nèi)的轎車(chē)保有量2005年已達(dá)到900余萬(wàn)輛, 在現(xiàn)實(shí)生活中，轎車(chē)、吉普在路途上換胎一直是駕車(chē)者們一件頭痛的事，尤其是在酷熱的夏天和嚴(yán)寒而綿綿細(xì)雨的冬天，半個(gè)多時(shí)晨換下胎來(lái)，不僅身心勞累，且渾身油泥。隨著技術(shù)與經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，一種起重工具液壓千斤頂大量涌現(xiàn)于市場(chǎng)，其構(gòu)造簡(jiǎn)單、操作方便，修理汽車(chē)、拖拉機(jī)等可用它將車(chē)身頂起，方便修理。液壓千斤頂是根據(jù)帕斯卡原理工作，它由油箱、大小不同的兩個(gè)壓力油缸、單向閥等幾個(gè)部分組成。工作時(shí)，提起小活塞將油吸入小壓力油缸，當(dāng)壓下小活塞時(shí)將油液壓進(jìn)大壓力油缸。通過(guò)兩個(gè)單向閥門(mén)的控制，小活塞對(duì)油的壓強(qiáng)傳遞給大活塞，將重物頂起來(lái)。小活塞不斷地往復(fù)動(dòng)作，就可以把重物頂?shù)揭欢ǖ母叨取９ぷ魍戤?，打開(kāi)關(guān)截止閥，使大壓力油缸和油箱連通。這時(shí)，只要在大活塞上稍加壓力，大活塞即可下落，油回到油箱中去。
千斤頂分為機(jī)械千斤頂和液壓千斤頂兩種，原理各有不同。從原理上來(lái)說(shuō)，液壓千斤頂所基于的原理為帕斯卡原理，在比較小的活塞上面施加的壓力比較小，而大的活塞上施加的壓力也比較大，這樣能夠保持液體的靜止。通過(guò)液體的傳遞可以得到不同端上的不同的壓力，這樣就可以達(dá)到一個(gè)變換的目的。機(jī)械千斤頂采用機(jī)械原理，以往復(fù)扳動(dòng)手柄，拔爪即推動(dòng)棘輪間隙回轉(zhuǎn)，小傘齒輪帶動(dòng)大傘齒輪、使舉重螺桿旋轉(zhuǎn)，從而使升降套筒獲得起升或下降，而達(dá)到起重拉力的功能。但不如液壓千斤頂簡(jiǎn)易。
千斤頂采用液壓傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)：
(1)由于液壓傳動(dòng)是油管連接，所以借助油管的連接可以方便靈活地布置傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，這是比機(jī)械傳動(dòng)優(yōu)越的地方。
(2)液壓傳動(dòng)裝置的重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小。
(3)傳遞運(yùn)動(dòng)均勻平穩(wěn)，負(fù)載變化時(shí)速度較穩(wěn)定。
(4)液壓裝置易于實(shí)現(xiàn)過(guò)載保護(hù)——借助于設(shè)置溢流閥等，同時(shí)液壓件能自行潤(rùn)滑，因此使用壽命長(zhǎng)。
(5)液壓元件已實(shí)現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化，便于設(shè)計(jì)、制造和推廣使用。
隨著生活水平的發(fā)展，設(shè)計(jì)人性化的產(chǎn)品越來(lái)越受到人們的喜愛(ài)。電動(dòng)液壓千斤頂采用液壓傳動(dòng)，與機(jī)械手動(dòng)千斤頂相比，具有使用攜帶方便、運(yùn)行平穩(wěn)等優(yōu)點(diǎn)。目前液壓技術(shù)日趨完善且被應(yīng)用于各個(gè)領(lǐng)域，與液壓傳動(dòng)相關(guān)的產(chǎn)品成本也將逐漸降低，因此，低成本的電動(dòng)液壓千斤頂具有巨大的市場(chǎng)。
1.2 課題的國(guó)內(nèi)外發(fā)展研究現(xiàn)狀
自18世紀(jì)末英國(guó)制成世界上第一臺(tái)水壓機(jī)算起，液壓傳動(dòng)技術(shù)已有二三百年的歷史。直到20世紀(jì)30年代它才較普遍地用于起重機(jī)、機(jī)床及工程機(jī)械。在第二次世界大戰(zhàn)期間，由于戰(zhàn)爭(zhēng)需要，出現(xiàn)了由響應(yīng)迅速、精度高的液壓控制機(jī)構(gòu)所裝備的各種軍事武器。第二次世界大戰(zhàn)結(jié)束后，戰(zhàn)后液壓技術(shù)迅速轉(zhuǎn)向民用工業(yè)，液壓技術(shù)不斷應(yīng)用于各種自動(dòng)機(jī)及自動(dòng)生產(chǎn)線。
本世紀(jì)60年代以后，液壓技術(shù)隨著原子能、空間技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展而迅速發(fā)展。因此，液壓傳動(dòng)真正的發(fā)展也只是近三四十年的事。當(dāng)前液壓技術(shù)正向迅速、高壓、大功率、高效、低噪聲、經(jīng)久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。同時(shí)，新型液壓元件和液壓系統(tǒng)的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)(CAD)、計(jì)算機(jī)輔助測(cè)試(CAT)、計(jì)算機(jī)直接控制(CDC)、機(jī)電一體化技術(shù)、可靠性技術(shù)等方面也是當(dāng)前液壓傳動(dòng)及控制技術(shù)發(fā)展和研究的方向。
我國(guó)的液壓技術(shù)最初應(yīng)用于機(jī)床和鍛壓設(shè)備上，后來(lái)又用于拖拉機(jī)和工程機(jī)械?，F(xiàn)在，我國(guó)的液壓元件隨著從國(guó)外引進(jìn)一些液壓元件、生產(chǎn)技術(shù)以及進(jìn)行自行設(shè)計(jì)，現(xiàn)已形成了系列，并在各種機(jī)械設(shè)備上得到了廣泛的使用。
現(xiàn)在，液壓技術(shù)被廣泛應(yīng)用與各個(gè)領(lǐng)域，液壓千斤頂?shù)脑O(shè)計(jì)也越來(lái)越趨向人性化，目前，國(guó)內(nèi)外的千斤頂在性能滿(mǎn)足要求的同時(shí)，還要考慮千斤頂操作的靈活方便。根據(jù)實(shí)際需要，目前市場(chǎng)的千斤頂有YZ系列千斤頂、超薄型千斤頂、自鎖式千斤頂?shù)阮?lèi)型。千斤頂還分為電動(dòng)千斤頂和手動(dòng)千斤頂。電動(dòng)千斤頂一般以液壓系統(tǒng)為基礎(chǔ)進(jìn)行設(shè)計(jì)，具有頂起重量大、起升平穩(wěn)、操作方便等優(yōu)點(diǎn)。手動(dòng)千斤頂以螺紋千斤頂為代表，通過(guò)螺紋傳動(dòng)來(lái)頂起重物。
1.3 課題研究的主要內(nèi)容
（1）根據(jù)千斤頂?shù)脑O(shè)計(jì)電動(dòng)液壓千斤頂?shù)目傮w方案。
（2）根據(jù)工作情況設(shè)計(jì)液壓千斤頂?shù)木唧w結(jié)構(gòu)，確定主要零部件的參數(shù)，對(duì)千斤頂?shù)牧慵M(jìn)行強(qiáng)度檢驗(yàn)。
（3）繪制二維零件圖及總體裝配圖。
2 電動(dòng)液壓千斤頂概論
2.1 液壓千斤頂工作原理
圖2.1 液壓千斤頂工作原理圖
1—杠桿手柄 2—小油缸 3—小活塞 4，7—單向閥 5—吸油管 6，10—管道
8—大活塞 9—大油缸 11—截止閥 12—油箱
圖2.1是液壓千斤頂?shù)墓ぷ髟韴D。大油缸9和大活塞8組成舉升液壓缸。杠桿手柄1、小油缸2、小活塞3、單向閥4和7組成手動(dòng)液壓泵。如提起手柄使小活塞向上移動(dòng)，小活塞下端油腔容積增大，形成局部真空，這時(shí)單向閥4打開(kāi)，通過(guò)吸油管5從油箱12中吸油；用力壓下手柄，小活塞下移，小活塞下腔壓力升高，單向閥4關(guān)閉，單向閥7打開(kāi)，下腔的油液經(jīng)管道6輸入舉升油缸9的下腔，迫使大活塞8向上移動(dòng)，頂起重物。再次提起手柄吸油時(shí)，單向閥7自動(dòng)關(guān)閉，使油液不能倒流，從而保證了重物不會(huì)自行下落。不斷地往復(fù)扳動(dòng)手柄，就能不斷地把油液壓入舉升缸下腔，使重物逐漸地升起。如果打開(kāi)截止閥11，舉升缸下腔的油液通過(guò)管道10、截止閥11流回油箱，重物就向下移動(dòng)。這就是液壓千斤頂?shù)墓ぷ髟怼?
在本次設(shè)計(jì)中，為使液壓千斤頂?shù)牟僮鞲邮×?，將小活塞?qū)動(dòng)由手動(dòng)改為電動(dòng)，利用汽車(chē)點(diǎn)煙器上的電源，通過(guò)電機(jī)帶動(dòng)合適的偏心輪機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)活塞上下運(yùn)動(dòng)。
2.2 設(shè)計(jì)要求
本課題的設(shè)計(jì)要求
（1）設(shè)計(jì)一個(gè)兩級(jí)的液壓缸。
（2）千斤頂頂起的重量為1.0t。
（3）千斤頂?shù)捻斏叨葹?50mm。
（4）千斤頂?shù)尿?qū)動(dòng)電機(jī)要求電壓為12V直流電壓。
2.3 確定總體方案
2.3.1 液壓回路設(shè)計(jì)
圖2.2 液壓回路原理圖
根據(jù)液壓千斤頂工作原理圖2.1，結(jié)合本課題設(shè)計(jì)要求及布置情況，設(shè)計(jì)的液壓千斤頂液壓回路原理圖如圖2.2所示。圖中液壓泵擬采用單向柱塞泵，通過(guò)偏心輪驅(qū)動(dòng)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)，吸油行程柱塞泵通過(guò)單向閥2從油箱吸油，壓油行程中單向閥2關(guān)閉，單向閥1打開(kāi)，液壓油輸出到頂升液壓缸將負(fù)載頂起，頂升到所需位置時(shí)，切斷電機(jī)電源，柱塞泵停止運(yùn)動(dòng)，單向閥1和二位二通電磁閥都處于關(guān)閉位置，阻止了液壓油流回油箱，負(fù)載保持在所需位置不動(dòng)。當(dāng)負(fù)載需要放回時(shí)，只需操縱控制器上的相應(yīng)開(kāi)關(guān)，打開(kāi)二位二通電磁閥，油液便可流入油箱。為了防止電機(jī)及液壓系統(tǒng)過(guò)載損壞，在油路中設(shè)計(jì)了安全閥，當(dāng)出現(xiàn)管路堵塞或其它情況使油壓過(guò)大時(shí)，液壓油便打開(kāi)安全閥流回油箱。
2.3.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
本次設(shè)計(jì)的千斤頂結(jié)構(gòu)如圖2.3所示。
圖2.3 液壓千斤頂結(jié)構(gòu)圖
該電動(dòng)液壓千斤頂由12V直流電機(jī)、偏心輪機(jī)構(gòu)、柱塞缸、兩級(jí)頂升液壓缸和若干控制閥及操縱控制器等組成。大小活塞和兩級(jí)液壓缸體組成頂升液壓缸。工作時(shí)，將電源插頭插入汽車(chē)點(diǎn)煙器上插座，按下操縱控制器上的開(kāi)關(guān)，12V直流電機(jī)帶動(dòng)偏心輪機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)，當(dāng)電動(dòng)機(jī)偏心輪機(jī)構(gòu)使柱塞向右移動(dòng)時(shí)，柱塞下端油腔容積增大，形成局部真空，這時(shí)聯(lián)接油箱油路上的彈簧小球使油路相通，柱塞缸通過(guò)吸油管將液壓油吸入腔內(nèi)。柱塞左移時(shí)，柱塞下腔壓力升高，彈簧小球使油關(guān)閉，下腔的油液經(jīng)管道輸入頂升油缸的下腔，迫使大活塞向上移動(dòng)，頂起重物。柱塞再次右移時(shí)，與頂升液壓缸相連接的彈簧小球使大液壓缸的油口自動(dòng)關(guān)閉，使油液不能倒流，從而保證了重物不會(huì)自行下落。不斷地使柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)，就能不斷地把油液壓入頂升缸下腔，使重物逐漸地升起。如果打開(kāi)二位二通電磁閥，頂升缸下腔的油液通過(guò)管道、電磁閥流回油箱，重物就向下移動(dòng)。
2.3.3 底板油路設(shè)計(jì)
為了攜帶方便，千斤頂?shù)慕Y(jié)構(gòu)尺寸不能太大。在傳動(dòng)比一定的情況下，設(shè)計(jì)的柱塞缸的尺寸一般較小，若用管聯(lián)接，管的內(nèi)徑較小，管路的油壓損失較大。液壓油一般較稠，管的內(nèi)徑小使管路較易堵塞，影響千斤頂正常工作。采用底板油路不僅減少了許多管部件，以及管聯(lián)接方面的許多麻煩，簡(jiǎn)化了系統(tǒng)，同時(shí)也使油路的內(nèi)徑增大。設(shè)計(jì)的底板油路如圖2.4所示。
圖2.4 底板裝配圖
底板的設(shè)計(jì)過(guò)程中充分考慮了加工的可行性。柱塞桿向外運(yùn)動(dòng)時(shí)，柱塞缸內(nèi)的壓力變小，彈簧球1被頂開(kāi)，彈簧球2將油路封住，此時(shí)液壓油吸入液壓缸。柱塞桿下壓時(shí)，柱塞缸內(nèi)的壓力變大，彈簧球1將油路關(guān)閉，彈簧球2被頂開(kāi)，油液被壓入頂升液壓缸。當(dāng)負(fù)載需要放回時(shí)，將二位二通電磁閥打開(kāi)，液壓油便可進(jìn)入油箱。當(dāng)油路某處堵塞時(shí)，系統(tǒng)內(nèi)的油壓將增大，此時(shí)上端的安全閥彈簧被頂開(kāi)，油液通過(guò)安全閥流回油箱。
2.3.4 頂升液壓缸設(shè)計(jì)
頂升液壓缸設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)圖如圖2.5所示
圖2.5 頂升液壓缸結(jié)構(gòu)圖
為了減小液壓千斤頂?shù)耐庑纬叽?，便于攜帶，本次設(shè)計(jì)的頂升液壓缸采用兩級(jí)活塞驅(qū)動(dòng)。第一級(jí)液壓缸的活塞桿是第二級(jí)的缸筒，伸出時(shí)，可以獲得較長(zhǎng)的工作行程，縮回時(shí)可保持很小的結(jié)構(gòu)尺寸。第一級(jí)液壓缸缸體與缸底采用焊接，缸體與缸頭采用螺紋聯(lián)接。第二級(jí)活塞與活塞桿采用整體式?；钊c缸體間采用O形密封圈密封；為了使千斤頂使用安全方便，在活塞桿端部用螺紋件聯(lián)接了一個(gè)凹槽部件與轎車(chē)上相應(yīng)的凸起配合，支撐轎車(chē)。千斤頂在工作過(guò)程中，第一級(jí)活塞升到最高時(shí)，第二級(jí)開(kāi)始頂出，此時(shí)系統(tǒng)內(nèi)的壓力較第一級(jí)增大。
2.3.5 柱塞缸設(shè)計(jì)
柱塞缸結(jié)構(gòu)圖如圖2.6所示
圖2.6柱塞缸結(jié)構(gòu)圖
本次設(shè)計(jì)的柱塞缸由柱塞、彈簧、密封工作腔等組成，其工作原理是依靠密封工作腔容積大小交替變化來(lái)實(shí)現(xiàn)的，它是一種將機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換裝置，它為液壓系統(tǒng)提供具有一定壓力和流量的液體，是液壓系統(tǒng)的重要組成部分。其性能的好壞直接影響液壓系統(tǒng)工作的可靠性和穩(wěn)定性。柱塞桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生容積的變化配合相應(yīng)的單向閥進(jìn)行吸油和壓油。一般柱塞和缸體內(nèi)孔都是圓柱表面，容易得到高精度的配合，密封性較好，因此效率一般較高。
2.4 電動(dòng)液壓千斤頂使用注意事項(xiàng)
1) 使用前，應(yīng)將蓄電池充足電，以免電力不足。
2) 舉升汽車(chē)時(shí)，應(yīng)使發(fā)動(dòng)機(jī)熄火，將變速器置于空檔位置并拉緊手制動(dòng)。
3) 必要時(shí)，可以用發(fā)電機(jī)發(fā)電助力，此時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)工作，但一定要將變速器置于空檔，防止汽車(chē)移動(dòng)傷人。汽車(chē)舉起后，應(yīng)將發(fā)動(dòng)機(jī)立即熄火。
4) 在汽車(chē)底下工作時(shí)，必須把汽車(chē)用可靠的支撐物安全穩(wěn)妥地支撐住，以保證安。
3 參數(shù)確定
3.1 電機(jī)選擇
圖3.1 電機(jī)
根據(jù)系統(tǒng)的具體情況,參考有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)，確定系統(tǒng)壓力p＝12.5MPa,液壓缸的最大支撐重量F=1.010N
設(shè)定第二級(jí)液壓缸的上升速度v=0.005m/s
則根據(jù)公式
(3.1)
式中 d——液壓缸內(nèi)徑，mm；
p——系統(tǒng)工作壓力，MPa；
F——最大支撐重量 ，N。
取d＝32mm
此時(shí)液壓缸內(nèi)的壓力
流量
Q——系統(tǒng)的流量，。
此時(shí)液壓缸用來(lái)支撐重物的功率為
(3.2)
(3.3)
式中 ——電機(jī)的額定功率，W；
——機(jī)械損失，即由于摩擦而使功率的損失，本系統(tǒng)中近似認(rèn)為兩個(gè)液壓缸的效率相同，故用，一般＝0.9。本系統(tǒng)取0.9.
——容量損失 因內(nèi)泄漏、氣穴和油液在高壓下受壓縮而造成的流量上的損失，內(nèi)泄露是主要原因，本設(shè)計(jì)取=1。
帶入相關(guān)數(shù)據(jù)可得
取=70W
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)及網(wǎng)上相關(guān)資料查詢(xún)，選擇電機(jī)為12v直流、70W、n=30r/min。
驗(yàn)算電機(jī)是否滿(mǎn)足第一級(jí)的要求：
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)初步選擇第一級(jí)內(nèi)徑 d=50mm,則對(duì)應(yīng)的外徑取D=60mm。
第一級(jí)的上升平均速度為
(3.4)
式中 Q——系統(tǒng)的流量，；
d——液壓缸內(nèi)徑，mm；
——上升速度，m/s。
帶入數(shù)據(jù)可得
根據(jù)可得
(3.5)
式中 F——負(fù)載力，N；
——電機(jī)的額定功率，W；
——機(jī)械損失；
——容量損失。
滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，同時(shí)也說(shuō)明電機(jī)的選擇合理
此時(shí)系統(tǒng)的工作壓力
3.2 頂升液壓缸參數(shù)的確定
采用伸縮式套筒液壓缸，本課題設(shè)計(jì)要求伸縮量為150mm，所以采用二級(jí)液壓缸即可，該類(lèi)型的液壓缸運(yùn)動(dòng)時(shí)，其輸出速度和輸出力都是變化的，其原理圖如下
圖3.2 頂升液壓缸原理圖
3.2.1 液壓缸的輸出力
液壓缸的輸出力為頂起重物的重力，即負(fù)載力。根據(jù)本課題的要求，千斤頂要求頂起的重量為1.0t，即最大負(fù)載是F=。
3.2.2 液壓缸工作過(guò)程中的阻力
液壓缸工作中除了要克服負(fù)載力外，還受到慣性力、運(yùn)動(dòng)部件的摩擦阻力、運(yùn)動(dòng)部件的自重、回油背壓阻力等作用。本次設(shè)計(jì)利用液壓缸的效率來(lái)近似決定液壓缸各部件的尺寸,因此，對(duì)各阻力的大小等不再做詳細(xì)的研究。
3.2.3 液壓缸的輸出速度
單桿活塞式液壓缸和柱塞式液壓缸外伸時(shí)的速度
(3.6)
式中 v——活塞的外伸速度，m/s；
Q ——進(jìn)入液壓缸的流量，；
A ——活塞的作用面積，；
d ——活塞直徑，m。
第二級(jí)液壓缸的速度定為＝0.002m/s
由上述公式知：第一級(jí)液壓缸的速度為
3.2.4 液壓缸的上升時(shí)間
(3.7)
活塞桿伸出時(shí)
式中 t——液壓缸的作用時(shí)間，s；
V——液壓缸的容積，；
A——液壓缸的作用面積，；
s——液壓缸行程，m；
Q——進(jìn)入（或流出）液壓缸的流量，。
液壓缸上升時(shí)間為第一級(jí)和第二級(jí)的時(shí)間之和即
——第一級(jí)的運(yùn)動(dòng)時(shí)間，s；
——第二級(jí)的運(yùn)動(dòng)時(shí)間，s。
在本次設(shè)計(jì)中，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，定第一級(jí)的行程為＝90mm，第二級(jí)的行程為＝63mm。則
3.2.5 液壓缸的儲(chǔ)油量
液壓缸的儲(chǔ)油量
(3.8)
式中 V——液壓缸的儲(chǔ)油量，；
A——液壓缸的作用面積，；
s——液壓缸行程，m。
根據(jù)公式的液壓缸的儲(chǔ)油量為
3.2.6 液壓缸輸出功率
液壓缸的輸出功率
(3.9)
式中 N——液壓缸的輸出功率，W；
F——液壓缸的輸出力，N；
v——液壓缸的輸出速度，m/s。
液壓缸的最大輸出功率為
3.2.7 液壓缸缸筒厚度計(jì)算
本次設(shè)計(jì)中采用標(biāo)準(zhǔn)液壓缸外徑，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)知:第一級(jí)液壓缸的參數(shù)選為，。
參數(shù)表如表3.1所示
表3.1 工程機(jī)械用液壓缸外徑系列
缸徑
mm
液壓缸外徑 mm
缸徑
mm
液壓缸外徑 mm
P≤16
MPa
20
25
31.5
P≤16
MPa
20
25
31.5
40
50
63
80
90
100
50
60
76
95
108
121
50
60
76
95
108
121
54
63.5
83
102
114
127
54
63.5.
83
102
114
127
110
125
140
160
180
200
133
146
168
194
219
245
133
146
168
194
219
245
133
152
168
194
219
245
140
152
168
194
219
245
第二級(jí)按中等壁厚計(jì)算 當(dāng)時(shí)，液壓缸缸筒厚度，此時(shí)
(3.10)
式中 ——強(qiáng)度系數(shù)，對(duì)于無(wú)縫鋼管，＝1；
C——計(jì)入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標(biāo)準(zhǔn)厚度值。
——試驗(yàn)壓力，p<16MP時(shí)，＝1.5P MPa
3.2.8 液壓缸油口直徑的計(jì)算
液壓缸油口直徑應(yīng)根據(jù)活塞最高運(yùn)動(dòng)速度v和油口最高液流速度而定。本次設(shè)計(jì)中，最大速度不好確定，由電機(jī)帶動(dòng)的偏心輪的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，可選取平均速度的2倍代替。已知液壓缸的第二級(jí)平均速度為0.005m/s.即可取v =0.01m/s.管內(nèi)液體的流動(dòng)速度定為＝2m/s。
(3.11)
式中 ——液壓缸油口直徑，m；
d ——液壓缸直徑，m；
v ——液壓缸最大輸出速度，m/s；
——油口液流速度，m/s。
根據(jù)加工的需要，取油口直徑＝4mm
3.2.9 缸底厚度的計(jì)算
圖3.3 有孔平行缸底
本設(shè)計(jì)采用的是平行缸底,當(dāng)缸底有油口時(shí):
(3.12)
式中 h——缸底的厚度，mm；
d——液壓缸內(nèi)徑，mm；
——缸底油口直徑，mm；
——試驗(yàn)壓力，＝1.5P MPa；
[]——缸底材料的需用應(yīng)力，MPa。
根據(jù)上述公式
取d=10mm
3.3 吸油缸參數(shù)的計(jì)算
3.3.1 吸油缸速度計(jì)算
該液壓缸選擇柱塞式類(lèi)型，選定內(nèi)徑d=10mm。根據(jù)液壓缸的流量相同。即
(3.13)
式中 A——吸油缸的柱塞面積，；
——吸油缸的柱塞運(yùn)動(dòng)速度，m/s；
——起升液壓缸的第一級(jí)內(nèi)徑面積，；
——起升液壓缸的第一級(jí)的上升速度，m/s。
則
3.3.2 作用于吸油缸柱塞上的力
已知液壓系統(tǒng)中最大壓力為p=12.44MP,則作用于柱塞上的力
吸油缸的行程
系統(tǒng)的流量與柱塞的行程、柱塞的面積以及電機(jī)的轉(zhuǎn)速有關(guān)，其關(guān)系如下
式中 d——吸油缸的內(nèi)徑，mm；
h——柱塞的行程，mm；
n——電機(jī)的轉(zhuǎn)速，r/s；
Q——系統(tǒng)的流量，。
根據(jù)上述公式：
3.3.3 吸油缸壁厚的計(jì)算
按中等壁厚計(jì)算，當(dāng)時(shí)，吸油缸缸筒屬于中等壁厚，此時(shí)
式中 ——強(qiáng)度系數(shù)，對(duì)于無(wú)縫鋼管，＝1；
c——計(jì)入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標(biāo)準(zhǔn)厚度值。
帶入相關(guān)數(shù)值得：＝0.112＋c
?。?mm。
3.3.4 油口直徑的確定
液壓缸油口直徑應(yīng)根據(jù)活塞最高運(yùn)動(dòng)速度v和油口最高液流速度而定。本次設(shè)計(jì)中，最大速度不好確定，由電機(jī)帶動(dòng)的偏心輪的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，可選取平均速度的2倍代替。已知吸油缸的平均速度為0.08m/s.即可取v =0.16m/s.管內(nèi)液體的流動(dòng)速度定為＝2m/s.由油口的直徑計(jì)算公式
式中 ——吸油缸油口內(nèi)徑，m；
d ——吸油缸直徑，m；
v ——吸油缸最大輸出速度，m/s；
——油口液流速度，m/s。
取油口直徑＝4mm
3.3.5 缸底厚度的計(jì)算
本設(shè)計(jì)采用的是平行缸底,當(dāng)缸有油口時(shí)
式中 h——缸底的厚度，mm；
d——液壓缸內(nèi)徑，mm；
——試驗(yàn)壓力，＝1.5P. MPa；
[]——缸底材料的需用應(yīng)力，MPa。
根據(jù)上述公式
取d=3mm
3.4 油箱的設(shè)計(jì)
圖3.4 油箱
1—吸油管 2—網(wǎng)式濾油器 3—濾油網(wǎng) 4—通氣孔 5—回油管 6—頂蓋 7—油面指示器 8、10—隔板 9—放油塞
油箱容量的計(jì)算
油箱容量與系統(tǒng)的流量有關(guān)，一般容量可取最大流量的3-5倍。另外，油箱容量大小可從散熱角度去設(shè)計(jì)。
a) 系統(tǒng)發(fā)熱量計(jì)算 在液壓系統(tǒng)中，凡系統(tǒng)中的損失都變成熱能散發(fā)出來(lái)，在一個(gè)周期中，每一個(gè)工況其效率不同，因此損失也不同，在本次設(shè)計(jì)中，近似認(rèn)為每個(gè)工況的效率相同，一個(gè)周期發(fā)熱的功率計(jì)算公式為：
(3.14)
式中 H——一個(gè)周期的平均發(fā)熱功率，W；
T——一個(gè)周期時(shí)間，s；
——第i個(gè)工況的輸入功率，W；
——第i個(gè)工況的效率；
——第i個(gè)工況的持續(xù)時(shí)間，s。
b) 散熱量計(jì)算
當(dāng)忽略系統(tǒng)中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時(shí)，即系統(tǒng)的總發(fā)熱功率H全部由油箱散熱來(lái)考慮。這時(shí)油箱的散熱面積A的計(jì)算公式為
(3.16)
式中 A——油箱的散熱面積，；
H——油箱需要散熱的熱功率，W；
——油溫（一般以55考慮）與周?chē)h(huán)境溫度的溫差，；
K——散熱系數(shù)。與油箱周?chē)L(fēng)條件的好壞而不同，通風(fēng)很差時(shí)K＝8～9，良好時(shí)K=15～17.5，風(fēng)扇強(qiáng)行冷卻時(shí)K＝20～23，強(qiáng)迫水冷時(shí)110～175。
本次設(shè)計(jì)選擇K=9,此時(shí)散熱面積為：
0.0269
c 油箱容量的計(jì)算
設(shè)油箱的長(zhǎng)、寬、高比值為a:b:c=1:1:1 ,邊長(zhǎng)分別為at、bt、ct時(shí)，t的計(jì)算公式為
（3.17）
式中A——散熱面積，。
代入數(shù)據(jù)可得
則油箱的容積為V=389
由頂升液壓缸的容積為V=227知，油箱中油量一般為油箱的80％，因?yàn)楣手拖涞娜莘e可取為283，綜合油箱的其他形狀，取油箱的容積為400。
3.5 密封圈的選擇
根據(jù)系統(tǒng)壓力以及活塞的運(yùn)動(dòng)速度，本課題設(shè)計(jì)選擇O形橡膠密封圈，其有關(guān)圖形和尺寸公差如
時(shí)，。內(nèi)徑的公差為
時(shí)，。內(nèi)徑的公差為
如圖3.5所示
圖3.5 O形橡膠密封圈
相關(guān)參數(shù)如表3.2所示
表3.2 O形橡膠密封圈公差及尺寸
d1
d2
d1
d2
內(nèi)徑
公差
1.80
±
0.08
2.65
±
0.09
3.55
±
0.10
5.30
±
0.13
7.00
±
0.15
內(nèi)徑
公差
1.80
±
0.08
2.65
±
0.09
3.55
±
0.10
5.30
±
0.13
7.00
±
0.15
14.0
15.0
16.0
17.0
18.0
±0.17
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51.5
53.0
54.5
56.0
58.0
60.0
61.5
63.0
65.0
67.0
69.0
71.0
73.0
75.0
77.0
80.0
±
0.44
±
0.53
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19.0
20.0
21.2
22.4
23.5
25.0
25.8
26.5
28.0
30.0
±0.22
31.5
32.5
33.5
82.5
85.0
3.6 彈簧的設(shè)計(jì)
3.6.1 單向閥彈簧的設(shè)計(jì)
此設(shè)計(jì)要求彈簧充當(dāng)單向閥的作用，不需要彈簧有很大的彈性系數(shù)，但要求彈簧有一定的剛度，在外載荷的作用下，彈簧不能發(fā)生失效變形。設(shè)計(jì)如下
圖3.6 圓柱螺旋壓縮彈簧的結(jié)構(gòu)參數(shù)
根據(jù)公式
（3.18）
式中 P——彈簧負(fù)荷，MPa；
D——彈簧中徑，mm；
d——彈簧材料直徑，mm；
K——屈服系數(shù)，，其中為繞度比。
根據(jù)油口的直徑確定彈簧的外徑D= 3 mm， C=8,則d=0.375 mm，，K=0.937，取P=1N。
則<50MPa，滿(mǎn)足要求。
3.6.2 柱塞彈簧的設(shè)計(jì)
彈簧的材料選擇為彈簧鋼，彈簧的作用是將活塞桿推回，且推動(dòng)為橫向推動(dòng)，其推力初步定為P=1N，其切應(yīng)力根據(jù)相關(guān)資料查詢(xún)確定為100MPa，初步定繞度比C＝7。
由此初步確定彈簧材料直徑d
由知D=7d
式中P——彈簧負(fù)荷，N；
D——彈簧中徑，mm；
d——彈簧材料直徑，mm；
K——屈服系數(shù)，，其中為繞度比。
當(dāng)C=7時(shí)，K=0.932。
取d=0.4mm
則D=7d=2.8mm
彈簧的材料選擇為彈簧鋼，彈簧的作用是將活塞桿推回，且推動(dòng)為橫向推動(dòng)，其推力初步定為P=1N，其切應(yīng)力根據(jù)相關(guān)資料查詢(xún)確定為100MPa，初步定繞度比C＝7。
由此初步確定彈簧材料直徑d
由，知D=7d
式中 P——彈簧負(fù)荷，N；
D——彈簧中徑，mm；
d——彈簧材料直徑，mm；
K——屈服系數(shù)，，其中為繞度比。
當(dāng)C=7時(shí)，K=0.932。
取d=0.4mm
則D=7d=2.8mm
根據(jù)柱塞的設(shè)計(jì)要求知，柱塞的行程為10.2mm，所以彈簧的變形量F=10.2mm。
根據(jù)彈簧的變形量公式
mm （3.19）
式中 P——彈簧負(fù)荷，N；
D——彈簧中徑，mm；
d——彈簧材料直徑，mm；
n——彈簧有效圈數(shù)；
G——材料切變模量 ，MPa；
F——彈簧的變形量，mm。
查參數(shù)資料知
3.6.3 安全閥彈簧的設(shè)計(jì)
圖3.7 彈簧
安全閥彈簧的作用是限制系統(tǒng)的最大壓力，當(dāng)系統(tǒng)壓力超過(guò)一定壓力時(shí)，油液將安全閥彈簧頂開(kāi)，并通過(guò)安全閥流回油箱。安全閥彈簧選擇圓柱螺旋壓縮彈簧，其材料強(qiáng)度要求相對(duì)較高。從安全和實(shí)際工作角度考慮，安全閥能承受的最大的壓力要稍大于系統(tǒng)的最大壓力，但又不能超過(guò)最大壓力太多，否則達(dá)不到保護(hù)系統(tǒng)的作用。
系統(tǒng)的壓力為中壓，根據(jù)壓力選擇彈簧的材料為硅錳彈簧鋼，因?yàn)橄到y(tǒng)的最大壓力為12.44MPa，故取安全閥彈簧的最大承受壓力為15MPa，其切應(yīng)力根據(jù)相關(guān)資料查詢(xún)確定為100MPa，初步定繞度比C＝5。
由此初步確定彈簧材料直徑d
由知D=5d
故有
式中 P——彈簧負(fù)荷，N； ；
——安全閥溢流的最小壓力；
D——彈簧中徑，mm；
d——彈簧材料直徑，mm；
K——屈服系數(shù)，，其中為繞度比。
當(dāng)C=5時(shí)，K=0.915
彈簧的作用
取d= 1.8mm
則D=5d=9mm
3.7 鍵的選擇
本次設(shè)計(jì)選用的鍵為平鍵，其結(jié)構(gòu)圖如下
圖3.7 平鍵聯(lián)接的剖面和尺寸
4 技術(shù)要求
4.1 缸體技術(shù)要求
a) 缸體端部的聯(lián)接結(jié)構(gòu)采用焊接。如下圖
圖4.1 缸體
b) 缸體的材料
常采用20、35、45號(hào)無(wú)縫鋼管，因20號(hào)鋼機(jī)械性能略低，且不能調(diào)質(zhì)，應(yīng)用較少，當(dāng)缸筒與缸底，缸頭，管接頭或耳軸等件需焊接時(shí)，則應(yīng)采用焊接性能較好的35鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)。一般情況下，均采用45號(hào)鋼，并調(diào)質(zhì)到。
缸體毛坯液可采用鍛鋼、鑄鋼或鑄鐵件。鑄鋼可采用ZG35B等材料，鑄鐵可采用HT200-HT350間的幾個(gè)牌號(hào)或球墨鑄鐵。本次設(shè)計(jì)中考慮到千斤頂結(jié)構(gòu)要小巧，因此選擇的材料要較好才能滿(mǎn)足性能要求，故選擇45鋼。
c) 缸體的技術(shù)要求如下
1) 缸體內(nèi)徑采用H8配合。本次設(shè)計(jì)采用的粗糙度為Ra1.6，且均需珩磨。
圖4.2 耳環(huán)型、柱塞型缸體
2) 本次設(shè)計(jì)中缸體內(nèi)徑d的公差值可按9，10或11級(jí)精度選取，圓柱度公差值應(yīng)按8級(jí)精度選取
3) 缸體端面T的垂直度公差值按7級(jí)精度選取。
4) 缸體與缸頭采用螺紋聯(lián)接，螺紋取6級(jí)精度的公制螺紋。
5) 缸體帶有耳環(huán)或銷(xiāo)軸，孔徑或軸線的中心線對(duì)缸體內(nèi)孔軸線的垂直度公差值按9級(jí)精度選取。
6) 為了放置腐蝕和提高壽命，缸體內(nèi)表面應(yīng)鍍厚度為的鉻層。鍍后進(jìn)行珩磨或拋光。
4.2 缸蓋技術(shù)要求
a) 缸蓋的材料
液壓缸的缸蓋可選用35鋼，45號(hào)鍛鋼或ZG35，ZG45鑄鋼HT200,HT300,HT350鑄鐵等材料。本次選用的是45鋼。
b) 缸蓋的技術(shù)要求
直徑d(基本尺寸同缸徑)、（活塞桿的緩沖孔）、（基本尺寸同活塞桿密封圈外徑）的圓柱度公差值，按10級(jí)精度選取。、與d的同軸度公差值為0.03mm。端面A、B與直徑d軸心線的垂直度公差值，按7級(jí)精度選取。導(dǎo)向孔的表面粗糙度為Ra1.25。
圖4.3 缸蓋
5 強(qiáng)度校核
這里僅對(duì)主要零部件的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以及一些焊接部位的計(jì)算校核。只要校核缸體與缸底焊接處的強(qiáng)度、螺紋聯(lián)結(jié)處的強(qiáng)度、安全閥彈簧的強(qiáng)度等。
5.1 缸體與缸蓋焊接強(qiáng)度校核
缸蓋連接計(jì)算
液壓缸缸底采用對(duì)焊，圖如下
圖5.1 缸底對(duì)焊
焊縫的拉應(yīng)力為
（5.1）
式中 d——液壓缸直徑，mm；
——液壓缸外徑，mm；
——焊縫底徑，mm；
——焊接效率，通常?。?.7。
, 取
則a
式中 F——液壓缸輸出的最大推力，N；
在本次設(shè)計(jì)中最大壓力即為負(fù)載最大重力F=1.0N.
5.2 缸頭螺紋聯(lián)接處強(qiáng)度校核
缸體與缸蓋用螺紋聯(lián)接時(shí)，圖如下
圖5.2 螺紋聯(lián)接
剛體螺紋處的拉應(yīng)力為：
螺紋處的切應(yīng)力為：
（5.2）
合成應(yīng)力為：
（5.3）
式中 F——缸體螺紋處所受的壓力 N
在壓強(qiáng)最大時(shí)F最大，最大為1008N.
——液壓缸內(nèi)徑，mm；
——液壓缸外徑，mm；
——螺紋外徑，mm；
K——螺紋擰緊系數(shù)，靜載時(shí)，取K=1.25-1.5,動(dòng)載時(shí)取K=2.5-4.
——螺紋內(nèi)摩擦系數(shù)，一般?。?.12
——螺紋處的拉應(yīng)力，MPa；
——螺紋處的切應(yīng)力，MPa；
——合成應(yīng)力，MPa；
——螺紋材料的許用應(yīng)力，MPa；
——螺紋材料的屈服極限，MPa；
n ——安全系數(shù)，通常取n=1.5-2.5。
取K=2.5, =0.12, =80MPa將相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式知
拉應(yīng)力
切應(yīng)力
合成應(yīng)力
5.3 底座的校核
底座承受的是柱塞缸的橫向切應(yīng)力，其大小為
（5.4）
式中 ——橫向切應(yīng)力，MPa；
F——柱塞對(duì)底座的壓力，N；
h ——支座寬度，m；
b——支座長(zhǎng)度，m。
滿(mǎn)足要求
5.4 柱塞缸缸體校核
柱塞缸缸壁較薄，作用與缸體上的力較大，故需要校核，缸體受到的力為拉力，校核如下
式中 ——缸體橫向拉應(yīng)力，MPa；
F——缸體受到的橫向拉力，N；
——缸體外徑，m；
d——缸體內(nèi)徑，m。
滿(mǎn)足要求
結(jié)論
本次設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)一種體積小、高效率、穩(wěn)定性高的車(chē)用電動(dòng)液壓千斤頂。在參考了液壓傳動(dòng)方面的文獻(xiàn)，根據(jù)其工作原理完成了對(duì)千斤頂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和零件的計(jì)算校核。運(yùn)用CAD對(duì)千斤頂?shù)难b備圖和主要零件的繪制。
根據(jù)千斤頂?shù)墓ぷ髟砗驮O(shè)計(jì)要求 ，確定了千斤頂?shù)慕Y(jié)構(gòu)采用了凸輪機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)和底板油路的設(shè)計(jì)。在對(duì)底板油路進(jìn)行時(shí)設(shè)計(jì)時(shí)考慮到過(guò)載加入安全閥，保護(hù)了系統(tǒng)。通過(guò)對(duì)液壓系統(tǒng)的分析，確定該系統(tǒng)的工作壓力，結(jié)合設(shè)計(jì)的要求對(duì)電機(jī)進(jìn)行了選擇。根據(jù)設(shè)計(jì)要求計(jì)算確定了頂升缸和液壓缸的壁厚等參數(shù)并進(jìn)行了校核驗(yàn)算。通過(guò)查表選擇了密封圈和鍵。最后確定了缸體的材料和技術(shù)要求。
在此次設(shè)計(jì)過(guò)程中，不僅把大學(xué)四年所學(xué)到的理論知識(shí)很好的運(yùn)用到畢業(yè)設(shè)計(jì)中，而且培養(yǎng)了自己認(rèn)真思考的能力，并加強(qiáng)了和同學(xué)之間進(jìn)行探討和解決問(wèn)題的能力。
通過(guò)本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，培養(yǎng)我思考問(wèn)題和解決問(wèn)題的能力。對(duì)今后的工作將有很大的幫助，對(duì)一名即將踏入社會(huì)的大學(xué)生起到了很重要的指導(dǎo)作用。設(shè)計(jì)中一定存在不少問(wèn)題，請(qǐng)老師和同學(xué)批評(píng)指正。
致謝
光陰似箭，歲月如梭，四年的大學(xué)生涯轉(zhuǎn)瞬即逝。驀然回首，不論是大二做的金工實(shí)習(xí)，大三的課程設(shè)計(jì)還是大四的參觀實(shí)習(xí)，都是學(xué)校對(duì)我們走上社會(huì)之前的專(zhuān)業(yè)知識(shí)的考察。那么，這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)當(dāng)然就是對(duì)我們大學(xué)四年里所有所學(xué)所知的一次綜合考驗(yàn)。
完成這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我要感謝指導(dǎo)教師邱明老師，通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)他教會(huì)了我如何去設(shè)計(jì)，怎么去設(shè)計(jì)，以及在最初構(gòu)思時(shí)，應(yīng)該注意的各種問(wèn)題。是他對(duì)本人的精心指導(dǎo)，是他的耐心教導(dǎo)和積極督導(dǎo)，才使我能按時(shí)按量完成本畢業(yè)設(shè)計(jì)。我還要感謝進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)中期檢查的各位領(lǐng)導(dǎo)和機(jī)械工程系的其他老師，他們及時(shí)的給我指出了畢業(yè)設(shè)計(jì)當(dāng)中的不足，并且給予我很多完成設(shè)計(jì)的便利條件。
“三人行，必有我?guī)煛?。我還要特別感謝，我們同一個(gè)設(shè)計(jì)組的其他同學(xué)，他們給了我很多不錯(cuò)的建議。
在各位老師和同學(xué)的大力幫助下，才使我的畢業(yè)設(shè)計(jì)得以完成。最后，再次對(duì)他們給予我的幫助，表示衷心的感謝！并對(duì)論文審閱老師的辛勤勞動(dòng)表示敬意。
參 考 文 獻(xiàn)
[1] 周士昌. 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2003.
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南 京 理 工 大 學(xué) 紫 金 學(xué) 院
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文資料翻譯
系： 機(jī)械工程系
專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化
姓 名： 張躍
學(xué) 號(hào)： 060104201
(用外文寫(xiě))
外文出處： Advances in Engineering Software
40（2009）95—104
附 件：1.外文資料翻譯譯文2.外文原文。
指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)：
文獻(xiàn)翻譯基本符合科技論文語(yǔ)法習(xí)慣，語(yǔ)句較通順，用詞較簡(jiǎn)練。但還需注意專(zhuān)業(yè)詞匯的合理翻譯。整篇文章翻譯良好。
簽名：
年 月 日
注：請(qǐng)將該封面與附件裝訂成冊(cè)。
附件1：外文資料翻譯譯文
主軸平衡力和曲軸彎曲應(yīng)力的研究
關(guān)鍵詞：
平衡力 曲軸模型 平衡率 軸承負(fù)荷 彎曲應(yīng)力
摘要：
在這項(xiàng)研究中，使用了多體系統(tǒng)仿真程序ADAMS。研究同軸6缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)上平衡物的質(zhì)量和位置對(duì)主軸負(fù)荷和彎曲應(yīng)力的影響，在分析中，用剛性，梁和曲軸三維實(shí)體模型對(duì)主軸承負(fù)荷和三維實(shí)體模型進(jìn)行了比較，在平衡力的分析中使用了橫梁模型。平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，它們的平衡率認(rèn)為是0％，50％和100％。而且研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)，隨著最大主軸承負(fù)荷和彎曲應(yīng)力增加，平衡率的增加和平均主軸承平衡率隨負(fù)載隨之減少。兩種結(jié)構(gòu)都表現(xiàn)出同樣的趨勢(shì)。從軸承負(fù)載和網(wǎng)站彎曲應(yīng)力的表列中可以看出來(lái)，與慣性力的負(fù)荷相比氣體壓力對(duì)曲軸設(shè)計(jì)的影響更為顯著。
2007科學(xué)版權(quán)有
1 . 導(dǎo)言
新的內(nèi)燃機(jī)引擎必須具有很高的電力，燃油經(jīng)濟(jì)性好，體積小的發(fā)動(dòng)機(jī)，能減少對(duì)環(huán)境的污染。因此，引擎每個(gè)部分的整體性能和效果都需要仔細(xì)的調(diào)查改進(jìn)。內(nèi)燃機(jī)曲軸系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)作為主要負(fù)責(zé)為電力生產(chǎn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能有著重要的影響。
曲軸系統(tǒng)主要由活塞銷(xiāo)，活塞連接連桿，曲軸，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)阻尼器和飛輪構(gòu)成的。平衡物放置在每個(gè)曲柄的對(duì)面用來(lái)平衡旋轉(zhuǎn)慣性力。一般而言，平衡物的設(shè)計(jì)其平衡率為50％至100％。為了可承受最大值和平均主軸承載力，平衡物的質(zhì)量和他們的位置很重要。最大值和平均發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承載力取決于氣缸的壓力，平衡物的質(zhì)量，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和其他曲軸幾何參數(shù)。
對(duì)內(nèi)燃機(jī)曲軸的研究主要集中振動(dòng)和應(yīng)力分析上。盡管曲軸壓力分析可以查看文獻(xiàn)資料，但是沒(méi)有平衡物對(duì)主軸負(fù)載和曲軸壓力的影響這方面的研究文獻(xiàn)資料。夏普采用剛性模型研究了V - 8發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的平衡，優(yōu)化了平衡力來(lái)盡量減少主軸的承載負(fù)荷。斯坦利和塔拉扎采用剛性曲軸模型和理想通過(guò)研究獲得的4到6缸對(duì)稱(chēng)行發(fā)動(dòng)機(jī)的最高和平均主軸承的負(fù)荷，估算出理想的平衡物質(zhì)量，和在可接受范圍內(nèi)的最大負(fù)載所造成得影響。在用剛性曲軸模型分析平衡力時(shí)，如果不考慮對(duì)曲軸主軸承的彈性效應(yīng)會(huì)導(dǎo)致極大的錯(cuò)誤。因此，廣泛對(duì)平衡物在主軸負(fù)載和曲軸壓力所產(chǎn)生的影響的研究仍然是很重要的。
在這項(xiàng)研究中，對(duì)軸向六缸柴油機(jī)曲軸系統(tǒng)上的平衡物的位置和質(zhì)量進(jìn)行了研究。在對(duì)平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，其配重平衡率為0％，50％和100％的的主軸的承載負(fù)荷和曲軸彎曲應(yīng)力的最大值和平均值計(jì)算中，使用多體系統(tǒng)仿真程序， ADAMS/引擎，進(jìn)行了分析。模擬平均轉(zhuǎn)速在1000-2000范圍內(nèi)的發(fā)動(dòng)機(jī)。
2. 發(fā)動(dòng)機(jī)規(guī)格
表1給出直列6缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的規(guī)格。 9.0升發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸有8個(gè)平衡物在曲柄上1，2，5，6，7，8，11和12。用Pro / E繪制三維曲軸實(shí)體模型如圖1所示，圖中給出了曲軸的示意圖。表2中給出曲柄行程的性質(zhì)。表3給出曲柄的系統(tǒng)數(shù)據(jù)。
表1 發(fā)動(dòng)機(jī)規(guī)格
單位
9.0升發(fā)動(dòng)機(jī)
孔徑
mm
115
沖程
mm
144
氣缸軸向距離
Mm
134
峰值發(fā)射壓力
MPa
19
額定功率轉(zhuǎn)速
kw/rpm
295/2200
最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速
Nm/rpm
1600/1200-1700
主要雜志/針直徑
mm
95/81
點(diǎn)火順序
-
1-5-3-6-2-4
飛輪質(zhì)量
kg
47.84
飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
Kg mm2
1.57E+9
TV阻尼環(huán)的質(zhì)量
kg
4.94
TV damper housing質(zhì)量
kg
6.86
Moment of inertia of the ring
kg mm2
1.27E+9
Moment of inertia of the housing
Kg mm2
0.56E+9
表2 曲柄行程性質(zhì)
1
2
3
4
5
6
質(zhì)量（kg）
12.50
9.25
12.50
12.50
9.28
12.55
重心位置的曲柄旋轉(zhuǎn)軸(mm)
12.423
31.435
11.967
11.966
31.027
11.702
靜態(tài)不平衡(kg mm)
155.265
290.767
149.734
149.734
287.871
146.856
表3 曲軸系統(tǒng)數(shù)據(jù)
曲柄半徑（mm）
72
連桿長(zhǎng)度(ｍｍ)
239
質(zhì)量完全活塞(ｋｇ )
3.42
連桿往復(fù)質(zhì)量( ｋｇ )
0.92
往復(fù)式質(zhì)量（每個(gè)氣缸總） (ｋｇ )
4.32
連桿轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量（ ｋｇ ）
2.01
3. 曲軸系統(tǒng)建模
用ADAMS/發(fā)動(dòng)機(jī)，曲軸，可以建立四個(gè)不同的模型方式：剛性曲軸，扭靈活的曲軸，橫梁曲軸和曲軸三維實(shí)體。剛性曲軸模型主要用于獲取自由的力和力矩，來(lái)達(dá)到平衡的目的。扭靈活的曲軸模型用于研究扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。橫梁曲軸模型是代表扭轉(zhuǎn)和彎曲剛度曲軸，用梁模型可以計(jì)算出彎曲應(yīng)力。彈性曲軸三維實(shí)體模型，可使用額外的有限元程序。該過(guò)程是漫長(zhǎng)的而費(fèi)時(shí)，通常自由度以百萬(wàn)計(jì)的。為了簡(jiǎn)化有限元模型，我們使用模態(tài)疊加技術(shù)。彈性變形結(jié)構(gòu)是近似的線性組合可表現(xiàn)為模式如下：
U=∮q (1)
其中q是模態(tài)向量的坐標(biāo)和∮是形狀函數(shù)矩陣。
彈性體包含兩種類(lèi)型的節(jié)點(diǎn)，在多體仿真系統(tǒng)（MMS）結(jié)構(gòu)的邊界和焦點(diǎn)的交換處的接口節(jié)點(diǎn)，和內(nèi)部節(jié)點(diǎn)。在MSS中對(duì)彈性體的位置和彈性變形是由疊加法計(jì)算的。在ADAMS，是用以Craig–Bampton 方法為基礎(chǔ)的模態(tài)綜合技術(shù)。這種組件模式包含了靜態(tài)和動(dòng)態(tài)特性的結(jié)構(gòu)。這些模式的約束模式是通過(guò)給每個(gè)DOF一個(gè)位移而發(fā)生靜態(tài)變形，同時(shí)保持其他所有接口自由度固定，固定邊界是解決方案的特征值，我們用固定整個(gè)界面的自由度來(lái)解決這個(gè)問(wèn)題。模態(tài)在物理自由度和Craig–Bampton模式之間轉(zhuǎn)換，這種模型是通過(guò)他們的模態(tài)坐標(biāo)來(lái)描述：
式中的UB和U1分別代表著邊界自由度和內(nèi)部自由度的列向量，Ｉ﹑Ｏ分別表示恒等式和零矩陣，∮C表示在約束模式中物理位移的內(nèi)部自由度的矩陣，∮n表示在正常模式中物理位移的內(nèi)部自由度的矩陣，qc表示在約束模式中列向量的模態(tài)坐標(biāo)，qn表示在固定邊界的正常模式中列向量的模態(tài)坐標(biāo)，我們?yōu)榱四艿玫椒蛛x設(shè)置的模式，通常將約束模式和正常模式正交。
在MSC.Nastran利用模態(tài)疊加技術(shù)可以得到9.0升發(fā)動(dòng)機(jī)的彈性曲軸三維實(shí)體模型。首先，圖中所示是曲軸的三維實(shí)體模型，1是曲軸的有限元模型，特點(diǎn)是它有30萬(wàn)十節(jié)點(diǎn)四面體和5000000節(jié)點(diǎn)。曲軸的模態(tài)模式具有三十二個(gè)邊界自由度和十六個(gè)接口節(jié)點(diǎn)。從靜態(tài)分析中得到的模態(tài)模式與這些自由度相符合。
獲得柔性曲軸模型是通過(guò)模態(tài)綜合考慮了40個(gè)固定邊界正常模式。因此靈活曲軸模式的特點(diǎn)是它總共有72個(gè)自由度，這種模式出口到ADAMS/引擎和曲軸系統(tǒng)模型，如圖。
4. 曲軸系統(tǒng)和平衡力
在內(nèi)燃機(jī)里的作用力可以分為慣性力和壓力，而慣性力可以進(jìn)一步劃分為兩大類(lèi)：旋轉(zhuǎn)慣性力和往復(fù)式慣性力。每個(gè)氣缸的旋轉(zhuǎn)慣性力可以用下面的公式表示：
式中的mR 表示旋轉(zhuǎn)質(zhì)量其中包括了曲柄的質(zhì)量和旋轉(zhuǎn)連桿的部分質(zhì)量； rR從曲軸的旋轉(zhuǎn)中心到旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的重心的這段距離；W曲軸的角速度，h表示與TDC有關(guān)的曲柄行程的角位置。如果每個(gè)曲柄行程有兩個(gè)平衡力，每個(gè)平衡力的作用力由下式給出；
式中的yi,j表示偏移角；每個(gè)行程有兩個(gè)平衡力。“i”表示了平衡力的數(shù)目。我們要完成對(duì)平衡率的評(píng)估才能得到配重的大小。如下：
式中的UCW表示每個(gè)配重的靜態(tài)不平衡量；UCrank_throw表示每個(gè)曲柄行程的靜態(tài)不平衡量；mcr-r表示連桿轉(zhuǎn)動(dòng)部分的質(zhì)量;r表示曲柄半徑；K表示一對(duì)內(nèi)部旋轉(zhuǎn)力的不平衡率。下面這個(gè)公式表示在已知曲軸和平衡力大小情況下的平衡率：
對(duì)于一個(gè)軸向的六缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸，它的三對(duì)曲柄行程分布在對(duì)稱(chēng)軸中心的一百二十度處，旋轉(zhuǎn)力和一﹑二階往復(fù)力處于平衡狀態(tài)。這可以用一﹑二階的向量坐標(biāo)來(lái)解釋?zhuān)鐖D4所示。六缸曲軸產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)力和往復(fù)力相互平衡，但是這也導(dǎo)致了內(nèi)部彎矩的產(chǎn)生。高速運(yùn)轉(zhuǎn)，兩個(gè)相同的定向曲柄行程導(dǎo)致中心軸上產(chǎn)生一個(gè)旋轉(zhuǎn)載荷。氣缸的旋轉(zhuǎn)慣性力通常可以抵消部分曲軸對(duì)面的平衡力。一般來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)平衡物時(shí)平衡率在50%到100%之間。
附件2：外文原文