公交客车内摆式气动门操纵机构设计

公交客车内摆式气动门操纵机构 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 第 1 页 共 52 页 目录 工贸企业有限空间作业目录特种设备作业人员作业种类与目录特种设备作业人员目录1类医疗器械目录高值医用耗材参考目录 序言 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1 第一章 系统原理图的拟定 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2 1.1 门体传动机构选择 ……………………………………………………… 2 1.2 门泵类型选择 …………………………………………………………… 2 1.3 换向回路选择 …………………………………………………………….2 1.4 速度控制回路选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3 1.5 气动防夹系统 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4 1.6系统原理图绘制 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5 第二章 气动内摆门运动分析 ……………………………………………… 7 2.1 内摆门结构及工作原理 ………………………………………………… 7 2.2 内摆门的运动分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 8 2.2.1 气缸、摆臂的运动 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 8 2.2.2 转臂与门体的运动 „„„„„„„„„„„„„„„„„„ 10 2.3 内摆门各点位置确定 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 2.3.1 门轴中心C点与气缸转轴中心的相对位置 „„„„„„„„„11 2.3.2 转臂回转中心C、转臂与门体铰接点D及滚轮中心E相对位置 „11 第三章 内摆门传动机构设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„ 13 第 2 页 共 52 页 3.1 基本结构 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 13 3.2 确定已知参数 …………………………………………………………… 13 3.3 机构尺寸计算 ………………………………………………………… 14 3.3.1 机构连杆尺寸计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 15 3.3.2 滑块E处于两极限位置时的距离(滑块行程)EE′ „„„„„„ 16 3.3.3曲柄滑块机构的强度校核 „„„„„„„„„„„„„„„16 第四章 内摆门门泵的选型与计算 „„„„„„„„„„„„„„„ 18 4.1 产品分类、型号 ……………………………………………………… 18 4.1.1 产品分类 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 18 4.1.2 门泵按气动门在开启后所处的位置分类 „„„„„„„„„„ 18 4.1.3 产品型号的标记 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 „„„„„„„„„„„„„„„„„„ 18 4.1.4 产品型号标记示例 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 18 4.2 技术要求 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.2.1 工作环境 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.2.2 工作电压 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.3 安全性能 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.4 气缸的选型与计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.4.1 确定设计参数 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 20 4.4.2 气缸选择 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 20 4.4.3 气缸的尺寸计算与选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„ 21 4.4.4 气缸输出力计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 22 4.5 气缸型号选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 23 第 3 页 共 52 页 4.6 气缸耗气量计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 24 4.6.1 活塞杆外伸行程的耗气量 „„„„„„„„„„„„„„„„ 24 4.6.2 活塞杆内伸行程的耗气量 „„„„„„„„„„„„„„„ 25 4.7 缓冲性能计算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 25 4.7.1 气缸的平均速度和最大速度 „„„„„„„„„„„„„„„ 26 4.7.2 缓冲性能检验 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 26 第五章 控制元件的选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 27 5.1 各控制元件的合成有效截面积确定 ………………………………… 27 5.2 各控制元件的有效截面积和尺寸确定 „„„„„„„„„„„„„ 27 5.3 紧急阀的型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 28 第六章 气源装置选型 …………………………………………………… 29 6.1 气源装置的定义及组成 ………………………………………………… 29 6.2 空气压缩机选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 29 6.2.1 活塞式压缩机分类 „„„„„„„„„„„„„„„„„„ 30 6.2.2 确定空气压缩机的输出压力 „„„„„„„„„„„„„„„ 30 6.2.3 空气压缩机的吸入流量 „„„„„„„„„„„„„„„„„ 31 6.2.4 空气压缩机功率 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 31 6.2.5 选择空气压缩机型号 „„„„„„„„„„„„„„„„„„ 31 6.3 后冷却器选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 32 6.4 除油器、储气瓶及主管道过滤器选型 „„„„„„„„„„„„„ 35 第 4 页 共 52 页 6.4.1 除油器选型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 35 6.4.2 储气瓶选型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 35 6.4.3 空气过滤器选型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 36 6.5 系统性能验算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 37 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 38 致谢 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 39 公交客车气动门操纵机构设计 第 5 页 共 52 页 序言 气压传动与控制技术简称气动技术，是指以压缩空气为工作介质来进行能量与信号的传递，实现生产过程中机械化、自动化的一门技术，它是流体传动与控制学科的一个重要组成部分。从广义上看，气动技术范畴，除空气压缩机、空气净化器、气动马达、各类控制阀及辅助装置外，还包括真空发生装置、真空执行元件、以及各种气动工具等。 由于气动技术相对于机械传动、电传动及液压传动而言有许多突出优点，因而近年来发展十分迅速，在机械、纺织、化工、交通运输等各个部门已得到广泛的应用。 公交客车气动门用于乘客的上下车。气动门的优点是:结构简单，制造方便，成本低，过载能自动保护，操纵方便——只需驾驶员控制气源开关。气动门的开启和关闭可靠，它是以空气为工作介质，工作介质获得比较容易用后的空气排到大气中，处理方便，与液压传动相比不必设置回收的油箱和管道。与液压传动相比，气动门的动作迅速，反应快，维护简单并有防夹功能 。气动门的缺点是工作速度稳定性较差，工作噪声较大。 客车气动门按结构可分为折叠门、内摆门、外摆门等。近年来，随着城市公交的发展，公交用户所需求的城市客车已不再仅仅是满足运输客流的需要，城市客车造型更体现了一个城市的形象。所以，原先城市客车门所采用的折叠门由于其侧围外部占用空间大，上部又有较复杂的驱动机构， 占用车内空间较大并且不可避免地造成乘客上下车时有逆向行为而导致拥挤。因折叠门在结构上为平面直线构件，与车身侧围曲线不能吻合，X方向产生中断，影响车身造型的美观，所以折叠门已不能满足城市客车的设计要求。而内摆门具有开度大，有效通道宽，乘客上下车方便，快捷，驾驶员控制方便等优点。并且双扇内摆门前后两扇门上都能安装上下车扶手，便于乘客上下车时抓扶，不仅如此，内摆门的外形可以和侧围外形一致，不仅外形美观，还能避免客车行驶时由于气 第 6 页 共 52 页 动门内凹而形成空气涡流，减少风阻，降低油耗和噪声,这些优点使得内摆门目前是城 市客车较多采用的客车门系统。 第 7 页 共 52 页 第一章 系统原理图的拟定 本设计要求由气压传动系统控制门泵驱动门体作内摆式运动。满足在门体处于关闭锁紧位置时，门扇要与车身侧围弧度一致，在完全开启位置时门扇垂直于车身侧围面。并进行机构运动分析与系统性能验算。 1.1门体传动机构选择 本设计要求门体在关闭锁紧位置时，门扇要与车身侧围弧度一致，在完全开启位置时门扇垂直于车身侧围面，经调查研究采用曲柄滑块机构。 1.2门泵类型选择 门泵是以压缩空气或电为动力源，用于启闭客车气动门的一种控制执行装置。门体的开启和关闭是气缸左右两腔通过压缩空气推动活塞运动带动连杆机构运动实现的，因此可选择双作用单杆活塞缸。 1.3换向回路选择 气泵产生压缩空气经后冷却器，除油器净化后，经储气罐稳压后经空气过滤器进一步净化后通向紧急阀后通过电磁阀换向，这里选用二位五通电磁阀，图1-1 为二位五通电磁阀的图形符号。 第 8 页 共 52 页 图1-1 二位五通电磁阀图形符号 两位五通电磁阀具有1个进气孔P(接进气气源)、1个正动作出气孔A和1个反动作出气孔B(分别提供气缸一正一反动作的气源)、1个正动作排气孔T和1个反动作排1气孔T(安装消声器)。两位五通电磁阀一般为双电控(即双线圈)。两位五通双电控电磁2 阀动作原理:给正动作线圈通电，则正动作气路接通(正动作出气孔有气)，即使给正动作线圈断电后正动作气路仍然是接通的，将会一直维持到给反动作线圈通电为止。 给反动作线圈通电，则反动作气路接通(反动作出气孔有气)，即使给反动作线圈断电后反动作气路仍然是接通的，将会一直维持到给正动作线圈通电为止。这相当于“自锁”，这样可以保护电磁阀线圈不容易损坏。 1.4速度控制回路选择 双作用气缸的调速回路主要有进气节流和排气节流方法，如图1-2、图1-3所示。 图 1-2 双作用气缸的排气节流回路 第 9 页 共 52 页 图1-3双作用气缸的进气节流回路 一般多采用排气节流。进气节流回路由于进气流量小而排气流量大，进气腔压力上升缓慢，当进气和排气两腔压差达到刚好克服各种反力时，活塞就突然前进，使进气腔容积突然增大，进气腔压力下降，活塞就停止前进。气缸活塞这种“忽走忽停”的现象称为气缸的爬行，故较少采用这种调速方法。 1.5气动防夹系统 内摆式乘客门防夹系统的作用是当乘客门和车身外部门关闭过程中，遇到阻碍时，乘客门能够自动地打开。如何1-4 第 10 页 共 52 页 图1-4 1、低气压保护开关2、手拨开关3、电磁阀4、门泵气缸活塞杆5、断防夹开关6、压缩弹簧7、门泵气缸8、气动防夹系统9、防夹开关 其工作原理:关门时，门泵气缸内活塞杆(件4)向左移动，遇到阻碍物时，活塞杆受到向右作用力，门泵气缸右侧腔内压力增大，左侧腔内压力降低，当压力降低到一定数值时，气防夹系统中的压缩弹簧(件6)伸张，使防夹开关接通，电磁阀开门系统开始送气，乘客门被打开。 其中防夹系统的工作原理如图1-5 第 11 页 共 52 页 图1-5 1、电磁阀2、防夹开关3、低气压保护开关4、断防夹开关5、双复位开关 其原理为:当乘客门关闭过程中，遇到阻碍物时，乘客门防夹开关被接通，防夹系统开始起作用，开门系统的电路接通，电磁阀将向开门的气路中送气，使乘客门打开。 当乘客门接近关闭位置时，断防夹开关被打开，使防夹系统不起作用，这样就保证了乘客门关闭时，不能因为防夹开关被接通而使乘客门自动打开。 如果关门时门气路中气压较低，乘客门关闭的速度和作用力很小，不会对乘客造成伤害，这时低气压保护开关断开，防夹系统不起作用，从而使电磁阀不通电，以保护电磁阀。正常使用中，低气压保护开关设定的最低气压不小于0.2MPa。 气防夹机构中，当手拨开关拨到“开”的状态时，防夹开关接通，而低气压保护开关断开，防夹系统不起作用，从而使电磁阀不处于常通电状态，以保护电磁阀。 1.6系统原理图绘制 将上述所选定的机构与气压基本回路组合成气动门驱动系统，并根据需要作修改与调整，最后画出的气动门驱动原理图如图1-6 所示。 第 12 页 共 52 页 图1-6 气动门驱动原理图 1-空气压缩机 2-后冷却器 3-除油器 4-储气瓶 5-空气过滤器 6-紧急阀 7-二位五通电磁阀 8-单向节流阀 9-气缸 10-门轴 11-门体 12-滚轮 13-滑槽 第 13 页 共 52 页 第二章 气动内摆门运动分析 以单扇气动内摆门为例，介绍其结构和工作原理，并利用CAD作图法描绘各运动部件的运动轨迹，并确定内摆门各点位置。 2.1内摆门结构及工作原理 气动内摆门的结构如图 2-1 所示。气缸1通过转轴固定在门泵托板7上，门泵托板通过螺栓固定,在门体上方的侧围骨架上，气缸的活塞推杆与摆臂2在B点铰接，摆臂在C点通过花键配合与门轴3连接。门轴上端穿过门泵托板，与摆臂通过花键固定，下端通过轴承安装在踏步地板上，转臂4与门轴定，下端通过轴承安装在踏步地板上，转臂4与门轴通过螺栓固定为一体，转臂与门体5在D点铰接，E为门体上的滚轮，门体运动时滚轮在滑槽内滑动，滑槽固定在门泵托板的下方。 图2-1 内摆门结构简图 1-气缸 2-摆臂 3-门轴 4-转臂 5-门体 6-门框 7-门泵托板 8-上滑槽 9-上滑槽中心线 第 14 页 共 52 页 图2-2 电～气路工作原理图 1-二位五通电磁阀 2-紧急阀 3-气缸 4-单向节流阀 图 2-2 为气动内摆门最基本的电、气路工作原理图。其中紧急阀为2，又称手拨开关。在正常状态下，手拨开关处于“ 开”的状态，压缩空气由气源经过手拨开关通向二位五通电磁阀。当双向开关4的a点接通时，电磁阀右端线圈通电，压缩空气经电磁阀向气缸3右腔充气,气缸左腔残留的空气经电磁阀的排气口排出，压缩空气推动活塞向左运动，气动门打开;当双向开关4的b点接通时，电磁阀左端线圈通电，压缩空气经电磁阀向气缸左腔充气，气缸右腔残留的空气经电磁阀的排气口排出，压缩空气推动活塞向右运动，气动门关闭。当气路、电路出现故障时，将手拨开关拨到“关”的位置，气缸左、右腔的压缩空气都能通过电磁阀的排气口及手拨开关的排气口排出，可以实现气动门的手动打开、关闭。 2.2内摆门的运动分析 2.2.1气缸、摆臂的运动 第 15 页 共 52 页 气缸、摆臂的运动如图 2-3 所示。当闭合开关时，压缩空气推动气缸活塞左右移动，活塞推杆随之外伸或回缩，使摆臂绕C点摆动，带动门轴绕其中心C点转动。为避免运动干涉，气缸活塞在左右移动的同时，气缸本身还绕转轴转动。对摆臂推力f的方向沿推杆方向，而摆臂B点的瞬时运动V的方向垂直于摆臂方向，推力方向与运动方向夹角越小，运动所需的驱动力越小，运动就越轻便灵活。因此运动到中间位置B′时,V, 的方向应与f方向重合，即摆臂与推杆垂直，在极限位置B与B〞点，夹角也是越小越,好。 图2-3 气缸、摆臂运动轨迹 第 16 页 共 52 页 图2-4 转臂、门体运动示意图 2.2.2转臂与门体的运动 转臂与门体的运动如图 2-4 所示，气缸驱动摆臂绕C点摆动，带动门轴及转臂绕门轴中心C点转动，门体上的D点随转臂一起绕C点旋转，门体上各点随之运动。在门体运动过程中,E点始终在滑槽中滑动，保持Y向位置不变。由图 2-4 可以看出，当D点绕C点旋转角到D′时，门体上E点的运动，可看作该点随着D点位置的变化由E点平移到E′,, 同时该点绕D′反向旋转，由E′旋转至E〞，由于滑槽的限位作用,E〞与E在Y向上位置不变.E点的运动可以看作以上平移运动与旋转运动合成的结果。同样，门体上其它各点的运动也可看作是这两种运动的合成。由于E点随D点的运动由E平移到E′,E点的运动距离 ,,,EEEE′等于D点的运动距离DD′因此DD′的Y向距离也等于的Y向距离。 YddYee即 ,, (2-1) Ydd,Yee 第 17 页 共 52 页 又因为E〞与 E在Y向上位置不变,所以 ,,,, (2-2) Yee,Yee 由此可得 ,,,, (2-3) Ydd,Yee 令 , (2-4) ,,arctan(Xcd/Ycd)式中: —门体关闭时转臂回转中心C点和转臂与门体铰接点D之间的X向距离; Xcd —C点和D点之间的Y向距离。 Ycd 令 , (2-5) β,arctan(Xcd/Yde)式中: —D点与门体滚轮E点之间的X向距离; Xde —D点和E点之间的Y向距离。 Yde 由图可知 ,,,,,,, (2-6) Ydd,Ycd，Ycd,Lcdcosα，Lcdcos(180,α,α),Lcdcosα，Lcdcos(α，α)式中: —转臂回转中心C点和转臂与门体铰接点D之间的直线距离。 Lcd 同理，可以得出 ,,,,,,,,,,,,,,,,, Yee,Yde，Yde,Ldecosβ，Ldecos(180,β,β),Ldecosβ，Ldecos(β，β) (2-7) 式中: —转臂与门体铰接点D与门体滚轮E点之间的直线距离。 Lde 将式(2-6)、式(2-7)代入式(2-3)中，可得: ,,,, (2-8) Lcdcosα，Lcdcos(α，α),Ldecosβ，Ldecos(β，β)式(2-8)就是转臂、门体运动时，转角β与α的关系式， 第 18 页 共 52 页 ,,当，时，且 α,βXcd,XdeYcd,YdeLcd,Lde 此时。在这种情况下，当转臂随转轴转过一个角度时，铰接点D移到D′门体上α,β 各点随之平移的同时，还绕D′反向旋转相同的角度。 2.3内摆门各点位置确定 2.3.1门轴中心C点与气缸转轴中心的相对位置 由图 2-3 可以看出，C点与转轴中心的相对位置，影响驱动力方向和运动方向的夹角，越小，所需的驱动力越小，内摆门的运动越轻便灵活。在转到正中位置时，应,, 使，这样效果最好。C点和气缸转轴中心距门框内侧的距离不宜过大，否则门泵托,,0 板外形尺寸过大，影响上车通道的宽度和塔步深度。门轴及转臂在回转过程中，应保证不与侧围等其它件干涉，在满足此项要求的前提下，该距离越小越好。距离大概8,10mm。 2.3.2转臂回转中心C、转臂与门体铰接点D及滚轮中心E相对位置 (1)C点位置的初步确定 C点的Y向位置已确定。确定C点的X向位置应注意，要使C点与门框边缘基本对齐。C点太靠左，在转动过程中，门轴、转臂很可能与侧围密封立柱、门框干涉;C点太靠右，会占用气动门的空间，使门的开度、上车通道有效宽度降低。这里定C点X方向与门框对齐。下面对气动门完全打开后，各部点之间的相对位置进行分析。气动门完全打开后，门体与车身相对位置如图 2-5 所示。 第 19 页 共 52 页 图2-5 门打开后门体位置示意图 当气动门完全打开后，门体垂直于车身侧围，即门扇打开了90?，此时门轴转角等于90?，滚轮位于E′点，通道最宽，而且不会产生干涉现象。 (2)C、D、E各点相对位置的确定 由上可知，当车门打开90?时，滚轮位于E′点时，内摆门打开的效果最好，从式(2-7)可以得出，此时，。 Xcd,XdeYcd,Yde 当受到空间限制，门口尺寸较小时，可以适当加大的尺寸，使得门轴转角超过Xde 90?，以加大门口通道宽度，但应进行校核，确保不干涉。而且门轴转角越大，在极限位置角越大，所需驱动力也越大，影响门扇启闭的灵活性。, 第 20 页 共 52 页 第三章 内摆门传动机构设计 该传动机构简化为平面运动机构就是曲柄滑块机构，下面以NJC6110GK客车为例并结合上述内摆门运动分析来计算该传动机构的尺寸。 3.1基本结构 如图 3-1 是NJC6110GK客车内摆门结构简图，它由门轴、转臂、门框、密封胶条、门体和滚轮等组成，采用气控来实现门的关闭，门的关闭锁紧是依靠关闭压缩空气控制门的运动件来达到的。 图3-1 门体上端面俯视图 1-门轴 2-转臂 3-门框 4-密封胶条 5-门体 6-滚轮 3.2确定已知参数 第 21 页 共 52 页 在图 3-2、图 3-3中，研究并根据设计要求和车身侧围弧度并选定密封胶条后，可 以确定的参数有:=810,=50 ,=80 ,=100，=102,门轴直径为。由第二章LTLLTΦ38341 分析可知,。 L=L=50Lcd,Lde35 图3-2 门体上端面俯视图 第 22 页 共 52 页 图3-3 门体上沿端面俯视图 3.3机构尺寸计算 3.3.1机构连杆尺寸计算 使设计既要符合标准，又要使门扇要运动到图3-3所示的?位置，必须符合以下条 件:(参照图 2-5、图 3-2、图 3-3) A.?位置处，门扇超出车身侧围弧度部分尽量小 B(，，, (3-1) Lcd,LXcd,XdeYcd,YdeLcd,Lde1 22C(L，L,L，L,T，L，L (3-2) 35cd12 D.门体运动过程中不能碰门轴 A条件中，为美观起见，仅让密封胶条部分超出车身侧围最宽处，即图 3-2中，?位置处，门边密封胶条与门体弧度最宽处平齐。则有: 第 23 页 共 52 页 (3-3) T+T=L-L124 代入已知数据得 100+102=L-802 求得 =282 L(mm)2 由式(3-1)可得 (3-4) 2L=L-L12 代入数据,解得 =264 L(mm)1 将以上所得数值代入式(3-2) 22 (3-5) L，L,L，L,T，L，L35cd12得 22 810，50,50，Lcd,100，264，282解得 =282 (mm)Lcd 所以 (mm) Lde,Lcd,282 ,3.3.2滑块E处于两极限位置时的距离(滑块行程)EE 由上面的分析可知，当门打开到极限位置时，即门体垂直于车身侧围，此时门轴 转角为90?，因为转臂是通过螺栓与门轴固定在一起的，所以此时转臂也转过了90?。根 据图 3-3 ，可列出下式 ,, (3-6) EE,CE,CE 第 24 页 共 52 页 (mm) CE,2L,2，264,5281 又因为 22,,, (3-7) CE,2Lcd,Ycd , (3-8) Ycd,L，L,T,T,L1214代入数据可得 , (mm) Ycd,264所以 22, (mm) CE,2282,264,198所以滑块行程为 , (mm) EE,528,198,330 3.3.3曲柄滑块机构的强度校核 强度校核由公式: FN,,,,,, (3-9) maxA 公式中:-----机构最大抗拉强度Mpa ,max F-----拉力KN N A-------材料截面积 ------材料最大抗拉强度 , 常用材料的抗拉强度见表3-1 材料名称或牌屈服点 抗拉强度,b 伸长率 断面收缩率 第 25 页 共 52 页 号 , /MPa /MPa , (,) , (,) ??????Q235A 235 390 25,27 琰茞??Ü 35 314 530 20 28,45 45 353 598 16 30,40 40Cr 785 960 9 30,45 QT500-2 412 538 2 拉150 HT150 压637 弯330 表3-1 由公式和表中数据可验算曲柄机构的抗拉强度，满足要求 第 26 页 共 52 页 第四章 内摆门门泵的选型与计算 客车门泵的选择需遵循一定的标准，在QC/T 678-2001(客车气动门门泵标准)中规定了门泵的类型、工作条件，选择标准。 4.1产品分类、型号 4.1.1产品分类 (1)气动门泵(代号不标出):以压缩空气为动力源的门泵。 (2)电动门泵(代号D):以电为动力的门泵。 4.1.2门泵按气动门在开启后所处的位置分类 (1)外摆气动门门泵(代号W):气动门开启后摆移至车身外，其具车身有一定距离。 (2)内摆气动门门泵(代号N):气动门开启后，大部分摆移至车厢内。 (3)折叠气动门门泵(代号Z):气动门开启后至少有两扇气动门胶接折叠在一起。 (4)滑移气动门门泵(代号H):气动门开启后贴于车身外或藏于车身夹层中。 4.1.3产品型号的标记方法 第 27 页 共 52 页 4.1.4产品型号标记示例 4.2技术要求 4.2.1工作环境 (1)温度:-40?,65?。 (2)相对湿度不大于90, 4.2.2工作电压 (1)气动门泵额定工作气压为0.7MPa，工作气压范围为0.4MPa,0.8MPa。 (2)电动门泵标称电压为12V或24V，工作电压范围分别为11V,15V,或22V,30V 第 28 页 共 52 页 4.3安全性能 (1)门泵系统应符合GB 13094-1997中4.4.4.1的规定，保证气动门 锁止可靠，在客车行驶中，不允许气动门自行开启。 (2)除折叠式气动门外，门泵系统应符合GB 13094-1997中4.4.4.4的规定，气动门在任何情况下，启闭时应缓速，并使乘客不会被气动门伤害或夹住。在启闭过程中遇到障碍物，气动门应能停止关闭或自动开启。气动门泵夹紧力应不大于150N，电动门泵夹紧力应不大于250N。 (3)门泵系统应符合GB 7258-1997中10.5.2规定，客车静止或发生故障时，在车内或车外能手动操纵紧急开启装置，在紧急开启装置动作后，气动门能被立即打开。 4.4气缸的选型与计算 4.4.1确定设计参数 NJC611OGK客车门泵设计参数: (1)工作压力 P=0.7MPa (2)气缸往复运动时间 推出 t,2(s)s 缩回 t,1.6(s)l (3)气缸行程 L=100(mm) (4)负载工作力 W=980(N) (5)气缸活塞运动方向 水平方向 4.4.2气缸选择标准 第 29 页 共 52 页 根据机械设计手册规定，气缸应选择标准气缸，其次才考虑自行设计选择，一般遵 循表 4-1。 表 4-1 气缸的选择依据 考虑因素 内容 安装形式由安装位置、使用目的等因素决定。在一般场合下， 多用固定式安装方式:轴向支座(MS式)前法兰(MF式)、11安装形式 后法兰(MF式)等;在要求活塞直线往复运动的同时又要缸体2 作较大圆弧摆动时，可选用尾部耳轴(MP或MP式)和中间42 轴销(MT式)等安装方式;如需要在回转中输出直线往复运动，4 可采用回转气缸。有特殊要求时，可选用特殊气缸。 根据工作机构所需力的大小，考虑气缸载荷率确定活塞杆上 的推力和拉力，从而确定气缸内径， 输出力 气缸由于其工作压力较小(0.4,0.6MPa)，其输出力不会很 大，一般在10000N(不超过20000N)左右，输出力过大其体积 (直径)会太大，因此在气动设备上应尽量采用扩力机构，以减 小气缸的尺寸。 气缸(活塞)行程与其使用场合及工作机构的行程比有关。气缸行程 多数情况下不应使用满行程，以免活塞与缸盖相碰撞，尤其用来 夹紧等机构，为保证夹紧效果，必须按计算行程多加10,20mm 的行程余量。 第 30 页 共 52 页 气缸的运动速度主要由所驱动的工作机构的需要来决定，要 求速度缓慢、平稳时，宜采用气液阻尼缸或采用节流调速。节流 运动速度 调速的方式有:水平安装推力载荷推荐用排气节流;垂直安装升 举载荷推荐用进气节流;具体回路见基本回路一节。用缓冲气缸 可使缸在行程终点不发生冲击现象，通常缓冲气缸在阻力载荷且 速度不高时，缓冲效果才明显。如果速度高，行程终端往往会产 生冲击。 4.4.3气缸的尺寸计算与选择 由气动气缸技术标准(JB/T 5923-1997)可知此类气缸运动速度范围为50,50mm/s，查气动手册根据表 4-2并结合负载率范围0.3,0.7，可取负载率。 ,,50% 表 4-2 气缸的运动状态与负载率 由气缸负载率公式 F (4-1) α,，100%F0 式中: F—气缸活塞杆受到的轴向负载力(N); F—气缸的理论输出力(N)。 0 代入数据得 980 0.5,F0 解得 第 31 页 共 52 页 =1960 (N) F0 普通双作用气缸的理论推力为 ,2 (4-2) F,DP04式中: —气缸内径(mm); D —气缸工作压力( MPa )。 P 代入数据得 ,2 1960,D，0.74解得 =59.72 (mm) D 根据 GB/T 2348-1993 气缸内径标准，将上述结果圆整成标准缸径为63mm。 查气动手册可知，活塞杆外径选择遵循表 4-3 表 4-3 常用中小型气缸尺寸参数(mm) 从表 4-3 可选得活塞杆外径 =20 mm d 4.4.4气缸输出力计算 气缸无杆腔有效作用面积为 第 32 页 共 52 页 ,2 (4-3) AD,14 将D=63mm代入，计算得 2 A,31.2cm1 气缸有杆腔有效作用面积为 ,22 (4-4) A,(D,d)24 代入已知数据得 2 A,28.1cm2 (1)计算气缸理论输出力 理论拉力公式 π22 (4-5) F,(D-d)P04 代入数据计算出 π22 (N) F,(63,20)，0.7,196104 (2)计算气缸实际输出力 气缸未加负载时实际所能输出的轴向力，受到气缸活塞和活塞杆本身摩擦力影响， ηη用气缸效率表示，如图 4-1气缸效率曲线所示，气缸效率与气缸的缸径D和工作压力 ηP有关，缸径增大，工作压力增大，则气缸效率增加，在气缸缸径增大时，在同样的加工 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 条件下、气缸结构条件下，活塞运动的摩擦力在气缸的理论输出力中所占的比例明显减少了，即效率提高了，一般气缸的效率在0.7,0.95范围之间。 第 33 页 共 52 页 图 4-1 气缸效率曲线 这里取 ,,0.85 实际输出推力为 ,2 , (4-6) FDP,e4代入数据求得 =1853 (N) Fe 实际输出拉力为 π22 (4-7) F,(D,d)Pηe4代入数据求得 F=1667 (N) e 4.5气缸型号选择 根据以上计算结果，结合气缸产品样本选用 QGS系列气缸(,32-,320mm) 型号: NMB — QGS 63×100 NMB—内摆门气缸 QG—气缸 第 34 页 共 52 页 63×100—缸径×行程 技术参数: 工作压力 P=0.7MPa 气缸往 复运动时间 推出 t,2(s)s 缩回 t,1.6(s)l 气缸行程 L=100(mm) 负载工作力 W=980(N) 气缸活塞运动方向 水平方向 安装方法: 尾部单耳环安装 4.6气缸耗气量计算 气缸的耗气量通常用自由空气耗气量表示，对于单杆双作用气缸，全程往复一次的 自由空气耗气量包括活塞杆外伸行程耗气量和活塞内缩回程耗气量两部分。下面分别计 算这两部分。 4.6.1活塞杆外伸行程的耗气量 0.1013,P，2310 (4-8) q,DL，140.1013式中 —自由空气耗气量(L); q D—缸径(mm); L —行程(mm); P —工作压力(MPa)。 代入数据得 23.14，0.0630.7，0.10133 (L) q,，0.1，10,2.46140.1013 第 35 页 共 52 页 4.6.2活塞杆内缩行程的耗气量 0.1013πP，223 ()10 (4-9) q,D,dL，240.1013 代入数据得: 223.14，(0.063,0.02)0.7，0.10133 (L) q,，0.1，10,2.22240.1013 考虑到换向阀至气缸之间的管道容积在气缸每次动作时要消耗空气，而且管道系统有泄漏损失，故实际耗气量比上述两项之和要大。 qH 即 (4-10) q,K(q，q)H12 取系数=1.3 K 即 (L) q,1.3(2.46，2.22),6.084H 4.7缓冲性能计算 为防止气缸活塞运动到行程终端位置时撞击缸盖，气缸内部必须采用缓冲装置，通常缸径小于16mm的气缸采用弹性缓冲垫，缸径大于16mm的气缸采用气垫缓冲结构。计算得出缸径为63mm,故采用气垫缓冲结构。 图 4-2 为气缸的缓冲结构，它由缓冲柱塞、节流阀和缓冲腔室等构成，气垫缓冲的工作原理是，在活塞高速向右运动时，活塞右腔的空气经缸盖柱塞孔和进排气口排向大气。在气缸活塞杆行程进入终端前，缓冲柱塞依靠缓冲密封圈将缸盖柱塞孔堵住，于是，封闭在活塞和缸盖之间环形腔室内的空气只能通过节流阀排向大气。由于节流阀流通面积很小，环形腔室内的空气在运动活塞的压缩下背压升高形成气垫作用，迫使活塞迅速减速，最后停下来。改变节流阀的开度，就可以调节缓冲速度。从缓冲柱塞封闭柱 第 36 页 共 52 页 塞孔起，到活塞停下来为止，活塞所走的行程称为缓冲行程。缓冲装置就是利用形成的气垫和节流阻尼来吸收活塞运动产生的能量，达到缓冲的目的。 图 4-2 缓冲结构 1-缓冲柱塞 2-活塞 3-缓冲腔室 4-缓冲密封圈 5-节流阀 4.7.1气缸的平均速度和最大速度 L (mm/s) V,,100/1.2,83t L (mm/s) V,,100/0.8，1.2,104.2max0.8t 式中系数0.8是由气缸工作时的实验数据得到的平均值，它随气缸的具体工作情况而异，一般在0.7,0.9之间。 4.7.2缓冲性能检验 查气动手册由图 4-3 可知气缸的最大速度104.2mm/s和负载质量100kg的交点处在直径标注线左边，其动能低于允许吸收能量，故可以使用。 第 37 页 共 52 页 图 4-3 气缸负载质量和最大速度关系 第 38 页 共 52 页 第五章 控制元件的选择 5.1各控制元件的合成有效截面积确定 有效截面积公式为 VV200 S.K.α (5-1) (mm),52,52(1，2)tt 2式中 —气缸排气侧容积; V(mm)0 —活塞单行程运动时间(s) t —随气缸负载率变化的系数 K,K,1，2α 代入上式 2,33.14，6.3，100，102 S,5.2(1，2，0.5),1.6(mm)4，2 根据以上计算结果，可由产品样本中选定型号。 5.2各控制元件的有效截面积和尺寸确定 为满足气缸活塞运动而求出的合成有效截面积，是由单向节流阀(速度控制阀)、二位五通电磁阀(方向控制阀)、消声器的各个有效截面积组合而成。在选择各控制元件有效截面积时，要在规格表中选择接近于计算得出的合成有效截面积的两倍左右，并选定接口尺寸和型号，这可由生产厂的产品样本查得。 2表 5-1 方向控制阀的有效截面积(mm) 第 39 页 共 52 页 2表 5-2 单向节流阀的有效截面积(mm) 2表 5-3 消声器的有效截面积(mm) 对照表 5-1、表 5-2 、表5-3并结合产品样本选定控制阀的型号和尺寸如下 (1)二位五通电磁阀 型号规格: (直动式) Q25DC,62 技术参数: 公称通径 6mm 2有效截面积 ,5mm 换向时间 t,0.04s 第 40 页 共 52 页 工作电压 DC:24V 工作压力范围 0.2,0.8MPa (2)单向节流阀 型号规格: QLA—L3 技术参数: 公称通径 3mm 2有效截面积 4 (mm) 工作压力范围 0.05—0.8MPa 开启压力0.05MPa , (3)消声器 型号规格: 膨胀干涉吸收型—L6A型 2技术参数: 有效截面积 10 (mm) 验算这些元件实际使用时的合成有效截面积，公式为 1111 (5-2) ,，，2222SS1S2S3代入数据 1111,，， 2222S4510解得 2=2.98 (mm)S 2可见其合成值稍大于要求的1.6，可以使用。 (mm) 5.3紧急阀选型 紧急阀(手拨开关)为二位三通阀(常闭式)，控制方式为手动直动式，当紧急阀 在工作时，手拨开关处于“开”的位置，进气腔与工作腔相通，压缩空气经紧急阀通向 第 41 页 共 52 页 二位五通电磁阀，流向气缸。当电、气路出现故障时，将手拨开关拨向“关”的位置，此时进气腔与工作腔不通，而工作腔与排气腔相通，气缸左右腔的压缩空气都能通过电磁阀的排气口及手拨开关的排气口排出，此时可以实现气动门的手动打开与关闭。 对照表 5-1 并结合产品样本选定紧急阀的型号如下 型号规格: Q23S—L8 R5 技术参数: 公称通径8mm 工作压力范围0,8MPa 2有效截面积 ,4mm 操作力 ,30N 第 42 页 共 52 页 第六章 气源装置选型 6.1气源装置的定义及组成 气源装置是用来产生具有足够压力和流量的压缩空气并将其净化，处理及储存的一套装置。它主要由空气压缩机、后冷却器、除油器、储气瓶、空气过滤器组成。 (1)空气压缩机 空气压缩机是将机械能转变为气体压力能的装置，是气动系统的动力源，一般有活塞式、膜片式、叶片式、螺杆式等几种类型。其中，气压系统最常用的机型为活塞式压缩机。在选择空气压缩机时，其额定压力应等于或略高于所需的工作压力，其流量等于系统设备最大耗气量并考虑管道泄漏等因素。 (2)后冷却器 后冷却器安装在压缩机出口管道上，将压缩机排出的压缩气体温度由140,170?降至40,50?，使其中水汽、油雾气凝结成水滴和油滴，以便经除油器析出。 后冷却器一般采用水冷换热装置，其结构形式有列管式、散热片式、套管式、蛇管式和板式等。其中，蛇管式冷却器最为常用。 (3)除油器 除油器的作用是分离压缩空气中的凝聚的水分和油分等杂质，使压缩空气得到初步净化，其结构形式有环形回转式、撞击折回式、离心旋转式和水浴式等。 (4)储气瓶 储气瓶主要用来调节气流，减少输出气流的压力脉动，使输出气流具有流量连续性和气压稳定性。 (5)空气过滤器 空气过滤器的作用是滤除压缩空气的水分、油滴及杂质，以达到气动系统所要求的净化程度。 6.2空气压缩机选择 第 43 页 共 52 页 根据不同的结构形式，压缩机可分为容积式压缩机和动力式压缩机两大类，如图6-1所示。 图 6-1 压缩机结构形式分类 在各种不同结构形式的压缩机中，目前活塞式压缩机使用最广 6.2.1活塞式压缩机分类 (1)按活塞式压缩机的排气量q和消耗功率P，活塞式压缩机可分为 微型: q,1L/minP,8KW 小型: q=1,10L/min P=8,60KW 中型: q=10,100L/min P=60,50KW ,大型: P500KW q,100L/min (2)按活塞式压缩机的结构特点可分为 根据气缸的排列形式和相互位置，可分为立式、卧式和角度式。 根据气体在气缸内被压缩的次数分为单级、两级和多级。 根据曲柄连杆机构的差异，可分为无十字头(多用于低压、小型压缩机)和有十字头(适用于大、中型高压压缩机)。 根据活塞的工作面在气缸内的作用情况，分为单作用式(指活塞只在一侧进行压缩)和双作用式。 第 44 页 共 52 页 6.2.2确定空气压缩机的输出压力 空气压缩机的输出压力公式为 (6-1) P,P，,P,e 一般情况下，令，这里取 ,P,(0.15,0.2)MPaΔP,0.15MPa,,式中 —气缸的最高使用压力( MPa )，这里取; PP,0.8MPa —气动系统的总压力损失( MPa )。 ,P, 代入数据得 ( MPa ) P,0.8，0.15,0.95e 6.2.3空气压缩机的吸入流量 本系统中，压缩机不设气罐，故流量公式为 (6-2) q,gbmax式中 —气动系统的最大耗气量(L/min) gmax 所以 (L/min) q,6.084b 6.2.4空气压缩机功率 空气压缩机功率计算公式为 k,1PqPnk(，1)(n，1)k1cc (6-3) N,，[(),1]kP,10.061式中 —中间冷却器个数，; nn,1 —修正系数，一般可令; kk,1.3,1.5 —吸入空气的绝对压力，; PP,0.1013(MPa)11 q—输出空气的绝对压力，q,0.95(MPa)。 cc 代入数据求得 (KW) N,26.3 第 45 页 共 52 页 6.2.5选择空气压缩机型号 根据表 6-1 并结合 GB/T 13279-2002 ，选择两级往复活塞式压缩机， 型号为: VF—6.3/1 表 6-1 活塞式压缩机技术性能及特点 技术参数: 排气量6.3L/min 公称排气压力1MPa 功率26.3KW 往复活塞V型固定式 两级活塞压缩机如图 6-2所示 图 6-2 两级活塞式空气压缩机 它分为两个阶段将吸入的大气压缩到最终的压力。 第 46 页 共 52 页 6.3后冷却器选择 一般从空气压缩机输出的压缩空气温度很高，在此情况下压缩空气中所含的油、水均为气态，如直接送入储气罐及气动设备，将会带来不良后果。因此，需在压缩机出口之后，装设后冷却器及时吸收压缩空气中的热量，使之降温至40,50?，使其中的水分、油雾大部分凝成水滴和油滴而分离出去。一般分为风冷式和水冷式。 这里选用风冷式冷却器，其工作原理如图 6-3 所示，从压缩机输出的压缩空气进入后冷却器后，经过较长的散热管道，由电动机带动的风扇将冷空气吹向管道，使压缩空气冷却。通常，风冷式后冷却器的出口温度在40?左右，随进气温度和室温而有所差异。 图 6-3 风冷式后冷却器 根据系统的使用压力，后冷却器入口空气温度及需要处理的空气量，选定的型号是 HAA37型 6.4除油器、储气瓶及主管道过滤器选型 6.4.1除油器选型 第 47 页 共 52 页 除油器的作用是分离压缩空气中凝聚的水分和油分，使压缩空气得到初步净化。这里选用LG系列的除油器。 6.4.2储气瓶选型 储气瓶主要用来调节气流，减少输出气流的压力脉动，使输出气流具有流量连续性和气压稳定性，此外，还可以进一步冷却压缩空气的温度，分离压缩空气中所含油分和水分。 气瓶一般采用焊接结构，可作成立式和卧式，一般采用立式，如图 6-4，在设计时为了更好地分离油、水等杂质，常使其进气管在下，出气管在上，以利于进一步分离空气中的油水。此外每个气瓶上都应考虑安装压力表或安全阀，并开有人孔或手孔，以便清理。底部应装有排放污水的阀门。 图 6-4 立式储气瓶 根据压缩机的排气量选择 AT 系列储气瓶 型号: AT37C 1技术参数: 配管口径 R1 c2 第 48 页 共 52 页 适合空压机功率 37KW 容积 500L 最高使用压力 1MPa 使用流体温度 0,100? 6.4.3空气过滤器选型 空气过滤器(主管道过滤器)的作用是滤除压缩空气的水分、油滴及杂质，以达到 气动系统所要求的净化程度。根据产品样本，这里选择AFF系列。 型号: AFF4B型 1R技术参数: 配管口径 c2 额定流量 750L/min 额定流量下的压降 0.007MPa 过滤精度 3 μm 环境介质温度 5,60? 6.5系统性能验算 由于本气压传动系统比较简单，系统压力损失不大，在气缸动作过程中系统发热温 升不大，故不必进行系统温升的验算。 第 49 页 共 52 页 参考文献 [1] 许福玲，陈尧明.液压与气压传动(第2版)[M].北京:机械工业出版社，2004.7 [2] SMC(中国)有限公司.现代实用气动技术(第3版)[M].北京:机械工业出版社，2008.5 [3] 赵冬梅，郑万年.液压气动图形符号及其识别[M].北京:化学工业出版社，2008. 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