剪式汽車升降臺設計-雙層剪叉式液壓舉升機【PT27查重】【10張cad圖紙+文檔全套資料】

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According to the actual needs to be taken as follows: Select the cylinder as the driving force for the drive in the form of scissors, the main mechanism using scissor structure design. Scissor lift platform for key parts design calculation and verification, proven to achieve the desired design goals and requirements. Keywords: lifting platform, scissor, lifting platform, structural design 目 錄 摘 要 II ABSTRACT III 第1章 緒 論 1 1.1 課題條件 1 1.2 課題的研究意思 1 1.3 升降臺國內研究發(fā)展情況 1 1.4 升降臺國外發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨向 3 第2章 汽車升降臺總體結構設計 5 2.1 汽車升降臺結構確定 5 2.1.1 汽車升降臺整體結構形式及基本組成 5 2.1.2 汽車升降臺各零部件之間的連接關系 5 2.2 確定剪式汽車升降臺的各結構尺寸 6 2.2.1 建立轎車模型 6 2.2.2 剪式汽車升降臺主要結構尺寸確定 6 2.3 汽車升降臺在地面上安裝尺寸 8 2.4 剪式汽車升降臺各部件重量 9 2.5 初定電機功率 9 2.6 汽車升降臺主要技術參數 10 2.7 本章小結 10 第3章 汽車升降臺結構設計及校核 12 3.1 剪式汽車升降臺構力學模型 12 3.1.1 汽車升降臺構力學模型建立與分析[5] 12 3.1.2　汽車升降臺構關鍵參數研究與確定[7] 13 3.1.3 計算液壓缸的推力 14 3.2 汽車升降臺的力學分析與計算[8] 14 3.2.1 汽車升降臺最低狀態(tài)時，各臂受力情況 15 3.2.2 汽車升降臺舉升到最高位置時，各臂受力情況 16 3.2.3 剪式汽車升降臺構主要受力桿件強度校核計算 17 3.3 本章小結 23 第4章 液壓傳動系統(tǒng)的設計計算 24 4.1 確定液壓系統(tǒng)的主要參數[15] 24 4.1.1載荷的組成與計算 24 4.1.2初選系統(tǒng)壓力 26 4.1.3計算液壓缸的主要結構尺寸 26 4.1.4確定液壓泵的參數[18] 28 4.2 管道尺寸的確定 29 4.3 油箱容量的確定 30 4.4 液壓系統(tǒng)的設計 30 4.5 本章小結 32 總結 33 參考文獻 34 致 謝 35 第1章 緒 論 1.1 課題條件 本課題主要是針對剪式汽車升降臺的設計，升降臺現(xiàn)代物流，裝卸，生產和維護大型設備等廣泛的應用。隨著經濟的發(fā)展，科學技術，社會競爭越來越激烈的進步，以提高生產速度，降低了勞動強度，并自動生產過程中，旨在減少人力和物力資源，并能完成其任務的升降臺。種相對寬高空作業(yè)平臺，可根據不同的用途，該平臺的升降結構，在電力傳輸和規(guī)格可用不同的選擇和設計的形式。 機械傳動零件加工相對要求不高，結構相對簡單，易于加工，易于維護，以及強大的適應環(huán)境，耐沖擊性，并能實現(xiàn)準確到位的能力，不污染環(huán)境。一個安全，可靠的剪叉式升降機叉的開發(fā)，將有助于確保安全性，它具有一定的實用價值。 1.2 課題的研究意思 升降臺，無論是在工業(yè)生產和日常生活中具有重要的作用。給我們帶來多少好處。特點升降臺是非常在我們的生活，當電梯平臺上來相似的性能，使用升降臺，當你可以在升降臺根據自己的需求明顯的提升平臺，為我們的作用是相當大的。 升降臺在我們的生產已經變得如此普遍，起著重要的作用，在我們的生產，尤其是在加載高空。 現(xiàn)在經濟的持續(xù)增長，適應公司的需求，不斷提高生產效率，現(xiàn)在在高空作業(yè)較多，高空升降臺，所以當我們帶來了重要的作用的。 升降臺是漲還是跌，我們可以提供一個安全和穩(wěn)定的平臺。在蜘蛛俠的時候，我們可以給我們的安全保護。 升降臺不僅在生產中起重要作用，在我們的生活中應用很重要，也很受歡迎。在酒店，休閑和大眾影院娛樂等，這一切干凈舒適是第一，所以我們必須保持清潔。 1.3 升降臺國內研究發(fā)展情況 改革開放三十年來，城市建設日新月異的中國和發(fā)展，在中國，升降臺的健康發(fā)展，升降臺作為人們的垂直運輸后已行遍的世界。吸引外國投資，合作辦廠，1978年，一個重要的決定和改革開放11第三次全體會議。我們的自主研發(fā)，生產，平臺開發(fā)的吊裝階段，解除由大量的合資企業(yè)安裝平臺升降臺的工廠運行期間，引進外資。如：成立于1980年7月4日中國迅達電梯有限公司，升降臺，是中國工程機械股份有限公司，香港怡和迅達迅達（遠東）有限公司，合資3機械行業(yè)在中國自從改革開放后第一家合資企業(yè)。該公司設立在中國，掀起了熱潮升降臺1984年12月1日，引進外資;平臺公司在天津，中國國際信托投資公司和升降臺美國奧的斯合資天津奧的斯電梯升降臺，公司正式成立。 吸引外國投資，合作辦廠，不僅有助于中國本土升降臺的進一步發(fā)展，同時也對中國城市發(fā)展的顯著而深遠的影響。自1979年以來，升降臺，產量迅速增加：不僅如此，該產品結構已經發(fā)生了變化顯著：老平臺升降DC已經被淘汰，雙速電梯交換，速度電壓逐漸取代VVVF交流變頻調速變頻調速秤臺升降控制系統(tǒng)，一直在通過PLC技術和計算機控制，速度最高梯形達到4米/秒;目前已經在行業(yè)的巨大變化：生產條件，升降臺，員工素質和管理水平有很大提高。因為我們的技術，以提高很快，這不能歸因于經濟建設所確定的一般原則。沒有大規(guī)模的經濟建設，今天不解除市場上的平臺，就不會有自然的升降臺產業(yè)的今天。其次，改革開放政策后。改革開放后，中共中央和上海,寧波，溫州，福州，廣州，委員會，作為城市區(qū)域。自1985年以來，它開辟了長江三角洲，珠江三角洲和閩東南，環(huán)渤海地區(qū)開辟經濟特區(qū)。據業(yè)內人士專用升降臺，這些領域將成為產業(yè)發(fā)展的中國重點升降臺上。 隨著建立了一大批企業(yè)升降臺，升降臺行業(yè)中國的技術，規(guī)范的管理。 1984年6月，三科中國工程機械制造商協(xié)會分會工程機械協(xié)會在西安召開的升降臺成立大會上，升降臺，現(xiàn)在是中國將成為升降臺的前身。 1986年1月1日，“中國起重平臺”的工程機械制造商協(xié)會工程機械協(xié)會更名為“中國工程機械工業(yè)協(xié)會，升降臺，升降協(xié)會”，該平臺將升級為兩個協(xié)會，其位于產業(yè)平臺升降機成就的歷史。工業(yè)升降臺都有自己的銷售機構。 1987年，國家標準GB 7588-87“提升安全規(guī)則的建造和安裝的”發(fā)布平臺。標準EN81-1歐洲標準“，為推動的建造和安裝”安全平臺（1985修訂版12月）。這個標準的意義是為了保護生產和安裝的質量和平臺是非常重要的。改革的第一個十年的開放是為了改善兒童保健行業(yè)的升降臺的早期階段，行業(yè)平臺的枷鎖。不斷發(fā)展，創(chuàng)新，改革開放十幾年，可以說是僅次于中國，以提高行業(yè)的開發(fā)平臺，經過十年的創(chuàng)新。在最初幾年的改革開放，而電梯行業(yè)在中國國際吸收新的技術平臺升降臺，相關的管理制度都在不斷提高。 改革開放后，中國的城市快速建設和發(fā)展，更有利于促進中國的產業(yè)升降臺的發(fā)展在1997年繼續(xù)增長，升降臺平面總產量去年的好結果，GDP這表明，我們正在升降臺產業(yè)已經比較成熟，以適應市場的變化，抓住機遇的能力，有了很大的提高。 1998年高空作業(yè)平臺，升降臺江南限制，自動扶梯和自動人行道的國產品牌在馬來西亞，泰國，菲律賓，印尼，新加坡，阿聯(lián)酋，孟加拉國，埃及，敘利亞，土耳其，阿根廷，澳大利亞，德國，英國共售出，荷蘭，意大利，葡萄牙，希臘和近20個其他國家和中國，臺灣和澳門，升降臺，產量超過30200臺。隨著中國經濟的快速發(fā)展的迅猛發(fā)展，城市建設，升降臺，不僅在高檔寫字樓，商場，也有很大的酒店，蔓延到小區(qū)高樓林立，而且在不斷改進人們生活的角落，不能成為城市建設缺乏垂直運輸的中國有13十億人，和世界平均每升降臺1/3 1/10開發(fā)的占有量。升降臺巨大的市場吸引了幾乎所有的業(yè)務關系的升降臺。 2007年，中國政府出臺了一系列經濟政策，加強宏觀調控，升降臺市場逐步企穩(wěn)，規(guī)范化的軌道。 1.4 升降臺國外發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨向 過去20年，在工程行業(yè)升降臺世界的重大變化已經發(fā)生。 RT（升降臺）和AT的快速發(fā)展（地面所有平臺）的產品，打破了原有產品市場和市場結構，經濟發(fā)展在競爭激烈的影響，導致建筑市場的全球趨勢，進一步提升平臺的整合。世界運行升降臺的年銷售額大約為750十億。主要生產國，美國，日本，德國，法國，意大利等世界領先的公司超過10，主要是在北美，日本（亞洲）和歐洲。美國既是一個領導升降臺技術的制造商，是世界上最大的市場之一。但由于日本的快速發(fā)展和德國工業(yè)升降臺RT和AT產品的增長，美國制造商已經占據了20世紀60?70年代，世界市場的域名已經逐漸蠶食，形成聯(lián)合美國，日本和德國，潛在的三大支柱。近年來，美國的經濟復蘇，市場活躍，外國生產商必須競爭。美國生產者的強度也得到了改善，所述升降臺特雷克斯的上升為公司即是如此。特雷克斯高空作業(yè)平臺公司前身為科林工廠升降臺。自1995年以來，通過一系列兼并業(yè)務，已發(fā)展成為世界上最好的公司之一。自1970年以來日本成為升降臺工程，產品質量和數量，以提高很快，已出口到歐洲和美國市場的最大生產商，總產量居世界第一位。自1992年以來，由于日元，跌幅在基礎設施投資和亞洲金融危機的影響，國家，每年下降的贊賞。目前圍繞3000歐洲日本市場的年需求量是相當大的市場潛力，這兩個國家的歐洲工業(yè)出口商升降臺的工程，也是一個進口大國。德國是歐洲最大的市場，其次是英國，法國，意大利等國家。AT產品共享德國市場，占利勃海爾，格魯夫的53％，16％，14％德馬泰克，多田野和特雷克斯各約10％和5％。 大多數生產商爭相向這些市場，我們也在努力擴大產品線。升降臺車格魯夫RT和產品具有競爭優(yōu)勢，克虜伯公司購買，在產品還相當的實力，該公司還準備生產升降臺履帶。馬尼拉突然沃克履帶式升降臺產業(yè)占優(yōu)勢，但他也希望得到在升降臺的產品的其他領域一樣的影響力。一些傳統(tǒng)的升降臺廠商合作，大多集中在商業(yè)合同或銷售許可協(xié)議。兼并和收購的全上面進行了許可證，風險小，有一個在業(yè)界的先河。然而，根據生產許可協(xié)議，往往在之后結束的最后期限，由于產權糾紛。特雷克斯與日本IHI公司有歷史聯(lián)系升降臺提升了公司的平臺。有人特雷克斯與IHI合作伙伴關系視為可行的貿易許可證的說明。然而，這樣的協(xié)議不能持久，其結果只是特雷克斯呼吁IHI控制的加強，或者尋找一個獨立于平臺的履帶起重生產。IHI目前尚未建立的市場份額在北美，只能起到分包商的角色。自1999年以來英國格魯夫公司已經開始銷售神鋼履帶式升降臺和城市升降臺。多田野和日立建機公司簽訂于1978年與對方提供的產品，產品線延伸合作協(xié)議雙方，但收效甚微。在國內市場也正在萎縮，日立建機1999年2月宣布，將再次考慮流動性的升降臺的擴大生產和銷售，多領域的合作領域。多田野和公司想在美國的生產基地，但時機尚未成熟。它有多種類型的產品允許收入的多樣化。特雷克斯采礦設備業(yè)務已完成吊裝設備，包括AT和RT產品，自動升降臺，升降臺履帶式，塔式機兩個裝卸，吊裝和搬運。根據其經驗和技術的鏈接?皮帶挖掘機制造公司成為平臺的第一制造商之一桁架臂升降。但該公司擁有直升機停機坪住友挖掘機業(yè)務在日本和美國（包括鏈接?帶）分開，這是基于升降臺和挖掘機屬于不同的行業(yè)上。利勃海爾既生產挖掘機，還生產和升降塔平臺升降臺的流動，也在愛爾蘭的生產容器的升降臺的處理，其公司是獨立的實體。 第2章 汽車升降臺總體結構設計 2.1 汽車升降臺結構確定 2.1.1 汽車升降臺整體結構形式及基本組成 本設計的內容為雙層剪式汽車升降臺，剪式汽車升降臺的發(fā)展較迅速，種類很齊全。按照剪刀的大小分為大剪式汽車升降臺（又叫子母式），還有小剪（單剪）汽車升降臺 ；按照驅動形式又可分為機械式、液壓式、氣液驅動式；按照安裝形式又可以分為藏地安裝，地面安裝。因為本設計所要舉升的重量為2t以下的轎車 ，所以采用大剪式液壓驅動汽車升降臺。為了適合大小維修廠，對地基沒有過多要求，地面安裝即可。整體結構形式如圖2.1所示。 圖2.1 剪式汽車升降臺整體結構形式 1-底板，2-桿件1，3-液壓缸，4-桿件2，5-小桿件1，6-主板，7-小桿件2，8-子板，9-小桿件2 剪式液壓平板汽車升降臺由機架、液壓系統(tǒng)等組成。設置限位裝置、升程自鎖保護裝置等以保證汽車升降臺安全使用，保障維修工人的生命安全。剪式汽車升降臺有兩組完全相同的汽車升降臺構，分別放于左右兩側車輪之間，因兩側結構完全相同，可以左右互換。汽車升降臺由電氣系統(tǒng)控制，由液壓系統(tǒng)輸出液壓油作為動力驅動活塞桿伸縮，帶動兩側舉升臂同時上升、下降、鎖止[5]。 汽車升降臺一側上下端為固定鉸支座，舉升臂由銷連接固定在鉸支座上。另一側上下端為滑輪滑動，舉升臂通過軸與滑輪連接。汽車升降臺在工作過程中，以固定鉸支座一側為支點，滑輪向內或向外滑動，使汽車升降臺上升下降，當達到適當的舉升位置時，利用液壓缸上的機械鎖鎖止。剪式汽車升降臺使用方便，結構簡單，占地面積小，適用大多數轎車、汽車的檢測、維修及保養(yǎng)，安全可靠[4]。 2.1.2 汽車升降臺各零部件之間的連接關系 汽車升降臺的工作是靠液壓缸活塞桿的運動實現(xiàn)舉升下降的。液壓缸固定在下外側舉升臂上通過軸連接，活塞桿作用在上端軸上，軸直接連接兩舉升臂。如圖2.1所示，活塞桿向外伸出時，帶動舉升臂向上運動。各舉升臂必須相互聯(lián)系，采用螺栓連接，圖中左側用軸連接，因各鉸接處均有摩擦，所以采用潤滑脂潤滑。舉升臂向上運動時，通過軸帶動滑輪滑動，舉升臂、軸與滑輪之間需使用鍵進行周向固定，力才能相互傳遞，軸兩端用彈性擋圈固定，防止臂和滑輪外移；連接螺栓處用止動墊圈固定鎖止；固定鉸支座處用銷鏈接，銷通過鎖止螺釘鎖止；底座通過地腳螺栓固定于地面上；這樣汽車升降臺才能正常工作。 2.2 確定剪式汽車升降臺的各結構尺寸 2.2.1 建立轎車模型 為使汽車升降臺使用范圍廣，本設計首先建立了一個轎車模型。根據表2.1所列車身參數信息。 表2.1 參數信息 車身信息 車型 奧迪A4L2.0T標準版 日產尼桑騏達 車身長/寬/高（mm） 4763/1826/1426 4250/1695/1535 前輪距 1564 1480 后輪距 1550 1485 軸距 2869 2600 前輪規(guī)格 225/55R16 185/65R15 后輪規(guī)格 225/55R16 185/65R15 根據奧迪和尼桑轎車的車身信息確定一個使用較廣的車模：它的車身參數有車身長4.7m，寬1.75m，高1.5m，軸距2.1m，前后輪距平均為1.5m，車自重1.5t，該轎車模型集尼桑轎車外型，奧迪外型于一體，具有較廣的代表性。 2.2.2 剪式汽車升降臺主要結構尺寸確定 1、剪式汽車升降臺已知的主要技術參數如表2.2所示 表2.2 主要技術參數 技術數據 數值 單位 舉升重量 2 T 舉升高度 330~1850 Mm 提升時間 60 S 要求汽車升降臺的提升速度是經1min時間內汽車升降臺能升高到2m，實際升高1.65m，并且汽車升降臺在各高度工作時，都能自鎖。 2、 汽車升降臺各部分尺寸 （1）支撐平臺尺寸[5] 因剪式汽車升降臺放于兩輪胎的下部，所以汽車升降臺在使用過程中要保證汽車升降臺平板不能短于轎車軸距。根據轎車軸距為2.1m，轎車輪胎直徑一般不超過700mm，為了避免過短，汽車升降臺平臺兩端與輪胎邊緣要有一定的距離，取平臺邊距輪胎邊緣之間距離為450mm，則平臺外型長La=2100+450×2+700×2+20=4420。平臺寬一般為500mm~600mm左右，本設計取平臺寬為Bp=600mm。舉升時，重量作用在整個平臺上，力并不集中，所以平臺不宜過厚，增加汽車升降臺重量，取外型高為180mm，實厚為5mm，只在四周加工凸臺邊緣，平臺尺寸如圖2.2所示。 圖2.2 平臺尺寸 （2）舉升臂尺寸 因平臺長La=4420mm，固定鉸支座和滑動滾輪分別放于平臺下，降低到最低點時舉升臂不能超出平臺邊緣，與汽車相干涉，所以固定鉸支座和滑動滾輪要與平臺有一定的距離，取支座距平臺邊緣的距離為1150mm。則固定鉸支座與滑動滾輪之間距離1995mm。 汽車升降臺壓縮到最低位置時，汽車升降臺高為936mm,(底座到平臺面的距離)。 如圖2.3所示底座厚為30mm，軸承直徑D=80mm，軸承處軸徑Dz=50mm，為了避免軸承直接磨損底座，在設計時，軸承滑道厚為23mm，滑道寬為20mm，滑道長為977mm。上下兩滾輪之間的距離為718.85mm，根據勾股定理求舉升臂長L ,求得L=2770mm，舉升臂寬100mm，厚為16mm。 圖2.3 汽車升降臺壓縮到最低點時的狀態(tài) 3、汽車升降臺升高到2m時尺寸變化 汽車升降臺向上舉升時，軸承滾動，液壓系統(tǒng)向上伸縮，固定鉸支座和軸承之間距離縮短，平臺與底座之間距離越來越大。汽車升降臺升高到2.49m時，汽車升降臺上下兩軸承之間的距離為1820mm，因舉升臂長L=2770mm，固定鉸接處與軸承之間的距離為Lb,由勾股定理Lb=1994mm，滑動輪滑動距離Lx=2603-1994=609mm。汽車升降臺升高到2.49m時，結構狀態(tài)如圖2.4所示。 圖2.4 升高到最高時汽車升降臺主視圖和右視圖 因應本文的舉升臂寬為100mm，所以連接處螺栓軸徑適當取Ds=36mm，軸承處軸徑取Dz=50mm，滑輪總寬為16mm，與滑道實際接觸尺寸為16mm，另外4mm為階梯凸臺,直接與軸承接觸，進行軸向定位。 2.3 汽車升降臺在地面上安裝尺寸 考慮到維修廠的地面情況，剪式汽車升降臺平放于地面就可以，采用M18的地腳螺栓固定，汽車升降臺兩端各焊接一三角臺，便于汽車上升。根據轎車寬為1.75m，前后輪距平均為1.5m，左右兩輪臺內側邊緣之間的距離為700mm，汽車升降臺之間要有一定的距離供維修工人走動，為了滿足以上尺寸要求，汽車升降臺平臺之間的距離約取805 mm ,平臺長約4420mm，汽車升降臺左右結構完全相同，設備控制箱可以左右互換。如果汽車升降臺平臺直接與汽車底盤接觸，對汽車底盤磨損嚴重,所以平臺上端放硬質橡，如圖2.5所示。 圖2.5 地面安裝尺寸示意圖 2.4 剪式汽車升降臺各部件重量 查《工程材料手冊》所知，舉升、起重機械的板形材料多用Q275鋼。Q275鋼的材料性能如表2.3所示。 表2.3 Q275鋼材料性能[6] 彈性模量（GPa） 泊松比 抗拉強度(MPa) 密度(g/cm3) 200-220 0.3 490—610 7.85 質量基本計算公式[21]： （2.1） 式中： W（kg）—表示鋼的理論質量； F（mm2）—型鋼截面積； L（m）—鋼材的長度； ρ（g/cm3）—所用材料鋼的密度。 1、平臺的質量 平臺加工有較薄的邊緣，所以計算時數據較多，后續(xù)計算中本文取平臺=160k。 2、舉升臂的質量 在實際運用中，連接處都加工有加強肋，連接處還攜帶一些附件所以取舉升臂質量為35kg。左側和右側汽車升降臺完全相同，每側共有四個舉升臂，則舉升臂重量和為 。 3、底座重量 在實圖中汽車升降臺底座并非實體，但為了計算方便，本文按實體計算，則 ，本文取底座重量為Wd=76kg。 4、子汽車升降臺的總質量W=102.97kg。 汽車升降臺總重 。 2.5 初定電機功率 剪式汽車升降臺舉升重量2t，汽車升降臺自身及附件的重量再加上一部分余量為0.8t，所以取 W=4.3t 。初定電機功率，不考慮工作過程損失。 舉升平臺上方放有汽車時，設計上升速度為 = （2.2） S=2450-700 =1450 (mm) 由公式（2.2）得 = =0.0242m/s=1.45m/min 載車板上升功率 Pw= （2.3） Fw=mg （2.4） 其中m=4.3kg，g=10N/kg 由公式（2.4） Fw =4.310 =43KN Vw取1.45 m/min 由公式（2.3）得 Pw= =1.04（KW） 取 2.6 汽車升降臺主要技術參數 經過計算，整理汽車升降臺主要數據，并列表，如表2.4所示。 表2.4 剪式汽車升降臺主要技術參數 舉升重量 3500kg 舉升高度 350—1850mm 實際上升高度 1850mm 續(xù)表2.4 剪式汽車升降臺主要技術參數 總寬 2005mm 總長 4420mm 平臺長/寬 4420/600mm 舉升臂長 2770mm 平臺間寬 805mm 上升時間 60s 下降時間 40s 電機功率 1.1KW 電源 220V/380V/50Hz 額定油壓 18MPa 整機重量 800kg 滑輪移動距離 609mm 2.7 本章小結 本章主要將剪式汽車升降臺的外型尺寸，各部分結構尺寸，各結構的安裝位置確定出來，為后續(xù)的設計工作做好準備，并根據現(xiàn)今社會上使用普遍的轎車種類的車身結構尺寸，確定了本設計的剪式汽車升降臺的組成結構，包括控制機構、傳動機構、執(zhí)行機構，還有所需的零部件。 第3章 汽車升降臺結構設計及校核 3.1 剪式汽車升降臺構力學模型 剪式汽車升降臺構具有結構緊湊、承載量大、通過性強和操控性好的特點,因此在現(xiàn)代物流、航空裝卸、大型設備的制造與維護中得到廣泛應用。剪式汽車升降臺構作為舉升平臺鋼結構的關鍵組成部分,其力學特性對平臺性能產生直接影響。對于剪式汽車升降臺構來說,影響其力學性能的關鍵因素是舉升油缸的安裝位置。 3.1.1 汽車升降臺構力學模型建立與分析[5] 汽車升降臺之所以斜置，是因為汽車升降臺右側為固定鉸支座，左側為滑動鉸支座，平臺上放有荷載，汽車升降臺上升過程中，荷載重心相對前移，在高空中容易前翻，對工作人員十分危險，斜置安裝可以抵制荷載前翻的情況[5]。安裝情況如圖3.1，圖中F4與F6 作用點分別對應平臺和底座的固定鉸支座位置, F3與F5 作用點分別對應平臺和底座的滑動鉸支座位置。 圖3.1 力學方案示意圖 為分析方便,本文將平臺鋼結構和平臺有效載荷之和簡化為W1 ,剪式汽車升降臺構自重載荷為W3 ,油缸自重載荷為Wcy ,根據分析,假設舉升臂機構自重載荷為W3和 油缸自重載荷為Wcy忽略不計。如圖所示,根據上一章所定舉升臂與水平線夾角為α;定義d為液壓缸下安裝點與舉升臂中心銷孔距離(平行于舉升臂) , f為上安裝點與舉升臂端銷孔距離,定義上下兩鉸接點高度為Hg，定義滑動鉸支座與固定鉸支座之間距離為Lb，根據幾何關系,液壓缸軸線與水平線夾角θ與α有以下函數關系： （3.1） 由式(3.1)可知,液壓缸軸線與水平線夾角θ是d、f的函數,而當d、f這2個參數確定時,在汽車升降臺構升降過程中θ隨α變化。平臺和剪式汽車升降臺構建立其力學模型如圖3.2所示。為平臺簡化模型[5]。 圖3.2 平臺簡化模型 假定W1 作用于平臺中心位置,則當平臺起升,剪刀機構帶動滑輪內移,則W1、F3、F4和α有如下關系[15]（B近似等于L/2）。 （3.2） （3.3） 圖3.3 剪刀機構外載情況 （3.4） 圖3.2和圖3.3為剪刀汽車升降臺構力學模型圖。剪叉汽車升降臺構外載狀況如圖3.3所示。 3.1.2　汽車升降臺構關鍵參數研究與確定[7] 分析前述剪式汽車升降臺構,發(fā)現(xiàn)Pmax和油缸軸線與支架梁之間的夾角(θ-α)有較大關系。給定載荷下,起升油缸夾角越小,則所需推力越大。由分析可知,起升油缸的最小夾角由d, f這2個關鍵的幾何參數決定[5]。因此,上述4個關鍵參數可在一定范圍內調整而不產生干涉。根據剪式汽車升降臺構力學模型式,在d, f這2個關鍵幾何參數允許調整的范圍內進行計算,研究它們與起升油缸推力Pmax的關系。經對d, f 這2個關鍵參數的研究,結合防止機構幾何干涉，并且不發(fā)生死角現(xiàn)象及制造工藝方面的考慮,確定其值與鉸鏈固定，f=662mm。 3.1.3 計算液壓缸的推力 1、汽車升降臺升高到2m時液壓缸的推力 汽車升降臺升高2m時，tanα== 由式（3.1）得汽車升降臺的重心不變 F3和F4之間距離1994mm，由式（3.2）和（3.3）求得F3 =33.413KN，則F4=1.587KN。將f=662mm、、、F= F3 =33.413KN代入式（3.4）中得到P=128.4KN。 2、汽車升降臺在最低點時液壓缸的推力 根據圖（3.3）所示的汽車升降臺結構尺寸，可求出α角度 , tanα= 再根據式（3.1）， 解得 將α=15°、θ=39°、L=2770mm、f=662mm 、d=0mm代入到式（3.4）中，解得 液壓缸的最大推力為 P=316.08 KN。 由前面分析可知，汽車升降臺在最低點時，此時液壓缸的推力是整個舉升過程中所需推力最大值，選擇液壓系統(tǒng)時根據推力最大值確定。 3.2 汽車升降臺的力學分析與計算[8] 剪式汽車升降臺是一種可以廣泛用于維修廠的汽車升降臺，具有結構緊湊、外形美觀、操作簡便等特點，只需用此種安全可靠的舉升設備將汽車舉升到一定的高度，即可實現(xiàn)對汽車發(fā)動機、底盤、變速器等進行養(yǎng)護和維修功能。隨著我國私家車保有量越來越大，此種型式的汽車升降臺需求量也會日益增大。本機主要性能參數為：額定舉升載荷2t；在載重2t情況下，由最低位置舉升到最高位置需60s；當按下下降按鈕使三位四通閥右位接通，車輛由最高位置降到最低位置需40s；電動機功率1.1kW；汽車升降臺在最低位置時的舉升高度為936mm，最大舉升高度為2450 mm，工作行程為1514 mm。 剪式汽車升降臺的結構型式有多種，本設計中的汽車升降臺結構系指液壓驅動的雙層四輪定位大剪式汽車升降臺構。汽車升降臺構的傳動系統(tǒng)為液壓系統(tǒng)驅動和控制，由舉升臂內安裝的液壓油缸實現(xiàn)上下運動，推動連接兩側舉升臂的軸，使安裝在上下位置的軸承沿滑道滾動，實現(xiàn)汽車升降臺的上下移動。設備的主要部分有：控制機構、傳動機構、執(zhí)行機構、平衡機構和安全鎖機構。 分析剪式汽車升降臺不同舉升高度的受力情況可知，在給定載荷下,汽車升降臺舉升到不同高度時，所需油缸推力不同，各舉升臂與軸所受的力也不同。為分析方便，在計算過程中，本文只分析舉手機最低點和舉升到最高位置的受力情況即可。 3.2.1 汽車升降臺最低狀態(tài)時，各臂受力情況 1、與平臺接觸處的兩鉸接點的力學分析與計算 由前一節(jié)分析可知，汽車升降臺在最低點時，汽車升降臺重量均勻的分布在平臺上，平臺鋼結構和平臺有效載荷之和Wz1所產生的重力直接作用在滑動鉸支座和固定鉸支座上。在最低點時，舉升臂并不水平放置。存在一很小的角度α，tanα=，因α很小，所以計算過程中本文可以將Wz1 近似看成作用在平臺中心位置，Wz1為舉升重量與平臺重量之和，即 （g取10N/kg） 因舉升重量和平臺質量之和由兩側汽車升降臺共同承受，所以代入式（3.2）和（3.3）中的W1只是Wz1的一半，W1=19.1kN 解得 2、 計算各舉升臂的受力 圖3.4 舉升臂受力圖 圖3.4為桿1的受力情況，F(xiàn)3作用處為滑動鉸支座，根據受力分析圖列力和力矩平衡方程。方程如下: 解得 分析計算結果，本文可以看到，k1,k2,k6三個未知量都與k5有關，只要確定出k5的值，其他就能解出。觀察圖3.1力學方案示意圖，本文能夠很快分析出，舉升重量全部作用在平臺上，在汽車升降臺起升瞬間，很小，則k5鉸接孔處豎直方向分力很小，幾乎為零，對桿件只起連接作用，本文將k5取0 N。則。 圖3-5 舉升臂2受力情況 圖3-5所示為舉升臂2的受力圖，液壓缸的推力直接作用在連接兩側舉升臂之間的軸上，間接作用在舉升臂2上。 k3,k4,F4x為未知量，P=316.08 KN。列力和力矩方程: 解得 通過計算結果，本文可以看出液壓缸在瞬間舉升時，水平方向的分力和固定鉸支座處的水平方向分力都很大。所以汽車升降臺的剛度強度一定要滿足要求，否則維修工人在作業(yè)時將很危險。 3.2.2 汽車升降臺舉升到最高位置時，各臂受力情況 汽車升降臺升高到2m時，汽車升降臺滾動軸承向內滑動609mm，兩腳支座之間的距離為1994.4mm，上下兩滑輪之間的距離為1820mm。舉升臂與水平方向夾角為液壓缸與水平方向夾角為，液壓缸推力P=128.4KN。 分析和計算方法同上。先求舉升臂1的受力情況如圖2，由式（3.2）和（3.3）解得F3 =33.413KN，F(xiàn)4=1.587KN 解得 因舉升到2m時，舉升臂與水平方向夾角為，所以豎直方向力和水平方向力應近似相等。取。則 舉升臂2的受力情況如圖3.6所示， 解得 3.2.3 剪式汽車升降臺構主要受力桿件強度校核計算 1、位于上端的滑輪軸的強度校核 軸承軸通過軸承與滑道接觸，作用在滾動端的力F3均勻作用在兩個軸承上。兩軸承之間距離為556mm。軸承內側與舉升臂接觸。圖3.9是滑輪軸的受力圖、剪力圖、彎矩圖。由圖可知，滑輪軸只受豎直方向力，沒有水平方向的力，所以滑輪軸不發(fā)生扭轉變形。本文從剪力圖和彎矩圖中還可分析出，在長度為556mm的線段內橫截面上的剪力FQ=0，而彎矩M為一常數，這種只有彎矩的的情況，稱為純彎曲。所以長度為556mm的線段內只發(fā)生彎曲變形，而沒有發(fā)生剪切變形。是彎曲理論中最簡單的一種情況。由上面的計算可以知道，上滑輪軸在汽車升降臺升高到2m時，受力最大，F(xiàn)3 =33.413KN，所以本文只校核汽車升降臺升到2m時的滑輪軸強度即能說明軸的強度是否合格。 圖3.6 滑輪軸的剪力圖與彎矩圖 對滑輪軸進行強度校核，軸的材料為45鋼[19]，抗拉強度 彈性模量E為 ，一般取 。軸的直徑d=50mm。（1）軸的彎矩圖如圖3.6所示。 由圖可知 ，最大正彎矩 M= （2）軸的強度校核 式中：M—為橫截面上的彎矩； W—軸的抗彎截面系數。 經校核可以看出，軸的截面強度足夠。 2、 位于下端的滑輪軸的強度校核 最下端軸的校核和最上端軸的校核方法一樣，下端滑輪軸最低點和最高點時受 力情況一樣。受力圖、剪力圖、彎矩圖如圖3.7所示。 圖3.7 下滑輪軸的剪力圖與彎矩 下滑輪軸的材料也是45鋼，抗拉強度。下滑輪軸受的力為： k3/2= ，軸的直徑d=50mm。 （1） 下滑輪軸彎矩圖 如圖3.7所示，最大彎矩為。 （2） 下滑輪軸的強度校核 校核后可得出軸的強度足夠。 3、對舉升臂1和2進行強度校核 舉升臂1和2位于汽車升降臺的上半部分，液壓缸的作用點直接作用在連接舉升臂2的軸上，舉升臂2和1又通過中間螺栓相連，所以2和1的受力情況比較惡劣。校核時，只對這兩個舉升臂進行校核即可。 (1) 舉升臂1的強度校核 圖3.8 舉升臂1的剪力圖與彎矩圖 因舉升臂為板材，近似梁。所以分析過程中，本文按梁的強度校核方法來分析舉升臂。由圖3.8舉升臂1的受力圖可以看到，舉升臂既有水平方向的力，又有豎直方向的力，并且兩個方向的力在同一平面， 屬拉伸（壓縮）與彎曲組合變形[11]。本文將力進行分解，沿舉升臂軸線方向和垂直軸線方向。 舉升臂1的受力圖、剪力圖、彎矩圖、軸力圖如圖3.8所示。由圖所知，舉升臂在中間截面組合變形最大[11]。舉升臂的材料為Q275鋼 ,抗拉強度 , 彈性模量 E=200~220GPa ，L為舉升臂長L=2770mm。舉升臂在最低狀態(tài)時，校核過程如下： 1） 舉升臂的彎矩圖 舉升臂的彎矩如圖3.8所示。 2）確定舉升臂1中性軸的位置 截面形心距底邊為 因舉升臂1結構可近似一方鋼，所以通過截面中心的中心線Z即為中性軸 3) 截面對中性軸的慣矩 4） 舉升臂的最大彎曲應力為 5） 最大軸向正應力 截面積為，則正應力為 6） 校核舉升臂的強度 兩種變形產生的總應力 結果表明最大彎矩處截面強度足夠。 汽車升降臺升高到2m時的強度校核情況：（） 最大彎曲應力為 軸力為： 最大正應力為 總應力為 強度充分滿足條件。 (2） 舉升臂2的強度校核 圖3.9 舉升臂2的彎矩圖和剪力圖、軸力圖 在剪刀汽車升降臺構中，連接舉升臂2的軸，要承受液壓缸的推力，推力間接作用在舉升臂2上。所以舉升臂2的工作條件最為惡劣，要求最高。對舉升臂2進行強度校核。 考慮到制造工藝性，所以舉升臂2的材料暫都選用Q275鋼。 觀察圖3.9舉升臂2的受力情況，可以看出舉升臂2也受水平和豎直方向，本文同樣將水平方向的力與豎直方向的力進行分解。 舉升臂在最低點時的校核情況如下從圖中可以看出中間鉸接點的變形最為嚴重值 1） 最大彎矩 由彎矩圖可看出舉升臂2存在最大負彎矩和最大負彎矩情況 2）確定舉升臂2中性軸的位置 截面形心距底邊為 因舉升臂2結構可近似一方鋼，所以通過截面中心的中心線Z即為中性軸 3） 截面對中性軸的慣鉅 4）舉升臂的最大彎曲應力為 5）軸向正應力 截面積為，則正應力為 6）校核舉升臂的強度兩種變形產生的總應力 最大截面處的強度符合Q275鋼的強度要求. 舉升臂升到2米時的校核情況 最大負彎矩為 最大彎曲應力 軸向最大應力 則正應力為 強度已經滿足條件。 （3）主推力軸校核 圖3.10 活塞桿推力軸彎矩圖和剪力圖 因此軸只承受液壓缸推力，推力垂直于軸線方向，為示圖方便，本文將力豎直作用到軸上，兩端固定處為支座處。因軸只受推力作用，屬于純彎曲情況，所以軸只發(fā)生彎曲變形。受力如圖3.10所示: 軸的材料為40Cr，抗拉強度[21] ，軸徑為30mm。汽車升降臺在最低點時,推力最大只校核此刻強度即可。 1） 軸的彎矩圖 如圖3.10所示 ，最大正彎矩 2） 軸的強度校核 經校核軸的強度足夠。 3.3 本章小結 通過分析剪式汽車升降臺的結構特點,建立剪刀汽車升降臺機構的力學模型,并通過該模型對決定起升油缸最大推力的關鍵參數進行研究,得到合理的結果。本章還通過對各舉升臂、主受力軸的受力分析與強度計算，來校核設計內容是否合理。并提出一些加強措施，使結構強度剛度充分滿足條件。 第4章 液壓傳動系統(tǒng)的設計計算 4.1 確定液壓系統(tǒng)的主要參數[15] 液壓系統(tǒng)的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。 4.1.1載荷的組成與計算 1、汽車升降臺升高到2m時液壓缸的推力： 汽車升降臺升高到2m時，tanα== 由式（3.1）得 汽車升降臺的重心不變 F3和F4之間的距離為1994mm ，由式（3.2）和（3.3）求得F3 =33.413KN，則F4=1.587KN。將f=662mm 、、、F= F3 =33.413KN代入式（3.4）中，本文得到P=128.4KN。 2、汽車升降臺在最低點時液壓缸的推力 根據圖（3.3）所示的汽車升降臺結構尺寸，可求出α角度 , tanα= 再根據式（3.1）， 解得 將、θ=39°、L=2770mm、f=662mm 、d=0mm代入到式（3.4）中，解得 液壓缸的最大推力為 P=316.08 KN。 由前面分析可知，汽車升降臺在最低點時，此時液壓缸的推力是整個舉升過程中所需推力最大值，選擇液壓系統(tǒng)時根據推力最大值確定。 當平臺處于最低位置時，液壓缸荷重P最大。下面就根據載荷量來選取合適的液壓缸。 圖4.1 液壓缸 本圖表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數標注于圖上，其中是作用在活塞桿上的外部載荷， 是活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。作用在活塞桿是的外部載荷包括工作載荷 ，導軌的摩擦力和由于速度變化而產生的慣性力。 （1）工作載荷 常見的工作載荷有作用于活塞桿上軸線的重力、切削力、擠壓力等，這些作用力的方向與活塞的運動方向相同為負，相反為正。在實際工作過程中，由于載荷量較大，活塞自身的重力可以忽略不計，切削力與擠壓力共同組成的外力即為工作載荷 =P。由于本設計按最大載荷量定為2t來計算，所以每個液壓缸=P=108040N。 （2）導軌摩擦載荷 對于直動型安裝的液壓缸一般都附有活塞導軌以固定其運動方向，導軌摩擦相對于總載荷可以忽略不計，因此=0。 （3）慣性載荷 ， （6.1） —速度變化量m/s —起動或制動時間s。一般機械0.1~0.5s，對輕度載荷低速運動部件取小值，對重載荷高速部件取大值。行走機械一般取=0.5~1.5s ——加速度 初步選定速度變化量=0.16m/s，=0.6s，則==0.27， 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷， =108040+0+270=108310N。 起動加速時 ， 穩(wěn)態(tài)運動時 ， 減速制動時 。 工作載荷并非每階段都存在，該階段沒有工作，則=0。但在計算和校核時，應按照最大值取。 除了外載荷外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力，由于各種液壓缸的密封材質和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為 （6.2） 式中——液壓缸的機械效率，一般取0.90~0.95，這里取0.95， 。 4.1.2初選系統(tǒng)壓力 液壓缸的選擇要遵循系統(tǒng)壓力的大小，要根據載荷的大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看也不是很經濟；反之，壓力選的太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于某些固定尺寸不太受限的設備，壓力可選低一些，行走機械重載設備壓力要選的高一些。按表6.2所示初步選取16Mpa。 表4.2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械小型工程機械建筑機械 液壓機大中型挖掘機重型機械 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力MPa 0.8~0.2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 4.1.3計算液壓缸的主要結構尺寸 （1）液壓缸的相關參數和結構尺寸[15] 液壓缸有關的設計參數見圖4.2所示： 圖4.2 液壓缸設計參數 圖4.2a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖6.3b表示活塞桿受拉狀態(tài)。 活塞桿受壓時： （6.3） 活塞桿受拉時： （6.4） 式中 —無桿腔活塞有效工作面積，； —有桿腔活塞有效工作面積，； —液壓缸工作腔壓力，Pa； —液壓缸回油腔壓力 Pa，其值根據回路的具體情況而定，一般可以按照下表估算； D—活塞直徑，m； d—活塞桿直徑，m。 表4.3 執(zhí)行元件背壓力 系 統(tǒng) 類 型 背 壓 力 MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短，可直接回油路 可忽略不計 在這里本文取背壓力值 在本設計中，液壓缸不存在受拉的狀態(tài)，所以只考慮其收壓。一般液壓缸在收壓狀態(tài)下工作時，其活塞面積為： （6.5） 用式（6.5）須先確定與的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比=d/D，其比值可按表6.4選取。 按工作壓力選取d/D 表4.4 工作壓力選取表 工作壓力MPa 5.0 5.0~7.0 7.0 d/D 0.5~0.53 0.62~0.7 0.7 按速度比要求確定d/D 表4.5 速度比選取表 （） 1.25 1.33 1.46 0.161 2 d/D 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注：速度比 ，為活塞兩側有效面積與之比。即 （6.6） 如按工作壓力應選取d/D=0.7，則相應的速度比=2，由于活塞不受拉力作用，所以活塞桿收縮時可以適當提高其速度， =2也是完全可以的。 運用直徑求法公式 ，可以求出d=71.8mm。液壓缸的直徑D和活塞桿徑d的計算值要按國家標準規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整，如與標準液壓缸參數相近，最好選用國產液壓缸，免于自行設計加工。按照機械手冊中工程液壓缸技術規(guī)格,可以選擇圓整后的參數：缸徑為100mm，活塞桿為70mm,速度比=2，工作壓力16Mpa，推力125.66kN。 （2）計算活塞桿的行程 當平臺處于最低位置時，此時活塞桿應處于完全收縮狀態(tài),液壓缸的長度為最小值，=1320mm。。 再計算一下平臺上升的最大高度，這里設上升至最大高度的，計算得出最大高度H=2.1m。此時活塞桿伸長至。 當活塞桿處于完全收縮狀態(tài)時，液壓缸的長度就等于，選定液壓缸長度為1320mm。計算其行程： 。 可以查得液壓缸長度不得小于，實際長度滿足要求。 4.1.4確定液壓泵的參數[18] （1）確定液壓泵的最大工作壓力 ， Pa， 式中—液壓缸最大工作壓力， 根據可以求出 ——從液壓泵出口到液壓缸入口之間的總的管路損失。初算可按經驗數據選?。汗苈泛唵?、流速不大的取0.2~0.5Mpa；管路復雜，進油口有調速閥的，一般取0.5~1.5 Mpa。這里取0.5Mpa。 即 （2）確定液壓泵的流量 K—系統(tǒng)泄漏系數，一般取1.1~1.3，這里取1.2 —液壓缸的最大流量，對于在工作中用節(jié)流調速的系統(tǒng)，還需加上溢流閥的最小溢流量，一般取 在前面已經初步選定臺面速度變化量=0.16m/s， 本文就設定臺面起升的最大速度，則活塞的運動速度應用公式 ，（這是在臺面剛剛起升狀態(tài)時，） 所以 （3）選擇液壓泵的規(guī)格 根據以上求得的和值，按系統(tǒng)中擬訂的液壓泵的形式，從手冊中選擇相應的液壓泵產品。為使液壓泵油一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25~60%。 查找手冊選擇CB-型齒輪泵，其參數如表4.6所示。 表4.6 CB-型齒輪泵 型號 排量 壓 力 轉 速 特點 生產廠 額定 最高 額定 最高 CB- 10~40 16 20 1800 2400 鋁合金殼體，可作雙聯(lián)泵 榆次液壓件廠 （4）確定液壓泵的驅動功率 在工作中，如果液壓泵的壓力和流量比較恒定，則 ，其中——液壓泵的總效率，參考表4.7所示，選擇=0.7。 表4.7 液壓泵效率 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.6~0.7 0.65~0.80 0.60~0.75 0.80~0.85 則，據此可選擇合適的電機型號。 4.2 管道尺寸的確定 在液壓、氣壓傳動及潤滑的管道中常用的管子有鋼管、銅管、膠管等，鋼管能承受較高