剪式汽车举升机设计

毕业设计报告(论文) 报告(论文)题目： 剪式汽车举升机设计 作者所在系部： 机械工程系 作者所在专业： 机械设计制造及其自动化 作者所在班级： 作 者 姓 名 ： 作 者 学 号 ： 指导教师姓名： 完 成 时 间 ： 2 北华航天工业学院教务处制 摘摘 要要 双铰接剪叉式举升机的设计是在原由的剪叉式升降台的基础上，运用现在的灵活性、安全性、经济性等指标；结构以能够满足灵活性要求较高的汽车维修需要为前提,通过不同型号和响应福建达到满足物流、汽车维修等性能要求。 通过对双铰接剪叉式举升机机构位置参数和动力参数的技术，结合具体实例，对机构中良种液压缸布置方式分析比较，并根据要求对液压传动系统个部分进行设计计算最终确定液压执行元件-液压缸，通过对叉杆的各项受力分析确定台板与叉杆的载荷要求，最终完成剪叉式液压升降台的设计要求。 关键关键词词：举升机 剪叉式 液压 Abstract Double-hinged scissors lifts in the design of the previously scissors lifts on the basis of the present application flexibility, security, economic and other indicators, structural flexibility to meet higher requirements of vehicle maintenance the need for premise, and the response by different models to meet Fu jian logistics, vehicle maintenance, and other performance requirements. Through the double-hinged scissors lifts Position parameter and the dynamic parameters of technology, combined with specific examples, the agency improved in the hydraulic cylinder layout analysis and comparison, and in accordance with the requirements of part of a hydraulic system design and calculation of final Pressure implementation components - hydraulic cylinder, through analysis of the fork-defined plate and fork-load requirements, the final completion of scissors hydraulic lifts the design requirements. Key Words：Cage assembly Scissors forks are dyadic Hydraulic pressure 目 录 摘要摘要 abstract 第一章第一章 绪绪 论论 1 1.1 举升机的发展简史 1 1.2 汽车举升机的设计特点 2 1.3 汽车举升机的安全保证措施 3 1.3.1 设计制造方面的安全保证措施 3 1.3.2 使用维护方面的安全保证措施 4 第二章第二章 举升机机械部分举升机机械部分受力分析受力分析 5 2.1 剪叉式升降平台的三种结构形式 5 2.2 双铰接剪叉式升降平台机构的位置参数计算 6 2.3 双铰接剪叉式升降平台机构的动力参数计算 8 2.4 剪叉式升降平台机构设计时应注意的问题 9 2.5 双铰接剪叉式升降平台机构中两种液压缸布置方式的分析比较 9 2.5.1 问题的提出： 10 2.5.2 两种布置方式的分析和比较： 11 2.5.3 实例计算 13 第第三三章章 台板与叉杆的设计计算台板与叉杆的设计计算 17 4.1 确定叉杆的结构材料及尺寸 17 4.2 横轴的选取 20 第第四四章章 液压传动系统的设计计算液压传动系统的设计计算 22 4.1 明确设计要求 制定基本方案： 22 4.2 制定液压系统的基本方案 22 4.2.1 确定液压执行元件的形式 22 4.2.2 确定液压缸的类型 24 4.2.3 确定液压缸的安装方式 24 4.2.4 缸盖联接的类型 24 4.2.5 拟订液压执行元件运动控制回路 24 4.2.6 液压源系统 25 4.3 确定液压系统的主要参数 25 3.3.1 载荷的组成与计算： 25 3.3.2 初选系统压力 28 3.3.3 计算液压缸的主要结构尺寸 28 3.3.4 确定液压泵的参数 31 3.3.5 管道尺寸的确定 32 3.3.6 油箱容量的确定 33 3.4 液压缸主要零件结构、材料及技术要求 33 4.4.1 缸体 33 4.4.2 活塞 34 4.4.3 活塞杆 35 4.4.4 活塞杆的导向、密封和防尘 36 4.4.5 液压缸的排气装置 37 4.4.6 液压缸安装联接部分的型式及尺寸 37 4.4.7 绘制液压系统原理图 37 第五章第五章 结论结论 41 致致 谢谢 42 参考文献参考文献 43 第一章第一章 绪绪 论论 汽车举升机是现代汽车维修作业中必不可少的设备，它的主要作用就是为发动机、底盘、变速器等养护和维修提供方便。举升机的从上世纪 20 年代开始使用，发展至今经历了许多的变化改进，种类也比较多，一般有柱式、剪式，其驱动方式有链条传动，液压传动，气压传动等。本章就从举升机的产生、发展以及制造工艺等方面进行简单的介绍。 1.1 1.1 举升机的发展简史举升机的发展简史 汽车举升机在世界上已经有了 70 年历史。 1925 年在美国生产的第一台汽车举升机，它是一种由气动控制的单柱举升机，由于当时采用的气压较低，因而缸体较大；同时采用皮革进行密封， 因而压缩空气驱动时的弹跳严重且又不稳定。 直到 10 年以后， 即 1935年这种单柱举升机才在美国以外的其它地方开始采用。 1966 年， 一家德国公司生产出第一台双柱举升机， 这是举升机设计上的又一突破性进展，但是直到 1977 这种举升机才在德国以外的其它国家出现。现在双柱举升机在市场上以占据牢固的地位，其销量还在持续增长。它和四柱举升机相比，既有优点，也有缺点，以下将作一简要说明。 我们所见到的绝大多数举升机均采用固定安装方式。在举升前汽车必须驶上举升机。在移动式举升机方面也有几项成功设计，如剪式举升机、菱架式举升机等。但这类举升机仍存在两个主要问题，接近汽车下部较难；在车间移动举升机时难逾越地面上的障碍物。当然，可移动性是这类举升机的突出优点。现在固定安装的单柱、双柱、四柱举升机已在维修现场广泛采用，而移动式举升机却相对要少得多。 最初设计单柱举升机外，车辆较大，其底盘也能明显辨认，因而汽车检修区远远大于举升器件。而今绝大多数汽车均为“紧凑型”或“半紧凑型” ，导致汽车检修区域接近主要举升机器件而不便操作。但在南美洲却属例外，那里仍然采用较大的车辆，这可能是单柱举升机在该地区的市场上仍然受到欢迎的重要原因。单柱举升机有两大优点：当其下降后， 不致成维修车间的障碍物； 汽车可在举升机上转动。 但美国却受到了责难，主要是举升机的旋转会带来撞击操作人员的危险。单柱举升机的主要缺点是：第一，它需要在车间的地面挖掘一个相当大的坑穴后才能安装；其次，它只能为使用提供车轮支撑方式；第三，使用时难于接近汽车下部的一些重要检修区域。举升用的油缸潜藏在地下也给维修带来两大问题：第一是检修这些零部件颇为困难；其次是由于油缸所处的环境条件差，容易生锈，特别是地下水位较高时更是如此。 双柱举升机（包括液压式或机械式） ，均具有以下优点：第一，检修汽车下部具有 很高的可接近性（几乎达到 100%） ；其次，采用车轮自由型的方式支撑汽车，因而拆卸车轮时不需要其它辅助性的举升措施；第三，结构紧凑，占地面小。双柱举升机的缺点是： 第一为确保安全， 安置举升机时要求非常严格， 否则在举升过程中容易摇晃或颠覆；第二，由于举升机常采用车轮自由型的方式支撑汽车，如需采取车轮支撑型的方式维修汽车则甚感不便，如检查悬挂系统、检查转向机构间隙或进行车轮定位检验等；第三，由于举升臂和立柱承受悬臂或载荷所产生的巨大应力，其承力件易于磨损，因而双柱举升机的安全工作寿命一般要比四柱举升机低。 四柱举升机有四根立柱、两根横梁、用于支撑汽车的两个台板。举升前，汽车很容易正确无误地驶上四柱举升机的台板。由于台板内侧设备有凸缘，当汽车驶上台板时也不致坠入其间的空隙中。车轮支撑型四柱举升机的优点是：第一，举升机装载汽车时勿需较高的技术，操作也很简便；第二，承载时非常稳定；第三，支撑载荷受力简单，应力较低，从而延长了设备的使用寿命；第四，由于具有较高的使用价值，从经济上来看也是合算的；第五，易于维修；第六，在车间现场进行安装也较方便，只要地面平坦，其混凝土厚度能够固牢立柱的地脚螺栓即可。 四柱举升机的缺点是： 和双柱举升机相比，战地面积教大，对汽车检修区域可接近性较差。 解放后，特别是改革开放以来，我国的汽车维修行业有了很大的发展，为之服务的汽车维修设备行业已成为我国的新兴行业不断发展壮大。各种举升机设备如雨后春笋，不断涌现，质量不断提高，销量逐年增加。 有人说，对于汽车维修企业来说，汽车举升机可能是除厂房而外的最重要的投资，因为它具有至关重要和不可替代的作用，甚至直接影响到汽车维修业务的兴衰。汽车举升机是汽车维修设备行业的支柱设备之一，让我们生产出更多、更好、更受用户欢迎的汽车举升机，为汽车维修企业服务。 1.2 1.2 汽车举升机的设计特点汽车举升机的设计特点 （1）举升机台板降到下位时，与地面应尽可能在同一平面上，为达到此目的，虽然可在地面上挖掘凹坑，但需增加投资费用，也破坏了车间地面的平整性。为此，在保证强度和刚度的前提下，应尽可能降低举升机台板和横梁的高度；这样，既便于汽车驶上举升机，又使驶上台板的斜面长度尽可能短，节约车间的占地。在条件许可时，举升机台板（或横梁）应选择专用型钢或用钢板拆弯成形。 （2）正确选择传动方式。采用机械传动（螺母、螺杆）或液压传动（油缸） ，均 用电动机驱动。机械传动的成本较高，耗能较多，但安全性较好。经验证明：机械传动的能耗为液压传动所需能耗的两倍（在举升载荷、举升时间均相同的条件下） 。机械式举升机的螺母、螺栓磨损较快，而液压式举升机的维修量却相对要小些。虽然液压 式举升机的技术难度较大，但多数零部件（液压泵、液压缸、阀门、密封元件等）均可外购或外协，当然一定要选用优资产品。 （3）丝绳的选择。为了减少滑轮直径从而缩小寄生机立柱的断面尺寸，应该选用高柔度的钢丝绳。钢丝绳应有较高的安全系数，一般应达 8。为此，应增加钢丝绳钢丝的数目。如英国某公司 3t 系列的举升机所采用的钢丝绳的直径为 9mm，两根并列，每根 37 股，每股 6 根钢丝。滑轮通常用钢材制成，而该公司采用玻璃纤维与尼龙混合制成（50%的玻璃纤维、50%的尼龙） 。这样，不仅价格便宜，还能减轻钢丝绳的磨损，延长其使用寿命。 1.3 1.3 汽车举升机的安全保证措施汽车举升机的安全保证措施 今天全世界都对在危险作业环境下工作的人们的安全寄予极大的关注。汽车举升机具有潜在的危险，因为人们要在其下面工作；当其升降时如不小心，也会碰伤手足。近年来不少国家还制定了专门性法规，以防止或至少使安全事故的可能性降低到最低限度。 汽车举升机的安全保证措施主要从两方面着手：一方面从设计制造方面采取措施，好提高汽车举升机的安全技术特性；另一方面则应在使用维修过程中遵循严格的操作规程，保证汽车举升机能在良好的技术状态下正确地运行。现分别说明与后。 1.3.1 1.3.1 设计制造方面的安全保证措施设计制造方面的安全保证措施 当今世界上的许多先进技术，如自动控制光电开关等，已广泛应用到各种安全装置的设计领域，因而在设计制造举升机时，应结合产品的特点，积极采用先进可靠实用的现代安全技术。以下仅列举多数举升机普遍采用的安全措施。 （1） 举升机应能经受超负荷试验(包括举升和支撑)， 一般应为最大举升能力的 125%此时举升机的构件不得有任何永久性的变形和损坏。 （2）所有的操作控制机构均采用“双重保险”，以防误操作，即举升机运行前必需操作两个控制机构(或按钮开关)后才能驱动。 （3）所有的控制电路均采用失效保护，即任何单个元件失效，也不会使举升机坠或上升所造成非常危险的局面。 （4）所有的举升机器件均应有第二支撑系统。原有的提升系统失效时，它能自动进行有效的支撑。 （5）所有的柔性提升手段，如钢丝绳，链条等，均应有足够的安全系数，并在制造厂设置的保护罩内传动。 （6）所有的运动零件均应有防护装置，以免撞击操作人员的任何部位，特别是手， 足，衣服等。 （7）所有举升机的设计均应把举升重物滑移的可能性降低到最低限度。 1.3.2 1.3.2 使用维护方面的安全保证措施使用维护方面的安全保证措施 使用维护方面的安全保证措施涉及的范围很广，包括举升机有使用前的准备工作，举升汽车时应该注意的事项，承载时的稳定性，降下汽车时的注意事项，日常和定期维修检查工作等。虽然汽车举升机已有 70 年的历史，其设计原理并无多大改变;但如果忽视安全要求，超载使用，疏忽大意，仍然会造成严重事故，甚至发生人身伤亡。因此安全问题一定要引起使用单位和操作人员的高度重视。首先，应选购那些安全性能良好的汽车举升机， 另外， 还应认真学习和理解说明书中的各项安全注意事项并认真贯切执行。这里仅就使用维护举升机时普遍应当注意的事项说明于后。 （1）使用中的举升机每天都应进行检查。发现有效故障或零部件损坏时，不得再使用。维修时应采用该举升机的制造厂所提供的配件，不得随意代替或自制。 （2）举升机不得超载使用。每台举升机的额定载荷均注明在设备的铭牌上。特别要注意防止偏载，即整机虽未超载而某一举升臂确已超过允许的额定载荷。故欲举升那些前后轴载荷严重分配不均的汽车时应特别注意，能满足要求的才能装载使用。 （3）安置汽车和使用举升机均应由经过培训并经考核合格的人员操作。 （4）举升汽车时，车内不得有人。举升机升降和使用时，顾客和无关人员应远离举升机。 （5）举升机区域内不得有任何障碍物，如油脂、废物、瓦砾等。 （6）当汽车驶上举升机前，应清除通道，不得驶过或撞击举升臂，连接器，车轴支撑器等，以防损坏举升机或汽车。 （7）在举升机上承载汽车时应仔细操作。将举升机的支撑器安置到汽车制造厂推荐的举升机逞力接触点。 只有当支撑器与汽车上的承力点接触严密后才能将举升机升起;对其接触的严密性进行认真检查后，才能将汽车举升到需要的工作高度。 （8）要注意某些汽车上的零部件由于移动或安装位置的不同会引起重心的急剧变化，从而导致举升汽车时的不稳定。 （9）举升机降下前，应将汽车下面的工具箱，台架及其它设备全部移开。要降下举升机前，还必须松开锁紧装置。 第第 2 2 章章 举升机机械部分受力分析举升机机械部分受力分析 2.12.1 剪叉式升降平台的三种结构形式剪叉式升降平台的三种结构形式 本讨论的目的通过分析剪叉式升降平台机构特点，论述了设计时应注意的问题及其应用范围。剪叉式升降平台具有制造容易、价格低廉、坚实耐用、便于维修保养等特点。在民航、交通运输、冶金、汽车制造等行业逐渐得到广泛应用。本设计中主要侧重于小型家用液压式的汽车举升机。在设计汽车举升机升降平台的过程中，一般我们会考虑如下三种设计方案，如简图 2-1 所示： 图 2-1 三种剪叉式升降台结构简图 图中表示气液动剪叉式升降平台的三种结构形式。长度相等的两根支撑杆 AB 和MN 铰接于二杆的中点 E，两杆的 M、A 端分别铰接于平板和机架上，两杆的 B、N 端分别与两滚轮铰接，并可在上平板和机架上的导向槽内滚动。图中的三种结构形式的不同之处在于驱动件液压缸的安装位置不同。 图a中的驱动液压缸的下面固定在机架上， 上部的活塞杆以球头与上平板球窝接触。液压缸通过活塞杆使上平板铅直升降。 图 b 中的卧式液压缸活塞杆与支撑杆 MN 铰接于 N 处。液压缸驱动活塞杆控制平台铅直升降。 图 c 中的液压缸缸体尾部与机架铰接于 G 处， 活塞杆头部与支撑杆 AB 铰接于 F 处。液压缸驱动活塞杆可控制平台铅直升降。 按照液压缸的安装形式，称图 a 的形式为直立固定剪叉式结构，图 b 的形式为水平固定剪叉式，图 c 的形式为双铰接剪叉式结构。 直立固定剪叉式结构，液压缸的行程等于平台的升降行程，整体结构尺寸庞大，且 球铰链加工负载，在实际种应用较少。 水平固定剪叉式机构，通过分析计算可知，平台的升降行程大于液压缸的行程，在应用过程中可以实现快速控制升降的目的，但不足之处是活塞杆受到横向力的作用，影响密封件的使用寿命。而且活塞杆所承受的载荷力要比实际平台上的载荷力要大的多。所以实际也很少采用。 双铰接剪叉式结构避免了上述缺点。结构比较合理，平台的升降行程可以达到液压缸行程的二倍以上。因此，在工程实际中逐渐得到广泛的应用。本设计就重点对双铰接剪叉式结构形式加以分析、论述。 2.2 2.2 双铰接剪叉式升降平台机构的位置参数计算双铰接剪叉式升降平台机构的位置参数计算 由图 2-2 可知 图 2-2 位置参数示意图 21/2sin(1 cos),CLCLHll （1） 222()cos;2TClTC （2） 上式中： H任意位置时升降平台的高度； C任意位置时铰接点 F 到液压铰接点 G 的距离； L支撑杆的长度； l支撑杆固定铰支点 A 到铰接点 F 的距离； T机架长度（A 到 G 点的距离） ； 活塞杆与水平线的夹角。 以下相同。 将（2）式代入（1）式，并整理得 2222 1/2() 2HLTCllClTC。 （3） 设00/,/,C CH H代入（3）式得 2221/20000()()22HTClLlClT C。 （4） 在（4）式中， 0H升降平台的初始高度； 0C液压缸初始长度。 双铰接剪叉式升降平台机构的运动参数计算： 图 2-3 运动参数示意图 图中，FV是 F 点的绝对速度；BV是 B 点绝对速度；1是 AB 支撑杆的速度； 1V是液压缸活塞平均相对速度；2V是升降平台升降速度。由图 2-3 可知： 1111112,sin()sin(),sin()coscos,sin()FFBBVlVVlV LVLlV LVVl 21cossin()VLVl。 （5） 在（5）式中， 1V液压缸活塞平均相对运动速度； 2V升降平台升降速度； 支撑杆与水平线的夹角。 以下相同。 2.3 2.3 双铰接剪叉式升降平台机构的动力参数计算双铰接剪叉式升降平台机构的动力参数计算 图 2-4 动力参数示意图 图中，P 是由液压缸作用于活塞杆上的推力，Q 是升降平台所承受的重力载荷。通过分析机构受力情况并进行计算（过程省略）得出： 升降平台上升时 coscossincostantan()()sin()222cossincosQLfLbfbbPbfblf ； （6） 升降平台下降时 coscossincostantan()()sin()222cossincosQLfLbfbbPbfblf （6） 、 （7）式中， P液压缸作用于活塞杆的推力； Q升降平台所承受的重力载荷； f滚动摩擦系数； b载荷 Q 的作用线到上平板左铰支点 M 的水平距离。 由于滚动轮与导向槽之间为滚动摩擦，摩擦系数很小（f=0.01）,为简化计算，或忽略不计，由（6） 、 （7）式简化为： cossin()PLQl。 （8） 2.4 2.4 剪叉式升降平台机构设计时应注意的问题剪叉式升降平台机构设计时应注意的问题 由式（5）和（8）可知：当、增大时，21/VV值随之减小；当、减小时，P/Q 值随之增大。在确定整体结构值随之减小；当、减小时，P/Q 值随之增大，在液压缸行程不变的情况下，升降平台升降行程会减小；反之，则会使液压缸行程受力增大。因此设计时应综合考虑升降行程与液压缸受力两个因素。在满足升降行程及整体结构尺寸的前提下，选取较高的、初始值。而且在整个机构中 AB 支撑杆是主要受力杆件，承受有最大的弯矩，所以应重点对其进行强度校核。 液压缸可采用单作用缸也可以采用双作用缸，不过要看具体情况。一般我们都采用单作用柱塞缸，因为采用这样的缸比较经济，而且总体泄漏量少，密封件寿命长。采用单作用柱塞缸时考虑到在空载荷时，上平板的自重应能克服液压缸活塞与缸体间的密封阻力。否则，会导致升降平台降不下来。 2.52.5 双铰接剪叉式升降平台机构中两种液压缸布置方式的分析比较双铰接剪叉式升降平台机构中两种液压缸布置方式的分析比较 刚刚我们已经简单的分析并讨论了双铰接剪叉式液压升降平台机构与其他两种机构的区别以及在实际应用中所存在的利和弊，但是在考虑各方面条件如单作用柱塞式液压缸、双铰连接、双支撑杆、相同的升降平台等都不改变的基础之上，能否将设计进行进一步的优化呢？ 为证明这一点，我们可以从该机构的布置方式考虑，将结构略改动一下。 从直观的角度分析考虑，如下图 2-6 所示： 杆1杆2 图 2-6 液压缸工作示意图 我们可以从图上看出，液压缸的尾部是连接在右侧支撑杆活动的区域的，液压缸的头部是连接在杆 1 的右端（偏向杆 1 的活动铰连接） 。因此，我们针对实际升降台剪叉机构中液压缸常用的布置方式存在的问题，提出了另一种相对布置方式，将液压缸布置在与之相对称的左侧，即与剪叉机构的固定支点在同一侧，来进一步分析讨论。利用瞬时速度中心法和虚位移原理，推导出这两种布置方式液压缸活塞运动速度与台面升降速度的关系式及活塞推力与台面荷重的关系式，并对两种布置方式进行了分析比较，指出了它们各自的优缺点以及适用场合。根据升降台剪叉机构的工程实例做了几何、运动和动力参数的对比计算和液压缸结构参数的合理选择。 2.5.12.5.1 问题的提出问题的提出： 液压缸驱动的剪叉机构再各种升降台中广泛应用，因安装的空间不同，其折合后的高度也必然就不同，所以液压缸在剪叉机构内的布置要受到折合后高度的约束。根据文献4的有关液压缸驱动剪叉机构的运动学及动力学分析一章， 得知在这种布置方式的情况下，如图 2-7： 图 2-7 液压缸布置在左侧 液压缸活塞运动速度与台面升降速度的关系式为 222cos2sin()2 cosyalalvvl （1） 活塞推力与台面荷重的关系式为 2 cossin()sin()lPWal （2） 式中，111sin,tan tan,sin (sin2 )2hlaallad 。 以上两式的推导基于工程中常用的液压缸布置方式，即液压缸下支点与剪叉机构的固定支点在同一侧，如上图 2-7。这种布置方式的优点是液压缸的有效行程比较短，这在台面升程范围比较大的场合较为适用。存在的问题是在剪叉机构折合后的高度 h 较小的情况下（即角较小） ，所需液压缸的推力将大大增加。在液压缸最高工作压力限定的情况下，这将使得所用的液压缸的直径增大，以致在折合后的剪叉机构中难以布置；或采用两个直径较小的液压缸取代一个大直径的液压缸，不过这将增加一对液压缸的支座，同时带来机械加工、液压缸安装以及液压系统的复杂性，加大了整个装置的成本。 2.5.22.5.2 两种布置方式的分析和比较：两种布置方式的分析和比较： 为了解决以上提出的问题，可考虑将液压缸反向布置（即采用第一种设计方案） ，计算一下该方案的有关参数再将两者作以比较。 如图 2-8： 图 2-8 液压缸布置在右侧 这里仍用瞬时速度中心法来求解活塞运动速度。杆上点、点的瞬时转动中心为 F 点，D 点、A 点的速度为： 2()DAvlvla 台面升降速度： cos2cosyDvvl 点的运动速度： ()2 cosyAla vvl 活塞运动速度： ()sin()cos2 cosAlavvl （） 式中，11()sinsin,tan2()coshlalLla 依据虚位移原理有： ()00ixiixiixixpypWFxFyFzP xPyW y （） 由图分析可得：cos ,sin()cos ,()sin,2 sinxyppwPPPPxlaylayl 经变分后：()sin()cos2 cosppwxlaylayl 代入式（） ，整理后得活塞推力： 2 cos()sin()lPWla （） 式（）和式（）的正确性可以用机械能守恒原理来证明，即 yvPv W 将式（）与式（）进行比较，再, , , ,yl aW v 各参数都相同的条件下，显然，液压缸布置再右侧时的推力较液压缸布置在左侧时小；而式（）与式（）比较，则液压缸布置在右侧时的活塞速度较液压缸布置在左侧时高。可见，活塞推力的减小是以活塞速度的提高为代价换来的。 液压缸布置在剪叉机构的右侧，使得液压缸的活塞推力减小，这就可以选用直径较小的液压缸， 有利于液压缸在剪叉机构中的布置； 带来的问题是液压缸的有效行程较长，如果台面升程范围不大，液压缸行程的增加也是有限的。 2.5.32.5.3 实例计算实例计算 根据以上分析结果，结合实例进行对比计算，实例结构简图如图 2-9 所示，其中左 右两侧分别为两种布置情况。 图 2-9 剪叉机构实例结构简图 剪叉机构的结构尺寸： h=4001 200mm,l=2 000mm,a=535mm,e=770mm,f=3210mm.两种布置方式主要参数计算结果见下表 2-1： 表 2-1 两种布置方式主要参数计算结果 参 数 液压缸布置在左侧 液压缸布置在右侧 杆 FD 倾角 1sin2hl 1sin2hl 液压缸倾角 1()sintan()coslalae 1()sintan()coslafla 起始角0/( ) 5.739 5.739 起始角0/( ) 20.236 20.236 起始活塞速度0v 0.185yv 0.279yv 起始活塞推力0P 5.42W 3.58W 终止角max/( ) 17.458 17.458 终止角max/( ) 50.473 22.262 活塞有效行程L/mm 253 365 从统计表中的数值比较可以看出，液压缸在剪叉机构中的布置方式对其运动参数和动力参数有着较明显的差异。当起始角为最小值0、0时，活塞推力为最大值0P。在台面荷重 W 相同的情况下，液压缸布置在右侧时的推力明显小于液压缸布置在左侧时的情况，两者的比值为 0.66，而活塞的有效行程 L 则是液压缸布置在右侧时较长，比在左侧时增加了 112mm。如果载荷量不是很大的话（即载荷量 W1.5kN） ，这时可以考虑采用左侧的布置方案，因为这样可以缩短液压缸的伸长长度。如果伸长度过大的话，不仅在材料上会有所浪费，而且在长期承受载荷的同时也会相应的增大液压缸及活塞部分的弯曲应力。综合以上考虑，可以初步设想采用液压缸布置在左侧的方案。而在该方案中活塞起始的速度小于液压缸布置在右侧时的速度，两者比值/vv左右=0.66。为了弥补在速度方面的不足，以及减小举升及整体的体积，可以考虑采用双级支撑杆共同举升平台以达到提升速度的目的。如图 2-10 所示： 图 2-10 机构各项参数 其转换过程如图 2-11 所示,将两根支撑杆的右侧部分折合到左侧，产生四根相对比较短的支撑杆，即可达到目的。 图 2-11 参数转化过程 那么首先我们就要计算一下这样的设计方案所采用的液压缸的各项参数，然后再根据已求得的各项参数来具体确定一下此方案是否合理。 下面按照本设计的基本要求，进一步选择合适的布置方案。为了使举升机使用范围广泛，载荷更具有代表性，本设计首先建立了一个轿车模型，它的有关参数是：车自重1.5t, 宽 1.8m,高 1.4m,轴距 2.8m。在载荷方面没有超出允许的范围内，是可以采用该方案的。为了工作安全起见，要求举升机在各高度上工作时都应自锁，完工后可原速或缓速下降，在空载时也可实现快速下降，这在下面的液压系统回路分析中会探讨到。 为了便于维修人员在升降台底部维修，不仅要在升降高度方面要加以合理化，还要留有维修人员站立维修的位置。为此，可以选择采用双升降台同步举升并采用共同底板的方式以满足要求，此布置方案需要两个液压缸，16 根支撑杆举升。为了增强其安全可靠性，可以设其总承载量为21000 9 819600Wt.N总，则平均每个升降台的承载量为29800WW /N总。由于这样平均每个液压缸承受的台面载荷仅为 9800N，所以采用左侧布置液压缸是完全可以的。 第三章第三章 台板与叉杆的设计计算台板与叉杆的设计计算 台板位于升降台的最上部，是支撑件的组成部分。汽车能够在升降台上平稳的停放就是台板起了关键的作用。在进行维修作业之前首先得驶上台板。需要说明的是台板并不是一个简单的钢板，而是在下面有滑道，因为升降台叉杆臂上有滑轮，滑道的作用就是使滑轮在滑道内来回滑动，使升降台完成举升和回落动作。下底板也如此。根据上面汽车尺寸参数，确定台板的长度为 4000mm，宽度 450mm，材料采用热轧钢板。 叉杆是升降台最主要的举升部件，是主要的受力机构。对其设计的成功与否关系到整个设计工作的成败，选材 45 号钢，热轧钢板。叉杆的外形图如图 3-2 所示。 图 3-1 叉杆的外形图 3.13.1 确定叉杆的结构材料及尺寸确定叉杆的结构材料及尺寸 1. 对支撑叉杆进行受力分析 首先定义每根杆的名称编号，如图 3-2： 图 3-2 支撑叉杆受力分析图 对于杆 3、杆 4 的活动铰联接在水平方向上除了摩擦力没有其它外力，所以可以忽略不计，现在只考虑其竖直方向上的受力就可以了。经过分析杆 3 的受力情况如图： 计算其最大弯矩及轴向力： 经力学分析，当升降台处于最低位置，5时，所受弯矩最大，如图。 22 22562 78maxWl lcosW cosMl. Nml 当升降台处于最高位置，30时，轴向力最大，如图 12254D BWNsinN，1225BANN （正值为拉力，负值为压力） 。 杆 4 受力情况同杆 3。 下面再分析一下杆 1,对杆 1 作受力分析，如图 对 D 点做力矩分析：42 22 3AxPWW llF l sinlcoscossin()，可得 AxF= -110.1N。 计算弯矩，由上图可转化成下图来分析： 根据以上条件画弯矩图，如下： 图 4-4 杆 1 弯矩图 由此图可知，杆 1 的最大弯矩在 C 点。经计算当5时，cR有最大值，即拥有最大弯矩，同样此时也拥有最大的轴向力。首先将5，W=9800N，P=13.3W（P 与 W的关系值根据上述的公式2 cossin()sin()lPWal求得）代入以上各式，求得的值如下图： 则21511236maxABM(RR )lNm 。 计算轴向力，同样将杆 1 的受力分析图再转化为轴向力图分析，如图： 经分析计算，CD 段受到的轴向压缩力最大，54929CDTN。由于刚刚计算出的杆3 与杆 4 的最大弯矩和最大轴向力都小于杆 1 的值，故不对杆 3 杆 4 计算工作应力。计算杆 1 该状态下的工作应力，设叉杆横截面积 A=bh,如图： 则该状态下的工作应力为 max2265112 654929 , CsNhMbhAbhn 其中， 叉杆实际工作应力, 材料许用应力， s 材料的极限应力，对于 45 号钢，为 340Mpa n安全系数,一般为大于 1 的值，这里取 n=2。 根据经验初选 h=0.1m。 由此式可以看出弯矩对工作应力的影响较轴向力要显著的多，所以在计算时应以最大弯矩为主要计算对象。杆 1 所承受的最大工作应力。杆 1 的 C 截面拥有最大弯矩，即可以认为 C 截面拥有最大的工作应力。我们按照最大工作应力来选取合适的叉杆截面。将 h=0.1m 代入上式： 最大工作应力3616517021.30.01MPabmmb。这里取25bmm，即叉杆的横截面为h b100252mm。 3.23.2 横轴的选取横轴的选取 选取套联在活塞杆端部的横轴，根据总体结构布局确定横轴长度需要 220mm，由于是单耳环联接， 其内径 CD=50， 横轴的外径也应为 50mm,但考虑到二者需要相对滑动，应使横轴的外径略小于 50mm,这里取 d=48mm。单耳环的宽度值 EW=60mm。将叉杆要联接到横轴处的孔进行加长处理，使两者接触面积适当的增大以减小弯曲应力及及剪应力。因此可按下图分析横轴所受应力： 当5时，P=113680N，可求得568402ABPRRN。作用于横轴上的力 P 是均 匀分布的，分布距离为 60mm，故集度为：61136801.89 10/0.06qN m，截面 O 上的最大弯矩为0.030.080.033696.72AMRqNm ，截面 C 和 D 上的剪力56840AQRN（这里没有考虑剪力与弯矩的正负） 。 其弯曲应力为332131 MMpad 剪应力225684031.4 4844QMPad 对于其它几个销轴，由于所受的应力都小于上述值，在不改变材料的基础上选择直径各为 35mm、40mm 是完全可以的，这里就不一一校核了。 第四章第四章 液压传动系统的设计计算液压传动系统的设计计算 4.14.1 明确设计要求明确设计要求 制定基本方案：制定基本方案： 设计之前先确定设计产品的基本情况，再根据设计要求制定基本方案。以下列出了本设计剪式液压升降台的一些基本要求： 1) 主机的概况：主要用途用于家用小型重型设备的起升，便于维修，占地面积小，适用于室外，总体布局简洁； 2) 主要完成起升与下降重物的动作，速度较缓，液压冲击小； 3) 最大载荷量定为 2 吨，采用单液压缸控制联接组合叉杆机构进行升降动作。最大起升高度略大于一人高度； 4) 运动平稳性好； 5) 人工控制操作，按钮启动控制升降； 6) 工作环境要求：不宜在多沙石地面、木板砖板地面等非牢固地面进行操作，不宜在有坡度或有坑洼的地面进行操作，不宜在过度寒冷的室外进行操作； 7) 性能可靠，成本低廉，便于移动，无其他附属功能及特殊功能； 4.24.2 制定液压系统的制定液压系统的基本方案基本方案 4.2.14.2.1 确定液压执行元件的形式确定液压执行元件的形式 液压执行元件大体分为液压缸或液压泵。前者实现直线运动，后者完成回转运动，二者的特点及适用场合见下表 4-1: 对于本设计实现单纯并且简单直线及回转运动的机构，可以采用齿轮式液压泵及双活塞杆液压缸，这样不仅简化液压系统降低设备成本，而且能改善运动机构的性能和液压执行元件的载荷状况。 表 4-1 各执行元件的特点 名 称 特 点 适 用 场 合 双活塞杆液压缸 双向对称 双作用往复运动 单活塞杆液压缸 有效工作面积大、双向不对称 往返不对称的直线运动，差动连接可实现快进，A1=2A2 往返速度相等 柱塞缸 结构简单 单向工作，靠重力或其他外力返回 摆动缸 单叶片式转角小于360 度 双叶片式转角小于180 度 小于 360 度的摆动 小于 180 度的摆动 齿轮泵 结构简单，价格便宜 高转速低扭矩的回转运动 叶片泵 体积小，转动惯量小 高转速低扭矩动作灵敏的回转运动 摆线齿轮泵 体积小，输出扭矩大 低速，小功率，大扭矩的回转运动 轴向柱塞泵 运动平稳、扭矩大、转速范围宽 大扭矩的回转运动 径向柱塞泵 转速低，结构复杂，输出大扭矩 低速大扭矩的回转运动 注：A1无杆腔的活塞面积 A2有杆腔的活塞面积 常用的扩程机构有如下图 4-1 二种形式： 链轮链条柱塞缸 （a） (b) 图 4-1 扩程机构 它们同时也可以实现增速，常用于电梯的升降、高低位升降台等液压设备。还有一种运动转换机构，小角度的回转运动用液压缸来实现，其运动比较平稳，长行程的直线 运动可以用液压马达来完成。本设计要完成的剪叉式液压升降台综合了扩程、回转这两种工作形式。 4.2.2 4.2.2 确定液压缸的类型确定液压缸的类型 工程液压缸主要用于工程机械、重型机械、起重运输机械及矿山机械的液压系统。根据主机的运动要求，按表 37-7-5 选择液压缸的类型为：直线运动单活塞杆双作用缓冲式液压缸。其特点：活塞双向运动产生推、拉力。活塞行程终了时减速制动，减速值不变。 4.2.3 4.2.3 确定液压缸的安装方式确定液压缸的安装方式 工程液压缸均为双作用单活塞式液压缸，安装方式多采用耳环型。由于本设计中液压缸在作用过程中是一端固定，一端在垂直面上自由摆动的形式，因此根据表 37-7-6 选择液压缸的安装方式为：尾部耳环联接。 4.2.4 4.2.4 缸盖联接的类型缸盖联接的类型 按缸盖与缸体的联接方式， 可分为外螺纹联接式、 内卡键联接式及法兰联接式三种。这里采用法兰联接。 4.2.54.2.5 拟订液压执行元件运动控制回路拟订液压执行元件运动控制回路 液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟订液压回路的核心问题。方向控制用换向阀或是逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多数通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对于高压大流量的液压系统，现多采用插装阀于先导控制阀的组合来实现。本设计剪叉式液压升降台其特点：起升压力大，运行缓慢、平稳，能人工控制起升至某一固定高度时并保持该高度自锁。 4.2.64.2.6 液压源系统液压源系统 液压系统的工作介质完全由液压源提供，液压源的核心是液压泵。在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经过溢流阀回油箱，溢流阀同时起到开展并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。 为节省能源并提高效率，液压泵的供油量要尽量于系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况下，则采用多泵供油或变量泵供油。对于本设计，由于工作周期短，循环次数少，供油量可以适当减少以节省能源，采用单泵供油即可，不需蓄能器储存能量。 对于油液的净化：油液的净化装置在液压源中是必不可少的。一般泵的入口要装有粗滤油器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精滤油器再次过滤。为 防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁过滤或其他形式滤油器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 4.34.3 确定液压系统的主要参数确定液压系统的主要参数 液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。 4.3.14.3.1 载荷的组成与计算：载荷的组成与计算： 首先，需要确定液压缸处于最大工作压力时的位置，通过上述的讨论，得知当液压缸与地面夹角为最小值时，也即支撑杆与地面夹角为最小值时，液压缸处于最大的工作压力状态下。设举升机最大举升高度为 1.9m，将支撑杆的长度选定 3.8m/根。当液压缸下降至最低高度时（设此时支撑杆与地面夹角a=0a）0a=5，根据上述公式1tan tanlala得0=9.9。 图 4-2 机构各参数 现在a值还是一个未知量，但a值的大小必须在/2l之内，初步设定/4al。根据活塞推力与台面荷重量关系式2 cossin()sin()lPWal得出 P=13.3W。 若设/3al的话， 就得出 P=11.6W。 通过二者比较，/3al时， 活塞的最大推力 P 要小于/4al时。即在值不变的条件下，a与 P 是成反比的。但考虑到活塞杆与支撑杆的铰接点 A 又不能太靠近两支撑杆的铰接点 B，否则将会在两处铰接点产生很大的应力集中，以致降低疲劳强度。因此，应选/3al比较合适。这时将/3al代入公式得 6 c o ss i n ()3 s i n ()PW ，tan2tan 当平台处于最低位置05时， 液压缸荷重 P 最大， P=11.6W=11.69800=113680N。下面就根据载荷量来选取合适的液压缸。 图 4-3 液压缸 图 4-3 表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。 各有关参数标注于图上，其中wF是作用在活塞杆上的外部载荷， mF是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆是的外部载荷包括工作载荷gF ，导轨的摩擦力fF和由于速度变化而产生的惯性力aF。 （1）工作载荷gF 常见的工作载荷有作用于活塞杆上轴线的重力、切削力、挤压力等，这些作用力的方向与活塞的运动方向相同为负，相反为正。在实际工作过程中，由于载荷量较大，活塞自身的重力可以忽略不计，切削力与挤压力共同组成的外力即为工作载荷gF，gF=P。由于本设计按最大载荷量定为 2 吨来计算，所以每个液压缸gF=P=113680N。 （2）导轨摩擦载荷fF 对于直动型安装的液压缸一般都附有活塞导轨以固定其运动方向，导轨摩擦相对于总载荷可以忽略不计，因此fF=0。 （3）惯性载荷aF aFma，vat。 v速度变化量 m/s t起动或制动时间，s。一般机械=0.10.5s，对轻度载荷低速运动部件取小值，对重载荷高速部件取大值。行走机械一般取=0.51.5s a 加速度2/m s 初步选定速度变化量v=0.16m/s，t=0.6s，则vat=0.160.6=0.272/m s，2 /2 0.27270aFmatN 以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷wF， 1136800270113950wgfaFFFFN 。 起动加速时 wgfaFFFF， 稳态运动时 wgfFFF， 减速制动时 wgfaFFFF。 工作载荷gF并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则gF=0。但在计算和校核时，应按照最大值取。 除了外载荷wF外，作用于活塞上的载荷 F 还包括液压缸密封处的摩擦阻力mF，由于各种液压缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为(1)mmFP 式中m液压缸的机械效率，一般取 0.900.95，这里取 0.95，1135901195680.95wmFFN 4.3.24.3.2 初选系统压力初选系统压力 液压缸的选择要遵循系统压力的大小，要根据载荷的大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不是很经济；反之，压力选的太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高， 必然要提高设备成本。 一般来说， 对于固定尺寸不太受限的设备，压力可选低一些，行走机械重载设备压力要选的高一些。按下表 4-2 初步选取 15Mpa。 表 4-2 各种机械常用的系统工作压力 机械类型 机 床 农业机械小型工程机械建筑机械 液压机大中型挖掘机重型机械 磨床 组合 机床 龙门 刨床 拉床 工作压力MPa 0.80.2 35 28 810 1018 2032 4.3.34.3.3 计算液压缸的主要结构尺寸计算液压缸的主要结构尺寸 液压缸的相关参数和结构尺寸 液压缸有关的设计参数见图 3-4 所示： 图 3-4 液压缸设计参数 图 a 为液压缸活塞杆工作在受压状态，图 b 表示活塞杆受拉状态。 活塞杆受压时 1122wmFFp Ap A 活塞杆受拉时 1221wmFFp Ap A 式中 214AD无杆腔活塞有效工作面积 2m 222()4ADd有杆腔活塞有效工作面积 2m 1p液压缸工作腔压力 Pa 2p液压缸回油腔压力 Pa，其值根据回路的具体情况而定，一般可以按照下表4-3 估算 D活塞直径 m d活塞杆直径 m 表 4-3 执行元件背压力表 系 统 类 型 背 压 力 MPa 简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5 回油带调速阀的系统 0.40.6 回油路设置有背压阀的系统 0.51.5 用补油泵的闭式回路 0.81.5 回油路较复杂的工程机械 1.23 回油路较短，可直接回油路 可忽略不计 在这里我们取背压力值20.2pMPa 在本设计中，液压缸不存在受拉的状态，所以只考虑其收压。一般液压缸在收压状态下工作时，其活塞面积为：2211Fp AAp 用运此公式须事先确定1A与2A的关系，或是活塞杆径 d 与活塞直径 D 的关系，令杆径比=d/D，其比值可按下表选取。 按工作压力选取 d/D 工作压力 MPa 5.0 5.07.0 7.0 d/D 0.50.53 0.620.7 0.7 按速度比要求确定 d/D （21/vv） 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 ，为活塞两侧有效面积1A与2A之比。即21222ADADd 如按工作压力应选取 d/D=0.7，则相应的速度比=2，由于活塞不受拉力作用，所以活塞杆收缩时可以适当提高其速度， =2 也是完全可以的。 运用直径求法公式 221244 119568101.1(1)150.2(1 0.71 )FDmmpp，可以求出 d=71.8mm。液压缸的直径 D 和活塞杆径 d 的计算值要按国家标准规定的液压缸的有关标准进行圆整，如与标准液压缸参数相近，最好选用国产液压缸，免于自行设计加工。按照机械手册中工程液压缸的技术规格表 37-7-7 可以选择圆整后的参数：缸径 100mm，活塞杆 70mm,速度比=2，工作压力 16Mpa，推力 125.66kN。 计算活塞杆的行程 当平台处于最低位置05时， 此时活塞杆应处于完全收缩状态,液压缸的长度为最小值0d，2202cos2dalal=1320mm。平台的高度2sin2 1500 sin10366hlmm。 再计算一下平台上升的最大高度，这里设上升至最大高度的30，计算得出最大高度 H=2m。此时活塞杆伸长至222cos21760mdalalmm。 当活塞杆处于完全收缩状态时，液压缸的长度就等于0d，选定液压缸长度为1320mm。计算其行程： 01760 1320440msddmm。 ,查表 37-7-9 可以查得液压缸长度不得小于365365440805smm， 实际长度满足要求。 4.3.44.3.4 确定液压泵的参数确定液压泵的参数 确定液压泵的最大工作压力1Pppp Pa， 式中1p液压缸最大工作压力，根据1122wmFFp Ap A可以求出2110.215.3FApMPaA p从液压泵出口到液压缸入口之间的总的管路损失。初算可按经验数据选取： 管路简单、 流速不大的取 0.20.5Mpa； 管路复杂， 进油口有调速阀的， 取 0.51.5 Mpa。这里取 0.5Mpa。 即15.30.515.8PpMPa 确定液压泵的流量PQ maxPQKQ 3/ms K系统泄漏系数，一般取 1.11.3，这里取 1.2 maxQ液压缸的最大流量，对于在工作中用节流调速的系统，还需加上溢流阀的最小溢流量，一般取430.5 10 m /s 在前面已经初步选定台面速度变化量v=0.16m/s， 我们就设定台面起升的最大速度0.16m/syv ，则活塞的运动速度应用公式 222cos2sin()2 cosyalalvvl，00.22=0.04m/syvv（这是在台面刚刚起升 状态时，5） 3430122 0.04 7.85 106.28 10/Qv Ams 所以4443max1.2 (6.28 100.5 10 )8.14 10/PQKQms 选择液压泵的规格 根据以上求得的和值，按系统中拟订的液压泵的形式，从手册中选择相应的液压泵产品。为使液压泵油一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大2560%。 查找手册 P37-135 选择 CB-AF型齿轮泵，其参数如下表 4-4 表 4-4 CB-AF型齿轮泵的各参数值 型号 排量 压 力 转 速 特点 生产厂 额定 最高 额定 最高 CBCB- -AF 1040 16 20 1800 2400 铝合金壳体，可作双联泵 榆次液压件厂 确定液压泵的驱动功率 在工作中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，则 310PPPp QPkW，其中P液压泵的总效率，参考下表 4-5 选择P=0.7 表 4-5 各液压泵的总效率 液压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率