3t车用手动卧式千斤顶设计【三维SW建模模型】【含8张CAD图纸、说明书】【GC系列】

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(11) 向量 u=u1,u2,unT 响应设计时的变量, v=v1,v2,vmT是可变响应向量，(9)式中的f是目标函数。为了使设计的主导四连杆机构AEDB达到最佳，设计时的变量可被定义为u= T, (12)可变响应向量可被定义为v=x yT. (13)相应复数3，5，6的尺寸是确定的。目标函数被定义为理想轨迹K和实际轨迹L之间的一些“有差异的尺寸”f(u,v) =maxg0(y)-f0(y)2, (14)式中x= g0(y) 是曲线K的函数，x= f0(y)是曲线L的函数。我们将为系统挑选一定局限性。这种系统必须满足众所周知的最一般的情况。 (15) (16)不等式表达了四连杆机构这样的特性：复数只可能只振荡的。这种情况： (17)给出了设计变量的上下约束条件。用基于梯度的最优化式方法不能直接的解决(9)(11)的问题。min un+1 (18)从属于gi(u,v) 0, i=1,2,l, (19) f(u,v)- un+10, (20)并响应函数hj(u,v)=0, j=1,2,m, (21)式中： u=u1 un un+1T v=v1 vn vn+1T因此，主导四连杆机构AEDB的一个非线性设计问题可以被描述为：min7, (22)从属于约束 (23) (24) , ， (25) (26)并响应函数： (27) (28) 有了上面的公式，使得点C的横向位移和轨迹K之间的有最微小的差别变得可能。结果是参数有最理想的值。3 液压支架的随机模型数学模型可以用来计算比如参数确保轨迹 L 和 K 之间的距离保持最小。然而端点C的计算轨迹L可能有些偏离，因为在运动中存在一些干扰因数。看这些偏离到底合时与否关键在于这个偏差是否在参数 容许的公差范围内。响应函数（27）（28）允许我们考虑响应变量v的矢量，这个矢量依赖设计变量v的矢量。这就意味着vh (v)，函数h是数学模型（22）（28）的基础，因为它描述出了响应变量v的矢量和设计变量v的矢量以及和数学模型中v的关系。同样，函数h用来考虑参数的误差值 的最大允许值。 在随机模型中，设计变量的矢量u=u1,unT可以被看作U=U1,UnT的随机矢量，也就是意味着响应变量的矢量v=v1,vnT也是一个随机矢量V=V1,V2,VnT v=h(u) (29)假设设计变量 U1,Un 从概率论的观点以及正常的分类函数Uk (k=1,2,n)中独立出来。主要参数和 (k=1,2,n)可以与如测量这类科学概念和公差联系起来，比如=,。所以只要选择合适的存在概率， k=1,2,n (30)式（30）就计算出结果。随机矢量 V 的概率分布函数被探求依赖随机矢量 U 概率分布函数及它实际不可计算性。因此，随意矢量 V 被描述借助于数学特性，而这个特性被确定是利用Taylor的有关点 u=u1,unT 的函数h逼近描述，或者借助被Oblak和Harl在论文提出的Monte Carlo 的方法。3.1 数学模型用来计算液压支架最优化的容许误差的数学模型将会以非线性问题的独立的变量 w= (31)和目标函数 (32)的型式描述出来。约束条件 (33) , ， (34)在式（33）中，E是是坐标C点的x 值的最大允许偏差，其中 A=1,2,4 (35)非线性工程问题的计算公差定义式如下： (36)它服从以下条件： (37) , (38) (39)4 有数字的实列液压支架的工作阻力为1600kN。以及四连杆机构AEDB及FEDG 必须符合以下要求：它们必须确保铰接点C 的横向位移控制在最小的范围内，它们必须提供充分的运动稳定性图2中的液压支架的有关参数列在表1 中。支撑四杆机构 FEDG 可以由矢量 (mm) (40)来确定。四连杆AEDB 可以通过下面矢量关系来确定。 (mm) 在方程(39)中，参数d是液压支架的移动步距，为925mm .四连杆AEDA的杆系的有关参数列于表2中。表1 液压支架的参数 表2 四连杆AEDA的参数4.1 四连杆AEDA的优化四连杆的数学模型AEDA的相关数据在方程(22)-(28)中都有表述。(图3)铰接点C双纽线的横向最大偏距为65mm。那就是为什么式(26)为 (41)杆AA与杆AE之间的角度范围在76.8o和94.8o之间，将数依次导入公式(41)中所得结果列于表3中。这些点所对应的角都在角度范围76.8o,94.8o内而且它们每个角度之差为1o设计变量的最小和最大范围是 (mm) (42) (mm) (43)非线性设计问题以方程(22)与(28)的形式表述出来。这个问题通过Kegl et al(1991)提出的基于近似值逼近的优化方法来解决。通过用直接的区分方法来计算出设计派生数据。设计变量的初始值为 (mm)(44)优化设计的参数经过25次反复计算后是表3 绞结点C对应的x与y 的值角度x初值(mm)y初值(mm)x终值(mm)y终值(mm)76.866.781784.8769.471787.5077.865.911817.6768.741820.4078.864.951850.0967.931852.9279.863.921882.1567.041885.0780.862.841913.8566.121916.8781.861.751945.2065.201948.3282.860.671976.2264.291979.4483.859.652006.9163.462010.4384.858.722037.2862.722040.7085.857.922067.3562.132070.8786.857.302097.1161.732100.7487.856.912126.5961.572130.3288.856.812155.8061.722159.6389.857.062184.7462.242188.6790.857.732213.4263.212217.4691.858.912241.8764.712246.0192.860.712270.0866.852274.3393.863.212298.0969.732302.4494.866.562325.8970.502330.36 (mm) (45)在表3中C点x值与y 值分别对应开始设计变量和优化设计变量。图 4 用图表示了端点 C开始的双纽线轨迹 L(虚线)和垂直的理想轨迹K(实线)。图4 绞结点C 的轨迹4.2 四连杆机构AEDA的最优误差在非线性问题(36)-(38),选择的独立变量的最小值和最大值为 (mm) (46) (mm) (47)独立变量的初始值为 (mm) (48)轨迹偏离选择了两种情况E=0.01和E=0.05。在第一种情况，设计变量的理想公差经过9次反复的计算，已初结果。第二种情况也在7次的反复计算后得到了理想值。这些结果列在表 4和表5 中。图 5和图 6的标准偏差已经由Monte Carlo方法计算出来并表示在图中(图中双点划线示)同时比较泰勒近似法的曲线(实线)。图5 E=0.01时的标准误差图6 E=0.05时的标准误差5 结论通过选用系统的合适的数学模型以及采用数学函数，让液压支架的设计得到改良，而且产品的性能更加可靠。然而，由于理想误差的结果的出现，将有理由再考虑一个新的问题。这个问题在四连杆的问题上表现的尤为突出，因为一个公差变化稍微都能导致产品成本的升高。12 英文原文中文译文液压顶升支架的最优化设计摘要：本文介绍了从两组不同参数的采矿工程所使用的液压顶升支架（如图1）中选优的流程。这种流程建立在一定的数学模型之上。第一步，寻找四连杆机构的最理想的结构参数以便确保支架的理想的运动轨迹有最小的横向位移。第二步，计算出四连杆有最理想的参数时的最大误差，以便得出最理想的、最满意的液压顶升支架。图1 液压顶升支架关键词：四连杆机构； 优化设计； 精确设计； 模糊设计； 误差 1.前言：设计者的目的时寻找机械系统的 最优设计。导致的结果是一个系统所选择的参数是最优的。一个数学函数伴随着一个合适的系统的数学模型的出现而出现。当然这数学函数建立在这种类型的系统上。有了这种数学函数模型，加上一台好的计算机的支持，一定能找出系统最优的参数。Harl描述的液压顶升支架是斯洛文尼亚的Velenje矿场的采煤设备的一个组成部分，它用来支护采煤工作面的巷道。它由两组四连杆机构组成，如图2所示.四连杆机构AEDB控制绞结点C的运动轨迹，四连杆机构FEDG通过液压泵来驱动液压顶升支架。图2中，支架的运动，确切的说，支架上绞结点C点竖向的双纽线的运动轨迹要求横向位移最小。如果不是这种情况，液压顶升支架将不能很好的工作，因为支架工作在运动的地层上。实验室测试了一液压顶升支架的原型。支架表现出大的双纽线位移，这种双纽线位移的方式回见少支架的承受能力。因此，重新设计很有必要。如果允许的话，这会减少支架的承受能力。因此，重新设计很有必要。如果允许的话，这种设计还可以在最少的成本上下文章。它能决定去怎样寻找最主要的图2 两四连杆机构四连杆机构数学模型AEDB的最有问题的参数。否则的话这将有必要在最小的机构AEDB改变这种设计方案。 上面所罗列出的所有问题的解决方案将告诉我们关于最理想的液压顶升支架的答案。真正的答案将是不同的，因为系统有各种不同的参数的误差，那就是为什么在数学模型的帮助下，参数允许的最大的误差将被计算出来。2.液压顶升支架的确定性模型首先，有必要进一步研究适当的液压顶升支架的机械模型。它有可能建立在下面所列假设之上：（1）连接体是刚性的，（2）单个独立的连接体的运动是相对缓慢的.液压顶升支架是只有一个方向自由度的机械装置。它的运动学规律可以通过同步的两个四连杆机构FEDG和AEDB的运动来模拟。最主要的四连杆机构对液压顶升支架的运动规律有决定性的影响。机构2只是被用来通过液压泵来驱动液压顶升支架。绞结点C的运动轨迹L可以很好地来描述液压顶升支架的运动规律。因此，设计任务就是通过使点C的轨迹尽可能地接近轨迹K来找到机构1的最理想的连接长度值。四连杆机构1的综合可以通过 Rao 和 Dukkipati给出运动的运动学方程式的帮助来完成。图3 点C轨迹L图3描述了一般的情况。点C的轨迹L的方程式将在同一框架下被打印出来。点C的相对应的坐标x和y随着四连杆机构的独有的参数一起被打印出来。点B和D的坐标分别是xB=x -cos (1)yB=y -sin (2)xD=x -cos() (3)yD=y -sin() (4) 参数也彼此相关xB2 +yB2= (5)(xD-1)2+ yD2= (6)把(1) (4)代入（5）（6）即可获得支架的最终方程式(x-cos)2+ (y- sin)2- =0 (7)x- cos()-2+ y- sin()2- =0 (8)此方程式描述了计算参数的理想值的最基本的数学模型。2.1数学模型Haug和Arora提议，系统的数学模型可以用下面形式的公式表示min f(u,v), (9)约束于gi(u,v)0, i=1,2,l, (10)和响应函数hi(u,v)=0, j=1,2,m. (11) 向量 u=u1,u2,unT 响应设计时的变量, v=v1,v2,vmT是可变响应向量，(9)式中的f是目标函数。为了使设计的主导四连杆机构AEDB达到最佳，设计时的变量可被定义为u= T, (12)可变响应向量可被定义为v=x yT. (13)相应复数3，5，6的尺寸是确定的。目标函数被定义为理想轨迹K和实际轨迹L之间的一些“有差异的尺寸”f(u,v) =maxg0(y)-f0(y)2, (14)式中x= g0(y) 是曲线K的函数，x= f0(y)是曲线L的函数。我们将为系统挑选一定局限性。这种系统必须满足众所周知的最一般的情况。 (15) (16)不等式表达了四连杆机构这样的特性：复数只可能只振荡的。这种情况： (17)给出了设计变量的上下约束条件。用基于梯度的最优化式方法不能直接的解决(9)(11)的问题。min un+1 (18)从属于gi(u,v) 0, i=1,2,l, (19)f(u,v)- un+10, (20)并响应函数hj(u,v)=0, j=1,2,m, (21)式中： u=u1 un un+1T v=v1 vn vn+1T因此，主导四连杆机构AEDB的一个非线性设计问题可以被描述为：min7, (22)从属于约束 (23) (24) , (25) (26)并响应函数： (27) (28) 有了上面的公式，使得点C的横向位移和轨迹K之间的有最微小的差别变得可能。结果是参数有最理想的值。3.液压顶升支架的随机模型数学模型可以用来计算比如参数确保轨迹 L 和 K 之间的距离保持最小。然而端点C的计算轨迹L可能有些偏离，因为在运动中存在一些干扰因数。看这些偏离到底合时与否关键在于这个偏差是否在参数 容许的公差范围内。响应函数（27）（28）允许我们考虑响应变量v的矢量，这个矢量依赖设计变量v的矢量。这就意味着vh (v)，函数h是数学模型（22）（28）的基础，因为它描述出了响应变量v的矢量和设计变量v的矢量以及和数学模型中v的关系。同样，函数h用来考虑参数的误差值 的最大允许值。 在随机模型中，设计变量的矢量u=u1,unT可以被看作U=U1,UnT的随机矢量，也就是意味着响应变量的矢量v=v1,vnT也是一个随机矢量V=V1,V2,VnT v=h(u) (29)假设设计变量 U1,Un 从概率论的观点以及正常的分类函数Uk (k=1,2,n)中独立出来。主要参数和 (k=1,2,n)可以与如测量这类科学概念和公差联系起来，比如=,。所以只要选择合适的存在概率， k=1,2,n (30)式（30）就计算出结果。随机矢量 V 的概率分布函数被探求依赖随机矢量 U 概率分布函数及它实际不可计算性。因此，随意矢量 V 被描述借助于数学特性，而这个特性被确定是利用Taylor的有关点 u=u1,unT 的函数h逼近描述，或者借助被Oblak和Harl在论文提出的Monte Carlo 的方法。3.1 数学模型用来计算液压顶升支架最优化的容许误差的数学模型将会以非线性问题的独立的变量 w= (31)和目标函数 (32)的型式描述出来。约束条件 (33) , (34)在式（33）中，E是是坐标C点的x 值的最大允许偏差，其中 A=1,2,4 (35)非线性工程问题的计算公差定义式如下： (36)它服从以下条件： (37) , (38) (39)4.有数字的实列液压顶升支架的工作阻力为1600kN。以及四连杆机构AEDB及FEDG 必须符合以下要求：它们必须确保铰接点C 的横向位移控制在最小的范围内，它们必须提供充分的运动稳定性图2中的液压顶升支架的有关参数列在表1 中。支撑四杆机构 FEDG 可以由矢量 (mm) (40)来确定。四连杆AEDB 可以通过下面矢量关系来确定。 (mm) 在方程(39)中，参数d是液压顶升支架的移动步距，为925mm .四连杆AEDA的杆系的有关参数列于表2中。表 1 液压顶升支架的参数 表 2 四连杆AEDA的参数4.1四连杆AEDA的优化四连杆的数学模型AEDA的相关数据在方程(22)-(28)中都有表述。(图3)铰接点C双纽线的横向最大偏距为65mm。那就是为什么式(26)为 (41)杆AA与杆AE之间的角度范围在76.8o和94.8o之间，将数依次导入公式(41)中所得结果列于表3中。这些点所对应的角都在角度范围76.8o,94.8o内而且它们每个角度之差为1o设计变量的最小和最大范围是 (mm) (42) (mm) (43)非线性设计问题以方程(22)与(28)的形式表述出来。这个问题通过Kegl et al(1991)提出的基于近似值逼近的优化方法来解决。通过用直接的区分方法来计算出设计派生数据。设计变量的初始值为 (mm) (44)优化设计的参数经过25次反复计算后是表3 绞结点C对应的x与y 的值角度x初值(mm)y初值(mm)x终值(mm)y终值(mm)76.866.781784.8769.471787.5077.865.911817.6768.741820.4078.864.951850.0967.931852.9279.863.921882.1567.041885.0780.862.841913.8566.121916.8781.861.751945.2065.201948.3282.860.671976.2264.291979.4483.859.652006.9163.462010.4384.858.722037.2862.722040.7085.857.922067.3562.132070.8786.857.302097.1161.732100.7487.856.912126.5961.572130.3288.856.812155.8061.722159.6389.857.062184.7462.242188.6790.857.732213.4263.212217.4691.858.912241.8764.712246.0192.860.712270.0866.852274.3393.863.212298.0969.732302.4494.866.562325.8970.502330.36 (mm) (45) 在表3中C点x值与y 值分别对应开始设计变量和优化设计变量。图 4 用图表示了端点 C开始的双纽线轨迹 L(虚线)和垂直的理想轨迹K(实线)。图4 绞结点C 的轨迹4.2 四连杆机构AEDA的最优误差在非线性问题(36)-(38),选择的独立变量的最小值和最大值为 (mm) (46) (mm) (47)独立变量的初始值为 (mm) (48)轨迹偏离选择了两种情况E=0.01和E=0.05。在第一种情况，设计变量的理想公差经过9次反复的计算，已初结果。第二种情况也在7次的反复计算后得到了理想值。这些结果列在表 4和表5 中。图 5和图 6的标准偏差已经由Monte Carlo方法计算出来并表示在图中(图中双点划线示)同时比较泰勒近似法的曲线(实线)。图5 E=0.01时的标准误差图6 E=0.05时的标准误差5.结论通过选用系统的合适的数学模型以及采用数学函数，让液压顶升支架的设计得到改良，而且产品的性能更加可靠。然而，由于理想误差的结果的出现，将有理由再考虑一个新的问题。这个问题在四连杆的问题上表现的尤为突出，因为一个公差变化稍微都能导致产品成本的升高。17常州工学院机电工程学院毕业设计说明书摘 要本课题所要设计的对象是可移式卧式液压千斤顶，设计大体可以分为四个部分：轮系部分、支架部分、摇臂部分和液压组件，其中后两部分的设计是重点和难点。设计时首先考虑的是液压组件（液压系统）的设计。液压系统由四大部分组成：动力部分，控制部分，执行部分和辅助装置。液压系统的形式有开式液压系统和闭式液压系统之分，考虑到四轮卧式千斤顶的体积要尽可能的小，所以液压系统也不能过大，确定采用闭式液压系统。设计轮系部分时要对大轮轴的强度进行计算。支架部分和摇臂部分是起支撑重物作用的，所以在设计时应改充分考虑到支架和摇臂的强度要满足千斤顶的工作要求，必须对支架部分和摇臂部分进行具体的强度计算，确保设计的可行性。对于机械设计部分，我们参照样机进行设计，经过核算各部分的强度，刚度以及稳定性，得出最终尺寸，并利用AUTOCAD绘制整机的装配图。关键词：液压 千斤顶 轮系 支架 刚度Abstract: This subject is designed to be removable horizontal hydraulic jack, the design can be roughly divided into four parts: part of gear, frame parts, arm parts and hydraulic components, after which the two parts of this design is the focus of and difficult. First of all, consider the design of the hydraulic components (hydraulic system) design. Hydraulic system consists of four major components: power of control of the operative and auxiliary devices. The form of the hydraulic system of open and closed hydraulic system, hydraulic system of points, taking into account the size of four-wheel-horizontal jack small as possible, so the hydraulic system can not be too large, determine the use of closed-hydraulic system. Part of the design of gear to the big wheel to calculate the intensity. Rocker support section and part of the role of supporting heavy loads, so the design should be changed to take full account of the strength of brackets and rocker Jack to meet the work requirements must be part of the bracket and arm strength of some specific terms, to ensure the feasibility of the design. Design some to machinery , we designed according to the prototype of a machine, through checking and calculating the intensity of every part, rigidity and stability, draw the final size, utilize AUTOCAD to draw the installation diagram of the complete machine.Key words: hydraulic jacks gear legs intensity目 录第一章 绪论51.1液压传动的应用和发展61.2液压系统的设计概论61.2.1 液压系统的组成61.2.2 液压系统的优缺点71.3目前的研究方法71.4液压系统的可靠性设计71.5支架部分和摇臂部分的设计概论8第二章 液压部分设计说明92.1明确设计要求92.1.1 总体规划、确定液压执行元件92.1.2 明确液压执行元件的载荷102.1.3 确定系统的工作压力102.1.4 确定执行元件的控制和调速方案102.1.5草拟液压系统原理图112.2 计算执行元件的主要参数122.3选择液压控制元件122.4 绘制千斤顶的装配图、液压组图12第三章支架摇臂部分计算133.1空载下托盘极限位置的计算133.1.2 千斤顶最大高度的计算133.1.3 千斤顶最小高度的计算143.2工作活塞杆的计算153.2.1 工作活塞杆的最大推力计算153.2.1工作活塞杆的强度核算173.3油缸的强度计算183.3.1 油缸臂厚的计算183.3.2 油缸的变形计算183.4方铁的强度计算183.4.1中性轴的计算193.5连杆的强度计算203.5.1受拉时213.5.2受挤时213.5.3受剪时213.6大轮轴的强度计算213.6.1每只大轮受力213.6.2大轮轴的强度计算223.7顶臂轴的强度计算223.7.1托盘的受力分析223.7.2顶臂轴的受力分析233.7.3顶臂轴的强度计算243.7.4顶臂轴受剪切时的计算253.7.5顶臂的强度计算253.7.6求分力253.8小轮支架的强度计算263.8.1小轮最大的受力情况263.8.2小轮支架的抗剪计算273.8.3焊缝的抗弯计算273.9撑杆的强度计算284.0托盘架的强度计算29第四章 其它部分设计304.1调压弹簧的计算304.1.2弹簧指数304.1.3曲度系数304.1.4允许的极限负荷304.1.5最大工作负荷为：304.1.6弹簧总刚度位：304.1.7极限负荷下变形304.1.8最大工作负荷的变形304.1.9调压弹簧的临界力304.2拉簧计算314.2.1弹簧指数314.2.2曲度系数314.2.3极限载荷314.2.4最大工作载荷314.2.5弹簧的总刚度314.2.6应力计算314.2.7极限载荷下的变形314.2.8弹簧极限载荷下的伸长量324.3扭簧的计算324.3.1弹簧指数324.3.2曲度系数324.3.3最大工作扭矩324.3.4极限扭矩324.3.5扭簧刚度334.3.6最大工作扭转角334.3.7极限扭转角334.3.8扭转角和扭矩的计算33总 结34致 谢35参考文献36第一章 绪论机电一体化又称机械电子学，英语称为Mechatronics，它是由英文机械学Mechanics的前半部分与电子学Electronics的后半部分组合而成。机电一体化最早出现在1971年日本杂志机械设计的副刊上，随着机电一体化技术的快速发展，机电一体化的概念被我们广泛接受和普遍应用。随着计算机技术的迅猛发展和广泛应用,机电一体化技术获得前所未有的发展。现在的机电一体化技术，是机械和微电子技术紧密集合的一门技术，他的发展使冷冰冰的机器有了人性化，智能化。机电一体化技术是将机械技术、电工电子技术、微电子技术、信息技术、传感器技术、接口技术、信号变换技术等多种技术进行有机地结合，并综合应用到实际中去的综合技术。是现代化的自动生产设备几乎可以说都是机电一体化的设备。液压技术发展趋势液压技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予很大重视。液压传动是以液体作为工作介质，利用液体的压力能进行能量的传递和控制的一门技术。液压传动具有许多优点，被广泛应用于机械、建筑、冶金、化工以及航空航天等领域。如今，随着微电子和计算机技术的发展，机、电、液技术的紧密结合，使液压技术的发展和应用又进入了一个崭新的阶段。随着我国经济的高速增长，人民生活水平的提高，拥有私家轿车的家庭是越来越多了，整个国家的汽车使用量也与日俱增。由于汽车质量良莠不齐，再加上各地的路况千差万别，汽车很可能会突然抛锚，这对于一个司机来说是一个令人头疼的问题，更为不幸时汽车会突然在公路中间抛锚，这时事情就变得危险得多，首当其冲的问题是如何将车移到一个安全的地方。面对这样的问题，人们想过无数的办法。千斤顶的问世解决了不少司机的燃眉之急。然而，传统的千斤顶都是立式的，而且它不能够移动，这样的千斤顶在使用时有两方面的缺陷。首先，它不能移动，如果汽车在高速公路中央抛锚，立式千斤顶是起不到任何作用的，这是一件相当危险的事情；其次，立式千斤顶由于有一定的自身高度，对于汽车而言，有时千斤顶的自身高度与汽车需要被顶起处的高度不一致，这样一来，立式千斤顶使用起来又会变得非常的麻烦。但是如果司机们拥有了即将要介绍的四轮卧式千斤顶之后，这些问题便迎刃而解了。本次对液压千斤顶进行设计可以了解液压千斤顶的原理以及应用。通过查阅大量文献，和对千斤顶各部件进行设计、绘制不但熟悉了千斤顶内液压传动原理还使得我对一些绘图软件的操作更加熟练。同时也在以前书本学习的基础上对液压传动加深了理解。四轮液压卧式千斤顶又称液压卧式可移动式千斤顶。该千斤顶一改传统（立式）千斤顶的使用缺陷，大大方便了广大的司机朋友。首先，该千斤顶是可以移动的，用户只需将千斤顶推到需要顶起的地方，然后，上下扳动手柄，汽车就可以被抬起。抬起之后，推动千斤顶到安全的地方进行修理。这一系列的动作并不需要花很大的力气，我想一名女士都可以轻而易举的；其次，卧式千斤顶的自身高度很小，在使用时一般不会受到自身高度的影响，而且它的支架顶起的高度可以达到503mm，这样一来，高度问题便不存在了。更为方便的是，这种千斤顶具有体积小、重量轻、容易操作等优点。该系列的千斤顶的体积与被顶起物的重量成正比，如果为一辆重3吨的轿车设计，那么千斤顶的外形尺寸为：1795378132立方毫米，重量大概为47Kg。但是，在使用是我们必须注意以下几点：第一，重物必须正确落在千斤顶的中心位置；第二，只能在硬质、平坦的地面上使用，当千斤顶顶着重物时，决不要旋转手柄；第三，为了安全起见，千斤顶严禁超载。1.1液压传动的应用和发展卧式液压千斤顶采用液压传动作为整机的动力系统，下面介绍一下液压传动的应用和发展。液压传动相对于机械传动来说，是一门新的技术。如果从1795年世界上第一台水压机诞生算起，液压传动已有200年的历史。然而，液压传动的真正推广使用却是近50多年的事。特别是本世纪60年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机技术的发展，液压技术也得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域之中，在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空和机床工业中，液压技术得到了普遍的应用。当前，液压技术正向高压、高速、大功率、低噪声、低能耗、经久耐用、高度集成化等方向发展；同时，新型液压元件的应用，液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也日益取得显著的成果。1.2液压系统的设计概论1.2.1 液压系统的组成液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能，是液压传动中的动力部分。执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等，它们的作用是根据需要无级调节液压动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及邮箱等，它们同样十分重要。工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。液压系统的形式有开式液压系统和闭式液压系统之分，考虑到四轮卧式千斤顶的体积要尽可能的小，所以液压系统也不能过大（当然是在满足千斤顶的性能要求的情况之下），初步确定采用闭式液压系统。1.2.2 液压系统的优缺点1、液压传动的优点（1） 体积小、重量轻，例如同等功率液压马达的重量只有电动机的10%20%，因此惯性力较小。（2） 能在给定范围内平稳的自动调节牵引速度，并可实现无级调速，且速度范围最大可达1:2000（一般为1:100）.（3） 转向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和直线往复运动的转换。（4） 液压泵和液压马达之间用油管连接，在空间布置上彼此不受严格限制。（5） 由于采用油液为工作介质，元件相对运动表面间能自行润滑，磨损小，使用寿命长。（6） 操纵控制简便，自动化程度高。（7） 容易实现过载保护。（8） 液压元件实现了标准化、系列化、通用化，便于设计、制造和使用。2、液压传动的缺点(1) 使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁。(2) 对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高。(3) 液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平。(4) 液压传动对油温变化较敏感，这会影响它的工作稳定性，因此液压传动不宜在很高或很低的温度下工作，一般工作温度在-1560范围内较合适。(5) 液压传动在能量转化的过程中，特别是在节流调速系统中，其压力大，流量损失大，因此系统效率较低。1.3目前的研究方法计算机辅助设计(CAD)今年发展迅速，使用广泛。CAD是指利用计算机系统进行工程或者产品设计的全过程，其中包括资料检索、市场分析、方案构思、计算分析、工程制图、检验测试和编辑文件等设计环节。以上所讲的液压系统在设计时我也使用到了CAD，应用最多的我们称之为液压CAD。沿用至今的经验设计发，主要是凭借局部经验、零星资料，靠手工进行粗略的计算和绘图。设计出产品往往需要经过大量的样机试验和反复修改才能满足性能要求，费时、费力、费资源。应用CAD能大大提高设计的质量和速度，并使设计师摆脱单调乏味的计算、绘图，以便从事更高的有创造性的工作。1.4液压系统的可靠性设计可靠性是指：产品、系统在规定条件下和规定的时间内完成规定功能的能力。液压系统可靠性预测的步骤和方法如下：1. 根据设计方案所确定的元件类型，汇集元件失效率。 2. 根据设计方案和产品的使用环境条件，乘以降额因子，环境因子及任务时间，得到元件应用失效率。3. 根据部件可靠性结构模型，求出部件失效率。4. 根据回路和系统的可靠性结构模型求出系统的失效率。5. 将预测的系统失效率与设计方案所要求的失效率进行比较，如果满足要求且经费可行，则预测可以结束，否则应进行以下的工作。6. 提出改变设计方案建议。如通过元件应用分析，改变采用元件类型，改变降因子或者改变可靠性结构模型等。其中，可以改变某一项，也可同时改变多项，视情况而定。7. 改变后再重复上述步骤，直到满足要求为止。1.5支架部分和摇臂部分的设计概论四轮卧式液压千斤顶支架部分和摇臂部分的是起支撑重物的作用。设计要求指出千斤顶主要是用来支撑3吨左右的轿车，所以在设计时应改充分考虑到支架和摇臂的强度要满足千斤顶的工作要求。此外，这两部分的尺寸大小要与已经设计好的液压系统的尺寸匹配，而且要做到在满足工作要求的情况下使得整体设计成本最小化。具体而言，整个支撑部分就相当于一个四杆机构，其中摇臂部分起最主要的支撑作用，托盘就固定在摇臂上；支架部分起辅助支撑作用，用螺栓和摇臂连接在一起。支撑部分和摇臂部分构成一个三角支架，稳定性大大提高。为了确保整个支撑部分的强度要求，在材料方面，选择厚度为5mm的槽钢。为了减小槽钢直角部分的应力，加工时在棱边上倒角，在拐角处采用圆角过渡。在设计论文中，我们将对支架部分和摇臂部分进行具体的强度计算，确保设计的可行性。第二章 液压部分设计说明此液压卧式可移动式千斤顶,系根据美商UPNEUMAT公司的图纸和MASADA样机，为美商Mentaford公司设计制造的产品。此产品回来时并未附带计算书，试验技术条件等资料。对来图我们首先将其错误改正过来，然后结合我国的国情，使来图的表达全部符合我国的国家标准，因为我国的国家标准与美国的国家标准不一样。以样机性能试验的情况来看，其性能可以满足工作要求，但是试验只能证明少数几次使用后，样机没有出现问题，但是我们无法证明这样的产品经过长期使用之后其性能会怎么变化，因此，我们要对样机各构件的强度作计算和分析，做到心中有数。同时，在分析来图时，我们发现，来图并不是正式的生产图纸，故尚须作进一步的分析和研究，把生产图纸画出来。为了进一步了解、熟悉和掌握产品的性能，吃透图纸，确保产品质量，我在分析和计算时特对此产品的主要零、组件进行了一些核算。为简化计算程序，在计算时我参考了一个机部起重运输机械研究所QY1.5-100吨，手动立式油压千斤顶所采用的若干设计，以及生产实践的经验数据。为避免复杂的演算，对于例如变截面梁等，则采用取几个有代表性的、主要的截面来比较分析，最终确定有一个基本定量的截面就可以了。由于有关卧式千斤顶的设计计算参考资料很有限，再加上缺乏设计经验，在整个设计中错误在所难免，恳请老师给予指正。2.1明确设计要求液压系统是液压设备的一个组成部分，它与主机的关系密切，两者的设计通常需要同时进行。其设计要求，一般是必须从实际出发，重视调查研究，注意吸取国内外先进技术，力求做到设计出的系统重量轻、体积小、效率高、工作可靠、结构简单、操作和维护保养方便、经济性好。设计步骤大致如下。要求本液压卧式可移动式千斤顶能将3吨左右的轿车顶起，最小顶起高度为126mm，最大顶起高度为503mm，顶起后推动千斤顶能将轿车移动到所需要的位置。操作力为950N。额定内压为89Mpa，负荷为3175/7000 Kg/LB，油压扬程为140mm，油量为300ml。整机外形尺寸为1795378132。整机净重为47Kg。 2.1.1 总体规划、确定液压执行元件表2.1：液压缸的选择机构名称常用方案优 点缺 点采用方案摇臂机构复合增速缸1.整机结构紧凑，构件少。2.无需动梁闭合量调节机构。1.复合缸结构复杂，加工制造难度大。2.要设计充液阀；泵流量大，液压系统复杂行程速度低，生产效率低。不采用单行程液压缸1.1.在行程的近末端将液压缸的出力放大，液压缸的缸径可以很小小。2.空行程速度高，生产效率高。3.泵的流量小，液压系统简单。1. 连杆机构多，尺寸链多。2.需要动梁合闭量调节机构，结构复杂。采用2.1.2 明确液压执行元件的载荷在设计技术任务书阐明的主机规格中，通常能够直接知道作用于液压执行元件的载荷。但若主机的载荷是经过机械传动关系作用到液压执行元件上时，则需要经过计算才能明确。有时，例如进行新机型液压系统设计，其载荷往往需要由样机实测、同类设备参数类比或者通过理论分析得出。当用理论分析确定液压执行元件的载荷时，必须仔细考虑其所有可能组成项目，如工作载荷、惯性载荷、弹性载荷、摩擦载荷、重力载荷和背压载荷等。基于上述设计理论，考虑到液压卧式可移动式千斤顶在国内属于新机型液压系统，载荷是通过理论计算和参考液压立式千斤顶相关的设计参数，最终得出执行元件即液压缸的操作力为950N。我们将在计算部分作详细的说明。2.1.3 确定系统的工作压力系统工作压力由设备类型、载荷大小、结构要求和技术水平而定。系统工作压力高，省材料，结构紧凑，重量轻，是液压系统设计的发展方向，但要注意防止泄漏，控制噪声和可靠性问题的妥善处理。经过样机试验，性能测试，理论计算，我们得出千斤顶的液压组的额定压力为89Mpa，油压扬程为140mm，油量为300ml。这样的系统参数，使得液压组的机构比较紧凑，做到了体积小、重量轻、用材料比较节省。2.1.4 确定执行元件的控制和调速方案根据已定的液压执行元件，参考相关的液压基本液压回路，以实现对执行元件的控制。千斤顶液压系统的执行元件是液压缸。千斤顶工作时，通过上下扳动手柄，手柄连接在手动泵上，手柄动作后使得手动泵工作，泵开启后，液压油经过管路流向顺序阀，当压力达到液压阀的设计压力时，液压缸开始工作，进而将摇臂和支架顶起，实现对轿车的举升。液压缸的速度控制采用无级调速。在空载时，其运动速度较快，在举升阶段速度较慢。2.1.5草拟液压系统原理图液压系统原理图由液压系统图、工艺循环顺序动作图表和元件明细表三部分组成。拟定液压系统图注意事项：（1）不许有多余元件；使用的元件和电磁铁数越少越好。（2）注意元件间的连锁关系，防止相互影响产生误动作。（3）系统各主要部件的压力能够随时检测；压力表数目要少。（4）按国家标准规定，元件符号按常态工况绘出，非标准元件用简练的结构示意图表达。液压卧式可移动式千斤顶的工作原理和立式千斤顶的工作原理基本上相同，下面用立式千斤顶的工作原理图来说明卧式千斤顶的工作原理。千斤顶的工作原理图如下：图2.1：千斤顶的工作原理图立式液压千斤顶的结构中有两只油缸，小油缸完成吸油、压油动作，大油缸则在油液压力的作用下，将重物顶起。其动作过程是：用手向上扳动手柄，小活塞随之向上移动，产生吸油作用。油液就从油箱经管道、左边单向阀进入小油缸下腔。当向下扳动手柄，小活塞下移时，系统就将吸入小油缸下腔的油经管道、右边单向阀压入大油缸下腔。此时左边单向阀不通，就迫使大活塞上移，顶起重物。这样不断地上下扳动手柄，就能将油间歇地压入大油缸下腔，使重物缓慢上升。卧式千斤顶的工作原理和立式千斤顶类似。它也是通过上下扳动手柄，使得液压缸的容积反复变化，从而使得液压缸的活塞作往复运动。进而将重物顶起。液压千斤顶是一种将密封在油缸中的液体作为介质，把液压能转换为机械能从而将重物向上顶起的千斤顶。它结构简单、体积小、重量轻、举升力大，易于维修，但同时制造精度要求较高,若出现泄漏现象将引起举升汽车的下降,保险系数降低,使用其举升时易受部位和地方的限制.传统液压千斤顶由于手柄、活塞、油缸、密封圈、调节螺杆、底座和液压油组成。它利用了密闭容器中静止液体的压力以同样大小各个方向传递的特性。优点：输出推力大。缺点：效率低。2.2 计算执行元件的主要参数根据液压系统和已经确定系统的工作压力，计算：液压缸的内径、活塞杆的直径；柱塞缸的柱塞、柱塞杆的直径。这在下一章的计算部分中将作详细说明。2.3选择液压控制元件根据液压系统原理图提供的情况，审查图上各阀在各种工况下达到的最高工作压力和最大流量，以此选择阀的额定压力和额定流量。一般情况下，阀的实际压力和流量应与额定值相接近，但必要时允许实际流量超过额定流量20。有的电液换向阀有时会出现高压下换向停留时间稍长不能复位的现象，因此，用于有可靠性要求的系统时，其压力以降额（由32Mpa降至2025Mpa）使用为宜，或者选用液压强制对中的电液换向阀。单出杆活塞缸的两个腔有效作用面积不相等，当泵供油使活塞内缩时，活塞杆的排油流量闭泵的供油流量大得多，通过阀的最大流量往往是在这种情况下出现，复合增速缸和其他等效组合方案也有相同情况，所以在检查各阀的最大通过流量时，这一点要特别注意。2.4 绘制千斤顶的装配图、液压组图为了把千斤顶的整体机构，内部结构表达清楚，在画图时需要进行局部剖视，而且，根据千斤顶的设计尺寸，画A0图纸比较适合，因此，整个图纸看起来会比较复杂，线比较多而且乱。详细的图参见千斤顶的装配图纸。第三章支架摇臂部分计算3.1空载下托盘极限位置的计算3.1.2 千斤顶最大高度的计算已知：H=132.25mm OO=69.65mm MO=184.65mm OB=350mmOA=79.38mm MA=133mm =109.12h=66-34.5+36=67.5mm b=59.75-29=30.75m 求： H 图3.1：千斤顶的最大高度解： MO=197.35mm tg=tg=69.33又因：AM=MO+OA-2MO*OA*cos则：cos=(MO+OA-AM)/2MO*OA = cos=0.87960663 OOmm BOmm =132.25+303.23+67.5 =502.98mm 另外 Lmm3.1.3 千斤顶最小高度的计算 图3.2：千斤顶的最小高度已知：H=132.25mm OO=69.65mm MO=91.75mm OB=350mm OA=79.38mm MA=133mm =109.12 h=67.5mm b=30.75mm求：H解：MO=115.19mm 又： AM 则：cos = =0.102852433 OO=OB*sin()=350*sin77.82=342.12mm BO=OB*cos()=350*cos77.82=73.84mm =132.25-73.84+67.5 =125.91mm 而当OB水平时，L35030.75380.75mm3.2工作活塞杆的计算3.2.1 工作活塞杆的最大推力计算按试验条件，本千斤顶托盘处于310mm高度时调压的额定载荷P2000Kg。经计算分析，此时工作活塞杆的推力最大，从310mm再向上升，则工作活塞杆的推力逐渐减小。为求出工作活塞杆的最大推力，必须作如下计算：3.2.1.1 托盘架的受力情况如图所示：图3.3：托盘的受力情况 则： =cos =71.64 作 AD 则 另：AB=mm AD=AB*cos=69*cos41.64=51.57mm 根据托盘架的转动平衡，可求得撑杆上的作用力F F=1192.55 Kg 根据平衡原理，作用在A点上的力的计算如下： F20001192.55*sin18.36=1624.36 Kg F=1192.55*cos18.36=1131.84 Kg3.2.1.2 求连杆对顶臂的拉力T与T图3.4：连杆顶臂受力图顶臂受力如图所示。 F Kg F Kg T根据力的平衡原理： Kg3.2.1.3 工作活塞杆的最大推力工作活塞杆对连杆的推力，其大小、方向和连杆对顶臂的拉力相同。所以当托盘处于310mm高度时，工作活塞杆有最大推力。 Kg Kg Kg3.2.1工作活塞杆的强度核算3.2.1.1 工作活塞杆的强度计算当活塞杆受压时： 870.90 Kg/cm当活塞杆受弯时，托盘处于310mm高度时，弯矩最大，此时: mm Kg得: Kg.cm 危险截面上的最大复合应力为： Kg/cm材料为45号钢，调质，则： Kg/cm n= 强度许用。3.2.1.2 工作活塞杆的稳定性核算活塞杆的伸出长度为： mm活塞杆的直径为：d=35 mm一般受压杆件时，要求作稳定计算。现，故不作稳定计算。3.3油缸的强度计算3.3.1 油缸臂厚的计算由于故采用公式：上式中，材料为45调质钢， Kg/cm无缝管的强度系数取：补入臂厚公差及腐蚀系数C忽略不计则 cm 臂厚许用。3.3.2 油缸的变形计算按厚壁筒计算： 上式中E取210则： 0.005 cm 0.05 mm变形量不大，所以许用。3.4方铁的强度计算方铁可看作简支梁，受活塞杆的挤压而发生弯曲变形。方铁两端的销与连杆连接受剪。方铁为45号钢，连杆为20号钢，所以不核算方铁两端端部的受剪和受挤。为简化计算程序起见，方铁只作弯曲校核。由于简支梁受力产生弯曲变形，所以假定大活塞以两集中载荷方式作用在方铁端面上，其受力图核弯矩图如下危险截面上的弯矩其中心点上的弯矩最大，则：图3.5：危险截面的弯矩 Kg.cm通常简支梁的计算用的是许用应力法，即以梁的横截面上最外层纤维处的最大正应力到达材料的危险应力作为整个梁达到危险状态为条件。事实上塑性状态的材料制成的，当横截面外层最大应力达到屈服极限时，梁还可以继续承载更多的载荷，直到整个截面逐渐全部达到塑性变形范围，梁才达到了危险状态。因此，对塑性材料，令，作为梁的危险状态式保险的，所以对方铁的强度，我们采用承接能力法进行计算。3.4.1中性轴的计算横截面上的正应力均达到屈服极限时（见下图），有静力平衡条件可得：,即 即当梁达到危险状态时，中性轴将横截面分为面积相等的两部分。图3.6：危险截面形状 210 mm3.4.1.1塑性抗弯截面模量以及各截面面积对中性轴的静矩的计算0.461.58（2.10.55）1.62 1.3（2.10.65）0.51.620.47（2.1-1.46）=4.568 cm3.4.1.2承载能力的计算取 45冷拉钢 Kg/cm则： 0.6565004.568 19299.8 Kg.cm3.4.1.3安全系数的计算强度足够。3.5连杆的强度计算图3.7：连杆的强度计算连杆主要是核算受拉、受挤和受剪： Kg3.5.1受拉时 20号钢 许用。3.5.2受挤时 取K=1则：n= 安全。3.5.3受剪时 n= 许用。3.6大轮轴的强度计算3.6.1每只大轮受力经计算分析，当托盘升至310mm的高度时，大轮轴受力最大。此时，P=2000 Kg，。 图3.8：大轮的受力图AD=ABcos=350=332.19 mmAE=AD+DE=332.19+30.75=362.94 mmL-b=362.94+81.75=444.69 mm 每只大轮受力为，由得：2 Kg 3.6.2大轮轴的强度计算 大轮轴,L=264(全长)，d=24 mm 材料为45号钢，如图， Kg.cm Kg 45号钢， 安全系数： 大轮轴是安全的，因剪力很小，故剪切强度不用核算。 图3.9：大轮轴的强度计算3.7顶臂轴的强度计算经计算分析，托盘处于名义最低位置130mm时，顶臂轴的受力最大。3.7.1托盘的受力分析当托盘处于名义最低位置时，托盘的受力下页的如图所示：由得： 由得： 由得： 图3.10：托盘的受力图3.7.2顶臂轴的受力分析 图3.11：顶臂轴的受力分析图 Kg因得： Kg Kg Kg 由得： =8379+2313=10692 Kg Kg Kg3.7.3顶臂轴的强度计算顶臂轴 顶臂轴是受均布载荷的简直梁，经计算，如果无轴套作用，受载后变形量高达23mm，而轴套与轴间间隙最小为0.25mm。轴套可假定为绝对刚性的焊接结构，则轴受载变形后，均布载荷就变为轴套两端作用的集中载荷，如图所示。故此轴简化为受对称集中载荷的简支梁的计算： Kg.cm对于调质钢，安全系数， 许用。图3.12：顶臂轴的强度计算3.7.4顶臂轴受剪切时的计算对于力P作用此面时的计算剪切应力为: Kg对于调质碳素钢，安全系数为： 安全。3.7.5顶臂的强度计算经计算分析，托盘处于310mm高度时，顶臂所受的弯矩值达到最大。顶臂强度按如下的情况计算：3.7.6求分力 图3.13：顶臂的受力图托盘升至310mm的高度时，顶臂上A点受力。合力为： 则：设力垂直于顶臂上AO的分力为，平行于AO的分力为 3.8小轮支架的强度计算3.8.1小轮最大的受力情况当托盘升到最大高度时，每只小轮所受的载荷最小。如图所示， 则： 图3.14：小轮的受力图3.8.2小轮支架的抗剪计算图3.15：小轮的抗剪计算 小轮架偏心距为：材料为钢板，板厚为：，焊缝高:危险断面为A-A， 安全。3.8.3焊缝的抗弯计算根据 焊接影响系数： 安全。3.9撑杆的强度计算 经计算分析，撑杆在托盘处于起始位置时受力为最大。如果将撑杆的重量略而不计，可简化为二力杆计算。 图3.16：撑杆的受力计算 根据托盘架受力计算可知，撑杆所受的力为： 剖面特性： 临界压力为：则： 稳定性足够。压应力为： 安全。孔的挤压应力为：挤压强度为：对于受载时，可以活动的连接： K=0.2则： 受挤强度不够。如果转动处润滑良好，则K=0.3, 受挤强度足够。4.0托盘架的强度计算以托盘架的受力分析来看，托盘架的受力形式主要是受弯受剪，以及支撑孔的受挤和孔边剪切。由于托盘架的结构是成形和焊接的复合结构，其段面系数等参数都比较大，初步估算，其受弯受剪的问题都不大，故只核算其支撑孔的受挤及孔边剪切。托盘架支撑孔在托盘处于起始位置130mm高度时，受力为最大。第四章 其它部分设计4.1调压弹簧的计算弹簧，外径D=7.3mm,钢丝直径d=2mm。重径,材料为：，n=6。，取其平均值，则:取4.1.2弹簧指数4.1.3曲度系数4.1.4允许的极限负荷4.1.5最大工作负荷为：该弹簧承受第二类负荷， 4.1.6弹簧总刚度位：4.1.7极限负荷下变形4.1.8最大工作负荷的变形4.1.9调压弹簧的临界力托盘升起至310mm时，加载2000Kg,油缸内压强为，调压弹簧所受的临界力为，（阀孔直径）。因临界力，故调压弹簧的工作是安全的，这时弹簧的变形为： 4.2拉簧计算拉簧图号为00005，工组钢丝，钢丝直径d=2.3mm,外径中径4.2.1弹簧指数 4.2.2曲度系数 查表得：k=1.244.2.3极限载荷 已知：d=2.3mm,k=1.24, 得： 4.2.4最大工作载荷 设拉簧承受第二类负荷。 4.2.5弹簧的总刚度 4.2.6应力计算 应力： 拉力：4.2.7极限载荷下的变形 最大工作载荷下的变形为：4.2.8弹簧极限载荷下的伸长量当托盘上升至最大时，弹簧最大伸长量为288.4mm,超过了弹簧极限载荷下的伸长量274.2mm，故此时弹簧处于扭转屈服应力状态下工作属于不安全状态。拉簧的工作图见下图：图4.1：拉簧的工作图4.3扭簧的计算图号为00004，工组钢丝，钢丝直径d=4mm,内径D=17.4mm,中径为，圈数为：n=7。4.3.1弹簧指数 4.3.2曲度系数 （对于三类弹簧）4.3.3最大工作扭矩 ， 则：4.3.4极限扭矩 4.3.5扭簧刚度 4.3.6最大工作扭转角 4.3.7极限扭转角 4.3.8扭转角和扭矩的计算设预加扭转角为：，那么有：使用扭转角为：使用极限扭转角为：设预加扭矩为：286.5Kg.mm由于使用扭转角比较小，所以在扳动手柄时，要控制使用扭角，最大不能超过，否则扭簧工作就不够安全。扭簧的工作图见下图：图4.2扭转角和扭矩的计算总 结经过半年的努力，我终于如期完成了我的毕业设计：可移式卧式液压千斤顶的设计。毕业设计是大学学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的学习机会，通过这次对液压千斤顶理知识和实际设计的相结合，锻炼了我的综合运用所学专业知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范能力以及其他专业知识水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在，提高是有限的但却是全面的，正是这一次毕业设计让我积累了许多实际经验，使我的头脑更好的被知识武装起来，也必然让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。其中胡老师对我的毕业设计每一个进展都有相当大的帮助，帮我认真的查看图纸和说明书等。通过这次毕业设计，我又重新温习了四年来所学的许多知识，因为是毕业设计，所以包括的内容深度都较以前的课程设计难很多，也是真正考核我的综合能力的一次设计，因此在这段设计的时间里面，我不仅从综合能力上锻炼了自己，也从中理解了一些自己在以前学习中的不足，从而重新进行深入的学习，使自己所学的知识有了进一步的扩展，这次毕业设计使我学会的理论真正的也实践联系在一起真正做到学以致用，这才是我们学习最重要的目的。顺利如期的完成本此毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心，但同时也发现了自己的许多不足与欠缺，留下了些许遗憾，不过不足与遗憾不会给我打击只会更好的鞭策我前行，今后我更会关注新科技新设备新工艺的出现，并争取尽快的掌握这些先进知识，更好的为祖国的四化服务。致 谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，但由于经验的匮乏，时间上处理不当，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及同学们的支持，这个毕业设计是很难完成的。所以在这里我想谢谢在我毕业设计中热心帮助我的人。首先，我要感谢的是我的导师胡少刚。虽然他平日里工作繁多，但是他从来不会因此而耽搁我们的设计。他每周都会对我们的设计进行评定，悉心的指导。从装配图到零件图，老师很细心地纠正其中的错误。除了敬佩老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。其次要感谢的是我的同学。由于专业知识基础不是很牢固，在设计过程中，我经常会遇到“拦路虎”。但是因为有了一群富有热情与耐心的同学，使我的毕业设计才顺利的完成。还要感谢图书馆的老师。因为他们在我经常因为找不到参考资料时伸出援助之手，热心地帮我找，节约我的时间。感谢你们热心的帮助。最后感谢常州工学院的各位老师大学四年对我的大力栽培！参考文献1.成大先，机械设计手册，单行本，液压传动，北京：化学工业出版社，2004.12.濮良贵，纪明刚，机械设计，北京：高等教育出版社，20013.王鸿翔，机械设计手册，北京：化学工业出版社，2003.14.雷天觉，液压工程手册，北京：机械工业出版社，20005.贾培起，液压缸，北京：北京科学技术出版社，19896.章宏甲，黄谊，液压传动，北京：机械工业出版社，20037.尚久明，李国斌，赵歧华，一种新型千斤顶的设计，起重运输机械，2007.12 8.徐锦康机械设计M机械工业出版社，2002年4月 9 周建方材料力学M机械工业出版社，2004年1月 10袁化临起重与机械安全M首都经济贸易大学出版社，2000年9月 11 机械工程手册编辑委员会编.机械工程手册M.机械工业出版社，1979.25-3412 吴宗泽主编.机械设计实用手册.北京:化学工业出版社.1999年4月37