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圖紙及說明書全套】【YC系列】

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suitable for Scissor car lifts 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 IV 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(shù) 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(shù)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 V 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(shù) 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(shù) 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 1 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(jù)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(jù)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 2 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(jù)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?shù)闹袊?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 3 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(jù)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(shù)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(shù)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?shù)膶?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(jù)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(jù)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 4 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 5 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?shù)呐e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(shù)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 6 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(jù)表 2 1 所列車身 參數(shù)信息 表 2 1 參數(shù)信息 根據(jù)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(shù)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(shù)如表 2 2 所示 表 2 2 主要技術參數(shù) 技術數(shù)據(jù) 數(shù)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(jù)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 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 7 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(jù)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 8 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(jù)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 9 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 cm 3 200 220 0 3 490 610 7 85 質量基本計算公式 21 2 1 10WFL 9 式中 W kg 表示鋼的理論質量 F mm 2 型鋼截面積 L m 鋼材的長度 g cm 3 所用材料鋼的密度 1 平臺的質量 kg p 3 160 205 624 05 2 24 05 1204 6 05 7 87 平臺加工有較薄的邊緣 所以計算時數(shù)據(jù)較多 后續(xù)計算中本文取平臺 160k pW 2 舉升臂的質量 kgWb79 3410 6270 85 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 kgWbz14035 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 kgd18 760 62 8 7 4 子汽車升降臺的總質量 W 102 97kg 汽車升降臺總重 kgWdbzWpz 97 6822 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 wVtS S 2450 700 1450 mm 由公式 2 2 得 0 0242m s 1 45m min wV6045 1 載車板上升功率 Pw 2 3 FV Fw m g 2 4 其中m 4 3kg g 10N kg 由公式 2 4 Fw 4 3 10 43KN Vw取1 45 m min 由公式 2 3 得 Pw 1 04 KW 取6045 13 1 WPK 10 2 6 汽車升降臺主要技術參數(shù) 經過計算 整理汽車升降臺主要數(shù)據(jù) 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(shù) 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(shù) 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(jù)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 11 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(jù)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(jù)上一章所定舉升臂與水平線夾角為 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(jù)幾何關 系 液壓缸軸線與水平線夾角 與 有以下函數(shù)關系 3 1 2tantan Lfdf 由式 3 1 可知 液壓缸軸線與水平線夾角 是d f 的函數(shù) 而當d f這2個參數(shù)確定時 在 汽車升降臺構升降過程中 隨 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 12 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 有如下關系 15 B 近似等于L 2 3 2 341FW 3 3 cos0LB 圖 3 3 剪刀機構外載情況 3 4 4cos2sin in in LPFf L 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(shù)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 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(shù)決定 5 因此 上述 4 個關鍵參數(shù)可在一定范圍內調整而 不產生干涉 根據(jù)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(shù)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(shù)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 13 汽車升降臺升高 2m 時 tan 由式 3 1 得汽車升降臺的重2 HgLb 429710 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 4 P 128 4KN 2 汽車升降臺在最低點時液壓缸的推力 根據(jù)圖 3 3 所示的汽車升降臺結構尺寸 可求出 角度 tan 13058 15 再根據(jù)式 3 1 解得2tantan Lfdf 9tan62970ta 將 15 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(jù)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(shù)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 14 上 在最低點時 舉升臂并不水平放置 存在一很小的角度 tan 因13058 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 kNggWptz 2 38 10 26 53 5 3 1 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 F5 94 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 F3 作用處為滑動鉸支座 根據(jù)受力分析圖列力和力矩平 衡方程 方程如下 解得 6215 2703 65kFk 562 31065 2 9kk 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 31 206 125 91 kk 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 15 2704156215 2cossinsicoco243i1 FxkfPfPkxFk 解得 KNxk95 4601 8 7 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 42 70 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 F4 1 587KN 解得 9710219436576kFk 413 69 05 8 k 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 2 應近似相等 取 則KNk6KNk85 162 舉升臂 2 的受力情況如圖 3 6 所示 1940497102cossinsicoco43i1 FxkfPfPkxFk 解得 87 41052 63 xk 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 16 FQ 0 而彎矩 M 為一常數(shù) 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 F3 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 60bMPa 35sa 彈性模量 E 為 一般取 軸的直徑 d 50mm 1 軸的彎矩1962GPa 210EGPa 圖如圖 3 6 所示 由圖可知 最大正彎矩 M mNF 25 49 765 723 2 軸的強度校核 MPabPadMW60 301 032max3 式中 M 為橫截面上的彎矩 W 軸的抗彎截面系數(shù) 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 17 下滑輪軸的材料也是 45 鋼 抗拉強度 下滑輪軸受的力為 60bMPa k3 2 軸的直徑 d 50mm KN9 82 17 1 下滑輪軸彎矩圖 如圖 3 7 所示 最大彎矩為 mk 25 47 3 2 下滑輪軸的強度校核 MPabPadMW608 190 1 032max33 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 18 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490 61bMPa 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 5 程如下 1 舉升臂的彎矩圖 舉升臂的彎矩如圖 3 8 所示 mNLFM 4 231851cos7 62cos3 2 確定舉升臂 1 中性軸的位置 截面形心距底邊為 my015 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 46310 1206Iz 4 舉升臂的最大彎曲應力為 MPa98 303 546 5 最大軸向正應力 截面 KNFkkF81 215sin43 15sin6 1cos2sinsi1co2 積為 則正應力為60mA NA Pa7 08 6 校核舉升臂的強度 兩種變形產生的總應力 MPabFN 4904 95 36 1ax 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 2 mNFM 6 1795384cos213 85cos23 最大彎曲應力為 MPa9 0 146 3 軸力為 19 最 KNFkkF61 34 242sin13 4sin6 542cos162sin3si1co2 大正應力為 A MPa 604 總應力為 MpabFN 49061 0598 3 21max 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 20 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mKNkkMs 01 45 1385cos2753 61sin205 138cosin 2 確定舉升臂 2 中性軸的位置 截面形心距底邊為 my5016 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 46310 120Iz 4 舉升臂的最大彎曲應力為 MPa 803 5463 5 軸向正應力 KNkkPP 09 212sinco4sincos 截面積為 則正應力為160mA NFA Pa68 51029 6 校核舉升臂的強度兩種變形產生的總應力 MpbPaFN 48 34 28 5max 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 mKNkkMs 29 351842cos753 642sin05 138cos2in4 最大彎曲應力 MPa9 1 96 3 軸向最大應力 kkPP 4 92sin3co4sincos 則正應力為 NFA a75 3081649 強度已經滿足條件 pabP604 19 max 3 主推力軸校核 21 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 10bMPa 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 981sMPa 1 軸的彎矩圖 如圖 3 10 所示 最大正彎矩 mNPM 32 1782 2 軸的強度校核 MPabadW10 45301 7 032max3 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(shù)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 22 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(shù) 15 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)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(jù) 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 tan 由式 3 1 得2 HgLb 429710 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 70 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(jù)圖 3 3 所示的汽車升降臺結構尺寸 可求出 角度 tan 13058 15 再根據(jù)式 3 1 解得2tantan Lfdf 9tan62970ta 將 39 L 2770mm f 662mm d 0mm 代入到式 3 4 中 解得 15 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(jù)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(jù)載荷量來選取合適 15 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(shù)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wFmF 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gfF 23 化而產生的慣性力 aF 1 工作載荷 g 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gF 本設計按最大載荷量定為 2t 來計算 所以每個液壓缸 P 108040N gF 2 導軌摩擦載荷 fF 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 f 3 慣性載荷 a 6 1 aFm vt 速度變化量 m sv 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t 載荷高速部件取大值 行走機械一般取 0 5 1 5s 加速度a2 m 初步選定速度變化量 0 16m s 0 6s 則 0 27 v tvat 0 162 ms2 0 7aFtN 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷 wF 108040 0 270 108310N wgfa 起動加速時 穩(wěn)態(tài)運動時 減速制動時 wgfaF gfF gfaF 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g g 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wF mF 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 1 mP 式中 液壓缸的機械效率 一般取 0 90 0 95 這里取 0 95 m NFw14095 83 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(jù)載荷的大小和設備類型而定 還要考 24 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 床 機械類型 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 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 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(shù)和結構尺寸 15 液壓缸有關的設計參數(shù)見圖 4 2 所示 圖 4 2 液壓缸設計參數(shù) 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 12wmFpA 活塞桿受拉時 6 4 121wm 式中 無桿腔活塞有效工作面積 214AD 有桿腔活塞有效工作面積 2 d 2 液壓缸工作腔壓力 Pa 1p 液壓缸回油腔壓力 Pa 其值根據(jù)回路的具體情況而定 一般可以按照下表2 25 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 20 pMPa 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 211FA 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2 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 21 v1 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 1A2 21ADd 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2 21441956810 0 7 FDmp 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(shù)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(shù) 缸徑為 100mm 活塞桿為 70mm 速度比 2 工作壓力 16Mpa 推力 125 66kN 26 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 15 小值 1320mm 0d2cos2al 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 42 高度 H 2 1m 此時活塞桿伸長至 2cos21760mdalm 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d 1320mm 計算其行程 0176304s 可以查得液壓缸長度不得小于 實際長度滿足要求 5805XCs 4 1 4 確定液壓泵的參數(shù) 18 1 確定液壓泵的最大工作壓力 Pa 1Ppp 式中 液壓缸最大工作壓力 p 根據(jù) 可以求出12wmFAp 2110 5 3FAMPa 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(shù)據(jù)選取 管路簡單 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 15 30 8PpMPa 2 確定液壓泵的流量 Q maxPQK3 s K 系統(tǒng)泄漏系數(shù) 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ax 小溢流量 一般取 430 51 s 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v 則活塞的運動速度應用公式0 16m syv 這是在臺面剛剛起升 2cos2in yall 0 2 04m sy 狀態(tài)時 5 34301 4785106 28 QvAs 所以 4 43max2 510 10 PK s 3 選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)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 27 查找手冊選擇 CB 型齒輪泵 其參數(shù)如表