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廣西科技大學 畢業(yè)設計 論文 任務書 課題名稱 維修機具 剪式汽車舉升機設計 院 別 機械工程學院 專 業(yè) 機械工程及其自動化 班 級 機自 學 號 姓 名 指 導 教 師 韋建軍 教授 教研室主任 系 主 任 2014 年 10 月 2 日 一 課題的主要內容和基本要求 1 根據工況特點 確定總體設計方案 2 根據機械原理等理論 機械設計等理論分析工作原理及性能 3 設計主要結構并做優(yōu)化計算 4 繪制總裝配圖 部裝圖及零件圖 圖紙量折合 0 號圖 4 張以上 5 撰寫開題報告一篇 6 撰寫設計說明書 32 頁 15000 字 以上 7 相關內容資料英文翻譯 2000 字 二 進度計劃與應完成的工作 1 查閱中 外文資料 第三周前完成 2 設計方案論證與確認 編寫開題報告 第五周前完成 3 計算分析及結構設計 第九周前前完成 4 繪制圖紙 第十五周前完成 5 編寫設計說明書 英文翻譯 答辯匯報材料 第十七周前完成 6 答辯 第十九周 三 主要參考文獻 資料 1 流體力學 北京 中國建材工業(yè)出版社 2000 2 孫桓 陳作模 機械原理 第六版 北京 高等教育出版社 2001 5 3 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 理論力學 第六版 北京 高等 教育出版社 2002 8 4 劉鴻文 材料力學 第四版 北京 高等教育出版社 2004 1 5 機械設計手冊 軟件版 3 0 6 濮良貴 紀名剛 機械設計 第七版 北京 高等教育出版社 2001 6 7 王昆 何小柏 汪信遠 機械設計課程設計 北京 高等教育出版 社 2005 1 8 何玉林 沈榮輝 賀元成 機械制圖 重慶 重慶大學出版社 2000 年 8 月 四 完成期限 按要求填寫 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 I 摘 要 汽車舉升機是指汽車維修行業(yè)用于汽車舉升的汽保設備 舉升機在汽車維修養(yǎng)護 中發(fā)揮著至關重要的作用 無論整車大修 還是小修保養(yǎng) 都離不開它 其產品性質 質量好壞直接影響維修人員的人身安全 本次本是對剪式汽車舉升機進行設計 首先確定了該剪式汽車舉升機結構的結構 接著調查汽車尺寸建立汽車模型以確定舉升機的整體結構尺寸 其次建立了舉升機構 的力學模型并對舉升機構不同位置狀態(tài)進行了受力分析及校核桿件 銷軸 螺栓的強 度是否滿足要求 然后對該剪式汽車舉升機的液壓系統及電氣控制系統進行了設計 最后采用 AutoCAD 軟件繪制了該剪式汽車舉升機的裝配圖及主要零部件圖 本次設計中所采用的研究思路與方法對今后各類剪式舉升機的設計及改進均有較 好的指導意義 關鍵字 汽車 舉升機 剪式 液壓 Abstract Car Lift refers Qibaoshebei automotive repair industry for lifting the car Lift play in the automotive repair and maintenance in a crucial role regardless of vehicle overhaul or minor repairs and maintenance are inseparable from it the nature of their products quality directly affects the safety of maintenance personnel The car this is a scissor lift design first determine the structure of the car scissor lift structure then the size of the establishment survey automobile car model to determine the size of the overall structure of the lift secondly to establish a lift mechanical model of state agencies and different positions were lifting mechanism stress analysis and checking rod pin bolt strength meets the requirements then the hydraulic system and electrical control systems were scissor car Lift design Finally AutoCAD software to draw the scissor car lift assembly drawing and main parts diagram Research ideas and methods used in this design for the future design of various types of scissor lifts and improvements have better guidance Keywords Car Lift Scissors Hydraulic 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 II 目 錄 摘 要 I Abstract I 第一章 緒 論 1 1 1 選題背景 研究目的及意義 1 1 2 國內外研究現狀 1 1 2 1 舉升機的發(fā)展歷史 1 1 2 2 國內外研究狀況 1 第二章 結構及尺寸設計 3 2 1 舉升機結構確定 3 2 2 確定各結構尺寸 4 2 2 1 建立轎車模型 4 2 2 2 主要結構尺寸確定 4 2 3 初定電機功率 6 2 4 平臺與叉桿的設計計算 7 2 4 1 確定平臺的結構材料及尺寸 7 2 4 2 確定叉桿的結構材料及尺寸 8 2 4 3 橫軸的選取 11 第三章 受力分析與校核 13 3 1 力學模型 13 3 1 1 力學模型建立與分析 13 3 1 2 關鍵參數研究與確定 15 3 2 力學分析與校核 16 3 2 1 最低狀態(tài)時各臂受力情況 16 3 2 2 最高位置時各臂受力情況 18 3 2 3 主要受力桿件強度校核計算 19 3 2 4 連接螺栓的校核 24 第四章 液壓 電氣系統的設計與選擇 28 4 1 液壓系統設計與選擇 28 4 1 1 液壓系統設計要求 28 4 1 2 液壓系統的設計 28 4 2 液壓缸的計算與選型 29 4 2 1 液壓缸的安裝位置 29 4 2 2 液壓缸推力及行程的確定 30 4 2 3 液壓缸的選型 30 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 III 4 3 液壓泵的計算與選型 30 4 3 1 液壓泵工作壓力的計算 31 4 3 2 液壓泵功率的計算 31 4 3 3 油泵流量的計算 32 4 3 4 油泵的選型 32 4 4 電氣系統設計 32 4 4 1 電氣系統控制設計 33 4 4 2 電動機的選擇與驗算 34 總 結 36 參考文獻 37 致 謝 38 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 1 第一章 緒 論 汽車舉升機是現代汽車維修作業(yè)中必不可少的設備 它的主要作用就是為發(fā)動機 底盤 變速器等養(yǎng)護和維修提供方便 舉升機的從上世紀 20 年代開始使用 發(fā)展至今 經歷了許多的變化改進 種類也比較多 一般有柱式 剪式 其驅動方式有鏈條傳動 液壓傳動 氣壓傳動等 本章就從舉升機的產生 發(fā)展以及制造工藝等方面進行簡單 的介紹 1 1 選題背景 研究目的及意義 近年來 我國汽車業(yè)蓬勃發(fā)展 尤其是轎車行業(yè) 多年來轎車進入普通家庭的夢想 已經成為現實 汽車維修行業(yè)也隨之得到大力發(fā)展 汽車舉升機是現代汽車維修作業(yè) 中必不可少的設備 無論整車大修 還是小修保養(yǎng) 都離不開它 在規(guī)模各異的維修 養(yǎng)護企業(yè)中 無論是維修多種車型的綜合類修理廠 還是經營范圍單一的街邊店 如 輪胎店 幾乎都配備有舉升機 它的主要作用就是為發(fā)動機 底盤 變速器等養(yǎng)護和 維修提供方便 舉升機的重要性和普及性 決定了它是一種備受專業(yè)人士和經營管理 者重視的設備 舉升機一般有柱式 剪式的 其驅動方式有鏈條傳動 液壓傳動 氣壓傳動等 目前 使用的汽車剪切式舉升機可能發(fā)生汽車墜落的原因較多 有安裝基礎不牢 自 鎖裝置失效 舉升臂變形 兩側舉升臂上升速度不等 液壓油路爆裂 汽車拖墊打滑 等 經過對失效的剪切式舉升機進行檢測分析發(fā)現 這些事故的主要原因往往是設計上 存在著缺陷 如果做工不好或者設計不好就容易導致臺面不平 導致單邊升降等危險 發(fā)生 因此 進一步提高剪切式舉升機產品的性能與可靠性 是國內舉升機任重道遠 且亟需改進的地方 1 2 國內外研究現狀 1 2 1 舉升機的發(fā)展歷史 汽車舉升機在世界上已經有了 70 年歷史 1925 年在美國生產的第一臺汽車舉升機 它是一種由氣動控制的單柱舉升機 由于當時采用的氣壓較低 因而缸體較大 同時 采用皮革進行密封 因而壓縮空氣驅動時的彈跳嚴重且又不穩(wěn)定 直到 10 年以后 即 1935 年這種單柱舉升機才在美國以外的其它地方開始采用 發(fā)展至今經歷了許多的變 化改進 種類也比較多 一般有柱式 剪式 其驅動方式有鏈條傳動 液壓傳動 氣 壓傳動等 其中剪式舉升機使用方便 占地空間較小 受到很多實力雄厚的特約維修 站的歡迎 這也是未來舉升機的發(fā)展方向 在市場上可以看到的型式各異 尺寸不同 的舉升機中 有一些特別適合于從事特殊類型的維修作業(yè) 也有少數的舉升機適合進 行一些其它的維修作業(yè) 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 2 1 2 2 國內外研究狀況 目前 發(fā)達國家 如美國 生產的汽車舉升機質量較好 性能較穩(wěn)定 設備操作 簡單 在經銷商中口碑良好 我國的汽車舉升機是 20 世紀 90 年代依據國外的產品技 術生產的 國內最早研究剪式舉升機的是上海寶得寶 1999 年開始 寶得寶機型比較 笨重 主要的質量問題集中在油管易爆和平臺不同步 2000 年后質量有了改進 但由 于不是批量 所以價格偏高 到現在舉升機市場已經擁有近百個中外品牌 產品系列 成百上千 然而國內汽車舉升機雖然也相對定型 但很多產品性能還不夠穩(wěn)定 故障 多 可靠性差 外觀不夠美觀 在產品設計 技術開發(fā)等方面都還有很多地方有待改 進 剪切式舉升機是一個使用較廣的舉升機 在最近幾年所有新銷售的舉升機中 至 少二分之一都是這種類型的 這種設計之所以很流行 有幾方面的原因的 一就是這 種舉升機安裝起來很快 不需要大范圍的開挖 也不需要對維修廠的整體布局進行一 些永久性的變動 二是功能的多樣性 它適用于大多數轎車的維修和保養(yǎng) 三是剪式 舉升機使用方便 占地空間較小 四是經濟實惠 剪式舉升機較為精密 無論是維修 多種車型的綜合類修理廠 還是經營范圍單一的街邊店 如輪胎店 都適用 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 3 第二章 結構及尺寸設計 2 1 舉升機結構確定 此次課題設計的內容為剪切式汽車舉升機 剪切式舉升機的發(fā)展較迅速 種類也 很齊全 按照剪切的大小分為大剪式舉升機 又叫子母式 還有小剪 單剪 舉升機 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 因為此次設計所要舉升的重量為 2t 以下的轎車 所以采用小剪式 液壓驅動舉升機就完全可以 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 剪切式舉升機整體結構形式 剪切式液壓平板舉升機由機架 液壓系統 電氣三部分組成 設置限位裝置 升 程自鎖保護裝置等以保證舉升機安全使用 保障維修工人的生命安全 剪切式舉升機 有兩組完全相同的舉升機構 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 舉升機由電氣系統控制 由液壓系統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 2 舉升機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 舉升機在工作過程中 以固定鉸支座一側 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 4 為支點 滑輪向內或向外滑動 使舉升機上升下降 當達到適當的舉升位置時 利用 液壓缸上的機械鎖鎖止 剪切式舉升機使用方便 結構簡單 占地面積小 適用于大 多數轎車 汽車的檢測 維修及保養(yǎng) 安全可靠 3 2 2 確定各結構尺寸 2 2 1 建立轎車模型 為使舉升機使用范圍廣 本設計首先建立了一個轎車模型 1 根據表 2 1 所列車 身參數信息 表 2 1 參數信息 根據豐田和大眾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 模型集豐田轎車外型 奧迪外型 大眾車系于一體 具有較廣的代表性 2 2 2 主要結構尺寸確定 1 剪切式舉升機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 3 T 車身信息 車型 帕杰羅 3 0GLS 手動 大眾勁取 車身長 寬 高 mm 4830 1895 1885 4200 1650 1465 前輪距 1575 1460 后輪距 1560 1460 軸距 2775 2460 前輪規(guī)格 215 60R16 195 55R15 后輪規(guī)格 215 60R16 195 55R15 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 5 舉升高度 350 2000 Mm 提升時間 60 S 要求舉升機的提升速度是經 1min 時間內舉升機能升高到 1m 實際升高 1 65m 并且舉升機在各高度工作時 都能自鎖 設計過程中參考了廣力牌 GL3 0 A 小剪式舉升機 上海繁寶剪式舉升機 Jumbo Lift NT 剪式舉升平臺的外形及運動形式 2 舉升機各部分尺寸 a 支撐平臺尺寸 因剪切式舉升機放于兩輪胎之間的下部 所以舉升機在使用過程中要保證舉升機 不能與輪胎發(fā)生干涉 2 根據轎車軸距為 2 6m 轎車輪胎直徑一般不超過 700mm 為 避免干涉 舉升機平臺兩端與輪胎邊緣要有一定距離 取平臺邊距輪胎邊緣之間距離 為 150mm 則平臺外型長 平臺寬一般為La 260 35102 6 m 500mm 600mm 左右 我們取平臺寬為 Bp 550mm 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 增加舉升機重量 取外型高為 70mm 實厚為 15mm 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 b 舉升臂尺寸 因平臺長 La 1600mm 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 150mm 則固定鉸支座與滑動滾輪之間距離 Lb 160 52130 m 舉升機壓縮到最低位置時 舉升機高為 350mm 底座到平臺面的距離 如圖 2 3 所示底座厚為 15mm 滾輪直徑 D 50mm 滾輪處軸徑 Dz 24mm 為了避免滾輪直 接磨損底座 設計時 加工滾輪滑道 滑道厚為 10mm 滑道寬 35mm 滑道長為 750mm 上下兩滾輪之間的距離為 根據勾股定理求舉升臂Hd 350 12 50 m 長 L 求得 L 1306mm 舉升臂寬 110mm 厚為 20mm 2250 b 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 6 圖 2 3 舉升機壓縮到最低點時的狀態(tài) 3 舉升機升高到 1m 時尺寸變化 舉升機向上舉升時 滑輪向內側滾動 液壓系統向上伸縮 固定鉸支座和滑動鉸 支座之間距離縮短 平臺與底座之間距離越來越大 舉升機升高到 1m 時 舉升機上下 兩滑輪之間的距離為 因舉升臂長 L 1306mm 固定鉸Hg 20 1532 190m 接處與滑輪之間的距離為 Lb 由勾股定理得 則 Lb 896 15mm 滑 220Lb 動輪滑動距離 Lx 1300 896 15 403 75mm 舉升機升高到 1m 時 結構狀態(tài)如圖 2 4 所 示 圖 2 4 升高到 1m 時舉升機主視圖和左視圖 因我們的舉升臂寬為 110mm 所以連接處螺栓軸徑適當取 Ds 30mm 滑動滾輪處 軸徑取 Dz 24mm 滑輪總寬為 30mm 與滑道實際接觸尺寸為 25mm 另外 5mm 為階梯凸臺 直接與舉升臂接觸 減小摩擦 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 7 2 3 初定電機功率 剪切式舉升機舉升重量 2t 舉升機自身及其附件的重量再加上一部分的余量為 0 8t 所以取 W 3 8t 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 Vw 2 2 t S S 2000 350 1650 mm 由公式 2 2 得 Vw 0 0275m s 1 65m min 1 650 載車板上升功率 Pw 2 3 FwV Fw m g 2 4 其中 m 4 6kg g 10N kg 由公式 2 4 Fw 3 8 10 38 KN Vw 取 1 65 m min 由公式 2 3 得 Pw 1 04 KW 取 381 650 1 WPK 整理前面計算的數據如表 2 4 表 2 4 剪切式舉升機主要技術參數 舉升重量 2000kg 舉升高度 350 2000mm 實際上升高度 1650mm 總寬 2000mm 總長 2060mm 平臺長 寬 1600 550mm 舉升臂長 1306mm 平臺間寬 900mm 上升時間 50s 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 896 15mm 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 8 2 4 平臺與叉桿的設計計算 2 4 1 確定平臺的結構材料及尺寸 平臺位于升降臺的最上部 是支撐件的組成部分 汽車能夠在升降臺上平穩(wěn)的停 放就是平臺起了關鍵的作用 在進行維修作業(yè)之前首先得駛上平臺 需要說明的是平 臺并不是一個簡單的鋼板 而是在下面有滑道 因為升降臺叉桿臂上有滑輪 滑道的 作用就是使滑輪在滑道內來回滑動 使升降臺完成舉升和回落動作 下底板也如此 如下圖 4 1 圖 4 1 下底板結構簡圖 根據上面汽車尺寸參數 確定平臺的長度為 2600mm 寬度 450mm 材料采用熱 軋鋼板 其形狀見圖紙 需要說明的是平臺并不是一個簡單的鋼板 而是在下面有滑 道 因為升降臺叉桿臂上有滑輪 滑道的作用就是使滑輪在滑道內來回滑動 使升降 臺完成舉升和回落動作 叉桿是升降臺最主要的舉升部件 是主要的受力機構 對其設計的成功與否關系 到整個設計工作的成敗 選材 45 號鋼 熱軋鋼板 叉桿的外形圖如圖 4 2 所示 圖 4 2 叉桿的外形圖 2 4 2 確定叉桿的結構材料及尺寸 對支撐叉桿進行受力分析 首先定義每根桿的名稱編號 如圖 4 3 圖 4 3 支撐叉桿受力分析圖 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 9 對于桿 3 桿 4 的活動鉸聯接在水平方向上除了摩擦力沒有其它外力 所以可以忽 略不計 現在只考慮其豎直方向上的受力就可以了 經過分析桿 3 的受力情況如圖 計算其最大彎矩及軸向力 經力學分析 當升降臺處于最低位置 時 所受彎矩最大 如圖 5 225678maxWlcoscosMl Nm 當升降臺處于最高位置 時 軸向力最大 如圖30 正值為拉力 負值為壓力 1254D BWNsinN 125BA N 桿 4 受力情況同桿 3 下面再分析一下桿 1 對桿 1 作受力分析 如圖 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 10 對 D 點做力矩分析 可得 423Ax PWllFlsinlcoscsin AxF 110 1N 計算彎矩 由上圖可轉化成下圖來分析 根據以上條件畫彎矩圖 如下 圖 4 4 桿 1 彎矩圖 由此圖可知 桿 1 的最大彎矩在 C 點 經計算當 時 有最大值 即擁有5 cR 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 11 最大彎矩 同樣此時也擁有最大的軸向力 首先將 W 9800N P 11 6W P 與5 W 的關系值根據上述的公式 求得 代入以上各式 求得 2cossin i lPWa 的值如下圖 則 215236maxABM R lNm 計算軸向力 同樣將桿 1 的受力分析圖再轉化為軸向力圖分析 如圖 經分析計算 CD 段受到的軸向壓縮力最大 由于剛剛計算出的桿5492CDTN 3 與桿 4 的最大彎矩和最大軸向力都小于桿 1 的值 故不對桿 3 桿 4 計算工作應力 計 算桿 1 該狀態(tài)下的工作應力 設叉桿橫截面積 A bh 如圖 則該狀態(tài)下的工作應力為 max22651649 C sNhMbhAbn 其中 叉桿實際工作應力 材料許用應力 材料的極限應力 對于 45 號鋼 為 340Mpa s n 安全系數 一般為大于 1 的值 這里取 n 2 根據經驗初選 h 0 1m 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 12 由此式可以看出彎矩對工作應力 的影響較軸向力要顯著的多 所以在計算時應 以最大彎矩為主要計算對象 桿 1 所承受的最大工作應力 桿 1 的 C 截面擁有最大彎 矩 即可以認為 C 截面擁有最大的工作應力 我們按照最大工作應力來選取合適的叉 桿截面 將 h 0 1m 代入上式 最大工作應力 這里取 即叉桿的橫 36517021 3 MPabmb 25bm 截面為 100 25 hb 2m 2 4 3 橫軸的選取 選取套聯在活塞桿端部的橫軸 根據總體結構布局確定橫軸長度需要 220mm 由 于是單耳環(huán)聯接 其內徑 CD 50 橫軸的外徑也應為 50mm 但考慮到二者需要相對滑 動 應使橫軸的外徑略小于 50mm 這里取 d 48mm 單耳環(huán)的寬度值 EW 60mm 將 叉桿要聯接到橫軸處的孔進行加長處理 使兩者接觸面積適當的增大以減小彎曲應力 及及剪應力 因此可按下圖分析橫軸所受應力 當 時 P 113680N 可求得 作用于橫軸上的力 P 是5 568402ABPRN 均勻分布的 分布距離為 60mm 故集度為 截面 O 上的 613 91 qm 最大彎矩為 截面 C 和 D 上的剪力 0 30 8542 AMRqNm 這里沒有考慮剪力與彎矩的正負 564AQN 其彎曲應力為 3 2540 16 Mpad 剪應力 2268 4P 對于其它幾個銷軸 由于所受的應力都小于上述值 在不改變材料的基礎上選擇 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 13 直徑各為 35mm 40mm 是完全可以的 這里就不一一校核了 第三章 受力分析與校核 3 1 力學模型 3 1 1 力學模型建立與分析 舉升機之所以斜置 是因為舉升機右側為固定鉸支座 左側為滑動鉸支座 平臺 上放有荷載 舉升機上升過程中 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 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 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 14 的滑動鉸支座位置 圖 3 1 力學方案示意圖 為分析方便 我們將平臺鋼結構和平臺有效載荷之和簡化為 W1 剪切式舉升機構自 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兩端銷孔中心連線長度為 L L 1306mm 其與水平線夾角為 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的距離 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的距離為 Lb 根據幾何關系 液壓缸軸線與水平線夾角 與 有以下函數關系 3 1 2tantanLfdf 由式 3 1 可知 液壓缸軸線與水平線夾角 是 d f 的函數 而當 d f 這 2 個參數 確定時 在舉升機構升降過程中 隨 變化 平臺和剪切式舉升機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 剪切機構變幅帶動滑輪內移時 則 W1 F3 F4 和 有如下關系 15 B 近似等于 L 2 3 2 341FW 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 15 3 3 3cos401FLWB 圖 3 3 剪切機構外載情況 圖 3 2 和圖 3 3 為剪切舉升機構力學模型圖 剪叉舉升機構外載狀況如圖 3 3 所示 為計算剪切式舉升機構內每個支架鉸接點的內力和油缸推力 以研究該機構各內力 油 缸推力與 角之間的關系 并找出其最惡劣工況 我們將該機構拆分為 4 個獨立的隔離體 分別對應該機構從上到下的各段剪叉桿 5 如圖 3 4 所示 圖 3 4 各剪桿受力分析圖 該圖使用的符號說明如下 Kx 為剪叉機構各鉸接點內力 x 1 2 3 8 其中奇數 為該鉸接點 Y 方向受力 偶數為對應鉸接點 X 方向受力 Fx 為作用在剪切式舉升臂 機 構上的外力 x 3 4 5 6 P 為液壓缸的推力 據此 在不考慮摩擦力的情況下 建立力學 平衡方程如下面矩陣所示 5 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 16 010001 Lcscosin0002f 1 L1 00Lcs00sin11co2i Lss 0K1cos234s 560K7cos8FP sF 在上面的矩陣中 設 由于油缸的自重忽略不計 故設 F c os n F3 F4 F5 F6 W1 4 以上矩陣給出了外載 剪切式舉升機構幾何參數與油缸推力 及各剪切舉升臂受力的相互關系 為剪切式舉升機構的設計計算及關鍵參數的研究提供 理論依據 通過編寫的 MATLAB 程序矩陣解以上多元方程得以下結果 3 4 4cos2sin in in LPFf L 3 1 2 關鍵參數研究與確定 分析前述剪切式舉升機構 發(fā)現 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 由式 3 4 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 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) 生死角現象及制造工藝方面的考慮 確定其值 d 170m f5 計算液壓缸的推力 1 升高到 1m 時液壓缸的推力 舉升機升高到 1m 時 tan 由式 3 1 得 2HgLb95046 758 o72 8 o 舉升機的重心不變 F3 和 F4 之間的距離為 896mm 由式 3 2 和 3 3 求得 F3 11 7509KN 則 F4 4 45KN 將 f 500mm d 250mm F F3 11 7509KN 代入式 3 4 中 我們得46 75 o2 78 o 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 17 到 P 136 643KN 2 最低點時液壓缸的推力 根據圖 3 3 所示的舉升機結構尺寸 可求出 角度 tan 12530 49 再根據式 3 1 2tantanLfdf 解得 506317tant5 4916 oo 將 5 49 16 22 L 1306mm f 500mm d 250mm 代入到式 3 4 中 解得液壓缸的最大推力為 P 324 08 KN 由前面分析可知 舉升機在最低點時 此時液壓缸的推力是整個舉升過程中所需 推力最大值 選擇液壓系統時根據推力最大值確定 3 2 力學分析與校核 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 電動機功率 1 1kW 舉升機在最低位置時的舉升高度為 350mm 最大 舉升高度為 2000 mm 工作行程為 1650 mm 3 2 1 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 舉升機在最低點時 舉升機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 tan 12530 49 因 很小 所以計算過程中我們可以將 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 1 3 30 12 32 4WztpgNkg 因舉升重量和平臺質量之和由兩側舉升機共同承受 所以代入式 3 2 和 3 3 中的 W1 只是 Wz1 的一半 W1 16 2kN 解得 8 1FkN 2 計算各舉升臂的受力 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 18 圖 3 5 舉升臂受力圖 圖 3 5 為桿 1 的受力情況 F3 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 2605362 51 10kFk 18 5240 6 kk 分析計算結果 我們可以看到 k1 k2 k6 三個未知量都與 k5 有關 只要確定出 k5 其他就都能解出 觀察圖 3 1 力學方案示意圖 我們能夠很快分析出 舉升重量全 部作用在平臺上 在舉升機起升瞬間 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 我們將 k5 取 0 N 則 18 24 684 2kNkk 圖 3 6 舉升臂 2 受力情況 圖 3 6 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 324 08 KN 列力和力矩平衡方程 41sin3cocoisicos26 510412530FkPkxffkFx 解得 74 21398 6kkNFx 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 19 通過計算結果 我們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 所以舉升機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 圖 3 7 舉升臂 3 受力圖 舉升臂 3 在實際工作過程中 對整個舉升機受力情況沒有太多影響 主要起連接 件的作用 F5 和 F6 支撐上面所有的重量 式中的 12840 9218 5WzkN 0 92KN 為液壓缸重量產生的重力 初步確定 圖中 k7 和 k8 為未知量 列方程如下 解得 56780FWzk 569 2784 FKNk 圖 3 8 舉升臂 4 的受力圖 舉升臂 4 的力 F6 作用處是固定鉸支座 所以有兩個方向作用力 液壓缸的固定端 作用在連接舉升臂的軸上 舉升臂承受液壓缸的重力 并不承受液壓缸的推力 液壓 缸的推力有輸入的液壓油來平衡 在這個受力圖中 只有 F6x 是未知的 解得 13 9784260kKNFx 670 843FxKN 3 2 2 最高位置時各臂受力情況 舉升機升高到 1m 時 舉升機向內滑動 403 75mm 兩腳支座之間的距離為 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 20 896 15mm 上下兩滑輪之間的距離為 1900mm 舉升臂與水平方向夾角為 46 75 o 液壓缸與水平方向夾角為 液壓缸推力 P 136 643KN 72 8 o 分析和計算方法同上 先求舉升臂 1 的受力情況如圖 3 5 由式 3 2 和 3 3 解得 31 75FKN 4 5F 解得 2604867395148kk 23 05166 7kk 因舉升到 1m 時 舉升臂與水平方向夾角為 所以豎直方向力和水平方45 o 向力應近似相等 取 則6kKN 16 925 3kKN 舉升臂 2 的受力情況如圖 3 6 所示 41sin3cocoisicos247518495086FPkxffkFx 解得 309 54812 6KNkFx 舉升臂 3 的受力情況如圖 3 7 解得 57680WzkF 73 25KN 85 39KN 舉升臂的受力情況如圖 3 8 解得 43 95860kNFx 628 5x 3 2 3 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 滑輪軸通過滑輪與平臺接觸 作用在滑動端的力 F3 均勻作用在兩個滑動輪上 滑 動的兩輪之間距離為 405mm 滑動輪外側與舉升臂接觸 舉升機最低點時 對于滑輪 軸而言 與舉升臂接觸處 相當于固定支點 即被約束 圖 3 9 是滑輪軸的受力圖 剪 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 21 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 我們從剪力圖和彎矩圖中還可分析出 在長度為 405mm 的線段內橫 街面上的剪力 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 405mm 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 上滑輪軸在舉升機升高到 1m 時 受力最大 所以我們只校核舉升機升到 1m 時的滑輪軸強度即能說明軸的強度是31 75FKN 否合格 圖 3 9 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 彈性模量 E 為 一般取 軸的直徑35sMPa 1962GPa 21EG d 24mm 1 軸的彎矩圖如圖 3 9 所示 由圖可知 最大正彎矩 M 37 587 56 2FkNmN 2 軸的強度校核 3316 max 86600 24MMPabPaWd 3 2 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 10 所示 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 22 圖 3 10 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 60bMPa F5 2 軸的直徑 d 24mm 9 254 6KN 1 彎矩圖如圖 3 10 所示 由圖可知 最大彎矩 527 1 8FNm g 2 下滑輪軸的強度校核 33104 65max9260 MMPabPaWd 3 2 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 位于舉升機的上半部分 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 在校 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 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 23 圖 3 11 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 我們按梁的強度校核方法來分析舉 升臂 由圖 3 11 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 我們 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 11 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 1306mm 舉升臂490 6bMPa 在最低狀態(tài)時 校核過程如下 5 49 o 舉升臂的彎矩圖如圖 3 11 所示 1 舉升臂最大負彎矩 38 1cscos5 49632 522FLNm g 確定舉升臂 1 中性軸的位置 2 截面形心距底邊為 0152ym 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 截面對中性軸的慣鉅 3 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 24 364201 2810Izm 舉升臂的最大彎曲應力為 4 3362 65 27180MPa 最大軸向正應力 5 cosin3si 84 cos5 98 1sin5 498 1sin5 49 2 72 2NkFF KN oo 截面積為 則正應力為210Am NFA 70 MPa 校核舉升臂的強度 6 兩種變形產生的總應力 ax19 4065 284 7490N abPa 結果表明最大彎矩處截面強度足夠 舉升機升高到 1m 時的強度校核情況 o31 75cos6cos46 5326722FMNm g 最大彎曲應力為 36 01 8MPa 軸力為 2cos1in3si cos4 7516 9sin4 751 sin46 75 12 2NkFF KN oo 最大正應力為 2405 6NMPaA 總應力為 max 270 89490FabMPa 強度充分滿足條件 2 舉升臂 2 的強度校核 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 25 圖 3 12 舉升臂 2 的彎矩圖和剪力圖 軸力圖 在剪切舉升機構中 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 12 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 我們 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 最大彎矩 1 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4313 9774 21 sincos 50 sin5 cos5 9 018 722kM KNm g 確定舉升臂 2 中性軸的位置 2 截面形心距底邊為 01 ym 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 截面對中性軸的慣鉅 3 36014 810Izm 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 26 舉升臂的最大彎曲應力為 4 3318 7051465 82MPa 軸向正應力 5 cossin cos3in 179 52PPkkKN 截面積為 則正應力為10Am NFA08 2MPa 校核舉升臂的強度兩種變形產生的總應力 max8 5946 57 449061NFMPab 最大截面處的強度雖符合 Q275 鋼的強度要求 但從值可以看出 實際應用時很可 能發(fā)生危險 舉升臂升到 1 米時的校核情況 最大負彎矩為 433 89109 35 sincos 50 sin46 7cos46 7 5024 9222kM KNm g 最大彎曲應力 34 1 MPa 軸向最大應力 cossin 4cos3in 41 202PPkkKN 則正應力為 41208 73Ma 強度滿足條件 max6 9 56 7610NFPabMPaA 3 2 4 連接螺栓的校核 螺栓在舉升機中起連接作用 主要承受剪切變形 校核時只考慮剪切變形就可以 以下是對圖 2 4 中的 1 3 4 處的螺栓進行強度校核 螺栓材料為 Q235 A 鋼 許用剪 切應力 98MPa 1 1 處螺栓受的剪切力如圖 3 15 所示 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 27 圖 3 15 1 處螺栓所受剪切力圖 a 舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 31284 1059 62QkFMPaAd 豎直方向承受的應力為 3222 704Qk 根據第三強度理論 53 89MPa 12 98MPa 滿足強度要求 b 舉升到 1m 時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 312216 901 84QkFPaAd 豎直方向承受的應力為 32224 50QkM 根據第三強度理論 12 87 6 98Paa 經計算滿足強度要求 2 3 處螺栓受的剪切力如圖 3 16 所示 圖 3 16 3 處螺栓所受剪切力圖 a 舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 28 水平方向承受的應力為 3122684 1059 6QkFMPaAd 豎直方向承受的應力為 22504QkPa 根據第三強度理論 1259 6 98M 經計算滿足強度要求 b 舉升到 1m 時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 31226104 54QkFPaAd 豎直方向承受的應力為 2253 81QkM 根據第三強度理論 120 4 9Paa 經計算滿足強度要求 3 5 處螺栓受的剪切力如圖 3 17 所示 圖 3 17 5 處螺栓所受的剪切力圖 a 舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 312284 1059 6QkFMPaAd 豎直方向承受的應力為 2276 4Qka 根據第三強度理論 1253 07 98MP 經計算滿足強度要求 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 29 b 舉升到 1m 時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 312285 910 84QkFMPaAd 豎直方向承受的應力為 32227 0Qk 根據第三強度理論 12 5 98MPaa 經計算滿足強度要求 校核后的結果表明螺栓材料為 Q235 鋼是符合要求的 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 30 第四章 液壓 電氣系統的設計與選擇 4 1 液壓系統設計與選擇 4 1 1 液壓系統設計要求 汽車舉升機液壓系統 除要求能在一定的范圍內從汽車兩側將汽車同步舉升和下 降外 還要求其能使汽車在任意高度停止并保持不動 以便不同身高的工人 在維修 不同位置時可以任意調整高度 最方便的進行維修 因此 液壓系統必須具有定位保 持功能 另外 因汽車的重量較大 一但液壓系統出現故障 舉升機舉升臂在汽車重 力的作用下會迅速下滑 可能會對車下維修工人的生命安全造成威脅 舉升機上面的 汽車也有被摔壞的危險 所以 為了防止這樣的情況發(fā)生 舉升機必須具有機械鎖裝 置 機械鎖由分別安裝在舉升油缸外側和活塞桿頂部與舉升臂相聯的銷軸上的兩根鋸 齒形齒條組成 安裝在油缸外側的齒條固定不動 而安裝在銷軸上的齒條則隨活塞桿 上下移動 并且能繞銷軸做一定角度的擺動 已實現兩根齒條的分離和嚙合 當舉升 臂處于定位狀態(tài)或液壓系統出現障礙 油壓低于一定數值時 動齒條就會在自身重力 和彈簧力的作用下與靜齒條嚙合 機械鎖鎖死 使舉升臂不會下滑 這樣就確保維修 工人和汽車不會出現危險 4 1 2 液壓系統的設計 在設計過程中 要保證汽車被水平舉起而不發(fā)生側偏 兩側舉升機上升過程中必 須始終保持同一高度 活塞的運行速度必須時刻保持相等 舉升機液壓回路必須同步 舉升機的液壓回路 16 如圖 4 1 所示 主要有兩部分組成 機械鎖回路 升降回路 1 左機械鎖液壓缸 2 右機械鎖液壓缸 3 兩位三通電磁閥 4 濾油器 5 液壓泵 6 溢流閥 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 31 7 三位四通電磁閥 8 普通調速閥 9 比例調速閥 10 左升降缸 11 右升降缸 圖 4 1 汽車舉升機液壓控制回路 1 機械鎖回路 機械鎖回路由油缸 1 油缸 2 和兩位三通電磁閥 3 組成 當電磁閥 YA1 得電時 兩位三通電磁閥 3 左位工作 壓力油進入液壓缸 1 2 下腔 驅動活塞向上移動 將機 械鎖打開 此時舉升臂可自由上升或下降 當 YA1 失電時 兩位三通閥處于右位工作時 油缸下腔與郵箱直接相通 腔內油 壓為零時 油缸活塞在缸內彈簧和機械鎖動齒條自重的作用下收回 機械鎖閉合 舉 升臂被鎖住 不能移動 此時工人可以進行各種維修工作 2 升降回路 升降回路由三位四通閥 7 普通調速閥 8 比例調速閥 9 左升降液壓缸 10 右升 降液壓缸 11 組成 當三位四通閥 7 的 YA2 得電時 YA3 失電時 油液上升 通過調 速閥到達缸 10 11 當 YA2 失電時 YA3 得電時 兩油缸下降 汽車舉升機液壓控制回路是用電液比例調速閥控制的同步回路 回路中使用了一 個普通調速閥 8 和一個比例調速閥 9 它們裝在由多個單向閥組成的橋式回路中 并分 別控制著液壓缸 10 11 的運動 當兩個活塞出現位置誤差時 檢測裝置就會發(fā)出信號 調節(jié)比例調速閥的開度 使液壓缸 11 的活塞跟上液壓缸 10 的運動而實現同步 這種 回路的同步精度較高位置精度可達 0 5mm 費用低 系統對環(huán)境適應性強 下面是剪 切式舉升機液壓控制回路進行總結后的工作行程表 6 1 表 4 1 工作行程表 電磁鐵 舉升機上升 舉升機下降 YA1 YA2 YA3 4 2 液壓缸的計算與選型 油缸是液壓系統執(zhí)行元件 也是舉升機構的直接動力來源 通常油缸分為活塞式 和浮拄式兩類 活塞式均為單向作用 其缸體長度大而伸縮長度小 使用油壓低 一 般不超過 14MPa 浮拄式為多級伸縮式油缸 一般有 2 5 個伸縮節(jié) 其結構緊湊 并具有短而粗 伸縮長度大 使用油壓高 可達 35MPa 易于安裝布置等優(yōu)點 剪切 式舉升機多采用活塞式液壓缸 動力源直接輸送 4 2 1 液壓缸的安裝位置 由第三章對舉升機力學結構模型的分析與建立 設計中已經大致確定出液壓缸的 安裝位置 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 舉升臂端銷孔的距離 d 250mm f 500mm 舉升臂與水平面的夾角為 液壓缸與水 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 32 平方向之間的夾角為 由 tan 12530 49 o506317tantan 496 oo 舉升機在最低點時 舉升重量均勻分布在平臺上 但當舉升機開始工作向上舉升 時 左側滑輪向內側移動 上升過程中舉升重量不變 但相對舉升機豎直向上的作用 力方向 舉升重物的質心前移 為防止發(fā)生前翻狀況 液壓缸活塞桿端作用在滑動輪 所在一側的上方舉升臂上 左側也為轎車的車頭方向 舉升機在最低位置時 液壓缸 的安裝如圖 4 2 所示 圖 4 2 液壓缸的安裝方向 4 2 2 液壓缸推力及行程的確定 由前面的計算可知 液壓缸所需的最大的推力為 P 324 08KN 液壓缸行程的確定 我們所設計的舉升機從最低位置 350mm 升高到 2000mm 實際 上升行程為 1650mm 因舉升機活塞桿與水平方向夾角 與 有如下關系 當舉升機在最低點時液壓缸的長度 2tantanLfdf 當舉升機達到 2000mm 50si 6 5170si 94 0837 2iSc m 時 tan 經計算得 液壓缸總長度為 2HgLb946 758 o72 8 o 則液壓缸活塞桿伸長 50sin 7510sin 1 03 6i9Sc mz 量為 395mm 取 400mm 即液壓缸的行程為 400mm Hg 1900mm f 500mm d 170mm L 1306mm Lb 896mm 4 2 3 液壓缸的選型 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 33 根據上述計算的液壓缸安裝距 Sc 和液壓缸所需的最大推力 P 324 08KN 查閱資 料 9 舉升機構液壓缸選用雙作用單級活塞桿缸 HSG L 180 90 E2231 400 337 這種工 程用液壓缸主要用于各種工程機械 起重機械及礦山機械等的液壓傳動 4 3 液壓泵的計算與選型 舉升機構常用油泵分為齒輪油泵與柱塞泵兩類 齒輪泵多為外嚙合式 在相同體 積下齒輪泵比柱塞泵流量大但油壓低 柱塞泵最大特點是油壓高 油壓范圍 16 35MPa 且在最低轉速下仍能產生全油壓 固可縮短舉升時間 中輕型舉升機構 上多采用齒輪泵 重型舉升機構常采用柱塞泵 此次設計選用齒輪泵 4 3 1 液壓泵工作壓力的計算 6 1 1pP 式中 14 液壓泵的最大工作壓力 N m2 p 液壓缸的最大工作壓力 Mpa 1 Mpa 6 2 max1620FPA 式中 油缸最大作用力 N ax 油缸橫截面積 m2 由式 6 2 解得 MPa max1 26340825 401 FPA 為液壓泵的出油口到缸進油口處的壓力損失 用調速閥及管路復雜的系統p 這里取 5 10 MPa 510pPaM 則 26 484MPa p 4 3 2 液壓泵功率的計算 當忽略輸送管路及液壓缸中的能量損失時 液壓泵的輸出功率應等于液壓缸的輸 入功率又等于液壓缸的輸出功率 但在實際工作中 機械損失和能量損失是不可避免 的 在計算中 必須要考慮 液壓泵的輸出功率為 6 3 max01212gPFv 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 34 0 6 0 1 mvsts 式中 0 液壓泵的輸出功率 W P 液壓缸的輸出功率 W gp V 液壓缸勻速伸長的速度 m s 液壓泵輸出到液壓缸的端的機械損失 取 0 75 9 1 液壓缸中及管路能量損失 取 0 7 9 2 舉升時間 s 取 t 60s t 由式 6 3 得 12 346kW0 32480 12345 9 75PW 液壓泵的輸入功率 6 4 0p 式中 P 液壓泵的輸入功率 液壓泵的總效率 因我們所設計的舉升機屬于中輕型舉升機 選擇齒輪泵p 即可 齒輪泵的總效率一般為 0 6 0 7 取 0 65 則由式 6 4 得到輸入功率為 012 34695pPkW 4 3 3 油泵流量的計算 液壓泵的輸入功率與流量有如下關系 6 5 310pPQ 式中 Pp 油泵最大工作壓力 N m2 液壓泵的流量 m3 s p 液壓泵的總效率 0 65 14 p 632 48100 46 5pQPms 4 3 4 油泵的選型 根據上述計算輸入的功率 P 的值 查閱資料 9 選擇 P197 G50 型號的高p 壓齒輪泵 額定工作壓力為 28MPa 最大為 28 MPa 工作轉速為 2400r min 輸入功 廣西科技大學畢業(yè)設計 論文 35 率為 65 9KW 油泵排量為 50ml r 液壓泵質量為 14 3Kg P7600 P5100 P3100 P237 P197 型高壓齒輪泵 廣泛用于各種工程機械 舉升機械 起 重機械 壓路機 裝載機 推土機 具有體積小壓力高 排量大 噪聲低 性能好 壽命長等優(yōu)點 4 4 電氣系統設計 任何復雜的控制線路 都是由一些元器件和單元電路組成 常用的控制電器有組 合開關 按鈕 交流接觸器 中間繼電器 熱繼電器 熔斷器 自動空氣斷路器 4 4 1 電氣系統控制設計 電氣系統主要控制兩側舉升機的同步上升 下降 達到所需位置后 舉升機都能 安全鎖止 開關示意圖和控制電路圖如下 圖 4 3 電氣系統開關示意圖 圖 4 4 舉升機主控制電路圖及說明控制電路圖