汽车维修用升降机毕业设计

摘 要

当前在汽车维修中所使用的液压同步升降平台在汽车的维修方面发挥着重要的作用，通过对同步升降平台的各种液压阀、液压缸、液压泵站的创新改进，使得液压同步升降平台拥有运行平稳、噪声低、响应速度快、同步精度高等优点，对于在我国汽车的维修与保养中起着不可替代的作用，应用前景广泛。

44444444S店汽车维修专用升降机是双铰接剪叉式升降机，它是在原由的剪叉式升降机的基础上，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而设计的。

通过对双铰接剪叉式升降机机构位置参数和动力参数的分析，结合具体实例，对机构中两种液压缸布置方式分析比较，并根据要求对液压传动系统各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机的设计要求。

关键字：升降台；剪叉式；结构设计；液压

精品word文档

.

Abstract

Hydraulic synchronizing lifting platform currently used in automobile repair

plays an important role in automobile repair, by improving the innovation of various hydraulic valves, synchronous lifting platform hydraulic cylinder, hydraulic station, hydraulic synchronizing lifting platform with the smooth running, low noise, fast response speed, synchronous precision, it plays an irreplaceable role in the repair and maintenance of cars in China, extensive application prospect.

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 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： lifting platform ；scissors forks ；configuration design ； hydraulic pressure

精品word文档

.

目 录

摘 要 .............................................................................................................................................. I Abstract .......................................................................................................................................... II 目 录 ............................................................................................................................................. III 第一章 绪 论 ......................................................................................................................... 1

1.1 升降机的发展简史 .................................................................................................................................... 1 1.2 汽车升降机的设计特点 ............................................................................................................................ 2 1.3 汽车升降机的安全保证措施 .................................................................................................................... 2

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...................................................................................................... 3

第二章 剪叉式升降台的应用及其受力分析的讨论 ................................................................... 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 针对性比较小实例： ................................................................................................................................ 9 2.6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 .........................................................11

2.6.1问题的提出： .................................................................................................................................11 2.6.2两种布置方式的分析和比较：..................................................................................................... 12 2.6.3实例计算 ........................................................................................................................................ 14

第三章 液压传动系统的设计计算 ............................................................................................. 17

3.1明确设计要求 制定基本方案： ............................................................................................................. 17 3.2制定液压系统的基本方案 ....................................................................................................................... 17

3.2.1确定液压执行元件的形式 ............................................................................................................ 17 3.2.2 确定液压缸的类型 ....................................................................................................................... 18 3.2.3 确定液压缸的安装方式 ............................................................................................................... 18 3.2.4 缸盖联接的类型 ........................................................................................................................... 19 3.2.5拟订液压执行元件运动控制回路................................................................................................. 19 3.2.6液压源系统 .................................................................................................................................... 19 3.3确定液压系统的主要参数 ....................................................................................................................... 19

3.3.1载荷的组成与计算： .................................................................................................................... 19 3.3.2初选系统压力 ................................................................................................................................ 22 3.3.3计算液压缸的主要结构尺寸 ........................................................................................................ 22 3.3.4确定液压泵的参数 ........................................................................................................................ 25 3.3.5管道尺寸的确定 ............................................................................................................................ 26 3.3.6油箱容量的确定 ............................................................................................................................ 27 3.4 液压缸主要零件结构、材料及技术要求 ............................................................................................. 27

3.4.1缸体 ................................................................................................................................................ 27

精品word文档

.

3.4.2 活塞 ............................................................................................................................................... 28 3.4.3 活塞杆 ........................................................................................................................................... 29 3.4.4活塞杆的导向、密封和防尘 ........................................................................................................ 29 3.4.5液压缸的排气装置 ........................................................................................................................ 30 3.4.6 液压缸安装联接部分的型式及尺寸 ............................................................................................ 30 3.4.7 绘制液压系统原理图 ................................................................................................................... 31

第四章 台板与叉杆的设计计算 ................................................................................................. 34

4.1确定叉杆的结构材料及尺寸 ................................................................................................................... 34 4.2横轴的选取 ............................................................................................................................................... 37

第五章 总结 ................................................................................................................................. 39 参考文献 ....................................................................................................................................... 41

精品word文档

.

第一章 绪 论

汽车升降机是4S店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。升降机是从上世纪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。本章就从升降机的产生、发展以及制造工艺等方面进行简单的介绍。

1.1 升降机的发展简史

汽车升降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升降机，它是一种由气动控制的单柱升降机，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年这种单柱升降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升降机，这是升降机设计上的又一突破性进展，但是直到1977这种升降机才在德国以外的其它国家出现。现在双柱升降机在市场上以占据牢固的地位，其销量还在持续增长。它和四柱升降机相比，既有优点，也有缺点，以下将作简要说明。

我们所见到的绝大多数升降机均采用固定安装方式。在举升前汽车必须驶上升降机。在移动式升降机方面也有几项成功设计，如剪式升降机、菱架式升降机等。但这类升降机仍存在两个主要问题，接近汽车下部较难；在车间移动升降机时难逾越地面上的障碍物。当然，可移动性是这类升降机的突出优点。现在固定安装的单柱、双柱、四柱升降机已在维修现场广泛采用，而移动式升降机却相对要少得多。

最初设计单柱升降机外，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升降机器件而不便操作。但在南美洲却属例外，那里仍然采用较大的车辆，这可能是单柱升降机在该地区的市场上仍然受到欢迎的重要原因。单柱升降机有两大优点：当其下降后，不致成维修车间的障碍物；汽车可在升降机上转动。但美国却受到了责难，主要是升降机的旋转会带来撞击操作人员的危险。单柱升降机的主要缺点是：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。

双柱升降机（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。双柱升降机的缺点是：第一为确保安全，安置升降机时要求非常严格，否则在举升过程中容易摇晃或颠覆；第二，由于升降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，因而双柱升降机的安全工作寿命一般要比四

精品word文档

.

柱升降机低。

精品word文档

.

四柱升降机有四根立柱、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升降机的台板。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。车轮支撑型四柱升降机的优点是：第一，升降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。四柱升降机的缺点是：和双柱升降机相比，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。各种升降机设备如雨后春笋，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，汽车升降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。汽车升降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升降机，为汽车维修企业服务。

1.2 汽车升降机的设计特点

（1）升降机台板降到下位时，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，应尽可能降低升降机台板和横梁的高度；这样，既便于汽车驶上升降机，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，升降机台板（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）。机械式升降机的螺母、螺栓磨损较快，而液压式升降机的维修量却相对要小些。虽然液压式升降机的技术难度较大，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系列的升降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 汽车升降机的安全保证措施

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。汽车升降机具有潜在的危险，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。

精品word文档

.

汽车升降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，好提高汽车升降机的安全技术特性；另一方面则应在使用维修过程中遵循严格的操作规程，保证汽车升降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 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，因而在设计制造升降机时，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。以下仅列举多数升降机普遍采用的安全措施。

（1）升降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%此时升降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，即升降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，也不会使升降机坠或上升所造成非常危险的局面。

（4）所有的升降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）所有升降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 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，包括升降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。虽然汽车升降机已有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升降机，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。这里仅就使用维护升降机时普遍应当注意的事项说明于后。

（1）使用中的升降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。维修时应采用该升降机的制造厂所提供的配件，不得随意代替或自制。

（2）升降机不得超载使用。每台升降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）安置汽车和使用升降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。升降机升降和使用时，顾客和无关人员应远离升降机。

精品word文档

.

（5）升降机区域内不得有任何障碍物，如油脂、废物、瓦砾等。

（6）当汽车驶上升降机前，应清除通道，不得驶过或撞击举升臂，连接器，车轴支撑器等，以防损坏升降机或汽车。

（7）在升降机上承载汽车时应仔细操作。将升降机的支撑器安置到汽车制造厂推荐的升降机逞力接触点。只有当支撑器与汽车上的承力点接触严密后才能将升降机升起;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）升降机降下前，应将汽车下面的工具箱，台架及其它设备全部移开。要降下升降机前，还必须松开锁紧装置。

注意:如欲在汽车下面进行维修作业时，应将升降机提升到足够的高度，以便锁紧装置啮合。

精品word文档

.

第二章 剪叉式升降台的应用及其受力分析的讨论

2.1 剪叉式升降平台的三种结构形式

本讨论的目的通过分析气液动类的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。气液动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升降平台。在设计气液动剪叉式升降平台的过程中，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2-1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不固定在机架上，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

精品word文档

.

少采用。

精品word文档

.

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 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

CLsinCL(1cos2)1/2, Hll(2.1)

(T2C2l2); cos2TC(2.2)

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（2.2）式代入（2.1）式，并整理得

精品word文档

.

HLT2C2l221/2)] 。 [l(Cl2TC（2.3）

设C/C0,H/H0,代入（2.3）式得

H0LT2(C0)2l21/2 [l()2] （2.4）

C0l2TC0在（2.4）式中，

H0——升降平台的初始高度； C0——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2-3中，VF是F点的绝对速度；VB是B点绝对速度；1是AB支撑杆的速度；

V1是液压缸活塞平均相对速度；V2是升降平台升降速度。由图2-3可知：

VF1l,V1VFsin()1lsin(),V1L,lsin()VLcosV2VBcos1,lsin()VB1L精品word文档

.

在（2.5）式中，

V2Lcos （2.5） 。V1lsin()V1—液压缸活塞平均相对运动速度； V2—升降平台升降速度；

—支撑杆与水平线的夹角。

以下相同。

2.3 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

PQLcoscosfsinLcosbfbtanb[bfbtan()()] （2.6）

lsin()222cosfsincos升降平台下降时

PQLcoscosfsinLcosbfbtanb[bfbtan()()] （2.7）

lsin()222cosfsincos式中，

精品word文档

.

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（2.6）、（2.7）式简化为：

PLcos （2.8） Qlsin()2.4 剪叉式升降平台机构设计时应注意的问题

由式（2.5）和（2.8）可知：当、增大时，V2/V1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。

2.5 针对性比较小实例：

如某自动生产线上， 需设计一种升降平台，要求升降平台最大升降行程应大于620mm，升降平台面最低高度应小于300mm，最大承重载荷10050kg

根据实际使用要求，我们选取了单作用柱塞缸式液压缸。液压缸初始长度C0=595mm；最大行程Smax=320mm。升降太机构尺寸：升降台面最低高度H0=281mm;机架长度T=1 200;支撑杆长度L=1 230.5mm.

按照上述尺寸，结合以上公式分别对双铰接剪叉式和水平固定剪叉式两种结构形式进行了计算。计算结果见表1、表2和统计图2-5（其中滚动摩擦忽略不计）。水平固定剪叉式结构公式如下：

H[L2(TS)2]1/2;Pl2fb  QtanLcos其中，S—液压缸的实际行程，T—机架长度（A点到G点的距离）。

表1 双铰接剪叉式结构计算结果 mm

精品word文档

.

s 0 40 80 120 160 s 200 240 280 320  13.18 19.67 24.83 29.38 33.59  37.56 41.39 45.11 48.77  14.20 19.83 23.46 26.05 27.96 H 281 414.8 517.6 604.7 681.8 H 751.3 814.9 873.2 926.8 h 0 133.8 236.6 323.7 400.8 h 470.3 533.9 592.2 645.8 P/Q 4.08 2.85 2.34 2.04 1.82 P/Q 1.66 1.52 1.40 1.29 h/s 0 2.35 2.96 2.70 2.51 h/s 2.35 2.22 2.12 2.02  29.93 30.45 31.21 31.74 表中: S - 液压缸的实际行程. H – 升降台实际行程,以下相同.

表2 水平固定剪叉式结构计算结果 mm

S 0 40 80 120 160 200 240 280 320  13.8 19.74 24.67 28.80 32.45 35.77 38.84 41.71 44.44 H 281 416.4 514.4 593.8 661.3 720.4 772.9 820.1 862.9 h 0 135.4 233.4 312.8 380.3 439.4 491.9 539.1 581.9

P/Q 4.27 2.79 2.18 1.82 1.57 1.39 1.24 1.12 1.02 h/s 0 3.39 2.92 2.61 2.37 2.20 2.05 1.93 1.82 从计算结果可以看出：在整体结构尺寸相同、液压缸行程相同的前提下，作用在液压缸活塞杆上的最大推力Pmax,水平固定剪叉式结构大于双铰接剪叉式结构；升降台最大行程hmax，双铰接剪叉式结构大于水平固定剪叉式结构。

由于采用了双铰接剪叉式结构液压升降平台，在设备安装时避免了挖地坑，不仅节省了费用，还给以后了设备维护和检修带来方便。

综上所述，气液动双铰接剪叉式结构液压升降平台整体尺寸较小，结构简单、紧凑，节省投资；可获得缸体二倍以上的升降形成；非常适合于空间尺寸小、升降行程大的场合，是一种值得推荐使用的升降机构。

精品word文档

.

图2-5 两种结构计算结果对比

2.6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2杆1

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。 2.6.1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

精品word文档

.

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：

精品word文档

.

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

va2l22alcos2sin()vy

2lcos（2.9）

活塞推力与台面荷重的关系式为

P2lcosW

asin()lsin()（2.10）

hlaa式中，sin1,tan1[ tan],sin1(sin2)。2llad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。 2.6.2两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：

精品word文档

.

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ＦＤ上Ｄ点、Ａ点的瞬时转动中心为F点，D点、A点的速度为：

vD2lvA(la)台面升降速度：

vyvDcos2lcos

Ａ点的运动速度：

vA(la)vy2lcos

活塞运动速度：

vvAcos(la)sin()

2lcos(2.11)

式中，sin1依据虚位移原理有：

(FxFyFz)0

ixiixiixih(la)sin,tan1 2lL(la)cosPxxpPyypWyW0(2.12)

由图2分析可得：

PxPcos,PyPsinxp(la)cos,yp(la)sin,yw2lsin

xp(la)sin经变分后：yp(la)cos

yw2lcos代入式 (2-12)，整理后得活塞推力：

精品word文档

.

P(2.13)

2lcosW

(la)sin()式(2.11)和式(2.13)的正确性可以用机械能守恒原理来证明，即

vPvyW

将式(2.13)与式(2.10)进行比较，再l,a,,,W,vy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(2.11)与式(2.9)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。 2.6.3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=400~1 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 精品word文档

.

杆FD倾角 tan1sin1h 2ltan1sin1h 2l液压缸倾角 (la)sin (la)cose(la)sin f(la)cos起始角0/() 起始角0/() 起始活塞速度v0 起始活塞推力P0 参 数 终止角max/() 终止角max/() 活塞有效行程L/mm 5.739 20.236 0.185vy 5.42W 液压缸布置在左侧 17.458 50.473 253 5.739 20.236 0.279vy 3.58W 液压缸布置在右侧 17.458 22.262 365 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P0。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W<1.5kN），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。

精品word文档

.

图2-10 机构各项参数

图2-11 运动转化过程

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v左/v右=0.66。为了弥补在速度方面的不足，

精品word文档

.

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：

精品word文档

.

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。

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。为了使升降机使用范围广泛，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1.42m,高1.4m,轴距2.4m。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，要求升降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。为了增强安全可靠性，可以设其总承载量为W总2t10009.819600N，则平均每个台的承载量为WW总/29800N。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 液压传动系统的设计计算

3.1明确设计要求 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；

3.2制定液压系统的基本方案

3.2.1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3-1:

精品word文档

.

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。

3-1 各执行元件的特点

名 称 双活塞杆液压缸 特 点 双向对称 有效工作面积大、双向不对称 适 用 场 合 双作用往复运动 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 单向工作，靠重力或其他外力返回 单活塞杆液压缸 柱塞缸 结构简单 单叶片式转角小于360摆动缸 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 名 称 齿轮泵 特 点 结构简单，价格便宜 适 用 场 合 高转速低扭矩的回转运动 高转速低扭矩动作灵敏的回转运动 低速，小功率，大扭矩的回转运动 大扭矩的回转运动 叶片泵 体积小，转动惯量小 摆线齿轮泵 体积小，输出扭矩大 运动平稳、扭矩大、转速范围宽 转速低，结构复杂，输出大扭矩 轴向柱塞泵 径向柱塞泵 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3-1二种形式：

精品word文档

.

链轮链条柱塞缸

（a）

图3-1扩程机构

(b)

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。 3.2.2 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。 3.2.3 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。 3.2.4 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。型号说明：P37-180 3.2.5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。

精品word文档

.

3.2.6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。

3.3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。 3.3.1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。根据轴距2.4m，将支撑杆的长度选定2.1m/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=a0）a0=5，

根据上述公式tan1[latan]得0=9.9。 la精品word文档

.

图3-2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l/2之内，初步设定al/4。根据活塞推力与台面荷重量关系式P2lcosW得出P=13.3W。若设al/3的话，就

asin()lsin()得出P=11.6W。通过二者比较，al/3时，活塞的最大推力P要小于al/4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al/3比较合适。这时将al/3代入公式得 P6cosW ，

sin()3sin()tan2tan

当平台处于最低位置05时，液压缸荷重P最大，P=11.6W=11.69800=113680N。下面就根据载荷量来选取合适的液压缸。

图3-3液压缸

图3-3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Fw是作用在活塞杆上的外部载荷， Fm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Fg ，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。

（1）工作载荷Fg

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Fg，在图3中，Fg=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

精品word文档

.

Fg=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Fa

v。 tv——速度变化量m/s Fama，at——起动或制动时间，s。一般机械=0.1~0.5s，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=0.5~1.5s

a ——加速度m/s2

初步选定速度变化量v=0.16m/s，t=0.6s，则aFama2t/20.27270N

v0.16==0.27m/s2， t0.6以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷Fw，

FwFgFfFa1136800270113950N。

起动加速时 FwFgFfFa， 稳态运动时 FwFgFf， 减速制动时

FwFgFfFa。

工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则Fg=0。但在计算和校核时，应按照最大值取。

除了外载荷Fw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Fm，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Fm(1m)P 式中m——液压缸的机械效率，一般取0.90~0.95，这里取0.95，F3.3.2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3-2初步选取15Mpa。

Fw113590119568N 0.95m精品word文档

.

表3-2 各种机械常用的系统工作压力

机 床 机械类型 工作压力MPa

3.3.3计算液压缸的主要结构尺寸 ⑴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：

磨床 0.8~0.2 组合 龙门 机床 刨床 3~5 2~8 农业机械小型工拉床 程机械建筑机械 8~10 10~18 液压机大中型挖掘机重型机械 20~32

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

F活塞杆受拉时

Fwmp1A1p2A2

FA1A2Fwmp1A2p2A1 式中

4D2——无杆腔活塞有效工作面积 m2 (D2d2)——有杆腔活塞有效工作面积 m2

4p1——液压缸工作腔压力 Pa

p2——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3-3估算

D——活塞直径 m d——活塞杆直径 m

表3-3 执行元件背压力表

精品word文档

.

系 统 类 型 简单系统或轻载节流调速系统 回油带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 回油路较短，可直接回油路 在这里我们取背压力值p20.2MPa

背 压 力 MPa 0.2~0.5 0.4~0.6 0.5~1.5 0.8~1.5 1.2~3 可忽略不计 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：A1Fp2A1 p1用运此公式须事先确定A1与A2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 d/D 按速度比要求确定d/D

1.2（v2/v1）5 d/D 0.4 1.33 1.46 0.161 0.5 0.55 0.62 0.71 注：速度比 ，为活塞两侧有效面积A1与A2之比。即A1A2D2

D2d25.0 0.5~0.53 5.0~7.0 7.0 0.62~0.7 2 0.7 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

D4F4119568101.1mm，可以求出d=71.8mm。液压缸的22[p1p2(1)][150.2(10.71)]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

精品word文档

.

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。

精品word文档

.

⑵计算活塞杆的行程

当平台处于最低位置05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

d0，d0a2l22alcos2=1320mm。平台的高度h2lsin21500sin10366mm。

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=2.1m。此时活塞杆伸长至dma2l22alcos21760mm。

当活塞杆处于完全收缩状态时，液压缸的长度就等于d0，选定液压缸长度为1320mm。计算其行程： sdmd017601320440mm。

,查表37-7-9可以查得液压缸长度不得小于XC365s365440805mm，实际长度满足要求。

3.3.4确定液压泵的参数

⑴确定液压泵的最大工作压力pPp1p Pa， 式中p1——液压缸最大工作压力，根据FF0.2A215.3MPa A1Fwmp1A1p2A2可以求出

p1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0.2~0.5Mpa；管路复杂，进油口有调速阀的，取0.5~1.5 Mpa。这里取0.5Mpa。

即pP15.30.515.8MPa ⑵确定液压泵的流量QP

QPKQmax m3/s

K——系统泄漏系数，一般取1.1~1.3，这里取1.2

Qmax——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0.5104m3/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

精品word文档

.

vy0.16m/s，则活塞的运动速度应用公式

va2l22alcos2sin()vy，v00.22vy=0.04m/s（这是在台面刚刚起升状态

2lcos时，5）

Q2v0A120.047.851036.28104m3/s

所以QPKQmax1.2(6.281040.5104)8.14104m3/s

⑶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25~60%。

查找手册P37-135选择CB-FA型齿轮泵，其参数如下表3-4

表3-4 CB-FA型齿轮泵的各参数值 压 力 型号 排量 转 速 特点 生产厂 额定 最高 额定 最高 16 20 1800 2400 CB-FA 10~40 铝合金壳体，榆次液压可作双联泵 件厂 ⑷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 PpPQPkW，其中P——液压泵的总效率，参考下表3-5选择P=0.7 310P表3-5 各液压泵的总效率

液压泵类型 总效率 齿轮泵 0.6~0.7 螺杆泵 0.65~0.80 叶片泵 0.60~0.75 柱塞泵 0.80~0.85 pPQP15.88.14104则P318.4kW，据此可选择合适的电机型号。 310P100.73.3.5管道尺寸的确定

在液压、气压传动及润滑的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管等，钢管能承受较高的压力，价廉，但安装时的弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较方便的地方。这里我们采用钢管连接。

精品word文档

.

管道内径计算

d4Qm/s m v

式中 :Q—通过管道内的流量m3/s

v—管道内允许流速 m/s，取值见下表3-6：

允许流速推荐值

表3-6 允许流速推荐值

油液流经的管道 液压泵吸油管道 液压系统压油管道 液压系统回油管道 推荐流速 m/s 0.5~1.5，一般取1以下 3~6，压力高，管道粘度小取大值 1.5~2.6 取v吸=0.8m/s，v压=4m/s, v回=2m/s.分别应用上述公式得

d吸=20.2mm,d压=10.7mm,d回=15.2mm 。根据内径按标准系列选取相应的管子。按表37-9-1经过圆整后分别选取d吸=20mm，d压=10.7mm, d回=15mm。对应管子壁厚1.6mm。 3.3.6油箱容量的确定

在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初设计时，按经验公式 VaQV4QPm3选取。

式中QV——液压泵每分钟排出压力油的容积

a——经验系数,按下表3-7取 a=4：

表3-7 各系统经验系数

系统类型 a 行走机械 1～2 低压系统 2～4 中压系统 5～7 锻压系统 6～12 冶金机械 10 则VaQV4QP60195L。

3.4 液压缸主要零件结构、材料及技术要求

3.4.1缸体

1. 缸体端部联接模式

采用简单的焊接形式，其特点：结构简单，尺寸小，重量轻，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内径不易加工。所以在加工时应小心注意。主要用于柱塞式液压缸。

精品word文档

.

2. 缸体的材料（45号钢）

液压缸缸体的常用材料为20、35、45号无缝钢管。因20号钢的机械性能略低，且不能调质，应用较少。当缸筒与缸底、缸头、管接头或耳轴等件需要焊接时，则应采用焊接性能比较号的35号钢，粗加工后调质。一般情况下，均采用45号钢，并应调质到241~285HB。

缸体毛坯可采用锻刚，铸铁或铸铁件。铸刚可采用ZG35B等材料，铸铁可采用HT200~HT350之间的几个牌号或球墨铸铁。特殊情况可采用铝合金等材料。

3. 缸体的技术要求

⑴缸体内径采用H8、9配合。表面粗糙度：当活塞采用橡胶密封圈时，Ra为0.1~0.4m，当活塞用活塞环密封时，Ra为0.2~0.4m。且均需衍磨。

⑵缸体内径D的圆度公差值可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差值应按8级精度选取。

⑶缸体端面T的垂直度公差可按7级精度选取。

⑷当缸体与缸头采用螺纹联接时，螺纹应取为6级精度的公制螺纹。

⑸当缸体带有耳环或销轴时，孔径或轴径的中心线对缸体内孔轴线的垂直公差值应按9级精度选取。

⑹为了防止腐蚀和提高寿命，缸体内表面应镀以厚度为30~40m的铬层，镀后进行衍磨或抛光。

3.4.2 活塞

1. 活塞与活塞杆的联接型式见下表3-8

表3-8 活塞与活塞杆的联接型式

联接方式 整体联接 况 螺纹联接 半环联接 这里采用螺纹联接。

备注说明 用于工作压力较大而活塞直径又较小的情常用的联接方式 用于工作压力、机械振动较大的情况下 2. 活塞与缸体的密封结构，随工作压力、环境温度、介质等条件的不同而不同。常用的密封结构见下表3-9

表3-9 常用的密封结构

密封形式 间隙密封 精品word文档 备注说明 用于低压系统中的液压缸活塞的密封 .

活塞环密封 适用于温度变化范围大，要求摩擦力小、寿命长的活塞密封1 精品word文档

.

O型密封圈密封 密封性能好，摩擦系数小；安装空间小，广泛用于固定密封和运动密封 用在20MPa下、往复运动速度较高的液压缸密封 Y型密封圈密封 结合本设计所需要求，采用O型密封圈密封比较合适。 3. 活塞的材料

液压缸常用的活塞材料为耐磨铸铁、灰铸铁（HT300、HT350）、钢及铝合金等，这里采用45号钢。

4. 活塞的技术要求

⑴活塞外径D对内孔D1的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。 ⑵端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。 ⑶外径D的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取。画图 3.4.3 活塞杆 1. 端部结构

活塞杆的端部结构分为外螺纹、内螺纹、单耳环、双耳环、球头、柱销等多种形式。根据本设计的结构，为了便于拆卸维护，可选用内螺纹结构外接单耳环。

2. 端部尺寸

如图，为内螺纹联接简图。查表37-7-4，按照本设计要求，选用直径螺距-螺纹长=KKtA33245。

3. 活塞杆结构

活塞杆有实心和空心两种，如下图。实心活塞杆的材料为35、45号钢；空心活塞杆材料为35、45号无缝钢管。本设计采用实心活塞杆，选用45号钢。

4. 活塞杆的技术要求

⑴活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229~285HB，必要时，再经过高频淬火，硬度达HRC45~55。在这里只需调质到230HB即可。

⑵活塞杆的圆度公差值，按9~11级精度选取。这里取10级精度。 ⑶活塞杆的圆柱度公差值，应按8级精度选取。 ⑷活塞杆的径向跳动公差值，应为0.01mm。 ⑸端面T的垂直度公差值，则应按7级精度选取。

⑹活塞杆上的螺纹，一般应按6级精度加工（如载荷较小，机械振动也较小时，允许按7级或8级精度制造）。

⑺活塞杆上工作表面的粗糙度为Ra0.63m, 为了防止腐蚀和提高寿命，表面应镀以厚度约为40m的铬层，镀后进行衍磨或抛光。

精品word文档

.

3.4.4活塞杆的导向、密封和防尘 1. 导向套

精品word文档

.

⑴导向套的导向方式、结构见下表3-10：

表3-10导向套的导向方式

导向方式 缸盖导向 导向套导向 管通导套 备注说明 减少零件数量，装配简单，磨损相对较快 可利用压力油润滑导向套，并使其处密封状态 容易拆卸，便于维修。适用于工作条件恶劣、经常更换导向套的场合 导向套自动调整位置，磨损比较均匀 可拆导向套 球面导向套

由于本设计——升降机，主要用于车辆的维修，在工作过程中液压缸伸缩的次数相对较少，所以磨损程度也相对较少。为了减少零件数量，降低成本可以采用缸盖导向的导向方式。 ⑵导向套材料

导向套的常用材料为铸造青铜或耐磨铸铁。由于选用的是和缸盖一体的导向套，所以材料和缸盖也是相同的，都选用耐磨铸铁。

⑶导向套的技术要求

导向套的内径配合一般取为H8/f9，其表面粗糙度则为Ra0.63~1.25m。 2. 活塞杆的密封与防尘

这里仍采用O型密封圈，材料选择薄钢片组合防尘圈，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm 3.4.5液压缸的排气装置

排气阀用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定。通常将排气阀安装在液压缸的端部，双作用液压缸应安装两个排气阀。常用的排气阀结构尺寸如图3-5

技术要求：锥面热处理硬度材料：3标记：排气塞其余

图3-5排气阀结构

精品word文档

.

3.4.6 液压缸安装联接部分的型式及尺寸

1. 液压缸进出油口接头的联接螺纹尺寸，按表37-7-8选取标准值,公称直径螺距数量=M3322

2. 液压缸为单耳环型安装的主要尺寸为（按P37-231选取）：CD=50，MR=50，EW=60，Y=60。 单耳环不带衬套式

3. 柱塞式液压缸端部型式及尺寸

根据所选择的液压缸的缸径，按照表37-7-59确定液压缸缸盖端部的尺寸（均为对应的标准尺寸）。

4. 缸盖的材料

液压缸的缸盖可选用35、45号锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料。在这里选择ZG45铸钢。缸盖按9、10或11级精度选取。

图3-6液压缸结构

3.4.7 绘制液压系统原理图

整机的液压系统图油各自拟订好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。

为了便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设有必要的监测元件，如压力表，温度计等。

在设计中可以考虑在关键部位，附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。

各液压元件采用国产标准件，在图中按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。

在系统图中注明了各液压执行元件的名称和动作、各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有相关说明。

精品word文档

.

首先考虑，在升降台回落时，可以有两种驱动方式，一是采用液压缸加压回落，这种方式一般是在液压缸平放，而且活塞杆一端在回落时没有施加外力的情况下采用；另一种是由活塞杆的自重和一端施加的外力使液压缸回油，活塞杆回落。在这里我们采用第二种方式，可以省去很多功率，略去很多的机械设备，符合我们的设计原则。其次，由于采用柱塞式液压缸在下降时依靠本身的重量，在使用过程中，会出现过升降机处于某个位置时，向上或向下漂移的现象（如下图3-6），

主要原因是在滑阀处于中位时，A、P、B、T口虽均不相通，但实际上存在着内泄漏量（约3ml/min），久而久之，会产生不同程度的向上或向下漂移。当P口有向上的压力时，会产生上移现象；当P口无压时，由于自重会产生下移现象。而且在长期这种高压冲击下会逐渐加剧这种现象，这增加了设备不安全的因素，此种布局需要加以改进。

图3-7改进前的液压系统

改进后如下图3-7所示，液压系统所做的改变包括：变换向阀的中位机能O为Y型；换向阀的B口节控制油路到液控单向阀的液控口。这样当升降机下降到最低位置时，由于换向阀的A口（柱塞缸）与T口相通，如果T口又与油箱直接连接，则柱塞缸处于降下的位置时，只要回油管压力产生的使升降机向上的力小于升降机的负载和摩擦力，升降机是不会向上漂移的。一般地说，制造泄漏量几乎为零的液控单向阀在技术上是可以做到的，因此，也不必担心向下漂移的现象。

图3-8改进后的液压系统

精品word文档

.

台板的升降由液压泵和液压缸来驱动, 当液压缸的下腔进油而上腔排油时, 活塞杆伸出,剪叉钢架摆动, 钢架端A'和E'为滚轮，如下图3-8。这时两滚轮分别沿着升降台板和小车底桥向中心方向滚动, 从而抬升升降台板。当液压缸上腔进油下腔排油时, 液压缸活塞在液压力和台板钢架自重作用下, 活塞杆向缸内缩回, 使钢架端A'和E'滚轮向离开台板、底桥中心方向移动, 升降台板下降, 通过控制液压缸活塞杆的伸缩长度来控制升降台板的升降高度位置。

杆1杆3杆2杆4

图3-9 台板的升降示意图

液压系统工作原理图见图纸2。由图分析, 当电机起动后，泵开始供油。系统由定量泵3 供油, 溢流阀5 调整系统压力16MPa, 执行器不动作时系统压力经单向阀4 和换向阀6 后卸载。当电磁铁EV 1、EV 2a 通电时, 压力油经换向阀6、8、液控单向阀10、单向调速阀11 及管道破裂保护阀12 后至升降缸13 的下腔, 顶出活塞杆(缸上腔油液经过换向阀14被挤回油箱) , 升降台板上升。当电磁铁EV 1、EV 2b 通电时, 液控单向阀10 被打开, 此时双向导通, 升降缸下腔油液在台板、钢架自重和活塞的作用下, 经由管道破裂保护阀12、单向调速阀11、液控单向阀10、换向阀8 右位后流回油箱,升降台板下降。当EV 1、EV 2 都不通电时, 台板支承重物,系统卸载。若需要快速下降时，可在EV 2b通电的同时，EV 3也通电。此种情况还适合空载时自重不能完全克服液压缸阻力而促进台板快速下降。小车在上升过程中，即电磁铁EV 1、EV 2a 通电时，当钢架端滚轮E'向左移动直至接触到限位开关LS时，限位开关将通过继电器从而制动电磁阀6，电磁铁EV 1断电，系统卸载。台板保持高度不变，台板支承重物。此举措是为了限制台板上升的最大高度。

由于液压升降台的荷重大, 惯性也较大,为使台板升降平稳安全, 系统主要有以下特点: 1) 为防止台板载荷重物下移, 系统采用密封性良好的液控单向阀自锁； 2) 为使重物能平稳下降,采用单向调速阀调速, 噪声更小； 3) 系统不动作时, 直接卸载, 节约能耗；

4) 为使升降台结构更紧凑, 采用便于安装和维护的叠加元件，液压系统元件统一布置在液压站内；

5) 为防止台板在工作中意外安全事故的发生, 系统采用了管道破裂保护阀安装在缸下腔进油口接头上, 一旦管路或其他部分发生管道突然爆破、接头松动、泄压或台板出现异常失控超速下坠时, 它能根据压差自动切断油路, 防止发生坠落事故, 保护设备和人身安全；

精品word文档

.

6）另外, 在电气控制上, 在升降平台下缘设置限位开关,台板上升时, 一旦升至所限定的最大高度, 限位开关发出电信号, 强制系统卸载以确保台板上升到合适的高度。

精品word文档

.

第四章 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，如下图4-1。

图4-1 下底板结构简图

根据上面汽车尺寸参数，确定台板的长度为2600mm，宽度450mm，材料采用热轧钢板。其形状见图纸。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。

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4-2所示。 图4-2 叉杆的外形图 4.1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4-3：

图4-3 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：

精品word文档

.

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。

MmaxWllcos22Wcosl2562.7Nm 2l8当升降台处于最高位置，30时，轴向力最大，如图

ND'BW。 sin1225N，NBA'1225N（正值为拉力，负值为压力）

4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

精品word文档

.

对D点做力矩分析：FAxlsin-110.1N。

PlWWllcoscossin()，可得 FAx= 42223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，Rc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=11.6W（P与W的关系值根据

2lcosW求得）代入以上各式，求得的值如下图： 上述的公式Pasin()lsin()

精品word文档

.

21则Mmax(RARB)l5112Nm。

36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，TCD54929N。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4-5所示：

图4-5 叉杆横截面图

则该状态下的工作应力为 Mmax其中， ——叉杆实际工作应力,

[]——材料许用应力，

NC5112654929hs6 [],[]22bhAbhn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hb10025mm2。

36165170MPab21.3mm。这里取b25mm，即叉杆的横截面为0.01b精品word文档

.

4.2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。因此可按如下图4-6分析横轴所受应力：

图4-6横轴所受应力图

P56840N。作用于横轴上的力P是均匀分2113680布的，分布距离为60mm，故集度为：q1.89106N/m，截面O上的最大弯矩为

0.060.03截面C和D上的剪力QRA56840N（这里没有考MRA0.8q0.035402.4Nm，

2虑剪力与弯矩的正负）。

当5时，P=113680N，可求得RARB325402.4161Mpa[] 3dQ56840剪应力31.4MPa[]

22d4844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其弯曲应力为M为35mm、40mm是完全可以的，这里就不一一校核了。

精品word文档

.

第五章 总结

双铰接剪叉式物流液压升降台的设计是在原有的剪叉式液压升降台的基础上，增强其通用性、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，通过不同型号和相应附件达到满足物流、制造系统、汽车维修等性能要求。

通过对双铰接剪叉式升降平台机构位置参数和动力参数的简单计算，结合具体实例，对机构中两种液压缸布置方式分析比较，最终确定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，而对于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。

在设计的过程中，系统主要参数的计算最为重要，直接关系到系统的稳定和性能。 最后对叉杆的结构材料及尺寸进行简要的说明，从而完成简单液压升降台的设计。

由于设计时间仓促，资料缺乏，整个设计还存在一些问题，一些尺寸的精度不够。在实际应用是要经过多次调整才能达到预期效果，望各位老师批评指正。

精品word文档

.

精品word文档

.

第六章 致谢

感谢范圣耀老师在本次毕业设计中提供的无限支持和孜孜不倦的教导，才有了今天设计任务的顺利完成。在本次设计过程中，难度是空前的，任务也着实艰巨。但是，每每有新的问题出现，范圣耀老师总是能够耐心的为我解决，让人肃然起敬。本次设计，也感谢机械学院机械设计教研室的老师们，在有原理不懂，资料难找的时候，总能帮我解决。

同时非常感谢本设计小组的其他成员们，正是有了你们的帮助，大家悉心合作，其间的困难都被我们一一克服，才有了今天的设计任务顺利完成，最后再一次送上最真挚的感谢。

感谢范圣耀导师。

精品word文档

.

精品word文档

.

参考文献

[1] 王裕清，韩成石. 液压传动与控制技术[M]. 北京:煤炭工业出版社,1997. [2] 廖嘉璞，液压传动[M]. 北京:北京航空航天大学出版社,1997.

[3] 王秀彦，蔡胜利. 升降式工作台的液压系统设计[J]. 液压传动,1999,3:35-39

[4] 魏发孔.水平驱动剪刀撑乐池升降机的动力性能研究[J].甘肃工业大学学报,1997，6:96-101. [5] 管萍, 张风池. 基于神经网络控制的交流异步电机定位系统[J],北京机械工业学院学报,2000,15:

46-50.

[6] 郭华，舞台机械设备控制系统上位机监控软件的实现[J],计算机自动测量与控制,2001,9:57-62 [7] 阳宪惠. 现场总线技术及应用[M].北京:清华大学出版社,1999.

[8] 阎士杰，刘北，孙金根.基于PROFIBUS2DP 的变频器控制系统[J]. 基础自动化,1999 ,6:35-39 [9] 陈在平,赵相宾.可编程序控制器技术与应用系统设计[M].北京:机械工业出版社,2002. [10] 张燕宾. 变频调速应用实践[M].北京.机械工业出版社,2002. [11] 吴军主编,气动工程手册[M].北京.国防工业出版社,1995.

[12] 雷天觉主编,新编液压工程手册[M].北京.北京理工大学出版社,1998. [13] 宋学义.袖珍液压.气动手册[M].北京:机械工业出版社,1995 [14] 官忠范主编.液压传动系统(第3版)[M].北京:机械工业出版社,1997 [15] 陆元章主编.现代机械设备设计手册(2)[M].北京:机械工业出版社,1996 [16] 许福玲,陈尧明主编.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,1997

[17]R.B.Walters.Hydraulic and electric-hydraulic control systems Dordrecht[M],Boston:K

luw er Acadamic Publishers, 2000

[18]Rexroth.propotional and servo valve technology.The hydraulic

trainer volume 2[M].rexroth.2003

【本文档内容可以自由复制内容或自由编辑修改内容期待你的好评和关注，我们将会做得更好】

感谢您的支持与配合，我们会努力把内容做得更好！

精品word文档