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双柱式举升机液压系统设计(含源文件),双柱式,举升机,液压,系统,设计,源文件
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目 录绪 言 01页第一章 设计方案的确定 02页第二章 总体结构尺寸的确定04页第三章 制定系统方案及拟定液压系统图06页第四章 液压缸载荷力的确定08页第五章 液压系统主要参数的计算09页第六章 液压系泵的选择与计算20页第七章 电动机的选择与计算22页第八章 各种液压阀及附件的选择与计算23页第九章 调节螺杆的设计、选用及螺旋副的校核计算28页第十章 弹簧的设计与计算32页第十一章其他零件的计算与校核38页第十二章安装使用说明及故障排除42页第十三章结束语47页第十四章图纸说明48页第十五章 参考文献及书籍48页 绪言 汽车运输与国民经济有着不可分割的密切联系，它的发展有利于促进整个社会的经济发展和人民生活水平的提高。 由于汽车运输具有机动性、即时性和较强的适应性，所以汽车运输越来越受到重视，它在各种运输方式中所占有的比重越来越多，所以如何提高汽车的保修效率和质量也就成为汽车运输业迫切需要解决的问题。 多年来，虽说我过汽车工业有了很大发展，并涌现出了许多先进的汽车制造厂。但由于种种原因，我过的汽车工业比发达国家还有相当大的差距。采取最理想的措施是提高维护质量和效率，它的根本任务就是加强技术维护，延长汽车的使用寿命，延长大修里程、缩短保修库存时间，提高完好率，从而提高运输效率，以此弥补需有量的严重不足。 但是，只靠日呢的力量是有限的，繁重的体力劳动不能适应大生产需要，同时也是难以提高质量和保证质量的，因此就需要现代化的设备。 在汽车保修中，其保养工作是非常繁重的，因此，为提高保养质量和效率，液压举升器的设计和使用是非常必要的。第一章 设计方案的确定 根据保修工作的性质，地沟举升器有多种形式，就传动装置而言，主要有以下几种：、 机械传动式、 液压传动式、 电动式、 皮带传动、 气压传动及它们的组成 比较以上几种传动形式，液压传动具有更多优点，具体表现在以下诸方面：、 在输出效率相同的情况下，其结构紧凑、体积小、重量轻、承载能力强。、 液压系统有卸荷、减压、保压（自锁）等装置和回路，很容易控制。、 惯性力小、动作灵敏，启动、制动速度快，传动平稳，可实现快速而无冲击的换向。、 动力的传递和储存都很方便，由于用管道传递压力油，所以液压元件机构和装置都易于布置，且各元件的安装自由度很大，可随意放在适当位置上，并切能实现远距离操纵。、 自动防止过载，可避免事故的发生。、 液压元件自动润滑，寿命长。、 液压系统中的泵阀等元件均已标准化、系统化。设计过程中可以只作计算选取，简化了设计工作量，缩短了制造周期，提高了生产率，因而成本更经济、合理。 当然，液压传动也有一些突出的缺点，如泄露、油管会产生一定的弹性变形，从而影响传动精度，另外还有油管的粘温性、节流现象等，此外精密元件的加工精度高，因而制造成本高，但相比而言，这些问题都可以在其允许的范围内得以解决。 综上所述，本设计举升装置将选择液压传动的形式，对一个中小型汽车保修厂或车队来说具有广泛的使用性。第二章 总体结构尺寸的确定根据设计要求，本系统适用轴荷吨以下的双轴载货汽车，其常见的几种车型的有关数据如下表所示：本设计对它一些国产或进口的部分汽车在数拒接近的情况下也同样能够使用,以提高液压举升器的应用范围。根据选用车型的基本热闹尺寸，取地沟宽度为950mm，地沟深度1200mm，考虑到工人进出地沟的顺利，地沟长度要比汽车的长度长出34m，即约10m长，并要求地沟两端带台阶。为了增加该举升器的适用性，地沟两侧的液压缸可以在一定范围内左右移动，而前后桥的支撑部位，亦可在一定范围内移动，从上表可以看出其轴距在40005000mm左右，因此举升器可在20006000mm范围内前后移动，左右两缸可在500820mm范围内左右移动，此举升器设计的支撑点一般在桥壳（或半轴套管）和前丁字梁上，从上表可知支撑点的高度在300400mm，而离地间隙约265mm左右，因此液压缸的自由高度可取265mm（此高度指地沟平面至液压缸上拖平面之间的距离）活塞杆的起声高度取170mm，丝杆的调节高度（旋出部分）100mm，这样总的高度H（包括丝杆全部旋出及活塞杆在最高位置时）=265+170+100=535mm是完全可以的。第三章 制定系统方案及拟定液压系统图1 指定系统方案汽车举升器在举升和降落过程中，应能保证四缸同步运动，且具有稳定的运动速度，同时还要使活塞及各阀工作协调，根据以上的工作要求来确定液压系统。2 拟定液压系统图在液压传动系统中，能够保证以上要求的回路形式很多，根据生产的实际需要以及择优的原则可采用如图所示的连接形式的回路。由系统图可知该液压装置的工作原理如下：其执行元件由四个双作用单活塞杆液压缸组成，液压缸的下面分别装有液控单向阀以保证在举升过程中，停止和完毕时的压力不降低使活塞杆的位置保持一定，从而使2人可以安全的进行各种保修工作，若要使活塞下降，又必须改变电磁调阀的“位”控制油打开液控单向阀，在活塞上方油压和负载的作用下活塞下腔油液经过液控单向阀等元件流回油箱使活塞回位。四个液压缸举升和回位的同步是由三个分流集流阀来保证 ，举升前桥的两缸和举升后桥的两缸的同步分别由一个分流集流阀保证，而前后桥举升同步是由第三个分流集流阀保证，这样就能严格保证四缸举升和降落的同步运动，从而避免了工作过程中车辆的倾斜和各缸受到倾向力的作用。各缸活塞在下降过程中由于受到负荷和油压的双重作用，为了使其下降速度不至于过快和可以调整，在润滑和分流集流阀的中间设置了一个可调式单向节流阀，同时为了不使活塞在下降过程中，其上腔油压过高，在其下降油管中设置了一只减压阀，液压阀的压力（出口）调整到液控单向阀的开启压力即可。换向阀采用三位四通电磁滑阀灵活方便，在油泵和滑阀之间设有一只溢流阀起安全保护作用，以防止过载。考虑到本系统的特点，油泵可采用YB型泵，保证了足够的压力和流量，滤清器采用标准件，油箱可以自制或使用汽油箱代替，另外，为了防止事故的发生，本系统采用手动滑阀和三位四通滑阀配合使用，这样就能起到双保险的作用。总之，这种液压系统的连接形式基本上可以满足举升装置，在一般工作中的各种工况（动作同步、自锁等）的要求是完全可行的，如有泄露应使用蓄能器的保压回路，可补偿系统泄露，维护系统压力。第四章 液压缸载荷力的确定按设计要求该液压系统适用于最大轴荷不大于5000kg。由于每轴由两个液压缸举升，所以每缸举升的重量为不大于2500kg，即液压缸的载荷力为Fw=25009.8=24500N，取液压缸的机械效率为0.9，求得相应作用于活塞上的载荷力为F=Fw/=24500/0.9=27222N=2.72104N。第五章液压系统主要参数的计算5-1 初选系统工作压力按设计要求，本液压系统的液压缸所承受的最大载荷为2.72104N。由机械手册可知适应的系统压力为34Mpa，初选系统压力P=4Mpa。机械设计手册第五册，P37104表37.5-35-2 计算液压缸主要几何尺寸一、液压缸内径AL的计算F=2.72104N，活塞杆在受压状态，由公式：式中F=2.72104NP1工作腔压力4MpaP2液压缸回油腔压力,因为回油直接进入油箱,压力较低,可视其为零。=d/D d活塞杆直径mm D活塞直径mm圆整并取标准系列值得AL=100mm即D=100mm机械设计手册第五册P37-173表37.7-7二活塞杆直径mm根据速度比的要求条件来确定活塞杆直径，由公式=V2/V1V1活塞杆伸出速度V2活塞杆缩入速度10Mpa取=1.33则取标准值MM=50mm二、液压缸行程S的确定液压缸行程按机械运动要求而定，根据本液压系统的工作情况并考虑到实际需要取液压缸的行程S=170mm。机械设计手册第五册P37-173表3.7-25-3 液压缸结构参数的确定一、 缸筒臂厚的计算选择缸体材料为35号钢的无封钢管，调质处理241-285HB，查手册n=5，则=b/n=5w/4=104Mpa由于本系统压力小于10Mpa，故属低压系统利用缸筒碧厚的计算公式：=PrAL/2液压缸筒臂厚Pr试验压力对于本系统Pr=1.5PAL缸筒内径0.10m缸筒材料的许应力为Mpa=1.540.1/2104=0.0029m=2.9mm二、 缸筒外径的计算D=AL+2=0.1+0.00292=0.106m圆态取标准外径系列D=0.114m=0.007m=7mm三、 缸底厚度的计算因缸底采用平底，设底厚为h，则据公式 计算缸底厚度式中：AL液压缸内径0.1m Pr试验压力6Mpa 材料的许用应力为Mpa因缸底主要承受压应力，故选择受压状态时承载能力较强的灰口铸铁材料牌号HT150考虑缸底安放M12的排气塞，所以初选缸底厚度为25mm，由手册可知HT150的b=130Mpa，由手册可知，铸铁的抗压强度为抗强度2-5倍即b2=3b=3130=390Mpa。由以上计算可知，缸底的厚度应适刚加大，其强度足够为使结构紧凑以及安装后安全性及防漏性。缸底了做成中凹形，缸壁交接处下凹取正方形，边长160mm，简图如下四、缸头厚度的计算由于本液压系统的缸盖既起密封作用，又是活塞杆的导向套，故缸盖选取铸铁材料HT200，同时应在导向表面上熔堆耐磨材料，缸盖采用螺栓联接法兰。由公式式中h法兰厚度mF法兰受力总和NDo螺栓孔分布圆直径mDcp密封环平均直径m法兰材料的许用应力pa各计算参数的确定：由公式F=/4d2p+/4(DH2-d2)q计算F机械设计手册第五册P37-249式中d密封环内径mdH西工作压力4106paq附加密封力pa选取缸盖与缸体密封环的型号由于缸盖与缸体之间属于静密封，根据各密封的特点及使用范围，有机械设计手册可查得，选取O型密封圈其型号为S80，标号57009140其基本尺寸为d1=94.1mm，d2=5.7mm，由于橡胶密封环的附加封密力远小于系统工作压力，故忽略不计。机械设计手册第四册，P33-4表33.1-4F=3.140.094124106/4=27804.1N取螺栓孔分布圆直径为Do=0.165mDcp=d1+d2=94.1+5.7=99.8mm=0.0998m缸盖材料为HT200，其b=170Mpa，由材料力学be=（2-5）b取be=3b=3170=510 Mpa，对脆性材料安全系数n=2-3.5取n=3，则=510/3=170Mpa=170106pa考虑到其他因素（如弯、扭等）作用，适当增加缺头厚度取n=15mm。由于缸盖在缸内部有防尘、导向、密封作用，其导向部分一般为（0.6-1.0）d取0.6d，则缸盖中厚度为：n+0.6d+15=15+0.650+15=60mm其中15mm是考虑到最小导向长度而定的。五、最小导向长度的确定（活塞杆）由公式HL/20+D/2其中L液压缸的最大行程0.17mD缸筒内径0.10mHL/20+D/2=0.17/20+0.10/2=0.0585m取H=0.060m=60mm液压传动基础p46六、活塞宽度B=（0.6-1.0）D取B=0.6DB=0.61.0=0.06m=60mm5-4 液压缸的联接计算一、缸底、筒、盖、拉杆联接的计算本液压系统采用4个双头螺旋拉杆进行联接，4个双头螺栓即承受预紧力，又承受工作载荷，即拉弯、扭的组合作用。螺栓承受的总拉力Q=QP+F式中：QP残余预紧力对密封性有要求的联接QP=（1.5-1.8）F 取QP=1.6FF工作拉力F=AP=/4P2AL=3.14/41.124106=31400N对于单个螺栓F=1/4F=31400/4=7850QP=1.6F=1.67850=12560NQ= QP+F=12560=7850=20410N螺栓危险剖面的拉伸强度条件：螺栓采用40号钢制造，使用螺母，保证螺纹强度并用调质处理，查得b=630Mpa n=2，则=b/n=630/2=315Mpa选用螺栓为M201.5 其d1=17.294mm 故联接可靠二、活塞杆与活塞的联接计算本液压缸活塞与活塞杆采用螺纹联接，因此应进行联接强度的核准计算1、 活塞与杆采用螺纹联接时，活塞杆危险载面（螺纹退力槽）出的拉应力为：=KF1/（/4）d12K螺纹拧紧系数取K=1.4F1液压缸输出拉力NF1=/4（AL2-MN2）P=3.14/4（0.12-0.052）4106=23550Nd1螺纹内径，选取活塞杆螺纹尺寸M242由机械设计手册中查得d1=21.835代入上式=1.423550/（3.14/4）21.8352=88.1Mpa活塞杆危险载面出的切应力为=K1KF1dO/0.2d13K1螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12K螺纹拧紧系数取K=1.4F1液压缸输出拉力Nd0螺纹外径24mmd1螺纹内径，选取活塞杆螺纹尺寸M242=0.121.42355024/0.221.8353=45.6Mpa由机械设计手册第五册P37-224查得，活塞杆选用35号钢调质处理s=400Mpa，取安全系数n=2，则=s/n=400/2=200Mpa活塞杆截面的合成应力为故联接强度组够。2、 活塞杆与活塞肩部表面的压力由公式可知c=PAL2/（d-0.002）2-（d2+2c）2式中P液压系统压力4.0MpaAL液压缸内径100mmd活塞杆直径0.05md2活塞上的孔0.03m0.002活塞杆上的倒角尺寸c活塞（或杆）的材料许用压力paC活塞孔的倒角尺寸0.0001m则c=40.12/（0.05-0.002）2-（0.03+20.001）2=31.25Mpa由机械设计手册可知活塞杆的材料为35号钢，而活塞选用材料为HT300，由于铸铁的抗压强度远大于活塞杆的抗压强度，故只需验算活塞杆的抗压强度即可。由机械设计手册第一册P3-66可知活塞杆b=600Mpa，而c=0.25b=0.25600=150Mpa一、 销轴、耳环的联接计算、 销轴的联接计算销轴通常两面受剪，为此其直径d应按下式进行计算：d销轴直径mF液压缸输出的最大推力31400NI销轴材料的许用应力Pa取销轴材料为45号钢L=70MPa、 耳环的联接计算耳环的宽度为Ew=F/cEw耳环宽度m d销轴直径0.02mc耳环材料的许用应力，通常取c=0.25b耳环材料与活塞材料相同b=600MPac=0.25600=150MPaEw=31400/0.021501060.01m=10mm取Ew=18mm5-5 活塞杆稳定性验算及强度校核一、强度计算活塞杆在稳定前提下工作时，仅受轴向压力的作用，而上升过程中受到的压力是我们设计计算的依据，所以它可以看成直杆受压的情况。活塞杆为35号钢，调质处理b=600MPa n=2，则=b/n=600/2=300MPa，取活塞杆壁厚8mm，则=P/A=24500/（3.14/4）（502-342）=232MPa。=300MPa故此受压时强度足够。二、稳定性验算液压缸承受轴向压缩载荷时，活塞杆的计算长度与活塞杆的直径之比大于10时，则应校核活塞杆的纵向弯曲强度或稳定性，由于液压系统的液压缸基本为垂直升降，所以只校核计算纵向弯曲强度的临界载荷，采用截面法进行计算。计算细长比1/kL活塞杆的计算长度，即活塞杆在最大位置时（伸出状态）活塞杆端支点和液压缸安装点的距离，由机械设计手册可知，L确定方式为：L=170+100+335=605m=0.605m式中335是缸筒的整个距离K活塞杆断面回转半径式中MM1空心活塞杆外径0.05mMM2空心活塞杆内径0.034m则L/K=0.065/0.015=40.3m柔性系数，由机械设计手册第五册，P37-253表37.7-68查得：n=1/4故L/Kns稳定想好，安全。第六章液压泵的选择与计算6-1 初选活塞的移动速度由于液压系统的四缸具有同步性，故只确定一缸的运动情况即可，由该机构的工作性质可知，其运动速度较为缓慢，假设在50秒内移动完所需行程则：V1=0.17/50=0.0034m/sV2=V11.33=0.0034/1.33=0.0026m/s单个液压缸工作时所需流量Q1=A1V1A1液压缸有效工作面积V1缸体活塞的相对速度则Q1=/4A12V1=3.14/40.120.0034=2.6710.5m3/s6-2 液压泵的选择与计算一、确定液压泵的最大工作压力Pp 据PpP1+OP式中P1液压缸的最大工作压力P1=F+P2A2/A1A1=/4AL2=3.14/40.12=0.00785m2取P2=0.3MPA2=/4（AL2-MM2）=3.14/40.12-0.052）=0.00589m2P1=27222.2+0.30.00589/0.007853.5MPaOP从液压原理图可知，该管路简单，液流速度不大，可取OP=0.5MPaPp3P1+OP=3.5+0.5=4MPa二、确定液压缸的流量Qp据Qp1k（Qmax）其中k系统泄露系数，取k=1.2Qmax=4Q1=42.6710-5=10.6810-5m3/sQp1.210.6810-5=1.2810-4m3/s三、选择液压泵的规格根据以上求得Pp=4.0MPa Qp=1.2810-4m3/s 由机械设计手册第五册P146表37.6-21选择相应的液压泵，考虑到实际需要及各种液压泵的优缺点，而选用单级叶片泵，为使液压泵有一定的压力储备，所选额定压力一般比工作压力大2560%,由此可选液压泵型号为YB1-10，该系列是在YB型的基础上改进发展的，是一种新型的中低压定量泵，其具有结构简单压力脉动小、工作可靠使用寿命长等特点，广泛用于机床设备和其它液压系统中，该液压泵的有关数据如下：排量10ml/v 额定压力6.3MPa 转速1450r/min 重量5.3kg驱动功率2.2kw 容积效率nv0.80 总效率n0.80可选用上海液压件厂生产的产品。第七章 电动机的选择与计算一、确定液压泵的驱动功率由于液压系统执行元件的运动速度较为缓慢，且单级叶片泵具有运转平稳，噪声小、流量均匀性好、融和功率高等特点，故只需计算其驱动所需品军功率即可。P=PpQP/103NPkw其中Pp液压泵的最大工作压力PaNP液压泵总效率NP=0.85QP液压泵流量m3/sQP=nqnvQ=10ml/r 取nv=0.9QP=1450100.9=13050ml/min=2.17510-4m3/sP=41062.17510-4/1030.85=1.02kw二、电动机的选择根据以上所计算驱动液压泵所需的平均功率以及单级叶片泵的需要，选择三相异步电动机，其型号可选J02-31-4，有关数据如下：额定功率2.2kw 起动电流7A 起动转矩1.8NM 最大转矩2NM满载时：转速1430r/min 电流4.9A 功率82% 重量39kg 功率因数0.83第八章 各种液压阀及附件的选择与计算附件：本液压系统根据其工作原理图中的要求设有液压控单向阀，手动滑阀，定压减压阀，分流集流阀，溢流阀，可调单向节流阀，电磁滑阀等，选择各种液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量，本液压系统工作压力4.0MPa通过阀的流量104 ml/min及10 l/min。8-1 各种液压阀的选择1、溢流阀：型号Y-10B流量10 l/min 压力0.46.3MPa接口尺寸48mm机械设计手册第五册P37-337GE37.8-322、电磁滑阀（三位四通）型号34-10B流量10 l/min 压力6.3MPa 压力损失0.15MPa 泄漏量0.5ml/s机械设计手册第五册 P37-477表37.8-1723可调单向节流阀流量10 l/min 压力损失0.3MPa 重量0.92kg 压力0.56.3MPa反向压力损失0.2MPa 接口尺寸8mm机械设计手册第五册 P37-407表37.8-984、分流集流阀 型号3FL-L25B额定流量30 l/min 公称通径10mm 同步误差1% 额定压力7MPa机械设计手册第五册5、液控单向阀 型号DFY-B10H2流量25 l/min 额定压力21MPa 公称通径10mm 开启压力0.2MPa 机械设计手册第五册P37-439表37.8-1496、减压阀 型号J-10B流量10 l/min 接口尺寸9mm 压力调节范围0.55MPa 重量1.6kg机械设计手册第五册P37-514表37.8-2007、二位三同手动滑阀 型号23s-25B流量25 l/min 压力损失0.2MPa 压力6.3MPa 泄漏量0.3ml/s 操纵力40N 接口尺寸12mm机械设计手册第五册P37-514表37.8-2008、排气塞 型号M12机械设计手册第五册P37-2308-2辅助元件的选择及计算1、油管内径d 由公式式中Q液体流量 Q=1.2810-4m3/sV流速，对于压油管V36m/s取4m/s取d=8mm，钢管材料为20号冷拔无缝钢管。2、金属管子壁厚的计算由公式P/2mm式中P工作压力 4.0MPa管子内径8mm对钢管材料的许用应力= b/s当Pm3I经验系数取I=3V=310145010-6=0.0435m3/min 考虑到散热和泄漏及其它情况取油箱容积0.1m34、滤油器的选择根据实际需要可选用线隙式滤油器特点：结构简单，过滤效果好，通油能力强，且不易清洗。但根据流量可选用Xu-110100其有关数据如下：流量10 l/min 过滤精度100um 压力6.3压力损失0.06MPa5、液压油的选择根据选择的单级叶片泵，使用在一般压力系数中故可选用油的黏度为1729mm2/s，即10#或20#机械油。6、空气滤清器的选择考虑到工作场地的周围环境及实际情况在油箱盖上设置空气滤清氢，它包括空气滤清器装置及注油过滤网，可选用KGQ型空气滤清器，其有关数据如下：空气过滤精度20um，空气流量1m3/min 空气阻力0.02MPa 加油网孔0.3mm 加油网适用温度-10100其安装方式位置：与油管垂直安装7、液位指示器的选择一般在油箱侧壁上设置油标，以次作为油箱中油位的指示器，可选用YWZ-80T型。机械设计手册第五册P230 8、各种密封环的选择根据各种密封环密封性的好坏及其使用要求，各种密封环的选择如下：a、活塞与缸筒的密封，选用YX型密封圈，其型号YX型密封圈D100聚氨脂4JB/ZQ4264-86，有关尺寸如表所示，共2个（单缸）。机械设计手册第四册P33-54表33.3-17b、活塞与活塞杆用密封圈由于活塞与杆相对静止，应选用O型密封圈，其代号S20，型号33502830。机械设计手册第四册P33-54表33.3-12c、缸盖与活塞杆的密封由于两者有相对往复移动且运动速度较低，故可选用轴用YX型密封圈，其型号YX型，密封圈d50，聚氨脂-3JB/ZQ4265-86，有关尺寸如表所示，每缸一个。机械设计手册第四册P33-61表33.3-23d、为了防止赃物进入缸内影响工作，在缸盖最小方与活塞杆相接触外，采用橡胶防尘密封圈，其型号FA50585（TB/0708-89）有关尺寸如表所示，每缸一个，此外缸体与缸盖的密封采用O型密封圈。机械设计手册第四册P33-77表33.3-38第九章 调节螺杆的设计、选用及螺旋副的校核计算根据螺旋副摩擦性质的不同，以及各类螺旋传动的特点，考虑到本设计的特点及要求，故选用传力性较好的梯形螺纹传动。9-1螺旋副的设计计算由公式计算螺纹半径式中： F轴向载荷，有设计要求可知，F=24500N对梯形螺纹 =0.8本系统采用整体式螺母，对整体式螺母=1.22.5取=2P=8.5MPa机械设计手册第三册P12-120表22.4-7根据设计计算结果，查机械设计手册选取梯形螺纹，有关尺寸如下：机械设计手册第三册P27-21表21.1-14d2=31mm d=34mm d1=27mm P=6mm n=1螺母高度 H=231=62mm旋合圈数Z=62/6=10.3取Z=10罗纹工作高度h=0.5p=0.56=3mm9-2螺纹副的核合计算一、工作压强的核合计算P=F/d2n=24500/3.14343108MPaP=8.5故工作压强的条件满足二、螺纹自锁性能的验算由公式argtg/d2P进行验算S=Pn=61=6mm 式中S导程P=arctgf/cos/2 式中f摩擦系灵敏钢材料f=0.10.17取f=0.14螺纹牙型角对梯形螺纹=30P=arctg0.14/cos30/2=8.25而=arctg/3.1431=3.53P=8.25故螺纹自锁性能满足要求。三、螺杆强度的校核计算根据第四强度理论，求出危险截面的计算应力，其强度条件式中： T螺旋副驻地的转矩Nmm螺杆材料的许应力MPa各计算参数的确定T=Fd2/2tg（+P）=2450031tg（3.53+8.25）=79195.6Nmm=s/3-5调节螺杆的材料未5号干由前可知s=400MPa 取n=4 =100MPa 螺纹杆强度足够四、螺纹牙强度的校核计算由于螺母、杆材料相同，故只校核螺杆的螺纹牙强度即可，其校核依据是当两者材料相同时，由于螺杆的小径d1小于螺母大径D，因而校核螺杆的罗纹牙强度。1、螺纹牙剪切强度的校核由公式=Fd1bZ进行校核b螺纹压底宽度 对梯形螺纹b=0.65P=0.656=3.9mm 材料许用剪应力 =0.6=0.6100=60 =24500/3.14273.910704MPa=60MPa2、螺纹牙弯曲度的校核 当b=3Fh/d12bZb校核弯曲强度 b材料许用弯曲应力 b=（1.0-1.2） 取b=1.1=1.1100=110MPa b=3245003/3.14273.9210=17.1MPab 故螺纹牙的弯曲强度足够 以上螺纹传动耽搁设计及校核公式由机械设计手册中查得，并以此为依据进行设计及校核计算。3、螺杆的稳定性对于受压螺杆，当其半径比大于一定的数值时，应进行稳定性的校核计算，本设计的螺杆其半径比为1/d=100/31=3.2较小，由此可知，其压杆稳定性较好，故其稳定性校核略。根据以上的设计计算结果，由机械设计手册可查得响应的螺母的有关尺寸；D2=31mm D4=35mm D1=28mm P=6mm n=1 采用整体式螺母。第十章 弹簧的设计与计算本液压系统弹簧的主要功能是：当液压缸上有载荷作用时载荷的作用力超过弹簧的拉力，使整个系统附靠在导向槽港上，增加接触面积使系统稳定工作，当卸载后靠弹簧的拉力将整个系统的ujian 拉起，使车轮与导向槽直接接触，减轻摩擦力，以利于调整前后距离。10-1 初始条件的确定考虑到机构的对称性，每个车轮所支撑重量为总重量的/4，因此以下所确定的初始条件为前成后横梁的重量的1/2。一、1、整个缸套材料的自重估算3.14（0.114/2）2-（0.1/2）20.37.810009.8=53.9N2、活塞杆自重按实心计算（其中包括调节丝杆重量）3.14（0.05/2）20.3173810009.8=46.5N3、缸盖自重估算3.14（0.1/2）2-（0.06/2）2 0.067.810009.8=23N4、活塞自重估算3.14（0.1/2）2-（0.06/2）2 0.067.810009.8=23N5、缸底自重估算0.1620.0257.810009.8=48.9N6、下托盘自重计算（0.180.240.06）20.0157.810009.8=45.4N7、上托盘自重估计算0.120.140.0157.810009.8=19.3N8、四根长螺栓自重计算43.14（0.02/2）20.4057.810009.8=38.9N缸筒其它部分（如螺母、垫圈、销轴、油管接头等）的重量为20N。液压部分自重估算为：G1=53.9+46.5+27+23+48.9+45.4+19.3+38.9+20=323N二、1、14b槽钢的理论重量16.733kg/m单根槽钢的重量=16.7331.09.8=17202N2、50505等边角钢理论重量3.77kg/m单根等边角钢的重量3.770.289.8=10.3N其它部分（车轮支承臂、螺栓等）的重量估算为50N槽钢的重量为G2=172.2+10.3+50=232.5N由于液压缸的下托盘斜靠在槽钢角上，而槽横梁钢角的倾斜角度较小（斜度8）故水平分力忽略不计。因此总重量G=G1+G2=323+232.5=556N三、计算弹簧拉力假设横梁离座时，车轮支承臂与纵轴线之间的夹角为15，如图所示，他黄拉力为：F1=Gtg15=556tg15=149N考虑到其他因素，如车轮支承臂与上销轴之间的摩擦，以及液压缸部分在水平方向的分力等，可适当将抗力放大，假设将其放大20%，则弹簧拉力F1=149（1+20%）=178.8180N，此时弹簧的抗伸变形量为F1=7.5mm，当弹簧抗伸变形量为f2=17mm时，F2=340N。10-2 根据工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在一般载荷条件下工作，可按第二类弹簧来考虑根据安装空间要求弹簧的中径D220mm，外径24mm，现选用组碳素弹簧钢丝，并根据D-D224-20=4，估取弹簧钢丝直径为2.9mm，由机械设计手册第四册P30-14表30.2-5，可知b=1618MPa，其=0.4b=0.41618=647.2MPa。10-3 根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比L=6，则由公式可得补偿系数K=（4l-1）/（4l+1）+0.615/L=（46-1）/（46+1）+0.615/6=1.25则钢丝直径a值与原估取值虽有差别，但原故取与其差别较小，故原取可用现圆整d，取弹簧钢丝直径为标准，直径d=3mm，此时D2=cd=63=18mmD=D2+d=18+3=2124所得尺寸与题中限制条件相符，合适。10-4 根据钢度条件计算弹簧圈数n：由公式Kp=D1+未确定钢度Kp=（F2-F1）/（f2-f1）=340-180）/（17-7.5）16.8N/mm由机械设计手册可查得该类弹簧的LT=80500MPa机械设计手册第四册P30-12表30.2-4则弹簧的圈数n为：N=Td4/8D23Kp=8050034/818316.8=8.31取n=9此时弹簧钢度=8.3116.8/9=16N/mm10-5 验算一、弹簧的初拉力 F0=F1-Kpf1=180-167.5=60N初应力TO=K8F0D2/d3=1.25（86018）/（3.1433）=127.4MPa由机械设计手册可查得c=6时初应力的推荐值为65150MPa，故此初应力值合适。机械设计手册第四册，P30-16表30.2-3二、极限工作应力min=1.26=1.26647.2=815.5MPa三、极限工作载限为：Fmin=d3min/8D4=3.1433815.5/8181.25=384.1N10-6 惊醒结构设计本液压系统的弹簧采用LV型1、求实际变形量由公式F1（f0+f1）=F2（f0+f2）解得：f0=（F1f2-F2f1）/（F2-F1）=（18017-3407.5）/（340-180）=3.19mm当n=9时，实际变形量为：f0=3.199/8.13=3.45mmf1=7.59/8.13=8.16mmf2=179/8.13=18.41mm2、计算其他尺寸自由长度H0=（n+1.5）d+2D1=（9+1.5）3+2（18-3）=61.5mm工作长度H1=H0+f1=61.5+8.16=69.62mmH2=H0+f2=61.5+18.41=79.91mmHlin=H0+flim=61.5+21.25=82.75mm以上计算不包括弹簧伸直部分，伸直部分为135.75mm（单边）展开长度L=D2n+23/4D2+135.752=3.14189+23/43.1418+271.5=864.96mm当F0=60NL0=61.5+135.752=333mmF1=180NLp=69.62+271.5=341.1mmFlim=384.1NLlin=82.75+271.5=354.3mm3、弹簧工作图如下：以上弹簧计算公式及有关数据均以机械设计基础课本及机械设计手册为依据。第十一章 其他零件的计算与校核11-1 横梁的校核考虑到实际情况的需要，本举升装置支架选用四根各长1050mm的如轨普通槽钢，前后各两根，型号14b，安全系数取4，有关数据见机械设计手册，校核如下：1、横梁简化：由于横梁的两端各有两根50505的等边直角铁，与其固定，取其中点（25mm处）为简化支承点，并把液压缸调整到极限位置即两中心距为500m时，此时横梁弯矩最大。有此可得如下的横梁受力简单图。2、受力分析由于横梁槽钢的角度较小，故其水平分力忽略不计，因此液压缸作用在两根槽钢上的作用力可以平均分配，另槽钢及液压缸自重亦可忽略不计。有此可知，作用与活塞上的作用力为27222.2N。载荷力P=27222.2/2=13611.1N3、求反力以A为矩心，对S点取矩RB1000=P250P（250+500）=1000PRB=13611.1M同理，RA=RB=13611.1N4、作弯矩图取最大弯矩如图所示可知Mmax=4083.3Nm5、强度校核槽钢的材料可用Q235钢，其许用弯曲应力为=140MPa由机械设
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