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汽车用双柱液压举升机设计,汽车,用双柱,液压,举升机,设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）中期检查表指导教师： 陈东海 职称： 教授 所在院（系）： 机械与动力工程系 教研室（研究室）： 题 目双柱式液压举升机设计学生姓名扶庆军专业班级机械设计 学号0828030041一、选题质量：液压举升机的设计属于难度较大的题目，但是题目属于机械设计的范畴，切合专业培养目标，且设计中需要参考和考虑的模块较多较全面，能够跟好的达到综合训练的要求和目的。 在论文的准备中，需要大量时间来搜集资料的参考文献，做充足的前期准 备工作，经过初稿设计和初步计算后，反复的修改校对，因此要提前抓紧时间 做好前期工作。 液压举升机在汽车维修行业是最重要最基本的工具之一, 举升机在汽车维修养护中发挥着重要的作用，无论整车大修，还是小修保养，都离不开它。在规模各异的维修养护企业中，无论是维修多种车型的综合类修理厂，还是经营范围单一的汽车维修店，几乎都配备有举升机。它能否正常运转会直接影响到维修车辆、维修人员的安全。因此此题在生产、适用性、生活中都能起到一定的关联作用，需要经过大量的开发研究并逐步走向规范和统一标准。二、开题报告完成情况：我的论文在老师的指导下，从选题开始，经过了收集资料、编制论文提纲、开题报告等论文撰写过程，现在论文初稿的大部分已基本完成，取得了阶段性的成果。三、阶段性成果： 在查找了充足丰富的资料文献并上网搜索一批有价值的资讯，认真的拟定了论文内容，确定了论文基本思路。再由指导老师修改后整篇论文的思路，段 落基本已清晰；关于举升力及平衡问题所要讨论的内容，计算方式及基础设计 都已基本明确，论文准备的较为充分，草稿已经初步成型。四、存在主要问题： 摘要不够精简、语言不够精炼 排版还需调整，图形需要修改，按要求打印 论文中出现少量的错别字 重点内容部分，应该列出三级标题 论文的格式还需要修改五、指导教师对学生在毕业实习中，劳动、学习纪律及毕业设计（论文）进展等方面的评语指导教师： （签名） 年 月 日2河南理工大学万方科技学院毕业论文摘要双柱式液压举升机使用以支撑汽车底盘或车身的某一部分，是汽车升降的设备。双柱式液压举升机在维修保养中发挥至关重要的作用，无论是整车大修还是小修保养。都离不开他。液压式汽车举升机作为汽车举升机家族中的一员，他有着其他举升机无法比拟的优势：如它采用的结构工作范围广，可维修高顶棚车辆，工作空间空旷等，本文较全面的介绍了举升机的分类，在确定了所要设计的方案之后，即针对了举升机的结构及特点要求进行了设计与所明。同时对举升机设计过程中所涉及到的工艺问题进行补充说明，然后对汽车举升机立柱，横梁的截面特性，并对主立柱，横梁的强刚度和托臂的强度进行了校核验算。设计并对液压缸强度以及稳定性也进行了验算，以及对链条和钢丝绳等选择计算等，以保证设计的举升机满足使用要求。本课题所设计的是液压式双柱汽车举升机。关键词 ：液压式 汽车举升机 液压驱动 稳定性 截面特性AbstractAutomobile lift is an equipment that is intended to bearing one region of automobile chassis or unit construction ,and leading automobile rise and fall .It entire car overhaul just the same turnaround service,both can not get away it to automobile life at automobile service curing suffer exert vital action ,soever .As lift familial one key menber ,bibcock type automobile lift has any other lift cannot analogical advantage :Such as,it adopt large bibcock struture ,scope of work expand, can repair high scaffold vehicle, operating space open, and so on. This text roundly introduce lifts sort, after ascertain want designed scheme, namely aim at lifts structure and require proceed design and explanation, at the same time, at the lift design process,it is need to proceed additional remarks be involved in usebility problem. And then analyses bibcock type autumobile lifts main upright, section charateristic, and check strong rigidity with bracket. Both that of design with hydraulic cylinder piston perch intensity also proceed proven with compressed bar, as well as select and count with chain and wire rope to be sure satisfy the lift operating requirement. This test is stream-actuated bibcock type automobile lift.keyword Bibcock type, Autumobile lift , Hydraulic drive , Stability , Section characteristic85目 录摘 要IABSTRACT II1 绪 论 11.1 前言11.2 举升机的概述22 举升机的方案拟定52.1 举升机的基本情况52.2 液压举升机的主要结构与要求52.3 普通式双柱举升机结构方案的确定63 普通式双柱举升机的结构设计73.1 举生装置73.2 立柱93.3 支撑机构93.4 平衡机构 103.5 保险机构 104普通式双柱举升机立柱的结构分析和验算 124.1普通式双柱举升机立柱的结构分析和验算 124.2托臂部分的强度校核 225 液压系统的技术特点、参数及传动计算275.1液压系统的设计步骤与设计要求 275.2进行工况分析、确定液压系统的主要参数 285.3制定基本方案和绘制液压系统图 375.4液压元件的选择与专用件设计 415.5液压系统性能验算 456 液压执行元件 526.1液压缸 526.2液压马达 627 液压辅助元件及液压泵站637.1管件 637.2液压软管接头 637.3油箱及其附件 647.4 UP液压动力包 647.5液压系统及其工作原理 687.6液压油的选择 698 钢丝绳的选择计算 708.1钢丝绳的计算 708.2钢丝绳的选择 709 滑轮的选择和计算 729.1滑轮结构和材料 729.2滑轮的主要尺寸 729.3滑轮直径与钢丝绳直径匹配关系 729.4滑轮形式 739.5滑轮技术条件 739.6滑轮强度计算 7410 起重链条和槽轮7510.1板式链条和槽轮的选择7510.2板式链及端接头7510.3板式链用槽轮7511 使用说明7611.1使用说明7611.2使用时注意事项7611.3升举机安全操作规程7612 经济效益分析78总 结 80致 谢 81参考文献 82绪论1.1前言汽车是发展国民经济的重要交通工具之一 ,随着我国国民经济的持续高速增长 ,汽车的拥有量与日俱增 ,汽车维修行业也有了长足的发展 ,已形成了集车辆修理、维护、检测和配件供应等多种功能于一体的车辆技术状况保障体系。已成为道路运输行业的重要组成部分 ,对确保车辆安全行驶、高效低耗的运作 ,促进道路运输业的发展 ,发挥了有力的保障作用 ,随着经济体制改革的不断深入 ,我国汽车维修企业呈现出良好的发展趋势。十年来,我国的汽车保有量增长迅速 ,技术水平和档次也大大提高 ,原有的维修作业方式和生产经营管理模式 ,越来越不适应社会各方面对汽车维修的要求。加大技术投入和技术改造的力度 ,走内涵发展的道路 ,振兴汽车维修业 ,已经成为汽车维修界有识之士的共识 ,人们越来越体会到设备对维修能力的决定性。一些骨干维修企业千方百计地筹措资金 ,实施技术改造 ,改善作业体系。购置了汽车举升机、电子调漆机、轮胎平衡机、汽车喷烤漆房等先设备。同时 ,具有现代最新技术水平的发动机故障诊断仪、电子燃汽喷射系统检测诊断装置 ,车身校正测量仪、四轮定位仪、测功机和测滑仪等检测设备也开始广泛应用。从而 ,提高了企业在市场中的竞争能力 ,增加了行业发展后劲。通过技术改造行业内部结构得到调整和优化 ,改变了过去整车大修的单一模式 ,开始形成汽车大修、总成维修、汽车维修、汽车小修、汽车专项修理、汽车制造厂特约维修等门类齐全、分工合理的市场结构体系。基本满足了目前不同类型和不同作业项目的维修需要 ,汽车维修网点由大、中城市向外延伸 ,辐射各地形成网络。国内汽车维修业的发展在宏观上得到调控 ,维修能力不断提高 ,布局趋向合理。维修企业分布均衡 ,方位合理、方便。同时可以保证质量 ,维修需求也相对平衡。在市场经济的竞争与自行调节中 ,求得了生存与发展 ,彻底解决了维修市场不均衡的问题。即:修汽油车的企业多 ,修柴油车的企业少;修货车的企业多 ,修客车的企业少;变通型的修理企业多 ,特种车的企业少;修中型的多 ,修小型、重型汽车维修企业少。由于解决了此类问题 ,引导了一些企业向专业方向发展 ,彻底解决了维修高档车、轻型车、重型车难的问题。基本上形成以专业分工为主 ,布局合理 ,修理结构配套的汽车修理体系。促进汽车维修行业由计划经济向市场经济转轨的进程 ,建立完善了汽车维修市场 ,使汽车维修行业成为一个与国民经济发展相适应的技术先进、结构合理、专业分工明确、优质方便、秩序良好的维修体系 ,并以其良好的运行机制服务于各行各业。本课题探讨的是适用于社区汽车维修服务的一种新型汽车维修平台。这种汽车维修平台是适用四轮汽车维修使用的一种现代液压技术专用产品. 双柱型汽车维修液压同步升降平台作为一种液压技术新产品开发设计研究 ,是利用现代液压技术和计算机控制技术来改善日益兴旺发达的汽车维修产业界劳动者的工作条件,降低劳动强度和维修成本, 提高汽车维修保养整体服务质量。1.2举升机的概述双柱式液压举升机是一种汽车修理和保养单位常用的举升设备，广泛应用于轿车等小型车的维修和保养。目前，全国生产汽车举升机的厂家较多，生产的举升机的形式也比较繁多，有双柱式举升机、四柱式举升机、剪式举升机、组合移动汽车式举升机等。本文较全面地介绍了举升机的分类，在确定了所要设计的举升机的方案之后，即针对举升机的结构及其特点要求进行了设计与说明，同时对举升机设计过程中所涉及到的工艺性问题进行补充说明。然后分析了普通式双柱汽车举升机主立柱的截面特性，并对主立柱的强刚度和托臂的强度进行了校核验算。对液压缸活塞杆强度以及受压杆的稳定性也进行了验算，以保证所设计的举升机满足使用要求。 本课题所设计的是液压驱动的普通式双柱汽车举升机。它的特点是：性能可靠，低能耗，操作方便；无横梁，结构简单；非对称托臂可伸缩，保证了安全性；托脚的最低位置低，使得车辆的底盘可以比较低，对各种车辆的适应性扩大了；与螺杆式的举升机相比，使用寿命较长；价格低廉，拥有的市场份额较大。 经过调研了解到国内市场对于维修用举升机的需求量比较大，考虑到国内的特点，从实用角度出发，确定如下方案： 一、考虑到大多数维修是屋内作业，野外作业有，但是少，故采用两立柱升举，尽量在满足升举条件的情况下，节省空间。 二、为了减少噪音及其达到升降的平稳性采用液压动力升举装置。 三、由于升举的同时，两个同步液压缸的设计不可能完全一样，将导致升举的同时车会发生倾斜，故采用钢丝绳平稳系统，以消除该影响。 四、在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适用于整体或解体搬运尽量做到标准化，通用化，系列化。 设计的目的和意义：随着中国经济的蓬勃发展，小客车将逐步进入中国的家庭市场。鉴于中国市场的广阔性，及其中国基础设施的滞后性，给小客车的维修带来了不便，特别是轿车底部的维修，给维修师傅带来很多不便，浪费人力物力，还有占地面积，为了解决上属的所有问题，为未来社会的发展带来方便。小客车维修用升举装置主要应用于家庭和出租车类。应用十分的广泛，主要用途是通过升举实现维修的方便和安全。汽车举升机是用以支撑汽车底盘或车身的某一部位，是汽车升降的设备。汽车举升机作为使用方便.可靠，经济的汽车升移设备在汽车维修，保养和存放等行业被广泛高效的使用。随之汽车数量的日益增加。汽车的维修。保养和存放依赖与汽车举升机的程度也越来越大。目前。稍有规模的汽车维修，保养和存放企业都配备有汽车举升机，是汽车举升机的数量增加的迅猛，并已成为汽车维修保养设备的重要组成部分。但是，汽车举升机在使用，管理。维修安全等方面等暴露的问题也日益严重，复杂和频繁，这些问题直接影响到汽车维修，保养和存放企业的效益和声誉。因此，国家有关主管部门加强了对汽车举升机的监督管理工作，把汽车举升机作为机电类特种设备的一种，按特种设备相关管理规定进行规范管理。2 举升机的方案拟定2.1 举升机的基本情况 目前，全国生产汽车举升机的厂家较多，生产的举升机的形式也比较繁多，有双柱式举升机、四柱式、剪式、组合移动汽车式等。仅从举升机的外型来分类的基本形式就有：普通双柱式、龙门双柱式、四立柱式、剪式、移动式和单立柱式等汽车举升机按照举升机的举升装置的形式分类也有很多种，包括丝杠螺母举升式、链条传动举升式、液压缸举升式、齿轮齿条举升式等举升机。从举升机的驱动方式分，主要有：电机驱动式举升机和液压驱动式举升机。2.2 液压举升机的主要结构与要求举升机的结构形式主要有：（1）整体结构形式；（2）举升方式；（3）驱动方式；（4）平衡方式；（5）保险与保护方式；（6）托盘结构。 在我国的规定中讲到举升机的设备安装电器系统的绝缘、耐压和保护电路的连续性都要符合GB5226的有关规定。而在欧美地区同样也有其相应的明文规定。 举升机的设计中液压系统的设计也是至关重要的。在欧洲地区液压缸、气缸、管路及接头受调压阀设定的最大压力的限制。他们至少应承受该压力的2倍（采用液压驱动时）或是该压力的3倍（采用气压驱动时）并且要没有永久变形。软管、气袋、膜盒的尺寸在设计时应使之承受至少3倍的调压阀设定的最大压力值的爆破压力。 我国对举升机的性能要求也比较繁多，例如： （1）举升机应设有限制行程限位装置，如有需要则该装置应动作灵敏、安全可靠。 （2）液压系统工作应平稳、无振动、无爬行现象。 （3）液压式举升机除液压系统能自锁外还应设有机械锁止装置。 （4）机械式举升机任意时刻都能安全自锁。 （5）举升机正常运行时的噪音不得超过80dB。 （6）举升机工作环境温度为040，全行程连续举升额定质量20次，油温不得高于60。 (7）在试验台上对液压系统施高150%的额定使用压力，维持2min，不允许有永久变形、漏油及其他异常现象。 （8）在无故障工作基础上，机械式举升机的使用继续进行到3000次，则液压举升机可以继续进行到9000次，以安全可靠为前提，检查零部件损坏程度，允许更换损坏件，允许添加润滑剂。2.3 普通式双柱举升机结构方案的确定通过对汽车举升机的结构的认识和了解，确定了本次设计的举升机的总体方案。本次设计的是由液压驱动的QJY04-02B型普通式双柱汽车举升机。它的结构主要包括以下几个部分：举升装置、同步驱动装置、立柱和托臂。QJY04-02B型普通式双柱汽车举升机的举升机构的传动系统是由液压系统来驱动和控制的，由两边两个立柱里安装的液压油缸来推动连接立柱与滑台的链条，使滑台上安装的大滚轮沿立柱滚动，实现滑台的上下移动。用钢丝绳作为同步装置来保持整个举升机的同步性。托臂与立柱内的滑台相连，当滑台上下移动时就带动托臂一起移动。3 普通式双柱举升机的结构设计3.1 举生装置本次设计的举升机的举升装置是由液压系统以及电箱组成的。通过电箱的开关启动电动机来控制液压单元，液压油进出液压缸，并通过链条连接液压缸和滑台来带动整个设备的举升动作，如图3.1所示：图3-1驱动举升装置示意图图3.1是本次设计的普通式双柱汽车举升机的驱动装置及举升装置的示意图，从图中可以看到左右两边立柱内的两个举升装置是通过液压软管来连接的，它的一个不足的地方就是左右两个液压缸在开始举升时有一个时间差，这会导致因左右两边的举升速度不一样而举升不平衡。因此，我们在液压举升的基础上增加了钢丝绳的同步装置，用这样的同步装置来弥补液压缸带来的缺点。图3-2是普通式双柱汽车举升机的举升装置的结构图：图3-2普通式双柱汽车举升机的举升装置结构图普通式双柱汽车举升机的举升装置是将链条镶嵌在滑轮槽内来带动液压杆达到举升的目的。3.2 立柱普通式双柱汽车举升机的立柱有两个，分别是左、右两边各有一个立柱。整个汽车举升机的重量几乎都是由立柱来支撑的，因此它必须要有一定的强度和刚度。立柱中间的空间是用来放置举升装置以及滑台部件的。整个立柱部分的行位公差要求也是比较高，水平方向的立柱臂和垂直方向的立柱壁要求要保持一定的直线度和平行度，立柱内外表面还要有一定的粗糙度等。3.3 支撑机构托臂部分是属于举升机的支撑机构。当汽车进入到举升机的范围里时，整个支撑机构就通过改变摇臂的角度或方向来改变托臂的整个工作范围的宽度。本次设计的支撑机构是非对称式的托臂，这样设计增加了托臂的宽度，实质就等于增加了托臂的工作范围，而且左右两侧的托臂的臂长都是有一定的伸缩性的。如图3-3所示：图3-3非对称式托臂的工作范围示意图1托臂原始工作位置，2托臂伸长后的工作位置其中，图中方格阴影部分就是托臂的工作范围。托臂未伸长前的工作范围按照轨迹1来运动；托臂伸长后的工作范围按照轨迹2来运动；而且，图中的轨迹1和2是托臂的两个极限位置，在1和2的范围内，托臂的长度是可以伸缩的。但是由于托臂属于支撑机构，它是要承受一定的重量的，所以本次设计采用非对称式的结构就更能保证托臂的强刚度了。3.4 平衡机构由于举升机在上升或下降时必须要采用强制性的平衡装置来确保汽车整体的水平位置保持一致，所以本次设计采用了钢丝绳来作为整个举升机的平衡机构。本次设计所采用的是在单个立柱内安装两副左右对称的钢丝绳，但是在这个单个立柱里面的钢丝绳的走向确是两个相反的方向，用户可以通过改变钢丝绳的张力来使左右两边的滑台在抬升的过程中保持平衡。要注意的是两边确定的钢丝绳的张力必须一致，这样才能真正的平衡。单个立柱里的钢丝绳的走向如图3.4所示：图3-4单个立柱内钢丝绳的走向示意图3.5 保险机构汽车举升机是一种对安全性能要求特别高的举升设备。通常设有多种保险装置和保护措施：液压回路的保压、机械锁止保险装置、机械自锁装置、举升过载保护、冲顶保护、防滑等等。机械自锁是指失去驱动力后，利用机械机构的重力（被驱动物体的阻力）来自动阻碍其运动的保护。4 普通式双柱举升机立柱的结构分析和验算4.1 普通式双柱举升机立柱的结构分析和验算双柱式汽车举升机的结构形式有多种，QJY04-02B型举升机系是指液压驱动的双柱举升机。此类汽车双柱举升机构的传动系统由液压系统驱动和控制的，通过两个立柱内安装的液压油缸实现上下运动，推动连接立柱与滑台的链条，使滑台上安装的大滚轮沿着立柱滚动，实现滑台的上下移动。举升机的举升设备的主要部分有：举升机构、支承机构、平衡机构和安全锁机构等。本次设计的举升机的主要性能参数为：额定举升载荷4吨；在载重4吨情况下，由最低位置举升到最高位置需50秒；当拉下操纵杆使溢流阀接通，2.5吨轿车由最高位置降到最低位置所需时间不小于50秒；电动机功率2.2 KW；举升臂在最低位置时的举升高度为120mm，最大举升高度为2000mm，工作行程为1730mm。4.1.1 主立柱的截面特性分析与计算主立柱体是举升机主要的受力承重部件。举升机立柱在工作时受来自于保险锁机构处因承重的压力和升降滑台滚轮作用在立柱上的弯矩。因此，立柱在这两种力的作用下，有向内弯的变形趋势，底部焊口在拉压应力的作用下有开裂的倾向，故立柱底部与底座处焊有加强筋。立柱壳体用钢板整体压制成形，其内部相应位置焊有保险装置支承板，用于锁定状态时受力和承重，下部与底座焊接。其中一个立柱体上还装有液压泵站和电气控制箱。主立柱作为主要的承重部件，先对其截面特征进行分析，主要是确定立柱截面形心的位置和截面的惯性矩。 确定立柱截面形心和中性轴的位置将立柱整个截面分可以为A1、A2、A3三个部分，取与截面底边互相重合的Z轴为参考轴（见图4.1举升机主立柱横截面示意图），Z1、Z2、Z3分别为三个组合截面的中性轴，则三个截面的面积及其形心至Z轴的距离分别为：图4-1举升机主立柱横截面示意图 重心C到相应边的距离e： (4.1) (4.2) (4.3) 整个截面形心C在对称轴Y上的位置则为： 确定惯性矩 设三截面的形心分别为C1、C2、C3，其形心轴为Z1、Z2、Z3它们距Z轴的距离分别为： 由平行移轴公式，三截面对中性轴Z的惯性矩分别为： 、为三截面对各自心轴Z1、Z2、Z3的惯性矩，将三截面对中性轴Z的惯性矩相加，可得立柱整个截面对中性轴Z的惯性矩： 立柱静矩S的计算： （1）立柱整个截面上半部分的静矩S1： (4.4) 其中、分别为三截面各自的静矩，所以立柱整个截面上半部分的静矩S为： （2）立柱整个截面下半部分的静矩S2： 4.1.2 主立柱的强度分析与验算举升机工作时，其托臂将汽车举升至一定高度后锁定，举升机直接承载处位于托臂端部，故应先对滑台部件进行受力分析：在分析之前，对滑台部件进行了调查。其中本次设计的滑台部件的组成之一是大滑轮，滑轮的种类形状有很多，有“两个大圆柱滚轮型”、“四个顶角处是采用四个小滚轮型”、还有最原始的“四个角用四个橡胶滑块”或是“用两个滑块代替两个大圆柱滚轮”，但是用的较多的是“采用两个大圆柱滚轮”的形式，如果采用其他类型的滚轮例如用滑块来代替滚轮，那么整个滑台就不容易锁定，容易滑动；除此之外就是同步性的问题也不容易解决。图4-2滑台部件受力情况示意图 滑台部件受力情况分析（如图4.2） 滑台部件自身重量近似估算如下： 滑台组合件尺寸：采用160160方钢，壁厚8 mm，高800mm 滑台体积： 摇臂座尺寸：采用100100方钢，壁厚8 mm，长440mm 摇臂座体积： 托臂近似尺寸：采用100100方钢，壁厚8 mm，长（800310）1110mm 托臂体积： 钢材比重选取： 所以，滑台部件、摇臂座和托臂的重量为 将滑台、摇臂座和托臂一起考虑 图4.2中，单侧托臂受到的最大载荷为2吨，加上自重，托臂端部受力为2066.37kg,F1和F2是立柱通过滚轮给予的反力，FBX和FBY为保险支承板给予的支承力，B处为支承点，假定自重全部集中在负载处，有： (4.5) (4.6) (4.7) 由式4.7得，代入式4.6 假定 则由式4.5得： 综上所述，考虑滑台部件中滑台、摇臂座和托臂的总自重，假定自重全部集中在负载处，近似估算值为66.37kg。单侧托臂受到的最大载荷为2000kg，加上滑台部件的自重，托臂端部受力大小为2066.37kg，F1和F2是立柱通过滚轮给予的反力，F1=F2，FBX和FBY为保险支承板给予的支承力，B处是支承点位置，则： 。 举升机主立柱受力情况分析 主立柱受力情况，F1和F2是滑台通过滚轮作用在立柱上的力，FBX和FBY为滑台作用在立柱上的支承力（压力），RHX、RHY和MH为底部支座反力。针对立柱受力情况，经计算得： RHX=0 RHY=FBY=2066.37kg 普通式双柱举升机主立柱强度校核计算整个立柱体相当于一个悬臂梁，可画出立柱的弯矩图和由F1引起的弯矩和剪力： l=2600mm b=2415mm a=185mm 图4-3立柱上F1作用力及其弯矩图和剪力图图4-4 立柱上F2作用力及其弯矩图和剪力图由F2引起的弯矩和剪力： l=2600mm b=1890mm a=710mm 由FBY产生的M引起的弯矩： 综上所述，立柱受力的合成弯矩和合成剪力可以得出： 在截面C处，剪力最大（QC=5234.804kg），弯矩最大（MC=2748272.1kg）,所以此处是危险截面。前面计算已经得到，抗弯截面模数为： (4.8)截面上半部分静矩S171.24cm3， (4.9)以下进行强度校核：（1）校核正应力强度： (4.10)许用应力选： (4.11) ，满足强度条件。（2）校核剪应力强度： (4.12)选，而许用应力(4.13) ，满足强度条件。 折算应力强度校核： 主立柱横截面上的最大正应力产生在离中性轴最远的边缘处，而最大剪应力则产生在中性轴上，虽然通过上面的校核说明在这两处的强度都是满足要求的，但是因为在截面C处，M和Q都具有最大值，正应力和剪应力都比较大，因此这里的主应力就比较大，有必要根据适当的强度理论进行折算应力校核，取该截面边缘处某点K进行计算： (4.14) (4.15) 由于点K处在复杂应力状态，立柱体材料采用的30钢是塑性材料，可以采用第四强度理论20，将 的数值代入，用统计平均剪应力理论对此应力状态建立的强度条件为：(4.16)所以 即 (4.17)按第四强度理论所算得的折算应力也满足许用强度要求。4.1.3 主立柱的刚度计算用迭加法： （1） （往外弯）用式 (4.18)E：弹性模量的选择：碳钢取：196206Gpa 取201Gpa=20.1106N/cm2 = (4.19) (2) （3） (4.20)实际往内弯的绕度4.2 托臂部分的强度校核4.2.1 托臂部分截面特性托臂部分截面属于变截面，以下先计算截面特性数据： （1）小臂截面尺寸：7070方钢，壁厚8mm，a=70,b=54 惯性矩： (4.21) (4.22) 静矩计算： （2）大臂截面尺寸：9292方钢，壁厚8mm，a=92,b=76 惯性矩： 4.2.2 托臂部分强度核算图4-5左后托臂部件图图中的A、B、C、D分别对应着托臂示意图中的A、B、C、D四个截面，按照A,B,C,D几个典型截面进行分析，各个截面的截面图如下： (a) A-A截面 (b) B-B截面（同D-D截面） (c) C-C截面图4.6典型截面示意图（1）A截面： 惯性矩：I=129.225cm4 ；Wx=36.92cm3 保险系数较小可满足强度要求。（2）B截面：92*92方钢 A1=8015=1200mm2 yA1=92+15/2=99.5mm A2=9292-7676=8464-5776=2688mm2 yA2=92/2=46mm YC=(120099.5+268846)/(1200+2688)=243048/3888=62.51mm IA1=80153/2+(99.5-62.51)21200=1664412.12mm4 IA2=(924-764)/12+(62.51-46)22688=392.46cm4 所以cm4 保险系数较小可满足强度要求。（3）C截面：A1=12cm2 yA1=92+15/2+60=15.95cm A2=26.88cm2 yA2=4.6cm A3=6010=6cm2 yA3=92+60/2=12.2cm yC=(1215.95+26.884.6+612.2)/(12+26.88+6)=8.56cm IA1=50153/2+(15.95-8.56)212=641.73cm4 IA2=(924-764)/12+(8.56-4.6)216.88=759.875cm4 IA3=1*63/12+(12.2-8.56)26=183.615cm4 所以IA总=IA1+IA2+IA3=1585.22cm4 MC=2066.3794=194238.78kgcm 满足强度要求。（4）D截面： 惯性矩：I=318.976cm4 ； W=69.342cm3 MD=2066.3753=109517.61kgcm ,保险系数较小可满足强度要求。4.2.3 从托臂处考虑挠度情况托臂亦相当于一个悬臂梁，端部受力P2066.37kg，托臂部件由大臂和小臂组成，将从大臂和小臂处分别考虑： 小臂端部处挠度： 大臂端部处挠度：经受力分析，大臂端部受一个力P2066.37kg和一个弯矩 M2066.3770144645.9kgcm； （4.23） 因载荷引起的挠度为： 因托臂的大小臂之间有1mm间隙，由此产生挠度： 主立柱的弯曲绕度使滑台产生转动，滑台的转动又使托臂有一定的下沉量，经计算，。 故托臂端部总下沉量为： 在举升机行业标准中，此值满足距立柱最远点的托臂支承面下沉量要求。5 液压系统的技术特点、参数及传动计算举升机液压系统采用定量液压泵油源，有利于减少能耗和系统发热。同步液压缸采用分流集流阀孔制同步，基本满足液压缸的同步要求；两极液压控制单向阀实现液压缸举升后的锁定，举升停位安全可靠。表5-1举升机液压系统的主要技术参数项目参数单位液压齿轮泵工作压力 17MPa流量22L/min电动机功率 4kW液压缸每个缸的举升力 70kN举升行程 1000mm缸径 100液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动地优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。5.1 液压系统的设计步骤与设计要求5.1.1 设计步骤液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。1) 确定液压执行元件的形式；2) 进行工况分析，确定系统的主要参数；3) 制定基本方案，拟定液压系统原理图；4) 选择液压元件；5) 液压系统的性能验算；6) 绘制工作图，编制技术文件。5.1.2 明确设计要求设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及该设计内容有关的其他方面了解清楚。1) 主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；2) 液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；3) 液压驱动机构的运动形式，运动速度；4) 各动作机构的载荷大小及其性质；5) 对调速范围、运动平稳性、转速精度等性能方面的要求；6) 自动化程度、操作控制方式的要求；7) 对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；8) 对效率、成本等方面的要求。5.2 进行工况分析、确定液压系统的主要参数通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。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。5.2.1 载荷的组成和计算 液压缸的载荷组成与计算图1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。作用在活塞杆上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。A1 A 2 d FW P1 Fm P2 p1图5-1 液压系统计算简图(1) 工作载荷Fg常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方向相同为负，相反为正。当液压缸举升小车时，工作载荷为（200+1500）9.8=16660(N)（2） 导轨摩擦载荷Ff对于平导轨 Ff=(G+FN)(5.1)Ff =(G+FN)=0式中 G 运动部件所受的重力（N）;FN外载荷作用于导轨上的正压力（N）; 摩擦系数，见表1.（3）惯性载荷 =(5.2)=2001=200(N);式中 g重力加速度；g=9.81m/s； 速度变化量（m/s）；t 起动或制动时间（s）。一般机械t=0.10.5s,对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。行走机械一般取=0.51.5 m/s.表5-2 摩擦系数导轨类型导轨材料运动状态摩擦系数滑动导轨铸铁对铸铁起动时低速(0.16m/s)0.150.200.100.120.050.08滚动导轨铸铁对滚柱（珠）淬火钢导轨对滚柱0.0050.020.0030.006静压导轨铸铁0.005以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷起动加速时(5.3)=16660+0+200=16860(N)稳态运动时(5.4)=16660+0=16660(N)减速制动时(5.5)=16660+0200=16460(N) 工作载荷并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则除外载荷外，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，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为Fm=(1-m)F(5.6)Fm=(1-m)F=(10.92) =0.08=1466(N)式中液压缸的机械效率，一般取0.900.95.= (5.7)F= =18326.1(N) 液压马达载荷力矩的组成与计算(1) 工作载荷力矩常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷筒的阻力矩等。(2) 轴颈摩擦力矩=(5.8)式中 旋转部件施加于轴颈上的径向力(N); 摩擦系数，参考表1选用；旋转轴的半径(m).(3) 惯性力矩(5.9)式中 角加速度();角速度变化量();启动或制动时间(s);回转部件的转动惯量().启动加速时(5.10)稳定运行时(5.11)减速制动时(5.12)计算液压马达载荷转矩时还要考虑液压马达的机械效率 (=0.90.99)。 (5.13)5.2.2 初选系统工作压力压力的选择要根据载荷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的限制载载荷一定的情况下，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经济；反之，压力选得太高，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。压力可以选低一些，行走机械种载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表2 和表3。 参照表2 初选系统工作压力为2.8MPa。 5.2.3 计算液压缸的主要结构尺寸液压缸主要结构尺寸的计算液压缸有关设计参数见图2. 图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b为活塞杆工作在受拉状态。活塞杆受压时F= =P1A1P2A2(5.14)F= =P1A1P2A2=2.8106A10.4106A2=2.8106 D2/40.4106 ( D2d2)/4 活塞杆受拉时 F= =P1A2P2A1(5.15)F=P1A2P2A1=2.8106A20.4106A1式中 A1= D2/4无杆腔活塞有效作用面积(m2);A2=( D2d2)/4有杆腔活塞有效作用面积(m2);表4-2 按载荷选择工作压力载荷50工作压力/0.811.522.5334455P1 液压缸工作腔压力(Pa);取2.8MPa P2 液压缸回油腔压力(Pa)，即背压力其值根据回路的具体情况而定，初算时参照表4取值,选0.4MPa D 活塞直径(m);d 活塞杆直径(m) A1 A2 1 D d Fw P1 P2 a) 1 D d Fw P1 P2 b) 图5-2液压缸主要设计参数表5-3 执行元件背压力系统类型背压力简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，且直接回油箱可忽略不计一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为A1=(5.16)运用式17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,其比值可按表5和表6选取, 选取=0.5D=(5.17)D=0.0966m，则d=0.0483m由公式 A1= D2/4=0.12/4=7.8510-3m2A2=( D2d2)/4=(0.010.0025) /4=5.8910-3m2液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标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，最好选用国产标准液压缸.对数值进行圆整得到：D=0.1m=100mm D=0.5m=50mm 常用液压缸内径及活塞杆直径见表7表5-4按工作压力选取d/D工作压力/5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表5-5 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度表5-6常用液压缸内径D(mm)4012550140631608018090200100220110250表5-7 活塞杆直径d (mm)速比缸 径40506380901001101251401601802002202501.46222283545455050605570638070908010090110100125110140125140计算液压马达的排量液压马达的排量为 (5.18)=4.7110-4m3/s式中 液压马达的载荷转矩();液压马达的进出口压差(Pa)。液压马达的排量也应满足最底转速要求 (5.19)式中 通过液压马达的最小流量； 液压马达工作时的最底转速。 5.2.4 计算液压缸或液压马达所需流量 液压缸工作时所需流量qv=A(5.20)qv=A=4.7110-4m3/s式中 A液压缸有效作用面积(m2); A=7.8510-3m2 活塞与缸体的相对速度(m/s). =3.6 m/min= 0.06m/s 液压马达的流量(5.21)式中 液压马达排量(m3/r); 液压马达的转速(r/s).5.3 制定基本方案和绘制液压系统图5.3.1 制定基本方案制定调速方案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逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所需求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。 速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合容积节流调速。 节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用溢流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。 容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。 容积节流调速一般是用变量泵供油，用节流控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性好，但其结构比较复杂。 节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回油的循环形式也就随之确定了。 节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。制定压力控制方案液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油， 这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。 在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。制定顺序动作方案主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程宽开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制连续的动作，行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路连接比较方便的场合。另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸菏阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床，挤压机、压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。 选择液压动力源液压系统的工作介质完全由液压油来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，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，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制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，用安全阀限制系统的最高压力。为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与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，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过虑器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过虑器再次过虑。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他类型的过滤器。根据液压设备所处环境即对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。综合各种因素，选择标准UG液压动力包。5.3.2 绘制液压系统图整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要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，避免错误动作发生。要尽量减少能量损失环节。提高系统的工作效率。为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘图。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。5.4 液压元件的选择与专用件设计5.4.1 液压泵的选择确定液压泵的最大工作压力液压泵的最大工作压力ppp1+p(5.22)式中 p1液压缸或液压马达最大工作压力；取p=10MPa p从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。p的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取p=(0.20.5);管路复杂，进口有调速阀的，取=(0.50.15)。确定液压泵的流量液压泵的流量多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为 K ()(5.23)式中 K系统泄露系数，一般取K=1.11.3;同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量。选择液压泵的规格根据以上求得的p和值，按系统中拟定的形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的压力一般要比最大工作压力大25%60%。确定液压泵的驱动功率在工作循环中，如果液压泵的工作压力和流量比较恒定，即(p-t) 、(-t)图变化较平缓，则 P= p(5.24)式中 p液压泵的最大工作压力(Pa);液压泵的工作流量(m3/s);液压泵的总效率，参考表9选择.表5-8 液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.60.70.650.800.600.750.800.85限制式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算一般情况下，可取0.8,=,则P=0.8 (5.25)式中液压泵的最大工作压力(Pa);液压泵的额定流量(m3/s).在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即 (qv-t), (p-t)曲线起伏较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率(5.26)式中、 一个循环中每一动作阶段内所需的时间(s); 、一个循环中每一动作阶段内所需的功率(W). 按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内电动机允许的短时间超载量一般为25%。5.4.2 液压阀的选择 阀的规格根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20%以内的短时间过流量。 阀的形式按安装和操作方式选择，以下是所需的液压阀：1) 压力控制阀先导式溢流阀它旁接在液压泵的出口，保证系统压力恒定或限制其最高压力。 2）方向控制阀单向阀安置在液压泵的出油口，防止系统压力突然升高时损坏液压泵，另外拆卸泵时系统中的油不会流失，它还可做保压阀用，当开启压力大的单向阀，还可做背压阀用。2）方向控制阀二位二通电磁换向阀的选择3）方向控制阀三位四通电磁换向阀4）流量控制阀分流集流阀（同步阀）由齿轮泵同时向两个液压缸供油，不论负载怎样变化，基本上能达到同步运行。5）流量控制阀调速阀5.4.3 管道尺寸的确定管道内径计算d=(5.27)式中通过管道内的流量(m3/s);管道内允许速度(m/s)，见表10.计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子= =0.025m=25mm =0.016m=16mm =0.019m=19mm 管道壁厚的计算= (5.28)式中 p管道内最高工作压力(Pa);d管道内径(m); 管道材料的许用应力(Pa), = b/n;b管道材料的抗拉强度(Pa); n安全系数，对钢管来说，p7Mpa时，取n=8; p17.5Mpa时，取n=4. =33.3mm(查手册选取) =21.4mm(查手册选取) =25.4mm(查手册选取)表5-9 允许流速推荐值管道推荐流速（m/s）液压泵吸油管道0.5 1.5 , 一般常取1以下液压系统压油管道3 6，压力高，管道短，黏度小取大值液压系统回油管道1.5 2.65.4.4 油箱容量的确定初始设计时，先按经验公式30确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核油箱容量的经验公式为V=aqv(5.29)式中qv液压泵每分钟排出压力油的容积(m3); a经验系数，见表11表5-10 经验系数a系统类型行走机械低压系统中压系统锻压机械冶金机械a12245761210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，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度5.5 液压系统性能验算5.5.1 压力损失压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部损失，总的压力损失为 (5.30) p1= (5.31) p2=2/2(5.32)式中管道的长度(m);d管道内径(m);液流平均速度(m/s);液压油密度(kg/m3);沿程阻力系数；局部阻力系数、的具体值参考机械设计手册第四本第二章的有关内容(5.33)式中阀的额定流量(m3/s); 通过阀的实际流量(m3/s);阀的额定压力损失(Pa) (可从产品样品中查到) 对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的p比选泵时估算的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数系统的调整压力(5.34)式中液压泵的工作压力或支路的调整压力5.5.2液压系统的发热温升计算计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使温度升高液压系统的功率损失主要有以下几种形式：(1) 液压泵的功率损失 (5.35)式中 工作循环周期(s);z投入工作液压泵的台数;液压泵的输入功率(W);各台液压泵的总效率;第台泵工作时间(s). 计算液压系统的散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且用式40计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。(5.36)式中 油箱散热系数，见表12;管路散热系数，见表13;、分别为油箱、管道的散热面积(m2);油温与环境温度之差(c)。表5-11 油箱散热系数K1(W/(m2 c)冷却条件K1通风条件很差通风条件良好用风扇冷却循环水强制冷却89152723110170表5-12 管道散热系数K2(W/(m2 c)风速/m s-1管道外径/m0.010.050.1015825696144051023若系统达到热平衡，则，油温不在升高，此时，最大温差(5.37)环境温差为T0，则油温T= T0+T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高温度(各种机械允许油温见表14，就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。冷却器的散热面积表5-13 各种机械允许油温(c)液压设备类型正常工作温度最高允许温度数控机床30505570一般机床30555570机车车辆40607080船舶30608090冶金机械、液压机40706090工程机械、矿山机械50807090(5.38)式中 K冷却器的散热系数(液压辅助元件有关散热器的散热系数)；平均温升(c). =、液压油入口和出口温度；、冷却水或风的入口和出口温度 根据散热要求计算油箱容量式45是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量由式45可得油箱的散热面积为(5.39)如不考虑管路的散热，式47可简化为(5.40)油箱主要设计参数如图3所示一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为 V=0.8abh(5.41)(5.42)若求出，再根据结构要求确定、的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸根据结构选择=23mm， =23mm， =23mm得出V=0.8=9733.6 mm3 h 0.8h b图5-3油箱结构尺寸如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适应当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施5.5.3 计算液压系统冲击力压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力它不仅伴随产生振动和噪音，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：1) 当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力直接冲击（即t）时，管道内压力增大值p=(5.43)间接冲击（即t）时，管道内压力增大值=(5.44)式中 液体密度(kg/m3); 关闭或开启液流通道前后管道内流速之差(m/s); t关闭或打开液流通道的时间(s); =管道长度为时，冲击波往返所需的时间(s); 管道内液流中冲击波的传播速度(m/s).若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度 =(5.45)式中 液压油的体积弹性模量(Pa),其推荐值为=700MPa;、管道的壁厚和内径(m);管道材料的弹性模量(Pa),常用管道材料弹性模量：钢=2.11011Pa,紫铜=1.181011Pa。2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为 (5.46)6 液压执行元件6.1 液压缸6.1.1液压缸的基本参数（1）根据计算选择D=100mm, d=50mm.（2）液压缸行程.6.1.2 液压缸性能参数的计算（1）液压缸的输出力 推力F1=21.98kN拉力F2=2.83kN（2）液压缸的输入、输出速度=5.08m/min=3.6m/min（3）液压缸的储油量 =（4）液压缸的输出功率 =1.32kW 6.1.3 液压缸主要零件的结构、材料及技术要求液压缸缸体的常用材料为20、35、45号无缝钢管。用20号钢的力学性能略低,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焊接时,则应采用焊接性能较好的35号缸,粗加工后调质;一般情况下,均采用45钢,并调质到241285HB。 液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆、缸盖、导向套的材料和技术要求见下表表6-1 液压缸主要零件的材料和技术要求零件名称简 图材 料主要表面粗糙度技术要求缸体无缝钢管液压缸内圆柱表面粗为:Ra0.20.4m(1)内径用H8H9的配合；(2)内径D的圆度公差值按10级精度选取，圆柱度公差值按8级精度选取； (3)缸体端面T的垂直度公差值按7级精度选取； (4)为防止腐蚀和提高寿命,内径表面镀0.030.04mm厚的硬铬,再进行抛光,缸体外涂耐腐蚀油漆活塞耐磨铸铁活塞外圆柱表面粗糙度为:Ra0.81.6m(1)外径D对内孔D1的径向跳动公差值，按7、8级精度选取；(2) 端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值，按7级精度选取；(3)外径D的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取；(4)活塞外径用橡胶密封圈密封时取f7f9配合,内孔与活塞杆的配合可取H8活塞杆 实心活塞杆：45钢 杆外圆柱面粗糙度为：Ra0.63m（1）材料热处理：粗加工后调质到硬度为229285HB；(2)活塞杆d和d1的圆度公差值，按9、10或11级精度选取；（3）活塞杆d的圆柱度公差值，按8级精度选取；(4)活塞杆d对d1的径向跳动公差值，应为0.01 mm；(5)活塞杆与导向套采用H8/f7配合，与活塞的连接采用H8/h7配合(6) 活塞杆上的螺纹，按6级精度加工；缸盖耐磨铸铁配合表面粗糙度为：Ra0.81.6m（1）直径D（基本直径同缸径）、D2(活塞杆的缓冲孔)、D3( 基本尺寸同活塞杆密封圈外径)的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取；（2）D2、D3对d的同轴度公差值：0.03mm（3）端面A 、B与直径d轴心线的垂直度公差值，按7级精度选取导向套耐磨铸铁导向表面粗糙度为：Ra0.8（1）导向套的长度一般取活塞杆直径的60%100%（2）导向套内径的配合为H8/f9(或H9/f9)。6.1.4 液压缸结构参数的计算液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚、油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。（1）缸筒壁厚的计算 根据标准查取标准液压缸外径：D1=121mm；从而得出缸筒壁厚=D1-D=10.5mm（2）液压缸油口直径的计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度和油口最高液流速度而定d0=0.13D(6.1)d0=0.13D=0.0259m式中 d0液压缸油口直径（m）；d0=0.0259mD液压缸内径（m）； D=0.01m液压缸最大输出速度（m/min）；=4m/min=0.067m/s 油口液流速度（m/s）。=0.017m/s（3）缸底厚度计算 (6.2) =0.035m式中 缸底厚度（m）；D 液压缸内径（m）；试验压力()；缸底材料的许用应力()。对于：钢管 =100110MPa锻钢 =100120MPa铸钢 =100110MPa铸铁 =60MPa(4) 缸头厚度计算由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底有所不同。螺钉连接法兰(6.3)=0.028m式中 法兰厚度（m）；=0.028m F法兰受力总和(N) 密封环内径(m); =0.09m密封环外径(m); =0.095m系统工作压力(Pa)；=2.8106Pa附加密封力(Pa)，若采用金属材料密封时，值取其屈服点；=35106Pa螺纹孔分布圆直径(m)；=0.144m密封环平均直径(m)；=0.092m法兰材料的许用应力(Pa)。=105106Pa6.1.5 液压缸的连接计算缸盖连接的计算缸体与缸盖采用螺栓连接的计算螺纹处的拉应力为：(6.4)螺纹处的切应力为：(6.5)缸体与缸盖用螺栓连接的计算式中 Z螺栓数；螺纹处的拉应力(Pa);K螺纹拧紧系数，静载时，取K=1.251.5；动载时，取K=2.54；K1螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12； 螺纹外径（m）；螺纹内径（m）；当采用普通螺纹时：螺纹螺距（m）；D液压缸内径（m）；螺纹处的切应力（Pa）；螺纹材料的许用应力(Pa) =60MPa螺纹材料的屈服点(Pa)；=320MPa安全系数，通常取=1.52.5；合成应力(Pa)；缸体螺丝处所受的拉力 (N)。按GB-81粗牙普通螺纹标准查得：公称直径d=20mm，螺距P=2.5mm，小径=17.294mm能满足强度要求，所以选用M20的螺栓。6.1.6 活塞杆稳定性校核当活塞杆受轴向压缩负载时有压杆稳定性问题，即压缩力F超过某一临界值时活塞杆就会失去稳定性。活塞杆稳定性按下式进行校核当活塞杆的细长比时，用欧拉公式计算临界载荷，此时(6.5)式中 活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷(N); 末端条件系数；查手册得：=； E活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为E=2.11011Pa；活塞杆截面的转动惯量（m4），=3.0610-7 m4活塞杆直径（m），；活塞杆计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端支点和液压缸安装点间的距离（m），m；K活塞杆断面的回转半径（m），实心活塞杆 K=0.0125A活塞杆截面积（），实心活塞杆A=1.9610-3柔性系数，活塞杆为实心杆，并用钢铁材料制造时，上式可简化为1011(6.6)=143065.5(N)远远大于活塞杆所承受的力。故活塞杆安全。6.1.7 立柱的校核F如图，F为链条的拉力，假设链条与立柱的夹角，则拉力在立柱上的分力为，F的最大力为小汽车的重量和手臂的重量之和，N.凸台与立柱的接触表面积为：A=891mm2=20.57MPa800mm)一般用型钢和钢板的焊接结构。受力不大的滑轮直接装于心轴；受力较大的滑轮则装在滑动轴承(轴套材料采用青铜或粉末冶金材料等)或滚动轴承上，后者一般用在转速较高，载荷的情况。轮毂长与轴套的直径比一般为1.51.8。. 由于受载荷不大，所以选用实体滑轮。使用Q235-A或铸铁( 如HT150)。9.2 滑轮的主要尺寸绳槽半径R是根据钢丝绳直径d的最大允许偏差为 +7%确定的。钢丝绳饶进或饶出滑轮槽时偏斜的最大角度(即钢丝绳中心线与滑轮轴垂直的平面之间的角度)应不大于4。绳槽表面的精度分为两级：1级:Ra6.5;2级: Ra12.5.9.3 滑轮直径与钢丝绳直径匹配关系(查手册：机械工业出版社，机械设计手册新版第2本,第八篇，表8.1-64 ).9.4 滑轮形式按JB/T9005.3 1999标准，滑轮共分A、B、C、D、E、F六种形式。结构比较好而密封严密的为A型和B型。9.5 滑轮技术条件9.5.1 材料滑轮的有关零件用材料应符合下表的规定。表9-1 滑轮有关零件用材料(摘自JB/T 9050.101999)零件名称材 料滑轮铸钢应不低于GB/T11352中的ZG270-500铸钢铸铁应不低于GB/T9439中的HT200灰铸铁球墨铸铁应不低于GB/T1348中的QT400-18球铁内轴套结构钢应不低于GB/T699中的45钢隔环结构钢应不低于GB/T700中的Q235A钢铸铁应不低于GB/T9439中的HT250灰铸铁挡盖铸铁应不低于GB/T9439中的HT150灰铸铁结构钢应不低于GB/T700中的Q215A钢隔套结构钢应不低于GB/T700中的Q235B钢; 铸铁应不低于GB/T9439中的HT150灰铸铁涨圈结构钢应不低于GB/T699中的45钢村套铜合金应不低于GB/T1176中的ZcuAl10Fe3铝青铜9.5.1 外观滑轮表面应光华平整，应去除尖棱和冒口，滑轮不得有影响使用性能和有损外观的缺陷（如气孔、裂纹、疏松、铸疤等）。 9.5.3 热处理滑轮应进行退火处理，以消除铸造或焊接应力。 9.5.4其他滑轮的加工部位(内孔、绳槽表面等)和隔环的外露部位应涂抹抗腐蚀的防锈油；不加工部位应涂防锈漆。9.6 滑轮强度计算小型铸造滑轮的强度，决定于铸造工艺条件。一般不进行强度计算。对于大尺寸的焊接滑轮，则必须进行强度计算。10 起重链条和槽轮10.1 板式链条和槽轮的选择根据最大工作载荷及安全系数计算链条的破坏载荷Fp, 以Fp来选择链条 FpFmaxS(10.1)式中 破断载荷(N);链条最大工作载荷(N);安全系数。参照手册，选取标准。10.2 板式链及端接头板式链结构如图4.1所示.,其尺寸分两个系列:重型系列代号为LH, 尺寸可通过查机械设计手册;轻型系列代号为LL;尺寸见通过查机械设计手册。查手册选取重型板式链。10.3 板式链用槽轮板式链用槽轮见下表： 表101 槽轮尺寸（载自GB/60741995） （mm）b13 15 D1 D2名称符号计算公式备注槽轮直径D1D1min=5pp节距轮缘间宽b13b13min=1.05bb销轴长度(查手册)轮缘直径D2D2min= D1+h1+d2h1链条通道高度d2销轴直径11 使用说明11.1 使用说明（1）使用前对比装配图上给定的位置，或在专业人员的指导下进行装配。（2）立柱上的两个开关，分别是上升和下降时的电源开关。（3）按立柱上的电源开关，给电动机通上电源。（4）使用时，先拉一下保险开关，确保保险开关的正常、安全运行。（5）两个升举手臂是伸缩式手臂，根据车的长度和宽度，用手搬动，搬到车的两个底盘位置即可。11.2 使用时注意事项（1）使用时载荷分布应符合使用
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