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基于ANSYS的框架式汽车大梁校正仪设计【汽车类】【带CATIA三维】【6张CAD图纸】【优秀】

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底板.gif

举升臂.gif

卡钳.gif

框架式校正仪装配图.gif

拉塔.gif

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校正仪爆炸图.gif

校正仪装配图.gif

支撑轴.gif

第1章绪论1

1.1 选题背景，研究目的及意义1

1.2 国内外研究现状1

1.2.1 大梁校正仪的发展历史1

1.2.2 国内外研究状况及结果2

1.3 研究内容及研究方法2

第2章校正仪的整体结构设计4

2.1 简述框架式汽车大梁校正仪工作原理4

2.2 举升机构主要结构确定4

2.2.1 举升机构整体结构形式及基本组成4

2.2.2 举升机构各零部件安装位置及润滑5

2.3 举升平台及定位夹具主要结构确定5

2.3.1 举升平台整体结构形式及基本组成5

2.3.2 定位夹具整体结构形式及基本组成6

2.4 拉塔的主要结构确定6

2.4.1 拉塔横梁处整体结构形式及基本组成6

2.4.2 拉塔柱的结构形式及基本组成7

2.5 其它附件7

2.6 确定框架式大梁校正仪各结构尺寸及材料7

2.6.1 建立待修汽车基本参数模型8

2.6.2 校正仪底部结构部分主要尺寸及材料的确定8

2.6.3 校正仪中间结构部分尺寸及材料的确定8

2.6.4 校正仪上部平台结构尺寸及材料的确定9

2.6.5 定位夹具的尺寸及材料的确定11

2.6.6 拉塔组件的尺寸及材料的确定12

2.6.7 方凳及斜坡板凳的尺寸确定13

2.7 设备各部件质量的估算及设计举升质量13

2.7.1 估算拉塔组件的质量14

2.7.2 估算平台上设备的质量14

2.7.3 估算平台中部的质量14

2.7.4 估算底板处的质量15

2.7.5 实际设计举升质量15

2.8 本章小结15

第3章校正仪的力学分析及校核16

3.1 双铰接剪刀式举升机构的力学模型16

3.1.1 举升机构力学模型建立与分析16

3.1.2 举升机构主要关系参数的确定17

3.2 液压机构力的分析与计算17

3.2.1 确定载荷与液压缸推力的关系17

3.2.2 计算液压缸的推力18

3.3 举升机构的力学分析与计算19

3.3.1 举升机最低状态时，各臂受力情况19

3.3.2 举升机举升到最高位置时，各臂受力情况20

3.4 定位夹具及拉塔的力学分析与计算22

3.4.1 定位夹具的受力分析22

3.4.2 拉塔的受力分析22

3.5 主要零部件的强度校核23

3.5.1 举升臂AOB的强度校核23

3.5.2 举升臂COD的强度校核25

3.5.3 液压缸上端支承轴的强度校核27

3.5.4 连接举升臂销轴的强度校核27

3.5.5 平台内横梁的强度校核28

3.5.6 定位夹具的强度校核29

3.5.7 定位夹具支撑横梁的强度校核30

3.5.8 拉塔的强度校核31

3.5.9 拉塔处液压缸支撑销轴的强度校核32

3.6 本章小结33

第4章校正仪液压系统的选择与计算34

4.1 液压系统的选择34

4.1.1液压系统的介绍34

4.1.2液压系统的选型34

4.2 液压系统的计算35

4.2.1 举升处液压缸行程的计算35

4.2.2 举升处液压系统工作压力的计算36

4.2.3 关于拉塔处液压系统的相关选择36

4.3 本章小结36

第5章校正仪三维建模与整机装配37

5.1 CATIA软件简介37

5.2 利用CATIA进行三维建模38

5.2.1 底坐板的建立38

5.2.2 举升臂AOB的建立39

5.2.3 液压缸支承轴的建立39

5.2.4 上平台的建立40

5.2.5 夹具的建立40

5.2.6 拉塔柱的建立42

5.3 整机装配42

5.3.1 CATIA装配功能概述43

5.3.2 装配的CATIA零件图43

5.3.3 CATIA整机装配图及爆炸图48

5.4 本章小结50

第6章校正仪主要零部件有限元分析51

6.1 ANSYS有限元分析软件介绍51

6.2 ANSYS与CATIA接口的建立51

6.3利用ANSYS对主要零部件进行分析52

6.3.1定位夹具卡钳的有限元分析52

6.3.2液压缸支撑轴的有限元分析56

6.3.3举升臂的有限元分析59

6.3.4拉塔柱的有限元分析62

6.4 本章小结65

结论66

参考文献67

致谢68

绪论

选择背景、研究目的及意义

　　　随着汽车市场的不断发展与壮大，与之相协调的汽车维修行业也迅速发展起来。目前在汽车事故中对大梁及钣金的修复十分常见。而随着对售后服务的要求的不断提升，也为了更好的发展企业，各维修厂家已经开始了激烈的服务竞争。汽车大梁校正仪是在因交通事故碰撞所致车身损坏，以及大梁变形等的技术数据恢复中重要的维修设备。在以往的事故后维修时，很多企业选择了更换零部件，但是这样往往会增加客户的损失及保险公司的负担。汽车大梁校正仪的出现避免了高额的更换费用，这样既减少了顾客的损失，也可促进制造设备企业市场的发展。利用大梁校正仪专业设备方可保证对汽车大梁的维修的质量水平。然而对于在维修中为了保证汽车安全的定位，方便的使用，高维修水平等众多关键要素，必须设计质量及安全可靠的设备。因此，为了满足维修企业对占地空间的要求及保证维修质量。对框架式汽车大梁校正仪进行深入研发将对我国在这一领域发展有实质性的意义。本课题基于计算机仿真平台，应用CAD/CAE领域比较领先的设计软件AutoCAD进行二维草图绘制，使用了当前先进的三维设计软件CATIA进行三维建模及整机装配，在产品投入生产之前运用ANSYS软件进行质量分析，可及时发现并更改设计中的缺陷，完善设计方案，减少产品开发周期，提高研发的质量和效率，为此设备的生产实际提供一些有价值的理论支持。

1.2 国内外研究现状

1.2.1 大梁校正仪的发展历史

　　　汽车大梁校正仪的发展已经有了将近30年的历史。它的出现主要是基于剪式汽车举升机的框架的改装。由于举升机历史较长，技术较成熟，所以在80年代期间，美国及欧洲就率先通过对剪式举升机的改造而研发出框架式大梁校正仪。九十年代欧洲通过出口到中国市场逐渐把它的产品推向亚洲地区。90年代中期，在我国山东地区逐渐出现了很多此类设备制造企业，目前在国内市场发展史已经是标新立异。经过几十年的发展，剪式举升机及一些定位夹具已经更新了很多代，框架式汽车大梁校正仪至今也经历了许多变化与改进。目前欧美已经将其产品出口至全世界，我国山东地区少数企业也已经打破传统局面，将设备出口至芬兰等北欧国家。而框架式大梁校正仪使用方便，占地空间较小，也受到很多实力雄厚的特约维修站的欢迎。　　　关于框架式汽车大梁校正仪的设计，本产品参照了目前市场上销售较好的此类产品，同时根据常见车型的相关参数设计相关尺寸等参数。框架式汽车大梁校正仪操作方便，占地空间较小，容易维修，受到众多中小维修企业的欢迎，适合我国目前汽车市场的现状和发展趋势，在我国及欧洲市场将有着广阔的发展前景，为一些小型事故碰撞解决修复问题。由于在我国利用计算机CAD/CAE技术对举升机等维修设备的研究起步较晚，一般在90年代初才刚刚开始有产品面试。因此，针对市场目前的状况对大梁校正仪的研究很有实际意义。

框架式汽车大梁校正仪的设计主要完成了以下工作：

　　　（1）通过计算举升机构、定位夹具、拉塔结构及上下平台的尺寸，然后画出二维结构装配图及零件图；

　　　（2）对内外侧举升臂、拉塔处销轴、液压缸支撑轴、拉塔柱、夹具卡钳等进行受力分析计算，通过详细的计算及更改相关尺寸及材料，最终产品的主要零部件强度校核均符合要求；

　　　（3）利用CATIA对其所有零部件进行三维建模，并进行渲染；

　　　（4）利用ANSYS有限元软件对举升臂，定位夹具，拉塔柱，液压缸支撑轴进行有限元分析，经过详细分析以后，我们得到了相关的位移量变形，应力大小等相关数据，最终结果表明本次设计的主要零部件均符合强度要求；

　　　（5）经过分析有限元分析合格后，我们利用CATIA软件对其整个零部件进行虚拟装配，通过使用相关约束、实例化及智能移动等来完成最终装配体，最后在对其进行爆炸分解；

　　　（6）把CATIA中建好的装配图及分解后的爆炸图截图旋转至适当的视角，然后来粘贴到Auto-CAD中。

　　　本次对框架式汽车大梁校正仪的设计参照了了市场上目前较先进的相关产品，并且通过对一些结构的创新使其具有较好的质量水平及技术含量，同时也缩减了产品的成本。并且利用目前较为先进的CAD/CAE软件分析其产品质量，保证产品能够安全可靠的投入到市场当中去。本次设计的内容也对在以后关于大梁校正仪的设计方面提供了相

关的参考。

参考文献

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内容简介：: 毕业设计（论文）任务书学生姓名滕元系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-2指导教师姓名王强职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称基于ANSYS的框架式汽车大梁校正仪设计一、设计（论文）目的、意义大梁校正仪即对车身矫正，是指通过一定的外力将因事故损坏或疲劳损坏的部位修复到车辆出厂时技术标准状态的过程，在汽车修理厂及4S店被广泛应用。分析框架式汽车大梁校正仪的结构形式及工作原理，完成校正仪的方案设计及校核计算，利用AutoCAD完成校正仪二维总体结构设计及零部件设计，利用CATIA建立校正仪三维实体模型，并进行整机虚拟装配，将关键零部件模型通过专用模型数据转换接口导入ANSYS软件进行有限元分析，获得校正仪在载荷工况作用下的应力、应变及变形状。在产品制造之前就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率，为生产实际提供理论支持。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、设计内容技术参数：剪刀式垂直升降平台，要求任何事故车上、下车十分方便，降到最低点为230mm，最大举升高度1060mm，电动液压泵控制，工作台长度 2300mm，工作台高度230-1060mm，工作台宽度950mm，拉塔工作范围360度，液压系统最大工作压力16Mpa，气源压力要求0.8Mpa，拉塔牵引最大拉力70KN，整机重量600kg。分析框架式汽车大梁校正仪的结构形式及工作原理，完成校正仪的方案设计及校核计算，利用AutoCAD完成校正仪二维总体结构设计及零部件设计，利用CATIA建立校正仪三维实体模型，并进行整机虚拟装配，将关键零部件模型通过专用模型数据转换接口导入ANSYS软件进行有限元分析，获得校正仪在载荷工况作用下的应力、应变及变形状。2、技术要求（1）校正仪方案设计及校核计算；（2）利用AutoCAD软件完成校正仪二维总体结构设计及零件设计；（3）利用CATIA软件完成校正仪三维建模及虚拟装配；（4）利用ANSYS软件完成关键零件有限元分析。三、设计（论文）完成后应提交的成果（1）主要包括校正仪方案设计、校核计算、二维及三维结构设计、有限元分析等方面的详细设计说明书1套（1.5万字以上）；（2）校正仪二维总体结构图1张（A0）、二维零件图及CATIA三维模型图共折合A0图纸2.5张。四、设计（论文）进度安排（1）调研，资料收集，完成开题报告；第12周（3月2日3月15日）（2）总体二维结构设计及校核；第36周（3月16日4月5日）（3）CATIA实体建模；第79周（4月6日4月19日）（4）ANSYS有限元分析，CATIA虚拟装配；第1012周（4月20日5月24日）（5）撰写说明书；第1314周（5月25日6月7日）（6）设计说明书的审核、修改；第1516周（6月8日6月21日）（7）毕业设计答辩准备及答辩。第17周（6月22日6月28日）五、主要参考资料1 戴冠军.最新客车与轿车车身维修手册M，北京：中国物资出版社，1996.82 王登峰.CATIA V5机械(汽车)产品全精通教程M，北京：人民交通出版社，2007.43 程本付.使用通用定位夹具对非承载式车身大梁进行校正J.，汽车维修与保养,2008.64 王庆五，左昉，胡仁喜.ANSYS 10.0机械设计高级应用实例M，北京：机械工业出版社，2006.1 5 王宏武，魏发孔钢丝绳承载受力特性分析及计算，甘肃科技，2007.9：77-796 郑鹏鑫JFJ-25剪式气压举升机的设计，机床与液压，2007.3：118-1207 杨黎明，黄凯，李恩至，陈仕贤.机械零件设计手册M，北京：国防工业出版社，1993.88 张鹏.俯仰升降式立体车库液压系统设计，液压与气动，2007.7：10-119 尤春风CATIA V5高级应用M，北京：清华大学出版社，2006.110 Tang NadeAmerica Multirack 2000 Beam CalibratorJ，Beijing：China Academic Journal Electronic Publishing House，1999.11六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:基于ANSYS的框架式汽车大梁校正仪设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程 B07-2 学生姓名: 滕元导师姓名: 王强开题时间: 2011.3.14 指导委员会审查意见：签字：年月日毕业设计（论文）开题报告学生姓名滕元系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程 B07-2指导教师姓名王强职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称基于ANSYS的框架式汽车大梁校正仪设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状近年来随着中国汽车市场的快速发展，汽车维修行业也如雨后春笋般迅速涌现。在竞争激烈的售后服务行业中，如何能够提高自己的维修质量水平是所有企业为了在竞争中胜出的核心所在。而维修设备的优劣成为重要的衡量指标，汽车大梁校正仪是现代汽车售后服务体系中至关重要的设备之一，针对因事故碰撞损坏以及疲劳受损的部位进行原型恢复，以达到汽车大梁出厂值的技术数据标准。目前，市场上的汽车大梁校正仪主要分为两种：框架式和平台式。据有关数据统计：目前我国汽修企业每年对汽车大梁校正仪的需求量大约在1000台左右，而据估计约目前有60%的汽修企业尚没有专业的维修设备，这一状况严重制约着我国汽车维修行业技术的整体水平的提高，所以从市场分析来看它的需求量将会呈现出上升的趋势。框架式汽车大梁校正仪目前是市场上主流的产品之一。它具有使用方便，移动灵活，占地面积小等特点。此产品很受中小型维修企业的青睐。此前市面上产品主要由欧洲及美国设计制造，在这其中美式大梁校正仪凭借价格优势及外观而市场占有率较高，但随着维修质量要求的提高，操作设备的不断升级，欧式凭借其功能的强大，操作灵活及占地面积小等优势逐渐在市场上走俏。但仍然只是少数维修企业及汽车4S店会购置进口设备。90年代末，在我国出现了一些制造汽车大梁校正仪的中小型企业。由于起步较晚，所以目前多数企业是借鉴国外的先进技术。随着时间的推移，目前市场上自主的品牌已经逐渐成熟起来，并且在不断地扩大销售网络于全省，基本在各大省会城市均有销售代理，且价格一般比较低廉，多数在3-4万元左右。但质量水平，技术先进性等方面与进口品牌还有一定的差距，而且产品类型主要以平台式为主。由此可见目前中国汽车维修设备市场对框架式大梁校正仪的需求将会上升。据市场专家分析，未来框架式大梁校正仪的主要技术发展趋势是：（1）能实现单拉臂可多角度拉伸，同时能对事故车进行360遥控拉伸；（2）定位系统是模块式，能具有高通用性；（3）定位夹具可调，能方便上下车辆的定位；（4）配备举升平台和上车导板，移动支架，电脑底盘测量系统等附属件。因此在未来能提高框架式汽车大梁校正仪的高水平技术含量与整体制造水平是在市场上能够获得良好口碑的关键要素。目前，在计算机辅助设计领域所使用的CATIA软件是法国达索公司的产品。它可以支持从项目前阶段、具体的设计、分析、模拟、组装到维护在内的全部工业设计流程。CATIA提供的多模型链接的工作环境及混合建模方式大大缩短了产品开发周期。CATIA系列产品已在七大领域成为首要的3D设计和模拟解决方案：汽车、航空航天、船舶制造、厂房设计、电力与电子、消费品和通用机械制造。另一个重要软件ANSYS是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/E,CATIA,IDEAS,AutoCAD等。ANSYS有限元软件包是一个可以用来求解结构、流体、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域：航空航天、汽车工业、生物医学、建筑、电子产品、重型机械、微电系统等。本课题基于计算机仿真平台，应用CAD/CAE领域比较领先的设计软件AutoCAD，CATIA进行对框架式汽车大梁校正仪的设计，并应用有限元软件ANSYS对三维模型的部分零件进行分析，获得校正仪在载荷工况作用下的应力、应变及变形状。设计出一款能适用于目前中低端市场，价格优廉，操作灵活方便的框架式汽车大梁校正仪。为我国在维修设备这方面的发展提供一些基础理论参考，并能够以此课题的相关技术内容来充实研发技术人员的参考资料。 2、目的和意义为了满足汽车维修企业及4S店对较高水平维修设备一定的需要，以及为了提高维修水平而需要不断升级的设备的现状。对于不断地研发及更新产品的要求也已经在汽车维修设备的制造方面逐渐体现出来。而鉴于进口品牌价格的高昂，售后服务的不方便性等因素给维修企业及4S店带来的效益受影响的问题，同时为了弥补自主品牌市场上技术研发及成品参考的空缺，现如今发展具有自主知识产权的产品已经是相关技术人员迫在眉睫的任务。据分析随着汽车数量的不断增加，汽车市场逐渐趋于饱和状态，而在这个支柱型产业的背后，利益的转移必将由生产制造，销售逐渐转向售后服务。售后服务业务的发展与生存无不依赖于产品设备的质量和水平。为了满足各维修企业及4S店对于框架式汽车大梁校正仪的需求，各设备生产企业需要很多的研发方面的技术资料及人才。自主品牌在市场上有它的众多优势所在。因此关于框架式汽车大梁校正仪的研发目的也就十分明确。同时众多维修设备生产企业可以凭借这些优势不断地为维修企业及4S店提供最好的最新的产品与技术服务，并能做到及时的售后服务与设备控制系统的升级。随着一款新的产品的出现，它的主要意义是为汽车服务设备制造行业带来一定的有价值的参考。因事故中引起的车身损坏的维修常常需要汽车大梁校正仪这一专业设备。随着国内汽车维修行业不断的壮大起来，汽车大梁校正仪能更加准确，方便的对大梁受损的部分进行原厂技术数据的恢复。这也就避免之前因碰撞受损需要更换新配件产品的高额费用。这样既减少了顾客的损失，也可促进校正仪市场发展。也正是利用这一专业设备方可保证对汽车大梁的维修的质量水平。然而对于在维修中为了保证汽车安全的定位，方便的使用，维修水平等众多关键要素，必须设计质量及安全可靠的设备。因此，对框架式汽车大梁校正仪进行深入研发将对我国在这一领域发展有实质性的意义。本课题的研究使用了当前先进的设计软件CATIA进行虚拟设计及运动仿真，在产品投入生产之前运用ANSYS软件进行质量分析，可及时发现并更改设计中的缺陷，完善设计方案，减少产品开发周期，提高研发的质量和效率，为此设备的生产实际提供一些有价值的理论支持。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、设计主要内容分析框架式汽车大梁校正仪的结构形式及工作原理，根据以下参数：最大举升高度1060mm，工作台长度 2300mm，工作台高度230-1060mm，工作台宽度950mm，降到最低点为230mm，拉塔工作范围360度，液压系统最大工作压力16Mpa，气源压力要求0.8Mpa，拉塔牵引最大拉力70KN，完成方案设计及质量校核计算。利用AutoCAD完成校正仪的二维总体结构进行设计，然后CATIA建立三维模型。在将关键零部件模型通过专用模型数据转换接口导入ANSYS软件进行有限元分析，获得校正仪在载荷工况作用下的应力、应变及变形状。然后用CATIA虚拟装配。2、拟解决的主要问题（1）框架式汽车大梁校正仪总体方案设计；（2）利用AutoCAD完成大梁校正仪二维结构设计；（3）校核计算；（4）利用CATIA完成大梁校正仪的三维建模及虚拟装配；（5）利用ANSYS软件对关键零部件进行有限元分析。YN 是否合理 CATIA虚拟装配总体方案设计 AutoCAD二维结构设计及校核转换接口 CATIA建模是否合理 ANSYS有限元分析撰写设计说明书结论及分析实地调研、收集相关资料三、技术路线（研究方法）四、进度安排（1）调研，资料收集，完成开题报告；第12周（3月2日3月15日）（2）总体二维结构设计及校核；第36周（3月16日4月5日）（3）CATIA实体建模；第79周（4月6日4月19日）（4）ANSYS有限元分析，CATIA虚拟装配；第1012周（4月20日5月24日）（6）撰写说明书；第1314周（5月25日6月7日）（7）设计说明书的审核、修改；第1516周（6月8日6月21日）（8）毕业设计答辩准备及答辩。第17周（6月22日6月28日）五、参考文献1 戴冠军.最新客车与轿车车身维修手册M，北京：中国物资出版社，1996.82 蒋学祤，蒋崴.汽车维修机工具典型结构M，北京：人民交通出版社，1994.33 杜黎蓉，林博正.CATIA V5 三维零件设计M，北京：人民邮电出版社，2005.94 王登峰.CATIA V5机械(汽车)产品全精通教程M，北京：人民交通出版社，2007.45 程本付.使用通用定位夹具对非承载式车身大梁进行校正J.，汽车维修与保养,2008.66 王庆五，左昉，胡仁喜.ANSYS 10.0机械设计高级应用实例M，北京：机械工业出版社，2006.17 天天汽车工作室.轿车车身维修技能实训M，北京：机械工业出版社，2003.98 王宏武，魏发孔钢丝绳承载受力特性分析及计算，甘肃科技，2007.9：77-799 郑鹏鑫JFJ-25剪式气压举升机的设计，机床与液压，2007.3：118-12010 杨黎明，黄凯，李恩至，陈仕贤.机械零件设计手册M，北京：国防工业出版社，1993.811 张鹏.俯仰升降式立体车库液压系统设计，液压与气动，2007.7：10-1112 周宁.ABSYS机械工程应用实例M，北京：中国水利水电出版社，2006.313 尤春风CATIA V5高级应用M，北京：清华大学出版社，2006.114 James.E.DuffyCollision Repair FundamentalsM，Singapore：Original edition published by Cengage Learning，2008.915 Tang NadeAmerica Multirack 2000 Beam CalibratorJ，Beijing：China Academic Journal Electronic Publishing House，1999.116、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计目录第1章绪论11.1 选题背景，研究目的及意义11.2 国内外研究现状11.2.1 大梁校正仪的发展历史11.2.2 国内外研究状况及结果21.3 研究内容及研究方法2第2章校正仪的整体结构设计42.1 简述框架式汽车大梁校正仪工作原理42.2 举升机构主要结构确定42.2.1 举升机构整体结构形式及基本组成42.2.2 举升机构各零部件安装位置及润滑52.3 举升平台及定位夹具主要结构确定52.3.1 举升平台整体结构形式及基本组成52.3.2 定位夹具整体结构形式及基本组成62.4 拉塔的主要结构确定62.4.1 拉塔横梁处整体结构形式及基本组成62.4.2 拉塔柱的结构形式及基本组成72.5 其它附件72.6 确定框架式大梁校正仪各结构尺寸及材料72.6.1 建立待修汽车基本参数模型82.6.2 校正仪底部结构部分主要尺寸及材料的确定82.6.3 校正仪中间结构部分尺寸及材料的确定82.6.4 校正仪上部平台结构尺寸及材料的确定92.6.5 定位夹具的尺寸及材料的确定112.6.6 拉塔组件的尺寸及材料的确定122.6.7 方凳及斜坡板凳的尺寸确定132.7 设备各部件质量的估算及设计举升质量132.7.1 估算拉塔组件的质量142.7.2 估算平台上设备的质量142.7.3 估算平台中部的质量142.7.4 估算底板处的质量152.7.5 实际设计举升质量152.8 本章小结15第3章校正仪的力学分析及校核163.1 双铰接剪刀式举升机构的力学模型163.1.1 举升机构力学模型建立与分析163.1.2 举升机构主要关系参数的确定173.2 液压机构力的分析与计算173.2.1 确定载荷与液压缸推力的关系173.2.2 计算液压缸的推力183.3 举升机构的力学分析与计算193.3.1 举升机最低状态时，各臂受力情况193.3.2 举升机举升到最高位置时，各臂受力情况203.4 定位夹具及拉塔的力学分析与计算223.4.1 定位夹具的受力分析223.4.2 拉塔的受力分析223.5 主要零部件的强度校核233.5.1 举升臂AOB的强度校核233.5.2 举升臂COD的强度校核253.5.3 液压缸上端支承轴的强度校核273.5.4 连接举升臂销轴的强度校核273.5.5 平台内横梁的强度校核283.5.6 定位夹具的强度校核293.5.7 定位夹具支撑横梁的强度校核303.5.8 拉塔的强度校核313.5.9 拉塔处液压缸支撑销轴的强度校核323.6 本章小结33第4章校正仪液压系统的选择与计算344.1 液压系统的选择344.1.1液压系统的介绍344.1.2液压系统的选型344.2 液压系统的计算354.2.1 举升处液压缸行程的计算354.2.2 举升处液压系统工作压力的计算364.2.3 关于拉塔处液压系统的相关选择364.3 本章小结36第5章校正仪三维建模与整机装配375.1 CATIA软件简介375.2 利用CATIA进行三维建模385.2.1 底坐板的建立385.2.2 举升臂AOB的建立395.2.3 液压缸支承轴的建立395.2.4 上平台的建立405.2.5 夹具的建立405.2.6 拉塔柱的建立425.3 整机装配425.3.1 CATIA装配功能概述435.3.2 装配的CATIA零件图435.3.3 CATIA整机装配图及爆炸图485.4 本章小结50第6章校正仪主要零部件有限元分析516.1 ANSYS有限元分析软件介绍516.2 ANSYS与CATIA接口的建立516.3利用ANSYS对主要零部件进行分析526.3.1定位夹具卡钳的有限元分析526.3.2液压缸支撑轴的有限元分析566.3.3举升臂的有限元分析596.3.4拉塔柱的有限元分析626.4 本章小结65结论66参考文献67致谢68第1章绪论1.1 选择背景、研究目的及意义随着汽车市场的不断发展与壮大，与之相协调的汽车维修行业也迅速发展起来。目前在汽车事故中对大梁及钣金的修复十分常见。而随着对售后服务的要求的不断提升，也为了更好的发展企业，各维修厂家已经开始了激烈的服务竞争。汽车大梁校正仪是在因交通事故碰撞所致车身损坏，以及大梁变形等的技术数据恢复中重要的维修设备。在以往的事故后维修时，很多企业选择了更换零部件，但是这样往往会增加客户的损失及保险公司的负担。汽车大梁校正仪的出现避免了高额的更换费用，这样既减少了顾客的损失，也可促进制造设备企业市场的发展。利用大梁校正仪专业设备方可保证对汽车大梁的维修的质量水平。然而对于在维修中为了保证汽车安全的定位，方便的使用，高维修水平等众多关键要素，必须设计质量及安全可靠的设备。因此，为了满足维修企业对占地空间的要求及保证维修质量。对框架式汽车大梁校正仪进行深入研发将对我国在这一领域发展有实质性的意义。本课题基于计算机仿真平台，应用CAD/CAE领域比较领先的设计软件AutoCAD进行二维草图绘制，使用了当前先进的三维设计软件CATIA进行三维建模及整机装配，在产品投入生产之前运用ANSYS软件进行质量分析，可及时发现并更改设计中的缺陷，完善设计方案，减少产品开发周期，提高研发的质量和效率，为此设备的生产实际提供一些有价值的理论支持。1.2 国内外研究现状1.2.1 大梁校正仪的发展历史汽车大梁校正仪的发展已经有了将近30年的历史。它的出现主要是基于剪式汽车举升机的框架的改装。由于举升机历史较长，技术较成熟，所以在80年代期间，美国及欧洲就率先通过对剪式举升机的改造而研发出框架式大梁校正仪。九十年代欧洲通过出口到中国市场逐渐把它的产品推向亚洲地区。90年代中期，在我国山东地区逐渐出现了很多此类设备制造企业，目前在国内市场发展史已经是标新立异。经过几十年的发展，剪式举升机及一些定位夹具已经更新了很多代，框架式汽车大梁校正仪至今也经历了许多变化与改进。目前欧美已经将其产品出口至全世界，我国山东地区少数企业也已经打破传统局面，将设备出口至芬兰等北欧国家。而框架式大梁校正仪使用方便，占地空间较小，也受到很多实力雄厚的特约维修站的欢迎。1.2.2 国内外研究状况及成果框架式汽车大梁校正仪目前是市场上主流的产品之一。欧洲及美国目前在这方面的技术处于领先地位，并且不断的主导市场的发展方向。所以市面上此产品主要由欧洲及美国设计制造，他们已经在精确恢复技术方面取得了很大成就。在这其中美式大梁校正仪凭借价格优势及外观而市场占有率较高，但随着维修质量要求的提高，夹具设备的不断升级，欧式凭借其功能的强大，操作灵活及占地面积小等优势逐渐在市场上走俏。但由于进口设备的高价格及售后服务不方便等因素，仍然只是少数大型维修企业及汽车4S店会购置进口设备。90年代末，在我国山东地区出现了一些制造汽车大梁校正仪的中小型企业。由于起步较晚，所以目前多数企业是借鉴国外的先进技术。随着时间的推移，目前市场上自主的品牌已经逐渐成熟起来，并且在不断地扩大销售网络于全国，基本在各大省会城市均有销售代理，且价格范围较广，多数在3-6万元左右。但质量水平，技术创新性等方面与进口品牌还有一定的差距，而且产品类型主要以平台式为主。但是自主品牌却已经出口至欧洲及非洲。由此可见目前中国汽车维修设备市场对框架式汽车大梁校正仪的需求将会不断上升。目前框架式汽车大梁校正仪主要有以下功能特点：（1）能实现单拉臂可多角度拉伸，同时能对事故车进行360遥控拉伸；（2）定位系统是模块式，能具有高通用性；（3）定位夹具高度可调，能方便上下车辆的准确定位；（4）配备举升平台和上车导板，移动支架，电脑底盘测量系统等附属件。随着市场的发展，提高汽车大梁校正仪的高水平技术与整体制造水平是在市场上获得良好口碑的关键要素。1.3 研究内容及研究方法1.3.1 研究内容（1）分析框架式汽车大梁校正仪的结构形式及工作原理，根据以下参数：最大举升高度1060mm，工作台长度 2300mm，工作台高度230-1060mm，工作台宽度950mm，降到最低点为230mm，拉塔工作范围360度，液压系统最大工作压力16Mpa，气源压力要求0.8Mpa，拉塔牵引最大拉力70KN，完成方案设计及质量校核计算。利用AutoCAD完成校正仪的二维总体结构设计，然后CATIA建立三维模型，在将关键零部件模型通过专用模型数据转换接口导入ANSYS软件进行有限元分析，获得校正仪在载荷工况作用下的应力、应变及变形状，然后用CATIA整机虚拟装配。（2）拟解决的主要问题 1）框架式汽车大梁校正仪总体方案设计；2）利用AutoCAD完成大梁校正仪二维结构设计；3）利用CATIA完成大梁校正仪的三维建模； 4）利用ANSYS软件对关键零部件进行有限元分析； 5） CATIA虚拟装配。1.3.2 研究流程如图1.1所示。图 1.1研究流程图第2章校正仪整体结构设计 2.1框架式汽车大梁校正仪工作原理框架式汽车大梁校正仪是基于举升机基础上附加定位夹具，拉塔等装配成的。汽车通过斜坡式方凳驶上一定高度后，通过可调位置的夹具夹紧不同的汽车裙边后定位汽车。然后驱动液压系统通过支撑横轴推举汽车至一定高度，此时因为大梁受损的部位不同，需要调整拉塔的方向。拉塔是通过卡钳卡在平台上的，因此可实现360范围工作。拉塔定位后把拉链一端的钩子钩在受损部位，通过驱动另一个液压缸使拉塔向后拉动链子实现拉伸大梁的作用。2.2 举升机构主要结构确定2.2.1 举升机构整体结构形式及基本组成本课题设计的内容主要是基于小型剪刀式举升机的结构设计，剪刀式举升机的市场较成熟，类型也很丰富。按照剪刀的大小分为大剪式举升机（又叫子母式），还有小剪（单剪）举升机；按照驱动形式又可分为机械式、电控液压式、气液驱动式；按照安装形式又可以分为藏地安装，地面安装。因为此次设计所要举升的重量为2t以下的乘用车，所以采用双铰接剪叉式液压驱动举升机就完全符合设计理念。为了适合大小维修企业，对地基没有过多要求，采用平板直接放在地面安装即可。整体结构形式草图如图2.1所示。图2.1举升机整体结构形式上平台举升臂液压系统滑道角钢底座固定铰支座从整体结构来看，双铰接剪叉式举升机由举升臂、滑动装置，上下平台，电控液压系统四大部分组成。在达到举升高度时，由于选择的液压系统中活塞杆的行程要大于实际举升所需行程，所以必须在滑道处加以挡块来限制其举升高度。由于本次设计采用斜坡式方凳来使汽车上升到举升位置，再加之利用安全性较高的电控液压系统来控制，所以避免了另加液压缸自锁装置，即节省成本有保证安全操作。双铰接式举升机有两组完全相同的举升臂机构，分别放于左右两侧滑轮之间。举升机由电气系统控制，由液压系统输出液压油作为动力驱动活塞杆伸缩，带动两侧举升臂同时上升、下降、锁止。举升机一侧上下端为焊接在横梁及底板上的固定铰支座，举升臂由销连接固定在铰支座上。另一侧上下端为滑轮在角钢内滑动，举升臂通过轴与滑轮连接。液压缸通过举升横向支承轴来举升整个平台，举升臂以固定铰支座一侧为支点，滑轮向内或向外滑动，使举升机上升下降，当达到适当的举升位置时，利用电控台及挡块锁止。剪刀式举升机操作方便，结构简单且易于维修，占地面积小，适用于大多数轿车的维修，且安全可靠。2.2.2 举升机构各零部件安装位置及润滑举升臂一侧底端通过焊接在底板上的固定支座及上部横梁上的绞支座来固定，底板是一块中间去除材料的矩形钢板，绞支座通过销轴固定举升臂，在连接处个留有间隙以便润滑及减少摩擦。另一侧通过与举升臂焊接的短轴套进滚针轴承来实现滚动，并且在滑道加厚板及不等边角钢上涂有脂润滑剂。每侧两个举升臂通过销轴连接，为减少剪应力的作用，在举升臂连接处焊有钢板，其中摩擦处都要油脂润滑。液压缸底部固定在底板的固定支座上，活塞杆作用在上端支撑轴上，活塞杆由三个套筒来固定位置，并留有一定的间隙。为了在聚生过程中更加稳定，每侧整个举升臂安装位置均在同一水平平面内，且在两侧举升臂之间焊有横向稳定板。整个装置虽然要求装配精度不高，但是各铰接处均有一定的摩擦，所以必须采用润滑脂润滑。2.3举升平台及定位夹具主要结构确定2.3.1 举升平台整体结构形式及基本组成举升平台主要由一个弯成方形的钢板和焊在内部的槽型钢组成。在两侧分别有一对卡钳及托盘卡在钢板上。在平台中间则通过方管横梁来稳定，且在横梁上焊有固定绞支座。在平台内壁槽钢上焊有槽型钢滑道，两侧对称焊接。在卡钳的侧面上各焊接一个方管，作为举升梁和夹具支撑。如图2.2所示。外横梁托盘横梁卡钳 2.3.2 定位夹具整体结构形式及基本组成夹具是用来支撑整个汽车的关键零部件，通过四个卡钳分别卡住汽车的裙边。其中为了满足不同汽车的车宽及裙边的后度差异，需要把其中一个卡钳设计为可移动式。两个卡钳由螺栓连接。卡钳固定在一个方形钢板上，钢板下端焊接有一个圆柱体，圆柱放在一个粗型螺栓内，螺栓可以通过伸缩来控制夹具的高度，以适应不同的车高。夹具底端通过方形钢板焊接在一个方管上，方管套在另一个方管上，这样可以实现左右灵活移动。结构如图2.3所示。图2.3 夹具组件主要结构形式卡钳连接螺栓夹具螺栓柱夹具支撑柱加强筋滑动套管2.4 拉塔的主要结构确定2.4.1 拉塔横梁处整体结构形式及基本组成拉塔横梁是用来支撑拉塔柱和液压系统的关键部件。靠近平台一端的固定是靠一个卡钳与托盘掐在平台钢板上，其中为了满足拉塔的可旋转性，在横梁一端平板上开有三个销轴孔。液压缸支承座焊接在横梁上，且留有一定的间隙，同时需要脂润滑减少摩擦。横梁的另一端是连接拉塔柱的两块钢板。如图2.4所示。图2.4 横梁组件主要结构形式拉塔柱夹板拉塔横梁固定铰支座活动插销固定插销托盘支撑立板卡钳上平台2.4.2 拉塔柱的结构形式及基本组成拉塔柱是整个大梁校正仪的关键所在，液压活塞杆通过推拉塔柱上的销轴来驱动拉塔，拉塔往后倾同时拉动了挂在拉塔柱上的铁链，铁链一头通过钩子来拉大梁。拉塔柱由方管构成，其竖向焊有方块用来挂住铁链。这个结构较为简单，但是每个衔接处及销轴连接处都需要脂润滑。结构如图2.5所示。图2.5拉塔柱主要结构形式挡块拉塔立柱拉链夹板液压系统2.5 其它附件除了上述主要结构外，在汽车准备进入维修阶段时候，我们还需要将其举升至一定的高度，以便举升机将其举升。因此需要几个长条方凳及一对斜坡式方凳，将汽车开上去之后方可进行下一步。方凳结构简单，均为钢板与方管焊接而成（如图2.6）。其他拉链及钩子均为选购件，满足使用强度即可，这里不做详细的介绍了。图2.6方凳组合简图2.6 确定框架式大梁校正仪各结构尺寸及材料2.6.1 建立待修汽车基本参数模型为了尽量满足市场常见车型的维修，本设计首先建立了一个常见乘用车车模型。根据表2.1所列车身参数信息。参数信息表 2.1 车型捷达先锋吉利帝豪EC718车身长/宽/高（mm）4415/1674/14154635/1789/1470前/后轮距1429/14221502/1492轴距26022650车重11141310最小离地间隙137167本设计会根据吉利轿车和大众轿车的车身信息确定框架式大梁校正仪相关配合的尺寸适用范围。参数信息表2.2 技术数据数值单位工作台长/宽2300/950mm举升高度范围2301060mm拉塔工作范围3602.6.2 校正仪底部结构部分主要尺寸及材料的确定（1）经实地参考测量及表2.1，2.2中的参数来支撑地板主要尺寸：长1480mm，宽920mm，厚为12mm。材料为Q235钢，为了节省材料，中间去除部分材料。如图2.7所示。图2.7底板结构尺寸上图2.7为去除材料的尺寸（注：此说明书中所有图中尺寸均代表实际尺寸，单位mm）。（2）在底板一端焊有支座及轴承滑道，因举升装置中举升臂一端需要固定在绞支座上，而另一端为滑动装置，为了使举升臂尺寸相同，需保证其各端处于同一高度。参考举升机的绞支座确定其主要尺寸：高80mm，宽60mm，厚15mm。，材料为Q235钢.销轴处孔直径为30mm（参考销轴规格），销轴长取78mm，液压缸处销轴长度100mm，中心孔距底板55mm，垫片采用GB/T 848-2002，材料为标准35钢（以下销轴材料均同）。加厚滑道厚度25mm，上面焊有角钢，其安装位置由内侧举升臂及焊接在举升臂上的短轴来确定。2.6.3 校正仪中间结构部分尺寸及材料的确定（1）首先设定举升到最大高度时，两举升臂夹角为90。举升臂上支点设定在上平台中心线的位置，上平台高度钢板取90mm，底板厚度取12mm。由此计算举升臂的长度L=（1060-90/2-12）/cos45=1418.45mm，这里取L=1420mm，宽度取70mm，厚度取18mm，材料为45钢。其中安装举升臂的绞支座距离取25mm（7mm配合间隙）。每两个交叉的举升臂连接处之间各焊接一个长160mm，宽70mm，厚18mm的加厚板。在中间处均开有直径为30mm的孔，用于穿插销轴。销轴的尺寸参照GB882-86初选d=30，长为100mm。其中两个内侧的举升臂还需要有与液压缸配合的孔，孔径即需要穿插的液压缸支承轴轴径，初选D=40mm，材料为40Cr。垫片及开口销采用国标值，销轴长度在后面小节计算。（2）举升臂内侧稳定横梁焊接钢板长度等于两侧举升臂距离。宽45mm，厚10mm。材料为45钢。焊接位置距离举升臂端部取110mm。（3）两个液压缸的活塞杆据离内侧举升臂为120mm。活塞杆顶部套管与横轴装配处有两个长85mm，内径40mm的套筒，和一个长265mm，内径40mm的中间套筒组成。液压缸底部安装位置跟上部对应相同。2.6.4 校正仪上部平台结构尺寸及材料的确定（1）举升平台是整个平台的基础，为了满足拉塔在360度内均可工作，需要设计一定的转角，如图2.8所示。图2.8平台主要轮廓结构内横梁槽型钢滑道内贴槽型钢由技术参数可知平台长度2300mm，宽950mm，这里高度取90mm，厚度20mm，钢板材料使用Q235。折角后尺寸如上图2.8所示。平台钢板的内部焊接有热轧槽型钢，槽型钢的型号采用五号，其具体尺寸参照GB/T 707-1988，其各段长度以完全焊接在钢板的内壁上为准，。（2）举升平台内部横向需要稳定及安装绞支座和滑道，所以焊接两个长835mm的方管，由GB/T 3094-2000选择高50mm，宽70mm型。安装位置因上部槽型钢滑道的影响，两个横梁采用非对称安装方式（见图2.7）。（3）内壁焊接滑道槽型钢由GB/T 707-1988可选，高63mm，宽40mm。因举升位置最低点高230mm，可以求得在最低点时举升臂与地面的夹角：解得=7。因举升最大高度时夹角为90。所以1420*cos71420*cos45=405.32mm，这里取525mm作为槽型钢滑道长度。其安装位置由举升最大高度时上端绞支座的位置确定。（4）在举升汽车时我们需要在平台上安装举升支撑臂来支撑起裙边，举升臂与平台的连接需要必须满足随汽车的不同的轴距而移动。所以需要用卡钳及托盘连接来二者。卡钳及卡盘卡在高90mm的平台钢板上安装，并且卡钳及托盘顶端恰好接触高50mm的槽型钢上，其二者材料均选45钢。其具体结构尺寸如图2.9所示。图2.9卡钳及卡盘主要结构及尺寸卡钳宽度取与横梁方管的宽度相同，横梁方管参照标准规格表取厚度6mm，宽70mm，卡盘宽度130mm。插销长100mm，材料为45钢。卡盘立柱中心位置据卡钳表面25mm。（5）举升臂的移动是通过焊接在一端侧面的短轴来插入滚针轴承内孔中来实现的，为了限定滚针轴承的轴向位置，采用阶梯轴，其在滑道方向的限制通过焊接一个铁块即可，其结构简单，尺寸没有严格规定，阶梯轴尺寸见图2.10中35和25，其一端与焊接在平台内壁的槽型钢有5mm间隙。图2.10举升臂及轴的结构尺寸通过上图尺寸L=60mm可以确定两侧举升臂的间距，因此底端支座间距，液压支撑轴尺寸也可确定。取液压缸支承轴长度为L=635mm，垫片及销轴端面尺寸由40确定其标准值。滚针轴承型号参照厂家实际可提供的型号为308-226C，内径25mm，外径45mm，厚30mm，优先选购耐磨的材料。（6）上部横梁处支座尺寸：高度75mm，宽45mm，厚15mm，材料为Q235钢。安装位置以根据上平台举升臂安装尺寸确定。两个支座距离与下部绞支座相同。2.6.5 定位夹具的尺寸及材料的确定（1）定位夹具结构较为复杂，我们这里主要参照CAD二维草图来说明详细尺寸。所有结构尺寸如图2.11所示。图2.11夹具结构尺寸由于夹具高度可调，这里说明最低时H=240mm。定位夹具体的卡钳，圆柱螺栓，加强筋，坐板等均为45钢。因其需要随不同车宽而移动，所以只需要满足对称装配即可。其中控制卡钳移动的螺栓及垫片参照GB/T 6712.1-2000采用公称直径M16，附加M16垫片，其长度L取105mm。2.6.6 拉塔组件的尺寸及材料的确定（1）拉塔立柱选用的方管按GB/T 3094-2000选择正方形截面方管，边长80mm，厚度8mm，整个长度取1200mm，材料45钢。拉塔立柱上焊接的定位块由高30mm，宽30mm，长40mm的钢块组成，材料Q235钢。支撑轴夹板厚20mm，材料Q235钢。销轴按标准规格取30，长度145mm，材料为40Cr。其结构尺寸如图2.12。图2.12拉塔结构尺寸（2）拉塔横梁采用正方形截面方管，边长70mm，厚8mm，长720mm，材料Q235钢。连接处对称焊接的钢板厚度分为20mm，25mm两处，其中从焊接端到横梁一端厚度为25mm，材料Q235钢。销轴与上节销轴尺寸相同，材料为40Cr。具体结构尺寸如图2.13。图2.13横梁处结构尺寸（3）横梁处两个液压缸位置绞支座的厚均为15mm，底坐板宽均为80mm，绞支座边缘与底板边缘对齐焊接，材料均为Q235钢。具体结构尺寸如图2.14。图2.14拉塔横梁结构尺寸（4）拉塔横梁与平台连接处各结构尺寸如图2.15。图2.15连接处结构尺寸主视图俯视图材料除横梁采用45钢外其余均为Q235钢。销轴直径均采用标准值20，垫片及开口销由直径参照手册确定。（5）拉链的选择厂家提供的直径10mm，外长50mm，外宽34mm，长度2.5m左右。钩子选择开口尺寸40mm左右的普通高强度拉链钩即可。挂圈为一个长180mm，宽150mm，厚度25mm的实心方形圈，连接链子处焊接一个厚15mm的小钢板即可，材料选为Q235钢。拉链与钩子及挂圈连接处销轴采用16标准值，长度70mm。材料由选购的厂家确定，这里不作详细介绍。2.6.7 方凳及斜坡板凳的尺寸确定（1）方凳采用高400mm，长800mm。宽300mm的钢板及方管焊接组成。斜坡方凳坡长1000mm，也是由钢板及方管组成。二者材料均为Q235钢，其数量可根据实际需求选定，其余不作详细介绍。2.7 设备各部件质量的估算及设计举升质量2.7.1 计算拉塔组件的质量（1）经查方管规格表可知：宽为80mm，厚8mm的方管理论质量17.23kg/m。宽70mm，厚8mm的方管理论质量14.72kg/m。由此计算拉塔柱和拉塔横梁总质量 G=1.217.23+0.7214.72= 31.2kg （2）查材料表知Q235钢密度7.86g/cm*3。拉塔柱上的焊接板及焊接方块的总质量约为15kg。（3）液压系统，支座，卡钳，卡盘，支板等附件总重不作详细计算，总重G20kg。2.7.2 计算平台上设备的质量（1）平台外横梁的方管由查规格表计算其总重 G=40.3059.69=11.8kg 卡钳及卡盘的总重G20kg，插销总重约2kg。所以总重33.8kg。（2）夹具体45钢密度7.85g/cm*3，因其结构复杂，这里估算G=30kg。（3）内横梁同样参照方管规格表可查得其对应尺寸的理论重量为9.69kg/m。所以内横梁总重 G=9.69 0.8352=16.18kg （4）平台四周的外轮廓钢板材料密度为7.86 g/cm*3，体积为 0.090.02（0.324+0.452+1.82）=0.01m总质量 G=78600.01=78.6kg （5）平台内贴槽钢的截面积查表可知6.93cm，长度5.01m，密度为7.85g/cm*3。所以其总质量为27.3kg。（6）轴承，销轴，垫片及滑道等质量和约为15kg。2.7.3 计算平台中部的质量（1）举升臂的45钢材料密度为7.85g/cm，估算其体积为cm。总质量为 419887.85/1000=62.42kg. （2）液压支撑轴的材料密度为7.87 g/cm，体积为0.040.644=0.00324m，所以可得质量为 0.00324m7.87 g/cm0.000001=25.46kg （3）内稳定横臂质量 0.0450.010.778602=5kg加上其他销轴，垫片等总质量约为6kg。2.7.4 计算底板处的质量（1）底板的体积为 0.0121.480.92-20.0120.60.46=0.0097mQ235钢密度7.86 g/cm，所以底板质量为 0.0097m7.86 g/cm0.000001= 76.24kg （2）所有支座，角钢滑道及销轴等质量和估值为10kg。（3）根据参考举升系统实物，两个液压系统总质量约为30kg。（4）参照实物可知用于起升的方凳及斜坡凳子总质量约为80kg。2.7.5 实际设计举升质量（1）设备总重为 31.2+15+20+33.8+30+16.18+78.6+27.3+15+62.42+25.46+6+76.24+10+30+80557kg。（2）参照实际车型重量，本设计要求能够举升1500kg的乘用车即可。综上我们可以知道实际举升的重量应该去除底板处的质量，所以我们计算出实际举升质量为 1500+（557-76.24-10-30-80）=1860.76kg 为留有安全空间，本设计要求大梁校正仪能够举升2000kg。因不同作用点承受载荷略有差异在以后计算校核中载荷亦采用2000kg为准。2.8 本章小结本章的主要内容是针对框架式汽车大梁校正仪的基本组成结构，零部件结构尺寸，装配尺寸，以及质量等的确定做出了全面的说明。为后期绘制二维草图，三维建模做准备。在确定框架式大梁校正仪的主要内容中，我们参照了丰田中心的剪式举升机，烟台优利公司的UL-300型框架式大梁校正仪，及烟台万腾VE900型等商品的相关技术参数。同时我们根据市场上常见车型的参数来确定框架式大梁校正仪一些基本结构尺寸，通过合理的设计来节省其成本并且能够适应市场的使用要求。第3章校正仪的力学分析及校核3.1双铰接剪刀式举升机构的力学模型剪刀式举升机构具有结构紧凑、占地空间小、操控性灵活等特点。因此在维修行业、货物装卸中得到广泛应用。剪刀式举升机构作为举升平台钢结构的关键组成部分,其力学特性对平台性能产生直接影响。对于双铰接剪刀式举升机构来说,影响其力学性能的关键因素是举升液压缸的安装位置，举升臂角夹角及高度。计算、分析剪刀式起升机构的方法主要是参照已有的公式及其他力学原理。下面我们做详细的计算说明。3.1.1 举升机构力学模型建立与分析举升机够右侧为固定铰支座，左侧为滑动铰支座，平台上放有总荷载，举升机上升过程中，荷载重心相对上移，达到最高位置时举升臂夹角为90。简化安装后受力情况如图3.1，图中F4 与F6 作用点分别对应平台和底座的固定铰支座位置, F3 与F5 作用点分别对应平台和底座的滑动铰支座位置。图3.1 力学方案示意图为分析方便,我们将平台有效载荷之和简化为W，W=9.8N/kg2000kg=19.6KN 。根据结构分析，四个支点的受力如图3.1所示。液压缸支撑点距离L1=250mm，臂长L=1420mm，L2为变化值。其中举升臂之间夹角即随着举升高度的不同而变化。由结构介绍可知，举升装置由两侧对称安装的交叉举升臂组成。我们从平台整体结构分析可以把作用点平均分为四个，每一侧举升装置承受约一半的载荷。所以我们设如下公式 FA =FD =W /4 （3.1） FB =FC = W /4 （3.2）3.1.2 举升机构主要关系参数的确定通过分析剪刀式举升机构,发现液压缸推力FP和油缸轴线与水平面之间的夹角及举升臂与水平面夹角有直接关系。由于整个向上的举升力来自液压缸活塞杆，由式Fp*sin可知，在给定载荷下,起升油缸夹角越小,则所需推力越大。而的值主要是关系取矩的距离，因此这几个参数在计算受力时十分重要。3.2液压机构力的分析与计算3.2.1 确定载荷与液压缸推力的关系通过分析举升臂COD我们来确定W与Fp的关系。其受力分析如图3.2所示。图3.2举升臂COD受力分析通过上图我们来列力及力矩方程 Fx=0 Fpx=Fx=Fp*cos （3.3） Fy=0 Fpy=Fy=Fp*sin （3.4）化简可得：即。整理得（3.5）3.2.2 计算液压缸的推力 1.举升机构升高到最高位置时液压缸的推力这里计算的推力均指液压缸对设备一侧的数值，实际整体值乘二倍。当在最高位置时举升臂之间夹角为90，=45。由图3.1可计算出此时L2的长度：1420cos45=1004mm。由于初选L1=250mm，设液压缸整体长度b1，根据余弦定理可得如下关系式解得：b1=752.69mm。因此由反余弦定理可得出液压缸轴线与水平面夹角=64.4。把，L，L1，W的值代入公式3.5可得：Fp=20.87 KN（设备一侧受的推力）。 2.举升机构在最低点时液压缸的推力根据图（3.1）所示的举升机的结构分析，在最低位置时因要求高度为230mm，可求出角度：，L2=1420cos7=1409mm，同理根据余弦定理我们可求得此时的液压缸长度b2为471mm，利用反余弦定理求的此时的=15。但是由设计结构如图3.3所示分析，汽车是通过斜坡行驶到方凳上固定的，因此整车举升位置的高度包括车轮的部分，方凳的高度，而定位夹具的高度，汽车裙边的高度都必须考虑在夹具卡钳真正开始举升汽车的位置之中。也就是说举升装置在最低位置230mm处时并没有举升汽车，也就是不需要承受汽车载荷，此时只需要承受自身载荷需要的推力很小，这里就不必要做详细计算了。结构简图如图3.3所示。图3.3整体结构由上段分析可知，举升机的最低点应该是在举升至夹具基础裙边为基准，由之前的分析可知最低位置越高则需要的液压系统推力越小。本设计参照实际车型参数取裙边距地面距离最小值150mm（实际值大多数大于150mm），由设计尺寸可知夹具高出上平台水平面200mm，方凳高400mm，所以裙边此时距地面距离为：400+150=550mm。而定位夹具距地面的高度此时为：230+200=430mm。这就是说当整个装置举升550mm减去430mm等于120mm以后才开始承受汽车载荷。此时液压缸的推力是整个举升过程中所需推力最大值，选择液压系统时根据推力最大值确定。下面根据图3.1来计算此时的Fp的大小。在举升装置上升120mm后，此时的设备高度为350mm，得。同样由余弦定理求得此时的液压缸轴线与水平线夹角为：=23.8。把，L，L1，W的值代入公式3.5：，所以解得：Fp=46.54 KN（一侧）。3.3 举升机构的力学分析与计算本设计采用双铰接剪刀式举升机，由电控液压系统驱动。通过活塞的伸缩来实现高度变化，举升时间由所选液压系统型号决定。分析举升机不同举升高度的受力情况可知，在给定载荷下,举升到不同高度时所需油缸推力不同，各举升臂与轴受力也不同。为分析方便，在计算过程中只分析举升机最低点和举升到最高位置时的受力情况即可。因之前很多的参数为初选值，因此需要对主要的轴，横梁，举升臂等零部件进行分析校核。3.3.1 举升机构最低状态时，各臂受力情况由之前的章节分析可知，这里的最低状态指的是升高120mm开始承受载荷之时。举升机在最低点时，举升机重量均匀的分布在平台的四个支撑点上，平台钢结构有效载荷之和W所产生的重力直接作用在滑动铰支座和固定铰支座上。在最低点时，举升臂倾角值12因很小，所以计算过程中我们可以将W 近似看成作用在平台中心位置。因举升重量和平台质量之和W由两侧举升机共同承受，所以举升臂一侧的载荷为W1= 1/2W=1/29.8N/kg2000kg=9.8 KN (1)计算举升臂AOB的受力，如图3.4所示。图3.4 举升臂SOB的受力图3.4为杆AOB的受力情况，A作用处为滑动铰支座，B作用处为固定绞支座。在刚要举升的瞬间，O点的受力很小，主要载荷集中在A点，且因为角度数很小，这里FBy忽略不计。FA=W/4=4.9KN，FBX，Foy及FOX的值由液压缸推力决定，参照下一节计算。（2）计算举升臂COD的受力，如图3.5所示。图3.5 举升臂COD的受力由前面计算可知，在最低点时：Fp=46.54KN。由力的平衡条件可知Fox=Fox=FBX=Fpcos=46.54KNcos23.8=42.58 KNFoy=Foy= Fpsin=18.78 KNFc=FD=W/4=4.9 KN因在最低点时角很小，D点主要承受纵向载荷，绞支座主要起连接作用，这里FDX值很小，可忽略不计。3.3.2 举升机构举升到最高位置时，各臂受力情况举升机升高到1.06m时，其平台上部受力如图3.6所示，通过力矩平衡方程我们图 3.6平台上部的受力得到如下关系式 FA+FD=W/2 FALcos+ FD0=W/2L/2cos解得 FA=4.9KN FD=4.9KN（1）计算举升臂AOB的受力，如下图3.7所示。图3.7 举升臂AOB的受力通过力及力矩方程我们得到如下方程组 FOX+FBX=0 Foy+FBy=FA FAL/2cos+FByL/2cos=FBXL/2sin FALcos+ FOXL/2sin= FoyL/2cos由于举升汽车到最高位置以后，液压缸作为主要的竖向支撑，所以底座板上的固定绞支座几乎只起连接作用，这里FBy值很小，忽略不计。解得 FOX=4.9 KN FBX=4.6 KN Foy=4.9 KN（2）计算举升臂COD的受力，如下图3.8所示。计算方程如下 FDX+FPcos= FOX FDy+Foy=FC+FPsin由前面的计算可知，在最高点时FP=20.87 KN，=64.4。根据力的平衡条件计算可得方程式如下 FOX=FOX=4.9 KN Foy=Foy=4.9 KN解得 FDy=18.8 KN FDX=4.1 KN 图3.8 举升臂COD受力3.4 定位夹具及拉塔的力学分析与计算定位夹具的结构较为复杂，其主要受力点在两个卡钳的顶端，汽车全部载荷支撑在四个卡钳的上。拉塔是以方管为主要零件构成的，由液压系统的推力来驱动。3.4.1 定位夹具的受力分析由于总载荷为W=19.6KN，其载荷约平均分配给四个夹具。受力见图3.9所示。图3.9 定位夹具的受力由于夹具只承受来自汽车的载荷，平台的载荷与其无关，所以我们计算可得 F=1/4（W-W平台）=1/4（19.6-5579.8N/kg）3.54 KN3.4.2 拉塔的受力分析因拉塔的受力是随着液压缸的推力变化及车身受损的不同部位而需要改变的，很难准确的计算出具体的受力，这里假设计算其承受力最大的情况时。参考实际维修大梁的数据可知，一般要求拉塔最大拉力在50KN至100KN，本设计是针对小型车的普通碰撞维修，这里取拉塔所受的最大拉力为70KN，即选择液压缸的最大推力为70KN，受力简图如图3.10所示，假设液压推杆垂直作用在拉塔的中间位置，那么可得 F1=F2=35KN 图3.10 拉塔的受力3.5 主要零部件的强度校核3.5.1 举升臂AOB的强度校核（1）在举升到最高位置时，=45，Foy=4.9KN，FOX=4.9KN，FBX=4.9KN。因其举升臂中间通过销轴连接，故在中间点处产生最大弯矩。下面通过力及力矩图3.11来分析。图3.11 举升臂AOB的剪力图及弯矩图 1）举升臂的弯矩图如图3.11所示，举升臂最大弯矩为 2）确定举升臂1中性轴的位置，截面形心距底边为因举升臂1结构可近似一方钢，所以通过截面中心的中心线即为中性轴。 3）截面对中性轴的惯钜为4）举升臂的最大弯曲应力 5）最大轴向正应力 6）两种变形的总应力经查材料表可知45钢的抗拉强度为600MPa，屈服强度为300Mpa。对于承受载荷比较大，但承受最大载荷的时间不长的情况下我们取安全系数为1.2，所以600MPa除以1.2后计算可得45钢许用抗拉强度为500MPa。由于举升臂承受的总应力172.5Mpa小于45钢许用500Mpa，经过计算校核举升臂AOB在最高状态时它的强度充分满足设计要求。（2）举升臂在最低位置时（刚开始承受载荷时），=12，FOX=42.58KN。基于上一节的公式及弯矩图，我们得到在最低点时计算结果如下 1）因为惯性矩及中性轴位置均不变，所以我们得到 2）两种变形的总应力 500MPa经校可知核举升臂的强度265MPa500MPa，所以其强度合格。所以经过以上两种状态下的计算分析，举升臂AOB的强度无论在最高位置及最低位置时均满足强度要求。3.5.2举升臂COD的强度校核（1）在举升至最高位置时，=45，=64.4，FP=20.87KN，FDX=4.1KN，FC=4.9KN。举升臂COD中间有两个销轴孔，其可能发生破坏的可能性较大，下面通过力矩图3.12进行分析。图3.12举升臂COD的剪力图及弯矩图 1）举升臂的弯矩图如图3.12所示，举升臂最大弯矩为 2) 确定举升臂1中性轴的位置，截面形心距底边为因举升臂1结构可近似一方钢，所以通过截面中心的中心线即为中性轴。 3) 截面对中性轴的惯钜4) 举升臂的最大弯曲应力 5) 最大轴向正应力 6）两种变形的总应力由上一节3.5.1可知，45钢许用应力为600MPa，除去安全系数1.2后为500MPa。因为总应力182.81MPa500MPa，所以强度合格。（2）举升臂在最低位置时（刚开始承受载荷时），=12，=23.8，FDX=0 KN，Fc=4.9KN，Fp=46.54KN。基于上节公式及弯矩图的相关计算，可得在最低点时的计算结果如下 1）因惯性矩及中性轴位置均不变，所以我们得到 2）两种变形的总应力 500MPa经过计算可知，在最低位置时举升臂COD的强度235MPa500MPa，满足强度要求。经过以上两种状态下的计算分析可知，举升臂COD的强度满足强度要求。3.5.3液压缸上端支承轴的强度校核因为此横轴作为液压缸的支承轴，推力直接作用在轴线垂线上，两端固定在举升臂开孔中，所以其属于纯弯曲变形，其受力如下图3.13所示。轴材料为40Cr，许用抗拉强度为1000MPa ，轴径为40mm。为了避免因弯曲过大而导致对轴的破坏，本设计采用双液压缸，分别支撑在横轴两端。因在刚举升的最低点轴受力最大，这里只校核此种情况的安全性。图3.13 支撑轴的剪力图与弯矩图由图3.13可得式中：M为横截面上的弯矩；W轴的抗弯截面系数。经校核可知：889MPa1000MPa，因这个最大应力仅在举升瞬间存在，其余时间均小于此值，所以强度合格。3.5.4连接举升臂销轴的强度校核因销轴是插进两个交错的举升臂内部孔中，所以其主要承受剪应力，校核时只需要考虑其剪切变形即可。销轴材料按规定为35钢，轴径30mm，许用剪切应力=98MPa。如图3.14所示。图3.14 销轴的受力图1.在刚要举升最低点时销轴的强度计算（1）水平方向承受的应力为（2）竖直方向承受的应力为由第三强度理论可知 =16.84MPa 98MPa。经过计算可知此轴的满足强度要求。2.在举升到最高点时销轴的强度计算（1）水平方向承受的应力为（2）竖直方向承受的应力为由第三强度理论可知： =0MPa 98MPa。此处的值恰好为零与其举升到最高点时值为45有直接关系。只要值改变，其结果就会不同。所以此轴满足强度要求。3.5.5平台内横梁的强度校核平台横梁作为举升装置的主要作用部位，对其强度要求较高。这里参照GB/T 3094-2000选择材料为45钢，许用应力为600MPa，其所选规格在结构尺寸中已经写明。其剪力图及弯矩图如图3.15所示。图3.15内横梁的剪力图及弯矩图由前面的计算可知，举升至最高位置时举升臂对其作用力最大，FDX及FDy的合力为4100Ncos45+18800Ncos4516.2KN，也就是说此作用力并非垂直作用在横梁上。下面根据组合变形斜弯曲公式来计算其应力。由查规格表以选的方管对应参数惯性矩IX=49.29，所以可得：叠加原理可知： 600MPa，所以其强度合格。3.5.6定位夹具的强度校核由前面2.3.2节构介绍可知，夹具主要通过上端一对卡钳来承受载荷，汽车裙边支撑在卡钳上，每对卡钳承受四分之一的载荷，因此每个卡钳承受八分之一载荷。分析可知卡钳端面承受的是均布载荷，因卡钳底部焊接在平板上，故不考虑其X轴向的弯曲变形。查表知45钢弹性模量，其他尺寸参数见2.6.5。受力如图3.16所示。图3.16卡钳的受力图分析可知，卡钳的计算可以按照压杆稳定来计算，压感系数取=2。参照2.6.5将尺寸参数值代入如下公式得（3.6）因F=W/8=2.45KN，2.45KN194KN，所以强度合格。3.5.7定位夹具支撑横梁的强度校核由结构分析可知，支撑横梁其一端卡在平台上，相当于焊接固定在一起。其长度约为325mm的方管上套有夹具体，因夹具随着不同车宽需要做横向移动，所以横梁的受力点也不固定，这里假设其受力点在最外端处，材料为45钢，许用应力600MPa剪力图及弯矩图如图3.17所示。计算结果如下查方管规格表可知由dmax=40MPa600MPa，可知此横梁的强度合格。图3.17横梁的剪力图及弯矩图3.5.8拉塔的强度校核由拉塔的结构图可知，其受力位置及方向均不定，这里假设其作用力在拉塔柱中点位置，一端挂拉链处假设挂在最顶端，拉塔柱两端假设为活动绞支座。材料及尺寸前面第二章已经选择，45钢的许用应力为600MPa，。其剪力图及力矩图见图3.18所示。图3.18拉塔的剪力图及力矩图由已选的方管规格参数可得因为=430MPa600MPa，所以拉塔的强度合格。3.5.9拉塔处液压缸支撑销轴的强度校核由拉塔结构尺寸可知，由于两侧支撑销轴的的夹板厚度一共为40mm，那么销轴的受力点之间距离为120mm，40Cr的许用应力为1000MPa。液压缸推力70KN。剪力图及弯矩图如图3.19所示。图3.19销轴的剪力图及力矩图参照前面的公式得经查材料表可知40Cr的抗拉强度为1000MPa，793MPa1000MPa，所以此销轴的强度符合设计要求。此最大应力仅在最低点举升的瞬间产生，所以其许用应力能够满足使用安全要求。根据结构分析可知，较短的销轴因为其两端均插在支撑孔中，中间处受力强度又很大，所以在其最大工作载荷情况下需要校核其剪切力的强度。下面是剪切力的强度校核。经查寻资料可知，剪应力一般约等于0.50.7倍的强度。那么我们得到 =0.61000MPa=600MPa因为36MPa=600MPa，那么此销轴强度足够。由于本次设涉及的销轴量很大，而且材料及尺寸存在较小的差异，但是其强度相差很小，这里不再一一校核，其他销轴的选用均参照此处。3.6本章小结本章通过详细的计算及校核框架式汽车大梁校正仪的关键零部件,来确定其主要零件的受力情况，最终经过对相关尺寸的修正得到合理的结果。因为个别之处强度接近实际许用强度值，我们需要改变相关尺寸及材料，并且需要设计一定的加强稳定措施。本章还通过对各举升臂、主受力轴的受力分析与强度计算，来确定关于液压系统的选择。通过以上的计算与分析对以后的相关产品设计中关于尺寸参数的选择等关键因素提供了实际的参考价值，避免其因浪费材料而带来的成本问题，其它剪式举升机相关的设计也可参考本次设计的相关内容，以此来优化设计的类似的产品，并且达到使用安全，节省成本的目的。第4章校正仪液压系统的选择与计算4.1液压系统的选择4.1.1液压系统的介绍框架式汽车大梁校正仪的动力总成是由电控液压系统来组成的，其拉塔驱动处是气动液压系统。它需要其传递动力平稳、举升力大，结构紧凑等功能特点。液压系统主要由液压发生机构、液压执行机构、液压控制调节机构和辅助装置等四大部分组成。汽车举升机液压系统，除要求能在一定的范围内从汽车两侧将汽车同步举升和下降外，还要求其能使汽车在任意高度停止并保持不动。以便不同身高的工人，在维修不同位置时可以任意调整高度，最方便的进行维修。因此，液压系统必须具有定位保持功能，本设计的电控液压系统恰好满足其安全的要求。另外，因举升的汽车的重量较大，一但液压控制系统出现故障，举升机的举升臂在汽车重力的作用下会迅速下滑，可能会对车下维修工人的生命安全造成威胁或者是其它零部件受损，举升机上面的汽车也有被摔坏的危险。所以，本设计采用了方凳及斜坡式方凳来让汽车先行驶置一定高度后再由举升系统对其举升至一定高度，这样在意外发生时可以使汽车车轮落在凳子上，避免因迅速下滑砸伤人。这样设计的的另一个优点是减少了对举升机构的使用磨损，同时可选择推力较小的液压缸系统，节省了一定的采购成本。4.1.2液压系统的选型油缸是液压系统执行元件，也是举升机构的直接动力来源。通常油缸分为活塞式和浮拄式两类。活塞式为双向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过16MPa）。浮柱式为多级伸缩式油缸，一般有25个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达35MPa），易于安装布置等优点。剪刀式举升机多采用活塞式液压缸，动力源直接输送。其中拉塔处的液压缸控制系统为气动，人工脚踏施力，方便灵活且安全可靠。本次设计两个举升机构处液压缸及拉塔处液压缸三者均采用HSG系列工程液压缸，其规格形式为单活塞杆双作用缓冲式液压缸，这种液压缸在工程机械中使用的最为普遍。液压缸具体型号经过计算来选择厂家所提供的相应型号为准。缸盖与缸体连接方式采用法兰连接，活塞杆用杆端内螺纹形式。液压系统的工作原理如图4.1所示，本设计的液压系统均为选购部分，这里不做详细的分析其工作原理。图4.1 液压系统工作原理1.滤油器 2.液压泵 3.溢流阀4.三位四通电磁阀 5.普通调速阀 6.比例调速阀 7. 左升降缸 8.右升降缸 4.2液压系统的计算由上一章节的相关计算可知，两个举升液压缸的最大推力均为46.54KN，参照液压缸制造厂家的相关技术规格可知，HSG系列工程液压缸能满足本次设计要求的推力的型号最小为HSG01-63/dE型（最大推力49.87KN）。为了保证其安全可靠性，及因长时间使用的消耗而降低其最大推力值，我们这里选用HSG01-80/dE型，它的最大推力为80.42KN。4.2.1举升处液压缸行程的计算参照3.2.2计算可知：举升至最高点时L2=1420cos45=1004mm。由于初选L1=250mm，此时=45，设液压缸整体长度b1，根据余弦定理可得如下关系式。（4.1）解得 b1=752.69mm根据图3.1所示的举升机的结构分析，在最低位置时因要求高度为230mm，L2=1420cos7=1409mm，求出角度同理根据代入公式4.1可求得此时的液压缸长度b2约为471mm。由此可知液压缸行程要求为b1- b2=752.69mm-471mm282mm。参照液压缸的技术规格我们可以查得HSG01-80/dE型的速比选择1.33即可，对应行程S8D=640mm。因为282mm640mm，所以所选规格符合设计要求。4.2.2举升处液压系统工作压力的计算由前面的计算及选型可知，缸径D=80mm，工作压力计算如下。因为HSG系列工程液压缸的最大工作压力为16MPa，这里所选用的两个举升液压缸均满足在规定范围内。4.2.3关于拉塔处液压系统的相关选择拉塔处液压缸的选用需要满足其最大工作推力的要求，因本次设计要求最大推力为70KN，那么需要选用HSG系列中最大推力大于70KN的即可。因为要求其结构尺寸要小且由气动液压泵控制，所以其具体型号与HSG01有所差别。在设计完成后可参考选购实际厂家销售的型号即可，这里不作详细介绍。关于溢流阀、节流阀、电动机功率、以及辅助装置的管道、油箱、过滤器及控制仪表等的选择，在HSG系列工程液压缸中厂家已经采用常规相应设计标准，适用于市场的使用要求，本章节不对其详细分析。4.3本章小结本章主要是针对液压系统的选择与计算做了详细的说明，液压系统并非本设计的内容范围内，主要是对其进行选择来满足使用要求即可。在举升装置中所用的电控液压系统是主要的选择设备之一，我们做了结构原理图的分析，并且通过计算来选择了HSG系列的具体型号。关于拉塔处的液压缸选择需满足其最大推力及设备尺寸要小等要求即可，其安装及操作较为简单，出现故障也好处理，本章节没有做详细介绍。总之在选择液压系统时为了其长久使用的可靠性，需要仔细计算后去选择质量好的产品。第5章校正仪三维建模与整机装配5.1 CATIA软件简介CATIA是法国达索公司的产品开发旗舰解决方案。作为PLM协同解决方案的一个重要组成部分，它可以帮助制造厂商设计他们未来的产品，并支持从项目前阶段、具体的设计、分析、模拟、组装到维护在内的全部工业设计流程。模块化的CATIA系列产品旨在满足客户在产品开发活动中的需要，包括风格和外型设计、机械设计、设备与系统工程、管理数字样机、机械加工、分析和模拟。CATIA系列产品已经在七大领域里成为首要的3D设计和模拟解决方案：汽车、航空航天、船舶制造、厂房设计、电力与电子、消费品和通用机械制造。 CATIA具有在整个产品周期内的方便的修改能力，尤其是后期修改性，无论是实体建模还是曲面造型，由于CATIA提供了智能化的树结构，用户可方便快捷的对产品进行重复修改，即使是在设计的最后阶段需要做重大的修改，或者是对原有方案的更新换代，对于CATIA来说，都是非常容易的事。一个产品仅有设计是不够的，还必须制造出来。CATIA 擅长为棱柱和工具零件作2D/3D关联，分析和NC ；CATIA 规程驱动的混合建模方案保证高速生产和组装精密产品，如机床，医疗器械、胶印机钟表及工厂设备等均能作到一次成功。CATIA的各个模块基于统一的数据平台，因此CATIA的各个模块存在着真正的全相关性，三维模型的修改，能完全体现在二维，以及有限元分析，模具和数控加工的程序中。CATIA 提供的多模型链接的工作环境及混合建模方式，使得并行工程设计模式已不再是新鲜的概念，总体设计部门只要将基本的结构尺寸发放出去，各分系统的人员便可开始工作，既可协同工作，由于模型之间的互相联结性，使得上游设计结果可做为下游的参考，同时上游对设计的修改能直接影响到下游工作的刷新。实现真正的并行工程设计环境。CATIA 提供了完备的设计能力：从产品的概念设计到最终产品的形成，以其精确可靠的解决方案提供了完整的2D、3D、参数化混合建模及数据管理手段，从单个零件的设计到最终电子样机的建立；同时，作为一个完全集成化的软件系统，CATIA将机械设计，工程分析及仿真，数控加工和CATweb网络应用解决方案有机的结合在一起，为用户提供严密的无纸工作环境，特别是CATIA中的针对汽车、摩托车业的专用模块,使CATIA拥有了最宽广的专业覆盖面，从而帮助客户达到缩短设计生产周期、不断提高产品质量及降低费用的目的。5.2 利用CATIA进行三维建模CAITA是基于草图特征的三维建模软件，CATIA通过对三维实体的精确建模及装配来生成最终的产品。CAITA中装配的模型的构造是由各种特征来组合生成的，零件的设计过程就是特征的累积过程。下面对主要零部件做详细的建模过程分析，因其尺寸较多在步骤中不作详细说明。绘图时参照如图5.0所示工具。图5.0主要建模工具5.2.1底坐板的建立底座板为凸台特征和凹槽特征的合成，建立方法先使用CATIA凸台命令，然后进行凹槽命令即可。具体步骤如下。第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制草图退出工作台选择凸台命令，拉伸厚度取12mm（系统默认单位mm）。第二步：选择底板上平面进入草绘绘制草图退出工作台选择凹槽命令凹槽限制尺寸选择12mm或者“直到到最后”单击确定，颜色修改属性。其建模如图5.1和5.2。图5.1 草绘过程图图5.2 完成的效果图 5.2.2 举升臂的建立举升臂为钢板型材，建立方法使用凸台命令，然后使用凹槽命令。第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制草图退出工作台凸台命令，拉伸厚度18mm。第二步：选择举升臂上平面进入草绘绘制孔的草图退出工作台选择凹槽命令凹槽限制方向的尺寸填入18mm或者“直到到最后”单击确定。建模后如图5.3和5.4所示。图5.3举升臂凹槽的图形图5.4完成的效果图5.2.3液压缸支承轴的建立液压缸支撑轴为旋转体或者是凸台均可以，这里依然使用凸台命令，及凹槽命令。第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制草图退出工作台凸台命令拉伸厚度10mm单击确定。见图5.5所示。图5.5第一步效果图第二步：选择轴端平面进入草绘绘制轴的草图退出工作台选择凸台命令凸台拉伸尺寸选择634mm单击确定。第三步：创建定义平面，点击创建平面选择曲面的切线选择轴的曲面单击完成，然后选择此面单击草绘命令绘制孔的草图退出工作台点击凹槽命令限制方向一选择“直到最后”单击确定。整体效果图如图5.6所示。图5.6最终效果图5.2.4上平台的建立上平台主要由一个钢板及内贴槽型钢焊接而成，分为凸台命令和抽壳命令。第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制草图退出工作台凸台命令限制方向厚度输入90mm单击确定。如图5.7所示。图5.7平台钢板效果图第二步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制草图退出工作台凸台命令，限制方向厚度50mm，然后点击抽壳命令选择实体两个侧面为去除面分别输入不同的厚度值单击确定。如图5.8所示。图5.8平台槽型钢效果图5.2.5夹具的建立夹具体结构较为复杂，下面依次对其进行建模，期间用到了复杂的特征。 1.夹具底部主体的建立第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制底柱钢板草图退出工作台凸台命令，限制方向厚度15mm，然后选择钢板平面进入草绘绘制圆柱草图退出工作台凸台命令输入限制方向长度为90mm单击确定。第二步：选择模块中的螺纹功能点击螺柱顶端面选择盲孔输入直径30mm，深度45mm单击确定。第三步：选择加强筋命令绘制轮廓线退出工作台输入限制厚度20mm单击完成选择刚建立的加强筋特征单击圆弧阵列模块选择实例和角度间距输入实例值4，角度360选择圆柱为轴线单击确定。见图5.9所示。图5.9夹具底柱效果图2.夹具上支撑体的建立第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制放置卡钳的钢板草图退出工作台凸台命令限制方向厚度15mm单击确定，然后在钢板平面上绘制两个凹槽，方法与前面的相同。第二步：选择第四步的钢板平面进入草绘界面绘制螺栓住草图退出工作台凸台命令输入限制长度35mm单击确定。效果如图5.10所示。图5.10夹具上支撑体效果图 3.夹具上伸缩螺旋柱的建立第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制圆柱体草图退出工作台旋转命令选择草图与轴线单击确定。第二步：选择螺旋柱上平面单击草绘绘制凹槽圆退出工作台点击凹槽命令输入限制深度35mm单击确定。第三步：单击创建点命令确定点的位置进入曲面设计界面选择绘制螺旋线返回零件设计界面绘制齿牙形状退出工作台单击开槽特征选择轮廓线和轨迹线单击确定。效果见图5.11所示。图5.11夹具伸缩螺旋柱效果图5.2.6拉塔柱的建立第一步：新建零件输入文件名进入零件模式，然后选择XY面为草绘面绘制方管草图退出工作台凸台命令限制方向长度输入1200mm单击确定。第二步：选择方管的一个面单击草绘绘制挡块草图退出工作台单击凸台命令拉伸限制长度40mm单击确定，然后选择挡块单击插入矩形阵列输入参数单击确定。第三步：选择拉塔柱侧面绘制孔的草图退出工作台单击凹槽命令限制深度选择“直到最后”单击确定。整体效果见图5.12所示。图5.12拉塔效果图 5.3 整机装配下面我们将把利用CATIA已经建好的所有框架式汽车大梁校正仪的三维零件实体导入装配模式进行整机虚拟装配。这期间需要使用众多约束及实例化等功能，并且需要及时作出对二维零件的修改及三维零件整体效果的渲染处理，下面的章节来做具体的装配过程介绍。5.3.1 CATIA装配功能概述装配是零件形成组件的过程，其实是通过CATIA指定零件间位置的过程。通过指定零件间的约束，确定零件的装配位置关系来完成装配图。利用CATIA软件我们可以方便的进行约束，并且它可以及时的发现过度约束，欠约束等特征提示。CATIA还可以在已经装配的零件之间重新定义，或者是将零件的属性进行更改，比如更改颜色，透明度等。同时为了避免相同零件的多次使用而需要的重复建模问题，CATIA提供了快速实例化功能，以及镜像相同零件等功能。其工具栏模块可以随处移动，方便了用户的使用。关于约束我们从设计三维零件界面时可知，它的坐标是X，Y，Z三个方向，当引入装配界面后，我们可以根据其位置来确定需要往哪个方向移动或者旋转，以便准确进行其他约束。CATIA中的约束主要有：相合约束，角度约束，距离约束，固定约束，固联约束，智能移动（X，Y，Z三个方向）等。5.3.2装配的CATIA零件图1.大梁校正仪底座作为整个大梁校正仪的基础，需要固定约束。如图5.13所示。图5.13底板2. 滑道组件利用尺寸约束在底板上即可，同时镜像至另一边。如图5.14和5.15所示。图5.14滑道角钢图5.15滑道加厚板 3. 固定绞支座及挡块作为举升臂，液压缸的连接座，需要约束在底板上。如图5.16和5.17所示。图5.16固定绞支座图5.17挡块 4. 两侧举升臂用相合约束将其轴线与绞支座同轴，其他位置先暂时不约束。如图5.18所示。图5.18两侧举升臂 5. 上平台组件利用尺寸约束，把平台钢板与底板的距离约束后，约束槽钢壁与钢板内壁相合。如图5.19和5.20所示。图5.19平台钢板图5.20平台槽型钢内壁 6. 内外横梁方管约束内横梁与平台槽型钢壁两面相合，即到两端距离为零。然后实例化至另一端，约束二者的各个相对距离。外横梁约束后需要实例化三个，约束方法与第一个相同。如图5.21和5.22所示。图5.21内横梁图5.22外支撑梁 7. 内横梁上支座约束其与横梁的位置及每个之间的距离，然后快速实例化另三个，实例化后的约束方法与第一个相同。如图5.23所示。图5.23上部固定绞支座 8. 销轴，垫片，开口销及轴承等此处零件全部约束与其配合的零件的轴线相合。如图5.24所示。图5.24组件销轴开口销垫片轴承 9. 液压缸支承轴轴与举升臂孔轴线相合。两端与举升臂距离约束。如图5.25所示。图5.25液压缸支承轴10. 液压缸支撑轴的套筒与轴轴线相合，两端与举升臂距离约束。如图5.26所示。图5.26轴的套筒 11. 夹具组件夹具体带有轴线的的零件均使用轴线相合约束，其约束完毕后整体采用固联。如图5.27所示。图5.27夹具组件夹具底柱夹具上壁板夹具螺栓柱滑动卡钳螺栓螺母夹具套管固定卡钳 12. 液压系统活塞杆与支承轴轴线相合，底端约束进缸体中，缸体底端与固定绞支座轴线相合。如图5.28所示。图5.28液压系统活塞杆液压缸 13. 卡钳、支板等组件使用距离及相合约束依次完成期间的位置关系。如图5.29所示。图5.29组件托盘卡钳横板插销立板 14. 拉塔处组件使用距离约束及相合约束依次完成期间的位置关系。其拉钩与链子之间通过智能移动进去即可，没有固定的位置关系。如图5.30和5.31所示。图5.30拉塔组件钩子液压系统固定支座链子夹板图5.31拉塔组件挂圈销轴插销卡钳 15. 拉塔柱与拉塔横梁二者的销轴孔约束同轴，横梁一端将其他的孔需要用相合约束及距离约束把销轴约束进去即可。如图5.32和5.33所示。图5.32拉塔横梁图5.33拉塔柱 16. 方凳及斜坡凳斜坡凳及方凳的底面均约束与底板在同一平面,同理实例化方凳5个。如图5.34及5.35所示。图5.34斜坡凳图5.35方凳 5.3.3 CATIA整机装配图及爆炸图CATIA的整机装配中用到的约束主要分为：相合约束，角度约束，距离约束，固定约束，固联约束，智能移动（X，Y，Z三个方向）等几种。在涉及轴孔的连接时，我们主要用到相合命令，选择二者的轴线相合即可。在同时涉及面与面的距离约束时，我们采用距离约束，选择两个面后输入距离值。在连接每个零件时，我们还会用到角度约束，同理选择要约束的对象后输入角度值。由于三维建模的零件在整个框架式汽车大梁校正仪中有很多是相同的，需要重复使用，这里就需要使用快速实例化命令。开始时我们首先是建好所有不同的零件，接下来打开CATIA选择装配功能，新建一个装配件文件，然后依次导入每个零件，逐渐按顺序装配。在生成爆炸图时点击自由分解命令，系统会自行分解所以零件，但是可以按照智能移动来放置理想的位置。下面是关于模块的截图，如图5.37所示。本次设计的装配主要用到上段中所提到的约束功能。下面来简述一下具体的操作：首先我们将底板采用固定约束在空间，然后把滑道及固定铰支座等附件用距离约束在底板上。接下来在将举升臂的孔先与绞支座的孔的轴线相合，然后把上平台相对底板固定住。其次再把横梁等零件与上平台用距离约束住，把铰支座等附件约束在横梁上，这样就可以利用轴线相合完全的固定住举升臂了。当举升臂固定后，再将液压缸支承轴与举升臂的中间孔采用相合约束，然后将液压缸一端与底板上的固定铰支座的孔轴线相合，左右间隙距离用距离约束，液压缸的另一端活塞杆与轴相合，这样液压系统就安装完毕了。最后我们来安装拉塔组件，首先要将拉塔处与上平台连接的卡钳及托盘用距离约束住，再把横梁与平台之间的连接件约束在一起，把插销等附件用轴线相合插进去，然后再把固定铰支座及液压缸系统固定在横梁上，最后把拉塔柱导入装配界面，与横梁用角度及距离约束在一起即可。（1）其整机装配图如图5.36所示。图5.36整机装配（2）CATIA的爆炸模式是为了清晰地表达所有零部件，其建立爆炸图的方式分为自定义及默认自由爆炸模式等几种，本设计采用默认的自由分解模式，然后通过自由移动各零件来安排合理的视图效果。如图5.37所示。图5.37整机爆炸图5.4 本章小结本章首先通过CATIA对框架式大梁校正仪各零件进行三维建模，其中相同的零件不必重复建立。期间利用了凸台，旋转，创建面，凹槽，肋，曲面螺纹等命令特征，并进行属性渲染，已达到视觉的美感。然后将所建的零件模型利用相合约束、智能移动，偏移距离约束，角度约束，固联等，及快速实例化等复制特征进行整机的装配。装配完成后把所有约束及坐标面等符号标识隐藏，这样可清晰的看见整机装配后的实体。通过在CATIA界面的截图希望能更好的表达相关图形。第 6 章校正仪主要零部件有限元分析6.1 ANSYS有限元分析软件介绍ANSYS是一种应用广泛的通用有限元工程分析软件。开发初期时为了应用与电力工业，现在其功能已经广泛应用于航空、电子、汽车、土木工程等各个领域，能够满足各行业有限元分析的需要。ANSYS有限元分析软件包括三个模块：前处理模块、分析计算模块、和后处理模块。功能完备预处理器和后处理器（又称与处理模块和后处理模块）使ANSYS具有多种多样的分析能力，包括简单的线性静态分析到复杂的非线性动态分析。可用来求结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题的解答。它还包括优化、估计分析等模块将有限元分析、计算机图形学和优化技术相结合，已成为解决现代工程学问题必不可少的工具。6.2 ANSYS与CATIA接口的建立通过ANSYS对主要零部件的有限元分析时，需要把在CATIA中建的三维零件导入ANSYS中进行受理及变形分析。所以我们需要在二者之间建立连接接口。由于目前软件之间的接口建立问题一直比较复杂，其中三维设计软件Pro/E与ANSYS之间的接口建立技术最为成熟。但是CATIA与ANSYS之间的接口即使建立了再导入后也会丢失很多特征，所以为了准确的分析零部件，我们将CATIA中建好的零件另存为IGS格式，然后用Pro/E软件将其打开，这样就可以把Pro/E中的零件导入ANSYS进行分析（这里所做的零件间导入均默认单位mm）。下面是对其具体操作的图解，单击开始命令依次找到相关选项。如图6.1所示。图6.1 开始命令找到相关选项后，点击ANS-ADMIN图标，会出现下图6.2所示的选项框，选择第一项后单击OK。图6.2 第二步命令单击OK选项后出现如下命令图框6.3，勾选倒数第二项后，单击OK完成创建。图6.3 完成图上述步骤完成后我们就可以去Pro/E中找到已经建好的接口。如图6.4所示。图6.4 接口建立完毕把事先导入Pro/E中的CATIA零件打开后，单击第二项ANSYSGeom即可打开ANSYS进入界面，此时零件已经进入ANSYS中。 6.3 利用ANSYS对主要零部件进行分析本次设计主要针对主要零部件进行有限元分析，包括举升臂，拉塔，定位夹具，液压缸支承轴四个零件。在分析中为了便于网格划分，我们忽略了一些对整体受力分析影响很小的特征。下面来进行具体的操作及结果的分析。6.3.1 定位夹具卡钳的有限元分析由前面的受力分析可知，夹具体主要的受力在卡钳上，因其直接承受汽车载荷。我们这里单独拿出来进行有限元分析。如图6.5所示。1.定义属性单元属性主要包括：单元类型、实常数、材料常数。典型的实常数包括：厚度、横截面积、高度、梁的惯性矩等。材料属性主要包括：弹性模量、泊松比以及材料密度等。图6.5卡钳的受力图零件进入ANSYS界面后，在左侧命令栏里进行如下操作：（1）Preferences/Structural；（2）Preprocessor/Element Type/ADD Edit Delete/Library of Element Types 第一对话框选择Structural Solid，第二对话框选择Tet 10node 187；（3）Preprocessor/MaterialProps/MaterialModels/Structural/Linear/Elastic/Isotropic/输入EX(弹性模量)值，输入PRXY(泊松比)值。卡钳材料为45钢，弹性模量2.09e11Pa，泊松比0.269，抗拉强度600MPa。ANSYS为用户提供了两种常用的网格划分类型：自由和映射。自由划分体现在没有特定的准则，对单元形状无限制，生成的单元不规则，基本适用于所有的模型。本设计中主要采用自由网格划分，轴模型自由划分可采用以下途径划分网格。 Meshing/MeshTool选中Smart Size复选框（精度设为3），单击Mesh/Pick All。网格划分后的有限元模型如图6.6所示，有限元模型中共有个1727单元，890个节点。图6.6 网格的划分 3.加载求解对夹具卡钳结构分析时我们进行面力分析，即加的为表面载荷。加载步骤如下:（1）Solution/Analysis Type/New Analysis/Static；（2）Solution/Define Loads/Apply/Structural/Displacement/On Areas；选择卡钳底端面固定约束；（3） Solution/Define Loads/Apply/Structural/Pressure/On areas卡钳上端面/输入加载压强的大小（注意方向），受力输入的为F产生的压强值（4）求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。加载及约束如图6.7所示。图6.7 卡钳的加载及约束加载面约束面4.查看结果及分析（1）查看变形结果：General PostProc/Plot Results/Deformed Shape/Ok；（PlotCtrls/Animate/ Deformed Shape/Ok，可直接察卡钳的变形情况)General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution，X Y Z各方向总变形如面6.7所示。图6.8总位移变形图图6.9至6.12是X Y Z方向位移及总变形量图。图6.9 X方向变形图6.10 Y方向变形图6.11 Z方向变形图6.12 总变形变形量分析：从上图中可以看出X方向的最大变形量为0.134E-09mm，Y方向0.160E-09mm， Z方向最大为0.230E-08mm ，总方向最大变形为0.273E-08mm。可见固定卡钳的变形量主要为Y方向的变形。且变形量0.160E-09很小，充分满足刚度要求。（2）查看应力结果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X方向应力)、SY（Y方向应力）、SZ（Z方向应力）、SEQV（综合应力），如图6.13至6.16所示。图6.13 X方向应力状况图6.14 Y方向应力状况图6.15 Z方向应力状况图6.16 综合应力状况应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。X方向最大应力为1.105MPa，Y方向最大应力1.256MPa，Z方向最大应力为0.440MPa ，综合应力最大值为 6.501MPa，发生在卡钳上端面中间处，且远小于许用应力600MPa。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知，我们所设计的夹具卡钳尺寸及选用的材料均符合要求。6.3.2液压缸支撑轴的有限元分析由上一节关于定义属性及网格划分的详细步骤已经做了介绍，以下的小节中就不再重复相同步骤。轴的受力这里主要是简化其受力情况，假设轴的两端固定，在距一端分别为120mm的点处有液压缸力的作用，如图6.17所示。图6.17轴的受力 1.定义属性定义步骤与6.3.1的相同，这里不重复介绍。此处选择Structural Solid及Tet 10node 187，输入EX(弹性模量)值，输入PRXY(泊松比)值。轴的材料我们选用40Cr，其中弹性模量为2.11E11Pa，泊松比0.277，抗拉强度为1000MPa。 2.网格划分网格的划分步骤与6.3.1相同（精度设为3）。如图6.18所示卡钳的网格划分，有限元模型中共有个11914个单元，7318个节点。图6.18网格划分3.加载求解对轴的结构分析时我们进行面力分析，即加的为表面载荷，其受力面为圆柱面的一半部分，两端处约束。加载步骤不再重复，参照6.3.1。输入F产生的压强值约束及加载如图6.19所示。、约束面、加载面图6.19轴的约束及载荷4.查看结果及分析（1）查看变形结果的步骤与6.3.1相同，X Y Z 方向的总变形如面6.20所示。图6.20轴的总变形量图6.21至6.24是X Y Z方向位移及总变形量图。图6.21 X方向变形图6.22 Y方向变形图6.23 Z方向变形图6.24 总变形量变形量分析：从图中可以看出X方向的最大变形量为0.004292mm，Y方向0.887908mm， Z方向最大为0.100041mm ，总方向最大变形为0.887908mm总方向变形量与Y方相同，可见轴的变形主要为Y方向变形。变形量0.887908mm很小，充分满足对轴的刚度要求。（2）查看应力结果的步骤与6.3.1相同，XYZ方向的应力如图6.25至6.28的表示情况。图6.25 X方向应力状况图6.26 Y方向应力状况图6.27 Z方向应力状况图6.28 综合应力状况应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。X方向最大应力为112MPa，Y方向最大应力81.5MPa，Z方向最大应力为374MPa ，综合应力最大值为 424MPa，发生在接近轴的两端处。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均小于40Cr许用应力1000MPa，充分满足强度要求。通过有限元分析可知，我们所设计的轴尺寸及选用的材料均符合要求。6.3.3举升臂的有限元分析参照上面不对其进行详细说明，分析时假设两端固定，中间孔面为受力面，当举升臂在最低点处时（=12）受力最大进行分析。受力如图6.29所示。图6.29 举升臂的受力 1.定义属性同理具体步骤与6.3.1相同，选择Structural Solid，Tet 10node 187，输入EX(弹性模量)值，输入PRXY(泊松比)值。举升臂的材料我们选用45钢，45钢的材料属性与6.3.1相同。2.网格划分后的结果网格的划分步骤与6.3.1相同（精度设为3）。如图6.30所示，有限元模型中共有个8135个单元，4341个节点。图6.30 网格的划分 3.加载求解对举升臂同理我们进行加表面载荷，其受力面为孔面的一半部分，两端处约束，加载步骤与6.3.1相同。计算其压强值为约束及加载如图6.31所示。图6.31 加载及约束、约束面加载面 4.查看结果及分析（1

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