基于CADCAE技术的剪刀式汽车举升机结构毕业设计

哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）1第 1 章 绪 论1.1 选择背景、研究目的及意义近年来，我国汽车业蓬勃发展,尤其是轿车行业，多年来轿车进入普通家庭的梦想已经成为现实，汽车维修行业也随之得到大力发展，汽车举升机是现代汽车维修作业中必不可少的设备，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街边店（如轮胎店） ，几乎都配备有举升机。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。举升机的重要性和普及性，决定了它是一种备受专业人士和经营管理者重视的设备。举升机一般有柱式、剪式的，其驱动方式有链条传动，液压传动，气压传动等。目前，使用的汽车剪刀式举升机可能发生汽车坠落的原因较多，有安装基础不牢、自锁装置失效、举升臂变形、两侧举升臂上升速度不等、液压油路爆裂、汽车拖垫打滑等，经过对失效的剪刀式举升机进行检测分析发现,这些事故的主要原因往往是设计上存在着缺陷，如果做工不好或者设计不好就容易导致台面不平、导致单边升降等危险发生，因此，进一步提高剪刀式举升机产品的性能与可靠性，是国内举升机任重道远且亟需改进的地方。本设计采用计算机 CAD/CAE 对剪刀式举升机进行结构设计，提高产品的综合性能和安全可靠性。计算机 CAD/CAE 技术是一种崭新的产品开发技术，是国际上 20 世纪80 年代随着计算机技术的发展而迅速发展的一项计算机辅助工程技术。该技术一出现，立即受到了工业发达国家的有关科研机构和企业公司的极大重视，许多著名的制造厂商纷纷将计算机仿真技术引入各自的产品开发，取得了良好的经济效益。计算机 CAD/CAE 技术在一些发达国家,如美国、德国、日本等已得到广泛应用,应用领域极广，如汽车制造业、工程机械、航空航天业、造船业、机械电子工业、国防工业、医学及工程咨询等多方面。目前,计算机 CAD/CAE 技术已在我国得到了应用与推广,主要在汽车、航天航空、武器制造、机械工程等方面。而从我国目前的情况来看,计算机 CAD/CAE 技术主要在汽车制造业和武器装备制造业中应用较为广泛,但只停留在初步应用阶段。现今，在我国利用 CAD/CAE 技术对汽车举升机进行设计研究还尚未见成果发表。只有将汽车举升机的工程实践和计算机 CAD/CAE 技术结合起来，才能真正加快汽车举升机产品的发展历程，为此，本课题基于计算机 CAD/CAE 技术平台，哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）2利用当前 CAD/CAE 领域内应用比较广泛的三维软件 Pro/E、有限元软件 ANSYS 进行汽车举升机的强度、刚度、稳定性及动态特性等方面的计算机有限元分析与研究，可以代替剪刀式举升机物理样机的前期试验，为我国汽车举升机产品的设计、技术开发方面提供更多的理论参考，进一步提高国产汽车举升机的稳定性和可靠性，提高产品的市场竞争力。该设计的研究方法，也可应用于汽车举升机及其他新产品的研究开发中，可以缩短新产品研制周期，减少研制经费，提高设计精度和效率，对于国内举升机的发展具有重大的现实意义。1.2 国内外研究现状1.2.1 举升机的发展历史汽车举升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举升机，它是一种由气动控制的单柱举升机，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 年这种单柱举升机才在美国以外的其它地方开始采用。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。其中剪式举升机使用方便，占地空间较小，受到很多实力雄厚的特约维修站的欢迎，这也是未来举升机的发展方向。在市场上可以看到的型式各异、尺寸不同的举升机中，有一些特别适合于从事特殊类型的维修作业，也有少数的举升机适合进行一些其它的维修作业。1.2.2 国内外研究状况目前，发达国家（如美国）生产的汽车举升机质量较好、性能较稳定、设备操作简单，在经销商中口碑良好。我国的汽车举升机是20世纪90年代依据国外的产品技术生产的，国内最早研究剪式举升机的是上海宝得宝，1999年开始，宝得宝机型比较笨重，主要的质量问题集中在油管易爆和平台不同步，2000年后质量有了改进。但由于不是批量，所以价格偏高。到现在举升机市场已经拥有近百个中外品牌，产品系列成百上千。然而国内汽车举升机虽然也相对定型，但很多产品性能还不够稳定，故障多，可靠性差，外观不够美观，在产品设计、技术开发等方面都还有很多地方有待改进。剪刀式举升机是一个使用较广的举升机，在最近几年所有新销售的举升机中，至少二分之一都是这种类型的。这种设计之所以很流行，有几方面的原因的：一就是这种举升机安装起来很快，不需要大范围的开挖，也不需要对维修厂的整体布局进行一些永久性的变动。二是功能的多样性，它适用于大多数轿车的维修和保养。三是剪式举升机使用方便，占地空间较小。四是经济实惠，剪式举升机较为精密。 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街边店（如轮胎店）都适用。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）31.3 研究内容及研究方法1.3.1 研究内容本设计在考虑典型的汽车举升机的结构形式和实际工况条件基础上，依据有限元、虚拟装配技术及结构优化设计等理论，建立举升机Pro/E三维实体模型，并进行虚拟装配，将关键零部件模型导入ANSYS软件进行有限元分析，获得举升机在载荷工况作用下的应力、应变及变形状况，进一步提高举升机的稳定性及安全性。设计中我们研究的主要内容如下：（1）剪刀式举升机工作原理与结构形式的研究与分析；（2）剪刀式举升机二维结构设计；（3）剪刀式举升机 Pro/E 三维建模与虚拟装配；（4）剪刀式举升机关键部件 ANSYS 有限元分析。1.3.2 研究方法哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）4第 2 章 剪刀式举升机结构设计 2.1 举升机结构确定2.1.1 举升机整体结构形式及基本组成此次课题设计的内容为剪刀式举升机，剪刀式举升机的发展较迅速，种类也很齐全。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、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 3t 以下的轿车 ，所以采用小剪式液压驱动举升机就完全可以。为了适合大小维修厂，对地基没有过多要求，地面安装即可。整体结构形式如图 2.1 所示。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）5图 2.1 剪刀式举升机整体结构形式 剪刀式液压平板举升机由机架、液压系统、电气三部分组成。设置限位装置、升程自锁保护装置等以保证举升机安全使用，保障维修工人的生命安全。剪刀式举升机有两组完全相同的举升机构，分别放于左右两侧车轮之间，因两侧结构完全相同，可以左右互换。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 2。举升机一侧上下端为固定铰支座，举升臂由销连接固定在铰支座上。另一侧上下端为滑轮滑动，举升臂通过轴与滑轮连接。举升机在工作过程中，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，利用液压缸上的机械锁锁止。剪刀式举升机使用方便，结构简单，占地面积小，适用于大多数轿车、汽车的检测、维修及保养，安全可靠 3。2.1.2 举升机各零部件之间的连接关系举升机的工作是靠液压缸活塞杆的运动实现举升下降的。液压缸固定在下外侧举升臂上通过轴连接，活塞杆作用在上端轴上，轴直接连接两举升臂。如图 2.1 所示，活塞杆向外伸出时，带动举升臂向上运动。各举升臂必须相互联系，采用螺栓连接，图中左侧用轴连接，因各铰接处均有摩擦，所以采用润滑脂润滑。举升臂向上运动时，通过轴带动滑轮滑动，举升臂、轴与滑轮之间需使用键进行周向固定，力才能相互传递，滑轮轴上还放有套筒，并采用锁止螺钉进行轴向固定，轴两端用弹性挡圈固定，哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）6防止臂和滑轮外移；连接螺栓处用止动垫圈固定锁止；固定铰支座处用销链接，销通过锁止螺钉锁止；底座通过地脚螺栓固定于地面上；这样举升机才能正常工作。2.2 确定剪刀式举升机的各结构尺寸2.2.1 建立轿车模型为使举升机使用范围广，本设计首先建立了一个轿车模型 1。根据表 2.1 所列车身参数信息。 表 2.1 参数信息根据丰田和大众轿车的车身信息确定一个使用较广的车模：它的车身参数有车身长 4.7m，宽 1.75m，高 1.5m，轴距 2.1m，前后轮距平均为 1.5m，车自重 1.5t，该轿车模型集丰田轿车外型，奥迪外型，大众车系于一体，具有较广的代表性。2.2.2 剪刀式举升机主要结构尺寸确定1、剪刀式举升机已知的主要技术参数如表 2.2 所示表 2.2 主要技术参数技术数据 数值 单位举升重量 3 T举升高度 3502000 Mm提升时间 60 S要求举升机的提升速度是经 1min 时间内举升机能升高到 2m，实际升高 1.65m，并且举升机在各高度工作时，都能自锁。设计过程中参考了广力牌 GL3.0/A 小剪式举升机，上海繁宝剪式举升机， Jumbo Lift NT 剪式举升平台的外形及运动形式。2、 举升机各部分尺寸（1）支撑平台尺寸因剪刀式举升机放于两轮胎之间的下部，所以举升机在使用过程中要保证举升机车身信息 车型 长丰帕杰罗 3.0GLS 手动 上海大众劲取车身长/宽/高（mm） 4830/1895/1885 4200/1650/1465前轮距 1575 1460后轮距 1560 1460轴距 2775 2460前轮规格 215/60R16 195/55R15后轮规格 215/60R16 195/55R15哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）7不能与轮胎发生干涉 2。根据轿车轴距为 2.6m，轿车轮胎直径一般不超过 700mm，为避免干涉，举升机平台两端与轮胎边缘要有一定距离，取平台边距轮胎边缘之间距离为 150mm，则平台外型长 。平台宽一般为La=260-35102=6 m500mm600mm 左右，我们取平台宽为 Bp=550mm。举升时，重量作用在整个平台上，力并不集中，所以平台不宜过厚，增加举升机重量，取外型高为 70mm，实厚为 15mm，只在四周加工凸台边缘，平台尺寸如图 2.2 所示。图 2.2 平台尺寸 （2）举升臂尺寸因平台长 La=1600mm，固定铰支座和滑动滚轮分别放于平台下，降低到最低点时举升臂不能超出平台边缘，与汽车相干涉，所以固定铰支座和滑动滚轮要与平台有一定的距离，取支座距平台边缘的距离为 150mm。则固定铰支座与滑动滚轮之间距离。Lb=160-52130 m举升机压缩到最低位置时，举升机高为 350mm,(底座到平台面的距离)。 如图 2.3所示底座厚为 15mm，滚轮直径 D=50mm ，滚轮处轴径 Dz=24mm ，为了避免滚轮直接磨损底座，设计时，加工滚轮滑道，滑道厚为 10mm，滑道宽 35mm，滑道长为750mm。上下两滚轮之间的距离为 根据勾股定理求举升臂Hd=350-12=50 m长 L , 求得 L=1306mm，举升臂宽 110mm，厚为 20mm。2250=b()图 2.3 举升机压缩到最低点时的状态3、举升机升高到 2m 时尺寸变化举升机向上举升时，滑轮向内侧滚动，液压系统向上伸缩，固定铰支座和滑动铰支座之间距离缩短，平台与底座之间距离越来越大。举升机升高到 2m 时，举升机上下两滑轮之间的距离为 ，因举升臂长 L=1306mm，固定铰接Hg=20-1532=190m 哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）8处与滑轮之间的距离为 Lb,由勾股定理得 ，则 Lb=896.15mm，滑动22190Lb=()轮滑动距离 Lx=1300-896.15=403.75mm。举升机升高到 2m 时，结构状态如图 2.4 所示。图 2.4 升高到 2m 时举升机主视图和左视图因我们的举升臂宽为 110mm，所以连接处螺栓轴径适当取 Ds=30mm，滑动滚轮处轴径取 Dz=24mm，滑轮总宽为 30mm，与滑道实际接触尺寸为 25mm，另外 5mm 为阶梯凸台,直接与举升臂接触，减小摩擦。2.3 举升机在地面上安装尺寸考虑到维修厂的地面情况，剪刀式举升机平放于地面就可以，采用 M30 的地脚螺栓固定，举升机两端各焊接一三角台，便于汽车上升。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）9根据轿车宽为 1.75m，前后轮距平均为 1.5m，左右两轮台内侧边缘之间的距离为800mm，举升机之间要有一定的距离供维修工人走动，为了满足以上尺寸要求，举升机平台之间的距离取 900 mm ,平台长 1600mm ，举升机左右结构完全相同，设备控制箱可以左右互换。如果举升机平台直接与汽车底盘接触，对汽车底盘磨损严重,所以平台上端放硬质橡胶，硬质橡胶块距边缘为 20mm,取硬质橡胶长 Lj=510mm， 宽Bj=150mm，用 M8 的开槽盘头螺钉固定在平台上。举升机在地面安装情况如图 2.5 所示。 图 2.5 举升机占地情况及安装示意图2.4 剪刀式举升机各部件重量查工程材料手册所知，举升、起重机械的板形材料多用 Q275 钢。Q275 钢的材料性能如表： 表 2.3 Q275 钢材料性能弹性模量（GPa） 泊松比 抗拉强度(MPa) 密度(g/cm3)200-220 0.3 490610 7.85质量基本计算公式 21：10WFL（2.1）式中： W（kg）表示钢的理论质量；F（mm2）型钢截面积；L（m）钢材的长度；哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）10（g/cm3）所用材料钢的密度。1、平台的质量17.85(602580.250.41.5302.8035)3Wpkg因平台加工有较薄的边缘，所以计算时数据较多，后续计算中我们取平台质量Wp=120kg2、举升臂的质量kg17.85(13062)2.50Wb在实际运用中，连接处都加工有加强肋，连接处还携带一些附件所以取举升臂质量为 23kg。左侧和右侧举升机完全相同，每侧共有八个举升臂，则举升臂重量和为 。23814Wbzkg3、底座重量在实图中举升机底座并非实体，但为了计算方便，我们按实体计算，则 kg，我们取底座重量为 Wd=104kg。举升机总17.85(1.650)3.62d重 。280zpWbzdkg2.5 初定电机功率剪刀式举升机举升重量3t，举升机自身及其附件的重量再加上一部分的余量为0.8t，所以取 W=3.8t 。初定电机功率，不考虑工作过程损失。举升平台上方放有汽车时，设计上升速度为 Vw = tS（2.2）S=2000-350 =1650 (mm) 由公式（2.2）得 Vw= =0.0275m/s=1.65m/min 1.650载车板上升功率 Pw= FV（2.3）Fw=m g （2.4）其中m=4.6kg ，g=10N/kg 由公式（2.4）Fw =3.8 10 =38 KN 哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）11Vw取1.65 m/min由公式（2.3）得 Pw= =1.04（KW） 取381.6501.WPK整理前面计算的数据如表 2.4。表 2.4 剪刀式举升机主要技术参数举升重量 3000kg举升高度 3502000mm实际上升高度 1650mm总宽 2000mm总长 2060mm平台长/宽 1600/550mm举升臂长 1306mm平台间宽 900mm上升时间 50s下降时间 40s电机功率 1.1KW电源 220V/380V/50Hz额定油压 18MPa整机重量 800kg滑轮移动距离 896.15mm2.6 本章小结本章主要将剪刀式举升机的外型尺寸，各部分结构尺寸，各结构的安装位置确定出来，为后续的设计工作做好准备。在设计过程中我们参考了广力牌 GL3.0/A 小剪式举升机，上海繁宝剪式举升机， Jumbo Lift NT 剪式举升平台的设计，并根据现今社会上使用普遍的轿车种类的车身结构尺寸，确定了我所设计的剪刀式举升机的组成结构，包括控制机构、传动机构、执行机构，还有所需的零部件。本章还叙述了剪刀式举升机是如何运动的，实现举升，将车举到我们希望的高度。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）12第 3 章 剪刀式举升机机构建模3.1 剪刀式举升机构力学模型剪刀式举升机构具有结构紧凑、承载量大、通过性强和操控性好的特点,因此在现代物流、航空装卸、大型设备的制造与维护中得到广泛应用。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。对于剪刀式举升机构来说,影响其力学性能的关键因素是举升油缸的安装位置。计算、分析剪刀式起升机构的传统方法通常为手工试算或整体有限元分析方法。但手工试算法精度不高,效率低;整体有限元分析法较适用于后期的验算分析,但在设计分析初期 ,存在建模困难和较难快速调整模型参数的问题。在建立力学模型时，我们利用MATLAB 软件所具有的强大矩阵计算功能,对影响剪刀式起升机构力学特性的关键参数展开研究,从而得到剪刀式举升机构的力学模型 5。3.1.1 举升机构力学模型建立与分析举升机之所以斜置，是因为举升机右侧为固定铰支座，左侧为滑动铰支座，平台上放有荷载，举升机上升过程中，荷载重心相对前移，在高空中容易前翻，对工作人员十分危险，斜置安装可以抵制荷载前翻的情况。安装情况如图 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,我们将平台钢结构和平台有效载荷之和简化为 W1 ,剪刀式举升机构自哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）13重载荷为 W3 ,油缸自重载荷为 Wcy ,根据分析,假设举升臂机构自重载荷为 W3 和 油缸自重载荷为 Wcy 忽略不计。如图所示 ,根据上一章所定举升臂两端销孔中心连线长度为L ,L=1306mm 其与水平线夹角为 ;定义 d 为液压缸下安装点与举升臂中心销孔距离(平行于举升臂) , f 为上安装点与举升臂端销孔的距离 ,定义上下两铰接点高度为 Hg，定义滑动铰支座与固定铰支座之间的距离为 Lb，根据几何关系 ,液压缸轴线与水平线夹角 与 有以下函数关系：2tantanLfdf（3.1） 由式(3.1)可知 ,液压缸轴线与水平线夹角是d、f、的函数,而当d、f这2个参数确定时,在举升机构升降过程中随变化。平台和剪刀式举升机构建立其力学模型如图3.2所示。为平台简化模型 5。图 3.2 平台简化模型 假定W1 作用于平台中心位置,则当平台起升,剪刀机构变幅带动滑轮内移时,则W1、F3、F4 和有如下关系 15（B近似等于L/2） 。341FW（3.2）cos0LB（3.3）哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）14图 3.3 剪刀机构外载情况图 3.2 和图 3.3 为剪刀举升机构力学模型图。剪叉举升机构外载状况如图 3.3 所示。为计算剪刀式举升机构内每个支架铰接点的内力和油缸推力,以研究该机构各内力、油缸推力与 角之间的关系,并找出其最恶劣工况,我们将该机构拆分为 4 个独立的隔离体,分别对应该机构从上到下的各段剪叉杆 5,如图 3.4 所示。图 3.4 各剪杆受力分析图该图使用的符号说明如下: Kx 为剪叉机构各铰接点内力, x = 1, 2, 38;其中奇数为该铰接点 Y 方向受力 ,偶数为对应铰接点 X 方向受力 ; Fx 为作用在剪刀式举升臂 机构上的外力, x = 3, 4, 5, 6; P 为液压缸的推力。据此,在不考虑摩擦力的情况下,建立力学平衡方程如下面矩阵所示 5： 010001-Lcscosin0002f (1-) (+)L1-00Lcs00sin11co2i(+) Lss 0K1cos234s 560K7cos8FP -sF在上面的矩阵中,设 。由于油缸的自重忽略不计,故设F = F 3 = Lc =os, inF4 = F5 = F6 =W1 /4。以上矩阵给出了外载、剪刀式举升机构几何参数与油缸推力及各剪刀举升臂受力的相互关系,为剪刀式举升机构的设计计算及关键参数的研究提供理论哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）15依据。通过编写的 MATLAB程序矩阵解以上多元方程得以下结果:4cos2sin()in()in()LPFf L（3.4）3.1.2举升机构关键参数研究与确定分析前述剪刀式举升机构,发现 Pmax 和油缸轴线与支架梁之间的夹角 (-)有较大关系。给定载荷下,起升油缸夹角越小,则所需推力越大。由式(3.4)可知,起升油缸的最小夹角由 d, f 这 2 个关键的几何参数决定 5。因此,上述 4 个关键参数可在一定范围内调整而不产生干涉。根据剪刀式举升机构力学模型式及编制的 MATLAB 运算程序,在 d, f 这 2 个关键几何参数允许调整的范围内进行计算,研究它们与起升油缸推力Pmax 的关系。经对 d, f 这 2 个关键参数的研究,结合防止机构几何干涉，并且不发生死角现象及制造工艺方面的考虑,确定其值: 。d= 170m, f53.1.3 计算液压缸的推力1、举升机升高到 2m 时液压缸的推力举升机升高到 2m 时，tan= = 由式（3.1）得2HgLb95046.758o72.8o举升机的重心不变 F3 和 F4 之间的距离为 896mm ，由式（3.2）和（3.3）求得 F3 =11.7509KN，则 F4=4.45KN。将 f=500mm 、d=250mm、 、 、F= F3 .o.o=11.7509KN 代入式（3.4）中，我们得到 P=136.643KN。2、举升机在最低点时液压缸的推力根据图（3.3）所示的举升机结构尺寸，可求出 角度 , tan= 12530.49再根据式（3.1）， 解得2tantanLfdf506317tantan5.4916.2oo将 =5.49、=16.22、L=1306mm、f=500mm 、d=250mm 代入到式（3.4）中，解得液压缸的最大推力为 P=324.08 KN。由前面分析可知，举升机在最低点时，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。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）163.2 举升机的力学分析与计算剪刀式举升机是一种可以广泛用于维修厂的举升机，具有结构紧凑、外形美观、操作简便等特点，只需用此种安全可靠的举升设备将汽车举升到一定的高度，即可实现对汽车的发动机、底盘、变速器等进行养护和维修功能。随着我国私家车保有量越来越大，此种型式的举升机需求量也会日益增大。本机主要性能参数为：额定举升载荷 3t；在载重 3t 情况下，由最低位置举升到最高位置需 60s；当按下下降按钮使三位四通阀右位接通，车辆由最高位置降到最低位置需 40s；电动机功率 1.1kW；举升机在最低位置时的举升高度为 350mm，最大举升高度为 2000 mm，工作行程为 1650 mm。剪刀式举升机的结构型式有多种，本设计中的举升机结构系指液压驱动的小剪式举升机构。举升机构的传动系统为液压系统驱动和控制，由举升臂内安装的液压油缸实现上下运动，推动连接两侧举升臂的轴，使安装在上下位置的滑轮沿滑道滚动，实现举升机的上下移动。设备的主要部分有：控制机构、传动机构、执行机构、平衡机构和安全锁机构。分析剪式举升机不同举升高度的受力情况可知，在给定载荷下,举升机举升到不同高度时，所需油缸推力不同，各举升臂与轴所受的力也不同。为分析方便，在计算过程中，我们只分析举手机最低点和举升到最高位置的受力情况即可。 3.2.1 举升机最低状态时，各臂受力情况1、与平台接触处的两铰接点的力学分析与计算由前一节分析可知，举升机在最低点时，举升机重量均匀的分布在平台上，平台钢结构和平台有效载荷之和 Wz1 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，举升臂并不水平放置。存在一很小的角度 。 tan= 125305.49因 很小，所以计算过程中我们可以将 Wz1 近似看成作用在平台中心位置， Wz1 为举升重量与平台重量之和，即（g 取 10N/kg）1(3)(30.12)/32.4WztpgNkg因举升重量和平台质量之和由两侧举升机共同承受，所以代入式（3.2）和（3.3）中的 W1 只是 Wz1 的一半， W1=16.2kN 解得 8.1F2、计算各举升臂的受力 哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）17图 3.5 举升臂受力图图 3.5 为杆 1 的受力情况，F3 作用处为滑动铰支座，根据受力分析图列力和力矩平衡方程。方程如下:解得 2605362.51.10kFk 18.5240.6.kk分析计算结果，我们可以看到，k1,k2,k6 三个未知量都与 k5 有关，只要确定出k5，其他就都能解出。观察图 3.1 力学方案示意图，我们能够很快分析出，举升重量全部作用在平台上，在举升机起升瞬间， 很小，则 k5 铰接孔处竖直方向分力很小，几乎为零，对杆件只起连接作用，我们将 k5 取 0 N。则。18.24.684.2kNkk图 3.6 举升臂 2 受力情况图 3.6 为举升臂 2 的受力图，液压缸的推力直接作用在连接两侧举升臂之间的轴上，间接作用在举升臂 2 上。 k3,k4,F4x 为未知量，P=324.08 KN。列力和力矩平衡方程: 41sin3cocoisicos26.510412530FkPkxffkFx哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）18解得 374.2198.6kkNFx通过计算结果，我们可以看出液压缸在瞬间举升时，水平方向的分力和固定铰支座处的水平方向分力都很大。所以举升机的刚度强度一定要满足要求，否则维修工人在作业时将很危险。图 3.7 举升臂 3 受力图举升臂 3 在实际工作过程中，对整个举升机受力情况没有太多影响，主要起连接件的作用。F5 和 F6 支撑上面所有的重量 式中的12840.9218.5WzkN0.92KN 为液压缸重量产生的重力（初步确定） 。图中 k7 和 k8 为未知量。列方程如下：解得 56780Fzk 569.2784.FKkN图 3.8 举升臂 4 的受力图 举升臂 4 的力 F6 作用处是固定铰支座，所以有两个方向作用力。液压缸的固定端作用在连接举升臂的轴上。举升臂承受液压缸的重力，并不承受液压缸的推力。液压缸的推力有输入的液压油来平衡。在这个受力图中，只有 F6x 是未知的。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）19解得 413.978260kKNFx 670.843FxKN3.2.2 举升机举升到最高位置时，各臂受力情况举升机升高到 2m 时，举升机向内滑动 403.75mm，两脚支座之间的距离为896.15mm。上下两滑轮之间的距离为 1900mm。举升臂与水平方向夹角为 液46.75o压缸与水平方向夹角为 ，液压缸推力 P=136.643KN。 72.8o分析和计算方法同上。先求举升臂 1 的受力情况如图 3.5，由式（3.2）和（3.3）解得 ，31.75FKN4.5F哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）20解得 260153486475918kFk 123.0566.1.7kk因举升到 2m 时，举升臂与水平方向夹角为 ，所以竖直方向力和水平方向力.o应近似相等。取 。则6kKN6.925.3kKN举升臂 2 的受力情况如图 3.6 所示，41sincocoisicos247518495086FkPkxffkFx解得3109.548.6kKNFx举升臂 3 的受力情况如图 3.7，解得 57680WzkF73.25KN85.39KN举升臂的受力情况如图 3.8，解得43.98560kNKFx628.5xKN3.2.3 剪刀式举升机构主要受力杆件强度校核计算1、位于上端的滑轮轴的强度校核滑轮轴通过滑轮与平台接触，作用在滑动端的力 F3 均匀作用在两个滑动轮上。滑动的两轮之间距离为 405mm。滑动轮外侧与举升臂接触。举升机最低点时，对于滑轮轴而言，与举升臂接触处，相当于固定支点，即被约束。图 3.9 是滑轮轴的受力图、剪力图、弯矩图。由图可知，滑轮轴只受竖直方向力，没有水平方向的力，所以滑轮轴不发生扭转变形。我们从剪力图和弯矩图中还可分析出，在长度为 405mm 的线段内横街面上的剪力 FQ=0，而弯矩 M 为一常数，这种只有弯矩的的情况，称为纯弯曲。所以长度为 405mm 的线段内只发生弯曲变形，而没有发生剪切变形。是弯曲理论中最简单哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）21的一种情况。由上面的计算可以知道，上滑轮轴在举升机升高到 2m 时，受力最大，所以我们只校核举升机升到 2m 时的滑轮轴强度即能说明轴的强度是否31.75FKN合格。图 3.9 滑轮轴的剪力图与弯矩图 对滑轮轴进行强度校核，轴的材料为 45 钢 19，抗拉强度 60bMPa弹性模量 E 为 ，一般取 。轴的直径35sMPa1962GPa: 21EGd=24mm。 （1）轴的弯矩图如图 3.9 所示。由图可知 ，最大正弯矩 M= 37.5827.56.FkNmN（2）轴的强度校核 3316.max .00.4MMPabPaWd 3 2式中：M为横截面上的弯矩；W轴的抗弯截面系数。经校核可以看出，轴的截面强度足够。2、位于下端的滑轮轴的强度校核最下端轴的校核和最上端轴的校核方法一样，下端滑轮轴最低点和最高点时受力情况一样。受力图、剪力图、弯矩图如图 3.10 所示。图 3.10 下滑轮轴的剪力图与弯矩哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）22下滑轮轴的材料也是 45 钢，抗拉强度 。下滑轮轴受的力为：60bMPaF5/2= ，轴的直径 d=24mm。9.254.KN（1）弯矩图如图 3.10 所示由图可知 最大弯矩 7.12.8FMNmg(2)下滑轮轴的强度校核 3304.65max960. MPabPaWd 3 2校核后可得出轴的强度足够。3、对举升臂 1 和 2 进行强度校核举升臂 1 和 2 位于举升机的上半部分，液压缸的作用点直接作用在连接举升臂 2的轴上，举升臂 2 和 1 又通过中间螺栓相连，所以 2 和 1 的受力情况比较恶劣。在校核时，只对这两个举升臂进行校核即可。(1) 举升臂 1 的强度校核图 3.11 举升臂 1 的剪力图与弯矩图 因举升臂为板材，近似梁。所以分析过程中，我们按梁的强度校核方法来分析举升臂。由图 3.11 举升臂 1 的受力图可以看到，举升臂既有水平方向的力，又有竖直方向的力，并且两个方向的力在同一平面， 属拉伸（压缩）与弯曲组合变形 11。我们将力进行分解，沿举升臂轴线方向和垂直轴线方向。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）23举升臂 1 的受力图、剪力图、弯矩图、轴力图如图 3.11 所示。由图所知，举升臂在中间截面组合变形最大 11。举升臂的材料为 Q275 钢 ,抗拉强度 , 49061bMPa弹性模量 E=200220GPa ，L 为举升臂长 L=1306mm 。举升臂在最低状态时（） ，校核过程如下：5.49o举升臂的弯矩图如图 3.11 所示 1举升臂最大负弯矩 38.1coscos5.49632.522FLMNmg确定举升臂 1 中性轴的位置 2截面形心距底边为 01ym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 Z 即为中性轴截面对中性轴的惯钜 3 364201.2810Iz举升臂的最大弯曲应力为 4 3362.6105.278MPa最大轴向正应力 5(2cos1in3si)(4.cos5.98.1sin5.498.1sin5.49)2.72NkFF KN oo截面积为 ，则正应力为20AmNFA70.Pa校核举升臂的强度 6两种变形产生的总应力 ax19.4065.284.7490NMbPa结果表明最大弯矩处截面强度足够。举升机升高到 2m 时的强度校核情况：（ ）.o31.75cos6cs465326.722FMNmg最大弯曲应力为336.0.8MPa哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）24轴力为： (2cos1in3si)(6cos4.7516.9sin4.751.sin46.75)12.2NkFF KN oo最大正应力为 2405.6NMPaA总应力为 max70.89490FbMPa强度充分满足条件。(2） 举升臂 2 的强度校核图 3.12 举升臂 2 的弯矩图和剪力图、轴力图在剪刀举升机构中，连接举升臂 2 的轴，要承受液压缸的推力，推力间接作用在举升臂 2 上。所以举升臂 2 的工作条件最为恶劣，要求最高。对举升臂 2 进行强度校核。考虑到制造工艺性，所以举升臂 2 的材料暂都选用 Q275 钢。观察图 3.12 举升臂 2 的受力情况，可以看出举升臂 2 也受水平和竖直方向，我们同样将水平方向的力与竖直方向的力进行分解。举升臂在最低点时的校核情况如下从图中可以看出中间铰接点的变形最为严重值哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）25最大弯矩 1由弯矩图可看出举升臂 2 存在最大负弯矩和最大负弯矩情况4313.9774.21(sincos)50(sin5.cos5.9)018.722kM KNmg确定举升臂 2 中性轴的位置 2截面形心距底边为 01ym因举升臂 2 结构可近似一方钢，所以通过截面中心的中心线 Z 即为中性轴截面对中性轴的惯钜 3 362014.2810Iz举升臂的最大弯曲应力为 4 3318.7051465.82MPa轴向正应力 5 cossin(cos3in)179.52PPkkKN截面积为 ，则正应力为2102AmNFA179508.2Pa校核举升臂的强度两种变形产生的总应力 6 max8.5946.57.449061NFMPabM:最大截面处的强度虽符合 Q275 钢的强度要求,但从值可以看出，实际应用时很可能发生危险。举升臂升到 2 米时的校核情况最大负弯矩为 433.89109.35(sincos)50(sin46.7cos46.7)5024.9222kM KNmg最大弯曲应力 34.15.MPa轴向最大应力 cossin(4cosin)41.202PPkk哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）26则正应力为 41208.73MPamax696.7610NFabMPaA强度已经不满足条件。通过以上计算，我们可以看出，液压缸的推力通过轴直接作用到举升臂上，会导致比的强度不足。我们在举升臂 2 的中间焊接一方钢作为加强肋，肋上加工有支座，液压缸通过轴放置在支座上，如图 3.13 所示。活塞杆的推力直接由轴承受，并且轴变形不会直接影响举升臂。下面对主受推力的轴进行校核。图 3.13 方钢加强肋与支座（3）主推力轴校核图 3.14 活塞杆推力轴弯矩图和剪力图因此轴只承受液压缸推力，推力垂直于轴线方向，为示图方便，我们将力竖直作用到轴上，两端固定处为支座处。因轴只受推力作用，属于纯弯曲情况，所以轴只发哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）27生弯曲变形。受力如图 3.14 所示: 轴的材料为 40Cr，抗拉强度 21 10bMPa，轴径为 60mm。举升机在最低点时,推力最大只校核此刻强度即可。981sMPa轴的弯矩图如图 3.13 所示。 1由图可知 ，最大正弯矩 M= 324.08191475.6PkNmN轴的强度校核 2 33475.6max 82.100.10MMPabPaWd 3 2经校核轴的强度足够，加工加强肋合理。3.2.4 连接螺栓的校核螺栓在举升机中起连接作用，主要承受剪切变形。校核时只考虑剪切变形就可以。以下是对图 2.4 中的 1、3、4 处的螺栓进行强度校核。螺栓材料为 Q235-A 钢，许用剪切应力 =98MPa。1、1 处螺栓受的剪切力如图 3.15 所示图 3.15 1 处螺栓所受剪切力图（1）举升机在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为 31284.1059.62QkFMPaAd竖直方向承受的应力为 3222.704Qk根据第三强度理论 = 53.89MPa1298MPa满足强度要求。（2）举升到 2m 时螺栓剪切力强度计算哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）28水平方向承受的应力为 312216.901.84QkFMPaAd竖直方向承受的应力为 32224.50Qk根据第三强度理论 12.87.698MPaa经计算满足强度要求。2、3 处螺栓受的剪切力如图 3.16 所示图 3.16 3 处螺栓所受剪切力图（1）举升机在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为 3122684.1059.6QkFMPaAd竖直方向承受的应力为 22504QkPa根据第三强度理论 1259.698M经计算满足强度要求（2）举升到 2m 时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为 31226104.54QkFPaAd竖直方向承受的应力为 2253.81QkM根据第三强度理论 120.49Paa哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）29经计算满足强度要求。3、5 处螺栓受的剪切力如图 3.17 所示图 3.17 5 处螺栓所受的剪切力图（1）举升机在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为 312284.1059.6QkFMPaAd竖直方向承受的应力为 2276.4Qka根据第三强度理论 1253.0798MP经计算满足强度要求（2）举升到 2m 时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为 312285.910.84QkFPaAd竖直方向承受的应力为 32227.0QkM根据第三强度理论 12.598Paa经计算满足强度要求。校核后的结果表明螺栓材料为 Q235 钢是符合要求的。3.3 结构加强措施由前面的力学模型中，我们能够看到，举升臂铰接孔处都受水平和竖直方向的力，这些力将对举升臂的强度造成严重影响。因举升臂无论是在最低位置还是在最高位置，都与水平方向成一定角度。分析时，我们沿举升臂轴线方向和垂直举升臂轴线方向进哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）30行力的分解，垂直举升臂轴线方向的力使举升臂产生弯矩变形（正应力）沿举升臂轴线方向的力使举升臂产生拉伸或压缩变形（拉或压） 。两种应力变形使举升臂的弯曲强度受到严重影响。通过结构加强措施提高举升臂的弯曲强度。1、举升机上载荷作用的位置进行加强经前面的计算可知，举升臂铰接点处弯曲强度较集中，磨损严重，对结构进行改进。（1）可以在载荷作用点处，加一厚度为 3mm 的青铜衬套，套在铰接轴上，可有效地减小最大弯矩值，提高铰接点的强度，减小摩擦；（2）在铰接孔处加工凸台，使举升臂厚度加厚，增大举升臂的横截面积，减小举升臂压缩变形或拉伸变形。提高弯曲强度；（3）液压缸作用处不直接作用到举升臂上，中间通过焊接加强肋进行补偿。液压缸下端固定处轴上放有套筒，这样可以减小轴的磨损；（4）放置轴处的举升臂加工凸台，加厚举升臂尺寸，增大承载面积，并加工加强肋。举升机结构的改进在二维与三维图中详细表出。3.4 本章小结通过分析剪刀式举升机的结构特点,建立剪刀举升机机构的力学模型,并通过该模型对决定起升油缸最大推力的关键参数进行研究,得到合理的结果。本章还通过对各举升臂、主受力轴的受力分析与强度计算，来校核设计内容是否合理。并提出一些加强措施，使结构强度刚度充分满足条件。以上的计算与分析对提高剪刀式举升机系列化设计的效率和质量有明显的效果。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）31第 4 章 Pro/E 三维建模与整机装配4.1 Pro/ENGINEER 软件简介Pro/ENGINEER 是美国参数技术公司（PTC）1988 年首家推出的使用参数化的特征造型技术的大型 CAD/CAE/CAM 集成软件 12。近年来在我国大型工厂、科研单位和部分大学得到了较为普遍的应用，深受广大从事三维产品设计和研究人员的喜爱。是一个全方位的三维产品开发软件，集成了零件、产品装配、模具设计、数控加工。钣金设计、铸造件设计、造型设计、逆向工程、自动测量、机构仿真、应力分析、电路布线、装配管路设计等功能模块和专有模块于一体，可以实现 DFM?(面向制造设计)、DFA（面向装配设计） 、ID（逆向设计） 、CE（并行工程）等先进的设计方法的特性 12：Pro/ENGINEER 参数化设计的特性：3D（三维）实体模型：三维实体建模可以将用户的设计思想以最真实的三维模型在 Pro/ ENGINEER 中用户可以方便地对设计模型进行旋转、平移、缩放等操作，可以从各个不同的角度观察模型。另外，借助于 Pro/ ENGINEER 的系统参数，用户还可以随时计算出产品体积、重心、重量、模型大小，极大的方便了设计人员。单一数据库：Pro/ENGINEER 是建立在单一数据库上的。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部俩字一个库，在整个设计过程的任何一处