剪式汽车升降台设计-双层剪叉式液压举升机【分图版】【含10张CAD图纸、文档全套】【GC系列】
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I 本本 科科 毕毕 业业 设设 计计（论论 文文）题题 目目 剪式汽车升降台的设计剪式汽车升降台的设计 专专 业业 学生姓名学生姓名 班班 级级 学学 号号 指导教师指导教师 二二 年年 月月 日日II摘 要剪式汽车升降台不论是在工业生产还是我们的日常生活中都有着重要的作用。给我们带来的利益是非常的多。升降台的功能特色是非常多的，在我们生活中我们在很多的商务大厦都会用到电梯，升降台就如电梯的性能大同小异，我们在使用升降台的时候也可以针对自己的需求对升降台进行设置。根据本课题的研究是适用于剪式汽车升降台。根据实际需求拟采取如下：选择液压缸为动力，以剪叉式为传动形式，主体机构采用剪叉式结构设计。对剪叉式升降台关键零部件进行设计计算与校核，经过验证能实现预期的设计目标和要求。关键词：升降台，剪式，升降台，结构设计IIIABSTRACTScissor car lifts either in industrial production or in our daily lives has an important role. Our interest is to bring very much. Features lifting platform is very much in our lives we use lift in many commercial buildings are lifting platform elevator as similar performance, we use the time to be lifting platform for their own needs on the lifting platform set.According to the study of this project it is suitable for Scissor car lifts. According to the actual needs to be taken as follows: Select the cylinder as the driving force for the drive in the form of scissors, the main mechanism using scissor structure design. Scissor lift platform for key parts design calculation and verification, proven to achieve the desired design goals and requirements.Keywords: lifting platform, scissor, lifting platform, structural designIV目 录摘 要IIABSTRACTIII第 1 章 绪 论11.1 课题条件 11.2 课题的研究意思 11.3 升降台国内研究发展情况 11.4 升降台国外发展现状和发展趋向 3第 2 章 汽车升降台总体结构设计52.1 汽车升降台结构确定 52.1.1 汽车升降台整体结构形式及基本组成52.1.2 汽车升降台各零部件之间的连接关系52.2 确定剪式汽车升降台的各结构尺寸 62.2.1 建立轿车模型62.2.2 剪式汽车升降台主要结构尺寸确定62.3 汽车升降台在地面上安装尺寸 82.4 剪式汽车升降台各部件重量 92.5 初定电机功率 92.6 汽车升降台主要技术参数 102.7 本章小结10第 3 章 汽车升降台结构设计及校核123.1 剪式汽车升降台构力学模型 123.1.1 汽车升降台构力学模型建立与分析5123.1.2汽车升降台构关键参数研究与确定7133.1.3 计算液压缸的推力143.2 汽车升降台的力学分析与计算8143.2.1 汽车升降台最低状态时，各臂受力情况153.2.2 汽车升降台举升到最高位置时，各臂受力情况16V3.2.3 剪式汽车升降台构主要受力杆件强度校核计算173.3 本章小结 23第 4 章 液压传动系统的设计计算244.1 确定液压系统的主要参数15244.1.1 载荷的组成与计算244.1.2 初选系统压力264.1.3 计算液压缸的主要结构尺寸264.1.4 确定液压泵的参数18284.2 管道尺寸的确定294.3 油箱容量的确定304.4 液压系统的设计304.5 本章小结32总结33参考文献34致 谢351第 1 章 绪 论1.1 课题条件本课题主要是针对剪式汽车升降台的设计，升降台现代物流，装卸，生产和维护大型设备等广泛的应用。随着经济的发展，科学技术，社会竞争越来越激烈的进步，以提高生产速度，降低了劳动强度，并自动生产过程中，旨在减少人力和物力资源，并能完成其任务的升降台。种相对宽高空作业平台，可根据不同的用途，该平台的升降结构，在电力传输和规格可用不同的选择和设计的形式。机械传动零件加工相对要求不高，结构相对简单，易于加工，易于维护，以及强大的适应环境，耐冲击性，并能实现准确到位的能力，不污染环境。一个安全，可靠的剪叉式升降机叉的开发，将有助于确保安全性，它具有一定的实用价值。1.2 课题的研究意思升降台，无论是在工业生产和日常生活中具有重要的作用。给我们带来多少好处。特点升降台是非常在我们的生活，当电梯平台上来相似的性能，使用升降台，当你可以在升降台根据自己的需求明显的提升平台，为我们的作用是相当大的。升降台在我们的生产已经变得如此普遍，起着重要的作用，在我们的生产，尤其是在加载高空。现在经济的持续增长，适应公司的需求，不断提高生产效率，现在在高空作业较多，高空升降台，所以当我们带来了重要的作用的。升降台是涨还是跌，我们可以提供一个安全和稳定的平台。在蜘蛛侠的时候，我们可以给我们的安全保护。升降台不仅在生产中起重要作用，在我们的生活中应用很重要，也很受欢迎。在酒店，休闲和大众影院娱乐等，这一切干净舒适是第一，所以我们必须保持清洁。1.3 升降台国内研究发展情况改革开放三十年来，城市建设日新月异的中国和发展，在中国，升降台的健康发展，升降台作为人们的垂直运输后已行遍的世界。吸引外国投资，合作办厂，1978 年，一个重要的决定和改革开放 11 第三次全体会议。我们的自主研发，生产，平台开发的吊装阶段，解除由大量的合资企业安装平台升降台的工厂运行期间，引进外资。如：成立于1980 年 7 月 4 日中国迅达电梯有限公司，升降台，是中国工程机械股份有限公司，香港怡和迅达迅达（远东）有限公司，合资 3 机械行业在中国自从改革开放后第一家合资企业。该公司设立在中国，掀起了热潮升降台 1984 年 12 月 1 日，引进外资;平台公司在天津，中国国际信托投资公司和升降台美国奥的斯合资天津奥的斯电梯升降台，公司正式成立。吸引外国投资，合作办厂，不仅有助于中国本土升降台的进一步发展，同时也对中国城市发展的显著而深远的影响。自 1979 年以来，升降台，产量迅速增加：不仅如此，该2产品结构已经发生了变化显著：老平台升降 DC 已经被淘汰，双速电梯交换，速度电压逐渐取代 VVVF 交流变频调速变频调速秤台升降控制系统，一直在通过 PLC 技术和计算机控制，速度最高梯形达到 4 米/秒;目前已经在行业的巨大变化：生产条件，升降台，员工素质和管理水平有很大提高。因为我们的技术，以提高很快，这不能归因于经济建设所确定的一般原则。没有大规模的经济建设，今天不解除市场上的平台，就不会有自然的升降台产业的今天。其次，改革开放政策后。改革开放后，中共中央和上海,宁波，温州，福州，广州，委员会，作为城市区域。自 1985 年以来，它开辟了长江三角洲，珠江三角洲和闽东南，环渤海地区开辟经济特区。据业内人士专用升降台，这些领域将成为产业发展的中国重点升降台上。随着建立了一大批企业升降台，升降台行业中国的技术，规范的管理。 1984 年 6 月，三科中国工程机械制造商协会分会工程机械协会在西安召开的升降台成立大会上，升降台，现在是中国将成为升降台的前身。 1986 年 1 月 1 日， “中国起重平台”的工程机械制造商协会工程机械协会更名为“中国工程机械工业协会，升降台，升降协会” ，该平台将升级为两个协会，其位于产业平台升降机成就的历史。工业升降台都有自己的销售机构。 1987 年，国家标准 GB 7588-87“提升安全规则的建造和安装的”发布平台。标准EN81-1 欧洲标准“，为推动的建造和安装”安全平台（1985 修订版 12 月） 。这个标准的意义是为了保护生产和安装的质量和平台是非常重要的。改革的第一个十年的开放是为了改善儿童保健行业的升降台的早期阶段，行业平台的枷锁。不断发展，创新，改革开放十几年，可以说是仅次于中国，以提高行业的开发平台，经过十年的创新。在最初几年的改革开放，而电梯行业在中国国际吸收新的技术平台升降台，相关的管理制度都在不断提高。改革开放后，中国的城市快速建设和发展，更有利于促进中国的产业升降台的发展在1997 年继续增长，升降台平面总产量去年的好结果，GDP 这表明，我们正在升降台产业已经比较成熟，以适应市场的变化，抓住机遇的能力，有了很大的提高。 1998 年高空作业平台，升降台江南限制，自动扶梯和自动人行道的国产品牌在马来西亚，泰国，菲律宾，印尼，新加坡，阿联酋，孟加拉国，埃及，叙利亚，土耳其，阿根廷，澳大利亚，德国，英国共售出，荷兰，意大利，葡萄牙，希腊和近 20 个其他国家和中国，台湾和澳门，升降台，产量超过 30200 台。随着中国经济的快速发展的迅猛发展，城市建设，升降台，不仅在高档写字楼，商场，也有很大的酒店，蔓延到小区高楼林立，而且在不断改进人们生活的角落，不能成为城市建设缺乏垂直运输的中国有 13 十亿人，和世界平均每升降台 1/3 1/10 开发的占有量。升降台巨大的市场吸引了几乎所有的业务关系的升降台。 2007 年，中国政府出台了一系列经济政策，加强宏观调控，升降台市场逐步企稳，规范化的轨道。31.4 升降台国外发展现状和发展趋向过去 20 年，在工程行业升降台世界的重大变化已经发生。 RT（升降台）和 AT 的快速发展（地面所有平台）的产品，打破了原有产品市场和市场结构，经济发展在竞争激烈的影响，导致建筑市场的全球趋势，进一步提升平台的整合。世界运行升降台的年销售额大约为750 十亿。主要生产国，美国，日本，德国，法国，意大利等世界领先的公司超过 10，主要是在北美，日本（亚洲）和欧洲。美国既是一个领导升降台技术的制造商，是世界上最大的市场之一。但由于日本的快速发展和德国工业升降台 RT 和 AT 产品的增长，美国制造商已经占据了 20 世纪 6070 年代，世界市场的域名已经逐渐蚕食，形成联合美国，日本和德国，潜在的三大支柱。近年来，美国的经济复苏，市场活跃，外国生产商必须竞争。美国生产者的强度也得到了改善，所述升降台特雷克斯的上升为公司即是如此。特雷克斯高空作业平台公司前身为科林工厂升降台。自 1995 年以来，通过一系列兼并业务，已发展成为世界上最好的公司之一。自 1970 年以来日本成为升降台工程，产品质量和数量，以提高很快，已出口到欧洲和美国市场的最大生产商，总产量居世界第一位。自 1992 年以来，由于日元，跌幅在基础设施投资和亚洲金融危机的影响，国家，每年下降的赞赏。目前围绕 3000 欧洲日本市场的年需求量是相当大的市场潜力，这两个国家的欧洲工业出口商升降台的工程，也是一个进口大国。德国是欧洲最大的市场，其次是英国，法国，意大利等国家。AT 产品共享德国市场，占利勃海尔，格鲁夫的 53，16，14德马泰克，多田野和特雷克斯各约10和 5。大多数生产商争相向这些市场，我们也在努力扩大产品线。升降台车格鲁夫 RT 和产品具有竞争优势，克虏伯公司购买，在产品还相当的实力，该公司还准备生产升降台履带。马尼拉突然沃克履带式升降台产业占优势，但他也希望得到在升降台的产品的其他领域一样的影响力。一些传统的升降台厂商合作，大多集中在商业合同或销售许可协议。兼并和收购的全上面进行了许可证，风险小，有一个在业界的先河。然而，根据生产许可协议，往往在之后结束的最后期限，由于产权纠纷。特雷克斯与日本 IHI 公司有历史联系升降台提升了公司的平台。有人特雷克斯与 IHI 合作伙伴关系视为可行的贸易许可证的说明。然而，这样的协议不能持久，其结果只是特雷克斯呼吁 IHI 控制的加强，或者寻找一个独立于平台的履带起重生产。IHI 目前尚未建立的市场份额在北美，只能起到分包商的角色。自1999 年以来英国格鲁夫公司已经开始销售神钢履带式升降台和城市升降台。多田野和日立建机公司签订于 1978 年与对方提供的产品，产品线延伸合作协议双方，但收效甚微。在国内市场也正在萎缩，日立建机 1999 年 2 月宣布，将再次考虑流动性的升降台的扩大生产和销售，多领域的合作领域。多田野和公司想在美国的生产基地，但时机尚未成熟。它有多种类型的产品允许收入的多样化。特雷克斯采矿设备业务已完成吊装设备，包括 AT 和 RT 产品，自动升降台，升降台履带式，塔式机两个装卸，吊装和搬运。根据其经验和技术的链接皮带挖掘机制造公司成为平台的第一制造商之一桁架臂升降。但该公司拥有直升机停机坪4住友挖掘机业务在日本和美国（包括链接带）分开，这是基于升降台和挖掘机属于不同的行业上。利勃海尔既生产挖掘机，还生产和升降塔平台升降台的流动，也在爱尔兰的生产容器的升降台的处理，其公司是独立的实体。5第 2 章 汽车升降台总体结构设计 2.1 汽车升降台结构确定2.1.1 汽车升降台整体结构形式及基本组成本设计的内容为双层剪式汽车升降台，剪式汽车升降台的发展较迅速，种类很齐全。按照剪刀的大小分为大剪式汽车升降台（又叫子母式），还有小剪（单剪）汽车升降台 ；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。因为本设计所要举升的重量为 2t 以下的轿车 ，所以采用大剪式液压驱动汽车升降台。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。图 2.1 剪式汽车升降台整体结构形式 1-底板，2-杆件 1，3-液压缸，4-杆件 2，5-小杆件 1，6-主板，7-小杆件 2，8-子板，9-小杆件 2剪式液压平板汽车升降台由机架、液压系统等组成。设置限位装置、升程自锁保护装置等以保证汽车升降台安全使用，保障维修工人的生命安全。剪式汽车升降台有两组完全相同的汽车升降台构，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。汽车升降台由电气系统控制，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5。汽车升降台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。汽车升降台在工作过程中，以固定铰支座一侧为支点，滑轮向内或向外滑动，使汽车升降台上升下降，当达到适当的举升位置时，利用液压缸上的机械锁锁止。剪式汽车升降台使用方便，结构简单，占地面积小，适用大多数轿车、汽车的检测、维修及保养，安全可靠4。2.1.2 汽车升降台各零部件之间的连接关系汽车升降台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6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，轴两端用弹性挡圈固定，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；这样汽车升降台才能正常工作。2.2 确定剪式汽车升降台的各结构尺寸2.2.1 建立轿车模型为使汽车升降台使用范围广，本设计首先建立了一个轿车模型。根据表 2.1 所列车身参数信息。 表 2.1 参数信息根据奥迪和尼桑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，该轿车模型集尼桑轿车外型，奥迪外型于一体，具有较广的代表性。2.2.2 剪式汽车升降台主要结构尺寸确定1、剪式汽车升降台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2T举升高度3301850Mm提升时间60S要求汽车升降台的提升速度是经 1min 时间内汽车升降台能升高到 2m，实际升高1.65m，并且汽车升降台在各高度工作时，都能自锁。2、 汽车升降台各部分尺寸 （1）支撑平台尺寸5因剪式汽车升降台放于两轮胎的下部，所以汽车升降台在使用过程中要保证汽车升降台平板不能短于轿车轴距。根据轿车轴距为 2.1m，轿车轮胎直径一般不超过 700mm，为了避免过短，汽车升降台平台两端与轮胎边缘要有一定的距离，取平台边距轮胎边缘之间距离为 450mm，则平台外型长 La=2100+4502+7002+20=4420。平台宽一般为500mm600mm 左右，本设计取平台宽为 Bp=600mm。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，增加汽车升降台重量，取外型高为 180mm，实厚为车身信息 车型奥迪 A4L2.0T 标准版日产尼桑骐达车身长/宽/高（mm）4763/1826/14264250/1695/1535前轮距15641480后轮距15501485轴距28692600前轮规格225/55R16185/65R15后轮规格225/55R16185/65R1575mm，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=4420mm，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 1150mm。则固定铰支座与滑动滚轮之间距离1995mm。汽车升降台压缩到最低位置时，汽车升降台高为 936mm,(底座到平台面的距离)。 如图 2.3 所示底座厚为 30mm，轴承直径 D=80mm，轴承处轴径 Dz=50mm，为了避免轴承直接磨损底座，在设计时，轴承滑道厚为 23mm，滑道宽为 20mm，滑道长为 977mm。上下两滚轮之间的距离为 718.85mm，根据勾股定理求举升臂长 L ,求得 L=2770mm，举升臂宽 100mm，厚为 16mm。图 2.3 汽车升降台压缩到最低点时的状态3、汽车升降台升高到 2m 时尺寸变化汽车升降台向上举升时，轴承滚动，液压系统向上伸缩，固定铰支座和轴承之间距离缩短，平台与底座之间距离越来越大。汽车升降台升高到 2.49m 时，汽车升降台上下两轴承之间的距离为 1820mm，因举升臂长 L=2770mm，固定铰接处与轴承之间的距离为Lb,由勾股定理 Lb=1994mm，滑动轮滑动距离 Lx=2603-1994=609mm。汽车升降台升高到2.49m 时，结构状态如图 2.4 所示。图 2.4 升高到最高时汽车升降台主视图和右视图8因应本文的举升臂宽为 100mm，所以连接处螺栓轴径适当取 Ds=36mm，轴承处轴径取 Dz=50mm，滑轮总宽为 16mm，与滑道实际接触尺寸为 16mm，另外 4mm 为阶梯凸台,直接与轴承接触，进行轴向定位。2.3 汽车升降台在地面上安装尺寸考虑到维修厂的地面情况，剪式汽车升降台平放于地面就可以，采用 M18 的地脚螺栓固定，汽车升降台两端各焊接一三角台，便于汽车上升。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 700mm，汽车升降台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，汽车升降台平台之间的距离约取 805 mm ,平台长约 4420mm，汽车升降台左右结构完全相同，设备控制箱可以左右互换。如果汽车升降台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，如图 2.5所示。图 2.5 地面安装尺寸示意图2.4 剪式汽车升降台各部件重量 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9材料性能如表 2.3 所示。 表 2.3 Q275 钢材料性能6弹性模量（GPa）泊松比抗拉强度(MPa)密度(g/cm3)200-2200.34906107.85质量基本计算公式21： （2.1）11000WFL9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； （g/cm3）所用材料钢的密度。1、平台的质量 kgWp33.16010001)2005. 06 . 024. 02005. 012. 024. 02005. 012. 042. 426 . 0005. 007. 026 . 0005. 012. 06 . 0005. 042. 4(85. 7平台加工有较薄的边缘，所以计算时数据较多，后续计算中本文取平台=160k。pW2、举升臂的质量kgWb79.3410001)161002770(85. 7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 35kg。左侧和右侧汽车升降台完全相同，每侧共有四个举升臂，则举升臂重量和为 。kgWbz1404353、底座重量在实图中汽车升降台底座并非实体，但为了计算方便，本文按实体计算，则 ，本文取底座重量为 Wd=76kg。kgWd18.7610001)60053235(85. 74、子汽车升降台的总质量 W=102.97kg。汽车升降台总重 。kgWWdWbzWpWz97.6782222.5 初定电机功率剪式汽车升降台举升重量2t，汽车升降台自身及附件的重量再加上一部分余量为0.8t，所以取 W=4.3t 。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 = （2.2）wVtSS=2450-700 =1450 (mm) 由公式（2.2）得 = =0.0242m/s=1.45m/min wV6045. 1载车板上升功率 Pw= （2.3）60Fw VwFw=m g （2.4）其中m=4.3kg，g=10N/kg 由公式（2.4）Fw =4.3 10 =43KN Vw取1.45 m/min由公式（2.3）得 Pw= =1.04（KW） 取6045. 1431.1WPKW102.6 汽车升降台主要技术参数 经过计算，整理汽车升降台主要数据，并列表，如表 2.4 所示。表 2.4 剪式汽车升降台主要技术参数举升重量3500kg举升高度3501850mm实际上升高度1850mm续表 2.4 剪式汽车升降台主要技术参数总宽2005mm总长4420mm平台长/宽4420/600mm举升臂长2770mm平台间宽805mm上升时间60s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609mm2.7 本章小结本章主要将剪式汽车升降台的外型尺寸，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，并根据现今社会上使用普遍的轿车种类的车身结构尺寸，确定了本设计的剪式汽车升降台的组成结构，包括控制机构、传动机构、执行机构，还有所需的零部件。11第 3 章 汽车升降台结构设计及校核3.1 剪式汽车升降台构力学模型剪式汽车升降台构具有结构紧凑、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。剪式汽车升降台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。对于剪式汽车升降台构来说,影响其力学性能的关键因素是举升油缸的安装位置。3.1.1 汽车升降台构力学模型建立与分析5汽车升降台之所以斜置，是因为汽车升降台右侧为固定铰支座，左侧为滑动铰支座，平台上放有荷载，汽车升降台上升过程中，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5。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,本文将平台钢结构和平台有效载荷之和简化为 W1 ,剪式汽车升降台构自重载荷为 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： （3.1） 2tantan2LfdLdf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,在汽车升降台构升降过程中随变化。平台和剪式汽车升降台构建立其力学模型如图3.2所12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,剪刀机构带动滑轮内移,则W1、F3、F4和有如下关系15（B近似等于L/2） 。 （3.2）341FFW （3.3）3cos4 01FLFWB 图 3.3 剪刀机构外载情况 （3.4）4cos2 sin()sin()sin()LPFfLL图 3.2 和图 3.3 为剪刀汽车升降台构力学模型图。剪叉汽车升降台构外载状况如图 3.3 所示。3.1.2汽车升降台构关键参数研究与确定7分析前述剪式汽车升降台构,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。由分析可知,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。根据剪式汽车升降台构力学模型式,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,确定其值与铰链固定，f=662mm。3.1.3 计算液压缸的推力1、汽车升降台升高到 2m 时液压缸的推力13汽车升降台升高 2m 时，tan= 由式（3.1）得汽车升降台的重2HgLb42997910心不变 F3 和 F4 之间距离 1994mm，由式（3.2）和（3.3）求得 F3 =33.413KN，则F4=1.587KN。将 f=662mm、F= F3 =33.413KN 代入式（3.4）中得到 42 70P=128.4KN。2、汽车升降台在最低点时液压缸的推力根据图（3.3）所示的汽车升降台结构尺寸，可求出 角度 , tan= 130135815再根据式（3.1）， 解得2tantan2LfdLdf3915tan66299700997662tan将 =15、=39、L=2770mm、f=662mm 、d=0mm 代入到式（3.4）中，解得液压缸的最大推力为 P=316.08 KN。由前面分析可知，汽车升降台在最低点时，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。3.2 汽车升降台的力学分析与计算8剪式汽车升降台是一种可以广泛用于维修厂的汽车升降台，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，此种型式的汽车升降台需求量也会日益增大。本机主要性能参数为：额定举升载荷 2t；在载重 2t 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；汽车升降台在最低位置时的举升高度为 936mm，最大举升高度为 2450 mm，工作行程为 1514 mm。剪式汽车升降台的结构型式有多种，本设计中的汽车升降台结构系指液压驱动的双层四轮定位大剪式汽车升降台构。汽车升降台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轴承沿滑道滚动，实现汽车升降台的上下移动。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。分析剪式汽车升降台不同举升高度的受力情况可知，在给定载荷下,汽车升降台举升到不同高度时，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，本文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 汽车升降台最低状态时，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，汽车升降台在最低点时，汽车升降台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14上。在最低点时，举升臂并不水平放置。存在一很小的角度 ，tan=，因130135815 很小，所以计算过程中本文可以将 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）kNkgNgWptWz2 .38/10)216. 05 . 3()5 . 3(1因举升重量和平台质量之和由两侧汽车升降台共同承受，所以代入式（3.2）和（3.3）中的 W1 只是 Wz1 的一半，W1=19.1kN 解得kNFF55. 9432、计算各举升臂的受力 图 3.4 举升臂受力图图 3.4 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 66215 .622277035 .62666256623351062kkFkkFFkkkk562. 631.201655562. 631.2012555. 91kkkkkkkk分析计算结果，本文可以看到，k1,k2,k6 三个未知量都与 k5 有关，只要确定出 k5的值，其他就能解出。观察图 3.1 力学方案示意图，本文能够很快分析出，举升重量全部作用在平台上，在汽车升降台起升瞬间，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，本文将 k5 取 0 N。则。31.201631.201255. 91kkk 图 3-5 举升臂 2 受力情况图 3-5 所示为举升臂 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=316.08 KN。列力和力矩方程: 1527704125466215 .622cossinsincoscos2443sin14FxFkkfPfPPkxFkkPkF解得 KNxFKNkKNk95.446440.1448 .1793通过计算结果，本文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。所以汽车升降台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。3.2.2 汽车升降台举升到最高位置时，各臂受力情况汽车升降台升高到 2m 时，汽车升降台滚动轴承向内滑动 609mm，两脚支座之间的距离为 1994.4mm，上下两滑轮之间的距离为 1820mm。举升臂与水平方向夹角为液压缸与水平方向夹角为，液压缸推力 P=128.4KN。 42 70分析和计算方法同上。先求举升臂 1 的受力情况如图 2，由式（3.2）和（3.3）解得F3 =33.413KN，F4=1.587KN解得 9971910219943910699759973351062kkFkkFFkkkk413.33691. 056662691. 082.661kkkkkkkk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 42应近似相等。取。则KNk166 KNkKNkKNk85.18516226.521举升臂 2 的受力情况如图 3.6 所示， 19944910499719102cossinsincoscos2443sin14FxFkkfPfPPkxFkkPkF解得87.41405. 24753.663xFkk3.2.3 剪式汽车升降台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轴承轴通过轴承与滑道接触，作用在滚动端的力 F3 均匀作用在两个轴承上。两轴承之间距离为 556mm。轴承内侧与举升臂接触。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。本文从剪力图和弯矩图中还可分析出，在长度为 556mm 的线段内横截面上的剪力16FQ=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 556mm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的一种情况。由上面的计算可以知道，上滑轮轴在汽车升降台升高到 2m 时，受力最大，F3 =33.413KN，所以本文只校核汽车升降台升到 2m 时的滑轮轴强度即能说明轴的强度是否合格。图 3.6 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 600bMPa355sMPa弹性模量 E 为 ，一般取 。轴的直径 d=50mm。 （1）轴的弯矩196216GPa:210EGPa图如图 3.6 所示。由图可知 ，最大正弯矩 M=mNF25.4595 .277 .165 .2723（2）轴的强度校核 MPabMPadMdMWM60074.36501 . 025.4591 . 032max333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 3.7 所示。 图 3.7 下滑轮轴的剪力图与弯矩17下滑轮轴的材料也是 45 钢，抗拉强度。下滑轮轴受的力为：600bMPak3/2= ，轴的直径 d=50mm。KNKN9 .8928 .179（1） 下滑轮轴弯矩图如图 3.7 所示，最大弯矩为。mNkM25.24725 .2723（2） 下滑轮轴的强度校核 MPabMPadMdMWM60078.197501 . 025.24721 . 032max333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 位于汽车升降台的上半部分，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。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 3.8 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，本文按梁的强度校核方法来分析举升18臂。由图 3.8 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。本文将力进行分解，沿举升臂轴线方向和垂直轴线方向。举升臂 1 的受力图、剪力图、弯矩图、轴力图如图 3.8 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 , 弹性490 610bMPa模量 E=200220GPa ，L 为举升臂长 L=2770mm。举升臂在最低状态时，校核过15程如下：1） 举升臂的弯矩图举升臂的弯矩如图 3.8 所示。mNLFM4 .22341138515cos7 .162cos232）确定举升臂 1 中性轴的位置截面形心距底边为 mmy50100165010016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 3) 截面对中性轴的惯矩4631033. 11210016mIz4） 举升臂的最大弯曲应力为MPa98.831033. 1105010341.226335） 最大轴向正应力截面KNFkkFN81.18215sin413.3315sin26.5215cos162sin3sin1cos2积为，则正应力为2160016100mmANFAMPa76.111600188106） 校核举升臂的强度两种变形产生的总应力 MPabMPaAFN49074.9598.8376.11max结果表明最大弯矩处截面强度足够。汽车升降台升高到 2m 时的强度校核情况：（） 42mNFM26.17195138542cos2413.331385cos23最大弯曲应力为MPa98.831033. 1105010341.22633轴力为：19最KNFkkFN61.34242sin413.3342sin26.5242cos162sin3sin1cos2大正应力为 NFAMPa63.21160034610总应力为 MpabMPaAFN49061.10598.8363.21max强度充分满足条件。(2） 举升臂 2 的强度校核 图 3.9 举升臂 2 的弯矩图和剪力图、轴力图在剪刀汽车升降台构中，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 3.9 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，本文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201） 最大弯矩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mKNkkMs01.45138515cos2753.6615sin205. 21385cos23sin242）确定举升臂 2 中性轴的位置截面形心距底边为 mmy50100165010016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 3） 截面对中性轴的惯钜4631033. 11210016mIz4）举升臂的最大弯曲应力为MPa4 .2181033. 110501001.456335）轴向正应力KNkkPP09.2012sin3cos4sinsincoscos截面积为，则正应力为2160016100mmANFAMPa68.12516002010906）校核举升臂的强度两种变形产生的总应力 MpabMPaAFN49008.3444 .21868.125max最大截面处的强度符合 Q275 钢的强度要求.举升臂升到 2 米时的校核情况最大负弯矩为 mKNkkMs29.35138542cos2753.6642sin205. 21385cos23sin24最大弯曲应力 MPa69.1321033. 110501029.35633轴向最大应力KNkkPP4 .4942sin3cos4sinsincoscos则正应力为NFAMPa75.3081600494004强度已经满足条件。 MpabMPaAFN60044.44169.13275.308max（3）主推力轴校核21图 3.10 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，本文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，所以轴只发生弯曲变形。受力如图 3.10 所示: 轴的材料为 40Cr，抗拉强度21 1000bMPa，轴径为 30mm。汽车升降台在最低点时,推力最大只校核此刻强度即可。981sMPa1） 轴的弯矩图如图 3.10 所示 ，最大正弯矩 mNPM32.13117832 2） 轴的强度校核 MPabMPadMdMWM100082.485301 . 032.131171 . 032max333经校核轴的强度足够。3.3 本章小结通过分析剪式汽车升降台的结构特点,建立剪刀汽车升降台机构的力学模型,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。22第 4 章 液压传动系统的设计计算4.1 确定液压系统的主要参数15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。4.1.1 载荷的组成与计算1、汽车升降台升高到 2m 时液压缸的推力：汽车升降台升高到 2m 时，tan= 由式（3.1）得2HgLb42997910汽车升降台的重心不变 F3 和 F4 之间的距离为 1994mm ，由式（3.2）和（3.3）求得 F3 =33.413KN，则 F4=1.587KN。将 f=662mm 、F= F3 =33.413KN 代入 42 70式（3.4）中，本文得到 P=128.4KN。2、汽车升降台在最低点时液压缸的推力根据图（3.3）所示的汽车升降台结构尺寸，可求出 角度 , tan= 130135815再根据式（3.1）， 解得2tantan2LfdLdf3915tan66299700997662tan将、=39、L=2770mm、f=662mm 、d=0mm 代入到式（3.4）中，解得15液压缸的最大推力为 P=316.08 KN。由前面分析可知，汽车升降台在最低点时，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。当平台处于最低位置时，液压缸荷重 P 最大。下面就根据载荷量来选取合适15的液压缸。图 4.1 液压缸本图表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注于图上，其中是作用在活塞杆上的外部载荷， 是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密wFmF封阻力。作用在活塞杆是的外部载荷包括工作载荷 ，导轨的摩擦力和由于速度变gFfF23化而产生的惯性力。aF（1）工作载荷gF常见的工作载荷有作用于活塞杆上轴线的重力、切削力、挤压力等，这些作用力的方向与活塞的运动方向相同为负，相反为正。在实际工作过程中，由于载荷量较大，活塞自身的重力可以忽略不计，切削力与挤压力共同组成的外力即为工作载荷 =P。由于gF本设计按最大载荷量定为 2t 来计算，所以每个液压缸=P=108040N。gF（2）导轨摩擦载荷fF对于直动型安装的液压缸一般都附有活塞导轨以固定其运动方向，导轨摩擦相对于总载荷可以忽略不计，因此=0。fF（3）惯性载荷aF， （6.1）aFmavat速度变化量 m/sv起动或制动时间 s。一般机械 0.10.5s，对轻度载荷低速运动部件取小值，对重t载荷高速部件取大值。行走机械一般取=0.51.5s加速度a2/m s初步选定速度变化量=0.16m/s，=0.6s，则=0.27，vtvat0.160.62/m s2 /2 0.27270aFmatN以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷， wF=108040+0+270=108310N。wgfaFFFF起动加速时 ， 稳态运动时 ， 减速制动时 wgfaFFFFwgfFFF。wgfaFFFF工作载荷并非每阶段都存在，该阶段没有工作，则=0。但在计算和校核时，应gFgF按照最大值取。 除了外载荷外，作用于活塞上的载荷 F 还包括液压缸密封处的摩擦阻力，由wFmF于各种液压缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为 （6.2） (1)mmFP 式中液压缸的机械效率，一般取 0.900.95，这里取 0.95， m。NFFww11401095. 01083104.1.2 初选系统压力液压缸的选择要遵循系统压力的大小，要根据载荷的大小和设备类型而定。还要考24虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不是很经济；反之，压力选的太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于某些固定尺寸不太受限的设备，压力可选低一些，行走机械重载设备压力要选的高一些。按表 6.2 所示初步选取16Mpa。表 4.2 各种机械常用的系统工作压力机 床机械类型磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械小型工程机械建筑机械液压机大中型挖掘机重型机械工作压力MPa0.80.23528810101820324.1.3 计算液压缸的主要结构尺寸（1）液压缸的相关参数和结构尺寸15液压缸有关的设计参数见图 4.2 所示：图 4.2 液压缸设计参数图 4.2a 为液压缸活塞杆工作在受压状态，图 6.3b 表示活塞杆受拉状态。活塞杆受压时： （6.3）1122wmFFp Ap A活塞杆受拉时： （6.4）1221wmFFp Ap A式中 无杆腔活塞有效工作面积，；214AD2m有杆腔活塞有效工作面积，；222()4ADd2m液压缸工作腔压力，Pa；1p液压缸回油腔压力 Pa，其值根据回路的具体情况而定，一般可以按照下表2p25估算；D活塞直径，m；d活塞杆直径，m。表 4.3 执行元件背压力系 统 类 型背 压 力 MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油带调速阀的系统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，可直接回油路可忽略不计在这里本文取背压力值20.2pMPa在本设计中，液压缸不存在受拉的状态，所以只考虑其收压。一般液压缸在收压状态下工作时，其活塞面积为： （6.5）2111Fp AAp用式（6.5）须先确定与的关系，或是活塞杆径 d 与活塞直径 D 的关系，令杆径1A2A比=d/D，其比值可按表 6.4 选取。按工作压力选取 d/D表 4.4 工作压力选取表工作压力 MPa5.05.07.07.0d/D0.50.530.620.70.7按速度比要求确定 d/D表 4.5 速度比选取表（）21/vv1.251.331.460.1612d/D0.40.50.550.620.71注：速度比 ，为活塞两侧有效面积与之比。即 （6.6）1A2A21222ADADd如按工作压力应选取 d/D=0.7，则相应的速度比=2，由于活塞不受拉力作用，所以活塞杆收缩时可以适当提高其速度， =2 也是完全可以的。运用直径求法公式，可以求出 d=71.8mm。液221244 119568101.1(1)160.2(10.71 )FDmmpp压缸的直径 D 和活塞杆径 d 的计算值要按国家标准规定的液压缸的有关标准进行圆整，如与标准液压缸参数相近，最好选用国产液压缸，免于自行设计加工。按照机械手册中工程液压缸技术规格,可以选择圆整后的参数：缸径为 100mm，活塞杆为 70mm,速度比=2，工作压力 16Mpa，推力 125.66kN。26（2）计算活塞杆的行程当平台处于最低位置时，此时活塞杆应处于完全收缩状态,液压缸的长度为最15小值，=1320mm。 。0d2202cos2dalal再计算一下平台上升的最大高度，这里设上升至最大高度的，计算得出最大 42高度 H=2.1m。此时活塞杆伸长至。222cos21760mdalalmm当活塞杆处于完全收缩状态时，液压缸的长度就等于，选定液压缸长度为0d1320mm。计算其行程： 。01760 1320440msddmm可以查得液压缸长度不得小于，实际长度满足要求。365365440805XCsmm 4.1.4 确定液压泵的参数18（1）确定液压泵的最大工作压力 ， Pa，1Pppp式中液压缸最大工作压力，1p根据可以求出1122wmFFp Ap A2110.215.3FApMPaA从液压泵出口到液压缸入口之间的总的管路损失。初算可按经验数据选取：p管路简单、流速不大的取 0.20.5Mpa；管路复杂，进油口有调速阀的，一般取 0.51.5 Mpa。这里取 0.5Mpa。即15.30.515.8PpMPa（2）确定液压泵的流量PQ maxPQKQ3/msK系统泄漏系数，一般取 1.11.3，这里取 1.2液压缸的最大流量，对于在工作中用节流调速的系统，还需加上溢流阀的最maxQ小溢流量，一般取430.5 10 m /s在前面已经初步选定台面速度变化量=0.16m/s， 本文就设定台面起升的最大速度v，则活塞的运动速度应用公式0.16m/syv ，（这是在台面刚刚起升222cos2sin()2 cosyalalvvl00.22=0.04m/syvv状态时，）53430122 0.04 7.85 106.28 10/Qv Ams所以4443max1.2 (6.28 100.5 10 )8.14 10/PQKQms（3）选择液压泵的规格 根据以上求得的和值，按系统中拟订的液压泵的形式，从手册中选择相应的液压泵产品。为使液压泵油一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大 2560%。27查找手册选择 CB-型齿轮泵，其参数如表 4.6 所示。AF表 4.6 CB-型齿轮泵AF压 力转 速型号排量额定最高额定最高特点生产厂CB-CB-AF1040162018002400铝合金壳体，可作双联泵榆次液压件厂（4）确定液压泵的驱动功率在工作中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，则，其中液压泵的总效率，参考表 4.7 所示，选择=0.7。310PPPp QPkWPP表 4.7 液压泵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则，据此可选择合适的电机型号。43315.8 8.14 1018.410100.7PPPp QPkW4.2 管道尺寸的确定在液压、气压传动及润滑的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管等，钢管能承受较高的压力，价廉，但安装时的弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较方便的地方。这里本文采用钢管连接。管道内径计算 （6.7）4Qdm / sv式中 Q通过管道内的流量3m / sv管道内允许流速 ，取值见表 4.8 所示。m / s表 4.8 管道尺寸油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管道0.51.5，一般取 1 以下液压系统压油管道36，压力高，管道粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.分别应用公式（6.7）得=20.2mm,=10.7mm,v吸v压v回d吸d压=15.2mm，根据内径按标准系列选取相应的管子，经过圆整后分别选取=20mm，d回d吸=10.7mm, =15mm，对应管子壁厚。d压d回1 6 . mm4.3 油箱容量的确定在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初设计时，28按式 选取。4VPVaQQ3m式中：液压泵每分钟排出压力油的容积； VQ 经验系数，按表 4.9 所示取 =4。aa表 4.9 油箱容量系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金机械a12245761210则。460195VPVaQQL4.4 液压系统的设计在设计过程中，要保证汽车被水平举起而不发生侧偏，两侧汽车升降台上升过程中必须始终保持同一高度，活塞的运行速度必须时刻保持相等。汽车升降台液压回路必须同步。 汽车升降台的液压回路18如图 6.5 所示，主要有两部分组成：机械锁回路、升降回路。1.左机械锁液压缸 2.右机械锁液压缸 3. 两位三通电磁阀 4.滤油器 5.液压泵 6.溢流阀7.三位四通电磁阀 8.普通调速阀 9.比例调速阀 10. 左升降缸 11.右升降缸图 4.3 汽车汽车升降台液压控制回路1、机械锁回路机械锁回路由油缸 1、油缸 2 和两位三通电磁阀 3 组成。当电磁阀 YA1 得电时，两位三通电磁阀 3 左位工作，压力油进入液压缸 1、2 下腔，驱动活塞向上移动，将机械锁打开，此时举升臂可自由上升或下降。当 YA1 失电时，两位三通阀处于右位工作时，油缸下腔与邮箱直接相通，腔内油压为零时，油缸活塞在缸内弹簧和机械锁动齿条自重的作用下收回，机械锁闭合，举升臂被锁住，不能移动。此时工人可以进行各种维修工作。2 、升降回路升降回路由三位四通阀 7、普通调速阀 8、比例调速阀 9、左升降液压缸 10、右升降液压缸 11 组成。当三位四通阀 7 的 YA2 得电时，YA3 失电时，油液上升，通过调速阀到达缸 10、11。当 YA2 失电时，YA3 得电时，两油缸下降。29汽车汽车升降台液压控制回路是用电液比例调速阀控制的同步回路，回路中使用了一个普通调速阀 8 和一个比例调速阀 9.它们装在由多个单向阀组成的桥式回路中，并分别控制着液压缸 10、11 的运动，当两个活塞出现位置误差时，检测装置就会发出信号，调节比例调速阀的开度，使液压缸 11 的活塞跟上液压缸 10 的运动而实现同步。这种回路的同步精度较高位置精度可达 0.5mm，费用低，系统对环境适应性强。下面是剪式汽车升降台液压控制回路进行总结后的工作行程表 4.10 所示。表 4.10 工作行程表电磁铁汽车升降台上升汽车升降台下降YA1+YA2+-YA3-+剪式液压系统设计的好坏，将直接影响举升的性能和效率。剪式汽车升降台液压系统主要是举升液压系统。本次剪式汽车升降台的设计主要偏重于机械结构的设计与ANSYS 分析，而其
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