汽车维修双柱式液压举升机设计-液压系统9张CAD图
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汽车维修双柱式液压举升机设计
摘 要
车辆保养和维修液压提升机与臂双柱底盘或身体的一部分,上升和下降,现在的车是一辆汽车起重设备。汽车升降机机械汽车保养中扮演着至关重要的作用,车辆大修还是小修和维护,是分不开的。汽车起重机液压提升机是家庭的一员,它具有其他起重机器无法比拟的优势,如它所使用的结构的工作范围很广,可以高天花板车辆维护、工作空间是空的。
这个主题是设计的液压双柱汽车举升机,3 t 额定负载,举升高度 1920 毫米,40 - 50s 的解除时间。分类,详细介绍了起重机的组成。在确定液压双柱吊装方案后,对起重机械结构和液压系统的特点设计和规范要求。同时提升直升机参与设计过程的过程问题,然后自动提升机列,支架的横截面特征,强烈的刚性和检查的主要支柱和支架的强度的验算。设计和液压缸的力量,活塞杆和液压活塞杆的稳定性计算和液压系统的设计计算,确保设计满足起重机的要求。
关键字：液压式；汽车举升机；液压系统；稳定性；截面特性。
IV
ABSTRACT
Vehicle maintenance and repair hydraulic lifting machine is double column with arm hold a portion of the chassis or body, of rising and falling, now the car is a car lifting equipment. Auto lift machine in car maintenance play a vital role, whether the vehicle overhaul or minor repair and maintenance, is inseparable from it. Hydraulic lifting machine for car lifting machine is a member of the family, it has incomparable advantage over other lifting machine, such as it USES the structure of the work scope is wide, can high ceiling vehicle maintenance, working space is empty.
This topic is designed by the hydraulic double column auto lift machine, 3 t rated load, lifting height of 1920 mm, the lifting time of 40-50 s. Classification, composition of lifting machine are introduced in detail. In determining the hydraulic double column after lifting scheme, for lifting machine structure and the characteristics of the hydraulic system requirements for the design and specifications. To lift helicopters at the same time involved in the process of design process problems are added, then the auto lift machine column, cross section characteristic of bracket, and the main pillar of strong rigidity and the checking and checking calculation of the strength of the bracket. Design and the strength of hydraulic pressure cylinder, piston rod and the stability calculation of hydraulic piston rod, and the design calculation of hydraulic system, to ensure that the design meets the requirement of lifting machine.
Key words:
hydraulic lifting，machine hydraulic，system stability，section，features.
目 录
摘 要 I
ABSTRACT II
第 1 章 绪论 1
1.1 液压举升机的介绍 1
1.2 液压举升机的种类 1
1.3 本次设计的特点 2
第二章 双柱式汽车举升机的结构设计 3
2.1 举升装置结构设计 3
2.2 立柱的设计 4
2.3 支撑机构设计 5
2.4 平衡机构设计 6
2.5 保险结构设计 6
第三章 双柱式液压举升机的强度验算和分析 8
3.1 双柱式液压举升机立柱结构分析与计算 8
3.1.1 主立柱的截面特性分析与计算 8
3.1.2 主立柱的强度分析与验算 11
3.1.3 主立柱的刚度计算 16
3.2 托臂部分的强度校核 17
3.2.1 托臂部分截面特性 17
3.2.2 托臂部分的强度核算 17
3.2.3 从托臂处考虑挠度情况 20
第四章举升机液压系统的设计 22
4.1 基本方案的确定 22
4.1.1 调速方案的选择 22
4.1.2 压力控制方案 22
4.1.3 顺序动作方案 23
4.2 液压系统图的绘制及其工作方式 24
4.3 初步估算液压系统的工作压力 25
4.4 液压缸的主要参数设计及校核 26
4.4.1 液压缸缸筒内径的确定 该液压缸按照推求来计算缸筒内径， 26
4.4.2 活塞杆外径的确定及其校核 26
4.4.3 液压缸壁厚的确定 28
4.4.4 液压缸连接法兰的最小厚度，及其连接螺栓的校核 29
4.5 液压缸的速度和载荷分析 30
4.5.1 液压缸的流量 30
4.5.2 执行元件的类型、数量和安装位置 31
4.5.3 举升速度及其变化规律 32
4.5.4 执行元件的载荷计算及其变化规律 32
第五章.液压元件计算和选择 34
5.1 液压泵的选择 34
5.2 选择电机 35
5.4 控制阀的选择 36
5.4.1 压力控制阀 37
5.4.2 流量控制阀 37
5.4.3 方向控制阀 38
5.5 管路、过滤器和油箱计算与选择 39
5.5.1 管路 39
5.5.2 过滤器的选择 40
5.5.3 油箱 42
5.6 阀块 43
第 6 章 总结 45
致 谢 47
参考文献 48
第 1 章 绪论
1.1 液压举升机的介绍
国内外设计的现状: 随着社会的发展几乎汽车随处可见，然而保养与维修行业也欣欣向荣，其中举升机就是必不可少的工具之一。所以维护简单、安全可靠是必不可少的，否则工作效率在一定程度上会受到影响。举升机可以分为很多种， 主要分为两大类：古代的机械式举升机和非传统的现代液压式举升机。随着发展安全性较差、维护工作较多的机械举升机已基本被安全性能好、工作效率高、维护周期长的液压式举升机取代。
国内的汽车维修液压举升机有很多的品牌，质量也有很大的区别，只有少数的大型专业化企业具有高质量的生产手段，而大多数的生产厂则不具备其条件。所以造成了举升机的质量参差不齐。而且国内的举升机基本结构、安全的措施上基本上没有大的区别。基本都是由液压系统、油缸、立柱、升降臂、保险。
国外的举升机在许多方面是比国内具有优势的，无论是结构上、材料上还是安全性上都有较明显的优势。比如油管爆裂、钢丝绳断裂、等其它的意外情况。随着社会的发展普及了汽车，维修汽车的举升机设计方面也将会得到全自动化的发展，同时随着技术成熟的发展，将逐步统一化进行标准化。未来的市场将会被技术先进、高质量、完善的售后服务的产品将占领。
1.2 液压举升机的种类
现在主流汽车维修设备可以分为下几种：剪切式液压举升机、双柱式液压举升机、四柱式液压式举升机。在不同的环境里不同的维修企业会根据自身的实际情况来选用不同的液压举升机。在所有的举升机产品中，被普遍采用的大部分举升机则是双柱式的液压举升机。基本上占有市场的 70%。
双柱式液压举升机的市场高占有率和它的特性关系密切。首先小汽车占有汽车市场的的大部分。双柱式液压举升机的工作能力小汽车的维修能力完全能得到有力的保证。而且无论是组装、工作都非常节省空间。安装该举升机是比较快的， 基本上不需挖较大范围，而且对与维修厂的布局只需小量的更改，也不需要进行大量的更改。然后就是价格较与其它比较低的，也是得到中小汽车维修站的青睐的主要原因。并且这种举升机的结构设计使得维修工能够更轻松的对汽车的整个
42
底部进行操作维修。
四柱举升机则可适用于大多数重型汽车。但是四柱举升机需要占用很大的工作空间，而且具有宽大的支承装置，在有的时后则会影响工人有效工作，但是却又较快的起降速度可以大大的提高工作效率，这是双柱式举升机所不具有的特点， 所以也有不错的市场前景。
剪式液压式的举升机会有很方便的使用，且不占有很大的空间，其较精密度高，设计和组装要求较高，做工不好设计不到位则会有安全隐患，这种举升机的具有较大的技术发展空间。现在使用它们的大多数是大型的专业化的维修企业。
1.3 本次设计的特点
本课题所设计的是的普通的汽车维修双柱式液压举升机。它的特点是：①结构简单，设计容易，组装快，②能耗低，操作简单；③可伸缩托臂，在托脚的最低的位置比较低，保证了工作广度和安全性；④相比与传统的的举升机，有较长的使用时间；⑤性价比高，市场占有率高。
第二章 双柱式汽车举升机的结构设计
双柱式液压举升机是将液压缸安装于柱子内部然后致使推动（或拉动）滑台等部件实现上下升降功能的。而且它的驱动装置是主要采用电动液压站，其中不仅结构合理、还工作稳定，等等一些优良的特点，所以近年来成为主要举升机的的一部分。
2.1 举升装置结构设计
举升机的起重装置在设计组装的电箱和液压系统。电箱通过原始的开关进而开始启动电动机控制液压站,使液压油带动液压缸,并通过链与滑台和液压缸驱动电梯上下运动的设备,如图 2.1 所示:
图 2.1 举升装置示意图
图 2.1 是双柱式液压升降装置的设计草图和举升机的驱动,左和右列的起重装置由液压软管连接,但它有一个不足的地方是关于两个液压缸在升降上存在时间上的滞后,将会导致不一致，因为双方的提升速度导致失衡。因此,液压升降装置的基础上,我们增加的外力，钢丝绳同步装置,这种同步器液压缸将弥补不足之处。
图 2.2 是一个双柱式液压汽车电梯起重装置结构:
图 2.2 双柱式液压汽车举升机举升装置结构图
双柱式液压举升装置是一套自动提升机，其内相连链条和滑轮槽,从而促进移动液压杆驱动滑台,实现提升的目标。
2.2 立柱的设计
双柱式液压汽车举升机的立柱分在左右。汽车举升机整个所承受的重量几乎都是由双立柱来支撑的，所以它一定的刚度和强度必须要达到 。为了放置举升装置和滑台等一些部件所以每个立柱中间必须都有足够的空间。而且整个立柱部分的形位公差也是有较高的要求，垂直方向的立柱壁和水平方向的立柱臂必须在一定的平行度范围内保持在一定的直线度，而且需要一定的粗糙度在立柱内外表面等要求。
2.3 支撑机构设计
图 2.3 举升机立柱截面示意图
支撑机构主要是由托臂部分组成。当汽车在举升机的范围内可被举起时，相改变工作的范围可以改变支撑机构的摇臂的方向角度长度。从而来通过托臂再把整个工作范围改变。而且本次的支撑的机构设计的托臂是可伸缩式的，所以这种增 加 了 托 臂 的 宽 度 ， 从 而 就 等 于 增 加 了 托 臂 的 工 作 广 度 ，
2.4 平衡机构设计
图 2.4 托臂机构示意图
2.5 保险结构设计
图 2.5 单独立柱内钢丝绳走向的示意图
为了维修安全双柱式液压汽车举升机必须有较高的安全性能。所以汽车举升机通常有几种保护措施和保险装置，如：冲顶保护、过载保护、液压油路的保压、机械锁保险装置、机械自锁装置、防滑装置等等
在本次的设计里用的电磁铁安全锁机构装置的组成是由：在每个滑台上均安装如图 2.5 所示的安全卡位条，在举升机处于举升状态时，电磁铁相接的支撑板和卡位条组成的机械自锁机构，（所谓的机械自锁机构是无论动力多大物体都无法运动）。为了更安全需在两个立柱上都装有电磁铁安全锁，但不能装在同意直线上，需要装在互相的错开的对角线上。这样就会起到双重的保险作用使之更为安全。
图2.6安全装置示意图
安全保险装置的一般由好几个零件组成的。其中主体的几个零件包括：卡位锁扣、电磁铁安全锁和立柱。当电磁铁得电时安全锁不会突出和卡位锁扣相接触使之安全装置处于打开状态可以上下自由移动。当失电时安全装置处于如图 2.6 所示状态，此时电磁安全锁与卡位锁扣互相接触抵住，使滑台此时不能上下移动。为了防止突然性的断电使之卡死不动，不能下落。所以在电磁铁安全锁上另安装有手动手柄的控制装置。
第三章 双柱式液压举升机的强度验算和分析
双柱式液压举升机是利用安装与内部的液压缸和其它液压元件推动滑台来起到升降作用。所以主要的受力区域在立柱、托臂上。因此针对立柱的截面的特性、刚度、强度和托臂的特性强度、刚度作了一些具体的计算与分析。从而确保最终能满足使用的需求。
3.1 双柱式液压举升机立柱结构分析与计算
立柱壳体的加工是用钢板整体的压制而成形的，所以为了安全起见其内部应该在相应的位置需有装置保险的支承板。
3.1.1 主立柱的截面特性分析与计算
（1)确定立柱的中性轴截面形心的位置
图 3.1 举升机主立柱横截面示意图
mm
2
A1 =195×6+195×6+270×6=3960( ）
2
A = (57 - 6) ´ 6 ´ 2＝612(mm 2 )
3
A = (35 - 6) ´ 6 ´ 2＝348(mm 2 )
所以重心 C 到相应的 Z 的距离为：
' ' aH 2 + bd 2 12´1952＋270´ 62
Y1 = e1 = 2(aH + bd ) = （2 12´195＋270´ 6
＝58.841(mm)
e
1
2
' = H - e'
）
= 195 - 58.841 = 136.159(mm)
2
Y ' = 195 - 3 = 192(mm)
3
Y ' = 195 - 6 -14.5 = 174.5(mm)
整个截面形心 C 在对称轴 Y 上的位置则为：
C
Y ' =
å AiYi A
AY ' + A Y ' + A Y '
= 1 1 2 2 3 3
A1 + A2 + A3
= 3960 ´ 58.841 + 612 ´192＋348 ´174.5
3960 + 612 + 348
= 83.585(mm)
2) 确定惯性矩
分别设三个的截面形心为 C 1 、C 2 、C 3 ，形心轴分别为 Z 1 、Z 2 、Z 3 它们距 Z
轴的为：
a1 = CC1 = 83.585 - 58.841 = 24.744(mm) a2 = CC2 = 192 - 83.585 = 108.415(mm) a3 = CC3 = 174.5 - 83.585 = 90.915(mm)
由平行移轴公式可得三截面对于中性轴 Z 的惯性矩分别为：
' 2 Be3 - bh3 + ae3 2 4
IZ1 = IZ1 + a1 A1 = 1 2
3
+ 24.744
´ 3960＝1333.66(cm )
' 2 51´ 63 2 4
IZ 2 = IZ 2 + a2 A2 =
´ 2 +108.415
12
´ 612＝719.517(cm )
' 2 6 ´ 293 2 4
IZ 3 = IZ 3 + a3 A3 =
´ 2 + 90.915
12
´ 348＝288.860(cm )
I
I 、
' '
Z1 、 Z 2
'
I
Z 3 分别为三截面对于各自心轴 Z1 、Z 2 、Z 3 的惯性矩，把三截面
对于中性轴 Z 的惯性矩相加，将可得到立柱整个截面的对中性轴 Z 的惯性矩 I Z ：
Z1 Z 2 Z 3
Z
I = I + I + I = 1333.66 + 719.517 + 288.860 = 2342.037(cm4 )
3) 主立柱的静矩 S 的计算：
（1） 主立柱的整个截面上半部分的静矩 S 1 ：
SA1
= 2 ´ 6 ´（195－83.585) ´ 195 - 83.585 = 74479.813(mm3 )
2
SA2 = 2 ´ 51´ 6 ´（108.415－3）＝64513.98(mm3 )
SA3 = 2 ´ 29 ´ 6 ´（108.415 - 6 -14.5) = 30594.42(mm3 )
其中SA1 、SA2 、SA3 分别为三截面的各自静矩，所以主立柱的整个截面的上半部分的静矩 S 为：
S = SA1 + SA2 + SA3 = 169588.213(mm3 )
（2） 立柱整个截面下半部分的静矩 S 2 ：
S ' = 2´ 6´83.585´83.585 = 41918.713(mm3)
S " = 270 ´ 6 ´（83.585 - 3）＝130547.7(mm3 )
2
S = S ' + S " = 172466.413(mm3 )
3.1.2 主立柱的强度分析与验算
图 3.2 滑台部件受力示意图
一、 滑台部件受力情况分析（如图 3.2）
滑台各部件的自身重量近似估算如下：
滑台的组合件的尺寸：采用 160×160 方钢，壁厚约 8 mm，高约 800mm
滑台的体积：VHT
= 16 ´16 ´ 80－14.4 ´14.4 ´ 80＝3891.2(cm3 )
摇臂座的尺寸：采用 100×100 方钢，壁厚约 8 mm，长约 440mm
摇臂座的体积：VYBZ
= 10 ´10 ´ 44－8.4 ´ 8.4 ´ 44＝1295.36(cm3 )
托臂的近似尺寸：采用 100×100 方钢，壁厚约 8 mm，长约（800＋310）
＝1110mm
托臂的体积：VTB
= 10 ´10 ´111－8.4 ´ 8.4 ´111＝3267.84(cm3 )
钢材的比重选取： 7.85t / m3 (kg / dm3 , g / cm3 )
所以，滑台的各部件、摇臂座和托臂的重量为：
GHT GYBZ
= 3891.2 ´ 7.85 = 30.55kg
= 1295.36 ´ 7.85 = 10.17kg
GTB = 3267.84 ´ 7.85 = 25.65kg
把滑台、摇臂座和托臂一起考虑:
GHT + GYBZ + GTB = 30.55 + 10.17 + 25.65 = 66.37(kg)
åM B = 0
F ´ 285－F
´ 315＝1816.37´1210
……………(1)
1 2
åMC = 0
F ´ 600 + F
´ 315＝1816.37´1210 ……………(2)
1 BX
å X = 0
F1 = F2 + FBX
…………………………………(3)
åY = 0
FBY
= 1816.37kg
由式（3）得， FBX F1 ´ 600 - 33（0
= F1 - F2 ，代入式（2） F1 - F2 ) = 1816.37´1210
假定 F1 = F2 , FBX
= 0
F1 = 3663.0kg
则由式（1）得： F2 = 3663.0kg
FBY = 1816.37kg
综上所述，考虑到滑台等部件中：滑台、摇臂座、托臂的总自重，假定自重全部集中在负载处，则近似的估算值则为 66.37kg。则一个托臂则受到的最大载荷
为 1750kg，再加上滑台等部件的自重，托臂端部的受力大小为 1816.37kg，F 1 和
F 2 是经过立柱通过滚轮给予的反作用力，F1 =F 2 ，F BX 和 F BY 为保险的支承板给予的支承力，B 处是支承点的位置，则：
F1 = F2 = 3663.0kg, FBX
= 0, FBY
= 1816.37kg 。
二、 举升机的主立柱的受力情况的分析
主立柱受力情况，F 1 和 F 2 是滑台经过滚轮作用在立柱上的力，F BX 和 F BY 为
滑台作用在立柱上的支承力（压力），R HX 、R HY 和 M H 为底部支座反力。针对其立柱受力的状况，来计算得：
å MH = 0, MH + F2 ´1890 - F1 ´ (1890 + 600) + FBY ´(83.585 -12) = 0
åY = 0, FBY - RHY = 0
R HX =0 R HY =F BY =1816.37kg
MH = F1 ´ 600 - FBY ´ 71.585 = 2067775.2(N · mm)
三、 液压式双柱举升机的主立柱强度校核和计算
整个立柱体可以相当于一个悬臂梁，所以可画出立柱的弯矩图
图 3.3 立柱上的 F 1 作用力及其的弯矩图与剪力图
由 F 1 引起的弯矩和剪力：
l=2630mm b=2450mm a=180mm
M max = P(l - a) = 36630 ´(2630 -180) = 89743500(N · mm)
Qmax = P = 36630N
图 3.4 主立柱上的 F 2 作用力及其弯矩图与剪力图
由 F 2 引起的弯矩与剪力：
l=2630mm b=1850mm a=780mm
M max = -P(l - a) = -36630 ´(2630 - 780) = -67765500(N · mm)
Qmax = -P = -36630N
由 F BY 产生的 M 引起的弯矩：
M = FBY ´(83.585 + 20) = 1881486.9(N · mm)
M max = -M = -FBY ´(83.585 + 20) = -1881486.9(N · mm)
综上，立柱受力的合成弯矩与合成剪力可以得出：
MC = 36630´ 600 +1730499.2 = 23710499.2(N · mm)
Z
在截面 C 处，剪力最大（QC=36630N），弯矩最大（MC=23710499.2）,所以此处是危险截面。前面计算已经得到 I = 2342.037cm4 ， 抗弯截面模数为：
W = IZ
e2
= 2342.037 ＝216.57cm3
10.81415
截面上半部分静矩 S＝172.46cm3， IZ
S
= 2324.037 = 13.475mm 172.46
以下进行强度校核：
（1） 校核正应力强度：
smax
= M max
W
= MC
W
= 23710499.2 ´10-1 =
216.57
10948.2(N / cm2 )
许用应力选：
[s]＝ 541´100 ＝11040.8N / cm2
9.8´ 5
smax á[s] ，满足强度条件。
（2） 校核剪应力强度：
t = Qmax S = QC =
36630
＝87.54(N / cm2 ) 选
max
IZb
IZb / S
14.837 ´ 28.2
sS = 235MPa ，而许用应力[t] = 235 ´100 = 4795.9(N / cm2 )
9.8´ 5
tmax á[t] ，满足强度条件。
(3)校核折算应力强度：
o = My = 23710499.2´10-1 ´10.8142 2
x I 2342.037
＝10948.1（7
N / cm ）
t = QS =
36630 ´172.46 ＝95.6（5
N / cm2）
x Ib
ty = -tx
2342.037 ´ 28.2
由于点 K 处在复杂的应力情况下，立柱体的选用材料采是 30 钢，其特性是塑
性材料，所以将采用第四强度理论，将sx ,tx
的数值代入其中，用统计平均剪应
o = £ [s]
力理论对该应力情况可以建立的强度条件为： j 所以
sj =
= 10948.18N / cm2 á[s] = 11040.8(N / cm2 )ñ
即 sj £ [s]
所以按第四强度理论计算所得的折算应力也满足与许用强度要求的。
3.1.3 主立柱的刚度计算
迭加法：
（1）
x= x ,a= a = 2450 = 0.932;b= b = 1895 = 0.72
l l 2630 l 2630
f A =
（往外弯）用式
Pb2l
6EI
(3 - b)
E：弹性模量的选择,碳钢取：196－206Gpa
取 201Gpa=20.1×106N/cm2
Pb2l
f A1 =
6EI
(3 - b)
=
31588.5´ 2452 ´ 263´ 2.068
6 ´ 20.1´106 ´ 3067.858
＝2.787(cm)
（2）
f A2 =
Pb2l
6EI
(3 - b) =
31588.5´1852 ´ 263´ 2.28
6 ´ 20.1´106 ´ 3067.858
= 1.75(cm)
（3） fW
= Ml 2
2EI
173249.92 ´ 2632
= =
2 ´ 20.1´106 ´ 3067.858 0.097(cm)
实际往内弯的绕度 f A = f A1 - f A2 + f w = 2.787 -1.75 + 0.097 = 1.134(cm)
3.2 托臂部分的强度校核
3.2.1 托臂部分截面特性
其托臂部分的截面的属于变截面，所以可先计算截面的特性数值：
（1）小臂截面尺寸：70×70 方钢，壁厚 8mm，a=70,b=54
I =
惯性矩：
a 4 - b 4
12
= 704 - 544
12
= 129.225cm4
Wx =
a 4 - b 4
6a
= 704 - 544
6 ´ 70
= 36.92cm3
静矩计算： S = 2 ´ 8 ´ 35 ´17.5 + 54 ´ 8 ´ (27 + 4) = 23.192cm3
（2）大臂截面尺寸：92×92 方钢，壁厚 8mm，a=92,b=76
I =
惯性矩：
a 4 - b 4
12
= 924 - 764
12
= 318.976cm4
Wx =
a 4 - b 4
6a
= 924 - 764
6 ´ 92
= 69.342cm3
3.2.2 托臂部分的强度核算
C
图 3.5 左后托臂部件图
图中的 A、B、C、D 可分别对应与托臂图中的 A、B、C、D 四个不同的截面， 按照 A,B,C,D 几个典型的截面进行详细分析，状况如各个截面状况如下截面
图：
X
(a) A-A 截面 (b) B-B 截面（同 D-D 截面） (c) C-C 截面
图 3.6 典型截面示意图
（1）A 截面：
惯性矩：I=129.225cm4 ；Wx=36.92cm3
MA = 1816.37 ´ 57.4 = 52129.819kg × cm
2
o = M A = 52129.819 = 1411.92kg / cm2
W
max A
x
36.92
[s] = 540 ´100 = 1836.73kg / cm2
9.8´ 3
其较小的保险的系数方可满足其中强度需求。
（2）B 截面：92*92 方钢
1 A1
A =80×15=1200mm 2 y =92+15 ¸ 2=99.5mm
A1
A 2 =92×92-76×76=8464-5776=2688mm2 y A2 =92 ¸ 2=46mm Y C =(12×99.5+2688×46) ¸ (1200+2688)=243048 ¸ 3888=62.51mm I =80×153 ¸ 2+(99.5-62.51)2×1200=1664412.12mm 4
A2
I =(924-764) ¸ 12+(62.51-46)2×2688=392.46cm 4
所以IB = IA1 + IA2 = 392.46 + 166.44 = 558.9 cm 4
MB = 1816.37 ´ 71 = 64481.135 kg × cm
2
smax B
= MB
Wx
= 64481.135 = 721.18kg / cm2
89.41
[s] = 540 ´100 = 1836.73kg / cm2
9.8´ 3
保险系数较小可满足强度要求。
（3）C 截面：A 1 =12cm 2 y A1 =92+15 ¸ 2+60=15.95cm A 2 =26.88cm 2 y A2 =4.6cm
A 3 =60×10=6cm 2 y A3 =92+60 ¸ 2=12.2cm
y c =(12×15.95+26.88×4.6+6×12.2) ¸ (12+26.88+6)=8.56cm I A1 1=50×153 ¸ 2+(15.95-8.56)2×12=641.73cm 4
I A2 =(924-764) ¸ 12+(8.56-4.6)2×16.88=759.875cm 4
I A3 =1 ´ 63 ¸ 12+(12.2-8.56)2×6=183.615cm 4
所以 I A 总=I A1 +I A2 +I A3 =1585.22cm 4
M C =1816.37 ¸ 2×110.6=100445.261kg· cm
smax C
= MC
Wx
= 100445.261
1585.22 / 8.65
= 548.095kg / cm2
[s] = 540 ´100 = 1836.73kg / cm2
9.8´ 3
满足强度要求。
（4）D 截面：
惯性矩：I=318.976cm 4 ； W=69.342cm 3
M D =1816.37 ¸ 2×63.4=57578.929kgcm
smax D
= MD
Wx
= 57578.929 = 830.36kg / cm2
69.342
[s] = 540 ´100 = 1836.73kg / cm2
9.8´ 3
3.2.3 从托臂处考虑挠度情况
,保险系数较小所以可以满足强度要求。
托臂亦可相当于一个悬臂梁，其端部受力 P＝1816.37kg，托臂等部件主要由大臂和小臂组成，可从大臂和小臂处分别考虑：
小臂端部处的挠度： f1
Pl 3
= 小 =
3EI
1816.37 ´ 57.43 ´ 9.8
3´ 20.1´106 ´129.225
= 0.432(cm)
大臂端部处的挠度：经受力分析，大臂端部受一个力 P＝1816.37kg 和一个弯矩 M＝1816.37×57.4＝104259.6kgcm；
Pl 3
f = 大
P 3EI
= 1816.37 ´ 53.63 ´ 9.8 3´ 20.1´106 ´ 318.976
= 0.143(cm)
Ml 2
f = 大
M 2EI
= 1816.37 ´ 53.6 ´ 53.62 ´ 9.8 2 ´ 20.1´106 ´ 318.976
= 0.213(cm)
因载荷引起的挠度为：
f 载荷=
f 1+ f p + f M = 0.432 + 0.143 + 0.213 = 0.788(cm)
因托臂的大小臂之间有 1mm 间隙，由此产生挠度：
f间隙 = 1.864(mm)
主立柱的弯曲绕度将会使滑台产生转动的趋势，滑台的转动又会使托臂有一定的下沉量，经计算， f转动 = 0.47(cm) 。
故托臂端部总下沉量为：
f总 = f载荷+ f间隙+ f转动 = 0.788 +1.864 + 0.47 = 3.122 » 3.1(cm〈) 6(cm)
在举升机行业标准中，此值是满足距立柱最远点的托臂支承面下沉量的要求。
第四章 举升机液压系统的设计
4.1 基本方案的确定
4.1.1 调速方案的选择
4.1.2 压力控制方案
4.1.3 顺序动作方案
4.1.4 选择液压动力源
4.2 液压系统图的绘制及其工作方式
03
02
01
序号
自调分流集流阀
单向节流阀电磁换向阀
名 称
1
1
1
数量
材 料
FJL-B10H-S SRCG-03-05
S-DSG-01-3C60-A200
标 准
备 注
1-电磁换向阀；2-单向节流阀；3-分流集流阀；4、16-液控单向阀；5-压力表；
6-电磁换向阀；7-溢流阀；8、11-过滤器；9-安全溢流阀；10-泵；11-液位计；12，
13-液压缸；14，15-行程开关；17-截止阀
举升机的液压回路如上图所示，共两部分组成。升降回路和补油回路。 升降回路。液压缸的升降由三位四通换向电磁阀 1 控制。当按下起升按钮，电磁铁YA1 得电，换向阀 1 左位，液压油经过单向节流阀 2，然后经过分流集流 阀分成两股相同流量的液压油进入液压缸 12、13，使两液压缸活塞同步上升， 把汽车举起。当按下下降按钮，电磁铁 YA2 得电，换向阀 2 右位，液压油进入两 个油缸上腔，液控单向阀在压力油下打开，两油缸中的液压油经分流集流阀流使 流出的流量一致，液压缸同步下降，将汽车降下。当举升机升到工作高度，同时 触动行程开关 14、15，电磁阀 1 失电中位，泵卸荷，回路由液控单向阀保压， 推上机械锁，即可进行维修工作。
补油回路。加入液压缸和回路中液压元件没有泄露，油缸的设计制造达到要求的话，以上的回路足以保证两举升臂的同步上升和下降。但是由于泄露的不可避免。油缸和活塞之间，两油缸之间的管路连接处，都会产生一定的泄露，压力
越大，使用时间越长，泄露就会越厉害。这样两举升臂的移动就会产生很大的误差， 为了使两举升臂能够同步运行，必须消除这种同步误差。因为这种误差主要是泄 露引起的，所以我们设计了补油回路。补油回路由三位四通电磁换向阀 6、液控单向阀 4、溢流阀 7 和行程开关 14、15 组成。行程开关安装在举升机两侧举升臂行程的最上端。当换向阀 1 左位工 作，油缸 12、13 在压力油的驱动下同时上升。假若两活塞完全同步，同时达到 最高点，两行程开关同时接通，补油回路不工作，换向阀失电中位，泵卸荷。若 两液压缸不同步，液压缸 12 首先达到最高点，行程开关 14 被接通，但液压缸 13 没有达到最高点，行程开关 15 处于断开状态，则电磁体 YA4 得电，换向阀 6 右位，压力油通过补油回路进入液压缸 13，缸 13 继续上升，进入液压缸 12 多 余的液压油经过溢流阀 7，流回油箱，当缸 13 升到最高点，行程开关 15 被接通， 换向阀 1 失电中位，泵卸
荷，补油停止。反之若缸 13 先达到最高点，而缸 12 未 达到，行程开关 15 被接通，14 扔处于断开状态，则电磁铁 YA3 得电，换向阀 6 左位，液压油经补油回路进入油缸 12，油缸 12 继续上升，进入油缸 13 的多余 的压力油经过溢流阀 7，流回油箱，当油缸 12 上升到最高点，行程开关 14 也被 接通，换向阀 1 失电中位，泵卸荷，补油停止。当行程开关 14、15 都未接通时， 换向阀 6 中位，补油回路不工作。
4.3 初步估算液压系统的工作压力
液压缸的有效工作压力可以根据下表确定：
表 4.1 液压缸牵引力与工作压力之间关系
牵引力 F（KN）
<5
5-10
0
10-2
20-3
0
30-5
0
>50
工作
<0.8
1.5-
2.5-
3-5
5-6
>6-7
压力
-1.0
2
3
P(MPa)
表 4.2 各种机械常用的系统工作压力
该举升机额定举重 3.5t，经简单受力分析知，液压缸的推力为 35KN，根据上面两个表，可以初步确定液压缸的工作压力为：P=6MPa。
4.4 液压缸的主要参数设计及校核
4.4.1 液压缸缸筒内径的确定 该液压缸按照推求来计算缸筒内径，
计算式如下：
要求活塞无杆腔的推力为 F 时，
D =
其内径为：
式中： D —活塞直径也是缸筒内径，m F —无杆腔推力， N
P —工作压力， Pa
h —液压机工作效率， 0.95
D =
代入数据:
4F =
pPh
= 0.088m = 88mm
根据机械设计手册取标准值 D=90mm
4.4.2 活塞杆外径的确定及其校核
活塞缸的内径和活塞的一些数据如：外径要取标准值。其原因是活塞和活塞缸还要与其他的标准零件相互配合，如密封圈等，故活塞和液压缸的内径也应标准化，方便于其他标准件的选用。
活塞杆直径的确定：
活塞杆的直径根据受力情况和液压缸的结构形式来确定受拉时：d = (0.3-0.5)
受压时：P < 5MPa d = (0.3-0.5)D 5 < P < 7MPa d = (0.5-0.7)D
P > 7MPa d = (0.7)D
液压缸缸工作压力为 6MPa，取 d = 0.6D = 54（mm）
（1）活塞杆的强度计算
在稳定的情况下的活塞杆，只受推力或者是拉力，将可以近似看为直杆可用直杆承受拉压载荷的强度公式来进行相应的计算：
s= F ´106 £ [s]
2
p
d
4
式中： F—活塞杆的推力，N D—活塞杆的直径，mm
s—材料的许用应力，MPa
活塞杆用 45 号钢。
s= ss ,s
n s
= 340MPa, n = 2.5
代入数据: 136MPa
d
s= F ´106 = 35´103 ´ 4 = < s
p 3.14 ´ 542
15.29MPa [ ]
2
4
故活塞强度满足要求。稳定性校核
该活塞杆没有偏心载荷，按照等截面法，将活塞杆和活塞缸视为一体。已知：
缸体长度l1 =1191mm 工作行程 l=950mm
活塞杆直径 d=54mm 计算长度 L= l 1 +l=2141mm
活塞杆截面积：
pd 4
A =
4
= 2289.06mm2
活塞杆转动惯量：
pd 4
J =
64
= 417181.19mm4
K =
活塞杆回转半径：
= d = 16mm 4
柔性系数： m = 85， 末端条件系数 n = 2。
L
则其细长比： K
= 2141 = 133.8 ³ m
16
= 120.2
FK =
故采用以下公式进行校核：
np2 EJ L2
E 为活塞杆材料的弹性模量,钢材取 E= 2.1´1011 Pa
2 ´p2 ´ 2.1´1011 ´ 417181.19 ´10-12
FK =
代入数据：
F £ FK
2.1412
= 376.88KN
其稳定条件为： nK
式中：n k -稳定安全系数，一般取 n k =2-4，此处取 n k =3 F- 液压缸最大推力， KN
FK
代入数据： nk
F £ FK
= 376.88 = 125.6KN 3
满足 nK
，故活塞杆满足稳定性要求。
4.4.3 液压缸壁厚的确定
液压缸壁厚有结构和工艺要求确定，一般按照薄壁筒计算，壁厚由下式确定：
d³ Py D
2s
式中：D-液压缸内径 mm
d-缸体壁厚 cm
Py -液压缸最高工作压力 Pa，一般取 Py =（1.2-1.3)Pa [s] -缸体材料的许用应力， 钢材取[s] =100-110MPa
d³ 1.3´ 6 ´106 ´ 9 =
代入数据：
2 ´100 ´106
0.35cm
考虑到液压缸加工液压缸需一定的要求， 可将其壁厚适当增厚， 取壁厚
d=5mm。因为缸筒要与端盖焊接，故缸筒材料采用 S35 无缝钢管，机械加工后调质处理。
4.4.4 液压缸连接法兰的最小厚度，及其连接螺栓的校核
法兰的厚度可按下面公式确定：
h ³
´10-3
F-缸筒承受的最大应力 N, F=35N
b-螺栓中心到法兰壁的距离 m，b=0.013m
ra -法兰半径 m，
d1 -法兰螺栓孔的直径 m，
ra =0.076 m
d1 =0.012 m
[s] -缸筒材料的许用应力 MPa，
[s] =100MPa
-3
h ³
代入数据：
´10 = 0.0095m
为了方便加工与装配，取 h=25mm
连接螺栓的强度校核 螺栓选用的是内六角螺栓公称直径为 8mm
s= KF
螺栓承受的拉应力：
p
2
z
d
4 N/m
t= K1KFd1 ´10-6
0.2d 3 z
螺栓承受的剪应力： 0
N/m
F-为缸筒承受的最大推力, N,F=35KN
K-为拧紧螺纹的系数,不变载荷取 K=1.25-1.5,变载荷取 K=2.5-4 d-为液压缸直径， mm
K1 -螺纹连接的摩擦系数,平均取 0.12
d0 -螺栓公称直径，为 8mm Z-螺栓的数量,为 6
s= 0.12 ´ 35´103 =
p
2
´ 90 ´ 6
0.110MPa
代入数据： 4
t= 0.12 ´1.5´ 35
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