剪式汽車舉升機設計-雙鉸接剪叉式液壓升降臺【11張CAD圖紙】

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廣西科技大學 畢業(yè)設計(論文)任務書 課題名稱 維修機具-剪式汽車舉升機設計 院 別 機械工程學院 專 業(yè) 機械工程及其自動化 班 級 機自 學 號 姓 名 指導教師 韋建軍 （教授） 教研室主任 系 主 任 2014年 10月2日 一、課題的主要內容和基本要求 1. 根據(jù)工況特點，確定總體設計方案； 2. 根據(jù)機械原理等理論，機械設計等理論分析工作原理及性能； 3.設計主要結構并做優(yōu)化計算； 4.繪制總裝配圖、部裝圖及零件圖，圖紙量折合0號圖4張以上； 5撰寫開題報告一篇； 6.撰寫設計說明書32頁（15000字）以上； 7.相關內容資料英文翻譯2000字。 二、進度計劃與應完成的工作 1. 查閱中、外文資料：第三周前完成； 2. 設計方案論證與確認，編寫開題報告：第五周前完成； 3. 計算分析及結構設計：第九周前前完成； 4. 繪制圖紙：第十五周前完成； 5. 編寫設計說明書、英文翻譯、答辯匯報材料：第十七周前完成； 6. 答辯：第十九周。 三、主要參考文獻、資料 [1] 流體力學·北京：中國建材工業(yè)出版社·2000 [2] 孫桓，陳作模·機械原理（第六版）·北京：高等教育出版社·2001.5 [3] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室·理論力學（第六版Ⅰ）·北京：高等教育出版社·2002.8 [4] 劉鴻文·材料力學（第四版Ⅰ）·北京：高等教育出版社·2004.1 [5] 機械設計手冊（軟件版3.0） [6] 濮良貴，紀名剛·機械設計（第七版）·北京：高等教育出版社·2001.6 [7] 王昆，何小柏，汪信遠·機械設計課程設計·北京：高等教育出版社·2005.1 [8] 何玉林、沈榮輝、賀元成.機械制圖.重慶.重慶大學出版社，2000年8月 四、完成期限 (按要求填寫) 廣西科技大學畢業(yè)設計(論文) 摘 要 汽車舉升機是指汽車維修行業(yè)用于汽車舉升的汽保設備。舉升機在汽車維修養(yǎng)護中發(fā)揮著至關重要的作用，無論整車大修，還是小修保養(yǎng)，都離不開它，其產品性質、質量好壞直接影響維修人員的人身安全。 本次本是對剪式汽車舉升機進行設計，首先確定了該剪式汽車舉升機結構的結構；接著調查汽車尺寸建立汽車模型以確定舉升機的整體結構尺寸；其次建立了舉升機構的力學模型并對舉升機構不同位置狀態(tài)進行了受力分析及校核桿件、銷軸、螺栓的強度是否滿足要求；然后對該剪式汽車舉升機的液壓系統(tǒng)及電氣控制系統(tǒng)進行了設計；最后采用AutoCAD軟件繪制了該剪式汽車舉升機的裝配圖及主要零部件圖。 本次設計中所采用的研究思路與方法對今后各類剪式舉升機的設計及改進均有較好的指導意義。 關鍵字：汽車；舉升機；剪式；液壓 Abstract Car Lift refers Qibaoshebei automotive repair industry for lifting the car. Lift play in the automotive repair and maintenance in a crucial role, regardless of vehicle overhaul or minor repairs and maintenance, are inseparable from it, the nature of their products, quality directly affects the safety of maintenance personnel. The car this is a scissor lift design, first determine the structure of the car scissor lift structure; then the size of the establishment survey automobile car model to determine the size of the overall structure of the lift; secondly to establish a lift mechanical model of state agencies and different positions were lifting mechanism stress analysis and checking rod, pin, bolt strength meets the requirements; then the hydraulic system and electrical control systems were scissor car Lift design; Finally, AutoCAD software to draw the scissor car lift assembly drawing and main parts diagram. Research ideas and methods used in this design for the future design of various types of scissor lifts and improvements have better guidance. Keywords: Car; Lift; Scissors; Hydraulic 目 錄 摘 要 I Abstract I 第一章 緒 論 1 1.1選題背景、研究目的及意義 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1 1.2.1 舉升機的發(fā)展歷史 1 1.2.2國內外研究狀況 1 第二章 結構及尺寸設計 3 2.1 舉升機結構確定 3 2.2 確定各結構尺寸 4 2.2.1 建立轎車模型 4 2.2.2主要結構尺寸確定 4 2.3初定電機功率 6 2.4平臺與叉桿的設計計算 7 2.4.1確定平臺的結構材料及尺寸 7 2.4.2確定叉桿的結構材料及尺寸 8 2.4.3橫軸的選取 11 第三章 受力分析與校核 13 3.1力學模型 13 3.1.1力學模型建立與分析 13 3.1.2　關鍵參數(shù)研究與確定 15 3.2力學分析與校核 16 3.2.1最低狀態(tài)時各臂受力情況 16 3.2.2最高位置時各臂受力情況 18 3.2.3主要受力桿件強度校核計算 19 3.2.4 連接螺栓的校核 24 第四章 液壓、電氣系統(tǒng)的設計與選擇 28 4.1液壓系統(tǒng)設計與選擇 28 4.1.1液壓系統(tǒng)設計要求 28 4.1.2液壓系統(tǒng)的設計 28 4.2液壓缸的計算與選型 29 4.2.1 液壓缸的安裝位置 29 4.2.2液壓缸推力及行程的確定 30 4.2.3液壓缸的選型 30 4.3液壓泵的計算與選型 30 4.3.1 液壓泵工作壓力的計算 31 4.3.2 液壓泵功率的計算 31 4.3.3 油泵流量的計算 32 4.3.4 油泵的選型 32 4.4電氣系統(tǒng)設計 32 4.4.1 電氣系統(tǒng)控制設計 33 4.4.2電動機的選擇與驗算 34 總 結 36 參考文獻 37 致 謝 38 40 第一章 緒 論 汽車舉升機是現(xiàn)代汽車維修作業(yè)中必不可少的設備，它的主要作用就是為發(fā)動機、底盤、變速器等養(yǎng)護和維修提供方便。舉升機的從上世紀20年代開始使用，發(fā)展至今經歷了許多的變化改進，種類也比較多，一般有柱式、剪式，其驅動方式有鏈條傳動，液壓傳動，氣壓傳動等。本章就從舉升機的產生、發(fā)展以及制造工藝等方面進行簡單的介紹。 1.1選題背景、研究目的及意義 近年來，我國汽車業(yè)蓬勃發(fā)展,尤其是轎車行業(yè)，多年來轎車進入普通家庭的夢想已經成為現(xiàn)實，汽車維修行業(yè)也隨之得到大力發(fā)展，汽車舉升機是現(xiàn)代汽車維修作業(yè)中必不可少的設備，無論整車大修，還是小修保養(yǎng)，都離不開它。在規(guī)模各異的維修養(yǎng)護企業(yè)中，無論是維修多種車型的綜合類修理廠，還是經營范圍單一的街邊店（如輪胎店），幾乎都配備有舉升機。它的主要作用就是為發(fā)動機、底盤、變速器等養(yǎng)護和維修提供方便。舉升機的重要性和普及性，決定了它是一種備受專業(yè)人士和經營管理者重視的設備。 舉升機一般有柱式、剪式的，其驅動方式有鏈條傳動，液壓傳動，氣壓傳動等。目前，使用的汽車剪切式舉升機可能發(fā)生汽車墜落的原因較多，有安裝基礎不牢、自鎖裝置失效、舉升臂變形、兩側舉升臂上升速度不等、液壓油路爆裂、汽車拖墊打滑等，經過對失效的剪切式舉升機進行檢測分析發(fā)現(xiàn),這些事故的主要原因往往是設計上存在著缺陷，如果做工不好或者設計不好就容易導致臺面不平、導致單邊升降等危險發(fā)生，因此，進一步提高剪切式舉升機產品的性能與可靠性，是國內舉升機任重道遠且亟需改進的地方。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1.2.1 舉升機的發(fā)展歷史 汽車舉升機在世界上已經有了70年歷史。1925年在美國生產的第一臺汽車舉升機，它是一種由氣動控制的單柱舉升機，由于當時采用的氣壓較低，因而缸體較大；同時采用皮革進行密封，因而壓縮空氣驅動時的彈跳嚴重且又不穩(wěn)定。直到10年以后，即1935年這種單柱舉升機才在美國以外的其它地方開始采用。發(fā)展至今經歷了許多的變化改進，種類也比較多，一般有柱式、剪式，其驅動方式有鏈條傳動，液壓傳動，氣壓傳動等。其中剪式舉升機使用方便，占地空間較小，受到很多實力雄厚的特約維修站的歡迎，這也是未來舉升機的發(fā)展方向。在市場上可以看到的型式各異、尺寸不同的舉升機中，有一些特別適合于從事特殊類型的維修作業(yè)，也有少數(shù)的舉升機適合進行一些其它的維修作業(yè)。 1.2.2國內外研究狀況 目前，發(fā)達國家（如美國）生產的汽車舉升機質量較好、性能較穩(wěn)定、設備操作簡單，在經銷商中口碑良好。我國的汽車舉升機是20世紀90年代依據(jù)國外的產品技術生產的，國內最早研究剪式舉升機的是上海寶得寶，1999年開始，寶得寶機型比較笨重，主要的質量問題集中在油管易爆和平臺不同步，2000年后質量有了改進。但由于不是批量，所以價格偏高。到現(xiàn)在舉升機市場已經擁有近百個中外品牌，產品系列成百上千。然而國內汽車舉升機雖然也相對定型，但很多產品性能還不夠穩(wěn)定，故障多，可靠性差，外觀不夠美觀，在產品設計、技術開發(fā)等方面都還有很多地方有待改進。 剪切式舉升機是一個使用較廣的舉升機，在最近幾年所有新銷售的舉升機中，至少二分之一都是這種類型的。這種設計之所以很流行，有幾方面的原因的：一就是這種舉升機安裝起來很快，不需要大范圍的開挖，也不需要對維修廠的整體布局進行一些永久性的變動。二是功能的多樣性，它適用于大多數(shù)轎車的維修和保養(yǎng)。三是剪式舉升機使用方便，占地空間較小。四是經濟實惠，剪式舉升機較為精密。 無論是維修多種車型的綜合類修理廠，還是經營范圍單一的街邊店（如輪胎店）都適用。 第二章 結構及尺寸設計 2.1 舉升機結構確定 此次課題設計的內容為剪切式汽車舉升機，剪切式舉升機的發(fā)展較迅速，種類也很齊全。按照剪切的大小分為大剪式舉升機（又叫子母式），還有小剪（單剪）舉升機 ；按照驅動形式又可分為機械式、液壓式、氣液驅動式；按照安裝形式又可以分為藏地安裝，地面安裝。因為此次設計所要舉升的重量為2t以下的轎車 ，所以采用小剪式液壓驅動舉升機就完全可以。為了適合大小維修廠，對地基沒有過多要求，地面安裝即可。整體結構形式如圖2.1所示。 圖2.1 剪切式舉升機整體結構形式 剪切式液壓平板舉升機由機架、液壓系統(tǒng)、電氣三部分組成。設置限位裝置、升程自鎖保護裝置等以保證舉升機安全使用，保障維修工人的生命安全。剪切式舉升機有兩組完全相同的舉升機構，分別放于左右兩側車輪之間，因兩側結構完全相同，可以左右互換。舉升機由電氣系統(tǒng)控制，由液壓系統(tǒng)輸出液壓油作為動力驅動活塞桿伸縮，帶動兩側舉升臂同時上升、下降、鎖止[2]。 舉升機一側上下端為固定鉸支座，舉升臂由銷連接固定在鉸支座上。另一側上下端為滑輪滑動，舉升臂通過軸與滑輪連接。舉升機在工作過程中，以固定鉸支座一側為支點，滑輪向內或向外滑動，使舉升機上升下降，當達到適當?shù)呐e升位置時，利用液壓缸上的機械鎖鎖止。剪切式舉升機使用方便，結構簡單，占地面積小，適用于大多數(shù)轎車、汽車的檢測、維修及保養(yǎng)，安全可靠[3]。 2.2 確定各結構尺寸 2.2.1 建立轎車模型 為使舉升機使用范圍廣，本設計首先建立了一個轎車模型[1]。根據(jù)表2.1所列車身參數(shù)信息。 表2.1 參數(shù)信息 車身信息 車型 帕杰羅3.0GLS手動 大眾勁取 車身長/寬/高（mm） 4830/1895/1885 4200/1650/1465 前輪距 1575 1460 后輪距 1560 1460 軸距 2775 2460 前輪規(guī)格 215/60R16 195/55R15 后輪規(guī)格 215/60R16 195/55R15 根據(jù)豐田和大眾轎車的車身信息確定一個使用較廣的車模：它的車身參數(shù)有車身長4.7m，寬1.75m，高1.5m，軸距2.1m，前后輪距平均為1.5m，車自重1.5t，該轎車模型集豐田轎車外型，奧迪外型，大眾車系于一體，具有較廣的代表性。 2.2.2主要結構尺寸確定 （1）剪切式舉升機已知的主要技術參數(shù)如表2.2所示 表2.2 主要技術參數(shù) 技術數(shù)據(jù) 數(shù)值 單位 舉升重量 3 T 舉升高度 350~2000 Mm 提升時間 60 S 要求舉升機的提升速度是經1min時間內舉升機能升高到1m，實際升高1.65m，并且舉升機在各高度工作時，都能自鎖。 設計過程中參考了廣力牌GL3.0/A小剪式舉升機，上海繁寶剪式舉升機， Jumbo Lift NT 剪式舉升平臺的外形及運動形式。 （2）舉升機各部分尺寸 （a）支撐平臺尺寸 因剪切式舉升機放于兩輪胎之間的下部，所以舉升機在使用過程中要保證舉升機不能與輪胎發(fā)生干涉[2]。根據(jù)轎車軸距為2.6m，轎車輪胎直徑一般不超過700mm，為避免干涉，舉升機平臺兩端與輪胎邊緣要有一定距離，取平臺邊距輪胎邊緣之間距離為150mm，則平臺外型長。平臺寬一般為500mm~600mm左右，我們取平臺寬為Bp=550mm。舉升時，重量作用在整個平臺上，力并不集中，所以平臺不宜過厚，增加舉升機重量，取外型高為70mm，實厚為15mm，只在四周加工凸臺邊緣，平臺尺寸如圖2.2所示。 圖2.2 平臺尺寸 （b）舉升臂尺寸 因平臺長La=1600mm，固定鉸支座和滑動滾輪分別放于平臺下，降低到最低點時舉升臂不能超出平臺邊緣，與汽車相干涉，所以固定鉸支座和滑動滾輪要與平臺有一定的距離，取支座距平臺邊緣的距離為150mm。則固定鉸支座與滑動滾輪之間距離。 舉升機壓縮到最低位置時，舉升機高為350mm,(底座到平臺面的距離)。 如圖2.3所示底座厚為15mm，滾輪直徑D=50mm ，滾輪處軸徑Dz=24mm ，為了避免滾輪直接磨損底座，設計時，加工滾輪滑道，滑道厚為10mm，滑道寬35mm，滑道長為750mm。上下兩滾輪之間的距離為根據(jù)勾股定理求舉升臂長L , 求得L=1306mm，舉升臂寬110mm，厚為20mm。 圖2.3 舉升機壓縮到最低點時的狀態(tài) （3）舉升機升高到1m時尺寸變化 舉升機向上舉升時，滑輪向內側滾動，液壓系統(tǒng)向上伸縮，固定鉸支座和滑動鉸支座之間距離縮短，平臺與底座之間距離越來越大。舉升機升高到1m時，舉升機上下兩滑輪之間的距離為，因舉升臂長L=1306mm，固定鉸接處與滑輪之間的距離為Lb,由勾股定理得 ，則Lb=896.15mm，滑動輪滑動距離Lx=1300-896.15=403.75mm。舉升機升高到1m時，結構狀態(tài)如圖2.4所示。 圖2.4 升高到 1m 時舉升機主視圖和左視圖 因我們的舉升臂寬為110mm，所以連接處螺栓軸徑適當取Ds=30mm，滑動滾輪處 軸徑取Dz=24mm，滑輪總寬為30mm，與滑道實際接觸尺寸為25mm，另外5mm為階梯凸臺,直接與舉升臂接觸，減小摩擦。 2.3初定電機功率 剪切式舉升機舉升重量2t，舉升機自身及其附件的重量再加上一部分的余量為0.8t，所以取 W=3.8t 。初定電機功率，不考慮工作過程損失。 舉升平臺上方放有汽車時，設計上升速度為 Vw = （2.2） S=2000-350 =1650 (mm) 由公式（2.2）得 Vw= =0.0275m/s=1.65m/min 載車板上升功率 Pw= （2.3） Fw=mg （2.4） 其中m=4.6kg，g=10N/kg 由公式（2.4） Fw =3.810 =38 KN Vw取1.65 m/min 由公式（2.3）得 Pw= =1.04（KW） 取 整理前面計算的數(shù)據(jù)如表2.4。 表2.4 剪切式舉升機主要技術參數(shù) 舉升重量 2000kg 舉升高度 350—2000mm 實際上升高度 1650mm 總寬 2000mm 總長 2060mm 平臺長/寬 1600/550mm 舉升臂長 1306mm 平臺間寬 900mm 上升時間 50s 下降時間 40s 電機功率 1.1KW 電源 220V/380V/50Hz 額定油壓 18MPa 整機重量 800kg 滑輪移動距離 896.15mm 2.4平臺與叉桿的設計計算 2.4.1確定平臺的結構材料及尺寸 平臺位于升降臺的最上部，是支撐件的組成部分。汽車能夠在升降臺上平穩(wěn)的停放就是平臺起了關鍵的作用。在進行維修作業(yè)之前首先得駛上平臺。需要說明的是平臺并不是一個簡單的鋼板，而是在下面有滑道，因為升降臺叉桿臂上有滑輪，滑道的作用就是使滑輪在滑道內來回滑動，使升降臺完成舉升和回落動作。下底板也如此，如下圖4-1。 圖4-1 下底板結構簡圖 根據(jù)上面汽車尺寸參數(shù)，確定平臺的長度為2600mm，寬度450mm，材料采用熱軋鋼板。其形狀見圖紙。需要說明的是平臺并不是一個簡單的鋼板，而是在下面有滑道，因為升降臺叉桿臂上有滑輪，滑道的作用就是使滑輪在滑道內來回滑動，使升降臺完成舉升和回落動作。 叉桿是升降臺最主要的舉升部件，是主要的受力機構。對其設計的成功與否關系到整個設計工作的成敗，選材45號鋼，熱軋鋼板。叉桿的外形圖如圖4-2所示。 圖4-2 叉桿的外形圖 2.4.2確定叉桿的結構材料及尺寸 對支撐叉桿進行受力分析： 首先定義每根桿的名稱編號，如圖4-3： 圖4-3 支撐叉桿受力分析圖 對于桿3、桿4的活動鉸聯(lián)接在水平方向上除了摩擦力沒有其它外力，所以可以忽略不計，現(xiàn)在只考慮其豎直方向上的受力就可以了。經過分析桿3的受力情況如圖： 計算其最大彎矩及軸向力： 經力學分析，當升降臺處于最低位置，時，所受彎矩最大，如圖。 當升降臺處于最高位置，時，軸向力最大，如圖 ，（正值為拉力，負值為壓力）。 桿4受力情況同桿3。 下面再分析一下桿1,對桿1作受力分析，如圖 對D點做力矩分析：，可得 = -110.1N。 計算彎矩，由上圖可轉化成下圖來分析： 根據(jù)以上條件畫彎矩圖，如下： 圖4-4 桿1彎矩圖 由此圖可知，桿1的最大彎矩在C點。經計算當時，有最大值，即擁有最大彎矩，同樣此時也擁有最大的軸向力。首先將，W=9800N，P=11.6W（P與W的關系值根據(jù)上述的公式求得）代入以上各式，求得的值如下圖： 則。 計算軸向力，同樣將桿1的受力分析圖再轉化為軸向力圖分析，如圖： 經分析計算，CD段受到的軸向壓縮力最大，。由于剛剛計算出的桿3與桿4的最大彎矩和最大軸向力都小于桿1的值，故不對桿3桿4計算工作應力。計算桿1該狀態(tài)下的工作應力，設叉桿橫截面積A=bh,如圖： 則該狀態(tài)下的工作應力為 其中， ——叉桿實際工作應力, ——材料許用應力， ——材料的極限應力，對于45號鋼，為340Mpa n——安全系數(shù),一般為大于1的值，這里取n=2。 根據(jù)經驗初選h=0.1m。 由此式可以看出彎矩對工作應力的影響較軸向力要顯著的多，所以在計算時應以最大彎矩為主要計算對象。桿1所承受的最大工作應力。桿1的C截面擁有最大彎矩，即可以認為C截面擁有最大的工作應力。我們按照最大工作應力來選取合適的叉桿截面。將h=0.1m代入上式： 最大工作應力。這里取，即叉桿的橫截面為10025。 2.4.3橫軸的選取 選取套聯(lián)在活塞桿端部的橫軸，根據(jù)總體結構布局確定橫軸長度需要220mm，由于是單耳環(huán)聯(lián)接，其內徑CD=50，橫軸的外徑也應為50mm,但考慮到二者需要相對滑動，應使橫軸的外徑略小于50mm,這里取d=48mm。單耳環(huán)的寬度值EW=60mm。將叉桿要聯(lián)接到橫軸處的孔進行加長處理，使兩者接觸面積適當?shù)脑龃笠詼p小彎曲應力及及剪應力。因此可按下圖分析橫軸所受應力： 當時，P=113680N，可求得。作用于橫軸上的力P是均勻分布的，分布距離為60mm，故集度為：，截面O上的最大彎矩為，截面C和D上的剪力（這里沒有考慮剪力與彎矩的正負）。 其彎曲應力為 剪應力 對于其它幾個銷軸，由于所受的應力都小于上述值，在不改變材料的基礎上選擇直徑各為35mm、40mm是完全可以的，這里就不一一校核了。 第三章 受力分析與校核 3.1力學模型 3.1.1力學模型建立與分析 舉升機之所以斜置，是因為舉升機右側為固定鉸支座，左側為滑動鉸支座，平臺上放有荷載，舉升機上升過程中，荷載重心相對前移，在高空中容易前翻，對工作人員十分危險，斜置安裝可以抵制荷載前翻的情況。安裝情況如圖3.1，圖中F4 與F6 作用點分別對應平臺和底座的固定鉸支座位置, F3 與F5 作用點分別對應平臺和底座的滑動鉸支座位置。 圖3.1 力學方案示意圖 為分析方便,我們將平臺鋼結構和平臺有效載荷之和簡化為W1 ,剪切式舉升機構自重載荷為W3 ,油缸自重載荷為Wcy ,根據(jù)分析,假設舉升臂機構自重載荷為W3和 油缸自重載荷為Wcy忽略不計。如圖所示,根據(jù)上一章所定舉升臂兩端銷孔中心連線長度為L ,L=1306mm 其與水平線夾角為α;定義d為液壓缸下安裝點與舉升臂中心銷孔距離(平行于舉升臂) , f為上安裝點與舉升臂端銷孔的距離,定義上下兩鉸接點高度為Hg，定義滑動鉸支座與固定鉸支座之間的距離為Lb，根據(jù)幾何關系,液壓缸軸線與水平線夾角θ與α有以下函數(shù)關系： （3.1） 由式(3.1)可知,液壓缸軸線與水平線夾角θ是d、f、的函數(shù),而當d、f這2個參數(shù)確定時,在舉升機構升降過程中θ隨α變化。平臺和剪切式舉升機構建立其力學模型如圖3.2所示。為平臺簡化模型[5]。 圖3.2 平臺簡化模型 假定W1 作用于平臺中心位置,則當平臺起升,剪切機構變幅帶動滑輪內移時,則W1、F3、F4和α有如下關系[15]（B近似等于L/2）。 （3.2） （3.3） 圖3.3 剪切機構外載情況 圖3.2和圖3.3為剪切舉升機構力學模型圖。剪叉舉升機構外載狀況如圖 3.3所示。為計算剪切式舉升機構內每個支架鉸接點的內力和油缸推力,以研究該機構各內力、油缸推力與α角之間的關系,并找出其最惡劣工況,我們將該機構拆分為4個獨立的隔離體,分別對應該機構從上到下的各段剪叉桿[5],如圖3.4所示。 圖 3.4 各剪桿受力分析圖 該圖使用的符號說明如下:Kx 為剪叉機構各鉸接點內力, x = 1, 2, 3??8;其中奇數(shù)為該鉸接點Y方向受力,偶數(shù)為對應鉸接點X 方向受力; Fx 為作用在剪切式舉升臂 機構上的外力, x = 3, 4, 5, 6; P為液壓缸的推力。據(jù)此,在不考慮摩擦力的情況下,建立力學平衡方程如下面矩陣所示[5]： 　 在上面的矩陣中,設。由于油缸的自重忽略不計,故設F = F3 = F4 = F5 = F6 =W1 /4。以上矩陣給出了外載、剪切式舉升機構幾何參數(shù)與油缸推力及各剪切舉升臂受力的相互關系,為剪切式舉升機構的設計計算及關鍵參數(shù)的研究提供理論依據(jù)。通過編寫的 MATLAB程序矩陣解以上多元方程得以下結果: （3.4） 3.1.2　關鍵參數(shù)研究與確定 分析前述剪切式舉升機構,發(fā)現(xiàn)Pmax和油缸軸線與支架梁之間的夾角(θ-α)有較大關系。給定載荷下,起升油缸夾角越小,則所需推力越大。由式(3.4)可知,起升油缸的最小夾角由d, f這2個關鍵的幾何參數(shù)決定[5]。因此,上述4個關鍵參數(shù)可在一定范圍內調整而不產生干涉。經對d, f 這2個關鍵參數(shù)的研究,結合防止機構幾何干涉，并且不發(fā)生死角現(xiàn)象及制造工藝方面的考慮,確定其值: 。 計算液壓缸的推力 （1）升高到1m時液壓缸的推力 舉升機升高到1m時，tanα== 由式（3.1）得 舉升機的重心不變 F3和F4之間的距離為896mm ，由式（3.2）和（3.3）求得F3 =11.7509KN，則F4=4.45KN。將f=500mm 、d=250mm、、、F= F3 =11.7509KN代入式（3.4）中，我們得到P=136.643KN。 （2）最低點時液壓缸的推力 根據(jù)圖（3.3）所示的舉升機結構尺寸，可求出α角度 , tanα= 再根據(jù)式（3.1）， 解得 將α=5.49°、θ=16.22°、L=1306mm、f=500mm 、d=250mm代入到式（3.4）中，解得液壓缸的最大推力為 P=324.08 KN。 由前面分析可知，舉升機在最低點時，此時液壓缸的推力是整個舉升過程中所需推力最大值，選擇液壓系統(tǒng)時根據(jù)推力最大值確定。 3.2力學分析與校核 本機主要性能參數(shù)為：額定舉升載荷2t；在載重2t情況下，由最低位置舉升到最高位置需60s；電動機功率1.1kW；舉升機在最低位置時的舉升高度為350mm，最大舉升高度為2000 mm，工作行程為1650 mm。 3.2.1最低狀態(tài)時各臂受力情況 （1）與平臺接觸處的兩鉸接點的力學分析與計算 由前一節(jié)分析可知，舉升機在最低點時，舉升機重量均勻的分布在平臺上，平臺鋼結構和平臺有效載荷之和Wz1所產生的重力直接作用在滑動鉸支座和固定鉸支座上。在最低點時，舉升臂并不水平放置。存在一很小的角度α。 tanα= 因α很小，所以計算過程中我們可以將Wz1 近似看成作用在平臺中心位置，Wz1為舉升重量與平臺重量之和，即 （g取10N/kg） 因舉升重量和平臺質量之和由兩側舉升機共同承受，所以代入式（3.2）和（3.3）中的W1只是Wz1的一半，W1=16.2kN 解得 （2）計算各舉升臂的受力 圖3.5 舉升臂受力圖 圖3.5為桿1的受力情況，F(xiàn)3 作用處為滑動鉸支座，根據(jù)受力分析圖列力和力矩平衡方程。方程如下: 解得 分析計算結果，我們可以看到，k1,k2,k6三個未知量都與k5有關，只要確定出k5，其他就都能解出。觀察圖3.1力學方案示意圖，我們能夠很快分析出，舉升重量全部作用在平臺上，在舉升機起升瞬間，很小，則k5鉸接孔處豎直方向分力很小，幾乎為零，對桿件只起連接作用，我們將k5取0 N。則。 圖3.6 舉升臂2受力情況 圖3.6為舉升臂2的受力圖，液壓缸的推力直接作用在連接兩側舉升臂之間的軸上，間接作用在舉升臂2上。 k3,k4,F4x為未知量，P=324.08 KN。列力和力矩平衡方程: 解得 通過計算結果，我們可以看出液壓缸在瞬間舉升時，水平方向的分力和固定鉸支座處的水平方向分力都很大。所以舉升機的剛度強度一定要滿足要求，否則維修工人在作業(yè)時將很危險。 圖3.7 舉升臂3受力圖 舉升臂3在實際工作過程中，對整個舉升機受力情況沒有太多影響，主要起連接件的作用。F5和F6支撐上面所有的重量 式中的0.92KN為液壓缸重量產生的重力（初步確定）。圖中k7和k8為未知量。列方程如下： 解得 圖3.8 舉升臂4的受力圖 舉升臂4的力F6作用處是固定鉸支座，所以有兩個方向作用力。液壓缸的固定端作用在連接舉升臂的軸上。舉升臂承受液壓缸的重力，并不承受液壓缸的推力。液壓缸的推力有輸入的液壓油來平衡。在這個受力圖中，只有F6x是未知的。 解得 3.2.2最高位置時各臂受力情況 舉升機升高到1m時，舉升機向內滑動403.75mm，兩腳支座之間的距離為896.15mm。上下兩滑輪之間的距離為1900mm。舉升臂與水平方向夾角為 液壓缸與水平方向夾角為，液壓缸推力P=136.643KN。 分析和計算方法同上。先求舉升臂1的受力情況如圖3.5，由式（3.2）和（3.3）解得， 解得 因舉升到1m時，舉升臂與水平方向夾角為，所以豎直方向力和水平方向力應近似相等。取。則 舉升臂2的受力情況如圖3.6所示， 解得 舉升臂3的受力情況如圖3.7， 解得 舉升臂的受力情況如圖3.8， 解得 3.2.3主要受力桿件強度校核計算 （1）位于上端的滑輪軸的強度校核 滑輪軸通過滑輪與平臺接觸，作用在滑動端的力F3均勻作用在兩個滑動輪上?；瑒拥膬奢喼g距離為405mm?；瑒虞喭鈧扰c舉升臂接觸。舉升機最低點時，對于滑輪軸而言，與舉升臂接觸處，相當于固定支點，即被約束。圖3.9是滑輪軸的受力圖、剪力圖、彎矩圖。由圖可知，滑輪軸只受豎直方向力，沒有水平方向的力，所以滑輪軸不發(fā)生扭轉變形。我們從剪力圖和彎矩圖中還可分析出，在長度為405mm的線段內橫街面上的剪力FQ=0，而彎矩M為一常數(shù)，這種只有彎矩的的情況，稱為純彎曲。所以長度為405mm的線段內只發(fā)生彎曲變形，而沒有發(fā)生剪切變形。是彎曲理論中最簡單的一種情況。由上面的計算可以知道，上滑輪軸在舉升機升高到1m時，受力最大，，所以我們只校核舉升機升到1m時的滑輪軸強度即能說明軸的強度是否合格。 圖3.9 滑輪軸的剪力圖與彎矩圖 對滑輪軸進行強度校核，軸的材料為45鋼[19]，抗拉強度 彈性模量E為 ，一般取 。軸的直徑d=24mm。（1）軸的彎矩圖如圖3.9所示。 由圖可知 ，最大正彎矩 M= （2）軸的強度校核 式中：M——為橫截面上的彎矩； W——軸的抗彎截面系數(shù)。 經校核可以看出，軸的截面強度足夠。 （2）位于下端的滑輪軸的強度校核 最下端軸的校核和最上端軸的校核方法一樣，下端滑輪軸最低點和最高點時受 力情況一樣。受力圖、剪力圖、彎矩圖如圖3.10所示。 圖3.10 下滑輪軸的剪力圖與彎矩 下滑輪軸的材料也是45鋼，抗拉強度。下滑輪軸受的力為： F5/2= ，軸的直徑d=24mm。 （1）彎矩圖如圖3.10所示 由圖可知 最大彎矩 (2)下滑輪軸的強度校核 校核后可得出軸的強度足夠。 （3）對舉升臂1和2進行強度校核 舉升臂1和2位于舉升機的上半部分，液壓缸的作用點直接作用在連接舉升臂2的軸上，舉升臂2和1又通過中間螺栓相連，所以2和1的受力情況比較惡劣。在校核時，只對這兩個舉升臂進行校核即可。 (1) 舉升臂1的強度校核 圖3.11 舉升臂1的剪力圖與彎矩圖 因舉升臂為板材，近似梁。所以分析過程中，我們按梁的強度校核方法來分析舉升臂。由圖3.11舉升臂1的受力圖可以看到，舉升臂既有水平方向的力，又有豎直方向的力，并且兩個方向的力在同一平面， 屬拉伸（壓縮）與彎曲組合變形[11]。我們將力進行分解，沿舉升臂軸線方向和垂直軸線方向。 舉升臂1的受力圖、剪力圖、彎矩圖、軸力圖如圖3.11所示。由圖所知，舉升臂在中間截面組合變形最大[11]。舉升臂的材料為Q275鋼 ,抗拉強度 , 彈性模量 E=200~220GPa ，L為舉升臂長L=1306mm 。舉升臂在最低狀態(tài)時（），校核過程如下： 舉升臂的彎矩圖如圖3.11所示 舉升臂最大負彎矩 確定舉升臂1中性軸的位置 截面形心距底邊為 因舉升臂1結構可近似一方鋼，所以通過截面中心的中心線Z即為中性軸 截面對中性軸的慣鉅 舉升臂的最大彎曲應力為 最大軸向正應力 截面積為，則正應力為 校核舉升臂的強度 兩種變形產生的總應力 結果表明最大彎矩處截面強度足夠。 舉升機升高到1m時的強度校核情況：（） 最大彎曲應力為 軸力為： 最大正應力為 總應力為 強度充分滿足條件。 （2） 舉升臂2的強度校核 圖3.12 舉升臂2的彎矩圖和剪力圖、軸力圖 在剪切舉升機構中，連接舉升臂2的軸，要承受液壓缸的推力，推力間接作用在舉升臂2上。所以舉升臂2的工作條件最為惡劣，要求最高。對舉升臂2進行強度校核。 考慮到制造工藝性，所以舉升臂2的材料暫都選用Q275鋼。 觀察圖3.12舉升臂2的受力情況，可以看出舉升臂2也受水平和豎直方向，我們同樣將水平方向的力與豎直方向的力進行分解。 舉升臂在最低點時的校核情況如下從圖中可以看出中間鉸接點的變形最為嚴重值 最大彎矩 由彎矩圖可看出舉升臂2存在最大負彎矩和最大負彎矩情況 確定舉升臂2中性軸的位置 截面形心距底邊為 因舉升臂2結構可近似一方鋼，所以通過截面中心的中心線Z即為中性軸 截面對中性軸的慣鉅 舉升臂的最大彎曲應力為 軸向正應力 截面積為，則正應力為 校核舉升臂的強度兩種變形產生的總應力 最大截面處的強度雖符合Q275鋼的強度要求,但從值可以看出，實際應用時很可能發(fā)生危險。 舉升臂升到1米時的校核情況 最大負彎矩為 最大彎曲應力 軸向最大應力 則正應力為 強度滿足條件。 3.2.4 連接螺栓的校核 螺栓在舉升機中起連接作用，主要承受剪切變形。校核時只考慮剪切變形就可以。以下是對圖2.4中的1、3、4處的螺栓進行強度校核。螺栓材料為Q235-A鋼，許用剪切應力[]=98MPa。 （1）1處螺栓受的剪切力如圖3.15所示 圖3.15 1處螺栓所受剪切力圖 （a）舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 =53.89MPa 滿足強度要求。 （b）舉升到1m時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 經計算滿足強度要求。 （2）3處螺栓受的剪切力如圖3.16所示 圖3.16 3處螺栓所受剪切力圖 （a）舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 經計算滿足強度要求 （b）舉升到1m時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 經計算滿足強度要求。 （3）5處螺栓受的剪切力如圖3.17所示 圖3.17 5處螺栓所受的剪切力圖 （a）舉升機在最低點時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 經計算滿足強度要求 （b）舉升到1m時螺栓剪切力強度計算 水平方向承受的應力為 豎直方向承受的應力為 根據(jù)第三強度理論 經計算滿足強度要求。校核后的結果表明螺栓材料為Q235鋼是符合要求的。 第四章 液壓、電氣系統(tǒng)的設計與選擇 4.1液壓系統(tǒng)設計與選擇 4.1.1液壓系統(tǒng)設計要求 汽車舉升機液壓系統(tǒng)，除要求能在一定的范圍內從汽車兩側將汽車同步舉升和下降外，還要求其能使汽車在任意高度停止并保持不動。以便不同身高的工人，在維修不同位置時可以任意調整高度，最方便的進行維修。因此，液壓系統(tǒng)必須具有定位保持功能。另外，因汽車的重量較大，一但液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障，舉升機舉升臂在汽車重力的作用下會迅速下滑，可能會對車下維修工人的生命安全造成威脅，舉升機上面的汽車也有被摔壞的危險。所以，為了防止這樣的情況發(fā)生，舉升機必須具有機械鎖裝置。機械鎖由分別安裝在舉升油缸外側和活塞桿頂部與舉升臂相聯(lián)的銷軸上的兩根鋸齒形齒條組成。安裝在油缸外側的齒條固定不動，而安裝在銷軸上的齒條則隨活塞桿上下移動，并且能繞銷軸做一定角度的擺動，已實現(xiàn)兩根齒條的分離和嚙合。當舉升臂處于定位狀態(tài)或液壓系統(tǒng)出現(xiàn)障礙、油壓低于一定數(shù)值時，動齒條就會在自身重力和彈簧力的作用下與靜齒條嚙合，機械鎖鎖死，使舉升臂不會下滑，這樣就確保維修工人和汽車不會出現(xiàn)危險。 4.1.2液壓系統(tǒng)的設計 在設計過程中，要保證汽車被水平舉起而不發(fā)生側偏，兩側舉升機上升過程中必須始終保持同一高度，活塞的運行速度必須時刻保持相等。舉升機液壓回路必須同步。 舉升機的液壓回路[16]如圖4.1所示，主要有兩部分組成：機械鎖回路、升降回路。 1.左機械鎖液壓缸 2.右機械鎖液壓缸3. 兩位三通電磁閥 4.濾油器 5.液壓泵 6.溢流閥 7.三位四通電磁閥 8.普通調速閥 9.比例調速閥 10. 左升降缸 11.右升降缸 圖4.1 汽車舉升機液壓控制回路 （1）機械鎖回路 機械鎖回路由油缸1、油缸2和兩位三通電磁閥3組成。當電磁閥YA1得電時，兩位三通電磁閥3左位工作，壓力油進入液壓缸1、2下腔，驅動活塞向上移動，將機械鎖打開，此時舉升臂可自由上升或下降。 當YA1失電時，兩位三通閥處于右位工作時，油缸下腔與郵箱直接相通，腔內油壓為零時，油缸活塞在缸內彈簧和機械鎖動齒條自重的作用下收回，機械鎖閉合，舉升臂被鎖住，不能移動。此時工人可以進行各種維修工作。 （2）升降回路 升降回路由三位四通閥7、普通調速閥8、比例調速閥9、左升降液壓缸10、右升降液壓缸11組成。當三位四通閥7的YA2得電時，YA3失電時，油液上升，通過調速閥到達缸10、11。當YA2失電時，YA3得電時，兩油缸下降。 汽車舉升機液壓控制回路是用電液比例調速閥控制的同步回路，回路中使用了一個普通調速閥8和一個比例調速閥9.它們裝在由多個單向閥組成的橋式回路中，并分別控制著液壓缸10、11的運動，當兩個活塞出現(xiàn)位置誤差時，檢測裝置就會發(fā)出信號，調節(jié)比例調速閥的開度，使液壓缸11的活塞跟上液壓缸10的運動而實現(xiàn)同步。這種回路的同步精度較高位置精度可達0.5mm，費用低，系統(tǒng)對環(huán)境適應性強。下面是剪切式舉升機液壓控制回路進行總結后的工作行程表6.1。 表4.1工作行程表 電磁鐵 舉升機上升 舉升機下降 YA1 + + YA2 + - YA3 - + 4.2液壓缸的計算與選型 油缸是液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件，也是舉升機構的直接動力來源。通常油缸分為活塞式和浮拄式兩類?；钊骄鶠閱蜗蜃饔?，其缸體長度大而伸縮長度小、使用油壓低（一般不超過14MPa）。浮拄式為多級伸縮式油缸，一般有2～5個伸縮節(jié)，其結構緊湊，并具有短而粗、伸縮長度大、使用油壓高（可達35MPa），易于安裝布置等優(yōu)點。剪切式舉升機多采用活塞式液壓缸，動力源直接輸送。 4.2.1 液壓缸的安裝位置 由第三章對舉升機力學結構模型的分析與建立，設計中已經大致確定出液壓缸的安裝位置。d為液壓缸下安裝點與舉升臂中心銷孔距離(平行于舉升臂) , f為上安裝點與舉升臂端銷孔的距離, d= 250mm, f = 500mm。舉升臂與水平面的夾角為α，液壓缸與水平方向之間的夾角為θ 由tanα= 舉升機在最低點時，舉升重量均勻分布在平臺上。但當舉升機開始工作向上舉升時，左側滑輪向內側移動，上升過程中舉升重量不變，但相對舉升機豎直向上的作用力方向，舉升重物的質心前移，為防止發(fā)生前翻狀況，液壓缸活塞桿端作用在滑動輪所在一側的上方舉升臂上。左側也為轎車的車頭方向。舉升機在最低位置時，液壓缸的安裝如圖4.2所示。 圖4.2 液壓缸的安裝方向 4.2.2液壓缸推力及行程的確定 由前面的計算可知，液壓缸所需的最大的推力為 P=324.08KN。 液壓缸行程的確定 ：我們所設計的舉升機從最低位置350mm升高到2000mm，實際 上升行程為1650mm。因舉升機活塞桿與水平方向夾角θ與α有如下關系：，當舉升機在最低點時液壓缸的長度。當舉升機達到2000mm時， tanα== 經計算得液壓缸總長度為 ，則液壓缸活塞桿伸長量為395mm，取400mm，即液壓缸的行程為400mm。（Hg=1900mm f=500mm d=170mm L=1306mm Lb=896mm） 4.2.3液壓缸的選型 根據(jù)上述計算的液壓缸安裝距Sc和液壓缸所需的最大推力P=324.08KN，查閱資料[9]舉升機構液壓缸選用雙作用單級活塞桿缸HSG-L-180/90-E2231-400-337。這種工程用液壓缸主要用于各種工程機械、起重機械及礦山機械等的液壓傳動。 4.3液壓泵的計算與選型 舉升機構常用油泵分為齒輪油泵與柱塞泵兩類。齒輪泵多為外嚙合式，在相同體積下齒輪泵比柱塞泵流量大但油壓低。柱塞泵最大特點是油壓高（油壓范圍16～35MPa），且在最低轉速下仍能產生全油壓，固可縮短舉升時間。中輕型舉升機構上多采用齒輪泵，重型舉升機構常采用柱塞泵，此次設計選用齒輪泵。 4.3.1 液壓泵工作壓力的計算 （6.1） 式中[14]:——液壓泵的最大工作壓力 （N/m2）； ——液壓缸的最大工作壓力，（Mpa）； Mpa （6.2） 式中：——油缸最大作用力（N）； ——油缸橫截面積（m2）。 由式（6.2）解得 MPa 為液壓泵的出油口到缸進油口處的壓力損失。用調速閥及管路復雜的系統(tǒng) 這里取, 則=26.484MPa。 4.3.2 液壓泵功率的計算 當忽略輸送管路及液壓缸中的能量損失時，液壓泵的輸出功率應等于液壓缸的輸入功率又等于液壓缸的輸出功率。但在實際工作中，機械損失和能量損失是不可避免的，在計算中，必須要考慮。液壓泵的輸出功率為： （6.3） 式中：0——液壓泵的輸出功率（W） ——液壓缸的輸出功率 (W) V——液壓缸勻速伸長的速度 (m/s) ——液壓泵輸出到液壓缸的端的機械損失，取0.75[9]； ——液壓缸中及管路能量損失，取0.7[9]； ——舉升時間(s)，取t=60s。 由式（6.3）得 =12.346kW 液壓泵的輸入功率： （6.4） 式中：P——液壓泵的輸入功率 ——液壓泵的總效率，因我們所設計的舉升機屬于中輕型舉升機，選擇齒輪泵即可。齒輪泵的總效率一般為0.6~0.7，取0.65。 則由式（6.4）得到輸入功率為。 4.3.3 油泵流量的計算 液壓泵的輸入功率與流量有如下關系 （6.5） 式中： Pp——油泵最大工作壓力，(N/m2)； ——液壓泵的流量（m3/s）； ——液壓泵的總效率,=0.65[14]。 4.3.4 油泵的選型 根據(jù)上述計算輸入的功率P、、的值，查閱資料[9]，選擇P197-G50型號的高壓齒輪泵。額定工作壓力為28MPa，最大為28 MPa，工作轉速為2400r/min，輸入功率為65.9KW,油泵排量為50ml/r,液壓泵質量為14.3Kg。 P7600 、P5100、P3100、P237、P197型高壓齒輪泵，廣泛用于各種工程機械、舉升機械、起重機械、壓路機、裝載機、推土機。具有體積小壓力高、排量大、噪聲低、性能好、壽命長等優(yōu)點。 4.4電氣系統(tǒng)設計 任何復雜的控制線路，都是由一些元器件和單元電路組成。常用的控制電器有組合開關、按鈕、交流接觸器、中間繼電器、熱繼電器、熔斷器、自動空氣斷路器。 4.4.1 電氣系統(tǒng)控制設計 電氣系統(tǒng)主要控制兩側舉升機的同步上升、下降。達到所需位置后，舉升機都能安全鎖止。開關示意圖和控制電路圖如下： 圖4.3 電氣系統(tǒng)開關示意圖 圖4.4 舉升機主控制電路圖及說明控制電路圖 表4.2 舉升機主控制線路的電器元件目錄表 符號 名稱及用途 符號 名稱及用途 Q1 三相組合開關 作電源引入及短路保護用 FU1 熔斷器 作短路保護作用 FR 熱繼電器 作電動機過載保護作用 KM 交流接觸器 作電動機起動、停止用 KA1 動合開關 控制機械鎖的打開與閉合 KM0 吸引線圈 SB0 總開關按鈕 SB3 舉升機下降按鈕 SB1 舉升機上升按鈕 SQ 動斷開關 作上升限位保護用 SB2 鎖止按鈕 KT 延時開關 機械鎖上升下降緩沖作用 C 接三相電動機 N 接地端 M 電動機 （1）上升 按動上升SB1按鈕，此時電機M立即啟動運轉，機械鎖打開，平臺會立即上升。松開上升按鈕SB1，該機將立即停止上升。 電路：總開關SB0閉合——按下SB1 ——KA1接通機械鎖打開—— KM01線圈通電—— KM主觸點閉合—— 電動機正轉; ——舉升機上升到規(guī)定位置—— SB1斷開——按下SB2——KA1接通機械鎖閉合——KM02線圈斷電進行鎖止。 （2）下降 當按下下降按鈕SB3時，剪切式舉升機先立即上升，等延時約1~2秒鐘自動轉為下降(這樣可以保證在下降前將保險爪從保險齒條內抬起而不被卡住)。在下降的同時，保險爪將因兩位三通電磁閥YA1通電打開而自動抬起，此時，電動機M也同時停止運轉。 電路：按下SB3按鈕——KA1接通機械鎖打開——KM03線圈通電——KM主觸點閉合——電動機反轉——舉升機下降到規(guī)定位置——SB3斷開——按下SB2——KA1接通機械鎖閉合——KM02線圈斷電進行鎖止 4.4.2電動機的選擇與驗算 （1）電動機選擇 計算舉升機構額定起重量時的靜載荷功率Nj Nj=(Q+ G0)V/60 （6.6） 式中： Q——額定舉升重量，N； G0——舉升機構自重，N； V——舉升速度，m/min； ——效率=0.5。 Q=30000N ，， 得Nj=2.09 KW 根據(jù)Nj查電動機產品目錄選取電動機相應的額定功率Ne，并滿足 Nekd Nj （6.7） 式中 kd——系數(shù)，見表6.3所示。 我們按滿載情況算 Kd=1.0 Ne 2.09 KW 根據(jù)額定功率Ne值及液壓泵的轉速，選擇YZR132N2-6額定功率4.0，轉速為900r/min的電動機。因舉升機經常啟動，制動，要求電動機的轉動慣量小和過載能力大，因此選用YZR系列三相異步電動機是符合要求的，在電動機與液壓泵之間采用帶輪傳動，改變傳動比，就可以滿足液壓泵要求的轉速。 表6.3 系數(shù)kd 電動機型號 舉升機工作特性及機構工作范圍 kd JZR2、YZR、JZRH M1～M6級 0.75～0.85 M7級 0.85～0.95 M8級 1.0～1.1 滿載（1～3m/min），經常滿載 0.9～1.0 JZ、YZ M1～M6級及防爆機構 0.9 Y M1～M6級及某些特殊機構 1.0 （2）電動機可靠性的驗算 通常舉升機構的起動緩沖時間約為1～5s較合適，大舉升重量或速度較高時取較大值。當計算的起動時間小于1s，可改選小一點的電動機，或者仍用原選電動機，而采用增加起動機電阻的方法，從電氣設計上改變電動機的平均起動力矩來延長起動時間。 總 結 本文首先對汽車舉升機的現(xiàn)況進行了簡單的闡述，并介紹了剪切式各類汽車舉升機的結構特點，對剪式汽車舉升機有了初步了認識。然后再根據(jù)各類汽車舉升機的各種使用要求，結合前人設計的舉升機的各種結構，按照自己所要設計的舉升機的要求對汽車舉升機進行了結構方面的設計。本次所設計的舉升機是采用以液壓