畢業(yè)設計（論文）小汽車維修用液壓升舉裝置舉升機設計（全套圖紙）

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1、I 摘要摘要雙柱式舉升機是一種汽車修理和保養(yǎng)單位常用的舉升設備,廣泛用于轎車等小型車的維修和保養(yǎng)。它是一種把整車裝備重量不大于 3 噸的各種轎車、面包車、工具車等舉升到一定高度內供汽車維修和安全檢查作業(yè)的保修設備。關鍵詞關鍵詞 升舉機 液壓執(zhí)行元件 起重鏈 槽輪 鋼絲繩 全套全套 CAD 圖紙，聯(lián)系圖紙，聯(lián)系 153893706IIAbstractA pillar type raises to rise the machine is a kind of automobile to fix and maintain the unit to raise to rise the equipments

2、 in common usely, extensively used for the car etc. the compact car maintains and maintains.It is a kind of is no bigger than 3 tons the whole car material weight of various car, bread car, the tool car.etc. raise to rise the certain height to be provided for car maintenance and safeties to check th

3、e homework protect to fix the equipments.keyword UP hydraulic power WRAPT hydraulic pressure action element hoisting chain grooved pulley wire ropeIII目 錄摘要.IABSTRACT.II第 1 章 緒論.61 前言.62 升舉機的概述.7第 2 章 總體設計.8第 3 章 主要技術特點及其技術參數(shù).91 技術特點 .92 技術參數(shù).9第 4 章 液壓系統(tǒng)的傳動計算.101 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求.102 進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)

4、.113 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 .204 液壓元件的選擇與專用件設計.225 液壓系統(tǒng)性能驗算 .27第 5 章 液壓執(zhí)行元件.341 液壓缸 .342 液壓馬達 .45IV第 6 章 液壓輔助元件及液壓泵站.461 管件 .462. 液壓軟管接頭 .463 油箱及其附件 .474 UP 液壓動力包 .476液壓油的選擇 .51第 7 章 鋼絲繩的選擇計算.521 鋼絲繩的計算 .522 鋼絲繩的選擇 .52第 8 章 滑輪的選擇和計算.541 滑輪結構和材料 .542 滑輪的主要尺寸 .543 滑輪直徑與鋼絲繩直徑匹配關系 .544 滑輪形式 .545 滑輪技術條件 .546 滑輪強

5、度計算 .55第 9 章 起重鏈條和槽輪.561 板式鏈條和槽輪的選擇 .562 板式鏈及端接頭 .563 板式鏈用槽輪 .56第 10 章 使用說明.571使用說明.57V2 使用時注意事項 .573.升舉機安全操作規(guī)程 .57第 11 章 經(jīng)濟效益分析.58總 結.59謝 辭.60參考文獻.61專題.62附錄.681第 1 章 緒論 1 前言汽車是發(fā)展國民經(jīng)濟的重要交通工具之一 ,隨著我國國民經(jīng)濟的持續(xù)高速增長 ,汽車的保有量與日俱增 ,汽車維修行業(yè)也有了長足的發(fā)展 ,已形成了集車輛修理、維護、檢測和配件供應等多種功能于一體的車輛技術狀況保障體系。已成為道路運輸行業(yè)的重要組成部分 ,對確保

6、車輛安全行駛、高效低耗的運作 ,促進道路運輸業(yè)的發(fā)展 ,發(fā)揮了有力的保障作用 ,隨著經(jīng)濟體制改革的不斷深入 ,我國汽車維修企業(yè)呈現(xiàn)出良好的發(fā)展趨勢。十年來,我國的汽車保有量增長迅速 ,技術水平和檔次也大大提高 ,原有的維修作業(yè)方式和生產(chǎn)經(jīng)營管理模式 ,越來越不適應社會各方面對汽車維修的要求。加大技術投入和技術改造的力度 ,走內涵發(fā)展的道路 ,振興汽車維修業(yè) ,已經(jīng)成為汽車維修界有識之士的共識 ,人們越來越體會到設備對維修能力的決定性。一些骨干維修企業(yè)千方百計地籌措資金 ,實施技術改造 ,改善作業(yè)體系。購置了汽車舉升機、電子調漆機、輪胎平衡機、汽車噴烤漆房等先設備。同時 ,具有現(xiàn)代最新技術水平的

7、發(fā)動機故障診斷儀、電子燃汽噴射系統(tǒng)檢測診斷裝置 ,車身校正測量儀、四輪定位儀、測功機和測滑儀等檢測設備也開始廣泛應用。從而 ,提高了企業(yè)在市場中的競爭能力 ,增加了行業(yè)發(fā)展后勁。通過技術改造行業(yè)內部結構得到調整和優(yōu)化 ,改變了過去整車大修的單一模式 ,開始形成汽車大修、總成維修、汽車維修、汽車小修、汽車專項修理、汽車制造廠特約維修等門類齊全、分工合理的市場結構體系?；緷M足了目前不同類型和不同作業(yè)項目的維修需要 ,汽車維修網(wǎng)點由大、中城市向外延伸 ,輻射各地形成網(wǎng)絡。國內汽車維修業(yè)的發(fā)展在宏觀上得到調控 ,維修能力不斷提高 ,布局趨向合理。維修企業(yè)分布均衡 ,方位合理、方便。同時可以保證質量

8、,維修需求也相對平衡。在市場經(jīng)濟的競爭與自行調節(jié)中 ,求得了生存與發(fā)展 ,徹底解決了維修市場不均衡的問題。即:修汽油車的企業(yè)多 ,修柴油車的企業(yè)少;修貨車的企業(yè)多 ,修客車的企業(yè)少;變通型的修理企業(yè)多 ,特種車的企業(yè)少;修中型的多 ,修小型、重型汽車維修企業(yè)少。由于解決了此類問題 ,引導了一些企業(yè)向專業(yè)方向發(fā)展 ,徹底解決了維修高檔車、輕型車、重型車難的問題?；旧闲纬梢詫I(yè)分工為主 ,布局合理 ,修理結構配套的汽車修理體系。促進汽車維修行業(yè)由計劃經(jīng)濟向市場經(jīng)濟轉軌的進程 ,建2立完善了汽車維修市場 ,使汽車維修行業(yè)成為一個與國民經(jīng)濟發(fā)展相適應的技術先進、結構合理、專業(yè)分工明確、優(yōu)質方便、秩序

9、良好的維修體系 ,并以其良好的運行機制服務于各行各業(yè)。本課題探討的是適用于社區(qū)汽車維修服務的一種新型汽車維修平臺。這種汽車維修平臺是適用四輪汽車維修使用的一種現(xiàn)代液壓技術專用產(chǎn)品. 雙柱型汽車維修液壓同步升降平臺作為一種液壓技術新產(chǎn)品開發(fā)設計研究 ,是利用現(xiàn)代液壓技術和計算機控制技術來改善日益興旺發(fā)達的汽車維修產(chǎn)業(yè)界勞動者的工作條件,降低勞動強度和維修成本, 提高汽車維修保養(yǎng)整體服務質量。 2 升舉機的概述小汽車維修用雙柱液壓升舉機,使用的是雙液壓缸同步設計，通過雙液壓缸驅動；動力強勁平穩(wěn)；鋼絲繩輔助平衡；液壓、機械多重保險裝置；安全可靠，美觀整潔，操作簡便，220V-380V 電源；頂車重量

10、：3000KG 托舉高度：2 米。雙柱式舉升機是一種汽車修理和保養(yǎng)單位常用的舉升設備,廣泛用于轎車等小型車的維修和保養(yǎng)。它是一種把整車裝備重量不大于 3 噸的各種轎車、面包車、工具車等舉升到一定高度內供汽車維修和安全檢查作業(yè)的保修設備。過去汽車維修，大多采用地溝作業(yè)，工作空間狹小，積油積水后排出困難，溝內陰暗，需人工采光，通風不良，工作起來極其不便。在我國以汽車運輸生產(chǎn)為主的今天,汽車的需求量日益增加、對汽車修理、保養(yǎng)要求越來越高,因此,根據(jù)生產(chǎn)的實際需要,設計并應用雙柱型汽車保修液壓多級同步定位舉升機在汽車保修、保養(yǎng)工作中邁出重要一步。對液壓傳動系統(tǒng)分析液壓傳動在雙柱型舉升機上的應用,主要是

11、利用密閉工作容積內液壓能的變化來傳遞動力。 3第 2 章 總體設計經(jīng)過調研了解到，國內市場對于維修用升舉機的需求量比較大，考慮到國內的特點，從實用角度出發(fā)，確定如下方案：1. 考慮到大多數(shù)維修是屋內作業(yè)，野外作業(yè)有，但是少，故采用兩立柱升舉，盡量在滿足升舉條件的情況下，節(jié)省空間。2. 為了減少噪音及其達到升降的平穩(wěn)性采用液壓動力升舉裝置。3. 由于升舉的同時，兩個同步液壓缸的設計不可能完全一樣，將導致升舉的同時車會發(fā)生傾斜，故采用鋼絲繩平穩(wěn)系統(tǒng)，以消除該影響。4. 在滿足上述要求的同時，盡量結構簡單，操作方便，適用于整體或解體搬運盡量做到標準化，通用化，系列化。4第 3 章 主要技術特點及其技

12、術參數(shù)1 技術特點1.1 舉升機液壓系統(tǒng)采用定量液壓泵油源，有利于減少能耗和系統(tǒng)發(fā)熱。1.2 同步液壓缸采用分流集流閥孔制同步，基本滿足液壓缸的同步要求；兩極液壓控制單向閥實現(xiàn)液壓缸舉升后的鎖定，舉升停位安全可靠。2 技術參數(shù)舉升機液壓系統(tǒng)的主要技術參數(shù)舉升機液壓系統(tǒng)的主要技術參數(shù)項目參數(shù)單位工作壓力 17MPa流量22L/min液壓齒輪泵電動機功率 4kW每個缸的舉升力 70kN舉升行程 1000液壓缸缸徑 100mm5第 4 章 液壓系統(tǒng)的傳動計算 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)

13、揮液壓傳動地優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。1 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求1.1 設計步驟液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。1) 確定液壓執(zhí)行元件的形式；2) 進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)；3) 制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖；4) 選擇液壓元件；5) 液壓系統(tǒng)的性能驗算；6) 繪制工作圖，編制技術文件。 1.2 明確設計要求 設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及該設計內容有關的其他方面了解

14、清楚。1) 主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等；2) 液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何；3) 液壓驅動機構的運動形式，運動速度；4) 各動作機構的載荷大小及其性質；5) 對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉速精度等性能方面的要求；6) 自動化程度、操作控制方式的要求；7) 對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求；8) 對效率、成本等方面的要求。2 進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)6通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。

15、壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。2.1 載荷的組成和計算2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算圖 1 表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注圖上，其中 Fw是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)m是活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷 Fg，導軌的摩擦力 Ff和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力 Fa。 A1 A 2 d FW P1 Fm P2 p1圖 1 液壓系統(tǒng)計算簡圖(1) 工作載荷 Fg常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。當液壓缸舉升小

16、車時，工作載荷為（200+1500）9.8=16660(N)7(2) 導軌摩擦載荷 Ff對于平導軌 Ff =(G+FN)-1Ff =(G+FN)=0式中 G 運動部件所受的重力（N）;FN外載荷作用于導軌上的正壓力（N）; 摩擦系數(shù)，見表 1.（3）慣性載荷aF =-2aFGgtuDD=2001=200(N);aFGgtuDD式中 g重力加速度；g=9.81m/s； 速度變化量（m/s） ；t 起動或制動時間（s） 。一般機械t=0.10.5s,對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取=0.51.5 m/s.tuDD表表 1 摩擦系數(shù)摩擦系數(shù) 導軌類型導軌材料運動狀態(tài)摩擦

17、系數(shù)滑動導軌鑄鐵對鑄鐵起動時低速(0.16m/s)0.150.200.100.120.050.08滾動導軌鑄鐵對滾柱（珠）淬火鋼導軌對滾柱0.0050.020.0030.006靜壓導軌鑄鐵0.005以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷wF起動加速時 -wgfaFFFF=+8-3=16660+0+200=16860(N)wgfaFFFF=+穩(wěn)態(tài)運動時- 4wgfFFF=+=16660+0=16660(N)wgfFFF=+減速制動時-5wgfaFFFF=+-=16660+0200=16460(N) wgfaFFFF=+-工作載荷并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則gFgF除外載荷外，作用于活塞上的

18、載荷 F 還包括液壓缸密封處的摩擦阻力wFFm，由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為Fm=(1-m)F-6Fm=(1-m)F=(10.92) =0.08=1466(N)-wmFh168600.92式中液壓缸的機械效率，一般取 0.900.95.mh= -7FwmFhF= =18326.1(N)wmFh168600.922.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算 (1) 工作載荷力矩gT9常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。(2) 軸頸摩擦力矩fT=-8fTGrm式中 旋轉部件施加于軸頸上的徑向力(N);G 摩擦系數(shù)，參考表 1 選用；旋轉軸的半徑

19、(m).r (3) 慣性力矩aT-9aJJtTweD=D式中 角加速度();e2/rads角速度變化量();wD/rad s啟動或制動時間(s);tD回轉部件的轉動慣量().J2kgmA啟動加速時-10wgfaTTTT=+穩(wěn)定運行時-11wgfTTT=+減速制動時-12wgfaTTTT=+-計算液壓馬達載荷轉矩時還要考慮液壓馬達的機械效率 (=0.90.99)。Tmhmh -13wmTTh=2.2 初選系統(tǒng)工作壓力壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設10備類型而定還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制載載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸

20、要受到限制，從材料消耗角度看也不經(jīng)濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。壓力可以選低一些，行走機械種載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表 2 和表 3。 參照表 2 初選系統(tǒng)工作壓力為 2.8MPa2. 3 計算液壓缸的主要結構尺寸 2.3.1 計算液壓缸的主要結構尺寸的計算 液壓缸有關設計參數(shù)見圖 2. 圖 a 為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖 b為活塞桿工作在受拉狀態(tài)。 活塞桿受壓時F= =P1A1P2A2-14wmFhF= =P1A1P2A2=2.8106A10.4106A2=2.8106 D2/40.4106 ( D2wmF

21、h-d2)/4 活塞桿受拉時 F= =P1A2P2A1-9wmFhF= =P1A2P2A1=2.8106A20.4106A1wmFh-式中 A1= D2/4無桿腔活塞有效作用面積(m2);A2=( D2d2)/4有桿腔活塞有效作用面積(m2);表表 2 按載荷選擇工作壓力按載荷選擇工作壓力11載荷kN50工作壓力/MPa0.811.522.5334455 P1 液壓缸工作腔壓力(Pa);取 2.8MPa P2 液壓缸回油腔壓力(Pa)，即背壓力其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時參照表 4 取值,選 0.4MPa D 活塞直徑(m);d 活塞桿直徑(m). A1 A2 1 D d Fw P1 P

22、2 a) 1A2A 1 D d Fw P1 P2 b) 圖圖 2液壓缸主要設計參數(shù)12表表 3 執(zhí)行元件背壓力執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短，且直接回油箱可忽略不計一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為A1=-15221FpAp+運用式 17 須事先確定 A1與 A2的關系，或是活塞桿徑 d 與活塞直徑 D 的關系，令桿徑比 =d/D,其比值可按表 5 和表 6 選取, 選取=0.5fD=-16()21241Fp

23、ppf-D=0.0966m，則()21241Fpppf-()6624 18326.13.14 2.80.4110100.5-d=0.0483m由公式 A1= D2/4=0.12/4=7.8510-3m2A2=( D2d2)/4=(0.010.0025) /4=5.8910-3m2-液壓缸直徑 D 和活塞桿直徑 d 的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產(chǎn)標準液壓缸.對數(shù)值進行圓整得到：D=0.1m=100mm D=0.5m=50mm 常用液壓缸內徑及活塞桿直徑見表 7 和表 8表表 4按工作壓力選取按工作壓力選取 d/D13工作壓力/MPa5.05.0

24、7.07.0d/D0.50.550.620.700.7表表 5 按速比要求確定按速比要求確定 d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度表表 6常用液壓缸內徑常用液壓缸內徑 D(mm)4012550140631608018090200100220110250 表表 7 活塞桿直徑活塞桿直徑 d (mm)缸 徑速比40506380901001101251401601802002202501.462222835454550506055706380709080100901101001

25、251101401251402.3.2 計算液壓馬達的排量計算液壓馬達的排量 液壓馬達的排量為 -172 TVpp=D=4.7110-4m3/s2 TVpp=D式中 液壓馬達的載荷轉矩();TN mA液壓馬達的進出口壓差(Pa)。12pppD=-液壓馬達的排量也應滿足最底轉速要求 -18minminqVvn式中 通過液壓馬達的最minqv小流量；14 液壓馬達工作時的最底轉速。minn2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量2.4.1 液壓缸工作時所需流量qv=A-19qv=A=4.7110-4m3/s式中 A液壓缸有效作用面積(m2); A=7.8510-3m2 活塞與缸體的相對速度(m/s).

26、 =3.6 m/min= 0.06m/s 3.6/60m s =2.4.2 液壓馬達的流量 -20mqvVn=式中 液壓馬達排量(m3/r);V 液壓馬達的轉速(r/s).mn2. 5 繪制液壓系統(tǒng)工況圖 工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵、閥等元件的依據(jù)。2.5.1 壓力循環(huán)圖壓力循環(huán)圖(p-t)圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制成(p-t)圖。2.5.2 流量循環(huán)圖流量循環(huán)圖(qv-t)圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出它

27、在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成(qv-t)圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪出總的流量循環(huán)圖。152.5.32.5.3 功率循環(huán)圖功率循環(huán)圖功率循環(huán)圖(P-t)圖 繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù) P=pqv,即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。3 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖3.1 制定基本方案3.1.1 制定調速方案 液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬訂液壓回路的核心問題。 方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所需求的動作。對高壓大流量的液壓系統(tǒng)，現(xiàn)多采用插裝閥與先導控制閥的邏

28、輯組合來實現(xiàn)。 速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現(xiàn)。相應的調速方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合容積節(jié)流調速。 節(jié)流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調節(jié)速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統(tǒng)必須用溢流閥，故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。 容積節(jié)流調速一般是用變量泵供油，用節(jié)流控制閥調節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使

29、其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性好，但其結構比較復雜。 節(jié)流調速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。 調速回路一經(jīng)確定，回油的循環(huán)形式也就隨之確定了。 節(jié)流調速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。16 容積調速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結構緊湊，但散熱條件差。3.1.2 制定壓力控制方案 液壓執(zhí)行元件工

30、作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內工作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力，一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油， 這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。 在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。3.1.3 制定順序動作方案 主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的

31、或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執(zhí)行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程寬開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制連續(xù)的動作，行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路連接比較方便的場合。 另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸菏閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床，擠壓機、壓力機等場合。當某一執(zhí)行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出電信號或打開順序閥使壓力

32、油通過，來啟動下一個動作。3.1.4 選擇液壓動力源液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓油來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流17閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限制系統(tǒng)的最高壓力。為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過慮器，進入系統(tǒng)的油

33、液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過慮器再次過慮。為防止系統(tǒng)中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他類型的過濾器。根據(jù)液壓設備所處環(huán)境即對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。綜合各種因素，選擇標準 UG 液壓動力包。 3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖 整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免錯誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等） 。大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更

34、換，保證主機連續(xù)工作。各液壓元件盡量采用國產(chǎn)標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪圖。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。4 液壓元件的選擇與專用件設計4.1 液壓泵的選擇4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力 ppp1+p-21式中 p1液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；取 p=10MPa p從液壓泵出口到液壓18缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。p 的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗?/p>

35、路簡單、流速不大的，取p=(0.20.5);管路復雜，進口有調速閥的，取=(0.50.15)。MPapDMPa4.1.2 確定液壓泵的流量液壓泵的流量vpq多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為 K ()-22vpqmaxqv式中 K系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取 K=1.11.3;同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量。 maxqv4.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的 p和值，按系統(tǒng)中擬定的形式，從產(chǎn)品樣本或手冊vpq中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的壓力一般要比最大工作壓力大 25%60%。4.1.4 確定液壓泵的驅動功率在工作循環(huán)中，如果液壓泵的工作壓力和

36、流量比較恒定，即(p-t) 、(-t)qv圖變化較平緩，則 P= p-23vppqh式中 p液壓泵的最大工作壓力(Pa);液壓泵的工作流量(m3/s);vpq液壓泵的總效率，參考表 9 選擇.ph表表 9 液壓泵的總效率液壓泵的總效率19液壓泵類型齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率0.60.70.650.800.600.750.800.85限制式變量葉片泵的驅動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算一般情況下，可取0.8,=,則ppmaxPPvpqvnqP=0.8 -24maxvnppqPh式中液壓泵的最大工作壓力(Pa);maxpP液壓泵的額定流量(m3/s).vnq在工作循環(huán)中，如果液

37、壓泵的流量和壓力變化較大，即 (qv-t), (p-t)曲線起伏較大，則須分別計算出各個動作階段內所需功率，驅動功率取其平均功率-25222121212nnpcnPtttPPPttt+=+A A AA A A式中、 一個循環(huán)中每一動作階段內所需的時間(s);1t2tntA A A 、一一個循環(huán)中每一動作階段內所需的功率(W).1P2PnPA A A 按平均功率選出電動機功率后，還要驗算一下每一階段內電動機超載量是否都在允許范圍內電動機允許的短時間超載量一般為 25%。4.2 液壓閥的選擇4.2.1 閥的規(guī)格根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件溢流閥按液壓泵的最大流量

38、選??；選擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求。控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有 20%以內的短時間過流量。204.2.2 閥的型式按安裝和操作方式選擇，以下是所需的液壓閥：1) 壓力控制閥先導式溢流閥它旁接在液壓泵的出口，保證系統(tǒng)壓力恒定或限制其最高壓力。 2）方向控制閥單向閥安置在液壓泵的出油口，防止系統(tǒng)壓力突然升高時損壞液壓泵，另外拆卸泵時系統(tǒng)中的油不會流失，它還可做保壓閥用，當開啟壓力大的單向閥，還可做背壓閥用。2）方向控制閥二位二通電磁換向閥的選擇3）方向控制閥三位四通電磁換向閥4）流量控制閥分流集流閥（同步閥） 由齒輪泵同

39、時向兩個液壓缸供油，不論負載怎樣變化，基本上能達到同步運行。5）流量控制閥調速閥4.3 管道尺寸的確定4.3.1 管道內徑計算d=-264qvpu式中通過管道內的流量(m3/s);vq管道內允許速度(m/s)，見表 10.計算出內徑 d 后，按標準系列選取相應的管子= =0.025m=25mmd吸4qvpu吸444.713.140.810- =0.016m=16mmd壓4qvpu壓43.140.8vq壓21 =0.019m=19mmd回4qvpu回43.140.8vq回4.3.2 管道壁厚 的計算= -27 2pds式中 p管道內最高工作壓力(Pa);d管道內徑(m); 管道材料的許用應力(P

40、a), = b/n;b管道材料的抗拉強度(Pa);n安全系數(shù)，對鋼管來說，p7Mpa 時，取 n=8; p17.5Mpa 時，取 n=4. =33.3mm(查手冊選取) 2pdsd=吸吸 =21.4mm(查手冊選取) 2pdsd=壓壓 =25.4mm(查手冊選取) 2pdsd=回回 表表 10 允許流速推薦值允許流速推薦值管道推薦流速（m/s）液壓泵吸油管道0.5 1.5 , 一般常取 1 以下液壓系統(tǒng)壓油管道3 6，壓力高，管道短，黏度小取大值液壓系統(tǒng)回油管道1.5 2.64.4 油箱容量的確定初始設計時，先按經(jīng)驗公式 30 確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散22熱的要求進行校核油箱容量的

41、經(jīng)驗公式為V=aqv-28式中qv液壓泵每分鐘排出壓力油的容積(m3); a經(jīng)驗系數(shù)，見表 11表表 11 經(jīng)驗系數(shù)經(jīng)驗系數(shù) a系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械a12245761210在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度5 液壓系統(tǒng)性能驗算5.1 壓力損失壓力損失包括管路的沿程損失，管路的局部壓力損失和閥類元1pD2pD件的局部損失，總的壓力損失為3pD -28123ppppD= D+ D+ D p1= -28212ldplruD=22ldlu p2=2/2-222pxruD

42、=-29式中管道的長度(m);d管道內徑(m);液流平均速度(m/s);液壓油密度(kg/m3);沿程阻力系數(shù)；23局部阻力系數(shù)、 的具體值參考機械設計手冊第四本第二章的有關內容-3023nVVNqppqD= D式中閥的額定流量(m3/s); VNq通過閥的實際流量(m3/s);Vq閥的額定壓力損失(Pa) (可從產(chǎn)品樣品中查到)npD 對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出的p 比選泵時估算的管路損失大得多時，應該重新調整泵及其他有關元件的規(guī)格尺寸等參數(shù)系統(tǒng)的調整壓力 -311Tppp+ D式中液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力Tp5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱

43、功率液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使溫度升高液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式：(1) 液壓泵的功率損失 =-321hP111ipizriittPTh-=式中 工作循環(huán)周期(s);tTz投入工作液壓泵的臺數(shù);液壓泵的輸入功率riP(W);各臺液壓泵的總效pih率;24第 臺泵工作時間(s).iti5.2.2 計算機液壓系統(tǒng)的散熱功率液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且用式 40 計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱。-33()1122hcTpK AK A=+D式中 油箱散熱系數(shù)，見表 12;1K管路散熱系數(shù)，見表 1

44、3;2K、分別為油箱、管道的散熱面積(m2);1A2A油溫與環(huán)境溫度之差(c)。TD表表 12 油箱散熱系數(shù)油箱散熱系數(shù) K1(W/(m2 c)冷卻條件K1通風條件很差通風條件良好用風扇冷卻循環(huán)水強制冷卻89152723110170表表 13 管道散熱系數(shù)管道散熱系數(shù) K2(W/(m2 c)管道外徑/m風速/m s-10.010.050.1015825696144051023若系統(tǒng)達到熱平衡，則，油溫不在升高，此時，最大溫差hrhcpp=1122hrTpK AK AD=+-34環(huán)境溫差為 T0，則油溫 T= T0+T。如果計算出的油溫超過該液壓設備允25許的最高溫度(各種機械允許油溫見表 14

45、，就要設法增大散熱面積，如果油箱的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設冷卻器。冷卻器的散熱面積表表 14 各種機械允許油溫各種機械允許油溫(c)液壓設備類型正常工作溫度最高允許溫度數(shù)控機床30505570一般機床30555570機車車輛40607080船舶30608090冶金機械、液壓機40706090工程機械、礦山機械50807090-35A=hrhcmKPPt-D式中 K冷卻器的散熱系數(shù)(液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數(shù))；平均溫升(c).mtD =mtD121222ttTT+-、液壓油入口和出口溫度；1T2T、冷卻水或風的入口和出口溫度1t2t5.2.3 根據(jù)散熱要求計算油

46、箱容量式 45 是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱的要求確定油箱的容量由式 45 可得油箱的散熱面積為-2211hrTpK AAK-D=-36如不考慮管路的散熱，式 47 可簡化為26-3711hrTPAK=D油箱主要設計參數(shù)如圖 3 所示一般油面的高度為油箱高 h 的 0.8 倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不直接接觸的表面算半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為 V=0.8abh-38V=0.8abh-39()11.81.5h ababA=+若求出，再根據(jù)結構要求確定、的比例關系，即可確定油箱1Aabh的主要結構尺寸根據(jù)結

47、構選擇=23mm， =23mm， =23mm 得出 V=0.8=9733.6 mm3abhabh h 0.8h b a圖 3 油箱結構尺寸如按散熱要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間尺寸的限制，則應適應當縮小油箱尺寸，增設其他散熱措施5.3 計算液壓系統(tǒng)沖擊壓力壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的例如液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪音，27而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞對系統(tǒng)影響較大的壓力沖擊常為以下兩種形式：1) 當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產(chǎn)生的沖擊壓力直接沖擊（即

48、 t）時，管道內壓力增大值p= -37cparuD=D間接沖擊（即 t）時，管道內壓力增大值=-38pDctatruD式中 液體密度(kg/m3);r 關閉或開啟液流通道前后管道內流速之差(m/s); t關閉或打開液流通道的時間(s); =管道長度為 時，沖擊波往返所需的時間(s);2cla 管道內液流中沖擊波的傳播速度(m/s).ca若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內的傳播速度 =-39ca001dEEErd+式中 液壓油的體積彈性模量(Pa),其推薦值為=700MPa;0E0E、管道的壁厚和內徑(m);dd管道材料的彈性模量(Pa),常用管道材料彈性模量：鋼E=2.11011Pa,

49、紫銅=1.181011Pa。EE2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構的慣性作用而引起的壓力沖擊，其壓力的增大值為 -iiAMpAtlAurDD=+-4028第 5 章 液壓執(zhí)行元件1 液壓缸1.1 液壓缸的基本參數(shù)（1）根據(jù)計算選擇 D=100mm, d=50mm.（2）液壓缸行程.1000lmm=1minr-A29（3）活塞桿桿端花鍵型式, 鍵長 60mm.84248 81.2 液壓缸性能參數(shù)的計算（1）液壓缸的輸出力 推力 F1=21.98kN31110pA拉力 F2=2.83kN32210pA（2）液壓缸的輸入、輸出速度=5.08m/min260vqAu=入=3.6m/min

50、160vqAu=出（3）液壓缸的儲油量 =VAs=337.8510 m-（4）液壓缸的輸出功率 =1.32kWNFu=1.3 液壓缸主要零件的結構、材料及技術要求液壓缸缸體的常用材料為 20、35、45 號無縫鋼管。用 20 號鋼的力學性能略低,且不能調質,應用較少;當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需焊接時,則應采用焊接性能較好的 35 號缸,粗加工后調質;一般情況下,均采用 45 鋼,并調質到 241285HB。 液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋、導向套的材料和技術要求見下表液壓缸主要零件的材料和技術要求液壓缸主要零件的材料和技術要求零件名稱簡 圖材 料主要表面粗糙度技術要求31

51、缸體無縫鋼管液壓缸內圓柱表面粗為:Ra0.20.4m(1)內徑用H8H9 的配合；(2)內徑 D 的圓度公差值按 10級精度選取，圓柱度公差值按 8級精度選?。?(3)缸體端面 T的垂直度公差值按 7 級精度選??； (4)為防止腐蝕和提高壽命,內徑表面鍍0.030.04mm 厚的硬鉻,再進行拋光,缸體外涂耐腐蝕油漆32活塞耐磨鑄鐵活塞外圓柱表面粗糙度為:Ra0.81.6m(1)外徑 D 對內孔 D1的徑向跳動公差值，按7、8 級精度選取；(2) 端面 T 對內孔 D1軸線的垂直度公差值，按7 級精度選??；(3)外徑 D 的圓柱度公差值，按9、10 或 11 級精度選??；(4)活塞外徑用橡膠密封

52、圈密封時取 f7f9 配合,內孔與活塞桿的配合可取 H833活塞桿 實心活塞桿：45 鋼 桿外圓柱面粗糙度為：Ra0.63m（1）材料熱處理：粗加工后調質到硬度為229285HB；(2)活塞桿 d 和d1的圓度公差值，按 9、10 或 11級精度選??；（3）活塞桿 d的圓柱度公差值，按 8 級精度選??；(4)活塞桿 d 對d1的徑向跳動公差值，應為 0.01 mm；(5)活塞桿與導向套采用 H8/f7 配合，與活塞的連接采用 H8/h7 配合(6) 活塞桿上的螺紋，按 6 級精度加工；34缸蓋耐磨鑄鐵配合表面粗糙度為：Ra0.81.6m（1）直徑D（基本直徑同缸徑） 、D2(活塞桿的緩沖孔)、

53、D3( 基本尺寸同活塞桿密封圈外徑)的圓柱度公差值，按 9、10 或11 級精度選??；（2）D2、D3對d 的同軸度公差值：0.03mm（3）端面 A 、B 與直徑 d 軸心線的垂直度公差值，按 7 級精度選取導向套耐磨鑄鐵導向表面粗糙度為：Ra0.8（1）導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%100%（2）導向套內徑的配合為H8/f9(或 H9/f9)。 1.4 液壓缸結構參數(shù)的計算液壓缸的結構參數(shù)，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。（1）缸筒壁厚的計算35 根據(jù)標準查取標準液壓缸外徑：D1=121mm；從而得出缸筒壁厚 =D1-D=10.5mm（2）液壓缸油口直徑的計算 液壓

54、缸油口直徑應根據(jù)活塞最高運動速度和油口最高液流速度而定u0ud0=0.13D-410uud0=0.13D=0.0259m0uu式中 d0液壓缸油口直徑（m） ；d0=0.0259mD液壓缸內徑（m） ； D=0.01m液壓缸最大輸出速度（m/min） ；=4m/min=0.067m/s uu油口液流速度（m/s） 。=0.017m/s0u0u（3）缸底厚度計算 -42 0.433yhDps= =0.035m 0.433yhDps=式中 缸底厚度（m） ；hD 液壓缸內徑（m） ；試驗壓力()；ypMPa缸底材料的許用應力()。 sMPa對于：鋼管 =100110MPa s鍛鋼 =100120M

55、Pa s36鑄鋼 =100110MPa s鑄鐵 =60MPa s(4) 缸頭厚度計算由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。螺釘連接法蘭-43() 03cpcpFhdDdps-=0.028m() 03cpcpFhdDdps-=式中 法蘭厚度（m） ；=0.028mhh F法蘭受力總和(N) ()22244HFpqdddpp=+-密封環(huán)內徑(m); =0.09mdd37密封環(huán)外徑(m); =0.095mHdHd系統(tǒng)工作壓力(Pa)；=2.8106Papp附加密封力(Pa)，若采用金屬材料密封時，值取其屈服點；qq=35106Paq螺紋孔分布圓直徑(m)；=0.144

56、m0D0D密封環(huán)平均直徑(m)；=0.092mcpdcpd法蘭材料的許用應力(Pa)。=105106Pa s s1.5 液壓缸的連接計算1.5.1 缸蓋連接計算 缸體與缸蓋采用螺栓連接的計算螺紋處的拉應力為：-44214KFZdsp=螺紋處的切應力為：-4510310.2KFZdKdt=1.5. 2 缸體與缸蓋用螺栓連接的計算式中 Z螺栓數(shù)；螺紋處的拉應力(Pa);sK螺紋擰緊系數(shù)，靜載時，取 K=1.251.5；動載時，取K=2.54；K1螺紋內摩擦系數(shù)，一般取 K1=0.12； 螺紋外徑（m） ；0d38螺紋內徑（m） ；當采用普通螺紋時：1d101.0825tdd=-螺紋螺距（m） ；t

57、D液壓缸內徑（m） ；螺紋處的切應力（Pa） ；t螺紋材料的許用應力(Pa) s =60MPa snss=螺紋材料的屈服點(Pa)；=320MPassss安全系數(shù)，通常取=1.52.5；nn合成應力(Pa)；ns缸體螺絲處所受的拉力 (N)。F按 GB-81 粗牙普通螺紋標準查得：公稱直徑 d=20mm，螺距 P=2.5mm，小徑=17.294mm 能滿足強度要求，所以選用 M20 的螺栓。1d1.6 活塞桿穩(wěn)定性校當活塞桿受軸向壓縮負載時有壓桿穩(wěn)定性問題，即壓縮力 F 超過某一臨界值時活塞桿就會失去穩(wěn)定性?；钊麠U穩(wěn)定性按下式進行校核 kF當活塞桿的細長比時，用歐拉公式計算臨界載荷，此時lm

58、nkkP-4622knEJPlp=式中 活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷(N);kP 末端條件系數(shù)；查手冊得：=；nn1439 E活塞桿材料的彈性模量，對于鋼，取為 E=2.11011Pa；活塞桿截面的轉動慣量（m4） ，J=3.0610-7 m4J464dp活塞桿直徑（m） ，；d0.05dm=活塞桿計算長度，即活塞桿在最大伸出時，活塞桿端支點和液壓l缸安裝點間的距離（m） ，m；1.114l =K活塞桿斷面的回轉半徑（m） ，實心活塞桿 K=0.0125JA4dA活塞桿截面積（） ，2m實心活塞桿 A=1.9610-324dp2m柔性系數(shù)，活塞桿為實心桿，并用鋼鐵材料制造時，上式可簡m化為10

59、11-47421.02kndPl=143065.5(N)41111.0241.1140.0510kP=遠遠大于活塞桿所承受的力。故活塞桿安全。4017 立柱的校核 F如圖，F(xiàn) 為鏈條的拉力，假設鏈條與立柱的夾角，則拉力在立柱上的分力 s為，F(xiàn) 的最大力為小汽車的重量和手臂的重量之和，N.cosFqmax18326.1F=41凸臺與立柱的接觸表面積為：A=891mm23327= 3327= =20.57MPa800mm)一般用型鋼和鋼板的焊接結構。受力不大的滑輪直接裝于心軸；受力較大的滑輪則裝在滑動軸承(軸套材料采用青銅或粉末冶金材料等)或滾動軸承上，后者一般用在轉速較高，載荷的情況。輪轂長與軸

60、套的直徑比一般為 1.51.8。. 由于受載荷不大，所以選用實體滑輪。使用 Q235-A 或鑄鐵( 如 HT150)。2 滑輪的主要尺寸繩槽半徑 R 是根據(jù)鋼絲繩直徑 d 的最大允許偏差為 +7%確定的。鋼絲繩饒進或饒出滑輪槽時偏斜的最大角度(即鋼絲繩中心線與滑輪軸垂直的平面之間的角度)應不大于 4。繩槽表面的精度分為兩級：1 級:Ra6.5;2 級: Ra12.5.3 滑輪直徑與鋼絲繩直徑匹配關系(查手冊：機械工業(yè)出版社， 機械設計手冊新版第 2 本,第八篇，表 8.1-64 ).4 滑輪形式按 JB/T9005.3 1999 標準，滑輪共分 A、B、C、D、E、F 六種形式。結構比較好而密

61、封嚴密的為 A 型和 B 型。5 滑輪技術條件515.1 材料滑輪的有關零件用材料應符合下表的規(guī)定。表表 16 滑輪有關零件用材料滑輪有關零件用材料(摘自 JB/T 9050.101999)零件名稱材 料鑄鋼應不低于 GB/T11352 中的 ZG270-500 鑄鋼鑄鐵應不低于 GB/T9439 中的 HT200 灰鑄鐵滑輪球墨鑄鐵應不低于 GB/T1348 中的 QT400-18 球鐵內軸套結構鋼應不低于 GB/T699 中的 45 鋼結構鋼應不低于 GB/T700 中的 Q235A 鋼隔環(huán)鑄鐵應不低于 GB/T9439 中的 HT250 灰鑄鐵鑄鐵應不低于 GB/T9439 中的 HT1

62、50 灰鑄鐵擋蓋結構鋼應不低于 GB/T700 中的 Q215A 鋼隔套結構鋼應不低于 GB/T700 中的 Q235B 鋼; 鑄鐵應不低于GB/T9439 中的 HT150 灰鑄鐵漲圈結構鋼應不低于 GB/T699 中的 45 鋼村套銅合金應不低于 GB/T1176 中的 ZcuAl10Fe3 鋁青銅5.2 外觀滑輪表面應光華平整，應去除尖棱和冒口，滑輪不得有影響使用性能和有損外觀的缺陷（如氣孔、裂紋、疏松、鑄疤等） 。5.3 熱處理滑輪應進行退火處理，以消除鑄造或焊接應力。5.4 其他 滑輪的加工部位(內孔、繩槽表面等)和隔環(huán)的外露部位應涂抹抗腐蝕的防銹油；不加工部位應涂防銹漆。6 滑輪強

63、度計算 小型鑄造滑輪的強度，決定于鑄造工藝條件。一般不進行強度計算。對于大52尺寸的焊接滑輪，則必須進行強度計算。第 9 章 起重鏈條和槽輪1 板式鏈條和槽輪的選擇根據(jù)最大工作載荷及安全系數(shù)計算鏈條的破壞載荷 Fp, 以 Fp來選擇鏈條 FpFmaxS-50式中 破斷載荷(N);pF鏈條最大工作載荷(N);maxF安全系數(shù)。S參照手冊，選取標準。2 板式鏈及端接頭 板式鏈結構如圖 4.1 所示.,其尺寸分兩個系列:重型系列代號為 LH, 尺寸可通過查機械設計手冊;輕型系列代號為 LL;尺寸見通過查機械設計手冊 。查手冊選取重型板式鏈。 3 板式鏈用槽輪板式鏈用槽輪見下表： 槽輪尺寸槽輪尺寸（載

64、自 GB/60741995） （mm）名稱符號計算公式備注槽輪直徑D1D1min=5pp節(jié)距輪緣間寬b13b13min=1.05bb銷軸長度(查手冊)b13 15 D1 D2輪緣直徑D2D2min= D1+h1+d2h1鏈條通道高度d2銷軸直徑53第 10 章 使用說明1使用說明（1）使用前對比裝配圖上給定的位置，或在專業(yè)人員的指導下進行裝配。（2）立柱上的兩個開關，分別是上升和下降時的電源開關。（3）按立柱上的電源開關，給電動機通上電源。（4）使用時，先拉一下保險開關，確保保險開關的正常、安全運行。（5）兩個升舉手臂是伸縮式手臂，根據(jù)車的長度和寬度，用手搬動，搬到車的兩個底盤位置即可。2 使

65、用時注意事項（1）使用時載荷分布應符合使用說明書中規(guī)定的托臂額定載荷分布規(guī)定。（2）舉升車輛前應調整好各托盤的高度,使支撐點保持在同一水平面上。（3）車輛受托舉的裙邊或大梁必須置于托盤中心,盡量使車輛重心位于支撐面中心處。（4）托盤就位后,確定托臂定位可靠后才可啟動舉升機。（5）當汽車舉升機升至距離地面 10cm 時,晃動一下車輛,檢查并確認汽車托舉安全可靠,舉升機運行正常后,再設置限位裝置、安全閥、保險。3.升舉機安全操作規(guī)程（1）使用前應先清除升舉機附近妨礙作業(yè)的器具及雜物，并檢查操縱手柄是否正常。 （2）待升舉車輛駛入后，應調整移動舉升級支撐架塊，使之對正該型車輛規(guī)定的舉升點。 （3）升

66、舉時人員應離開車輛，升舉到需要高度時必須插入保險銷，待確認安全可靠后才可開始車底作業(yè)。 （4）有人作業(yè)時嚴禁升降升舉機。（5）作業(yè)完畢應清除雜物，打掃升舉器周圍以保持清潔。 （6）定期（半年）排除升舉機儲油缸積水，并檢查油量。油量不足應及時加注相同牌號的壓力油，同時應檢驗潤滑升舉機移動齒輪及鏈條。54第 11 章 經(jīng)濟效益分析汽車是發(fā)展國民經(jīng)濟的重要交通工具之一，隨著我國國民經(jīng)濟的持續(xù)高速增長 ,汽車的保有量與日俱增 ,汽車維修行業(yè)也有了長足的發(fā)展 ,已形成了集車輛修理、維護、檢測和配件供應等多種功能于一體的車輛技術狀況保障體系。已成為道路運輸行業(yè)的重要組成部分 ,對確保車輛安全行駛、高效低耗的運作 ,促進道路運輸業(yè)的發(fā)展 ,發(fā)揮了有力的保障作用 ,隨著經(jīng)濟體制改革的不斷深入 ,我國汽車維修企業(yè)呈現(xiàn)出良好的發(fā)展趨勢。 汽車維修行業(yè)規(guī)模不斷擴大 ,結構不斷優(yōu)化 十年來 ,我國的維修行業(yè)整體規(guī)模有了較大的發(fā)展和提高 ,到 1997 年初 ,國內維修企業(yè)數(shù)量、從業(yè) 人數(shù)、年創(chuàng)產(chǎn)值量分別是十年前的 411 倍、19 倍和 1 三級企業(yè) 5 162 戶。目前 ,我國已從根本上解決了 長期存在的“