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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 選題背景，研究目的及意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.2.1 大梁校正儀的發(fā)展歷史 1
1.2.2 國內(nèi)外研究狀況及結果 2
1.3 研究內(nèi)容及研究方法 2
1.3.1 研究內(nèi)容 2
1.3.2 研究方法 3
第2章 校正儀的整體結構設計 4
2.1 簡述框架式汽車大梁校正儀工作原理 4
2.2 舉升機構主要結構確定 4
2.2.1 舉升機構整體結構形式及基本組成 4
2.2.2 舉升機構各零部件安裝位置及潤滑 5
2.3 舉升平臺及定位夾具主要結構確定 5
2.3.1 舉升平臺整體結構形式及基本組成 5
2.3.2 定位夾具整體結構形式及基本組成 6
2.4 拉塔的主要結構確定 6
2.4.1 拉塔橫梁處整體結構形式及基本組成 6
2.4.2 拉塔柱的結構形式及基本組成 7
2.5 其它附件 7
2.6 確定框架式大梁校正儀各結構尺寸及材料 7
2.6.1 建立待修汽車基本參數(shù)模型 8
2.6.2 校正儀底部結構部分主要尺寸及材料的確定 8
2.6.3 校正儀中間結構部分尺寸及材料的確定 8
2.6.4 校正儀上部平臺結構尺寸及材料的確定 9
2.6.5 定位夾具的尺寸及材料的確定 11
2.6.6 拉塔組件的尺寸及材料的確定 12
2.6.7 方凳及斜坡板凳的尺寸確定 13
2.7 設備各部件質(zhì)量的估算及設計舉升質(zhì)量 13
2.7.1 估算拉塔組件的質(zhì)量 14
2.7.2 估算平臺上設備的質(zhì)量 14
2.7.3 估算平臺中部的質(zhì)量 14
2.7.4 估算底板處的質(zhì)量 15
2.7.5 實際設計舉升質(zhì)量 15
2.8 本章小結 15
第3章 校正儀的力學分析及校核 16
3.1 雙鉸接剪刀式舉升機構的力學模型 16
3.1.1 舉升機構力學模型建立與分析 16
3.1.2 舉升機構主要關系參數(shù)的確定 17
3.2 液壓機構力的分析與計算 17
3.2.1 確定載荷與液壓缸推力的關系 17
3.2.2 計算液壓缸的推力 18
3.3 舉升機構的力學分析與計算 19
3.3.1 舉升機最低狀態(tài)時，各臂受力情況 19
3.3.2 舉升機舉升到最高位置時，各臂受力情況 20
3.4 定位夾具及拉塔的力學分析與計算 22
3.4.1 定位夾具的受力分析 22
3.4.2 拉塔的受力分析 22
3.5 主要零部件的強度校核 23
3.5.1 舉升臂AOB的強度校核 23
3.5.2 舉升臂COD的強度校核 25
3.5.3 液壓缸上端支承軸的強度校核 27
3.5.4 連接舉升臂銷軸的強度校核 27
3.5.5 平臺內(nèi)橫梁的強度校核 28
3.5.6 定位夾具的強度校核 29
3.5.7 定位夾具支撐橫梁的強度校核 30
3.5.8 拉塔的強度校核 31
3.5.9 拉塔處液壓缸支撐銷軸的強度校核 32
3.6 本章小結 33
第4章 校正儀液壓系統(tǒng)的選擇與計算 34
4.1 液壓系統(tǒng)的選擇 34
4.1.1液壓系統(tǒng)的介紹 34
4.1.2液壓系統(tǒng)的選型 34
4.2 液壓系統(tǒng)的計算 35
4.2.1 舉升處液壓缸行程的計算 35
4.2.2 舉升處液壓系統(tǒng)工作壓力的計算 36
4.2.3 關于拉塔處液壓系統(tǒng)的相關選擇 36
4.3 本章小結 36
第5章 校正儀三維建模與整機裝配 37
5.1 CATIA軟件簡介 37
5.2 利用CATIA進行三維建模 38
5.2.1 底坐板的建立 38
5.2.2 舉升臂AOB的建立 39
5.2.3 液壓缸支承軸的建立 39
5.2.4 上平臺的建立 40
5.2.5 夾具的建立 40
5.2.6 拉塔柱的建立 42
5.3 整機裝配 42
5.3.1 CATIA裝配功能概述 43
5.3.2 裝配的CATIA零件圖 43
5.3.3 CATIA整機裝配圖及爆炸圖 48
5.4 本章小結 50
第6章 校正儀主要零部件有限元分析 51
6.1 ANSYS有限元分析軟件介紹 51
6.2 ANSYS與CATIA接口的建立 51
6.3利用ANSYS對主要零部件進行分析 52
6.3.1定位夾具卡鉗的有限元分析 52
6.3.2液壓缸支撐軸的有限元分析 56
6.3.3舉升臂的有限元分析 59
6.3.4拉塔柱的有限元分析 62
6.4 本章小結 65
結論 66
參考文獻 67
致謝 68
附錄A 69
附錄B 72
附錄C 73
附錄D 74
第1章 緒 論
1.1 選擇背景、研究目的及意義
隨著汽車市場的不斷發(fā)展與壯大，與之相協(xié)調(diào)的汽車維修行業(yè)也迅速發(fā)展起來。目前在汽車事故中對大梁及鈑金的修復十分常見。而隨著對售后服務的要求的不斷提升，也為了更好的發(fā)展企業(yè)，各維修廠家已經(jīng)開始了激烈的服務競爭。汽車大梁校正儀是在因交通事故碰撞所致車身損壞，以及大梁變形等的技術數(shù)據(jù)恢復中重要的維修設備。在以往的事故后維修時，很多企業(yè)選擇了更換零部件，但是這樣往往會增加客戶的損失及保險公司的負擔。汽車大梁校正儀的出現(xiàn)避免了高額的更換費用，這樣既減少了顧客的損失，也可促進制造設備企業(yè)市場的發(fā)展。利用大梁校正儀專業(yè)設備方可保證對汽車大梁的維修的質(zhì)量水平。然而對于在維修中為了保證汽車安全的定位，方便的使用，高維修水平等眾多關鍵要素，必須設計質(zhì)量及安全可靠的設備。因此，為了滿足維修企業(yè)對占地空間的要求及保證維修質(zhì)量。對框架式汽車大梁校正儀進行深入研發(fā)將對我國在這一領域發(fā)展有實質(zhì)性的意義。本課題基于計算機仿真平臺，應用CAD/CAE領域比較領先的設計軟件AutoCAD進行二維草圖繪制，使用了當前先進的三維設計軟件CATIA進行三維建模及整機裝配，在產(chǎn)品投入生產(chǎn)之前運用ANSYS軟件進行質(zhì)量分析，可及時發(fā)現(xiàn)并更改設計中的缺陷，完善設計方案，減少產(chǎn)品開發(fā)周期，提高研發(fā)的質(zhì)量和效率，為此設備的生產(chǎn)實際提供一些有價值的理論支持。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1.2.1 大梁校正儀的發(fā)展歷史
汽車大梁校正儀的發(fā)展已經(jīng)有了將近30年的歷史。它的出現(xiàn)主要是基于剪式汽車舉升機的框架的改裝。由于舉升機歷史較長，技術較成熟，所以在80年代期間，美國及歐洲就率先通過對剪式舉升機的改造而研發(fā)出框架式大梁校正儀。九十年代歐洲通過出口到中國市場逐漸把它的產(chǎn)品推向亞洲地區(qū)。90年代中期，在我國山東地區(qū)逐漸出現(xiàn)了很多此類設備制造企業(yè)，目前在國內(nèi)市場發(fā)展史已經(jīng)是標新立異。經(jīng)過幾十年的發(fā)展，剪式舉升機及一些定位夾具已經(jīng)更新了很多代，框架式汽車大梁校正儀至今也經(jīng)歷了許多變化與改進。目前歐美已經(jīng)將其產(chǎn)品出口至全世界，我國山東地區(qū)少數(shù)企業(yè)也已經(jīng)打破傳統(tǒng)局面，將設備出口至芬蘭等北歐國家。而框架式大梁校正儀使用方便，占地空間較小，也受到很多實力雄厚的特約維修站的歡迎。
1.2.2 國內(nèi)外研究狀況及成果
框架式汽車大梁校正儀目前是市場上主流的產(chǎn)品之一。歐洲及美國目前在這方面的技術處于領先地位，并且不斷的主導市場的發(fā)展方向。所以市面上此產(chǎn)品主要由歐洲及美國設計制造，他們已經(jīng)在精確恢復技術方面取得了很大成就。在這其中美式大梁校正儀憑借價格優(yōu)勢及外觀而市場占有率較高，但隨著維修質(zhì)量要求的提高，夾具設備的不斷升級，歐式憑借其功能的強大，操作靈活及占地面積小等優(yōu)勢逐漸在市場上走俏。但由于進口設備的高價格及售后服務不方便等因素，仍然只是少數(shù)大型維修企業(yè)及汽車4S店會購置進口設備。90年代末，在我國山東地區(qū)出現(xiàn)了一些制造汽車大梁校正儀的中小型企業(yè)。由于起步較晚，所以目前多數(shù)企業(yè)是借鑒國外的先進技術。隨著時間的推移，目前市場上自主的品牌已經(jīng)逐漸成熟起來，并且在不斷地擴大銷售網(wǎng)絡于全國，基本在各大省會城市均有銷售代理，且價格范圍較廣，多數(shù)在3-6萬元左右。但質(zhì)量水平，技術創(chuàng)新性等方面與進口品牌還有一定的差距，而且產(chǎn)品類型主要以平臺式為主。但是自主品牌卻已經(jīng)出口至歐洲及非洲。由此可見目前中國汽車維修設備市場對框架式汽車大梁校正儀的需求將會不斷上升。目前框架式汽車大梁校正儀主要有以下功能特點：（1）能實現(xiàn)單拉臂可多角度拉伸，同時能對事故車進行360°遙控拉伸；（2）定位系統(tǒng)是模塊式，能具有高通用性；（3）定位夾具高度可調(diào)，能方便上下車輛的準確定位；（4）配備舉升平臺和上車導板，移動支架，電腦底盤測量系統(tǒng)等附屬件。隨著市場的發(fā)展，提高汽車大梁校正儀的高水平技術與整體制造水平是在市場上獲得良好口碑的關鍵要素。
1.3 研究內(nèi)容及研究方法
1.3.1 研究內(nèi)容
（1）分析框架式汽車大梁校正儀的結構形式及工作原理，根據(jù)以下參數(shù)：最大舉升高度1060mm，工作臺長度 2300mm，工作臺高度230-1060mm，工作臺寬度950mm，降到最低點為230mm，拉塔工作范圍360度，液壓系統(tǒng)最大工作壓力16Mpa，氣源壓力要求0.8Mpa， 拉塔牽引最大拉力70KN，完成方案設計及質(zhì)量校核計算。利用AutoCAD完成校正儀的二維總體結構設計，然后CATIA建立三維模型，在將關鍵零部件模型通過專用模型數(shù)據(jù)轉換接口導入ANSYS軟件進行有限元分析，獲得校正儀在載荷工況作用下的應力、應變及變形狀，然后用CATIA整機虛擬裝配。
（2）擬解決的主要問題
1）框架式汽車大梁校正儀總體方案設計；
2）利用AutoCAD完成大梁校正儀二維結構設計；
3）利用CATIA完成大梁校正儀的三維建模；
4）利用ANSYS軟件對關鍵零部件進行有限元分析；
5） CATIA虛擬裝配。
1.3.2 研究流程如圖1.1所示。
圖 1.1研究流程圖
第2章 校正儀整體結構設計
2.1框架式汽車大梁校正儀工作原理
框架式汽車大梁校正儀是基于舉升機基礎上附加定位夾具，拉塔等裝配成的。汽車通過斜坡式方凳駛上一定高度后，通過可調(diào)位置的夾具夾緊不同的汽車裙邊后定位汽車。然后驅動液壓系統(tǒng)通過支撐橫軸推舉汽車至一定高度，此時因為大梁受損的部位不同，需要調(diào)整拉塔的方向。拉塔是通過卡鉗卡在平臺上的，因此可實現(xiàn)360°范圍工作。拉塔定位后把拉鏈一端的鉤子鉤在受損部位，通過驅動另一個液壓缸使拉塔向后拉動鏈子實現(xiàn)拉伸大梁的作用。
2.2 舉升機構主要結構確定
2.2.1 舉升機構整體結構形式及基本組成
本課題設計的內(nèi)容主要是基于小型剪刀式舉升機的結構設計，剪刀式舉升機的市場較成熟，類型也很豐富。按照剪刀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、電控液壓式、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以下的乘用車，所以采用雙鉸接剪叉式液壓驅動舉升機就完全符合設計理念。為了適合大小維修企業(yè)，對地基沒有過多要求，采用平板直接放在地面安裝即可。整體結構形式草圖如圖2.1所示。
圖2.1舉升機整體結構形式
①—上平臺 ② —舉升臂 ③—液壓系統(tǒng) ④—滑道角鋼 ⑤—底座 ⑥—固定鉸支座
從整體結構來看，雙鉸接剪叉式舉升機由舉升臂、滑動裝置，上下平臺，電控液壓系統(tǒng)四大部分組成。在達到舉升高度時，由于選擇的液壓系統(tǒng)中活塞桿的行程要大于實際舉升所需行程，所以必須在滑道處加以擋塊來限制其舉升高度。由于本次設計采用斜坡式方凳來使汽車上升到舉升位置，再加之利用安全性較高的電控液壓系統(tǒng)來控制，所以避免了另加液壓缸自鎖裝置，即節(jié)省成本有保證安全操作。雙鉸接式舉升機有兩組完全相同的舉升臂機構，分別放于左右兩側滑輪之間。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。
舉升機一側上下端為焊接在橫梁及底板上的固定鉸支座，舉升臂由銷連接固定在鉸支座上。另一側上下端為滑輪在角鋼內(nèi)滑動，舉升臂通過軸與滑輪連接。液壓缸通過舉升橫向支承軸來舉升整個平臺，舉升臂以固定鉸支座一側為支點，滑輪向內(nèi)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，利用電控臺及擋塊鎖止。剪刀式舉升機操作方便，結構簡單且易于維修，占地面積小，適用于大多數(shù)轎車的維修，且安全可靠。
2.2.2 舉升機構各零部件安裝位置及潤滑
舉升臂一側底端通過焊接在底板上的固定支座及上部橫梁上的絞支座來固定，底板是一塊中間去除材料的矩形鋼板，絞支座通過銷軸固定舉升臂，在連接處個留有間隙以便潤滑及減少摩擦。另一側通過與舉升臂焊接的短軸套進滾針軸承來實現(xiàn)滾動，并且在滑道加厚板及不等邊角鋼上涂有脂潤滑劑。每側兩個舉升臂通過銷軸連接，為減少剪應力的作用，在舉升臂連接處焊有鋼板，其中摩擦處都要油脂潤滑。液壓缸底部固定在底板的固定支座上，活塞桿作用在上端支撐軸上，活塞桿由三個套筒來固定位置，并留有一定的間隙。為了在聚生過程中更加穩(wěn)定，每側整個舉升臂安裝位置均在同一水平平面內(nèi)，且在兩側舉升臂之間焊有橫向穩(wěn)定板。整個裝置雖然要求裝配精度不高，但是各鉸接處均有一定的摩擦，所以必須采用潤滑脂潤滑。
2.3舉升平臺及定位夾具主要結構確定
2.3.1 舉升平臺整體結構形式及基本組成
舉升平臺主要由一個彎成方形的鋼板和焊在內(nèi)部的槽型鋼組成。在兩側分別有一對卡鉗及托盤卡在鋼板上。在平臺中間則通過方管橫梁來穩(wěn)定，且在橫梁上焊有固定絞支座。在平臺內(nèi)壁槽鋼上焊有槽型鋼滑道，兩側對稱焊接。在卡鉗的側面上各焊接一個方管，作為舉升梁和夾具支撐。如圖2.2所示。
①—外橫梁 ②—托盤 ③—橫梁卡鉗
2.3.2 定位夾具整體結構形式及基本組成
夾具是用來支撐整個汽車的關鍵零部件，通過四個卡鉗分別卡住汽車的裙邊。其中為了滿足不同汽車的車寬及裙邊的后度差異，需要把其中一個卡鉗設計為可移動式。兩個卡鉗由螺栓連接。卡鉗固定在一個方形鋼板上，鋼板下端焊接有一個圓柱體，圓柱放在一個粗型螺栓內(nèi)，螺栓可以通過伸縮來控制夾具的高度，以適應不同的車高。夾具底端通過方形鋼板焊接在一個方管上，方管套在另一個方管上，這樣可以實現(xiàn)左右靈活移動。結構如圖2.3所示。
圖2.3 夾具組件主要結構形式
①—卡鉗 ②—連接螺栓 ③—夾具螺栓柱 ④—夾具支撐柱 ⑤—加強筋 ⑥—滑動套管
2.4 拉塔的主要結構確定
2.4.1 拉塔橫梁處整體結構形式及基本組成
拉塔橫梁是用來支撐拉塔柱和液壓系統(tǒng)的關鍵部件?？拷脚_一端的固定是靠一個卡鉗與托盤掐在平臺鋼板上，其中為了滿足拉塔的可旋轉性，在橫梁一端平板上開有三個銷軸孔。液壓缸支承座焊接在橫梁上，且留有一定的間隙，同時需要脂潤滑減少摩擦。橫梁的另一端是連接拉塔柱的兩塊鋼板。如圖2.4所示。
圖2.4 橫梁組件主要結構形式
①—拉塔柱夾板 ②—拉塔橫梁 ③—固定鉸支座 ④—活動插銷 ⑤—固定插銷 ⑥—托盤⑦—支撐立板 ⑧—卡鉗 ⑨—上平臺
2.4.2 拉塔柱的結構形式及基本組成
拉塔柱是整個大梁校正儀的關鍵所在，液壓活塞桿通過推拉塔柱上的銷軸來驅動拉塔，拉塔往后傾同時拉動了掛在拉塔柱上的鐵鏈，鐵鏈一頭通過鉤子來拉大梁。拉塔柱由方管構成，其豎向焊有方塊用來掛住鐵鏈。這個結構較為簡單，但是每個銜接處及銷軸連接處都需要脂潤滑。結構如圖2.5所示。
圖2.5拉塔柱主要結構形式
①—擋塊 ②—拉塔立柱 ③—拉鏈 ④—夾板 ⑤液壓系統(tǒng)
2.5 其它附件
除了上述主要結構外，在汽車準備進入維修階段時候，我們還需要將其舉升至一定的高度，以便舉升機將其舉升。因此需要幾個長條方凳及一對斜坡式方凳，將汽車開上去之后方可進行下一步。方凳結構簡單，均為鋼板與方管焊接而成（如圖2.6）。其他拉鏈及鉤子均為選購件，滿足使用強度即可，這里不做詳細的介紹了。
圖2.6方凳組合簡圖
2.6 確定框架式大梁校正儀各結構尺寸及材料
2.6.1 建立待修汽車基本參數(shù)模型
為了盡量滿足市場常見車型的維修，本設計首先建立了一個常見乘用車車模型。根據(jù)表2.1所列車身參數(shù)信息。
參數(shù)信息表 2.1
車型
捷達先鋒
吉利帝豪EC718
車身長/寬/高（mm）
4415/1674/1415
4635/1789/1470
前/后輪距
1429/1422
1502/1492
軸距
2602
2650
車重
1114
1310
最小離地間隙
137
167
本設計會根據(jù)吉利轎車和大眾轎車的車身信息確定框架式大梁校正儀相關配合的尺寸適用范圍。
參數(shù)信息表2.2
技術數(shù)據(jù)
數(shù)值
單位
工作臺長/寬
2300/950
mm
舉升高度范圍
230~1060
mm
拉塔工作范圍
360
°
2.6.2 校正儀底部結構部分主要尺寸及材料的確定
（1）經(jīng)實地參考測量及表2.1，2.2中的參數(shù)來支撐地板主要尺寸：長1480mm，寬920mm，厚為12mm。材料為Q235鋼，為了節(jié)省材料，中間去除部分材料。如圖2.7所示。
圖2.7底板結構尺寸
上圖2.7為去除材料的尺寸（注：此說明書中所有圖中尺寸均代表實際尺寸，單位mm）。
（2）在底板一端焊有支座及軸承滑道，因舉升裝置中舉升臂一端需要固定在絞支座上，而另一端為滑動裝置，為了使舉升臂尺寸相同，需保證其各端處于同一高度。參考舉升機的絞支座確定其主要尺寸：高80mm，寬60mm，厚15mm。，材料為Q235鋼.銷軸處孔直徑為30mm（參考銷軸規(guī)格），銷軸長取78mm，液壓缸處銷軸長度100mm，中心孔距底板55mm，墊片采用GB/T 848-2002，材料為標準35鋼（以下銷軸材料均同）。加厚滑道厚度25mm，上面焊有角鋼，其安裝位置由內(nèi)側舉升臂及焊接在舉升臂上的短軸來確定。
2.6.3 校正儀中間結構部分尺寸及材料的確定
（1）首先設定舉升到最大高度時，兩舉升臂夾角為90°。舉升臂上支點設定在上平臺中心線的位置，上平臺高度鋼板取90mm，底板厚度取12mm。由此計算舉升臂的長度L=（1060-90/2-12）/cos45°=1418.45mm，這里取L=1420mm，寬度取70mm，厚度取18mm，材料為45鋼。其中安裝舉升臂的絞支座距離取25mm（7mm配合間隙）。 每兩個交叉的舉升臂連接處之間各焊接一個長160mm，寬70mm，厚18mm的加厚板。在中間處均開有直徑為30mm的孔，用于穿插銷軸。銷軸的尺寸參照GB882-86初選d=30，長為100mm。其中兩個內(nèi)側的舉升臂還需要有與液壓缸配合的孔，孔徑即需要穿插的液壓缸支承軸軸徑，初選D=40mm，材料為40Cr。墊片及開口銷采用國標值，銷軸長度在后面小節(jié)計算。
（2）舉升臂內(nèi)側穩(wěn)定橫梁焊接鋼板長度等于兩側舉升臂距離。寬45mm，厚10mm。材料為45鋼。焊接位置距離舉升臂端部取110mm。
（3）兩個液壓缸的活塞桿據(jù)離內(nèi)側舉升臂為120mm?；钊麠U頂部套管與橫軸裝配處有兩個長85mm，內(nèi)徑40mm的套筒，和一個長265mm，內(nèi)徑40mm的中間套筒組成。液壓缸底部安裝位置跟上部對應相同。
2.6.4 校正儀上部平臺結構尺寸及材料的確定
（1）舉升平臺是整個平臺的基礎，為了滿足拉塔在360度內(nèi)均可工作，需要設計一定的轉角，如圖2.8所示。
圖2.8平臺主要輪廓結構
①—內(nèi)橫梁 ②—槽型鋼滑道 ③—內(nèi)貼槽型鋼
由技術參數(shù)可知平臺長度2300mm，寬950mm，這里高度取90mm，厚度20mm，鋼板材料使用Q235。折角后尺寸如上圖2.8所示。平臺鋼板的內(nèi)部焊接有熱軋槽型鋼，槽型鋼的型號采用五號，其具體尺寸參照GB/T 707-1988，其各段長度以完全焊接在鋼板的內(nèi)壁上為準，。
（2）舉升平臺內(nèi)部橫向需要穩(wěn)定及安裝絞支座和滑道，所以焊接兩個長835mm的方管，由GB/T 3094-2000選擇高50mm，寬70mm型。安裝位置因上部槽型鋼滑道的影響，兩個橫梁采用非對稱安裝方式（見圖2.7）。
（3）內(nèi)壁焊接滑道槽型鋼由GB/T 707-1988可選，高63mm，寬40mm。 因舉升位置最低點高230mm，可以求得在最低點時舉升臂與地面的夾角： 解得α=7°。因舉升最大高度時夾角為90°。所以1420*cos7°－1420*cos45°=405.32mm，這里取525mm作為槽型鋼滑道長度。其安裝位置由舉升最大高度時上端絞支座的位置確定。
（4）在舉升汽車時我們需要在平臺上安裝舉升支撐臂來支撐起裙邊，舉升臂與平臺的連接需要必須滿足隨汽車的不同的軸距而移動。所以需要用卡鉗及托盤連接來二者?？ㄣQ及卡盤卡在高90mm的平臺鋼板上安裝，并且卡鉗及托盤頂端恰好接觸高50mm的槽型鋼上，其二者材料均選45鋼。其具體結構尺寸如圖2.9所示。
圖2.9卡鉗及卡盤主要結構及尺寸
卡鉗寬度取與橫梁方管的寬度相同，橫梁方管參照標準規(guī)格表取厚度6mm，寬70mm，卡盤寬度130mm。插銷長100mm，材料為45鋼?？ūP立柱中心位置據(jù)卡鉗表面25mm。
（5）舉升臂的移動是通過焊接在一端側面的短軸來插入滾針軸承內(nèi)孔中來實現(xiàn)的，為了限定滾針軸承的軸向位置，采用階梯軸，其在滑道方向的限制通過焊接一個鐵塊即可，其結構簡單，尺寸沒有嚴格規(guī)定，階梯軸尺寸見圖2.10中φ35和φ25，其一端與焊接在平臺內(nèi)壁的槽型鋼有5mm間隙。
圖2.10舉升臂及軸的結構尺寸
通過上圖尺寸L=60mm可以確定兩側舉升臂的間距，因此底端支座間距，液壓支撐軸尺寸也可確定。取液壓缸支承軸長度為L=635mm，墊片及銷軸端面尺寸由φ40確定其標準值。滾針軸承型號參照廠家實際可提供的型號為308-226C，內(nèi)徑25mm，外徑45mm，厚30mm，優(yōu)先選購耐磨的材料。
（6）上部橫梁處支座尺寸：高度75mm，寬45mm，厚15mm，材料為Q235鋼。安裝位置以根據(jù)上平臺舉升臂安裝尺寸確定。兩個支座距離與下部絞支座相同。
2.6.5 定位夾具的尺寸及材料的確定
（1）定位夾具結構較為復雜，我們這里主要參照CAD二維草圖來說明詳細尺寸。所有結構尺寸如圖2.11所示。
圖2.11夾具結構尺寸
由于夾具高度可調(diào)，這里說明最低時H=240mm。定位夾具體的卡鉗，圓柱螺栓，加強筋，坐板等均為45鋼。因其需要隨不同車寬而移動，所以只需要滿足對稱裝配即可。其中控制卡鉗移動的螺栓及墊片參照GB/T 6712.1-2000采用公稱直徑M16，附加M16墊片，其長度L取105mm。
2.6.6 拉塔組件的尺寸及材料的確定
（1）拉塔立柱選用的方管按GB/T 3094-2000選擇正方形截面方管，邊長80mm，厚度8mm，整個長度取1200mm，材料45鋼。拉塔立柱上焊接的定位塊由高30mm，寬30mm，長40mm的鋼塊組成，材料Q235鋼。支撐軸夾板厚20mm，材料Q235鋼。銷軸按標準規(guī)格取φ30，長度145mm，材料為40Cr。其結構尺寸如圖2.12。
圖2.12拉塔結構尺寸
（2）拉塔橫梁采用正方形截面方管，邊長70mm，厚8mm，長720mm，材料Q235鋼。
連接處對稱焊接的鋼板厚度分為20mm，25mm兩處，其中從焊接端到橫梁一端厚度為25mm，材料Q235鋼。銷軸與上節(jié)銷軸尺寸相同，材料為40Cr。具體結構尺寸如圖2.13。
圖2.13橫梁處結構尺寸
（3）橫梁處兩個液壓缸位置絞支座的厚均為15mm，底坐板寬均為80mm，絞支座邊緣與底板邊緣對齊焊接，材料均為Q235鋼。具體結構尺寸如圖2.14。
圖2.14拉塔橫梁結構尺寸
（4）拉塔橫梁與平臺連接處各結構尺寸如圖2.15。
圖2.15連接處結構尺寸
①—主視圖 ②—俯視圖
材料除橫梁采用45鋼外其余均為Q235鋼。銷軸直徑均采用標準值φ20，墊片及開口銷由直徑參照手冊確定。
（5）拉鏈的選擇廠家提供的直徑10mm，外長50mm，外寬34mm，長度2.5m左右。鉤子選擇開口尺寸40mm左右的普通高強度拉鏈鉤即可。掛圈為一個長180mm，寬150mm，厚度25mm的實心方形圈，連接鏈子處焊接一個厚15mm的小鋼板即可，材料選為Q235鋼。拉鏈與鉤子及掛圈連接處銷軸采用φ16標準值，長度70mm。材料由選購的廠家確定，這里不作詳細介紹。
2.6.7 方凳及斜坡板凳的尺寸確定
（1）方凳采用高400mm，長800mm。寬300mm的鋼板及方管焊接組成。斜坡方凳坡長1000mm，也是由鋼板及方管組成。二者材料均為Q235鋼，其數(shù)量可根據(jù)實際需求選定，其余不作詳細介紹。
2.7 設備各部件質(zhì)量的估算及設計舉升質(zhì)量
2.7.1 計算拉塔組件的質(zhì)量
（1）經(jīng)查方管規(guī)格表可知：寬為80mm，厚8mm的方管理論質(zhì)量17.23kg/m。寬70mm，厚8mm的方管理論質(zhì)量14.72kg/m。由此計算拉塔柱和拉塔橫梁總質(zhì)量
G=1.2×17.23+0.72×14.72= 31.2kg
（2）查材料表知Q235鋼密度7.86g/cm*3。拉塔柱上的焊接板及焊接方塊的總質(zhì)量約為15kg。
（3）液壓系統(tǒng)，支座，卡鉗，卡盤，支板等附件總重不作詳細計算，總重G≈20kg。
2.7.2 計算平臺上設備的質(zhì)量
（1）平臺外橫梁的方管由查規(guī)格表計算其總重
G=4×0.305×9.69=11.8kg
卡鉗及卡盤的總重G≈20kg，插銷總重約2kg。所以總重≈33.8kg。
（2）夾具體45鋼密度7.85g/cm*3，因其結構復雜，這里估算G=30kg。
（3）內(nèi)橫梁同樣參照方管規(guī)格表可查得其對應尺寸的理論重量為9.69kg/m。所以內(nèi)橫梁總重
G=9.69 ×0.835×2=16.18kg
（4）平臺四周的外輪廓鋼板材料密度為7.86 g/cm*3，體積為
0.09×0.02×（0.32×4+0.45×2+1.8×2）=0.01m3
總質(zhì)量
G=7860×0.01=78.6kg
（5）平臺內(nèi)貼槽鋼的截面積查表可知6.93cm2，長度5.01m，密度為7.85g/cm*3。所以其總質(zhì)量為27.3kg。
（6）軸承，銷軸，墊片及滑道等質(zhì)量和約為15kg。
2.7.3 計算平臺中部的質(zhì)量
（1）舉升臂的45鋼材料密度為7.85g/cm3，估算其體積為cm3?？傎|(zhì)量為
4×1988×7.85/1000=62.42kg.
（2）液壓支撐軸的材料密度為7.87 g/cm3，體積為π×0.042×0.644=0.00324m3，所以可得質(zhì)量為
0.00324m3×7.87 g/cm3×0.000001=25.46kg
（3）內(nèi)穩(wěn)定橫臂質(zhì)量
0.045×0.01×0.7×7860×2=5kg
加上其他銷軸，墊片等總質(zhì)量約為6kg。
2.7.4 計算底板處的質(zhì)量
（1）底板的體積為
0.012×1.48×0.92-2×0.012×0.6×0.46=0.0097m3
Q235鋼密度7.86 g/cm3，所以底板質(zhì)量為
0.0097m3×7.86 g/cm3×0.000001= 76.24kg
（2）所有支座，角鋼滑道及銷軸等質(zhì)量和估值為10kg。
（3）根據(jù)參考舉升系統(tǒng)實物，兩個液壓系統(tǒng)總質(zhì)量約為30kg。
（4）參照實物可知用于起升的方凳及斜坡凳子總質(zhì)量約為80kg。
2.7.5 實際設計舉升質(zhì)量
（1）設備總重為 31.2+15+20+33.8+30+16.18+78.6+27.3+15+62.42+25.46+6+76.24+10+30+80≈557kg。
（2）參照實際車型重量，本設計要求能夠舉升1500kg的乘用車即可。綜上我們可以知道實際舉升的重量應該去除底板處的質(zhì)量，所以我們計算出實際舉升質(zhì)量為
1500+（557-76.24-10-30-80）=1860.76kg
為留有安全空間，本設計要求大梁校正儀能夠舉升2000kg。因不同作用點承受載荷略有差異在以后計算校核中載荷亦采用2000kg為準。
2.8 本章小結
本章的主要內(nèi)容是針對框架式汽車大梁校正儀的基本組成結構，零部件結構尺寸，裝配尺寸，以及質(zhì)量等的確定做出了全面的說明。為后期繪制二維草圖，三維建模做準備。在確定框架式大梁校正儀的主要內(nèi)容中，我們參照了豐田中心的剪式舉升機，煙臺優(yōu)利公司的UL-300型框架式大梁校正儀，及煙臺萬騰VE900型等商品的相關技術參數(shù)。同時我們根據(jù)市場上常見車型的參數(shù)來確定框架式大梁校正儀一些基本結構尺寸，通過合理的設計來節(jié)省其成本并且能夠適應市場的使用要求。
第3章 校正儀的力學分析及校核
3.1雙鉸接剪刀式舉升機構的力學模型
剪刀式舉升機構具有結構緊湊、占地空間小、操控性靈活等特點。因此在維修行業(yè)、貨物裝卸中得到廣泛應用。剪刀式舉升機構作為舉升平臺鋼結構的關鍵組成部分,其力學特性對平臺性能產(chǎn)生直接影響。對于雙鉸接剪刀式舉升機構來說,影響其力學性能的關鍵因素是舉升液壓缸的安裝位置，舉升臂角夾角及高度。計算、分析剪刀式起升機構的方法主要是參照已有的公式及其他力學原理。下面我們做詳細的計算說明。
3.1.1 舉升機構力學模型建立與分析
舉升機夠右側為固定鉸支座，左側為滑動鉸支座，平臺上放有總荷載，舉升機上升過程中，荷載重心相對上移，達到最高位置時舉升臂夾角為90°。簡化安裝后受力情況如圖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,我們將平臺有效載荷之和簡化為W，W=9.8N/kg×2000kg=19.6KN 。根據(jù)結構分析，四個支點的受力如圖3.1所示。液壓缸支撐點距離L1=250mm，臂長L=1420mm，L2為變化值。其中舉升臂之間夾角即隨著舉升高度的不同而變化。
由結構介紹可知，舉升裝置由兩側對稱安裝的交叉舉升臂組成。我們從平臺整體結構分析可以把作用點平均分為四個，每一側舉升裝置承受約一半的載荷。所以我們設如下公式
FA =FD =W /4 （3.1）
FB =FC = W /4 （3.2）
3.1.2 舉升機構主要關系參數(shù)的確定
通過分析剪刀式舉升機構,發(fā)現(xiàn)液壓缸推力FP和油缸軸線與水平面之間的夾角β及舉升臂與水平面夾角α有直接關系。由于整個向上的舉升力來自液壓缸活塞桿，由式Fp*sinβ可知，在給定載荷下,起升油缸夾角越小,則所需推力越大。而α的值主要是關系取矩的距離，因此這幾個參數(shù)在計算受力時十分重要。
3.2液壓機構力的分析與計算
3.2.1 確定載荷與液壓缸推力的關系
通過分析舉升臂COD我們來確定W與Fp的關系。其受力分析如圖3.2所示。
圖3.2舉升臂COD受力分析
通過上圖我們來列力及力矩方程
∑Fx=0 Fpx=Fx=Fp*cosβ （3.3）
∑Fy=0 Fpy=Fy=Fp*sinβ （3.4）
化簡可得：
即 。
整理得 （3.5）
3.2.2 計算液壓缸的推力
1.舉升機構升高到最高位置時液壓缸的推力
這里計算的推力均指液壓缸對設備一側的數(shù)值，實際整體值乘二倍。當在最高位置時舉升臂之間夾角為90°，α=45°。由圖3.1可計算出此時L2的長度：1420×cos45°=1004mm。由于初選L1=250mm，設液壓缸整體長度b1，根據(jù)余弦定理可得如下關系式
解得：b1=752.69mm。因此由反余弦定理可得出液壓缸軸線與水平面夾角β=64.4°。
把α，β，L，L1，W的值代入公式3.5可得：Fp=20.87 KN（設備一側受的推力）。
2.舉升機構在最低點時液壓缸的推力
根據(jù)圖（3.1）所示的舉升機的結構分析，在最低位置時因要求高度為230mm，可求出α角度：，L2=1420×cos7°=1409mm，同理根據(jù)余弦定理我們可求得此時的液壓缸長度b2為471mm，利用反余弦定理求的此時的β=15°。但是由設計結構如圖3.3所示分析，汽車是通過斜坡行駛到方凳上固定的，因此整車舉升位置的高度包括車輪的部分，方凳的高度，而定位夾具的高度，汽車裙邊的高度都必須考慮在夾具卡鉗真正開始舉升汽車的位置之中。也就是說舉升裝置在最低位置230mm處時并沒有舉升汽車，也就是不需要承受汽車載荷，此時只需要承受自身載荷需要的推力很小，這里就不必要做詳細計算了。結構簡圖如圖3.3所示。
圖3.3整體結構
由上段分析可知，舉升機的最低點應該是在舉升至夾具基礎裙邊為基準，由之前的分析可知最低位置越高則需要的液壓系統(tǒng)推力越小。本設計參照實際車型參數(shù)取裙邊距地面距離最小值150mm（實際值大多數(shù)大于150mm），由設計尺寸可知夾具高出上平臺水平面200mm，方凳高400mm，所以裙邊此時距地面距離為：400+150=550mm。而定位夾具距地面的高度此時為：230+200=430mm。這就是說當整個裝置舉升550mm減去430mm等于120mm以后才開始承受汽車載荷。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。下面根據(jù)圖3.1來計算此時的Fp的大小。
在舉升裝置上升120mm后，此時的設備高度為350mm，得。
同樣由余弦定理求得此時的液壓缸軸線與水平線夾角為：β=23.8°。把α，β，L，L1，W的值代入公式3.5：，所以解得：Fp=46.54 KN（一側）。
3.3 舉升機構的力學分析與計算
本設計采用雙鉸接剪刀式舉升機，由電控液壓系統(tǒng)驅動。通過活塞的伸縮來實現(xiàn)高度變化，舉升時間由所選液壓系統(tǒng)型號決定。分析舉升機不同舉升高度的受力情況可知，在給定載荷下,舉升到不同高度時所需油缸推力不同，各舉升臂與軸受力也不同。為分析方便，在計算過程中只分析舉升機最低點和舉升到最高位置時的受力情況即可。因之前很多的參數(shù)為初選值，因此需要對主要的軸，橫梁，舉升臂等零部件進行分析校核。
3.3.1 舉升機構最低狀態(tài)時，各臂受力情況
由之前的章節(jié)分析可知，這里的最低狀態(tài)指的是升高120mm開始承受載荷之時。舉升機在最低點時，舉升機重量均勻的分布在平臺的四個支撐點上，平臺鋼結構有效載荷之和W所產(chǎn)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，舉升臂傾角α值12°因α很小，所以計算過程中我們可以將W 近似看成作用在平臺中心位置。
因舉升重量和平臺質(zhì)量之和W由兩側舉升機共同承受，所以舉升臂一側的載荷為
W1= 1/2W=1/2×9.8N/kg×2000kg=9.8 KN
(1)計算舉升臂AOB的受力 ，如圖3.4所示。
圖3.4 舉升臂SOB的受力
圖3.4為桿AOB的受力情況，A作用處為滑動鉸支座，B作用處為固定絞支座。在剛要舉升的瞬間，O點的受力很小，主要載荷集中在A點，且因為角α度數(shù)很小，這里FBy忽略不計。FA=W/4=4.9KN，F(xiàn)BX，F(xiàn)oy及FOX的值由液壓缸推力決定，參照下一節(jié)計算。
（2）計算舉升臂COD的受力，如圖3.5所示。
圖3.5 舉升臂COD的受力
由前面計算可知，在最低點時：F′p=46.54KN。由力的平衡條件可知
Fox=F′ox=FBX=F′p×cosβ=46.54KN×cos23.8°=42.58 KN
Foy=F′oy= F′p×sinβ=18.78 KN
Fc=FD=W/4=4.9 KN
因在最低點時α角很小，D點主要承受縱向載荷，絞支座主要起連接作用，這里FDX值很小，可忽略不計。
3.3.2 舉升機構舉升到最高位置時，各臂受力情況
舉升機升高到1.06m時，其平臺上部受力如圖3.6所示，通過力矩平衡方程我們
圖 3.6平臺上部的受力
得到如下關系式
FA+FD=W/2
FA×L×cosα+ FD×0=W/2×L/2×cosα
解得 FA=4.9KN
FD=4.9KN
（1）計算舉升臂AOB的受力，如下圖3.7所示。
圖3.7 舉升臂AOB的受力
通過力及力矩方程我們得到如下方程組
FOX+FBX=0
Foy+FBy=FA
FA×L/2×cosα+FBy×L/2×cosα=FBX×L/2×sinα
FA×L×cosα+ FOX×L/2×sinα= Foy×L/2×cosα
由于舉升汽車到最高位置以后，液壓缸作為主要的豎向支撐，所以底座板上的固定絞支座幾乎只起連接作用，這里FBy值很小，忽略不計。
解得 FOX=4.9 KN
FBX=4.6 KN
Foy=4.9 KN
（2）計算舉升臂COD的受力，如下圖3.8所示。計算方程如下
FDX+FP×cosβ= F′OX
FDy+F′oy=FC+FP×sinβ
由前面的計算可知，在最高點時FP=20.87 KN，β=64.4°。根據(jù)力的平衡條件計算可得方程式如下
FOX=F′OX=4.9 KN
Foy=F′oy=4.9 KN
解得 FDy=18.8 KN
FDX=4.1 KN
圖3.8 舉升臂COD受力
3.4 定位夾具及拉塔的力學分析與計算
定位夾具的結構較為復雜，其主要受力點在兩個卡鉗的頂端，汽車全部載荷支撐在四個卡鉗的上。拉塔是以方管為主要零件構成的，由液壓系統(tǒng)的推力來驅動。
3.4.1 定位夾具的受力分析
由于總載荷為W=19.6KN，其載荷約平均分配給四個夾具。受力見圖3.9所示。
圖3.9 定位夾具的受力
由于夾具只承受來自汽車的載荷，平臺的載荷與其無關，所以我們計算可得
F=1/4（W-W平臺）=1/4（19.6-557×9.8N/kg）≈3.54 KN
3.4.2 拉塔的受力分析
因拉塔的受力是隨著液壓缸的推力變化及車身受損的不同部位而需要改變的，很難準確的計算出具體的受力，這里假設計算其承受力最大的情況時。參考實際維修大梁的數(shù)據(jù)可知，一般要求拉塔最大拉力在50KN至100KN，本設計是針對小型車的普通碰撞維修，這里取拉塔所受的最大拉力為70KN，即選擇液壓缸的最大推力為70KN，受力簡圖如圖3.10所示，假設液壓推桿垂直作用在拉塔的中間位置，那么可得
F1=F2=35KN
圖3.10 拉塔的受力
3.5 主要零部件的強度校核
3.5.1 舉升臂AOB的強度校核
（1）在舉升到最高位置時，α=45°，F(xiàn)oy=4.9KN，F(xiàn)OX=4.9KN，F(xiàn)BX=4.9KN。因其舉升臂中間通過銷軸連接，故在中間點處產(chǎn)生最大彎矩。下面通過力及力矩圖3.11來分析。
圖3.11 舉升臂AOB的剪力圖及彎矩圖
1）舉升臂的彎矩圖如圖3.11所示，舉升臂最大彎矩為
2）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即為中性軸。
3）截面對中性軸的慣鉅為
4） 舉升臂的最大彎曲應力
5）最大軸向正應力
6） 兩種變形的總應力
經(jīng)查材料表可知45鋼的抗拉強度為600MPa，屈服強度為300Mpa。對于承受載荷比較大，但承受最大載荷的時間不長的情況下我們?nèi)“踩禂?shù)為1.2，所以600MPa除以1.2后計算可得45鋼許用抗拉強度為500MPa。由于舉升臂承受的總應力172.5Mpa小于45鋼許用500Mpa，經(jīng)過計算校核舉升臂AOB在最高狀態(tài)時它的強度充分滿足設計要求。
（2）舉升臂在最低位置時（剛開始承受載荷時），α=12°，F(xiàn)OX=42.58KN。基于上一節(jié)的公式及彎矩圖，我們得到在最低點時計算結果如下
1）因為慣性矩及中性軸位置均不變，所以我們得到
2）兩種變形的總應力
＜500MPa
經(jīng)?？芍伺e升臂的強度265MPa＜500MPa，所以其強度合格。
所以經(jīng)過以上兩種狀態(tài)下的計算分析，舉升臂AOB的強度無論在最高位置及最低位置時均滿足強度要求。
3.5.2舉升臂COD的強度校核
（1）在舉升至最高位置時，α=45°，β=64.4°，F(xiàn)P=20.87KN，F(xiàn)DX=4.1KN，F(xiàn)C=4.9KN。舉升臂COD中間有兩個銷軸孔，其可能發(fā)生破壞的可能性較大，下面通過力矩圖3.12進行分析。
圖3.12舉升臂COD的剪力圖及彎矩圖
1）舉升臂的彎矩圖如圖3.12所示，舉升臂最大彎矩為
2) 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即為中性軸。
3) 截面對中性軸的慣鉅
4) 舉升臂的最大彎曲應力
5) 最大軸向正應力
6）兩種變形的總應力
由上一節(jié)3.5.1可知，45鋼許用應力為600MPa，除去安全系數(shù)1.2后為500MPa。因為總應力182.81MPa＜500MPa，所以強度合格。
（2）舉升臂在最低位置時（剛開始承受載荷時），α=12°，β=23.8°，F(xiàn)DX=0 KN，F(xiàn)c=4.9KN，F(xiàn)p=46.54KN?；谏瞎?jié)公式及彎矩圖的相關計算，可得在最低點時的計算結果如下
1）因慣性矩及中性軸位置均不變，所以我們得到
2）兩種變形的總應力
＜500MPa
經(jīng)過計算可知，在最低位置時舉升臂COD的強度235MPa＜500MPa，滿足強度要求。
經(jīng)過以上兩種狀態(tài)下的計算分析可知，舉升臂COD的強度滿足強度要求。
3.5.3液壓缸上端支承軸的強度校核
因為此橫軸作為液壓缸的支承軸，推力直接作用在軸線垂線上，兩端固定在舉升臂開孔中，所以其屬于純彎曲變形，其受力如下圖3.13所示。軸材料為40Cr，許用抗拉強度為1000MPa ，軸徑為40mm。為了避免因彎曲過大而導致對軸的破壞，本設計采用雙液壓缸，分別支撐在橫軸兩端。因在剛舉升的最低點軸受力最大，這里只校核此種情況的安全性。
圖3.13 支撐軸的剪力圖與彎矩圖
由圖3.13