轮胎举升机设计.doc

轮胎举升机设计

摘要
随着我国汽车行业的蓬勃发展，汽修行业也迎来了巨大的市场需求。因此，汽车维修行业非常需要多种效率高、针对性强的汽车维修设备和工具。在汽修行业，轮胎举升机是一个被广泛采用的维修工具。轮胎举升机操作简便、美观、占地空间少便能将轮胎方便省力的举起。用于省时省力的效果，不用时完全放置于地面，方便汽车倒车或者放置物品，是汽修时不可缺少的工具。本文设计的轮胎举升机为可移动式轮胎举升机，采用气压驱动。首先对题目进行分析，再结合现有的轮胎举升机的结构和气压系统，加上对轮胎举升机进行研究，然后再对其中的方案进行拟定以及选择，并且对主立柱的强刚度、绕度和托臂的强度、绕度进行校核，对气压缸活塞缸强度等进行验算，最后将轮胎举升机设计完成。
关键词：轮胎举升机，气压驱动，设计，校核

The Design of Tire Lift

Abstract
With the continuous development of China's automobile industry, the automotive industry has also ushered in a very large market demand. Therefore, automotive repair industry an urgent need for a variety of high efficiency, targeted vehicle maintenance equipment and tools. In the automotive industry, tire lift is a widely adopted repair tools. Tire Lift simple, beautiful, less space will be able to lift the tire is very convenient. Saving effect, when not completely when placed on the ground with the province, convenient car parking and placement of items, is indispensable auto repair equipment. This lift tire design is movable tire lift, hydraulic drive. First, the analysis of the topic, combined with the existing structure and the hydraulic system Lift tires, plus in-depth study of the tire Lift, and then choose one of the proposed scheme, the main pillar of strength and stiffness and care the arm strength to be checked, the hydraulic cylinder piston cylinder strength checking, which will Lift the tire design is completed.
Keywords: tire lift, hydraulic drive, design, checking

目录
1前言 1
1.1本设计的目的、意义及应达到的技术要求 1
1.2应达到的技术要求： 2
1.3本设计应解决的主要问题 2
2轮胎举升机的方案拟定 2
2.1轮胎举升机的基本情况 2
2.1.1常用举升机的结构类型 2
2.1.2轮胎举升机的主要参数 2
2.2轮胎举升机的主要结构与要求 3
2.2.1轮胎举升机的结构形式 3
2.2.2举升装置的要求 3
2.3轮胎举升机结构方案的确定 4
3轮胎举升机的结构设计 5
3.1举升装置 5
3.2立柱 6
3.3支撑机构 7
3.4保险机构 7
3.5平衡机构 8
3.6托盘机构设计 8
4 轮胎举升机的强刚度分析与验算 9
4.1轮胎举升机立柱的结构分析和验算 9
4.1.1立柱的截面特性分析与计算 9
4.1.2 主立柱的强度分析与验算 12
4.1.3 主力柱的刚度计算 20
4.2 托臂部分 20
4.2.1托臂强度校核 20
4.2.2 从托臂处考虑绕度情况 21
5 气压系统 22
5.1气压系统的优点 22
5.2气压系统的设计要求 22
5.3气压系统的设计 23
5.3.1方案论证 23
5.3.2主要参数确定 24
5.4气压缸活塞杆受压校核 27
5.4.1液压缸活塞杆强度验算 27
5.4.2液压缸活塞杆稳定性校核 27
6结论 28
谢辞 31
附录: 32

1前言
举升机的发展简史，汽车举升机在世界上已经有了70年历史。1925年在美国出产的第一台汽车举升机，它是一种由气动控制的单柱举升机，由于当时采用的气压比较低，因而缸体较大；同时因为采用皮革进行密封，所以压缩空气驱动时的弹跳严重且又不稳定。直到10年以后，即1935年这种单柱举升机才在美国以外的其它地区开始使用。
目前，全国生产举升机的厂家比较多，轮胎举升机用于举升汽车轮胎，以便更换车轮轮胎的汽修工具。它具有省时省力的效果，不用时可以完全放置于地面。轮胎举升机可以分为可移动式和固定式的两种型号。
举升机使用和维护方面的安全保护措施涉及的范围非常广，包括举升机在使用前的准备工作，承载时的稳定性，举升轮胎中应该注意的事项，降下轮胎时的注意事项，日常和定期维修检查工作等等。整机的气压系统图由先拟订好的控制回路及气压源组合而成。各回路相互组合时需要去掉重复多余的元件，力求使系统结构简单，易于维护。注意各元件间的联锁关系，避免错误动作发生。而且要尽可能减少能量损失环节，从而提高系统的工作效率。为了方便气压系统的监测和维护，在气压系统中的主要路段需要装设必要的监测元件，如温度计，压力表等。
在欧洲地区液压缸、气缸、管路和接头受调压阀所设定的最大压力的限制。他们至少应能够承受该压力的2倍（采用液压驱动的时侯）或承受该压力的3倍（采用气压驱动的时侯）并且不能有永久变形。气袋、软管、膜盒的尺寸在设计时应考虑使之能够承受至少3倍的调压阀设定的最大压力值的爆破压力。
1.1本设计的目的、意义及应达到的技术要求
本设计是以设计出一个无论性能还是质量都能够满足要求的轮胎举升机为目的。而举升机在汽修及养护中发挥着至关重要的作用，无论整车大修，还是小修保养，都不能离开它，其产品质量好坏、性质直接影响维修人员的安全。
1.2应达到的技术要求：
1) 举升速度
2) 最大举升高度
3) 额定质量
1.3本设计应解决的主要问题
1) 轮胎举升机构的设计，以确保能平稳，快速地举升。
2) 主要部件的设计与安全性校核。
3) 选取一个或多个合适的保险装置和保护措施。
4) 举升系统的总体设计，为轮胎举升机设计一个可靠、有效的举升系统。
2轮胎举升机的方案拟定
2.1轮胎举升机的基本情况
2.1.1常用举升机的结构类型
目前，全国生产举升机的厂商较多，生产的举升机的种类也有不少，有单柱式，双柱式举升机，四柱式举升机，组合移动式，剪式举升机等。
仅按照举升机的外型来进行分类的基本形式就有：普通双柱式，龙门双柱式，四立柱式，剪式，移动式和单立柱式等汽车举升机
根据举升机的举升装置的形式进行分类也有很多种，包括丝杠螺母举升式、链条传动举升式、液压缸举升式、气压缸举升式、齿轮齿条举升式等举升机。
根据举升机的驱动方式进行分类，主要有：电机驱动式举升机、液压驱动式举升机和气压驱动式举升机。
2.1.2轮胎举升机的主要参数
AA-ML2.5、LM100A1、AA-SPGY2.5、LM100为市场上的轮胎举升机或单柱汽车举升机，其主要技术参数统计如表2.1.2所示。

表1 举升机的主要参数
参数
型号
额定举升质量
最大举升高度
盘踞地高度
全程抬升时间
全程下降时间
LM100A1
65kg
1730mm
101mm
48s
48s
LM100
65kg
1730mm
101mm
48s
48s
AA-ML2.5
2500kg
900mm
101mm
48s
48s
AA-SPGY2.5
2500kg
1950mm
101mm
48s
48s

2.2轮胎举升机的主要结构与要求
2.2.1轮胎举升机的结构形式
轮胎举升机的结构形式主要有：（1）整体结构的形式；（2）举升的方式；（3）驱动的方式；（4）平衡的方式；（5）保险与保护的方式；（6）托盘的结构。
2.2.2举升装置的要求
在我国的规章中说到举升机的设备安装电器系统的绝缘、耐压及保护电路的连续性都必须符合GB5226的有关规定。而在欧美地区同样也有其相应的规章制度。
举升机的设计中，气压系统的设计也是非常重要的。在欧洲地区液压缸、气缸、管路及接头受调压阀设定的最大压力的制约。他们至少能够承受该压力的2倍（采用液压驱动的时候）或是该压力的3倍（采用气压驱动的时候）而且不能有永久的变形。气袋、软管、膜盒的尺寸在设计时应使之能够承受至少3倍调压阀设定的最大压力值的爆破压力。
我国对举升机的性能要求也比较多，如：
（1）举升机应该拥有限制行程的限位装置，如有需要则该装置应动作灵敏并且安全可靠。
（2）气压系统工作应该平稳、没有振动、没有爬行现象。
（3）气压式举升机除气压系统能够自锁外还应设有机械锁止装置。
（4）机械式举升机应该任意时刻都能安全自锁。
（5）举升机正常运行时的噪音不能高于80dB。
（6）液压举升机工作环境温度在0—40℃时，全行程连续举升额定质量达20次后，油温不能超过60℃。
（7）在实验台上对气压系统施高150%的额定使用压力，维持2分钟，不能有永久变形、漏气以及其他异常状况。
（8）在无任何故障工作基础上，机械式举升机的使用能够进行到3000次，而液压（气压）举升机能够使用9000次，以安全可靠作为前提，检查零部件损坏程度，允许更换损坏件，允许添加润滑剂。
2.3轮胎举升机结构方案的确定
通过对轮胎举升机的结构进行认识以及了解，确定了本设计的轮胎举升机的大体方案。如图2.1所示：

图2.1 轮胎举升机

本次设计的是由气压驱动的轮胎举升机。它的结构主要有以下几个部分：举升装置，立柱以及托臂。本设计轮胎举升机拥有的举升机构的传动系统是由气压系统进行驱动以及控制的，由立柱内安装的气压缸来推动连接了立柱与滑台的链条，使滑台上安装的动滑轮沿立柱进行滚动，从而实现滑台的上下移动。托臂与立柱里的滑台连接，当滑台进行上下移动工作时就带着托臂一起移动。
3轮胎举升机的结构设计
3.1举升装置
本次设计的举升机的举升装置是由气压系统构成的。通过空气进出气压缸，并借链条连接气压缸和滑台来带动轮胎举升机的举升动作，如图3.1所示：

图3.1 驱动举升装置示意图

图3.1是本次设计的轮胎举升机的驱动装置和举升装置的示意图，从图中可以看到举升装置的基本结构，是直接由4S店所配置的空气压缩机对气压缸送入压缩气体从而使活塞杆移动。
因为举升机的行程为1730mm，如果不采取一种特殊举升方式的话，那么就要使活塞杆的长度达到1730mm，这样对活塞杆的刚度要求就比较高。而且活动起来也不稳定。所以选择采用动滑轮的原理，可以使活塞杆的长度缩减为行程的一半。通过在活塞杆的端部上安装一个滑轮，使其变成一个动滑轮，然后将链条绕过滑轮，如（图3.2）所示：通过利用动滑轮原理可以减少活塞杆的长度，同时降低了活塞杆的刚度要求和提高了活塞杆的稳定性。
图3.2是轮胎举升机的举升装置机构图：

图3.2 轮胎举升机的举升装置结构图

3.2立柱

图3.3 立柱的俯视图
轮胎举升机有一个立柱。图3.3是立柱的俯视图。因为整个举升机承受的压力几乎都是由立柱来支撑，所以它必须要有一定的强度和刚度。立柱里面的空间是用来放置举升装置和滑台部件的。整个立柱部分的形位公差要求也相对较高，如图水平方向和垂直方向的立柱壁的直线度与平行度也有一定的要求，立柱内外表面还要保持一定的粗糙度等。
3.3支撑机构
托臂部分是属于举升机的支撑机构。本设计的托臂由两根圆柱体组成。
3.4保险机构
轮胎举升机是一种对安全性能要求较高的汽修设备。所以需要设置多种保险装置以及保护措施：机械锁止保险装置、机械自锁装置、气压回路的保压、举升过载保护、冲顶保护、防滑等等。机械自锁是指机构失去驱动力后，可以利用机械机构所受重力（被驱动物体的阻力）来自动阻碍其继续运动的保护。
本次设计中电磁铁安全锁机构是由以下几个部分组成：在滑台里有安装安全卡位条，当轮胎被升起之后，通过电磁铁与卡位条连接的支撑板构成机械自锁机构，立柱上装有电磁铁安全锁，如图3.4所示。

图3.4 电磁铁安全锁
1—电磁铁，2—保险孔板，3—保险孔支撑座

电磁铁安全锁是由好几个零件组成的。其中主要的零件包括：电磁铁、保险孔板和保险孔支撑座。当保险孔支撑座被得电的电磁铁吸住时，它和锁紧板之间并没有任何接触，此时的轮胎举升机处于保险打开的状态，整个滑台可以自由地上下活动。当电磁铁失电时，保险孔支撑座处于图示状态，此时的保险孔支撑座将与滑台上的锁紧板互相顶住，使滑台固定在一个位置而不能上下移动，起到保险作用。
3.5平衡机构
为气压系统加入平衡阀，以防止举升机在举升过程以及下降过程，活塞缸的运动不稳定。
平衡阀的用途：在一些行业中，由于介质（各类可流动的物质）在容器或管道的各个部分存在较大的流量差或压力差，为平衡或减小该差值，在容器或相应的管道之间安设阀门，通过分流的方法达到流量的平衡，或用以调节两侧压力的相对平衡，该液压元件就叫平衡阀。（图3.5即为平衡阀的符号）

图3.5 平衡阀
3.6托盘机构设计
本设计的轮胎举升机在底部设有4个轮子，以方便把轮胎举升后及举升机的移动，达到提高效率，省时省力的效果。为了避免在举升过程中，轮胎举升机自主移动造成安全隐患，所以在举升机底部设计一个托盘以增加与地面直接的摩擦力，从而固定举升机。在举升过程中，此托盘自动下降，与地面接触。在举升机不工作时，此托盘与地面保持一定距离。图3.6为托盘机构的示意图。

图3.6 轮胎举升机托盘
4 轮胎举升机的强刚度分析与验算
轮胎举升机的结构形式有多种，本设计是气压驱动的单柱举升机。此举升机的举升机构的传动系统由气压系统控制和驱动的，通过立柱里的滑台来实现上下移动，推动连接滑台与立柱的链条，使滑台上安装的大滚轮沿立柱移动，实现滑台的上下活动。举升设备的主要部分有：支承机构、电磁铁安全锁机构和举升机构。
本次设计的举升机的主要性能参数为：额定载荷65kg；轮胎举升机在载重65kg的时候，由最低位置举升到最高位置需50秒；当三位五通电磁阀右位得电时，65kg轮胎由最高位置降到最低位置所需时间不小于50秒；托臂在最低位置时的初始高度为120mm，因为最大举升高度为1850mm，所以工作行程为1730mm。
4.1轮胎举升机立柱的结构分析和验算
4.1.1立柱的截面特性分析与计算
主立柱体是轮胎举升机主要的受力部件。轮胎举升机立柱在工作时受来自于升降滑台滚轮作用在立柱上的弯矩和保险锁机构处因承重的压力。所以，立柱在这两种力的作用下，有向内弯的变形趋势，底部焊口在拉压应力的作用下会有开裂的倾向，所以立柱底部与底座处需要焊有加强筋。
立柱壳体是用钢板整体压制成形，柱体里相应位置焊有保险装置支承板，用于锁定状态时候的受力和承重，底座与其下部焊接。主立柱作为轮胎举升机主要的承重部件，先对其截面特性进行分析，主要是确定立柱截面形心的位置及截面的惯性矩。
4.1.1.1 确定立柱截面形心和中性轴的位置
将整个截面分为A1、A2、A3三个部分，取与截面底边相互重合的Z'轴为参考轴（见图4.1举升机主立柱横截面的示意图），Z1、Z2、Z3分别为三个组合截面的中性轴，则三个截面的面积及其形心Z轴的距离分别为：

图4.1 举升机主立柱横截面的示意图

A1=125×4+125×4+174×4=1696mm2
A2=182π-142π=401.92mm2
A3=22-4×4×2=144mm2
∴重心C到相应边的距离e ：
Y1'=e1'=aH2+bd22(aH+bd)=8×1252+174×422(8×125×174×4)=37.672mm
e2'=H-e1'=143-37.672=105.328mm
半圆环质心：y=4(R2+r2+R∙r)3π(R+r)=7.683mm
Y2'=143-18+7.683=132.683mm
Y3'=143-18-9=116mm
整个立柱截面形心C在其对称轴Y上的位置为：
YC'=∑AiYiA=A1Y1'+A2Y2'+A3Y3'A1+A2+A3=1696×37.672+401.92×132.683+144×1161696+401.92+144=59.736mm
4.1.1.2确定惯性矩
设三截面的形心分别为C1、C2、C3，其形心轴分别为Z1、Z2、Z3(如图4.1所示)，则它们距Z轴的距离分别为：
a1=CC1=59.736-37.672=22.064mm
a2=CC2=132.683-59.736=72.947mm
a3=CC3=116-59.736=56.264mm
（1）A1截面对其心轴Z1的惯性矩IZ1'：

图4.2 A1截面示意图
根据惯性矩公式IZ1'=Be13-bh3+ae233，其中B=182mm，b=174mm，e1=37.672mm，e2=105.328mm，h=33.672mm，a=8mm
∴IZ1'=Be13-bh3+ae233=182×37.6723-174×33.6723+8×105.32833=411.615cm4
（2）A2截面对其心轴Z2的惯性矩IZ2'：
IZ2'=Ay2dA=5.225cm4
（3）A3截面对其心轴Z3的惯性矩IZ3'：
IZ3'=bh312=4×18312×2=0.3888cm4
由平行移轴公式，三截面对形心轴Z的惯性矩分别为：
IZ1=IZ1’+a12A1=Be13-bh3+ae233+a12A1=411.615+82.565=494.18cm4
IZ2=IZ2’+a22A2=5.225+213.872=219.097cm4
IZ3=IZ3’+a32A3=bh312+a32A3=0.3888+45.585=45.974cm4
即可得举升机立柱整个截面对中性轴Z的惯性矩IZ：
IZ=IZ1+IZ2+IZ3=494.18+219.097+45.974=759.251cm4
4.1.1.3立柱静矩S的计算：
静矩：指的是平面图形的面积A与其形心到某一坐标轴的距离的乘积，称为该平面图形对该坐标轴的静矩，一般用S来表示。
（1）轮胎举升机立柱的整个截面的上半部分的静矩S1为：
SA1=2×4×（143-18-59.736）×143-18-59.7362=17037.559mm3
SA2=(182π-142π)×72.947=29318.858mm3
SA3=2×18×4×56.264=8102.016mm3
其中SA1、SA2、SA3分别为三截面各自对中性轴Z的静矩，即举升机立柱整个截面的上半部分的静矩S1为：
S1=SA1+SA2+SA3=17037.559+29318.858+8102.016=54458.433mm3
（2）轮胎举升机立柱的整个截面的下半部分的静矩S2为：
S'=2×4×59.736×59.7362=14273.559mm3
S''=174×4×﹙59.736－2﹚=40184.256mm3
S2=S'+S''=14273.559+40184.256=54457.815mm3

表2 主立柱截面特性
参数类型
截面形心C的在Y轴上的位置YC'
惯性矩IZ
截面上半部分静矩S1
截面下半部分静矩S2
数值
59.736mm
759.251cm4
54458.433mm3
54457.815mm3

4.1.2 主立柱的强度分析与验算
4.1.2.1 滑台部件受力情况分析
在计算之前，先确定托臂的长度，下表为常见轮胎型号及胎宽：
表3 常见轮胎型号
型号
品牌
胎宽（mm）
扁平率（%）
轮毂直径（英寸）
165/70 R14
玲珑/佳通
165
70
14
155/65 R13
佳通/韩泰
155
65
13
185/60 R15
普利司通
185
60
15
175/65 R14
固特异
175
65
14
175/65 R14
普利司通
175
65
14
195/65 R15
固特异/韩泰
195
65
15
205/60 R16
普利司通
205
60
16
195/55 R15
米其林/固特异
195
55
15
205/60 R15
韩泰/锦湖
205
60
15
205/55 R16
韩泰
205
55
16
235/60 R16
佳通
235
60
16
245/70 R16
普利司通
245
70
16
225/70 R16
韩泰
225
70
16
根据（表3）所述可总结得，胎宽在165至245mm直径，为了避免立柱与汽车发生碰撞，所以托臂的长度要比胎宽大，最后决定将托臂的长度设定为320mm。
轮胎举升机在工作的时候，其托臂将轮胎举升到一定高度之后进行锁定，举升机的直接承载处位于托臂的端部，所以应该先对滑台部件进行受力分析（如图4.3滑台部件受力情况示意图：）

图4.3 滑台部件受力情况示意图

滑台部件自身重量的近似估算如下：
滑台组合件尺寸：采用Q235，壁厚4mm，高300mm
滑台近似体积：VHT=10×10×30﹣9.2×9.2×30=460.8cm3
托臂尺寸：采用Q235，长320mm，半径17mm
托臂近似体积：VTB=3.14×1.7×1.7×32×2=580.774cm3
钢材比重选用：7.85t/m3（kg/dm3， g/cm3）
所以，滑台部件、托臂的重量为：
GHT=460.8×7.85×9.8=3.617kg×9.8N/kg=35.4466N
GTB=580.774×7.85×9.8=4.559kg×9.8N/kg=44.679N
讲滑台、托臂一起考虑
G1=GHT+GTB=35.4466+44.679=80.1256N
图4.3中，托臂受到的最大载荷为65kg，再加上自重，则托臂端部受力为73.176kg，F1和F2是立柱通过滑轮给与的反作用力，FBX和FBY为保险支承板给予的支撑力，B处为支撑点，假定自重全部集中于负载的地方，则：
∑MB=0 F1×250－F2×55=73.176×465………………①
∑MC=0 F1×195+FBX×55=73.176×465………………②
∑X=0 F1=F2+FBX………………………………………③
∑Y=0 FBY=73.176
由式③得，FBX=F1－F2，代入式②得：
F1×195+55（F1－F2）=73.176×465
假定F1=F2，FBX=0
F1=174.50kg×9.8N/kg=1710.1N
则由式①得：F2=174.50kg×9.8N/kg=1710.1N
FBY=73.176kg×9.8N/kg=717.1248N
综上所述，在考虑滑台部件中滑台和托臂的总自重时，假定自重全部集中于负载处，近似估算其值得8.176kg。而托臂受到的最大载荷是65kg，再加上滑台部件的自重，得到托臂端部的受力大小为73.176kg，F1和F2是立柱通过滑轮给予的反作用力，F1=F2，FBX和FBY为保险支承板给予的支承力，B处为支承点的位置，则：
F1=F2=1710.1N，FBX=0，FBY=717.1248N。
4.1.2.2 举升机主立柱受力情况分析
主力柱受力情况（如图4.4所示），F1和F2为滑台通过滑轮作用在轮胎举升机立柱上的作用力（图4.4所示为最高的位置），FBX及FBY为滑台作用在立柱上的支承力（压力），FHX、FHY和MH为底部支座反力和力矩，经计算得：
∑MH=0，MH+F2×1785－F1×(1758+195)+ FBY×(59.736－12)=0
∑Y=0， FBY－FHY=0
FHX=0， FHY=FBY=717.1248N
MH=F1×195－FBY×（59.736﹣12）=299236.831N·mm

图4.4 轮胎举升机主立柱受力情况示意图

4.1.2.3 轮胎举升机主力柱强度校核计算
从图4.5可以看出，整个轮胎举升机立柱体相当于一个悬臂梁，所以可以画出立柱的剪力图和弯矩图。
由F1引起的弯矩图和剪力图见图4.5：

图4.5 主立柱上F1作用力及其弯矩图和剪力图
l=2050mm b=1980mm a=70mm
Mmax=P(l－a)=1710.1×(2050－70)=3385998N·mm
Qmax=P=1710.1N
由F2引起的弯矩图和剪力图如图4.6所示：

图4.6 主立柱上F2作用力及其弯矩图和剪力图
l=2050mm b=1785mm a=265mm

Mmax=－P(l－a)= －1710.1×(2050－265)= －3052528.5N·mm
Qmax=－P=－1710.1N
由FBY产生的M引起的弯矩图如图4.7所示：

图4.7 立柱上M的作用力和其弯矩图

M=FBY×（59.736－12）=717.1248×47.736=34232.670N·mm
Mmax=－M=－FBY×（59.736－12）=－34232.670N·mm
综上所诉，轮胎举升机立柱受力的合成弯矩图及合成剪力图如图4.8所示：

图4.8 立柱受力的合成弯矩图和合成剪力图

从图4.8中可以得出：
M=P（a1－a2）=1710.1×195=333469.5N·mm
MP=333469.5－34232.670=299236.83 N·mm
在截面C处，剪力最大（QC=1710.1N），弯矩最大（MC=299236.83 N·mm），所以此处是危险截面，前面计算已经得到IZ=759.251cm4，抗弯截面模数为W=IZe2=759.25110.538+0.2=70.741cm3，截面上半部分静矩S=54.458cm3，宽b=182mm。
以下进行强度校核：
（1）校核正应力强度：
σmax=MmaxW=MCW=29923.68370.741=423.034N/cm2=4.23MPa
经过查找机械设计手册得：

表4 Q235的屈服应力
钢号
钢板标准
使用状态
厚度mm
常温强度指标MPa
在下列温度（℃）下的许用应力MPa
σb
σa
≤20
100
150
Q2359（A）
GB912
热轧
3~4
375
235
113
113
113
GB2374
4.5~16
375
235
113
113
113
＞16~40
375
235
113
113
107
由表4可知，举升机的工作温度在100℃以内，所以去许用应力：[σ]=113MPa。
∵σmax﹤[σ] ∴满足强度条件。
（2）校核剪应力强度：
因为举升机的安全要求较高，所以取安全系数K=8
τmax=QmaxSIZb=1710.1×54.458759.251×18.2=6.739N/cm2=0.067MPa
材料选用Q235，其屈服强度为235MPa，而许用应力=屈服强度/安全系数
因为举升机的安全要求较高，所以取安全系数K=8，所以许用应力：[τ]=29.375MPa
∵τmax﹤[τ] ∴满足强度条件。
（3）折算应力强度校核：
主立柱横截面上的最大正应力σmax产生在离中心轴最远的边缘处，而最大剪应力τmax则产生在中心轴上，即使通过上面的校核可以说明在这两处的强度都是满足要求的，但是因为在截面C处，M和Q都具有最大值，其所受的正应力及剪应力都比较大，因此这里的主应力也比较大，有必要根据强度理论进行折算应力校核，取该截面边缘处某点K进行计算：
σx=MyI=33346.95×(7.295+0.2)759.251=329.187N/cm2=3.29MPa
τx=QSIb=1710.1×54.458759.251×18.2=6.739 N/cm2=0.07 MPa
τy=-τx
由于点K处于复杂应力状态，立柱体材料采用的Q235A钢是塑性材料，所以可以采用第四强度理论（莫尔强度理论），将σx、τx的数值代入，用统计平均剪应力理论对此应力状态建立的强度条件为：σj=σ2+3τ2≤[σ]
所以σj=329.1872+3×6.7392=329.394 N/cm2=3.3MPa
由表4可知，举升机的工作温度在100℃以内，所以去许用应力：[σ]=113MPa。
即σj<[σ]
∴按第四强度理论所算得的折算应力也满足许用强度要求。
4.1.3 主力柱的刚度计算
使用叠加法：
（1）（往外弯）由F2引起的绕度：
ζ=xl，α=al=2652050=0.129；β=bl=17852050=0.871
由F2引起的绕度：
用式F2=Pb2l6EI(3－β)
普通碳钢的弹性模量为196~216GPa，在工程计算中，Q235弹性模量一般取200GPa。
E=200GPa=20×106 N/cm2
∴fA2=Pb2l6EI(3－β)=1710.1×178.52×205×（3－0.871）6×20×106×759.251=0.261cm
（2）（往内弯）由F1引起的绕度：
ζ=xl，α=al=702050=0.034；β=bl=19802050=0.929
fA1=Pb2l6EI(3－β)=1710.1×1982×205×（3－0.929）6×20×106×759.251=0.312cm
（3）由M引起的绕度：
fw=Ml22EI=3423.3×20522×20×106×759.251=0.005cm （往外弯）

∴实际往内弯的绕度fA=fA1+fA2+fw=0.312－0.261－0.005=0.046cm
∵fA此值很小 ∴主力柱的刚度满足设计要求
4.2 托臂部分
4.2.1托臂强度校核
本设计的轮胎举升机的托臂为圆柱体，图4.9为托臂部件图以及受力分析：

图4.9 托臂受力分析图

Fx，Fy为立柱对托臂的反作用力，F为轮胎与托臂自重之和，假设受力集中于立柱的形心上。由上面的计算得出此托臂自重为2.2795kg，轮胎重量为65kg。此托臂承受一半的轮胎重量，所以F=（65/2+2.2795）×9.8=340.8391N
容易得出，Mmax=340.8391×160=5453.43N·cm
因为截面为矩形，所以其抗弯截面系数W=bh26=320×3426=61.65cm3
其静矩为：IZ=bh312=320×34312=104.811cm4
σmax=MmaxW=0.88MPa<[σ],其中σ=
托臂的材料为Q235，考虑安全系数K=8，
因为σmaxK<[σ]，所以托臂满足设计要求。
4.2.2 从托臂处考虑绕度情况
托臂相当于一个悬臂梁，假设重量集中于端部，即端部受力P=340.8391M
所以托臂的绕度为：f=Pl33EI=340.8391×3233×20×106×104.811=0.002cm
此数值相当小，所以托臂满足设计要求。
5 气压系统
5.1气压系统的优点
（1）机器结构简单、轻便，便于安装维护，压力等级低，安全系数高。
（2）工作介质是在地表随处可取的空气，不会污染环境。
（3）空气的特性受温度影响小。
（4）空气的粘度很小（约为液压油的万分之一），所以流动阻力小，便于集中供应以及远距离输送。
（5）能容易地得到直线往复运动，并具有相当功率，速度变化范围广，一般汽缸的平均速度为50~500mm/s，最低可到0.5~1mm/s，用于高压启动中可以达到100m/s。
（6）工作环境适应性好，特别是在易燃、易爆、多尘埃、强磁场、强辐射、强振动等恶劣环境中，比液压、电子、电气的传动和控制更优越。
5.2气压系统的设计要求
1.工作循环

图5.1 举升机的工作循环

2.基本数据
总举升能力：717.1248N
举升行程：865mm，取标准行程900mm
举升速度：1.125m/min
3.基本要求
1) 尽量减少能耗和系统发热
2) 举升停位后锁定，停位安全可靠
3) 举升平稳，快速
5.3气压系统的设计
5.3.1方案论证
通过分析实际工况，举升机的举升、下降、停位均需要气压传动来完成。分析运动循环可以得出，本气压系统应该有启动加速，匀速上升，减速停止，匀速下降，几种基本情况。
轮胎举升机举升时速度为1.125m/min，下降时结合实际工况出于安全考虑适当降低下降速度，暂取1m/min。
根据已知条件，气压缸所受负载F包括三种类型，即：
F=Fw+Ff+Fa式中Ff滑台摩擦阻力负载暂不考虑。
Fw工作负载为717.1248N
Fa=Gg∆v∆t，上升阶段，式中∆t取0.2s，∆v按设计要求1.125m/min代入，得：
Fa=Gg∆v∆t=717.12489.8×1.1250.2×60=6.645N
下降阶段，式中∆t取0.2s，∆v按设计要求1m/min代入，得：
Fa=Gg∆v∆t=717.12489.8×10.2×60=5.907N
从上述计算结果得，各工作阶段所受的外负载如下表5所示：

表5 各工作阶段所受的外负载
工作循环
外负载F(N)
工作循环
外负载F(N)
启动加速
F=Fw+Fa
723.77
启动加速
F=Fw+Fa
723.032
匀速上升
F=Fw
717.125
匀速下降
F=Fw
717.125
减速停止
F=Fw+Fa
710.48
减速停止
F=Fw+Fa
711.218
5.3.2主要参数确定
5.3.2.1气压缸的主要尺寸的确定
（1）工作压力p的确定。工作压力p由负载大小（表6）初步选定气压缸的工作压力为0.6MPa。

表6 按负载选择工作压力
负载/KN
＜5
5~10
10~20
20~30
30~50
＞50
工作压力/MPa
＜0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5

（2）计算气压缸内径D和活塞杆直径d。由负载表知最大负载F为723.77N，按表7可取p2=0.5 MPa，η