轨道车辆检修升降平台设计说明书

摘要
随着运输行业的发展，轨道交通迎来了高速发展的时期。

然而有发展便会有问题，车辆在运行的过程中不可避免的将会出现设备的老化与损坏，我们需要时常的对其进行维护与保养，然而在非检修周期内的维护保养中，低处的零部件我们可以直接进行保养而高处的部分则需要一些装置的辅助。

本文的主要内容是设计一种对高处零部件进行保养维护的紧急升降装置。

其作用为对高处物料和人的升降运送。

根据实际的需求拟定以下设计方案：选择液压缸为动力，以剪叉式为传动形式，主体机构采用剪叉式结构设计。

对剪叉式升降机关键零部件进行设计计算与校核，经过验证能实现预期的设计目标和要求。

在设计完成后，我们可借助其结果和实际的检修情况进一步改善方案，为铁路运输的发展出一份力。

关键词：机车上部升降平台检修剪叉式
Abstract
Transportation industry is developing faster and faster, and we are also facing the convenience it brings. But there are also many problems in the work of vehicles, at this time we need to solve it. We need to replace the damaged parts and install new connections. Different places need different ways of replacement. When changing high places, we need an auxiliary equipment, such as elevator.
Its function is to lift and transport high materials and people. According to the actual needs of the formulation of the following design plan: The choice of hydraulic cylinder as the power, shear fork type as the transmission form, the main body using shear fork structure design. The design calculation and verification of the key components of the shear lift are verified, and the
expected design objectives and requirements can be realized.
After the design is completed, we can further improve the scheme with the help of its results and the actual maintenance situation, and contribute to the development of railway transportation.
Keywords: locomotive Lifting platform Overhaul Scissors
目录
第1章、设计概论 (1)
第2章、多种升降台总体结构的优劣分析 (1)
2.1各种类型升降平台分析 (2)
2.2 总结其优劣 (2)
2.3升降平台的两种机构形式 (2)
第3章、设计要求与设计数据 (3)
3.1 机车检修升降平台基本技术要求及参数 (3)
3.2 CRH动车组外形尺寸基本参数 (4)
第4章、机车检修升降模型的建立 (4)
4.1 剪叉式机车检修升降机结构分析 (4)
4.2 剪叉式升降平台的运动分析 (5)
4.3 剪叉式升降机的动力分析 (8)
4.4 剪叉式检修升降机参数的确定 (9)
4.4.1 基本几何尺寸的确定 (9)
4.4.2 液压缸作用力的大小T和位移行程S的数值 (10)
第5章、机车检修升降机的校核 (11)
5.1机车检修升降机的校核 (11)
5.1.1 各铰接点的受力分析 (11)
5.1.2 机构内铰链连接点定位销的选取与计算 (14)
5.1.3 动力作用处杆件尺寸的确定与校核 (14)
5.2 机车检修平台强度校核 (16)
5.2.1 剪叉臂的强度校核 (16)
5.2.2 底架强度校核 (19)
5.3 销的强度计算 (22)
5.3.1内力臂固定端销轴的计算 (22)
5.3.2机架与动力连接处轴的强度计算 (23)
5.3.3 动力机构上端部轴的强度计算 (23)
第6章、传动系统的分析设计 (24)
6.1 传动系统的类型 (24)
6.2传动系统的选用 (24)
6.3液压系统在本机构应起到的作用及要求 (24)
6.4 升降机机构中三种液压缸布置方式的分析比较 (24)
6.4.1 问题的提出 (25)
6.4.2 三种方案的分析和比较 (25)
6.5 压系统原理图解 (27)
6.6 计算和选取压力元件 (27)
6.7选择压力系统的控制元件 (31)
6.8管路的选择 (31)
总结及收获与体会 (31)
参考文献 (32)
第1章、设计概论
随着社会经济的发展，轨道运输空前繁荣，车辆的检修也随之一起壮大。

在检修的过程中我们需要用到许多机械的辅助，升降机便是其中的一个。

升降机是我们经常使用的一种装置，它方便了我们对机车高处设备的维护，使检修的过程变得更加轻松简便。

然而想设计好一个检修升降平台却并不容易，它的设计质量直影响着车辆的检修速度，甚至于检修人员的生命安全。

为适应市场的需求，我们的机车检修升降平台必须既经济又耐用。

所以，我们对于检修升降平台必须进行专业化的分析与设计。

对设计制造的每一步都应有意识的进行策划，了解其中的重点并进行着重探索，力求检修升降平台能达到预期的寿命并且经济实惠。

本篇设计主要从检修升降平台的动力与结构方面进行设计，目的在于时检修过程变得更加简便与迅速，以适应列车的高速发展。

图1-1 CRH
第2章、多种升降台总体结构的优劣分析
目前升降平台的结构种类主要分两大类，直推结构和式连杆式结构。

直推式结构故名思意采用动力机构直接与平台相连从而升降平台，连杆式结构则是在平台与动力机构
之间采用连杆相连，从而推动平台的上下。

较常用的连接结构有很多种如连杆连接平台前部、推连杆连接平台中部、推连杆与平台后补相连、推杠杆与平台中部相连还有就是油缸在连接在连杆之上与底架无接触。

每种升降机构都有自己的优点与缺点。

2.1各种类型升降平台分析
直推式升降平台
直推式升降平台在我们在生活中经常碰到，这种机构在空间上的位置相对简单、无其他繁杂配置、在运行时效率很高。

但是在工作行程较长时，动力机构行程达不到要求，所以一般采取多级套筒。

前推杠杆平衡式升降平台
这种设计通过连杆与升降平台相连，连接点在平台的前部，所以平台受力状况相对不错；在升起时时连杆垂直顶起平台，所以这种结构升降性能较好。

但该这种结构的缺点也很明显他的结构尺寸大，且连杆较多机构相对复杂。

后推连杆放大式升降平台
该种色剂通过三角状连接板与升降平台相连使平台上下移动，优点为启动时动作较快且承载较大；升降支点在平台中间，平台受力较好。

但是其行程太小，工作时的效率因此较低。

后推杠杆平衡式升降平台
该种升降机构与平台的连接点有三个且平均分布在平台上，这样的机构减少了平台的几种受力；同时这种机构也增加了平台的整体刚度。

2.2 总结其优劣
由以上各种类型的升降平台分析可知，现在的升降平台有多种种类，且每一种类型的机械性能都各有优势劣势。

因地适宜，合理的选用才能使设计发挥它的最大优势。

2.3升降平台的两种机构形式
图2-1 机构a
图2-2 机构b
如上图所示升降平台有两种机构类型。

在途中我们可以看出，机构a采用全固定式铰链结构运动的结构，其铰链连接点与平台底座相固定，而机构b则是采用两各固定的铰链和两个滑动铰链的剪叉式结构。

这两种机构在理论上都可以实现平台的升降操作。

但相比较之下，机构a有三点不足：
表2-1两种机构的比较
结合上表，机构b相对于机构a更为合理。

所以，在升降平台的结构选择上选择
结构b。

第3章、设计要求与设计数据
3.1 机车检修升降平台基本技术要求及参数
为了能够在结构尺寸，受力分析以及机车检修平台性能的稳定性上进行研究与分析，
从而构建出能构在机车上使用的检修升降模型，我们所设计的机车检修升降平台必须满足以下的要求：
机车检修升降平台各部分动作连续，结构紧密，能够连续的完成升起和降落的动作。

为了使检修升降平台维修方便，便于安装，节约原材料的目的，要让设计的升降平台结构尽可能的简单。

机车检修升降平台的整个工作过程应该安全可靠。

3.2 CRH动车组外形尺寸基本参数
在机车检修升降平台的设计过程中我们需有机车的外形尺寸参数，因此选用常用CRH1、CRH2、CRH5动车组的基本高度尺寸作为基准尺寸。

表3-1 CRH的常规数据
第4章、机车检修升降模型的建立
4.1 剪叉式机车检修升降机结构分析
查询参数得出CRH列车最大高度为4270mm，预拟定升降平台的高度为5000mm，
又应为为了保证操作人员在工作机上更加安全，剪叉臂与水平的最大允许角度为45°。

而单层检查臂的升降高度为1250mm要使升降机能够上升到5000mm的高度，则至少需
要4层剪叉臂，1.254=5m,这样就达到了5m的高度。

如图所示建立二维模型
图4-1二维模型
如图所示，臂AE、CE、BD、BF均相等，剪叉臂AE和BF通过H点铰接，臂BD
和CE通过G点铰接，臂AE和CE通过E点铰接，臂BD和BF通过B点铰接；F点与
副车架铰接，C点与托架铰接；铰接点A在液压缸N的作用下能够在水平滑槽中移动，
另外铰接点D也能水平移动，且与A点的运动方向相反。

由于点A和D的移动，从而
车厢在垂直面内升降并伴随有少量水平位移。

4.2 剪叉式升降平台的运动分析
在车厢举升过程中油缸以一定的速度推动滑快A向后移动，A点的速度为νA；由
于A点的水平移动带动双级剪式机构运动，从而使得∠BF A发生变化，即由初始位置的φ0变为φ1=φ0+θ；因为剪式机构的运动带动点D同时向上和向前移动，所以台面DF 在整个过程中向上向后移动（为货物的倾斜做准备）。

其中点B和点H的瞬时速度分别为νB和νH；点D的水平和垂直速度分别为νDx和νDy；车厢支撑台面的水平和垂直平移速度分别为νX和νY。

杆BF上B点、H点的瞬时转动中心都为F点，从而可求得（取车厢移动的方向为
正方向，即水平向右和垂直向上为正向），其运动简图如图所示。

B 点的运动速度νB ：
l V B ⋅=ω ()()θϕωθϕ+⋅⋅=+=00sin sin l V V B BX （4-1）
图4-2运动简图
图4.3机车检修升降机运动分析简图
()()θϕωθϕ+⋅⋅=+=00cos cos l V V B BY （4-2） 在图中H 点分别围绕点A 和点F 以相同的角速度ω做圆周转动，并且A 点同时以速度νA 做水平位移,点F 为固定点相对于机架固定，由此可以得出：
H 点在运动时对固定点点F 的运动速度νHF ： l V HF ⋅=ω 21 ()θϕω+⋅⋅=0sin 21l V X HF
（4-3）
()θϕω+⋅⋅=0cos 21l V Y HF （4-4）
H 点相对于点A 以角速度ω运动的速度νH A ：
l V V A HA ⋅+=ω 21
()θϕω+⋅⋅-=0sin 21l V V A HA X （4-5） ()0cos 21θϕω+⋅⋅=l V Y HA （4-6）
图4-4
则点H 的水平和垂直速度X H V 和Y
H V :
A HF HA H V V V V X X X =+= （4-7）
()θϕω+⋅=+=0cos l V V V Y Y Y HF HA H （4-8） 且X X HA HF V V =，Y
Y HF HA V V = 则：
()θϕω+⋅==0sin 2l V V X HF A （4-9） D 点相对于B 点以角速度ω转动，则D 点速度D V :
l V V B D ⋅+=ω
()θϕω+⋅⋅-=0sin l V V X X B D （4-10） ()θϕω+⋅⋅+=0cos l V V Y Y B D （4-11） 将式（4-1）、（4-2）代入上式可得：
()⎪⎩⎪⎨
⎧+⋅⋅===θϕω0cos 220
l V V V Y Y
X B D D （4-12）
D 点的升降速度与车厢支撑台面的升降速度一致，因此台面上升速度ν
()
θϕω+⋅⋅==0cos 2l V V Y D Y （4-13）
由于等臂双级剪式机构的运动特点—点A 、B 、C 始终在一条垂直线上，同样点D 、E 、F 也始终在同一铅垂线上。

在上面的运算公式中我们可以看出，在机车维修升降平台受力升起的这个运动过程里，点D 、点E 、点F 相对于机架并没有发生水平方向上的移动，所以点D 、点E 、点F 三个点仅是噪垂直方向上有一定的位移；所以机车维修升降平台在升起的整个行程里的水平位移量仅由点A 的水平位移量决定，所以平台在水平方向上位移速度X V ：
A X V V =
又因为滑快A 由油缸Ⅰ直接水平推动，所以油缸Ⅰ活塞的运动速度塞V ： ()
θϕω+⋅⋅==0sin l V V A 塞
则： ()θϕ+⋅=
0tan 2
1
Y V V 塞 （4-14） ()
θϕ+⋅=0cot 2塞V V Y
（4-15）
01
sin ϕωθ-⋅=-l
V 塞
（4-16）
4.3 剪叉式升降机的动力分析
剪式剪叉式升降平台，不计剪式机构的重力和各种摩擦力，则该质点系具有理想约束，因此可以用虚位移原理求解其所受各力的相互关系。

虚位移原理的解释：它是分析静力学的一个基本原理在整个机构里所有作用在一个点上的所有主动力对他所有作用在这个点的虚位移所作的虚功之和为零。

对多个作用点所组成的作用点系，他的数学表达方程式可表达为：
1
=⋅∑=n
i ri
i F δ
（4-17）
式中F i 和δri 分别表示第i 个力和它的虚位移。

图中双级剪式剪叉式升降机所受的主动力为重力G （包括装载质量m e ，车厢质量m 1，车厢支撑台面质量m 2）和水平油缸的水平推力F N 。

由虚位移原理可得
.1
=∑=n
i ri
i F δ
=⋅-⋅rg rf N G F δδ
（4-18）
上式中两虚位移的关系
()[]()[]
0000sin sin 2cos cos ϕθϕθϕϕδδ-+⋅+-⋅=
l l rg rf
则：
()()
θϕϕϕθϕ+--+=0000cos cos sin sin 2G
F N
（4-19）
由式（4-19）可知，在一定装载质量的情况下，油缸活塞对滑块A 的水平推力N F 随角度θ（θ为杆BF 绕点F 转过的角度）变化而变化。

根据设计要求的荷重和剪叉机构的结构尺寸，可求出在整个升程范围内油缸活塞的推力，以此作为油缸选择设计的依据。

4.4 剪叉式检修升降机参数的确定
4.4.1 基本几何尺寸的确定
如图所示，AE 、CE 、BD 、BF 为杆长相等的四杆，AE 与BF ，CE 与BD 铰接与中点H 、G 、A 、D 为滑动铰接。

图4.5
设l BD CE AE ===，初始位置0ϕ=∠BFA ，当到达最大升程时1ϕ=∠BFA ；由几何关系可得：
()
01max sin sin 2ϕϕ-=l S （4-20）
()
10cos cos ϕϕ-=l a
（4-21）
为了使整个剪叉式升降机不超过车厢底部安装空间，需满足： d H l ≤⋅0sin 2ϕ （4-22）
L
l ≤⋅0cos ϕ
（4-23）
取500sin 20=⋅ϕl ，联立（4-20）、（4-21）、（4-22）、（4-23）求解并整理出所有数值的值得到：
⎪⎪⎩⎪⎪
⎨
⎧︒=︒===8.219.325637001
ϕϕmm
a mm
l
4.4.2 液压缸作用力的大小T 和位移行程S 的数值
在机车检修升降平台的运行过程中，我们需要考虑到在极限工作条件下的平台升降载荷，所以平台升降时需要确定一个最大质量的载重，用来保证检修平台的安全使用，
所以最大负重：
N m m m G e 60003007005000平台托架=++=++=N
由式（4-19）我们可以得到：
N F T N 22392==
由于液压缸的推拉力同时的承受在两各内剪叉臂的臂杆，所以液压缸对一边内剪叉臂的推拉力P 的大小值：
N F P N
111962
==N
（4-24）
S >a=517mm
第5章、机车检修升降机的校核
5.1机车检修升降机的校核
本次设计的双级剪式剪叉式升降机各铰接点均采用同型号的双头螺纹销连接，因此在对该机构进行校核的时候，除了要对剪叉臂进行强度校核外，还要对各铰接点的销轴进行强度校核。

由于在该机构的运动过程中各铰接点的受力在不断变化，只需最大受力点进行校核。

5.1.1 各铰接点的受力分析
结合双级剪式剪叉式升降机的结构和运动特点，对其进行整体受力分析，如图所示。

设货物重心与C 点的距离K ，A 、D 点的滑动摩擦系数为f ，不计双级剪式机构的自身重力和内部摩擦力。

①将货物对该机构的作用力分解到C 、D 两点上 根据力学定理可得：
ααcos cos 2⋅-⋅⋅=
l k
l G F CY （5-1）
αcos 2⋅⋅
=
l k
G F DY
（5-2）
f l k G f F F F DY DX CX ⋅⋅⋅=
⋅==αcos 2
（5-3）
②将剪式机构看作一个整体，根据力学定理可得A 、F 点的受力情况：
ααcos cos 2⋅-⋅⋅=
l k l G F AY
（5-4）
f l k
l G f F F AY AX ⋅⋅-⋅⋅=
⋅=ααcos cos 2
（5-5）
αcos 2⋅⋅
=
l k G F FY
（5-6）
P f l k l G P F F AX FX -⋅⋅-⋅⋅=
-=ααcos cos 2
（5-7）
③对臂AHE 及CGE 隔离受力分析，如图所示，根据力学定理可得：
图5-1 剪叉臂受力简图
0=∑X
F
⎩⎨
⎧=--+=--⇒00
EX AX HX EX GX CX F F F P F F F 则⎩⎨
⎧-+=-=AX
HX EX GX CX EX F F P F F F F
（5-8）
0=∑Y
F
⎩⎨
⎧=-+=-+⇒00HY EY AY GY EY CY F F F F F F
⎩⎨
⎧-=-=AY HY EY CY GY EY F F F F F F
（5-9）
联立式（5-8）和（5-9），得
⎩⎨
⎧+-=-+-=AY
CY GY HY AX GX CX HX F F F F P
F F F F
（5-10）
对E 点取矩，∑=0M
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧
=⋅⋅-⋅⋅-⋅⋅-⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅-⋅⋅-⋅⋅+⋅⋅⇒0cos 2sin 2sin sin cos 0sin 2cos 2sin cos αααααααααl F l F l P l F l F l F l F l F l F HY HX AX AY GX GY CX CY
（5-11）
将式（5-1）、（5-2）、（5-4）⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧
+⋅⋅-⋅⋅⋅⋅=⋅⋅+⋅-⋅⋅=241cos 24cos cos P f G l f k G F tg f G l k l G F GX GY αααα、（5-5）及（5-10）代入式（5-11），则：
（5-12）
⎪⎪⎩
⎪⎪⎨
⎧
-⋅⋅+⋅⋅-⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅-⋅⋅=P f G f l k l G F tg f G l k l G F HX HY 2341cos cos 24
1cos cos ααααα （5-13）
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧⋅⋅+⋅-⋅⋅=-⋅⋅=αεαtg f G l k l G F P f G F EY EX 4cos cos 2241
（5-14）
④以臂BGD 为隔离研究对象，如图所示。

图5-2剪叉臂工作时受力（1）
所以：
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧⋅⋅⋅++⋅-⋅⋅=-⋅⋅=αααtg f G G l k l G F P f G F BY BX 412cos cos 2241
（5-15）
5.1.2 机构内铰链连接点定位销的选取与计算
考虑到机车检修升降平台的工作条件，以及结合所画出的cad 图纸，根据各铰链连接点的特有性质，取摩擦因素3.0=f 。

对上述各铰接点在任意角度时的计算公式的分析计算，我们可以计算出点H 在机构内所受的力的大小比其他点都多，且当︒=9.3α时作用在H 点的力最大。

由式（4-37）知，当︒=9.3α时
7.416-=HX F KN 9.39=HY F KN
销轴都使用45材料制作，同时热处理，用调质的方法，其屈服强度[s σ]=355MPa ，选择安全系数为2，其许用剪切应力[τ]=0.5[s σ]=177.5MPa 。

考虑到生产制造的方便、节省制造工时，在使用材料允许的条件下，该机构交接的双头螺纹销均采用同一直径，取60=φmm 。

2.14810
3014.39.397.4166
22222=⨯⨯+=⋅=⋅=-R P R F ππτMPa []τ≤ 因此，该机构所有铰接点选用的销均满足强度要求。

5.1.3 动力作用处杆件尺寸的确定与校核
考虑到该杆件所受的作用力比剪式机构铰接点处的力大，经比较后取35=φmm 。

4.14710
3514.31
.5670896
222=⨯⨯=⋅=⋅=
-R T R F ππτMPa []τ≤ 经校核可知，该杆件满足使用的强度要求。

在实际的运行过程中，为了避免平台下降的过程中剪叉臂位移出导轨外部，所以剪叉臂的几何尺寸L 应该比底座两端的长度b 小，取值范围为
b L )9.0~8.0(=
(5-16)
由设计参数可知：mm a 2200=，mm h 850<，N G 5000>。

初选底座长度mm b 1500=，
系数为0.8，则根据式(3.20)可得剪叉臂的长度 mm L 1200=。

2.液压缸安装位置的确定 由图3-4可知 αsin L h =
(5-17)
则 max max sin αL h =min min sin αL h =
所以， 56667.01500
850
sin max max ===
L h α 即 5.34max ≈α
而 0min =α
初选
20=γ ，mm l 3001=，mm l 5402=,N G 5500=,mm P 600=，01.0=f 。

在液压执行元件的运行过程中的其在垂直方向上的位移h ∆是
)
sin (sin min max min max αα-=-=∆L h h h (5-18)
根据dgf ∆，液压缸上下连接处g 点、f 点的相对位置S 的值是
)cos(2212221γα+-+=l l l l S
(5-19)
液压缸两个交接点相对间的最大间隔与最小间隔是 )
cos(2max 212
221max γα+-+=l l l l S
)cos(2min 212221min γα+-+=l l l l S
我们先可拟定液压缸的行程大小为S ∆，在机构的运行到极限位置时，液压缸不可处于最小的行程出，所以我们考虑压缸大小尺寸1K 和2K ，
因此我们可得出
S K K S ∆++≥21min
(5-20)
一样的道理，在机车检修升降平台升起到最大位置处时，液压缸的的行程也不能到达最大的位移处
所以我们可得出
S
K K S ∆++≤221max (5-21)
式（5-20）和式（5-21）中的1K 和2K 是选取的液压缸参数值。

5.2 机车检修平台强度校核
在机车的检修升降平台中，所承受力最多的的部分有剪叉臂、液压缸所支撑横梁和销轴等一系列零件，我们在进行强度计算时，可以只对这些受力比较发咋的零件校核就行了。

5.2.1 剪叉臂的强度校核
受力分析可以看出，内部剪叉臂aed 所承担的力远远大于外部剪叉臂bec ，所以我们在校核的时候仅校核受力较大的内剪叉臂。

外剪叉臂受力如图5-1所示。

又应为在上文的设计中我们可以得出，α的角度制越小，则油缸的推力T 的值越大。

如果油缸的推力值T 取最大值时升降平台的强度满足强度要求，那么该剪叉臂即满足在升降平台中使用的强度要求。

在升降平台处于下降最低处时，α的值最小，油缸的推力最大。

剪叉臂在运行时所受的力的方向都与剪叉臂有一定的角度，所以我们为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子：
α
αcos sin 1cx cy c F F F -= (5-22) ααsin cos 2cx cy c F F F += (5-23) α
αcos sin 1ex ey e F F F +=
(5-24)
ααsin cos 2ex ey e F F F -=
(5-25)
)cos(21βα+=
T F g (5-26) )sin(2
2βα+=T
F g
(5-27) ααsin cos 1dy dx d F F F -= (5-28)
ααcos sin 2dy dx d F F F +=
(5-29)
图5-3 力臂的受分析隙图
各零件受力分解图如图5-4(a)所示，弯矩图为图5-4(c)
图5-4 aed 的轴向和径向受力
在整个机构里g 处有一个支撑板，同样的也可以看作力2/T 作用在力臂上为均布载荷q 。

如图所示，其中最大的弯矩在k 点，所以我们需要计算e 点和k 点两个点的强度值，又因为在图中有mm l q 200=，mm l 106=，2g q F l q =⋅。

又已知力臂的横截面宽和高分别为mm b 20=，mm h 60=，mm d 20=， 所以我们可以列出式子求出
3
63922223321211067.1010206206062/12/2/12/2/2/m m b d h d b d h b h d I h I W W W z z e --⨯=⨯⨯-=⋅-=-=-=-=
（5-30）
k 值为
3
63
922101261060206m m bh W k --⨯=⨯⨯==
（5-31）
图5-5 剪叉臂e 、k 两点处的截面图
因为当
6=α时，此时e 、k 两点的弯矩最大，得
N
F d 22912=N F g 967.68332=
则
m
N m N m N l l F l l F M q g q d k ⋅=⋅⨯+⋅⨯=+++⋅=843.2108206.0967.6833306.02291)2/()(22max m N m N L F M a e ⋅=⋅⨯=⋅=867.8256.0445.13762/2max
（5-32）
MPa Pa W M k k k 74.1751012843
.21086
max max =⨯==-σ
（5-33）
MPa Pa W M e e e 4.7710
67.10867
.8256
max max =⨯==
-σ （5-34）
翻阅书籍查询资料，机车维护升降平台零件剪叉臂的材料为235Q MPa b 225=σ。

5.2.2 底架强度校核
在底架型材的选择上我们选择的是方管，它的受力情况相对来说较为简单；我们由方管的已知条件l=60mm ，液压缸推力T 受力点到坐标系远点的长度是65mm ，x T ，y T 依次是推力T 于坐标轴横纵方向上的分力，得到βcos T T x =，βsin T T y =。

当机车检修升降平台处于最低位子即液压缸的最小行程位置时，它的作用力最大，虽然此时β最小，即N T 31585max =, 6=α，力x T 最大，我们可以得 85.17=β，
则
N
T T x 57.30064cos max max ==β （5-35）
当机车检修升降平台处于最高位子即液压缸的最大行程位置时，虽然液压缸对平台的作用力最大，这个时候β最大，所以N T 62.18202min =, 5.34=α，分力y T 最大，所以我们可以得出 55.39=β，
则 N
T T y 15.11590sin m ax m ax ==β （5-36）
图5-6 液压缸与底架连接的横梁
图5-7连接截面
将其移动到到坐标远点点后
在坐标横轴方向上，它的受力如图5-8所示
图5-8 横梁X 轴方向的受力图
因为梁的抗弯截面系数
3
63
9331036610606m m h W --⨯=⨯==
（5-38）
所以
MPa MPa W M x 95103684.34196≈⨯==
-σ
（5-39）
（2）对于Y 轴方向，液压缸固定横梁受力如图5-9
图5-9 横梁在纵向受力图
此梁的抗弯截面系数为：361036m W -⨯=， 则
MPa MPa W M y 24.73103676.26366≈⨯==
-σ
（5-40）
（3）x T 受力点踢动到坐标原点的时后，机构将会产生一个扭矩，该扭矩的大小 是
z
s I h F 82
max
=
τ 其中
4
941233103601012602012m m bh I z --⨯=⨯⨯==
（5-41）
N T F x s 57.30064==此时，该扭矩对横梁的剪切力可计算，其计算式为
MPa
m m N I h F z s xy 58.37103608106057.3006484
92
622max =⨯⨯⋅⨯⨯===--ττ
（5-42）
查询资料书得出
)(3])()()[(2
1222222zx yz xy x z z y y x e τττσσσσσσσ+++-+-+-=
（5-43）
将数值填入公式可得
MPa e 72.97)0058.37(3])950()024.73()24.7395[(2
1
2222=++⨯+-+-+-⨯=
σ
查询资料书可得235Q ，MPa s 225=σ
查表可得因数为2，则e s MPa σσσ>==5.1122/][ 所以符合设计要求 5.3 销的强度计算
由受力分析图分析可以知道，机车检修升降机构受力最大的地方为g 点和d 点，所以我们只需计算着点的销轴就行了。

5.3.1内力臂固定端销轴的计算
因为销轴的长度尺寸比较小，因此这个构架只收到剪切力。

由上文的核算可以了解到，力臂的固定点销轴承受力是1d F 。

当机车检修平台处于最低端时， 6=α时，销轴
所承受的剪切力最大，计算得出N F d 44.148881=。

应为销轴的直径为25φ，导油孔的直径是4φ，所以其面积是
2
62622221031.478104)425(4)(m m d D A --⨯≈⨯-⨯=-=ππ
（5-45）
从上图中可以了解到销轴受剪切力是两个，计算得出
MPa Pa A F d 68.241059.301244
.14888261max ≈⨯⨯==
-τ
（5-46）
查询设计资料可以了解到，销轴使用的材料为35，经调质处理 35钢的许用应力MPa 100][=τ。

安全系数为2，计算得出
][36.4968.2422ττ<=⨯=MPa MPa
因此满足设计要求
5.3.2机架与动力连接处轴的强度计算
机架与动力连接处销轴所受的力就是动力机构的推力T ，如图所示，有因为构建比较下，因此机构只受到切应力。

由于销轴的直径选取为25φ，导油孔的直径选取为4φ，所以销的面积是
2
62622221031.478104
)
425(4
)
(m m d D A --⨯≈⨯-⨯=
-=
ππ （5-47）
图5-10 机架插销的受力图
参照上文，
MPa Pa A T 02.331031.478231585
26max max ≈⨯⨯==
-τ
（5-48）
安全系数与上一个销轴的选取一样，计算的出其满足设计要求。

5.3.3 动力机构上端部轴的强度计算
由图文可知，动力机构上端部的推力为T 。

机车检修升降平台处于最低位置时，角度
6=α，插销机构所受的载荷最大，即N T 31585=。

选取的销轴mm 50φ，选取的
油管mm 4φ，所以他的抗弯截面系数是
3
63
93310272.1232105032m m d W --⨯=⨯⨯==ππ
（5-49）
分析插销的承载情况计算得出
MPa
MPa W l T W M AC
206272.12432.03158522≈⨯⨯=⋅
==σ
（5-50）
图5-11 动力机构上部受力图
轴的材料为235Q 钢，经表面热处理，参照机械设计手册，235Q 钢的许用应力
MPa 225][=σ。

所以满足要求。

第6章、传动系统的分析设计
6.1 传动系统的类型
机车检修升降系统的传动系统主要用于升起和降落平台。

而国内的传动系统主要分为两类，即液压操作式和电机操作式。

电机操作系统，采用电机作为直接动力来源，传动方式使用齿轮齿条、链条或者涡轮蜗杆等。

其优势在于电机占用空间小，电信号控制机构响应速度快，单机控制系统易与设计，劣势为电机驱动传动过程中扭矩小，在通常情况下需配备一二级减速器，配备减速器后在装置正反向的时候存在间隙。

在电磁信号要求高的地方不易于使用。

液压操作传动系统，其优势为液压驱动传动过程中扭矩大、液压元件可灵活布置、运行方向及易实现直线运动、在才做的过程中可使用无极调速，劣势为在使用的过程中可能会出现漏油现象、且液压油在工作的过程中受温度影响可能会影响其粘度与操作式的精度。

6.2传动系统的选用
考虑到机车检修升降机的工作状态，其承载较大，升降阻力较大，且对升降位移的精度要求不高，综合分析在对数据进行比较过后的出结论。

在机车检修的工作条件下，液压驱动更具有优势。

6.3液压系统在本机构应起到的作用及要求
在检修系统中，剪叉臂的位移使用机械传动。

活塞杆的工作循环为沿液压缸缸筒导轨做“快进-快退-停止”液压缸在液压系统中作为执行机构。

在受电弓的传动系统中，液压系统只驱动受电弓做升弓降弓所以他的功率不大，因此我们选用变量泵和调速阀组成的调速方式。

6.4 升降机机构中三种液压缸布置方式的分析比较
6.4.1 问题的提出
液压缸的布置方式主要包括液压缸对机构的作用力（动力）点位置及液压缸的起始安装角度等。

在机构确定的情况下，动力的作用点是关系所需动力大小的关键。

而升降机的动力由液压缸提供，因此，作用点的位置直接关系液压缸的选择。

此外，液压缸的安装起始角度也对所需动力大小有较大影响。

总之，液压缸的布置方式是设计的一个重要环节，是设计成功与否的关键之一。

那么液压缸究竟选择怎样的布置方式？
6.4.2 三种方案的分析和比较
以下是液压缸的三种布置方式，如图6-1，图6-2，图6-3所示，基于剪叉式机构的优点，它们都是采用剪叉式机构，可以看做三种方案：
方案一（图6-1）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架1上靠
α很小，这近滚动铰支座的位置。

当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角
1
时要把台面升起就需要液压缸提供很大的推力，甚至不能把台面升起。

此外，液压缸的布置需要在底座长度比支架还更长的基础上额外地加长底座，这样就需要跟多的底座材料。

方案二（图6-2）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架1与支
α也很小，这时架2的铰支轴上。

当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角
2
要把台面升起也需要液压缸提供很大的推力。

虽然液压缸推动支架的力臂会随着台面的升起而迅速增大，从而使所需的液压缸的推力迅速减小。

然而，同时也使液压缸的行程增加迅速增加，最终就需要大行程的液压缸，而液压缸的布置需要更大的长度空间，可能在液压缸完全收缩时支架仍不能完全收回，造成台面的高度过高。