机械毕业设计（论文）-室内粉墙升降平台结构设计及运动分析【全套图纸】 65页

摘要自行剪叉式高空作业平台是一种方便快捷的升降运输设备，其结构形式和液压系统的布置方式、控制形式以及转向机构和驱动系统直接影响到液压剪叉式升降平台的工作性能和使用寿命。本文采用传统力学计算方法和有限元分析方法，按照实际空间的需要设计出了结构简单，维修、操作方便的自行式液压剪叉式自动控制升降平台。结合实际安装的空间，液压缸选定合适的布置方式。利用传统的力学分析，对其起升机构建立力学模型，分析计算各剪叉杆的内力。按照强度理论进行计算设计和校核剪叉杆、横梁、平台台面，并选择合适的材料。根据液压缸驱动剪叉机构进行的运动学及动力学分析，确定了液压缸活塞的运动速度与台面升降速度的关系，分析研究平台升降的稳定性.并根据实际空间和实际要求，运用传统力学方法对驱动进行参数化设计，确保整个平台能够实现稳定地自动行走功能。关键词:剪叉臂,运动学,matlab,驱动全套图纸，加65\nAbstractSelf-scissors-stylehigh-altitudeplatformisaconvenientandquickmovementsoftransportequipment,itsformandstructureofthehydraulicsystemlayout,formandcontrolagenciesandtodirectlyaffectthedrivesystemofhydraulicscissors-typemovementsandperformanceoftheworkplatformLife.Inthispaper,usingthetraditionalmechanicalcalculationmethodsandfiniteelementanalysis,accordingtotheactualspaceneeds,designedtheself-scissors-controlhydraulicliftingplatformwhichhasthecharacteristicofasimplestructure,maintenance,easytooperate.Accordingtotheactualinstallationspace,thehydrauliccylinderswasselectedasuitablearrangement.Usingoftraditionalmechanicalanalysismethod,setupitsagenciesthemechanicalmodel,thecalculationofscissorsattheinternalforces.Calculatedinaccordancewiththestrengthofthedesignandcheck-scissors,beams,flatsurface,andselectsuitablematerial.Accordingtohydrauliccylindersdrivenscissorsbodiesofkinematicsanddynamicsanalysistodeterminethemovementofthehydrauliccylinderpistonspeedandthespeedofthestagemovements,analysisofthetake-offandlandingplatformstability.Andinaccordancewiththeactualspaceandpracticalrequirements,usingtraditionalmechanicsmethodstoparameterlydesign.Bythesemethods,itmakessurethattheentireplatformcanmeettherequirementofstabilitilyandautomaticlymoving.KeyWords:scissors,kinematics,matlab,drive1引言12剪叉式高空作业平台的基本理论知识13设计的主要内容23.1自行剪叉式高空作业平台起升机构的设计23.1.1初步确定升降平台起升机构各构件的材料及有关尺寸365\n3.1.2固定液压剪叉式升降平台关键参数的确定33.1.3剪叉式升降平台起升机构的力学模型53.1.4起升机构各构件的材料确定133.1.5销轴的设计133.2上平台和剪叉臂的设计163.2.1上平台主梁的选择与校核163.2.2、平台台面的设计确定：173.2.3剪叉臂的选择与校核183.2.4、校核支座的抗压性213.2.5、剪叉臂尾部拉断条件223.2.6液压缸支撑臂的校核233.3液压缸驱动剪叉式机构运动学分析243.4驱动系统设计293.4.1电动机的选择293.4.2确定电机的转速303.4.4总传动比计算303.5V带的选取303.5.1确定计算功率303.5.2选取普通V带类型303.5.3确定带轮基准直径303.5.4确定V带的基准长度和传动中心距313.5.5验算主动轮上的包角313.5.7计算预紧力313.5.8计算作用在轴上的压轴力323.5.9带轮结构小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式。323.6链轮及传动链的设计323.6.1选择链轮齿数323.6.2计算功率323.6.3确定链条链节数323.6.4确定链条的节距333.6.5确定链长L及中心距333.6.6验算链速V333.6.7验算小链轮毂孔333.6.8作用在轴上的压轴力343.6.9低速链传动的静力强度计算343.7支承轮子的车轴和轴承设计343.7.1.轴上功率343.7.2.初步确定轴的最小直径343.8.轴的结构设计343.8.1车子受力分析363.8.2按弯扭合成校核轴的强度383.8.3轴承的选用383.9键的校核393.10转向系统的初步设计393.10.1梯形结构参数设计393.10.2前轴设计计算403.10.3车轮转向阻力矩计算:433.11确定液压系统的主要参数433.11.1初选系统工作压力433.11.2、计算起升和转向液压缸的主要结构尺寸4465\n3.11.3制定基本方案和绘制液压系统图483.11.4、液压元件的选择503.11.5液压泵的选择513.11.6液压阀的选择523.11.7油管尺寸和油箱容积的计算533.11.8油箱的有效容量533.11.9、液压系统性能验算543.11.10液压系统的冲击压力56总结59参考文献：60致谢62651引言随着经济的发展，科学技术的进步，在市场经济的竟争大潮中，房地产商门在室内粉墙装修时所普遍使用的脚手架，不能够实现装修工人的连动性效率低下，对连动性的实现这其中之一就是人们现在经常会用到的升降平台。升降平台的种类比较繁多，根据不同的用途，升降平台的结构，动力传递形式以及规格会有不同的选择和设计。液压传动方式的特点是结构紧凑、工作较平稳、磨损小、布局灵活、易于控制。但液压件加工精度要求较高，密封泄漏难以控制，工作介质适应温度受限。液压传动是后来才发展起来的，以它为动力源来带动的升降平台又可分为以下几种:链轮承重链条机构的升降平台该机构是由一个动滑轮和若干定滑轮以及承重链条组成的，根据动滑轮的特点，利用较短的液压行程来获得大的平台升降高度，该平台根据环境条件可以用在地下车库等有较大的提升高度以及宽敞空间的场合。本课题所设计的自行剪叉式高空作业平台它是一种轻型的升降平台，广泛用于高空作业专用设备，可以移动。它的剪叉式机械结构，使升降台起升后有较高的稳定性，宽大的作业平台和较高的承载能力，使高空作业范围更大，并适合多人同时作业。它使高空作业效率更高，更安全。液压剪叉式升降平台的设计，从以下四个方面进行设计:一是升降平台剪叉起升机构的关键参数设计;二是剪叉式起升机构各构件材料的确定;三是对起升机构进行运动学分析:四是升降平台的液压系统设计;五是是剪叉式起升机构的驱动和转向设计。升降平台的剪叉起升机构是整个平台的骨架，承受和传递整个平台所负担的载重量及其自身的重量2剪叉式高空作业平台的基本理论知识65\n目前，我国的升降平台的种类比较多，按动力传递形式，主要可以按电动机机械传动和液压传动两种方式来划分，它们都有各自的优点和不足之处.电动机机械传动方式的特点是零件加工相对要求不高、结构较简单、加工容易、维修方便、适应环境能力强、抗冲击性能好、可实现准确到位，并有自锁功能、不污染环境，不足之处在于它的机械间的磨损很难克服，振动较大n1。其中以电机为动力源来提升平台又可分为以下几种:钢丝绳式和齿轮齿条式两者都是目前应用最广的施工升降机，是垂直运送人员及物料的提升机械。随着我国建筑行业的蓬勃发展，各种大型建筑物不断增多，施工升降机的应用市场也在不断地扩大。特别是90年代以来，施工升降机的发展最为迅猛。施工升降机不但可以用在这些场合，它还可以应用在大型化工厂冷却塔、发电厂的烟囱、电视广播塔、大型桥式起重机及煤矿等位置。施工升降机己成为各行业建设中一种必不可少的建筑机械。蜗轮丝杠直顶式升降平台作为基础起重部件，它具有结构紧凑、体积小、重量轻、无噪音、安装方便、能自锁、可靠性高的特点。对于大面积平台，采用多点提升，即每个顶点都安装一组蜗轮丝杠。其好处在于:(1)可以减少台板主梁断面尺寸及应力，减小其挠度，增加平台自身刚度，提高运行平稳性。(2)可以减少每个支点的受力，从而减小蜗轮丝杠的提升力，增强压杆稳定性，并能减轻设备重量。3设计的主要内容3.1自行剪叉式高空作业平台起升机构的设计选用双剪叉式结构。起升机构结构如图3-1所示:65\n图3-1起升机构根据设计要求以及用途，所设计的升降平台要满足以下的要求:上平台宽1000mm，长1800mm,上平台的最低停留高度600mm,最高停留高度5800mm,下工作台上台面高560mm，剪叉架收缩后高度800mm，剪叉臂初步设定为80605.0mm矩形钢管，上平台主梁：10#工字钢，销轴：45#调质钢，额定承载量：300Kg。液压剪叉式升降平台的设计，从以下四个方面进行设计:一是升降平台剪叉起升机构的关键参数设计;二是剪叉式起升机构各构件材料的确定;三是对起升机构进行运动学分析:四是升降平台的液压系统设计。升降平台的剪叉起升机构是整个平台的骨架，承受和传递整个平台所负担的载重量及其自身的重量。3.1.1初步确定升降平台起升机构各构件的材料及有关尺寸液压剪叉式升降平台的最高工作高度为H=5800mm,假设梁与平台的总厚度为120mm，如图(3-1)所示升降平台是在剪刀叉变幅工作下得到举升，当内外剪叉臂的轴线垂直，剪叉臂轴线与水平线夹角为时，剪叉臂之间的有效作用力最大，此时达到最高点，平台的稳定性比较好。设剪叉臂两端的销孔之间的距离为，如图(3-1)所示，根据几何关系可得，65\n（3-1）上平台最低停留高度是h=600mm,根据几何关系可以得出剪叉臂轴线与水平线的夹角为：（3-2）代入数据，分别计算式(3-1)、(3-2)，得=1726mm，=剪叉臂的材料初步设定为80mm60mm5.0mm矩型钢管，上平台主梁用10#工字下端通过销与箱体固定。销轴用调质处理的45"钢制造。在两个内剪叉臂之间位置安装油缸，其油缸与剪刀叉臂的连接是通过固定臂及销轴相连接的。3.1.2固定液压剪叉式升降平台关键参数的确定剪叉式起升机构作为升降平台钢结构的关键组成部分，其力学特性会对平台性能产生直接影响。计算、分析剪叉式起升机构的传统方法通常为手工试算。固定液压剪叉式升降平台起升机构的结构特点剪叉式升降平台的结构型式多种多样，主要有平台、剪叉式起升机构和底座三个部分组成.从低起升到高起升，组成剪叉杆的数目多，油缸的布置形式多，移动方式有牵引式、自行式、助力式等。剪叉式起升机构的剪叉臂杆数目和油缸的布置形式由起升高度而定。相对起升高度为5800mm的剪叉式升降平台，此剪叉机构有4组剪叉臂杆组成。如图(3-1)所示，剪叉式起升机构和平台的受力简图，该机构包括4组剪叉杆和1个起升油缸。起升机构最高一组剪叉杆的一端与平台以固定铰支座相连接，另一端则与滑轮铰接，平台起升/下降时，滑轮可以在工字形钢上实现剪叉机构变幅。起升机构与底座采用同样的方式连接。图（3-2）中与作用点分别对应平台和起升机构上铰接点以及底座的固定铰支座位置，与作用点分别对应平台和起升机构上滑靴铰接点以及底座的滑靴铰支座位置。根据图（3-2）所示，定义剪叉杆两端销孔中心连线长度为，其与水平线夹角为，定义和分别为液压缸上、下安装点与剪叉杆中心销孔距离(平行于剪叉杆)，和分别为液压缸上、下安装点高于相应剪叉杆平面的距离，初步设定取：638mm，：506mm，：43mm，：34mm则液压缸轴线与水平线夹角与有以下函数关系:65\n（3-3）将数据代入（3-3）式得=0.265=图3-2剪叉机构受力简图3.1.3剪叉式升降平台起升机构的力学模型剪叉式升降平台的起升机构是有一些直杆件组成，其接点为铰结点，各杆件承受弯矩、轴向力或剪力的作用，此结构为铰接形式。当机构在工作时，为保证能够承受外载荷和油缸的举升力的作用，必须首先计算各杆件的内力，选择合适的的材料，因此下面建立剪叉结构的力学模型并进行求解。剪叉式升降平台起升机构是由高强度矩形管通过轴销连接而成的杆架连接机构，各个连杆通过销轴相互作用，在液压缸推力的作用下，完成升降作业。根据图(3-2)65\n所示的剪叉起升机构及平台受力分析，然后再结合剪叉式起升机构的结构特点和受载状况，分别对平台和剪叉机构建立力学模型。图(3-2)的平台受力分析也即为平台简化模型，假定作用于平台中心位置，则当平台起升，剪叉机构变幅带动滑靴移动时，则、、和有如下关系:（3-4）图3-3剪叉杆受力简图剪叉机构外载状况如图2所示，为剪叉机构自重载荷，为油缸自重载荷。为了计算剪叉起升机构内每个支架铰接点的内力和油缸推力，应研究该机构各杆内力、油缸推力与角之间的关系，并找出其最恶劣工况。把机构拆分为六个独立的隔离体，分别对该机构从上到下的各段剪叉杆进行受力分析，如图(3-3)所示剪叉杆力学模型图:图(3-3)使用的符号说明如下:—剪叉机构各铰接点内力，x=1,2…20;其中奇数为该铰接点Y方向受力，偶数为对应铰接点X方向受力;—作用在剪叉机构上的外力;P—液压缸的推力。根据各剪叉杆的力学分析，在不考虑摩擦的情况下，由牛顿运动定理，力学平衡方程式如下：65\n（3-5）式（3-5）中65\n式(3-5)给出了外载、剪叉起升机构几何参数与油缸推力及各剪叉杆受力的相互关系。剪叉起升机构的关键参数已经在分析中得出了具体的值，传统方法将数值代入式(3-5)中，对式(3-5)进行求解，计算结果为剪叉起升机构各杆件之间的相互作用力和油缸的推力。根据油缸最大推力与关键参数及的相互关系，可以找到危险点，计算出此点时各杆件的内力和油缸的最大推力，并且计算校核其刚度、强度，进一步确定杆件的材质和尺寸。MATLAB模型的求解上面的力学模型所列出的方程比较烦琐，用一般的方法是不能够解决的。MATLAB是一种数值计算、符号运算、可视化建模、仿真和图形处理等多种功能于一体的非常优秀的图形化语言.它的应用范围很广，在方程求解、多项式的运算、数学的极值计算、金融、工业系统仿真和统计等诸多领域都得到了广泛的应用。以下是运用MATLAB的强大的矩阵方程计算求解功能，来对方程(3-5)进行求解。前面己经计算出液压缸的最大推力应该是在液压缸倾斜角度最小的时候，即刚起升时刻，因此我们可以计算在这个时刻的各杆内力和液压缸的最大推力。下面我们可以根据已知的条件，可运用MATLAB编程计算，计算出剪叉机构各杆的内力和油缸的最大推力.所编制的MATLAB运算程序如下(在MATLAB程序中q代替，以下程序中出现的q与之相同)：MATLAB程序：a19=[00000000000000-0.85881-0.00000];a20=[000000000000000011111.222];a21=[0000000000000000000.858810.0.14484];A=[a1;a2;a3;a4;a5;a6;a7;a8;a9;a10;a11;a12;a13;a14;a15;a16;a17;a18;a19;a20;a21]F3=1225;F4=1225;F6=2077.6;F5=2077.6;W3=1313.2;lc=0.85881;Wcy=392;B=[F4+W3/8;F4*lc;F3+W3/8;-F3*lc;0;W3/8;0;0;-W3/8;0;0;W3/8;0;0;-W3/8;0;0;W3/8-F5;F5*lc;-W3/8+F6-Wcy;-F6*lc];K=A\B65\n运算结果为:A=Columns1through121.00001.00001.00001.00000000000000-0.85880.084900000000-1.00001.0000001.00001.000000000001.0000000.8588-0.0849000000000001.000001.000001.0000000000-1.000001.000001.00000000000-0.858800-0.85880.08490000001.00000001.00000001.0000001.00000001.0000000-1.00000000.85880.08490000000.8588-0.0849000000000001.00000000000000-1.0000000000065\n0000-0.8588-0.08490000000001.000000000000001.0000001.0000000000000.85880.084900000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000Columns13through2100000000000000000000000000000000000000000000065\n00000000000000000000000000-1.000000000000-0.1941000000000.182501.0000000001.000001.0000000001.000000000000-0.85880.0849001.000001.0000000000-1.00000000000000.8588-0.0849000000001.000001.000000000-1.000001.0000000000-0.8588-0.08490000000001.00001.00001.00001.00001.222065\n0000000.85880.08490.1448K=1.0e+004*-0.0241-0.2067-0.07820.44800.13650.18500.2028-0.1414-0.0499-0.0435-0.19051.40170.04791.3682-0.0768-1.3246-0.26811.3246-0.2220-2.76981.708265\n经过计算可得到的数值分别为(单位:牛顿)：；；；；；；；；；；；；；；；；；；；；；由此可得油缸的最大推力=17082N3.1.4起升机构各构件的材料确定剪叉起升机构是由一些直杆件组成，其结点为铰结点，各杆件承受弯矩、轴向力或剪切力的作用，它们通过销轴铰结而成剪叉式结构，因此剪叉起升机构各构件材料的确定相当重要.本文通过分析杆件、销轴等所受到的弯矩、轴向力或剪切力，参照钢铁材料手册选取合适的材料。根据以上计算数据，得出剪叉杆各内力和油缸的推力，以及在油缸处于最大推力工况时的受力分析，由各杆件的实际应力，在强度和刚度范围内分析，可以很安全的选择材料;在经济方面也节省成本，避免浪费。3.1.5销轴的设计销轴的计算公式销轴连接是杆架金属结构的常用连接形式，例如起重机臂架根部的连接以及拉杆或撑杆的连接等，通常都采用销轴连接，剪叉起升架之间的连接主要是靠销轴来连接的，在整个运行过程中，销轴起着连接和传递力的作用，因此，销轴的材料及尺寸的选取至关重要。在前面我们分析受力时把销轴和剪叉臂等同起来考虑，根据力的作用是相互的，销轴受到的力即是前面所求到的力，方向可能不同，但不影响进行分析销轴所受的载荷力。65\n图3-4销轴截面应力分布销轴连接两个剪叉臂，同时剪叉臂之间可以绕销轴转动，其截面是圆形的，己经不能再假设截面上各点的剪应力都是平行于剪力Q。如上图所示，截面边缘上各点的剪应力与圆周相切。这样，在水平弦AB上与圆周相切的剪应力作用线相交Y轴上的某点P，由于对称，AB中点C的剪应力必定是垂直的，因而也通过P点.由此可以得出，AB上各点的剪应力的作用线都通过P点。于是对AB弦的剪应力ry来说，可以运用公式求得，（3-6）式中b为AB弦的长度，Q为剪力，为轴惯性矩，是图中画阴影线的面积对z轴的静矩。在中性轴上，剪应力为最大，且各点的就是该点的总剪应力。对中性轴上的点，,（3-7）代入上式，并且，最后得出（3-8）此时计算可以得到最大剪应力，然后进行销轴的抗剪强度验算，公式为：65\n（3-9）式中---为销轴许用剪应力若销轴比较长时销轴的校核计算根据所设计的剪叉式结构，连接主要是靠销轴来连接的，在整个运行过程中，承受了不同的剪力作用。因此，对销轴的本身的材料及尺寸的选取至关重要，在这里我们需要找出承受最大载荷力的销轴，然后根据销轴的计算公式确定销轴的材料。根据上一章的剪叉杆力学模型的分析，运用牛顿定理得到了各销轴分别在X轴方向和Y轴方向的分力，然后可以计算出各销轴所受的合力(单位:牛顿)。(0，0)点代表连接油缸的销轴点位置，(1,2);(3,4);……;(19，20)分别代表各销轴的点位置:（0,0):=17082（1，2）：（3，4）：（5，6）：（7，8）：（9，10）：（11，12）：（13，14）：（15，16）：（17，18）：（19，20）：从以上计算知，(19，20)点处销轴承受最大的剪切力，其次是油缸的连接轴所承载的剪切力。前面已经知道销轴所承受的最大剪应力是最大弦处的剪应力最大，最大弦就是销轴的直径位置了，因此，我们根据公式(3.8)，计算销轴的最大剪应力。65\n与前面假设采用调质处理45#钢相比较其安全系数据手册可设置为1.5。则：由手册选择进行圆整销轴截面直径可取20mm，即可满足实际的需要。3.2上平台和剪叉臂的设计3.2.1上平台主梁的选择与校核上平台是直接与重物接触的，受到重物的压力作用，当重物的重量超过平台的承载时，平台就会发生变形，严重的还会发生断裂事故发生。上平台是由两根主梁支撑着主梁作为平台的主要骨架，对台面起着支撑作用，分别设置在平台的两边，与剪叉起升机构直接相连接，上面安装有滑动轨道。因此上平台的主梁要有足够的抗弯能力。根据前面初步设定，简支梁的截面为工字钢，承受外分布载荷(支撑平台的力设为均布载荷=8.65)和自身分布载荷(槽钢自重=1.104N/cm)。图3-5上平台主梁受力简图主梁截面为工字钢，其惯性矩I=245，E=2.06xMPa。设简支梁受300Kg均布载荷和梁自重均载荷共同作用时，中点C下移量为。由简支梁挠度公式可计算出中间点C的下移量是:（3-11）65\n根据所计算出的结果，中点C的最大偏移量在2.11mm。完全可以满足对台面的支撑作用。3.2.2、平台台面的设计确定：平台主要是由钢板组合而成的，根据钢板结构的分析，用材料力学和弹性力学的方法计算，由于几何形状的简化过于简单，会造成计算的结果与实际相差很远，甚至失去了分析的计算意义。在进行平面的机械结构的强度与刚度时，为了可靠起见，使用简单而且有效的方法就是进行结构的有限元分析。有限元法是一种采用电子计算机求解复杂工程结构的非常有效的数值方法，是将所研究的工程系统转化为一个结构近似的有限元系统，该系统由节点及单元组合而成，以取代原由的工程系统。有限元可以转化为一个数学模式，并根据数学模式，进而得到该有限元系统的解答，并通过节点、单元表现出来。完整有限元模型除了节点、单元外，还包含工程系统本身所具有的边界条件、约束条件、外力负载等。有限元分析计算能较好的模拟零部件的实际形状、结构、受力和约束等，因此，计算结果更精确、更接近实际，可作为设计，改进领部件的依据。同时，可利用有限元分析计算的结果进行多方案的比较，有利于设计方案的油画和才品的开发。对于此平台，考虑长期保存性查钢铁材料手册，选取热轧钢板，尺寸为：1800mm1000mm，厚度需要经过ANSYS有限元分析可以确定，通过选择壳单元Elastic4node63进行计算，然后确定常数，钢板的后度设为5mm；材料属性为，弹性摸量和泊松比，其中弹性模量E=2.06Mpa，泊松比。下一步进行网格划分，确定边界条件施加约束和力，施加外力是，进行分析结果如下图：65\n图3-6ANSYS受力分析图从图中可以看出，钢板的最危险点的变形最大只有5mm,从实际上基本看不到有变形，可以达到实际的要求，满足实际的需要。3.2.3剪叉臂的选择与校核剪叉臂是整个机构能够准确运行的关键结构，对平台的升降起着支撑的作用，对平台纵向稳定性也有一定的影响。因此对剪叉臂的设计必须满足具有抗弯、抗拉的功能，选择合适的材料必须对其强度、刚度进行校核评价。根据设计，剪叉式升降平台是靠液压缸的举升力来推动剪叉臂变幅，达到升降的目的；而油缸主要是固接在内叉臂的一侧，使内叉臂所承受的力比较大。因此内叉臂不仅受有叉臂之间相互挤压力，而且还受来自油缸举升力的直接作用。在校核其强度时，我们应当选择具有最危险工况的内叉臂杆进行计算。从上面对剪叉臂进行受力分析，我们知道，外剪叉臂杆之间还存在着强大的相互拉伸的作用力。中间的外叉臂杆距离油缸的连接点最近，它的两端所受到来自油缸推力的影响也是最大的，对外叉臂的拉伸作用很明显，使中间外叉臂处于拉伸最危险的工况，在进行校核研究时不能够忽略。从图（3-1），（3-65\n2）的结构分析和受力模型分析可知，内叉臂受到的横向力较大，对上下两个内叉臂的进行力学分析；分别计算平台在最低位置时，其上段中点的横向位移和下段中点的横向位移。如下图（3-7）和（3-8）所示：图3-7上内叉臂受力分析如图（3-7）所示，先根据力学模型计算出合力和的方向与内叉杆的角度。计算结果是：；使内叉臂上段中心上移，上移量为；在油缸推力的作用下K点的下移量为，K点总的下移量为：（3-12）由图（3-7），使用叠加法，将原载荷系统分别分解为：图3-8分解图由《材料力学》张良成主编表4—1得（3-13）（3-14）65\n查《机械零件手册》周开勤主编表2—4得碳钢弹性模量E=200—220，取E=210.（3-15）（3-16）则（3-17）由以上计算可知80605矩形管作为上叉臂杆是有足够的刚度可以满足要求，下面进一步校核是否满足下叉臂杆的刚度。图3-9：下内叉臂受力分析同样根据力学模型计算得出,。使内叉臂上段中点K下移，下移量为,在油缸推力作用下，K点的上移量为，K点的总移量：（3-18）（3-19）从以上进一步的计算可知：mm矩形管作为剪叉臂杆有足够的刚度但结合材料节省方面,mm矩形管过大,应当选择惯性矩小的钢管现所设定的矩形钢管惯性矩为比例系数为(其中为所允许的最钢管大弯度)取则可得因此可选用截面惯性矩不小于42.2265\n规格的矩形钢管,经查表选用规格为的矩形钢管为剪叉杆,它的惯性矩为,可计算出此时K点处的最大位移量为剪叉臂满足了抗弯性能，但是在承受最大拉力的外叉臂是否能承受住抗拉的性能，对于所选的矩形管还不能确定，尚需进一步验证确定其材料。如下图所示为承受拉力最大的外剪叉臂杆的受力分析图图3-10：承受拉力最大的外剪叉臂杆的受力分析图（3-20）（3-21）假设安全系数为1.5，则许用拉应力，材料45#钢的抗拉强度为600Mpa，屈服极限为355Mpa，满足要求(6),由图2即,剪叉臂力学模型知,铰支座承受竖直向下的力,又3.2.4、校核支座的抗压性（3-22）65\n所以可用.校核剪叉臂尾部受到销轴背离剪叉臂的拉力时,尾部是否有被拉裂的危险.经计算知作用的铰链点受力最大与剪叉臂轴线方向相同的力的大小为图3-11：作用铰链点受力分析图（3-23）3.2.5、剪叉臂尾部拉断条件由于销轴的剪切强度已校核过,此处不在计算,只需检验剪叉臂尾部的最小厚度S=8mm的拉断条件65\n图3-12：剪叉臂尾部薄弱环节受力简图实际受力如图中弧线所示,为计算方便,设轴的下半部分受力均匀,则此时产生的左右横向拉力要比实际情况下大可估算此时校核剪叉臂尾部的最小厚度S=8mm的抗拉强度（3-24）取安全系数1.5（3-25）所以可用3.2.6液压缸支撑臂的校核65\n图3-13液压缸支撑臂受力简图当初始位置时（3-26）满足刚度要求当最高位置时,又所以此时支撑臂变形量小于0.85mm3.3液压缸驱动剪叉式机构运动学分析液压缸驱动剪叉式机构具有噪声小、行程大、举升力大、落下后自身高度小的特点，工作时平稳可靠。内装式液压缸剪叉式机构将动力变为机构内力，解决了将液压缸直立放置或水平放置所带来的各种缺陷，此内装式液压缸剪叉式结构的整体紧凑，对降低平台的安装高度起到了重要的作用。本节对内装式液压缸驱动的剪叉式机构进行运动学分析，推导出液压缸活塞运动速度与剪叉机构运动速度的关系式，通过平台的速度稳定性，理论上可以检验所设定的油缸速度正确性。运动学分析65\n如下图所示，为了计算分析简单，把液压缸的两个接点简化为与剪叉臂相连接，杆BC与水平方向夹角为，油缸轴线与水平方向的夹角设为，则此时对进行求解，可根据计算公式:（3-27）图3-14机构运动分析简图根据平台的运动轨迹，假设杆BC绕固定点B旋转，其旋转的角速度为且AD=BC=CF=DE=GH=EH=HP=GQC点的瞬时速度为（3-27）C点的上升瞬时速度为（3-28）假设C点固定，则CF杆绕C点转动的角速度也为，，上升瞬时速度则为；同理假设F点固定，则GF绕F点的转动角速度也为，，上升瞬时速度为；同理，；平台相对于B点的瞬时速度，即P点相对于B点的瞬时速度，65\n则：（3-29）根据机构运动分析可求得M点的瞬时速度:（3-30）M点沿着液压缸的轴线方向的瞬时速度为：（3-31）N点的瞬时速度:N点的速度是由同时绕B,C,F三点旋转合成的速度，根据图3-14可以分别求出N绕B,C,F三点的分速度，然后合成就可以得到N点的速度。其旋转角速度均为，因此首先需要求出BN和CN长度值，分别设为和，在三角形BFN中，;;NF与BF的夹角为则（3-32）在三角形NGC中，;；GN与GC的夹角为。则（3-33）在三角形BMN中，由正弦定理可得，（3-34）在三角形CMN中，由正弦定理可得，（3-35）N点的瞬时速度可根据上式进行计算，（3-36）根据油缸在M和N点沿油缸轴线的瞬时速度，由(3.29)--(3.36)整理，可求出活塞沿着油缸轴线的瞬时速度:65\n（3-37）再整理可得：（3-38）根据前面的仿真分析设计要求，在确定液压缸的设计流量，即己知活塞的运动速度的情况下，可求出台面的升降速度:反之，可以根据台面的升降速度及剪叉机构的结构尺寸可以求出活塞的运动速度。由上面的关系式可知，台面的升降速度与结构尺寸，,及活塞的运动速度有关，在给定，,，的情况下，台面的升降速度在台面升降过程中的变化而变化。在实际工程设计中，要求台面升降速度平稳。而在液压系统中希望活塞运动速度在每一升降过程中保持不变，从而保证了台面的运行平稳。在现有结构中要使不变化比较困难，成本较高，只能对结构尺寸适当调整，使变化范围尽可能小，以满足使用要求。平台的升降速度计算分析：根据前面的结构动力学分析和运动仿真，确定了机构的关键参数和角度变化关系，以及上面所分析的速度关系式(3.37)，可以对平台的运动瞬时速度进行理论计算，得到在平台上升过程内平台运动的瞬时速度与角度变化的关系。已知参数如下:，求得当工作平台上升时,各个位置(既剪叉臂与水平面夹角为10,2030354045时)的速度以下是在10度位置时matlab的计算程序及其运算结果，以后的位置依次类推即可;65\nd2=sqrt((1.726/2+0.638)^2+(2*1.726*sin(10*pi/180))^2-2*(1.726/2+0.638)*2*1.726*sin(10*pi/180)*cos((90-10)*pi/180))d1=sqrt((1.726/2-0.638)^2+(2*1.726*sin(10*pi/180))^2-2*(1.726/2-0.638)*2*1.726*sin(10*pi/180)*cos((90+10)*pi/180))x=asin((1.726/2-0.506)*sin((180-10-19.58)*pi/180)/d2)/pi*180y=asin((1.726/2+0.506)*sin((10+19.58)*pi/180)/d1)*180/pid2=1.5165d1=0.6759x=6.6732y=89.1825>>v1=0.01*4*cos(10*pi/180)/(d1*cos((90-y)*pi/180)+d2*cos((90-x)*pi/180)+(1.726/2-0.638)*cos((10+19.58-90)*pi/180)-(0.506+1.726/2)*sin((10+19.58)*pi/180))v1=0.1371由以上matlab计算程序可知台面升降速度计算值如下：表3-1：各位置台面升降速度αβ（m/s）65\n1022.6919.580.13711530.84228.34940.09662038.0436.290.07763049.8649.30.06063555.2755.280.05634060.0560.480.05354564.2865.040.0517从表可以看出。在活塞匀速运动阶段的行程范围内，当随着,不断增加的情况下，平台的上升速度有一定的变化，但变化幅度较小，考虑到实际计算过程中简化了实际模型，造成误差也是难免的，因此经过计算可知油缸的速度为0.01，符合要求，可以满足工程设计的要求。3.4驱动系统设计3.4.1电动机的选择按工作要求和条件，选择三相笼型异步电动机，封闭结构，电压380V，Y型。电动机所许工作功率为：（3-39）而由电动机至车轮的传动总效率为：（3-40）式中，，分别为带传动、轴承、齿轮传动和链传动的效率，取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），=0.96，则=0.84=KW其中速度V取0.2，轮胎与地面摩擦系数取0.7，G为设备对地面的压力根据上面的计算可预计人与设备总质量为833.5Kg。65\n3.4.2确定电机的转速转子的工作速度：（3-41）由《机械设计课程设计指导书》表1推荐的传动比合理范围，取V带传动比=2~4，=8~60，=2~6，则总的传动比范围为=32~1440。故电动机转速的可选范围为=401~18034.56符合这一范围的同步转速有：750，1000，1500…根据容量和转速，由《机械设计手册》查得电动机，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，和带传动、减速器传动比选用Y90L——2型电动机机座号Y801同步转速/(r/min)1500功率/0.55KW电机尺寸见电子图3.4.4总传动比计算（3.42）分配传动装置传动比，。减速器传动比选用优先标准值12.5，带传动为使V带传动外廓尺寸不致过大，取3，则链传动的传动比为=3.06613.5V带的选取3.5.1确定计算功率由《机械设计》（第七版）查表8—6查得工作情况系数=1.1，故0.66kw（3-43）对于启动、正反转频繁、工作条件恶劣的场合，应乘1.2。3.5.2选取普通V带类型根据转速=1440，由《机械设计》第七版图8—8选用A型带3.5.3确定带轮基准直径由表8—3和表8—7取主动轮基准直径=50mm从动轮基准直径65\n由表8—7，取=160mm。验证带的转速：=3.768m/s（3-44）对于普通V带=25~30m/s，所以带的速度合适。3.5.4确定V带的基准长度和传动中心距根据初步设定中心距=300mm==922.33mm（3-45）由表8—2选带的基准长度：选带长=900mm，则=1.03(长度系数)计算实际中心距==289mm（3-46）3.5.5验算主动轮上的包角（3-47）主动轮上包角合适3.5.6计算普通A型V带的根数z（3-48）由=1440，=75mm，2.9查表8—5a和8—5b得=0.68=0.17查《机械设计》第七版表8—8得=0.92查表8—2得=0.89则取4根3.5.7计算预紧力65\n（3-49）查《机械设计》第七版表8—4=0.1Kg/m故(3-50)3.5.8计算作用在轴上的压轴力（3-51）3.5.9带轮结构小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式。3.6链轮及传动链的设计3.6.1选择链轮齿数根据输入的带的转速5.655m/s，经减速器减速可假定链速为0.1~0.3m/s。由《机械设计》第七版表9—8选取小链轮齿数为17，又由于带轮传动比取3.2,所以链轮传动比可取的小些,取3,则从动轮齿数为由于链节数常是偶数，为考虑磨损均匀，链轮齿数一般应取与连接数互为质数的奇数，并优先选用以下数列：17，19，21，23，25，38，57，76，95，114.从动轮选取573.6.2计算功率由表9—9工作情况系数为=1.5，输入功率：（3-52）其中为带传动、轴承、齿轮传动的效率，则=而=0.723KW3.6.3确定链条链节数初定中心距，则链节数为65\n（3-53）3.6.4确定链条的节距小链轮转速为41.99r/min,由《机械设计》图9—13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破环，由《机械设计》第七版表9—10查的小链轮齿数系数;选取单排链，由《机械设计》第七版表9—11差得多排链系数，由于转速V1.5m/s，又润滑不良，故得所需传递功率为：（3-54）由小链轮转速为41.99r/min及功率0.469KW，由《机械设计》第七版图9—13选链号为10A，单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表9—1查得链节距P=15.875mm。3.6.5确定链长L及中心距（3-55）（3-56）中心距减小量：实际中心距：圆整取616mm3.6.6验算链速V（3-57）与原假设相符3.6.7验算小链轮毂孔由《机械设计》第七版表9—4查得子链轮毂孔许用最大直径=74mm，大于减速器输出轴直径故合适。65\n3.6.8作用在轴上的压轴力（3-58）有效圆周力由<<机械设计通用手册>>中国劳动出版社取压轴力系数=1.3则：3.6.9低速链传动的静力强度计算（3-9）由《机械设计》第七版表9—1查的=55.6KN则：故满足静力强度要求。3.7支承轮子的车轴和轴承设计3.7.1.轴上功率P==（3-60）（3-61）3.7.2.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45#钢,调质处理,由教材<<机械设计>>(以后所查表,若无特殊说明均指此书)表15-3得,取=112,于是得（3-62）输出轴的最小直径即安装轴端定位的段,取=303.8.轴的结构设计65\n图3-15后轴结构为实现车轮的轴向定位,Ⅰ-Ⅱ轴段制出一段螺纹选用GBT6170M24轴向定位,直径为30毫米,为车轮安装位置,经查表,初步定轮胎宽度为80毫米,直径305毫米,此轴段长度定位80毫米长,直径暂定为34毫米.对于 轮胎的选用参考实际环境和需求，可选取环保实心橡胶轮胎，环保轮胎采用了浅色（或彩色）橡胶配方，避免了行驶过程中对地面留下黑印和制动退迹，特别适合于对环境污染要求比较严格的饮食、纺织、电子、医药、航空等行业。实心轮胎胎体为全橡胶构成，最大限度地保证了轮胎的耐刺穿性，从根本上消除了工业车辆在承载运行过程中及在恶劣的作业环境中的轮胎刺穿隐患。实心轮胎的负荷－形变量小、运行稳定性好，因其耐刺耐撕，无需充气，避免了频繁补胎换胎的繁重劳动，可提高车辆的使用率和工作效率，在低速、高效运行车辆中，实心轮胎完全可以替代充气轮胎。参考南京神俊轮胎有限公司产品规格3.50—5：表3-2：3.50—5轮胎参数规格钢圈胎高（）胎宽（）驱动轮载重能）驱动轮驱动轮载重能力（）转向轮轮胎净重（kg）3.50—53.00—5305804803846.3考虑到链轮的安装位置,和减速器,电动机的尺寸和在箱体中的相关位置,Ⅲ-Ⅳ轴段取长度为295,直径暂定为46毫米,Ⅳ-Ⅴ轴段直径为50毫米,长度设为8毫米,Ⅴ-Ⅵ轴段为安装大链轮的位置,根据计算结果,暂定其长度为54毫米.直径取55毫米.由大链轮位置Ⅵ-Ⅶ轴段长度取273毫米,Ⅶ-ⅧⅧ65\n-Ⅸ轴段分别与Ⅰ-ⅡⅡ-Ⅲ段相对应,这里不再多言.下面为轴的受力示意图,其中AE两点为轮子受力集中点,BD为轴承受力集中点,C处为大链轮受力集中点.图3-16：轴的受力分析3.8.1车子受力分析当车子向前走时（3-63）此时（3-64）当车子向后行走时,所以当车子前进时轴受到的弯距最大,当车子后退时,轴承受压力最大由力的平衡和力矩平衡知（3-65）当车子向后走时，（3-66）由力的平衡知，同理知在X平面上65\n在Y平面上总弯矩（3-67）（3-68）扭矩N65\n图3-17：后轴载荷分析3.8.2按弯扭合成校核轴的强度C处选轴的直径为60毫米，（3-69）B处选用直径为55毫米,（3-70）3.8.3轴承的选用已知轴的转速为12.52r/min由于只有在挪动支架时才转动,即每天工作时间很短,发生疲劳破坏的可能心很小,所以根据载荷和配合轴段直径选用轴承,由以上计算可知,轴承所受载荷是所以（3-71）按表13-6,取则轴承所受当量动载荷为（3-72）按轴承静载能力选择轴承有<,机械设计手册>>周开勤主编表9-1得选用轴承型号为621165\n3.9键的校核A处的轴段所用键为圆头普通平键16X10长度为70mm（3-73）键,轴,轮毂均采用45#钢所以合适C处的轴段所用键为圆头普通平键18X11（3-74）3.10转向系统的初步设计3.10.1梯形结构参数设计全液压式转向系统具有技术成熟、作用力大、系统刚性好的优点，多用于低速行走车辆。梯形机构参数设计参照拖拉机转向系统，根据机械原理采用作图法求解。对于四杆机构来说,当其铰链中心位置确定以后,各杆的长度也就跟着确定了.用作图法进行设计,就是利用各铰链位置之间的相互运动几何关系,通过作图来确定各铰链的位置。理想状态梯形结构：用整体式转向梯形机构(如图l7所示)，由转向横拉杆、转向梯形臂和汽车前轴组成。图中，M为主销中心距700mm，N为轴距1720mm，为转向梯形底角，L为转向臂长，为内侧车轮转角，为外侧车轮转角(以下符号意义相同)。若忽略车轮的侧偏角，车辆转向时内外轮理想转角有下面两种关系（3-75）转向机构的设计要求就是要使转向梯形机构使内、外侧车轮实际转角与理论转角误差最小。65\n图3-18：理想状态下的车轮转角关系设计变量：转向梯形机构的梯形底角、转向臂长直接影响汽车内、外侧车轮实际转角，因此设计变量选择为梯形底角和转向梯形臂长度。梯形底角，根据经验公式，转向梯形底角应满足计算得~。取底角。转向梯形臂长度，转向梯形臂过短会加大转向机构的受力，转向臂过长可能会影响其它零件的布置，根据实车情况转向梯形臂长度限制在100mm。其它尺寸转向横拉杆L3=150mm，连杆L4=200mm。下图为作图法求解梯形机构：图3-19：作图法设计梯形机构由以上作图知各个连杆长度,小车转角度数为度,总转角为。需要液压缸提供的行程为175.2mm，主偏移量为105mm。外侧车轮转角=，内侧车轮转角=。由作图可知此机构对于小车来说存在一定的转向误差，即内侧轮转向时可能有一定量的滑动。3.10.2前轴设计计算65\n前轴初步确定：依据上面后轴的尺寸设计，同样前轴取材料45#钢，输出的最小直径即安装轴端定位，取d=30mm。前轴不随轮胎进行转动，故前轴不受转矩，轴端采用螺母固定。图3-20前轴转向轴的结构轴的结构设计：拟定轴上的装配方案，现选用上图所示的装配方案。根据轴向定位的要求确定转向轴的各段直径和长度：横向部分，从左至右螺母固定位置直径30mm，长30mm;轮胎采用脂润滑安装位置为直径34mm，长80mm；轴肩直径40mm。竖直部分，初步选择滚动轴承，因前轴主要承载载荷横向轴受力很少，为保持轴的竖直度使用双轴承固定，初步选取单列圆锥滚子轴承30204，其基本尺寸d×D×T=20mm×47mm×15.25mm，故竖直方向下端轴肩直径30mm，两轴承安装间距85mm，上轴承顶端同样采用螺母固定，轴端与梯形结构连杆使用端盖固定直径30mm，长度42mm。确定轴上和倒角尺寸，见前轮轴图纸，取拐角半径10mm，倒角。轴横梁结构尺寸：如图21横梁主要起着承载的作用，两端套筒与轴承和转向轴安装装配，具体尺寸65\n图3-21前轴横梁的结构装配前轴横梁图。前轴转向轴剪切强度较校核：图3-22前轴转向轴受力分析对于前轴转向轴来说，横向轴受力相对很小可以略取不记，这里只对危险截面C点进行轴的剪切强度校核。轴的剪切强度条件为：（3-76）式中：F—轴所受的工作剪力，单位N。d—轴剪切面的直径，单位为mm。—轴材料的许用切应力，单位为Mpa。将前一部分计算得到的F、d带入上式得由计算可知前轴满足设计需要。前轴横梁刚度校核：前轴通过两端套筒与轮胎和角轴相连，使梯形机构可以灵活转动并通过横梁承受整体平台工作车的重量。横梁受力分析简图如下65\n图3-23前轴横梁受力简图对于系统处于设计最大满载时横梁的挠度变性可由公式（3-77）得(3-77)式中E为材料弹性模量取碳钢E=2.06e5MpaI为惯性矩代入式（3-76）得横梁满足载重的刚度需要。3.10.3车轮转向阻力矩计算:车轮转向阻力矩按下式汁算（3-78）式中，为前桥负荷(833.5kg)；为主销偏移量(20mm)；B为轮胎宽度(80mm)；为摩擦系数(0.15)。将各参数值代入，计算得M=14.0028N·m。转向液压油缸作用力汁算：转向液压油缸的安装位置采用固定式。转向液压油缸作用力按下式计算（3-79）式中，为车轮转向阻力矩；为液压油缸相对于旋转中心的最小力臂。将各参数值代入，计算得F=0.1791(kN)。3.11确定液压系统的主要参数3.11.1初选系统工作压力65\n压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济;反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然提高设备成本。具体选择可参照表3-3和表3-4.表3-3按载荷选择压力载荷/KN<55—1010—2020—3030—50>50工作压力/Mpa<0.8—11.5—22.5—33—44—5表3-4各种机械常用的系统工作压力机械类型机床磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械、小型工程机械液压机、大中型挖掘机、重型机械工作压力/Mpa0.8—23—52—88—1010—1820—32根据前面对剪叉式起升机构进行的力学分析，计算出油缸在最低位置处的举升力最大，F==17082N，从上面的表可以看出，载荷远远处于10—20KN，根据表1可以确定工作压力在2.5-3MPa之间，我们先假定起升机构系统的工作压力为p=3MPa.对于转向机构在前面的力学分析，计算出油缸在中间位置时静力作用下推拉力最大，F=0.1791KN，根据表1按载荷选择压力，同样我们先假定转向系统的工作压力为p=0.2Mpa.3.11.2、计算起升和转向液压缸的主要结构尺寸根据上章计算液压缸的最大推力，知道了在升降平台启动时和轮胎静力作用转向时，油缸需要的推力最大，此时的活塞杆所需要承受的外部载荷也是最大。起升系统中所用到的油缸为单活塞杆单作用油缸而为了保证转向时左右转向速度相同转向系统采用单活塞双作用油缸。平台起升时靠液压缸的举升力F上升，下降凭借自身的重力下降，而轮胎转向时靠液压缸的推拉力通过连杆作用于梯形机构实现转向。65\n（1）起升液压油缸内径的计算:设为液压缸进油口处的工作压力，为受压面积，也为活塞直径，为机械效率，当活塞向外伸出时（3-80）取液压缸的工作效率=0.98，起升液压缸的最大举升力==17082N，则将上式代入数值进行计算可得：=86.02mm。活塞杆直径的选取可按下表经验选取，表3-5按工作压力选取d/D工作压力/Mpa5.0—7.0d/D0.5—0.550.62—0.700.7可取d转=86.02×0.55=47.311mm。液压缸直径D按国际规定的液压缸的有关标准进行圆整.如与标准液压缸参数接近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。经查表可得，=90mm，d转=50mm.根据公式，可验算升降的工作压力。液压油缸壁厚t的计算:若液压油缸最大工作压力为p，许用拉应力为，首先按照薄壁筒下式可计算油缸的壁厚:（3-81）其中许用拉应力可取材料抗拉强度的1/5,见下表：,根据已知条件由公式（2）可计算得：。对于：锻钢=100—120铸钢=100—110钢管=100—110铸铁=100—120缸体外径计算：65\n式中为缸体外径，计算的=0.104m。按HSG工程用液压缸外径系列取=100mm。起升液压油缸的长度h计算：在最低位置时油缸处于未工作状态，其中剪叉杆与水平方向的夹角最小为，则油缸与水平方向的夹角为，当上升到最高位置时，剪叉杆与水平方向的夹角为，则油缸与水平方向的夹角为。由已知参数，根据剪叉力学分析公式（3-82）计算可得:起升油缸长度的计算公式为(3)所示，（3-83）分别代入数据可得：进而计算起升油缸的工作行程为：。升降系统液压缸可选取：HSGK01—100/50E。起升液压缸工作时所需流量：计算液压缸工作需的流量由以下公式计算可得（3-84）式中—液压缸有效工作面积;—活塞和缸体相对速度。根据已计算出的起升液压缸的直径和速度，可以计算液压缸的工作流量为：。（2）转向液压油缸内径的计算:设p为液压缸进油口处的工作压力，为受压面积，也为活塞直径，d为活塞杆径，为机械效率，当活塞向外伸出时（3-85）取液压缸的工作效率65\n=0.98，按工作压力选取d/D，见下表取d/D=0.5，转向液压缸的最大举升力=0.1791KN，则将上式代入数值进行计算可得：=38.99mm。表6按工作压力选取d/D工作压力/Mpa5.0—7.0d/D0.5—0.550.62—0.700.7液压缸直径D按国际规定的液压缸的有关标准进行圆整.如与标准液压缸参数接近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。经查表可得，=40mm，所以活塞杆直径=20mm。根据公式，可验算转向的工作压力。液压油缸壁厚t的计算:若液压油缸最大工作压力为p，许用拉应力为，首先按照薄壁筒公式(6)可计算油缸的壁厚:（3-86）其中许用拉应力可取材料抗拉强度的1/5,见下表：,根据已知条件由公式可计算得：t=0.1mm。对于：锻钢=100—120铸钢=100—110钢管=100—110铸铁=100—120缸体外径计算：式中为缸体外径，计算的=0.0402m。按运输机械用液压缸外径系列取=50mm。转向液压油缸的长行程的计算：根据转向机构作图法可求得s=176.5mm。转向系统选择CG型等速缸：CG250C/4020—20065\n转向液压缸工作时所需流量：计算液压缸工作需的流量由以下公式计算可得（3-87）式中—液压缸有效工作面积;—活塞和缸体相对速度。根据已计算出的起升液压缸的直径和速度，可以计算液压缸的工作流量为：。3.11.3制定基本方案和绘制液压系统图基本方案的制定在液压系统中，液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟订液压回路的核心问题。在本次设计的升降平台和转向机构中，执行元件是一支单作用的液压油缸和一支双作用液压油缸，运动方向和运动速度的控制需要通过液压元件来调节液压油的流量和系统的压力来调节的;另外根据实际的要求还需要在适当的位置制动，以满足各项功能的执行。因此在绘制液压系统图之前，需要分别确定各个的基本回路。（1）调速方案制定：速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者结合起的容积节流调速。根据系统的流量循环和功率循环可知，本系统的流量变化很小，油缸的最高功率可由公式和系统的最高压力和流量分别计算得到0.175kW和0.002KW，这里采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。在系统中用到溢流阀来限定流量，来调整系统的流速和控制定量泵的发油量。(2)压力控制方案制定液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力和在一定压力范围内工作。本系统所采用的压力控制方案，由定量泵供油，用溢流阀调节所需要的压力，并保持恒定。系统所采用的溢流阀是直动式溢流阀（威格士系列），起升系统采用C-175型，转向系统采用CGV-6/8。65\n在液压回路中，为了防止液压缸凭借载荷和机体的自重回油过快，造成撞击现象，在回油回路中安装了背压阀用来控制回油时的回路的压力，可增加平台下降的平稳性和防止空气从回油路中混入系统。（3）系统制动方案制定可移动升降平台在工作过程中，为保证平台能够平稳地停靠在高空某个位置并且在行走过程中能够准确实现方向的移动，因此平台的制动系统非常重要。结构采用液压控制平台升降和车轮转向，制动控制当然要从液压系统的控制角度来考虑。在液压系统中，系统是靠在一定的压力环境下，高压油不断的输入执行机构进行工作的。根据这一点可以切断高压油的供给，保持原来的高压环境，进而就可以控制执行元件。本系统根据自身的特点采用液控单向阀和电磁换向阀来控制液压油的流向。其中液控单向阀又分为内泄式和外泄式两种型号。内泄式液控单向阀没有专门的泄油口，进油口的压力可能会影响液控单向阀控制活塞的工作，严重时使液控单向阀无法推开而失效，这种液控单向阀适合反向流动时下游接油箱的工况。外泄式液控单向阀与内泄式液控单向阀相比，增加了专门的外泄口(接油箱)，反向流动时，进油口的油压作用在控制活塞上的阻力大为减小，使控制活塞在任何时候都能够正常工作.根据液控单向阀在本系统中的位置和作用，选用外泄式更有利。（4）液压系统图的制定如下图所示为液压同步升降平台的液压回路原理图，在这个液压系统中液压升降分系统和液压转向分系统设计为一方工作时另一方不工作，也即为升降分系统和转向分系统不能同步工作，为了便于操作而设置为单向工作模式。对于回路系统来说运用液控单向阀来控制平台的停止、下行和转向的启停，为了防止升降和转向中的平台因自重引起液压元件泄漏，剪叉式液压同步升降平台和转向梯形结构工作位置出现飘移，产生位移偏差，液控单向阀控制回路的启闭受控于电磁换向阀，在回油路中采用单向阀作为背压阀，其用来控制回油时的回路的压力，可增加平台下降的平稳性和防止空气从回油路中混入系统。65\n图3-24自行移动式升降平台液压回路原理图3.11.4、液压元件的选择由转向液压系统实际最大工作压力和流量,确定液压泵的最大工作压力,（3-88）是液压转向执行元件的最高工作压力，对于转向系统的最高压力是满载时，平台处于最低位置时的压力，。是泵到执行件间总的管路损失。由系统图可见，从泵到举升油缸之间接有换向阀、液控单向阀，取转向液压系统所需工作压力为=0.19+0.2=0.39转向系统所需液压流量的确定（3-89）式中K—泄漏系数，取值K=1。n—油缸数量，本系统n=1。工况图看出，系统油缸的流量是一个定值，求得升降系统所需液压泵流量:.65\n由以上转向系统液压控制计算可知，液压控制转向系统所需工作压力远小于升降系统的工作压力，所以对于整个液压系统元件的选择可按升降部分选择，而对于转向系统通过液压阀的调节完全可以满足工作需要。3.11.5液压泵的选择确定液压泵的最大工作压力,（3-90）是液压升降执行元件的最高工作压力，对于升降系统的最高压力是满载时，平台处于最低位置时的压力，。是泵到执行件间总的管路损失。由系统图可见，从泵到举升油缸之间接有换向阀、液控单向阀，取液压泵工作压力为=2.22+0.5=2.72液压泵流量的确定（3-91）式中K—泄漏系数，取值K=1。n—油缸数量，本系统n=1。工况图看出，系统油缸的流量是一个定值，求得升降系统所需液压泵流量:.根据以上所求得的和值，从产品样本或手册中选择相应的液压泵，为使液压泵有一定的工作压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%-60%。因此选用YBX—16B限压式变量叶片泵。表3-7：YBX—16B限压式变量叶片泵型号排量调节范围mL/r额定压力/Mpa压力调节范围/Mpa额定转速r/min驱动功率kWYBX—160—166.32.0—6.3600—15002.6对于本系统我们可以调节压力为4Mpa，流量为。确定液压泵的驱动功率在工作循环中，根据液压泵的压力和流量变化比较恒定，由公式计算出液压泵的驱动功率，65\n（3-92）式中—液压泵调节的最大工作压力(Pa);—液压泵调节的流量（）；—液压泵的总效率，齿轮泵的总效率选择0.75表3-8液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.6—0.70.65—0.800.60—0.750.80—0.85上式代入数据可得P=0.8KW，考虑到考虑到举升初期的时间比较短，而电动机一般允许短时间超载25%，这样电动机功率还可降低一些。验算其它工况时，液压泵的驱动功率小于或近似于此值。查产品样本，选用0.75kW的电动机。表3-9：802电动机机座号同步转速（r/min）功率（KW）80215000.753.11.6液压阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的工作流量。本系统升降系统工作压力在2.72MPa左右，转向系统工作压力在0.39Mpa左右，所以液压阀都选低压阀。其中选择溢流阀要按液压泵的最大流量选取:选择方向阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求;控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些。所选的规格型号见下表：65\n表3-10系统液压阀明细表名称实际流量（L/min）选用规格数量溢流阀94.25C—175—B1溢流阀12.67CG2V6BK1液控单向阀94.25IY—25B2液控单向阀12.67IY—25B2二位三通电磁阀94.253WE6A/AW220—501三位五通电磁阀12.675WE6/A220—501二位二通电磁阀94.252WE6U/A220—502过滤器YXW—2540L13.11.7油管尺寸和油箱容积的计算在液压传动中常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。本系统结构紧凑所需安装半径太小，运用软胶管作为管子比较合适。管道内径d(单位:mm)计算（3-93）式中Q—通过管道内的流量()v—管内允许的流速(m/s)，根据允许流速推荐值，选择2m/s表3-11：允许流速推荐表管道推荐流速(m/s)液压泵吸油管道0.5—1.5，一般常取1以下液压系统压油管道3—6压力高管道短粘度小取大值液压系统回油管道1.5—2.6将数据代入上式计算得：3.11.8油箱的有效容量油箱容量的经验公式为（3-94）式中—液压泵每分钟排出压力油的容积();a—经验系数，升降系统取值a=6，转向系统取值a=2。65\n表3-12：经验系数a系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金系统A1—22—45—76—1210可得3.11.9、液压系统性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对本系统的液压传动来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失和压力冲击。根据分析计算结果，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其它必要措施。液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部压力损失，总的压力损失为:（3-95）沿程压力损失，主要是向油缸泵油这段油管的压力损失。升降管路长2m，管内径d=10mm，通过的流量Q=78.54ml/s，转向管路长1.5m，管内径d=10mm，通过的流量Q=10.56ml/s，选用20号机械系统液压油，正常运转后油的运动粘度v=27，油的密度P=918.油在管路中的实际流速为:（3-96）（3-97）升降系统：，;65\n转向系统：，。油在管路中呈层流流动状态，其沿程阻力损失可以按照以下公式进行计算：（3-98）式中—管内层流运动是沿程损失，(Mpa);—流体的流动速度，(m/s)—管道的长度，(m)—管道的直径，(m);—沿程阻力系数，管道的介质为水时，，管道介质为油时。得，对于升降系统沿程压力损失过大，应重新选择管道的内径，选取油管内径d=12.5mm，油在管路中的实际流速则为v=0.64m/s，重新代入上式计算可得，沿程压力损失为。由此可总结系统所需的软胶管Ⅰ型尺寸建下表表3-13软胶管尺寸参数管道内径mm管道外径mm工作压力Mpa最小弯曲半径mm1017.5—19.71613012.520.5—23.114180局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失,以及通过控制阀的局部压力损失。其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要计算通过阀的局部压力损失.从泵出口到油缸的进油口，要经过电磁换向阀、液控单向阀。二位三通电磁阀的额定流量是15L/min,额定压力损失为0.3MPa，三位五通电磁阀的额定流量是15L/min,额定压力损失为0.3MPa，二位二通电磁阀的额定流量是15L/min,额定压力损失为0.3MPa，液控单向阀的额定流量为25L/min,额定压力损失为<0.2MPa。65\n通过各阀的局部压力损失之和为:（3-99）（3-100）由以上计算结果得，升降系统由泵到执行件间总的管路损失+=0.775MPa，转向系统由泵到执行件间总的管路损失+=0.2214MPa，则升降系统实际泵的出口压力为3.225MPa，转向系统实际泵的出口压力为3.7786MPa，泵的额定压力对于两个分系统有压力裕度，所选泵是合适的。3.11.10液压系统的冲击压力压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生一定的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。因此对本系统来说，当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中会产生一定的冲击压力。由于控制阀的通断时间很断，系统内各元件应受到来自液流的直接冲击比较大，管道内压力增大值可用以下公式计算:（3-101）式中—液体密度();—关闭或开启液流通道前后管道内流速之差(m/s);—管道内液流中冲击波的传播速度(m/s)。若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管道内的传播速度:（3-102）式中—液压油体积弹性模量(Pa)，其推荐值为=700MPa;—管道的壁厚(m);d—管道的内径(m);E—管道材料的弹性模量(Pa)，常用管道材料弹性模量:MPa。65\n代入数值，进行计算可以得到升降系统和转向系统冲击波在管道内的传播速度873.228m/s，869.54m/s，所产生的冲击压力为0.51Mpa，0.1117Mpa，此压力与管道的静态压力之和为此时管道的实际压力。经过重新核查，相应部位管道的强度及阀件的承压能力均能达到，所选的元件符合压力要求。65\n4、结果分析与讨论本课题是根据王秀山老师的指导下，自行设计的自行式液压剪叉升降平台。对其结构的设计，采用了传统计算和计算机辅助求解相结合的方法，传统计算建模之后在进行的力学计算中，又把MATLAB的矩阵求解计算引入了设计过程，简化了设计计算。根据研究分析，在载荷己知的情况下，起升油缸的最大推力决定了剪叉机构的性能。不但影响到剪叉杆的刚度、强度，而且对液压系统的选型有直接的影响。因此，找出影响的关键参数就是设计此剪叉式升降平台的关键所在。确定了关键参数的值后，本文又采用了经典牛顿运动定理，分析了剪叉起升机构各杆件，建立了力学模型，列出了力学平衡方程式。借助于MATLAB的强大的矩阵方程计算求解功能，编制了计算程序，求得各杆所受内力，然后对其进行刚度、强度分析，选择合适的材料及其型号。驱动系统的设计，根据实际环境要求的低速行走，采用带轮、减速器、链传动相结合的变速系列实现低速传动，然后通过载荷需要运用传统计算进行轴和轮胎的材料和型号的设计、选取。转向机构的设计，参考拖拉机的典型转向机构在CAXA中运用作图法对机构进行参数设计，作图法时机械原理中一种常用的求解方法，可以避免庞大的数据计算，通过计算机辅助设计软件又可以求解的精确度。然而此机构在转向时内侧轮胎还存在一定量滑动摩擦，对于此机构还可进一步进行优化。对液压系统的设计，单工作模式即使升降部分和转向部分不能够同时工作，两者之间通过电磁阀进行转换。升降部分通过液压缸驱动剪叉杆变幅，完成升降任务;通过液压阀的控制作用，完成调速、保压、制动的功能。转向部分通过液压缸驱动转向横拉杆，完成调速、保压、制动的功能，从而通过梯形机构使轮胎进行转向。这种方法可以避免复杂系统所带来操作的复杂性，能够很快的适应平台的控制操作。然而对于本系统设计的进行还存在着一系列问题有待进一步的分析解决:(1)对于整个平台系统行走过程中的平台车的制动方法和制动效果的设计。(2)对于整个平台系统驱动行走的控制系统和液压系统控制的电路和面板的设计。65\n总结在这次设计中我们逐步将所学理论知识运用到实际.体会到理论与实际之间的联系和差距,通过对剪叉臂,液压系统等部分的设计,我们进一步理解了所学知识,与此同时,又发现了自己的许多不足,例如:在液压知识的掌握方面缺,在机械软件的运用等方面,在工具书的运用方面都存在很多不足.在王秀山老师的指导下,我们了解很多当前机械领域的情况,和一些设计理念.这对我们以后走上工作岗位具有深远的意义.通过这几个月的设计,我们深深明白了协作的重要性,在以后的工作中要与同事多交流,多合作,这样才能取得更快的进步.总之,通过这次的设计,我们大家都学到了很多东西,对以后的生活和工作都有很重要的作用.65\n参考文献：[1]上海睿智机电设备有限公司。M19小型剪叉式高空作业车产品说明书。[2]机械零件手册：周开勤主编。高等教育出版社，2000/12。[3]材料力学：张良成主编。中国农业出版社，2003/06.[4]机械原理：（第六版）。孙桓陈作模主编。高等教育出版社，2000/08.[5]机械设计：（第七版）。濮良贵纪名刚主编。高等教育出版社，2000/12。[6]理论力学:Ⅰ(第六版)。哈尔滨工业大学理论力学教研组编。高等教育出版社，2002/05。[7]剪叉式升降平台建模及关键参数研究。邓宏光，孙大刚，游思坤，王海滨。机电工程技术，2005，34(7):20-22[8]液压缸驱动的剪刀撑机构运动及动力学分析。宋耀军，刘榛。起重运输机械，2004(2):（41—43）。[9]钢铁材料手册.李春胜主编.江西科学技术出版社，2004.[10]精通MATLAB6.5版。张志涌等编著。北京航空航天大学出版社，2003[11]ANSYS工程结构实用案例分析。李卫民主编。化学工业出版社，2007[12]汽车设计。王望予。机械工业出版社，2004．/09.[13]SGA355O型汽车全液压转向机构优化设计。董恩国，张蕾。拖拉机与农用运输车第34卷第1期。2007年2月[14]液压与气压传动：（第三版）。左键民主编。机械工业出版社，2005.[15]65\n机械设计手册：（第四卷）.王文斌主编.机械工业出版社，2005[16]机械设计手册单行本-液压传动与控制：《机械设计手册》编委。机械工业出版社，(2007-03出版)。[17]机械设计通用手册:张展主编.中国劳动出版社1993[18]65\n致谢时光飞逝，转眼间，四年的本科生活即将结束，首先要感谢论文在导师王秀山博士的悉心指导和关怀下顺利完成。导师厂博的学识，精确的细节把握，实事求是的工作作风，对我今后的工作和学习具有深远的影响，并将使我受益终生。在本科四年的学习生活过程中，不论是在学习上还是在生活上，院系领导和每一位教师都给了我无微不至的关心和教导。我从他们那里学到的不仅是知识，更多的是学习方法、为人处世的道理、不断进取的激情和正确的人生态度。在论文完成之际，特向尊敬的导师和学院的每一位老师以及所教授过我的每一位教师致以山衷的感谢和最崇高的敬意。同时更要感谢我的合作者学友马跃征，是他的坚持和执着给予我充分的信心和把握，我们之间的相互交流和鼓励，使我们完成了这份论文，这份友谊将永存褂心。此外，还要感谢今后几天在百忙中负责答辩的各位老师。最后，向所有关心、帮助和支持过我的老师、同学和朋友表示衷心的感谢，谢谢您们!并愿他们永远健康幸福.作者:陈小伟2008.06.1265