【文章內(nèi)容簡介】 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 K +004 * 經(jīng)過計算可得到的數(shù)值分別為 單位 :牛頓 ： ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； 由此可得油缸的最大推力 17082N 起升機構(gòu)各構(gòu)件的材料確定 剪叉起升機構(gòu)是由一些直桿件組成，其結(jié)點為鉸結(jié)點，各桿件承受彎矩、軸向力或剪切力的作用，它們通過銷軸鉸結(jié)而成剪叉式結(jié)構(gòu)，因此剪叉起升機構(gòu)各構(gòu)件材料的確定相當(dāng)重要 .本文通過分析桿件、銷軸等所受到的彎矩、軸向力或剪切力，參照鋼鐵材料手冊選取合適的材料。 根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，得出剪叉桿各內(nèi)力和油缸的推力，以及在油缸處于最大推力工況時的受力分析，由各桿件的實際應(yīng)力，在強度和剛度范圍內(nèi)分析，可以很安全的選擇材料 。在經(jīng)濟方面也節(jié)省成本，避免浪費。 銷軸的設(shè)計 銷軸的計算公式 銷軸連接是桿架金屬結(jié)構(gòu)的常用連接形式，例如起重機臂架根部的連接以及拉桿或撐桿的連接等，通常都采用銷軸連接，剪叉起升架之間的連接主要是靠銷軸來連接的，在整個運行過程中，銷軸起著連接和傳遞力的作用，因此，銷軸的材料及尺寸的選取至關(guān)重要。在前面我們分析受力時把銷軸和剪叉臂等同起來考慮，根據(jù)力的作用 是相互的，銷軸受到的力即是前面所求到的力，方向可能不同，但不影響進行分析銷軸所受的載荷力。 圖 34 銷軸截面應(yīng)力分布 銷軸連接兩個剪叉臂，同時剪叉臂之間可以繞銷軸轉(zhuǎn)動，其截面是圓形的，己經(jīng)不能再假設(shè)截面上各點的剪應(yīng)力都是平行于剪力 Q。如上圖所示，截面邊緣上各點的剪應(yīng)力與圓周相切。這樣，在水平弦 AB 上與圓周相切的剪應(yīng)力作用線相交 Y 軸上的某點 P，由于對稱， AB 中點 C 的剪應(yīng)力必定是垂直的，因而也通過P 點 .由此可以得出， AB 上各點的剪應(yīng)力的作用線都通過 P 點。于是對 AB 弦的剪應(yīng)力 ry 來說，可以運用公式求得， （ 36） 式中 b 為 AB 弦的長度， Q 為剪力，為軸慣性矩，是圖中畫陰影線的面積對 z軸的靜矩。在中性軸上，剪應(yīng)力為最大，且各點的就是該點的總剪應(yīng)力。對中性軸上的點， , （ 37） 代入上式，并且，最后得出 （ 38） 此時計算可以得到最大剪應(yīng)力，然后進行銷軸的抗剪強度驗算，公式為： （ 39） 式中 為銷軸許用剪應(yīng)力若銷軸比較長時 銷軸的校核計算 根據(jù)所設(shè)計的剪叉式結(jié)構(gòu)，連接主要是靠銷軸來連接的，在整個運行過程中，承受了不同的剪力作用。因此，對銷軸的本身的材料及尺寸的選取至關(guān)重要，在這里我們需要找出承受最大載荷力的銷軸，然后根據(jù)銷軸的計算公式確定銷軸的材料。 根據(jù)上一章的剪叉桿力學(xué)模型的分析，運用牛頓定理得到了各銷軸分別在 X軸方向和 Y 軸方向的分力，然后可以計算出各銷軸所受的合力 單位 :牛頓 。 0，0 點代表連接油缸的銷軸點位置， 1,2 。 3,4 ?！?。 19， 20 分別代表各銷軸的點位置 : （ 0, 0 : 17082 （ 1， 2）： （ 3， 4）： （ 5， 6）： （ 7， 8）： （ 9， 10）： （ 11， 12）： （ 13， 14）： （ 15， 16）： （ 17， 18）： （ 19， 20）： 從以上計算知， 19， 20 點處銷軸承受最大的剪切力，其次是油缸的連接軸所承載的剪切力。前面已經(jīng)知道銷軸所承受的最大剪應(yīng)力是最大弦處的剪應(yīng)力最大，最大弦就是銷軸的直徑位置了，因此，我們根據(jù)公式 ，計算銷軸的最大剪應(yīng)力。與前面假設(shè)采用調(diào)質(zhì)處理 45鋼相比較其安全系數(shù)據(jù)手冊可設(shè)置為。則： 由手 冊選擇進行圓整銷軸截面直徑可取 20mm，即可滿足實際的需要。 上平臺和剪叉臂的設(shè)計 上平臺主梁的選擇與校核 上平臺是直接與重物接觸的，受到重物的壓力作用，當(dāng)重物的重量超過平臺的承載時，平臺就會發(fā)生變形，嚴重的還會發(fā)生斷裂事故發(fā)生。上平臺是由兩根主梁支撐著主梁作為平臺的主要骨架，對臺面起著支撐作用，分別設(shè)置在平臺的兩邊，與剪叉起升機構(gòu)直接相連接，上面安裝有滑動軌道。因此上平臺的主梁要有足夠的抗彎能力。 根據(jù)前面初步設(shè)定，簡支梁的截面為工字鋼，承受外分布載荷 支撐平臺的力設(shè)為均布載荷 和自 身分布載荷 槽 鋼自重 。 圖 35 上平臺主梁受力簡圖 主梁截面為工字鋼，其慣性矩 I 245， E 。設(shè)簡支梁受 300Kg 均布載荷和梁自重均載荷共同作用時，中點 C 下移量為。 由簡支梁撓度公式可計算出中間點 C 的下移量是 : （ 311） 根據(jù)所計算出的結(jié)果，中點 C 的最大偏移量在 。完全可以滿足對臺面的支撐作用。 、平臺臺面的設(shè)計確定： 平臺主要是由鋼板組合而成的，根據(jù)鋼板結(jié)構(gòu)的分析，用材 料力學(xué)和彈性力學(xué)的方法計算，由于幾何形狀的簡化過于簡單，會造成計算的結(jié)果與實際相差很遠，甚至失去了分析的計算意義。在進行平面的機械結(jié)構(gòu)的強度與剛度時，為了可靠起見，使用簡單而且有效的方法就是進行結(jié)構(gòu)的有限元分析。有限元法是一種采用電子計算機求解復(fù)雜工程結(jié)構(gòu)的非常有效的數(shù)值方法，是將所研究的工程系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為一個結(jié)構(gòu)近似的有限元系統(tǒng)，該系統(tǒng)由節(jié)點及單元組合而成，以取代原由的工程系統(tǒng)。有限元可以轉(zhuǎn)化為一個數(shù)學(xué)模式，并根據(jù)數(shù)學(xué)模式，進而得到該有限元系統(tǒng)的解答，并通過節(jié)點、單元表現(xiàn)出來。完整有限元模型除了節(jié)點、單元外， 還包含工程系統(tǒng)本身所具有的邊界條件、約束條件、外力負載等。有限元分析計算能較好的模擬零部件的實際形狀、結(jié)構(gòu)、受力和約束等，因此，計算結(jié)果更精確、更接近實際，可作為設(shè)計，改進領(lǐng)部件的依據(jù)。同時，可利用有限元分析計算的結(jié)果進行多方案的比較，有利于設(shè)計方案的油畫和才品的開發(fā)。 對于此平臺，考慮長期保存性查鋼鐵材料手冊，選取熱軋鋼板，尺寸為：1800mm1000mm，厚度需要經(jīng)過 ANSYS 有限元分析可以確定，通過選擇殼單元Elastic 4node63 進行計算，然后確定常數(shù)，鋼板的后度設(shè)為 5mm；材料屬性為 ，彈性摸量和泊松比，其中彈性模量 E ，泊松比。下一步進行網(wǎng)格劃分，確定邊界條件施加約束和力，施加外力是，進行分析結(jié)果如下圖： 圖 36 ANSYS 受力分析圖 從圖中可以看出，鋼板的最危險點的變形最大只有 5mm,從實際上基本看不到有變形，可以達到實際的要求，滿足實際的需要。 剪叉臂的選擇與校核 剪叉臂是整個機構(gòu)能夠準(zhǔn)確運行的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)，對平臺的升降起著支撐的作用，對平臺縱向穩(wěn)定性也有一定的影響。因此對剪叉臂的設(shè)計必須滿足具有抗彎、抗拉的功能，選擇合適的材料必須對其強度、剛度進行校核評價。 根據(jù) 設(shè)計，剪叉式升降平臺是靠液壓缸的舉升力來推動剪叉臂變幅，達到升降的目的；而油缸主要是固接在內(nèi)叉臂的一側(cè)，使內(nèi)叉臂所承受的力比較大。因此內(nèi)叉臂不僅受有叉臂之間相互擠壓力，而且還受來自油缸舉升力的直接作用。在校核其強度時，我們應(yīng)當(dāng)選擇具有最危險工況的內(nèi)叉臂桿進行計算。從上面對剪叉臂進行受力分析，我們知道，外剪叉臂桿之間還存在著強大的相互拉伸的作用力。中間的外叉臂桿距離油缸的連接點最近，它的兩端所受到來自油缸推力的影響也是最大的，對外叉臂的拉伸作用很明顯，使中間外叉臂處于拉伸最危險的工況，在進行校核研究時不能夠忽 略。 從圖（ 31），（ 32）的結(jié)構(gòu)分析和受力模型分析可知，內(nèi)叉臂受到的橫向力較大，對上下兩個內(nèi)叉臂的進行力學(xué)分析；分別計算平臺在最低位置時，其上段中點的橫向位移和下段中點的橫向位移。如下圖（ 37）和（ 38）所示： 圖 37 上內(nèi)叉臂受力分析 如圖（ 37）所示，先根據(jù)力學(xué)模型計算出合力和的方向與內(nèi)叉桿的角度。計算結(jié)果是：；使內(nèi)叉臂上段中心上移，上移量為；在油缸推力的作用下 K 點的下移量為， K 點總的下移量為： （ 312） 由圖（ 37），使用疊加法，將原 載荷系統(tǒng)分別分解為： 圖 38 分解圖 由《材料力學(xué)》張良成主編 表 4― 1 得 （ 313） （ 314） 查《機械零件手冊》周開勤主編 表 2― 4 得碳鋼彈性模量 E 200― 220，取E 210. （ 315）（ 316） 則 （ 317） 由以上計算可知 80605 矩形管作為上叉臂桿是有足夠的剛度可以滿足要求，下面進一步校核是否滿足下叉臂桿的剛度。 圖 39： 下內(nèi)叉臂受力分 析 同樣根據(jù)力學(xué)模型計算得出 , 。 使內(nèi)叉臂上段中點 K 下移，下移量為 ,在油缸推力作用下， K 點的上移量為，K 點的總移量： （ 318） （ 319） 從以上進一步的計算可知： mm 矩形管作為剪叉臂桿有足夠的剛度但結(jié)合材料節(jié)省方面 , mm 矩形管過大 ,應(yīng)當(dāng)選擇慣性矩小的鋼管 現(xiàn)所設(shè)定的矩形鋼管慣性矩為比例系數(shù)為 其中為所允許的最鋼管大彎度 取則可得因此可選用截面慣性矩不小于 規(guī)格的矩形鋼管 ,經(jīng)查表 選用規(guī)格為的矩形鋼管為剪叉桿 ,它的慣性矩為 ,可計算出此時 K 點處的最大位移量為 剪叉臂滿足了抗彎性能，但是在承受最大拉力的外叉臂是否能承受住抗拉的性能，對于所選的矩形管還不能確定，尚需進一步驗證確定其材料。如下圖所示為承受拉力最大的外剪叉臂桿的受力分析圖 圖 310：承受拉力最大的外剪叉臂桿的受力分析圖 （ 320） （ 321） 假設(shè)安全系數(shù)為 ，則許用拉應(yīng)力，材料 45鋼的抗拉強度為 600Mpa，屈服極限為 355 Mpa，滿足要求 6 ,由圖 2 即 ,剪叉臂力學(xué)模型知 ,鉸支座承受豎直向下的力 ,又 、校核支座的抗壓性 （ 322） 所以可用 . 校核剪叉臂尾部受到銷軸背離剪叉臂的拉力時 ,尾部是否有被拉裂的危險 .經(jīng)計算知 作用的鉸鏈點受力最大 與剪叉臂軸線方向相同的力的大小為 圖 311： 作用鉸鏈點受力分析圖 （ 323） 、剪叉臂尾部拉斷條件 由于銷軸的剪切強度已校核過 ,此處不在計算 ,只需檢驗剪叉臂尾部的最小厚度 S 8mm 的拉斷條件 圖 312：剪叉臂尾部薄弱環(huán)節(jié)受力簡圖 實際受力如圖中弧線所示 ,為計算方便 ,設(shè)軸的 下半部分受力均勻 ,則此時產(chǎn)生的左右橫向拉力要比實際情況下大 可估算 此時校核剪叉臂尾部的最小厚度S 8mm 的抗拉強度 （ 324） 取安全系數(shù) （ 325） 所以 可用 液壓缸支撐臂的校核 圖 313 液壓缸支撐臂受力簡圖 當(dāng)初始位置時 （ 326） 滿足剛度要求 當(dāng)最高位置時 , 又 所以此時支撐臂變形量小于 液壓缸驅(qū)動剪叉式機構(gòu)運動學(xué)分析 液壓缸驅(qū)動剪叉式機構(gòu)具有噪聲小、行程大、 舉升力大、落下后自身高度小的特點，工作時平穩(wěn)可靠。內(nèi)裝式液壓缸剪叉式機構(gòu)將動力變?yōu)闄C構(gòu)內(nèi)力，解決了將液壓缸直立放置或水平放置所帶來的各種缺陷，此內(nèi)裝式液壓缸剪叉式結(jié)構(gòu)的整體緊湊，對降低平臺的安裝高度起到了重要的作用。本節(jié)對內(nèi)裝式液壓缸驅(qū)動的剪叉式機構(gòu)進行運動學(xué)分析，推導(dǎo)出液壓缸活塞運動速度與剪叉機構(gòu)運動速度的關(guān)系式，通過平臺的速度穩(wěn)定性，理論上可以檢驗所設(shè)定的油缸速度正確性。 運動學(xué)分析 如下圖所示，為了計算分析簡單，把液壓缸的兩個接點簡化為與剪叉臂相連接，桿 BC 與水平方向夾角為，油缸軸線與水平方向的夾角設(shè) 為，則此時對進行求解，可根據(jù)計算公式 : （ 327） 圖 314 機構(gòu)運動分析簡圖 根據(jù)平臺的運動軌跡，假設(shè)