【導(dǎo)讀】機(jī)械設(shè)計(jì)與制造畢業(yè)論文--室內(nèi)粉墻升降系統(tǒng)開發(fā)設(shè)。自行剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)是一種方便快捷的升降運(yùn)輸設(shè)備，其結(jié)構(gòu)形式和液。壓系統(tǒng)的布置方式、控制形式以及轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)直接影響到液壓剪叉式升。降平臺(tái)的工作性能和使用壽命。本文采用傳統(tǒng)力學(xué)計(jì)算方法和有限元分析方法，按照實(shí)際空間的需要設(shè)計(jì)出了結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維修、操作方便的自行式液壓剪叉式自。結(jié)合實(shí)際安裝的空間，液壓缸選定合適的布置方式。的力學(xué)分析，對(duì)其起升機(jī)構(gòu)建立力學(xué)模型，分析計(jì)算各剪叉桿的內(nèi)力。理論進(jìn)行計(jì)算設(shè)計(jì)和校核剪叉桿、橫梁、平臺(tái)臺(tái)面，并選擇合適的材料。穩(wěn)定地自動(dòng)行走功能。初步確定升降平臺(tái)起升機(jī)構(gòu)各構(gòu)件的材料及有關(guān)尺寸3. 液壓缸驅(qū)動(dòng)剪叉式機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析24. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑30. 確定V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距31. 但液壓件加工精度要求較高，密封泄漏難以控制，工作介質(zhì)適應(yīng)溫度受限。鏈條組成的，根據(jù)動(dòng)滑輪的特點(diǎn)，利用較短的液壓行程來(lái)獲得大的

　　

【正文】 當(dāng)車子向前走時(shí) （ 363） 此時(shí) （ 364） 當(dāng)車子向后行走時(shí) , 所以當(dāng)車子前進(jìn)時(shí)軸受到的彎距最大 ,當(dāng)車子后退時(shí) ,軸承受壓力最大 由力的 平衡和力矩平衡知 （ 365） 當(dāng)車子向后走時(shí)， （ 366） 由力的平衡知， 同理知 在 X 平面上 在 Y 平面上 總彎矩 （ 367） （ 368） 扭矩 N 圖 317：后軸載荷分析 合成校核軸的強(qiáng)度 C 處選軸的直徑為 60 毫米 ， （ 369） B 處選用直徑為 55 毫米 , （ 370） 軸承的選用 已知軸的轉(zhuǎn)速為 ,即每天工作時(shí)間很短 ,發(fā)生疲勞破壞的可能心很小 ,所以根據(jù)載荷和配合軸段直徑選用軸承 ,由以上計(jì)算可知 ,軸承所受載荷是 所以 （ 371） 按表 136,取則軸承所受當(dāng)量動(dòng)載荷為 （ 372） 按軸承靜載能力選擇軸承 有 ,機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 周開勤主編表 91 得選用軸承型號(hào)為 6211 鍵的校核 A 處的軸段所用鍵為圓頭普通平鍵 16 X 10 長(zhǎng)度為 70mm （ 373） 鍵 ,軸 , 輪轂均采用 45鋼所以合適 C 處的軸段所用鍵為圓頭普通平鍵 18 X 11 （ 374） 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的初步設(shè)計(jì) 梯形結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì) 全液壓式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有技術(shù)成熟、作用力大、系統(tǒng)剛性好的優(yōu)點(diǎn)，多用于低速行走車輛。梯形機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)參照拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，根據(jù)機(jī)械原理采用作圖法求解。對(duì)于四桿機(jī)構(gòu)來(lái)說(shuō) ,當(dāng)其鉸鏈中心位置確定以后 ,各桿的長(zhǎng)度也就跟著確定了 .用作圖法進(jìn)行設(shè)計(jì) ,就是利用各鉸鏈位置之間的相互運(yùn)動(dòng)幾何關(guān)系 ,通過(guò)作圖來(lái)確定各鉸鏈的位置。理想狀態(tài)梯形結(jié)構(gòu)：用整體式轉(zhuǎn)向梯形 機(jī)構(gòu) 如圖 l7 所示 ，由轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向梯形臂和汽車前軸組成。圖中， M 為主銷中心距 700mm，N 為軸距 1720mm，為轉(zhuǎn)向梯形底角， L 為轉(zhuǎn)向臂長(zhǎng)，為內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角，為外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角 以下符號(hào)意義相同 。若忽略車輪的側(cè)偏角，車輛轉(zhuǎn)向時(shí)內(nèi)外輪理想轉(zhuǎn)角有下面兩種關(guān)系 （ 375） 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求就是要使轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)使內(nèi)、外側(cè)車輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角誤差最小。 圖 318：理想狀態(tài)下的車輪轉(zhuǎn)角關(guān)系 設(shè) 計(jì)變量：轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的梯形底角、轉(zhuǎn)向臂長(zhǎng)直接影響汽車內(nèi)、外側(cè)車輪實(shí)際轉(zhuǎn)角，因此設(shè)計(jì)變量選擇為梯形底角和轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng)度。梯形底角，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，轉(zhuǎn)向梯形底角應(yīng)滿足 計(jì)算得 ~。取底角。轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng)度，轉(zhuǎn)向梯形臂過(guò)短會(huì)加大轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的受力，轉(zhuǎn)向臂過(guò)長(zhǎng)可能會(huì)影響其它零件的布置，根據(jù)實(shí)車情況轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng)度限制在 100mm。其它尺寸轉(zhuǎn)向橫拉桿 L3 150mm ，連桿 L4 200mm 。下圖為作圖法求解梯形機(jī)構(gòu)： 圖 319： 作圖法設(shè)計(jì)梯形機(jī)構(gòu) 由以上作圖知各個(gè)連桿長(zhǎng)度 ,小車轉(zhuǎn)角度數(shù)為度 ,總轉(zhuǎn)角為。需要液壓缸提供的行 程為 ，主偏移量為 105mm。 外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角 ，內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角 。由作圖可知此機(jī)構(gòu)對(duì)于小車來(lái)說(shuō)存在一定的轉(zhuǎn)向誤差，即內(nèi)側(cè)輪轉(zhuǎn)向時(shí)可能有一定量的滑動(dòng)。 前軸設(shè)計(jì)計(jì)算 前軸初步確定： 依據(jù)上面后軸的尺寸設(shè)計(jì)，同樣前軸取材料 45鋼，輸出的最小直徑即安裝軸端定位，取 d 30mm。前軸不隨輪胎進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)，故前軸不受轉(zhuǎn)矩，軸端采用螺母固定。 圖 320 前軸轉(zhuǎn)向軸的結(jié)構(gòu) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：擬定軸上的裝配方案，現(xiàn)選用上圖所示的裝配方案。根據(jù)軸向定位的要求確定轉(zhuǎn)向軸的各段直徑和長(zhǎng)度：橫向部分，從左至右螺母固定位 置直徑 30mm，長(zhǎng) 30mm。輪胎采用脂潤(rùn)滑安裝位置為直徑 34mm，長(zhǎng) 80mm；軸肩直徑40mm。豎直部分，初步選擇滾動(dòng)軸承，因前軸主要承載載荷橫向軸受力很少，為保持軸的豎直度使用雙軸承固定，初步選取單列圓錐滾子軸承 30204，其基本尺寸 d D T 20mm 47mm ，故豎直方向下端軸肩直徑 30mm，兩軸承安裝間距 85mm，上軸承頂端同樣采用螺母固定，軸端與梯形結(jié)構(gòu)連桿使用端蓋固定直徑 30mm，長(zhǎng)度 42mm。確定軸上和倒角尺寸，見(jiàn)前輪軸圖紙，取拐角半徑 10mm，倒角。軸橫梁結(jié)構(gòu)尺寸：如圖 21 橫 梁主要起著承載的作用，兩端套筒與軸承和轉(zhuǎn)向軸安裝裝配，具體尺寸 圖 321 前軸橫梁的結(jié)構(gòu)裝配 前軸橫梁圖。 前軸轉(zhuǎn)向軸剪切強(qiáng)度較校核： 圖 322 前軸轉(zhuǎn)向軸受力分析 對(duì)于前軸轉(zhuǎn)向軸來(lái)說(shuō)，橫向軸受力相對(duì)很小可以略取不記，這里只對(duì)危險(xiǎn)截面 C 點(diǎn)進(jìn)行軸的剪切強(qiáng)度校核。軸的剪切強(qiáng)度條件為： （ 376） 式中： F―軸所受的工作剪力，單位 N。 d―軸剪切面的直徑，單位為 mm。 ―軸材料的許用切應(yīng)力，單位為 Mpa。 將前一部分計(jì)算得到的 F、 d 帶入 上式得 由計(jì)算可知前軸滿足設(shè)計(jì)需要。 前軸橫梁剛度校核： 前軸通過(guò)兩端套筒與輪胎和角軸相連，使梯形機(jī)構(gòu)可以靈活轉(zhuǎn)動(dòng)并通過(guò)橫梁承受整體平臺(tái)工作車的重量。橫梁受力分析簡(jiǎn)圖如下 圖 323 前軸橫梁受力簡(jiǎn)圖 對(duì)于系統(tǒng)處于設(shè)計(jì)最大滿載時(shí)橫梁的撓度變性可由公式（ 377）得 377 式中 E 為材料彈性模量取碳鋼 E I 為慣性矩 代入式（ 376）得橫梁滿足載重的剛度需要。 車輪轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算 : 車輪轉(zhuǎn)向阻力矩按下式汁算 （ 378） 式中，為前橋負(fù)荷 ；為主銷偏移量 20mm ； B 為輪胎寬度 80mm ；為摩擦系數(shù) 。將各參數(shù)值代入，計(jì)算得 M ??m。 轉(zhuǎn)向液壓油缸作用力汁算： 轉(zhuǎn)向液壓油缸的安裝位置采用固定式。轉(zhuǎn)向液壓油缸作用力按下式計(jì)算 （ 379） 式中，為車輪轉(zhuǎn)向阻力矩；為液壓油缸相對(duì)于旋轉(zhuǎn)中心的最小力臂。將各參數(shù)值代入，計(jì)算得 F kN 。 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 初選系統(tǒng)工作壓力 壓 力的選擇要根據(jù)載荷大小和設(shè)備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟(jì)條件及元件供應(yīng)情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢(shì)必要加大執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，對(duì)某些設(shè)備來(lái)說(shuō)，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看也不經(jīng)濟(jì) 。反之，壓力選得太高，對(duì)泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造精度也要求很高，必然提高設(shè)備成本。具體選擇可參照表 33 和表 34. 表 3 3 按載荷選擇壓力 載荷 /KN 5 5― 10 10― 20 20― 30 30― 50 50 工作壓力 /Mpa ―1 ―2 ―3 3―4 4―5 表 34 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 機(jī)械類型 機(jī)床 磨床 組合機(jī)床 龍門刨床 拉床 農(nóng)業(yè)機(jī)械、小型工程機(jī)械 液壓機(jī)、大中型挖掘機(jī)、重型機(jī)械 工作壓力 /Mpa ― 2 3―5 2―8 8―10 10―18 20―32 根據(jù)前面對(duì)剪叉式起升機(jī)構(gòu)進(jìn)行的力學(xué)分析，計(jì)算出油缸在最低位置處的舉升力最大， F 17082N，從上面的表可以看出，載荷遠(yuǎn)遠(yuǎn)處于 10― 20KN，根據(jù)表 1 可以確定工作壓力在 MPa 之間，我們先假定起升機(jī)構(gòu)系統(tǒng)的工作壓力為 p 學(xué)分析，計(jì)算出油缸在中間位置時(shí)靜力作用下推拉力最大， F ，根據(jù)表 1 按載荷選擇壓力，同樣我們先假定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作壓力為 p . 、計(jì)算起升和轉(zhuǎn)向液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 根據(jù)上章計(jì)算液壓缸的最大推力，知道了在升降平臺(tái)啟動(dòng)時(shí)和輪胎靜力作用轉(zhuǎn)向時(shí)，油缸需要的推力最大，此時(shí)的活塞桿所需要承受的外部載荷也是最大。起升系統(tǒng)中所用到的油缸為單活塞桿單作用油缸而為了保證轉(zhuǎn)向時(shí)左右轉(zhuǎn)向速度相同轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用單活塞雙作用油缸。平臺(tái)起升時(shí)靠液壓缸的舉升力 F 上升，下降憑借自身的重力下降，而輪胎轉(zhuǎn)向時(shí)靠液壓缸的推 拉力通過(guò)連桿作用于梯形機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。 （ 1）起升液壓油缸內(nèi)徑的計(jì)算 : 設(shè)為液壓缸進(jìn)油口處的工作壓力，為受壓面積，也為活塞直徑，為機(jī)械效率，當(dāng)活塞向外伸出時(shí) （ 380） 取液壓缸的工作效率 ，起升液壓缸的最大舉升力 17082N，則將上式代入數(shù)值進(jìn)行計(jì)算可得： ?；钊麠U直徑的選取可按下表經(jīng)驗(yàn)選取， 表 35 按工作壓力選取 d/D 工作壓力 /Mpa ― d/D ― ― 可取 d 轉(zhuǎn) 。 液壓缸直徑 D 按國(guó)際規(guī)定的液壓缸的有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行圓整 .如與標(biāo)準(zhǔn)液壓缸參數(shù)接近，最好選用國(guó)產(chǎn)標(biāo)準(zhǔn)液壓缸，免于自行設(shè)計(jì)加工。經(jīng)查表可得， 90mm， d轉(zhuǎn) 50mm. 根據(jù)公式，可驗(yàn)算升降的工作壓力。 液壓油缸壁厚 t 的計(jì)算 : 若液壓油缸最大工作壓力為 p，許用拉應(yīng)力為，首先按照薄壁筒下式可計(jì)算油缸的壁厚 : （ 381） 其中許用拉應(yīng)力可取材料抗拉強(qiáng)度的 1/5,見(jiàn)下表： , 根據(jù)已知條件由公式（ 2）可計(jì)算得：。 對(duì)于： 鍛鋼 100― 120 鑄鋼 100― 110 鋼管 100― 110 鑄鐵 100― 120 缸體外徑計(jì)算： 式中 為缸體外徑，計(jì)算的 。 按 HSG 工程用 液壓缸外徑系列取 100mm。 起升液壓油缸的長(zhǎng)度 h 計(jì)算： 在最低位置時(shí)油缸處于未工作狀態(tài)，其中剪叉桿與水平方向的夾角最小為，則油缸與水平方向的夾角為，當(dāng)上升到最高位置時(shí)，剪叉桿與水平方向的夾角為，則油缸與水平方向的夾角為。由已知參數(shù)，根據(jù)剪叉力學(xué)分析公式 （ 382） 計(jì)算可得 : 起升油缸長(zhǎng)度的計(jì)算公式為 3 所示， （ 383） 分別代入數(shù)據(jù)可得： 進(jìn)而計(jì)算起升油缸的工作行程為：。 升降系統(tǒng)液壓缸可選?。?HSG K 01― 100/50E。 起升液壓缸工作時(shí)所需流量：計(jì)算液壓缸工作需的流量由以下公式計(jì)算可得 （ 384） 式中 ―液壓缸有效工作面積 。 ―活塞和缸體相對(duì)速度。 根據(jù)已計(jì)算出的起升液壓缸的直徑和速度，可以計(jì)算液壓缸的工作流量為：。 （ 2）轉(zhuǎn)向液壓油缸內(nèi)徑的計(jì)算 : 設(shè) p 為液壓缸進(jìn)油口 處的工作壓力，為受壓面積，也為活塞直徑， d 為活塞桿徑，為機(jī)械效率，當(dāng)活塞向外伸出時(shí) （ 385） 取液壓缸的工作效率 ，按工作壓力選取 d/D，見(jiàn)下表取 d/D ，轉(zhuǎn)向液壓缸的最大舉升力 ，則將上式代入數(shù)值進(jìn)行計(jì)算可得： 。 表 6 按工作壓力選取 d/D 工作壓力 /Mpa ― d/D ― ― 液壓缸直徑 D 按國(guó)際規(guī)定的液壓缸的有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行圓整 .如 與標(biāo)準(zhǔn)液壓缸參數(shù)接近，最好選用國(guó)產(chǎn)標(biāo)準(zhǔn)液壓缸，免于自行設(shè)計(jì)加工。經(jīng)查表可得， 40mm，所以活塞桿直徑 20mm。 根據(jù)公式，可驗(yàn)算轉(zhuǎn)向的工作壓力。 液壓油缸壁厚 t 的計(jì)算 :若液壓油缸最大工作壓力為 p，許用拉應(yīng)力為，首先按照薄壁筒公式 6 可計(jì)算油缸的壁厚 : （ 386） 其中許用拉應(yīng)力可取材料抗拉強(qiáng)度的 1/5,見(jiàn)下表： , 根據(jù)已知條件由公式可計(jì)算得： t 。 對(duì)于： 鍛鋼 100― 120 鑄鋼 100― 110 鋼管 100― 110 鑄鐵 100― 120 缸體外徑計(jì)算： 式中 為缸體外徑，計(jì)算的 。 按運(yùn)輸機(jī)械用 液壓缸外徑系列取 50mm。 轉(zhuǎn)向液壓油缸的長(zhǎng)行程的計(jì)算： 根據(jù)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)作圖法可求得 s 。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)選擇 CG 型等速缸： CG 250C/4020― 200 轉(zhuǎn)向液壓缸工作時(shí)所需流量： 計(jì)算液壓缸工作需的流量由以下公式計(jì)算可得 （ 387） 式中 ― 液壓缸有效工作面積 。 ―活塞和缸體相對(duì)速度。 根據(jù)已計(jì)算出的起升液壓缸的直徑和速度，可以計(jì)算液壓缸的工作流量為：。 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 基本方案的制定 在液壓系統(tǒng)中，液壓執(zhí)行元件確定之后，其運(yùn)動(dòng)方向和運(yùn)動(dòng)速度的控制是擬訂液壓回路的核心問(wèn)題。在本次設(shè)計(jì)的升降平臺(tái)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中，執(zhí)行元件是一支單作用的