畢業(yè)論文室內(nèi)粉墻升降系統(tǒng)開設計自行剪叉式高空作業(yè)平臺設計

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1、摘 要 自行剪叉式高空作業(yè)平臺是一種方便快捷的升降運輸設備，其結構形式和液壓系統(tǒng)的布置方式、控制形式以及轉向機構和驅動系統(tǒng)直接影響到液壓剪叉式升降平臺的工作性能和使用壽命。本文采用傳統(tǒng)力學計算方法和有限元分析方法，按照實際空間的需要設計出了結構簡單，維修、操作方便的自行式液壓剪叉式自動控制升降平臺。結合實際安裝的空間，液壓缸選定合適的布置方式。利用傳統(tǒng)的力學分析，對其起升機構建立力學模型，分析計算各剪叉桿的內(nèi)力。按照強度理論進行計算設計和校核剪叉桿、橫梁、平臺臺面，并選擇合適的材料。 根據(jù)液壓缸驅動剪叉機構進行的運動學及動力學分析，確定了液壓缸活塞的運動速度與臺面升降速度的關系，分析研究

2、平臺升降的穩(wěn)定性.并根據(jù)實際空間和實際要求，運用傳統(tǒng)力學方法對驅動進行參數(shù)化設計，確保整個平臺能夠實現(xiàn)穩(wěn)定地自動行走功能。 關鍵詞:剪叉臂, 運動學, matlab, 驅動 Abstract Self-scissors-style high-altitude platform is a convenient and quick movements of transport equipment, its form and structure of the hydraulic system layout, for

3、m and control agencies and to directly affect the drive system of hydraulic scissors-type movements and performance of the work platform Life. In this paper, using the traditional mechanical calculation methods and finite element analysis, according to the actual space needs ,designed the self-scis

4、sors-control hydraulic lifting platform which has the characteristic of a simple structure, maintenance, easy to operate. According to the actual installation space, the hydraulic cylinders was selected a suitable arrangement. Using of traditional mechanical analysis method, set up its agencies the

5、 mechanical model, the calculation of scissors at the internal forces. Calculated in accordance with the strength of the design and check-scissors, beams, flat surface, and select suitable material. According to hydraulic cylinders driven scissors bodies of kinematics and dynamics analysis to

6、determine the movement of the hydraulic cylinder piston speed and the speed of the stage movements, analysis of the take-off and landing platform stability. And in accordance with the actual space and practical requirements, using traditional mechanics methods to parameterly design. By these method

7、s,it makes sure that the entire platform can meet the requirement of stabilitily and automaticly moving. Key Words: scissors, kinematics, matlab,drive 目 錄 1 引 言 1 2剪叉式高空作業(yè)平臺的基本理論知識 1 3 設計的主要內(nèi)容 2 3.1自行剪叉式高空作業(yè)平臺起升機構的設計 2 3.1.1 初步確定升降平臺起升機構各構件的材料及有關尺寸 3 3.1.2

8、 固定液壓剪叉式升降平臺關鍵參數(shù)的確定 3 3.1.3 剪叉式升降平臺起升機構的力學模型 5 3.1.4 起升機構各構件的材料確定 13 3.1.5 銷軸的設計 13 3.2 上平臺和剪叉臂的設計 16 3.2.1 上平臺主梁的選擇與校核 16 3.2.2、平臺臺面的設計確定： 17 3.2.3 剪叉臂的選擇與校核 18 3.2.4、校核支座的抗壓性 21 3.2.5、剪叉臂尾部拉斷條件 22 3.2.6 液壓缸支撐臂的校核 23 3.3 液壓缸驅動剪叉式機構運動學分析 24 3.4 驅動系統(tǒng)設計 29 3.4.1 電動機的選擇 29 3.4.2 確定電機的轉速

9、 30 3.4.4 總傳動比計算 30 3.5V帶的選取 30 3.5.1 確定計算功率 30 3.5.2 選取普通V帶類型 30 3.5.3 確定帶輪基準直徑 30 3.5.4 確定V帶的基準長度和傳動中心距 31 3.5.5 驗算主動輪上的包角 31 3.5.7 計算預緊力 31 3.5.8 計算作用在軸上的壓軸力 32 3.5.9 帶輪結構 小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式。 32 3.6 鏈輪及傳動鏈的設計 32 3.6.1 選擇鏈輪齒數(shù) 32 3.6.2 計算功率 32 3.6.3 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 32 3.6.4 確定鏈

10、條的節(jié)距 33 3.6.5 確定鏈長L及中心距 33 3.6.6 驗算鏈速V 33 3.6.7 驗算小鏈輪轂孔 33 3.6.8 作用在軸上的壓軸力 34 3.6.9 低速鏈傳動的靜力強度計算 34 3.7 支承輪子的車軸和軸承設計 34 3.7.1. 軸上功率 34 3.7.2.初步確定軸的最小直徑 34 3.8.軸的結構設計 34 3.8.1 車子受力分析 36 3.8.2按彎扭合成校核軸的強度 38 3.8.3 軸承的選用 38 3.9 鍵的校核 39 3.10轉向系統(tǒng)的初步設計 39 3.10.1 梯形結構參數(shù)設計 39 3.10.2 前軸設計

11、計算 40 3.10.3 車輪轉向阻力矩計算: 43 3.11 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 43 3.11.1 初選系統(tǒng)工作壓力 43 3.11.2、計算起升和轉向液壓缸的主要結構尺寸 44 3.11.3 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 48 3.11.4、液壓元件的選擇 50 3.11.5 液壓泵的選擇 51 3.11.6 液壓閥的選擇 52 3.11.7 油管尺寸和油箱容積的計算 53 3.11.8 油箱的有效容量 53 3.11.9、液壓系統(tǒng)性能驗算 54 3.11.10 液壓系統(tǒng)的沖擊壓力 56 總 結 59 參 考 文 獻： 60 致 謝 62 64

12、/ 67文檔可自由編輯打印 1 引 言 隨著經(jīng)濟的發(fā)展，科學技術的進步，在市場經(jīng)濟的竟爭大潮中，房地產(chǎn)商門在室內(nèi)粉墻裝修時所普遍使用的腳手架，不能夠實現(xiàn)裝修工人的連動性效率低下，對連動性的實現(xiàn)這其中之一就是人們現(xiàn)在經(jīng)常會用到的升降平臺。升降平臺的種類比較繁多，根據(jù)不同的用途，升降平臺的結構，動力傳遞形式以及規(guī)格會有不同的選擇和設計。 液壓傳動方式的特點是結構緊湊、工作較平穩(wěn)、磨損小、布局靈活、易于控制。但液壓件加工精度要求較高，密封泄漏難以控制，工作介質適應溫度受限。液壓傳動是后來才發(fā)展起來的，以它為動力源來帶動的升降平臺又可分為

13、以下幾種:鏈輪承重鏈條機構的升降平臺該機構是由一個動滑輪和若干定滑輪以及承重鏈條組成的，根據(jù)動滑輪的特點，利用較短的液壓行程來獲得大的平臺升降高度，該平臺根據(jù)環(huán)境條件可以用在地下車庫等有較大的提升高度以及寬敞空間的場合。 本課題所設計的自行剪叉式高空作業(yè)平臺它是一種輕型的升降平臺，廣泛用于高空作業(yè)專用設備，可以移動。它的剪叉式機械結構，使升降臺起升后有較高的穩(wěn)定性，寬大的作業(yè)平臺和較高的承載能力，使高空作業(yè)范圍更大，并適合多人同時作業(yè)。它使高空作業(yè)效率更高，更安全。 液壓剪叉式升降平臺的設計，從以下四個方面進行設計:一是升降平臺剪叉起升機構的關鍵參數(shù)設計;二是剪叉式起升機構各構件材料的確定

14、;三是對起升機構進行運動學分析:四是升降平臺的液壓系統(tǒng)設計;五是是剪叉式起升機構的驅動和轉向設計。升降平臺的剪叉起升機構是整個平臺的骨架，承受和傳遞整個平臺所負擔的載重量及其自身的重量 2剪叉式高空作業(yè)平臺的基本理論知識 目前，我國的升降平臺的種類比較多，按動力傳遞形式，主要可以按電動機機械傳動和液壓傳動兩種方式來劃分，它們都有各自的優(yōu)點和不足之處.電動 機 機 械傳動方式的特點是零件加工相對要求不高、結構較簡單、加工容易、維修方便、適應環(huán)境能力強、抗沖擊性能好、可實現(xiàn)準確到位，并有自鎖功能、不污染環(huán)境，不足之處在于它的機械間的磨損很難克服，振動較大n1。其中以電機為動力源來提升平臺又可分

15、為以下幾種: 鋼絲繩式和齒輪齒條式兩者都是目前應用最廣的施工升降機，是垂直運送人員及物料的提升機械。隨著我國建筑行業(yè)的蓬勃發(fā)展，各種大型建筑物不斷增多，施工升降機的應用市場也在不斷地擴大。特別是90年代以來，施工升降機的發(fā)展最為迅猛。施工升降機不但可以用在這些場合，它還可以應用在大型化工廠冷卻塔、發(fā)電廠的煙囪、電視廣播塔、大型橋式起重機及煤礦等位置。施工升降機己成為各行業(yè)建設中一種必不可少的建筑機械。 蝸輪絲杠直頂式升降平臺作為基礎起重部件，它具有結構緊湊、體積小、重量輕、無噪音、安裝方便、能自鎖、可靠性高的特點。對于大面積平臺，采用多點提升，即每個頂點都安裝一組蝸輪絲杠。其好處在于:

16、 (1)可以減少臺板主梁斷面尺寸及應力，減小其撓度，增加平臺自身剛度，提高運行平穩(wěn)性。 (2)可以減少每個支點的受力，從而減小蝸輪絲杠的提升力，增強壓桿穩(wěn)定性，并能減輕設備重量。 3 設計的主要內(nèi)容 3.1自行剪叉式高空作業(yè)平臺起升機構的設計 選用雙剪叉式結構。起升機構結構如圖3-1所示: 圖3-1起升機構 根據(jù)設計要求以及用途，所設計的升降平臺要滿足以下的要求:上平臺寬1000mm，長1800 mm,上平臺的最低停留高度600mm,最高停留高度5800mm,下工作臺上臺面高560mm，剪叉架收縮后高度800 mm，剪叉臂初步設定為80 60 5.0 mm矩形鋼管，上平臺主

17、梁：10#工字鋼，銷軸：45#調質鋼，額定承載量：300Kg。 液壓剪叉式升降平臺的設計，從以下四個方面進行設計:一是升降平臺剪叉起升機構的關鍵參數(shù)設計;二是剪叉式起升機構各構件材料的確定;三是對起升機構進行運動學分析:四是升降平臺的液壓系統(tǒng)設計。升降平臺的剪叉起升機構是整個平臺的骨架，承受和傳遞整個平臺所負擔的載重量及其自身的重量。 3.1.1 初步確定升降平臺起升機構各構件的材料及有關尺寸 液壓剪叉式升降平臺的最高工作高度為H=5800mm,假設梁與平臺的總厚度為120mm，如圖(3-1)所示升降平臺是在剪刀叉變幅工作下得到舉升，當內(nèi)外剪叉臂的軸線垂直，剪叉臂軸線與水平線夾角為時，剪

18、叉臂之間的有效作用力最大，此時達到最高點，平臺的穩(wěn)定性比較好。 設剪叉臂兩端的銷孔之間的距離為，如圖(3-1)所示，根據(jù)幾何關系可得， （3-1） 上平臺最低停留高度是h = 600mm,根據(jù)幾何關系可以得出剪叉臂軸線與水平線的夾角為： （3-2） 代入數(shù)據(jù)，分別計算式(3-1) 、(3-2)，得=1726mm， = 剪叉臂的材料初步設定為80mm 60mm 5.0mm矩型鋼管，上平臺主梁用10#工字下端通過銷與箱體固定。銷軸用調質處理的45"鋼制造。在兩個內(nèi)剪叉臂之間位置安

19、裝油缸，其油缸與剪刀叉臂的連接是通過固定臂及銷軸相連接的。 3.1.2 固定液壓剪叉式升降平臺關鍵參數(shù)的確定 剪叉式起升機構作為升降平臺鋼結構的關鍵組成部分，其力學特性會對平臺性能產(chǎn)生直接影響。計算、分析剪叉式起升機構的傳統(tǒng)方法通常為手工試算。 固定液壓剪叉式升降平臺起升機構的結構特點剪叉式升降平臺的結構型式多種多樣，主要有平臺、剪叉式起升機構和底座三個部分組成.從低起升到高起升，組成剪叉桿的數(shù)目多，油缸的布置形式多，移動方式有牽引式、自行式、助力式等。剪叉式起升機構的剪叉臂桿數(shù)目和油缸的布置形式由起升高度而定。相對起升高度為5800mm的剪叉式升降平臺，此剪叉機構有4組剪叉臂桿組成。

20、如圖(3-1)所示，剪叉式起升機構和平臺的受力簡圖，該機構包括4組剪叉桿和1個起升油缸。起升機構最高一組剪叉桿的一端與平臺以固定鉸支座相連接，另一端則與滑輪鉸接，平臺起升/下降時，滑輪可以在工字形鋼上實現(xiàn)剪叉機構變幅。起升機構與底座采用同樣的方式連接。圖（3-2）中與作用點分別對應平臺和起升機構上鉸接點以及底座的固定鉸支座位置，與作用點分別對應平臺和起升機構上滑靴鉸接點以及底座的滑靴鉸支座位置。根據(jù)圖（3-2）所示，定義剪叉桿兩端銷孔中心連線長度為，其與水平線夾角為，定義和分別為液壓缸上、下安裝點與剪叉桿中心銷孔距離(平行于剪叉桿)，和分別為液壓缸上、下安裝點高于相應剪叉桿平面的距離，初步設定

21、?。?38mm，：506mm，：43mm，：34 mm則液壓缸軸線與水平線夾角與 有以下函數(shù)關系: （3-3） 將數(shù)據(jù)代入（3-3）式 得=0.265 = 圖3-2 剪叉機構受力簡圖 3.1.3 剪叉式升降平臺起升機構的力學模型 剪叉式升降平臺的起升機構是有一些直桿件組成，其接點為鉸結點，各桿件承受彎矩、軸向力或剪力的作用，此結構為鉸接形式。當機構在工作時，為保證能夠承受外載荷和油缸的舉升力的作用，必須首先計算各桿件的內(nèi)力，選擇合適的的材料，因此下面建立剪叉結構的力學模型并進行求解。 剪叉式升降平臺起升機構是由高強度矩形管通過軸銷連接而成的桿

22、架連接機構，各個連桿通過銷軸相互作用，在液壓缸推力的作用下，完成升降作業(yè)。根據(jù)圖(3-2)所示的剪叉起升機構及平臺受力分析，然后再結合剪叉式起升機構的結構特點和受載狀況，分別對平臺和剪叉機構建立力學模型。圖(3-2)的平臺受力分析也即為平臺簡化模型，假定作用于平臺中心位置，則當平臺起升，剪叉機構變幅帶動滑靴移動時，則、、和有如下關系: （3-4） 圖3-3 剪叉桿受力簡圖 剪叉機構外載狀況如圖2所示，為剪叉機構自重載荷，為油缸自重載荷。為了計算剪叉起升機構內(nèi)每個支架鉸接點的內(nèi)力和油缸推力，應研究該機構各桿內(nèi)力、油缸推力與角之間的關系，并找出其最惡劣工況。

23、把機構拆分為六個獨立的隔離體，分別對該機構從上到下的各段剪叉桿進行受力分析，如圖(3-3)所示剪叉桿力學模型圖: 圖(3-3)使用的符號說明如下: —剪叉機構各鉸接點內(nèi)力，x=1,2 …20;其中奇數(shù)為該鉸接點Y方向受力，偶數(shù)為對應鉸接點X方向受力; —作用在剪叉機構上的外力; P—液壓缸的推力。 根據(jù)各剪叉桿的力學分析，在不考慮摩擦的情況下，由牛頓運動定理，力學平衡方程式如下： （3-5） 式（3-5）中 式(3-5)給出了外載、剪叉起升機構幾何參數(shù)與油缸推力及各剪叉桿受力的相互關系。剪叉起升機構的關鍵參數(shù)已經(jīng)在分析中得出了具體的

24、值，傳統(tǒng)方法將數(shù)值代入式(3-5)中，對式(3-5)進行求解，計算結果為剪叉起升機構各桿件之間的相互作用力和油缸的推力。根據(jù)油缸最大推力與關鍵參數(shù)及的相互關系，可以找到危險點，計算出此點時各桿件的內(nèi)力和油缸的最大推力，并且計算校核其剛度、強度，進一步確定桿件的材質和尺寸。 MATLAB模型的求解 上面的力學模型所列出的方程比較煩瑣，用一般的方法是不能夠解決的。MATLAB是一種數(shù)值計算、符號運算、可視化建模、仿真和圖形處理等多種功能于一體的非常優(yōu)秀的圖形化語言.它的應用范圍很廣，在方程求解、多項式的運算、數(shù)學的極值計算、金融、工業(yè)系統(tǒng)仿真和統(tǒng)計等諸多領域都得到了廣泛的應用。以下是運用MAT

25、LAB的強大的矩陣方程計算求解功能，來對方程(3-5)進行求解。 前面己經(jīng)計算出液壓缸的最大推力應該是在液壓缸傾斜角度最小的時候，即剛起升時刻，因此我們可以計算在這個時刻的各桿內(nèi)力和液壓缸的最大推力。 下面我們可以根據(jù)已知的條件，可運用MATLAB編程計算，計算出剪叉機構各桿的內(nèi)力和油缸的最大推力. 所編制的MATLAB運算程序如下(在MATLAB程序中q代替，以下程序中出現(xiàn)的q與之相同)： MATLAB程序：a19=[0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.85881 -0.084921 0 0 0 0 0]; a20=[0 0 0 0

26、0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1 1 1 1 1.222]; a21=[0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0.85881 0.084921 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;-

27、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\B 運算結果為: A = Columns 1 through 12 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.8588 0.0849

28、 0 0 0 0 0 0 0 0 -1.0000 1.0000 0 0 1.0000 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0.8588 -0.0849 0 0 0 0

29、 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 -1.0000 0 1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 0

30、 0 -0.8588 0 0 -0.8588 0.0849 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 1.0000 0 0 0 1.0000 0 0 1.0000 0 0 0 1.0000 0 0

31、 0 -1.0000 0 0 0 0.8588 0.0849 0 0 0 0 0 0 0.8588 -0.0849 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0

32、 0 0 0 0 0 0 0 0 -1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.8588 -0.0849 0 0 0 0 0 0 0 0

33、 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0.8588 0.0849 0 0 0

34、 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 0 0 0

35、 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 0 0 Co

36、lumns 13 through 21 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

37、 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 0 0

38、 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.1941 0 0 0 0

39、 0 0 0 0 0.1825 0 1.0000 0 0 0 0 0 1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.8588

40、 0.0849 0 0 1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 -1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0.8588 -0.0849 0 0 0 0 0

41、 0 0 0 1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 -1.0000 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 -0.8588 -0.0849 0 0 0 0 0 0 0

42、 0 0 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.2220 0 0 0 0 0 0 0.8588 0.0849 0.1448 K = 1.0e+004 * -0.0241 -0.2067 -0.0782 0.4480 0.1365 0.1850 0.2028 -0.1414 -0.0499 -0.0435 -0.1905 1.4017 0.0479 1.3682

43、-0.0768 -1.3246 -0.2681 1.3246 -0.2220 -2.7698 1.7082 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 3.1.4 起升機構各構件的材料確定 剪叉起升機構是由一些直桿件組成，其結點為鉸結點，各桿件承受彎矩、軸向力或剪切力的作用，它們通過銷軸鉸結而成剪叉式結構，因此剪叉起升機構各構件材料的確定相當重要.本文通過分析桿件、銷軸等所受到

44、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。 3.1.5 銷軸的設計 銷軸的計算公式 銷軸連接是桿架金屬結構的常用連接形式，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

45、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3-4銷軸截面應力分布 銷軸連接兩個剪叉臂，同時剪叉臂之間可以繞銷軸轉動，其截面是圓形的，己經(jīng)不能再假設截面上各點的剪應力都是平行于剪力Q。如上圖所示，截面邊緣上各點的剪應力與圓周相切。這樣，在水平弦AB上與圓周相切的剪應力作用線相交Y軸上的某點P，由于對稱，AB中點C的剪應力必定是垂直的，因而也通過P點.由此可以得出，AB上各點的剪應力的作用線都通過P點。于是對AB弦的剪應力ry來說，可以運用公式求得， （3-

46、6） 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，剪應力為最大，且各點的就是該點的總剪應力。對中性軸上的點， , （3-7） 代入上式，并且，最后得出 （3-8） 此時計算可以得到最大剪應力，然后進行銷軸的抗剪強度驗算，公式為： （3-9） 式中---為銷軸許用剪應力若銷軸比較長時 銷軸的校核計算 根據(jù)所設計的剪叉式結構，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

47、的材料及尺寸的選取至關重要，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，(

48、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力是最大弦處的剪應力最大，最大弦就是銷軸的直徑位置了，因此，我們根據(jù)公式(3.8)，計算銷軸的最大剪應力。與前面假設采用調質處理45#鋼相比較其安全系數(shù)據(jù)手冊可設置為1.5。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。 3.2 上平臺和剪叉臂的設計 3.2.1 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

49、要骨架，對臺面起著支撐作用，分別設置在平臺的兩邊，與剪叉起升機構直接相連接，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(支撐平臺的力設為均布載荷=8.65)和自身分布載荷 (槽 鋼自重= 1.104N/cm) 。 圖3-5上平臺主梁受力簡圖 主梁截面為工字鋼，其慣性矩I = 245，E=2.06xMPa。設簡支梁受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: （3-11） 根據(jù)

50、所計算出的結果，中點C的最大偏移量在2.11mm。完全可以滿足對臺面的支撐作用。 3.2.2、平臺臺面的設計確定： 平臺主要是由鋼板組合而成的，根據(jù)鋼板結構的分析，用材料力學和彈性力學的方法計算，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構的強度與剛度時，為了可靠起見，使用簡單而且有效的方法就是進行結構的有限元分析。有限元法是一種采用電子計算機求解復雜工程結構的非常有效的數(shù)值方法，是將所研究的工程系統(tǒng)轉化為一個結構近似的有限元系統(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)。有限元可以轉化為一個數(shù)學模式，并根據(jù)數(shù)學模式，進

51、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、結構、受力和約束等，因此，計算結果更精確、更接近實際，可作為設計，改進領部件的依據(jù)。同時，可利用有限元分析計算的結果進行多方案的比較，有利于設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)，鋼板的后度設為5mm；材料屬性為，

52、彈性摸量和泊松比，其中彈性模量E=2.06Mpa，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，進行分析結果如下圖： 圖3-6 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。 3.2.3 剪叉臂的選擇與校核 剪叉臂是整個機構能夠準確運行的關鍵結構，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

53、目的；而油缸主要是固接在內(nèi)叉臂的一側，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，我們應當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（3-1），（3-2）的結構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)叉臂的進行力學分析；分別計算平臺在最低位置時，其上段中

54、點的橫向位移和下段中點的橫向位移。如下圖（3-7）和（3-8）所示： 圖3-7 上內(nèi)叉臂受力分析 如圖（3-7）所示，先根據(jù)力學模型計算出合力和的方向與內(nèi)叉桿的角度。計算結果是：；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： （3-12） 由圖（3-7），使用疊加法，將原載荷系統(tǒng)分別分解為： 圖3-8 分解圖 由《材料力學》張良成主編 表4—1得 （3-13） （3-14） 查《機械零件手冊》周開勤主編 表

55、2—4 得碳鋼彈性模量E=200—220，取E=210. （3-15）（3-16） 則 （3-17） 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3-9： 下內(nèi)叉臂受力分析 同樣根據(jù)力學模型計算得出, 。 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： （3-18） （3-19） 從以上進一步的

56、計算可知：mm矩形管作為剪叉臂桿有足夠的剛度但結合材料節(jié)省方面, mm矩形管過大,應當選擇慣性矩小的鋼管 現(xiàn)所設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42.22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3-10：承受拉力最大的外剪叉臂桿的受力分析圖 （3-20）

57、 （3-21） 假設安全系數(shù)為1.5，則許用拉應力，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,剪叉臂力學模型知,鉸支座承受豎直向下的力 ,又 3.2.4、校核支座的抗壓性 （3-22） 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3-11： 作用鉸鏈點受力分析圖 （3-23） 3.2.5、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

58、叉臂尾部的最小厚度S=8mm 的拉斷條件 圖3-12：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 （3-24） 取安全系數(shù)1.5 （3-25） 所以 可用 3.2.6 液壓缸支撐臂的校核 圖3-13液壓缸支撐臂受力簡圖 當初始位置時 （3-26） 滿足剛度要求 當最高位置時, 又 所以此時支撐臂變形量小于0.85m

59、m 3.3 液壓缸驅動剪叉式機構運動學分析 液壓缸驅動剪叉式機構具有噪聲小、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將動力變?yōu)闄C構內(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構的整體緊湊，對降低平臺的安裝高度起到了重要的作用。本節(jié)對內(nèi)裝式液壓缸驅動的剪叉式機構進行運動學分析，推導出液壓缸活塞運動速度與剪叉機構運動速度的關系式，通過平臺的速度穩(wěn)定性，理論上可以檢驗所設定的油缸速度正確性。 運動學分析 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

60、角設為，則此時對進行求解，可根據(jù)計算公式: （3-27） 圖3-14機構運動分析簡圖 根據(jù)平臺的運動軌跡，假設桿BC繞固定點B旋轉，其旋轉的角速度為 且 AD=BC=CF=DE=GH=EH=HP=GQ C點的瞬時速度為 （3-27） C點的上升瞬時速度為 （3-28） 假設C點固定，則CF桿繞C點轉動的角速度也為，，上升瞬時速度則為；同理假設F點固定，則GF繞F點的轉動角速度也為，，上升瞬時速度為；同理， ；平臺相

61、對于B點的瞬時速度，即P點相對于B點的瞬時速度， 則： （3-29） 根據(jù)機構運動分析可求得M點的瞬時速度: （3-30） M點沿著液壓缸的軸線方向的瞬時速度為： （3-31） N點的瞬時速度:N點的速度是由同時繞B,C ,F 三點旋轉合成的速度，根據(jù)圖3-14可以分別求出N繞B,C ,F 三點的分速度，然后合成就可以得到N點的速度。其旋轉角速度均為，因此首先需要求出BN和CN長度值，分別設為和， 在三角形BFN中，; ; N F與BF的夾角為 則 （3-32） 在三角

62、形NGC中，;；GN與GC的夾角為。 則 （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點的瞬時速度可根據(jù)上式進行計算， （3-36） 根據(jù)油缸在M和N點沿油缸軸線的瞬時速度，由(3.29)--(3.36)整理，可求出活塞沿著油缸軸線的瞬時速度: （3-37） 再整理可得：

63、 （3-38） 根據(jù)前面的仿真分析設計要求，在確定液壓缸的設計流量，即己知活塞的運動速度的情況下，可求出臺面的升降速度:反之，可以根據(jù)臺面的升降速度及剪叉機構的結構尺寸可以求出活塞的運動速度。由上面的關系式可知，臺面的升降速度與結構尺寸，,及活塞的運動速度有關，在給定，,，的情況下，臺面的升降速度在臺面升降過程中的變化而變化。在實際工程設計中，要求臺面升降速度平穩(wěn)。而在液壓系統(tǒng)中希望活塞運動速度在每一升降過程中保持不變，從而保證了臺面的運行平穩(wěn)。在現(xiàn)有結構中要使不變化比較困難，成本較高，只能對結構尺寸適當調整

64、，使變化范圍盡可能小，以滿足使用要求。 平臺的升降速度計算分析： 根據(jù)前面的結構動力學分析和運動仿真，確定了機構的關鍵參數(shù)和角度變化關系，以及上面所分析的速度關系式(3.37)，可以對平臺的運動瞬時速度進行理論計算，得到在平臺上升過程內(nèi)平臺運動的瞬時速度與角度變化的關系。已知參數(shù)如下: ，求得當工作平臺上升時,各個位置(既剪叉臂與水平面夾角為10,20 30 35 40 45時)的速度 以下是在10度位置時matlab的計算程序及其運算結果，以后的位置依次類推即可; d2=sqrt((1.726/2+0.638)^2+(2*1.726*sin(10*pi/180))^2-2*(1

65、.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*180 y=asin((1.726/2+0.506)*sin((10+19.58)*pi/180)/d1)*180/pi d2 =

66、 1.5165 d1 = 0.6759 x = 6.6732 y = 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計算程序可知臺面升降速度計算值如下： 表3-1：各位置臺面升降速度 α β （m/s） 10 22.69 19.58 0.1371 15 30.842 28.3494 0.0966 20 38.04 36.29 0.0776 30 49.86 49.3 0.0606 35 55.27 55.28 0.0563 40 60.05 60.48 0.0535 45 64.28 65.04 0.0517 從表可