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

1、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

2、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153893706AbstractSelf-scissors-style high-altitude platform is a convenient and quick movements of transport equipment, its form and structure of the hydraulic system layout, form and control agencies and to direct

3、ly 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-scissors-control hydraulic lifting platfo

4、rm 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 mechanical model, the calculation of

5、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 determine the movement of the hydraulic cyli

6、nder 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 methods,it makes sure that the entire platform can

7、meet the requirement of stabilitily and automaticly moving. Key Words: scissors, kinematics, matlab,drive TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc201316191 1 引 言 PAGEREF _Toc201316191 h 1 HYPERLINK l _Toc201316192 2剪叉式高空作业平台的基本理论知识 PAGEREF _Toc201316192 h 1 HYPERLINK l _Toc201316193 3 设计的主要内容 PAGEREF _Toc20

8、1316193 h 2 HYPERLINK l _Toc201316194 自行剪叉式高空作业平台起升机构的设计 PAGEREF _Toc201316194 h 2 HYPERLINK l _Toc201316195 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 PAGEREF _Toc201316195 h 3 HYPERLINK l _Toc201316196 3.1.2 固定液压剪叉式升降平台关键参数的确定 PAGEREF _Toc201316196 h 3 HYPERLINK l _Toc201316197 3.1.3 剪叉式升降平台起升机构的力学模型 PAGEREF _

9、Toc201316197 h 5 HYPERLINK l _Toc201316198 3.1.4 起升机构各构件的材料确定 PAGEREF _Toc201316198 h 13 HYPERLINK l _Toc201316199 3.1.5 销轴的设计 PAGEREF _Toc201316199 h 13 HYPERLINK l _Toc201316200 3.2 上平台和剪叉臂的设计 PAGEREF _Toc201316200 h 16 HYPERLINK l _Toc201316201 3.2.1 上平台主梁的选择与校核 PAGEREF _Toc201316201 h 16 HYPERLI

10、NK l _Toc201316202 、平台台面的设计确定： PAGEREF _Toc201316202 h 17 HYPERLINK l _Toc201316203 3.2.3 剪叉臂的选择与校核 PAGEREF _Toc201316203 h 18 HYPERLINK l _Toc201316204 、校核支座的抗压性 PAGEREF _Toc201316204 h 21 HYPERLINK l _Toc201316205 、剪叉臂尾部拉断条件 PAGEREF _Toc201316205 h 22 HYPERLINK l _Toc201316206 3.2.6 液压缸支撑臂的校核 PAGE

11、REF _Toc201316206 h 23 HYPERLINK l _Toc201316207 3.3 液压缸驱动剪叉式机构运动学分析 PAGEREF _Toc201316207 h 24 HYPERLINK l _Toc201316208 3.4 驱动系统设计 PAGEREF _Toc201316208 h 29 HYPERLINK l _Toc201316209 3.4.1 电动机的选择 PAGEREF _Toc201316209 h 29 HYPERLINK l _Toc201316210 3.4.2 确定电机的转速 PAGEREF _Toc201316210 h 30 HYPERLI

12、NK l _Toc201316211 3.4.4 总传动比计算 PAGEREF _Toc201316211 h 30 HYPERLINK l _Toc201316212 带的选取 PAGEREF _Toc201316212 h 30 HYPERLINK l _Toc201316213 3.5.1 确定计算功率 PAGEREF _Toc201316213 h 30 HYPERLINK l _Toc201316214 3.5.2 选取普通V带类型 PAGEREF _Toc201316214 h 30 HYPERLINK l _Toc201316215 3.5.3 确定带轮基准直径 PAGEREF

13、_Toc201316215 h 30 HYPERLINK l _Toc201316216 3.5.4 确定V带的基准长度和传动中心距 PAGEREF _Toc201316216 h 31 HYPERLINK l _Toc201316217 3.5.5 验算主动轮上的包角 PAGEREF _Toc201316217 h 31 HYPERLINK l _Toc201316218 3.5.7 计算预紧力 PAGEREF _Toc201316218 h 31 HYPERLINK l _Toc201316219 3.5.8 计算作用在轴上的压轴力 PAGEREF _Toc201316219 h 32 H

14、YPERLINK l _Toc201316220 3.5.9 带轮结构 小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式。 PAGEREF _Toc201316220 h 32 HYPERLINK l _Toc201316221 3.6 链轮及传动链的设计 PAGEREF _Toc201316221 h 32 HYPERLINK l _Toc201316222 3.6.1 选择链轮齿数 PAGEREF _Toc201316222 h 32 HYPERLINK l _Toc201316223 3.6.2 计算功率 PAGEREF _Toc201316223 h 32 HYPERLINK l _Toc20131

15、6224 3.6.3 确定链条链节数 PAGEREF _Toc201316224 h 32 HYPERLINK l _Toc201316225 3.6.4 确定链条的节距 PAGEREF _Toc201316225 h 33 HYPERLINK l _Toc201316226 3.6.5 确定链长L及中心距 PAGEREF _Toc201316226 h 33 HYPERLINK l _Toc201316227 3.6.6 验算链速V PAGEREF _Toc201316227 h 33 HYPERLINK l _Toc201316228 3.6.7 验算小链轮毂孔 PAGEREF _Toc2

16、01316228 h 33 HYPERLINK l _Toc201316229 3.6.8 作用在轴上的压轴力 PAGEREF _Toc201316229 h 34 HYPERLINK l _Toc201316230 3.6.9 低速链传动的静力强度计算 PAGEREF _Toc201316230 h 34 HYPERLINK l _Toc201316231 3.7 支承轮子的车轴和轴承设计 PAGEREF _Toc201316231 h 34 HYPERLINK l _Toc201316232 3.7.1. 轴上功率 PAGEREF _Toc201316232 h 34 HYPERLINK

17、l _Toc201316233 3.7.2.初步确定轴的最小直径 PAGEREF _Toc201316233 h 34 HYPERLINK l _Toc201316234 3.8.轴的结构设计 PAGEREF _Toc201316234 h 34 HYPERLINK l _Toc201316235 3.8.1 车子受力分析 PAGEREF _Toc201316235 h 36 HYPERLINK l _Toc201316236 按弯扭合成校核轴的强度 PAGEREF _Toc201316236 h 38 HYPERLINK l _Toc201316237 3.8.3 轴承的选用 PAGEREF

18、 _Toc201316237 h 38 HYPERLINK l _Toc201316238 3.9 键的校核 PAGEREF _Toc201316238 h 39 HYPERLINK l _Toc201316239 转向系统的初步设计 PAGEREF _Toc201316239 h 39 HYPERLINK l _Toc201316240 3.10.1 梯形结构参数设计 PAGEREF _Toc201316240 h 39 HYPERLINK l _Toc201316241 3.10.2 前轴设计计算 PAGEREF _Toc201316241 h 40 HYPERLINK l _Toc201

19、316242 3.10.3 车轮转向阻力矩计算: PAGEREF _Toc201316242 h 43 HYPERLINK l _Toc201316243 3.11 确定液压系统的主要参数 PAGEREF _Toc201316243 h 43 HYPERLINK l _Toc201316244 3.11.1 初选系统工作压力 PAGEREF _Toc201316244 h 43 HYPERLINK l _Toc201316245 、计算起升和转向液压缸的主要结构尺寸 PAGEREF _Toc201316245 h 44 HYPERLINK l _Toc201316246 3.11.3 制定基本

20、方案和绘制液压系统图 PAGEREF _Toc201316246 h 48 HYPERLINK l _Toc201316247 、液压元件的选择 PAGEREF _Toc201316247 h 50 HYPERLINK l _Toc201316248 3.11.5 液压泵的选择 PAGEREF _Toc201316248 h 51 HYPERLINK l _Toc201316249 3.11.6 液压阀的选择 PAGEREF _Toc201316249 h 52 HYPERLINK l _Toc201316250 3.11.7 油管尺寸和油箱容积的计算 PAGEREF _Toc20131625

21、0 h 53 HYPERLINK l _Toc201316251 3.11.8 油箱的有效容量 PAGEREF _Toc201316251 h 53 HYPERLINK l _Toc201316252 、液压系统性能验算 PAGEREF _Toc201316252 h 54 HYPERLINK l _Toc201316253 3.11.10 液压系统的冲击压力 PAGEREF _Toc201316253 h 56 HYPERLINK l _Toc201316254 总 结 PAGEREF _Toc201316254 h 59 HYPERLINK l _Toc201316255 参 考 文 献：

22、 PAGEREF _Toc201316255 h 60 HYPERLINK l _Toc201316256 致 谢 PAGEREF _Toc201316256 h 621 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

23、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

24、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

25、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

26、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: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1800 mm,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800 mm，剪叉臂初步设定为80 60 5.0 mm矩形钢管，

27、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

28、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， （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80mm 60mm mm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

29、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

30、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，：34 mm则液压缸轴线与水平线夹角与 有以下函数关系: （3-3）将数据代入（3-3）式 得=0.265

31、=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)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-

32、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

33、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： （3-5）式（3-5）中式(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

34、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

35、q代替，以下程序中出现的q与之相同)：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 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;a21F3=1225;F4=1225;F

36、6=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=AB运算结果为: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 0 0 0 0 0 0 0 0 -1.0000 1.0000 0 0 1.0000 1.0000

37、0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0.8588 -0.0849 0 0 0 0 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 0 -0.8588 0 0 -0.8588 0.0849 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 1.0000 0 0 0 -1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0.8588 0.0849

38、 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 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 0 0 Columns 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 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 0 0 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 0 0 1.0000 0

39、 1.0000 0 0 0 0 0 1.0000 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.8588 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 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 0K =1.0e+004 *经过计算可得到的数值分别为(单位:牛顿)：； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ；

40、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。 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

41、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。 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

42、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： （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

43、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

44、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()，计算销轴的最大剪应力。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 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

45、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)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 = 245MPa。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）根据所计算出的结果，中点C的最大偏移量在。完全可以满足对台面的支撑作用。、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

46、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

47、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Elastic 4node63进行计算，然后确定常数，钢板的后度设为5mmMpa，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：图3-6 ANSYS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。 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

48、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

49、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），（3-2）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41得 （3-13） （3-14）查机

50、械零件手册周开勤主编 表24 得碳钢弹性模量E=200220，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)取则可得规格的矩形钢

51、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355 Mpa，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 、校核支座的抗压性 （3-22）所以可用. 作用的铰链点受力最大 与剪叉臂轴线方向相同

52、的力的大小为图3-11： 作用铰链点受力分析图 （3-23）、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 液压缸支撑臂的校核 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 液压缸驱动剪叉式机构运动学分析液压缸驱动

53、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

54、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，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

55、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，; ; N F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)整理，可求出活塞沿着油缸轴线的瞬时速度: （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，

56、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)，可以对平台的运动瞬时

57、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10,20 30 35 40 45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;d2=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/

58、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 =d1 =x =y = 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

59、)*sin(10+19.58)*pi/180)v1 =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（m/s）10152030354045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，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，（滚子轴承），（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），

60、则=KW其中速度V取，轮胎与地面摩擦系数取，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。3.4.2 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=24，=860，=26，则总的传动比范围为=321440。故电动机转速的可选范围为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Y90L2型电动机机座号Y801 同步转速/(r/min) 1500 功率电机尺寸见电子图.4 总传动比计算 2）分配传动装置传动比，