毕业设计（论文）-37米高空作业车工作台调平机构设计

IIDesignof37mAerialWorkPlatformLevelingMechanismAbstractAerialWorkPlanformismainlyappliedtostreetlight,electricpower,transportation,highway,shipbuilding,repairing,communications,constructions,gardens,advertising,airports,ports,cableTV,etc.Itiswidelyused,efficient,safeandconvenient.Ithasgreatpotentialinthemarket.Thisarticlemainlyfinishedthetheoreticalanalysis,calculationandstructuredesign.AerialWorkPlanformiscomposedbytwomanipulators,afterreasonablydeterminingsomeofitsbasicdimensions,makingitsforceanalysisaccordingtotheoreticalmechanics,Iusematerialmechanicsknowledgetomakeitsstrengthcheck,anddecidetheotherdimensions.Accordingtoloadconditions,Ichoosehydrauliccomponents,designhydraulicsystem.MakeuseofthedrawingsoftwaresuchasCAD,topaintpartsgraphsandassemblydrawings,andmotionsimulation.Usepro/Esoftwaretodrawthethree-dimensionalmap,andgetthecurveandsportsdomainmotionsimulation.Keywords:Forceanalysis；Strengthcheck；Hydraulicsystem；motionsimulation目录TOC\o"1-3"\h\u34671绪论 189131.1高空作业车发展状况 111041.2常用调平机构及其特点 3260621.3课题来源及研究意义 6126911.4四连杆调平机构设计内容 7140711.4.1机构设计 71021.4.2运动学分析 772191.4.3动力学分析 745251.4.4设计要点 87812调平驱动机构的方案设计 9297452.1高空作业车工况及传动机构参数 9248112.2连杆调平机构设计方案 9272602.2.1调平机构分类及平行四连杆调平机构组成 9281602.2.2四连杆调平机构设计 1052422.2.3多连杆调平机构设计方案 1863792.3往复油缸的设计 20171962.4小结 21253调平机构的运动学、动力学分析 23120223.1调平机构运动学分析 23264653.1.1平面连杆机构基本特性分析 23197863.1.2机构运动的数学模型 2449913.1.3运动仿真 26104313.1.4求解结果及分析 305923.2调平机构动力学分析 34304253.3根据参数确定设计方案 37281584调平机构的校核 39166454.1杆件的强度校核 40149714.2联接轴销强度校核 42252504.3往复液压缸强度校核 43510246总结与展望 4727649致谢 4914981参考文献 501绪论1.1高空作业车发展状况[1]高空作业车是一种将作业人员、工具、材料等通过作业平台举升到空中指定位置进行各种安装、维修等作业的专用高空作业机械，既属于工程机械，又是一种重要的施工设备。高空作业车是当今广泛应用在船舶、建筑、市政建设、消防、港口货运、园林绿化等行业的重要设备之一。随着国内制造业的蓬勃发展,高空作业产品的需求量也在逐年增加,对其性能的要求也越来越高,各种规格新产品近几年增加较快,国内同行业的竞争也越来越激烈。高空作业车自动调平机构的对象就是一个工作平台。评价高空作业车产品成功的一个重要因素就是工作平台的自动调平能力,也是保证高空作业车能正常作业的一个重要因素。当前,国内外企业的创新力度主要是致力于扩大高空作业机械的作业范围,满足不同作业的需要，确保人员的作业安全，提高操纵和使用性能。高空作业车作为一种工程车辆，其特殊性在于：一是载人高空作业，其作业安全性要求比一般工程车辆高，即所谓高安全性；二是施工场所环境的非结构性,即其工作环境不可预知并且多变，环境具有高适应性；三是其经常用于抢修作业，并且多为室外或野外作业，作业环境条件差，所以要求其具有作业的高效率。高空作业车特点：在作业斗内和回转座上均设有操纵装置，远距离控制发动机的启动、停止、高速、低速、采用电液比例控制臂的动作，平稳性好，工作臂可左、右360°连续旋转，靠连杆机构自动维持作业槽水平，主泵出现故障时可操纵应急泵下降作业槽。由于高空作业车用途广泛,涉及行业多，每个行业的作业内容不同，据不完全统计，我国每年仅城市建筑维护因使用的高空作业吊篮发生坠落，就导致近5000人死亡，而这种作业方式在发达国家已经基本绝迹，取而代之的是高空作业车。因此，未来城市建筑维护将大量使用高空作业车。发达国家的设备租赁行业是高空作业车采购的主力军，约占总需求量的80%,而我国几乎为零，用户要用就必须购买。随着我国工程设备租赁行业的发展，用户不必投资购买就可以租用到，必然引发租赁行业大量添置，因此租赁行业将是高空作业车市场需求量增长潜力最大的行业[2]。经过查阅相关资料和调查研究，高空作业未来朝如下趋势进行发展：(1)随着城市的基础设施的建设，道路照明、建筑主体的维护，应急抢修等等，都要求高空作业车的作业高度越来越高。(2)由于城市空间的局限，要其具有外形小，总重轻，必须走轻量小型化的技术路线。(3)市政运行维护的时效紧急，既要高效作业的同时,必须确保安全性，智能控制技术是必然趋势。1.2常用调平机构及其特点[3]高空作业车是一种应用范围广泛的工程机械,我国高空作业机械的生产于20世纪70年代末起步，发展较快，目前生产企业已经由原来的几家发展到几百家，其中与外国合作的企业有5家。高空作业车工作平台的调平机构有自重调平机构、平行四连杆调平机构、链条链轮式调平机构（由平行四连杆调平演变而来）、静液压调平机构、电液调平机构等。下面介绍了高空作业车工作平台常用调平装置和工作原理,分析各种调平技术的特点及其适用范围。a.利用平台自重的调平机构利用平台自重的调平机构是最简单的一种工作平台调平方式,它是借用工作平台和载荷的重力作用使平台无论如何升降都能自动保持水平状态。其原理见图1.1，平台的中心在作业平台1与臂杆3连接的转动铰点2的正下方，且靠近底部，利用工作台和载荷的重力作用使平台无论如何升降都能自动保持水平状态。该方法结构简单、重量轻、调整维修方便、成本低,但易晃动,特别是当操作人员在平台中的位置变动时,平台易产生摇晃,因此在平台达到作业位置后要使用锁紧机构防止摇动,操作起来比较麻烦,故只在工作高度较低、技术性能较低的高空作业车上使用过,现在已经很少使用。1--作业平台2--转动铰点3--臂架图1.1自重调平机构b.静液压调平机构静液压调平也称为双油缸串联调平,由两只结构尺寸完全相同的油缸I和II组成。两根油缸的无杆腔和有杆腔分别相连,可以实现一只伸出的长度等于另一只缩短的长度。调平液压缸I连接在臂杆2与工作台3之间，当臂杆变幅时，调平液压缸I长度发生改变，与工作台相连的调平液压缸II发生长度想法的改变。这种调平具有结构简单、成本低、精度高的特点，两油缸一根与转台相连,一根与平台相连,故当臂架长度较长时,两油缸相距较远时,存在调平滞后现象,且滞后现象随着高度的增加而更加明显。这种方式主要用在伸缩臂式高空作业车上。1.回转台2.臂杆3.工作平台4.调平液压缸I5.有杆腔连接油路6.无杆腔连接油路7.调平液压缸II图1.2静液压式调平机构c.电液调平机构[4]电液调平的基本原理是通过安装在工作平台上的水平传感器来感知平台的状态,并产生一个相应的电流,控制调平液压缸的动作,最终使平台保持水平状态，电液调平机构又分为电液自动调平和电液比例调平。1.水平传感器2.工作平台3.臂杆4.链条链轮传动机构5.调平液压缸6.液压锁7.电磁换向阀图1.3电液自动调平如图1.3所示，电液自动调平机构的主要部件包括水平传感器1、调平液压缸5和电磁换向阀7。其中水平传感器1安装在工作台2上，当工作台处于水平状态时水平传感器不产生控制电流，其输出电流为0；当工作台倾斜时，水平传感器产生控制电流电流大小随倾斜角度而变化。这种调平方式操作人员不适感较强，适用于折叠式和伸缩臂式高空作业车。1.水平传感器2.工作平台3.臂杆4.链条链轮传动机构5.调平液压缸6.液压锁7.电磁换向阀8.放大比较器图1.4电液比例调平机构如图1.4所示，电液比例调平机构由水平传感器1、调平液压缸5、电液比例伺服阀7和放大比较器8组成。与电液自动调平不同的是——水平传感器输出信号的大小与工作台倾斜角度成正比。输出信号经比较器放大、判定方向后，由驱动电路输入到电液比例伺服阀7，比例伺服阀的阀芯产生相应的位移，从而控制调平液压缸的伸缩，使工作台发生与原倾斜方向相反的转动，工作台回复到水平状态。这种调平方法的调平过程连续、平均，调平性能好、控制精度高、动态响应快，适用于各种形式的大高度高空作业车。d.平行四连杆调平机构调平机构由一组或多组平行四边形连杆机构组成,这种机构应用平行四边形的两组对边分别平行,将一对短边中的一边固定在转台上,无论长边怎样变幅动作,另一短边总和固定短边保持平行,从而保证了工作平台的水平状态，其调平过程是连续的,具有可靠的稳定调平性能、同步性好的特点。缺点是平行四连杆机构只能在臂杆外侧布置,结构不紧凑,由于平行四连杆的限制,臂杆之间的工作角度范围小于，应用该机构还需注意的是两个平行四边形间拉杆的铰点布置,它较大的影响了工作平台在起升过程中的前后窜动量,如果窜动量较大,会对操作人员产生一定的不适感，着用调平方式主要用在折叠臂高空作业车上。平行四连杆调平机构的常用设计方法有：①按照给定的形成速度变化系数设计四连杆机构②按给定连杆位置设计四连杆机构③按照给定两连架杆对应位置设计四连杆机构④按照给定的轨迹设计四连杆机构。平行四连杆调平机构由一组或多组平行四边形连杆机构组成，原理如图1.5，调平机构一端与工作台4相连，另一端与回转台1连接，上平行四边形3和下平行四边形2相连处的短边固联在一起，利用平行四边形在变形过程中两组对边始终保持平行的原理，无论折叠臂如何升降，工作台始终保持水平状态。1.回转台2.下平行四边形3.上平行四边形4、5.链轮6.工作台7.链条图1.5平行四连杆调平机构1.3课题来源及研究意义高空作业车是电力、通讯、交通、市政、消防、救援、建筑等行业进行施工、维护修理等作业的理想设备，关系我国基础设施建设，是保证人民生活质量的基础设备。而高空作业也存在一定的危险性，因此对于高空作业车的性能要求更加精确。调平机构的性能好坏与否直接关系着施工人员的人身安全，它是保障施工安全性的硬件基础，因此，我们针对高空作业车调平机构做以下研究，旨在找出一种稳定、高效，可以从本质上减少伤亡的设计方案。高空作业车工作台调平系统的作用是保证工作臂在任何位置时，工作斗都于地面平行。调平系统是高空作业车的特有技术，也是高空作业车的关键技术之一，机构的稳定、连续运动对工人的操作效率和人身安全有决定性作用。目前国产高空作业车大都采用平行四边形调平机构，这是一种比较简单的调平机构它由一组或多组平行四边形连杆机构组成。我国高空作业车也存在一些问题：①部分企业技术创新能力较差。我国的调平机构设计大多还是在借鉴国外的基础上进行研究②高空作业车的稳定性差，存在较大的抖动和滞后问题，作业的舒适性和安全性亟待提高③调平机构工艺加工和材料强度有待提高。本毕业设计设计的是设计双摇杆四连杆机构。该机构配合电液控制系统保证了工作平台的水平状态，其调平过程连续,具有调平可靠、同步性好等特点。为了更好的保证运动的连续性，使施工人员不感觉到突然地变速、变向，对调平机构进行运动学分析是很有必要的。我国现有的高空作业车辆不论在工作高度还是稳定性上都稍显落后于四连杆调平机构，四连调平杆机构是实现高空作业车整体技术提高和产业优化的基础。1.4四连杆调平机构设计内容1.4.1机构设计a.从主动件输入摆角限制（取决于调平缸摆角及伸缩位移量）、从动件（平台与从动件固连）输出角要求，即大于180°，完成四连杆机构尺寸和铰点位置的设计；b.从负载变化及输出调平角的变化，取最不利工况，完成四连杆截面尺寸的设计和材料的选择。1.4.2运动学分析a.推导四连杆机构输出调平摆角与输入调平缸位移量之间的关系。b.推导四连杆机构输出调平角速度与输入调平速度之间的关系。c.大范围内（调平输出角>180°）无死点连续旋转，无滞后实时调平。d.获得调平输出角速度及角加速度的变化规律，探讨对调平稳定性的影响。1.4.3动力学分析建立调平四连杆机构动力学模型，分析弱杆件的受力特点和连接点受力的可靠性，研究变负载作用下结构的动力学特性。1.4.4设计要点a.四连杆机构设计及运动学分析：保证其运动连续、均匀、无死点；b.四连杆机构受力分析：观察压力角和传动角（如图2.1中，CD杆尽量在与AD垂直方向左右摆动），保证机构效率；c.往复油缸确定；2调平驱动机构的方案设计2.1高空作业车工况及传动机构参数a.工作高度为37m、作业半径为18.5m的混合臂高空作业车；b.从主动件输入摆角限制（取决于调平缸摆角及伸缩位移量）、从动件（平台与从动件固连）输出角要求，即大于180°；c.工作斗载重量500Kg；d.调平油缸输入摆角范围0~15°；e.运动过程连续、平稳；2.2连杆调平机构设计方案2.2.1调平机构分类及平行四连杆调平机构组成[5]平面四杆机构是由四个刚性构件用低副链接组成的，各个运动构件均在同一平面内运动的机构。所有运动副均为转动副的四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构的基本形式，其他四杆机构都可以看成是在它的基础上演化而来的。选定其中一个构件作为机架之后，直接与机架链接的构件称为连架杆，不直接与机架连接的构件称为连杆，能够做整周回转的构件被称作曲柄，只能在某一角度范围内往复摆动的构件称为摇杆。如果以转动副连接的两个构件可以做整周相对转动，则称之为整转副，反之称之为摆转副。铰链四杆机构中，按照连架杆是否可以做整周转动，可以将其分为三种基本形式，即曲柄摇杆机构，双曲柄机构和双摇杆机构。曲柄摇杆机构，两连架杆中一个为曲柄一个为摇杆的铰链四杆机构。双曲柄机构，具有两个曲柄的铰链四杆机构称为双曲柄机构。其特点是当主动曲柄连续等速转动时，从动曲柄一般做不等速转动。在双曲柄机构中，如果两对边构件长度相等且平行，则成为平行四边形机构。这种机构的传动特点是主动曲柄和从动曲柄均以相同的角速度转动，而连杆做平动。双摇杆机构。双摇杆机构是两连架杆均为摇杆的铰链四杆机构。如前所述，高空作业车工作平台的调平机构有自重调平机构、平行四连杆调平机构、链条链轮式调平机构（由平行四连杆调平演变而来）、静液压调平机构电液调平机构。根据本次毕业设计的37m混合臂高空作业车的工况选择，四连杆调平机构结构简单，造价较低，可靠性高，适用于此高类高空作业车。该调平机构的调平过程是连续的，具有调平可靠、同步性好的特点。本次做的是37m折叠臂高空作业车调平机构设计，因此采用四连杆机构较为合适，四连杆调平机构原理图如图2.1所示，其中EB为伸缩液压缸、AD为机架且各杆定长，由伸缩液压缸推动输入杆AB，CD杆输出(要求输出角大于180°)。图2.1四连杆调平机构简图2.2.2四连杆调平机构设计a.平面四连杆机构的基本特性(1)铰链四杆机构有整转副的条件图2.2铰链四杆机构有整转副的条件铁链四连杆机构是否具有整转副，取决于各杆的相对长度。下面通过曲柄摇杆机构来分析铁链四连杆机构具有整转副的条件。如图2.2所示曲柄摇杆机构，杆1为曲柄，杆2为连杆，杆3为摇杆，杆4为机架，各杆长度用I1，I2，I3，I4表示。因杆I为曲柄，故杆I与杆4的夹角的变化范围为到；当摇杆处于左、右极限位置时，曲柄与连杆两次共线。故杆1与杆2的夹角β的变化范围也是到；杆3为摇杆，它与相邻两杆的夹角、的变化范围小于360°。显然，A、B为整转副，C、D不是整转副。为了实现曲柄整周回转，AB杆必须顺利通过与连杆共线的两个位置。当杆1处于AB位置时，行成△AC1D。根据三角形任意两边之和必大于第三边的定理可得:≤≤即≤(2.1)≤(2.2)当杆1处于AB位置时，形成△AC2D。可以写出如下关系式：≤(2.3)将(2.1)、(2.2)、(2.3)两两相加得≤，≤、≤它表明杆为最短杆，在杆2、杆3、杆4中有一杆为最长杆。从上述分析可得结论：=1\*alphabetica、铰链四杆机构有整转副的条件是最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆的长度之和；=2\*alphabeticb、整转副是由最短杆与其邻边组成的。曲柄是连杆架，整转副处于机架上才能形成曲柄，因此，具有整转副的铰链四杆机构是否存在曲柄，还应根据选择哪一个杆为机架来判断：=1\*alphabetica.取最短杆为机架时，机架上有两个整转副，故得双曲柄机构。b.取最短杆的邻边为机架时，机架上只有一个整转副，故得曲柄摇杆机构。c.取最短杆的对边为机架时，机架上没有整转副，故得双摇杆机构。如果铰链四连杆机构中的最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和，则该机构中不存在整转副，无论取哪个机构作为机架都只能的到双摇杆机构。（2）急回特性图2.3曲柄摇杆机构的急回特性定义：曲柄摇杆机构中，曲柄虽作等速转动，而摇杆摆动时空回行程的平均速度却大于工作行程的平均速度，这种性质称为机构的急回特性,（偏置曲柄滑块机构中也有这个特性）。作用:缩短非工作行程时间，实现变速要求，提高效率。如图2.3所示为一曲柄摇杆机构，其曲柄AB在转动一周的过程中，有两次与连杆共线。在这两个位置铰链中心A与C之间的距离AC1和AC2分别为最短和最长，因而摇杆CD的位置CD1和CD2分别为其左、右极限位置。摇杆在两极限位置的夹角称为摇杆的摆角。当曲柄由位置AB1顺时针转到位置AB2时，曲柄转角，其中，，这时摇杆由左极限位置C1D摆到右极限C2D，摇杆摆角为；而当曲柄顺时针再转过角度时，摇杆由C2D摆回到C1D，摆角不变。虽然摇杆来回摆动的摆角相同，但对应的曲柄转动角速度不同；当曲柄转动时，对应的时间也不同，从而反映了摇杆往复摆动的快慢不同。急回运动特性可用行程速度变化系数K表示，即显然，θ越大K越大，急回运动的性质越明显。（3）压力角和传动角图2.4连杆机构的压力角和传动角在实际应用中，不仅要求连杆机构能实现预定的运动规律，而且希望运转轻便，效率较高。图2.4a所示的曲柄摇杆机构，如不计各杆质量和运动副中的摩擦，则连杆BC为二力杆，它作用于从摇杆3上的力F是沿着BC方向的。作用在从动件上的驱动力F与该力作用点绝对速度之间所夹的锐角称为压力角。由图b可见，力F在方向的有效分力，即压力角越小，有效分力越大。也就是说，压力角可以作为判断机构传动性能的标志。在连杆机构设计中，为了度量方便，习惯用压力角的余角来判断传力性能，称为传动角。因，所以越小，越大，机构传力性能越好；反之越大，越小，机构传力越费劲，传动效率越低。（4）死点位置对于图2.5所示的曲柄摇杆机构，如以摇杆3为原动件，而曲柄1为从动件，则当摇杆摆到极限位置C1D、C2D时，连杆2与曲柄1共线，从动件的传动角γ=0°（α=90°）。若不计各杆的质量，则这时连杆加给曲柄的力将经过铰链中心A，此力对点A不产生力矩，因此不能使曲柄转动。机构的这种传动角为零的位置称为死点位置。死点位置会使机构的从动件出现卡死或运动不确定现象。为了消除死点位置的不良影响，可以对从动曲柄施加外力，或利用分论及构件自身的惯性作用，使机构通过死点位置。图2.5曲柄摇杆机构的死点位置b.平行四连杆调平机构的常用设计方法包括[6]：按照给定的行程速度变化系数设计四连杆机构；主要应用于具有急回运动特性的四连杆机构，通常按需要先给定形成变化系数K的数值，然后根据机构在极限位置的几何，结合有关辅助条件来确定机构运动简图的尺寸参数。一般已知一摇杆长度、输出摆角和行程速度变化系数K，求其余三杆长度。（2）按给定连杆位置设计四连杆机构；已知某一杆的长度及两个或多个固定位置，该设计方法适用于已知给定杆位置的四连杆机构设计；（3）按照给定两连架杆对应位置设计四连杆机构；已知两杆的三对或更多对应位置，要求确定各杆长，可用解析法求解。（4）按照给定的轨迹设计四连杆机构；c.采用两种设计方法的调平四连杆机构的设计(1)设计方法一：按照给定的形成速度变化系数设计四连杆机构图2.6曲柄摇杆机构已知条件：假设该机构采用曲柄连杆机构、行程速度变化系数取，摆杆CD=l3=320mm，设计的实质是确定铰链A的位置和其他三杆的尺寸。设计步骤如下：1)由给定行程速度变化系数K，求出极位夹角；2)如图2.6所示，任意选择铰链中心D的位置，由摇杆CD=l3=320mm和所需摆角∠=180°。做出摇杆两极限位置C1D、C2D；3)连接C1和C2，并做CM垂直于C1C2；4)做∠=90°-θ，CN与CM交于P点，由图可见∠=θ；5)作△的外接圆，在此圆周上可任取一点作为曲柄的固定铰链中心。连AC1、AC2，因为同一圆弧的圆周角相等，故∠=∠=θ；6)因极限位置处曲柄与连杆共线，所以，，从而得曲柄长度，，由图可得==504mm，=381.05mm，=762.64mm则=190.5mm，=572mm；经取整、修正之后各杆长为==190mm，==572mm，==330mm,==504mm。该四连杆调平机构的运动简图见图2.7。图2.7四连杆机构运动简图其中AD为机架，输入杆在变幅油缸的驱动下摆动（由于AB的摆动角大于180°，需要有另一四连杆机构在其到达死点时对AB杆有一推动作用），从而使得CD杆有180°的转动。该设计方法简单，对四连杆机构的约束条件较少，而且可以保证大角度的调平输出角；但该方法需要辅助的连杆机构在主四连杆的死点位置提供推力使其顺利通过，所以机构较复杂，杆件较多，运动的连续性减弱。(2）设计方法二：高空作业车的最大作业高度为37m，工作平台载荷500Kg，摇杆320mm。设该高空作业车变幅角度190°，工作平台平衡机构输出角度为连续的190°，选择机架长度205mm。考虑到系统是由液压油缸输入来实现变幅，再设输入杆输入角为90°，初试驱动摇杆和机架夹角80°。如此该设计方案已知：机架=210mm，=330mm，∠=90°，输出角∠=80°；求：,,；解：1)如图2.8，设∠=80°，做机架=210mm，∠=80°，∠=90°；2)以A为圆心，AB为半径做圆，交AB于B，过D、B；3)做角∠ =190°，以D为圆心，BD为半径交CD于C；4)连接BC，做BC的垂直平分线EF，则机构输出摇杆铰接点C在EF上运动。此时，C点有无穷解，根据传动角等相关条件选择。假如选F为C点，则如图2.8中所示，=224.06mm，=194.64mm。图2.8变幅机构初步设计为了方便制作，尺寸尽量取整。定=220mm，以B1为圆心，230为半径做圆交于EF，则设该点为绞点C，如图2.9所示，=190mm，压力角变化最小为33°。或者，把输入的角度设为可变尺寸，给杆长进行取整（此方法更加方便）,取=220mm，=190mm，压力角变化最小为34°，见图2-10。图2.9变幅机构校正杆长及运动简图综上，考虑到加工工艺的简便和传动角及传动效率，方案二四连杆调平机构的尺寸为=320mm，=220mm，=190mm，=205mm。可以看出最长杆为AB，最短杆为CD，AB+CD=510mm>425mm=BC+AD即最短杆+最长杆>其余两杆之和，所以无论机架怎么选择，得到的都是双摇杆机构，满足该设计的基本尺寸要求。图2.10弱尺寸修正机构图2.2.3多连杆调平机构设计方案（设计方案三）一个作平面运动的自由构件具有三个独立运动，所以一个作平面运动的自由构件具有三个自由度。机构是由许多构件组成的。机构的每一个构件都以一定的方式与某些构件相互连接。这种连接不是固定连接，而是能产生一定相对运动的连接。两构件直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。构件组成运动副后，其独立运动受到约束，自由度随之减少。两构件组成运动副，其接触点不外乎点、线、面。按照接触特性，通常把运动副分为低副和高副两类。低副：两构件通过面接触组成的运动副称为低副。平面运动中的低副有转动副和移动副两种。高副：两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。在平面机构运动简图中，机构的构件可以分为三类：①固定构件（机架）——用来支撑活动构件（运动构件）的构件。②原动件（主动件）——运动规律已知的活动构件。它的运动是由外界输入的，故又称为输入构件。③从动件——机构中随原动件而运动的其余活动构件。如前所述，一个作平面运动的自由构件具有三个独立运动。因此，平面机构的每个活动构件在未用运动副连接之前，都有三个自由度。当两构件组成运动副后，他们的相对运动受到约束，自由度随之减少。不同种类的运动副引入的约束不同，所保留的自由度也不同。总结起来就是，在平面机构中，每个低副引入两个约束，使构件失去两个自由度；每个高副引入一个约束，使构件失去一个自由度。若设某平面机构共有K个构件。出去固定构件，则活动构件数为。在未用运动副连接之前，这些活动构件的自由度总数为。当用运动副将构件连接组成之后，机构中各构件具有的自由度随之减少。若机构中低副数为个，高副数为个，则运动副引入的约束总数为。活动构件的自由度总数减去运动副引入的约束总数就是机构自由度，以F表示，即，这就是计算平面自由度的公式。综上所述可知，机构具有确定运动的条件是：机构自由度>0，且F等于原动件数。方案三：五连杆调平机构的设计图2.11五连杆机构分析设计如图2.11a，五连杆相当于四连杆机构的扩张，若将四连杆机构ABDE的BD边改为弱尺寸（从动），则可形成五连杆机构ABCDE。在五连杆运动的任意时刻（除BC、CD共线时刻），BD确定，则△固定，该输出杆分析类似于四杆机构输出杆分析，所以先以方案二的四杆机构为例，对五杆调平机构的设计思路及性能进行分析，观察该五连杆机构是否能满足37m高空作业车工作台的调平要求。设计思路如图2.11b，=1\*GB3①分别以A、E为圆心，以AB、DE为半径做圆，铰接点B、D分别在两圆上运动=2\*GB3②由CAD作图取得任一BC、CD尺寸，以圆上任意点B、D为圆心，分别以BC、CD为半径做无数圆，两圆的交点为铰点C的可能位置。对该五连杆机构整体分析，它包括4个活动构件、5个低副（铰链）。所以该机构的自由度为，从而得知要保证杆运动的确定性必须有2个及以上约束条件。而该机构只有杆的输入约束，所以杆输出无法确定。由于该设计是37m高空作业车工作台调平机构设计，调平机构的运动确定性对施工人员的安全以及施工的质量有至关重要的影响，且五连杆机构在运动过程中BC、CD杆会出现共线，即死点，这样会破坏运动的连续性，如要顺利通过需加辅助机构在死点位置提供推力，会使得机构结构复杂、降低机构安全性，所以不采用该设计方案。2.3往复油缸的设计[7]往复油缸机构运动设计，这一次采用分析法设计。已知摇杆AB1输出摆角，同时根据CD空间位置及输出摇杆CD初始位置，初设输入摇杆AB的初始角度为24°及机架长度d为1200mm。已知：==320mm，通过空间尺寸初设机架==1200mm，摇杆起始角，终止角，=，=；求：油缸的安装位置，油缸安装距A，油缸行程S；解：往复油缸机构设计如图2-12。图2.12往复油缸机构设计其中ABE为往复油缸机构，摇杆由B1运动到B2。根据余弦定理可得下公式：(2.4)(2.5)λ=——活塞杆伸出系数(2.6)(2.7)(2.8)将(2.4)、(2.5)、(2.6)分别代入(2.7)、(2.8)得：(2.9)将(2.6)、(2.7)分别代入(2.8)、(2.9)得到：mm可得L1=867.3mmmm可得L2=1352.4mm将、代入=3\*GB3③得活塞杆伸出系数图2.13往复油缸最终设计也可以通过作图连接EC或计算得到L2=1352.4mm。油缸安装距A=L1=867.3mm，油缸行程S=L2-L1=485.1mm，在实际工作中，为了方便加工制造对于油缸铰点E的位置进行调整。考虑加工时以D点为基准进行加工。使E点相对于D点的坐标、为1267mm、17mm。最后E点位置如图2.13往复油缸最终设计，确认油缸数据，校正后的油缸行程及安装距分别为A=867mm、S=485mm。2.4小结在本章内我们主要介绍了四连杆机构的类型，按照连架杆是否可以做整周转动，可以将其分为三种基本形式，即曲柄摇杆机构，双曲柄机构和双摇杆机构。针对四杆机构对其基本特性进行分析，主要从:1)铰链四杆机构有整转副的条件2)急回特性3)压力角和传动4)死点位置四个方面对四杆机构的运动特征进行分析，初步判断该四杆机构的性能是否满足要求。对平面四连杆的基本特性了解之后是本章的重点和难点——四连杆调平机构的设计。由于设计内容比较单一，因此我从设计方法上寻求突破，分别为双套四杆机构设计、单四杆机构设计、多杆的结构设计。在满足基本条件的前提下，看能否将输出角最大化。对于三种设计方案我们从它们的基本特性入手，对其性能分析。方案一虽然可以满足较大的调平输出角，但是需要辅助的四杆机构在调平四杆机构的死点位置提供动力，使它可以顺利通过死点位置，这样就造成了结构的复杂和安全性的降低。方案二采用单四连杆机构，结构简单且满足调平180°的输出角度。方案三采用五连杆机构实现调平，由于五连杆机构的自由度为2，在只给定输入摆杆运动的条件下，无法确定输出杆的运动，所以运动的不确定性增加，安全性降低。综上，本章初定设计方案二为此次设计的设计方案，即=320mm，=220mm，=190mm，=205mm。对该方案的运动学、动力学分析会在下一章完成，以确定该设计方案是否可以满足37m高空作业车工作台调平机构的设计任务。3调平机构的运动学、动力学分析3.1调平机构运动学分析[8]3.1.1平面连杆机构基本特性分析对三种设计方案进行比较，针对本次所做的37m高空作业车工作台调平机构方案二的设计尺寸更加符合要求，因此本章就以方案二为重点对象对其进行基于proe的运动学分析，观察设计方案二的各项运动学参数，确保该设计方案满足37m高空作业车工作台的调平要求。1）方案二设计尺寸为=320mm，=220mm，=190mm，=205mm，其中AD为机架，对于该四连杆机构最短杆为CD，最长杆为AB，所以该铰链四杆机构中的最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和，即，则该机构中不存在整转副，无论以哪个杆为机架都只能得到双摇杆机构。2）急回定义：曲柄摇杆机构中，曲柄虽作等速转动，而摇杆摆动时空回行程的平均速度却大于工作行程的平均速度，这种性质称为机构的急回特性,（偏置曲柄滑块机构中也有这个特性）。实际中，本次设计机构为双摇杆连杆机构，若满足最短杆+最长杆＜其余两杆长度之和则有死点；若不满足，要看从动件和连杆是否共线。如图3.1所示，当原动件（输入摆杆）和机架的安装位置如图时（与机架夹角80°）。通过图解分析或proe运动仿真可知，在摆杆的摆动角范围内，从动件（输出摆杆）和连杆不会出现共线，所以不具有急回特性。若改变机构的安装位置则可能出现急回特性，针对37m高空作业车工作台调平机构的设计，急回特性的产生会往返时角速度的不同，虽然有时间上的结余，提高了一定的工作效率，但高空作业车载人施工的特殊情况，急回特性会加剧施工人员的不适应，而且，角速度的改变不仅影响运动的连续性，还会对机构的稳定性及施工人员的安全有一定影响。图3.1四杆机构基本特性分析实际生产中，不仅要求连杆机构能实现预定的运动规律，而且希望运转轻便，效率较高。因此引入压力角和传动角来进行描述。压力角定义：在平面连杆机构中不计摩擦和杆件的惯性的情况下，机构运动时从动件所受驱动力的方向线与该力作用点的速度方向线之间所夹的锐角角称之为压力角，习惯用表示，压力角越小，有效分力越大。也就是说，压力角可以作为判断机构传动性能的标志。在连杆机构设计中，为了度量方便，习惯用压力角的余角来判断传力性能，称为传动角。因，所以越小，越大，机构传力性能越好；反之越大，越小，机构传力越费劲，传动效率越低。如图3.1所示，从初始位置到终止位置压力角由变化至；传动角由变化至，即、、、。当机构运转时，传动角是变化的，为了保证机构正常工作，必须规定最小传动角的下限，即小于，但处于以下的运动区域较小，可以认为满足传动要求。4）不论是否为曲柄摇杆机构，只要有压力角接近90°则有可能出现死点位置，如图3.1所示，图解法分析可得，压力角的变化为33°到0°再增大至56°，不经过90°，所以可认为无死点位置。3.1.2机构运动的数学模型图3.2四连杆机构结构简图图3.2为四连杆机构结构简图,其中，连杆AD的长度为L1，与水平方向初始夹角为；连杆AB的长度为L2，与水平方向的初始夹角为角速度为，端点B处的线速度为；连杆BC的长度为L3，与水平方向的初始夹角为，角速度为；连杆CD的长度为L4，与水平方向的初始夹角为，角速度为，端点C处的线速度为。a.机构几何位置分析如图3.2所示，当、给定时，、可以由下面公式计算出：(3.1)(3.2)b.四连杆机构速度分析，这样就简化了四连杆的分析，我们设输入杆AB的角速度恒定，则连杆BC、CD的角速度分别为：(3.3)(3.4)连杆AB端部的线速度（B点速度）和连杆CD端部的线速度（C点速度）分别为：(3.5)将公式(3.3)、(3.4)代入(3.5)可得点C的速度，也就是CD端部的线速度：(3.6)c.加速度分析对连杆BC和CD的角速度求导数，可得其角加速度分别为：(3.7)(3.8)其中为连杆AB的角加速度。3.1.3运动仿真在进行机械设计时，建立模型后设计者往往需要通过虚拟的手段，在电脑上模拟所设计的机构，来达到在虚拟的环境中模拟现实机构运动的目的。对于提高设计效率降低成本有很大的作用。Pro/engineer中“机构”模块是专门用来进行运动仿真和动态分析的模块。PROE的运动仿真与动态分析功能集成在“机构”模块中，包括Mechanismdesign(机械设计）和Mechanismdynamics（机械动态）两个方面的分析功能。使用“机械设计”分析功能相当于进行机械运动仿真，使用“机械设计”分析功能来创建某种机构，定义特定运动副，创建能使其运动起来的伺服电动机，来实现机构的运动模拟。并可以观察并记录分析，可以测量诸如位置、速度、加速度等运动特征，可以通过图形直观的显示这些测量量。也可创建轨迹曲线和运动包络，用物理方法描述运动。使用“机械动态”分析功能可在机构上定义重力，力和力矩，弹簧，阻尼等等特征。可以设置机构的材料，密度等特征，使其更加接近现实中的结构，到达真实的模拟现实的目的。如果单纯的研究机构的运动，而不涉及质量，重力等参数，只需要使用“机械设计”分析功能即可，即进行运动分析，如果还需要更进一步分析机构受重力，外界输入的力和力矩，阻尼等等的影响，则必须使用“机械设计”来进行静态分析，动态分析等等。利用proe提供的机构仿真功能，可以分析机构的运动轨迹、位移、干涉等，还可以将仿真结果输出到其他文件中。机构按仿真中常用的属于有以下几个（1）主体(2)连接（3）驱动器（4）接头（5）运动（6）放置约束等等，机构仿真的设计过程主要可分为两个基本步骤：一是定义一个机构，二是使其运动。现建立仿真模型如图3.3：图3.3调平机构在装配环境下定义机构的连接方式后，单击菜单栏菜单“应用程序”→“机构”如图3.3所示。系统进入机构模块环境，呈现图3.4所示的机构模块主界面：菜单栏增加如图3.5所示的“机构”下拉菜单，模型树增加了如图3.6所示“机构”一项内容，窗口右边出现如图3.7所示的工具栏图标。下拉菜单的每一个选项与工具栏每一个图标相对应。图3.4机构模块下的主界面图图3.5机构菜单图3.6模型树菜单图3.7工具栏图标根据初始条件，对机构进行约束。约束界面如图3.8，约束示意图如图3.9。图3.8约束界面图3.9约束示意图对机构进行重力约束，使其满足运动条件。如图3.10。图3.10重力约束伺服电动机定义如图3.11。图3.11伺服电动机定义对机构进行仿真运动，如果没有干涉，没有死角，满足所需角度，就可以得出所需曲线图与运动域图。3.1.4求解结果及分析图3.12工作台水平位移图3.13工作台垂直速度图3.14工作台水平速度以上三幅图为对工作台运动特性的基本分析，基本符合特性，可以确保工作人员安全。图3.15主动件AB角速度与实践t的关系图3.16从动件CD角速度与时间t的关系角速度的定义：连接运动指点和圆心的半径在单位时间内转过的弧度，它是描述物体转动或一支点绕另一支点转动快慢和转动方向的物理量。由于当角速度输入较小时图示不是很清楚，因此我们在次取，这样可以得到比较清晰的输出摇杆CD的角速度曲线，又不会将突变放太大。如图3.16所示，从动件CD的角速度变化为连续曲线，且在输入摆杆的输入角范围和的绝大多数区域内输出杆趋于平缓，角度表示连杆BC、CD的运动速度基本恒定，特别是输出摆杆CD在多数工况下平稳且有小幅减小，降低了作业的难度和工人的不适应性；在20°是角速度发生突变，分析可能是机械结构的杆件尺寸参数限制，在某一特定输入角度会产生运动的不连续，这时工作台会有短暂的停顿，然后再平稳运动，由于突变的时间短暂，没有持续性的，对作业的效率有一定影响，但对工人操作适应性影响不大。图3.17从动件CD角加速度与时间t关系角加速度：描述刚体角速度的大小和方向对时间变化率的物理量。加速度的变化直接影响到人体的感官，给人的影响较大，如图3.17所示，输出摆杆的角加速度近似呈光滑曲线，在输入角时有小幅跳动，由于杆件的输入角范围为，可以分为两个阶段和的绝大多数区域内输出杆趋于光滑，可以认为在一般工况下角加速度变化曲线平滑，机构运动满足适应性要求，平缓、稳定的角加速度有利于人员安全的保障以及施工的高效进行。3.2调平机构动力学分析a.机构负载计算如图所示，经过分析得当输出摆杆CD处于最大输出摆角时（最大作业幅度）其输出扭矩最大，相应的油缸推力最大，主要产生扭矩的负载为1.5倍的工作台载荷，工作台自重，取作业高度相似高空作业车GKH35E作为参考，取kg，kg，分析校核时应考虑最不利情况，因此取它们的中心对于回转中心D的距离为mm，mm，其中工作台的宽为700mm，连接点C、D水平距离为杆CD长度（设计中不会达到杆CD和BC共线，再次仅做最坏情况校核）。已知：kg，kg，它们的中心对于回转中心的距离为m，m，m/。求：输出摇杆CD的负载力矩。图3.18调平机构简图解：如图1对D点分别取矩得将具体尺寸代入上式得N·mb.机构受力分析使用矢量方程法对四杆机构进行受力分析如图2所示。图3.19变幅机构受力分析已知：N·M，m，m，摇杆CD极位时同x轴的夹角，油缸推力的延长线和x轴的夹角。求：油缸的推力F。解：=1\*alphabetica.将CD杆单独分离出来，并将该构件上的诸力对点D取力矩（I为F的作用线距点D的距离）得平衡方程：(3.9)=2\*alphabeticb.同理将BC杆单独分离出来，由于BC杆上没有其他负载，所以满足力的平衡方程即可，则由该平衡方程得：即就是(3.10)由(3.9)、(3.10)得将已知参数代入上式可以解得：N，由于连杆无负载可能的动载荷及惯性力和摩擦结果会比实际小，所以实际使用过程中输入推力要略大于计算所得力。c.油缸参数计算液压缸的主要尺寸指缸筒内径D和活塞杆直径d、液压缸的长度和活塞杆的长度等。液压缸的内径和活塞杆的直径的确定方法和使用的液压设备类型有关，通常根据液压缸的推力和液压缸的有效工作压力来决定。初算油缸最大推力35908N，可以根据液压系统压力确定油缸缸筒内径D，由公式m根据液压缸工作压力为设定的18MPa，则推荐活塞杆直径，再根据活塞直径系列、活塞杆直径系列将计算所得值圆整得D=80mm、mm。如图3.16，液压缸缸筒长度L=485mm、活塞长度mm、导向套筒长度mm，必要时可在导向套和活塞之间装一隔套K。在液压传动系统中，中、高压液压缸一般采用无缝钢管制作套筒，大多为薄臂筒，计算得mm。若液压缸采用铸造缸筒时，应按厚壁圆筒公式验算壁厚,此时。——活塞杆内径m——油缸推力N——供油压力Mpa（取18Mpa）图3.20往复液压缸d.机构轴向受力分析及连杆截面设计对于四连杆机构ABCD，其中只有输入摆杆、AB连杆BC是以杆件形式存在，其余两杆形式上式由往复油缸小臂和工作台部分代替。而且，除机架的A、D铰点为固定铰点外，其余铰点均为可动铰点，因此只考虑杆件的轴向受力。以AB杆处于最大受力状态分析，已知：N，AB杆受力状况如图3.21a，计算杆件的内力。图3.21摆杆受力分析解：做截面去左段部分如图3.21b，由得N（压力）N在已知拉（压）杆的材料和所受载荷时，根据强度条件确定该杆横截面面积或尺寸的计算公式为假定工作机构材料为Q235钢，其许用应力为160Mpa设该截面为长方形，则截面积为224mm2。3.3根据参数确定设计方案a.往复油缸校正后的油缸行程及安装距分别为A=867mm、S=L=485mm、D=80mm、mm、mm、mm、mm。b.连杆机构杆件截面由杆件的受力分析可知，要保证机构在负载下正常工作，设计截面的杆件积224mm2，处于加工、销轴选型的方便以及机构安全性的保证选择。c.杆件连接轴销用于连接的轴销，其直径可根据连接的结构特点按经验确定，常用材料为35及45钢，本次毕业设计的连接轴销采用45钢，热处理和表面处理见GB/T-121。如图3.19所示，选取轴销直径mm可得mmmm其中，——轴销直径，mm；、——连杆头尺寸，取整mm。图3.22轴销结构尺寸示意图4调平机构的校核高空作业车是一种将作业人员、器具和材料举升到空中指定位置，从事安装、检修的等施工作业的专用装备，其安全性是最为重要的技术性能。为了更好得保证施工人员的人身安全，对该机构进行受力分析和零件强度校核时必要的，没有安全性保障，其他的技术参数都是不可取的，人员的安全是安全操作的第一要义。对杆件、零件进行强度校核，从机械角度上验证机构的安全性要求是否合格。出于对高空作业车安全性的考虑，在本章着重对37m高空作业车工作台四杆调平机构的杆件、杆件连接点销轴的强度进行校核。针对选定材料的力学性能对其具体零件或机构构件的做轴向工作应力、剪切应力、抗挤压、磨损等校核，因为连杆机构为可动铰点，弯矩、扭矩暂不做深入考虑。材料力学性能（materials,mechanicalpropertiesof）是指材料在常温、静载作用下的宏观力学性能。研究材料的力学性能的目的是确定材料在变形和破坏情况下的一些指标，并依此作为选用材料，计算材料强度、刚度的依据。对于韧性材料，有弹性和塑性两个阶段。弹性阶段的力学性能有：①比例极限。应力与应变保持成正比关系的应力最高限。当应力小于或等于比例极限时，应力与应变满足胡克定律，即应力与应变成正比。②弹性极限。弹性阶段的应力最高限。在弹性阶段内，载荷除去后，变形全部消失。这一阶段内的变形称为弹性变形。绝大多数工程材料的比例极限与弹性极限极为接近，因而可近似认为在全部弹性阶段内应力和应变均满足胡克定律。③弹性模量。弹性阶段内，法应力与线应变的比例常数（E）。④剪切弹性模量。弹性阶段内，剪应力与剪应变的比例常数（G）。⑤泊松比。垂直于加载方向的线应变与沿加载方向线应变之比（ν）。塑性阶段的力学性能有：①屈服强度。材料发生屈服时的应力值。又称屈服极限。屈服时应力不增加但应变会继续增加。②条件屈服强度。某些无明显屈服阶段的材料，规定产生一定塑性应变量（例如0.2％）时的应力值，作为条件屈服强度。应力超过屈服强度后再卸载，弹性变形将全部消失，但仍残留部分不可消失的变形，称为永久变形或塑性变形。③强化与强度极限。应力超过屈服强度后，材料由于塑性变形而产生应变强化，即增加应变需继续增加应力。这一阶段称为应变强化阶段。强化阶段的应力最高限，即为强度极限。应力达到强度极限后，式样会产生局部收缩变形，称为颈缩。④延伸率（δ）与截面收缩率（ψ）。式样拉断后长度与横截面积的改变量与加载前比值的百分数。对于脆性材料（δ≤5％），没有明显的屈服与塑性变形阶段，在变形很小时即被拉断，这时的应力值称为强度极限。某些脆性材料的应力-应变曲线上也无明显的直线阶段，这时，胡克定律是近似的。弹性模量由应力-应变曲线的割线的斜率确定。压缩时，大多数工程韧性材料具有与拉伸时相同的屈服强度与弹性模量，但不存在强度极限。大多数脆性材料，压缩时的力学性能与拉伸时有较大差异。例如铸铁压缩时会表现出明显的韧性，式样破坏时有明显的塑性变形，断口沿约45°斜面剪断，而不是沿横截面断裂；强度极限比拉伸时高4～5倍。由于各种原因是结构丧失工作能力的现象，称为失效。通常将材料失效时的应力称为极限应力，并用表示。对于塑性材料，以屈服应力作为极限应力；对于脆性材料，以强度极限作为极限应力。在对构件进行强度计算时，考虑力学模型与实际情况的差异及必需有适当的安全强度储备等因素，对于由一定材料制成的具体构件，需要规定一个工作应力的最大允许值，这个最大允许值称为材料的许用应力。用表示，即式中，n为大于1的系数，称为安全系数。对塑性材料对脆性材料式中，、分别为塑性材料和脆性材料的安全系数。安全系数的取值受到力学模型与实际结构、材料差异、构件的重要程度和经济等多方面因素影响。一般情况下可从有关规范或设计手册中查到。在静强度计算中，安全系数的取值范围为：对于塑性材料，通常取1.252.5；对于脆性材料，通常取2.55.0，甚至更大。4.1杆件的强度校核（摆杆AB、连杆BC的强度校核）[9]四连杆调平机构的主要动作实现机构为四连杆，四连杆机构的运动学特征表现就代表了该调平机构的运动特点、可实现的动作和所需要工况条件。该双摇杆机构的输出摆角就是保证工作台始终与地面平行的保障，而四连杆机构的可靠性则依赖于杆件的强度，为了更好地保障施工人员的人身安全，我们对连杆机构的杆件进行强度校核，确保杆件不会发生失效。由于连杆的联接处都是可动的铰点，因此分析连杆正常工作中不会受到弯矩的作用，这里主要对其拉、压强度以及极限位置可能的弯矩、剪力进行校核。a.为了保证受拉（压）杆在工作时不发生失效，强度条件为式中，为构件内的最大工作应力。对于等截面拉（压）杆，强度条件针对本次设计中，由机构的动力学分析可知，最大工作力N，杆件截面为长方形，尺寸，则截面积mm由以上已知参数得MPa选用的材料为Q235钢，其许用应力MPa，明显可得，则该杆件强度满足要求。b.杆件弯矩、剪力校核考虑到极限位置可能出现的杆件一端固定，一端自由的情况，针对两极限位置分析，在极限位置垂直于杆的最大有效推力为N。对于悬臂梁，计算任一截面的内力时，可以不求支反力，而直接取该截面右侧梁上的荷载。如图4.1所示图4.1摆杆极限位置力学示意图对于矩形截面梁，设其高度为、宽度，横截面上各点处的切应力皆平行于剪力或截面侧边，切应力沿截面宽度均匀分布，即离中性轴等远的各点处的切应力相等。计算公式如下：梁的最大弯曲正应力：摆杆MPa、MPa；连杆MPa、MPa；综上如果选材料Q235钢，安全系数取2则不能满足抗弯强度。因此选择45钢（抗拉强度600MPa，屈服强度355MPa，抗剪480MPa）安全系数取2得MPa，MPa，则杆件强度满足其要求，最终选择材料为45号钢。4.2联接轴销强度校核图4.2轴销结构销或拉杆工作面的挤压应力或轴销剪切应力当轴销和被连接件间是静连接时应按抗挤压强度计算，当轴销和被连接件间是动连接时应按抗磨损强度计算，将换为许用压强。——许用弯曲应力，对于35、45钢MPa；——轴销直径，mm；、——连杆头尺寸已知：轴销尺寸mm，mm，，最大作用力N，则将参数分别代入得MPaMPa由于对抗压、抗剪要求较高，若采用45钢，则必须在轴销直径上放大，这样会影响轴销及连杆尺寸，因此选用40Cr材料的轴销，40Cr的抗拉强度为980MPa、抗剪强度为490Mpa，取安全系数为2，满足该零件的工况要求。4.3往复液压缸强度校核已知校正后的油缸行程及安装距分别为A=867mm、S=L=485mm、D=80mm、mm、mm、mm、mm。a.缸筒壁厚的校核在液压传动系统中，中、高压液压缸一般采用无缝钢管制作套筒，大多为薄臂筒，即，按材料力学薄臂圆筒公式验算壁厚，即mmmm所以满足强度要求，但此时，应按照厚壁圆筒公式校核即mm两种校核均合格吗，因此认为该液压缸壁厚满足工作需要。式中——缸筒内最高工作压力；——缸筒直径；——缸筒材料许用应力，选Q235钢，许用应力=160MPa；b.液压缸活塞杆稳定性验算只有当活塞杆长时属于短行程液压缸，主要校核其抗拉压强度。当活塞杆受压时，若活塞杆直径d与计算长度之比时，容易出现不稳定状态，发生纵向弯曲破坏，这时必须进行活塞杆的稳定性校核才进行其纵向稳定性的验算。本设计mm、mm，因此需要对液压缸活塞杆稳定性校核。细长比时，临界负荷用欧拉公式计算：式中——活塞杆界面的回转半径m；——活塞杆截面的转动惯量，；——活塞杆面积，；——柔性系数，选择活塞杆材料为低碳钢，则；——末端系数，液压缸的安装方式为两端铰接，则；——活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为Pa；将各参数代入欧拉公式计算得N。活塞所能承受的负荷应满足：式中——安全系数，一般取，冲击载荷较大时，还可取大些，取；——液压缸最大推力，N；将参数代入校核公式得N依此我们可以判定活塞的纵向稳定性满足要求。c.液压缸缸盖固定螺栓直径校核液压缸缸盖固定螺栓工作过程中，同时承受拉应力和剪切应力，其螺栓直径可按下式校核：式中——螺栓螺纹底径，选择螺栓、螺母为M8，即mm；——螺纹拧紧系数，一般取，在此取；——液压缸最大作用力，；——螺栓个数，；——螺栓材料的许用应力，为螺栓材料的屈服极限为安全系数，一般取。材料选用45号钢，则MPa。依上述参数，将其代入校核公式得