果园水果采摘升降平台的设计.doc

1绪论1.1课题研究的目的及意义1.1.1果园水果采摘液压升降平台设计的目的 1、理论目的：综合运用机械设计课程、液压技术，材料力学及其他与相关课程的理论知识和生产实际，进行液压升降台设计实践，使理论知识和生产实践紧密结合起来，并得到进一步的巩固和提高。由于这里不能上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸cad/proe、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要其他资料的朋友，请加叩扣:2215891151 2、实践目的：在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高分析和解决生产实际问题的能力，为今后的设计制造工作打好的基础。1.1.2果园水果采摘升降平台车设计的意义 随着当代农业机械化及其自动化的不断发展，农业生产对生产率的要求也越来越高，因此，在农业机械化的发展中，具有结构紧凑，操作方便，升降平稳等优点的果园水果液压升降机起着极其重要的作用。果园水果采摘液压升降平台是一种新型的液压升降机，主要由机械元件和液压泵等组成,我们有必要对它进行深入研究。本次毕业设计的题目来源于水果采摘第一道工序，所设计的产品具有实用价值，针对已有成熟产品的广泛使用,分析其存在的优缺点并对现有产品做出的改进设计，使产品机构更合理、更实用、更可靠。1.2国内外研究概况及发展趋势1.2.1研究现状 目前，我国水果采摘大部分单凭人工爬树或使用梯子采摘，移动较为困难并存在安全问题，大大降低了采收效率。因水果的成熟期较短，采收效率低直接影响水果的品质及贮藏。然而，在工厂用很多先进的升降平台，如固定式液压装卸平台，折臂式升降平台，移动式升降平台等，对其进行简单改装，使其适应果园环境，有利于实现采收的方便性，安全性及及时性。升降平台的核心部件在于液压提升设备。因此，国内外对液压提升设备主要进行动力分析和运动分析，确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸。如液压缸的推力速度，作用时间，内径，液压升降机行程及活塞杆直径等。1.2.2发展趋势 随着全球科学技术的迅猛发展，世界液压升降台工业相继发生了一系列重大的技术革命，极大地提高了劳动生产率和产品质量，扩大了生产规模，降低了产品热耗、能耗，有效控制了烟尘、粉尘、有害气体的排放，由此引发了世界液压技术工业快速发展，解决了全球对液压产品的巨大需求。在最近20年，世界液压工业新技术绝大部分是在上世纪几大创新技术的基础上开发或发展的，这些新技术包括降低热耗、提高自动化程度、扩大生产规模、利用废物、环境保护、产品深加工等方面。其中玻璃钢复合材料的技术有着良好的发展前景，就是要大力开拓玻璃钢复合材料的应用范围，不断提高先进性能。此外，随着人们生活水平的提高，建筑面积不段增加，像车间、仓库等面积小又急需节省人力资源，提高劳动效率高，减少噪音和污染的场所，液压升降平台车应运而生。国内外研究人员正针对这些场所，根据人们的不同需要在不断的完善升降平台车的结构性能，改变体积的大小！研发出能够更加实现重物的平稳升降、节省人力、占用空间小、安全可靠并能迅速地对承载物重量的改变做出反应的液压升降平台车。1.3本课题研究内容 首先对液压升降技术参数进行分析研究，结合具体实例，对机构中两种液压缸布置方式分析比较，并根据要求对液压传动系统个部分进行设计计算最终确定液压执行元件-液压缸，通过对叉杆的各项受力分析确定台板与叉杆的载荷要求，最终完成液压升降台的设计要求。2果园水果采摘升降平台的设计的总机设计2.1总体方案的分析比较和确定 经过多方面考虑，对液压升降平台车的设计初拟定两种方案方案一分析：如图2-1所示，液压升降台采用的液压缸两端都可在一定空间内自由活动，这样一来对液压缸易受到径向剪切力和较大弯矩，从而对其压杆稳定性要求很高。从外形结构上来说，尺寸设计计算和力的计算都很复杂，而且要满足升降台升降时的最大最小高度，需要较大的液压缸行程。此外从安全方面考虑，与液压缸上端作用点相连接的肋板部分作用在连接铰架的轴上，则轴对该处铰架截面作用力将很大，则该截面可能成为危险截面。且当液压缸活塞到底部时，升降台还可能将有较大高度，不能满足升降台的设计要求。 图2-1 液压升降平台方案一 方案二分析：如图2-2所示，该方案和方案一不同之处之一在于，液压缸一端通过轴固定在底座上，另一端通过肋板固定在铰架上，这样液压缸的一端绕另一端在某个较小角度内旋转，能保证液压缸具有较好的压杆稳定性，而且液压缸作用在铰架的实心截面处，使铰架受力分配较均匀。另外，在此方案中，液压缸的作用点较低，那么的液压缸的行程只需变化很小，便载物台就可以实现较大幅度的升降，易于满足设计要求，因此它能节省工作人员的体力，提高工作人员的工作效率。通过以上的方案分析，果园水果采摘液压升降平台采用方案二设计。图2-2 液压升降平台方案一2.2液压升降平台车的结构及运动原理 液压升降平台主要由动力源和机架两部分组成，动力源部分主要由液压泵和单作用液压缸组成，机架部分由工作平台，内外剪式铰架板和底座导轨槽，支撑板等构件组成(如图2-3所示)。 图2-3 液压升降平台车结构 1链轮钢架，2滑轮，3液压升缩机构，4内脚架，5载物平台， 6铰接轴7外铰架，8液压缸转轴，9肋板，10导轨，11底座 果园水果采摘液压升降平台的运动原理如下所述： 首先，升降平台的升降是通过液压缸的伸缩运动来实现地的。液压缸一端通过轴和两肋板与外铰架相连。另一端通过轴固定在底座导轨槽的中部位置；其次，内、外铰架与导轨槽连接的方式为：图示铰架右端通过安装了轴承的滚轮与上下导轨槽相连接，图示铰架左端通过铰支连接固定在上下导轨槽左部；液压泵经过油管与液压缸相连，则当手拉液压泵滑轮时，油压将顶起液压缸使柱塞伸出，当卸荷时，重物的重力将使肋板压缩柱塞，使柱塞回缩进去。由前述的连接方式得，与外铰架7右侧，内铰架4右侧相连接的滚轮将左右滚动，从而工作平台将上升或下降，起到升降货物的作用。3 升降台尺寸初步分析计算xxxxxxxxxx.此处删除无数+n个字，完整设计请加扣扣:2215891151图4-1 整体受力分析图4.2外铰架受力分析图外铰架l1受力分析如图4-2，图4-2 外铰架受力分析图图中： , ; , ;4.3内铰架受力分析图 内铰架l2受力分析如图4-3，图4-3 内铰架受力分析图 图中; , ; ; 以上了图中所示力的方向皆为事先假设力的方向，其中规定水平方向（x方向）向上为正，向下为负；竖直方向（y方向）向右为正，向左为负。4.4力和力矩的分析计算4.4.1铰架上端铰支受力先忽略平台自重，则由上图因为， 所以 而 （令，且有，为轴承滚轮与平台导轨槽间的摩擦系数） ，则至此能计算出 、 、 、4.4.2整体受力分析计算 对平台，重物及两铰架组成的整体进行受力分析：（4.1） =0 =0 （1） =0 （2）4.4.3内、外铰架单独受力分析 对l1单独进行受力平衡分析： =0 =0 （3） =0 =0 （4） 由（）、（）得 （5） 由（）、（）得 （6） . 对l2单独进行受力平衡分析： =0 =0 （7） =0 =0 （8）4.4.4力矩平衡分析 若规定逆时针为正，顺时针为负，则对l1的c点的转矩平衡得： =0 =0 （a)对l2有： （1），d点的转矩平衡得： =0 =0 (b) （2），o点的转矩平衡得： =0 =0 (c) =0 (d)又因为 轴承滚轮与底座导轨槽间的摩擦系数4.5液压缸受力分析 4.5.1液压缸受力公式的导出 由（c），（d）两式得： 则至此能算出由上(5) 、(6)式分别可得： (e) =- （f） 将以上（e）、（f）式代入至（a）式得： f= = （g） 至此可算出力f，由于这些力是按对称铰架的一边来考虑的，所以f为铰架与底座成时液压缸所承受的一半力的大小。则t=2f=其中：t-液压缸受力大小4.5.2液压缸最大受力时数值及角度计算 分析液压缸产生最大力时，铰架与底座所成角度大小 根据上面一系列的式子有，当为不同大小时，对应各铰支点受力大小不同，从而液压缸受力大小相应不同。现根据以上所列式子将部分关键数据输入如下表4-1, 表 4-1 关键数据计算121824303642485459-24.5-24.4-24.4-24.4-24.3-24.3-24.2-24.2-24.12447.72375.22268.92122.01923.61657.11295.8794.4212.312.212.613.113.814.816.117.920.423.21223.61258.41310.11382.01479.41610.51788.72036.22322.864.887.6106.8122.9136.3147.1155.3161.0163.8305.0270.0239.8212.9187.6163.3139.8116.998.428.3529.4029.9530.0729.8429.3228.5527.5726.62435435435435435435435435435(n)206351939418310172841625315170139971270511517此外经过更精确的计算得，液压缸受力曲线图如下图4-4，图4-4 液压缸受力曲线图 由上图得，当升降台处于最低位置，即 =时，液压缸受力最大，此时有有 t = 20635 n，考虑到工作平台，工作平台导轨槽，内、外铰架等的重量，经咨询，可取一系数=1.3，则液压缸所受最大压力为 = t= 20635 1.3 =26825.5 26826n 5 液压系统的分析5.1 受载分析 该液压升降台的工作循环过程是：当工作平台处于最低位置时，手拉液压升降机构，升降台升起，当到达最大高度时，升降台停止上升，液压系统进入保压阶段；在升降台上升的过程中，升降台的倾角不断地发生变化；升降台开始下降，下降到最低点停止运动，至此升降台一个工作循环结束。在升降台的整个工作循环过程中，在最低位置时液压缸推力最大。随着上平台高度的增加，液压缸的推力将逐渐减小。5.2 液压系统方案设计5.2.1设计要求 结合设计要求，液压升降平台车的动力元件为手动式液压泵，执行元件为单作用液压缸，其中手动液压泵自带油箱和卸荷阀，其内部已有一部分液压回路，原理如下：1， 当要使工作平台上升时，换向阀7左位接通，液压泵3，1中油液进入液压缸下端，从而将液压缸活塞顶出，平台上升。2，当要使工作平台下降时，换向阀7右位接通，液压缸6中的油液因重物产生的压力而被压出，经由换向阀和节流阀流回油箱，节流阀8则控制油液的流速，从而使升降台能缓慢卸载。5.2.2 液压系统原理图综上所述，只需用油管将液压泵出油口连接至液压缸的进油口即可组一完整的液压回路，如图5-1所示，图5-1 液压系统原理图1油箱 ，2单向阀 ，3手动液压泵 ，4单向阀 ，5溢流阀 ，6液压缸，7手动换向阀 ，8节流阀 其中1、2、3、4、5、7、8都集中在液压泵中6液压缸液压泵具体选型6.1液压缸的选择 由以上计算得出：液压升降平台车平台处于最低高度，即 =时，液压缸受力最大，此时液压缸所受的力是= 26826 n。选择缸径为的液压缸，其所能提供的最大推力为= 31420 n。其输出压力位700kgf/cm2，储油量为1升，重量为12kg;此外液压泵配有1m高压油管/接头。6.2液压泵设计计算及选型 由于液压缸承受的最大压力为26826 n, 所以脚液压泵至少要提供26826 n的力，根据以上要求选择油压泵f-1000型，其外形尺寸为lbh=530160200mm。6.3油量的校核 由上得液压缸需满足的行程为180mm，而液压缸直径为50mm，则当升降台达最高位置时液压缸内储油储油=18010 = 0.353 l。 此外，此时油管中也储存有一定的油量，而液压缸所配油管为1m，内径为20mm，则油管储油量为=10 = 0.314 l。则液压缸所需出油量至少应为= + =0.353+0.314 = 0.667l ，小于液压缸而储油量1l，故液压缸储油量足够，满足要求。7 各构件参数设计7.1内、外铰架材料及设计尺寸选择 内外铰架主要用于支撑升降台面，是该液压升降台的重要组成构件，因此其使用材料的性能至关重要，选择型号为q235的普通碳素钢，初选实心处截面基本尺寸为3060mm，长度已确定约为870mm。7.2滚道材料及设计尺寸选择 根据滚道的工作情况，并且考虑到滚轮的直径，选择热轧普通槽钢，型号为5。7.3升降工作台材料及设计尺寸选择 工作台的，对于翻转工作台骨架，基本尺寸为lb=1010520，翻转平台面则用热轧普通钢板，公称厚度为5mm。7.4底座材料及设计尺寸选择 底座主要用于支撑作用，选用热轧不等边角钢8 应力计算及强度校核8.1 内、外铰架力的分解 首先外铰架l1和内较架l2受的力分解成沿铰架方向（称方向1）的力和垂直于该方向的方向（称方向2）上的力 在上述分解合成力的过程中，由于竖直均很小，故这些力在1、2方向上的分解力可忽略不计。8.2 外铰架轴力图、剪力图和弯矩图分析图8-1 外铰架l1受力分析图8-2 外铰架l1轴力图图8-3 外铰架l1纵向剪力图图8-4 外铰架l1纵向弯矩图 由上述图有： 其中， 则外铰架l1所受最大拉应力为 或 ；其中=外铰架l1所受最大压应力为 上式中、产生于液压缸作用点截面处，产生于o点截面处。分别记为l1：拉、l1：压、l1：拉。8.3内铰架轴力图、剪力图和弯矩图分析 图8-5 内铰架l2受力分析图8-6 内铰架l2轴力图图8-7 内铰架l2纵向剪力图图8-8 内铰架l2纵向弯矩图由上述图有： ；其中 则内铰架l2所受最大拉应力为 ； 其中内铰架l2所受最大压应力为 ； 其中上式中产生于o点处上半部分界面，产生于o点处下半部分界面。分别记为l2：拉、l2：压。8.4 铰架应力强度校核8.4.1铰架截面尺寸的确定 经过精确计算和筛选，已选取内外铰架实心截面为3060mm，经更详细的计算发现，所选截面宽度太长，考虑到材料的节省和强度要求，现可将截面尺寸暂定为=2060mm。此外，在内外铰架相连接处，铰架截面处应加工有一孔，其直径经过计算可选取为=30mm。8.4.2铰架截面应力分析校核 结合8.3中内容，可能产生的最大拉应力为 l1：拉，l1：拉，l2：拉。可能产生的最大压应力为l1：压，l2：压。此外，在铰架与水平线所成角度不同的时候，这些力又相应地发生变化，结合相关数据得，其变化曲线如以下各图所示，图8-11 外铰架l1中产生的可能最大拉应力变化曲线图8-12 外铰架l1中产生的可能最大拉应力变化曲线图8-13 外铰架l1中产生的可能最大压应力变化曲线图8-14 内铰架l2中产生的可能最大拉应力变化曲线图8-15 内铰架l2中产生的可能最大压应力变化曲线 铰架所选材料为q235普通碳素钢，其屈服极限=216235mpa，若选取安全因数=2，则铰架许用应力=108117.5mpa。 以上数据比较有,且,则校核得内外铰架所受应力小于许用应力，因此满足内、外铰架支撑起货物的强度要求而不至于铰架断裂，故所选用铰架满足设计要求。致 谢 经过几个月的努力，最终还是顺利地完成了此次毕业设计。值此毕业设计论文完成之际，当我再次回首这几个月的经历时，真是颇有感慨，当然最多的还是成就感。 通过本次毕业设计，我从中受益匪浅，不仅学会应用大学里所学到的一些基础知识去解决设计中遇到的问题，而且比较全面系统的理解了机械设计的一些设计方法和设计步骤，同时还认识到作为一个设计人员必须具备的一些素质。 在设计过程中也会遇到一些自己解决不了的问题，通过查阅相关资料文献以及在王旭峰老师的悉心的指导和帮助下，问题都迎刃而解。 至此，我衷心地感谢我的指导老师王旭峰老师，在整个设计过程中他都给予了我悉心的指导和一次又一次的帮助。此外还要感谢和我一起做毕业设计的同学们，他们在本次设计中给予了我很大的帮助和支持。在设计的过程中，我也得到了许多同学的宝贵建议和不断的启发，和几位课题相近的同学学习探讨毕业设计时，我学到了不少的设计知识和创作方法