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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1126摩托车专用升降平台设计,机械毕业设计论文
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1 1 绪论 1.1 升降台的发展现状 升降台是一种当前应用广泛，发展良好的将人或货物升降到某一高度的设备。我国目前正处于建设的发展阶段，升降台的研制，开发虽然在一定的程度上得到发展成熟，但是有些地方还需要完善和改进，还需要进一步的研究。升降台种类丰富，类型繁多，总的来讲，按照升降结构的不同，可分为剪叉式升降台、升缩式升降台、套筒式升降台、升缩臂式升降台及折臂式升降台等。按移动的方法不同分：固定式升降台、拖拉式升降台、车载式升降台、可驾驶式升降台等。根据液压升降台的工作原理可分为：剪式举升台（非叉式）、移动式 液压举升台、剪叉式固定液压升降台以及直桶式液压升降台等。剪叉式升降台又可以分为电动剪叉式和液压剪叉式。根据其传动系统的不同又可分为：液压传动、链条传动、蜗轮蜗杆传动、齿轮齿条驱动、大螺旋驱动等。车载式升降台是为了提高升降台的机动性，将升降台固定在电瓶搬运车或货车上，它接取汽车引擎动力，实现车载式升降台的升降功能，以适应厂区内外的高空作业。车载式升降台适用范围广泛应用宾馆，大厦，机场，车站，车间，仓库等场所的高空作业等，也可作为临时性的高空照明，广告宣传等。 液压传动是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年 来随着机电一体化技术的发展，与微电子、计算机技术相结合，液压与气压传动进入了一个新的发展阶段。现今，采用液压传动的程度也成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。如发达国家的生产的 95%的工程机械、 90%的数控加工中心、 95%以上的自动线都采用了液压传动。 目前使用比较成熟，效果较好的液压缸斜置驱动的剪叉式升降台， 具有机构紧凑、运行平稳、噪声小、频响快、传递功率大、易于操作等优点。 但在实际使用中也存在一些不足， 比如负载不能太大、起重动力矩与负载的比偏大，起始高度较高，有时液压升降平台还会因为长时间的负载而引 起漏油，有些升降台体积较大，占用空间等。 1.2 升降台的发展前景 升降台是现代机械行业不可缺少的基本设备，为了满足不同的升降高度，升降台分为单级，双级以及多级；为了满足不同的功能要求，台面有滚道式，旋转式和翻转式等。 随着科技的发展，为了更好的控制升降台的升降速度，引入计算机控制系统代替开关液压阀的形式控制液压系统，运用计算机的智能处理能力，根据需要同时控制升降台的位置和速度，既能保证速度均匀稳定，又能更准确的定位。液压升降台正朝着人体化，智能化、集成型和环保节能的方向发展，逐渐运用在各个领域。 nts2 1.3 摩 托车升降台的设计特点 随着摩托车使用量的迅速增加，社会对摩托车维修工具和设备的工作效率也越来越高。由此原因，设计一种维修设备，它可根据摩托车维修部位的不同而随时调整摩托车的高度位置，方便维修，减轻维修人员的劳动负荷从而提高工作效率，就成为必然需要。具有结构紧凑，占地面积小，安装和拆卸操作方便，故障率低，常见故障易处理，维护方便等优点的摩托车升降平台，就可以满足摩托车维修对提高工作效率的要求。总体来说，摩托车升降台的设计特点就是安全、可靠、经济、方便。 1.4 摩托车升降台的安全要求 由于摩托 车升降台容易产生的危险如下： a)机械危险； b)电气危险； c)在设计时由于忽略了人类工效学产生的危险； d)由于能源失效、机械零件损坏或其他功能故障产生的危险； e)由于安全措施错误或不正确的定位产生的危险。 因此，在设计和制造摩托车升降台及其他方面应 满足一定的安全要求 。 1.4.1设计的安全要求 设计时，金属结构的布置应便于检查、维修，且金属结构应达到国家标准要求的安全系数。 在确定安全系数时，设计应力必须是当升降台置放在水平面上，工作台均匀承受最大载重量，按使用说明书 使用时构件中产生的最大应力。安全系数 n 按式 (1.1)计算： 2121 )( ffn .（ 1.1） 式中： 塑性材料的屈服极限脆性材料的强度极限 （ Pa） ； 1 结构自重引起的应力 （ Pa） ； 2 承受最大载重量时结构构件内增加的应力（ Pa） ； 1f 应力集中系数； 2f 动载荷系数。 注： 1f 和 2f 的值可以在样机上通过试验分析得出。如果不采用试验结构 1f 和 2f 的值分别不得小于 1.10和 1.25。 a)升降台承载构件 (不包括脆性材料 )按式 (1.1)求得的安全系数 n不得小于 2； nts3 b)脆性材料 (如铸铁等 )制成的升降台承载构件其材料按式 (1.1)求得的安全系数 n不得小于 5； 1.4.2其他安全要求 1.摩托车升降台的稳定性 升降台的稳定系数为： 21MMK .(1.2) 式中： 1M 总抗倾覆力矩； 2M 总倾覆力矩， 4.12 M 。 升降台的工作台若伸出 ,必须使工作台伸至极限位置 ,在伸出部分均布 130%该部承受的最大载重量 ,在最大起升高度处应稳定。 在承受偏载荷时，升降台置于水平面上，支腿伸出且使底盘保持水平，将最大载重量以集中载荷放置在距工作台周边为工作台的长或宽的 1/3处的任一位置，在最大起升高度处应稳定。 升降台在升降过程中自然偏摆量不得大于 0.5%的最大起升高度。 升降台要设有防止支腿回缩装置，在工作台承受最大载重量停 留 15min时，支腿的回缩量不得大于 3mm。 2.工作台升降安全保护装置 a)在动力、油路等出现故障时，要有能防止工作台失控下降的安全装置（允许有控下降）； b)若工作台能水平延伸超过升降台底架且在工作台下方有障碍物，则在油路等出现故障时，要有防止工作台下降的装置； c)工作台上升至最大起升高度时（升降机构中采用一活塞式油缸的升降台除外） ,上升极限位置限制器必须自动切断工作台上升动力源。 nts4 2 摩托车升降台的总体设计 2.1 设计参数及 要求 基本参数：额定载荷为 500kg，自重 200kg，升降台的最大高度为 700-850mm，升降台最小高度为 300mm 左右，平台尺寸为 2200mm 700mm。 要求升降台通过脚踏式液压泵提起货物，且后轮固定，设置过载安全阀，确保操作者安全，刹车可靠，可在升程内任意位置停止升降。 2.2 摩托车升降台机构设计时应注意的问题 摩托车升降台机构设计 时应注意以下几个的问题： a)摩托车的质心最好接近升降台的支撑中心； b)当有适当偏载时，机构运动仍能运行顺畅； c)升降台的安装平面平行于固定点在轨迹圆上上下极限位置所确定的弦； d)运动干涉检查（可用 ug运动分析模块）； e)验证机构内部是否利于液压系统的安装。 2.3 摩托车升降台的两种机构形式 图 2-1 机构一 图 2-2 机构二 nts5 摩托车升降台的两种机构形式如图 2-1 和图 2-2所示，它们只是两侧相同机构的一侧。由以上两图可看出，机构一（图 2-1）是全部为固定铰支座的两平行杆同步 运动的结构，机构二（图 2-2）是两固定铰支座和两个滑动铰支座的剪叉式结构。这两种机构都可以实现上板台面升降的运动，但相比较之下，机构一有三点不足： a) 机构一在升降过程中上板不仅有竖直方向的位移变化，而且还有水平方向的位移变化，而机构二的上板在升降过程中只有竖直方向的位移变化。这样，在总体尺寸一样的情况下，机构二升降时所需的空间较小。 b) 机构一在升降的过程中， 摩托车的质心相对升降台的支撑中心的变化很大，这样就要求更大的动力，即要求推力更大的液压缸。结果会增加安装尺寸和生产成本。 c) 机构一的稳定性没有机构二的对角双三 角的结构稳定性好。 综上所述，机构二较机构一更合理。所以，在结构上选择机构二。 2.4 摩托车升降台机构中三种液压缸布置方式的分析比较 2.4.1 问题的提出 液压缸的布置方式主要包括液压缸对机构的作用力（动力）点位置及液压缸的起始安装角度等。 在机构确定的情况下，动力的作用点是关系所需动力大小的关键。而摩托车升降台的动力由液压缸提供，因此，作用点的位置直接关系液压缸的选择。此外，液压缸的安装起始角度也对所需动力大小有较大影响。 总之，液压缸的布置方式是设计的一个重要环节，是设计成功与否的关键 之一。那么液压缸究竟选择怎样的布置方式？ 2.4.2 三种方案的分析和比较 以下是液压缸的三种布置方式，如图 2-3，图 2-4，图 2-5 所示，基于剪叉式机构的优点，它们都是采用剪叉式机构，可以看做三种方案： 方案一（图 2-3）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架 1上靠近滚动铰支座的位置。当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角 1 很小，这时要把台面升起就需要液压缸提供很大的推力，甚至不能把台面升起。此外 ，液压缸的布置需要在底座长度比支架还更长的基础上额外地加长底座，这样就需要跟多的底座材料。 方案二（图 2-4）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架 1与支架 2 的铰支轴上。当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角 2 也很nts6 小，这时要把台面升起也需要液压缸提供很大的推力。虽然液压缸推动支架的力臂会随着台面的升起而迅速增大，从而使所需的液压缸的推力迅速减小。然而，同时也使液压缸的行程增加迅速增加，最终就需要大行程的液 压缸，而液压缸的布置需要更大的长度空间，可能在液压缸完全收缩时支架仍不能完全收回，造成台面的高度过高。 方案三（图 2-5）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在与支架 2成一定角度且同固定铰支座的杆上。这样，当两支架处于水平位置时，液压缸与底座仍有一定夹角3，且3 2 1 ，这时要把台面升起所需要液压缸提供的推力就会比前两种布置的推力小很多。虽然液压缸推动支架的力臂随着台面的升起而增大幅度没有方案二的快，即使所需的液压缸的推力减小更平缓。然而，同时液压缸的行程增加也比较平缓，最终所需要的液压缸行程也不会很大，布置液压缸的空间也是足够的。因此，在稍微增加了液压缸推力的同时获得了更多的优点。 图 2-3 方案一 图 2-4 方案二 nts7 图 2-5 方案三 综上所述，方案三是摩托车专用 升降台设计的最佳方案（如图 2-5 所示）。 2.5 总体方案确定及总体设计 由 2.4.2可知，摩托车专用升降台的最佳总体方案为：机构二形式和液压缸布置三的方式相结合。 总体结构示意图如图 2-6所示 图 2-6 总体机构示意图 1-搭板 2-固定脚轮 3-底架梁 4-液压缸 5-油管 6-液压泵 7-转向刹车脚轮 8-脚踏杆 9-外剪叉臂 10-内剪叉臂 11-推车扶手柄 12-摩托车前轮固定架 13-上台板梁 14-台面 nts8 3 摩托车专用升降台的受力分析计算 3.1 实例分析 3.1.1 摩托车专用升降台的结构简化 升降台的简化结构如图 3-1所示 图 3-1 液压升降台的简化结构 升降台 b、 d 点为固定铰支座， a、 c 两点分别可沿升降台底架轨道及工作台下方轨道水平移动， a、 c 两点采用同样的支撑结构时，其摩擦阻力系数皆为 f 。 aed， ceb杆件长度皆为 L ，且设为无重杆件， e 铰接点位于上述两杆件的中点。 fg 为液压缸 推力的作用线，其一端与底架铰接于 f 点，另一端与 aed 杆铰接于 g 点。 aed， ceb 与水平面得夹角为 ， fg 线与水平面得夹角为 ，且 gde= 。升降台面与所载工件重量合为 G ，其作用线距 b 点为 P ，显然，现在升降台升降过程中 P 值不变。 3.1.2 升降台受力分析 1.以整体作为研究对象，如图 3-2所示 图 3-2 整体受力分析图 nts9 将 2/G 分解到 a、 b 两端，则有 cos2 L PGF ay .(3.1) c osc os2 L PLGF by .(3.2) c os2 LG PffFF ayax .(3.3) c os2 LG PfFF axbx .(3.4) fFFcycx .(3.5) 式中：axF a 点所受水平方向上的力； ayF a 点所受竖直方向上的力； bxF b 点所受水平方向上的力； byF b 点所受竖直方向上的力； cxF c 点所受水平方向上的力； cyF c 点所受竖直方向上的力。 2.分别以 aed 及 ceb 杆为研究对象，如图 3-2和图 3-3所示 图 3-2 aed杆受力分析图 nts10 图 3-3 ceb杆受力分析图 列平衡方程式，有 当 d 点力矩平衡，即 0Md时，则 0c o ss i nc o s2s i n2)s i n (c o s2)c o s (s i n2 11LFLFLFLFlTlTayaxeyex.(3.6) 当 b 点力矩平衡，即 0Mb时，则 0c o ss inc o s2s in2LFLFLFLFcycxeyex .(3.7) 又 aed 及 ceb 杆的水平与竖直方向受力平衡，即有 0 X 和 0Y ， 当 0 X 时，有 0c o s2 axexdx FFTF .(3.8) 0excxbx FFF.(3.9) 当 0Y 时，有 0c o s2 ayeydy FFTF .(3.10) 0byeycy FFF.(3.11) 整理解得： )s in ()c o ss in(s in2c o s12flG L fGLT .(3.12) nts11 【静态时：)s in (c o s1 lGLT 】 )c o ss in(2c o sfLGLGPFcy.(3.13) )c o ss in(2c o sfLLPGffFFcycx.(3.14) )c o ss in(c o s2c o ss in 2fLLPfGfFex.(3.15) )c o ss i n(c o s2c o ss i nc o s2c o s2s i n 2fLLfLPPfGFey.(3.16) c o s2TFFF exaxdx .(3.17) s in2TFFF eyaydy .(3.18) 式中： T 液压缸的推力； dxF d 点所受水平方向上的力； dyF d 点所受竖直方向上的力； exF e 点所受水平方向上的力； eyF e 点所受竖直方向上的力。 3.确定 角与 角的函数关系 角与 角的几何关系见图 3-1 )c o s ()s in (ta n121 ll l即)c o s ()s in (a r c ta n121 ll l.(3.19) 4.受力分析结论 （ 1）各铰点处的受力（包括油缸推力）与载荷 G 成正比； （ 2）axF、ayF、bxF、cxF、cyF、dxF值随 值的增大而增大，在 l 值确定时，这些力又与 P 值成正比 ;而byF、dyF值随 值的增大而减小，在 l 值确定时，它们随 P 值得减小而增大； nts12 （ 3）在计算油缸推力 T 时，动态值比静态值增大了)s in ()c o ss in( s in21 fl GP f； （ 4）油缸的推力 T 与 1l 值成反比； （ 5）力dxF、dyF随 T 值的增大而增大。 3.2 实例计算 3.2.1 剪叉臂长度及液压缸安装位置的确 定 1.剪叉臂的长度确定 升降台的运动原理如图 3-4所示 图 3-4 升降台的运动原理图 为了使工作台面下降至最低位置时滚轮不至于脱离滑道，剪叉臂的长度 L 应该比底座的长度 b 小一些，一般可取 bL )9.08.0( .(3.20) 由设计参数可知： mma 2200 ， mmh 850 ， NG 5000 。初选底座长度mmb 1500 ，系数为 0.8，则根据式 (3.20)可得剪叉臂的长度 mmL 1200 。 2.液压缸安装位置的确定 由图 3-4可知 sinLh .(3.21) 则 maxmax sin Lh minmin sin Lh 所以， 56667.01500850s in m a xm a x Lh即 5.34max 而 0min 初选 20 ， mml 3001 ， mml 5402 , NG 5500 , mmP 600 ， 01.0f 。 nts13 而液压升降台的有效垂直升降高度 h 为 )s in( s inm i nmaxm i nmax Lhhh.(3.22) 根据 dgf ，液压缸上下交接点 g、 f 的距离 S（即液压缸的瞬时长度）为 )c o s (2212221 llllS.(3.23) 可知，行程 S是关于 的变量函数，代入数值则有如图 3-5所示曲线 图 3-5 S- 关系曲线 液压 缸两交接点之间的最大距离和最小距离分别为 )c o s (2m a x212221m a x llllS)c o s (2m i n212221m i n llllS设液压缸的有效行程为 S ，为了使液压缸两铰接点之间的距离为最小值时，柱塞不抵到液压缸缸底，并考虑液压缸结构尺寸 1K 和 2K （如图 3-6所示），一般应取 SKKS 21m in .(3.24) 同样，为了使液压缸两铰接点之间的距离为最大值时，柱塞不会脱离液压缸中的导向套，一般应取 SKKS 221m ax.(3.25) 式（ 3.24）和式（ 3.25）中的 1K 和 2K 根据液压缸的具体结构决定。 nts14 图 3-6 液压缸结构尺寸 液压缸铰接点 g 距离工作台面的上下导轨的距离分别为 y 和 x ，如图 3-4所示 则有 hyx .(3.26) )sin(1 lx .(3.27) 由式 (3.21)、 (3.26)和 (3.27)得 )s in (s in 1 lLy .(3.28) 由式 (3.28)可看出， y 是关于 的变量函数，代入数值则有如图 3-7所示曲线 图 3-7 y - 关系曲线 3.2.2 液压缸推力的计算及选型 将数值带入式 (3.12)中，得出 T 随 值变化的曲线 ,如图 3-8所示 nts15 图 3-8 T 随 值变化的曲线 可看出当 0 时，液压缸的推力最大。但由图 3-7可知，此时 y 为负值，故 0不可取。同时我们可看出当 6 时， 0y 。 那么，就取 6min ，此时，由式 (3.12)得 NT 31585max 而 5.34max ，则 NT 18203min 若取安全系数为 1.5，则 NTT 5.4 7 3 7 75.1m a x0 参照参考文献 5,选用缸径为 63 的杆端外螺纹杆头耳环式液压缸，其最小安装连接尺寸 ZM+为 295mm+S，最大行程 800mm。 当 6min 时，由式 (3.23)得 mmmmS 2 9 53 0 1m in 又由式 (3.23)，当max 时，即工作台升至最高点，液压缸的安装尺寸达到最大，计算得 mmmmS 80017.407m a x ，故液压缸的行程和安装尺寸都符合要求。 综上所述，选择缸径为 63 的杆端外螺纹杆头耳环式液压缸。 因此从最低到最高位置上升时，液压缸在此过程中所需要补充的油量为 LmmldV 331.017.1064634 3221 3.2.3 其它力的计算 应用 Excel 表格计算，并能得出力axF、bxF、cxF、exF与 的关系曲线如图 3-9所示 nts16 图 3-9 力axF、bxF、cxF、exF与 的关系曲线 力ayF、byF、cyF、dxF、dyF、eyF与 的关系曲线如图 3-10所示 图 3-10 力ayF、byF、cyF、dxF、dyF、eyF与 的关系曲线 nts17 4 各参数及结构设计 4.1 升降台主要零部件材料的选择 4.1.1 底架材料的选择 底架主要用于支撑作用，也作为滚道使用，参照参考文献 1，底架梁选用热扎普通槽钢，型号为 6.3，基本尺寸为 4063 bh ；底架两头横梁选用热轧不等边角钢，型号为 12.5/8，基本尺寸为 780125 dbB 。底架结构如图 4-1 所示。 图 4-1 底架 三维实体图 4.1.2 液压缸缸体尾部横梁的材料选择 液压缸缸体尾部横梁由于受到的力比较大，要求要有较高的刚度，参照参考文献1，选择热轧方钢，型号为 60。 4.1.3 搭板材料的选择 因为搭板是由骨架和钢板焊接而成的，对于搭板的骨架，参照参考文献 1，选取热扎普通槽钢，基本尺寸为 0.33030 tBH ；搭板面则用扁豆形花纹钢板，基本厚度为 3mm。 4.1.4 工作台材料的选择 工作台包括两根 支撑梁，角钢横梁及台面。支撑梁主要用于支撑作用，也作为滚道使用，参照参考文献 1，选用热扎普通槽钢，型号为 6.3，基本尺寸为 4063 bh ；参照参考文献 1，角钢横梁选用热轧不等边角钢，型号为 12.5/8，基本尺寸为780125 dbB 。支撑梁的结构如图 4-2 所示 nts18 图 4-2 底架梁三维实体图 4.2 内外剪叉臂 与底架 连接 的 销轴结构设计 设计销轴时，除了满足连接功能外，还应该考虑到润滑等，销轴的结构如图 4-3 图 4-3 销轴的结构图 4.3 轴套的结构设计 设计轴套时，也考虑到润滑及加工工艺等，其结构如图 4-4 图 4-4 轴套结构图 4.4 滚轮的结构设计 考虑到滚轮轴垂直导轨面的径向负载较大，而轴的轴向受力会较小，则采用两个深沟球轴承的宽滚轮，滚轮、导轨和剪叉臂在一起的结 构如图 4-5 所示 nts19 图 4-5 滚轮结构图 4.5 脚轮的选型 根据设计要求，本 摩托车专用升降台 的额定载重为 500kg，包括 升降台 本身的重量，总共 4个脚轮，每轮最少负重 175kg。本升降台的脚轮轮面的材料选择为聚氨酯，其中万向转向轮和固定轮各两个 ,万向轮刹车方式为单轮刹擎 1，万向轮选择型号为42-40170-31450，固定轮选择的型号为 42-40010-31450，轮子直径为 100mm，轮宽为50mm，安装高度为 143mm，每个轮的载重为 250kg，万向轮的旋转半径为 90mm，底板尺寸为 110mm 90mm，安装孔距为 84mm 71mm，孔径 d=11mm。脚轮结构及主要尺寸如图 4-6所示。 图 4-6 脚轮结构尺寸示意图 1单轮刹擎：安装在轮子轴套或轮胎表面，用手或脚操纵的刹擎装置。 nts20 5 液压系统的分析与设计 5.1 升降台的负载分析 摩托车专用升降台的工作过程是：当升降台在最低位置时 ，加上载荷，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；当升降台需要下降时，取消保压，靠负载的作用使液压缸回程，升降台下降到最低点停止运动。在升降台的整个工作过程中，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 根据任务要求，摩托车专用升降台的动力单元采用脚踏式液压泵，执行单元采用单作用液压缸，其中脚踏式液压泵自带卸荷阀，并且其内贮存有足够的液压油，其本身相当于一个油箱。部分液压回路已在液压泵和液压缸内部机构中，只需用油管将它们 的出油口连接即可组成一个完整的液压回路。 液压系统原理图如图 5-1 所示，图中虚线框内的 1、 2、 3、 4、 5、 6 为选定的脚踏式液压泵所自带的。 1 其实为脚踏式液压泵内部自带一定油量的容器； 2 表示真正的泵的结构； 3 为过载安全溢流阀，当载荷过大时，液压油无法到达液压缸无杆腔内，液压缸就不工作； 4 起到保压的作用，当泵停工作时，使升降台面仍能保持高度不变；5 为控制卸载的手动换向阀，它在脚踏式液压泵上； 6 为调速阀，与 5 一起工作，起到调节卸载速度的作用。 图 5 1 工作原理图 1 油箱 2 液压泵 3 溢流阀 4 单向阀 5 手动换向阀 6 节流阀 7 液压缸 nts21 6 液压系统的参数计算与元件选择 6.1 液压泵的选择 6.1.1 液压泵压力的计算 设pP为液压系统元件所承受的最大的工作压力， p 为整个系统油路的泄露及管道压力损失，因为油路较简单，取 MPap 5.0 ，依升降台的工作情况，最高压力发生在最低处，即启 动时。液压缸的推力为 NT 31585max ，则液压系统的压力 P 为 MP aAFp 132.1063410585.3123所以 M P apppp 632.105.0132.10 。 6.1.2 液压泵的选择 因为液压缸无杆腔承受的压力与脚踏液压泵内部压力几乎相等，即压力均为10.632MPa ，通过单位换算 MPacmkgf 1.0/1 2 ，故 2/632.101 cmkgfPp 。 根据以上要求选择 FTHYP 700 型脚踏液压泵，其基本尺寸为 L b h=250 140 250mm，其输出压力为 )10000(/700 2 psicmkgf ，储油量为 4.0 升，重量为 kg5.8 ,低压吐油量 12.26cc/次，高压吐油量 2.26cc/次。 6.2 液压缸作用时间的计算 在 3.2.2 中已经选定缸径 63 的液压缸， mmS 301min ， mmS 17.407max ， mmS 17.106 ， 33.1 ，下面计算液压缸的作用时间。设每次液踩踏液压泵所需时间为 2s，参照参考文献 5，则有液压缸的作用时间为 Q SAQVt .(6.1) 式中： V 液压缸的体积（ 3m ）； Q 液压缸的流量（ s ）； A 液压缸作用面积（ 2m ）； S 液压缸的行程（ m）。 不带活塞杆的一侧， 2)2/63(A ，所以 当低压时，有 smsccQ /1013.62/26.12 36 ，代入式（ 6.1）得 sst 541013.64 1017.10663 692m i n 当高压时，当 smsccQ /1013.12/26.2 36 ，代入式（ 6.1）得 nts22 sst 2931013.141017.10663692m a x 6.3 油管的选择 液压和气压传动及润滑系统的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。根据本液压系统的要求及从实际工作情 况考虑，选择胶管作为该系统的管道。 管子内径 d（单位： mm）的计算，参照参考文献 5，按流速选取，有 mmvQd 1130 .(6.2) 式中： Q 液体流量，（ sm/3 ）； v 流速 ( sm/ )，推荐流速：对于压油管 smv /63 （压力高、管道短或油粘度小的情况取大值，反之取小值，局部或特殊情况可取 smv /10 ），这里取 smv /5.0 。 应当代入低压时的液体流量，数据代入式（ 6.2）得： mmmmd 45.0 1013.61130 6 参照参考文献 5，压油管选择外径 mm13 的胶管。 油管里所需的油量为 LmmldV 0126.010004 44 3222 所需油量为 LLLLVVV 4.03436.00126.0331.021 故液压泵的油量选择是合适的。 nts23 7 强度校核 整个升降台，受力较大的零部件有内 剪叉臂 ，液压缸的支撑横梁，销轴等，所以进行校核时，只需对这些受力较大的零件校核即可。 7.1 剪叉臂的强度校核 由图 3-9 和图 3-10 可知，内剪叉臂 aed 受力要远大大于外剪叉臂 bec，所以这里只校核外臂。外剪叉臂受力如图 7-1 所示。又由图 4-8 可知， 的角度越小，则推力T 的值越大。若 T 取最大值时满足强度要求，则该剪叉臂即满足强度要求。当升降台在最低位置时， 的值最小，即 T 值最大。参照图 7-1，剪叉臂所受的力都与剪叉臂有一定的夹角，为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子： coss in1 cxcyc FFF .(7.1) s inc o s2 cxcyc FFF .(7.2) coss in1 exeye FFF .(7.3) s inc o s2 exeye FFF .(7.4) )co s(21 TF g .(7.5) )sin(22 TF g .(7.6) s inc o s1 dydxd FFF .(7.7) c o ss in2 dydxd FFF .(7.8) 图 7-1 内剪叉臂 aed受力图 各力分解后的受力图如图 7-2(a)所示，弯矩图见图 7-2(c) nts24 图 7-2 内剪叉臂 aed的轴向及径向分解受力图 剪叉臂的 g 处由于是有 一个肋板作用，可看作力 2/T 作用在剪叉臂上为均布载荷q 。由图 7-2（ c） 中可知，最大弯矩发生在 k点处，但需校核 e、 k 两点处的强度，且图中有 mmlq 200， mml 106 ，2gq Flq 。又已知剪叉臂的横截面宽和高分别为mmb 20 ， mmh 60 ， mmd 20 ，如图 7-3所示，图 7-3（ a） 是 e点处的截面图，图 7-3（ b） 是 k点处的截面图。 e点处的抗弯截面系数为 nts25 36392222332121 1067.1010206 206062/ 12/2/ 12/2/2/ mmbdhd bdhbhd Ih IWWW zze k点处的抗弯截面系数为 363922 10126 1060206 mmbhW k 图 7-3 剪叉臂 e、 k 两点处的截面图 因为当 6 时，此时 e、 k两点的弯矩最大，且由式（ 7.8）得 NFd 22912 ， NF g 967.68332 ，则 mNmNmNllFllFM qgqdk 843.2108206.0967.6833306.02291)2/()( 22m axmNmNLFM ae 867.8256.0445.13762/2max M P aPaWMkkk 74.1751012 843.2108 6m axm ax M P aPaWMeee 4.771067.10 867.825 6m axm ax 选择材料为 235Q ，参照参考文献 1， MPab 225，所以是安全的。 7.2 液压缸底架固定横梁的强度校核 液压缸底架固定横梁（如图 7-4 所示）选择的是 60 号方钢，其受力情况如图 7-5所示；已知 60 号钢的边长为 60mm，液压缸推力 T 作用点到坐标系 O 的距离为 65mm，xT，yT分别为推力 T 在 X， Y 轴上的分力，且 cosTTx ， sinTTy 。 当液压缸在最小角度，即工作台在最低位置时，液压缸推力最大，虽然此时 最小，即 NT 31585max , 6 ，分力xT最大，所以由式 (3.19)可得 85.17 ，则NTT x 57.30064co sm a xm a x 。 nts26 当液压缸在最大角度，即工作台在最高位置时，虽然液压缸推力最大，此时 最 大，即 NT 62.18202mi n , 5.34 ，分力yT最大，所以由式 (3.19)可得 55.39 ，则NTT y 15.1 1 5 9 0s inm axm ax 。 图 7-4 液压缸与底架连接的横梁 图 7-5 液压缸与底架连接的横梁截面图 把它们平移到 O 点后，有 （ 1） 对于 X 轴方向，其受力如图 7-6 所示 nts27 图 7-6 横梁 X轴方向的受力图 因为梁的抗弯截面系数 363933 1036610606 mmhW ， 所以 M P aM P aWMx 951036 84.3419 6 （ 2）对于 Y 轴方向，液压缸固定横梁受力如图 7-7 图 7-7 横梁 Y轴方向的受力图 又梁的抗弯截面系数 361036 mW ， 则 M P aM P aWMy 24.731036 76.2636 6 （ 3）当xT作用点平移到 O 点时，会产生一个扭矩，该扭矩的大小为 又zsIhF8 2max ，其中 4941233 103601012 602012 mmbhI z ， NTFxs 57.30064此时，该扭矩对横梁截面产生的剪切力为 nts28 MP am mNIhFzsxy 58.37103608 106057.300648 49 2622m a x 参照参考文献 7， 又由第四强度理论 )(3)()()(21 222222 zxyzxyxzzyyxe 带入并化简： M Pae 72.97)0058.37(3)950()024.73()24.7395(21 2222 又选材料为 235Q ，参照参考文献 7， MPas 225取安全系数为 2，则es M P a 5.1122/，所以是安全的。 7.3 轴的强度校核 由图分析可知，剪叉臂受力最大的地方为 g 点和 d 点，所以只需校核该两处的销轴即可。 7.3.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核 因为销轴较短，所以只受切应力。依图 7-2 可知，剪叉臂固定端（即 d 点）销轴所受的力为1dF。当升降台面处于最低位置，即 6 时，销轴受到的剪力最大，根据式 (7.7)得 NFd 44.148881 。 又销轴的直径为 25 ，导油孔直径为 4 ，则其横截面积为 26262222 1031.478104 )425(4 )( mmdDA 又销轴受力情况见图 7-8，从图中可知销轴受剪力为双剪切，又参照参考文献 7， MP aPaAF d 68.241059.3012 44.148882 61m a x 销轴的材料为 35 钢，经表面热处理 ，参照参考文献 7， 35 钢的许用应力MPa100 。取安全系数为 2，则有 36.4968.2422 MP aMP a， 所以满足要求。 7.3.2 液压缸缸体尾部 销轴的强度校核 液压缸尾部销轴的受的力即为液压缸的推力 T ，如图 7-8 所示，因为销轴较短，所以只受切应力。又销轴的直径为 25 ，导油孔的直径为 4 ，则销轴的横截面积为 26262222 1031.478104 )425(4 )( mmdDA nts29 图 7-8 尾部销轴的受力图 参照 3.2.2 节，有 M P aPaAT 02.331031.4782 315852 6m axm ax 选择销轴材料为 35，又 35钢的许用应力 MPa100 ，取安全系数为 2，则有 04.6602.3322 m a x M P aM P a，所以设计的销轴满足要求。 7.3.3 液压缸活塞杆头部支撑轴的强度校核 依图 7-2 可知，液压缸头部支撑轴（即 g 点）所受的力为 T 。当升降台面处于最低位置，即 6 时，液压缸受到的推力最大，即 NT 31585 。又销轴的直径为mm50 ，导油孔直径为 mm4 ，则其抗弯截面系数为 363933 10272.1232 105032 mmdW 又销轴受力情况见图 7-9，参照参考文献 7，校核轴的弯曲强度为 图 7-9 头部支承轴的受力图 M P aM P aWlTWM AC 206272.12432.03158522 轴的材料为 235Q 钢，经表面热处理 ，参照参考文献 7， 235Q 钢的许用应力MPa225 。所以满足要求。 nts30 8 核算 8.1 重量核算 本设计有重量限制要求，即摩托车升降台总重 kg200 ，故在此应做重量核算，参考参考文献 1及装配图，大型件及非标准件的核算过程及结果如表 8-1所示。 表 8-1 序号 名称 单件重量 数量 总重（ kg） 1 扁豆形花纹钢板 20.3kg/m2 1 35.728 2 工作台槽钢 3.256kg/m 2 14.3264 3 工作台角钢 11.06kg/m 1 7.7462 4 底架槽钢 3.256kg/m 2 9.768 5 底架角钢 11.06kg/m 2 15.4924 6 剪叉臂 9.42kg/m 4 45.216 7 支撑肋板 1kg/个 2 2 8 搭板 8.26 kg/个 1 8.26 9 扁钢 1.96 kg/m 1 0.98 10 液压泵 8.5kg/个 1 8.5 11 液压缸 17kg/个 1 17 12 油管 1.5kg/m 1 1.5 13 脚轮 0.75kg/个 4 3 14 滚轮 0.35kg/个 4 1.4 15 前轮固定架 0.6kg/个 1 0.6 16 推车扶手柄 1kg/个 1 1 17 液压缸支撑底架梁 32kg/m 1 16 总计 189.4546 其他紧固件（包括螺栓、螺钉、螺帽、垫圈等），销轴等做大概的核算，总重大概为 7.5kg。则总重量 G=189.4546kg+7.5kg 197kg kg200 ，故总重量符合设计任务要求。 8.2 成本核算 8.2.1 成本的概念 根据我国企业会计准则的规定，成本的经济实质是：生产经营过程中所耗费的生产资料转移的价值和劳动者创造的价值的货币表现。也就是企业在生产经营过程中所nts31 耗费的资金总和。例如，为生产产品需要耗费材料、磨损固定资产、用现金向职工支付工资等职工薪酬。材料、固定资产和现金都是企业的固定资产。这些资产的耗费，在企业内部表现为一种资产转变成另一种资产，是资产内部的相互转变，不会导致企业所有者权益的减少，不是经济利益流出企业，因此不是企业的费用。 8.2.2 产品生产成本项目 根据生
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