1283-滾輪式腳踏式液壓升降平臺車設計

1283-滾輪式腳踏式液壓升降平臺車設計,輪式,腳踏,液壓,升降,平臺,設計 南昌航空大學科技學院學士論文1本設計已經通過答辯，如果需要圖紙請聯(lián)系QQ 251133408 另專業(yè)團隊代做畢業(yè)設計，質量速度有保證1 緒論1.1 課題研究的目的及意義1.1.1 滾輪式腳踏式液壓升降平臺車設計的目的1、理論目的：綜合運用機械設計課程、液壓技術，材料力學及其他與相關課程的理論知識和生產實際，進行液壓升降臺設計實踐，使理論知識和生產實踐緊密結合起來，從而使已有知識學有所用，并得到進一步的鞏固和提高。2、實踐目的：在設計實踐中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設計技能，提高分析和解決生產實際問題的南昌航空大學科技學院學士論文2能力，為今后的設計制造工作打好的基礎。3、通過液壓升降平臺車設計，學生應在計算、繪圖、運用程序軟件和熟悉設計資料（包括設計手冊、產品樣本、標準和規(guī)范）以及進行評估方面得到實際訓練，增強自主創(chuàng)新設計能力。1.1.2 滾輪式腳踏式液壓升降平臺車設計的意義隨著當代機械制造業(yè)與液壓技術的不斷發(fā)展，社會生產對生產率的要求也越來越高，因此，在人類社會工農業(yè)發(fā)展中，具有結構緊湊，操作方便，升降平穩(wěn)等優(yōu)點的液壓升降機起著極其重要的作用。滾輪式腳踏式液壓升降機是一種新型的液壓升降機，主要由機械元件和液壓系統(tǒng)等組成。滾輪式腳踏式液壓升降機適合于車間、倉庫、車站、碼頭等場所，且由于只需要簡單動力，不會產生火花和電磁場，故特別適合搬運易燃、易爆物品，這種升降機對提高搬運效率、減輕勞動強度等都具有重要意義。此外，滾輪式腳踏式液壓升降臺根據(jù)使用要求，可配置其它附加裝置，并可任意多項或組合，能達到更好的使用效果。因此我們有必要對它進行深入研究。本次畢業(yè)設計的題目來源于生產第一線，所設計的產品具有實用價值，已經有成熟產品生產。我們可以參考現(xiàn)有產品做出的改進設計，使產品機構更合理、更實用、更可靠。1.2 國內外液壓技術研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.2.1 研究現(xiàn)狀液壓升降機的核心部件在于液壓提升設備,因此國內外對液壓提升設備主要進行動力分析和運動分析，確定液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸。如液壓缸的推力速度，作用時間，內徑，液壓升降機行程及活塞桿直徑等。為避免液壓缸體積大且沉重、不便拆裝、用途單一、價格高、長時間暴露在外面易老化腐蝕，造成無謂的損害，久后會使連接處漏水等缺點。它通常采用35、34號或無縫鋼管做成實心桿或空心桿，為了提高耐磨性的防銹蝕，目前國內傳統(tǒng)工藝是表面鍍硬鉻（鍍層厚度0.02～0.05mm）并拋光，其表面粗糙度Ra為1.6～0.4μm。由于鍍鉻對人、環(huán)境污染嚴重，屬國家環(huán)保線值項目，且鍍層不均勻，液壓提升設備的工作液壓提升設備其實也就是個最簡單的油缸了.通過手動增壓稈(液壓手動泵)使液壓油經過一液壓提升設備是液壓缸的重要部件。1.2.2 發(fā)展趨勢隨著全球科學技術的迅猛發(fā)展，世界液壓升降臺工業(yè)相繼發(fā)生了一系列重大的技術革命，極大地提高了勞動生產率和產品質量，擴大了生產規(guī)模，降低了產品熱耗、能耗，有效控制了煙塵、粉塵、有害氣體的排放，由此引發(fā)了世南昌航空大學科技學院學士論文3界液壓技術工業(yè)快速發(fā)展，解決了全球對液壓產品的巨大需求。在最近 20 年，世界液壓工業(yè)新技術絕大部分是在上世紀幾大創(chuàng)新技術的基礎上開發(fā)或發(fā)展的，這些新技術包括降低熱耗、提高自動化程度、擴大生產規(guī)模、利用廢物、環(huán)境保護、產品深加工等方面。其中玻璃鋼/復合材料的技術有著良好的發(fā)展前景，就是要大力開拓玻璃鋼/復合材料的應用范圍，不斷提高先進性能。此外，隨著人們生活水平的提高，建筑面積不段增加，像車間、倉庫等面積小又急需節(jié)省人力資源，提高勞動效率高，減少噪音和污染的場所，腳踏式液壓升降平臺車應運而生。國內外研究人員正針對這些場所，根據(jù)人們的不同需要在不斷的完善升降平臺車的結構性能，改變體積的大??！研發(fā)出能夠更加實現(xiàn)重物的平穩(wěn)升降、節(jié)省人力、占用空間小、安全可靠并能迅速地對承載物重量的改變做出反應的腳踏式液壓升降平臺車。1.3 本課題研究內容本設計課題主要研究內容包括滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的總體方案論證選擇、液壓系統(tǒng)回路的設計、相關標準件的計算選型、零部件設計、材料選擇首先對液壓升降技術參數(shù)進行分析研究，結合具體實例，對機構中兩種液壓缸布置方式分析比較，并根據(jù)要求對液壓傳動系統(tǒng)個部分進行設計計算最終確定液壓執(zhí)行元件-液壓缸，通過對鉸架的各項受力分析確定臺板與鉸架的載荷要求，設計出一種高效節(jié)能無污染，且運用廣泛的滾輪式腳踏式液壓升降平臺車。2 滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的總機設計2.1 總體方案的分析比較和確定南昌航空大學科技學院學士論文4根據(jù)設計任務技術要求，滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的設計需達到以下要求：額定載重量 500kg，升降臺最大升高高度在 950 毫米到 1050 毫米之間，通過腳踩腳踏式液壓泵提起貨物，要求后輪固定，設置過載安全閥，確保操作者安全，剎車安全可靠。可在升程內任意位置停止升降。經過多方面考慮，對滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的設計初擬定兩種方案，圖 2-1（方案一圖）圖 2-2（方案二圖）南昌航空大學科技學院學士論文5方案一分析：如圖 2-1 所示，液壓升降臺采用的液壓缸兩端都可在一定空間內自由活動，這樣一來對液壓缸易受到徑向剪切力和較大彎矩，從而對其壓桿穩(wěn)定性要求很高。從外形結構上來說，尺寸設計計算和力的計算都很復雜 ，而且要滿足升降臺升降時的最大最小高度，需要較大的液壓缸行程。此外從安全方面考慮，與液壓缸上端作用點相連接的肋板部分作用在連接鉸架的軸上，則軸對該處鉸架截面作用力將很大，則該截面可能成為危險截面。且當液壓缸活塞到底部時，升降臺還可能將有較大高度 ，不能滿足升降臺最低高度的設計要求。方案二分析：如圖 2-2 所示，該方案和方案一不同之處之一在于，液壓缸一端通過軸固定在底座上，另一端通過肋板固定在鉸架上，這樣液壓缸的一端繞另一端在某個較小角度內旋轉，能保證液壓缸具有較好的壓桿穩(wěn)定性，而且液壓缸作用在鉸架的實心截面處，使鉸架受力分配較均勻。另外，在此方案中，液壓缸的作用點較低，那么的液壓缸的行程只需變化很小，便載物臺就可以實現(xiàn)較大幅度的升降，易于滿足設計要求，因此它能節(jié)省工作人員的體力，提高工作人員的工作效率。通過以上的方案分析，本滾輪式腳踏式液壓升降平臺車采用方案二設計。2.2 液壓升降平臺車的結構及運動原理滾輪式腳踏式液壓升降平臺車主要由動力源和機架兩部分組成，動力源部分主要由腳踏式液壓泵和單作用液壓缸組成，機架部分由工作平臺，內外剪式鉸架板和底座導軌槽，支撐板等構件組成(如圖2-3所示)。滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的運動原理如下所述：首先，升降平臺的升降是通過液壓缸的伸縮運動來實現(xiàn)地的。液壓缸一端通過軸和兩肋板與外鉸架相連。另一端通過軸固定在底座導軌槽的中部位置；其次，內、外鉸架與導軌槽連接的方式為：圖示鉸架右端通過安裝了軸承的滾輪與上下導軌槽相連接，圖示鉸架左端通過鉸支連接固定在上下導軌槽左部；腳踏式液壓泵經過油管與液壓缸相連，則當腳踩液壓泵腳踏板時，油壓將頂起液壓缸使柱塞伸出，當卸荷時，重物的重力將使肋板壓縮柱塞，使柱塞回縮進去。由前述的連接方式得，與外鉸架5右側，內鉸架3右側相連接的滾輪將左右滾動，從而工作平臺將上升或下降，起到升降貨物的作用。此外，萬向腳輪10上安裝有剎車，方便在搬運貨物的時候升降臺不會移動。南昌航空大學科技學院學士論文6圖 2-3 液壓升降平臺車結構 1—單向腳輪，2—液壓缸，3—內鉸架，4—平臺導軌槽，5—外鉸架，6—工作平臺7—手推扶桿，8—液壓泵，9—底座支撐板，10—萬向腳輪，11—底座導軌槽南昌航空大學科技學院學士論文73 升降臺尺寸初步分析計算3.1 升降臺高度的計算（1） 、設計升降臺最大高度為 950 至 1050mm 之間，可取 =1000mm 左右，而maxh升降臺最小高度設計為 =435mm； minh（2） 、選用滾輪時，因滾輪為標準件，可選取其直徑為 150mm，則輪子底部至升降臺底座支撐板底部的距離，即滾輪機構總體高度可選為 t=200mm；（3)、試選上端導軌槽整體高度 =50mm,底座導軌槽整體厚度 =60mm,則未考1t 2t慮平臺厚度的情況下，上端導軌槽固定鉸支中心與底座固定鉸支中心的距離為：a 升降臺處于最大高度時， = -（t+ + ）=1000-(200+ + )ahmx21t 2506=745mmb 升降臺處于最小高度時， = -（t+ + ）=435-(200+ + )bin1t=180mm3.2 相關角度的計算 若設液壓缸作用點中心與平臺底部距離為 =10mm,則底座固定鉸支中心至液4t壓缸作用點中心的垂直距離為：g= - - =180-10- =145mm。bh2150由升降平臺尺寸為 1010?520mm,則可設升降臺處于最低高度時，底座固定鉸支中心與活動鉸支中心兩點距離為 d=850mm。則 tan 1?= dhb=850=0.2117 ? 1?= ?2則 2L= 2b?=869mm從而 sin 2= Lha= 86974=0.8575 2= ?59以上 2L-- 鉸架長度；1?-- 升降臺最低高度時鉸架中心線與底座導軌中心線夾角；南昌航空大學科技學院學士論文82?-- 升降臺最大高度時鉸架中心線與底座導軌中心線夾角；此時升降臺處于最大高度時有，底座固定鉸支中心與活動鉸支中心兩點距離為e= 2tanh= ?59t74=448mm?2d=435mm。這說明當升降臺處于最大高度時，所承受重物作用中心仍介于平臺固定鉸支中心與活動鉸支中心之間，使得平臺傾覆的可能性極小，滿足穩(wěn)定性要求。3.3 液壓缸作用結構圖分析 如下兩圖 3-1、3-2 中:圖 3-1 升降臺結構分析南昌航空大學科技學院學士論文9圖 3-2 液壓缸作用簡化圖若令 =m ， =p ，則 =n 由 確定；cdecf?設計當升降臺達最大高度時，液壓缸作用點中心與底座固定鉸支中心連線ce 處于垂直位置，即與水平成 ，則?90當 = 1?= ?2時， sin（ + ）=g=145mm；ce??1?當 = = ?59時， + 2= =???3由上得 p= = = =213mmce??1sin???g)2si(45?現(xiàn)將液壓泵的支撐點作用于底座中心 d 點，則M= = =425mmd2現(xiàn)計算液壓缸中心線（線 ed）到 c 點的距離 n 的大小對于 ced，由面積關系可有：?，從而得：cedcfefS???）（ ????????? sinpm21sin21sinp21?）（）（南昌航空大學科技學院學士論文10???sinmipn????）（將 p=213mm，m=425mm， = 代入上式得：?31?sin425sin21345?????）（i87.）（?4 升降臺受力及力矩分析4.1 整體受力分析圖升降臺在整體受力如圖 4-1，南昌航空大學科技學院學士論文11圖 4-1 整體受力分析圖4.2 外鉸架受力分析圖外鉸架 L1 受力分析如圖 4-2，圖 4-2 外鉸架受力分析圖圖中： , ;?cos1nd????cos2nld??, ;ihih4.3 內鉸架受力分析圖內鉸架 L2 受力分析如圖 4-3，南昌航空大學科技學院學士論文12圖 4-3 內鉸架受力分析圖圖中; , ;?coslx??sinly?;tany以上了圖中所示力的方向皆為事先假設力的方向，其中規(guī)定水平方向（x方向）向上為正，向下為負；豎直方向（y方向）向右為正，向左為負。4.4力和力矩的分析計算4.4.1鉸架上端鉸支受力先忽略平臺自重，則由上圖因為 ， ?cos2lRw??所以?cos4lGFyb?而 xwffybx11?（令 ，且有 ， 為軸承滾輪與平a ?cosl?xRw2??1f臺導軌槽間的摩擦系數(shù)） ，則至此能計算出 、 、 、xaFyxbyF4.4.2整體受力分析計算?cos42lGRlya ??南昌航空大學科技學院學士論文13對平臺，重物及兩鉸架組成的整體進行受力分析：（4.1）=0 =0 ......① ?x?xdcF??1os??=0 ......② y 02in??GFy?4.4.3 內、外鉸架單獨受力分析對 L1 單獨進行受力平衡分析：=0 =0 ......③xxboxcF??1os?=0 =0 ......④y yyF?in由③、④得 ......⑤ xboxd??由②、④得 ......⑥ yyG??2?對 L2 單獨進行受力平衡分析：=0 =0 ......⑦ ?x?xoaxdF?=0 =0 ......⑧ y yadyo??4.4.4 力矩平衡分析若規(guī)定逆時針為正，順時針為負，則對 L1 的 c 點的轉矩平衡得：=0 =0 cM xFyxFhFbbyo2sincs11 ??????（a） 對 L2 有：（1） ，d 點的轉矩平衡得：=0 =0 ??xyxyooaxa?2......（b） （2） ，o 點的轉矩平衡得：=0 =0MyFxFyxdydaxa ?????=0 ??tantnxyx......（c）又因為 ......（d）2fFydx??—軸承滾輪與底座導軌槽間的摩擦系數(shù)2f南昌航空大學科技學院學士論文144.5 液壓缸受力分析 4.5.1 液壓缸受力公式的導出由（c） ， （d）兩式得：?tan12fFFyxy???ta)(222fff yxydxd?則至此能算出 ydxF,由上⑤ 、⑥式分別可得：xbdxo????cos4tan1)(122lGwffy?? ......（e）ybdyoFG??2= ?tan12fx?- cos4lGw ......（f） 將以上（e） 、 （f）式代入至（a）式得：F= ??11sico2tt?dhFFxybxby? = 11intatas??l ybxbyox.....（g）至此可算出力 F，由于這些力是按對稱鉸架的一邊來考慮的，所以 F 為鉸架與底座成 ?時液壓缸所承受的一半力的大小。則 T=2F= ??11sinco2tatas2???dhFl ybxbyx?其中：T-液壓缸受力大小南昌航空大學科技學院學士論文154.5.2 液壓缸最大受力時數(shù)值及角度計算分析液壓缸產生最大力時，鉸架與底座所成角度 大小 ?根據(jù)上面一系列的式子有，當 為不同大小時，對應各鉸支點受力大小不?同，從而液壓缸受力大小相應不同?，F(xiàn)根據(jù)以上所列式子將部分關鍵數(shù)據(jù)輸入如下表 4-1,表 4-1??12?8?24?30?6?42?8?54?9xoF-24.5 -24.4 -24.4 -24.4 -24.3 -24.3 -24.2 -24.2 -24.1y2447.7 2375.2 2268.9 2122.0 1923.6 1657.1 1295.8 794.4 212.3xb12.2 12.6 13.1 13.8 14.8 16.1 17.9 20.4 23.2yF1223.6 1258.4 1310.1 1382.0 1479.4 1610.5 1788.7 2036.2 2322.81h64.8 87.6 106.8 122.9 136.3 147.1 155.3 161.0 163.8d305.0 270.0 239.8 212.9 187.6 163.3 139.8 116.9 98.41?28.35 29.40 29.95 30.07 29.84 29.32 28.55 27.57 26.62l435 435 435 435 435 435 435 435 435(N)T20635 19394 18310 17284 16253 15170 13997 12705 11517此外經過更精確的計算得，液壓缸受力曲線圖如下圖 4-4，南昌航空大學科技學院學士論文1605000100001500020000250000 10 20 30 40 50 60 70Tθ圖 4-4 液壓缸受力曲線圖由上圖得，當升降臺處于最低位置，即 = 時，液壓缸受力最大，此時有有 ??12T = 20635 N，考慮到工作平臺，工作平臺導軌槽，內、外鉸架等的重量，經咨詢，可取一系數(shù) =1.3，則液壓缸所受最大壓力為 sK= T= 20635 1.3 =26825.5 26826N maxTs??南昌航空大學科技學院學士論文175 液壓系統(tǒng)的分析5.1 受載分析該腳踏式液壓升降臺的工作循環(huán)過程是：當工作平臺處于最低位置時，腳踩腳踏板，升降臺升起，當?shù)竭_最大高度時，升降臺停止上升，液壓系統(tǒng)進入保壓階段；在升降臺上升的過程中，升降臺的傾角不斷地發(fā)生變化；升降臺開始下降，下降到最低點停止運動，至此升降臺一個工作循環(huán)結束。在升降臺的整個工作循環(huán)過程中，在最低位置時液壓缸推力最大。隨著上平臺高度的增加，液壓缸的推力將逐漸減小。5.2 液壓系統(tǒng)方案設計5.2.1 設計要求結合設計要求，滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的動力元件為腳踏式液壓泵，執(zhí)行元件為單作用液壓缸，其中腳踏式液壓泵自帶油箱和卸荷閥，其內部已有一部分液壓回路，原理如下：1，當要使工作平臺上升時，換向閥 7 左位接通，腳踩液壓泵 3，1 中油液進入液壓缸下端，從而將液壓缸活塞頂出，平臺上升。2，當要使工作平臺下降時，換向閥 7 右位接通，液壓缸 6 中的油液因重物產生的壓力而被壓出，經由換向閥和節(jié)流閥流回油箱，節(jié)流閥 8 則控制油液的流速，從而使升降臺能緩慢卸載。南昌航空大學科技學院學士論文185.2.2 液壓系統(tǒng)原理圖綜上所述，只需用油管將液壓泵出油口連接至液壓缸的進油口即可組一完整的液壓回路，其液壓系統(tǒng)原理圖如圖 5-1 所示，圖 5-11-油箱 ，2—單向閥 ，3—手動液壓泵 ，4—單向閥 ，5—溢流閥 ，6—液壓缸，7—手動換向閥 ，8—節(jié)流閥 其中 1、2、3、4、5、7、8 都集中在液壓泵中南昌航空大學科技學院學士論文196 液壓缸、液壓泵的選型6.1 液壓缸基本尺寸計算從圖 3-4 中根據(jù)幾何關系可得液壓缸的瞬時尺寸（即鉸接點 DC 之間的距離）為 22()()cos2SrLRr????液壓缸兩鉸接點之間的最大距離和最小距離分別為 max22max inin cos)()(Lrr???根據(jù)實際設計情況，并結合圖 3-2 及相關數(shù)據(jù)，有Smin= )cos(212????p= 306)12cs(23451345?????Smax= )cs(2m= m475)9cos(1??即液壓缸的最大安裝尺寸為 Smax=475mm最小安裝尺寸為 Smin=306mm設液壓缸的有效行程為△s，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最小值時，柱塞不抵到液壓缸缸底，并考慮液壓缸結構尺寸K 1和K 2(圖3)，一般應取Smin≥Kl+K2+△S 同樣，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最大值時，柱塞不會脫離液壓缸中的導向套，一般應取Smax≤Kl+K2+2△S 式中的 K1和 K2 根據(jù)液壓缸的具體結構決定，圖 6-1 液壓缸相關尺寸圖南昌航空大學科技學院學士論文206.2 液壓缸具體選型由以上計算得出：滾輪式腳踏式液壓升降平臺車平臺處于最低高度，即= 時，液壓缸受力最大， ，此時液壓缸所受的力是 = 26826 N。選擇缸??12 maxT徑為 的液壓缸，其所能提供的最大推力為 = 31420 N，由于已計算出液m50? g壓缸的最大安裝尺寸為 Smax=475mm，最小安裝尺寸為 Smin=306mm，則其行程為S=Smax-Smin=169mm，則可選擇液壓缸的行程S=180mm。6.3 液壓泵設計計算及選型由于液壓缸承受的最大壓力為 26826 N, 所以腳踏式液壓泵至少要提供26826 N 的力，根據(jù)以上要求初步選擇腳踏油壓泵 F-1000 型，其外形尺寸為L×b×h=530×160×200mm。其輸出壓力位 ＝700kgf/cm 2，儲油量為 1 升，重量為 12kg;此外液壓泵配P有 1m 高壓油管/接頭。以下對該種型號的液壓泵進行校核：根據(jù)前述內容，已選用缸徑為 的液壓缸，且液壓缸承受最大壓mdg50?力為 = 26826 N，則液壓缸內部活塞所受最大壓強為maxT= = = = 13.662 MpaaxP而 1kgf/cm2 = 98 Kpa ，則= 13.662 Mpa = = 139.41 kgf/cm2　maxP很明顯有　 ＞ 　即液壓泵所能產生的壓強大于液壓缸能承受的最大maxP壓強，故 F-1000 型號的腳踏油壓泵滿足設計要求。此外液壓泵具有如下的性能要求：4/maxgdT???2310568??981062.33gaS南昌航空大學科技學院學士論文211，操作該液壓泵是一種解放雙手且省力的腳踏工作；2，外置控制閥易于控制卸載時，能使升降臺安全緩慢下降；3，適用于沒有電源和壓縮空氣的現(xiàn)場作業(yè)。6.4 油量的校核由上得液壓缸需滿足的行程為180mm，而液壓缸直徑為50mm，則當升降臺達最高位置時液壓缸內儲油儲油 =180×10￣ 2 × = 0.353 L。1V此外，此時油管中也儲存有一定的油量，而液壓缸所配油管為 1m，內徑為20mm，則油管儲油量為 =10 = 0.314 L。2?則液壓缸所需出油量至少應為 = + =0.353+0.314 = 0.667L ，小于12液壓缸而儲油量 1L，故液壓缸儲油量足夠，滿足要求。 )0(4??2)105(4???南昌航空大學科技學院學士論文227 腳輪 滾輪的選用 7.1 選用要求根據(jù)設計任務要求，本滾輪式腳踏式液壓升降平臺車的額定載重為500kg，此外已規(guī)定升降平臺車本身的重量應 130kg，又由于腳踩腳踏式液壓?泵的力很小，幾乎可忽略不計，故地面所受重力最大可估計為 630kg，即每滾輪最少負重 157.5kg，又因為本升降臺在工廠、超市等場所使用，因此對噪音有一定的要求，為此本升降臺的腳輪選擇材料為超級橡膠的腳輪，其中兩個為萬向輪，兩個為定向輪。7.2 腳輪實際選型如下圖 7-1 所示，本升降臺選擇型號為 SM-B 重型輪組， ，其輪徑為D=150mm，輪寬為 W=50mm，安裝高度為 =193mm，每個輪的載重為 250kg，自1H重為 2.06kg； 底板尺寸為 114×102mm，安裝孔距為 84×71mm，孔徑 =11mm。另外，萬向腳zd輪上附帶有剎車，可使升降臺能夠在與水平面成一定角度的斜坡上工作而不至于滑動。圖 7-17.3 滾輪的選用南昌航空大學科技學院學士論文23滾輪的結構如圖 7-2 所示圖 7-28 各構件參數(shù)設計8.1 內、外鉸架材料及設計尺寸選擇內外鉸架主要用于支撐升降臺面，是該液壓升降臺的重要組成構件，因此其使用材料的性能至關重要，選擇型號為 Q235 的普通碳素鋼，初選實心處截面基本尺寸為 30×60mm，長度已確定約為 870mm。??1hb8.2 滾道材料及設計尺寸選擇根據(jù)滾道的工作情況，并且考慮到滾輪的直徑，選擇熱軋普通槽鋼，型號為 5，基本尺寸為 h =50mm、b =37mm、d =4.5mm、t =7.0mm、r =7.0mm、r1 =3.5mm，如下圖 8-1 所示。圖 8-1圖中：h — 高度 b — 腿寬 d — 腰厚t — 平均腿厚 r — 內圓弧半徑 r1— 腿端圓弧半徑8.3 升降工作臺材料及設計尺寸選擇南昌航空大學科技學院學士論文24工作臺的，對于翻轉工作臺骨架，基本尺寸為 L×B=1010×520，翻轉平臺面則用熱軋普通鋼板，公稱厚度為 5mm。8.4 底座材料及設計尺寸選擇底座主要用于支撐作用，選用熱軋不等邊角鋼，型號為 12.5/8，其基本尺寸為 B =125mm、b =80mm 、d =7mm、r =11mm，如下圖 8-2 所示。圖 8-2圖中：B — 長邊寬度 b — 短邊寬度 d — 邊厚 r1 — 邊端內弧半徑 r — 內圓弧半徑9 應力計算及強度校核9.1 內、外鉸架力的分解首先外鉸架 L1 和內較架 L2 受的力分解成沿鉸架方向（稱方向 1）的力和垂直于該方向的方向（稱方向 2）上的力?sinFcoFx1yc??i2）（ 11??）（2sin南昌航空大學科技學院學士論文25?sinFyo1?c2iyb1s2?inFya1?co2siyd12在上述分解合成力的過程中，由于 豎直均很小，故這些力xdaxboFF，，，在 1、2 方向上的分解力可忽略不計。9.2 外鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析 圖 9-1 外鉸架 L1 受力分析圖 9-2 外鉸架 L1 軸力圖南昌航空大學科技學院學士論文26圖 9-3 外鉸架 L1 縱向剪力圖圖 9-4 外鉸架 L1 縱向彎矩圖由上述圖有：12c1WnFM???2bol?其中 ，6sinh21）（ ???? ?sin87.3125??）（ ?12313212 h-b/-bW）（）（ ??則外鉸架 L1 所受最大拉應力為或）（ 1bo1max?????；其中 =,1o2axb,1b)(F21bh?外鉸架 L1 所受最大壓應力為1c3max???上式中 、 產生于液壓缸作用點截面處， 產生于 o 點截面處。分1 2max?別記為 L1： 拉、L1： 壓、L1： 拉。max3max2ax9.3 內鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析南昌航空大學科技學院學士論文27圖 9-5 內鉸架 L2 受力分析圖 9-6 內鉸架 L2 軸力圖圖 9-7 內鉸架 L2 縱向剪力圖圖 9-8 內鉸架 L2 縱向彎矩圖由上述圖有：南昌航空大學科技學院學士論文28；其中2a2WnFM??? 13213212 6h-b/h-b）（）（ ????則內鉸架 L2 所受最大拉應力為； 其中1d21max???）（ 21d1dhbF??內鉸架 L2 所受最大壓應力為； 其中1a2max ）（ 21a1ahb上式中 產生于 o 點處上半部分界面， 產生于 o 點處下半部分界面。分1ax?max?別記為 L2： 拉、L2： 壓。m2max?9.4 鉸架應力強度校核9.4.1 鉸架截面尺寸的確定經過精確計算和篩選，已選取內外鉸架實心截面 為 30 60mm，經更詳1hb?細的計算發(fā)現(xiàn)，所選截面寬度太長，考慮到材料的節(jié)省和強度要求，現(xiàn)可將截面尺寸暫定為 =20 60mm。其實心截面如下圖 9-9 所示，1hb?圖 9-9此外，在內外鉸架相連接處，鉸架截面處應加工有一孔，其直徑經過計算可選南昌航空大學科技學院學士論文29取為 =30mm，該處截面如下圖 9-10 所示， 2h圖 9-109.4.2 鉸架截面應力分析校核結合 9.3 中內容，可能產生的最大拉應力為 ①L1： 拉，②L1： 拉 1max?2max?③L2： 拉?？赡墚a生的最大壓應力為①L1： 壓，②L2： 壓。此1max? 3外，在鉸架與水平線所成角度 不同的時候，這些力又相應地發(fā)生變化，結合?相關數(shù)據(jù)得，其變化曲線如以下各圖所示，圖 9-11 外鉸架 L1 中產生的可能最大拉應力 變化曲線1max?南昌航空大學科技學院學士論文30圖 9-12 外鉸架 L1 中產生的可能最大拉應力 變化曲線2max?圖 9-13 外鉸架 L1 中產生的可能最大壓應力 變化曲線3max?南昌航空大學科技學院學士論文31圖 9-14 內鉸架 L2 中產生的可能最大拉應力 變化曲線1max?圖 9-15 內鉸架 L2 中產生的可能最大壓應力 變化曲線2max?經過更精確的計算綜上得出：鉸架截面處受最大應力都出現(xiàn)在外鉸架，最大拉應力約為 =90Mpa，此時 ；受最大壓應力為 =96.6Mpa，此時ml?l???29yy??南昌航空大學科技學院學士論文32，兩最大應力都出現(xiàn)在液壓缸作用點截面處。?28鉸架所選材料為 Q235 普通碳素鋼，其屈服極限 =216 235Mpa，若選取安s?~全因數(shù) =2，則鉸架許用應力 = =108 117.5Mpa。sn???sn~以上數(shù)據(jù)比較有 < ,且 < ,則校核得內外鉸架所受應力小于許用mlmy應力，因此滿足內、外鉸架支撐起貨物的強度要求而不至于鉸架斷裂，故所選用鉸架滿足設計要求。9.5 肋板連接軸強度校核9.5.1 肋板連接軸受力和彎矩圖 圖 9-16 肋板連接軸縱向剪力圖圖 9-17 肋板連接軸縱向彎矩圖上述圖中： —液壓缸所受最大壓力maxT—肋板連接軸所受最大彎矩M9.5.2 肋板連接軸強度校核根據(jù)上圖 9-16、圖 9-17，又由于南昌航空大學科技學院學士論文33= 26826 N, = 386mm= 0.386m， = 55mm = 55 m，則maxT3l 3d310??肋板連接軸所受最大彎矩 = maxM2T?l= = = 2588.709 N m43l?4863??肋板連接軸抗彎截面系數(shù) W = = =16.33432d?3)105(???610?3則該連接軸截面所受最大拉、壓應力為 =max?Wa= = 158.49Mpa61034.7928??由于肋板連接軸所選材料為 45 號普通碳素鋼，為塑性材料。其屈服極限約為=353Mpa，若選取安全因數(shù) =2，則鉸架許用應力 = =176.5Mpa。s?sn???sn比較得 < ，則校核得內外鉸架所受應力小于許用應力，因此在承受液max???壓缸產生的最大頂力時，肋板連接軸不會因為彎矩過大而斷裂，故所選用肋板連接軸滿足設計要求。10 升降平臺車重量核算10.1 升降臺總重計算核對在畢業(yè)設計任務書中要求本手動液壓堆高車的總重量不大于 130kg，因此要對對高車的重量進行核算，參考[4]和裝配圖，經計算，現(xiàn)將升降平臺車各部件的重量列入表 10-1 中，重 量序號 名 稱 數(shù) 量 單 件 總 計1 萬向腳輪 2 1 22 定向腳輪 2 1 23 腳踏式液壓泵 1 12 124 油 管 1 0.5 0.55 開口銷 10 0.02 0.26 液壓缸 1 4 47 螺 母 20 0.01 0.2南昌航空大學科技學院學士論文348 彈簧墊片 40 0.005 0.29 螺 栓 20 0.05 110 滾輪外套 4 0.05 0.211 軸 承 4 0.1 0.412 手扶推桿 1 1.8 1.813 工作平臺 1 11 1114 內鉸架 2 5 1015 外鉸架 2 5 1016 底 座 2 9 1817 導軌槽 4 7.5 3018 肋 板 2 2.5 2.519 肋板連接軸 1 3 320 鉸架中心連接軸 1 3.5 3.521 內鉸架穩(wěn)定軸 1 3.5 3.522 腳踏泵定位底板 2 2.5 5表 10-1經計算得本液壓升降平臺車的總重 =121kg〈130kg，因此升降臺自重方面gW滿足設計要求。11 升降臺成本核算11.1 成本核算概念把一定時期內企業(yè)生產經營過程中所發(fā)生的費用，按其性質和發(fā)生地點，分類歸集、匯總、核算，計算出該時期內生產經營費用發(fā)生總額和分別計算出每種產品的實際成本和單位成本的管理活動。其基本任務是正確、及時地核算產品實際總成本和單位成本，提供正確的成本數(shù)據(jù)，為企業(yè)經營決策提供科學依據(jù)，并借以考核成本計劃執(zhí)行情況，綜合反映企業(yè)的生產經營管理水平。11.2 產品生產成本項目為了具體地反映計入產品生產成本的生產費用的各種用途，還應進一步劃分若干個項目，即產品生產成本項目，簡稱產品成本項目、成本項目。也指從生產費用的具體用途出發(fā)，將直接生產費用和間接生產費用劃分為若干項目即成本項目，如直接材料，直接人工，制造費用等。并根據(jù)生產特點和管理要求，南昌航空大學科技學院學士論文35企業(yè)一般設立以下 3 個成本項目：（1）直接材料直接材料是指企業(yè)在生產產品和提供勞務過程中所耗費的直接用于產品生產并購成產品實體店原料、主要材料、外購半成品成品以及有助于產品形成的輔助材料等。（2）直接人工直接人工是指企業(yè)在生產產品和提供勞務過程中，直接參加產品生產的工人工資以及其他各種形式的職工薪酬。（3）制造費用制造費用是指企業(yè)為生產產品和提供勞務而發(fā)生的各項間接費用，包括生產車間管理人員的工資等職工薪酬、折舊費、機物料消耗、勞動保護費等費用。11.3 生產成本的核算11.3.1 直接材料成本的核算本液壓升降臺要用到的材料有 45 號鋼、Q235 鋼板、角鋼、槽鋼、矩形鋼、管圓形鋼管以及一些標準件，在裝配過程中還要用到焊條，經咨詢得各種材料及標準件的價格如下：45 號鋼：3650 元/噸；Q235：3180 元/噸；槽鋼：3450 元/噸；角鋼：3480元/噸；矩形鋼管：3890 元/噸；軸承：3 元/個 ；螺母：1 元/個；螺栓：1 元/個；彈簧墊片：0.5 元/個；六角頭螺栓：1 元/個；腳輪:30 元/只；腳踏式液壓泵：700 元/臺；油管：20 元/米；液壓缸：200 元/臺；因考慮到材料因加工而造成的損耗，各種自制件的材料的價格都乘上一個系數(shù)，經咨詢相關專業(yè)人士得此系數(shù)為 1.1 1.4 左右，本文取 1.2，根據(jù)表 12-7~中各種材料的重量和標準件的個數(shù)以及裝配圖中標注的材料得：標準件所需費用為 30×4+700+20+200+3×4+1×20+0.5×40+1×20=1120直接材料成本=1.2×（3.65×22.2+3.45×30+3.18×35+3.48×18）+1120=1550.11.3.2 直接人工成本的核算經咨詢得機械行業(yè)工人的工資在大約在 2000—2500 元左右，本文中取2400 元，該廠有 100 位工人，堆高車月產量為 1000 臺，則此處每臺液壓升降車需直接人工成本費約 240 元；經咨詢相關行業(yè)人士知工人的福利（五險一金南昌航空大學科技學院學士論文36等)250-300 元左右，本文取 260 元。則又應向每臺堆高車攤派 26 元.所以直接人工成本費為 266 元/臺。11.3.3 制造成本的核算經咨詢的機械行業(yè)管理人的工資在大約在 2500—3000 元左右，本文中取2800 元，堆高車月產量為 1000 臺，設該廠有 10 位管理人員，所以每臺攤派 28元；攤派折舊費按每臺 100 元攤派；機物料費按每臺 10 攤派；水電費按每臺10 元攤派。所以直接人工成本為 148 元/臺。11.4 總計生產成本由以上可知生產成本＝直接材料成本+直接人工成本+制造成本＝1550+266+148＝1964 元。參考文獻[1]. T. Morita, Y. 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