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塔里木大學畢業(yè)設計
目 錄
1緒論 1
1.1課題研究的目的及意義 1
1.2國內(nèi)外研究概況及發(fā)展趨勢 1
1.3本課題研究內(nèi)容 1
2果園水果采摘升降平臺的設計的總機設計 1
2.1總體方案的分析比較和確定 1
2.2液壓升降平臺車的結(jié)構(gòu)及運動原理 2
3升降臺尺寸初步分析計算 3
3.1升降臺高度的計算 3
3.2相關角度的計算 3
4升降臺受力及力矩分析 3
4.1整體受力分析圖 3
4.2外鉸架受力分析圖 4
4.3內(nèi)鉸架受力分析圖 4
4.4力和力矩的分析計算 5
4.5液壓缸受力分析 5
5液壓系統(tǒng)的分析 7
5.1 受載分析 7
5.2 液壓系統(tǒng)方案設計 7
6液壓缸﹑液壓泵具體選型 8
6.1液壓缸的選擇 8
6.2液壓泵設計計算及選型 8
6.3油量的校核 8
7各構(gòu)件參數(shù)設計 8
7.1內(nèi)、外鉸架材料及設計尺寸選擇 8
7.2滾道材料及設計尺寸選擇 8
7.3升降工作臺材料及設計尺寸選擇 8
7.4底座材料及設計尺寸選擇 8
8應力計算及強度校核 8
8.1 內(nèi)、外鉸架力的分解 8
8.2 外鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析 9
8.3內(nèi)鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析 10
8.4 鉸架應力強度校核 11
致 謝 13
參考文獻 14
1緒論
1.1課題研究的目的及意義
1.1.1果園水果采摘液壓升降平臺設計的目的
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(chǎn)實際，進行液壓升降臺設計實踐，使理論知識和生產(chǎn)實踐緊密結(jié)合起來，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(chǎn)實際問題的能力，為今后的設計制造工作打好的基礎。
1.1.2果園水果采摘升降平臺車設計的意義
隨著當代農(nóng)業(yè)機械化及其自動化的不斷發(fā)展，農(nóng)業(yè)生產(chǎn)對生產(chǎn)率的要求也越來越高，因此，在農(nóng)業(yè)機械化的發(fā)展中，具有結(jié)構(gòu)緊湊，操作方便，升降平穩(wěn)等優(yōu)點的果園水果液壓升降機起著極其重要的作用。果園水果采摘液壓升降平臺是一種新型的液壓升降機，主要由機械元件和液壓泵等組成,我們有必要對它進行深入研究。本次畢業(yè)設計的題目來源于水果采摘第一道工序，所設計的產(chǎn)品具有實用價值，針對已有成熟產(chǎn)品的廣泛使用,分析其存在的優(yōu)缺點并對現(xiàn)有產(chǎn)品做出的改進設計，使產(chǎn)品機構(gòu)更合理、更實用、更可靠。
1.2國內(nèi)外研究概況及發(fā)展趨勢
1.2.1研究現(xiàn)狀
目前，我國水果采摘大部分單憑人工爬樹或使用梯子采摘，移動較為困難并存在安全問題，大大降低了采收效率。因水果的成熟期較短，采收效率低直接影響水果的品質(zhì)及貯藏。然而，在工廠用很多先進的升降平臺，如固定式液壓裝卸平臺，折臂式升降平臺，移動式升降平臺等，對其進行簡單改裝，使其適應果園環(huán)境，有利于實現(xiàn)采收的方便性，安全性及及時性。升降平臺的核心部件在于液壓提升設備。因此，國內(nèi)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(nèi)徑，液壓升降機行程及活塞桿直徑等。
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(chǎn)率和產(chǎn)品質(zhì)量，擴大了生產(chǎn)規(guī)模，降低了產(chǎn)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)了世界液壓技術工業(yè)快速發(fā)展，解決了全球?qū)σ簤寒a(chǎn)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(chǎn)規(guī)模、利用廢物、環(huán)境保護、產(chǎn)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，液壓升降平臺車應運而生。國內(nèi)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(jié)構(gòu)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液壓升降平臺車。
1.3本課題研究內(nèi)容
首先對液壓升降技術參數(shù)進行分析研究，結(jié)合具體實例，對機構(gòu)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，通過對叉桿的各項受力分析確定臺板與叉桿的載荷要求，最終完成液壓升降臺的設計要求。
2果園水果采摘升降平臺的設計的總機設計
2.1總體方案的分析比較和確定
經(jīng)過多方面考慮，對液壓升降平臺車的設計初擬定兩種方案
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(nèi)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(jié)構(gòu)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，不能滿足升降臺的設計要求。
圖2-1 液壓升降平臺方案一
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(nèi)旋轉(zhuǎn)，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，果園水果采摘液壓升降平臺采用方案二設計。
圖2-2 液壓升降平臺方案一
2.2液壓升降平臺車的結(jié)構(gòu)及運動原理
液壓升降平臺主要由動力源和機架兩部分組成，動力源部分主要由液壓泵和單作用液壓缸組成，機架部分由工作平臺，內(nèi)外剪式鉸架板和底座導軌槽，支撐板等構(gòu)件組成(如圖2-3所示)。
圖2-3 液壓升降平臺車結(jié)構(gòu)
1鏈輪鋼架，2滑輪，3液壓升縮機構(gòu)，4內(nèi)腳架，5載物平臺，
6鉸接軸7外鉸架，8液壓缸轉(zhuǎn)軸，9肋板，10導軌，11底座
果園水果采摘液壓升降平臺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(nèi)、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；液壓泵經(jīng)過油管與液壓缸相連，則當手拉液壓泵滑輪時，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7右側(cè)，內(nèi)鉸架4右側(cè)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。
3 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，而升降臺最小高度設計為=435mm；
（2）、選用滾輪時，因滾輪為標準件，可選取其直徑為250mm，則輪子底部至升降臺底座支撐板底部的距離，即滾輪機構(gòu)總體高度可選為t=300mm；
（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++)=645mm
b升降臺處于最小高度時，=-（t++）=435-(200++)=80mm
3.2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壓缸作用點中心的垂直距離為：g=--=180-10-=145mm。
由升降平臺尺寸為1010520mm,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===0.2117 =
則2L==869mm，從而sin===0.8575 =
以上2L-- 鉸架長度；
-- 升降臺最低高度時鉸架中心線與底座導軌中心線夾角；
-- 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===448mm=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。
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，
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： , ;
, ;
4.3內(nèi)鉸架受力分析圖
內(nèi)鉸架L2受力分析如圖4-3，
圖4-3 內(nèi)鉸架受力分析圖
圖中; , ;
;
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，
所以
而
（令，且有，為軸承滾輪與平臺導軌槽間的摩擦系數(shù)） ，則至此能計算出 、 、 、
4.4.2整體受力分析計算
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）
=0 （2）
4.4.3內(nèi)、外鉸架單獨受力分析
對L1單獨進行受力平衡分析：
=0 =0 （3）
=0 =0 （4）
由（３）、（４）得 ?。?）
由（２）、（４）得 （6） .
對L2單獨進行受力平衡分析：
=0 =0 （7）
=0 =0 （8）
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(zhuǎn)矩平衡得：
=0 =0 （a)
對L2有：
（1），d點的轉(zhuǎn)矩平衡得：
=0 =0 (b)
（2），o點的轉(zhuǎn)矩平衡得：
=0 =0 (c)
=0 (d)
又因為
—軸承滾輪與底座導軌槽間的摩擦系數(shù)
4.5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：
則至此能算出
由上(5) 、(6)式分別可得：
(e)
=- （f）
將以上（e）、（f）式代入至（a）式得：
F=
= （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=
其中：T-液壓缸受力大小
4.5.2液壓缸最大受力時數(shù)值及角度計算
分析液壓缸產(chǎn)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 關鍵數(shù)據(jù)計算
12o
18o??
24o
30o
36o
42o
48o
54o
59o
-24.5
-24.4
-24.4
-24.4
-24.3
-24.3
-24.2
-24.2
-24.1
2447.7
2375.2
2268.9
2122.0
1923.6
1657.1
1295.8
794.4
212.3
12.2
12.6
13.1
13.8
14.8
16.1
17.9
20.4
23.2
1223.6
1258.4
1310.1
1382.0
1479.4
1610.5
1788.7
2036.2
2322.8
64.8
87.6
106.8
122.9
136.3
147.1
155.3
161.0
163.8
305.0
270.0
239.8
212.9
187.6
163.3
139.8
116.9
98.4
28.35
29.40
29.95
30.07
29.84
29.32
28.55
27.57
26.62
435
435
435
435
435
435
435
435
435
(N)
20635
19394
18310
17284
16253
15170
13997
12705
11517
此外經(jīng)過更精確的計算得，液壓缸受力曲線圖如下圖4-4，
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 T = 20635 N，考慮到工作平臺，工作平臺導軌槽，內(nèi)、外鉸架等的重量，經(jīng)咨詢，可取一系數(shù)=1.3，則液壓缸所受最大壓力為
= T= 20635 1.3 =26825.5 26826N
5 液壓系統(tǒng)的分析
5.1 受載分析
該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，手拉液壓升降機構(gòu)，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(jié)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(jié)合設計要求，液壓升降平臺車的動力元件為手動式液壓泵，執(zhí)行元件為單作用液壓缸，其中手動液壓泵自帶油箱和卸荷閥，其內(nèi)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，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(chǎn)生的壓力而被壓出，經(jīng)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。
5.2.2 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，如圖5-1所示，
圖5-1 液壓系統(tǒng)原理圖
1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
6液壓缸﹑液壓泵具體選型
6.1液壓缸的選擇
由以上計算得出：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。選擇缸徑為的液壓缸，其所能提供的最大推力為= 31420 N。其輸出壓力位＝700kgf/cm2，儲油量為1升，重量為12kg;此外液壓泵配有1m高壓油管/接頭。
6.2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, 所以腳液壓泵至少要提供26826 N的力，根據(jù)以上要求選擇油壓泵F-1000型，其外形尺寸為L×b×h=530×160×200mm。
6.3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(nèi)儲油儲油=180×10￣ 2 × = 0.353 L。
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(nèi)徑為20mm，則油管儲油量為=10 = 0.314 L。
則液壓缸所需出油量至少應為= + =0.353+0.314 = 0.667L ，小于液壓缸而儲油量1L，故液壓缸儲油量足夠，滿足要求。
7 各構(gòu)件參數(shù)設計
7.1內(nèi)、外鉸架材料及設計尺寸選擇
內(nèi)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(gòu)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。
7.2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。
7.3升降工作臺材料及設計尺寸選擇
工作臺的，對于翻轉(zhuǎn)工作臺骨架，基本尺寸為L×B=1010×520，翻轉(zhuǎn)平臺面則用熱軋普通鋼板，公稱厚度為5mm。
7.4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
8 應力計算及強度校核
8.1 內(nèi)、外鉸架力的分解
首先外鉸架L1和內(nèi)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
在上述分解合成力的過程中，由于豎直均很小，故這些力在1、2方向上的分解力可忽略不計。
8.2 外鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析
圖8-1 外鉸架L1受力分析
圖8-2 外鉸架L1軸力圖
圖8-3 外鉸架L1縱向剪力圖
圖8-4 外鉸架L1縱向彎矩圖
由上述圖有：
其中，
則外鉸架L1所受最大拉應力為
或
；
其中=
外鉸架L1所受最大壓應力為
上式中、產(chǎn)生于液壓缸作用點截面處，產(chǎn)生于o點截面處。分別記為L1：拉、L1：壓、L1：拉。
8.3內(nèi)鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析
圖8-5 內(nèi)鉸架L2受力分析
圖8-6 內(nèi)鉸架L2軸力圖
圖8-7 內(nèi)鉸架L2縱向剪力圖
圖8-8 內(nèi)鉸架L2縱向彎矩圖
由上述圖有：
；其中
則內(nèi)鉸架L2所受最大拉應力為
； 其中
內(nèi)鉸架L2所受最大壓應力為
； 其中
上式中產(chǎn)生于o點處上半部分界面，產(chǎn)生于o點處下半部分界面。分別記為L2：拉、L2：壓。
8.4 鉸架應力強度校核
8.4.1鉸架截面尺寸的確定
經(jīng)過精確計算和篩選，已選取內(nèi)外鉸架實心截面為3060mm，經(jīng)更詳細的計算發(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=2060mm。
此外，在內(nèi)外鉸架相連接處，鉸架截面處應加工有一孔，其直徑經(jīng)過計算可選取為=30mm。
8.4.2鉸架截面應力分析校核
結(jié)合8.3中內(nèi)容，可能產(chǎn)生的最大拉應力為 ①L1：拉，②L1：拉，③L2：拉。可能產(chǎn)生的最大壓應力為①L1：壓，②L2：壓。此外，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(jié)合相關數(shù)據(jù)得，其變化曲線如以下各圖所示，
圖8-11 外鉸架L1中產(chǎn)生的可能最大拉應力變化曲線
圖8-12 外鉸架L1中產(chǎn)生的可能最大拉應力變化曲線
圖8-13 外鉸架L1中產(chǎn)生的可能最大壓應力變化曲線
圖8-14 內(nèi)鉸架L2中產(chǎn)生的可能最大拉應力變化曲線
圖8-15 內(nèi)鉸架L2中產(chǎn)生的可能最大壓應力變化曲線
鉸架所選材料為Q235普通碳素鋼，其屈服極限=216235Mpa，若選取安全因數(shù)=2，則鉸架許用應力==108117.5Mpa。
以上數(shù)據(jù)比較有<,且<,則校核得內(nèi)外鉸架所受應力小于許用應力，因此滿足內(nèi)、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。
致 謝
經(jīng)過幾個月的努力，最終還是順利地完成了此次畢業(yè)設計。值此畢業(yè)設計論文完成之際，當我再次回首這幾個月的經(jīng)歷時，真是頗有感慨，當然最多的還是成就感。
通過本次畢業(yè)設計，我從中受益匪淺，不僅學會應用大學里所學到的一些基礎知識去解決設計中遇到的問題，而且比較全面系統(tǒng)的理解了機械設計的一些設計方法和設計步驟，同時還認識到作為一個設計人員必須具備的一些素質(zhì)。
在設計過程中也會遇到一些自己解決不了的問題，通過查閱相關資料文獻以及在王旭峰老師的悉心的指導和幫助下，問題都迎刃而解。
至此，我衷心地感謝我的指導老師王旭峰老師，在整個設計過程中他都給予了我悉心的指導和一次又一次的幫助。此外還要感謝和我一起做畢業(yè)設計的同學們，他們在本次設計中給予了我很大的幫助和支持。在設計的過程中，我也得到了許多同學的寶貴建議和不斷的啟發(fā)，和幾位課題相近的同學學習探討畢業(yè)設計時，我學到了不少的設計知識和創(chuàng)作方法，正是因為有了你們的幫助，才讓我不僅學到了本次課題所涉及的新知識，更讓我感覺到了知識以外的東西。同時我還要感謝我的學校，在我們即將離校的最后一段時間里，能夠更多地讓我們學會一些實踐應用知識，增加我們實踐操作和動手能力。再一次對我的母校表示感謝！
最后，向在百忙中抽出時間對本論文進行評審的各位老師表示衷心地感謝！謝謝你們的評審和教誨。四年的大學生活在這個季節(jié)即將劃上一個圓滿的句號，我將帶著你們的期盼和對自己的承諾再次起航。
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