滾輪式腳踏式液壓升降平臺車設計

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 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 根據設計任務技術要求，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） 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。 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 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++)=745mm b升降臺處于最小高度時，=-（t++）=435-(200++)=180mm 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。 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 圖3-2 液壓缸作用簡化圖 若令=m ，=p ，則=n由確定； 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 當==時，sin（+）=g=145mm； 當==時，+= = 由上得p====213mm 現(xiàn)將液壓泵的支撐點作用于底座中心d點，則 M===425mm 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： 將p=213mm，m=425mm，=代入上式得： 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內鉸架受力分析圖 內鉸架L2受力分析如圖4-3， 圖4-3 內鉸架受力分析圖 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、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 ......⑤ 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點的轉矩平衡得： =0 =0 （a） 對L2有： （1），d點的轉矩平衡得： =0 =0 ......（b） （2），o點的轉矩平衡得： =0 =0 =0 ......（c） 又因為 ......（d） —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 分析液壓缸產生最大力時，鉸架與底座所成角度大小 根據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)根據以上所列式子將部分關鍵數(shù)據輸入如下表4-1, 表4-1 -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、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 = T= 20635 1.3 =26825.5 26826N 5 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。 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，其液壓系統(tǒng)原理圖如圖5-1所示， 圖5-1 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、液壓泵的選型 6.1液壓缸基本尺寸計算 從圖3-4中根據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 液壓缸兩鉸接點之間的最大距離和最小距離分別為 根據實際設計情況，并結合圖3-2及相關數(shù)據，有 Smin= = Smax= = 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K1和K2(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根據液壓缸的具體結構決定， 圖6-1 液壓缸相關尺寸圖 6.2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/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。 以下對該種型號的液壓泵進行校核： 根據前述內容，已選用缸徑為的液壓缸，且液壓缸承受最大壓力為= 26826 N，則液壓缸內部活塞所受最大壓強為 = = = = 13.662 Mpa 而1kgf/cm2 = 98 Kpa ，則 = 13.662 Mpa = = 139.41 kgf/cm2　 　　 很明顯有?。尽〖匆簤罕盟墚a生的壓強大于液壓缸能承受的最大壓強，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： 1，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。 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。 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 腳輪 滾輪的選用 7.1選用要求 根據設計任務要求，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7-1 7.3 滾輪的選用 滾輪的結構如圖7-2所示 圖7-2 8 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。 8.2滾道材料及設計尺寸選擇 根據滾道的工作情況，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 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 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。 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 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： 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、產生于液壓缸作用點截面處，產生于o點截面處。分別記為L1：拉、L1：壓、L1：拉。 9.3內鉸架軸力圖、剪力圖和彎矩圖分析 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： ；其中 則內鉸架L2所受最大拉應力為 ； 其中 內鉸架L2所受最大壓應力為 ； 其中 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。分別記為L2：拉、L2：壓。 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3060mm，經更詳細的計算發(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。其實心截面如下圖9-9 所示， 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取為=30mm，該處截面如下圖9-10 所示， 圖9-10 9.4.2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 ③L2：拉?？赡墚a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，結合相關數(shù)據得，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 圖9-12 外鉸架L1中產生的可能最大拉應力變化曲線 圖9-13 外鉸架L1中產生的可能最大壓應力變化曲線 圖9-14 內鉸架L2中產生的可能最大拉應力變化曲線 圖9-15 內鉸架L2中產生的可能最大壓應力變化曲線 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，兩最大應力都出現(xiàn)在液壓缸作用點截面處。 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)據比較有<,且<,則校核得內外鉸架所受應力小于許用應力，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 —肋板連接軸所受最大彎矩 9.5.2肋板連接軸強度校核 根據上圖9-16、圖9-17，又由于 = 26826 N, = 386mm= 0.386m， = 55mm = 55m，則 肋板連接軸所受最大彎矩= = = = 2588.709 Nm 肋板連接軸抗彎截面系數(shù)W = = =16.334 則該連接軸截面所受最大拉、壓應力為= = = 158.49Mpa 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。 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， 序號 名 稱 數(shù) 量 重 量 單 件 總 計 1 萬向腳輪 2 1 2 2 定向腳輪 2 1 2 3 腳踏式液壓泵 1 12 12 4 油 管 1 0.5 0.5 5 開口銷 10 0.02 0.2 6 液壓缸 1 4 4 7 螺 母 20 0.01 0.2 8 彈簧墊片 40 0.005 0.2 9 螺 栓 20 0.05 1 10 滾輪外套 4 0.05 0.2 11 軸 承 4 0.1 0.4 12 手扶推桿 1 1.8 1.8 13 工作平臺 1 11 11 14 內鉸架 2 5 10 15 外鉸架 2 5 10 16 底 座 2 9 18 17 導軌槽 4 7.5 30 18 肋 板 2 2.5 2.5 19 肋板連接軸 1 3 3 20 鉸架中心連接軸 1 3.5 3.5 21 內鉸架穩(wěn)定軸 1 3.5 3.5 22 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，為企業(yè)經營決策提供科學依據，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。并根據生產特點和管理要求，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1.11.4左右，本文取1.2，根據表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]. 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