室內用家具物品搬運車的設計,喜歡這個資料需要的話就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢,下載就有,請放心下載,原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985,可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有,下載后全都有,請放心下載,原稿可自行編輯修改 畢業(yè)設計中文摘要 室內用家具物品搬運車的設計 摘 要 21世紀來臨伴隨著社會發(fā)生了翻天覆地的變化，家具種類也在增加，在工廠搬運或者需要搬家時，面對各種大小形狀不一的家具常常費時費力，目前市場上流通的家具搬運車只有用來定點運輸的普通功能，遇到某些家具體型較大，重量較高，難以有一個好辦法，工廠和家庭的貨物運輸市場需求越來越多。本文設計的一個小型家庭用的家具物品搬運車對于清潔工作中需要移動家具的短距離搬運需求來說非常實用。小型搬運車便捷，可以幫助使用者提高勞動效率，有著廣闊的應用前景。 針對我國目前市場上家具搬運車存在的不足，本次設計電動的家具搬運車，主要是 在搬運車的傳動裝置和起降裝置的部分，功能的實用性和操作的便捷方面。具體設計內容為：先確定搬運車機械系統(tǒng)的整體方案，再對托盤、軸、起升機構、傳動機構等關鍵零部件進行設計，并根據使用和工藝的要求確定具體參數，最后確定各個機構部件的尺寸和進行校核。該家具搬運車驅動輪為后輪并通過后輪轉向，后輪通過鏈輪和減速器離合器連接控制小車的行走，液壓機構主要是用于家具的搬運工作。 本文設計的室內用家具物品搬運車通過電動機的電力驅動減少了勞動強度，提高了搬運效率。液壓起降裝置對于搬運過程中保護了使用者的安全，較好實現了家具的定點搬運。 關鍵詞：搬運車；室內；減速器；家具 畢業(yè)設計英文摘要 Design of indoor furniture goods carrier Abstract With the 21st century come, the great changes have taken place in our society, and there are more and more kinds of furniture in the market. When we move in factories or need to move, it often takes time and effort to deal with furniture of different sizes and shapes. At present, the furniture carriers in circulation in the market only have the common function of fixed-point transportation. When we encounter some furniture with larger size and higher weight, the furniture carriers can only be used for fixed-point transportation, It is difficult to have a good way, factories and families of goods transport market demand is increasing. In this paper, a small household furniture goods carrier is designed, which is very practical for the short distance transportation needs of moving furniture in the cleaning work. The small carrier is convenient and can help users improve labor efficiency. It has a wide application foreground. In view of the shortcomings of furniture carriers in China's current market, the electric furniture carriers are redesigned, mainly as follows In the transmission device and take-off and landing device of the truck, the practicality of functions and the convenience of operation. The specific design method is as follows: first determine the overall scheme of the mechanical system of the truck, then design the key components such as pallet, shaft, lifting mechanism and transmission mechanism, and determine the specific parameters according to the requirements of use and process, and finally determine the size of each mechanism component and check it. The driving wheel of the furniture carrier is the rear wheel, which turns through the rear wheel. The rear wheel is connected with the reducer clutch to control the walking of the car. The hydraulic mechanism is mainly used for carrying furniture. The indoor furniture truck designed in this paper is driven by electric motor, which reduces intensity of labor and raises transportation influence. The hydraulic take-off and landing device protects the safety of users in the process of transportation, and better realizes the fixed-point transportation of furniture. Key words: carrier; Indoor; retarder; furniture 目 錄 1 緒論 1 1.1 課題的背景及意義 1 1.2 國內外的研究現狀及發(fā)展狀況 2 1.2.1 國內外的研究狀況 2 1.2.2 搬運車產品的發(fā)展趨勢及尚待研究的問題 3 2 技術任務書 (JR) 5 2.1 家具搬運車的整體布局 5 2.2 家具搬運車工作原理 5 2.3家具搬運車主要技術參數 6 3 設計計算說明書(SS) 7 3.1家具搬運車的機架部分零部件的設計 7 3.1.1 家具搬運車工作機構原理的設計 7 3.1.2 家具搬運車機架的關鍵零部件的設計 7 3.1.2.1家具搬運車貨叉的設計及校核 7 3.1.2.2機構桿件鉸接處軸的設計及校核 9 3.2 起降裝置的液壓系統(tǒng)設計 11 3.2.1 液壓系統(tǒng)工作原理 11 3.2.2 各液壓元件的設計、計算與校核 12 3.2.2.1 液壓缸設計及校核 12 3.2.2.2 油箱的設計與校核 14 3.2.2.3油路的設計 14 3.2.2.4截止閥和單向閥的設計與校核 15 3.2.2.5泵的設計 18 3.3 傳動系統(tǒng)的結構設計 19 3.3.1 減速器設計 19 3.3.1.1 減速比與減速形式設計 19 3.3.1.2 行星齒輪傳動配齒設計計算 19 3.2.1.3 行星齒輪傳動和嚙合參數設計計算 20 3.3.2減速器效率設計計算 20 3.3.3 行星齒輪傳動的受力分析及強度設計計算 21 3.3.3.1齒輪材料選擇設計 21 3.3.3.2行星齒輪傳動受力分析設計計算 21 3.3.3.3行星齒輪傳動強度校核 23 3.3.4 離合器設計 24 3.3.5 鏈傳動和鏈輪的設計 25 4使用說明書 27 4.1操作說明書 27 4.2注意事項 27 5 標準化審查報告 28 結 論 29 參 考 文 獻 30 致 謝 31 室內用家具物品搬運車的設計 1 緒論 1.1 課題的背景及意義 21世紀的科學技術的日新月異的發(fā)展和更新，自動搬運設備更多應用于物流和運輸行列，隨著工業(yè)化的不斷發(fā)展，越來越需要更加智能化和電動的搬運設備來代替人工，設計一種新型的室內用家具物品搬運車顯得尤為重要。 隨著搬運車需求的不斷提升，搬運車的種類、功能和數量有了顯著的變化，并且操作規(guī)模也在增多。目前的國內市場上存在的家具搬運車大多為手動搬運車，使小車移動通常需要我們人來拉動或拖動。當在室內家具搬運車上有較重的家具時，搬運者通常需要更加費力的推動它移動，勞動強度非常的大。因此顯而易見在家具搬運過程中，一方面造成的人工的浪費，另一方面也造成了寶貴時間的浪費，從而導致了室內家具搬運車的工作效率低下。但是即使是這種效率低下的搬運車設備，在各類家具搬運以及短途的貨物搬運過程中還是被大量的應用，還仍然是最普遍的。當今時代隨著社會的迅猛發(fā)展，搬運行業(yè)更為發(fā)達但是人力資源卻更加稀缺，設計一款更加省時省力的電動搬運車明顯更有實用意義，更高的使用效率已經成為炙手可熱的項目。雖然當今市場上有了更加新穎的設計，一些半電動搬運車[1]，搬運方式為電動升降，行走還需要人力推動，只是簡單的將液壓升降裝置改為電動升降裝置，像這樣的改進也僅僅是杯水車薪，僅適用于搬運的家具或貨物比較輕便時，當有需要搬運較重物體時，小車行走主要依靠人力，鑒于此，開發(fā)設計一種新式的半電動家具搬運車就顯得更為重要和緊迫，從而能輕松推動搬運車行走，提高工作效率，對于當前的家具和貨物搬運行業(yè)有極為深遠的影響。 1.2 國內外的研究現狀及發(fā)展狀況 1.2.1 國內外的研究狀況 隨著環(huán)保觀念的增強，國內的搬運車在產品生產和市場營銷方面呈現結構調整，手動搬運車也在向電動方向靠隴。 搬運車歷經許多年的不斷發(fā)展進步，我國在搬運車的研發(fā)和產品設計開發(fā)中發(fā)揮了越來越重要的作用，正在成長為世界上搬運車研發(fā)投入大國。 盡管國內搬運車產品的研究和生產晚于國外幾十年，不得不承認國外的技術高于國內，但是我們國內的產品系列也是比較全面的，其中也包括家具搬運車。國內手動搬運車如下圖1所示，國外手動搬運車如下圖2所示，國內產品和國外產品同樣受到人們親睞，也正因如此，搬運車市場被巨大的市場潛力激發(fā)。 圖1國內手動搬運車 圖2國外手動搬運車 目前世界上各個國家也都在進行搬運車的研究發(fā)展歷程如下： 第一代搬運車動力形式為純手動，第一代產品總是具有劃時代意義的，我們經歷了從單純的人力搬運轉變到機械化搬運的偉大變革，對于這個科技和革新日益迅速的今天，從節(jié)省人力方面而言，在短距離的搬運過程中仍然十分重要，它的省力，經濟實惠特點非常受人們歡迎。 第二代的搬運車動力形式為內燃機，可以輸出很強的動力，相應的其額定的載重量相比其他動力的搬運車更高。即便這樣，我們不容忽視的是，內燃機靠燃燒化石能源工作，它的缺點也是非常明顯的。所以這一代的搬運車產品并沒有得到很好的普及，除了施工單位和一些其他的場所被應用，大多數行業(yè)并不會采用，在食品衛(wèi)生行業(yè)更是明令禁止使用。 第三代搬運車動力形式為電動[1]，它的智能化程度可與第四代產品想媲美，有了上一代的經驗，這一代的純電動搬運車是基于環(huán)保理念和節(jié)能減排理念下設計的一款全新產品，搬運車以電池供電，是在搬運車史上絕無僅有的一次全新的技術理念革新。純電動搬運車由于其工作過程中不會產生廢氣，而且?guī)缀鯚o噪音，節(jié)省人力，效率高等特點，非常適合當今的社會，在一些近距離的搬運過程行業(yè)成為了首選。但是好景不長，純電動搬運車也由于自身特點存在一些固有的缺陷，很明顯的是由于它采用純電動搬運，舉升和行走都是依靠電瓶活著電池供電驅動的，當然由于體積，經濟性的因素電池不可能無限大，電池容量的限制了它的額定載重質量，所以其功率小，連續(xù)作業(yè)時常短，相比于手動搬運車，純電動搬運車優(yōu)勢并不明顯，并且由于一些方面的原因，它的設計更新沒有繼續(xù)下去，導致產品研發(fā)停滯不前，所以它的應用也并不普及。 第四代搬運車主要是無人搬運車，AGVS尚處于萌芽狀態(tài)，無人搬運車的工作方式主要通過編入程序來實現搬運工作，在現在看來確實是一種非常智能的產品，但是比較惋惜的是，目前這種搬運車還未實現，需要更進一步的技術推動，有很大的未來發(fā)展?jié)摿Α? 1.2.2 搬運車產品的發(fā)展趨勢及尚待研究的問題 通過對搬運車的研究現狀分析，雖然已經發(fā)展到了第四代產品，仍有許多問題： 貨物如何放上搬運車的搬運托盤（即搬運托盤的升降）。目前存在的前三代產品分別采用的升降方式是液壓升降機構、內燃機動力升降和電力驅動升降。內燃機能源利用效率不高，用內燃機工作來作為動力太過于浪費能源，并且對環(huán)境污染很嚴重，噪音也過大，所以并不適用。電力驅動升降雖然沒有像內燃機那樣浪費資源，排放廢氣污染環(huán)境，但是其動力不足，導致載重量過低，單次搬運貨物較少，并且由于它是純電動搬運車，所以行走也是電力驅動，導致其太過依賴電池的容量，從而工作時間被大大壓縮，所以電力驅動升降也并不十分切合實際生產。液壓起升裝置，它的工作原理主要是依靠高壓油的壓力作用實現起升，在上升時，油缸上行主要時是依靠液壓油的輸出來使活塞桿上行，并帶托盤上升，在下降時，葉片泵部件被關閉，控制閥處于打開狀態(tài)并開始泄油，托盤平臺在重力作用下開始下降，油缸中的高壓油泄出，為了提高托盤工作時的穩(wěn)定性采用交叉式的剛體機械體，并且具有很強的載重能力，使得單次運輸貨物更多，提高了工作效率，液壓系統(tǒng)比較平穩(wěn)，所以會更加安全。所以采用液壓升降系統(tǒng)是目前最完美的一種選擇。 搬運車的移動。目前存在的前三代產品分別采用的是，純人力手工推（拉）動、內燃機動力驅動和電力驅動行走。用人力來拉動或者推動搬運車移動。當搬運車托盤上有較重的貨物時，人也需要更加費力的推動它，勞動強度非常大。這就導致了運送貨物時，不但浪費人力資源，也會浪費更多的時間，從而導致搬運車工作效率低下。內燃機驅動則還是與升降有一樣的問題，太過于浪費能源，并且對環(huán)境污染很嚴重，噪音也過大，并且禁止用于食品行業(yè)，所以內燃機搬運車不會得到長久的發(fā)展，理應被淘汰。而電力驅動搬運車移動在相比之下則顯得鶴立雞群，因為絕大多數工作環(huán)境都是平整的場地，所以并不需要耗費很多電力，對電池容量要求并不十分苛刻。并且電力驅動不會有尾氣的排放，完全不會對環(huán)境造成污染，并且能解放人力，一定程度上提高了效率。 綜上所述，目前最好的產品應該是將第一代搬運車和第三代搬運車二者綜合，采用液壓升降，電力驅動行走。形成“第五代”全新的產品，同時，這也是本設計課題的目標。 2 技術任務書 (JR) 總體方案確定的依據是完成室內家具的搬運，保證車上的家具不受損壞并且平穩(wěn)的搬起和放下。既可以節(jié)約人力，又不會因為搬運失誤而家具掉落造成把人砸傷等生活事故。 當前，一些國內外知名網站以及市場上已經有了類似的該課題的作品，確定家具搬運車的整體結構和布局，以及家具搬運車的工作原理和主要技術參數。主要包括各個零部件的設計和校核以及電動機的選型和一些其它的細節(jié)的選型、設計工作。該家具搬運車驅動輪為后輪并通過后輪轉向，后輪通過鏈輪和減速器離合器連接控制小車的行走，液壓機構主要是用于家具的搬運工作。從而實現可離合的電力驅動搬運車的設計過程，完成本次課題的設計任務。 2.1 家具搬運車的整體布局 (1) 機架：機架采用高速鋼[4]焊接而成，剛性和強度均滿足需求。作為家具搬運車的主要承重構件保證符合使用要求。 (2) 液壓系統(tǒng)：液壓系統(tǒng)包括手柄、液壓裝置、腳踏板、鏈條、貨叉架和貨叉。液壓裝置通過軸安裝在底座上并于控制桿連接，手柄、腳踏板和鏈條控制液壓裝置，貨叉架和貨叉安裝在底座上，由液壓裝控制升降工作[3]。 (3) 傳動系統(tǒng)：傳動系統(tǒng)包括電動機、減速器-離合器、鏈輪、鏈條、車輪(后輪)幾個部分。為了不影響使用，電動機焊接在機架上部[2]，減速器-離合器也采用焊接的方式安裝在底座上，減速器的輸出軸和搬運車后輪上都安裝有鏈輪用來傳動 2.2 家具搬運車工作原理 室內用家具物品搬運車的組成部分和工作原理如下： 室內用家具物品搬運車主要包括傳動系統(tǒng)、液壓裝置和機座構成，傳動裝置有電動機、減速器-離合器和鏈輪。液壓系統(tǒng)組要由腳手柄、液壓缸和托盤組成。機座部分由控制桿、舵柄和底座組成。 首先，啟動電動機電源，通過減速器-離合器控制小車的行走，到達工作地后，起升家具時，先將貨叉伸入到家具底部，然后將搬運車后輪制動防止打滑，然后扳動手柄帶動鏈條，壓輪壓迫泵芯，讓泵缸體中的高壓油流進活塞液壓缸中，從而使得活塞桿向上運動，帶動托盤平臺和貨叉架、貨叉上移。當托盤到達最高處時，高壓油通過安全閥流回油箱中，手柄處于停止狀態(tài)，避免構件損壞，下降時踩動腳踏板，打開泄油閥，在托盤和重物的自重做通下活塞桿液壓缸的高壓油流回油箱，活塞桿下降從而托盤回到最低位置，卸下家具，拉出貨叉，從而實現家具的搬運功能。 2.3家具搬運車主要技術參數 結合具體使用要求，擬定室內用家具物品搬運車的設計主要技術參數包括最大載荷、最大行駛速度、驅動輪靜摩擦系數、驅動輪直徑、電機型號、電機功率、額定輸出扭矩、限定轉速、空載轉速。 表1 主要技術參數 參數項目 具體數據 最大載荷(kg) 1200 最大行駛速度(km/h) 2.5～3 驅動輪靜摩擦系數 0.05 驅動輪直徑(mm) 180 電機型號 MY1020-700W 電機功率(W) 500 額定輸出扭矩(N·M) 1.9 限定轉速(r/min) 2500 空載轉速(r/min) 3150 3 設計計算說明書(SS) 3.1家具搬運車的機架部分零部件的設計 3.1.1 家具搬運車工作機構原理的設計 家具搬運車的工作原理簡圖[2]如下圖3所示，液壓缸活塞桿2為原動件，液壓缸活塞桿2上升時，帶動旋轉架3和支撐板4逆時針轉動、支撐板6順時針轉動，帶動托盤5上升，兩輪不動，實現家具搬運車的舉升功能。 1.空心軸 2.液壓缸活塞桿 3.旋轉架. 4.支撐板 5.托盤 6.支撐板 圖3機構工作原理簡圖 上圖中有6個運動機構，高副低副數為1和8，自由度數是F=3×6-2×8-1=1，原動件為1個，根據計算結果可知該機構的運動形式唯一。 3.1.2 家具搬運車的關鍵零部件的設計 3.1.2.1家具搬運車貨叉的設計及校核 初選搬運車得貨叉長是1100mm。下圖4是家具搬運車的托盤貨叉示意圖。 圖4家具搬運車貨叉 貨叉使用的是高拉伸槽鋼。通過使貨叉能夠順利插入托盤底部從而把家具抬起。初步選擇Q235槽鋼[2]、型號為16A，其h=160mm，按照使用需求設計的家具搬運車最大載重為2000kg，設計要求如下表1所示 表2 家具搬運車設計參考數據 參數項目 具體參數 型號 CBY 額定起重量（Kg） 2000 起升高度（mm） 115 貨叉低放高度（mm） 85 貨叉高放高度（mm） 200 貨叉面長度（mm） 1100 外形尺寸（mm） 長 1480 寬 500 高 1120 自重（Kg） 72~100 叉輪尺寸 單輪 Ф74X93/70 雙輪 Ф74X70 大輪尺寸 Ф180X50 單貨叉受1000kg的力作用，所以應該選擇雙輪，對承載貨物重量設計定值，符合設計范圍。下圖5是雙貨叉的受力和力矩圖。 圖a 重力受力圖 圖b 剪切力受力圖 圖c 力矩圖 圖5 貨叉受力和力矩圖 1. 計算剪切應力 由從圖5b中可知剪切力Fs，剪切應力為τ τ= Fs/A (3-1) Fs =10000N，A槽鋼截面面積，通過查《機械設計手冊》[5]表2—14選熱軋槽鋼 型號16b，得到A=25.16cm2 τ＝10０００N/25.16×１０-4＝3.975ＭＰａ (3-2) 因為τ<[τ]，則貨叉設計安全。 2. 計算彎曲應力 由圖5c可得彎矩M=2.75X106 N·mm， W 抗彎截面系數，《查機械設計手冊》[5]表2—15 熱軋槽鋼 型號16b得W=17.6 cm3 σ＝Ｍ/Ｗ＝2.75Ｘ103N/16.3X10-6m3＝168.71 (3-3) 要求σ<[σ]，[σ]= 170 MPa，則貨叉設計安全。選擇固定貨叉車輪的部位到或貨叉頂部為332mm。 3.1.2.2鉸接處軸的設計及校核 1. 家具搬運車的貨叉和升降的支撐部件5和6的鉸接軸d的選擇 搬運車承載的最大搬運重量為2000kg，單貨叉承重為1000kg。所以其鉸接處受力為 G=2/2×1000×9.8=9800N (3-4) 作用力為剪切應力，交接軸的選40Gr鋼，調質處理。可查《機械設計》[6]表15—1，得硬度為241~286HBS,剪切疲勞極限為 [τ]=200MPa，查《機械設計》[6]表4—11，得最小安全儲備系數為n1=1.45，材料安全系數[7]為n2=1.1，因此安全系數為 n=n1·n2=1.6 (3-5) [τ]≥ 4nGπd2 (3-6) d≥4nGπτ =4X1.6×9800πτ =4X1.6×98003.14×200 =9.98mm (3-7) 按工藝要求取d=20mm，取貨叉輪的軸和其他軸均為d=20mm。 2. 搬運車的貨叉的橫梁和升降支撐部件鉸接軸d的選擇 圖6中分析了橫梁和支撐架的受力情況，橫梁受重力和切向作用力的作用。 G F 21mm 18mm 圖6橫梁和支撐架的受力分析圖 因為F×18=G×21，G=3920N，F=4573N，為剪切應力，鉸接軸選40Gr鋼[7]，調質處理。查《機械設計》[6]表15—1，得硬度為241~286HBS,剪切疲勞極限為 [τ]=200MPa，材料安全系數為n2=1.1，因此安全系數為 n=n1·n2=1.6 (3-8) [τ]≥4nGπd2 (3-9) 所以 d≥4nFπτ = 4X1.6X11433.3πτ =12.26mm (3-10) 按工藝要求取d=14mm，貨叉下部的橫梁不受力。取其另端的鉸連接軸為d=15mm，所以設計數據合理。 3.2 起降裝置的液壓系統(tǒng)設計 3.2.1 液壓系統(tǒng)工作原理 為了使設計的液壓缸結構緊湊，下圖7作為設計原理圖 1/6. 液壓缸 2. 3. 單向閥 4. 油缸 5. 截止閥 圖7 基于千斤頂的原理圖 圖8是該設計到最后得到的是搬運車的液壓回路 1/6. 液壓缸 2/5. 單向閥 3. 油箱 4. 截止閥 圖8：液壓搬運車回路原理圖 具體工作原理是杠桿向上做往復運動，單向閥5打開，液壓缸6中的高壓油進入液壓缸1中，截止閥4打開，單向閥2關閉，平臺上行；在重力作用下，截止閥4打開，單向閥5關閉，液壓缸1中的高壓油流向油缸3，單向閥2打開高壓油向液壓缸1，平臺下行。 3.2.2 各液壓元件的設計、計算與校核 為了讓液壓裝置結構緊湊，把整個液壓原件都設計在液壓缸內，并讓液壓缸和油箱的軸線處于同一水平線上，把其余的其他部件安裝在液壓缸底盤上。 3.2.2.1 液壓缸設計及校核 1. 液壓缸材料選擇 本設計為了要讓使液壓系統(tǒng)能夠結構簡約，液壓缸為45鋼[7]制造，正火處理。查《機械設計》[6]表15-1，得硬度162~217HBS，抗拉強度為σb=570MPa，屈服極限為σs=285MPa。 2. 液壓缸的內壁直徑的設計 參考表3是1.5噸的各運動副驅動力的數據。 表3 1.5噸的各運動副驅動力的數據 FXB FYB FXD FYD FXK FYK FXH FYH FXG FYG FNJ FMJ FYM FC -0.14 -0.23 -0.14 0.77 -0.73 -0.03 -0.73 0.425 -0.73 -0.03 0.46 0 -1.0 0.17 -0.14 -0.2 -0.13 0.76 -0.60 -0.02 0.60 0.43 -0.60 -0.02 0.47 0 -1.0 0.18 -0.16 -0.09 -0.15 0.66 -0.18 0 -0.18 0.43 -0.18 0.01 0.43 0 -1.0 0.18 -0.24 -0.65 -0.25 1.47 -1.53 0.15 -1.53 0.33 -1.53 0.15 0.17 0 -1.0 0.21 上表的數據計算可以得到，該液壓元件[8]的最大載荷是F=45600N，液壓桿最大L=200-85=105mm，選液壓系統(tǒng)的設計壓力為Pmax=17MPa Pmax=F/A=4FπD2 (4-1) (A為液壓缸內部總面積，D為液壓缸內壁的直徑) 所以 D=4FπPmax =4X456003.14X17 =40.76mm (4-2) 查《機械電子手冊》[9]液壓缸內壁直徑D=50mm，查《液壓與氣壓傳動》[10]表4.2取活塞桿直徑為d=0.7D=35，液壓系統(tǒng)壓力 Pmax=F/A=4FπD2 =4X456003.14X502 =19MPa (4-3) 3. 液壓缸外直徑的計算與確定 查《液壓與氣壓傳動》[10]，為了讓液壓裝置緊湊，液壓缸壁厚必須薄。因為，D/δ≥10時為薄壁。又由于 δ≥PyD2σ (4-4) (其中Pmax≥16MPa時，1.25Pmax=Py Pmax≤16MPa時，1.5 Pmax=Py) 所以Py=1.5 Pmax=28.5MPa，得安全系數為n=5。 所以 [σ]= σb/n=120MPa (4-5) δ≥PyD2σ = 28.5X502X120 =6.0mm ( 4-6) 所以D/δ=50/6=8.3≤10為厚壁。因此按第四強度理論計算 [σ] ≥σs+σr-σsσr=Dw+D2Dw-D2+Py+Dw+D2Dw-D2Py (4-7) （其中，Dw為液壓缸外直徑） 取安全系數為n=5，所以[σ]= σb/n=114MPa Dw≥D[σ]2+P4σ2-3P2σ2-3P2 =501142+194X1142-3X1921142-3X192 =61.5mm (4-8) 按工藝要求取液壓缸外徑為62mm。 3.2.2.2 油箱的設計與校核 伸縮臂套材料選工程用鑄造鋼ZG310-570[11]，查《機械設計》[6]表2-5，得硬度為≥153HBS，抗拉強度為σb=570MPa，油面不能超過油桶高度的80%，估算得最大流量是總油量的90%，但推程S=115mm，液壓缸內壁的直D=50mm，因此，液壓缸內最大位置油量為 L=14πD2S =225687.5mm3 ≈2.3升 (4-9) 需要的最少油量L需=L/90%=2.5,設計的供油油箱的最小容積為L筒= L需/80%=2.3/80%=3.13升，又因液壓缸與油箱中心軸線統(tǒng)一，則 14πS(D筒2-Dw2）≥L筒，液壓缸外徑為Dw=62mm，所以，油箱內壁的直徑為 D_筒≥√((4L_筒)/πS+D_W ) =4x3.13x1063.14x115+622 =83mm (4-10) 按工藝要求取油箱的上直徑內為87mm。 3.2.2.3油路的設計 要讓液壓裝置更加緊湊，各個液壓元件都設計在液壓缸內，因此油管不能選擇太大，但是也不能選擇太小影響工作壓力，為此取油管內徑為d=5mm。 3.2.2.4截止閥和單向閥的設計與校核 液壓系統(tǒng)設計的最大壓力是Pmax=19MPa，取截止閥的開啟系數為n=1.1，則截止閥的開啟壓力為 F=14πd2P =14×3.14×52×21 =412N (4-11) 截止閥彈簧的設計 取截止閥的彈簧的最大工作載荷為開啟的1.5倍。所以截止閥的彈簧的最大工作載荷 Fmax=1.5F=1.5×412=618N (4-12) 1. 根據工作實際情況選擇材料和許用應力 初選碳素彈簧鋼絲D級，估算得彈簧鋼絲d為3.0mm，查《機械設計》[6]表16—3，選σB=1710MPa，根據《機械設計》[6]表16—2，可知 τ=0.5σB=0.5×1710=855MPa (4-13) 2. 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 取旋轉繞比C=5,則有《機械設計》[6]式（16—4）得曲度系數 K=4C-14C-4+0.165C =4X5-14X5-4+0.6155 =1.3 (4-14) 所以根據《機械設計》[6]（16—12）得 d ≥8KCFmaxπτ =8X1.5X5X6.18/3.14X855 =3.4mm (4-15) 取彈簧鋼絲直徑d=3.5mm，因為D=C×3.5mm=17.5mm，則取標準值D=16mm。 3. 壓縮量的計算 查《機械設計》[6]表16—2，取切變模量G=80000MPa， 取標準有效工作圈數n=3，安全閥的開啟力為F=412N，由《機械設計》[6]式（16—5）得彈簧壓縮量 λ=8FD3nGd4 =8X412X163X380000X3.54 =3.375mm (4-16) 4. 彈簧原長度計算 彈簧原長度 Hο=512Dn+nd =512X16X3+3X3.5 =30.5mm (4-17) 5. 校核 極限工作載荷 Flim =πτd38KD =3.14X855X3.538X1.3X16 =1264N (4-18) 彈簧的極限壓縮量 λlim=8F3maxGd4 =8X618X3X16380000X3.54 =10mm (4-19) 6. 結構設計 選取圓柱螺旋壓縮彈簧，直徑d=3.5mm，中經D=16mm， n=3，預壓縮量λ=3.375mm， H0=30.5mm， Flim=1264N, λlim=10mm。查《機械設計》[6]表16—7，得導桿與彈簧的間隙為2mm，加入的彈簧能使單向密封性更好。 單向閥彈簧的設計 1. 材料選擇和許用應力的計算 現選用碳素彈簧鋼絲B級，直徑d=0.4mm中徑D=5mm，暫選σB=2060MPa，查《機械設計》[6]表16—2，可知 [τ]=0.3σB=0.3x2060=618MPa (4-20) 則切變模量G=80000MPa。 2. 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑[11] 先取旋繞比 C=D/d=5/0.4=12.5 (4-21) 則有《機械設計》[6]式（16—4）得曲度系數 K=4C-14C-4+0.165C =4X5-14X5-4+0.61512.5 =1.1 (4-22) 3. 彈簧的壓縮量的計算 查得切變模量G=80000MPa，為了減小彈簧尺寸，取較小的標準有效工作圈數n=6，取單向閥的開啟力F=1N。彈簧的壓縮量 λ=8FD3nGd4 =8X1X53X680000X0.44 =2.93mm (4-23) 4. 彈簧原長度計算 彈簧原長度 Hο=5/12 Dn+nd =512X5X6+6X0.4 =14.9mm (4-24) 5. 校核 極限工作載荷 Flim=πτd38KD =3.14X618X0.438X1.1X5 =2.82N (4-25) 彈簧的極限壓縮量 λ=8F3maxGd4 =8X2.82X6X5380000X0.44 =8.14mm (4-26) 6. 壓力損失的設計 彈簧的預壓力為F=1N,初選單向閥油塞的體積為1300 mm3，鐵的密度ρ鐵為7.9X10^(-3) g/mm^3，單向閥油塞重量為10g，重力是0.1g。單向閥得打開力為 F開=1+0.1=1.1N (4-27) 因為油路直徑d=5mm，所以壓力損 P失=4F開πd2 = 4X1.13.14X52 =0.05MPa (4-28) 吸油壓力比供油壓力小很多，滿足設計條件，設計合理。 7. 進行結構設計 選取圓柱螺旋壓縮彈簧[12]，直徑d=3.5mm，中經D=16mm，λ=3.375mm，Flim=1264N，H0=30.5mm，n=3，λ_lim=10mm。導桿用于定位，查《機械設計》[6]表16—7，得到導桿和彈簧得間隙是0.6mm 3.2.2.5 泵的設計 取泵油缸的直徑d= φ16mm，最大壓力Pmax=19MPa，油泵桿的長度是l=24mm，操作桿長L=775mm，泵缸壁厚10mm。最大力 Fmax= 14πPd2lLmax =14×3.14×19×1622475 =11824N=12.1kgf (4-29) 泵的最大位移S=50mm。因此泵采取單次進油。 V= 14πSd2 = 14X3.14X50X162 =10048 mm3 (4-30) 3.3 傳動系統(tǒng)的結構設計 3.3.1 減速器設計 3.3.1.1 減速比與減速形式設計 由于在冷啟動時機器都需要有大轉矩[13]，因此由T=F×r=μmgr，得到T=0.05×2000×10×0.18/2=90，冷啟動時所需的扭矩為27N·M，根據需求速度2.5～3km/h，計算車輪上的轉速為42r/min～50r/min。 減速器最低減速比為18.69，減速器減速比應為16～22，搬運車可供安裝減速器空間較小，且電機輸入端與減速器輸出端共軸，宜采用行星齒輪減速器?；谝陨峡紤]，該設計采用減速比相同的兩級行星齒輪減速器，為5.1～5.8，減速器形式為2Z-X（A）。 3.3.1.2 行星齒輪傳動配齒設計計算 2Z-X（A）型行星的傳動之中，它的各個輪齒數目和傳動比的相互關系是 iaxb=1-iabx=1+zbza (5-1) 角度變位情況下同心條件為 za+zccosαzc'=zb-zccosαbc' (5-2) 鄰接條件為 2rac

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