室內(nèi)粉墻升降平臺結(jié)構(gòu)設(shè)計及運動分析報告

PAGEPAGE1摘要室內(nèi)粉墻升降平臺結(jié)構(gòu)設(shè)計及運動分析是一種方便快捷的升降運輸設(shè)備，其結(jié)構(gòu)形式和液壓系統(tǒng)的布置方式、控制形式以及轉(zhuǎn)向機構(gòu)和驅(qū)動系統(tǒng)直接影響到液壓剪叉式升降平臺的工作性能和使用壽命。本文采用傳統(tǒng)力學計算方法和有限元分析方法，按照實際空間的需要設(shè)計出了結(jié)構(gòu)簡單，維修、操作方便的自行式液壓剪叉式自動控制升降平臺。結(jié)合實際安裝的空間，液壓缸選定合適的布置方式。利用傳統(tǒng)的力學分析，對其起升機構(gòu)建立力學模型，分析計算各剪叉桿的內(nèi)力。按照強度理論進行計算設(shè)計和校核剪叉桿、橫梁、平臺臺面，并選擇合適的材料。根據(jù)液壓缸驅(qū)動剪叉機構(gòu)進行的運動學及動力學分析，確定了液壓缸活塞的運動速度與臺面升降速度的關(guān)系，分析研究平臺升降的穩(wěn)定性.并根據(jù)實際空間和實際要求，運用傳統(tǒng)力學方法對驅(qū)動進行參數(shù)化設(shè)計，確保整個平臺能夠?qū)崿F(xiàn)穩(wěn)定地自動行走功能。關(guān)鍵詞:剪叉臂,運動學,matlab,驅(qū)動AbstractSelf-scissors-stylehigh-altitudeplatformisaconvenientandquickmovementsoftransportequipment,itsformandstructureofthehydraulicsystemlayout,formandcontrolagenciesandtodirectlyaffectthedrivesystemofhydraulicscissors-typemovementsandperformanceoftheworkplatformLife.Inthispaper,usingthetraditionalmechanicalcalculationmethodsandfiniteelementanalysis,accordingtotheactualspaceneeds,designedtheself-scissors-controlhydraulicliftingplatformwhichhasthecharacteristicofasimplestructure,maintenance,easytooperate.Accordingtotheactualinstallationspace,thehydrauliccylinderswasselectedasuitablearrangement.Usingoftraditionalmechanicalanalysismethod,setupitsagenciesthemechanicalmodel,thecalculationofscissorsattheinternalforces.Calculatedinaccordancewiththestrengthofthedesignandcheck-scissors,beams,flatsurface,andselectsuitablematerial.

Accordingtohydrauliccylindersdrivenscissorsbodiesofkinematicsanddynamicsanalysistodeterminethemovementofthehydrauliccylinderpistonspeedandthespeedofthestagemovements,analysisofthetake-offandlandingplatformstability.Andinaccordancewiththeactualspaceandpracticalrequirements,usingtraditionalmechanicsmethodstoparameterlydesign.Bythesemethods,itmakessurethattheentireplatformcanmeettherequirementofstabilitilyandautomaticlymoving.

KeyWords:scissors,kinematics,matlab,drive1引言 12剪叉式高空作業(yè)平臺的基本理論知識 23設(shè)計的主要內(nèi)容 33.1自行剪叉式高空作業(yè)平臺起升機構(gòu)的設(shè)計 33.1.1初步確定升降平臺起升機構(gòu)各構(gòu)件的材料及有關(guān)尺寸 33.1.2固定液壓剪叉式升降平臺關(guān)鍵參數(shù)的確定 43.1.3剪叉式升降平臺起升機構(gòu)的力學模型 53.1.4起升機構(gòu)各構(gòu)件的材料確定 133.1.5銷軸的設(shè)計 133.2上平臺和剪叉臂的設(shè)計 163.2.1上平臺主梁的選擇與校核 163.2.2平臺臺面的設(shè)計確定 173.2.3剪叉臂的選擇與校核 183.2.4校核支座的抗壓性 223.2.5剪叉臂尾部拉斷條件 223.2.6液壓缸支撐臂的校核 233.3液壓缸驅(qū)動剪叉式機構(gòu)運動學分析 243.4驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 293.4.1電動機的選擇 293.4.2確定電機的轉(zhuǎn)速 293.4.4總傳動比計算 303.5V帶的選取 303.5.1確定計算功率 303.5.2選取普通V帶類型 303.5.3確定帶輪基準直徑 303.5.4確定V帶的基準長度和傳動中心距 303.5.5驗算主動輪上的包角 313.5.6計算普通A型V帶的根數(shù)z 313.5.7計算預緊力 313.5.8計算作用在軸上的壓軸力 323.6鏈輪及傳動鏈的設(shè)計 323.6.1選擇鏈輪齒數(shù) 323.6.2計算功率 323.6.3確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 323.6.4確定鏈條的節(jié)距 323.6.5確定鏈長L及中心距 333.6.6驗算鏈速V 333.6.7驗算小鏈輪轂孔 333.6.8作用在軸上的壓軸力 333.6.9低速鏈傳動的靜力強度計算 333.7轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的初步設(shè)計 343.8確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 353.8.1制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 353.8.2液壓泵的選擇 373.8.3液壓閥的選擇 374結(jié)果分析與討論 38總結(jié) 39參考文獻： 40致謝 411引言隨著經(jīng)濟的發(fā)展，科學技術(shù)的進步，在市場經(jīng)濟的竟爭大潮中，房地產(chǎn)商門在室內(nèi)粉墻裝修時所普遍使用的腳手架，不能夠?qū)崿F(xiàn)裝修工人的連動性效率低下，對連動性的實現(xiàn)這其中之一就是人們現(xiàn)在經(jīng)常會用到的升降平臺。升降平臺的種類比較繁多，根據(jù)不同的用途，升降平臺的結(jié)構(gòu)，動力傳遞形式以及規(guī)格會有不同的選擇和設(shè)計。液壓傳動方式的特點是結(jié)構(gòu)緊湊、工作較平穩(wěn)、磨損小、布局靈活、易于控制。但液壓件加工精度要求較高，密封泄漏難以控制，工作介質(zhì)適應溫度受限。液壓傳動是后來才發(fā)展起來的，以它為動力源來帶動的升降平臺又可分為以下幾種:鏈輪承重鏈條機構(gòu)的升降平臺該機構(gòu)是由一個動滑輪和若干定滑輪以及承重鏈條組成的，根據(jù)動滑輪的特點，利用較短的液壓行程來獲得大的平臺升降高度，該平臺根據(jù)環(huán)境條件可以用在地下車庫等有較大的提升高度以及寬敞空間的場合。本課題所設(shè)計的自行剪叉式高空作業(yè)平臺它是一種輕型的升降平臺，廣泛用于高空作業(yè)專用設(shè)備，可以移動。它的剪叉式機械結(jié)構(gòu)，使升降臺起升后有較高的穩(wěn)定性，寬大的作業(yè)平臺和較高的承載能力，使高空作業(yè)范圍更大，并適合多人同時作業(yè)。它使高空作業(yè)效率更高，更安全。液壓剪叉式升降平臺的設(shè)計，從以下四個方面進行設(shè)計:一是升降平臺剪叉起升機構(gòu)的關(guān)鍵參數(shù)設(shè)計;二是剪叉式起升機構(gòu)各構(gòu)件材料的確定;三是對起升機構(gòu)進行運動學分析:四是升降平臺的液壓系統(tǒng)設(shè)計;五是是剪叉式起升機構(gòu)的驅(qū)動和轉(zhuǎn)向設(shè)計。升降平臺的剪叉起升機構(gòu)是整個平臺的骨架，承受和傳遞整個平臺所負擔的載重量及其自身的重量2剪叉式高空作業(yè)平臺的基本理論知識目前，我國的升降平臺的種類比較多，按動力傳遞形式，主要可以按電動機機械傳動和液壓傳動兩種方式來劃分，它們都有各自的優(yōu)點和不足之處.電動機機械傳動方式的特點是零件加工相對要求不高、結(jié)構(gòu)較簡單、加工容易、維修方便、適應環(huán)境能力強、抗沖擊性能好、可實現(xiàn)準確到位，并有自鎖功能、不污染環(huán)境，不足之處在于它的機械間的磨損很難克服，振動較大n1。其中以電機為動力源來提升平臺又可分為以下幾種:鋼絲繩式和齒輪齒條式兩者都是目前應用最廣的施工升降機，是垂直運送人員及物料的提升機械。隨著我國建筑行業(yè)的蓬勃發(fā)展，各種大型建筑物不斷增多，施工升降機的應用市場也在不斷地擴大。特別是90年代以來，施工升降機的發(fā)展最為迅猛。施工升降機不但可以用在這些場合，它還可以應用在大型化工廠冷卻塔、發(fā)電廠的煙囪、電視廣播塔、大型橋式起重機及煤礦等位置。施工升降機己成為各行業(yè)建設(shè)中一種必不可少的建筑機械。蝸輪絲杠直頂式升降平臺作為基礎(chǔ)起重部件，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、無噪音、安裝方便、能自鎖、可靠性高的特點。對于大面積平臺，采用多點提升，即每個頂點都安裝一組蝸輪絲杠。其好處在于:(1)可以減少臺板主梁斷面尺寸及應力，減小其撓度，增加平臺自身剛度，提高運行平穩(wěn)性。(2)可以減少每個支點的受力，從而減小蝸輪絲杠的提升力，增強壓桿穩(wěn)定性，并能減輕設(shè)備重量。3設(shè)計的主要內(nèi)容3.1自行剪叉式高空作業(yè)平臺起升機構(gòu)的設(shè)計選用雙剪叉式結(jié)構(gòu)。起升機構(gòu)結(jié)構(gòu)如圖3-1所示:圖3-1起升機構(gòu)根據(jù)設(shè)計要求以及用途，所設(shè)計的升降平臺要滿足以下的要求:上平臺寬1000mm，長1800mm,上平臺的最低停留高度600mm,最高停留高度5800mm,下工作臺上臺面高560mm，剪叉架收縮后高度800mm，剪叉臂初步設(shè)定為80605.0mm矩形鋼管，上平臺主梁：10#工字鋼，銷軸：45#調(diào)質(zhì)鋼，額定承載量：300Kg。液壓剪叉式升降平臺的設(shè)計，從以下四個方面進行設(shè)計:一是升降平臺剪叉起升機構(gòu)的關(guān)鍵參數(shù)設(shè)計;二是剪叉式起升機構(gòu)各構(gòu)件材料的確定;三是對起升機構(gòu)進行運動學分析:四是升降平臺的液壓系統(tǒng)設(shè)計。升降平臺的剪叉起升機構(gòu)是整個平臺的骨架，承受和傳遞整個平臺所負擔的載重量及其自身的重量。3.1.1初步確定升降平臺起升機構(gòu)各構(gòu)件的材料及有關(guān)尺寸液壓剪叉式升降平臺的最高工作高度為H=5800mm,假設(shè)梁與平臺的總厚度為120mm，如圖(3-2)所示升降平臺是在剪刀叉變幅工作下得到舉升，當內(nèi)外剪叉臂的軸線垂直，剪叉臂軸線與水平線夾角為時，剪叉臂之間的有效作用力最大，此時達到最高點，平臺的穩(wěn)定性比較好。設(shè)剪叉臂兩端的銷孔之間的距離為，如圖(3-2)所示，根據(jù)幾何關(guān)系可得，（3-1）上平臺最低停留高度是h=600mm,根據(jù)幾何關(guān)系可以得出剪叉臂軸線與水平線的夾角為：（3-2）代入數(shù)據(jù)，分別計算式(3-1)、(3-2)，得=1726mm，=剪叉臂的材料初步設(shè)定為80mm60mm5.0mm矩型鋼管，上平臺主梁用10#工字下端通過銷與箱體固定。銷軸用調(diào)質(zhì)處理的45"鋼制造。在兩個內(nèi)剪叉臂之間位置安裝油缸，其油缸與剪刀叉臂的連接是通過固定臂及銷軸相連接的。3.1.2固定液壓剪叉式升降平臺關(guān)鍵參數(shù)的確定剪叉式起升機構(gòu)作為升降平臺鋼結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵組成部分，其力學特性會對平臺性能產(chǎn)生直接影響。計算、分析剪叉式起升機構(gòu)的傳統(tǒng)方法通常為手工試算。固定液壓剪叉式升降平臺起升機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點剪叉式升降平臺的結(jié)構(gòu)型式多種多樣，主要有平臺、剪叉式起升機構(gòu)和底座三個部分組成.從低起升到高起升，組成剪叉桿的數(shù)目多，油缸的布置形式多，移動方式有牽引式、自行式、助力式等。剪叉式起升機構(gòu)的剪叉臂桿數(shù)目和油缸的布置形式由起升高度而定。相對起升高度為5800mm的剪叉式升降平臺，此剪叉機構(gòu)有4組剪叉臂桿組成。如圖(3-2)所示，剪叉式起升機構(gòu)和平臺的受力簡圖，該機構(gòu)包括4組剪叉桿和1個起升油缸。起升機構(gòu)最高一組剪叉桿的一端與平臺以固定鉸支座相連接，另一端則與滑輪鉸接，平臺起升/下降時，滑輪可以在工字形鋼上實現(xiàn)剪叉機構(gòu)變幅。起升機構(gòu)與底座采用同樣的方式連接。圖（3-2）中與作用點分別對應平臺和起升機構(gòu)上鉸接點以及底座的固定鉸支座位置，與作用點分別對應平臺和起升機構(gòu)上滑靴鉸接點以及底座的滑靴鉸支座位置。根據(jù)圖（3-2）所示，定義剪叉桿兩端銷孔中心連線長度為，其與水平線夾角為，定義和分別為液壓缸上、下安裝點與剪叉桿中心銷孔距離(平行于剪叉桿)，和分別為液壓缸上、下安裝點高于相應剪叉桿平面的距離，初步設(shè)定取：638mm，：506mm，：43mm，：34mm則液壓缸軸線與水平線夾角與有以下函數(shù)關(guān)系:（3-3）將數(shù)據(jù)代入（3-3）式得=0.265=圖3-2剪叉機構(gòu)受力簡圖3.1.3剪叉式升降平臺起升機構(gòu)的力學模型剪叉式升降平臺的起升機構(gòu)是有一些直桿件組成，其接點為鉸結(jié)點，各桿件承受彎矩、軸向力或剪力的作用，此結(jié)構(gòu)為鉸接形式。當機構(gòu)在工作時，為保證能夠承受外載荷和油缸的舉升力的作用，必須首先計算各桿件的內(nèi)力，選擇合適的的材料，因此下面建立剪叉結(jié)構(gòu)的力學模型并進行求解。剪叉式升降平臺起升機構(gòu)是由高強度矩形管通過軸銷連接而成的桿架連接機構(gòu)，各個連桿通過銷軸相互作用，在液壓缸推力的作用下，完成升降作業(yè)。根據(jù)圖(3-2)所示的剪叉起升機構(gòu)及平臺受力分析，然后再結(jié)合剪叉式起升機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點和受載狀況，分別對平臺和剪叉機構(gòu)建立力學模型。圖(3-2)的平臺受力分析也即為平臺簡化模型，假定作用于平臺中心位置，則當平臺起升，剪叉機構(gòu)變幅帶動滑靴移動時，則、、和有如下關(guān)系:（3-4）圖3-3剪叉桿受力簡圖剪叉機構(gòu)外載狀況如圖2所示，為剪叉機構(gòu)自重載荷，為油缸自重載荷。為了計算剪叉起升機構(gòu)內(nèi)每個支架鉸接點的內(nèi)力和油缸推力，應研究該機構(gòu)各桿內(nèi)力、油缸推力與角之間的關(guān)系，并找出其最惡劣工況。把機構(gòu)拆分為六個獨立的隔離體，分別對該機構(gòu)從上到下的各段剪叉桿進行受力分析，如圖(3-3)所示剪叉桿力學模型圖:圖(3-3)使用的符號說明如下:—剪叉機構(gòu)各鉸接點內(nèi)力，x=1,2…20;其中奇數(shù)為該鉸接點Y方向受力，偶數(shù)為對應鉸接點X方向受力;—作用在剪叉機構(gòu)上的外力;P—液壓缸的推力。根據(jù)各剪叉桿的力學分析，在不考慮摩擦的情況下，由牛頓運動定理，力學平衡方程式如下：（3-5）式（3-5）中式(3-5)給出了外載、剪叉起升機構(gòu)幾何參數(shù)與油缸推力及各剪叉桿受力的相互關(guān)系。剪叉起升機構(gòu)的關(guān)鍵參數(shù)已經(jīng)在分析中得出了具體的值，傳統(tǒng)方法將數(shù)值代入式(3-5)中，對式(3-5)進行求解，計算結(jié)果為剪叉起升機構(gòu)各桿件之間的相互作用力和油缸的推力。根據(jù)油缸最大推力與關(guān)鍵參數(shù)及的相互關(guān)系，可以找到危險點，計算出此點時各桿件的內(nèi)力和油缸的最大推力，并且計算校核其剛度、強度，進一步確定桿件的材質(zhì)和尺寸。MATLAB模型的求解上面的力學模型所列出的方程是一個比較煩瑣的的方程式組，用一般的方法解方程是不能夠解決的。MATLAB是一種數(shù)值計算、符號運算、可視化建模、仿真和圖形處理等多種功能于一體的非常優(yōu)秀的圖形化語言.它的應用范圍很廣，在方程求解、多項式的運算、數(shù)學的極值計算、金融、工業(yè)系統(tǒng)仿真和統(tǒng)計等諸多領(lǐng)域都得到了廣泛的應用。以下就是運用MATLAB的強大的矩陣方程計算求解功能，來進行對方程(3-5)進行求解。前面己經(jīng)計算出液壓缸的最大推力應該是在液壓缸傾斜角度最小的時候，即剛起升時刻，因此我們可以計算在這個時刻的各桿內(nèi)力和液壓缸的最大推力。 下面我們可以根據(jù)已知的條件，可運用MATLAB編程計算，計算出剪叉機構(gòu)各桿的內(nèi)力和油缸的最大推力.所編制的MATLAB運算程序如下(在MATLAB程序中q代替，以下程序中出現(xiàn)的q與之相同)：MATLAB程序：a19=[00000000000000-0.85881-0.08492100000];a20=[000000000000000011111.222];a21=[0000000000000000000.858810.0849210.14484];A=[a1;a2;a3;a4;a5;a6;a7;a8;a9;a10;a11;a12;a13;a14;a15;a16;a17;a18;a19;a20;a21]F3=1225;F4=1225;F6=2077.6;F5=2077.6;W3=1313.2;lc=0.85881;Wcy=392;B=[F4+W3/8;F4*lc;F3+W3/8;-F3*lc;0;W3/8;0;0;-W3/8;0;0;W3/8;0;0;-W3/8;0;0;W3/8-F5;F5*lc;-W3/8+F6-Wcy;-F6*lc];K=A\B運算結(jié)果為:A=Columns1through121.00001.00001.00001.00000000000000-0.85880.084900000000-1.00001.0000001.00001.000000000001.0000000.8588-0.0849000000000001.000001.000001.0000000000-1.000001.000001.00000000000-0.858800-0.85880.08490000001.00000001.00000001.0000001.00000001.0000000-1.00000000.85880.08490000000.8588-0.0849000000000001.00000000000000-1.000000000000000-0.8588-0.08490000000001.000000000000001.0000001.0000000000000.85880.084900000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000Columns13through2100000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000-1.000000000000-0.1941000000000.182501.0000000001.000001.0000000001.000000000000-0.85880.0849001.000001.0000000000-1.00000000000000.8588-0.0849000000001.000001.000000000-1.000001.0000000000-0.8588-0.08490000000001.00001.00001.00001.00001.22200000000.85880.08490.1448K=1.0e+004*-0.0241-0.2067-0.07820.44800.13650.18500.2028-0.1414-0.0499-0.0435-0.19051.40170.04791.3682-0.0768-1.3246-0.26811.3246-0.2220-2.76981.7082經(jīng)過計算可得到的數(shù)值分別為(單位:牛頓)：；；；；；；；；；；；；；；；；；；；；；由此可得油缸的最大推力=17082N3.1.4起升機構(gòu)各構(gòu)件的材料確定剪叉起升機構(gòu)是由一些直桿件組成，其結(jié)點為鉸結(jié)點，各桿件承受彎矩、軸向力或剪切力的作用，它們通過銷軸鉸結(jié)而成剪叉式結(jié)構(gòu)，因此剪叉起升機構(gòu)各構(gòu)件材料的確定相當重要.本文通過分析桿件、銷軸等所受到的彎矩、軸向力或剪切力，參照鋼鐵材料手冊選取合適的材料。根據(jù)上一章所計算的剪叉桿各內(nèi)力和油缸的推力，以及在油缸處于最大推力工況時進行的受力分析，可以計算出各桿件的實際應力，在強度和剛度范圍內(nèi)分析，可以很安全的選擇材料;在經(jīng)濟方面也節(jié)省成本，避免浪費。3.1.5銷軸的設(shè)計銷軸的計算公式銷軸連接是桿架金屬結(jié)構(gòu)的常用連接形式，例如起重機臂架根部的連接以及拉桿或撐桿的連接等，通常都采用銷軸連接，剪叉起升架之間的連接主要是靠銷軸來連接的，在整個運行過程中，銷軸起著連接和傳遞力的作用，因此，銷軸的材料及尺寸的選取至關(guān)重要。在前面我們分析受力時把銷軸和剪叉臂等同起來考慮，根據(jù)力的作用是相互的，銷軸受到的力即是前面所求到的力，方向可能不同，但不影響進行分析銷軸所受的載荷力。圖3-4銷軸截面應力分布銷軸連接兩個剪叉臂，同時剪叉臂之間可以繞銷軸轉(zhuǎn)動，其截面是圓形的，己經(jīng)不能再假設(shè)截面上各點的剪應力都是平行于剪力Q。如上圖所示，截面邊緣上各點的剪應力與圓周相切。這樣，在水平弦AB上與圓周相切的剪應力作用線相交Y軸上的某點P，由于對稱，AB中點C的剪應力必定是垂直的，因而也通過P點.由此可以得出，AB上各點的剪應力的作用線都通過P點。于是對AB弦的剪應力ry來說，可以運用公式求得，（3-6）式中b為AB弦的長度，Q為剪力，為軸慣性矩，是圖中畫陰影線的面積對z軸的靜矩。在中性軸上，剪應力為最大，且各點的就是該點的總剪應力。對中性軸上的點，,（3-7）代入上式，并且，最后得出（3-8）此時計算可以得到最大剪應力，然后進行銷軸的抗剪強度驗算，公式為：（3-9）式中為銷軸許用剪應力若銷軸比較長時，有必要進行抗彎強度驗算，公式為:（3-10）式中M——為銷軸承受的最大彎矩；——為銷軸抗彎截面模數(shù)，；為許用彎曲應力。銷軸的校核計算根據(jù)所設(shè)計的剪叉式結(jié)構(gòu)，連接主要是靠銷軸來連接的，在整個運行過程中，承受了不同的剪力作用。因此，對銷軸的本身的材料及尺寸的選取至關(guān)重要，在這里我們需要找出承受最大載荷力的銷軸，然后根據(jù)銷軸的計算公式確定銷軸的材料。根據(jù)上一章的剪叉桿力學模型的分析，運用牛頓定理得到了各銷軸分別在X軸方向和Y軸方向的分力，然后可以計算出各銷軸所受的合力(單位:牛頓)。(0，0)點代表連接油缸的銷軸點位置，(1,2);(3,4);……;(19，20)分別代表各銷軸的點位置:（0,0):=17082（1，2）：（3，4）：（5，6）：（7，8）：（9，10）：（11，12）：（13，14）：（15，16）：（17，18）：（19，20）：從以上計算知，(19，20)點處銷軸承受最大的剪切力，其次是油缸的連接軸所承載的剪切力。前面已經(jīng)知道銷軸所承受的最大剪應力是最大弦處的剪應力最大，最大弦就是銷軸的直徑位置了，因此，我們根據(jù)公式(3.8)，計算銷軸的最大剪應力。與前面假設(shè)采用調(diào)質(zhì)處理45#鋼相比較其安全系數(shù)據(jù)手冊可設(shè)置為1.5。則：由手冊選擇進行圓整銷軸截面直徑可取20mm，即可滿足實際的需要。3.2上平臺和剪叉臂的設(shè)計3.2.1上平臺主梁的選擇與校核 上平臺是直接與重物接觸的，受到重物的壓力作用，當重物的重量超過平臺的承載時，平臺就會發(fā)生變形，嚴重的還會發(fā)生斷裂事故發(fā)生。上平臺是由兩根主梁支撐著主梁作為平臺的主要骨架，對臺面起著支撐作用，分別設(shè)置在平臺的兩邊，與剪叉起升機構(gòu)直接相連接，上面安裝有滑動軌道。因此上平臺的主梁要有足夠的抗彎能力。根據(jù)前面初步設(shè)定，簡支梁的截面為工字鋼，承受外分布載荷(支撐平臺的力設(shè)為均布載荷=8.65)和自身分布載荷(槽鋼自重=1.104N/cm)。圖3-5上平臺主梁受力簡圖主梁截面為工字鋼，其慣性矩I=245，E=2.06xMPa。設(shè)簡支梁受300Kg均布載荷和梁自重均載荷共同作用時，中點C下移量為。由簡支梁撓度公式可計算出中間點C的下移量是:（3-11）根據(jù)所計算出的結(jié)果，中點C的最大偏移量在2.11mm。完全可以滿足對臺面的支撐作用。3.2.2平臺臺面的設(shè)計確定平臺主要是由鋼板組合而成的，根據(jù)鋼板結(jié)構(gòu)的分析，用材料力學和彈性力學的方法計算，由于幾何形狀的簡化過于簡單，會造成計算的結(jié)果與實際相差很遠，甚至失去了分析的計算意義。在進行平面的機械結(jié)構(gòu)的強度與剛度時，為了可靠起見，使用簡單而且有效的方法就是進行結(jié)構(gòu)的有限元分析。有限元法是一種采用電子計算機求解復雜工程結(jié)構(gòu)的非常有效的數(shù)值方法，是將所研究的工程系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為一個結(jié)構(gòu)近似的有限元系統(tǒng)，該系統(tǒng)由節(jié)點及單元組合而成，以取代原由的工程系統(tǒng)。有限元可以轉(zhuǎn)化為一個數(shù)學模式，并根據(jù)數(shù)學模式，進而得到該有限元系統(tǒng)的解答，并通過節(jié)點、單元表現(xiàn)出來。完整有限元模型除了節(jié)點、單元外，還包含工程系統(tǒng)本身所具有的邊界條件、約束條件、外力負載等。有限元分析計算能較好的模擬零部件的實際形狀、結(jié)構(gòu)、受力和約束等，因此，計算結(jié)果更精確、更接近實際，可作為設(shè)計，改進領(lǐng)部件的依據(jù)。同時，可利用有限元分析計算的結(jié)果進行多方案的比較，有利于設(shè)計方案的油畫和才品的開發(fā)。對于此平臺，考慮長期保存性查鋼鐵材料手冊，選取熱軋鋼板，尺寸為：1800mm1000mm，厚度需要經(jīng)過ANSYS有限元分析可以確定，通過選擇殼單元Elastic4node63進行計算，然后確定常數(shù)，鋼板的后度設(shè)為5mm；材料屬性為，彈性摸量和泊松比，其中彈性模量E=2.06Mpa，泊松比。下一步進行網(wǎng)格劃分，確定邊界條件施加約束和力，施加外力是，進行分析結(jié)果如下圖：圖3-6ANSYS受力分析圖從圖中可以看出，鋼板的最危險點的變形最大只有5mm,從實際上基本看不3.2.3剪叉臂的選擇與校核剪叉臂是整個機構(gòu)能夠準確運行的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)，對平臺的升降起著支撐的作用，對平臺縱向穩(wěn)定性也有一定的影響。因此對剪叉臂的設(shè)計必須滿足具有抗彎、抗拉的功能，選擇合適的材料必須對其強度、剛度進行校核評價。根據(jù)設(shè)計，剪叉式升降平臺是靠液壓缸的舉升力來推動剪叉臂變幅，達到升降的目的；而油缸主要是固接在內(nèi)叉臂的一側(cè)，使內(nèi)叉臂所承受的力比較大。因此內(nèi)叉臂不僅受有叉臂之間相互擠壓力，而且還受來自油缸舉升力的直接作用。在校核其強度時，我們應當選擇具有最危險工況的內(nèi)叉臂桿進行計算。從上面對剪叉臂進行受力分析，我們知道，外剪叉臂桿之間還存在著強大的相互拉伸的作用力。中間的外叉臂桿距離油缸的連接點最近，它的兩端所受到來自油缸推力的影響也是最大的，對外叉臂的拉伸作用很明顯，使中間外叉臂處于拉伸最危險的工況，在進行校核研究時不能夠忽略。從圖（3-1），（3-2）的結(jié)構(gòu)分析和受力模型分析可知，內(nèi)叉臂受到的橫向力較大，對上下兩個內(nèi)叉臂的進行力學分析；分別計算平臺在最低位置時，其上段中點的橫向位移和下段中點的橫向位移。如下圖（3-7）和（3-8）所示：圖3-7上內(nèi)叉臂受力分析如圖（3-7）所示，先根據(jù)力學模型計算出合力和的方向與內(nèi)叉桿的角度。計算結(jié)果是：；使內(nèi)叉臂上段中心上移，上移量為；在油缸推力的作用下K點的下移量為，K點總的下移量為：（3-12）由圖（3-7），使用疊加法，將原載荷系統(tǒng)分別分解為：圖3-8分解圖由《材料力學》張良成主編表4—1得（3-13）（3-14）查《機械零件手冊》周開勤主編表2—4得碳鋼彈性模量E=200—220，取E=210.（3-15）（3-16）則（3-17）由以上計算可知80605矩形管作為上叉臂桿是有足夠的剛度可以滿足要求，下面進一步校核是否滿足下叉臂桿的剛度。圖3-9：下內(nèi)叉臂受力分析同樣根據(jù)力學模型計算得出,。使內(nèi)叉臂上段中點K下移，下移量為,在油缸推力作用下，K點的上移量為，K點的總移量：（3-18）（3-19）從以上進一步的計算可知：mm矩形管作為剪叉臂桿有足夠的剛度但結(jié)合材料節(jié)省方面,mm矩形管過大,應當選擇慣性矩小的鋼管現(xiàn)所設(shè)定的矩形鋼管慣性矩為比例系數(shù)為(其中為所允許的最鋼管大彎度)取則可得因此可選用截面慣性矩不小于42.22規(guī)格的矩形鋼管,經(jīng)查表選用規(guī)格為的矩形鋼管為剪叉桿,它的慣性矩為,可計算出此時K點處的最大位移量為剪叉臂滿足了抗彎性能，但是在承受最大拉力的外叉臂是否能承受住抗拉的性能，對于所選的矩形管還不能確定，尚需進一步驗證確定其材料。如下圖所示為承受拉力最大的外剪叉臂桿的受力分析圖圖3-10：承受拉力最大的外剪叉臂桿的受力分析圖（3-20）（3-21）假設(shè)安全系數(shù)為1.5，則許用拉應力，材料45#鋼的抗拉強度為600Mpa，屈服極限為355Mpa，滿足要求(6),由圖2即,剪叉臂力學模型知,鉸支座承受豎直向下的力,又3.2.4校核支座的抗壓性（3-22）所以可用.校核剪叉臂尾部受到銷軸背離剪叉臂的拉力時,尾部是否有被拉裂的危險.經(jīng)計算知作用的鉸鏈點受力最大與剪叉臂軸線方向相同的力的大小為圖3-11：作用鉸鏈點受力分析圖在剪叉臂軸線方向銷軸所受合力為：（3-23）3.2.5剪叉臂尾部拉斷條件由于銷軸的剪切強度已校核過,此處不在計算,只需檢驗剪叉臂尾部的最小厚度S=8mm的拉斷條件圖3-12剪叉臂尾部薄弱環(huán)節(jié)受力簡圖實際受力如圖中弧線所示,為計算方便,設(shè)軸的下半部分受力均勻,則此時產(chǎn)生的左右橫向拉力要比實際情況下大可估算此時校核剪叉臂尾部的最小厚度S=8mm的抗拉強度（3-24）取安全系數(shù)1.5（3-25）所以可用3.2.6液壓缸支撐臂的校核圖3-13液壓缸支撐臂受力簡圖當初始位置時（3-26）滿足剛度要求當最高位置時,又所以此時支撐臂變形量小于0.85mm3.3液壓缸驅(qū)動剪叉式機構(gòu)運動學分析液壓缸驅(qū)動剪叉式機構(gòu)具有噪聲小、行程大、舉升力大、落下后自身高度小的特點，工作時平穩(wěn)可靠。內(nèi)裝式液壓缸剪叉式機構(gòu)將動力變?yōu)闄C構(gòu)內(nèi)力，解決了將液壓缸直立放置或水平放置所帶來的各種缺陷，此內(nèi)裝式液壓缸剪叉式結(jié)構(gòu)的整體緊湊，對降低平臺的安裝高度起到了重要的作用。本節(jié)對內(nèi)裝式液壓缸驅(qū)動的剪叉式機構(gòu)進行運動學分析，推導出液壓缸活塞運動速度與剪叉機構(gòu)運動速度的關(guān)系式，通過平臺的速度穩(wěn)定性，理論上可以檢驗所設(shè)定的油缸速度正確性。運動學分析如下圖所示，為了計算分析簡單，把液壓缸的兩個接點簡化為與剪叉臂相連接，桿BC與水平方向夾角為，油缸軸線與水平方向的夾角設(shè)為，則此時對進行求解，可根據(jù)計算公式:（3-27）圖3-14機構(gòu)運動分析簡圖根據(jù)平臺的運動軌跡，假設(shè)桿BC繞固定點B旋轉(zhuǎn)，其旋轉(zhuǎn)的角速度為且AD=BC=CF=DE=GH=EH=HP=GQC點的瞬時速度為（3-27）C點的上升瞬時速度為（3-28）假設(shè)C點固定，則CF桿繞C點轉(zhuǎn)動的角速度也為，，上升瞬時速度則為；同理假設(shè)F點固定，則GF繞F點的轉(zhuǎn)動角速度也為，，上升瞬時速度為；同理，；平臺相對于B點的瞬時速度，即P點相對于B點的瞬時速度，則：（3-29）根據(jù)機構(gòu)運動分析可求得M點的瞬時速度:（3-30）M點沿著液壓缸的軸線方向的瞬時速度為：（3-31）N點的瞬時速度:N點的速度是由同時繞B,C,F三點旋轉(zhuǎn)合成的速度，根據(jù)圖3-14可以分別求出N繞B,C,F三點的分速度，然后合成就可以得到N點的速度。其旋轉(zhuǎn)角速度均為，因此首先需要求出BN和CN長度值，分別設(shè)為和，在三角形BFN中，;;NF與BF的夾角為則（3-32）在三角形NGC中，;；GN與GC的夾角為。則（3-33）在三角形BMN中，由正弦定理可得，（3-34）在三角形CMN中，由正弦定理可得，（3-35）N點的瞬時速度可根據(jù)上式進行計算，（3-36）根據(jù)油缸在M和N點沿油缸軸線的瞬時速度，由(3.29)--(3.36)整理，可求出活塞沿著油缸軸線的瞬時速度:（3-37）再整理可得：（3-38）根據(jù)前面的仿真分析設(shè)計要求，在確定液壓缸的設(shè)計流量，即己知活塞的運動速度的情況下，可求出臺面的升降速度:反之，可以根據(jù)臺面的升降速度及剪叉機構(gòu)的結(jié)構(gòu)尺寸可以求出活塞的運動速度。由上面的關(guān)系式可知，臺面的升降速度與結(jié)構(gòu)尺寸，,及活塞的運動速度有關(guān)，在給定，,，的情況下，臺面的升降速度在臺面升降過程中的變化而變化。在實際工程設(shè)計中，要求臺面升降速度平穩(wěn)。而在液壓系統(tǒng)中希望活塞運動速度在每一升降過程中保持不變，從而保證了臺面的運行平穩(wěn)。在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)中要使不變化比較困難，成本較高，只能對結(jié)構(gòu)尺寸適當調(diào)整，使變化范圍盡可能小，以滿足使用要求。平臺的升降速度計算分析：根據(jù)前面的結(jié)構(gòu)動力學分析和運動仿真，確定了機構(gòu)的關(guān)鍵參數(shù)和角度變化關(guān)系，以及上面所分析的速度關(guān)系式(3.37)，可以對平臺的運動瞬時速度進行理論計算，得到在平臺上升過程內(nèi)平臺運動的瞬時速度與角度變化的關(guān)系。已知參數(shù)如下:，求得當工作平臺上升時,各個位置(既剪叉臂與水平面夾角為10,2030354045時)的速度以下是在10度位置時matlab的計算程序及其運算結(jié)果，以后的位置依次類推即可;d2=sqrt((1.726/2+0.638)^2+(2*1.726*sin(10*pi/180))^2-2*(1.726/2+0.638)*2*1.726*sin(10*pi/180)*cos((90-10)*pi/180))d1=sqrt((1.726/2-0.638)^2+(2*1.726*sin(10*pi/180))^2-2*(1.726/2-0.638)*2*1.726*sin(10*pi/180)*cos((90+10)*pi/180))x=asin((1.726/2-0.506)*sin((180-10-19.58)*pi/180)/d2)/pi*180y=asin((1.726/2+0.506)*sin((10+19.58)*pi/180)/d1)*180/pid2=1.5165d1=0.6759x=6.6732y=89.1825>>v1=0.01*4*cos(10*pi/180)/(d1*cos((90-y)*pi/180)+d2*cos((90-x)*pi/180)+(1.726/2-0.638)*cos((10+19.58-90)*pi/180)-(0.506+1.726/2)*sin((10+19.58)*pi/180))v1=0.1371由以上matlab計算程序可知臺面升降速度計算值如下：表3-1：各位置臺面升降速度αβ（m/s）1022.6919.580.13711530.84228.34940.09662038.0436.290.07763049.8649.30.06063555.2755.280.05634060.0560.480.05354564.2865.040.0517從表可以看出。在活塞勻速運動階段的行程范圍內(nèi)，當隨著,不斷增加的情況下，平臺的上升速度有一定的變化，但變化幅度較小，考慮到實際計算過程中簡化了實際模型，造成誤差也是難免的，因此經(jīng)過計算可知油缸的速度為0.01，符合要求，可以滿足工程設(shè)計的要求。3.4驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計3.4.1電動機的選擇按工作要求和條件，選擇三相籠型異步電動機，封閉結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。電動機所許工作功率為：（3-39）而由電動機至車輪的傳動總效率為：（3-40）式中，，分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和鏈傳動的效率，取=0.96，=0.98（滾子軸承），=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率），=0.96，則=0.84=KW其中速度V取0.2，輪胎與地面摩擦系數(shù)取0.7，G為設(shè)備對地面的壓力根據(jù)上面的計算可預計人與設(shè)備總質(zhì)量為833.5Kg。3.4.2確定電機的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)子的工作速度：（3-41）由《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比=2~4，=8~60，=2~6，則總的傳動比范圍為=32~1440。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=401~18034.56符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750，1000，1500…根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由《機械設(shè)計手冊》查得電動機，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，和帶傳動、減速器傳動比選用Y90L——2型電動機機座號Y801同步轉(zhuǎn)速/(r/min)1500功率/0.55KW電機尺寸見電子圖3.4.4總傳動比計算（3.42）分配傳動裝置傳動比，。減速器傳動比選用優(yōu)先標準值12.5，帶傳動為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，取3，則鏈傳動的傳動比為=3.06613.5V帶的選取3.5.1確定計算功率由《機械設(shè)計》（第七版）查表8—6查得工作情況系數(shù)=1.1，故0.66kw（3-43）對于啟動、正反轉(zhuǎn)頻繁、工作條件惡劣的場合，應乘1.2。3.5.2選取普通V帶類型根據(jù)轉(zhuǎn)速=1440，由《機械設(shè)計》第七版圖8—8選用A型帶3.5.3確定帶輪基準直徑由表8—3和表8—7取主動輪基準直徑=50mm從動輪基準直徑由表8—7，取=160mm。驗證帶的轉(zhuǎn)速：=3.768m/s（3-44）對于普通V帶=25~30m/s，所以帶的速度合適。3.5.4確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)初步設(shè)定中心距=300mm==922.33mm（3-45）由表8—2選帶的基準長度：選帶長=900mm，則=1.03(長度系數(shù))計算實際中心距==289mm（3-46）3.5.5驗算主動輪上的包角（3-47）主動輪上包角合適3.5.6計算普通A型V帶的根數(shù)z（3-48）由=1440，=75mm，2.9查表8—5a和8—5b得=0.68=0.17查《機械設(shè)計》第七版表8—8得=0.92查表8—2得=0.89則取4根3.5.7計算預緊力 （3-49）查《機械設(shè)計》第七版表8—4=0.1Kg/m故(3-50)3.5.8計算作用在軸上的壓軸力（3-51）帶輪結(jié)構(gòu):小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式。3.6鏈輪及傳動鏈的設(shè)計3.6.1選擇鏈輪齒數(shù)根據(jù)輸入的帶的轉(zhuǎn)速5.655m/s，經(jīng)減速器減速可假定鏈速為0.1~0.3m/s。由《機械設(shè)計》第七版表9—8選取小鏈輪齒數(shù)為17，又由于帶輪傳動比取3.2,所以鏈輪傳動比可取的小些,取3,則從動輪齒數(shù)為由于鏈節(jié)數(shù)常是偶數(shù)，為考慮磨損均勻，鏈輪齒數(shù)一般應取與連接數(shù)互為質(zhì)數(shù)的奇數(shù)，并優(yōu)先選用以下數(shù)列：17，19，21，23，25，38，57，76，95，114.從動輪選取573.6.2計算功率由表9—9工作情況系數(shù)為=1.5，輸入功率：（3-52）其中為帶傳動、軸承、齒輪傳動的效率，則=而=0.723KW3.6.3確定鏈條鏈節(jié)數(shù)初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為（3-53）3.6.4確定鏈條的節(jié)距小鏈輪轉(zhuǎn)速為41.99r/min,由《機械設(shè)計》圖9—13按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計，鏈工作在功率曲線頂點左側(cè)時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破環(huán)，由《機械設(shè)計》第七版表9—10查的小鏈輪齒數(shù)系數(shù);選取單排鏈，由《機械設(shè)計》第七版表9—11差得多排鏈系數(shù)，由于轉(zhuǎn)速V1.5m/s，又潤滑不良，故得所需傳遞功率為：（3-54）由小鏈輪轉(zhuǎn)速為41.99r/min及功率0.469KW，由《機械設(shè)計》第七版圖9—13選鏈號為10A，單排鏈。同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側(cè)是正確的。再由表9—1查得鏈節(jié)距P=15.875mm。3.6.5確定鏈長L及中心距（3-55）（3-56）中心距減小量：實際中心距：圓整取616mm3.6.6驗算鏈速V（3-57）與原假設(shè)相符3.6.7驗算小鏈輪轂孔由《機械設(shè)計》第七版表9—4查得子鏈輪轂孔許用最大直徑=74mm，大于減速器輸出軸直徑故合適。3.6.8作用在軸上的壓軸力（3-58）有效圓周力由<<機械設(shè)計通用手冊>>中國勞動出版社取壓軸力系數(shù)=1.3則：3.6.9低速鏈傳動的靜力強度計算（3-9）由《機械設(shè)計》第七版表9—1查的=55.6KN則：故滿足靜力強度要求。3.7轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的初步設(shè)計設(shè)計變量：轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的梯形底角、轉(zhuǎn)向臂長直接影響汽車內(nèi)、外側(cè)車輪實際轉(zhuǎn)角，因此設(shè)計變量選擇為梯形底角和轉(zhuǎn)向梯形臂長度。梯形底角，根據(jù)經(jīng)驗公式，轉(zhuǎn)向梯形底角應滿足計算得~。取底角。轉(zhuǎn)向梯形臂長度，轉(zhuǎn)向梯形臂過短會加大轉(zhuǎn)向機構(gòu)的受力，轉(zhuǎn)向臂過長可能會影響其它零件的布置，根據(jù)實車情況轉(zhuǎn)向梯形臂長度限制在100mm。其它尺寸轉(zhuǎn)向橫拉桿L3=150mm，連桿L4=200mm。下圖為作圖法求解梯形機構(gòu)：圖3-18作圖法設(shè)計梯形機構(gòu)由以上作圖知各個連桿長度,小車轉(zhuǎn)角度數(shù)為度,總轉(zhuǎn)角為。需要液壓缸提供的行程為175.2mm，主偏移量為105mm。外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角=，內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角=。由作圖可知此機構(gòu)對于小車來說存在一定的轉(zhuǎn)向誤差，即內(nèi)側(cè)輪轉(zhuǎn)向時可能有一定量的滑動。3.8確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)3.8.1基本方案的制定在液壓系統(tǒng)中，液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬訂液壓回路的核心問題。在本次設(shè)計的升降平臺和轉(zhuǎn)向機構(gòu)中，執(zhí)行元件是一支單作用的液壓油缸和一支雙作用液壓油缸，運動方向和運動速度的控制需要通過液壓元件來調(diào)節(jié)液壓油的流量和系統(tǒng)的壓力來調(diào)節(jié)的;另外根據(jù)實際的要求還需要在適當?shù)奈恢弥苿?，以滿足各項功能的執(zhí)行。因此在繪制液壓系統(tǒng)圖之前，需要分別確定各個的基本回路。（1）調(diào)速方案制定：速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現(xiàn)。相應的調(diào)速方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者結(jié)合起的容積節(jié)流調(diào)速。根據(jù)系統(tǒng)的流量循環(huán)和功率循環(huán)可知，本系統(tǒng)的流量變化很小，油缸的最高功率可由公式和系統(tǒng)的最高壓力和流量分別計算得到0.175kW和0.002KW，這里采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)速度。在系統(tǒng)中用到溢流閥來限定流量，來調(diào)整系統(tǒng)的流速和控制定量泵的發(fā)油量。(2)壓力控制方案制定液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力和在一定壓力范圍內(nèi)工作。本系統(tǒng)所采用的壓力控制方案，由定量泵供油，用溢流閥調(diào)節(jié)所需要的壓力，并保持恒定。系統(tǒng)所采用的溢流閥是直動式溢流閥（威格士系列），起升系統(tǒng)采用C-175型，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用CGV-6/8。在液壓回路中，為了防止液壓缸憑借載荷和機體的自重回油過快，造成撞擊現(xiàn)象，在回油回路中安裝了背壓閥用來控制回油時的回路的壓力，可增加平臺下降的平穩(wěn)性和防止空氣從回油路中混入系統(tǒng)。（3）系統(tǒng)制動方案制定可移動升降平臺在工作過程中，為保證平臺能夠平穩(wěn)地停靠在高空某個位置并且在行走過程中能夠準確實現(xiàn)方向的移動，因此平臺的制動系統(tǒng)非常重要。結(jié)構(gòu)采用液壓控制平臺升降和車輪轉(zhuǎn)向，制動控制當然要從液壓系統(tǒng)的控制角度來考慮。在液壓系統(tǒng)中，系統(tǒng)是靠在一定的壓力環(huán)境下，高壓油不斷的輸入執(zhí)行機構(gòu)進行工作的。根據(jù)這一點可以切斷高壓油的供給，保持原來的高壓環(huán)境，進而就可以控制執(zhí)行元件。本系統(tǒng)根據(jù)自身的特點采用液控單向閥和電磁換向閥來控制液壓油的流向。其中液控單向閥又分為內(nèi)泄式和外泄式兩種型號。內(nèi)泄式液控單向閥沒有專門的泄油口，進油口的壓力可能會影響液控單向閥控制活塞的工作，嚴重時使液控單向閥無法推開而失效，這種液控單向閥適合反向流動時下游接油箱的工況。外泄式液控單向閥與內(nèi)泄式液控單向閥相比，增加了專門的外泄口(接油箱)，反向流動時，進油口的油壓作用在控制活塞上的阻力大為減小，使控制活塞在任何時候都能夠正常工作.根據(jù)液控單向閥在本系統(tǒng)中的位置和作用，選用外泄式更有利。（4）液壓系統(tǒng)圖的制定如下圖所示為液壓同步升降平臺的液壓回路原理圖，在這個液壓系統(tǒng)中液壓升降分系統(tǒng)和液壓轉(zhuǎn)向分系