登高车翻转架的设计与受力分析   中山小榄登高车出租, 中山小榄登高车, 小榄登高车出租   大齿轮主要有三个受力区域：大齿轮与小齿轮啮合齿面受到小齿轮的接触力，大齿轮端面的螺孔受到螺杆的挤压力，大齿轮的中心区域受到轴的支撑力。对大齿轮的力学模型进行简化，在翻转的过程中，可建立如下方程。其中l1为中心螺孔至翻转中心的距离，d为大齿轮的分度圆直径，F1、F2分别为等效螺孔点的受力和大小齿轮啮合处的受力。G为工件与翻转架的总重力的一半（因为此处分析单边齿轮的受力）。l2为工件与翻转架整体的重心到翻转中心的距离，整体重心与翻转中心O的连线与水平线夹角。在翻转过程中l1、l2和d为定值，由公式可知，F1、F2成正比，且cos最大时，F1、F2最大。因此可求得F1、F2的最大值分别为19045N、11760N。   对此状态下的大齿轮进行有限元静力分析。可见大齿轮的最大形变为0.15mm，变形较小，由齿轮中心向外增大，最大应力为22.78MPa，满足要求。而在翻转的过程中，小齿轮施加于大齿轮的啮合力的作用力和大小一直在变化，端面的受力螺孔的受力方向在翻转90度左右后发生变化。可见大齿轮在翻转180度的过程中受力状态复杂多变，这意味着大齿轮并不一定在受到的小齿轮和螺杆的力为最大时为最危险状态。因此还需对可能的危险状态下的大齿轮进行有限元应变和应力分析。  大齿轮另外两种危险状态下的应变分布图。最大应变为0.32mm，满足设计要求。

     翻转架的受力分为两阶段，第一阶段为翻转架开始翻转至为90度之前，翻转架主要的受力为工件对翻转机的压力G，螺杆对翻转架上七个螺孔的推力F3，以及中心轴对翻转架的支撑力。其中F3与F1为一对大小相等方向相反的力。因此翻转架在此阶段危险状态是cos1即0时，对此状态下的翻转架进行有限元静力分析。翻转架在此状态时的应变分布图和应力云图。翻转架的最大变形为26.7mm，变形过大。说明翻转架纵向刚度不足，因此对翻转架的底杆部分加厚，同时为了减少翻转架的材料和重量，适当减小底杆的宽度。改良后翻转架的有限元分析，可见其应变明显小了很多，最大变形在翻转架末端为5.2mm，达到了设计的要求。第二阶段在翻转架翻转至大于90度后，翻转架的受力主要为螺杆对螺孔的拉力，锁止架锁头对翻转架锁框处拉力，以及中心轴对翻转架中心孔的支持力。由理论力学可列4211FlGlcos.  可知翻转架在第二阶段所受锁头的压力的增大而增大。因此翻转架在这一阶段的危险状态为临近翻转完成时的状态。对改进后的翻转架在此状态下进行有限元静力分析。其对应的应变图和受力云图。最大变形仍在翻转架的末端，为5.6mm，最大应力为41MPa，满足设计要求。

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    锁止杆的力学分析锁止杆在翻转架翻转90度前不受力，在翻转90度后，锁止杆的锁头受到翻转架锁框的挤压力F4和工件重力作用，以及中心轴的支撑力。由公式可知，（翻转90度以后）随着翻转角度的增大，锁止杆锁头与翻转架锁框之间的相互作用力越来越大。求得2maxF6000N。锁止杆在锁头受力最大时变形最大，对此状态下的锁止杆进行有限元静力分析。可见锁止杆的最大变形在杆件中部，变形最大值为0.27mm，应力主要分布在两个端部，最大应力为29.8MPa。满足设计要求。

   对心滑块机构的受力分析,  主要对受力对心滑块机构的连杆进行受力分析,  结合公式和翻转过程可知，连杆的受力分为两个阶段。第一阶段是弹簧推动滑块机构使锁止杆向上翻转时连杆受压力且随着翻转角度增大越来越小；第二阶段是缓冲器缓冲滑块使锁止杆缓慢向下翻转过程中连杆受拉力，随着翻转角度增大而增大。41连杆在第一阶段所受的最大压力为6700N，在第二阶段受到的最大拉力为11000N。分别对这两种最危险状态下的杆件进行有限元静力分析，可见这两种状态下，均是连杆的应变由中间向两端增大，最大变形在两端部，为0.017mm，应力整体分布比较均匀，在两端孔面上的应力最大，最大值为35MPa，满足设计要求。

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