毕业论文（双级剪叉式液压缸升降台）

1文献综述

进入21 世纪以后, 随着经济的发展和需求的提高, 对物流行业提出越来越高的要求。剪叉式举升机构具有结构紧凑、承载量大、通过性强和操控性好的特点,因此在现代物流、航空装卸、大型设备的制造与维护中得到广泛应用[1]。升降机通常采用液压驱动，所以又叫液压升降机，整机由主机、液压系统、电气系统组成。液压升降机是一种相对简单，且适应能力很强的起重机械。与其他起升设备相比，它速度低，能精确定位在各种高度，适合于不需要经常性提升货物的场所。按功能来分，液压升降平台可分为起重平台及维修安装平台。最新的液压升降平台还装备了行走机构，可在轨道上行驶，在仓库中被广泛用作拣货设备。升降机种类丰富，类型繁多，总的来讲，按照升降结构的不同，可分为剪叉式升降机、升缩式升降机、套筒式升降机、升缩臂式升降机及折臂式升降机等。其中剪式又分为单剪支臂液压机和双剪支臂液压机两种型式。单剪支臂液压机的起重能力为500—10000kg；双剪支臂液压机有两种，一种是两个剪式支臂平行布置，另一种是两个剪式支臂垂直串联。平行布置的剪式支臂液压机用来提升车辆或长大件货物，垂直布置支臂的液压机用在提升高度较大的场合[2]。本次根据任务内容，着重介绍剪叉式液压升降机。

1.1世界升降机发展现状和升降机发展趋向

近20年世界工程升降机行业发生了很大变化。RT(越野轮胎升降机)和AT(全地面升降机)产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界工程升降机市场进一步趋向一体化。目前世界工程升降机年销售额已达75亿美元左右。主要生产国为美国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有10多家，主要集中在北美、日本（亚洲）和欧洲。

美国既是工程升降机的主要生产国，又是最大的世界市场之一。但由于日本、德国升降机工业的迅速发展及RT和AT产品的兴起，美国厂商在20世纪60～70年代世界市场中占有的主导地位正逐步受到削弱，从而形成美国、日本和德国三足鼎立之势。

日本从20世纪70年代起成为升降机生产大国，产品质量和数量提高很快，已出口到欧美市场，年总产量居世界第一。自1992年以来，由于受日元升值、国内基建投资下降和亚洲金融危机影响，年产量呈下降趋势。目前日本市场年需

求量为3000台左右。

欧洲是潜力很大的市场，欧洲各工业国既是工程升降机的出口国，也是重要的进口国。德国是最大的欧洲市场，其次为英国、法国、意大利等国。在德国AT产品市场份额中，利勃海尔占53%，格鲁夫占 16%，德马泰克占14%，多田野和特雷克斯各占10%和5%左右。

1.2我国升降机设计研究概况

根据相关资料分析，我国升降机产业目前正处于建设和发展阶段，虽然很多厂家都在研制升降机，但是普遍做工比较粗糙，大部分的升降机都是结构简单功能单一。模仿国外升降机设计的现象极为普遍，核心零部件和重要零部件都是依靠进口，这对自主创新极为不利。在升降机设计方面要赶上日美等国家，还需要设计人员继续努力。

2固定式液压升降机设计背景及意义

固定式液压升降机是一种升降稳定性良好，适用范围广的货物举升设备，主要用于生产流水线高度差之间货物运送；物料上线、下线；工件装配时调节工件高度；高处给料机送料；大型设备装配时部件举升；大型机床上料、下料；仓储装卸场所与叉车等搬运车辆配套进行货物快速装卸，除此之外，还用于高空的维修与安装等作业。固定式液压升降机形式灵活，可以根据不同的使用要求进行合理的选择附属装置，如安全防护装置，电器控制方式，工作平台形式，动力形式等。正确地选择附属装置，进行合理的组合，可以最大限度地发挥升降机的功能，达到最佳的使用效果。此外，固定式液压升降机还有一些可选配置，比如安全防护罩，人动或机动旋转工作台，液压翻转工作台，防止升降机下落的安全支撑杆，滚动或激动辊道，防止轧脚的安全触条，风琴式安全防护网等。当然，也有一些不足之处，比如负载不能太大、起重动力矩与负载的比偏大，起始高度较高，有时液压升降平台还会因为长时间的负载而引起漏油，有些升降机体积较大，占用空间等，这些都是要重点研究和解决的问题。

3升降机要实现的功能及研究方法和目标

3.1剪叉式升降机的基本结构组成及功能

一般升降机可大致分为：动力系统，传动系统，控制系统和升降平台（执行）

系统，机架等几个部分。剪叉式液压升降机采的动力系统是电动机—液压泵，电动机在通电情况下带动液压泵向外做功，液压缸和剪叉结构组成了传动系统，其主要作用是将液压泵做的功传到升降平台上。控制系统是整个升降机的控制部分，实现电动机的开关，控制升降平台的高低位置，使升降机便于工作人员方便安全使用。升降平台用于载物或载人，在剪叉机构及控制系统的作用下，实现举升，下降或翻转，以完成其功能。机架是整个升降机的框架，起支撑作用，用于支撑安装在上面的所有系统，从而构成一个完整的升降机。还有的将液压升降机分为机械结构，液压系统和电气系统三个部分组成，机械结构由底座，架臂和工作台组成，而液压系统按其安装的方式又可分为内置和外置形式。

3.2剪叉式升降机的工作原理及特点。

液压升降机的工作原理是：在控制系统的控制下，电动机带动液压泵的工作，液压泵将电动机转化的机械能转化为液体的压力能。通过液体作用在液压缸上，然后由液压缸转化为机械能作用在剪叉机构上。通过剪叉机构将机械能作用在升降平台上，最终转化为物体的势能或动能，实现将人或重物举升或下放的功能。其特点是：工作运动快速平稳，安全系数大，结构轻便、噪音比较小，性能良好，便于维修，载重能力较大，适应范围广泛，能实现点动控制等[3]。但是同时由于采用液压系统，安装时有不少的控制阀件，油路布局较复杂，在高压作用下油路有时还容易泄露等，使得生产成本较高。

2.1 设计任务及要求

固定式液压升降台是一种升降稳定性好，适用范围广的货物举升设备。主要用于生产流水线高度差之间货物运送；物料上线、下线；工件装配时调节工件高度；高处给料机送料；大型设备装配时部件举升；大型机床上料、下料；仓储装卸场所与叉车等搬运车辆配套进行货物快速装卸等。整机由主机、液压系统、电气系统组成。

基本参数：额定载荷1500kg，最低高度500mm，升降行程2400mm，最大高度2900mm，平台尺寸2000×1500mm，上升时间2s。

总体结构采用双级剪式单液压缸模式。工作台面为固定不可翻转型。

2.2 任务分析

该任务要求设计双级剪叉但液压缸升降台。整个升降台的设计大致可分为两个部分：机架的设计和液压系统的设计。其中，机架的设计包括工作台面的设计，升降机底座的设计，剪叉臂的设计，以及各零部件连接的设计。液压系统的设计主要包括液压缸的选型以及液压缸安装位置的确定。

完成初步设计后还要利用各种软件进行优化。最终要完成升降机二维与三维的制图工作，

2.3 方案的确定

在设计自行式平台的剪叉式起升机构时，必须先考虑起升油缸与平台底座内各零部件的几何关系，避免干涉[5]。在此基础上本设计应作出几种不同的方案，然后选出其中比较好的一种。

剪叉式起升机构作为升降平台钢结构的关键组成部分,其力学特性对平台性能产生直接影响。对这部份的设计组要是对起升机构的受力进行分析计算，根据计算结果选出合适的材料。

上述起升机构的计算是要等方案确定之后才可进行。而几种方案的不同点在于液压缸位置的设定，原因是液压缸在剪叉机构中的布置方式对其运动参数和动力参数有着较大的影响[6]。

方案一：液压缸尾端与剪叉臂固定支点异侧，如图1

方案二：液压缸尾端与剪叉臂固定支点同侧，如图2

方案三：液压缸尾端与剪叉臂支点在同侧（长行程），如图3

方案四：液压缸尾端与剪叉臂固定支点在异侧（长行程），如图4

2.3.1四种方案优劣分析

方案一：这种布置方式的优点是液压缸的有效行程比较短, 这在台面升程范围较大的场合较为适用. 存在的问题是在剪叉机构折合后的高度较小的情况下所需液压缸的推力将大大增加. 在液压缸最高工作压力限定的情况下, 这将使得所用液压缸的直径增大, 以至在折合后的剪叉机构中难以布置

方案二：液压缸布置在剪叉机构的右侧, 使得液压缸的活塞推力减小, 这就可以选用直径较小的液压缸, 有利于液压缸在剪叉机构中的布置; 带来的问题是液压缸的有效行程较长, 如果台面升程范围不大, 液压缸行程的增加也是有限的.

方案三：该方案明显可看出比一、二号方案的行程要长，更据本方案的设计参数，初步计算发现采用这种设计时在液压缸的选型上会出现矛盾即因为行程较大，所以所选液压缸要达到该行程就必须具有较大的缸径，而缸径越大推力就越大，但是本设计并不需要这么大的推力即推力浪费现象严重。

方案四：该设计存在的问题和方案三基本相同。 综合以上分析就可发现本设计选用方案二最为合适。 3参数设计

1.1剪叉臂长度的确定

因为台面尺寸为2000*1500，所以剪叉臂的长度不大于1900为好。这里初选剪叉臂长度为1700mm。根据设计要求，升降机的最高高度为2900mm，最低为500mm，根据上述已知条件，我们可以分别计算出当升降机处于最低高度状态时剪叉臂与水平面之间的夹角?min，以及当升降机台面处于最高高度状态时剪叉臂与水平面的夹角?max。依照几何关系得到： 最低高度时： sin?min? 最高高度时：

5001??0.1471，则 amin?8.46?…………………………(1) 17002sin?min?29001??0.8529，则 amax?58.53?……………………….(2) 170021.2升降台的受力分析

因结构对称, 故可对其中一铰板组进行受力分析[]，所以取载荷为G/2。降台受力如图：

ycG/2dlgekjiaαf图 1

abβmx

升降机a、c点为固定铰链连接，d、b两点分别可沿机架底座轨道及升降台面下方轨道水平移动，应为其摩擦系数很于0.01[],所以摩擦力可忽略不计。aik、eib、egd、cgk，为剪叉臂，臂长皆为l，且设都设为无重杆件。油缸头部与aik肩膀铰

接与j。jm为油缸推力作用线，jm 与水平面夹角为β，jm长度为a。各剪叉臂与水平面夹角皆为α。

1.2.1上平台的受力分析

假设载荷G/2作用在cd的中点，对上平台的受力分析如图。

FcycFcxG/2图 2

Fdyd

因为摩擦力忽略不计，所以得到：

?F?Fx?0 Fcx?0 …………………………（3） ?0 Fcy?Fdy?G/2?0 ……………（4）

Gcd??0 ………… （5） 22y?Mc?0 Fdy?cd?由式（4）（5）导出 Fdy?Fcy?G/4 ……………（6）

1.2.2剪臂egd、cgk的受力分析

因为液压缸的运动是平稳的，在运动过程中的每一点可认为是静平衡【】，忽略滚动摩擦的影响，可近似认该平衡是理想状态的。

以剪臂egd、cgk整体为研究对象做受力分析，受力情况如图：

cFcyFeyegα图 3

dFdyFkyk

设水平向右为正，竖直向上为正，列平衡方程：

竖直方向

?F

y?0

?Fcy?Fey?Fky?Fdy?0 ………… （7）

以g点为中心，列力偶平衡方程

?Mg?0

Fcx?12lco?s?Fky?12lco?s?Fey?12lco?s?Fdy?12lcoas?0…… （8）

由（6）（7）（8）得

Fey?G/4 ……………………………………..（9）

Fky?G/4 ……………………………………..(10)

1.2.3外剪臂eib的受力分析

外剪臂eib的受力情况如图

eFeyFiyiαFby图 4

b

设水平向右为正，竖直向上为正，列平衡方程： 竖直方向

?F

y ?0 ?Fey?Fiy?Fby?0 ……………… （11）

以b点为中心，列力偶平衡方程

?Mbs?Fey?lco?s?0…… （12） ?0 ?Fiy?12lco?由（9）（11）（12）得

Fiy?G2 …………（13）

Fby?G/4 ……………………………………..（14）

1.2.3内剪臂aik的受力分析

内剪臂aik的受力情况如图：

βFaya水平方向

TkFkyiFaxαFiy

图 4

?F?Fxs?0 （15） ?0 Fax?Tco?竖直方向

y??Fky?0 （16） ?0 Fay?Fiy?Tsin以a为中心，由?Ma?0

?Fiy?12lcos??F'ky?lcos??Tsin??acos??Tcos??asin??0 …………………………………………………. （17） 由（4.9）（4.10）（4.11）（4.12）（4.13）得

Fax?Tcos? …………………….（18） Fay?Tsin??Fiy?Fky?Tsin??3G/4 ………………………（19）

1.3油缸推力的计算

由（17）得到：

T?Glcosa …………………(20)

2asin(???)

油缸推力P?2T?Glcosa ……………………(21)

asin(???)2油缸位置的确定

剪叉式升降平台结构简单 ，除了油缸位置参数，其他各主要部件的参数都能利用现有公式方便得出。因此油缸位置的优化对整个升降平台的设计都至关重要。常用的优化软件就是MATLAB。【】

2.1参数分析

本次优化所要达到的目的是在满足已知条件的情况下，使所需油缸推力最小，升降机简图如下：

ycG/2dlgekjiaαf图 5

abβmx

已知剪叉臂长l,剪叉臂与底座的夹角为?，液压缸与底座的夹角为?，a为油缸头到aik剪叉臂固定铰接点的距离，液压缸底座固定位置与aik剪叉臂固定铰接点的距离为f。

液压缸的推力根据式（21）得到：

P?2T?Glcosa

asin(???)又由图可知，液压缸头部是连接在剪叉臂上的，而剪臂长度l?1700mm因此得到：

0???1700

液压缸尾部固定在升降机底座上，这里设计底座尺寸与上平台尺寸一致，为

2000?1500所以得到：

0?f?2000

这里初选液压缸型号为HSGL01-90/dE,根据【】液压缸身长最短时为332mm，考虑到耳坐等一些零件的尺寸所以在数学模型中将液压缸最小安装尺寸定位450mm，最大行程为1080mm，则行程最大时油缸长度定为1410mm。根据图中几何关系，可知液压缸的长度变化范围为： 升降机在最低状态时 ：

450?(a?sin?min)2?(f?a?cos?min)2

升降机在最高状态时：

(a?sin?max)2?(f?a?cos?max)2?1410 液压缸的推力公式：

P?Glcos?

asin(???)??max?58.53?，G六个参数中，?、在上述的l、已知?min?8.46，?、a、f、

l?1700mm，设计要求最大载荷为G=15000N，但考虑到自重以及安全问题设G?16000N，?和f关系由几何关系可得：

??arctga?sin?

f?a?cos?令x1?a,x2?f,则设计模型决策变量为：

x?[x1..x2]T

目标函数为 :

P?Glcosa

asin(???)约束条件是

0???1700

0?f?2000

450?(a?sin8.46?)2?(f?a?cos8.46?)2 (a?sin58.53?)2?(f?a?cos58.53?)2?1410

2.3建立数学模型

建立数学模型为：

minf(x)?l?cos??Gx1?sin?x1?sin(??arctg)x2?x1?cos?

约束条件为

g1(x)?x1?1700?0 g2(x)?0?x1?0

g3(x)?x2?2000?0 g4(x)?0?x2?0

g5(x)?450?(a?sin8.46?)2?(f?a?cos8.46?)2?0g6(x)?(a?sin58.53?)2?(f?a?cos58.53?)2?1410?0

2.4编程及优化结果

5.4.1编程

编写M文件fun1.m如下： function [c,ceq]=fun1(x);

c=[x(1)-1700;0-x(1);x(2)-2000;0-x(2);450-sqrt((x(1)*sin(8.46*pi/180))^2+(x(2)-x(1)*cos(8.46*pi/180))^2);sqrt((x(1)*sin(58.53*pi/180))^2+(x(2)-x(1)*cos(58.53*pi/180))^2)-1410]; ceq=[ ];

编写M文件fun2.m如下： function f=fun2(x);

f=1700*16000*cos(8.46*pi/180)/(x(1)*sin(8.46*pi/180+atan((x(1)*sin(8.46*

i/180)/(x(2)-x(1)*cos(8.46*pi/180))))))

变量起点： x=[10 2000];

options=optimset('largescale','off');

[x,fval]=fmincon('fun2',x,[],[],[],[],[],[],'fun1',options)

Optimization terminated successfully: Search direction less than 2*options.TolX and

maximum constraint violation is less than options.TolCon Active Constraints: 5 6 x =

1.0e+003 * 1.1965 1.5976 fval = 4.3051e+004 即：

.6mm a?1196.5mm；f?1597油缸推力：

N1 p?4305

已知HSGL01-90/dE型油缸推力为101.79KN，而实际推力为43.05KN两者有较大差距，由于液压缸是整个设计中最贵的部件考虑到成本问题，决定将缸径降低一个等级，选取HSGL01-80/dE型液压缸重新进行计算。

2.5二次优化及结果

由于选取了新的型号，参数中油缸尺寸和最大行程发生了变化。液压缸身长最短时为317mm，考虑到耳坐等一些零件的尺寸所以在数学模型中将液压缸最小安装尺寸定位450mm，最大行程为950mm，则行程最大时油缸长度定为

1270mm。

修改M文件fun1.m如下： function [c,ceq]=fun1(x);

c=[x(1)-1700;0-x(1);x(2)-2000;0-x(2);450-sqrt((x(1)*sin(8.46*pi/180))^2+(x(2)-x(1)*cos(8.46*pi/180))^2);sqrt((x(1)*sin(58.53*pi/180))^2+(x(2)-x(1)*cos(58.53*pi/180))^2)-1270]; ceq=[ ];

运算结果为

Optimization terminated successfully: Search direction less than 2*options.TolX and

maximum constraint violation is less than options.TolCon Active Constraints: 5 6 x =

1.0e+003 * 1.0400 1.4518 fval = 5.4504e+004 即：

.8mm a?104.0mm；f?1451油缸推力：

N4 p?5450

根据【】，要达到该推力选取缸径Ф80的液压缸最为合适，与上面所选HSGL01-80/dE型液压缸一致，即确定为本设计用液压缸型号。

3主要部件强度校核

根据油缸推力公式（1.21）可知角α与推力P成反比，即?min时P最大，

所以强度校核时需要带入参数?min?8.46?。则现在已知

??arctga?sin?? 则带入?min?8.46?得到??19.88

f?a?cos?将?min?8.46?，??19.88?带入到式（），（）中得到：

T?P2?27252N；Fax?25628N；Fay?2733N；Fky?4000N Fiy?8000N；由4.4受力分析可知，内剪叉臂aik受力要远大大于其他剪臂，所以这里校核aik臂。

由于当?和l已经固定的情况下，?,?的角度越小，则推力P的值越大。若P取最大值时满足强度要求，则该剪叉臂即满足强度要求。当升降台在最低位置时，

?,?的值最小，即P值最大。参照图，剪叉臂所受的力都与剪叉臂有一定的夹角，为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，则

Fa?Faxsina?Faycos??25628?sin8.46??2733?sin8.46??1064N

Fi?F'iycos??8000?cos8.46??7913N

Fj?Tsin(???)?27252?sin(8.46??19.88?)?12933N Fk?F'kycos??4000cos8.46??3956N

新的受力图如图

aFaF/NiFijFjFk3956k10648977M/NX/m9049336X/m

剪叉臂的横截面宽和高分别为b?35mm、h?80mm

?max?Mmax Wzbh29336?6??M/??250MPa 260.035?0.08选择材料为合金结构钢40Mn2，参照 []?s?735MPa取安全系数为2.5，则

[?]?735/2.5?294MPa??，所以是安全的。

销轴的强度校核

分析可知，剪叉臂受力最大的地方为a点和j点，所以只需校核该两处的销轴即可。

45号钢，做调制处理，许用剪力100MPa

Q22?Fax?FayA?41MPa?100MPa AQJ处销轴直径35mm（受双剪力）：???29MPa?100MPa

AA处销轴直径20mm（受双剪力）：??上横梁强度校核

该衡量受理为弯扭结合，所以采用第四强度理论进行强度校核：

扭矩：T?Py?0.05?1292N 弯矩：M?22py?pz?0.588?32048N

?ep4?M2?0.75T2?561MPa

W选材 50Cr ?s?930 取安全系数1.5 则 [?]?930/1.5?620>561MPa

5零部件设计、 5.1销轴设计

5.1．1固定铰链连接用销轴

该销轴用于剪叉臂与上平台及其底座上的固定铰接点连接之用，根据式（）可知材料45号钢进行调制处理，直径为20mm的销轴具有足够的强度。销轴的结构及其尺寸如图：

根据设计，剪叉臂要求能在二维平面上自由转动，参照【】采用基孔制配合，选用表面粗糙度为Ra0.8。 5.1.2连接剪叉臂的销轴设计

该销轴与固定铰接设计基本一样，只是在纵向尺寸上有所调整。如图：

H9d9

5.1.3液压缸用轴设计

该销轴用于液压钢头部和尾部与铰的连接。材料任然选用45号钢调制处理，更具（）选直径为35mm，具体设计如图：

参考【】得到缸径为80mm的工程用液压缸头部尾部耳环连接部分尺寸为40mm因此该销轴中间部分圆柱直径为40mm，参考【】选用基孔制配合公差

H9，表面d9粗糙度为Ra0.8，形位公差等级为5级，则圆柱度和同心度分别为0.0025mm和0.008mm。

5．2油缸头部连接横梁与耳座设计 5.2.1横梁设计

该零件与升降机一级内剪叉臂连接，其作用是将油缸推力传递至剪叉臂上以驱使升降机上下运动。根据式（）得到横梁采用50Cr，尺寸为75mm方钢。具体设计见图

由于该零件与剪叉臂之间需采用焊接方式连接，剪叉臂与横梁材料分别为40Cr和50Cr两种材料的焊接性均不好，所以在横梁两端加工出方形的销用于和剪

叉臂上的方孔配合，提高焊接处的抗剪能力。 5.2.2耳座设计 5.3剪叉臂设计

剪叉臂是整个升降机中最为重要的结构件之一。根据式（）得到剪叉臂横截面宽和高分别为b?35mm,h?80mm。参照【】选用材料为40Mn2。具体设计见图：

主视图中三个圆孔用于与固定交接点的连接或与其他剪叉臂连接，直径为25mm，三个孔的表面粗糙度与销轴一致均为Ra0.8。由于剪叉臂上的孔与销轴之间有转动摩擦，需要设置倒油孔，见图：

在剪叉臂上还设有一个50×50mm，深度为10mm的方孔，见图

该方孔是用来和5.2.1中所述方形销配合，用于提高横梁与剪叉臂连接处的强度。

该设计仅限于与横梁连接的外剪臂，其它剪臂上均无该方孔。

5.4升降台基座设计

5.4.1底座主体结构设计

基座是整个升降台的基础，剪叉臂、滚轮、油缸等多个重要部件都安装在基座上，所以基座的设计要做到坚固、稳定。其三维实体设计如图：

参照【】底座采用热轧槽钢

100?48?5.3?GB/T707?1988，用焊接方法

Q235?A?GB/T700?1988将四根槽钢焊成内壁为2000×1500mm的闭合矩形结构，该结构与厚度为8mm的热轧Q235钢板焊接形成整个底座的基础结构。从图中可以看出为加强底座结构的强度，采用40×40mm、厚度为4mm的空心方钢与底座焊接，两根较长的空心方钢同时还用于安装液压缸供油系统等辅助设备。 5.4.2耳座设计

底座上的耳座用以和剪叉臂铰接，具体设计见图：

耳座材料为Q235钢，其与底座采用焊接方式连接，由于剪叉臂宽度为35mm因此这里两个耳座间的距离设为36mm，而左上圆孔直径为20mm，

5.4.3底座上轨道的设计

5.5升降台上平台设计

上平台是与载荷接触的平台，因此设计时要求在轻便的基础上据有足够的强度。其三维实体设计如图：

为了达到轻便并且具有足够强度的目的，设计中采用Q235规格为40×40mm、厚度4mm的空心方钢焊接构成骨架，在于厚度为8mm的Q235热轧钢板焊接构成上平台的主体结构。

上平台与剪叉臂连接用的耳座以及轨道的设计与底座上耳座与轨道一致，只是要注意，底座上的耳座和轨道分别连接内剪臂与外剪臂，而上平台上的耳座与

轨道分别连接外剪臂与内剪臂。 5.6滚轮设计

滚轮结构及其与轨道的配合如图：

从图中可以看出滚轮由轴承直接构成，参照【】选用GB/T 276-1994中6405型深沟球轴承。垫圈与螺母的型号分别为GB/T 6172.1 M24和个、GB/T 848-2002 24。

销轴中部与剪叉臂上的孔配合，由于需要比较精确的定位，因此参照【】选取基孔制配合

H7H7。销轴两端部分与轴承配合，参照【】选用基孔制配合。 k6h6

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/uhr3.html