畢業(yè)設計（論文）-曲臂式平臺高空作業(yè)梯設計

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1、 本 科 畢 業(yè) 設 計 題目: 曲臂式平臺高空作業(yè)梯設計 系 別 專 業(yè) 學生姓名 學 號 指導教師 職 稱 摘 要 曲臂式平臺高空作業(yè)梯是廣泛使用的高空作業(yè)設備。它是根據用戶的特

2、定要求而設計的，并且適用于多人作業(yè)。它使高空作業(yè)效率更高，安全更有保障。然而，當有不能移動的障礙物時，垂直式高空作業(yè)平臺難以有效地進行高空作業(yè)，導致高空作業(yè)有盲區(qū)，影響了垂直式高空作業(yè)平臺推廣及應用。為了解決這個問題,設計可跨障礙物的曲臂式作業(yè)平臺，并根據高空作業(yè)平臺的結構尺寸,在液壓缸伸縮比要求滿足的條件下, 在確定液壓缸變幅機構的三個參數的鉸鏈點的位置，而計算液壓缸的最大提升負載的條件下，并檢查工作平臺的穩(wěn)定性。 關鍵詞：作業(yè)平臺； 液壓缸； 載荷 全套圖 紙加扣 3012250582 ABSTRACT The high-altitude moveable

3、working platform is a special equipment that can be widely used for the purpose of working high above the ground. It is designed by the request of the customers. With the equipment, aerial work will be done more efficiently and more safely .However, when it meets an obstacle, the high-altitude movea

4、ble can not work well. And this problems affect the application of working platform. To solve this problem ,I plan to design a special platform., and based on the structural sizes of high-altitude moveable working platform, the paper calculates the maximum lifting load and check stability of the wor

5、king platform. This load is satisfied for the demands of extension proportion in hydraulic cylinder. Key words: Working Platform; Hydraulic Cylinder; load 目 錄 1 緒 論 1 1.1概述 1 1.2高空作業(yè)平臺的定義 1 1.3研究現狀與內容分析 2 2 設計參數及其工作平臺級別的確定 5 2.1設

6、計參數及其要求 5 2.2 工作級別的選擇及其載荷的確定 5 2.2.1工作載荷的級別 5 2.3 本章小結 8 3工作平臺的整體設計及其校核 9 3.1平臺式起重機類底盤及臂架的設計方法簡介 9 3.2機架的設計方法及計算 9 3.2.1機架設計的一般規(guī)定 9 3.2.3梁和架的連接 11 3.3 液壓缸三鉸點位置的確定 12 3.3.1確定動臂液壓缸三鉸點位置 12 3.4吊臂的結構形式及回轉轉臺的選擇 14 3.4.1吊臂的結構形式及分類 14 3.4.2輪式起重機的轉臺 15 3.5 本章小結 16 4液壓系統(tǒng)設計 17 4.1液壓系統(tǒng)原理分析 17

7、4.2液壓系統(tǒng)設計 17 4.2.1油缸選型確定 17 4.2.2液壓泵的選型計算 19 4.2.3油箱容積與管路內徑計算 20 4.2.4液壓系統(tǒng)參數計算 20 4.2.5液壓泵的選型確定 21 4.2.6取力器布置方案及基本參數選擇 22 4.3本章小結 22 5 高空作業(yè)車穩(wěn)定性能分析 23 5.1 支腿壓力的計算 23 5.2本章小結 25 6總結 26 1 緒 論 1.1概述 高空作業(yè)機械是工程起重機械上發(fā)展起的高空作業(yè)設備，廣泛用于建筑、消防等行業(yè)。隨著中國經濟發(fā)展的不斷進步，對高空作業(yè)車的需求越來越多，以及越來越廣泛的

8、工作范圍。 目前，國內高空作業(yè)平臺向多品種、系列化、小批量方向發(fā)展。雖然在平臺市場上，在今天甚至在未來的很長一段時間不能占太多的市場。但是，由于空中作業(yè)平臺獨特的作用，它在工程建設中起著越來越重要的作用，其輻射范圍也越來越廣。在電信、市政建設、消防、救護、建筑、航空攝影、造船、石油、化工、航空等行業(yè)中將能看到它的身影。 曲臂式高空作業(yè)平臺作業(yè)梯，能提高機械化程度，降低勞動消耗，降低成本，縮短工作時間，提高工作效率，并滿足特定需求。 經過調研發(fā)現，目前，具有一定的高空作業(yè)平臺市場需求，但只有較少的生產廠商，主要集中在它的結構比較復雜，難以批量生產，使能夠改善其結構和性能的高空作業(yè)平臺，提高

9、高空作業(yè)平臺的功能，僅能形成小批量生產。本設計的重點是對高空作業(yè)平臺主要工作裝置所采用的各種方案進行比較分析，分別列出各方案的優(yōu)劣點，以便選擇最合適方案。 1.2高空作業(yè)平臺的定義 高空作業(yè)平臺是用運送工作人員和攜帶器材到達指定現場進行作業(yè)的專用高空作業(yè)平臺。 高空作業(yè)平臺除底盤部分外，為了實現高空作業(yè)的功能，必須還有動力傳動裝置、工作裝置、安全裝置及液壓系統(tǒng)等。 高空作業(yè)平臺是用來運送工作人員和工作器械到指定高度進行作業(yè)的特種工作平臺，是將曲臂式高空作業(yè)裝置安裝在底盤上組成的。曲臂式高空作業(yè)裝置包括工作臂、回轉平臺、副車架、工作斗、液壓系統(tǒng)和操縱裝置等。現在的曲臂式高空作業(yè)裝置具有操

10、作平順、工作穩(wěn)定、自動調速、安全可靠等優(yōu)點，大大提高曲臂式空中作業(yè)平臺的工作效率。高空作業(yè)平臺是利用底盤作為行走的機構，平臺還具有高性能，機動靈活，可快速轉移，轉移到工作場地后能迅速投入工作，因此越來越多被應用到工程建設、工業(yè)安裝、設備檢修、物業(yè)管理、航空、船舶、石化、電力、影視、市政、園林等許多行業(yè)，是在近幾年國內發(fā)展最快的專用平臺產品之一。 1.3研究現狀與內容分析 針對國內外曲臂式高空作業(yè)平臺作業(yè)梯的動力傳動裝置。包括曲臂式高空作業(yè)平臺作業(yè)梯，各工作裝置的動力傳動部分，其設計要求如下： (1) 在工作中的功能，預定的負載范圍內時，無論負荷大小，都需要具有一個工作速度穩(wěn)定的動

11、力傳遞裝置； (2) 在同一工作循環(huán)中，回轉機構、提升機構和其它加工裝置是交替正向和反向運動，因此要適應運動的方向的不斷變化； (3) 在操作過程中，工作設備的工作速度應能調整與作業(yè)的進度，而且可速度范圍大，比如升降機構需要有較低的微動速率。 1、內燃機——機械傳動 該傳動模式只可用在一用途單一的高空作業(yè)平臺，如電力設施維護時多采用的垂直式高空作業(yè)平臺。動力源是平臺發(fā)動機，動力可過變速器后傳出，而且還通過分動器、離合器、減速機、卷揚機、滑輪和繩索等設備一起使用，傳動線長，結構更復雜。 2、電力——機械傳動 該傳動模式是利用來自外部的電力或車輛用的電源，通過電動機的電能轉換為機械能，

12、并通過機械傳動裝置將動力傳遞給各個工作裝置。由于電機可反轉，并且無級特性在很寬的轉速范圍內等特點。機構可由獨立電機驅動，簡化了傳動與控制機構，噪音低、污染少，適合應用在方便外接電源或流動性不大的工作現場。 3、內燃機——電力傳動 該傳動模式的路線是平臺發(fā)動機 → 發(fā)電機 → 電動機，然后帶動各工作裝置運轉。其優(yōu)點是利用直流電動機的優(yōu)良工作特性，使高空作業(yè)平臺獲得良好的作業(yè)性能，但這些傳動裝置質量較大，價格昂貴。 4、內燃機——液壓傳動 大多數的曲臂式高空作業(yè)平臺都采用了這種方式，它可充分的利用液壓來驅動，簡化了傳動結構，易于實現無級調速和改變運動方向，傳動平穩(wěn)、操作簡單、方便、節(jié)能、還

13、可以防過載。 綜上所述，通過分析結構，經濟性價比，可應用的范圍和操作性能等各種的動力傳動裝置，可將動力傳遞裝置選為內燃機。 舉升機構可用在實現作業(yè)平臺升降和變幅，其結構型式：交叉剪式、套筒式、伸縮臂式和曲臂式。 1、交叉剪式舉升機構 交叉剪式升降機構是根據交叉排列，一個剪式連鎖鉸接幀結構。當改變交叉角度時完成升降運動，如下圖1-1（C）所示。改變連桿交叉的角度，可通過伸縮液壓缸桿或伸縮繩索來實現。這種機構可完成比較低的工作環(huán)境，平臺平穩(wěn)，平臺空間大，被廣泛用于飛機、船舶制造，內部修理，清潔和維護電路線等工作現場。但是，這種作業(yè)車越障能力差、工作范圍小。 2、套筒式舉升機構 套筒

14、式舉升機構可通過多節(jié)套筒的伸縮來完成升降運動，如下圖1-1(D)所示。驅動方式也能采用液壓傳動或鋼絲繩滑輪傳動，套筒式垂直升降式舉升機構的作業(yè)高度比較有限，工作范圍小。但作業(yè)車平臺較大，且支撐穩(wěn)定。 (A) 伸縮式 (B) 曲臂式 (C) 交叉剪式 (D) 套筒式 圖1-1 高空作業(yè)平臺的結構簡圖 3、伸縮臂式舉升機構 伸縮臂式舉升機構可由多節(jié)套裝、并可伸縮的箱型臂所組成，如上圖1-1（A）所示。它包括的有基本臂和伸縮臂這兩個部分。伸縮臂可以是一節(jié)或者多節(jié)，各節(jié)臂間要裝有液壓缸。而液壓缸在工作時，各節(jié)臂將在液壓缸活塞桿推動下通過沿導向元件上、下的滑動，從而改變臂

15、架的長度。整個系統(tǒng)將支承在液壓缸的底部鉸支座與變幅的液壓缸兩端?？山涍^變幅液壓缸的活塞桿來伸縮實現臂架的擺動，而完成變幅與升降目的。伸縮臂式舉升機構的臂架最大作業(yè)高度是60～80米。因為伸縮臂式舉升機構能獲得較大的作業(yè)高度與變幅。所以被廣泛的應用于各種高空作業(yè)的平臺上。但是這種作業(yè)車越障能力比較差。 4、曲臂式舉升機構 曲臂式舉升機構是由多節(jié)箱形臂折疊而組成，如上圖1-1（B）所示。這種型式采用2到3節(jié)折疊臂組成。其折疊的方式被分為上折式與下折式兩種。各節(jié)臂的折疊與展開運動是由各個節(jié)間液壓缸來完成。這種型式的舉升機構是完成一定高度與幅度的作業(yè)。另外，下折式還能完成地平面以下的作業(yè)，可以擴大

16、曲臂式高空作業(yè)平臺的作業(yè)范圍。由于曲臂式舉升機構具有很高的靈活性、并且適應性好、還具有越障能力等優(yōu)點，所以采用非常廣泛。 綜上所述，由于曲臂式舉升機制比交叉剪式還有套筒式的工作范圍要大、越障能力要好，且曲臂式舉升機構要比伸縮臂式舉升機構的來說具有很好的靈活性、適應性強、越障能力厲害等優(yōu)點。所以高空作業(yè)平臺的舉升機構要選為曲臂式舉升機構，其折疊臂數目應為兩個，如上圖1-1(B)所示。 回轉機構是由回轉驅動機構和回轉支撐機構兩部分構成的。 根據驅動裝置有不同的回轉機構應分為：機械驅動式、電力驅動式以及液壓驅動式。 根據回轉支撐不同的結構，回轉的機構能分為轉柱式、立柱式與轉盤式，其中轉盤式是

17、一種較常用的形式。 轉盤式回轉支撐裝置能分為兩種：支撐滾輪式與滾動軸承式。支撐滾輪式回轉裝置增加轉盤回轉裝置的高度，且增加質量與成本；滾動軸承式的回轉支撐裝置在目前是應用最多一種，它在普通的滾動軸承的基礎上發(fā)展起的，結構上放大了滾動軸承。優(yōu)點是回轉摩擦阻力矩變小，承載能力加大，高度變低。但由于降低回轉支撐裝置高度，使整車質心變低，從而平臺的穩(wěn)定性變大。 滾動軸承式回轉支撐機構按結構可分為以下幾種： 1、單排滾球式轉盤 如下圖1-2所示，單排球轉盤大多數是內外座圈所組合成的一個整體滾道，滾道成圓弧形曲面，是一種最簡單的回轉支撐裝置，球與導向體應從內圈或外圈圓孔中而裝進滾道里的，然后將

18、所裝配的孔堵塞。這種支撐裝置優(yōu)點是：質量較輕、結構比較緊湊、成本比較低，但承載能力比較小，所以應用較少。 2、雙排滾球式轉盤 如下圖1-3所示，主要是由上與下雙排球體、內外兩座圈、間隔體與潤滑密封裝置等所組成。上與下球體均排列在整體的內或外的座圈內。雙排球轉盤的回轉裝置比大小同樣并且數目相同的單排球轉盤的回轉支撐裝置的承載能力要大得多。 3、交叉滾柱式轉盤 如下圖1-4所示，滾子的接觸角大多數為45°，相近的滾子軸線為交叉排列，即相近兩圓柱滾子軸線成直角交叉。這使回轉機構應承受徑向與軸向載荷，而且還必須承受力矩翻傾。另外，和滾球轉盤比較。這種滾道是平面，比較簡單的加工工藝，加工

19、要求比較容易達到。 4、高承載能力轉盤 一些大型的起重舉升平臺中，一般采用雙排或多排的滾球或滾柱式回轉裝置。 (a) 外齒式 (b) 內齒式 (a) 外齒式 (b) 內齒式 圖1-2 單排球轉盤結構 圖1-3 雙排球轉盤結構 (a) 外齒式圖 圖1-4 交叉圓柱滾子轉盤結構 (b) 內齒式圖 通過分析以上的各種回轉裝置的結構特點、能力承載、加工性能以及運用情況等，最后選定是交叉滾柱式轉盤。 2 設計參數及其工作平臺

20、級別的確定 2.1設計參數及其要求 技術參數如下：工作高度：8m；承載能力：120kg；水平工作距離：3m；跨越高度：6m；平臺尺寸：1.2×0.8m；電池：48V-360Amp/h。 2.2 工作級別的選擇及其載荷的確定 2.2.1工作載荷的級別 工作平臺級別是為平臺的金屬結構與機構設計提供較合理的基礎，也為用戶和 制造廠家協(xié)商時能提供參考范圍，它能使工作平臺勝任所完成的任務，要考慮兩個因素；利用載荷狀態(tài)與等級。 確定使用壽命時，要優(yōu)先考慮技術、經濟與環(huán)境因素，同時也需估計設備老化產生的影響。工作循環(huán)總數表示工作平臺所利用的程度，是判斷分級的主要參數之一。 起重

21、機使用頻率與工作循環(huán)的總數有關。為了方便，工作循環(huán)總數在可能的范圍內，分為10個利用等級， 由此并有工作平臺的特點來確定工作平臺利用等級為U4級，工作為經常輕負荷使用。 工作平臺的負載狀態(tài)是基本參數的另一個層次，它表明工作平臺受載的輕重程度與兩個因素有關：一個是實際升起的載荷Qi與額定的載荷Qmax之比；另一個是實際升起載荷?Qi的作用次數Ni與工作循環(huán)總數Ni之比。其公式是： 式中Qi------第i 個起升載荷 Ni---起升載荷作用次數 N---工作循環(huán)總數，N=。Q=0.12<0.125屬輕吊載系列從而確定平臺的工作等級是A3級 2.2.2工作載荷的計算及其確定

22、為確保工作平臺能正常安全的工作，工作平臺本身要具備三個基本條件：（1）金屬結構與機械零部件必須剛度足夠和抗屈曲能力要好：（2）整機應具有抗傾覆穩(wěn)定性；（3）原動機應能滿足作業(yè)性能所要求的功率，制動裝置必須能提供有效的轉矩。 一、自重載荷G 自重載荷是指平臺金屬結構、機構，動力或電氣設備等質量的重力。設計之前必須首先估計各個部件的大小參照下表2-1： 表2-1 自重載荷系數表 部件名稱 大型 中型 小型 小型有附架者 上車 30%-34% 32% 35% 21% 起升回轉機構 30% 30% 30% 40% 回轉平臺占 配重占 其他占 15% 35

23、% 20% 17% 30% 23% 20% 25% 25% 20% 15% 25% 吊臂 25% 15%-20% 13% 15% 下車 45%-41% 53%-48% 52% 64% 有車重是500kg,故計算得上車重105kg， 吊臂為75kg;下車重320kg; 上車重細分為：回轉平臺 配重： 下車重細分為：原底盤占：65% 附加車架及支腿： 回轉支撐4% 其他占： 二、起升載荷 1、起升載荷指的是升起質量的重力。起升重量應包括的是允許起升的最大物

24、品范圍、載物裝置、懸掛撓性件、其他隨同提供升降的設備質量。 起升載荷的動載系數 物品突然離地起升或下降制動時，對承載機構和傳動機構將產生附加的動載作用。這一動載作用可通過將起升載荷乘以大于1的起升載荷動載系數來確定。 當=1 當v 由前述可知：v 故知 2、突然卸在載的沖擊系數 對于部分起升載荷突然卸除或墜落屬于正常工作程序的起重機，應將起升載荷乘以突然卸載沖擊系數，以考慮對結構的動力要求。 系數的計算公式如下： 考慮到工作時，平臺的穩(wěn)定性前提。人不需卸載，故知 =1 綜合考慮以上因素可知起升載荷： 三、在不平路面運行產生的的沖擊載荷 移動

25、式高空作業(yè)平臺作業(yè)梯由于只有在靜止的條件下，進行作業(yè)。所以對于這種載荷對工作平臺的沖擊并不是太大，對整個工作臺的性能指標并無多大影響。所以對于起升載荷和工作臺自重乘以1即可。 四、風載荷 戶外工作的機器尤其是高空作業(yè)的機器要考慮風載荷的影響。 風載荷的計算公式 風載荷P按下式計算： ，q—計算風壓（N/m）C—風載荷系數，K--風力變化系數；v—為風速（m/s） 由于考慮到工作平臺上升高度僅有4米高，遠小于十米高，所以可以不考慮高度的變化，因此風力變化系數K=1。陣風速度計算（即是瞬時風速）來確定工作狀態(tài)的風速的計算，C是風載荷系數，考慮結構鋼的截面形式取C為1.3,對

26、于內陸取風速15.5m/s,迎風面A,A的計算按其凈面積和最不利風向的垂直投影面積計算。通過以上考慮。 通過以上的計算P1.039.16(N) 五、載荷組合的計算 （一） 工作平臺各種載荷并不是同一時刻一起作用在工作平臺上，針對工作平臺的計算類別和要求，根據經驗將各種載荷適當組合，通?？紤]以下三種組合方式： 1、正常工作情況下的載荷 平臺升起正常質量的物品，能平穩(wěn)開啟制動，如果平臺的起升載荷與其他載荷不是定值時應該按當量的載荷來進行計算，并進行疲勞強度和磨損計算。但應不考慮風載荷的的作用。 2、在惡劣條件下的工作產生的最大載荷 最大載荷的計算考慮以下因素：主動車輪的打

27、滑；摩擦離合器的打滑；液壓系統(tǒng)安全閥的開啟等等。 3、戶外作業(yè)工作時受暴風襲擊時的最大載荷 除以上三種載荷外，平臺可能會受到特殊載荷作用，例如運輸載荷、安裝載荷、地震載荷等。再根據具體的情況，按有關的特殊載荷校核整部機及有關的零件、增強或減弱構件強度，安全系數應取最小值。 （二）載荷分類及組合計算 1、基本載荷：指始終和經常作用的載荷，即平臺工作的必然載荷，包括自重載荷Q,由以上的計算可知Q=5000N。 2、起升載荷：在起升機構起動時起升載荷對結構所引起的垂直附加動載荷用起升載荷 ，由以上分析知=1200N。 3、附加載荷，這里只考慮風速的影響P 39.16(N) 4、組合1：

28、基本載荷+起升載荷。 組合2：基本載荷+起升載荷+特殊載荷。 組合3：基本載荷+起升載荷+附加載荷。 故知組合1值:6600N,組合2值：6239.16N.平臺的工作環(huán)境不用考慮特殊載荷的作用，故知只需考慮以上兩種情況。 2.3 本章小結 本章通過對工作平臺的各種工作載荷的分析，并考慮了工作環(huán)境內里可能遇到的外在載荷，確定了機器的工作級別，通過各種載荷最后組合確定機器最大受力，從而為以后的最大強度校核做好準備。 3工作平臺的整體設計及其校核 3.1平臺式起重機類底盤及臂架的設計方法簡介 （1）工況要求 任何機架都應首先保證設計機器的特定工作

29、要求。如：保證安裝機架時，零件可以順利運轉；機架的外形或內部結構不致有阻礙運行的突起；選定執(zhí)行某一工作所需要的平臺；滿足上下的要求及人工操作時安全及方便等。 （2）剛度要求 在滿足特定外形的條件下，對機架的主要求就是剛度。例如機床的零部件，剛度是決定機床的加工產品的精度和生產效率；在減速器中，箱殼剛度確定齒輪的嚙合性。 （3）強度要求 對于一般的設備機架，應剛度滿足要求，同時保證強度要求。但是必須對重載設備的強度要求引起足夠的重視。其標準是在機器的操作過程中可能發(fā)生的最大負載條件下，機架任一個小的應力。另外，應滿足疲勞強度的計算要求。 （4）穩(wěn)定性要求 對于纖細或薄臂的被壓縮結構和

30、受彎結構存在不穩(wěn)定的問題；也有一些板殼或局部屈曲不穩(wěn)定的問題。結構的不穩(wěn)定將有很大的傷害，設計時校核。 3.2機架的設計方法及計算 3.2.1機架設計的一般規(guī)定 （1）應在滿足了強度與剛度的情況下，機架的重量應盡量輕、成本低。 （2）抗震性好。 （3）由于內應力及溫度變化引起的結構變形應力最小。 （4）結構合理，工藝良好，便于鑄造，焊接和機械加工。 （5）結構里求便于安裝與調整，方便修理和更換零部件。 （6）有導軌的機架要求導軌面受力合理，耐磨性良好。 1、如前所述，其載荷分為基本載荷、附加載荷、和特殊載荷，同時也要更加注意以下參數設計要求。 對機架設計來說，剛

31、度要求更為重要。絕大多數設備都有各自的剛度要求規(guī)范，且各不相同。受彎構件的撓度的允許值。計算時可不考慮螺釘或鉚釘引起的截面削弱。受彎構件的允許的撓度。見下表：3-1 表3-1 剛度要求 項次 構件類別 允許撓度 1 吊車梁和吊車 （1） 手動吊車和單梁吊車 （2） 輕級工作只和起重量Q<50t中級工作制橋式吊車 l/600 l/750 2 設有懸掛吊車的屋面梁或屋架 l/500 3 手動或電動葫蘆的軌道梁 l/400 4 有重軌軌道的工作平臺梁 有輕軌軌道的工作平臺梁 l/600

32、l/400 5 摟蓋和工作平臺梁，平臺板 （1） 級包括設有懸掛起重的梁 （2） 抹灰頂碰的梁 （3） 除（1），（2）外的其他梁 （4） 平臺板 l/400 l/350 l/250 l/150 2、結構件強度疲勞應取決于構件的工作級別，材料的類別，連接方式、最大的工作壓力及應力循環(huán)特性等因素。根據起重機設計規(guī)范，對于工作級別為A6\A7\A7的結構件，疲勞強度計算必須進行。疲勞強度計算按下列步驟進行。又由上分析可得出其工作級別為A3級別，所以不用進行疲勞強度的計算。 3.2.2梁的設計及計算 一，縱梁的結構設計 橫截面的一般形式中縱梁較大，較小是兩端，與適應

33、所受的彎矩。不是很大的抑制設備也可使用，如橫截面的縱梁。對于大斷面的梁，可用鋼板焊接、鉚接或螺釘連接。梁的計算要滿足撓度和剛度的要求，以滿足剛度為主。 1、首先是剛度的要求： 結構及載荷公式，查起重機設計手冊： Y,按設計要求可求可求 式中L是指跨距，L=1880mm,b=1180mm,p為工作重力，由上車重量180kg,工作時載重為160kg,故知 P=3400N,E為彈性模數，I是全橋機構的主梁截面慣性矩， 經過計算得：

34、--所計算截面的彎矩； I----橫截面對中性軸的慣性矩； ----橫截面上壓縮正應力或最大拉伸； y----橫截面上距中性軸最遠的點，y表示與x的垂直方向； 是許用應力，如果梁上還有縱向拉、壓力F,則還應增加一項應力： =式中 A----橫截面面積 由機械設計手冊第一卷 令， 其截面形式如圖3-1所示 圖3-1 截面 W==16000/3=5333.5mm M= 296.99 MPa 許用應力 由機械原理書，碳素鋼齒面硬度200-300HBS的許用應力值為 Mpa,安全系數n=1.5 則知： 故知〈[] 所以梁的強度條件滿足。 3

35、.2.3梁和架的連接 當機架具有兩個縱梁，需要使用橫梁或端梁將縱梁連在一起，組成一個整體框架，來防止其變形，減輕應力或提供懸置點。本設計所采用的連接形式如圖3-2所示：選取橫梁時應注意其特點：直的或彎度不大的槽形斷面梁，沿腹板方向彎曲剛度較大，且較易沖壓成型。直的或大彎度帽形端面梁可用矩形料直接壓制，連接寬度較大。當空間受到限制時，采用厚板可得到較大的彎曲剛度。 圖3-2　梁和架的連接 這是本設計所采用的臂架連接的主要方式。上下由螺釘連接。 3.3 液壓缸三鉸點的位置確定 3.3.1確定動臂液壓缸三鉸點位置 設動臂轉動時的最大仰角為θ1 , 液壓缸的伸縮比為λ, 則有:

36、 （1） 由得： （2） 由： （3） 聯(lián)立（1），（2），（3）求得： (4) 又因為，為了滿足工作要求, 應使 90°< (φ1 +θ1) < 180°,則有cos(φ1 +θ1) < 0，小臂長度受到作業(yè)平臺回縮后的高度限制 ,根據結構尺寸 , 由式(4)可得: （5） 由以上三個未知數知，即、和。由于的大小于

37、液壓缸的動力臂有關，為使液壓缸的動力臂盡量小些。故兩鉸點之間的距離盡量的大。但兩鉸點要受到鉸支座結構的限制，故確定=677mm.對于工程液壓缸,λ值不可取得過大或過小,過大會讓液壓缸的非行程長度不夠長,造成了活塞過薄;過小也會使液壓缸的重量變重,軸向尺寸變長,當行程處在1m左右時,伸縮比例應是λ= 1.16～1.18 之間比較合適,取λ= 1.65。將和λ值代入式(5) 后求得: > 136mm,分別取O1 B1 為不同數值代入式(1) ,(2) ,(3) 得 當 （1） 由得

38、： （2） 由： （3） 聯(lián)立（1），（2），（3）求得： （4） 又因為，為了滿足工作要求, 應使 90°< (φ2 +θ2) < 180°,則有cos(φ2 +θ2) < 0，小臂長度受到作業(yè)平臺回縮后的高度限制 ,根據結構尺寸 , 由式(4)可得: （5） =600mm, β=45取λ= 1.65, 綜上對比三鉸點變幅機構后確定的綜合位置參數如下: 3.4吊臂的結構形式及回轉轉臺的選擇

39、 3.4.1吊臂的結構形式及分類 曲臂式高空作業(yè)平臺的臂架和起重機的臂架形式相同，可以參考下起重機的臂架形式進行分析。起重機變幅機構的工作性質可以分為非工作性變幅和工作性變幅；按機構運動形式可分為運行小車式變幅和臂架擺動式變幅；按臂架變幅性能可分為普通臂架變幅和平衡臂架變幅。 1、臂架擺動式變幅機構是通過臂架在垂直平面內繞其鉸軸擺動改變幅度。伸縮臂式起重機臂架即可擺動，也可伸縮，即能增加起升高度，也能改變起重機幅度。普通臂架機構在變幅時能改變臂架重心和物品重心升降，要耗費額外的驅動功率，適用于非工作性變幅，在偶爾需要帶載變幅時，也可應用。 2 、運行小車式變幅機構用于具有水平臂架的起重

40、機，依靠小車沿臂架弦桿運行以改變起重機幅度。運行小車有兩種形式，分為繩索牽引式和自行式。其中繩索式牽引式本身重量較輕，可減輕整機結構，應用較廣。 考慮到整機的工作特點，所以選擇第一種臂架方式，在變幅過程中物品和臂架重心會隨幅度的改變而發(fā)生不必要的改變，需額外的耗費能量，在增大幅度時產生較大的慣性載荷。這種機構構造簡單，平臺起重機、輪胎起重機、履帶起重機、鐵路起重機、桅桿起重機和塔式起重機，在非工作性變幅機構或不經常帶載的變幅機構上被廣泛采用。 首先考慮確定長臂的變幅機構，臂架結構有二種，分為：箱形和格架形，通常采用直臂架。為增大在小幅度時的臂架下工作空間，臂架上部常制成折線形式。小起重量的

41、定長臂架起重機也可采用液壓缸變幅，臂架下部制成折線型式，變幅液壓缸布置方式根據需要可按表選擇，表3-2如下示： 表 3-2 變幅液壓缸布置方式 序號 型式 簡圖 特點 1 前置式 1， 變幅推力小，可采用小直徑 2， 臂架懸臂部分短，臂架受力有利 1， 2， 臂架下方有效空間 2 后置式 3， 液壓缸后移，對起重機穩(wěn)定有利 4， 需要的變幅推力大 5， 臂架懸臂部分長，臂架受力不利 臂架下方有效空間大 根據變幅力的大小，可采用雙缸或單缸。臂架液壓缸可安置三個位置分為：前、后置和后拉。本設計采用前置式。 （1）臂架的材料的選擇： 起重

42、機械的機構零件、金屬結構等均由黑色、有色金屬和非金屬等材料加工制成。設計時要充分考慮結構的載荷狀態(tài)、利用等級、安全要求和經濟合理等因素、正確選擇材料。 起重機械金屬結構主要使用是鋼材。鋼比鋁合金的比重要大，延伸率大，鋁合金的彈性模量僅為鋼的三分之一，并且價錢昂貴，在國內起重機金屬結構中尚未采用。 起重機金屬中最常用是碳素鋼Q235。與碳素鋼相比，低合金鋼具有更高的屈服強度和拉伸強度，低溫冷脆性和耐磨損性，有良好的焊接性，但應力集中系數不低。 3.4.2輪式起重機的轉臺 一，回轉支撐裝置簡介 回轉支撐裝置簡稱回轉支撐。主要有兩類：一是柱式結構；二是回轉盤式結構，根據不同的要求，各種

43、回轉支撐的特點以及制造廠的加工條件等合理地選定。設計時，要充分考慮載荷狀態(tài)、利用等級、安全要求等因素、正確選擇材料。 本設計主要采用盤式回轉支撐，在這里主要介紹一下轉盤式回轉支撐裝置 現代轉盤式回轉支撐裝置主要有滾子夾套式和滾動軸承式 1、滾子夾套式回轉支撐裝置 它在兩個環(huán)形軌道之間有許多圓錐或圓柱形滾子。前后方受力大的兩段圓弧形制作在轉臺底面的軌道。 軌道直徑小的可以用圓錐滾子，可以減少磨損與摩擦阻力。由于錐形滾子產生軸向力，因此滾子裝在許多拉桿構成的保持架上。 圓柱形滾子用于軌道直徑大的情況，滾子可制單或雙輪，裝在由槽鋼制成的保持架上。這種保持應該有足夠的強度和剛度。 2、滾

44、動軸承式回轉支撐裝置 這也是本設計所采用的主要回轉支撐裝置，由于考慮到回轉結構是采用人力推動作用，所以不用采用里外有齒輪式，滾動軸承式裝置尺寸剛好，性能卓越，軸承正常工作的情況下可以承受垂直力，對軸承座圈的機架要求有足夠的剛度。 常用的四種滾動軸承式回轉支撐裝置結構。單排四點接觸球式回轉支撐、雙排球式回轉支撐、單排式交叉滾珠式回轉支撐、三排滾柱式回轉支撐。 特別對于滾動軸承式回轉支撐裝置結構，國內外都有專門的生產廠家且都已經標準化產品。常用的滾動軸承式回轉軸承式回轉支撐可參考起重機設計手冊，我國的專業(yè)生產廠有徐州回轉支撐廠，洛陽礦山機械廠和馬鞍山回轉支撐廠等。 設計時只要適當選取型號即

45、可。 3.5 本章小結 本章是設計的主要章節(jié)，通過第二章的受力分析，對機架和梁進行受力分析和校核，并確定了機架和梁的連接方式，并確定了臂架的結構形式，并對臂架的撓度和剛度進行了校核，對于手動轉向結構選用了滾動軸承式回轉裝置。 4液壓系統(tǒng)設計 4.1液壓系統(tǒng)原理分析 圖4-1為液壓系統(tǒng)原理圖。工作裝置如支腿的收放、舉升機構的升降、轉臺的回轉等都是通過液壓傳動系統(tǒng)實現的。汽車發(fā)動機將動力通過取力器傳遞液壓泵，液壓油經過油箱內的粗濾器吸入齒輪泵，齒輪泵輸出的壓力油經過細濾器進入工作回路。各工作裝置均由電磁換向閥和調速閥控制，不工作時，液壓油通

46、過卸荷回路直接回到油箱。支腿不工作時，1YA通電。支腿工作時，2YA通電。雙向液壓鎖保證垂直缸能在任意位置上停止，且停止后不在外力的作用下發(fā)生位移。上臂上升時，3YA通電，上臂下降時，4YA通電。5YA通電時，下臂上升。6YA通電時，下臂下降。平衡閥防止作業(yè)臂在停止后在重力的作用下自由下降。7YA通電時，回轉機構工作。8YA通電時，回轉機構不工作。表4-1為電磁閥的工作狀態(tài)表。 圖4-1 液壓系統(tǒng)原理圖 4.2液壓系統(tǒng)設計 4.2.1油缸選型確定 液壓缸是系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，其形式多樣，按照其結構特點為活塞、柱塞和擺動式。按作用方式又可分為單和雙作用兩種。其中以雙作用活塞式液壓缸應用

47、最多?；钊揭簤焊變?yōu)點有重量輕、結構簡易、拆卸安裝方便、容易維修等特點，廣泛適用于車輛、起重運輸機械等液壓傳動系統(tǒng)中。柱塞式液壓缸可以用在行程長的。擺動式液壓缸加工比較復雜大部分用于回轉機構。高空作業(yè)平臺各液壓缸均采用雙作用單桿活塞缸。 1、液壓缸直徑的確定 液壓缸的選型主要依據高空作業(yè)平臺作業(yè)梯完成高度所需的最大作用力Fmax以及液壓缸實際的工作行程。前者一般確定液壓缸的直徑，后者都是用來確定液壓缸的工作行程。 表4-1 電磁閥工作狀態(tài)表 動作名稱 電磁鐵狀態(tài) 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 7YA 8YA 支腿工作 +

48、 支腿不工作 + 上臂上升 + 上臂下降 + 下臂上升 + 下臂下降 + 回轉機構工作 + 回轉機構不工作 + （4-1） 式中：P1 —液壓缸工作壓力，初算時可選取系統(tǒng)工作壓力pp，取為16 MPa； P2 —液壓缸回油腔背壓力，初算時，對于16MPa的系統(tǒng)可選為0； d/D—活塞桿直徑與液壓缸內徑之比，按液壓缸

49、的工作壓力選定為0.7； F—工作時的最大外載荷；臂架和作業(yè)平臺標定載荷的重力之和(400kg+240kg)×10N/kg=6400N; Ffc— 液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率ηcm進行估算。 （4-2） 式中：ηcm—液壓缸的機械效率，一般ηcm＝0.9～0.97，取為0.9。 將ηcm值代入式（5-6），可求得 （4-3） 故，最終可求得液壓缸直徑D為

50、 （4-4） 液壓缸直徑詳細計算見5.2.5 2、液壓缸工作行程的確定 （4-5） 式中：——工作時液壓缸兩鉸接點最長距離 ——工作時液壓缸兩鉸接點的最短距離 4.2.2液壓泵的選型計算 常見的液壓泵有三種類型為：齒輪泵、柱塞泵、葉片泵。齒輪泵：簡單的結構、工藝性好、體積不大、維護簡便等優(yōu)點，柱塞泵和葉片泵：結構較復雜、價格較高。高空作業(yè)車的液壓系統(tǒng)中采用齒輪泵即可滿足工作的需要，常用系列有CB、CBX、CG、CN等。 1、液壓泵

51、理論流量Qr 高空作業(yè)車液壓泵理論流量應按下臂缸上升時間確定。 L/min （4-6） 式中：ΔV ——油缸最大工作容積（立方米），按下式計算： L （4-7） 、——均為下臂液壓缸的參數，且其單位均為m； ——升降時間，由設計要求，一般要求m，取s； ——液壓泵容積效率，。 2、油泵排量q mL/r

52、 （4-8） 式中：Qr——油泵流量，L/min； n ——油泵額定轉速， r/min。 3、油泵功率N W （4-9） 式中：p——油泵最大工作壓力，MPa； Qn——油泵額定流量，m3/s； ηt——油泵總效率。 按以上各式算出p、Qr、q、N后，即可從標準油泵系列中選取所需油泵型號。 4.2.3油箱容積與管路內徑計算 1、油箱容積計算 在低壓系統(tǒng)中（MPa）可?。? （4-10）

53、在中壓系統(tǒng)中（MPa）可?。? （4-11） 在中高壓或高壓大功率系統(tǒng)中（ MPa）可?。? （4-12） 式中：V——液壓油箱有效容量； qp——液壓泵額定流量。 2、油管內徑計算 由可得高壓管路內徑 （4-13） 式中：QT——油泵理論流量， L/min； V1——高壓管路中油的流速m/s。 低壓管路內徑 （4-

54、14） 式中：V2——低壓管路中油的流速m/s。 4.2.4液壓系統(tǒng)參數計算 1、液壓缸選型確定 由公式（4-4）、（4-5）可計算得： （1）下臂液壓缸 mm 式中：F=上臂重力+平臺載荷重力 mm 查手冊，取關門液壓缸缸徑標準值為50 mm，活塞行程S標準值為320 mm （2）上臂液壓缸 mm 式中F=上臂重力+下臂重力+平臺載荷重力 mm 兩式中放入——工作時液壓缸兩鉸接點最長距離；——工作時液壓缸兩鉸接點的最短距離是經過建立模型，按照上下臂所升起的最大和最小度數測量所得。 查《液壓系統(tǒng)設計手冊》，取舉升液壓缸缸徑D標準值為50mm，活塞行程S標準值為32

55、0 mm。 由上述結果，上臂液壓缸選取型號為DG-J50-E1E的雙作用單桿活塞液壓缸，下臂液壓缸選取型號為DG-J50-E1E的雙作用單桿活塞液壓缸。 4.2.5液壓泵的選型確定 1、液壓缸工作容積ΔV計算 由公式（4-7），可知 L 2、液壓泵流量QT 由公式（4-6）可知 L/min 3、液壓泵的排量 由公式（4-8），可知 mL/r 根據以上計算結果，選取CBK0-1.25型齒輪泵，其性能參數如下： 額定排量 mL/r mL/r（實需排量） 額定壓力MPa MPa（實際使用油壓） 額定轉速 r/min r/min（實際轉速） 4.2.6取力器布

56、置方案及基本參數選擇 常見的取力方式分類如下： 發(fā)動機前端取力是采用液壓傳動的特點，用于遠距離輸出動力。固此種取力方式經常用在大型的攪拌車（如長頭式汽車底盤改裝）等。 從后端取力的特點是取力器不能被主離合器影響，傳動系統(tǒng)是跟發(fā)動機直接聯(lián)系，取力器到工作裝置距離近、傳動系統(tǒng)簡便可靠、取出的功率大、傳動效率高。這種方案采用比較廣泛，如小、中型攪拌車（如平頭式汽車改裝）等。 從變速器軸取力的布置方案又稱變速器上置式方案。此種方案將取力器疊置于變速器之上，用一惰輪與軸常嚙合齒輪嚙合獲取動力，固需改制原變速器頂蓋。此方案采用廣泛，如冷藏車、垃圾車等從變速器上端取力。 4.3本章小結

57、 本章首先對液壓系統(tǒng)進行了分析，并且對其主要執(zhí)行元件進行了計算選型，以使系統(tǒng)能夠正常工作，從而使高空作業(yè)車能夠正常工作。然后分析高空作業(yè)車的支腿機構，預估支腿的橫向跨距、縱向跨距以及支撐腳的接地面積；另，本章也分析了取力器的布置，并選適用的取力器。 5 高空作業(yè)車穩(wěn)定性能分析 總體設計的內容中專用汽車性能參數計算是主要內容，其目的是檢測整車參數選的是否合理，性能參數是否符合要求?；拘阅艿膮涤嬎阒邪▌恿π?、經濟性和穩(wěn)定性計算。而對于本設計中所設計的高空作業(yè)平臺作業(yè)梯來說，只需計算它的穩(wěn)定性。 5.1 支腿壓力的計算 計算支腿壓力，要確定曲臂式高空作業(yè)平臺作業(yè)梯在作業(yè)中所受的最大支

58、反力，該力是支腿強度計算的根本。 假定高空作業(yè)車工作時支撐在A、B、C、D四個支腿上，臂架位于路燈安裝車縱軸線（x軸）角處，如6.1所示。若高空作業(yè)車不回轉部分的重力為G2，其重心為O2在離支腿對稱中心（坐標原點O）e2處，回轉中心O0離支腿對稱中心O的距離為e0。又設高空作業(yè)車回轉部分的合力為G0，且合力至O2點的距離為r0，則作用在臂架平面內的翻傾力矩M為G0r0。即： mm (5-1) mm (5-2) N (5-3) (5-

59、4) mm 于是可求得四個支腿上的壓力各為： (5-5) 當舉升臂在車輛正側方作業(yè)時即： =90°，則上式可化簡為： (5-6) 按四點支撐計算支腿壓力時，若有一支腿的壓力出現負值，應該用三點支撐重新計算支腿壓力。設舉升臂Ⅱ在工況位置作業(yè)時，支腿A不受力，支腿B、C、D受力，可求得支腿的反力為： (6-7) 這時，支腿C受力最大，并且當時，FC獲得最大值為： （5-8） N 若舉升臂轉到Ⅰ工況位置時，角為鈍角，設支腿B不受力，支腿C、D、A受力，可求得受力最

60、大的支腿D的壓力為： (5-9) 當時，FD獲得最大值為： (5-10) N 由于，所以確定最大支反力N。 計算后發(fā)現支腿的最大支反力在支腿所能承受的壓力范圍內，因此改裝后能保證整車的穩(wěn)定性。 5.2本章小結 本章是對本次改裝設計結果的檢驗，以此判斷整個作業(yè)梯改裝設計的合理性及實用性。對于本次改裝設計的高空作業(yè)車而言，側重于穩(wěn)定性，因此本章對高空作業(yè)平臺作業(yè)梯的穩(wěn)定性進行了計算，且通過計算發(fā)現高空作業(yè)平臺作業(yè)梯的穩(wěn)定性良好，能滿足使用要求。由于改裝后的高空作業(yè)平臺作業(yè)梯在動力性和經濟性方面較改裝前不會有太大變化，動力性和經濟性滿足要

61、求。 6結 論 曲臂式高空平臺作業(yè)梯設計是在已有的載貨汽車底盤上對舉升裝置、回轉裝置，使高空作業(yè)平臺的穩(wěn)定性進行了優(yōu)化分析，通過對各個部件機構的設計，在了解原先高空作業(yè)平臺的基礎上完成了以下工作:，完成了對高空作業(yè)平臺作業(yè)梯設計的主要部分，包括有支腿機構、舉升機構、回轉裝置和液壓系統(tǒng)等，作了相應的方案設計與分析，確定最終選擇方案。完成了對各工作裝置的主要組成部分進行的運動學、力學分析，以此主要尺寸參數的計算與校核。完成了對液壓系統(tǒng)的各液壓元件的設計、計算及選型。對高空作業(yè)平臺作業(yè)梯的相關附件作了簡要設計。最后從整體上

62、對改裝汽車的動力性、經濟性和穩(wěn)定性作出相應的分析計算，驗證了所設計整個作業(yè)梯的可行性和正確性。高空作業(yè)平臺作業(yè)梯的改裝設計理論部分雖然完成了，但還需要進行實際的應用檢驗。 參考文獻 [1] 郭新華.汽車構造.高等教育出版社.2007. [2] 徐達.我國專用汽車現狀及發(fā)展[J].專用汽車出版社，2002(3)：22． [3] 孫敏，郭純正．我國專用車的發(fā)展概況[J]．中國機電工業(yè)出版社，2002(13)：28． [4] 徐達，蔣崇賢．專用汽車結構與設計[M]．：北京理工大學出版社，2003． [5] 馮晉祥，王慧君．專用汽車構

63、造與維修[M]．：山東科學技術出版社 20015． [6] C.K Prahanlad，Gary Hamel．The Core Compereace of the Corporatio[J]， Harvard BusinessReview，2005．May-June．79～91． [7] 明平順．汽車運輸專用車輛[M]．北京：北京人民交通出版社，2007． [8] 中國汽車工業(yè)總公司，中國汽車技術研究中心．中國汽車車型手冊(上)[G]．山東：山東科學技術出版社2003． [9] 杜娟,唐傳平．汽車行業(yè)標準《高空作業(yè)車》內容淺析[J]．2004(6)：38． [10] 左培文．中國專

64、用汽車產業(yè)現狀及發(fā)展探討[J]．專用汽車.2006(7)： 25． [11] 徐達，陸錦容．專用汽車工作裝置原理與設計計算[M]．北京：北京理工大學出版社，2002． [12] 鄭殿旺，華學超．專用汽車結構與維修[M]：上海：上?？萍技夹g出版社，1997． [13] 馮晉祥．專用汽車設計[M]．北京：人民交通出版社，2007． [14] 東風汽車有限公司．東風EQ1092FJ系列汽車底盤改裝手冊[G]．中國期刊網． [15] 唐金松．簡明機械設計手冊[G]．上海：上?？茖W技術出版社，2000． [16] 成大先等．機械設計手冊(第四版)[G]．北京：化學工業(yè)出版社，2002． [

65、17] 楊培元、朱福元．液壓系統(tǒng)設計簡明手冊[G].北京機械工業(yè)出版社， 2003． [18] Bedford A，Fowler W．Engineering Mechanics：Vol 2：Dynamics[M]．New York：Addison Wesley Publishing Company Inc，2006． [19] 王連明、宋寶玉.機械設計課程設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005. [20] 陳鐵鳴.機械設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.2006. 致　　謝 四年的大學生活即將結束，過去與老師同學相處的那些日子，我會永遠難忘。 在這所學校，我很充實的過了四

66、年，我可以說沒有荒廢自己的青春。眾多的老師經驗總結，理論知識充實了我的頭腦，學校清凈的環(huán)境，良好的氛圍讓我在各方面都有很大進步，我從四年前的高中生成長為一個即將踏入社會的有用之人。這些知識將伴隨我的一生，同時也是我踏入社會的資本。 師恩難忘，首先我要感謝工程系的全體老師，是他們的培育和教誨讓我成為一個有志的青年，四年的朝夕相處給我留下了寶貴的財富。我有了向著理想邁進的資本。不管會去工作還是去深造，這都會成為我又一次遠征的起點，帶這它們起程我將充滿自信。 其次要在這里要特別感謝楊運強教授，楊老師在自己工作特別忙的情況下，還耐心的幫助我們，指導我們做設計。從入手找資料開始，每一步楊老師都花費了很大心血。從中我們也把四年的知識做了一次深刻的練習，總結。明白了很多書本上不能領悟的道理。 學子即將遠行，帶者知識和師恩起程，無論走的多遠，每一步都將是異常堅定！ 29