摘 要本課題首先對國內(nèi)外高空作業(yè)車的發(fā)展進行了概括，提出了發(fā)展中的不足，簡要介紹了高空作業(yè)車的組成，然后對目前國內(nèi)生產(chǎn)技術不完善的混合臂和伸縮臂式高空作業(yè)車的關鍵結構進行了設計，同時對工作斗調(diào)平技術和液壓系統(tǒng)等關鍵技術進行了研究分析。重點研究了伸縮臂的結構、運動特點，并對其進行了強度校核。根據(jù)高空作業(yè)車安全性要求高，工作幅度大，結構復雜等特點，提出了工作臂、副車架以及工作斗調(diào)平機構的研究設計方法。該課題以混合臂式高空作業(yè)車為研究對象，詳細闡述了伸縮臂的結構設計、變形研究；副車架結構設計、工作穩(wěn)定性分析；高空作業(yè)車的工作斗調(diào)平系統(tǒng)的研究分析；液壓系統(tǒng)的設計計算。課題采用積分法對伸縮臂結構進行應力分析、變形分析。最后，對研究分析結果進行了試驗和驗證，將試驗結果和理論分析結果進行了對比，通過對比分析進一步驗證了本文提出的設計方法，對于同類型高空作業(yè)車研究計算，具有一定的參考價值。關鍵詞 ：高空作業(yè)車；結構設計；調(diào)平系統(tǒng)研究；液壓缸AbstractThis paper arranged as follows. The first part is the summary of the development of aerial working platform at home and abroad, and put forward some shortages during the development. There is a brief introduction of the component parts of the aerial working platform. This paper introduces a new design proposal of the domestic production technology of mixing arm and telescopic arm aerial working platform. Meanwhile, the analysis can also be seen in the working bucket leveling, hydraulic systems and other key technology. This paper mainly focuses on the telescopic structure, movement characteristics, and its strength check. According to the special requirements of aerial vehicles because of the high security, large in range and the complicated structure, the special design was used in the working arm, subframe and bucket leveling institutions. The subject is based on the study of mixing arm of aerial working platform. The subject describes the structural design of the telescopic boom in detail, and analysis the design of subframe structure design and the job stability. The aerial working platform bucket leveling system analysis and hydraulic syetem design are also mentioned here.the subject adopts integration method on the telescopic structure stress analysis and deformation analysis. The results of research and analysis are also compared in this part. The new design method is created through comparative analysis. And it is an useful guideline for the same type of aerial working platform.Key words: Aerial working platform; Structure design; The research of leveling system; The hydraulic cylinderV目 錄摘 要 .IIIABSTRACT IV目 錄 V1 緒論 .11.1 本課題的研究內(nèi)容和意義 11.1.1 課題研究背景 .11.1.2 課題研究的意義 11.2 高空作業(yè)機械的國內(nèi)外發(fā)展概況 .11.2.1 高空作業(yè)機械的國外發(fā)展狀況 .11.2.2 高空作業(yè)機械的國內(nèi)發(fā)展狀況 .21.3 高空作業(yè)車的組成 .21.3.1 專用底盤 .21.3.2 工作臂架 .31.3.3 三維全旋機構 .31.3.4 電氣與液壓系統(tǒng) .31.3.5 安全裝置 .31. 4 課題研究的內(nèi)容 42 伸縮臂結構分析 52.1 伸縮臂的結構 .52.2 工況分析 .62.3 伸縮臂強度計算分析 .62.3.1 危險工況 1 計算 .72.3.2 危險工況 2 計算 .72.4 伸縮臂變形計算 .82.4.1 力學模型的建立 82.4.2 彈性位移的計算 92.4.3 計算結果 122.5 伸縮臂強度校核 .122.5.1 計算基本臂臂的截面尺寸 142.5.2 對下臂進行正應力校核 .152.6 本章小結 .163 副車架結構及分析 173.1 副車架結構 .173.2 支腿反力的計算 .173.3 轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)系統(tǒng) .213.4 本章小結 .224 工作斗調(diào)平機構的研究 234.1 工作斗調(diào)平結構模型 .234.2 調(diào)平機構液壓系統(tǒng) 254.3 本章小結 .265 液壓油缸的設計計算 275.1 伸縮變幅油缸的結構 .275.2 伸縮變幅油缸的設計計算 .275.2.1 確定液壓缸類型和安裝方式 275.2.2 確定液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸 275.3 本章小結 .316 結論與展望 326.1 結論 .326.2 展望 .32致 謝 33參考文獻 .33附 錄 33車載式高空作業(yè)平臺的結構設計11 緒論1.1 本課題的研究內(nèi)容和意義1.1.1 課題研究背景現(xiàn)如今我國經(jīng)濟的飛速發(fā)展以及政府對基礎設施建設的力度逐漸增大，高空作業(yè)平臺的需求量不斷增加，市場前景非常廣闊。然而由于我國對于高空作業(yè)平臺的研究開發(fā)起步較晚，對其核心技術掌握的不足以及加工工藝的落后等方面的原因，使得我國高空作業(yè)產(chǎn)品的使用功能、安全性等方面得不到充分的質(zhì)量保證。通過對目前高空作業(yè)產(chǎn)品市場的發(fā)展趨勢和廣泛的市場研究，發(fā)現(xiàn)國內(nèi)產(chǎn)品具有類型單一、設計粗糙等缺陷，無法滿足很多特殊施工環(huán)境的要求 [l]，因此我國高空作業(yè)設備大多依賴進口。雖然國外產(chǎn)品功能完善、性能比較優(yōu)秀，但是由于價格太高，對很多建設公司或者施工方來說成本占用比例過大，使得利潤空間降低。因此，研發(fā)生產(chǎn)屬于我國自主品牌的高性能的高空作業(yè)平臺有著極其重要的經(jīng)濟價值和戰(zhàn)略意義。 高空作業(yè)平臺是用來運送工作人員和工作裝備到指定高度進行作業(yè)的一種大型工程機械設備，并廣泛用于電力、路燈、市政、園林、通信、機場、造(修)船、交通、廣告、攝影等高空作業(yè)領域。國家標準GB3608．93《高處作業(yè)分級 》規(guī)定：VL 在墜落高度基準面2m以上( 含2m) 有可能墜落的高處進行作業(yè)，都稱為高處作業(yè)。“因此為保障工人在高處作業(yè)的安全性，出現(xiàn)了越來越多的高空作業(yè)設備，然而隨著科技的發(fā)展和人們對使用要求的增加，傳統(tǒng)的高空作業(yè)設備已經(jīng)無法滿足人們的需求，專用高空作業(yè)平臺技術在最近幾十年來得以快速發(fā)展。1.1.2 課題研究的意義隨著社會的進步和發(fā)展，人們對于產(chǎn)品的人性化要求越來越高，因此在產(chǎn)品結構設計的過程中應堅持人性化思想 [2]，以人機工程學原理為指導充分分析研究產(chǎn)品各方面因素，提出相應的設計方案。本課題在充分研究產(chǎn)品性能的基礎上，對高空作業(yè)平臺的功能模塊進行了充分的結構分析，并根據(jù)其各方面的特殊性提出了相應的設計要求，指導其結構設計，因此課題研究的意義主要體現(xiàn)在以下幾個方面：(1)通過本課題的研究，掌握混合臂高空作業(yè)車金屬結構件的設計理論和分析方法，了解高空作業(yè)車結構件的工作規(guī)律，從而達到減輕自重、優(yōu)化結構、提高可靠性的目的，為研制系列伸縮臂、混合臂高空作業(yè)車奠定良好的基礎。(2)對車載式高空作業(yè)平臺進行模塊劃分，將其分為工作平臺、操作系統(tǒng)、運動系統(tǒng)和支持系統(tǒng)幾個部分進行分別研究，對每一部分進行充分的結構分析，結合產(chǎn)品的相關標準和設計原則，對其結構設計進行指導。在課題的研究過程中結合產(chǎn)品的使用功能，通過計算機建模，在保證實現(xiàn)基本功能的基礎上，總結相應的外觀設計理論，以指導后續(xù)系列產(chǎn)品的結構設計，同時對于其它機械產(chǎn)品的外觀設計研究具有一定的理論指導意義。1.2 高空作業(yè)機械的國內(nèi)外發(fā)展概況1.2.1 高空作業(yè)機械的國外發(fā)展狀況高空作業(yè)車發(fā)展起步較早的歐美等發(fā)達國家和地區(qū)，從 20 世紀 20 年代就開始研制，發(fā)展歷史久遠，生產(chǎn)技術也很成熟，具有生產(chǎn)技術水平高、作業(yè)車的作業(yè)高度大、規(guī)格齊全、結構型式豐富、功能多樣等優(yōu)點。總體來看，技術和市場均已很成熟，產(chǎn)品能夠進行高空作業(yè)、搶險、救援、消防等復雜工作，作業(yè)平臺的最大載荷可達 500kg，最大作業(yè)高度已經(jīng)超過 100m，這是我國目前無法設計達到的高度，同時具有各種安全保護措施，很好的保障了工人的安全。大型產(chǎn)品特點是科技含量高、研制與生產(chǎn)周期較長、投資大、市場容量有限，但市場競爭相對較少，產(chǎn)品的利潤相對較高。如美國 Genie 公司、JLG 公司和法國 HAULOTTE 公司在高空作業(yè)平臺產(chǎn)品都形成了系列化，與此同時，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期明顯縮短。這大大提高了企業(yè)在國際市場中的競爭能力和企業(yè)的抗風險能力。1.2.2 高空作業(yè)機械的國內(nèi)發(fā)展狀況我國產(chǎn)品在質(zhì)量和性能上與國外優(yōu)秀產(chǎn)品雖然存在一定的差距，但是隨著科技的不斷發(fā)展，產(chǎn)品的功能和性能已經(jīng)逐漸趨于同質(zhì)化 [3]，因此必須通過對我國高空作業(yè)機械產(chǎn)品與國外先進企業(yè)產(chǎn)品進行分析和比較，找出發(fā)展問題的之所在，并提出相應的解決方案。我國高空作業(yè)平臺的使用范圍與國外相比來說還比較窄，使用較多的有路燈、交通、園林等部門，而在有發(fā)展前途的電力、電信及有線電視系統(tǒng)使用較少，市場遠遠沒有挖掘和培育出來 [3]。目前市場上的主要產(chǎn)品仍然是體積教大，對作業(yè)場地要求較高的拖車式或車載式高空作業(yè)車，而我國市場上的車載式高空作業(yè)車多為價格昂貴的國外進口產(chǎn)品或中外合資企業(yè)的產(chǎn)品，我國本土研發(fā)的設備極少，因此我們開發(fā)研制出擁有自主產(chǎn)權的高性能車載式高空作業(yè)平臺具有很強的發(fā)展戰(zhàn)略意義。我們應提高工程設計效率和品質(zhì)，節(jié)約設計成本，縮短設計周期 [4-5]。而傳統(tǒng)設計在設計一個工程結構的時候，首先要采用類比方法確定設計方案的初稿，然后對其結構進行分析，畫出圖紙，然后對重要部件進行強度的校核，并根據(jù)校核的結果重新修改設計方案，一般往往要進行多次分析校核和調(diào)整才能得到優(yōu)秀的設計方案。這種設計方法的設計周期長、代價高、效率低，且所得到的方案多數(shù)不是最優(yōu)方案 [6-7]。只有加大行業(yè)技術創(chuàng)新力度，開發(fā)先進的高空作業(yè)機械，滿足用戶的差別化和個性化需求，為用戶精細化服務，才能提高中國產(chǎn)品的市場競爭能力。在我國實際工作過程中，人們對于安全性和勞動條件提出了更高的要求，尤其是在高空作業(yè)中，原始的腳手架、吊籃等安全系數(shù)較低的工作方式將會越來越少，而對于高空作業(yè)機械的需求必將越來越多 [8]。另一方面，中國造船業(yè)逐漸成為世界第一，對于大型車載式高空作業(yè)平臺的需求急劇增加。據(jù)不完全統(tǒng)計，僅中國造船行業(yè)在2009年約需六七百臺高空作業(yè)平臺 [9],這一市場之前基本都被國外品牌占據(jù)。因此，研發(fā)生產(chǎn)屬于我國自主品牌的高性能的高空作業(yè)平臺有著極其重要的經(jīng)濟價值。雖然國內(nèi)產(chǎn)品近些年來發(fā)展較快，但從整體上看，無論是技術上還是應用上都落后于國外同類產(chǎn)品，與國外先進產(chǎn)品相比還有較大的差距。1.3 高空作業(yè)車的組成高空作業(yè)車正常進行作業(yè)，需要由專用底盤、工作臂架、三維全旋機構、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)和安全裝置等部分組成，性能如下。1.3.1 專用底盤專用底盤。由發(fā)動機、車架、行走機構、轉(zhuǎn)向機構等組成。考慮到工作可靠性、噪車載式高空作業(yè)平臺的結構設計3聲、排放等方面綜合要求，優(yōu)選康明斯 B3.3～C60 型工程機械專用柴油發(fā)動機，該發(fā)動機為直列 4 缸水冷、自然吸氣發(fā)動機，帶全程調(diào)速器，運行平穩(wěn)，具有熱效率高、比油耗低、排放污染少等特點。由于臺車行駛速度低，綜合考慮作業(yè)安全性和經(jīng)濟性，車架采用剛性連接式，不設懸架機構，輪胎選用高負荷實心橡膠輪胎。 1.3.2 工作臂架工作裝置由回轉(zhuǎn)臺、工作臂架、伸縮軟鏈等組成?；剞D(zhuǎn)臺通過回轉(zhuǎn)支承安裝在車架上，由回轉(zhuǎn)機構驅(qū)動，可實現(xiàn) 360°全回轉(zhuǎn)?；剞D(zhuǎn)機構包括行星減速機、常閉式制動器、液壓馬達等構成，與回轉(zhuǎn)支承采用外嚙合傳動方式。 1.3.3 三維全旋機構三維全旋機構設備或系統(tǒng)的安裝位置一般由標高和方向 2 個參數(shù)確定。由于要求被舉升物體在空間相互垂直的 3 個方向可以進行獨立旋轉(zhuǎn)，使物體可以獲得任意安裝角度，因此設計了三維全旋機構，即在水平和豎直方向設置±90°。旋轉(zhuǎn)機構俯仰方向轉(zhuǎn)角可以通過臂架變幅進行，微調(diào)由調(diào)平油缸實現(xiàn)，不再設單獨機構，從而減少機構設置。 1.3.4 電氣與液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)采用 1 臺變量柱塞泵和 1 臺定量齒輪泵供油，由發(fā)動機驅(qū)動。變量泵為行走、轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)、臂架變幅和臂架伸縮供油，齒輪泵為行走轉(zhuǎn)向機構、工作裝置擺動、工作裝置翻轉(zhuǎn)、工作裝置夾緊和調(diào)平機構微調(diào)供油。由變量泵供油的動作采用比例閥進行控制，以便精確進行速度調(diào)節(jié)，其它動作由于速度低、流量小，直接采用電磁換向閥進行控制。液壓系統(tǒng)內(nèi)設有安全溢流閥、液壓鎖等安全裝置。 1.3.5 安全裝置設有電動應急系統(tǒng)，當?shù)妆P發(fā)動機和主泵液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時，借助以 12V 底盤電源為動力的微型組合式液壓泵站，將工作裝置降至行駛狀態(tài)。也可采用緊急下降閥進行操作，實現(xiàn)動臂下降復位。地面操作盤、遙控操作盤均設有緊急停止按鈕，用于在緊急狀況下強制停止行駛系統(tǒng)和工作裝置的各種運動。整車外形圖如圖 1.1：1 汽車底盤 2 回轉(zhuǎn)平臺 3 平衡油缸 4 伸縮臂變幅油缸5 伸縮油缸 6 伸縮臂支架 7 折疊臂變幅油缸 8 折疊臂9 平衡拉桿 10 工作斗 11 平衡油缸 12 液壓油箱13 回轉(zhuǎn)機構 14 回轉(zhuǎn)支承 15 副車架 16 取力系統(tǒng)圖1.1 車載式高空作業(yè)平臺車外形圖1. 4 課題研究的內(nèi)容課題研究內(nèi)容主要包括高空作業(yè)平臺結構的分析研究及其在實際生活中高空作業(yè)平臺的外觀設計，以車載式高空作業(yè)平臺為設計載體，將產(chǎn)品各部分以功能進行劃分，形成相應的設計理論和原則，并用以指導未來系列產(chǎn)品的結構設計。論文的主要內(nèi)容包括以下幾個部分：(1) 課題研究的國內(nèi)外背景和發(fā)展現(xiàn)狀，研究的主要內(nèi)容和意義的概述；(2) 進行車載式高空作業(yè)車的伸縮臂、副車架等金屬結構件的結構設計、用以實現(xiàn)車載式高空作業(yè)車的功能。(3) 對各金屬結構件進行數(shù)學建模、數(shù)值計算、強度校核，以獲得車載式高空作業(yè)車主要結構的工作規(guī)律和工作性能。(4) 對液壓油缸進行選型，并設計計算其應力大小是否符合要求。(5) 根據(jù)設計、計算結果進行試制，對試制樣品進行應力測試，將測試結果和理論分析計算結果進行比較，驗證分析計算是否達到要求。車載式高空作業(yè)平臺的結構設計52 伸縮臂結構分析2.1 伸縮臂的結構 后置式高空作業(yè)車伸縮臂采用三節(jié)伸縮式箱形臂，如圖 2.1 所示。1 一節(jié)臂 2 二節(jié)臂 3 三節(jié)臂 4 伸出油缸5回縮鏈排 6 伸縮鏈排 7 滑塊圖2.1 伸縮臂結構圖如圖所示，各節(jié)臂可以依靠相互連接的滑塊進行相對滑動。轉(zhuǎn)臺與伸縮臂的跟部通過水平銷軸進行鉸接，同時轉(zhuǎn)臺的中下部還與伸縮變幅油缸鉸接，同樣通過水平銷軸，伸縮變幅油缸能夠?qū)崿F(xiàn)工作臂在變幅平面內(nèi)的轉(zhuǎn)動。所有鉸接點均采用自潤滑軸承，降低保養(yǎng)要求，所有需要潤滑的點都設有加油口，可以方便地進行保養(yǎng)。工作臂依靠一級伸縮液壓缸進行伸縮運動，伸縮油缸直接推動第二節(jié)臂，第三節(jié)臂在鏈條伸縮機構的作用下和第二節(jié)臂同步伸縮。臂架系統(tǒng)由臂架變幅機構、臂架伸縮機構、臂架鋼結構及其它零部件組成。臂架變幅機構主要由變幅油缸組成，其作用是實現(xiàn)臂架的變幅功能。具有三節(jié)或三節(jié)以上的吊臂，各節(jié)臂的伸縮方式基本有三種：順序伸縮、同步伸縮和獨立伸縮。該高空作業(yè)車臂架伸縮機構由臂架伸縮油缸和鋼絲繩傳動系統(tǒng)組成，伸縮原理為單級同步伸縮即由伸縮油缸直接驅(qū)動二節(jié)臂動作，同時通過固定在一節(jié)臂上的鋼絲繩使三節(jié)臂與二節(jié)臂實現(xiàn)同步動作。伸縮機構原理如圖 2.2 所示。臂架截面形式采用四邊形箱型結構，臂架外部裝有油管電纜托鏈與工作平臺進行連接 [10]。1 2 345 69781 01.基本臂 2.伸臂鋼絲繩 3.三節(jié)臂鋼絲繩固定點 4.二節(jié)臂 5.三節(jié)臂6,9.二節(jié)臂上滑輪 7,10.基本臂鋼絲繩固定點 8.縮臂鋼絲繩圖2.2 伸縮機構原理圖2.2 工況分析由于高空作業(yè)車要求在所有幅度下，均可以在額定載荷下工作，因此其危險工況只有可能出現(xiàn)以下兩種工作情況：一是在工作斗承載額定載荷，工作臂水平伸出至最大工作半徑狀態(tài)，如圖2.3所示；二是在工作斗承載額定載荷，工作臂完全伸出，且處于最大幅度狀態(tài)，如圖2.4所示。圖 2.3 危險工況1示意圖圖 2.4 危險工況2示意圖2.3 伸縮臂強度計算分析分別對兩種工況下的伸縮臂強度進行計算分析。本作業(yè)車工作臂均由優(yōu)質(zhì)合金結構鋼Q700 制造，根據(jù)高空作業(yè)車結構安全要求車載式高空作業(yè)平臺的結構設計7（GB9645-88） [11]，其許用應力值為：(2.1)12[]sSf???式中： —材料屈服強度， s 70sMpa??—結構安全系數(shù)， 2S-應力集中系數(shù)，1f1.f-動載荷系數(shù)， ，則225212[]704.6/.s pakgmSf??????2.3.1 危險工況 1 計算分別進行三節(jié)臂的應力計算。先對外臂進行分析，外臂受力如圖2.5，其危險截面為A-A 截面。圖 2.5 危險工況1 工作臂受力示意圖G1--載荷， G1=250*1.25kg G2--工作斗，G2=100 kgG3--前平衡油缸， G3=20 kg G4--平衡拉桿，G4=30 kgG5-折疊臂，G5=80 kg G6--折疊臂變幅缸，G6=60 kgG7--三節(jié)臂， G7=215 kg G8--二節(jié)臂及伸縮鏈排，G8=355 kg G9--1/2一節(jié)臂， G9=240 kg G10--伸縮油缸， G10=200 kg(2.2)AiMGL????外臂危險截面A-A慣性矩為：(2.3)312ABHbhI?則可求A-A 截面的最大應力 。A??2[]74./[]ANm????同樣可對此工況1 下的中臂、內(nèi)臂危險截面進行計算。求得其最大應力。2.3.2 危險工況 2 計算同樣對三節(jié)臂分別計算。先對外臂進行分析，外臂受力如圖 2.6，其危險截面為 A-A 截面。圖 2.6 危險工況2 外臂受力示意圖根據(jù)圖示受力分析，可計算出一節(jié)臂危險截面應力。同樣方法，可分別計算工況 2 下，中臂、內(nèi)臂的應力。根據(jù)計算，工況1 狀態(tài)下各工作臂應力大于工況2 ，因此工況 1 為伸縮臂危險工作狀態(tài)。2.4 伸縮臂變形計算高空作業(yè)車伸縮臂全伸時，臂端將產(chǎn)生較大的彈性變形，箱形伸縮臂臂端彈性位移將對高空作業(yè)車的作業(yè)參數(shù)產(chǎn)生影響，同時對對高空作業(yè)車安全性影響也很大，因此需要對其變形進行計算。2.4.1 力學模型的建立考慮到很多現(xiàn)實干擾因素，因此計算時要虛擬化，建立以下假設：1) 假定工作臂截面不受力的影響產(chǎn)生彎曲變形，按平面計算；2) 由于截面變形不明顯，對計算結果影響不大，因此假設撓度曲線是光滑連續(xù)的曲線；3) 每次建立模型時只考慮單方面受力作用結果，不用共同考慮；如圖2.7 所示，建立 空間直角坐標系，其中 軸沿工作臂鉸接軸軸線向外，OXYZOX設工作斗載荷為 ，考慮存在偏載， 為空間載荷，為了便于計算，圖2.7 中先將 在QQQ車載式高空作業(yè)平臺的結構設計9平面進行分解，分解成沿 Z軸的 和平行于 平面的 ，在后面的計算中再將OYZFOXY1F分解為沿 X軸 和Y 軸的 。1F1F1Y圖 2.7 工作臂受力坐標系參考《起重機設計規(guī)范》（GB3811-83） [12]，臂端彈性位移計算時應同時考慮軸向壓力影響，先將工作臂簡化為受壓等截面懸臂梁，計算中再通過引入各種長度系數(shù)來考慮工作臂截面的影響。據(jù)此，我們作如下假設：伸縮臂實際長度為 ，伸縮臂計算長度為 ，bLCL(2.4)12C???伸縮臂的當量慣性矩為 ,dxI(2.5)12dxI其中 、 為長度系數(shù) 。1?下面用積分法來計算梁的彈性位移。為了計算方便，先分別計算在垂直平面OYZ 內(nèi)， 與M 所產(chǎn)生的撓度 ，和 與Fa?F所產(chǎn)生的撓度 ，如圖2.8 所示。1Fb?圖 2.8 作用力和撓度示意圖2.4.2 彈性位移的計算2.4.2.1 的計算a?將 和 還原成偏心載荷 作用下的壓桿，梁上任一橫截面Z 處的彎矩為：1FMXF(2.6)()aSY????帶入撓曲軸的近似微分方程：(2.7)'dxEIm?由于工作臂為階梯形， 是繞X 軸的當量面積慣性矩，dxI, 為變截面長度系數(shù)12dxI??2將彎矩帶入上式： '()dxaEIYFSY??????'?或 ' ()adxdxII令 2dxFKE則上式變?yōu)椋?2.8)'2()aYS????這是一個二階常系數(shù)非齊次方程，通解為： 12sincosaCKZ由邊界條件：, , 得0?Y2()aS????， , 得' 10所以撓度方程為：(2.9)()(cos)aSKZ???令 帶入撓度方程。,bZLY?()1)abL??解得 csobS??作三角變換: 2incsabKL??帶入 ：a?21cosbbSK??車載式高空作業(yè)平臺的結構設計11將 帶入2dxFKEI?1()cosbadxbLSIL???2XbxM??當 趨近于 時， 最大，此時軸向壓力 達到臨界載荷 ，由極限的概念可bKL2?a?FEXF以認為 。?考慮構件支承方式的影響，應以計算長度 代替 。12CbL???bL(2.10)21cosXabdxbMLEIK???作近似： 22cos1()128EXEXEXFF????????1EXF?(2.11)2abdxEXLI???2.4.2.2 的計算b切向力F 在一截面的彎矩是：(2.12)1[()()]bYbmFLZ????? 建立撓曲軸的近似微分方程: 'dxEIY?' 1()()bYb' []dxdxFFLZII??????令 2xKE上式變?yōu)椋?2.13)'21[()]YbbFYLZ?????通解為: (2.14)' 112sincos()YbCKLZF???由邊界條件: 得'0,Z1?則撓度方程為：(2.15)111sin()cos()YYYbbbbFFFKZLKZLZ??????令 ,bL?11si()csYYbbb?(2.16)1coinobFKLK??作近似： 3()si6bb?2co1L?321()()s[]6bbYYbbKLLFFK???31YbFK?3 311cos2bdx dxEXEXEII??? ???2116YCLabdxEXMFLYFI?????上式中： 12Cb???2.4.3 計算結果對于我們開發(fā)研制的直臂后置式高空作業(yè)車，其上式各參數(shù)應為： 6105810721073250()XiMkgm???????13cos7.4()YFkg?.93CLm?, 5()EXkg15sin70296()Fk?, 20Gpa?48.dxI將參數(shù)值代入公式得： 21316.096XYCLabdxEXMLY mFEI??????從以上計算結果看，由于公式推導基于理想狀態(tài)，模型的建立將工作臂簡化為節(jié)節(jié)之間剛性連接，其計算值為純彈性變形撓度。在實際工作狀態(tài)中，工作臂由于加工精度、滑塊調(diào)整間隙等因素影響，其工作平臺較理想狀態(tài)下垂要大一些。這一點，我們經(jīng)過對伸縮臂式高空作業(yè)車產(chǎn)品樣車的測試，其結果基本符合預先的理論計算值。車載式高空作業(yè)平臺的結構設計132.5 伸縮臂強度校核正應力校核、 靜強度效核公式：正應力 (2.17) ??FA???式中: F----------梁所受的力（N）A----------截面積（ ）2m切應力： ??28FsIz????δ(2.18)式中: Fs----------梁所受的剪力（N ）----------鋼板厚度(m)δIz----------梁對 Z軸的慣性矩( )4m鋼板每平方米面積的理論質(zhì)量,不同厚度的鋼板(密度為7.85)的每平方米理論質(zhì)量按下列公式計算：(2.19)2ρ/Gkgm???式中 : G-----給定鋼板厚度下的每平方米重量 ,kg/m-----鋼板厚度 =4mm?-----鋼板密度 7.85所以 (M=L1=4.2m)4.207.850.13Mkg???所以自重是: 92FGKN由上圖可得: ?即: 1.78.0B?對伸縮臂進行受力分析如下圖 FB'c6mx彎 矩 MGax=39.41KN圖2.9 伸縮臂的彎距圖即力 與力 大小相等方向相反。'1.07FBKN??'FB由 Mc?所以 45'36g?所以 .92.50??由 F所以 92.561.78.4cKN?如圖2.9所示的彎矩圖:則可得最大彎矩是 max.039.1Mm???而梁所需的截面系數(shù)，=/[]axWσ43.42.01769KNMPa??2.5.1 計算基本臂臂的截面尺寸再將求出來的梁所需的截面系數(shù) W 值代入可得 0.mhδ34.62180????b1&h圖 2.10 伸縮臂的截面圖如圖 2.10 所示： =4mmδ則: 128072hm???按整體穩(wěn)定性條件: 3bh?車載式高空作業(yè)平臺的結構設計15局部穩(wěn)定條件: Q700 鋼 60b?δ即: 13h804m??620b?可取: 15?由圖可得: 815m??δ2.5.2 對下臂進行正應力校核伸縮臂的截面尺寸確定后應對其進行強度、鋼度和整體穩(wěn)定性,不滿足時應進行修改。(1) 效核正應力 FB'Fcg3560m4x剪 力 sFc=81.49KNg256=1.7KNG圖 2.11 伸縮臂臂的剪力圖在截面 CG 上所受的正應力是: (2.20)1[]A???梁的截面積是: hb?0.8150.72.15???32.640m??則: ??34912.6FcMPa????在截面 AD 上所受的正應力是: (2.21)[]A??則: 3'1.0724.2[]6FBPa??????(2) 效核切應力在截面 BD 上所受的切應力應是: (2.22)??218FsIz????δ計算 Z 軸慣性矩 Iz:Z&h1b圖 2.12 慣性矩圖如圖所示建立坐標系，見圖 2.12 慣性矩圖矩形對 Z 軸的慣性矩是： 312bhIz?則慣性矩： 1Iz??所以此題的慣性矩為： 33545807.612bhI m??12.z??5554.0482.0II??????把 和 切應力效核公式:8.49FsCKN1z則：切應力是 ??232510.88cMPaIz???????δ在截面 AD 上所受的切應力是: (2.23)FsIz??δ把 和 代入式（2.15）1.07FsBKN542.10Izm?則: 切應力是 ??2325'.07988MPaIz???????δ所以綜上所述，伸縮臂的正應力和切應力均符合要求。車載式高空作業(yè)平臺的結構設計172.6 本章小結本章主要研究了伸縮臂的結構，以及對其進行受力分析并校核其強度。其次對伸縮臂的運動機理進行了簡要的介紹，在危險工況下校核其強度，并計算出它的彈性變形。最后對伸縮臂進行正應力和靜強度校核，跟限定值進行比較，發(fā)現(xiàn)符合要求，設計是可行的。本次主要運用了積分法計算伸縮臂的彈性撓度，是本次設計計算的重點。3 副車架結構及分析3.1 副車架結構高空作業(yè)車的副車架主體部分為倒凹字型薄壁封閉大箱形結構, 中間還加了8塊橫向隔板為加強其抗扭轉(zhuǎn)剛度。轉(zhuǎn)臺部位加設了多塊縱、橫向撐板和斜筋板，為保證回轉(zhuǎn)支承的剛性，其上還焊接有回轉(zhuǎn)支承座圈。車架采用H 型支腿, 這種形式的支腿主要由水平腿箱和垂直腿箱組成, 腿箱一般為金屬板材構成的箱形斷面結構，固定支腿與車架焊為一體。工作時, 活動支腿伸出并支承于地面承受載荷。結構如圖3.1。圖3.1 副車架結構圖3.2 支腿反力的計算支腿反力是指在高空作業(yè)車工作時，所承受的最大法向力的反作用力。車架結構和支腿結構的設計計算都要根據(jù)支腿反 [12]，因此，在設計副車架前必須計算支腿反力。依據(jù)GB9465.2-1988《高空作業(yè)車》、JG5099-1998《高空作業(yè)機械安全規(guī)》和Q/320301JAL02-2003《高空作業(yè)車》 [13]的規(guī)定：平臺承載1.5倍的額定載，作業(yè)車在安全工作范圍內(nèi)應達到靜載穩(wěn)定性；平臺承載1.1倍的規(guī)定載荷，安全作業(yè)范圍內(nèi)，穩(wěn)定性最差的工況下，任一支腿的支反力不得小于0。高空作業(yè)車在工作臂水平，最大作業(yè)半徑工作時，支腿受力最大，此時受力情況如圖3.2。車載式高空作業(yè)平臺的結構設計19圖3.2 支腿最大受力狀況示意圖各作用力大小及位置數(shù)據(jù)見表3-1。根據(jù)表3-1 ，上車轉(zhuǎn)動部分對回轉(zhuǎn)中心的作用力矩為：1235iMGLNm???計算中風載荷及動載影響等沒計入，綜合考慮，在高空作業(yè)工況下，上車轉(zhuǎn)動部分對回轉(zhuǎn)中心的作用力矩取為130000N/m。支反力的計算模型見圖3.3，圖中:：回轉(zhuǎn)中心，距支腿中心距離O0165em?：臂架所處方位，變化范圍0°～360°?M：上車轉(zhuǎn)動部分對回轉(zhuǎn)中心的彎矩，M=13000kg/mE：下車不回轉(zhuǎn)部分重心位置，距支腿中心距離 =540mm1eF：支腿中心線， b=2775mm；a=2000mm：上車回轉(zhuǎn)部分重量（含Gz）, 0G0276Gkg?：下車不回轉(zhuǎn)部分重量，1 18假定高空作業(yè)車在作業(yè)時支承在 A、B、C、D 四個支腿上，臂架位于離高空作業(yè)車縱軸線（x 軸） 角處，如圖 3.3 所示。若高空作業(yè)車不回轉(zhuǎn)部分的重力為 ，其重心? 2G車載式高空作業(yè)平臺的結構設計21在離支腿對稱中心（坐標原點 O） 處，回轉(zhuǎn)中心 離支腿對稱中心 O 的距離為 。2O2e0O0e又設高空作業(yè)車回轉(zhuǎn)部分的合力為 ，且合力至 點的距離為 ，則作用在臂架平面內(nèi)0G0r的翻傾力矩 M 為 ，于是可求得四個支腿上的壓力各為：0rG021cosin14AeeFMbba?? ??????????????????? ???????? ?GB ?i02 ?????? ????????????????????? abebeFC sinco11402(3.1)??MD ?i02當舉升臂在車輛正側方作業(yè)時即 °，則上式可簡化為：9????????????????????????abeGeFA 02114MB 02?????????????????????abebeFC02114(3.2)?GD02圖3.3 支反力計算模型將相關數(shù)據(jù)代入，通過運算，可求出四條支腿的支反力；0°～180° 范圍內(nèi)支反力值見表3-2。在 180°～360° 范圍內(nèi)，支反力值與0° ～180° 范圍對稱，在此就不列出。表3-2 考慮修正系數(shù)、支腿反力由表中計算結果可以看出，考慮修正系數(shù)的情況下，支腿受力狀況發(fā)生變化，支腿最大支反力為6463kg，最小支反力也增大667kg。3.3 轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)系統(tǒng)高 空 作 業(yè) 車 的 回 轉(zhuǎn) 系 統(tǒng) 由 液 壓 馬 達 、 回 轉(zhuǎn) 減 速 器 及 回 轉(zhuǎn) 小 齒 輪 、 回 轉(zhuǎn) 支 承等組 成 。進 行 回 轉(zhuǎn) 時 ， 液 壓 馬 達 輸 出 動 力 ， 通 過 回 轉(zhuǎn) 減 速 器 減 速 后 帶 動 輸 出 軸 上 的 小齒輪 旋 轉(zhuǎn) ，小 齒 輪 與 回 轉(zhuǎn) 支 承 的 齒 圈 嚙 合 ， 由 于 回 轉(zhuǎn) 支 承 的 齒 圈 與 車 架 剛 性 連 接 ， 因而回轉(zhuǎn)減速器帶動與之相連的轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)?；剞D(zhuǎn)臺通過回轉(zhuǎn)支承安裝在車架上，由回轉(zhuǎn)機構驅(qū)動，可實現(xiàn)360 度全回轉(zhuǎn)。回轉(zhuǎn)機構由回轉(zhuǎn)馬達、回轉(zhuǎn)減速機、常閉式制動器等組成，與回轉(zhuǎn)支承采用外嚙合傳動方式?；剞D(zhuǎn)機構原理如圖 3.4 所示。轉(zhuǎn)臺的結構主要有：底板、轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)支承、傳動齒輪、以及轉(zhuǎn)臺組成。車載式高空作業(yè)平臺的結構設計23由 圖 可 以 看 出 轉(zhuǎn) 臺 的底 板 與 下 部 的 回 轉(zhuǎn) 支 承 之 間 采 用 的 是 螺 栓 連 接 。 當 液 壓 馬 達輸出 的 轉(zhuǎn) 矩 帶 動 傳 動 軸 做 回 轉(zhuǎn) 運 動 時 ， 這 時 傳 動 齒 輪 與 傳 動 軸 之 間 也 用 了 幾 個 小 螺 釘 連接， 將動力傳給了傳動齒輪 ， 傳動齒輪帶動回轉(zhuǎn)支承上的齒輪， 支承上的齒輪外圈與上部轉(zhuǎn)臺底板用了 6 個螺栓聯(lián)結將動力傳給了轉(zhuǎn)臺， 而齒輪的內(nèi)圈上則用螺釘與底盤連接固定?；剞D(zhuǎn)馬達回轉(zhuǎn)減速機回轉(zhuǎn)支承轉(zhuǎn)臺圖 3.4 回轉(zhuǎn)機構原理圖不論轉(zhuǎn)臺采 用何種結構的底盤， 都必須具有很大的剛度， 以保證它所承受的載荷能有效的傳遞， 以 保 證 高空作業(yè)車機可以安全平穩(wěn)地工作 。 轉(zhuǎn)臺底板的平面剛度則對回轉(zhuǎn)支承的轉(zhuǎn)動靈活及轉(zhuǎn)臺整體剛度起著至關重要的作用。在高空作業(yè)小車中底板放在固定轉(zhuǎn)上。在此不做詳細的介紹一般均采用圓盤型結構轉(zhuǎn) 盤 的 大 小 通 常 根 據(jù) 設 計 者 對 轉(zhuǎn) 臺 設 計 的 尺寸 來 確 定 ， 根 據(jù) 不 同 型 號 的 作 業(yè) 小 車 所需要的不同結構的轉(zhuǎn)臺來設計底板的大小。轉(zhuǎn) 臺 結 構 的 主 要 作 用 是 連 接 下 部 傳 動 齒 輪 與 桿 件 ， 也 也 是 此 次 設 計 的 重 點 。 轉(zhuǎn) 臺 結 構采用前后兩個高強板， 在前后高強板上再加上加強筋形成倒 π 型結 構， 底部采用圓盤形 結構由圖 3.5 可以看出轉(zhuǎn)臺上圓孔主要用于裝下臂的銷軸， 下圓孔用來裝升縮缸的銷軸。 上下蓋板及兩側與高強板構成了箱形結構， 在外側加了兩個加強筋以提高強度、 剛度和穩(wěn)定性。圖3.5 轉(zhuǎn)臺結構圖3.4 本章小結本章主要介紹了高空作業(yè)車的副車架，其中包括支腿、回轉(zhuǎn)機構，同時計算了支腿反力，求出了支腿的受力范圍。副車架中最主要的是回轉(zhuǎn)機構，本章也詳細介紹了回轉(zhuǎn)機構的組成結構及運動機理。4 工作斗調(diào)平機構的研究工作斗調(diào)平系統(tǒng)的作用是保證工作臂在任何位置時，工作斗都與地面平行。調(diào)平系統(tǒng)是高空作業(yè)車的特有技術，也是高空作業(yè)車的關鍵技術之一，目前國產(chǎn)高空作業(yè)車大都采用平行四邊形調(diào)平機構，這是一種比較簡單的調(diào)平機構，它由一組或多組平行四邊形連桿機構組成。平行四邊形機構一端連接在和地面角度相對固定的部件上，一端與工作斗直接相連，利用平行四邊形對邊始終平行的原理實現(xiàn)機構調(diào)平 [14]。這種機構結構簡單，調(diào)平可靠，無法應用于伸縮臂車型。應用于伸縮臂高空作業(yè)車的調(diào)平系統(tǒng)不成熟，是限制國產(chǎn)伸縮臂和混合臂高空作業(yè)車發(fā)展的主要因素之一。調(diào)平系統(tǒng)技術可靠程度直接影響整車性能和工作安全性 [15]。4.1 工作斗調(diào)平結構模型本次設計的 25 米高空作業(yè)車為混合臂形式，既有伸縮臂，又有折疊臂。在折疊臂部分，考慮到平行四邊形調(diào)平機構的優(yōu)勢，仍采用平行四邊形機構，在伸縮臂部分則采用液壓伺服油缸調(diào)平機構。其結構原理圖見圖 4.1。圖中和工作斗直接相連的為折疊臂，點 A 為折疊臂和三節(jié)臂的鉸接點，點 B 為折疊臂和工作斗鉸座的鉸接點，點 C、D 分別為三節(jié)臂和工作斗鉸座上另外一點。點 C、D 之間用剛性連桿連接，連桿在 C、D 兩處均采用鉸接。在設計中保證邊 AC=BD，AB=CD，則 A、B 、C 、 D 四點就構成了一個平行四邊形。由于 AC 邊為三節(jié)臂上兩點，當伸縮臂不變幅，和地面夾角保持不變時，平行四邊形的 AC 邊與地面角度保持不變，此時，無論折疊臂在變幅油缸推動下繞 A 點旋轉(zhuǎn)至何種角度，在連桿 CD 作用下，工作斗鉸座在空間平移，與地面的夾角始終保持不變，同時這種工況下工作斗和工作斗鉸座為剛性結構 [16]，因此就實現(xiàn)了折疊臂變幅時，工作斗的調(diào)平。 液壓伺服調(diào)平機構的作用是在伸縮臂進行變幅時，對工作斗進行調(diào)平。液壓伺服調(diào)平機構由位于回轉(zhuǎn)平臺和伸縮臂之間的下調(diào)平油缸、工作斗和工作斗鉸座之間的上平衡油缸，以及它們之間的液壓系統(tǒng)構成。 液壓伺服調(diào)平機構的結構布置如圖 4.1。圖中 O 點為伸縮臂和回轉(zhuǎn)平臺的鉸接點， E點為下調(diào)平油缸和伸縮臂的鉸接點，F(xiàn) 點為下調(diào)平油缸和回轉(zhuǎn)平臺的鉸接點。三點構成三角形，三角形中 0E 和 0F 邊長度固定，作為 EF 邊的調(diào)平油缸在伸縮臂進行變幅時，被動的進行伸縮。在工作斗處，布置了上調(diào)平油缸，上調(diào)平油缸和工作斗鉸座的鉸接點 ，'上調(diào)平油缸和工作斗的鉸接點 ，以及工作斗與工作斗鉸座的鉸接點 0ˊ，同樣構成三'F角形。其中 和 兩邊在機構運動過程中長度固定不變，通過調(diào)平油缸的伸縮調(diào)整'OE'伸縮臂變幅時工作斗與地面的夾角。從 4.1 圖中可以看出，如果上述兩三角中作為可變長度邊的兩根調(diào)平油缸在伸縮臂變幅時形成以下運動關系，就可以實現(xiàn)工作斗的調(diào)平功能。根據(jù)以上分析，在設計中需要涉及 6 個參數(shù)，即回轉(zhuǎn)平臺和工作斗處兩個三角形的共 6 條邊。為了使設計分析更加簡單，結構設計中，一般對部分參數(shù)進行如下簡化，機械結構設計時，通常保證 ， 。'OE?'FO車載式高空作業(yè)平臺的結構設計251 回轉(zhuǎn)平臺 2 下調(diào)平油缸 3 伸縮臂變幅油缸 4 伸縮臂 5 折疊臂變幅油缸6 調(diào)平連桿 7 折疊臂 8 工作斗鉸座 9 上調(diào)平油缸 10 工作斗圖 4.1 調(diào)平機構結構原理圖調(diào)平油缸設計時通常保證下調(diào)平油缸和上調(diào)平油缸的缸徑和桿徑完全相等，下調(diào)平油缸的大腔（活塞腔）和上調(diào)平油缸的大腔通過管路連接在一起，下調(diào)平油缸的小腔（活塞桿腔）和上調(diào)平油缸的小腔通過管路連接在一起。由圖 4.1 可以看出，當伸縮臂舉升時，下調(diào)平油缸的缸桿被伸縮臂拉出，小腔（活塞桿腔）內(nèi)液壓油被壓出，通過管路完全進入上調(diào)平油缸的小腔，工程上不考慮液壓油的壓縮量 [17]，又因為兩根油缸小腔體積相等，因此可以認為上調(diào)平油缸縮回長度和下調(diào)平油缸被拉出的長度相等。同樣，在伸縮臂回落時，上調(diào)平油缸伸出長度和下調(diào)平油缸被壓回的長度相等。通過以上簡化之后，伺服油缸調(diào)平機構結構設計問題歸結為較為簡單的三角形問題，在一定范圍內(nèi)降低了設計和工程實踐的難度，經(jīng)分析和實際驗證，在以上設定條件下，可以實現(xiàn)工作斗的調(diào)平。經(jīng)過計算分析，在兩根油缸長度變化過程中，兩三角形與油缸相對應的角度相應產(chǎn)生的變化不能完全相等，而只能近似相等。即伸縮臂變幅過程中，工作斗和地面之間的夾角始終在改變。實際使用過程中，只要角度差值足夠小，也就是工作斗擺動角度足夠小，就完全可以滿足工作要求。對于工作斗擺動角度的限值，國內(nèi)目前尚無標準要求，根據(jù)實際工況，設計中將工作斗與理論位置之間的最大允許偏角定為 1.5°?？紤]到伺服油缸平衡系統(tǒng)在安裝和調(diào)整時，油缸的長度和理論值之間可能會有誤差，因此設計的平衡三角形對油缸長度誤差必須不敏感。設計中設定指標為，由于油缸調(diào)定長度的偏差，使工作斗初始位置和理論位置間的角度偏差在±5°范圍內(nèi)時，運動過程中工作斗擺動角度≤3°。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，確定伺服油缸調(diào)平三角形參數(shù)如圖 4.2。根據(jù)要求，伸縮臂的變幅角度范圍是：-20°～75°。圖 4.2 調(diào)平機構幾何參數(shù)4.2 調(diào)平機構液壓系統(tǒng)調(diào)平機構液壓系統(tǒng)原理如圖 4.3 所示：圖 4.3 調(diào)平機構液壓系統(tǒng)原理當高空作業(yè)車在行駛狀態(tài)時，伸縮臂不動作，因此下調(diào)平油缸處于靜止狀態(tài)，上調(diào)平油缸大小腔被平衡閥 2 鎖住，也無法運動，從而保證行駛時工作斗處于固定狀態(tài)。