車載式高空作業(yè)平臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計

車載式高空作業(yè)平臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計

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(shù)也很成熟，具有生產(chǎn)技術(shù)水平高、作業(yè)車的作業(yè)高度大、規(guī)格齊

全、結(jié)構(gòu)型式豐富、功能多樣等優(yōu)點。總體來看，技術(shù)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(fù)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(shè)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(fēng)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)化印，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(yīng)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⑶。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(shè)備極少，因此我們開發(fā)研制出擁有自主產(chǎn)權(quán)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(yīng)提高工程設(shè)計效率和品質(zhì)，節(jié)約設(shè)計成本，縮短設(shè)計周期而傳統(tǒng)設(shè)計在設(shè)

計一個工程結(jié)構(gòu)的時候，首先要采用類比方法確定設(shè)計方案的初稿，然后對其結(jié)構(gòu)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(jié)果重新修改設(shè)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(shè)計方案。這種設(shè)計方法的設(shè)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57］。只有加大行業(yè)技術(shù)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(wù)，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網(wǎng)。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)平臺叫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(shù)上還是應(yīng)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(gòu)、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(gòu)、轉(zhuǎn)向機構(gòu)等組成。考慮到工作可靠性、噪聲、

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(shè)懸架機構(gòu)，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(gòu)驅(qū)動，可實現(xiàn)360°全回轉(zhuǎn)?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)包括行星減速機、常閉式制動器、液壓

馬達等構(gòu)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(gòu)

三維全旋機構(gòu)設(shè)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(shè)計了三維全旋機構(gòu)，即在水平和豎直方向設(shè)置±90°。旋轉(zhuǎn)機構(gòu)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(shè)單獨機構(gòu)，從而減少機構(gòu)設(shè)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(gòu)、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(gòu)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(shè)有安全溢流閥、液壓鎖等安全裝置。

1.3.5安全裝置

設(shè)有電動應(yīng)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(fù)位。地面操作盤、遙控操作盤均設(shè)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］：

2

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(gòu)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(jié)構(gòu)的分析研究及其在實際生活中高空作業(yè)平

臺的外觀設(shè)計，以車載式高空作業(yè)平臺為設(shè)計載體，將產(chǎn)品各部分以功能進行劃分，形成

相應(yīng)的設(shè)計理論和原則，并用以指導(dǎo)未來系列產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計、用以實現(xiàn)車

載式高空作業(yè)車的功能。

(3)對各金屬結(jié)構(gòu)件進行數(shù)學(xué)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(jié)構(gòu)的工作規(guī)律和工作性能。

(4)對液壓油缸進行選型，并設(shè)計計算其應(yīng)力大小是否符合要求。

(5)根據(jù)設(shè)計、計算結(jié)果進行試制，對試制樣品進行應(yīng)力測試，將測試結(jié)果和理論分

析計算結(jié)果進行比較，驗證分析計算是否達到要求。

2伸縮臂結(jié)構(gòu)分析

2.1伸縮臂的結(jié)構(gòu)

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(jié)構(gòu)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

水平銷軸進行較接，同時轉(zhuǎn)臺的中下部還與伸縮變幅油缸較接，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。所有較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(shè)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(gòu)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(gòu)、臂架伸縮機構(gòu)、臂架鋼結(jié)構(gòu)及其它零部件組成。臂架變幅

機構(gòu)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(gòu)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(gòu)原理如圖2.2所示。臂架截面形式采用四邊形箱

型結(jié)構(gòu)，臂架外部裝有油管電纜托鏈與工作平臺進行連接口叫

1.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(gòu)原理圖

4

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。

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(jié)構(gòu)鋼Q700制造，根據(jù)高空作業(yè)車結(jié)構(gòu)安全要求

(GB9645-88)[11],其許用應(yīng)力值為：

(2.1)

S?卜于2

式中：q—材料屈服強度,q=JOOMpa

S—結(jié)構(gòu)安全系數(shù)，5=2

加應(yīng)力集中系數(shù)，工=1.1

力-動載荷系數(shù)，力=125,則

700

㈤=254.545Mpa=26kg/mm2

S"?力21.11.25

2.3.1危險工況1計算

分別進行三節(jié)臂的應(yīng)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

G1—載荷，Gl=250*1.25kgG2—工作斗，G2=100kg

G3-前平衡油缸，G3=20kgG4-平衡拉桿，G4=30kg

G5-折疊臂，G5=80kgG6-折疊臂變幅缸，G6=60kg

G7―三節(jié)臂，G7=215kgG8-二節(jié)臂及伸縮鏈排，G8=355kg

G9—1/2一節(jié)臂，G9=240kgG10—伸縮油缸，G10=200kg

此.A=ZG/(2.2)

外臂危險截面A-A慣性矩為：

_BH3-bh3

(2.3)

A~A~12

則可求A-A截面的最大應(yīng)力內(nèi).4。

2

[CTA_A]=174.23N/m<[司

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(yīng)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

6

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(yīng)力。同樣方法，可分別計算工況2下,

中臂、內(nèi)臂的應(yīng)力。

根據(jù)計算，工況1狀態(tài)下各工作臂應(yīng)力大于工況2,因此工況1為伸縮臂危險工作狀

心、O

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(xué)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(shè)：

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(jié)果影響不大，因此假設(shè)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(jié)果，不用共同考慮；

如圖2.7所示，建立OXKZ空間直角坐標系，其中0X軸沿工作臂較接軸軸線向外，設(shè)

工作斗載荷為土，考慮存在偏載，0為空間載荷，為了便于計算，圖2.7中先將土在。KZ平

面進行分解，分解成沿Z軸的戶和平行于OXY平面的元，在后面的計算中再將元分解為

沿X軸耳X和Y軸的吊

錯誤!未找到引用源。

圖2.7工作臂受力坐標系

參考《起重機設(shè)計規(guī)范》(GB3811-83)［皿，臂端彈性位移計算時應(yīng)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(shè)：

伸縮臂實際長度為4,伸縮臂計算長度為4，

(2.4)

伸縮臂的當量慣性矩為〃,

T_A(2.5)

其中從、化為長度系數(shù)。

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)，戶與M所產(chǎn)生的撓度和萬與耳

所產(chǎn)生的撓度心，如圖2.8所示。

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

將月和MX還原成偏心載荷下作用下的壓桿，梁上任一橫截面Z處的彎矩為:

8

M=-F*^a+S-Y)(2.6)

帶入撓曲軸的近似微分方程：

EI/Y'=-m(2.7)

由于工作臂為階梯形，卻是繞X軸的當量面積慣性矩,

心=4,%為變截面長度系數(shù)

以2

將彎矩帶入上式：

E&y=R(2+s-y)

.-.EI,xY+FY=F^a+S)

則上式變?yōu)椋?/p>

22

Y"+KY=K^a+S)(2.8)

這是一個二階常系數(shù)非齊次方程，通解為:

y=GsinKZ+QcosKZ+2+S

由邊界條件：

z=o,Y=0,得G=T2+S)

Z—0,Y=0,得G=O

所以撓度方程為：

y=@+S>(l_cosKZ)(2.9)

令z=4，y=2錯誤!未找到引用源。帶入撓度方程。

.?.2=(2+S)(l—cosK4)

6=S」-cosK4

解得

°cosKLb

、「KL

2sin——-h

作三角變換：R=S-----------2_

°cosKLb

帶入。:

a—\_

2cosKL》

將￡=片帶入

E1dx

???2=S(￡￡)—」

2EIdxcosKLb

b

2EIdcosKLh

當K4趨近于q時，2最大，此時軸向壓力口達到臨界載荷片,由極限的概念可

以認為K4=?。

考慮構(gòu)件支承方式的影響，應(yīng)以計算長度2a代替。。

：電二241；.——(2.10)

2E*COSK4

作近似：

(2.11)

2.4.2.28h的計算

切向力F在一截面的彎矩是：

m=-[F^h-Y)+FlY(Lh-Z)]錯誤!未找到引用源。

(2.12)

建立撓曲軸的近似微分方程：

EI加丫=-m

EIa-Y'=F3b—Y)+%(Lb—Z)

令￡=片錯誤!未找到引用源。

E1dx

上式變?yōu)椋?/p>

錯誤!未找到引用源。(2.13)

通解為：錯誤!未找到引用源。(2.14)

由邊界條件：z=o,y'=o得G=&

1KF

則撓度方程為：

YsinKZ-(4+aLQcosKZ+或+學(xué)網(wǎng)-Z)(2.15)

Arrr

令Z=Lb,Y=a

10

〃余inM-(司+*4)cosM+&

3bcosK4=sinKL-cos(2.16)

(M)3

作近似：sinKL^KL-

hh6

2

c“1卓k

認COSKLb=-*i)=%K，L：

FEX

上式中：L=41,42?4

2.4.3計算結(jié)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(yīng)為：

fM*=610x5085+115x10170+200x10170=3203550（依-m）

吊=315cos70°=107.74（依）

Lc=0.89x0.95x13700=11583（mm）

及x=315（依）,尸=315sin70°=296（依）

4

E=200（Gpa）,/&=37956815.75（mm）

將參數(shù)值代入公式得：

Y,=3+3,=3"x+21丫%.T2-----=46.09mm

Lab6EI&]__匚

FEX

從以上計算結(jié)果看，由于公式推導(dǎo)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(jié)果基本符合預(yù)先的理論計算值。

2.5伸縮臂強度校核

正應(yīng)力校核、靜強度效核公式:

正應(yīng)力o=(2.17)

A

式中：F--------梁所受的力(N)

A---------截面積(m2)

切應(yīng)力艾引工］(2.18)

8/zL」

式中：Fs---------梁所受的剪力(N)

6--------鋼板厚度(m)

Iz---------梁對Z軸的慣性矩(機，

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：

G=(yxpkg/ln(2.19)

式中：G---給定鋼板厚度下的每平方米重量,kg/m

(7--鋼板厚度＜7=4mm

p――鋼板密度7.85

所以MG=4.2x0.004x7.85=0.13總(M=Ll=4.2m)

所以自重是：/G=0.13x9.8=1.27儂

由上圖可得：工歹=0

即：7^=FG+F=1.27+9.8=11.07fiV

對伸縮臂進行受力分析如下圖

圖2.9伸縮臂的彎距圖

FB'=-FB=11.07KN即力與力FB大小相等方向相反。

由\Mc=0

12

所以Fgx450=FB'x3560

.L3560x11.07

所RC以rFg=----------=92.56KN

450

由^F=0

所以Rc=92.56-11.07=81.49KN

如圖2.9所示的彎矩圖:則可得最大彎矩是

Mmax=11.07x3560=39.41^m

而梁所需的截面系數(shù),

_39AlKN.m

W=M/[o]2.2xl0-4m3

max116.69MPa

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h=/"max

Zo.6x2.2xlO-4

=.-----------3-----=1loounmm

V4x10

bl

圖2.10伸縮臂的截面圖

如圖2.10所示：6=4mm

則：M=A-26=180-8=172mm

按整體穩(wěn)定性條件：b>-h

3

局部穩(wěn)定條件:Q700鋼Z?<606

即：—h<b<606

3

—xl80mm<Z?<60x4mm

3

60mm<b<240mm

可?。篵=150mm

由圖可得：M=Z?+26=150+8=158mm

252對下臂進行正應(yīng)力校核

伸縮臂的截面尺寸確定后應(yīng)對其進行強度、鋼度和整體穩(wěn)定性，不滿足時應(yīng)進行修改。

(1)效核正應(yīng)力

圖2.11伸縮臂臂的剪力圖

在截面CG上所受的正應(yīng)力是:

m=qW［司

(2.20)

梁的截面積是：

A=hb\-h\b=0.18x0.158-0.172x0.15=2.64x105m2

Fc_81.49xl03

則:=30.87MPtz<[o]

T-2.64x103

在截面AD上所受的正應(yīng)力是:

［司(2.21)

FB'_11.07xl03

則:02=4.2MPa<[c>]

了-2.64x10-3

(2)效核切應(yīng)力

在截面BD上所受的切應(yīng)力應(yīng)是:

F5152

T1=(2.22)

8Iz4U

計算Z軸慣性矩Iz:

14

z

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：Iz=—

12

則慣性矩：Iz=Izl-Iz2

所以此題的慣性矩為：

田=敷」58X18。：/io3癡

1212

/z2=^l=150b<172=48><ir5m4

1212

Zz=/zl-7z2=7.6xl0-5-4.8xl0-5=2.8xl0-5m4

把RsC=81.49KN和7Z=2.8X1(T5機4切應(yīng)力效核公式:

則：切應(yīng)力是

Fc&_81.49x103x0.0042

T10.0058MPtz

8Iz-8x2.8x10-5<M

在截面AD上所受的切應(yīng)力是：豆=丑艾〈田(2.23)

8Iz

把FsB=11.07KN和Zz=2.8義10一加4代入式(2.15)

則：切應(yīng)力是

、FB'6211.07X103X0,0042

T2=--------=-------------------——Q.Q79MPa<[T]

8Iz8x2.8x10-5

所以綜上所述，伸縮臂的正應(yīng)力和切應(yīng)力均符合要求。

2.6本章小結(jié)

本章主要研究了伸縮臂的結(jié)構(gòu)，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(yīng)力和靜強度校核，跟限定值進行比較，發(fā)現(xiàn)符合要求，設(shè)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(shè)計計算的重點。

3副車架結(jié)構(gòu)及分析

3.1副車架結(jié)構(gòu)

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(jié)構(gòu)，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(shè)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(gòu)成的箱形斷面結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)如圖3.1。

圖3.1副車架結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)和支

腿結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算都要根據(jù)支腿反〔I?,因此，在設(shè)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》網(wǎng)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(yīng)達到靜載穩(wěn)定性；平臺承載L1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

3.2o

16

*

|5

所

N.^

s

s

d

F一

-i

f^

,-en

—□

￡

、

°3=

史

一

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。

表3-1作業(yè)車受力及位置表

序號符號名稱重量(kg)距回轉(zhuǎn)中心(m)

1Gi一節(jié)臂總成4302.220

2G2二節(jié)臂總成3203.978

3G3三節(jié)臂總成2055.885

4G4折疊臂6510.608

5G$平衡拉桿1510.752

錢座

6G627.6511.956

7G7上平衡缸1512.477

8Gs吊籃、托架、11012.569

9G9下平衡缸15-0.455

10Gio上車配管241.54.399

11Gn小變幅缸509.734

12G12伸縮油缸2753.688

13G13轉(zhuǎn)臺及控制箱432-0.406

14G14主變幅缸2501.055

15G15載荷27512.812

16合計2726.15

17對回轉(zhuǎn)中心力矩

12.3532

(n.m)

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：

M=EGL=123532N-m

計算中風(fēng)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：

0：回轉(zhuǎn)中心，距支腿中心距離約=1605".

0-.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/m

E：下車不回轉(zhuǎn)部分重心位置，距支腿中心距離弓=540mm

F：支腿中心線，b=2775mm；a=2000mm

Go：上車回轉(zhuǎn)部分重量(含Gz),G,=2726依

G：下車不回轉(zhuǎn)部分重量，G,=8620kg

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)0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G2,其重心。2在

18

離支腿對稱中心（坐標原點O）02處，回轉(zhuǎn)中心。。離支腿對稱中心O的距離為分。又設(shè)

高空作業(yè)車回轉(zhuǎn)部分的合力為G。，且合力至。。點的距離為r0,則作用在臂架平面內(nèi)的翻

傾力矩M為Gbo,于是可求得四個支腿上的壓力各為：

局卜G?！河嚧ǖ?明

力孫川等+陰

小小卜力+G。-此吁涔（3.D

當舉升臂在車輛正側(cè)方作業(yè)時即夕=90°,則上式可簡化為：

]_曳M

+——

4ba

M

21++G+—

°1°Hbla

將相關(guān)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

，(°)平臺載荷按320(1.25*250)kg計算

Ra(kg)Rb(kg)Rc(kg)Rd(kg)

0851.812612648211873874821187387851.8126126

10751.09045444357.5529785249.236355988.120213

20689.01413023872.4204225628.6938291155.871618

30667.46979743380.5302285948.0301881349.969787

40687.11206982896.8282286197.5425571564.517145

50747.34412692436.0114646369.649631792.994779

60846.33584812012.0816196459.1220212028.460512

70981.07942021637.9195856463.2411572263.759838

801147.4807281324.8940886381.8818792491.743305

901340.4837521082.5162486217.5162482705.483752

1001554.224194918138432898.486784

1101782.207658836.79128785662.1129533064.888101

1202017.506983840.91039685287.9509373199.631683

1302252.972717930.38276174864.0211053298.623416

1402481.4503551102.489814403.204353358.855485

1502695.9977181352.0021573919.5023553378.49777

1602890.0958941671.3384953427.6121613356.95345

1703057.8473082050.7959532942.4796013294.877138

1803194.1549182478.8449072478.8451833194.154992

由表中計算結(jié)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(gòu)驅(qū)動，可實現(xiàn)

360度全回轉(zhuǎn)。回轉(zhuǎn)機構(gòu)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(gòu)原理如圖3.4所示。轉(zhuǎn)臺的結(jié)構(gòu)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。

20

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(jié)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。

不論轉(zhuǎn)臺采用何種結(jié)構(gòu)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(guān)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(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)盤的大小通常根據(jù)設(shè)計者對轉(zhuǎn)臺設(shè)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(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)臺來設(shè)計底板的大小。

轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)的主要作用是連接下部傳動齒輪與桿件，也也是此次設(shè)計的重點。轉(zhuǎn)臺結(jié)

構(gòu)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兀型結(jié)構(gòu)，底部采用圓盤

形結(jié)構(gòu)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(cè)與高強板構(gòu)成了箱形結(jié)構(gòu)，在外側(cè)加了兩個加強筋以提高強度、剛度和

穩(wěn)定性。

3.4本章小結(jié)

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(gòu)，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(gòu)，本章也詳細介紹了回轉(zhuǎn)機構(gòu)

的組成結(jié)構(gòu)及運動機理。

4工作斗調(diào)平機構(gòu)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(shù)，也是高空作業(yè)車的關(guān)鍵技術(shù)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(gòu)，這是一種比較簡單的調(diào)平機構(gòu)，它由一組或多組平行四邊形連桿

機構(gòu)組成。平行四邊形機構(gòu)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(gòu)調(diào)平口3這種機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)平可

靠，無法應(yīng)用于伸縮臂車型。應(yīng)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(shù)可靠程度直接影響整車性能

和工作安全性口5］。

4.1工作斗調(diào)平結(jié)構(gòu)模型

本次設(shè)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(gòu)的優(yōu)勢，仍采用平行四邊形機構(gòu)，在伸縮臂部分則采用液

壓伺服油缸調(diào)平機構(gòu)。其結(jié)構(gòu)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)臂的較接點，點B為折疊臂

和工作斗錢座的較接點，點C、D分別為三節(jié)臂和工作斗較座上另外一點。點C、D之間

用剛性連桿連接，連桿在C、D兩處均采用較接。在設(shè)計中保證邊AC=BD,AB=CD,則

A、B、C、D四點就構(gòu)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，工作斗較座在空間平移，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較座為剛性結(jié)構(gòu)口句，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(gòu)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(gòu)由位于回轉(zhuǎn)平臺和伸縮臂之間的下調(diào)平油缸、工作斗和工作斗錢座之間的上平衡油

缸，以及它們之間的液壓系統(tǒng)構(gòu)成。

液壓伺服調(diào)平機構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置如圖4.1o圖中0點為伸縮臂和回轉(zhuǎn)平臺的較接點，E

點為下調(diào)平油缸和伸縮臂的較接點，F(xiàn)點為下調(diào)平油缸和回轉(zhuǎn)平臺的較接點。三點構(gòu)成三

角形，三角形中0E和OF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)平油缸和工作斗較座的較接點上

調(diào)平油缸和工作斗的錢接點R',以及工作斗與工作斗錢座的錢接點0',同樣構(gòu)成三角形。

其中和。尸兩邊在機構(gòu)運動過程中長度固定不變，通過調(diào)平油缸的伸縮調(diào)整伸縮臂

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(guān)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(shè)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(shè)計分析更加簡單，結(jié)構(gòu)設(shè)計中，一般對部分參數(shù)進行如下簡化，

機械結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常保證=OF=O'F'o

22

1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工作斗錢座9上調(diào)平油缸10工作斗

圖4.1調(diào)平機構(gòu)結(jié)構(gòu)原理圖

調(diào)平油缸設(shè)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〔⑺，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(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計問題歸結(jié)為較為簡單的三角形問題，

在一定范圍內(nèi)降低了設(shè)計和工程實踐的難度，經(jīng)分析和實際驗證，在以上設(shè)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(yīng)的角度相應(yīng)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(shè)計中將工作斗與理論位置之間的最大允許偏角定為1.5。。

考慮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(shè)計的平衡三角形對油缸長度誤差必須不敏感。設(shè)計中設(shè)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W3°。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(gòu)幾何參數(shù)

4.2調(diào)平機構(gòu)液壓系統(tǒng)

調(diào)平機構(gòu)液壓系統(tǒng)原理如圖4.3所示：

上平翻缸

圖4.3調(diào)平機構(gòu)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)。

換向閥1通常處于常閉狀態(tài)，調(diào)平回路處于封閉狀態(tài)，當伸縮臂變幅時，平衡閥1鎖

住兩油缸的液壓油，防止外流，伸縮臂拉或壓下調(diào)平油缸向外伸出或縮回，下調(diào)平油缸小

24

腔或大腔被擠出的液壓油打開平衡閥2進入從動平衡油缸的小腔或大腔，使上調(diào)平油缸動

作，上調(diào)平油缸大腔或小腔被擠出的液壓油通過封閉回路回到下調(diào)平油缸的大腔或小腔，

從而實現(xiàn)自動調(diào)平。

當作業(yè)車調(diào)平系統(tǒng)由于系統(tǒng)正常泄漏使在行駛狀態(tài)工作斗不水平時，操作換向閥1,

當扳到上位時液壓油打開平衡閥1,再打開平衡閥2進入上調(diào)平油缸的大腔，工作斗前傾

或后仰；當扳到下位時液壓油打開平衡閥1,再打開平衡閥2進入從動平衡油缸的小腔，

工作斗后仰或前傾，從而實現(xiàn)工作前的調(diào)平。由于主動平衡油缸被工作臂壓住，調(diào)平時不

準運功，所以設(shè)計調(diào)平油缸和調(diào)節(jié)換向閥1上的溢流閥壓力時，應(yīng)既能滿足工作斗調(diào)平，

又不能使下調(diào)平油缸抬起工作臂。

4.3本章小結(jié)

本章主要詳細介紹了工作斗調(diào)平機構(gòu)的運動結(jié)構(gòu)及原理，它可直接影響整車的結(jié)構(gòu)性

能和工作安全，在設(shè)計中占有重要作用。其次介紹了調(diào)平結(jié)構(gòu)的液壓系統(tǒng)，本次設(shè)計采用

的是液壓伺服調(diào)平機構(gòu)，它可以在伸縮臂進行變幅時，對工作斗進行調(diào)平，具有操作方便,

安全性能高等優(yōu)點。

5液壓油缸的設(shè)計計算

高空作業(yè)車的升降功能主要由變幅機構(gòu)完成，其中，變幅機構(gòu)的主要組成部分是液壓

缸。伸縮液壓缸是聯(lián)結(jié)一節(jié)臂和二節(jié)臂較點的液壓缸，它主要控制伸縮臂的伸縮動作。伸

縮臂變幅液壓缸是指基本臂與支架之間的液壓缸，它主要用于控制基本臂的上升和下降動

作，起主導(dǎo)作用。以下，就主上伸縮油缸和伸縮變幅油缸進行設(shè)計計算。

5.1伸縮變幅油缸的結(jié)構(gòu)

伸縮油缸采用特殊的結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖5.1示。其中活塞桿端部集成塊1較接于基本

臂的后部，油缸缸體有桿腔側(cè)的端部較接于二節(jié)臂的后部。為了方便對油缸供油，將活塞

桿設(shè)計成雙層套管的形式，其中內(nèi)層管路通過活塞與伸縮油缸的無桿腔相通，形成無桿腔

油路；活塞桿外層與內(nèi)層管路的間隙形成與油缸的有桿腔相通的油路。這兩個油路分別通

過活塞桿端部的集成塊與系統(tǒng)供油、回油油路連接，另外油路中安裝有平衡閥，防止由于

配管或輸油軟管等破裂引起伸縮臂墜落。當伸縮臂縮回，即系統(tǒng)向伸縮油缸無桿腔供油時,

平衡閥可以調(diào)定其控制油路的開啟壓力，為伸縮油缸無桿腔提供一定的背壓，使伸縮臂平

穩(wěn)縮回，