車載式高空作業(yè)平臺的結構設計

1.2高空作業(yè)機械的國內外發(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，生產技術也很成熟，具有生產技術水平高、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。大型產品特點是科技含量高、研制與生產周期較長、投資大、市

場容量有限，但市場競爭相對較少，產品的利潤相對較高。如美國Genie公司、JLG公司

和法國HAULOTTE公司在高空作業(yè)平臺產品都形成了系列化，與此同時，產品更新?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)機械的國內發(fā)展狀況

我國產品在質量和性能上與國外優(yōu)秀產品雖然存在一定的差距，但是隨著科技的不斷

發(fā)展，產品的功能和性能已經逐漸趨于同質化印，因此必須通過對我國高空作業(yè)機械產品

與國外先進企業(yè)產品進行分析和比較，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⑶。目前市場上的主要產品仍然是體積教大，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品或中外合

資企業(yè)的產品，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，節(jié)約設計成本，縮短設計周期而傳統(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不是最優(yōu)方案57］。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。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。因此，研發(fā)生產屬于我國自主品牌

的高性能的高空作業(yè)平臺有著極其重要的經濟價值。雖然國內產品近些年來發(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品，與國外先進產品相比還有

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、轉向機構等組成?？紤]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

工作裝置由回轉臺、工作臂架、伸縮軟鏈等組成?；剞D臺通過回轉支承安裝在車架上,

由回轉機構驅動，可實現360°全回轉。回轉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，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°。旋轉機構俯仰方向轉角可以通

過臂架變幅進行，微調由調平油缸實現，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)動機驅動。變量泵為行走、

轉臺回轉、臂架變幅和臂架伸縮供油，齒輪泵為行走轉向機構、工作裝置擺動、工作裝置

翻轉、工作裝置夾緊和調平機構微調供油。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)，當底盤發(fā)動機和主泵液壓系統(tǒng)出現故障時，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］：

2

1汽車底盤2回轉平臺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回轉機構14回轉支承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課題研究的內容

課題研究內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品的結構設計。

論文的主要內容包括以下幾個部分：

(1)課題研究的國內外背景和發(fā)展現狀，研究的主要內容和意義的概述；

(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、用以實現車

載式高空作業(yè)車的功能。

(3)對各金屬結構件進行數學建模、數值計算、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。

2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。轉臺與伸縮臂的跟部通過

水平銷軸進行較接，同時轉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

變幅油缸能夠實現工作臂在變幅平面內的轉動。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)質合金結構鋼Q700制造，根據高空作業(yè)車結構安全要求

(GB9645-88)[11],其許用應力值為：

(2.1)

S?卜于2

式中：q—材料屈服強度,q=JOOMpa

S—結構安全系數，5=2

加應力集中系數，工=1.1

力-動載荷系數，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截面的最大應力內.4。

2

[CTA_A]=174.23N/m<[司

同樣可對此工況1下的中臂、內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

6

截面。

圖2.6危險工況2外臂受力示意圖

根據圖示受力分析，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、內臂的應力。

根據計算，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

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)參數產生影響，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OXKZ空間直角坐標系，其中0X軸沿工作臂較接軸軸線向外，設

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《起重機設計規(guī)范》(GB3811-83)［皿，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來考慮工

作臂截面的影響。

據此，我們作如下假設：

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。

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，戶與M所產生的撓度和萬與耳

所產生的撓度心，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

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=?。

考慮構件支承方式的影響，應以計算長度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+學網-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，其上式各參數應為：

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，我們經過對伸縮

臂式高空作業(yè)車產品樣車的測試，其結果基本符合預先的理論計算值。

2.5伸縮臂強度校核

正應力校核、靜強度效核公式:

正應力o=(2.17)

A

式中：F--------梁所受的力(N)

A---------截面積(m2)

切應力艾引工］(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量，不同厚度的鋼板(密度為7.85)的每平方米理論質量按下

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,

_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

圖2.11伸縮臂臂的剪力圖

在截面CG上所受的正應力是:

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上所受的正應力是:

［司(2.21)

FB'_11.07xl03

則:02=4.2MPa<[c>]

了-2.64x10-3

(2)效核切應力

在截面BD上所受的切應力應是:

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切應力效核公式:

則：切應力是

Fc&_81.49x103x0.0042

T10.0058MPtz

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

在截面AD上所受的切應力是：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，伸縮臂的正應力和切應力均符合要求。

2.6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剛度。轉臺部位加設了多塊縱、橫向撐板和斜筋板，為保證回轉支承

的剛性，其上還焊接有回轉支承座圈。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支腿反〔I?,因此，在設計副車架前必須計算支腿反力。

依據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

作范圍內應達到靜載穩(wěn)定性；平臺承載L1倍的規(guī)定載荷，安全作業(yè)范圍內，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

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F一

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,-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據見表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對回轉中心力矩

12.3532

(n.m)

根據表3-1,上車轉動部分對回轉中心的作用力矩為：

M=EGL=123532N-m

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，上車轉動部分對

回轉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：上車轉動部分對回轉中心的彎矩，M=13000kg/m

E：下車不回轉部分重心位置，距支腿中心距離弓=540mm

F：支腿中心線，b=2775mm；a=2000mm

Go：上車回轉部分重量(含Gz),G,=2726依

G：下車不回轉部分重量，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，回轉中心。。離支腿對稱中心O的距離為分。又設

高空作業(yè)車回轉部分的合力為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。『訃川等+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

將相關數據代入，通過運算，可求出四條支腿的支反力；0。?180。范圍內支反力值見

表3-2。在180。?360。范圍內，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、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

由表中計算結果可以看出，考慮修正系數的情況下，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轉臺回轉系統(tǒng)

高空作業(yè)車的回轉系統(tǒng)由液壓馬達、回轉減速器及回轉小齒輪、回轉支承等組成。

進行回轉時，液壓馬達輸出動力，通過回轉減速器減速后帶動輸出軸上的小齒輪旋轉，

小齒輪與回轉支承的齒圈嚙合，由于回轉支承的齒圈與車架剛性連接，因而回轉減速器

帶動與之相連的轉臺回轉?；剞D臺通過回轉支承安裝在車架上，由回轉機構驅動，可實現

360度全回轉?；剞D機構由回轉馬達、回轉減速機、常閉式制動器等組成，與回轉支承采

用外嚙合傳動方式?；剞D機構原理如圖3.4所示。轉臺的結構主要有：底板、轉臺的回轉

支承、傳動齒輪、以及轉臺組成。

20

由圖可以看出轉臺的底板與下部的回轉支承之間采用的是螺栓連接。當液壓馬達輸

出的轉矩帶動傳動軸做回轉運動時，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，傳動齒輪帶動回轉支承上的齒輪，支承上的齒輪外圈與上部

轉臺底板用了6個螺栓聯(lián)結將動力傳給了轉臺，而齒輪的內圈上則用螺釘與底盤連接固

定。

不論轉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。轉臺底板的平面剛度則對回轉支承

的轉動靈活及轉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上。

在此不做詳細的介紹一般均采用圓盤型結構轉盤的大小通常根據設計者對轉臺設計的尺

寸來確定，根據不同型號的作業(yè)小車所需要的不同結構的轉臺來設計底板的大小。

轉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兀型結構，底部采用圓盤

形結構由圖3.5可以看出轉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。

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機構，本章也詳細介紹了回轉機構

的組成結構及運動機理。

4工作斗調平機構的研究

工作斗調平系統(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，目前國產高空作業(yè)車大都采

用平行四邊形調平機構，這是一種比較簡單的調平機構，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機構調平口3這種機構結構簡單，調平可

靠，無法應用于伸縮臂車型。應用于伸縮臂高空作業(yè)車的調平系統(tǒng)不成熟，是限制國產伸

縮臂和混合臂高空作業(yè)車發(fā)展的主要因素之一。調平系統(tǒng)技術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構口句，因此就實現了折疊臂變幅時，工作斗的調平。

液壓伺服調平機構的作用是在伸縮臂進行變幅時，對工作斗進行調平。液壓伺服調平

機構由位于回轉平臺和伸縮臂之間的下調平油缸、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)構成。

液壓伺服調平機構的結構布置如圖4.1o圖中0點為伸縮臂和回轉平臺的較接點，E

點為下調平油缸和伸縮臂的較接點，F點為下調平油缸和回轉平臺的較接點。三點構成三

角形，三角形中0E和OF邊長度固定，作為EF邊的調平油缸在伸縮臂進行變幅時，被動

的進行伸縮。在工作斗處，布置了上調平油缸，上調平油缸和工作斗較座的較接點上

調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',同樣構成三角形。

其中和。尸兩邊在機構運動過程中長度固定不變，通過調平油缸的伸縮調整伸縮臂

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

兩根調平油缸在伸縮臂變幅時形成以下運動關系，就可以實現工作斗的調平功能。

根據以上分析，在設計中需要涉及6個參數，即回轉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，一般對部分參數進行如下簡化，

機械結構設計時，通常保證=OF=O'F'o

22

1回轉平臺2下調平油缸3伸縮臂變幅油缸4伸縮臂5折疊臂變幅油缸

6調平連桿7折疊臂8工作斗錢座9上調平油缸10工作斗

圖4.1調平機構結構原理圖

調平油缸設計時通常保證下調平油缸和上調平油缸的缸徑和桿徑完全相等，下調平油

缸的大腔（活塞腔）和上調平油缸的大腔通過管路連接在一起，下調平油缸的小腔（活塞

桿腔）和上調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，

下調平油缸的缸桿被伸縮臂拉出，小腔（活塞桿腔）內液壓油被壓出，通過管路完全進入

上調平油缸的小腔，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

此可以認為上調平油缸縮回長度和下調平油缸被拉出的長度相等。同樣，在伸縮臂回落時,

上調平油缸伸出長度和下調平油缸被壓回的長度相等。

通過以上簡化之后，伺服油缸調平機構結構設計問題歸結為較為簡單的三角形問題，

在一定范圍內降低了設計和工程實踐的難度，經分析和實際驗證，在以上設定條件下，可

以實現工作斗的調平。

經過計算分析，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，國內目前尚無標準要求，根據實際

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。。

考慮到伺服油缸平衡系統(tǒng)在安裝和調整時，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°范圍內時，運動過程中工

作斗擺動角度W3°。根據經驗數據，確定伺服油缸調平三角形參數如圖4.2。根據要求,

伸縮臂的變幅角度范圍是：-20°?75°。

圖4.2調平機構幾何參數

4.2調平機構液壓系統(tǒng)

調平機構液壓系統(tǒng)原理如圖4.3所示：

上平翻缸

圖4.3調平機構液壓系統(tǒng)原理

當高空作業(yè)車在行駛狀態(tài)時，伸縮臂不動作，因此下調平油缸處于靜止狀態(tài)，上調平

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，伸縮臂拉或壓下調平油缸向外伸出或縮回，下調平油缸小

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，使上調平油缸動

作，上調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平油缸的大腔或小腔，

從而實現自動調平。

當作業(yè)車調平系統(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，從而實現工作前的調平。由于主動平衡油缸被工作臂壓住，調平時不

準運功，所以設計調平油缸和調節(jié)換向閥1上的溢流閥壓力時，應既能滿足工作斗調平，

又不能使下調平油缸抬起工作臂。

4.3本章小結

本章主要詳細介紹了工作斗調平機構的運動結構及原理，它可直接影響整車的結構性

能和工作安全，在設計中占有重要作用。其次介紹了調平結構的液壓系統(tǒng)，本次設計采用

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

安全性能高等優(yōu)點。

5液壓油缸的設計計算

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

缸。伸縮液壓缸是聯(lián)結一節(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，起主導作用。以下，就主上伸縮油缸和伸縮變幅油缸進行設計計算。

5.1伸縮變幅油缸的結構

伸縮油缸采用特殊的結構，其結構如圖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

桿設計成雙層套管的形式，其中內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，