武漢科技大學本科畢業設計PAGEPAGE7摘要高空作業車在世界上已有近四十年的發展歷史，現已形成一個完整的專用產品研發、生產體系。我國高空作業機械發展雖然起步較晚，只有二十幾年的發展歷史，但由于高空作業機械制造企業的不斷努力，已逐步走向穩定的發展軌道。特別是各生產廠家積極引進和消化國外先進技術，開發新品種，提高產品技術和質量水平，已有部分達到或接近國際同類產品的水平。高空作業車有較大的市場需求，改進高空作業車的工作性能，開發研制機動靈活、技術含量高，安全、可靠的高空作業機械具有重大的意義。我國高空作業車使用較多的主要有道路交通、園林部門。但新型高空作業車的使用范圍不夠廣泛，主要原因是國內產品技術性能及參數還不能完全滿足使用的要求,在產品用途和功能上還需更新，需要從產品的適應性、技術性能上進行較大的突破。此次設計我們著眼于園林部門使用要求，對市場上常見的產品的結構進行改進設計，以更加滿足園林部門的使用要求。關鍵詞：高空作業車；支腿結構；產品改進；結構設計；AbstractThedevelopmentofthehigh-altitudeoperationtruckhasbeennearfortyyearsallovertheworld,andnowithasformedawholesystemofspecialproductdevelopmentandproduction.InChina,thetimeofdevelopingandproducinghigh-altitudeoperationtrucksislate,onlythentwoseveralyearhistoricaldevelopments,butbecausehigh-altitudeoperationtruckmanufactureenterprise'sunceasingendeavor,movedtowardthestabledevelopmenttrackgradually.Specially,theattitudesofeverymanufactureronintroductionandabsorbabilityofforeignadvancedtechnology,thedevelopmentofnewtype,andtheimprovementofproducttechnologyandquality.Thehigh-altitudeoperationtruckhasgreatmarketdemand,improvesitsoperatingperformance,thedevelopmentmobilenimble,thetechniquecontentishigh,safe,thereliableworkhighabovethegroundmachineryhasthesignificantsignificance.Inourcountry,thehigh-altitudeoperationtruckiswideusedinroadtrafficandgardendepartments.Butthescopeisnotverywidespread,theprimarycauseisthedomesticproducttechnicalperformanceandtheparameterhasnotbeenabletosatisfytheusecompletelytherequest,mustrenewintheproductuseandthefunction,needsfromtheproductcompatibility,thetechnicalperformancetocarryonthebigbreakthrough.Thisdesignfixesattentionontherequirementsofgardendepartment,andexplainstheimprovementmethodofcommonproductstofulfilltherequirementsofusingofgardendepartmentbetter.KeyWords:High-altitudeoperationtruck;Outriggerstructure;Productimprovement；Structuredesign;目錄1緒論 11.1高空作業車的概況及其發展方向 11.1.1高空作業車發展現狀 11.1.2市場需求前景 21.1.3提高我國高空作業車水平的宏觀設想 31.2選型設計 31.2.1高空作業車的主要型式 3工程車輛式高空作業車 51.2.2舉升機構的類型 51.3小結 62舉升機構設計 82.1動臂的設計 82.1.1伸縮臂的設計 82.1.2上臂的設計 142.1.3下臂的設計 182.3.1工作臺與伸縮臂間的聯接軸 252.3.2上臂與下臂間的聯接軸 262.3.3下臂與轉臺之間的聯接軸 263支腿設計 273.1支腿跨距設計 283.1.1跨距設計 283.1.2支腿壓力計算 293.2活動水平腿箱設計 313.3固定水平腿箱設計 333.4垂直腿箱設計 333.5支承腳設計 343.6強度和剛度校核 344液壓系統設計 374.1確定液壓系統的主要參數 374.1.1液壓系統的設計要求 374.1.2液壓缸的載荷組成與計算 374.1.3液壓馬達的負載分析 394.1.4系統的工作壓力 404.2執行元件的幾何參數 404.2.1液壓缸的主要結構尺寸 40結束語 44參考文獻 45致謝 461緒論隨著國民經濟的快速發展，我國綜合國力不斷提高，各方面都快速向世界各發達的資本主義國家接近，今年來國家提出了加快城市化的國策，城市建設進展很快，城市的規模和數量都有了很大的提高。伴隨著城市的發展，城市的園林綠化也必須跟上城市的發展，不斷提高自己的工作能力和質量，城市多了，大了，城市園林綠化部門的工作量也大了。所以，對園林綠化專用車輛的需求也增加了，比如城市灑水車，吸污車，道路請障車，綠化高空作業車等等。綠化高空作業車，是一種主要用于城市園林綠化工作中的一種高空作業車。它的主要用途是對城市街道兩旁的高大樹木進行枝葉修剪，樹木運輸移栽等等。綠化高空作業車是在高空作業車的基礎上，根據作業用途進一步細分的一種車型。它本質上就是高空作業車，只是在用途上與其它如，電力高空作業車，城市高樓清潔高空作業車等類型的高空作業車有所不同，不用像電力高空作業車那樣對絕緣性能有特別的要求，不用像高樓清潔高空作業車那樣對作業高度要求那樣高，因為城市的樹木高度一般很少有超過15米的。而且，綠化高空作業車因為工作場所主要是在城市街道上，不需要運送質量大的貨物，所以它的設計也與其它類型高空作業車略有不同。鑒于綠化高空作業車與高空作業車的諸多共同點，我們可根據一般高空作業車的基本結構，特點，進行改進以求得到符合使用要求的綠化高空作業車，我們首先從高空作業車的基本情況出發進行研究。1.1高空作業車的概況及其發展方向高空作業車的分類方式有多種，按臂架的展開方式分類，有折疊式和伸縮式及混合式三種；按臂架的形狀可分為直臂式和曲臂式；按驅動方式可分為自動式、拖動式和手動式等。1.1.1高空作業車發展現狀我國高空作業機械發展雖然起步較晚，只有二十幾年的發展歷史，但由于高空作業機械制造企業的不斷努力，已逐步走向穩定的發展軌道。近幾年中國高空作業機械的發展主要表現在以下幾個方面:(1)品種數量不斷增加。10年前，中國高空作業平臺產品主要是剪叉式、套筒油缸式等產品為主，產品的移位大都靠手推為主。隨著國民經濟和城市建設的發展，需求量逐年增加，各種規格的新產品近幾年增加較快。(2)產品性能有較大提高。中國的高空作業機械產品通過學習、引進和消化國外先進技術開發了許多新產品，其產品的技術水平和產品質量都不斷提高，達到和接近國際同類產品的水平，在國內市場中競爭力強，市場銷路好，產量也增加較快。如北京京城重工集團開發了剪叉自行式平臺、箱型截面鋁合金桅柱平臺，其中箱型截面鋁合金桅柱平臺單桅柱最大作業高度達到了16.5m;開發了22m、25m和30m的蜘蛛式高空作業平臺。（3)市場份額進一步擴大。一些企業利用自身的優勢，在原有產品的基礎上根據國內底盤品種的增加和一些基礎零部件的更新，不斷加大新產品的開發力度，走企業橫向聯合多種經營的綜合開發道路，不但使企業自身的生產和銷售步入了良性循環軌道，還帶動了附屬企業和國內相關企業產品的銷售發展。如杭州園林機械廠自1995年底正式和日本愛知公司合資以來，一方面加大國產產品的更新改造，另一方面利用日本先進技術和管理經驗不斷開發適合國內用戶需要的產品，企業在短短幾年內就有10多個新產品問世并在中小高度作業車上占有較大的市場份額，并有部分產品出口。(4)優勢互補，推動了行業的技術進步。國內汽車起重機行業的一些大中型企業，利用自己的技術優勢和設備優勢近年來紛紛開發了許多本行業產品。如錦州重型機械廠1996年開發完成了國內最大高度50m的高空消防救援車，徐州重型也開發了53m和68m的高空作業救援車。北京京城重工集團開發了鋁合金桅柱系列高空作業平臺、自行式剪叉平臺及蜘蛛式折臂平臺等。國外高空作業機械發展迅速，技術水平不斷提高。工業發達國家，一般都有專門的跨國公司和集團主營和兼營高空作業機械，如美國GROVE公司和GENIE公司、英國的COLES公司和SI-MON公司、意大利的RICO公司、芬蘭BRONTO公司、日本多田野和愛知株式會社等。高空作業機械的底盤分通用型和專用型，采用通用汽車底盤的高空作業機械，機動靈活，能快速轉移，作業高度較高，采用專用底盤的高空作業機械，即自行式高空平臺車，適用于固定場所作業，具用微動行駛，擴大作業半徑等特點。為滿足實際工程的需要，高空作業車的作業高度越來越高，隨之作業半徑也越來越大，如ST-MON公司的S600作業高度已達60m,BRONTO公司的產品最大作業高度已達72M.操作越來越簡單可靠，自動化程度不斷提高。1.1.2市場需求前景據不完全統計，國內各企業高空作業機械的總產量，遠遠不能滿足國家經濟建設的需求，供需矛盾突出，其表現為:船舶行業，當前我國造船業發展迅猛，己逐步進入國際船舶市場。船舶產量從上世紀80年代初的30多萬噸，提高到現在的200多萬噸，約占世界船舶市場份額的6%。隨著船舶制造業的不斷發展，大型船舶的建造日益增多，造船和修船中越來越多的需要高空作業，因此，高空作業車的應用也是與日俱增。據統計，中國船舶系統需要16-25M直臂式高空作業平臺約80-100臺左右。城鄉電業部門、電站、變電所、各種低壓輸電線路的建設維修帶電作業迫切需要有性能的高空作業車，預計電力部門需要各類絕緣高空作業車(12-30M)大約200臺左右。城市路燈園林部門需要6-16M中小型高空作業車大約1000臺左右。國防軍工系統，對20-40M越野高空作業車需求量也較大，主要用于航天、導彈發射等。因此，高空作業車有較大的市場需求，改進高空作業車的工作性能，開發研制機動靈活、技術含量高，安全、可靠的高空作業機械具有重大的意義。1.1.3提高我國高空作業車水平的宏觀設想高空作業車的發展主要動向是實現六化、三性，以提高高空作業機械的適用性。六化:即液壓化、最優化(采用計算機輔助設計)、輕量化(采用高強度材料、減輕構件重量)、機電液一體化(如安全保護、報警裝置等)、通用化、系列化;三性:可靠性、安全性、舒適性。為了滿足高層建筑的復雜情況，要求人們不斷改進高空作業車，以適應各種工況的要求。新技術的采用，使發達國家上世紀80年代的高空作業車在性能上和安全上有較大的提高，這主要體現在三個方面:(1)在公安消防上，提高救生和滅火能力。上世紀80年代，發達國家通過改進消防車的臂架結構和液壓系統，使其救人和滅火能力有了大幅度的提高。登高平臺消防車，70年代的最大工作高度是40M,80年代后期，芬蘭BRONTO公司又推出了67.5M的登高平臺消防車，而且這兩種車的登高平臺載重能力達450KG，顯著地提高了救生能力。(2)提高應對不利環境的能力。在高層建筑火場或在施工現場，有時會遇到地面不平、場地狹窄等情況。如何在這些不利情況下使用高空作業機械，充分發揮其救生和滅火能力，也是高空作業機械新技術開發的主要方向之一。這方面比較突出的日本森田公司，在新一代云梯消防車上采用了電子計算機調平技術。(3)提高安全性。如在80年代德國的馬基路斯、麥茨、森田和芬蘭的BRONTO公司等紛紛采用了電子計算機控制舉高消防車的支腿梯架的操作和顯示等技術，這種技術提高了云梯操作自動化程度，從而避免了因操作人員的失誤而導致的危險。為了提高我國高空作業車的生產水平，從目前的狀況來看首先應從如下的幾個方面來進行說明：1)解決工程汽車底盤問題，這樣才可使高空作業車輕便、可靠，使用上既靈活又可承擔繁重的工作任務；2)提高液壓元件的制造質量，這樣就可以提高使用壽命和可靠性，相應的也就提高了高空作業車的質量；3)改變高空作業車的生產方式，向規模化方向發展，這不提可保證質量還可降低成本；4)要擴大新型高空作業車的使用范圍，可刺激本行業的發展，并投入力量加強對新產品的開發；5)應用現代設計方法和手段對現有的產品進行改造。1.2選型設計高空作業車是運送工作人員和使用器材到達指定現場,并進行作業的專用車輛。1.2.1高空作業車的主要型式高空走業車的主要型式有:汽車式、自行底盤式和工程車輛式等三種。下面將分別對這幾種類型的高空作業車進行介紹.圖1.1汽車式高空作業車汽車式高空作業車汽車式高空作業車是指在通用或專用底盤基礎上配置高空作業機構而成的高空作業車。它具有汽車的機動靈活，行駛速度高，覆蓋面廣，轉移迅速，到達作業地點能迅速投入工作等優點。適合于點多面廣，作業場所不固定的場合。汽車式高空作業車改裝較易，通用性強，因此發展較快。不足之處在于總體布置受到圖1.1汽車式高空作業車底盤的限制，一般車身狹長，轉彎半徑較大，不適合在狹小和惡劣的場所作業。(如圖1.1所示)圖1.2自走底盤式高空作業車自走底盤式高空作業車自走底盤式高空作業車是指作業部分裝設在專門設計的自走底盤上的高空作業車。因此底盤可根據總體布置要求合理設計。軸距相對又要求較小，車身較短，特別適合于工作場地有特殊要求，工作區域較小和對作業針對性強的場合。(如圖1.2所示)圖1.3工程車輛式高空作業車工程車輛式高空作業車工程車輛式高空作業車是指作業部分配置在工程車輛上的高空作業車。它一般具有多種作業功能，更適合于在惡劣條件下工作。(如圖1.3所示)1.2.2舉升機構的類型高空作業車按升降機構的型式可分為：伸縮臂式(直臂式)、折疊臂式(曲臂式)、垂直升降式和混合式等四種基本類型.圖1.4伸縮臂式高空作業車圖1.5折疊臂式高空作業車伸縮臂式伸縮臂式由多節套式臂架構成，依靠油缸或油缸與鋼絲繩等完成臂架的伸縮。它能夠獲得較大的工作幅度及高度，被廣泛運用。但只能用于地面以上的高空作業，且伸縮是直線式，跨越障礙的能力有限，一般用于中小型車。(如圖1.4所示)折疊臂式折疊臂式是由多節臂架相互折疊構成。它可分為上下折疊臂，各臂除鉸接點外，不需要配合，制造精度要求不高，且能獲得更大范圍的工作高度及一定幅度。采用多節折疊可以完成車下更大范圍的作業，如立交橋下的高空作業等工作，跨越障礙的能力強，廣泛地應用于高空作業車上。(如圖1.5所示)圖1.6垂直升降式高空作業車垂直升降式垂直升降式可分為交剪式、套筒式兩種類型。這種舉升機構能完成有限高度的作業。但是其跨越障礙的能力差，工作范圍小。但平臺較大發，工作平穩，廣泛應用于造船、飛機制造及室外清潔等場合。(如圖1.6所示)圖1.7混合式高空作業車混合式混合式是由伸縮式與折疊式組合而成。它綜合了伸縮式和折疊式的優點，能夠獲得更大的工作范圍，以滿足特殊的作業的需要。(如圖1.7所示)1.3小結根據設計要求，我們設計的是一種綠化高空作業車，其設計的使用目的是主要用于城市園林綠化，對城市樹木進行枝葉修剪工作。故其使用強度不高，對作業高度的要求也不是很高，其工作條件也好。對高空作業車的機動靈活性有較高要求，所以我們選擇高空作業車的型式為汽車式高空作業車，并且選擇一種中型載貨汽車底盤做為我們此次設計的高空作業車的底盤。底盤基本參數以及整車主要技術參數分別如表1.1和表1.2所示。表1.1整車主要技術參數工作斗額定載荷(㎏)最大作業幅度(m)最大作業高度(m)最高行駛速度(km/h)2207.82090底盤型號回轉速度(r/m)乘員人數外形尺寸(mm)EQ1108G6DJ150～268000×2462×2690表1.2底盤主要參數軸距(mm)輪距前/后(mm)最小離地間隙(mm)最小轉彎半徑(mm)47001900動機壓縮比發動機排量(ml)怠速轉速(r/m)燃油箱容量(L)17.3于我們此次設計的高空作業車經常在城市街道旁作業，街道兩旁各種電線、電纜以及人行天橋，路旁廣告等各種障礙物較多，對其跨越障礙物的能力有較高要求，所以我們此次設計對高空作業車的舉升機構設計選擇了混合式。根據結構設計，參考同類型產品，結合本次設計，確定如圖1.8所示結構。圖1.8高空作業車示意圖2舉升機構設計前面已經講到，舉升機構有直臂式、折疊臂式、垂直升降式和混合式。我們此次設計根據使用要求選擇了混合式舉升機構，下面的幾節將對舉升機構設計中遇到的幾個問題進行逐個分析。2.1動臂的設計動臂為彎扭受力構件，為了獲得較大的強度和剛度。一般采用薄壁箱形結構。槽形板折邊采用大圓角型式可增強板邊的抗局部失穩能力。為使主受彎截面獲得較高的抗彎截面模量。可加布左右加強筋板，獲得漸近的等強度受力狀態，具體設計如下：2.1.1伸縮臂的設計確定伸縮臂的主要尺寸根據整車布局的需要和設計工作高度的要求，伸縮臂長度L1=3m.伸縮臂的截面高度依照參考文獻（5）H=(2.1)式中：——按動臂(0.8~1)最大合成彎矩(即以工作斗的額定載荷處在最大臂幅時計算)求得的抗扭彎截面模量。——腹板的厚高比工作斗的額定載荷依設計所定為：W=2伸縮臂的最大合成彎矩：M=WgL=220=6468N.m(2.2)根據參考文獻[1]第一卷中有關材料選用綜合本設計的需要，選定普通低合金結構鋼15MnV為設計材料，伸縮臂板厚取t=4mm。材料機械性能參數如下：最小許用安全系數的確定，根據參考文獻[8]可知：(2.3)查表參考文獻[8]表2.2，可得：最小許用安全系數[S]=2，許用應力故(2.4)根據參考文獻[5]第四章第五節。可得腹板厚高比為：(2.5)式中：——臨界應力，是腹板不喪失局部穩定性的最大極限應力；設計時選，此處選擇。——剛度系數E——材料的彈性模量K——邊板支承影響系數，取K=1.3根據所選材料可知：E=206GPa=0.3(2.6)則：(2.7)取(2.8)取根據參考文獻[5]取高寬比推薦值H/b=1.6取b=120(2.9)截面結構如圖2.1所示圖2.1伸縮臂的強度校核圖2.2伸縮臂工作臺所產生的彎矩：(2.10)(2.11)則有：(2.13)式中：——上臂對伸縮臂的垂直作用力——工作臺產生的彎矩——伸縮臂單位面積均布載荷L1——伸縮臂長度為了方便下面的計算，將動臂的截面形狀簡化為一個矩形。動臂的均布載荷為q,則。(2.14)式中：A——截面積——單位密度(2.15)受力圖如圖2.6所示彎矩計算圖2.3折臂彎矩圖作彎矩圖如圖2.5所示，圖中定性的表示了載荷的分布。但這只是初步確定，由此可知危險截面所在位置截面I-I。本設計的高空作業車作業高度不大，工作環境一般，故受風載影響不大，初步設計時可不予考慮，則可知危險截面I-I的最大彎矩。截面I-I關于中性軸X的截面模量，根據前述模型簡化，查參考文獻[1]第一卷可知:圖2.4臂截面圖(2.16)如圖2.4所示：H=200mmh=192mmB=(2.17)強度驗算，正應力為：(2.18)式中：——主受彎截面的最大彎矩Wx——由主梁截面對中性軸X和Y的截面模量剪應力強度校核截面I-I所受剪力：根據參考文獻[5]有：(2.19)式中：Mn——截面的轉矩Ix——截面對中性軸的慣性矩Sx——截面的最大靜矩A=b.h——由板的中線圍成的截面面積δ——腹板的厚度[τ]——許用剪應力根據參考文獻[1]第一卷。如圖2.6所示慣性矩（2.20）腹板的厚度靜矩：(2.21)當y=0時取得最大靜矩：(2.22)扭矩Mn=0根據《機械設計》可知：(2.23)動臂的合成應力(2.24)所以，所設計的折臂滿足強度要求伸縮臂的穩定性根據《鋼結構設計》P274中規定：凡符合下列條件之一的受彎結構件，可不驗算側向屈曲的穩定，而本設計滿足其中一條為：箱形截面結構件，當其截面高與兩側板間的寬度B的比值不大于3時，其截面足以保鋼結構的側向剛性。H=200mmB=120mm故本結構能保證動臂的穩定性板的局部穩定性根據參考文獻[1]第一卷假設該板兩側板為面內受彎作用，四邊簡支，則取φ=2——梁的整體穩定性系數。(2.25)式中：μ=0.3——泊松比E=206GPa——材料的彈性模量t=4mm——板厚b=12a=3000mm——局部失穩的臨界應力K——系數根據參考文獻[1]第一卷，表4.11-19a/b=25>2/3取k=23.9整體屈服出現在局部失穩之前,所以臂板的局部穩定性滿足要求。2.1.2上臂的設計主要尺寸確定根據整車布局需要和設計高度要求，上臂長度L2=8m，街面高度依照參考文獻[5](2.26)工作斗額定載荷W=220kgL2=8mL1=3mq垂直彎矩(2.27)選材為普通低合金結構鋼15MnV，板厚t=5mm最小許用安全系數根據參考文獻[8]取[s]=1.4，抗彎扭截面模量（2.28）求厚高比γn臨界應力剛度系數（2.29）邊板支承影響系數k=1.3(2.30)取160mm(2.31)取H=2取高寬比H/B=1.6，B=137.5mm，取單位面積均布載荷（2.32）強度校核根據前述的結果和步驟，可得：（2.33）根據受力矩平衡可得：(2.34)(2.35)式中：(2.36)根據X、Y方向受力平衡(2.37)作力矩平衡圖如下：圖2.5彎矩圖垂直方向最大彎矩(如上圖所示)Mxmax=24734N.m中性軸X的截面模量H=220mmB=140mmb=根據參考文獻（1）可得(2.38)正應力為(2.39)式中Mymax=0——是由水平力引起的最大彎矩則（2.40）剪應力(2.41)式中：——主受彎截面的垂直剪力——截面的轉矩截面對中性軸的慣性矩(如圖2.9所示)(2.42)腹板的厚度截面的最大截矩（2.43）許用剪切應力(2.44)則合成應力(2.45)故上臂的強度合符要求。動臂的穩定根據《鋼結構設計》中規定：箱形截面結構件，當截面高度與兩側板間的寬度B的比值不大于3時，其截面足以保證鋼結構的側向性H=220mmB=140mm故本結構滿足此規定板的局部穩定性根據參考文獻[1]，假設該兩側板為面內受彎作用，四邊簡支，則梁的整體穩定系數φ=2泊松比μ=0.3材料的彈性模量E=206Gpa板厚t=5板寬b=14板長a=80系數k=23.9根據a/b=57>2/3局部失穩的臨界應力（2.46）整體屈服出現在局部失穩之前，故可保證板的局部穩定性，滿足設計要求。2.1.3下臂的設計依據前面，折臂、上臂的設計步驟進行如下設計主要尺寸確定根據整車布局需要和設計高度要求，確定下臂長度L3=7.5m工作最大載荷的確定：當上臂展成70°，伸縮臂全部伸出時，所產生的載荷作用于第一臂上的載荷最大。垂直彎矩：最大垂直彎矩產生在上臂展開70°，伸縮臂與上臂平行，下臂剛好起動時。相對于O點的力矩為：(2.47)式中：選材用普通低合金結構鋼16Mn，取板厚t=6mm。根據參考文獻（1）可知最小安全系數：取[S]=1.4，許用應力抗扭彎截面模量（2.48）厚高比臨界應力：剛度系數：邊板支撐影響系數：K=1.3取依經濟條件下提出的設計公式(2.49)取H=260mm取高寬比：H/B=1.67B=180mm(2.50)(2.51)強度校核下臂油缸推力，根據受力平衡可得(2.52)則當下臂水平，上臂展成時，液壓缸與上臂成夾角。圖2.6下臂受力圖（2.53）X方向受力平衡：（2.54）Y方向受力平衡：（2.55）受力平衡圖，彎矩圖，如圖2.13所示圖2.7彎矩圖正應力校核根據彎矩圖可知危險截面是I-I面，則主截面最大彎矩：（2.56）由水平引起的最大彎矩：中性軸X的截面模量：(如圖2.12所示)H=250mmh=238mmB=(2.74)根據《機械設計手冊》可得(2.57)正應力為(2.58)式中Mmax=0——是由水平力引起的最大彎矩則（2.59）剪應力(2.60)式中：——主受彎截面的垂直剪力——截面的轉矩截面對中性軸的慣性矩(如圖2.9所示)（2.61）腹板的厚度截面的最大截矩(2.62)許用剪切應力(2.63)則合成應力(2.64)故下臂的強度合符要求。下臂的穩定性H=230，B=30H/B=1<3股根據《鋼結構設計》中規定：箱形截面結構件，當截面高度與兩側板間的寬度B的比值不大于3時，其截面足以保證鋼結構的側向性，可保證整體穩定。板的局部穩定性根據參考文獻[1]，假設該兩側板為面內受彎作用，四邊簡支，則梁的整體穩定系數φ=2泊松比μ=0.3材料的彈性模量E=206Gpa板厚t=6mm板寬b=15板長a=75系數k=23.9根據a/b=50>2/3局部失穩的臨界應力（2.65）整體屈服出現在局部失穩之前，故可保證板的局部穩定性，滿足設計要求。2.2確定動臂撐臂油缸的安裝尺寸2.2.1.下臂圖2.8下撐臂機構計算簡圖危險位置油缸受力圖取初取油缸行程總長在?OAB中(2.67)(2.68)(2.69)(2.70)（2.71）當下臂上升70°時，、均不變。此時油缸的長度為（2.72）活塞伸長（2.73）故活塞行程滿足要求當上臂達到70°時，油缸受力最大，此位置為危險工況，受力見圖由力矩平衡得（2.74）液壓缸額定推力為31.42kN。對安裝尺寸進行微調下支點與支撐點的高度差2.2.2上臂圖2.9初選取缸長=1750mm，=400mm。（2.76）當上、下臂都上升70°時，均不變。此時油缸的長度為（2.77）活塞伸長1350mm故活塞行程滿足要求。調整安裝尺寸=400mm,,,H=300mm。2.2.3伸縮臂全長3m，外伸部分2.4m，根據行程的要求，選擇DG型車輛用液壓缸，缸徑80mm2.3動臂之間的聯接軸設計2.3.1工作臺與伸縮臂間的聯接軸最大剪應力：（2.78）根據經濟性條件推導出如下求最小軸徑公式(2.79)式中：Q——最大剪應力——材料許用剪應力取D=25mm（2.80）剪應力校核式中：Q=1225N——最大剪應力——截面積（2.81）——剪應力（2.83）滿足使用要求2.3.2上臂與下臂間的聯接軸最大剪應力最大剪應力：（2.84）設計公式：（2.85）取剪應力校核(2.86)(2.87)滿足使用要求2.3.3下臂與轉臺之間的聯接軸最大剪應力：（2.88）設計公式取(2.89)剪應力校核(2.90)(2.91)3支腿設計常見的支腿結構型式一般有三種：H式支腿、X式支腿、蛙式支腿。由于H式支腿對地面的適應姓好，易于調平，在反力變化過程中支腿基本無爬行現象是一種較理想的應用最廣泛的支腿形式，且能滿足設計要求。故采用H型單獨可調式支腿。采用前后設置，并向兩側伸出，形成矩形。一般都設有垂直支撐液壓缸和水平伸縮液壓缸,垂直支腿和伸縮支腿固結在一起,垂直支腿液壓缸的下部設有一個支承腳,多采用萬向球鉸連接。圖3.1垂直支撐液壓缸；2、水平伸縮液壓缸；3、伸縮支腿；4、支撐腳；5、固定套梁圖3.23.1支腿跨距設計3.1.1跨距設計支腿的橫向外伸跨距的最小值應保證高空作業車在側向工作時的穩定性，即全部載荷的重力合力落在側傾覆邊以內，并使繞左右傾覆邊AB或DC的穩定力矩大于傾覆力矩。1/2支腿橫向的跨距a應滿足：（3.1）式中轉臺重力:=5kN;底盤重力：=44.1kN工作斗及其載荷：（3.2）臂架重力：（3.3）其它附加裝置估計重：6.5KN轉臺重心到回轉中心的距離：臂架重心到回轉中心的距離：代入公式得：（3.4）參照本次設計，考慮選取跨距支腿的縱向跨距支腿的縱向跨距的確定和橫向跨距確定原則一樣，應使繞前、后傾覆邊BC或AD的穩定力矩大于傾覆力矩。當作業平臺在車輛后方作業時，如圖所示,可得后支腿支撐點至回轉中心的距離b1，應滿足：由公式：（3.5）其中L是底盤重心至回轉中心的距離取則有：（3.6）圓整取：3.1.2支腿壓力計算假定高空作業車在作業時支撐在A、B、C、D四個支腿上，臂架位于離高空作業車縱軸線角處，如圖3.3所示。若高空作業車不回轉部分的重力為，其重心在離支腿對稱中心（坐標原點）處，回轉中心離支腿對稱中心的距離為。又設高空作業車回轉部分的合力為，且合力至點的距離為，則作用在臂架平面內的翻傾力矩為，圖3.3支腿的支撐位置則有如下計算式：(3.7)(3.8)(3.9)(3.10)(3.11)于是可求得四個支腿上的壓力各為：(3.12)(3.13)(3.14)(3.15)當舉升臂在車輛在車輛正側方作業時即，則上式可簡化為：(3.16)(3.17)(3.18)(3.19)按四點支撐計算支腿壓力時,若有一支腿的壓力出現負植,應該用三點支撐重新計算支腿壓力。設舉升臂在第二種工況位置作業時，支腿A不受力，支腿BCD受力，可求支腿的支反力分別是：(3.20)(3.21)圖3.4三點支撐狀態(3.22)(3.23)舉升臂在工況1時D支腿的受力最大。(3.24)3.2活動水平腿箱設計水平腿箱是支腿的主要受力構件，可看作一橫梁，應具有足夠的強度和剛度。按經濟條件確定活動水平腿箱的尺寸。（3.25）式中——按腿箱支承點支承點懸伸距離的3/5處最大合成彎矩求得的抗彎截面模量；——腹板的厚高比，根據參考文獻[5]第四章第五節。可得腹板厚高比為：（3.26）式中：——臨界應力，是腹板不喪失局部穩定性的最大極限應力；設計時選；D——剛度系數;——材料的泊松比；E——材料的彈性模量；K——邊板支承影響系數，取K=1.3；選材用普通低合金結構鋼15MnV，取板厚t=5mm根據參考文獻[1]可知最小安全系數：（3.27）取[S]=1.4，許用應力（3.28）抗扭彎截面模量厚高比臨界應力：（3.29）剛度系數：（3.30）邊板支撐影響系數：K=1.3（3.31）取0.025支承點懸伸距離的3/5處有最大合成彎矩，由前面支腿布置可確定固定水平箱長度L=2100mm，活動水平箱懸伸距離750mm，為全長的2/3，懸伸距離的3/5為=450mm。底盤在懸伸距離的3/5的彎矩（3.32）旋轉部分在懸伸距離的3/5的彎矩（3.33）（3.34）（3.35）（3.36）取h=250mm,,取h/b=1.5,b=175mm兩腹板間距由下式確定（3.37）——焊縫高度，一般取5mm；為保證兩腿箱搭接處強度，在入口部設有加強，兩腿箱搭接長度為活動腿箱總長的1/3，且在后搭接處設有加強，活動腿箱總長11253.3固定水平腿箱設計一般固定水平腿箱按照活動腿箱的截面設計，為保證高空作業車整車在工作中能平穩運動，一般上下間隙為3mm，橫向間隙(3.38)圓整結果為=270mm,=280mm,=185mm,=200mm3.4垂直腿箱設計垂直腿固定箱截面可實際成方形，在入口部設有加強，活動箱主要是保證支承部位在受軸向力后不失穩和保證活動體有可靠的垂直支承而設計，結構形式是活動腿箱的上端與液壓缸桿固定，活動腿箱為滑動配合，其間隙一般為1~2mm.固定箱截面b=195mm,L=82活動箱截面b=180mm,L=753.5支承腳設計支承腳是保證作業車工作時能在規定的地面承受壓力不下陷，且保證在不同的地面能可靠支承。一般支承腳要在最大支反力下保證有足夠的接地面積。式中:——地基強度，一般取1.6Mpa;(3.39)(3.40)選用直徑為250mm的圓形接地3.6強度和剛度校核如圖示(3.41)由受力平衡得(3.42)根據參考文獻[5]可知：(3.43)式中:——主受彎截面最大彎矩；——主梁截面對中性軸的抗彎截面模量；如彎矩圖所示：=(3.44)(3.45)(3.22)剪應力(3.46)式中：——主受彎截面的垂直剪力——截面的轉矩=69800N截面對中性軸的慣性矩圖3.3(3.47)腹板的厚度截面的最大截矩(3.48)許用剪切應力(3.49)(3.50)則合成應力(3.51)4液壓系統設計液壓傳動是以油液為工作介質，通過能量轉換來實現執行機構所需的運動的。液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，然后通過油缸或馬達，將液體的壓力能轉換為機械能來推動負載運動。4.1確定液壓系統的主要參數液壓系統的主要參數是壓力和流量。它們是設計液壓系統，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷，流量取決于執行元件的速度和結構尺寸。4.1.1液壓系統的設計要求本液壓系統為了更為高效、快捷的完成高空作業車的動作內容，考慮實際使用工況，特對液壓系統作如下要求：(1)液壓缸在任一速度下均可保持恒定，且可實現變速(2)支腿要求能快速、便捷地同時收放，可以單獨進行調節(3)所有油缸地要求配有液壓鎖，防止失壓(4)上部回路工作時要求下部回路不能動作，而且，下部回路展開前，上部回路不工作(5)回轉馬達要求響應迅速，回轉機構運轉平穩，制動方便、快捷(6)有過載保護回路(7)有備用手動油泵(8)各油缸都要求有緩沖制動回路，動作無爬行，抖動4.1.2液壓缸的載荷組成與計算圖3.1是表示一個以液壓缸為執行元件的液壓系統簡圖，各有關參數標注在圖上，其中為作用在活塞桿上的工作載荷，為活塞與缸壁圖4.1液壓系統計算簡圖和導向套間的摩擦阻力，為活塞桿的慣性阻力。往復運動的液壓缸外部載荷包括：工作載荷摩擦阻力慣性負載負載分析如下：工作負載：工作載荷Fw是執行機構工作時所產生的負載，由各油缸工作時決定。摩擦阻力：摩擦阻力是指運動部件間的摩擦力，它與支撐的形狀、放置情況、潤滑條件及運動狀態有關。通常用下式估算(4.1)式中：——運動部件的重力或外負載對支撐面的正壓力——摩擦系數，根據《專用汽車設計》，取慣性負載：慣性負載是指部件運動速度變化時，由慣性而產生的負載，其平均值(4.2)式中：——運動部件的質量——速度變化量——加速或減速時間由于本設計要求運動平穩，工作斗垂直加速度不打于。故在此(4.3)以三種共同作用于液壓缸的負載起動或加速時(4.4)穩態運動時(4.5)制動或減速時(4.6)除了以上三種力外，液壓缸工作時還須克服密封裝置的摩擦力，他與缸徑和密封的形式有關，通常將其影響考慮在執行機構的機械效率中。即(4.7)式中：——機械效率，取0.90～0.98綜合以上各部，考慮主要的影響因素，將次要影響考慮到機械效率中，故機械效率取小值。即則可知負載作用力為(4.8)式中：——液壓缸外負載——機械效率——液壓缸的負載4.1.3液壓馬達的負載分析液壓馬達主要作用是將液壓能轉變為機械能，使產生旋轉運動將經過減速驅動回轉裝置運轉，故其負載主要有負載力矩、摩擦力矩、慣性力矩負載力矩：由工作機構的負載決定，在此為回轉馬達的回轉力矩。摩擦力矩：為旋轉件的軸承摩擦力矩，計算公式為：(4.9)式中：——旋轉部件重力——軸頸半徑——摩擦系數。啟動時取靜摩擦系數0.2～0.3旋轉時取動摩擦系數0.05～0.10慣性力矩：由旋轉加速或減速時產生，計算公式為：(4.10)式中：——旋轉部件的轉動慣量——角加速度——旋轉部件的重力——旋轉部件的直徑以上各力矩之和為液壓馬達的負載。關系如下：啟動或加速時(4.11)恒速時(4.12)減速時(4.13)利用機械效率綜合考慮，在其取值0.90～0.99時取小值。故液壓馬達的負載力矩：4.1.4系統的工作壓力系統的工作壓力是指在正常的工作狀態下，系統中大部分回路共同的壓力。根據載荷的大小和工作裝置的類型而定。在此基礎上綜合考慮執行元件的形狀、尺寸和安裝。以經濟條件和元件的供求狀況等來決定，按系統壓力選取原則，亦可按指定樣機選取本次設計主要參考了中汽商用車生產的ZQ5060JGK型高空作業車，結合本次設計，初步選定系統工作壓力。4.2執行元件的幾何參數執行元件的幾何參數十只液壓缸的幾何尺寸和液壓馬達的排量4.2.1液壓缸的主要結構尺寸參照圖3.1，可以根據液壓缸的工作面積與缸內油液壓力及外負載之間的關系，可列出活塞受力的平衡式無桿腔為工作腔：(4.14)有桿腔為工作腔：(4.15)式中：——液壓缸的工作壓力——液壓缸的回油壓力根據《專用汽車設計》，回油路有背壓閥或調速閥調速時，P2=0.5～1.5MPa，在此取MPa——活塞的無桿腔的有效工作面積，為缸內徑——活塞桿的有桿腔的有效工作面積，為活塞桿直徑，當活塞桿受壓時，選取0.5～0.7——液壓缸的外負載——液壓缸的機械效率=0.90～0.97取將上式整理可得無桿腔為工作腔時，缸內徑的設計公式，其中令則(4.16)由于有桿腔與無桿腔作用面積不同，故其伸出與縮回速度亦不同。考慮本設計運動的平穩性，初選速度比，根據前述公式推導可得帶入數值計算得（4.17）4.2.1由《機械設計手冊》式34.7-18可得(4.18)式中：——油缸工作壓力——油缸回油壓力油缸外載荷：根據前面設計可知各缸所需外載荷為：伸縮臂油缸載荷力：上臂油缸載荷力：下臂油缸載荷力：支腿垂直油缸載荷力：支腿水平油缸載荷力：液壓缸克服的總負載力：(4.19)式中：——工作機構要求的負載力——考慮本身的各種負載系數，根據《液壓傳動》中所述，取則總負載力：伸縮臂油缸總負載力：上臂油缸總負載力：下臂油缸總負載力：支腿垂直油缸總負載力：支腿水平油缸總負載力：將上式數據帶入直徑計算公式得（4.20）（4.21）（4.22）（4.23）（4.24）根據《液壓工程手冊》表7.1-3對上述計算缸內徑結果圓整4.2.1根據油缸內徑，參照《液壓工程手冊》第7.4.1節，選用DG型車輛用液壓缸，選擇如表3.1所示表4.1選用的液壓缸的參數型號dKMLmDG-J80C-E18045102M22×1.5M39×1.5424045×75DG-J100C-E110056121M27×2M48×1.5625056×95DG-J80C-E18045102M22×1.5M39×