【JX18-41】伸缩臂式高空作业车设计（二维+三维+论文）
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JX18-41
【JX18-41】伸缩臂式高空作业车设计二维+三维+论文
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【JX18-41】伸缩臂式高空作业车设计（二维+三维+论文）,JX18-41,【JX18-41】伸缩臂式高空作业车设计二维+三维+论文
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摘 要臂架是高空作业车的主要承载构件。作业车通过臂架，实现大的作业高度与幅度。对臂架的强度决定了整机的性能，其质量直接影响整机倾覆稳定性，所以对臂架结构设计的好坏将直接影响整机的性能，如整机的重量，对整机的重心，整机稳定性的高度。因此，在保证臂架安全运行的条件下，应尽量减小起重臂的重量，这对于提高整机的质量和经济性具有重要的现实意义。本文主要根据20米高空作业车工作要求来确定伸缩机构的结构和传动方案，进而采用传统的设计方法对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、臂架的结构、液压缸尺寸进行确定，对臂架进行受力分析。 关键词：高空作业车，伸缩臂，受力分析 IIIAbstractThe arm frame is the main bearing component of the high altitude operating car. The operation vehicle realizes the large operation height and amplitude through the boom. The strength of the arm frame determines the performance of the whole machine, and its weight directly affects the overturning stability of the whole machine, so the design of the arm structure will directly affect the performance of the whole machine, such as the weight of the whole machine, the height of the center of gravity of the whole machine and the stability of the whole machine. Therefore, we should minimize the weight of the boom under the condition of ensuring the safe operation of the boom, which is of great practical significance for improving the quality and economy of the whole machine. In this paper, the structure and transmission scheme of the telescopic mechanism are determined mainly according to the working requirements of the 20 meter high altitude operating vehicle, and then the traditional design method is used to determine the three hinges of the main arm, the length of the main arm, the length of each arm, the structure of the arm frame, the size of the hydraulic cylinder, and the force analysis of the arm. Key Words： High altitude operating car, telescopic arm, force analysis目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1 前言11.2 课题的提出21.3 高空作业车组成21.3.1 工作机构21.3.2 金属结构31.3.3 动力装置31.3.4 控制系统31.4 设计内容4第2章 高空作业车总体方案设计52.1起升高度52.2回转幅度52.3伸缩臂传动方案确定62.4伸缩臂截面确定72.4.1 伸缩臂架的截面形式分类72.4.2 伸缩臂截面的确定9第3章 伸缩臂设计计算113.1 伸缩臂尺寸的确定113.1.1 吊臂根部铰点位置的确定113.1.2 伸缩臂各节尺寸的确定123.1.3 变幅液压缸铰点的确定143.2 伸缩臂受力分析163.2.1 伸缩臂在变幅平面承受的载荷163.2.2 吊臂在旋转平面承受的载荷173.2.3 伸缩臂的刚度校核173.2.4 伸缩臂的强度校核213.3 臂架伸缩液压缸的计算及选择213.3.1 缸筒内径计算213.3.2 活塞杆直径223.3.3 缸筒壁厚及外径计算23第4章 结论25参考文献26致 谢27 第1章 绪论1.1 前言高空作业车是将上行人员运送到指定高度的专用工程车辆。它广泛应用于市政建设、园林养护、路灯安装、电力维修、通信安装和维护、建材装饰和维修，因为其稳定的工作特性，自动调速，安全可靠，机动行走，操作灵活，高性能跨越一定的障碍。它已发展成商业应用，如航空摄影、广告摄影、商业装饰等。并延伸到桥梁检验维修、造船、石化、航空等维修行业。空气运行效率大大提高。高空作业车按其行走方式分为两类，即具有特殊车辆底盘的车载高空作业车和采用四轮驱动式的高空作业车。根据其结构，装有汽车底盘的车载高空作业车可分为折叠墙高空作业车、直臂高空作业车和混合墙式高空作业车、剪叉式升降高空作业车。根据现场情况，分为高平台消防车、石油井架维修车、航空食品运输车等。四轮驱动自走式高空作业车还根据臂的结构分为折叠墙式、直臂式、混合墙和桅杆式。从应用的角度看，剪式升降机和高空作业车可以通过多级联动实现垂直提升。其结构比较简单，但操作范围窄，应用范围不广。折叠式高空作业车由上下臂（或左右臂）组成，由变幅油缸、上臂油缸和小臂油缸协调完成升降，平衡平台拉杆完成工作平台的平衡。相对较小的侧翻，但很难调整工作方向。混合臂式高空作业车由多节伸缩臂和1个或多个弯曲臂组成。具有操作高度高、越障能力强、运行稳定性好等特点。适用于海拔20米以上的高空作业。直臂式高空作业车依靠其多臂臂的线性展开和提升，其最大工作范围大，操作方向容易确定，相对较大。工作台平衡由平衡缸和平衡杆完成。但与20米爬升作业相比，后纵臂式高空作业车具有操作范围大、定位准确、调整灵活、侧翻小等优点。目前，国内大部分生产和使用的高空作业车都是折叠臂型，这是因为它是70年代最早进口的高空作业车，是折叠臂型。多年来，国内的车辆已经在这种车辆中使用，用户习惯性的。此外，国内对高空作业车的需求仍低于20米。折叠式高空作业车可在功能上实现。同时，折叠臂式高空车结构简单，价格低廉。目前，折叠臂式高空车仍有较大的市场需求。另一方面，国内对伸缩臂和混合动力飞行器的认识也在不断提高，需求也在增加。例如，大连路灯管理办公室取消了折叠臂车。后伸缩式高空作业车在起升高度、工作半径和工作效率方面具有明显的优点。针对这一情况，沈阳北方交通高空车辆研究所，结合国内汽车底盘的特点，配套生产了垂直伸缩臂高空作业车。1.2 课题的提出本课题的目的是通过对前伸缩臂技术的研究，设计一种前装伸缩臂高空作业车。根据预伸缩臂操作车辆和在中国的实际需求特点，本课题研制的最高高度为20米伸缩臂高空作业车。通过工作臂的隆起，工作车可以安全地将工作人员送到20米高空工作。操作车的工作半径为10.5米，可进行360度的连续旋转。1.3 高空作业车组成高空作业车的主要结构有：工作机构、金属结构、动力装置与控制系统四部分。这四个部分的组成及其作用分述如下：1.3.1 工作机构为了实现高空作业车的不同运动要求，建立了工作机构。高空作业车通常包括变幅机构、回转机构、平衡机构、行走机构。通过变振幅机构和旋转机构实现人体工作斗在两个水平和垂直方向上的运动，通过平衡机构使工作斗与水平面之间的角度保持恒定，通过行走机构实现工作位置。高空作业车的振幅是工作平台与旋转中心轴线之间的距离，称为振幅。变幅机构扩大对高空作业车的操作范围，并从垂直向低的一侧垂直运行范围。一般来说，变幅机构的高空作业车液压缸。相对于另一部分（通常是汽车或非旋转部件）的高空作业车辆的一部分（通常称为汽车或转向部件的一部分）称为旋转运动。为了实现飞行器的旋转运动，它被称为回转机构。它由一个液压马达驱动，通过一个减速器将动力转换成一个旋转齿轮。小齿轮转动并沿旋转支架旋转，固定在底部框架上，从而使整个轿厢上部旋转。通过旋转运动，高空作业车的工作范围延伸到一定空间。当工作臂波动时，工作平台与水平表面之间的角度必须保持相对稳定，以便工人能够正常工作。平衡机制就是为了实现这个功能。对于伸缩臂或混合臂式高空作业车，通常采用机械平衡、自重平衡、液压伺服油缸平衡和电液平衡等几种方式。高空作业车行走机构是通用或专用的车辆底盘。1.3.2 金属结构金属结构的工作臂、回转机构、工作平台、子框架（框架梁、门架、支腿、等）是高空作业车的重要组成部分。高空作业平台的工作部件全部安装或支撑在这些金属结构上。金属结构是高空作业车的骨架。它承担了空中工作车辆的重量和各种外部负载在操作过程中。高空作业车的金属结构部件较多，重量通常占整机重量的一半以上，消耗大量钢材。因此，合理设计高空作业车的金属结构，对于减轻高空作业车的重量、提高性能、节约钢材、提高高空作业车的可靠性具有重要意义。1.3.3 动力装置整个车辆由发动机驱动的高压齿轮泵驱动，由底盘发动机驱动。电动系统和气动系统共同控制力并控制节气门。采用电液控制系统实现整车的安全保护措施。电厂是高空作业车的动力源。由于高空作业车的底盘作为行走机构的使用，机动车底盘发动机直接用作整车的动力源，但通常不再设置动力源。高空作业设备需要的功率较小，一般在10 20kW，和卡车底盘发动机功率从50kw到150kW，与底盘不允许机箱运行时，高空作业设备的工作原理，因此底盘发动机的功率足以保证高空作业设备操作。由于高空作业装置所需动力较小，通常高空作业车采用变速箱作用力的方式，并通过安装在底盘变速器侧的力来承受发动机的动力，并驱动液压油泵向高空作业装置供给油。在力系统中，建立了控制装置。当底盘运行时，集力器没有输出，液压油泵不工作。当需要高空作业时，需要集力器的输出和油泵的工作。1.3.4 控制系统高空作业车的控制系统是如何解决机构移动的问题。如动力传递的方向、各机构的速度以及机构的启停。控制系统包括控制装置、执行元件和安全装置。目前，所有的高空作业车都是通过电气和液压控制进行操作的，因此控制装置包括各种液压操作阀和电子控制装置，以实现机构的启动、调速、倒车、制动和停止。执行元件包括液压缸、旋转马达和振幅可变的油泵，用于驱动结构件以实现运动。安全装置包括各种传感器、行程开关、报警和液压锁止阀，用于检测危险情况并确保安全。1.4 设计内容本课题主要研究工作如下：1、进行20米前置式高空作业车伸缩臂结构件的结构设计、用以实现高空作业车登高作业功能。2、对伸缩臂结构件进行数学建模、数值计算，以获得高空作业车伸缩臂的结构工作性能和工作规律。27第2章 高空作业车总体方案设计2.1起升高度起升高度是指从地面或轨道顶面至取物装置最高起生位置的铅垂距离（吊钩取取钩环中心），单位为米。如果取物装置能下落到地面或轨面以下，从地面或轨面至取物装置最低下放位置间的铅垂距离称为下放深度。此时总起升高度H为轨面以上的起升高度h2和 轨面以下的下放深度h3之和，H=h2+h3。由于汽车式高空作业车的起升高度随着臂架仰角和臂架长度变化，在各种臂长和不同臂架仰角时可得相应的起升高度曲线。汽车式高空作业车起升高度的选择按作业要求而定。在确定起升高度时，应考虑配属的吊具、路基和汽车高度保证高空作业车能将最大高度的物品装入车内。汽车式高空作业车的最大起升高度的确定是根据高空作业车作业要求和高空作业车总体设计的合理性综合考虑。参见高空作业车设计手册汽车式高空作业车技术参数表，如表2所示，及20吨汽车高空作业车的参考值，选择起升高度为基本臂作业10.4米，重机的参考值，选择起升高度为基本臂作业10.2米，最长主臂作业32米。图1 高空作业车起升高度图2.2回转幅度旋转臂架式高空作业车处于水平位置时，回转中心线与取物装置中心线垂直之间的水平距离称为幅度（R）。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根据作业要求而定。在臂架变幅平面内高空作业车机体的最外边至取物中心铅垂线之间的距离称为有效幅度，有效幅度可为正值或副值。汽车式高空作业车有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于侧向最小幅度时，取物装置中心铅垂线至该侧两支腿中心连线的水平距离，它表示汽车式高空作业车在最小幅度时工作的可能性。此次汽车式高空作业车的幅度R=10.5m。2.3伸缩臂传动方案确定主臂的伸缩机构很多，可以从两个角度进行分类，即根据驱动形式的不同和各臂之间的伸缩阶数的不同关系。根据不同的传动形式，可分为液压、液压、机械和人力三个部分。当使用液压驱动时，执行机构选择液压缸，通过气缸和活塞杆的相对运动来促进下臂的膨胀。在三臂伸缩机构的设计中，为了减轻重量，还可以利用提升臂与钢丝绳和滚轮组之间的膨胀比来展开第三臂。现在第三臂伸缩，形成了液压机械传动。在某些情况下，可以取消伸缩机构，使用人力驱动，或者使用推杆和绳索的装置，并且通过手动安装销钉来伸缩起重机臂。在小于或等于三个节点的情况下，通常使用这些方法。对于三节或三节以上的起重机，每个臂的展开可以以不同的方式选择，但前面的一个可以大致分为三类。（1）顺序伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂必须按一定先后顺序，完成伸缩动作。（2）同步伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂同时以相同的形成比例进行伸缩。（3）独立伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节臂均能独立进行伸缩。显然，独立伸缩构，同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作。实际上，三个伸缩臂或三个以上的伸缩机构常常被几个伸缩机构中和，很少有单独使用。在伸缩臂的三段中，基本上采用了带有液压缸和滑轮组的同步膨胀机构。当超过三个臂超过时，通常使用两个气缸来扩大滑轮组的膨胀机构，或三个液压缸的膨胀机构。五臂是两个液压缸加上两个滑轮组，或者最后一段可以用手动或简单的伸缩机构伸缩。本次设计的四节臂伸缩，采用后种方法过于落后，故采用第一种方法。即，用一个液压缸加两个滑轮组的伸缩方式。传动方案如图2.1。图2.1伸缩臂传动方案图传动过程：液压缸2向外伸出带动第2节臂伸出，同时由于钢丝绳的长度是不变的，而液压缸2向外伸出时钢丝绳1变长，从而钢丝绳6变短，使得第三节臂通过固定在液压缸2上的滑轮3向外伸出，当第三节臂向外伸出的时候由于钢丝绳的长度是不变的，钢丝绳8变长，从而钢丝绳9变短，使得第四节臂通过固定在三节臂上的滑轮向外伸出，最终按顺序的伸长，反之缩回过程同理。2.4伸缩臂截面确定2.4.1 伸缩臂架的截面形式分类伸缩臂是一种双向弯曲构件，主要由弯曲构成。除了受整体强度、刚度和稳定性的约束外，主要受局部稳定约束的影响。因此，伸缩臂设计的关键技术是如何利用横截面，使臂架自重更小，材料得到充分利用。以下是目前伸缩式吊臂常见的截面形式(如图2.2所示)：图2.2 臂架截面形式归纳起来，伸缩臂可以制成几种典型箱形截面：矩形、梯形、倒置梯形、五边形、六边形、八边形、大圆角矩形以及椭圆形截面等。矩形截面是由翼板与腹板的焊接。这是最常用的轮型高空作业车伸缩臂形式。与其他部分的矩形截面形式相比，制造工艺简单，具有较好的弯曲刚度和扭转刚度。因此，对中、小吨位轮式高空作业车伸缩臂通常采用这种形式，但这部分不能充分发挥材料的承载能力，以使它们之间的伸缩臂的关节。传递扭矩和横向力，需要更多的支持。的梯形断面的上翼板较窄，下翼板宽。其横截面中性层可以充分发挥了翼板的力学性能和提高网络的稳定性。前面的滑块可以靠近腹板的布局。后面的块转移到法兰盘的中心力，因为法兰盘狭窄和弯曲力矩减小。扭转刚度和梯形截面刚度大于矩形截面。然而，这一节的下翼缘板宽，不利于当地的稳定，材料性能发挥不充分，与侧向支撑装置是必需的。这是梯形断面的缺点。倒梯形下翼板窄、上翼板宽。它是提高的下翼板的局部稳定性很好。该材料可充分利用。以及梯形截面，具有较大的侧向刚度和抗扭刚度。倒梯形的伸缩臂更利于变量油缸的安装，但这部分上翼板。稳定网络的局部弯曲并不是很有利，和侧向支撑也需要。梯形和倒梯形横臂伸缩臂通常用于大吨位轮式高空作业车。在下翼板和八边和大圆角腹板实际计算宽度较小，有利于提高抗失稳的能力。前面和后面的块都是在四角支承和伸缩臂的钢板不产生局部弯曲和扭矩和横向力可以传送更好。因此，这两个截面伸缩臂可以充分发挥材料的力学性能，降低结构重量。它适用于大吨位轮式高空作业车采用这种断面形式。这两截面吊臂需要大型滚动床的制造，但随着工业的发展，这两种形式的繁荣将逐渐增加。2.4.2 伸缩臂截面的确定对吊臂截面的设计是本次毕业设计的重点内容，因此参阅了国内外大量的资料，伸缩吊臂是轮式高空作业车中至关重要的部件，其重量一般占整机的13%20%，而大型高空作业车这个比例则更大，这就导致高空作业车在大幅度下的起升高度急剧降低。因此，在满足各项设计指标的前提下，采用优化设计，尽可能降低吊臂自重，尤其对大吨位高空作业车具有十分重要的意义。减轻吊臂重量，增大吊臂刚度是改善性能的重要途径。因此我从这个角度来确定吊臂截面，下面是我确定截面为U型截面的过程。首先是选择吊臂的材料，是最直接的减轻吊臂重量的途径，全地面高空作业车伸缩臂的材料一般是16Mn，最好采用高强度的低合金钢。但在材料确定的条件下，只能改进吊臂的形状，也就是吊臂截面的形状，来改进吊臂的性能。吊臂的截面形状是决定吊臂重量的主要因素，近几年来，随着吊臂材料强度级别的提高，如何充分利用材料的性能，结构专家提出了如何解决强度安全储备与薄板局部失稳安全储备均衡的问题，从而推动吊臂截面从四边形向六边形、多边形、椭圆形、U形发展。根据吊臂材料的发展趋势，在最近几年内，材料强度级别的提高将受到限制，更高强度级别的材料将很难面世，U形吊臂技术将是最近几年内的最高水平。然而，吊臂是一个可以伸缩的阶梯梁，目前，除基本臂可以加强外，许多生产厂家将伸缩臂设计成等截面梁，根据吊臂的受力特点，变截面伸缩臂将使吊臂更轻，性能更强。为了提高作业性能，减轻自重，伸缩臂臂截面形状采用“U”形截面。该种截面是经过优化计算得出的最优的截面形式，从而能最大限度地发挥材料的力学性能。作为吊臂来说，总希望在不发生局部失稳的前提下，壁厚设计得薄一点，截面设计大一些。但由于受整机尺寸的限制，吊臂外形尺寸不能增大，因而只能在截面总高和总宽保持不变的条件下进行截面的优化，伸缩臂的箱形截面采用U型。其高宽比在1.31.8范围之内。侧板一般选用薄钢板，厚度在3.28mm范围内，侧板薄一些对于减轻吊臂重量极为有效，但必须认真考虑其局部失稳的问题，有的在钢板上隔一定距离轧一条横向筋，以增加其强度。有的为了减轻重量也可在侧板上开大孔，并卷边加强。下底板一般做得比上盖板厚些，一方面满足下底板局部稳定性的需要，为了减轻自重，吊臂应尽量做成等强度梁。具体到每节臂的优化设计问题，我们考虑两个非常重要的工况：基本臂工况和全伸臂工况。由基本臂工况通过优化设计确定基本臂截面尺寸和壁厚，并由各节臂之间的间隙确定其余各节臂的截面尺寸，然后再由全伸臂工况确定其它节臂的壁厚。U型的截面最危险处为四角焊缝处，该处应力最大，也是最易产生应力集中的地方。U型截面有大的抗弯模量和较高的抵抗局部失稳的能力。确定U型为较合理的形状。U型截面的横向抗弯刚度和抗扭刚度比其他形式好。U型侧板的上半部拉应力较大，提高了侧板的稳定系数。下底板做成圆形，是为了提高下底板的抗局部失稳的能力，和减少侧板的计算宽度。这样以来可以采用更薄钢板，而充分利用钢板的厚度，特别在采用高强度钢材时。因为高强度钢材的抗局部失稳的能力并不比普通钢板高。吊臂不同部位可以采用不同强度的钢材，以充分发挥钢材作用，如上盖板才高强度，下盖板采用普通钢。根据以上阐述的理论，在以下的设计中，将采用焊接方式为主（各种焊接方式应用到合适的位置），螺纹连接以及铰接为辅方式进行臂架的连接。高空作业车的举升臂主体材料为合金结构钢适当的选取16Mn进行加固。上下底板和腹板承受不同的载荷有的弯矩大，有的正应力大，故采用不同的材料。在选取材料时应遵循性价比最高选择，以优化减轻臂架重量为最终目的。以达到对臂架乃至高空作业车性能的优化的目的。第3章 伸缩臂设计计算3.1 伸缩臂尺寸的确定此次设计的高空作业车的起升高度为20米，臂架材料选用HG6O。参见表7，选择吊臂的节数为4。主臂尺寸的的确定包含以下的的内容：一、 吊臂根部铰点位置的确定，二、吊臂各节尺寸的确定，三、变幅液压缸铰点的确定，四、臂架的受力计算和分析，五、伸缩臂结构的校核。表 1 高空作业车吊臂节数最大起升高度H(m)1015161920293050吊臂节数K32334453.1.1 吊臂根部铰点位置的确定设e为吊臂根部铰点O至回转中心线的水平距离，h为铰点O到回转支承装置上表面的垂直距离，则铰点O的坐标为（e，h）见图3设是铰点O至基本臂截面中心线距离，设下标i表示不同位置的值的序号（i=1，2，n）当第i个值为时，铰点O的位置为。带有符号，在吊臂中心线以下为负，反之为正。则图 3-1 三铰点有关尺寸图吊臂根部铰点的位置与吊臂长度，起升高度和幅度有关。设吊臂的工作长度为：即： （1）从而得出=10.2m。式中：H基本臂的起升高度，H=10.2m。B吊头距滑轮组的最短距离，b=1.5m。、 根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面轴心的距离，并带有正负号，在中心线以下者为正，以上为负。由于此项数值较小，所以在计算时可以不计。h根部铰点离地距离，参见20T高空作业车的h值，取h=2.4m。吊臂仰角，其值小于最大仰角=80即=0.7即=56。吊臂根部离铰点的距离e （2）得出吊臂根部离铰点的距离e=1.73m。所以取距离e=1.73m。将最大起升高度H1带入公式得出主吊臂最大长度。 （3）式中：最长主臂作业长度，=30m。3.1.2 伸缩臂各节尺寸的确定主吊臂的最长长度是由基本臂结构长度和外伸长度所组成。即 （ （4）式中为各节伸缩臂的伸缩长度，在设计当中，伸缩长度往往取同一数值，即。则外伸长度， 为二，三，四节臂缩回后外漏部分的长度，在计算时取同一数值（a=0.25米）。若假设为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度加上即为基本臂的工作长度。=+=+而=+=（K-1）将上式带入式（4）可得：=-（K-1）+（K-1）=+（K-1）+（K-1）=+（K-1） （5）即：32.8=10.4+（4-1）从中可以得出：=7.47（m）。式中：K-为吊臂的节数。通常，搭接长度应较短，以减轻吊杆的重量。然而，过短会增加部分反作用力，并引起臂架侧板或侧板的局部不稳定。因此，重叠部分应根据实际经验和优化设计。一般为伸缩臂外伸长度的1/41/5（吊臂较长者取后者，较短者取前者，同步伸缩者可取后者）。从而得出外伸长度为=（0.2-0.25）（m）。在第i节臂退回后，除外露部分长度a外，在前节（i-1）节臂中的长度加上伸出后仍在前节臂中的那部分搭接长度，第i节臂插在前节臂内的长度为（+），假设第i节臂的结构长度为，则 =+a =+ （6）各节伸缩臂插入前一节都留有一段距离c，这是结构上的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其它的结构构件，其大小视情况而定，在此次设计中选择c=0.55m。因此前后两节臂由这样的关系：=+c-a （7）从式4-6可知，=+a =+a 将上述两式代入式（7），可得。+a=+c已知，=，=，从上式可知，后一节的搭接长度，臂前一节的搭接长度小一些，因为一般情况下结构空间c臂外露空间a大一些，得出： =+（c-a） （8） 此次设计共有4节臂，其最后一节的搭接长度为使其等于1/5的外伸长度，现在和已经得出，则根据式（7），吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为，各节臂长度尺寸的验算=0.2+（c-a）=1.84（m） =1.2+（c-a）=8.25（m）=0.2+2（c-a）=2.19（m） =1.2+2（c-a）=8.47（m）=0.2+3（c-a）=2.54（m） =1.2+3（c-a）=8.56（m）=0.2+4（c-a）=2.89（m） =1.2+4（c-a）=9.52（m）计算的基本臂工作长度必须满足下面的式子，所计算的各节臂的长度值才能满足需要： =+（K-1）1.2+（K-1）c=1.2（+）+（K-1）c （9）式中： =1.29.52+0.2（4-1）=12.024（m） 1.2（+）+（K-1）c=1.2（7.47+0.2）+（4-1）0.55=12.015（m） 即式（9）成立，所计算各节臂的长度满足要求。上述为所计算出的各节臂的长度尺寸，参考QAY20吨汽车高空作业车设计各节臂尺寸的确定，最终确定长度为：=9.52（m）、=8.56（m）、 =8.47（m）、 =8.25（m）3.1.3 变幅液压缸铰点的确定变幅液压缸的铰点如图4所示，变幅液压缸根部铰点（）的位置，一般使其落在回转支撑装置的滚道上，从而改变了平台的受力情况。采用双作用液压缸，其铰点离回转中心的距离f取决于双缸间的距离B，可通过下式算得： （10）由于回转支撑装置D和吊臂宽度B都与承载能力有关，一般取D=(2.12.4)B。则从式4-10得出： m式中：D-高空作业车底盘直径，D=2m。从而可以得出铰点已经确定。图4 三铰点相互位置图铰点在求得和已经确定即=0.84m，e=1.73m，所以认定铰点已经确定。因为铰点离滚道面的距离式构造所定，一般取=0.18m。在图4中可以看出，只有在基本臂上固定的铰点尚未确定。铰点的取得要满足下述条件，在变幅缸缩回时， 吊臂位在行驶状态，变幅液压缸长度为最短长度；而当全伸时吊臂位在最大仰角状态，液压缸长度达到最大长度。连接吊臂铰点（），变幅缸铰点（）和（），形成或。在中，在中，.面角是与水平线的夹角，它可由下式求得： （11）式中：=0.84m，=0.18m，=1.73m，=0.9m。从而可以得出：=14.087。在和确定后，用三角公式求得的位置，在中，其边角关系为：在中，已知，=（1.61.7），并带入上述2式并消去、，可得的二次方程式： （12）式中：=2.71m，=80，=14.087。的值是根据实际的情况而定，在设计中，大体是所设计的铰点应位于基本臂工作长度的中点处，由利于高空作业车的受力分布，使支点能够达到最大的作用效果。将上述值带入式(12)得出：=0时，=7.23或1.01， =50时，=4.24或1.73， =40时，=5.59或1.32，在=40时，比较接近中点值，所以铰点位置确定为：=40时，=5.59或1.32，在=5.59时，根部铰点的位置落在前方轨道上，=1.32时，根部铰点落在后方轨道上。根据上述计算，汽车高空作业车铰点的位置已经确定，参考相关资料取为5.2m。3.2 伸缩臂受力分析3.2.1 伸缩臂在变幅平面承受的载荷起升绳拉力T： 式中： -额定起重质量 -作业平台质量 -吊臂动力系数m-滑轮组的倍率-滑轮组效率由设计手册中查得，=10t、=1050kg、=1.15、m=1、=0.98计算得到：T=138370N计算时将起升绳拉力T分解为平行吊臂轴线方向的分力和垂直吊臂轴线方向的分力 ；将垂直载荷Q分解为垂直吊臂轴线方向的分力和平行吊臂轴线方向的分力 。伸缩臂在变幅平面受力情况如下： Q=1.15（10000+1050）9.8=124533.5N 伸缩臂有两个支点，一是臂根与车架的铰接点，另一个是吊臂与变幅油缸的铰接点，因此在变幅平面内可把吊臂视为简支外伸梁。由垂直力Q和起升绳拉力T对吊臂轴线偏心引起的力矩为：式中：e1-臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距 e2-臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心距-伸缩臂在变幅平面倾角=5.8868-4.1608=1.7260NM起升载荷以及吊臂重量引起的垂直载荷Q为：3.2.2 吊臂在旋转平面承受的载荷伸缩臂在旋转平面视为根部固定、端部自由的悬臂梁。它承受的轴向力与在变幅平面受力情况一样，即T=R+ T1，轴向力F 可以分解为当吊臂旁弯时不变方向的轴向力R 和变方向轴向力伸缩臂在旋转平面的侧向载荷包括货物的偏摆载荷表 8 伸缩臂摆角类型摆角 轻型中型重型特重3 456=4，则 不装副臂，力矩，侧向力中的货物偏摆载荷S货原来作用于臂端定滑轮的轴心处，因此吊臂还受有扭矩可知 =3.635 NM3.2.3 伸缩臂的刚度校核箱式伸缩臂的验算应根据最小最大起重能力来计算。最大振幅的最小起升载荷是由整机的稳定性决定的，并且吊杆的承载能力是多余的，因此不需要检查它。采用简化的方法计算了臂的端部挠度，并用简化的方法对伸缩臂的刚度进行了校核。当振幅平面考虑额定载荷并处于相应的工作范围时，考虑了臂在平面内的静态位移。旋转平面除考虑轴向压力影响，还需考虑在上述载荷和端部附加额定起升载荷5的侧向载荷同时作用下的臂端侧向静位移 。（1）变幅平面 （13）F-吊臂承受的轴向力-吊臂在变幅平面的临界力-吊臂在轴向压力F=0的情况下，仅由变幅平面横向载荷引起的臂端挠度Z-在变幅平面内相邻两节臂之间的横向间隙 并假定各节臂之间的间隙均相等，间隙的大小由使用要求和工艺条件决定，通常 Z=13mmK-伸缩臂的节数、-伸缩臂的几何尺寸-伸缩臂的许用挠度，单位为m （2）旋转平面 （14）式中：-吊臂在旋转平面的临界力吊臂在轴向压力F=0 的情况下，仅由旋转平面侧向载荷引起的臂端挠度y在旋转平面内相邻两节臂之间的侧向间隙计算变幅平面吊臂端部挠度时，其计算载荷应只考虑有效载荷的静力作用，即不计自重和动力系数。（3）伸缩臂的刚度参数的计算临界力：旋转平面的临界力：在旋转平面中，臂固定在一端，另一端自由。当臂变形时，将提升绳索支撑在臂上，从而通过压力机计算旋转平面的临界力。 E=200Gpa式中： -由伸缩臂在旋转平面的支承条件决定的长度系数，此处取2-由变截面伸缩臂决定的长度系数；-起升钢丝绳影响的长度系数；-第一节臂（基本臂）的截面惯性矩。变截面吊臂决定的长度系数箱型伸缩臂是一个双向压弯构件，同时也是一个阶梯形变截面构件，计算公式如下： （15）式中：-第i节臂伸出后的长度与吊臂全长比；-第i节臂的截面惯性矩；-第一节臂（基本臂）的截面惯性矩。计算如下： = 表 9 臂架受力R基本臂二节臂三节臂四节臂0.00360.003360.003080.00280.0190.0190.0190.0170.00330.0030.00270.00220.00120.00100.00100.0090.220.210.200.18454545450.270.520.771则 可带入公式，计算出： =0.77起升绳长度系数伸缩臂采用油缸变幅，起升钢丝绳对吊臂产生有利影响。长度系数可由其计算得出。求临界力时，伸缩臂在变幅平面情况与旋转平面主要有两点不同：一是吊臂在变幅平面的计算简图是简支外伸梁，由支承情况决定的长度系数可根据具体支承情况得到；二是起升绳拉力方向的改变在旋转平面中对吊臂旁弯起维持平衡的作用，而在变幅平面不起这个作用，因此在求临界力时不必顾及起升绳拉力方向的影响，即变幅平面临界力计算式为：变幅平面的臂端挠度变幅平面内的箱型多节伸缩臂在臂端横向载荷的作用下产生的弯曲变形，若伸缩臂有K节，则臂端挠度可按以下公式计算：同理可求：旋转平面的臂端挠度根据在不同的平面通过伸缩臂的侧向荷载引起的臂端挠度的计算方法，在旋转平面的伸缩臂的侧向荷载引起的臂端挠度的计算公式编写，其中伸缩臂由简支变平面梁计算，和悬臂梁在旋转平面计算。在旋转平面内可以得到相应的吊杆挠度公式。原理和变幅平面相同，得到=0.069m，=0.780m则可得 校核结果，此举臂在这种工况下刚度合适.3.2.4 伸缩臂的强度校核伸缩臂计算截面角点正应力直接可按下式计算：、表 10 臂架受力/m/m/N.mm/ N.mm/Mpa基本臂0.00320.00729.949.80480.37二节臂0.00290.00667.347.23391.15三节臂0.00240.00724.814.66284.38四节臂0.00200.00811.723.63123.32则可根据材料力学和材料成型技术等专业课，推算出举臂材料为合金结构钢得：3.3 臂架伸缩液压缸的计算及选择3.3.1 缸筒内径计算主臂液压缸定为1节，尺寸形状可按如下进行设计计算，当主臂仰角为56时，工作幅度为3米时，主臂吊最大载荷Q=20T，此时伸缩缸承受最大压力 （16） 伸缩缸在工作时能够达到的工作压力按30MPa计算，根据公式如下 （17）式中：D液压缸的内径 F最大载荷 P工作压力可得出，D=142mm，取D=160mm。3.3.2 活塞杆直径（1）计算活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，公式如下： （18）式中：D液压缸直径 -往复运动速度比，参见下表选择=2。可得出：d=126mm，选择d=140mm（2）强度验算 活塞杆工作时，它通常是主要承受轴向压缩力。因此，实力的活塞杆检查可以根据直杆拉伸强度进行检查，并可根据拉的直杆压力计算公式。即 （19）式中：-活塞杆内应力。 F液压缸负载力。 -活塞杆材料许用应力，为材料的抗拉强度，材料为45号钢，故为600MPa，n为安全系数，一般取n35，n取5。将上述值代入， 式（19）成立，所以强度满足要求。（3）稳定性验算当活塞杆直径与液压缸安装长度之比在110以上时，活塞杆容易出现不稳定状态，产生纵向弯曲失效。此时，有必要计算压缩稳定性。计算时，整个液压缸被视为与活塞杆具有相同横截面的杆。采用欧拉公式计算出临界压缩载荷，再带入压杆稳定公式进行计算。欧拉公式： (20)式中：E材料的弹性模数，对钢而言，E=MPa。 J活塞杆截面惯性矩，=。 L液压缸安装长度，由文献1可知，此处选择为L=14.9m液压缸长度l=7.5米 。 -长度折算系数，由文献1可知，=1。计算可得=N。压杆稳定公式为： （21）式中：-安全系数，一般取=3.5。将带入上式，所得结果与式（19）不符合。重新选择活塞杆直径d=140mm。将上述值代入式（19）进行强度验算，式（19）成立，即满足强度要求。所得=26.4N。将上述数值再次代入式（21），进行稳定性验算，计算可知，所得结果与式（21）相符合，可以确定尺寸为d=140mm3.3.3 缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚和外径由强度条件确定（1）缸筒壁厚的确定缸筒分为2种，当缸筒内径D和壁厚的比值时，称为薄壁缸筒，反之称为厚壁缸筒。 对薄壁缸筒 (22)式中：-液压缸的耐压试验压力，当P16MPa时，=1.5P。当P16MPa时，=1.25P，P为液压缸工作压力为30MPa。 -缸筒材料的许用应力，为材料的抗拉强度，材料为45号钢取=600MPa，N为安全系数，一般取N=5。 D缸筒内径D=160mm。将上述数值代入式（4.18）可得，=25mm。此时，不满足式，所以所求液压缸不是薄
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