机械毕业设计（论文）-摆臂式升降工作平台结构设计【全套图纸】.doc

四川大学本科毕业设计 摆臂式升降工作平台结构设计摆臂式升降工作平台结构设计机械设计制造及其自动化专业学生： 指导教师： 摘要：本文所设计分析的摆臂式升降工作平台，用于“高空作业”的设备维护，检修、安装等工作属于一种小型的、能在特殊场合起到特殊用途的起重机。该设备具有回缩尺寸小、升降量、工作幅度大自由度高等特点，非常适用于作业空间狭小、尺寸要求严格的工作环境，具有非常强的使用价值。针对特殊的工作空间和技术要求，本文首先提出了三种解决方案，并对每种方案的特点进行了详细介绍，通过认真比对各套方案的优缺点，确定了最终方案多级剪叉式升降机。在总体方案基础上，进行了详细的结构设计。该升降机由四个子模块组成，分别为摆臂机构、剪叉机构、回转机构和行走小车。本文详细阐述了各子模块的设计原则、机构特点，并根据功率和工况进行了电机的选择。为了使设计更为可靠合理，还对关键部件进行了校核计算。关键词：摆臂式工作平台；滚珠丝杠；回转支撑；液压缸；剪叉机构；结构设计全套图纸，加153893706The structure design of swing arm type elevating work platformMaior :Mechanical Design Manufacturing and Automation Student: Yang Chang teachers: DiaoYan Abstract: in this paper, the design and analysis of the swing arm type elevating work platform, used in the aerial work equipment maintenance, repair and installation work belongs to a kind of small, can play a special purpose crane on special occasions. The device has a small size retraction, lifting capacity, work range degree higher characteristic. And it is very suitable for operation space which is narrow, in the strict size of the working environment has the very strong use value. Aiming at special working space and technical requirements, this paper first puts forward three kinds of solution, and the characteristics of each method are introduced in detail, by carefully comparing the advantages and disadvantages of each package, determines the final plan - multistage scissors mechanism lifter. On the basis of overall scheme, carried on the detailed structural design. The lift is composed of four sub modules, respectively for the swing arm mechanism, scissors mechanism, slewing mechanism, and the walking car. This paper expounds the design principle of each module in detail, organization characteristics, operating mode and according to the power and the choice of the motor. In order to make a design more reliable and reasonable, also check calculation of key components. Key words: Swing arm type work platform; Ball screw; Rotary support; The hydraulic cylinder; Scissors mechanism; The structure design目录第一章绪论31.1课题的研究目的及意义31.2国内外发展现状及趋势31.2.1国内发展现状31.2.2 国外发展现状31.3课题的主要研究内容3第二章机构总体方案设计32.1整车的组成及设计指标32.1.1 整车组成32.1.2 总体设计指标32.2 几种备选方案的介绍32.3方案的最终确定3第三章机构详细结构的设计33.1剪叉式升降机构的设计33.1.1 滚动丝杠设计计算33.1.2 滚动导轨副计算与校核33.2摆臂机构的设计33.3 回转机构33.4行走小车的设计3第四章电机的选择34.1电机选型3第五章关键零部件校核35.1剪叉机构的校核3第六章总结与展望3致 谢3参考文献332第一章 绪论1.1 课题的研究目的及意义随着我国的建设事业的广泛推广，需要越来越多的高空作业。所谓高处作业是指人在一定位置为基准的高处进行的作业。国家标准GB360893高处作业分级规定：“凡在坠落高度基准面2m以上（含2m）有可能坠落的高处进行作业，都称为高处作业。”根据这一规定，在建筑业中涉及到高处作业的范围是相当广泛的。在建筑物内作业时，若在2m以上的架子上进行操作，即为高处作业。高空作业的类型主要分为以下几种，即包括临边、洞口、攀登、悬空、交叉等五种基本类型，这些类型的高处作业是高处作业伤亡事故可能发生的主要地点。而传统高空作业多为工人本身通过攀爬或简单的支撑装置（如梯子和手脚架）达到所需的工作位置在通过简单的固定装置来实现固定并完成工作。但这样的工作方式一方面由于不能携带很多的工具及材料，使工作的完成变得困难，工作效率下降；另一方面工人在攀爬和空中进行作业时并无有效的安全保护措施使得工人在进行高空作业时极不安全，严重影响了工人的生命安全。随着时代的进步，为了提高工作效率，更为了保障工人的生命安全，出现了高空作业车。高空作业车是一种将作业人员、工具、材料等通过作业平台举升到空中指定位置进行各种安装、维修等作业的专用高空作业机械，既属于专用汽车，又属于工程机械，是一种重要的施工设备。宏观经济发展的影响用高空作业车进行高空作业是一种先进的登高作业方式，其发展与国民经济的发展水平密切相关，据国外高空作业机械专业媒体杂志Access International报道，统计情况可知：经济越发达，需求量越大，并且单位GDP需求量也越大。从中可以看出我国该行业需求量与发达国家或地区的差距。与发达国家和地区相比，我国不仅单位GDP需求量小，而且单位GDP需求量与GDP的比例也低，这说明高空作业车的市场需求量既与经济规模有关，又与经济发达程度有关，这也恰恰表明高空作业车在我国有非常广阔的发展前景1。高安全性、高作业效率和高环境适应性要求高空作业车作为一种工程车辆，其特殊性在于：一是载人高空作业，其作业安全性要求比一般工程车辆高，即所谓“高安全性”;二是施工场所环境的“非结构性”,即其工作环境不可预知并且多变，因此要求对环境具有“高适应性”;三是其经常用于抢修作业，并且多为室外或野外作业，作业环境条件差，所以要求其具有作业的“高效率”.“城市用”工程车辆特征目前我国用户基本集中在城市或城镇，其工作环境条件比一般的运输车辆和工程机械要好，而且主要用于基本建设的后端和日常维护维修，对其使用寿命的期望也高，因此，要求具有与一般工程车辆不同的特征要求：多功能；外形美观，涂装色彩既要有工程车辆的稳重，又要有轿车的活力，并且要长期保持。机动灵活；可适当装载货物，如作业用的工具、机具、材料等。可乘载作业班组人员，如电力行业的4-6人、路灯行业的2-3人，具有工程车辆的功能和轿车的舒适性。个性化、差异化需求由于高空作业车用途广泛，涉及行业多，每个行业的作业内容不同，据不完全统计，我国每年仅城市建筑维护因使用的高空作业吊篮发生坠落，就导致近5000人死亡，而这种作业方式在发达国家已经基本绝迹，取而代之的是高空作业车。因此，未来城市建筑维护将大量使用高空作业车。但随着高空作业车的广泛应用的同时，普通高口作业车也暴露出了一些问题。例如：传动不够平稳、运动轨迹单一、在某些特定的工作空间中无法进行工作、车体较大且笨重等问题。为了解决上述问题，需要设计出一种具有多自由度且传动平稳，体积小，运动灵活的高空作业平台。1.2 国内外发展现状及趋势1.2.1国内发展现状作为垂直运送人员及物料的提升机械，传统的施工升降机主要是架设升降机。主要由导轨架、吊笼、外笼、传动装置、安全装置和附墙结构等组成2。国产施工升降机的架设高度已由过去的标准架设高度 100m 以内，提高到 150m。超过这一架设高度的施工升降机也十分普遍。其提升速度已由 40m/Pmin 提高到60m/Pmin，80m/Pmin 以及最高可达 96m/Pmin。国产施工升降机的额定载重量每单笼基本上不超过 2000kg。但这些设备大都属于大型设备，体积和自重都很庞大。由于本设备为小型升降机，即特殊的摆臂工作平台，需要拆装、维护方便快捷，用传统的架设升降机显然不太合适。所以适于选择一些小型的高空作业平台。目前，国内这种成型的产品很多。主要有：剪叉式工作平台，套缸式工作平台，和曲臂式工作平台。如图 1-1 所示。其升降最大高度多为 10m 左右。从升降高度上完全满足要求。它们的共同特点是，自重轻，升速较快，移动方便快捷，动力源简单。图 1-1 剪叉式、 套缸式、 曲臂式工作平台但不可否认，目前这三种工作平台都存在一些问题，故不能直接应用于该项目中。曲臂式工作平台，根据观察，当吊篮到达某一位置时，曲臂需要较大的工作空间，这显然不能满足某些特定工作空间的工作要求。套缸式也存在额定承重小的问题，且套缸式工作半径太小，无法满足要求。剪叉式工作平台似乎最为理想，因为工作半径满足要求，但自由度仍受限制，某些功能无法实现，需额外增加配件，所以应用成型产品已经不可能。1.2.2 国外发展现状近 20 年世界工程升降机行业发生了很大变化。RT(越野轮胎升降机)和 AT(全地面升降机)产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在 经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界工程升降机市场进一步趋向一体化3。目前世界工程升降机年销售额已达 75 亿美元左右。主要生产国为美国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有 10 多家，主要集中在北美、日本（亚洲）和欧洲。美国既是工程升降机的主要生产国，又是最大的世界市场之一。但由于日本、德国升降机工业的迅速发展及 RT 和 AT 产品的兴起，美国厂商曾在20世纪6070 年代世界市场中占有的主导地位正逐步受到削弱，从而形成美国、日本和德国三足鼎立之势。近几年美国经济回升，市场活跃，外国厂商纷纷参与竞争。美国制造商的实力也有所增强，特雷克斯升降机公司的崛起即是例证。特雷克斯升降机公司前身是美国科林升降机厂。1995年以来，其通过一系列的兼并活动，已发展成为世界顶级公司之一。日本从 20 世纪 70 年代起成为工程升降机生产大国，产品质量和数量提高很快，已出 口到欧美市场，年总产量居世界第一。自 1992 年以来，由于受日元升值、国内基建投资下降和亚洲金融危机影响，年产量呈下降趋势4。目前日 本市场年需求量为 3000 台左右。欧洲是潜力很大的市场，欧洲各工业国既是工程升降机的出口国，也是重要的进口国。德国是最大的欧洲市场，其次为英国、法国、意大利等国。在德国 AT 产品市场份额中，利勃海尔占 53%，格鲁夫占 16%，德马泰克占 14%，多田野和特雷克斯各占 10%和 5%左右。由于多级伸缩油缸、汽缸技术在国外已经相对成熟，生产出满足这样使用要求的垂直升降工作平台的难度并不是很大。表面看来，既然国外已经拥有了类似的比较成形设备。但是，由于国外的许多技术在一段时间内都将处于技术封锁的状态，尤其是对华的技术封锁。与此同时，我国的工程机械技术相比与国外仍有大幅上升空间，综合以上的分析，不难得出结论，国外的设备目前只适用于参考和借鉴，想在技术上寻求突破，必须依靠我们自己的力量，自主研发，自主设计，自主创新。1.3 课题的主要研究内容基于摆臂式升降工作平台与普通升降平台的区别，主要实现传动平稳，多自由度传动，工作空间需求小，自重轻，刚度大，运动灵活等优点。以实现在生活中多种多样的工作环境下进行工作。本文的内容就是围绕此种设备的研发而进行，主要研究内容如下：1完成摆臂式升降工作平台的结构设计针对传动平稳，多自由度传动，工作空间需求小等技术要求，提出若干套解决方案，并通过比对确定最优方案。该设计的难点在于回缩尺寸小，工作幅度大。不工作时高度小于4.5m，工作时最大高度小于 9m。且要求自重轻，刚度大。由于尺寸及现场工况的限制、约束，一些常规机构无法满足设计要求，需要进行许多非标设计。应用 Autocad 建立整体设备的二维模型。2.详细结构设计总体方案确定后针对每部分的传动机构进行分析、计算，选取合适的传动机构。3.电动机的选取根据功率等因素的需求选取合适的电动机。4.关键的零部件校核在机械的传动中，有些关键的零部件需要计算，校核。例如：剪叉杆的校核，铰接螺母预紧力的计算。第二章 机构总体方案设计2.1整车的组成及设计指标2.1.1 整车组成由对设计总体要求，经过对市场上现有升降设备的特点分析后，不难得出这样的结论：现有的垂直式升降设备，由于结构尺寸、载荷要求等关键性因素，无法满足产品的总体要求（第一章已有论述），这种特殊的升降平台需自主设计。经过对工作环境的深入分析，以及对同类产品的研究类比，基本确定了总体设计的组成模块，由以下四大模块组成：1）摆臂机构；2）伸缩机构；3）回转机构；4）行走机构，见图 2-1。图 2-1 摆臂式升降工作平台机构组成图2.1.2 总体设计指标1) 伸缩臂升降高度：2.4；2) 设备非工作状态下高度：4m3) 摆臂摆动角度：78；4) 工作台回转角度：360；5) 设备的最小工作直径 2000mm；6) 设备总重量：1100kg；7) 工作台容许载人数：12 人；8) 工作台最大载荷：150kg；9) 原动机：电动机，液压马达；10) 操作简单，工作平稳；11) 设备在满足基本性能的基础上，应当兼顾可靠性、维修性、保障性、安全性、测试性等五性设计要求。由以上设计要求可知，本装置为一个可在水平面内任意行走，竖直方向上可实行升降，旋转的运动的六自由度机构。2.2 几种备选方案的介绍根据前面的设计要求，结合现场工况和已有产品，并参考国外的同种设备，提出了三套方案，分别为剪叉式升降机、套缸式升降机构、曲臂式升降机构。在本节中将分别介绍这三套方案的特点。套缸式升降机：套缸式升降机为多级液压缸直立上升，有高强度的材质和好的机械性能，塔形梯状护架，使升降台有更高的稳定性。即使身处20米高空，也能感其优越的平稳性。套缸式有双梯防转结构，双速下降系统，最大升高达35米不等，稳定、可靠、美观、操作简便是套缸式电动升降机的最大特点。但套缸式存在额定承重小的问题，且套缸式工作半径太小，无法满足要求。曲臂式升降机：曲臂式升降机能悬伸作业、跨越一定的障碍或在一处升降，可行多点作业，平台载重量较大，可供两人或多人同时作业并可搭载一定的设备升降平台移动性好，转移场地方便。座斗载重量较大，且曲臂式工作平台因为工作半径满足要求，也不需额外增加配件，但根据观察，当吊篮到达某一位置时，曲臂需要较大的工作空间，这显然不能满足某些特定工作空间的工作要求。剪叉式升降机：多层剪叉机构在高空作业、工业平台车、液压平台等产品中有着非常广泛的应用，具有结构简单、使用方便、成本低、可靠性高等特点，由于多层剪叉机构各杆有三个运动副连接，摩擦小，润滑方便，兼之质量较轻，所以剪叉式升降机为最佳备选方案5,6。普通剪叉式升降机多选用液压缸作为动力源，但考虑到液压传动成本较高，且传动不够平稳。由于是在进行高空作业，且有时工作环境较危险，需要传动的平稳性。例如变压器的维修与更换，电线的维修，在此种状况下传动精度尤其要高，传动更需要平稳。由高处作业安全管理规定可知此时的传动精度等级至少要达到3级。所以在本装置中驱动部分采用滚珠丝杠系统，推动导轨上的滑块，将剪叉式机构顶起。回转部分采用回转减速机，带动回转支撑，在低速状态下工作稳定，利于维护人员操作定位。摆臂机构采用平行四杆机构，保证工作台始终处在平直的位置，使工作人员平稳安全的操作。该装置的三维立体图如图 2-2 所示图2-2 摆臂式升降工作平台三维立体图由以上设计可以看出，该装置质量轻、驱动方式简单、升速快、运送简单，优点非常明显，且在要求的工作范围内稳定性能得到保证，具有较大的优势。2.3方案的最终确定表2.1 三种方案的比较方案优点缺点套缸式升降机高强度的材质和好的机械性能，有更高的稳定性，升降高度大。额定承重小的问题，且套缸式工作半径太小。曲臂式升降机能悬伸作业、跨越一定的障碍或在一处升降，可行多点作业，平台载重量较大，可供两人或多人同时作业并可搭载一定的设备升降平台移动性好，转移场地方便。工作半径满足要求，不需额外增加配件。曲臂需要较大的工作空间，这显然不能满足某些特定工作空间的工作要求。剪叉式升降机结构简单、使用方便、成本低、可靠性高等特点，由于多层剪叉机构各杆有三个运动副连接，摩擦小，润滑方便，兼之质量较轻。稳定性稍差，但经过改装以符合要求。通过以上3种方案的对比，认为第3种方案有较大的优势，能够达到设计的要求最终确定方案3为最终方案。第三章 机构详细结构的设计3.1剪叉式升降机构的设计剪叉式升降机构的动力装置和主要传动机构即为滚珠丝杠及其导轨副，因此对剪叉式升降机构的设计主要是对滚珠丝杠及其导轨副的设计。3.1.1 滚动丝杠设计计算对于工作台型的滚动丝杠，采用的是两端固定的安装形式，支承形式的变化会对丝杠的刚度，以及初选底径dm造成影响。所以应对丝杠进行如下计算。确定滚珠丝杠副的导程Ph=vmaxnmax=7200600=12mm 取 Ph=12mm1. 确定当量载荷Fm与当量转速nm载荷在Fmin和Fmax之间近于正比例变化，则有当量动载荷Fm=132Fmax+Fmin =1326.93103+2.31103=5.39kN当量转速nm=300r/min确定预期额定动载荷CamCam=fwFm60nmLh13100fafc (3-1)； 。精度取3级精度，fa=1，可靠性95%，fc=0.62，载荷性质为轻微冲击，fw=1，预期工作时间，可得：Cam=1.25.39103(6030010000)1/310010.62 =49.086kN拟采用中预紧丝杠，取fe=6.7，按最大载荷Fmax计算，可得取为预期值Cam则Cam=49.086kN确定允许的最小螺纹底径d2m估算丝杠允许的最大轴向变形量m:取两结果最小值m=2.5m空载时(即丝杠水平方向受力最小时)F0=Fmin+0W1=2317.4N=600+2448+248+110+52=884908mm可取L=900mm取两端固定的支承形式Q=0.039d2m=aF0Lm=0.0392317.49002.5 =35.62mm2. 取5012-4型滚珠丝杠，选择内循环固定反向器双螺母垫片预紧G型5012-4。根据丝杠参数可知，查出螺母长为110mm，同时选定JB/T 3162 推荐的固定轴端型式，d0=45mm，采用一对6307-2Z型深沟球轴承和一对51307推力球轴承。一个支承长为52mm。3.Dpwnmax=d2+Dwnmax=41.4+7.144600=29126.41.4，当量动载荷P=0.93Fa=0.936.93kN=6443N当量静载荷Po=0.52Fa=0.526.93kN=3603N基本额定动载荷C=fhfmfdfnfTPCa (3-2)其中；fm-力矩载荷因数；fd-冲击载荷因数；fn-速度因数；fT-温度因数；Ca-轴承尺寸及性能表中所列轴向基本额定动载荷。球轴承工作时间10000h，fh=2.71，力矩载荷较小，fm=1，轻微冲击，fd=1，转速n=600r/min，速度因数fn=0.382，工作温度120，fT=1C=2.71110.38216443=45.71kN55.2kN基本额定静载荷CoCo=S0P0C0r (3-3)其中，C0-基本额定静载荷计算值，P0-当量静载荷，S0-安全因数C0=S0P0=53603=18015N nmax=600r/min合格7. 滚珠丝杠压杆稳定性验算 (3-5)其中Fc-临界压缩载荷，；。安全系数，支撑系数K2取0.25，丝杠最大受压长度Lc1=L-余程-一半支承长=750mmFc=105K1K2d24Lc12=1051/30.2541.447502=43.52kNFamax=6.93kN压杆稳定性合格8. 额定静载荷 (3-6)其中，Coa-滚珠丝杠副基本轴向额定静载荷，静态安全系数，9. 丝杠轴拉压强度验算 (3-7)其中p-丝杠轴许用拉压力，取420MPa10. 系统刚度验算及精度选择 (3-8)其中，Rb-轴承刚度，Rnu-轴向接触刚度滚珠丝杠副的拉压刚度RaRa=165d22aL-a (3-9)其中，当a最大时，拉压刚度最小，a的最大值amax=L2=9002=450mmRamin=16541.42450=628.5N/m当a最小时，拉压刚度最大，Ramax=16541.42150=1885.4N/m轴承刚度Rb对两端固定的推力球轴承支承方式有：Rb=2RBO=221.953dQZ2Famax其中，由轴承样本dQ=7.144mm，Z=32得Rb=RBO=2886.5N/m轴向接触刚度RnuRnu=RnuFp0.1Ca1/3其中丝杠刚度；Fp-预紧载荷；根据丝杠参数，Rnu=603Nm，预紧载荷，Fp=2300N，额定动载荷，Ca=49.099kNRnu=RnuFp0.1Ca1/3=60323000.149.0991031/3=468.3N/m系统最小刚度Rmin1Rmin=1Ramin+1Rb+1Rnu=1628.5+11443.3+1468.3=1226.28Nm系统最大刚度Rmax1Rmax=1Ramax+1Rb+1Rnu=11885.4+11443.3+1468.3=1297.74N/m传动系统最小刚度(即整个机构升至最高点)：滑块所受载荷F0=769.6N，重复定位精度即反向差值，为10m，则Rmin=296.74123.2，满足重复定位要求。传动系统的定位误差：K=F01Rmin-1Rmax=769.61226.28-1297.74=0.82m任意600mm内行程变动量对半闭环系统而言选丝杠副为3级精度V600p=14m15.34m，可用。11. 最终确定滚珠丝杠副的规定代号：G型，d0=45mm，Ph=12mm，P类三级精度，标记为G5012-4-P3。3.1.2 滚动导轨副计算与校核对于摆臂式工作平台装置，工作台需要安装在滚动导轨上，控制执行机构的运动，以及保证运动平稳。滚动导轨副进行计算和校核。载荷w=4kN，l1=56mm，l2=76mm，l0=100mm1. 滑块载荷大小的计算a) 载荷最大时滑块径向载荷大小ParnPar1=m1gl12l0+wmaxl22l0=9.189.8562100+2.75103762100=1070.2NPar2=-m1gl12l0-wmaxl22l0=-1070.2NPar3=-m1gl12l0-wmaxl22l0=-1070.2NPar4=m1gl12l0+wmaxl22l0=1070.2N滑块横向载荷为0b) 载荷最小时滑块径向载荷大小PirnPir1=m1gl12l0+wminl22l0=9.189.8562100+2.25103762100=880.2NPir2=m1gl12l0+wminl22l0=880.2NPir3=m1gl12l0+wminl22l0=880.2NPir4=m1gl12l0+wminl22l0=880.2N滑块横向载荷为02. 当量载荷当量载荷系数x=1，y=1最大当量载荷PmaxE1=PmaxE2=PmaxE3=PmaxE4=Par1=1070.2N最小当量载荷PminE1=PminE2=PminE3=PminE4=Pir1=880.2N其中，取1.01.33. 平均载荷Pm计算属于单调式载荷，Pm=Pc=132Pmax+PminPc1=Pc2=Pc3=Pc4=1321070.2N+880.2N=1006.9N4. 额定寿命计算各滑块计算载荷相同，故寿命也相同，C=fWPcfHfTfC3L50其中L-额定寿命；Pc-计算载荷；fH-硬度系数；fT-温度系数；fC-接触系数；fW-载荷系数；每根导轨使用两个滑块，可得fC=0.81；工作温度低于100，可得fT=1；属于无冲击低速场合取fW=1；导轨副元件硬度在58HRC以上，fH=1；额定寿命L=1200kmC=fWPcfHfTfC3L50=11006.9110.813120050=7171.4N可选四滚道型GGB20AA型，C=11.5kN，C0=14.5kN，C0PmaxE1=14.51031070.2=13.55kN大于对静态安全系数的要求7,8,9。下图为整体滚珠丝杠和直线导轨的详细结构图3.1 滚珠丝杠及其导轨副的机构图1. 联轴器1 2.联轴器2 3.套筒1 4.轴承端盖1 5.丝杠 6.螺母盖 7.平键 8.螺母座 9.螺母 10.滚珠 11.圆螺母 12.深沟球轴承 13.套筒2 14.推力球轴承 15.轴承端盖2图为滚珠丝杠及其导轨副的机构图，工作原理为电机通过联轴器带动丝杠，丝杠旋转带动滚珠滚动，滚珠滚动带动螺母水平移动，螺母座跟随水平移动带动滑块在导轨上移动，从而实现传动。3.2摆臂机构的设计摆臂机构的初步设计确定机构的组成为一个平行四边形机构、一个连杆机构、吊篮和工作台面（即上平板）组成。图3.2 摆臂机构初选方案机构图摆臂机构的初选方案的工作过程是，低速大扭矩电机驱动滚珠丝杠旋转，使螺母做直线运动，铰接于螺母上的连杆与大臂铰接，驱使两摇杆作往复摆动，实际上，平行四杆机构由两个推杆、机架和大臂构成，通过改变推杆的位置，改变大臂的角度，使载人吊篮在78o摆动。相较于此前的齿轮齿条机构，此工作装置的最大特点是展开时的工作幅大，回缩时的尺寸小，结构紧凑，适宜较小的工作空间。图 3-2为摆臂机构图。其设计重点是大臂的强度计算。下面介绍一下摆臂机构的两个主要组成部分的设计。（1 ）平行四边形机构设计为使摆臂系统工作时，吊篮连同吊篮上的操作人员始终作平行于地面的平动，特设有平行四边形机构与吊篮固连，平行四边形机构包含大臂与小臂，大臂是工作臂，小臂是拉杆，它们的另一端分别铰接于工作台上，并且两铰点连线垂直于地面，工作时平行四边形机构的大臂与小臂分别绕两铰点转动。为了保证摆臂的强度和刚度，需要对其进行估算，摆臂如图 3-3。图3.3 摆臂臂大臂截面为矩形100 30 mm，l = 1640mm，材料为 Q235B，根据起重机设计标准，取安全系数 S 为 1.35，其许用应力 190MPa，则大臂的截面惯性矩和抗弯模量分别为:I =10688000m4W = 133600mm3大臂在所工作幅度内最大弯矩M max= Q l = 3000 1640=4920000Nmm所受最大剪力为 Q =3000N所受应力为=40.3 MPa所以大臂的刚度强度满足使用要求（2 ）铰链四杆机构铰链四杆机构作为摆臂的驱动机构，在该设计上有一定的创新性。摆臂机构的三维视图如图 3-4所示。图3.4 铰链四杆机构采用丝杠驱动可有效地节省空间，动力由低速大扭矩电机带动丝杠旋转，螺母机构的平动驱动连杆，至此动力完全传递给铰链四杆机构，由铰链四杆机构驱动工作臂转动。摆臂机构的改进在上述设计中，可以说采用四杆机构很好的解决了空间狭小的问题，是一个非常有创意的设计。但是，该设计缺点与优点同样明显，就是摆臂的所有运动都要依靠丝杠螺母系统，而且丝杠斜置，只有一端固定，成为大悬臂机构，为本来抗弯性能极差的丝杠增加了危险和不稳定性。并且，连杆铰接于摆臂根部的位置，驱动力臂较小，且造成摆臂前端挠曲变形较大，而更大的驱动力更可能造成丝杠的失稳。在设计之初，之所以选择电机作为驱动设备，是因为电机作为驱动设备成本较低，而液压缸存在油液挥发的的问题，且在工作台内要求尽量整洁不要存在油污，否则工作人员在工作时极易发生意外，但是，丝杠螺母系统同样需要润滑，在这一点上与设计要求相悖。的确存在污染的潜在可能性，但可以采取一些措施予以解决。一方面，选用密封性能相对较好的进口液压油缸，从根本上减少液压油的挥发；另一方面，用伸缩式油缸防护罩将油缸整体密封起来，而且对油缸的防尘也有极大的好处。所以，对原有机构进行改进，采用液压元件。用一个液压缸推动摆臂，由于铰点靠近吊篮，整个系统更加稳定。并且，液压系统有很好的减震效果，在一定程度上减小了非惯性力的冲击。在上底板处开了两个孔，主要是为了液压油管的伸入还可以起到减重工艺空的作用。靠近摆臂支座铰点的两个空，主要是安装限位装置，以便于摆臂不工作时，液压系统不必供油。液压缸的选定：【液压缸选定程序】如下图图3.5液压缸选定程序由于本装置所需液压缸为单杆双作用液压缸10，所以液压缸选择如下：根据本装置的实际工作情况已知装置需要液压缸对负载输出力的作用方式（作用方式为推力）和相应力（推力F1）大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q等参数未知，针对此种情况其缸径/杆径的初选方法如下：（1）根据本设备或装置的行业规范或特点，确定液压系统的额定压力P；专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定，一般建议在中低压或中高压中进行选择。(2)根据本装置的作业特点，明确液压缸的工作速度要求.已知也液压缸对负载的作用方式为推力，相应推力大小有由理论力学计算可得，液压杆为摆臂机构中唯一的动力源，受力情况等同于二力杆，根据受力分析及力矩平衡可得推力F1=45KN。选择的液压缸缸径为90mm，缸径为63mm。安装方式:液压缸的主要安装方式有3种：（1）法兰安装适合于液压缸工作过程中固定式安装，其作用力与支承中心处于同一轴线的工况；其安装方式选择位置有端部、中部或尾部三种，如何选择取决作用于负载的主要作用力对活塞杆造成压缩（推）应力、还是拉伸（拉）应力，一般压缩（推）应力采用尾部、中部法兰安装，拉伸（拉）应力采用端部、中部法兰安装，确定采用端部、中部或尾部法兰安装需同时结合系统总体结构设计要求和长行程压缩（推）力工况的液压缸弯曲稳定性确定。（2）铰支安装分为尾部单（双）耳环安装和端部、中部或尾部耳轴安装，适合于液压缸工作过程中其作用力使在其中被移动的机器构件沿同一运动平面呈曲线运动路径的工况；当带动机器构件进行角度作业时，其实现转动力矩的作用力和机器连杆机构的杠杆臂与铰支安装所产生的力的角度成比例。a）尾部单（双）耳环安装尾部单耳环安装是铰支安装工况中最常用的一种安装方式，适合于活塞杆端工作过程中沿同一运动平面呈曲线运动时，活塞杆将沿一个实际运动平面两侧不超过3的路径工况或结构设计需要的单耳环安装工况；此时可以采用尾部和杆端球面轴承安装，但应注意球面轴承安装允许承受的压力载荷。尾部双耳环安装适合于活塞杆端工作过程中沿同一运动平面呈曲线运动路径的工况；它可以在同一运动平面任意角度使用，在长行程推力工况必须充分考虑活塞杆由于缸的“折力”作用而引起的侧向载荷导致纵弯。b）端部、中部或尾部耳轴安装中部固定耳轴安装是耳轴安装最常用的安装方式，耳轴的位置可以布置成使缸体的重量平衡或在端部与尾部之间的任意位置以适应多种用途的需要。耳轴销仅针对剪切载荷设计而不应承受弯曲应力，应采用同耳轴一样长、带有支承轴承的刚性安装支承座进行安装，安装时支承轴承应尽可能靠近耳轴轴肩端面，以便将弯曲应力降至最小。c）尾部耳轴安装与尾部双耳环安装工况相近，选择方法同上。d）端部耳轴安装适合于比尾端或中部位置采用铰支点的缸更小杆径的液压缸，对长行程端部耳轴安装的缸必须考虑液压缸悬垂重量的影响。为保证支承轴承的有效承载，建议该种安装的液压缸行程控制在缸径的5倍以内。（3）脚架安装适合于液压缸工作过程中固定式安装，其安装平面与缸的中心轴线不处于同一平面的工况，因此当液压缸对负载施加作用力时，脚架安装的缸将产生一个翻转力矩，如液压缸没有很好与它所安装的构件固定或负载没有进行合适的导向，则翻转力矩将对活塞杆产生较大的侧向载荷，选择该类安装时必须对所安装的构件进行很好的定位、紧固和对负载进行合适的导向，其安装方式选择位置有端部和侧面脚架安装两种11。根据本装置的实际工作、安装情况，液压缸应采用铰支安装的方式，在铰支安装方式中采用端部，尾部耳轴安装，尾部采用固定耳轴，耳轴销仅针对剪切载荷设计而不应承受弯曲应力，应采用同耳轴一样长、带有支承轴承的刚性安装支承座进行安装，安装时支承轴承应尽可能靠近耳轴轴肩端面，以便将弯曲应力降至最小。 图3.6 摆臂机构1.铰接螺栓及螺母 2.支撑杆 3.摆臂连杆 4.液压缸 5.工作平台图为本装置中摆臂机构实际结构图，通过铰链将摆臂连杆与工作台和支撑杆实现铰接，形成摆臂四连杆机构，液压缸作为动力装置与摆臂连杆和支撑杆实现铰接推动摆臂，摆臂带动工作台实现摆动。3.3 回转机构回转机构使工作台可作360回转，图 3-7为整个回转机构的三维视图。图 3-7为整个回转机构的三维模型图3.8 回转机构结构图1.回转减速机 2.下支撑板 3.环形导轨 4.上支撑板 5.小齿轮 6.小齿轮轴 7.回转支撑回转机构由回转支承、回转减速器（与液压马达直连）和上下支承板组成，下支承板与剪叉机构固连，上支承板与摆臂机构的工作台面固连，液压马达旋转，带动减速器及小齿轮旋转，驱动大齿轮旋转，这样，工作台面就可作整周回转，使摆臂机构旋转同样的角度12。其设计的重点就是是回转支承的选型。该回转支撑选用型号为 232.20.1094，回转减速机选用型号为 IWYH2.5A-850 的带液压马达的回转减速机。低速稳定性十分良好，可以在 1r/min 的情况下平稳运动13。3.4行走小车的设计能实现行走转向功能即可，一般多选用汽车模型作为行走小车，因为汽车的技术发展成熟，运行平稳，转向快捷，制动精准，动力装置发展成熟。而在汽车中应选用卡车模型，因为卡车载重大，且空间大便于安装装置。第四章 电机的选择4.1电机选型在工作平台正常工作情况下，工人及工具载重为1500N，上升5m，剪叉机构，摆臂机构，及其他机械部分载重为6500N，上升2.4m。系统总的运行时间为5s，所以系统总的平均功率为：Pw=Fmv1000=0.65KW系统效率滚珠丝杠副效率1=0.95，联轴器效率2=0.98，深沟球轴承3=0.98，推力球轴承效率4=0.98，带传动效率5=0.96，系统总效率=1223345=0.950.9820.9830.980.96=0.76所需电机输出功率为Pd=Pw=0.650.76=0.86KW步进电机步进电机是将电脉冲信号转变为角位移的元件。在非超载的情况下，电机的转速、停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载变化的影响，即给电机加一个脉冲信号，电机则转过一个步距角。这一线性关系的存在，加上步进电机只有周期性的误差而无累积误差等特点。使得在速度、位置等控制领域用步进电机来控制变的非常的简单。2.交流伺服电机：伺服电机内部的转子是永磁铁，驱动器控制的U/V/W三相电形成电磁场，转子在此磁场的作用下转动，同时电机自带的编码器反馈信号给驱动器，驱动器根据反馈值与目标值进行比较，调整转子转动的角度。伺服电机的精度决定于编码器的精度（线数）。交流伺服电机的主要特点：(1)控制精度高 (2)矩频特性好 (3)具有过载能力 (4)加速性能好 3. 直线电机直线电机经常简单描述为旋转电机被展平，而工作原理相同。动子是用环氧材料把线圈压缩在一起制成的.而且，磁轨是把磁铁（通常是高能量的稀土磁铁）固定在钢上.电机的动子包括线圈绕组，霍尔元件电路板，电热调节器（温度传感器监控温度）和电子接口。在旋转电机中，动子和定子需要旋转轴承支撑动子以保证相对运动部分的气隙。同样的，直线电机需要直线导轨来保持动子在磁轨产生的磁场中的位置。和旋转伺服电机的编码器安装在轴上反馈位置一样，直线电机需要反馈直线位置的反馈装置-直线编码器，它可以直接测量负载的位置从而提高负载的位置精度。直线步进电机被广泛应用于包括制造、精密校准、精密流体测量、精确位置移动等诸多高精度要求领域。直线电机的主要特点：结构简单。适合高速直线运动。初级绕组利用率高。无横向边缘效应。容易克服单边磁拉力问题。径向拉力互相抵消，基本不存在单边磁拉力的问题。 易于调节和控制。 适应性强14。4. 直流伺服电机直流伺服电机,它包括定子、转子铁芯、电机转轴、伺服电机绕组换向器、伺服电机绕组、测速电机绕组、测速电机换向器，所述的转子铁芯由矽钢冲片叠压固定在电机转轴上构成。伺服主要靠脉冲来定位，伺服电机接收到1个脉冲，就会旋转1个脉冲对应的角度，从而实现位移，和伺服电机接受的脉冲形成了呼应，或者叫闭环，就能够很精确的控制电机的转动，从而实现精确的定位，可以达到0.001mm。 直流伺服电机分为有刷和无刷电机。有刷直流伺服电机：电机成本低，结构简单，启动转矩大，调速范围宽，控制容易，需要维护，但维护方便（换碳刷），会产生电磁干扰，对环境有要求。因此它可以用于对成本敏感的普通工业和民用场合。 无刷直流伺服电机电机体积小，重量轻，出力大，响应快，速度高，惯量小，转动平滑，力矩稳定。容易实现智能化，其电子换相方式灵活，可以方波换相或正弦波换相。电机免维护不存在碳刷损耗的情况，效率很高，运行温度低噪音小，电磁辐射很小，长寿命，可用于各种环境。由于工作平台运动要求换向频率高，而且要求加速快，控制精度高，运行相对平稳，需要三相异步交流伺服电机，拟采用