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含CAD高清图纸和文档 江铃 15 三节 高空作业 改装 设计 液压 系统 CAD 图纸 文档

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毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:江铃15米三节臂高空作业车改装设计（液压支腿系统）院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程07-10班 学 生 姓 名: 郭世琦 导 师 姓 名: 齐晓杰 开 题 时 间: 2011年3月14日 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名郭世琦系部汽车工程系专业、班级车辆工程07-10班指导教师姓名齐晓杰职称教授从事专业车辆工程交通工程是否外聘是否题目名称江铃15米三节臂高空作业车改装设计（液压支腿系统）一、课题研究现状、选题目的和意义高空作业车是指3米以上，由液压或电动系统支配多支液压缸，能够上下举升进行作业的一种车辆。采用液压传动的载人高空作业车，是当代先进的特种机械设备。目前我国有多个企业生产高空作业车。按功能分有折叠臂、伸缩臂、混合臂、自行式等系列。近年来美国等发达国家专用车市场十分巨大，就专用车品种而言，美国就有5000多个品种，国外举升车的生产主要以重型为主，其主要原因重型车经济效益好、功率大、强度高有中小型车无法代替的优点。随着一些矿业的开发需要和运输性能、及特殊作业的要求，重型自卸车在国外得到了迅速的发展。专用底盘的专业化非常明显，例如日本丰田等大汽车公司底盘系列化专业化生产，新材料、新技术的应用越来越突出如高强度的合金和铝合金材料的应用大大减轻的整车的整备质量、提高了车辆的使用寿命。由此国外市场对专用车产品技术含量和附加值的要求越来越高，一些高新技术开始在专用汽车上得到广泛的应用，很多专用车已经被E化，装有电脑、卫星导航等系统，一些能够满足特殊功能要求的专用车底盘被开发研制。不论是液压举升装置、排料卸料装置、计量测量装置、机械作业装置，还是制冷保温装置、安全防护装置、自动控制装置、作业监视装置；不论是各类缸、泵、阀、仪表等总成，还是各种箱体、罐体等车身结构，均在专用汽车上得到了广泛应用，在一定程度上满足了新形势下用户对专用车产品的多样化需求。在专用车在功能、结构、外观上进行科学、合理的设计，注重个性化和人性化设计。栏板起重运输车因其在商业运输行业中突出的优越性，正在国外发达国家的邮政、商业等行业中占据了巨大的市场和竞争力。 随着我国经济的飞速发展展以及国内大量基础设施建设需要等因素，专用汽车产品结构随国内市场需求格局较过去有很大变化，重型车和轻型车比例处于增长趋势，中型车比例继续下降；体现专用汽车产品专用功能特性的产品在总量中的比重加大；专用汽车品种数得到大幅增加；整个专用汽车产品结构趋于更合理化的发展。 专用功能较强的城建类专用车等均有大幅增长，今后随着市场需求变化，适合高等级公路运输车辆,满足专项作业功能车辆将会继续增加，而普通传统型运输类车辆如自卸车将会随着国民经济的深入发展而逐渐减少。 由于国内专用汽车生产企业较多，市场总需求量有限等原因，为满足市场竞争的需要，近几年多数企业根据市场需要注重新产品开发力度,产品范围基本涉及到国民经济的各个环节。但是目前，国产专用车从技术角度而言，虽经过十多年的苦练内功与摔打磨练，不断地汲取国外技术，取得了很大进步，但同国外著名品牌相比，仍然存在较大差距，仍基本停留在仿制阶段，开发设计雷同现象十分普遍，专用车的品种还较少，而且产品同质化现象十分严重。表现在核心技术缺失，重、中、轻，高、中、普、特、新比例严重失调，大多数企业只能生产中型普通专用车、其他类型的专用车产量仍较少且功能简单。高技术含量、高附加值、高可靠性的国产专用车还不够多，底盘企业与专用车企业严重脱节，这些都严重影响了我国专用车行业的结构调整和产业升级。确切地说，我国专用车市场最终是向多品种、高精尖的方向发展。尤其是随着我国公路运输主体的逐渐变化，将加快产品结构的变化和技术的升级。去年以来，我国专用车市场取得较好的经营业绩，全国395家改装车企业改装汽车23.06万辆，销售23.05万辆。客车改装量最大，共改装103492万辆，占总量的44.88；载货汽车44870辆，占总量的19.46；自卸汽车27125辆，占总量的11.76；厢式、罐式等专用车销售40966辆，占总量的17.77。通过数字来看，去年一年销售专用车达23万辆，结合我国道路、经济等实际情况，应该说数量还是比较可观的。但是问题就在于395家改装企业才生产23万辆。可以看出，我国汽车改装企业和汽车制造一样，存在着规模小、技术落后、生产点过多等问题。 由此可见，经济建设对于专用车的发展也具有显著的拉动作用，并为专用车提供广阔的市场空间。特别是全球金融危机前后，国家4万亿投资的工程项目加大基础设施建设的投入，工程建筑专用车和自卸车等车型的产销量逐步增长，实现超常规发展。此外，迅速繁荣的商品运输促使厢式运输类专用车的需求快速升温。后栏板起重运输车是专用自卸车的一种，是在二类汽车底盘上装有车厢和具有装卸功能的栏板起重装置的专用汽车。根据现今已有的高空作业车的结构与特点，从专用的整体设计出发，主要是对后栏板起重运输车的整体形式与主要性能参数的确定、专用货箱、起重装置等装置的详细设计，通过计算，对汽车的重要部件如液压系统,进行了定性的分析，以确定举升力的大小、达到设计载荷是所需的要求,，并对车厢的长、宽、高进行了计算设计，以达到底盘最大总质量的要求，使举升车的前后轴的载荷在最大承载质量的范围之内，完善专用汽车的功用。后栏板起重运输车主要有二类底盘、货箱、栏板起重装置等组成。按起重装置的动力源不同可分为发动机式和蓄电池式。栏板起重装置在发展初期为汽车发动机通过取力器带动液压泵驱动，但工作时发动机需要怠速运转，目前基本都采用微型液压泵站驱动，以汽车蓄电池为动力源。同时按栏板起重装置升降机构的液压缸布置形式又可分为单缸对中式、双杠对称式和多缸式。栏板起重运输车采用汽车车厢的栏板或附加起重栏板为其重装置并利用车身的动力源，驱动栏板进行升降以装卸货物。具有使用方便，节约装卸成本，运输效率高，于在商业、邮政地质勘探、图书发行等部门大量使用，在以箱、袋、桶、捆等包装方式的货物运输中具有较好的优越性。由于专用汽车是一种在许多特征不同于本型汽车或经过特殊改装之后才用于运输的，而我国专用汽车的品种还比较单一、生产规模小、数量还远远不能满足国民经济发展的需要。因此，不断开发新产品，增加产品和品种，提高产品质量是摆在专用汽车厂家一项迫切且艰巨的任务。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、基本内容：（1）研究高空作业车汽车的组成、结构与设计；（2）进行汽车的总体结构布置； （3）进行二类底盘的选择；（4）进行辅助装置设计选型；（5）整车性能计算分析。2拟解决的主要问题：（1）车辆的总体布置；（2）副车架设计、副车架和主车架的连接；（3）支腿机构的详细设计；（3）液压装置进行设计计算选型；（4）整车性能分析计算。主要解决的问题有：（1）正确进行二类底盘的选择、主要参数数据齐备、进行二类底盘选型分析、产生具有实践意义的选型总结； （2）进行车辆的总体布置，用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置； （3）进行起重装置的详细设计，在正确计算的基础上，完成部部件设计选型，要求工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高； （4）进行液压装置设计计算选型；（5）分析整车改装设计后的主要性能。三、技术路线（研究方法）调研、收集资料完成报告确定总体设计方案 液压系设计取力器选择二类底盘的选择举升机构设计计支腿选择设计计车架选择整车机构设计计算分析校核造型，分析各部件审查校核完成设计说明书四、进度安排（1）第1周：领取任务、资料收集，进行调研 ；（2）第2周：继续调研，撰写开题报告，制定方案；（3）第3周：开题答辩、设计任务、总体方案草图设计与计算；（4）第4周：总体设计方案草图审核与修改；（5）第5-10周：完成图纸各总成、所有零件图的设计、计算与校核； （6）第11-12周：总图的修订、部件修订、校核、完成计算、修订说明书 ； （7）第13周：毕业设计（论文）修改、完善； （8）第14周：毕业设计（论文）委员会小组审核、预审； （9）第15周：毕业设计（论文）修改、完善； （10）第16周：毕业设计（论文）指导教师总审核 ；（11）第17周：毕业设计（论文）答辩准备及答辩。五、参考文献1邓亚东，陈森涛，易兴初，窦传威.一种厢式载货汽车尾板举升机构的设计J. 武汉理工大学学报，2005.27(7) 2杨建刚.栏板起重装置的结构与设计J.专用汽车,1998,12（2） 3徐达，蒋崇贤.专用汽车结构与设计M.北京：北京大学出版社，1998.124徐达，陆锦荣.专用汽车工作原理与设计计算M.北京：北京理工大学出版社，2002.95许贤良，王传礼.液压传动M.北京：国防工业出版社，2006.9.6王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004.87余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2009.38王少怀.机械设计实用手册M.北京：机械工业出版社，2008.9乔雅敏.工程力学M.北京：中国计量出版社，2007.210齐晓杰.汽车液压、液力与气压传动M.北京：化学工业出版社，2007.911马秋生.机械设计基础M.北京：机械工业出版社，2005.1212刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001. (5)13机械设计手册编委会.机械设计手册液压传动与控制M.北京：机械工业出版社，2007.214卞学良.专用汽车结构与设计M.北京：机械工业出版社，2000.715王传妹.厢式货车厢体结构特点J. 专用汽车, 2001.(1)16崔增辉，王祖德.专用汽车发展趋势研究J.汽车工业研究，2006.（3）17时培成，李文江.当前经济形势下我国专用汽车产业的发展J. 机械工程师,2009.(5) 18刘晶郁.后栏板起重装置的优化设计J.专用汽车.1999.（1）19刘晶郁.后栏板起重装置液压控制系统的设计J.专用汽车，1997.(4)20 LIU Jin-yu.Design of Hydraulic Control System of Tail-lift DevicesJ.Special Purpose Vehiele, January.1999.(1)六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：毕业设计（论文）指导记录题 目江铃15米三节臂高空作业车改装设计（液压支腿系统）学生姓名郭世琦院系名称汽车与交通工程学院专业班级车辆工程07-10班指导教师齐晓杰职 称教授教 务 处 制SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期2011年 4 月 10 日迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名郭世琦院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-10班指导教师姓名齐晓杰职称教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称江铃15米三节臂高空作业车改装设计（液压支腿系统）指导教师填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容1.完成了资料的搜集调研2.完成了调研开题报告，制定了技术路线3.完成了大体上的计算与校核，画出了装配草图4.选择了取力器1. 总图的修订2. 部件的修订校核3. 说明书的编写存在问题及努力方向对任务还是存在一些模糊，努力改正。 学生签字：郭世琦指导教师意 见指导教师签字： 年 月 日教研室意 见 教研室主任签字： 年 月 日本科学生毕业设计江铃15米三节臂高空作业车改装设计（液压、支腿系统） 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 07-10班 学生姓名： 郭世琦 指导教师： 齐晓杰 职 称： 教 授 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeJiangling 15 meters three arms aloft Working car modification design(hydraulic pressure, a leg system)Candidate： Guo ShiqiSpecialty： Vehicle EngineeringClass： B07-10Supervisor： Prof. Qi XiaojieHeilongjiang Institute of Technology2006-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1高空作业车的发展概况11.1.1概况11.1.2 国外趋势与动向21.2 国内现状、差距与如何提高的方法31.2.1 现状31.2.2 差距41.2.3 液压系统及液压原理分析41.3 设计部分与要求41.3.1 设计参数41.3.2 设计目标51.3.3 设计内容51.4 设计技术路线6第2章 高空作业车总体结构及参数确定72.1高空作业车总体结构72.1.1工作装置72.1.2动力装置82.2 运动参数确定82.2.1作业高度、幅度、速度82.2.2液压缸基本参数确定9第3章 高空作业车副车架设计133.1副车架主要尺寸设计133.2副车架的强度刚度弯曲适应性校核13第4章 液压支腿设计204.1 结构设计204.1.1 支腿的选型204.1.2 支腿跨距的确定224.2 力学计算 支腿的压力计算264.3支腿液压缸设计294.3.1打开支腿294.3.2 最大载荷时支腿力的计算304.3.3 液压缸的内径计算314.3.4 液压缸缸筒壁厚和外径计算314.3.5 液压缸活塞杆直径324.3.6 液压缸活塞杆强度校核324.3.7 液压缸活塞杆稳定性校核33第5章 液压系统设计355.1回路设计355.1.1 动臂的回路设计（变幅机构）355.1.2 回转台回路设计365.1.3 支腿回路油设计375.1.4 液压油路总图设计385.2 液压元件的选择395.2.1 液压马达计算：395.2.2 液压泵的选择435.2.3 管路选择455.2.4 油液选用465.2.5 控制阀的选择465.4 油箱的设计47结论49参考文献51致谢52附录53附录A54附录B59摘 要文中主要对江铃JX1060TSG23型15米三节臂高空作业车的二类底盘的选型和整体布置、动力传动装置设计分析、工作装置设计分析和控制系统设计分析，最后进行整车稳定性校核。根据设计要求及其技术参数的要求，其设计思路为：根据高空作业车的质量要求，确定支腿的结构方案，然后确定汽车及车辆液压控制系统。在设计说明中，首先对升降机不同结构方案进行了比较，得出了设计方案，然后对负载进行分析计算，选择确定了整车的结构参数，然后根据负载和使用状况进行液压系统的设计。文中主要完成的是JX1060TSG23高空作业车的总体结构设计、液压回路设计及传动装置工作装置的详细设计。关键词：高空作业车；动力传动装置；工作装置；控制系统；液压系统；液压支腿.ABSTRACTFocuses on JX1060TSG23 aerial second class chassis selection and the overall layout, power transmission equipment design analysis, work equipment design analysis and control system design and analysis, the last vehicle stability check.According to design requirements and technical parameters of the requirements, design ideas are as follows: under the aerial lift vehicle quality requirements, to determine the structure of the lift program, and then determine the vehicle chassis and the overall layout and control system. In the design specification, the first lift programs with different structures are compared, obtained design program, then loads analysis and calculation, select the vehicle to determine the structural parameters and based load and use the situation to the hydraulic system design. In the main text to complete the JX1060TSG23 Aerial overall structural design, hydraulic circuit design and gear detailed design of working device. Key words: Aerial work car; Power transmission device; Work device; Control system; Hydraulic system; Hydraulic a leg. I第1章 绪 论1.1高空作业车的发展概况1.1.1概况 高空作业机械是在工程起重机械基础上发展起来的产业系统，只有二十几年的历史。尽管我国在高空作业车设计制造上取得了一些成绩，但是国内生产制造的高空作业机械同国外同类型高空作业机械产品相比仍有一定差 ,主要表现为技术含量低、大型的较少、结构笨重、作业时微动性能差等问题。高空作业车在世界上已有近四十年的发展历史，现已形成一个完整的专用产品研发、生产体系。如美国的CROVE(格洛夫)、GENIE(吉尼)、英国的COLES (西蒙)， 意大利的RICO (利高)，芬兰的BRONTO(布朗托)公司等，并且它们各有侧重，如BRONTO侧重于高空消防车系列，COLES侧重于车载高空作业平台等。高空作业车发展到现在，其作业高度最高已到达72m(BRONTO公司生产)，作业车的可靠性、安全性、舒适性、操作方便和简单的直接性等方面都有较大提高，而且随着电子计算机的普及和发展以及机、电、液一体化研究的进展，国外各大公司竞相采用电脑(电子)操控系统，提高整机性能，减少整机液压元件的使用，减小整机体积及重量，提高操控的灵敏度。 在我国，虽然对高空作业车的研制、生产起步较晚，但是随着我国经济的快速发展，高空作业车的使用面、服务领域不断扩大，现正处于较快的发展阶段，特别是各生产厂家积极引进和消化国外先进技术，开发新品种，提高产品技术和质量水平，已有部分达到或接近国际同类产品的水平。如浦沅集团公司已能生产作业高空6m到60m共12种规格近30个品种的高空作业车，杭州园林机械厂引进日本先进技术和管理经验，在近几年内开发出适合国内用户需要的l0多个新品种，能生产26m 内的各种绝缘及通用高空作业车，形成年产350台以上的生产能力，占有国内中小高度高空作业车市场50左右的份额，并有部分产品出口；抚顺起重机总厂锦州重型机械股份有限公司和徐州重型机械厂针对国内大高度消防救援作业车依赖进口状况，先后开发了30m 以上的高空消防作业车，产销良好，深受用户欢迎；徐工集团生产非常适合路灯、隧道维护使用的20m 以内的高空作业车，并完成了53m大高度高空消防车的研制。有关专家预测，我国高空作业车在未来几年仍将保持较高的产销增长率，特别是大中城市基础设施建设和维护等方面的需求增长更快。 然而现阶段我国高空作业车发展中还存在许多问题：1、大多数厂家产品单一，型号老化，产量小，企业规模小；2、部分企业技术创新能力较差，技术储备明显不足，市场经营范围窄，企业效益差；3、国内基础材料的质量参差、研发水平又较低，基础零部件配套水平较差，许多原材料依赖进口；4、基础零部件配套厂家少，规格品种少，产品质量、性能可靠性不高，不稳定；5、专业化、机械化生产水平低，工艺落后，装配水平较低；6、主机(底盘)型号单一，不能满足生产厂的组装要求，直接影响新产品的开发；7、产品的售后服务水平较差，缺乏专业的检测和维修设备，维修人员专业技能不足，未形成善的售后服务体系；8、对高空作业车等专用车的管理上，有关政策滞后，不利于特种高空作业车的小批量改装、生产。 为了适应我国高空作业车发展的需求，笔者认为，要着眼于长远目标，走规模化、标准化、集约化、产品配套化、系列化的道路；要尽快地培养高素质的专业人才，要建立一套适合国际标准的生产体系和质量体系， 在高空作业机械国际标准化组织(TC214)已有的标准范围之外，建立适合我国的标准化质量体系，以防止国外技术垄断；各厂家要做到强强联合，在研发上与高校及专业研究机构联合研发，加快相关产品的研制和研究成果的生产转化，提高产品质量，避免各自为营的现象；要能带动国内基础零件配套产品的发展，使之形成完整的生产体系、配套体系，同时，形成几家在技术力量、产品质量、人才储备上能达到国际先进水平的配套件生产厂家。 尤其在现阶段， 笔者认为要优先做好以下产品和技术的研发：l、建筑用自行式作业平台和蜘蛛式作业平台；2、带电作业(10KV 以上)的绝缘高空作业车；3、25m 以上多功能消防救援高空作业车；4、室内外轻型作业平台；5、大作业幅度平台及新型多功能高空作业车；6、高空作业机械的自动控制和安全保护技术的研制；7、机、电、液一体化技术在高空作业车上的应用。1.1.2 国外趋势与动向 国外高空作业机械属新兴行业，是在工程起重机械基础上发展起来的高新技术产业系统，只有二十几年的历史。目前，专业生产高空作业机械的公司比较少。近年来，由于汽车起重机销售量下降及市场平淡，一批汽车起重机制造公司，相继发展高空作业机械，但总计年产量仍不能满足市场需求，正处于发展时期。国外高空作业机械，发展迅速，技术水平不断提高。工业发达国家，一般都有专门的跨国公司和集团主营和兼营高空作业机械，如美国GROVE公司(格鲁夫)和(吉尼公司)、英国COLES公司、ST-MON公司(西蒙)、意大利RICO(利高)、芬兰BRONTO公司(波浪涛公司)、日本的多田野和爱知株式会社等。高空作业机械的底盘分通用型和专用型，采用通用汽车底盘的高空作业机械，机动灵活，能快速转移，作业高度较高，采用专用底盘的高空作业机械，即自行式高空平台车，适用于固定场所作业，具有微动行驶，扩大作业半径等特点。 为了满足实际工程的需要，高空作业车的作业高度越来越高，随之作业半径也越来越大。如西蒙公司S600高度已达62 m、芬兰BROTO公司产品最高己达72 m，自命为“天梯”，高空作业车的下车、工作斗均采用微机进行操纵。 操作越来越简单可靠，自动化程度不断提高。如GENIE吉尼公司)的自行式直臂式高空作业车、自行式曲臂式高空作业车、自行式剪型高空作业车。由于采用自动化控制，高空作业车的微动性能好，定位也来越来越准确。 但根据不同的工况条件，考虑到造价等原因，拖动式和手动式很有实用价值，目前在一些场所仍被广泛使用。此类高空作业车有拖动式曲臂高空作业车和手动式物料升降机。 高空作业车的发展主要动向是实现六化、三性，以提高高空作业机械的适用性。六化: 即液压化、最优化(采用计算机辅助设计)、轻量化(采用高强度材料、减轻构件重量)、机电液一体化(如安全保护、报警装置等)、通用化、系列化。三性:可靠性、安全性和舒适性。 为了满足高层建筑的复杂情况，要求人们不断改进举高车，以适应施工、灭火等需要，以及举高车制造公司间日趋激烈的竞争，促进了举高车技术的发展。新技 术 的 采用，使发达国家80年代的举高车在性能和安全上有较大的提高，这主要体现在三个方面:1.2 国内现状、差距与如何提高的方法国内高空作业机械发展刚刚起步，只有十几年的发展历史，虽然起步晚，由于高空作业机械制造企业的努力，已逐步走向稳定的发展轨道。1.2.1 现状 我国高空作业机械的生产于20世纪70年代末开始起步，发展较快， 目前生产经营企业已由原来的几家迅速增加到40余家，其中与国外合资或合作生产的企业有5家。根据2004年和2005年中国工程机械年鉴，2003年高空作业机械工业总产值为32139万元，生产各类高空作业平台1906台，高空作业车740台；2004年高空作业机械工业总产值为36340万元，生产各类高空作业平台2500台，高空作业车800台。行业几个骨干企业通过近几年的技术改造，其生产规模不断扩大，形成了各自特色的产品系列，基本能满足国内市场高空作业机械的需要，企业的各项主要经济指标逐步上升，经济效益也逐年提高。从 80 年 代开始抚顺起重机总厂、武汉起重机厂、四川度岩机械厂、四川长江起重机有限责任公司、杭州园林机械厂、北京攀尼高空作业车有限公司、徐州重型机械厂等开始着手研制高空作业车和登高平台消防车，投放市场。抚顺市起重机总厂生产的CDZ32型登高平台消防车已出口泰国。最近四川长江起重机有限责任公司，研制的QZC5120JGKS25型高空作业车是最近向推向市场的一种新产品。该产品采用现代设计手段设计，填补了国内25m伸缩臂式高空作业车的空白。1.2.2 差距 尽管我国在高空作业车设计制造上取得了一些成绩，但是国内生产制造的高空作业机械同国外同类型高空作业机械产品相比仍有一定差距，主要表现为技术含量低、大型的较少、结构笨重、作业时微动性能差等问题。在开发研制过程中，应采取有效措施、试验研究，逐项加以解决，以缩小差距。同时对目前存在的技术关键，有待于组织力量攻关解决，其关键是电液比例操纵、微动性能问题，支腿调平技术问题，数显微机自动程序控制以及机电_航天、导弹发射等。 综上所述，在目前的高空作业车的生产水平上，改进高空作业车的工作性能，开发研制机动灵活、技术含量高安全、可靠的高空作业机械具有重大的意义。1.2.3 液压系统及液压原理分析一部完整的机器是由原动机、传动机构及控制部分、工作机(含辅助装置)组成。原动机包括电动机、内燃机等。工作机即完成该机器之工作任务的直接工作部分，如剪床的剪刀，车床的刀架、车刀、卡盘等。由于原动机的功率和转速变化范围有限，为了适应工作机的工作力和工作速度变化范围较宽，以及其它操纵性能的要求，在原动机和工作机之间设置了传动机构，其作用是把原动机输出功率经过变换后传递给工作机。 传动机构通常分为机械传动、电气传动和流体传动机构。流体传动是以流体为工作介质进行能量转换、传递和控制的传动。它包括液压传动、液力传动和气压传动。液压传动和液力传动均是以液体作为工作介质来进行能量传递的传动方式。液压传动主要是利用液体的压力能来传递能量；而液力传动则主要是利用液体的动能来传递能量。由于液压传动有许多突出的优点，因此，它被广泛地应用于机械制造、工程建筑、石油化工、交通运输、军事器械、矿山冶金、轻工、农机、渔业、林业等各方面。同时，也被应用到航天航空、海洋开发、核能工程和地震预测等各个工程技术领域。1.3 设计部分与要求1.3.1 设计参数表1.1 作业部分主要技术参数最大作业高度15米最大作业半径6米回转角度360额定平台载荷200kg操作方式下操作、上操作可以任意选择支腿形式/数量H型/4旋转速度0-3r/min两支臂变幅时间起臂：t70s落臂：t60s支腿收放时间收支腿：t60s放支腿：t60s1.3.2 设计目标 本课题将以江铃JX1060TSG23高空作业车为例，对其进行特性分析。建立起数学模型和液压系统模型，然后针对具体的参数给出实例计算。最终设计出一种可以有一定的承载能力，可以用于工程建设、工业安装、设备检修、物业管理、航空、船舶、石化、电力、影视、市政、园林等许多行业的高空作业车。通过本课题的研究和设计，可以进一步熟悉机械设计的流程，加深对工程机械的了解，尤其是对高空作业设备的发展历史和国内外的现状都有了全面的认识。其中，最为重要的是在这次毕业设计的过程中可以进一步的加强对液压系统的认识，进一步熟悉液压系统的设计方法和设计步骤。通过本课题的研究和设计，尤其可以对液压泵站的设计和制造有一个较为全面的了解，能够从中学会一些比较简单的液压泵站的设计方法，同时加强对液压系统的认识，提高了独立思考问题和解决问题的能力。1.3.3 设计内容 本次设计的目的是通过对折叠臂高空作业车各项技术的研究，设计一种折叠臂型式的高空作业车的液压系统。根据折叠型式高空作业车的使用特点和国内实际需求情况，本课题将要研制的是最大作业高度15米的折叠臂高空作业车及其液压系统。作业车通过工作臂的举升能够将工作人员安全送至15米高空进行工作，作业车的作业半径不小于8米，可以进行 360的连续回转。而液压系统是高空作业车的主要部分，故重点进行设计和相应的计算。1.4 设计技术路线如图1.1所示调研、收集资料完成报告确定总体设计方案 液压系设计取力器选择二类底盘的选择举升机构设计计支腿选择设计计车架选择整车机构设计计算分析校核造型，分析各部件审查校核完成设计说明书图1.1设计技术路线框架 第2章 高空作业车总体结构及参数确定2.1高空作业车总体结构 图 2.1 折叠臂式高空作业车 2.1.1 工作装置 工作装置为实现高空作业车不同的运动要求而设置的。高空作业车一般设有变幅机构、回转机构、平衡机构和行走机构。依靠变幅机构和回转机构实现载人工作斗在两个水平和垂直方向的移动；依靠平衡机构实现工作斗和水平面之间的夹角保持不变，依靠行走机构实现转移工作场所。高空作业车的工作装置包括支腿机构、举升机构、回转机构、作业平台及其调平机构。高空作业车的行走机构就是通用或专用汽车底盘。工作臂、回转平台、副车架（车架大梁，门架、支腿等），金属结构是高空作业车的重要组成部分。高空作业车的各工作机构的零部件都是安装或支承在这些金属结构上的。金属结构是高空作业车的骨架。它承受高空作业车的自重以及作业时的各种外载荷。2.1.2 动力装置动力装置是高空作业车的动力源。通常不再另外设置动力源，而是直接采用汽车底盘发动机作为整车的动力源。通常高空作业车采用变速箱取力方式，通过安装在底盘变速箱侧面的取力器取出发动机的动力，并驱动液压油泵向高空作业装置供油。取力系统中还设置控制装置，在底盘行驶时，取力器没有输出，液压油泵不工作，需要进行高空作业时，取力器输出，油泵工作。2.2 运动参数确定2.2.1 作业高度、幅度、速度 图 2.2 工作示意图1.作业幅度作业幅度是指高空作业车回转中心线至作业台外边缘的水平距离R ，如图2-1所示。根据技术参数知R=5.0m。2.作业高度作业高度是指作业平台底面离地高度与作业人员手臂所能达到的平均高度之和。通常把作业高度分为最大高度和最大作业幅度时的作业高度H,如图所示。根据技术参数知，=15m，H=6.8m.3.作业速度高空作业车的作业速度包括：作业平台的垂直方向起升的平局速度和下降的平均速度，以及作业平台的回转速度。根据国标GB94652-88中的规定，取作业平台起升速度 =0.5 ，取下降速度 回转机构的最大回转速度取 。2.2.2液压缸基本参数确定 1 力学参数确定 液压缸的最大载荷 支臂液压缸（1）状态一：如图 2.3所示图 2.3 液压臂工作状态一， =56387N（2）状态二：如图 2.4 所示图 2.4 液压工作状态二 =0.873F=-44069N故可知支臂液压缸的最大载荷为 支臂液压缸如图 2.5 所示，在图示状态液压缸受力最大图 2.5 支臂液压缸工作状态=28408N支臂液压缸 F=2790.3N2、两支臂液压缸长度计算支臂液压缸： 完全收回 完全伸出 支臂液压缸： 完全收回 完全伸出 支臂液压缸: 完全收回 完全伸出 3、各液压缸速度 支臂液压缸: 支臂液压缸： 支臂液压缸: 4、 各支臂液压缸的功率支臂液压缸： 支臂液压缸： 支臂液压缸: 第3章 高空作业车副车架设计3.1副车架主要尺寸设计 副车架对主车架起到加固作用，其宽度和选用的底盘的宽度相同，高度也相同，长度在底盘主车架长度基础上去掉主车架与车厢之间的距离长度。其尺寸设计如下： 副车架长度： 4708mm副车架宽度： 800mm副车架高度： 240mm副车架厚度： 160mm3.2副车架的强度刚度弯曲适应性校核 1、工作时整车重心作用点的求解在高空作业车起升到最高点时，对主车架来说，其整车重心后移。其受力简图见图3.1。 xmm G F1 F2 图3.1 受力简图设定高空作业车在额定装载质量下，其前后轴承受的载荷相同，即有：N由图，可以列出：=2F求得 2、副车架剪力及弯矩的求解副车架和主车架通过U型螺栓相联，在额定装载时，由主车架重心作用简图及求得的整车重心作用点，可以画出额定装载质量时副车架受力简化图3.2。 G F L=4708mm 图3.2 副车架受力简图将此时受力的副车架看为简支梁(见下图3.3)，以便进行强度刚度及弯曲变形的校核。由图3.3，可以列方程组： 图3.3 副车架等效简支梁简图 可求得： = = =59920.7N即大小为59920.7N，方向与设定的方向相同。可求得： = = 即大小为18773.79N，方向与设定的方向相反。图3.4 副车架实际等效梁简图 由以上，可画出实际的副车架等效梁示意图3.4。 列出弯曲剪力及弯矩方程：OA段 = = 59920.71 N (0X331)= = 59920.71X (0X331)AB段= = 59920.7182271 =22350.29 (331X2306) = (331X2306)BC段 = = (2306X3600)= 18785.21X67626762 (2306X3600)根据以上剪力和弯矩的求解，可以画出剪力及弯矩图3-5。图3.5 副车架额定载荷时剪力及弯矩图3、副车架强度刚度校核对于塑性材料，其弯曲正应力强度条件为：由即有 (3.1)式中， 梁内最大弯矩截面弯矩值； 抗弯截面模量； 梁截面对中性轴的惯性矩； 最大弯矩截面距中性轴最远处。对与矩形副车架截面，截面惯性矩 (3.2)即有： 由于副车架设计成对称的矩形，其截面上下边缘最大抗拉应力与最大抗压应力相等，即有：在所选材料的许用应力范围内。4、副车架弯曲变形校核由以上知道副车架的等效简支梁形式，利用叠加法可求得梁的最大挠度 和最大转角 ，然后进行副车架弯曲变形的校核。当梁的形式为图3.6所示形式时，梁的挠曲线方程为： 图3.6 副车架等效简支梁 (0xa) (3.3) (axl) （3.4）梁的转角方程为： (3.5) (3.6)式中，为作用在梁上的力，规定其向下为正,向上为负； E为梁构成材料的弹性模量,； I为梁的惯性矩。 进行叠加后求得，在额定工作时,其挠度为： (0xa) (axl)即有最大挠度： 求得A、B两处转角为： 即梁的最大转角：0.956860522度由计算的挠度和转角，参照选材的许用挠度和许用最大转角，均在许用数值之内。 第4章 液压支腿设计4.1 结构设计4.1.1 支腿的选型1、蛙式支腿 图4.1为一种蛙式支腿的结构示意图，支腿的伸缩动作由一个液压缸完成。在运动过程中，支腿除有垂直位移y外，在接地过程中还有水平位移x（如图4.2）。这种支腿结构简单，液压缸数少，一支腿一液压缸，结构质量小。但支腿在伸出过程中受摇臂尺寸的限制，支腿的跨距（图4.2的2a）不能很大，调平性能较差，且在支反力变化过程中有爬移现象。图4.1 蛙式支腿图4.2蛙式支腿的运动示意图2、H式支腿 如图4.3所示，这种形式的支腿对地面适应性好，易于调平，且在支反力变化过程中无爬移现象，是高空作业车较理想的支腿形式。H式支腿由两个液压缸驱动即水平推力液压缸和垂直的支撑液压缸。这种支腿形式的稳定性良好。 图4.3 H式支腿3、X式支腿 如图4.4所示，这种支腿的垂直液压缸作用在伸缩腿的中间，当推力液压缸将腿伸出后，垂直支撑液压缸将支腿压向地面，使轮胎离地如图4.4(a)所示,四个伸缩腿是同步工作的，而垂直液压缸可同时顶升，也可单独工作，以便对车架进行调平。由于X式支腿的垂直支撑液压缸作用在横梁的中间，而横梁又直接支撑在地面上，这就比H式支腿更加稳定。但X式支腿离地间隙较小，在伸支腿的接地过程中有水平位移运动，从而加大了液压缸的推力，液压缸易损坏。综上所述，H型支腿稳定性较蛙式支腿好，虽然X型支腿的稳定性比H型支腿更好，但X型支腿的离地间隙比H型支腿小。因此，高空作业车的支腿机构选择H型支腿，。 （a） (b)图4.4 X式支腿及结构简图4.1.2支腿跨距的确定高空作业车的支腿一般为前后设置，并向两侧伸出，如图4.5所示。支腿支撑点纵横方向的位置选择要适当，其原则是作业平台在标定载荷和最大作业幅度时，整车稳定性要达到规定的要求。1、支腿横向跨距支腿横向外伸跨距的最小应保证高空作业车在侧向作业时的稳定性，即全部载荷的重力合力落在侧倾覆边以内，并使绕左右倾覆边AB或DC的稳定力矩大于倾覆力矩。如图4.6(a)所示，1/2支腿横跨距a应满足： （4.1） mm由于车总宽B=1950mm，且2aB，故取 mm式中 G1转台重力，N；G2底盘重力，N；Gb臂架重力，N；q 作业平台重力，N；Q 作业平台标定载荷，N；L1 转台重力中心至回转中心的距离，mm；r 臂架重力中心至回转中心的距离，mm；R作业半径（臂幅），mm；2、支腿纵向跨距支腿总向跨距的确定和横向跨距确定的原则一样，应绕前、后倾覆边BC或AD的稳定力矩大于倾覆力矩。当作业平台在车辆后方作业时，如图4-6(b)所示，可得后支腿支撑点至回转中心的距离b1应满足： （4.2） mm式中 L2 底盘质心至回转中心的距离。 同理，可得前支腿支撑点至回转中心的距离b2图4-5 高空作业车的支腿跨距 （a） （b）图4-6支腿跨距的确定 （4.3）mm支腿的纵向跨距： （4.4）因此取mm；mm。3 支撑脚接地面积确定为了使高空作业车工作时能在规定的地面承受压力不下陷，且保证在不同地面能可靠支撑，支承脚要有足够的接地面积Sj，保证在最大支反力Fmax下对地面的压强不大于地基强度，即： （4.5） mm2 mm2取mm2。式中 地基强度，一般为1.6Mpa。支撑脚和支腿采用球式铰接，满足不同的地形4. 活动水平腿箱设计 图 4.7 支腿结构图 水平腿箱是支腿的主要受力构件，可看做一横梁，应具有足够的强度和刚度。按经济条件（质量最小）确定活动水平腿箱的高度尺寸。 经济条件的腿箱高度h为： （4.6） 式中 按腿箱支撑点悬伸距离L的3/5处最大合成弯矩求得抗弯截面模量； 材料的许用应力： 腹板厚高比： 腹板厚度 腹板高度 。 设计时 按下式确定 临界应力，是腹板不丧失局部稳定性的最大极限应力，设计时可初选1.25 ； 刚度系数； =0.3 材料的泊松比；E 材料的弹性模量；E=2.0K 板边支撑情况影响系数，可取1.21.5.一般Vh可在1/401/60之间取。腹板厚度由下式确定 （4.7）可取 求出 =155.7mm 取整h=160mm故=1601/60=2.6mm 活动水平箱上下翼板（盖板）尺寸确定： 宽度94mmb114mm取b=110mm 两腹板的间距=b-2-33=95.8mm 5、 固定水平支腿箱设计 一般固定水平支腿箱按照活动腿箱截面进行设计，为保证高空作业车整车在工作中能平稳运动，一般上下间隙取3mm，横向间隙取5mm. 6、 垂直支腿箱设计 活动腿箱为滑动配合，间隙2mm.4.2 力学计算 支腿的压力计算 计算支腿压力时要求确定高空作业车在作业时所承受的最大支反力，该力是支腿强度计算的依据。假定高空作业车支撑在A、B、C、D四个支腿上，臂架位于高空作业车纵轴线（x轴） 角处，如图4-8所示。若高空作业车不回转部分的重力为G2，其重心为O2，在离支腿对称中心（坐标原点O）e2处，回转中心O0离支腿对称中心O的距离为e0。又设高空作业车回转部分的合力为G0，且合力至O2点的距离为r0，则作用在臂架平面内的翻倾力矩M为G0r0如图4-8 所示 图4.8 支腿压力确定 mm (4-8)mm (4-9) N (4-10) (4-11)mm于是可求得四个支腿上的压力各为： (4-12)当举升臂在车辆正侧方作业时即： =90，则上式可化简为： (4-13)按四点支撑计算支腿压力时，若有一支腿的压力出现负值，应该用三点支撑重新计算支腿压力。如图4-9所示，设举升臂在工况位置作业时，支腿A不受力，支腿B、C、D受力，可求得支腿的反力为： (4-14)图4.9 三点支撑状态这时，支腿C受力最大，并且当时，FC获得最大值为： （4-17）N若举升臂转到工况位置时，角为钝角，设支腿B不受力，支腿C、D、A受力，可求得受力最大的支腿D的压力为： （4-18)当时，FD获得最大值为： (4-19)N由于，所以确定最大支反力N。计算后发现支腿的最大支反力在支腿所能承受的压力范围内，因此改装后能保证整车的稳定性。4.3支腿液压缸设计 4.3.1打开支腿如图 4.10所示 图 4.10 支腿打开支腿纵向跨距 支腿横向跨距 ，故前两支腿反力 =15204N后两支腿反力 =12308N4.3.2 最大载荷时支腿力的计算 该高空作业车工作时，支承在A、B、C、D 四个支腿上由于回转工作部分的回转变幅作业等运动，则作用工作面内必然产生附加力矩。 状态一：如图 4.所示，产生的附加力矩为： =54901.56N产生的附加支承反力为N 所以，支腿液压缸最大封闭压力为： N 4.3.3 液压缸的内径计算由 式中 系统压力差，其中为回油背压，按一般的推荐值取。故。液压缸效率，对于橡胶密封圈。支腿液压缸 查手册，取推荐系列 D=63mm4.3.4 液压缸缸筒壁厚和外径计算液压缸最大密封压强为 式中 液压缸最大载荷，N。 液压缸缸筒内径由壁厚 式中 原液压缸试验压力，此处 液压缸内径， 强度系数，对于无缝钢管取为1。 考虑壁厚公差和浸蚀的附加厚度，通常取0.0010.002，此处取。 缸筒许用应力，其中， 为安全系数，取 对支腿液压缸故壁厚液压缸缸筒外径 查表取推荐值： 故实际壁厚： 支腿液压缸： 4.3.5 液压缸活塞杆直径 根据活塞杆往返速度比：由起臂时间和收臂时间 故 支腿液压缸 按GB2348-80取标准值 4.3.6液压缸活塞杆强度校核 式中 液压缸最大载荷，即，N 材料的屈服极限， 屈服极限安全系数，取 支腿液压缸 4.3.7液压缸活塞杆稳定性校核当液压缸支承长度时，需要校核活塞杆弯曲稳定性，液压缸弯曲示意图如图 4.11所示。式中 活塞杆弯曲失稳临界压索力，N 实际弹性模数， 活塞杆横截面惯性矩，对于圆形截面 =0.049（） 液压缸安装及导向系数，查表取为。 深长时的总长度， 图 4-10 液压缸受力图 对支腿液压缸 可见， ，满足稳定性要求。第5章 液压系统设计5.1回路设计5.1.1 动臂的回路设计（变幅机构）图5.1 变幅机构1 动作分析行驶状态时，三节工作臂折叠在一起，进行高空作业时，三节工作臂分别由下臂、上臂、折臂油缸举升升展至一定角度，将工作人员送至工作位置。上臂和下臂、下臂和转台铰接处均设有专门的滑动轴承，保证工作臂转动时阻力小，运动平稳。2 液压回路设计：右边液压缸的控制过程如图5.1。电磁换向阀：电磁换向阀借助于电磁铁吸力推动阀心动作来改变流液流向。平衡阀：可使运动速度不受载荷变化的影响，保持稳定，附加的单向阀功能，密封性好，在管路损坏或制动失灵时，可防止重物自由下落造成事故。以下简述动作分析过程： 因为下臂、上臂、折臂的液压设计很相似，所以分开分析。先看左边液压缸的控制过程。如上图所示，当电磁换向阀置于左位时，油液经过左边单向节流阀的单向阀部分到达平衡阀，再经过平衡阀到液压缸的左腔，推动活塞杆向外运动。而右腔的油液则从右边的平衡阀到右边的节流阀再流出。当电磁换向阀置于右位时，油液经右边的单向节流阀和平衡阀到达液压缸的右腔，推动活塞杆向左运动，左腔的油液的经左边的平衡阀和单向节流阀流出。当电磁换向阀处于中位时，液压缸不运动。 5.1.2 回转台回路设计 图5.2 回转台回路1、 动作分析 进行回转时，液压马达输出动力，通过回转减速机减速后带动输出轴上的小齿轮旋转，小齿轮与回转支承的齿圈啮合，由于回转支承的齿圈与车架刚性连接，因而回转减速机带动与之相连的转台回转6。2、 液压回路设计 控制过程分析如下：如图所示，换向阀置于右位时，压力油经梭阀进入制动器液压缸，制动器松开。液压油同时经平衡阀中的单向阀进入回转机构液压马达，驱动其转动，使吊臂回转。 换向阀置于左位时，液压油经单向节流阀进入回转机构液压马达的另一腔，同时经梭阀进入制动器液压缸，松开制动器，液压马达反转。换向阀处在中位时，整个回路卸荷，制动器液压缸在自身弹簧的作用下迅速刹住液压马达。这样，即使液压马达有内泄露也能保证吊臂被迅速制动住13。电磁换向阀：电磁换向阀借助于电磁铁吸力推动阀心动作来改变流液流向。梭阀：梭阀相当于有两个单向阀组合而成，有两个输入口和一个输出口，在液压回路中起逻辑“或”的作用。单向节流阀：正向流动时起单向阀作用，反向流动时起节流阀作用。制动器：制动器一般都采用常闭式，即向制动器供压力油时，制动器打开，反之，则在弹簧力作用下使马达制动。5.1.3 支腿回路油设计图 5.3 支腿回路设计 1 动作分析进行各支腿活动时，先进行水平液压缸的运动，当运动到指定位置时，00 系统进行收放液压支腿，然后根据实际需要，通过转阀调节各支腿的伸缩程度 以应对不同的地形。2. 液压回路设计， 控制过程分析：如图所示，换向阀置于右位时，压力油经阀进入水平液压缸，此时6YA阀不接通，经回油管回到油箱；换向阀置于左位时，水平之腿快速收回。垂直支腿运动：油箱过滤器液压泵2YA二位三通电磁换向阀3YA三位四通电磁换向阀（中位）垂直液压缸转阀回油管油箱；（伸出）油箱过滤器液压泵2YA二位三通电磁换向阀3YA三位四通电磁换向阀（中位）垂直液压缸转阀回油管油箱；（收回）转阀：根据各阀位置的不同可对个垂直支腿或全部支腿进行调节。液压锁：起到锁止液压缸的作用，防止液压缸下滑。5.1.4 液压油路总图设计图 5.4 液压原理总装图根据高空作业车的工作性质和作业要求，液压系统完成下列的工作循环：车身支撑、调平、支臂的变幅、回转。（1） 车身的支撑、调平车身的液压支撑、调平由支腿工作回路完成。操纵换向阀1处于左边，这时的工作油液进入水平支腿液压缸内，使水平液压缸伸出，从而扩大或者缩小支腿的支撑范围。当换向阀处于右位时，液压缸收回。同时，操纵换向阀2处于左位，则前水平支腿液压缸伸出；操纵换向阀2处于右位，则后水平支腿液压缸伸出，从而在将高空作业车的车身调平。（2） 支臂的变幅、回转操纵换向阀3处于左位，则上支臂缸伸出，推动上支臂上升。若处于右位，则上支臂液压缸收回，支臂下降。5.2 液压元件的选择 5.2.1 液压马达计算： 1. 液压马达的负载计算 满载启动状态液压马达的最大负载力矩高空作业车回转时要克服的总回转阻矩回转支承装置的摩擦阻转矩由通路坡引起的回转阻转矩风阻转矩惯性力引起的回转阻转矩（1）回转支承的摩擦阻转矩对滚动支承有： 式中 滚动体法向反力的总和， 换算摩擦系数，取 滚动中心圆直径， 对单作用结构其 式中 回转支承装置所受的总垂直力， 回转支承装置所受的总水平力， 滚动体的接触角（即压力角）此处取 = =33193N（2） 由道路坡度引起的回转阻力矩的计算是高空作业车由于道路的坡度，造成的回转阻力矩。高空作业车的有效载荷处于相应的幅度时，倾侧回转阻力矩为：式中 取物装置，臂架、等回转部分构件自重， 相应于上述重量的重心到高空作业车回转轴线的距离， 高空作业车倾斜角高空作业车回转的角度当臂架从转到过程中，不断变化，其最大回转阻力矩为 （3） 风载荷引起的回转阻力矩的计算 式中 举起重物上所受的风力，N ，其中，为标准风压，,为事物的迎风面积， 高空作业车回转部分上的风力， ，其中，是与风向垂直的受风面积，为臂架平面转动时至与风向垂直位置时的最大受风面积。 高空作业车的作业半径， 回转部分迎风面积形心到回转中心线的距离， （4） 惯性力引起的阻转矩的计算惯性阻转矩是由载荷、高空作业车回转部分质量和传动机械回转质量三部分引起的（5）载荷惯性引起的惯性阻转矩 式中 起升载荷（包括工作斗）的重量， 高空作业车的回转半径， 回转角速度， 回转速度， 回转部分启动（或制动）时间，初步计算时，无风可取，有风时可取，此处取 。 （6） 回转部分质量引起的回转惯性阻力矩 式中 回转部对回转中心线的总转动惯量， 回转部分各构件的质量， 相应于上述各部件质量的质量中心到回转体中心线的距离， 各构件对通过其重心免于高空作业车回转中心相平行的轴线的转动惯量， 驱动专职、传动机构转动零件引起的惯性阻力矩由于一般比较小，并且计算及其繁琐，过略去不计。（7） 总惯性阻力矩 （8） 总回转阻力矩 阻力功率： = 2 . 液压马达排量的计算 ，取 =383 . 液压马达的选择 经过计算查手册选择B系列 MFB20 型液压马达。其具体参数如表5.1所示： 表 5.1 MFB20 型液压马达基本参数 几何排量 ml/r42.8最高转速 r/min2400最低稳定转速 r/min50最高工作压力 Mpa17.2最大输出扭矩 N.m101重量 Kg195.2.2 液压泵的选择1.计算液压泵的流量 液压泵的最大流量为式中 液压泵的最大流量。 同时动作的各个执行元件所需的流量之和的最大值，如果同时有溢流阀工作，则应改再加上溢流阀的最小流量23L/min。此处取。 系统的泄漏系数，一般取，现取。故 故 2. 计算液压泵的压力 考虑到正常工作时进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为式中 液压泵的最大工作压力， 执行元件最大工作压力， 进油管路中的压力损失，取。3.选择液压泵首先依据初选的系统压力选择液压泵的结构类型，一般P21MPa，选用齿轮泵和叶片泵；P21Mpa，则选择柱塞泵。然后确定液压泵的最大工作压力和流量。液压泵的最大工作压力必须等于或超过液压执行元件最大工作压力及进油路上总压力损失这两者之和，液压执行元件的最大工作压力可以从工况图或表中找到；进油路上总压力损失可以通过估算求得，也可以按经验资料估计，如表5.1所示。表5.2 进油路压力损失经验值系统结构情况总压力损失p/Mpa一般节流调速及管路间单的系统0.20.5进油路有调速阀及管路复杂的系统0.51.5液压泵的流量必须等于或超过几个同时工作的液压执行元件总流量的最大值以及回路中泄漏量这两者之和。液压执行元件总流量的最大值可以从工况图或表 中找到（当系统中备有蓄能器时，此值应为一个工作循环中液压执行元件的平均 流量）；而回路中泄漏量则可按总流量最大值的10%-30%估算。在参照产品样本选取液压泵时，泵的额定压力应选得比上述最大工作压力高20%-60%，以便留有压力储备；额定流量则只需选得能满足上述最大流量需要即可。液压泵在额定压力和额定流量下工作时，其驱动电机的功率一般可以直接从产品样本上查到。电机功率也可以根据具体工况计算出来，有关的算式和数据见第三章相关部分或液压工程手册。由计算结果查手册选用：CB-Fc10 该液压泵的基本参数如表5.3所示： 表 5.3 CB-Fc16齿轮泵基本参数参数项目取值备注理论排量16.01 额定压力20最高转速3000 容积效率90总效率81额定转速 n2000 最高压力 Pm25 驱动功率 P12.3KW额定工况下5.2.3 管路选择管路按照通过的额定油量、推荐流速和强度选择。油管路内径 式中 流量， 推荐流速， 高压管路： 回油管路： 吸油管路： 管路壁厚： 式中 管路最大压力， 管路许用应力，。，其中对于20号钢取，。故。（3） 进油管路 （4） 回油管路 5.2.4油液选用选用20号低压抗磨液压油，50时平均粘度为 ，粘度指数为100，流动点-25，可满足高空作业车液压系统对液压油要求最高的A6V55型液压马达的需要。5.2.5控制阀的选择1.液压缸的内径计算由 式中 系统压力差，其中为回油背压，按一般的推荐值取。故。液压缸效率，对于橡胶密封圈。支臂液压缸内径按GB2348-80,取推荐值mm。支臂液压缸内径取推荐值 支臂液压缸内径取推荐值=40mm3.平衡阀调压值（1）下臂调压值 （2）折臂调压值（3）小臂调压值p=2MPa4.液压锁调压值 表5.4 液压阀序号元件名称流量1滤油器242三位四通换向阀203单向阀4减压阀9.45二位三通换向阀206单向节流阀7溢流阀8压力表开关9双向液压锁10平衡阀5.4 油箱的设计该液压系统不采用冷却器，依靠自然冷却，取邮箱容积为油泵每分钟流量的1.25倍，即 V=1.2516.01=20.01 L通过查找手册 选用L=400mm H=275mm B=260mm结 论为期三个多月的毕业设计即将过去了，在这三个月中，我从开始搜集资料开始，经过了毕业实习、确定毕业设计方案、确定具体设计参数、确定总体设计方案、初步计算、具体验算、总体结构设计、具体工艺性设计和完成设计等等一系列的过程。在这一系列的设计过程中，在亲自动手计算的过程中，我学到了许许多多的东西。高空作业车是一种具有多种作用的工程机械，其中14米-20米的高空作业车是目前最经常使用的一种。而高空作业车地液压系统是整个作业车的核心部分，也是其中十分重要的部分。液压系统的设计主要在于液压泵站的设计。在本次毕业设计的过程中，我们主要是从目前市场上应用最普遍的高空作业车类型出发，立足于国内外市场的需要，主要针对高空作业车的主要的液压控制系统。从整车形式的选择，控制系统的方案确定，液压泵站的具体组装形式到液压阀块的集成类型都进行了较为精确的设计和计算。其中，对于液压泵站的设计主要是着眼于系统的工作压力，额定工况下的最大流量，采用的动力装置，执行元件所受到的载荷，以及系统的使用寿命、可靠性、散热性能、使用方便、报修公益性、工作介质、适应性、成套性、环保性等等方面，采用了多种分析方法，大部分选择了比较成熟且实用的方案和技术。底盘采用国内知名品牌，整机匹配后，造型美观，作业性能良好，更大的优点是性价比高，为本高空作业车的市场注入了分析的活力。上车造型选用折臂式，作业臂及转台均采用了高强度薄板制作，机构可靠。调平系统采用平行四边形式双支柱自动调平机构，支腿采用H型，水平和垂直液压缸结构简单，性能可靠。作业高度和半径适中，上下操作系统有互锁功能，转台上的操作为机械手柄式，各动作操作平稳可靠，无冲击，臂架可以360回转，给高空作业车提高足够自由的空间，回转减速器采用圆柱齿轮蜗轮蜗杆减速器，在一定程度上有自锁的功能，定位精度高。液压泵站采用了立式装配方式，有利于电机轴和液压泵轴的同轴度满足要求。系统中采用的是双联齿轮泵，有利于上下车的独立而互相不干扰的工作。其中，液压泵的前出油口和后出油口的排量不同，便于上下车液压系统的各自独立设计，同时由于上下车的排量和工作压力不同，因此，选用双联液压泵可以具有不同的排量，从而使得液压泵排出的液压油得到了较为充分的利用。高空作业车的液压泵站中使用了许多换向阀和溢流阀以及液压表，而这些液压元件的集成具有许多形式，在本液压泵站中，由于系统属于高压系统，因此不易采用其他的集成形式。因此，我们选用了中高压系统最常使用的液压阀块集成形式。采用油堵的形式将一些孔道进行封堵。总之，本设计的高空作业车的液压系统就其可靠技术，作业安全性，操作性能和使用性能来说都具有一定的优点和一定的特色。其中，液压泵站和液压阀块的设计技术和设计水平基本达到设计的最初目标。由于水平有限，在设计中的漏洞和错误是不可避免的；由于时间仓出促，还有一些工作有待进一步完成，主要有取力器的设计计算，工作斗的无线遥控等等。 参考文献1 液压站设计与使用，张利平，海洋出版社，2004年2月第1版。2 工程机械液压与液力技术，唐银启，人民交通出版社，2003年8月第1版。3 液压系统设计简明手册，杨培元、朱福元，机械工业出版社，1994年7月第一版。4 液压与气压传动，许福玲、陈尧明，机械工业出版社，2005年8月第2版。5 机械设计，王洪欣、李木、刘秉忠主编，中国矿业大学出版社，2001年1月第1版。6 机械设计，唐大放、冯晓宁、杨现卿，中国矿业大学出版社，2001年9月版。7 起重运输与工程机械液压传动，马永辉，机械工业出版社，1989年6月第1版。8 液压技术在工程中的应用，孙玉安主编，江苏科学技术出版社，1986年10月第1版。9 机械设计指导书，机械基础与CAD中心编印，2005年12月版。10 机械零部件手册，余梦生、吴宗泽主编，机械工业出版社，1996年11月第1版。11 机械工程科技英语，白杰平、伍锋、潘英主编，中国矿业大学出版社，1997年7月第1版。12 矿山机械液压传动，煤炭工业出版社13 机械设计师手册（上册），吴宗泽主编，机械工业出版社，2002年1月第1版。14 液压件使用与维修技术大全，马玉贵主编，中国建材工业出版社，1995年1月第1版。15 机械设计手册（第三版），成大先主编，机械工业出版社，1993年12月第3版。16 简明机械零件设计手册（第2版），朱银根主编，机械工业出版社，2005年8月第2版。17 几何量公差与检测，甘永立主编，上海科学技术出版社，2005年7月第7版。18 机械设计实用手册，吴宗泽主编，化学工业出版社，2003年6月第2版。19 画法几何及机械制图，李爱军、曾维鑫主编，中国矿业大学出版社，2002年8月第1版。20 机械设计课程设计手册，吴宗泽，罗圣国主编，高等教育出版社，1999年6月第2版。21 柱销式叶片泵，榆次液压件厂。22 弹性联轴器，中国江阴市联轴器厂。23 空气滤清器、液位计等液压辅件，温州黎明液压机厂。24 Hydraulic componnent ,上海立新液压件厂。致 谢作者在本论文的完成过程中，自始至终得到导师教授的悉心指导和亲切关怀。导师在学术上渊博的知识、开阔的思维、严谨的治学态度和孜孜不倦的教导使我学业上受益菲浅，引导我不断提高知识水平和学习能力。齐晓杰教授丰富的理论知识、实践经验和严谨的治学态度使我在专业知识方面受益匪浅，他的无微不至的关怀对我论文的完成起到了极大的帮助作用。在本论文完成之际，谨向导师老师致以最崇高的敬意和衷心的感谢。在学校学习期间和在本课题的研究过程中，也得到了其他老师和同学的帮助和支持，在此对各位老师和同学以及曾经对我的学习给予帮助的领导、老师、同学表示最诚挚的谢意！最后还要感谢我的父母和家人多年来对我学业的支持，他们的无私奉献精神，将永远激励我前进！附 录附录A英文部分：The commonly used sources of power in hydraulic systems are pumps and accumulators . Similarly,accumulator connected to atmosphere will dischange oil at atmosphere pressure until it empty. only when connected to a system having resistance to flow can pressure be developed. Three types of pumps find use in fluid-power systems: 1,rotary,2,reciprocating,3,or piston-type,and 3,centrifugal pumps. Simple hydraulic system may use but one type of pump . The trend is to use pumps with the most satisfactory characteristics for the specific tasks involved . In matching the characteristics of the pump to the requirements of the hydraulic system , it is not unusual to find two types of pumps in series . For example , a centrifugal pump may be to supercharge a reciprocating pump , or a rotary pump may be used to supply pressurized oil for the contronls associated with a reversing variabledisplacement pumps . Most power systems require positive displacement pumps . At high pressure , reciprocating pumps are often preferred to rotary pumps . Rotary pumps These are built in many differnt designs and extremely popular in modern fluid power system . The most common rotay-pump designs used today are spurgear , internal gear ,generated rotor , sliding vane ,and screew pumps . Ehch type has advantages that make it most suitable for a given application . Gear pumps Gear pumps are the simplest type of fixed displacement hydraulic pump available . This type consists of two external gear , generally spur gear , within a closed-fitting housing . One of the gear is driven directly by the pump drive shaft . It ,in turn , then drives the second gear . Some designs utilize helical gears ,but the spur gear design predominates . Gear pumps operate on a very simple principle , illustration Fig.7.3 . As the gear teeth unmesh , the volume at the inlet port A expands , a partial vacuum on the suction side of the pump will be formed . Fluid from an external reservoir or tank is forced by atmospheric pressure into the pump inlet . The continuous action of the fluid being carried from the inlet to the discharge side B of the pump forces the fluid into the system . Pressure rise in a spur-gear pump is produced by the squeezing action on the fluid as it is expellde from between the meshing gear teeth and the casing . Fluid from the discharge side is prevented from returing to the inlet side by the clearance between the gears and houseing . Vane pumps The vane pump ,illustration 7.4 , consists of a housing that is eccentric or offset with respect to the drive shaft axis . In some models this inside surface consists of a cam ring that can be rotated to shift the relationship between rotor are rectangular and extend radially from a center radius to the outside diameter of the rotor and from end to end . A rectangular vane that is essentially the same size as the slot is inserted in the slot and is free to slide in and out . As the rotor turns , the vanes thrust outward , and the vane tips track the inner surface of the housing , riding on a thin film of fluid . Two port or end plates that engage the end face of the ring provide axial retention . Centrifugal force generally contributes to outward thrust of the vane . As they ride along the eccentric housing surface , the vane move in and out of the rotor slots . The vane divide the area between the rotor and casing into a series of chambers .The sides of each chamber are formed by two adjacent vanes ,the port or end plates , the pump casing and the rotor . These chambers change in change in volume depending on their respective position about the shaft . As each chamber approaches the inlet port , its vanes move outward and its volume expands , causing fluid to flow into the expanded chamber . Fluid is then carried within the chamber around to the dischange port . As the chamber approaches the discharge port , its vanes are pushed inward ,the volume is reduced , and the fluid is forced out the discharge port . The variable-volume vane pump can be adjusted to discharge a different volume of fluid while running at constant speed , simply by shifting the cam ring with respect to the rotor .When the pump components are in position such that the individual chambers achieve their maximun volume as they reach the inlet port , the maximum volume of fluid will be moved . If the relationship between housing and rotor is changed such that the chambers achieve their minmum of zero volume as they reach the inlet port , the pump delivery will be reduced to zero . Since the vane pump housing or cam ring must be shifted to change the eccentricity and vary the output , variable-displacement vane pumps cannot have the closed end fit common to fixed-displacement vane pumps . Volumetric efficiency is in the range of 90% to 95% . These pumps retain their efficiency for a considerable length of time since compensation for wear between the vane ends and the housing is automatic .As these surfaces wear , the vanes move farther outward from their slots to maintain contact with the housing . Vane pump speed is limited by vane peripheral speed . High peripheral speed will cause cavitation in suction cavity . which results in pump damage and reduced flow . An imbalance of the vanes can cause the oil film between the vane tips and the cam ring to break down , resulting in metal-to-metal contact and subsequent increased wear and slipage . One metheod applied to eliminate high vane thrust loading is a dual-vane construction . In the dual-vane construction , two independent vanes are located in each rotor slot . Chambered edges along the sides and top of each vane from a channel that essentially force causes the vane to follow the contour of each pair of vanes . Centrifugal force causes the vane to follow the contour of the cam-shaped ring . There is just sufficient seal between the vanes and ring without destroying the thin oil film . Piston-type pump Two basic types of piston or reciprocating pumps are the radial piston and the axial typese , both are available as fixed or variable displacement models . Axial piston pumps may be further divided into in-line and bent axis types . All piston pumps operate by allowing oil to flow into a pumping cavity as a piston retreats and then forcing the oil out into another chamber as the piston advances . Design differences among pumps lie primarily in the methods of separating inlet from outlet oil . In-line piston pump The siplest typeof axial piston pump is the swash plate in-line design , illustration 7.5 .The cylinder are connected though piston shoes and a retracting ring , so that the shoes beat anainst an angled swash plate . As the block turns ,the piston shoes follow the swash plate ,causing the piston to reciprocate . The ports are arranged in the valve plate so that the pistons pass the inlet port as they are being pulled out and pass the outlet port as they are being forcing back in . The angle of the swash plate controls the delibery . Where the swash plate is fixed , the pump is of the constant-displacement type . In the variable-displacement , inline piston pump , the swash plate is moumted on a pivoted yoke . As the swash plate angle is increased , the cylinder stroke is increase , resulting in a greater flow . A pressure compensator control can position the yoke automatically to maintain a constant output pressure . Operation of he inline pump compensator control is shown schematically in Fig.7.6 .The control can position the yoke automatically in Fig.7.6 . The control consists of a compensator valve balanced between load pressure and the force of a spring , a yoke piston controlled by the compensator valve to move the yoke , and a yoke retun spring . With no outlet pressure , the yoke return spring moves the yoke to the full delibery position .As pressure builds up ,it acts against the end of the valve spool .When the pressure is high enough to overcome the valve spring , the spool is displaced and oil enters dis placement . If the pressure falls off , the spool moves back , oil is discharged from the piston to the inside of the pump case , and the spring returns the yoke to a greater angle . The compensator thus adjusts the pump output to whatever is required to develop and maintain the preset pressure . This prevents excess power losses bu relief valve operation at full pump volume during holding or clamping . There compensator thus adjusts the pump output to whatever is required to develop and maintain the preset pressure . This prevents excess power losses by relief valve operation at full pump volume during holding or clamping . There is a variation of the swash plate in-line pump . It is a design where the swash plate turns , but the cylinder barrel remains stationary . The plate is canted so that it wobbles as it turns . This action pushes the pistons in and out the stationary cylingder barrel . This type of in-line pump contains a separate inlet and outlet check valve for each piston since the pistons do not move past the inlet and outlet port . BENT-axis piston pump Illustration 7.7 show a bent-axial piston pump , which contatins a cylinder block assembly in which the pistons are equally spaced around the cylinder block axis . Cylinder bores are parallel to the axis . The cylinder block turns with the drive shaft , but at an offest angle . The piston rods are attaached to the drive shaft flange by ball joints . A universal link keys the cylinder block to the drive shaft to maintain alignment and assure that they turn together . The link does not transmit force except to accelerate and decceltate the cylinder block and to overcome resistance of the block revolving in oil filled housing . As the shaft roates , distance between any one piston and the valving surface changes continually . Each piston moves away from the valving surface during one half of the revolution and toward the valving surface during the other half . The inlet chamber is in line as the pistons move away , and the outletr chamber is in line as the pistons move closer , thus drawing liquiring in during one half of the inlet chamber as the pistons are moving away from the pintle . Thereforce , during rotation , pistons draw liquid into the cylinder bores as they pass the inlet side of the pinntle and force that liquid out of the bores as they pass the outlet side of the pintle . The displacement of this pump varies with the offset angle , the maximum angle being 30 degree ,the minimum zero . Fixed displacement models are usually avaiable with 23 degree angle .In the variable displacement construction a yoke with an external control is used to change the angle . With some contronls , the yoke can be moved over center to reverse the direction of flow from the pump . Pump/system interaction Frequently , hydraulic system designers choose off-the-shelf pumps with little cocern other than supplying sufficient flow at available input power . Early enphasis that positive displacement pumps supply only flow and that pressure is developed by the system suggests that , as a minmum , the pump should be chosem in light of several overall requirements and with system detailed design and the nature of the working fluid well in mind . Positive displacement pumps generate flow . In a fixed delivery pump , provisions must be made to dissipate flow or system pressure will rise until a rupture occurs . The usual means of accomplishing flow control is to place a relief valve inthe high pressure line . When the pressure rise above an established amoumt ,the relief valve will vent excess flow back to the reservoir . In such systems , pump flow and relief valve capacity must be carefully matched to assure proper venting . Flow from a high pressure line through a relief valve to a low pressure element is wasted hydraulic horsepower , which can be calculated from the following relationship : hp=PQ/1714 Where : Q = flow in gpm This wasted horsepower is converted to heat in the hydraulic system . If not properly removed , the heat can damage the fluid , elastomer seals , and other organic material in the system . Pressure-compensated variavle delivery pumps do not require a relief valve in the high pressure line . The pressure compensation feature eliminates the need for the relief valve . In nearly all working systems ,however , at least one is used on just-in-case basis . The use of a pressure compensator , while avoiding dependence on a relief valve , brings on its own problems . The actuator -spring-spool arrangement in the compensator is a dynamic , damped-mass-spring arrangement . However , when the system calls for a chang in axhieve their maxmum volume as they reach the inlet port , the maximum volume of fluid will ve moved . If the relationship between housing and rotor is changed such that the chambers achieve their minimum of zero volume as they reach the inlet port , the pump delivery will be reduced to zero . Since the vane pump housing or cam ring must be shifted to change the eccentricity and vary the output , variable-displacement vane pumps cannot have the closed end fit common to fixed-displacement pumps . Volumetric efficiency is the range of 90% to 95% . These pumps retain their efficiency for a considerable length of time since compensation for wear between the vane ends and the housing is automatic . As these surfaces wear , the vanes move farther outward from their slots to maintain contact with the housing . Vane pump speed is limited by vane peripheral speed . High peripheral speed will cause cavitation in suction cavity , which results in pump damage and reduced flow . An imbalance of the vanes can cause the oil film between the cane tips and the cam ring to break down , resulting in metal-to-metal contact and subsequent increased wear and slipage . One method applied to eliminate high vane thrust loading is a dual-vane construction . In the dual-vane construction , tow independent vanes are located in each totor slot chmbered edges along the sides and top of each vane from a channel that essentially balances the hydraulic pressure on the top and bottom of each pair of vanes . Centrifugal force cause the vane to follow the contour of the cam-shaped ring .There is just sufficient se