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车辆工程毕业设计23GKT-13型高位举升路灯维护车改装设计（举升部分）.doc
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计23GKT-13型高位举升路灯维护车改装设计（举升部分）,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 选择背景、研究目的及意义 随着我国现代化的不断发展，大中城市的建设日新月异，对城市基础设施的维护需求更将旺盛进而对高位举升车的需求也是与日俱增。高空作业车的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，经济越发达，需求量越大，并且单位 GDP需求量也越大，这也恰恰说明我国高空作业车友非常广阔的发展前景。 高空作业车主要用于电力、路灯 维护 、市政、园林、通信、机场、造（修）船、交通、广告、摄影等高空作业领域。在国外，很 多高空作业车都可以用作搬家等 。高空作业车的底盘分通用型和专用型，采用通用型底盘的高空作业车具有机动灵活，能快速移动，作业高度较高，采用专用地盘的高空作业车适用于固定作业场所，具有微动形式，扩大作业半径等特点，具有较强的应用针对性。 因此，通过对现有高位举升车产品进行调研，详细的进行使用情况、故障情况调查，进行总体结构改装优化方案设计，并通过测绘，应用当前 CAD/CAE领域应用比较广泛的三维软件 Pro/E、有限元软件 ANSYS，进行汽车举升机的强度、刚度、稳定性等方面的计算机仿真研究与分析进一步优化产品性能， 提高汽车举升机的稳定性和可靠性。 课题的目的： 通过对学校高位举升路灯维护车的使用情况的调研，了解设计其过程中出现的问题，并提出改进方案，用增加自动限制幅度、高度、载荷、角度、支腿的稳定性等安全措施提高学校高位举升路灯为回车的安全性，并运用材料力学、理论力学的理论基础和计算方法，在满足材料强度、刚度和稳定性的条件下，设计既经济又安全的金属结构，优化车辆的设计发现并更正设计缺陷，完善设计方案，通过对学校高位路灯维护车的改装，从而研制出一种高稳定性、高可靠性、高适用性的好产品。 课题的意义： 意义通过对学校高位路灯 维护车的改装设计究能够使学生了解专用汽车改装设计方法，通过本课题的研究，学生可以运用所学的汽车构造，专用汽车改造，汽车理论，汽车设计等专业知识，加深对汽车专业技能的理解理论课程的实践总结，获得一定的工程设计工作方法。 1.2 国内外研究现状 1.2.1 举升机的发展历史 国内高空作业机械 的生产于 20 世纪 70 年代末开始起步 展，只有大约三十年的发展nts 2 历史，虽然起步晚，但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。国外高空作业机械新兴行业，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。 1.2.2 国内外研究状况 随着社会经济的发展，专用车辆已经广泛应用于各个行业，并发挥着越来越重要的作用。作为专用车辆中最高端的产品类型之一，高空作业车的产品数量和性能质量的需求也在不断提高。高位举升路灯维护车属于高空作业车高空作业车是运送人员和器材到现场并进行空中作业的专用车辆。 高空作业车通常是由动力装置、工作机构、金属 结构与控制系统四个部分组成。动力装置是高空作业车的动力源。车载式高空作业车一般直接采用汽车底盘发动机作为整车的动力源。自行式高空作业车的动力装置有内燃机式和电动式两种；高空作业车的工作机构一般包括行走、回转、举升、调平四个基本部分；作业臂、回转台、车架等金属结构式高空作业车的骨架；高空作业车控制系统一般包括操纵装置和安全装置，是用来解决各机构如何运动的问题。目前，发达国家生产的高空作业车 质量 较 好、性能 较 稳定、设备操作简单， 工作臂结构设计合理， 在经销商中口碑良好 ，并选用高强度的特殊合金材料，因而工作臂截面小， 一些非受力见或受力较小件采用合金材质材料，有效地降低了整车的质量，提高了底盘的使用性能，与国产高空作业车产品相比，相同作业高度更加轻盈小巧 。 并采用多种作业斗调平方式，作业高度小于 30m的一般采用自重式、机械式和液压式的调平方法；高于 30 m的一般采用电、液调平方式，产品进一步智能化。 然而国内高位举升车行业起步较晚，相比而言，国内生产制造的高空作业机械同国外同类型产品的差距，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。我国高空作业车是从 20世纪 60年代开始研制， 70年代才推出商业化样 机，发展到现在， 虽然也相对定型，但很多产品性能还不够稳定，故障多， 可靠性差， 外观不够美观等重要原因导致我国高空作业产品难以在国际市场上立足，因此我国在 产品设计、技术开发 等方面 都还有很多地方有待改进 ，有必要通过对我国高位举升车产品与国外先进企业产品进行分析比较，找出原因和不足，提高自己的档次，进一步 提高产品性能与可靠性，是国内 高位举升车设计制造上 任重道远且亟需改进的地方 。随着城市建设的蓬勃发展，对城市基础设施维护方面有重要作用的高位举升车也迎来巨大的市场需求。高位举升车在城市基础设施维护上 电力、路灯 维护 、市政 、园林、通信、机场、造（修）船、交通、广告、摄影等高空作业领域 的重要工具。它的作用是将人员和器材举nts 3 高到合适高度，以便于维修工人能在路灯的下面对路灯进行维修。正因为维修人员要被举到高处，因此要求高位举升路灯维护车一定要安全可靠，否则一旦发生危险，后果不堪设想。因此，通过增加自动限制幅度、高度、载荷、角度、支腿的稳定性等安全措施，对高空作业车车的安全性进行研究将具有重大的意义。本课题研究对高空作业车的举升部分虚拟设计，解决过去对高空作业车结构分析研究方法以静力学为基础，运用材料力学、理论力学的理论基础和计算方法 ，在满足材料强度、刚度和稳定性的条件下，设计既经济又安全的金属结构。在设计中存大许多不定因素，如材料强度、起重机承受载荷的大小、方向、位置等，也无法准确了解有关结构的实际状态，因此难以准确判断结构是否满足实际使用要求。有限元分析方法是现在常用的结构分析方法。该方法通过合理建模，施加相应的边界条件，通过计算即可获得作业臂受力和变形情况，对不符合设计要求的部分可以方便地进行修改。在产品制造之前运用 ANSYS进行参数优化，可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率，为生产实际提供理论支 持，让企业以最低的开发成本研制产品，为企业产生经济效益，同时满足市场对高空作业车的个性化需求，同时缩短国内产品于国外优秀产品的差距。 1.3 研究内容及研究方法 1.3.1 研究内容 1、设计（论文） 的基本内容 进行学校高位举升路灯维护车使用情况、故障情况调查，进行总体改装结构优化设计 ; 进行使用情况、故障情况调查； 设计的基本内容：测量绘制底盘、举升结构图； 进行总体结构改装优化方案设计； 进行发动机、离合器、变速箱、传动轴、驱动桥以及车轮的选型和校核； 进行学校高位举升路灯维护车动力性、经济性、稳定性校 核，实现优化匹配； 进行举升结构、吊斗机构、自锁结构车厢与底盘连接结构等的设计与校核； 绘制设计总图和上述部分的结构装配图、零件图。 取力器及传动系统、举升机构、举升液压系统。 要求完成整车性能分析计算，以评价和分析整车设计情况，针对性能分析结构如有必要进行设计改进。 2、拟解决的主要问题 设计总体 分为 两 个方面：机械举升部分（包括举升臂的选材、外形尺寸的确定、铰接点的选择和机构的调平等）；相关辅助系统部分（包括转台的设计计算，作业平台的nts 4 设计等）。 1.3.2 研究方法 nts 5 第 2 章 高空作业车总体方案分析 高空作业车主由动力传动装置、工作装置（支腿机构、举升机构、回转机构、作业平台及调平机构）和液压系统等组成。 2.1 动力传动装置设计与分析 2.1.1 设计要求 1、研究的 基本 内容 改装对象：学校高位举升路灯维护车；举升高度： 10.79米，吊斗负荷： 200kg；进行使用情况、故障情况调查； 设计主要内容及分析、校核： 1、 测量绘制底盘、举升结构图； 2、 进行使用情况、故障情况调查； 3、 进行总体结构改装优化方案设计； 4、 进行发动机、离合器、变速箱、传动轴、驱动桥以及 车轮的选型和校核； 5、 进行学校高位举升路灯维护车动力性、经济性、稳定性校核，实现优化匹配； 6、 进行举升结构、吊斗机构、自锁结构车厢与底盘连接结构等的设计与校核； 绘制设计总图和上述部分的结构装配图、零件图。 2.1.2 高空作业车 动力传动装置类型 1、 内燃机 机械传动 这种传动方式仅在用途单一的高空作业汽车上使用，如用于电力设施维修的垂直升降式高空作业汽车多采用这种形式。动力源为汽车发动机，动力经变速器传出后，还要经分动器、离合器、减速器、卷扬机、滑轮以及钢丝绳等传递到工作装置，传动路线长，结构较复杂。 2、 内燃机 电力传动 这种传动方式的路线是汽车发动机 发电机 电动机， 电动机 带动各工作装置运转。其优点是利用直流电动机的优良工作特性，使高空作业汽车获得好的作业性能。但这些传动装置质量较大，价格昂贵。 3、 电力 机械传动 这种传动方式是利用外接电源或车载电源（蓄电池），通过电动机将电能转换成机nts 6 械能，再经机械传动装置将动力传递到各工作装置。由于电动机具有逆转性和在较大转速范围内实现无级调速等特点，并且各机构可由独立的电机驱动，简化了传动和操纵机构，而且噪声小、污染少，适用在外接电源方便或流动性不大的场 地作业。 4、 内燃机 液压传动 大部分高空作业汽车都采用这种工作方式，它可充分利用液压传动的优点，简化传动结构，并且易于实现无级调速和运动方向的变换，传动平稳、操作简单、方便、省力、能防止过载。 综上所述，通过以上各种动力传动装置的结构、经济性、适用范围以及操作性能等多方面性能的分析，将动力传动装置选定为内燃机 液压传动的形式。 2.2 高空作业车 工作装置设计 高空作业汽车的工作装置包括支腿机构、举升机构、回转机构、作业平台及调平机构、操作及安全保护装置等。 2.2.1 支腿机构 支腿机构是大多数高空作业汽 车所必备的工作装置，目前均采用液压支腿。其优点是操作简单，动作迅速。 1、 单缸双支腿 是用一个双作用液压缸来驱动两侧支腿伸缩的。这种支腿结构简单，操作方便，但液压缸行程长，且是浮置于箱形长槽内，动作慢，强度差，一般较少采用。 2、 双缸双支腿 其各支腿均由单独的液压缸驱动，其具有结构紧凑，动作迅速，制成效能高等特点。 3、 四支腿 其中两个支腿安装在汽车的后部，另两个支腿安装在前后轮之间。在作业车的两侧，一般具有操纵杆，可使前、后、左、右 4 个液压支腿单独地伸出或缩回，所以即使在不平整或倾斜的地面上， 也能把车调整到水平状态，提高了整车作业时的稳定性。 液压支腿按其结构形式又可分为：蛙式支腿、 H 式支腿和 X 式支腿。 （ 1）蛙式支腿 图 2.1 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 2.2）。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 2.2 中的 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。 （ 2） H 式支腿 nts 7 如图 2.3 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 2.1 蛙式支腿 图 2.2 H 式支腿 综 上所述，因为四只腿能在不平整和倾斜路面也能够把车调整为水平状态，所以选择四支腿形式，选择 蛙 型支腿机构作为本次设计的支腿机构，如图 2.1 所示。 2.2.2 举升机构 举升机构的作用是实现作业平台的升降和变幅，其结构形式有直升式和动臂式。 直升式按传统方式，可分为液压和机械传动；按结构形式可分为交叉剪刀式和套筒式。其结构型式 分为 交叉剪刀式、套筒式、伸缩臂式和折叠臂式。 动臂式举升机构可分为伸缩臂式或直臂式、折叠臂式或曲臂式、伸缩和折叠合成的混合臂式等。 1、 伸缩臂式举升机构 伸缩臂式举升机构由多节套装、可伸缩的 箱型臂构成，如图 2.3（ a）所示。它包括基本臂和伸缩臂两部分。伸缩臂可为一节或多节，各节间装有液压缸。液压缸工作时，各节臂在液压缸活塞杆的推动下可沿导向元件（滑块）上、下滑动，从而改变臂架的长度。整个臂架系统支承在液压缸底部的铰支座和变幅液压缸的两端。通过变幅液压缸活塞杆的伸缩实现臂架摆动，从而达到变幅与升降的目的。这种型式的臂架其最大作业高nts 8 度可达 60 80 米。由于伸缩臂式举升机构可获得较大的作业高度和变幅，因此，被广泛的应用于各种高空作业汽车上。但是，这种作业车的越障能力差。 2、 折叠臂式举升机构 折叠臂 式举升机构由多节箱形臂折叠而成，如图 2.3（ b）所示。这种型式一般采用2 3 节折叠臂组成。其折叠的方式可分为上折式和下折式两种。各节臂的折叠和展开运动由各节间液压缸完成。这种型式的举升机构可完成一定高度和幅度的作业，另外，下折式还可完成地平面以下的空间作业（如立交桥下桥梁的维修与装饰），扩大了高空作业汽车的作业范围。由于折叠臂式举升机构具有灵活多样、适应性好、越障能力强等优点，所以，应用非常广泛。 3、 交叉剪刀式举升机构 交叉剪刀式举升机构是按交叉布置，铰接成剪刀型的连杆框架结构。当改变连杆交叉的角度时即实 现升降运动，如图 2.3（ c）所示。连杆交叉角度的改变，可通过液压油缸活塞杆的伸缩或钢丝绳的收放来实现。这种举升机构能完成较低高度的作业，工作平稳，作业平台较大，被广泛的应用于飞机、船舶制造、室内维修、清洁电车线路维修等作业场地。但是，这种作业车越障能力差、工作范围小。 4、 套筒式举升机构 套筒式举升机构通过多节套筒的伸缩完成升降运动，如图 2.3(d)所示。驱动方式也可采用液压传动或钢丝绳滑轮传动，这种垂直升降式举升机构作业高度有限，工作范围小，但作业车平台较大，且支撑稳定。 (a) 伸 缩式 (b) 折叠式 (c) 交叉剪式 (d) 套筒式 （ e）混合式 图 2.3 高空作业车的结构简图 5、 混合臂式举升机构 举升机构由折叠臂式和伸缩臂式混合组成，如图 2.5（ e）所示。他结合了上述两种机构的优点，该形式一般设有上、下两个工作臂，其中一个可设置几节伸缩臂。作业时利用利用上下两臂伸距的组合，使该机构具有更大的作业空间。但此种形式成本很高一nts 9 般情况下不采用此形式。 综上所述，由于折叠臂式举升机构较交叉剪刀式和套筒式的工作范围大、越障能力好，且折叠式举升机构较伸缩臂式举升机构来说具有灵活 多样、适应性好、越障能力强、成本较低等优点。所以高空作业车的举升机构选定为折叠式举升机构 。 2.2.3 作业平台及调平机构 调平机构是高空作业汽车的重要组成部分，直接影响着整机的工作性能，平台的工作高度越大，调平机构对整机性能的影响越突出。根据高空作业车的作业要求，在设计上对平衡机构有：较高的安全可靠性；自动调节作业斗平衡； 结构 简单，便于装配和维护保养；机构重量尽量轻，工艺性好；技术上先进，有较高的平衡精度 等 几项要求。 为了使作业平台的底平面在作业过程中始终保持水平，高空作业车上装有式作业平台保持水平 的自动调平机构如图 2.4，主要有以下 几 种： （ a） （ b） （ c） (a)重力式调频机构 （ b）四杆调平机构 （ c）等容积液压缸调平机构 图 2.4 作业斗的平衡机构 1、自重平衡式该机构 如图 2.4（ a）所示，是将吊臂与平台的两连接铰点所形成的轴线设置在平台重心所在的纵向平面内，且与水平面平行，利用吊臂上下摆动变幅时平 台和载荷的自重始终垂直向下的原理，使平台保持水平。其最大的特点是机构简单，成本低，但在调平过程中，平台容易摆动， 现以很少被采用 。 2、 机械调平式机构 机械调平根据所采用机构的不同又可分为：四连杆、钢丝绳、链条调平机构等。四连杆调平机构它是采用平行四边形的原理所构成的，如图 2.5（ b）所示。在两个四边形nts 10 连杆机构中，相互间有一个公共边联接构成运动中始终相互平行的连杆机构。该机构的特点是平衡精度较高，结构简单，易于调整和维修 ,用于折曲臂型式 .制造简单，工作可靠，使用非常广泛 ，所以本设计采用 四连杆 调平方式。 （ a）自重调平 （ b）四连杆调平 图 2.5 调平系统示意图 3、 电液调平式 电液式调平机构是从作业平台上直接获取水平度误差的电信号，经过信号处理和液压控制装置实现调平目的。它集电子控制、液压控制一体化，适合于大高度的折臂与伸缩臂混合式的高空作业车自动调平装置。电液控制具有较高的控制精度，但由于采用液压伺服或比例控制，系统设计复杂，安装、调试困难，制造成本较高，因此应用范受到限制。 4、 液压调平式 该调平装置由上下的两个液压缸组成 ， 下调平液压缸的缸体和 活塞杆分别铰接于 转台和伸缩臂之上，上调平液压缸的缸体和活塞杆分别铰接于伸缩臂和作业斗之上。 通过油路 1将上调平液压缸的无杆腔和下调平液压缸的无杆腔连通，将上调平液压缸的有杆腔和下调平液压缸的有杆腔连通，在不考虑系统泄露的情况下，由于上调平液压缸和下调平液压缸采用相同规格的液压缸，故两个调平液压缸的活塞杆将同步动作，只是活塞杆的运动的方向刚好相反。该调平系统中下调平液压缸为主动缸，当伸缩臂在伸缩油缸的驱动下绕铰点转动时，伸缩臂同时通过铰点带动下调平液压缸活塞杆伸出或缩回，而上调平液压缸也会同步的缩回或伸出。因此 通过 合理的设计就可以实现系统的自动调平。作中静液压系统由于密封和接头等处存在泄露，长期工作后会给平台带来倾斜，需要在液压系统上设置补油回路。 机械调平中最常见的为平行四边形变形原理 的 四连杆机构，此机构简单、实用、举升高度高、摆动幅度小等，但增加了自重，使用材料增多，并且举升过程中更多的功耗要浪费在自重上面；重力调平系统，简单、实用，但举升的高度要降低很多，而且摆动幅度比较大；电子调平系统属于高科技产品，使资源消耗减少，但无形成本增多。在这nts 11 里选择四连杆调平方式。 2.2.4 回转机构 回转平台，俗称为转台， 是由回转驱动机构和回转支撑机构两部分构成的。 常见的转台形式有 :框架式、单板加肋式、单墙大箱式、箱形立板式和箱形积木式等。 根据驱动装置的不同，回转机构可分为：机械驱动式、电力驱动式和液压驱动式。 根据回转支撑的结构不同，回转机构可分为转柱式、立柱式和转盘式，其中转盘式是一种较常用的形式。 转盘式回转支撑装置又可分为两种：支撑滚轮式和滚动轴承式。支撑滚轮式回转支撑装置增大了转盘回转装置的高度，且质量增加，成本增大；滚动轴承式回转支撑装置是目前应用最多的一种，它是在普通滚动轴承的基础上发展起来的，结构上相当于放 大了的滚动轴承。其优点是回转摩擦阻力矩小，承载能力大，高度低。由于回转支撑装置的高度降低，可以降低整车的质心，从而增大了汽车的稳定性。 目前高空作业车应用较多的是交叉滚柱式转盘 如图 2.6 所示，滚子的接触角一般为 45，相邻的滚子轴线交叉排列，即相邻的两圆柱滚子轴线成 90交叉。这不但使回转机构能承受轴向和径向载荷，而且还能承受翻倾力矩。此外，和滚球转盘相比，这种滚道是平面，加工工艺比较简单，容易达到加工要求。 本次设计采用 交叉圆柱滚子转盘结构 。 (a) 外 齿 式 (b) 内齿 式 图 2.8 交叉圆柱滚子转盘结构 2.3 本章小结 本章主要对 所要设计的 GKT-13路灯安装 车的支腿机构、举升机构、回转机构以及其它附属装置的形式进行了方案的比较分析 后选择了最适合的方案。 最后确定了GKT-13路灯安装 车各工作装置的类型。 其中：举升机构选择折臂式；支腿机构选择蛙式支腿；动力传动装置选定为内燃机 液压传动形式；作业平台选择平行四杆调平机构； 回转支撑机构选择交叉滚柱式 。 nts 12 第 3 章 举升机构的 设计 3.1 确定尺寸及材料 其 整个举升机构系统 如图， 其中 AB、 BC、 CD 为承重臂， DH 为基础臂， AB、 CD为调平辅助臂， I、 II 为液压缸， E、 F、 G、 H 分别为液压缸与基础臂及承重臂的绞接点。 图 3.1 举升机构总体结构图 工作原理：在平行四边形 AABB 中，通过控制液压缸 I 的长度来控制 ABB 的角度，从而使点 A 以 AB 为半径， B 点为圆心作圆弧运动；在平行四边形 CCDD 中，通过控制液压缸 II 的长度来控制 DCC 的角度，从而使点 C 以 CD 为半径， D 点为圆心作圆弧运动。平行四边形 AABB 与平行四边形 CCDD 共用一条公共边 BC,平行四边形 CCDD 的另一条边 DD为基础臂，只要液压缸 I 增长， A 点就升高，液压缸 II 增长， C 点就升高。由此只要控制液压缸 I 和 II 就能控制 A 点的高度。 3.2 外形尺寸确定 如图 3.2 所示，初步设定臂 CD 与臂 DO 所成的最大角度为 150，臂 CB 与臂 AB所成的最大角为 135。 DO 长 2200mm， DC 长 3000mm， BC 长 2200mm， AB 长 4500mm。 nts 13 图 3.2 举升臂全升图 综上所述，可以推出整个机构的外形参数，如表 3.1、 3.2 所示。 表 3.1 理论长度参数 单位： mm 最小高度 最大高度 整体长 ABL BCL CDL DOL 2200 10200 3600 4500 2200 3000 2200 表 3.2 理论角度参数 最大值 最小值 AB 与 BC 的角度 135 53 CD 与 OD 的角度 150 43 表 3.1 中的参数都为理论尺寸（即未开孔的尺寸），在实际加工中，为了使各臂连接起来，要留出一段长度用来钻孔穿销，因此每个臂的每一个端面都要留有 50mm 的余量，表 3.3 既为各臂的实际参数 . 表 3.3 实际长度参数 单位： m ABLABLBCLCDLCDLDOL4600 4600 2700 3100 3100 2250 根据以往设计实例及设计需求，初步选定冷拔无 缝矩形钢管作为承重臂，具体参数见表 3.4。根据表 3.1 即可计算出各承重臂的质量。 臂 AB 重量： ABG=ABLG =460024.517 kg 112.8kg nts 14 臂 AB重量： ABG=ABLG =46008.594 kg=39.5kg 臂 BC重量： BCG=BCLG =270045.3 kg =122.3kg 臂 CD 重量： CDG=CDLG =310034.0 kg 105.4kg 臂 CD重量： CDG=CDLG =31006.710 kg 20.8kg 臂 DO 重量： DOG=DOLG =225056.3 kg 126.7kg 表 3.4 材料参数 基本尺寸 截面面积 F 2cm 理论质量 G kg/m 惯 性矩 截面模数 长 mm 宽 mm 厚 mm XJ 4cm YJ 4cm XW 3cm YW 3cm AB 180 100 6 31.232 24.517 1809.531 523.767 145.503 104.753 AB 90 60 4 10.947 8.594 117.499 62.387 26.111 20.795 BC 200 150 9 57.67 45.3 3170 2020 317 270 CD 200 100 8 43.2 34.0 2091 705 209 141 CD 70 50 4 8.547 6.710 54.663 32.210 15.618 12.884 DO 220 150 10 71.7 56.3 5687 2584 455 345 绘制结构简图及部分参数计算 表 3.1 为 图 3.2 中的基本参数，由直角三角形中的角度公式可以得出： arctan EEBE arctan0.25 14 arctan FFBF arctan0.11 6.3 nts 15 arctan GGDG arctan0.33 18.5 arctan HHDH arctan0.17 9.5 BE 22B E E E =41.2cm BF= 22B F F F =90.5cm DG= 22D G G G =31.6cm DH= 22D H H H =91.2cm 图 3.3 各臂的结构简图 表 3.2 各臂中的基本参数 长度 AB BE EE BC BF FF CD DG GG DO DH HH mm 4500 40 20 2200 1800 25 3000 300 25 2200 1900 30 3.3 受力分析 1、 对臂 AB 进行受力分析 nts 16 (1)当臂 AB 水平时，见图 3.4 图 3.4 臂 AB 水平位置受力分析图 EBF=90-=90-14-6.3=69.7 EF= 22 2 c o sB E B F E B F B E B F =1600mm SBEF = SBEF 11s i n22F B E B E B F E F h h s i n F B E B E B FEF 900mm 相对 B 点进行受力分析 BM AF 1L ABF 12L IF h 0 IF 24kN 液压缸与水平所成的角度为 1 a r c s i n B F E EEF 72.5 B 受力为 c o s 1 0X I B XF F F s i n 1 0Y A A B I B YF F F F F BXF 8.35kN BYF 13.45kN 22B B X B YF F F=+ 16.65kN nts 17 (2)当臂 AB 举至最高位置时，见图 3.5 图 3.5 臂 AB 最高位置受 力分析图 EBF=150-=150-14-6.3=120 EF= 22 2 c o sB E B F E B F B E B F =2100mm SBEF = SBEF 11s i n22F B E B E B F E F h h s i n F B E B E B FEF 650mm 相对 B 点进行受力分析 BMAF1Lsin30ABF12Lsin30IFh 0 IIF 21.3kN 液压缸与水平所成的角度为 c o s 3 0 s i n 3 01 a r c s i n B F B E E EEFoo68.5 B 受力为 c o s 1 0X I B XF F F s i n 1 0Y A A B I B YF F F F F BXF 4.0kN BYF 22.3kN nts 18 22B B X B YF F F=+ 24.5kN 2、对臂 BC进行受力分析 当臂 AB 水平时臂 BC所受力最大，见图 3.6 图 3.6 臂 BC受力分析图 1 2ABA A B A B LM F L F 7.5kN Q 1 C C X C CM M F L 0 CXFCXF 0 CXF 23.7kN CXF 23.7kN 又 QCYFA A B B CF F F+ 5.28kN CF 22CX CYFF+ 22.2kN maxCF cos45CF o 31kN 22m a x m a xs i n 4 5C C X C Y CF F F F o 32.3KN 3、 对臂 CD 进行受力分析 (1)当各臂位置如图 3.7 所示时，液压缸 II 所受的压力最大。 nts 19 图 3.7 臂 CD 受力分析图 90CDOo HDG 90-18.5-9.5 73 22 2 c o sG H D G D H H D G D G D H 1800mm 又 QD H G D H GSS11s i n 22D G D H H D G G H h s i n D G D H H D GhGH 685mm s i n 6 0 c o s 6 02ABD A C D A B A B C D B C C DLM F L L F L F L oo02CDC D I ILF F h IIF 16.4kN 液压缸 II 与水平方向所成的角度为 2 a r c s i n D H G GHG- 68.3 对 D 点受力分析 c o s 7 9 . 4X C X I I D XF F F F= - -o 0 nts 20 s i n 7 9 . 4Y I I D Y A A B B C C DF F F F F F F= - - - - -o 0 经计算 XF 16.2kN YF 19.3kN 22D X YF F F=+ 25.2kN (2)当各臂位置如图 3.8 所示时，液压缸 II 所受的拉力最大 图 3.8 臂 CD 受力分析图 90CDOo HDG 135 18.5 9.5 107 22 2 c o sG H D G D H H D G D G D H 1800mm 又 QD H G D H GSS11s i n 22D G D H H D G G H h s i n D G D H H D GhGH 454mm c o s 6 0 c o s 6 0202ABD A C D A B A B C DCDB C C D C D I ILM F L L F LLF L F F h oonts 21 IIF 8.4kN 液压缸 II 与水平方向所成的角度为 2 a r c s i n D H G GHG- 82.4 对 D 点受力分析 c o s 7 9 . 4X C X I I D XF F F F= - -o 0 s i n 7 9 . 4Y I I D Y A A B B C C DF F F F F F F= - - - - -o 0 XF 21.3kN YF 12.3kN 22D X YF F F=+ 24.3kN 22m a x m a x s i n 4 5D X Y CF F F F o=48.5kN 3.4 强度校核 1、 臂 AB 的强度校核 当臂 AB 水平时，剪切应力及剪切弯矩最大，由第二章可知AF 3kN， q 12.5kN/m， AE=4300m,BE=500mm 由于 B 点为固定转轴，因此假设 B 点转矩为零得出下式 BMAFAB q AB 2ABERBE 0 2 . 23 0 0 0 2 . 2 2 2 5 2 . 2 0 . 4 02BEMR 求得 ： ER 14.75kN BR=ER 3 0.2252.2 11.3kN 所以 B 点的弯矩为 2 . 23 2 . 2 0 . 2 2 5 2 . 2 2BM =7.15 kN m nts 22 图 3.9 臂 AB 受力分析图及剪切力及弯矩图 已知m a x 7 . 1 5M k N m、 80M P a 、由表 3.6 中查得 89.75YW ，由表 3.6 中查得maxQ 18kN 根据公式 6m a xm a x7 . 1 5 1 0 7 6 . 88 9 . 7 5YM M P aW 80M P a (3.1) m a x m a xm a xYYYYQ S QIIdSd 2318 4 1 . 95 . 3 6 1 0 8 1 0 M P a 100M P a (3.2) 因此臂 AB 的强度符合要求。 2、 臂 BC的强度校核 由于臂 BC垂直地面，所以臂上所承受的弯矩全部来自于臂 AB 的重力及 A 点的载荷，因此当臂 AB 水平时 BC上所受的弯矩最大。 AF 3kN， q 225N/m， AB=2.2m 当臂 AB 水平时臂 BC所受力最大，见图 3.6 2CA ABM F A B q A B = 2 . 23 2 . 2 0 . 2 2 5 2 . 22 =7.15 kN m Q 1 C C X C CM M F L 0 CXFCXF 0 CXF 17.3kN nts 23 CXF 17.3kN 又 QCYFA A B B CF F F+ 4.14kN CF 22CX CYFF+ 17.7kN maxCF cos45CF o 25kN 22m a x m a x s i n 4 5C C X C Y CF F F F o 28.1kN 剪切力及弯矩如图 3.10 所示 已知m a x 3 . 4 6M k N m、 80M P a 、由表 3.4 中查得 89.75YW ，由表 3.6 中查得maxQ 28.1kN 根据公式 6m a xm a x7 . 1 5 1 0 7 6 . 88 9 . 7 5YM M P aW 80M P a m a x m a xm a xYYYYQ S QIIdSd 232 8 . 1 6 3 . 95 . 3 6 1 0 8 1 0 M P a 100M P a 因此，臂 BC强度符合要求。 图 3.10 臂 BC受力分析图及弯矩图 3、 臂 CD 的强 度校核 当臂 AB、 CD 都水平时，臂 CD 所受的弯矩最大，如图 3.11，先以 D 点为参考点 s i n 6 0 c o s 6 02ABD A C D A B A B C D B C C DLM F L L F L F L oonts 24 02CDC D I ILF F h IIF 6.2kN 液压缸 II 与水平方向所成的角度为 2 a r c s i n D H G GHG- 79.4 对 D 点受力分析 c o s 7 9 . 4X C X I I D XF F F F= - -o 0 s i n 7 9 . 4Y I I D Y A A B B C C DF F F F F F F= - - - - -o 0 XF 16.2kN YF 19.3kN 22D X YF F F=+ 25.2kN 图 3.11 CD 剪切力及弯矩图 已知已知m a x 3 . 4 6M k N m、 80M P a 、由表 3.2 中查得 89.75YW ，由表 3.6中查得maxQ 35.4kN 根据公式 6m a xm a x3 1 . 8 1 0 2 4 . 68 9 . 7 5YM M P aW 80M P a nts 25 m a x m a xm a xYYYYQ S QIIdSd 234 2 . 3 8 2 . 65 . 3 6 1 0 8 1 0 M P a 100M P a 因此，臂 CD 强度符合要求。 3.5 计算销的直径 为了使加工的标准化，均采用相同直径的销，根据此机构中的最大 剪切力maxP42.3kN，根据公式 d 362 2 4 2 . 3 1 0 0 . 0 2 18 0 1 0P (3.3) 其中 80MPa 计算得出 d 0.021m=21mm 为了安全起见，取 d 40mm。 3.6 本章小结 本章 的 主要 任务就是 确定 GKT-13 型高空作业车各作业臂的参数。 通 过查阅了机械设计手册等书籍，利用相关计算公式和材料信息，确定了各臂的使用材料、实际外形尺寸和理论质量，绘制了结构简图，并对各臂进行了系统的受力分析，通过大量计算和理论推证得出了各绞接点的最大受力情况及液压缸的长度和升程。利用前面计算的数据，对主要承重的举升臂进行了弯曲校核和剪切校核；根据绞接点的剪切力，计算出了销轴的最小直径 为 21mm，最终选定 Q235 钢板作为工作臂等机构的金属材料。 nts 26 第 4章 回转机构的计算与校核 4.1 回转机构的 支撑 设计 按照有关 ZBT520001-1986 专业标准，高空作业车的回转机构 应能进行正反两个方向的 360回转，回转速度不大于 2r/min，回转过程中的起动、回转、制动要平稳、准确、无抖动、晃动现象，微动性能良好。 目前应用较多的回转机构是交叉圆柱滚子支撑装置如图 4.1 所示， 圆柱滚子的接触角一般为 45，相邻的两圆柱滚子轴线成 90交叉。这不但使回转装置能承受轴向和径向载荷，而且还能承受翻倾力矩。 4.1.1 圆柱滚子的最大载荷 计算 圆柱滚子在工作时要受到三种作用载荷，如图 4.2 所示。第一种为轴向力 Q，即垂直力，它由转台及举升机构的重量、举升货物的重量以及升降时的惯性力等组成；第二种为径向力 H，即水平力，该力由举升装置及转台的回转离心力、风载荷及回转齿轮的啮合力而产生；第三种为翻倾力矩 Mov，它由轴向力和径向力的偏心作用而引起。 图 4.1 圆柱滚子外载荷及承载最大的滚子位置 图 4.2 圆柱滚子内圈受力图 将方向交叉的两组圆柱滚子，用 和 组表示。假定每组的圆柱滚子数目各占一半，nts 27 并作一对一的间隔排列，则组圆柱滚子在 A 点受力最大，如图 4.1 所示。 其中任一圆柱滚子的最大法向载荷 FImax 为 : Im a x I Q I H I MF F F F （ 4.1） 式中： IQF 由轴向力 Q 引起的 组任一圆柱滚子最大法向载荷， N； IHF 由径向力 H 引起的 组任一圆柱滚子上最大法向载荷， N； IMF 由倾翻力矩 MOV 引起的 组任一圆柱滚子上最大法向载荷， N。 对内圈作受力分析，如图 4.1 所示，由力 系平衡条件可以求得 FIQ 和 FIH。 = t a n 9 9 0 0IQF Q N c o s 4 9 4 9 4 9 5 0IHF Q N N 为求得 FIM，可以近似地把座圈看成直径为 D 的圆圈，如图 4.2 所示，并假定圆柱滚子对座圈的压力在座圈上连续分布，按圆柱滚子接触压力沿圆圈弧长的比压，列出平衡方程可求得 FIM 值。 c o t 7 0 0 0IMF Q N 对于 组圆柱滚子，处于图 4.1 中 B 位置时受到的载荷最大。此时滚子不承受由水平力传来的载荷，且由于轴向力 Q 引起的法向载荷与翻倾力矩 MOV 引起的法向载荷方向相反，因此 组中任一圆柱滚子的最大法向载荷为： m a x 2900MQF F F N （ 4.2） 4.1.2 确定圆柱滚子的允许载荷 根据赫茨公式，滚道与圆柱滚子的线接触应力为： 0 . 4 1 8 FEL （ 4.3） 式中： F 圆柱滚子在接触线上的法向载荷， N； E 材料的弹性 模量，一般滚道材料采用碳素钢或低碳合金钢，圆柱滚子材料nts 28 采用轴承钢。故可取 E 2.1105MPa； L 圆柱滚子与滚道的有效长度，一般情况可取 L=0.85d， m； 圆柱滚子与滚道接触表面的主曲率之和； D 圆柱滚子直径， m。 57 0 0 0 2 . 1 1 00 . 4 1 8 0 . 0 1 1 6 0 20 . 0 1 pa 用优质碳素钢或低碳合金钢轧制或锻造成的座圈，其滚道表面的热处理硬度为HRC59 60，在一般工
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