高空作业车抬升液压支架设计

PAGEII摘要高空作业车广泛用于建筑、市政、机场、工厂、园林、住宅等场所，从事消防、抢险救灾、安装、维护等工作。高空作业车是将高空作业人员和必要的工具送至空中，并提供工作人员空中作业场所的机械。本课题主要设计机械机构、液压系统和驱动控制部分。高空作业部分主要是指控制上下臂变幅运动的液压缸。本文着重高空作业机构的变幅液压缸和上下臂的设计计算，对抬升臂进行截面形状设计和强度校核。从安全性、可靠性角度看，高空车不同于一般的工程机械,其特点是作业频率不高,负荷较小,但要求安全性,可靠性较高。因此，为保证高空作业车的工作稳定、可靠、安全，作业灵活，效率高，设计出优良的液压系统和电气控制系统就显得尤为重要。关键词高空作业车；起重机构；液压传动系统设计；液压缸AbstractAerialvehiclesarewidelyusedinconstruction,municipal,airport,factories,gardens,residentialandotherestablishmentsengagedinfirefighting,emergencyrelief,installation,maintenanceandotherwork.Aerialvehiclestohigh-altitudeoperationsandthenecessarytoolssenttotheairandairoperationsstafftoprovideplacesofmachinery.Themaintopicsmechanicaldesign,hydraulicsystemandcontrolofthedriver.AerialcontrolofsomeofthemajormeansofmovementfromtoptobottomarmChangehydrauliccylinders.Thisarticlefocusedonthehigh-altitudeoperationsrangefromtoptobottomarmhydrauliccylindersandthedesign,across-sectionoftheliftingarmstrengthcheckingthedesignandshape.Fromthesecurity,reliabilitypointofview,thecarisdifferentfromaheightofthegeneralmachinery,characterizedbytheoperatingfrequencyisnothigh,asmallerload,butrequiresecurity,reliabilityhigher.Therefore,inordertoensurethatthework-at-heightvehiclesstable,reliable,secure,flexibleoperation,highefficiency,excellentdesignofthehydraulicsystemandelectricalcontrolsystemonitisparticularlyimportant.Keywordshigh-altitudevehiclesliftingbodieshydraulicsystemdesignhydrauliccylindersPAGE49目录1绪论 11.1高空作业车的概况及其发展方向 11.2高空作业车组成 21.2.1工作机构 21.2.2金属结构 31.2.3动力装置 31.2.4控制系统 31.3高空作业臂 42高空作业车的结构设计 62.1材料的选择 62.2计算上、下臂的长度 72.3油缸铰点位置的确定 72.3.1上臂油缸铰点位置的确定 82.3.2下臂油缸铰点位置的确定 82.4上臂截面尺寸的确定 82.4.1上臂的受力分析 82.4.2上臂截面尺寸的设计计算 92.4.3上臂的强度校核 112.5下臂截面尺寸的确定 142.5.1下臂的受力分析 142.5.2下臂截面尺寸的设计计算 162.5.3下臂的强度校核 183高空作业部分液压系统的设计计算 213.1上臂液压缸的设计 213.1.1液压缸类型和安装方式的确定 213.1.2上臂液压缸尺寸的设计计算 213.1.3液压泵的设计 253.2下臂液压缸的设计 263.2.1液压缸的类型和安装方式的确定 263.2.2下臂液压缸尺寸的设计计算 263.2.3液压泵的设计 304液压系统设计 314.1高空作业车液压回路设计 314.1.1运动分析 314.1.2液压缸部分设计 314.2整体液压回路设计 32结论 35致谢 36参考文献 37附录 38附录1 38附录2 441绪论1.1高空作业车的概况及其发展方向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2021年和2021年《中国工程机械年鉴》，2021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年，高空作业车740台，2021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。我国高空作业机械行业的一些骨干企业利用自己的技术和设备优势，通过学习引进和消化国外先进技术开发了许多新产品，其产品的技术水平和产品质量都不断提高，达到和接近了国际同类产品的水平，推动了高空作业机械行业的技术进步，在国内市场中竞争力强，市场销路好，产量增加较快。一些企业利用自身的优势，在原有产品的基础上根据国内底盘品种的发展和基础零部件的更新，不断加大新产品的开发力度，走企业横向联合多种经营的综合开发道路，不但使企业自身的生产和销售步入了良性循环轨道，还带动了附属企业和国内相关产品的销售发展。高空作业行业作为城市建设的新型产业，必须调整产品结构。要抓好供电用高空作业机械产品、建筑用自行式登高作业机械及带电绝缘高空作业机械产品的开发，室内外轻型作业平台和25M以上消防救援高空作业车的开发和应用。总的发展趋势是致力于扩大高空作业机械的作业范围，满足不同作业的需要；确保使用人员的作业安全；提高操纵和使用性能。高空作业平台产品以往国内大多以手推式为主，体积大、质量重，更换工作场地非常困难，给用户使用带来不便，而发达国家在产品上早已更新。因此，开发轻便的铝合金平台和自行式平台有着广阔的前景，从国内近几年开发的铝合金平台销量来看也证明了这一点。应该优先进行高空作业机械的自动控制和安全保护技术、室内外轻型作业平台及自行式作业平台和大作业幅度平台及新型多功能高空作业车的研究、开发。要提高我国高空作业车的技术水平，首先必须解决工程车辆底盘问题。我国目前正在努力提高汽车工业的整体水平，走集团化规模道路，并积极引进国外资金及技术，但还只限于轻型底盘。汽车制造厂家应该在此基础上根据高空作业车的具体要求，专门设计轻型、中型和重型的工程车底盘以供高空作业车的改装之用。我国高空机械的使用范围还比较窄，使用较多的主要有路灯、道路交通、园林部门、国内大多厂家把用户集中在车站、地铁、商店、工厂、供电、路灯等部门，其市场远远没有挖掘和培育出来。高空作业机械在有发展前途的电力、电信及有线电视系统使用较少，究其原因是国内产品技术性能及参数还不能完全满足上述三大系统使用的要求，在产品用途和功能上还需更新。如将高空作业机械用在建筑施工中以替代某些脚手架施工、建筑物外墙表面的装饰、清洗和维护等；绝缘架线和维修；消防救援及大型物体（船舶、飞机）维护检查等，但开发以上这些产品需要从产品的适应性、技术性能上进行较大的突破。高空作业车又称登高平台消防车，广泛用于建筑、市政、电讯、机场、工厂、园林、住宅等场所，从事消防、抢险救灾、施工、安装、维护等工作。其中，供消防部门用于灭火、辅助灭火或消防救援，是最主要的一个功能。高空作业车是用来运送工作人员和工作装备到指定高度进行作业的特种车辆，是将高空作业装置安装在汽车底盘上组成的。现在的高空作业装置具有操作平顺、工作稳定、自动调速、安全可靠等优点，大大提高了空中作业的工作效率。高空作业车按工作臂的型式，有四种基本型式，分别为：垂直升降式、折叠臂式、伸缩臂式和混合臂式。垂直升降式高空作业车的升降机构只能在垂直方向上进行运动。它的主要特点是结构简单，承载能力强，但作业范围小，作业高度低，这种结构型式应用比较少。折叠臂式高空作业车工作臂之间的连接全部采用铰接型式，所以国外又把它叫做铰接式高空作业车。折叠臂高空作业车结构适合于较低作业高度的车型，如要加大作业高度，必然要增加臂长或增加工作臂数量，增加臂长会使作业车体积庞大，降低灵活性；增加工作臂数量会造成操作繁琐，安全性降低。伸缩臂式的高空作业车在行驶状态时，工作臂缩回套叠，工作时伸出，可以有效增大作业高度，同时具有工作效率高、操作简单、动作平稳等特点。混合臂式高空作业车工作臂之间既有铰接，也有伸缩，是折叠臂式和伸缩臂式高空作业车的结合，它综合了两种结构型式的优点，工作性能最好，但结构也最为复杂。高空作业车是利用汽车底盘作为行走机构，具有汽车的行驶通过性能，机动灵活，行驶速度高，可快速转移，转移到作业场地后能迅速投入，是近几年来国内发展最快的专用汽车产品之一。高空作业车是高空作业机械是在工程起重机械基础上发展起来的，高作业设备广泛应用在建筑、消防等行业。随着高空作业车作业高度越来越高，振动所导致的大幅度摆动，严重的影响了定位的准确性，降低了工作效率，加之高空摆动给人的安全感极差，也降低了设备的宜人性，间接的影响了工作效率。因此对高空作业车进行动力研究，有重要意义。目前国内生产的高空作业车几乎全部是折叠臂型式的，有更大的市场需求。1.2高空作业车组成高空作业车正常进行作业，需要工作机构、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：1.2.1工作机构工作机构是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。高空作业车变幅是指改变工作斗到回转中心轴线之间的距离，这个距离称为幅度。变幅机构扩大了高空车的作业范围，由垂直上下的直线作业范围扩大为一个面的作业范围。高空作业车变幅机构一般采用液压油缸变幅。高空作业车的一部分（一般指上车部分或回转部分）相对于另一部分（一般指下车部分或非回转部分）做相对的旋转运动称为回转。为实现高空作业车的回转运动而设置的机构称为回转机构。它是由液压马达经减速器将动力传递到回转小齿轮上，小齿轮既作自转又作沿着固定在底架上的回转支承大齿圈公转，从而带动整个上车部分回转。有了回转运动，从而使高空作业车从面作业范围又扩大为一定空间的作业范围。高空作业车在工作臂起伏时，工作斗与水平面夹角必须保持相对稳定，才能保证工作人员正常工作。平衡机构就是为了实现这一功能。对于伸缩臂或混合臂型式的高空作业车，通常有自重平衡、液压伺服缸平衡、电液平衡几种方式。高空作业车的行走机构就是通用或专用汽车底盘。1.2.2金属结构工作臂、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。组成高空作业车金属结构的构件较多，其重量通常占整机重量的一半以上，耗钢量大。因此，高空作业车金属结构的合理设计，对减轻高空作业车自重，提高作业性能，节约钢材，提高高空车的可靠性都有重要意义。1.2.3动力装置动力装置是高空作业车的动力源。由于高空作业车采用汽车底盘作为行走机构，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。高空作业装置需要的功率不大，一般约10-20kw，而载重汽车底盘发动机的功率根据载重量不同从50kw一直到150kw以上，且高空作业装置工作时不允许底盘行驶，因此底盘发动机的动力足以保证高空作业装置工作。因为高空作业装置需要功率不大，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。1.2.4控制系统高空作业车控制系统是解决各机构怎样运动的问题。如动力传递的方向，各机构运动速度的快慢，以及使机构启动停止等。控制系统包括操纵装置、执行元件和安全装置。当今的高空作业车全部采用电气液压操纵，因此控制装置包括各种液压操作阀，电控装置等，以实现机构的起动、调速、换向、制动和停止。执行元件包括变幅用的液压油缸、回转马达、油泵等，用来推动结构件实现动作。安全装置包括各种传感器、行程开关、报警器、液压锁止阀，用来检测危险工况，保证工作安全。1.3高空作业臂高空作业臂包括上臂和下臂,上臂头部有工作平台。行驶状态时，两节工作臂折叠在一起；进行高空作业时，两节工作臂分别由上下臂油缸举升伸展至一定角度，将工作人员送至工作位置。上臂和下臂间通过水平销轴铰接，铰接处设有专门的滑动轴承，以保证工作臂转动时阻力小，运动平稳。该高空作业车采用折叠式工作臂结构，工作装置为液压驱动，三百六十度全回转。除高空作业外，还设有起重装置，一机多用。工作臂为2节折叠臂。具有操作简便，稳定性好等特点。其组成由高空作业臂和起重工作臂两部分。高空作业臂包括上臂和下臂，上臂头部有工作平台。行驶状态时，两节工作臂折叠在一起；进行高空作业时，两节工作臂分别由上下臂油缸举升伸展至一定角度。上臂和下臂间通过水平销轴铰接。如图1-1所示。图1-1高空作业车示意图2高空作业车的结构设计2.1材料的选择金属结构是指由扎制的型钢和钢板作为基本元件，按照一定的结构组成规则用栓接、铆接或焊接的方法连接起来，用于承受一定的载荷。为保证高空作业车能在工作环境恶劣、载荷变化复杂、不允许产生塑性变形和人为的不文明操作等因素下能安全、可靠地工作对其金属结构规定如下计算原则：（1）结构工作级别按结构件中的应力状态（名义应力谱系数）和应力循环次数（应力循环等级）分为A1-A8八级。（2）结构计算应采用许用应力法。（3）结构应进行强度、刚度和稳定性计算，并满足其规定的要求。（4）结构应按三类载荷情况进行疲劳强度、刚度和稳定性计算。第I类按正常工作时的等效载荷进行疲劳强度计算。对A6—A8工作级别的起重结构必须进行疲劳强度计算，对A1A5工作级别的起重机结构，一般可不进行此项计算。第II类按工作时的最大的载荷进行强度和稳定性计算。第Ш类按非工作时的最大载荷或工作时的特殊载荷进行强度和稳定性的验算。（5）对三类载荷情况分别规定了不同的许用应力。表2-1许用应力计算公式载荷组合种类安全系数拉伸、压缩、弯曲、许用应力剪切许用应力组合InI=1.5组合IInII=1.33组合IIInIII=1.15表中屈服点应按选取的钢材厚度取不同的值由此确定作业臂的材料：根据选材原则及规定：主要选用Q235钢板，其主要特点是机械强度、韧性和塑性，以及加工等综合方面的性能好，价格较低。钢板的厚度t=8mm。其屈服强度是:=235Mpa.根据工作时的最大的载荷进行强度和稳定性计算结构应按第二类载荷情况进行疲劳强度、强度和稳定性计算。取安全系数是：=1.33Q235钢板的屈服强度是:=235MＰa许用正应力是：=许用切应力是：=2.2计算上、下臂的长度如图2-1所示作业臂的仰角是指上臂与水平线之间的夹角用字母θ来表示，它可从0º到80º，为便于对吊臂端部进行操作，仰角θ可为-3º，作业臂实际作业时通常在30º～75º范围内。设计时仰角取75º，在图2-1中，，起升高度AC=10ｍ。上臂：L1=AB下臂：L2=BC则由三角关系有：ABsin75º+BCsin75º=10即:(L1+L2)sin75º=10L1+L2=12/sin75ºL1+L2=10.35ｍ式（2.1）由于上臂的头部有工作台，所以在上臂头部应留有一定的余量装工作平台，故上臂长必须大于下臂长即：L1>L2式（2.2）由式2-1和式2-2可以取上臂L1=5.30ｍ,下臂L2=5.05ｍ。图2-1上下臂分析图2.3油缸铰点位置的确定EF是上臂油缸，GE是下臂油缸。图2-2液压缸铰点位置示意图2.3.1上臂油缸铰点位置的确定取BE=700mmBF=800mm则由三角关系可得:2.3.2下臂油缸铰点位置的确定取CG=700mm，CD=400mm，ED=300mm由三角关系计算得：由三角关系可得:2.4上臂截面尺寸的确定2.4.1上臂的受力分析图所示是上臂工作到水平位置时的受力图,此时上臂受到的力最大。图2-3上臂弯距图可列公式:则:又由F=0可得:如上图所示的弯矩图，则可得最大弯矩是：而梁所需的截面系数，=2.4.2上臂截面尺寸的设计计算（1）上臂梁高h的确定图2-4梁的截面图按强度条件可得：式（2.3）式中W——梁所需的截面系数，；M——梁的最大弯矩；——使用钢材的许用应力；、——钢板的厚度，设计时钢板的厚度一样==8mm因=则上式可简化为:因此把计算所得的截面系数和可得上臂高：（2）图2-5上臂的截面结构图如图所示：=8mm则:按整体稳定性条件:按局部稳定条件:Q235钢即：则取:由图可得:2.4.3上臂的强度校核(1)效核正应力图2-6上臂剪力图在截面BD上所受的正应力是:式（2.4）梁的截面积是:则:在截面AD上所受的正应力是:式（2.5）则:(2)效核切应力在截面BD上所受的切应力应是:式（2.6）计算Z轴惯性矩Iz:图2-7上臂的惯性矩图如图所示建立坐标系：矩形对Z轴的惯性矩是：则惯性矩：所以此题的惯性矩为：把和切应力效核公式:则切应力是：在截面AD上所受的正应力是:式（2.7）把和代入式（2.7）则切应力是：所以上臂的正应力和切应力符合要求。(3)对下臂进行整体稳定性验算。箱型组合梁通常刚度很大,若梁的高宽之比,则梁的整体稳定性不需验算。所以则不需要整体稳定性不需验算。从以上对上臂的验算可得上臂尺寸的选择符合要求。2.5下臂截面尺寸的确定2.5.1下臂的受力分析图2-8所示是下臂工作到水平位置时,此时下臂受力最大，由此来计算梁的受力情况。图2-8下臂的受力图把上图分解后计算各个力的大小力图2-9上臂受力图计算上臂的自重G：式中——上臂的自重，；——钢板截面积,；——上臂的长度，；——钢板密度所以可以计算上臂的尺寸：由上图可得:即:对下臂进行受力分析如下图：图2-10下臂的弯距图即力FB’与力FB大小相等方向相反。所以：所以：如上图所示的弯矩图:则可得最大弯矩是而梁所需的截面系数：=2.5.2下臂截面尺寸的设计计算再将求出来的梁所需的截面系数W值代入式（2.3）可得：图2-11下臂的截面图如图所示：=4mm(和上臂的厚度一样)则:按整体稳定性条件:按局部稳定条件:Q235钢即:可取:由图可得:同样方法可以计算出下臂的重量为：计算过程省略。2.5.3下臂的强度校核下臂梁的截面尺寸确定后应对其进行强度、钢度和整体稳定性,不满足应进行修改。其计算方法和计算公式和上臂一样(1)效核正应力图2-12下臂的剪力图在截面CG上所受的正应力是:式（2.8）梁的截面积是:则:在截面AD上所受的正应力是:式（2.9）则:(2)效核切应力在截面BD上所受的切应力应是:式（2.10）计算Z轴惯性矩Iz:图2-13惯性矩图如图所示建立坐标系：矩形对Z轴的惯性矩是：则惯性矩：所以此题的惯性矩为：把和切应力效核公式:则切应力是：在截面AD上所受的正应力是:式（2.11）把和代入上式则切应力是：所以下臂的正应力和切应力符合要求。(3)对下臂进行整体稳定性验算箱型组合梁通常刚度很大,若梁的高宽之比,则梁的整体稳定性不需验算。所以则不需要整体稳定性不需验算。从以上对下臂的验算可得上臂尺寸的选择符合要求。3高空作业部分液压系统的设计计算高空作业部分主要由变幅机构和回转机构构成，其中，变幅机构主要是指上下臂液压缸。上臂液压缸是联结上臂和下臂铰点的液压缸，它主要控制上臂的上升，下降动作。下臂液压缸是指下臂与支架之间的液压缸，它主要用于控制下臂的上升和下降动作。而回转机构主要是控制上下臂的回转动作，主要用一个液压马达来实现回转。以下，就主上臂油缸，下臂油缸及控制回转的液压马达进行设计计算。3.1上臂液压缸的设计设液压缸单活塞杆双向运动时的负载力相同,不记执行件质量。液压系统工作压力为P=16MPa。3.1.1液压缸类型和安装方式的确定根据主机的运动要求,按参考文献2中的23.6—39,选择液压缸类型为单杆活塞式双作用液压缸。下图为单杆活塞式双作用液压缸示意图：图3-1液压缸示意图此类液压缸特点为活塞双向运动产生推、拉力。活塞在行程终了时不减速。将缸体固定，活塞杆运动，按参考文献2中的23.6—40液压缸的安装方式，选择合适的安装方式。考虑机构的结构要求，上臂起升、下降时液压缸的活塞杆进行伸缩实现运动需求。查参考文献中表23.6-40液压缸的安装(P23-176)选择耳环型安装方式，这种安装方式使液压缸在垂直面内可摆动,满足上臂动作要求。3.1.2上臂液压缸尺寸的设计计算根据主机的动力分析和运动分析,确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸：（1)液压缸内径D的计算根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径D计算公式：式（3.1）式中--液压缸的内面积（）；--液压缸推力（）；--选定的工作压力（MPa）。其中的计算过程如下：当高空作业车上下臂处于如下状态时，如图3-2。上臂液压缸所受的力最大，即液压缸具备的最大力必须大于此时的力。图3-2上臂受力分析图式（3.2）其中--上臂自重,由计算为；--上臂长度，为5.3m；--高空作业车吊篮最大承受力，由计算知为9.8KN；--点到力的垂直距离，由计算得。代入公式(3.2)得:计算此时的液压缸的长度BC：计算得：计算此时：由三角形计算公式可得：将,代入式（3.1）：按参考文献2中表23.6-33给出的缸筒内径尺寸系列圆整成标准值。表3-1液压缸内径尺寸系列(摘自GB/T2348—1993)()840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）250即取:（2)活塞杆直径的计算根据速度比的要求来计算活塞杆直径式（3.3）式中--活塞杆直径()；--液压缸直径()；--速度比，--活塞杆的缩入速度；--活塞杆的伸出速度。此处，取液压缸的往复运动速度比为1.46,由《机械设计手册4》表23.6-57(P23-191)查得:式（3.4）将代入式(3.4)得:查参考文献2表23.6-34液压缸活塞杆外径尺寸系列（摘自GB/T2348-1993）表3-2液压缸活塞杆外径尺寸系列(摘自GB/T2348—1993)()420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140取液压缸活塞杆外径尺寸如下：（3)液压缸行程的确定此前已计算得：查参考文献2表23.6-35液压缸活塞行程第一系列(mm)。表3-3液压缸活塞行程第一系列(mm)摘自(GB2349—1980)2550801001251602002503204005006308001000125016002021250032004000由以上条件取S值如下:4)液压缸结构参数的计算(1)缸筒壁厚的计算按薄臂筒计算:式（3.5）式中--液压缸缸筒厚度();--试验压力()取，即，--液压缸内径（m）；--刚体材料的许用应力（），取。代入式(3.5)中，得：（2）缸体外径的计算式（3.6）代入数据得:查参考文献2中的表23.6-60(P23-192)圆整液压缸外径为。（3）流量的计算由原始数据得,由系统的抬升高度和抬升速度可得出抬升时间为10S,且由上面计算可知液压缸活塞杆的行程为800,则,液压缸活塞杆运动的最小速度。则液压缸流量：3.1.3液压泵的设计根据泵的压力和流量选取适合的液压泵(1)．确定液压泵最大工作压力式中：--液压泵最大工作压力--液压缸的最大工作压力，--管路损失。取则：(2)．确定液压泵的流量式中--系统泄漏系数，取；--同时动作液压缸最大总流量，取3.2下臂液压缸的设计液压缸单活塞杆双向运动时的负载力相同,不记执行件质量。液压系统工作压力为P=16MPa。3.2.1液压缸的类型和安装方式的确定根据主机的运动要求,按参考文献2中表23.6—39,选择液压缸类型为单杆活塞式双作用液压缸。此类液压缸特点为活塞双向运动产生推、拉力。活塞在行程终了时不减速。与上一个液压缸相似，查参考文献2中表23.6-40液压缸的安装(P23-176)选择耳环型安装方式，这种安装方式使液压缸在垂直面内可摆动,满足下臂动作要求。3.2.2下臂液压缸尺寸的设计计算根据主机的动力分析和运动分析,确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸:（1)液压缸内径D的计算根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径D计算公式：式（3.7）式中--液压缸的内面积（）；--液压缸推力（）；--选定的工作压力（）。其中的计算过程如下：当高空作业车上下臂处于如下状态时，如图3-3。上臂液压缸所受的力最大，即液压缸具备的最大力必须大于此时的力其中的计算过程如下：当高空作业车上下臂处于如下状态时，如图3-3。上臂液压缸所受的力最大。此时，上下臂夹角为，下臂水平放置，上臂抬起与下臂成夹角。图3-3下臂受力分析图把上臂看成一个整体得：图3-4下臂受力分析图式（3.8）其中:--上臂自重,由计算为2.61；--高空作业车吊篮最大承受力，由计算知为9.8；--下臂自重,由计算知其值是。--下臂的长度为5.05。--点到重力的垂直距离。将所得数据代入公式(3.8)得:由计算得：将,代入式(3.7)中,按参考文献2中表23.6-33给出的缸筒内径尺寸系列圆整成标准值。表3-4液压缸内径尺寸系列(摘自GB/T2348—1993)(mm)840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）250即取:(2)活塞杆直径的计算根据速度比的要求来计算活塞杆直径式（3.9）式中--活塞杆直径()；--液压缸直径()；--速度比--活塞杆的缩入速度；--活塞杆的伸出速度。此处，取液压缸的往复运动速度比为1.46,由参考文献2中表23.6-57(P23-191)查得:式（3.10）将代入式（3.10）得:查参考文献2中表23.6-34液压缸活塞杆外径尺寸系列（摘自GB/T2348-1993）取液压缸活塞杆外径尺寸如下：3)液压缸行程S的确定此前已计算得：查参考文献2中表23.6-35液压缸活塞行程第一系列(),由以上条件取S值如下:。4)液压缸结构参数的计算(1)缸筒壁厚的计算按薄臂筒计算:式（3.11）式中--液压缸缸筒厚度()；--试验压力()取，即，；--液压缸内径（m）；--刚体材料的许用应力（），取。代入式(3.11)中，得：（2）缸体外径的计算式（3.12）代入数据得:查参考文献2中表23.6-60(P23-192)取液压缸外径为。（3）流量的计算由原始数据得,由系统的抬升高度和抬升速度可得出抬升时间为10S,且由上面计算可知液压缸活塞杆的行程为600,则,液压缸活塞杆运动的最小速度。液压缸活塞杆运动的最大速度为：则液压缸流量：3.2.3液压泵的设计根据泵的压力和流量选取适合的液压泵(1)确定液压泵最大工作压力式中：--液压泵最大工作压力--液压缸的最大工作压力，--管路损失。取则：(2)确定液压泵的流量式中--系统泄漏系数，取；--同时动作液压缸最大总流量，取4液压系统设计4.1高空作业车液压回路设计4.1.1运动分析行驶状态时，两节工作臂折叠在一起，进行高空作业时，两节工作臂分别由上下臂油缸举升升展至一定家度，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。4.1.2液压缸部分设计图4-1液压缸设计图电磁换向阀：电磁换向阀是利用电磁铁的通电吸合与断电释放而直接推动阀芯来控制液流方向的。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：因为上下臂的液压设计很相似，所以分开分析。先看右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，油液经过电磁换向阀的A端进入B端经单向节流阀的单向阀部分到液压缸的下腔推动活塞杆向上运动。而上腔的油液则从左边的油路到流出。当电磁换向阀置于右位时，油液经A端进入C端到达液压缸的右腔，推动活塞杆向下运动，下腔的油液的平衡阀流出。当电磁换向阀处于中位时，液压缸不运动。左边液压缸的控制过程如上。4.2整体液压回路设计图4-2整体液压油路设计总图分析：液控单向阀。当空驶口K处无压力油通入时，他的工作和普通单向阀一样，压力油只能从进油口流向出油口，不能反向流动。当控制口K处有压力油通入时，内部活塞在液压力的作用下向右移动，顶开阀芯，使油口和接通，油就可以从通向口。电磁换向阀。通电时油路导通，不通电时，油路不导通。是高空作业机构的总开关。只有它通了电，高空作业机构才可能动作。叶片泵的结构较齿轮泵复杂，但其工作压力较高，且流量脉动小，工作平稳，噪声较小，寿命较长油箱的油箱的功用主要是储存油液，此外还起着散发油液中的热量，逸出混在油液中的气体，沉淀油中的污物等作用。过滤器有足够的过滤精度和过滤能力，有一定的机械强度，不因液压力的作用而破坏，滤芯抗腐蚀性能好，能在规定的温度下持久地工作，滤芯要利于清洗和更换，便于拆装和维护。溢流阀的的主要作用是对液压系统定压或进行安全保护。液压系统的油路分析：图中虚线为控制油路部分。右图为上下臂液压缸控制部分。压力油从油箱经过过滤器，通过单作用叶片泵，溢流阀提供压力，通过电磁阀的控制进出油口控制液压缸的上下移动，从而控制上下臂的上下移动。左图为控制支架液压缸部分。压力油通过电磁阀控制进出油口，选择液压油的油路，进油时，压力油直接通过油管进入液压缸右侧，液压缸的左侧油通过液控单向阀的回油。进油时，改变电磁阀方向，压力油通过左侧单向阀进入液压缸左侧，液压缸右侧压力油通过右侧的液控单向阀回油。其中液控单向阀通过虚线的控制油路控制其油路方向。结论我的毕业设计的题目是高空作业车液压抬升支架设计。主要设计了机械机构、液压系统和驱动控制部分。着重对高空作业机构的变幅液压缸和上下臂的设计计算，对抬升臂进行截面形状设计和强度校核。很好地锻炼了我独立思考问题、分析问题、解决问题的能力。关键是掌握了独立思考问题的方法，在指导老师的指导下熟悉了独立进行项目设计的全过程以及设计过程中如何解决碰到的难题。通过这次毕业设计不但使我巩固和重温了大学四年来我所学的专业理论知识，而且让我从中吸取了很多新的知识，尤其是增进了我对液压这一领域的了解和认识。毕业设计是将所学专业理论知识有机融合的一个过程，是对我们专业综合素质的一个考核。致谢本课题的设计研究工作自始自终是在指导老师精心指导下完成的，字里行间凝聚着老师的智慧和心血。本人向指导老师最后感谢所有关心、支持、帮助本人的各级领导、老师和同事！感谢各位专家教授，谢谢你们阅读本文，殷切期待你们的批评和指出！感谢我们小组的其他同学在毕业设计时给予我的帮助！感谢给予我帮助的其他老师和同学们！感谢大学四年来，所有教导过我、鼓励过我、帮助过我的老师和同学们！参考文献[1]健民，液压与气压传动第二版，机械工业出版社，2021年7月。[2]械设计手册编委会,机械设计手册4,机械工业出版社,2021年8月。[3]械工程师手册，机械工业出版社，2021年5月。[4]强业、苗臻光,工程机械，机械工业出版社，1993。[5]经世，工程机械.中国铁道出版社，1996。[6]宣怀主编，机械设计（第四版），高等教育出版社，2021年五月。附录附录1英文翻译ShieldtunnelingmachinehydraulicsystemsynchronizationcontrolSimulationAnalysisShieldtunnelingmachineisamechanical,electrical,hydraulic,measurementandcontroltechnologyinthemultidisciplinaryintegration,fortheundergroundtunnelexcavationofthemajorprojectsintechnology-intensiveequipment.Itisexcavatingspeed,highqualityandlaborintensity,highsecurity,therightofsurfacesubsidenceandtheenvironmentalimpactofsmalladvantages,withthetraditionalmethodofdrillingandblastingtunnelconstructioncomparedtothemoreobviousadvantages,especiallyincomplexgeologicalconditions.Ahighwatertabledepthofthetunnelandalarger,theycanonlyrelyontheshield.PropulsionsystemisthekeytoshieldoneofthemaincommitmentsoftheentireshieldjackingtasksrequiredtocompleteShieldturning,theroadcurves,attitudecontrol,andsynchronousrectificationcampaign.PropulsionsystemtocontrolShieldinovercomingthecourseoftheadvanceencounteredresistanceonthepremisethatDrivingundertheprocessofconstruction,thevariousstrataandsoilchangesintheearthpressure,topromotetherightspeedandpressurewithoutadvance-levelcoordinationregulation,Shieldtunnelingmakestheprocessaspossiblesimultaneouslytoavoidunnecessarydiggingandless-diggingToachievecontrol,HydraulicSystemRequirementsadvancetothenonlinearvariableloadconditionsandthepressuretoachievereal-timecontrolofvolume,andrequirehighreliability.Basedonthis,thispapertopromotethehydraulicsystemsynchronizationcontrolwasrelatedtosimulationanalysis.1PromotinganintegrateddesignofhydraulicsystemsShield'shydraulicsystemismorecomplex,belongingtochangeload,highpower,lowflowapplications.Thesysteminthemainoilpumpalongvariableload-sensitivecontrol;forsixcylinderactuatorwillbedividedintosixgroups,foracontroltothecompletionofthisprogress,individualadvancementorretreat.Double-forwardorbackwardmovements.Allofacontrolmodulearethesame,areproportionalreliefvalveproportionalvalve,electromagneticvalve,auxiliaryvalvetestingandrelatedcomponentsandsoon.Figure1hydraulicsystemtopromotetheworkofasinglediagram.Shield,thetwo-passanelectromagneticvalvepoweroutages,systempressureoilratiobytwooutflowvalve,Atthistimethreeorfourelectromagneticvalve9SwitchtostateBposition,thehydrauliccylinderpistonrod6forwardmovement.Promotetheprocess,thehydrauliccylinder6ofdisplacementsensorsembeddedreal-timedetectionofsevenadvancingdisplacement,Feedbackconvertedintoelectricalsignalsproportionaltothespeedcontrolvalveproportionalsolenoid2,Speedratiocontrolvalve2throttleopening,therebyadvancingthespeedofthereal-timecontrol,Atthispointthesystemredundantflowfromproportionalreliefvalve3outflow.Toachieveattitude,itisalsonecessarytopromotereal-timecontrolpressureatthistimethepressuresensorcandetectfiveofthesixcylinderpressureadvance,Feedbackconvertedintoelectricalsignalsproportionaltotheratioofthreereliefvalveelectromagnet,3proportionalvalvecontrolsthethrottleopeningistobeachieved.Theproportionofareliefvalve3andproportionalflowcontrolvalveandpressuresensor257anddisplacementsensorwiththepressureflowMinuteacontrol,real-timecontrolpropulsionsystemsdrivingspeedandpressure.Rapidregression,two-passanelectromagneticvalveinthepower,short-circuitratiovalve2,thesystemusingalargeflowofoil,Atthistimethreeorfourelectromagneticvalve9switchedtoaworkingstateposition,thehydrauliccylinderpistonrodsixrapidregression,Segmenttomeetassemblyrequirements.Varioussub-groups,8hydrauliclockandY-typefunctionofthreeorfourelectromagneticvalve9lockingcomponentstogetherintoaloopmedianmayverywellceasetopreventtheleakageofhydraulicoil.Hydrauliccylinderreturned,thebalancevalvefourcouldplayaroleinstabilizingcampaign.2promotemulti-cylinderhydraulicsystemsimulationCylinderthesynchronousmovementisveryimportant;especiallyinthechangingloadshieldequipmentappeartobeevenmorepronounced.DuetothespecialnatureoftheworkShield,Shieldknifebeforetheexcavationsitetothefrequentloadchangesinstraightforwardcases,IfwedonottakethenecessarysynchronizationmeasurestopromotetheprocessofsettingShieldofdeviationfromthetrack,unnecessaryorlessdug-dug,itmayevencauseShieldpoorequipmentperformance,failureordamage.Propulsionsystemcausedvarioushydrauliccylindersisnotasynchronizedformanyreasons,mainlyinthefollowingaspects:(1)Gainflow,theinitialworkcurrent,linearzonedifferences,madetheopeningwhenaflowproportionalflowcontrolvalveflowisnotequal,withtheresultthatwhenthehydrauliccylindermovementisnotsynchronous.(2)Hydrauliccylinderunderdifferentload,tunnelingprocessShieldCutterFacewaterpressurechangesarerandom.Thus,allofahydrauliccylindertobeartheloadsize,Carryinglargehydrauliccylindersmallerthancarryinghydrauliccylinderrunningslow.(3)Thehydrauliccylindermanufactureprecisionerrors,leadingtotheDeputyCampaignhydrauliccylinderfrictiondifferent;Inaddition,Installedwiththedeputycampaigngap,deputycampaignmakesnoequivalentfriction.Frictionlargehydrauliccylindersrunningrelativelyslow.Figure2promotemulti-cylinderhydraulicsystemsimulationmodelSimulationoftwohydrauliccylindersandthesamespeedastheinput.Figure3andFigure4forthetwosymmetricalhydrauliccylinderpressuresandthespeedofsimulationmap.Fromthemapyoucanseethatsincethetwohydrauliccylinderssufferedload,No.2hydrauliccylinderpressureonthehydrauliccylinderthanNo.5sufferedsomemajoratmosphericpressure.Inaddition,theNo.2hydrauliccylinderandviscousfrictioncoefficientratioNo.5hydrauliccylinderandviscousfrictioncoefficientalso,reflectedinthespeedhasbeendifferent,force,viscousfrictioncoefficientofhydrauliccylinderspeedtoadvancemoreslowly,FromFigure4advancingspeedsimulationcurves,wecanseethatthistimeNo.2tankpromotingstabilityintherateof36mmperminute.No.5tanksandstabilityaftertheadvancerateofabout39mmperminute.Figures5and6forthetwohydrauliccylinderdisplacementanddisplacementcurvesforthepoorsimulationcurve.AstheNo.2hydrauliccylinderNo.5advancingfasterthanhydrauliccylinderspeedoftheadvancetothesmall,astimeincreases,twohydrauliccylinderdisplacementspoorisalsogrowing.Figure6showsthatinthecourseoftimetoreachthe50's,thetwohydrauliccylinderdisplacementsofthepoorto215mm.Inotherwords,everyadvance1min,about3mmoferror,itmayleadtotheactualprocessofshieldtunnelingdeviatefromthepre-settrajectory.Itisnecessarytotakeimmediatecontrolstrategy.3topromotemulti-cylinderhydraulicsystemsimulationanalysisofsynchronouscontrolNowweoftenusedhydraulicsynchronouscontrolintwomajorways.Oneistheopen-loop-controlmethodsthatusestreamingmanifoldvalve,synchronouscylinder,synchronousmotorsandothercomponentssynchronoushydrauliccircuit,Itscharacteristicsaretheprincipleissimpleandlowcost,butalsolowaccuracy.Thesecondmethodistouseelectro-hydraulicservovalves,orelectro-hydraulicproportionalvalvecomponentsclosed-loopcontrolsystem,theadoptionofthisclosed-loopcontrolmethod,"thesameway"and"master-slave"approachcommonlyusedtwocontrolstrategyusingthiscontrolstrategyisexpectedtobehigh-precisionsynchronizationcontrolrequirements[7].Simulationusingmaster-slavesynchronizationcontrol,No.2hydrauliccylinderasthemainhydrauliccylinders,hydrauliccylinderasNo.5fromthehydrauliccylinder.No.2hydrauliccylindertotheoutputoftheidealoutputNo.5hydrauliccylinderundercontroltotracktheselectedidealoutputandachieve.Figure7forpromotingmulti-cylinderhydraulicsystemsimulationAMESimsynchronousmodel,Figure8Simulinkwasusedtopromotetheconstructionofmulti-cylinderhydraulicsystemsimulationmodelsynchronization.Simulationparametersobtainedwiththelackofsynchronizationcontrolofthesame,andtwohydrauliccylinderspeedinputwerethesame.Givensufferedloadandhydrauliccylinderandviscousfrictioncoefficient,topromotetheprocessofhydrauliccylinderdrivingspeedanddisplacementdifferent.Atthispoint,No.2andNo.5twohydrauliccylinderdisplacementinputtotheSAMESimfunction,thentheoutputinterfacecontrolstructuresSimulinksimulationmodel.Simulationof