车载式高空作业平台的结构设计

车载式高空作业平台的结构设计

1.2高空作业机械的国内外发展概况

1.2.1高空作业机械的国外发展状况

高空作业车发展起步较早的欧美等发达国家和地区，从20世纪20年代就开始研制，

发展历史久远，生产技术也很成熟，具有生产技术水平高、作业车的作业高度大、规格齐

全、结构型式丰富、功能多样等优点。总体来看，技术和市场均已很成熟，产品能够进行

高空作业、抢险、救援、消防等复杂工作，作业平台的最大载荷可达500kg,最大作业高

度已经超过100m,这是我国目前无法设计达到的高度，同时具有各种安全保护措施，很

好的保障了工人的安全。大型产品特点是科技含量高、研制与生产周期较长、投资大、市

场容量有限，但市场竞争相对较少，产品的利润相对较高。如美国Genie公司、JLG公司

和法国HAULOTTE公司在高空作业平台产品都形成了系列化，与此同时，产品更新换代

的周期明显缩短。这大大提高了企业在国际市场中的竞争能力和企业的抗风险能力。

1.2.2高空作业机械的国内发展状况

我国产品在质量和性能上与国外优秀产品虽然存在一定的差距，但是随着科技的不断

发展，产品的功能和性能已经逐渐趋于同质化印，因此必须通过对我国高空作业机械产品

与国外先进企业产品进行分析和比较，找出发展问题的之所在，并提出相应的解决方案。

我国高空作业平台的使用范围与国外相比来说还比较窄，使用较多的有路灯、交通、园林

等部门，而在有发展前途的电力、电信及有线电视系统使用较少，市场远远没有挖掘和培

育出来⑶。目前市场上的主要产品仍然是体积教大，对作业场地要求较高的拖车式或车载

式高空作业车，而我国市场上的车载式高空作业车多为价格昂贵的国外进口产品或中外合

资企业的产品，我国本土研发的设备极少，因此我们开发研制出拥有自主产权的高性能车

载式高空作业平台具有很强的发展战略意义。

我们应提高工程设计效率和品质，节约设计成本，缩短设计周期而传统设计在设

计一个工程结构的时候，首先要采用类比方法确定设计方案的初稿，然后对其结构进行分

析，画出图纸，然后对重要部件进行强度的校核，并根据校核的结果重新修改设计方案，

一般往往要进行多次分析校核和调整才能得到优秀的设计方案。这种设计方法的设计周期

长、代价高、效率低，且所得到的方案多数不是最优方案57］。只有加大行业技术创新力度,

开发先进的高空作业机械，满足用户的差别化和个性化需求，为用户精细化服务，才能提

高中国产品的市场竞争能力。

在我国实际工作过程中，人们对于安全性和劳动条件提出了更高的要求，尤其是在高

空作业中，原始的脚手架、吊篮等安全系数较低的工作方式将会越来越少，而对于高空作

业机械的需求必将越来越多网。另一方面，中国造船业逐渐成为世界第一，对于大型车载

式高空作业平台的需求急剧增加。据不完全统计，仅中国造船行业在2009年约需六七百台

高空作业平台叫这一市场之前基本都被国外品牌占据。因此，研发生产属于我国自主品牌

的高性能的高空作业平台有着极其重要的经济价值。虽然国内产品近些年来发展较快，但

从整体上看，无论是技术上还是应用上都落后于国外同类产品，与国外先进产品相比还有

较大的差距。

1.3高空作业车的组成

高空作业车正常进行作业，需要由专用底盘、工作臂架、三维全旋机构、液压系统、

电气系统和安全装置等部分组成，性能如下。

1.3.1专用底盘

专用底盘。由发动机、车架、行走机构、转向机构等组成。考虑到工作可靠性、噪声、

排放等方面综合要求，优选康明斯B3.3〜C60型工程机械专用柴油发动机，该发动机为直

列4缸水冷、自然吸气发动机，带全程调速器，运行平稳，具有热效率高、比油耗低、排

放污染少等特点。由于台车行驶速度低，综合考虑作业安全性和经济性，车架采用刚性连

接式，不设悬架机构，轮胎选用高负荷实心橡胶轮胎。

1.3.2工作臂架

工作装置由回转台、工作臂架、伸缩软链等组成。回转台通过回转支承安装在车架上,

由回转机构驱动，可实现360°全回转。回转机构包括行星减速机、常闭式制动器、液压

马达等构成，与回转支承采用外啮合传动方式。

1.3.3三维全旋机构

三维全旋机构设备或系统的安装位置一般由标高和方向2个参数确定。由于要求被举

升物体在空间相互垂直的3个方向可以进行独立旋转，使物体可以获得任意安装角度，因

此设计了三维全旋机构，即在水平和竖直方向设置±90°。旋转机构俯仰方向转角可以通

过臂架变幅进行，微调由调平油缸实现，不再设单独机构，从而减少机构设置。

1.3.4电气与液压系统

液压系统采用1台变量柱塞泵和1台定量齿轮泵供油，由发动机驱动。变量泵为行走、

转台回转、臂架变幅和臂架伸缩供油，齿轮泵为行走转向机构、工作装置摆动、工作装置

翻转、工作装置夹紧和调平机构微调供油。由变量泵供油的动作采用比例阀进行控制，以

便精确进行速度调节，其它动作由于速度低、流量小，直接采用电磁换向阀进行控制。液

压系统内设有安全溢流阀、液压锁等安全装置。

1.3.5安全装置

设有电动应急系统，当底盘发动机和主泵液压系统出现故障时，借助以12V底盘电源

为动力的微型组合式液压泵站，将工作装置降至行驶状态。也可采用紧急下降阀进行操作,

实现动臂下降复位。地面操作盘、遥控操作盘均设有紧急停止按钮，用于在紧急状况下强

制停止行驶系统和工作装置的各种运动。整车外形图如图1］：

2

1汽车底盘2回转平台3平衡油缸4伸缩臂变幅油缸

5伸缩油缸6伸缩臂支架7折叠臂变幅油缸8折叠臂

9平衡拉杆10工作斗11平衡油缸12液压油箱

13回转机构14回转支承15副车架16取力系统

图1.1车载式高空作业平台车外形图

1.4课题研究的内容

课题研究内容主要包括高空作业平台结构的分析研究及其在实际生活中高空作业平

台的外观设计，以车载式高空作业平台为设计载体，将产品各部分以功能进行划分，形成

相应的设计理论和原则，并用以指导未来系列产品的结构设计。

论文的主要内容包括以下几个部分：

(1)课题研究的国内外背景和发展现状，研究的主要内容和意义的概述；

(2)进行车载式高空作业车的伸缩臂、副车架等金属结构件的结构设计、用以实现车

载式高空作业车的功能。

(3)对各金属结构件进行数学建模、数值计算、强度校核，以获得车载式高空作业车

主要结构的工作规律和工作性能。

(4)对液压油缸进行选型，并设计计算其应力大小是否符合要求。

(5)根据设计、计算结果进行试制，对试制样品进行应力测试，将测试结果和理论分

析计算结果进行比较，验证分析计算是否达到要求。

2伸缩臂结构分析

2.1伸缩臂的结构

后置式高空作业车伸缩臂采用三节伸缩式箱形臂，如图2.1所示。

1一节臂2二节臂3三节臂4伸出油缸

5回缩链排6伸缩链排7滑块

图2.1伸缩臂结构图

如图所示，各节臂可以依靠相互连接的滑块进行相对滑动。转台与伸缩臂的跟部通过

水平销轴进行较接，同时转台的中下部还与伸缩变幅油缸较接，同样通过水平销轴，伸缩

变幅油缸能够实现工作臂在变幅平面内的转动。所有较接点均采用自润滑轴承，降低保养

要求，所有需要润滑的点都设有加油口，可以方便地进行保养。工作臂依靠一级伸缩液压

缸进行伸缩运动，伸缩油缸直接推动第二节臂，第三节臂在链条伸缩机构的作用下和第二

节臂同步伸缩。

臂架系统由臂架变幅机构、臂架伸缩机构、臂架钢结构及其它零部件组成。臂架变幅

机构主要由变幅油缸组成，其作用是实现臂架的变幅功能。

具有三节或三节以上的吊臂，各节臂的伸缩方式基本有三种：顺序伸缩、同步伸缩和

独立伸缩。该高空作业车臂架伸缩机构由臂架伸缩油缸和钢丝绳传动系统组成，伸缩原理

为单级同步伸缩即由伸缩油缸直接驱动二节臂动作，同时通过固定在一节臂上的钢丝绳使

三节臂与二节臂实现同步动作。伸缩机构原理如图2.2所示。臂架截面形式采用四边形箱

型结构，臂架外部装有油管电缆托链与工作平台进行连接口叫

1.基本臂2.伸臂钢丝绳3.三节臂钢丝绳固定点4.二节臂5.三节臂

6,9.二节臂上滑轮7,10.基本臂钢丝绳固定点8.缩臂钢丝绳

图2.2伸缩机构原理图

4

2.2工况分析

由于高空作业车要求在所有幅度下，均可以在额定载荷下工作，因此其危险工况只有

可能出现以下两种工作情况：

一是在工作斗承载额定载荷，工作臂水平伸出至最大工作半径状态，如图2.3所示；

二是在工作斗承载额定载荷，工作臂完全伸出，且处于最大幅度状态，如图2.4所示。

2.3伸缩臂强度计算分析

分别对两种工况下的伸缩臂强度进行计算分析。

本作业车工作臂均由优质合金结构钢Q700制造，根据高空作业车结构安全要求

(GB9645-88)[11],其许用应力值为：

(2.1)

S・卜于2

式中：q—材料屈服强度,q=JOOMpa

S—结构安全系数，5=2

加应力集中系数，工=1.1

力-动载荷系数，力=125,则

700

㈤=254.545Mpa=26kg/mm2

S"•力21.11.25

2.3.1危险工况1计算

分别进行三节臂的应力计算。先对外臂进行分析，外臂受力如图2.5,其危险截面为A-A

G1—载荷，Gl=250*1.25kgG2—工作斗，G2=100kg

G3-前平衡油缸，G3=20kgG4-平衡拉杆，G4=30kg

G5-折叠臂，G5=80kgG6-折叠臂变幅缸，G6=60kg

G7―三节臂，G7=215kgG8-二节臂及伸缩链排，G8=355kg

G9—1/2一节臂，G9=240kgG10—伸缩油缸，G10=200kg

此.A=ZG/(2.2)

外臂危险截面A-A惯性矩为：

_BH3-bh3

(2.3)

A~A~12

则可求A-A截面的最大应力内.4。

2

[CTA_A]=174.23N/m<[司

同样可对此工况1下的中臂、内臂危险截面进行计算。求得其最大应力。

2.3.2危险工况2计算

同样对三节臂分别计算。先对外臂进行分析，外臂受力如图2.6,其危险截面为A-A

6

截面。

图2.6危险工况2外臂受力示意图

根据图示受力分析，可计算出一节臂危险截面应力。同样方法，可分别计算工况2下,

中臂、内臂的应力。

根据计算，工况1状态下各工作臂应力大于工况2,因此工况1为伸缩臂危险工作状

心、O

2.4伸缩臂变形计算

高空作业车伸缩臂全伸时，臂端将产生较大的弹性变形，箱形伸缩臂臂端弹性位移将

对高空作业车的作业参数产生影响，同时对对高空作业车安全性影响也很大，因此需要对

其变形进行计算。

2.4.1力学模型的建立

考虑到很多现实干扰因素，因此计算时要虚拟化，建立以下假设：

1）假定工作臂截面不受力的影响产生弯曲变形，按平面计算；

2）由于截面变形不明显，对计算结果影响不大，因此假设挠度曲线是光滑连续的曲线;

3）每次建立模型时只考虑单方面受力作用结果，不用共同考虑；

如图2.7所示，建立OXKZ空间直角坐标系，其中0X轴沿工作臂较接轴轴线向外，设

工作斗载荷为土，考虑存在偏载，0为空间载荷，为了便于计算，图2.7中先将土在。KZ平

面进行分解，分解成沿Z轴的户和平行于OXY平面的元，在后面的计算中再将元分解为

沿X轴耳X和Y轴的吊

错误!未找到引用源。

图2.7工作臂受力坐标系

参考《起重机设计规范》(GB3811-83)［皿，臂端弹性位移计算时应同时考虑轴向压

力影响，先将工作臂简化为受压等截面悬臂梁，计算中再通过引入各种长度系数来考虑工

作臂截面的影响。

据此，我们作如下假设：

伸缩臂实际长度为4,伸缩臂计算长度为4，

(2.4)

伸缩臂的当量惯性矩为〃,

T_A(2.5)

其中从、化为长度系数。

下面用积分法来计算梁的弹性位移。

为了计算方便，先分别计算在垂直平面OYZ内，户与M所产生的挠度和万与耳

所产生的挠度心，如图2.8所示。

图2.8作用力和挠度示意图

2.4.2弹性位移的计算

2.4.2.1。的计算

将月和MX还原成偏心载荷下作用下的压杆，梁上任一横截面Z处的弯矩为:

8

M=-F*^a+S-Y)(2.6)

带入挠曲轴的近似微分方程：

EI/Y'=-m(2.7)

由于工作臂为阶梯形，却是绕X轴的当量面积惯性矩,

心=4,%为变截面长度系数

以2

将弯矩带入上式：

E&y=R(2+s-y)

.­.EI,xY+FY=F^a+S)

则上式变为：

22

Y"+KY=K^a+S)(2.8)

这是一个二阶常系数非齐次方程，通解为:

y=GsinKZ+QcosKZ+2+S

由边界条件：

z=o,Y=0,得G=T2+S)

Z—0,Y=0,得G=O

所以挠度方程为：

y=@+S>(l_cosKZ)(2.9)

令z=4，y=2错误!未找到引用源。带入挠度方程。

.•.2=(2+S)(l—cosK4)

6=S」-cosK4

解得

°cosKLb

、「KL

2sin——-h

作三角变换：R=S-----------2_

°cosKLb

带入。:

a—\_

2cosKL》

将£=片带入

E1dx

••・2=S(££)—」

2EIdxcosKLb

b

2EIdcosKLh

当K4趋近于q时，2最大，此时轴向压力口达到临界载荷片,由极限的概念可

以认为K4=?。

考虑构件支承方式的影响，应以计算长度2a代替。。

：电二241；.——(2.10)

2E*COSK4

作近似：

(2.11)

2.4.2.28h的计算

切向力F在一截面的弯矩是：

m=-[F^h-Y)+FlY(Lh-Z)]错误!未找到引用源。

(2.12)

建立挠曲轴的近似微分方程：

EI加丫=-m

EIa-Y'=F3b—Y)+%(Lb—Z)

令£=片错误!未找到引用源。

E1dx

上式变为：

错误!未找到引用源。(2.13)

通解为：错误!未找到引用源。(2.14)

由边界条件：z=o,y'=o得G=&

1KF

则挠度方程为：

YsinKZ-(4+aLQcosKZ+或+学网-Z)(2.15)

Arrr

令Z=Lb,Y=a

10

〃余inM-(司+*4)cosM+&

3bcosK4=sinKL-cos(2.16)

(M)3

作近似：sinKL^KL-

hh6

2

c“1卓k

认COSKLb=-*i)=%K，L：

FEX

上式中：L=41,42•4

2.4.3计算结果

对于我们开发研制的直臂后置式高空作业车，其上式各参数应为：

fM*=610x5085+115x10170+200x10170=3203550（依-m）

吊=315cos70°=107.74（依）

Lc=0.89x0.95x13700=11583（mm）

及x=315（依）,尸=315sin70°=296（依）

4

E=200（Gpa）,/&=37956815.75（mm）

将参数值代入公式得：

Y,=3+3,=3"x+21丫%.T2-----=46.09mm

Lab6EI&]__匚

FEX

从以上计算结果看，由于公式推导基于理想状态，模型的建立将工作臂简化为节节之

间刚性连接，其计算值为纯弹性变形挠度。在实际工作状态中，工作臂由于加工精度、滑

块调整间隙等因素影响，其工作平台较理想状态下垂要大一些。这一点，我们经过对伸缩

臂式高空作业车产品样车的测试，其结果基本符合预先的理论计算值。

2.5伸缩臂强度校核

正应力校核、静强度效核公式:

正应力o=(2.17)

A

式中：F--------梁所受的力(N)

A---------截面积(m2)

切应力艾引工］(2.18)

8/zL」

式中：Fs---------梁所受的剪力(N)

6--------钢板厚度(m)

Iz---------梁对Z轴的惯性矩(机，

钢板每平方米面积的理论质量，不同厚度的钢板(密度为7.85)的每平方米理论质量按下

列公式计算：

G=(yxpkg/ln(2.19)

式中：G---给定钢板厚度下的每平方米重量,kg/m

(7--钢板厚度＜7=4mm

p――钢板密度7.85

所以MG=4.2x0.004x7.85=0.13总(M=Ll=4.2m)

所以自重是：/G=0.13x9.8=1.27侬

由上图可得：工歹=0

即：7^=FG+F=1.27+9.8=11.07fiV

对伸缩臂进行受力分析如下图

图2.9伸缩臂的弯距图

FB'=-FB=11.07KN即力与力FB大小相等方向相反。

由\Mc=0

12

所以Fgx450=FB'x3560

.L3560x11.07

所RC以rFg=----------=92.56KN

450

由^F=0

所以Rc=92.56-11.07=81.49KN

如图2.9所示的弯矩图:则可得最大弯矩是

Mmax=11.07x3560=39.41^m

而梁所需的截面系数,

_39AlKN.m

W=M/[o]2.2xl0-4m3

max116.69MPa

2.5.1计算基本臂臂的截面尺寸

再将求出来的梁所需的截面系数W值代入

可得h=/"max

Zo.6x2.2xlO-4

=.-----------3-----=1loounmm

V4x10

bl

图2.10伸缩臂的截面图

如图2.10所示：6=4mm

则：M=A-26=180-8=172mm

按整体稳定性条件：b>-h

3

局部稳定条件:Q700钢Z?<606

即：—h<b<606

3

—xl80mm<Z?<60x4mm

3

60mm<b<240mm

可取：b=150mm

由图可得：M=Z?+26=150+8=158mm

252对下臂进行正应力校核

伸缩臂的截面尺寸确定后应对其进行强度、钢度和整体稳定性，不满足时应进行修改。

(1)效核正应力

图2.11伸缩臂臂的剪力图

在截面CG上所受的正应力是:

m=qW［司

(2.20)

梁的截面积是：

A=hb\-h\b=0.18x0.158-0.172x0.15=2.64x105m2

Fc_81.49xl03

则:=30.87MPtz<[o]

T-2.64x103

在截面AD上所受的正应力是:

［司(2.21)

FB'_11.07xl03

则:02=4.2MPa<[c>]

了-2.64x10-3

(2)效核切应力

在截面BD上所受的切应力应是:

F5152

T1=(2.22)

8Iz4U

计算Z轴惯性矩Iz:

14

z

图2.12惯性矩图

如图所示建立坐标系，见图2.12惯性矩图

矩形对Z轴的惯性矩是：Iz=—

12

则惯性矩：Iz=Izl-Iz2

所以此题的惯性矩为：

田=敷」58X18。：/io3痴

1212

/z2=^l=150b<172=48><ir5m4

1212

Zz=/zl-7z2=7.6xl0-5-4.8xl0-5=2.8xl0-5m4

把RsC=81.49KN和7Z=2.8X1(T5机4切应力效核公式:

则：切应力是

Fc&_81.49x103x0.0042

T10.0058MPtz

8Iz-8x2.8x10-5<M

在截面AD上所受的切应力是：豆=丑艾〈田(2.23)

8Iz

把FsB=11.07KN和Zz=2.8义10一加4代入式(2.15)

则：切应力是

、FB'6211.07X103X0,0042

T2=--------=-------------------——Q.Q79MPa<[T]

8Iz8x2.8x10-5

所以综上所述，伸缩臂的正应力和切应力均符合要求。

2.6本章小结

本章主要研究了伸缩臂的结构，以及对其进行受力分析并校核其强度。其次对伸缩臂

的运动机理进行了简要的介绍，在危险工况下校核其强度，并计算出它的弹性变形。最后

对伸缩臂进行正应力和静强度校核，跟限定值进行比较，发现符合要求，设计是可行的。

本次主要运用了积分法计算伸缩臂的弹性挠度，是本次设计计算的重点。

3副车架结构及分析

3.1副车架结构

高空作业车的副车架主体部分为倒凹字型薄壁封闭大箱形结构，中间还加了8块横向

隔板为加强其抗扭转刚度。转台部位加设了多块纵、横向撑板和斜筋板，为保证回转支承

的刚性，其上还焊接有回转支承座圈。车架采用H型支腿，这种形式的支腿主要由水平腿箱

和垂直腿箱组成，腿箱一般为金属板材构成的箱形断面结构，固定支腿与车架焊为一体。

工作时，活动支腿伸出并支承于地面承受载荷。结构如图3.1。

图3.1副车架结构图

3.2支腿反力的计算

支腿反力是指在高空作业车工作时，所承受的最大法向力的反作用力。车架结构和支

腿结构的设计计算都要根据支腿反〔I®,因此，在设计副车架前必须计算支腿反力。

依据GB9465.2-1988《高空作业车》、JG5099-1998《高空作业机械安全规》和

Q/320301JAL02-2003《高空作业车》网的规定：平台承载1.5倍的额定载，作业车在安全工

作范围内应达到静载稳定性；平台承载L1倍的规定载荷，安全作业范围内，稳定性最差的

工况下，任一支腿的支反力不得小于0。

高空作业车在工作臂水平，最大作业半径工作时，支腿受力最大，此时受力情况如图

3.2o

16

*

|5

所

N.^

s

s

d

F一

-i

f^

,-en

—□

£

、

°3=

史

一

图3.2支腿最大受力状况示意图

各作用力大小及位置数据见表3-1。

表3-1作业车受力及位置表

序号符号名称重量(kg)距回转中心(m)

1Gi一节臂总成4302.220

2G2二节臂总成3203.978

3G3三节臂总成2055.885

4G4折叠臂6510.608

5G$平衡拉杆1510.752

钱座

6G627.6511.956

7G7上平衡缸1512.477

8Gs吊篮、托架、11012.569

9G9下平衡缸15-0.455

10Gio上车配管241.54.399

11Gn小变幅缸509.734

12G12伸缩油缸2753.688

13G13转台及控制箱432-0.406

14G14主变幅缸2501.055

15G15载荷27512.812

16合计2726.15

17对回转中心力矩

12.3532

(n.m)

根据表3-1,上车转动部分对回转中心的作用力矩为：

M=EGL=123532N-m

计算中风载荷及动载影响等没计入，综合考虑，在高空作业工况下，上车转动部分对

回转中心的作用力矩取为130000N/m。

支反力的计算模型见图3.3,图中：

0：回转中心，距支腿中心距离约=1605".

0-.臂架所处方位，变化范围0°〜360°

M：上车转动部分对回转中心的弯矩，M=13000kg/m

E：下车不回转部分重心位置，距支腿中心距离弓=540mm

F：支腿中心线，b=2775mm；a=2000mm

Go：上车回转部分重量(含Gz),G,=2726依

G：下车不回转部分重量，G,=8620kg

假定高空作业车在作业时支承在A、B、C、D四个支腿上，臂架位于离高空作业车纵

轴线(x轴)0角处，如图3.3所示。若高空作业车不回转部分的重力为G2,其重心。2在

18

离支腿对称中心（坐标原点O）02处，回转中心。。离支腿对称中心O的距离为分。又设

高空作业车回转部分的合力为G。，且合力至。。点的距离为r0,则作用在臂架平面内的翻

倾力矩M为Gbo,于是可求得四个支腿上的压力各为：

局卜G。『讣川等+明

力孙川等+阴

小小卜力+G。-此吁涔（3.D

当举升臂在车辆正侧方作业时即夕=90°,则上式可简化为：

]_曳M

+——

4ba

M

21++G+—

°1°Hbla

将相关数据代入，通过运算，可求出四条支腿的支反力；0。〜180。范围内支反力值见

表3-2。在180。〜360。范围内，支反力值与0。〜180。范围对称，在此就不列出。

表3-2考虑修正系数、支腿反力

，(°)平台载荷按320(1.25*250)kg计算

Ra(kg)Rb(kg)Rc(kg)Rd(kg)

0851.812612648211873874821187387851.8126126

10751.09045444357.5529785249.236355988.120213

20689.01413023872.4204225628.6938291155.871618

30667.46979743380.5302285948.0301881349.969787

40687.11206982896.8282286197.5425571564.517145

50747.34412692436.0114646369.649631792.994779

60846.33584812012.0816196459.1220212028.460512

70981.07942021637.9195856463.2411572263.759838

801147.4807281324.8940886381.8818792491.743305

901340.4837521082.5162486217.5162482705.483752

1001554.224194918138432898.486784

1101782.207658836.79128785662.1129533064.888101

1202017.506983840.91039685287.9509373199.631683

1302252.972717930.38276174864.0211053298.623416

1402481.4503551102.489814403.204353358.855485

1502695.9977181352.0021573919.5023553378.49777

1602890.0958941671.3384953427.6121613356.95345

1703057.8473082050.7959532942.4796013294.877138

1803194.1549182478.8449072478.8451833194.154992

由表中计算结果可以看出，考虑修正系数的情况下，支腿受力状况发生变化，支腿最

大支反力为6463kg,最小支反力也增大667kg。

3.3转台回转系统

高空作业车的回转系统由液压马达、回转减速器及回转小齿轮、回转支承等组成。

进行回转时，液压马达输出动力，通过回转减速器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，因而回转减速器

带动与之相连的转台回转。回转台通过回转支承安装在车架上，由回转机构驱动，可实现

360度全回转。回转机构由回转马达、回转减速机、常闭式制动器等组成，与回转支承采

用外啮合传动方式。回转机构原理如图3.4所示。转台的结构主要有：底板、转台的回转

支承、传动齿轮、以及转台组成。

20

由图可以看出转台的底板与下部的回转支承之间采用的是螺栓连接。当液压马达输

出的转矩带动传动轴做回转运动时，这时传动齿轮与传动轴之间也用了几个小螺钉连

接，将动力传给了传动齿轮，传动齿轮带动回转支承上的齿轮，支承上的齿轮外圈与上部

转台底板用了6个螺栓联结将动力传给了转台，而齿轮的内圈上则用螺钉与底盘连接固

定。

不论转台采用何种结构的底盘，都必须具有很大的刚度，以保证它所承受的载荷能有

效的传递，以保证高空作业车机可以安全平稳地工作。转台底板的平面刚度则对回转支承

的转动灵活及转台整体刚度起着至关重要的作用。在高空作业小车中底板放在固定转上。

在此不做详细的介绍一般均采用圆盘型结构转盘的大小通常根据设计者对转台设计的尺

寸来确定，根据不同型号的作业小车所需要的不同结构的转台来设计底板的大小。

转台结构的主要作用是连接下部传动齿轮与杆件，也也是此次设计的重点。转台结

构采用前后两个高强板，在前后高强板上再加上加强筋形成倒兀型结构，底部采用圆盘

形结构由图3.5可以看出转台上圆孔主要用于装下臂的销轴，下圆孔用来装升缩缸的销

轴。上下盖板及两侧与高强板构成了箱形结构，在外侧加了两个加强筋以提高强度、刚度和

稳定性。

3.4本章小结

本章主要介绍了高空作业车的副车架，其中包括支腿、回转机构，同时计算了支腿反

力，求出了支腿的受力范围。副车架中最主要的是回转机构，本章也详细介绍了回转机构

的组成结构及运动机理。

4工作斗调平机构的研究

工作斗调平系统的作用是保证工作臂在任何位置时，工作斗都与地面平行。调平系统

是高空作业车的特有技术，也是高空作业车的关键技术之一，目前国产高空作业车大都采

用平行四边形调平机构，这是一种比较简单的调平机构，它由一组或多组平行四边形连杆

机构组成。平行四边形机构一端连接在和地面角度相对固定的部件上，一端与工作斗直接

相连，利用平行四边形对边始终平行的原理实现机构调平口3这种机构结构简单，调平可

靠，无法应用于伸缩臂车型。应用于伸缩臂高空作业车的调平系统不成熟，是限制国产伸

缩臂和混合臂高空作业车发展的主要因素之一。调平系统技术可靠程度直接影响整车性能

和工作安全性口5］。

4.1工作斗调平结构模型

本次设计的25米高空作业车为混合臂形式，既有伸缩臂，又有折叠臂。在折叠臂部

分，考虑到平行四边形调平机构的优势，仍采用平行四边形机构，在伸缩臂部分则采用液

压伺服油缸调平机构。其结构原理图见图4.1。

图中和工作斗直接相连的为折叠臂，点A为折叠臂和三节臂的较接点，点B为折叠臂

和工作斗钱座的较接点，点C、D分别为三节臂和工作斗较座上另外一点。点C、D之间

用刚性连杆连接，连杆在C、D两处均采用较接。在设计中保证边AC=BD,AB=CD,则

A、B、C、D四点就构成了一个平行四边形。

由于AC边为三节臂上两点，当伸缩臂不变幅，和地面夹角保持不变时，平行四边形

的AC边与地面角度保持不变，此时，无论折叠臂在变幅油缸推动下绕A点旋转至何种角

度，在连杆CD作用下，工作斗较座在空间平移，与地面的夹角始终保持不变，同时这种

工况下工作斗和工作斗较座为刚性结构口句，因此就实现了折叠臂变幅时，工作斗的调平。

液压伺服调平机构的作用是在伸缩臂进行变幅时，对工作斗进行调平。液压伺服调平

机构由位于回转平台和伸缩臂之间的下调平油缸、工作斗和工作斗钱座之间的上平衡油

缸，以及它们之间的液压系统构成。

液压伺服调平机构的结构布置如图4.1o图中0点为伸缩臂和回转平台的较接点，E

点为下调平油缸和伸缩臂的较接点，F点为下调平油缸和回转平台的较接点。三点构成三

角形，三角形中0E和OF边长度固定，作为EF边的调平油缸在伸缩臂进行变幅时，被动

的进行伸缩。在工作斗处，布置了上调平油缸，上调平油缸和工作斗较座的较接点上

调平油缸和工作斗的钱接点R',以及工作斗与工作斗钱座的钱接点0',同样构成三角形。

其中和。尸两边在机构运动过程中长度固定不变，通过调平油缸的伸缩调整伸缩臂

变幅时工作斗与地面的夹角。从4.1图中可以看出，如果上述两三角中作为可变长度边的

两根调平油缸在伸缩臂变幅时形成以下运动关系，就可以实现工作斗的调平功能。

根据以上分析，在设计中需要涉及6个参数，即回转平台和工作斗处两个三角形的共

6条边。为了使设计分析更加简单，结构设计中，一般对部分参数进行如下简化，

机械结构设计时，通常保证=OF=O'F'o

22

1回转平台2下调平油缸3伸缩臂变幅油缸4伸缩臂5折叠臂变幅油缸

6调平连杆7折叠臂8工作斗钱座9上调平油缸10工作斗

图4.1调平机构结构原理图

调平油缸设计时通常保证下调平油缸和上调平油缸的缸径和杆径完全相等，下调平油

缸的大腔（活塞腔）和上调平油缸的大腔通过管路连接在一起，下调平油缸的小腔（活塞

杆腔）和上调平油缸的小腔通过管路连接在一起。由图4.1可以看出，当伸缩臂举升时，

下调平油缸的缸杆被伸缩臂拉出，小腔（活塞杆腔）内液压油被压出，通过管路完全进入

上调平油缸的小腔，工程上不考虑液压油的压缩量〔⑺，又因为两根油缸小腔体积相等，因

此可以认为上调平油缸缩回长度和下调平油缸被拉出的长度相等。同样，在伸缩臂回落时,

上调平油缸伸出长度和下调平油缸被压回的长度相等。

通过以上简化之后，伺服油缸调平机构结构设计问题归结为较为简单的三角形问题，

在一定范围内降低了设计和工程实践的难度，经分析和实际验证，在以上设定条件下，可

以实现工作斗的调平。

经过计算分析，在两根油缸长度变化过程中，两三角形与油缸相对应的角度相应产生

的变化不能完全相等，而只能近似相等。即伸缩臂变幅过程中，工作斗和地面之间的夹角

始终在改变。实际使用过程中，只要角度差值足够小，也就是工作斗摆动角度足够小，就

完全可以满足工作要求。对于工作斗摆动角度的限值，国内目前尚无标准要求，根据实际

工况，设计中将工作斗与理论位置之间的最大允许偏角定为1.5。。

考虑到伺服油缸平衡系统在安装和调整时，油缸的长度和理论值之间可能会有误差，

因此设计的平衡三角形对油缸长度误差必须不敏感。设计中设定指标为，由于油缸调定长

度的偏差，使工作斗初始位置和理论位置间的角度偏差在±5°范围内时，运动过程中工

作斗摆动角度W3°。根据经验数据，确定伺服油缸调平三角形参数如图4.2。根据要求,

伸缩臂的变幅角度范围是：-20°〜75°。

图4.2调平机构几何参数

4.2调平机构液压系统

调平机构液压系统原理如图4.3所示：

上平翻缸

图4.3调平机构液压系统原理

当高空作业车在行驶状态时，伸缩臂不动作，因此下调平油缸处于静止状态，上调平

油缸大小腔被平衡阀2锁住，也无法运动，从而保证行驶时工作斗处于固定状态。

换向阀1通常处于常闭状态，调平回路处于封闭状态，当伸缩臂变幅时，平衡阀1锁

住两油缸的液压油，防止外流，伸缩臂拉或压下调平油缸向外伸出或缩回，下调平油缸小

24

腔或大腔被挤出的液压油打开平衡阀2进入从动平衡油缸的小腔或大腔，使上调平油缸动

作，上调平油缸大腔或小腔被挤出的液压油通过封闭回路回到下调平油缸的大腔或小腔，

从而实现自动调平。

当作业车调平系统由于系统正常泄漏使在行驶状态工作斗不水平时，操作换向阀1,

当扳到上位时液压油打开平衡阀1,再打开平衡阀2进入上调平油缸的大腔，工作斗前倾

或后仰；当扳到下位时液压油打开平衡阀1,再打开平衡阀2进入从动平衡油缸的小腔，

工作斗后仰或前倾，从而实现工作前的调平。由于主动平衡油缸被工作臂压住，调平时不

准运功，所以设计调平油缸和调节换向阀1上的溢流阀压力时，应既能满足工作斗调平，

又不能使下调平油缸抬起工作臂。

4.3本章小结

本章主要详细介绍了工作斗调平机构的运动结构及原理，它可直接影响整车的结构性

能和工作安全，在设计中占有重要作用。其次介绍了调平结构的液压系统，本次设计采用

的是液压伺服调平机构，它可以在伸缩臂进行变幅时，对工作斗进行调平，具有操作方便,

安全性能高等优点。

5液压油缸的设计计算

高空作业车的升降功能主要由变幅机构完成，其中，变幅机构的主要组成部分是液压

缸。伸缩液压缸是联结一节臂和二节臂较点的液压缸，它主要控制伸缩臂的伸缩动作。伸

缩臂变幅液压缸是指基本臂与支架之间的液压缸，它主要用于控制基本臂的上升和下降动

作，起主导作用。以下，就主上伸缩油缸和伸缩变幅油缸进行设计计算。

5.1伸缩变幅油缸的结构

伸缩油缸采用特殊的结构，其结构如图5.1示。其中活塞杆端部集成块1较接于基本

臂的后部，油缸缸体有杆腔侧的端部较接于二节臂的后部。为了方便对油缸供油，将活塞

杆设计成双层套管的形式，其中内层管路通过活塞与伸缩油缸的无杆腔相通，形成无杆腔

油路；活塞杆外层与内层管路的间隙形成与油缸的有杆腔相通的油路。这两个油路分别通

过活塞杆端部的集成块与系统供油、回油油路连接，另外油路中安装有平衡阀，防止由于

配管或输油软管等破裂引起伸缩臂坠落。当伸缩臂缩回，即系统向伸缩油缸无杆腔供油时,

平衡阀可以调定其控制油路的开启压力，为伸缩油缸无杆腔提供一定的背压，使伸缩臂平

稳缩回，