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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 選擇背景、研究目的及意義
隨著我國現代化的不斷發(fā)展，大中城市的建設日新月異，對城市基礎設施的維護需求更將旺盛進而對高位舉升車的需求也是與日俱增。高空作業(yè)車的發(fā)展與國民經濟的發(fā)展水平密切相關，據國外高空作業(yè)機械專業(yè)媒體雜志《Access International》報道，經濟越發(fā)達，需求量越大，并且單位GDP需求量也越大，這也恰恰說明我國高空作業(yè)車友非常廣闊的發(fā)展前景。高空作業(yè)車主要用于電力、路燈維護、市政、園林、通信、機場、造（修）船、交通、廣告、攝影等高空作業(yè)領域。在國外，很多高空作業(yè)車都可以用作搬家等。高空作業(yè)車的底盤分通用型和專用型，采用通用型底盤的高空作業(yè)車具有機動靈活，能快速移動，作業(yè)高度較高，采用專用地盤的高空作業(yè)車適用于固定作業(yè)場所，具有微動形式，擴大作業(yè)半徑等特點，具有較強的應用針對性。
因此，通過對現有高位舉升車產品進行調研，詳細的進行使用情況、故障情況調查，進行總體結構改裝優(yōu)化方案設計，并通過測繪，應用當前CAD/CAE領域應用比較廣泛的三維軟件Pro/E、有限元軟件ANSYS，進行汽車舉升機的強度、剛度、穩(wěn)定性等方面的計算機仿真研究與分析進一步優(yōu)化產品性能，提高汽車舉升機的穩(wěn)定性和可靠性。
課題的目的：通過對學校高位舉升路燈維護車的使用情況的調研，了解設計其過程中出現的問題，并提出改進方案，用增加自動限制幅度、高度、載荷、角度、支腿的穩(wěn)定性等安全措施提高學校高位舉升路燈為回車的安全性，并運用材料力學、理論力學的理論基礎和計算方法，在滿足材料強度、剛度和穩(wěn)定性的條件下，設計既經濟又安全的金屬結構，優(yōu)化車輛的設計發(fā)現并更正設計缺陷，完善設計方案，通過對學校高位路燈維護車的改裝，從而研制出一種高穩(wěn)定性、高可靠性、高適用性的好產品。
課題的意義：意義通過對學校高位路燈維護車的改裝設計究能夠使學生了解專用汽車改裝設計方法，通過本課題的研究，學生可以運用所學的汽車構造，專用汽車改造，汽車理論，汽車設計等專業(yè)知識，加深對汽車專業(yè)技能的理解理論課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法。
1.2 國內外研究現狀
1.2.1 舉升機的發(fā)展歷史
國內高空作業(yè)機械的生產于20世紀70年代末開始起步展，只有大約三十年的發(fā)展歷史，雖然起步晚，但由于高空作業(yè)機械制造企業(yè)的努力，已逐步走向穩(wěn)定的發(fā)展軌道。國外高空作業(yè)機械新興行業(yè)，是在工程起重機械基礎上發(fā)展起來的高新技術產業(yè)系統(tǒng)，只有二十幾年的歷史。目前，專業(yè)生產高空作業(yè)機械的公司比較少。近年來，由于汽車起重機銷售量下降及市場平淡，一批汽車起重機制造公司相繼發(fā)展高空作業(yè)機械，但總計年產量仍不能滿足市場需求，正處于發(fā)展時期。
1.2.2 國內外研究狀況
隨著社會經濟的發(fā)展，專用車輛已經廣泛應用于各個行業(yè)，并發(fā)揮著越來越重要的作用。作為專用車輛中最高端的產品類型之一，高空作業(yè)車的產品數量和性能質量的需求也在不斷提高。高位舉升路燈維護車屬于高空作業(yè)車高空作業(yè)車是運送人員和器材到現場并進行空中作業(yè)的專用車輛。
高空作業(yè)車通常是由動力裝置、工作機構、金屬結構與控制系統(tǒng)四個部分組成。動力裝置是高空作業(yè)車的動力源。車載式高空作業(yè)車一般直接采用汽車底盤發(fā)動機作為整車的動力源。自行式高空作業(yè)車的動力裝置有內燃機式和電動式兩種；高空作業(yè)車的工作機構一般包括行走、回轉、舉升、調平四個基本部分；作業(yè)臂、回轉臺、車架等金屬結構式高空作業(yè)車的骨架；高空作業(yè)車控制系統(tǒng)一般包括操縱裝置和安全裝置，是用來解決各機構如何運動的問題。目前，發(fā)達國家生產的高空作業(yè)車質量較好、性能較穩(wěn)定、設備操作簡單，工作臂結構設計合理，在經銷商中口碑良好，并選用高強度的特殊合金材料，因而工作臂截面小，一些非受力見或受力較小件采用合金材質材料，有效地降低了整車的質量，提高了底盤的使用性能，與國產高空作業(yè)車產品相比，相同作業(yè)高度更加輕盈小巧。并采用多種作業(yè)斗調平方式，作業(yè)高度小于30m的一般采用自重式、機械式和液壓式的調平方法；高于30 m的一般采用電、液調平方式，產品進一步智能化。
然而國內高位舉升車行業(yè)起步較晚，相比而言，國內生產制造的高空作業(yè)機械同國外同類型產品的差距，主要表現為技術含量低、大型的較少、結構笨重、作業(yè)時微動性能差等問題。我國高空作業(yè)車是從20世紀60年代開始研制，70年代才推出商業(yè)化樣機，發(fā)展到現在，雖然也相對定型，但很多產品性能還不夠穩(wěn)定，故障多，可靠性差，外觀不夠美觀等重要原因導致我國高空作業(yè)產品難以在國際市場上立足，因此我國在產品設計、技術開發(fā)等方面都還有很多地方有待改進，有必要通過對我國高位舉升車產品與國外先進企業(yè)產品進行分析比較，找出原因和不足，提高自己的檔次，進一步提高產品性能與可靠性，是國內高位舉升車設計制造上任重道遠且亟需改進的地方。隨著城市建設的蓬勃發(fā)展，對城市基礎設施維護方面有重要作用的高位舉升車也迎來巨大的市場需求。高位舉升車在城市基礎設施維護上電力、路燈維護、市政、園林、通信、機場、造（修）船、交通、廣告、攝影等高空作業(yè)領域的重要工具。它的作用是將人員和器材舉高到合適高度，以便于維修工人能在路燈的下面對路燈進行維修。正因為維修人員要被舉到高處，因此要求高位舉升路燈維護車一定要安全可靠，否則一旦發(fā)生危險，后果不堪設想。因此，通過增加自動限制幅度、高度、載荷、角度、支腿的穩(wěn)定性等安全措施，對高空作業(yè)車車的安全性進行研究將具有重大的意義。本課題研究對高空作業(yè)車的舉升部分虛擬設計，解決過去對高空作業(yè)車結構分析研究方法以靜力學為基礎，運用材料力學、理論力學的理論基礎和計算方法，在滿足材料強度、剛度和穩(wěn)定性的條件下，設計既經濟又安全的金屬結構。在設計中存大許多不定因素，如材料強度、起重機承受載荷的大小、方向、位置等，也無法準確了解有關結構的實際狀態(tài)，因此難以準確判斷結構是否滿足實際使用要求。有限元分析方法是現在常用的結構分析方法。該方法通過合理建模，施加相應的邊界條件，通過計算即可獲得作業(yè)臂受力和變形情況，對不符合設計要求的部分可以方便地進行修改。在產品制造之前運用ANSYS進行參數優(yōu)化，可以發(fā)現并更正設計缺陷，完善設計方案，縮短開發(fā)周期，提高設計質量和效率，為生產實際提供理論支持，讓企業(yè)以最低的開發(fā)成本研制產品，為企業(yè)產生經濟效益，同時滿足市場對高空作業(yè)車的個性化需求，同時縮短國內產品于國外優(yōu)秀產品的差距。
1.3 研究內容及研究方法
1.3.1 研究內容
1、設計（論文）的基本內容
進行學校高位舉升路燈維護車使用情況、故障情況調查，進行總體改裝結構優(yōu)化設計;
進行使用情況、故障情況調查；
設計的基本內容：測量繪制底盤、舉升結構圖；
進行總體結構改裝優(yōu)化方案設計；
進行發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、驅動橋以及車輪的選型和校核；
進行學校高位舉升路燈維護車動力性、經濟性、穩(wěn)定性校核，實現優(yōu)化匹配；
進行舉升結構、吊斗機構、自鎖結構車廂與底盤連接結構等的設計與校核；
繪制設計總圖和上述部分的結構裝配圖、零件圖。
取力器及傳動系統(tǒng)、舉升機構、舉升液壓系統(tǒng)。
要求完成整車性能分析計算，以評價和分析整車設計情況，針對性能分析結構如有必要進行設計改進。
2、擬解決的主要問題
設計總體分為兩個方面：機械舉升部分（包括舉升臂的選材、外形尺寸的確定、鉸接點的選擇和機構的調平等）；相關輔助系統(tǒng)部分（包括轉臺的設計計算，作業(yè)平臺的設計等）。
1.3.2 研究方法
第2章 高空作業(yè)車總體方案分析
高空作業(yè)車主由動力傳動裝置、工作裝置（支腿機構、舉升機構、回轉機構、作業(yè)平臺及調平機構）和液壓系統(tǒng)等組成。
2.1 動力傳動裝置設計與分析
2.1.1 設計要求
1、研究的基本內容
改裝對象：學校高位舉升路燈維護車；舉升高度：10.79米，吊斗負荷：200kg；進行使用情況、故障情況調查；
設計主要內容及分析、校核：
1、 測量繪制底盤、舉升結構圖；
2、 進行使用情況、故障情況調查；
3、 進行總體結構改裝優(yōu)化方案設計；
4、 進行發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、驅動橋以及車輪的選型和校核；
5、 進行學校高位舉升路燈維護車動力性、經濟性、穩(wěn)定性校核，實現優(yōu)化匹配；
6、 進行舉升結構、吊斗機構、自鎖結構車廂與底盤連接結構等的設計與校核；
繪制設計總圖和上述部分的結構裝配圖、零件圖。
2.1.2 高空作業(yè)車動力傳動裝置類型
1、內燃機——機械傳動
這種傳動方式僅在用途單一的高空作業(yè)汽車上使用，如用于電力設施維修的垂直升降式高空作業(yè)汽車多采用這種形式。動力源為汽車發(fā)動機，動力經變速器傳出后，還要經分動器、離合器、減速器、卷揚機、滑輪以及鋼絲繩等傳遞到工作裝置，傳動路線長，結構較復雜。
2、內燃機——電力傳動
這種傳動方式的路線是汽車發(fā)動機 → 發(fā)電機 → 電動機，電動機帶動各工作裝置運轉。其優(yōu)點是利用直流電動機的優(yōu)良工作特性，使高空作業(yè)汽車獲得好的作業(yè)性能。但這些傳動裝置質量較大，價格昂貴。
3、電力——機械傳動
這種傳動方式是利用外接電源或車載電源（蓄電池），通過電動機將電能轉換成機械能，再經機械傳動裝置將動力傳遞到各工作裝置。由于電動機具有逆轉性和在較大轉速范圍內實現無級調速等特點，并且各機構可由獨立的電機驅動，簡化了傳動和操縱機構，而且噪聲小、污染少，適用在外接電源方便或流動性不大的場地作業(yè)。
4、內燃機——液壓傳動
大部分高空作業(yè)汽車都采用這種工作方式，它可充分利用液壓傳動的優(yōu)點，簡化傳動結構，并且易于實現無級調速和運動方向的變換，傳動平穩(wěn)、操作簡單、方便、省力、能防止過載。
綜上所述，通過以上各種動力傳動裝置的結構、經濟性、適用范圍以及操作性能等多方面性能的分析，將動力傳動裝置選定為內燃機——液壓傳動的形式。
2.2高空作業(yè)車工作裝置設計
高空作業(yè)汽車的工作裝置包括支腿機構、舉升機構、回轉機構、作業(yè)平臺及調平機構、操作及安全保護裝置等。
2.2.1支腿機構
支腿機構是大多數高空作業(yè)汽車所必備的工作裝置，目前均采用液壓支腿。其優(yōu)點是操作簡單，動作迅速。
1、單缸雙支腿
是用一個雙作用液壓缸來驅動兩側支腿伸縮的。這種支腿結構簡單，操作方便，但液壓缸行程長，且是浮置于箱形長槽內，動作慢，強度差，一般較少采用。
2、雙缸雙支腿
其各支腿均由單獨的液壓缸驅動，其具有結構緊湊，動作迅速，制成效能高等特點。
3、四支腿
其中兩個支腿安裝在汽車的后部，另兩個支腿安裝在前后輪之間。在作業(yè)車的兩側，一般具有操縱桿，可使前、后、左、右4個液壓支腿單獨地伸出或縮回，所以即使在不平整或傾斜的地面上，也能把車調整到水平狀態(tài)，提高了整車作業(yè)時的穩(wěn)定性。
液壓支腿按其結構形式又可分為：蛙式支腿、H式支腿和X式支腿。
（1）蛙式支腿
圖2.1為一種蛙式支腿的結構示意圖，支腿的伸縮動作由一個液壓缸完成。在運動過程中，支腿除有垂直位移△y外，在接地過程中還有水平位移△x（如圖2.2）。這種支腿結構簡單，液壓缸數少，一支腿一液壓缸，結構質量小。但支腿在伸出過程中受搖臂尺寸的限制，支腿的跨距（圖2.2中的2a）不能很大，調平性能較差，且在支反力變化過程中有爬移現象。
（2）H式支腿
如圖2.3所示，這種形式的支腿對地面適應性好，易于調平，且在支反力變化過程中無爬移現象，是高空作業(yè)車較理想的支腿形式。H式支腿由兩個液壓缸驅動即水平推力液壓缸和垂直的支撐液壓缸。這種支腿形式的穩(wěn)定性良好。
圖2.1 蛙式支腿 圖2.2 H式支腿
綜上所述，因為四只腿能在不平整和傾斜路面也能夠把車調整為水平狀態(tài)，所以選擇四支腿形式，選擇蛙型支腿機構作為本次設計的支腿機構，如圖2.1所示。
2.2.2 舉升機構
舉升機構的作用是實現作業(yè)平臺的升降和變幅，其結構形式有直升式和動臂式。
直升式按傳統(tǒng)方式，可分為液壓和機械傳動；按結構形式可分為交叉剪刀式和套筒式。其結構型式分為交叉剪刀式、套筒式、伸縮臂式和折疊臂式。
動臂式舉升機構可分為伸縮臂式或直臂式、折疊臂式或曲臂式、伸縮和折疊合成的混合臂式等。
1、伸縮臂式舉升機構
伸縮臂式舉升機構由多節(jié)套裝、可伸縮的箱型臂構成，如圖2.3（a）所示。它包括基本臂和伸縮臂兩部分。伸縮臂可為一節(jié)或多節(jié)，各節(jié)間裝有液壓缸。液壓缸工作時，各節(jié)臂在液壓缸活塞桿的推動下可沿導向元件（滑塊）上、下滑動，從而改變臂架的長度。整個臂架系統(tǒng)支承在液壓缸底部的鉸支座和變幅液壓缸的兩端。通過變幅液壓缸活塞桿的伸縮實現臂架擺動，從而達到變幅與升降的目的。這種型式的臂架其最大作業(yè)高度可達60～80米。由于伸縮臂式舉升機構可獲得較大的作業(yè)高度和變幅，因此，被廣泛的應用于各種高空作業(yè)汽車上。但是，這種作業(yè)車的越障能力差。
2、折疊臂式舉升機構
折疊臂式舉升機構由多節(jié)箱形臂折疊而成，如圖2.3（b）所示。這種型式一般采用2～3節(jié)折疊臂組成。其折疊的方式可分為上折式和下折式兩種。各節(jié)臂的折疊和展開運動由各節(jié)間液壓缸完成。這種型式的舉升機構可完成一定高度和幅度的作業(yè)，另外，下折式還可完成地平面以下的空間作業(yè)（如立交橋下橋梁的維修與裝飾），擴大了高空作業(yè)汽車的作業(yè)范圍。由于折疊臂式舉升機構具有靈活多樣、適應性好、越障能力強等優(yōu)點，所以，應用非常廣泛。
3、交叉剪刀式舉升機構
交叉剪刀式舉升機構是按交叉布置，鉸接成剪刀型的連桿框架結構。當改變連桿交叉的角度時即實現升降運動，如圖2.3（c）所示。連桿交叉角度的改變，可通過液壓油缸活塞桿的伸縮或鋼絲繩的收放來實現。這種舉升機構能完成較低高度的作業(yè)，工作平穩(wěn)，作業(yè)平臺較大，被廣泛的應用于飛機、船舶制造、室內維修、清潔電車線路維修等作業(yè)場地。但是，這種作業(yè)車越障能力差、工作范圍小。
4、套筒式舉升機構
套筒式舉升機構通過多節(jié)套筒的伸縮完成升降運動，如圖2.3(d)所示。驅動方式也可采用液壓傳動或鋼絲繩滑輪傳動，這種垂直升降式舉升機構作業(yè)高度有限，工作范圍小，但作業(yè)車平臺較大，且支撐穩(wěn)定。
(a) 伸縮式 (b) 折疊式 (c) 交叉剪式 (d) 套筒式 （e）混合式
圖2.3高空作業(yè)車的結構簡圖
5、混合臂式舉升機構
舉升機構由折疊臂式和伸縮臂式混合組成，如圖2.5（e）所示。他結合了上述兩種機構的優(yōu)點，該形式一般設有上、下兩個工作臂，其中一個可設置幾節(jié)伸縮臂。作業(yè)時利用利用上下兩臂伸距的組合，使該機構具有更大的作業(yè)空間。但此種形式成本很高一般情況下不采用此形式。
綜上所述，由于折疊臂式舉升機構較交叉剪刀式和套筒式的工作范圍大、越障能力好，且折疊式舉升機構較伸縮臂式舉升機構來說具有靈活多樣、適應性好、越障能力強、成本較低等優(yōu)點。所以高空作業(yè)車的舉升機構選定為折疊式舉升機構。
2.2.3作業(yè)平臺及調平機構
調平機構是高空作業(yè)汽車的重要組成部分，直接影響著整機的工作性能，平臺的工作高度越大，調平機構對整機性能的影響越突出。根據高空作業(yè)車的作業(yè)要求，在設計上對平衡機構有：較高的安全可靠性；自動調節(jié)作業(yè)斗平衡；結構簡單，便于裝配和維護保養(yǎng)；機構重量盡量輕，工藝性好；技術上先進，有較高的平衡精度等幾項要求。
為了使作業(yè)平臺的底平面在作業(yè)過程中始終保持水平，高空作業(yè)車上裝有式作業(yè)平臺保持水平的自動調平機構如圖2.4，主要有以下幾種：
（a） （b） （c）
(a)重力式調頻機構 （b）四桿調平機構 （c）等容積液壓缸調平機構
圖2.4 作業(yè)斗的平衡機構
1、自重平衡式該機構
如圖2.4（a）所示，是將吊臂與平臺的兩連接鉸點所形成的軸線設置在平臺重心所在的縱向平面內，且與水平面平行，利用吊臂上下擺動變幅時平臺和載荷的自重始終垂直向下的原理，使平臺保持水平。其最大的特點是機構簡單，成本低，但在調平過程中，平臺容易擺動，現以很少被采用。
2、 機械調平式機構
機械調平根據所采用機構的不同又可分為：四連桿、鋼絲繩、鏈條調平機構等。四連桿調平機構它是采用平行四邊形的原理所構成的，如圖2.5（b）所示。在兩個四邊形連桿機構中，相互間有一個公共邊聯接構成運動中始終相互平行的連桿機構。該機構的特點是平衡精度較高，結構簡單，易于調整和維修,用于折曲臂型式.制造簡單，工作可靠，使用非常廣泛，所以本設計采用四連桿調平方式。
（a）自重調平 （b）四連桿調平
圖2.5 調平系統(tǒng)示意圖
3、電液調平式
電液式調平機構是從作業(yè)平臺上直接獲取水平度誤差的電信號，經過信號處理和液壓控制裝置實現調平目的。它集電子控制、液壓控制一體化，適合于大高度的折臂與伸縮臂混合式的高空作業(yè)車自動調平裝置。電液控制具有較高的控制精度，但由于采用液壓伺服或比例控制，系統(tǒng)設計復雜，安裝、調試困難，制造成本較高，因此應用范受到限制。
4、液壓調平式
該調平裝置由上下的兩個液壓缸組成，下調平液壓缸的缸體和活塞桿分別鉸接于轉臺和伸縮臂之上，上調平液壓缸的缸體和活塞桿分別鉸接于伸縮臂和作業(yè)斗之上。通過油路1將上調平液壓缸的無桿腔和下調平液壓缸的無桿腔連通，將上調平液壓缸的有桿腔和下調平液壓缸的有桿腔連通，在不考慮系統(tǒng)泄露的情況下，由于上調平液壓缸和下調平液壓缸采用相同規(guī)格的液壓缸，故兩個調平液壓缸的活塞桿將同步動作，只是活塞桿的運動的方向剛好相反。該調平系統(tǒng)中下調平液壓缸為主動缸，當伸縮臂在伸縮油缸的驅動下繞鉸點轉動時，伸縮臂同時通過鉸點帶動下調平液壓缸活塞桿伸出或縮回，而上調平液壓缸也會同步的縮回或伸出。因此通過合理的設計就可以實現系統(tǒng)的自動調平。作中靜液壓系統(tǒng)由于密封和接頭等處存在泄露，長期工作后會給平臺帶來傾斜，需要在液壓系統(tǒng)上設置補油回路。
機械調平中最常見的為平行四邊形變形原理的四連桿機構，此機構簡單、實用、舉升高度高、擺動幅度小等，但增加了自重，使用材料增多，并且舉升過程中更多的功耗要浪費在自重上面；重力調平系統(tǒng)，簡單、實用，但舉升的高度要降低很多，而且擺動幅度比較大；電子調平系統(tǒng)屬于高科技產品，使資源消耗減少，但無形成本增多。在這里選擇四連桿調平方式。
2.2.4 回轉機構
回轉平臺，俗稱為轉臺，是由回轉驅動機構和回轉支撐機構兩部分構成的。常見的轉臺形式有:框架式、單板加肋式、單墻大箱式、箱形立板式和箱形積木式等。
根據驅動裝置的不同，回轉機構可分為：機械驅動式、電力驅動式和液壓驅動式。
根據回轉支撐的結構不同，回轉機構可分為轉柱式、立柱式和轉盤式，其中轉盤式是一種較常用的形式。
轉盤式回轉支撐裝置又可分為兩種：支撐滾輪式和滾動軸承式。支撐滾輪式回轉支撐裝置增大了轉盤回轉裝置的高度，且質量增加，成本增大；滾動軸承式回轉支撐裝置是目前應用最多的一種，它是在普通滾動軸承的基礎上發(fā)展起來的，結構上相當于放大了的滾動軸承。其優(yōu)點是回轉摩擦阻力矩小，承載能力大，高度低。由于回轉支撐裝置的高度降低，可以降低整車的質心，從而增大了汽車的穩(wěn)定性。
目前高空作業(yè)車應用較多的是交叉滾柱式轉盤 如圖2.6所示，滾子的接觸角一般為45°，相鄰的滾子軸線交叉排列，即相鄰的兩圓柱滾子軸線成90°交叉。這不但使回轉機構能承受軸向和徑向載荷，而且還能承受翻傾力矩。此外，和滾球轉盤相比，這種滾道是平面，加工工藝比較簡單，容易達到加工要求。本次設計采用交叉圓柱滾子轉盤結構。
(a) 外齒式 (b) 內齒式
圖2.8 交叉圓柱滾子轉盤結構
2.3本章小結
本章主要對所要設計的GKT-13路燈安裝車的支腿機構、舉升機構、回轉機構以及其它附屬裝置的形式進行了方案的比較分析后選擇了最適合的方案。最后確定了GKT-13路燈安裝車各工作裝置的類型。其中：舉升機構選擇折臂式；支腿機構選擇蛙式支腿；動力傳動裝置選定為內燃機——液壓傳動形式；作業(yè)平臺選擇平行四桿調平機構；回轉支撐機構選擇交叉滾柱式。
第3章 舉升機構的設計
3.1 確定尺寸及材料
其整個舉升機構系統(tǒng)如圖，其中AB、BC、CD為承重臂，DH為基礎臂，A’B’、C’D’為調平輔助臂，I、II為液壓缸，E、F、G、H分別為液壓缸與基礎臂及承重臂的絞接點。
圖3.1 舉升機構總體結構圖
工作原理：在平行四邊形AA`B`B中，通過控制液壓缸I的長度來控制的角度，從而使點A以AB為半徑，B點為圓心作圓弧運動；在平行四邊形CC’D’D中，通過控制液壓缸II的長度來控制的角度，從而使點C以CD為半徑，D點為圓心作圓弧運動。平行四邊形AA`B`B與平行四邊形CC`D`D共用一條公共邊B`C`,平行四邊形CC`D`D的另一條邊DD`為基礎臂，只要液壓缸I增長，A點就升高，液壓缸II增長，C點就升高。由此只要控制液壓缸I和II就能控制A點的高度。
3.2外形尺寸確定
如圖3.2所示，初步設定臂CD與臂DO所成的最大角度為150°，臂CB與臂AB所成的最大角為135°。DO長2200mm，DC長3000mm，BC長2200mm，AB長4500mm。
圖3.2 舉升臂全升圖
綜上所述，可以推出整個機構的外形參數，如表3.1、3.2所示。
表3.1 理論長度參數 單位：mm
最小高度
最大高度
整體長
2200
10200
3600
4500
2200
3000
2200
表3.2 理論角度參數
最大值
最小值
AB與BC的角度
135 °
53 °
CD與OD的角度
150 °
43 °
表3.1中的參數都為理論尺寸（即未開孔的尺寸），在實際加工中，為了使各臂連接起來，要留出一段長度用來鉆孔穿銷，因此每個臂的每一個端面都要留有50mm的余量，表3.3既為各臂的實際參數.
表3.3 實際長度參數 單位：m
4600
4600
2700
3100
3100
2250
根據以往設計實例及設計需求，初步選定冷拔無縫矩形鋼管作為承重臂，具體參數見表3.4。根據表3.1即可計算出各承重臂的質量。
臂AB重量：
=×=4600×24.517 kg＝112.8kg
臂A`B`重量：
=×=4600×8.594 kg=39.5kg
臂B`C`重量：
=×=2700×45.3 kg =122.3kg
臂CD重量：
=×=3100×34.0 kg＝105.4kg
臂C`D`重量：
=×=3100×6.710 kg＝20.8kg
臂DO重量：
=×=2250×56.3 kg＝126.7kg
表3.4 材料參數
基本尺寸
截面面積 F
理論質量 G
kg/m
慣性矩
截面模數
長
寬
厚
AB
180
100
6
31.232
24.517
1809.531
523.767
145.503
104.753
A`B`
90
60
4
10.947
8.594
117.499
62.387
26.111
20.795
B`C`
200
150
9
57.67
45.3
3170
2020
317
270
CD
200
100
8
43.2
34.0
2091
705
209
141
C`D`
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
繪制結構簡圖及部分參數計算
表3.1為圖3.2中的基本參數，由直角三角形中的角度公式可以得出：
α＝arctan＝arctan0.25＝14°
β＝arctan＝arctan0.11＝6.3°
γ＝arctan＝arctan0.33＝18.5°
θ＝arctan＝arctan0.17＝9.5°
BE＝=41.2cm
BF==90.5cm
DG==31.6cm
DH==91.2cm
圖3.3 各臂的結構簡圖
表3.2 各臂中的基本參數
長度
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、對臂AB進行受力分析
(1)當臂AB水平時，見圖3.4
圖3.4臂AB水平位置受力分析圖
∠EBF=90°-α-β=90°-14°-6.3°=69.7°
∵EF= =1600mm
S△BEF = S△BEF
∴h＝＝900mm
相對B點進行受力分析
＝×＋×－×h＝0 ＝24kN
液壓缸與水平所成的角度為72.5°
B受力為
＝8.35kN
＝13.45kN
＝16.65kN
(2) 當臂AB舉至最高位置時，見圖3.5
圖3.5 臂AB最高位置受力分析圖
∠EBF=150°-α-β=150°-14°-6.3°=120°
∵EF= =2100mm
S△BEF = S△BEF
∴h＝＝650mm
相對B點進行受力分析
＝××sin30°＋××sin30°－×h＝0
＝21.3kN
液壓缸與水平所成的角度為
68.5°
B受力為
＝4.0kN
＝22.3kN
＝24.5kN
2、對臂B`C`進行受力分析
當臂AB水平時臂B`C`所受力最大，見圖3.6
圖3.6 臂B’C’受力分析圖
＝7.5kN
＝0 －＝0
＝23.7kN
＝23.7kN
又＝＝5.28kN
＝＝22.2kN
∴＝＝31kN
＝32.3KN
3、對臂CD進行受力分析
(1)當各臂位置如圖3.7所示時，液壓缸II所受的壓力最大。
圖3.7 臂CD受力分析圖
∴＝90°-18.5°-9.5°＝73°
＝1800mm
又
＝685mm
＝16.4kN
液壓缸II與水平方向所成的角度為
＝＝68.3°
對D點受力分析
＝0
＝0
經計算 ＝16.2kN
＝19.3kN
＝25.2kN
(2)當各臂位置如圖3.8所示時，液壓缸II所受的拉力最大
圖3.8 臂CD受力分析圖
∴＝135°－18.5°－9.5°＝107°
＝1800mm
又
＝454mm
＝－8.4kN
液壓缸II與水平方向所成的角度為
＝＝82.4°
對D點受力分析
＝0
＝0
＝21.3kN
＝12.3kN
＝24.3kN
=48.5kN
3.4 強度校核
1、臂AB的強度校核
當臂AB水平時，剪切應力及剪切彎矩最大，由第二章可知＝3kN，
q＝12.5kN/m，AE=4300m,BE=500mm
由于B點為固定轉軸，因此假設B點轉矩為零得出下式
＝×＋×－×BE＝0
求得： ＝14.75kN
=－3－0.225×2.2＝11.3kN
所以B點的彎矩為
=7.15
圖3.9臂AB受力分析圖及剪切力及彎矩圖
已知、、由表3.6中查得，由表3.6中查得＝18kN
根據公式
< (3.1)
< (3.2)
因此臂AB的強度符合要求。
2、臂B`C`的強度校核
由于臂B`C`垂直地面，所以臂上所承受的彎矩全部來自于臂AB的重力及A點的載荷，因此當臂AB水平時B`C`上所受的彎矩最大。
＝3kN，q＝225N/m，AB=2.2m當臂AB水平時臂所受力最大，見圖3.6
= =7.15
＝0
－＝0
＝17.3kN
＝17.3kN
又＝＝4.14kN
＝＝17.7kN
∴＝＝25kN
＝28.1kN
剪切力及彎矩如圖3.10所示
已知、、由表3.4中查得，由表
3.6中查得＝28.1kN
根據公式
<
<
因此，臂B`C`強度符合要求。
圖3.10 臂B`C`受力分析圖及彎矩圖
3、臂CD的強度校核
當臂AB、CD都水平時，臂CD所受的彎矩最大，如圖3.11，先以D點為參考點
＝6.2kN
液壓缸II與水平方向所成的角度為
＝＝79.4°
對D點受力分析
＝0
＝0
＝16.2kN
＝19.3kN
＝25.2kN
圖3.11 CD剪切力及彎矩圖
已知已知、、由表3.2中查得，由表3.6中查得＝35.4kN
根據公式
<
<
因此，臂CD強度符合要求。
3.5 計算銷的直徑
為了使加工的標準化，均采用相同直徑的銷，根據此機構中的最大剪切力＝42.3kN，根據公式
d (3.3)
其中＝80MPa 計算得出d0.021m=21mm
為了安全起見，取d＝40mm。
3.6 本章小結
本章的主要任務就是確定GKT-13型高空作業(yè)車各作業(yè)臂的參數。通過查閱了機械設計手冊等書籍，利用相關計算公式和材料信息，確定了各臂的使用材料、實際外形尺寸和理論質量，繪制了結構簡圖，并對各臂進行了系統(tǒng)的受力分析，通過大量計算和理論推證得出了各絞接點的最大受力情況及液壓缸的長度和升程。利用前面計算的數據，對主要承重的舉升臂進行了彎曲校核和剪切校核；根據絞接點的剪切力，計算出了銷軸的最小直徑為21mm，最終選定Q235鋼板作為工作臂等機構的金屬材料。
第4章 回轉機構的計算與校核
4.1 回轉機構的支撐設計
按照有關ZBT520001-1986專業(yè)標準，高空作業(yè)車的回轉機構應能進行正反兩個方向的360°回轉，回轉速度不大于2r/min，回轉過程中的起動、回轉、制動要平穩(wěn)、準確、無抖動、晃動現象，微動性能良好。
目前應用較多的回轉機構是交叉圓柱滾子支撐裝置如圖4.1所示，圓柱滾子的接觸角一般為45°，相鄰的兩圓柱滾子軸線成90°交叉。這不但使回轉裝置能承受軸向和徑向載荷，而且還能承受翻傾力矩。
4.1.1 圓柱滾子的最大載荷計算
圓柱滾子在工作時要受到三種作用載荷，如圖4.2所示。第一種為軸向力Q，即垂直力，它由轉臺及舉升機構的重量、舉升貨物的重量以及升降時的慣性力等組成；第二種為徑向力H，即水平力，該力由舉升裝置及轉臺的回轉離心力、風載荷及回轉齒輪的嚙合力而產生；第三種為翻傾力矩Mov，它由軸向力和徑向力的偏心作用而引起。
圖4.1圓柱滾子外載荷及承載最大的滾子位置 圖4.2 圓柱滾子內圈受力圖
將方向交叉的兩組圓柱滾子，用Ⅰ和Ⅱ組表示。假定每組的圓柱滾子數目各占一半，并作一對一的間隔排列，則組圓柱滾子在A點受力最大，如圖4.1所示。
其中任一圓柱滾子的最大法向載荷FImax為:
（4.1）
式中：
——由軸向力Q引起的Ⅰ組任一圓柱滾子最大法向載荷，N；
——由徑向力H引起的Ⅰ組任一圓柱滾子上最大法向載荷，N；
——由傾翻力矩MOV引起的Ⅰ組任一圓柱滾子上最大法向載荷，N。
對內圈作受力分析，如圖4.1所示，由力系平衡條件可以求得FIQ和FIH。
為求得FIM，可以近似地把座圈看成直徑為D的圓圈，如圖4.2所示，并假定圓柱滾子對座圈的壓力在座圈上連續(xù)分布，按圓柱滾子接觸壓力沿圓圈弧長的比壓，列出平衡方程可求得FIM值。
對于Ⅱ組圓柱滾子，處于圖4.1中B位置時受到的載荷最大。此時滾子不承受由水平力傳來的載荷，且由于軸向力Q引起的法向載荷與翻傾力矩MOV引起的法向載荷方向相反，因此Ⅱ組中任一圓柱滾子的最大法向載荷為：
（4.2）
4.1.2 確定圓柱滾子的允許載荷
根據赫茨公式，滾道與圓柱滾子的線接觸應力為：
（4.3）
式中：
F ——圓柱滾子在接觸線上的法向載荷，N；
E ——材料的彈性模量，一般滾道材料采用碳素鋼或低碳合金鋼，圓柱滾子材料采用軸承鋼。故可取E＝2.1×105MPa；
L ——圓柱滾子與滾道的有效長度，一般情況可取L=0.85d，m；
∑ρ ——圓柱滾子與滾道接觸表面的主曲率之和；
D ——圓柱滾子直徑，m。
用優(yōu)質碳素鋼或低碳合金鋼軋制或鍛造成的座圈，其滾道表面的熱處理硬度為HRC59～60，在一般工作條件下，可取許用接觸應力值[]為1800Pa[14]。
依據所選用的許用應力值[]，由式(4.11)便可求得圓柱滾子的允許載荷[F],F=7000N。
4.1.3滾動體總數目的計算
（4.4）
式中 D ——滾盤的中心直徑1（m）；
d ——滾動體的直徑10(mm)；
b ——隔離套的厚度19（mm）
通過計算確定滾動體的數目為n=106個, 滾盤的中心直徑D=1m.滾動體的直徑為d=0.01m
4.2 回轉機構計算
4.2.1 計算工況及載荷
回轉支承裝置承受回轉平臺上的全部載荷，作用在回轉支承裝置上的垂直力有臂架自重，配重，上車其它部分重量等。水平力有沿著臂架方向的風力，回轉時的離心力和垂直于臂架平面內的制動切向慣性力，重物的離心力，切向慣性力起重機回轉部分自重的離心力，切向慣性力等。
1. 回轉阻力矩
高空作業(yè)車回轉時需要克服的回轉阻力矩T為：
（4.5）
式中 ——回轉支撐裝置中的摩擦阻力矩；
——風阻力矩；
——慣性阻力矩，僅出現回轉和制動時。
（1） 摩擦阻力矩
1.柱式回轉支撐裝置
式中 ——水平滾輪的摩擦阻力矩；
——徑向軸承的摩擦阻力矩；
——止推軸承的摩擦阻力矩。
（1） 水平滾輪的摩擦阻力矩
（4.7）
式中 ——全部水平滾輪輪壓之和；
——當滾道固定、水平滾輪沿滾道做行星運動時，為水平滾輪中心圓直徑；
——摩擦阻力系數，計算試可?。L動軸承），（滑動軸承）。
（2） 徑向軸承的摩擦阻力
（4.8）
式中 ——徑向軸承所受的水平力（N)；
——徑向軸承的摩擦系數，；
——競相軸承的內徑（m）。
（3） 止推軸承的摩擦阻力矩
（4.9）
式中 ——止推軸承所受的垂直力（N)；
——止推軸承的摩擦系數，；
——止推軸承內徑與外徑的平均值（m）。
2.滾動軸承式回轉支撐裝置
摩擦阻力矩可根據如下公式計算：
（4.10）
式中 ——回轉阻力系數，（滾球式），（滾柱式）
——滾道平均直徑
——摩擦阻力系數，計算試可取（滾動軸承），（滑動軸承）。
——全部滾球或滾柱所承受的總壓力（N)，其計算方法如下。
當回轉支撐裝置中的滾動體所承受壓力方向一致時：
（4.11）
式中 ——回轉支撐裝置所受的總垂直力（軸向力）；
——回轉支撐裝置所受的總水平力（徑向力）；
——滾動體的壓力角。
（二）風阻力矩
臂架與風向垂直時，由風力產生的阻力矩達到最大值
（4.12）
式中 ——物品受的風力，根據不同的計算要求，由計算風壓或與作業(yè)平臺迎風面積的乘機獲得；
——高空作業(yè)車的作業(yè)幅度；
——回轉部分受的風力；
——風力作用線至回轉中心線的距離。
等效風阻力矩為：
（4.13）
（三）慣性阻力矩
高空作業(yè)車回轉時的慣性阻力矩，由繞回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩和回轉部分的慣性阻力矩,以及機構傳動部分的慣性阻力矩組成：
（4.14）
式中 ——物品對轉盤回轉中心線的轉動慣量（）；
——作業(yè)臂各部件和構件繞回轉中心線的轉動慣量（）；
——回轉機構的轉動速度2r/s；
——機構啟動或制動時間4s。
根據，高空作業(yè)車的回轉阻力扭矩約為
4.2.2 回轉機構功率計算
回轉馬達最大回轉功率
（4.15）
式中 —系數液壓馬達取1 —馬達數
—液壓馬達取1 —回轉速度N=2r/min
—機械總效率 T—回轉阻力矩（）
高空作業(yè)車的回轉阻力功率為
4.2.3 回轉機構參數驗算
選擇液壓馬達選擇公司型號為型馬達，馬達轉數，額定壓力：，最大輸出扭矩，機械效率，功率為。
回轉減速機為自己設計，采用為三級減速機構，其傳動線路為；
液壓馬達→聯軸器→蝸桿渦輪減速器→軸A→圓柱齒輪減速器→
軸B→齒輪齒圈減速器。
傳動裝置傳動比：
（4.17）
馬達克服的最大阻力矩：
（4.18）
回轉馬達最大輸出扭矩、輸出功率均大于實際輸出，故液壓馬達選擇公司型號為型馬達滿足回轉要求。
4.3 回轉機構減速器的關鍵零部件設計計算
4.3.1 第一級減速器渦輪蝸桿的設計計算
閉式普通圓柱蝸桿傳動, 已知：蝸桿輸入功率P=7kW，轉速，傳動比i=9.750，雙向轉動, 載荷平穩(wěn)，輕微沖擊,要求使用壽命5年，每年工作300天，每天工作8小時。
（1）選擇傳動的類型和精度等級
考慮到傳遞功率不大，轉速低，選用ZA(阿基米德)蝸桿，精度8級GB10089～88
（2）選擇材料,確定許用應力
表面淬火硬度45---55HRC，蝸輪齒圈用鑄錫青銅ZCUSN10P1，金屬模鑄造，在文獻中分別查得[]=220MPa，[]=56 MPa ，應力循環(huán)次數
壽命系數
許用應力
（3）選擇蝸桿頭數和蝸輪齒數
根據傳動比，參考文獻[12]中取=4，則。
（4）按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計
（4.19）
1）確定載荷系數K。由文獻[12]選取使用系數=0.9，由于載荷一般平穩(wěn)，所以選取=1，因速度不高選取=1.1，則
計算作用在蝸輪上的轉矩。按由文獻[12]初取效率則
3）確定彈性系數。查文獻查的[12]得,
4）計算。確定模數和蝸桿分度圓直徑
（4.20）
5）確定中心距
（4.21）
（5）校核齒根彎曲疲勞強度
1）計算蝸桿導程角
（4.22）
2）計算蝸輪當量齒數
（4.23）
3）確定齒形系數
4）確定螺旋角系數
5）校核彎曲強度
彎曲強度滿足要求。
（6）蝸輪和蝸桿主要幾何尺寸計算
1）蝸桿分度圓直徑
蝸桿直徑系數
（4.24）
蝸桿齒頂圓直徑
（4.25）
蝸桿齒根圓直徑
（4.26）
蝸桿導程角
（4.27）
蝸桿軸向齒距
（4.28）
蝸桿導程
（4.29）
蝸桿軸向齒厚
（4.30）
2）蝸輪
蝸輪分度圓直徑
（4.31）
蝸輪喉圓直徑
（4.32）
蝸輪齒根圓直徑
（4.33）
經過計算第一級渦輪蝸桿減速器的具體參數如下：
蝸桿類型 普通圓柱蝸桿ZA型(阿基米德)
中心距 a=80 mm
蝸桿軸向模數 mx= 3.15 mm
蝸桿、蝸輪分度圓直徑 d1=35.500mm d2=122.850mm
蝸桿頭數 z1= 4
蝸輪齒數 z2= 39
實際傳動比 i =9.750
蝸桿直徑系數 q=11.2698
蝸輪變位系數 x2=0.2619
蝸桿分度圓柱導程角 γ=19.541°
蝸桿節(jié)圓柱導程角 γ'=18.735°
蝸桿軸向齒形角 α=20.000°
蝸桿(輪)法向齒形角 αn=18.932°
頂隙 c=0.630mm
蝸桿、蝸輪齒頂高 ha1=3.150mm ha2=3.975mm
蝸桿、蝸輪齒根高 hf1=3.780mm hf2=2.955mm
蝸桿、蝸輪節(jié)圓直徑 d1p=37.150mm d2p=122.850mm
蝸桿、蝸輪頂圓直徑 da1=41.800mm da2=130.800mm
蝸桿、蝸輪根圓直徑 df1=27.940mm f2=116.940mm
軸向間距 px=9.896mm
蝸桿軸向齒厚 sx=4.948mm
蝸桿法向齒厚 sn=4.663mm
蝸桿分度圓法向弦齒高 ha1_=3.150mm
蝸桿螺紋部分長度 b1=53.235mm
蝸輪最大外圓直徑 da2max=133.950mm
蝸輪輪緣寬度 b2=31.000mm
蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=14.600mm
蝸輪齒根圓弧半徑 rf2=21.530mm
4.3.2第二級齒輪減速器的計算
已知輸入功率kW，小齒輪轉速，齒數比。
（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）選用直齒圓柱齒輪傳動
2）考慮此減速器的功率較大，故大、小齒輪都選用硬齒面。由參考文獻[12]選得大、小齒輪的材料均為40，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48-55。
3）選取精度等級。因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故初選7級精度
4）因為是閉式硬齒面齒輪傳動，故選小齒輪齒數Z1=19，大齒輪齒數Z2=u Z1=95
（2）按齒面接觸強度設計
（4.34）
由文獻[12]計算公式進行計算，即
確定公式內的各參數數值