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[3]，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[3]。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[4-5]。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[6-7]。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[8]。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[9],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1.1：

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铰接，同时转台的中下部还与伸缩变幅油缸铰接，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。所有铰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[10]。

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

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。

图 2.3 危险工况1示意图

图 2.4 危险工况2示意图

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：

12

[]

[]s S f f σσ=

?? (2.1)

式中：s σ—材料屈服强度， 700s Mpa σ=

S —结构安全系数，2S =

1f -应力集中系数，1 1.1f =

2f -动载荷系数，2 1.25f =，则

212[]700

[]254.54526/21.11.25

s Mpa kg mm S f f σσ=

===????

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 截面。

图 2.5 危险工况1 工作臂受力示意图

G1--载荷， G1=250*1.25kg G2--工作斗，G2=100 kg

G3--前平衡油缸，G3=20 kg G4--平衡拉杆，G4=30 kg G5-折叠臂，G5=80 kg G6--折叠臂变幅缸，G6=60 kg G7--三节臂，G7=215 kg G8--二节臂及伸缩链排，G8=355 kg G9--1/2一节臂，G9=240 kg G10--伸缩油缸，G10=200 kg

A A i i M G L -=?∑ (2.2)

外臂危险截面A-A 惯性矩为：

33

12

A A BH bh I --= (2.3)

则可求A-A 截面的最大应力A A σ-。

2[]174.23/[]A A N m σσ-=<

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

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态。

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OXYZ空间直角坐标系，其中OX轴沿工作臂铰接轴轴线向外，设工作斗载荷为Q，考虑存在偏载，Q为空间载荷，为了便于计算，图2.7 中先将Q在OYZ平面进行分解，分解成沿Z轴的F和平行于OXY平面的1F，在后面的计算中再将1F分解为

沿 X 轴1X F 和Y 轴的 1Y F 。

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）[12]，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b L ，伸缩臂计算长度为C L ，

12C b L L μμ=?? (2.4) 伸缩臂的当量惯性矩为dx I ,

1

22

dx I I μ

=

(2.5)

其中 1μ、2μ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，F 与M 所产生的挠度a δ，和F 与1F 所产生的挠度b δ，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 a δ 的计算

将1F 和MX 还原成偏心载荷F 作用下的压杆，梁上任一横截面Z 处的弯矩为：

()a M F S Y δ=-*+- (2.6) 带入挠曲轴的近似微分方程：

''dx EI Y m ?=- (2.7)

由于工作臂为阶梯形，dx I 是绕X 轴的当量面积惯性矩，

1

22

dx I I μ

=

, 2μ为变截面长度系数

将弯矩带入上式：

''()dx a EI Y F S Y δ?=?+-

∴''()dx a EI Y F Y F S δ?+?=+ 或 ''()a dx dx

F F Y Y S EI EI δ+=+ 令

2dx

F

K EI = 则上式变为：

''22()a Y K Y K S δ+=+ (2.8)

这是一个二阶常系数非齐次方程，通解为：

12sin cos a Y C KZ C KZ S δ=+++

由边界条件：

0Z =, 0Y =, 得2()a C S δ=-+

0Z =，''0Y =, 得10C =

所以挠度方程为：

()(1cos )a Y S KZ δ=+?- (2.9)

令 ,b a Z L Y δ==错误！未找到引用源。带入挠度方程。

()(1cos )a a b S KL δδ∴=+- 解得 1cos cos b

a b

KL S KL δ-=?

作三角变换: 2

2sin 2cos b a b

KL S KL δ=?

带入a δ：

221

2cos b a b

K L S KL δ=??

将

2dx

F

K EI = 带入 21

()

2cos b a dx b

L F S EI KL δ∴=?

21

2cos X b dx b

M L EI KL =

??

当b KL 趋近于2

π

时，a δ 最大，此时轴向压力F 达到临界载荷EX F ，由极限的概念可以认为2

b KL π

=

。

考虑构件支承方式的影响，应以计算长度12C b L L μμ=??代替b L 。

21

2cos X a b dx b

M L EI KL δ∴=

??

(2.10) 作近似：

2211128EX F F π∴≈-=-?1EX

F

F ≈- 21

21X a b dx

EX

M L F EI F δ∴=

??- (2.11)

2.4.2.2 b δ 的计算

切向力F 在一截面的弯矩是：

1[()()]b Y b m F Y F L Z δ=--+- 错误！未找到引用源。

(2.12)

建立挠曲轴的近似微分方程:

'dx EI Y m ?=-

'1()()dx b Y b EI Y F Y F L Z δ?=-+-

'1[()]Y b b dx dx F F F

Y Y L Z EI EI F

δ∴+

=+- 令

2dx

F

K EI =错误！未找到引用源。 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: '0,0Z Y ==得11Y F

C KF =

则挠度方程为：

111sin ()cos ()Y Y Y b b b b F F F

Y KZ L KZ L Z KF F F δδ--+++- (2.15)

令 b Z L =,b Y δ=

11sin ()cos Y Y b b b b b b F F

KL L KL KF F

δδδ=

-++ 11cos sin cos Y Y b b b F F

KL KL KL KF F

δ∴=- (2.16)

作近似：3

()sin 6

b b b KL KL KL ≈-

2

()cos 12

b b KL KL ≈-

3211()()cos [](1)62

b b Y

Y b b b KL KL F F KL KL KF F δ≈---3313Y b F K L F =

3

311133Y b Y b b dx

dx EX F L F L F

EI EI F δδδ??=≈?-

21321

61X Y C L a b C dx

EX

M F L Y L F EI F δδ+?=+=

??-

上式中：12C b L L μμ=??

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：

610508511510170200101703203550()Xi

M

kg m =?+?+?=?∑

1315cos70107.74()Y F kg == 0.890.951370011583()C L mm =??= 315()EX F kg = , 315sin70296()F kg ==

200()E Gpa = , 437956815.75()dx I mm =

将参数值代入公式得：

21321

46.0961X Y C L a b C dx

EX

M F L Y L mm F EI F δδ+?=+=??=-

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[]F

A

σ=≤σ (2.17)

式中: F----------梁所受的力（N ）

A----------截面积（2m ）

切应力：

[]28Fs Iz

τ=≤τδ (2.18) 式中: Fs----------梁所受的剪力（N ）

δ----------钢板厚度(m)

Iz----------梁对Z 轴的惯性矩(4m )

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：

2

ρ/G k g m

σ=? (2.19) 式中 : G-----给定钢板厚度下的每平方米重量,kg/m

σ-----钢板厚度σ=4mm

ρ-----钢板密度7.85

所以 4.20.0047.850.13MG kg =??= (M=L1=4.2m) 所以自重是: 0.139.8 1.27FG KN =?= 由上图可得:

0F =∑

即: 1.279.811.07B F FG F KN =+=+= 对伸缩臂进行受力分析如下图

FB'

B

Fc Fg

3560mm

450mm

x

弯矩M

G

F

Mmax=39.41KNm

图2.9 伸缩臂的弯距图

'11.07FB FB KN =-= 即力'FB 与力FB 大小相等方向相反。

由0Mc =∑

所以 450'356F g F B ?=? 所以 356011.07

92.56450

Fg KN ?==

由

0F =∑

所以 92.5611.0781.49Fc KN =-=

如图2.9所示的弯矩图:则可得最大弯矩是

max 11.07356039.41M KNm =?= 而梁所需的截面系数，

/[]=max W M σ =

4339.41. 2.210176.69KN m

m MPa

-=?

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

x

180mm =

=

图2.10 伸缩臂的截面图

如图2.10所示：δ=4mm

则: 121808172h h mm =-=-=δ

按整体稳定性条件: 1

3

b h ≥

局部稳定条件: Q700钢 60b ≤δ

即: 1

603

h b ≤≤δ

1

1806043

mm b mm ?≤≤?

60240mm b mm ≤≤

可取: 150b mm =

由图可得: 121508158b b mm =+=+=δ 2.5.2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

FB'

B

Fc Fg

3560mm

450mm

x

剪力Fs

Fc=81.49KN

Fg=92.56KN

FB'=11.07KN

G F

图2.11 伸缩臂臂的剪力图

在截面CG 上所受的正应力是:

1

1[]F A

σ=

≤σ (2.20) 梁的截面积是:

11A hb h b =-0.180.1580.1720.15=?-?3

22.6410m -=?

则: []3

381.4910130.872.6410

Fc MPa A -?σ===<σ? 在截面AD 上所受的正应力是:

2[]F

A

σ=

≤σ (2.21) 则: 3

3'11.07102 4.2[]2.6410

FB MPa A -?σ===<σ? (2) 效核切应力

在截面BD 上所受的切应力应是:

[]2

118Fs Iz

τ=≤τδ (2.22)

计算Z 轴惯性矩Iz:

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：312

b h

Iz =

则惯性矩：12Iz Iz Iz =-

所以此题的惯性矩为：

33

54115818017.6101212

b h Iz m -?===?

33541150172

2 4.8101212

b h Iz m -?===? 5554127.610 4.810 2.810Iz Iz Iz m ---=-=?-?=?

把81.49FsC KN =和542.810Iz m -=?切应力效核公式: 则：切应力是

[]232

5

81.49100.00410.005888 2.810Fc MPa Iz -??τ===<τ??δ 在截面AD 上所受的切应力是: []2

228Fs Iz

τ=

≤τδ (2.23) 把11.07FsB KN =和542.810Iz m -=?代入式（2.15） 则: 切应力是

[]232

5

'11.07100.00420.07988 2.810FB MPa Iz -??τ===<τ??δ

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。