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摘要本设计主要以小型举升车改装结构为研究对象，对于副车架结构、上下臂进行结构和该车上的液压系统进行设计。主要分三部分进行阐述，第一部分：根据设计要求选择合适的二类底盘，对副车架进行设计及校核，确定副车架与车架的安装方式。最后画出副车架的总装图及零件图。第二部分：根据高空作业车的最大作业高度4.5m,在满足作业高度的前提下，进行高空作业臂的结构设计；首先根据工作载荷使用要求选择作业臂材料的类型；其次根据最大作业高度确定上下臂的长度；在经过受力分析利用强度来确定臂的截面尺寸及油缸的较接位置；进而校核强度、刚度、稳定性，查看作业臂的尺寸是否符合要求。对施加均布载荷和约束，进行结构的强度和刚度分析,确定危险截面或危险点的应力分布及变形。最后画出作业臂总装图及上下臂零件图。第三部分：液压控制部分主要是指控制上下臂变幅运动的液压缸。文中详细记录了举升机构上臂液压缸和下臂液压缸的设计过程。在确定液压系统元件参数的基础上，完成了液压传动系统的设计计算，并作出液压系统图。关键词：举升车；高空作业车；液压系统；支腿；液压缸。
1ABSTRACTThisisdesignedtobesmallliftvehiclesintothestructureofthestudy,thesub-framestructure,upperandlowerarmtothevehiclestructureandhydraulicsystemdesign.Maincomponentthesameelaborate,partone:accordingtothemaximumworkingheight4aerial.5mm,inmeetjobheightofpremiseXia,foraerialarmofstructuredesign;firstunderworkloadusingrequirementsselectjobarmmaterialoftype;secondundermaximumjobheightdetermineupperandlowerarmoflength;inafterbyforceanalysisusingstrengthtodeterminearmofsectionsizeandtheoilcylinderofarticulatedlocation;turncheckstrength,andstiffness,andstability,viewjobarmofsizeismeetrequirements.Toimposeuniformloadandconstraint,strengthandstiffnessofthestructuralanalysistodeterminestressdistributionanddeformationofthedangeroussectionorsopoints.LastdrawoperationsarmAssemblyplansandpartsofupperandlowerarm.PartII:hydrauliccontrolpartmainlyreferstothecontrolarmofluffingmotionupanddownhydrauliccylinder.Aerialinstitutionstheupperarmisrecordedindetaildesignofhydrauliccylinderwithhydrauliccylindersandlowerarm.Onthebasisofdeterminingparametersofhydraulicsystemcomponents,completedthedesignandcalculationofhydraulicsystemandhydraulicsystemdiagram.Keywords:Liftcar;Adrialwork;Hydraulicpressuresystem;Leg;Hydrauliccylinder.
2摘要IAbstractII第1章绪论1L1研究背景11.2国内外研究现状21.2.1国外研究现状2122国内研究现状31.3研究课题的意义和目的31.4研究内容和方法4第2章总体设计方案62.1行走机构设计方案62.2举升机构设计方案6221举升机构的概述62.2.2举升机构方案的确定72.3本章小结7第3章主要部件设计93.1行走机构设计93.2副车架的设计与校核113.2.1副车架的概述113.2.2副车架与车架的安装方式123.2.3U型螺栓和止推连接板的布置和选择13324车架强度校核133.2.5主要零件制造工艺143.3举升机构的设计153.3.1材料的选择15332计算上、下臂的长度16
33.3.3确定油缸较点的位置173.3.4上臂截面尺寸的确定173.3.5下臂截面尺寸的确定203.3.6连接处销轴尺寸的确定243.4支腿机构的设计253.4.1支腿跨距的确定253.4.2支腿脚的设计253.5本章小结25第4章液压系统设计264.1液压系统的构成264.2液压系统设计概述264.3设计依据264.4主要机构简述264.5主要工作机构液压回路的设计274.5.1举升车变幅机构液压回路设计274.5.2上臂油缸的设计计算28453下臂油缸的设计计算324.6本章小结35结论36参考文献37致谢39附录40附录A：错误！未定义书签。附录B：错误！未定义书签。
4举升上臂A2AutoCAD图形65KB液压系统原理图A2AutoCAD图形99KB答辩相关材料MicrosoftWord9..222KB开题报告MicrosoftWord9..160KB指导记录MicrosoftWordD.举升下臂A2AutoCAD图形Dwl68KB型d总装图AOAutoCAD图％DWG289KB而]B中期检查表-IMicrosoftWord9113KB而1力任务书15LJ二IMicrosoftWord9[122KB而I:文献翻译l*UJMicrosoftWord911KB副车架装配图AOAutoCAD图形DWG।255"腐如支腿AlAutoCAD图形DWG^i104总国f过程管理封皮毕占IMicrosoftWord9..109KB祝r设计说明书（论文）IEI=IMicrosoftWord9..24,656KB小型举升车改装设计\flBIWinRAR压缩文件'HK40KB
5第1章绪论1.1研究背景随着社会经济的发展，路灯维护、住宅小区物业管理、园林维护等作业逐步规范,但相应的服务用举升车却处于滞后状态，目前举升车由液压或电动系统支配多支液压油缸，能够上下举升进行作业。采用液压传动的载人举升车，是当代先进的物种机械设备。施工人员借助高空作业车升空工作，只要正确使用，安全得到保证。但操作不妥或安全措施未落实，它又是一种十分危险的主空作业规程，物制定如下行为规范。举升车车大体有折叠臂、伸缩臂、混合臂、剪叉式等系列。常用的有折叠臂式举升车和剪叉式举升车。折叠臂式举升车：有柴油机自行式、电瓶自行式、拖车式，具有伸缩臂，能悬伸作业，跨越一定的障碍或在一处升降可进行多点作业；360度旋转，平台载重量大，可供两人或多人同时作业并可搭载一定的设备；升降平台移动性好，转移场地方便；外型美观，适于室内外作业和存放。可广泛用于车站、码头、机场、宾馆、邮电、市政园林、粮库、清洗公司、公共建筑门面的装饰、装修或者电力系统的安装维修等等。承载一个人到两个人之间，消防队普遍使用这种升降机。有时随车装配四个液压支腿,支腿型式为H型，以保证整车在操作时的稳定性和安全性。能适合室外作业，采用柴油机作为动力。也可以根据需要，采用蓄电池作为机器的行走和工作动力。剪叉式举升车又分为自行剪叉式和固定剪叉式。自行剪叉式举升车：能够在不同高度工作状态下快速、慢速行走，可以在空中方便的操作平台连续完成上下、前进、后退、转向等工作。•般采用优质结构钢，激光焊接电子机械手单面焊接双面成型工艺，意大利原装进口液压泵站或鞍山合资液压泵站，航天插装阀技术，平台装有水平报警仪、平衡阀、自动安全板等警报装置，平台安全可靠耐用，作业高度可达12米，载重300公斤，围栏可水平延伸极大的扩展了作业范围，整机一年保修，关键部件五年保修，适合工厂车间、广场大堂机场、园区等有高空作业需求的客户。固定剪叉式举升车于建筑物层高间运送货物的专用液压升降机产品主要用各种工作层间货物上下运送；立体车库和地下车库层高间汽车举升等。产品液压系统设置防坠、超载安全保护装置，各楼层和升降台工作台面均可设置操作按钮，实现多点控制。产品结构坚固,承载量大，升降平稳，安装维护简单方便，是经济实用的低楼层间替代电梯的理想货物输送设备。根据升降台的安装环境和使用要求，选择不同的可选配置，可取得更好的使用效果。1.2国内外研究现状1.2.1国外研究现状
6欧美等发达国家和地区。举升车发展起步较早，从20世纪到二十年代就开始研制,已有近百年的发展历史。产品技术水平高、作业高度大、规格齐全、结构型式丰富、功能多样。总体上看，技术和市场均已很成熟，典型产品具有高空作业、抢险、救援、消防等功能，作业平台最大载荷可达500kg,最大作业高度已经超过100m,具有各种安全保护措施，适应在各种场地作业。举升车的主要制造商欧洲以RUTHMANN、BRONTO、CTE、OfL&STEEL等厂家为代表，美国以TEREX、ALTECTIME等厂家为代表。日本以AICHI、TADANO等为代表。其产品主要特点有：L控制系统普遍智能化国外高水平的高空作业车大量采用比例控制对各种动作均有检测系统，可以进行不同程度的自动控制，可根据实际情况不断自动变速和调压。在工作臂达到极限点前自动减速。到达极限位置自动停止，根据支腿跨距变化自动确定工作范围等。另外其控制系统集成化程度高，所有动作均通过2〜3个操纵杆（手柄）进行操作大大简化了操作程序，降低了劳动强度，提高了安全性和可靠性。2.采用高强度材料和轻质金属材料工作臂结构设计合理，选用高强度的特殊合金材料，因而工作臂截面小，一些非受力件或受力较小的件采用铝合金轻质材料，有效地降低了整车质量，提高了底盘的使用性能。3.安全装置齐全国外举升车尤其是作业高度较高的举升业车对安全性非常重视，设置了各种安全装置。这些装置包括：支腿压力控制系统，确保每个支腿的支承力达到安全值后，才能对上车进行操作。支腿状况与上车动作互锁工作臂极限位置限位：工作平台过载保护高电压报警系统。当平台接近危险电压电源时，自动实施报警，以提醒工作人员注意。这些安全装置的设置，极大地保证了操作人员的安全。4.做工精良国外举升车制造工艺水平普遍高于国内车型，表现在为金属表面处理后喷涂质量高，同时基础件质量也高，早期故障率低。5.应用成熟发达国家儿乎在所有高空作业领域均普遍使用举升车，销售以代理和租赁为主。欧美等地区年需求量均在1〜27万，同时已经形成了完善的技术标准、行业协会组织及其培训体系。1.2.2国内研究现状我国举升车行业起步较晚，自20世纪60年代开始研制、70年代才推出商业化样机。随着改革开放的深入，逐渐引入国外高新技术及其产品，开始在市政、园林、电力等行业推广使用，但最大作业高度只有35m,
7且功能单一。在消防救援高空车产品中，锦州重型机械股份有限公司开发出50m产品，沈阳北方交通重工集团开发了53m产品，徐州重型机械有限公司开发出68m产品。徐州海伦哲等近30家企业生产，最大作业高度只有杭州爱知和徐州海伦哲达到35m,与欧美的差距较大。也正因为此，举升车目前还只是用于电力保障，城市道路照明保障、城市园林维护和公安、交通等行业。限制这一行业发展的主要因素是大高度复杂截面混合臂架技术、安全技术、智能化高效控制技术、可靠性等。缺乏前瞻性研究，缺少向更大高度发展的技术支撑。我国举升车的应用远远落后于发达国家和地区尚处于初级阶段，目前仅在电力、国防、市政通讯、园林、交通、造船、消防等行业使用，在电力、市政等少数行业普及使用，而且也只是在最近5年才进入快速发展阶段。进一步的发展将依赖于下面几个主要方面：1.更加重视文明、安全施工，需要相应出台有关政策、法规限制传统落后、无安全保障、低效率、劳动强度大、能耗高的高空作业方式，更多地使用举升车。2.随着经济的发展和劳动力成本的上升更多的高空作业依靠机械化，而不是靠更多的人工作业，促进举升车需求量的快速增长。3.随着经济发展水平的提高和社会保障要求的严格，举升车也将威为应急保障的必备设备。目前我国在应急保障方面远远落后于发达国家。4.目前举升车的应用多为市政、电力等公用部门，随着整个社会经济发展和企业经济效益的增长，举升车使用场合将大大拓宽，为举升车的发展带来极为广阔的发展前景。5.35m以上高度高空作业车目前基本依赖进口，也将为国产大高度高空作业车提供发展的机会。在随后的几年内，我过举升车发展将上升到一个新的阶段。举升车的进一步发展主要依赖于很多方面。例如：在举升车的适用过程中，要加重安全防范意识，需要出台更加安全政策、法律法规，制止那些传统的落后的法律政策，确保施工的人员在进行高空作业车时的安全保障，并且高效率的进行安全施工。1.3研究课题的意义和目的随着经济的发展以及劳动力本身成本的增长，更多的高处作业依靠机械化，而不是依靠更多的人工作业，这样就促使举升车的需求迅速的增长。这个同时，举升车也就将成为社会急需的必要设备，目前我国的举升车的需求好不如国外一些发达的国家。这就要求在技术发面，要引进新的技术，研究新的产品，让举升车更大限度的适用在国内各个行业、各个领域。举升车有以下技术特点：1.新型的全液压自行式专用底盘研制的具有完全自主知识产权的自行式举升升降平台车，采用了机电液-体化、
8可靠性设计和计算机辅助设计等技术，成功地研制了•种全液压驱动、自行式专用底盘，突破了以往国内举升升降平台车只能采用汽车或起重机底盘改装设计的限制。1.带载行驶、作业稳定性好底盘结构突破了传统的设计理论和方法，通过优化上车平台总体布局与载荷分布,减少了重心偏移。采用独特的大角度后仰式钦点结构，合理设置多种配重模块，有效地平衡了工作力矩。采用H型变截面复合箱梁刚性车架和高负荷实心橡胶轮胎，增加了底盘整体刚度，保证了整机行驶、作业过程的稳定性，实现了高空作业升降平台车带载行驶的功能。2.多功能、多用途的作业装置通过大臂前端托架，可以快速安装举升装置或载人平台，实现物料举升、起重吊装和载人高空作业等功能，同时为扩展作业装置以及各种工作装置的快速切换提供了接口。3.独特的三维旋转托举装置设计的三维旋转托举装置，既能够自动保持被举升物料的姿态，又可以实现举升物料在空间内任意高度、任意位置和任意方向的调整要求，速度控制精确灵敏，微动性能好，满足了大型洞库内高空作业与通风管道安装的要求。1.4研究内容和方法1.调研、资料收集紧密围绕调研数据及给定参数，完成方案，包括行走机构的选择或设计、举升机构的设计、行走机构与举升机构的连接方案等。以蓄电池为动力源，发动机为原动力,通过带传动方式，实现了小型举升车行驶功能。在满足使用功能的前提下，实现举升车结构紧凑，布局合理，车本较低。举升高度不小于4.5m、举升质量不小于100kg,有调速回路，压力控制回路，锁紧回路等构成的液压系统使工作平台具备在升降过程中可自动停留在任何高度位置的功能。并且选用了结构紧凑操纵简单的液压动力装置,使整台举升车液压系统安全可靠。2.制定设计方案自动力小型举升车总体方案为当需要举升车时按下举升开关电动机启动，带动液压缸工作，液压油推动拉杆回缩拉动钢丝绳。钢丝绳绕与滑轮上连接于四根立柱顶端。这样在钢丝绳的带动下提升横梁向上运动，载人板固定于横梁之上。当需要下行时，现将举升机提升些许高度，关闭保险锁，关闭开关，在人自重下慢慢下落到地面。为防止意外，工作平台板与支架立柱间设有防坠落保险装置，通过保险的机械撞击声可判断保险是否进入锁止状态，在液压缸下腔油压突然丧失时可保证车辆与人员的安全。
9第2章总体设计方案随着社会经济的发展，路灯维护、住宅小区物业管理、园林维护等作业逐步规范,但相应的服务用举升车却处于滞后状态。目前，主要是使用车载吊蓝、消防云梯或机械支撑等方式替代作业。基于此，研制自行走小型举升车就成为当务之急，考虑到学生基本能力及知识结构，将举升车设计分为举升机构和行走机构两部分，由学生自行设计完成，最后合成。根据任务书要求制定设计方案，紧密围绕调研数据及给定参数，完成方案，包括行走机构的选择或设计、举升机构的设计、行走机构与举升机构连接方案等，设计出具备自行走能力、举升高度不小于4.5m、举升质量不小于100kg的自动力小型举升车。2.1行走机构设计方案根据设计要求选择二类底盘：初步估算汽车载荷，正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件，取力装置、专用工作装置、其他附件装置与所选定的汽车底盘形成相互协调和匹配的整体，达到设计的要求。因为设计的车辆主要工作在小区和园林当中，所以可以选择功率比较小的二类底盘。在选择二类底盘时因考虑以下儿点：1.应考虑产品的系列化、产品变型要求；2.对自制零件设计，应考虑通用设备加工的可能性；3.对专用车工作装置中的核心部件和总成要进行优选；4.载荷变化，要对一些重要的总成结构件进行强度校核；5.应满足有关机动车辆公路交通安全法规的要求；6.专用汽车有良好的适应性、工作可靠，且要设安全装置；7.要了解、掌握国家行业相应的规范和标准。2.2举升机构设计方案2.2.1举升机构的概述举升机构的作用是实现作用平台的升降和变幅，其结构形式有直升式和动臂式。该设计选用动臂式中的折叠臂式。折叠臂式：举升机构由多节箱形臂折叠而成，它一般由2至3节折叠臂组成。折叠臂包括上臂和下臂，上臂头部有工作平台。行驶状态时，两节作业臂折叠在一起；进行高空作业时，两节工作臂分别有上下臂油缸举升伸展至一定
10角度，将工作人员送至工作位置。上臂和下臂剪通过水平销轴较接，较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。工作臂为2节折叠臂。具有操作简单，稳定性好等特点。如下表举升车的技术参数。表2.1举升车的技术参数如下表项目单位数据最大举升重量Kg100最大举升高度m4.5举升升速度m/s>1在满足举升高度的前提下，进行强度、刚度、稳定性的校核，确定截面的尺寸。为保证安全，设计过程中安全系数较大，造成质量偏大，成本增加等问题。在车辆行驶过程中，由于臂的质量较大，产生多起车架断裂现象。事关人身安全，因此需要有一种较准确的设计计算方法，既能满足设计要求，又能减轻臂重，降低成本。222举升机构方案的确定1.进行大量的调查研究，收集整理资料，根据举升车的工作特点和受载状况，制定举升臂设计和液压缸的基本参数设计。2.根据受载状况原始数据对举升车进行结构设计，举升臂由上臂、下臂和升降油缸等组成，设计中要确定上、下臂的长度，油缸较接点的位置，作业臂截面尺寸，确定液压缸类型和安装方法，确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸。3.在实际计算中对上下臂施加载荷和约束，进行结构强度和刚度分析，确定危险截面或危险点的应力分布及变形。4.根据分析结果，找出支架结构设计和液压系统中的不合理因素，提出改进方案,并对改进后的结构和性能进行分析，对两种分析结果进行比较。画出举升臂总装图及上下臂零件图，液压系统图以及液压缸零件图。5.在上述分析研究的基础上进行总结，得出上、下臂在结构设计，较接位置的确定、液压缸类型和安装方式、液压缸的主要性能参数和主要尺寸等方面的可靠数据，为同类型产品的结构设计和改造提供了科学的理论依据。2.2本章小结
11通过本章学习，掌握了折叠臂式举升车举升臂的结构设计理论和分析方法，得出较为准确的设计方法从而达到优化结构、减轻自重、提高可靠性的目的，为研制高空作业举升车奠定基础。于此同时液压系统设计在整个举升车设计中具有重要的意义，它使整个机器实现自动化。起重安全性能等方面的考虑，设计更是减少了故障的发生,相当程度上确保运行该举升车的工人的安全。
12第3章主要部件设计3.1行走机构设计1.二类底盘的选择汽车底盘通常是指除车身以外的其余部分。在车架上安装好发动机系统、传动系统、行走系统、悬架系统以及转向和制动系统等。目前，改装专用汽车选用的底盘主要是二类或三类汽车底盘，也有为某些专用汽车设计的专用底盘。专用汽车底盘选型的好坏对专用汽车性能影响很大。汽车底盘的选择或设计专用底盘主要根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形尺寸、动力匹配等来决定。根据整车的结构的需要，本设计采用二类底盘，是指在基本型整车的基础上去掉货厢。选型依据：专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、性能指标、专用设备或装置的外形尺寸、动力匹配等。1.底盘或总成选型的要求(1)适用性：满足功能要求。(2)可靠性：故障少，寿命长。(3)先进性：动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性、通过性，功能性。(4)方便性：安装、检查、保养、维修。2.初不选择二类底盘：凯马牌载货汽车二类底盘，如下表3.1。表3.1凯马牌载货汽车二类底盘主要技术参数表产品型号KMC1033D3产品名称载货汽车底盘底盘类别,1D号二类,1242595批次，发布日期189批20090513发布VIN号(前8位)LWU2DM1C驾驶室准乘人数2整车外形尺寸(mm)4350*1565*1900货厢栏板内尺寸mm/
13前悬/后悬(mm)760/1030续表3.1凯马牌载货汽车二类底盘主要技术参数表总质量(轴荷)kg3450(1360/2090)额定载质量(kg)/整备质量(kg)1110(720/390)载质量利用系数/接近角/离去角。35/27最高车速(km/h)86防抱死制动系统无轴距(mm)2560轮距(前/后)(mm)1285/1185钢板弹簧片数3/4轮胎规格6.00-13,6.00-14发动机型号4D18E缸径*行程80*90发动机生产企业安徽全柴动力股份有限公司发动机排量(ml)1809发动机功率/转速45/3200最大扭矩/转速150/2000轴数/轮胎数2/6燃油种类柴油排放依据标准GB18352.3-2005国HI,GB3847-2005排放水平国三转向型式力向盘其它不装OBD2.专用汽车功率平衡与比功率(1)专用汽车的功率平衡计算：动力性能要求驱动功率Pt：P$P出)+*(需+黔&咔(Kw)(3.1)
14式中：nL汽车底盘传动系的机械效率，单级主减速器取0.9,双级取0.86；ma—整车总质量(kg)；「一滚动阻力系数，货车取0.02,矿用车取0.86；Cd—空阻系数，货车取0.83.0,客车取0.6MX7；Ad—整车迎风面积，货车A=B1・H；Bl—前轮距，H—车总高；Vmax—最高车速(km/h)；Po—专用工作装置在车辆行驶中从汽车底盘所取的功率(kW)；T10—专用工作装置的机械效率。专用汽车的总功率P(3.2)专用汽车的比功率计算：pd=£(kw/kg)(3.3)一•般要求：Pd>0.006kW/kg专用汽车(含汽车列车)比功率推荐值，如下表3.2表3.2专用汽车比功率推荐值总质量ma(kg)比功率Pd范围(kW/kg)<5xlOjkg0.015-0.021kW/kg>5xlOJkg0.0075〜0.0011kW/kg>19xlOJkg0.00478-0.007kW/kg根据计算符合设计要求，可以选择该二类底盘。2.2副车架的设计与校核2.2.1副车架的概述为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷。同时也为了不破坏主车架的结构，•般多采用副车架(副梁)过渡。在增加副车架的同时，为了避免由于副车架刚度的急剧变化而引起主车架上的应力集中，所以对副车架的形状、安装位置及与主车架的连接方式都有一定的要求。副车架承受来自车厢的自重、物料重，装载时的瞬间冲击力，行驶在不平道路上的随机颠簸力、卸载时的冲击力。副车架承受弯曲、剪切及共同作用下的复杂力。所以
15对副车架的要求就非常高，在选材与校核上更应该加以慎重。如下图3.1副车架结构图。副车架的截面形状•般和主车架纵梁的截面形状相同，多采用槽形结构，其截面形状尺寸取决于自卸车的型式及其承受载荷的大小。副车架的材料采用16Mn板材压制的型钢经斜接和焊接而成。为了避免由于副车架刚度的突然改变而引起的车架纵梁的应力集中，副梁前端形式采用U形过渡方式。其尺寸形状如下图所示：t=(1.0〜1.2)Hh=(0.6-0.7)H副车架主架主要由两个纵梁六个横梁组成。如图3.2所示其截面型式，故推知两个纵梁的材料和尺寸：槽钢H=150mm、b=75mm、d=6mmo图3.2U形过度方式2.2.1副车架与车架的安装方式副车架与车架之间有20mm的缓冲垫。缓冲垫常选用木质、橡胶、聚合材料等。缓冲垫不仅能减弱冲击，使载荷分布更均匀，也使副梁避开车架钾钉头等高起物。副车架在车架上固定时，副梁的前端应尽可能向前伸，副梁前端越靠近驾驶室越好，有利于改善该处的受力情况。副车架与车架固定时采用了三个U形螺栓和两个止推连接板，U形螺栓可以控制
16副车架竖直方向的力，而止推连接板则可以控制副车架水平方向的力。采用U形螺栓可以使主副车架夹紧，但在车架受扭转载荷最大的范围内不允许采用U形螺栓。当采用U形螺栓固定时，为防止车架纵梁翼面变形，防止紧固松动，需要在U形螺栓连接部位的车架纵梁槽形断面内衬一垫木或型钢，但在消声器附近，必须使用钢内衬。止推连接板上端通过焊接与副梁固定，而下端则利用螺栓与车架纵梁腹板相连接。止推连接板的优点在于可以承受较大的水平载荷，防止副梁与车架纵梁产生相对水平移动。相邻两止推连接板之间的距离在500-1000mm范围内。2.2.1U型螺栓和止推连接板的布置和选择1.U型螺栓的布置方式是一侧三个，分别布置在中间和两边。U型螺栓的材料为:Q235号钢：”=205〜235Mpa(材料的屈服极限)。通过查询《机械设计手册》选择了M12型的JB/ZQ4321-1997的U型螺栓，螺母选择GB/T1229-1991的M12-8H螺母。2.止推连接板的布置方式是一侧两个，分别布置在U形螺栓之间。止推连接板的材料为：Q235号钢：af=205~235Mpa(材料的屈服极限)。通过查询机械设计手册选择了M24型的GB/T5782-2000的六角头螺栓，螺母选GB/T6170-2000的M24螺母。2.2.2车架强度校核在实际使用状况下车架受力比较复杂，在车架初始设计时，一般对车架强度校核简化为对车架纵梁进行弯曲强度校核。1.基本假设车架纵梁进行弯曲强度校核时，作以下假设：纵梁是支承在悬架支座上的简支梁;所有作用力均通过车架纵梁断面的弯曲中心(即纵梁只发生纯弯曲)；空车簧载质量均匀分布在汽车左、右纵梁上；满载时有效载质量e为集中载荷，分布如图3.2所示：主、副车架为刚性连接，即主、副车架挠度。2.车架受力分析及计算车架受力分析如图所示。图中：GaC"为前、后支架所承受的有效载质量，计算可得QrG(计n/2)/(d/2+e+抖n/2)(3.4)0^=05-Gef=Ge(e+d/2)(d/2+e+fLt-n/2)(3.5)(3.6)Ff、耳为前后轴对车架的支反力，由车架平衡条件计算可得：Ff=[G>(L/2-a)+Ge(b+l-f-n)]/bFr=[Gf(L/2-L)+Ge(f+n-l)]/b
171.主、副车架弯矩计算
18设车架纵梁在任一截面的弯矩为M,而在截面处，主车架纵梁所受弯矩她，副车架所受的弯矩为Mf,则有如下关系式；%+%=〃(3.8)D\jdx=Mz/EzJ：(39)D/dx=Mz/EfJf(3.10)其=%(3.11)式中：yz、yf为主副车架纵梁的挠度；Ez、Ef为主，副车架纵梁材料的弹性模量，k、上为主副车架纵梁的截面惯性矩；假设主副车架纵梁的材料基本相似，即％=Ef,则可求得主副车架的弯矩。44'4JzM『=MJj(Jz+J,)(3］2)1.强度校核主车架纵梁强度校核WZ=2JZ/HZ'式中：电为主车架纵梁危险截面系数；%为主车架纵梁高度。主车架纵梁最大动弯曲应力p：d=nkdP：=nkdH/MmaJ2(Jz+Jf)191.纵横梁的连接：由于驱动装置和转向装置都安装在车架上，对定位要求比较高,一般连接采用钾钉钾接，少数的采用螺栓连接。2.防锈工艺：车架防锈一般采用涂抹防锈漆的方法，大致工艺流程为除锈、喷底漆、然后喷面漆。2.2举升机构的设计2.2.1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用栓接、斜接或焊接的方法连接起来，用于承受一定的载荷。为保证举升车能不同种工作环境中安全、可靠的工作，对其金属规定如下计算原则：1.金属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A1-A8八级。2.金属结构计算应采用许用应力法。（许用正应力和许用切应力）3.金属结构应进行强度、刚度和稳定性计算，并满足其规定的要求。4.金属结构应按三类载荷情况进行疲劳强度、刚度和稳定性计算。第一类-一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A1-A5工作级别的起重机结构，一般可不进行此项计算。第二类一-按工作时的最大的载荷进行强度和稳定性计算。第三类--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3.3三类载荷情况的许用应力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】nl=1.5同脸组合nnn=1.33由此确定举升臂的材料：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=4mm。其屈服强度式：as=235Mpao由于工作时应按最大的载荷进行强度和稳定性计算，结构分析应按第二类载荷情况进行疲劳强度、强度和稳定性计算。
20所以由表3.3可得安全系数是：nn=1.33Q235钢板的屈服强度式：as=235Mpa许用正应力：[o]n='^=176.69Mpa许用切应力：Mil』雪=102.1Mpa2.2.1计算上、下臂的长度如图3.3所示举升臂的仰角是指上臂与水平线之间的夹角用字母。来表示，它可从0度到80。，为便于对举升臂进行操作，仰角。可以为-3。举升臂实际作业时通常在30。~75。范围内。设计时仰角取75。，在图3.1中。NABH=75n,NHBC=75。,起升高度AC-3.5mo上臂：L1=AB下臂：L2=BC则由三角关系有：ABsin75°+BCsin750=3.5即：(L1+L2)8in750=3.5Ll+L2=3.62m(3.16)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可:L1>L2(3.17)由式3.1和3.2可以取上臂Ll=1.90m下臂L2=1.72m图3.3上下臂尺寸及夹角图3.4上下臂油缸较点位置2.2.2确定油缸铉点的位置如图3.4,EF是上臂油缸，GH是下臂油缸确定上臂油缸钱点的位置，取BE=400mm,BF=300mm则由三角关系可得：EF2=BE2+BF2-2BE-BFcosl50°
21=400X400+300X300-2X400X300Xcosl50==457846mm即EF=676mm确定下臂油缸较点的位置取HC=250mm,CG=350mm,ZHCG=75S由三角关系可得：HG=\z250X2504-350X350-2X350X250Xcos750=373.77mm2.2.1上臂截面尺寸的确定1.对上臂进行受力分析图3.5为上臂工作到水平位置时的受力图，此时上臂受力最大。上图F=9.8KN可列公式：£MB=0,贝ljF2X400=9.8X1500,F2=36.75KN又由EF=0可得：F1+F=F2,所以F1=26.95KN如上图所示的弯矩图：则可得最大弯矩式Mmax=9.8Xl.5=14.7KN.m。FlFB3EAF2图3.5上臂受力图而梁所需的截面系数，W=M/[a]=l4.7/176.69=8.31X10-5m3o再将求出来的梁所需的截面系数W值代入式(3.4)O计算上臂截面尺寸，如图3.6上臂截面图
22图3.6上臂截面图上臂梁高h的确定(3.18)按强度条件：式中W--梁所需的截面系数，W=M/［a］；M…梁的最大弯矩；［可——所用钢材的许用应力；。、aO钢板的厚度，设计时钢板的厚度一样o=oQ=4mm。因o=oQ则上式可简化为：h=平裂，(3.19)因此把计算所得的截面系数W=9.43x10-5m3^Da=4mm,可得h=~119mm01.上臂梁宽b的确定如图3.6所示:a=4mm,则hl=h-2a=l19-8=1Umm。按整体稳定性条件：b/h按局部稳定条件：Q235钢bV60a即gh£b£60a^Xll9mm23强度校核公式:正应力[a](3.20)F-一梁所受的力（N）A-—截面积（n?）切应力”需，四Fs--梁所受的剪力（N）E--钢板厚度（mm）Iz--梁对Z轴的惯性矩(m4)图3.7上臂剪力图F2=93.1KN,Fi=83.3KN在截面BE所受的正应力是：al=^<[a](3.21)梁的截面积是：A=hbl-hb=1.752x10-3m2则：al=^=47.55MPa<[a]在截面AE所受的正应力是：a2=^<[a]贝I：a2=j=5.59MPa<[a]（2）在截面BE所受的切应力是：=(3.22)(3.23)计算z轴惯性矩Iz：
24图3.8上臂的惯性矩图如图3.8上臂的惯性矩图所示建立坐标系：矩形对Z轴的惯性矩是：Iz圣，则惯性矩：Iz=Izl-Iz2所以此惯性矩为：Izl上^l3xlOTn?Iz2=^=O.925x10-5m412Iz=Izl-Iz2=O.325x10-5m4把Fsl=83.3KN和Iz=O.325XIQTm，切应力校核公式：则：切应力T1=空生=O.O512MPa£[t]在截面AD所受的切应力是：t2=<[t](3.24)eizJ」把Fs2=93.1KN和Iz=O.325XKT51n4代入(310)贝|J：切应力是t2=竽=0.006MPa<[t]所以上臂的正应力和切应力符合要求。(3)对上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h/b$3,则梁的整体稳定性不需要验算。所以19/100=1.*39则不需要整体稳定性验算。从以上对上臂的验算可得上臂尺寸的选择符合要求。2.2.1下臂截面尺寸的确定L对下臂进行受力分析图3.9所示下臂工作到水平位置时的受力图，此时下臂受力最大，由此来计算量
25的受力情况。A图3.9下臂的受力图把上图分解后计算各个力的大小力图3.10上臂受力图计算上臂的自重FG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=axpkg/m(3.11)式中G一给定钢板厚度下的每平方米重量，kg/ma钢板厚度a=4mmP•-钢板的密度7.85所以自重是：FG=0.13X9.8=1.27KN由上图可得：ZF=0即：FB=FG+F=11.07KN对下臂进行受力分析如图3.11所示。
26图3.11下臂受力图FB，=-FB=11.07KN,即力FB，与力FB大小相等方向相反。£Mc=O,FgX350=FB，X137Q,所以Fg=43.33KNEF=O,所以Fc=43.33KN-11.07KN=32.26KN如上图所示的弯矩图：则可得最大弯矩式Mmax=l1.07X1370=15.16KNm而梁所需的截面系数，W=Mmax/[a]=0.858XlQ-4m3计算下臂的截面尺寸再将求出的梁所需的截面系数W值代入式（3.2）可得h='_113mm2.下臂梁宽b的确定—图3.12下臂的截面图如图所示：a=4mm,（和上臂的厚度一样）则hl=h-2a=113-8=105mm按整体稳定性条件：b>jh按局部稳定条件：Q235钢b<60a即、GW6O03
27"113mm28图3.14惯性矩图贝IJ：切应力是t2=宇=0.007MPa<[t]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h/b$3,则梁的整体稳定性不需要验算。所以卜人勺13/100=1.13W3则不需要整体稳定性验算。从以如图所示建立坐标系：矩形对Z轴的惯性矩是：Iz等，则惯性矩：Iz=Izl-Iz2所以此惯性矩为：IzlW=1.19xl。-5m4Iz2-bShl-0.875x10-5m412Iz=Izl-Iz2=0.315x10-5m4把FsC=32.26KN和Iz=0.315xlOTjn，切应力校核公式：贝ij：切应力T1=空丝=0.0205MPa§[t]eiz在截面AD所受的切应力是：12=竽0[封(3.28)eiz.」把FsB=11.07KN和Iz=O.315xIOTji?代入(3.15)上对下臂的验算可得下臂尺寸的选择符合要求。2.2.1连接处销轴尺寸的确定确定销轴的基本参数：工程直径d,总长度1根据举升车上下臂的结构可以确定其尺寸，按《机械设计手册2》表6.3-61销轴
29（摘自GB/T882-2000）,选定d=mm,总长度l=mm、材料为钢、热处理刚度硬度表面氧化处理的型销轴。2.2支腿机构的设计举升车车有各种不同类型的支腿，起调平和保证车工作稳定的作用，要求坚固可靠，操作方便。本设计采用H式支腿，此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，一个水平的（（或略带倾斜的），一个垂直的支承液压缸，支腿外伸后呈H形。为保证足够的外伸距离，左右支腿相互叉开。H式支腿对地面适应性好，易于调平，广泛采用在中、大型起重机上。但H式支腿高度高，影响作业空间。同时支腿必须与横梁固接,以保证支腿结构体系的稳定。2.2.1支腿跨距的确定举升车的支腿一般为前后设置，并向两侧伸出。支腿支撑点纵横方向的位置选择要适当，保证作业平台在标定载荷和最大作业幅度时，整车稳定性要达到规定的要求。1.支腿横向跨距：支腿横向外审跨距的最小值应保证举升车在侧向作业时的稳定性，即全部载荷的重力合力落在侧倾覆边以内，并使绕左右倾覆边AB或DC的稳定力矩大于倾覆力矩。2.支腿总想跨距：支腿纵向跨距的确定和横向跨距确定原则一样，应使绕前、后倾覆边BC或AD的稳定力矩大于倾覆力矩。2.2.2支腿脚的设计支承脚要保证举升车在工作时能在规定的地面上可靠支承。为了使支承脚在承受压力式不下线，要求支承脚在受最大支反力F的作用下有足够的接地面积A。即A>A（3.29）式中[Od]地基强度一般取1.6MPa。支撑脚与支腿采用球式较接，满足不同地形的支承要求。2.3本章小结本章进行了二类底盘的选择，确定了所用车型的基本参数，并对二类底盘和总成进行了适用性、可靠性、先进性和方便性分析，确定满足条件后进行了举升车举升臂的设计和质量的计算，副车架的设计和其与主车架的固定方式的确定，支腿机构的设计等，并对部分计算进行了校核，结果都满足了相应要求。第4章液压系统设计4.1液压系统的构成
30折叠式举升车工作装置为液压驱动。该系列车分为底盘（简称下车）和举升装置（简称上车）两部分。底盘的作用在于转移整机装置的作用场所，在举升时用于支撑上车，保持整机稳定。举升装置由变幅机构组成，这机构靠液压驱动，实现作业要求。液压系统元件按构成类型可以分为动力元件、执行元件和辅助元件等。在此次液压系统设计过程中，将构成作用车主要工作机构的液压回主要是变幅机构。上下臂的变幅有液压刚控制，在此次设计中主要是对这部分进行液压设计，而支腿适用于支撑整机,同时调整整机平衡，支腿收放部分的液压设计在此次设计为次要设计。4.1液压系统设计概述液压系统有传动系统和控制系统之分，本次设计中所说的系统设计主要是针对传动系统而言，主要是确定整个举升车的液压回路，以及其间主要执行元件、控制元件等的主要尺寸和基本性能参数。其实从机构组成和工作原理来看，传动系统和控制系统并无本质上的区别，仅仅一类以传递动力为主，追求传动特性的完善，其执行元件用来驱动某个控制元件的操纵装置（例如液压泵、液压马达的变量机构、控制阀的阀心等）而已。因此，传动系统的设计内容和方法只需略做调整，即可直接用于控制系统的设计。系统设计除满足主机要求的功能和性能外，还必须考虑符合质量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、使用维护方便等一般要求及工作可靠这一特别重要的要求。系统设计的出发点，可以是充分发挥其组成元件的工作性能，也可以是着重追求工作状态的绝对可靠。前者着眼于效率，后者着眼于安全；实际的设计工作则常常是这两种观点不同程度的组合，考虑具体要求不同而有所侧重。4.2设计依据根据《机械设计手册》里液压传动系统设计步骤和方法，对折叠式举升车液压传动系统进行设计。4.3主要机构简述1.举升臂举升臂包括上臂和下臂。行驶状态时，两节工作臂折叠在一起，进行举升时，两节工作臂分别有上下臂油缸举升伸展至••定角度，将工作人员送至工作位置，上臂和下臂、下臂和转台较接处设有专门的滑动轴承，保证工作臂转动时阻力小，运动平稳。2.工作平台（工作吊篮）工作平台的作用是将高空作业人员和必要的工具送至空中，并作为工作人员空中作业的场所。折叠式车型的工作平台采用钢管焊接框架结构，周围设有护栏，右侧护栏开有侧门，方便人员进出，平台底板采用防滑的花纹铝板，平台周围下部设有护围,防止工具和其他物品掉落。3.动力系统
31折叠式举升车举升作业动力源为底盘发动机,其动力由取力器从底盘变速器取出。取力器和变速器之间的动力传递由机械式操纵系统控制，平时取力器与变速器取力器齿轮处于断开状态，当进行聚生作业时，操纵拉杆使取力器的滑移齿轮与变速器的输出取力齿轮啮合，取力器输出轴带动油泵工作，从而将发动机的机械能转为液压能，为系统提供动力。在行驶状态时，务必将取力器脱开。1.液压系统液压系统采用定量齿轮泵供油，系统工作压力为16Mpa,油路中设有安全溢流阀,保证系统安全。液压系统通过电液比例流量阀对工作臂油缸供油，供油量大小由比例阀控制，输出油量和负荷变化无关，可使系统达到稳定的工作速度，并且能实现无级速调速。系统工作压力由电磁溢流阀调定。4.5主要工作机构液压回路的设计4.5.1举升车变幅机构液压回路设计1.动作分析行驶状态时，两节举升臂折叠在一起，进行举升工作时，两节举升臂分别由上下臂油缸举升升至一定高度，将工作人员送至工作位置。上臂和下臂、下臂和转台较接处设有专门的滑动轴承，保证工作臂转动时阻力小，运动平稳。2.液压回路设计电磁换向阀：电磁换向阀借助于电磁铁吸力推动阀心动作来改变流液流向。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。先看左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，油液经过左边单向节流阀的单向阀部分达到平衡阀，在经过平衡阀到液压缸的左腔，推动活塞杆向外运动。而右腔的油液则从右边的平衡阀到右边的节流阀在流出。当电磁换向阀置于右位时，油液经右边的单向节流阀和平衡阀到达液压缸的右腔，推动活塞杆向左运动，左腔的油液经左边的平衡阀和单向节流阀流出。当电磁换向阀处于中位阀处于中位时，液压缸不运动。右边液压缸的控制过程如上。
32图4.1液压回路举升部分主要有变幅机构构成，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较点的液压缸，它主要控制上臂的上升，下臂的动作。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。以下，就主上臂油缸，下臂油缸进行设计计算。4.5.1上臂油缸的设计计算作为液压系统执行元件的油缸分为活塞式和浮柱式两类。活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过14Mpa）o浮柱式为多级伸缩式油缸，一般有2〜5个伸缩节，其结构紧凑，并且有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达35Mpa）,易于安装布置等优点。浮柱式油缸又分为单向作用式与双向作用式。双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳、降落速度快。直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸，而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。设油缸当活塞杆双向运动时的负责力相同，不记执行件质量。液压系统工作压力，查［5］如表23.4-3,选定系统工作压力为P=16Mpa01.确定液压缸类型和安装方法根据主机的运动要求，按机械设计手册表现则液压缸类型为单杆活塞式双作用液压缸。
33图4.2为单杆活塞式双作用液压缸小意图:图4.2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。将缸体固定，活塞杆运动，查《机械设计手册5》表37.7-6液压缸的安装方法，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进行伸缩实现运动需要。查表37.7-6液压缸的安装（P37-179）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，满足上臂运动要求。1.确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸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，包括液压缸的内径D,活塞杆直径d和液压行程s等。（1）液压缸内径D的计算计算公式：D=3.57X根据载荷力的大小和选定的系统压力了计算液压缸内径(4.1)式中D—液压缸内径（m）；F2—液压缸推力（KN）；p一一选定的工作压力（MPa）；其中F2的计算过程如下：当举升车上下臂处于如下状态时，如图4.2。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4.2上下臂受力状态(4.2)有：F2h=G•(i)•Lx+F•Lx
34其中：G—上臂自重，由计算为1.27XLPn。Lj.―上臂长度，为1.9m。F-举升车吊篮最大承受力，由计算知为9.8X103N。h-点到力Fz的垂直距离，由计算得0.2m。代入公式(4.2)得:F2=0.99x105N«将Fz=099X105n,P=16MPa代入式（4.1）得：D=3.57x10-2匡0.069m7P查《机械设计手册》如表4-1给出的液压缸内径尺寸系列圆整D成标准值。表4.1液压缸内径尺寸系列（摘自GB2348-1980）（mm）840125(280)1050(140)3201263160(360)1680(180)40020(90)200(450)25100(220)50032(H0)250即取：D=63mm（2）活塞杆直径d的计算根据速度比的要求来计算活塞杆直径dd=D二（4.3）\35将D代入式（4.4）的:d=35.28mm查《机械设计手册5》37.7-2,表4.2所示液压缸活塞杆外径尺寸系列，取液压缸活塞杆外径尺寸如下：d=36mmo表4.2液压缸活塞杆外径尺寸系列420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140（3）液压缸行程S的确定由于上下臂工作状态最大夹角为2X75。，如图4.3所示图上下臂较点位置如上所示，代入数据可求出线段EF的长度，由此长度计算上臂油缸的最大行程，计算过程如下：EF=581mm查《机械设计手册》如表4.3液压缸活塞行程第一系列表4.3液压缸活塞行程第一系列（mm、摘自GB2349-1980）255080100125160200250320400
365006308001000125016002000250032004000由以上条件取S值如下：S=630mm（4）液压缸结构参数的计算1.缸筒壁厚6的计算按薄壁筒计算：对于低压系统，液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算。6N黑（4.5）式中5--液压缸缸筒厚度（m）；Py--试验压力（MPa）。取Py=1.5P,即Py=1.5P=24MPa；D—液压缸内径（m）；回--缸体材料的许用应（MPa）,取|>]=100MPa。代入式（4.5）中得6=12mm2.缸体外径的计算Di=D+28（4.6）代入数据得：D]=87mm查《机械设计手册》圆整液压缸外径Di为85mm。4.5.3下臂油缸的设计计算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=16MpaoL确定液压缸类型和安装方式将缸体固定，活塞杆运动，查《机械设计手册》表37.7-6液压缸的安装方法，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进行伸缩实现运动需要。查表37.7-6液压缸的安装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，满足上臂运动要求。2.确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸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了计算液压缸内径D计算公式：D=3.57X10-24（4.7）式中D—液压缸内径（m）；
37F--液压缸推力(KN)；P-选定的工作压力(MPa)；其中F(Fg)的计算过程如下:S当举升车上、下臂处于如下位置状态时，如图4.4上臂液压缸所受的力最大。此时，上下臂夹角75。为，下臂水平放置，上臂抬起与下臂成夹角75,图4.4上下臂状态把上下臂当成一个整体，将所受力对点取矩，得:FXh]+G]XSj+G2XS2+F]Xh?=F窜Xh(4.8)其中：Ga—上臂自重，由计算为NoF-一举升车吊篮最大承受力，由计算知为9.8X103NoG2-一下臂自重，由计算为1,27KNoh]--点c到力F的垂直距离。S『一点c到上臂重力G*的垂直距离。S2--点c到下臂重力G2的垂直距离。—最大起重量，计算得73.9KN。hz一点c到力鼻的垂直距离，为1.72m。已知上下臂夹角为，上臂长为1.9m,下臂长为1.72m,且已知上下臂上钦点位置,通过计算得：%=1.220m■=1.474mS2=2.5mh=0.38m其中h为点c到力心的垂直距离，计算过程如下所示:Q已知尺寸如下图4.5所示。
38下臂:由此计算得：h=O.38m.将所得数据代入公式（4.8）F=『-65x106N得:将代入式（4.7）得：D=3,57x10-2D=66mm查《机械设计手册》表37.7-1给出的缸筒内径尺寸系列圆整成标准值。即取：D=63mm（2）活塞杆直径d的计算根据速度比的要求来计算活塞杆直径dd=D隹二〈华式中d-活塞杆直径（m）;D一液压缸直径（m）;(4.3)①一速度比，=岛j小一活塞杆的伸缩速度（m/min）；x>2…活塞杆的伸缩速度（m/min）；此处，《机械设计手册》去液压缸的往复运动速度比为1.46,查得:d=0.56D(4.4)将D代入式（4.4）的:d=35.28mm查《机械设计手册》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:D=36mm
39（3）液压缸行程S的确定首先计算下臂升至最大角时，下臂较点与底盘较点之间的距离。如下图所示图4.6下臂升至最大角如上图4.6所示，由计算得下臂升至最大角时，下臂较点与底盘较点之间的距离为:373mm查《机械设计手册》液压缸活塞行程第一系列，由以上条件取S值如下：S=160mm（4）液压缸结构参数的计算缸筒壁厚的计算按薄壁筒计算：对于低压系统，液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算。62黑（4.5）式中6----液压缸缸筒厚度（m）；Py----试验压力（MPa）。取py=1.5P,即py=1.5P=24MPa；D----液压缸内径（m）；[a]一-缸体材料的许用应（MPa）,取回=100MPa。代入式（4.5）中得6=12mm缸体外径的计算Dx=D+25（4.6）代入数据得：D1=87mm查《机械设计手册》圆整液压缸外径Di为85mm。4.6本章小结在本章对小型举升车的液压系统进行了分析与计算，并根据设计要求选择合适的液压缸。其中包括上、下举升臂液压缸，还有支腿液压，以此来确保举升车能够达到设计相关要求，保证在工作时安全作业。液压系统是举升车的重要组成部分，当举升车工作时动力由发动机传到液压泵，液压泵根据液压系统的路线控制液压回路，举升工作人员，使工作人员安全作业工作。
40本文在目前国内外各种举升车的发展趋势和现状的基础上，主要是对副车架结构、举升车的工作臂（及上臂和下臂）和液压系统进行了总体的设计计算。本论文基本完成了对高空作业臂和液压系统的总体设计，主要取得了以下的成果：1.根据设计要求设计副车架，确定设计尺寸，对主副车架进行安装及校核。2.分析了折叠式举升车的基本结构，确定举升臂所涉及的相关参数。3.根据相关计算公式以及所知的参数进行计算，从而确定了举升臂的上臂长度、下臂长度，液压缸较点位置，以及举升臂截面尺寸等主要参数。4.在确定了举升臂的全面尺寸后，对其进行强度、刚度和整体稳定性校核，不满足时应进行修改。所以根据相关的校核公式进行强度、刚度和整体稳定性校核，校核结果是上、下臂的尺寸符合强度、刚度和整体稳定性的要求，所以尺寸能够达到要求。5.在液压系统的设计中，主要是设计变幅机构的参数，即上下臂液压缸基本参数的确定，通过前面对上下臂的受力分析和计算，从而进…步的设计液压缸的尺寸。根据以上的分析，设计已经达到了所需要的举升高度的目的，最大举升高度4.5m,举升质量100kg。当举升车在道路行驶时，车厢可以存放工具等一些物品或工作人员；当举升车开始工作时，将支腿下拉支承汽车，使汽车保持平衡，扩大汽车的支承面，防止工作时举升工作人员因为侧向倾斜而引起的侧翻。在设计过程中，举升臂的性能校核结果表明，本设计的举升臂的设计计算结果是正确的。但对于此设计的举升臂用于现实实际还必须在做大量的工作，必须通过实际的高空作业才能检验出设计的是否正确，如有差错，还必须进一步的分析，找出错误原因，进行改善，最终使设计的举升臂能够完成实际的举升作业要求。
41参考文献［1］牛向辉.塔式起重机设计易于忽视的三个问题［J］.建设机械技术与管理，2005,8.⑵窦蕴平.塔式起重机金属结构定寿方法研究［J］.北京建筑工程学院学报,2004,9.［3］王凤萍.国内外随车起重机的现状及发展趋势［J］.工程机械,2004,2.［4］梅琨.国外汽车式塔式起重机发展概况及前景［J］.建筑机械化,2003,3.⑸李春亮.新编解放系列载货汽车使用与检修［M］.北京：金盾出版社，2002,11.［6］陈文潮.重型自卸汽车举升工作中侧倾机理的研究［J］.装备制造技术，2004,3.［7］周送鹤，徐烈烟.工程力学［M］.北京：机械工业出版社，2003,2.网杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册［M］.北京：机械工业出版社，1999,12.［9］吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册［M］.北京：高等教育出版社，1999,6.［10］机械设计手册联合编写组.机械设计手册［M］.北京：机械工业出版社，1987,12.［11］刘汉如.我国专用汽车及其底盘发展现状和趋势［J］.建筑机械，2008,7.［12］韩林.我国专用汽车发展综述［J］.专用汽车，2005,2.［13］曾斌.世界专用汽车发展现状［J］.中国机电工业，2002,3.［14］余志生.汽车理论［M］.北京：机械工业出版社，1990,6.［15］明平顺.汽车运输专用车辆［M］.北京：人民交通出版社，1997,8.［16］赵晶.浅谈自卸车整车布置设计［J］.专用汽车，2008,10.［17］展雪峰等.自卸车侧翻问题解决途径探讨［J］.农业装备与车辆工程，2006,9.［18］李春亮.新编解放系列载货汽车使用与检修［M］.北京：金盾出版社，2002,11.口9］陈文潮.重型自卸汽车举升工作中侧倾机理的研究［J］.装备制造技术，2004,3.［20］郭涛.双侧自流自卸半挂车设计叫.装备制造技术，2005,3.［21］胡超，张世杰.自卸车侧翻计算与分析［J］.重型汽车，2005,1.［22］朱爱平等.解决自卸车货箱抖动的措施［J］.专用汽车，2007,6.［23］周送鹤，徐烈垣.工程力学［M］.北京：机械工业出版社，2003,2.［24］麻士琦等.重型自卸车倾卸机构受力分析［J］.石家庄铁道学院学报，2002,2.［25］薛志成.液压自卸车辆的使用［J］.浙江农村机电，2006,1.［26］冯茂林，孙健.国外较接式自卸汽车的现状与发展［J］.矿用汽车，2005,2.［27］杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册［M］.北京：机械工业出版社，1999,12.
42［28］吴宗泽.机械设计课程设计手册［M］.北京：高等教育出版社，1999,6.［29］机械设计手册联合编写组.机械设计手册［M］.北京：机械工业出版社，1987,12.[30]S-SYou,S-KJeong.Vehicledynamicsandcontrolsynthesisforfour-wheelsteeringpassengercars.Mechatronics,2004,7.[31]TakanoS.Studyonvehicledynamicsmodelfbrimprovingrollstability.JSAERev,2003,9.
43经过十四周的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方。本设计是在指导老师的积极鼓励和精心指导下完成的。指导老师丰富的理论知识、实践经验和严谨的治学态度使我在专业知识方面受益匪浅，他的无微不至的关怀对我的毕业设计完成起到了极大的帮助作用。在此对指导老师的悉心培养致意衷心的感谢！在这里首先要感谢我的指导老师。指导老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每一个阶段，从开始的查阅资料，到设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计等，整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂繁琐，但是指导老师仍然细心的纠正图纸中的错误。除了敬佩指导老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。能够顺利的完成毕业设计，在此对各位老师和同学以及在设计期间，曾经对我的毕业设计给予帮助的领导、老师、同学表示最诚挚的谢意！最后，我要向在百忙之中抽时间对本文进行审阅、评议和参加本人设计答辩的各位老师表示感谢！
44附录：中英文文献翻译名称——关于汽车喷油泵端面凸轮轨道冷锻的研究
