（优秀毕业全套设计）江铃15米三节臂高空作业车液压支腿系统改装设计（整套下载）

由于式支腿的垂直支撑液压缸作用在横梁的中间，而横梁又直接支撑在地面上，这就比式支腿更加稳定。

但式支腿离地间隙较小，在伸支腿的接地过程中有水平位移运动，从而加大了液压缸的推力，液压缸易损坏。

综上所述，型支腿稳定性较蛙式支腿好，虽然型支腿的稳定性比型支腿更好，但型支腿的离地间隙比型支腿小。

因此，高空作业车的支腿机构选择型支腿，。

图.式支腿及结构简图支腿跨距的确定高空作业车的支腿般为前后设置，并向两侧伸出，如图.所示。

支腿支撑点纵横方向的位置选择要适当，其原则是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。

支腿横向跨距支腿横向外伸跨距的最小应保证高空作业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，并使绕左右倾覆边或的稳定力矩大于倾覆力矩。

如图.所示，支腿横跨距应满足.由于车总宽，且，故取式中转台重力，底盘重力，臂架重力，作业平台重力，作业平台标定载荷，转台重力中心至回转中心的距离，臂架重力中心至回转中心的距离，作业半径臂幅，支腿纵向跨距支腿总向跨距的确定和横向跨距确定的原则样，应绕前后倾覆边或的稳定力矩大于倾覆力矩。

当作业平台在车辆后方作业时，如图所示，可得后支腿支撑点至回转中心的距离应满足.式中底盘质心至回转中心的距离。

同理，可得前支腿支撑点至回转中心的距离图高空作业车的支腿跨距图支腿跨距的确定.支腿的纵向跨距.因此取。

支撑脚接地面积确定为了使高空作业车工作时能在规定的地面承受压力不下陷，且保证在不同地面能可靠支撑，支承脚要有足够的接地面积，保证在最大支反力下对地面的压强不大于地基强度，即.取。

式中地基强度，般为.。

支撑脚和支腿采用球式铰接，满足不同的地形.活动水平腿箱设计图.支腿结构图水平腿箱是支腿的主要受力构件，可看做横梁，应具有足够的强度和刚度。

按经济条件质量最小确定活动水平腿箱的高度尺寸。

经济条件的腿箱高度为.式中按腿箱支撑点悬伸距离的处最大合成弯矩求得抗弯截面模量材料的许用应力腹板厚高比腹板厚度腹板高度。

设计时按下式确定临界应力，是腹板不丧失局部稳定性的最大极限应力，设计时可初选.刚度系数.材料的泊松比材料的弹性模量.板边支撑情况影响系数，可取.般可在之间取。

腹板厚度由下式确定.可取求出.取整故.活动水平箱上下翼板盖板尺寸确定宽度取两腹板的间距.固定水平支腿箱设计般固定水平支腿箱按照活动腿箱截面进行设计，为保证高空作业车整车在工作中能平稳运动，般上下间隙取，横向间隙取.垂直支腿箱设计活动腿箱为滑动配合，间隙力学计算支腿的压力计算计算支腿压力时要求确定高空作业车在作业时所承受的最大支反力，该力是支腿强度计算的依据。

假定高空作业车支撑在四个支腿上，臂架位于高空作业车纵轴线轴角处，如图所示。

若高空作业车不回转部分的重力为，其重心为，在离支腿对称中心坐标原点处，回转中心离支腿对称中心的距离为。

又设高空作业车回转部分的合力为，且合力至点的距离为，则作用在臂架平面内的翻倾力矩为如图所示图.支腿压力确定于是可求得四个支腿上的压力各为当举升臂在车辆正侧方作业时即，则上式可化简为按四点支撑计算支腿压力时，若有支腿的压力出现负值，应该用三点支撑重新计算支腿压力。

如图所示，设举升臂Ⅱ在工况位置作业时，支腿不受力，支腿受力，可求得支腿的反力为图.三点支撑状态这时，支腿受力最大，并且当时，获得最大值为若举升臂转到Ⅰ工况位置时，角为钝角，设支腿不受力，支腿受力，可求得受力最大的支腿的压力为当时，获得最大值为由于，所以确定最大支反力。

计算后发现支腿的最大支反力在支腿所能承受的压力范围内，因此改装后能保证整车的稳定性。

.支腿液压缸设计打开支腿如图.所示图.支腿打开支腿纵向跨距支腿横向跨距，故前两支腿反力后两支腿反力最大载荷时支腿力的计算该高空作业车工作时，支承在四个支腿上由于回转工作部分的回转变幅作业等运动，则作用工作面内必然产生附加力矩。

状态如图.所示，产生的附加力矩为.产生的附加支承反力为所以，支腿液压缸最大封闭压力为液压缸的内径计算由式中系统压力差其中为回油背压，按般的推荐值取。

故。

液压缸效率，对于橡胶密封圈。

支腿液压缸查手册，取推荐系列液压缸缸筒壁厚和外径计算液压缸最大密封压强为式中液压缸最大载荷，。

液压缸缸筒内径由壁厚式中原液压缸试验压力此处液压缸内径，强度系数，对于无缝钢管取为。

考虑壁厚公差和浸蚀的附加厚度，通常取，此处取。

缸筒许用应力其中，为安全系数，取对支腿液压缸故壁厚液压缸缸筒外径查表取推荐值故实际壁厚支腿液压缸液压缸活塞杆直径根据活塞杆往返速度比由起臂时间和收臂时间故支腿液压缸按取标准值液压缸活塞杆强度校核式中液压缸最大载荷，即，材料的屈服极限，屈服极限安全系数，取支腿液压缸液压缸活塞杆稳定性校核当液压缸支承长度时，需要校核活塞杆弯曲稳定性，液压缸弯曲示意图如图.所示。

式中活塞杆弯曲失稳临界压索力，实际弹性模数，活塞杆横截面惯性矩，对于圆形截面.液压缸安装及导向系数，查表取为。

深长时的总长度，图液压缸受力图对支腿液压缸可见满足稳定性要求。

第章液压系统设计.回路设计动臂的回路设计变幅机构图.变幅机构动作分析行驶状态时，三节工作臂折叠在起，进行高空作业时，三节工作臂分别由下臂上臂折臂油缸举升升展至定角度，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。

液压回路设计右边液压缸的控制过程如图.。

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下臂上臂折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到达平衡阀，再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再流出。

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，左腔的油液的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时，液压缸不运动。

回转台回路设计图.回转台回路动作分析进行回转时，液压马达输出动力，通过回转减速机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，因而回转减速机带动与之相连的转台回转。

液压回路设计控制过程分析如下如图所示，换向阀置于右位时，压力油经梭阀进入制动器液压缸，制动器松开。

液压油同时经平衡阀中的单向阀进入回转机构液压马达，驱动其转动，使吊臂回转。

换向阀置于左位时，液压油经单向节流阀进入回转机构液压马达的另腔，同时经梭阀进入制动器液压缸，松开制动器，液压马达反转。

换向阀处在中位时，整个回路卸荷，制动器液压缸在自身弹簧的作用下迅速刹住液压马达。

这样，即使液压马达有内泄露也能保证吊臂被迅速制动住。

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。

梭阀梭阀相当于有两个单向阀组合而成，有两个输入口和个输出口，在液压回路中起逻辑“或”的作用。

单向节流阀正向流动时起单向阀作用，反向流动时起节流阀作用。

制动器制动器般都采用常闭式，即向制动器供压力油时，制动器打开，反之，则在弹簧力作用下使马达制动。

支腿回路油设计图.支腿回路设计动作分析进行各支腿活动时，先进行水平液压缸的运动，当运动到指定位置时，系统进行收放液压支腿，然后根据实际需要，通过转阀调节各支腿的伸缩程度以应对不同的地形。

.液压回路设计，控制过程分析如图所示，换向阀置于右位时，压力油经阀进入水平液压缸，此时阀不接通，经回油管回到油箱换向阀置于左位时，水平之腿快速收回。

垂直支腿运动油箱过滤器液压泵二位三通电磁换向阀三位四通电磁换向阀中位垂直液压缸转阀回油管油箱伸出油箱过滤器液压泵二位三通电磁换向阀三位四通电磁换向阀中位垂直液压缸转阀回油管油箱收回转阀根据各阀位置的不同可对个垂直支腿或全部支腿进行调节。

液压锁起到锁止液压缸的作用，防止液压缸下滑。

液压油路总图设计图.液压原理总装图根据高空作业车的工作性质和作业要求，液压系统完成下列的工作循环车身支撑调平支臂的变幅回转。

车身的支撑调平车身的液压支撑调平由支腿工作回路完成。

操纵换向阀处于左边，这时的工作油液进入水平支腿液压缸内，使水平液压缸伸出，从而扩大或者缩小支腿的支撑范围。

当换向阀处于右位时，液压缸收回。

同时，操纵换向阀处于左位，则前水平支腿液压缸伸出操纵换向阀处于右位，则后水平支腿液压缸伸出，从而在将高空作业车的车身调平。

支臂的变幅回转操纵换向阀处于左位，则上支臂缸伸出，推动上支臂上升。

若处于右位，则上支臂液压缸收回，支臂下降。

.液压元件的选择液压马达计算.液压马达的负载计算满载启动状态液压马达的最大负载力矩高空作业车回转时要克服的总回转阻矩回转支承装置的摩擦阻转矩由通路坡引起的回转阻转矩风阻转矩惯性力引起的回转阻转矩回转支承的摩擦阻转矩对滚动支承有式中滚动体法向反力的总和，换算摩擦系数，取滚动中心圆直径，对单作用结构其式中回转支承装置所受的总垂直力，回转支承装置所受的总水平力，滚动体的接触角即压力角此处取