首页 高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰

高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰

举报
开通vip

高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰 高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_ 李峰 S 特种车辆 PECIAL VEHICLES 高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计 文 /李 峰 贺淑艳 王 飞 牛喜元 李 勇 吕继军 GKHS35E型高空作业车 高 空作业设备带有折叠臂架的一般都采用在臂体外部使用往复液压油缸输出摆角,以达到变幅目的。这种方 折叠臂变幅机构杆系设计 折叠臂变幅机构经过分析,变幅机构及工作平台平衡机构均采用四杆机构,使用液压油缸...

高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰
高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰 高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_ 李峰 S 特种车辆 PECIAL VEHICLES 高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计 文 /李 峰 贺淑艳 王 飞 牛喜元 李 勇 吕继军 GKHS35E型高空作业车 高 空作业设备带有折叠臂架的一般都采用在臂体外部使用往复液压油缸输出摆角,以达到变幅目的。这种方 折叠臂变幅机构杆系设计 折叠臂变幅机构经过分析,变幅机构及工作平台平衡机构均采用四杆机构,使用液压油缸输入。 传统的通过四杆机构设计常采用按照输入、输出3个角度位置加1杆长条件,3连杆位置,插值函数,连杆图谱等方法……这些方法对于有些 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 计算比较复杂,考虑情况比较多,而且本次设计只要求一定的输出变幅角度及一定的最小压力角及适应安装空间,不需要十分精确位置控制。下面介 法输出的摆角一般都比较小,达不到大摆角输出目的,同时液压油缸在臂架外部,这样有时会影响运动范围,造成使用不便。工作平——————————————————————————————————————————————— 台平衡系统大都也采用液压缸单独推动工作平台调平,造成调平角度也大都不大于90?。本文介绍采用组合臂内置的2套连杆机构的设计、分析方法。 折叠臂变幅杆系机构设计 设计要求及技术参数 GKHS35E型高空作业车最大作业高度为35m。折叠臂长度2.84m,工作平台载荷360kg,工作平台、连接部件、电气系统质量共90kg,折叠臂变幅角度为连续110?,工作平台平衡机构输出角度为连续190?,液压油缸安装空间高度范围270mm。 绍一种通过3D软件图形计算相对简单的,适合工程应用的方法来设计四杆机构。 考虑到系统是由液压油缸输入。我们设输入杆的输入角度为60?,输出杆输出变幅角度为设计要求的110?。根据同折叠臂连接的伸缩臂截面尺寸为277×266mm我们可选择机架长度为220mm,选择驱动摇杆长为380mm,设初始驱动摇杆同机架夹角为80?。这样确定如下已知条件。 2010 No.8 (Apr) 图1 变幅机构初步设计图2 变幅校正杆长 已知:机架AD=220mm, AB1=380 输入角?α=60?,输出角?Ψ=110?; 求:AB1,B1C,CD; 解:如图1初设?B1AD=80?,做机架AD=220,做?B1AD=80?,——————————————————————————————————————————————— 做?B1AB2=?α=60?,以A为圆心,AB1为半径做圆,交AB2于B2,过D、B2,做?B2DC1=?Ψ=110?,以D为圆心,B2D为半径交C1D于C1,连接B1C1 ,做B1C1垂直平分线EF,则机构输出摇杆铰点C在EF上运动。 采用3D软件草图来设计时可以通过约束条件,让软件计算求解。由于目前输入点数不够,此时的方程为不定方程,所以C点解为无穷。此时需要输入已知量,先试设定?ADC=115?,B1C,CD为弱尺寸(或从动尺寸)为计算机计算出来的其它杆长,如图1 变幅机构初步设计。AB1CD既为所求的机构,B1C?299.91,CD?238.03。(由于此设计不要求详细轨迹,所以也可以设?ADC为其他值,只要保证有解,且杆长结构空间即可) 把初始输入的?B1AD=80?,?ADC=115?在软件草图中设置成弱尺寸(或从动尺寸),设置各杆长为驱动尺寸取整。B1C=300,CD=240。结果如图2变幅校正杆长。 调整结构空间尺寸,设置AD机架安放位置,从新模拟机构运动,如图3变幅机构运动图。输入摇杆由AB1运动到AB2,输出摇杆由DC1运动到DC2,输出摇杆转动110?传动角γ由180?-101.17?=78.83?,变化至最小γ=40.45?,40?保证了良好的传力性能。满足设计要求。 位置,初设输入摇杆AB1的初始角度为24?及机架长度d为1200mm。 已知:AB1=r=380mm,通过空间尺寸初设机架d=AE=1200mm,摇——————————————————————————————————————————————— 杆起始角φ1=24?,终止角度φ2=86?L2=EC1,L1=EB1; 求:油缸安装位置,油缸安装距A,油缸行程S;解:如图4往 复油缸机构图(ABE为往复油缸机构,B点由B1运动到B2)可得下 公式: 1+σ2-ρ12 cosφ1= ————— 2σ ? 22 1+σ2-λρ1 cosφ2= ————— 2σ ? λ=L2 / L1 λ—— 活塞杆伸出系数 ?ρi = Li / d ?σ= r / d ?由式?、?得: -B?2 - 4AC σ= ?2A 折叠臂变幅往复油缸机构设计 往复油缸机构运动设计 ——————————————————————————————————————————————— 往复油缸机构运动设计,本次采用分析法设计。已知摇杆AB1输出摆角,同时根据空间位置及输出摇杆CD初始 图3 变幅机构运动图 2010年第8期 (4月下)《交通世界》131 S特种车辆 PECIAL VEHICLES 图4 往复油缸机构初设计图5 往复油缸机构最终设计图6 变幅机构 A = C =λ2- 1 B = -2(λcosφ1 - cosφ2) ?ρi = 1+σ- 2σcosφi ?把d=1200,r=380代入?得:σ= r / d = 380/1200?0.3167把σ=0.3167代入式?得:ρ1 = 1+0.31672 - 2×0.3167×cos24?22ρ1 ?0.7223L1 =ρ1? d = 0.7223×1200?866.67把式?代入式?消去A、B、C得到关于λ的1元4次方程,化简方程得:0.5217λ4 - 1.5778λ2 + 1.0561λ+1.0561=0可通过求解1元4次方程公式,或使用MATLABE等软件对方程求解。舍去无效解,最后取λ?1.4222010 No.8 (Apr) 已知:m1?218kg(包括管线、电气件、 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 件等),m2?70kg,m3,320×1.5,480kg,它们重心相对于回转中心D的距离分别为:L1=2025mm=2.025m,L2=3550mm=3.55m,L3=3900mm=3.9m。 求:输出摇杆CD的负载力矩Mr解:如图6Mr =ΣMi ——————————————————————————————————————————————— Mr =G1L1+G2L2+G3L3 Mr = 25107.11N?m 机构受力分析 使用矢量方程解析法对四杆机构进行受力分析。如图7变幅机构受力分析。 图7 变幅机构受力分析 已知:Mr= 25108N?m,CD=l1=220mm=0.22m,BC=l2=300mm=0.3m,摇杆CD极位时同x轴夹角 把λ,1.422代入式?得 L2 = λ? L1 = 1.422×866.67?1232.17也可通过作图连接EC1或把φ2角度代入?得出ρ2在通过?式得L2=1232.17这与计算结果一致。就是说如果已知摇杆角度既可通过?、?式计算出油缸行程或由油缸行程求得铰点的精确位置。 油缸安装距:A= L1?867mm; 油缸行程: S= L2 - L1 =1232.17 - 866.67?366mm在实际工程应用中,为了方便加工制造对于油缸铰点E的位置进行调整。考虑加工时以D点为基准进行加工。使E点相对于D点的坐标x,y为1285mm,39mm最后E点位置如图5往复油缸机构最终设计,最后确认油缸数据,校正后的油缸行程及安装距为: A= L1?867mm S= L2 - L1 =1232.23 - 866.89?365mm注意如空间允许情况下,使用已知量摇杆r (AB1)及根据油缸活塞杆伸出系数λ,通过式?、?、?、?、?来计算机架d(AE)、L1、L2。油缸活塞杆伸出系数λ一般可以取1.5??1.7之间,但此例λ不在此范围内就必须在液压油缸参数确定之后使用欧拉公式对油缸杆稳定性进行校核。往——————————————————————————————————————————————— 复油缸机构油缸设计 在机构设计之后需要确定输出摇杆负载。通过3D设计软件对负载进行建模,这样可以很方便、准确的计算出负载的质量及重心位置。折叠臂变幅机构的输出摇杆所输出的是扭矩,所以必须确认负载扭矩,再计算出油缸推力,最后选择油缸尺寸,并通过3D模型校核干涉等。 机构负载计算 如图6变幅机构负载,经过分析,当伸缩臂水平,折叠臂达到110?变幅时(最大作业幅度)输出摇杆CD的输出扭矩最大,相应的油缸推力最大。主要产生扭矩的负载为折叠臂质量负载m1,工作平台自重m2,1.5倍的工作平台载荷m3。 ?θ1=39.09?,油缸推力F与x轴夹角?θ2 =51.34?。 求:推力F 解:(1)取CD杆为分离体,并将该构件上的诸力对D点取力矩得: ΣMD = FC ? l1t - Mr = FCx ? l1sinθ1+ FCy ? l1cosθ1 - Mr =0 ? (2)同理取BC杆为分离体, 由于BC杆上无其他负载,所以只满足?F=0即可,则得: ΣF= FB - FC =0 ΣFy = FBy - FCy =0 F cosθ2 - FCx =0 ΣFx = FBx - FCx =0 F sinθ2 - FCy =0 ——————————————————————————————————————————————— ? 由式?、?得: F cosθ2 ? l1sinθ1+ F sinθ2 ? l1cosθ1 - Mr =0将已知条件代入上式得:F =114128N 由于连杆无负载可能的动载荷及惯性力和摩擦结果会比实际小,所以实际使用过程中输入推力要略大。 油缸参数计算 初算油缸最大推力为114128N, 可以根据液压系统压力确定油缸缸筒内径D,由公式:4F D = —— ×10-3?0.089m π?ρD — 活塞杆内径,mF — 油缸推力,N p — 供油压力,MPa(取18MPa) 考虑初算结果没有计算惯性力、摩擦力及计算、设备加工制造误差,可能的震动应力,工程使用成本等因素,决定缸筒内径尽量选择标准、通用型号,选取HSG系列工程液压缸D=125mm。满足安全要求。 2010年第8期 (4月下)《交通世界》133 S 特种车辆 PECIAL VEHICLES 设置约束条件。由于目前输入点数不够,此时的方程为不定方程,所以C点解为无穷。此时需要输入已知量,按照机构传动要求,试输入?γ=40?。设计草图公式驱动?CDC2=?Ψ=190?。这样得到初——————————————————————————————————————————————— 步的设计结果;如果放置空间允许各杆长,则机构AB1CD达到要求机构。 由于设计中不要求精确设计输入、输出对应关系,都是在范围变动,所以可以调整驱动几何关系;为了方便制造,对于B1C,CD取整,AB1由于实际空间允许,可以不变;取AB1=220,CD=190如图9调平机构调整设计,设计中AB1的启始角度可以根据实际情况适当变动所以先设置?B1AD为从动尺寸,再设置输出角度?Ψ为从动,这样才不会导致图形过定义(计算输入条件过多无法解出);通过图形及输入油缸位置设输入角?α=87?。 图8 调平机构初步设计 如图9最后经过调整,AB1=320,B1C=220,CD=190,启始角从动为?B1AD?71.36?,输入角?α=87?,输出角随计算结果从动为?CDC2=?Ψ?189.97?,传动角从动?CDC2=?γ?37.4?;这个机构的杆长条件完全可以达到设备使用要求。 最后机构运动图如图10调平机构运动图,由设备结构最后确定A点及C点相对D的位置;最后输入 通过3D模型及各参数选择油缸杆直径d。通过模型发现d,63mm会发生干涉,修改其他尺寸容易影响整体强度,最后确定d=63mm。使用欧拉公式进行稳定性校核,符合要求。由于选择d=63mm会造成液压缸活塞往复运动时的速比φ较小。这样在制造油缸时必须选择高强度材料。 工作平台调平杆系机构设计 ——————————————————————————————————————————————— 设计要求及技术参数 此设备折叠臂加主臂的变幅角度为190?,这就要求工作平台调平机构输出不能小于190?的变幅角度,这样才能保证高空作业设备工作平台水平。整套变幅机构要求在折叠臂内部。折叠臂内部尺寸为211×158mm,与变幅机构设计采用基本相同方法,但是由于输出角度较大设计时必须以传动角γ为设计基准之一。确定基本已知条件,机架根据臂体空间设为205mm;输入连杆的输入角度为85???90?;输出角度为Ψ?190?;传动角γ>35?。 已知:机架AD=205mm;设输入摇杆AB1=320mm,输入角?α=90?,输出角?Ψ?190?,传动角?γ>35?。 求:AB1、B1C、CD、 解:图8调平机构初步设计,初设?B1AD=70?,做AD=205,做?B1AD=70?,做?B1AB2=?α=90?,以A为圆心,AB1为半径做圆,交AB2于B2,以D为顶点,做?Ψ=190?,以D为圆心,B2D为半径做圆,交C1D于C1,连接B1C1 ,做B1C1垂直平分线EF,机构输出摇杆铰点C在EF上运动。做?CDC2=?Ψ=190?,CD=C2D,连接C2、B2点则角?CDC2=?γ 连杆AB的B点运动到B1点,输出连杆CD的C点运动到C1;当输出角?Ψ=?CDC1=190?时,输入角?α=?BAB1?87.18?<90?,传动角?γ?35.1?>35?;都达到设计要求。 折叠臂变幅往复油缸机构设计 往复油缸机构运动设计 ——————————————————————————————————————————————— 工作平台调平机构与折叠臂变幅机构的驱动机构相同,都是使用液压油缸输入。设计计算方法同上,由四杆机构模型几何关系,设备尺寸结构,安装、制造实用性等,通过 图9 调平机构调整设计 图10 调平机构运动图 2010 No.8 (Apr) 出最大拉力F。 计算为无负载可能的动载荷及惯性力和摩擦的结果,会比实际略小。所以实际使用过程中输入拉力要略大。 按照油缸所需拉力通过液压系统压力用下式计算油缸缸杆及缸桶。 4F ————— + d π?ρ×10-6同样是考虑初算结果没有计算惯性力、摩擦力及计算、设备加工制造误差,可能的震动应力,工程使用成本等因素,决定选取HSG系列工程液压缸D=75mm,杆径d=40mm满足需要;使用欧拉公式进行稳定性校核,符合安全性要求。 图11 往复油缸机构最终设计 1.3.1章节公式设计得出。最后机构设计结果如图11往复油缸机构最终设计。往复油缸机构油缸设计 往复油缸机构计算同上章节,负载主要仍为Mr转矩,Mr由工作平台及其拖架自重和工作平台负载产生,由3D模型可较准确的计算——————————————————————————————————————————————— 出以上3项负载相对于铰点产生的力矩。 如图12调平机构负载,这种大角度输出则需要D铰点采用断轴设计,以免发生干涉;CD为输出连杆,B铰点为油缸输出点。则机构负载为: Mr = G1L1 + G2L2 Mr由工作平台及托架自重G1对D取矩与工作平台负载G2 对D取矩之和。 通过定性分析得出油缸输出力最大的情况,并且油缸输出力为拉力;按照位置关系使用矢量方程解析法对机构进行分析。 如图13,使用1.3.2.2章节方法列方程进行分析计算得 结论 以往的机构设计机构采用各种计算方法比较复杂,而且计算出之后不能马上结合其他结构,导致反复的验证、计算、调整等问 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 。不光费时,而且计算也比较复杂,有些定量的计算方法普通工程师难以掌握。由于计算机技术的发展、3D软件的应用,通过计算机的约束条件,直接计算出机构结果,并且可以直接效验结构关系等相关问题。本文的这种连杆机构的设计方法简单,对于应用在高空作业车这种变幅和调平机构非常合适,有较大摆角输出。驱动油缸均在组合臂内部,避免了油缸可能干涉其他结构的情况,另外油缸内置也使设备外型美观,并且安全性提高,初期的简单人工力学计算可以为确定总体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 提供依据,也成为后期建立3D模型进行虚拟养机计算提供基础。 作者单位:李 峰 贺淑艳 王飞 牛喜元 李 勇 ——沈阳北——————————————————————————————————————————————— 方交通重工集团 高空研究所 吕继军——浙江中控技术股份有限公司 图12 调平机构负载 图13 调平机构受力分析 2010年第8期 (4月下)《交通世界》135 ———————————————————————————————————————————————
本文档为【高空作业设备折叠臂架连杆传动及平台平衡杆系机构设计_李峰】,请使用软件OFFICE或WPS软件打开。作品中的文字与图均可以修改和编辑, 图片更改请在作品中右键图片并更换,文字修改请直接点击文字进行修改,也可以新增和删除文档中的内容。
该文档来自用户分享,如有侵权行为请发邮件ishare@vip.sina.com联系网站客服,我们会及时删除。
[版权声明] 本站所有资料为用户分享产生,若发现您的权利被侵害,请联系客服邮件isharekefu@iask.cn,我们尽快处理。
本作品所展示的图片、画像、字体、音乐的版权可能需版权方额外授权,请谨慎使用。
网站提供的党政主题相关内容(国旗、国徽、党徽..)目的在于配合国家政策宣传,仅限个人学习分享使用,禁止用于任何广告和商用目的。
下载需要: 免费 已有0 人下载
最新资料
资料动态
专题动态
is_562397
暂无简介~
格式:doc
大小:28KB
软件:Word
页数:12
分类:生产制造
上传时间:2017-10-14
浏览量:27