探析高空作業(yè)平臺轉向系統(tǒng)設計

1、<p>　　探析高空作業(yè)平臺轉向系統(tǒng)設計</p><p>　　摘要：文章主要通過結合自行式高空作業(yè)平臺的轉向系統(tǒng)設計實例，針對該機械的總體設計計算中注意要點進行了分析與研究，旨在有效地地實現(xiàn)自行式高空作業(yè)平臺轉向時穩(wěn)定性、精確性和可靠性。 </p><p>　　關鍵詞：自行式高空作業(yè)平臺；轉向機構；橫置油缸；設計計算 </p><p>　　中圖分類號：TQ

2、174.6+4 文獻標識碼：A 文章編號： </p><p><b>　　引言： </b></p><p>　　目前，自行式高空作業(yè)平臺在國外得到了廣泛應用，在國內鮮有應用，但在叉車等輪式工程機械上已成熟應用。實踐證明傳統(tǒng)的轉向機構存在一定的缺陷，而自行式高空作業(yè)平臺對轉向平穩(wěn)性和操作性要求更高。因此，為尋求一種更好的轉向方式，引進了叉車的橫置油缸轉向機構的理念，并對

3、其進行量身設計。 </p><p><b>　　1轉向系統(tǒng)設計 </b></p><p>　　1.1轉向系統(tǒng)方案 </p><p>　　本系統(tǒng)的總體方案采用電比例液壓控制+橫置油缸的轉向方式。具體實現(xiàn)如圖1所示。當比例閥左邊得電時（電磁鐵吸合），閥芯向左移動，壓力油進入橫置油缸的左腔，推動活塞桿向右移動，活塞桿通過連桿推動（拉動）轉向頭使輪組件

4、向左偏轉，從而實現(xiàn)整機左轉向，反之實現(xiàn)整機右轉向。 </p><p>　　1－油箱；2－主泵；3－安全閥；4－單向閥；5－電比例閥；6－右輪組件；7－右轉向頭；8－連桿；9－橫置油缸；10－左轉向頭；11－左輪組件 </p><p>　　圖1轉向系統(tǒng)原理圖 </p><p>　　1.2轉向機構設計原理 </p><p>　　（1）為了減小轉向

5、阻力距，減緩輪胎的磨損，要求各輪均做純滾動而不產生側滑，則各輪的軸線均交于一點O，即瞬時轉向中心，如圖2所示，需滿足整機正常轉向的必要條件： </p><p>　　ctgβ－ctga＝M/L </p><p><b>　　式中a—內轉角； </b></p><p><b>　　β—外轉角； </b></p>

6、<p>　　M—轉向主銷中心距； </p><p><b>　　L—前后輪軸距。 </b></p><p>　　（2）另外，在干燥的路面做曲線運動而無側滑時，還需滿足動力學條件： </p><p>　　￠cosa≥&micro; </p><p>　　式中a——內轉角，a≤50°； </

7、p><p>　　￠——滑動摩擦系數(shù)，對于混凝土路面，取￠＝0.6； </p><p>　　&micro;——滾動摩擦系數(shù)，對于混凝土路面，取&micro;＝0.2。 </p><p>　　圖2車輪純滾動示意圖 </p><p>　　2 轉向機構設計參數(shù)的選擇計算 </p><p>　　建立轉向機構數(shù)學計算模

8、型，如圖3所示。 </p><p>　　圖3轉向機構計算模型 </p><p><b>　　2.1 已知參數(shù) </b></p><p>　　主銷距M＝1 570mm，輪距L＝2 500mm，系統(tǒng)壓力P＝20MPa。 </p><p><b>　　2.2 初設參數(shù) </b></p>&l

9、t;p>　?。?）油缸行程S(mm)：初設S＝165。 </p><p>　?。?）油缸內徑D(mm)：初設D＝100。 </p><p>　　（3）活塞桿長k(mm)：M＞k＞2S＋6D＝930，初設k＝1 110mm。 </p><p>　?。?）主銷中心至活塞桿距h(mm)：h≥D/2＋30＝80，初設h＝140mm。 </p><p

10、>　　（5）轉向臂長b(mm)：2h≥b＞h，初設b＝275mm。 </p><p>　　6）輔助臂長a：a＝SQRT[(M－k)2/4＋(b－h(huán))2]＝266.7mm。 </p><p>　　7）活塞桿左銷孔至轉向臂的距離e：e＝(M－k)/2＝230mm。 </p><p>　　2.3 設計參數(shù)校核 </p><p>　　用幾何法推

11、導相關公式，代入設計參數(shù)計算，校核內轉角a、外轉角b，由于該機構左右完全對稱，因此只分析左轉彎時的情況。如圖4所示。 </p><p>　　直行時，a＝b＝0，左右轉向臂AE及BF均與主銷中心連線AB垂直，活塞桿DC處于中位。當左轉彎，油缸行程為165mm時，求得a≈45.6°，b≈31.9°，則 </p><p>　　1）ctgβ－ctga ＝0.6273≈M / L

12、＝1 570/2 500＝0.628，滿足條件。 </p><p>　　2）￠cosa＝0.42≥0.2，滿足條件。 </p><p>　　2.4 轉向全過程內外轉角偏差分析 </p><p>　　以行程步長為5mm，對轉向全過程內外轉角偏差進行計算分析（如圖4）。 </p><p>　　圖4轉向全過程內外轉角絕對偏差曲線 </p>

13、;<p>　　由圖5的轉向全過程內外轉角絕對偏差曲線可以看出轉向全過程內外轉角偏差的變化規(guī)律。轉向全過程內外轉角偏差計算結果表明，該方案的內外轉角絕對值差Db基本在0.15°以內，最大偏差為△βmax僅為0.1501°，最大相對偏差△β/β0僅為0.0079，因此，其轉向精度非常高。另外，在實際行走轉向過程中，各輪的軸線并非交于瞬時轉向中心，而應該是無限地接近它，由此可判斷此方案是可行的。 </p

14、><p>　　3轉向機構的力學特性 </p><p>　　轉向輪原地轉向時受到的阻力矩最大，計算時根據(jù)經驗公式： </p><p>　　MR＝(1/η)G1xSQRT（e2＋k2） </p><p>　　式中η——轉向系統(tǒng)的傳動效率，取η＝0.85； </p><p>　　G1——前橋垂直負荷(N)，根據(jù)總體計算得出最大值

15、為G＝100 000N； </p><p>　　x——綜合摩擦系數(shù)，取x＝0.8； </p><p>　　e——輪胎中心與地面接觸點至銷與地面交點之間的距離，取261mm； </p><p>　　k——當量半徑(mm)，k＝b/3，其中輪胎寬度b＝398mm，則k＝132.7mm。 </p><p><b>　　經計算 </b

16、></p><p>　　MR＝20 667Nm </p><p>　　當轉向輪達到最大內轉角時，轉向動力缸的推力F達到最大值，轉向機構受力見圖5?？梢缘贸鯽 1＝33.1°，β1＝11.3°，R＝275mm，則 </p><p>　　Fy＝MR/R＝75153N </p><p>　　Fn＝Fy/sina＝13761

17、7N </p><p>　　F＝Fn/cos b＝140337N </p><p>　　圖5轉向機構受力圖 </p><p><b>　　4轉向油缸的確定 </b></p><p>　　轉向缸的有效作用面積為 </p><p>　　A＝F/P＝7 017mm2 </p><p&

18、gt;　　為保證轉向缸的工作穩(wěn)定，活塞桿直徑d與活塞直徑D之比取d＝D/2。 </p><p>　　而A＝π((D/2)2－(d/2)2） </p><p>　　則D＝SQRT(4A/π＋d2)＝110mm </p><p>　　d＝D/2＝55mm </p><p>　　為了增大轉向缸的有效作用面積減小系統(tǒng)壓力以及增大活塞桿的強度，取D＝1

19、20mm，d＝60mm。 </p><p>　　轉向油缸的行程S＝±165mm，初設時間t＝5s，則流量Q＝16.8L/min。以此值為依據(jù)進行電磁比例閥的選型：根據(jù)靠近原則選擇25L/min的閥芯。 </p><p><b>　　5轉向機構確定 </b></p><p>　　經過總體計算，采用Pro ENGINEER軟件進行3D參數(shù)

20、化建摸，并進行運動分析排除干涉，得出如圖6所示的轉向機構模型。 </p><p><b>　　圖6轉向機構模型 </b></p><p><b>　　6 結語 </b></p><p>　　總之，該轉向機構已經安裝在某型號自行式高空作業(yè)平臺上，性能優(yōu)良，質量可靠，簡單實用，用戶使用情況良好。此項技術可推廣應用到系列化產品上