四会登高车出租，端州登高车出租，鼎湖登高车出租      如何优化登高车的关节齿式支腿？    分析登高车支腿工作特点，绘制支腿反力变化曲线；找出其危险工况，对支腿及关节齿分别进行有限元静力和接触分析，优化了下支腿的截面尺寸，提高了材料的利用率。为支腿结构设计和校核提供有价值的参考。蜘蛛式登高车整机构成，上车可360°全回转，最大工作高度24m。2人工作区最大工作幅度为10m，1人工作区最大工作幅度为12m。

            支腿结构及工作位置： 关节齿式支腿结构，上、下支腿由关节齿5啮合连接，关节齿数为30，每转一个齿，夹角ε调节12°。支腿采用定位销1与底盘固定，副支腿由定位销7与下支腿6固定。支腿可单独在水平和垂直面内调节，以满足作业和收起工况要求。收起位置工作位置工作区域非工作区 。 关节齿式支腿结构： V1为支腿收起位置，V0为轮胎刚离地时的支承位置即工作位置，V2—V3为作业工况的支腿支承范围，一般取±300mm，以满足台阶、凹坑支承需求。为了适应不同支承场地的工作要求，登高车的支腿可以在水平面内变换4个不同位置，A1B1—A4B4分别对应支腿摆角δ=58°、48°、38°、28°支腿危险工况确定工作时，副支腿插入下支腿箱体内固定，上、下支腿通过关节齿啮合连接，副支腿与下支腿、下支腿与上支腿间均无相对运动。整个支腿通过支腿座用销轴安装在车架上，使得支腿整体在水平面内可相对车架回转，而垂直面内相对车架固定。若将支腿、支腿座、支腿油缸作为整体进行分析，在垂直面内可视为悬臂结构，即支腿座处固定，支脚处承受地面支承反力。因此，最大支腿反力工况即为支腿受力危险工况。作业时，支腿受力与支承位置及工作臂位置有关。

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          工作臂位置参数有主臂仰角α、折臂与主臂夹角β、回转角γ、主臂长L。O1为四支腿形心，O2为回转中心。由于工作吊篮在最大工作幅度边界上工作时支腿反力较大，因此只需研究工作臂在不同α、γ，吊篮在最大工作幅度边界上的支腿反力变化，得到最大支腿反力。选择支腿A支承位置，计算登高车支腿A的反力RA随α、γ的变化。支腿B支腿D支腿C支腿A车架转台主臂折臂吊篮工作幅度边界α=0°时4个支腿反力曲线。可以看出支腿反力RA随α、γ的变化，102当α=0°时，出现最大支腿反力。计算4个支腿反力在α=0°时与回转角γ的变化关系曲线。 当α=0°，支腿 A在γ=134.7°、支腿D在γ=225.3°时，支腿反力分别达到最大值21211N。按照设计图纸，以板厚度方向的中间平面为基准，建立支腿的三维实体模型。选用Shell181单元作为有限元分析单元。支腿的材料为20钢,屈服极限为245MPa，密度为7800kg/ m3,弹性模量取2×1011Pa，泊松比取0.3。网格划分采用三角形单元和四边形单元，以四边形单元为主，模型划分后共得到36085个单元，36476个节点。

          

            上支承板下支承板工作状态： 副腿与下支腿接触区域时对原结构进行必要的简化，将关节齿齿形结构去掉，把上支腿和下支腿上的连接圆孔互相刚化，以传递扭矩。至于关节齿局部传力状况及应力分布，可对其进行单独的接触分析。将支腿油缸用link8单元进行模拟，该单元不承受弯矩，可用来模拟油缸的受压状态。由于支腿座与车架在垂直平面内可视为固定，可约束支腿座上支承板的2个孔和下支承板上孔的自由度。为了模拟支腿座、支腿油缸、支腿及支脚间的铰接连接，在铰接孔圆心处分别建立关键点，用单元划分得到2个同位置节点，而同位置两节点则通过节点耦合，释放其绕销轴的转动自由度，将此两节点分别与相铰接两构件销轴边缘各节点进行刚化。关节齿安装孔处，将关节齿连接的两构件圆孔边缘各节点进行刚化。支腿受力时，副支腿与下支腿接触区域，将两者对应区域刚化，以传递副腿产生的作用力。将支腿反力21211N均匀施加在支脚与地面接触的底面节点上，求解得到支腿的应力云图。可以看出，去除铰孔处应力集中后，支腿上应力最大值出现在上支腿固定关节齿的贴板上，中MX处，其值为118MPa。上支腿及支腿座应力分布均匀合理，下支腿下部应力较小，出现应力分布不均匀的情况，可对下支腿进行优化，以提高材料利用率。按照规定：“登高车承载零部件采用塑性材料时，按材料的屈服点计算，结构安全系数n不应小于2”，则许用应力为122.5MPa。根据第四强度理论，以应力计算结果作为评定准则，其最大值小于材料的许用应力。整个支腿最大变形量为1.4mm，在允许范围内，说明支腿强度和刚度均满足要求。

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