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柱塞泵变量头振动信号的频谱反映的是由柱塞运动引起的液流脉动、油液高低压油路冲击脉冲、各部件之间周期性撞击等所产生的周期性冲击。柱塞泵变量头前端、侧端振动信号频谱图。频谱图中也未见任何异常，说明此液压泵运行状况良好，与实验结果相符。
压力脉动频谱分析, 登高车液压系统在各个重要的压力点都设计有一个压力表，压力油管的一段与系统压力油相连，另一端则是与压力表对接的测压接头，能够方便的实现与压力表的连接。在原位检测中，选用转换接头将压力传感器安装在压力油管出压力。通过借助系统自带的压力测点测试系统压力，不影响登高车的正常工作，保证测试数据的正确性和准确性。-75-图5-6柱塞泵压力测点的布置调整柱塞泵的配流盘错配角至偏大角度，此泵出口压力作为压力数据采集的对象。此时采集到的液压泵出口压力波动曲线。从图中系统压力波动曲线可以看出，泵口输出压力出现负压超调，并呈现一定的周期性，在柱塞泵内部主要表现为配流过程中的流量倒灌，因此也会引起较大的流量脉动，这可能导致液压系统中气穴、气蚀现象的发生。验证了实验前改动配流盘角度造成的油液倒灌故障。 油液压力波动频谱范围约在0～400Hz，主频在100～135Hz之间，与柱塞往复运动不平衡的频率123.33Hz接近。斜盘故障时，泵能量集中在基频和2倍频上，但基频的能量比2倍频大得多，高频段能量很少。在登高车液压系统负载稳定的情况下，柱塞泵内部结构的周期性冲击激励是系统中压力油产生压脉冲的主要因素。
1工况及载荷确定, 吊篮车的工作级别一般在A3-A6之间。正常情况下臂架上所受的载荷分别有起升载荷、惯性载荷、臂架自重、及风载荷等。在变幅平面内，吊臂受到:轴向力N1=φ2PQsinθ+Gbsinθ+φ2PQin (1)横向力H1=φ2PQcosθ+Gbcosθ (2)弯矩M1=e2φ2PQsinθ－e1φ2PQin (3)在回转平面内，吊臂受到:横向力H2=PQtanα+PW2+φ5mbaτ(4)扭矩T=PQe2tanα(5)式中i———滑轮组倍率(吊钩)，η———滑轮组效率，φ2———起升动载系数，φ5———动力效应载荷系数，θ———吊臂仰角，PQ———额定起升载荷，PQ=(mQ+mo)g(g为重力加速度，mQ为变幅平面起升质量，m0为吊具质量)，Gb———臂架自重，Gb=mbg(mb为臂架质量)，α———钢丝绳较大偏摆角，取3°～6°，ατ———臂架端部的切向加速度，e1，e2—起升绳导向滑轮轴心和吊钩定滑轮轴心到吊臂中性轴线的距离，PWΠ———工作状态中所受较大风载荷。由于吊篮车工作环境及工作状态的不同，会出现很多种不同的工况，如果每种情况都加以分析，会大大增加工作量及分析难度，我们可以分析其较大载重量时的状态达到减小分析难度的目的。以常见的吊篮车为例，其额定起重量为50t，当达到较大仰角45°时，较大起重力矩为1500kN·m．本文选取此状态下的QY50伸缩臂基臂为研究对象，对起重机U型臂截面进行分析研究。2参数化建模和静力学分析吊篮车的额定起重量50t，较小额定幅度3m，较大起重力矩1500kN·m，较大回转速度2r/min，基臂长12．5m，变幅液压缸铰点于基臂位置q=5．50m。
基臂模型，网格划分采用实体单元，模型见于图2．图1吊臂截面图Fig．1Sectionofboom图2吊臂模型图Fig．2Modelofboom2．2伸缩臂静力学分析运用ANSYSWorkbench对吊篮车基臂的强度、刚度进行分析，得到它们的应力云图、变幅平面位移云图。伸缩臂基臂的较大应力为392MPa，较大静位移为28．359mm，分别出现在变幅液压缸交点处和伸缩臂基臂臂端。吊篮车机臂材料为低合金高强度钢，查得此材料的屈服极限为σs=550MPa，取安全系数为1．34，通过公式“许用应力=屈服强度/安全系数”求得［σ］=410MPa．得到吊篮车臂架在变幅平面内的较大静位移为L2c×10－5(cm)，其中Lc为臂架长度，单位为cm，得出许用刚度为156．25mm．通过图3、图4中的数据可知吊篮车伸缩臂强度和刚度都小于许用值，满足安全要求，但却造成了材料的浪费，所以有必要通过优化设计改善。