车辆工程毕业设计（论文）-东风EQ1102自卸垃圾运输车改装设计【全套图纸】 .doc

第1章 绪论1.1 自卸车的概述自卸汽车是装有液压举升机构,能将车厢卸下或使车厢倾斜一定角度，货物依靠自重能自行卸下或者水平推挤卸料的汽车，又称翻斗车。普通自卸车在工作时向后方卸货物，是依靠自卸车后端的铰接装置来实现车厢的后翻，其动力的来源是依靠装于副车架中的举升缸来实现的。全套图纸，加153893706自卸汽车按其用途可分为两大类：一类属非公路运输用的重型和超重型(装载质量在20t以上)自卸汽车。主要承担大型矿山、水利工地等运输任务，通常是与挖掘机配套使用。这类汽车也称为矿用自卸汽车。它的长度、宽度、高度以及轴荷等不受公路法规的限制，但它只能在矿山、工地上使用。另一类用于公路运输用的轻、中、重型(装载质量在220 t)普通自卸汽车。它主要承担砂石、泥土、煤炭等松散货物运输，通常是与装载机配套使用。普通自卸汽车按装载质量分为:轻型自卸汽车、中型自卸汽车和重型自卸汽车；按运载货物倾卸方向分为：后倾式、侧倾式、三面倾式和底卸式自卸汽车；按车厢栏板结构分为：栏板一面开启式、栏板三面开启式和簸箕式(即无后栏板)自卸汽车；按传动系分为：机械传动、液力机械传动和电力传动自卸汽车。随着国内基础设施建设需要不断增加，自卸汽车产量近年来一直保持较高产销量，在专用车综合产量中保持第一位置，但在种类、型式、材料运用方面与国外还有一定的差距。自卸汽车继续快速增长，销量超过载货汽车上升到第一位。主要原因是固定资产投资强劲增长，巨大的投资规模奠定了自卸汽车市场需求基础；自卸汽车品种增加，不仅适应和满足施工需求，同时向运输市场发展；牵引汽车保持较快发展，已成为长距离公路运输的主力车型。举升装置是自卸汽车的主要结构部分。其主要组成如下：取力器、液压泵、副车架、车厢举升机构、车厢、锁钩机构组成。图1-1为普通自卸汽车结构组成图1-1 普通自卸汽车结构组成1-液压倾卸操纵装置；2-倾卸机构；3-液压油缸；4-拉杆；5-车厢；6-后铰链支座；7-安全撑杆；8-油箱；9-油泵；10-传动轴；11-取力器；在自卸汽车的设计当中，液压举升机构的设计一直处于重要的地位。这是因为液压举升机构是中型自卸汽车的重要工作系统，其设计方案的优劣直接影响着汽车的多个主要性能指标；对提高液压举升机构的设计质量和效率具有重要的意义。1.2 专用自卸汽车设计特点专用汽车与普通汽车的区别主要是改装了具有专用功能的上装部分，能完成某些特殊的运输和作业功能。因此在设计上，除了要满足基本型汽车的性能要求外，还要满足专用功能的要求，这就形成了其自身特点，概括如下：1 专用汽车设计多选用定型的基本型汽车底盘进行改装设计 根据所设计的专用汽车的功能和性能指标要求，在功率匹配、动力输出、传动方式、外形尺寸、轴载质量、购置成本等方面进行分析比较，优选出一种基本型汽车底盘作为专用汽车改装设计的底盘。2 专用汽车设计的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配设计时既要保证专用功能满足其性能要求，也要考虑汽车底盘的基本性能不受到影响。在必要时，可适当降低汽车底盘的某些性能指标，以满足实现某些专用工作装置性能的要求。3 针对专用汽车品种多、批量少的生产持点。 对专用汽车自制件的设计，应遵循单件或小批量的生产特点并应保证加工的可能性。 对专用汽车工作装置中的某些核心部件和总成，要从专业生产厂家中优选,因专用汽车专项作业性能的好坏，主要决定于这些部件的性能和可靠性。如各种水泵、油泵、气泵、空压机及各种阀等，要从专业生产厂家中优选，因为专用汽车专项作业性能的好坏，主要决定于这些部件的性能和可靠性。 在普通汽车底盘上改装的专用汽车，底盘受载情况可能与原设计不同，因此要对一些重要的总成结构件进行强度校核。专用汽车设计应满足有关机动车辆公路交通安全法规的要求。 某些专用汽车可能会在很恶劣的环境下工作，其使用条件复杂，要了解和掌握国家及行业相应的规范和标准，使专用汽车有良好的适应性，工作可靠性，是要设安全性装置。综上所述，专用汽车的设计有其自身的特点和要求，既要满足汽车设计的一般要求，同时又要获得好的专用性能。这就要求汽车和专用工作装置合理匹配，构成一个协调的整体，使汽车的基本性能和专用功能都得到充分发挥。1.3国内外自卸汽车的发展状况1.3.1国外专用汽车产品的现状 国外最早发展专用汽车产品的是美国和西欧的一些国家，第二次世界大战后，相继在日本、前苏联等国得到了发展。70年代末，当汽车工业出现世界性的萧条和滞销时，发展专用汽车成了当时摆脱汽车工业危机的一条出路。这样，专用汽车在世界范围内迅速发展起来。美国是专用汽车发展最早的国家之一。专用汽车的生产是美国汽车工业的重要组成部分。据不完全统计，美国1986年生产货车1593489辆，其中专用汽车的产量为934690辆，专用汽车的产量占货车产量的58%，美国9-11.81的中型货车的保有量中，专用汽车占2/3以上，美国的挂车生产70年代平均年产挂车已达15万辆左右（约占9t以上载货丰产量的40%左右），大部分为专用挂车。70年代末期，日本专用汽车年平均产量在20万辆左右，其中特装车占73.10%；厢式车占17.9%；特种车占2.2%；半挂车占6.5%。到1990年，日本专用汽车总产量达到25.8万辆，近年来在中型货车中，专用汽车的比例已超过54%。欧洲的专用汽车主要是重型专用汽车，且绝大多数产品为不同规格尺寸和不同承载量的低货台货车、挂车和半挂车，最多的是适宜运输建筑机械的最大总质量为30 t或40 t的低货台货车。欧洲的大部分专用汽车生产厂家集中在德国（原西德），1979年原西德挂车产量达15.1万辆，占载货车产量的51%，占专用汽车产量的87%。原苏联自1966年以来，汽车工业有较大的发展，但货车在总产量中的比例却在下降（50年代占81%，60年代占69%，80年代占35%），不过专用汽车在货车保有量中的比例却逐年上升（50年代占5%，60年代占27%，70年代占42%，80年代占44.9%)3。综上所述，近年来，世界各国都大力发展专用汽车生产，致力于专用汽车的研究，扩大汽车使用范围，以利于各种货物的运输国外主要工业发达国家的专用汽车社会保有量占载货汽车保有量的比率都在50%以上（50%-70%）。1.3.2我国专用汽车的现状及发展趋势我国专用汽车的生产是从60年代初开始,在军用改装车辆、消防改装汽车的基础上逐步发展起来。70年代，一些专用汽车生产厂根据国民经济各部门的不同需要，形成了自己的产品特色，逐步成为某一门类专业汽车生产的骨干企业。如生产半挂车的汉阳特种汽车制造厂、生产粉罐汽车的武汉专用汽车厂、生产冷藏汽车的镇江冷藏汽车厂等。80年代，随着国民经济的发展，专用汽车得到了较大的发展，在汽车行业中形成了独立的专用汽车行业。我国的专用汽车行业经历了近30年的发展，已具有一定的规模；特别是1983年以后的10年，专用汽车的发展一直保待较高的速度，年平均增长率在24%以上。1992年的产量达到17.22万辆，约占当年载重汽车产量的26%。目前，我国专用汽车生产厂家大致可分四类：一是生产基本型汽车的主机厂，从1992年统计的专用汽车产量看，主机厂（实际是汽车集团、公司下设的分公司或分厂）生产的专用车已占专用汽车总产量的53%，这个比率正在增长；二是专用汽车的专业生产厂，在主机厂提供的汽车底盘上进行改装，这是目前我国专用汽车生产的主要形式，其产量约占45%；三是非专业生产厂，如客车、航天、航空、造船及军工厂等在生产其它产品同时，也生产专用汽车；四是一些部门的修理厂，根据用户需要也改装少量专用车。据1994年“汽车产品目录”统计，全国生产专用汽车企业有759家；专用汽车种类已达121种类，700多个品种。1992年我国专用汽车年产量达到17. 22万辆，其中以厢式车和自卸车比例最大，分别为7.3万辆和6.43万辆。1.4本章小结自卸汽车是利用本车发动机驱动的液压举升机构将车厢倾斜一定角度，然后货物依靠自重自行卸下的汽车。专用自卸汽车是在自卸汽车基础上，增加了某些功能，使其成为具有专门用途的自卸汽车。本设计的目标是设计一种载重4.5t的自卸汽车，其性能参数与所选底盘车接近。自卸汽车是装备有车厢举升机构装置的载货自卸汽车。因此本设计主要研究的内容有：车厢举升机构的设计计算、液压传动装置设计计算选型、并进行二类底盘的选择、主要参数数据齐备、进行二类底盘选型分析、产生具有实践意义的选型总结；然后进行车辆的总体布置和性能分析，并用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置；最后通过正确的计算，完成各部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的设计要求，并附之以总装配图，清楚表达设计。第2章 中型自卸汽车设计计算2.1 基本尺寸参数的确定普通自卸汽车都一样，都是在二类底盘的基础上进行改装而成，主要尺寸参数原则上应于原车底盘尺寸相同，从而保证其整车性能参数与原车基本保持不变。常见二类底盘机构如图2-1所示 图2-1底盘结构 a-轴距； d-驾驶室最高点到车架上表面距离； h-底盘总高； j-后悬 ；k-底盘有效长； l-底盘总长； y-推荐载物重心； u-前悬；2.2 质量参数确定自卸车质量参数包括厂定最大装载质量、整备质量、厂定最大总质量、质量利用系数、容积利用系数以及重心位置等。1、厂定最大装载质量根据装载质量级别分类中，中型自卸车小于8吨的规定，由于本设计中自卸车装载货物为垃圾，因此这里取最大装载质量为4500kg。2、整备质量整备质量指的是装备齐全、加满油水的空车质量。它等于底盘的整备质量与汽车改装部分之和。改装部分质量包括取力器装置、液压系统、举升机构、副车架、货厢以及其它改装附件的质量。在总体设计时，常参考同类样车及总成，进行零部件称重或质量分析，初步估算出改装部分质量与整备质量。这里参考同类车型取整备质量为5215kg。3、厂定最大总质量最大总质量是按规定装满货物、坐满司机乘坐人员的整备质量。可按下式计算： (2.1)式中： 自卸车总质量， （kg）自卸车整备质量，（kg） 自卸车装载质量，（kg） 额定司机乘客人员质量，每人按65kg计算。 4、质量利用系数是装载质量与整车整备质量之比 （2.2）越大，则该车材料消耗少，材料利用率高。因此可反映自卸车设计制造水平。提高的主要措施在于设法减轻倾卸机构与货厢质量。一般8吨以下中型自卸车之约为1.0-1.5。5、容积利用系数 即单位容积装载质量。它取决于常运货物的种类。通常堆装部分的体积约占货厢体积的三分之一。确定的原则是既要充分利用汽车额定载重能力；又要避免在运输高比重货物时出现严重超载。2.3自卸汽车底盘的选择专用汽车性能的好坏直接取决于专用汽车底盘的好坏，通常专用车辆所采用的基本底盘按结构分可分为二、三、四类底盘。二类底盘是在整车基础上去掉货厢，三类底盘是从整车上去掉驾驶室与货厢，四类底盘是在三类底盘的上去掉车架总成剩下的散件。一般专用改装车辆在选用底盘时应满足下述要求：1适用性；2可靠性；3先进性；4方便性。除了上述主要要求外，还有两个值得注意的方面，一是汽车底盘价格，它是专用汽车购置成本中很大的部分，一定要考虑到用户可以接受。这也涉及到专用汽车产品能否很快的占有市场，企业能否增加效益问题。二是汽车底盘供货要有来源，所选用的底盘在市场上必须具有一定的保有量。专用汽车底盘的选择主要是根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形、尺寸、动力匹配等决定，目前，几乎80%以上的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。采用二类汽车底盘进行改装设计工作重点是整车总体布置和工作装置设计，对底盘仅作性能适应性分析和必要的强度校核，以确保改装后的整车性能基本与原车接近。目前国内市场上底盘的种类多、品种全，如解放、东风、斯太尔等系列底盘性能好，价格便宜，市场保有量大，在载重量范围48t的中型汽车，选用的底盘也多为这些系列的产品。底盘性能对比见表2-1。表2-1底盘性能对比列表解放东风斯太尔适用性适用于各类载重货车及专用汽车特殊功能的要求适用于各类载重货车及专用汽车特殊功能的要求适用于各吨位载重货车的改装设计要求以及部分专用车辆的特殊要求可靠性工作可靠，出现故障的几率少，零部件要有足够的强度和寿命工作性能好，故障率低，零部件要有足够的强度和寿命性能可靠，出现故障率低，各部件要有足够的强度先进性动力性、经济性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平动力性、经济性、操纵稳定性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平动力性、经济性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平方便性安装、检查保养和维修方便，结构紧凑安装、检查保养和维修方便，结构紧凑安装、检查保养和维修方便，结构紧凑经过实际调研和上网搜集各类底盘及其技术参数相关方面的资料，并结合本次改装设计专用车的用途、最大装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形、尺寸、动力匹配、成本等各方面的综合要求，不难发现，在进行小规模的轻、中型载货汽车或专用车辆改装制造时，选用东风系列底盘相对较合理。所以选择东风eq1102flj5底盘作为本次自卸汽车的底盘。 其参数如表2-2所示。 表2-2底盘技术参数列表车型东风eq1102flj5发动机yc4e140-30外形尺寸（mm）长宽高690024702660货箱（mm）长宽高418024001250轮距（前/后mm）1800/1800前悬/后悬(mm)1065/1785整备质量（kg）4955额定载质量(kg)4500轴距（mm）3950轮胎规格9.00-20/9.00-202.4本章小结本章主要进行自卸汽车底盘的选型。首先根据所需底盘的主要设计参数查询各牌号对应的底盘，如东风、解放以及斯太尔等；然后将现有满足设计参数要求的各种底盘进行对比，通过比较他们的适用性、可靠性、先进性、方便性、价格以及供货来源等各方面因素选择比较使用的底盘；综合各方面情况最后选用东风eq1102flj5底盘作为本次自卸汽车的底盘。汽车型式：后开栏板，矩形车厢，d式三角臂组合式举升机构，后倾式自卸汽车。第3章 举升机构的结构设计油缸后推连杆组合式举升机构工作原理如图31所示。该机构主要由举升液压缸ob、拉杆ao和三角臂abc构成。点k是车厢与副车架的铰接点。工作时液压缸充油，使液压缸ob伸长，三角臂abc和拉杆ao随着转动并升高，举升车厢，使其绕点k倾翻。货物卸完后，车厢靠自重复位。举升机构在初始位置所占据的空间越小越好，以保证机构紧凑，各构件不发生运动干涉，可协调运转。图3-1 举升机构工作原理简图3.1 举升机构的运动分析举升机构是自卸汽车的关键部件，它直接影响自卸汽车的整体结构和结构性能。而油缸后推连杆放大式举升机构（如图3-2所示）以其具有横向刚度好，举升过程转动圆滑平顺、机构紧凑、油缸行程小、布置容易等优点而广泛用于中轻吨位自卸汽车上。对该种举升机构进行运动学分析可以准确掌握其运动参数变化的全过程，这对于全面分析举升机构的性能及设计合理的举升机构具有重要的意义。要对举升机构进行运动学分析，建立其数学模型是关键。 3-2 油缸后推连杆式倾卸机构运动简图3.1.1 角度关系的确定根据解析几何的计算关系，可求得点a、b、c的坐标值： 其中和，且的坐标为已知定值，式中为车厢倾卸的角度。如图3-2所示，由几何关系可得出以下关系式： （3.1） 根据几何关系和运动特点得向量方程式为： （3.2）根据几何关系和运动特点得向量方程式为： （3.3）其中。根据几何关系和运动特点得向量方程式为： （3.4）3.1.2 角速度关系的确定将两边对时间求导，则：分别将式（3-1）、（3-2）、（3-3）和（3-4）的两边对时间求导，则： （3.5） （3.6） （3.7） （3.8） （3.9）3.2 举升机构的动力分析油缸后推连杆式倾卸机构的油缸通过三角臂abo3间接作用到货厢上；油缸两端通过铰链o2、b分别与车架、三角臂相连；拉杆两端通过铰链o2、a分别与车架、三角臂相连；三角臂通过铰链o3与货厢相连。如图3-3所示为其受力示意图。图3-3 举升机构受力示意图设车厢与车架间铰接点到车厢底部的距离为h，车厢及货物的重心到k点的距离为。（1）将车厢隔离进行受力分析，并对点取矩，则： （3.10）在中。过作货物重力g作用线的平行线，且于e点，则为与g的夹角；于是在中。又因为则： （3.11）那么，力与g的夹角 （3.12）在、g、三力构成的力三角形中代入（3-12）中，则：（3-13）在中有： （3.14）其中为油缸初始长度与油缸活塞某行程之和。过点作平行且交的延长线于m点，则： （3.15）在中 将其代入式（3-15），则：（3.16）在中有： （3.17）（2）一倾卸角为的连杆支架体作为一个研究整体，设油缸的推力为p，且p必过；拉杆对三角臂的拉力为t，且t必过。又因为平行于，则车厢对三角臂的反作用力一定与的方向相同；那么p、t、三力构成一个汇交力系。在这个三角力系中由正弦定理可得： （3.18）代入式（3.10），则： （3.19）然后将式（3-14）、（3-16）、（3-17）代入上式（3-19）即可的p和t的关系式。3.3 举升机构参数的确定油缸后推连杆式倾卸机构主要需确定的尺寸有三角臂的尺寸、拉杆的尺寸、液压缸的推力及行程、整体的安装位置等。3.3.1 车厢的尺寸确定根据公式 =v其中：m为装载质量； 为城市垃圾密度，取（200400）kg/； v为垃圾箱总体积；从而通过对长宽高进行估算并取值，得到垃圾箱的长宽高。3.3.2 车厢最大倾卸角的确定自卸汽车是利用倾卸机构使车厢具有一定的倾角，而使货物自动卸下。因而只有当其倾斜角度大于松散货物的安息角后，货物才可能倾卸干净，而大部分货物的安息角都在3550的范围内（见表3-1）。同时考虑到松散货物在湿淋状态下其附着力的增加，故而国内外自卸汽车的最大倾卸角有增加的趋势，目前有的已达到60。参考绝大部分同类车型以及本次设计的要求，最后确定该自卸汽车的最大倾卸角为50。表3-1部分松散货物的安息角物 料煤焦炭铁矿石细砂安息角27455040453045物 料粗砂石灰石粘土水泥安息角5040455040503.3.3 基本尺寸参数的确定现有的机械机构的设计一般有解析法、作图法、参考类比法等三种设计方法，考虑到本设计的特点，在此选用作图法进行油缸后推连杆式倾卸机构的设计，其具体设计过程如下，如图3-4所示： 图3-4 后推连杆式倾卸机构作图法（1）根据自卸汽车的整体设计方案，得车厢最大翻转角，车厢尺寸为418024001250mm。（2）建立坐标系并确定倾卸机构的坐标位置在此设定坐标原点为车厢与托架的铰支点。参考同类型车辆倾卸机构，初定倾卸油缸的自由长度mm，油缸的最大工作行程mm。设倾卸机构与车厢铰支点为由经验公式，则：mm，取mm。其中系数mm，当l值较小时，r取下限；反之，r取上限。为车厢结构允许的最大值，参考同类型结构并结合本设计的整车结构，初定mm。综上所述，则。设倾卸机构与副车架铰支点为由经验公式，则：mm，取mm。为结构允许最小值，参考同类型结构并结合本设计的整车结构，初定mm。综上所述，则。（3）过点作线，使其与x轴成夹角（通常）；以e点为圆心，为半径作圆弧线于点，则即为油缸初始位置的中心线。（4）连接，并将其绕o点顺时针旋转角，则转到c点；再以c点为圆心，以为半径画弧；又以e点为圆心，以为半径画弧；两弧交于点b，则即为时油缸的中心线。（5）以点b为顶点，作（通常为，也可适当增大），再以为顶点作。（6）作、的垂直平分线交于点f，了；连接；设线与的延长线夹角为。以点f为顶点，作，且交于；则点、和点a、b、c分别为和时三角臂的三个铰支点。（7）分别连接、和、，则abc和a0b0c0分别为三角臂在初始和终止时的位置。（8）分别连接、，则它们分别为和时拉杆对应的位置。（9）在图中测量出线、和线的长度，从而得到三角臂和拉杆的尺寸参数。（10）测量得、，经处理及反复作图验算，最后得、。通过相关的计算与分析表明，该设计结构满足本次设计要求。3.3.4 拉杆截面尺寸的确定拉杆ao为二力受拉杆件，作用力对称分布在两根拉杆上，因此作用在每根拉杆上的最大拉力： (3.20) 初选拉杆材质为q235，从手册可查得取安全系数，由公式可知拉杆最小横截面面积 (3.21) 取实际上 校核安全系数 (3.22) 因此，拉杆截面面积a=1600 满足强度要求。3.4本章小结本章首先对油缸后推连杆式倾卸机构进行运动分析和动力学分析，从而详细叙述了它的运动规律和力学规律，为后面的计算与校核作铺垫。通过计算发现，在车厢倾卸的整个过程中，三角臂和拉杆均受到很大的作用力。因为三角臂的材料和尺寸都是参考经验选取的。所以强度都能满足要求。综合以上因素，我们决定选用油缸后推式连杆举升机构。第4章 液压系统设计自卸汽车液压系统设计的好坏，将直接影响整车的性能和生产效率。自卸汽车液压系统一般主要包括举升液压系统以及其他辅助液压系统。 本次自卸汽车的改装设计主要偏重于机械机构的设计与分析，而其液压系统所采用的油泵、油缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系列化与通用化且由专业化液压件厂集中生产供应；因此在改装设计中只需要进行液压元件计算选型。其主要内容包括油缸的直径与行程、油泵工作压力、流量、功率以及各种相关控制阀的选型等。4.1 油缸的计算与选型油缸是液压系统执行元件，也是上述举升机构的直接动力来源。通常油缸分为活塞式和浮拄式两类。活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过14mpa）。浮拄式为多级伸缩式油缸，一般有25个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达35mpa）,易于安装布置等优点。浮拄式油缸又分为单向作用式与双向作用式。双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳，降落速度快。直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸；而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。4.1.1 油缸直径的确定油缸选型主要依据所需的最大作用力以及最大工作行程来确定的。根据液压系统中油缸的工作特点，则 （4.1）式中：系统效率，通常按=0.8；液压系统额定工作压力（mpa）；参考表4-1选取,越高，对密封要求也越高，成本亦随之上升；根据机构的类型及其工作特点，取mpa。表4-1设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/（mpa）0.82.0352881010162032（1）举升机构油缸直径的计算由式（4-1）可知： mm4.1.2 油缸的选型根据上述计算的d值，查阅相关资料：举升机构油缸选用单级活塞双作用缸hsg-l-01-140/801400-e2501。 4.2 油泵的计算与选型 4.2.1 油泵的基本参数计算自卸车常用油泵分为齿轮油泵与柱塞泵两类。齿轮泵多为外啮合式，在相同体积下齿轮泵比柱塞泵流量大但油压低。柱塞泵最大特点是油压高（油压范围1635mpa），且在最低转速下仍能产生全油压，固可缩短举升时间。中轻型自卸车上多采用齿轮泵，常用系列有cb、cbx、cg、cn等；重型自卸车常采用柱塞泵。1.油泵工作压力p的计算 mpa （4.2）式中：油缸最大作用力，(n)； 油缸横截面积，(m2)。则： mpa2.油泵理论流量qt的计算 l/min （4.3）式中：油缸最大工作容积（m3），按下式计算： l、的单位均为m；举升时间，(s)，一般要求20s，取s；液压泵容积效率=0.850.9。则：l3.油泵排量q的计算 ml/r （4.4）式中：油泵流量，(l/min)； 油泵额定转速，(r/min)。取力器速比：；油缸工作时发动机转速：r/min；则，油泵转速r/min那么： ml/r （4.5）4.油泵功率n的计算 式中：油泵最大工作压力，(pa)；油泵额定流量，(m3/s)； 油泵总效率=0.8。则： kw4.2.2油泵的选型根据上述计算p、q和n的值，查阅相关资料，选择cb-fc40型号的齿轮泵。4.3 油箱与油管的计算与选型4.3.1 油箱容积v的计算一般要求油箱容积不得小于全部工作油缸工作容积的三倍，即：则：l取l4.3.2 油管内径d的计算由即： 式中：油泵理论流量，(l/min)； 管路中油的流速；高压管路中油的流速3.6m/s；低压管路中油的流速m/s。则：高压油管内径mm低压油管内径mm根据管路计算结果选用（hg4-406-66）两层钢丝编织胶管作为高压管，管接头形式为a型扣压式；低压回油管则选用（hg4-406-66）一层钢丝编织低压胶管。液压油冬季选用hj-20号机械油，夏季hj-30号机械油。4.4 分配阀的选型根据本车的使用条件与要求，选用通用性强、可靠性好、维修方便的控制分配阀二位四通换向阀、液控单向阀和先导式溢流阀。液压系统设计总布置见下图图4-1液压系统设计图1.油箱2.滤油器3.油泵4.先导式溢流阀5.液控单向阀 6.二位四通换向阀7.调速阀8.举升液压缸4.5 取力器的选型各类专用汽车的专用工作装置主要由汽车发动机提供动力源。取力器就是汽车的一种专用动力输出装置。它从发动机取出部分功率，用于驱动各类液压泵、真空泵、空压机以及各种专用汽车工作机械。4.5.1 取力器布置方案的选定专用车取力总布置方案决定于取力方式。常见的取力方式有发动机取力、变速器取力、传动轴取力、分配器取力等四种。 从变速器取力有多种方案，如从中间轴末端取力，从倒档齿轮取力，从轴上取力等。但最常见的还是从中间轴齿轮取力，称为侧置式取力，又可分为左侧与右侧布置方案。从变速器轴取力的布置方案又称变速器上置式方案。此种方案将取力器叠置于变速器之上，用一惰轮与轴常啮合齿轮啮合获取动力，固需改制原变速器顶盖。此方案应用很广，如自卸车、冷藏车、垃圾车等一般都从变速器上端取力。根据所选二类底盘的特点，本次设计采用从变速器中间轴取力的方式。4.5.2 取力器型号的选定取力器实质上是一种单级变速器。其基本参数有取力器总速比、额定输出转矩、输出轴旋向以及结构质量等。参考同类型车辆，并根据本次自卸汽车的改装需要，最终选择4205d1-010型号的取力器。它采用的是法兰盘连接方式，其输出旋向与发动机旋向相反，总速比为1.588。4.6 本章小结本章主要是进行自卸汽车液压系统的设计，其中包括了举升液压油缸的计算与选型、油泵和取力器的计算与选型、各种控制阀的选择以及油箱油管的设计等。通过计算分析，最后选用cb-fc34型号的齿轮泵。根据所选二类底盘的特点，本次设计采用从变速器中间轴取力的方式；并选用4205d1-010型号的取力器。第5章 副车架的设计自卸汽车副车架一般是由型钢焊接而成，用u型螺栓或连接支架固定在车架上。副车架有两根纵梁、若干根横梁，并设有车厢倾卸的铰接座，车厢固定锁。在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架(副梁)过渡。本车在工作中受较大的弯曲应力。因此，本车副车架纵梁采用两根抗弯性能较好的平直槽行梁，材料为16mnl。在增加副车架的同时，为了避免由于副车架刚度的急剧变化而引起主车架上的应力集中，所以对副车架的形状、安装位置及与主车架的连接方式都有一定的要求。5.1副车架的截面形状及尺寸专用汽车副车架的截面形状一般和主车架纵梁的截面形状相同，多采用如图5.1所示的槽形结构，其截面形状尺寸取决于专用汽车的种类及其承受载荷的大小。图5.1 副车架的截面形状参照国内外总质量相近车型的副车架纵梁端面尺寸，确定副车架纵梁端面尺寸为100、80、60mm。5.2副车架前段形状及位置5.2.1副车架的前端形状及安装位置在保证使用可靠的前提下，为了提高挠曲性，减小副车架刚度，应尽量减少副车架的横梁，以减少对纵梁的扭转约束。副车架油缸支承横梁与翻转轴横梁形成框架。油缸支承横梁应尽量靠近后悬架前支承处的横梁，最好能位于后框架之内。因为这段主车架变形小，所以副车架对其扭转约束力也相应减弱，同时保证了举升机构的几何特性。在副车架结构要求刚性较高时，可在主、副车架中间增加一层橡胶垫，当主车架变形时以弹性橡胶的变形来减弱副车架对主车架的约束。副车架与主车架连接如图5.2所示。图5.2 副车架与主车架的连接a-a处是截面突变点，在受冲击载荷时，此处出现应力集中，严重时造成主车架断裂。这就要求副车架的前端结构要设计成渐变截面，以减缓应力集中。 图5.3 副车架的前端结构副车架前端形状常有三种形状(见图5.4)。对于这三种不同形状的副车架前端，在其与主车架纵梁相接触的翼面上部加工有局部斜面，其斜而尺寸如图5.4(c)所示：；。 （a）u形；（b）角形；（c）l形 图5.4副车架的三种前端形状如果加工上述形状困难时，可以采用如图5.5所示的副车架前端简易形状，此时斜面尺寸较大。对于钢质副车架：；对于硬本质副车架；副车架在汽车底盘上布置时，其前端应尽可能地往驾驶室后围靠近。图5.6为某散装水泥运输车的罐体、副车架相对于汽车底盘的安装位置。在满足轴荷分配的前提下，其中a不宜过大，留足空压机的位置即可；b为副车架的前增离主车架拱形横粱的距离，一般在100 mm之内；c为固定副车架的前面第一个u型螺栓距拱形横梁的距离，一般控制在500-800 mm的范围内。 （a）刚质副车架 ； （b）硬木质副车架图5.5 副车架前端简易形状 图5.6 副车架的安装位置5.2.2 纵梁与横梁的连接设计横梁与纵梁的连接方式主要有三种，见图5.7 1-纵梁；2-连接板；3-横梁图5.7 横梁与纵梁的连接图5.7（a）横梁与纵梁上下翼板连接，该种连接方式优点是利于提高纵梁的抗扭刚度。缺点是当车架产生较大扭转变形时，纵梁上下翼面应力将大幅度增加，易引起纵梁上下翼面的早期损坏。由于车架前后两端扭转变形较小，因此本车架前后两端采用了该种连接方式，为了提高纵梁的扭转刚度采用了纵向连接尺寸较大的连接板。横梁仅固定在腹板上。图5.7（b）横梁仅固定在腹板上，这种连接形式连接刚度较差，允许截面产生自由跷曲，可以在车架下翼面变形较大区域采用，以避免纵梁上下翼面早期损坏。图5.7（c）横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，此种连接方式兼有以上两种方式连接的特点，但作用在纵梁上的力直接传递到横梁上，对横梁的强度要求较高。由于该车平衡悬架的推力杆与平衡悬架支架上的两根横梁连接，因此，这两根横梁与纵梁共同承受平衡悬架传递过来的垂直力(反)和纵向力(牵引力、制动力)。 综合以上考虑，本副车架的纵梁与横梁的连接采用第1种方式，即横梁与纵梁上下翼板连接，同时为了降低成本和适于批量生产，本车架纵梁和横梁的连接方式采用焊接方式连接。5.2.3 副车架与主车架的连接设计副车架与主车架的连接常采用如下几种形式。1、止推连接板图5.8是采用的止推连接板的结构形状及其安装方式。连接板上端通过螺栓与副车架固定，而下端则利用螺栓与主车架纵梁腹板相连接。止推板的优点在于可以承受较大的水平载荷，防止副车架与主车架纵梁产生相对水平位移。相邻两个止推连接板之间的距离在5001000 mm范围内。 1-副车架；2-止推连接板； 1-上托架；2-下托架； 3-主车架纵梁 3-螺栓图5.8 止推连接板的结构 图5.9 连接支架2、连接支架连接支架由相互独立的上、下托架组成，上、下托架均通过螺栓分别与副车架和主车架纵梁的腹板相固定，然后再用螺栓将上、下托架相连接，见图5.9所示。由于上、下托架之间留有间隙，因此连接支架所能承受的水平载荷较小，所以连接支架应和止推连接板配合使用。一般布置是在后悬架前支座前用连接支架连接，在后悬架前支座后用止推连接板连接。3、u型夹紧螺栓当选用其它连接装置有困难时，可采用u型夹紧螺栓。但在车架受扭转载荷最大的范围内不允许采用u型螺栓。当采用u型螺栓固定时，为防止主车架纵梁翼面变形，应在其内侧衬以木块，放在消声器附近，必须使用角铁等作内衬。综合考虑三种连接方式的特点，以及装配工艺性，本文设计的自卸车主副车架之间采用止推连接板式。5.3 材料的选用 专用汽车副车架的材料一般用低碳钢,材料的型材（如槽钢、i字钢等）。材料自身强度的不足是引起副车架各种缺陷的主要原因之一，选用a3材料，必须设置较多的腹板才能满足其强度。如果工艺条件允许，副车架材料可采用疲劳强度高的16mn钢板冲压成型，以提高其抗疲劳扭转强度及其他机械性能。5.4 本章小结 专用汽车在使用中，其副车架纵梁出现的裂纹、断裂及焊缝撕裂现象，以自卸车尤为严重。着重对副车架所受的静载荷、动载荷和疲劳破坏三方面进行分析，强度符合，结构合理。第6章 自卸汽车基本性能参数的计算专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容之一，其目的是检验整车参数选择是否合理，使用性能参数能否满足要求。6.1自卸汽车整车参数表6-1自卸汽车部分整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率193kw发动机最大功率时的转速2200r/min发动机最大转矩1100nm发动机最大转矩时的转速13001600r/min车轮动力半径0.508m车轮滚动半径0.524m6.2 动力性计算6.2.1 发动机外特性发动机外特性是指发动机油门全开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即 (6-1)式中 发动机输出转矩，（nm）；发动机输出转速，（r/min）；、待定系数，由具体的外特性曲线决定；、可由多种途径获得,下面是常用的两种计算方法。已知外特性曲线时，根据外特性数值建立外特性方程式如果知道发动机外特性曲线时，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式（6-1）中的待定系数、。在外特性曲线上选取三个点，即、，、，、，依拉氏插值三项式有: （6-2）将上式展开，按幂次高低合并，然后与（3-1）式比较系数，即可得三个待定系数为： （6-3）6.2.2 汽车的行驶方程式自卸汽车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间存在如下平衡关系： （6-4）式中：驱动力，（）； 滚动阻力，（）；坡道阻力，（）； 空气阻力，（）；加速阻力，（）。（1）驱动ft的计算自卸汽车在地面行驶时受到发动机限制所能产生的驱动力与发动机输出转矩的关系为： （6-5）式中 变速器某一挡的传动比；主减速器传动比；传动系统某一挡的机械效率；驱动轮的动力半径，（m）；发动机外特性修正系数。（2）滚动阻力ff的计算高位自卸汽车的滚动阻力由下式计算： （6-6）式中 后栏板起重运输汽车的总质量（kg）； 道路坡度角；滚动阻力系数。滚动阻力系数取决于轮胎的结构形式及气压、车辆的行驶速度、路面条件等因素。当车速在km/h以下时，可取常数；当车速超过km/h时，可用经验公式来求得。（式中、分别为常数项、比例系数、自卸汽车行驶的速度。）（3）坡道阻力fi的计算自卸汽车上坡行驶时，整车重力沿坡道的分力为坡道阻力，其计算公式为： （6-7）（4）空气阻力f的计算大量试验结果表明，汽车的空气阻力与车速的平方成反比，即 （6-8）式中 空气阻力系数，高位自卸汽车可取为0.50.9；迎风面积（m2），可按估算，为轮距（m），为整车高度（m）。（5）加速阻力fj的计算加速阻力是汽车加速行驶时所需克服的惯性阻力，有： （6-9）式中 汽车加速度（m/s2）；汽车整备质量（kg）；传统系统回转质量换算系数。的计算公式为 （6-10）式中 车轮的转动惯量（kgm2）；发动机飞轮的转动惯量（kgm2）； 车轮的滚动半径（m）。进行动力性计算时，若不知道、值，则可按下述经验公式估算值： （6-11）式中 。低挡时取上限，高档时取下限。将式（6-5）、（6-6）、（6-7）、（6-8）、（6-9）及（6-1）代入式（6-4），换算后得 （6-12）又因为 （6-13）将式（6-13）代入（6-12）并整理后，得： （6-14）式中： （6-15）6.2.3 动力性评价指标的计算衡量汽车动力性能的评价指标有最高车速、最大爬坡度和加速性能。（1）最高车速vmax根据最高车速的定义，有,，由式（6-14）可得：将式（6-6）代入上式，有：因 所以 （6-16）又因,，可确定专用汽车的最高车速为： （6-17）（2）最大爬坡度imax当汽车以最低挡稳定速度爬坡时，有，为简化，可设，则由式（6-14）可得： （6-18）对上式两边以为自变量求导，可得： （6-19）当时，取最大值，此时有：代入式（6-18），可得：令 （6-20）则： 对上式进行整理后可得：当时，但实际上滚动阻力总是存在，并且滚动阻力系数