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HQ3090Z高位自卸汽车改装设计【汽车类】【5张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: HQ3090Z 高位自卸汽车改装设计 cad图纸

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HQ3090Z高位自卸汽车改装设计

59页 25000字数+说明书+开题报告+5张CAD图纸

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举升支架.dwg

副车架.dwg

固定支架.dwg

总装图.dwg

车厢.dwg

摘要

高位自卸汽车是专用自卸汽车一种，主要用于运输散装并可以散堆的货物（如沙、土、以及农作物等），还可用于运输成件的货物，主要服务于建材厂、矿山、工地等。高位自卸汽车主要装备有车厢举升和倾卸机构，特别适合高货台卸货作业，使用方便，具有高度机动性和卸货机械化的特点

本文在绪论中阐述了高位自卸汽车改装设计的目的和意义、发展状况以及应用前景以及本次设计的主要内容和总体技术路线。接着分析论证了一种总质量为9t的高位自卸汽车的总体设计方案，对其二类底盘的选型分析、副车架的设计、举升机构、倾卸机构和后厢门开合机构都做了详细说明论述。还包括主要机构的方案分析和选择、运动分析、动力学分析以及强度和刚度的计算校核，简单介绍了液压系统的设计计算方法和过程以及液压产品的选型。最后对改装完成后的高位自卸汽车进行了必要的动力性、燃油经济性和稳定性等主要整车性能的计算分析，计算记过表明整车性能满足要求。

关键词：专用车设计；高位自卸车；副车架；举升机构；总体布置

ABSTRACT

High dump truck is a private dump trucks, mainly for the transport of bulk and bulk cargo (such as sand, soil, and agricultural crops, and so on), can also be used to transport goods, main services in the building materials factory, mine, site etc. High dump truck mainly equipped with car lift and dump bodies, particularly suitable for high discharge of domestic jobs, easy to use, with a high degree of mobility and discharge characteristics of mechanization.

Outlined in the introduction to this article in the high purpose and significance of dump truck design modifications, development status and application prospect and the main content, and overall design of this technique. Then analysis demonstrates a total quality is 9t of high level design of dump truck, chassis selection analysis of second class, Vice-frame designs, lifting bodies, dump bodies and back door opening-closing mechanism, made a detailed exposition. Also includes analysis of the principal organs of the programmes and selected, movement analysis, dynamic analysis and calculation of strength and stiffness checking to briefly explain the calculation method for design of hydraulic system and process, and selection of hydraulic products. Last modified high dump truck after the completion of the necessary power, fuel economy and stability calculation of main performance analysis, calculation of demerit that performance to meet the requirements.

Keywords: Special Vehicle Design；High Tipper; Deputy Frame；Lift Mechanism； General Layout

摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ

Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ

第1章绪论……………………………………………………………………………1

1.1课题研究的目的及意义…………………………………………………………1

1.2 课题的国内外研究现状…………………………………………………………2

1.3 设计的主要内容及实施计划……………………………………………………3

1.3.1设计的主要内容……………………………………………………………3

1.3.2设计的技术路线……………………………………………………………4

第2章总体设计…………………………………………………………………………5

2.1专用汽车总体布置原则…………………………………………………………5

2.2 二类底盘的选择…………………………………………………………………6

2.3车厢设计…………………………………………………………………………7

2.3.1车厢的结构形式……………………………………………………………7

2.3.2车厢的设计规范及尺寸选定………………………………………………8

2.3.3车厢重量的计算……………………………………………………………9

2.4 副车架的设计……………………………………………………………………10

2.4.1 副车架的截面形状及尺寸………………………………………………10

2.4.2 加强板的布置……………………………………………………………11

2.4.3 副车架的前端形状及安装位置……………………………………………11

2.4.4 纵梁与横梁的连接设计……………………………………………………13

2.4.5 副车架与主车架的连接设计………………………………………………14

2.5质量参数的确定…………………………………………………………………15

2.5.1额定装载质量………………………………………………………………15

2.5.2整车整备质量………………………………………………………………15

2.5.3总质量Ma…………………………………………………………………15

2.6本章小结…………………………………………………………………………15

第3章主要机构及零件设计…………………………………………………………16

3.1高位举升机构的设计计算………………………………………………………16

3.1.1剪式高位自卸汽车的设计分析……………………………………………16

3.1.2 L式高位自卸汽车的设计分析……………………………………………18

3.1.3论证方案……………………………………………………………………18

3.2 L型举升机构的运动分析及主要参数的确定…………………………………19

3.2.1举升油缸和同步油缸主要参数确定………………………………………19

3.2.2举升杠杆的受力分析………………………………………………………20

3.2.3高位举升和倾卸机构的受力分析…………………………………………21

3.2.4举升杠杆的校核……………………………………………………………22

3.3倾卸机构设计……………………………………………………………………25

3.4最大举升角的确定………………………………………………………………27

3.5 本章小结…………………………………………………………………………28

第4章液压系统的设计……………………………………………………………30

4.1举升油缸与同步油缸的设计计算………………………………………………30

4.2油缸主要参数的确定及选择……………………………………………………31

4.2.1液压系统压力的确定………………………………………………………32

4.2.2液压系统的最大流量确定…………………………………………………33

4.2.3液压控制系统………………………………………………………………33

4.3本章小结…………………………………………………………………………35

第5章整车性能计算分析…………………………………………………………36

5.1动力性计算………………………………………………………………………36

5.1.1发动机外特性………………………………………………………………36

5.1.2汽车的行驶方程式…………………………………………………………38

5.1.3动力性评价指标的计算……………………………………………………41

5.1.4高位自卸汽车整车动力性计算……………………………………………43

5.2燃油经济性计算…………………………………………………………………46

5.3高位自卸汽车稳定性计算………………………………………………………47

5.4高位自卸汽车运输状态稳定性计算……………………………………………47

5.5高位自卸汽车卸货时稳定性计算………………………………………………48

5.6 本章小结…………………………………………………………………………49

结论………………………………………………………………………………………50

参考文献 ………………………………………………………………………………52

致谢………………………………………………………………………………………53

附录……………………………………………………………………………………54

第1章绪论

1.1课题研究的目的及意义

自卸汽车在土木工程中，常同挖掘机、装载机、带式输送机等联合作业，构成装、运、卸生产线，进行土方、砂石、松散物料的装卸运输。由于装载车厢能自动倾翻一定角度卸料，大大节省卸料时间和劳动力，缩短运输周期，提高生产效率，降低运输成本，并标明装载容积。是常用的运输机械。自卸汽车具有高度机动性和卸货机械化等优点，通常与铲式装卸机、挖掘机或皮带运输机等配套使用，实现装卸机械化，从而可以大大缩短装卸时间，提高运输效率并可以节省劳动力，减轻劳动强度。

自卸汽车自20世纪初出现以来，不断发展，日趋完善，已经成为当今货物运输的主要车辆之一。按卸货方式分类，有后倾式、侧倾式、三面倾卸式、底卸式，以及货厢升高后倾式等多种形式。其中以后倾式应用最广。侧倾式仅适用于狭窄与卸货方向变换困难场合。货厢升高后倾式适用于货物堆集、变换货位和往高处卸货的场合。底卸式和三面倾卸式用于少数特殊场合。随着汽车制造业的发展，自卸汽车不断采用新材料、新工艺，提高其质量利用系数，具有较大的速度范围和较高的传动效率，控制与操纵更完善，更方便[1]。

专用自卸汽车是针对专门用途设计的，是在普通自卸汽车的基础上增设特定的机构来实现自己的功能，因此结构上专用自卸汽车比普通自卸汽车复杂，如摆臂式自装卸汽车、自装卸垃圾车、高位自卸汽车等。高位自卸汽车是在普通自卸汽车的基础上，保留原车的二类底盘，在副车架与车厢中间增设举升机构和托架，使车厢随举升机构上升平移到一定高度。将倾卸机构安装在托架与车厢之间，待车厢平移到预定高度后将车厢倾斜一定角度卸货。卸货完毕，车厢恢复水平位置，最后平移下降到原始位置，或者角度复位与平移下降复位同步进行[2]。

高位自卸汽车的专用装置由举升机构、倾斜机构和液压系统三大部分组成，其中举升机构的作用是将车厢平移到一定高度，从而实现在该高度进行卸货。举升机构有多种形式，常见的有L型举升机构、剪式举升机构以及平行四边形举升机构等多种形式。倾卸机构的作用是将车厢倾斜一定角度是货物因重力作用而自动倾卸，卸货之后能使车厢平稳的降落在托架上。它的结构有直推式和连杆组合式两种。举升机构和倾卸机构均采用液压能作为实现举升和倾翻的动力源。液压系统一般由液压泵、控制阀、限位阀、举升油缸等组成，是设计的重要部分。

目前国内生产的自卸汽车大多为普通自卸汽车。其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货的高度都是固定不变的。如果需要货物写到较高处或使货物堆积的较高些，目前的自卸汽车就难以满足要求。如：石料厂、建筑工地、火车车厢卸货等。货物一堆堆的倾卸在货场，占地面积较大。如想将货物堆积的更高些，还需要有铲土机等机械。这样将会延误工时，影响正常的工作、生产，为此就需要设计一种高位自卸汽车，它能将车厢举升到一定高度后再倾卸车厢卸货，以满足不同卸货高度的需要。

高位举升和倾卸机构都是自卸汽车举升机构的重要组成部分，其设计质量直接影响自卸汽车的使用性能。随着汽车产业的发展，汽车技术不断有新的进步，举升机构的结构形式也不断更新。若能够将不同类型的举升机构按其各自的特点配备到与之相适应的自卸汽车上，则无论是自卸汽车的工作性能，还是举升机构的使用效率，都会得到很大的改善。因此，如何选择合适的举升机构，成为自卸汽车设计的主要问题。自卸车的设计应该根据国家的相关法规、汽车车型、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。选型时应在对同类产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行。设计布置的时候应从已有的基础出发，对原有车型和市场上的其他车型进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。选用部件的时候应力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。

1.3设计的主要内容及实施计划

1.3.1设计的主要内容

设计的基本内容，拟解决的主要问题：

1、研究的基本内容

（1）研究高位自卸汽车的组成、结构与设计；

（2）进行二类底盘选择；

（3）进行L型高位自卸汽车的总体结构布置；

（4）进行举升机构详细设计、倾斜机构设计、液压系统设计、辅助装置设计；

（5）整车性能计算分析。

2、拟解决的主要问题

（1）专用车辆的总体布置

（2）二类底盘的选择

（3）高位自卸汽车举升机构的设计

（4）高位自卸汽车翻转机构的设计

（5）高位自卸汽车液压系统的设计

（6）高位自卸汽车后箱门打开机构的设计

（7）高位自卸汽车取力器的设计

（8）高位自卸汽车稳定性计算

3、研究步骤

（1）设计内容摘要

（2）目录

（3）设计研究题目意义、技术现状、存在问题及发展趋势

（4）设计技术路线与方案

（5）计算与分析

（6）设计内容问题与分析

（7）参考文献

（8）结束语

1.3.2设计的技术路线第2章总体设计

2.1 专用汽车总体布置原则

专用汽车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件。使取力装置、专用工作装置、其它附件与所选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求。在进行总体布置时应按照以下原则：

尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动

因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用工作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原汽车底盘的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。

应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥

例如气卸散装水泥罐式汽车的专用功能是利用压缩空气使水泥流态化后，通过管道将水泥输送到具有一定高度和水平距离的水泥库中。气卸水泥的主要性能指标是水泥剩余率或剩灰率，为了降低这一指标，可将罐体布置成与水平线成一定角度，如图2-1所示。但这样布置会使整车质心提高，减少了侧倾稳定角，因此2.2 二类底盘的选择

在选用底盘时，以下两个和重要的方面，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。

综上，选择载重量9吨的中国第一汽车集团公司生产的CA1097K2E型货车的二类底盘，该车优点明显：采购成本低、发动机养护简单、维修价格便宜，比较适合作为改装车用二类底盘。其主要参数如表2.1

表2.1 CA1097K2E型货车主要参数

主要参数

车型CA1097K2E

载重（Kg）4805

总重（Kg）9410

轴荷空载（Kg）前轴2180

后轴2230

轴荷满载前轴2725

后轴6685

最高车速（km/h）94

六工况燃料消耗量（L/100km）15.2

等速油耗（L/100km）80km/h时≤ 20

最小转弯半径（m）16.4

制动距离（满载车速60km/h）≤ 36.7

最高档经济车速（km/h）50～70

轴距4050

2.3 车厢设计

2.3.1车厢的结构形式

车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，图2-3为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。

后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与侧栏板饺接，后栏板借此即可开启或关闭。

车厢.gif

副车架.gif

固定支架.gif

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内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: HQ3090Z高位自卸汽车改装设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程 07-6 学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 2010-03-12 指导委员会审查意见：签字：年月日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。 SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-6指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HQ3090Z高位自卸汽车改装设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状汽车是现代社会物质生活发展水平的标志。世界各个工业发达国家几乎无一例外地把汽车工业作为国民经济的支柱产业。汽车的研制、生产、销售、营运，与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展起到重要推动作用。随着汽车工业的不断发展和交通、物流业的发展，社会对汽车的运输效率、经济型提出了越来越高的要求，汽车的专用化趋势也越来越明显，以适应和满足社会发展的行业需求。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。近年来，国外专用汽车的产量明显以重型居多，其原因主要是重型专用汽车经济效益好和重型车功率大、强度高，有中、小型专用车无法替代的优点。随着物流的庞大和公路的高级化，以及特殊作业的需要，重型专用汽车在国外得到迅速发展。如德国的散装水泥车吨位均在15t以上：比利时莫尔（Mol）公司近年花费相当大的人力、物力从事动5070t的大型自卸车的研究和生产。比利时的大型粉罐车也已进行系列化生产，装载容积为3060m3。为提高专用汽车的适应性，以满足各种特殊需要，有趋势表明国外正在谋求专用汽车的一车多用化，使专用车功能由单一向多功能发展，如1990年日本昭和飞机公司推出了多用途厢式专用汽车，该车车厢为二重结构设计，装备了散装货物用的传送带，既能一般货运又可运输散装物料。另外，国外专用汽车厂家逐步重视新材料、新技术在专用汽车上的应用，如采用GRP玻璃纤维增强塑料）替代金属材料制造冷藏车厢体，具有强度高、质量轻、寿命长等优点，应用日趋广泛。微电脑的应用正渗透到所有产业领域，专用汽车也不例外。微电脑已广泛用于发动机控制、自动变速、专用装置动力传递、电器故障诊断等方面使专用汽车的使用价值逐渐扩大，技术性能明显提高。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911.8t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以上载货车产量的40%左右)，大部分为专用挂车。美国的挂车主要集中在富荷挂车公司及其它四个较大挂车制造企业生产，其产量占全国总产量的85%。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%)。近年来随着我国经济的高速发展，汽车工业作为国家支柱产业获得了迅猛发展。专用汽车作为汽车工业的重要组成部分，也获得了快速发展。一方面，随着产业政策逐步落实和行业标准法规政策不断完善，从政策标准法规上规范生产、提高技术水平及产品质量；另一方面，随着我国城市化建设、高速铁路建设、公路建设及道路运输业的快速发展，为我国专用汽车提供了大量的市场需求，专用汽车的产品品种日趋丰富、合理，产品质量、技术水平不断提高，年产量也大幅提高。我国专用汽车起步于20世纪50年代末60年代初，早期主要侧重于应用。虽然应用较早，但全面发展始于20世纪80年代，比发达国家晚了近 30年。经过20余年的发展，我国专用汽车已经具有一定规模，特别是近年来，我国专用汽车发展迅速。据资料统计，1999年全国专用汽车生产厂546家，2005年专用汽车企业628家，2006年已经增加到800家；生产能力也有了长足的发展，1999年产量为17.42万辆，2004年为35万，2005年为50万辆，2006年已接近60万辆，2007年更是达到了70万辆。目前，我国专用汽车产量占载货车总量的40%左右，有接近5000个产品品种，已经成为我国汽车工业的重要组成部分。预计“十一五”期间，我国专用汽车产品将达到6000个品种，年产量90万辆，占当年载货车产量的 65%。另外，我国专用汽车产品与发达国家和地区的专用汽车产品相比已基本接近，虽然在一些方面和发达国家和地区的同类产品相比还有一定差距，但总体上我国专用汽车行业在国际专用汽车行业中已占有重要地位，已经基本具备参与国际市场竞争的能力。产品品种、档次、工艺装备、自主研发等方面都有了很大提高，基本实现了从进口向出口的转变。“十五”期间，专用车企业大多进行了结构调整，很多中小企业通过改制、兼并、重组等方式基本实现了企业性质的转变。大多数专用车企业拥有完备的产品研发体系，少部分产品已达到国际先进水平目前，国产专用车从技术角度而言，虽经过十多年的苦练内功与摔打磨练，不断地汲取国外技术，取得了很大进步，但同国外著名品牌相比，仍然存在较大差距，仍基本停留在仿制阶段(主要指上装)，开发设计雷同现象十分普遍，专用车的品种还较少，而且产品同质化现象十分严重。表现在核心技术缺失，重、中、轻，高、中、普、特、新比例严重失调，大多数企业只能生产中型普通专用车、其他类型的专用车产量仍较少且功能简单。高技术含量、高附加值、高可靠性的国产专用车还不够多，底盘企业与专用车企业严重脱节，这些都严重影响了我国专用车行业的结构调整和产业升级。国内专用汽车与世界先进国家的技术水平存在一定差距。以美国为例，通常1个48(14m)、载荷量20t的二轴厢式半挂车，车辆自重在7t以下，换算成我国目前的13m长标准二轴厢式半挂车，自重约为6t；而我国目前通常13m二轴厢式半挂车的自重均在8t以上。如果二轴半挂车轴荷受同样法规的限制，美国的厢式挂车在满载时将比我国车辆多装约2t左右的货物，空载运输时自重又轻2t，这对汽车的油耗、轮胎损耗都有较大的影响，其先进的运输经济性不言而喻。随着我国经济建设的快速发展，对自卸汽车的需求量也越来越大，自卸汽车的种类也越来越多。在国家宏观经济持续稳定发展的基础上，随着近几年来国家实施积极的财政政策和扩大内学的影响，大量和大规模的基础设施建设和大型工程及2008年的北京奥运会和2010上海世博会，都对自卸汽车尤其是重型自卸车，高位自卸车的需求量生产积极和有效地拉动作用。自卸汽车在土木工程中，常同挖掘机、装载机、带式输送机等联合作业，构成装、运、卸生产线，进行土方、砂石、松散物料的装卸运输。由于装载车厢能自动倾翻一定角度卸料，大大节省卸料时间和劳动力，缩短运输周期，提高生产效率，降低运输成本，并标明装载容积。是常用的运输机械。我国自卸车的市场需求量每年约为15万辆左右，其中重型自卸车的市场需求量约6万8万辆，并且这一数字仍在继续增长，自卸车也正逐渐走向重型化。自卸汽车本身是一个很有发展潜力的行业，也是市场急需的产品。改革开放以来，我国正进入工业化时代，国家重大工程的不断实施以及对矿物资源的极大需求，都对运输车辆提出很高的要求。随着生产厂家的不断增加，社会需求量和博鳌有两的逐渐增大，整个行业形成一种至高而下的产业开发趋势，产业链能够很快形成，步入良性循环轨道。就其发展趋势而言，自卸汽车的需求量逐年递增，其产销量每年都以10%左右的幅度增长。所以自卸汽车行业是一个朝阳行业，具有很大的发展空间。国内生产的自卸汽车，其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货高度都是固定的。若需要将货物卸到较高处或使货物堆积得较高些，目前的自卸汽车就难以满足要求。为此需设计一种高位自卸汽车，它能将车厢举升到一定高度后再倾斜车厢卸货，以满足特殊作业需求。2、研究意义目前国内生产的自卸汽车大多为普通自卸汽车。其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货的高度都是固定的不变。如果需要货物卸到较高处或使货物堆积的较高些，目前的自卸汽车就难以满足要求。如：石料厂、建筑工地、火车卸货等。货物一堆堆的倾斜在货场，占地面积较大。如像将货物堆积的更高些，还需要有铲土机等机械。这样将会延误工时，影响正常的工作、生产，为此需要设计一种高位自卸汽车，。它能将车厢举升到一定高度后再倾斜车厢卸货，以满足不同卸货高度的需要。同时该课题的开展是对我个人大学四年学习成果的检验与评定，通过本课题的研究和深入，能够使我加深对专用汽车的改装设计方法的了解，为以后的工作学习积累一定的经验。因此本课题的开展与研究有实际应用的意义。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题设计的基本内容：（1）研究高位自卸汽车的组成、结构与设计；（2）进行二类底盘选择；（3）进行L型高位自卸汽车的总体结构布置；（4）进行举升机构详细设计、倾斜机构设计、液压系统设计、辅助装置设计；（5）整车性能计算分析。拟解决的主要问题：（1）二类底盘的选择（2）高位自卸汽车举升机构的设计（3）高位自卸汽车翻转机构的设计（4）高位自卸汽车液压系统的设计（5）高位自卸汽车后箱门打开机构的设计（6）高位自卸汽车取力器的设计（7）高位自卸汽车稳定性计算三、技术路线（研究方法）翻转机构的设计完成课题研究整车设计修正稳定性计算，整车性能计算分析绘制设计装配图与零件图取力器的设计后箱门打开机构的设计液压系统设计举升机构设计二类底盘选型确定设计步骤，方案设计分析准备阶段：选题、文献、资料收集四、进度安排（1）调研、资料收集，完成开题报告第 12 周（2）研究专用车改装设计步骤，进行方案设计与分析第 3 周（3）二类底盘选型（调研与分析）第 4 周（4）总体布置第 5 周（5）举升机构设计计算、分析第 6 周（6）倾卸机构设计计算、分析第 7 周（7）液压系统设计计算、分析第 8 周（7）完成所设计装配图与零件图图纸第911 周（8）整车性能计算分析；整车设计修正；第 12 周（9）完成设计说明书的撰写，指导教师审核第 13 周（10）毕业设计（论文）修改、完善第 14 周（11）毕业设计（论文）审核、预审第 15 周（12）毕业设计（论文）修改、完善第1516周（13）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第 17 周五、参考文献1卞学良专用汽车结构与设计M.北京：机械工业出版社,2008.72徐达，丛锡堂专用汽车构造与设计M.北京：人民交通出版社,2008.23王望予汽车设计M.北京：机械工业出版社,2010.74马秋生机械设计基础M.北京：机械工业出版社,2008.25齐晓杰汽车液压、夜里与气压传动M.北京：化学工业出版社，2007.96王宝玺，贾庆祥汽车制造工艺学M.北京：机械工业出版社,2007.37吴宗泽，罗圣国机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，2006.58余志生汽车理论M.北京：机械工业出版社,2010.19高顺强，左伏桃我国专用汽车底盘发展特点J.专用汽车，2009（1）：10-13.10彭红涛我国专用汽车发展现状、存在问题及对策J.汽车研究与开发，2005（7）：11-14.11周辉，张历渠我国重型自卸汽车的现状及发展的分析研究J.专用汽车，1985（2）:5-6.;12胡超，张世杰自卸车侧翻计算与分析J.重型汽车，2005（1）：12-13.13辛会珍高位自卸汽车的设计方案J.中国电力教育，2006（3）：209-210.14于进河自卸汽车液压传动系统的结构原理及常见故障分析J.山东交通科技，1989（3）：21-27.15 Dynamical Model and Parametric Optimization of the Lifting Mechanism of a Dump TruckA. Proceedings of 2008 International Conference on Modelling, Identification and ControlC, 200816 D.Colombini, E.Occhipinti, E.Alvarez, A.Hernandez, T.Waters. Procedures for collecting and organizing data useful for the analysis of variable lifting tasks and for computing the VLIA. Proceedings of 17th World Congress on ErgonomicsC, 2009 六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计本科学生毕业设计HQ3090Z高位自卸汽车改装设计院系名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程 07-6 学生姓名：指导教师：职称：副教授黑龙江工程学院二一一年六月摘要高位自卸汽车是专用自卸汽车一种，主要用于运输散装并可以散堆的货物（如沙、土、以及农作物等），还可用于运输成件的货物，主要服务于建材厂、矿山、工地等。高位自卸汽车主要装备有车厢举升和倾卸机构，特别适合高货台卸货作业，使用方便，具有高度机动性和卸货机械化的特点。本文在绪论中阐述了高位自卸汽车改装设计的目的和意义、发展状况以及应用前景以及本次设计的主要内容和总体技术路线。接着分析论证了一种总质量为9t的高位自卸汽车的总体设计方案，对其二类底盘的选型分析、副车架的设计、举升机构、倾卸机构和后厢门开合机构都做了详细说明论述。还包括主要机构的方案分析和选择、运动分析、动力学分析以及强度和刚度的计算校核，简单介绍了液压系统的设计计算方法和过程以及液压产品的选型。最后对改装完成后的高位自卸汽车进行了必要的动力性、燃油经济性和稳定性等主要整车性能的计算分析，计算记过表明整车性能满足要求。关键词：专用车设计；高位自卸车；副车架；举升机构；总体布置ABSTRACTHigh dump truck is a private dump trucks, mainly for the transport of bulk and bulk cargo (such as sand, soil, and agricultural crops, and so on), can also be used to transport goods, main services in the building materials factory, mine, site etc. High dump truck mainly equipped with car lift and dump bodies, particularly suitable for high discharge of domestic jobs, easy to use, with a high degree of mobility and discharge characteristics of mechanization.Outlined in the introduction to this article in the high purpose and significance of dump truck design modifications, development status and application prospect and the main content, and overall design of this technique. Then analysis demonstrates a total quality is 9t of high level design of dump truck, chassis selection analysis of second class, Vice-frame designs, lifting bodies, dump bodies and back door opening-closing mechanism, made a detailed exposition. Also includes analysis of the principal organs of the programmes and selected, movement analysis, dynamic analysis and calculation of strength and stiffness checking to briefly explain the calculation method for design of hydraulic system and process, and selection of hydraulic products. Last modified high dump truck after the completion of the necessary power, fuel economy and stability calculation of main performance analysis, calculation of demerit that performance to meet the requirements.Keywords: Special Vehicle Design；High Tipper; Deputy Frame；Lift Mechanism； General Layout1 目录摘要Abstract 第1章绪论1 1.1课题研究的目的及意义11.2 课题的国内外研究现状21.3 设计的主要内容及实施计划31.3.1设计的主要内容31.3.2设计的技术路线4第2章总体设计52.1专用汽车总体布置原则5 2.2 二类底盘的选择62.3车厢设计7 2.3.1车厢的结构形式7 2.3.2车厢的设计规范及尺寸选定8 2.3.3车厢重量的计算9 2.4 副车架的设计10 2.4.1 副车架的截面形状及尺寸10 2.4.2 加强板的布置11 2.4.3 副车架的前端形状及安装位置11 2.4.4 纵梁与横梁的连接设计132.4.5 副车架与主车架的连接设计142.5质量参数的确定15 2.5.1额定装载质量152.5.2整车整备质量15 2.5.3总质量Ma152.6本章小结15第3章主要机构及零件设计163.1高位举升机构的设计计算163.1.1剪式高位自卸汽车的设计分析163.1.2 L式高位自卸汽车的设计分析183.1.3论证方案183.2 L型举升机构的运动分析及主要参数的确定193.2.1举升油缸和同步油缸主要参数确定193.2.2举升杠杆的受力分析203.2.3高位举升和倾卸机构的受力分析213.2.4举升杠杆的校核223.3倾卸机构设计253.4最大举升角的确定273.5 本章小结28第4章液压系统的设计304.1举升油缸与同步油缸的设计计算304.2油缸主要参数的确定及选择314.2.1液压系统压力的确定324.2.2液压系统的最大流量确定334.2.3液压控制系统334.3本章小结35第5章整车性能计算分析365.1动力性计算365.1.1发动机外特性365.1.2汽车的行驶方程式38 5.1.3动力性评价指标的计算415.1.4高位自卸汽车整车动力性计算435.2燃油经济性计算465.3高位自卸汽车稳定性计算475.4高位自卸汽车运输状态稳定性计算475.5高位自卸汽车卸货时稳定性计算485.6 本章小结49结论50参考文献 52致谢53附录54第1章绪论1.1课题研究的目的及意义自卸汽车在土木工程中，常同挖掘机、装载机、带式输送机等联合作业，构成装、运、卸生产线，进行土方、砂石、松散物料的装卸运输。由于装载车厢能自动倾翻一定角度卸料，大大节省卸料时间和劳动力，缩短运输周期，提高生产效率，降低运输成本，并标明装载容积。是常用的运输机械。自卸汽车具有高度机动性和卸货机械化等优点，通常与铲式装卸机、挖掘机或皮带运输机等配套使用，实现装卸机械化，从而可以大大缩短装卸时间，提高运输效率并可以节省劳动力，减轻劳动强度。自卸汽车自20世纪初出现以来，不断发展，日趋完善，已经成为当今货物运输的主要车辆之一。按卸货方式分类，有后倾式、侧倾式、三面倾卸式、底卸式，以及货厢升高后倾式等多种形式。其中以后倾式应用最广。侧倾式仅适用于狭窄与卸货方向变换困难场合。货厢升高后倾式适用于货物堆集、变换货位和往高处卸货的场合。底卸式和三面倾卸式用于少数特殊场合。随着汽车制造业的发展，自卸汽车不断采用新材料、新工艺，提高其质量利用系数，具有较大的速度范围和较高的传动效率，控制与操纵更完善，更方便1。专用自卸汽车是针对专门用途设计的，是在普通自卸汽车的基础上增设特定的机构来实现自己的功能，因此结构上专用自卸汽车比普通自卸汽车复杂，如摆臂式自装卸汽车、自装卸垃圾车、高位自卸汽车等。高位自卸汽车是在普通自卸汽车的基础上，保留原车的二类底盘，在副车架与车厢中间增设举升机构和托架，使车厢随举升机构上升平移到一定高度。将倾卸机构安装在托架与车厢之间，待车厢平移到预定高度后将车厢倾斜一定角度卸货。卸货完毕，车厢恢复水平位置，最后平移下降到原始位置，或者角度复位与平移下降复位同步进行2。高位自卸汽车的专用装置由举升机构、倾斜机构和液压系统三大部分组成，其中举升机构的作用是将车厢平移到一定高度，从而实现在该高度进行卸货。举升机构有多种形式，常见的有L型举升机构、剪式举升机构以及平行四边形举升机构等多种形式。倾卸机构的作用是将车厢倾斜一定角度是货物因重力作用而自动倾卸，卸货之后能使车厢平稳的降落在托架上。它的结构有直推式和连杆组合式两种。举升机构和倾卸机构均采用液压能作为实现举升和倾翻的动力源。液压系统一般由液压泵、控制阀、限位阀、举升油缸等组成，是设计的重要部分。目前国内生产的自卸汽车大多为普通自卸汽车。其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货的高度都是固定不变的。如果需要货物写到较高处或使货物堆积的较高些，目前的自卸汽车就难以满足要求。如：石料厂、建筑工地、火车车厢卸货等。货物一堆堆的倾卸在货场，占地面积较大。如想将货物堆积的更高些，还需要有铲土机等机械。这样将会延误工时，影响正常的工作、生产，为此就需要设计一种高位自卸汽车，它能将车厢举升到一定高度后再倾卸车厢卸货，以满足不同卸货高度的需要。高位举升和倾卸机构都是自卸汽车举升机构的重要组成部分，其设计质量直接影响自卸汽车的使用性能。随着汽车产业的发展，汽车技术不断有新的进步，举升机构的结构形式也不断更新。若能够将不同类型的举升机构按其各自的特点配备到与之相适应的自卸汽车上，则无论是自卸汽车的工作性能，还是举升机构的使用效率，都会得到很大的改善。因此，如何选择合适的举升机构，成为自卸汽车设计的主要问题。1.2课题的国内外研究现状近年来，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%）。专用车的研制、生产和应用不仅在实现门到门的专业化运输和作业方面收到社会上广泛重视和欢迎，而且更直接的在大幅度地降低运输成本、提升运输效率、扩大汽车的应用领域等方面都发挥着极重要的作用。国外专用汽车厂家逐步重视新材料、新技术在专用汽车上的应用，如采用GRP玻璃纤维增强塑料）替代金属材料制造冷藏车厢体，具有强度高、质量轻、寿命长等优点，应用日趋广泛。微电脑的应用正渗透到所有产业领域，专用汽车也不例外。微电脑已广泛用于发动机控制、自动变速、专用装置动力传递、电器故障诊断等方面使专用汽车的使用价值逐渐扩大，技术性能明显提高。随着我国经济的高速发展，汽车工业作为国家支柱产业获得了迅猛发展。专用汽车作为汽车工业的重要组成部分，也获得了快速发展。一方面，随着产业政策逐步落实和行业标准法规政策不断完善，从政策标准法规上规范生产、提高技术水平及产品质量；另一方面，随着我国城市化建设、高速铁路建设、公路建设及道路运输业的快速发展，为我国专用汽车提供了大量的市场需求，专用汽车的产品品种日趋丰富、合理，产品质量、技术水平不断提高，年产量也大幅提高。我国专用汽车生产近10年来虽然发展速度很快，成绩巨大，但纵观国内经济发展需要和世界工业发达国家专用汽车发展趋势，我国专用汽车的品种还比较集中、单一，数量和品质远不能满足国民经济发展的需要。因此，不断开发新产品，增加产量和品种，是摆在专用汽车生产厂家面前的一项紧迫而艰巨的任务。目前，在自卸车领域，国内外自卸汽车朝着多品种、系列化、小批量方向发展，自卸汽车是最常见的专用车辆，自卸汽车又称翻斗车，它是依靠自身动力驱动液压举升机构，使货厢具有自动倾卸货物功能与复位功能的一种重要专用汽车。主要运输砂、石、土、垃圾、建材、煤矿、粮食和农产品等散装并可散堆的货物。其卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下，卸货高度都是固定的，当货物需要卸到较高处或在较高处开始堆积时，普通自卸车不能满足要求。为此需要设计一种举升机构可以将车厢举升到一定高度后再倾卸货物，不仅能提高作业效率还可以节省空间，这种自卸车称为高位自卸车。自卸车的设计应该根据国家的相关法规、汽车车型、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。选型时应在对同类产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行。设计布置的时候应从已有的基础出发，对原有车型和市场上的其他车型进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。选用部件的时候应力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。1.3设计的主要内容及实施计划1.3.1设计的主要内容设计的基本内容，拟解决的主要问题：1、研究的基本内容（1）研究高位自卸汽车的组成、结构与设计；（2）进行二类底盘选择；（3）进行L型高位自卸汽车的总体结构布置；（4）进行举升机构详细设计、倾斜机构设计、液压系统设计、辅助装置设计；（5）整车性能计算分析。2、拟解决的主要问题（1）专用车辆的总体布置（2）二类底盘的选择（3）高位自卸汽车举升机构的设计（4）高位自卸汽车翻转机构的设计（5）高位自卸汽车液压系统的设计（6）高位自卸汽车后箱门打开机构的设计（7）高位自卸汽车取力器的设计（8）高位自卸汽车稳定性计算 3、研究步骤（1）设计内容摘要（2）目录（3）设计研究题目意义、技术现状、存在问题及发展趋势（4）设计技术路线与方案（5）计算与分析（6）设计内容问题与分析（7）参考文献（8）结束语1.3.2设计的技术路线设计技术路线如图1.1所示第2章总体设计2.1 专用汽车总体布置原则专用汽车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件。使取力装置、专用工作装置、其它附件与所选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求。在进行总体布置时应按照以下原则：1) 尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用工作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原汽车底盘的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。2) 应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥例如气卸散装水泥罐式汽车的专用功能是利用压缩空气使水泥流态化后，通过管道将水泥输送到具有一定高度和水平距离的水泥库中。气卸水泥的主要性能指标是水泥剩余率或剩灰率，为了降低这一指标，可将罐体布置成与水平线成一定角度，如图2-1所示。但这样布置会使整车质心提高，减少了侧倾稳定角，因此也可以水平布置。所以在进行总布置时，要从多方面综合考虑。1-装料口；2-排气阀；3-空气压缩机；4-虑气器；5-安全阀；6-进气阀；7-二次喷嘴阀；8-压力表；9-卸料口；10-调速器操纵杆；11-卸料软管；12-进气管道图2.1 斜卧式粉罐汽车总体布置3) 装载质量、轴载质量分配等参数的估算和校核为适应汽车底盘或总成件的承载能力和整车性能要求，在总布置初步完成后应对某些参数其中最主要涉及的是装载质量的确定和轴载质量的分配进行估算和校核，这些参数对整车性能有很大影响。若不满足要求应修改总体布置方案。4) 应避免工作装置的布置对车架造成集中载荷例如在图2.2混凝土搅拌运输车的布置方案中，图(a)的布置形成了明显的集中载荷，而在图(b)的布置中、由于采用了具有足够刚性的副车架，因而可将这种集中载荷转化成均布载荷，有利于改善主车架纵梁的强度和寿命。图2.2 主车架纵梁载荷状态比较5) 应尽量减少专用汽车的整车整备质量，提高装载质量由于专用汽车工作装置的增加，使得专用汽车的整备质量比同类底盘的普通货车要增加。据统计，一般自卸车要增加耗材510，一般罐式车要增加耗材1525，因此，减少整备质量，充分利用底盘的装载质量，增大质量利用系数，是专用汽车改装设计过程个要追求的主要指标之一。6) 应符合有关法规的要求例如对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中部有明确的规定，一定不能超出标准的要求。2.2 二类底盘的选择在选用底盘时，以下两个和重要的方面，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。综上，选择载重量9吨的中国第一汽车集团公司生产的CA1097K2E型货车的二类底盘，该车优点明显：采购成本低、发动机养护简单、维修价格便宜，比较适合作为改装车用二类底盘。其主要参数如表2.1。表2.1 CA1097K2E型货车主要参数主要参数车型CA1097K2E载重（Kg）4805总重（Kg）9410轴荷空载（Kg）前轴2180 后轴2230轴荷满载前轴2725 后轴6685最高车速（km/h）94六工况燃料消耗量（L/100km）15.2等速油耗（L/100km）80km/h时 20最小转弯半径（m）16.4制动距离（满载车速60km/h） 36.7最高档经济车速（km/h）5070轴距40502.3 车厢设计2.3.1车厢的结构形式车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，图2-3为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与侧栏板饺接，后栏板借此即可开启或关闭。1-车厢总成；2-后栏板；3、4-铰链座；5-车厢铰支座；6-侧栏板；7-防护挡板；8-底板图2.3 车厢结构图侧倾式及三面倾卸式车厢栏板与底板为直角，如图2.4所示。其栏板开启、关闭的铰接轴为上置式，开启时，栏板呈自由悬垂状，多用于有侧倾要求的中型自卸汽车。矿用白卸汽车和重型自卸汽车的车厢多采用簸箕式，以方便装载，倾卸矿石、砂石等。有的簸箕式车厢采用双层底板结构，以增加底板的强度和刚度，并可减轻自重。簸箕式车厢如图2.5所示。图2.4 侧顷式及三面倾卸式车厢图2.5 簸箕式车厢本文设计的EQ3090是承担市区或市郊短途运输的普通自卸汽车，没有侧倾要求，故采用后倾式车厢。2.3.2 车厢的设计规范及尺寸选定将全金属焊接车厢设计成等刚度体车厢是自卸汽车设计的重点.但是很难既能保证高强度又能保证轻量化。就整车而言，可以看成由车轮、前轴、后桥壳、悬架、车架、车厢及其橡胶缓冲块等不同刚度单元组合而成的弹性体，受力时，将按照各自的刚度产生各自的变形，其变形量与刚度成反比，吸收的能量与刚度成正比。车厢刚度，无论是弯曲刚度还是扭转刚度，都会增加车架的相应刚度，两者的刚度是相辅相成、互相补偿的。当汽车前后左右车轮处于高差较大的路面，车架扭曲较大时，车厢应该有一定的扭转随动性。如果车相的扭转刚度过大，当车架扭转到一定程度时，车厢前支承缓冲块相应的一侧压到极限位置，车厢纵梁的另一侧可能离开缓冲块，车厢前端的一大部分重量转移到一侧的车架纵梁上，纵梁可能超载损坏。如果车厢扭转刚度过小，能与车架扭转随动，当车架产生较大扭曲时，车厢可能因变形过大而早期损坏。全金属焊接等刚度车厢设计的规范化的定量的设计计算方法并不是很完善，根据一些经验，可以知道一些设汁规范和经验数据：车厢长度L要根据额定的装载质量和主要运输货物的密度，此车主要设计用途是用来运输煤炭。查得无烟煤的单位容积质量为700-1000Kg/m3，货物安息角在2750之间。设计该车的额定载质量为M=3000Kg,有公式: （2.1）式中：V-车厢的容积； M-装载货物的质量； -货物的密度。代入数据得：所以车厢的容积范围: 3.0 V 5.5设计车厢尺寸长L=3100mm 宽B=2340mm 高H=650mm所以车厢的容积V=3.1m2.34m0.65m=4.71由此可得：V在V的范围之内，此容积满足设计要求。车厢的宽要与底盘的宽相一致，保证整车的外形的美观，并在满足要求的情况下力求减小自卸车的外廓尺寸，以减轻其整备质量，降低制造成本，提高其动力性、经济性、机动性。同时我国对公路运输汽车列车的外廓尺寸由限制，按照国家标准GB1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限制规定：汽车的总宽（不包括后视镜）不大于2.5m，以保证与公路、桥梁、涵洞的标准保证车辆的安全行驶。所以车厢的宽B=2340mm满足要求。2.3.3车厢重量的计算1) 车厢底板和侧梁断面应小些，布置应密集，这样易于形成等刚度。自卸汽车的车架断面系数也应比同级吨位的货车车架大一倍。2) 对于两轴载质为10t的车厢，车架按1.5t整体重物从lm高处落人车厢的冲击负荷进行计算，车厢底板厚度应不小于10mm，其选材强度等级大于60kg级。5t自卸汽车的车厢底板厚度应不小于6mm。此外，针对本文设计的高位自卸汽车，为了使车厢底板和L型举升臂在工作时不发生干涉。在车厢周围底部加长，提高车厢底板，以变工作时为举升臂留出足够的工作空间。由表2.2 可以确定车厢的底板选择6mm钢板，侧边板选择4mm钢板，前板选择4mm钢板，后栏板选择5mm钢板。表2.2常见运输货物的车厢厚度货物车厢厚度(mm)车厢选用底板边板后板土石方845 建筑垃圾1066选择铲斗车厢大块（矿）石1288选择铲斗车厢煤炭644运煤专用车箱铁矿粉1088铁矿粉专用运输车粮食、化肥645普通矩形车厢货箱体积：箱底：318023406=44647200mm；侧板：318065024=16536000mm；前挡板：23406504=6084000mm；后挡板：23406505=7605000mm。以上体积求和=0.0755m，已知钢板密度=7.85g/cm。求得：货箱重约为590Kg2.4 副车架的设计在专用汽车设计时，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16MnReL。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。2.4.1 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2-6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。对于随车起重运输车的副车架来说，在安装起重装置的范围内，应按如图2.7和图2.8所示的方式用一块腹板将副车架截面封闭起来，以提高副车架的抗扭和抗弯能力。图2.6 副车架的截面形状1-副车架；2-腹板图2.7 加强后的副车架截面形状图2.8 加强腹板的位置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150、82、6mm。2.4.2 加强板的布置车架中部(液压举升机构位置)所受弯曲、扭曲最大，因此在这一区域应加加强板，考虑到零件的工艺性，由于下翼板所受弯曲应力较大，因此，加强板紧贴下翼板，为了避免下翼板由于钻孔而导致抗弯强度下降，除与后加强板重叠部位，该加强板主要与腹板连接。在纵梁上加上加强板，加强板端头区域车架容易产生集中应力。为了降低应力集中，加强板端头形状有三种设计方式，见图2.9。图2.9 加强板的三种设计方式本副车架为了批量生产时工艺简单，采用了图2.9（C）角型的端头形状。2.4.3 副车架的前端形状及安装位置1) 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。2) 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。3) 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4) 副车架与主车架连接如图2.10所示。图2.10 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(见图2.11)图2.12 副车架的前端结构副车架前端形状常有三种形状(见图2.13)。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2.13(c)所示：；。（a）U形；（b）角形；（c）L形图2.13 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2.14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2.15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型螟栓距拱形横梁的距离，一般控制在500800 mm的范围内。图2.14 副车架前端简易形状（a）刚质副车架；（b）硬木质副车架图2.15 副车架的安装位置2.4.4 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2.161-纵梁；2-连接板；3横梁图2.16 横梁与纵梁的连接图2.16（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2.16（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2.16（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3种方式，即横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，确定，。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铆接。2.4.5 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2.17是斯泰尔重型专用汽车所采用的止推连接板的结构形状及其安装方式。连接板上端通过焊接与副车架固定，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。相邻两个推止推连接板之间的距离在5001000 mm范围内。（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2.18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，坦在消声器附近，必须使用角铁等作内衬。图2.17 止推连接板的结构1- 副车架；2-止推连接板；3-主车架纵梁图2.18 连接支架1-上托架；2-下托架；3螺栓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HQ3090Z主副车架之间采用止推连接板式和连接支架配合使用的连接形式。2.5质量参数的确定2.5.1额定装载质量高位自卸汽车的额定装载质量应比同一类型汽车底盘改装的普通自卸汽车装载质量小。主要是由于它比普通自卸汽车移了一套车厢升高装置。根据CA1097K2E底盘的参数，初定额定装载质量Me为3200Kg。2.5.2整车整备质量整备质量是指汽车按出厂技术条件装备完整（如备胎、工具等安装齐备），各种油水添满后的重量（不含驾乘人员的重量）。根据CA1097K2E底盘的参数，整车整备质量为在此基础上再增加车厢升高装置的质量，可估算出高位自卸汽车的整备质量MoMo=4160+600=4660（Kg） 2.5.3总质量Ma总质量计算公式为 Ma=Me+Mo+Mp （2.2）根据CA1097K2E底盘的参数，总质量 Ma=9410（Kg）高位自卸汽车轴载质量分配应基本接近原车底盘要求。为补偿车厢升高时，其质心略向后移，整车质心位置可比同类普通自卸汽车的质略向后移。当高位自卸汽高位自卸时，应对高位工况的轴载质量分配工作专门分析计算。2.6本章小结本章主要进行高位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，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CA1097K2E底盘作为本次改装设计所选用底盘型号。第 3 章主要机构及零件设计3.1高位举升机构的设计计算了解并掌握高位自卸汽车的结构对于高位自卸汽车改装来说是至关重要的。高位自卸汽车设有车厢高位升高机构，倾卸机构，这两套机构统称为高位自卸汽车的举升机构，它能将车厢平移举升到一定高度后倾卸货物。高位自卸汽车的倾斜机构与普通自卸汽车相同车厢高位举升机构需要进行选择。在这里我们选这两个方案设计分析，进行尝试。3.1.1剪式高位自卸汽车的设计分析1、举升机构的运动分析图3.1剪式举升机构的分析原理图如图3.1所示，为剪式高位举升机构工作原理。它的主要特点是由两根长度相等的DF和EC支承杆在其中部铰接，并在此基础上，用两根长相等的FB和CG支承杆进行二次中部铰接，形成二级剪式支架。支承杆右端分别与车厢托架G1和车架E铰接，支承杆的左端可在滑槽B1和D1内移动。举升液压缸的上支点与支承杆EC的下部铰接A处，其承在车架上。当车厢举升时，举升液压缸外伸，推动支承杆EC，使EC绕其右端的固定铰支承按时针方向摆动，其左端则沿滑槽D1滑动；支承杆FD在EC的带动下作相应的运动。同样，支承杆F1B1在G1C1的带动下，支承杆F1B1的左端沿滑槽滑动，支承杆G1C1右端绕与托架铰接轴进行逆时针转动。这就使车厢托架垂直升高。如果举升液压缸收缩，车厢托架垂直降落9。2、举升机构的计算（1）高位升高机构的运动分析当升举油缸由OA伸长到OA1时，举升支杆CIE绕E旋转到C1I1E，这时车厢升、高到最大高度。与此同时，G点升高到G1点，则车厢升高的最大高度。这时，举升臂CIE绕B点转过max角。（2）举升架初始高度hG的计算假设货箱长为3.5米，故在设计举升装置初步确定DE=3m，初始角CED，支撑杆CE=3.04m，在DIE中为等腰三角形（ID=IE）ID=1.52m DE= ID + IE-2IDIEcos160 （3.1）支杆的长度为DF=2ID=3.04m在DEF中为直角三角形，其中FDE=CED=10tanFDE=FE/ED，可知，EF=0.53m，举升架hG的初始高度，hG=2EF=1.06m，当油缸的初始长度OA到OA1时，举升架升高到最大高度，此时CED转过的角度分别以35，40，50进行计算，当转过35时，C1ED=45。在C1D1E中，为直角三角形，C1E=3.04m，由公式： C1D1=ED1= C1E sinC1ED （3.2）可知，C1D1=2.15m 可知hG1=2C1D1=4.3m则举升架相对原来升高的最大高度hG1=2C1D1=4.3m并能计算出滑道DD1的长度为：DE- D1E=3-2.15=0.85m。当转过40时，C1ED=50，C1D1E为直角三角形C1D1= C1ESinC1ED=2.33m，则举升架相对原来升高的高度h=2 =4.66m。此时， E= ECosED =1.95m，滑道D的长度为：DE- E=1.05m。当转过50时，为直角三角形，C1D1=C1ESinC1ED =2.63m，则举升架相对原来升高的高度hG1=2 C1D1=5.26m。此时，D1E= C1ECos C1ED =1.52m，滑动DD1的长度为：DE-D1E=1.48m，如表3.1所示：表3.1 剪式机构的主要参数最大转角最大高度滑动长35 4.3m0.85m40 4.66m1.05m50 5.26m1.48m3.1.2 L式高位自卸汽车的设计分析L式高位自卸汽车是利用举升杠杆将处于原始水平为之车厢平移举升到一定高度，保持位置不变，在将车厢倾斜一定角度卸货。卸货完毕，车厢恢复高位水平位置，最后评一项讲到原始位置，在整个过程中通过液压系统进行控制。如图3.2所示当举升油缸从OA移到OA位置时转臂BA逆时针转过角到达到位BA，举升杠杆BIC同时绕B点转过角到达BI1C1，车厢随举升杠杆B绕B点转过角，此时车厢呈倾卸状。显然同步油缸DE必须与举升油缸OA同步工作，既当举升杠杆BIC绕B点转过角时，车厢在同步油缸的作用下，绕C点同时图3.2 高位自卸车运动过程量示意图旋转角，既转到C1D1E1位置才能在整个举升过程中使车厢保持水平状态10。图2.1 举升机构原理图1-车厢托架 2-副车架从图3.2可知，举升过程中还要产生一定的纵向位移。并且当C1与B两点等高时车厢后移量最大。当C1点高于（或低与）B点时，车厢后移量随举升（或下降）而逐渐减小。为了保证汽车在举车过程中具有足够的纵向稳定性。故应对车厢的最大后移量进行控制。通过对杠杆式的举升机构分析可以知道，只需要用一个举升杠杆和两个油缸就可以实现将车厢举升到一定高度。3.1.3 论证方案通过以上对杠杆式高位自卸汽车的举升机构和剪式高位自卸汽车的举升机构运动分析，可以看到，剪式举升机构相对复杂，需要两组的铰接架，由表3.1可以看出，剪式升高机构随着升高的高度的增长，稳定性也急剧的下降，车厢恢复到原位时，剪式举升架的初始高度达到1.06m,再加上原有底盘的高度，汽车的质心会增加得很高，当汽车满载在路面行驶时，稳定性较差，并且改装后的整车性能和原来的整车性能相差很大，在改装过程中加工和技术难度都增大，同时，改装成本相应的提高11。杠杆式举升机构只需要一个举升杠杆和两个油缸就可以实现将车厢举升到一定高度。改装过程中，在技术上可能会出现一定的难度，但只要合理的布置元件，在理论上是可行的。所以选择杠杆式。3.2 L型举升机构的运动分析及主要参数的确定如图3.3所示,当举升油缸OA伸长到OA1，时，举升杠杆由初始位置BLC绕B旋转到BL1C1，车厢升高到最大高度。与此同时C点转过到C1点，图中H（H=HC1-HC）为最大升高量。HC1和HC分别为C1和C点的高度。与此同时，举升杠杆绕B点转过角。根据使用要求，车厢在升高过程中应保持水平状态。因此，车厢在升高过程中，必须保证1和2在时间上的微分是相等。车厢升高的同时还拌有后移。故计算高位举升时，须考虑最大后移量的影响 13。3.2.1举升油缸和同步油缸主要参数确定（1）举升油缸和同步油缸的初始长度OA，OE的确定。根据布置情况，初步确定ABO=10 BO=1.42m AB=0.76m ECD=25 EC=2.4m DC=1.4m如图3.3图3.3杠杆式举升运动分析原理图在三角形AOB中（3.3）可知OA=0.68m在三角形CDE中（3.4）可知ED=0.87m（2）举升油缸，同步油缸的最大长度OA和的确定。在最大升高位置时，OB中由公式（3.5）可知，O=1.07m在C1D1E1中 D1E1= （3.6）可知， D1E1=1.35m举升油缸和同步油缸的最大工作行程SJ和ST确定。SJ= OA1-OA=0.39mST= D1E1-DE=0.48m车厢升高高度H的确定。其中LC=3.018m，BL=1.42由公式（3.7） H= 举升高度-车厢离地间隙（3.7）根据设计要求H=3m，因为根据所选车型底盘车厢离地间隙为1.24m。所以H最大值Hmax=1.76m车厢最大转角的确定。因为H=LCCos+BL（1- Cos）=38升高过程中车厢最大后移量a的确定.=301mm3.2.2举升杠杆的受力分析如图3.4所示，对举升杠杆受力分析的目的是确定举升油缸推力f1，同时作为液压元件选择的参数及举升杠杆强度校核的依据。以h表示L形举升臂的高度，以h表示L形举升臂B的高度。因为f1出现在h的区间，故受力分析仅在该区间内考虑13。图3.4举升杠杆的受力分析为计算方便，将装载质量重力，车厢（包括车厢衣架）重力按平行力系简化为一个集中力，同理将L形举升杠杆重力和同步油缸重力简化为另一个集中力，尚未举升时两集中力分别用G1和G2表示，当L型举升杠杆转过角时，分别后移a和a并用G1和G2表示。取三角臂OBA为分离体MB=0得 G1（+）+ G2(+)-BO Sin=0 （3.8）+=BLSin+Cos= BLSin- (1- Cos)OBA=OBA+OA=f1=327163N当=0时f1有最大值f1max=327163N，即当举升油缸在初始位置时产生最大推力3.2.3高位举升和倾卸机构的受力分析在这里通过对高位升高和倾卸机构的受力分析，从而确定同步油缸推力f2,过程如下车厢底架在整个升高过程中保持水平状态，其受力分析如图3.5所示图3.5 托架受力分析图车厢作用于底架的均布载荷，在讨论同步油缸推力时可简化为集中（3.9）式中： -装载质量（Kg）； -车厢质量（Kg）； -底架质量（Kg）。的作用点位置可根据平行力系简化规则求出（+）1010=3.67N同步油缸布置在车厢的纵向对称平面上， D1E1为同步油缸轴线，举升臂对车厢底架支反力R也简化到上述对称面上。现以车厢底架为分离体14。由M=0 式中:-同步油缸推力；-同步油缸轴线与车厢底架的夹角（38）；-作用点到铰支点C的距离（1.0m）。设，为任意转角时，的位置有 D1E1 = （3.10）式中：DCE-初始位置时，DC，CE的夹角（25）-车厢底架铰接点C相对初始位置的任意转角（38）因为： Sin= （3.11）将（式3.4）代入（式3.3），可知同步油缸推力（3.12）在=0时，f2由最大值=3.0N从计算中可以看出，当同步油缸在初始位置时液压缸应提供最大的推力使车厢升起15。3.2.4举升杠杆的校核举升扛杆主要是对车厢进行举升支撑作用，同此需要较高的强度，根据使用的环境以及强度，选材低合金结构钢Q295，具有良好的综合性能，焊接性和塑性均好，中低温性能良好，冶炼工艺简单，成本低，常在热轧状态下使用，并采用正火处理可提高钢的综合力学性能。型材选择热轧钢板，用Q295钢轧制的40mm1800mm200mm钢板，举升杠杆为L型，并在中间用横梁及交叉梁进行焊接，这不仅可以起到联接的作用，还可增强在举升过程中的稳定性，同时，还可以避免在装货时，因为装货不均匀性而造成的扭曲变形，在杠杆的拐点的过度边缘，为了增加强度，寿命及避免产生应力集中，采用缓和性的加厚。在这里主要对举升杆杆的强度进行校核。对举升杠杆进行力学简化为悬臂梁和延伸梁，在初始位置时，举升油缸和同步油缸同时对举升杠杆有最大的推力和支反力，分别为f1max和f2max，故对初始位置时进行强度校核，此时车厢为满载G（5612Kg）,且认为均布载荷。由弯矩图3.6可知悬臂梁最大弯矩为式中：=G/3=1.0104 N =f2maxsin20+G/6=2.49104 N L1=2926-1420=1680mm L2=1246mm由公式可知屈服极限为其中-为弯曲截面系数图图3.6弯矩图则屈服极限=110Mpa,查表可知Q295的屈服点=235 Mpa，强度足够大。由弯矩图可知延伸梁最大弯矩其中， F4=F3 L3=750mm L4=1420mm由公式可知屈服极限为根据所选的材料、横截面积、受力方向可以确定则屈服极限=202MPa,查表可知Q295的屈服点=235 MPa，强度足够大21。固定架是联接副车架和举升杠杆之间的重要元件，固定架于副车架焊接，与举升杠杆铰接，考虑固定架使用的环境和强度，选择材料与举升杠杆相同为Q295。现在对其强度校核。通过力学简化，固定架可看作为延伸梁，当举升杠杆在初始位置升高时，31固定架受到支反力为最大，由弯矩图3.7知最大弯矩为由公式可知屈服极限为则屈服极限=69.2Mpa,查表可知Q295的屈服点=235 Mpa，强度足够大。在改装过程中，大部分机械元件是通过铰轴进行联接（参见装配图），经过受力分析，可以知道，固定架和举升杠杆联接部分的铰轴受到的剪切应力为最大，考虑到在改装过程中的互换性，铰轴统一型号。并对其强度进行简单校核。选材为45号钢。铰轴在举升杠杆举升的初始位置时受到的剪切应力为最大。由公式其中，则可知,=58 MPa由=0.5 查表可知45号钢的屈服点=335 Mpa ，即=167.5 Mpa经计算可知，铰轴的强度足够大3.3倾卸机构设计现代自卸汽车倾卸机构主要分为两大类：直推式和杆系倾卸式，它们均采用液压作为举升动力。倾卸机构主要由倾卸杆系机构、车厢和副车架组成。其功能是承载物料，并在液压系统的驱动下完成倾卸动作22。高位自卸汽车改装对倾卸机构的设计要求如下：（1）利用连杆机构实现车厢的翻转，其安装空间不能超过车厢底部与托架大梁间的空间；（2）结构要紧凑，可靠，具有很好的动力传递性能；（3）完成倾卸后，要能够复位。由上选择直推式倾卸机构，缸直推式倾卸机构的示意图如图3.6所示，油缸直接作用在车厢底板上，简称直推式举升机构。按照举升点在车厢底板下表面的位置，该类举升机构又可分为油缸中置和油缸前置两种形式。前者油缸支在车厢中部，油缸行程小，油缸的举升力较大，多采用双缸双柱式油缸。后者的油缸支在车厢前部，油缸的举升力较小，油缸行程较大，一般用于重型自卸汽车上，油缸则通常采用多级伸缩油缸。但可以大大地缩短液压缸的行程，车厢倾斜的稳定性好，有利于缩短车厢举升和降落的时间。图3.6 直推式倾卸机构示意图如图3.6位直推式倾卸机构的受力分析图。根据汽车所倾卸的货物可知，安息角在2735之间，所以初定车厢最大举升角为29。图可知当举升角ai=0时，油缸的推力P的作用先到车厢转轴O的距离为最小，随着ai增大b只将增大，由公式可知倾卸液压缸的推力为：式中: （3.13）式中：P举升液压缸的推力； G车厢连同装载货物质量的重力； a力G的作用线至车厢转轴O的距离；b力P的作用线至车厢转轴O的距离。当ai=0时，P有最大值此时a=288 b=792 即Pmax=2.04N 此数据可作为选择倾卸液压缸的依据。倾卸油缸的行程的确定：在总装配图中，根据作图法求得油缸求得总行程L=1338。伸缩油缸n=1，n=(l为单节缸工作行程，通常各单节伸缩工作行程相等)第一节工作油缸有效工作直径 = 式中为第一节伸缩油缸套筒将要伸出时的力矩比，取=4。W为举升质量。OA为油缸铰支点A至车厢铰支点O的距离，OA=1919。为油缸铰支点A与车厢铰支点O连线与水平方向的夹角，取2。P为液压系统工作压力，P取16MPa，得=0.081。综上所述选择倾斜液压油缸型号为3HSTG110E-1656-RR。油缸初始长度为520mm。通过计算，得各液压缸尺寸如表3.3。举升油缸初始长度（mm）680最大长度（mm）1500最大行程（mm）390最大推力（N）3.27同步油缸初始长度（mm）870最大长度（mm）2000最大行程（mm）135033倾卸油缸初始长度（mm）520最大长度（mm）1656最大行程（mm）1338最大推力（N）2.04举升杠杆的尺寸（L型）（mm）14202930车厢倾卸的最大角度（）50表3.3 高位自卸车各液压缸规格. 3.4最大举升角的确定确定车厢最大举升角的依据是倾卸货物的安息角。常见货物的安息角如表3.4所列。表3.4 常见货物的安患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504045504050设计的车厢最大举升角必须大于货物安息角，以保证把车厢内的货物卸净。设计时，自卸汽车车厢最大举升角可在5060之间选取。对于本文设计的高位自卸车，这里定其最大举升角为50。3.5 本章小结本章通过力学分析确定了举升机构的布置方式。确定了举升机构的尺寸好举升角度，并对所设计的举升机构进行了强度校核。通过计算分析，分别得出了三种液压缸的最大举升力，掌握了举升液压缸、同步液压缸及倾卸液压缸的尺寸参数，从而选择标准件进行布置。第4章液压系统的设计在这里通过对液压系统的设计来控制各个元件实现预定的运动功能，即高位举升，倾卸，并能够恢复原位。前面我们已经知道，车厢在升高过程中应保持水平状态，这样，需要举升油缸和同步油缸能够同步工作。为达此目的，在对液压元件选择、系统压力及系统流量确定之前，先对举升油缸和同步油缸的同步条件进行确定23。4.1举升油缸与同步油缸的设计计算车厢在升高过程中，必须保证1和2在时间上的微分相等，则有（4.1）可知，1=-0.97 （4.2）可知，2=1.4 式中:1举升臂转角2车厢底架转角根据同步条件，有1=2相等，即：（4.3）理论上，若采用并联双能源部（双变量泵或一个定量泵一个变量泵），只要合理控制变量泵的流量，就能实现同步条件。然而，实际上无论在技术上还是在经济上采用双能源部实现同步条件都存在一定的难度。如果采用单级推力油缸作为举升油缸，串联两节伸缩式油缸作为同步油缸，并引入控制变量，使3。再采用计算机优选设计参数，便能实现准同步的使用条件。这无论从技术上和经济上都是可行的。应用单级推力油缸串联两级伸缩式油缸的高位自卸汽车液压系统原理如图4.1所示。举升油缸和同步油缸串联，且与倾卸油缸并联。实践证明这种液压回路可以满足3的准同步使用要求。1-举升油缸 2-同步油缸 3-倾卸油缸 4 5-液压控制阀图4.1 液压系统原理图4.2油缸主要参数的确定及选择根据液压元件的技术参数，初步确定液压系统额定压力Pe=16Mpa。1、举升油缸的参数的确定由经验举升油缸的额定工作压力为1/3Pe，则举升油缸的直径D1由式(4.4)确定：（4.4）活塞杆的杆径d1根据液压缸往返速比为2确定杆径d1=90mm.。式中=3.27，Pe=16MPa。查表选取油缸型号为HSG01-160/dE。2、同步油缸的确定举升油缸的无杆腔最大容积V1W及有杆腔最大容积V1y可由下式决定：（4.5）（4.6）由于举升油缸与同步油缸串联，故必须保证：（4.7）式中： D21、D22分别为伸缩油缸第一节和第二节直径（m）； S21、S22分别为伸缩油缸第一节和第二节的行程（m）；D21、D22、S21、S22应根据保持车厢水平的条件3来确定，通过计算机优化的出结果。D21=180mm D22=160mm S21=640mm S22=750mm查表选取油缸型号为3HSTG160E-2900-RR2、倾卸油缸的确定在倾卸过程中，倾卸油缸产生的最大压力为2.04N ，其行程为ST=0.82m,根据这两个参数选取油缸。查表选取油缸型号为3HSTG110E-1656-RR。考虑下一步系统压力的确定在这里先求出倾斜油缸的工作最大压力由公式， 0.85式中为开始举升时的油缸工作压力；为举升过程中液压系统的最大工作压力。所以，=13.6MPa （4.8）4.2.1液压系统压力的确定液压系统压力Pe应满足下列条件：Pe max（P1+P2）max，P3max+P式中：P系统的压力损失（Pa）。可由式(4.9)确定：（4.9）可知 =12.25MPa系统损失压力经查表P=0.3 MPa初步选取系统压力Pe=16 MPa,经以上计算可知Pe=16 MPa12.25+0.3=12.55MPa在理论上是可行的。4.2.2液压系统的最大流量确定高位自卸汽车的自卸工况一般分为两个阶段，首先车厢平移升高到合适的高位，然后车厢倾卸。所以液压系统的最大流量应由举升油缸1和倾卸油缸3中的最大流量确定：Q=（1.11.3）（Q1max或Q3max）Q1max和Q3max为举升和倾卸油缸的最大流量，参照普通自卸汽车一般倾卸油缸的最大流量为每分钟6L,则近似可知系统最大流量Qmax=1.3Q3max=1.2L，即高位自卸汽车在20S完成升高倾卸整个过程中系统最大流量为7.2L，并根据系统最大流量选择液压泵。查表选取液压泵（齿轮泵）型号4205-P-3-A。4.2.3液压控制系统在液压系统压力和最大流量确定以及主要液压元件选定之后。为了实现液压系统控制各个机械元件，还需要一些辅助液压元件。江液压泵布置在底盘的前端，从变速器取力，同时需要二位四通换向阀、安全阀、溢流阀、滤油器、单向阀等附件，其中二位四通换向阀为气动阀，可以直接从制动系统取力工作原理如下1、准备操纵取力器使之驱动液压泵，使液压泵输出的压力油经单向阀、换向阀回油箱。车厢处于最低的原始位置。2、车厢举升二位四通换向阀获得控制液压而使阀芯有移，来自液压泵的压力油经过二位四通换向阀进入举升液压缸的下腔，推动活塞上行，举升液压缸上腔的油液进入多级液压缸的下腔，也推动多级液压缸外伸，从而使这两个液压缸保持一定的联动关系，使车厢托架在举升过程中基本保持水平状态。3、车厢中停车厢举升至一定高度时，踏下离合器踏板，停止液压泵的工作，车厢即可停止在这一高度。4、车厢倾卸向二位四通换向阀提供控制液压，使其阀芯左移（另一个二位四通换向阀的阀芯此时仍处于右位）。操纵液压泵二位四通换向阀重新工作，切断举升液压缸及多级液压缸油液的回路，车厢托架即停止在该位置；二位四通换向阀接通倾卸液压缸的下腔油路，使车厢倾卸，直至将厢内的货物卸出。 5车厢降落停止液压泵的工作，切断控制二位四通换向间的控制液体，二位四通换向阀恢复到开始位置，使液压缸的下腔与油箱接通，车厢和举升杠杆便在重力的作用下降落，直至落到自卸汽车的车架上为止。液压系统各元件如表4.1表4.1 液压元件的型号名称型号生产厂家多级液压缸3HSTG160E-2900-RR榆次举升液压缸HSG*01-160/d*E长江倾卸液压缸3HSTG110E-1656-RR天津二位四通换向阀34D*-B6C-T*大连二位四通换向阀34D*-B6c-T*大连安全溢流阀Y2-Ha10L天津滤油器Wu-16180天津液压泵（齿轮式）CB-FD40上海单向阀A-Ha10L上海取力器QJCA3T长春4.3 本章小结本章主要是进行高位自卸汽车液压系统的设计，其中包括了举升和倾卸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-FD40型号的单齿轮泵。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。第5章整车性能计算分析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。最基本的性能参数计算包括动力性计算、经济性和稳定性计算24。CA1097K2E型货车二类底盘各主要性能参数如表5.1 表5.2所示：表5.1高位自卸汽车整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率124KW发动机最大功率时的转速2900r/min发动机最大转矩560Nm发动机最大转矩时的转速18002000r/min发动机经济转速11001700r/min车轮动力半径0.526m车轮滚动半径0.541m主减速比5.43汽车列车迎风面积2.03m2汽车列车总质量(满载)9410kg表5.2高位自卸汽车部分整车参数最大输入扭矩Nm123456倒挡传动比7.6404.8342.8561.8951.3371.0007.1075.1 动力性计算5.1.1 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（5.1）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。（1）不知外特性曲线时，按经验公式拟合外特性方程式如果没有所要的发动机外特性，可从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率及相应转速和该发动机的最大转矩及相应转速时，然后用下列经验公式来描述发动机的外特性: （5.2）式中：发动机最大输出转矩（Nm）；发动机最大输出转矩时的转速（r/min）；发动机最大输出功率时的转速（r/min）；发动机最大输出功率时的转矩（Nm），。由公式（5.1）和公式（5.2），可得（5.3）发动机外特性曲线是在室内试验台架上测量出来的，应对台架试验数据用修正系数进行修正，才能得到发动机的使用外特性26。（2）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（5.1）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: （5.4）将上式展开，按幂次高低合并，然后与（5.1）式比较系数，即可得三个待定系数为：（5.5） 5.1.2汽车的行驶方程式高位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：（5.6）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的计算高位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：（5.7）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：（5.8）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、高位自卸汽车行驶的速度）（3）坡道阻力的计算高位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：（5.9）（4）空气阻力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（5.10）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：（5.11）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（5.12）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：（5.13）式中：。低挡时取上限，高档时取下限。将式（5.7）、（5.8）、（5.9）、（5.10）、（5.11）及（5.1）代入式（5.6），换算得（5.14）又因为（5.15）将式（7.15）代入（7.14）并整理后，得：（5.16）（5.17） 5.1.3 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27。（1）最高车速vmax根据最高车速的定义，有,，由式（5.16）可得：将式（5.8）代入上式，有：因所以令（5.18）又因,，可确定专用汽车的最高车速为：（5.19）（2）最大爬坡度当汽车以最低挡稳定速度爬坡时，有，为简化，可设，则由式（5.16）可得：（5.20）对上式两边以为自变量求导，可得：（5.21）当时，取最大值，此时有：代入式（5.20），可得：令（5.22）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，并且滚动阻力系数愈大，汽车爬坡能力愈小。因此上式中应取负号，又因，则上式可简化为（5.23）由此可得到专用汽车的最大爬坡度，为：（5.24）3）加速度amax专用车辆在水平路面上的加速度的计算公式如下：（5.25）专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速度可由的极值点求出，令：得到极值点的车速：（5.26）将（7.26）式代入（7.25）式，可得专用汽车在该挡时的最大加速度为：（5.27）5.1.4高位自卸汽车整车动力性计算（1）确定动力性计算所需的有关系数如表5.3 、表5.4所示：表5.3 动力性计算需确定的有关系数名称符号数值发动机外特性修正系数0.90直接挡时传动系效率0.90其它挡时传动系效率0.87空气阻力系数0.68 滚动阻力系数0.00430.000148表5.4质量换算系数的计算结果挡位123456倒挡2.7811.8041.3481.1931.1281.12.597（2）确定发动机外特性曲线的数学方程由于没有所要的发动机外特性，故采用经验公式拟合外特性方程式。将表5.1中相关数值代入公式（5.5），可得即得发动机外特性的数学方程如下：（3）计算各档位时的系数A、B、和D的值依据公式（5.17）和（5.18），将上面确定的有关参数分别代入计算，计算的结果如表5.5所列。表5.5各档位时的系数A、B、C1、C2和D的计算结果档位1-0.24710.68330.1506-1048600.56102-0.60660.15990.9531-1048600.43003-0.12670.55820.5631-1048600.14504-0.38380.24580.3736-1048600.63005-0.14750.12830.2636-1048600.49716-0.7490.7780.2040-1048600.3530倒档-0.19240.34570.1401-1048600.9640（4）计算高位自卸汽车的最高车速vmax将直接档（第6档位）、和值代入式（5.19），可得该高位自卸汽车的最高车速为（5）计算最大坡度imax将最低档（第一档位）、的值代入式（5.22），可得：将E代入式（5.23），可得：高位自卸汽车的最大爬坡度为：（6）最大加速度amax将各档的、的值代入式（5.27）有：经计算各档的最大加速度如表5.6所示。表5.6各档的最大加速度档位123456倒档1.0731.0090.7590.5270.3510.2351.0515.2 燃油经济性计算专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上，以经济车速v满载行驶的百公里油耗量来评价，也称百公里油耗或等速百公里油耗，它可以根据发动机的负荷特性或万有特性来计算28。首先根据高位自卸汽车的行驶初速度开始，计算出相应的发动机转速，有：(r/min) （5.28）然后计算出高位自卸汽车在该车速时的整车驱动功率或发动机的有效输出功率（平坦路面上匀速行驶时，=0，=0）（KW）（5.29）根据和的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗率（g/kWh），再利用下式计算百公里燃油消耗量（kg/100km）： (L/100km) （5.30）式中：燃油的密度，（kg/L）。汽油可取=6.96N/L7.15N/L；柴油可取=7.94N/L8.13N/L。随着车速的不同，各挡位燃油消耗量也不同，下面来计算一下高位自卸汽车在直接挡时经济速度（4055km/h）下的燃油消耗量，代入式（5.28）得：r/min由公式（7.29）得： Kw由式（5.30）得： kg/100km5.3高位自卸汽车稳定性计算由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车为高，其原因是由于副车架或工作装置的布置，使装载部分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。对高位自卸汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，对作业状态的稳定性也应进行计算，如汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。5.4高位自卸汽车运输状态稳定性计算分析专用汽车的静态稳定性，首先应计算出整车的质心位置。当高位自卸汽车的总布置基本完成后，即可对该车的质心位置进行计算。计算时可根据已有的资料，或利用试验结果，也可用计算方法来确定专用车各总成的质量及其质心位置坐标，然后按照力矩平衡方程式，求出整车的质心位置。根据CA1097K2E中型载货汽车满载轴荷分配

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