自卸汽车课件.ppt

第一节概述,1,小浪底水库施工用自卸汽车,第一节概述,三、自卸汽车的用途与联合作业,二、自卸汽车的发展概况,一、自卸汽车的定义及特点,四、自卸汽车的构成,五、自卸汽车的分类,一、自卸汽车的定义及特点,3,二、自卸汽车的发展概况-国内,1.历史,4,二、自卸汽车的发展概况-国内,5,二、自卸汽车的发展概况-国内,6,二、自卸汽车的发展概况-国际,7,三、自卸汽车的用途与联合作业,8,四、自卸汽车的构成,作用：将车厢倾斜一定的角度，使车厢中的货物自动卸下，然后再使车厢降落到车架上。,9,四、自卸汽车的构成,10,四、自卸汽车的构成,11,四、自卸汽车的构成,12,四、自卸汽车的构成,13,四、自卸汽车的构成,14,五、自卸汽车的分类,15,五、自卸汽车的分类,16,五、自卸汽车的分类,17,目前世界上最大吨位的自卸汽车,是美国通用汽车公司特勒克斯分部制造的,载重量350吨。汽车全长20.1米,高6.7米,每个车轮直径为3.35米,重3629公斤,五、自卸汽车的分类,18,思考题,19,二、在完整观看卡特彼勒公司自卸汽车制造流程视频的基础上1.总结自卸汽车设计中涉及哪些学科？2.总结重型自卸汽车的制造过程。3.与普通汽车制造的异同？,一、在完整观看德国KipperMeiller公司视频的基础上1.总结自卸汽车的举升方式？2.总结制造过程3.与普通汽车制造的异同？,第二节普通自卸汽车,20,21,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,22,23,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,24,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,25,国内外部分自卸汽车的整车质量利用系数,货物的静安息角一般都小于50,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,26,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,27,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,A.车厢举升时间车厢满载时，从举升车厢开始至车厢举升到最大举升角的时间。般为1525秒。,B.车厢降落时间车厢卸完货物后，开始下降至完全降落到车架上时的时间。一般为815秒。,大吨位自卸汽车车厢的举升、降落时间偏上限，且随着装载质量的增加而延长。采用液压强制降落可使车厢降落时间缩短些。车厢的举升、降落时间对自卸汽车的运输生产效率有相当大的影响，尤其对于运距较短的自卸汽车，其举升和降落时间占总运输循环时间的比例就更大了，对运输生产效率的影响也就更大。,28,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,29,一、自卸汽车整车型式与主要性能参数,主要取决于两个因素：车辆使用情况、装运货物的种类。,带有全部装备、加满油水的空车质量,30,二、自卸汽车的取力装置,31,二、自卸汽车的取力装置,根据取力装置相对于汽车底盘变速器的位置，取力装置的取力方式可分为前置、中置和后置三种基本类型，每一种基本类型又包括若干种具体的结构形式：,32,二、自卸汽车的取力装置,33,二、自卸汽车的取力装置,34,二、自卸汽车的取力装置,35,二、自卸汽车的取力装置,36,二、自卸汽车的取力装置,37,一、已知基本数据1.发动机型号：CA6102最大功率：99KW/3000r/min最大转矩：372Nm/(12001400r/min),2.变速器：中心距：A=130.5mm齿数：一轴常啮合齿轮Z1=22，中间轴常啮合齿轮Z2=43，中间轴四挡齿轮Z3=33，模数m=3.75mm，螺旋角=23827，齿宽b=25mm变速器侧边窗口尺寸：,3.工作装置转速：1000r/min功率：10kW,二、自卸汽车的取力装置,38,二、齿轮、轴和轴承的参数选择和强度计算该取力器采用双联齿轮，同时考虑到窗口的尺寸与形状，采用了吊耳形式，结构紧凑，操纵也较方便1.取力器传动简图动力输出采用两级齿轮传动，中间为双联齿轮。,2.传动比的计算和齿数的确定若按发动机最大转矩时的输出转速来确定传动比，因而有变速箱内一对常啮合齿轮的传动比为,n=1300,n=1000,二、自卸汽车的取力装置,39,设取力器双联齿轮第一级的齿数为23，则故设双联齿轮直齿轮齿数（第二级）为z5=24则z6=i3z5=0.9524=22.90取整后得z6=23，故实际的总传动比i总为,Z5,Z6,二、自卸汽车的取力装置,40,综上所述，可得如下齿数和传动比：,齿轮的材料和精度可参照变速器内的齿轮选取，如40Cr、初选精度为8级等。直齿齿轮的模数可取m=4mm3.齿轮和轴的强度计算与传统的机械设计相同。,二、自卸汽车的取力装置,41,二、自卸汽车的取力装置,42,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,43,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,44,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,举升液压缸通过连杆机构作用在车厢底架上能以较小的液压缸行程实现车厢的倾翻,直推式杆系式,45,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,46,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,47,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,48,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,49,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,50,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,51,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,启动性能较好,能承受较大的偏置,载荷举升支点在车厢几何中心附近，车厢受力状况较好。但该机构举升力系数较大工作效率较低。,52,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,53,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,54,举升机构型式的选择,在选择举升机构时，应从装载质量、油缸行程、机构效率、管路的布置以及经济效益等各方面综合考虑:1直推式举升机构主要用于重型或有侧倾要求的自卸汽车。2油缸前推式举升机构通常用于中型汽车。3油缸后推式举升机构适合用于中、重型、轻型自卸汽车。4油缸浮动式举升机构通常用于重型自卸汽车。,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,55,举升机构的选型应考虑的问题,1液压系统是否能承受在举升质量作用下的举升力。2液压缸的行程能否满足车厢的最大举升角度。3液压系统特别是液压缸的生产及配套情况。,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,56,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,对货厢举升角的要求对外形尺寸的要求对油缸推力的要求对油缸活塞行程的要求,对油缸推力的要求油缸的推力取决于2个因素：一是油压，二是活塞直径。增加油缸推力只有增加油缸活塞直径,对油缸活塞行程的要求油缸行程应尽可能地小，以缩短货物装卸时间，提高车辆工效，同时降低油缸制造成本，减轻举升机构的质量。,对货厢举升角的要求大多数松散货物的安息角=arctanf，f为货物静摩擦系数；目前国内外的自卸车的最大举升角一般为50到60。,由于马勒里举升机构安装在自卸车车厢下部，所以要求外形尺寸的高度尽可能地小，使机构紧凑以利于降低车厢离地高度，提高整车的稳定性。,57,（1）前推式（T式）举升机构的设计要求,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,(2)前推式（T式）举升特性,前推式举升机构的性能特点是起始压力偏低：为最高压力的85%左右,58,（举升角）,15,30max,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,(3)前推式（T式）举升机构布置图,货厢铰接点,连杆,油缸,三角臂,货厢铰接点,59,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,(3)前推式（T式）举升机构布置图,60,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,61,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,62,1）求三角臂与车厢铰接点C在举升角为时的坐标位置和举升质量质心G在举升角为时的坐标C点的坐标：,G点坐标：,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,C点在=0时的坐标（XC0,YC0）,G点在=0时的坐标（XG0,YG0）,C,G,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,63,）求举升角为时的A点的坐标，求解方程：式中AD和AC由构件的几何尺寸确定。3）求举升角为时的B点的坐标。求解方程：,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,A,B,至此，求出了各点在举升角为时的坐标,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,64,4）求直线AD和BE的方程：整理得：（1-1）整理得：（1-2）,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,65,）求AD和BE交点F的坐标：联立上式（1-1），（1-2）并求解，可得F点坐标。）求点O至直线FC的距离：）取车厢为独立体，得：W被举升的重力，NFFC作用在直线FC方向的力，NXG被举升质量质心的坐标，m,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,F,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,66,）求A点到BE的距离，A到FC的距离：,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,A,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,67,)取三角臂ABC为独立体，得：式中为所求的任意举升角时的油缸推力。10)FFC，FBE，FDA为交汇力系，FFC，FBE已求得，因此FDA也可求得，FDA为拉杆DA所受内力。,只要对不同值，重复上面运算，即可求出相应的FBE，FDA的值，取其最大值就可作为设计计算的负载。,（4）前推连杆放大式举升机构的受力分析与载荷计算,液压系统的压力由负载决定。根据可计算出液压系统的压力。,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,(5)前推式（T式）举升机构性能特点,1）举升机构及其评价指标在自卸车设计中，通常把举起单位标定载荷所需油缸的最大推力，定义为举升力系数，用K表示：,式中:,F油缸最大推力，N,G举升机构所承载的标定载荷，N,在评价举升机构设计的合理性时，只有用举升机构系数来比较才是恰当合理的。,68,K一般为1.52.0,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,联结OC，过C点作MNOC，MN为举升三角臂对车厢的合力作用线，设MN与MN线夹角为，AC线与MN夹角。则有：由上式可以看出降低k2（当量举升系数）值的方法：1.增加OC值,举升臂尽量朝前布置2.减少角,适当降低A点位置3.增加角,应使合力Fc作用线MN斜率减少,(5)前推式（T式）举升机构性能特点,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（6)举升机构的运动干涉,70,运动干涉分析图满足B点不与车厢底面发生干涉的充分必要条件,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,首先应用作图法初选各铰支点的坐标参数和初定各构件的集合尺寸,71,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,首先应用作图法初选各铰支点的坐标参数和初定各构件的集合尺寸,72,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,首先应用作图法初选各铰支点的坐标参数和初定各构件的集合尺寸,73,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,74,1)建立坐标系并确定举升机构与车厢铰支点c的坐标xc，yc。将车厢与副车架的铰支点O作为平面直角坐标系的原点。x轴平行于副车架的上平面，指向汽车前方。初选油缸自由长度L0。、最大有效工作行程L和车厢最大举升角max。xc=RLmax计算，其中R=165190mm，当L较大时，R取较高值；反之，则取较低值；yc应为结构尺寸允许的最大值。油缸与副车架铰支点E的坐标xE：xE=xB0.5L00.2L+400mmyE由结构允许的最小值确定,油缸与副车架铰支点,举升机构与车厢铰支点,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,2019/12/12,75,可编辑,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,76,油缸与副车架铰支点,(2)过C点作CB线，使该线与x轴夹角=yD/yA9,yD为结构允许的拉杆与副车架铰支点D的最高位置，一般yD0，再以E为圆心，L0为半径画弧交CB线于B点。连接EB，EB即为油缸中心线在举升角=0时的位置。,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,77,油缸与副车架铰支点,(3)连接OC，并将OC绕O点顺时针向上旋max角，C移动到C点。再以C为圆心，CB为半径画弧。以E为圆心，以L0+L为半径画弧，两弧交于B点，连接EB和CB。(4)作EBA=(=68)。以B为顶点，BA为边，作CBA=CBA，取BA=BA=200250mm，连接AC、AC，ABC和ABC分别为=0和=max时的三角臂位置。,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,78,油缸与副车架铰支点,(5)作AA的垂直平分线与y=yD的水平线交于D点，连接DA和DA。至此，举升机构作图设计完毕。,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,79,油缸与副车架铰支点,(6)用作图法除了确定=0和=max时各支点的位置外，还应对不同举升作运动校核，若出现点B至车厢底板距离小于点C至车厢底板距离时，则应加大所设的值，然后重新作图（步骤37）确定。通过作图法初定举升机构各铰支点的位置及各构件的几何尺寸。并将它们作为第二阶段设计计算的初始条件，通过解析计算修正各参数。将作图法得到的结果代入前面的计算式，求得最大的油缸推力。,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,80,油缸与副车架铰支点,(6)用作图法除了确定=0和=max时各支点的位置外，还应对不同举升作运动校核，若出现点B至车厢底板距离小于点C至车厢底板距离时，则应加大所设的值，然后重新作图（步骤37）确定。通过作图法初定举升机构各铰支点的位置及各构件的几何尺寸。并将它们作为第二阶段设计计算的初始条件，通过解析计算修正各参数。将作图法得到的结果代入前面的计算式，求得最大的油缸推力。,（7）前推连杆放大式举升机构的设计步骤,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（7）前推连杆放大式举升机构的设计VB编程,81,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（7）前推连杆放大式举升机构的设计VB编程,设计举升液压系统时，要考虑到货箱到达举升终点时的限位和缓冲以及货箱回落时的限速，以减小货箱对车架的冲击。,82,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（1）举升机构的设计要求及性能主要评价参数,83,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,84,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,85,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,86,以车厢与副车架铰接点为原点，建立如图所示直角坐标系；将举升机构各铰点位置，确定为优化设计的设计变量，它们是：,表示为设计变量向量为：,车厢及货物质心的位置坐标G(x9，x10)；由总体设计确定，在此作为已知数。,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,87,相关杆件的长度公式为：,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,88,杆件相关尺寸随车厢倾角的变化为：,根据对举升机构的力学分析，给出举升力系数K的表达式：,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,89,在举升机构的设计要求中，权衡各种因素的重要程度，确定举升油缸行程为本次优化设计的目标函数，表达式为：式中：Smax=max时的举升油缸长度S0=0时的举升油缸长度,最优目标的行程，可保证举升机构紧凑，油缸尺寸小，制造成本低，降低了举升时间，提高了生产效率。,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,90,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,91,考虑各种使用性能的要求，顾及计算过程中可能性的限制，确定下列内容为优化设计的约束条件。a边界约束为便于优化设计的计算，边界约束是对设计变量的取值范围给予限制。,ai设计变量取值下限bi设计变量取值下限,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,92,b动力性约束为便于优化设计的计算，边界约束是对设计变量的取值范围给予限制。,K0=0时的举升力系数K许用举升力系数，根据举升机构受力情况，给出许用值,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,93,c平稳性约束考虑到举升机构的工作过程，对举升过程中举升力的变化范围加以限制，保证整个过程中平稳性要求。,Kmax举升过程中最大举升力系数,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,94,d紧凑性约束对举升机构建造纵深提出限制，满足举升机构的紧凑性要求。,举升机构建造纵深,举升机构许用建造纵深,三、自卸汽车的倾卸机构的设计,（2）举升机构数学模型的建立,95,e传动性约束保证机构的运动远离其死点位置，对举升过程中机构有关角度提出限制。,举升油缸与杠杆间夹角及杠杆与O1O2线间的夹角；,传动角许用值下限；,传动角许用值上限；,四、液压举升系统,96,四、液压举升系统,97,四、液压举升系统,在液压系统设计之前，应进行自卸汽车举升机构的优化设计和建模。,98,1)准备：车辆驻车制动，二位二通换向阀全开，起动发动机，使液压泵进入工作状态，使液压系统处于低压循环状态。,四、液压举升系统,99,2)举升二位二通换向阀关闭，液压泵的高压油通过单向阀直接进入举升液压缸下腔，推动活塞举起车厢。车厢超载，安全溢流阀开启，液压油经溢流阀回油箱，车厢在原位不动，液压系统的压力稳定在额定工作压力状态。,四、液压举升系统,100,3)中停切断取力器的动力，使液压泵停止转动，液压泵不输出高压油，由于单向阀作用，使液压油不能倒流，活塞保持原位置不动，车厢即中停在某一举升位置，基本保持不动。,四、液压举升系统,101,4)降落车厢卸货后，液压泵停止工作，将手柄逐渐地推至慢落位置，二位二通换向阀部分开启，液压缸下腔的液压油在车厢重力作用下慢慢地回油箱，车厢即慢慢地降落；若将转阀手柄推至快落位置，由于二位二通换向阀全开，车厢则以较快的速度降落。