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摆臂式自装卸汽车设计【4张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】

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目  录


摘要……………………………………………………………………………Ⅰ

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

第1章 绪论……………………………………………………………………………1

   1.1课题的研究目的和意义………………………………………………………1

1.2 课题的研究现状………………………………………………………………2

1.3 设计的主要内容与技术路线……………………………………………………4

   1.3.1 研究的基本路线…………………………………………………………4

   1.3.2 解决的主要问题…………………………………………………………4

   1.3.3 技术路线…………………………………………………………………5

第2章 方案分析和选择………………………………………………………………6

2.1底盘选择…………………………………………………………………………6

   2.1.1二类底盘选择应遵循如下原则…………………………………………6

   2.1.2 底盘选择…………………………………………………………………7

2.2 副车架的设计……………………………………………………………………8

2.3 托架的设计………………………………………………………………………11

   2.3.1 方案一……………………………………………………………………11

       2.3.2 方案二……………………………………………………………………11

       2.3.3 方案三……………………………………………………………………12

2.4 总布置方案分析与选择…………………………………………………………12

   2.4.1 总布置的原则……………………………………………………………12

   2.4.2 总布置方案的确定………………………………………………………13

2.5 液压系统的结构布置……………………………………………………………16

2.6 取力器的选用……………………………………………………………………17

   2.6.1 专用汽车取力器的总布置方案选择……………………………………17

   2.6.2 取力器的基本参数与基本结构…………………………………………20

2.7本章小结…………………………………………………………………………21

第3章 摆臂计算与分析……………………………………………………………22

3.1 摆臂的受力分析及计算…………………………………………………………22

3.2倾卸工况分析……………………………………………………………………24

3.3本章小结……………………………………………………………………25

第4章 液压系统设计与计算………………………………………………………26

4.1 液压系统工作循环………………………………………………………………26

4.2 液压系统的工作原理与机结构特点……………………………………………28

4.3 液压系统的计算与选择…………………………………………………………28

4.3 本章小结…………………………………………………………………………30

第5章 主要元件强度的校核计算………………………………………………  31

5.1副车架的强度刚度弯曲适应性校核…………………………………………  31

5.2垃圾车厢斗主要尺寸参数设计………………………………………………  38

5.3摆臂强度刚度校核……………………………………………………………  39

5.4本章小结…………………………………………………………………………46

第6章 整车性能计算与分析………………………………………………………47

6.1 发动机的动力性…………………………………………………………………48

   6.1.1 发动机的外特性…………………………………………………………48

   6.1.2 汽车的行驶方程式………………………………………………………50

6.2 动力性评价指标的计算…………………………………………………………53

6.3 摆臂自卸汽车整车动力性计算…………………………………………………55

6.4 燃油经济性计算…………………………………………………………………57

6.5 摆臂自卸汽车稳定性计算………………………………………………………59

6.5.1 摆臂自卸汽车运输状态稳定性计算……………………………………59

6.5.2 摆臂自卸汽车卸货时稳定性计算………………………………………60

6.6 本章小结…………………………………………………………………………61

结论………………………………………………………………………………………62

参考文献…………………………………………………………………………………63

致谢………………………………………………………………………………………65

附录………………………………………………………………………………………66

  附录  A外文文献原文………………………………………………………………66

  附录  B外文文献中文翻译…………………………………………………………69

摘  要

改革开放以来,随着中国的经济高速发展,城市数量及人口显著增加,城市规模和范围不断扩大。随着城市化进程的加快,中国城市生活垃圾产量不断增长,年增长速度在过去几年曾达到5%—8%。到2001年,中国的城市生活垃圾清运量近1.4亿吨。近几年,中国城市生活垃圾清运量的增长趋势开始变缓,进入了一个低增长阶段。但是,随着城市垃圾的累积量越来越大,高效的城市垃圾处理已变的刻不容缓。

为了避免垃圾在运输中造成二次污染,因此,保持垃圾在运输过程中的全程密闭,是现代垃圾车最基本的要求。

据了解,目前国内大量使用的密闭垃圾车主要有自卸式垃圾车、摆臂式垃圾车、车厢可卸式垃圾车以及压缩式垃圾车。其中,自卸式垃圾车在市场价格上占有较大优势,但其在使用上要配备垃圾的装载车辆,增加了人力和物力的成本;车厢可卸式垃圾车,同样需要附加垃圾装载车辆,增加了运作费用;压缩式垃圾车,相当于一个流动垃圾中转站,能够把垃圾挤入车厢压实,并具有垃圾自动推卸等功能。压缩式垃圾车收集垃圾方式简便、高效、压缩比高、装载量大,特别是其突出的密闭性好、更环保等优点,被认为是垃圾车的主要发展趋势。但是我国大多城市现有的垃圾收集是定点收集方式,要变固定方式为流动方式,不仅要改变人们的习惯,还要耗费大量人力物力重建垃圾收集站。同时,垃圾车的购买大部分依靠财政拨款,资金成为又一不利因素。因此,压缩式垃圾车在很多城市无法迅速推广,只在上海、武汉、广州等大城市有较大比例的使用。而摆臂式垃圾车,能够在一定程度上集括了上述几种垃圾车的长处。该车的特点是货斗与车体分开,能够实现一台车与多个货斗联合作业,循环运输,充分提高了车辆的运输能力,特别适用于短途运输,在价格上也同样占有较大优势。

本设计针对中型汽车底盘,在其性能允许范围内,进行摆臂式垃圾车的车厢、摆臂、垃圾厢斗、车尾支腿及液压系统的加置设计,使其能够轻易完成垃圾清置部门的各项使用要求。同时,增大垃圾厢斗的盛载容积,增加一次运输垃圾货物的数量,加强实用性。

关键词:专用汽车;摆臂式;改装设计;计算分析;液压系统



Abstract


Arm-type dump truck is a vehicle, with its notable features has been widely used. Swing arm type truck cargo can shift the ups and downs, it also has automatic loading and unloading goods and the functions of cabinet, and two functions of a vehicle by the same device to complete the work. Because of its functional cabinet with automatic loading and unloading, loading will generally reduce the loading height to unload boxes filled with material, the box will automatically load and transport. Efficient use of transport vehicle, truck-style swing and its unique characteristics of mobile and flexible is widely used in small tonnage of goods in transit.

The main contect of the design as follows: first, it introuduces the special-purpose automobile’s development; secondly, it introuduces the analysis and choise of the project; the project includes the design of the chassis, the assistant frame , the bracket and ensuring the total project. Thirdly, it introuduces the design of special equipment, including the design of hydraulic pressure, the choise of the implement and the design of the waving arm of dumping truck. Finally, it checks all the kinds of equipment and calulates the capability of the special-purpose automobile.




Key words: Dump Truck; Arm Type; The design modifications; Analysis; Hydraulic System








内容简介:
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计目 录摘要Abstract 第1章 绪论1 1.1课题的研究目的和意义11.2 课题的研究现状21.3 设计的主要内容与技术路线4 1.3.1 研究的基本路线4 1.3.2 解决的主要问题4 1.3.3 技术路线5第2章 方案分析和选择62.1底盘选择6 2.1.1二类底盘选择应遵循如下原则6 2.1.2 底盘选择72.2 副车架的设计82.3 托架的设计11 2.3.1 方案一11 2.3.2 方案二11 2.3.3 方案三122.4 总布置方案分析与选择12 2.4.1 总布置的原则12 2.4.2 总布置方案的确定132.5 液压系统的结构布置162.6 取力器的选用17 2.6.1 专用汽车取力器的总布置方案选择17 2.6.2 取力器的基本参数与基本结构202.7本章小结21第3章 摆臂计算与分析223.1 摆臂的受力分析及计算223.2倾卸工况分析243.3本章小结25第4章 液压系统设计与计算264.1 液压系统工作循环264.2 液压系统的工作原理与机结构特点284.3 液压系统的计算与选择284.3 本章小结30第5章 主要元件强度的校核计算 315.1副车架的强度刚度弯曲适应性校核 315.2垃圾车厢斗主要尺寸参数设计 38 5.3摆臂强度刚度校核 395.4本章小结46第6章 整车性能计算与分析476.1 发动机的动力性48 6.1.1 发动机的外特性48 6.1.2 汽车的行驶方程式506.2 动力性评价指标的计算536.3 摆臂自卸汽车整车动力性计算556.4 燃油经济性计算576.5 摆臂自卸汽车稳定性计算596.5.1 摆臂自卸汽车运输状态稳定性计算596.5.2 摆臂自卸汽车卸货时稳定性计算606.6 本章小结61结论62参考文献63致谢65附录66 附录 A外文文献原文66 附录 B外文文献中文翻译69哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文)摘 要改革开放以来,随着中国的经济高速发展,城市数量及人口显著增加,城市规模和范围不断扩大。随着城市化进程的加快,中国城市生活垃圾产量不断增长,年增长速度在过去几年曾达到5%8%。到2001年,中国的城市生活垃圾清运量近1.4亿吨。近几年,中国城市生活垃圾清运量的增长趋势开始变缓,进入了一个低增长阶段。但是,随着城市垃圾的累积量越来越大,高效的城市垃圾处理已变的刻不容缓。为了避免垃圾在运输中造成二次污染,因此,保持垃圾在运输过程中的全程密闭,是现代垃圾车最基本的要求。据了解,目前国内大量使用的密闭垃圾车主要有自卸式垃圾车、摆臂式垃圾车、车厢可卸式垃圾车以及压缩式垃圾车。其中,自卸式垃圾车在市场价格上占有较大优势,但其在使用上要配备垃圾的装载车辆,增加了人力和物力的成本;车厢可卸式垃圾车,同样需要附加垃圾装载车辆,增加了运作费用;压缩式垃圾车,相当于一个流动垃圾中转站,能够把垃圾挤入车厢压实,并具有垃圾自动推卸等功能。压缩式垃圾车收集垃圾方式简便、高效、压缩比高、装载量大,特别是其突出的密闭性好、更环保等优点,被认为是垃圾车的主要发展趋势。但是我国大多城市现有的垃圾收集是定点收集方式,要变固定方式为流动方式,不仅要改变人们的习惯,还要耗费大量人力物力重建垃圾收集站。同时,垃圾车的购买大部分依靠财政拨款,资金成为又一不利因素。因此,压缩式垃圾车在很多城市无法迅速推广,只在上海、武汉、广州等大城市有较大比例的使用。而摆臂式垃圾车,能够在一定程度上集括了上述几种垃圾车的长处。该车的特点是货斗与车体分开,能够实现一台车与多个货斗联合作业,循环运输,充分提高了车辆的运输能力,特别适用于短途运输,在价格上也同样占有较大优势。本设计针对中型汽车底盘,在其性能允许范围内,进行摆臂式垃圾车的车厢、摆臂、垃圾厢斗、车尾支腿及液压系统的加置设计,使其能够轻易完成垃圾清置部门的各项使用要求。同时,增大垃圾厢斗的盛载容积,增加一次运输垃圾货物的数量,加强实用性。关键词:专用汽车;摆臂式;改装设计;计算分析;液压系统AbstractArm-type dump truck is a vehicle, with its notable features has been widely used. Swing arm type truck cargo can shift the ups and downs, it also has automatic loading and unloading goods and the functions of cabinet, and two functions of a vehicle by the same device to complete the work. Because of its functional cabinet with automatic loading and unloading, loading will generally reduce the loading height to unload boxes filled with material, the box will automatically load and transport. Efficient use of transport vehicle, truck-style swing and its unique characteristics of mobile and flexible is widely used in small tonnage of goods in transit. The main contect of the design as follows: first, it introuduces the special-purpose automobiles development; secondly, it introuduces the analysis and choise of the project; the project includes the design of the chassis, the assistant frame , the bracket and ensuring the total project. Thirdly, it introuduces the design of special equipment, including the design of hydraulic pressure, the choise of the implement and the design of the waving arm of dumping truck. Finally, it checks all the kinds of equipment and calulates the capability of the special-purpose automobile.Key words: Dump Truck; Arm Type; The design modifications; Analysis; Hydraulic System-II-哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计第1章 绪 论1.1课题的研究目的和意义改革开放以来,随着中国的经济高速发展,城市数量及人口显著增加,城市规模和范围不断扩大。随着城市化进程的加快,中国城市生活垃圾产量不断增长,年增长速度在过去几年曾达到5%8%。到2001年,中国的城市生活垃圾清运量近1.4亿吨。近几年,中国城市生活垃圾清运量的增长趋势开始变缓,进入了一个低增长阶段。但是,随着城市垃圾的累积量越来越大,高效的城市垃圾处理已变的刻不容缓。为了避免垃圾在运输中造成二次污染,因此,保持垃圾在运输过程中的全程密闭,是现代垃圾车最基本的要求。据了解,目前国内大量使用的密闭垃圾车主要有自卸式垃圾车、摆臂式垃圾车、车厢可卸式垃圾车以及压缩式垃圾车。其中,自卸式垃圾车在市场价格上占有较大优势,但其在使用上要配备垃圾的装载车辆,增加了人力和物力的成本;车厢可卸式垃圾车,同样需要附加垃圾装载车辆,增加了运作费用;压缩式垃圾车,相当于一个流动垃圾中转站,能够把垃圾挤入车厢压实,并具有垃圾自动推卸等功能。压缩式垃圾车收集垃圾方式简便、高效、压缩比高、装载量大,特别是其突出的密闭性好、更环保等优点,被认为是垃圾车的主要发展趋势。但是我国大多城市现有的垃圾收集是定点收集方式,要变固定方式为流动方式,不仅要改变人们的习惯,还要耗费大量人力物力重建垃圾收集站。同时,垃圾车的购买大部分依靠财政拨款,资金成为又一不利因素。因此,压缩式垃圾车在很多城市无法迅速推广,只在上海、武汉、广州等大城市有较大比例的使用。而摆臂式垃圾车,能够在一定程度上集括了上述几种垃圾车的长处。该车的特点是货斗与车体分开,能够实现一台车与多个货斗联合作业,循环运输,充分提高了车辆的运输能力,特别适用于短途运输,在价格上也同样占有较大优势。本设计针对中型汽车底盘,在其性能允许范围内,进行摆臂式垃圾车的车厢、摆臂、垃圾厢斗、车尾支腿及液压系统的加置设计,使其能够轻易完成垃圾清置部门的各项使用要求。同时,增大垃圾厢斗的盛载容积,增加一次运输垃圾货物的数量,加强实用性。1.2课题的研究现状摆臂式自装卸汽车有后装卸式和侧装卸式两种。后装卸式被广泛的应用,设计摆臂式自装卸汽车时,首先要选择合适的底盘。选择底盘的主要依据是:装载质量、道路条件、运输货物的特性(如密度、安息角等)、运距等。在没有专用汽车底盘的情况下,通常选用短后悬的普通自卸汽车底盘,这有利于摆臂布置、结构紧凑。汽车底盘选定后,摆臂式自装卸汽车的主要尺寸参数如轴距、轮距等也就随之确定了。车辆的外廓尺寸(长、宽、高)原则上不应超过选用汽车的外廓尺寸,若因布置困难略有突破,但也要控制在法规允许的尺寸界限以内。摆臂式自装卸汽车的装载质量me随车辆用途而异。用于一般运输的摆臂式自装卸汽车,多采用中、轻型货车底盘改装而成;而工地矿山专用摆臂式自装卸汽车采用重型货车底盘改装而成。目前,国产摆臂式自装卸汽车装载质量me有2t、4.5t、8t和12t几种2。摆臂式自装卸汽车的质量利用系数比所选原车的低,通常=0.9左右。摆臂式自装卸汽车的轴载质量及其分配,原则上应该与原选的车辆相接近。但是,由于增加了主要部件,例如油缸支腿、摆臂、副车架等均布置在汽车后部,容易导致后轴轴载质量超限。因此,总布置设计是应将车厢适当前移,以满足轴载质量及其分配比例符合原车要求。摆臂式自装卸汽车的离去角最小值不能小于17。摆臂的最大摆角是指摆臂从初始位置绕摆臂轴旋转到极限位置时摆臂所转过的角度。值决定了车厢倾卸角的大小,同时也决定了车厢起吊的深度h。因此是摆臂式自装卸汽车设计中的一个重要的参数。设计时应该根据车辆用途,并参考同类型汽车来选取。设计时,车厢的满载吊装时间不应该超过60s。而满载吊卸时间可缩短为50s左右,吊装、吊卸时间相对整个运输过程来说是相当短的,故对运输生产率的影响不会很大,没有必要追求过快的吊装、吊卸速度。此外,过快的吊装、吊卸还会造成冲击,对液压元件提出较高的要求。近年来国外自卸车的生产主要以重型为主,其主要原因重型车经济效益好、功率大、强度高有中小型车无法代替的优点。随着一些矿业的开发需要和运输性能、及特殊作业的要求,重型自卸车在国外得到了迅速的发展。专用底盘的专业化非常明显,例如日本丰田等大汽车公司底盘系列化专业化生产,新材料、新技术的应用越来越突出如高强度的合金和铝合金材料的应用大大减轻的整车的整备质量、提高了车辆的使用寿命。在国外,微电脑的应用已经渗透到各个领域,重型自卸车也不例外微电脑已广泛应用到发动机控制、自动变速、专用装置动力传递电器故障诊断等方面,使专用车的使用价值逐渐扩大,技术性能明显提高3。随着我国西部大开发战略计划的实施,自卸车的发展也向重型化有了更进一步的发展。重型自卸车主要用于大型露天矿山和大型土木工程,西部大开发期间露天有色金属矿山和露天煤矿的开发利用大幅增长,国民基础建设更是增长迅速,对重型自卸车需求大幅增加,适用于各类矿山、水利工程,承载能力强、转弯半径小的重型车需求量尤为明显。如今我们的自卸车在一定条件下还不是很完善,不能满足使用需求,这样会浪费劳动力,一定程度上降低工作效率,浪费大量人力物力。摆臂式自卸车是装备有可回转的起重摆臂,车斗或集装箱悬吊在起重臂上,随起重摆臂回转、起落臂式垃圾斗,可一车多斗,带自卸功能,达到安全稳定,性能可靠。垃圾斗厢体分为按摆臂式和地坑地面两用式配置不同形式的垃圾斗。可加装密封盖,防止泄露飞扬污染,以适应不同环境使用要求,实现物体的自装自卸的专用自卸汽车。1.3 设计的主要内容与技术路线1.3.1研究的基本路线本设计的目标是设计一种摆臂自卸汽车,其性能参数与所选底盘车接近。通过正确的计算,完成部部件设计选型,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。因此本设计主要研究的内容有:(1)研究摆臂式自卸汽车的组成、结构与设计;(2)进行摆臂式自卸汽车的总体结构布置; (3)进行二类底盘选择;(4)进行摆臂机构详细设计、倾卸机构设计、液压系统设计、辅助装置设计;(5)整车性能计算分析;1.3.2解决的主要问题(1)对二类底盘的正确选择;(2)使液压系统于翻转辅助设置保持协调性;(3)保证装卸过程中箱体稳定。1.3.3技术路线本设计技术路线如图1.1所示。 收集相关资料 写开题报告 选取设计参数确定二类底盘 车厢的结构设计 举升机构,液压系统,摆臂机构的设计校核 辅助系统的设计 绘制草图 整车性能计算技术路线图1.1第2章 方案分析和选择2.1 底盘选择我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式,大多是为了满足在国民经济的某一服务区域的特定使用要求,主要在已经定型的已有车型底盘基础之上,再进行车身及有特殊工作要求的装置的再设计,同时对已有的汽车底盘进行必要的更改,以达到满足工作需求的要求,具有合理的匹配,良好的性能。专用车辆采用的底盘主要分为二类,三类和四类。二类底盘,是在整车的基础之上去掉厢体;三类底盘,是从整车上去掉货箱和驾驶室;四类底盘,是在三类底盘上再去掉车架总成后剩余的散件。选取的底盘的好坏,直接影响到专用车的性能。在选取汽车底盘时,主要是根据专用车的用途,装载质量,使用条件,性能指标,专用装置或设备的外形尺寸及动力匹配等进行。目前,进80%的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。选取二类汽车底盘进行改装设计时,重点工作是整车总体布置和有特殊工作需求的装置的设计,对底盘仅做辅助的性能分析和必要的强度校核,确保改装后的整车性能在基本上与底盘接近,达到合理的匹配。2.1.1 二类底盘选择应遵循如下原则 1、适用性对货运车辆的总成应适应货运的要求,保证货运的安全无损。2、可靠性所选用的总成应该工作可靠,出现故障的几率要小、零部件要有足够的强度和寿命,而且同一车型总成的零部件的寿命要趋于均衡。3、先进性所选用的底盘或总成.应使整车在动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性、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.而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。除了以上的原则外底盘的选择还有两个不可忽略的因素,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地占有市场、企业能否增加效益等问题。二是汽车底盘供货要有来源,要同生产汽车底盘的主机厂有明确的协议或合同,无论汽车底盘滞销或紧俏,一定要按时将底盘供货。2.1.2底盘选择基于以上的原则本设计在最初方案是选择了3.1两种底盘以备最后方案的确定:表3.1 CA1083P9K2E和EQ1090底盘参数主要参数车型CA1083P9K2EEQ1090装载质量(kg)4500整车整备质量(kg)35444590总质量(kg)84959275底盘型号CA1083P9K2EEQ1090车厢尺寸(长*宽*高)mm58062244255033002170530轴距(mm)33003950最小离地间隙(mm)205265发动机型号BF4M2012-13E3EQ6100-1最高车速(km/h)9990最小转弯半径(m)78最大爬坡度32%28%百公里油耗26.526.5制动距离(m/30km/h)88车胎类型与规格9.00-209.00-20从表3.1中,可以发现CA1097K2E与 EQ1090在整体性能上差不多,且市场价格和在市场上的占有率都差不多,因此,这两种底盘无论那一个都是上佳选择,因为是CA1083底盘更适合于高位自卸汽车改装设计,所以选择CA1083P9K2E底盘作为本次设计汽车所用底盘。2.2副车架的设计为了是汽车主车架承受尽可能均衡的载荷,在专用车厢或专用装置与车架之间多采用副车架过度。1、副梁的截面尺寸及形状 图2.1 副梁截面形状 专用车辆副车架的纵梁(副梁)多采用如图2.1所示的槽形截面。其截面主要尺寸取决于专用车辆的种类及其所受载荷的大小。2、副梁的前端形状及其位置 (a) (b) (c)(a)U行(b)角行(c)L行图2.2 副梁的前端形式(a) 钢质副梁 (b) 硬木质副梁图2.3副梁形式为了避免由于副梁刚度的突然变化而引起汽车车架纵梁的应力集中,副梁前端形式应该采用逐步过渡的方式。例如采用如图2.2的三种过渡形式。3、副梁的前端简易形状副梁在车架上安装的时候,其前端应该尽量靠近驾驶室越近越好8。以上的三种形式中角形端面的副梁被广泛的应用,考虑到本设计的需要和车辆的负载情况,本设计中选择了角形截面的副梁作为摆臂式自装卸汽车的副梁。4、副车架与车架的连接可以采用多种结构形式的连接装置将副车架连接到车架上,常用的有三种形式分别是:止推板连接、连接支架连接、U形夹紧螺栓连接。本设计中选用了多种连接结构相结合的连接方法。其中主要是止推板和U形夹紧螺栓。 5、副车架的形状本设计最初的方案中副车架形式有三种,其中两种如图2.4 和图2.5,图2.4所示的副车架是最常见的形式,其副梁和横梁均采用标准的槽钢,副梁采用的是碳素结构钢Q235型号是12.6,横梁采用的是同样的材料型号是18a。图2.5所示的副车架是根据本设计中的需要而设计的,但是其加工工艺过于复杂,而且它安装在主车架上是高度降低了,但是副车架的高度没有超过轮胎,所以如果采用这样的设计方案,轮胎就需要有一部分在副车架的上方,使的专用装置的布置受到限制,故此方案舍弃了。其中第三种采用的形式就是没有副车架所有的承载只由托架直接过渡给主车架,但是由于考虑到主车架的承载应力的问题,将第三种方案舍弃了,方案中托架的具体形状将在下面介绍。综上所述,本设计中选择了方案一种的设计,即图2.4中的结构。 (a) 副车架 ( b) 副梁断面图2.4 副车架的形式图2.5 副车架的形式2.3 托架的设计托架布置在副车架上,它的上面可以布置专用装置,例如:液压缸、摆臂、货厢等。托架通过副车架将车上的承载传递给主车架。托架的形式也有很多种,本设计初设计的托架的形式有三种,现介绍如下:2.3.1 方案一如图2.6所示,本方案中的托架有四根纵梁,其中中间的两根纵梁采用的形式和副车架的相同,外边的两根纵梁采用同样的材料,主要布置液压缸,其中尾部是布置摆臂轴的,托架的横梁采用的是与副车架的横梁同样的材料同样的型号,中间的纵梁是用来与副车架的连接的,本方案最初设计时是没有副车架的,直接用托架的中纵梁与主车架连接,但是考虑到载荷的均布,和托架的承载,还有对本设计中的车辆,如果将托架及其上的专用装置一起去掉,剩下的二类底盘及副车架还可以进行其他的改装设计,即再次应用,所以还是选择了有副车架的方案。图2.6 托架2.3.2 方案二本方案中的托架形式基本与上一方案相同,主要区别在于没有中间的纵梁,其横梁直接与副车架相连接,连接采用挡块和U形螺栓相结合的方法,挡快是用于控制托架相对于副车架的纵向窜动,但是此方案的连接机构过于繁琐,增加了制造成本。所以本设计中舍弃了此方案11。2.3.3 方案三如图2.7所示,此方案中托架的形式也是在没有副车架的情况下应用的,如果有副车架增加了整车的高度,同时也提高重心的位置,这样将对本设计中的车辆的性能有很大影响。图2.7 托架综上所述,考虑到以上的各种特点,本设计中选择了最合适的托架形式,就是方案一中的托架的形式,即图2.4所示的形式。2.4总布置方案分析与选择2.4.1总布置的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12。(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,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。但这样布置会使整车质心提高,减少了侧倾稳定角,所以应尽量水平布置。进行总布置时,要从多方面综合考虑。 (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13。(4)减少整备质量,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5%10%,一般罐式车要增加耗材15%25%,因此,减少整备质量,充分利用底盘的装载质量,增大装载质量,是专用汽车总布置的一个重要的原则。(5)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都有明确的规定,一定不能超出标准的要求。2.4.2总布置方案的确定本设计中考虑到以上总布置的原则,做出了以下的布置方案:1、尺寸参数参数的确定尺寸参数主要是指汽车的车辆长、车辆宽、车厢尺寸、前悬和后悬。(1)车辆长、宽、高外廓尺寸直接影响汽车的总体布置和结构尺寸、质量分配和各种使用性能。一般情况下,在保证基本性能和结构布置允许时,应该尽可能地减小轴距。汽车轴距减小,将可以减轻汽车的自身质量,提高质量利用率,充分发挥汽车的动力性和通过能力。但过小的轴距将会影响运动中的质量分配,使汽车的制动性和操纵稳定性变坏。轴距的选定有一个认识的过程,一般是通过类比的方法,考虑到专用设备的安装和使用,初选一个数值,再对汽车的各种使用性能进行计算以及其他相关尺寸的确定后,在综合选定一个满意的数值。对于专用汽车特殊性,选取汽车轴距时,也一定考虑所设计汽车的使用性。一般说来,在标准的规定极限尺寸下,降低汽车的的高度,将降低汽车的质心,对汽车的各种使用性能都有好处。本设计中车辆的长、宽、高的尺寸是:5806 mm2244mm2550mm。(2)车厢尺寸 汽车的车厢尺寸主要指的是车厢的内部尺寸,即车厢内部有效装载容积。车厢尺寸对汽车的质量分配而带来的汽车使用性能的变化十分显著。设计时必须引起足够的重视。考虑车厢的装载能力,对于货车必须根据所载货物的平均容积质量以及所设计汽车的装载能力,对于客车则依据人体的平均质量以及由人体工程学做推荐的乘坐空间15。本设计中的车厢根据所装载货物的特点设计了半封闭的车厢,为了防止所装载的货物会对环境进行二次污染。尺寸是 2650mm1870mm968mm。(3)前悬和后悬多数专用汽车在改装设计中,一般都沿用所选底盘的前悬和后悬尺寸,因此,影响汽车的总体尺寸和有质量分配所带来的各种使用性能的变化主要是汽车后悬与轴距的选取。轴距初定后,后悬增长将会减少汽车的前轴的轴载质量,从而影响汽车的操纵性,甚至导致后轴的超载。同时,过长的后悬将使汽车的机动性能和通过性,还有行驶安全性破坏。因此,应该在结构许可的范围内尽可能地缩短汽车的后悬尺寸。本设计中的车辆的前后悬的具体尺寸是前悬:1236mm 后悬:1373mm 根据结构布置的可能,以及汽车的各种使用性能的要求,综合选定了合理的数值。2、质量参数的确定专用汽车的质量参数包括汽车的最大总质量、最大整备质量、装载质量以及以及汽车的轴载质量分配。汽车最大总质量以及轴间分配,直接影响汽车的各种性能。设计时应该参考原来底盘对汽车质量参数的要求,合理的加以选取16。(1)车辆的最大总质量最大总质量指汽车装备齐全,并按照规定装满货物的总质量,其大小对货车为总质量与货物质量之和,对于乘用汽车为整车整背质量与所有乘员质量之和。专用汽车设计时,一般根据所选择底盘的承载能力,首先确定汽车的最大总质量,以便依据该数据对汽车各种性能进行全面估算。对于货车国内外汽车厂家现今大都是以汽车的最大总质量作为不同级别汽车的分类标准。因此,所选择汽车的最大总质量一定要符合国家的相关规定。(2)车辆的整车整备质量整车整备质量指带有全部装备、加满油料和冷却水时空车总质量。这一参数是一个重要的设计参数,从结构设计来说,它必须不可以少的。当汽车处于运动状态的时候,则希望该值越小越好。设计时的原则是既要考虑减少整被质量对汽车的使用性能的好处,以及充分利用好材料,又要充分充分考虑结构设计时的可能,在满足结构和功能的前提下,尽可能地减小它。(3)车辆的装载质量汽车的装载质量是汽车的一个和重要的参数。它直直接决定汽车的运输效率。专用汽车设计时,应该结合整车最大总质量,整车整备质量的选取,尽可能的增大汽车的装载能力17。本设计中车辆的装载质量是8385kg。(4)汽车的轴载质量轴载质量是整车总质量在汽车的各个轴上的分配值。轴载质量分配值直接影响汽车的各种性能以及各轴轮胎的磨损状况。我国公路工程标准中规定,总质量20t的汽车,单后轴轴载质量不得超过13t,总质量为30t的汽车双后轴轴载质量不得超过26t。这一原则主要是从公路设施安全角度来规定的。从汽车的使用性能来看,考虑到轴轮胎的磨损的均匀性,应该将汽车的质量均匀地分配给各个轮胎。专用汽车设计时,由于考虑装载质量布置以及专用装置布置得可能性,往往很难使轴载质量分配符合轮胎均匀磨损的原则,加之还要考虑轴载质量分配对其它性能的影响,此时的轴载质量分配必须满足GB7258-2004机动车运行安全技术条例的规定,即前轴轴载质量不得小于总质量的20%。本设计中车辆的前后轴轴载质量分别是:3950kg和4850kg。综上所述,在专用汽车的设计中,汽车设计的有关参数选取的时候一定要遵循有关的规定。在规定的范围内,根据结构布置得可能性要求,进行设计的最优化的选择。2.5 液压系统的结构布置自卸汽车液压系统由液压能产生件、工作部件和操纵控制部件三大部分组成。(1)液压能产生件 包括取力器、油泵及单向阀、油箱以及油泵传动机构。取力器通常均与变速器直接安装成一体。本设计中采用的是直接与变速器中间轴连接。(2)工作部件 主要指油缸与翻倾杠杆系统。(3)控制部件 包括液压分配阀、限位阀以及操纵系统。控制部件多安装在汽车前部的驾驶室内或者后部,既要方便操纵与维护;又要减少管路迂回。液压分配阀是控制系统的核心,分配阀分为常开式和常压式。常开式分配阀在车厢不举升的时候,油泵的压力油经分配阀后返回油箱,在系统中不产生高压,因此可减轻油泵磨损,并可防止自卸汽车在行驶中意外的举升货箱而造成事故,故常开式分配阀在汽车应用最广泛。分配阀选择型号的时候主要考虑额定工作压力、流量以及操纵方式。本设计中采用的是常开式18。分配阀的操纵方式由机械式,气压式和液压式;气动的应用最为广泛。机械操纵式机构的形式有机械杠杆或者钢丝软轴直接拨动液压分配阀实现换向。液压操纵式通过手动液压操纵阀建立油压来打开或者关闭液动举升阀实现换向。此种阀没有中停位置,故必须切断油泵动力来实现中停。气动操纵方式是利用储气筒的压缩空气,通过气动操纵阀控制操纵气管,驱动分配阀上的气缸工作,来实现分配阀换向。机械操纵式的优点是可靠性好、通用性强、维修方便;缺点是杠杆布置比较麻烦,不适合可翻转的驾驶室采用。液压操纵的优点是可实现远距离控制,操纵可靠,我国引进生产的斯太尔重型自卸汽车就是采用了这样的操纵方式。其中不足的地方是反应慢,没有中停位置。气动操纵式的优点是功能齐全、操纵简便、反应灵敏、就够先进,因此被广泛应用于中、重型具备气源的自卸汽车。它的缺点是需要同时具备液、气两套管路系统、维修麻烦。鉴于以上的比较本设计中采用了机械式的操纵方式。2.6 取力器的选用液压阀是用来控制液压系统中的油液的流动方向或者调节其压力和流量的,因此它可以分为方向阀、压力阀和流量阀三大类。一个形状相同的阀,可以因为作用机制的不同,而具有不同的功能压力阀和流量阀利用通流截面的节流作用控制系统的压力和流量,而方向阀则利用通流通道的更换控制着油液的流动方向。这就是说,尽管液压阀存在着各种各样不同的类型,它们之间还是保持着一些基本的共同之点的,在结构上,所有的阀体、阀心和驱使阀心动作的元件、部件组成。在工作原理上,所有的筏的开口的大小,阀进、出口的压力差以及流过阀的流量之间的关心都符合孔口流量公式,仅是各种阀体的参数各不相同而已19。 各种类型的专用汽车的专用装置主要都是由汽车的发动机提供动力的。取力器就是汽车的一种专用的动力输出装置。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。2.6.1 专用汽车取力器的总布置方案选择专用车取力器总布置方案决定于取力方式。常用的取力方式分类如下:主要分为发动机取力、变速器取力、传动轴取力和分动器取力,其中发动机取力又分为从前端取力和从飞轮取力,变速器取力又分为从I轴取力、从中间轴取力、从中间轴末端取力、丛轴取力和从倒档齿轮取力。 (1)发动机前端取力方案其特点是采用液压传动,适合于远距离输出动力。故此种取力方式常用于由长头式汽车底盘改装的大型混凝土搅拌运输车。(2)飞轮后端取力方案此方案特点是取力器不受主离合器影响,传动系统与发动机直接相连,取力器到工作装置距离短、传动系统简单可靠、取出的功率大、传动效率高。这种方案应用较广,如由平头式汽车改装的大、中型混凝土搅拌车等。(3)变速器轴取力方案图2.8是从变速器轴取力的布置方案。该方案又称变速器上置式方案,此种方案将取力器跌置于变速器之上,用一惰轮与轴常啮合齿轮啮合获得动力,故需改制原变速器顶盖。此方案应用很广,如自卸车、液罐车、冷藏车、垃圾车等一般都从变速器上端取力。图2.8 变速器轴取力布置方案1-齿轮轴;2-离合啮合;3-花键轴;4-蜗杆;5-蜗轮;6-离合手柄;7-输出凸缘;8-变速器轴;9-拨叉;10-拉杆;11-取力器壳体;12-惰轮;13-小齿轮(4)从变速器取力的其它各种方案从变速器取力还有多种结构形式,图2.9是从轴取力方案。最常见的是中间轴齿轮取力,称为侧置式取力器,又可分为左侧与右侧布置方案,如CA1097系列汽车取力器、EQ1091系列汽车取力器均为侧置取力器20。 图2.9 变速器轴取力方案1-发动机;2-离合器;3-变速器;4-取力器;5-水泵(5)传动轴取力方案图2.10是将取力器设计成一独立结构,设置于变速器输出轴与汽车万向传动轴之间,该独立的专用取力装置固定汽车车架上不随传动轴摆动,也不可伸缩。设计时应使用可伸缩的附加传动轴与其相连,并注意动平衡与隔振消振。图2.10 传动轴取力布置方案1-发动机;2-离合器;3-变速器;4-取力器;5-水泵图(6)分动器取力布置方案此方案主要用于全轮驱动的牵引车、汽车起重机等来驱动绞盘或起重机构。从取力器到工作装置间可采用机械传动或液压传动。2.6.2取力器的基本参数与基本结构(1)取力器的基本参数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。以CA1097系列汽车取力器为例,该系列有PT012/252、PT012/263、PT012/264、PT012/273等30多多种型号。其总速比(发动机转速与取力器输出转速之比)有1.06、0.892、1.253、1.199等多种配比。其额定输出扭矩有210Nm、170Nm、100Nm和392Nm 等。输出轴旋向均与发动机旋向相反。结构参考质量12、12.5Kg。本设计中选用的是PT062型号,因为此取力器适合本设计中车辆的变速器。 (2)取力器基本结构 取力器的典型的工作原理:当压缩空气通过管接头进入气缸时,使活塞和拨叉轴移动,安装在拨叉轴上的拨叉拨动从动齿轮与主动轮啮合,带动输出轴转动。当气缸内无压缩空气时,活塞与复位弹簧作用下回位,拨叉使从动齿轮与齿轮脱开,油停转。取力器通过8个连接螺栓与变速器壳体相连,其中有两个是专供定位用的铰制孔螺栓,以保证取力器的可靠定位与齿轮正确啮合。在变速器取力孔面应安装以1mm衬垫并涂以密封胶。按照取力器在变速器上的安装位置可分为左侧式取力器与右侧式取力器。在取力器换档操作方式上,除了上述气动操纵结构外,还常采用手动操动结构,具有换档可靠、灵活适应用户操作习惯等特点。 本设计中采用的是变速器站中间轴取力。2.7本章小结本章首先对二类地盘进行了明确的选择,在二类底盘的基础上进行了副车架的设计。通过了三种设计方案的分析筛选,最终确定了托架的形式,为下一章节的设计打下了良好的基础。第3章 摆臂计算与分析3.1摆臂的受力分析及计算摆臂的受力分析可按吊装和倾卸两种工况进行讨论。受力分析如图3.1所示。 图3.1 吊装、吊卸工况摆臂受力分析(1)吊装、吊卸工况(如图3.1所示),o点为油缸与托架的铰接点,点为油缸与摆臂的铰接点;双作用油缸作用力 的大小和方向随摆臂的转动而改变,并为摆臂转角(为摆臂与x轴的正向夹角)的单值函数;点为吊链位置,为吊卸初始状态的吊链轴位置; 为吊链轴在吊装工况初始状态的位置。为油缸轴线与x轴的正向夹角。摆臂式自装卸汽车的吊装和吊卸过程中,摆臂受力的两个典型工况:当点位于点时,摆臂可以从下极限位置吊装货厢;当点位于 点时摆臂可以从托架上吊卸货厢22。当吊装货厢时,计算公式如(3.1)取摆臂为分离体:由,得: (3.1) 式中 、油缸作用力在轴、轴上的投影(N); 、油缸上铰支点的、坐标值(); 吊装重力(); 点的坐标值()。上式可以进一步整理成公式(3.2): (3.2)继续整理后得到公式(3.3): (3.3)由公式(3.3)计算出来的值为油缸提供负载依据,同时它也为摆臂强度和刚度计算提供依据。有知道摆臂在下限位置时,摆臂转角为,式中为与的夹角。将上三公式代入式(3.3)得: (3.4) 式中、为结构几何尺寸,均可通过计算获得。当摆臂处于吊卸初始位置时,点位于,根据上述分析同理可得: (3.5)式(3.4)和(3.5)分别给出了和时油缸所受到的推力和拉力。通常情况下,以和作为选用油缸和摆臂强度计算的依据。具体计算结果如下: 由公式(3.3)得 当摆臂在下极限位置时:当摆臂在吊卸位置时:3.2倾卸工况分析 通过分析计算,求出吊链所受到的最大拉力,以便对吊链进行强度校核。倾卸工况受力分析如图3.2所示:图3.2 倾卸工况吊链受力分析倾翻初始,左吊链受力为: (3.6)公式中的和由本身的结构尺寸决定。当货厢倾卸到最大倾翻角时,右吊链受力为: (3.7)同理公式中和也有自身的结构决定。通常的情况下左、右吊链尺寸、规格均相同,故设计时只取和中较大值作为选取吊链的依据。事实上,当货厢倾卸到最大角度时,货厢内的货物所剩不多了,故一般情况下,。计算结果如下:因为 由公式(3.6)得: N3.3本章小结本章分别对摆臂自卸车的摆臂在吊装、吊斜工况和倾斜工况下进行了受力分析和计算,结果表明摆臂符合设计需求。通过摆臂的受力计算,便于下一章节液压缸的计算选择。第4章 液压系统设计与计算4.1液压系统工作循环液压系统完成的主要动作有车厢举升和货物倾卸,开始工作时先使高位自卸车处于驻车制动状态,并将变速器置于空挡。启动发动机,然后踩离合器,结合取力器使油泵进入工作状态。电磁铁1DT、2DT、5DT通电,当三位四通电磁换向阀左位接入时,压力油经过左边的液控单向阀进入举升油缸的左腔,活塞向右运动。到了最高位置,只要使三位四通电磁换向阀处于中位,因其中位机能,两个液控单向阀均关闭,使活塞双向锁紧。此时挡块压下行程开关2XK,发出信号使电磁换向阀4DT通电,则倾卸液压缸伸出,当车厢举升到550 时,挡块压下行程开关4XK,发出延时信号,待货物倾卸完毕,发出信号使4DT断电,倾卸液压缸缩回到原位,此时挡块压下行程开关3XK,发出信号3DT通电,举升液压缸缩回,回到原位时挡块压下行程开关1XK,发出信号表明工作循环结束 4.1 液压原理图表4.2 电磁铁工作表1DT2DT3DT4DT5DT举升油缸伸出+-+倾卸油缸伸出+-+举升油缸缩回-+-+动作循环停止-4.2 液压系统的工作原理与结构特点液压系统摆臂式自卸汽车的专用装置的总要得组成部分,一般液压系统包括取力器、油泵、液压控制阀油缸、限位阀、油箱、操纵系统以及油管系统等组成。其工作原理如下:(1)准备:先使摆臂自卸汽车处于驻车状态,并将变速器处于空挡然后起动发动机,踩离合器结合取力器是液压泵开始工作。此时液压油经过溢流阀流回油箱。(2)举升:将手动开关打到举升的位置,此时从油泵出来的高压油,经分流体后分别进入左、右油缸到达最大行程的时候,将电磁阀达到停止的位置。此时举升停止。(3)保持:当切断取力器的时候,液压油锁死在油缸内。可以实现货物的倾卸和装载24。4.3液压系统的计算与选择(1)液压缸的选择据初定的系统的额定工作压力,同时可按照公式(4.1)和(4.2)求出和,在参考油缸标准系列选择合适的油缸。油缸活塞直径必须满足吊装工况的要求,即: (4.1)公式中 D-活塞杆直径(m); -为;等。按照公式(4.1)选取的油缸直径D还应该满足吊卸工况要求,即: (4.2)如果不满足公式(4.2)的要求就需要重新选取油缸直径。计算结果如下:初定系统的额定工作压力为16,取 所以取=100mm(GB/T23481993) 验证: 由公式(3.9)得 所以选择的油缸是DG-J100CEL。 (2)液压泵的选用选用前应该计算系统的最大流量,一般按吊装时间小于50s计算。摆臂油缸最大行程为,应由摆臂式自卸汽车总体布置确定。那么系统的最大流量为: (4.3)有总布置得: 公式中的单位为。计算结果如下: 知道了最大流量,在按照液压泵工作转速可计算液压泵排量,结合给定的系统额定压力,选择合适的齿轮泵即可。摆臂自装卸汽车多采用高压、高速齿轮泵。本设计中选用的是A2F2型的液压泵。各种阀类的选用:液压阀是用来控制液压系统中的油液的流动方向或者调节其压力和流量的,因此它可以分为方向阀、压力阀和流量阀三大类。一个形状相同的阀,可以因为作用机制的不同,而具有不同的功能。压力阀和流量阀利用通流截面的节流作用控制着系统的压力和流量,而方向阀则利用通流道的更换控制着油液的流动方向。这就是说 ,尽管液压阀存在着各种各样的不同类型,它们之间还是保持着一些基本的共同之点的。譬如在结构上,所有的阀都由阀体、阀心和驱使阀心动作的元、部件组成。在工作原理上,所有阀的开口大小,阀进、出的压差以及流过阀的流量之间的关系都符合孔口流量公式,仅是各种阀控制的参数各不相同而已。借用工程机械使用的多路多用阀,本设计中支腿油缸配用的双向液压锁的型号是DDFY-1.8H-O。摆臂工作回路中设置的单向平衡阀的型号为BQ223。4.4本章小结本章通过计算分析分别对液压系统液压元件进行了选择,选择油缸是DG-J100CE,液压泵A2F2,支腿油缸配用的双向液压锁DDFY-1.8H-0, 摆臂工作回路中设置的单向平衡阀的型号为BQ223。第5章主要元件强度的校核计算5.1副车架主要尺寸设计副车架对主车架起到加固作用,其宽度和选用的底盘的宽度相同,高度也相同,长度在底盘主车架长度基础上去掉主车架与车厢之间的距离长度。其尺寸设计如下:副车架长度: 3600mm副车架宽度: 860mm副车架高度: 120mm副车架厚度: 60mm 5.1.1副车架的强度刚度弯曲适应性校核(1)额定装载时整车重心作用点的求解在摆臂垃圾车按额定装载质量进行运输时,对主车架来说,其整车重心后移。其受力简图见图5.1。图5.1 主车架额定装载运输重心作用简图设定摆臂垃圾车在额定装载质量下,其前后轴承受的载荷相同,即有:由图,可以列出:求得 (2)副车架剪力及弯矩的求解副车架和主车架通过U型螺栓相联,在摆臂垃圾车额定装载时,由主车架重心作用简图及求得的整车重心作用点,可以画出额定装载质量时摆臂垃圾车副车架受力简化图5.2。图5.2 副车架额定装载受力简图将此时受力的副车架看为简支梁(见下图5.3),以便进行强度刚度及弯曲变形的校核。由图5.4,可以列方程组:图5.3 副车架等效简支梁简图 可求得: = = 即大小为59920.71N,方向与设定的方向相同。可求得: = = 即大小为18773.79N,方向与设定的方向相反。由以上,可画出实际的副车架等效梁示意图5.4。图5.4 副车架实际等效梁简图列出弯曲剪力及弯矩方程:OA段 = = 59920.71 N (0X331)= = 59920.71X (0X331)AB段= = 59920.7182271 =22350.29 (331X2306) = (331X2306)BC段 = = (2306X3600)= 18785.21X67626762 (2306X3600)根据以上剪力和弯矩的求解,可以画出剪力及弯矩图5.5。图5.5 副车架额定载荷时剪力及弯矩图(3)副车架强度刚度校核对于塑性材料,其弯曲正应力强度条件为:由即有 (5.1)式中, 梁内最大弯矩截面弯矩值; 抗弯截面模量; 梁截面对中性轴的惯性矩; 最大弯矩截面距中性轴最远处。对与矩形副车架截面,截面惯性矩 (5.2)即有: 由于副车架设计成对称的矩形,其截面上下边缘最大抗拉应力与最大抗压应力相等,即有:在所选材料的许用应力范围内。(4)副车架弯曲变形校核由以上知道副车架的等效简支梁形式,利用叠加法可求得梁的最大挠度和最大转角,然后进行副车架弯曲变形的校核。当梁的形式为图4.6所示形式时,梁的挠曲线方程为:图5.6 副车架等效简支梁 (0xa) (5.3) (axl) (5.4)梁的转角方程为: (5.5) (5.6)式中,为作用在梁上的力,规定其向下为正,向上为负; E为梁构成材料的弹性模量,; I为梁的惯性矩。 进行叠加后求得,在摆臂垃圾车额定装载时,其挠度为: (0xa) (axl)即有最大挠度: 求得A、B两处转角为: 即梁的最大转角:0.956860522度由计算的挠度和转角,参照选材的许用挠度和许用最大转角,均在许用数值之内。5.2垃圾车箱设计1、厢斗外钢板尺寸确定与同类产品进行比较,EQ1092F19DJ底盘垃圾车厢斗载重容积约在610立方米以间,拟设定长*宽*高为3050*1940*1305,即其厢斗容积:在常用容积之内,即车箱斗的长,宽,高选为:厢斗长度 : 3050mm厢斗宽度: 1940mm厢斗高度: 1325mm厢斗钢板厚度: 5mm厢斗加强肋厚度: 20mm厢斗加强肋宽度: 30mm2、厢斗内层尺寸确定与厢斗钢板铆固在一起的工程硬塑的厚度选为4mm,其长宽各为厢斗的长宽相应减掉厢板钢板和厢斗加强肋的厚度,高度减去钢板厚度,即有厢斗内层硬塑的长,宽,高为:内层硬塑长度: 3000mm内层硬塑宽度: 1886mm内层硬塑高度: 1295mm即有,厢斗的有效体积为:5.3摆臂强度刚度校核将摆臂工作过程受力示意图简化为图5.11。图4.11 摆臂受力简图将厢斗及垃圾货物的重力G分解为与摆臂平行的和与摆臂相垂直的,即有:将液压油缸的推力F分解为与摆臂平行的和与摆臂相垂直的,有:由上面分析,可将摆臂受力等效为直杆压缩(简图5.12)图4.12 摆臂受力等效的直杆压缩部分和悬臂梁的弯曲变形(简图5.13)的组合。然后分别进行最大轴力下杆件压缩的强度、刚度校核和最大剪力、弯矩下的弯曲强度、刚度及弯曲变形校核。图5.13 摆臂受力等效的悬臂梁弯曲部分以图5.11为原形建立直角坐标系,见5.14。图4.14 摆臂直角坐标在坐标图中,将液压缸近似看为水平安装,D点为液压缸的底座端坐标,从液压缸底座端到摆臂绞接绕点预留2300mm,结合前面的计算,有以下各点坐标:D(2300,225) A(,)角a和角b在摆臂转动过程中其数值大小相等,即ab,角c随着摆臂转角的变化,也变化,需要确定角a和角c之间的关系。对直线OA,其斜率且直线OA过A点,则直线OA的方程为:由直线BD与直线OA相互垂直,即有直线BD的斜率:同时直线BD过D点,有直线BD的方程为:联立以上两方程整理有:即有即有B点坐标(,)。在OXY坐标中有:化简后得到:同样,有:化简后得到:即有 式中,a的转角范围为。1、摆臂等效杆件轴力图及最大杆件压缩轴力计算在和方向相同时杆件的轴力比二者方向相反时大,所以杆件求解最大轴力在二者方向相反时进行。由图5.12,可画出杆件轴力图5.15:图5.15 压缩杆件轴力图即最大轴力式中,是垃圾货物和厢斗的重力; F是液压缸的推力,由于液压缸的推力由负荷决定,即有: 所以有 在内,将角a用带入法,得出最大杆件轴力的变化规律,求得当a角为46度时杆件轴力的最大值的近似值115999.89N2、摆臂等效杆件压缩时杆件强度及刚度校核对压缩压杆的强度条件: (5.8)式中,是摆臂最大等效轴应力值,由上知115999.89N;A是摆臂等效轴的横截面面积,带入摆臂轴的最小截面面 。即有:对压缩杆件的刚度条件: (5.9)即有: 3、摆臂等效悬臂梁的最大弯矩的计算由上面的计算过程知,当摆臂转角为46度时有最大的轴力,同时有最大的剪力。对于摆臂等效简支梁,先求出摆臂转角为46度时其最大弯矩然后进行弯曲强度及变形校核。针对5.14,在摆臂稳定情况下,由受力平衡求得列剪力弯矩方程:和段 和段 根据以上剪力和弯矩的求解,可以画出剪力及弯矩图5.16。5.4本章小结通过校核得知理论的正确 确保方案的实施性第6章 整车性能计算与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27。摆臂自卸汽车整车性能参数见6.1,表6.2 表6.1 与计算有关的整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率99发动机最大功率时的转速3000r/min发动机最大转矩372发动机最大转矩时的转速12001400车轮动力半径0.493车轮滚动半径0.509主减速比6.25汽车列车迎风面积4.5汽车列车总质量(满载)9300 表6.2 摆臂自卸汽车变速器速比挡位123456倒挡7.6404.8342.8561.8951.3371.0007.1076.1 发动机的动力性6.1.1 发动机的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。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 (6.2) 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(6.1)和公式(6.2),可得 (6.3)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28。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: (6.4)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: (6.5)6.1.2 汽车的行驶方程式摆臂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: (6.6)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的计算摆臂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: (6.7)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的计算摆臂自卸汽车的滚动阻力由下式计算: (6.8)式中 ma后栏板起重运输汽车的总质量(Kg);道路坡度角(); f滚动阻力系数。滚动阻力系数f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,f可取常数;当车速超过km/h时,可用经验公式f=f0=kv来求得。(式中f0、k、v分别为常数项、比例系数、高位自卸汽车行驶的速度29。3、坡道阻力Fi的计算摆臂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: (6.9)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 (6.10)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: (6.11) 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 (6.12) 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: (6.13)式中 。低挡时取上限,高档时取下限。将式(6.7)、(6.8)、(6.9)、(6.10)、(6.11)及(6.1)代入式(6.6),换算后得 (6.14)又因为 (6.15)将式(6.15)代入(5.14)并整理后得: (6.16)式中: (5.17)6.2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=0,j=0,由式(6.16)可得:将式(6.8)代入上式,有:因 所以令 (6.18)又因,,可确定专用汽车的最高车速为: (6.19)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(6.16)可得: (6.20)对上式两边以va为自变量求导,可得: (6.21) 当时,取最大值,此时有:代入式(6.20),可得: 令 (6.22)则: 对上式进行整理后可得:当f0=0时,sin=E,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31。因此上式中应取负号,又因则上式可简化为: (6.23)由此可得到摆臂自卸汽车的最大爬坡度,为: (6.24)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: (6.25)专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速度可由=f(v)的极值点求出,令: 得到极值点的车速: (6.26)将(6.26)式代入(6.25)式,可得摆臂汽车在该挡时的最大加速度为: (6.27)6.3 摆臂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表6.3 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6.4动力性计算需确定的有关系数挡位123456倒挡2.7811.8041.3481.1931.1281.12.5972、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32。将表6.1中相关数值代入公式(6.5),可得Nm 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、C1、C2和D的值依据公式(6.17)和(6.18),将上面确定的有关参数分别代入计算,计算的结果如表6.5所列。表6.5各档位时的系数A、B、C1、C2和D的计算结果档位1-0.11130.12110.2576-931000.3567 2-0.3049 0.48460.1630-931000.14703-0.87170.16920.9630-931000.58824-0.47120.74480.6390-931000.34145-0.36400.37070.4508-931000.24576-0.33030.20740.3372-931000.6302倒档-0.90220.10480.2397-931000.29344、计算摆臂自卸汽车的最高车速vmax将直接档(第6档位)A、B、C1、C2和D值代入式(7.19),可得该摆臂自卸汽车的最高车速vamax为 km/h5、计算最大坡度imax将最低档(第一档位) A、B、C1、C2的值代入式(6.22),可得:将E代入式(5.23),可得: 摆臂自卸汽车的最大爬坡度为: 6、最大加速度amax将各档的A、D、的值代入式6.27)有如下表6.6所示表6.6 各档的最大加速度档位123456倒档1.0821.0340.7750.5460.3870.2281.0326.4 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34。首先根据摆臂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) (6.28)然后计算出摆臂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) (6.29)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) (6.30) 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,下面来计算一下摆臂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(6.29)得: Kw由式(6.30)得:kg/100km6.5摆臂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。对摆臂自卸汽车,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35。6.5.1摆臂自卸汽车运输状态稳定性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CA1083P9K2E中型汽车满载轴荷分配(前轴2010kg,后轴3990kg),可以估算出摆臂自卸汽车满载轴荷分配情况,初定前轴2150kg,后轴3230kg。因为轴矩为3100mm,则整车重心离前轴长为1900mm,离后轴长为1200mm。重心离地高度估算为mm36。车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上,当整车的重力作用线越过车轮的支承点(接地点),则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承点,则车辆处于临界的倾翻状态,此时的坡度角称为最大倾翻稳定角。另一方面,当车辆停放在坡道或在坡道行驶时,若坡道阻力大于附着力时车辆由于附着力不足而向下滑移,同样也会出现失稳,其最大滑移角仅取决于车轮和路面间的附着系数,有: (6.31)由于侧翻是一种危险的失稳工况,因此,为避免侧翻,依据测滑先于侧翻的条件有: 取摆臂自卸汽车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数=0.7,则专用汽车的最大侧倾稳定角不小于。图6.2为侧向稳定的临界状态,有:式中:B轮距(m) 所以摆臂自卸汽车的横向稳定性能够保证37。,所以,图4.2侧想稳定性的临界状所以摆臂自卸汽车的纵向稳定性得到保证。6.5.2摆臂自卸汽车卸货时稳定性计算在横向坡道摆臂倾卸时侧向稳定性,可按下式计算: (6.32)式中 、分别为摆臂自卸车底盘和货箱及货物举升后的质心高度(m) ;分别为摆臂自卸车底盘和货箱及货物的质量(kg);摆臂自卸车的总质量kg)。满载卸货时,横向最大侧倾稳定角为:空载卸货时,横向最大侧倾稳定角为:所以,本设计中的摆臂自卸汽车满载卸货时,最大侧倾稳定角,此时能够保证摆臂自卸汽车卸货不会发生横向侧倾38。6.6本章小结本章分别从整车动力性、燃油经济性、行驶及卸货的稳定性等几个方面,对改装后的摆臂自卸汽车进行了合理性的性能计算分析。从计算分析的结果可以看出,该设计方案满足各方面的性能要求。结 论本设计是对摆臂式自装卸汽车的改装设计,摆臂式自卸汽车是自卸汽车一种,它最大的优点就是能够使货物和货箱同时的起落,它可以实现货物的自卸也可以实现货物的自装,与其它不同种类的自卸汽车相比,摆臂式自卸汽车的货箱可以放到比地面较低的地沟进行货物的装卸。经过了三个月的时间在老师的指导下完成了以下内容:首先进行了专用车辆的发展现状的简要的概述,接下来就是方案的分析与选择,其中包括底盘、副车架以及托架的选择设计,总布置方案的分析和确定。然后进入了专用装置的设计,有液压系统的设计、取力器的选用以及摆臂的设计等,最后是对整车总性能的分析。参考文献1 吴融华.多种型式的自卸汽车J.工程机械出版社,2001:24-25.2 明平顺.汽车运输专用车辆M.人民交通出版社,2000:18-45.3 刘敏杰.轻型自卸汽车举升机构的方案设计J.工程机械出版社,2007:17-20.4 余仁义,梁涛.自卸汽车倾卸机构的设计J.工程机械出版社,2003:20-22.5 张海鹰.自卸车举升机构设计及力学分析J.人民交通出版社,2004:22-25.6 徐达,蒋崇贤.专用车辆结构与设计M.北京:北京理工大学出社,2008:148-168.7 麻士琦,周亮.重型自卸车倾卸机构受力分析J.石家庄铁道出版社,2006:47-52.8 冯晋祥.专用汽车设计M.北京:人民交通出版社,2007:103-131.9 杨培元,朱福元.液压系统设计简明手册M.北京:机械工业出版社,2004:9-54.10 黄志强.自卸车液压举升机构的故障分析J.机械工业出版社,2004:102-105. 11 王望文.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2003:10-25.12 徐德鸿.自卸汽车举升机构计算机辅助设计J.中国书籍出版社,2005:24-98.13 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谢经过几个月的查资料、整理材料、开始计算设计,今天终于可以顺利的完成设计的最后的谢辞了,想了很久写下这一段谢词,表示可以进行毕业答辩了,自己想想求学期间的点点滴历历涌上心头,时光匆匆飞逝,四年多的努力与付出,随着设计的完成,终于让学生在大学的生活,得以划下了完美的句点。设计得以完成,要感谢的人实在太多了,首先要感谢赵雨旸老师,赵老师渊博的专业知识,严谨的治学态度,精益求精的工作作风,诲人不倦的高尚师德,严以律己、宽以待人的崇高风范,朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。本论文从选题到完成,每一步都是在赵老师的指导下完成的,倾注了赵老师大量的心血。在毕业设计过程中,用到了大学学习过程中学到的一部分知识,进而对部分所学知识进行了较为全面的回顾复习;对设计中应用到的,在教学课程中未接触到知识进行了自学,进一步锻炼和加强了自学能力,对以后的工作将会起到很大帮助;在毕业设计的准备、设计与指导教师的孜孜教导中,也看到了设计工作的大概脉路,认识到了设计工作进程的反复艰辛,为今后的上岗工作做好了心里准备。由于个人能力和经验的的不足,设计出来的摆臂生活用垃圾车,与同类型能够实际生产并进入市场的商品车,在可行性上可能存有较大差距,却不违背毕业设计主要在于锻炼独立完成设计任务的目的宗旨。在此对毕业设计中给予大力帮助和支持的指导教师韩春强讲师表示忠心的感谢!对在毕业设计中,在幕后为毕业设计辛勤的教研室的各位教师和汽车工程系的各级领导表示深深的感谢!附 录附录A外文文献原文Dump structure, principle and introduce the fuel tankMainly by the hydraulic dump truck dump bodies, cars, and its annexes constitute the frame. Hydraulic dump them inside the structure of institutions and manufacturers in various different modifications, the following compartments and the lifting mechanism in accordance with the pattern of the two aspects of the structure of that dump truck. 1、compartment type Node compartments by use of different body types can be broadly divided into: general rectangular bucket compartment and inside mine Ordinary rectangular compartments for the carriage of goods in bulk. Plate with subsequent automatic opening and closing of institutions, to ensure smooth unloading of goods. Ordinary rectangular compartment thickness as follows: pre-board 4 to 6mm, side panels 4 to 8mm, after the board 5 to 8mm, floor 6to 12mm. Inside bucket mining is applicable to a larger particle size, such as large stones of goods in transit. Taking into account the impact of goods and touch buildings, mining bucket inside the design of more complex shape, with thicker material. Models and some welding in the floor on a number of angles in order to increase stiffness and impact-car capacity. 2、lifting body type Dump truck lifting mechanism is the core of the primary advantages and disadvantages of discriminant indicators truck. Type lifting mechanism common current: F-type lifting mechanism to enlarge tripod, T-style tripod lifting mechanism to enlarge, double lift, the former top-lift and double rollover. Enlarge tripod-type lifting mechanism is currently the most frequently used means of a lift for 8-40 tons dead weight, train length from 4.4 to 6 meters. Advantage of the structure of mature, stable lifting and cheap; disadvantages inside the frame on the main floor of the closed height of the larger plane. Most forms of double lift truck in 6X4, it is in the second on both sides of the bridge in front of more than one level of the tank is installed (usually 3-4), the hydraulic cylinder on the fulcrum of a direct role in the compartment floor. Double advantage of lifting the main floor for the inside frame of theclosing high on a smaller plane; the shortcomings of the hydraulic system
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本文标题:摆臂式自装卸汽车设计【4张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】
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