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机械毕业设计车辆工程

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CL01-152@带挂桶的压缩式垃圾车,机械毕业设计车辆工程

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哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 40 参考文献 1 张盛立编 . 实用钢材手册 M. 广州： 广东科技出版社， 1998. 2 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， 1994. 3 成大先 . 机械设计手册液压传动 M. 北京： 化学工业出版社， 2004. 4 周诵明，袁惠明 . 液压传动设计指导书 M. 武昌： 华中工学院出版社， 1987. 5 刘惟信主编 . 汽车设计 M. 北京：清华大学出版社 ， 2001. 6 张世伟，朱福元 . 液压系统的计算与结构设计 M. 银川：宁夏人民 出版社， 1987. 7 王望予主编 . 汽车设计 M. 北京： 机械工业出版社， 2004. 8 陈家瑞 主编 . 汽车构造 M. 北京： 机械工业出版社， 2005. 9 周建方主编 . 材料力学 M. 北京： 机械工业出版社， 2002. 10 岑军健主编 . 新编非标准设备设计手册 M. 北京： 国防工业出版社， 1999. 11 刘鸿文 材料力学 M 北京 ： 高等教育出版社 ， 1979. 12 徐达 ， 蒋崇贤 专用汽车结构与设计 M北京： 北京理工大学版社 ，1998. 13 许福玲，陈尧明 . 液压与气压传动 M. 北京：机械工业出版社， 2003. 14 王宗荣工程图学 M北京：机械工业出版社， 2001. 15 仇学军液压系统防漏技术 J机电设备， 1994，（ 2）： 23-27. 16 付长安，朱治国液压系统油液的泄露问题 J 润滑与密封， 1997，（ 06）： 59. 17 黄鹤汀 . 机械制造装备 M北京：机械工业出版社， 2001. 18Martin W.Stockel,Martin T.Stockel.Auto FundamentalsR.U.S.A：Goodheart Wilcox Company,2003. 19Bryson, George Y. Deal III, Walter F. The automobile: A designersdreamJ. Technology Teacher， 1996. nts 0 nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 概述 目前我国城市生活垃圾 (MSW) 年总产生量已达 1. 8 亿吨，而且仍在不断增长，年增长率为 8 % 10 %。随着城市建设规模的不断扩大和人们生活水平的不断提高，一方面，城市生活垃圾的成份发生了很大变化，其变化的主要特点是：垃圾密度不断降低，可压缩性增加。如果继续采用常规的垃圾运输方式，容易造成垃圾清运中的亏载，使垃圾转运效率降低；另一方面，近郊可利用来填埋垃圾的洼地越来越少，人们不得不考虑在远离市区的郊区建立垃圾处理处置场所。 据统计国内几 个大城市的垃圾处理厂距离市区均在 50km 以上，运输费用占垃圾处理费用的比例较高。 在一些发达国家运输费用已占垃圾处理费用的 80 %以上。 所以，降低垃圾清运费用是降低整个城市垃圾处理处置费用的关键。 垃圾压缩可以解决垃圾运输中的亏载问题，降低垃圾的运输费用，是城市生活垃圾集运的发展方向。 因此压缩式垃圾车的优势日渐明显，高效的垃圾压缩运输方式有了长足的发展。 带挂桶的压缩式垃圾车 便是其中的一种常见结构形式，它由汽车底盘、填料器、上装厢体 、 排出板机构 和挂桶 等组成。 其发展方向是：提高垃圾的装载量；改善车辆的密 封性；垃圾的分类处理。垃圾的分类越细对于环境的保护效果就越好，目前城市垃圾主要可以分为 4类： 1. 湿垃圾 ： 主要指厨房产生的厨余、果皮等含水率较高的食物性垃圾。 2. 干垃圾（可回收利用垃圾）：主要指废纸张、废塑料、废金属、废玻璃等可用于直接回收利用或再生后循环使用的含水率较低的垃圾。 3. 有害垃圾：指对人体健康或者环境造成现实危害或者潜在危害的废弃物，同时也包括对人体健康有害的重金属或有毒物质废弃物。 4. 大件垃圾 ： 指重量超过 5千克或体积超过 0.2立方米以及长度超过 1米的废旧家具、办公用具、废旧电器 ，以及包装箱、箩筐等大型的、耐久性的固体废弃物，是因体积较大等因素混入城市一般生活垃圾一起清运有困难的特殊的生活垃圾。 垃圾如何进行分类处理是目前垃圾运输中急待解决的难题，这对于环境的保护意义重大。 本次设计的课题为 带挂桶的压缩式垃圾车 设计，来源于江苏悦达专用车有限公司。本次设计主要是针对垃圾车车厢设计和排出机构液压设计。车厢是垃圾车的重要部件之一，主要起装载、运输垃圾之用。在运输过程中，不nts 2 得产生飘、洒、漏等现象，避免造成二次污染。根据设计要求，确定了厢体形状和主要尺寸参数，重点考虑它的密封性。排出机构主要 是用来排卸垃圾以及在垃圾装载时提供一定的背压力，使 压缩后的垃圾密度均匀。它 采用液压为动力装置，实现 作业自动化，大大降低劳动强度，提高工作效率。 nts 3 第 2 章 总体方案论证 2.1 本课题基本前提条件和技术要求 2.1.1 基本前提条件 设计装运空间为 12m3，设计要求必须符合机动车等设计要求。 2.1.2 技术要求 1. 满足装运空间为 12m3车。 2. 结构设计应合理，填料器与箱体应可能连接满足强度要求，自动锁、安全棒等可靠。 3. 排出机构等运动件工作安全、可靠，且便于维修、 调整。 4. 尽量使用通用件，以便降低制造成本。 2.2 结构方案确定 2.2.1 传统自卸式垃圾车的结构分析 主要采用侧翼开启、顶盖前后梭动等几种方式，这种车的主要特点是直接收集、转运、不压缩，适用于特定人工方式，操作简单，成本低。缺点是：装载量小、自动化程度低、转运效率低，无法解决转运中流污水的二次污染问题。 2.2.2 本垃圾车的结构特点 1.填料器的摆放布置 后装压缩式垃圾车工作时，填料器有下放和上扬两种布置形式。下放布置 时 ，填料器与厢体相吻合，底部机构联接，以保证密封性能。这样的布置充分考虑了行 驶的平稳性和驾驶性能。 填料器上扬布置，整个填料器可以绕轴旋转上扬 70 ，这样可以 保证厢体内的垃圾彻底排出。这种布置在填料器nts 4 上扬时，整车的重心后移，汽车的行驶性能和爬坡能力降低，在不影响装载量的情况下，回转支承应尽量向前布置，使重心前移。这种布置和传统的卸料方式相比，虽然结构较复 杂，但是垃圾的排出比较彻底，同时避免了整车的重心过分后移，而造成 翻车事故。 2. 垃圾排卸方式 采用推板推出的方式，和传统车厢上举，靠重力卸料的方式相比，可以避免由于过分压缩的垃圾膨胀堵塞在 车厢内，同时还可以防止卸料时重心过于后移而翻车。 2.2.3 垃圾车载质量利用系数的提高 载质量利用系数的提高将有助于降低车辆的运行成本。后装压缩式垃圾车的载质量利用系数主要由二个方面组成 : 1. 底盘的载质量利用系数 在底盘选型时 ,选择技术含量高、动力性好、自重相对较轻的底盘。 2. 专用装置的自重 后装压缩式垃圾车由于结构复杂 ,自重较大 ,在设计时应尽量采用新材料、新技术、新工艺。主要零部件采用高强度钢板 ,辅助件 (如挡泥板、装饰件、盖板等 ) 采用比重较轻的注塑件。主要构件采用特殊加工工艺方法 ,如 :车厢侧板及 顶板采用数控折弯成弧形结构。受力构件采用局部加强法等 ,从而降低专用装置的重量。 2.2.4 垃圾压缩比 的提高 压缩机构中刮板对垃圾的压强将直接影响垃圾的压缩比。当压强增大时 ，垃圾的压缩比将增大 ； 反之则减小。因而在设计压缩机构时 ， 应努力提高刮板的压强。影响刮板压强的因素主要有四个方面 : 1.刮板的压缩面积根据使用场合、投料方式、垃圾投入量来确定 ， 如能满足使用要求 ， 刮板的面积应尽量小。 2.压缩油缸的安装形式应能充分利用油缸的最大能力 ， 即在压缩垃圾过程中应 使油缸无杆腔作用。 3.滑板与导轨的摩擦力将有助于提高垃 圾压缩力。因而 ， 在选取滑板滑块与导轨材料时应配对选取相对摩擦系数较小的材料 ； 减小压缩油缸轴线与滑板导轨的夹角 ， 以避免由于压缩油缸安装不当产生的扭力使 N1 、 N2增大 ；nts 5 减小压缩油缸轴线与滑块中心线的平行偏移量 ， 假如油缸轴线上偏于滑块中心线 ， 将增大 N1 、 N2的值 ， 如轴线下偏于滑块中心线 ， 将减小 N1 、 N2的值 ，但结构上很难布置 ， 故通常将压缩油缸置于滑块中心线上。 4.压缩油缸与地面的水平夹角 1越小 ， 则压缩油缸的推力沿车厢长度方向的分力将越大 ， 有利于垃圾填满整个车厢 ， 提高垃圾压缩比。 2.2.5 合理选择压缩机 构液压控制方式 压缩机构的控制系统会直接影响液压系统的可靠性 ,因而合理选择压缩机构液压控制方式将对后装压缩式垃圾车的性能起到至关重要的作用。 滑动刮板式压缩机构工作步骤 如图 2-1 (a) 刮板开启 （ b） 滑板下滑 （ c）破碎搂起 （ d） 压缩 图 2-1滑动刮板式压缩机构图 1 .滑板 2.刮板 3.刮板油缸 4.滑板油缸 图 2-2填装机构结构图 nts 6 压缩机构每一工作循环有以下四个步骤 : 1. 刮板开 当垃圾倒入填塞器装料斗后 ,操作刮板油缸控制阀 ,使刮板油缸活塞杆回缩 ,刮板向外翻转。 2. 滑板下 当刮板油缸活塞杆回缩到位后 , 操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活塞杆回缩 ,滑板带动刮板沿轨道向下运动 ,刮板压向装料斗内的垃圾。 3. 刮板进 当滑板油缸活塞杆回缩到位后 ,反向操作刮板油缸控制阀使刮板油缸活塞杆外伸 ,刮板向内翻转 ,将装料斗内的垃圾刮起 ,盛于刮板上。 4. 滑板上 当刮板油缸活塞杆外伸到位后 ,反向操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活塞杆外伸 ,滑板带动刮板沿轨道向上运动 ,将垃圾推入压实到车厢内。 2.2.6 车辆密封 后装压缩式垃圾车由于压缩力大，经压缩后的垃圾产 生大量的污水，如不加以控制，将严重影响环境，因而在设计时应从以下三个方面完善车辆密封，即 :在车厢与填塞器之间安装耐用型密封条，并加以压缩、锁紧；车厢底板做成前低后高，将污水控制在车厢内；在填塞器下部安装便于清洗的积污水槽，用于车厢与填塞器之间滴漏的污水的临时储存。 nts 7 第 3 章 垃圾车整体设计 3.1 垃圾车质量参数的确定 3.1.1 装载量 按课题要求，所设计的垃圾车的车厢容积为 312m ，以标准垃圾的单位质量进行设计计算，取每立方米的标准垃圾 质量为 0.45t 所以： Gm=0.45 12 =5.4t （ 3-1） 3.1.2 整备质量 参考国内外同类型同级别的汽车的装载量与整备质量之比为新车型选择一个适当的整备质量利用系数0m，然后按其装载量Gm,计算整备质量0m查汽车设计表 2-10，由于为柴油车因此取整备质量利用系数 0m=0.8 所以： 0m=Gm/0m=5.4/0.8=6.75t （ 3-2） 3.1.3 汽车的总质量 载货汽车的总质量包括整备质量0m、装载量Gm以及驾驶室坐满人的质量，按课题的要求，所设计的垃圾车驾驶室为 2 个座位，无附加的装备，每人按 65kg计算。 所以： am=0m+Gm+2 0.065 (3-3) =5.4+6.75+0.13 =12.28t nts 8 3.2 垃圾车发动机的选型 3.2.1 发动机最大功率及其相应转速 由汽车设计表 2-12选取比功率值，由于垃圾车为中型载货汽车，故取比功率为 9 根据公式： 比功率 =maxep/am(3-4) 可得： maxep=9am=9 12.28=110.52kw 根据发动机最大功率maxep选取与其相应的转速Fn，中型货车柴油机的Fn多为 2200 3400r/min,取Fn=3000r/min 3.2.2 发动机最大转矩及其相应转速 根据式： maxeT=FT=7019maxeFpn (3-5) 求maxeT式中： 发动机的转矩适应系数 FT 最大功率时的转矩 maxep 发动机的最大功率 Fn-最大功率的相应转速 因为车用柴油机的值多在 1.1 1.25（带校正器），所以取 =1.15，代入上式可得： nts 9 maxeT=7019 1.15300052.110(3-6) =297.37 mN Fn与Tn之比不宜小于 1.4，通常取Fn/Tn=1.4 2.0, 所以取： Fn/Tn=1.5 Tn=Fn/1.5=2000r/min （ 3-7） 3.2.3 发动机适应性系数 根据式： =FTnn 发动机的转矩适应系数 (3-8) =1.15 1.5=1.725 依据以上对发动机参数的要求，选用发动机的型号为： EQB180 20 3.3 料斗容积与污水箱容积 料斗容积直接反映垃圾车装载垃圾的能力和效果，由于受汽车底盘承载和结构布置的限制，垃圾车的斗容量不宜过大 ，否则对底盘的承载要求很高，与汽车难以匹配，开发实用价值低。因此，料斗容积适合在 0.25 3m 1.5 3m 。取料斗容积为 1 3m ，要与料斗容积相匹配，污水箱容量可根据用户的要求适当增减，设计时以 250L为标准。 3.4 底盘的改造 底盘是保证垃圾车具有机动性好的关键，应选择质量好、承载能力大的底盘。垃圾车的车架按汽车的工作特性设计，垃圾车的工作特性与汽车的工作特 性差异很大，垃圾装载时有较大的工作载荷传给车架，要求车架有较大的刚度支撑。 修改悬架和发动机安装方法，改善操作稳定性和行驶平顺性。更新制动nts 10 助力系统，产生更好的制动力，而且更加自然。后悬架（所有车型）为了提供更好的平顺性，去掉了后支撑副车架，同时增加了整个车辆的刚度，减轻重量。了改善操纵稳定性，降低了副车架蹄部调整孔的位置，并改变了侧倾特性。增加了高速行驶过程中的直线稳定性，减少了补偿转向。 3.4.1 整备质量和轴荷分配 由前面的计算得整备质量：0m=6750kg 轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计应根据汽车的布置形式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。对垃圾车而言，满载时的前轴负荷多在 28%上下。查汽车设计表2-11a 得： 4 2 后轮双胎，短头货车在空载时：前轴负荷为： 44% 49%，取45%；后轴负荷为： 51% 56%，取 55%。 所以： 空载时： 前轴轴载质量 =0m 45%=6750kg 45%=3037.5kg 后轴轴载质量 =0m 55%=6750kg 55%=3712.5kg 满载时： 前轴负荷为： 27% 30%，取： 28%， 后轴负荷为： 70% 73%，取： 72% 所以： 满载时前轴轴载质量 =am 28%=12280kg 28%=3438.4kg 满载时后轴轴载质量 =am 72%=12280kg 72%=8841.6kg 3.4.2 性能参数 1. 最高车速maxavnts 11 考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。参见汽车设计表 2-12知：垃圾车的最高车速在 90 120km/h，取为 90km/h 2. 燃料经济性参数 参考总质量相近的同类车型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。参考汽车设计表 2-13知：总质量am12t的柴油机垃圾车单位燃料消耗量为： 1.43 1.53L/（ 100 tkm ） ,现取为： 1.5 L/（ 100 tkm ） 3. 机动性参数 最小转弯半径minR反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和狭窄路面上或场地上调头的能力。其值可按下式计算： minR=maxsin iL +a (3-9) = 2 2m a x m a x2t a niiL K LKaS i n 式 中： maxi 最大转角 L 转轴， 4500mm K 主销轴 a 转向轮的转臂 通常maxi取为 350 400 ，为了减小minR值，maxi值有时可达 450 ，取maxi=400 4. 通过性参数 查汽车设计表 2-19得： nts 12 最小离第间隙minh=0.25m 接近角 =350 离去角 =200 纵向通过半径 =5m 3.4.3 垃圾车挂桶的选配 选配压缩式垃圾车 YD5141ZYS 的挂桶以及提升机构，挂桶的尺寸为：高550mm,宽 1300mm。挂桶可装载垃圾为 100kg。挂桶和装载满垃圾的总质量为200kg。液压缸的最大推力为 1500N,最大行程 500mm。 3.4.4 举升液压缸的选配 举升油缸的作用力来自于装料斗总成 (包括滑板、刮板 ) 举升过程中对旋转支点的重力矩所产生的杠杆力。 取装料斗总成 (包括滑板、刮板 ) 重量 G =1950kg ,最大举升角 64 。计算举升时装料斗总成和举升油缸对旋转支点的作用力矩。 1. 装料斗总成作用力矩 NmG g L GGT 28932514.18.919500 2. 举升油缸作用力矩 NPDF 8 0 42 4164 8014.34 22 举升举升 = 2 F L = 2 8 0 4 2 4 0 . 2 4 9 = 4 0 0 5 1 N mT 举 升 举 升 举 升 举升时作用力矩随举升角 而变化。 3. 装料斗总成 作用力臂 ： )8.42c o s (063.21 GL作用力矩 ： )8.42c o s (3 9 4 2 411 GG G g LTnts 13 当 8.42 时， NmTG 39424max 4. 举升油缸 作用力臂 sin324.1L 举升 =1.32413.23sin442.0L )3.23c o s (442.0324.12442.0324.1 221 L =)3.23c o s (17.195.1 作用力矩 举升举升举升 LFT 2)3.23c o s (17.195.1)3.23s in (9 4 1 2 6 举升T当 2.47 时， NmT 71095max 举升所以 只要保证起始时刻能够举起装料斗则举升过程即可实现。同时也可以计算出 :在装料斗总成质心不变的情况下 ,油缸可举起的最大重量为2700kg。 3.4.5 尺寸参数 1. 轴距 L 可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距 L： L=HL JL+ S -RL(3-10) 式中： HL 货厢长度，根据装载量确定：HL=4620mm JL 前轮中心至驾驶室后壁的距离，取JL=815mm nts 14 S 驾驶室与货厢之间间隙，取 S=500mm RL 后悬尺寸，参考同类型垃圾 车取RL=2100mm L=4620+815+500-2100 =3835mm 2. 前后轮距1B与2B根据汽车设计表 2-7，初选轮距： 1B=1900mm 2B=1850mm 3. 外廓尺寸 我国对公路车 辆的限制尺寸要求总高不大于 4m；总宽（不包括后视镜）不大于 2.5m，左右后视镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于 250mm；总长：载货汽车不大于 12m。 取总高为 2710mm，总宽为 2200mm，总长为 7205mm。 nts 15 第 4 章 垃圾车厢体的设计 4.1 合理选择卸料方式 4.1.1 车厢后倾式卸料方式 其原理是 :在倾卸油缸的作用下 ， 车厢、压缩机构及车厢内的垃圾绕车架尾部的回转中心旋转 ， 旋转至一定角度后车厢内的垃圾靠自重下落实现卸料作业。这种卸料方式的优点是结构简单 ， 但在实际使用时存在许多弊端 ， 如 : 1. 由于垃圾在车厢内被压实 ， 垃圾与车厢四周存在着较大的膨胀力与磨檫力 ， 垃圾不易倒出 ， 严重时垃圾的自重不足以克服摩擦力 ， 产生垃圾胀死现象。 2. 在倾翻作业时 ， 车厢、压缩机构及垃圾的重心将后移、上升 ， 车辆前桥负荷降低 ， 影响整车纵向稳定性 。 严重时 ， 前桥离地 ， 整车倾翻 (特别在路基较为松散的填埋场 )。 3. 倾翻时 ， 所有重量将集中至车厢回转中心及汽车大梁尾部 ， 将对汽车大梁及后桥产生严重的损坏。 4.1.2 推板卸料方式 其原理是 :在车厢内设置一块面板呈铲形并能沿预定轨道滑行的推板 ， 推板在油缸的推动下 ， 向车 厢尾部作水平推挤运动 ， 将垃圾推出车厢 ， 实现卸料作业。这种卸料方式虽结构较为复杂 ， 但卸料不受垃圾压缩比的限制 ， 卸料干净 ， 对车架的载荷分布较为均匀 ， 卸料过程平稳、安全。同时 ， 可利用推板的阻力实现压缩车双向压缩。因此 ， 推板卸料是后装压缩式垃圾车较为理想的卸料方式。 4.2 确定厢体设计方案 目前市面上最流行的垃圾车车厢是流线型 （图 4-1），样子比较美观， 顶盖做成弧形结构，可以承受垃圾对它向上的膨胀力。当然也有方型的 （图 4-2），此种结构，造型比较笨重，质量比较大，无形中增加了汽车发动机的功率，造成浪费，已逐渐淘汰 ，在此不作说明。所以我选用图 3-1这种厢体流线型设nts 16 计方案。 图 4-1 流线型厢体 图 4-2 方形厢体 根据在江苏悦达专用车有限公司的 车型 以及课题要求，所设计的垃圾车的车厢容积为 12立方米，所以确定车厢形状和尺寸如图 4-3。 图 4-3 厢体尺寸图 nts 17 4.3 垃圾车厢体成形工艺 4.3.1 概述 垃圾车厢体是垃圾车的重要部件之一，主要起装载、运输垃圾之用，它由前板、左右侧板、顶板、底板等五项主要零件组成。这些零件由于所处位置不同，受力情况各异，因而结构也不相同，选用的材质虽一致（ Q235），但料 厚有差异。对这几项零件的工艺成形方法的选择也完全不一样。在此对厢体零件成形的工艺选择作一分析。 4.3.2 影响成形工艺选择的因素 下面分析垃圾车车厢成形工艺选择的主要因素： 1.产品结构 产品结构是决定成形工艺的主要因素。任何一种成形工艺都以满足设计要求为前提，由于该几项零件结构不同，因此它们的成形方法也不一样，如前板为拉伸成形，侧板和顶板为弯曲成形等。 2.产量和成本 产量和成本是互相联系的，降低成本是工艺工作的核心。当一个新产品投入生产前，应根据该产品的试制总方案设定的批量或年产量，决定该零件的成形方 法，工艺装备的选择不宜成本过高，否则将加重产品的附加成本，不利市场的销售。 3.研制周期 研制周期也是决定零件成形工艺的主要因素，为适应市场经济，一般要求研制周期越短越好。这就给选择成形工艺带来诸如模具制造、展开件试制等困难。 YD5141SYZ 型垃圾车从方案论证到样车鉴定，研制周期较短。选择工艺成形方法时，就不能选用制造周期长的模具，而选择那种既能保证零件成形质量，制造周期又短的模具。 4.设备 工厂现有的工艺设备和工艺水平也是选择成形工艺必须考虑的因素。 5.人员技术水平 操作者的技术水平也是影响成形的 因素之一，在考虑工艺方案时需结合本厂操作人员的技术水平。 nts 18 6.拼料状态 由于 YD5141SYZ垃圾车车厢尺寸为 4360、 2015、 1645mm（长、宽、高），超过一般板料幅面，而大幅面板料的订货又因用量有限受到制约，因而需进行拼焊，拼焊中因设备原因不能都采用对接钨极自动氩弧焊。有的采用垫板接触焊，由于各板焊接方法不同，因此在选择零件成形工艺时还需考虑拼料状态。 4.3.3 成形工艺的选择 几种工艺的比较及选择： 1. 采用带压边装置的拉伸模拉伸成形，生产的零件尺寸准确，表面质量好，但模具制造成本高，模具毛坯需 外协加工，制造周期长，模具结构较复杂，维修困难。该工艺方法实用于大批量生产。 2. 采用铅锌合金模落压成形，模具制造方便，费用较低，制造周期也短。缺点是模具寿命短，零件外观质量较差，人工修整工作量大，工作环境太差。该方法适宜试制或小批量生产。 3. 采用钢下模、铅上模结构的冲压模，模具制造时按钢模浇铸，模具吻合较好，零件的质量得到保证，制造成本相对较低。缺点是因无压边装置，零件成形过程中有起皱现象，需在转角处增开缺口，成形后采用人工补焊。该方法适于中批量生产。 根据以上几种工艺方法的比较，结合 YD5141SYZ垃圾车的中批量生产模式，决定选用最后一种方法作为前板零件的成形工艺方法，做出合格的开口展开件。这样既有利于零件的成形，又避免成形后过多的人工打磨。左右侧板也采用相同的成形工艺方法，顶板采用压制槽形件，然后在平板上进行焊接的方法成形。 4.3.4 拼焊工艺 YD5141SYZ垃圾车车厢尺寸为 4360、 2015、 1645mm，超过一般板料的幅面尺寸，大幅面板料的订货因受用量限制而制约，因此寻求一种适于不同加工成形的焊接方法是拼焊的关键。由于受成形方法和料厚的影响，拼焊工艺各异，具体方法简述如下： 1. 前板 的拼焊 前板零件的成形是拉伸成形，因此焊接渗透性要求较高，又考虑到在拉nts 19 伸过程中焊缝对模具的影响，要求焊缝光顺平滑无明显的凸起，因此只能选择成本相对高的钨极自动氩弧焊，从而满足了该零件的拼焊需要。采用该工艺拼焊的板料，满足了零件成形的需要。 2. 侧板、顶板、底板的拼焊 侧板、顶板、底板的拼焊选用加垫块的点焊、滚焊工艺。由于这几块板在零件的成形中仅有弯曲成形（侧板）或不需成形（底板），材料的受力状态较前板好，加之该几项零件都超过了钨极自动氩弧焊的轨道，采用 CO2 焊因热影响区较大，零件的变形也大，需大量手工较形，且不能满足设计要求，因此选用影响区小的点焊、滚焊工艺是较合适的，它既克服了大量的人工劳动，又能满足设计要求。具体拼接如图 4-4，选用同牌号同料厚并与焊缝等长的垫板，采用先点焊后滚焊接融焊工艺。 后装压缩式垃圾车由于压缩力大 ,经压缩后的垃圾产生大量的污水 ,如不加以控制 ,将严重影响环境，所以为了满足设计要求，不产生飘、洒、漏等问题，焊前涂点焊密封胶剂，以提高其密封性。 图 4-4 拼焊图 4.3.5 结果分析 经过以上的成形工艺选择和拼焊工艺选择，满足了设计要求，大大缩短了新产品开发研制周期。由于选用的工艺装备合适，不仅满足了工厂的生产需要，而且降低了研制费用。在拼焊中，由于合理选择拼焊工艺，减少了大量人工较形，不仅保证了产品的质量，而且降低了成本，节约了资金。总之在垃圾车车厢的成形方法选择中，由于本着从实际出发，结合现状进行了认真选择，因此所选工艺方法是成熟的，可行 的，真正做到了投资少，见效快。 nts 20 第 5 章 排出油缸安装角及排出板斜度取值 5.1 排出板的结构及工作情况 目前 ,国内生产的垃圾车主要是后压缩式 ,垃圾装满后 ,填料器举升 ,排出机构将垃圾推出车厢。后压缩式垃圾车的排出机构均采用直面折弯形状结构 ,便于垃圾推卸干净。排出机构与排出油缸一端固定 ,排出机构两端各装两个滑块。推卸垃圾时 ,油缸推动排出机构前移 ,排出机构滑块沿导轨滑动。排出油缸的安装角度和排出机构折弯斜度各厂取值不同 ,教科书中也未给出取值范围 , 取值大小有何利弊 ? 现对 排出机构进行受力分析 ，确定 其 取值。 5.2 排出机构的受力分析 如图 5-1 图 5-1 受力分析示意图 排出机构在推卸垃圾过程中 , 受到排出油缸的推力tF、 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 、 排出板上方垃圾对排出板的作用力 T 、排出 机构的重力 W 、垃圾重量和排出 机构 重量在底板上产生的摩擦力fT以及 导轨对排出板 机构 的法向作 用力 1N ， 2N 的作用 。排出油缸的布置和排出板折弯斜度nts 21 的不同 ,排出机构的受力状况也不同。 刚开始移动前的平衡方程为： 0c osc os0ft TTTFX（ 5-1） 0)(s ins in021 NNTFWYt （ 5-2） 式中： 推卸油缸的安装角度， 为 T 的倾斜角度 从图 中 看 , tF、 T 均有水平分力 costF、 cosT 和向下的垂直分力sintF 、 sinT ,水平分力推卸垃圾 ,向下的垂直分力以及排出机构的重力 W , 三个力使排出机构滑块紧压在导轨上 , 产生阻止排出机构前进的摩擦阻力fT 。 由 (5-2) 式可得 : s ins in 21 TFWNN t 即 fT= )( 21 NNf = )s ins in( TFWft （ 5-3） 式中 ： f 滑动摩擦系数。 排出油缸所需的最小推力 ,由 5-1式 得 : c o sc o s ftTTTF （ 5-4） 5.3 取值范围的探讨 由 （ 5-3）（ 5-4） 式知 , 排出油缸的推力主要用于克服推卸垃圾的摩擦阻力 , 而摩擦阻力基本是水平力。排出油缸的安装角 越大 , 推力的水平分力越小 , 垂直分力越大 ,即摩擦阻力越大 , 滑块的磨损越快 , 排出机构移动所需的最小推力也越大 , 油缸缸径越大。排出板折弯斜度越大 ,垃圾对排出板的垂直分力越小 ,而排出板对垃圾反作用力的垂直分 力 (向上 ) 小 , 顶盖的受力情况改善 ;但垃圾对排出板的水平分力增加。此外 ,开始装垃圾时 ,当滑板上移 ,刮板反转 ,滑板下移 ,垃圾掉下来的多。但排出板折弯斜度也不要小于 38 ,否则垃圾卸不干净。 为了整车垃圾压缩后密度均匀，延长油钢的使用寿命，根据 5.1节的分析，nts 22 排出油缸的安装角度应近可能大一点。 无论怎样，排出油缸的安装角 和排出板折弯斜度只要合理取值 ,垃圾均能全部卸干净 ,不会增加成本和重量 ,还可延长滑块的使用寿命。因此 , 根据实习时的现场观察和结构设计，排出油缸的安装 角度 取 62 。排出板折弯斜度不要太大 ,否则开始填装垃圾时 , 垃圾掉下的多 , 填装效率不高 , 过小时垃圾卸不干净 , 一般应在 38 45 之间，因此决定取 45 。此外 ,为使顶盖能承受垃圾对它向上的膨胀力 ,顶盖应做成弧形结构。 nts 23 第 6 章 液压系统设计 6.1 确定液压系统方案 众所周知 ,后装压缩式垃圾车主箱中的推板（排出板）油缸有两个作用 :垃圾压缩过程中提供背压力 ,而卸载垃圾时提供推力。目前市场上的产品 ,油缸的摆放有两种方式 :平置 (图 6-1) 和斜置 (图 6-2) 。表面上看这两种方式在功 能上没有什么区别 ,但认真分析 ,却存在很大的差异。 图 6-1 推板油缸平置示意图 图 6-2 推板油缸斜置示意图 nts 24 6.1.1 垃圾收集时压缩原理 如图 6-3 ,推板 推置主箱末端。通过填塞箱后压缩机构的提升 ,垃圾不断地被压送到主箱中。在提升垃圾的过程中 ,刮板提升压力作为背压回路远端控制信号通过油口 Pil 将先导阀 B 打开 ,使得推板油缸无杆腔回油路与背压阀 A 相通 ,当且仅当垃圾挤压力超过推板油缸的背压阀 A 调定的预压力 (图中为 2 MPa) 时 ,推板油缸无杆腔内的液压油通过背压阀 A 一 部分回油箱。 一部分通过单向阀补入有杆腔 ,从而垃圾和推板向主箱前端移动 ,直到推板油缸完全收回 ,垃圾充满整个主箱。 6.1.2 排出板油缸推力 排出 板油缸是多级油缸 ,在收缩过程中 ,推力会因为活塞截面积的不同发生阶段性的变化。而且在实际工作中 ,在垃圾挤压的情况下 ,油缸活塞杆由小到大顺序收回 ,所以推力油缸F变化的趋势是由小到大。以三级油缸为例 , 推力变化趋势与推板后退行程 L 的关系见图 6-4 。 油缸F= PS I （ 6-1） 式中 ：油缸F 排出板 油缸推力 P 背压值 Si 活塞的作用面积 图 6-3 背压油路原理图 图 6-4 F油箱与推板 L的关系 6.1.3 背压力 nts 25 1. 平置油缸 当油缸平置时 (图 6-5) , 背压F= 油缸F,推力油缸F变化的趋势是由小到大 ,从而导致 背压力的变化 ,这与用户追求的整车垃圾压缩后密度均匀的效果是向背的 ,意味着被压缩的垃圾是前松后紧 ,而且满载时也会造成整车后桥过重。 2. 斜置油缸 在推板油缸斜置的情况下 ,随着推板向主箱前端移动 , 的增大 , 背压力(背压F) 逐渐减小 (图 6-6) , 背压F= 油缸F cos。但同时 ,因为活塞截面积阶段性的增大 ,又会在一定程度上弥补因角度变化引起的背压力 损失。 图 6-5 平置油缸背压力 图 6-6 斜置油缸背压力 6.1.4 两种方式的比较 通过对比 ,我们可以发现排出板油缸斜置方式比较平置方式有以下优点 : 1. 节省安装空间 ,提高主箱容积利用率。 2. 有利于垃圾在压缩过程中密度均匀。 3. 利于油缸的保护 ,避免主箱内污水损害油缸 体 ,保证使用寿命。 4. 有利于排出机构平稳移动 (防偏转 ) 。 所以，决定选用油缸斜置式放置。 6.1.5 液压系统工况分析 根据设计要求，在排卸垃圾时，液压系统能发出足够的力使垃圾排出；nts 26 在装载 垃圾时，为了使压缩后的垃圾密度均匀，提高其装载量，液压系统要提供一定的背压力，使其满足设计要求。所以，液压原理图如图 6-7 图 6-7 液压原理图 6.2 液压缸的设计计算 6.2.1计算工作循环中的最大载荷 1. 对排出机构进行受力分析 ,见图 5-1 可得如下方程： 0c osc os0ft TTTFX（ 6-2） 0)(s ins in021 NNTFWYt （ 6-3） 式中：tF 推卸油缸的推力 ，也就是 液压缸的最大载荷 推卸油缸的安装角度 62 T 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 排出板上方垃圾对排出板的作用力 为 T 的倾斜角度 45 W 排出板 机构 的重力 fT 垃圾重量和排出板 机构 重量在底板上产生的摩擦力 nts 27 1N ， 2N 为导轨对排出板 机构 的法向作用力 由 5-2式得， c o sc o s ftTTTF （ 6-4） 2. 排出机构 的重量计算 底部钢管： LsAAsWLm )85 8 4.2(01 5 7.01 824.1)2.38584.27575(2.30157.0 9.12 kg 式中： A 方管边长 (mm ) s 方管壁厚 (mm ) W 每米钢管重量 ( mkg ) L 方管长 (m ) 顶部钢管： 686.1)2.38584.27575(2.30157.02 m 9.11 kg 侧部钢管： 871.0)2.38584.27575(2.30157.03 m 2.6 kg 侧部钢管 1： 365.0)2.38584.27575(2.30157.04 m 6.2 kg 侧部钢管 2： 320.1)2.38584.27575(2.30157.05 m 3.9 kg 侧部钢管 3： 725.0)2.38584.27575(2.30157.06 m 1.5 kg 此钢板 的理论重量为 055.18 2mkg ，所以，此钢板重量为：)0 7 2.00 7 2.02 6 8.022.0(8 2 4.10 5 5.187 m 8.20 kg 排出板前板： 988.1824.1055.18 m 1.66 kg nts 28 所以，排出机构重量 7654321 )(2 mmmmmmmmM 8.20)1.53.96.22.6(29.119.121.66 1.158 kg 因为，一些小零件采取估算的方式以及计算误差 所以，最后取 200M kg 3. 压缩的垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力 T 的计算 pfabacT )2( 1.07 4 8 2 0)015.2464.3645.1464.32( 1.137493 N 式中： a 厢体的有效长度 )(m b 厢体的有效宽度 )(m c 厢体的有效高度 )(m p 垃圾压缩后对厢体的压力 )(Pa ，垃圾的单位膨胀力为6235 3mPa ，那其对厢体的压力 7 4 8 2 0126235 p Pa f 垃圾与车厢壁之间的动摩擦系数，查表取 1.0f 4. 排出板上方垃圾对排出板的作用力 T 的计算 20 rbcLgT 24508.9896.0645.1015.2 7.6548 N 式中： L 排出板 机构底部长度 )(m g 重力加速度 )8.9( 2 取sm 0r 垃圾压缩后的密度 3450 mkg 5. 垃圾重量和排出板机构重量在底板上产生的摩擦力 fT 的计算gfVrMgfT f 0 1.08.9450121.08.9200 5488 N 式中： V 厢体的容积 312mV f 排出板 机构 与导轨之间的动摩擦系数，查表取 1.0 f F. 将上述数据代入式（ 5-4）中 则， 62c o s 5 4 8 845c o s7.6 5 4 81.1 3 7 4 9 3tF0.314421 N nts 29 6.2.2 确定液压缸参数 1. 此液压缸为三级液压缸，各级压力和速度可按活塞式液压缸有关公式来计算。 2121211114DDpppFDcmt 26 7.014119.0107.1214.33144214 m200.0 式中： 1D 一级液压缸内径， 2D 二级活塞杆尺寸， 3D 三级活塞杆尺寸 1p 液压缸工作压力，初算时取系统工作压力 12.7MPa； 2p 液压缸回油腔背压力；为 41 1p 12 DD 活塞杆与液压缸内径之比，液压缸采用差动连接；比值取 0.7 tF 工作循环中最大的外负载； cm 液压缸的机械效率，一般 cm=0.9 0.97； 标准的液压缸直径系列取 mmD 2001 2。根据 12 7.0 DD mmD 1402007.02 计算的结果在活塞尺寸系列之中，所以取 mmD 1402 依此类推： mmD 981407.03 标准的活塞杆尺寸系列圆整为 mmD 1003 2 根据已取的缸径和活塞杆直径，计算液压缸实际有效工作面积，无杆腔面积 A1，有杆腔面积 A2、 A3分别为： 222211 1014.32.0414.34 mDA 222222212 1060.1)14.02.0(414.3)(4 mDDA 232223223 1054.7)1.014.0(414.3)(4 mDDA 2. 计算液压缸的流量 nts 30 vDDvDDq )(4)(4 23222221 )(4 2321 DDv 1000)1.02.0(7.7414.3 22 3.181 minL 式中： v 排出机构的速度 7.7 minm 3. 液压泵流量 ,压力的计算 液压泵向液压缸输入的最大流量为：若取回路泄漏系数 K=1.1， 则泵的流量： q=1.1 181.3=199.43L/min。 液压缸的最大工作压力为 1p =12.7MPa,在进油路上的压力损失一般为0.5 1.5MPa,现取 0.8MPa。则液压泵的最高工作压力： M P aM P ap 5.13)8.07.12(0 根据计算出的泵的流量和工作压力，由作总体设计人员参考。 4. 计算电动机的驱动功率 310pqP （ 6-5） 式中： p 液压泵的出口压力（ Pa），其值等于液压缸的进口压力与泵到液压缸这段管路压力损失之和，压力损失取Pap 5102 ； q 液压泵输出流量 ( sm/3 )， q=199.43L/min=3.32 10-3m3/s； 液压泵的效率， 取 8.03 所以： KwpqN 5.68.0101032.31025.13335 5. 液压缸的设计计算 fct FpDDFpD 22221121 )(44 122221121 4 ppDDp FFD fct （ 6-6） fcF+tF= cmtF（ 6-7） nts 31 式中： fcF 液压缸密封处摩 擦力 由式 5-6和式 5-7可求得 1D 为 2121211114DDpppFDcmt（ 6-8） 详细计算见 6.2.2节， mmD 2001 ， mmD 1402 ， mmD 1003 6.2.3 确定管道直径 管道的材料一般推荐采用 10号、 20号的薄壁无缝钢管、和拉制紫铜管。钢管承受的工作压力较高，价廉，所以本系统主要采用钢管。 油管直径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而 定，也可按管路允许流速进行计算。 油管的内径 d按下式进行计算： vqd 61.4 （ 6-9） 式中： d 管道直径（