CL02-054@设计一种载重5t的高位自卸汽车
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机械毕业设计全套
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CL02-054@设计一种载重5t的高位自卸汽车,机械毕业设计全套
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哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） I 摘 要 驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之家的作用力。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤其重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥，所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。本设计根据给定的参数，按照传统设计方法并参考同类型车确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴、和 桥壳的结构类型，最后进行参数设计并对主减速器主从动齿轮、半轴齿轮和行星齿轮进行强度以及寿命的校核。驱动桥设计过程中基本保证结构合理，符合实际应用，总成纪律部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，维修保养方便，机件工艺性好，制造容易。 关键词 ： 微型货车；驱动桥；主减速器；差速器 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） II Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance. Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency ,high benefit today ， heavy truck , must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck， developing tendency . drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition . According to the design parameters given , firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters , then identify the main reducer , differential , axle and axle housing structure type , finally design the parameters of the main gear ,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle ,we should ensure a resonable structure , practical applications, the standardization of parts , components and products ， univertiality and the seralization and change , convenience of repair and maintenance , good mechanical technology ,being easy to manufacture. Key words: light truck ; drive axle ; single reduction ;final drive nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） III 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 . 1 1.1 目的和意义 .1 1.2 卸汽车定义、组成、功用 .1 1.3 国内外高位自卸汽车的发展概况 .3 1.4 高位自卸汽车发展方向与前景 .5 1.5 本次设计的主要内容 .5 第 2 章 高位自卸汽车设计计算 .7 2.1 高位自卸汽车升高机构设计与分析 .7 2.1.1L 型举升机构 .7 2.1.2 平行四边形举升机构 .8 2.1.3 剪式举升机构 .9 2.2 倾卸机构的设计与分析 . 11 2.2.1 油缸直推式 定 . 11 2.2.2 杠杆平衡式（油缸后推杠杆组合式） . 12 2.2.3 油缸后推连杆组合式（加伍德举升臂式） . 13 2.2.4 油缸浮动连杆式（强力型） . 14 2.2.5 前推杠杆组 合式 . 14 2.2.6 俯冲式 . 15 第 3 章 高位自卸汽车设计计算 . 16 3.1 高位自卸汽车底盘的选择 . 16 3.2 高位升高机构的设计计算 . 19 3.2.1 高位升高机构的运动学分析 . 19 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） IV 3.3 高位倾卸机构的设计计算 . 24 3.3.1 举升工作原理 . 24 3.3.2 受力分析 . 25 3.3.3 倾卸机构参数校核计算 . 30 第 4 章 液压系统设计 . 32 4.1 液压系统设计分析 . 32 4.1.1 油缸选型与计算 . 32 4.1.2 油箱容积与油管内径计算 . 34 4.2 液压系统参数计算 . 35 4.2.1 油 缸选型确定 . 35 4.2.2 分配阀选型 . 36 4.2.3 油箱容积与管路内径确定 . 36 4.3 取力器的选择 . 37 4.3.1 取力器布置方案选择 . 37 4.3.2 取力器基本参数 选择 . 38 第 5 章 高位自卸基本性能参数计算 . 39 5.1 发动机的动力性 . 39 5.1.1 发动机的外特性 . 39 5.1.2 汽车行驶方程式 . 41 5.1.3 动力性评价指标 . 42 5.1.4 整车动力性计算 . 44 5.2 高位自卸汽车稳定性计算 . 47 5.2.1 高位自卸汽车运输状态稳定性计算 . 47 5.2.2 高位自卸汽车卸货时稳定性计算 . 48 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） V 参考文献 . 50 附 录 ： . 51 致 谢 . 55 nts 1 第 1章 绪 论 1.1 目的和意义 随着经济的发展和技术的进步，以及对提高作业效率的要求日益增高，作为汽车大家族中一个分支的自卸汽车，陆续出现了多种多样的型式；2008 年的北京奥运会和 2010 上海世博会都拉动对自卸汽车的需求，而且大、重吨位的自卸车所占的比例也将进一步增大。因此对现有的各型自卸汽车进行改装设计是非常必要的，尤其在当今节约型社会具有很重要的现实意义。 目前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，使它能将车厢举升到一定高度后再倾斜车厢卸货。 随着经济的发展和技术的进步，以及对提高作业效率的要求日益增高，作为汽车大家族中一个分支的自卸汽车，陆续出现了多种多样的型式。自卸汽车按其载质量的大小可分为超重型、重型、中型以及轻型；按其外形尺寸、总质及能否在公路上行驶，又可分为非公路用自卸汽车和公路用自卸汽车；按其车厢卸货方向的不同，还可以分为后卸式、侧卸式以及三面卸式。目前国内外已经研制成功并投入使用的自卸汽车有超重型 自卸汽车、重型自卸汽车、三面卸自卸汽车、高通过性自卸汽车以及液压 举升系统自卸汽车等五种类型；其中三面自卸汽车目前应用的比较少，而液压举升系统自卸汽则应用的日益广泛。 未来是节约型社会、智能化时代；因此未来的自卸汽车主要是偏重自卸举升机构的创新与智能化，并且具有节约能耗的特点。 1.2 卸汽车定义、组成、功用 自卸汽车是利用本车发动机驱动液压举升机构，将其车厢倾斜一定角度卸货，货物依靠其自重自行卸下，车厢依靠其自重复位的专用汽车。 自卸汽车自上世纪初诞生以来，不断发展，日趋完善，以成为当今货nts 2 开合机构限位装置安全撑杆倾卸机构附件倾卸动力（取力）系统油泵、控制阀等油缸管路系统液压系统副车架车厢倾卸杆系机构倾卸机构二类底盘普通自卸汽车倾 卸装置 物运输的主要专用车之一。自卸汽车按用途可分为两类： 一类为矿用自卸汽车，属于非公路运输 车；另一类 属于公路运输的轻（ 2 3.5t）、中（ 48t）、重型（ 8 12t）自卸汽车。 公路运输用自卸汽车按是否具有特殊功用可分为普通自卸汽车和专用自卸汽车。普通自卸汽车有两大部分组成 ， 即二类汽车底盘和倾卸装置。其中倾卸装置是自卸汽车的主要结构部分。其主要组成如 下 ： 典型的倾卸装置结构如图 1.1 所示。 专用自卸汽车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，以达到特定的目的，因此结构上专用自卸汽车比普通自卸汽车复杂。 nts 3 目 前，国内生产的载货自卸汽车多为普通自卸车，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，就难以满足要求。为此需设计一种专用自卸汽车 高位自卸汽车，它是装备有车厢高位举升和倾卸机构两套装置，能将车厢举升到一定高度后倾卸物料的自卸汽车，适合于高货台卸货。其外形如图 1.2 所示。 高位自卸汽车的高位倾卸动作循环方式有两种：其一，首先将处于原始水平位置车厢平移举升到一定高度，保持位置不变，再将车厢倾卸一定角度卸货。卸货完毕，车厢恢复高位水平位置，最后平移下降到 原始位置。其二，按上述程序，车厢高位倾卸后，车厢的两种复位动作（即角度复位和平移下降复位）同步进行。 1.3 国内外高位自卸汽车的发展概况 我国自卸汽车生产始于 20 世纪 60 年代初，经过 40 多年的发展，尤其是在 20 世纪 80 年代以后通过技贸结合与合作生产方式，从国外引进若图 1.1 普通自卸汽车结构 组成 1-液压倾卸操纵装置； 2-倾卸机构； 3-液压油缸； 4-拉杆； 5-车厢； 6-后铰链支座； 7-安全撑杆； 8-油箱； 9-油泵； 10-传动轴； 11-取力器 缸； 图 1.2 高位自卸汽车 nts 4 干先进的自卸汽车制造技术，并在此基础上形成以若干大型汽车制造厂为主体的机械传动式自卸汽车生产企业集团。公路用自卸汽车的装载质量从220t、矿用自卸汽车装载质量从 20154t 以 下 基本形成完整的 专用 汽车系列，为我国自卸汽车的腾飞打下了坚实的基础 。当然 ， 除普通自卸汽车以外，专用自卸汽车的生产也得到了一定的发展，尤其是新世纪以来，随着我国社会经济和交通环境的改善，各行业对专用汽车尤其是工程系列专用汽车的需求越来越大。专用汽车将跟更加注重行业化、专用化、系列化。 自卸汽车生产企业无论是在数量上还是在质量上都得到了空前的发展，全国生产和改装汽车的企业由最初不足 11 家发展到 1989 年的 113家，到 1998 年的 721 家，占全国汽车生产企业的 86.4%，其中改装车厂632 家，主机（整车制造）厂 92 家。专用汽车企业的性质和生产模式也都发生较大改变。由原有分散的中 、小型国有企业，通过联合、兼并、重组、民营等手段形成了企业的集团化、大型化。以前 “小而全 ”的生产格局也不复存在，自卸汽车的生产模式将朝着单一种类、系列化、多品种的专业化模式发展。 国外自卸汽车生产始于 20 世纪 30 年代，比我国早 30 多年在其后 70多年的发展过程中，其结构不断改进，整车性能已有很大提高。为提高自卸汽车的科技含量，追求高附加值，各国更是不断采用先进技术，其主要表现以下几个方面：全面提高自卸汽车内在质量和使用性能；随着使用范围的不断扩大、用户要求的不断提高，自卸汽车正朝者多品种、系列化、小批量的方向 发展；在制造加工方面，自卸汽车朝着底盘生产专业化、零部件生产专业化、工艺专业化和辅助生产专业化方向发展；广泛采用计算机辅助设计，以提高设计的质量和缩短设计研制的周期；在材料配置上，将更多地采用高强度铝合金、不锈钢、工程塑料和聚合材料等。目前，自卸汽车以形成自己独特的结构与车型系列。 高位自卸车作为自卸车家族的重要组成，多品种、小批量也是其一大特点。高位自卸汽车生产的另一个特点是零部件专业化生产，大部分专用汽车厂实际是一个总装厂。其产品按结构分工或组织专业化协作生产如自卸车油缸，副车架等均有个专业厂集中生产。 目前，高位自卸汽车的市场占有量还很小，但随着我国经济的发展，nts 5 各种大型项目的实施，高位自卸汽车的市场需求量会逐渐增大，可以预见，在今后一段时间内市场需求将得不到满足。 1.4 高位自卸汽车发展方向与前景 随着国民经济的快速增长，加入 WTO后市场的开放，西部大开发战略的实施，北京申奥的成功，东 北 三省的振兴等，无不在预示着专用汽车发展新机遇的来临。 2001 年北京申奥成功，北京就 决定在 5 年 内 对城市基础设施建设投入 1800 亿元资金，重点项目 达 142个，因此， 近几年 ，北京将是中国最大的专用汽车市场。西部大开发， 将促进西部地区专用汽车市场的有效增长，西部地区基础设施建设投资达 7000亿， 10年内将修建公路 35万公里。专用汽车有着较大的市场发展空间。诸如“西气东输”、“西电东送”、“南水北调”、青藏铁路及国内几条高速公路建设等大型项目的正式启动，给专用汽车市场特别是重型专用汽车市场注入了 巨 大活力 。 任何大工程的启动都需要工程机械的参与， 高位自卸汽车将会在这些大型舞台里扮演重要的角色 。 为使高位自卸汽车能够在不同工况下圆满的完成工作的需求，经过调查、研究，我国高位自卸汽车的品种开发还应从以下方面努力：进一步发展和完善中型 高位自卸汽车；进一步开发自装卸机构，以适应农业等部门的需求；进一步提高高位自卸汽车的技术含量以追求其高附加值等。 在以经济建设为中心的大环境里，在世界经济复苏的浪潮中。 高位自卸 汽车发展前景将是一片美好的，但是机遇与挑战是并成的，只有抓住机遇迎接 挑战，才能实现我国专用汽车事业的真正腾飞。 1.5 本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种载重 5t 的高位自卸汽车，其性能参数与所选底盘车接近。高位自卸汽车是装备有车厢高位举升机构和倾卸机构两套装置的载货自卸汽车。因此本设计主要研究的内容有：车厢高位举升机构的设计计算 、车厢倾卸机构的设计计算、液压传动装置设计计算 选型，并进行二类底盘的选择、主要参数数据齐备、进行二类底盘选型分析、产生nts 6 具有实践意义的选型总结；然后进行车辆的总体布置和性能分析，并用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置；最后通过正确的计算，完成部部件设计选型，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。 nts 7 第 2章 高位自卸汽车设计计算 2.1 高位自卸汽车升高机构设计与分析 在 高位自卸 车改装设计中对升高机构 设计要求如下 ： 1） 能将满载货物 (4t)的车厢在 比较水平的状态下平稳地举升到一定高度。 2） 在卸货过程中要保证汽车具有足够的稳定性。 3） 在举升过程中可在任意高度停留卸货。 2.1.1L 型举升机构 L 型高为自卸汽车，是一种常见的高位自卸汽车，如图 2.1 所示， 图2.2 为 其 车厢举升机构示意图， L 形杆 BIC 一端与铰链 B 相联（铰链 B 通过竖直杆固定在车架上），一端与车厢底部的铰链 C 相联，同时其上绞接一液压油缸 2，液压油缸 2 另一端与车厢底部的铰链相联。举升时，液压油缸 1 伸长，推动 L 形杆 BIC 绕铰链 B 逆时针转过角度 ，使 C 端上升；与此同时，同步液压油 缸 2 也联动工作，使车厢也转过角度 ，从而使车厢在上升过程中保持水平。随着 BIC 杆的转动， C 点后移，同时带动车厢后移，当 1c 点与 B 点等高时，后移量达到最大。 L 型高位自卸汽车的举升机构的 优点 有 ： 图 2.1 L 型高位自卸汽车 图 2.2 车厢举升装置原理图 nts 8 1） 该机构充分利用了车厢前面的空间，使车厢底部的机构变得简单； 2） 该机构克服了后移量过大的缺点，机构的尺寸也较小。 L 型高位自卸汽车的举升机构的缺 点 有 ： 1） 该机构最大的缺点在于车厢全部重量均有 L 形杆 BAI 承担，由于IC 很长，所以 BAI 受到很大的扭矩作用。这就对 L 形杆的强度提出很高要求，同时也限制了车厢的装载量。 2） 液压缸 1 和液压缸 2 需要联动工作才能保证车厢的水平，使控制机构复杂。 3） 液压油缸的推程较大。 2.1.2 平行四边形举升机构 采用平行四边形的车厢举升装置 的 自卸汽车如图 2.3 所示 ，其工作原理图 如图 2.4 所示。它利用油缸 OE 驱动平行四边 ABCD 组成的连杆机构，即可实现车厢的平移升降，但在升降过程中，车厢的纵向位移比较明显。事实上该车就是在普通自卸汽车的基础上加装了平行四边形举升装置，适合于高台卸货或车辆之间装卸货物。 平行四边形举升装置的 优点 有 ： 1） 结构简单，易于加工、安装和维修； 2） 能够保证车厢在举升和下降过程中保持水平，稳定性好； 3） 液压油缸较小的推程能够完成车厢较大的上移量。 图 2.4 平行四边形举升装置 图 2.3 升降式自卸汽车 nts 9 平行四边形举升装置的 缺点 是： 车厢上移时，其后移量很大，为了保证车厢举升到最大高度时，其最大后移量不超过设计要求，需将杆 AD、 BC做的很长，甚至大大超过了车厢的长度，在稳定性和较小后移量上很难两全，因此，在工程实际中利用较少 2.1.3 剪式举升机构 如图 2.5 所示，该举升机构是由长度相等的两杆 AC 和 BD 彼此铰接于 E 点； AC 杆的 A 端与水平的液压油缸拉杆铰接 ，并可在滑槽内移动；BD 杆的 B 端与车厢底部为滑动铰接。当液压油缸拉杆右移时，车厢 上升，同时向后移动；液压油缸拉杆左移时，车厢下降，同时向前移动。 下面 来具体分析一下车厢的后移原理： 如图 2.6 所示，设 AE=BE=a， CE=DE=b，举升前 1CAB ，举升后 2CAB ，则有 上移量： )s in) ( s in( 12 baS 后移量： 2211 cos)(cos2cos)(cos2 baabaad 化简后得 )c o s) ( c o s( 21 bad 可见，后移量与 a， b 的差值有关，故采用此种布置形式时，铰接点 E不能为两杆的中点。 采用此种布置时，会使 CD 的距离较小，影响了车厢工作时的稳定性，特别是在车厢翻转卸货时 ，这种影响尤为显著。为了消除这种影响，将 E 取为两杆的中点，同时，为了使车厢在上移时能够逐渐图 2.5 剪式举升 装置 (1) 图 2.6 后移量分析原理图 图 2.7 剪式举升机构装置（ 2） nts 10 后移，需要将 C 点换成滑动铰接，而 D 点换成固定铰接。如图 2.7 所示： 此时，由于 E 取为两杆的中，所以在车厢上移过程中， A 与 D， B与 C 始终在一条直线上；同时 由 于液压油缸的作用，拉动 A 点向后移动，因此， D 点也随之向后移动使整个车厢也向后移动。 设 AC=BD=1，举升前 1CAB ，举升后 2CAB ，则有： 上移量： )sin(sin 12 lS 后移量： )cos(cos 21 ld 该剪式举升机构的优点 有： 1） 结构简单，紧凑； 2） 能够很好的协调车厢上移量与 后移量之间的关系，满足工作要求； 3） 机构的受力情况较好，汽车工作稳定性容易得到保证。 这种剪式机构的 缺点 是 液压缸水平布置时，在举升初始阶段，传动角较小，不利于工作。 根据以上缺点，可以将液压缸改为竖直布置的形式， 同时将 A、 B 两点互换，使 A 点固定连接，而 B 点滑动连接， 如图 2.8 和图 2.9 所示。 改进后的剪式机构 优点 是 将液压缸竖直布置后，可以很好的解决举升机构传动角过小的问题，而且，它也具有，结构简单紧凑 等 优点 ，更改连接方式以后，图 2.8 剪式举升机构（ 3） 图 2.9 剪式举升机构（ 4） 图 2.10 升降式装卸汽车 nts 11 在整个举升过程中车厢无后移量。但是 它的缺点跟它的优点一样明显，要实现较大的传动角，那么液压 缸的推程就需要很大，甚至多级举升都不易实现 ，而且车厢不举升时，能供液压油缸布置的地方较小 。 实际应用如图 2.10 所示。 为此， 可以将液压缸改为斜向向布置，即液压缸布置在剪叉机构的右侧，如图 2.9 所示。将液压缸布置在右侧，不但可以很好的就解决机构传动角小的问题，而且结构紧凑，所用液压缸的活塞推力 也较 小， 因此可以选用直径较小的液压油缸但具有与上面同样 缺点 ， 油缸推程 较 大 ，但它可供布置的地方较大，布置更灵活。 2.2 倾卸机构的设计与分析 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。 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。 2.2.1 油缸直推式 油缸直推式倾卸机构的示意图如图 2.12 所示，这种机构结构简单紧图 2.12单缸直推式倾卸机构 nts 12 凑、举升效率高、工艺简单、成本较低。采用单缸时，容易实现三面倾斜。另外，若油缸垂直下置时，油缸的推力可以作为，车 厢的举升力，因而所需的油缸功率较小。但是采用单缸时机构横向强度差，而且油缸的推程较大；采用多节伸缩时密封性也稍差。 典型车型有 1）单缸 ：前置斯太尔 1291.280/K38、玛斯 -5511； 后置斯太尔 991.200/K38、 CA340。 2） 双缸： QD351、 EQ340。 2.2.2 杠杆平衡式（油缸后推杠杆组合式） 油缸后推杠杆组合式倾卸 机构的示意图如图 2.13，这种机构具有 结构紧凑，横向刚度比较好，举升时转动圆滑平顺，杆系受力比较小，举升过程中油缸的摆动角度很小，油缸的行程也比较短 等优点 。 但因为 机构集中在车后部，车厢底板受力大，给车身的整体布局带来一定的困难，而且，在推杆推动车厢翻转时，车厢倾翻轴支架的水平间内力非常大，因此，对材料的要求比较高。 典型车型举例：日产 PTL81SD。 2.2.3 油缸前推连杆组合式（马勒里举升臂式） 图 2.13 杆系倾卸机构（ 1） nts 13 油缸前推连杆组合式倾卸 机构的示意图如图 2.14 所示，这种机构 横向刚度较好，举升时转动圆滑平顺，三脚架推动车厢举升时，车厢倾翻轴支架的水平反力比较小，车架底部的受力也比较均匀。 但是 油缸在车厢翻转过程中摆动角度较大，且活塞行程稍大。 典型车型举例：五十铃 TD50ALCQD、 QD362。 2.2.4 油缸后推连杆组合式（加伍德举升臂式） 油缸后推连杆组合式倾卸 机构的示意图如图 2.15所示，该机构结构比较紧凑，横向刚度较好，油缸的推程小，举升时转动圆滑平顺。 但 举升力系数大，举升臂 (三角架 )较大 。 图 2.14 杆系倾卸机构（ 2） 图 2.15 杆系倾卸机构（ 3） nts 14 典型车型举例：五十铃 TD50A-D、 QD352、 HF352。 2.2.5 油缸浮动连杆式（强力型） 油缸浮动连杆 倾卸 机构示意图如图 2.16 所式，该机构 结构紧凑，横向刚度较好 ,举升时转动圆滑平顺。油缸进出油管活动范围大，油管长，副车驾受力改善，举升力系数较小 。 但该机构 结构比较大，油缸固定在节点上，从而使杆件刚度要求较高。而且油缸转动角度过大。 典型车型举例： YZ-300。 2.2.6 前推杠杆组合式 前推杠杆组合式 倾卸 机构示意图如图 2.17所示，该机构 横向刚度好，举升时转动平顺圆滑，在举升过程中，举升力小 ， 构件受力改善。 但 油缸图 2.16 杆系倾卸机构（ 4） 图 2.17 杆系倾卸机构 （ 5）（五） nts 15 的行程过大，偏摆角大。 典型车型举例： SX360。 2.2.7 俯冲式 俯冲式 杆系 倾卸 结构简单，造价低，横向刚度好，举升转动圆滑平顺。但 油缸必须增大容量。 典型车型举例： 73 型 。 直推式与杆系组合式两大类倾卸机构各项性能比较祥见表 2 1 从以上几种方案分析中 可以看到直推式和杆系倾卸式具有的共同特点，它们均采用液压作为举升动力。 不同的是直推式是利用油缸直接举升车厢实现起倾卸，油缸推动力直接作用在车厢上，不需要杆系作用； 而 杆系倾卸式的倾卸机构由连杆、三角架或推杆等组成。不同的倾卸机构的布置和组成也不相同 ，但他们都具有举升平顺，举升刚度好，使油缸行程成倍增大，可采用结构简单、密封性好、易于加工的单缸，布置灵活多样等优点 。 定锁压板 2，迫使压板 2 连同联接在它上面的带四角形凸轮的转轴一起围绕 销 3 沿顺时针方向旋转，利用凸轮压迫橡胶块所产生的反力将滚子夹紧，使车厢与托架保持可靠 。 图 2.18 杆系倾卸机构（ 6） nts 16 第 3 章 高位自卸汽车设计计算 3.1 高位自卸汽车底盘的选择 根据我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式，大多是为了满足国民经济某一服务领域的特定使用要求，主要是在已定型的基本车型底盘的基础上，进行车身及工作装置的设计，与此同时对底盘各总成的结构与性能进行局部的更改设计与合理匹配，以达到满足使用需求的较为理想的整车性能。 因此，专用汽车性能的好坏直接取决于专用汽 车底盘的好坏，通常专用车辆所采用的基本底盘按结构分可分为二、三、四类底盘。二类底盘是在整车基础上去掉货厢，三类底盘是从整车上去掉驾驶室与货厢，四类底盘是在三类底盘的上去掉车架总成剩下的散件。 汽车底盘的选择主要是根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形、尺寸、动力匹配等决定，目前，几乎 80%以上的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。采用二类汽车底盘进行改装设计工作重点是整车总体布置和工作装置设计，对底盘仅作性能适应性分析和必要的强度校核，以确保改装后的整车性能基本 与原车接近。 在汽车底盘选型方面，一般应满足下述要求； 1）适用性 对于专用改装车底盘应适用于专用汽车特殊功能的要求，并以此为主要目标进行改装造型设计。 2）可靠性 所选用汽车底盘要求工作可靠，出现故障的几率少，零部件要有足够的强度和寿命。且同一车型各总成零部件的寿命应趋于平衡。 3）先进性 应使用整车在动力性、经济性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性等nts 17 基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平的汽车底盘。而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。 4）方便性 所选用的底盘要便用于安装、检查保养和维修， 处理好结构紧凑与装配调试空间合理的矛盾。 在选用底盘时，除了上述因素外，还有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。 表 3-1 EQ1090和 CA1091 底盘参数 主要参数 车型 大装牌 DLZ3091JDH 美发 MG3090D 装载质量（ kg） 4500 4500 整车整备质量（ kg） 4800 4590 总质量 (kg) 9300 9275 底盘型号 CA1091 EQ1090 车厢尺寸（长 *宽 *高） mm 4200*2300*550 3300*2170*530 轴距 (mm) 4050 3950 最小离地间隙 (mm) 265 265 发动机型号 CA6102 EQ6100-1 最高车速 (km/h) 90 90 最小转弯半径 (m) 8 8 最大爬坡度 28% 28% 百公里油耗 26.5 26.5 制动距离（ m/30km/h） 8 8 车胎类型与规格 9.00-20 9.00-20 从上表中，可以发现 CA1091与 EQ1090在整体性能上差不多，且市场nts 18 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 CA1091 底盘更适合于高位自卸汽车改装设计，所以选择CA1091底盘作为本次设计汽车所用底盘。 1）尺寸参数的确定 高位自卸汽车与普通自卸汽车一样，都是在二类底盘的基础上进行改装而成，主要尺寸参数原则上应于原车底盘尺寸相同，保证性能参数与原车基本保持不变。 2）质量参数的确定： 额定装载质量em因为高位自卸汽车比普通自卸汽车多加了一套升高装置，所以装载质量应比 普通自卸汽车小，根据大装牌 DLZ3091JDH车装载质量为 4500kg，所以初定额定装载质量为 4000kg。 整车整备质量0m整车整备质量是指专用汽车带有全部工作装备及底盘所有附属设备。加满油和水， 但未载人和载货时整车质量。参考同类普通自卸汽车的整车整备质量0m在此基础上在增加车厢升高装置的 质量，便可估算高位自卸汽车的整车整备质量0m。 大装牌 DLZ3091JDH 车整车整备质量 4800kg,因为在本次设计选用的车厢尺寸有较 大的变化，选用的是 3500 2400 530，因此整车整备质量比大装牌DLZ3091JDH车相对较小，取为 4700kg。即高位自卸汽车整车整备质量为： 5 0 0 03 0 04 7 0 00 m kg （ 3）总质量am总质量计算公式为： 9195365500040000 pea mmmm kg 式中pm 乘员质量（ kg），按每人 65kg计。 nts 19 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。 3.2 高位 升高 机构的设计计算 剪式举升机构 是常见的高位举升机构，该机构采用长度相等的支撑杆CE、 FD彼此铰接于中心 B点，且 DF杆的 D点与车厢底架为滑动铰接 ，并可在滑槽内移动； CE 杆的 C 端与车 架上的滑槽 滑动铰接。当液压油缸 在举升工况时 ， 推动 车厢上升；液压油缸 在下降工况时 ，车厢下降。 如图3.1 所示。 3.2.1 高位升高机构的运动 学 分析 在 举升过程中机构采用两个相同的液压油缸进行支承，其运动力学分析见图 3.1，由于此机构为平面运动，可用瞬时速度中心法求解活塞运动速度。 杠 FD上 D点、 A点的瞬时转动中心都为 F点，这样 D 点的运动速度： lwV D 2 （ 3-1） A点的运动速度： )( alwV A 图 3.1 运动分析机构简图 nts 20 台面升降速度： c o s2c o s lwVV Dy A点的运动速度： cos2)(lValV yA（ 3-2） 活塞运动速度： yA VlalVV c o s2)s in ()(c o s （ 3-3） 式中 lh2sin 1c o s)(s in)(t a n 1 allal 3.2.2 高位举升机构动力学分析 考虑整个剪叉机构为平衡对象，铰链的约束为理想约束，台面荷重 W 及液压缸活塞推力 P 为主动力，依虚位移原理可知，所有作用在该质点系的主动力在任何虚位移中所做的虚功之和等于零。即 0)( iiwiiyiix zFyFxF 取图 3-2所示的坐标轴，可得： 0 wpypx yWyPxP （ 3-4） 由图 3.2分析可知： cos PPx ， sin PPy 图 3.2 动力分析机构简图 nts 21 c o s)( alx p ， s in)( aly p ， sin2 ly w 经变分运算后得： s in)( alx p c o s)( aly p c o s2 ly w 代入式 3-4，整理后得活塞推力 Wal lP )s in ()( c o s2 （ 3-5） 这就是活塞推 力与台面荷重的关系式 。 由此式可见 ， 在给定台面荷重W的情况下， 活塞推力 P随 a， B角变化而变化 ， 而 a， B角与结构尺寸 a，b， l及升程 h有关 。 所以 ， 根据设计要求的荷重和剪叉机构的结构尺寸 ，即可求出在整个升程范围内液压缸活塞的推力， 以确定出液压系统的工作压力 。 验证（ 3-3）式和（ 3-5）式的正确性，可从机械能守恒原理来证明，即 WVPV y 当起始角为最小值时，活塞 推力 P为最大值 ， 这便是确定液压系统最高工作压力的依据 。 而台面升降速度 V的变化范围较小，可以满足工程设计的要求，如要进 一步减小升降速度的变化范围，可通过适当调整结构尺寸 a， b， l来实现 。 因此，校核计算时只需要校核在最低位置时参数就行了。 3.2.3 举升机构参数的确定与校核 剪叉 机构的结构尺寸： a=500mm， b=100mm， l=1460mm， 50 ，190 考虑到超载的因素，因此计算台面荷重应有一定的安全系数，即台面荷重： 5 3 9 0 01.18.9)3 0 07 0 04 0 0 0( gmmmW e ）（ 车厢托架nts 22 N 1) 油缸与活塞初始长度： 7.5 2 419s i n 5 0 01 4 6 05s i ns i ns i n 11001 油油油 llallmm 2.3 0 719s in1 0 0s in 220 油油ll b mm 9.8 3 12.3 0 77.5 2 421 油油油 lll mm 2) 油缸推力： Wal lP )s in ()( c o s2000 1 9 6 6 8 15 3 9 0 0)519s i n ()5 0 01 4 6 0( 5c o s1 4 6 02 N 由于剪叉机构由两个相同的液压油缸同时提供的，因此单个液压油缸的推力为 : 9 8 3 4 121 9 6 6 8 12 PT N 3) 销轴的校核：（图 3.3为剪叉臂受力简图） 1 3 4 7 545 3 9 0 0421 WFF N 图 3.3 剪叉臂受力简图 nts 23 整体考虑对 O 点取矩： 0M 5cos2)1 8 0s i n ()(5cos213 lFalTlW 5c o s1 4 6 021 5 6s i n1 9 6 09 8 3 4 15c o s1 4 6 05 3 9 0 0213 F134763 F N 中心销 B 所受力： 0xF 2 6 9 5 11 3 4 7 61 3 4 7 531 FFF y N 26951中心销N N 底座销 O 所受力： 2.9 2 9 8 319c o s9 8 3 4 1c o s4 TF x N 3.8 4 0 919s i n9 8 3 4 11 3 4 7 52 6 9 5 1s i n24 TFFF yyN 9 3 3 6 32.9 2 9 8 33.8 4 0 9 222424 yx FFN 底座销 N 销轴均用 45 钢制造，作调质处理，其屈服强度为 s=335MPa，选择安全系数为 2，其许用剪切应力 =0.5s=167.5Mpa。 与油缸联结的销轴的直径为 30mm，其最大剪切应力为： 1 3 9101514.3 9 8 3 4 1 622 RT MPa 底座销轴的直径为 40mm，其最大剪切应力为： 1 3 2101514.3 9 3 3 6 3 622 RT MPa nts 24 中心销轴的直径为 40mm，其最大剪切应力为： 38101514.3 2 6 9 5 1 622 RT MPa 销轴都有足够的抗剪切能力。 4）剪 叉臂的校核 由图 3.3 可知对剪叉臂上段受力最大，剪叉臂初选 碳素合金钢Q345(16MnL)的 方型钢管 ，其 截面尺寸为 100 50 8，经有限元分析发现其在 D 点（图 3.2）时变形最大，为 1.7mm（参考黄考考高位自卸改装汽车静力学分析与有限元优化设计），在从平台安全性、稳定性和节约材料等多方面考虑，将剪叉臂的最大变形量设置为 10mm，这样高位升高机构该剪叉臂就符合要求了。 5） 托架的校核 在举升 过程中托架基本上被内外剪叉臂分为三段，托架采用两侧立的16 槽钢，宽为 900mm 承受均布载荷，材料为 Q345(16MnL)如图 3.4 所示，此托架最大变形量为 0.019m，为了增加上平台的稳定性只要将其最大变形量控制在 30mm 以内就可以。因 此此托架完全可以满足要求。 3.3 高位 倾卸 机构的设计计算 3.3.1 举升 工作原理 D 式举升机构又称后推式连杆放大举升机构。具有工作原理见图 3.5。该举升机构由举升油缸OB、三角臂 ABC、拉杆 OA 构成。工作状态下油缸充油使活塞杆 OA 一 边旋转一边升高。三角臂通过铰接点 C 使货厢绕后铰接点 K 翻转，实现货厢图 3.4 托架 nts 25 举升卸货。当卸货完成后，液压操纵手柄扳到“下降”位置，车厢在自重作用下使油缸回油并复位。 3.3.2 受力分析 D式举升机构的油缸 P通过三角臂 DBK间接作用到货厢上。油缸两端通过铰链 A、 B分别与 车架、三 角臂相连。拉杆两端通过铰链 A、 K分别与车架、三角臂相连。三角臂通过铰链 D与货厢相连。图 3.6中受力与结构参数示意为： F 三角臂对货厢举升力； F 货厢对三角臂的举升阻力； G 货厢及货物总重，假设货物在货厢中均匀分布，且在举升中重心恒定； P 油缸对三角臂推力； T 拉 杆对三角臂拉力； 推力 F 与 AO 夹角，即 DAO ； 推力 F 与拉杆夹角，即DAK ； 推力 F 与 DK 夹角，即 ADK ； 三角臂结构参数，即 BDK ； 油缸推力 P 与拉杆夹角，即BAK ； Y 铰点 A 、 D 间距离； X 铰点 A 、 B 间距离； L 铰点 A 、 O 间距离； 1l 拉杆 AK 的长度； 2l 三角臂 DK 边长； 4l 三角臂 DB 边长； 车厢举升角； 图 3.5 D 式举升机构示意图 图 3.6 D 式举升机构受力简图 nts 26 油缸与垂线夹角； OD 与车厢底面夹角； OA 与大梁平面夹角； 1）三角臂对车厢翻倾力 F的计算 以三角臂为分离体，作用于其上的三个力 F 、 P 与 T 构成平面汇交力系， 三力作用线必通过 A 点，且 F =F 。 在以车厢为分离体，不计各铰链处摩擦阻力矩，对铰点 O 取矩，即00 M 则： )s i nc o s)(s i n ()c o ss i n()c o s ( hbFhbF s in)(c o s hHGGa )s i n ()s i nc o s()c o s ()c o ss i n(s i n)(c o shbhbhHGGaF （ 3-6） 在 AOD 中： )c o s (2222 LLY )c o s (222 LLY （ 3-7） 又有： )s in (s in YL 得： s in)s in ( LY （ 3-8） 由式（ 3-7）和式（ 3-8）可得： )c o s (2)s i n (s i n22 LLL )c o s (2)s i n (a r c s i n22 LLL nts 27 （ 3-9） 由式（ 3-6）及（ 3-9），对于任一个给定 的车厢举升角 ，都可求出三角臂所能产生的翻倾力 F 的大小以及 F 与水平线夹角（ + ）。并可由式（ 3-8）计算出每一举升角 所对应的 Y 值。 2）油缸行程计算 在 DAK 中： c o s2222221 YlYll得： yllYl221222 2a r c c o s （ 3-10） 又 122122 cos2 YlYll 得： yllYl122221 2a r c c o s （ 3-11） 在 ABD 中： )c o s (2 42422 YllYX )c o s (2 4242 YllYX （ 3-12） 由式（ 3-10）及（ 3-12），可求出每一举升角所对应的 X 值。若设最小举升角对应油缸长1X，最大举升角对应油缸长为2X，则油缸行程 S为： 12 XXS （ 3-13） 3）油缸推力计算 在 ABK 中： cos2122123 XlXll1232122a r c c o s XlllX (3-14) 以三角臂为分离体，忽略各铰接处摩擦阻力矩，对 K 点取矩，即 0kM ， nts 28 则： s ins in11 PllF 由于 F =F 得 s ins in11 PlFl sinsin FP （ 3-15） 90 （ 3-16） 由有式（ 3-15）与式（ 3-16）便可求出油缸推力 P和油缸与垂线夹角 4）拉杆拉力计算 以三角臂为分离体，忽略各铰链处摩擦阻力矩，对 B 点取矩，即0 BM ， 则 s in)s in (1 TlXF 由于 F =F s in)s in ( 1 TlXF s in)s in (1lXFT （ 3-17） T 与水平面夹角 （ 3-18） 由式（ 3-17）及式（ 3-18）便可求出拉杆拉力及相应夹角 。 3.3.3 倾卸机构受力计算 由于油缸最大举升力 p 及最大拉杆拉力 T 均出现在 0 的初始位置，所以计算受力时时，只要计算初始位置（ 0 时）即可。 已知参数如下： 315H mm， 150h mm， 1450a mm， 1550b mm， 8951 l mm nts 29 9202 l mm， 3703 l mm， 6804 l mm， 51.20 NmgG 5 0 6 6 61.18.9)7004 0 0 0( 由图中结构可知： 1 5 5 71 5 5 01 5 0 2222 bhLOD mm 1 5 9 41 5 8 31 9 0 2222 cdOA mm bhtan 53.51 5 5 01 5 0a r c t a na r c t a n bh cdtan 84.61 5 8 31 9 0a r c t a na r c t a n cd ！）三角臂对车厢翻力的计算 当 0 时，由公式（ 3-7）可得： 5.341)53.584.60c o s (1 5 9 41 5 5 721 5 9 41 5 5 7 22 Ymm 由公式（ 3-9）可得： 63.77)53.584.60c o s (1 5 9 41 5 5 721 5 9 41 5 5 7)53.584.60s i n (1 5 5 7a r c s i n22 2）油缸行程计算 由式（ 3-10）、（ 3-11）和（ 3-12）可得 当 0 时， 06.755.3 4 19 2 028 9 55.3 4 19 2 0a r c c o s 222 31.835.3 4 18 9 52 9 2 05.3 4 18 9 5a r c c o s 222 790)51.2006.75c o s (5.34168026805.341 221 Xmm 3）油缸推力计算 nts 30 由式（ 3-14）、（ 3-6）、（ 3-15）（ 3-16）可得： 当 0 时， 36.248957902370895790a r c c o s 222 8.4 7 1 7 6)84.663.77s i
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