关 键 词：

机械毕业设计车辆工程全套

资源描述：

CLYY01-010@东风摆臂式垃圾车设计,机械毕业设计车辆工程全套

内容简介：

1 第 1 章 绪 论 1.1 专用汽车的发展 目前我国的专用汽车产业迅速发展。近 10 年来，专用汽车行业伴随我国汽车工业得到了飞速的发展，成为我国汽车工业的一个重要组成部分。六七十年代期间，我国的专用汽车企业大多规模小，工艺设备差，人员技术素质低，产生方式落后，缺乏开发设计的能力，一般是根据下达任务的上级部门提供的原苏联的样车进行仿制。那时供改装车选用的底盘非常少，由于多数企业采用作坊式生产，工艺落后，专用汽车的产品技术水平比较低。到 80年代末，全国专用汽车生产业仅 200余家，年生产能力约2.5万辆，各 类专用汽车产品只有 100种左右，远远满足不了国民经济建设和社会发展需要。 随着市场经济的发展，对专用汽车的需求日益增加，专用汽车的市场日渐扩大。由于专用汽车的专用功能对各行业的发展有着明显的促进作用，其附加价值又相对较高，这就促使更多的其他行业加入到专用汽车行业中来。 2005年，我国专用汽车当年的保有量达 275 万辆，当年的需求量为 34 万辆； 2010 年，我国专用汽车当年的保有量达到 425万辆，当年的需求量为 52万辆。据有关部门的资料，我国专用汽车保有量得饱和值约为 2000万辆，需求量的饱和值约为 200万辆 5。 由于我国专用汽车起步晚、管理不力、生产规模小、技术力量弱，尤其高新技术的应用上还不普及，与国外先进水平相比，仍有较大差距。就总体而言，我国专用汽车仍处于中低档水平。要推动我国专用汽车进一步发展，高新技术化是必由之路。但是我国的专用汽车高新技术化也存在着许多诸多的问题： 1.专用汽车底盘的专用化程度不高 目前我国专用汽车，除了自卸车、半挂牵引车、混凝土搅拌运输车等专用底盘有所供应外，多数专用汽车企业只能选用普通载货汽车的二类底盘进行改装。二类载货汽车底盘不仅配置低档，可靠性、安全性、耐久性和舒适性都达不 到要求，而且专用化程度不高，极大地影响了专用汽车技术水平的提高。 nts 2 2.专用装置的技术含量偏低 专用汽车的专用装置具有多样性、 复杂性和专用性的特点，因此随着高新技术的发展和企业对新产品开发力度的加强，对专用装置技术含量提出了越来越高的要求。 3.运输用专用汽车的技术水平停滞不前 运输用专用汽车是目前我国多数专用汽车厂家的主导产品，鉴于需求量大、技术要求低、容易生产，多数企业安于现状，产品几十年不变，技术水平处于停滞不前的状态，更谈不上高新技术的运用。 4.专用汽车高新技术化步伐不快 作业用专用汽车为满足特殊作业的要求，一般具有较高的技术含量。但是，与国外先进水平相比在功能的可靠性、安全性、多样性以及操作的简便性等方面均存在着较大的差距，这其中的主用因素在于高新技术的运用还很不普遍。国产作业用专用汽车功能单一，使用效率很低时普遍存在的问题。 作业用专用汽车为满足特殊作业的要求，一般具有较高的技术含量。但是，与国外先进水平相比在功能上可靠性、安全性、多样性以及操作的简便性等方面均存在着较大的差距，这其中的主要因素在于高新技术的运用还很不普遍。 中国的专用车市场处于性能提升阶段，产品以中端市场 需求为主，随着城市经济的高速发展，高性能、高品质的高端产品市场规模将进一步扩大，而随着中国新农村的城镇化建设，满足基本功能、价格相对便宜的低端产品需求也将进一步扩大。 国产作业用专用汽车的功能单一，使用效率很低是普遍存在的问题。在这一问题上，我国的专用车生产企业要予以重视。 我国的专用汽车领域要想得到飞速的发展，就需要正视我们存在的问题并且要不断的借鉴国外的技术，发展具有我们自己特点的专用汽车。 摆臂自卸式汽车是工程机械中的一种车型，在我国的专用汽车领域里占有相当大的比例，也是专用运输车辆中一个多品种车型。摆 臂式垃圾车的载重范围很大。随着国际经济的发展，自卸车主要以后倾式自卸车，发展到两侧倾斜式和三面倾斜式等多品种系列化。目前国外使用较多的是车厢可卸式自卸车，由于该形式自卸车得车厢与底盘是分开的，可卸下车厢装货和卸货，而汽车底盘再换装其它车厢继续运输，因此缩短了汽车装卸的停歇时间，提高了运输效率。 摆臂式垃圾汽车是自卸汽车中的一种，以其显著的特点得到了广泛的应用。摆臂nts 3 式垃圾汽车摆臂可以平移起落车斗，它同时具有车斗和垃圾自动装卸的功能，而且两种功能由同一个车载工作装置完成。由于它具备自动装卸车斗的功能，装垃圾时一 般均将车斗卸下降低装垃圾的高度，装满垃圾后，则将车斗自动装车并运输。该车使用方便，运输效率高，摆臂式垃圾车又依其特有的机动灵活的特点被广泛应用于小吨位垃圾的运输。 现如今经济飞速发展，城市规模不断扩大，城市人口快速增长，导致了城市垃圾量也跟着急剧上升，随之而来的是固体生活垃圾的处理越来越受到人们的重视。城市固体生活垃圾的处理大体有 3种形式：分类回收、焚烧和填埋。而不论采用哪种处理方式，其最终的处理场所均需远离城市居民区。而垃圾城市到处理场所的运输就需要快捷、方便的交通运输工具，垃圾车就担当了每天上千吨（中等城 市）的固体生活垃圾的运输的重任。摆臂式垃圾汽车以其显著的特点被广泛的应用于城市垃圾的运输，并且方便。所以为了更好的满足城市固体垃圾运输的需求，摆臂式垃圾汽车的改装技术需要快速的发展，这就需要我们一代代汽车人的不断努力来实现 21。 1.2 专用汽车的概念和分类 专用车辆是为了实现各类专项作业的车辆。 我国对“专用汽车”定义为：装置有专用设备，具有专用功能，用于承担专门运输任务或专项作业的汽车和汽车列车。 我国的专用汽车分划为：厢式汽车、罐式汽车、专用自卸汽车、起重举升汽车、仓栅汽车和 特种结构汽车等六大类。其中专用自卸汽车的定义为：装有由本身发动机驱动的液压举升机构，能将车厢卸下或使车厢倾斜一定角度，垃圾依靠自重能自行卸下的专用汽车 3。 1.3 专业汽车设计要求 专用汽车与普通汽车的区别主要是改装了具有专用功能的上装部分，能完成某些特殊的运输和作业功能。因此在设计上，除了要满足基本型汽车的性能要求外，还要满足专用功能的要求，这就形成了其自身特点，概括如下： 专用汽车设计多选用定型的基本型汽车底盘进行改装设计，这首先就需要了解国内外汽车产品，特别是货车产品的生产情况、底盘规格、供 货渠道、销售价格及相关资料等。然后根据所设计的专用汽车的功能和性能指标要求，在功率匹配、动力输出、nts 4 传动方式、外形尺寸、轴载质量、购置成本等方面进行分析比较，优选出一种基本型汽车底盘作为专用汽车改装设计的底盘。能否选到一种好的汽车底盘，是能否设计出一种好的专用汽车的前提。 对于不能直接采用二类底盘或三类底盘进行改装的专用汽车，也应尽量选用定型的汽车总成和部件进行设计，以缩短产品的开发周期和提高产品的可靠性。 专用汽车设计的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配，设计时既要保证专用功能满足其性能要求，也要考虑汽车 底盘的基本性能不受到影响。在必要时，可适当降低汽车底盘的某些性能指标，以满足实现某些专用工作装置性能的要求。 专用汽车的生产特点是品种多、批量少，设计时应考虑产品的系列化，以便根据不同用户的需要而能很快的进行产品变型。对专用汽车零部件的设计，应按“三化”的要求进行，最大限度地选用标难件，或选用已经定型产品的零部件，尽量减少自制件。 对专用汽车自制件的设计，应遵循单件或小批量的生产特点。 对专用汽车工作装置中的某些核心部件和总成如各种水泵、油泵、气泵、空压机及各种阀等，要从专业生产厂家中优选 因专用 汽车专项作业性能的好坏，主要决定干这些部件的性能和可靠性。 在普通汽车底盘上改装的专用汽车，底盘受载情况可能与原设计不同，因此要对一些重要的总成结构件进行强度校核。 专用汽车设计应满足有关机动车辆公路交通安全法规的要求对于某些特殊车辆，如重型半挂车、油田修井车、机场宽体客车等，应作为特定作业环境的特种车辆来处理。 某些专用汽车可能会在很恶劣的环境下工作，其使用条件复杂，要了解和掌握国家及行业相应的规范和标准，使专用汽车有良好的适应性，工作可靠，是要设安全性装置 20。 然而 ，摆臂式垃圾车除了具有以上的特点外，还有自己独特的要求，就摆臂式垃圾车而言，它的显著特点就是对摆臂的要求高，不仅要加工工艺简单而且要符合强度的要求。 本设计中的摆臂式垃圾车是采用了双摆臂式，而且车斗可更换。 nts 5 1.4 摆臂式垃圾汽车的设计内容 摆臂式垃圾车的整车设计，副车架的选取，举升机构力学分析，举升装置尺寸确定，车厢设计，液压系统主要性能参数计算和车厢时间的校核，整车性能分析，利用CAD软件建立自卸车举升机构的装配图以及零部件图。 nts 6 第 2 章 摆臂式垃圾车底盘的 选取 从目前垃圾车生产厂家的广告及市场上销售的摆臂垃圾车吨位来看，以二类底盘车改装的，装载质量在 4吨左右的车型为多。本设计的摆臂垃圾车的设计目标吨位选为 4吨，选取的底盘为东风二类底盘。 2.1 底盘的选取 2.1.1 汽车底盘选型要求 汽车底盘一般应满足以下要求： （ 1）适用性 专用汽车底盘应适用于专用汽车的特殊使用功能要求 ,在此基础上进行改装造型设计； （ 2）可靠性 汽车底盘工作可靠 ,出现故障的几率要小，零部件要有足够的强度刚度和使用寿命，并且各总成零部件的使用寿命趋于一致； （ 3）先进性 所选汽 车底盘 ,在动力性 ,经济性，操作稳定性，行驶稳定性及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，并且满足国家或行业标准； （ 4）方便性 所选底盘要便于改装，检查保养及维修，结构紧凑与调试装配空间合理匹配 6。 2.1.2 底盘选型 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nts 7 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。 2.1.3 底盘的选取 根据以上，本设计所用底盘主要从东风汽油与柴油摆臂垃圾车底盘中选用。以下表 2.1将两种底盘参数列出 ,进行比较： 表 2.1 东风 EQ1092FJ 和 EQ1092HJ 底盘参数比较 底盘型号 EQ1092FJ EQ1092HJ 额定载质量 (kg) 4000 4000 整备质量 (kg) 3550 5000 外形尺寸 (mm) 6605*2364*2370 6910*2470*2475 发动机型号 EQ6100-1 YC6105QC 排量 /功 率 (ml/kw) 5420/99 2800/105 钢板弹片数 (前 /后 ) 8/11+8 9/11+8 轴距 (mm) 3950 3950 前轮距 /后轮距 (mm) 1810/1800 1810/1800 接近角 /离去角 (度 ) 34/19 34/19 前悬 /后悬 (mm) 1065/1590 1065/1895 燃油类型 汽油 柴油 轴数 /轮胎数 2/6 2/6 轮胎规格 9.00-20 7.00-20 驾驶室准乘人数 3 3 最高车速 (km/h) 90 95 nts 8 由比较可以看 到， EQ1092FJ和 EQ1092HJ 两种型号底盘在整体性能上相差无几，不同之处在于两种底盘汽车燃用的燃料。燃用汽油的汽车底盘在价格上略占有优势，但在燃料价格上，然用柴油的底盘具有长效优势。同时，然用柴油的底盘载重较大，功率稍大。因此选用 EQ1092HJ作为本次设计的底盘。 2.2 选用的底盘主车架的主要尺寸 由上选用的底盘 EQ1092HJ底盘 ,其主车架尺寸如下： 表 2.2 东风 EQ1092HJ 底盘主车架尺寸 (单位： mm) 主车架的长度 6285 主车架的高度 1300 主车架上面尺寸到地面高度 755 主车架的厚度 250 2.3 垃圾车质量参数的估算 额定载重质量是摆臂垃圾车基本使用性能的参数。由上面的叙述知道，本设计的垃圾车辆额定载质量定位 4000kg。 整车整备质量也是摆臂垃圾车的重要性能参数。在摆臂垃圾车车厢的设计过程中，主要采用同类产品提供的数据进行估算整车整备质量。整车整备质量包括底盘质量、底盘以外外加的副车架、车厢、摆臂、厢斗以及液压系统等装置的质量，是加够各种油液料后的空车质量。本设计的垃圾车整车整备质量估算为 5000kg。 装载质量1m选取为 kg4000 整车整备质量2m估算为 kg4800 驾驶员质量3m65kg/人 ,额定载员 3人 ,6 5 3 1 9 5kg kg 汽车总质量是指装备齐全，装满额定货物后的汽车质量，包括驾驶员在内的额定载员质量。即： kgkgkgkgmmmM 900019548004000321 。 2.4 本章小结 本章按确定的设计目标，根据底盘选取的原则和要求，主要对东风汽车汽油nts 9 EQ1092FJ 底盘和柴油 EQ1092HJ 底盘进行了对比，选择了这次设计的底盘，给出了选用底盘的主要参数 ,并对所设计的摆臂式垃圾车质量参数的估算。 nts 10 第 3 章 摆臂式垃圾车车厢结构设计 3.1 车厢设计 1.车厢外形设计 车厢在运输中起到承载的作用，其由两部分组成。一部分用于盛放垃圾厢斗，将其设计成平面，底部与车厢大梁焊接；另一部分用于约束和放置摆臂液压缸、支撑约束摆臂，放置支腿和支腿液压缸，将其设计成两片平行钢板通过点焊联结后再分别与车厢大梁和车厢侧壁焊接，实现两部分的一体 (在本设计中称为 U 型钢板 )。同时，车厢与驾驶室之间设计隔离厢板，与驾驶室空留一段距离 ,起到安全和便于维修检查的作用。车厢示意图见图 3.1。 图 3.1 车厢示意图 nts 11 2.车厢选材 在全面分析车厢的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，选用 Q235工程用钢材 。 3.2 摆臂式垃圾车车箱斗外形设计 3.2.1 厢斗形状的确定 摆臂式垃圾车的厢斗一般分为方形和船形两种形式。方形用于地坑式放置，船形置于地面，以便适用于公共场所、街道、生活区的垃圾收集。为了增加垃圾的运送量和汽车的运输效率，加强实用性，本设计采用多边形厢斗。 3.2.2 厢斗的 尺寸 设计 与同类产品进行比较， EQ1092HJ 底盘垃圾车厢斗载重容积约在 610 立方米之间，拟设定长 *宽 *高为 2300*1760*1400，即其厢斗容积： 367.5140017602300 mV 在常用容积之内，即车箱斗的长，宽，高选为： 表 3.1 车厢尺寸 （单位： mm) 车厢长度 2300 车厢宽度 1760 车厢高度 1400 车厢钢板厚度 2 车厢加强肋厚度 32 车厢加强肋宽度 30 厢斗采用多边形状，实现吊装、吊卸、倾卸的方便。其结构见示意图 3.2。 nts 12 图 3.2厢斗示意图 3.2.3 厢斗选材 1.厢斗钢板选材 在遵循满足使用性能要求，较好工艺性和较好经济性的前提下，厢斗选用选用Q235工程用钢材。 2.厢斗工程硬塑选材 工程塑料的一般选用原则：具有良好的使用性能，优良的工艺性及合理的经济性。 （ 1） 使用性能，使用性能是选材考虑的主要问题。 （ 2） 工艺性能，材料加工的工艺流程要适合批量生产。 （ 3） 经济性能，选择材料的经济性是当前注意的问题。 考虑到厢斗的使用条件和使用环境，工程塑料的选择要满足耐腐蚀性的要求，要nts 13 有长期受酸、碱及其他 腐蚀性介质侵蚀，抵抗各种强酸、强碱、强氧化剂和有机溶剂等化学介质腐蚀的能力，同时其热胀系数要小，粘附性要好。 满足以上要求，可选用硬聚氯乙烯、聚乙烯、聚丙烯、氯化聚醚等，为适应经济性原则，选择硬聚氯乙稀作为设计所用材料。 3.3 摆臂式垃圾车举升机构的设计 摆臂式垃圾车的举升机构均采用车厢两侧双杠举升，采用液压驱动。举升机构主要由液压缸体，摆臂和悬挂链条组成，主要完成装载和倾卸放置。 摆臂式垃圾车对倾卸机构的设计要求如下： （ 1） 装载机构应保证在设计的载荷下连续正常工作，工作循环不大于 40s； （ 2） 装载机构 应能在任何工作位置上停留。在满载提升过程的中间位置上停留5min，其提升液压油缸的活塞杆的沉降量不大于 10mm； （ 3） 倾卸料的卸料角 (包括后翻和侧翻 )不应小于 45 度； （ 4） 卸料机构每个工作循环 (从卸料动作开始至复位 )时间不应大于 60s； （ 5） 倾卸机构在满载的情况下，在倾卸角为 2025 度位置上停留 5min，其举升液压缸的活塞杆沉降量不应大于 10mm。 当进行厢斗的装载时，液压缸外伸的活塞杆拉动摆臂，带动与摆臂相连的链条，将厢斗安稳举升到车厢上；进行厢斗的卸载时，液压缸的活塞杆推动摆臂做类似的动作，实现 厢斗的卸载；进行垃圾的倾倒时，将吊置在摆臂上倾倒用的铁链挂到厢斗的勾环上，打开后箱体的锁削，当液压缸推置厢斗到一定高度时，箱体后部被链条勾住抑制了后箱体的运动，此时随着液压缸的继续举升，箱体前半部分随之抬高，后厢盖在自重和垃圾货物的压力下，自动打开，完成了垃圾的倾卸 1。 3.3.1 摆臂液压缸的选用 由于液压缸要完成摆臂的升降，所以液压缸选择单杆双作用液压缸，在两侧各放置一个，液压缸后座绞接固定在车厢上，活塞杆的一端和摆臂的一处合适位置绞接。 3.3.2 摆臂的设计 1.摆臂结构设计 摆臂呈工字型，摆臂的两 侧下端与 U 型钢板绞接，上部用拉杆将两侧摆臂连接，在略低与拉杆处的摆臂上安置能够随着厢斗的翻转而跟随着连接在其上的链条转动的nts 14 滑动轴，在摆臂的中部安置用于卸料并带有链条的挂环。见示意图 3.3。图 3.3 液压缸示意图 图 3.4 摆臂示意图 2.摆臂选材 在进行摆臂的刚度、强度及弯曲变形校核的前提下，考虑到较好的工艺性及合理性的经济性，摆臂选用 Q235 工程用钢材 。 3.摆臂链接链条长度应用说明 摆臂链接的铁链长度尽量实现能够刚好满足厢斗与摆臂滑动轴之间的距离，防止厢斗在起吊的时候厢斗底部与车 厢造成过大的摩擦。 3.3.3 摆臂的受力分析 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。 nts 15 图 3.5 吊装、吊卸工况摆臂受力分析 1.吊装、吊卸工况 o 点为油缸与车架的铰接点， A 点为油缸与摆臂的铰接点；双作用油缸作用力 Fa的大小和方向随摆臂的转动而改变，并为摆臂转角的单值函数； B 点为吊链位置，B0 为吊卸初始状态的吊链轴位置； B1 为吊链在吊装工况初始状态的位置。 a 为油缸轴线与 x 轴的正向夹角。 摆臂式垃圾汽车的吊装和吊卸过程中，摆臂受力的两个典型工况：当 B 点位于B1 点时，摆臂可以从下极限位置吊装货箱；当 B 点位于 B0 点时摆臂可以从车架上吊卸车斗。 当吊装车斗时，计算公式如（ 3.1）取摆臂为分离体： 由 Mp=0，得： 021 111 xeyayyax BGAFAF（ 3.1） 式中 Fax、 Fay 油缸作用力 Fa 在 x 轴、 y 轴上的投影（ N）； yx AA 11、油 缸上铰支点 A1 的 X、 Y 坐标值（ m）； Ge 吊装重力（ N）； ）。坐标值（点的、 mxBBx 11上式可以进一步整理成公式（ 3.2）： 021s i nc o s 111 xexaayaa BGAFArF （ 3.2） 继续整理后得到公式（ 3.3）： nts 16 xaxaxea AA BGF111s i nc o s21 （ 3.3） 由公式（ 3.3）计算出来的 Fa 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 1 ，111 cos PBB x ， 111 cos PAA x，)sin( 111 PAA y ，式中为 1PA 与 1PB 的夹角。将上三公式代入式（ 3.3）得： 11 11111 11 )s i n ( c os21c oss i ns i nc os c os211 PAPBGPAPBGF aeaa ea （ 3.4） 式中11 PBPAa 、 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， B 点位于 B0，0，根据上述分析同理可得： )s i n (c os2100000 aePA PBGF（ 3.5） 式（ 3.4）和（ 3.5）分别给出了0和 1 时油缸所受的推力和拉力。通常情况下，以1F和0F作为选用油缸和摆臂强度计算的依据。 具体计算结果如下： 3936284247040111mmPAmmPBNG emmPB 28420 2733110936010aarrmmPA当摆臂在下极限位置时： NPAPBGF aea 3439.157122834.03327s i n 3c os842.247040s i n c os21 11 111 nts 17 当摆臂在吊卸位置时： NPAPBGF aea 20195.79531936.0327110s i n 110c os842.247040s i n c os21 10 000 2.倾卸工况 由于倾卸工况所需油缸的推力和拉力远小于吊装、吊卸工况所需的油缸作用力，故对油缸作用力和摆臂受力和摆臂受力不予以讨论。通过分析计算，求出吊链所受的最大拉力，以便对吊链进行强度校核。倾卸工况受力分析如图 3.6 所示： 图 3.6倾卸工况吊链受力分析 倾翻初始，左吊链受力 DZF 为： PELGF eeDZ 21（ 3.6） 公式中的 PE 和eL由本身的结构尺寸决定。 当车斗倾卸到最大倾翻角时，左吊链受力 DZF 为： PFLGF meDY 21（ 3.7）同理公式中 PF 和mL也有自身的机构决定。通常的情况下左、右吊链尺寸、规格均相同时，故设计时只取 DZF 和 DYF 中较大值作为选取吊链的依据。事实上，当车斗倾卸到最大角度时，车斗内的垃圾所剩不多，故一般情况下， DZF DYF .。 计算结果如下： nts 18 mmLmmPEe 20102745 由公式（ 3.6）得： NFDZ 295.1 7 2 2 2745.2 01.24 7 0 4 021 3.3.4 摆臂的设计计算与校核 根据图（ 3.5）结构分析得 PB位置为重要位置，所以分析 PB位置，根据总布置可以将摆臂简化成以下简支梁： 图 3.7摆臂简化简支梁 对 PB 进行受力分析： 图 3.8 PB受力分析 nts 19 根据摆 臂材料体积估算摆臂重为 150 。 由以上得到： mmAQmmPQmmPNPMmmLNGNGNGeee3657501005201014708.91502 3 5 2 0214 7 0 4 0根据 0p 得 PQFPNFPMG age 21 75.0005.1147001.24 7 0 4021 aF 得到： NFa 4.65003036.0365.075.0tan2 4 9 9 021AQPQxNFG ge036.04.6 5 0 0 3036.0ayayayaxFFFF得到：NFNFaxay8.22586.62744 因为geay FGF 5.0，所以 NFpx 6.3 7 7 5 42 4 9 9 06.6 2 7 4 4 ,方向向下。 选取摆臂材料为 Q235号钢，其许用应力为 Mpa945.2235 ，许用安全系数 5.2S ， 画出摆臂的剪力图和弯矩图，摆臂的危险截面点为 A点。 nts 20 图 3.9 摆臂剪力图 图 3.10摆臂弯矩图 摆臂横截面高度 h 可按经济条件（结构质量最小）计算确定有： 3 nMh （ 3.8） 式中： M 摆臂承受的最大合成弯矩（以作业斗的额定载荷处在最大臂幅时计算） n 厚高比（hbn hb 8.0 8.0n） 得到： 3 8.0Mh 07.08.94010 95.2 8 1 3 53 6 h nts 21 9428315950806 7010806 3333 BBH bhBHMW x （ 3.9） 得到： B=85mm 摆臂截面 图如下： 图 3.11摆臂截面图 惯性矩： 4333312 14.007.015.008.012 mbhBHI z （ 3.10） = 0.0000065 4m M p aIMzy 370 0 0 0 0 6 5.0 085.095.28315 （ 3.11） 由上式得出摆臂式安全的。 3.4 支腿的设计 1.支腿的结构设计 支腿在料斗卸料，在厢斗的提升过程中或者需要时可以独立打开，其结构形状设计成三角形状，采用液压缸实现支腿的打开与伸缩收回。见识意图 3.12。 nts 22 图 3.12 支腿示意图 2.支腿的液压缸的选用 由于支腿液压缸在工作的过程中，起到打开与收缩支腿的作用，选用双作用单杆液压缸，其结构形状同摆臂液压缸。 3.支腿选材 在参考同类车型支腿材料选用的基础上，考虑到支腿的受力，选用 Q235 作为支腿材料。 3.5 总体结构设计 由以上对摆臂式垃圾车车厢各结构形状的设计说明，进行优化组合后，可得整车形状结构，如下示意图 3.13。 nts 23 图 3.13 整体结构示意图 3.6 本章小结 本章主要对摆臂式垃圾车的车厢、厢斗、摆臂及支腿的结构形状设计进行了说明，对摆臂进行了详细的计算与校核，对关键位置进行受力分析，确保达到要求，确定了本设计的结构设计图样，为下一章的设计计算奠定了基础。 nts 24 第 4 章 摆臂式垃圾车副车架设计 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 4.1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。 图 4.1副车架截面形状 4.1.1 副车架的前端形状及安装位置 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。 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。 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。 副车架前端形状常有三种形状 (见图 4.2)。 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nts 25 局部斜面，其斜而尺寸如图 4.2(c)所示：0 1h mm；0 1 5 2 0l m m。 （ a） U形；（ b）角形；（ c） L形 图 4.2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 4.3所示的副车架前端简易形状，此时斜面尺寸较大 1。 对于钢 质副车架：0 5 7h mm；0 2 0 0 3 0 0l m m对于硬本质副车架；0 5 1 0h mm；0lH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。 4.1.2 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 4.3 1-纵梁； 2-连接板； 3-横梁 图 4.3横梁与纵梁的连接 图 4.3（ 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 4.3（ 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nts 26 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 4.3（ 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 1种方式，即横梁与纵梁上下翼板连接，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螺栓连接 15。 4.1.3 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 4.4是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 500 1000 mm 范围内。 1-副车架； 2-止推连接板； 3-主车架纵梁 1-上托架； 2-下托架；3-螺栓 图 4.4 止推连接板的结构 图 4.5 连接支架 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 4.5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。 nts 27 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。 综合考虑三种连接方式的特点，以及装配工艺性，本文设计的自卸车主副车架之间采用止推连接板式。 4.1.4 副车架的形状 图 4.6副车架形状 4.2 副车架主要尺寸参数设计计算 4.2.1 副车架主要尺寸设计 由参考文献 12可知，在设计自卸车时，所选取的二类底盘只有主车架，为了增加车架的强度刚度，延长车架的使用寿命，在原有主车架的基础上增加了副车架。 对具有较高质心位置及载质量较大的厢式车一般采用槽形通长式副纵粱。制造材料应具有良好的焊接性和机械性能，一般要求抗拉强 度 b 370N mm2 ，屈服极限 1 240N mm2。延伸率以s 20翼缘宽度应与主车架纵粱 (简称主纵粱 )翼缘宽度相nts 28 同。不宜大于主纵粱翼缘宽度。副纵粱截面尺寸确定后，要分别对副纵粱和主纵粱进行强度计算，并根据其惯性矩、抗弯截面系数分配弯矩 。 在汽车制造工艺中，钢板冲压成型工艺占有十分重要的位置。冲压成形的零件具有互换性好、能保证装配的稳定性、生产效率高和生产成本低等优点 。 载重汽车用中板数量较多，受力的车架纵梁和横梁、车厢的纵梁和横梁均采用中板冲制且多以低合金高强度钢板冲压生产，也是适应提高汽车承载能力、延长使用寿命、降低汽车自重和节能节材以及安全行驶等要求的发展趋势。 目前，我国载重汽车车架的纵梁和横梁已经全部采用低合金高强度钢钢板制造。纵梁可以用抗拉强度为 510MPa 的 16MnL 和 09SiVL(必须是用往复式扎机生产的 )、10TiL和 B510L钢板生产，横梁可以用抗拉强度为 390MPa的 08TiL和 B420L钢板来生产。 由以上，副车架材料选用载重汽车横纵梁的一般选用 材料，纵梁采用 16MnL，横梁采用 08TiL生产。 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，高度可以小于主车架，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： 表 4.1 副车架尺寸 （单位： mm） 副车架长度 34500 副车架宽度 1300 副车架高度 150 副车架厚度 5 4.2.2 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 对主车架来说，其 整车重心后移。其受力简图如下 nts 29 图 4.7主车架额定装载运输重心作用简图 设定自卸车在额定装载质量下，其前后轴承受的载荷相同，即有： NFF 4 4 10 02 8.99 0 0021 （ 4.1） 由图，可以列出： XFXFXGFF 2121 2214 0 014 0 039 5 0 求得 mmX 31952 214003950 2.副车架剪力及弯矩的求解 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自卸车副车架受力简化图 如下图： 图 4.8副车架额定装载受力简图 nts 30 将此时受力的副车架看为简支梁 (见下图 )，以便进行强度刚度及弯曲变形的校核。由下图，可以列方程组： 图 4.9副车架等效简支梁简图 1OG A C F O C F B C 1CG A O F O C F B O 可求得： OF= 1G A C F B COC = 3 4 0 0 4 0 0 08.94 0 0 05.03 1 9 58.94 0 0 0 = 28765.89N 即OF大小为 28765.89N，方向与设定的方向相同。 可求得： CF= 1G A O F B OOC = 3400 20008.940005.02058.94000 = N8.9165 即CF大小为 9165.8N，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。 nts 31 图 4.10副车架实际等效梁简图 列出弯曲剪力及弯矩方程： OA 段 1QFX=OF= 28765.89 N (0X205) （ 4.2） 1MX=OFX= 28765.89X (0 X 205) （ 4.3） AB 段 2QFX=OFG= 28765.89 4000 9.8 = 36324.02 (205X2000) （ 4.4） 2MX= XXGXF 11.1 0 4 3 48 0 3 6 0 0 02050 (205 X 2000) （ 4.5） BC 段 3QFX=1OF G F= 33665.89 (2000X3400) （ 4.6） 3MX= 200022050 XGXGXF=28765.89X-39200X+8036000+19600X-39200000 =9165.89X-31164000 (2306 X 3600) （ 4.8） 根据以上剪力和弯矩的求解，可以画出剪力及弯矩图 如下图 ： nts 32 图 4.11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： m a xm a xzMW 由maxzz IW y即有 m a x m a xm a xzMyI （ 4.9） nts 33 式中， maxM 梁内最大弯矩截面弯矩值； zW 抗弯截面模量； zI 梁截面对中性轴的惯性矩； maxy 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zI2322112hhzI b y d y b h（ 4.10） 即有： 3333m a x 102001060121106246.12832mmmMN = Mpa192 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t与最大抗压应力c相等，即有： M p act 48.1912m a xm a xm a x 510MPa 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maxy和最大转角max，然后进行副车架弯曲变形的校核。 当梁的形式为下图所示形式时，梁的挠曲线方程为： 2 2 26F b xy l x bE I l (0 x a) （ 4.11） 3 2 2 316F b xy x a l b x xE I l b (a x l) （ 4.12） 梁的转角方程为： nts 34 6AF a b l bE Il （ 4.13） 6BF a b l aE I l （ 4.14） 式中， F 作用在梁上的力，规定其向下为正，向上为负； E 梁构成材料的弹性模量， MpaE 5105.2 ； 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 y 为： 1 5 3 65 . 5 0 1 0 0 . 0 0 0 2 7 4 5 0 7 1 0y x x (0 x a) 1 5 3 6 65 . 5 0 1 0 0 . 0 0 0 2 7 4 5 0 7 1 0 0 . 0 1 2 8 6 3 2 5 7 1 0y x x (a x l) 即有最大挠度maxy： 1 5 3m a x 5 . 5 0 1 0yx 315 3400105.5 000216172.0 求得 A、 B 两处转角 为： A 15103 9 1 9 1 04 014003400140020001225031953400319520524500 8101 5 0 0 6 1 7 9 2.0 15103 9 1 9 1 0 4 02 0 0 03 4 0 01 4 0 02 0 0 01 2 2 5 02053 4 0 03 1 9 52052 4 5 0 0 A 8103 2 5 0 0 0 2 3.0 即梁的最大转角max： max 8103 2 5 0 0 0 2 3.0 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。 nts 35 图 4.12 副车架等效简支梁 4.3 本章小结 副车架对专用车来说是一个重要的部件，本章主要是进行副车架截面形状及尺寸的设计，通过对副车架的结构设计和力学分析，该摆臂式垃圾车的副车架设计已经基本完成 ,还需要进一步的校核和对整车的性能进行分析。 nts 36 第 5 章 摆臂式垃圾车液压系统设计 摆臂 车采用的液压泵、液压缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系列化、通用化且由专业化液压元件厂集中生产供应。因此在摆臂车改装设计中只需要进行液压元件选型计算。其主要内容包括液压缸直径与行程、液压泵工作压力、流量、功率以及油箱容积与内径等。 5.1 液压系统设计参数计算 5.1.1 摆臂举升液压缸选型与设计 液压缸作为液压系统中的执行元件，以直线往复运动或回转摆动的形式，将液压能转变为机械能输出。液压缸种类繁多。按供油方式可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只往缸的一侧输入压力油，活塞仅作单向出力运动，靠外力使活塞 杆返回。双作用缸则分别向缸的两侧输入压力油，活塞的正反向运动均靠液压力来完成。 按结构形式可以分为活塞缸柱塞缸和伸缩缸。 按活塞杆形式可以分为单活塞缸和双活塞缸。 按液压缸的特殊用途分为串联缸增压缸增速缸多位缸步进缸等此类液压缸不是一个单纯的缸筒，而是和其他的缸筒或构件组合而成，又称组合缸 2。 从经济性出发，在满足使用要求的情况下，选用双作用单活塞杆液压缸。 1.液压缸内径 d 的计算 由 24