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车辆工程毕业设计41东风天锦DFL3160BX1A高位自卸车改装设计正文.doc
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计41东风天锦DFL3160BX1A高位自卸车改装设计正文,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪论 1.1 课题的提出 自卸汽车是最常见的专用车辆，自卸汽车又称翻斗车，它是依靠自身动力驱动液压举升机构，使货厢具有自动倾卸货物功能与复位功能的一种重要的专用汽车。自卸汽车主要运输砂、石、土、垃圾、建材、煤、矿石、粮食和农产品等可散装又可散堆的货物。其最大优点是实现了卸货的机械化，从而提高了卸货效率，减轻劳动强度，节约劳动力。因此，几十年来它在国内外获得迅速发展和普及。但是，普通自卸汽车 的 卸货方式为散装货物沿汽车大梁卸下 ， 其卸货高度是一定的，若要将货物堆积的较高点或在较高处开始堆积就难以实现了，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。 1.2 高位自卸车设计特点 目前，国内外自卸汽车朝着 多品种、系列化、小批量方向发展，而高位自卸汽车将朝着重型化、底盘专业化方向发展。尽管就汽车市场而言，高位自卸汽车在今天甚至是在今后很长一段时间不可能占有太大的市场，但是，正因为高位自卸汽车其独特的作用 高位自卸，它在工程建设中尤其是大型工程建设中起着越来越重要的作用，其辐射范围也越来越大，航空，基建，农用等都 将活跃着它的身影。 经调研发现，目前，高位自卸汽车具有一定需求市场，但生产厂家相对较少，主要在于其结构较为复杂，因此难以形成批量生产，为使高位自卸汽车汽车能够完善其结构和性能，提高高位自卸汽车的功能，形成小批量生产。本设计重点对高位自卸汽车举升结构和倾卸所采用的各种方案进行比较分析，分别列出各方案的优劣点，以便选择最合适方案。 nts 2 1.3 毕业设计课题的实际意义 对于液压举升机构考虑到工作环境、工作性质及工作内容等的要求，在设 计液压举升机构时应满足的性能有 : 1、较强的免维护性 自卸车主要应用场所是沙 场、矿山、工地等，这些场所沙尘肆虐，工作环境恶劣，自卸机构的维护条件较差，甚至有时根本谈不上什么维护。因此需要自卸机构在设计时就要考虑到铰支点和油缸的免维护性。 2、良好的动力性 举升机构作为 中型 自卸车卸料时的动力来源，为保证卸料顺利完成，要求其必须具有良好的动力性能。 中型 自卸车由于其特定的使用环境和用户群体决定了它经常处于超载状态，这就要求举升机构要具有一定的过载系数。 3、平稳性 要求举升机构在倾卸货物时具有较好的平稳性，不得有较大的动力冲击，降低冲击力对机构各部件的损伤概率，保证机构的使用寿命。 4、卸料性 自卸车顾名思义就是省却了人力卸料之苦，通过特定的机构使用液压力自动卸料。因此，自卸车举升机构应达到的卸料目标是 :a、在较短的时间内使货箱举升一定的角度，即举升机构将货箱举升到最大举升角所需的时间 (对此国家规定了时间限值 );b、货箱被举升机构举升到最大转角时，货物应顺利地倾卸完毕 (即最大举升角达到货物的安息角 )。 5、紧凑性 中型 自卸车多数是 大中 吨位的工程运输车辆，其装载工具多为小型装载机械。为了装载方便，自卸车的货箱布置位置一般较低，同时又要考虑到自卸车的工作环境，应使其具有较好的通过性 (即 离地间隙受限 )，因此，自卸车的举升机构布置空间就受到很大的限制，这就要求机构具有较好的紧凑性，占用较少的空间。 6、协调性 液压举升机构实际上是一种演化的四连杆机构，在外力作用下，各部nts 3 件能沿自己的铰支点按设计者的意图顺利转动，不得出现传动角小于许用传动角的情况，更不能有死点位置的存在。 1.4 国内外自卸汽车的发展概况 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 10 家发展到 1989 年的 114家，到 1998 年的 724 家，占全国汽车生产企业的 86.4%，其中改装车厂631 家，主机（整车制造）厂 93 家。 专用汽车汽车 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上世纪 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，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。 nts 4 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 。 第 2 章 高位自卸 车的 结构设计 高位自卸汽车是装备有车厢高位升高和倾卸两套机构（统称高位自卸汽车的举升机构） 的专用汽车， 它能将车厢平移举升到一定高度 后倾卸货物。 2.1 设计要求和有关数据 nts 5 图 2-1高位自卸车简图 图 2-2车厢打开示意图 nts 6 设计要求： 1）具有一般自卸汽车的功能。 2）能将满载货物的车厢在比较水平的状态下平稳地举升到一定高度，最大升程 Smax见表 1。 3）为方便卸货，要求车厢在举升过程中逐步后移，车厢处于最大升程位置时，其后移量 a 见表 1。为保证车厢的稳定性，其最大后移量 amax不得超过 1.2a。 4）在举升过程中可在任意高度停留卸货。 5）在车厢倾斜卸货时，后厢门随之联动打开；卸货完毕，车厢恢复水平状态， 后厢门也随之可靠关闭，后厢门和车厢的相对位置见上图。 6) 举升和翻转机构的安装空间不超过车厢底部与大梁间的空间，后厢门打开机构的安装面不超过车厢侧面。 7）结构尽量紧凑、简单、可靠，具有良好的动力传递性能。 序号 车厢尺寸（ L W H） Smax a W（ kg） Lt Hd 1 5400 2300 800 2000 300 8000 300 500 表 1（尺寸单位： mm） 2.2 举升机构方案设计 设计要求： 1能将满载货物的车厢在比较水平的状态下平稳地举升到一定高度，最大升程 Smax见表 1。 2为方便卸货，要求车厢在举升过程中逐步后移，车厢处于最大升程位置时，其后移量 a 见表 1。为保证车厢的稳定性，其最大后移量 amax不得超过 1.2a。 3在举升过程中可在任意高度停留卸货。 方案一：平行四边形举升机构 nts 7 图 2-3 平行四边形举升机构 工作原理 ： 如上图所示机构， CBEF形成一平行四边形，杆 BC在液压油缸的带动下绕 C轴转动，从而完成车厢的举升和下降。 优点： 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。 缺点： 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 BC、 EF做得很长，甚至大大超过了车厢的长度，在工程实际中不能实现。 方案二： L型举升机构 nts 8 图 2-4 L 型举升机构 工作原理： 如上图所示车厢举升机构， L形杆 BDE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 E相联，同时其上绞接一液压油缸 2，液压油缸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 BCD 绕铰链 B逆时针转过角度 ，使 E端上 升；与此同时，液压缸 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 BCD杆的转动， E点后移，同时带动车厢后移，当 E点与 B点等高时，后移量达到最大。 优点： 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该机构克服了方案一中后移量过大的缺点，机构的尺寸也较小。 缺点： 1该机构最大的缺点在于车厢全部重量均有 L形杆 BCD承担，由于DE 很长，所以 BCD 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。 nts 9 方案三：剪式举升机构 图 2-5 剪式举升机构 工作原理： 如上图所示，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 端和与水平的活塞杆铰接，并可在滑槽内移动； BD 杆的 B端与车厢底部为滑动铰接。 当活塞 F右移时，车厢上升，同时向后移动；活塞 F左移时，车厢下降，同时向前移动。 下面具体分析车厢的后移原理： nts 10 图 2-6 剪式举升机构 如上图，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，可将 E取为两杆的中点，同时，为了使车厢在上移时能够逐渐后移，需要将 C点换成滑动铰接，而 D点换成固定铰接。 如下图所示： nts 11 图 2-7 剪式举升机构 最好用作图法将极限为之画出来。 此时，由于 E为两杆的中点，故在车厢上移过程中， A与 D， B 与 C始终在一条直线上；同时由于 A点向后移动，故车厢上的 D点也随之后移，于是整个车厢就向后移动。 设 AC=BD l，举升前 1CAB ，举升后 2CAB ，则有 上移量： )sin(sin 12 lS 后移量： )cos(cos 21 ld 该举升机构的优点是 ： 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。 缺点 ： 液压缸水平布置时，在举升初始阶段，传动角很小，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，如下图： nts 12 图 2-8 剪式举升机构 将液压缸竖直布置后， 可以很好地解决传动角过小的问题，但不难想象，这样布置使液压缸的推程需要很大，不易实现。 为了解决以上矛盾，可以采用以下 多级举升机构 ： 图 2-9多级剪式举升机构 该方案较好地解决了以上方案液压缸推程要求很大的缺点，同时，由于原设计中安装液压缸处空间变得较小，故将液压缸布置在机构的 左侧部位。 nts 13 2.3 翻转机构方案设计 1设计要求 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大梁间的空间。 2）结构尽量紧凑，可靠，具有良好的动力传递性能。 2设计方案 翻转机构是自卸汽车的关键 部分，其性能直接影响车辆的性能。为此，我们设计了多种方案，比较各自的优缺点。 方案 1：单缸直推式 图 2-10 单缸直推式 工作原理 ： 该机构的优点是简单紧凑。采用单缸时，容易实现三面倾斜。另外，若油缸垂直下置时，油缸的推力可全部作为车厢的举升力，因而所需的油缸功率较小。 其缺点为该机构横向强度差，而且由于其油缸行程较大。 方案 2：杠杆平衡式 nts 14 图 2-11 杠杆平衡式 工作原理 ： 该机构优点是结构紧凑，横向刚度比较好，举升时转动比较圆滑，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。 该机构缺点是机构集中在车后部，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。 方案 3：油缸前推连杆式 nts 15 图 2-12 油缸前推连杆式 工作原理 ： 该机构的优点是横向刚度较好，举升时转动圆滑，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。 其缺点是油缸在车厢翻转过程中摆动角度稍微大了一些，带来一定的不方便。 方案 4：油缸后推连杆式 该机构的优点是比较紧凑，其他优点同方案 3一样。其缺点为油缸推动 行程比较大，因此对油缸的要求较高。 nts 16 图 2-13 油缸后推连杆式 方案 5：油缸液动连杆式 图 2-14 油缸液动连杆式 该机构的优点是机构紧凑，举升时转动圆滑，举升较平稳。 其缺点是该机构比较庞大，油缸固结在节点上，从而使杆件刚度要求nts 17 较高。而且油缸转动角度过大，容易出现干涉。 方案 6：前推杠杆组合式 图 2-15 前推杠杆组合式 其优点是结构紧凑，举升时转动平稳且圆滑，在举升过程中，油缸转动角度较小。 其缺点是油缸的行程比较大。 方案 7：连杆放大式 nts 18 图 2-16 连杆放大式 机构的 优点是横向刚度好，举升时转动圆滑，三脚架推动车厢举升时，车厢倾翻轴支架的水平方向反力较小。 缺点是该机构的三脚架比较大。 方案确定 ： 根据以上各种方案的优劣点，综合分析后，选用方案 3。 图 2-17 油缸前推连杆式 nts 19 2.4 后箱门打开 机构 方案设计 设计要求： 1. 在车厢倾斜卸货时，后厢门随之联动打开 2. 卸货完毕，车厢恢复水平状态，后厢门也随之可靠关闭 3. 后厢门打开机构的安装面不超过车厢侧面 其中，后箱门和车厢的相对位置如下： 图 2-18 后箱门打开示意图 设计方案选择： 1. 方案一 图 2-19 倒锁开门式 机构分析： nts 20 该种方案是最容易想到的，因为设计要求中提到在车厢倾斜卸货时，后厢门随之联动打开，卸货完毕，车厢恢复水平状态，后厢门也随之可靠关闭。所以，在本设计中，当车厢翻转的时候，后箱门是完全依靠自重下垂的，在车厢倾斜卸货的时候，后箱门是可以随之打开的，当车厢恢复水平的时候，后箱门也可以自动的依靠重力而随之关闭。另外，为了保持在后箱门关闭后，不会因为其他的情况而再次打开，我们在车厢的底部设计了一个倒锁，它在后箱门关 闭后会自动工作把后箱门锁死，所以，基本的设计要求还是达到的。 优点： 该设计机构最大的优点就是结构简单，思路也非常容易想到。 缺点： 该机构的缺点也是比较明显的：第一，该机构在箱门开启之后就不能对箱门的位置进行控制了，使得箱门在空中有比较大的晃动，没有实现与车厢的联动；第二，该机构需要在箱体底部加装一个倒锁，而该倒锁就需要一套装置来进行控制，如果要实现自动锁死的话，就还需要设计一套机构或是加装传感器，这样以来，费用就上去了。 2方案二： 图 2-20 连杆组合开门式 机构分析： nts 21 该机构就是一个简单的 4连杆机构，其中连杆 1是和后箱门固连在一起的， 3是一个可以绕车厢体转动的移动副。 在车厢翻转时，通过 联动机构 使连杆 2在 3内滑动，从而推动 1 绕 C旋转，从而使后厢门开启。 优点： 能够保证车厢门打开和关闭的准确位置，比较容易实现和车厢的联动关 系，另外，计算也比较的简单。 缺点： 主要缺点就是 2 杆在转动的同时还要在移动副中进行滑动，所以，如果稍微有个地方润滑不好的话，就很有可能造成机构的自锁，使得后车厢门不能正常的打开。 3.方案三 图 2-21 连杆组合式 机构分析： 本机构完全由四杆机构构成，其中的一根杆 2就是车厢的后门。另外两根杆 1和 3都是铰接在车厢体上的。 当车厢翻转时，通过联动机构使杆 3转动，从而带动后厢门 2转动，完成其开启和关闭动作。 优点： nts 22 1该方案的结构比较简单； 2该方案较易实现与其他机构的联动，能够确保车厢门的打开和关闭的时候的准确位置。 缺点： 本机构虽然原理简单，但对机构尺寸的要求较高。 综合上面的分析，我们选取第三中方案作为最后的设计方案。 图 2-22 连杆组合式 2.5 方案设计整合 根据以上各机构方案设计与比较，最后确定各机构方案如下： 举升机构： nts 23 图 2-23 双 级举升机构 翻转机构： 图 2-24 油缸前推连杆式 后厢门打开机构： nts 24 图 2-25 连杆组合式 3机构总成 将以上选定的各机构组合后，得到如下最终机构简图： 图 2-26 机构总成组合示意图 nts 25 第 3 章 高位自卸汽车设计计算 3.1 质量的确定 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，根据大装牌东风天锦 3160车装载质量为 8000kg，所以初定额定装载质量为 7500kg。 3.2 升高机构的设计计算 nts 26 图 3-1双 级 举升机构 由本人设计，升高行程为 2m,则 BE=EH=1000mm，而 AB的大小由自己决定。要求保证车整体的稳定性，取 AB=1880mm。则杆长 AE= mmBEAB 2 1 3 022 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 可得： 0wpypx yWyPxP 又本人采用的是双缸举升，则台面负重 W每个油缸承受其中一半的力。 tan2 WP 28 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 角变化而变化 ， 而 a 角与结构尺寸 AB 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 验证上式的正确性，可从机械能守恒原理来证明 . nts 27 即： WVPVy 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。 结构尺寸 h=1000mm AB=1880mm AE=2l=2130mm 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： 8 6 2 4 01.18.98 0 0 0 gmmmW e ）（ 车厢托架 N 3.2.1 油缸的推力： 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 : 8 1 0 9728ta n28 6 2 402 PT N 3.2.2 销轴的校核： 21560486240421 WFF N 整体考虑对 O 点取矩： 0M 中心销 B 所受力： Fy=F1+F2=2F1=43120N 底座销所受力： nts 28 810974 xFN 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 60mm，其最大剪切应力为： 7.28103014.3 8 1 0 9 7 622 RT MPa 销轴有足够的抗剪切能力。 3.2.3 剪叉臂的校核 ： 由 上图 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。 3.2.4 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。 图 3-2托架受力示意图 3.3 倾卸 机构的设计计算 3.3.1 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。 nts 29 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； 油缸与垂线夹角； 图 3-3翻转机构受力分析图 nts 30 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 在 AOD 中： )c o s (2222 LLY )c o s (222 LLY 又有： )s in (s in YL 得： s in)s in ( LY 由上式可得： )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 油缸行程计算 在 DAK 中： c o s2222221 YlYll得： yllYl221222 2a r c c o s 又 122122 cos2 YlYll nts 31 得： yllYl122221 2a r c c o s 在 ABD 中： )c o s (2 42422 YllYX )c o s (2 4242 YllYX 由上式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 油缸推力计算 在 ABK 中： cos2122123 XlXll1232122a r c c o s XlllX 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 ， 则： s ins in11 PllF 由于 F =F 得 s ins in11 PlFl sinsin FP 90 便可求出油缸推力 P和油缸与垂线夹角 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 nts 32 由于 F =F s in)s in ( 1 TlXF s in)s in (1lXFT T 与水平面夹角 倾卸机构受力参数计算 ： 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： 500H mm， 150h mm， 2700a mm， 3550b mm， 5801 l mm 10002 l mm， 4503 l mm， 6504 l mm， 19 ， 78 70 ， 82 ， 25 ， 9.6 则油缸的推力计算： NmgG 8 0 8 5 01.18.97 5 0 0 9.61508)9.678s in (3550)9.678c o s (150 270080850 FN 1 4 4 1 2 625s in 82s in9.6 1 5 0 8 P 油缸行程 的计算 : 1372)1970c o s (650122026501220 221 X mm 拉杆拉力计算 : 当 0 时， 1 1 2 3 725s in580 )2582s in (13729.6 1 5 0 8 T N 3.3.2 倾卸机构参数校核计算 ： 三角臂的校核 ： nts 33 选用经过调质处理 10mm厚的 Q345优质碳素结构钢的钢板，两个相同的三角形钢板中间通过三根轴销连接，销轴材料选用 45经过调质处理优质碳素结构钢，为改装设计时具有通用性，销轴直径统一选用 30mm，外套一个外径 45mm 屈服强度为 s=335MPa，选择安全系数为 2，其许用剪切应力为： =0.5s=167.5Mpa ，剪叉臂的剪切应力为： =0.5s=167.5Mpa。 三角臂销轴受最大剪切力： 161101514.3 11237 622 RT MPa 拉杆的校核： 拉杆选用 45优质碳素结构钢 薄钢板，截面尺寸为 7mm 40mm。最大剪切力为： 3,1001014402 1 1 2 37 6 AT mm 至此倾卸机构的参数就确定并校核完成了。 nts 34 第 4 章 液压系统设计 4.1 液压系统设计分析 自卸车所采用的油泵、油缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系列化与通用化且由专业化液压件厂集中生产供应。因此在自卸车改装设计中只需要进行液压元件选型计算。其主要内容包括油缸的直径与行程、油泵工作压力、流量、功率 以及油箱容积与管路内径等。 4.1.1 油缸选型与计算 ： 作为液压系统执行元件的油缸分为活塞式和浮拄式两类。活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过 14MPa）。浮拄式为多级伸缩式油缸，一般有 2 5个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达 35MP） ,易于安装布置等优点。浮拄式油缸又分为单向作用式与双向作用式。双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳，降落速度快。直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸；而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。 1. 油缸直径 确定 油缸选型主要依据自卸车翻倾机构所需的最大举升力maxF以及最大举升角。按照前者计算确定缸径；按照后者确定油缸工作行程。 最大举升力 42maxdpF N pFd max4 式中： 系统效率，通常按 =0.8； p 液压系统额定工作压力（ MPa），可按 10MPa、 13.6MPa、15.7Mpa 、 20.6Mpa、 35Mpa等档次选取 p ,p 越高，对密封要求也越高，成本亦随之上升。 2. 油缸工作行程确定 nts 35 0max SSL m 式中：maxS 在最大举升角max时举升油缸两铰点间距离， m； 0S 在举升角 0 时油缸两铰点间距离， m。 4.1.2 油泵 选型 与 计算 ： 自卸车 常用油泵分为齿轮油泵与柱塞泵两类。齿轮泵多为外啮合式，在相同体积下齿轮泵比柱塞泵流量大但油压低。柱塞泵最大特点是油压高（油压范围 16 35MPa） ，且在最低转速下仍能产生全油压，固可缩短举升时间。中轻型自卸车上多采用齿轮泵，常用系列有 CB、 CBX、 CG、 CN等。重型自卸车常采用柱塞泵 。 1. 油泵工作压力 p ： AFp 6max10MPa 式中：maxF 油缸最大举升力， N; A 油缸横截面积， m2。 2. 油泵理论流量TQtVQT 60 L/min 式中 ： V 油缸最大 工作容积（ m3），按下式计算： 320m a x 104)( dSSV L maxS、0S、 d 之单位均为 m； t 举升时间， s，一般要求 t 20s； 液压泵容积效率 =0.850.9。 3. 油泵排 量 q 310 nQq T ml/r nts 36 式中：TQ 油泵流量， L/min； n 油泵额定转速， r/min。 4. 油泵功率 N WpQNtn 式中： p 油 泵最大工作压力， Pa； nQ 油泵额定流量， m3/s； t 油泵总效率t=0.8。 按以上各式算出 p 、TQ、 q 、 N 后，即可从标准油泵系列中选取所需油泵型号。 4.1.3 油箱容积与油 管内径计算 ： 1油箱容积计算 一般要求油箱容积 V 不得小于全部工作油缸工作容积 V 的三倍，即： VV 3 2. 油管内径计算：由 31216 1046010 VdQ T 高压管路内径 11 64 VQd T 式中：TQ 油泵理论流量， L/min； 1V 高压管路中油的流速 1V3.6m/s； 低压管路内径 22 64 VQd T 式中：2V 低压管路中油的流速 2V1m/s。 4.2 液压系统 参数计算 4.2.1 油缸选型确定 ： nts 37 ！）升高机构油缸： 0 8 9 8.08.0101614.3 8 1 0 9 744 6m a x pFd m L的距离等于滑道的长度 L=0.25m 2）倾卸机构油缸： 1129.08.0101614.3 14412644 6m a x pFd m 469.0327.1841.10m a x SSL m 根据 L,d计算结果，举升有缸选用单级油缸 3TG -E150*1800，倾卸油缸选用多级油缸 DJ-J100CE1E。 4.2.2 油泵选型确定 ： 液压缸工作容积 V 计算： 0.21 0 0 0410025.0104 232 dLV L 油泵流量TQ： 0.7199.0 0.26060 tVQ T L 取力器速比 i ： i =1.253 举升时发动机转速 2000enr/min 油泵转速 1 5 9 6253.12 0 0 0 inn er/min 油泵每转流量 q : 39.41596 10000.710 3 nQq TmL/r 根据以上计算结果，选取 CB_FD40 型齿轮泵 4.2.3 分配阀选型 ： 根据本车的使用条件与要求，选用通用性强、可靠性好、维修方便的机械操纵分配阀 三位六通液压阀。 4.2.4 油箱容积与管路内径确定 ： nts 38 油箱容积 280V L 高压油管内径 0.560.76.46.411 VQd T mm 低压管路内径 9.95.10.76.46.422 VQd T mm 4.3 取力器的选择 各类专用汽车的专用工作装置主要由汽车发动机提供动力源。取力器就是汽车的一种 专用动力输出装置。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。 4.3.1 取力器布置方案选择 ： 专用车取力总布置方案决定于取力方式。常见的取力方式可分类如下： 分动器取力传动轴取力从倒档齿轮取力轴取力从从中间轴末端取力从中间轴齿轮取力上置式轴取力从变速器取力从飞轮后端取力从前端取力发动机取力分类)(取力方式从发动机前端取力的特点是采用液压传动，适合于远距离输出动力。固此种取力方式常用于由长头式汽车底盘改装的大型混泥土搅拌运输车。 从飞轮后端取力的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，如平头式汽车改装的大、中型混泥土搅拌车等。 从变速器 轴取力的布置方案又称变速器上置式方案。此种方案将取力器叠置于变速器之上，用一惰轮与 轴常啮合齿轮啮合获取动力，固需改制原变速器顶盖。此方案应用很广，如自卸车、冷藏车、垃圾车等一般nts 39 都从变速器上端取力。 从变速器取力有多种方案，如从中间轴末端取力，从道档齿轮取力，从 上取力等。但最常见的还是从中间轴齿轮取力，称为侧置式取力，又可分为左侧与又侧布置方案 。 本设计选用取力器型号为 PT012/264, 其总速比为 1.253。 第 5 章 高位自卸基本性能参数计算 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。 5.1 发动机的 动力性 5.1.1 发动机的外特性 : 发动机外特性是专用发动机的外特性是指发动机油门全 开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。 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 cbnanT eee 2 式中：eT 发动机输出转矩 ， （ NM ）； en 发动机输出转速，（ r/min）； a 、 b 、 c 待定系数，由具体的外特性曲线决定 。 a 、 b 、 c 可由多种途径获得， 如果没有所要的发动机外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率emP及相应转速和该发动机nts 40 的最大转矩emT及相应转速tn时，可用下列经验公式来描述发动机的外特性 : 22 )()( etptpememe nnnnTTTT 式中：emT 发动机最大输出转矩 ， N m； tn 发动机最大输出转矩时的转速， r/min； pn 发动机最大输出功率时的转速， r/min； pT 发动机最大输出功率时的转矩， N m。 则： 2222)()()()(2)(pttpememptpemtptpemnnnTTTcnnTTnbnnTTa如果知道发动机外特性曲线时，可利用 拉格朗日三点插值法求出 待定系数 a 、 b 、 c 。在外特性曲线上选取三个点，即（1eT、1en）（2 e T、2en）（3eT、3en）， 依拉氏插值三项式有 : )()()()()()(231321332123123121321eeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeee nnnnnnnnTnnnnnnnnTnnnnnnnnTT将上式展开可得： nts 41 )()()()()()()()()()()()(231332132122313121132231332132122313121132231333212231211eeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeennnnTnnnnnnTnnnnnnTnncnnnnTnnnnnnTnnnnnnTnnbnnnnTnnnnTnnnnTa汽车行驶方程式： 高位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：jwift FFFFF 式中：tF 驱动力， N ； fF 滚动阻力， N ； iF 坡道阻力， N ； wF 空气阻力， N ； jF 加速阻力， N 。 换算后的 jmAvCfgmriicbnan aaDadgee 202 )s i nc o s()( 又因为 rviin age 377.00 整理后，可得： )s i nc o s(212 fCCBvAvjm aaa nts 42 式中： gmCrCiiCrrbiiBACrraiiAadgdgDdg2012202330377.0142.05.1.2 动力性评价指标 ： 衡量汽车动力性能的评价指标有三个。即最高车速 、最大爬坡度和加速性能。 1 最高车速 根据最高车速的定义，有 a=0,j=0,由上式
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