高位剪式自卸车设计【含8张CAD图纸+说明书完整资料】
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北化航天工业学院毕业论文北华航天工业学院毕业论文 毕业设计(论文) 设计题目高位剪式自卸车设计所在学院机电学院专 业车辆工程班 级B13141姓 名许丽杰学 号201322288指导老师刘志强北华航天工业学院教务处制北华航天工业学院本科生毕业设计（论文）原创性及知识产权声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）高位剪式自卸车设计（说明书）是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本设计（论文）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。因本毕业设计（论文）引起的法律结果完全由本人承担。本毕业设计（论文）成果归北华航天工业学院所有。本人遵循北华航天工业学院有关毕业设计（论文）的相关规定，提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本。本人同意北华航天工业学院有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以营利为目的的前提下，可以公布非涉密毕业设计（论文）的部分或全部内容。特此声明毕业设计（论文）作者：许丽杰 指导教师：刘志强 2017年 6 月 7 日 2017 年6 月 7 日北华航天工业学院毕业设计(论文)任务书(理工类)学生姓名： 许丽杰 专 业： 车辆工程 班 级：B13141 学 号：201322288 指导教师： 刘志强 职 称： 讲师 完成时间： 2017-03 毕业设计(论文)题目：剪式高位自卸汽车设计题目来源教师科研课 题纵向课题（）题目类型理论研究（）注：请直接在所属项目括号内打“”横向课题（）应用研究（）教师自拟课题（）应用设计（）学生自拟课题（）其 他（）总体设计要求及技术要点：设计剪式高位自卸汽车，使车厢可以举升一定高度，倾斜一定角度，完成货物卸出。工作环境及技术条件：设计参数：货车尺寸（长宽高） 4000x2000x2000mm，额定载货质量 3000kg，自身质量1200kg，最高车速100km/h，最大爬坡度30%。发动机功率最大80kw/4000rpm，最大扭矩300Nm/2000rpm，轴距2600mm，轮距前后都是1400mm，最小转向直径12m驱动轮半径280mm，主减速器传动比6.17，变速器一档传动比6.4，其他参数可自定。数据如果有冲突，可以适当自己调整工作内容及最终成果：1.设计目标： 根据产品设计要求，完整地设计出装配图一套、零件图若干，设计出的产品能应用于实际生产中。2.设计要求：系统地说明设计过程中问题的解决（确定传动和结构方案及零件材料的选择）及全部计算。计算内容应包括有关计算简图，如主要参数的选择及设计与校核、传动方案简图、相关零件的结构简图、零件的受力分析图、弯矩和扭矩图等。3.计算过程完整有序，计算结果正确清晰，文字说明简明通顺。计算过程只需列出已知条件、计算公式，将有关数据代入公式，省略计算过程，直接写出计算结果。将计算结果整理后，写入右边栏内，并注明此结果是否“合用”或“安全”等结论。4.任务完成验收时提供材料：设计说明书一份，总装配图2张、零件图若干。时间进度安排：指导教师签字： 2017 年 月 日教研室主任意见：教研室主任签字： 2017 年 月 日摘 要随着国内经济变革与基建工程的大力开展，自卸车等商用车市场发展潜力越来越巨大。但是随着国内经济的发展减缓，短时间内自卸车的销量会有所下滑或保持平稳但是较之国外自卸车的发展，国内自卸车发展还是较为落后。本文的研究对象即为自卸车中的剪式高位自卸车的举升机构和液压系统，首先文中就自卸车经行了简单的说明，然后根据比较分析确定了剪式举升机构的参数，根据数据要计算出相关数据，并进行了验证。当然对于自卸车基础系统-液压系统我也进行了相同的合理的计算分析。关键字：自卸汽车，液压系统，剪叉式 AbstractWith the time going by,Chinese capital construction project and economic reform are vigorously carried out.The market prospect of commercial such as dump trucks is very good.However,since the domestic ecoomic development has been suspend this year ,the sale of dump will not increase for a short time.Hydraulic the object of this study is lifting mechanism and hydraulic mechanism of the scissors type dumptruck.Fist the length and length of scissors mechanism are determined according to the given parameters.Finally, according to the given parameters for verification.The design of the hydraulic system works the same way.Key word:Dump truck, hydraulic system, scissors fork type HYPERLINK l _Toc2615 目 录TOC o 1-3 h u HYPERLINK l _Toc13821 摘 要 PAGEREF _Toc13821 II HYPERLINK l _Toc14938 Abstract PAGEREF _Toc14938 III HYPERLINK l _Toc20803 第1章 绪论 PAGEREF _Toc20803 1 HYPERLINK l _Toc19786 1.1课题研究的目的 PAGEREF _Toc19786 1 HYPERLINK l _Toc29983 1.2自卸车概述 PAGEREF _Toc29983 1 HYPERLINK l _Toc20306 1.3 本课题的研究内容 PAGEREF _Toc20306 1 HYPERLINK l _Toc7001 第2章 课题总体设计 PAGEREF _Toc7001 2 HYPERLINK l _Toc30805 2.1总体布置原则 PAGEREF _Toc30805 2 HYPERLINK l _Toc27484 2.2 车厢的设计 PAGEREF _Toc27484 3 HYPERLINK l _Toc19653 2.2.1 自卸汽车车厢的结构形式 PAGEREF _Toc19653 3 HYPERLINK l _Toc20039 2.2.2 车底盘的选取 PAGEREF _Toc20039 4 HYPERLINK l _Toc29935 2.3 自卸举升机构的设计 PAGEREF _Toc29935 5 HYPERLINK l _Toc24460 2.3.1 机构形式的选择 PAGEREF _Toc24460 5 HYPERLINK l _Toc15300 2.6 总体方案确定及总体设计 PAGEREF _Toc15300 9 HYPERLINK l _Toc20465 第3章 主要部分分析计算 PAGEREF _Toc20465 10 HYPERLINK l _Toc7451 3.1 数据分析 PAGEREF _Toc7451 10 HYPERLINK l _Toc8993 3.1.1高位自卸车的结构简化 PAGEREF _Toc8993 10 HYPERLINK l _Toc16026 3.1.2机构受力分析 PAGEREF _Toc16026 12 HYPERLINK l _Toc14508 3.2 剪叉臂长度及液压缸安装位置的确定 PAGEREF _Toc14508 16 HYPERLINK l _Toc18505 3.3举升机构自卸部分设计计算 PAGEREF _Toc18505 17 HYPERLINK l _Toc1895 3.3.1 车厢与车架铰支点O确定 PAGEREF _Toc1895 17 HYPERLINK l _Toc2523 3.3.2 车厢未倾斜时倾斜机构与车厢的前铰支点的确定。 PAGEREF _Toc2523 17 HYPERLINK l _Toc26122 3.3.3液压油缸与副车架铰支点E的确定 PAGEREF _Toc26122 18 HYPERLINK l _Toc32266 3.3.4倾斜机构未开启时三角臂中支点坐标和大小的确定 PAGEREF _Toc32266 18 HYPERLINK l _Toc27350 3.3.5车厢放平时拉杆与三角臂铰点B0的确定 PAGEREF _Toc27350 18 HYPERLINK l _Toc5820 3.3.6拉杆与副车架铰点D及拉杆长度的确定 PAGEREF _Toc5820 18 HYPERLINK l _Toc18970 3.4机构受力学分析 PAGEREF _Toc18970 19 HYPERLINK l _Toc8449 3.4.1机构受力分析 PAGEREF _Toc8449 19 HYPERLINK l _Toc18105 3.4.2拉杆截面尺寸确定 PAGEREF _Toc18105 20 HYPERLINK l _Toc7672 3.5.6管道尺寸的确定 PAGEREF _Toc7672 24 HYPERLINK l _Toc10234 3.5.7 油箱容积确定 PAGEREF _Toc10234 25 HYPERLINK l _Toc24548 3.6 液压系统原理图 PAGEREF _Toc24548 25 HYPERLINK l _Toc26308 3.7强度校核 PAGEREF _Toc26308 27 HYPERLINK l _Toc29951 3.7.1 剪叉臂的强度校核 PAGEREF _Toc29951 27 HYPERLINK l _Toc5544 3.7.2 液压缸底架固定横梁的强度校核 PAGEREF _Toc5544 30 HYPERLINK l _Toc30157 3.8轴的强度校核 PAGEREF _Toc30157 32 HYPERLINK l _Toc25203 3.8.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核 PAGEREF _Toc25203 32 HYPERLINK l _Toc15087 3.8.2 液压缸缸体尾部销轴的强度校核 PAGEREF _Toc15087 33 HYPERLINK l _Toc17695 3.8.3 液压缸活塞杆头部支撑轴的强度校核 PAGEREF _Toc17695 33 HYPERLINK l _Toc24277 参考文献 PAGEREF _Toc24277 36 HYPERLINK l _Toc20303 致 谢 PAGEREF _Toc20303 35北华航天工业学院毕业论文 第1章 绪论1.1课题研究的目的随着国内经济发展，国内基建进一步发展，自卸车等商用车市场份额也进一步提高，自卸车的优点显而易见，自动卸货，省时省力；并且随着科技的发展其性能也在进一步提高，在各行业都在追求高效，迅速的今天，自卸车因其功能并将成为行业中的翘楚。自卸车作为一种多功能货车利用的是举升机构和液压系统完成其特定的卸货功能，举升机构在自卸车的发展演变也越来越安全可靠，它通过外力的作用（液压缸）实现四杆联动，使车厢抬高倾斜，完成货物的倾斜。中国自改革开放以来，不断地利用外资发展本国经济，近些年来更是注重科技上的交流与超越。各种科技行业都在加快步伐。汽车行业也在一直努力追赶差距，虽然国内的汽车行业有了进一步的发展，但是较之国外在技术与材料应用研发上还是有很大的差距，中国汽车行业对国外同行业的依赖度仍然很大，唯有打破国外的科技限制，中国的汽车行业才能真正独立的成长起来，成为真正的领导国民经济发展的支柱产业。1.2自卸车概述自卸车是商用车中的常见货车。简单理解其结构就是在一般货车的基础上加上举升，倾斜和液压动力系统；让其完成自动卸载货物的工作。由于自卸车的优越性能，其应用范围多为建筑货运，农林等大型运输工程。本次毕设研究的内容是高位剪式自卸车；在分类上我就将自卸车分为高位和普通自卸车。高位自卸车进行卸货时利用举升机构使车厢上抬一个高度，在进行倾斜卸货。普通自卸车没有举升机构，直接利用液压系统，将车厢直接倾斜。在自卸车市场发展至今，高位自卸车的优势越来越明显。减少了货物卸载过程中的残留问题，让自卸车在写完货物之后更好的撤离现场。普通自卸车虽然较之高位自卸车有一定的局限性。但是对于一些个体商户来说，仍然是一个不错的选择。目前中国还处在一个发展不均横的时期，无论是高位自卸车，还是普通自卸车都有其不同的市场定位。但未来经过市场经济变革，科技的发展还有中国国内建设的稳定，自卸车的发展改良都是不可言说的。在全行业都追求机械化，高效化的现在及未来，自卸车具有良好的先天优势。其研究发展肯定会在汽车行业留下特有的色彩。1.3 本课题的研究内容设计剪式自卸车，使车厢可以举升一定的高度，完成货物卸出。工作环境及技术要求：设计参数：货车尺寸（长宽高）mm,额定载货量3000kg,最高车速100km/h,最大爬坡度30%。发动机最大功率80kw/4000rpm,最大扭矩300Nm/2000rpm,轴距2600mm,轮距前后都是1400mm,最小转向直径12m，驱动轮半径280mm,主减速器传动比6.17，变速器一档传动比6.4，其他参数自定数据如有冲突，可以自己适当调整。第2章 课题总体设计2.1总体布置原则进行设计时应遵循以下几个原则汽车底盘个总成位置应尽量避免变动，因为一些部件的变动不仅会增加生产成本还会影响到自卸车的整车性能。如果为了满足一些特殊性能要求，可以使适当做些调整，如果不需要实现特定的要求和性能，应不改变汽车底盘中各总成的位置，因为各车型的地盘都参数都是经过严谨计算的，既符合生产者的利益也符合消费者的利益。草率的变动最终影响到的是汽车的使用性能。即使最终还是要满足特定的使用要求，也要考虑综合因素对其作出调整。装载质量、轴载质量分配等参数的估算和校核 任何机械设备在进行设计时都要满足一些基本的主要的参数要求，自卸车也是这样，在进行设计时应尽量满足车底盘生厂商规定的参数要求，这些参数是不能擅自更改的，因为这些规定的参数直接影响着自卸车的整车性能和制造成本。避免系统布置不合理对车架形再设计计算时，应该合理的分散车厢及其他装置对车架形成的载荷，避免集中载荷，成集中载荷。 载荷过于集中，将导致自卸车车架的受力不均匀，缩短自卸车使用寿命。在设计布置方案时如果出现集中载荷应该采取适当的解决措施，如改变车架材料等。减少汽车的装置质量，提高装载质量因为自卸车的性能要求，其工作装置较之其他车辆较多，这就使得自卸车的整备质量与同类底盘的普通货车要大。根据数据统计，一般自卸车要比其他同载货量的普通货车增加耗材510。因汽车底盘的承载质量是有线的，我们应该进行最大化的合理应用。所以选材时应尽量选择能满足要求的轻质材料。提高自卸车载货量。应符合有关法规的要求各种车辆的尺寸都有明确的相关法规规定，再设计过程中一定要注意不能超出相关规定的标准要求。 自卸车的设计就是正确选定合理的参数，将举升机构，液压机构等进行合理的布置，让其能够合理正确的配合，达到任务书中的要求。2.2 车厢的设计2.2.1 自卸汽车车厢的结构形式车厢是装载货物的装置，在自卸车中还多了一个使货物顺利倾斜的功能。生产中常用的三种结构形式有，侧倾式，簸箕式，后倾式 ；结构如图（2-1）（2-2）（2-3）。因为自卸车车厢也是完成货物卸出的重要结构，而车厢又与驾驶室最为靠近；为了防止在卸货过程中对驾驶室造成冲击，通常会在前栏板上加上一个防护挡板，延伸方向向前。自卸车承担的是微重货物的运输，所以对车厢栏板的强度有一定的要求，实际生活中通过在栏板上布置加强筋来加强车厢的强度。此次设计中自卸车为公路常见的货运车，所以选择后倾式后倾式车厢在生产运输中比较常见，在各种吨位的自卸车中都有应用。它的主要特点是利用铰链的连接方式，使后栏板在卸货时自动开启。卸货完成后也可关闭。 图2-1 侧顷式及三面倾卸式车厢 图2-2 簸箕式车厢图2-3车厢结构图1-车厢总成；2-后栏板；3、4-铰链座；5-车厢铰支座；6-侧栏板；3-防护挡板；8-底板2.2.2 车底盘的选取设计任务书中要求货车尺寸（长宽高）mm，额定载货量3000kg,最高车速100km/h,最大爬坡度30%。发动机最大功率80kw/4000rpm,最大扭矩300Nm/2000rpm,轴距2600mm,轮距前后都是1400mm,最小转向直径12mqu驱动轮半径280mm,主减速器传动比6.17，变速器一档传动比6.4，根据所给数据，经过查找与比较找到型号为EQ3042LJ的东风底盘与车厢所给数据较为吻合，根据实际的车底盘数据，再设计过程中将车厢及其他数据进行了调整，调整后的数据如下：车厢尺寸为，自卸车的额定载货量为4755kg。发动机额定功率83kw,型号为4DX23-110E4。最高车速为90km/h。轮距与轴距均按照底盘参数选定。车底盘的数据如下：表2.1底盘技术参数列表车型EQ3042LJ驾驶室最高点距车架上翼面距离（mm）2056汽车底盘长（mm）5700接近离去角22/25轴距（mm）3400发动机功率（kw）83车架有效长度（mm）4000车架上平面离地高度（满载）（mm）2650车架外宽（mm）2100底盘整备质量（kg）1745前后轮距1750/1586底盘轴荷前轴/后轴（kg）2700/6000车辆前悬/车架后悬（mm）1180/1020底盘最大承载质量（kg）4265最高车速（km/h）90厂定最大设计总质量（kg）90102.3 自卸举升机构的设计2.3.1 机构形式的选择 举升机构根据作用形式可以分为两大类，一种是简单的直推式；即液压油缸直接作用于车厢；这种举升方式虽然安装简单，结构也不复杂，但却具有高效的举升能力。直推机构可以分为油缸中置和油缸前置，前者的油缸支点的位于车厢中部，进行抬升时需要的举升力大，油缸选用双缸双柱式即可，而后者与其相反，油缸通常选择多级式，一般用于重型自卸车。两种不同的直推式结构如(2-4)直推式在实际的生产应用中有着明前的不足，没有良好的稳定性及使用者的使用时间，所以目前市场上的自卸车很少使用这一结构，本次设计也排除了此结构。 图2-4 两种不同的直推倾斜机构前文提到直推式结构的明前缺陷，所以本次设计选择的是连杆式举升机构，该机构结构较之直推式有明显的优势，在自卸车的实际生产成为主流应用。根据上面的分类方式可以分为前置式连杆举升机构和后置式连杆举升机构，结构如图（2-5a）。图中的三角形连杆具有放大行程的特性，在一定程度上缩短了油缸行程,节省了的空间。并且因为连杆系的横向跨距可以尽量避免卸货发生不稳定的情况。该种举升机构使用简单的单级单缸就能完成举升任务，且机构布置灵活。前置式油缸的举升点作用在车厢前(2-5b)，在车厢倾斜最大角度时，液压缸处于相对稳定的状态。车厢在倾斜卸货期间也会处于一个相对稳定的状态，油缸后置式的作用力集中在车厢后面，对车厢会造成较大的受力压力，对车辆的使用寿命是一个不稳定因素，所以综合各种因素，在实际生产中，最为自卸车的使用者肯定希望车辆具有良好的稳定性及使用寿命，同时最为还希望自卸车能够具有一定的超载能力，所以再设计生产过程中我们应该考虑使自卸车的性价比达到最好。图2-5 连杆组合式举升机构(a) 油缸后置式；(b) 油缸前置式2.4举升平台设计剪式举升机构应用较为广泛，不仅是在自卸车中，还是其他行业中都有应用。剪式机构在自卸车中比较常用的是一级和二级式剪叉机构。由于二级剪叉举升机构较一级复杂，难度较大，而且由于模型的缺少，对于我的知识能力与创造能力都是巨大的挑战，考虑到在有限的时间呢完成任务，并且得到知识的提升，本次设计选择较为简单一级剪叉式举升机构。简单结构如图(2-6)所示 图2-6 剪式举升机构结构简图2.5 高位自卸车机构中三种液压缸布置方式的分析比较在设计环节中液压缸的布置是其中最为关键的一部分，因为液压缸的布置位置决定了车厢举升倾斜的所需力的大小，以及液压缸的型号的选择，不合理的安装或者是随意安装将会对自卸车产生致命的缺陷，结合上面所选的举升机构及本次毕设的所选的剪式高位自卸车的结构特点，液压缸有三种安装位置。一种如图（2-7）所示将液压缸一端固定点在支座上，另一端与支撑架1相互支撑，这种支撑方式的缺点一目了然，液压缸与底座的角度很小，再启动举升机构时需要更大的动力，在实际生活中如果使用者一旦因为利益的驱使进行超载的行为，很有可能发生无法自卸的现象，导致自卸车系统的损坏，虽然这种超载导致的汽车损坏应该由使用者自己承担，但是作为汽车的生产制造者，我们应该考虑到劳动者的各种心理，改善汽车结构，然消费者提高对产品的满意度。第二种（2-8）则是同样的将液压缸的一端固定在支座上，而应一端的支撑位置位置则为铰支撑轴上，这种支撑方式提高了支座与液压缸之间的角度，但是当自卸车处于不工作的状态时，液压缸所需空间较大，同样载货量的情况下增加了制作成本。优点也比方案一明显，能迅速使车厢升起启动的压力也要比方案一小。方案二虽然有点明显，但是生产成本较高，资源利用率低，无论是从商家还是消费者的角度考虑，这么安装都不是最完美的方案。最后一种方案就是将支撑点改在支撑轴2上，固定点不变。结构如图（2-9），它的支撑点则不是选在支撑杆上，而是在支撑架2的铰支点上焊接一个连杆，支点在这个链杆上，连杆与支座有一定的角度，同时改善了方案二中的制作成本的问题，同时在自卸车处于正常不卸货状态时，液压缸与制作之间也会有一定的角度，使抬升车厢时更加平稳，工作性能更优，使用寿命也更好，具有一定的承担用户错误操作的能力。所以，本着最优化的原则，在本次设计中，我选择第三种方案作为实施方案。图2-7 方案一图2-8 方案二图2-9方案三2.6 总体方案确定及总体设计通过上述综述，解决了高位剪式自卸车车架，举升机构和液压油箱安装位置确定这些机构后，我们可以构建一个简易的示意图（2-10），其结构如下图所示图2-10 总体机构示意图第3章 主要部分分析计算3.1 数据分析经过上述分析自卸车的结构应经确定，下一步就是参数的计算与校验了。对于整车而言，首先要明确汽车的整备质量和载货量，这是汽车设计的核心数据；整备质量就是汽车完成一系列机构的组合安装后的总质量，之中包括汽车运行需要的柴油，润滑油等可以正常行驶在公路上的所有需要的装备质量。由厂家提供的生产信息可知所选的东风EQ3042GLJ车架的整备质量为1745kg，总质量为4265kgkg。前排乘客为三人。在进行高位剪式自卸车的设计时应该满足厂家提供的轴载要求，在进行举升运动时由于车厢的抬高倾斜，根据物理常识，其整车质心必定发生改变，为了是轴载符合车底盘的要求，高位自卸车的质心相比相同载货量的普通自卸车其质心应该向前移。3.1.1高位自卸车的结构简化剪式举升机构的结构简图（3-1）所示 图3-1 剪式机构简图 从图中可以直接看出两个剪叉杆分别有一端为固定点，分别为b、d两点。另一端为可移动点，在进行举升时一端a、c两点可以在工作轨道上进行移动。其两点所采用的支撑方式相同，所以设定它们具有相同的摩擦阻力系数f。两剪叉杆长度相同，为了方便后面的计算，将剪叉杆设为无重杆。铰接处点为两剪叉杆中心，图中fg为液压缸的作用效果线。g是液压缸连接的另一个支点，是举升机构处于工作状态时剪叉杆与支座的角度。3.1.2机构受力分析进行受力分析时，将组成举升机构的各组件看做一个整体。结构如图（3-2） 图3-2 整体受力分析图 将分解到a、b两端，则有 (3.1) (3.2) (3.3) (3.4) (3.5)式中：a点所受水平方向上的力； a点所受竖直方向上的力； b点所受水平方向上的力； b点所受竖直方向上的力； c点所受水平方向上的力； c点所受竖直方向上的力。2.分别以aed及ceb杆为研究对象，如图3-2和图3-3所示图3-2 aed杆受力分析图 图3-3 ceb杆受力分析图 列平衡方程式，有 当d点力矩平衡，即时，则 (3.6) 当b点力矩平衡，即时，则 (3.7) 又杆aed及杆ceb的是受力平衡状态，即有和。 当时，有 (3.8) (3.9) 当时，有 (3.10) (3.11) 整理解得： (3.12) 【静态时：】 (3.13) (3.14) (3.15) (3.16) (3.17)(3.18) 式中： 液压缸的推力； d点所受水平方向上的力； d点所受竖直方向上的力； e点所受水平方向上的力； e点所受竖直方向上的力。3.确定角与角的函数关系 角与角的几何关系见图3-1 即(3.19)受力分析结论（1）各铰接处点的受力大小与载荷G成正比例；（2）、值与成正比；当为定值时，它们又与值成正比。而、则与成反比。，在值确定时，这两个力与P成反比；（3）动态值的油缸推力比静态值增大了,并且与剪叉杆成反比。（4）力和成正比。3.2 剪叉臂长度及液压缸安装位置的确定1.剪叉臂的长度确定机构的运动原理如图3-4所示图3-4 机构的运动原理图当举升机构不进行工作时，液压缸需要一定的制作长度来保证液压缸的安置在合理的位置。按照设计原理，剪叉杆的长度一般取（0.80.9）倍的下支座长度。即 (3.20) 由设计参数可知：a=1800，。初选底座长度，系数为0.8，则根据式(3.20)可得剪叉臂的长度。2.液压缸安装位置的确定由图3-4可知 (3.21) 则 所以，即 而 初选 ，,。 3.3举升机构自卸部分设计计算计算倾斜机构数据时，选择简单易懂的作图法进行设计计算。设计时，在满足载荷要求的同时，还要尽量满足设计合理，合理运动的原则。油箱前置式连杆机构的用作图法分析时，其示意图如图（3-5）所示。图3-5 机构设计示意图3.3.1 车厢与车架铰支点O确定图中坐标原点的位置为车厢与车架的铰支点，应该为靠近车架大端尾部。X轴平行于车架并指向车驾驶室方向。这样坐标轴中的Y轴便确定了方向，由图可知，我规定的是向上为正方向。3.3.2 车厢未倾斜时倾斜机构与车厢的前铰支点 QUOTE A0 的确定。未倾斜时，的坐标点位置按照公式算出。式中：L油缸的最大行程。由于还未对液压缸进行计算，所以现根据同载荷量的自卸车进行初选。油缸的自由长度为 QUOTE L0=1202mm mm，最大有效行程L=800mm； QUOTE max 车厢的最大举升角。由于自卸车所运输货物多为松散货物，故选取R经验系数。与L尺寸相关，故R=175。因此可得：=2800 QUOTE xA0=17580050=2800mm。 QUOTE A0 点的垂直坐标值应该考虑到液压缸下沉深度，已知 QUOTE A0 距车厢底板的距离为80mm，底板纵梁高为180mm 。实际生产中横坐标的值应该比计算出的小一些，故坐标定为（2795,200） 3.3.3液压油缸与副车架铰支点E的确定开始倾斜工作时，液压缸与底座会有一定的角度，以保证工作的顺利进行。因此液压缸支点的纵坐标有最小值，根据结构选定最小值为14，其横坐标的值可以根据经验公式求得，最后代入数字的2434，根据自卸车结构特点，E点的坐标最后定为（2425，-14）。3.3.4倾斜机构未开启时三角臂中支点 QUOTE C0 坐标和大小的确定是液压缸的上支点，因为储备空间有限，所以要充分利用可用空间。所以设定该点的纵坐标为110。车相处平放时，液压缸的长度会略微变大15mm，保证各机构的独立运行。所以点的坐标为（3595,110）。由图可知AC=805mm。 3.3.5车厢放平时拉杆与三角臂铰点B0的确定车厢平放时，车厢倾斜角为零，将O以O点为原点向Y轴正方向旋转五十度，再以为半径画圆，圆心是A。以1992为半径，坐标原点为圆心画弧，两弧交于C点，得到EC和AC，最后可以看出图上两个三角形相似。最后根据合理的结构要求，取CB= QUOTE C0B0 =260mm，调节B点的坐标位置，使AB、BC为方便计算安装的整数，AB= QUOTE A0B0 =950mm，BC= QUOTE B0C0 =260mm，由此确定 QUOTE B0 的坐标为（3700，-136）。 3.3.6拉杆与副车架铰点D及拉杆长度的确定D点是的垂直平分线与的交点，由图中的线段关系以及结构关系最后确定D点坐标为（2190,180）。拉杆的长度 QUOTE LDB=1550mm mm。 3.4机构受力学分析 3.4.1机构受力分析结构受力分析如图（3-6）图3-6举升机构力学分析图由图可知为车厢平放时，车厢满载时的质心。结合车底盘参数，确定点的坐标为（1664，879）。取车厢是分离部分时； 由力矩平衡方程可知 QUOTE M0=0 ，即 QUOTE GxC0-FFADOFA=0 代入数据得： QUOTE FFA=GXC0DOFA=9800016642570=63452.14N ,表示坐标原点到的距离。取三角架ABC为分离体（图3-7）图3-7 举升机构力学分析图根据平衡方程可以得到。已知，确定油缸的最大举升力为： 同样的原理可以求出拉杆的最大拉力。 QUOTE FEC=FAFDBAFDBEC=63452.14660240=174493.39N 因为 QUOTE MA=0 即 QUOTE FBDDABD-FECDAEC=0 得拉杆 QUOTE DBEC 最大拉力 QUOTE FBD=FECDAECDABD=174493.39162140=201913.77N 式中： QUOTE DBEC 为 QUOTE B0 到直线 QUOTE EC0 的距离，为240mm QUOTE DBAF 为 QUOTE B0 到直线 QUOTE A0F0 的距离，为660mm QUOTE DAEC 为 QUOTE A0 到直线 QUOTE EC0 的距离，为162mm QUOTE DABD 为到直线 QUOTE B0D 的距离，为140mm 3.4.2拉杆截面尺寸确定根据受力分析可知，拉杆BD是二力杆，且作用力分布均匀，结果导致杆上最大拉力变为：初选拉杆材质为Q235，从手册可查得 QUOTE S=230106N/m2 取安全系数n=2，由公式 QUOTE =nF拉AS ，可知拉杆的最小横截面面积： 。为了方便生产和提高自卸车的使用性能，将A取为1000则实际上的实际安全系数 QUOTE =100956.881000106=N/m2 所以拉杆横截面面积 QUOTE A=1000mm2 ，该材料的横截面积可以满足要求。3.5液压系统的计算3.5.1自卸车液压系统简述 液压系统利用发动机中的油液，经过液压泵和安全阀的作用完成提供压力，完成举升以及倾斜运动。液压泵是指通过压缩油液使压力提高的装置，安全阀的作用就是保证油液的压力在正常合理的范围内。当液压系统完成工作时，液压系统中的油液会回到发动机系统中。所以自卸车的耗油量比一般货车的耗油量高。本次设计中，由于高位自卸车比普通自卸车的整备质量较大，所以液压系统的工作压力更大，并且由于运载货物多为松散的砂石等货物，更容易造成液压油路的堵塞，所以液压系统的及时清洁也非常重要。自卸车的使用寿命和性能是消费者选择的重要指标；所以不仅要保证系统硬件的完美配合，也要保证其“软件”的使用寿命。在各种油源型中我们经过对高位剪式自卸车工作环境的分析，选择就有良好的环境适应能力与使用寿命的常常啮合取力器加齿轮油泵型。对于液压油路的清洁问题，在实际生产中过滤器就能起到很好的作用。所以在本次设计中选择实际中常用的清洁方案，粗过滤器与精过滤器的组合。粗过滤器安装在油液的入口，液压泵对油液中颗粒的大小要求不高，粗过滤即可完成要求。但是液压系统中其他元件对油液的过滤要求较高，必须使用精过滤器。例如安全阀，换向器等。3.5.2液压缸的确定液压缸的大小确定与系统压力大小有直接的关系。而系统压力根据不同机械类型有不同的取值范围，如表（3.1）所示。由于高位剪式自卸车的工作环境与性质，在确定压力大小时应在范围内选择高一点，这样使得自卸车的经济效益会更高，使用性能更稳定。根据表格所规定的取值范围再加上取值原则，将压力大小选定为16Mpa。机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压机大中型挖掘机重型机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力MPa0.80.2352881010182032 表3.1 部分机械系统工作压力3.5.3液压缸型号的确定液压缸的选择不仅要考虑系统压力，还要考虑制作成本与工作空间。根据设计要求及机械设计手册的查询可知，液压缸的选择类型为：直线运动单级活塞杆双作用式液压缸。这种液压缸在工作时，活塞可以双向运动；具有减速制动机制；且减速值始终保持不变。根据车底盘提供的数据并考虑到实际生产中的超载现象，我将车厢举升过程中液压缸的推力120000N。则根据，可以计算出液压缸缸径=48.8602512mm式中：L油缸的最大行程。液压缸机械效率，=0.8；d举升液压缸缸径，根据以上计算，选择自卸车专用液压缸，其主要参数为：缸径d=50mm，油压杆径为 QUOTE d0=80mm ，油缸行程L=800mm。3.5.4液压泵的参数计算剪式举升机构，要计算其液压泵的流量，首先要先明确举升到额定高度时需要的时间t。根据我在网上查到的数据显示，平均举升时间为20s。 L油缸的最大行程,最大行程取1000。液压泵的额定流量Q：式中：液压系统的容积效率，取0.8；则初选液压泵的额定转速为n=2000r/min液压泵的排量q由下式确定：倾斜部分液压缸的和举升部分液压缸的计算方法相同。根据网上查到的相关资料，国家对于自卸车倾斜举升所用时间明确规定不得超过20秒，考虑到运行的安全问题，时间选定为16秒；液压缸的工作容积为：液压泵的额定转速选定为n=2000r/min，则液压泵的额定流量Q为：式中：举升时间液压系统的容积效率，则其排量q为：3.5.5液压泵的选择高位自卸车的举升与倾斜不是同时工作的。所以为了满足举升和倾斜的全部要求，我们按照计算出的最大流量为标准选择。而在实际选择中液压泵的额定压力比选择标准大0.250.6倍。经过文献资料查找，选定CBG2063型齿轮泵，其参数如下表（3.2）型号排量压 力转 速液压的总率额定最高额定最高CBG206363162020002500于0.82表（3.2）CBG2063型齿轮泵参数3.5.6管道尺寸的确定管道中常用的材料有铜质，钢制，胶制等。作为自卸车运输管道，自卸车管道承担的是运输高压油液的任务，而胶管由于是塑料制品，没有较大的承担压力的能力，钢管和铜管的性能相差无几，能够承担高温高压，但是性价比的话钢管更合适。管道内径计算公式如下： 式中 ：Q通过管道内的流量L/minv管道内允许流速 m/s，管道流速取值范围见下表（3.3）允许流速推荐值油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管道0.52，一般取1以下液压系统压油管道2.56，压力高，管道粘度小取大值液压系统回油管道1.53 表3.3 允许流速推荐值取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.则根据得出以下数值： =52mm,=23.3mm,=32.9mm。自卸车管道内径的大小是有相关确定数值，根据计算得到的数值选择相应的对应管道内经。最终得到以下数据：=50mm，=25mm, =32mm。对应管子壁厚分别为5mm，3mm，4mm。3.5.7 油箱容积确定油箱容积应该满足同时满足排油和充油的要求，既不能溢出，也不能油位低于最低油位。经查证，油箱设计时应该满足经验公式 。不同系统中的取值如表（3.4）所示。式中：液压泵每分钟排出压力油的容积 经验系数,按下表取 =4系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金机械12245761210表3.4不同系统经验系数的取值则=3.6 液压系统原理图自卸车整车系统的液压系统是由各种液压器件和控制回路组成的。在组件液压系统油路时，应避免重复机构，减少生产制作成本。各组件连接方式也要采用合理的方式，避免因不合理联锁关系造成的系统损失。因为自卸车用于实际的各种生产中，所以其组件及工作系统应该具有良好的效率；注意节能。同时为了方便维修和护理，在液压油路中我们通常会加一些压力表，温度计等。实际生产中，为了提高自卸车在运输过程和维修的迅速与方便，通常会备用关键组件。自卸车举升装置工作完成，开始回复到原始状态时有两种液压驱动方式。即液压缸加压回落和利用活塞杆重力和顶端外力式液压缸回落。在综合考虑节能减排，方便维修的实际生产中，选择利用活塞杆回落的方法。在自卸车工作时，举升机构和倾斜机构不能同时工作。在进行绘制时，对于标准件应该使用正确的组件结构图，所以其液压原理图（3-8）如下： 图3-8液压系统原理图1 三位四通手动换向阀 2 自卸部分举升液压缸 3分流集流阀 4 举升液压缸 5 直动型溢流阀 6 单向定量液压泵 7过滤器 8油箱 9单向阀分流分流集流阀的作用是构成同步回路，使两个油缸的精度得到同样的提高。三维斯通换向阀的使用可以液压油缸迅速脱离工作状态。溢流阀的作用是使自卸车在超载状态下，车厢仍然能够正常工作，保证液压系统的工作压力，使系统不会发生崩溃。根据所画液压系统图，其工作过程为：油箱中的油液经取力器和液压泵的抽取，从过滤器经过，而后进入节流阀，单向阀，三位四通换向阀进入液压缸的无杆腔。自卸车举升时，则需要启动右边的换向阀（将阀位打向左边），液压系统中只有右边是通路，油液就会进入举升部分的液压缸中。举升完成后将阀位打向中位，油液将保留在液压缸中，使车厢保持在相应的高度上。举升完成后，对左边的三位四通换向阀进行上述相同的起始操作，车厢既可以开始工作，完成工作后，将换向阀的阀位打向右边，系统中的油液会回流回油箱，车厢就会因为重力下降复位。3.7强度校核在校核强度时，应该找到机构运行时，受力较大的组件或一些主要组件进行校核。在剪式举升机构中，重要并且受力较大的机构为剪叉杆，对液压缸起支撑作用的横梁以及销轴。所以进行校核时对其进行校核即可。3.7.1 剪叉臂的强度校核 由之前（3-9）进行的受力分析可知，与液压缸相连剪叉杆2的受力强度大于剪叉杆1，那么只要校核剪叉杆2的强度即可。剪叉杆2的受力分析如图（3-9）。并且之前受力分析结论可知，和推力成反比，所以最大推力在机构处于最低位置时，剪叉杆的受力最大，此时强度最大计算此时的强度即可。为了方便计算将杆上的力进行分析(7.1)(7.2) (7.3)(7.4)(7.5)(7.6)(7.7)(7.8)图3-9 剪叉杆1的受力图各个力的分解示意图弯矩图轴力图剪叉杆2的g处是与液压缸一端连接的支点，为了方便计算，我们将其看做推力作用在剪叉杆上是均匀分布的载荷q。根据图（3-10），k点为最大弯矩点，但是e处的载荷也需要校核。且已知数据有，。剪叉杆2的横截面宽和高分别为，e处的铰连接内径为，e和k点的横截面如图所以根据力学公式可知：e点处的抗弯截面系数为k点处的抗弯截面系数为 图3-10 剪叉杆2的e、k两点处的截面图由上述计算可知，当时，此两点的弯矩是最大的。可知：，则可以计算出：又因为剪叉杆的选材是Q235,根据文献查的，此材料的理论校核强度为：=225MPa,经过对比，所选材料的载荷强度是安全的。3.7.2 液压缸底架固定横梁的强度校核液压缸底座横梁的受力分析如下图（3-11），相关数据已经在图中标出。，分别为推力在X，Y轴上的分力，且，。由销轴的强度校核可知，当举升机构处于最低位置时，推力T最大，。根据式（3.19）和式（3.12)可知，。图3-11 液压缸与底架连接的横梁图3-12 液压缸与底架连接的横梁截面图计算出沿X轴，Y轴上的分力。然后将他们进行平移，平移到原点。对于X轴方向，其受力如图3-13所示图3-13 横梁X轴方向的受力图因为梁的抗弯截面系数，所以（2）对于Y轴方向，液压缸固定横梁受力如图3-14图3-14 横梁Y轴方向的受力图梁的抗弯截面系数，则（3）当将X轴上的分力平移到坐标轴原点后，会产生一个扭矩，扭矩大小为：，。则该扭矩产生的剪切力为：根据第四理论强度可知：经过计算：根据参考文献，Q235的取安全系数为2，则，所以是安全的。3.8轴的强度校核由轴的工作环境可知，剪叉杆的g点和d点拥有最大的受力，即校核是选择这两点即可。3.8.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核经过受力分析，销轴只收切应力，并且由上面的计算分析可知，当整个机构处于最低位置时，剪切力最大，根据式（7.7），可知剪叉杆固定点所受的力。销轴横截面积为： 其中销轴的直径为，导油孔直径为。销轴受力在之前我们已经很清楚了，根据参考文献，收到双剪
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