一种装载质量为3.2t的高位自卸汽车的总体设计【剪式举升机构】
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一种装载质量为3.2t的高位自卸汽车的总体设计【剪式举升机构】,一种,装载,质量,3.2,高位,汽车,总体,设计,举升机
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黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要高位自卸汽车是专用自卸汽车的一种，它主要用于运输散装并可以散堆的货物（如沙、土以及农作物等），还可用于运输成件的货物，主要服务于建材厂、矿山、工地等。高位自卸汽车主要装备有车厢举升和倾卸机构，使用方便，运输效率高，具有高度机动性和卸货机械化的特点。文中一开始阐述了高位自卸汽车改装设计的目的和意义、发展状况以及应用前景。接着分析论证了一种装载质量为3.2t的高位自卸汽车的总体设计方案，进行了其举升机构和倾卸机构等主要机构的方案分析和选择以及强度和刚度的计算校核。另外，文中还简单介绍了液压系统的设计计算方法和过程。最后对改装完成后的高位自卸汽车进行了必要的整车性能的计算分析，计算结果表明整车性能满足要求。关键词：高位自卸汽车；剪式举升机构；倾卸机构；液压系统；设计I黑龙江工程学院本科生毕业设计ABSTRACTHigh-order dump truck is one of special-purpose dump truck, it mainly be used to transport those goods which can be scattered such as sandstone, soil and some crops, and also be used to transport unit goods, severing for tectonic grounds, mines, workshop. High-order dump truck have carriage rise and dump organization to lift to equip mainly, easy to use, it is with high efficiency to transport, the mechanized characteristic that have high mobility and unload.First, it talking about the purpose and meaning of this design about the High-order dump truck. And then, analytical argument a kind of lading quality for the high with 3.2ts High-order dump truck of total design, about the sport and motive analytical of its lifting and revolving.Moreover, in brief introduced the method and calculation process of the design that the hydraulic system in the text. Finally carry on necessary of the whole car of the functions such as motive, the fuel economy and stability etc. Then the result expresses that the car function satisfy designing request.Keyword: High-order dump truck；The shear type of lifting；Revolving；Hydraulic system；Design黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要IABSTRACTII第1章 绪论11.1 研究目的和意义11.2 高位自卸汽车的定义11.3 国内外的发展概况21.3.1 国内的发展概况21.3.2 国外的发展概况31.4 发展方向与前景41.5 设计的主要内容4第2章 总体方案设计52.1 底盘的选择52.1.1 底盘选择的原则52.1.2 底盘型号的选定62.2 质量参数的确定62.2.1 额定装载质量62.2.2 整车整备质量62.2.3 总质量72.3 副车架的设计72.3.1 纵梁的设计72.3.2 横梁的设计82.3.3 纵梁和横梁的加工工艺82.4 举升机构的设计与分析82.4.1 双缸直推式举升机构82.4.2 平行四边形举升机构92.4.3 单级剪式举升机构92.4.4 多级剪式举升机构102.4.5 举升机构方案的选定112.5 倾卸机构的设计与分析112.5.1 单缸直推式倾卸机构112.5.2 油缸前推连杆组合式倾卸机构122.5.3 油缸后推连杆组合式倾卸机构122.5.4 倾卸机构方案的选定122.6 车厢的选型132.6.1 自卸汽车车厢的结构形式132.6.2 车厢的尺寸的确定132.7 车箱后拦板开合机构的设计与分析132.7.1 重力开启机构132.7.2 滑杆顶开机构142.7.3 转动开启机构152.7.4 车厢后栏板开合机构方案的确定152.8 车厢锁止机构的设计与分析152.9 举升锁止机构的设计与分析162.10 总体结构设计方案的确定162.11 本章小结17第3章 举升机构设计183.1 举升机构的动力分析193.2 举升机构参数的确定203.2.1 基本尺寸参数的确定203.2.2 举升液压缸推力T及行程S的确定203.3 举升机构的校核203.3.1 各铰接点的受力分析203.3.2 各铰接点销的选择与校核233.3.3 油缸作用处杆件尺寸的确定与校核233.3.4 剪叉臂的校核243.4 本章小结24第4章 倾卸机构设计254.1 倾卸机构参数的确定254.1.1 车厢最大倾卸角的确定254.1.2 油缸推力的计算264.1.3 三角臂及拉杆尺寸的确定274.2 销的选择与校核284.3 本章小结28第5章 液压系统设计295.1 油缸的计算和选型295.1.1 油缸直径及行程的确定295.1.2 油缸的选型305.2 油泵的计算与选型305.2.1 油泵工作压力的计算305.2.2 油泵理论流量的计算305.2.3 油泵排量的计算315.2.4 油泵功率的计算315.2.5 油泵的选型315.3 油箱与油管的计算与选型325.3.1 油箱容积的计算325.3.2 油管内径的计算325.3.3 分配阀的选型325.4 本章小结32第6章 整车基本性能分析336.1 整车参数336.2 稳定性分析336.2.1 运输状态稳定性计算336.2.2 卸货状态稳定性计算356.3 本章小结35结论36参考文献37致谢38黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪论1.1 研究目的和意义目前国内很多的自卸汽车，其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的较高些，普通的自卸车就难以满足要求。如：石料厂、煤厂、建筑工地等，货物一堆堆的倾卸在货场，占地面积较大，如想要堆积的更高些，还需要有铲土机等机械，这样将会延误工时，影响正常的工作、生产，为此需要设计一种高位自卸汽车，它能将车厢举升到一定高度后再倾斜车厢卸货，以满足不同卸货高度的需要。伴随着现代物流运输速度的加快，专用车已成为我国汽车技术与发展的一个重要方向。市场每年对城市专用车的需求量正在加大，专用汽车市场正蕴含着巨大的商机。面对专用车市场的巨大发展空间，具有多种特点的自卸汽车仍将是专用运输工具中的重要组成部分。另外，通过本课题的研究使我可以完成对理论课程的实践总结，同时对今后的工作也有着至关重要的指导作用；同时，对本课题的研究也能够使我更加了解专用汽车改装设计方法，获得一定的工程设计工作方法。1.2 高位自卸汽车的定义自卸汽车是利用本车发动机动力驱动液压举升机构，将其车厢倾斜一定角度卸货；并依靠车厢自重使其复位的专用汽车。自卸汽车按其用途可分为两大类：一类属非公路运输用的重型和超重型（装载质量在20t以上）自卸汽车。主要用于承担大型矿山、水利工地等运输任务，通常是与挖掘机配套使用。这类汽车也称为矿用自卸汽车。它的长度、宽度、高度以及轴荷等不受公路法规的限制，但它只能在矿山、工地上使用。另一类属于公路运输用的轻、中、重型（装载质量在220t）普通自卸汽车。它主要承担砂石、泥土、煤炭等松散货物运输，通常是与装载机配套使用1。普通自卸汽车按装载质量me分为：轻型自卸汽车（me3.5t）、中型自卸汽车(3.5tme8t)和重型自卸汽车（me8t）；按运载货物倾斜方向分为：后倾式、侧倾式、三面倾式和底卸式自卸汽车；按车厢栏板结构分为：栏板一面开启式、栏板三面开启式和簸箕式（即无后栏板）自卸汽车。图1.1为普通自卸汽车的结构组成。高位自卸汽车是专用自卸汽车的一种，它可以将车厢及厢内的货物举升到一定的高度后将货物卸出。这种自卸汽车非常适用于高货台卸货。高位自卸汽车的专用装置由举升机构、倾卸机构和液压系统等组成。其中举升机构作用是将车厢平移举升到某一预定的高度，从而实现在该高度进行高位卸货。目前为止有剪式、L型、平行四边形等多种举升机构。倾卸机构的作用是使车厢倾斜一定的角度，使车厢中的货物可以自动卸下，然后再使车厢降落到车架上。它的主要结构型式有直推式倾卸机构、连杆式组合式倾卸机构两种。而液压举升系统的作用是产生液压能，实现举升机构倾翻的动力源；其结构组成有液压泵、控制阀、限位阀、举升液压缸等。液压泵由取力器驱动，取力器的动力来源于汽车底盘；控制阀改变液压系统回路，由驾驶员在驾驶室中操纵；限位阀限制车厢的最大倾角。大多设在液压缸内，当车辆升至预定的角度时，限位阀起作用，限制车厢继续倾斜；举升液压缸是将液压能转变为推动车厢的机械能的直接执行部件。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-邮箱；9-油泵；10-传动轴；11-取力器举升和倾卸机构是自卸汽车的重要工作系统，其设计质量直接影响自卸汽车的使用性能。若能将不同类型的机构按其各自的特点配备到与之相适应的自卸汽车，则无论是高位自卸汽车的工作性能，还是机构的使用效率，都会得到很大的改善。因此如何选择合适的举升和倾卸机构，成为高位自卸汽车设计中的首要问题2。1.3 国内外的发展概况1.3.1 国内的发展概况自卸车用途广泛，在矿山、水利工程、城市建设、公路、环卫等行业都有专用的自卸车，且都以轻型为主。在我国大的工程项目中，如：三峡水利工程、小浪底水利枢纽工程等项目中应用的重型自卸车大都为进口产品。进入21世纪，专用汽车技术创新是将机械、电子、液压、化工、环保、能源、动力、信息处理等先进技术与汽车传统技术的有机融合，科学技术的进一步发展和科技成果的广泛应用必将引起专用汽车新产品技术与结构的重大变革。目前世界汽车工业的竞争实际也是现代科技的竞争，各国大公司已把主攻方向转向以微电子技术和信息处理技术为代表的高新技术对汽车工业及产品进行改造，围绕新能源、新材料、新工艺以及安全、环保、节能等战略重点区域，开发研制高技术含量的新车型。因此，我国专用汽车企业首先要在有关部门的支持和配合下，加强高新技术在专用汽车上的应用研究，把提高开发高新技术产品的能力作为企业发展的重要目标，加快新产品研制和开发的步伐。同时，我国在机械设计中采用最优化技术的历史最短，但其发展速度却是十分惊人的。无论在机构综合、通用零部件设计，还是各种专业机械的设计都有最优化技术应用的成果。2010年，受宏观经济复苏、政策惯性以及车市整体火爆的影响，在国家基础设施建设以及公路物流运输中发挥重要作用的专用改装车行业进入了高速发展时期。据中国汽车技术研究中心的统计数据，2010年，我国专用改装车生产168.45万辆，比2009年增长25.27%。其中普通自卸车64.48万辆，同比增长28.99%3。目前，我国专用汽车品种总数大约在1500种左右，多数是建筑工程用（翻斗自卸、散装水泥等），城市园林（洒水车、环卫垃圾车等）、电力维修、道路清障、矿山、码头、机场、军事等领域的专用汽车。可以说我国专用车行业的市场潜力大，发展前景看好，但品种单一、科技含量不高、与国外同行差距较大、管理不规范等这些问题都是我国专用车行业发展中的弱点。1.3.2 国外的发展概况国外自卸汽车技术成熟于50年代至60年代期间，国外自卸汽车生产厂家均为多品种系列化生产。从矿用自卸汽车的国际市场来看，在50t以下矿用自卸汽车中，以铰接式车型发展较快。经过几十年的发展与研究，国外自卸汽车呈现以下的发展方向。电传动与液力传动的比较与技术发展。电传动自卸汽车具有恒功率特性，可以无级调速，操纵方便平稳，动力制动时电阻发热与发动机无关。在一定条件下，可以搞架线运行，节省燃料，减少排烟对矿区的污染。提高驾驶员的安全性和舒适性。国外对专用自卸汽车的安全性与提高生产率、可靠性和经济性等置于同等地位。在车型和结构方面，专用自卸汽车改进结构的重点是在减少质量的同时设法延长车架的使用寿命。车型方面，近几年以铰接式自卸汽车发展较快。总的来说，国外自卸汽车正在朝着大型专用车、小型多功能化、高效率、维修周期长、安全、舒适、低公害等方面发展。1.4 发展方向与前景随着国内基础设施建设需要不断增加，自卸车产量近年来一直保持较高产销量，在专用综合产量中保持第一位置，但在种类、形式、材料运用方面与国外还有一定的差距。随着自卸汽车的快速增长，销量已超过载货汽车上升至第一位。主要原因是固定资产投资强劲增长，巨大的投资规模奠定了自卸车市场需求基础；自卸汽车品种增加，不仅适应和满足施工要求，同时向运输市场发展。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。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，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；进一步开发自动机械装卸机构，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。1.5 设计的主要内容本设计的目标是设计一种装载质量为3.2t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：高位举升机构的设计计算、倾卸机构的设计计算、液压传动装置的设计计算和选型，并进行二类底盘的选择、进行二类底盘选型分析；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，完成部件的设计与选型，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，并且附之以总装配图，清楚表达设计。第2章 总体方案设计2.1 底盘的选择2.1.1 底盘选择的原则目前，改装专用汽车选用的底盘主要是二类或三类汽车底盘，也有为某些专用汽车设计的专用底盘。汽车底盘的选择或设计专用底盘主要根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、动力匹配、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形尺寸等来决定。目前我国对于常规的厢式车、罐式车、自卸车等通常是采用二类汽车底盘改装设计。这是目前专用汽车设计中选用底盘型式最多的一种。所谓二类汽车底盘，即在基本型整车的基础上，去掉货箱。改装设计总布置时，在没有货箱的汽车底盘上，加装所需要的工作装置或特种车身。采用二类汽车底盘进行改装设计工作的重点是整车总体布置和工作装置设计。在设计时若严格控制了整车总质量、质心高度位置、轴载质量分配等，则基本上能保持原车型的主要性能。但是，还要对改装后的整车重新作出性能分析和计算。对客车、客货两用车、厢式货车等则通常采用三类汽车底盘进行改装设计。所谓三类汽车底盘，般是在基本型车的基础上，去掉货箱和驾驶室。近年来，我国乘用车发展很快，对乘用车使用性能的要求也在不断提高，因此，各类专用客车底盘应运而生。这些专用客车底盘的基本特点是利用基本型总成，按客车性能要求进行整车布置，设计悬架系统。这种底盘不仅在质心位置、整车性能特别是平顺性方面有很大的变化，而且在传动系统和动力匹配、以及制动系统等总成方面也有较大的改装设计。目前在用普通汽车底盘作改装设计时，把更换了发动机的底盘，如将汽油发动机改换成柴油发动机，亦当作三类底盘处理。无论选用二类或三类汽车底盘，都很难完全满足某些专用汽车的性能要求。例如用普通汽车底盘改装厢式货车，存在质心过高、轴荷分配不合理的问题；改装客厢式专用车，存在平顺性差的问题；改装消防车，首先是底盘车速就达不到要求。因此，可以这样说，若要使我国的专用汽车上质量、上档次，一定要开发出一些具有特点的专用汽车底盘。在专用汽车底盘或总成选型方面，一般应满足下述要求：适用性对乘用车用的总成应适于乘客的需要，达到乘座安全舒适；对货运车用的总成应适应货运要求，保证货运安全无损；对各种专用改装车的总成应适于专用汽车特殊功能的要求，并且要以此为主要目标进行改装选型设计，例如各种取力器的输出接口等。先进性所选用的底盘或总成，应使整车在动力性、制动性、经济性、操纵稳定性、行驶平顺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，而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。可靠性所选用的各总成工作应可靠，出现故障的几率少，零部件还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均衡。方便性所选用的各总成要便于安装、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。在选用专用汽车底盘时，除了上述因素外，还有以下两个很重要的方面：一是汽车底盘价格，它是专用汽车购置成本中很大的一部分，一定要考虑到用户是否能够接受，这也涉及到专用汽车产品能否很快地占有市场、企业能否增加效益等问题；二是汽车底盘供货要有可靠地来源，要同生产汽车底盘的主机厂有明确的协议或合同，无论汽车底盘滞销或紧俏，一定要按时将底盘供货4。2.1.2 底盘型号的选定根据底盘选择的原则，本次设计选择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的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4。经过搜集各类底盘及其技术参数相关方面的资料，并结合本次改装设计专用车的用途、最大装载质量、专用设备或装置的外形、尺寸、成本等各方面的综合要求，最终选择CA1083P9K2L2E底盘作为本次高位自卸汽车的底盘，其主要技术参数见表2.1。2.2 质量参数的确定2.2.1 额定装载质量额定装载质量是指在汽车自身各零部件所允许的范围内，能保证汽车在道路上稳定行驶的汽车的最大的货物装载量。高位自卸汽车的额定装载质量应比同一类型底盘改装的普通自卸汽车装载质量小，这主要是由于它比普通自卸汽车多了一套车厢升高装置。根据CA1083P9K2L2E底盘最大承载质量为4960kg，所以本设计中初定额定装载质量为3200kg。2.2.2 整车整备质量整车整备质量是指汽车完全装备好的质量，包括润滑油、燃料、随车工具、备胎等所有装置的质量。参考同类普通自卸汽车的整车整备质量，在此基础上在增加车厢升高装置的质量，即可估算高位自卸汽车的整车整备质量。表2.1 底盘技术参数列表质量参数底盘整备质量3535kg尺寸参数总长7590mm最大允许总质量8495kg总宽2244mm前（后）轴允许最大轴荷2995/5500kg总高2550mm性能参数最高车速99km/h底盘前悬/车架后悬1330/2010mm最大爬坡度%31轴距4250mm加速行驶车外最大噪声83dB(A)轮距（前/后）1810/1740mm最小转弯直径17m最小离地间隙(前/后)205/215mm最高档80 km/h等速油耗20L/100km重心至前轴中心距离1530mm制动距离(GB12676)36.7m驾驶室翻转半径2217mm所选CA1083P9K2L2E底盘的整备质量为3535kg，因为在本次设计选用的车厢质量约500kg，副车架约100kg，托架80kg，再加上双级剪式举升机构约450kg。即高位自卸汽车整车整备质量约为4660kg。2.2.3 总质量总质量ma的计算公式为：ma320046606538055kg式中乘员质量（kg），按每人65kg计。高位自卸汽车轴载质量分配应基本接近原车底盘的要求。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心略向前移。2.3 副车架的设计在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架过渡。本车在工作中受较大的弯曲应力。因此，副车架纵梁与横梁选用16MnL来制造，即Q345钢。这种材料在工程上一般用于汽车纵梁的生产制造。副车架纵梁与横梁的连接方式采用焊接。2.3.1 纵梁的设计自卸车副车架在设计中应考虑自身结构、刚性分布等，要尽量符合主车架在承载状况下的变形规律，使副车架顺应主车架的扭曲，达到主、副车架的刚性尽量匹配合理。在本设计中，副车架参照主车架进行设计。因在一定条件下，副车架纵梁的高度与其能否满足强度要求无关。故根据主车架纵梁截面尺寸220mm75mm15mm，副车架纵梁截面尺寸定为200mm75mm20mm。2.3.2 横梁的设计横梁的材料为Q345钢。本设计中的自卸汽车是后倾式的，有一个举升液压缸，故必须设计出1个举升液压缸的安装支座。由于还有举升锁止机构，所以也必须设计出一个举升锁止机构的安装支座，举升锁止机构的安装支座由两根横梁组成。横梁的具体形状及安装位置详见CAD图纸。2.3.3 纵梁和横梁的加工工艺由于纵梁长度很长，常用滚压的方法来加工，少数也采用冲压的方法来加工。本设计中即采用滚压的方法进行加工。滚压加工是将高硬度且光滑的滚柱与金属表面滚压接触，使其表面层发生局部微量的塑性变形后得到改善表面粗糙度的塑性加工法的一种。加工方法简单且成本低，被滚压加工的工件不仅表面精度高，而且加工面硬化后其耐磨性得到提高的同时疲劳强度也增加了30%，具有切削加工中无法得到的优点。本设计中横梁都较短，故采用冲压来加工。冲压加工是借助于常规或专用冲压设备的动力，使板料在模具里直接受到变形力并进行变形，从而获得一定形状，尺寸和性能的产品零件的生产技术。2.4 举升机构的设计与分析高位自卸车改装对举升机构的设计要求如下：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；在卸货过程中要保证汽车具有足够的稳定性；在举升过程中可在任意高度停留卸货。2.4.1 双缸直推式举升机构双缸直推式举升机构的结构如图2.1所示。该结构主要由前后两组四个液压油缸组成，在货厢被举升的过程中前后两组油缸同步工作；当货厢到达预定的高度后，后组两个油缸停止工作并被锁止，而前组两个油缸则继续工作，从而使车厢绕后组两个油缸的举升点转动达到自动卸货的目的。此种举升机构的优缺点如下：优点：该装置设计简单，所需构件种类少，便于修理和维护；在上升和下降过程中平稳性好。缺点：该装置需要液压油缸较大的推程，为达到效果，所需杆件较长，不利于实际生产；液压杆的数量较多。图2.1 双缸直推式举升机构示意图2.4.2 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其结构示意图如图2.2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。此种举升机构的优缺点如下：优点：结构简单，易于加工、安装和维修；能够保证车厢在举升和下降过程中保持水平，稳定性好；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。2.4.3 单级剪式举升机构单级剪式举升机构是一种很常见的机械举升，在许多领域都得到了广泛的应用。采用单级剪式机构车厢举升装置的自卸汽车其结构示意图如图2.3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。 图2.2 平行四边形举升机构示意图图 图2.3 单级剪式举升机构示意图采用此种布置时，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6。此时，由于E取为两杆的中点，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。此种举升机构优缺点如下：优点：结构简单，紧凑；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；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。2.4.4 多级剪式举升机构多级剪式机构是在单级剪式机构的上面再叠加相似的剪式结构，通常有两级或三级甚至更多；但应用在自卸汽车上的举升机构不大于三级。利用多级剪式举升机构可以将车厢垂直举升到相当高的高度，如图2.4所示双级式举升机构的几种结构示意图。 (a) (b) (c) (d)图2.4 多级剪式举升机构示意图(a) 油箱倾斜中置；(b)油箱水平中置；(c)油箱垂直安置；(d)油箱水平安置这种机构的油缸作用点布置十分灵活，而且在需要举升高度较大的情况下能够有效减小油缸的行程。油缸既可布置在支撑杆的滑动铰接处，也可以布置在支撑杆的中心铰接处，还可以直接铰接在支撑杆上，它能够很好的解决举升机构传动角和液压油缸推程的关系。此种举升机构优缺点如下：优点：油缸作用点布置十分灵活；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；机构的受力情况较好。缺点：该方案杆数较多，杆的铰接处的压力较大；由于液压杆放在杆的中间位置，对液压杆的摆放位置要求较高。2.4.5 举升机构方案的选定综合上述各举升机构结构的特点以及结合本次改装设计车厢举升高度的要求，选择双级剪式举升机构作为该自卸汽车的举升机构；又因为考虑到车厢起始高度和油缸布置空间的限制，所以采用油缸水平下置的形式，如图2.4(d)所示。经调查研究发现：在实际操作的过程中很难控制两缸同步工作，而且双缸布置所需要的空间相对较大；所以本次设计采用单缸的形式，将一横轴连在车厢两边下侧的内剪叉臂之间，然后油缸的作用力在该横轴的中间，从而达到类似双缸同步作用的效果。2.5 倾卸机构的设计与分析高位自卸汽车改装对倾卸机构的设计要求如下：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；结构要紧凑，可靠，具有很好的动力传递性能；完成倾卸后，要能够复位。现代自卸汽车倾卸机构主要分为两大类：直推式和连杆式，它们均采用液压作为倾卸动力。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。2.5.1 单缸直推式倾卸机构单缸直推式倾卸机构的示意图如图2.5所示，这种机构结构简单紧凑、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。图2.5 单缸直推式倾卸机构示意图此种倾卸机构的优缺点如下：优点：结构简单紧凑；且采用单缸时，容易实现三面倾斜；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。缺点：机构横向强度差，而且其油缸行程较大。2.5.2 油缸前推连杆组合式倾卸机构油缸前推连杆组合式倾卸机构的示意图如图2.6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5。图2.6 油缸前推连杆组合式倾卸机构示意图 图2.7 油缸后推连杆组合式倾卸机构示意图2.5.3 油缸后推连杆组合式倾卸机构油缸后推连杆组合式倾卸机构的示意图如图2.7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且布置容易；但举升力系数大，举升臂较大。油缸后推连杆组合式倾卸结构广泛应用在中轻吨位的自卸汽车上。另外，在改变三角臂的相对尺寸后可以得到连杆放大式机构；经改进后的结构，油缸的举升力更小但其需要的布置空间也相对较大6。2.5.4 倾卸机构方案的选定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。根据上述各种倾卸机构的对比分析，以及本次高位自卸汽车的改装设计装载质量和车厢最大倾斜角的要求，最终选择油缸后推连杆组合式倾卸机构，如图2.7所示。2.6 车厢的选型2.6.1 自卸汽车车厢的结构形式车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，图2.8为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶盖，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与侧栏板饺接，后栏板借此即可开启或关闭。图2.8 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；7-防护挡板；8-底板本次设计的高位自卸汽车主要是承担市区或市郊短途运输的普通自卸汽车，没有侧倾要求，故采用后倾式车厢。2.6.2 车厢的尺寸的确定根据载重量、副车架、举升机构等诸多因素选择如表2.2所示的车厢尺寸：表2.2 车厢主要尺寸长宽高4800mm2000mm600mm2.7 车箱后拦板开合机构的设计与分析高位自卸汽车改装对车厢后拦板开合机构的设计要求如下：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；后厢门打开机构的安装面不超过车厢侧面。2.7.1 重力开启机构重力开启机构结构示意图如图2.9所示，该种方案是最容易想到的，因为设计要求在车厢倾斜卸货时，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，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，需要在车厢的底部设计一个倒锁，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。此种开合机构的优缺点如下：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；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，费用就增大了。图2.9 重力开启机构2.7.2 滑杆顶开机构滑杆顶开机构结构如图2.10所示，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。图2.10 滑杆顶开机构此种开合机构的优缺点如下：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，若润滑不好，就很有可能造成机构的自锁，使得后车厢门不能正常打开。2.7.3 转动开启机构滑杆顶开机构结构如图2.11所示，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。此种开合机构的优缺点如下：优点：该方案的结构比较简单；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。图2.11 转动开启机构2.7.4 车厢后栏板开合机构方案的确定通过上述几个开合结构的综合对比分析，以及对本车型改装设计要求的综合考虑，最后选择转动开启机构，如图2.11所示。2.8 车厢锁止机构的设计与分析锁止机构是防止车辆在运行中由于路面不平等因素引起车厢上下跳动的一种辅助装置。高位自卸汽车的锁止机构同普通自卸汽车的锁止机构类似，如图2.12所示。如图所示，车厢锁止机构它是由滚轮1、压板2、橡胶块4等组成的。图示位置中，橡胶块4迫使压板2夹住滚轮1，使车厢与垫木6保持可靠的接触，车厢举升时，滚轮推动压板，使橡胶块变形量增大，滚轮与压板2脱离。当车厢降落时，滚轮沿压板的弧形面推动压板，落入压板的下弧面而起到固定锁的作用7。图2.12 车厢固定锁的机构1-滚轮；2-压板；3-销；4-橡胶块；5-副车架纵梁；6-垫木；7-车厢底架纵梁2.9 举升锁止机构的设计与分析举升锁止机构的设计要求是：结构简单，操作方便，能够可靠保证车厢举升后在任意高度停住，防止因自动升降而产生的危险。实际生活和生产中有摩擦副式和机械式等多种类型的锁止机构，考虑到布置空间的局限和所选双级剪式举升机构的运动特点，可以选用齿轮齿条式锁止机构，其结构图如图2.13所示。它主要有齿轮1、齿轮2、齿条3、杠杆4以及滑槽5等组成，其中齿轮1可以水平移动但不能转动；而齿轮2只能转动不能移动；齿条3可以水平移动；杠杆4绕O点转动；齿条3与举升机构水平移动的销铰接。车厢被举升的时候，在杠杆4的作用下，齿轮1向左移动，此时齿轮2可以自由转动，齿条3也能水平移动；当车厢需要停留在某一高度卸货时，杠杆4的作用使得齿轮1右移并与齿轮2啮合，使齿轮2锁止，此时齿条也被齿轮2锁止，从而实现了锁止举升机构的目的8。图2.13 举升锁止机构示意图1-小齿轮；2-大齿轮；3-齿条；4-杠杆；5-滑槽2.10 总体结构设计方案的确定综合上述高位自卸汽车的各主要机构的选定方案，最终所得到的整车装配结构如图2.14所示。图2.14 高位自卸车整车总装示意图1-二类底盘；2-举升液压缸；3-倾卸液压缸；4-倾卸三角臂；5-车厢6-后厢门开合机构；7-托架；8-剪式举升臂；9-副车架2.11 本章小结本章先后采用对比分析以及列举举例的方法介绍了高位举升机构、车厢倾卸机构以及车箱后拦板开合机构等高位自卸汽车的三大主要机构的设计方案。其中车厢高位举升机构有双缸直推式、平行四边形连杆式、单级剪式和多级剪式等几种设计方案；车厢倾卸机构有油缸油缸前推连杆组合式、油缸后推连杆组合式等可用设计方案；车箱后拦板开合机构有滑杆式、转动式等方案。然后通过分析各设计方案的优缺点和适用条件的结果，结合当前生产生活中的需求选择最佳机构设计方案双级剪式举升机构、油缸后推连杆式倾卸机构和转动式车厢后栏板开合机构。以及车厢举升锁止机构、防止在行驶过程中车厢上下颠簸的车厢锁止机构等其他一些辅助装置的设计。第3章 举升机构设计对高位举升机构进行设计时，一般应满足以下设计要求：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3.1；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3.1。为保证车厢的稳定性，其最大后移量amax不得超过1.2a；在举升过程中可在任意高度停留卸货；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；结构尽量紧凑、简单、可靠，具有良好的动力传递性能。表3.1 参考数据车厢尺寸（LWH）(mm)车厢最大升程Smax(mm)车厢最大后移量a(mm)48002000640120018001502504000200064012001800180280390020006401000150020035039001800630150020002003203800180063015001950200300双级剪式举升机构是一种相对举升位置更高的升高机构，它由相等的八根剪叉臂组成（车厢两侧各四根）。图3.1 双级剪式举升机构简图如图3.1所示，臂AE、CE、BD、BF均相等，剪叉臂AE和BF通过H点铰接，臂BD和CE通过G点铰接，臂AE和CE通过E点铰接，臂BD和BF通过B点铰接；F点与副车架铰接，C点与托架铰接；铰接点A在液压缸N的作用下能够在水平滑槽中移动，另外铰接点D也能水平移动，且与A点的运动方向相反。由于点A和D的移动，从而车厢在垂直面内升降并伴随有少量水平位移9。3.1 举升机构的动力分析如图3.2所示，高位自卸汽车的双级剪式举升机构，不计剪式机构的重力和摩擦力，则该质点系具有理想约束，因此可以用虚位移原理求解其所受各力的相互关系10。图3.2 双级剪式举升机构动力分析简图虚位移原理：其原理是所有作用在质点系上的主动力对其作用点的虚位移所作的虚功之和为零。对n个质点组成的质点系，其数学表达式为： （3.1）式中Fi和ri分别表示第i个力和它的虚位移11。图3.2中双级剪式举升机构所受的主动力为重力G（包括装载质量me，车厢质量m1，车厢支撑台面质量m2）和水平油缸的水平推力FN。由虚位移原理可得 （3.2）上式中两虚位移的关系则： （3.3）由式（3.3）可知，在一定装载质量的情况下，油缸活塞对滑块A的水平推力随角度（为杆BF绕点F转过的角度）变化而变化。根据设计要求的荷重和剪叉机构的结构尺寸，可求出在整个升程范围内活塞的推力，以此作为油缸选择设计的依据。3.2 举升机构参数的确定3.2.1 基本尺寸参数的确定参照表3.1，本次设计的举升机构部分参数定为：车厢尺寸（LWH）（mm）车厢最大升程Smax（mm）车厢最大后移量a（mm）480020006301800163如图3.1所示，AD、BC、DE和CF为杆长相等的四杆，AD与BC、DE与CF分别铰接于H、G，A、F为滑动铰接。设AD=BC=CF=DE=l，初始位置 ，到达最大升程时 ，由几何关系可得： 为了使整个举升机构不超过车厢底部安装空间，需满足：取 , 联立解得： 3.2.2 举升液压缸推力T及行程S的确定考虑到超载的因素，因此计算台面荷重应有一定的安全系数，即台面荷重：(320080600)9.81.141826N由式（3.3）得：TFN498275.4N由于液压缸的作用力同时作用在两等距离的内剪叉臂上，所以油缸对单侧内剪叉臂的作用力P为：PFN 2249137.7NSa163mm3.3 举升机构的校核本次设计的双级剪式举升机构各铰接点均采用同型号的螺栓联接，因此在对该机构进行校核时，除了要对剪叉臂进行强度校核外，还要对各铰接点的销轴进行强度校核。由于在该机构的运动过程中各铰接点的受力在不断变化，只需对最大受力点校核。3.3.1 各铰接点的受力分析结合双级剪式举升机构的结构和运动特点，对其进行整体受力分析，如图3.3所示。设货物重心与C点的距离K，A、D点的滑动摩擦系数为f，不计双级剪式机构的自身重力和内部摩擦力。图3.3 双级剪式举升机构简图将货物对该机构的作用力分解到C、D两点上根据力学定理可得： （3.4） （3.5） （3.6）将剪式机构看作一个整体，根据力学定理可得A、F点的受力情况： （3.7） （3.8） （3.9） （3.10）对臂AHE及CGE隔离受力分析，如图3.4所示，根据力学定理可得： 图3.4 剪叉臂受力简图 则： （3.11） 则： （3.12）联立式（3.11）和（3.12），得： （3.13）对E点取矩，有： （3.14）将式（3.9）、（3.10）、（3.11）、（3.12）及（3.13）代入式（3.14），则： （3.15） （3.16） （3.17）以臂BGD为隔离研究对象，如图3.5所示。图3.5 剪叉臂受力简图（2）则： （3.18）3.3.2 各铰接点销的选择与校核考虑到整车结构的整体布局需要，以及结合高位自卸汽车的整车装配图，取mm；根据摩擦副的特性，取。对上述各铰接点在任意角度时的计算公式的分析计算，可知H点承受的作用力最大，且当时作用在H点的力最大。当时 KN KN销轴均用Q345钢制造，作调质处理，其屈服强度为=345MPa，选择安全系数为2，其许用剪切应力=0.5=172.5MPa。考虑到生产制造的方便、节省制造工时，在使用材料允许的条件下，该机构铰接处的销轴均采用同一直径，取60mm12。 MPa经校核可知，机构所有铰接点选用的销均满足强度要求。3.3.3 油缸作用处杆件尺寸的确定与校核油缸作用处杆件同样采用Q345钢制造，考虑到该杆件所受的作用力比剪式机构铰接点处的力大，经比较后取70mm。 MPa经校核可知，该杆件满足使用的强度要求。3.3.4 剪叉臂的校核举升剪叉臂的材料均为Q345；密度：kg/m3；弹性模量：MPa（根据胡可定律，弹性模量是反映应力与应变关系的常数，与所选的材料有关）1314；最大许用应力：345MPa；泊松比：（泊松比又称为横向变形系数；是当应力不超过比例极限时，横向应变与纵向应变之比的绝对值）。由于所有举升剪叉臂的外形及结构均相同，因此只要其中的一条剪叉臂满足强度要求，那么所有的剪叉臂就都满足强度要求。由前面的剪叉臂受力分析及材料参数知：在剪叉臂受油缸作用力处受应力强度最大，其最大应力值为237.07MPa，小于许用应力值345MPa，因此该机构满足强度要求。3.4 本章小结本章首先对双级剪式举升机构进行动力分析，为后面的计算与校核作铺垫。通过计算发现，在机构举升车厢的整个过程中，直接承受油缸推力作用的内剪叉臂受力最大，且在举升的初始阶段此力达到极限值。由此可见，只须对该臂进行校核。第4章 倾卸机构设计油缸后推式倾卸机构又称D式倾卸机构，如图4.1所示。该倾卸机构由倾卸油缸OB、三角臂ABC、拉杆OA构成。工作状态下油缸充油使活塞杆OB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，实现货厢倾斜卸货。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。图4.1 倾卸机构4.1 倾卸机构参数的确定油缸后推连杆式倾卸机构主要需确定的尺寸有三角臂的尺寸、拉杆的尺寸、液压缸的推力及行程、整体的安装位置等。4.1.1 车厢最大倾卸角的确定自卸汽车是利用倾卸机构使车厢具有一定的倾角，而使货物自动卸下。因而只有当其倾斜角度大于松散货物的安息角后，货物才可能倾卸干净，而大部分货物的安息角都在3550的范围内（见表4.1）。同时考虑到松散货物在湿淋状态下其附着力的增加，故而国内外自卸汽车的最大倾卸角有增加的趋势，目前有的已经达到60。参考绝大部分同类车型以及本次设计的要求，最后确定本次设计的高位自卸汽车的最大倾卸角为5515。表4.1 部分松散货物的安息角物料名称安息角物料名称安息角无烟煤2745细砂（湿）3035焦碳50石灰石4045铁矿石4045生石灰4050铜矿3545粘土504.1.2 油缸推力的计算图4.2所示为后推连杆举升机构工作原理图，设车厢后铰支点O为坐标原点，A0、B0、C0和E分别为举升机构在初始位置时，三角臂的三顶点及油缸下铰支点的位置；图中A、B、C则分别为举升角为任意角度时，三角臂三顶点的位置；举升机构各点坐标如下：,。图4.2 后推连杆举升机构工作原理当举升角为任意角时，求解油缸推力。设车厢初始位置时，C0的坐标为,而当举升角为时，C点（三角臂与车厢底部铰支点）坐标和,可由下式求得： (4.1)解下列方程组，可求得A点坐标值、： (4.2)同理，解下列方程组，可得B点坐标值、： (4.3)设车厢初始位置时举升质量G0点坐标为；当举升角为任意角时，举升质量质心G点坐标、可由下列求解： （4.4）求解O点至线段的距离，由直线的方程 得直线标准方程为：故点至的距离为： (4.5)根据车厢在任意举升角时的力矩平衡,得： 即 (4.6)式中：举升质量所产生的重力，N。按式（4.4）点线距离的计算方法，可计算出点A至线段和的距离、；根据对三角臂的A点力矩平衡，求得油缸在车厢任意举升角时的推力： (4.7)4.1.3 三角臂及拉杆尺寸的确定已知车厢的最大倾卸角，参考同类车型倾卸机构，初定油缸的自由长度mm和油缸的最大工作行程mm。选择车厢与托架的铰支点为坐标原点，设举升机构与车厢铰支点坐标为C0(XC0,YCO)，举升机构与托架的铰支点坐标为E(XE,YE)。根据经验公式有：mm,取mm；mm，取mm；为车厢结构允许最大值，取mm；为车厢机构允许最小值，取mm。（上述各式中mm，取mm。）根据该倾卸机构的工作原理以及结合几何作图求解法的基本过程，通过作图得三角臂的三个边长分别为A0C0=1153mm、B0C0=795mm和A0B0=510mm；拉杆长为EA0=1290mm；如图4.3所示。图4.3倾卸机构求解图故，根据式（4.7）计算得：KN；4.2 销的选择与校核销轴均用Q345钢制造，作调质处理，其屈服强度为=345MPa，选择安全系数为2，其许用剪切应力=0.5=172.5Mpa。考虑到生产制造的方便、节省制造工时，在使用材料允许的条件下，该机构铰接处的销轴均采用同一直径，取mm。由上述各力的计算分析可知，整个机构中油缸作用点处所受力最大，且在倾卸角时取得极限值。MPa因此，该机构所有铰接点选用的销均满足强度要求。4.3 本章小结本章首先对油缸后推连杆式倾卸机构进行运动分析和动力学分析，从而详细叙述了它的运动规律和力学规律，为后面的计算与校核作铺垫。另外，和第3章一样，本章对该机构的销都采用了计算校核，结果表明它们都满足强度要求。第5章 液压系统设计高位自卸汽车液压系统设计的好坏，将直接影响整车的性能和生产效率。高位自卸汽车液压系统一般主要包括举升液压系统、倾卸液压系统以及其他辅助液压系统。本次高位自卸汽车的改装设计主要偏重于机械机构的设计与分析，而其液压系统所采用的油泵、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；因此在改装设计中只需要进行液压元件计算选型。其主要内容包括油缸的直径与行程、油泵工作压力、流量、功率以及各种相关控制阀的选型等。5.1 油缸的计算和选型油缸是液压系统执行元件，也是上述举升和倾卸两大机构的直接动力来源。液压缸常用的结构形式是活塞式和伸缩式。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）。伸缩式液压缸，一般有25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35MPa），易于安装布置等优点。此种液压缸常用于工程机械和农业机械上16。5.1.1 油缸直径及行程的确定油缸选型主要依据所需的最大作用力以及最大工作行程来确定的。根据液压系统中油缸的工作特点，有： （5.1）式中：液压系统效率，通常按=0.8； 液压系统额定工作压力（MPa）； 液压油缸内径（m）。表5.1 液压设备常用的工作压力设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力P/（MPa）0.82.0352881010162032参考表5.1选取,越高，对密封要求也越高，成本亦随之上升；根据机构的类型及其工作特点，取MPa。举升机构油缸直径与行程的计算由式（5.1）可知：mm mm倾卸机构油缸直径与行程的计算由式（5.1）可知：mm参考同类车型机构，取mm。5.1.2 油缸的选型根据上述计算的L和d值，查阅相关资料：举升机构油缸选用单级活塞双作用缸HSGL-250/180AE-E；倾卸机构油缸选用多级活塞单作用缸3TGI-E1001000。5.2 油泵的计算与选型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，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；重型自卸车采用柱塞泵。5.2.1 油泵工作压力的计算 MPa （5.2）式中：油缸最大作用力，(N)；油缸横截面积，(m2)。则：MPa5.2.2 油泵理论流量的计算 L/min （5.3）式中：油缸最大工作容积（m3），按下式计算：L、的单位均为m；举升时间，(s)，一般要求20s，取s；液压泵容积效率=0.850.9。则：L5.2.3 油泵排量的计算 mL/r （5.4）式中：油泵流量，(L/min)； 油泵额定转速，(r/min)。取力器速比：；油缸工作时发动机转速：r/min；则，油泵转速r/min那么： mL/r （5.5）5.2.4 油泵功率的计算 （5.6）式中：油泵最大工作压力，(Pa)； 油泵额定流量，(m3/s)； 油泵总效率=0.8。则： KW5.2.5 油泵的选型根据上述计算q和N的值，查阅相关资料，选择CB-FE32型号的单齿轮泵。5.3 油箱与油管的计算与选型5.3.1 油箱容积的计算一般要求油箱容积不得小于全部工作油缸工作容积的三倍，即：则：L取L5.3.2 油管内径的计算由即： 式中：油泵理论流量，(L/min)； 管路中油的流速；高压管路中油的流速3.6m/s；低压管路中油的流速m/s。则：高压油管内径mm低压油管内径mm根据管路计算结果选用两层钢丝编织胶管作为高压管，管接头形式为A型扣压式；低压回油管则选用一层钢丝编织低压胶管。5.3.3 分配阀的选型根据本车的使用条件与要求，选用通用性强、可靠性好、维修方便的控制分配阀二位四通液压阀、三位四通和二位二通电磁阀，详见液压系统图。5.4 本章小结本章主要是进行高位自卸汽车液压系统的设计，其中包括了举升和倾卸液压油缸的计算与选型、油泵和取力器的计算与选型、各种控制阀的选择以及油箱油管的设计等；通过计算分析，最后选用CB-FD32型号的单齿轮泵。第6章 整车基本性能分析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。6.1 整车参数表6.1 整车参数汇总名 称符号数值与单位发动机最大功率103KW发动机最大功率时的转速2900r/min发动机最大转矩490Nm发动机最大转矩时的转速18002000r/min车轮动力半径0.508m车轮滚动半径0.524m主减速比6.23汽车列车迎风面积5.72m2汽车列车总质量(满载)8005kg表6.2 变速器速比挡位123456倒挡传动比5.8643.5252.1111.2861.0000.7335.4556.2 稳定性分析由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车为高，其原因是由于副车架或工作装置的布置，使装载部分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。对高位自卸汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，对作业状态的稳定性也应进行计算，如汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。6.2.1 运输状态稳定性计算分析专用汽车的静态稳定性，首先应计算出整车的质心位置。当高位自卸汽车的总布置基本完成后，即可对该车的质心位置进行计算。计算时可根据已有的资料，或利用试验结果，也可用计算方法来确定专用车各总成的质量及其质心位置坐标，然后按照力矩平衡方程式，求出整车的质心位置。根据CA1083P9K2L2E型载货汽车满载轴荷分配 （前轴2995kg，后轴5500kg），可以估算出高位自卸汽车满载轴荷分配情况，初定前轴2995kg，后轴5500kg，因前轴至后轴中心的距离是4250mm，则整车重心离前轴长为m，离后轴中心距离为m。重心离地高度估算为m。车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上，当整车的重力作用线越过车轮的支承点(接地点)，则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角。另一方面，当车辆停放在坡道或在坡道行驶时，若坡道阻力大于附着力时车辆由于附着力不足而向下滑移，同样也会出现失稳，其最大滑移角仅取决于车轮和路面间的附着系数，有： （6.1）根据厢式货车侧向稳定的临界状态，有 （6.2）式中：B轮距（m）； 车厢临界侧倾角。由于侧翻是一种危险的失稳工况，故为避免侧翻，依据测滑先于侧翻的条件有： （6.3）取高位自卸汽车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数=0.7，则专用汽车的最大侧倾稳定角不小于35o。同理，可以推出专用汽车纵向稳定条件：若，则上坡时易后翻，有： （6.4）若，则下坡时易于前翻，有： （6.5）由公式（6.2）、（6.3）可知 所以高位自卸汽车的横向稳定性能够保证。因，则上坡时易于后翻，由公式（6.4）可知所以高位自卸汽车的纵向稳定性得到保证。6.2.2 卸货状态稳定性计算在横向坡道高位倾卸时侧向稳定性，可按下式计算： （6.6）式中：、分别为高位自卸车底盘
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