自卸车的举升机构总成的装配

1、自卸车举升机构总成的装配1.绪论1.1课题的提出自卸车是装有由本车发动机驱动的液压举升机构，能将车厢卸下，或将车厢倾斜一定角度卸货，并靠自重使车厢自行回位的专用汽车。它的运行结构环节为:变速器取力器液压泵分配器举升油缸。自卸车多采用后方倾卸采用直推式液压举升机构。该自卸汽车主要由底盘、货箱、副梁、液压举升机构、液压系统等部件组成。随着生产力的发展，货物运输合理化和装卸机构机械化的要求，自卸车得到了很快的发展，并且日趋完善。普通自卸车有多种分类方法，按运输货物倾斜方向分为：后倾式、侧倾式、三面倾式和底卸式自卸汽车；按货箱栏板结构分为:栏板一面开启式、栏板三面开启式和无后栏板式汽车；按装载质量分为

2、：轻型自卸汽车（Me<3.5t）、中型自卸汽车（3.5tMe<8t）和重型自卸车（Me8t）。关于自卸车举升结构优化设计的研究和应用在国外以发展到很高的水平，国内由于起步较晚，相关理论分析和应用研究均相对滞后，特别是综合利用多体系统动力学和最优化设计理论在自卸车整车参数化模型中进行研究很少。在自卸车设计当中，液压举升机构的设计一直处于重要的地位。这是因为液压举升机构是自卸车的重要工作系统，其设计方案的优劣直接影响着汽车的多个主要性能指标。液压举升系统中各部分参数的确定非常复杂，其验证计算的步骤繁琐。此次课题我们应用计算机软件完成此项任务，不仅最优化设计了液压举升结构，而其缩短了设计

3、周期、提高了设计质量和效率。1.2国内外研究现况及发展趋势 目前我国自卸车技术与发达国家相比还处于较低水平。但是赶上国家基础建设大发展，市场对自卸车可以说是“饥不择食”。我国自卸车的发展向重型化和轻型化两极发展。2009年上半年，国内重卡市场增长远远好于年初的预期。国家的政策支持直接导致3、4月份工程类重卡走俏;4月中下旬之后,工程类重卡新增和更新需求逐渐放缓,重卡市场步入了以牵引车销售为增长动力的行情,延续了回暖走势。8月份，重卡销售 5.68万辆,环比增长5.93%,同比增长71.84%。半挂牵引车销量继续好转。短期看,重卡业还将受益于计重收费带来的卡车重型化深度变迁中,国家积极的财政政策

4、将带来重卡业的渐进式复苏。目前,各项宏观经济指标显示物流回暖,出口亦有复苏,重卡业形势良好。预计2009年汽车全行业销售1247万辆,同比增长33%左右。其中:重卡销售57万辆,同比增长5.5%。随着重卡销量快速回升,全年销量略有增长,利润增长主要来自毛利率的提高。2010 年行业将完全恢复正常,预计销量增长幅度在15%左右,从而带动利润的持续增长。但是这样的现况不会久远，但一旦发生转机，用户会以更加挑剔的眼光来选择较好的产品，至少在舒适性，操控性等方面会向公路牵引车学习。国外自卸车设计技术相当发达。随着计算机技术的发展和应用，50年代发展起来的以线性规划和非线性规划为主要内容的新的数学分支-

5、数学规划被应用于解决工程设计问题，形成了工程设计的新理论和新方法，即工程优化设计理论与方法。特别从60年代以来，最优化技术发展迅速，而其得到广泛应用。在汽车工业发达的欧、美、日等国家，汽车优化设计理论和方法已应用于汽车诸多领域的很多环节，从汽车发动机、底盘、车身等主要总成的优化到整车动力传动系统的匹配，自卸车举升系统的优化设计在国外也得到了广泛应用而且技术水平相当成熟。这一点我们迫切要向他们学习。近几年，卡车和专用汽车企业纷纷参与国际市场竞争，如自卸车、半挂车等产品进去欧、美、日，出口东南亚，中东，非洲等市场，国内专用车企业借助国际交流与合作，引进了一些先进技术和经验，提升了产品层次。例如，工

6、程自卸车举升油缸，国内传统的腹（中）置式正面临着欧洲广泛采用的前置式越来越多的挑战。 未来发展中，普通自卸车需求或许会随着基础设施的不断完善而逐渐减少，但是，具有特别功能的自卸车的需求量会继续增加。相关部门预测，“十一五”期间自卸车需求量会逐年增长，同时大吨位自卸车销量仍会明显上升。企业要结合自身条件、市场需求和未来趋势统筹等考虑自卸车产品结构的调整。相关政策鼓励运输类专用车（包括自卸车）企业向集团化、规模化发展，作业类专用汽车向系列化、深度化、个性化、搞附加值发展。1.3研究内容1.3.1液压举升机构简述 在自卸车设计当中，液压举升机构的设计一直处于重要的地位。这是因为液压举升机构是自卸车的

7、重要工作系统，其设计方案的优 劣直接影响着汽车的多个主要性能指标。它是由取力器、液压泵、油箱、油管、液压缸、三角架、拉杆等部件组成。 现有自卸车广泛采用的液压举升机构，根据油缸与车厢底板的连接方式举升结构可以分为两类：油缸直接推动式和连杆组合式两大类。直推式举升机构是利用液压油缸直接举升货箱倾卸货物。此机构布局简单、结构紧凑、举升效率高。但由于液压油缸工作行程长，故一般要求采用单作用的2级或3级伸缩式套筒油缸。按油缸布置位置不同，直推式举升机构可分为前置式和后置式两种。如图所示图（1）（a）直举式举升结构（后置式） （b）直举式举升结构（前置式）前置式一般采用单缸，后置式即可采用单缸，也可采用

8、并列双缸。在相同载荷条件下，前置式需要的举升力较小，举升时货箱横向刚度大，但油缸活塞的工作行程长，后置式则与前置式相反。图（2）（c）油缸前推式连杆举升机构 （d）油缸后推式连杆举升机构（e）F式连杆举升机构所谓连杆组合式举升机构是指油缸与车厢底板之间通过连杆机构相连接利用油缸带动连杆使货箱倾卸货物。常用的连杆组合式举升结构布置形式有三种：油缸前推式（又称T式）、油缸后推式（又称D式）和F式。 如上图（2）所示。表1-1是直推式和各种连杆组合式举升结构的综合比较项目 类别直推式杆系倾卸式结构布置简便，易于布置比较复杂系统布置较小较大建造高度较低较高油缸加工工艺性多级缸，加工精度高，工艺性差单级

9、缸，制造简便，工艺性好油压特性较差较好系统密封性密封环节多，易渗漏，密封性差密封环节少，不易渗漏，密封性好工作寿命磨损大，易损坏，工作寿命较短不易损坏，工作寿命较长建造成本较高较低系统倾斜稳定性较差较好系统耐冲击性较好较差表1-2是自卸车各种杆式举升结构的性能比较结构形式性能特征直推式单缸前置结构紧凑，举升效率高，工艺简单，成本较低；采用单缸时，横向刚度不足，采用多节时伸缩缸时密封性稍差。后置双缸连杆组合式油缸前推连杆组合式举升力系数小、省力、油压特型好、油缸摆角大、活塞行程稍大。油缸后推连杆组合式转轴反力小，举升力系数大，举升臂较大，活塞行程短。油缸前推杠杆组合式举升力小，构件受力改善，油缸

10、摆角大油缸后推杠杆组合式举升力适中，结构紧凑，但布置集中后部，货箱底板受力大。油缸液动连杆组合式油缸进出油管活动范围大，油管长。俯冲式杆系结构极简，造价低，但油缸必须增大容量。（参考文献3）1.3.2液压举升机构主要性能参数 自卸车的举升机构性能的好坏表现为举升货物的最大举升力和最大举升倾角，以及对液压系统的要求方面。液压举升结构的主要性能评价参数有：（1） 举升力系数K举升力系数是评价液压举升机构举升性能的参数，指单位举升重力所需的油缸推力，即K=式中 F油缸的有效推力（N）； m举升质量（kg）；对于具体形式的举升机构举升力系数K与汽车总布置参数和机构的性能特征有关，K值只能比较相同类型举

11、升机构的工作效率。对于相同的举升质量，举升力系数越小，则液压举升力越小，油缸的压力也越小，这样举升机构耗能也较少。因此举升力系数K值越小越好。（2） 建造纵深从货箱底板下表面至汽车车架上平面的距离称为建造纵深。在货箱外形尺寸确定的情况下，货箱与其所载质量的复合质心相对于货箱的位置就确定了，货箱高度的改变将影响建造纵深的值。为了装载货物方便，以及法规在整车方面的限制，总是想尽量降低货箱的布置高度，即建造纵深越小越好。（3）最大举升角max 最大举升角是指液压举升机构能使货箱倾翻的最大角度。设计的货箱最大举升角max必须大于货物的安息角，这样才能保证将货箱内的货物倾卸干净。（4） 油缸最大行程油缸

12、最大行程是指货箱达到最大举升角时，液压油缸的最大伸长量。液压油缸的最大行程小，则举升机构的结构较紧凑、机构的布置较方便。（5） 起始油压起始油压是指机构在开始举升时所要求的油缸工作压力。应使举升机构举升初始时的油缸工作压力低于油缸最大工作压力，即 P00.85Pmax 式中 P0-初始举升时的油缸工作压力（MPa） Pmax-举升过程中液压系统的最大工作压力（MPa）。（6）油压特性曲线 在举升过程中，油缸工作压力p是举升角的函数，即p=p()。理想的油压特性曲线应是油压波动不很大，且Pmax应出现在<15°的范围内，Pmin应出现在30°max阶段。理想的油压特性曲

13、线如图所示图（3）（参考文献3）1.4课题研究的目的和意义本课题研究的目的是借助计算机软件来确定自卸车举升机构的各项参数，根据结果进行优化设计，确定举升机构的布置方案，以在设计早期确定关键的设计参数。利用这些参数来设计满足要求的自卸车，在计算机制图软件上绘制所确定尺寸的零部件，并且完成自卸车整车的装配。利用这种方法减少开发设计的时间，降低产品成本的同时保证产品的性能要求。此次课题对于我们将所学知识和实际开发生产相结合有着重大的意义。2.自卸车整车参数和举升机构方案的确定2.1自卸车整车主要尺寸和质量参数的确定 根据市场调查，我国目前重型自卸车发展迅速并且市场需求量大。所以本次课题定位设计重型自

14、卸车。考虑到自卸车的工作环境复杂恶劣，在工作中易出现突发状况且不易维修。因此自卸车的安全性能非常重要。结合实际情况我们初步确定的参数如下：车身尺寸： 8900X2500X3250 mm ；车厢尺寸： 6000×2300×900 mm ；总质量： 20260 kg ；额定质量： 10000 ；整备质量： 10130 ；功率： 250 kw ；前悬/后悬： 1500/1800 ；接近/离去角： 30/15 ° ；最大举升角度 : 52 ° ； 2.2举升系统方案的选择 举升机构是自卸车的核心，是判别自卸车优劣的首要指标。举升机构的型式目前国内常见的有：F式三

15、角架放大举升机构、T式三角架放大举升机构、双缸举升、前顶举升和双面侧翻。 三角架放大式举升机构是目前国内使用最多的一种举升方式，适用载重量840吨，车厢长度4.46米。优点为结构成熟、举升平稳、造价低；缺点为车厢底板与主车架上平面的闭合高度较大。 缸举升形式大多用在6X4自卸车上，是在第二桥前方两侧各安装一支多级缸（一般为34级），液压缸上支点直接作用在车厢底板上。双缸举升的优点为车厢底板与主车架上平面的闭合高度较小；缺点是液压系统很难保证两液压缸同步，举生平稳性较差，对车厢底板的整体刚度要求较高。 前顶举升方式结构简单、车厢底板与主车架上平面的闭合高度可以很小，整车稳定性好，液压系统压力较小

16、，但前顶多级缸行程较大，造价很高。 双面侧翻液压缸受力较好，行程较小，可实现面侧翻；但液压管路较复杂，举生翻车事故发生率较高。鉴于实际情况和他们各自的优点，经过本组成员讨论和指导老师建议本次课题设计决定采用F式三角架放大举升机构。 图（4）F式三角架放大举升机构示意图 2.3液压举升系统的参数的确定2.3.1 F式三角架放大举升机构的力学分析图（5） F式三角架放大举升机构结构示意图该机构由车厢、拉杆（AE）、液压缸（CD）、三角架（AB、BC、CA）及车架等组成。车厢与车架铰接于O点，三角架（ABC）与车架铰接于B点，连杆（AE）与车厢和三角架（ABC）分别铰接于E点和A点，液压缸（CD）与

17、车厢和三角架（ABC）分别铰接于D点和C点。建立直角坐标系（如图所示），以车厢的后翻转轴O点为原点，水平方向向左为X轴的正方向，垂直方向向上为Y轴的正方向。 图（6） 举升机构直角坐标系的建立根据所选定的自卸车型号确定各点的坐标（车厢水平时）： A（3754.44，184.05）； B（2660.00，-135.00）； C（3654.94，-146.29）；D（2318.00，175.00）； E（2130.00，0.00）； O（0.00，0.00）；根据以上所确定的各点的坐标参数，可以得出液压缸（CD）的安装长度为LCD=1375.00，连杆（AE）长度LAE=1634.83。当举升角度

18、为0°并且液压缸刚要开始动作时。此时举升机构受到了所载货物的质量G的作用，该质量作用在车厢底板上，并且同时在车厢底板上受到了液压缸的推力F及连杆的拉力f的作用。以车厢底板为研究对象，根据力学理论。对翻转点O取力矩，得：G×LGO= F×LFO+f×LfO （1）式中：G货物重量；LGO货物重量对O点的力臂；F液压缸的推力；LFO液压缸的推力对O点的力臂；f连杆的拉力；LfO连杆的拉力对O点的力臂；我们再以三角架为研究对象，三角架受到了液压缸的推力F及连杆的拉力f的作用，对B点取力矩，得：F×LFB=f×LfB （2）式中：F液压缸的推

19、力；LFB液压缸的推力对B点的力臂；f连杆的拉力；LfB连杆的拉力对B点的力臂；现将各已知数值代入公式（1）、（2）中，已知G=98000N；LGO=3000； LFO=2919.71； LfO=337.94； LFB=220.64；LfB=193.81。解出未知数，得： F=51681.9N； f=45219.76N。由此可引申出当举升机构的举升角为时的受力简图（如图所示），并在此基础上确定机构各重要零部件的参数。 图（7） 举升角度为时的机构简图2.3.2液压缸参数的确定 液压缸是举升系统中最重要的零件，它是将液压能转换为机械能进行做功的主要部件。对液压缸进行计算，可以确定其最大受力、最大

20、油压、得到系统的油压特性曲线等重要参数，是及其重要的一个步骤。先以液压缸CD为研究对象。过C点做CH平行于X轴，交OJ与点H。此时液压缸的推力为F，LFB 平行于LFO，设CD与X轴的夹角为，C点坐标为（XC,YC），B点坐标为（XB,YB）（如图(8)所示） BM= YC-YB，NBM=，得：BN=BM/cosHI= YC，IHO=，得：IO=tan×YC，HO= YC/cos HC= XC-IO，HJ=（XC- tan×YC）×sin所以：OJ=OH+HJ= YC/cos+（XC- tan×YC）×sin CN=CM-MN= (XC-XB)

21、- (YC-YB)×tan KN=CN×sin=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin 所以:KB=KN+BN=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cos 图（8） 举升角度为时液压缸受力分析 在角度下，对连杆进行受力分析，A点坐标为（XA，YA），AE与X轴的夹角为。 BP=BT+TP=（YA-YB）/cos+TP TP=AT×sin=XA-（YA-YB）×tan-XB ×sin BP=（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB &

22、#215;sin OQ=OR+RQ=（YA-YB）/cos+AR×sin= （YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sin由力矩平衡公式可知F×YC/cos+（XC- tan×YC）×sin + f×（YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sin=G×LGO（3）F×(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cos= f×（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB ×s

23、in （4）解方程，设：X1=YC/cos+（XC- tan×YC）×sinX2=（YA-YB）/cos+ （XA- YA×tan）×sinX3=(XC-XB)- (YC-YB)×tan ×sin+（ YC-YB）/cosX4=（YA-YB）/cos+XA-（YA-YB）×tan-XB ×sin解得：F= G×LGO×X4/（X1×X4X2×X3）f= G×LGO×X3/（X1×X4X2×X3）式中：G-货物重量； LGO-举升角为时，

24、货物重量对O点的力臂； -车厢与X轴的夹角； -液压缸与X轴的夹角； -连杆与X轴的夹角；由解出的结果可知：(1) 当举升角为0°时，举升高度最小，液压缸受力最大，液压缸长度最短。Fmax=F0°=4.4×105N。LCDmin=L0°=1375。(2)当举升角为52°时，举升高度最大，液压缸受力最小，液压缸长度最长。Fmin=F52°=2.1×105N。LCDmax=L52°=2117.93。液压缸缸径为D=200，液压缸所受的压力为：P=F/（×D2/4）。P max=P0°=14.11MP

25、a，P min=P52°=6.69MPa。液压缸工作行程L=LCDmax - LCDmin =742.93。 据此，可作出液压缸受力曲线（如图所示）及油压特性曲线（如图所示）图（9） 液压缸受力曲线图（10） 液压缸油压特性曲线由图可看出，在举升过程中，液压缸受力平稳，曲线过渡圆滑，没有受力突变点，最大受力及最大油压均发生在举升角为0°时，其最大推力为4.4×105N，最大油压仅为14.11MPa。并且随着举升角度的增大，液压缸的受力逐步的减小，能保证工作过程中的安全，其结果是十分理想的。至此，液压缸的全部参数已确定完毕，液压缸安装长度LCDmin=1375，最大

26、长度LCDmax=2117.93，工作行程L=LCDmax - LCDmin =742.93，缸径D=200，承受的最大油压P max=14.11MPa2.3.3连杆参数的确定在举升系统中，连杆是一个简单的二力杆，它安装在车厢和三角架之间，主要起拉动和放松三角架的作用，仅仅受到拉力或压力。因此对其进行的设计计算只要保证其在最大拉力或压力的作用下不被拉断或压弯即可。由已知数据可得出连杆长度为LAE=1634.83。由方程（03），（04）已经得出：f= G×LGO×X3/（X1×X4X2×X3）代入数据可得：fmax=f0°=4.9×1

27、05N； fmin=f52°=1.9×105N根据以上公式，可画出连杆的受力曲线（如图所示）如下：图（11） 连杆受力曲线由曲线图可知，连杆在举升过程中一直受拉力。fmax=4.9×105N。假设我们选用45#钢作为连杆的制作材料，查资料可知，45#钢的各参数如下：弹性模量E=206GPa，屈服极限s=355MPa，抗拉强度b=600MPa。因为截面面积相同的情况下，正方形截面材料所受到的应力要小于圆形截面材料所受到的应力，因此，我们确定连杆的截面为正方形。并且由经验设计可知，连杆一般为两根，左右布置在液压缸的两侧。由=F/A，得A=F/代入数据，得：A=4.9&

28、#215;105/（355×106）=1.38×10-3=1380²因采用双连杆，所以A=A/2边长l=37.15若连杆采用45#钢制作，截面为正方形，最小边长为37.15。即可满足拉伸强度要求。为简化制作工艺，可将边长定为40.00。连杆要安装在三角架及车厢之间，两端需打孔以连接螺栓固定，孔径大小在下一步计算中确定。至此，连杆的全部参数已确定完毕，长度LAE=1634.83，截面为正方形，截面边长40.00。制作材料为45#钢。2.3.4三角架参数的确定在举升机构中，三角架带动液压缸进行举升，起支撑、连接作用。其中，液压缸作用在C点，连杆作用在A点，B点式三角架

29、与车架的铰接点。对三角架进行设计计算主要是为了确定A、B、C三点处的铰支座受力状况，以防止三角架出现变形、折断、弯曲等失效现象（如图所示）。 图(12) 三角架结构简图在A点，三角架受连杆AE的拉力作用，最大拉力fmax=4.9×105N，由上一步骤可知45#钢的剪切强度为=178MPa。因为三角架共两块，所以受力面积A=2×A。由=F/A，得A=F/代入数据，得：A=4.9×105/（178×106）=2.75×10-3=2753²A=D²/4×2DA=39.87若A点铰支座采用45#钢制作，截面为圆形，最小直径

30、为39.87，即可满足剪切强度要求。设B点的支座反力为FB，其在X轴，Y轴方向上的分力为FBX和FBY。又由于已知A点和C点的受力分别为FA，fC，由力矩平衡可知：FAX×LXAC=FBX×LXBCFAY×LYAC=FBY×LYBC FB=（FBX2 +FBY2）0.5代入数据，得：FBmax=f52°=2.56×105N； FBmin=f0°=1.52×105N由=F/A，得A=F/代入数据，得：A=2.56×105/（178×106）=1.44×10-3=1438²A=D

31、²/4×2DB=25.10若B点铰支座采用45#钢制作，截面为圆形，最小直径为25.10，即可满足剪切强度要求。在C点，三角架受液压缸CD的拉力作用，最大拉力fmax=4.4×105N。由=F/A，得A=F/代入数据，得：A=4.4×105/（178×106）=2.47×10-3=2471²A=D²/4×2DC=38.19若C点铰支座采用45#钢制作，截面为圆形，最小直径为38.19，即可满足剪切强度要求。由已知数据，可计算出三角架的外形尺寸。LAB=1140.00，LBC=994.35，LCA=345.

32、00。至此，三角架的全部参数已确定完毕，LAB=1140.00，LBC=994.35，LCA=345.00。A=39.87，B=25.10，C=38.19。厚度60.00。制作材料为45#钢。2.2.5其他参数的确定（1）确定铰支座的制作材料及尺寸数据。和上述零件的制作材料相同，铰支座也采用45#钢制作。车架铰支座的连接孔尺寸和三角架上B点相同，车厢铰支座的连接孔尺寸和连杆E点及液压缸D点尺寸相同。铰支座采用焊接的方式与车厢及车架相连。焊接面强度要保证能承受拉力的作用而不被撕裂。（2）确定连杆两端需加粗的直径。连杆两端需打孔，以连接螺栓固定，孔径与所对应的铰支座孔径相同，因为连杆截面边长为40.00，