车辆工程毕业设计6摆臂式自装卸汽车改装设计说明书

第1章绪 论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，具备有专用功能，用于承担专门运输任务或专项作业的汽车和汽车列车。我国的专用汽车划分为：厢式汽车、罐式汽车、专用自卸汽车、起重举升起车、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，能将车箱卸下或使车箱倾斜一定角度，货物依靠自重能自行卸下的专用汽车。摆臂式自卸车的概念摆臂式自卸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。摆臂式自卸汽车摆臂可以平移起落货箱，它同时具有货物和箱体自动装卸的功能，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箱体功能，装货时一般均将箱体卸下降低装货高度，装满货后，则将箱体自动装车并运输。该车使用方便，运输效率高，摆臂式自卸汽车又依其特有的机动灵活的特点被广泛应用于小吨位货物的运输。如今经济飞速发展,城市的规模不断扩大,城市人口快速增长,导致了城市垃圾量也急剧上升,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。而垃圾从城市到处理场所的运输就需要方便、快捷的交通运输工具，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,摆臂式垃圾车的改装技术需要快速的发展，这就需要我们设计人员的不断努力来实现。摆臂式自卸车的设计特点和内容摆臂式自装卸汽车有后装卸式和侧装卸式两种。后装卸式被广泛的应用，设计摆臂式自装卸汽车时，首先要选择合适的底盘。选择底盘的主要依据是：装载质量、道路条件、运输货物的特性（如密度、安息角等）、运距等。在没有专用汽车底盘的情况下，通常选用短后悬的普通自卸汽车底盘，这有利于摆臂布置、结构紧凑。汽车底盘选定后，摆臂式自装卸汽车的主要尺寸参数如轴距、轮距等也就随之确定了。车辆的外廓尺寸（长、宽、高）原则上不应超过选用汽车的外廓尺寸，若因布置困难略有突破，但也要控制在法规允许的尺寸界限以内。摆臂式自装卸汽车的转载质量m随车辆用途而异。用于一般运输的摆臂式自装卸e汽车，多采用中、轻型货车底盘改装而成；而工地矿山专用摆臂式自装卸汽车采用重型货车底盘改装而成。目前，国产摆臂式自装卸汽车装载质量m有2t、4.51、8t、9te和12t几种。摆臂式自装卸汽车的质量利用系数耳比所选原车的耳m低，通常耳m=0.9左右。m摆臂式自装卸汽车的轴载质量及其分配，原则上应该与原选的车辆相接近。但是，由于增加了主要部件，例如油缸支腿、摆臂、副车架等均布置在汽车后部，容易导致后轴轴载质量超限。因此，总布置设计是应将车厢适当前移，以满足轴载质量及其分配比例符合原车要求。摆臂式自装卸汽车的离去角最小值不能小于17。摆臂的最大摆角e是指摆臂从m初始位置绕摆臂轴旋转到极限位置时摆臂所转过的角度。值决定了车厢倾卸角0的m大小，同时也决定了车厢起吊的深度h。因此e是摆臂式自装卸汽车设计中的一个dm重要的参数。设计时应该根据车辆用途，并参考同类型汽车来选取e。max设计时，车厢的满载吊装时间不应该超过60s。而满载吊卸时间可缩短为50s左右，吊装、吊卸时间相对整个运输过程来说是相当短的，故对运输生产率的影响不会很大，没有必要追求过快的吊装、吊卸速度。此外，过快的吊装、吊卸还会造成冲击对液压元件提出较高的要求。1.4摆臂式自卸车的设计线路本设计技术路线如图1.1所示。

技术路线图1.1第2章总布置方案的设计及分析底盘选择专用汽车底盘选型的好坏对专用汽车性能影响很大。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、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形尺寸、动力匹配等来决定。所谓的二类底盘就是在原车的基础上去掉货厢剩下的部分就是我们所要选用的二类底盘。车辆的改装就是在二类底盘的基础上加装专用装置或者所需要的特种车身。而改装设计工作的重点就是整车的总体布置和专用装置的设计。在设计时若严格控制了整车总质量、轴载质量分配、质心高度位置等，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［1］。二类底盘的选择原则1、适用性［2］对货运车辆的总成应适应货运的要求。保证货运的安全无损。2、可靠性所选用的总成应该工作可靠，出现故障的几率要小，零部件要有足够的强度和寿命，而且同一车型总成的零部件的寿命要趋于均衡。3、先进性所选用的底盘或总成，应使整车在动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性、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。除了以上的原则外底盘的选择还有两个不可忽略的因素，一是汽车底盘价格，它是专用汽车购置成本中很大的部分，一定要考虑到用户可以接受。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。底盘选择EQ1040型平头柴油载货汽车主要性能参数如表2.1：

表2.1EQ1040底盘参数车型EQ1040TJ20D3装载质里(kg)1000整车整备质量(kg)3365总质量(kg)4495底盘型号EQ1040TJ20D3车厢尺寸(长*宽*高)mm5995X2000X2900轴距(mm)3300最小离地间隙(mm)240发动机型号YC4F90-30最咼车速(km/h)90最小转弯半径(m)14最大爬坡度30%百公里油耗&2制动距离(m/30km/h)8车胎类型与规格7.00R16车架的设计为了是汽车主车架承受尽可能均衡的载荷，在专用车厢或专用装置与车架之间多采用副车架过度。1、副梁的截面尺寸及形状E▼ LJL*―・—C1r图2.1副梁截面形状

专用车辆副车架的纵梁(副梁)多采用如图2.1所示的槽形截面。其截面主要尺寸取决于专用车辆的种类及其所受载荷的大小［3。由于本设计是摆臂式自卸汽车，所以选择了如图2.1的形状，其中是标准的槽钢，其中的型号是126x53x5.5-GB707-1983其中的型号是Q235A-GB700-19882、副梁的前端形状及其位置-―l——H,4L.....-―l——H,4L.....J i(a)(c)(a)U行⑹角行(c)L行图2.3副梁形式为了避免由于副梁刚度的突然变化而引起汽车车架纵梁的应力集中，副梁前端形式应该采用逐步过渡的方式。例如采用如图2.2的三种过渡形式。图2.2中，对于U形前端形状：l=(1.0-1.2)Hh=(0.6-0.7)H对于角形前端形状： h=(0.2-0.3)Ha<3Oo对于L形前端形状： h=(0.25-0.35)Ha<45o,l>H对于这三种不同形式的副梁前端，在其与车架纵梁相接触的翼面上都加工有局部斜面，斜面尺寸如下：

h=1mm,l=15〜20mm00如果加工成这类形状有困难时，可以采用如图2.3所示的副梁前端简易形状。此时斜面尺寸较大，如：对于钢质副梁：h=5mm〜7mml=200mm〜250mm00对于硬木质副梁：h=5mm〜10mml=H003、副梁的前端简易形状副梁在车架上安装的时候，其前端应该尽量靠近驾驶室越近越好。以上的三种形式中角形端面的副梁被广泛的应用，考虑到本设计的需要和车辆的负载情况，本设计中选择了角形截面的副梁作为摆臂式自装卸汽车的副梁。4、副车架与车架的连接典型专用车设计中，副车架与主车架的连接方式主要有三种分别是：止推板连接、连接支架连接、U形夹紧螺栓连接。综合考虑，本设计选用止推板连接。因为止推板连接止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。5、副车架的形状本设计最初的方案中副车架形式有两种，如图2.4和图2.5，图2.4所示的副车架是最常见的形式，其副梁和横梁均采用标准的槽钢，副梁采用的是碳素结构钢Q235型号是12.6，横梁采用的是同样的材料型号是18a,但是这种车架需要在副车架上装有托架才能满足该专用车的工作要求，这样就增加了专用车的重心高度，稳定性降低，而且还增加了整车的质量，主车架受力增加，另外成本也增加了。图2.5所示的副车架是根据本设计中的需要而设计的，它安装在主车架上，重心高度降低了，其横梁和纵梁焊接在一起，主副车架之间装有橡胶垫板，而且能够满足专用车的工作要求，此方案简单实用。综上所述，本设计中选择了方案一种的设计，即图2.4中的结构。a）副车架a）副车架一 面图2.4副车架的形式图2.5副车架的形式托架的设计托架布置在副车架上，它的上面可以布置专用装置，例如：液压缸、摆臂、货厢等。托架通过副车架将车上的承载传递给主车架。托架的形式也有很多种，本设计初设计的托架的形式有三种，现介绍如下：方案一如图2.7所示，本方案中的托架有四根纵梁，其中中间的两根纵梁采用的形式和副车架的相同，外边的两根纵梁采用同样的材料，主要布置液压缸，其中尾部是布置摆臂轴的，托架的横梁采用的是与副车架的横梁同样的材料同样的型号，中间的纵梁是用来与副车架的连接的，本方案最初设计时是没有副车架的，直接用托架的中纵梁与主车架连接，但是考虑到载荷的均布，和托架的承载，还有对本设计中的车辆，如果将托架及其上的专用装置一起去掉，剩下的二类底盘及副车架还可以进行其他的改装设计，即再次应用，所以还是选择了有副车架的方案［4］。方案二本方案中的托架形式基本与上一方案相同，主要区别在于没有中间的纵梁，其横梁直接与副车架相连接，连接采用挡块和U形螺栓相结合的方法，挡快是用于控制托架相对于副车架的纵向窜动，但是此方案的连接机构过于繁琐，增加了制造成本。所以本设计中舍弃了此方案［5］。方案三如图2.8所示，此方案中托架的形式也是在没有副车架的情况下应用的，如果有副车架增加了整车的高度，同时也提高重心的位置，这样将对本设计中的车辆的性能有很大影响。综上所述，考虑到以上的各种特点，本设计中选择了最合适的托架形式，就是方案一中的托架的形式，即图2.6所示的形式。总布置方案分析与选择总布置的原则专用汽车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件，使取力装置、专用工作装置、其它附件与所选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求［6］。1、尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动，因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用工作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原汽车底盘的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。2、应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥。3、装载质量、轴载质量分配等参数的估算和校核为适应汽车底盘或总成件的承载能力和整车性能要求，在总布置初步完成后应对某些参数其中最主要涉及的是装载质量的定和轴载质量的分配进行估算和校核，这些参数对整车性能有很大影响。若不满足要求.应修改总体布置方案［7］。4、减少整备质量，提高装载质量由于专用汽车工作装置的增加，使得专用汽车的整备质量比同类底盘的普通货车要增加。据统计，一般自卸车要增加耗材5%〜10%,一般罐式车要增加耗材15%〜25%，因此，减少整备质量，充分利用底盘的装载质量,增大装载质量，是专用汽车总布置的一个重要的原则。5、应符合有关法规的要求例如对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中都有明确的规定，一定不能超出标准的要求。2.4.2总布置方案的确定本设计中考虑到以上总布置的原则，做出了以下的布置方案：1、 尺寸参数参数的选用和计算尺寸参数主要是指汽车的车辆长、车辆宽、车厢尺寸、前悬和后悬［8］。车辆长、宽、高外廓尺寸直接影响汽车的总体布置和结构尺寸、质量分配和各种使用性能。一般情况下，在保证基本性能和结构布置允许时，应该尽可能地减小轴距。汽车轴距减小，将可以减轻汽车的自身质量，提高质量利用率，充分发挥汽车的动力性和通过能力。但过小的轴距将会影响运动中的质量分配，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏。轴距的选定有一个认识的过程，一般是通过类比的方法，考虑到专用设备的安装和使用，初选一个数值，再对汽车的各种使用性能进行计算以及其他相关尺寸的确定后，在综合选定一个满意的数值。对于专用汽车特殊性，选取汽车轴距时，也一定考虑所设计汽车的使用性。一般说来，在标准的规定极限尺寸下，降低汽车的的高度，将降低汽车的质心，对汽车的各种使用性能都有好处。本设计中车辆的长、宽、高的尺寸是：5995mmx2000mx2900mm。车厢尺寸汽车的车厢尺寸主要指的是车厢的内部尺寸，即车厢内部有效装载容积。车厢尺寸对汽车的质量分配而带来的汽车使用性能的变化十分显著。设计时必须引起足够的重视。考虑车厢的装载能力，对于货车必须根据所载货物的平均容积质量以及所设计汽车的装载能力，对于客车则依据人体的平均质量以及由人体工程学做推荐的乘坐空间［9］。本设计中的车厢根据所装载货物的特点设计了半封闭的车厢，为了防止所装载的货物会对环境进行二次污染。内部尺寸是(2400+1500)mmx1600mmx900mm，外部尺寸是(2700+1800)mmx1900mmx1200mm。其中计算过程如下：城市垃圾密度：(0.2-0.4)kg/m3装载质量：1000kg可得货箱容积：1000%°.89m3二2.225m3400内部尺寸可以设计为(2400+1500)mm%1600mm%900mm外部尺寸为(2460+1560)mmx1660mmx960mm，其中货箱壁厚为30mm。(3)前悬和后悬多数专用汽车在改装设计中，一般都沿用所选底盘的前悬和后悬尺寸，因此，影响汽车的总体尺寸和有质量分配所带来的各种使用性能的变化主要是汽车后悬与轴距的选取。轴距初定后，后悬增长将会减少汽车的前轴的轴载质量，从而影响汽车的操纵性，甚至导致后轴的超载。同时，过长的后悬将使汽车的机动性能和通过性，还有行驶安全性破坏。因此，应该在结构许可的范围内尽可能地缩短汽车的后悬尺寸。本设计中的车辆的前后悬的具体尺寸是前悬：1032mm后悬：1663mm根据结构布置的可能，以及汽车的各种使用性能的要求，综合选定了合理的数值2、质量参数的选用专用汽车的质量参数包括汽车的最大总质量、最大整备质量、装载质量以及以及汽车的轴载质量分配。汽车最大总质量以及轴间分配，直接影响汽车的各种性能。设计时应该参考原来底盘对汽车质量参数的要求，合理的加以选取［10］。车辆的最大总质量最大总质量指汽车装备齐全，并按照规定装满货物的总质量，其大小对货车为总质量与货物质量之和，对于乘用汽车为整车整背质量与所有乘员质量之和。专用汽车设计时，一般根据所选择底盘的承载能力，首先确定汽车的最大总质量，以便依据该数据对汽车各种性能进行全面估算。对于货车国内外汽车厂家现今大都是以汽车的最大总质量作为不同级别汽车的分类标准。因此，所选择汽车的最大总质量一定要符合国家的相关规定。本设计中的车辆的最大总质量是4494kg。车辆的整车整备质量整车整备质量指带有全部装备、加满油料和冷却水时空车总质量。这一参数是一个重要的设计参数，从结构设计来说，它必须不可以少的。当汽车处于运动状态的时候，则希望该值越小越好。设计时的原则是既要考虑减少整被质量对汽车的使用性能的好处，以及充分利用好材料，又要充分充分考虑结构设计时的可能，在满足结构和功能的前提下，尽可能地减小它。本设计中车辆的整车整备质量是4500kg。车辆的装载质量汽车的装载质量是汽车的一个和重要的参数。它直直接决定汽车的运输效率。专用汽车设计时，应该结合整车最大总质量，整车整备质量的选取，尽可能的增大汽车的装载能力。本设计中车辆的装载质量是1000kg。汽车的轴载质量轴载质量是整车总质量在汽车的各个轴上的分配值。轴载质量分配值直接影响汽车的各种性能以及各轴轮胎的磨损状况。我国公路工程标准中规定，总质量20t的汽车，单后轴轴载质量不得超过13t,总质量为30t的汽车双后轴轴载质量不得超过26t。这一原则主要是从公路设施安全角度来规定的。专用汽车设计时，由于考虑装载质量布置以及专用装置布置得可能性，往往很难使轴载质量分配符合轮胎均匀磨损的原则，加之还要考虑轴载质量分配对其它性能的影响。为了使轮胎均匀磨损，一般希望满载时每个轮胎的负荷大致相等。例如，对后轴为单胎的4x2汽车，则希望前后轴的轴荷各为50%，而后轴为双胎的汽车，则希望后轴的轴荷按1/3和2/3比例来分配。实际上，这些只能近似满足要求，例如，一般载货汽车，其前轴荷分配在28%〜30%左右。本设计中车辆的满载时前后轴轴栽质量分别是：1500kg和3000kg。综上所述，在专用汽车的设计中，汽车设计的有关参数选取的时候一定要遵循有关的规定。在规定的范围内，根据结构布置得可能性要求，进行设计的最优化的选择。2.5本章小结本章设计内容主要是对对二类底盘进行选型，在已选的二类底盘的基础上进行了副车架的设计。通过了三种设计方案的分析筛选，最终确定了托架的形式，为后续的设计打了下良好的基础。第3章液压系统的计算与分析液压系统的设计液压系统的组成及工作原理液压系统是摆臂式自卸汽车的重要组成部分，一般液压系统包括取力器、油泵、液压控制阀油缸、限位阀、油箱、操纵系统以及油管系统等组成。其工作原理如下：1、准备:先使摆臂自卸汽车处于驻车状态，并将变速器处于空挡然后起动发动机踩离合器结合取力器是液压泵开始工作。此时液压油经过溢流阀流回油箱。2、举升:将手动开关打到举升的位置，此时从油泵出来的高压油，经分流体后分别进入左、右油缸到达最大行程的时候，将电磁阀达到停止的位置。此时举升停止。3、保持:当切断取力器的时候，液压油锁死在油缸内。可以实现货物的倾卸和装载［11］。液压系统的结构布置自卸汽车液压系统由液压能产生件、工作部件和操纵控制部件三大部分组成。1、液压能产生件:包括取力器、油泵及单向阀、油箱以及油泵传动机构。取力器通常均与变速器直接安装成一体。本设计中采用的是直接与变速器中间轴连接。2、工作部件:主要指油缸与翻倾杠杆系统。3、控制部件:包括液压分配阀、限位阀以及操纵系统。控制部件多安装在汽车前部的驾驶室内或者后部，既要方便操纵与维护；又要减少管路迂回。液压分配阀是控制系统的核心，分配阀分为常开式和常压式。常开式分配阀在车厢不举升的时候，油泵的压力油经分配阀后返回油箱，在系统中不产生高压，因此可减轻油泵磨损，并可防止自卸汽车在行驶中意外的举升货箱而造成事故，故常开式分配阀在汽车应用最广泛。分配阀选择型号的时候主要考虑额定工作压力、流量以及操纵方式。本设计中采用的是常开式。分配阀的操纵方式由机械式，气压式和液压式；气动的应用最为广泛。机械操纵式机构的形式有机械杠杆或者钢丝软轴直接拨动液压分配阀实现换向。液压操纵式通过手动液压操纵阀建立油压来打开或者关闭液动举升阀实现换向。此种阀没有中停位置，故必须切断油泵动力来实现中停。气动操纵方式是利用储气筒的压缩空气，通过气动操纵阀控制操纵气管，驱动

分配阀上的气缸工作，来实现分配阀换向。机械操纵式的优点是可靠性好、通用性强、维修方便；缺点是杠杆布置比较麻烦不适合可翻转的驾驶室采用。液压操纵的优点是可实现远距离控制，操纵可靠，我国引进生产的斯太尔重型自卸汽车就是采用了这样的操纵方式。其中不足的地方是反应慢，没有中停位置。气动操纵式的优点是功能齐全、操纵简便、反应灵敏、就够先进，因此被广泛应用于中、重型具备气源的自卸汽车。它的缺点是需要同时具备液、气两套管路系统、维修麻烦。鉴于以上的比较本设计中采用了机械式的操纵方式。3.1.3液压系统的计算与选择1、液压缸的选择据初定的系统的额定工作压力P，同时可按照公式（2.1）和（2.2）求出F和F,e aPi aPo在参考油缸标准系列选择合适的油缸。油缸活塞直径D必须满足吊装工况的要求，即:D>3.1)-4FD>3.1).兀P(1-C2e公式中 d—活塞杆直径（m）；C—为D；C=2%2'2%0、2%0'3%0、、％0等0按照公式（3.1）选取的油缸直径D还应该满足吊卸工况要求，即:>Fa>FaP03.2)如果不满足公式（3.2）的要求就需要重新选取油缸直径。计算结果如下：初定系统的额定工作压力P初定系统的额定工作压力P为16MP,ea取C=9016044x94819.40二D[“X16x1016x(I"。％*)=0.102所以取D=160mm(GB/T2348—1993)验证:由公式（3.2）得兀X160216x- =321536N>F=292677.42N4 ap0所以选择的油缸是DG-J160C-E1*。2、液压泵的选用选用前应该计算系统的最大流量，一般按吊装时间小于50s计算。摆臂油缸最大行程为S，应由摆臂式自卸汽车总体布置确定。那么系统的最大流量为：maxQ=—x^DS=0.0314D2S (3.3)max50 4max max有总布置得：S二872mmmax公式中D、S的单位为mm。max计算结果如下：Q=—X兀X°.°92X0.872=2.22x10-4m3max50 4知道了最大流量，在按照液压泵工作转速可计算液压泵排量，结合给定的系统额定压力P，选择合适的齿轮泵即可。摆臂自装卸汽车多采用高压、高速齿轮泵。e本设计中选用的是CBF-E5型的液压泵。各种阀类的选用：液压阀是用来控制液压系统中的油液的流动方向或者调节其压力和流量的，因此它可以分为方向阀、压力阀和流量阀三大类。一个形状相同的阀，可以因为作用机制的不同，而具有不同的功能。压力阀和流量阀利用通流截面的节流作用控制着系统的压力和流量，而方向阀则利用通流道的更换控制着油液的流动方向。这就是说，尽管液压阀存在着各种各样的不同类型，它们之间还是保持着一些基本的共同之点的。譬如在结构上，所有的阀都由阀体、阀心和驱使阀心动作的元、部件组成。在工作原理上，所有阀的开口大小，阀进、出的压差以及流过阀的流量之间的关系都符合孔口流量公式，仅是各种阀控制的参数各不相同而已。借用工程机械使用的多路多用阀，本设计中支腿油缸配用的双向液压锁的型号是DDFY-1.8H-0。摆臂工作回路中设置的单向平衡阀的型号为BQ223。3.2取力器的选用各种类型的专用汽车的专用装置主要都是由汽车的发动机提供动力的。取力器就是汽车的一种专用的动力输出装置。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。专用汽车取力器的总布置方案选择专用车取力器总布置方案决定于取力方式。常用的取力方式分类如下：主要分为发动机取力、变速器取力、传动轴取力和分动器取力其中发动机取力又分为从前端取力和从飞轮取力，变速器取力又分为从I轴取力、从中间轴取力、从中间轴末端取力、丛II轴取力和从倒档齿轮取力。1、 发动机前端取力方案其特点是采用液压传动，适合于远距离输出动力。故此种取力方式常用于由长头式汽车底盘改装的大型混凝土搅拌运输车。2、 飞轮后端取力方案此方案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，如由平头式汽车改装的大、中型混凝土搅拌车等。3、 变速器I轴取力方案（上置式）图3.1是从变速器I轴取力的布置方案。该方案又称变速器上置式方案，此种方案将取力器跌置于变速器之上，用一惰轮与I轴常啮合齿轮啮合获得动力，故需改制原变速器顶盖。此方案应用很广，如自卸车、液罐车、冷藏车、垃圾车等一般都从变速器上端取力。1-齿轮轴；2-离合啮合；3-花键轴；4-蜗杆；5-蜗轮；6-离合手柄；7-输出凸缘；8-变速器I轴；9-拨叉；10-拉杆；11-取力器壳体；12-惰轮；13-小齿轮图3.1变速器I轴取力布置方案4、从变速器取力的其它各种方案从变速器取力还有多种结构形式，图3.2是从II轴取力方案。最常见的是中间

轴齿轮取力，称为侧置式取力器，又可分为左侧与右侧布置方案，如CA1091系列汽车取力器、EQ1091系列汽车取力器均为侧置取力器。1-发动机；2-离合器；3-变速器；4-取力器；5-水泵图3.2变速器II轴取力方案5、传动轴取力方案图3.3是将取力器设计成一独立结构，设置于变速器输出轴与汽车万向传动轴之间，该独立的专用取力装置固定汽车车架上不随传动轴摆动，也不可伸缩。设计时应使用可伸缩的附加传动轴与其相连，并注意动平衡与隔振消振。1-发动机；2-离合器；3-变速器；4-取力器；5-水泵图3.3传动轴取力布置方案6、分动器取力布置方案此方案主要用于全轮驱动的牵引车、汽车起重机等来驱动绞盘或起重机构。取力器的基本参数与基本结构1、取力器的基本参数取力器实质上是一种单级变速器。其基本参数有取力器总速比、额定输出转矩输出轴旋向以及结构质量等。以CA1091系列汽车取力器为例，该系列有PT012/252、PT012/263、PT012/264、PT012/273等30多多种型号。其总速比（发动机转速与取力器输出转速之比）有1.06、0.892、1.253、1.199等多种配比。其额定输出扭矩有210Nm、170Nm、lOONm和392Nm等。输出轴旋向均与发动机旋向相反。本设计中选用的是哈齿生产的CA5-48型取力器，取力器总速比：1.044，因为此取力器适合本设计中车辆的变速器。2、取力器基本结构取力器的典型的工作原理：当压缩空气通过管接头进入气缸时，使活塞和拨叉轴移动，安装在拨叉轴上的拨叉拨动从动齿轮与主动轮啮合，带动输出轴转动。当气缸内无压缩空气时，活塞与复位弹簧作用下回位，拨叉使从动齿轮与齿轮脱开，油停转。取力器通过8个连接螺栓与变速器壳体相连，其中有两个是专供定位用的铰制孔螺栓，以保证取力器的可靠定位与齿轮正确啮合。在变速器取力孔面应安装以1mm衬垫并涂以密封胶。按照取力器在变速器上的安装位置可分为左侧式取力器与右侧式取力器。在取力器换档操作方式上，除了上述气动操纵结构外，还常采用手动操动结构，具有换档可靠、灵活适应用户操作习惯等特点。本设计中采用的是变速器中间轴齿轮取力。3.3本章小结本章设计主要并进行液压装置的计算和选型。本设计选择了EQ1040型长头载货汽车作为待改装车型。总布置主要包括货箱、摆臂机构、液压机构等主要工作装置的位置确定。液压装置的选择需要根据下一章的摆臂的计算才能选出。第4章摆臂机构计算与分析4.1摆臂和吊链的受力分析及计算4.1吊装，吊卸工况摆臂受力简图（如图4.1所示），o点为油缸与托架的铰接点，A点为油缸与摆臂的铰接点；双作用油缸作用力F的大小和方向随摆臂的转动而改变，并为摆臂转角P（P为摆臂a与X轴的正向夹角）的单值函数；B点为吊链位置，B为吊卸初始状态的吊链轴位置;0B为吊链轴在吊装工况初始状态的位置。Y为油缸轴线与x轴的正向夹角。1a摆臂式自装卸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B点时，摆臂可以从下极限位置吊装货厢；当B点位于B点时摆臂可以从托架上吊10卸货厢。4.2吊装和吊卸工况摆臂受力的计算当吊装货厢时，计算公式如（4.1）取摆臂为分离体：1TOC\o"1-5"\h\z由 FA-FA--GB=0 （4.1）ax1yay1x2e1x式中F、一F油缸作用力F在x轴、y轴上的投影（N）；ax ay aA、A一油缸上铰支点A的x、y坐标值（m）；1x 1y 1G一吊装重力（N）；eB一B点的x坐标值（m）。1x 1上式可以进一步整理成公式(4.2)：1FcosrA一FsinyA一一GB=0 (4.2)aa1y aa1x2e1x继续整理后得到公式(4.3)：GB—e—1xa 2cosyA一sinyAa1y a1x4.3)由公式(4.3)计算出来的F值为油缸提供负载依据，同时它也为摆臂强度和刚a度计算提供依据。有知道摆臂在下限位置时，摆臂转角为0,B=PBcos0,A=PAcos(a+卩),1 1x 1 1 1x1 1A=PAsin(a+0)，式中a为PA与PB的夹角。将上二公式代入式(4.3)得:1y 1111Fa011「 GPBcos02Losysin(a+0°)-；iny：os(a+0)]?Aa1a11GPBcos0一八e1 1 (4.4)sin(a+0—y)PA1a1式中y、a、PA、PB为结构几何尺寸，均可通过计算获得。a11当摆臂处于吊卸初始位置时，B点位于B，0=0，根据上述分析同理可得:00厂1GPBcos0F= e0 0a0o2PAsin(y+a+0)0 a 04.5)式(4.4)和(4.5)分别给出了0=0和0=0时油缸所受到的推力和拉力。通01常情况下，以F和F作为选用油缸和摆臂强度计算的依据。a01a00具体数据如下:G=44100N PB=PB=2662mm PA=PA=643e 0 1 1 0P=21op=113or=9or=8o a=52o10 a1 a0当摆臂在下极限位置时:==94819.4oN厂1GPBcos0F=e1a02sin(a+0—y)PA1a 1当摆臂在吊卸位置时:44100x2.662xcos21osin(52+21-9)x0.643=—292677.42N厂1GPBcos卩 144100x2.662xcosll3o=—292677.42NF= e 0 0 =aft) 2PAsin(Y+a+B) 20.643xsin(8+52+113)0 a 04.3吊卸工况吊链受力的计算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不予讨论。通过分析计算，求出吊链所受到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4.2所示：DZDZF= (4.6)d2PE公式中的PE和L由本身的结构尺寸决定。e当货厢倾卸到最大倾翻角时，右吊链受力F为DYFdy=1GLFdy=1GLem2PF4.7)同理公式中PF和L也有自身的结构决定。通常的情况下左、右吊链尺寸、规m格均相同，故设计时只取F和F中较大值作为选取吊链的依据。事实上，当货厢倾DZDY卸到最大角度时，货厢内的货物所剩不多了，故一般情况下，F〉F。DZDY计算结果如下：PE=2621mmL二1845mme144100x1.845由公式（4.6）得：F二 二15521.65NDZ2 2.6214.4本章小结本章设计分别对摆臂自卸车的摆臂在吊装、吊斜工况和倾斜工况下进行了受力分析和计算，结果表明摆臂符合设计需求。通过摆臂的受力计算，便于前一章液压缸的计算选择。第5章摆臂式自卸汽车的总体性能的计算性能参数和动力性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。本设计中的摆臂式自卸汽车总体性能参数如表5.1表5.1摆臂式自卸汽车的性能参数名称符号数值与单位发动机额定功率kwpe66发动机额定功率时的转速r/minnP3200发动机最大转矩NmTem220发动机最大转矩时的转速nt2000车轮动力半径mrd0.375车轮滚动半径mr0.375主减速比i05.857汽车列车迎风面积m2AD5.8汽车列车总质量（满载）kgm045005.1.1发动机的动力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。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P及相应转速和该发动机的最大转矩及相应转速时，可用经验公式来描述发动机em的外特性:(n—n)21pem(n—n)21p5.1)公式中T 发动机最大输出转矩(N•m)；em发动机最大输出转矩时的转速(r/min)；发动机最大输出功率时的转矩(r/min)；发动机最大输出功率时的转矩(N•m),T=9549pP—emnpT=an2+bn+ceee由公式(5.1)和公式(5.2)得出5.2)—T+Ta=emp(n—n)2

1p2n(T —T)b= 1 em. p(n—n)21pem(T—T)n2C=Tem p'1m (n—n)21p应该指出的是发动机外特性曲线是在室内试验台架上测量出来的5.3)台架试验时发动机未带空气滤清器、水泵、风扇、消声器、发电机等附件，且试验工况相对稳定，即能保持试验时发动机的水、机油温度在规定的数值内。带上全部附件设备时的发动机恃性曲线称为使用外特性曲线。使用外特性的功率小于外特性的功率。因此应对台架试验数据用修正系数“进行修正，才能得到发动机的使用外特性。5.1.2汽车行驶方程式摆臂式自卸汽车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间存在如公式(5.4)的平衡关系，F=F+F+F+F (5.4)tfiwj式中：F—t—驱动力，(N)；Ff 滚动阻力，(N)；F—i—坡道阻力，(N)；F——空气阻力，(N)wF——加速阻力，(N)。j其中每项的计算公式如下：1、驱动力计算如式（5.5）Tii耳F=eg0Ttr=0.377rne-iig05.5)2、=0.377rne-iig05.5)2、行驶阻力的计算公式如（5.6）二Ggfcosa+Ggsina+CAv2——D a21.15d+6Gvdt5.6)5.7)3、根据力的平衡方程（3.14）5.7)F二Ft阻4、驱动平衡图如果按上面的驱动力计算公式作F-v曲线，并且按汽车在平路上等速行驶时的ta阻力公式作F-v曲线，则得汽车的驱动平衡图。图5.1是自卸汽车的驱动力平衡图。阻a利用该图可以分析汽车的动力性。如果图中上述两种曲线的交点对应的车速，就是该汽车的最高车速。对以上公式进行整理得：iig y5.8)5.9)(an2+bn+c)~^~g =mg(fcosa+sina)+CAv2+6mj5.8)5.9)e e r a Da adiiv0ga0.377r图5.1图5.1驱动力衡图5.10)...§mj=Av2+Bv+C+C(fcosa+sina)aaa125.10)式中i3i3切aA=g0 -0.047CA0.142r2r DDdi2i2切bB=0.311rrdii切cg0rd=-mga5.1.3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，Av2+Bv+C+Cf—0 (5.11)a a1 2将滚动阻力方程式代入上式，可得：Av2+(B+kC)v+(C+Cf)—0

a 2a1 20所以令 D=/(B+kC)2-4A(C+Cf) (5.12)'2120又因A<0,(B+kC)〉0，可确定专用汽车的最高车速为：2—(B+kC)—Dv— 2 (5.13)amax 2A2、最大爬坡度当汽车以最第挡稳定速度爬起时，可得：Av2+Bv+C+C(fcosa+sina)—0 (5.14)a a1 2 0将上式两边以v为自变量求导，可得：a2Av+B+C(一fsina+cosa)da=0

a 2 0 dva.15)da当~dVa代入式=0时，a取最大值，此时：v=-2Aa2A5.15)，可得：. B2-4ACcosa+sina=04AC2B2一4ACE=一4AC2.16)对上两式整理可得：(1+f2)sin2a-2Esina+(E2-f2)=0

00. E土fJI+f2-E21+f20因为实际上滚动阻力总是存在，并且滚动阻力系数愈大，汽车爬坡能力愈.17)小，所以上式中应取负号，又因f«hl+f2-1,上式可简化为00a=arcsin(E-f1-E2)max 0或 i=tanamax max5.18)式中：i——专用车辆的最大爬坡度，%。max3、加速度专用车辆在平坦路面上的加速度的计算公式如下：1a= [Av2+Bv+C+C(f+kv)]5m a a 1 2 0 0a专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速度可由j=f(v)的极值点求出,a令： 叫=丄3+B+kC]=0dv5m a 2aa5.19)B+kCv=a: 22A「但可得摆臂自卸汽车在该挡加速时的最大加速度a(m/s2)如下:max5.20)TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"_ 1「厂丄厂fB+kC1 D25.20)\o"CurrentDocument"a= [C+Cf— 2]=—\o"CurrentDocument"max8m 120 2A 4A8m005.1.4整车动力性计算1、确定动力性计算所需的有关系数系数卩、耳、f、k和C的确定结果如表3.2所列，回转质量换算系数如表5.10D所列。可按下述经验公式估算8值:8=1+8+8i212g式中S^8=0.03~0.05。低档时取上线，高档时取上限。12表5.2各档传动比如下挡位12挡位12345ig5.0572.6091.5651.0000.764倒挡4.575计算得：一档:8=1+0.03+0.03x(5.057)2=1.80二档:8=1+0.03+0.03x(2.609)2=1.23三档:8=1+0.04+0.04x(1.565)2=1.14四档:8=1+0.05+0.05x(1.000)2=1.1五档:8=1+0.05+0.05x(0.764)2=1.00倒档:8=1+0.03+0.03x(4.575)2=2.10表5.3动力性计算需确定的有关系数名称符号数值直接挡时传动系效率其它挡时传动系效率空气阻力系数0.950.9滚动阻力系数0.5640.00860.017k 0.0001482、确定发动机外特性曲线的数学方程采用前面介绍的拉氏三点插值法来拟合该发动机的外特性曲线即得发动机外特性的数学方程如下：T二an2+bn+ceee3、计算摆臂自卸汽车的最高车速vamax将直接档（第五档位）A、B、C、C和D值代入式（5.13），可得该摆臂自12卸汽车的最高车速v 为amax—(B+kC)—DV= 2 amax 2A=88km/h其中五档的A、B、C、1C计算分别为：（主减速比为i=5.857）200.7643x5.8573x0.95x0.9x(—1.6x10-5)0.142x(0.472)3—0.047x0.564x5.8=—0.32B=°.7642x血x°.95x°.9x°.°64=20.670.377x(0.375)20.764x5.857x0.95x0.9x156.110.375=1592C=—4500x9.8=—441002D=41.864、计算最大坡度将最低档（第一档位）A、B、C、1C的值代入式（5.18），可得2厂B2-4ACE二一4AC20.31其中一档的A、B、C、C为1250573X沖X095X兰(16110-5)-0.047X0.564X5.8=0.142x(0.472)3一47.62B=皿572X5・8572XO'95X°.9XO.°64=905.480.377X(0.375)25.057x5.857x0.95x0.9x156.110.375=10542.26C=—4500X9.8=—441002D2=2743959.12将E代入式（3.14）,可得:a=arcsin（E一f 1一E2）=19max 0摆臂自卸汽车的最大爬坡度为:i=tana=tan19=0.344max max5、最大加速度将各档的A、D、5的值代入式（5.20）有：max 4A5m 4X7000A50二档的A、B、C、C、D分别为12A=26092x沖x竺x0.9(16x10一5)一0.047X0.564X5.80.142x(0.375)一6.51B=2.6092x5・8572xO'95x°.9x①064=2410.377x(0.375)C=2.609x5・857x0.95x0.9x皿11=431310.375C=-4500x9.8=-441002D2=157450.24三档的A、B、C、C、D分别为12A=空x込x095xO'9(16x10-5)-0.047x0.564x5.8=-1.560.142x(0.472)3B=血x5出72x095x°9x°.°64=86.720.377x(0.375)21.565x5.857x0.95x0.9x156.11C= =3262.5310.375C=-4500x9.8=—441002D2=24423.44四档的A、B、C、C、D分别为12A=13x5'8573x°.95x°.9x(一"x10—5)-0.047x0.564x5.8=-0.520.142x(0.472)3B=12x5出72x0・95x°.9x°.°64=35.410.377x(0.375)21x5.857x0.95x0.9x156.110.375=2084.69C=-4500x9.8=-441002D2=4386.41倒档的A、B、C、C、D分别为12—0.047x0.564x5.8—35.624.5753x5.8573x0.95x0.9x(—1.6x10-—0.047x0.564x5.8—35.620.142x(0.375)34.5752x5.8572x0.95x0.9x0.064B= =741.10.377x(0.375)24.575x5.857x0.95x0.9x156.11C= =9537.440.375C=—4500x9.8=—441002D2=1844571.42表5.4各档A、D2、8的值A D2 8一档二档三档四档五档倒档—47.62-6.51—1.56-0.52-0.32-35.622743959.12157450.24一档二档三档四档五档倒档—47.62-6.51—1.56-0.52-0.32-35.622743959.12157450.2424423.434386.411752.251844571.421.801.231.141.11.02.1所以，各档加速度分别为表5.5各档的最大加速度档位12档位12345amax1.781.090.760.430.30倒档1.37燃油经济性计算摆臂自卸汽车的等速百公里油耗可以根据发动机的负荷特性或万有特性来计算。首先根据摆臂自卸汽车的行驶车速v计算出相应的发动机转速naeiiv5.21)n= —(r/min)5.21)e0.377r然后由摆臂自卸汽车在该车速时的行驶阻力计算出发动机的转矩T（平坦路面

上匀速行驶时，F=0，F=0)ijT二上—(F+F)二「(mgf+CDAVa) (5.22)eiiPHijiiPHa21.150g 0g根据T和n的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗率g=310(g/kW・h),ee e在利用下式计算百公里燃油消耗量Q(L/100km)：s式中：P——燃油的重度，N/L。柴油可取r=7.94N/L~8.13N/L,取p=8.00N/L。随着车速的不同，各档位燃油消耗量也不同，下面来计算一下摆臂自卸汽车在直接档时经济速度(40~50km/h)下的燃油消耗量，代入式(5.21)得=卷=彳857%1x45=1864.3(r/min)0.377r0.377x0.375由式(5.22)得(mgf+

aCAv2

—D (mgf+

aCAv2

—D a21.15 d—iiPH0g5.857x15.857x1x0.95x0.9(⑸0X站X阴6+0.564x5.8x45221.15=51.93N・mPe=丄(+CDAU!)H3600 7614014500x9.8x0.017x455.8x0.564x453= ( + )=9.10.95 3600 76140由式(5.23)得Q= —=7.7L/100kms1.02ur5.3稳定性计算由普通汽车底盘改装成的专用汽车，由于副车架或工作装置的布置，使装载部其质心位置均较普通货车为高，其原因是分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。对摆臂自卸汽车，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。摆臂自卸汽车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。当摆臂自卸汽车的总布置基本完成后（见总装配图），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。轴矩为3300mm，整车重心离前轴长为2400mm，离后轴长为900mm。重心离地高度估算为h=1120mm。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0。max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a仅取决于车轮和路max面间的附着系数®，有：tana二申 （5.24）max由于侧翻是一种危险的失稳工况，因此，为避免侧翻，依据测滑先于侧翻的条件有：取摆臂自卸汽车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数Q=0.7，则专用汽车的最大侧倾稳定角不小于35。图5.2为侧向稳定的临界状态，有图5.2侧向定性计算图

=35.77>arctan申B1.442=35.77>arctan申B=arctan=arctanmax 2h 2X1.120式中：B 轮距(m)所以摆臂自卸汽车的横向稳定性能够保证。5.3.2摆臂自卸汽车卸货时稳定性计算在横向坡道摆臂倾卸时侧向稳定性，可按下式计算B=arctanB=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)5.32)式中 h'、h——分别为摆臂自卸车底盘和货箱及货物举升后的质心高度(m)m'm'm''分别为摆臂自卸车底盘和货箱及货物的质量(kg);摆臂自卸车的总质量〔kg)。满载卸货时横向最大侧倾稳定角为：B=arctanmax满载卸货时横向最大侧倾稳定角为：B=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)=arctan[1.442x45002x(0.900x2365+2.700x2000)]二23.31空载卸货时，横向最大侧倾稳定角为：B=arctanmaxBmB=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)=arctan[1.442x45002x(0.900x2365+2.700x700)]二38.92o所以