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北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文
畢業(yè)設計(論文)
設計題目
高位剪式自卸車設計
所在學院
機電學院
專 業(yè)
車輛工程
班 級
B13141
姓 名
許麗杰
學 號
201322288
指導老師
劉志強
北華航天工業(yè)學院教務處制
北華航天工業(yè)學院
本科生畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性及知識產(chǎn)權聲明
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文）
高位剪式自卸車設計（說明書）
是本人在指導教師的指導下，獨立進行研究工作取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本設計（論文）不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本設計（論文）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè)設計（論文）引起的法律結果完全由本人承擔。
本畢業(yè)設計（論文）成果歸北華航天工業(yè)學院所有。本人遵循北華航天工業(yè)學院有關畢業(yè)設計（論文）的相關規(guī)定，提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本。本人同意北華航天工業(yè)學院有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以營利為目的的前提下，可以公布非涉密畢業(yè)設計（論文）的部分或全部內(nèi)容。
特此聲明
畢業(yè)設計（論文）作者：許麗杰 指導教師：劉志強
2017年 6 月 7 日 2017 年6 月 7 日
北華航天工業(yè)學院
畢業(yè)設計(論文)任務書(理工類)
學生姓名： 許麗杰 專 業(yè)： 車輛工程 班 級：B13141 學 號：201322288
指導教師： 劉志強 職 稱： 講師 完成時間： 2017-03
畢業(yè)設計(論文)題目：
剪式高位自卸汽車設計
題目來源
教師科研課 題
縱向課題（ ）
題目類型
理論研究（?。?
注：請直接在所屬項目括號內(nèi)打“√”
橫向課題（ ）
應用研究（?。?
教師自擬課題（√?。?
應用設計（√）
學生自擬課題（?。?
其 他（ ）
總體設計要求及技術要點：
設計剪式高位自卸汽車，使車廂可以舉升一定高度，傾斜一定角度，完成貨物卸出。
工作環(huán)境及技術條件：
設計參數(shù)：
貨車尺寸（長寬高） 4000x2000x2000mm，額定載貨質(zhì)量 3000kg，自身質(zhì)量1200kg，最高車速100km/h，最大爬坡度30%。
發(fā)動機功率最大80kw/4000rpm，最大扭矩300Nm/2000rpm，軸距2600mm，輪距前后都是1400mm，最小轉向直徑12m驅(qū)動輪半徑280mm，主減速器傳動比6.17，變速器一檔傳動比6.4，其他參數(shù)可自定。
數(shù)據(jù)如果有沖突，可以適當自己調(diào)整
工作內(nèi)容及最終成果：
1.設計目標： 根據(jù)產(chǎn)品設計要求，完整地設計出裝配圖一套、零件圖若干，設計出的產(chǎn)品能應用于實際生產(chǎn)中。
2.設計要求：系統(tǒng)地說明設計過程中問題的解決（確定傳動和結構方案及零件材料的選擇）及全部計算。計算內(nèi)容應包括有關計算簡圖，如主要參數(shù)的選擇及設計與校核、傳動方案簡圖、相關零件的結構簡圖、零件的受力分析圖、彎矩和扭矩圖等。
3.計算過程完整有序，計算結果正確清晰，文字說明簡明通順。計算過程只需列出已知條件、計算公式，將有關數(shù)據(jù)代入公式，省略計算過程，直接寫出計算結果。將計算結果整理后，寫入右邊欄內(nèi)，并注明此結果是否“合用”或“安全”等結論。
4.任務完成驗收時提供材料：設計說明書一份，總裝配圖2張、零件圖若干。
時間進度安排：
指導教師簽字： 2017 年 月 日
教研室主任意見：
教研室主任簽字： 2017 年 月 日
摘 要
隨著國內(nèi)經(jīng)濟變革與基建工程的大力開展，自卸車等商用車市場發(fā)展?jié)摿υ絹碓骄薮蟆５请S著國內(nèi)經(jīng)濟的發(fā)展減緩，短時間內(nèi)自卸車的銷量會有所下滑或保持平穩(wěn)但是較之國外自卸車的發(fā)展，國內(nèi)自卸車發(fā)展還是較為落后。
本文的研究對象即為自卸車中的剪式高位自卸車的舉升機構和液壓系統(tǒng)，首先文中就自卸車經(jīng)行了簡單的說明，然后根據(jù)比較分析確定了剪式舉升機構的參數(shù)，根據(jù)數(shù)據(jù)要計算出相關數(shù)據(jù)，并進行了驗證。當然對于自卸車基礎系統(tǒng)-液壓系統(tǒng)我也進行了相同的合理的計算分析。
關鍵字：自卸汽車，液壓系統(tǒng)，剪叉式
Abstract
With 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
目 錄
摘 要 II
Abstract III
第1章 緒論 1
1.1課題研究的目的 1
1.2自卸車概述 1
1.3 本課題的研究內(nèi)容 1
第2章 課題總體設計 2
2.1總體布置原則 2
2.2 車廂的設計 3
2.2.1 自卸汽車車廂的結構形式 3
2.2.2 車底盤的選取 4
2.3 自卸舉升機構的設計 5
2.3.1 機構形式的選擇 5
2.6 總體方案確定及總體設計 9
第3章 主要部分分析計算 10
3.1 數(shù)據(jù)分析 10
3.1.1高位自卸車的結構簡化 10
3.1.2機構受力分析 12
3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定 16
3.3舉升機構自卸部分設計計算 17
3.3.1 車廂與車架鉸支點O確定 17
3.3.2 車廂未傾斜時傾斜機構與車廂的前鉸支點的確定。 17
3.3.3液壓油缸與副車架鉸支點E的確定 18
3.3.4傾斜機構未開啟時三角臂中支點坐標和大小的確定 18
3.3.5車廂放平時拉桿與三角臂鉸點B0的確定 18
3.3.6拉桿與副車架鉸點D及拉桿長度的確定 18
3.4機構受力學分析 19
3.4.1機構受力分析 19
3.4.2拉桿截面尺寸確定 20
3.5.6管道尺寸的確定 24
3.5.7 油箱容積確定 25
3.6 液壓系統(tǒng)原理圖 25
3.7強度校核 27
3.7.1 剪叉臂的強度校核 27
3.7.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 30
3.8軸的強度校核 32
3.8.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核 32
3.8.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 33
3.8.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 33
參考文獻 36
致 謝 35
北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文
第1章 緒論
1.1課題研究的目的
隨著國內(nèi)經(jīng)濟發(fā)展，國內(nèi)基建進一步發(fā)展，自卸車等商用車市場份額也進一步提高，自卸車的優(yōu)點顯而易見，自動卸貨，省時省力；并且隨著科技的發(fā)展其性能也在進一步提高，在各行業(yè)都在追求高效，迅速的今天，自卸車因其功能并將成為行業(yè)中的翹楚。
自卸車作為一種多功能貨車利用的是舉升機構和液壓系統(tǒng)完成其特定的卸貨功能，舉升機構在自卸車的發(fā)展演變也越來越安全可靠，它通過外力的作用（液壓缸）實現(xiàn)四桿聯(lián)動，使車廂抬高傾斜，完成貨物的傾斜。
中國自改革開放以來，不斷地利用外資發(fā)展本國經(jīng)濟，近些年來更是注重科技上的交流與超越。各種科技行業(yè)都在加快步伐。汽車行業(yè)也在一直努力追趕差距，雖然國內(nèi)的汽車行業(yè)有了進一步的發(fā)展，但是較之國外在技術與材料應用研發(fā)上還是有很大的差距，中國汽車行業(yè)對國外同行業(yè)的依賴度仍然很大，唯有打破國外的科技限制，中國的汽車行業(yè)才能真正獨立的成長起來，成為真正的領導國民經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)。
1.2自卸車概述
自卸車是商用車中的常見貨車。簡單理解其結構就是在一般貨車的基礎上加上舉升，傾斜和液壓動力系統(tǒng)；讓其完成自動卸載貨物的工作。由于自卸車的優(yōu)越性能，其應用范圍多為建筑貨運，農(nóng)林等大型運輸工程。本次畢設研究的內(nèi)容是高位剪式自卸車；在分類上我就將自卸車分為高位和普通自卸車。高位自卸車進行卸貨時利用舉升機構使車廂上抬一個高度，在進行傾斜卸貨。普通自卸車沒有舉升機構，直接利用液壓系統(tǒng)，將車廂直接傾斜。在自卸車市場發(fā)展至今，高位自卸車的優(yōu)勢越來越明顯。減少了貨物卸載過程中的殘留問題，讓自卸車在寫完貨物之后更好的撤離現(xiàn)場。普通自卸車雖然較之高位自卸車有一定的局限性。但是對于一些個體商戶來說，仍然是一個不錯的選擇。目前中國還處在一個發(fā)展不均橫的時期，無論是高位自卸車，還是普通自卸車都有其不同的市場定位。但未來經(jīng)過市場經(jīng)濟變革，科技的發(fā)展還有中國國內(nèi)建設的穩(wěn)定，自卸車的發(fā)展改良都是不可言說的。在全行業(yè)都追求機械化，高效化的現(xiàn)在及未來，自卸車具有良好的先天優(yōu)勢。其研究發(fā)展肯定會在汽車行業(yè)留下特有的色彩。
1.3 本課題的研究內(nèi)容
設計剪式自卸車，使車廂可以舉升一定的高度，完成貨物卸出。
工作環(huán)境及技術要求：
設計參數(shù)：
貨車尺寸（長寬高）mm,額定載貨量3000kg,最高車速100km/h,最大爬坡度30%。
發(fā)動機最大功率80kw/4000rpm,最大扭矩300Nm/2000rpm,軸距2600mm,輪距前后都是1400mm,最小轉向直徑12m，驅(qū)動輪半徑280mm,主減速器傳動比6.17，變速器一檔傳動比6.4，其他參數(shù)自定
數(shù)據(jù)如有沖突，可以自己適當調(diào)整。
第2章 課題總體設計
2.1總體布置原則
進行設計時應遵循以下幾個原則
汽車底盤個總成位置應盡量避免變動，因為一些部件的變動不僅會增加生產(chǎn)成本還會影響到自卸車的整車性能。如果為了滿足一些特殊性能要求，可以使適當做些調(diào)整，
如果不需要實現(xiàn)特定的要求和性能，應不改變汽車底盤中各總成的位置，因為各車型的地盤都參數(shù)都是經(jīng)過嚴謹計算的，既符合生產(chǎn)者的利益也符合消費者的利益。草率的變動最終影響到的是汽車的使用性能。即使最終還是要滿足特定的使用要求，也要考慮綜合因素對其作出調(diào)整。
裝載質(zhì)量、軸載質(zhì)量分配等參數(shù)的估算和校核
任何機械設備在進行設計時都要滿足一些基本的主要的參數(shù)要求，自卸車也是這樣，在進行設計時應盡量滿足車底盤生廠商規(guī)定的參數(shù)要求，這些參數(shù)是不能擅自更改的，因為這些規(guī)定的參數(shù)直接影響著自卸車的整車性能和制造成本。
避免系統(tǒng)布置不合理對車架形再設計計算時，應該合理的分散車廂及其他裝置對車架形成的載荷，避免集中載荷，成集中載荷。
載荷過于集中，將導致自卸車車架的受力不均勻，縮短自卸車使用壽命。在設計布置方案時如果出現(xiàn)集中載荷應該采取適當?shù)慕鉀Q措施，如改變車架材料等。
減少汽車的裝置質(zhì)量，提高裝載質(zhì)量
因為自卸車的性能要求，其工作裝置較之其他車輛較多，這就使得自卸車的整備質(zhì)量與同類底盤的普通貨車要大。根據(jù)數(shù)據(jù)統(tǒng)計，一般自卸車要比其他同載貨量的普通貨車增加耗材5％～10％。因汽車底盤的承載質(zhì)量是有線的，我們應該進行最大化的合理應用。所以選材時應盡量選擇能滿足要求的輕質(zhì)材料。提高自卸車載貨量。
應符合有關法規(guī)的要求
各種車輛的尺寸都有明確的相關法規(guī)規(guī)定，再設計過程中一定要注意不能超出相關規(guī)定的標準要求。
自卸車的設計就是正確選定合理的參數(shù)，將舉升機構，液壓機構等進行合理的布置，讓其能夠合理正確的配合，達到任務書中的要求。
2.2 車廂的設計
2.2.1 自卸汽車車廂的結構形式
車廂是裝載貨物的裝置，在自卸車中還多了一個使貨物順利傾斜的功能。生產(chǎn)中常用的三種結構形式有，側傾式，簸箕式，后傾式 ；結構如圖（2-1）（2-2）（2-3）。因為自卸車車廂也是完成貨物卸出的重要結構，而車廂又與駕駛室最為靠近；為了防止在卸貨過程中對駕駛室造成沖擊，通常會在前欄板上加上一個防護擋板，延伸方向向前。自卸車承擔的是微重貨物的運輸，所以對車廂欄板的強度有一定的要求，實際生活中通過在欄板上布置加強筋來加強車廂的強度。此次設計中自卸車為公路常見的貨運車，所以選擇后傾式后傾式車廂在生產(chǎn)運輸中比較常見，在各種噸位的自卸車中都有應用。它的主要特點是利用鉸鏈的連接方式，使后欄板在卸貨時自動開啟。卸貨完成后也可關閉。
圖2-1 側頃式及三面傾卸式車廂 圖2-2 簸箕式車廂
圖2-3車廂結構圖
1-車廂總成；2-后欄板；3、4-鉸鏈座；5-車廂鉸支座；
6-側欄板；3-防護擋板；8-底板
2.2.2 車底盤的選取
設計任務書中要求貨車尺寸（長寬高）mm，額定載貨量3000kg,
最高車速100km/h,最大爬坡度30%。
發(fā)動機最大功率80kw/4000rpm,最大扭矩300Nm/2000rpm,軸距2600mm,輪距前后都是1400mm,最小轉向直徑12mqu驅(qū)動輪半徑280mm,主減速器傳動比6.17，變速器一檔傳動比6.4，
根據(jù)所給數(shù)據(jù)，經(jīng)過查找與比較找到型號為EQ3042LJ的東風底盤與車廂所給數(shù)據(jù)較為吻合，根據(jù)實際的車底盤數(shù)據(jù)，再設計過程中將車廂及其他數(shù)據(jù)進行了調(diào)整，調(diào)整后的數(shù)據(jù)如下：
車廂尺寸為，自卸車的額定載貨量為4755kg。發(fā)動機額定功率83kw,型號為4DX23-110E4。最高車速為90km/h。輪距與軸距均按照底盤參數(shù)選定。
車底盤的數(shù)據(jù)如下：
表2.1 底盤技術參數(shù)列表
車型
EQ3042LJ
駕駛室最高點距車架上翼面距離（mm）
2056
汽車底盤長（mm）
5700
接近離去角
22/25
軸距（mm）
3400
發(fā)動機功率（kw）
83
車架有效長度（mm）
4000
車架上平面離地高度（滿載）（mm）
2650
車架外寬（mm）
2100
底盤整備質(zhì)量（kg）
1745
前后輪距
1750/1586
底盤軸荷前軸/后軸（kg）
2700/6000
車輛前懸/車架后懸（mm）
1180/1020
底盤最大承載質(zhì)量（kg）
4265
最高車速（km/h）
90
廠定最大設計總質(zhì)量（kg）
9010
2.3 自卸舉升機構的設計
2.3.1 機構形式的選擇
舉升機構根據(jù)作用形式可以分為兩大類，一種是簡單的直推式；即液壓油缸直接作用于車廂；這種舉升方式雖然安裝簡單，結構也不復雜，但卻具有高效的舉升能力。直推機構可以分為油缸中置和油缸前置，前者的油缸支點的位于車廂中部，進行抬升時需要的舉升力大，油缸選用雙缸雙柱式即可，而后者與其相反，油缸通常選擇多級式，一般用于重型自卸車。兩種不同的直推式結構如(2-4)
直推式在實際的生產(chǎn)應用中有著明前的不足，沒有良好的穩(wěn)定性及使用者的使用時間，所以目前市場上的自卸車很少使用這一結構，本次設計也排除了此結構。
圖2-4 兩種不同的直推傾斜機構
前文提到直推式結構的明前缺陷，所以本次設計選擇的是連桿式舉升機構，該機構結構較之直推式有明顯的優(yōu)勢，在自卸車的實際生產(chǎn)成為主流應用。根據(jù)上面的分類方式可以分為前置式連桿舉升機構和后置式連桿舉升機構，結構如圖（2-5a）。圖中的三角形連桿具有放大行程的特性，在一定程度上縮短了油缸行程,節(jié)省了的空間。并且因為連桿系的橫向跨距可以盡量避免卸貨發(fā)生不穩(wěn)定的情況。該種舉升機構使用簡單的單級單缸就能完成舉升任務，且機構布置靈活。
前置式油缸的舉升點作用在車廂前(2-5b)，在車廂傾斜最大角度時，液壓缸處于相對穩(wěn)定的狀態(tài)。車廂在傾斜卸貨期間也會處于一個相對穩(wěn)定的狀態(tài)，油缸后置式的作用力集中在車廂后面，對車廂會造成較大的受力壓力，對車輛的使用壽命是一個不穩(wěn)定因素，所以綜合各種因素，在實際生產(chǎn)中，最為自卸車的使用者肯定希望車輛具有良好的穩(wěn)定性及使用壽命，同時最為還希望自卸車能夠具有一定的超載能力，所以再設計生產(chǎn)過程中我們應該考慮使自卸車的性價比達到最好。
圖2-5 連桿組合式舉升機構
(a) 油缸后置式；(b) 油缸前置式
2.4舉升平臺設計
剪式舉升機構應用較為廣泛，不僅是在自卸車中，還是其他行業(yè)中都有應用。剪式機構在自卸車中比較常用的是一級和二級式剪叉機構。由于二級剪叉舉升機構較一級復雜，難度較大，而且由于模型的缺少，對于我的知識能力與創(chuàng)造能力都是巨大的挑戰(zhàn)，考慮到在有限的時間呢完成任務，并且得到知識的提升，本次設計選擇較為簡單一級剪叉式舉升機構。簡單結構如圖(2-6)所示
圖2-6 剪式舉升機構結構簡圖
2.5 高位自卸車機構中三種液壓缸布置方式的分析比較
在設計環(huán)節(jié)中液壓缸的布置是其中最為關鍵的一部分，因為液壓缸的布置位置決定了車廂舉升傾斜的所需力的大小，以及液壓缸的型號的選擇，不合理的安裝或者是隨意安裝將會對自卸車產(chǎn)生致命的缺陷，結合上面所選的舉升機構及本次畢設的所選的剪式高位自卸車的結構特點，液壓缸有三種安裝位置。
一種如圖（2-7）所示將液壓缸一端固定點在支座上，另一端與支撐架1相互支撐，這種支撐方式的缺點一目了然，液壓缸與底座的角度很小，再啟動舉升機構時需要更大的動力，在實際生活中如果使用者一旦因為利益的驅(qū)使進行超載的行為，很有可能發(fā)生無法自卸的現(xiàn)象，導致自卸車系統(tǒng)的損壞，雖然這種超載導致的汽車損壞應該由使用者自己承擔，但是作為汽車的生產(chǎn)制造者，我們應該考慮到勞動者的各種心理，改善汽車結構，然消費者提高對產(chǎn)品的滿意度。
第二種（2-8）則是同樣的將液壓缸的一端固定在支座上，而應一端的支撐位置位置則為鉸支撐軸上，這種支撐方式提高了支座與液壓缸之間的角度，但是當自卸車處于不工
作的狀態(tài)時，液壓缸所需空間較大，同樣載貨量的情況下增加了制作成本。優(yōu)點也比方
案一明顯，
能迅速使車廂升起啟動的壓力也要比方案一小。方案二雖然有點明顯，但是生產(chǎn)成本較高，資源利用率低，無論是從商家還是消費者的角度考慮，這么安裝都不是最完美的方案。
最后一種方案就是將支撐點改在支撐軸2上，固定點不變。結構如圖（2-9），它的支撐點則不是選在支撐桿上，而是在支撐架2的鉸支點上焊接一個連桿，支點在這個鏈桿上，連桿與支座有一定的角度，同時改善了方案二中的制作成本的問題，同時在自卸車處于正常不卸貨狀態(tài)時，液壓缸與制作之間也會有一定的角度，使抬升車廂時更加平穩(wěn)，工作性能更優(yōu)，使用壽命也更好，具有一定的承擔用戶錯誤操作的能力。所以，本著最優(yōu)化的原則，在本次設計中，我選擇第三種方案作為實施方案。
圖2-7 方案一
圖2-8 方案二
圖2-9方案三
2.6 總體方案確定及總體設計
通過上述綜述，解決了高位剪式自卸車車架，舉升機構和液壓油箱安裝位置確定這些機構后，我們可以構建一個簡易的示意圖（2-10），其結構如下圖所示
圖2-10 總體機構示意圖
第3章 主要部分分析計算
3.1 數(shù)據(jù)分析
經(jīng)過上述分析自卸車的結構應經(jīng)確定，下一步就是參數(shù)的計算與校驗了。對于整車而言，首先要明確汽車的整備質(zhì)量和載貨量，這是汽車設計的核心數(shù)據(jù)；整備質(zhì)量就是汽車完成一系列機構的組合安裝后的總質(zhì)量，之中包括汽車運行需要的柴油，潤滑油等可以正常行駛在公路上的所有需要的裝備質(zhì)量。由廠家提供的生產(chǎn)信息可知所選的東風EQ3042GLJ車架的整備質(zhì)量為1745kg，總質(zhì)量為4265kgkg。前排乘客為三人。
在進行高位剪式自卸車的設計時應該滿足廠家提供的軸載要求，在進行舉升運動時由于車廂的抬高傾斜，根據(jù)物理常識，其整車質(zhì)心必定發(fā)生改變，為了是軸載符合車底盤的要求，高位自卸車的質(zhì)心相比相同載貨量的普通自卸車其質(zhì)心應該向前移
。
3.1.1高位自卸車的結構簡化
剪式舉升機構的結構簡圖（3-1）所示
圖3-1 剪式機構簡圖
從圖中可以直接看出兩個剪叉桿分別有一端為固定點，分別為b、d兩點。另一端為可移動點，在進行舉升時一端a、c兩點可以在工作軌道上進行移動。其兩點所采用的支撐方式相同，所以設定它們具有相同的摩擦阻力系數(shù)f。兩剪叉桿長度相同，為了方便后面的計算，將剪叉桿設為無重桿。鉸接處點為兩剪叉桿中心，圖中fg為液壓缸的作用效果線。g是液壓缸連接的另一個支點，α是舉升機構處于工作狀態(tài)時剪叉桿與支座的角度。
3.1.2機構受力分析
進行受力分析時，將組成舉升機構的各組件看做一個整體。結構如圖（3-2）
圖3-2 整體受力分析圖
將分解到a、b兩端，則有
..........................................(3.1)
.......................................(3.2)
......................................(3.3)
........................................(3.4)
..............................................(3.5)
式中：—a點所受水平方向上的力；
—a點所受豎直方向上的力；
—b點所受水平方向上的力；
—b點所受豎直方向上的力；
—c點所受水平方向上的力；
—c點所受豎直方向上的力。
2.分別以aed及ceb桿為研究對象，如圖3-2和圖3-3所示
圖3-2 aed桿受力分析圖
圖3-3 ceb桿受力分析圖
列平衡方程式，有
當d點力矩平衡，即時，則
............ (3.6)
當b點力矩平衡，即時，則
..........................(3.7)
又桿aed及桿ceb的是受力平衡狀態(tài)，即有和。
當時，有
..................................(3.8)
...........................................(3.9)
當時，有
................................(3.10)
..........................................(3.11)
整理解得：
...........................(3.12)
【靜態(tài)時：】
......................................(3.13)
..........................(3.14)
.............................(3.15)
.............(3.16)
.......................................(3.17)
......................................(3.18)
式中： —液壓缸的推力；
—d點所受水平方向上的力；
—d點所受豎直方向上的力；
—e點所受水平方向上的力；
—e點所受豎直方向上的力。
3.確定角與角的函數(shù)關系
角與角的幾何關系見圖3-1
即.......................................(3.19)
4. 受力分析結論
（1）各鉸接處點的受力大小與載荷G成正比例；
（2）、、、、 、值與α成正比；當為定值時，它們又與值成正比。而、則與α成反比。，在值確定時，這兩個力與P成反比；
（3）動態(tài)值的油缸推力比靜態(tài)值增大了,并且與剪叉桿成反比。
（4）力和成正比。
3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定
1.剪叉臂的長度確定
機構的運動原理如圖3-4所示
圖3-4 機構的運動原理圖
當舉升機構不進行工作時，液壓缸需要一定的制作長度來保證液壓缸的安置在合理的位置。按照設計原理，剪叉桿的長度一般?。?.8~0.9）倍的下支座長度。即
.............................(3.20)
由設計參數(shù)可知：a=1800，，。初選底座長度，系數(shù)為0.8，則根據(jù)式(3.20)可得剪叉臂的長度。
2.液壓缸安裝位置的確定
由圖3-4可知 ...............................(3.21)
則
所以，
即
而
初選 ，，,,。
3.3舉升機構自卸部分設計計算
計算傾斜機構數(shù)據(jù)時，選擇簡單易懂的作圖法進行設計計算。設計時，在滿足載荷要求的同時，還要盡量滿足設計合理，合理運動的原則。
油箱前置式連桿機構的用作圖法分析時，其示意圖如圖（3-5）所示。
圖3-5 機構設計示意圖
3.3.1 車廂與車架鉸支點O確定
圖中坐標原點的位置為車廂與車架的鉸支點，應該為靠近車架大端尾部。X軸平行于車架并指向車駕駛室方向。這樣坐標軸中的Y軸便確定了方向，由圖可知，我規(guī)定的是向上為正方向。
3.3.2 車廂未傾斜時傾斜機構與車廂的前鉸支點的確定。
未傾斜時，的坐標點位置按照公式算出。
式中：L——油缸的最大行程。由于還未對液壓缸進行計算，所以現(xiàn)根據(jù)同載荷量的自卸車進行初選。油缸的自由長度為mm，最大有效行程L=800mm；
——車廂的最大舉升角。由于自卸車所運輸貨物多為松散貨物，故選取
R——經(jīng)驗系數(shù)。與L尺寸相關，故R=175。
因此可得：=2800
點的垂直坐標值應該考慮到液壓缸下沉深度，已知距車廂底板的距離為80mm，底板縱梁高為180mm 。實際生產(chǎn)中橫坐標的值應該比計算出的小一些，故坐標定為（2795,200）
3.3.3液壓油缸與副車架鉸支點E的確定
開始傾斜工作時，液壓缸與底座會有一定的角度，以保證工作的順利進行。因此液壓缸支點的縱坐標有最小值，根據(jù)結構選定最小值為—14，其橫坐標的值可以根據(jù)經(jīng)驗公式求得，最后代入數(shù)字的2434，根據(jù)自卸車結構特點，E點的坐標最后定為（2425，-14）。
3.3.4傾斜機構未開啟時三角臂中支點坐標和大小的確定
是液壓缸的上支點，因為儲備空間有限，所以要充分利用可用空間。所以設定該點的縱坐標為110。車相處平放時，液壓缸的長度會略微變大15mm，保證各機構的獨立運行。所以點的坐標為（3595,110）。由圖可知AC==805mm。
3.3.5車廂放平時拉桿與三角臂鉸點B0的確定
車廂平放時，車廂傾斜角為零，將O以O點為原點向Y軸正方向旋轉五十度，再以為半徑畫圓，圓心是Aˊ。以1992為半徑，坐標原點為圓心畫弧，兩弧交于Cˊ點，得到ECˊ和AˊCˊ，最后可以看出圖上兩個三角形相似。最后根據(jù)合理的結構要求，取CˊBˊ==260mm，調(diào)節(jié)B點的坐標位置，使AB、BC為方便計算安裝的整數(shù)，AB==950mm，BC==260mm，由此確定的坐標為（3700，-136）。
3.3.6拉桿與副車架鉸點D及拉桿長度的確定
D點是的垂直平分線與的交點，由圖中的線段關系以及結構關系最后確定D點坐標為（2190,180）。拉桿的長度mm。
3.4機構受力學分析
3.4.1機構受力分析
結構受力分析如圖（3-6）
圖3-6舉升機構力學分析圖
由圖可知為車廂平放時，車廂滿載時的質(zhì)心。結合車底盤參數(shù)，確定點的坐標為（1664，879）。
取車廂是分離部分時；
由力矩平衡方程可知，即
代入數(shù)據(jù)得：
,表示坐標原點到的距離。
取三角架ABC為分離體（圖3-7）
圖3-7 舉升機構力學分析圖
根據(jù)平衡方程可以得到。
已知，確定油缸的最大舉升力為：
同樣的原理可以求出拉桿的最大拉力。
因為 即
得拉桿最大拉力
式中：
為到直線的距離，為240mm
為到直線的距離，為660mm
為到直線的距離，為162mm
為到直線的距離，為140mm
3.4.2拉桿截面尺寸確定
根據(jù)受力分析可知，拉桿BD是二力桿，且作用力分布均勻，結果導致桿上最大拉力變?yōu)椋?
初選拉桿材質(zhì)為Q235，從手冊可查得
取安全系數(shù)n=2，由公式，可知拉桿的最小橫截面面積： 。
為了方便生產(chǎn)和提高自卸車的使用性能，將A取為1000
則實際上的
實際安全系數(shù)
所以拉桿橫截面面積，該材料的橫截面積可以滿足要求。
3.5液壓系統(tǒng)的計算
3.5.1自卸車液壓系統(tǒng)簡述
液壓系統(tǒng)利用發(fā)動機中的油液，經(jīng)過液壓泵和安全閥的作用完成提供壓力，完成舉升以及傾斜運動。液壓泵是指通過壓縮油液使壓力提高的裝置，安全閥的作用就是保證油液的壓力在正常合理的范圍內(nèi)。當液壓系統(tǒng)完成工作時，液壓系統(tǒng)中的油液會回到發(fā)動機系統(tǒng)中。所以自卸車的耗油量比一般貨車的耗油量高。
本次設計中，由于高位自卸車比普通自卸車的整備質(zhì)量較大，所以液壓系統(tǒng)的工作壓力更大，并且由于運載貨物多為松散的砂石等貨物，更容易造成液壓油路的堵塞，所以液壓系統(tǒng)的及時清潔也非常重要。自卸車的使用壽命和性能是消費者選擇的重要指標；所以不僅要保證系統(tǒng)硬件的完美配合，也要保證其“軟件”的使用壽命。在各種油源型中我們經(jīng)過對高位剪式自卸車工作環(huán)境的分析，選擇就有良好的環(huán)境適應能力與使用壽命的常常嚙合取力器加齒輪油泵型。
對于液壓油路的清潔問題，在實際生產(chǎn)中過濾器就能起到很好的作用。所以在本次設計中選擇實際中常用的清潔方案，粗過濾器與精過濾器的組合。粗過濾器安裝在油液的入口，液壓泵對油液中顆粒的大小要求不高，粗過濾即可完成要求。但是液壓系統(tǒng)中其他元件對油液的過濾要求較高，必須使用精過濾器。例如安全閥，換向器等。
3.5.2液壓缸的確定
液壓缸的大小確定與系統(tǒng)壓力大小有直接的關系。而系統(tǒng)壓力根據(jù)不同機械類型有不同的取值范圍，如表（3.1）所示。由于高位剪式自卸車的工作環(huán)境與性質(zhì)，在確定壓力大小時應在范圍內(nèi)選擇高一點，這樣使得自卸車的經(jīng)濟效益會更高，使用性能更穩(wěn)定。根據(jù)表格所規(guī)定的取值范圍再加上取值原則，將壓力大小選定為16Mpa。
機械類型
機 床
農(nóng)業(yè)機械小型工程機械建筑機械
液壓機大中型挖掘機重型機械
磨床
組合
機床
龍門
刨床
拉床
工作壓力MPa
0.8~0.2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
表3.1 部分機械系統(tǒng)工作壓力
3.5.3液壓缸型號的確定
液壓缸的選擇不僅要考慮系統(tǒng)壓力，還要考慮制作成本與工作空間。根據(jù)設計要求及機械設計手冊的查詢可知，液壓缸的選擇類型為：直線運動單級活塞桿雙作用式液壓缸。這種液壓缸在工作時，活塞可以雙向運動；具有減速制動機制；且減速值始終保持不變。根據(jù)車底盤提供的數(shù)據(jù)并考慮到實際生產(chǎn)中的超載現(xiàn)象，我將車廂舉升過程中液壓缸的推力120000N。則根據(jù)，可以計算出液壓缸缸徑
==48.8602512mm
式中：L——油缸的最大行程。
η——液壓缸機械效率，=0.8；
d——舉升液壓缸缸徑，
根據(jù)以上計算，選擇自卸車專用液壓缸，其主要參數(shù)為：缸徑d=50mm，油壓桿徑為，油缸行程L=800mm。
3.5.4液壓泵的參數(shù)計算
剪式舉升機構，要計算其液壓泵的流量，首先要先明確舉升到額定高度時需要的時間t。根據(jù)我在網(wǎng)上查到的數(shù)據(jù)顯示，平均舉升時間為20s。
L——油缸的最大行程,最大行程取1000。
液壓泵的額定流量Q：
式中：——液壓系統(tǒng)的容積效率，取0.8；
則
初選液壓泵的額定轉速為n=2000r/min
液壓泵的排量q由下式確定：
傾斜部分液壓缸的和舉升部分液壓缸的計算方法相同。
根據(jù)網(wǎng)上查到的相關資料，國家對于自卸車傾斜舉升所用時間明確規(guī)定不得超過20秒，考慮到運行的安全問題，時間選定為16秒；液壓缸的工作容積為：
液壓泵的額定轉速選定為n=2000r/min，則液壓泵的額定流量Q為：
式中：——舉升時間
——液壓系統(tǒng)的容積效率，
則其排量q為：
3.5.5液壓泵的選擇
高位自卸車的舉升與傾斜不是同時工作的。所以為了滿足舉升和傾斜的全部要求，我們按照計算出的最大流量為標準選擇。而在實際選擇中液壓泵的額定壓力比選擇標準大0.25~0.6倍。
經(jīng)過文獻資料查找，選定CBG2063型齒輪泵，其參數(shù)如下表（3.2）
型號
排量
壓 力
轉 速
液壓的總率
額定
最高
額定
最高
CBG2063
63
16
20
2000
2500
于0.82
表（3.2）CBG2063型齒輪泵參數(shù)
3.5.6管道尺寸的確定
管道中常用的材料有銅質(zhì)，鋼制，膠制等。作為自卸車運輸管道，自卸車管道承擔的是運輸高壓油液的任務，而膠管由于是塑料制品，沒有較大的承擔壓力的能力，鋼管和銅管的性能相差無幾，能夠承擔高溫高壓，但是性價比的話鋼管更合適。
管道內(nèi)徑計算公式如下：
式中 ：Q——通過管道內(nèi)的流量L/min
v——管道內(nèi)允許流速 m/s，
管道流速取值范圍見下表（3.3）
允許流速推薦值
油液流經(jīng)的管道
推薦流速 m/s
液壓泵吸油管道
0.5~2，一般取1以下
液壓系統(tǒng)壓油管道
2.5~6，壓力高，管道粘度小取大值
液壓系統(tǒng)回油管道
1.5~3
表3.3 允許流速推薦值
取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.則根據(jù)得出以下數(shù)值： =52mm,=23.3mm,=32.9mm。
自卸車管道內(nèi)徑的大小是有相關確定數(shù)值，根據(jù)計算得到的數(shù)值選擇相應的對應管道內(nèi)經(jīng)。最終得到以下數(shù)據(jù)：=50mm，=25mm, =32mm。對應管子壁厚δ分別為5mm，3mm，4mm。
3.5.7 油箱容積確定
油箱容積應該滿足同時滿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。經(jīng)查證，油箱設計時應該滿足經(jīng)驗公式 。不同系統(tǒng)中的取值如表（3.4）所示。
式中：——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積
——經(jīng)驗系數(shù),按下表取 =4
系統(tǒng)類型
行走機械
低壓系統(tǒng)
中壓系統(tǒng)
鍛壓系統(tǒng)
冶金機械
1~2
2~4
5~7
6~12
10
表3.4不同系統(tǒng)經(jīng)驗系數(shù)的取值
則=
3.6 液壓系統(tǒng)原理圖
自卸車整車系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)是由各種液壓器件和控制回路組成的。在組件液壓系統(tǒng)油路時，應避免重復機構，減少生產(chǎn)制作成本。各組件連接方式也要采用合理的方式，避免因不合理聯(lián)鎖關系造成的系統(tǒng)損失。因為自卸車用于實際的各種生產(chǎn)中，所以其組件及工作系統(tǒng)應該具有良好的效率；注意節(jié)能。同時為了方便維修和護理，在液壓油路中我們通常會加一些壓力表，溫度計等。實際生產(chǎn)中，為了提高自卸車在運輸過程和維修的迅速與方便，通常會備用關鍵組件。
自卸車舉升裝置工作完成，開始回復到原始狀態(tài)時有兩種液壓驅(qū)動方式。即液壓缸加壓回落和利用活塞桿重力和頂端外力式液壓缸回落。在綜合考慮節(jié)能減排，方便維修的實際生產(chǎn)中，選擇利用活塞桿回落的方法。在自卸車工作時，舉升機構和傾斜機構不能同時工作。
在進行繪制時，對于標準件應該使用正確的組件結構圖，
所以其液壓原理圖（3-8）如下：
圖3-8液壓系統(tǒng)原理圖
1 三位四通手動換向閥 2 自卸部分舉升液壓缸 3分流——集流閥 4 舉升液壓缸 5 直動型溢流閥 6 單向定量液壓泵 7過濾器 8油箱 9單向閥
分流分流——集流閥的作用是構成同步回路，使兩個油缸的精度得到同樣的提高。
三維斯通換向閥的使用可以液壓油缸迅速脫離工作狀態(tài)。溢流閥的作用是使自卸車在超載狀態(tài)下，車廂仍然能夠正常工作，保證液壓系統(tǒng)的工作壓力，使系統(tǒng)不會發(fā)生崩潰。
根據(jù)所畫液壓系統(tǒng)圖，其工作過程為：油箱中的油液經(jīng)取力器和液壓泵的抽取，從過濾器經(jīng)過，而后進入節(jié)流閥，單向閥，三位四通換向閥進入液壓缸的無桿腔。自卸車舉升時，則需要啟動右邊的換向閥（將閥位打向左邊），液壓系統(tǒng)中只有右邊是通路，油液就會進入舉升部分的液壓缸中。舉升完成后將閥位打向中位，油液將保留在液壓缸中，使車廂保持在相應的高度上。舉升完成后，對左邊的三位四通換向閥進行上述相同的起始操作，車廂既可以開始工作，完成工作后，將換向閥的閥位打向右邊，系統(tǒng)中的油液會回流回油箱，車廂就會因為重力下降復位。
3.7強度校核
在校核強度時，應該找到機構運行時，受力較大的組件或一些主要組件進行校核。在剪式舉升機構中，重要并且受力較大的機構為剪叉桿，對液壓缸起支撐作用的橫梁以及銷軸。所以進行校核時對其進行校核即可。
3.7.1 剪叉臂的強度校核
由之前（3-9）進行的受力分析可知，與液壓缸相連剪叉桿2的受力強度大于剪叉桿1，那么只要校核剪叉桿2的強度即可。剪叉桿2的受力分析如圖（3-9）。并且之前受力分析結論可知，和推力成反比，所以最大推力在機構處于最低位置時，剪叉桿的受力最大，此時強度最大計算此時的強度即可。為了方便計算將桿上的力進行分析
...................................................................(7.1)
...................................................................(7.2)
...................................................................(7.3)
...................................................................(7.4)
............................................................................(7.5)
.............................................................................(7.6)
...................................................................(7.7)
.................................................................(7.8)
圖3-9 剪叉桿1的受力圖
各個力的分解示意圖彎矩圖軸力圖
剪叉桿2的g處是與液壓缸一端連接的支點，為了方便計算，我們將其看做推力作用在剪叉桿上是均勻分布的載荷q。根據(jù)圖（3-10），k點為最大彎矩點，但是e處的載荷也需要校核。且已知數(shù)據(jù)有，，。剪叉桿2的橫截面寬和高分別為，，e處的鉸連接內(nèi)徑為，e和k點的橫截面如圖
所以根據(jù)力學公式可知：
e點處的抗彎截面系數(shù)為
k點處的抗彎截面系數(shù)為
圖3-10 剪叉桿2的e、k兩點處的截面圖
由上述計算可知，當時，此兩點的彎矩是最大的?？芍?，
則可以計算出：
又因為剪叉桿的選材是Q235,根據(jù)文獻查的，此材料的理論校核強度為：σ=225MPa,
經(jīng)過對比，所選材料的載荷強度是安全的。
3.7.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核
液壓缸底座橫梁的受力分析如下圖（3-11），相關數(shù)據(jù)已經(jīng)在圖中標出。，分別為推力在X，Y軸上的分力，且，。
由銷軸的強度校核可知，當舉升機構處于最低位置時，推力T最大，。根據(jù)式（3.19）和式（3.12)可知，。
圖3-11 液壓缸與底架連接的橫梁
圖3-12 液壓缸與底架連接的橫梁截面圖
計算出沿X軸，Y軸上的分力。然后將他們進行平移，平移到原點。
（1） 對于X軸方向，其受力如圖3-13所示
圖3-13 橫梁X軸方向的受力圖
因為梁的抗彎截面系數(shù)，
所以
（2）對于Y軸方向，液壓缸固定橫梁受力如圖3-14
圖3-14 橫梁Y軸方向的受力圖
梁的抗彎截面系數(shù)，
則
（3）當將X軸上的分力平移到坐標軸原點后，會產(chǎn)生一個扭矩，扭矩大小為：
，，。
則該扭矩產(chǎn)生的剪切力為：
根據(jù)第四理論強度可知：
經(jīng)過計算：
根據(jù)參考文獻，Q235的取安全系數(shù)為2，則，所以是安全的。
3.8軸的強度校核
由軸的工作環(huán)境可知，剪叉桿的g點和d點擁有最大的受力，即校核是選擇這兩點即可。
3.8.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核
經(jīng)過受力分析，銷軸只收切應力，并且由上面的計算分析可知，當整個機構處于最低位置時，剪切力最大，根據(jù)式（7.7），可知剪叉桿固定點所受的力。
銷軸橫截面積為：
其中銷軸的直徑為，導油孔直徑為。
銷軸受力在之前我們已經(jīng)很清楚了，根據(jù)參考文獻，收到雙剪切力時，許用應力為：
經(jīng)查銷軸所用材料的許用應力為：
選定安全系數(shù)為2
，所以強度校核成功。
3.8.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核
銷軸受力圖如圖（3-15）
參照上節(jié)的分析過程可知，銷軸橫截面積為:
圖3-15 尾部銷軸的受力圖
參照3.7.2節(jié)，有
銷軸所用材料35鋼的許用應力，安全系數(shù)為2，則：
，所以設計的要求得到滿足。
3.8.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核
頭部支撐軸的受力圖如圖（3-16）所示。
綜合上述幾節(jié)的綜合信息，可以得出該軸的實際彎為：
圖3-16 頭部支承軸的受力圖
曲強度為：
軸的材料是經(jīng)過熱處理的Q235鋼，根據(jù)文獻查的，軸材料的許用應力
所以強度校核合格。
40
總結
這次設計首先通過對目前自卸車的市場進行調(diào)查分析，結合指導老師所給數(shù)據(jù)與目前市場產(chǎn)品數(shù)據(jù)進行對比，將課題數(shù)據(jù)進行了合理的調(diào)整。調(diào)整合理后，選擇適當?shù)能嚨妆P。
并結合專業(yè)所學知識對剪式高位自卸車進行了分析與設計。因為自卸車在目前市場中處于技術相對穩(wěn)定的情況，所以對于舉升機構，傾斜機構，以及其他基礎零件我選擇的是進行比較選擇。而我本次設計的重點不是結構設計，而是數(shù)據(jù)的計算分析。在選擇合理的機構后，根據(jù)所學的機械原理與理論力學的知識，進行了分析與校核。
最后，根據(jù)所有的數(shù)據(jù)進行了圖紙的繪制。
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38
致 謝
短短的四年時光匆匆結束，四年時光讓我成長了，讓我在考慮問題時更具有理性。四年前的情景仿佛就在昨天。在這四年中我遇到了無數(shù)的良師益友，我非常感謝學校給了我一個良好的學習和生活的環(huán)境，讓我在四年中安心茁壯的成長，感謝老師在這四年中的辛勤付出讓我可以領悟到學習的快樂，同時也要感謝同學，與他們的朝夕相處中學習了與人相處的方法，感謝四年來這個學校給我的一切。
在大四的最后幾個月，我迎來了惡魔之月，畢業(yè)設計的開展，讓我開始了痛苦和迷茫的，理論知識的理解時光并不能應用到實際的設計中讓我開始了對自己懷疑，起初的設計過程并不順利，無論是在課題理解還是在查找資料上，在我苦無頭緒的時候，是我的指導老師劉志強老師帶我走出了迷茫的沼澤。劉老師作為指導老師盡職盡責，不辭辛苦，無論我們提出怎樣的問題都會為我們做出最合理的解答，正是因為劉老師的指導我才能順利完成畢業(yè)設計。
畢設的過程雖然痛苦，但是畢設結束之后使我更進一步的成長了，如果四年的大學生活讓我在知識范圍上有所成長，那畢設的完成則使我在能力與抗壓能力上更進一步的成長，讓我