车辆工程毕业设计论文-东风eq1102自卸垃圾运输车改装设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风eq1102自卸垃圾运输车改装设计(编辑修改稿)内容摘要：

 （ ） （ 2）一倾卸角为  的连杆支架体作为一个研究整体，设油缸的推力为 P，且 P 必过 BO2 ；拉杆对三角臂的拉力为 T，且 T 必过 AO2。 又因为 MB 平行于32OO ，则车厢对三角臂的反作用力 2f 一定与 MB 的方向相同；那么 P、 T、 2f 三力构成一个汇交力系。 在这个三角力系中由正弦定理可得： MOBfMBOTMOBP 2222 s ins ins in   （ ） 代入式（ ），则：   MOBHOMBOhlGTMOBHOMOBhlGP212212s ins ins inc o ss ins ins inc o s （ ） 然后将式（ 314）、（ 316）、（ 317）代入上式 （ 319） 即可的 P 和 T 的关系式。 举升机构参数的确定 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。 车厢的尺寸确定 根据公式 m=V 其中： m为装载质量；  为城市垃圾密度，取（ 200~400） Kg/ 3m ； V为垃圾箱总体积； 从而通过对长宽高进行估算并取值，得到垃圾箱的长宽高。 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 35176。 ～ 50176。 的范围内（见表 31）。 同时考虑到松散货物在湿淋 16 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，目前有的已达到 60176。 参考绝 大 部分同类车型以及本次设计的要求，最后确定该 自卸 汽车的最大倾卸 角为 50176。 表 31 部分松散货物的安息角 物 料 煤 焦炭 铁矿石 细砂 安息角 27176。 ～ 45176。 50176。 40176。 ～ 45176。 30176。 ～ 45176。 物 料 粗砂 石灰石 粘土 水泥 安息角 50176。 40176。 ～ 45176。 50176。 40176。 ～ 50176。 基本尺寸参数的确定 现有的机械机构的设计一般有解析法、作图法、参考类比法等三种设计方法，考虑到本设计的特点，在此选用作图法进行油缸后推连杆式倾卸机构的设计，其具体设计过程如下，如图 34 所示： 图 34 后推连杆式倾卸机构 作图法 （ 1）根据自卸汽车的整 体设计方案，得车厢最大翻转角 50max ，车厢尺寸为 41802 400 1250mm。 （ 2）建立坐标系并确定倾卸机构的坐标位置 在此设定坐标原点为车厢与托架的铰支点。 参考同类型车辆倾卸机构，初定倾卸油缸的自由长度 10000 L mm，油缸的最大工作行程 640L mm。 ① 设倾卸机构与车厢铰支点为  000 , cc YXC 17 由经验公式m ax0 LRX c ，则： 204850 640160m a x0  LRX c mm，取 20450 cX mm。 其中系数 160~140R mm，当 L 值较小时， R取下限；反之， R取上限。 0cY 为车厢结构允许的最大值，参考同类型结构并结合本设计的整车结构，初定 300 cY mm。 综上所述，则  30,20450C。 ② 设倾卸机构与 副车架 铰支点为  EE YXE , 由经验公式 00  LLXX cE ，则： 2 7 7 34 0 06 4 0 0 0 4 54 0 00  LLXX cE mm，取2736EX mm。 EY 为结构允许最小值，参考同类型结构并结合本设计的整车结构，初定324EY mm。 综上所述，则  324,2736EX。 （ 3）过 0C 点作线 00BC ，使其与 X轴 成夹角 4 （通常  4~0 ）；以 E 点为圆心， 0L 为半径作圆弧线 00BC 于 0B 点，则 0EB 即为油缸初始位置的中心线。 （ 4）连接 0OC ，并将其绕 O点顺时针旋转 max 角，则 0C 转到 C点；再以 C 点为圆心，以 00BC 为半径画弧；又以 E 点为圆心，以 LL0 为半径画弧；两弧交于点 B，则 EB即为 max 时油缸的中心线。 （ 5）以点 B 为顶点，作  8EBA （通常为 8~6 ，也可适当增大），再以 0B 为顶点作 CB AABC  000。 （ 6）作 BB0 、 CC0 的垂直平分线交于点 F，了；连接 EF ；设线 CB 与 00BC 的延长线夹角为 。 以点 F 为顶点，作 20  A F EFEA ，且交 00AB 于 0A ； 18 则点 0A 、 0B 、 0C 、 0A 和点 A、 B、 C分别为 0 和  50max 时三角臂的三个铰支点。 （ 7）分别连接 AB 、 BC 、 CA 和 00BA 、 00CB 、 00AC ，则 △ ABC 和 △ A0B0C0分别为三角臂在初始和终止时的位置。 （ 8）分别连接 EA、 0EA ，则它们分别为 0 和  50max 时拉杆对应的位置。 （ 9）在图中测量出线 AB 、 BC 、 CA 和线 EA的长度，从而得到三角臂和拉杆的尺寸参数。 （ 10）测量得 408AB 、 565BC 、 996CA ，经处理及反复作图验算，最后得 410AB 、 560BC 、 1000CA。 通过相关的计算与分析表明，该设计结构满足本次设计要求。 拉杆截面尺寸的确定 拉杆 AO 为二力受拉杆件，作用力对称分布在两根拉杆上，因此作用在每根拉杆上的最大拉力： NFF 9 0 8 52 7 8 1 7 12 拉 () 初选拉杆材质为 Q235，从手册可查得 26 /10230 mNS  取安全系数 2n ，由公式SAFn   拉可知拉杆最小横截面面积 2266 1 6 0 6 4 910230 7 8 1 7 12 mmmFnA S   () 取 21600mmA 实际上 266 / 7 8 1 7 1 mN 校核安全系数 nn S  1023066 () 因此，拉 杆截面面积 A=1600 2mm 满足强度要求。 本章小结 19 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。 通过计算发现，在车厢 倾卸 的整个过程中， 三角臂和拉杆均受到很大的作用力。 因为三角臂的材料和尺寸都是参考经验选取的。 所以强度都能满足要求。 综合以上因素，我们决定选用油缸后推式连杆举升机构。 第 4章 液压系统设计 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。 自卸汽车液压系 统一般主要包括举升液压系统以及其他辅助液压系统。 本次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。 油缸的计算与选型 油缸是液压系统执行元件，也是上述举升机构的直接动力来源。 通常油缸分为活塞式和浮拄式两类。 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）。 浮拄式为多级伸缩式油缸，一般有 2～ 5 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。 浮拄式油缸又分为单向作用式与双向作用式。 双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳，降落速度快。 直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸；而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。 油缸直径的确定 油缸选型主要依据所需的最大作用力 maxF 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，则  4 2m a x dpF    pFd m ax4 （ ） 20 式中：  —— 系统效率，通常按  =； p —— 液压系统额定工作压力（ MPa） ； 参考表 41选取 p ,p 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 16P MPa。 表 41 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） ~ 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 （ 1）举升机构油缸直径的计算 由式（ 41）可知： 12 5 66 0744 6m a x   pFdmm 油缸的选型 根据上述计算的 d值，查阅相关资料：举升机构油缸选用单级活塞双作用 缸HSGL01140/80 1400E2501。 油泵的计算与选型 油泵的基本参数计算 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（油压范围16～ 35MPa），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；重型自卸车常采用柱塞泵。 P的计算 AFP 6max10MPa （ ） 式中： maxF —— 油缸最大作用力， (N)； A —— 油缸横截面积， (m2)。 则： 21 22 5 5 6 6 0 710 26m a x  AFP MPa QT的计算 tVQT  60 L/min （ ） 式中： V —— 油缸最大工作容积（ m3），按下式计算： 320m a x 104)(  dSSV L maxS 、 0S 、 d 的单位均为 m； t —— 举升时间， (s)，一般要求 t 20s，取 20t s；  —— 液压泵容 积效率  =~。 则： 462 tVQ T  L q的计算 310 nQq T mL/r （ ） 式中： TQ —— 油泵流量， (L/min)； n —— 油泵额定转速， (r/min)。 取力器速比 i ： i ； 油缸工作时发动机转速 en ： 2200en r/min； 则，油泵转速 3 8 2 0 0  inn e r/min 那么： 341 3 8 61 0 0 3  nQq T mL/r （ ） N的计算 tnpQN  式中： p —— 油泵最大工作压力， (Pa)； 22 nQ —— 油泵额定流量， (m3/s)； t —— 油泵总效率 t =。 则： 1060 66  t npQN KW 油泵的选型 根据上述计算 P、 TQ 、 q 和 N 的值，查阅相关资料，选择 CBFC40 型号的齿轮泵。 油箱与油管的计算与选型 油箱容积 V 的计算 一般要求油箱容积 V 不得小于全部工作油缸工作容积 V 的三倍，即： VV 3 则： 62  VV △ L 取  HBLV L 油管内径 d 的计算 由 326 10460 10  VdQ T  即： 103 VQd T。