车辆工程毕业设计论文-hq5080zbb摆臂式自装卸汽车改装设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-hq5080zbb摆臂式自装卸汽车改装设计(编辑修改稿)内容摘要：

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。 图 托架 方案二 方案二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。 17 方案三 如图 所示，方案三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。 图 托架 综上所述，考虑到以上的各种特点，此次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 所示的形式。 本章小结 本章首先对二类地盘进行了明确的选择，在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，为下一章节的设计打下了良好的基础。 18 第 3 章 液压系统的总体布置与选择 液压系统的结构布置 液压 系统主要由液压能产生件、工作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 第二 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 [4]。 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。 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。 取力器的选用 专用汽车取力器的总 体 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。 19 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. 从变速器取力方案 从变速器取力还有多种结构形式，图 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 CA1083 系列汽车取力器、 EQ1091 系列汽车取力器均为侧置取力器。 ； ； ； ； 图 变速器 Ⅱ 轴取力方案 4. 传动轴取力方案 图 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。 20 ； ； ； ； 图 传动轴取力布置方案 5. 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。 从取力器到工作装置间可采用机械传动或液压传动。 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 CA1083 系列汽车取力器为例，该系列有 QJCA3T0QJCA6T010 等 10 多多种型号。 此次设计中选用的是型号 QJCA3T010，其总速比 ,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。 此次设计中采用的是变速器 Ⅱ 轴取力。 摆臂 液压 缸的选择 要确定油缸的直径，要先计算出摆臂吊装和倾斜工况是受的推力和拉力。 21 摆臂的受力分析及计算 摆臂的受力分析可按吊装和倾卸两种工况进行讨论。 受力分析如图 所示。 图 吊装、吊卸工况摆臂受力分析 吊装、吊卸工况（如图 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 aF 的大小和方向随摆臂的转动而改变，并为摆臂 转角  ( 为摆臂与 x 轴的正向夹角 )的单值函数； B 点为吊链位置， 0B 为吊卸初始状态的吊链轴位置； B1 为吊链轴在吊装工况初始状态的位置。 a 为油缸轴线与 x 轴的正向夹角。 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B1 点时，摆臂可以从下极限位置吊装货厢；当 B 点位于 0B 点时摆臂可以从托架上吊卸货厢。 当吊装货厢时，计算公式如 （ ） 取摆臂为分离体： 由 0 pM ，得： 021 111  xexayyax BGAFAF （ ） 式中 axF 、 ayF ―― 油缸作用力 aF 在 x 轴、 y 轴上的投影（ N）； xA1 、 yA1 ―― 油缸上铰支点 1A 的 x 、 y 坐标值（ m）； eG ―― 吊装重力（ N）； xB1 ―― 1B 点的 x 坐标值（ m）。 22 上式可以进一步整理成公式 （ ） ： 021s i nc o s 111  xexaayaa BGAFArF  （ ） 继续整理后得到公式 （ ） ： xaya xea AABGF111s inc os21   （ ） 由公式 ()计算出来的 aF 值为油缸提供负载依据，同时它也为摆臂强度和刚度计算提供依据。 有知道摆臂在下限位置时，摆臂转角为 1 ， 111 cosPBB x  ， )c o s ( 111   PAA x ，)s in ( 111   PAA y ，式中  为 1PA 与 1PB 的夹角。 将上三公式代入式 （ ） 得 ：   111111111 )s i n ( c o s21)c o s (s i n)s i n (c o s c o s211 PAPBGPAPBGFaeaaea     （ ） 式中 a 、  、 1PA 、 1PB 为结构几何尺寸，均可通过计算获得。 当摆臂处于吊卸初始位置时， B 点位于 0B ， 0 ，根据上述分析同理可得： )s i n (c o s2100000  aea PA PBGF （ ） 式 （ ） 和 （ ） 分别给出了 0 和 1 时油缸所受到的推力和拉力。 通常情况下，以1aF和0aF作为选用油缸和摆臂强度计算的依据。 具体计算结果如下：   51 00 135 025 NKNKG gge 5 0 4 4/  2 9 15c o s 01  PBB  o s)c o s ( 01111  PAPAA  3 0 030s in 011  PAyA 由公式 （ ） 得 23 L eG eEF D zBL mFP xyG eBNAA G e BF xaya Xa 511 1 104 9 4 8 0 2 i i n 5c o s2 3 0 03 8 5 i nc o s21    当摆臂在下极限位置时： NPAPBGFaea 5111111 ) i n ( 5c o )s i n ( c o s21     当摆臂在吊卸位置时： NPA PBGFaea 5000000 101 0 8 9 0 7 ) i n (600 130c o s2 3 0 8 5 121)s i n ( c o s210    倾卸工况分析 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 所示： 图 倾卸工况吊链受力分析 倾翻初始，左吊链受力 DZF 为： PELGF eeDZ 21 （ ） 公式中的 PE和 eL 由本身的结构尺寸决定。 当货厢倾卸到最大倾翻角时，右吊链受力 DYF 为： PFLGF meDY 21 （ ） 同理公式中 PF 和 mL 也有自身的结构决定。 通常的情况下左、右吊链尺寸、规格 24 均相同，故设计时只取 DZF 和 DYF 中较大值作为选取吊链的依据。 事实上，当货厢倾卸到最大角度时，货厢内的货物所剩不多了，故一般情况下， DYDZ FF 。 计算结果如下： 因为 PE eL 由公式 （ ） 得： 5104 9 4 8 0 2 2 8 7 4 7 8 5 121 DZF N 液压缸的选择 据初定的系统的额定工作压力 eP ，同时可按照公式 和 求出1aF和0aF，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： 2a2 1(4FD4 11 CPdPFDeea    或 （ ） 公式中 D活塞杆直径（ m）； C为 Dd ； 80406032502540223220 、C 等。 按照公式 选取的油缸直径 D 还应该满足吊。