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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1課題的研究目的和意義
改革開放以來，隨著中國的經(jīng)濟高速發(fā)展，城市數(shù)量及人口顯著增加，城市規(guī)模和范圍不斷擴大。隨著城市化進程的加快，中國城市生活垃圾產(chǎn)量不斷增長，年增長速度在過去幾年曾達到5%—8%。到2001年,中國的城市生活垃圾清運量近1.4億噸。近幾年，中國城市生活垃圾清運量的增長趨勢開始變緩，進入了一個低增長階段。但是，隨著城市垃圾的累積量越來越大，高效的城市垃圾處理已變的刻不容緩。
為了避免垃圾在運輸中造成二次污染，因此，保持垃圾在運輸過程中的全程密閉，是現(xiàn)代垃圾車最基本的要求。
據(jù)了解，目前國內(nèi)大量使用的密閉垃圾車主要有自卸式垃圾車、擺臂式垃圾車、車廂可卸式垃圾車以及壓縮式垃圾車。其中，自卸式垃圾車在市場價格上占有較大優(yōu)勢，但其在使用上要配備垃圾的裝載車輛，增加了人力和物力的成本；車廂可卸式垃圾車，同樣需要附加垃圾裝載車輛，增加了運作費用；壓縮式垃圾車，相當于一個流動垃圾中轉站，能夠把垃圾擠入車廂壓實，并具有垃圾自動推卸等功能。壓縮式垃圾車收集垃圾方式簡便、高效、壓縮比高、裝載量大，特別是其突出的密閉性好、更環(huán)保等優(yōu)點，被認為是垃圾車的主要發(fā)展趨勢。但是我國大多城市現(xiàn)有的垃圾收集是定點收集方式，要變固定方式為流動方式，不僅要改變?nèi)藗兊牧晳T，還要耗費大量人力物力重建垃圾收集站。同時，垃圾車的購買大部分依靠財政撥款，資金成為又一不利因素。因此，壓縮式垃圾車在很多城市無法迅速推廣，只在上海、武漢、廣州等大城市有較大比例的使用。而擺臂式垃圾車，能夠在一定程度上集括了上述幾種垃圾車的長處。該車的特點是貨斗與車體分開，能夠實現(xiàn)一臺車與多個貨斗聯(lián)合作業(yè)，循環(huán)運輸，充分提高了車輛的運輸能力，特別適用于短途運輸，在價格上也同樣占有較大優(yōu)勢。
本設計針對中型汽車底盤，在其性能允許范圍內(nèi)，進行擺臂式垃圾車的車廂、擺臂、垃圾廂斗、車尾支腿及液壓系統(tǒng)的加置設計，使其能夠輕易完成垃圾清置部門的各項使用要求。同時，增大垃圾廂斗的盛載容積，增加一次運輸垃圾貨物的數(shù)量，加強實用性。
1.2課題的研究現(xiàn)狀
擺臂式自裝卸汽車有后裝卸式和側裝卸式兩種。后裝卸式被廣泛的應用，設計擺臂式自裝卸汽車時，首先要選擇合適的底盤。選擇底盤的主要依據(jù)是：裝載質量、道路條件、運輸貨物的特性（如密度、安息角等）、運距等。在沒有專用汽車底盤的情況下，通常選用短后懸的普通自卸汽車底盤，這有利于擺臂布置、結構緊湊。
汽車底盤選定后，擺臂式自裝卸汽車的主要尺寸參數(shù)如軸距、輪距等也就隨之確定了。車輛的外廓尺寸（長、寬、高）原則上不應超過選用汽車的外廓尺寸，若因布置困難略有突破，但也要控制在法規(guī)允許的尺寸界限以內(nèi)。
擺臂式自裝卸汽車的裝載質量me隨車輛用途而異。用于一般運輸?shù)臄[臂式自裝卸汽車，多采用中、輕型貨車底盤改裝而成；而工地礦山專用擺臂式自裝卸汽車采用重型貨車底盤改裝而成。目前，國產(chǎn)擺臂式自裝卸汽車裝載質量me有2t、4.5t、8t和12t幾種[2]。
擺臂式自裝卸汽車的質量利用系數(shù)比所選原車的低，通常=0.9左右。擺臂式自裝卸汽車的軸載質量及其分配，原則上應該與原選的車輛相接近。但是，由于增加了主要部件，例如油缸支腿、擺臂、副車架等均布置在汽車后部，容易導致后軸軸載質量超限。因此，總布置設計是應將車廂適當前移，以滿足軸載質量及其分配比例符合原車要求。
擺臂式自裝卸汽車的離去角最小值不能小于17o。擺臂的最大擺角是指擺臂從初始位置繞擺臂軸旋轉到極限位置時擺臂所轉過的角度。值決定了車廂傾卸角的大小，同時也決定了車廂起吊的深度h。因此是擺臂式自裝卸汽車設計中的一個重要的參數(shù)。設計時應該根據(jù)車輛用途，并參考同類型汽車來選取。
設計時，車廂的滿載吊裝時間不應該超過60s。而滿載吊卸時間可縮短為50s左右，吊裝、吊卸時間相對整個運輸過程來說是相當短的，故對運輸生產(chǎn)率的影響不會很大，沒有必要追求過快的吊裝、吊卸速度。此外，過快的吊裝、吊卸還會造成沖擊，對液壓元件提出較高的要求。
近年來國外自卸車的生產(chǎn)主要以重型為主，其主要原因重型車經(jīng)濟效益好、功率大、強度高有中小型車無法代替的優(yōu)點。隨著一些礦業(yè)的開發(fā)需要和運輸性能、及特殊作業(yè)的要求，重型自卸車在國外得到了迅速的發(fā)展。專用底盤的專業(yè)化非常明顯，例如日本豐田等大汽車公司底盤系列化專業(yè)化生產(chǎn)，新材料、新技術的應用越來越突出如高強度的合金和鋁合金材料的應用大大減輕的整車的整備質量、提高了車輛的使用壽命。在國外，微電腦的應用已經(jīng)滲透到各個領域，重型自卸車也不例外微電腦已廣泛應用到發(fā)動機控制、自動變速、專用裝置動力傳遞電器故障診斷等方面，使專用車的使用價值逐漸擴大，技術性能明顯提高[3]。
隨著我國西部大開發(fā)戰(zhàn)略計劃的實施，自卸車的發(fā)展也向重型化有了更進一步的發(fā)展。重型自卸車主要用于大型露天礦山和大型土木工程，西部大開發(fā)期間露天有色金屬礦山和露天煤礦的開發(fā)利用大幅增長，國民基礎建設更是增長迅速，對重型自卸車需求大幅增加，適用于各類礦山、水利工程，承載能力強、轉彎半徑小的重型車需求量尤為明顯?。
如今我們的自卸車在一定條件下還不是很完善，不能滿足使用需求，這樣會浪費勞動力，一定程度上降低工作效率，浪費大量人力物力。擺臂式自卸車是裝備有可回轉的起重擺臂，車斗或集裝箱懸吊在起重臂上，隨起重擺臂回轉、起落臂式垃圾斗，可一車多斗，帶自卸功能，達到安全穩(wěn)定，性能可靠。垃圾斗廂體分為按擺臂式和地坑地面兩用式配置不同形式的垃圾斗?？杉友b密封蓋，防止泄露飛揚污染，以適應不同環(huán)境使用要求，實現(xiàn)物體的自裝自卸的專用自卸汽車。
1.3 設計的主要內(nèi)容與技術路線
1.3.1研究的基本路線
本設計的目標是設計一種擺臂自卸汽車，其性能參數(shù)與所選底盤車接近。通過正確的計算，完成部部件設計選型，達到工藝合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的設計要求，并附之以總裝配圖，清楚表達設計。因此本設計主要研究的內(nèi)容有：
（1）研究擺臂式自卸汽車的組成、結構與設計；
（2）進行擺臂式自卸汽車的總體結構布置；
（3）進行二類底盤選擇；
（4）進行擺臂機構詳細設計、傾卸機構設計、液壓系統(tǒng)設計、輔助裝置設計；
（5）整車性能計算分析；
1.3.2解決的主要問題
（1）對二類底盤的正確選擇；
（2）使液壓系統(tǒng)于翻轉輔助設置保持協(xié)調性；
（3）保證裝卸過程中箱體穩(wěn)定。
1.3.3技術路線
本設計技術路線如圖1.1所示。
收集相關資料
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寫開題報告
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選取設計參數(shù)
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確定二類底盤?
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車廂的結構設計
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舉升機構，液壓系統(tǒng)，擺臂機構的設計
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校核
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輔助系統(tǒng)的設計
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繪制草圖
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整車性能計算
技術路線圖1.1
第2章 方案分析和選擇
2.1 底盤選擇
我國目前生產(chǎn)的各類型專用車輛的基本模式，大多是為了滿足在國民經(jīng)濟的某一服務區(qū)域的特定使用要求，主要在已經(jīng)定型的已有車型底盤基礎之上，再進行車身及有特殊工作要求的裝置的再設計，同時對已有的汽車底盤進行必要的更改，以達到滿足工作需求的要求，具有合理的匹配,良好的性能。
專用車輛采用的底盤主要分為二類，三類和四類。二類底盤，是在整車的基礎之上去掉廂體；三類底盤，是從整車上去掉貨箱和駕駛室；四類底盤，是在三類底盤上再去掉車架總成后剩余的散件。
選取的底盤的好壞，直接影響到專用車的性能。在選取汽車底盤時，主要是根據(jù)專用車的用途，裝載質量，使用條件，性能指標，專用裝置或設備的外形尺寸及動力匹配等進行。目前，進80%的專用車輛采用二類底盤進行改裝設計。
選取二類汽車底盤進行改裝設計時，重點工作是整車總體布置和有特殊工作需求的裝置的設計，對底盤僅做輔助的性能分析和必要的強度校核，確保改裝后的整車性能在基本上與底盤接近,達到合理的匹配。
2.1.1 二類底盤選擇應遵循如下原則
1、適用性
對貨運車輛的總成應適應貨運的要求，保證貨運的安全無損。
2、可靠性
所選用的總成應該工作可靠，出現(xiàn)故障的幾率要小、零部件要有足夠的強度和壽命，而且同一車型總成的零部件的壽命要趨于均衡。
3、先進性
所選用的底盤或總成.應使整車在動力性、經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、行駛平順性、通過性等基本性能指標和功能方面達到同類車型的先進水平.而且在專用性能上要滿足國家或行業(yè)標準的要求。
除了以上的原則外底盤的選擇還有兩個不可忽略的因素，一是汽車底盤價格，它是專用汽車購置成本中很大的部分，一定要考慮到用戶可以接受。這也涉及到專用汽車產(chǎn)品能否很快地占有市場、企業(yè)能否增加效益等問題。二是汽車底盤供貨要有來源，要同生產(chǎn)汽車底盤的主機廠有明確的協(xié)議或合同，無論汽車底盤滯銷或緊俏，一定要按時將底盤供貨。
2.1.2底盤選擇
基于以上的原則本設計在最初方案是選擇了3.1兩種底盤以備最后方案的確定：
表3.1 CA1083P9K2E和EQ1090底盤參數(shù)
主要參數(shù)
車型
CA1083P9K2E
EQ1090
裝載質量(kg)
4500
整車整備質量(kg)
3544
4590
總質量(kg)
8495
9275
底盤型號
CA1083P9K2E
EQ1090
車廂尺寸(長*寬*高)mm
5806×2244×2550
3300×2170×530
軸距(mm)
3300
3950
最小離地間隙(mm)
205
265
發(fā)動機型號
BF4M2012-13E3
EQ6100-1
最高車速(km/h)
99
90
最小轉彎半徑(m)
7
8
最大爬坡度
32%
28%
百公里油耗
26.5
26.5
制動距離(m/30km/h)
8
8
車胎類型與規(guī)格
9.00-20
9.00-20
從表3.1中，可以發(fā)現(xiàn)CA1097K2E與 EQ1090在整體性能上差不多，且市場價格和在市場上的占有率都差不多，因此，這兩種底盤無論那一個都是上佳選擇，因為是CA1083底盤更適合于高位自卸汽車改裝設計，所以選擇CA1083P9K2E底盤作為本次設計汽車所用底盤。
2.2副車架的設計
為了是汽車主車架承受盡可能均衡的載荷，在專用車廂或專用裝置與車架之間多采用副車架過度。
1、副梁的截面尺寸及形狀
圖2.1 副梁截面形狀
專用車輛副車架的縱梁（副梁）多采用如圖2.1所示的槽形截面。其截面主要尺寸取決于專用車輛的種類及其所受載荷的大小。
2、副梁的前端形狀及其位置
(a) (b)
(c)
(a)U行(b)角行(c)L行
圖2.2 副梁的前端形式
（a) 鋼質副梁 （b) 硬木質副梁
圖2.3副梁形式
為了避免由于副梁剛度的突然變化而引起汽車車架縱梁的應力集中，副梁前端形式應該采用逐步過渡的方式。例如采用如圖2.2的三種過渡形式。
3、副梁的前端簡易形狀
副梁在車架上安裝的時候，其前端應該盡量靠近駕駛室越近越好[8]。
以上的三種形式中角形端面的副梁被廣泛的應用，考慮到本設計的需要和車輛的負載情況，本設計中選擇了角形截面的副梁作為擺臂式自裝卸汽車的副梁。
4、副車架與車架的連接
可以采用多種結構形式的連接裝置將副車架連接到車架上，常用的有三種形式分別是：止推板連接、連接支架連接、U形夾緊螺栓連接。
本設計中選用了多種連接結構相結合的連接方法。其中主要是止推板和U形夾緊螺栓。
5、副車架的形狀
本設計最初的方案中副車架形式有三種，其中兩種如圖2.4 和圖2.5，圖2.4所示的副車架是最常見的形式，其副梁和橫梁均采用標準的槽鋼，副梁采用的是碳素結構鋼Q235型號是12.6，橫梁采用的是同樣的材料型號是18a。圖2.5所示的副車架是根據(jù)本設計中的需要而設計的，但是其加工工藝過于復雜，而且它安裝在主車架上是高度降低了，但是副車架的高度沒有超過輪胎，所以如果采用這樣的設計方案，輪胎就需要有一部分在副車架的上方，使的專用裝置的布置受到限制，故此方案舍棄了。其中第三種采用的形式就是沒有副車架所有的承載只由托架直接過渡給主車架，但是由于考慮到主車架的承載應力的問題，將第三種方案舍棄了，方案中托架的具體形狀將在下面介紹。綜上所述，本設計中選擇了方案一種的設計，即圖2.4中的結構。
(a) 副車架 ( b) 副梁斷面
圖2.4 副車架的形式
圖2.5 副車架的形式
2.3 托架的設計
托架布置在副車架上，它的上面可以布置專用裝置，例如：液壓缸、擺臂、貨廂等。托架通過副車架將車上的承載傳遞給主車架。托架的形式也有很多種，本設計初設計的托架的形式有三種，現(xiàn)介紹如下：
2.3.1 方案一
如圖2.6所示，本方案中的托架有四根縱梁，其中中間的兩根縱梁采用的形式和副車架的相同，外邊的兩根縱梁采用同樣的材料，主要布置液壓缸，其中尾部是布置擺臂軸的，托架的橫梁采用的是與副車架的橫梁同樣的材料同樣的型號，中間的縱梁是用來與副車架的連接的，本方案最初設計時是沒有副車架的，直接用托架的中縱梁與主車架連接，但是考慮到載荷的均布，和托架的承載，還有對本設計中的車輛，如果將托架及其上的專用裝置一起去掉，剩下的二類底盤及副車架還可以進行其他的改裝設計，即再次應用，所以還是選擇了有副車架的方案。
圖2.6 托架
2.3.2 方案二
本方案中的托架形式基本與上一方案相同，主要區(qū)別在于沒有中間的縱梁，其橫梁直接與副車架相連接，連接采用擋塊和U形螺栓相結合的方法，擋快是用于控制托架相對于副車架的縱向竄動，但是此方案的連接機構過于繁瑣，增加了制造成本。所以本設計中舍棄了此方案[11]。
2.3.3 方案三
如圖2.7所示，此方案中托架的形式也是在沒有副車架的情況下應用的，如果有副車架增加了整車的高度，同時也提高重心的位置，這樣將對本設計中的車輛的性能有很大影響。
圖2.7 托架
綜上所述，考慮到以上的各種特點，本設計中選擇了最合適的托架形式，就是方案一中的托架的形式，即圖2.4所示的形式。
2.4總布置方案分析與選擇
2.4.1總布置的原則
專用汽車總體布置的任務是正確選定整車參數(shù)，合理布置工作裝置和附件，使取力裝置、專用工作裝置、其它附件與所選定的汽車底盤構成相互協(xié)調和匹配的整體，達到設計任務書所提出的整車基本性能和專用性能的要求[12]。
（1）盡量避免對汽車底盤各總成位置的變動，因為一些總成部件位置的變動，不僅會增加成本，而且也可能影響到整車性能。但有時為了滿足專用工作裝置的性能要求，也需要作一些改動，如截短原汽車底盤的后懸、燃油箱和備胎架的位置作適當調整等。但改變的原則是不影響整車性能。
（2）應滿足專用工作裝置性能的要求，使專用功能得到充分發(fā)揮，氣卸散裝水泥罐式汽車的專用功能是利用壓縮空氣使水泥流態(tài)化后，通過管道將水泥輸送到具有一定高度和水平距離的水泥庫中。氣卸水泥的主要性能指標是水泥剩余率或?；衣?，為了降低這一指標，可將罐體布置成與水平線成一定角度。但這樣布置會使整車質心提高，減少了側傾穩(wěn)定角，所以應盡量水平布置。進行總布置時，要從多方面綜合考慮。
（3）裝載質量、軸載質量分配等參數(shù)的估算和校核為適應汽車底盤或總成件的承載能力和整車性能要求，在總布置初步完成后應對某些參數(shù)其中最主要涉及的是裝載質量的定和軸載質量的分配進行估算和校核，這些參數(shù)對整車性能有很大影響。若不滿足要求.應修改總體布置方案[13]。
（4）減少整備質量，提高裝載質量由于專用汽車工作裝置的增加，使得專用汽車的整備質量比同類底盤的普通貨車要增加。據(jù)統(tǒng)計，一般自卸車要增加耗材5%～10%，一般罐式車要增加耗材15%～25%，因此，減少整備質量，充分利用底盤的裝載質量，增大裝載質量，是專用汽車總布置的一個重要的原則。
（5）應符合有關法規(guī)的要求例如對整車的長、寬、高、后懸等尺寸在相關法規(guī)中都有明確的規(guī)定，一定不能超出標準的要求。
2.4.2總布置方案的確定
本設計中考慮到以上總布置的原則，做出了以下的布置方案：
1、尺寸參數(shù)參數(shù)的確定
尺寸參數(shù)主要是指汽車的車輛長、車輛寬、車廂尺寸、前懸和后懸。
（1）車輛長、寬、高
外廓尺寸直接影響汽車的總體布置和結構尺寸、質量分配和各種使用性能。一般情況下，在保證基本性能和結構布置允許時，應該盡可能地減小軸距。汽車軸距減小，將可以減輕汽車的自身質量，提高質量利用率，充分發(fā)揮汽車的動力性和通過能力。但過小的軸距將會影響運動中的質量分配，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞。軸距的選定有一個認識的過程，一般是通過類比的方法，考慮到專用設備的安裝和使用，初選一個數(shù)值，再對汽車的各種使用性能進行計算以及其他相關尺寸的確定后，在綜合選定一個滿意的數(shù)值。對于專用汽車特殊性，選取汽車軸距時，也一定考慮所設計汽車的使用性。
一般說來，在標準的規(guī)定極限尺寸下，降低汽車的的高度，將降低汽車的質心，對汽車的各種使用性能都有好處。
本設計中車輛的長、寬、高的尺寸是：5806 mm2244mm2550mm。
（2）車廂尺寸
汽車的車廂尺寸主要指的是車廂的內(nèi)部尺寸，即車廂內(nèi)部有效裝載容積。車廂尺寸對汽車的質量分配而帶來的汽車使用性能的變化十分顯著。設計時必須引起足夠的重視。考慮車廂的裝載能力，對于貨車必須根據(jù)所載貨物的平均容積質量以及所設計汽車的裝載能力，對于客車則依據(jù)人體的平均質量以及由人體工程學做推薦的乘坐空間[15]。
本設計中的車廂根據(jù)所裝載貨物的特點設計了半封閉的車廂，為了防止所裝載的貨物會對環(huán)境進行二次污染。尺寸是 2650mm1870mm968mm。
（3）前懸和后懸
多數(shù)專用汽車在改裝設計中，一般都沿用所選底盤的前懸和后懸尺寸，因此，影響汽車的總體尺寸和有質量分配所帶來的各種使用性能的變化主要是汽車后懸與軸距的選取。軸距初定后，后懸增長將會減少汽車的前軸的軸載質量，從而影響汽車的操縱性，甚至導致后軸的超載。同時，過長的后懸將使汽車的機動性能和通過性，還有行駛安全性破壞。因此，應該在結構許可的范圍內(nèi)盡可能地縮短汽車的后懸尺寸。
本設計中的車輛的前后懸的具體尺寸是前懸：1236mm 后懸：1373mm
根據(jù)結構布置的可能，以及汽車的各種使用性能的要求，綜合選定了合理的數(shù)值。
2、質量參數(shù)的確定
專用汽車的質量參數(shù)包括汽車的最大總質量、最大整備質量、裝載質量以及以及汽車的軸載質量分配。汽車最大總質量以及軸間分配，直接影響汽車的各種性能。設計時應該參考原來底盤對汽車質量參數(shù)的要求，合理的加以選取[16]。
（1）車輛的最大總質量
最大總質量指汽車裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿貨物的總質量，其大小對貨車為總質量與貨物質量之和，對于乘用汽車為整車整背質量與所有乘員質量之和。專用汽車設計時，一般根據(jù)所選擇底盤的承載能力，首先確定汽車的最大總質量，以便依據(jù)該數(shù)據(jù)對汽車各種性能進行全面估算。對于貨車國內(nèi)外汽車廠家現(xiàn)今大都是以汽車的最大總質量作為不同級別汽車的分類標準。因此，所選擇汽車的最大總質量一定要符合國家的相關規(guī)定。
（2）車輛的整車整備質量
整車整備質量指帶有全部裝備、加滿油料和冷卻水時空車總質量。這一參數(shù)是一個重要的設計參數(shù)，從結構設計來說，它必須不可以少的。當汽車處于運動狀態(tài)的時候，則希望該值越小越好。設計時的原則是既要考慮減少整被質量對汽車的使用性能的好處，以及充分利用好材料，又要充分充分考慮結構設計時的可能，在滿足結構和功能的前提下，盡可能地減小它。
（3）車輛的裝載質量
汽車的裝載質量是汽車的一個和重要的參數(shù)。它直直接決定汽車的運輸效率。專用汽車設計時，應該結合整車最大總質量，整車整備質量的選取，盡可能的增大汽車的裝載能力[17]。
本設計中車輛的裝載質量是8385kg。
（4）汽車的軸載質量
軸載質量是整車總質量在汽車的各個軸上的分配值。軸載質量分配值直接影響汽車的各種性能以及各軸輪胎的磨損狀況。我國公路工程標準中規(guī)定，總質量20t的汽車，單后軸軸載質量不得超過13t，總質量為30t的汽車雙后軸軸載質量不得超過26t。這一原則主要是從公路設施安全角度來規(guī)定的。從汽車的使用性能來看，考慮到軸輪胎的磨損的均勻性，應該將汽車的質量均勻地分配給各個輪胎。
專用汽車設計時，由于考慮裝載質量布置以及專用裝置布置得可能性，往往很難使軸載質量分配符合輪胎均勻磨損的原則，加之還要考慮軸載質量分配對其它性能的影響，此時的軸載質量分配必須滿足GB7258-2004《機動車運行安全技術條例》的規(guī)定，即前軸軸載質量不得小于總質量的20%。
本設計中車輛的前后軸軸載質量分別是：3950kg和4850kg。
綜上所述，在專用汽車的設計中，汽車設計的有關參數(shù)選取的時候一定要遵循有關的規(guī)定。在規(guī)定的范圍內(nèi)，根據(jù)結構布置得可能性要求，進行設計的最優(yōu)化的選擇。
2.5 液壓系統(tǒng)的結構布置
自卸汽車液壓系統(tǒng)由液壓能產(chǎn)生件、工作部件和操縱控制部件三大部分組成。
（1）液壓能產(chǎn)生件 包括取力器、油泵及單向閥、油箱以及油泵傳動機構。取力器通常均與變速器直接安裝成一體。本設計中采用的是直接與變速器中間軸連接。
（2）工作部件 主要指油缸與翻傾杠桿系統(tǒng)。
（3）控制部件 包括液壓分配閥、限位閥以及操縱系統(tǒng)。控制部件多安裝在汽車前部的駕駛室內(nèi)或者后部，既要方便操縱與維護；又要減少管路迂回。
液壓分配閥是控制系統(tǒng)的核心，分配閥分為常開式和常壓式。常開式分配閥在車廂不舉升的時候，油泵的壓力油經(jīng)分配閥后返回油箱，在系統(tǒng)中不產(chǎn)生高壓，因此可減輕油泵磨損，并可防止自卸汽車在行駛中意外的舉升貨箱而造成事故，故常開式分配閥在汽車應用最廣泛。分配閥選擇型號的時候主要考慮額定工作壓力、流量以及操縱方式。本設計中采用的是常開式[18]。
分配閥的操縱方式由機械式，氣壓式和液壓式；氣動的應用最為廣泛。機械操縱式機構的形式有機械杠桿或者鋼絲軟軸直接撥動液壓分配閥實現(xiàn)換向。液壓操縱式通過手動液壓操縱閥建立油壓來打開或者關閉液動舉升閥實現(xiàn)換向。此種閥沒有中停位置，故必須切斷油泵動力來實現(xiàn)中停。氣動操縱方式是利用儲氣筒的壓縮空氣，通過氣動操縱閥控制操縱氣管，驅動分配閥上的氣缸工作，來實現(xiàn)分配閥換向。
機械操縱式的優(yōu)點是可靠性好、通用性強、維修方便；缺點是杠桿布置比較麻煩，不適合可翻轉的駕駛室采用。液壓操縱的優(yōu)點是可實現(xiàn)遠距離控制，操縱可靠，我國引進生產(chǎn)的斯太爾重型自卸汽車就是采用了這樣的操縱方式。其中不足的地方是反應慢，沒有中停位置。氣動操縱式的優(yōu)點是功能齊全、操縱簡便、反應靈敏、就夠先進，因此被廣泛應用于中、重型具備氣源的自卸汽車。它的缺點是需要同時具備液、氣兩套管路系統(tǒng)、維修麻煩。
鑒于以上的比較本設計中采用了機械式的操縱方式。
2.6 取力器的選用
液壓閥是用來控制液壓系統(tǒng)中的油液的流動方向或者調節(jié)其壓力和流量的，因此它可以分為方向閥、壓力閥和流量閥三大類。一個形狀相同的閥，可以因為作用機制的不同，而具有不同的功能壓力閥和流量閥利用通流截面的節(jié)流作用控制系統(tǒng)的壓力和流量，而方向閥則利用通流通道的更換控制著油液的流動方向。這就是說，盡管液壓閥存在著各種各樣不同的類型，它們之間還是保持著一些基本的共同之點的，在結構上，所有的閥體、閥心和驅使閥心動作的元件、部件組成。在工作原理上，所有的筏的開口的大小，閥進、出口的壓力差以及流過閥的流量之間的關心都符合孔口流量公式，僅是各種閥體的參數(shù)各不相同而已[19]。
各種類型的專用汽車的專用裝置主要都是由汽車的發(fā)動機提供動力的。取力器就是汽車的一種專用的動力輸出裝置。它從發(fā)動機取出部分功率，用于驅動各類液壓泵、真空泵、空壓機以及各種專用汽車工作機械。
2.6.1 專用汽車取力器的總布置方案選擇
專用車取力器總布置方案決定于取力方式。常用的取力方式分類如下：
主要分為發(fā)動機取力、變速器取力、傳動軸取力和分動器取力，其中發(fā)動機取力又分為從前端取力和從飛輪取力，變速器取力又分為從I軸取力、從中間軸取力、從中間軸末端取力、叢Ⅱ軸取力和從倒檔齒輪取力。
（1）發(fā)動機前端取力方案
其特點是采用液壓傳動，適合于遠距離輸出動力。故此種取力方式常用于由長頭式汽車底盤改裝的大型混凝土攪拌運輸車。
（2）飛輪后端取力方案
此方案特點是取力器不受主離合器影響，傳動系統(tǒng)與發(fā)動機直接相連，取力器到工作裝置距離短、傳動系統(tǒng)簡單可靠、取出的功率大、傳動效率高。這種方案應用較廣，如由平頭式汽車改裝的大、中型混凝土攪拌車等。
（3）變速器Ⅰ軸取力方案
圖2.8是從變速器Ⅰ軸取力的布置方案。該方案又稱變速器上置式方案，此種方案將取力器跌置于變速器之上，用一惰輪與Ⅰ軸常嚙合齒輪嚙合獲得動力，故需改制原變速器頂蓋。此方案應用很廣，如自卸車、液罐車、冷藏車、垃圾車等一般都從變速器上端取力。
圖2.8 變速器Ⅰ軸取力布置方案
1-齒輪軸；2-離合嚙合；3-花鍵軸；4-蝸桿；5-蝸輪；6-離合手柄；7-輸出凸緣；
8-變速器Ⅰ軸；9-撥叉；10-拉桿；11-取力器殼體；12-惰輪；13-小齒輪
（4）從變速器取力的其它各種方案
從變速器取力還有多種結構形式，圖2.9是從Ⅱ軸取力方案。最常見的是中間軸齒輪取力，稱為側置式取力器，又可分為左側與右側布置方案，如CA1097系列汽車取力器、EQ1091系列汽車取力器均為側置取力器[20]。
圖2.9 變速器Ⅱ軸取力方案
1-發(fā)動機；2-離合器；3-變速器；4-取力器；5-水泵
（5）傳動軸取力方案
圖2.10是將取力器設計成一獨立結構，設置于變速器輸出軸與汽車萬向傳動軸之間，該獨立的專用取力裝置固定汽車車架上不隨傳動軸擺動，也不可伸縮。設計時應使用可伸縮的附加傳動軸與其相連，并注意動平衡與隔振消振。
圖2.10 傳動軸取力布置方案
1-發(fā)動機；2-離合器；3-變速器；4-取力器；5-水泵圖
（6）分動器取力布置方案
此方案主要用于全輪驅動的牽引車、汽車起重機等來驅動絞盤或起重機構。從取力器到工作裝置間可采用機械傳動或液壓傳動。
2.6.2取力器的基本參數(shù)與基本結構
（1）取力器的基本參數(shù)
取力器實質上是一種單級變速器。其基本參數(shù)有取力器總速比、額定輸出轉矩、輸出軸旋向以及結構質量等。以CA1097系列汽車取力器為例，該系列有PT012/252、PT012/263、PT012/264、PT012/273等30多多種型號。其總速比（發(fā)動機轉速與取力器輸出轉速之比）有1.06、0.892、1.253、1.199等多種配比。其額定輸出扭矩有210Nm、170Nm、100Nm和392Nm 等。輸出軸旋向均與發(fā)動機旋向相反。結構參考質量12、12.5Kg。
本設計中選用的是PT062型號，因為此取力器適合本設計中車輛的變速器。
（2）取力器基本結構
取力器的典型的工作原理：當壓縮空氣通過管接頭進入氣缸時，使活塞和撥叉軸移動，安裝在撥叉軸上的撥叉撥動從動齒輪與主動輪嚙合，帶動輸出軸轉動。當氣缸內(nèi)無壓縮空氣時，活塞與復位彈簧作用下回位，撥叉使從動齒輪與齒輪脫開，油停轉。
取力器通過8個連接螺栓與變速器殼體相連，其中有兩個是專供定位用的鉸制孔螺栓，以保證取力器的可靠定位與齒輪正確嚙合。在變速器取力孔面應安裝以1mm襯墊并涂以密封膠。按照取力器在變速器上的安裝位置可分為左側式取力器與右側式取力器。在取力器換檔操作方式上，除了上述氣動操縱結構外，還常采用手動操動結構，具有換檔可靠、靈活適應用戶操作習慣等特點。
本設計中采用的是變速器站中間軸取力。
2.7本章小結
本章首先對二類地盤進行了明確的選擇，在二類底盤的基礎上進行了副車架的設計。通過了三種設計方案的分析篩選，最終確定了托架的形式，為下一章節(jié)的設計打下了良好的基礎。
第3章 擺臂計算與分析
3.1擺臂的受力分析及計算
擺臂的受力分析可按吊裝和傾卸兩種工況進行討論。受力分析如圖3.1所示。
圖3.1 吊裝、吊卸工況擺臂受力分析
（1）吊裝、吊卸工況（如圖3.1所示），o點為油缸與托架的鉸接點，點為油缸與擺臂的鉸接點；雙作用油缸作用力 的大小和方向隨擺臂的轉動而改變，并為擺臂轉角(為擺臂與x軸的正向夾角)的單值函數(shù)；點為吊鏈位置，為吊卸初始狀態(tài)的吊鏈軸位置； 為吊鏈軸在吊裝工況初始狀態(tài)的位置。為油缸軸線與x軸的正向夾角。
擺臂式自裝卸汽車的吊裝和吊卸過程中，擺臂受力的兩個典型工況：當點位于點時，擺臂可以從下極限位置吊裝貨廂；當點位于 點時擺臂可以從托架上吊卸貨廂[22]。
當?shù)跹b貨廂時，計算公式如（3.1）取擺臂為分離體：
由，得：
（3.1）
式中 、――油缸作用力在軸、軸上的投影（N）；
、――油缸上鉸支點的、坐標值（）；
―― 吊裝重力（）；
――點的坐標值（）。
上式可以進一步整理成公式（3.2）：
（3.2）
繼續(xù)整理后得到公式（3.3）：
（3.3）
由公式（3.3）計算出來的值為油缸提供負載依據(jù)，同時它也為擺臂強度和剛度計算提供依據(jù)。
有知道擺臂在下限位置時，擺臂轉角為，，，，式中為與的夾角。將上三公式代入式（3.3）得：
（3.4）
式中、、、為結構幾何尺寸，均可通過計算獲得。
當擺臂處于吊卸初始位置時，點位于，，根據(jù)上述分析同理可得：
（3.5）
式（3.4）和（3.5）分別給出了和時油缸所受到的推力和拉力。通常情況下，以和作為選用油缸和擺臂強度計算的依據(jù)。
具體計算結果如下：
由公式（3.3）得
當擺臂在下極限位置時：
當擺臂在吊卸位置時：
3.2傾卸工況分析
通過分析計算，求出吊鏈所受到的最大拉力，以便對吊鏈進行強度校核。傾卸工況受力分析如圖3.2所示：
圖3.2 傾卸工況吊鏈受力分析
傾翻初始，左吊鏈受力為：
（3.6）
公式中的和由本身的結構尺寸決定。
當貨廂傾卸到最大傾翻角時，右吊鏈受力為：
（3.7）
同理公式中和也有自身的結構決定。通常的情況下左、右吊鏈尺寸、規(guī)格均相同，故設計時只取和中較大值作為選取吊鏈的依據(jù)。事實上，當貨廂傾卸到最大角度時，貨廂內(nèi)的貨物所剩不多了，故一般情況下，。
計算結果如下：
因為
由公式（3.6）得： N
3.3本章小結
本章分別對擺臂自卸車的擺臂在吊裝、吊斜工況和傾斜工況下進行了受力分析和計算，結果表明擺臂符合設計需求。通過擺臂的受力計算，便于下一章節(jié)液壓缸的計算選擇。
第4章 液壓系統(tǒng)設計與計算
4.1液壓系統(tǒng)工作循環(huán)
液壓系統(tǒng)完成的主要動作有車廂舉升和貨物傾卸，開始工作時先使高位自卸車處于駐車制動狀態(tài)，并將變速器置于空擋。啟動發(fā)動機，然后踩離合器，結合取力器使油泵進入工作狀態(tài)。電磁鐵1DT、2DT、5DT通電，當三位四通電磁換向閥左位接入時，壓力油經(jīng)過左邊的液控單向閥進入舉升油缸的左腔，活塞向右運動。到了最高位置，只要使三位四通電磁換向閥處于中位，因其中位機能，兩個液控單向閥均關閉，使活塞雙向鎖緊。此時擋塊壓下行程開關2XK，發(fā)出信號使電磁換向閥4DT通電，則傾卸液壓缸伸出，當車廂舉升到550 時，擋塊壓下行程開關4XK，發(fā)出延時信號，待貨物傾卸完畢，發(fā)出信號使4DT斷電，傾卸液壓缸縮回到原位，此時擋塊壓下行程開關3XK，發(fā)出信號3DT通電，舉升液壓缸縮回，回到原位時擋塊壓下行程開關1XK，發(fā)出信號表明工作循環(huán)結束
4.1 液壓原理圖
表4.2 電磁鐵工作表
1DT
2DT
3DT
4DT
5DT
舉升油缸伸出
+
+
-
-
+
傾卸油缸伸出
+
+
-
+
+
舉升油缸縮回
-
-
+
-
+
動作循環(huán)停止
-
-
-
-
-
4.2 液壓系統(tǒng)的工作原理與結構特點
液壓系統(tǒng)擺臂式自卸汽車的專用裝置的總要得組成部分，一般液壓系統(tǒng)包括取力器、油泵、液壓控制閥油缸、限位閥、油箱、操縱系統(tǒng)以及油管系統(tǒng)等組成。其工作原理如下：
（1）準備：先使擺臂自卸汽車處于駐車狀態(tài)，并將變速器處于空擋然后起動發(fā)動機，踩離合器結合取力器是液壓泵開始工作。此時液壓油經(jīng)過溢流閥流回油箱。
（2）舉升：將手動開關打到舉升的位置，此時從油泵出來的高壓油，經(jīng)分流體后分別進入左、右油缸到達最大行程的時候，將電磁閥達到停止的位置。此時舉升停止。
（3）保持：當切斷取力器的時候，液壓油鎖死在油缸內(nèi)。可以實現(xiàn)貨物的傾卸和裝載[24]。
4.3液壓系統(tǒng)的計算與選擇
（1）液壓缸的選擇
據(jù)初定的系統(tǒng)的額定工作壓力，同時可按照公式（4.1）和（4.2）求出和，在參考油缸標準系列選擇合適的油缸。油缸活塞直徑必須滿足吊裝工況的要求，即：
（4.1）
公式中 D--活塞桿直徑（m）；
--為；等。
按照公式（4.1）選取的油缸直徑D還應該滿足吊卸工況要求，即：
（4.2）
如果不滿足公式（4.2）的要求就需要重新選取油缸直徑。
計算結果如下：
初定系統(tǒng)的額定工作壓力為16，取
所以取=100mm（GB/T2348—1993）
驗證： 由公式（3.9）得
所以選擇的油缸是DG-J100CEL。
（2）液壓泵的選用
選用前應該計算系統(tǒng)的最大流量，一般按吊裝時間小于50s計算。擺臂油缸最大行程為，應由擺臂式自卸汽車總體布置確定。那么系統(tǒng)的最大流量為：
（4.3）
有總布置得：
公式中的單位為。計算結果如下：
知道了最大流量，在按照液壓泵工作轉速可計算液壓泵排量，結合給定的系統(tǒng)額定壓力，選擇合適的齒輪泵即可。擺臂自裝卸汽車多采用高壓、高速齒輪泵。
本設計中選用的是A2F2型的液壓泵。各種閥類的選用：
液壓閥是用來控制液壓系統(tǒng)中的油液的流動方向或者調節(jié)其壓力和流量的，因此它可以分為方向閥、壓力閥和流量閥三大類。一個形狀相同的閥，可以因為作用機制的不同，而具有不同的功能。壓力閥和流量閥利用通流截面的節(jié)流作用控制著系統(tǒng)的壓力和流量，而方向閥則利用通流道的更換控制著油液的流動方向。這就是說 ，盡管液壓閥存在著各種各樣的不同類型，它們之間還是保持著一些基本的共同之點的。譬如在結構上，所有的閥都由閥體、閥心和驅使閥心動作的元、部件組成。在工作原理上，所有閥的開口大小，閥進、出的壓差以及流過閥的流量之間的關系都符合孔口流量公式，僅是各種閥控制的參數(shù)各不相同而已。
借用工程機械使用的多路多用閥，本設計中支腿油缸配用的雙向液壓鎖的型號是DDFY-1.8H-O。擺臂工作回路中設置的單向平衡閥的型號為BQ223。
4.4本章小結
本章通過計算分析分別對液壓系統(tǒng)液壓元件進行了選擇，選擇油缸是DG-J100CE,液壓泵A2F2，支腿油缸配用的雙向液壓鎖DDFY-1.8H-0, 擺臂工作回路中設置的單向平衡閥的型號為BQ223。
第5章主要元件強度的校核計算
5.1副車架主要尺寸設計
副車架對主車架起到加固作用，其寬度和選用的底盤的寬度相同，高度也相同，長度在底盤主車架長度基礎上去掉主車架與車廂之間的距離長度。其尺寸設計如下：
副車架長度： 3600mm
副車架寬度： 860mm
副車架高度： 120mm
副車架厚度： 60mm
5.1.1副車架的強度剛度彎曲適應性校核
（1）額定裝載時整車重心作用點的求解
在擺臂垃圾車按額定裝載質量進行運輸時，對主車架來說，其整車重心后移。其受力簡圖見圖5.1。
圖5.1 主車架額定裝載運輸重心作用簡圖
設定擺臂垃圾車在額定裝載質量下，其前后軸承受的載荷相同，即有：
由圖，可以列出：
求得
（2）副車架剪力及彎矩的求解
副車架和主車架通過U型螺栓相聯(lián)，在擺臂垃圾車額定裝載時，由主車架重心作用簡圖及求得的整車重心作用點，可以畫出額定裝載質量時擺臂垃圾車副車架受力簡化圖5.2。
圖5.2 副車架額定裝載受力簡圖
將此時受力的副車架看為簡支梁(見下圖5.3)，以便進行強度剛度及彎曲變形的校核。由圖5.4，可以列方程組：
圖5.3 副車架等效簡支梁簡圖
可求得：
=
=
即大小為59920.71N，方向與設定的方向相同。
可求得：
=
=
即大小為18773.79N，方向與設定的方向相反。
由以上，可畫出實際的副車架等效梁示意圖5.4。
圖5.4 副車架實際等效梁簡圖
列出彎曲剪力及彎矩方程：
OA段 = = 59920.71 N (0
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