车辆工程毕业设计（论文）hq5080zbb摆臂式自装卸汽车改装设计【全套图纸】

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1、第1章 绪 论1.1课题的研究现状、目的和意义近10年来, 专用汽车行业伴随我国汽车工业得到了飞速的发展,成为我国汽车工业的一个重要组成部分。随着我国高等级公路的发展以及国内大量基础设施建设需要等因素，专用汽车产品结构随国内市场需求格局较过去有很大变化，重型车和轻型车比例处于增长趋势，中型车比例继续下降；体现专用汽车产品专用功能特性的产品在总量中的比重加大；专用汽车品种数得到大幅增加；整个专用汽车产品结构趋于更合理化的发展。全套图纸，加153893706自卸汽车是工程机械中的一种车型，在我国的专用汽车领域里占有相当大的比例，也是专用运输车辆中一个多品种车型。自卸车的载重范围从 0.5到 300

2、吨。随着国际经济的发展，自卸车主要以后倾式为主，发展到两侧倾斜式和三面倾斜式等多品种系列化。目前国外使用较多的是车箱可卸式自卸车，由于该型式自卸车的车箱与底盘是分开的，可卸下车箱装货和卸货，而汽车底盘再换装其它车箱继续运输，因此缩短了汽车装卸的停歇时间，提高了运输效率。随着我国高等级公路的发展以及国内大量基础设施建设需要等因素，专用汽车产品结构随国内市场需求格局较过去有很大变化，重型车和轻型车比例处于增长趋势，中型车比例继续下降；体现专用汽车产品专用功能特性的产品在总量中的比重加大；专用汽车品种数得到大幅增加；整个专用汽车产品结构趋于更合理化的发展。 专用功能较强的城建类专用车等均有大幅增长，

3、今后随着市场需求变化，适合高等级公路运输车辆,满足专项作业功能车辆将会继续增加，而普通传统型运输类车辆如自卸车将会随着国民经济的深入发展而逐渐减少。 由于国内专用汽车生产企业较多，市场总需求量有限等原因，为满足市场竞争的需要，近几年多数企业根据市场需要注重新产品开发力度,产品范围基本涉及到国民经济的各个环节。专用汽车品种数由2005年的1337个快速增长到2009年的4910个，其中专用自卸车品种发展较快，2009年时自卸车品种数已达583个，占全部专用汽车总数的11.9%。去年以来，我国专用车市场取得较好的经营业绩，全国395家改装车企业改装汽车23.06万辆，销售23.05万辆。客车改装量

4、最大，共改装103492万辆，占总量的44.88；载货汽车44870辆，占总量的19.46；自卸汽车27125辆，占总量的11.76；厢式、罐式等专用车销售40966辆，占总量的17.77。通过数字来看，去年一年销售专用车达23万辆，结合我国道路、经济等实际情况，应该说数量还是比较可观的，目前我国专用汽车品种数已接近欧、美、日等发达国家和地区水平。目前，我国改装车市场最大销售量约25万辆左右，改装量最大的除了客车外，主要有厢式车、罐式车、自卸车等主要车型。但是总体来看，这些专用车均存在技术附加值低、工艺较落后等问题。从品种来看，我国改装车品种较少，仅有400多个品种。那么，未来改装车市场到底是

5、什么市场呢？肯定地说，应该向多品种、高、精、尖方向发展。这种发展方向除了我国公路条件改善外，还和我国公路货物运输市场息息相关。目前，我国公路货运市场的主体依然是以个体户为主，公路货运甚至还谈不上物流管理，具有运输成本高、随意性大、服务没有保证等特点。随着我国加入世界贸易组织，这种格局将要逐步被打破。我国汽车工业保护期只有五年，但是公路货运市场却可以向外资开放。跨国物流公司正虎视眈眈盯着中国公路货运这块大市场。这场战斗谁是赢者，不言自明。集团化货运市场对卡车的个性化要求将越来越高，同时需求数量也将越来越大。可以毫不夸张地说，未来的卡车发展方向将是专用车。 近年来国外自卸车的生产主要以重型为主，其

6、主要原因重型车经济效益好、功率大、强度高有中小型车无法代替的优点。随着一些矿业的开发需要和运输性能、及特殊作业的要求，重型自卸车在国外得到了迅速的发展。专用底盘的专业化非常明显，例如日本丰田等大汽车公司底盘系列化专业化生产，新材料、新技术的应用越来越突出如高强度的合金和铝合金材料的应用大大减轻的整车的整备质量、提高了车辆的使用寿命。在国外，微电脑的应用已经渗透到各个领域，重型自卸车也不例外微电脑已广泛应用到发动机控制、自动变速、专用装置动力传递电器故障诊断等方面，使专用车的使用价值逐渐扩大，技术性能明显提高。随着我国西部大开发战略计划的实施，自卸车的发展也向重型化有了更进一步的发展。重型自卸车

7、主要用于大型露天矿山和大型土木工程，西部大开发期间露天有色金属矿山和露天煤矿的开发利用大幅增长，国民基础建设更是增长迅速，对重型自卸车需求大幅增加，适用于各类矿山、水利工程，承载能力强、转弯半径小的重型车需求量尤为明显。如今的自卸车在一定条件下还不是很完善，不能满足使用需求，这样会浪费劳动力，一定程度上降低工作效率，浪费大量人力物力。摆臂式自卸车是装备有可回转的起重摆臂，车斗或集装箱悬吊在起重臂上，随起重摆臂回转、起落臂式垃圾斗，可一车多斗，带自卸功能，达到安全稳定，性能可靠。垃圾斗厢体分为按摆臂式和地坑地面两用式配置不同形式的垃圾斗。可加装密封盖，防止泄露飞扬污染，以适应不同环境使用要求，实

8、现物体的自装自卸的专用自卸汽车。摆臂式自卸车是专用自卸车的一种，是在二类汽车底盘上装有车厢或货斗具有装卸功能的摆臂装置的专用汽车。摆臂可悬吊货斗或集装箱之类载货容器，并随之回转作平移起落，实现载货容器与汽车的结合（装）与（卸）。可以自动倾卸货物、降低高度倾卸货物的难度、使用方便，运输效率更高。摆臂式自卸车主要对传统自卸车进行研究（设计），根据现今已有的自卸车的结构与特点，从专用的整体设计出发，主要是对摆臂式自卸车的整体形式与主要性能参数的确定、专用货箱(车斗)、摆臂式自卸机构、辅助支腿等装置的详细设计，使车厢和底盘不发生干涉，通过计算，对自卸汽车的重要部件如液压系统,进行了定性的分析，以确定举

9、升力的大小、达到设计载荷是所需的要求,，并对车厢的长、宽、高进行了计算设计，以达到底盘最大总质量的要求，使自卸车的前后轴的载荷在最大承载质量的范围之内，更加完善其专用汽车的功用。摆臂式自装卸汽车主要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。由于专用汽车是一种在许多特征不同于本型汽车或经过特殊改装之后才用于运输的，而我国专用汽车的品种还比较单一、生产规模小、数量还远远不能

10、满足国民经济发展的需要。因此，不断开发新产品，增加产品和品种，提高产品质量是摆在专用汽车厂家一项迫切且艰巨的任务。摆臂式自卸车作为专用车的一种，在基于专用车原有的特点性能上，把降低生产成本，提高生产质量等作为此次设计的主要目的。1.2专用汽车设计的特点和要求专用汽车与普通汽车的区别主要是改装了具有专用功能的上装部分，能完成某些特殊的运输和作业功能。因此在设计上，除了要满足基本型汽车的性能要求外，还要满足专用功能的要求，这就形成了其自身的特点，概括如下：（1）车设计多选用定型的基本汽车底盘进行改装设计 这首先就需要了解国内外汽车产品，特别是货车产品的生产情况、底盘规格、供货渠道、销售价格以及相关

11、的资料等。然后根据所设计的专用汽车的功能和性能指标要求，在功率匹配、动力输出、传动方式、外形尺寸、轴载质量、购置成本等方面进行分析比较，优先选出一种基本型汽车底盘作为专用汽车改装设计的地盘。能否选到一种好的汽车底盘，是能否设计出一种好的专用汽车的前提。对于不能直接采用额二类地盘或者三类地盘进行改装的专用汽车，也应尽量选用定型的汽车总成和部件进行设计，以缩短产品的开发周期和提高产品的可靠性。（2）专用汽车的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配 设计时既要保证专用功能满足其性能要求，也要考虑汽车底盘的基本性能不受到影响。在必要时，可适当降低汽车底盘某些性能指标，以满足实现某些专用工作装置性能的要求

12、。（3）针对专用汽车品种多、批量少的生产特点，专用汽车设计应考虑产品的系列化，以便根据不同用户的需要而能很快的进行产品变型。对专用汽车零部件的设计，应按“三化”的要求进行，最大限度地选用标准件，或者选用已经定型产品的零部件，尽量减少自制件。（4）对专用汽车自制件的设计，应遵循单件或小批量的生产特点，要更多的考虑通用设备加工的可能性。（5）对专用汽车工作装置中的某些核心部件和总成，如各种水泵、油泵、气泵、空压机及各种阀等，要从专业生产厂家中优选因专用汽车专项作业性能的好坏，主要决定于这些部件的性能和可靠性。（6）在普通汽车底盘上改装的专用汽车，底盘受载情况可能与原设计不同，因此要对一些重要的总成

13、结构件进行强度校核1。然而，自卸汽车除了具有以上的特点外，还有自己独特的要求，就摆臂式自卸汽车而言，它的显著的特点就是对摆臂的要求高，不仅要加工工艺简单而且要符合强度的要求。本设计中的摆臂式自卸汽车是采用了双摆臂式，而且货箱可更换，这样不仅可以运输固体货物同时还可以运输液体货物。1.3摆臂式自装卸汽车的设计特点 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。

14、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、4.5t、8t、9t和12t几种。摆臂式自装卸汽车的质量利用系数比所选原车的低，通常=0.9左右。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

15、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。摆臂的最大摆角是指摆臂从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的大小，同时也决定了车厢起吊的深度h。因此是摆臂式自装卸汽车设计中的一个重要的参数。设计时应该根据车辆用途，并参考同类型汽车来选取。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

16、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。1.4设计的主要内容和技术路线1.4.1研究的主要内容此次计的目标是设计一种总质量8000kg的摆臂式自卸汽车，其性能参数与所选底盘车接近。通过正确的计算，完成部部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的设计要求，并附之以总装配图，清楚表达设计。因此本设计主要研究的内容有：（1）研究摆臂式自装卸汽车的总体结构特点；（2）对摆臂式自卸装汽车的总体结构进行布置；进行二类底盘选择、副车架、托架等辅助设备的设计；（3）进行液压系统的详细设计；（4）对主要部件进行校核；（5）整车性能的计算。1.4.2研究的技术路线研究总体

17、结构、特点确定设计步骤，方案设计与分析二类底盘选型副车架、托架等辅助设备的设计总体布置取力器的选取摆臂机构设计计算、分析倾卸钩设计、分析液压系统设计绘制设计装配图、零件图整车性能计算分析整车设计修正第2章 总体布置的设计与选择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。总体布置的原则如下：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

18、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。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

19、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。从目前市场上销售的摆臂式自装卸汽车的吨位上来看，以中型底盘车改装的装载质量在4吨左右的车型为多。本设计的摆臂式自装卸汽车的设计目标吨位选为3.8吨，拟选取的底盘为中型车底盘。2.1底盘的选取2.1.1汽车底盘选型要求汽车底盘一般应满足一下要求：（1）适用性专用汽车底盘应适用于专用汽车的特殊使用功能要求,在此基础上进行改装造型设计；（2）可靠性汽车底盘工作可靠,出现故障的几率要小，零部件要有足够的强度刚度和使

20、用寿命，并且各总成零部件的使用寿命趋于一致；（3）先进性所选汽车底盘,在动力性,经济性，操作稳定性，行驶稳定性及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，并且满足国家或行业标准；（4）方便性所选底盘要便于改装，检查保养及维修，结构紧凑与调试装配空间合理匹配。2.1.2底盘选型我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式，大多是为了满足在国民经济的某一服务区域的特定使用要求，主要在已经定型的已有车型底盘基础之上，再进行车身及有特殊工作要求的装置的再设计，同时对已有的汽车底盘进行必要的更改，以达到满足工作需求的要求，具有合理的匹配,良好的性能。专用车辆采用的底盘主要分为二类，三类和四类。二类

21、底盘，是在整车的基础之上去掉厢体；三类底盘，是从整车上去掉货箱和驾驶室；四类底盘，是在三类底盘上再去掉车架总成后剩余的散件。选取的底盘的好坏，直接影响到专用车的性能。在选取汽车底盘时，主要是根据专用车的用途，装载质量，使用条件，性能指标，专用装置或设备的外形尺寸及动力匹配等进行。目前，进80%的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。选取二类汽车底盘进行改装设计时，重点工作是整车总体布置和有特殊工作需求的装置的设计，对底盘仅做辅助的性能分析和必要的强度校核，确保改装后的整车性能在基本上与底盘接近,达到合理的匹配。2.1.3底盘的选取根据以上，本设计所用底盘主要从东风汽油与柴油摆臂垃圾车底盘中选用。以

22、下表2.1将两种底盘参数列出,进行比较： 表2.1 一汽CA1083P9K2E和东风EQ1080GSZ3GJ底盘参数比较底盘型号CA1083P9K2EEQ1080GSZ3GJ额定载质量(kg)40002990整备质量(kg)35444550外形尺寸(mm)5806*2244*25507965*2455*2460发动机型号CA4DF3-13E3UYC4E140-31排量/功率(ml/kw)5420/994260/103钢板弹片数(前/后)8/11+89/11+8轴距(mm)39504500前轮距/后轮距(mm)1810/17401750/1700接近角/离去角(度)24/1830/14前悬/后悬

23、(mm)1330/11761250/2215燃油类型汽油柴油轴数/轮胎数2/62/6 轮胎规格8.25-169.00-20驾驶室准乘人数33最高车速(km/h)9995由比较可以看到，一汽CA1083P9K2E和东风EQ1080GSZ3GJ两种型号底盘在整体性能上相差无几，不同之处在于两种底盘汽车燃用的燃料。燃用汽油的汽车底盘在价格上略占有优势，但在燃料价格上，然用柴油的底盘具有长效优势。同时，然用柴油的底盘载重较大，功率稍大。因此选用一汽CA1083P9K2E作为本次设计的底盘。从表2.1中，就以上两种底盘型号进行了比较，其中：1从经济上比较方案一的底盘的价格要偏低，在强度符合要求的情况下可

24、以减少整车的成本，以达到更大的经济效益。2. 从驾驶的形式上看，方案一的平头形式要比方案二的尖头式更美观一些。3从最小转弯半径上来看，方案二的要小这就更能满足我所设计的用于城市内运输的需要。同时荐于设计的车辆工作环境，需要选择的是小吨位的货车，所以综上所述，本设计选择了方案一中的的底盘作为我设计车辆的底盘。2.2整车总体参数的确定2.2.1整车总体参数1外廓尺寸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。外廓尺寸即指整车的长、宽、高，由所选的汽车底盘及工作装置确定。此次计中车辆的长、宽、高的尺寸是：6035mm 2470mm 2970mm。2轴距一般情况下，在保证基本性能

25、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。此次设计所选的轴距是3300 mm.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

26、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：1330mm 后悬：1424mm。4. 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。此次设计中的车厢根据所装载货物

27、的特点设计了半封闭的车厢，具体尺寸是： 2500mm1700mm1450mm。2.2.2质量参数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。1.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

28、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3500kg。2.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。此次设计中车辆的整车整备质量是4500kg。3.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

29、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。此次设计中车辆的装载质量是8000kg。2.3 主车架的改装要求主车架是受载荷很大的部件，除承受整车静载荷外，还要受到车辆行驶时的动载荷，为了保持主车架的强度和刚度，原则上不允许在主车架纵梁上钻孔和焊接，应尽量使用车架上原有的孔。如果安装专用设备或其它附件，不得不在车架上钻孔或焊接时应避免在高应力区钻孔或焊接。对于主车架纵梁高应力区以外的其余地方需要钻孔或焊接时，应注意以下事项：尽量减小孔径，增加孔间距离，对钻孔的位置和孔径规范，应满足图2.1和表2.2的要求。表2.2 主车架钻孔的尺寸要求

30、尺寸车型重型车中型车轻型车孔间距A706050B504030C504030孔径151311图2.1 主车架钻孔的孔径和孔间距在纵梁翼面高应力区外的其它部位钻孔，只能在中心处钻一个孔，如图2.1所示。在纵梁的边、角区域亦禁止钻孔或焊接，如图2.2、图2.3所示的区域即为不允许钻孔和焊接加的部位。因为在这些部位进行钻孔或焊接，极易引起车架早期开裂。图2.2 主车架纵梁禁止钻孔区图2.3主车架纵梁禁止焊接区本课题中由于主车架与副车架之间的连接选用止推连接板形式，故主车架不用考虑钻孔，只需考虑焊接的位置得当。2.4副车架的设计在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主

31、车架的结构，一般多采用副车架（副梁）过渡 。在增加副车架刚度的急剧变化而引起主车架上的应力集中，所以对副车架的形状、安装位置与主车架的连接方式都有一定的要求。2.4.1副梁的截面尺寸及形状专用车辆副车架的纵梁（副梁）多采用如图2.4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。由于此次设计是摆臂式自卸汽车，所以选择了如图2.4，其中是标准的槽钢， 尺寸是A=160、B=70 、C=6。2.4.2副梁的前端形状及其位置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2.5中，对于U形前端形

32、状：对于角形前端形状：对于L形前端形状： ，图2.4 副梁截面形状 a) U形 b) 角形 c) L形图2.5 副梁的前端形式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：mm, mm如果加工成这类形状有困难时，可以采用如图2.5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：mmmm mmmm a) 钢质副梁 b) 硬木质副梁对于硬木质副梁：mmmm 2.4.3副车架的形状如图2.6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，其加工工艺简便，为了便于与托架的连接在副车架的两根纵梁上钻有螺栓孔

33、。 图2.6 副车架2.4.4副车架选材及横纵梁的连接方式在汽车制造工艺中，钢板冲压成型工艺占有十分重要的位置。冲压成形的零件具有互换性好、能保证装配的稳定性、生产效率高和生产成本低等优点。载重汽车用中板数量较多，受力的车架纵梁和横梁、车厢的纵梁和横梁均采用中板冲制且多以低合金高强度钢板冲压生产，也是适应提高汽车承载能力、延长使用寿命、降低汽车自重和节能节材以及安全行驶等要求的发展趋势。副车架材料选用载重汽车横纵梁的一般选用材料Q235。 本设计中副车架横纵梁采用边梁式冲压铆接。2.4.5副车架与车架的连接可以采用多种结构形式的连接装置将副车架连接到车架上，常用的有三种形式分别是：止推板连接、

34、连接支架连接、U形夹紧螺栓连接。本设计中选止推连接板连接。2.5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，方案一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

35、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2.7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。方案三 如图2.8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2.8托架综上

36、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2.7所示的形式。2.6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。第3章 液压系统的总体布置与选择3.1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

37、 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

38、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。3.2取力器的选用3.2.1 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

39、。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. 从变速器取力方案从变速器取力还有多

40、种结构形式，图3.1是从轴取力方案。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。 1.发动机；2.离合器；3.变速器；4.取力器；5.水泵图3.1变速器轴取力方案4. 传动轴取力方案图3.2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.水泵图图3.2传动轴取力布置方案5. 分动器取力布置方案此方案

41、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。3.2.2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QJCA3T-010、QJCA6T-010等10多多种型号。此次设计中选用的是型号QJCA3T-010，其总速比1.11,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

42、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轴取力。3.3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。3.3.1摆臂的受力分析及计算摆臂的

43、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3.3所示。图3.3吊装、吊卸工况摆臂受力分析吊装、吊卸工况（如图3.1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 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，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。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；当点位于 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（3.1）取摆臂为分离体：

44、由，得： （3.1）式中 、油缸作用力在轴、轴上的投影（N）； 、油缸上铰支点的、坐标值（m）； 吊装重力（N）； 点的坐标值（m）。上式可以进一步整理成公式（3.2）： （3.2）继续整理后得到公式（3.3）： （3.3）由公式(3.3)计算出来的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，式中为与的夹角。将上三公式代入式（3.3）得： （3.4）式中、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，点位于，根据上述分析同理可得： （3.5）式（3.4）和（3.5）分别给出了和时油缸所受到的推力和拉力。通常情况下，以和作为选用油

45、缸和摆臂强度计算的依据。具体计算结果如下： 由公式（3.3）得 当摆臂在下极限位置时：当摆臂在吊卸位置时：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3.4所示：图3.4倾卸工况吊链受力分析倾翻初始，左吊链受力为： （3.6）公式中的和由本身的结构尺寸决定。当货厢倾卸到最大倾翻角时，右吊链受力为： （3.7）同理公式中和也有自身的结构决定。通常的情况下左、右吊链尺寸、规格均相同，故设计时只取和中较大值作为选取吊链的依据。事实上，当货厢倾卸

46、到最大角度时，货厢内的货物所剩不多了，故一般情况下，。计算结果如下：因为 由公式（3.7）得： N3.3.2液压缸的选择据初定的系统的额定工作压力，同时可按照公式3.7和3.8求出和，在参考油缸标准系列选择合适的油缸。油缸活塞直径必须满足吊装工况的要求，即： （3.8）公式中 D-活塞杆直径（m）； -为；等。按照公式3.7选取的油缸直径D还应该满足吊卸工况要求，即： （3.9）如果不满足公式3.8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为16，取 所以取=140mm（GB/T23481993） 验证： 由公式3.9得 所以根据表3.1选择的油缸是DG-J140CEL

47、。 表3.1 DG型液压缸3.4液压泵的选择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，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： （3.10）有总布置得： 公式中的单位为m。计算结果如下： 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，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。此次设计中选用的是A2F2型的液压泵，支腿油缸配用的双向液压锁DDFY-1.8H-0, 摆臂工作回路中设置的单向平衡阀的型号为BQ223。3.5液压支腿的选择为了满足起重汽车的作业能力及整个作业范围内的稳定性，支承装置是大

48、多数起重汽车所以必备的工作装置。支承装置又称支腿。支腿有伸缩式和折叠式支腿。按支腿伸出运动动力来源，支腿又分为手动式支腿液压式支腿。目前应用较多的是液压支腿，其优点是操作简便，动作迅速。液压支腿按其结构形式，又可分为以下几种：1. 蛙式支腿图3.5为一种蛙式支腿的结构示意图，支腿的伸缩动作由一个液压缸完成，支腿液压缸为双作用活塞式，其缸体与车架铰接、活塞与活动支腿铰接。这种型式的蛙式支腿结构简单，液压缸数量少，一支腿一液压缸，结构质量小。但支腿在伸出过程中，受摇臂尺寸的限制，支腿的跨距不能很大，调平性能较差，且在支反力变化过程中有爬移现象。(a) 滑槽式 (b)四连杆式图3.5 蛙式支腿 2.

49、 H式支腿H式支腿如图3.6所式，这种型式的支腿对地面适应性好，易于调平，支反力变化过程中无移现象，是高空作车中较理想的支腿型式。H式支腿由两个液压缸驱动，即水平的推力液压缸和垂直的支承液压缸。根据跨距的大小，可做成无水平移或有水平移动的。为保证支腿结构体系的稳定，垂直支腿需与水平横梁固定在一起，为取得更大的外伸距离，左右支腿布置成相互错开的型式。H式支腿稳定性好，广范应用在中、大型起重举升汽车上。但H式支腿高度高，影响作业空间。此外，支腿还必须与横梁固定，以保证整个支腿结构体系的稳定。在有些特殊高空作业车上，为满足局部区域的低速平移要求，支腿上还安装有支地轮。 1.垂直支乘液压缸 2.水平伸

50、缩液压缸 3.伸缩支腿 4.支承脚 5.固定套图3.6 H式支腿3. X式支腿X 式支腿如图3.7所示，这种支腿的垂直支承液压缸在伸缩腿的中间，当推力液压缸将腿伸出后，垂直支承液压缸将支腿压向地面，使轮胎离地，四个伸缩腿是同步工作的，而垂直支承液压缸可同时顶升，也可单独动作，以便对车架进行调平。由于X式支腿的垂直支承液压缸作用在横梁的中间，而横梁又直接支承在地面上，这就比H式支腿理加稳定。 1. 垂直支承液压缸 2. 车架 3. 固定腿 4. 伸缩液压缸 5. 伸缩腿 6. 支承脚 图3.7 X式支腿本设计采用蛙式支腿3.6液压系统原理液压系统摆臂式自卸汽车的专用装置的总要得组成部分，一般液压

51、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。实现货物的倾卸和装载。 图3.8液压系统原理图3.7本章小结本章通过计算分析分别对液压系统液压元件进行了选择，摆臂液压缸DG-J140CEl, 摆臂工作回路中设置

52、的单向平衡阀的型号为BQ223，液压泵选A2F2，支腿液压缸选用DG-J63CEl，配用双向液压锁DDFY-1.8H-0。第4章 主要元件强度的校核计算4.1摆臂轴的强度校核在摆臂的工作过程中,摆臂无论是在吊装还还是吊卸工况中,都是绕摆臂轴转动的,是一根转轴.因此摆臂轴既承受弯矩又承受转矩.1. 按弯扭合成强度计算按弯扭合成强度计算,需同时考虑弯矩和转矩的作用,而对影响轴的疲劳强度的各个因素则采用降低许用应力值的办法来考虑,因而计算较简便,适用于一般转轴.对于同时承受弯矩和转矩的转轴,根据第三强度理论,求出危险截面挡量应力 其强度条件为: (4.1)由于回转的转轴的弯曲应力为对称循环变应力,而

53、扭转剪应力的循环特征可能与不同,考虑到与的循环特征的没,引入折合系数,则 (4.2) 式中 抗弯剖面模量; 抗扭剖面模量; 根据转矩性质而定的折合系数,对于不变转矩, ;当转矩脉动变化时, 对于频繁正反受扭的轴, ; 、分别对称循环、脉动循环及静止状态下的许用弯曲应力。其具体计算如下： （4.3) 经上式计算，证明摆臂轴的强度足够。4.2摆臂轴的安全系数的校核对于一此重要的轴，要对轴的危险剖面的疲劳安全系数进行校核计算。1.疲劳强度的安全系数校核计算轴的疲劳强度的校核计算，坚轴的危险剖面进行疲劳强度安全系数校核计算。危险剖面指发生破坏可能性最大的剖面。校核危险剖面的安全系数的公式为： (4.4

54、) (4.5) (4.6) 式中 只考虑弯矩时的安全系数； 只考虑转矩时的安全系数； 材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限； 弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数； 零件的绝对尺寸系数； 表面质量系数； 把弯曲时和扭转时的平均应力折算为应力幅的等效系数； 弯曲应力的应力幅和平均应力； 扭转剪应力的应力幅和平均应力； 许用疲劳强度安全系数。具体计算如下： 2.静强度的安全系数校核计算对瞬时尖峰载荷，应校核轴的静强度 (4.7) （4.8） （4.9）式中 许用安全系数； 材料的抗剪抗拉屈服极限； 尖峰载荷时轴的最在弯曲应力的扭转剪应力，MPa; 只考虑弯矩和只考虑转矩时的安全系数。具体计算如下

55、： 经验证后，轴的强度足够。4.3倾卸链的强度系数校核可以将倾卸链看作成一个低速链传动，它的失效形式主要过载拉断，应进行静强度计算，其强度安全系数S应满足如下要求： （4.10）式中 单排链的极限拉伸载荷，kN； 链排数； 工作情况系数； 链的工作拉力，N。具体计算如下：经计算，该链强度足够，合格。4.4 本章小结本章主要根据工作装置的受力情况进行大体上的校核。主要校核部分有摆臂轴、倾卸链条，对摆臂轴根据弯扭强度进行安全系数校核，对倾卸链条进行强度校核，为下一章节的整车性能分析打下了良好的基础。第5章 整车性能计算与分析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

56、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。摆臂自卸汽车整车性能参数见表5.1，表5.2 表5.1 与计算有关的整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率101发动机最大功率时的转速2500r/min发动机最大转矩430Nm发动机最大转矩时的转速1500 r/min车轮动力半径m车轮滚动半径m主减速比汽车列车迎风面积m汽车列车总质量(满载)8000kg 表5.2 摆臂自卸汽车变速器速比挡位123456倒挡6.5153.9162.3451.4281.0000.8136.0605.1 动力性计算5.1.1 发动机的外特性发动机外特性是指发动机油门全开时的速度特性，即节气门全开时发动机功率、转矩和有效燃油消耗率随转速的变化关系，它代表发动机所能发出的最大动力性，是汽车动力性计算主要依据。在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即 (5.1)式中 发动机输出转矩，(Nm)；发动机输出转速，(r/m