第1章緒 論專用汽車的概念和分類專用車輛是為了實現各類專項作業的車輛。我國對“專用汽車”定義為：裝置有專用設備，具備有專用功能，用于承擔專門運輸任務或專項作業的汽車和汽車列車。我國的專用汽車劃分為：廂式汽車、罐式汽車、專用自卸汽車、起重舉升起車、倉柵汽車和特種結構汽車等六大類。其中專用自卸汽車的定義為：裝有由本身發動機驅動的液壓舉升機構，能將車箱卸下或使車箱傾斜一定角度，貨物依靠自重能自行卸下的專用汽車。擺臂式自卸車的概念擺臂式自卸汽車是自卸汽車中的一種，以其顯著的特點得到了廣泛的應用。擺臂式自卸汽車擺臂可以平移起落貨箱，它同時具有貨物和箱體自動裝卸的功能，而且兩種功能由同一個車載工作裝置完成。由于它具備自動裝卸箱體功能，裝貨時一般均將箱體卸下降低裝貨高度，裝滿貨后，則將箱體自動裝車并運輸。該車使用方便，運輸效率高，擺臂式自卸汽車又依其特有的機動靈活的特點被廣泛應用于小噸位貨物的運輸。如今經濟飛速發展,城市的規模不斷擴大,城市人口快速增長,導致了城市垃圾量也急劇上升,隨之而來的是固體生活垃圾的處理越來越受到人們的重視。城市固體生活垃圾的處理大體有3種形式：分類回收、焚燒、和填埋。而不論采用哪種處理方式,其最終的處理場所均需遠離城市居民區。而垃圾從城市到處理場所的運輸就需要方便、快捷的交通運輸工具，垃圾車就擔當了每天上千噸（中等城市）的固體生活垃圾的運輸的重任。擺臂式垃圾汽車以其顯著的特點被廣泛的應用于城市垃圾的運輸，并且方便。所以為了更好的滿足城市固體垃圾運輸的需求,擺臂式垃圾車的改裝技術需要快速的發展，這就需要我們設計人員的不斷努力來實現。擺臂式自卸車的設計特點和內容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，但也要控制在法規允許的尺寸界限以內。擺臂式自裝卸汽車的轉載質量m隨車輛用途而異。用于一般運輸的擺臂式自裝卸e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，國產擺臂式自裝卸汽車裝載質量m有2t、4.51、8t、9te和12t幾種。擺臂式自裝卸汽車的質量利用系數耳比所選原車的耳m低，通常耳m=0.9左右。m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17。擺臂的最大擺角e是指擺臂從m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0的m大小，同時也決定了車廂起吊的深度h。因此e是擺臂式自裝卸汽車設計中的一個dm重要的參數。設計時應該根據車輛用途，并參考同類型汽車來選取e。max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。1.4擺臂式自卸車的設計線路本設計技術路線如圖1.1所示。

技術路線圖1.1第2章總布置方案的設計及分析底盤選擇專用汽車底盤選型的好壞對專用汽車性能影響很大。目前，改裝專用汽車選用的底盤主要是二類或三類汽車底盤，也有為某些專用汽車設計的專用底盤。汽車底盤的選擇或設計專用底盤主要根據專用汽車的類型、用途、裝載質量、使用條件、專用汽車的性能指標、專用設備或裝置的外形尺寸、動力匹配等來決定。所謂的二類底盤就是在原車的基礎上去掉貨廂剩下的部分就是我們所要選用的二類底盤。車輛的改裝就是在二類底盤的基礎上加裝專用裝置或者所需要的特種車身。而改裝設計工作的重點就是整車的總體布置和專用裝置的設計。在設計時若嚴格控制了整車總質量、軸載質量分配、質心高度位置等，則基本上能保持原車型的主要性能。但是，還要對改裝后的整車重新作出性能分析和計算［1］。二類底盤的選擇原則1、適用性［2］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、經濟性、制動性、操縱穩定性、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品能否很快地占有市場、企業能否增加效益等問題。二是汽車底盤供貨要有來源，要同生產汽車底盤的主機廠有明確的協議或合同，無論汽車底盤滯銷或緊俏，一定要按時將底盤供貨。底盤選擇EQ1040型平頭柴油載貨汽車主要性能參數如表2.1：

表2.1EQ1040底盤參數車型EQ1040TJ20D3裝載質里(kg)1000整車整備質量(kg)3365總質量(kg)4495底盤型號EQ1040TJ20D3車廂尺寸(長*寬*高)mm5995X2000X2900軸距(mm)3300最小離地間隙(mm)240發動機型號YC4F90-30最咼車速(km/h)90最小轉彎半徑(m)14最大爬坡度30%百公里油耗&2制動距離(m/30km/h)8車胎類型與規格7.00R16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E▼ LJL*―?—C1r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［3。由于本設計是擺臂式自卸汽車，所以選擇了如圖2.1的形狀，其中是標準的槽鋼，其中的型號是126x53x5.5-GB707-1983其中的型號是Q235A-GB700-19882、副梁的前端形狀及其位置-―l——H,4L.....-―l——H,4L.....J i(a)(c)(a)U行⑹角行(c)L行圖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。圖2.2中，對于U形前端形狀：l=(1.0-1.2)Hh=(0.6-0.7)H對于角形前端形狀： h=(0.2-0.3)Ha<3Oo對于L形前端形狀： h=(0.25-0.35)Ha<45o,l>H對于這三種不同形式的副梁前端，在其與車架縱梁相接觸的翼面上都加工有局部斜面，斜面尺寸如下：

h=1mm,l=15?20mm00如果加工成這類形狀有困難時，可以采用如圖2.3所示的副梁前端簡易形狀。此時斜面尺寸較大，如：對于鋼質副梁：h=5mm?7mml=200mm?250mm00對于硬木質副梁：h=5mm?10mml=H003、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。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典型專用車設計中，副車架與主車架的連接方式主要有三種分別是：止推板連接、連接支架連接、U形夾緊螺栓連接。綜合考慮，本設計選用止推板連接。因為止推板連接止的優點在于可以承受較大的水平載荷，防止副車架與主車架縱梁產生相對水平位移。5、副車架的形狀本設計最初的方案中副車架形式有兩種，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,但是這種車架需要在副車架上裝有托架才能滿足該專用車的工作要求，這樣就增加了專用車的重心高度，穩定性降低，而且還增加了整車的質量，主車架受力增加，另外成本也增加了。圖2.5所示的副車架是根據本設計中的需要而設計的，它安裝在主車架上，重心高度降低了，其橫梁和縱梁焊接在一起，主副車架之間裝有橡膠墊板，而且能夠滿足專用車的工作要求，此方案簡單實用。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a）副車架一 面圖2.4副車架的形式圖2.5副車架的形式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，現介紹如下：方案一如圖2.7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［4］。方案二本方案中的托架形式基本與上一方案相同，主要區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［5］。方案三如圖2.8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。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2.6所示的形式。總布置方案分析與選擇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，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［6］。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揮。3、裝載質量、軸載質量分配等參數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［7］。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。據統計，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、應符合有關法規的要求例如對整車的長、寬、高、后懸等尺寸在相關法規中都有明確的規定，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、 尺寸參數參數的選用和計算尺寸參數主要是指汽車的車輛長、車輛寬、車廂尺寸、前懸和后懸［8］。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：5995mmx2000mx2900mm。車廂尺寸汽車的車廂尺寸主要指的是車廂的內部尺寸，即車廂內部有效裝載容積。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，對于客車則依據人體的平均質量以及由人體工程學做推薦的乘坐空間［9］。本設計中的車廂根據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境進行二次污染。內部尺寸是(2400+1500)mmx1600mmx900mm，外部尺寸是(2700+1800)mmx1900mmx1200mm。其中計算過程如下：城市垃圾密度：(0.2-0.4)kg/m3裝載質量：1000kg可得貨箱容積：1000%°.89m3二2.225m3400內部尺寸可以設計為(2400+1500)mm%1600mm%900mm外部尺寸為(2460+1560)mmx1660mmx960mm，其中貨箱壁厚為30mm。(3)前懸和后懸多數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：1032mm后懸：1663mm根據結構布置的可能，以及汽車的各種使用性能的要求，綜合選定了合理的數值2、質量參數的選用專用汽車的質量參數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的要求，合理的加以選取［10］。車輛的最大總質量最大總質量指汽車裝備齊全，并按照規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，以便依據該數據對汽車各種性能進行全面估算。對于貨車國內外汽車廠家現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定。本設計中的車輛的最大總質量是4494kg。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。這一參數是一個重要的設計參數，從結構設計來說，它必須不可以少的。當汽車處于運動狀態的時候，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。本設計中車輛的整車整備質量是4500kg。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。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。本設計中車輛的裝載質量是1000kg。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定的。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。為了使輪胎均勻磨損，一般希望滿載時每個輪胎的負荷大致相等。例如，對后軸為單胎的4x2汽車，則希望前后軸的軸荷各為50%，而后軸為雙胎的汽車，則希望后軸的軸荷按1/3和2/3比例來分配。實際上，這些只能近似滿足要求，例如，一般載貨汽車，其前軸荷分配在28%?30%左右。本設計中車輛的滿載時前后軸軸栽質量分別是：1500kg和3000kg。綜上所述，在專用汽車的設計中，汽車設計的有關參數選取的時候一定要遵循有關的規定。在規定的范圍內，根據結構布置得可能性要求，進行設計的最優化的選擇。2.5本章小結本章設計內容主要是對對二類底盤進行選型，在已選的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，為后續的設計打了下良好的基礎。第3章液壓系統的計算與分析液壓系統的設計液壓系統的組成及工作原理液壓系統是擺臂式自卸汽車的重要組成部分，一般液壓系統包括取力器、油泵、液壓控制閥油缸、限位閥、油箱、操縱系統以及油管系統等組成。其工作原理如下：1、準備:先使擺臂自卸汽車處于駐車狀態，并將變速器處于空擋然后起動發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。可以實現貨物的傾卸和裝載［11］。液壓系統的結構布置自卸汽車液壓系統由液壓能產生件、工作部件和操縱控制部件三大部分組成。1、液壓能產生件: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。3、控制部件:包括液壓分配閥、限位閥以及操縱系統。控制部件多安裝在汽車前部的駕駛室內或者后部，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，油泵的壓力油經分配閥后返回油箱，在系統中不產生高壓，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。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換向。此種閥沒有中停位置，故必須切斷油泵動力來實現中停。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，來實現分配閥換向。機械操縱式的優點是可靠性好、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。液壓操縱的優點是可實現遠距離控制，操縱可靠，我國引進生產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、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。3.1.3液壓系統的計算與選擇1、液壓缸的選擇據初定的系統的額定工作壓力P，同時可按照公式（2.1）和（2.2）求出F和F,e aPi aPo在參考油缸標準系列選擇合適的油缸。油缸活塞直徑D必須滿足吊裝工況的要求，即:D>3.1)-4FD>3.1).兀P(1-C2e公式中 d—活塞桿直徑（m）；C—為D；C=2%2'2%0、2%0'3%0、、％0等0按照公式（3.1）選取的油缸直徑D還應該滿足吊卸工況要求，即:>Fa>FaP03.2)如果不滿足公式（3.2）的要求就需要重新選取油缸直徑。計算結果如下：初定系統的額定工作壓力P初定系統的額定工作壓力P為16MP,ea取C=9016044x94819.40二D[“X16x1016x(I"。％*)=0.102所以取D=160mm(GB/T2348—1993)驗證:由公式（3.2）得兀X160216x- =321536N>F=292677.42N4 ap0所以選擇的油缸是DG-J160C-E1*。2、液壓泵的選用選用前應該計算系統的最大流量，一般按吊裝時間小于50s計算。擺臂油缸最大行程為S，應由擺臂式自卸汽車總體布置確定。那么系統的最大流量為：maxQ=—x^DS=0.0314D2S (3.3)max50 4max max有總布置得：S二872mmmax公式中D、S的單位為mm。max計算結果如下：Q=—X兀X°.°92X0.872=2.22x10-4m3max50 4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，結合給定的系統額定壓力P，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。e本設計中選用的是CBF-E5型的液壓泵。各種閥類的選用：液壓閥是用來控制液壓系統中的油液的流動方向或者調節其壓力和流量的，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流作用控制著系統的壓力和流量，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-0。擺臂工作回路中設置的單向平衡閥的型號為BQ223。3.2取力器的選用各種類型的專用汽車的專用裝置主要都是由汽車的發動機提供動力的。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。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：主要分為發動機取力、變速器取力、傳動軸取力和分動器取力其中發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，傳動系統與發動機直接相連，取力器到工作裝置距離短、傳動系統簡單可靠、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（上置式）圖3.1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。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-小齒輪圖3.1變速器I軸取力布置方案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3.2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CA1091系列汽車取力器、EQ1091系列汽車取力器均為側置取力器。1-發動機；2-離合器；3-變速器；4-取力器；5-水泵圖3.2變速器II軸取力方案5、傳動軸取力方案圖3.3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。1-發動機；2-離合器；3-變速器；4-取力器；5-水泵圖3.3傳動軸取力布置方案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。取力器的基本參數與基本結構1、取力器的基本參數取力器實質上是一種單級變速器。其基本參數有取力器總速比、額定輸出轉矩輸出軸旋向以及結構質量等。以CA1091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、lOONm和392Nm等。輸出軸旋向均與發動機旋向相反。本設計中選用的是哈齒生產的CA5-48型取力器，取力器總速比：1.044，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中間軸齒輪取力。3.3本章小結本章設計主要并進行液壓裝置的計算和選型。本設計選擇了EQ1040型長頭載貨汽車作為待改裝車型。總布置主要包括貨箱、擺臂機構、液壓機構等主要工作裝置的位置確定。液壓裝置的選擇需要根據下一章的擺臂的計算才能選出。第4章擺臂機構計算與分析4.1擺臂和吊鏈的受力分析及計算4.1吊裝，吊卸工況擺臂受力簡圖（如圖4.1所示），o點為油缸與托架的鉸接點，A點為油缸與擺臂的鉸接點；雙作用油缸作用力F的大小和方向隨擺臂的轉動而改變，并為擺臂轉角P（P為擺臂a與X軸的正向夾角）的單值函數；B點為吊鏈位置，B為吊卸初始狀態的吊鏈軸位置;0B為吊鏈軸在吊裝工況初始狀態的位置。Y為油缸軸線與x軸的正向夾角。1a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B點位于B點時，擺臂可以從下極限位置吊裝貨廂；當B點位于B點時擺臂可以從托架上吊10卸貨廂。4.2吊裝和吊卸工況擺臂受力的計算當吊裝貨廂時，計算公式如（4.1）取擺臂為分離體：1TOC\o"1-5"\h\z由 FA-FA--GB=0 （4.1）ax1yay1x2e1x式中F、一F油缸作用力F在x軸、y軸上的投影（N）；ax ay aA、A一油缸上鉸支點A的x、y坐標值（m）；1x 1y 1G一吊裝重力（N）；eB一B點的x坐標值（m）。1x 1上式可以進一步整理成公式(4.2)：1FcosrA一FsinyA一一GB=0 (4.2)aa1y aa1x2e1x繼續整理后得到公式(4.3)：GB—e—1xa 2cosyA一sinyAa1y a1x4.3)由公式(4.3)計算出來的F值為油缸提供負載依據，同時它也為擺臂強度和剛a度計算提供依據。有知道擺臂在下限位置時，擺臂轉角為0,B=PBcos0,A=PAcos(a+卩),1 1x 1 1 1x1 1A=PAsin(a+0)，式中a為PA與PB的夾角。將上二公式代入式(4.3)得:1y 1111Fa011「 GPBcos02Losysin(a+0°)-；iny：os(a+0)]?Aa1a11GPBcos0一八e1 1 (4.4)sin(a+0—y)PA1a1式中y、a、PA、PB為結構幾何尺寸，均可通過計算獲得。a11當擺臂處于吊卸初始位置時，B點位于B，0=0，根據上述分析同理可得:00廠1GPBcos0F= e0 0a0o2PAsin(y+a+0)0 a 04.5)式(4.4)和(4.5)分別給出了0=0和0=0時油缸所受到的推力和拉力。通01常情況下，以F和F作為選用油缸和擺臂強度計算的依據。a01a00具體數據如下:G=44100N PB=PB=2662mm PA=PA=643e 0 1 1 0P=21op=113or=9or=8o a=52o10 a1 a0當擺臂在下極限位置時:==94819.4oN廠1GPBcos0F=e1a02sin(a+0—y)PA1a 1當擺臂在吊卸位置時:44100x2.662xcos21osin(52+21-9)x0.643=—292677.42N廠1GPBcos卩 144100x2.662xcosll3o=—292677.42NF= e 0 0 =aft) 2PAsin(Y+a+B) 20.643xsin(8+52+113)0 a 04.3吊卸工況吊鏈受力的計算由于傾卸工況所需油缸的推力和拉力遠小于吊裝、吊卸工況所需的油缸作用力故對油缸作用力和擺臂受力不予討論。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4.2所示：DZDZF= (4.6)d2PE公式中的PE和L由本身的結構尺寸決定。e當貨廂傾卸到最大傾翻角時，右吊鏈受力F為DYFdy=1GLFdy=1GLem2PF4.7)同理公式中PF和L也有自身的結構決定。通常的情況下左、右吊鏈尺寸、規m格均相同，故設計時只取F和F中較大值作為選取吊鏈的依據。事實上，當貨廂傾DZDY卸到最大角度時，貨廂內的貨物所剩不多了，故一般情況下，F〉F。DZDY計算結果如下：PE=2621mmL二1845mme144100x1.845由公式（4.6）得：F二 二15521.65NDZ2 2.6214.4本章小結本章設計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，便于前一章液壓缸的計算選擇。第5章擺臂式自卸汽車的總體性能的計算性能參數和動力性計算專用汽車性能參數計算是總體設計的主要內容之一，其目的是檢驗整車參數選擇是否合理，使用性能參數能否滿足要求。最基本的性能參數計算包括動力性計算、經濟性和穩定性計算。本設計中的擺臂式自卸汽車總體性能參數如表5.1表5.1擺臂式自卸汽車的性能參數名稱符號數值與單位發動機額定功率kwpe66發動機額定功率時的轉速r/minnP3200發動機最大轉矩NmTem220發動機最大轉矩時的轉速nt2000車輪動力半徑mrd0.375車輪滾動半徑mr0.375主減速比i05.857汽車列車迎風面積m2AD5.8汽車列車總質量（滿載）kgm045005.1.1發動機的動力性發動機外特性是專用發動機的外特性是指發動機油門全開時的速度特性，是汽車動力性計算的主要依據。如果沒有所要的發動機外特性，但從發動機銘牌上知道該發動機的最大輸出功率P及相應轉速和該發動機的最大轉矩及相應轉速時，可用經驗公式來描述發動機em的外特性:(n—n)21pem(n—n)21p5.1)公式中T 發動機最大輸出轉矩(N?m)；em發動機最大輸出轉矩時的轉速(r/min)；發動機最大輸出功率時的轉矩(r/min)；發動機最大輸出功率時的轉矩(N?m),T=9549pP—emnpT=an2+bn+ceee由公式(5.1)和公式(5.2)得出5.2)—T+Ta=emp(n—n)2

1p2n(T —T)b= 1 em. p(n—n)21pem(T—T)n2C=Tem p'1m (n—n)21p應該指出的是發動機外特性曲線是在室內試驗臺架上測量出來的5.3)臺架試驗時發動機未帶空氣濾清器、水泵、風扇、消聲器、發電機等附件，且試驗工況相對穩定，即能保持試驗時發動機的水、機油溫度在規定的數值內。帶上全部附件設備時的發動機恃性曲線稱為使用外特性曲線。使用外特性的功率小于外特性的功率。因此應對臺架試驗數據用修正系數“進行修正，才能得到發動機的使用外特性。5.1.2汽車行駛方程式擺臂式自卸汽車在直線行駛時，驅動力和行駛阻力之間存在如公式(5.4)的平衡關系，F=F+F+F+F (5.4)tfiwj式中：F—t—驅動力，(N)；Ff 滾動阻力，(N)；F—i—坡道阻力，(N)；F——空氣阻力，(N)wF——加速阻力，(N)。j其中每項的計算公式如下：1、驅動力計算如式（5.5）Tii耳F=eg0Ttr=0.377rne-iig05.5)2、=0.377rne-iig05.5)2、行駛阻力的計算公式如（5.6）二Ggfcosa+Ggsina+CAv2——D a21.15d+6Gvdt5.6)5.7)3、根據力的平衡方程（3.14）5.7)F二Ft阻4、驅動平衡圖如果按上面的驅動力計算公式作F-v曲線，并且按汽車在平路上等速行駛時的ta阻力公式作F-v曲線，則得汽車的驅動平衡圖。圖5.1是自卸汽車的驅動力平衡圖。阻a利用該圖可以分析汽車的動力性。如果圖中上述兩種曲線的交點對應的車速，就是該汽車的最高車速。對以上公式進行整理得：iig y5.8)5.9)(an2+bn+c)~^~g =mg(fcosa+sina)+CAv2+6mj5.8)5.9)e e r a Da adiiv0ga0.377r圖5.1圖5.1驅動力衡圖5.10)...§mj=Av2+Bv+C+C(fcosa+sina)aaa125.10)式中i3i3切aA=g0 -0.047CA0.142r2r DDdi2i2切bB=0.311rrdii切cg0rd=-mga5.1.3動力性評價指標衡量汽車動力性能的評價指標有三個。即最高車速、最大爬坡度和加速性能1、最高車速根據最高車速的定義，Av2+Bv+C+Cf—0 (5.11)a a1 2將滾動阻力方程式代入上式，可得：Av2+(B+kC)v+(C+Cf)—0

a 2a1 20所以令 D=/(B+kC)2-4A(C+Cf) (5.12)'2120又因A<0,(B+kC)〉0，可確定專用汽車的最高車速為：2—(B+kC)—Dv— 2 (5.13)amax 2A2、最大爬坡度當汽車以最第擋穩定速度爬起時，可得：Av2+Bv+C+C(fcosa+sina)—0 (5.14)a a1 2 0將上式兩邊以v為自變量求導，可得：a2Av+B+C(一fsina+cosa)da=0

a 2 0 dva.15)da當~dVa代入式=0時，a取最大值，此時：v=-2Aa2A5.15)，可得：. B2-4ACcosa+sina=04AC2B2一4ACE=一4AC2.16)對上兩式整理可得：(1+f2)sin2a-2Esina+(E2-f2)=0

00. E土fJI+f2-E21+f20因為實際上滾動阻力總是存在，并且滾動阻力系數愈大，汽車爬坡能力愈.17)小，所以上式中應取負號，又因f?hl+f2-1,上式可簡化為00a=arcsin(E-f1-E2)max 0或 i=tanamax max5.18)式中：i——專用車輛的最大爬坡度，%。max3、加速度專用車輛在平坦路面上的加速度的計算公式如下：1a= [Av2+Bv+C+C(f+kv)]5m a a 1 2 0 0a專用車輛在某一擋位加速過程中最大加速度可由j=f(v)的極值點求出,a令： 叫=丄3+B+kC]=0dv5m a 2aa5.19)B+kCv=a: 22A「但可得擺臂自卸汽車在該擋加速時的最大加速度a(m/s2)如下:max5.20)TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"_ 1「廠丄廠fB+kC1 D25.20)\o"CurrentDocument"a= [C+Cf— 2]=—\o"CurrentDocument"max8m 120 2A 4A8m005.1.4整車動力性計算1、確定動力性計算所需的有關系數系數卩、耳、f、k和C的確定結果如表3.2所列，回轉質量換算系數如表5.10D所列。可按下述經驗公式估算8值:8=1+8+8i212g式中S^8=0.03~0.05。低檔時取上線，高檔時取上限。12表5.2各檔傳動比如下擋位12擋位12345ig5.0572.6091.5651.0000.764倒擋4.575計算得：一檔:8=1+0.03+0.03x(5.057)2=1.80二檔:8=1+0.03+0.03x(2.609)2=1.23三檔:8=1+0.04+0.04x(1.565)2=1.14四檔:8=1+0.05+0.05x(1.000)2=1.1五檔:8=1+0.05+0.05x(0.764)2=1.00倒檔:8=1+0.03+0.03x(4.575)2=2.10表5.3動力性計算需確定的有關系數名稱符號數值直接擋時傳動系效率其它擋時傳動系效率空氣阻力系數0.950.9滾動阻力系數0.5640.00860.017k 0.0001482、確定發動機外特性曲線的數學方程采用前面介紹的拉氏三點插值法來擬合該發動機的外特性曲線即得發動機外特性的數學方程如下：T二an2+bn+ceee3、計算擺臂自卸汽車的最高車速vamax將直接檔（第五檔位）A、B、C、C和D值代入式（5.13），可得該擺臂自12卸汽車的最高車速v 為amax—(B+kC)—DV= 2 amax 2A=88km/h其中五檔的A、B、C、1C計算分別為：（主減速比為i=5.857）200.7643x5.8573x0.95x0.9x(—1.6x10-5)0.142x(0.472)3—0.047x0.564x5.8=—0.32B=°.7642x血x°.95x°.9x°.°64=20.670.377x(0.375)20.764x5.857x0.95x0.9x156.110.375=1592C=—4500x9.8=—441002D=41.864、計算最大坡度將最低檔（第一檔位）A、B、C、1C的值代入式（5.18），可得2廠B2-4ACE二一4AC20.31其中一檔的A、B、C、C為1250573X沖X095X蘭(16110-5)-0.047X0.564X5.8=0.142x(0.472)3一47.62B=皿572X5?8572XO'95X°.9XO.°64=905.480.377X(0.375)25.057x5.857x0.95x0.9x156.110.375=10542.26C=—4500X9.8=—441002D2=2743959.12將E代入式（3.14）,可得:a=arcsin（E一f 1一E2）=19max 0擺臂自卸汽車的最大爬坡度為:i=tana=tan19=0.344max max5、最大加速度將各檔的A、D、5的值代入式（5.20）有：max 4A5m 4X7000A50二檔的A、B、C、C、D分別為12A=26092x沖x竺x0.9(16x10一5)一0.047X0.564X5.80.142x(0.375)一6.51B=2.6092x5?8572xO'95x°.9x①064=2410.377x(0.375)C=2.609x5?857x0.95x0.9x皿11=431310.375C=-4500x9.8=-441002D2=157450.24三檔的A、B、C、C、D分別為12A=空x込x095xO'9(16x10-5)-0.047x0.564x5.8=-1.560.142x(0.472)3B=血x5出72x095x°9x°.°64=86.720.377x(0.375)21.565x5.857x0.95x0.9x156.11C= =3262.5310.375C=-4500x9.8=—441002D2=24423.44四檔的A、B、C、C、D分別為12A=13x5'8573x°.95x°.9x(一"x10—5)-0.047x0.564x5.8=-0.520.142x(0.472)3B=12x5出72x0?95x°.9x°.°64=35.410.377x(0.375)21x5.857x0.95x0.9x156.110.375=2084.69C=-4500x9.8=-441002D2=4386.41倒檔的A、B、C、C、D分別為12—0.047x0.564x5.8—35.624.5753x5.8573x0.95x0.9x(—1.6x10-—0.047x0.564x5.8—35.620.142x(0.375)34.5752x5.8572x0.95x0.9x0.064B= =741.10.377x(0.375)24.575x5.857x0.95x0.9x156.11C= =9537.440.375C=—4500x9.8=—441002D2=1844571.42表5.4各檔A、D2、8的值A D2 8一檔二檔三檔四檔五檔倒檔—47.62-6.51—1.56-0.52-0.32-35.622743959.12157450.24一檔二檔三檔四檔五檔倒檔—47.62-6.51—1.56-0.52-0.32-35.622743959.12157450.2424423.434386.411752.251844571.421.801.231.141.11.02.1所以，各檔加速度分別為表5.5各檔的最大加速度檔位12檔位12345amax1.781.090.760.430.30倒檔1.37燃油經濟性計算擺臂自卸汽車的等速百公里油耗可以根據發動機的負荷特性或萬有特性來計算。首先根據擺臂自卸汽車的行駛車速v計算出相應的發動機轉速naeiiv5.21)n= —(r/min)5.21)e0.377r然后由擺臂自卸汽車在該車速時的行駛阻力計算出發動機的轉矩T（平坦路面

上勻速行駛時，F=0，F=0)ijT二上—(F+F)二「(mgf+CDAVa) (5.22)eiiPHijiiPHa21.150g 0g根據T和n的計算值，在萬有特性圖上查出有效燃油消耗率g=310(g/kW?h),ee e在利用下式計算百公里燃油消耗量Q(L/100km)：s式中：P——燃油的重度，N/L。柴油可取r=7.94N/L~8.13N/L,取p=8.00N/L。隨著車速的不同，各檔位燃油消耗量也不同，下面來計算一下擺臂自卸汽車在直接檔時經濟速度(40~50km/h)下的燃油消耗量，代入式(5.21)得=卷=彳857%1x45=1864.3(r/min)0.377r0.377x0.375由式(5.22)得(mgf+

aCAv2

—D (mgf+

aCAv2

—D a21.15 d—iiPH0g5.857x15.857x1x0.95x0.9(⑸0X站X陰6+0.564x5.8x45221.15=51.93N?mPe=丄(+CDAU!)H3600 7614014500x9.8x0.017x455.8x0.564x453= ( + )=9.10.95 3600 76140由式(5.23)得Q= —=7.7L/100kms1.02ur5.3穩定性計算由普通汽車底盤改裝成的專用汽車，由于副車架或工作裝置的布置，使裝載部其質心位置均較普通貨車為高，其原因是分的位置提高了，因此需對整車的靜態穩定性重新進行計算。對擺臂自卸汽車，不僅要對運輸狀態進行穩定性計算，對作業狀態的穩定性也應進行計算，如汽車在舉升卸貨時，就有縱向或側向失穩的可能性。擺臂自卸汽車運輸狀態穩定性計算分析專用汽車的靜態穩定性，首先應計算出整車的質心位置。當擺臂自卸汽車的總布置基本完成后（見總裝配圖），即可對該車的質心位置進行計算。計算時可根據已有的資料，或利用試驗結果，也可用計算方法來確定專用車各總成的質量及其質心位置坐標，然后按照力矩平衡方程式，求出整車的質心位置。軸矩為3300mm，整車重心離前軸長為2400mm，離后軸長為900mm。重心離地高度估算為h=1120mm。車輛的穩態穩定性是指車輛停放或等速行駛在坡道上，當整車的重力作用線越過車輪的支承點（接地點），則車輛會發生翻傾。若整車的重力作用線正好通過支承點，則車輛處于臨界的傾翻狀態，此時的坡度角稱為最大傾翻穩定角0。max另一方面，當車輛停放在坡道或在坡道行駛時，若坡道阻力大于附著力時車輛由于附著力不足而向下滑移，同樣也會出現失穩，其最大滑移角a僅取決于車輪和路max面間的附著系數?，有：tana二申 （5.24）max由于側翻是一種危險的失穩工況，因此，為避免側翻，依據測滑先于側翻的條件有：取擺臂自卸汽車輪胎和普通混凝土路面間的橫向附著系數Q=0.7，則專用汽車的最大側傾穩定角不小于35。圖5.2為側向穩定的臨界狀態，有圖5.2側向定性計算圖

=35.77>arctan申B1.442=35.77>arctan申B=arctan=arctanmax 2h 2X1.120式中：B 輪距(m)所以擺臂自卸汽車的橫向穩定性能夠保證。5.3.2擺臂自卸汽車卸貨時穩定性計算在橫向坡道擺臂傾卸時側向穩定性，可按下式計算B=arctanB=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)5.32)式中 h'、h——分別為擺臂自卸車底盤和貨箱及貨物舉升后的質心高度(m)m'm'm''分別為擺臂自卸車底盤和貨箱及貨物的質量(kg);擺臂自卸車的總質量〔kg)。滿載卸貨時橫向最大側傾穩定角為：B=arctanmax滿載卸貨時橫向最大側傾穩定角為：B=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)=arctan[1.442x45002x(0.900x2365+2.700x2000)]二23.31空載卸貨時，橫向最大側傾穩定角為：B=arctanmaxBmB=arctanmaxBm02(h'm'+h”m”)=arctan[1.442x45002x(0.900x2365+2.700x700)]二38.92o所以