HQ3090Z高位自卸汽車改裝設計論文說明書

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1、黑龍江工程學院本科生畢業設計 本科學生畢業設計 HQ3090Z高位自卸汽車改裝設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 副教授 摘 要 高位自卸汽車是專用自卸汽車一種，主要用于運輸散裝并可以散堆的貨物（如沙、土、以及農作物等），還可用于運輸成件的貨物，主要服務于建材廠、礦山、工地等。高位自卸汽車主要裝備有車廂舉升和

2、傾卸機構，特別適合高貨臺卸貨作業，使用方便，具有高度機動性和卸貨機械化的特點。 本文在緒論中闡述了高位自卸汽車改裝設計的目的和意義、發展狀況以及應用前景以及本次設計的主要內容和總體技術路線。接著分析論證了一種總質量為9t的高位自卸汽車的總體設計方案，對其二類底盤的選型分析、副車架的設計、舉升機構、傾卸機構和后廂門開合機構都做了詳細說明論述。還包括主要機構的方案分析和選擇、運動分析、動力學分析以及強度和剛度的計算校核， 簡單介紹了液壓系統的設計計算方法和過程以及液壓產品的選型。最后對改裝完成后的高位自卸汽車進行了必要的動力性、燃油經濟性和穩定性等主要整車性能的計算分析，計算記過表明整車性能滿足

3、要求。 關鍵詞：專用車設計；高位自卸車；副車架；舉升機構；總體布置 ABSTRACT High dump truck is a private dump trucks, mainly for the transport of bulk and bulk cargo (such as sand, soil, and agricultural crops, and so on), can also be used to transport goods, main services in the building materials factory, mine, site

4、etc. High dump truck mainly equipped with car lift and dump bodies, particularly suitable for high discharge of domestic jobs, easy to use, with a high degree of mobility and discharge characteristics of mechanization. Outlined in the introduction to this article in the high purpose and significanc

5、e of dump truck design modifications, development status and application prospect and the main content, and overall design of this technique. Then analysis demonstrates a total quality is 9t of high level design of dump truck, chassis selection analysis of second class, Vice-frame designs, lifting b

6、odies, dump bodies and back door opening-closing mechanism, made a detailed exposition. Also includes analysis of the principal organs of the programmes and selected, movement analysis, dynamic analysis and calculation of strength and stiffness checking to briefly explain the calculation method for

7、design of hydraulic system and process, and selection of hydraulic products. Last modified high dump truck after the completion of the necessary power, fuel economy and stability calculation of main performance analysis, calculation of demerit that performance to meet the requirements. Keywor

8、ds: Special Vehicle Design；High Tipper; Deputy Frame；Lift Mechanism； General Layout 1 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1課題研究的目的及意義…………………………………………………………1 1.2 課題的國內外

9、研究現狀…………………………………………………………2 1.3 設計的主要內容及實施計劃……………………………………………………3 1.3.1設計的主要內容……………………………………………………………3 1.3.2設計的技術路線……………………………………………………………4 第2章 總體設計…………………………………………………………………………5 2.1專用汽車總體布置原則…………………………………………………………5 2.2 二類底盤的選擇…………………………………………………………………6 2.3車廂設計…………………………………………………………………………7

10、 2.3.1車廂的結構形式……………………………………………………………7 2.3.2車廂的設計規范及尺寸選定………………………………………………8 2.3.3車廂重量的計算……………………………………………………………9 2.4 副車架的設計……………………………………………………………………10 2.4.1 副車架的截面形狀及尺寸………………………………………………10 2.4.2 加強板的布置……………………………………………………………11 2.4.3 副車架的前端形狀及安裝位置…………………………………………

11、…11 2.4.4 縱梁與橫梁的連接設計……………………………………………………13 2.4.5 副車架與主車架的連接設計………………………………………………14 2.5質量參數的確定…………………………………………………………………15 2.5.1額定裝載質量………………………………………………………………15 2.5.2整車整備質量………………………………………………………………15 2.5.3總質量Ma…………………………………………………………………15 2.6本章小結…………………………………………………………………………15 第3章 主要機

12、構及零件設計…………………………………………………………16 3.1高位舉升機構的設計計算………………………………………………………16 3.1.1剪式高位自卸汽車的設計分析……………………………………………16 3.1.2 L式高位自卸汽車的設計分析……………………………………………18 3.1.3論證方案……………………………………………………………………18 3.2 L型舉升機構的運動分析及主要參數的確定…………………………………19 3.2.1舉升油缸和同步油缸主要參數確定………………………………………19 3.2.2舉升杠桿的受力分析……………………………………………

13、…………20 3.2.3高位舉升和傾卸機構的受力分析…………………………………………21 3.2.4舉升杠桿的校核……………………………………………………………22 3.3傾卸機構設計……………………………………………………………………25 3.4最大舉升角的確定………………………………………………………………27 3.5 本章小結…………………………………………………………………………28 第4章 液壓系統的設計……………………………………………………………30 4.1舉升油缸與同步油缸的設計計算………………………………………………30 4.2油缸主要參數的確定及選擇…………

14、…………………………………………31 4.2.1液壓系統壓力的確定………………………………………………………32 4.2.2液壓系統的最大流量確定…………………………………………………33 4.2.3液壓控制系統………………………………………………………………33 4.3本章小結…………………………………………………………………………35 第5章 整車性能計算分析…………………………………………………………36 5.1動力性計算………………………………………………………………………36 5.1.1發動機外特性………………………………………………………………36 5.1.2汽車的

15、行駛方程式…………………………………………………………38 5.1.3動力性評價指標的計算……………………………………………………41 5.1.4高位自卸汽車整車動力性計算……………………………………………43 5.2燃油經濟性計算…………………………………………………………………46 5.3高位自卸汽車穩定性計算………………………………………………………47 5.4高位自卸汽車運輸狀態穩定性計算……………………………………………47 5.5高位自卸汽車卸貨時穩定性計算………………………………………………48 5.6 本章小結………………………………………………………………

16、…………49 結論………………………………………………………………………………………50 參考文獻 ………………………………………………………………………………52 致謝………………………………………………………………………………………53 附錄……………………………………………………………………………………54 第1章 緒 論 1.1課題研究的目的及意義 自卸汽車在土木工程中，常同挖掘機、裝載機、帶式輸送機等聯合作業，構成裝、運、卸生產線，進行土方、砂石、松散物料的裝卸運輸。由于裝載車廂能自動傾翻一定角度卸料，大大節省卸料時間和勞動力，縮短運輸周期，提高生產效

17、率，降低運輸成本，并標明裝載容積。是常用的運輸機械。自卸汽車具有高度機動性和卸貨機械化等優點，通常與鏟式裝卸機、挖掘機或皮帶運輸機等配套使用，實現裝卸機械化，從而可以大大縮短裝卸時間，提高運輸效率并可以節省勞動力，減輕勞動強度。 自卸汽車自20世紀初出現以來，不斷發展，日趨完善，已經成為當今貨物運輸的主要車輛之一。按卸貨方式分類，有后傾式、側傾式、三面傾卸式、底卸式，以及貨廂升高后傾式等多種形式。其中以后傾式應用最廣。側傾式僅適用于狹窄與卸貨方向變換困難場合。貨廂升高后傾式適用于貨物堆集、變換貨位和往高處卸貨的場合。底卸式和三面傾卸式用于少數特殊場合。隨著汽車制造業的發展，自卸汽車不斷采用新

18、材料、新工藝，提高其質量利用系數，具有較大的速度范圍和較高的傳動效率，控制與操縱更完善，更方便[1]。 專用自卸汽車是針對專門用途設計的，是在普通自卸汽車的基礎上增設特定的機構來實現自己的功能，因此結構上專用自卸汽車比普通自卸汽車復雜，如擺臂式自裝卸汽車、自裝卸垃圾車、高位自卸汽車等。高位自卸汽車是在普通自卸汽車的基礎上，保留原車的二類底盤，在副車架與車廂中間增設舉升機構和托架，使車廂隨舉升機構上升平移到一定高度。將傾卸機構安裝在托架與車廂之間，待車廂平移到預定高度后將車廂傾斜一定角度卸貨。卸貨完畢，車廂恢復水平位置，最后平移下降到原始位置，或者角度復位與平移下降復位同步進行[2]。 高位

19、自卸汽車的專用裝置由舉升機構、傾斜機構和液壓系統三大部分組成，其中舉升機構的作用是將車廂平移到一定高度，從而實現在該高度進行卸貨。舉升機構有多種形式，常見的有L型舉升機構、剪式舉升機構以及平行四邊形舉升機構等多種形式。傾卸機構的作用是將車廂傾斜一定角度是貨物因重力作用而自動傾卸，卸貨之后能使車廂平穩的降落在托架上。它的結構有直推式和連桿組合式兩種。舉升機構和傾卸機構均采用液壓能作為實現舉升和傾翻的動力源。液壓系統一般由液壓泵、控制閥、 限位閥、舉升油缸等組成，是設計的重要部分。 目前國內生產的自卸汽車大多為普通自卸汽車。其卸貨方式為散裝貨物沿汽車大梁卸下，卸貨的高度都是固定不變的。如果需要貨

20、物寫到較高處或使貨物堆積的較高些，目前的自卸汽車就難以滿足要求。如：石料廠、建筑工地、火車車廂卸貨等。貨物一堆堆的傾卸在貨場，占地面積較大。如想將貨物堆積的更高些，還需要有鏟土機等機械。這樣將會延誤工時，影響正常的工作、生產，為此就需要設計一種高位自卸汽車，它能將車廂舉升到一定高度后再傾卸車廂卸貨，以滿足不同卸貨高度的需要。 高位舉升和傾卸機構都是自卸汽車舉升機構的重要組成部分，其設計質量直接影響自卸汽車的使用性能。隨著汽車產業的發展，汽車技術不斷有新的進步，舉升機構的結構形式也不斷更新。若能夠將不同類型的舉升機構按其各自的特點配備到與之相適應的自卸汽車上，則無論是

21、自卸汽車的工作性能，還是舉升機構的使用效率，都會得到很大的改善。因此，如何選擇合適的舉升機構，成為自卸汽車設計的主要問題。 1.2課題的國內外研究現狀 近年來，世界各國都大力發展專用汽車生產，致力于專用汽車的研究，擴大汽車使用范圍，以利于各種貨物的運輸。國外主要工業發達國家的專用汽車社會保有量占載貨汽車保有量的比率都在50%以上（50%~70%）。專用車的研制、生產和應用不僅在實現門到門的專業化運輸和作業方面收到社會上廣泛重視和歡迎，而且更直接的在大幅度地降低運輸成本、提升運輸效率、擴大汽車的應用領域等方面都發揮著極重要的作用。國外專用汽車廠家逐步重視新材料、新技術在專用汽車上的應用，如采

22、用GRP〔玻璃纖維增強塑料）替代金屬材料制造冷藏車廂體，具有強度高、質量輕、壽命長等優點，應用日趨廣泛。微電腦的應用正滲透到所有產業領域，專用汽車也不例外。微電腦已廣泛用于發動機控制、自動變速、專用裝置動力傳遞、電器故障診斷等方面．使專用汽車的使用價值逐漸擴大，技術性能明顯提高。 隨著我國經濟的高速發展，汽車工業作為國家支柱產業獲得了迅猛發展。專用汽車作為汽車工業的重要組成部分，也獲得了快速發展。一方面，隨著產業政策逐步落實和行業標準法規政策不斷完善，從政策標準法規上規范生產、提高技術水平及產品質量；另一方面，隨著我國城市化建設、高速鐵路建設、公路建設及道路運輸業的快速發展，為我國專用汽車提

23、供了大量的市場需求，專用汽車的產品品種日趨豐富、合理，產品質量、技術水平不斷提高，年產量也大幅提高。我國專用汽車生產近10年來雖然發展速度很快，成績巨大，但縱觀國內經濟發展需要和世界工業發達國家專用汽車發展趨勢，我國專用汽車的品種還比較集中、單一，數量和品質遠不能滿足國民經濟發展的需要。因此，不斷開發新產品，增加產量和品種，是擺在專用汽車生產廠家面前的一項緊迫而艱巨的任務。目前，在自卸車領域，國內外自卸汽車朝著多品種、系列化、小批量方向發展，自卸汽車是最常見的專用車輛，自卸汽車又稱翻斗車，它是依靠自身動力驅動液壓舉升機構，使貨廂具有自動傾卸貨物功能與復位功能的一種重要專用汽車。主要運輸砂、石、

24、土、垃圾、建材、煤礦、糧食和農產品等散裝并可散堆的貨物。其卸貨方式為散裝貨物沿汽車大梁卸下，卸貨高度都是固定的，當貨物需要卸到較高處或在較高處開始堆積時，普通自卸車不能滿足要求。為此需要設計一種舉升機構可以將車廂舉升到一定高度后再傾卸貨物，不僅能提高作業效率還可以節省空間，這種自卸車稱為高位自卸車。 自卸車的設計應該根據國家的相關法規、汽車車型、市場需求、產品的技術發展趨勢和企業的產品發展規劃進行。選型時應在對同類產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行。設計布置的時候應從已有的基礎出發，對原有車型和市場上的其他車型進行分析比較

25、，繼承優點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發新車型。應遵守有關標準、規范、法規、法律，不得侵犯他人專利。選用部件的時候應力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。 1.3設計的主要內容及實施計劃 1.3.1設計的主要內容 設計的基本內容，擬解決的主要問題： 1、研究的基本內容 （1）研究高位自卸汽車的組成、結構與設計； （2）進行二類底盤選擇； （3）進行L型高位自卸汽車的總體結構布置； （4）進行舉升機構詳細設計、傾斜機構設計、液壓系統設計、輔助裝置設計； （5）整車性能計算分析。 2、擬解決的主要問題 （1）專用車輛的總體布置 （2）二類底盤的選擇

26、 （3）高位自卸汽車舉升機構的設計 （4）高位自卸汽車翻轉機構的設計 （5）高位自卸汽車液壓系統的設計 （6）高位自卸汽車后箱門打開機構的設計 （7）高位自卸汽車取力器的設計 （8）高位自卸汽車穩定性計算 3、研究步驟 （1） 設計內容摘要 （2） 目錄 （3） 設計研究題目意義、技術現狀、存在問題及發展趨勢 （4） 設計技術路線與方案 （5） 計算與分析 （6） 設計內容問題與分析 （7） 參考文獻 （8） 結束語 1.3.2設計的技術路線 設計技術路線如圖1.1所示 第2章 總體設計 2.1 專用汽車總體布置原則 專用汽

27、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。在進行總體布置時應按照以下原則： 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 例如氣卸散裝水泥罐式汽車的專用功能是利用壓縮空氣使

28、水泥流態化后，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?；衣剩瑸榱私档瓦@一指標，可將罐體布置成與水平線成一定角度，如圖2-1所示。但這樣布置會使整車質心提高，減少了側傾穩定角，因此也可以水平布置。所以在進行總布置時，要從多方面綜合考慮。 1-裝料口；2-排氣閥；3-空氣壓縮機；4-慮氣器；5-安全閥；6-進氣閥；7-二次噴嘴閥；8-壓力表；9-卸料口；10-調速器操縱桿；11-卸料軟管；12-進氣管道 圖2.1 斜臥式粉罐汽車總體布置 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，

29、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確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。 4) 應避免工作裝置的布置對車架造成集中載荷 例如在圖2.2混凝土攪拌運輸車的布置方案中，圖(a)的布置形成了明顯的集中載荷，而在圖(b)的布置中、由于采用了具有足夠剛性的副車架，因而可將這種集中載荷轉化成均布載荷，有利于改善主車架縱梁的強度和壽命。 圖2.2 主車架縱梁載荷狀態比較 5) 應盡量減少專用汽車的整車整備質量，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

30、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，增大質量利用系數，是專用汽車改裝設計過程個要追求的主要指標之一。 6) 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部有明確的規定，一定不能超出標準的要求。 2.2 二類底盤的選擇 在選用底盤時，以下兩個和重要的方面，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的占有市場，企業能否增加效益問題。二是汽車底盤供貨要有來源，所選用的底盤在市場上必須具有一定的保有量。 綜上，選擇載重

31、量9噸的中國第一汽車集團公司生產的CA1097K2E型貨車的二類底盤，該車優點明顯：采購成本低、發動機養護簡單、維修價格便宜，比較適合作為改裝車用二類底盤。其主要參數如表2.1。 表2.1 CA1097K2E型貨車主要參數 主 要 參 數 車 型 CA1097K2E 載 重（Kg） 4805 總 重（Kg） 9410 軸荷空載（Kg）前軸 2180 后軸 2230 軸荷滿載 前軸 2725 后軸 6685 最高車速（km/h） 94 六工況燃料消耗量（L/100k

32、m） 15.2 等速油耗（L/100km）80km/h時 ≤ 20 最小轉彎半徑（m） 16.4 制動距離（滿載 車速60km/h） ≤ 36.7 最高檔經濟車速（km/h） 50～70 軸距 4050 2.3 車廂設計 2.3.1車廂的結構形式 車廂是用于裝載和傾卸貨物。它一般是由前欄板、左右側欄板，圖2-3為典型的底板橫剖面呈矩形的后傾式車廂結構。為避免裝載時物料下落碰壞駕駛室頂孟，通常車廂前欄板加做向上前方延伸的防護擋板。車廂底板固定在車廂底架之上。車廂的側欄板、前后欄板外側面通常布置有加強筋。 后傾式車廂廣泛用于輕、中和重型自卸汽車。它的左右側欄板固定

33、，后欄板左右兩端上部與側欄板餃接，后欄板借此即可開啟或關閉。 1-車廂總成；2-后欄板；3、4-鉸鏈座；5-車廂鉸支座； 6-側欄板；7-防護擋板；8-底板 圖2.3 車廂結構圖 側傾式及三面傾卸式車廂欄板與底板為直角，如圖2.4所示。其欄板開啟、關閉的鉸接軸為上置式，開啟時，欄板呈自由懸垂狀，多用于有側傾要求的中型自卸汽車。 礦用白卸汽車和重型自卸汽車的車廂多采用簸箕式，以方便裝載，傾卸礦石、砂石等。有的簸箕式車廂采用雙層底板結構，以增加底板的強度和剛度，并可減輕自重。簸箕式車廂如圖2.5所示。 圖2.4 側頃式及三面傾卸式車廂 圖2.5 簸箕式車廂 本文設計的E

34、Q3090是承擔市區或市郊短途運輸的普通自卸汽車，沒有側傾要求，故采用后傾式車廂。 2.3.2 車廂的設計規范及尺寸選定 將全金屬焊接車廂設計成等剛度體車廂是自卸汽車設計的重點.但是很難既能保證高強度又能保證輕量化。 就整車而言，可以看成由車輪、前軸、后橋殼、懸架、車架、車廂及其橡膠緩沖塊等不同剛度單元組合而成的彈性體，受力時，將按照各自的剛度產生各自的變形，其變形量與剛度成反比，吸收的能量與剛度成正比。 車廂剛度，無論是彎曲剛度還是扭轉剛度，都會增加車架的相應剛度，兩者的剛度是相輔相成、互相補償的。當汽車前后左右車輪處于高差較大的路面，車架扭曲較大時，車廂應該有一定的扭轉隨動

35、性。如果車相的扭轉剛度過大，當車架扭轉到一定程度時，車廂前支承緩沖塊相應的一側壓到極限位置，車廂縱梁的另一側可能離開緩沖塊，車廂前端的一大部分重量轉移到一側的車架縱梁上，縱梁可能超載損壞。如果車廂扭轉剛度過小，能與車架扭轉隨動，當車架產生較大扭曲時，車廂可能因變形過大而早期損壞。 全金屬焊接等剛度車廂設計的規范化的定量的設計計算方法并不是很完善，根據一些經驗，可以知道一些設汁規范和經驗數據： 車廂長度L要根據額定的裝載質量和主要運輸貨物的密度，此車主要設計用途是用來運輸煤炭。查得無煙煤的單位容積質量為700-1000Kg/m3，貨物安息角在27°~50°之間。設計該車的額定載質量為M=30

36、00Kg,有公式: （2.1） 式中： V-車廂的容積； M-裝載貨物的質量； ρ-貨物的密度。 代入數據得： 所以車廂的容積范圍: 3.0 ≤V≤ 5.5 設計車廂尺寸 長L=3100mm 寬B=2340mm 高H=650mm 所以車廂的容積V′=3.1m×2.34m×0.65m=4.71由此可得：V′在V的范圍之內，此容積滿足設計要求。 車廂的寬要與底盤的寬相一致，保證整車的外形的美觀，并在滿足要

37、求的情況下力求減小自卸車的外廓尺寸，以減輕其整備質量，降低制造成本，提高其動力性、經濟性、機動性。同時我國對公路運輸汽車列車的外廓尺寸由限制，按照國家標準GB1589-2004《道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限制》規定：汽車的總寬（不包括后視鏡）不大于2.5m，以保證與公路、橋梁、涵洞的標準保證車輛的安全行駛。所以車廂的寬B=2340mm滿足要求。 2.3.3車廂重量的計算 1) 車廂底板和側梁斷面應小些，布置應密集，這樣易于形成等剛度。自卸汽車的車架斷面系數也應比同級噸位的貨車車架大一倍。 2) 對于兩軸載質為10t的車廂，車架按1.5t整體重物從lm高處落人車廂的沖擊負荷進行計算，車廂

38、底板厚度應不小于10mm，其選材強度等級大于60kg級。5t自卸汽車的車廂底板厚度應不小于6mm。 此外，針對本文設計的高位自卸汽車，為了使車廂底板和L型舉升臂在工作時不發生干涉。在車廂周圍底部加長，提高車廂底板，以變工作時為舉升臂留出足夠的工作空間。 由表2.2 可以確定車廂的底板選擇6mm鋼板，側邊板選擇4mm鋼板，前板選擇4mm鋼板，后欄板選擇5mm鋼板。 表2.2常見運輸貨物的車廂厚度 貨物 車廂厚度(mm) 車廂選用 底板 邊板 后板 土石方 8 4 5 ? 建筑垃圾 10 6 6 選擇鏟斗車廂 大塊（礦）石 12 8 8 選擇鏟斗車

39、廂 煤炭 6 4 4 運煤專用車箱 鐵礦粉 10 8 8 鐵礦粉專用運輸車 糧食、化肥 6 4 5 普通矩形車廂 貨箱體積： 箱底：3180×2340×6=44647200mm3； 側板：3180×650×2×4=16536000mm3； 前擋板：2340×650×4=6084000mm3； 后擋板：2340×650×5=7605000mm3。 以上體積求和=0.0755m3，已知鋼板密度=7.85g/cm3。求得：貨箱重約為590Kg 2.4 副車架的設計 在專用汽車設計時，為了改善主車架

40、的承載情況，避免集中載荷，同時也為了不破壞主車架的結構，一般多采用副車架(副梁)過渡。本車在工作中受較大的彎曲應力。因此，本車副車架縱梁采用兩根抗彎性能較好的平直槽行梁，材料為16MnReL。 在增加副車架的同時，為了避免由于副車架剛度的急劇變化而引起主車架上的應力集中，所以對副車架的形狀、安裝位置及與主車架的連接方式都有一定的要求。 2.4.1 副車架的截面形狀及尺寸 專用汽車副車架的截面形狀一般和主車架縱梁的截面形狀相同，多采用如圖2-6所示的槽形結構，其截面形狀尺寸取決于專用汽車的種類及其承受載荷的大小。對于隨車起重運輸車的副車架來說，在安裝起重裝置的范圍內，應按如圖2.7和圖2.

41、8所示的方式用一塊腹板將副車架截面封閉起來，以提高副車架的抗扭和抗彎能力。 圖2.6 副車架的截面形狀 1-副車架；2-腹板 圖2.7 加強后的副車架截面形狀 圖2.8 加強腹板的位置 參照國內外總質量相近車型的副車架縱梁端面尺寸，確定副車架縱梁端面尺寸為150、82、6mm。 2.4.2 加強板的布置 車架中部(液壓舉升機構位置)所受彎曲、扭曲最大，因此在這一區域應加加強板，考慮到零件的工藝性，由于下翼板所受彎曲應力較大，因此，加強板緊貼下翼板，為了避免下翼板由于鉆孔而導致抗彎強度下降，除與后加強板重疊部位，該加強板主要與腹板連接。 在縱梁上加上加強板，加

42、強板端頭區域車架容易產生集中應力。為了降低應力集中，加強板端頭形狀有三種設計方式，見圖2.9。 圖2.9 加強板的三種設計方式 本副車架為了批量生產時工藝簡單，采用了圖2.9（C）角型的端頭形狀。 2.4.3 副車架的前端形狀及安裝位置 1) 在保證使用可靠的前提下，為了提高撓曲性，減小副車架剛度，應盡量減少副車架的橫梁，以減少對縱梁的扭轉約束。 2) 副車架油缸支承橫梁與翻轉軸橫梁形成框架。油缸支承橫梁應盡量靠近后懸架前支承處的橫梁，最好能位于后框架之內。因為這段主車架變形小，所以副車架對其扭轉約束力也相應減弱，同時保證了舉升機構的幾何特性。 3) 在副車架結構要求剛性較高時

43、，可在主、副車架中間增加一層橡膠墊，當主車架變形時以彈性橡膠的變形來減弱副車架對主車架的約束 4) 副車架與主車架連接如圖2.10所示。 圖2.10 副車架與主車架的連接 A-A處是截面突變點，在受沖擊載荷時，此處出現應力集中，嚴重時造成主車架斷裂。這就要求副車架的前端結構要設計成漸變截面，以減緩應力集中(見圖2.11) 圖2.12 副車架的前端結構 副車架前端形狀常有三種形狀(見圖2.13)。 對于這三種不同形狀的副車架前端，在其與主車架縱梁相接觸的翼面上部加工有局部斜面，其斜而尺寸如圖2.13(c)所示：；。 （a）U形；（b）角形；（c）L形 圖2.13 副車

44、架的三種前端形狀 如果加工上述形狀困難時，可以采用如圖2.14所示的副車架前端簡易形狀，此時斜面尺寸較大。 對于鋼質副車架：； 對于硬本質副車架；； 副車架在汽車底盤上布置時，其前端應盡可能地往駕駛室后圍靠近。 圖2.15為某散裝水泥運輸車的罐體、副車架相對于汽車底盤的安裝位置。在滿足軸荷分配的前提下，其中A不宜過大，留足空壓機的位置即可；B為副車架的前增離主車架拱形橫粱的距離，一般在100 mm之內；C為固定副車架的前面第一個U型螟栓距拱形橫梁的距離，一般控制在500~800 mm的范圍內。 圖2.14 副車架前端簡易形狀 （a）剛質副車架 ；（b）硬木質副車架

45、圖2.15 副車架的安裝位置 2.4.4 縱梁與橫梁的連接設計 橫梁與縱梁的連接方式主要有三種，見圖2.16 1-縱梁；2-連接板；3橫梁 圖2.16 橫梁與縱梁的連接 圖2.16（a）橫梁與縱梁上下翼板連接，該種連接方式優點是利于提高縱梁的抗扭剛度。缺點是當車架產生較大扭轉變形時，縱梁上下翼面應力將大幅度增加，易引起縱梁上下翼面的早期損壞。由于車架前后兩端扭轉變形較小，因此本車架前后兩端采用了該種連接方式，為了提高縱梁的扭轉剛度采用了縱向連接尺寸較大的連接板。橫梁僅固定在腹板上 圖2.16（b）橫梁僅固定在腹板上，這種連接形式連接剛度較差，允許截面產生自由蹺曲，可以在車架

46、下翼面變形較大區域采用，以避免縱梁上下翼面早期損壞。 圖2.16（c）橫梁同時與縱梁的腹板及上或下翼板相連，此種連接方式兼有以上兩種方式連接的特點，但作用在縱梁上的力直接傳遞到橫梁上，對橫梁的強度要求較高。由于該車平衡懸架的推力桿與平衡懸架支架上的兩根橫梁連接，因此，這兩根橫梁與縱梁共同承受平衡懸架傳遞過來的垂直力(反)和縱向力(牽引力、制動力)。 綜合以上考慮，本副車架的縱梁與橫梁的連接采用第3種方式，即橫梁同時與縱梁的腹板及上或下翼板相連，確定，，。同時為了降低成本和適于批量生產，本車架縱梁和橫梁的連接方式采用鉚接。 2.4.5 副車架與主車架的連接設計 副車架與主車架的連接常采用

47、如下幾種形式。 （1）止推連接板 圖2.17是斯泰爾重型專用汽車所采用的止推連接板的結構形狀及其安裝方式。連接板上端通過焊接與副車架固定，而下端則利用螺栓與主車架縱梁腹板相連接。止推板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。相鄰兩個推止推連接板之間的距離在500～1000 mm范圍內。 （2）連接支架 連接支架由相互獨立的上、下托架組成，上、下托架均通過螺栓分別與副車架和主車架縱梁的腹板相固定，然后再用螺栓將上、下托架相連接，見圖2.18所示。由于上、下托架之間留有間隙，因此連接支架所能承受的水平載荷較小，所以連接支架應和止推連接板配合使用。一般

48、布置是在后懸架前支座前用連接支架連接，在后懸架前支座后用止推連接板連接。 （3）U型夾緊螺栓 當選用其它連接裝置有困難時，可采用U型夾緊螺栓。但在車架受扭轉載荷最大的范圍內不允許采用U型螺栓。當采用U型螺栓固定時，為防止主車架縱梁翼面變形，應在其內側襯以木塊，坦在消聲器附近，必須使用角鐵等作內襯。 圖2.17 止推連接板的結構 1- 副車架；2-止推連接板；3-主車架縱梁 圖2.18 連接支架 1-上托架；2-下托架；3螺栓 綜合考慮三種連接方式的特點，以及裝配工藝性，本文設計的HQ3090Z主副車架之間采用止推連接板式和連接支架配合使用的連接形式。 2.

49、5質量參數的確定 2.5.1額定裝載質量 高位自卸汽車的額定裝載質量應比同一類型汽車底盤改裝的普通自卸汽車裝載質量小。主要是由于它比普通自卸汽車移了一套車廂升高裝置。 根據CA1097K2E底盤的參數，初定額定裝載質量Me為3200Kg。 2.5.2整車整備質量 整備質量是指汽車按出廠技術條件裝備完整（如備胎、工具等安裝齊備），各種油水添滿后的重量（不含駕乘人員的重量）。 根據CA1097K2E底盤的參數，整車整備質量為 在此基礎上再增加車廂升高裝置的質量，可估算出高位自卸汽車的整備質量Mo Mo=4160+600=4660（Kg）

50、 2.5.3總質量Ma 總質量計算公式為 Ma=Me+Mo+Mp （2.2） 根據CA1097K2E底盤的參數，總質量 Ma=9410（Kg） 高位自卸汽車軸載質量分配應基本接近原車底盤要求。為補償車廂升高時，其質心略向后移，整車質心位置可比同類普通自卸汽車的質略向后移。當高位自卸汽高位自卸時，應對高位工況的軸載質量分配工作專門分析計算。 2.6本章小結 本章主要進行高位自卸汽車底盤的選型。首先根據所需底盤的主要設計參數查詢各牌號對

51、應的底盤，然后將現有滿足設計參數要求的各種底盤進行對比，通過比較他們的適用性、可靠性、先進性、方便性、價格以及供貨來源等各方面因素選擇比較使用的底盤；綜合各方面情況最后選用CA1097K2E底盤作為本次改裝設計所選用底盤型號。 第 3 章 主要機構及零件設計 3.1高位舉升機構的設計計算 了解并掌握高位自卸汽車的結構對于高位自卸汽車改裝來說是至關重要的。高位自卸汽車設有車廂高位升高機構，傾卸機構，這兩套機構統稱為高位自卸汽車的舉升機構，它能將車廂平移舉升到一定高度后傾卸貨物。 高位自卸汽車的傾斜機構與普通自卸汽車相同車廂高位舉升機構需要進行選擇。在這里我

52、們選這兩個方案設計分析，進行嘗試。 3.1.1剪式高位自卸汽車的設計分析 1、舉升機構的運動分析 圖3.1剪式舉升機構的分析原理圖 如圖3.1所示，為剪式高位舉升機構工作原理。它的主要特點是由兩根長度相等的DF和EC支承桿在其中部鉸接，并在此基礎上，用兩根長相等的FB和CG支承桿進行二次中部鉸接，形成二級剪式支架。支承桿右端分別與車廂托架G1和車架E鉸接，支承桿的左端可在滑槽B1和D1內移動。舉升液壓缸的上支點與支承桿EC的下部鉸接A處，其承在車架上。當車廂舉升時，舉升液壓缸外伸，推動支承桿EC，使EC繞其右端的固定鉸支承按時針方

53、向擺動，其左端則沿滑槽D1滑動；支承桿FD在EC的帶動下作相應的運動。同樣，支承桿F1B1在G1C1的帶動下，支承桿F1B1的左端沿滑槽滑動，支承桿G1C1右端繞與托架鉸接軸進行逆時針轉動。這就使車廂托架垂直升高。如果舉升液壓缸收縮，車廂托架垂直降落[9]。 2、 舉升機構的計算 （1）高位升高機構的運動分析 當升舉油缸由OA伸長到OA1時，舉升支桿CIE繞E旋轉到C1I1E，這時車廂升、高到最大高度。與此同時，G點升高到G1點，則車廂升高的最大高度。這時，舉升臂CIE繞B點轉過φmax角。 （2）舉升架初始高度hG的計算 假設貨箱長為3.5米，故在設計舉升裝置初步確定DE=3m，初

54、始角∠CED°，支撐桿CE=3.04m，在ΔDIE中為等腰三角形（ID=IE）ID=1.52m DE2= ID2 + IE2-2ID×IE×cos160? （3.1） 支桿的長度為DF=2ID=3.04m 在ΔDEF中為直角三角形，其中∠FDE=∠CED=10°tan∠FDE=FE/ED，可知，EF=0.53m，舉升架hG的初始高度，hG=2EF=1.06m，當油缸的初始長度OA到OA1時，舉升架升高到最大高度，此時∠CED轉過的角度分別以35?，40?，50?進行計算，當轉過35?時，∠C1ED=45?。在ΔC1D1E

55、中，為直角三角形，C1E=3.04m，由公式： C1D1=ED1= C1E ×sin∠C1ED （3.2） 可知，C1D1=2.15m 可知hG1=2C1D1=4.3m則舉升架相對原來升高的最大高度hG1=2C1D1=4.3m并能計算出滑道DD1的長度為：DE- D1E=3-2.15=0.85m。當轉過40?時，∠C1ED=50?，ΔC1D1E為直角三角形C1D1= C1E×Sin∠C1ED=2.33m，則舉升架相對原來升高的高度h=2 =4.66m。此時， E= E×Cos∠ED =1.95m，滑道D的長度為：D

56、E- E=1.05m。當轉過50?時，Δ為直角三角形，C1D1=C1E×Sin∠C1ED =2.63m，則舉升架相對原來升高的高度hG1=2 C1D1=5.26m。此時，D1E= C1E×Cos ∠C1ED =1.52m，滑動DD1的長度為：DE-D1E=1.48m，如表3.1所示： 表3.1 剪式機構的主要參數 最大轉角 最大高度 滑動長 35 ? 4.3m 0.85m 40 ? 4.66m 1.05m 50 ? 5.26m 1.48m 3.1.2 L式高位自卸汽車的設計分析 L式高位自卸汽車是利用舉升杠桿將處于原始水平為之車廂平移舉

57、升到一定高度，保持位置不變，在將車廂傾斜一定角度卸貨。卸貨完畢，車廂恢復高位水平位置，最后評一項講到原始位置，在整個過程中通過液壓系統進行控制。 如圖3.2所示當舉升油缸從OA移到OA′位置時轉臂BA逆時針轉過φ角到達到位BA′，舉升杠桿BIC同時繞B點轉過φ角到達BI1C1，車廂隨舉升杠桿B繞B點轉過φ角，此時車廂呈傾卸狀。顯然同步油缸DE必須與舉升油缸OA同步工作，既當舉升杠桿BIC繞B點轉過ψ角時，車廂在同步油缸的作用下，繞C點同時 圖3.2 高位自卸車運動過程量示意圖 旋轉φ角，既轉到C1D1E1位置才能 在整個舉升過程中使車廂保持水平狀態[10]。 圖2.

58、1 舉升機構原理圖 1-車廂托架 2-副車架 從圖3.2可知，舉升過程中還要產生一定的縱向位移。并且當C1與B兩點等高時車廂后移量最大。當C1點高于（或低與）B點時，車廂后移量隨舉升（或下降）而逐漸減小。為了保證汽車在舉車過程中具有足夠的縱向穩定性。故應對車廂的最大后移量進行控制。 通過對杠桿式的舉升機構分析可以知道，只需要用一個舉升杠桿和兩個油缸就可以實現將車廂舉升到一定高度。 3.1.3 論證方案 通過以上對杠桿式高位自卸汽車的舉升機構和剪式高位自卸汽車的舉升機構運動分析，可以看到，剪式舉升機構相對復雜，需要兩組的鉸接架，由表3.1可以看出，剪式升高機構隨著升高的高度的

59、增長，穩定性也急劇的下降，車廂恢復到原位時，剪式舉升架的初始高度達到1.06m,再加上原有底盤的高度，汽車的質心會增加得很高，當汽車滿載在路面行駛時，穩定性較差，并且改裝后的整車性能和原來的整車性能相差很大，在改裝過程中加工和技術難度都增大，同時，改裝成本相應的提高[11]。 杠桿式舉升機構只需要一個舉升杠桿和兩個油缸就可以實現將車廂舉升到一定高度。改裝過程中，在技術上可能會出現一定的難度，但只要合理的布置元件，在理論上是可行的。所以選擇杠桿式。 3.2 L型舉升機構的運動分析及主要參數的確定 如圖3.3所示,當舉升油缸OA伸長到OA1，時，舉升杠桿由初始位置BLC繞B旋轉到BL1C1，

60、車廂升高到最大高度。與此同時C點轉過到C1點，圖中H（H=HC1-HC）為最大升高量。HC1和HC分別為C1和C點的高度。與此同時，舉升杠桿繞B點轉過φ角。根據使用要求，車廂在升高過程中應保持水平狀態。因此，車廂在升高過程中，必須保證φ1和φ2在時間上的微分是相等。車廂升高的同時還拌有后移。故計算高位舉升時，須考慮最大后移量的影響 [13]。 3.2.1舉升油缸和同步油缸主要參數確定 （1）舉升油缸和同步油缸的初始長度OA，OE的確定。根據布置情況，初步確定∠ABO=10? BO=1.42m AB=0.76m ∠ECD=25? EC=2.4m DC=1.4m 如圖3.3

61、 圖3.3杠桿式舉升運動分析原理圖 在三角形△AOB中 （3.3） 可知OA=0.68m在三角形△CDE中 （3.4） 可知ED=0.87m （2）舉升油缸，同步油缸的最大長度OA和的確定。在最大升高位置時，ΔOB中由公式 （3.5） 可知，O=1.07m 在△C1D1E1中 D1E1= （3.6） 可知， D1E1

62、=1.35m 舉升油缸和同步油缸的最大工作行程SJ和ST確定。 SJ= OA1-OA=0.39m ST= D1E1-DE=0.48m 車廂升高高度H的確定。其中LC=3.018m，BL=1.42由公式（3.7） H= 舉升高度-車廂離地間隙 （3.7） 根據設計要求H=3m，因為根據所選車型底盤車廂離地間隙為1.24m。所以H最大值Hmax=1.76m 車廂最大轉角的確定。因為H=LC×Cosφ+BL×（1- Cosφ） =38° 升高過程中車廂最大后移量a的確定. =301mm 3.2.2舉

63、升杠桿的受力分析 如圖3.4所示，對舉升杠桿受力分析的目的是確定舉升油缸推力f1，同時作為液壓元件選擇的參數及舉升杠桿強度校核的依據。以h表示L形舉升臂的高度，以h表示L形舉升臂B的高度。因為f1出現在h的區間，故受力分析僅在該區間內考慮[13]。 圖3.4舉升杠桿的受力分析 為計算方便，將裝載質量重力，車廂（包括車廂衣架）重力按平行力系簡化為一個集中力，同理將L形舉升杠桿重力和同步油缸重力簡化為另一個集中力，尚未舉升時兩集中力分別用G1和G2表示，當L型舉升杠桿轉過角時，分別后移a和a并用G1和G2′表示。取三角臂OBA′為分離體ΣMB=0得

64、 G1′（+）+ G2′(+)-×BO ×Sinφ=0 （3.8） ∵+=BL×Sinφ+Cosφ = BL×Sinφ- (1- Cosφ) ∠OBA′=∠OBA+φ OA′= f1=327163N 當φ=0o時f1有最大值f1max=327163N，即當舉升油缸在初始位置時產生最大推力 3.2.3高位舉升和傾卸機構的受力分析 在這里通過對高位升高和傾卸機構的受力分析，從而確定同步油缸推力f2,過程如下車廂底架在整個升高過程中保持水平狀態，其受力分析如圖3.5所示 圖3.5 托架受力分析圖 車廂作用于底架的均布載荷，在

65、討論同步油缸推力時可簡化為集中 （3.9） 式中： ---裝載質量（Kg）； ---車廂質量（Kg）； ---底架質量（Kg）。 的作用點位置可根據平行力系簡化規則求出 ＝（++）×103×10=3.67×N 同步油缸布置在車廂的縱向對稱平面上， D1E1為同步油缸軸線，舉升臂對車廂底架支反力R也簡化到上述對稱面上?，F以車廂底架為分離體[14]。 由ΣM=0 式中: ---同步油缸推力； ---同步油缸軸線與車廂底架的

66、夾角（38?）； ---作用點到鉸支點C?的距離（1.0m）。 設，，為任意轉角ψ時，，，的位置有 D1E1 = （3.10） 式中： ∠DCE---初始位置時，DC，CE的夾角（25?） φ---車廂底架鉸接點C相對初始位置的任意轉角（38?） 因為： Sinφ= （3.11） 將（式3.4）代入（式3.3），可知同步油缸推力 （3.12） 在φ=0?時，f2由最大值=3.0×N 從計算中可以看出，當同步油缸在初始位置時液壓缸應提供最大的推力使車廂升起[15]。 3.2.4舉升杠桿的校核 舉升扛桿主要是對車廂進行舉升支撐作用，同此需要較高的強度，根據使用的環境以及強度，選材低合金結構鋼Q295，具有良好的綜合性能，焊接性和塑性均好，中低溫性能良好，冶煉工藝簡單，成本低，常在熱軋狀態下使用，并采用正火處理可提高鋼的