重型自卸汽車舉升液壓系統(tǒng)設計

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1、 酒 泉 職 業(yè) 技 術 學 院 畢業(yè)設計（論 文） 08 級 機電一體化 專業(yè) 題 目： 重型自卸汽車舉升液壓 畢業(yè)時間： 二O一一年六月 學生姓名： 岳煒東 指導教師： 李玉軍 班 級： 08機電（2）班 2010 年 11月24日 酒泉職業(yè)技術學院 2011 屆機電一體化專業(yè) 畢業(yè)論文（

2、設計）成績評定表 姓名 岳煒東 班級 08機電(2)班 專業(yè) 機電一體化 指導教師第一次指導意見 年 月 日 指導教師第二次指導意見 年 月 日 指導教師第三次指導意見 年 月 日 指導教師評語及評分 成績： 簽字（蓋章） 年 月 日 答辯小組評價意見及評分 成績： 簽字（蓋章） 年 月

3、 日 教學系畢業(yè)實踐環(huán)節(jié)指導小組意見 簽字（蓋章） 年 月 日 目 錄 摘要 1 第一章 緒論 2 第二章自卸汽車的結構形式 3 2.1 車廂的結構型式 3 第三章 自卸汽車主要尺寸和質量參數(shù)的確定 6 3.1主要尺寸參數(shù)的確定 6 3.2 質量參數(shù)的確定 7 3.3最大舉升角的確定 8 第四章 自卸汽車舉升機構的結構與設計 9 4.1直推式舉升機構設計 9 4.2伸縮油缸總節(jié)數(shù)N的確定 10 第五章 自卸汽車舉升機構的優(yōu)化設計 12 第六章優(yōu)化設計變量 13 6.1不變參數(shù) 13 6.2可變參

4、數(shù) 13 6.3優(yōu)化設計的目標函數(shù) 14 第七章 自卸車液壓系統(tǒng)設計 15 7.1舉升油缸的性能參數(shù)計算 17 7.2液壓油泵的選型 18 第八章 液壓缸的設計選用 19 8.1液壓缸主要參數(shù)的選定 19 第九章油箱的設計要點 20 9.1 油箱的設計要點 20 9.2油箱的容量計算 20 9.3液壓系統(tǒng)發(fā)熱淺析 21 第十章 該系統(tǒng)選取材料 22 結束語 23 致謝語 24 參考文獻 25 重型自卸汽車舉升液壓系統(tǒng)設計 摘要：自卸汽車指通過液壓或機械舉升而自行卸載貨物的車輛，車廂配有自動傾卸裝置的汽車。又稱為翻斗車、工程車。由汽車底盤、液

5、壓舉升機構、取力裝置和貨廂組成等組成。如圖（1—1）所示。自卸汽車的主要技術參數(shù)是裝載重量，并標明裝載容積。新車或大修出廠車必須進行試運轉，使車廂舉升過程平穩(wěn)無串動。使用時各部位應按規(guī)定正確選用潤滑油，大大節(jié)省卸料時間和勞動力，注意潤滑周期，舉升機構嚴格按期調換油料。按額定裝載量裝運，嚴禁超載。從長安跨越汽車廠工作以來，每天接觸各類車型，耳濡目染。選擇自卸汽車液壓舉升系統(tǒng)設計。通過對自卸汽車主要尺寸和質量參數(shù)，舉升機構的結構設計，以及舉升力系數(shù)、機構高度、油壓波動系數(shù)α等優(yōu)化。實現(xiàn)目的。也深入自己在方面的知識。本文較全面地介紹了舉升設計過程，在確定了所要設計的系統(tǒng)的方案之后，即針對液壓系統(tǒng)的結

6、構及其特點要求進行了設計與說明，同時對舉升設計過程中所涉及到的系數(shù)優(yōu)化問題進行補充說明。自卸車在工農業(yè)運輸中起到很大作用。它的特點是：①性能可靠，低能耗，操作方便。②卸貨物方便。③對卸各種貨物的時間周期縮小了。④價格相對低廉，擁有的市場份額較大。 關鍵詞：舉升機構 優(yōu)化設計變量 液壓系統(tǒng) 油泵 液壓缸 第一章 緒論 自卸汽車基本構成如下圖所示： （圖1—1） 1—液壓傾卸操縱裝置；2—傾卸機構；3—液壓油缸；4—拉桿；5—車廂；6—后鉸鏈支座；7—安全

7、撐桿；8—油箱；9—油泵;10—傳動軸；11—取力器。 本次畢業(yè)論文設計選擇該廠生產的： 長安牌SC3043JD32型自卸車。 長安牌SC3043JD32型自卸車由重慶長安汽車股份有限公司依據GB17691-2005國Ⅲ、GB3847-2005標準生產制造，發(fā)動機選用昆明云內動力股份有限公司、廣西玉柴機器股份有限公司、一汽解放汽車有限公司無錫柴油機生產的YN38CR、YC4D130-30、4DX23-130E柴油發(fā)動機，發(fā)動機排量為3760、4214、385CC，發(fā)動機功率為85、91、95.千瓦，整車總質量4280千克，上戶噸位1495千克，整備質量2590千克，最高車速可達80公里

8、/小時。 其技術參數(shù)如下（表1—2）所示： 車 型 號 SC3043JD32 生產廠家 長安汽車公司 售價（萬元） 7萬元 底盤型號 EQ3150GJ 用途 建筑工地 礦山 煤區(qū) 公路建設 塊狀物料運輸 性能 數(shù)據 最高車速（km/h） 80 最小轉彎半徑（m） 14 最大爬坡度 24 百公里油耗（L/100km 22 制動距離（m）初速30km/h 9 最大舉升降落時間S 20 裝載容積 5.6 質量 數(shù)據 整備質量（KG） 2590 載質量（KG） 2900 前軸軸荷（KG） 25

9、68 后橋荷載（KG） 6352 尺寸 數(shù)據 總長（mm） 6520 總寬（mm） 2470 總高（mm） 2890 軸距（mm） 380 車廂內部尺寸（長，寬，高）（mm） 6510,6710,69102280,23802630 總成 數(shù)據 發(fā)動機型號 YN38CR YC4D130-30 4DX23-130E3 排量（L） 8.3 然油標號 O，-10號柴油 額定功率（kW/r/min） 157/2400 最大轉矩(N.m/r/min) .759/1500 離合器形式 單片，干片 變速器形式 機械式，6檔 懸架形式 多片簧 轉

10、向器形式 HFB64動力轉向機 制動系形式 前后鼓式，雙回路氣控 駐車制動 后橋彈簧制動 輪胎規(guī)格 10.00R20-16PR 輪轂規(guī)格 7.5-20 駕駛室形式 平頭 單排帶臥 長頭 雙排座 驅動形式 4*2 選裝裝置 空調 子午線輪胎 導流罩 板簧加片 （表1—2） 第二章自卸汽車的結構形式 2.1 車廂的結構型式 車廂是用于裝載和傾卸貨物。圖2-1為典型的底板橫剖面呈矩形式后傾式結構。為避免轉載時物料下落破壞駕駛室頂蓋，通常

11、前攔板加做向上延伸的防護攔板。車廂底板固定在車廂底架之上。車廂的側攔板、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，后欄板左右兩端上部與側攔板鉸接，后欄板借此即可開啟或關閉。 車廂 前欄板 左右側欄板 后攔板 底板 車廂結構圖（2—1） 1—車廂總成；2—后攔板；3、4—鉸鏈座；5—車廂鉸支座；6—側攔板；7—防護欄板；8—底板。 側傾式及三面傾卸式車廂欄板與底板為直角，如圖2-2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

12、要求的中型自卸汽車。 礦用自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、沙石等。 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2-3所示。 圖2-2側傾式及三面傾斜式車廂 舉升機構的結構型式舉升機構分為兩大類：直推式和連桿組合式，它們均采用液體壓力作為舉升動力。 圖2-3 簸箕式車廂 圖2-4 直推式舉升機構布置，a前置式，b后置式 直推式舉升機構利用液壓油缸直接舉升車廂傾卸。該機構布置簡單、結構緊湊舉升效率高。但由于液壓油缸工作行程長，故一般要求采用單作用的2級或3級伸縮式套筒油缸。

13、 按其油缸布置位置不同，直推式舉升機構可分為前置和后置（也稱為中置）兩種，如圖1—6所示。前置式一般采用單缸，后置式既可采用單缸，也可以采用并列雙缸。在相同舉升載荷下，前置式需要的舉升力較小，舉升時車廂橫向剛度大，但油缸活塞的工作行程長；后置式的情況則與前置式相反。 連桿組合式舉升機構具有舉升平順、油缸活塞的工作行程短，舉升機構布置靈活等優(yōu)點。常用的連桿組合式舉升機構布置兩種：油缸前推式（又稱T式）和油缸后推式（又稱D式）。如圖2-4所示。 根據實際情況，采用后推式。 圖2-5 連桿組合式舉升機構 a 油缸前推式 ；b 油缸后推式 1—鉸支座；2—車

14、廂；3—油箱；4—三角臂 圖（2-6）前推式和后推式的綜合比較 類 別 項 目 直推式 桿系傾卸式 結構布置 簡便，易于布置 比較復雜 系統(tǒng)質量 較小 較大 建造高度 較低 較高 油缸加工工藝 多級缸，加工精度高，工藝性差 單級缸，制造簡便，工藝性好 油壓特性 較差 較好 系統(tǒng)密封性 密封環(huán)節(jié)多，易滲漏，密封性差 密封環(huán)節(jié)少，不易滲漏，密封性好 工作壽命 磨損大，易損壞，工作壽命短 不易磨損，工作壽命長 制造成本 較高 較低 系統(tǒng)傾卸穩(wěn)定性 較差 較好 系統(tǒng)耐沖性 較好 較差 直推式舉升機構結構簡單,較

15、易于設計。但這樣易導致油缸泄漏或雙缸不同步,進而造成車廂舉升受力不均。目前,該類舉升機構主要用于重型自卸汽車。 綜上所述，結合選擇車型情況，對于長安SC3043JD32自卸車，本文選用油缸直推式舉升機構。并能承受較大的偏置載荷；舉升支架在車廂后部，車廂受力狀況較好。 第三章 自卸汽車主要尺寸和質量參數(shù)的確定 3.1主要尺寸參數(shù)的確定 自卸汽車尺寸參數(shù)主要有：軸距、輪距、外廓尺寸(車輛長、寬、高)等，如圖3—1所示。 由于自卸汽車多在二類貨車底盤上改裝而成，因此其軸距L、輪廓B、前懸Lf、接近角γ1等參數(shù)，改裝前后均保持不變。車廂與駕駛室的間距C=100~250mm。車廂長度Lh應根

16、據額定裝載質量和主要運輸?shù)呢浳锩芏?，并參照同類車型車廂尺寸確定。 圖3—1 主要尺寸參數(shù) 3.2 質量參數(shù)的確定 額定裝載質量是自卸汽車的基本使用性能參數(shù)之一。目前，中、長距離公路運輸趨向使用重型自卸汽車，以便提高運輸效率、降低運輸成本，額定裝載質量一般為9~19t；而承擔市區(qū)或市郊短途運輸?shù)淖孕镀囶~定裝載質量為4.5~9t。同時，還應考慮到廠家的額定裝載質量合理分級，以利于產品系列化、部件通用化和零件標準化。此外，額定裝載質量還必須與選用的二類貨車底盤允許的最大總質量相適應。 改裝部分質量主要包括：車廂質量、副車架質量、液壓系統(tǒng)質量、舉升機構質量以及其他改裝部件的質量。改裝部分

17、質量既可通過計算、稱重求得，也可根據同類產品提供的數(shù)據進行估算。 自卸汽車整車整備質量是指裝備齊全、加夠燃料、液壓油和冷卻液的空車質量。它一般是二類底盤整備質量與改裝部分質量的總和。是自卸汽車總體設計的重要設計參數(shù)之一。 自卸汽車總質量是指裝備齊全，包括駕駛員，并按規(guī)定裝滿貨物的質量。其值按下式確定。 Ma=m0+me+mt （1—1） 式中 ma——自卸汽車總質量（㎏）； M0—自卸汽車整

18、車整備質量（㎏）； Me——裝載質量（㎏）； Mr——駕駛員質量（㎏），按65㎏/人計算。 根據所有數(shù)據，算的：ma=4280(㎏) （1—2） 自卸汽車質量利用系數(shù)ηGO是指裝載質量me與整車裝備質量mo之比 ηGO=me/m0 (1—3) 該系數(shù)是一項評價汽車設計、制造水平的綜合性指標，因此，新車型設計時，

19、就應力求采用新工藝、新材料、新技術，不斷減輕汽車自重，提高汽車性能。 有時候質量利用系數(shù)也可用于裝載質量與汽車干質量之比來表示。干質量是指汽車整備質量減去燃料、冷卻液和附屬設備的質量。這一質量利用系數(shù)更準確地反映該車的金屬和其他材料的利用率。但是在一般技術資料中很少介紹有關自卸汽車干質量統(tǒng)計數(shù)值。 通常由二類貨車底盤改裝的自卸汽車（Me<15t）質量利用系數(shù)略低于原貨車的質量利用系數(shù)。國產自卸汽車的ηGO=1.0~1.5,國外自卸車的ηGO=1.3~2.0.如表3—2所示 圖3—2 自卸汽車質量利用系數(shù) 國別（公司名稱） 自卸汽車車型 m./kg

20、 m./kg 利用系數(shù) 德國波興 BS22K 14720 8560 1.71 國漢諾莫克—享歇爾 F75 4885 2365 2 國漢諾莫克—享歇爾 F86 5825 2525 2.3 國漢諾莫克—享歇爾 F261AK 15850 10150 1.56 國漢諾莫克—享歇爾 F221 13075 8925 1.46 國漢諾莫克—享歇爾 F150K 8400 6200 1.35 德國本茨 LK113B 6500 4500 1.44 德國本茨 LA113B 6800 4200 1.61 德國本茨 LK1313

21、7415 5085 1.45 德國本茨 LA1313 8000 4500 1.77 德國本茨 LA1513 9350 5250 1.78 德國本茨 LPK1513 9020 5780 1.56 德國曼 9186HA 9445 5555 1.7 德國曼 19230DHK 12495 9505 1.31 法國貝利埃 GLM10M3 10040 8960 1.12 法國貝利埃 GLM10M 14710 11290 1.3 日本五十鈴 TXD40D(A) 6000 4990 1.2 日本五十鈴 TXD60D(A)

22、 6500 5125 1.36 日本五十鈴 TD51D 7500 6540 1.14 日本五十鈴 TD51AD 8000 6385 1.25 中國 CQ-340K 4500 4720 0.95 中國 QD-352 7000 7300 0.96 中國 QD-361 8000 8900 0.9 中國 QD-362 9000 8600 1.05 中國 HY-360 10000 9000 1.11 中國 SX-360 12000 11500 1.04 中國 QR-19 15000 9920 1.51

23、 由此ηGO==0.652 (1—4) 自卸汽車的質心位置是指滿載時整車質量中心位置，自卸汽車的質心位置對使用性能（例如汽車的制動性、操縱穩(wěn)定性等）影響很大。因此，自卸汽車總體設計時應盡量使質心位置接近原貨車的質心位置。 3.3最大舉升角的確定[2] 確定車廂最大舉升角的依據是傾卸貨物的安息角，常見貨物的安息角如圖3—3所示 物料名稱 煤 焦炭 鐵礦石 銅礦 細沙 粗砂 石灰石 粘土 水泥 安息角 270～450 500 400～450 350～450 300～

24、350 500 400～450 500 400～500 圖3—3 常見貨物的安息角 該設計選用的貨物“水泥”。 設計的車廂最大舉升角θmax必須大于貨物安息角，以保證把車廂內的貨物卸凈。此外，在最大舉升角θmax時，車廂后欄板與地面須保持一定的間距H，如圖2—4所示。為了避免車廂傾卸時底盤縱梁后端發(fā)生運動干涉，故圖3—4中的△L必須大于零。設計時，自卸汽車車廂最大舉升角可在500~600之間選取。因為該型號自卸車通常貨物為水泥和粗砂，所以選取最大舉升角為500. 圖3—4 自

25、卸汽車后傾最大舉升角的確定 第四章 自卸汽車舉升機構的結構與設計 4.1直推式舉升機構設計 隨著車廂的舉升角θ不斷增大（見圖3—1），舉升質量的質心位置C到后支承鉸接點O的水平距離Xe不斷減小，舉升阻力矩MF也隨之減小。故通常以每節(jié)伸縮油缸將要伸出時的工況進行受力分析，將其計算結果作為舉升機構的設計依據。 圖4—1 直推式舉升機構工作示意圖 對直推式舉升機構進行受力分析和設計計算時，可引入力矩比η，其定義為：當任意一節(jié)伸縮油缸套筒將要伸出時，舉升機構提供的舉升力矩與阻力矩之比。ηt和ηn分別為第N節(jié)和最后一節(jié)伸縮油缸套

26、筒將要伸出時，舉升機構提供的舉升力矩與阻力矩之比。 考慮到舉升初始階段各鉸接支點靜摩擦力矩較大（阻力矩較大）。為使液壓系統(tǒng)工作平穩(wěn)，避免發(fā)生過大沖擊，通常取ηi=3ηn~4。 ηn通常取1~2,油缸節(jié)數(shù)較多時, ηn可取最小值. ηt可按等比級數(shù)在ηt和ηn之間取值。 4.2伸縮油缸總節(jié)數(shù)N的確定 首先選定伸縮油缸單節(jié)伸縮工作行程L，通常各單節(jié)伸縮工作行程相等。L可參照同類油缸的單節(jié)伸縮工作行程大小，同時考慮伸縮油缸產品系列化、標準化以及總布置所允許油缸占用的空間等因數(shù)來選定。 然后確定伸縮油缸的總行程L，如圖3—1所示。余弦定理可知： 式中θmax+-α0，θmax為最大舉

27、升角，θmax為最大舉升角，α為油缸鉸支點A與車廂后鉸支點O連線與水平方向夾角。 故油缸總行程L：L=— （4—4） 帶入數(shù)據，L=530mm (4—5) 此外，油缸總行程L也可同作圖法求得。 伸縮油缸的總節(jié)數(shù)n： n=L/l l——伸縮油缸單節(jié)工作行程（mm） 所以算的n=1。 舉升機構的油缸直徑確定 當?shù)谝还?jié)油缸套筒將要伸出時，舉升力矩Mz1：

28、 （4—6） 式中 F1——第1節(jié)油缸的推力（N）; Mz1——舉升力矩（Nm） α0——油缸鉸支點A與車廂后鉸支點O連線與水平方向夾角。α0=150 阻力矩MF1： MF1=Wxc1

29、 (4—7) 　 式中 W——舉升質量（㎏）； Xc1——第一節(jié)油缸套筒將要伸出時，W作用點的χ坐標值（m）; MF1——阻力矩（Nm）。 考慮到力矩比η= Mz1/ MF1，故： (4—8) 式中——油缸支點A至車廂后鉸支點O的距離（m）。 則油缸推力F1： F1=d12Pχ104 (4—9) 式中 P—

30、—取液壓系統(tǒng)工作壓力（Mpa）; d1——第一節(jié)伸縮油缸工作直徑（m）。 將式（4—8）代入（4—7），整理得： d1= （4—10） (2) 當?shù)趇節(jié)油缸將要伸出時，B點移動到B＇點。B＇為第i節(jié)油缸套筒將要伸出時的油缸上鉸支點。則： 　　　　　　在△ＯＡＢ＇中，根據余弦定理有： 　　　　　　　　　　　 根據正弦定理可得： 　　　　　　　　　　 　則： 故ＡＯ

31、Ｂ＇＝１８００－ＯＡＢ＇－ＯＢ＇Ａ 舉升質心Ｃ＇點的x坐標xｃｉ為： 車廂后鉸支點Ｏ至的距離ｂｉ為： 考慮到：　　　　　　　　ＭＺＩ＝Ｐｉｂｉ＝ｂｉd12P 　　　　　　　　　　?。停疲保剑讀０ 　　　　　　　　　　η＝ＭＺＩ／ＭＦＩ 　　　　整理得： 　　　　　　　　　　　　　　d1＝　　　　　　　　　　　 （4—11） 式中dI——第i節(jié)伸縮油缸的有效直徑（m）. 因為此系統(tǒng)，伸縮油缸只有一節(jié)，代入數(shù)據，所以：d=111.2 mm （4—12） 則di=57.3mm

32、(4—13) 各鉸支點O、A、B點的位置應參照同類車型并結合總體設計所允許的空間確定。 設計中通常選用較成熟的標準液壓伸縮油缸，由選用的元件來驗算ηi，使得ηi滿足設計要求。 單缸前置直推式舉升機構與單缸后置直推式舉升機構的計算方法相同。對于雙缸后置直推式舉升機構設計計算時，只需令： Wi=KW 式中Wi——計算的單缸舉升質量（㎏）； W——實際舉升質量(㎏)； K——修正系數(shù)，K=0.55~0.65 以Wi為單油缸的計算載荷，然后再按單油缸舉升計算方法進行設計計算。則以所數(shù)據算出 W1=29000.55=1595(kg

33、) (4—14)符合設計需要。故該油缸選取合適。 第五章 自卸汽車舉升機構的優(yōu)化設計 隨著自卸汽車的轉載質量不斷增加，舉升機構的類型也不斷增多，因此自卸汽車舉升機構的優(yōu)化設計越來越收到重視。為此，下面對舉升機構優(yōu)化設計的有關內容作簡要介紹。 舉升機構性能的主要評價參數(shù) 1）舉升力系數(shù)K 舉升力系數(shù)是一個無綱量值，具體數(shù)值有設計者自己根據設計需要確定。單位舉升重力多需要的油缸推力，即：Ｋ＝ 式中 F=油缸的有效推力（N）； M=舉升質量（㎏） k=5.3(N/kg)

34、 （5—1） 對于具體型式的舉升機構，舉升力系數(shù)K與汽車總布置參數(shù)和機構的性能特征有關。 2）機構高度 是指在汽車底盤上布置某一舉升機構所需的空間高度。設計時要求舉升機構布置高度在滿足性能前提下盡可能小，以利于降低車廂高度。以車底盤高度和液壓缸長度為準，該車型底盤高1030mm，油缸長度為965mm，所以機構高度應在600mm到800mm之間，選取機構高度為730mm 3）最大舉升角θmax 指舉升機構能使車廂傾翻的最大角度。它是決定是否能把車廂內貨物傾卸干凈的參數(shù)。最大舉升角一般應在500~600。。重型汽車因其車廂多為

35、簸箕式，故最大舉升角應為650~700。該車長載貨物為水泥和粗砂，根據之間選取的角度。選取最大舉升角為500。 4）油缸最大行程 是指車廂達到最大舉升角時，油缸的最大伸長量。它既是油缸的結構參數(shù)，又是舉升機構的性能參數(shù)。油缸最大行程較小，則舉升機構的結構較緊湊、機構的布置較方便。 5）起始油壓 即機構在開始舉升時所要求的油缸工作壓力。車廂在舉升過程中，舉升質量的阻力矩不斷減小，而在啟動時舉升機構的各鉸支點的靜摩擦阻力矩和慣性阻力矩最大。故應使舉升機構舉升開始時的油缸工作壓力低于油缸最大工作壓力，即： 　P００．８５Pｍａｘ

36、 式中 P0——開始舉升時的油缸工作壓力（Mpa）;開始舉升時工作壓力P0=17.3mpa. Pmax——舉升過程中液壓系統(tǒng)的最大工作壓力（Mpa）。選擇最高壓力Pmax=20.6mpa. 所以，帶入驗算，得出符合要求。 6）油壓特性曲線 舉升過程中，油缸工作壓力P是舉升角θ的函數(shù)，即P=p(θ)。Pmax應出現(xiàn)在θ<150的范圍內,Pmin應出現(xiàn)在300~θmax階段。理想的P=p(θ)曲線見圖4—1所示。 圖5—1 理想的油壓特性曲線 a 起始工作油壓p ; b 最大工作油壓pmax ; c 最小工作油壓pmin 性能參數(shù)構成了對舉升機構進行綜合評價的基本指標。對舉

37、升機構優(yōu)化設計提供目標函數(shù)。 通常1、5、6三個性能參數(shù)具有密切的內在聯(lián)系，可作為優(yōu)化目標函數(shù)提出。性能參數(shù)2可作為優(yōu)化的約束條件提出；3、4應在總布置設計中初選。并通過機構分析得到確定。 第六章 優(yōu)化設計變量 為使優(yōu)化問題得以簡化，并考慮系列化生產，通常將設計參數(shù)分為不變設計參數(shù)和可變設計參數(shù)（簡稱不變參數(shù)和可變參數(shù)）。 6.1不變參數(shù) 對于該舉升機構而言，可將舉升連桿（包括三角臂）尺寸、油缸缸徑、行程與安裝尺寸、整個舉升機構所占據的空間尺寸等作為不變參數(shù)。這樣可使設計工作簡化、舉升機構總成實現(xiàn)系列化。如圖6—1所示。 6.2可變參數(shù) 為適應不同貨物與不同裝載質量的運輸，選用

38、不同類型的汽車底盤等，這些因數(shù)將直接影響到車廂的長度及其汽車上的縱向位置。因此，車廂長度可視為可變參數(shù)，并且，由此影響到的車廂與副車架的后鉸支點縱向位置和車廂后懸長度，也可將其視為可變參數(shù)。 舉升質量的質心至車廂后鉸支點的距離，也是一個可變參數(shù)。 舉升機構在舉升過程中的位置也是可變參數(shù)。對后推連桿組合組合式舉升機構圖3—1中的A,B,C三點位置為可變參數(shù)。 圖6—1 直推式舉升機構工作示意圖 不變參數(shù)和可變參數(shù)在一定條件下是可以互相轉化的，若優(yōu)化結果不滿意時，可適當?shù)貙⒉糠植蛔儏?shù)視為可變參數(shù)進行調整，例如對構件集合尺寸進行優(yōu)化以求獲得最佳結果；相反，若可變參數(shù)太多，致

39、使優(yōu)化問題過于復雜，則可將一些可變參數(shù)作為不變參數(shù)處理，這樣可減少優(yōu)化設計的工作量。 6.3優(yōu)化設計的目標函數(shù) 在舉升機構選型確定以后，進行機構優(yōu)化設計時，常用的優(yōu)化目標函數(shù)如下： ①、舉升力系數(shù)K 在舉升過程中的不同位置，K值不同，通常以K0（舉升初始位置的K值）和Kmax（舉升過程中的最大K值）為優(yōu)化目標。故目標函數(shù)可取作min(k0)或max(kmax). ②、油壓波動系數(shù)α 因為油不可以被壓縮，但含在里面的空氣可以壓縮。在高壓系統(tǒng)下就會產生波動。所以控制油內的泡沫傾向來控制波動的頻率，通常加微量含硅的混合油，加以控制。以舉升力系數(shù)K作為評價指標，存在一定的局限性。如對某一種

40、形式的舉升機構只要加大油缸行程，K值（K0或Kmax）均會降低。故引入油壓波動系數(shù)α作為舉升機構優(yōu)劣的評價參數(shù)。 式中Pmax——舉升過程中液壓系統(tǒng)最大工作壓力（Mpa）； ——舉升過程中液壓系統(tǒng)平均工作壓力（Mpa）。 此優(yōu)化項目，在油缸選取中，細做討論。 對于比較理想的舉升機構，α應小于0.2。整個舉升過程中，系統(tǒng)的工作壓力是舉升角θ的函數(shù)，理想的油壓特性曲線參加圖4—1所示。 以油壓波動系數(shù)α作為評價指標，則優(yōu)化的目標函數(shù)可寫作： ③、優(yōu)化設計的約束條件 優(yōu)化設計的約束條件應該根據總布置允許占用

41、的空間決定。為減少優(yōu)化設計的工作量，一般是在參照同類產品優(yōu)化設計的基礎上進行的，或者先采用總布置設計多確定的集合參數(shù)，將其變量的數(shù)量和變化范圍縮小，再進行優(yōu)化設計。 確定約束條件時，還應考慮使舉升機構各構件之間，或構件與副車架、車廂底板之間不發(fā)生運動干涉。 第七章 自卸車液壓系統(tǒng)設計 自卸汽車的液壓系統(tǒng)由三部分組成：動力部分、操縱部分和執(zhí)行部分（舉升油缸）如圖4—18所示。 液壓基本原理圖如7—1所示： 圖7—1 圖中：1——壓力控制閥； 2——單向閥； 3——換向閥；

42、 4——可調節(jié)流閥。 動力部分主要有：取力器、齒輪泵等傳動機構。 操縱部分用來控制舉升油缸實現(xiàn)車廂傾翻。它應具有舉升、停止和下落三個動作?？刂崎y多采用三位四通閥，操縱控制閥的方式可分為：手動機械杠桿式、手動液壓伺服式和氣動操縱式三種。 因為選擇的是雙缸，如何實現(xiàn)兩個液壓缸的舉升過程。則需通過氣控換向閥實現(xiàn)。氣壓控制換向閥，是利用氣體壓力來使主閥芯運動而使氣體改變流向的，根據所得的數(shù)據，選取瑞安市世學豐業(yè)汽車配件廠生產的氣控換向閥，型號為Q23—L15H。 該換向閥控制方式為差壓控制，是使主閥芯在兩端壓力差的作用下?lián)Q向。 1）用途與特征: 通過氣缸作先

43、導控制，推動閥芯的開閉而轉換工作機能。在液壓系統(tǒng)中起到接通或 卸荷作用，即實現(xiàn)各大型自卸車執(zhí)行元件舉升—中?！陆倒δ?。 2）工作原理: 當氣控口a接通氣源，推動氣控換向閥的閥芯至舉升位置使車廂舉升。 當氣控口b接通氣源，推動氣控抉向閥的閥芯至下降位置使車廂舉升下降，同時泵卸荷。 當氣控口不通氣源，氣控換向閥的閥芯在彈簧力的作用下回到中間位置使車廂舉升位置保持不變，同時泵卸荷。 同時，若其中一個液壓缸壓力大于另外一個，多余的流量會通過該閥流向壓力少的一方。以實現(xiàn)壓力平衡。 該閥的工作原理示意圖如下 3）技術參數(shù)： 1.工作壓力： 16 MPa　—　20 Mpa 2.工作流

44、量：160 L／min(20通徑) 3.控制氣壓：0.4—0.8 Mpa 4.溫度范圍：-20～+80(C) 5.粘度范圍：10—400 (mm2/S) 6.過慮精度：≤10 (μm) 注：油液最高污染等級按GB／T14039之19／16執(zhí)行。 4）連接示意圖7—2 氣控換向閥連接示意圖 圖7—2 圖1—3 自卸汽車的液壓系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)主要元件的性能參數(shù)計算與選型 自卸汽車所用的液壓元件一般為標準件。故自卸汽車設計者只需完成主要液壓元件的性能參數(shù)計算和液壓元件的選型工作。 7.1舉升油缸的性能參數(shù)計算 選型依據：最大舉升力Fmax和液

45、壓系統(tǒng)預先給出的最高工作壓力P?？晒┻x取的P有：20.6Mpa、15.7Mpa、13.6Mpa和10Mpa.選取P=20.6Mpa. 最大舉升力 式中 η——液壓系統(tǒng)的效率，通常取η=0.8； d—舉升油缸活塞直徑（m）。 由數(shù)據得到 Fmax=148232176(N) 故 ： (7—1) (7—2) 油缸最大工作行程L： L=Smax—S0 （m）

46、 （7—3） 式中Smax——舉升角θ=θmax時，油缸上兩鉸支點的距離 S0——舉升角θ=00時油缸兩鉸支點的距離（m）. 舉升油缸可根據（4—30）、（4—31）確定的d、L及液壓系統(tǒng)最高工作壓力P進行選取。 L= Smax—S0=530mm (7—4) 7.2液壓油泵的選型 油缸工作容積△V為： 液壓油泵額定流量Q(ml/s)應滿足下式要求

47、 式中 t——舉升工作時間（s）。舉升機構一般應在15s的時間內，將車廂傾卸到θmax的位置； ηv——液壓系統(tǒng)容積效率，ηv=0.80~0.85。 故液壓油泵排量q由下式確定： 式中nbe——液壓油泵的額定轉速（r/min）。 當液壓油泵的排量q、額定轉速nbe和液壓系統(tǒng)最高工作壓力P確定后，即可進行油泵的選型工作、自卸汽車多采用齒輪泵，常用型式有CB、CG、CN等系列齒輪泵。 由得到數(shù)據，代入公式的得Q=43.1ml/r　　　　　　　　　　　　 （7—5） 3、 油壓波動系數(shù)α 以舉升力系數(shù)K作為評價指

48、標，存在一定的局限性。如對某一種形式的舉升機構只要加大油缸行程，K值（K0或Kmax）均會降低。故引入油壓波動系數(shù)α作為舉升機構優(yōu)劣的評價參數(shù)。 式中Pmax——舉升過程中液壓系統(tǒng)最大工作壓力（Mpa）； 　　——舉升過程中液壓系統(tǒng)平均工作壓力（Mpa）． 系統(tǒng)工作中，液壓系統(tǒng)最大工作壓力為20.6mpa。舉升平均工作壓力測量得到為17mpa。 帶入數(shù)據：油壓波動系數(shù)為：α=0.17 （1—7） 對于比較理想的舉升機構，α應小于0.2。滿足要求。整個舉升過程中，系統(tǒng)的工作壓力是舉升角θ的函數(shù)，理想的油壓特性曲線參加圖4—17所示。 以油壓波動系數(shù)α作為評價指標，則優(yōu)化的

49、目標函數(shù)可寫作： 所以，綜上所訴，選取齒輪泵為天津眾德生產的，其型號為：CBT—G55C 額定壓力：25mpa 排量：50ml/r 轉速：300r/min 第八章 液壓缸的設計選用 8.1液壓缸主要參數(shù)的選定 額定工作壓力PN，一般取決于整個液壓系統(tǒng)，因此液壓缸的主要參數(shù)就是剛筒內徑D和活塞桿直徑d。此兩數(shù)值按照前面所得的數(shù)據確定后，最后必須選用符合國家標準GB/T 2348—1993的數(shù)值，這樣才便于選用標準密封件和附件。表8—1所示： 液壓缸的主要參數(shù) 表8—1 液壓

50、缸的公稱壓力系列 （GB/T 7938—1987）/MPa 0.63、1.0、1.6、2.5、4、6.3、10、16、 25、31.5、40.0 液壓缸直徑系列 (GB/T 2348—1993)/mm 8、10、12、16、20、25、32、40、50、63、80、100、110、125、160、200、250、320、400、500 活塞桿直徑系列 （GB/T 2348—1993）/mm 4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、2

51、20、250、280、320、360 活塞行程系列 （GB/T 2349—1980）/mm 第一系列：25、50、80、100、125、160、200、… 第二系列：40、63、90、11、140、180、220、550… 第三系列：240、260、300… 所以由得到的數(shù)據，在表中選出活塞桿直徑d為56mm，液壓缸的直徑D為110mm?；钊谐虨榈诙盗校?50mm。 （2）使用工況及安裝條件 ①工作中有劇烈沖擊時，液壓缸的鋼筒、端蓋不能用脆性的材料，如鑄鐵。 ②排氣閥需安裝在液壓缸油液空腔的最高點，以便排除空氣。 ③采用長行程液壓缸時，需綜合考慮選用足夠剛度的活

52、塞桿和安裝中隔圈。 ④當工作環(huán)境污染嚴重，有較多的灰塵、砂、水分等雜質時，需采用活塞桿防護套。 ⑤安裝方式與負載導向。安裝方式與負載導向直接影響活塞桿的彎曲穩(wěn)定性。也即活塞桿直徑d的選擇。 第九章油箱的設計要點 油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。 油箱可分為開式油箱和閉式油箱二種。開式油箱，箱中液面與大氣相通，在油箱蓋上裝有空氣過濾器。開式油箱結構簡單，安裝維護方便，液壓系統(tǒng)普遍采用這種形式。閉式油箱一般用于壓力油箱，內充一定壓力的惰性氣體，充氣壓力可達0.05MPa。如果按油箱的形

53、狀來分，還可分為矩形油箱和圓罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液壓器件，所以被廣泛采用；圓罐形油箱強度高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶金設備中經常采用。 9.1 油箱的設計要點 設計油箱時應考慮如下幾點。 1）油箱必須有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統(tǒng)停止工作時應能容納系統(tǒng)中的所有工作介質；而工作時又能保持適當?shù)囊何弧? 2）吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μm左右的網式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器?；赜凸芸谝鼻?5角

54、并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱。 3）吸油管和回油管之間的距離要盡可能地遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。 油箱可分為以下幾部分：1—液位計；2—吸油管；3—空氣過濾器；4—回油管；5—側板；6—入孔蓋；7—放油塞；8—地腳；9—隔板；10—底板；11—吸油過濾器；12—蓋板； 4）為了保持油液清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上裝有空氣過濾器，注油及通氣一般都由一個空氣過濾器來完成。為便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低處設置放油閥。對于不易開蓋的油箱，要設置清

55、洗孔，以便于油箱內部的清理。 5）油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運、放油和散熱。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位計，以監(jiān)視液位。 6）對油箱內表面的防腐處理要給予充分的注意。常用的方法有： ① 酸洗后磷化。適用于所有介質，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。 ② 噴丸后直接涂防銹油。適用于一般礦物油和合成液壓油，不適合含水液壓液。因不受處理條件限制，大型油箱較多采用此方法。 ③ 噴砂后熱噴涂氧化鋁。適用于除水-乙二醇外的所有介質。 ④ 噴砂后進行噴塑。適用于所有介質。但受烘干設備限制，油箱不能過大。 考慮油箱內表面的防腐處理時，不但要顧及與介質的相容性，還

56、要考慮處理后的可加工性、制造到投入使用之間的時間間隔以及經濟性，條件允許時采用不銹鋼制油箱無疑是最理想的選擇。 9.2油箱的容量計算 油箱容量的計算 液壓泵站的油箱公稱容量系列（JB/T7938-1995），見表1。 表1 油箱容量JB/T7938-1995（L） 4 6.3 10 25 40 63 100 160 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 3150 4000 5000 6300 油箱容量與系統(tǒng)的流量有關，一般容量可取最大流量的3～5倍。另外，油箱容量大小可從散熱角度去設

57、計。計算出系統(tǒng)發(fā)熱量與散熱量，再考慮冷卻器散熱后，從熱平衡角度計算出油箱容量。不設冷卻器、自然環(huán)境冷卻時計算油箱容量的方法如下。 根據熱平衡條件驗算 ① 已知單位時間內系統(tǒng)的總發(fā)熱量Ｈ1（3χ103J / h）; ② 單位時間內冷卻器的散熱量Ｈ２＝ＱａρｋＣｐΔｔ（J / h）； 式中：Ｑａ——風扇風量（100m3 / h） ρｋ——空氣密度（取ρｋ＝1.29kg/m3） Ｃｐ——空氣比熱容（1.4/kgK） Δｔ——散熱溫差（取Δｔ＝１０Ｋ） 所以算的Ｈ２＝1806（J / h）； ③單位時間內液壓系統(tǒng)本身由于溫升所吸收的熱量 Ｈ３＝（ｃ１ｍ１＋ｃ２ｍ２）ΔＴ （J /

58、 h） 式中：ｃ１——油箱材料的比熱容 （取ｃ１＝502J/kgK） ｃ２——油液的比熱容 （ｃ２＝１６７４～１８８３J/kgK，?。悖玻剑保叮罚碕/kgK） ｍ１，ｍ２——油箱和油的質量（ｋｇ） ｍ１=1.5㎏；ｍ２=5㎏ ΔＴ ——每小時系統(tǒng)溫度與環(huán)境溫度之差，取ΔＴ=10 所以帶入數(shù)據算的Ｈ３=1.15χ103（ J / h） ④單位時間內油箱的散熱量 Ｈ４＝ＫＡΔＴ （Ｊ/ｈ） 式中： Ｋ——油箱散熱系數(shù)（0.8Ｊ/ｍ２ｈＫ），其大小與環(huán)境有關　　　 Ａ——油箱散熱面積（2ｍ2） ΔＴ——系統(tǒng)溫度與環(huán)境溫度之差（一般取８０℃） 所以算的Ｈ４＝128（Ｊ/ｈ）

59、 所以，綜上所述，選取郵箱為四川承德生產的編號為：CK8600 120 E1 G的油箱。其尺寸為44.5χ30.5χ15.5（長χ寬χ高mm） 9.3液壓系統(tǒng)發(fā)熱淺析 液壓系統(tǒng)油液發(fā)熱、溫度高，會造成操作不靈活、作業(yè)不連續(xù)、工作無力以及工作壓力降低等故障?，F(xiàn)就液壓系統(tǒng)發(fā)熱原因及造成的危害和預防措施進行如下簡單的分析和探討。 一、油液發(fā)熱的原因 （１）油箱容積太小，散熱面積不夠，未安裝油冷卻裝置，或雖有冷卻裝置但其容量過小。 （２）按快進速度選擇油泵容量的定量泵供油系統(tǒng)，在工作時會有大部分多余的流量在高壓下從溢流閥溢回而發(fā)熱。 （３）系統(tǒng)中卸荷回路出現(xiàn)故障或因未設置卸荷回路，停止

60、工作時油泵不能卸荷，泵的全部流量在高壓下溢流，產生溢流損失而發(fā)熱，導致油液發(fā)熱。 （４）系統(tǒng)管路過細過長，彎曲過多，局部壓力損失和沿程壓力損失大。 （５）元件精度不夠及裝配質量差，相對運動間的機械摩擦損失大。 （６）配合件的配合間隙太小，或使用磨損后導致間隙過大，內、外泄漏量大，造成容積損失大，如泵的容積效率降低，發(fā)熱快。 （７）液壓系統(tǒng)工作壓力調整得比實際需要高。有時是因密封過緊，或因密封件損壞、泄漏增大而不得不調高壓力才能工作。 （８）氣候及作業(yè)環(huán)境溫度高，致使油溫升高。 （９）選擇油液的粘度不當，粘度大粘性阻力大，粘度太小則泄漏增大，兩種情況均能造成油液發(fā)熱。

61、 二、溫度過高的危害[14] （１）使機械產生熱變形，液壓元件中熱脹系數(shù)不同的運動部件因其配合間隙變小而卡死，引起動作失靈、影響液壓系統(tǒng)的傳動精度，導致部件工作質量變差。 （２）使油的粘度降低，泄漏增加，泵的容積效率和整個系統(tǒng)的效率會顯著降低。由于油的粘度降低，滑閥等移動部件的油膜變薄和被切破，摩擦阻力增大，導致磨損加劇。 （３）使橡膠密封件變形，加速老化失效，降低密封性能及使用壽命，造成泄漏。 （４）加速油液氧化變質，并析出瀝青物質，降低液壓油的使用壽命。析出物堵塞阻尼小孔和縫隙式閥口，導致壓力閥卡死而不能動作、金屬管路伸長而彎典，甚至破裂等。 （５）使油的空氣分離壓降低，

62、油中溶解空氣逸出，產生氣穴，致使液壓系統(tǒng)工作性能降低。 三、防治措施 （１）根據不同的負載要求，經常檢查、調整溢流閥的壓力，使之恰到好處。 （２）合理選擇液壓油，特別是油液粘度，在條件允許的情況下，盡量采用低一點的粘度以減少粘度摩擦損失。 （３）改善運動件的潤滑條件，以減少摩擦損失，有利于降低工作負荷、減少發(fā)熱。 （４）提高液壓元件和液壓系統(tǒng)的裝配質量與自身精度，嚴格控制配合件的配合間隙和改善潤滑條件。采用摩擦系數(shù)小的密封材料和改進密封結構，盡可能降低液壓缸的啟動力，以降低機械摩擦損失所產生的熱量。 （５）增設必要的冷卻裝置。 第十章 該系統(tǒng)選取材料 見圖10—1

63、所示。 名稱 型號及廠家 名稱 型號及廠家 油缸 CK8600130E2G 山東興田 換向閥 CK8600180E4G 成都柯世達 油箱 CK8600120E1 G 四川承德 油泵—閥高壓油管總成 CK8600150E3G 成都柯世達 齒輪泵 CBT—G55L 天津眾德 換向閥—手動換向閥氣管總成 CK8600190E3 成都柯世達 氣控換向閥 Q23—L15H 瑞安市世學豐業(yè)汽車配件廠 單向閥 CK8600130E2 成都柯世達 （圖10—1） 結 束 語 隨

64、著科學技術的進步和人們審美觀念的變化，人們對商品的實用性和宜人性的要求愈來愈高，產品外觀在市場競爭中所起的作用也越來越重要。專用汽車作為人類的經濟生活中重要生產設備，也不再單純局限在野外礦山作業(yè)施工，而越來越深入到我們生活的各個角落，人們在完善其功能、提高產品質量和可靠性的同時，對其產品的外觀造型要求也越來越高。 專用汽車不僅要結構科學合理，性能優(yōu)越，還要美觀大方，充分滿足人們在實用和審美兩方面的需求。工業(yè)設計就是完成該項任務的有效工具，工業(yè)設計已成為增強產品附加值和競爭力，加快產品的開發(fā)速度，優(yōu)化產品結構，實現(xiàn)技術美、性能美與形式美的協(xié)調統(tǒng)一，提高經濟效益的一種重要手段。 本文是在李玉軍

65、老師的悉心指導下完成的。在畢業(yè)設計這一個多月的時間里，老師十分關心論文進度，時時詢問論文完成進程，無論在資料的收集還是論文的完成過程中，老師都在百忙之中給我以幫助和指導。在我陷入迷途、困惑不解的時候，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路；在我意志消沉、頹廢不振的時候，又精心點撥和熱忱鼓勵，給予我不斷探索深入研究的勇氣。在此謹向尊敬的導師致以崇高的敬意和衷心的感謝。 同時，感謝我的室友、同班同學以及相識的好友們，在這三年大學生涯中，是你們給予我無盡的幫助和無窮的快樂，從你們身上我學到了很多很多。 最后感謝感謝我的爸爸媽媽，感謝你們多年來在生活上對我無微不至的關懷和學習上無私的支持，沒有你們的鼓

66、勵與支持就沒有我的今天。 參考文獻 [1]孔紅梅，等.液壓舉升機同步系統(tǒng)[J].液壓氣動與密封，2000,(1):20--23. [2] 劉敏杰,等.幾種舉升機構的結構與性能分析[J].專業(yè)汽車，1999,(2):23--25. [3] 王惠.舉升機液壓系統(tǒng)的設計[J].機械設計，1996,(4)：25--27. [4] 陳耀華.重型自卸汽車多級缸式液壓舉升系統(tǒng)的設計計算[J].汽車研究與開發(fā),1994年03期. [5] 王國彪,楊占敏.液壓舉升機構定位尺寸的分析[J].礦山機械,1995年04期. [6] 林晨.新型液壓汽車舉升機[J].林產化工通訊,1995年02期. [7] 文嘉性,馮克良,章武烈.QJ─2型汽車舉升機的設計與制造[J].陜西汽車,1995年03期. [8] 王惠.舉升機液壓系統(tǒng)的設計[J].機械設計,1996年04期. [9] 王琪.汽車舉升機絲桿螺母機構的安全設計[J].機械設計與制造工程,1999年06期. [10] 張子健.機械舉升機雙