鉸接式自卸車貨箱及舉升機構設計

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1、鉸接式自卸車貨箱及舉升機構的設計 鉸接式自卸車貨箱及舉升機構設計 -38- 目 錄 中文摘要……………………………………………………………..Ⅰ ABSTRACT（英文摘要）…………………………………………….Ⅱ 目錄…………………………………………………………………..1 第一章 緒論…………………………………………………………..3 1.1 引言……………………………………………………………. 3 1.2 設計內容及要求………………………………………………….5 1.2.1設計

2、目的……………………………………………………….5 1.2.2設計要求……………………………………………………….5 1.2.3題目……………………………………………………………6 第二章 車廂設計……………………………………………………….7 2.1等剛度設計定性分析………………………………………………7 2.2防止整車后翻得車廂內部狀設計… ……………………..................8 2.3車廂結構型分類 …………………………………………..............8 第三章 舉升機構形式設計……………………………………………...10 3.1直接推動式和連桿組

3、合式………………………………………….10 3.2 F式、T式三角架放大舉升機構…………………………………... 14 3.3雙舉升機構………………………………………………………..14 3.4前頂升機構......................................................................................15 第四章 確定系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)圖…………………………….....17 4.1工況分析……………………………………………………..........17 4.2確定系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)圖……………………

4、……...............18 4.2.1確定執(zhí)行元件的類型…………………………………………….18 4.2.2確定壓力控制方式……………………………………………….19 4.2.3 確定順序動作控制的方式………………………………………..19 4.2.4雙缸舉升同步方式……………………………………………….20 4.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖……………………………………………….20 4.3.1舉升……………………………………………………………..20 4.3.2下降……………………………………………………………..21 4.3.3暫停………………………………………………

5、……………..21 第五章 液壓傳動系統(tǒng)設計計算………………………………………..22 5.1載荷的組成及其計算………………………………………………...22 5.2 初選系統(tǒng)工作壓力…………………………………………………22 5.3液壓缸的設計計算和液壓泵的選型…………………………………...23 5.3.1初選液壓缸內徑和液壓桿外徑…………………………………..23 5.3.2確定液壓缸的行程……………………………………………….23 5.3.3校核液壓缸桿徑………………………………………………....24 5.3.4液壓泵的選型…………………………………………………..

6、.24 5.3.5液壓缸的輸出速度……………………………………………….25 5.3.6液壓缸結構參數計算和材質的確定………………………………26 5.3.7液壓缸的鏈接計算……………………………………………....27 5.3.8 油缸的計算…………………………………………………….30 第六章 液壓系統(tǒng)控制閥的選型…………………………………………...32 6.1液壓閥額定壓力的選擇……………………………………………32 6.2液壓閥控制方式的選擇……………………………………………32 6.3確定液壓閥的型號………………………………………………...33 總結……………

7、………………………………………………………….34 參考文獻………………………………………………………………….35 致謝……………………………………………………………………….36 第一章 緒論 1.1 引言 隨著世界各國國民經濟的增長，公路交通狀況不斷改善，對汽車的專業(yè)化、高速化、重型化的要求越來越明顯，世界各國對專用汽車的需求逐年增加。近年來，專用汽車增長率均大于載貨車增長率，各國專用車的產量占載貨車產量的比率逐年遞增，發(fā)達國家盡量以專用車替代載貨汽車。目前專用汽車占載貨汽車市場的半壁江山。從世界各國專用汽車的技術含量看，專用汽車技術含量比普通載

8、貨汽車高，而重型專用汽車屬于高技術、高附加值產品，其附加值達40%以上。 近年來我國專用車輛伴隨著汽車工業(yè)的進步得到迅速發(fā)展。國民經濟的發(fā)展對專用車輛的專用工作裝置的要求越來越高,專用工作裝置呈現功能多樣化、控制自動化、產品系列化等技術發(fā)展趨勢。另一方面隨著社會的進步和經濟的發(fā)展，建設性行業(yè)及運輸業(yè)也隨之發(fā)展，人們對車輛的使用性能要求越來越高，尤其是對專用汽車提出了越來越高的要求。普通的運輸車已不能滿足社會需要，因此專用車廠家迅速發(fā)展起來，世界上大多數商用車輛為專用汽車，因此專用汽車生產量較大。而基型載貨車產量所占比重較小。在一些發(fā)達國家，由于高速公路非常發(fā)達，鐵路運輸逐漸萎縮，專用汽車成了

9、商用運輸及各種特殊用途運輸的主力，并正在朝著大型化方向發(fā)展，特別是專用運輸車，其發(fā)動機功率越來越大，車速越來越高，性能也越來越完善。 鉸接式自卸車（Articulated Dump Trucks）是指駕駛室與車體之間具有鉸接點和擺動環(huán)的自卸汽車。這種自卸車允許前車架和后車架之間有45轉向角，從而實現功能轉向。特別是礦用鉸接式自卸車必須能夠在不平坦的路面上行駛，保證所有車輪與地面的接觸，以維持整體的穩(wěn)定性和通過性和效率。ADT的設計思想起源于20世紀60年代末的歐洲。惡劣天氣及空間受限的工作條件迫切需要一種屆與傳統(tǒng)的剛性后卸式運輸汽車和鏟運機之間的鏟土運輸設備。這種設備就是現在的鉸接式自

10、卸車。早期的鉸接式自卸車非常原始，駕駛起來不舒服，而且很少考慮懸掛的作用，行駛的性能較差。如今，鉸接式自卸車的技術已取得了顯著地進步，尤其是在駕駛室、懸掛及傳動系統(tǒng)的設計上較早期的自卸車有了長足的改進。在非道路領域得到了廣泛的應用，運輸物料的種類從泥土 、巖石、木屑到垃圾。 鉸接式自卸車設計的初衷是為了修路。它允許同一個道路工程同時從不同的地段開工修造。采用自卸車能通過的崎嶇不平的路面，穿梭于個不同的開工地段。如今的采礦業(yè)，尤其是覆蓋層的大量剝離以成為自卸車應用領域新的增長點，它可以在任何正式運輸道路修建之前，完成采礦工程先期剝離層的大量運輸工作。 同剛性自卸汽車相比，鉸接式自卸車有如下優(yōu)

11、點，而倍受礦山和建筑業(yè)的鐘愛： 1） 良好的機動性。由于鉸接式自卸車自身的鉸接結構，允許前后車架左右轉向45。這樣，在作業(yè)空間狹窄的地帶，鉸接式自卸車具有良好的機動性。另外，在松軟的地面及惡劣氣候條件下也能正常工作。這一點其他結構形式的自卸車式自卸車式望塵莫及的。 2） 廣泛的的適應性。鉸接式自卸車快速發(fā)展源于其所具有的廣泛適應性和實用性。它不僅可以在任何時間、任何地點、任何條件下運輸大量垃圾和物料，而且在工地作業(yè)時，不受季節(jié)限制，一年四季都可以工作。 3） 較高的生產率。人們通常將鉸接式自卸車稱為工地上的“工作馬”，式因為它能在任何惡劣的條件下都能創(chuàng)造出較高的生產率。不僅便于轉載，而且

12、式所有鏟土運輸機械中，載重量于自重這比率最高者。同時，無需進行路面維護，于其他非公路運輸設備相比，鉸接式自卸車的行駛速度高，可達30～35Km/h. 4） 簡便的可操作性。鉸接式自卸車具有易接觸控制面板與可操作的變速桿，并不復雜，大多數采用自動換擋變速箱，便于駕駛人員將注意力集中到手上，而不必過多考慮換擋變速，可操縱性強。駕駛室寬敞、舒適。 5） 較低的運營成本。與其他鏟運運輸機械相比，鉸接式自卸車價格便宜，每小時燃油消耗少，運營成本低。由于外形尺寸小，既不必拆卸運輸，又無需任何特別的運輸許可證，便于運輸至施工現場，可節(jié)省大量的設備運輸費用。 由于自卸車的多功能性，它已經成為礦工們在地面

13、和地下工作的輕松伙伴。過去，鏟運機是很受人們歡迎的運土工具，但自卸車與液壓挖掘機的結合提供了更多的功能，這使得他占領了本行業(yè)多數市場。如果一個公司能把自卸車車隊與許多履帶式挖掘機配合起來，就既可以鏟土也可以運輸。 礦用鉸接式自卸車主要用于露天礦山，所以對其的使用可靠性要求較高。自卸車的年產量占我國工程類專用車年產量的比重較大，隨著用戶需求的不斷提升，自卸車的產品結構、質量和可靠性都在不斷提高。舉升機構和貨箱作為自卸車的關鍵零部件，國內市場對液壓油缸的需求正朝著自重輕型化、舉升重型化以及系統(tǒng)集成化方向發(fā)展。 1.2 設計內容及要求 1.2.1設計目的 鉸接式車輛主要功能為完成礦石

14、的運輸任務，其運輸噸位大，貨箱的設計應該堅固耐用，有較高的設計強度。本課題通過對鉸接式自卸車貨箱及舉升機構的設計，從而達到綜合運用所學相關機械知識的目的： 1．鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和綜合分析問題、解決問題能力; 2．正確合理地確定執(zhí)行機構，選用標準的液壓執(zhí)行元件，能熟練地運用液壓基本回路、組合成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)； 3．熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣本等技術資料。對學生在計算、之徒、運用設計資料以及經驗估算，考慮技術決策、CAD技術等方面的基本技能經行一次訓練，以提高這些技能的水平; 通過課題的完

15、成，掌握機械設計的工作過程和步驟，為以后走上工作崗位奠定良好的基礎。 1.2.2設計要求 本課題要求學生在調研的基礎上對多種自卸車貨箱進行對比分析，掌握鉸接式車輛貨箱的設計方法，并設計出一種給定噸位的貨箱，根據噸位設計出車輛的液壓舉升機構。要求完成貨箱及舉升機構全部設計圖紙。本課題要求學生具有扎實的機械工程基本知識及較強理論聯系實際能力。要求學生能夠熟練掌握CAD繪圖，對外文資料具有一定的閱讀和翻譯能力。 1．設計時必須從實際出發(fā)，綜合考慮實用性、經濟性、先進性及操作維修方便。如果可以用簡單的回路實現系統(tǒng)的要求，就不必過分強調先進性。并非是越先進越好。同樣，在安全性、方便性要求較

16、高的地方，應不惜多用一些元件或采用性能較好的元件，不能單獨考慮簡單、經濟; 2.獨立完成設計。設計時可以收集、參考同類機械的資料，但必須深入理解，消化后再借鑒，不能簡單地抄襲 3在課程設計的過程中，要隨時復習液壓元件的工作原理、基本回路及典型系統(tǒng)的組成，積極思考。 4.畢業(yè)設計的題目均為中等復雜程度液壓設備的液壓傳動裝置設計。具體題目由指導老師分配，題目附后； 5.畢業(yè)設計一般學生要求完成以下工作 （1）完成三張零號圖紙，其中一張必須手繪一張零號圖紙。 （2）完成畢業(yè)設計論文一份（約一萬五千字）。 （3）外文翻一篇（約五千字）。 1.2.3題目 已知設計使用參數：發(fā)動機（21

17、6KW，2100r/m）； 整備質量：19T；載重：25T 驅動形式：66;輪胎：23.5-25； 軸距：1-2（4080）；2-3（1720）；輪距：2060 舉升機構液壓系統(tǒng)壓力：21MPa； 舉升時間﹤18s；回斗時間﹤11s;舉升角﹥50； 設計出舉升機構和貨廂，并畫出二維圖。 第二章 車廂設計 2.1 等剛度車廂設計定性分析 自卸汽車全金屬焊接車廂主要指礦用汽車車廂，其設計、制造看起來很簡單。說它簡單，是指大工廠能設計，真正設計出占整車質量近25%的輕量化、高強度、耐久的好產品很難。 由于工作圈剛度相等，可以將一個集中的力有各單元分散均勻承受，各單元的形變是相同的

18、。國產樣車車廂底板的厚度由9.6㎜增至10㎜，剛度增加的不多，而縱橫梁的剛度增加的不多，整個底部各單元剛度差別較大，當打石塊砸下時剛度小的地方容易產生較大的變形，如果超出其彈性極限，就會產生永久變形。 就整車而言，可以看成由車輪、前軸、后橋蓋、懸架、車架、車廂及其橡膠緩沖塊等不同的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，其變形量于剛度成反比，吸收的能量與剛度成正比。 如果車廂的剛度過小，小到可以把其他的單元看成近似剛體，例如，把5t車的等剛體車廂裝在10t車的底盤上，勢必造成車廂的很大形變，甚至砸壞車廂。反之，如果車廂的剛度過大，大到可以把其看成近似的剛體，當受到沖

19、擊時，大部分的能量勢必有其它的單元吸收，其薄弱環(huán)節(jié)可能損壞。在礦山上經常見到普通自卸汽車車架斷裂的情形。 車廂的剛度只有與其它單元的剛度相適應時，才能形成等剛度。若橡膠緩沖塊太硬，車架的剛度又相對大，車廂在緩沖塊處支承剛性過大，它本身也將失去等剛度。 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的剛度，兩者的剛度是相輔相成、互為補償的。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性。如果車廂的扭轉剛度過大，當車架扭轉到一定程度時，車廂前支撐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，車廂前端的大部分重量轉移到另一側的車架縱梁上

20、，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。 綜上所述，對全金屬焊接等剛度車廂設計時至今尚無規(guī)范化的定量的設計計算方法，所以只能參考一些設計規(guī)范和經驗數據。 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應比同級噸位的貨車車架大一倍。 2.2防止整車后翻得車廂內部形狀設計 車廂的內部形狀應為簸箕性，底板前窄后寬，單邊角度1～1.5。橫斷面下窄上寬，單邊角度1～1.5。這樣，當車廂傾卸時，貨物不易在車廂內卡住，易于傾卸。有的礦用自卸汽車傾卸時，有的一些礦石易被卡在車廂內，致使車輛發(fā)生后翻

21、—前輪胎起，車廂后部做到地上，究其原因是沒有按上述形狀設計造成的。 2.3車廂結構型式按用途不同大概可分為：普通矩形車廂和鏟斗車廂（下圖） 普通矩形車廂用于散裝貨物運輸。其后板裝有自動開合機構，保證貨物順利卸出。普通矩形車廂板厚為：前板4-6mm，邊板4-8mm，后板5-8mm，底板6-12mm。 礦用鏟斗車廂則適用于大石塊等粒度較大貨物的運輸?？紤]到貨物的沖擊和碰幢，礦用鏟斗車廂的設計形狀較復雜，用料較厚，而且有些車型在底板上焊接一些角鋼，以增加車廂的剛度和抗沖擊能力。 根據課題要求，需要設計一種礦用自卸車的貨箱，所以，我們選用后者。且大體估算貨物平裝10m3,堆裝12m3 ;故

22、設計一車廂長4915㎜，寬2512㎜，高1688㎜的車廂車廂材料是由采用高強度鋼板材料焊接制造。具體設計詳情見零號手繪圖紙。示意圖如下： 車廂與液壓缸總成圖 第三章 舉升機構型式設計 在自卸汽車上，現在廣泛采用液壓舉升機構。根據油缸與車廂底板的鏈接方式，常用的舉升機構可以分為直接推動式和連桿組合式兩大類。 3.1直接推動式和連桿組合式 3.1.1直推式舉升機構 油缸直接作用在車廂底板上的舉升機構稱為直接推動式舉升機構，簡稱直推式舉升機構。按舉升點在車廂底板下表面的位置可分為油缸中置和油缸前置兩種型式。前置油缸支在車廂中

23、部，油缸行程較小，油缸的舉升力較大，多采用雙缸雙柱式油缸。后者行程較小，一般用于重型自卸汽車上，油缸則通常采用多級伸縮油缸。 3.1.2連桿組合式舉升機構 油缸與車廂底板通過連桿機構相連接，此種舉升結構稱之為連桿組合式舉升機構。生產實踐表明，連桿組合式舉升機構具有很大的優(yōu)越性。近十幾年來，這種類型的舉升機構發(fā)展較快，已出現了多種型式。根據油缸的安裝特點，連桿組合式舉升機構又可分為油缸前推（后推）連桿放大式、油缸前推（后推）杠桿平衡式、油缸浮動等多種結構型式。油缸前推連桿放大式舉升機構通過三角板與車廂底板鏈接，車廂的舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好；當達到最大舉升角度時，

24、油缸幾乎處于垂直狀態(tài)，車廂上升到最高位置不易傾下，穩(wěn)定性好；油缸最大推力較小，油壓特性好。但整個機構較龐大，油缸在舉升過程中的擺角較大，工作行程也較大。 3.1.3油缸前推式杠桿平衡式舉升機構 油缸前推式杠桿平衡式舉升機構通過拉桿與車廂底板相連，舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好；初始時拉桿幾乎是垂直頂起車廂，因此機構啟動性能好。但該機構三角形連桿的幾何尺寸較大，結構不緊湊，油缸擺角較大，工作行程較大，液壓管路不易布置。 3.1.4油缸后推式連桿放大式舉升機構 油缸后推式連桿放大式舉升機構底板相連推動車廂，啟動性能較好，并能承受較大的偏置載荷；舉升支點在車廂幾

25、何中心附近，車廂受力狀況較好。但該機構舉升力系數較大，工作效率低。 3.1.5油缸后推杠桿平衡式舉升機構 油缸后推杠桿平衡式舉升機構的油缸下鉸點、三角板的固定鉸點、車廂翻轉鉸點幾乎均勻分布在副車架上，減少了車架后部的集中載荷；同時，這種三點支承方式有利于改善機構的整體橫向剛性。舉升過程中油缸的擺角小，機構的工作效率也較高，但機構舉升力系數較大，使相同舉升質量所需舉升力較其他舉升機構大。 3.1.6油缸浮動式舉升機構 油缸浮動式舉升機構的一端直接與車廂底板相連，另一端不是固定在車架上，而是可以隨著車廂的翻轉而運動，故稱為油缸浮動式舉升機構。該機構的拉桿也與車廂底板直接相連

26、，舉升支點較靠近車廂的前部，故車廂受力狀況較好，工作效率較高。但該機構幾何尺寸較大，結構不緊湊；舉升過程中油缸擺角較大，使得液壓管路難于布置。 從以上的分析來看，舉升機構的每個結構型式都各有利弊。在具體的設計時，應因車置宜，合理選用。具體如下： 直推式舉升機構結構簡單，較易于設計。但由于是油缸直接頂起車廂，為了達到一定的舉升角度，往往需采用多級油缸，而為了提高整車的穩(wěn)定性，又常采用雙油缸結構。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，該舉升機構主要用于重型自卸汽車。 連桿組合式舉升機構利用三角形連桿機構的放大特性，減少了油缸行程，同時還能借助于連桿系的橫向跨

27、距來加強卸貨時的穩(wěn)定性，只需采用單級單缸的油缸型式就可滿足要求。因此，該舉升機構制造工藝相對簡單，在生產實際中獲得廣泛的應用。連桿組合式舉升機構中，油缸后推式以結構緊湊、油缸擺角小等特點優(yōu)于油缸前推式和油缸浮動式舉升機構，而舉升力較大的缺點則可通過減小舉升質量得到一定程度的彌補，故較適合用于中、輕型自卸汽車。 通過上述的分析比較，可見： a. 直推式舉升機構主要用于重型或有側傾要求的自卸汽車。 b. 油缸前推式舉升機構通常用于中、重型自卸汽車。 c. 油缸后推式舉升機構適合用于中、輕型自卸汽車。 d. 油缸浮動式舉升機構通常用于重型自卸汽車。 舉升機構是自卸車的核心，是判別自卸車優(yōu)

28、劣的重要指標。舉升機構的型式國內通常有： 3.2. F式、T式三角架放大舉升機構 三角架放大式的優(yōu)點為結構成熟、舉升平穩(wěn)、造價低；該機構的結構比較緊湊，橫向剛度好，機構效率高，舉升時轉動圓滑，桿系受力合理，能夠較好的克服舉升時起始壓力過高的現象，并可通過較短的油缸行程來達到較大的舉升角度；車廂受力狀況較好，能夠充分利用后橋至駕駛室后的空間，有利于總體布置設計。該舉升機構各參數的計算過程及其約束條件，最大限度地滿足舉升力強，油壓低、構件受力小等要求。 缺點為比較復雜，車廂底板與主車架上平面的閉合高度較大。這種機構的自卸汽車在超載時由于液壓系統(tǒng)的壓力過大．經常發(fā)生燒油泵、密封件損壞和

29、根本不舉升等問題 3.3.雙缸舉升機構 雙缸舉升形式大多用在6x4軸距為3～4米自卸車上，是在第二橋前方兩側各安裝一支多級缸(一般為3—4級)或單級缸，但是多級缸結構復雜，制造費用較高。 雙缸舉升的優(yōu)點為車廂底板與主車架上平面的閉合高度較小，液壓缸上支點直接作用在車廂底板上； 缺點是液壓系統(tǒng)很難保證兩液壓缸同步，舉升平穩(wěn)性較差，對車廂底板的整體剛度要求較高。 3.4.前頂舉升機構 結構性能優(yōu)點：、整車重心低．行車穩(wěn)定性好，只要后擋不干涉．副車架縱梁可以做得很低，最小可以與載貨車相同。其結構簡單、車廂底板與主車架上平面的閉合高度可以很小，整車穩(wěn)定性好，液壓系統(tǒng)壓力較小

30、；、在機構式自卸汽車設計中經常會發(fā)生機構與底盤橫粱干涉．從而需對底盤橫梁改制，很麻煩。而前舉升方式則不必考慮上裝與底盤橫梁干涉的問題，從而需對底盤因而設計者不必再費勁地做很多的校核圖了。 缺點：前頂多級缸行程較大，造價很高。 總之，在選擇舉升機構時，應從轉載質量、油缸行程、機構效率、管路的布置以及經濟效益等各方面綜合考慮以上三種舉升型式，結合課題參數，我選擇了一種常規(guī)的雙缸前置直推式舉升機構（如下圖）： 第四章 舉升機構液壓系統(tǒng)設計 4.1.工況分析 工況分析是選定系統(tǒng)方案、液壓元件和執(zhí)行元件功率的依據。在舉升車廂過程中

31、，液壓缸開始舉升時，加速推升，加速度很小可以忽略，舉升車廂是在舉升剛開始時，液壓缸所承受受舉升力最大(如圖2).在下圖3中，油缸的推力矩應克服料斗和礦石總重的重力力矩Ts=Fr,r=CD,s=L.料斗與礦石總重為T=245kN,s≈1.8m,r≈2.4m,則F≈1.8510N. 圖 3 工作油缸示意圖 4.2.確定系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)圖 確定液壓系統(tǒng)方案、擬定液壓系統(tǒng)圖，是設計液壓系統(tǒng)關鍵性的一步。系統(tǒng)方案，首先應滿足工況提出的工作要求（運動和動力）和性能要求。其次，擬定系統(tǒng)圖時，還應力求效率高、發(fā)熱少、簡單、可靠、壽合長、造價低。 通過分析舉升液壓缸負載曲線圖和工作

32、油缸示意圖，可初步確定最大負載點，并根據工況特點和性能要求，用類比法選用執(zhí)行元件工作壓力。有時主機的工況難以類比時，可按負載的大小選取。在選用油泵時，應注意所選用油泵的類型和額定壓力。由于管路有壓力損失，因此油泵的工作壓力應比執(zhí)行元件的工作壓力高。油泵的額定壓力應比油泵的工作壓力高25～60%，使泵具有壓力儲備。壓力低的系統(tǒng)，儲備量宜取大些，反之則取小些。初選的執(zhí)行元件工作壓力作為計算執(zhí)行元件尺寸時的參考壓力。 然后，在驗算系統(tǒng)壓力時，確定油泵的實際工作壓力。 4.2.1.確定執(zhí)行元件的類型 液壓油缸是整個自卸車的核心工作元件之一，與控制閥、液壓閥、液壓油箱、液壓泵、液壓管路等共同構成

33、工作系統(tǒng)。液壓油缸的主要作用是通過舉升車廂實現卸貨功能。在自卸車卸貨過程中，液壓舉升系統(tǒng)發(fā)揮著巨大的作用，隨著自卸車整車重心的不斷提高，其穩(wěn)定性不斷降低，液壓舉升系統(tǒng)質量的好壞直接關系到自卸車的安全性，還對自卸車的裝載效率、工作效率、工作可靠性與維護成本產生一定影響。 執(zhí)行元件的類型，根據工作部件所需的運動形式、速度、負載的性質和工作環(huán)境參考表4-1確定。 表4-1 執(zhí)行元件類型 適用工況 應用實例 油缸 雙活塞桿 負載不大、雙向工作、往復運動速度相等 麻床工作臺 單活塞桿 雙向工作、往復運動速度不同或在差動接法（有效工作面積比為2;1）時，則往復速度相等 液壓機、拉床

34、、組合機床、工程機械、建筑機械、農業(yè)機械等 柱塞式 負載大、行程較長時，成對使用或單向回程靠外力（彈簧或自重等）實現 龍門刨床、工程機工升降機、自卸汽車等 齒條活塞式 負載不大的擺動運動 機械手、回轉工作臺、轉位夾具等 油泵 齒輪式 負載力矩不大、速度平穩(wěn)性要求不高、工作環(huán)境差（噪聲限限制不嚴而塵埃多） 鉆床、攻絲、風扇驅動。對體積受限制時選擺線齒輪式 葉片式 負載力矩不大、噪聲要求較小的場合 磨床回轉工作臺、機床操縱機構 柱塞式 負載力矩較大，有變速和變力矩要求，低速平穩(wěn)性要求較高的場合 起重機、鉸車、鏟車、內燃機車、數控機床等 低速大扭矩型 負載力矩大、

35、轉速低、平穩(wěn)性高的場合 挖掘機、拖拉機、起重機等 擺動型 往復擺動角＜360。的運動。比齒條活塞式油缸的體積要小 石油機械、機械手、料斗等 通過上面表格的比較與分析，自卸車選用活塞式液壓缸。 液壓泵選擇是齒輪式。 4.2.2. 確定壓力控制方式 節(jié)流調速定量泵供油系統(tǒng)中，泵源的壓力均用溢流閥（與泵源主油路并聯）進行恒壓力控制。 濾油器放置在液壓油流出油箱和流入油箱處，以保證進出油箱的液壓油純凈，延長元器件的使用壽命、保證液壓元件工作性能可靠。 單向閥又稱止回閥，它的作用是式油流只能沿一個方向通過，而不能反向流動。常被放在液壓泵的出油口處，可防止系統(tǒng)壓力突然升高時損壞液壓泵。另

36、外拆卸泵時系統(tǒng)中的油不會流失。單向閥還可做保壓閥的作用，對開啟壓力大的單向閥，還可做背壓閥用。 容積調速或變量泵與節(jié)流閥聯合調速系統(tǒng)中，為了防止過載，常采用安全閥限壓保護。根據要求設定溢流閥的壓力上限為20MP. 4.2.3.確定順序動作控制的方式 操作換向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作式三種。 機械操縱式的可靠性好，通用性強，維修方便。但它的桿件較多，布置復雜。對于可翻轉式駕駛室不宜采用這種操作方式。 液壓伺服式依靠手動閥建立起來的油壓來關閉或打開舉升液壓換向閥，實現車廂的舉升和下降。該閥通過切斷動力實現停止工作。它便于遠程控制，操作可靠。但反應較慢。 氣

37、動操作式依靠汽車氣筒的壓縮空氣，通過控制氣閥操縱氣閥液壓換向閥，控制油路方向實現車廂舉升、下降和中停。該系統(tǒng)操縱簡便，功能齊全，結構較先進，用于中、重型自卸車比較合適。它的缺點是氣動轉化成液壓需要兩套管路。 由于自卸車操作不頻繁，動作順序隨機的，屬于工程作業(yè)，常采用手動多路換向閥控制。如果操縱力較大，可用手動伺服控制。根據自卸車的特點，該自卸車選用手動液壓伺服式控制。 當液壓缸快到達極限位置時，可以進行行程控制：靠運動部件移動到預定位置（行程）時，發(fā)出控制信號，使液壓元件動作，從而實現液壓缸停止運動。所以選擇限位閥。 4.2.4. 分流集流閥同步回路 由于該自卸車是采用雙缸舉升，為了保

38、證在舉升過程中兩個液壓缸舉升同步，選用分流集流閥同步回路。 4.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 圖4 舉升機構液壓系統(tǒng)原理圖 圖4 是自卸車的液壓伺服式液壓系統(tǒng)，由三部分組成：動力部分和執(zhí)行部分（舉升液壓缸）。動力部分主要有液壓泵以及連接兩者的傳動機構。操縱部分用來控制舉升液壓缸實現車廂傾翻，它具有舉升、保持和下降三個動作，工作原理如下： 4.3.1舉升 手動閥2的手柄在旋出位置，換向閥1在常開狀態(tài)，限位閥11在常閉狀態(tài)，舉升缸呈收縮狀態(tài)。當自卸車傾斜貨物時，先驅動液壓泵9，這時液壓泵的壓力油經單向閥3、四通閥10、換向閥1、三通閥12，流回油箱4，車廂不動，為液壓泵空轉啟動。再

39、將手動柄向里旋進，則排出壓力油去推動換向閥1的閥芯，將進出油口隔斷，使其由常開狀態(tài)變?yōu)槌ｉ]狀態(tài)，這時液壓泵輸出的壓力油經單向閥3，四通閥10，集流閥7，進入液壓缸6，將車廂頂起，傾斜貨物。在舉升過程中若系統(tǒng)壓力超過一定值，安全閥13則被打開，溢流，使液壓系統(tǒng)壓力保持在調節(jié)壓力以下。當車廂傾斜到極限位置時，舉升缸觸動限位閥11的閥桿，使限位閥由常閉狀態(tài)變成常開狀態(tài)，液壓泵的輸出地壓力油經四通閥10，限位閥11，三通閥12流回油箱4，車廂保持在極限傾斜位置。 4.3.2下降 當貨物卸完，車廂需下降時，先關閉液壓泵9，再將手動閥2的手柄向外旋出，換向閥的控制油泄回手動閥，舉升缸在車廂重力作用

40、下將油液壓出，打開換向閥，使其由常閉狀態(tài)變成常開狀態(tài)，舉升缸內的油液經四通閥10、換向閥1、三通閥12流回油箱4，車廂回位。 4.3.3保持 若需將車廂舉升至某一位置，只要使手動閥2的手柄仍在旋進位置，停止泵工作，車廂即可保持在任意位置。 五．液壓傳動系統(tǒng)設計計算 5.1 載荷的組成及其計算 舉升機構主要的受力載荷是作用在液壓缸上，根據工況分析結果得出：油缸的推力矩應克服料斗和礦石總重的重力力矩.S是鉸接點到重心的垂直距離。r是從交接點到液壓缸的垂直距離。料斗與礦石總重為T=245kN,S≈1.8m,r≈2.4m,則F≈1.85N. 在計算雙缸后置直

41、推式舉升機構時，只需令 ； （5-1） 式中— 計算的單缸舉升力； F— 實際的舉升力； K— 修正系數，K=0.55~0.65；取K=0.6; 通過計算得出=1.110. 5.2 初選系統(tǒng)工作壓力 壓力的選擇要根據載荷的大小和設備的類型而定，具體可以參考表5-1和5-2. 載荷／KN ＜5 5~10 10~20 20~30 30~50 ＞50 工作壓力／MP 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表5-1 機械類型 機床 農業(yè)機械 建筑機械 液壓機

42、重型機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力／MP 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 表5-2 對于25噸自卸車而言，選擇的工作壓力應該較大，但是過大的工作壓力會對密封和材料的要求過高，所以，綜合考慮，選擇液壓缸的工作壓力為20MP. 5.3 液壓缸的設計計算和液壓泵的選型 5.3.1初選液壓缸內徑和液壓桿外徑 活塞桿的材料為35、45鋼；活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為229~285HB，必要時再經高頻淬火，硬度達45~55HRC. 根據公式最大舉升力 ； （5-2）

43、 式中η— 液壓系統(tǒng)的效率，通常取η=0.8； D— 舉升液壓缸活塞直徑（㎜）. 所以得出，活塞的最小直徑應為： ； （5-3） 將F=1.110，p=20MP，η=0.8，帶入得：D≥94㎜，根據GB/T2348——1993，可選擇的活塞外徑為100㎜.活塞桿的外徑可根據表5—3選擇。 v/v 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 表5—3 按速比要求確定d/D 根據速比要求，確定d/D≈0.55,取 d/D=0.56，故得液壓缸

44、桿徑為56㎜。 5.3.2確定液壓缸的行程 液壓缸行程的確定和舉升角有關，而舉升角必須大于所裝貨物的安息角。常見貨物的安息角如表5—4： 表5—4 根據上表可初選自卸車的舉升角≥50. 圖五 自卸車舉升機構示意圖 通過上面舉升機構示意圖，我們可算出液壓缸行程L應大于1638㎜.所以根據GB/T2349—1980，可以選用行程為1800㎜的液壓缸。 5.3.3校核液壓缸桿徑 由于活塞桿的直徑d與活塞桿長度l之比大于10時，應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。 由于活塞桿為實心桿，所以活塞桿直徑可以簡化為： ； （5-4） 式中

45、 =1.110N; 2.31m; =1； 經過計算得：d≥49㎜. 取液壓桿的直徑為56㎜. 5.3.4液壓泵的選型 液壓泵的最大工作液壓為： ； （5-5） 式中F=1.110；η=0.8；計算得P=17.5MP, 為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選液壓泵的額定壓力一般比最大工作壓力大25%～60%，所以所選液壓缸的額定工作壓力可為23MP. 可選擇P系列型高壓齒輪泵。其額定壓力為23MP，最高壓力為28MP，工作轉速為2400r/min. 液壓缸工作容積△V為 ；

46、 （5-6） 式中 L— 液壓缸行程（m）； D— 液壓缸的內徑(m)； 計算得出：△V=14130ml. 液壓泵額定流量Q（ml/s）應滿足下式要求 ； （5-7） 式中 t— 舉升工作時間（s）； — 液壓系統(tǒng)容積效率，=0.80～0.85,取為0.8。 根據要求舉升機構一般至多在18s時間內將車廂傾斜到的位置。 故計算得出：Q≥980ml/s. 液壓泵排量由下式確定： ； （5-8） 式中 — 液壓泵額定轉速（r/min）.選擇額定轉速

47、為2400r/min的。 算出q≥49ml/r. 查閱機械設計手冊—液壓傳動與控制，選取型號為P3100-F55型液壓泵。 5.3.5液壓缸的輸出速度 單桿活塞式液壓缸外伸時的速度： ； （5-9） 式中 — 活塞的外伸速度（m/min）； — 進入液壓缸的流量（/s）,==m/s； — 活塞的作用面積（）； ； （5-10） D— 活塞的直徑（m）；經過計算得出=8.4m/min； 5.3.6液壓缸結構參數

48、計算和材質的確定 Ⅰ.液壓缸缸體的材質選擇45鋼，調質的241~285HB。缸體的缸筒壁的厚度： ； （5-11） 式中 液壓缸缸筒的厚度（m）;鍛鋼[]=100MP~120MP取為120MP； —試驗壓力（MP），工作壓力p≤16MP時，=1.5；工作壓力p≥16MP時，=1.25； D—液壓缸內徑（m）； 液壓缸厚度；取工程機械用液壓缸外徑系列為127㎜. Ⅱ.缸頭 選擇螺釘連接法蘭，缸頭的材料可選用45鋼?？梢苑抡誄JYG05010液壓缸下蓋的設計。 Ⅲ.油管類型的選擇和合尺寸的確定 為了保證液壓

49、管道在高壓，惡劣環(huán)境下工作，我選用鋼絲編織膠管。 管子內徑d（單位：mm），按流速選取 ； （5-12） 式中 — 液壓流量（/s）； — 流速，對于高壓力的可取5m/s； 計算得出d≥17ml,取膠管內徑19㎜,膠管外徑31㎜. Ⅳ.液壓缸油口直徑的計算 液壓缸油口直徑應根據活塞最高運動速度和油口最高液流速度而定 ； （5-13） 式中 — 液壓缸油口直徑（m）； D— 液壓缸內徑（m）； — 液壓缸最大的輸出速度（m/min）； — 油

50、口液流速度（m/s）. 經過計算得出：=19㎜.所以可以取為20㎜. Ⅴ.活塞 液壓缸活塞的常用材料為耐磨鑄鐵、灰鑄鐵、鋼及鋁合金等。我選擇45號鋼。具體技術要求見圖紙。活塞的寬度： ； （5-14） 式中D— 液壓缸內徑，計算得出B≥60㎜，取為80㎜. 5.3.7液壓缸連接計算 Ⅰ.液壓缸體與缸蓋之間采用螺釘聯接 ； （5-15） 式中 D— 液壓缸的內徑（m）； P— 液壓缸的最大工作壓強； F— 液壓缸的缸體與缸蓋

51、的壓力。 計算得出：F=1.37. 螺紋處的拉應力為： ； (5-16) 螺紋處的切應力為： ； (5-17) 合成應力為 ； (5-18) 式中 — 螺紋處的拉應力（Pa）； K— 螺紋擰緊系數，動載時，取K2.5～4； — 螺紋內摩擦系數，一般取=0.12； — 螺紋外徑（m）； — 螺紋內徑（m）,當采用普通螺紋時： ；

52、 (5-19) t— 螺紋螺距（m）； D— 液壓缸內徑（m）； — 螺紋處的切應力（Pa）； []— 螺紋材料的許用應力（Pa）； ； (5-20) 螺紋材料的屈服點（Pa）； n— 安全系數，n=1.5～2.5； — 合成應力（Pa）； F— 缸體螺絲處所受的拉力（N）； 經過計算，法蘭聯接當選用M16的內六角螺釘時，其強度可選用10.9級。選用GB/T70-1985。分別為M16*70和M16*80兩種型號各六個。有桿腔桿腔可選用

53、螺釘GB70-85，六個螺釘M10*25. Ⅱ.活塞與活塞桿的鏈接計算 活塞與活塞桿采用螺紋聯接時，活塞桿的危險截面處的拉應力為： ； (5-21) 切應力為 ； (5-22) 合成應力為 ； (5-23) 式中 F— 液壓缸輸出拉力（N） ； (5-24) d — 活塞桿直徑（m）； []— 活塞桿材料的許用應力（Pa） []=； 其它符號同式

54、5-18。 經過計算當取最小截面的直徑為42㎜時，滿足要求。 Ⅲ.耳環(huán)的鏈接計算 耳環(huán)的寬度為 ； （5-25） 式中 d— 銷軸直徑（m）； EW— 耳環(huán)寬度 []— 耳環(huán)材料的許用應力（Pa），通常取[]=(10.2～0.25)； — 耳環(huán)材料的抗拉強度（Pa）. 耳環(huán)的其它有關尺寸，按照不同情況，推薦按表5-5選取 參數 EW MS L 6.3＜p＜16MP 16＜p＜31.5MP 無襯套 帶襯套 帶球鉸 1.2d 尺寸值 1.2d 1

55、.4d d 1.2d 1.4d 表5-5 其具體尺寸見圖六： 圖 六 經過計算當CX=50㎜,MS=66㎜,L=60㎜，EP=40㎜.符合要求。 5.3.8 確定油箱容量 油箱的主要作用是儲油和散熱，因此必須有足夠的散熱面積和儲油量。整個液壓系統(tǒng)的能量損失，包括壓力損失、流量損失和機械損失，均轉化為熱能，使油溫升高，使油氧化變質，影響系統(tǒng)正常工作，故對油溫有一定允許范圍。要保證這一點，最主要的是合理擬定液壓系統(tǒng)，提高系統(tǒng)的效率，減少系統(tǒng)的發(fā)熱。其次要保證油箱有一定的散熱面積，也就是保證油箱有一定的容量。初始設計，先按經驗公式確定油箱的容量，油箱的經驗公式為： ；

56、 （5-26） 式中 — 液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（）；=1.3210ml. a — 經驗系數，見下表5-6，可以取a=5； 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 a 1～2 2～4 5～7 6～12 10 表5-6 經過計算得出V=6.610ml.根據油箱容量系列（JB/T7938—1999），可以初取為800L. 由于舉升機構舉升一次以后要相隔相當一段時間經行二次舉升，所以，油箱滿足其散熱要求。 六.液壓系統(tǒng)控制閥的選型 液

57、壓傳動系統(tǒng)中，選擇合適的液壓閥，是使系統(tǒng)設計合理，性能優(yōu)良，安裝簡便，維修容易，并保證該系統(tǒng)正常工作的重要條件。除按系統(tǒng)功能需要選擇各種類型的液壓控制閥以外，還需考慮額定壓力、通過流量、安裝形式、動作方式、性能特點等因素。 6.1液壓閥額定壓力的選擇 可根據系統(tǒng)設計的工作壓力選擇相應壓力級的液壓閥，并應使系統(tǒng)工作壓力適當低于產品標明的額定壓力值。高壓系列的液壓閥，一般都能適用于該額定壓力以下的所有工作壓力范圍。系統(tǒng)實際工作壓力，如果稍高于液壓閥所標明的額定液壓值，一般來說，在短時期內也是允許的。但如果長時期處在這種狀態(tài)下工作，將會影響產品的正常壽命，也將影響某些性能指標。 一個液壓系

58、統(tǒng)各部分回路通過的流量不可能都是相同的。因此，不能單純根據液壓泵的額定輸出流量來選擇閥的流量參數，而應該考慮到液壓系統(tǒng)在所有設計工作狀態(tài)下各部分閥可能通過的最大流量。 6.2.液壓閥控制方式的選擇 有手動控制、機械控制、液壓控制或電氣控制等多種類型，可根據系統(tǒng)的操縱需要和電氣系統(tǒng)的配置能力進行選擇。如小型的和不常用的系統(tǒng)，工作壓力的調整，可直接靠人工調節(jié)溢流閥經行；如果溢流閥的安裝位置離操作位置較遠，直接調節(jié)不方便，則可加裝遠程調壓閥，以進行遠距離的控制；如果液壓閥的啟動頻繁，則可選擇電磁溢流閥，以便采用電氣控制，還可選擇初始或中間位置能使液壓泵卸荷的換向閥。 在許多的場合下，采用電

59、磁換向閥，容易與電氣系統(tǒng)組合，以提高系統(tǒng)的自動化程度。而某些場合，為簡化電氣控制系統(tǒng)，并使操作簡便，則容易選用手動換向閥。 6.3確定液壓閥的型號 手動閥2是一個液壓伺服式手動換向閥，二位二通型，壓力位7MP.可選用型號為DMG-01-2D. 對于圖四中的單向閥3，可以用S型直通單向閥，液壓油可用礦物油，型號為S20A1O/A. 對于濾油閥5，過濾精度應滿足液壓系統(tǒng)或元件所需清潔度要求。選過濾器的通油能力時，一般應大于實際通過流量的兩倍以上。又由于油泵的額定壓力為20MP，所以應選用高壓系列，可選用化纖式過濾器，板式聯接，型號是QU-H400B. 分流集流閥7又稱同步伐，FJ

60、L型分流-集流閥按固定比例自動分配或集中兩股油流，使執(zhí)行元件雙向同步運行。這種閥安裝時應盡量保持閥芯軸線在水平位置，否則會影響同步精度，不許閥芯軸線垂直安裝。當使用流量大于閥的公稱流量時，流經閥的能量損失增大，但速度同步精度有所提高，若低于公稱流量則流量損失減小，但速度同步精度降低。型號為FJL-B20H. 方向控制閥控制油流的通、切斷或改變油流的方向，以控制執(zhí)行機構的運動的方向。電液換向閥8用于控制液流的通斷和流動方向。WEH型電液換向閥可為WEH16HE50/O6EG24N.四通閥10.二位二通外反饋型方向控制閥11.三通閥12. 溢流閥13是先導式卸荷溢流閥，可選擇DA型。壓力調節(jié)為

61、20MP.型號為DAW10A13020G24NZ4. 二位二通閥14是受手動液壓閥2控制的換向閥， 致 謝 經過幾個月的努力，畢業(yè)設計終于完成了。在這個過程中我對所學知識有了更深的了解，學到了很多有價值東西，能達到這樣的效果是所有曾經指導過我的老師，幫助過我的同學，一直支持著我的家人對我的教誨、幫助和鼓勵的結果。我要在這里對他們表示深深的謝意！ 首先，要特別感謝我的指導老師——趙老師。趙老師淵博的專業(yè)知識，嚴謹的治學態(tài)度，樸實無華、平易近人的人格魅力對我影響深遠。使我對完成畢業(yè)設計有了很大的興趣，同時明白許多待人接物與為人處世的道理。

62、 其次，要感謝輕工與農業(yè)工程學院所有曾經為我們機械設計制造及其自動化專業(yè)的老師，老師們教會我的不僅僅是專業(yè)知識，更多的是對待學習、對待生活的態(tài)度。 第三，感謝我的父母親，你們是我力量的源泉，只要有你們，不管面對什么樣的困難，我都不會害怕，謝謝你們對我的支持與鼓勵！ 再次，感謝我的室友及班級好友，因為有你們的幫助，我的課程設計得以順利完成。我們之間相互探討，相互激勵，使我總能攻克困難。在我不開心的時候，你們總會安慰我，我開心的時候總能有你們陪伴，我不會忘記，謝謝你們！ 最后對老師，同學和家人再次致以我最衷心的感謝！教導過我的老師，你們的人格魅力永記我心間。身邊的

63、同學和朋友，有你們，我的大學才算完整。寢室的密友，你們的天賦猶如上天恩賜，有了你們我的生活更加精彩。 參考文獻 [1] 高秀華，王云超．金屬結構．北京：化學工業(yè)出版社，2006.4 [2] 王國彪．國外礦用汽車的現狀與發(fā)展——鉸接式自卸汽車．礦山機械，2000，28. [3] 吳融華.鉸接式自卸汽車的結構與性能特點.商用汽車.2003(6) [4] 劉晉霞等.鉸接式自卸車與剛性自卸車的比較.礦山機械，2003，9 [5] 張啟君編．KJ350型鉸接式自卸車.建筑機械化，2003（7） [6] 油磊. 自卸車舉升系統(tǒng)的設計. 裝備制造技術. 2009/05

64、 [7] 宋喜秀.自卸車液壓舉升系統(tǒng)控制方式的比較與應用. 重型汽車. 2009/02 [8] 楊務滋.礦用自卸車舉升液壓系統(tǒng)的動力學建模與仿真. 現代制造工程. 2009/03 [9]機械設計編委會 .機械設計手冊單行本—液壓傳動與控制.機械工業(yè)出版社.2007/02.09/20 11:46 102機體齒飛面孔雙臥多軸組合機床及CAD設計 09/08 20:02 3kN微型裝載機設計 09/20 15:09 45T旋挖鉆機變幅機構液壓缸設計 08/30 15:32 5噸卷揚機設計 10/30 17:12 C620軸撥桿

65、的工藝規(guī)程及鉆2-Φ16孔的鉆床夾具設計 09/21 13:39 CA6140車床撥叉零件的機械加工工藝規(guī)程及夾具設計831003 08/30 15:37 CPU風扇后蓋的注塑模具設計 09/20 16:19 GDC956160工業(yè)對輥成型機設計 08/30 15:45 LS型螺旋輸送機的設計 10/07 23:43 LS型螺旋輸送機設計 09/20 16:23 P-90B型耙斗式裝載機設計 09/08 20:17 PE10自行車無級變速器設計 10/07 09:23 話機機座下殼模具

66、的設計與制造 09/08 20:20 T108噸自卸車拐軸的斷裂原因分析及優(yōu)化設計 09/21 13:39 X-Y型數控銑床工作臺的設計 09/08 20:25 YD5141SYZ后壓縮式垃圾車的上裝箱體設計 10/07 09:20 ZH1115W柴油機氣缸體三面粗鏜組合機床總體及左主軸箱設計 09/21 15:34 ZXT-06型多臂機凸輪軸加工工藝及工裝設計 10/30 16:04 三孔連桿零件的工藝規(guī)程及鉆Φ35H6孔的夾具設計 08/30 17:57 三層貨運電梯曳引機及傳動系統(tǒng)設計 10/29 14:08 上蓋的工工藝規(guī)程及鉆6-Ф4.5孔的夾具設計 10/04 13:45 五噸單頭液壓放料機的設計 10/04 13:44 五噸單頭液壓放料機設計 09/09 23:40 儀表外殼塑料模設計 09/08 20:57 傳動蓋沖壓工藝制定及沖孔模具設計 09/08 21: