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1、T式腹舉自卸車舉升機構的設計作者：張忠榮 簡中強 張永祥 黃建根文章來源：貴州航天凱山特種車改裝有限公司 萬向集團發(fā)布時間：05-30新浪微博QQ空間人人網開心網更多圖1 T式腹舉自卸車舉升機構示意作為低噸位自卸車領域中應用最為廣泛的T式腹舉自卸車，舉升機構是其設計的關鍵。采用專業(yè)“舉升機構分析系統(tǒng)”軟件對舉升系統(tǒng)的四連桿機構進行計算，并根據計算結果建立三維數字模型，同時用有限元分析軟件對設計機構進行分析，可確保舉升機構設計可行且強度滿足要求。自卸車按舉升方式可分為腹舉式、前舉式和側舉式。T式腹舉自卸車是腹舉式的一種，其主要特點在于采用油缸前推式三角放大機構實現對貨廂的自卸。相比較而言，腹舉式
2、具有結構緊湊，成本較低，且相同底盤下貨廂設計裝載量更大等優(yōu)勢，故腹舉自卸車在440 t低噸位自卸車領域得到廣泛應用。T式腹舉自卸車如圖1所示，舉升機構主要由三角臂、拉臂和舉升油缸等組成，與貨廂、副車架及液壓系統(tǒng)組成舉升系統(tǒng)。舉升機構是T式腹舉自卸車設計的關鍵。圖2 舉升機構分析圖舉升機構理論分析進行T式腹舉自卸車舉升機構設計，必須確定載荷。首先應對舉升質量處于任意舉升角度時的油缸推力和各構件的受載情況進行分析計算，然后對計算結果進行比較，取最大值作為各構件強度計算的依據。圖3 舉升機構O點坐標系圖（單位：mm）對在任意舉升角度時進行分析計算，求得任意舉升角的油缸推力FEC和拉桿內力FBB。理論
3、分析過程中，我們設定舉升機構的舉升質量為30 t，最大舉升角52，根據車廂的結構尺寸作機構簡圖，如圖2所示。具體求解步驟如下：1.求舉升角為時A、G、B和C點的位置坐標建立坐標系，原點選在車架與副車架的鉸接點O。先求三角臂與車廂鉸接點A和舉升質量質心G的坐標。圖4 載荷為40t時，舉升機構主要技術參數設置由下式可得A點坐標：由下式可得G點坐標：由下式可得B點坐標：由下式可得C點坐標：2.求直線BD和CE長度整理得整理得3.求BD和CF 交點F的坐標由式（7）、（8）求解，可解得F點坐標（XF，YF），求點O至直線FA的距離DOFA4.取車廂為獨立體，由5.求B點到CE的距離DBCE，B點到FA
4、的距離DBFA6.求任意舉升角的油缸推力FCE取三角臂A、B、C為獨立體，得根據不同的舉升角度，即可求出相應的FCE值，作為設計校核的依據進行結構設計。圖5 載荷為40t時，舉升機構主要技術參數計算結果舉升機構軟件計算分析采用自卸車計算分析軟件進行分析計算，分析計算步驟如下：1.四連桿機構布置T式腹舉自卸車舉升系統(tǒng)的關鍵技術是確定四連桿機構相互位置關系，根據專用汽車設計對T式腹舉自卸舉升機構設計原理，結合底盤型號為CQ3253TMG324TLT52A型的T式腹舉自卸車進行結構分析。圖6 載荷為30t時，舉升機構分析系統(tǒng)參數設置（1）根據該型號底盤結構，將O點建立在底盤距離后橋中心1 320 m
5、m，距車架上表面138 mm位置設置O點坐標，以O點坐標建立坐標系，如圖3所示。（2）三角臂A、B、C點的位置關系到油缸推力、拉臂及底板骨架上鉸點、三角臂在車廂底板與底盤間安裝空間大小以及各機構受力情況，根據專用汽車中T式自卸舉升機構設計原理以及目前市場大量使用的三角臂總成結構尺寸情況，設定三角臂A、B、C點的位置尺寸關系為：AB=1098mm，BC=866mm，AC=317mm。圖7 載荷為30t時，舉升機構主要技術參數計算結果（3）根據結構空間要求，結合原設計技術狀態(tài)，優(yōu)化分析O2、O3及B點的坐標布置，最終選取O2（2 185mm，161mm）、O3（2405mm，-30mm）、B（28
6、25mm，200mm）。（4）根據上述各點的確定，通過作圖法可求得拉桿AO2長度L=1739mm。圖8 三維建模狀態(tài)2.舉升機構軟件計算根據上述各點設置情況，采用“自卸車舉升機構分析系統(tǒng)”進行分析計算，將上述各參數輸進分析系統(tǒng)中設定位置。按計算載荷為40t，油缸直徑220mm，拉桿長度1739mm進行機構計算，計算結果見圖4、圖5。在數據代入計算過程中，系統(tǒng)提示“最高油壓超過16 MPa、油缸行程太大”。此結果表明，代入參數不符合設計要求，需要進行參數調整。本文為便于闡述利用分析軟件進行參數化設計，故只調整載荷計算。將載荷為30 t，油缸直徑220 mm，拉桿長度1 739 mm，代入分析系統(tǒng)
7、進行計算，計算結果見圖6、圖7，則不再有不符合設計要求的信息提示，優(yōu)化結果滿足要求。根據此分析系統(tǒng)，計算結果可生成油壓特性曲線圖、拉桿受力曲線圖、液壓缸受力曲線圖、C點與車廂底板距離曲線圖、有效舉升力曲線圖、有效舉升力曲線圖及車廂支座受力曲線圖等參數曲線，此文不予表述。圖9 拉桿受力分析狀態(tài)四連桿機構布置三維建模根據四連桿機構布置情況，結合舉升機構計算數據，對四連桿機構及自卸車相關機構進行三維建模設計，以驗證機構布置的合理性、機構運動的協(xié)調性及機構是否存在干涉情況。若在驗證過程中發(fā)現問題，應及時調整設計參數，并經分析系統(tǒng)驗證可行。具體建模過程為：根據計算結果以A、B、C三點位置關系設計三角臂結
8、構，建立三角臂的三維模型；根據A和O2點位置關系設計拉臂結構，建立拉臂的三維模型；根據O3、O2和O點的位置關系確定舉升油缸、拉臂和后翻轉座的位置。按以上數據建立的貨廂及舉升機構數字模型見圖8。圖10 三角臂受力分析狀態(tài)關鍵部件有限元分析根據建立的數字模型，采用三維軟件自帶的有限元分析軟件分別對拉桿、三角臂及支座等關鍵受力部件進行計算分析，以驗證設計機構的強度及可靠性。按照上述結構設計，計算出拉桿上油缸最大力F1=80t，三角臂上油缸最大推力F2=60t，底板支座最大力F3=50t。按此進行計算分析，計算結果分別如圖9、圖10及圖11所示。圖11 底板支座受力分析狀態(tài)從計算結果可以看出：拉桿最
9、大應力max=490 MPa，最大應力是模型尖角處產生的應力集中。我們可不考慮尖角處的應力集中，則從分析結果可以看出，主要應力在150200 MPa之間。拉桿材料選用Q345鋼，其s=345 MPa，則拉桿的安全系數約為n=1.72.3，強度滿足要求。三角臂的最大應力為max=220MPa，忽略尖角應力集中，主要應力在66110MPa之間。三角臂材料選用Q235A，其s=235MPa，則拉桿的安全系數約為n=2.13.5，強度滿足要求。底板支座的最大應力為max=310MPa，忽略尖角應力集中，主要應力在90120MPa之間。拉桿材料選用Q235A，其s=235MPa，則拉桿的安全系數約為n=2.13.5，強度滿足要求。結語在T式腹舉自卸車設計過程中，采用人機互換的形式，利用專業(yè)自卸車舉升機構分析系統(tǒng)，能夠比較直觀地對自卸車舉升機構進行參數化及優(yōu)化設計，并可靈活改善機構的受力狀況。通過此分析系統(tǒng)輔助，可減少大量的計算工作，縮短設計開發(fā)周期。在利用專業(yè)分析系統(tǒng)軟件的同時，利用優(yōu)化結果，通過三維軟件建立舉升機構三維模型，驗證了機構布置的合理性、機構運動的協(xié)調性及干涉情況，并利用三維軟件自帶的有限元分析軟件對關鍵部件進行計算分析，保證了設計機構的安全性、可靠性，為精益設計及產品試制奠定了堅實的基礎。
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