高位自卸車機構設計

高位自卸車機構設計,高位,卸車,機構,設計 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 哈爾濱工業(yè)大學 華德應用技術學院 畢業(yè)設計(論文) 高位自卸車機構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 本文首先對自卸車的設計特點以及國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀做了相關的概述。接著，從車廂的設計、舉升機構的設計等方面進行了紅巖自卸車的總體設計。本文通過對幾種常見的舉升機構進行逐一分析與比較，然后選擇其中一種方案作為高位自卸車的設計最終方案，然后根據(jù)這種方案進行分析與計算得出結論。最后進行了校核與驗證，得出設計結果的正確性和合理性。 關鍵字：自卸汽車，總體布置設計，舉升機構 Abstract This paper firstly truck design features as well as the domestic and foreign development status of related. Then, from the compartment, the design of lifting mechanism of the design aspects of the overall design of Hongyan dumper. Based on several common lifting mechanism to analyze and compare, then choose one as high dump truck design final plan, then according to the schemes are analyzed and calculated. Finally carried on the verification and validation of the results obtained, the correctness and rationality of the design. Key Words: Dump truck, general layout design, lifting mechanism 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1課題研究的目的 1 1.2自卸車概述 1 1.3 本課題的研究內(nèi)容 2 第2章 課題總體設計 3 2.1總體布置原則 3 2.2 車廂的設計 4 2.2.1 自卸汽車車廂的結構形式 4 2.2.2 車廂的設計規(guī)范及尺寸確定 5 2.3 舉升機構的設計 6 2.3.1 舉升機構形式的選擇 6 2.3.2 直接推動式舉升機構 6 2.3.3 連桿組合式舉升機構 7 2.4 高位自卸車的兩種機構形式 9 2.5 高位自卸車機構中三種液壓缸布置方式的分析比較 10 2.5.1問題的提出 10 2.5.2三種方案的分析和比較 10 2.6 總體方案確定及總體設計 12 第3章 主要部分分析計算 13 3.1 實例分析 13 3.1.1高位自卸車的結構簡化 13 3.1.2機構受力分析 14 3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定 17 3.3 強度校核 19 3.3.1 剪叉臂的強度校核 19 3.3.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 22 3.4 軸的強度校核 24 3.4.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核 25 3.4.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 25 3.4.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 25 總結 26 參考文獻 27 致 謝 28 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 第1章 緒論 1.1課題研究的目的 裝載車廂能自動傾翻一定角度卸料，大大節(jié)省卸料時間和勞動力，縮短運輸周期，提高生產(chǎn)效率，降低運輸成本，是常用的運輸專業(yè)車輛。隨著我國經(jīng)濟的不斷發(fā)展，尤其是自2001年11月10日起，中國正式成為WTO成員國，國內(nèi)市場逐漸開放。同時，我國亦確立了以擴大內(nèi)需為主的經(jīng)濟政策，實施西部大開發(fā)戰(zhàn)略，加大對基建項目的投資力度，農(nóng)林牧漁、采礦、水利、軍工、環(huán)保、商業(yè)運輸、交通、通訊、金融、機場、電力、城市建設和石油開采等行業(yè)均快速發(fā)展，使各種類型的專用車需求量大增。在廣大城鄉(xiāng)的沙場、礦山、工地及一般的土木工程等的運輸作業(yè)中，輕型農(nóng)用自卸車以其靈活機動、價格低廉的優(yōu)點得到了廣泛的應用。舉升機構是輕型農(nóng)用自卸車卸料作業(yè)的關鍵部件，它直接影響著輕型農(nóng)用自卸車的整車性能和舉升性能，是自卸車設計時首先需要解決的問題。液動舉升機構是工程自卸車常用的一種舉升機構，它實際上是一種演化形式的四連桿機構，通過外力（液壓舉升油缸施加）作用實現(xiàn)四連桿運動，從而實現(xiàn)將貨物傾卸的目的。 1.2自卸車概述 自卸汽車是利用本車發(fā)動機動力驅(qū)動液壓舉升機構，將其車廂傾斜一定角度卸貨，并依靠車廂自重使其復位的專用汽車。 自卸汽車按其用途可分為兩大類：一類屬非公路運輸用的重型和超重型(裝載質(zhì)量在20t以上)自卸汽車。主要承擔大型礦山、水利工地等運輸任務，通常是與挖掘機配套使用。這類汽車也稱為礦用自卸汽車。它的長度、寬度、高度以及軸荷等不受公路法規(guī)的限制，但它只能在礦山、工地上使用。另一類用于公路運輸用的輕、中、重型(裝載質(zhì)量在2～20 t)普通自卸汽車。它主要承擔砂石、泥土、煤炭等松散貨物運輸，通常是與裝載機配套使用。 某些自卸汽車是針對專門用途設計的，故又稱專用自卸汽車。如：擺臂式自裝卸汽車、自裝卸垃圾汽車等。圖1-1為普通自卸汽車的結構組成。 普通自卸汽車技裝載質(zhì)量分為：輕型自卸汽車、中型自卸汽車和重型自卸汽車；按運載貨物傾卸方向分為：后傾式、側傾式、三面傾式和底卸式自卸汽車；按車廂欄板結構分為：欄板一面開啟式、欄板三面開啟式和簸箕式(即無后欄板)自卸汽車。 隨著國內(nèi)基礎設施建設需要不斷增加，自卸車產(chǎn)量近年來一直保持較高產(chǎn)銷量，在專用車綜合產(chǎn)量中保持第一位置，但在種類、型式、材料運用方面與國外還有一定的差距。自卸汽車繼續(xù)快速增長，銷量超過載貨汽車上升到第一位。主要原因是固定資產(chǎn)投資強勁增長，巨大的投資規(guī)模奠定了自卸車市場需求基礎；自卸汽車品種增加，不僅適應和滿足施工需求，同時向運輸市場發(fā)展；牽引汽車保持較快發(fā)展，已成為長距離公路運輸?shù)闹髁囆汀? 圖1-1 普通自卸汽車結構組成 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；3-安全撐桿；8-郵箱；9-油泵；10-傳動軸；11-取力器 1.3 本課題的研究內(nèi)容 本設計主要研究的內(nèi)容有：車廂高位舉升機構的設計計算、車廂傾卸機構的設計計算、液壓傳動裝置選型，后進行車輛的總體布置和性能分析，并用總布置草圖表達主要底盤部件的改動和重要工作裝置的布置；最后通過正確的計算，完成部部件設計選型，達到工藝合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的設計要求，并附之以總裝配圖，清楚表達設計。 第2章 課題總體設計 2.1總體布置原則 在進行總體布置時應按照以下原則： 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(diào)整等。但改變的原則是不影響整車性能。 應滿足專用工作裝置性能的要求，使專用功能得到充分發(fā)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水泥流態(tài)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?，為了降低這一指標，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(zhì)心提高，減少了側傾穩(wěn)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。 圖2-1 斜臥式粉罐汽車總體布置 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；3-二次噴嘴閥；8-壓力表；9-卸料口；10-調(diào)速器操縱桿；11-卸料軟管；12-進氣管道 1) 裝載質(zhì)量、軸載質(zhì)量分配等參數(shù)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(shù)其中最主要涉及的是裝載質(zhì)量的確定和軸載質(zhì)量的分配進行估算和校核，這些參數(shù)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。 2) 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(zhuǎn)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(tài)比較 應盡量減少專用汽車的整車整備質(zhì)量，提高裝載質(zhì)量 由于專用汽車工作裝置的增加，使得專用汽車的整備質(zhì)量比同類底盤的普通貨車要增加。據(jù)統(tǒng)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(zhì)量，充分利用底盤的裝載質(zhì)量，增大質(zhì)量利用系數(shù)，是專用汽車改裝設計過程個要追求的主要指標之一。 應符合有關法規(guī)的要求 例如對整車的長、寬、高、后懸等尺寸在相關法規(guī)中部有明確的規(guī)定，一定不能超出標準的要求。 專用汽車總體布置的任務是正確選定整車參數(shù)，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(xié)調(diào)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。 2.2 車廂的設計 2.2.1 自卸汽車車廂的結構形式 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，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。 圖2-3 車廂結構圖 1-車廂總成；2-后欄板；3、4-鉸鏈座；5-車廂鉸支座； 6-側欄板；3-防護擋板；8-底板 側傾式及三面傾卸式車廂欄板與底板為直角，如圖2-4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 本文設計的紅巖CQ1113T6F23G461底盤普通自卸汽車，沒有側傾要求，故采用后傾式車廂。 2.2.2 車廂的設計規(guī)范及尺寸確定 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(chǎn)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(zhuǎn)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?shù)?。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(zhuǎn)隨動性。如果車相的扭轉(zhuǎn)剛度過大，當車架扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)移到一側的車架縱梁上，縱梁可能超載損壞。如果車廂扭轉(zhuǎn)剛度過小，能與車架扭轉(zhuǎn)隨動，當車架產(chǎn)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(guī)范化的定量的設計計算方法并不是很完善，根據(jù)一些經(jīng)驗，可以知道一些設汁規(guī)范和經(jīng)驗數(shù)據(jù)： 表2.2　底盤技術參數(shù)列表 車型 CQ1113T6F23G461 駕駛室最高點距車架上翼面距離（mm） 2056 汽車底盤長（mm） 8208 駕駛室后圍距前軸（mm） 508 軸距（mm） 4600 外氣管距前軸距離（mm） 752 車架有效長度（mm） 5578 車架上平面離地高度（滿載）（mm） 1007 車架外寬（mm） 780 底盤整備質(zhì)量（kg） 4080 推薦貨物重心（mm） 890 底盤軸荷前軸/后軸（kg） 1680/2400 車輛前懸/車架后懸（mm） 1548/1800 底盤最大承載質(zhì)量（kg） 7320 汽車底盤總高（mm） 3060 廠定最大設計總質(zhì)量（kg） 11400 2.3 舉升機構的設計 2.3.1 舉升機構形式的選擇 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 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。 2.3.2 直接推動式舉升機構 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，該類舉升機構又可分為油缸中置(圖2-1a)和油缸前置(圖2-1b)兩種型式。前者油缸支在車廂中部，油缸行程較小，油缸的舉升力較大，多采用雙缸雙柱式油缸；后者的油缸支在車廂前部，油缸的舉升力較小，油缸行程較大，一般用于重型自卸汽車上，油缸則通常采用多級伸縮油缸。 圖2-1 直接推送式舉升機構 Fig.2-1 The lifting mechanism of direct-push model 2.3.3 連桿組合式舉升機構 油缸與車廂底板之間通過連桿機構連接的舉升結構稱為連桿組合式舉升機構。生產(chǎn)實踐表明，連桿組臺式舉升機構具有很大的優(yōu)越性。根據(jù)油缸的安裝特點，連桿組臺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。 （1）油缸前推連桿放大式(馬勒里式)舉升機構 該種舉升機構(圖2-2所示)通過三角板與車廂底板相連，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，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，工作行程較大。 圖2-2 前推連桿放大式舉升機構 Fig.2-2The lifting mechanism of lever magnify model from the forward （2）油缸前推杠桿平衡式舉升機構 該種舉升機構(圖2-3所示)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，因此機構運動性能好。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。 圖2-3前推杠桿平衡式舉升機構 Fig.2-3The lifting mechanism of lever balance model from the front （3）油缸后推連桿放大式(加伍德式)舉升機構 該種舉升機構(圖2-4所示)通過三角板與車廂底板相連推動車廂，啟動性能較好，并能承受較大的偏置載荷；舉升支點在車廂幾何中心附近，車廂受力狀況較好。但該機構舉升力系數(shù)較大，工作效率較低。 圖2-4 后推連桿放大式舉升機構 Fig.2-4 The lifting mechanism of lever magnitude model from the behind （4）油缸后推杠桿平衡式舉升機構 該種舉升機構(圖2-5所示)的油缸下鉸點、三角板的固定鉸點、車廂翻轉(zhuǎn)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。舉升過程中油缸擺角小，機構的工作效率也較高，但機構舉升力系數(shù)較大，使相同舉升質(zhì)量所需舉升力較其他舉升機構大。 圖2-5 后推杠桿平衡式舉升機構 Fig.2-5The lifting mechanism of lever balance model from the behind （5）油缸浮動式舉升機構 圖2-6 油缸浮動式舉升機構 Fig.2-6 The lifting mechanism of float model 該種機構(圖2-6所示)油缸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(zhuǎn)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，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。 由以上分析可知，現(xiàn)在的液壓舉升機構有多種型式，每種型式的性能各有千秋，要因車而異，合理選用，選用的原則是:首先必須充分考慮車輛的使用條件和環(huán)境；其次要考慮制造工藝；最后要兼顧成本。 根據(jù)本車的使用特點和環(huán)境來看，工作條件差，用戶經(jīng)常嚴重超載，經(jīng)常在無路的環(huán)境中工作，塵土多，維修條件差，對價格方面的要求是造價低，性價比要求高，車輛離地間隙較大(大于200mm)，建造縱深小，選用橫向剛度好、舉升轉(zhuǎn)動圓滑、車廂骨架受力均衡、維修簡便、具有壽命長、密封工藝好、不易泄漏、制造成本低、超載能力強等優(yōu)勢的前推連桿放大式舉升機構較為合適，即小的裝載質(zhì)量、大的超載系數(shù)和良好的經(jīng)濟性能。 2.4 高位自卸車的兩種機構形式 圖2-1 機構一 圖2-2 機構二 高位自卸車的兩種機構形式如圖2-1和圖2-2所示，它們只是兩側相同機構的一側。由以上兩圖可看出，機構一（圖2-1）是全部為固定鉸支座的兩平行桿同步運動的結構，機構二（圖2-2）是兩固定鉸支座和兩個滑動鉸支座的剪叉式結構。這兩種機構都可以實現(xiàn)上板臺面升降的運動，但相比較之下，機構一有三點不足： a) 機構一在升降過程中上板不僅有豎直方向的位移變化，而且還有水平方向的位移變化，而機構二的上板在升降過程中只有豎直方向的位移變化。這樣，在總體尺寸一樣的情況下，機構二升降時所需的空間較小。 b) 機構一在升降的過程中，所載物體的質(zhì)心相對機構的支撐中心的變化很大，這樣就要求更大的動力，即要求推力更大的液壓缸。結果會增加安裝尺寸和生產(chǎn)成本。 c) 機構一的穩(wěn)定性沒有機構二的對角雙三角的結構穩(wěn)定性好。 綜上所述，機構二較機構一更合理。所以，在結構上選擇機構二。 2.5 高位自卸車機構中三種液壓缸布置方式的分析比較 2.5.1問題的提出 液壓缸的布置方式主要包括液壓缸對機構的作用力（動力）點位置及液壓缸的起始安裝角度等。 在機構確定的情況下，動力的作用點是關系所需動力大小的關鍵。而高位自卸車的動力由液壓缸提供，因此，作用點的位置直接關系液壓缸的選擇。此外，液壓缸的安裝起始角度也對所需動力大小有較大影響。 總之，液壓缸的布置方式是設計的一個重要環(huán)節(jié)，是設計成功與否的關鍵之一。那么液壓缸究竟選擇怎樣的布置方式？ 2.5.2三種方案的分析和比較 以下是液壓缸的三種布置方式，如圖2-3，圖2-4，圖2-5所示，基于剪叉式機構的優(yōu)點，它們都是采用剪叉式機構，可以看做三種方案： 方案一（圖2-3）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在支架1上靠近滾動鉸支座的位置。當兩支架幾乎處于水平位置時，液壓缸與底座的夾角很小，這時要把臺面升起就需要液壓缸提供很大的推力，甚至不能把臺面升起。此外，液壓缸的布置需要在底座長度比支架還更長的基礎上額外地加長底座，這樣就需要跟多的底座材料。 方案二（圖2-4）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在支架1與支架2的鉸支軸上。當兩支架幾乎處于水平位置時，液壓缸與底座的夾角也很小，這時要把臺面升起也需要液壓缸提供很大的推力。雖然液壓缸推動支架的力臂會隨著臺面的升起而迅速增大，從而使所需的液壓缸的推力迅速減小。然而，同時也使液壓缸的行程增加迅速增加，最終就需要大行程的液壓缸，而液壓缸的布置需要更大的長度空間，可能在液壓缸完全收縮時支架仍不能完全收回，造成臺面的高度過高。 方案三（圖2-5）：液壓缸的一端在底座的固定鉸支座上，另一端支撐在與支架2成一定角度且同固定鉸支座的桿上。這樣，當兩支架處于水平位置時，液壓缸與底座仍有一定夾角，且>>，這時要把臺面升起所需要液壓缸提供的推力就會比前兩種布置的推力小很多。雖然液壓缸推動支架的力臂隨著臺面的升起而增大幅度沒有方案二的快，即使所需的液壓缸的推力減小更平緩。然而，同時液壓缸的行程增加也比較平緩，最終所需要的液壓缸行程也不會很大，布置液壓缸的空間也是足夠的。因此，在稍微增加了液壓缸推力的同時獲得了更多的優(yōu)點。 圖2-3 方案一 圖2-4 方案二 圖2-5 方案三 綜上所述，方案三是高位自卸車設計的最佳方案（如圖2-5所示）。 2.6 總體方案確定及總體設計 由于該課題研究的自卸車是高位自卸車，各前述列舉的方案是一般的自卸車方案。 由2.5.2可知，高位自卸車的最佳總體方案為：機構二形式和液壓缸布置三的方式相結合。 總體結構示意圖如圖2-6所示 圖2-6 總體機構示意圖 第3章 主要部分分析計算 3.1 實例分析 整車整備質(zhì)量是指汽車完全裝備好的質(zhì)量，包括潤滑油、燃料、隨車工具、備胎等所有裝置的質(zhì)量。參考同類普通自卸汽車的整車整備質(zhì)量，在此基礎上在增加車廂升高裝置的質(zhì)量，便可估算高位自卸汽車的整車整備質(zhì)量。 所選CQ1113T6F23G461車底盤的整備質(zhì)量為4080kg,因為在本次設計選用的車廂尺寸有較大，為31001700550，取為4500kg；再加上雙級剪式舉升機構約500kg。即高位自卸汽車整車整備質(zhì)量為： kg 總質(zhì)量ma的計算公式為 kg 式中mp——乘員質(zhì)量（kg），按每人70kg計。 改裝后高位自卸汽車最大軸載質(zhì)量的分配應基本接近原車底盤軸載要求。又由于車廂升高的同時，其質(zhì)心向后移，因此該高位自卸汽車的整車質(zhì)心位置可比同類普通自卸汽車的質(zhì)量略向前移。 3.1.1高位自卸車的結構簡化 機構的簡化結構如圖3-1所示 圖3-1 液壓機構的簡化結構 機構b、d點為固定鉸支座，a、c兩點分別可沿機構底架軌道及工作臺下方軌道水平移動，a、c兩點采用同樣的支撐結構時，其摩擦阻力系數(shù)皆為。aed，ceb桿件長度皆為，且設為無重桿件，e鉸接點位于上述兩桿件的中點。fg為液壓缸推力的作用線，其一端與底架鉸接于f點，另一端與aed桿鉸接于g點。aed，ceb與水平面得夾角為，fg線與水平面得夾角為，且∠gde=。機構面與所載工件重量合為，其作用線距b點為，顯然，現(xiàn)在機構升降過程中值不變。 3.1.2機構受力分析 1.以整體作為研究對象，如圖3-2所示 圖3-2 整體受力分析圖 將分解到a、b兩端，則有 ..........................................(3.1) .......................................(3.2) ......................................(3.3) ........................................(3.4) ..............................................(3.5) 式中：—a點所受水平方向上的力； —a點所受豎直方向上的力； —b點所受水平方向上的力； —b點所受豎直方向上的力； —c點所受水平方向上的力； —c點所受豎直方向上的力。 2.分別以aed及ceb桿為研究對象，如圖3-2和圖3-3所示 圖3-2 aed桿受力分析圖 圖3-3 ceb桿受力分析圖 列平衡方程式，有 當d點力矩平衡，即時，則 ............ (3.6) 當b點力矩平衡，即時，則 ..........................(3.7) 又aed及ceb桿的水平與豎直方向受力平衡，即有和， 當時，有 ..................................(3.8) ...........................................(3.9) 當時，有 ................................(3.10) ..........................................(3.11) 整理解得： ...........................(3.12) 【靜態(tài)時：】 ......................................(3.13) ..........................(3.14) .............................(3.15) .............(3.16) .......................................(3.17) ......................................(3.18) 式中： —液壓缸的推力； —d點所受水平方向上的力； —d點所受豎直方向上的力； —e點所受水平方向上的力； —e點所受豎直方向上的力。 3.確定角與角的函數(shù)關系 角與角的幾何關系見圖3-1 即.......................................(3.19) 4.受力分析結論 （1）各鉸點處的受力（包括油缸推力）與載荷成正比； （2）、、、、 、值隨值的增大而增大，在值確定時，這些力又與值成正比;而、值隨值的增大而減小，在值確定時，它們隨值得減小而增大； （3）在計算油缸推力時，動態(tài)值比靜態(tài)值增大了； （4）油缸的推力與值成反比； （5）力、隨值的增大而增大。 3.2 剪叉臂長度及液壓缸安裝位置的確定 1.剪叉臂的長度確定 機構的運動原理如圖3-4所示 圖3-4 機構的運動原理圖 為了使工作臺面下降至最低位置時滾輪不至于脫離滑道，剪叉臂的長度應該比底座的長度b小一些，一般可取 .............................(3.20) 由設計參數(shù)可知：，，。初選底座長度，系數(shù)為0.8，則根據(jù)式(3.20)可得剪叉臂的長度。 2.液壓缸安裝位置的確定 由圖3-4可知 ...............................(3.21) 則 所以， 即 而 初選 ，，,,，。 而液壓機構的有效垂直升降高度為 .....................(3.22) 根據(jù)，液壓缸上下交接點g、f的距離S（即液壓缸的瞬時長度）為 ............................(3.23) 液壓缸兩交接點之間的最大距離和最小距離分別為 設液壓缸的有效行程為，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最小值時，柱塞不抵到液壓缸缸底，并考慮液壓缸結構尺寸和（如圖3-6所示），一般應取 ...............................(3.24) 同樣，為了使液壓缸兩鉸接點之間的距離為最大值時，柱塞不會脫離液壓缸中的導向套，一般應取 ..............................(3.25) 式（3.24）和式（3.25）中的和根據(jù)液壓缸的具體結構決定。 圖3-6 液壓缸結構尺寸 3.3 強度校核 整個機構，受力較大的零部件有內(nèi)剪叉臂，液壓缸的支撐橫梁，銷軸等，所以進行校核時，只需對這些受力較大的零件校核即可。 3.3.1 剪叉臂的強度校核 由圖3-9和圖3-10可知，內(nèi)剪叉臂aed受力要遠大大于外剪叉臂bec，所以這里只校核外臂。外剪叉臂受力如圖3-1所示。又由圖4-8可知，的角度越小，則推力的值越大。若取最大值時滿足強度要求，則該剪叉臂即滿足強度要求。當機構在最低位置時，的值最小，即值最大。參照圖3-1，剪叉臂所受的力都與剪叉臂有一定的夾角，為方便受力分析，將所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子： ...................................................................(7.1) ...................................................................(7.2) ...................................................................(7.3) ...................................................................(7.4) ............................................................................(7.5) .............................................................................(7.6) ...................................................................(7.7) .................................................................(7.8) 圖3-1 內(nèi)剪叉臂aed受力圖 各力分解后的受力圖如圖3-2(a)所示，彎矩圖見圖3-2(c) 圖3-2 內(nèi)剪叉臂aed的軸向及徑向分解受力圖 剪叉臂的g處由于是有一個肋板作用，可看作力作用在剪叉臂上為均布載荷。由圖3-2（c）中可知，最大彎矩發(fā)生在k點處，但需校核e、k兩點處的強度，且圖中有，，。又已知剪叉臂的橫截面寬和高分別為，，，如圖3-3所示，圖3-3（a）是e點處的截面圖，圖3-3（b）是k點處的截面圖。 e點處的抗彎截面系數(shù)為 k點處的抗彎截面系數(shù)為 圖3-3 剪叉臂e、k兩點處的截面圖 因為當時，此時e、k兩點的彎矩最大，且由式（7.8）得， ，則 選擇材料為，參照參考文獻[1]，，所以是安全的。 3.3.2 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 液壓缸底架固定橫梁（如圖3-4所示）選擇的是60號方鋼，其受力情況如圖3-5所示；已知60號鋼的邊長為60mm，液壓缸推力作用點到坐標系O的距離為65mm，，分別為推力在X，Y軸上的分力，且，。 當液壓缸在最小角度，即工作臺在最低位置時，液壓缸推力最大，雖然此時最小，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，則。 當液壓缸在最大角度，即工作臺在最高位置時，雖然液壓缸推力最大，此時最 大，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，則。 圖3-4 液壓缸與底架連接的橫梁 圖3-5 液壓缸與底架連接的橫梁截面圖 把它們平移到O點后，有 （1） 對于X軸方向，其受力如圖3-6所示 圖3-6 橫梁X軸方向的受力圖 因為梁的抗彎截面系數(shù)， 所以 （2）對于Y軸方向，液壓缸固定橫梁受力如圖3-7 圖3-7 橫梁Y軸方向的受力圖 又梁的抗彎截面系數(shù)， 則 （3）當作用點平移到O點時，會產(chǎn)生一個扭矩，該扭矩的大小為 又，其中，此時，該扭矩對橫梁截面產(chǎn)生的剪切力為 參照參考文獻[7]，又由第四強度理論 帶入并化簡： 又選材料為，參照參考文獻[7]， 取安全系數(shù)為2，則，所以是安全的。 3.4 軸的強度校核 由圖分析可知，剪叉臂受力最大的地方為g點和d點，所以只需校核該兩處的銷軸即可。 3.4.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強度校核 因為銷軸較短，所以只受切應力。依圖3-2可知，剪叉臂固定端（即d點）銷軸所受的力為。當機構面處于最低位置，即時，銷軸受到的剪力最大，根據(jù)式(7.7)得。 又銷軸的直徑為，導油孔直徑為，則其橫截面積為 又銷軸受力情況見圖3-8，從圖中可知銷軸受剪力為雙剪切，又參照參考文獻[7]， 銷軸的材料為35鋼，經(jīng)表面熱處理，參照參考文獻[7]，35鋼的許用應力。取安全系數(shù)為2，則有，所以滿足要求。 3.4.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 液壓缸尾部銷軸的受的力即為液壓缸的推力，如圖3-8所示，因為銷軸較短，所以只受切應力。又銷軸的直徑為，導油孔的直徑為，則銷軸的橫截面積為 圖3-8 尾部銷軸的受力圖 參照3.2.2節(jié)，有 選擇銷軸材料為35，又35鋼的許用應力，取安全系數(shù)為2，則有 ，所以設計的銷軸滿足要求。 3.4.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 依圖3-2可知，液壓缸頭部支撐軸（即g點）所受的力為。當機構面處于最低位置，即時，液壓缸受到的推力最大，即。又銷軸的直徑為，導油孔直徑為，則其抗彎截面系數(shù)為 又銷軸受力情況見圖3-9，參照參考文獻[7]，校核軸的彎曲強度為 圖3-9 頭部支承軸的受力圖 軸的材料為鋼，經(jīng)表面熱處理，參照參考文獻[7]，鋼的許用應力。所以滿足要求。 總結 本次畢業(yè)設計使我能綜合運用機械原理、液壓傳動、材料力學及其它所學專業(yè)課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和及解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等相關資料，進行全面的機械設計基本技能的訓練。因此，它在我們的四年大學生活中占有重要而又獨特的的地位。 參考文獻 [1]. 須雷.現(xiàn)代升降機的特征和發(fā)展趨向[J].起重運輸機械，1997(10)：3～7 [2]. 須雷.升降機的現(xiàn)代設計方法[J].起重運輸機械，1996(8)：3～8 [3]. 楊黎明.機械零件設計手冊.北京：國防工業(yè)出版社，1996 [4]. 王昆等.機械設計（機械設計基礎）課程設計.高等教育出版社，2006 [5]. 徐灝.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1995.12 [6]. 張占寬.雙剪叉液壓升降臺動態(tài)受力分析[J].林業(yè)機械與木工設備，1997，25(7)：16-18 [7]. 劉鴻文.材料力學Ι，第4版.北京：高等教育出版社，2006 [8]. 謝立生.剪式液壓升降臺相關參數(shù)的確定[J].工程機械，2008.11(39)：46-49 [9]. 孫德善.摩托車維修工技能.北京，機械工業(yè)出版社，2008 [10]. 孫恒，陳作模.機械原理，第七版.北京：高等教育出版社，2006 [11]. 曾正明.機械工程材料手冊（金屬材料），第六版.北京：機械工業(yè)出版社，2004。 [12]. 濮良貴等.機械設計，第八版.北京：高等教育出版社，2006。 [13]. 左鍵民.液壓與氣壓傳動，第4版.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [14]. 葉玉駒等.機械制圖手冊，第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [15]. 機械設計手冊新版，第4卷.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [16]. 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