畢業(yè)設計（論文）平推式自卸汽車設計（液壓系統(tǒng)）

1、 本科畢業(yè)設計 題題目目：平推式自卸汽車設計（液壓系統(tǒng)） 學學 院院: :汽車與交通工程學院 專專 業(yè)業(yè): :車輛工程 學學 號號: :2007031790xx 學生姓名學生姓名: :xxx 指導教師指導教師: :xxx 日日 期期: :二一一年五月 摘 要 本文是為了設計一種車廂可以旋轉的自卸車，使其具有普通自卸車的功能外，還 能夠在道路不允許倒車的情況下能夠將貨物卸在道路兩旁。 根據(jù)汽車載重量和車廂尺寸的要求，選擇合適的汽車底盤。由車廂的運動分析， 確定上下導軌的尺寸和形狀。根據(jù)受力分析，確定回轉支承型號。由幾何尺寸和受力， 確定起舉升作用的多級液壓缸的型號和行程。再根據(jù)導軌在運動過程中的

2、摩擦力計算， 選擇合適的雙作用液壓缸，使車廂完成前后移動。最后根據(jù)回轉支承、小齒輪以及液 壓系統(tǒng)的流量、壓力選擇適當?shù)囊簤厚R達。 本文首先對車廂的運動過程進行分析，確定上下軌道的幾何尺寸。然后進行部分 機械零件的設計，以及強度和剛度的校核。最后對液壓系統(tǒng)進行完整的設計、詳細的 計算和校核。 經過設計計算，本文最終確定各零件的尺寸，還有各標準件的型號，使各個部件 能夠協(xié)調工作，不發(fā)生運動干涉。 關鍵詞： 自卸車； 回轉支承； 液壓系統(tǒng) abstract this article is to design the dumper which carriage can spin . so that t

3、his truck not only can be used as a dumper , but also .could be used if the road is too narrow to turn aroud . according to the given load capacity and carriage dimention of the truck , to choose suitable chassis . to determine the dimention and shape of the guide rail by motion analysis of the carr

4、iage . to choose the type of the slewing bearing through force analysis . according to the physical dimension and force , to decide the type and length of the multi-step hydraulic cylinder which lift the carriage . then according to the friction between the guide rails to choose the right dual actio

5、n hydraulic cylinder . finally , i choose the suitable hydraulic motor. firstly , this article analyse the force on the guide rail and determine the dimention of the guide rail . then design some element and check its strength and inflexibility . finally , design the hydraulic system and check it .

6、through the design calculation to determine the dimensions of all element and the type of all standardized parts , to make sure all partment work together harmoniously . key words: dumper; slewing bearing; hydraulic system 目 錄 緒 論.1 1 車廂參數(shù)的確定.3 1.1 車廂的內部尺寸 .3 1.2 車廂的外部尺寸 .3 2 汽車底盤的選擇及參數(shù).4 3 汽車的運動分析及

7、計算.6 3.1 車廂前后運動的目的和過程 .6 3.1.1 車廂前后運動的目的.6 3.1.2 車廂運動的過程.6 3.2 車廂前后運動距離的設計 .8 3.2.1 車廂不與駕駛室發(fā)生運動干涉的條件.8 3.2.2 下導軌長度的設計.9 3.3 上導軌的設計.10 3.3.1 上導軌的形狀設計.10 3.3.2 上導軌的強度和剛度校核.11 3.4 下導軌的設計 .12 3.4.1 下導軌的形狀設計.12 3.4.2 下導軌的強度和剛度校核.13 4 工作裝置的設計.15 4.1 銷軸直徑的計算 .15 4.1.1 鉸接處銷軸的直徑計算.15 4.1.2 車廂尾部銷軸的直徑計算.15 4.2

8、 回轉系統(tǒng)的選型 .16 4.2.1 傳動方案的設計.16 4.2.2 回轉支承的選型.17 4.2.3 其他部件的設計.19 5 液壓系統(tǒng)的設計.20 5.1 液壓油泵的選擇 .20 5.2 液壓馬達的選擇 .21 5.3 平推液壓缸的選型 .22 5.3.1 平推液壓缸的類型選擇.22 5.3.2 平推液壓缸的類型選擇.23 5.4 多級液壓缸的選型.23 5.4.1 多級液壓缸的長度計算.23 5.4.2 多級液壓缸的受力計算.25 5.4.3 多級液壓缸的型號選擇.26 5.5 小齒輪的設計 .26 結束語.28 參考文獻.29 致謝.30 緒 論 自卸車是指通過液壓或機械舉升而自行卸

9、載貨物的車輛，又稱翻斗車。由汽車底 盤、液壓舉升機構、貨廂和取力裝置等部件組成。 自卸車在土木工程中，經常與挖掘機、裝載機、帶式輸送機等工程機械聯(lián)合作業(yè)， 構成裝、運、卸生產線，進行土方、砂石、散料的裝卸運輸工作。它的發(fā)動機、底盤 及駕駛室的構造和一般載重汽車相同，車廂分后向傾翻和側向傾翻兩種，通過操縱系 統(tǒng)控制活塞桿運動，后向傾翻較普遍，推動活塞桿使車廂傾翻，少數(shù)雙向傾翻。 普通自卸車是車廂尾部與底盤鉸接，車廂頭部由液壓缸活塞相連，液壓缸與車架 相連，由于液壓缸的伸縮，推動車廂繞鉸接點轉動，從而使車廂發(fā)生傾斜，一般傾斜 48 至 50 度，這是由物體的自然吸止角決定的。 但是有時候需要車廂旋

10、轉一定的角度后再卸貨，即不能將貨物卸到車尾，但是由 于場地受到限制，不能用倒車來實現(xiàn)，所以就必須在普通自卸車的基礎上增加一個車 廂繞底盤旋轉功能。 因此這種自卸車在場地受到限制的時候，可以很方便的、任意角度的旋轉車廂， 并將車上的貨物卸到指定的位置。 在卸貨的時候發(fā)動機通過變速器、取力裝置驅動液壓泵，車廂液壓傾翻機構由油 箱、液壓泵、分配閥、舉升液壓缸、控制閥和油管等組成。車廂液壓傾翻機構由油箱、 液壓泵、分配閥、舉升液壓缸、控制閥和油管等組成。發(fā)動機通過變速器、取力裝置 驅動液壓泵，高壓油經分配閥、油管進入舉升液壓缸，推動活塞桿使車廂傾翻。實習 中看到的大多數(shù)是向后向傾翻，通過操縱系統(tǒng)控制活

11、塞桿運動，可使車廂停止在任何 需要的傾斜位置上，再利用車廂自身重力和液壓控制復位。 以上介紹了普通自卸車的車廂運動過程，下面對本人設計的平推式自卸車車廂的 運動過程進行簡要描述： 1.車廂后移，后移的目的是為車廂旋轉留出足夠的空間，因為一般為了節(jié)省底盤 空間，車廂前部與駕駛室之間的距離較短。又由于車廂的俯視圖是一個矩形，直接旋 轉，矩形的角將會與駕駛室發(fā)生運動干涉。 2.車廂旋轉任意角度，此時液壓馬達通過變速器，與小齒輪相連，小齒輪與回轉 支承上的大齒輪嚙合，通過液壓馬達的轉動從而使回轉支承轉動，最終使車廂旋轉起 來。 3.車廂傾斜，完成卸貨動作，這時高壓油推動多級液壓缸活塞，再由多級液壓缸

12、推動車廂前部，使車廂繞廂尾的鉸接點旋轉，從而使車廂與底盤傾斜 48 至 50 度，由 于超過了一般貨物的自然吸止角，貨物便會從車廂上滑落，從而完成卸貨的動作。 該車廂的運動是一個連續(xù)協(xié)調的過程，只有后退足夠的距離，才能留出足夠空間 供車廂旋轉，也只有車廂旋轉到指定的位置，車廂才能傾斜。因此在整個過程中要按 照運動的順序，因此不會出現(xiàn)兩個液壓執(zhí)行機構同時工作的情況，所以采用一個公用 的液壓泵就可以完成全部的工作，這樣降低了成本，也節(jié)省了底盤空間。但是因為車 廂的后退和旋轉，會造成整車的重心發(fā)生偏移，可能會造成后輪輪胎過載，發(fā)生爆胎， 嚴重時還可能發(fā)生側傾和翻倒，造成嚴重的安全事故，因此在整車上應

13、該附加支腿， 來承受由于車廂運動而產生的附加力和附加力矩。但由于本人的時間和能力有限，在 此沒有沒有考慮支腿問題，這是存在的一個嚴重隱患，希望后面的人在設計這個車的 時候，能夠充分考慮整車重心轉移的問題。 雖然目前在市場上已經有了成熟的自卸車技術，但是這種車廂可以旋轉的自卸車 目前還沒有問世，雖然其在結構上與普通自卸車區(qū)別不是很大，但是由于其特殊的功 能，因此應該有著比較好的市場前景。 總之通過本文的計算，圍繞車廂的運動分析，各主要部件的受力分析，完成初步 的理論設計，經過我的計算，使各個部件能夠協(xié)調工作，而且滿足強度和剛度的要求， 在理論上能夠實現(xiàn)主要功能，但是還有待實踐檢驗。 1 車廂參數(shù)

14、的確定 1.1 車廂的內部尺寸 根據(jù)畢業(yè)設計任務書的要求，可以知道車廂的內部尺寸為 5400 2260 1000，此為 一個標準車廂。 1.2 車廂的外部尺寸 車廂壁的厚度一般取為 50mm，故在此也取為 50mm，故 車廂外部長 a=5400+2 50=5500mm 寬 b=2260+2 50=2360mm 高 c=1000+50=1050mm 因此，車廂的外部尺寸為 5500 2360 1050。 2 汽車底盤的選擇及參數(shù) 由 1.2 中的分析可知，車廂的長度為 5500mm，寬度為 2360mm，因此汽車底盤的 可利用長度就必須大于或等于 5500mm。同時由任務書所給定的平推式自卸車的

15、主要 參數(shù)：額定裝載量為 12000kg，即載貨量為 12t，所以汽車的載重量必須大于 12t。綜 合上述條件，選擇底盤為 eq5126g6dj14。 其參數(shù)如下： 允許最大的總質量：13388kg。 允許前軸最大載質量：4500kg。 允許后軸最大載質量：9000kg。 發(fā)動機：水冷、直列六缸、四沖程、增壓柴油發(fā)動機，型號 eqb160-20，額定轉 速 2600r/min，額定功率 118kw，最大扭矩 550n.m(1500-1700r/min)，缸徑 102mm， 沖程 120mm，排量 5.88l，壓縮比 17.3：1，工作順序 1-5-3-6-2-4。. 進氣系統(tǒng)：裝有雙級紙質干式

16、濾清器一個，有駕駛室后部進氣。 供油系統(tǒng)：管路中裝有柴油預濾器。 排氣系統(tǒng)：膨脹共振式消音器一個。 冷卻系統(tǒng)：管帶式散熱器一個，后置高位膨脹水箱一個，用于添加防凍防銹液。 懸架系統(tǒng)：四點懸置。 油門操縱：采用軟軸油門拉絲操縱。 離合器：350mm 膜片彈簧離合器，液力遠距離操縱。 變速器：六檔機械傳動式變速器，該變速器六個前進檔，一個倒檔，遠距離雙桿 操縱，變速比為一檔 5.606，二檔 3.627，三檔 2.313，四檔 1.487，五檔 1.000，六檔 0.789，倒檔 5.045。 傳動軸：開式、十字軸萬向節(jié)傳動軸，帶十字軸滾針軸承，該底盤有 3 個傳動軸 節(jié)數(shù)。 前軸：鍛鋼件，工字斷

17、面，雙落差前軸。前輪外傾角 1 ，主銷內傾角 7 ，主銷后 00 傾角 2.5 ，內前輪最大轉角 40 ，外前輪最大轉角 33 。 000 后橋：后橋采用鑄造橋殼，全浮式半軸，單級，雙曲線齒輪式主減速器，9t 級后 橋，主減速器速比為 6.33。 車輪及輪輞：每車裝有輪胎 7 個，備胎 1 個，采用 9.00r20 輪胎，16pr7.00t-20 輪輞。 懸架：前懸架為多片鋼板彈簧，吊耳式結構，有雙作用的液壓筒式減振器。后懸 架采用多片、鋼板彈簧，裝有副鋼板彈簧。前簧片數(shù)為 8，后簧主簧片數(shù)為 10，后簧 副簧片數(shù)為 7。 車架：由沖壓鉚接結構，等斷面直梁，縱梁內有加強板，前后端有拖勾，前端有

18、 保險杠，縱梁斷面尺寸為：250 80 7，車架外寬 861mm。 動力轉向系統(tǒng)：雙輻條式方向盤，梯形機構在前軸后方，轉向傳動裝置由轉向柱 管和帶兩個十字軸萬向節(jié)的轉向傳動軸組成。轉向傳動軸分為花鍵軸和花鍵套兩部分， 可相對滑動。方向盤可前、后、上、下調整。轉向機采用整體式動力轉向機，中間位 置傳動比為 20.4。轉向液壓泵為葉片式泵。 制動系統(tǒng)：制動系統(tǒng)的主要設備有空氣壓縮機、儲氣筒、放水閥、感載閥、快放 閥、手控閥、空氣干燥器和制動軟管等。 行車制動：采用雙回路氣壓制動，鼓式車輪制動器。 駐車制動：采用手控閥控制彈簧制動器，作用于后輪。 輔助制動：采用蝶形閥電氣操縱，發(fā)動機排氣制動。 電氣

19、系統(tǒng)：采用 24v 制電路系統(tǒng)，負極搭鐵。蓄電池采用 6-qw-100df，兩個串 聯(lián)，100a.h 兩個。發(fā)電機參數(shù)為 28v，70a。起動機為 24v，6.6kw。 儀表：速度里程表、轉速表、電壓表、水溫表、燃油表、機油壓力表、氣壓表。 燈具：前大燈、前組合燈、前后霧燈、側轉向指示燈、尾燈、后照燈、工作燈、 前后示廓燈、駕駛室頂燈。 指示和警報：轉向指示燈、充電不足警告器、停車指示燈、排氣制動指示燈、水 溫過熱和水位過低報警燈、氣壓過低報警燈、機油壓力過低報警燈、空氣干燥器加熱 指示燈、倒車報警燈、電喇叭、氣喇叭。 開關：電源開關、點火開關、轉向指示燈開關、大燈開關、雨刮和洗滌器開關、 前

20、后霧燈開關、駐車制動開關、電氣喇叭轉換開關、排氣制動開關、空氣干燥器加熱 開關、電熄火器等。 駕駛室：平頭可翻轉式，采用扭桿式翻轉機構，三座帶臥室，司機座椅可調式， 司機座椅靠背角度可向前及向后調整，后排設有臥鋪。室內還有隔熱毯、雜物箱、石 英鐘、點煙器、內后視鏡、遮陽板和窗簾架。兩門皆鎖，車門玻璃可升降，三角窗及 后視鏡玻璃可開啟，前擋風玻璃裝有電動式雨刮器和洗滌器，車門外裝有后視鏡。 暖風及空調：駕駛室內裝有暖風系統(tǒng)，空調選裝。 隨車工具：商用車每車配備隨車工具一套。 為了滿足載重量的要求故采用該底盤，但是由于底盤的可利用長度 mo=7107mm，比車廂的外部尺寸 5500mm 長得多，因

21、此在該平推式自卸車中將底盤后 端截斷 1500mm，并取消備胎的放置。 3 汽車的運動分析及計算 3.1 車廂前后運動的目的和過程 3.1.1 車廂前后運動的目的 如果車廂不向后移動，由于車廂是一個長方體，當其在底盤上旋轉的時候，如果車 廂不往后運動一段距離，長方形的車廂的一個角就會與駕駛室發(fā)生運動干涉，如圖 3.1 所示。為了防止駕駛室與車廂發(fā)生運動干涉，就需要將車廂向后移動一段距離，這樣 車廂旋轉的時候，靠近駕駛室的那個角，不會掛在駕駛室上。 圖 3.1 車廂與駕駛室產生運動干涉示意圖 3.1.2 車廂運動的過程 由 3.1 的分析可以知道，車廂要完成旋轉動作，首先必須沿著底盤，先向后移動

22、一 段距離，如圖 3.2 所示，圖中藍色的箭頭表示車廂運動的方向，紅色虛線表示車廂向后 運動后的位置。 圖 3.2 車廂后移過程 然后根據(jù)任務書的要求，車廂繞底盤旋轉任意角度，如圖 3.3 所示，紅色部分代 表旋轉后的車廂位置，藍色箭頭表示旋轉方向。 圖 3.3 車廂旋轉過程 最后車廂繞車尾的銷軸轉動，傾斜一定的角度，完成卸貨動作，如圖 3.4 所示， 從車頭方向看導軌與車架垂直在液壓缸的作用下，車廂傾斜 48 至 50 度，完成卸貨動 作。 圖 3.4 卸貨過程 3.2 車廂前后運動距離的設計 3.2.1 車廂不與駕駛室發(fā)生運動干涉的條件 由 1.2 得到了車廂的外部尺寸，車廂的俯視圖如圖

23、4.1 所示，尺寸如圖標注。 圖 3.5 車廂的俯視圖 如圖 3.5 所示，旋轉中心為車廂中心 o，在三角形 abc 中，由勾股定理可以得到： =5984.95 mmac 22 cdab 22 23605500 又因為 o 為的中點，故：ac =mmao 2 ac 47.2992 2 94.5984 將圓整為 3000mm，由于是車廂上離旋轉中心 o 最遠的距離，因此只要aoao 駕駛室與旋轉中心 o 的距離大于或等于=3000 mm 時，車廂與駕駛室就不會發(fā)生運ao 動干涉。 3.2.2 下導軌長度的設計 圖 3.6 下導軌的俯視圖 （1-固定部分的下導軌 2-旋轉部分的下導軌） 由車廂運動

24、不與駕駛室干涉的條件，可以得到： 前導軌長度 mm250 2 5500 3000ab 下前導軌的長度不能超過 250mm，否則在車廂旋轉的過程當中上、下導軌就會發(fā)生 運動干涉，如圖 3.7 所示。 有任務書可以知道，需要車廂后退 500mm，因此車廂后退之后，上導軌尾部會超出 下導軌而懸空 500mm。 在車廂旋轉過程中，為了盡可能使汽車車廂重心與旋轉中心重合，上導軌前部也 應該超出下導軌 500mm。 圖 3.7 前后導軌不干涉示意圖 故后下導軌長度5500-500-500=4500mm。cd 綜上所述：該車導軌的尺寸如圖 3.6 所示，下前導軌長度為 250mm，下后導軌的長 度為 450

25、0mm。 3.3 上導軌的設計 3.3.1 上導軌的形狀設計 由于上導軌要在下導軌上面向后移動，故上導軌與下導軌要嚙合，即上導軌相對 于下導軌只能有沿著車前進方向的位移，其他方向不能有位移。因此上導軌的形狀設 計如圖 3.7 所示。 圖 3.8 上導軌形狀示意圖 如圖 3.8 所示： 上導軌為一個焊接件，鉸支座與上面的固定鋼板焊接，固定鋼板將兩個導軌焊接在 一起，車尾部的鉸支座也與導軌體焊接。 在俯視圖中，為了節(jié)省材料，減少加工表面，提高加工效率，在焊接鋼板上開有前 后兩個方形孔，但是總體滿足強度要求。 主視圖中中間的鉸支座與平推液壓缸相互鉸接，從而帶動上導軌在下導軌上前后移 動。導軌尾部的鉸

26、支座是和車廂尾部鉸接，這樣使車廂可以繞著鉸接點轉動，使車廂 發(fā)生傾斜，完成卸貨的動作。此處為了提高銷軸的安全系數(shù)，故采用兩對鉸支座，兩 根銷軸，這樣不僅加大了銷軸的承受能力，減小了銷軸的直徑，簡化了加工工藝，同 時由于銷軸的受力點位于車廂左右兩邊，這樣增加了兩個支撐反力的力矩，提高了車 廂抵抗傾翻力矩的能力。 在側視圖中，可以看到上下導軌之間的嚙合，上導軌將下導軌包在里面，這樣子上 導軌就只能沿著下導軌前后移動了，其他方向的自由度都被限制住了。在安裝的時候 要注意，上導軌從車尾先向前推，與下導軌嚙合，然后依靠平推式液壓缸將上下導軌 之間的相對位置固定。 3.3.2 上導軌的強度和剛度校核 如圖

27、 3.9 所示在本文中，校核梁 abcd 和平面 ef、gh 的強度，已知上導軌的材料 采用 q235，查機械設計手冊得： 當其厚度為 4060mm 時，屈服強度=215 mpa s 抗拉強度=375500mpa b 圖 3.9 下軌道計算示意圖 校核梁 abcd 的強度 2 5 0.1 12000 9.811760 1.860 0.050.093 11760 1.265 10126.5 0.093 ffgn aabhm f mpa a 安全系數(shù)，所以梁 abcd 滿足強度要求。 215 1.6991 126.5 s s 校核平面 ef、gh 的強度 5 2 5 5 12000 9.81.17

28、6 10 0.2 5.51.1 1.176 10 1.069 10106.69 1.1 gmgn aeflm g pampa a 安全系數(shù)，所以校核平面 ef、gh 滿足強度要求。 375 3.51 1 106.9 b s 3.4 下導軌的設計 3.4.1 下導軌的形狀設計 下導軌分為兩部分，下前導軌直接與底盤焊接，下后導軌通過回轉支承與底盤相 連，因此可以在底盤轉動。 下導軌上表面都與上導軌下表面嚙合，下后導軌下表面和汽車底盤通過回轉支承連 接。所以下導軌在上表面應該有相應的形狀應該可以和上導軌嚙合，使上導軌只能有 沿著車前進方向的位移，其他方向的位移都被限制住。 圖 3.10 下后導軌形狀

29、示意圖 同時下后導軌上還應該具有相應的鉸支座，使得平推式液壓缸一端鉸接在上導軌 上，另一端鉸接在下導軌上，當液壓缸伸縮時，可以推動上下導軌之間移動，從而使 車廂在底盤上前后移動。 下后導軌的形狀如圖 3.10 所示，下后導軌長度為 4500mm，后面開有孔，是在滿 足強度要求的前提下，為了節(jié)省材料，前面需要安裝鉸支座，為了保證強度要求，因 此在導軌前面沒有開相應的孔。在上面開槽，一方面是為了節(jié)省材料，另一方面，是 為回轉支承安裝留下空間。前面鉸支座的位置，是根據(jù)上導軌的支座以及雙作用液壓 缸的長度綜合確定的。 下導軌與汽車底盤之間通過回轉支承連接，因此在下導軌上應該有工回轉支承安 裝的螺紋孔，

30、圖中的螺紋孔是根據(jù)回轉支承的型號確定的，這在后面會有詳細的計算 過程，回轉支承安裝位置的中間開有一個圓形孔，因為液壓馬達在地盤上，而有的液 壓執(zhí)行元件在上導軌上，如多級液壓缸的和平推液壓缸，開這個圓孔，便于液壓油管 從這里給軌道上面的液壓執(zhí)行原件供油。 下前導軌的斷面和下后導軌的側視圖相同，因為只有這樣才能和上導軌嚙合，其長 度為 250mm，這在前面已經計算了，在此不再重復。前導軌直接和汽車底盤焊接，但 是在焊接時，應保證前后導軌的上表面在同一平面內，這樣車廂才能在兩個導軌之間 平穩(wěn)的滑動，同時在兩個導軌相望的一面，應該加工有倒角。 3.4.2 下導軌的強度和剛度校核 如圖 3.11 所示在

31、本文中，只校核平面 ab、cd 和平面 ef、gh 的強度，已知下導 軌的材料采用 q235，查機械設計手冊得： 圖 3.11 下后導軌的強度校核 當其厚度為 4060mm 時，屈服強度=215 mpa s 抗拉強度=375500mpa b 校核平面 ab、cd 的強度 5 12000 9.81.176 10gmgn 2 ()(2 0.229) 4.52.061aabcdlm 5 4 1.176 10 5.706 100.05706 2.061 g pampa a 安全系數(shù)，所以校核平面 ab、cd 滿足強度要求。 215 1 0.05706 s s 校核平面 ef、gh 的強度 5 1200

32、0 9.81.176 10gmgn 2 1 1.558 4.5 1.2 0.855.991aehlam 5 4 1.176 10 1.963 100.01963 5.991 g pampa a 安全系數(shù)，所以校核平面 ef、gh 滿足強度要求。 215 1 0.01963 s s 4 工作裝置的設計 4.1 銷軸直徑的計算 4.1.1 鉸接處銷軸的直徑計算 鉸接處銷軸的直徑，由平推式液壓缸的卷耳的直徑來確定，在后面液壓缸的選型中 會詳細的講解，在此不不做敘述。但是銷軸的形狀設計，在此簡要的介紹一下。 銷軸的形狀如圖 4.1 所示，在滿足強度條件的基礎上，在銷軸上鉆有孔，該孔的作 用是：用黃油槍

33、從這個孔中往相互摩擦的表面打黃油，用于銷軸與卷耳之間的潤滑。 銷軸兩邊都有倒角，這樣便于銷軸的安裝。同時銷軸的表面粗糙度有嚴格的要求，因 為銷軸表面與支座、與液壓缸卷耳之間有相對運動，降低粗糙度，可以減小他們之間 的摩擦力，提高相對運動各部件的壽命。 圖 4.1 銷軸的示意圖 4.1.2 車廂尾部銷軸的直徑計算 車廂尾部銷軸主要是將車廂和上軌道鉸接，車廂前部，與多級液壓缸鉸接，當高壓 油流入多級液壓缸時，多級液壓缸伸長，推動車廂繞著車尾的銷軸轉動，從而使車廂 傾斜，完成卸貨的動作。 車尾采用兩個銷軸，這樣有以下幾個好處：第一，在保證鉸接強度的情況下，減小 銷軸的直徑和長度，便于銷軸的安裝和制造

34、，同時也減少了上導軌的切屑量，減少了 對上導軌強度的削弱。第二，采用兩個銷軸，可以將銷軸安裝在車廂的左右兩側，車 廂的重力和傾翻力矩就分散到了地盤的兩邊，底盤給車廂的反作用力的力矩增大，這 樣可以提高車廂抗傾翻的能力。 銷軸的形狀與圖 7.1 相同，在此不再重復敘述。 車尾的銷軸主要承受剪切應力，其主要失效形式是剪短和擠壓，因此應該按照剪切 應力和擠壓應力來設計。 圖 4.2 軸的受力分析 車尾銷軸采用 45 鋼，其剪切屈服極限為=80mpa，取安全系數(shù) s=1.5。其受力如 p 圖 4.2 所示，則： 由許用剪切應力 80 53.333 1.5 p mpa s 由公式得 2 2 4 g d

35、3 6 22 12 9.8 10 37.48 3.14 53.333 10 g dmm 取銷軸直徑 d=40mm，長度為 284mm。 4.2 回轉系統(tǒng)的選型 4.2.1 傳動方案的設計 如果 4.2 所示，液壓馬達固定在汽車底盤上，當液壓馬達轉動時，帶動小齒 輪轉動，小齒輪和回轉支承的大齒圈嚙合?；剞D支承內圈固定在汽車底盤上，外 圈與車廂連接，小齒輪的轉動會帶動回轉支承外圈齒圈轉動，從而帶動車廂的旋 轉。 圖 4.2 回轉系統(tǒng)傳動方案的設計 （1-車廂 2-回轉支承 3-主動小齒輪 4-汽車底盤 5-液壓馬達） 這樣的布置，結構緊湊，動力傳遞路徑短，傳動效率高，作為本回轉支承的 傳動方案。

36、4.2.2 回轉支承的選型 圖 4.3 回轉支承受力圖 本文中回轉支承參考張質文主編的起重機設計手冊 （北京:中國鐵道出版社, 1998）135 頁回轉機構設計，所有力向回轉中心簡化成回轉支承的計算載荷，如圖 4.3 所示。 垂直力 v=g=9.8 12=1.176n=117.6kn 3 10 5 10 水平力 h=0 力矩 m=mkn l g.52.3177 . 28 . 91012 2 3 當量載荷的計算公式 () aar ff k vk h 查工程起重機結構與設計103 頁，表 4-10 得1.25f 查表 4-11 得，滾道接觸角 。1 a k 8.046 r k 0 60 所以當量載

37、荷 5 ()1.25 (1 11.768.046 0)1.47 10147.6 aar ff k vk hnkn 1.25 1 317.52396.9. a mfk mkn m 查起重機設計手冊142 頁，根據(jù)當量載荷選用 9#012（漸開線圓柱齒輪外嚙合 大模數(shù)齒形）型回轉支承，其型號為：012.50.1250。由 146 頁 jb2300-84 得所選用回 轉支承如圖 4.2 所示，其參數(shù)如下： 圖 4.2 回轉支承的示意圖 =1250mm =1390mm =1110mm =110mm =1337mm l dddh 1 d =1163mm =40 =26mm =5 =1251mm =124

38、8mm 2 dn 1 n 3 d 1 d =100mm =10mm =90mm =+0.5 =14 =1453.2mm 1 hhbxm e d =101 z 4.2.3 其他部件的設計 小齒輪的設計請參看 5.5，液壓馬達的選型，請參看 5.2，再次不再贅述。 5 液壓系統(tǒng)的設計 5.1 液壓油泵的選擇 本文液壓油泵的選擇參考機械設計手冊第五卷 21-131 頁表 21-5-10。 有底盤參數(shù)中發(fā)動機的轉速和變速器各檔位的傳動比得最適合取液壓油泵的額定 轉速為 2000r/min，因為發(fā)動機參數(shù)：水冷、直列六缸、四沖程、增壓柴油發(fā)動機，型 號 eqb160-20，額定轉速 2600r/min，

39、額定功率 118kw，最大扭矩 550n.m(1500- 1700r/min)，缸徑 102mm，沖程 120mm，排量 5.88l，壓縮比 17.3：1，工作順序 1-5- 3-6-2-4。.采用倒檔取力器和減速器配合使用，就可以得到 2000r/min 的額定轉速。 理論排量為 25.6 升，額定壓力為 16mpa。與單向閥和溢流閥配合使用，也能滿足 各個工作部件的壓力和排量要求。 圖 5.1 油源回路示意圖 如圖 5.1 所示，液壓油通過過濾器，液壓油泵，在通過單向閥進入主油路，在進入 工作裝置之前，還有一個溢流閥，溢流閥一端與主油路相連，另一端直接流回油箱。 過濾器的作用是過濾液壓油中

40、的雜質，使進入工作裝置的液壓油都是滿足要求粘 度，并且是干凈的，防止液壓油中的雜質堵住工作裝置的油道或者對液壓元件產生損 傷。 油泵的作用是提高油壓，是整個液壓系統(tǒng)的動力源，為整個液壓系統(tǒng)提供足量的 高壓油。 單向閥的作用是防止液壓油倒流，如果沒有單向閥的反向鎖止作用，萬一油泵壞 了，將直接導致主油路中的液壓工作裝置突然失去壓力，舉起的車廂突然掉下來，將 會造成嚴重的安全事故。 溢流閥的作用是防止系統(tǒng)過載，當油壓超過一定的限制值時，溢流閥打開，高壓 油從溢流閥，流回油箱，保護了液壓系用的油管和其他工作裝置，提高了整個系統(tǒng)的 安全性。查機械設計手冊第五卷 21-388 頁，選用額定壓力為 21m

41、pa 的 dt-02-*- 22 型液控式溢流閥。 5.2 液壓馬達的選擇 液壓馬達通過減速器，帶動小齒輪，小齒輪和回轉支承的大齒圈嚙合，小齒輪中 心與汽車底盤連接。當小齒輪轉動的時候，大齒輪也隨之轉動，而大齒輪又和下導軌 通過螺栓連接，從而下導軌也隨之轉動，最終帶動車廂轉動。 參考機械設計手冊第五卷 21-212 頁，表 21-5-68，選用 gm5-25 雙旋向的液壓 馬達。其參數(shù)如下： 額定壓力 16mpa，公稱轉速 3000r/min，最低轉速 500 r/min，理論扭矩 64n.m。 圖 5.2 液壓馬達雙向自鎖原理圖 圖 5.2 是由兩個過載閥和兩個補油單向閥組成的雙向緩沖制動補

42、油回路。緩沖用溢 流閥的調節(jié)壓力應比主溢流閥的調節(jié)壓力高 5%19%，當出現(xiàn)液壓沖擊時產生的沖擊 壓力使溢流閥打開實現(xiàn)緩沖。其中，右邊油路由過載閥防止過載，由單向閥實現(xiàn)補油， 左邊的油路由右邊的過載閥防止過載，左邊的單向閥補油。這種回路的特點是兩邊油 路的過載壓力可以分別調解，適應性較好，應用比較普遍。 5.3 平推液壓缸的選型 5.3.1 平推液壓缸的類型選擇 平推液壓缸一端與上導軌相連，另一端與下導軌相連，當平推液壓缸伸長的時候， 推動上導軌向后運動，車廂也隨之向后移動，當雙作用液壓缸收縮的時候，上導軌向 前運動，車廂回到汽車行駛時的位置。 圖 5.3 平推液壓缸的原理圖 雙作用液壓缸的原

43、理如圖 5.3 所示，當換向閥處于右邊的機能時，高壓油通過右邊 的單向閥，進入雙作用液壓缸的右腔，高壓控制油進入左邊的單向閥，左邊的單向閥 打開，左腔的液壓油通過單向閥換向閥回到油箱，此時車廂后移，當?shù)竭_極限位置時， 換向閥打到中位。 同理：當換向閥處于左邊機能時，高壓油通過換向閥，和左邊的單向閥，進入左 腔中，同時高壓的控制油打開右邊的液控單向閥，雙作用液壓缸右腔中的液壓油通過 右邊的液控單向閥，換向閥，回到了油箱，此時車廂前移，會到汽車行駛時的位置。 如圖 5.3 所示，當高壓油進入沒有活塞桿的活塞腔時，此時應該讓他處于車廂后移 的運動過程當中，因為當車廂后移時，車廂的重量比前移時大，因此

44、上下軌道之間的 摩擦力也更大，要克服更大的摩擦力，就需要更大的液壓缸推力。但是，當車廂前移 時，車廂中的貨物已經卸下了，因此車廂的整體重量就會降低，所以此時高壓油進入 有活塞桿的那個腔時，液壓推力要小一些，但是足以推動空的車廂向前移動。 圖 5.3 所示為液控單向閥鎖緊回路。該回路是液壓缸進出油路都裝上液控單向閥 （有成液壓鎖）的雙向鎖緊回路。 當換向閥左位接入時，壓力油經左邊液控單向閥進入液壓缸左腔，同時通過控制 口打開右邊的液控單向閥，使液壓缸右腔的回油可經過右邊液控單向閥及換向閥流回 油箱，活塞向右運動。反之，活塞向左運動。到了需要停留的位置，只要使換向閥處 于中位，因為閥的中位為 h

45、機能，所以兩個液控單向閥均關閉，使活塞雙向鎖緊?；?路中由于液控單向閥的密封性好，泄漏極少，故鎖緊的精度主要取決于液壓缸的泄漏。 這種回路被廣泛運用于起重運輸車、工程機械等有鎖緊要求的場合。 5.3.2 平推液壓缸的類型選擇 軌道之間的摩擦因數(shù)，因此導軌之間的摩擦力0.1f 34 0.1 12 109.81.176 1011.76ffnnkn 要推動車廂和上軌道向后移動，則液壓缸的最大推力 max 11.76fkn 查機械設計手冊第五卷 21-310 頁，表 21-6-36，選用 dg-j40ce2e 型雙作用液 壓缸。 5.4 多級液壓缸的選型 5.4.1 多級液壓缸的長度計算 多級液壓缸連

46、接著上導軌和車廂，當高壓油進入多級液壓缸時，多級液壓缸伸長， 推動車廂，使車廂繞車廂尾部的鉸鏈轉動，當轉動到 48 至 50 度時，超過了貨物的自 然吸止角，貨物就會沿著傾斜的車廂滑落，完成卸貨的動作。當貨物卸完時，在重力 作用下，多級液壓缸回收縮回正常的位置。 如圖 5.4 所示，當換向閥處于中位機能時液壓缸被鎖死，當處于左位機能時，油 泵來的高壓油，通過換向閥、左邊的單向閥進入多級液壓缸，此時液壓缸伸長，推動 車廂向上傾斜，達到指定位置時，滑閥回到中位機能，液壓缸被鎖死，車廂將保持傾 斜。 圖 5.4 多級液壓缸的液壓原理圖 當滑閥處于右位機能時，油泵的高壓油通過控制管路，推動液控單向閥，

47、使液控 單向閥打開，多級液壓缸中的高壓油就會通過液控單向閥，節(jié)流閥，換向閥，最后回 到油箱。 圖 5.4 中節(jié)流閥的作用是，降低多級液壓缸中高壓油回油的速度，防止車廂突然 垮下來了。 首先要計算液壓缸的行程，當車廂被舉起時，如圖 5.5 所示，車廂由 ab 位置繞 b 鉸旋轉到 cb 位置，故： 在三角形 abc 中，mm，5500 bcab o abc50 由余弦定理定理得： o bcabbcabac50sin2 222 o 50sin5500255005500 222 =mm61.21611349 故mm,圓整為 4700mm。即液壓缸的行程為 4700mm。4648ac 圖 5.5 多級

48、液壓缸設計圖 5.4.2 多級液壓缸的受力計算 如圖 5.6 所示，為汽車的額定載重量，即=9.8 12=1.176n，為 1 f 1 f 3 10 5 10 2 f 液壓缸所承受的力，為車廂所承受的力。由于系統(tǒng)在此位置時處于平衡狀態(tài)，對 c 3 f 點、組成平面匯交力系，列平衡方程： 1 f 2 f 3 f ： 0 x f050sin65cos 32 oo ff ： 0 y f 132 50sin65sinfff oo 聯(lián)立方程得：=83404n，圓整為 84kn。 2 f 圖 5.6 多級液壓缸的受力分析 故液壓缸的推力至少為 84kn。 5.4.3 多級液壓缸的型號選擇 根據(jù)機械設計手冊

49、第五卷 21-361 頁，表 21-6-98，由于液壓缸承受的最大壓 力為 84kn，故多級液壓缸的柱塞直徑為 95mm。 查表 21-6-99，根據(jù)多級液壓缸的行程為 4700mm，試選多級液壓缸為 udzr 28/45/60/75/95/-4700 液壓缸的長度為mm，滿足安裝13275/47002571305/257 17417 slll 位置的要求。 綜上所述：選用 udzr 28/45/60/75/95/-4700 型多級液壓缸滿足該車的要求。 5.5 小齒輪的設計 由回轉支承的設計得到大齒輪的參數(shù)如下：=101 =+0.5 =14 1 z 1 xm 0 20 要使得大小兩個齒輪能夠正常嚙合，小齒輪的=14，又由于齒輪不發(fā)生根切的最m 小齒數(shù)為 17，故。因為液壓馬達的轉速為 3000r/min，就需要大小齒輪的傳動比 2 17z 最大，以降低大齒輪的轉速，即降低車廂的轉速，因此去小齒輪齒數(shù)取為 17。采用等 變位齒輪傳動，故=-0.5