平推式自卸汽车设计（液压系统） 本科毕业论文.doc

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1、本科毕业设计题目：平推式自卸汽车设计（液压系统）学 院:汽车与交通工程学院专 业:车辆工程学 号: 学生姓名:XXX指导教师:XXX日 期:二一一年五月摘 要本文是为了设计一种车厢可以旋转的自卸车，使其具有普通自卸车的功能外，还能够在道路不允许倒车的情况下能够将货物卸在道路两旁。根据汽车载重量和车厢尺寸的要求，选择合适的汽车底盘。由车厢的运动分析，确定上下导轨的尺寸和形状。根据受力分析，确定回转支承型号。由几何尺寸和受力，确定起举升作用的多级液压缸的型号和行程。再根据导轨在运动过程中的摩擦力计算，选择合适的双作用液压缸，使车厢完成前后移动。最后根据回转支承、小齿轮以及液压系统的流量、压力选择适

2、当的液压马达。本文首先对车厢的运动过程进行分析，确定上下轨道的几何尺寸。然后进行部分机械零件的设计，以及强度和刚度的校核。最后对液压系统进行完整的设计、详细的计算和校核。经过设计计算，本文最终确定各零件的尺寸，还有各标准件的型号，使各个部件能够协调工作，不发生运动干涉。关键词： 自卸车； 回转支承； 液压系统AbstractThis article is to design the dumper which carriage can spin . so that this truck not only can be used as a dumper , but also .could be u

3、sed 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 carriage . To choose the type of the slewing bearing through force ana

4、lysis . 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 action hydraulic cylinder . Finally , I choose the suitable hydraulic m

5、otor.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 .Through the design calculation to determine the dimensions of all el

6、ement and the type of all standardized parts , to make sure all partment work together harmoniously .Key words: Dumper; Slewing Bearing; Hydraulic System目 录绪 论11 车厢参数的确定31.1 车厢的内部尺寸31.2 车厢的外部尺寸32 汽车底盘的选择及参数43 汽车的运动分析及计算63.1 车厢前后运动的目的和过程63.1.1 车厢前后运动的目的63.1.2 车厢运动的过程63.2 车厢前后运动距离的设计83.2.1 车厢不与驾驶室发生运动

7、干涉的条件83.2.2下导轨长度的设计93.3 上导轨的设计103.3.1上导轨的形状设计103.3.2上导轨的强度和刚度校核113.4 下导轨的设计123.4.1下导轨的形状设计123.4.2下导轨的强度和刚度校核134 工作装置的设计154.1 销轴直径的计算154.1.1铰接处销轴的直径计算154.1.2车厢尾部销轴的直径计算154.2 回转系统的选型164.2.1 传动方案的设计164.2.2 回转支承的选型174.2.3 其他部件的设计195 液压系统的设计205.1 液压油泵的选择205.2 液压马达的选择215.3 平推液压缸的选型225.3.1 平推液压缸的类型选择225.3.

8、2 平推液压缸的类型选择235.4 多级液压缸的选型235.4.1 多级液压缸的长度计算235.4.2 多级液压缸的受力计算255.4.3 多级液压缸的型号选择265.5 小齿轮的设计26结束语28参考文献29致谢30绪 论自卸车是指通过液压或机械举升而自行卸载货物的车辆，又称翻斗车。由汽车底盘、液压举升机构、货厢和取力装置等部件组成。自卸车在土木工程中，经常与挖掘机、装载机、带式输送机等工程机械联合作业，构成装、运、卸生产线，进行土方、砂石、散料的装卸运输工作。它的发动机、底盘及驾驶室的构造和一般载重汽车相同，车厢分后向倾翻和侧向倾翻两种，通过操纵系统控制活塞杆运动，后向倾翻较普遍，推动活塞

9、杆使车厢倾翻，少数双向倾翻。普通自卸车是车厢尾部与底盘铰接，车厢头部由液压缸活塞相连，液压缸与车架相连，由于液压缸的伸缩，推动车厢绕铰接点转动，从而使车厢发生倾斜，一般倾斜48至50度，这是由物体的自然吸止角决定的。但是有时候需要车厢旋转一定的角度后再卸货，即不能将货物卸到车尾，但是由于场地受到限制，不能用倒车来实现，所以就必须在普通自卸车的基础上增加一个车厢绕底盘旋转功能。因此这种自卸车在场地受到限制的时候，可以很方便的、任意角度的旋转车厢，并将车上的货物卸到指定的位置。在卸货的时候发动机通过变速器、取力装置驱动液压泵，车厢液压倾翻机构由油箱、液压泵、分配阀、举升液压缸、控制阀和油管等组成。

10、车厢液压倾翻机构由油箱、液压泵、分配阀、举升液压缸、控制阀和油管等组成。发动机通过变速器、取力装置驱动液压泵，高压油经分配阀、油管进入举升液压缸，推动活塞杆使车厢倾翻。实习中看到的大多数是向后向倾翻，通过操纵系统控制活塞杆运动，可使车厢停止在任何需要的倾斜位置上，再利用车厢自身重力和液压控制复位。以上介绍了普通自卸车的车厢运动过程，下面对本人设计的平推式自卸车车厢的运动过程进行简要描述：1.车厢后移，后移的目的是为车厢旋转留出足够的空间，因为一般为了节省底盘空间，车厢前部与驾驶室之间的距离较短。又由于车厢的俯视图是一个矩形，直接旋转，矩形的角将会与驾驶室发生运动干涉。2.车厢旋转任意角度，此时

11、液压马达通过变速器，与小齿轮相连，小齿轮与回转支承上的大齿轮啮合，通过液压马达的转动从而使回转支承转动，最终使车厢旋转起来。3.车厢倾斜，完成卸货动作，这时高压油推动多级液压缸活塞，再由多级液压缸推动车厢前部，使车厢绕厢尾的铰接点旋转，从而使车厢与底盘倾斜48至50度，由于超过了一般货物的自然吸止角，货物便会从车厢上滑落，从而完成卸货的动作。该车厢的运动是一个连续协调的过程，只有后退足够的距离，才能留出足够空间供车厢旋转，也只有车厢旋转到指定的位置，车厢才能倾斜。因此在整个过程中要按照运动的顺序，因此不会出现两个液压执行机构同时工作的情况，所以采用一个公用的液压泵就可以完成全部的工作，这样降低

12、了成本，也节省了底盘空间。但是因为车厢的后退和旋转，会造成整车的重心发生偏移，可能会造成后轮轮胎过载，发生爆胎，严重时还可能发生侧倾和翻倒，造成严重的安全事故，因此在整车上应该附加支腿，来承受由于车厢运动而产生的附加力和附加力矩。但由于本人的时间和能力有限，在此没有没有考虑支腿问题，这是存在的一个严重隐患，希望后面的人在设计这个车的时候，能够充分考虑整车重心转移的问题。虽然目前在市场上已经有了成熟的自卸车技术，但是这种车厢可以旋转的自卸车目前还没有问世，虽然其在结构上与普通自卸车区别不是很大，但是由于其特殊的功能，因此应该有着比较好的市场前景。总之通过本文的计算，围绕车厢的运动分析，各主要部件

13、的受力分析，完成初步的理论设计，经过我的计算，使各个部件能够协调工作，而且满足强度和刚度的要求，在理论上能够实现主要功能，但是还有待实践检验。1 车厢参数的确定1.1 车厢的内部尺寸根据毕业设计任务书的要求，可以知道车厢的内部尺寸为540022601000，此为一个标准车厢。1.2 车厢的外部尺寸车厢壁的厚度一般取为50mm，故在此也取为50mm，故车厢外部长a=5400+250=5500mm 宽b=2260+250=2360mm 高c=1000+50=1050mm因此，车厢的外部尺寸为550023601050。2 汽车底盘的选择及参数由1.2中的分析可知，车厢的长度为5500mm，宽度为23

14、60mm，因此汽车底盘的可利用长度就必须大于或等于5500mm。同时由任务书所给定的平推式自卸车的主要参数：额定装载量为12000kg，即载货量为12t，所以汽车的载重量必须大于12t。综合上述条件，选择底盘为EQ5126G6DJ14。其参数如下：允许最大的总质量：13388kg。允许前轴最大载质量：4500kg。允许后轴最大载质量：9000kg。发动机：水冷、直列六缸、四冲程、增压柴油发动机，型号EQB160-20，额定转速2600r/min，额定功率118KW，最大扭矩550N.m(1500-1700r/min)，缸径102mm，冲程120mm，排量5.88L，压缩比17.3：1，工作顺序

15、1-5-3-6-2-4。.进气系统：装有双级纸质干式滤清器一个，有驾驶室后部进气。供油系统：管路中装有柴油预滤器。排气系统：膨胀共振式消音器一个。冷却系统：管带式散热器一个，后置高位膨胀水箱一个，用于添加防冻防锈液。悬架系统：四点悬置。油门操纵：采用软轴油门拉丝操纵。离合器：350mm膜片弹簧离合器，液力远距离操纵。变速器：六档机械传动式变速器，该变速器六个前进档，一个倒档，远距离双杆操纵，变速比为一档5.606，二档3.627，三档2.313，四档1.487，五档1.000，六档0.789，倒档5.045。传动轴：开式、十字轴万向节传动轴，带十字轴滚针轴承，该底盘有3个传动轴节数。前轴：锻钢

16、件，工字断面，双落差前轴。前轮外倾角1，主销内倾角7，主销后倾角2.5，内前轮最大转角40，外前轮最大转角33。后桥：后桥采用铸造桥壳，全浮式半轴，单级，双曲线齿轮式主减速器，9T级后桥，主减速器速比为6.33。车轮及轮辋：每车装有轮胎7个，备胎1个，采用9.00R20轮胎，16PR7.00T-20轮辋。悬架：前悬架为多片钢板弹簧，吊耳式结构，有双作用的液压筒式减振器。后悬架采用多片、钢板弹簧，装有副钢板弹簧。前簧片数为8，后簧主簧片数为10，后簧副簧片数为7。车架：由冲压铆接结构，等断面直梁，纵梁内有加强板，前后端有拖勾，前端有保险杠，纵梁断面尺寸为：250807，车架外宽861mm。动力转

17、向系统：双辐条式方向盘，梯形机构在前轴后方，转向传动装置由转向柱管和带两个十字轴万向节的转向传动轴组成。转向传动轴分为花键轴和花键套两部分，可相对滑动。方向盘可前、后、上、下调整。转向机采用整体式动力转向机，中间位置传动比为20.4。转向液压泵为叶片式泵。制动系统：制动系统的主要设备有空气压缩机、储气筒、放水阀、感载阀、快放阀、手控阀、空气干燥器和制动软管等。行车制动：采用双回路气压制动，鼓式车轮制动器。驻车制动：采用手控阀控制弹簧制动器，作用于后轮。辅助制动：采用蝶形阀电气操纵，发动机排气制动。电气系统：采用24V制电路系统，负极搭铁。蓄电池采用6-QW-100DF，两个串联，100A.h两

18、个。发电机参数为28V，70A。起动机为24V，6.6kW。仪表：速度里程表、转速表、电压表、水温表、燃油表、机油压力表、气压表。灯具：前大灯、前组合灯、前后雾灯、侧转向指示灯、尾灯、后照灯、工作灯、前后示廓灯、驾驶室顶灯。指示和警报：转向指示灯、充电不足警告器、停车指示灯、排气制动指示灯、水温过热和水位过低报警灯、气压过低报警灯、机油压力过低报警灯、空气干燥器加热指示灯、倒车报警灯、电喇叭、气喇叭。开关：电源开关、点火开关、转向指示灯开关、大灯开关、雨刮和洗涤器开关、前后雾灯开关、驻车制动开关、电气喇叭转换开关、排气制动开关、空气干燥器加热开关、电熄火器等。驾驶室：平头可翻转式，采用扭杆式翻

19、转机构，三座带卧室，司机座椅可调式，司机座椅靠背角度可向前及向后调整，后排设有卧铺。室内还有隔热毯、杂物箱、石英钟、点烟器、内后视镜、遮阳板和窗帘架。两门皆锁，车门玻璃可升降，三角窗及后视镜玻璃可开启，前挡风玻璃装有电动式雨刮器和洗涤器，车门外装有后视镜。暖风及空调：驾驶室内装有暖风系统，空调选装。随车工具：商用车每车配备随车工具一套。为了满足载重量的要求故采用该底盘，但是由于底盘的可利用长度MO=7107mm，比车厢的外部尺寸5500mm长得多，因此在该平推式自卸车中将底盘后端截断1500mm，并取消备胎的放置。3 汽车的运动分析及计算3.1 车厢前后运动的目的和过程3.1.1 车厢前后运动

20、的目的如果车厢不向后移动，由于车厢是一个长方体，当其在底盘上旋转的时候，如果车厢不往后运动一段距离，长方形的车厢的一个角就会与驾驶室发生运动干涉，如图3.1所示。为了防止驾驶室与车厢发生运动干涉，就需要将车厢向后移动一段距离，这样车厢旋转的时候，靠近驾驶室的那个角，不会挂在驾驶室上。图3.1 车厢与驾驶室产生运动干涉示意图3.1.2 车厢运动的过程由3.1的分析可以知道，车厢要完成旋转动作，首先必须沿着底盘，先向后移动一段距离，如图3.2所示，图中蓝色的箭头表示车厢运动的方向，红色虚线表示车厢向后运动后的位置。图3.2 车厢后移过程然后根据任务书的要求，车厢绕底盘旋转任意角度，如图3.3所示，

21、红色部分代表旋转后的车厢位置，蓝色箭头表示旋转方向。图3.3 车厢旋转过程最后车厢绕车尾的销轴转动，倾斜一定的角度，完成卸货动作，如图3.4所示，从车头方向看导轨与车架垂直在液压缸的作用下，车厢倾斜48至50度，完成卸货动作。图3.4 卸货过程3.2 车厢前后运动距离的设计3.2.1 车厢不与驾驶室发生运动干涉的条件由1.2得到了车厢的外部尺寸，车厢的俯视图如图4.1所示，尺寸如图标注。图3.5 车厢的俯视图如图3.5所示，旋转中心为车厢中心O，在三角形ABC中，由勾股定理可以得到：=5984.95 mm又因为O为的中点，故：=mm 将圆整为3000mm，由于是车厢上离旋转中心O最远的距离，因

22、此只要驾驶室与旋转中心O的距离大于或等于=3000 mm时，车厢与驾驶室就不会发生运动干涉。3.2.2下导轨长度的设计图3.6 下导轨的俯视图（1- 固定部分的下导轨 2-旋转部分的下导轨）由车厢运动不与驾驶室干涉的条件，可以得到：前导轨长度 mm 下前导轨的长度不能超过250mm，否则在车厢旋转的过程当中上、下导轨就会发生运动干涉，如图3.7所示。有任务书可以知道，需要车厢后退500mm，因此车厢后退之后，上导轨尾部会超出下导轨而悬空500mm。在车厢旋转过程中，为了尽可能使汽车车厢重心与旋转中心重合，上导轨前部也应该超出下导轨500mm。图3.7 前后导轨不干涉示意图故后下导轨长度5500

23、-500-500=4500mm。综上所述：该车导轨的尺寸如图3.6所示，下前导轨长度为250mm，下后导轨的长度为4500mm。3.3 上导轨的设计3.3.1上导轨的形状设计由于上导轨要在下导轨上面向后移动，故上导轨与下导轨要啮合，即上导轨相对于下导轨只能有沿着车前进方向的位移，其他方向不能有位移。因此上导轨的形状设计如图3.7所示。图3.8 上导轨形状示意图如图3.8所示：上导轨为一个焊接件，铰支座与上面的固定钢板焊接，固定钢板将两个导轨焊接在一起，车尾部的铰支座也与导轨体焊接。在俯视图中，为了节省材料，减少加工表面，提高加工效率，在焊接钢板上开有前后两个方形孔，但是总体满足强度要求。主视图

24、中中间的铰支座与平推液压缸相互铰接，从而带动上导轨在下导轨上前后移动。导轨尾部的铰支座是和车厢尾部铰接，这样使车厢可以绕着铰接点转动，使车厢发生倾斜，完成卸货的动作。此处为了提高销轴的安全系数，故采用两对铰支座，两根销轴，这样不仅加大了销轴的承受能力，减小了销轴的直径，简化了加工工艺，同时由于销轴的受力点位于车厢左右两边，这样增加了两个支撑反力的力矩，提高了车厢抵抗倾翻力矩的能力。在侧视图中，可以看到上下导轨之间的啮合，上导轨将下导轨包在里面，这样子上导轨就只能沿着下导轨前后移动了，其他方向的自由度都被限制住了。在安装的时候要注意，上导轨从车尾先向前推，与下导轨啮合，然后依靠平推式液压缸将上下

25、导轨之间的相对位置固定。3.3.2上导轨的强度和刚度校核如图3.9所示在本文中，校核梁ABCD和平面EF、GH的强度，已知上导轨的材料采用Q235，查机械设计手册得：当其厚度为4060mm时，屈服强度=215 MPa抗拉强度=375500MPa图3.9 下轨道计算示意图校核梁ABCD的强度安全系数，所以梁ABCD满足强度要求。校核平面EF、GH的强度安全系数，所以校核平面EF、GH满足强度要求。3.4 下导轨的设计3.4.1下导轨的形状设计下导轨分为两部分，下前导轨直接与底盘焊接，下后导轨通过回转支承与底盘相连，因此可以在底盘转动。下导轨上表面都与上导轨下表面啮合，下后导轨下表面和汽车底盘通过

26、回转支承连接。所以下导轨在上表面应该有相应的形状应该可以和上导轨啮合，使上导轨只能有沿着车前进方向的位移，其他方向的位移都被限制住。图3.10 下后导轨形状示意图同时下后导轨上还应该具有相应的铰支座，使得平推式液压缸一端铰接在上导轨上，另一端铰接在下导轨上，当液压缸伸缩时，可以推动上下导轨之间移动，从而使车厢在底盘上前后移动。下后导轨的形状如图3.10所示，下后导轨长度为4500mm，后面开有孔，是在满足强度要求的前提下，为了节省材料，前面需要安装铰支座，为了保证强度要求，因此在导轨前面没有开相应的孔。在上面开槽，一方面是为了节省材料，另一方面，是为回转支承安装留下空间。前面铰支座的位置，是根

27、据上导轨的支座以及双作用液压缸的长度综合确定的。下导轨与汽车底盘之间通过回转支承连接，因此在下导轨上应该有工回转支承安装的螺纹孔，图中的螺纹孔是根据回转支承的型号确定的，这在后面会有详细的计算过程，回转支承安装位置的中间开有一个圆形孔，因为液压马达在地盘上，而有的液压执行元件在上导轨上，如多级液压缸的和平推液压缸，开这个圆孔，便于液压油管从这里给轨道上面的液压执行原件供油。下前导轨的断面和下后导轨的侧视图相同，因为只有这样才能和上导轨啮合，其长度为250mm，这在前面已经计算了，在此不再重复。前导轨直接和汽车底盘焊接，但是在焊接时，应保证前后导轨的上表面在同一平面内，这样车厢才能在两个导轨之间

28、平稳的滑动，同时在两个导轨相望的一面，应该加工有倒角。3.4.2下导轨的强度和刚度校核如图3.11所示在本文中，只校核平面AB、CD和平面EF、GH的强度，已知下导轨的材料采用Q235，查机械设计手册得：图3.11 下后导轨的强度校核当其厚度为4060mm时，屈服强度=215 MPa抗拉强度=375500MPa 校核平面AB、CD的强度安全系数，所以校核平面AB、CD满足强度要求。校核平面EF、GH的强度 安全系数，所以校核平面EF、GH满足强度要求。4 工作装置的设计4.1 销轴直径的计算4.1.1铰接处销轴的直径计算铰接处销轴的直径，由平推式液压缸的卷耳的直径来确定，在后面液压缸的选型中会

29、详细的讲解，在此不不做叙述。但是销轴的形状设计，在此简要的介绍一下。销轴的形状如图4.1所示，在满足强度条件的基础上，在销轴上钻有孔，该孔的作用是：用黄油枪从这个孔中往相互摩擦的表面打黄油，用于销轴与卷耳之间的润滑。销轴两边都有倒角，这样便于销轴的安装。同时销轴的表面粗糙度有严格的要求，因为销轴表面与支座、与液压缸卷耳之间有相对运动，降低粗糙度，可以减小他们之间的摩擦力，提高相对运动各部件的寿命。图4.1 销轴的示意图4.1.2车厢尾部销轴的直径计算车厢尾部销轴主要是将车厢和上轨道铰接，车厢前部，与多级液压缸铰接，当高压油流入多级液压缸时，多级液压缸伸长，推动车厢绕着车尾的销轴转动，从而使车厢

30、倾斜，完成卸货的动作。车尾采用两个销轴，这样有以下几个好处：第一，在保证铰接强度的情况下，减小销轴的直径和长度，便于销轴的安装和制造，同时也减少了上导轨的切屑量，减少了对上导轨强度的削弱。第二，采用两个销轴，可以将销轴安装在车厢的左右两侧，车厢的重力和倾翻力矩就分散到了地盘的两边，底盘给车厢的反作用力的力矩增大，这样可以提高车厢抗倾翻的能力。销轴的形状与图7.1相同，在此不再重复叙述。车尾的销轴主要承受剪切应力，其主要失效形式是剪短和挤压，因此应该按照剪切应力和挤压应力来设计。图4.2 轴的受力分析车尾销轴采用45钢，其剪切屈服极限为=80MPa，取安全系数S=1.5。其受力如图4.2所示，则

31、：由许用剪切应力由公式得取销轴直径d=40mm，长度为284mm。4.2 回转系统的选型4.2.1 传动方案的设计如果4.2所示，液压马达固定在汽车底盘上，当液压马达转动时，带动小齿轮转动，小齿轮和回转支承的大齿圈啮合。回转支承内圈固定在汽车底盘上，外圈与车厢连接，小齿轮的转动会带动回转支承外圈齿圈转动，从而带动车厢的旋转。图4.2 回转系统传动方案的设计（1- 车厢 2-回转支承 3-主动小齿轮 4-汽车底盘 5-液压马达）这样的布置，结构紧凑，动力传递路径短，传动效率高，作为本回转支承的传动方案。4.2.2 回转支承的选型图4.3 回转支承受力图本文中回转支承参考张质文主编的起重机设计手册

32、（北京:中国铁道出版社,1998）135页回转机构设计，所有力向回转中心简化成回转支承的计算载荷，如图4.3所示。垂直力 V=G=9.812=1.176N=117.6kN 水平力 H=0力矩 M=当量载荷的计算公式查工程起重机结构与设计103页，表4-10得查表4-11得，滚道接触角 。所以当量载荷查起重机设计手册142页，根据当量载荷选用9#012（渐开线圆柱齿轮外啮合大模数齿形）型回转支承，其型号为：012.50.1250。由146页JB2300-84得所选用回转支承如图4.2所示，其参数如下：图4.2 回转支承的示意图=1250mm =1390mm =1110mm =110mm =133

33、7mm =1163mm =40 =26mm =5 =1251mm =1248mm =100mm =10mm =90mm =+0.5 =14 =1453.2mm =101 4.2.3 其他部件的设计小齿轮的设计请参看5.5，液压马达的选型，请参看5.2，再次不再赘述。5 液压系统的设计5.1 液压油泵的选择本文液压油泵的选择参考机械设计手册第五卷21-131页表21-5-10。有底盘参数中发动机的转速和变速器各档位的传动比得最适合取液压油泵的额定转速为2000r/min，因为发动机参数：水冷、直列六缸、四冲程、增压柴油发动机，型号EQB160-20，额定转速2600r/min，额定功率118KW

34、，最大扭矩550N.m(1500-1700r/min)，缸径102mm，冲程120mm，排量5.88L，压缩比17.3：1，工作顺序1-5-3-6-2-4。.采用倒档取力器和减速器配合使用，就可以得到2000r/min的额定转速。理论排量为25.6升，额定压力为16MPa。与单向阀和溢流阀配合使用，也能满足各个工作部件的压力和排量要求。图5.1 油源回路示意图如图5.1所示，液压油通过过滤器，液压油泵，在通过单向阀进入主油路，在进入工作装置之前，还有一个溢流阀，溢流阀一端与主油路相连，另一端直接流回油箱。过滤器的作用是过滤液压油中的杂质，使进入工作装置的液压油都是满足要求粘度，并且是干净的，防

35、止液压油中的杂质堵住工作装置的油道或者对液压元件产生损伤。油泵的作用是提高油压，是整个液压系统的动力源，为整个液压系统提供足量的高压油。单向阀的作用是防止液压油倒流，如果没有单向阀的反向锁止作用，万一油泵坏了，将直接导致主油路中的液压工作装置突然失去压力，举起的车厢突然掉下来，将会造成严重的安全事故。溢流阀的作用是防止系统过载，当油压超过一定的限制值时，溢流阀打开，高压油从溢流阀，流回油箱，保护了液压系用的油管和其他工作装置，提高了整个系统的安全性。查机械设计手册第五卷21-388页，选用额定压力为21MPa的DT-02-*-22型液控式溢流阀。5.2 液压马达的选择液压马达通过减速器，带动小

36、齿轮，小齿轮和回转支承的大齿圈啮合，小齿轮中心与汽车底盘连接。当小齿轮转动的时候，大齿轮也随之转动，而大齿轮又和下导轨通过螺栓连接，从而下导轨也随之转动，最终带动车厢转动。参考机械设计手册第五卷21-212页，表21-5-68，选用GM5-25双旋向的液压马达。其参数如下：额定压力16MPa，公称转速3000r/min，最低转速500 r/min，理论扭矩64N.m。图5.2 液压马达双向自锁原理图图5.2是由两个过载阀和两个补油单向阀组成的双向缓冲制动补油回路。缓冲用溢流阀的调节压力应比主溢流阀的调节压力高5%19%，当出现液压冲击时产生的冲击压力使溢流阀打开实现缓冲。其中，右边油路由过载阀

37、防止过载，由单向阀实现补油，左边的油路由右边的过载阀防止过载，左边的单向阀补油。这种回路的特点是两边油路的过载压力可以分别调解，适应性较好，应用比较普遍。5.3 平推液压缸的选型5.3.1 平推液压缸的类型选择平推液压缸一端与上导轨相连，另一端与下导轨相连，当平推液压缸伸长的时候，推动上导轨向后运动，车厢也随之向后移动，当双作用液压缸收缩的时候，上导轨向前运动，车厢回到汽车行驶时的位置。图5.3 平推液压缸的原理图双作用液压缸的原理如图5.3所示，当换向阀处于右边的机能时，高压油通过右边的单向阀，进入双作用液压缸的右腔，高压控制油进入左边的单向阀，左边的单向阀打开，左腔的液压油通过单向阀换向阀

38、回到油箱，此时车厢后移，当到达极限位置时，换向阀打到中位。同理：当换向阀处于左边机能时，高压油通过换向阀，和左边的单向阀，进入左腔中，同时高压的控制油打开右边的液控单向阀，双作用液压缸右腔中的液压油通过右边的液控单向阀，换向阀，回到了油箱，此时车厢前移，会到汽车行驶时的位置。如图5.3所示，当高压油进入没有活塞杆的活塞腔时，此时应该让他处于车厢后移的运动过程当中，因为当车厢后移时，车厢的重量比前移时大，因此上下轨道之间的摩擦力也更大，要克服更大的摩擦力，就需要更大的液压缸推力。但是，当车厢前移时，车厢中的货物已经卸下了，因此车厢的整体重量就会降低，所以此时高压油进入有活塞杆的那个腔时，液压推力

39、要小一些，但是足以推动空的车厢向前移动。图5.3所示为液控单向阀锁紧回路。该回路是液压缸进出油路都装上液控单向阀（有成液压锁）的双向锁紧回路。当换向阀左位接入时，压力油经左边液控单向阀进入液压缸左腔，同时通过控制口打开右边的液控单向阀，使液压缸右腔的回油可经过右边液控单向阀及换向阀流回油箱，活塞向右运动。反之，活塞向左运动。到了需要停留的位置，只要使换向阀处于中位，因为阀的中位为H机能，所以两个液控单向阀均关闭，使活塞双向锁紧。回路中由于液控单向阀的密封性好，泄漏极少，故锁紧的精度主要取决于液压缸的泄漏。这种回路被广泛运用于起重运输车、工程机械等有锁紧要求的场合。5.3.2 平推液压缸的类型选

40、择轨道之间的摩擦因数，因此导轨之间的摩擦力要推动车厢和上轨道向后移动，则液压缸的最大推力查机械设计手册第五卷21-310页，表21-6-36，选用DG-J40CE2E型双作用液压缸。5.4 多级液压缸的选型5.4.1 多级液压缸的长度计算 多级液压缸连接着上导轨和车厢，当高压油进入多级液压缸时，多级液压缸伸长，推动车厢，使车厢绕车厢尾部的铰链转动，当转动到48至50度时，超过了货物的自然吸止角，货物就会沿着倾斜的车厢滑落，完成卸货的动作。当货物卸完时，在重力作用下，多级液压缸回收缩回正常的位置。如图5.4所示，当换向阀处于中位机能时液压缸被锁死，当处于左位机能时，油泵来的高压油，通过换向阀、左

41、边的单向阀进入多级液压缸，此时液压缸伸长，推动车厢向上倾斜，达到指定位置时，滑阀回到中位机能，液压缸被锁死，车厢将保持倾斜。图5.4多级液压缸的液压原理图当滑阀处于右位机能时，油泵的高压油通过控制管路，推动液控单向阀，使液控单向阀打开，多级液压缸中的高压油就会通过液控单向阀，节流阀，换向阀，最后回到油箱。图5.4中节流阀的作用是，降低多级液压缸中高压油回油的速度，防止车厢突然垮下来了。首先要计算液压缸的行程，当车厢被举起时，如图5.5所示，车厢由AB位置绕B铰旋转到CB位置，故：在三角形ABC中，mm，由余弦定理定理得： =mm故mm,圆整为4700mm。即液压缸的行程为4700mm。图5.5

42、 多级液压缸设计图5.4.2 多级液压缸的受力计算如图5.6所示，为汽车的额定载重量，即=9.812=1.176N，为液压缸所承受的力，为车厢所承受的力。由于系统在此位置时处于平衡状态，对C点、组成平面汇交力系，列平衡方程：联立方程得：=83404N，圆整为84kN。图5.6 多级液压缸的受力分析故液压缸的推力至少为84kN。5.4.3 多级液压缸的型号选择根据机械设计手册第五卷21-361页，表21-6-98，由于液压缸承受的最大压力为84kN，故多级液压缸的柱塞直径为95mm。查表21-6-99，根据多级液压缸的行程为4700mm，试选多级液压缸为UDZR 28/45/60/75/95/-

43、4700液压缸的长度为mm，满足安装位置的要求。综上所述：选用UDZR 28/45/60/75/95/-4700型多级液压缸满足该车的要求。5.5 小齿轮的设计由回转支承的设计得到大齿轮的参数如下：=101 =+0.5 =14 要使得大小两个齿轮能够正常啮合，小齿轮的=14，又由于齿轮不发生根切的最小齿数为17，故。因为液压马达的转速为3000r/min，就需要大小齿轮的传动比最大，以降低大齿轮的转速，即降低车厢的转速，因此去小齿轮齿数取为17。采用等变位齿轮传动，故=-0.5。由 得 即故齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 因为小齿轮的齿厚应该略大于大齿轮的齿厚，故取b=95mm。结束语

44、经过整个毕业设计，从选题、选型，方案设计到各零部件的详细设计和计算校核，基本达到了任务书所下达的要求。在整个过程中，我遇到了很多问题，开始毕业设计的时候，我一边准备研究生复试，一边着手准备毕业设计的开题报告。虽然时间有点紧，但是我还是一丝不苟，认认真真的对待。在研究生复试的专业面试环节中，老师问了很多关于毕业设计的内容，我回答得都很全面，为我最后顺利考上研究生增添很大筹码。同时经过整个毕业设计，我们大学所学的几乎所有专业课在此都得到了表现，从大一所学的机械制图，大二学的理论力学、材料力学、机械原理，大三所学的机械设计、汽车构造、气压与液压传动，大四的汽车设计等很多专业课都有所涉及。这对我们来说

45、在知识上是一个很好的回顾，也是所有知识的一个系统的运用，为我们未来的工作指明了方向。在此期间我们周一到周五每天都去教室画图，去教室计算，我们的指导老师XXX教授也是坚持每天都到教室里为我们答疑，在汪老师的指导下，我的平推式自卸车设计工作进展的比较顺利，设计过程中遇到的问题，他都会现场给我们答复，引导我们自己去图书馆查资料，让我们自己去翻手册，在整个过程中我收获颇多。但是遗憾的是本车还存在一个致命的安全隐患，当车厢在底盘上前后移动，绕底盘旋转的过程中，整车的重心将发生了转移。可能造成部分轮胎过载，发生爆胎，严重时还可能发生整车的侧翻，从而造成严重的安全事故。解决方法就是给车加上支腿，先用支腿将整

46、车抬起来，然后车厢完成相应的动作，最后将支腿收回。但是由于本人水平和时间有限，在此没有考虑，希望今后从事本课题研究的学弟学妹能够给予认真校核，从而完善本车的设计。参考文献1 徐达 陆锦容.专用汽车工作装置原理与设计计算.北京理工大学出版社，20022 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，20073 成大先.机械设计手册.（第1至5卷）.北京：化学工业出版社，20024 卞学良.专用汽车结构与设计.机械工业出版社，2007.75 黄大巍，李岚，毛文杰.现代起重运输机械.化学工业出版社，206.56 齿轮制造手册编辑委员会.齿轮制造手册M.北京：机械工业出版社，19977 大连理工大学工程图学教研室.机械制图M.（第六版）.北京：高等教育出版社，20078 刘鸿文.材料力学.（第4版）.北京：高等教育出版社，20049 廖汉元，孔建益.机械原理M.(第2版).北京：机械工业出版社，200710 濮良贵.机械设计M