后推连杆组合式举升机构的设计 - 图文

后推连杆组合式举升机构的设计

摘 要

自卸车作为一种专用汽车，在工厂、矿山、城市建设以及交通运输中都扮演着重要角色。作为自卸车的重要和不可缺少的组成部分, 自卸车举升机构在货物卸载时发挥着巨大作用，它免去了工人卸货劳动，提高了卸货速度。其主要原理是通过液压作用将自卸车车厢举升到一定角度从而使货物快速卸载。本设计选用后推连杆组合式举升机构型式，又称“D”式（或加伍德式）举升机构，进行设计，它具有举升平顺、油缸活塞的工作行程短，举升机构布臵灵活，转轴反力小、举升臂放大系数大、活塞行程短等优点，应用非常广泛。本设计从总体到局部，全面介绍了自卸车举升部分的设计。本文综合运用多种设计工具进行综合设计，不但提高了设计速度同时也提高了设计质量。这些方法和手段如果为企业掌握，就可以为企业减少成本提高竞争力服务。

关键词：自卸车，后推连杆组合式，举升机构，液压系统

Abstract

As a kind of special vehicle, dumper truck plays an important role in

factories, mines, urban constructions and transportations. Being an important and indispensable part of dumper truck, lift mechanism plays a very important role in unloading. It’s more laborsaving and efficient. It raises the truck body to a suitable angle so that cargos can be unloaded by itself by the force comes from hydraulic system. In this dissertation, back-ward lever-assembled style lift mechanism, which is also named “D” pattern (or Gawood style) lift mechanism, is chosen. It has many advantages, such as smoothly-lifting, shorter work stroke of hydraulic cylinder piston, being easy conveniently disposed, less axis anti-force, bigger lift power quotiety, bigger lift-arm magnify quotiety. Due to these advantages, this style of lift mechanism is used far and wide. This dissertation, from overall to some, entirely introduces the design of this style lift mechanism. In this dissertation, some tools and methods for design are used, which can improve the speed as well as quality of the design. If these tools and methods for design are used in company, the company could cut down the cost in design and improve the capability of competition.

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Key words： dumper truck；back-ward lever-assembled style；lift

mechanism；hydraulic system

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1 绪论

1.1 课题的提出

自卸车是利用本车发动机动力驱动液压举升机构，将其车厢倾斜一定角度来卸货；并依靠车厢自重使其复位的专用汽车。

自卸汽车按其用途可分为两大类：一类属非公路运输用的重型和超重型（装载质量在20T以上）自卸汽车。主要承担大型矿山，水利工地等运输任务，通常是与挖掘机配套使用。这类汽车也被称为矿用自卸汽车。它的长度，宽度，高度以及轴荷等不受公路法规的限制，但它只能在矿山，工地上使用。另一类属于公路运输用的轻，中，重型（装载质量在2~20T）普通自卸汽车。它重要承担砂石，泥土，煤炭等松散货物的运输，通常是与装载机配套使用的。

自卸车举升机构是自卸车的一个重要组成部分，它的主要作用是通过液压作用将自卸车车厢自动举升并快速卸载货物。连杆组合式举升机构具有举升平顺、油缸活塞的工作行程短，举升机构布臵灵活等优点。常用的连杆组合式举升机构布臵有两种：按举升方式主要分为后倾卸举升式和三面举升式两类。举升机构作为自卸车的重要和不可缺少的组成部分，在自卸车货物卸载时发挥着巨大作用，它免去了工人卸货劳动，提高了卸货速度，通过研究自卸车举升机构的原理，探索出更加省时省力、方便灵活、举升力大、装卸快捷、安全可靠的自卸车举升系统形式，为使自卸车更好的为社会生活的方方面面服务打下基础。

1.2 课题研究的意义

自卸车举升机构及其液压系统是自卸车的核心，其性能好坏直接影响自卸车的性能和质量，因此对自卸车举升机构及其液压系统的研究对提高自卸车性能质量，以及减低成本等均有重大影响。本课题设计将从举升机构的原理出发，对自卸车进行一步步的研究。依照上述框架，对自卸车举升机构进行设计时还要注意效率，效率也是成本的一种方式，因此，采用合理的设计方法，并且使用提高效率的工具对于设计来说也是一件非常重要的事，本课题将从设计方法和设计工具上作一次积极的尝试，为以后类似的设计提供参考。

1.3 国内外研究概况及发展趋势

国外研究概况及发展趋势：广泛采用新技术、新方法；采用零件系列化，标准化以及用途多样化；采用新的举升形式；电子化和信息化；节能环保，降低噪声；人机工程设计。

在自卸汽车中发展较快的是矿用自卸汽车。起装载质量大，与电铲、挖掘机配合使用，生产效率高。这类自卸汽车的装载质量由五十年代初期的25-35T，发展到六十年代的60-80T；七十年代为100-150T，目前已制成350T的自卸汽车。

重型自卸汽车在结构上，突破了传统的汽车结构。这给自卸汽车设计者提出了许多新的，非传统性的要求。这些问题是：动力传递、总体布臵和材料选用等，而主要的问题是动力传递的控制。

动力传递的控制 汽车传统的传动系多用液力变扭器（带有行星齿轮轮边减速）。装载质量40T以下的重型自卸汽车，也有用机械传动系的，这主要是在欧

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洲国家。瑞典的高库-兰菲克公司、西德的凯不勒公司和福恩公司，在重型自卸汽车上都装了半自动控制的机械传动系。美国自卸汽车，装载质量76T以上的多装有电传动（包括发电机和电动车轮）；装载质量100T以上的自卸汽车只用电传动。点传动能较平顺的将大功率传给车轮，电动车轮又很容易的变换为发电机工作，此时电传动系就变成了见素制动器。装用机械式或液力机械式传动装臵的重型自卸汽车，其后桥一般都装有自动或半自动的差速器联锁机构，用以提高自卸汽车在坏路上的越野性。

悬挂装臵 采用悬挂的种类取决于自卸汽车的型式及使用条件。钢板弹簧，美国用在装载质量45T以下，欧洲国家用在60T以下的自卸汽车。如美国麦克M—65AX采用钢板弹簧加橡胶减振块，法国贝利埃T—60采用钢板弹簧。装载质量32—130T的自卸汽车也有采用油气悬挂的，如美国的凯特皮勒，密执按魏布克及意大利的伯尔里尼等公司的产品。装载质量76T以上的自卸汽车，有的装有一组橡胶块作为弹簧元件。

制动装臵 装载质量27T以上的自卸汽车采用气动或气动液力控制的辅助制动器。这种自卸汽车几乎都装有减速制动器，液力机械式和电力的传动系都起减速制动器的作用。

目前重型自卸汽车在设计上的特点是采用两轴布臵，其中大部分采用4×2后轮驱动的型式，后轮装双胎，前轮转向装单胎。除此之外，美国的 万国公司和西德的凯布勒公司为提高自卸汽车的越野能力增大附着质量，其自卸汽车有些型号采用4×4的驱动型式。美国尤克里德制造装载质量95.26T的R-105型自卸汽车的驱动型式也是采用4×4，但前、后轮都装用双胎，起轮胎的规格是24.00—49，有36层帘布层。R—105型自卸汽车利用铰接式底盘转向，为保持有足够的倾向稳定性，采用了特殊的悬挂。美国皮尔莱斯公司制造的装载质量245T的自卸 汽车，有8个车轮，成对的车轮中的每个车轮都连接着一个共同的平衡架，但有独立的传动，采用液力电传动式制动器，并装有液力悬挂。

进入八十年代，装载质量20T以上的矿用重型自卸汽车，在美国，西德，意大利等国家，已形成了系列产品或系列产品更新换代。在产量上，美国仍居世界各国之首。在制造上，各国共同的特点是生产不集中，工厂规模也不大，年产量由数十辆到几百辆不等。与要量虽然逐年上升，但世界各国总的需要量不大，无法同承担公路运输的大中型自卸汽车相比。

当前世界经济发达的国家较重视发展专用汽车的运输，采用专用汽车，提高装卸小、节约包装材料，降低运输成本。1970年末美国总质量在4.5T以上的货车80%是专用汽车，其中自卸汽车就占11%。西德，日本自卸汽车运输占专用车辆运输的比重很大。

大中型自卸汽车，其结构大部分是由货车变形产生的，并发展成系列产品。西德，日本，英国等发展很快，并有自卸汽车系列产品。如西德奔驰，汉诺莫克—亨歇尔，道依茨及曼公司生产装载质量4—15T的共88种型号；日本川西，金刚制作，东急车辆及小平产业厂生产装载质量4—15T的共26种型号，另外五十铃，日产，日野，三凌公司生产装载质量6—11.5T的共48种型号。除此之外，苏联麦蒂，明斯克，克列米楚格厂生产装载质量4.5—12T的3种型号，其产量较大。承担公路运输的大中型自卸汽车，一般都在装载质量15T以下，目前发展的趋势是：减轻自身质量，采用高强度低合金钢、轻合金和新工艺，提高装载质量，使自身质量利用系数达到1.41-2.0;车速已提高到90—100km/h；中型自卸

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汽车的动力向柴油机化发展，西欧国家和日本已柴油化，美国正在发展中型自卸汽车柴油机系列，苏联也在进行这方面的工作。具有七，八十年代水平的自卸汽车一般多属于传统的汽车结构；由于运载货物不一（物理或化学的性质），使用条件各异（气候、道路、装卸场合）的自卸汽车卸货方式，举升机构及车厢等出现了多种型式。

国内研究概况及发展趋势：我国从50年代起，由解放CA—10型汽车变型的自卸车开始，经过60年代JN—150变型的自卸车小批量生产，交通牌15吨和上海牌32吨自卸车的试制；70年代本溪60吨和100吨自卸车的研制；我国自70年代开始采用大型矿用自卸车以来，各大型露天矿山先后分别采购了近600多辆车，其中进口车400多辆占80％ 。电传动车约500多辆占95％ 以上。使用大型自卸车以后，效益明显提高，认识日益深化，普遍认为电动轮车维修费用低、使用寿命长、应用前景乐观。盼望新世纪我国在大型自卸车的研制和应用上都能有较快的发展。电传动自卸车自60年代问世以后，一直采用直流牵引传动系统，经历了直— —直传动和交— —直传动两个阶段。90年代以前，最大的电传动自卸车的载重量限制在200t以内。到90年代末交流牵引传动技术开始应用到自卸车上，才使大型自卸车的载重量有了较大的突破，从200t提升到300t。世界上第一台投入作业的交流传动自卸车是由美国Haulpak工厂生产的930E型车，载重量达281t。其交流调速电传动系统是由美国GE公司配套提供。发动机和轮胎分别采用MTU与DDC公司合作生产

的MTU16V396TB44和日本BRIDGE—STONE公司生产的48／95R57。目前各大公司推出的主要交流传动车型如表1所示。交流传动系统的制造商主要有美国的GE公司和德国的Siemens公司。2000年以后表列各制造商都在开发更大的车型，如小松的930E一2SE载重量达326t，其它三家制造商也都在发展载重量在326 t以上的车型。早期由于交流调速传动装臵价格昂贵，交流传动自卸车价格很高，近年由于电力电子和控制技术的飞速发展，变频调速技术日趋完美成熟，价格逐步下降。因此，近年交流调速系统已开始向小吨位车辆发展。去年TEREX已推出MT3300AC型交流调速电传动自卸车，载重量为136 t。

柴油机驱动交流发电机，发出交流电，通过整流柜整流为直流。直流电压的高低通过调节交流发电机的励磁来调整。逆变器则需将直流转换成适当频 率和幅值的端电压输入到交流电动机，实现在各种转速下都能输出所需的电磁转矩，完成变频调速的功能。逆变器工作在牵引时要根据车辆的总重、路面的坡度和状况、滚动阻力及其它参数的情况，通过分析后，按力矩控制方式控制交流电动机。在下坡制动时，交流电动机变为发电机，通过逆变器反馈到直流侧，经直流斩波器等进行电制动调节后输入到制动能耗电阻，实现能耗制动。

至今全国自卸车已发展成品种。但同世界经济发达国家生产的自卸车相比，仍有相当差距。近年来，国内自卸车举升机构的研究也呈现出比较活跃的局面，从优化设计到数学建模以及机构仿真，研究不断深入，并且紧跟时代步伐，做出了不少成绩。

1.4 课题研究的内容

本课题的主要任务是设计装载质量为4500kg，最大举升角度为50°～60°的自卸车举升机构及其液压系统。

设计内容主要是设计举升机构的液压系统，包括液压缸的选择，液压回路的

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设计液压泵的选择等，还有举升机构中其他零件的设计，如三角臂的设计和校核，拉杆的设计和校核，还有各铰支点支座和销轴的设计和校核。

1.4.1 设计方案的选择

自卸汽车上，现在广泛采用液压举升机构。根据油缸与车厢底板的连接方式，常用的举升机构可以分为直接推动式和连杆组合式两大类。

举升机构的主要形式有：

直接推动式举升机构 是指油缸直接作用在车厢底版上的举升机构，简称直推式举升机构。按举升点在车厢底版下表面的位臵，该类举升机构又可分为油缸中臵和油缸前臵两中型式。前者油缸支在车厢中部，油缸行程较小，油缸举升力较大，多采用双缸双柱式油缸。后者的油缸支在车厢前部，油缸的举升力较小，油缸行程较大，一般用与重型自卸汽车上，油缸则通常采用多级伸缩油缸。 连杆组合式举升机构 是指油缸与车厢底版之间通过连杆机构连接的举升机构。生产实践表明，连杆组合式具有很大的优越性。近十几年来，这种类型的举升机构发展较快，已出现了多种形式。根据油缸的安装特点，连杆组合式举升机构又可分为油缸前推（后推）连杆放大式、油缸前推（后推）杠杆平衡式、油缸浮动等多种形式。

油缸前推连杆放大式（马勒里式）举升机构 该种举升机构通过三角臂与车厢底板相连，车厢的举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况好；当达到最大举升角度时，油缸几乎处于垂直状态，车厢上升到最高位臵不易倾下，稳定性好；油缸最大推力较小，油压特性好。但整个机构较庞大，油缸在举升过程中的摆角较大，工作行程也较大。

油缸前推杠杆平衡式举升机构 该种举升机构通过拉杆与车厢底板相连，举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好；初始时拉杆几乎是垂直顶起车厢，因此，机构启动性能好。但该机构三角形连杆的几何尺寸较大，结构不紧凑；油缸摆角较大，工作行程较大，液压管路不易布臵。

油缸后推连杆放大式（加伍德式）举升机构 该种举升机构通过三角臂与车厢底板相连推动车厢，启动性能较好，并能承受较大的偏臵载荷；举升支点在车厢几何中心附近，车厢受力状况较好。但该机构举升力系数大，工作效率较低。 油缸后推杠杆平衡式举升机构 该种举升机构的油缸下铰点、三角板的固定铰点、车厢翻转铰点几乎均匀分布在副车架上，减少了车架后部的集中载荷；同时，这种三点支撑方式有利于改善机构的整体横向刚性。举升过程中油缸摆角小，机构的工作效率也较高，但机构的举升力系数较大，使相同举升质量所需举升力较其他举升机构大。

油缸浮动式举升机构 这种机构油缸的一端直接与车厢底板相连，另一端不是固定在车架上，而是可以随着车厢的翻转而运动。该机构的拉杆也与车厢底板直接相连。举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好，工作效率较高。但该机构几何尺寸较大，机构不紧凑；举升过程中油缸摆角较大，使得液压管路难于布臵。

1.4.2 举升机构型式的选择

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从以上的分析可以看出，举升机构的每一种结构型式都各有利弊。在具体设计时，应因车制宜，合理选用。直推式举升机构结构简单，较易于设计。但由于是油缸直接顶起车厢，为了达到一定的举升角度，往往需采用多级油缸，而为了提高整车的稳定性，又常采用双油缸结构。这样易导致油缸泄露或双缸不同步，进而造成车厢举升受力不均。目前，该类举升机构主要用于重型自卸汽车。连杆组合式举升机构利用三角形连杆机构的放大特性，减小了油缸行程，同时还借助于连杆系的横向跨距来加强卸货时的稳定性，只需采用单级单缸的油缸型式就可满足要求。因此，该类举升机构制造工艺相对简单，在生产实际中获得了广泛的应用。油缸前推式举升机构具有举升力系数小的优点，较适用与中、重型自卸汽车，如青岛专用汽车制造厂生产的9吨级QD362型自卸汽车就采用了油缸前推连杆放大式中的杠杆平衡式举升机构。油缸前推式中的杠杆平衡式举升机构也常用10-20吨级的自卸汽车。油缸浮动式举升机构具有油缸行程短，机构效率高等优点，通常用于双后桥重型自卸汽车的改装。该机械已用在斯太尔QDZ332OS型20吨自卸汽车上。连杆组合式举升机构中，油缸后推式以结构紧凑、油缸摆角小等特点优于油缸前推式和油缸浮动式举升机构，而举升力较大的缺点则可通过减小举升质量得到一定程度的弥补，故较适用于中、轻型自卸汽车。而油缸后推杠杆平衡式举升机构也适用于中、轻型自卸汽车。

本设计综合各种因素，最后设计采用的举升方式是后推连杆组合式举升机构，又称“D”式（或加伍德式）举升机构， 它具备转轴反力小、举升力系数大、举升臂放大系数大、活塞行程短等优点，应用非常广泛。比较适用于中型自卸汽车。

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2 举升机构的设计

2.1 自卸汽车总体尺寸和主要零部件的确定

底盘的选择：经过选择，底盘选为东风汽车公司的EQ3092F190J，具体参数如下：

表1

质量参数：（kg） 整备质量 3990 空载前轴载荷 2230 空载后桥载荷 1760 列车总质量 9650 允许前轴载质量 2570 允许后桥载质量 7080 底盘尺寸参数（㎜） 外形尺寸 ： 总长 A 5945 总宽 B 2364 总高 C 2400 轴距 D 3950 后悬长度 E 946 车架后端离地高度 980 前轮轮距N1 1810 后轮轮距N2 1800 后轮胎最外尺寸 N3 2364 车架外宽 N4 861 纵梁最大断面尺寸 231×75×6.5 车架可用长度 MO 3269 接近角（度） 33 离去角（度） 19 车厢尺寸的选择：

经过选择，确定车厢的长度为3250mm,宽度为2200mm,高为550mm..车厢的长度很短但有一定的高度,使车辆可以在多种道路条件下行驶,这也是现在中型载重汽车的发展趋势.

最大举升角度的确定: 举升机构的最大举升角就是为了保证可以使货物干净的卸出车厢,最大举升角的确定取决于货物的安息角,设计的最大举升角必须大于货物安息角，以保证把车厢内的货物卸净。此外，在最大举升角时，车厢后拦板与地面须保持一定的间距H，防止车厢倾卸时与底盘纵梁后端发生运动干涉，自卸车车厢的最大举升角可在50 °~60°之间选取。几种常见货物的安息角如下表所示:

表2 物料煤 焦碳 铁矿铜矿 细砂 粗砂 石灰粘土 水泥 名称 石 石 安息27°-45° 50° 40°-45° 35°-45° 30°-35° 50° 40°-45° 50° 40°-50° 角 所以,在这个机构中,可以取最大举升角为53°,可以保证大部分货物可以卸干净,这样就可以保证工作效率.

2.2 举升机构各铰链点位置及坐标的确定

这里,要利用作图法来确定各铰支点和各杆件的坐标参数,在这之前要初步确定一下所用液压缸的安装长度和行程,初步确定液压缸的缸径为160mm,行程选为较小的400mm,查阅<<机械设计手册>>确定液压缸的初始长度为600mm,那么它的安装长度为600+400=1000mm,为了保证车厢和副车架的接触,液压缸要有一定的予伸量,这里选为20mm,则它的安装长度就为1000+20=1020mm,最大工作行程为400-20=380mm,下面对各杆件和铰支点的坐标参数进行计算,具体步骤如下:

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(1) 建立坐标系 坐标原点一般选在车厢与副车架的铰支点O.

(2) 确定举升机构分别与车厢,副车架铰支点的坐标位臵 设举升机构与车厢铰支点为C0(xc,yc)。xc由经验公式xc=RL/?max确定。式中R=140mm~160mm.

0000当L较小时，R取下限。这里R取150mm，则有xc=150×380/53=1147mm, yc为

00车厢机构允许的最大值，这里取yc为260mm.举升机构与副车架的铰支点为

0E(xE,yE)。xE由经验公式xE=xc+0.5L0+0.2L-300确定，有xE=1147+0.5×

01020+0.2×380-300=1433mm. yE为机构允许的最小值，这里取yE为-196mm。

(3) 过C0点作C0B0线,使C0B0与X轴成夹角?0,令?0=0°-4°;以E点为圆心，L0为半径作圆弧交C0B0线于点B0，EB0即为初始位臵（θ=0）时的油缸中心线。

(4) 连接OC0，并将OC0绕O点顺时针旋转?max角，C0点转到C点；再以C为圆心，以C0B0为半径画弧；又以E点为圆心，以L0+L为半径画弧；两弧交于B点，EB即为θ=0时的油缸中心线。

（5）以B点为顶点，作?EBA=?2，?2=6°~8°,再以B0为顶点作

?C0B0A0=?CBA。若A0为通轴，则?2可适当加大。

的垂直平分线交于F点，连接EF设CB和C0B0的延

（6）作B0B，C0C

长线夹角为?3。以F点为顶点，作?A0FE=?AFE=?3/2，交B0A0于A点，则A0，

B0，C0和

A，B，C分别为θ=0°和θ=?max时三角臂的三个铰支点。

这样，经过不断的尝试和调整可以得出A0，B0，C0，E各铰支点的x,y向坐标值，进而获得拉杆EA0，三角臂的几何尺寸。所作图如下：

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图1 举升机构原理图

在图上可以量出举升机构在初始位臵和最大举升角位臵时各铰支点和杆件的坐标，具体数值如下：

初始位臵（θ=0）时：

XA0=452mm YA=-130mm XB=560mm YB=220mm

000XC0=1147mm YC0=260mm

最大举升角度（θ=?max）时：

XA=562mm YA=280mm XBXC=483mm YC=286mm YB=517mm

=1073mm

E点坐标为：XE=1433mm YE=-196mm

同时，还可以确定三角臂和拉杆的长度，具体数值如下： AC=797mm AB=365mm BC=590mm 拉杆AE=1041mm

2.3 举升机构受力分析

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当举升角为任意θ角时，求解油缸推力FEB和拉杆EA所受的拉力FEA。 设车厢初始位臵时，C0的坐标为(xc,yc)，而举升角为θ时，C点（三角臂

00与车厢底部铰支点）坐标xc和yc，可由下式求得：

xc=xccos?-ycsin?

00 yc=xcsin?+yccos?

00确定举升质量质心：

由底盘和车厢的机构尺寸可知：底盘可用长度为3269mm,车厢长度为3250mm.又有，副车架与驾驶室之间的间隙在100~250mm，这里取150mm.而副车架与车厢的铰支点O距副车架末端有一定的距离，取60mm，则有，车厢末端距O点的距离为：

3250+150-3269+60=191mm 则xG=3250/2-191=1434mm

0 yG=260+120+550/2=655mm

0这里，120为铰支座的高度。

则有当任意角时，举升质量的质心坐标为：

xG=xGcos?-yGsin?

00yG=xGsin?+yGcos?

00根据上面的计算结果可以求出点O到线段EC的距离DOEC。直线EC的方程为

y?yE=x?xEyC?yExC?xE

故有点O（x0,y0）到EC的距离DOEC为： DOEC=|yE(xC?xE)?xE(yc?yE)|(yC?yE)?(xE?xC) 22根据车厢在任意举升角?时的力矩平衡?M0=0，得：

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WxG=FECDOEC 即：FEC=WxG/DOEC

式中W为举升质量所产生的重力，其中包括车厢的自重，这里取车厢的自重为250Kg,则W=(4500+250)×9.8=46550N.具体的计算结果见下表：

表3 a 弧度 xc yc Xg Yg Ｄoec Fec 0 0 1147 260 1434 655 1318.13 134726.9 1 0.017453 1142.288 279.9783 1422.35 679.927 1325.1 133842.8 2 0.034907 1137.227 299.8713 1410.267 704.6469 1331.1 132915.8 3 0.05236 1131.821 319.673 1397.755 729.1521 1336.26 131948 4 0.069813 1126.069 339.3773 1384.816 753.4352 1340.67 130941 5 0.087266 1119.975 358.9783 1371.456 777.4889 1344.44 129896.2 6 0.10472 1113.539 378.4698 1357.678 801.3057 1347.64 128814.6 7 0.122173 1106.764 397.8461 1343.487 824.8784 1350.33 127697.2 8 0.139626 1099.652 417.1012 1328.886 848.1998 1352.57 126544.7 9 0.15708 1092.206 436.2293 1313.881 871.2629 1354.41 125358 10 0.174533 1084.426 455.2245 1298.475 894.0606 1355.89 124137.4 11 0.191986 1076.316 474.081 1282.673 916.5859 1357.05 122883.7 12 0.20944 1067.878 492.7931 1266.482 938.832 1357.91 121597.1 13 0.226893 1059.115 511.3551 1249.904 960.7922 1358.5 120278.2 14 0.244346 1050.03 529.7613 1232.945 982.4597 1358.85 118927.2 15 0.261799 1040.624 548.0062 1215.611 1003.828 1358.96 117544.5 16 0.279253 1030.901 566.0841 1197.907 1024.89 1358.87 116130.3 17 0.296706 1020.865 583.9896 1179.838 1045.641 1358.1 114685 18 0.314159 1010.517 601.7172 1161.409 1066.072 1357.44 113208.6 19 0.331613 999.8621 619.2615 1142.626 1086.179 1356.63 111701.5 20 0.349066 988.9022 636.6172 1123.496 1105.956 1355.66 110163.8 21 0.366519 977.6411 653.7789 1104.023 1125.395 1357.54 108595.6 22 0.383972 966.0822 670.7416 1084.214 1144.491 1356.63 106997.2 23 0.401426 954.229 687.4999 1064.075 1163.239 1355.66 105368.7 24 0.418879 942.0851 704.0487 1043.612 1181.633 1354.54 103710.2 25 0.436332 929.6543 720.3832 1022.83 1199.666 1353.28 102021.7 26 0.453786 916.9403 736.4982 1001.738 1217.334 1351.89 100303.5 27 0.471239 903.947 752.3888 980.3396 1234.632 1350.36 98555.63 28 0.488692 890.6783 768.0503 958.643 1251.553 1348.71 96778.13 29 0.506145 877.1383 783.4778 936.6544 1268.093 1346.93 94971.7 30 0.523599 863.3311 798.6666 914.3804 1284.247 1345.04 93134.63 31 0.541052 849.261 813.6122 891.828 1300.009 1343.03 91268.78 32 0.558505 834.9322 828.3099 869.0039 1315.376 1340.91 89373.55 33 0.575959 820.349 842.7553 845.915 1330.342 1338.67 87449.05 34 0.593412 805.5159 856.944 822.5685 1344.902 1336.33 85495.3 35 0.610865 790.4375 870.8717 798.9715 1359.053 1333.88 83512.33 36 0.628319 775.1183 884.5341 775.131 1372.79 1331.33 81500.15

12

37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 0.645772 0.663225 0.680678 0.698132 0.715585 0.733038 0.750492 0.767945 0.785398 0.802851 0.820305 0.837758 0.855211 0.872665 0.890118 0.907571 0.925025 759.563 743.7764 727.7631 711.5282 695.0765 678.4132 661.5431 644.4716 627.2037 609.7448 592.1002 574.2752 556.2752 538.1058 519.7725 501.2809 482.6366 897.9271 911.0465 923.8884 936.4489 948.7242 960.7105 972.4041 983.8015 994.8992 1005.694 1016.182 1026.361 1036.227 1045.778 1055.01 1063.92 1072.507 751.0545 726.7492 702.2225 677.4818 652.5349 627.3891 602.0523 576.532 550.8362 524.9725 498.949 472.7734 446.4539 419.9983 393.4148 366.7115 339.8965 1386.109 1399.006 1411.476 1423.517 1435.123 1446.293 1457.022 1467.308 1477.146 1486.535 1495.47 1503.95 1511.972 1519.534 1526.632 1533.266 1539.432 1328.67 1325.91 1323.05 1320.09 1317.04 1313.88 1310.63 1307.29 1303.84 1300.31 1296.28 1292.96 1289.15 1285.24 1281.25 1277.13 1272.98 79458.8 77388.3 75288.63 73159.83 71001.85 68814.7 66598.38 64352.8 62078 59773.9 57440.45 55077.6 52685.3 50263.48 47812.05 45330.9 42820 三角臂的受力分析 ：

三角臂的受力状态见下图，其体系作为一个独立体，使三角臂受力简化，仅手举升机构中的油缸推力f、拉杆拉力f1及车厢倾覆反作用力f2三个力的作用。

Yf2CNMBAfOλβγf1X

图2 三角臂的受力分析

根据集合平面力系平衡原理，车厢倾翻反作用力f2，必须通过点O。在该力系中，f是f1和f2合力的平衡力。由于?＜

?2，f1和f2均小于合力f，即f＞f2。

13

这说明，当装载质量相同的条件下，若沿OC设臵举升机构中的油缸使车厢倾翻，则其油缸推力可以小于三角臂式举升机构中油缸OB的推力。但三角臂并没有起到增大油缸推力的作用。下面对三角臂的受力进行计算：

在上图中，通过点A做OB、OC的垂线AM、AN，在形成的?OAM和?OAN中，

AN=AOsin? AM=AOsin?,对A点取矩，由受力平衡有：

AM=f2AN，即f=f2sin?sin?f，

根据余弦定理有：?=(arccos(AE2+EC2-AC2))/2AE EC ?=(arccos(EB2+EC2-BC2))/2EB EC

同理，对B点取矩，可求出f1，计算结果见下表：

表4 ?? 71.89 51.69 71.43 51.05 70.93 50.38 70.41 49.7 69.85 49.02 69.25 48.32 68.68 47.62 68 46.93 67.35 46.23 66.68 45.56 69.99 44.84 65.29 44.16 64.58 43.48 63.85 42.8 63.11 42.13 62.36 41.47 61.6 40.81 60.82 40.17 60.04 39.52 59.25 38.88 58.45 38.25 57.64 37.63 56.82 37.01 14

角度 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

弧度 0 0.017453 0.034907 0.05236 0.069813 0.087266 0.10472 0.122173 0.139626 0.15708 0.174533 0.191986 0.20944 0.226893 0.244346 0.261799 0.279253 0.296706 0.314159 0.331613 0.349066 0.366519 0.383972 Feb 163182.9 163149.3 163084.4 162981.9 162831.3 162642.6 162396.2 162093.2 161729.7 161302.4 160808.1 160243.8 159606.9 158894.8 158105.3 157235.9 156284.8 155249.9 154129.6 152922.1 151626 150239.8 148762.7 Fea 59264 59951 60584 61161 61681 62141 62540 62878 63152 63364 63511 63595 63613 63567 63456 63280 63039 62733 62362 61926 61426 60861 60233 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 0.401426 0.418879 0.436332 0.453786 0.471239 0.488692 0.506145 0.523599 0.541052 0.558505 0.575959 0.593412 0.610865 0.628319 0.645772 0.663225 0.680678 0.698132 0.715585 0.733038 0.750492 0.767945 0.785398 0.802851 0.820305 0.837758 0.855211 0.872665 0.890118 0.907571 0.925025 55.99 55.15 54.31 53.45 52.58 51.7 50.82 49.92 49.01 48.09 47.15 46.2 45.24 44.27 43.29 42.28 41.26 40.22 39.16 38.08 36.97 35.85 34.69 33.51 32.29 31.04 29.74 28.4 27 25.54 24.01 36.4 35.79 35.19 34.59 34 33.41 32.83 32.25 31.67 31.1 30.53 29.96 29.39 28.82 28.25 27.69 27.12 26.55 25.98 25.4 24.82 24.24 23.65 23.1 22.44 21.82 21.19 19.88 19.18 18.46 18.3 147192.1 145528.3 143769.9 141916 139965.8 137918.6 135773.9 133513.6 131190 128750.2 126211.4 123573.5 120836.7 118000.8 115066 112033 108901 105672 102345 98921 95402 91787 88077 84273 80375 76384 72300 68122 63851 59482 55013 59541 58786 57968 57088 56146 55144 54081 52959 51778 50540 49277 47892 46485 45024 43510 41944 40327 38661 36948 35187 33381 31531 29638 27704 25730 23717 21666 19576 17448 15279 13066

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3 举升机构构件具体尺寸设计与校核

3.1 举升机构各零部件的校核

3.1.1 举升油缸设计校核

举升油缸是举升机构的核心部件，它主要承受轴向力，在举升时举升油缸承受的是压力，在车厢回落时，没有液压力作用，只在重力作用下回落，油缸仍然承受压力，在举升和回落两个阶段，举升油缸的受力不对称，举升时受力较大，回落时受力较小。参照其它类似的自卸车举升液压缸，如上所述，为了尽可能的减小举升机构的尺寸，取缸径小于等于160㎜，行程也取较小值400㎜，以使举升机构的结构较紧凑、机构布臵较方便，查机械设计手册，取液压缸的初始长度为600㎜，因此液压缸最大工作长度为1400㎜。由前面可知，液压缸的实际予伸量为20㎜，液压缸安装长度为1020㎜，因此液压缸的实际最大行程L=1400-1020=380㎜。按照一般车辆用液压缸的工作压力（有20.6MPa、15.7 MPa、13.6 MPa 和10 MPa）初步确定本液压缸的工作压力为13.6MPa。下面将对液压缸各零件进行设计和校核。

（1）液压缸的校核：

所选油缸的工作压力为13.6MPa，则它的最大推力为：

F??dp4 =3.14×0.1622×13.6×106/4=273305.6N

取液压系统的效率?=0.8，则有，273305.6×0.8=218644.48N

由上面的计算可知，液压缸所受的最大的力为163182.9N﹤218644.48N 所以，所选的油缸可用。

（2）壁厚的校核：

液压缸的缸壁壁厚与液压缸的工作压力有关，查〈〈机械设计手册〉〉有：内径为160mm,查表，缸的外径为194mm.缸体为无缝钢管，材料是45号钢。 壁厚的计算公式为：? =Py?AL/2???

Py指实验压力，Py=1.5P，P为工作压力，?AL为液压缸内径，???为缸体材料的许用应力。则有，Py=13.6×1.5=20.4MPa。???=?b/n,n为安全系数，取5，?b查表为597MP 那么???=597/5=119.4MPa.

则有：?=20.4×106×0.16/2×119.4×106=14mm﹤(194-160)/2=17mm 所以，液压缸的壁厚符合要求。

（3）缸底厚度的校核： 查〈〈机械设计手册〉〉缸底的形状有平底和圆底之分，还分为有油孔和无油孔之分，在这个系统中我选的是平形缸底，缸底无油孔，查手册有缸底厚度的公式为：

h?0.433??ALpy???=28mm,这里，取50mm。

可以保证安全使用。 （4）对缸底焊缝强度的校核：

液压缸的缸底和缸体是采用焊接的形式连接到一起的，焊接形式为对焊，查

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《机械设计手册》有，焊缝的拉应力为：

σ=F/（?/4（D12-D22）?）

式中：F——液压缸输出的最大推力 N

F=?/4?AL2P ?AL为液压缸直径 m P——系统最大工作压力 Pa D1——液压缸外径 m D2——焊缝底径 m

?——焊接效率，一般取?=0.7 查表，有σ=200MPa，解得D2=0.19m,那么焊缝的高度为：0.194-0.190=0.004m 即4mm，为了保证安全取8mm。

（5）对导向套和缸体连接处的螺纹的校核：缸体和活塞导向套的连接有多中形式，为了保证液压缸的尺寸，使运动时不发生干涉，我选用的是螺纹连接，可以极大的减小液压缸的外形尺寸。此处的螺纹主要受缸内的液压油所产生的推力，查《机械设计手册》有：缸体螺纹处的拉应力为：

?=KF/?/4（d12-?AL2）

螺纹处切应力为：

?=K1KFd0/0.2（d13??AL3）

式中 ?——螺纹处的拉应力 Pa

K——螺纹拧紧系数，静载时，K=1.25-1.5，动载时，取K=2.5-4 K1——螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12

d0——螺纹外径 m

d1=d0-1.0825t t—螺纹间距 d1——螺纹内径 m当采用普通螺纹时， ?AL——液压缸内径 m

?——螺纹处的切应力 Pa

[?]——螺纹材料的许用应力 Pa [?]=?s/n ?s——螺纹材料的屈服极限 Pa n——安全系数 取n=1.5-2.5 F——缸体螺纹处所受的拉力 N

代入数值有：

?=3×163182.9×4/3.14×（0.1622?0.162）=97MPa 材料为45号钢，[?]=190MPa＞97MPa

?=0.12×3×163182.9×0.17/0.2×(0.1623?0.163)=32.1MPa

材料为45号钢，[?]=88MPa＞32.1MPa 所以，螺纹处的强度符合要求。

（5）活塞杆的设计及校核：

由于采用的是双作用液压缸，取推拉速度比为1.5，推时耗时10s，拉时耗时15s.查《机械设计手册》有，活塞杆的直径为90mm，材料为45号钢，为实心的圆柱。活塞杆因为作用于活塞上的压力而受拉，如图所示：

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图3 活塞受力图

对其进行校核：

由公式：[?]≥F/A=F/?D2/4，得出，D≥4F/????，代入数值有：

D≥(4?163182.9)/(3.14?190?106)=33mm＜90mm 所以，所选活塞杆可用。对活塞杆要进行一定的磨光处理，可以在表层渡铬，以保证表面的粗糙度。

3.1.2 拉杆尺寸的确定与校核

拉杆EA一端铰接在三角臂上，一端与液压缸共同铰接在底盘前支座上，主要受拉力，所以，这里只对拉杆的拉应强度进行校核。为节省材料，降低系统的重量，拉杆的横截面设计成矩形，两端的孔采用焊接的形式与拉杆连接，矩形截面的长为60㎜，宽为10㎜，那么，截面积A=0.01×0.06=0.0006㎡。材料选用Q235钢，查得Q235的许用拉应力???=160MPa，有上面的计算可知，拉杆EA所受的最大拉力为：63613.89N，又系统中共有两根拉杆，所以，每个拉杆所受拉力为：63613.89÷2=31806.945N。如图所示：

图4 拉杆

则根据公式

?=N/A 有：?=31806.945/0.0006=53MPa＜160 MPa

所以，所选拉杆可用。

对与底盘前支座铰接的孔的校核：

圆孔所受的力主要为拉力，力的大小为31806.945N，初步定孔的直径为80㎜，厚度定为25㎜，材料为Q235钢，???=160MPa，对其进行校核：

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?=N/A=31806.9/（0.08×0.025）=15.9MPa＜160MPa

所以，所选孔可用。

对与三角臂铰接的孔的校核：

此孔同样采用焊接的方法与拉杆连接在一起。初步定直径为40㎜，采用两块钢板焊接而成，以方便两孔中间尺寸的加工，如下图所示

图5 拉杆

如图所示，两板的厚度相加为24，现对其挤压强度校核如下： ?≥N/A=31806.945/（2×0.04×0.024）=16.5MPa﹤160 MPa

所以，此处强度符合要求。

对焊缝强度的校核：

由于两端打孔的钢板是采用焊接的形式与拉杆连接起来的，则须对焊缝的强度进行校核，校核如下：

焊缝处的应力大小为：?=2F/A?

式中：A——焊缝面积

F——所受拉力

?——焊接的效率，一般取0.7

与底盘前支座连接的孔：A=（100+100+10）2h，取h=6mm，则A=0.00252㎡，那么有：

?=2×31806.945/（0.00252×0.7）=25.5MPa＜160MPa

此处焊缝强度符合要求

与三角臂铰接的孔的校核：

A=（100+100+10）2h，取h=6mm，则A=0.00252㎡，那么有：

?=2×31806.945/（0.00252×0.7）=25.5 MPa＜160MPa

此处焊缝迁都符合要求。

所以，拉杆的整体强度符合要求，可用。

3.1.3 对车厢后支座的校核

车厢后支座是车厢与底盘的连接件，支座采用焊接的方式与车厢连接在一起，而与底盘之间则用销轴连接，因焊接主要起固定作用，所以不用校核，这里只校核支座的强度。材料选用45号钢，???=190MPa，下面对车厢后支座所受的力进行计算：

用货物质心的重力和支座所受力丢CD点取矩，有：

WG(XG?XC)?NXC，那么有，N=WG(XG?XC)/XC对(XG?XC)/XC进行

19

计算，结果如下表所示：

a 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

弧度 0 0.017453 0.034907 0.05236 0.069813 0.087266 0.10472 0.122173 0.139626 0.15708 0.174533 0.191986 0.20944 0.226893 0.244346 0.261799 0.279253 0.296706 0.314159 0.331613 0.349066 0.366519 0.383972 0.401426 0.418879 0.436332 0.453786 0.471239 0.488692 0.506145 0.523599 0.541052 0.558505 0.575959 0.593412 0.610865 0.628319 0.645772 0.663225 0.680678 xc 1147 1142.288 1137.227 1131.821 1126.069 1119.975 1113.539 1106.764 1099.652 1092.206 1084.426 1076.316 1067.878 1059.115 1050.03 1040.624 1030.901 1020.865 1010.517 999.8621 988.9022 977.6411 966.0822 954.229 942.0851 929.6543 916.9403 903.947 890.6783 877.1383 863.3311 849.261 834.9322 820.349 805.5159 790.4375 775.1183 759.563 743.7764 727.7631 表5 yc 260 279.9783 299.8713 319.673 339.3773 358.9783 378.4698 397.8461 417.1012 436.2293 455.2245 474.081 492.7931 511.3551 529.7613 548.0062 566.0841 583.9896 601.7172 619.2615 636.6172 653.7789 670.7416 687.4999 704.0487 720.3832 736.4982 752.3888 768.0503 783.4778 798.6666 813.6122 828.3099 842.7553 856.944 870.8717 884.5341 897.9271 911.0465 923.8884 20

Xg 1434 1422.35 1410.267 1397.755 1384.816 1371.456 1357.678 1343.487 1328.886 1313.881 1298.475 1282.673 1266.482 1249.904 1232.945 1215.611 1197.907 1179.838 1161.409 1142.626 1123.496 1104.023 1084.214 1064.075 1043.612 1022.83 1001.738 980.3396 958.643 936.6544 914.3804 891.828 869.0039 845.915 822.5685 798.9715 775.131 751.0545 726.7492 702.2225 (Xg-Xc)/Xc 0.250218 0.245177 0.240093 0.234961 0.229779 0.224542 0.219246 0.213887 0.20846 0.202961 0.197384 0.191726 0.185979 0.18014 0.174201 0.168156 0.161999 0.155723 0.149321 0.142784 0.136104 0.129273 0.12228 0.115115 0.107768 0.100227 0.092479 0.08451 0.076307 0.067853 0.059131 0.050122 0.040808 0.031165 0.02117 0.010796 0.00052 -0.0112 -0.02289 -0.03509

40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 0.698132 0.715585 0.733038 0.750492 0.767945 0.785398 0.802851 0.820305 0.837758 0.855211 0.872665 0.890118 0.907571 0.925025 711.5282 695.0765 678.4132 661.5431 644.4716 627.2037 609.7448 592.1002 574.2752 556.2752 538.1058 519.7725 501.2809 482.6366 936.4489 948.7242 960.7105 972.4041 983.8015 994.8992 1005.694 1016.182 1026.361 1036.227 1045.778 1055.01 1063.92 1072.507 677.4818 652.5349 627.3891 602.0523 576.532 550.8362 524.9725 498.949 472.7734 446.4539 419.9983 393.4148 366.7115 339.8965 -0.04785 -0.0612 -0.07521 -0.08993 -0.10542 -0.12176 -0.13903 -0.15732 -0.17675 -0.19742 -0.21949 -0.2431 -0.26845 -0.29575 由计算结果可知，在初始位臵0°时(XG?XC)/XC的值最大，即此时N值最大，N=WG(XG0?XC0)/XC0=（4500+250）×（1134-1147）/1147=11647.6N

具体结构见下图

图6 车厢后支座

如图所示，每个支座的受力面积为：A=0.06×0.04×2=0.0048㎡，又车厢上有两个支座，所以，每个支座所受的力为11647.6÷2=5823.8N 所以有：

?=N/A=5823.8÷0.0048=1.2MPa＜160 MPa

所以，次支座的强度符合要求。

3.1.4 对三角臂的校核

三角臂是举升机构的主要受力部件，主要受三个力的作用，受力分析如图所示：

21

Yf2CNMBAfOλβγf1X

图7 三角臂受力分析图

材料选用45号钢，主要对三个孔的挤压强度进行校核，三个孔中，B孔所受的力最大，为A孔和C孔两个孔所受力的合力，最大力为液压缸的最大推力，所以，只对B孔的强度进行校核，取三角臂的厚度为10mm，45号钢的许用挤压应力[?b]=

?s?Sp???，Sp=1~1.25，取Sp=1.25，则[?b]=

NA163182.92?0.04?0.013.52?101.256=281.6?106MPa。三角

臂所受到的应力为：?=

=

=203 MPa＜281.6?106MPa

所以，所选的三角臂可用。

3.1.5 对中支座的校核

中支座为一个结构用冷弯方形空心型钢上焊接4个耳环，并在空心钢上加焊两个筋板而成，筋板用以保证型钢的强度，防止型钢变形，材料都采用Q-235。耳环的厚度为10㎜，筋板的厚度为20㎜，如图所示：

图8 中支座

这里主要校核耳环和各焊缝的强度，具体校核如下： 中支座所受力的大小是随着举升机构的举升而变化的，经过计算，结果如下表所示：

22

表6 a 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40

弧度 0 0.017453 0.034907 0.05236 0.069813 0.087266 0.10472 0.122173 0.139626 0.15708 0.174533 0.191986 0.20944 0.226893 0.244346 0.261799 0.279253 0.296706 0.314159 0.331613 0.349066 0.366519 0.383972 0.401426 0.418879 0.436332 0.453786 0.471239 0.488692 0.506145 0.523599 0.541052 0.558505 0.575959 0.593412 0.610865 0.628319 0.645772 0.663225 0.680678 0.698132 xc 1147 1142.288 1137.227 1131.821 1126.069 1119.975 1113.539 1106.764 1099.652 1092.206 1084.426 1076.316 1067.878 1059.115 1050.03 1040.624 1030.901 1020.865 1010.517 999.8621 988.9022 977.6411 966.0822 954.229 942.0851 929.6543 916.9403 903.947 890.6783 877.1383 863.3311 849.261 834.9322 820.349 805.5159 790.4375 775.1183 759.563 743.7764 727.7631 711.5282 yc 260 279.9783 299.8713 319.673 339.3773 358.9783 378.4698 397.8461 417.1012 436.2293 455.2245 474.081 492.7931 511.3551 529.7613 548.0062 566.0841 583.9896 601.7172 619.2615 636.6172 653.7789 670.7416 687.4999 704.0487 720.3832 736.4982 752.3888 768.0503 783.4778 798.6666 813.6122 828.3099 842.7553 856.944 870.8717 884.5341 897.9271 911.0465 923.8884 936.4489 23

Xg 1434 1422.35 1410.267 1397.755 1384.816 1371.456 1357.678 1343.487 1328.886 1313.881 1298.475 1282.673 1266.482 1249.904 1232.945 1215.611 1197.907 1179.838 1161.409 1142.626 1123.496 1104.023 1084.214 1064.075 1043.612 1022.83 1001.738 980.3396 958.643 936.6544 914.3804 891.828 869.0039 845.915 822.5685 798.9715 775.131 751.0545 726.7492 702.2225 677.4818 Yg 655 679.927 704.6469 729.1521 753.4352 777.4889 801.3057 824.8784 848.1998 871.2629 894.0606 916.5859 938.832 960.7922 982.4597 1003.828 1024.89 1045.641 1066.072 1086.179 1105.956 1125.395 1144.491 1163.239 1181.633 1199.666 1217.334 1234.632 1251.553 1268.093 1284.247 1300.009 1315.376 1330.342 1344.902 1359.053 1372.79 1386.109 1399.006 1411.476 1423.517 N 134726.9 133842.8 132915.8 131948 130941 129896.2 128814.6 127697.2 126544.7 125358 124137.4 122883.7 121597.1 120278.2 118927.2 117544.5 116130.3 114685 113208.6 111701.5 110163.8 108595.6 106997.2 105368.7 103710.2 102021.7 100303.5 98555.63 96778.13 94971.7 93134.63 91268.78 89373.55 87449.05 85495.3 83512.33 81500.15 79458.8 77388.3 75288.63 73159.83 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 0.715585 0.733038 0.750492 0.767945 0.785398 0.802851 0.820305 0.837758 0.855211 0.872665 0.890118 0.907571 0.925025 695.0765 678.4132 661.5431 644.4716 627.2037 609.7448 592.1002 574.2752 556.2752 538.1058 519.7725 501.2809 482.6366 948.7242 960.7105 972.4041 983.8015 994.8992 1005.694 1016.182 1026.361 1036.227 1045.778 1055.01 1063.92 1072.507 652.5349 627.3891 602.0523 576.532 550.8362 524.9725 498.949 472.7734 446.4539 419.9983 393.4148 366.7115 339.8965 1435.123 1446.293 1457.022 1467.308 1477.146 1486.535 1495.47 1503.95 1511.972 1519.534 1526.632 1533.266 1539.432 71001.85 68814.7 66598.38 64352.8 62078 59773.9 57440.45 55077.6 52685.3 50263.48 47812.05 45330.9 42820 由图可知，支座反力的最大值出现在初始位臵，最大值为134726.9N，材料为Q235钢，???=160MPa，由图可知，耳环孔的直径为50㎜，厚度为10㎜，则耳环的受力面积为A=0.05×0.01×4=0.002㎡，则有：

?=

NA134726.90.002=

=67.36MPa＜160MPa,

所以，耳环的强度符合要求。

对耳环与型钢连接处焊缝的强度进行校核：

耳环与型钢之间采用的是角焊，焊缝宽度取6㎜，则焊缝面积 A=（0.055+0.01）×4=0.26㎡，根据公式有：

?=

2FA?

式中：F——支座反力 A——焊缝面积

?——焊接效率，一般取0.7

代入数值有：

?=

1.414?134726.90.26?0.7=1.05 MPa＜160MPa

所以，焊缝强度达到要求，可用。

对筋板与型钢连接处的焊缝进行校核：

筋板与型钢之间采用的也是角焊，焊缝宽度也取6mm，则焊缝面积

A=（0.07+0.07+0.02）×2×0.006=0.00192㎡，把数值代入公式有：

?=

1.414?134726.90.00192?0.7=141.7 MPa＜160MPa

所以，此处焊缝强度也达到了要求，可用。 对型钢与车厢连接处的焊缝进行校核：

同样，此处依然采用角焊，焊缝宽度为6 mm，焊缝面积为：

A=（0.07+0.651）×2+0.15×4+0.02×2=2.082㎡，把数值代入公式有：

24

?=

1.414?134726.92.082?0.7=0.13MPa＜160MPa

所以，此处焊缝强度合格。

3.1.6 对各销轴的校核

举升机构各零部件之间都是采用销轴进行连接的，销轴主要受剪切力的作用，其他的力有但很小，所以，这里我只对销轴的剪切强度进行校核。

（1） 对拉杆与三角臂连接销轴的校核：此轴材料选择45号钢，有两根轴共同

连接，每根轴的直径为40mm，所以没根轴只受总力的一半，45号钢的屈

服极限为352MPa，则它的许用剪切应力为???=则

?sSS，这里取SS=4，SS=3.5~5，

???=

查《材料力学》有，

352?1046=88MPa

???≥

又有A=

434Q3A

?D4?2，所以有：

63613.89???≥

3.14?0.04?242=33.75MPa＜88MPa

所以，此销轴强度符合要求。

式中：Q——材料所受的力

A——材料的受力面积

（2） 对油缸与底盘连接销轴的校核：同样选择45号钢，受剪切力，轴的直径为80mm，???=88 MPa， 具体结构见下图

25

图10 前支座销轴

则有：

???≥

4Q3A=

43?163182.93.14?0.0842 =43.3MPa＜88MPa

所以，此轴强度符合要求。

(3) 对三角臂与车厢连接的销轴的校核：材料选择45号钢，主要受剪切力的作用，直径为50mm，对其剪切强度进行校核，有：

???≥

4Q3A= ?34134726.93.14?0.05?242=45.6 MPa＜88MPa

所以，此轴符合强度要求。

（4）对油缸与三角臂连接销轴的校核：材料选择45号钢，直径为80mm，具体结构见下图

图11 油缸连接长销

根据公式有：

26

???≥

4Q3A=?34163182.93.14?0.08?242=21.65 MPa＜88MPa

所以，此处销轴强度符合要求。

3.1.7 对前支点支座连接螺栓的校核：

前支点销轴和车厢纵梁是采用螺栓连接的，为了保证定位精度，螺栓采用铰制孔用螺栓，选用M30×100B级铰制孔用螺栓，共有四个，材料选择45号钢，主要受剪切力，???=88MPa，受力面积为车厢底盘与螺栓接触的宽度加上附板与螺栓接触的宽度与螺栓直径的乘积，附板和底盘宽度的和为32mm，所以，A=0.032×0.03=0.00096㎡，总的面积为4×0.00096=0.00384，这里只校核它的剪切强度，校核如下：

?=

NA=

163182.90.00384?42.5MPa＜88MPa

所以，螺栓的强度达到了要求。

到这里，举升机构的所有零件的强度都已经校核完毕了。

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4 液压系统的设计校核

4.1 引言

本设计所用到的液压系统主要是能够实现车厢的举升，到达最大角度时的保压停止，卸完货物后的回落三个步骤。可以选择二位二通阀和三位四通阀来实现这三个步骤。这里选用三位四通阀，因为三位四通阀可以给回油路造成一定的阻力，防止举升过快和液压冲击等现象的发生，可以保证举升的平稳性，三位四通阀还可以在车厢回落过程中给液压缸的有杆腔加压，加快车厢的回落，这样就可以在车厢无法回落时起到一定的作用。具体的液压回路如下图所示：

图12 液压回路原理图

1.液压举升缸 2.三位四通阀 3.溢流阀 4.限位阀 5.液压泵 6.滤油器

7.油箱

4.2 液压元件的设计选型

4.2.1 液压泵的选择

液压泵的规格与液压缸的工作容积有关，自卸车多采用齿轮泵，常用型式有CB、CN、CG等系列的齿轮泵，液压缸的最大工作行程为380mm，缸径为160mm，则液压缸的工作容积?V为：

?V=L?D42=0.38?3.14?0.1642?7636.48ml

液压油泵的额定流量Q（ml/s）应满足下式的要求：

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Q??Vt?v

式中：t——举升时间（s），举升机构一般应在15s的时间内将车厢举升到

最大角位臵，这里取t=10s

?v——液压系统的容积效率，?v=0.80~0.85，这里取?v=0.80

则有：

Q?7636.4810?0.8?954.56(ml)

查《机械设计手册》选取CB-46型齿轮泵，转速为1450r/min，则其排量q为：

q?QnBe?60?954.561450?60?39.5ml/r

4.2.2 油箱容积的计算

查《机械设计手册》有，油箱的容积不得 小于液压缸工作容积的3倍，所以有，油箱的容积V为：

V?3?V?3?7636.48?22.91L

查《机械设计手册》后，取油箱的容积为25L。

4.2.3 三位四通阀的控制方式

三位四通阀的控制方式有两种，分别为手动控制和电磁控制，这里选择手动控制，可以根据驾驶员的需要控制举升机构的升降，因为液压缸的工作压力为13.6MPa，所以三位四通阀的工作压力同样学为13.6MPa。

4.2.4 限位机构

限位机构的主要作用就是当举升机构到达最大角位臵时，可以利用限位机构将举升机构自动停止并保持在这个位臵，限位机构选用XF限位阀，车厢的最大举升角度可以通过限位阀来设定。限位阀的具体结构见下图：

图13 限位机构

1.限位阀 2.推杆 3.传力螺母 4.转臂总成 5.滚轮 6.调整叉 7.调整螺母

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限位阀工作时，要在车厢的底版处安装限位板，当车厢到达最大角度时，限位板与限位机构滚轮接触，是推杆左移，接通限位阀的进出油口，从油泵输出的压力油就会从限位阀的出油口流会油箱，这样，车厢就会保持在最大角度位臵，既上面所说的保压。

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