东风尖头140自卸汽车改装设计

第1章 绪 论

1.1 课题的提出

自卸汽车又称翻斗车（tipper,dump car）,它是依靠自身动力驱动液压举升机构，

使货箱具有自动倾卸货物的能力和复位功能的一种重要专用汽车。自卸汽车主要运输砂、石、土、垃圾、建材、煤炭、矿石、粮食、化肥和农产品等散装货物。它具有以下多种分类方式:

1、按用途分类：公路运输的普通自卸车；非公路运输的重型自卸车，主要用于矿区装卸作业与大中型土建工程。

2、按最大总质量级别分类：轻型自卸车（1.8-6吨）；中型自卸车（6吨-14吨）；重型自卸车（大于14吨）。

3、按传动类型分类：机械传动、液力机械传动和电力传动三种类型。

4、按卸货方式分类：有后倾式、侧倾卸式、三面卸式，以及货厢升高后倾式等多种形式。其中以后倾式应用最广。

5、按倾卸机构分类：直推式与连杆举升式自卸车。直推式又可细分为前置式、后置式等。连杆式又可细分为液压缸前推连杆式、液压缸后推连杆式。

6、按车厢结构分类：一面开启式、三面开启式与无后栏板式。

自卸车在土木工程中，常与挖掘机、装载机、带式输送机等联合作业，构成装、运、卸生产线，进行土方，沙石、松散物料的装载运输。由于自卸车的装载车厢能自动倾翻一定角度卸料，大大节省卸料时间和劳动力，缩短运输周期，提高生产效率、降低运输成本，并标明装载，是常用的运输机械。自卸汽车自20世纪初出现以来，不断发展，日趋完善，已成为当今货物运输的主要车辆之一。自卸汽车需求快速增长，销量超过载货汽车上升到第一位。主要原因是固定资产投资强劲增长，巨大的投资规模奠定了自卸车市场需求基础；自卸汽车品种增加，不仅适应和满足施工需求，同时向运输市场发展；自卸汽车保持较快发展，已成为公路运输的主力车型。

随着国内基础设施建设需要不断增加，自卸汽车产量近年来一直保持较高产销量，在专用车综合产量中保持领先位置，但在种类、型式、材料运用方面与国外还有一定的差距。

中型自卸车是随着我国农村经济的不断发展，上世纪80年代末发展起来的自卸

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运输车辆，其最大总重量在6t-14t之间。国家和地方均出台专门的法规对商用车尺寸、排放、车速等各方面性能进行规范，从而促进了中型自卸车的健康发展。自2001年11月10日起，中国正式成为WTO成员国，国内市场逐渐开放。同时，我国亦确立了以扩大内需为主的经济政策，实施西部大开发战略，加大对基建项目的投资力度，农林牧渔、采矿、水利、军工、环保、商业运输、交通、通讯、金融、机场、电力、城市建设和石油开采等行业均快速发展，使各种类型的专用车需求量大增。在广大城乡的沙场、矿山、工地及般的十木工程等的运输作业中型自卸车以其灵活机动、价格低廉的优点得到了广泛的应用。

倾卸装置是自卸汽车的主要结构部分。其主要组成如下：

? 二类底盘??? 倾卸杆系机构? ??? 倾卸机构 ? 车厢??? 副车架??????? 管路系统????普通自卸汽车 ? 液压系统 ? 油缸? 倾卸装置 ??? 油泵、控制阀等???? 倾卸动力（取力）系统???

?? 安全撑杆???? 倾卸机构附件 ? 限位装置??? 开合机构?? ???

普通自卸汽车机构组成图如下图1.1所示：

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1-液压倾卸操纵装置；2-倾卸机构；3-液压油缸；4-拉杆；5-车厢；

6-后铰链支座；7-安全撑杆；8-油箱；9-油泵10-传动轴；11-取力器 图1.1 普通自卸汽车结构组成

在中型自卸车的设计当中，液压举升机构和车厢的设计一直处于重要的地位。这是因为液压举升机构是自卸车的重要工作系统，其设计方案的优劣直接影响着汽车的多个主要性能指标;对提高液压举升机构的设计质量和效率具有重要的意义。

非公路运输自卸汽车主要应用于大型矿山、水利工地等场所，运输的货物通常是

由与其配套的挖掘机械来完成装载的。这类汽车也称为矿用自卸汽车。这类自卸车辆在长度、宽度、高度以及轴荷等方面不受公路法规的限制，但同时它也只能在矿山、工地上使用，而不得用于公路运输。另一类是公路运输用的轻、中、重型（装载质量在2～10t）普通自卸汽车。这种自卸车主要承担着泥土、砂石、煤炭等松散货物的运输工作，它通常也是与装载机械配套使用的。

随着中国经济的不断发展，东风尖头140自卸汽车成为了公路运输的重要设备。城市建筑的增加，运输道路的变化，铁路运输效率降低，曲率半径受到限制，爬坡能力低，很难适应短途运输的要求，从而为中型自卸车的发展提供了机遇。其中东风尖头140自卸汽车更是应用广泛。

东风尖头140自卸汽车随着城市建筑规模的扩大，装载质量的增大，多数自卸汽车经常是满载连续行驶，又需要连续制动，发动机和传动系统满负荷运行时间长，因此东风尖头140自卸汽车的使用可靠性要求很高，这也是其售价适中，销售量很高的原因。

1.2 课题来源及研究意义

当今汽车工业面临的主要挑战是买方市场的形成和产品更新换代速度的日益加快。汽车产品开发的一个主要手段就是变型设计，即以现有产品为基础，保持其基本结构和功能不变，对其局部结构、尺寸或配置进行一定范围内的变动和调整，以此快速形成适应市场需求的新产品。

自卸汽车是以发动机为动力，经过变速器的取力机构和液压倾卸装置，进行车厢自动倾卸，从而实现自动卸货的一种车辆。因其短途卸载方便，动力性、机动性均较好，与装载机，带式输送机，吊车等其它吊装机具配合使生产效率明显提高，被广泛应用于建设工地、矿山、港口、码头等，用来搬运岩石，废土，煤，沙子等物资。

当今汽车工业面临的主要挑战是买方市场的形成和产品更新换代速度的日益加快。汽车产品开发的一个主要手段就是变型设计，即以现有产品为基础，保持其基本

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结构和功能不变，对其局部结构、尺寸或配置进行一定范围内的变动和调整，以此快速形成适应市场需求的新产品。

东风尖头140自卸汽车是一种专用汽车，技术要求适中，社会需求量高。过去很长一段时间，国内卸汽车生产厂家主要靠引进国外车型，通过仿制和部分改造开发自己的新车型。随着设计水平和生产能力逐渐提高，部分自卸汽车生产厂家开始与高校等科研机构合作，开发具有自主知识产权的自卸汽车。如北京首钢重型汽车制造厂与北京科技大学合作，开发的SGA3550型矿用自卸汽车。

在 SGA3550型自卸汽车样机装配过程中，发现了一些设计上的失误，造成部分零件的返工，延长了样机制作时间。可见，有必要采用新的设计方法，如国外部分自卸汽车生产厂家采用的虚拟样机技术，保证整车一次装配成功，减少甚至避免零件的返工，缩短新车型的研制时间，降低研制成本，提高整车性能。自卸汽车液压系统是自卸汽车重要组成部分，液压系统性能好坏直接影响整车的工作性能和可靠性。

本课题在满足设计要求下，对东风尖头140自卸车的车厢和举升机构进行合理的选择和设计，并为进一步研究整车的计算机辅助设计提供经验，进而提高自卸汽车产品的设计质量和设计效率。同时，也希望能为推广虚拟样机等先进CAD技术的应用，以及为提高我国专用汽车的设计水平进行一些有益的探索。

1.3 自卸汽车国内外研究概况及发展趋势

我国专用车市场“蛋糕”将越做越大。去年以来，我国专用车市场取得较好的经营业绩，全国395家改装车企业改装汽车23.06万辆，销售23.05万辆。客车改装量最大，共改装103492万辆，占总量的44.88％；载货汽车44870辆，占总量的19.46％；自卸汽车27125辆，占总量的11.76％；厢式、罐式等专用车销售40966辆，占总量的17.77％。今年1～8月份，各类专用车销售均有较大增幅，乐观估计今年全年专用车产销将达30万辆。

通过数字来看，去年一年销售专用车达23万辆，结合我国道路、经济等实际情况，应该说数量还是比较可观的。但是问题就在于395家改装企业才生产23万辆。可以看出，我国汽车改装企业和汽车制造一样，存在着规模小、技术落后、生产点过多等问题。

从改装车生产分布地区来看，也存在较大不均衡性。江苏、河北、安徽、河南等8个省去年产量之和约占总产量的75％，其他21个省仅占总产量的25％。地域的不均衡性也显示出专用车市场前景看好。

目前，我国改装车市场最大销售量约25万辆左右，改装量最大的除了客车外，主要有厢式车、罐式车、自卸车等主要车型。但是总体来看，这些专用车均存在技术附

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加值低、工艺较落后等问题。从品种来看，我国改装车品种较少，仅有400多个品种。那么，未来改装车市场到底是什么市场呢？肯定地说，应该向多品种、高、精、尖方向发展。

这种发展方向除了我国公路条件改善外，还和我国公路货物运输市场息息相关。目前，我国公路货运市场的主体依然是以个体户为主，公路货运甚至还谈不上物流管理，具有运输成本高、随意性大、服务没有保证等特点。随着我国加入世界贸易组织，这种格局将要逐步被打破。我国汽车工业保护期只有五年，但是公路货运市场却可以向外资开放。跨国物流公司正虎视眈眈盯着中国公路货运这块大市场。这场战斗谁是赢者，不言自明。集团化货运市场对卡车的个性化要求将越来越高，同时需求数量也将越来越大。可以毫不夸张地说，未来的卡车发展方向将是专用车。

美国等发达国家专用车市场十分巨大，专用车具有品种多、技术含金量高等特点。就专用车品种而言，美国就有5000多个品种，甚至很多专用车已经被E化，装有电脑、卫星导航等系统。确切地说，我国专用车市场最终是向多品种、高精尖的方向发展。尤其是随着我国公路运输主体的逐渐变化，将加快产品结构的变化和技术的升级。

我国自卸汽车生产始于上世纪60年代初，经过40多年的发展，尤其是在上世纪80年代以后通过技贸结合与合作生产方式，从国外引进若干先进的自卸汽车制造技术，并在此基础上形成以若干大型汽车制造厂为主体的机械传动式自卸汽车生产企业集团。当然除普通自卸汽车以外，专用自卸汽车的生产也得到了一定的发展，尤其是新世纪以来，随着我国社会经济和交通环境的改善，各行业对专用汽车尤其是工程系列专用汽车的需求越来越大。专用汽车将跟更加注重行业化、专用化、系列化[1]。

国外自卸汽车生产始于上世纪30年代，比我国早30多年在其后70多年的发展过程中，其结构不断改进，整车性能已有很大提高。为提高自卸汽车的科技含量，追求高附加值，各国更是不断采用先进技术，其主要表现以下几个方面：全面提高自卸汽车内在质量和使用性能；在制造加工方面，自卸汽车朝着底盘生产专业化、零部件生产专业化、工艺专业化和辅助生产专业化方向发展；广泛采用计算机辅助设计，以提高设计的质量和缩短设计研制的周期；在材料配置上，将更多地采用高强度铝合金、不锈钢、工程塑料和聚合材料等。目前，自卸汽车以形成自己独特的结构与车型系列。

目前, 各大自卸汽车生产企业生产的自卸车尾钩锁紧机构多数为拉杆式尾钩锁紧机构、链条式尾钩锁紧机构、液压手动控制式尾钩锁紧机构等, 这些机构各有特点, 在运输自卸车中被广泛使用。国内使用的自卸车车箱大部分使用16Mn制造而成。其特点是钢板厚, 车箱沉重, 截面一般呈方形, 边板和底板有很多的加强筋。16Mn的屈服强度较低, 硬度较小, 且冲击性能较差。这些特性决定了不适合用于制造轻量化的车箱。

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在欧美, 很多车箱都使用HARDOX耐磨钢板材料, 与传统的方形车箱有着很大的区别, 其特点是横截面呈U形或半弧形, 而且车箱边板和底板几乎没有使用加强筋。HARDOX是瑞典钢铁集团生产的一种耐磨钢板, 具有较高的屈服强度, 是16Mn的三倍以上, 并且具有较高的硬度和冲击韧性。在设计装载量相同的情况下, 用HARDOX钢板制造的车箱与16Mn用制造的车箱相比, 板材厚度更薄, 且不需要加强筋。据国外的一些厂家反馈, 车箱使用HARDOX钢板后, 重量能减少很多。

作为专用车辆的东风尖头140自卸汽车，几十年来在国内获得迅速发展与普及，至今其保留量大约占专用汽车的25%，并且日趋完善，成为系列化多品种的产品。东风尖头140自卸汽车有两个比较显著的发展趋势：稳定化和智能化。

对于自卸汽车，一般不专门作底盘设计，而是用具有相同装载质量的载货汽车底盘进行改装。因此，自卸汽车的设计主要是举升机构的设计，举升机构的设计质量是影响自卸汽车使用性能的关键因素。

虽然举升机构是自卸汽车的关键部件，但是很多厂家在进行举升机构的设计时所采用的方法还比较落后，其主要方法是对于不同装载质量的自卸汽车举升机构，根据现有自卸汽车举升机构的大小，凭经验按照一定的比例加大或缩小相应构件的尺寸设计成的，这就是传统的经验类比法。采用这种设计方法，由于举升机构的复杂性以及机构铰点位置布置的复杂性等问题，所以在决定实际结构时往往取较大的安全系数，结果是材料的潜力不能充分发挥，产品性能也难以发挥。只能靠一次次的设计实验来改进，这样设计出的举升机构必然存在许多不合理的因素，影响自卸汽车举升性能的提高，也必然导致设计制造周期长，成本高。因此，要先获得良好工作性能的举升机构，就必须从根本上改进设计手段和方法，提高举升机构的设计质量。.电子计算机的发展为此提供了有利条件，以计算机为辅助手段的计算机辅助设计、优化设计软件及计算机图形学，使得自卸汽车举升机构的虚拟设计成为现实，这一设计上的巨大进步带来的经济效益是巨大的[1]。

中型专用汽车在专用汽车中所占的比例继续上升，与此同时，中型专用汽车在汽车市场中所占份额也将继续提高，预计几年内将超过普通重型车所占的市场份额；专用车需求进一步向专业化高技术含量发展，专用车生产向柔性化、自动化方向发展，产品配套国际化、模块化；市场竞争更趋激烈，具有较强市场应变能力的企业将不断发展壮大，而应变能力较差的企业将逐步被市场所淘汰；我国专用汽车企业的劳动力优势与国外专用汽车企业的资金优势将逐步弱化，竞争力主要体现在企业的创新能力和市场应变能力；重型专用汽车产量集中度相对提高，逐步形成行业内的知名企业。

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随着计算机技术的发展和应用，50年代发展起来的以线性规划和非线性规划为主要内容的新的数学分支一数学规划被应用于解决工程设计问题，形成了工程设计的新理论和新方法，即工程优化设计理论与方法。特别从60年代以来，最优化技术发展迅速，而且得到了广泛的应用。在汽车工业发达的欧、美、日等国家，汽车优化设计理论和方法已应用于汽车诸多领域的很多环节，从汽车发动机、底盘、车身等主要总成的优化到整车动力传动系统的匹配，优化设计使他们的汽车工业保持了世界领先地位。

1.4 研究的内容

专用汽车与普通汽车的区别主要是改装了具有专用功能的上装部分，能完成某些

特殊的运输和作业功能。因此在设计上，除了要满足基本型汽车的性能要求外，还要满足专用功能的要求，这就形成了其自身特点，概括如下：

1、专用汽车设计多选用定型的基本型汽车底盘进行改装设计

这首先就需要了解国内外汽车产品，特别是货车产品的生产情况、底盘规格、供货渠道、销售价格及相关资料等。然后根据所设计的专用汽车的功能和性能指标要求，在功率匹配、动力输出、传动方式、外形尺寸、轴载质量、购置成本等方面进行分析比较，优选出一种基本型汽车底盘作为专用汽车改装设计的底盘。能否选到一种好的汽车底盘，是能否设计出一种好的专用汽车的前提。对于不能直接采用二类底盘或三类底盘进行改装的专用汽车，也应尽量选用定型的汽车总成和部件进行设计，以缩短产品的开发周期和提高产品的可靠性。

2、专用汽车设计的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配

设计时既要保证专用功能满足其性能要求，也要考虑汽车底盘的基本性能不受到影响。在必要时，可适当降低汽车底盘的某些性能指标，以满足实现某些专用工作装置性能的要求。

3、针对专用汽车品种多、批量少的生产持点

专用汽车设计应考虑产品的系列化，以便根据不同用户的需要而能很快的进行产品变型。对专用汽车零部件的设计，应按“三化”的要求进行，最大限度地选用标难件，或选用已经定型产品的零部件，尽量减少自制件。

4、对专用汽车自制件的设计，应遵循单件或小批量的生产持点工的可能性。 5、对专用汽车工作装置中的某些核心部件和总成

如各种水泵、油泵、气泵、空压机及各种阀等，要从专业生产厂家中优选。因专用汽车专项作业性能的好坏，主要决定干这些部件的性能和可靠性。

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6、在普通汽车底盘上改装的专用汽车，底盘受载情况可能与原设计不同，因此要对一些重要的总成结构件进行强度校核。

7、专用汽车设计应满足有关机动车辆公路交通安全法规的要求

8、某些专用汽车可能会在很恶劣的环境下工作，其使用条件复杂，要了解和掌握国家及行业相应的规范和标准，使专用汽车有良好的适应性，工作可靠，是要设安全性装置。

由于专用汽车种类繁多、结构复杂、使用面广、开发期短等待点，所以专用汽车设计人员既要具备汽车设计的知识相能力．向时也要掌握专用汽车各种不同工作装置的原理与设计计算。此外专用汽车设计人员还需要对用户的要求，市场动态有充分的了解，这样设计的产品才能在性能上先进，在市场上适销对路，在使用上满足用户的要求。

随着中型自卸车变得越来越重要，则有关它的设计领域也变得日益重要起来。它的总体设计程序与载货车基本相近。在此基础上拟定设计原则，协调使用、制造与经济三方面矛盾，处理好产品技术先进性与工艺继承性、零部件通用化程度以及生产成本的辩证关系，然后进入具体技术设计阶段。

综上所述，专用汽车的设计有其自身的特点和要求，既要满足汽车设计的一般要求。同时又要获得好的专用性能。这就要求汽车和专用工作装置合理匹配，构成一个协调的整体，使汽车的基本性能和专用功能都得到充分发挥[2]。

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第2章 整车参数的确定及校核

2.1二类底盘的选择及校核

目前，改装专用汽车选用的底盘主要是二类或三类汽车底盘，也有为某些专用汽车设计的专用底盘。汽车底盘的选择或设计专用底盘主要根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能指标、专用设备或装置的外形尺寸、动力匹配等来决定。

我国对于常规的厢式车、罐式车、自卸车等通常是采用二类汽车底盘改装设计。这是目前专用汽车设计中选用底盘型式最多的一种。所谓二类汽车底盘，即在基本型整车的基础上去掉货箱。在改装设计的总布置时，在没有货箱的汽车底盘上，加装所需的工作装置或特种车身。采用二类汽车底盘进行改装设计工作的重点是整车总体布置和工作装置设计。在设计时若严格控制了整车总质量、轴载质量分配、质心高度位置等，则基本上能保持原车型的主要性能。但是，还要对改装后的整车重新作出性能分析和计算。

对客车、客货两用车、厢式货车等则通常采用三类汽车底盘改装设计。所谓三类汽车底盘，—般是在基本型车的基础上，去掉货箱和驾驶室。近年来，我国乘用车发展很快，对乘用车使用性能的要求也在不断提高，再用原来的三类汽车底盘改装的客车已越来越不受欢迎。因此，各类专用客车底盘应运而生。这些专用客车底盘的基本特点是利用基本型总成，按客车性能要求更新进行整车布置，更新设计悬架系统。这种底盘不仅在质心位置、整车性能特别是平顺性方面有很大的变化，而且在传动系统和动力匹配、以及制动系统等总成方面也有较大的改装设计。

目前在用普通汽车底盘作改装设计时。把更换了发动机的底盘，如将汽油发动机改换成柴油发动机．亦当作三类底盘处理[3]。

在专用汽车底盘或总成选型方面，一般应满足下述要求： 1)适用性

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对货运车用的总成应适应货运要求，保证货运安全无损；对乘用车用的总成应适于乘客的需要．达到乘座安全舒适；对各种专用改装车的总成应适于专用汽车特殊功能的要求，并以此为主要目标进行改装选型设计。 2)可靠性

所选用的各总成工作应可靠，出现故障的几率少，零部件要有足够的强度和寿命，且同一车型各总成零部件的寿命应趋于均衡 3)先进性

所选用的底盘或总成。应使整车在动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平。而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。 4)方便性

所选用的各总成要便于安装、检查、保养和维修。处理好结构紧凑与装配调试空间合理的矛盾。在选用专用汽车底盘时，除了上述因素外，还有以下两个很重要的方面：一是汽车底盘价格，它是专用汽车购置成本小很大约部分，一定要考虑到用户可以接受。这也涉及到专用汽车产品能否很快地占有市场、企业能否增加效益等问题。二是汽车底盘供货要有来源，要同生产汽车底盘的主机厂有明确的协议或合同，无论汽车底盘滞销或紧俏，一定要按时将底盘供货。

综上所述，本文改装的自卸车选择EQ3092FJ底盘。 2.1.1 整车尺寸参数的确定

承担公路运输的普通自卸车通常是由同种货车变型设计而成。其总体设计程序与载货车相近。首先，进行一系列的市场调研和同类车型资料的收集分析，摸清产品主要技术经济指标，了解有关设计法规等。在此基础上拟定设计原则，协调使用、制造与经济三方矛盾，处理好产品技术先进性与工艺继承性、零部件通用化程度以及生产成本的辩证关系，然后进入具体技术设计阶段。

在技术设计阶段，首先进行自卸车结构选型，确定举升机构类型与货厢结构形式，然后选择自卸车总布置主要参数。

东风尖头140自卸汽车是选择EQ3092FJ型自卸车底盘，利用该车发动机动力驱动液压举升机构取力器-传动轴-液压泵-举升油缸，将车厢举升到一定角度卸货，并依靠车厢自重使其复位的专用汽车。该车最大装载质量为4.3t，是适用于公路运输的中型自卸汽车。倾卸机构采用油缸前推式举升机构。该自卸汽车主要由车厢、副梁、液压举升机构、液压系统等部件组成，主要技术参数见表2.1。

表2.1整车参数

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汽车外形尺寸mm?mm?mm 最大装载质量mekg 整备质量m0kg 轴距mm 轮距（前∕后）mm 前悬 LFmm 后悬 LRmm 接近角?1 离去角?2 货箱尺寸mm 倾斜时间（举升∕落下） 最大举升角 总质量kg 最高车速（km∕h） 6500?2460?2600 4300 5255 3950 1810∕1800 1065 1485 34? 33? 3100?2250?750 15s∕13s 50? 9750 85 额定装载质量是自卸汽车的基本使用性能参数之一。考虑到厂家的额定装载质量的合理分级，以利于产品系列化、部件通用化和零件标准化。此外，额定装载质量还必须与选用的二类货车底盘允许的最大总质量相适应。

改装部分质量主要包括：车厢质量、副车架质量、液压系统质量、举升机构质量以及其他改装部件的质量。改装部分质量既可通过计算、称重求得，也可以根据同类产品提供的数据进行估算。

自卸汽车整车整备质量是指装备齐全、加够油料、液压油和冷却液的空车质量[3]。它一般是二类底盘整备质量与改装部分质量的总合，是自卸汽车总体设计的重要设计参数之一。

整备质量m0： 5255kg； 装载质量me： 选取4300kg；

驾驶员质量mr：65kg/人，额定载员3人，3?65?195kg；

自卸汽车总质量是指装备齐全，包括驾驶员，并按规定装满货物的质量。其值可

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按下式确定: ma?m0?me?mr=5255+4300+195kg=9750Kg

货厢最大举升角是当货厢举升角是当货厢举升至设计极限位置时，货厢底部与车架平面之夹角。它取决于常运货物静安息角的大小。多数货物静安息角在40—45错误！未找到引用源。范围。故为保证卸货干净，一般自卸车最大举升角常取50—60错误！未找到引用源。。此外，尚应注意在最大举升角时，车厢后板下垂最低点与地面保持一定卸货高度。举升时间指满载时从开始举升至最大举升角所需时间。降落时间系指空载时货厢从最大举升角降至车架的时间。此两项参数太长将影响运输生产率；太短又势必增大液压系统负荷。故一般设计举升时间要求为15s-25s，降落时间要求为8s-15s[4]。

2.1.2总体布局的设计

专用车的总体布局要满足车辆自身的质量及专用车的特殊用途。东风尖头140自卸汽车的总体布局要求各部满足国家标准及使用安全，各个部件间要满足配合要求，尤其是车厢及举升机构的布局要使自身车辆使用方便，美观。 2.1.3取力器布置方案的选定

取力器，除少数专用汽车的工作装置因考虑工作的可靠性和特殊要求而配备专门动力驱动外（例如部分冷藏汽车的的制冷系统），绝大多数专用汽车上的的专用设备都是以汽车自身的发动机为动力源。

各类专用汽车的专用工作装置的动力来源，主要由汽车发动机提供。取力器就是其中一种动力输出的专用装置，它能够实现从发动机取出部分功率，用于驱动各类液压泵、真空泵、空压机以及各类专用汽车工作机械。除了少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠相符殊的要求而配备专门动力驱动外，绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车底盘自身的发动机为动力源，经过取力器，用来驱动齿轮液压泵、真空泵、柱塞泵、轻质油液压泵、自吸液压泵、水泵、空气压缩机等，从而为自卸车、加油车、牛奶车、垃圾车、吸污车、随车起重车、高空作业车、散装水泥车、拦板起重运输车等诸多专用汽车配套使用。因此，取力器在专用汽车的设计和制造方面显得尤为重要。 根据取力器相对于汽车底盘变速器的位置，取力器的取力方式可分为前置、中置和后置三种基本型式，每一种基本形式又包括若干种具体的结构[5]。

常见的取力方式分类：

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??发动机前端取力??前置式?发动机后端取力??夹钳式取力?????变速器上盖取力?取力器取力方式?中置式??变速器侧盖取力??变速器后端盖取力?????分动器取力?后置式???传动轴取力? 下面着重介绍几种常用的取力方式：

1）发动机前端取力

发动机前端取力是一种常用的形式，一般是有正时齿轮室或由发动机的风扇，水泵的皮带轮输出。

图2.1是有一种发动机前端取力的布置方式，取力后用来驱动混凝土搅拌运输车的滚筒。这种取力方式适用于有普通长头式汽车底盘改装的专用车辆。由于该取力方式的取力器到装用装置的距离太长，且需要转换传动方向，若采用机械传动其机构就很复杂，因此一般采用液力传动。

图2.1 发动机前端取力

2）夹钳式取力

图2.2是飞轮前端取力的布置方案，在飞轮前端的曲轴齿轮通过中间轴齿轮带动取力器齿轮，从而驱动取力器的输出轴。这种取力方式的有点是不受主离合器的控制，但因改变了曲轴末端的结构，对其平衡发动机制造会有一些影响。这种布置在机场消防中应用较多。

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1—发动机 2—取力器 3—水泵离合器 4—高压水泵 5—变速器 6—离合器

图2.2夹钳式取力

3）发动机后端取力

如图2.3所示，这种取力方式类似飞轮前端取力，取力器不受主离合器的控制，但区里齿轮位于主离合器之后。这种取力方式常用于有平头式汽车底盘改装的大、中、型混凝土搅拌运输车，取力器到滚筒的距离较短，因而传动系统简单，传动效率较高。

1—阀 2—液压泵 3—取力器输出 4—变速器 5—发动机曲轴及飞轮

图2.3发动机后端取力的传动路线

4）变速器上盖取力

这种布置方案是改制原变速器的上盖，将取力器置于变速器之上，用一个惰轮和变速器的第一轴输人齿轮常啮合，再由该惰轮将动力传给取力器的输出轴，固需改制原变速器顶盖，如图2.4所示。这种取力方式亦具有和发动机同转速输出的特点，因而适合于需要高转速输入的工作装置，如自卸车、冷藏车、垃圾车等一般都从变速器上端取力。

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1—齿轮轴 2—离合器套 3—花键轴 4—蜗杆 5—涡轮 6—离合手柄 7—法兰 8—变速器第一轴 9—拨叉 10—拉杆 11—取力器壳体 12—惰性齿轮13—小齿轮

图2.4变速器上盖取力器

5）变速器后端盖取力

1—发动机 2—离合器 3—变速箱 4—取力器 5—汽车传动轴

图2.5变速器后盖取力示意图

如图2.5为一种变速器后端盖取力传动示意图。动力有中间轴直接取出，并在中轴的后端盖处输出。 6）变速器侧盖取力

15

图2.6变速器侧盖取力器

1-气缸；2-活塞；3、4-O型封圈；5-活塞杆；6-弹簧；7-拨叉；8-滑动齿轮；9-接合齿轮；10-油封；11-输出轴；12-滚针轴承；13-中间齿轮；14-外壳；15-定位销；16-十字轴；17、21-传动轴；18-泵架；19-弹性柱销联轴节；20-液压泵；22-连接套筒 根据所选二类底盘的特点，本次设计采用发动机前端取力的方式。 2.1.4整车性能分析

自卸车的整车性能分析也很重要,下面是对自卸车的各项性能进行了逐一分析,

确保自卸车在使用过程中安全可靠。

一．汽车动力性能分析 1.基本参数确定

发动机的输出转矩和输出功率随着发动机的转速变化的二条重要特性曲线，为非线形曲线。工程实践表明，可用二次三相式来描述汽车发动机的的外特性，即

Te?ane?bne?c （2.1）

式中 Te——发动机输出转矩(N·m); ne——发动机输出转速(r/min);

a、b、c——待定系数，由具体的外特性曲线决定。 根据外特性数值建立外特性方程式

如果已知发动机的外特性，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式中的三个待定系数的a、b、c。在外特性曲线上取三点，即Te1、ne1、Te2、ne2及Te3、n3，依拉氏

216

插值三项式有

Te?Te1(ne?ne2)(ne?ne3)(ne?ne3)(ne?ne1)(ne?ne1)(ne?ne2)?Te2?Te3

(ne1?ne2)(ne1?ne3)(ne2?ne3)(ne2?ne1)(ne3?ne1)(ne3?ne2) (2.2) 将上式展开，按幂次高低合并，即可得三个三个待定系数为：

a?Te1Te2Te3 （2.3） ??(ne1?ne2)(ne1?ne3)(ne2?ne1)(ne2?ne3)(ne3?ne1)(ne3?ne2)(ne2?ne3)Te1(ne1?ne3)Te2(ne1?ne2)Te3?? (2.4)

(ne1?ne2)(ne1?ne3)(ne2?ne1)(ne2?ne3)(ne3?ne1)(ne3?ne2)b??ne2ne3Te1ne1ne3Te2ne1ne2Te3c??? （2.5）

(ne1?ne2)(ne1?ne3)(ne2?ne1)(ne2?ne3)(ne3?ne1)(ne3?ne2)因为不知道外特性曲线图，故按经验公式拟合外特性方程式。

如果没有所要发动机的外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率及相应转速和该发动机的最大转矩及相应转速时，可用下列经验公式来描述发动机的外特性：

Te?Tem?Tem?Tp(nt?np)2 (nt?ne)2 （2.6）

式中 Tem——发动机最大输出转矩（N·m）,取283N·m； nt——发动机最大输出转矩时的转速（r/min），2667r/min； np——发动机最大输出功率时的转速（r/min）,4000r/min； Tp——发动机最大输出功率时的转矩（N·m）。 Tp?9550Pem=9550×99÷4000=236.36N·m np??a??Tem?Tp?(nt?np)2?2nt(Tem?Tp)?由上述公式可得：?b? 2(nt?np)?2?(T?T)nempt?c?T?em2?(n?n)tp?17

所以a=-2.62×10-5 ；b=0.14；c=96.3.

2.汽车的行驶方程式

自卸车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间的关系式如下：

Ft?Ff?Fw?Fi?Fj （2.7）

式中: Ft——驱动力； Ff——滚动阻力；Fw——空气阻力；Fi——坡度阻力； Fj——加速阻力。 1）驱动力Ft的计算

自卸车在地面行驶时受到发动机限制所能产生的驱动力Ft与发动机输出转矩Te的关系为：

Ft?Teigi0??rd （2.8）

式中 ig——变速器某一挡的传动比，分别为4.65,3.42,2.51,1.85,1.36： i0——主减速器传动比，6.28；

?——传动系统某一挡的机械效率，0.87； rd——驱动轮的动力半径,0.469m；

?——发动机外特性修正系数，按GB标准试验中μ=0.85。 2）滚动阻力Ff的计算

自卸车的滚动阻力Ff的计算公式为：

Ff?magfcos? （2.9）

式中 ma——汽车的总质量，9750kg；

?——道路坡度角,16.7。；

f——滚动阻力系数，0.02。

18

滚动阻力系数f取决于轮胎的结构形式及气压、车辆的行驶速度、路面条件等因素。当车速在50km/h以下时，f可取常数；当车速超过50km/h时，可用经验公式

[7]

（式中f0、k、v分别为常数项、比例系数、道路清障车行驶的f?f0?kv来求得。

速度）

3）坡道阻力Fi的计算

汽车上坡行驶时，整车重力沿坡道的分力为坡道阻力，其计算公式为：

Fi?magsin? （2.10）

4)空气阻力Fw的计算

汽车的空气阻力与车速v的平方成反比，即：

Fw?0.047CDADv2 （2.11）

式中 CD——空气阻力系数，0.85；

AD——迎风面积（m2），4.7m2。

5)加速阻力Fj的计算

加速阻力是汽车加速行驶时所需克服的惯性阻力计算公式为： Fj??maj （2.12）

式中 j——汽车加速度（m/s2）； ma——汽车整备质量（kg）；

?——传统系统回转质量换算系数，0.03～0.05。

?的计算公式为：

??1??Iwmar2?Ifi0ig?mar222 （2.13）

式中 Iw——车轮的转动惯量（kg·m2）；

If——发动机飞轮的转动惯量（kg·m2）； r ——车轮的滚动半径（m）。

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进行动力性计算时，若Iw、If的值不确定，则可按下述经验公式估算?值：

??1??1??2ig2 （2.14）

式中 ?1??2?0.03~0.05。低挡时取上限，高档时取下限。

将式（2.8）、（2.9）、（2.10）、（2.11）、（2.12）综合，得：

2(ane?bne?c)i0ig??rd2?mag(fcos??sin?)?CDAva??maj （2.15）

又因为 ne?i0igva0.377r （2.16）

将式（2.16）代入（2.15）中得：

2?maj?Ava?Bva?C1?C2(fcos??sin?) （2.17）

33?i0ig??aA??CDA?20.142rrd?22?i0ig??b??B?式中： ? 0.377rrd??C?i0ig??C?1rd???C2??mag3 .汽车最高车速的确定

当汽车以直接挡行使时有公式：

i??a A?o?0.04C7DAD=—1.9398

0.14r22rdi??b B?o=87.005

0.377rrd23 C1?io??c= 1284.28 rd C2??mag=—95550

D?(B?kC2)2?4A(C1?foC2)=1031.52 表2.2汽车参数

20

名称 发动机最大功率 发动机最大功率时的转速 发动机最大转矩 发动机最大转矩时的转速 车轮动力半径 车轮滚动半径 主减速比 汽车迎风面积 汽车满载总质量 符号 数值与单位 99kw 4000r/min 283N·m 2667 r/min 0.483 m 0.469 m 6.278 4.7m 9750kg 2Pemnp Temnt rd r io A D ma 表2.3 各档位时的系数A、B、C1、C2和D的计算结果

档位 1 2 3 4 5

A B 1021.25 725.68 544.37 206.27 87.005 C1 4391.09 3229.57 2370.24 1746.99 1284.28 C2 -95550 -95550 -95550 -95550 -95550 D 1244.21 1211.20 1154.61 1098.47 1031.52 -66..448 -43.144 -20.621 -8.978 -1.9398 二． 燃油经济性计算

专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上，以经济车速v满载行驶的百公里油耗量来评价，百公里油耗Q，单位L/100km。可以根据发动机万有特性来计算。根据Pe和ne的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗率ge（g/kW·h），再利用下式计算百公里燃油消耗量Q（kg/100km）：

21

Q?Pege (L/100km) (2.18)

1.02v?式中：?——燃油的密度，（kg/L）。汽油可取?=6.96N/L～7.15N/L；柴油可取

?=7.94N/L～8.13N/L[8]。 自卸车的最高车速为85km/h,

则 ne?4.4?4?165?6.278?1.36?85?1428.2=4104.54r/min

0.37r70.307.?37690.5367?70.4i0igva在经济车速下发动机功率为:

Pe?CDAD3?1?magfv?va? a??360076140??1?9750?9.8?0.020.85?4.73??85??85???99.65KW =0.86?360076140?由（2.18）式得：

Q?99.65?0.14=18.56L/100km

1.02?85?8.67

三 .整车稳定性分析

行驶稳定是保证自卸车安全的一项重要性能指标。因此，设计时要对自卸车空载质心高度、空载侧倾角和最小转弯直径进行了计算，保证行驶的安全性[9]。

计算时可根据已有的资料，或利用试验结果，也可用计算方法来确定专用车各总

成的质量及其质心位置坐标，然后按照力矩平衡方程式，求出整车的质心位置。

针对东风尖头140自卸车已有的资料，又因轮距为3950mm ，可得

重心离地高度为hg?1.89m。

自卸车空载的侧倾角?是评价整车稳定性的重要参数。如图2.7所示。 自卸车空载侧倾角?的计算公式为

??arctan?B/2h? （2.19） B——车轮外侧倾翻点宽度 ，为2460mm; h——自卸车质心高度，为1893mm；

。

2n4(6/02?189)3?38 则 a?arcta22

根据规定，自卸车空载侧倾角?应大于等于35?，故设计满足侧向稳定性条件。

图2.7自卸车侧倾角

在计算本设计的自卸车的最小转弯直径时，取自卸车的转弯极限位置计算。如图 2.8所示图例，由此自卸车的最小转弯半径:

R?3.95?3.95?1.23?1.23=4.2 （2.20）

故计算最小转弯直径:D=8.4m

由与所选底盘的最小转弯直径为16m，图2.8的极限位置打不到，所以汽车的转弯直径为16m。

图2.8最小转弯半径

23

2.2本章小结.

本章分别从整车动力性、燃油经济性、最大托举重量的稳定性等几个方面，对改装后的自卸车进行了合理性的性能计算分析。从计算分析的结果可以看出，该设计方案满足各方面的性能要求。

24

第3章 液压举升机构的设计

3.1 液压举升机构时应满足的性能

对于液压举升机构考虑到工作环境、工作性质及工作内容等的要求，在设计过程

中应满足以下功能： 1、较强的免维护性

2、良好的动力性

举升机构作为自卸车卸料时的动力来源，为保证卸料顺利完成，要求其必须具有良好的动力性能。自卸车由于其特定的使用环境和用户群体决定了它经常处于超载状态，这就要求举升机构要具有一定的过载系数。

3、平稳性

要求举升机构在倾卸货物时具有较好的平稳性，不得有较大的动力冲击，降低冲击力对机构各部件的损伤概率，保证机构的使用寿命。

4、卸料性

自卸车顾名思义就是省却了人力卸料之苦，通过特定的机构使用液压力自动卸料。因此，自卸车举升机构应达到的卸料目标是：在较短的时间内使货箱举升一定的角度，即举升机构将货箱举升到最大举升角所需的时间（对此国家规定了时间限值）；货箱被举升机构举升到最大转角时，货物应顺利地倾卸完毕（即最大举升角达到货物的安息角）。

5、紧凑性

自卸车多数是大吨位的工程运输车辆，其装载工具多为大型装载机械。为了装载方便，自卸车的货箱布置位置一般较低，同时又要考虑到自卸车的工作环境，应使其具有较好的通过性（即离地间隙受限），因此，自卸车的举升机构布置空间就受到很大的限制，这就要求机构具有较好的紧凑性，占用较少的空间。

6、协调性

液压举升机构实际上是一种演化的四连杆机构，在外力作用下，各部件能沿自己的铰支点按设计者的意图顺利转动，不得出现传动角小于许用传动角的情况，更不能有死点位置的存在。

目前大多数企业一直沿用传统的“类比作图试凑法”进行设计，这种方法存在效

25

率低、工作量大以及设计方案难以达到最优的缺点，设计方案难以同时兼顾以上各性能要求。这与当今高科技环境下的相关领域相比，缺少科学性，人的主观经验决定了车辆的性能。由此带来的问题是，车辆性能低下，难以适应市场的需求。同时由于设计手段的落后，设计周期长，产品投放市场迟缓，不能适应市场多变的要求。因此借助计算机技术，运用最优化方法，改善液压举升机构的设计手段和方法，快速、高效、保值、保量完成液压举升机构的设计，适应市场竞争的需求，意义重大，有着重大的社会价值和经济价值。

3.2 举升系统性能主要评价参数

自卸汽车的举升机构由液压缸驱动，其性能的好坏，表现为举升货物的最大

举升力和最大举升倾角，以及对液压系统的要求两方面。液压举升机构的性能评价参数有如下几方面：

1、举升力系数K

举升力系数是评价液压举升机构举升性能的参数，指单位举升重力所需要的油缸推力，即：

K=F/mg （3.1） 式中：F一油缸的有效推力（N）； m一 举升质量 （Kg）； g一 重力加速度 （m/）。

对于具体形式的举升机构，举升力系数K与汽车总布置参数和机构的性能特征有关，K值只能比较同类型举升机构的工作效率。对于相同的举升质量，举升力系数越小，则液压举升力越小，油缸的油压也越小，这样举升机构耗能也较少。

2、举升油缸最大行程

是指货箱达到最大举升角时，举升油缸的最大伸长量。它既是举升油缸的结构参数，又是举升机构的性能参数。举升油缸最大行程较小，可减少举升油缸的级数，降低制造成本，同时举升机构的布置也较方便。

3、举升高度

是指举升机构所占用的空间高度。对于重型矿用自卸汽车的后置双缸举升机构，空间高度决定于举升缸的安装长度和举升缸的初始方位角。举升缸初始安装长度越小，举升缸在车上就越好布置。

4、最大举升角

指举升机构能使货箱倾翻的最大角度。它是决定能否把货箱内货物倾卸干净的参

26

数。一般的松散物在水平面上堆积成圆锥体，锥体角称为松散物的安息角。安息角也称休止角、堆积角，一般为35-55度。将松散物置于光滑的平板上，使此平板倾斜到松散物开始滑动时的角度，为松散物滑动角，一般为30～40度。松散物安息角和滑动角是评价松散物流动特性的一个重要指标。它们与松散物的粒径、含水率、尘粒形状、尘粒表面光滑程度、松散物粘附性等因素有关。设计的货箱最大举升角必须大于货物的安息角，这样才可保证将货箱内的货物倾斜干净。

第4章 液压系统的计算

自卸车车采用的液压泵、液压缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系列化、通用化且由专业化液压元件厂集中生产供应。因此在自卸车车改装设计中只需要进行液压元件选型计算。其主要内容包括液压缸直径与行程、液压泵工作压力、流量、功率以及油箱容积与内径等。

27

4.1液压油缸性能参数计算

作为液压系统执行元件的油缸分为活塞式和浮拄式两类。活塞式均为单向作用，其缸体长度大而伸缩长度小、使用油压低（一般不超过14MPa）。浮拄式为多级伸缩式油缸，一般有2～5个伸缩节，其结构紧凑，并具有短而粗、伸缩长度大、使用油压高（可达35MPa），易于安装布置等优点。浮拄式油缸又分为单向作用式与双向作用式。双向作用式用油压辅助车厢降落，因此工作平稳，降落速度快。直推式倾卸机构多采用单作用多级油缸；而杆系组合式倾卸机构多采用单作用单级油缸。

液压缸作为液压系统中的执行元件， 按结构形式可以分为活塞缸柱塞缸和伸缩缸，按活塞杆形式可以分为单活塞缸和双活塞缸。按液压缸的特殊用途分为串联缸增压缸增速缸多位缸步进缸等此类液压缸不是一个单纯的缸筒，而是和其他的缸筒或构件组合而成，又称组合缸。

从经济性出发，在满足使用要求的情况下，选用双作用单活塞杆液压缸。 车厢在整个倾翻过程中液压油缸最大举升力为F=22403.46N。 参考同类车型，

EC初选最高工作压力p=16Mpa。

最大举升力:

FEC?p???d24?? （4.1）

式中—液压缸机械效率，取=0.8； d—举升油缸缸径，mm。 可推出 d?又知L=780mm

根据以上计算，选择自卸车专用油缸GB2876-81，其主要参数为缸径d=160mm，油缸杆径，油缸行程L=780mm。

4?FEC4?22403.46=47.22mm

p??16?3.14?0.84.2 液压泵性能参数计算

一般常用的液压泵分为齿轮泵、柱塞泵、叶片泵、螺杆泵。按泵的流量特性，可分为定量泵和变量泵两种。前者在泵转速不变时，不能调节流量，后者当泵转速不变时，通过变量机构的调节，可使具有不同的流量。齿轮泵一般为定流量式，叶片泵和柱塞泵有定量式及变量式两种。对变量泵，按输由方式，又可分为单向变向泵和双向变量泵。前者工作时，输由方向不可变，后者通过调节，可以改变输出油流的方向。

自卸车常用油泵分为齿轮油泵与柱塞泵两类。齿轮泵多为外啮合式，在相同体积

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下齿轮泵比柱塞泵流量大但油压低。柱塞泵最大特点是油压高（油压范围16～35MPa），且在最低转速下仍能产生全油压，固可缩短举升时间。中轻型自卸车上多采用齿轮泵，常用系列有CB、CBX、CG、CN等。

由以上理论及以往经验，选用单级齿轮泵。

国家标准规定车厢举升最大举升角的时间不超15s，我们初选举升时间为15s，液压缸工作容积 ?V?V举升?L??d24 （4.2）

3.14?1620?780?=15.675?106mm3=15675ml

4

V举升液压泵额定流量Q应满足以下公式: Q? （4.3）

t举升?? 式中：t举升—举升时间，t举升=15s；

u—液压系统容积效率，取0.8 。

15675 则 Q? =1306.25ml∕s

15?0.8n液压泵转速 n泵?e （4.4）

ine—发动机转速，取中速2000 r∕min 传动比，i=1.36

则 n泵=

2000=1470.59 r∕min 1.36选取液压泵额定转 n泵为2000 r∕min 液压泵排量q由下式确定：

q?Q?60=1306.25÷1470.59×60=53.29 ml∕r n泵依据以上参数，选择齿轮油泵CBT-E563，其主要参数如下： 公称排量q=63 ml∕r 额定压力p=16Mpa 公称转n泵2000 r∕min 。

29

4.3油箱容积与油管内径计算 1、液压系统油箱容积计算

液压系统的用途主要是储油和散热。如果容量过大，占地增加，增加了设备重量，而且操作不变；过小，则油温升高会超过许用值，油液将会溢出油箱。液压系统的油箱容积应满足一下要求：

（1）设备停止运行时，液压油液能够靠重力作用返回油箱； （2）操作时，油面保持适当高度位置； （3）能散发操作时产生的热量。

油箱容积V一般不小于全部工作液压缸容积?V的三倍，即V??V

V?3?V?3?15675ml =47.025L （4.5）

拟设定液压系统油箱尺寸为60cm?50cm?20cm

V?60?50?20=6?104mm3=60L?3?V

即油箱选择GB2876?81系列中63公称容量。 2、液压管路内径的计算 由计算公式：

QT?106?d2??V1?103604 （4.6）

可以计算出高压管路内径：

d1?21.2?2 式中QT—油泵的理论流量，取

QTV1

QT?0.5714L/sV?5m/sV?3.6m/s V1高压管中油液的流速，1，取1

即有：

0.5714?104d1?21.22??22.67mm5?103

取用23mm 低压管路内径：

30

d2?21.22?QTV2 （4.7）

V2V?2m/s是低压管路系统中液压油的流速，V2?1.0m/s，取2，

即有

0.5714?104d2?21.22??35.86mm32?10

取用

d2?36mm[15]

。

4.4系统压力校核

系统最大压力 pmax?FEC （4.8） A??已知FEC=22403.46N，?=0.8

3.14D?D3.14?1602 A?==20096mm2 (4.9)

44 pmax?FEC A??22403.46 =13.94?106N∕m2=13.9Mpa<16Mpa[16] ?620096?10?0.8 =

所以压力满足要求。

4.5 车厢升降时间的校核

系统流量：

Q?n泵?q = 1470.59?63?92647.17 ml∕min （4.10）

举升时液压缸工作容积：

V举升?L??d24 （4.11）

3.14?1602 ?780? =15.6749?106mm3=15675 ml

431

则举升时间：

V举升15675??60=10.15 s （4.12） 92647 Q下降时液压缸工作容积：

V下降??(d2?d02)4 ?L （4.13）

3.14(1602?802)?780=11.7562?106mm3=11756 ml =

4则下降时间 t下降?V下降11756??60= 7.61<15s Q92647因此，油泵、油缸参数选用合理，满足设计要求。

4.6液压分配阀

液压分配阀是控制系统的核心，分为滑阀和转阀两大类。三位四通阀应用范围比较广，而转阀多用于低压、小流量的轻型、中型自卸车上。分配阀又分为常开式和常压式。常开式分配阀在车厢不举升时，油泵的压力油经分配阀后又返回油箱，在系统中不产生高压，因此可减轻油泵磨损，并可防止自卸车在行驶中意外举升货厢造成事故，故常开式分配阀在自卸车应用最为广泛。分配阀选型主要考虑额定工作压力、流量及操纵方式。

分配阀操纵机构的形式有机械操纵式，气压操纵式和液压操纵式，以气压操纵式应用最为广。操纵过程应具有举升、停止、下落三个动作。

机械操纵式：驾驶员通过机械杠杆或钢丝软轴直接拨动液压分配阀实现换向。 液压操纵式：通过手动液压操纵阀建立油压来打开或关闭液动举升阀实习换向。此阀没有中停位置，故必须切断油泵动力才能实现中停。

气动操纵式：利用贮气筒的压缩空气，通过气动操纵阀控制操纵气管，驱动气动分配阀上的气缸工作，实现分配阀换向。

机械操纵式的优点是可靠性好、通用性强、维修方便；缺点是杆件布置比较麻烦，不适合翻转驾驶室采用。

液压操纵式的优点是可实现远距离控制，操纵可靠，在我国引进生产的斯太尔重型自卸车上采用了此种操纵系统。其不足处事反应较慢，没有中停位置。

气动操纵式的优点是功能齐全、操作简便、反应灵敏，结构先进，因此广泛应用

32

于中、重型具备气源的自卸车。其缺点是需同时具备液、气两套管路系统、维修麻烦。

综合以上优缺点本设计采用机械操纵式，其结构简图如图4.1

图4.1 手动转阀

当把手柄拉到极限位置时，液压缸开始举升。当卸完货物后，把手柄拉到降落区间时，车厢开始下落，手柄越靠近水平下落的速度越快。

方向控制阀是用来使液压系统中的油路通断或改变油液的流动方向，从而控制液压执行元件的起动或停止，改变其运动方向的阀类，包括单向阀、换向阀、压力表开关等。按换向阀的工作位置和控制的通道数，可分为二位二通、二位三通、二位四通、三位四通、三位五通等；按换向阀的操纵方式，可分为手动、电磁、液动、电动和气动。根据本车的使用条件与要求，选用通用性强、可靠性好、维修方便的机械操纵方向控制阀——三位四通换向阀。另外，液压系统中还含有各种溢流阀、单向阀以及顺序阀，它们均选择标准件。

4.7操纵方式的选择

液压系统操纵方式分为以下几种： 1、机械操纵式

机械操纵式的可靠性好、通用性强、维修方便，但是它杆件较多、布置复杂。对于可翻转式驾驶室不宜采用这种方式。

2、液压操纵式

33

依靠手动阀建立起来的油压来关闭或打开举升方向控制阀，实现车厢的举升和下降。该阀通过切断动力实现停止工作。它便与远程控制，操纵可靠。但反应较慢。

3、气动操纵式

依靠汽车贮气筒的压缩空气，通过控制操纵气控液压换向阀，控制油路方向实现车厢举升、下降和中停。该系统用于中、重型自卸汽车比较合适。

鉴于机械操纵式具有上述点，本设计中的液压系统均采用机械操纵式。

4.8液压系统原理及液压系统结构布置

自卸车液压系统由液压能产生部件、工作部件与操纵控制部件三大部分组成。 1、液压能产生部件

包括取力器、油泵及单向阀、油箱及油泵传动机构。取力器通常均与变速器直接安装成一体。取力方式可分左侧取力、右倾取力或箱顶取力三种。油箱安装位置则比较灵活，主要视副车架与货厢间的空间便于安装维护液压管路系统并尽量缩短油管长度。

2、工作部件

主要指油缸与翻倾杠杆系统。油缸通过油缸支座安装在副车架中部或中后部的加强横梁上。由于工作部件受力极大，要求各连接铰支点处有足够的连接强度、刚度，所有摩擦副应有良好的配合精度与润滑。

3、控制部件

包括液压分配阀、限位阀以及操纵系统。控制部件多安装在汽车前部的驾驶室内部或后部，既要方便操纵与维护；又要减少管路的迂回。

1、举升状态

首先，液压泵将液压油从油箱抽取，通过三位四通阀，处于左部状态，油液上流流向油缸左端，经过右端，流向油箱通过。车厢举升开始卸货，油液上流，使车厢保持举升状态。

2、保持状态

首先，液压泵将液压油从油箱抽取，通过三位四通阀，处于中部状态，油液处于截至状态，使车厢保持举升状态。

3、下降状态

首先，液压泵将液压油从油箱抽取，通过三位四通阀，处于右部状态，油液上流流向油缸右端，经过左端，流向油箱。车厢开始回位，使车厢保持下降状态。

4.9本章小结

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本章主要对自卸汽车举升液压系统进行了选型计算。主要对自卸车液压系统中液压油缸和油泵进行了计算选型；对液压系统的油箱容积和油管管径进行了计算；对液压系统中用到的各种液压阀进行了选择；选出了液压系统的操纵方式，确定整车的液压系统原理及原理图。

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第5章 副车架与车厢及其附件的设计

5.1 选用的底盘主车架的主要尺寸

主车架是汽车底盘上各总成及专用工作装置安装的基础，改装时受到的影响最大，因此，要特别引起注意。本车选用的EQ3092FJ底盘。

5.2副车架的结构设计

在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架(副梁)过渡。

在增加副车架的同时，为了避免由于副车架刚度的急剧变化而引起主车架上的应力集中，所以对副车架的形状、安装位置及与主车架的连接方式都有一定的要求。 5.2.1副车架的外形

在设计自卸车车时，所选取的二类底盘只有主车架，为了增加车架的强度刚度，延长车架的使用寿命，在原有主车架的基础上增加了副车架。其形状同主车架，在主副车架之间加一定厚度的松质木条。其长度同副车架的长度，宽度同副车架的厚度。主副车架进行加固连接。副车架示意简图见图5.1。

图5.1 副车架示意简图

5.2.2副车架的选材

在汽车制造工艺中，钢板冲压成型工艺占有十分重要的位置。冲压成形的零件具

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有互换性好、能保证装配的稳定性、生产效率高和生产成本低等优点。

载重汽车用中板数量较多，受力的车架纵梁和横梁、车厢的纵梁和横梁均采用中板冲制且多以低合金高强度钢板冲压生产，也是适应提高汽车承载能力、延长使用寿命、降低汽车自重和节能节材以及安全行驶等要求的发展趋势。

目前，我国载重汽车车架的纵梁和横梁已经全部采用低合金高强度钢钢板制造。纵梁可以用抗拉强度为510MPa的16MnL和09SiVL（必须是用往复式扎机生产的）10TiL和B510L钢板生产，横梁可以用抗拉强度为390MPa的08TiL和B420L钢板来生产[。

由以上，副车架材料选用载重汽车横纵梁的一般选用材料，纵梁采用16MnL，横梁采用08TiL生产。

5.2.3 副车架的截面形状

专用汽车副车架的截面形状一般和主车架纵梁的截面形状相同，多采用如图5.2所示的槽形结构，其截面形状尺寸取决于专用汽车的种类及其承受载荷的大小。图5.3和图5.4所示的方式用一块腹板将副车架截面封闭起来，以提高副车架的抗扭和抗弯能力。

1- 副车架；2-腹板

图5.2副车架的截面形状

图5.3 加强后的副车架截面形状

图5.4 加强腹板的位置

参照国内外总质量相近车型的副车架纵梁端面尺寸，确定副车架纵梁端面尺寸为80、205、6.5mm。

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5.2.4 加强板的布置

车架中部（液压举升机构位置）所受弯曲、扭曲最大，因此在这一区域应加加强板。考虑到零件的工艺性，由于下翼板所受弯曲应力较大，因此，加强板紧贴下翼板，为了避免下翼板由于钻孔而导致抗弯强度下降，除与后加强板重叠部位，该加强板主要与腹板连接。在纵梁上加上加强板，加强板端头区域车架容易产生集中应力。为了降低应力集中，加强板端头形状有三种设计方式，见图5.5。

图5.5 加强板的三种设计方式

本副车架为了批量生产时工艺简单，采用了图5.5（b）角型的端头形状。 5.2.5 副车架的前端形状及安装位置

(1)在保证使用可靠的前提下，为了提高挠曲性，减小副车架刚度，应尽量减少副车架的横梁，以减少对纵梁的扭转约束。

(2)副车架油缸支承横梁与翻转轴横梁形成框架。油缸支承横梁应尽量靠近后悬架前支承处的横梁，最好能位于后框架之内。因为这段主车架变形小，所以副车架对其扭转约束力也相应减弱，同时保证了举升机构的几何特性。

(3)在副车架结构要求刚性较高时，可在主、副车架中间增加一层橡胶垫，当主车架变形时以弹性橡胶的变形来减弱副车架对主车架的约束。

(4)副车架与主车架连接如图5.6所示：

图5.6 副车架与主车架的连接

A-A处是截面突变点，在受冲击载荷时，此处出现应力集中，严重时造成主车架断裂。这就要求副车架的前端结构要设计成渐变截面，以减缓应力集中（见图5.7）。

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图5.7 副车架的前端结构

副车架前端形状常有三种形状（见图5.8）。

对于这三种不同形状的副车架前端，在其与主车架纵梁相接触的翼面上部加工有局部斜面，其斜而尺寸如图5.8（c）所示：

h0?1mm；

l0?15~20mm。

（a）U形；（b）角形；（c）L形 图5.8 副车架的三种前端形状

如果加工上述形状困难时，可以采用如图5.9所示的副车架前端简易形状，此时斜面尺寸较大。本设计采取简易形状。

对于钢质副车架：

h0?5~7mm；

l0?200~300mm

对于硬本质副车架；

h0?5~10mm；

l0?H

副车架在汽车底盘上布置时，其前端应尽可能地往驾驶室后围靠近。

图5.10为某散装水泥运输车的罐体、副车架相对于汽车底盘的安装位置。在满足轴荷分配的前提下，其中A不宜过大，留足空压机的位置即可；B为副车架的前增离主车架拱形横粱的距离，一般在100 mm之内；C为固定副车架的前面第一个U型螺栓距拱形横梁的距离，一般控制在500～800 mm的范围内。

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（a）刚质副车架；（b）硬木质副车架

图5.9 副车架前端简易形状

5.2.6 纵梁与横梁的连接设计

横梁与纵梁的连接方式主要有三种，见图5.11

图5.10副车架的安装位置

1-纵梁；2-连接板；3横梁 图5.11 横梁与纵梁的连接

图5.11（a）横梁与纵梁上下翼板连接，该种连接方式优点是利于提高纵梁的抗扭刚度。缺点是当车架产生较大扭转变形时，纵梁上下翼面应力将大幅度增加，易引起纵梁上下翼面的早期损坏。由于车架前后两端扭转变形较小，横梁仅固定在腹板上。

图5.11（b）横梁仅固定在腹板上，这种连接形式连接刚度较差，允许截面产生自由跷曲，可以在车架下翼面变形较大区域采用，以避免纵梁上下翼面早期损坏。

图5.11（c）横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，此种连接方式兼有以上两种方式连接的特点，但作用在纵梁上的力直接传递到横梁上，对横梁的强度要求较高。由于该车平衡悬架的推力杆与平衡悬架支架上的两根横梁连接，因此，这两根横梁与纵梁共同承受平衡悬架传递过来的垂直力（反）和纵向力（牵引力、制动力） [19]。

综合以上考虑，本副车架的纵梁与横梁的连接采用第1种方式。

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5.3 副车架与主车架的连接设计

副车架与主车架的连接常采用如下几种形式。 1、止推连接板

1-副车架；2-止推连接板；3-主车架纵梁

图5.12 止推连接板的结构

图5.12是斯泰尔重型专用汽车所采用的止推连接板的结构形状及其安装方式。连接板上端通过焊接与副车架固定，而下端则利用螺栓与主车架纵梁腹板相连接。止推板的优点在于可以承受较大的水平载荷，防止副车架与主车架纵梁产生相对水平位移。相邻两个推止推连接板之间的距离在500～1000 mm范围内。

2、连接支架

1-上托架；2-下托架；3螺栓

图5.13 连接支架

连接支架由相互独立的上、下托架组成，上、下托架均通过螺栓分别与副车架和主车架纵梁的腹板相固定，然后再用螺栓将上、下托架相连接，见图5.13所示。由于上、下托架之间留有间隙，因此连接支架所能承受的水平载荷较小，所以连接支架应和止推连接板配合使用。一般布置是在后悬架前支座前用连接支架连接，在后悬架前支座后用止推连接板连接。

3、U型夹紧螺栓

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当选用其它连接装置有困难时，可采用U型夹紧螺栓。但在车架受扭转载荷最大的范围内不允许采用U型螺栓。当采用U型螺栓固定时，为防止主车架纵梁翼面变形，应在其内侧衬以木块，但在消声器附近，必须使用角铁等作内衬。

综合考虑三种连接方式的特点，以及装配工艺性，本文设计的主副车架之间采用U型螺栓连接和止推连接板连接。

5.4副车架尺寸的确定

副车架对主车架起到加固作用，其宽度和选用的底盘的宽度相同，高度也相同，长度在底盘主车架长度基础上去掉主车架与车厢之间的距离长度。其尺寸设计如下：

副车架长度： 2900mm 副车架宽度： 840mm 副车架高度： 205mm

5.5副车架的强度刚度弯曲适应性校核

1、额定装载时整车重心作用点的求解

自卸车按额定装载质量进行运输时，对主车架来说，其整车重心后移。其受力简图见图5.14。

1065mm ` 1485mm 6500mm 图5.14 主车架额定装载运输重心作用简图 设定自卸车在额定装载质量下，其前后轴承受的载荷相同，即有： 4300?9.8F1?F2??21070N （5.1）

2由图，可以列出

F1?(1065?1485)?F2?1485?G?x?2?F2?x?2?F1?x （5.2）

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求得

(1065?1485?2) x? =2017.5mm

22、副车架剪力及弯矩的求解

副车架和主车架通过连接支架相联，在自卸车车额定装载时，由主车架重心作用简图及求得的整车重心作用点，可画出额定装载质量时自卸车副车架受力简化图5.15。

840mm G 912mm 2900mm 图5.15 副车架额定装载受力简图

将此时受力的副车架看为简支梁（见下图5.16），以便进行强度刚度及弯曲变形的校核。由图5.17，可以列方程组：

G B C

o

F0 F1 Fc

图5.16 副车架等效简支梁简图

F?OC?1F? B G?AC?O C （5.3） ?1F? BO G?AO?CF?OC （5.4） 可求得：

F0?G?AC?F1?BC （5.5）

OC43

=

4300?9.8?460?0.5?4300?9.8?840

4000 =4214N 即FO大小为4214N，方向与设定的方向相同。

可求得：

G?AO?F1?BOOC FC = （5.6）

=

4300?9.8?912?0.5?4300?9.8?3120

4000 =-2473.98N 即FC大小为2473.98N，方向与设定的方向相反。 由以上，可画出实际的副车架等效梁示意图5.17。

G B FC o F0 F1

图5.17 副车架实际等效梁简图

列出弯曲剪力及弯矩方程： OA段

FQ(X1)?F0?124529.48 （0

M(X1)?F0X?124529.48X （0?X?912） （5.8）

AB段

FQ(X2)?F0?G?63581 .（3912

M(X2)?F0X?G(X?91) （ 2?63581.32912

BC段

（ FQ(X3)?F0?G?F1?30474.3120

M(X3)?F0X?G(X?912)?44

G?(X?312)0 （5.12） 2

= 30474.08X-121897047 （3120?X?4000） 根据以上剪力和弯矩的求解，可以画出剪力及弯矩图5.18。 F(N) 124529.48 30474.1

X(mm) -63581.3 -26817917.4

X(mm)

M(N·mm) 113570885.8

图5.18 副车架额定载荷时剪力及弯矩图

3、副车架强度刚度校核

对于塑性材料，其弯曲正应力强度条件为：

?max?

Wz?Mmax????Wz （5.13）

由

Izymax （5.14）

Mmayxmax （5.15） Iz 即有 ?max?式中

Mmax—梁内最大弯矩截面弯矩值；

Wz—抗弯截面模量；

Iz—梁截面对中性轴的惯性矩；

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ymax—最大弯矩截面距中性轴最远处。

对与矩形副车架截面，截面惯性矩Iz

Iz??by2dy?h2h?2

13bh12 （5.16）

113570.8858N?m?75?10?3m即有：?max=

31?80?10?3m?150?10?3m12?? =378.57MPa

由于副车架设计成对称的矩形，其截面上下边缘最大抗拉应力?t与最大抗压应力?c相等，即有：

?max=(?t)max=(?c)max=378.57MPa?510MPa

在所选材料的许用应力范围内。 4、副车架弯曲变形校核

由以上知道副车架的等效简支梁形式，利用叠加法可求得梁的最大挠度和最大转角

ymax?max，然后进行副车架弯曲变形的校核。

当梁的形式为图5.19所示形式时，梁的挠曲线方程为：

F A B

a b L

图5.19 副车架等效简支梁

y??Fbx2l?x2?b2??6EIl (0?x?a) （5.17）

y??Fbx?132x?a?l?????6EIl?b46

b?2??x?3x? （a?x?l （5.18）

梁的转角方程

?A??Fab?l?b?6EIl （5.19） Fabl?a??6EIl （5.20）

?B??式中F—作用在梁上的力，规定其向下为正，向上为负；

5 E—梁构成材料的弹性模量，E?2.1?10MPa；

I—梁的惯性矩。

进行叠加后求得，在自卸车车额定装载时，其挠度y为：

y?10.04?10?15x3?0.064901130?10?6x （0?x?a） y?10.04?10?15x3?0.064901130?10?6x?0.02687347?10?6 （a?x?l）

即有最大挠度

ymax：

ymax?10.04?10?15x3 （5.21） ?10.04?10?15?40003 =0.00064256 求得A、B两处转角?为：

?A?188110.8?912?3088?(4000?3079)?94055.4?3120?880?(4000?800)

6?2.1?105?106?1.152?107 =1.715?10?4度

?B??188110.8?912?3088?(4000?912)?94055.4?3120?880?(4000?3120) 5676?2.1?10?10?1.152?10 =0.5293度 即梁的最大转角

?max：

?max?1.715?10?4度

由计算的挠度和转角，参照选材的许用挠度和许用最大转角，均在许用数值之内[。结果可知，副车架能够安全的承受载荷。

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5.6车厢形式的选择

车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，图5.20为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上孟，车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋[12]。

车厢结机构型式按用途不同大概可分为：普通矩形车厢和铲斗车厢。 普通矩形车厢用于散装货物运输。它的要求要比矿用自卸车车厢要低，其后板装有自动开合机构，保证货物顺利卸出。普通矩形车厢板厚为：前板4～6，边板4～8，后板5～8，底板6～12。比如：程力牌自卸车普通矩形车厢标准配置板厚为：前4边4底8后5。

1-车厢总成；2-后栏板；3、4-铰链座；5-车厢铰支座； 6-侧栏板；7-防护挡板；8-底板

图5.20车厢结构图

铲斗车厢则适用于大石块等粒度较大货物的运输。侧倾式及三面倾卸式车厢栏板与底板为直角，如图5.21所示。其栏板开启、关闭的铰接轴为上置式，开启时，栏板呈自由悬垂状，多用于有侧倾要求的中型自卸汽车。

矿用自卸汽车和重型自卸汽车的车厢多采用簸箕式，以方便装载，倾卸矿石、砂石等。有的簸箕式车厢采用双层底板结构，以增加底板的强度和刚度，并可减轻自重。簸箕式车厢如图5.22所示。

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图5.21 侧顷式及三面倾卸式车厢

图5.22 簸箕式车厢

考虑到货物的冲击和碰幢，铲斗车厢的设计形状较复杂，用料较厚。比如：程力牌自卸车矿用铲斗车厢标准配置板厚为：前6边6底10，而且有些车型在底板上焊接一些角钢，以增加车厢的刚度和抗冲击能力。

图5.23普通矩形车厢

图5.24铲斗车厢

车厢对自卸汽车的质量利用系数影响很大，对其使用寿命也有一定的影响。因此，自卸车的车厢是自卸车的重要部分。目前，国内外自卸车车厢都是用钢制成的，从质量分配来看，车厢质量大约占自卸车整备质量的1∕4。综合上述，车厢采用普通车厢[13]。

5.7车厢的选材

1、车厢选材原则

工程材料的一般选用原则：具有良好的使用性能，优良的工艺性及合理的经

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济性。对于自卸汽车车厢应考虑以下性能：

（1）使用性能:使用性能是选材考虑的主要问题。 （2）工艺性能:材料加工的工艺流程要适合批量生产。 （3）经济性能:选择材料的经济性是当前注意的问题[10]。 2、车厢钢板选材

在遵循满足使用性能要求，较好工艺性和较好经济性的前提下，车厢选用选用Q235工程用钢材。

5.8车厢的设计规范及尺寸确定

外廓尺寸应在厢式货车总体设计阶段予以确定。为了防止紧急制动时货厢与驾驶室之间留有150-250mm的间隙。为满足汽车的轴荷分配，车厢和货物的质心离后桥中心线的距离为：对于后轮为双胎的长头或短头车，该距离一般为轴距L的（2-10）；对于平头车，该距离一般为轴距的（12-22）；根据车厢质心到后桥中心线的距离以及驾驶室后壁的位置，可确定车厢长度；厢体宽度主要由底盘轮距1800mm、使用要求及法规限宽的因素决定,这里取车厢宽度为1800 mm；厢体高度由改装后的质心高度（影响汽车的行驶稳定性）决定，在满足装载容积及装卸方便的情况下，应尽量减小厢体高度，以降低质心，提高汽车行驶稳定性[12]。

将全金属焊接车厢设计成等刚度体车厢是自卸汽车设计的重点，但是很难既能保证高强度又能保证轻量化。就整车而言，可以看成由车轮、前轴、后桥壳、悬架、车架、车厢及其橡胶缓冲块等不同刚度单元组合而成的弹性体，受力时，将按照各自的刚度产生各自的变形，其变形量与刚度成反比，吸收的能量与刚度成正比。车厢刚度，无论是弯曲刚度还是扭转刚度，都会增加车架的相应刚度，两者的刚度是相辅相成、互相补偿的。当汽车前后左右车轮处于高差较大的路面，车架扭曲较大时，车厢应该有一定的扭转随动性。如果车相的扭转刚度过大，当车架扭转到一定程度时，车厢前支承缓冲块相应的一侧压到极限位置，车厢纵梁的另一侧可能离开缓冲块，车厢前端的一大部分重量转移到一侧的车架纵梁上，纵梁可能超载损坏。如果车厢扭转刚度过小，能与车架扭转随动，当车架产生较大扭曲时，车厢可能因变形过大而早期损坏[5]。

全金属焊接等刚度车厢设计的规范化的定量的设计计算方法并不是很完善，根据一些经验，可以知道一些设汁规范和经验数据：

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