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1、 VIII 1 緒 論 1.1研究背景和意義 近年來隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，國家對基礎設施建設項目的大力投資，在各種機械化施工中,自卸汽車的需求量越來越大，自卸汽車的應用范圍也越來越廣。 根據(jù)2016年我國汽車市場相關數(shù)據(jù)統(tǒng)計顯示，2016年國內自卸車市場迎來了一次新的增長高峰期，數(shù)據(jù)顯示重型自卸車在2016年一季度的銷量為1.2萬輛，同比增長4.6%，中型自卸車銷量為0.2萬輛，同比增長49.5%，輕型自卸車銷量1.7萬輛，同比提升42.5%。根據(jù)中國汽車協(xié)會相關統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，2015至2017年，我國自卸車的銷售量連續(xù)三年持續(xù)增長，由此可見隨著政府對國內基建投資力度加大且審批速

2、度加快，房地產(chǎn)市場在國家政策的大力扶持下繼續(xù)升溫，基礎設施建設工程項目和房地產(chǎn)項目的大面積開工，各類建筑材料與垃圾的運送需求量也在大幅提升，從而促進了自卸車市場需求量的提升，伴隨著自卸車持續(xù)增長的需求量，設計性能優(yōu)良的自卸汽車便成為各生產(chǎn)商的當務之急。 自卸車是通過借助汽車發(fā)動機動力驅動液壓舉升機構而自行完成卸載貨物的工作，并且依靠車廂自重完成復位的專用車輛（如圖2所示）。自卸車的動力是由汽車發(fā)動機提供，驅動液壓舉升機構而將車廂舉升至最大角度時完成卸載貨物，并且依靠車廂的自重完成復位。自卸汽車通常由二類底盤、舉升機構、液壓系統(tǒng)，車廂和副車架等部件組成。 自卸車按其用途可分為兩大類：一類是重

3、型和超重型自卸汽車。主要應用在礦場，碼頭，工地等。另一類屬于普通輕型自卸車，主要承擔煤炭、渣土、垃圾、建材、等松散貨物的裝卸運輸工作，通常與裝載機配套使用。自卸汽車按卸貨方式的不同可分為前卸式自卸車，底卸式。 自卸車的車廂由前，后，左，右及底欄板組成，主要分為簸箕，側傾，三面傾，后傾式車廂。 自卸汽車的最大優(yōu)點是實現(xiàn)了卸貨的機械化 ，提高了裝卸貨物的效率、減輕了勞動強度和降低了生產(chǎn)成本。 圖2 重量型自卸汽車 舉升機構是自卸車中最核心的結構，也是決定自卸車性能好壞的最重要的指標，它的性能如何將直接影響自卸汽車的工作效率，因此研究舉升機構的結

4、構，優(yōu)化舉升機構的性能是對提高自卸汽車工作效率起著決定性的作用。 1.2國內外研究現(xiàn)狀 1.2.1國外研究現(xiàn)狀 國外對自卸汽車舉升機構的優(yōu)化設計的研究起步比較早，剛開始都采用的類比作圖試湊的辦法，這種方法缺點比較明顯工作量繁重，設計誤差較大,設計過程中需要多次作圖試湊, 盲目性較大。20世紀60年代，羅伯森，凱恩等人開辟了多剛體系統(tǒng)動力學的新學科。它是在經(jīng)典力學的理論基礎上對于多個剛體組成的復雜的系統(tǒng)經(jīng)過運動分析后，構建數(shù)學模型,借助計算機建立方程求解。 1985年在第二屆國際多體系統(tǒng)動力學討論會上,對多剛體系統(tǒng)的發(fā)展做了回顧與總結，這也標志多剛體系統(tǒng)動力學體系的已經(jīng)成熟。 1994

5、年Garcia和Bayo提出了笛卡爾坐標方法,它用參考基點的笛卡爾坐標和參考基矢量的笛卡爾分量描述構件的位置和姿態(tài),給出了求解仿真時用到的高效計算方法。 20世紀末，美國通用公司，福特公司，日本豐田公司開始將虛擬樣機技術應用于汽車的設計研發(fā)過程中，對汽車各個系統(tǒng)結構進行模擬仿真，利用計算機建模計算，大大的節(jié)約了研發(fā)時間，降低了生產(chǎn)成本。 1.2.1國內研究現(xiàn)狀 國內對于自卸汽車舉升機構的研究起步比較晚晚，80年代我國從國外引進自卸汽車舉升機構優(yōu)化設計的相關技術，早期我國也采用經(jīng)驗類比法，根據(jù)現(xiàn)有舉升機構的大小，憑經(jīng)驗按照一定的比例縮小或者放大機構的尺寸進行機構的優(yōu)化設計，由于舉升機構的復

6、雜性，往往在設計過程中預留比較大的安全系數(shù)，使材料的使用效率降低，設計制造成本高，周期長，影響自卸汽車性能的提高。 1985年青島專用汽車研究所的于新永在舉升機構優(yōu)化設計中提出三角臂和前后舉升支點為設計變量。通過改變設計變量的坐標參數(shù)，進而得到目標函數(shù)的優(yōu)化值的方法，這種方法采用作圖與解析計算并用，需要對舉升機構各部件在舉升過程中進行運動受力分析，計算量較大。 1986年漢陽專用汽車研究所的周國光提出了自卸汽車舉升機構產(chǎn)品系列化設計思路簡化了設計工作量，在最短的時間內以最快的工作效率設計不同的舉升機構以適應不同噸位自卸車的運輸需求。 1989年南京晨光機器廠設計研究所的賀齡山在舉升機構的

7、優(yōu)化設計中結合電算程序，將舉升機構的優(yōu)化工作量大大地降低，提高了設計精度。 1994 年，吉林工業(yè)大學楊桂林在油缸后推式舉升機構的優(yōu)化設計中采用編制電算程序，利用計算機輔助設計的辦法，解決了傳統(tǒng)圖解法工作量大，舉升機構工作個狀態(tài)難以具體分析的缺陷。 進入21世紀后，伴隨著計算機技術的快速發(fā)展，計算機輔助設計和模擬仿真軟件開始大量應用于汽車設計中。 2003年武漢理工大學余良富，馬力，王元良等人提出了矩舉升機構陣變換算法利用MATLAB編制程序進行優(yōu)化運算，該方法程序編寫簡潔，運算速度快，適用于各種舉升機構的優(yōu)化設計。 2004年廣西工學院汽車研究所的韋志林，黃貴東等人將多體動力學仿真軟

8、件ADAMS應用于對某重型自卸車的舉升機構進行仿真模擬研究。 2005年集美大學凌錫亮通過應用Pro/E對油缸前推式舉升機構進行仿真，對機構可以進行運動過程中受力分析，機構干涉的驗證。使設計人員在已知目標的基礎上，通過修改變量參數(shù)，快速實現(xiàn)舉升機構優(yōu)化設計 2005 年安徽飛彩有限公司技術研究院 徐德鴻利用三維設計軟件Solid Works對油缸前推式舉升機構進行三維建模并計算出油缸最大推力后，借助軟件自帶的comosx press插件對舉升機構各構件進行計算校核，分析得出構件的最大受力處，最小安全系數(shù)等值，最后設計出最理想的舉升機構。 2007年黑龍江工程學院 趙鶴飛等人以MATLAB

9、軟件為工具，通過對裝載機舉升機構進行理論分析和數(shù)學建模，確定約束變量，約束條件和目標函數(shù)，通過修改參數(shù)，實現(xiàn)了舉升機構在任意位置時的優(yōu)化分析，并生成了優(yōu)化前后舉升機構各性能指標的對比。同年武漢理工大學汽車學院的 趙永輝等人采用拓撲優(yōu)化技術對自卸汽車舉升機構三角臂進行研究使優(yōu)化后的結構質量較之前三角臂的質量下降了百分之二十，而經(jīng)過優(yōu)化后的機構在強度上較原始構件強度大大增加。 2008年熊樸借助CAE軟件構件油缸后推式舉升機后的模型，精確計算出舉升過程中各點的位移，速度，受力等，將舉升機構全程工作中各狀態(tài)下的參數(shù)值全部掌握，將車廂中心位置，三角臂長度，舉升機構鉸支點坐標等作為設計變量，通過對這些

10、參數(shù)的取值，從而迅速完成不同舉升機構的優(yōu)化設計。 2009年南通航運職業(yè)技術學院 孫旭運用機械設計仿真軟件Solid Works建立了組合連桿式舉升機構的虛擬樣機，對此機構進行仿真模擬，將各零件的受力傳回給COSMOSWorks軟件得到整個工作過程中舉升機構最大舉升角，并利用有限元分析對零件結構進行了結構改進和校核。這種方法仿真效果好，可以實現(xiàn)舉升機構快速優(yōu)化設計的目的。 2010年陜汽集團工程師張建平等人通過多年對T式舉升機構的研究分析，在此基礎上利用計算機編程開發(fā)出了對T式舉升機構優(yōu)化設計的軟件，該軟件通過依據(jù)T式舉升機構的設計的計算，將公式寫成代碼，編制成程序，通過對T式舉升機構的設

11、計變量參數(shù)進行計算，可以將結果心境優(yōu)化調整，能夠實現(xiàn)快速的的構件設計。降低了工作量，縮短了設計周期，提高了工作效率。使自卸汽車T式舉升機構的優(yōu)化設計實現(xiàn)了標準化，系列化，節(jié)約了生產(chǎn)成本，取得了很好的效果。 2011年福建機械科學院工程師李建華通過對連桿放大式舉升機構的運動原理分析，采用作圖法對連桿放大式舉升機構布置，作圖表示出連桿放大式舉升機構的運動受力分析，選擇舉升力系數(shù)作為目標函數(shù)，采用Pro-E軟件對連桿放大式舉升機構進行建模，并進行構件的三維裝配最后進行運動仿真模擬。同年，江蘇海鵬特種車輛公司 趙靜一等人借助ADAMS軟件對某型自卸車進行參數(shù)化建模，目標函數(shù)選擇為油缸的最大舉升力的值

12、最小，舉升機構的的鉸接點位置坐標為設計變量，舉升機構最大舉升角度為約束條件，通過軟件建立虛擬仿真模型，通過對設計變量坐標計算優(yōu)化分析，確立了舉升機構鉸接點的位置布置，提高了自卸汽車的經(jīng)濟性和車廂傾卸貨物的操作穩(wěn)定性。 2012年西華大學 李曉峰利用AMESIm軟件對自卸汽車液壓油缸進行建模，根據(jù)幾何解析的方法計算舉升機構工作過程中載荷的變化，通過修改設計變量參數(shù)值，對整個機構進行運動仿真，從而找到最優(yōu)的理論值，再不斷進行后續(xù)的實驗，通過這種方法大大地縮短了設計研發(fā)的周期。同年重慶交通大學李偉等人利用SimDesigner軟件對油缸前推式舉升機構進行舉升機構力學模型構建，然后進行動力學仿真，根

13、據(jù)結果對設計變量進行優(yōu)化，最后得到舉升機構優(yōu)化后各性能的指標，這種方法應用性強，可縮短設計研發(fā)周期。 2014年桂林航天工業(yè)學院王國富等人通過建立多柔體動力學仿真模擬模型，實現(xiàn)了將有限元和多體系統(tǒng)動力學技術的耦合，對油缸前推式舉升機構的舉升工作過程進行了仿真模擬，得到了油缸前推式舉升機構在舉升至任意角度時各構件受力的變化圖和各柔體的應力變化圖，對油缸前推式舉升機構核心部件的優(yōu)化設計提供了參考信息和指導性建議。 2015年趙玉成等人借助ANSYS軟件對自卸汽車油缸前推式舉升機構進行建模并做分析瞬態(tài)仿真模擬，在油缸前推式舉升機構的工作過程中，得到了舉升機構不同時刻，不同位置時，的受力情況，以

14、及整個運動過程中核心構件的應力分布變化情況。實現(xiàn)了對舉升機構的動態(tài)分析。同年劉萬頂?shù)热私柚鶦ero軟件中的虛擬樣機技術對自卸汽車進行卸貨過程的動力學模型的構件，實現(xiàn)了對自卸車整個卸貨過程的運動仿真，分析了舉升機構隨舉升角增大過程的受力變化曲線，為自卸車舉升機構的優(yōu)化設計提供了新的方法與思路。 2016年北京科技大學黃宏偉等人在油缸前推式舉升機構的工作過程中的運動及受力分析的基礎上，對舉升機構構建多目標優(yōu)化數(shù)學模型，采用NSGA-Ⅱ算法對模型進行多目標優(yōu)化計算分析，獲取結果后對舉升機構中三角臂進行剛柔耦合分析，得到優(yōu)化前后油缸前推式舉升機構的性能對比曲線，從而確定了三角臂的設計方案。 1.3

15、、研究內容： 本課題通過對自卸汽車T式舉升機構的介紹，對運動原理的闡述和對舉升機構進行運動學分析，獲得T式舉升機構工作過程中的結構參數(shù)，設計變量和優(yōu)化目標函數(shù)，構建立優(yōu)化函數(shù)模型，通過改變變量參數(shù)，利用計算機軟件MATLAB中優(yōu)化函數(shù)工具箱對構建的模型進行計算分析， 獲得目標函數(shù)的最優(yōu)值（最佳油壓特性曲線，最大舉升角度，各部件不發(fā)生運動干涉時最小的幾何參數(shù)）確定函數(shù)變量的取值，從而獲得整個舉升機構的優(yōu)化布置方案。 1.4、研究方法與手段 （1）T式舉升機構運動原理作圖分析 （2）對T式舉升機構進行運動受力分析，收集各結構部件參數(shù) （3）構建T式舉升機構的優(yōu)化模型確定設計變量和優(yōu)化目標

16、函數(shù)，選擇約束條件 （4）利用MATLAB 中對優(yōu)化函數(shù)對模型進行計算分析，確定最優(yōu)方案。 1.5技術路線: 開 始 對T式舉升機構進行運動分析 構件優(yōu)化模型 利用MATLAB中優(yōu)化函數(shù)計算 確定最優(yōu)值 目錄 摘要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1 設計的目的和意義 1 1.2 國內外研究概況和發(fā)展趨勢 1 1.3 設計內容 3 1.4 舉升方案的選擇 3 2??舉升機構的設計計算 5 2.1 自卸車各部分參數(shù)的確定 5 2.2 舉升機構各個鉸點坐

17、標的確定 6 2.3 舉升機構受力計算 9 2.4 舉升機構受力分析 11 2.5 舉升機構運動干涉檢查 14 3??舉升機構關鍵零件尺寸及校核 16 3.1 拉桿尺寸與校核 16 3.2 車廂后支座校核 18 3.3 中支座的設計校核 19 3.4 三角臂尺寸及校核 21 3.5 銷軸的選擇 22 3.6 各銷軸強度校核 22 4??液壓系統(tǒng)的設計 25 4.1 液壓系統(tǒng)圖 25 4.2 液壓油缸的選擇及校核 26 4.3 其它液壓元件的選擇 30 4.4 驗算液壓系統(tǒng)性能 33 5 總結 34 5.1 設計的特點 34 5.2 設計不足與期待 35 參

18、考文獻 36 致謝 38 附錄 39 25噸自卸車舉升機構設計 摘要 目前，專用汽車中應用領域最廣泛的當屬自卸車。無論是城市房屋橋梁的建設，還是礦山的開采，自卸車在運輸物料中都扮演著及其重要的角色。因此自卸車的舉升機構在卸載貨物的過程中十分重要，它不僅取代了人工卸貨解放了生產(chǎn)力，而且提高了卸貨的效率。在眾多的舉升機構中，本次設計根據(jù)要求選擇后推式連桿組合機構—加伍德式舉升機構。這種舉升機構的特點是舉升較平順、轉軸反力小、活塞桿行程短等。所以本次對它進行詳細的設計，從自卸車的最大舉升角到各個桿件的尺寸都有詳細的設計說明。本文根據(jù)整車的參數(shù)對舉升部分的三角臂、拉桿以及

19、液壓缸的各項參數(shù)進行了尺寸設計和受力校核，使用多種工具對機構進行分析計算。不僅提升了設計的效率而且使得設計也更加合理。通過本文不僅可以清楚的了解到自卸車后推桿式舉升機構的工作原理，還能知道舉升機構的各個運動的過程及受力情況。 關鍵詞：自卸車，后推桿式舉升機構，液壓系統(tǒng)，液壓缸 Abstract At present, the most widely used is the dump truck car in the car application area. Whether it is the construction of a city buil

20、ding bridge or the mining of a mine, it plays an important role in the transportation of materials. So the lifting mechanism of dump truck is very important in the process of unloading the goods, it is not only to replace the manual unloading liberated the productive forces, and improve the efficien

21、cy of the discharge.Among the many lifters, the design is based on the requirement of the post-launch link group, the garwood lifting mechanism.The lifting mechanism is characterized by the low lift, the lower shaft and the short running of the piston rod.So this is a detailed design of the design,

22、from the maximum lift Angle of the dump truck to the size of each pole.This paper, based on the triangle of vehicle parameters on the lifting part of the arm, tie rod and the various parameters of hydraulic cylinder of the size design and stress check, use a variety of tools to analyze the mechanism

23、 is calculated.It not only improves the design efficiency but also makes the design more reasonable.By this paper can not only understand to dump truck after the working principle of push rod type lifting mechanism, also can know the process of lifting mechanism of every movement and stress distribu

24、tion. Key words:Dumper, Hydraulic system, Gawood elevating mechanism ,Hydraulic cylinder 1 緒論 1.1 設計的目的和意義 近年來隨著國家重大工程的建設，自卸車作為最便捷的搬運工具也成為了工程項目中不可或缺的一員。為了能夠更快的完成各種各樣的貨物的運輸，自卸車的卸貨能力成了一個參考的指標。安全高效是改革的特點，同時也是我們設計人員的目標，提高自卸車的載重便是大幅度的提升了工程建設中貨物的搬運效率。尤其在近幾年國家對道路橋梁等基礎設施的建設

25、中自卸車可謂是迎來了春天，但并不是載重越大自卸車就越好，裝得多還要舉得起放得下，所以自卸車的舉升機構就肩負起了卸貨的重任。自卸車的舉升機構是讓自卸車有別于其它車輛的重要機構，它不僅能將貨物從車廂內倒出，而且還是提高卸貨效率的關鍵因素。所以為自卸車設計出能夠快速舉升并且安全可靠的機構是非常重要的。 現(xiàn)在使用的舉升機構主要有直推式和連桿組合式，連桿組合式分為前推桿和后推桿。前推桿的特點是舉升力系數(shù)小、省力、油壓特性好，但缸擺角較大活塞桿行程稍大。使用后推桿主要有轉軸反力小，舉升力系數(shù)大，活塞行程相對較短，舉升臂較大的優(yōu)點[1]。所以為25噸的自卸車設計使用后推桿式的舉升機構，可以提升它在實際生產(chǎn)

26、中的效率，而且后推桿的舉升力和同規(guī)格下其它形式的舉升機構相比舉升臂更大，舉升的貨物也更重。為了讓25噸的自卸車在工程建設中更受歡迎，讓企業(yè)生產(chǎn)出更實用的自卸車。所以我以“25噸自卸車舉升機構設計”為課題進行設計，通過查閱資料考察同類車型設計出更好更實用的舉升機構。 1.2 國內外研究概況和發(fā)展趨勢 當今世界集科技、信息、能源于一體，建橋鋪路、開山挖礦、填海造陸都能見到自卸車的身影。作為重要的搬運工具，各個國家都設計生產(chǎn)了不同型號的產(chǎn)品。我國主要有解放、東風和重汽三大品牌。其中解放以生產(chǎn)、銷售中型和重型自卸車為主，它們的銷量已經(jīng)多年位居行業(yè)第一。東風公司生產(chǎn)的自卸車是整個市場的主流車型。而重

27、汽牌的自卸車主要有質量好、結構設計合理以及結實耐用幾大特點。在國外生產(chǎn)自卸車的廠家也較多，而且在超大型的自卸車技術上也處于先進的水平。這其中一個原因就是國外在這方面投入的科研人員較多且裝備制造的技術也有一定的領先。不過在舉升機構的方面大多是以直推式和連桿組合式為主。我國在下一個五年計劃中將會加大力度建設基礎設施，房地產(chǎn)、高速公路、港口、機場、礦山都將是自卸車的用武之地，輕量化、專業(yè)化及重型化將是整個自卸車發(fā)展的風向標。 從50年代我國由解放CA—10型汽車變型的自卸車起步，歷經(jīng)60年代JN—150變型的自卸車生產(chǎn)，15T交通牌以及32T上海牌自卸車的試驗研制；70年代本溪60t和100t自卸

28、車的生產(chǎn)；我國自70年代開始采用大型礦用自卸車，其中采購了大量進口車約占80％ ，也有相當大的一部分電傳動車占據(jù)了自卸車進口量的95％ 以上。自卸電傳動車自打60年代制造出來以后，普遍采用直流電牽引傳動系統(tǒng)，途經(jīng)直流到直流傳動和交流到直流傳動兩個重要的發(fā)展階段。90年代之前，世界上最大的電傳動自卸車的載重總量僅僅在200噸以內。到90年代后期交流牽引傳動技術越發(fā)成熟，所以該技術開始應用到自卸車上，以至于大型自卸車的載重量有了空前的發(fā)展。世界上出現(xiàn)的第一臺真正能夠投入生產(chǎn)運輸?shù)慕涣鱾鲃幼孕盾囀敲绹鳫aulpak工廠生產(chǎn)的930E型自卸車，載重量達281t。該自卸車的交流調速傳動系統(tǒng)是由美國GE公

29、司配套提供。它的發(fā)動機型號和輪胎選用分別采用MTU和DDC公司合作生產(chǎn)的MTU16V396TB44和日本BRIDGE—STONE公司生產(chǎn)的48／95R57。近年因為電子電力和控制技術的飛速發(fā)展，變頻調速技術日趨完美成熟，成本不斷下降。所以，在最近幾年交流變頻調速系統(tǒng)已開始向小噸位車輛發(fā)展偏移。 進入21世紀，我國自卸車的銷售量幾乎每年都在增長。2016年1~6月份自卸車累計產(chǎn)量為104086輛比2015年同比增加了76548輛增長36%，略高于2014年同期產(chǎn)量[2]。隨著“十三五”計劃的推進，我國工程建設的不斷增加，自卸車的需求量也將會不斷增加。屆時各種中型和重型的貨車將會在運輸方面廣泛使

30、用?，F(xiàn)在我國自卸車已發(fā)展成品種。但同世界經(jīng)濟發(fā)達國家生產(chǎn)的自卸車相比，仍有一點點的差距。近年來，國內自卸車舉升機構的研究也呈現(xiàn)出比較積極的局面，從優(yōu)化設計到數(shù)學建模以及機構仿真，研究不斷深入，并且緊跟時代步伐，做出了很好的成績。 1.3 設計內容 此次設計的目標是25噸的自卸車舉升機構，要求在滿足法律法規(guī)的基礎下進行設計。其最大舉升角要在50°～60°之間，整車質量為25噸，舉升總質量為12.6噸。主要的設計內容包括： （1） 舉升機構的最大舉升角選擇， （2） 三角臂和拉桿的幾何尺寸計算， （3） 液壓缸的選擇， （4） 液壓系統(tǒng)的設計以及舉升機構中各個零件的校核計算。 1.4

31、 舉升方案的選擇 在自卸車的的發(fā)展中，舉升機構的設計發(fā)展最受人們的關注，所以經(jīng)過工程師們不斷地設計改進舉升機構發(fā)展成了最常用的兩大類。一類是液壓油缸直接于車廂相連，液壓力直接作用在車廂上的直推式舉升機構；另一類則是通過連桿機構將液壓缸和車廂連接在一起達到舉升的目的。根據(jù)油缸安裝的特點又分為不同類型的連桿組合機構。 各種機構的類型特點如表1-1所示： 表1-1 舉升機構分類及特點 特 點 類 型 優(yōu)點 弊端 油缸前置式舉升機構 油缸安裝在車廂的中部，油缸行程較小，舉升力較大多采用雙缸雙柱式油缸[3]。 橫向剛度不足， 采用多節(jié)伸縮時密封性較差。 油缸中置式舉升機構

32、 油缸安裝在車廂的前部，油缸的舉升力較小，多用于重型自卸車上。 油缸前推杠桿平衡式舉升機構 這種舉升機構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；拉桿幾乎是垂直頂起車廂，機構啟動性能好[4]。 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。 油缸后推連桿放大式（加伍德式）舉升機構 三角臂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。 該機構舉升力系數(shù)大，工作效率較低。 比較上述幾種舉升機構，最后選擇后推連桿組合式舉升機構，又叫做“D”式（加伍德式）舉升機

33、構，它具有啟動性能好能夠承受較大偏置載荷的特征，而且有舉升臂放大系數(shù)大及活塞行程短等一系列優(yōu)點。后推桿式舉升機構的結構如圖1-1所示： 圖1-1 后推桿式舉升機構 1—車廂底板；2—三角臂；3—拉桿；4—液壓缸；5—車架 油缸和拉桿分別鉸接在副車架上，舉升時油缸活塞桿伸出將三角臂頂起從而使三角臂將整個的車廂舉起。 2??舉升機構的設計計算 2.1 自卸車各部分參數(shù)的確定 自卸車底盤的選擇：在汽車的底盤中，25噸的自卸車多使用二類底盤，為滿足要求選用東風汽車公司生產(chǎn)型號為EQ3251GX5DJ的底盤，底盤的具體參數(shù)如表1所示： 表2-1 EQ3251GX5DJ底

34、盤參數(shù) 質量參數(shù)（kg） 底盤尺寸參數(shù)（mm） 后懸 1180 總質量 25000 總長 8900 前輪距 2040 整備質量 9600 總寬 2550 后輪距 1880 允許前軸載質量 7000 總高 3450 接近角（°） 19 允許后橋載質量 18000 軸距 4100/1350 離去角（°） 31 車廂的尺寸參數(shù)的確定：經(jīng)過和同類型同噸位的自卸車進行比較選擇，按照國家相關法律法規(guī)確定車廂的長度為5600mm，寬為2300mm，高為1100mm。車廂的高度不宜太高，太高會使整車的質心位置變高增加了行駛過程中的危險性，如圖2-1所示

35、為車廂的結構圖。 圖2-1 車廂建模 車廂最大舉升角的確定：自卸車能夠將貨物傾倒干凈是因為在舉升機構將其車廂舉升到一定的角度上貨物的安息角小于了舉升的角度，所以這時的舉升角度就是整個舉升機構的最大舉升角度，它是設計舉升機構的一個不可或缺的參數(shù)。根據(jù)表2中的常見貨物的安息角即可確定舉升機構的最大舉升角度。 表2-2 常見貨物安息角 物料名稱 焦炭 鐵礦石 煤炭 銅礦 細砂 粗砂 石灰石 粘土 水泥 安息角（°） 50 40～45 27～45 35～45 30～35 50 40～45 50 40～50 由于自卸車的最大舉升角范圍在50°～60°之

36、間，所以根據(jù)表2-2中貨物安息角可以確定最大舉升角度為52°。這樣既保證了或物可以傾倒干凈，還不會使車廂在舉升過程中發(fā)生運動干涉。 2.2 舉升機構各個鉸點坐標的確定 本節(jié)主要利用作圖法結合兩點間的距離公式以及點到直線的距離公式確定各個支點的參數(shù)。首先要初步確定液壓缸的初始安裝長度和最大行程，由于選擇的是后推式連桿組合機構它的液壓缸活塞有行程較短的特點所以可以跟據(jù)《液壓元件手冊》中表2-5-9初步確定液壓缸的缸徑為200mm，行程S在400mm—500mm之間選取較小的值400mm。由上述手冊中的表格可以確定液壓缸的安裝長度L0為700+400=1100mm，為了保證車廂和副車架能夠完全接

37、觸且不發(fā)生干涉，液壓缸要設計一定的予伸量20mm，所以液壓缸的最后安裝長度確定為1120mm，工作行程的最終值為380mm。有了上述初定的各項參數(shù)就可以利用作圖法對機構之中的各個桿件進行計算了[5]。 （1） 以車廂和副車架連接的鉸點作為坐標的坐標原點O，車頭方向為橫坐標X的正半軸，車廂向上為Y軸的正半軸建立坐標系。 （2） 設三角臂連接車廂的鉸點坐標為 (,)。由經(jīng)驗公式可以確定出的橫坐標： （2-1） =150×380/52 =1096mm 式中R—取值范圍140mm～160mm，當L的值較小時取下限這里取1

38、50mm； L—油缸的最大行程（mm）； —最大舉升角（°）； 為車廂機構允許的最大值，這里取值為260mm。舉升機構液壓油缸和副車架的鉸點坐標為D(,)。由經(jīng)驗公式確定，計算得到的值為1382mm。是舉升機構中允許使用的最小值，故取值–196mm。 （3） 過點作線，使其與橫坐標軸成夾角，令=0°—4°；以液壓缸安裝長度為半徑D點為圓心畫圓交線于點，連接DB0即是油缸在舉升角度為0時的中心線。 （4） 連接O，并將O繞O點順時針旋轉角，點轉到C點；再以C為圓心，以為半徑畫弧；又以D點為圓心，以+L為半徑畫??；兩弧交于B點，DB即為最大舉升角時的油缸中心線。 （5） 以B點為頂點，

39、作=，=6°～8°,再以為頂點作=。若為通軸，則可適當加大。 （6） 作， 的垂直平分線交于F點，連接DF設CB和的延長線夾角為。以F點為頂點，作，交于A點，則，，和A，B，C分別為θ=0°和θ=52°時三角臂的三個鉸支點[6]。 這樣，經(jīng)過不斷的嘗試和調整可以得出，，，D各鉸支點的橫縱坐標值，進而獲得拉桿DA0，三角臂的幾何尺寸。如圖2-2所示： 圖2-2 舉升機構原理圖 經(jīng)過計算和測量可以得到舉升機構在初始位置θ=0°以及θ=52°時的各個鉸點的坐標，因此也可以得出拉桿的尺寸和三角臂的三條邊的尺寸。具體數(shù)據(jù)如表2-3所示： 表2-3 各鉸點坐標參數(shù) 鉸點 X坐標 Y坐標

40、 A0 419 -235 B0 448 215 C0 1096 260 A 506 359 B 146 461 C 452 1032 AB的長度 445mm AC的長度 838mm BC的長度 647mm AD的長度 963mm 2.3 舉升機構受力計算 作各力力臂如圖2-3所示： 圖2-3 各部分受力分析 以車廂為分離體，對車廂和副車架的鉸點O取矩得[7]： (2-2) 則

41、 (2-3) 式中 N——三角臂對車架的作用力（N）； G——舉升總重力（N）； OH——N力對O點的力臂（m）。 在直角中：，則三角臂對車架的作用力 (2-4) 式中 (2-5) 過C點作G的作用線的平行線CE，則,即為N力與G力的夾角。 在中： (2-6) 在中而又因為在中： (2-7) 而N力與G力之夾角，所以在N、G、R三力

42、構成的力三角形中[8]： (2-8) 過B作，延長DA與交于K點，則 (2-9) 在中： (2-10) 以舉升角為θ時的三角臂為獨立體，油缸對三角臂的推力設為P，則其必然通過DB；拉桿對它的拉力是T，其作用線必定過AD；因為，所以車廂對三角臂的反力一定和BK的方向同向，三力共同構成三力匯交力系如圖2-4所示： 圖2-4 三角臂三力匯交力系 在三角形中：

43、 (2-11) 由前面的計算可以求出各個力的大小，從而可以分析各個桿件在舉升任意舉升角時的受力情況。知道了各個力之間的關系，以及各個鉸點的坐標將數(shù)值帶到公式中就能求出在不同舉升角度的時候各個部位受力的大小，方便了對零件強度校核的計算。 2.4 舉升機構受力分析 綜合前兩節(jié)各個點的坐標和，利用EXCEL的計算功能將公式作為函數(shù)在表格中進行詳細計算，計算出在舉升任意舉升角時三角臂對車廂的作用力N，液壓油缸的推力P以及拉桿的拉力T如表2-4所示： 表2-4 舉升任意角時的各力大小 舉升角θ(°) 弧度 N P T 0

44、 0 67860.93 465332.1 407165.6 1 0.017453 67569.64 463334.7 405417.8 2 0.034907 67257.76 461196.1 403546.6 3 0.05236 66925.4 458917 401552.4 4 0.069813 66572.66 456498.2 399435.9 5 0.087266 66199.63 453940.3 397197.8 6 0.10472 65806.44 451244.2 394838.6 7 0.122173

45、 65393.2 448410.5 392359.2 8 0.139626 64960.05 445440.3 389760.3 9 0.15708 64507.1 442334.4 387042.6 10 0.174533 64034.51 439093.8 384207.1 11 0.191986 63542.41 435719.4 381254.5 12 0.20944 63030.96 432212.3 378185.8 13 0.226893 62500.31 428573.5 375001.8 14 0.24434

46、6 61950.61 424804.2 371703.7 15 0.261799 61382.05 420905.5 368292.3 16 0.279253 60794.79 416878.6 364768.8 17 0.296706 60189.01 412724.7 361134.1 18 0.314159 59564.9 408445 357389.4 19 0.331613 58922.64 404041 353535.9 20 0.349066 58262.44 399513.9 349574.6 21 0.36

47、6519 57584.49 394865 345506.9 22 0.383972 56888.99 390095.9 341334 23 0.401426 56176.17 385208 337057 24 0.418879 55446.24 380202.8 332677.4 25 0.436332 54699.41 375081.7 328196.5 26 0.453786 53935.93 369846.4 323615.6 27 0.471239 53156.01 364498.4 318936.1 28 0.48

48、8692 52359.9 359039.3 314159.4 29 0.506145 51547.85 353471 309287.1 30 0.523599 50720.09 347794.9 304320.5 31 0.541052 49876.88 342012.9 299261.3 32 0.558505 49018.48 336126.7 294110.9 33 0.575959 48145.15 330138.2 288870.9 34 0.593412 47257.15 324049 283542.9 35 0

49、.610865 46354.76 317861.2 278128.5 36 0.628319 45438.24 311576.5 272629.5 37 0.645772 44507.89 305197 267047.3 38 0.663225 43563.98 298724.4 261383.9 39 0.680678 42606.8 292160.9 255640.8 40 0.698132 41636.64 285508.4 249819.8 41 0.715585 40653.8 278768.9 243922.8 4

50、2 0.733038 39658.57 271944.5 237951.4 43 0.750492 38651.26 265037.2 231907.6 44 0.767945 37632.18 258049.2 225793.1 45 0.785398 36601.64 250982.7 219609.8 46 0.802851 35559.95 243839.6 213359.7 47 0.820305 34507.42 236622.3 207044.5 48 0.837758 33444.38 229332.9 200

51、666.3 49 0.855211 32371.16 221973.7 194227 50 0.872665 31288.08 214546.8 187728.5 51 0.890118 30195.46 207054.6 181172.8 52 0.907571 29093.65 199499.3 174561.9 計算出詳細的受力情況就可以將三角臂對車廂的作用力N，液壓缸的推力P以及拉桿的拉力T與舉升角的關系作出如圖2-5所示的曲線，有了曲線不難看出各力的大小及走向。舉升機構中作用力最大的是液壓缸的推力，這是因為舉升重物的全部舉升力都來自液壓缸。在

52、舉升的過程中液壓缸的推力逐漸減小隨著舉升角的增大。拉桿在舉升機構中也有著很大的作用，它的受力也是隨著舉升角的增大而減小由此可以確定該舉升機構在初始位置起重時對機構的強度要求較高所以后面主要的舉升角為零時的零件進行校核。 圖2-4 舉升機構中各力隨舉升高度變化圖 舉升機構的好壞可以通過一些參數(shù)來判斷，其中有一項舉升力系數(shù)就是對舉升機構進行評價的一個指標。它是油缸的有效推力和舉升最大的重量的比值，這個值越小代表著舉升機構的性能越好。 通過上述的計算有了舉升時油缸的推力就可以得到舉升力系數(shù)K[9]:

53、 （2-12） 式中 F—油缸的有效推力（N）； M—舉升的總質量（kg）； 不同的舉升角度的舉升力系數(shù)存在差異，通常情況取初始位置和最大舉升角的舉升力系數(shù)作為評價的指標。由于舉升力系數(shù)存在一定的局限性，所以引入起始油壓和油壓波動系數(shù)來對舉升機構進行評價[10]。 起始油壓： （2-13） 式中 —開始舉升時的油壓（MPa）； —最大舉升角時的油壓（MPa）。 油壓波動系數(shù)：

54、 （2-14） 式中 —平均油壓（MPa）。 經(jīng)過計算得出舉升機構的性能參數(shù)如表2-5所示： 表2-5 舉升機構各個性能參數(shù) 評價指標 性能參數(shù) 舉升力系數(shù) 1.83 1.95 起始油壓 油壓波動系數(shù) 由表2-5中的數(shù)據(jù)可以看出舉升力系數(shù)在一個比較理想的范圍類，但是起始油壓和油壓波動系數(shù)都較大，說明該舉升機構還可以進一步對它進行優(yōu)化。 2.5 舉升機構運動干涉檢查 雖然計算出了舉升機構中各個點的坐標，也確定了各個點的運動軌跡。但是那些只是一個點的運動，并不能說明舉升機構的各個零件就能正常的運動。因此將各個坐標值轉化為零件

55、的實際尺寸進行建模分析。如圖2-5是裝配好的舉升機構的整個裝配圖。整個舉升機構由副車架、拉桿、液壓油缸、三角臂和車廂組成。當液壓系統(tǒng)向液壓缸供入高壓油時，液壓缸的活塞桿向外推出，這時三角臂受到油缸的推力開始將車廂舉起。整個過程中液壓缸的底座與車架是鉸接在一起的，拉桿也與副車架的支座通過銷軸鉸接在一起所以是可以運動的。三角臂的運動狀態(tài)關系到整機構的運動是否會出現(xiàn)干涉，它的一頭與車廂的支座鉸接在一起，一頭與油缸的活塞桿鉸接在一起，還有一個鉸接孔與拉桿鉸接在一起。所以三角臂不僅要保證不與車廂發(fā)生干涉，還要保證和油缸的運動也要不發(fā)生干涉。 圖2-5 舉升機構總裝圖 利用solidworks的移

56、動碰撞檢測功能如圖2-6所示，拖動車廂檢查機構中是否有干涉。當拖動車廂繞后支座的鉸點旋轉時，液壓缸活塞桿會升出來直到活塞與缸蓋接觸發(fā)生碰撞時停下來這時候就是舉升機構舉升到最大角。如果拖動車廂運動的過程中沒有發(fā)生任何碰撞停止說明整個舉升機構的運動沒有干涉。 圖2-6 solidworks碰撞檢測檢查 3??舉升機構關鍵零件尺寸及校核 3.1 拉桿尺寸與校核 拉桿主要承受拉力，其一端鉸接在車架的前支座上，另一端則與三角臂鉸接在一起。因此要對拉桿的拉應力強度進行校核。為了能夠經(jīng)濟實用節(jié)約材料，拉桿的截面設計稱矩形，兩端采用焊接將鉸接的耳環(huán)和孔焊在拉桿上，這樣還能降低車的整備質量提高裝

57、載效率[11]。這里選用Q235鋼來作為拉桿制造材料，拉桿的截面尺寸如圖3-1所示： 圖3-1 拉桿橫截面尺寸 由于機構中用的是兩根拉桿，所以每根拉桿所受的最大拉力為，T是拉桿所受總拉力在上一章中已經(jīng)算出為407165.6N。故根據(jù)公式： (3-7) 式中N—每一跟拉桿所受的拉力（N）； A— 拉桿的截面面積（）。 經(jīng)過計算出=127.2MPa，查得Q235鋼的許用拉應力為160MPa，因此拉桿的拉應力，所以設計的拉桿滿足強度要求。 拉桿上的孔受力也非常大所以

58、對耳環(huán)（圖3-2）和孔（圖3-3）的校核是必要的，為了保證耳環(huán)和鉸接孔的部位在工作時不發(fā)生斷裂，這兩處的拉應力必須在材料的許用拉應力的范圍之內[12]。制造耳環(huán)和鉸接孔的材料為Q235鋼，鉸接孔的直徑為80mm，厚度為 25mm；與三角臂鉸接耳環(huán)孔的直徑為40mm，厚度總和為24mm。對其校核公式同式（3-7）校核如下： 圖3-2 拉桿連接車架處結構 與車架連接處鉸接孔的拉應力：MPa<160MPa，滿足強度要求。 圖3-3 拉桿連接三角臂處結構 與三角臂鉸接處耳環(huán)拉應力：MPa<160MPa，滿足強度要求。 由于拉桿的兩端有焊接所以須對焊縫的強度進行校核，焊縫處應力大小的校

59、核公式如下： (3-8) 式中F—拉桿所受的拉力（N）； A—焊縫處的面積（），計算得0.00264； —焊接效率，取0.7。 與車架支座連接的孔的焊縫強度為：MPa<160MPa所以此處的焊縫強度滿足設計要求。 與三角臂連接的孔的焊縫強度為：MPa<160MPa，所以此處的焊縫強度滿足設計要求。經(jīng)過上述校核計算，拉桿的整體設計滿足強度要求設計合理。經(jīng)過設計的拉桿如圖3-4所示： 圖3-4 舉升機構拉桿建模 3.2 車廂后支座校核 車廂與車架連接是通過車廂后支座

60、鉸接在一起，支座采用焊接的方式和車廂連接為一體，利用銷軸與車架鉸接。這里的焊接主要是起固定作用所以不用校核，主要校核內容為支座的強度校核。車廂支座的材料選用45號鋼=190MPa，車廂支座在舉升角為0°時也就是舉升的初始位置受力最大，利用上一章中坐標可以求出此時的力F為[13]： (3-9) 式中—舉升的總重量（N）； —舉升機構質心初始位置時的橫坐標； —車廂與三角臂鉸接點在初始位置時的橫坐標。 經(jīng)過計算此時后支座的受力F=12600×9.8×（1434-1096）/1096=38080.

61、5N，車廂后支座的結構如圖3-5所示： 圖3-5 車廂后支座結構示意圖 車廂上有兩個后支座所以每個支座所受的力為N，支座的受力面積A=0.06×0.04×2=0.0048，根據(jù)式（3-7）可以計算出每一個后支座所受的應力強度MPa<190MPa。所以車廂后支座強度滿足設計要求。 3.3 中支座的設計校核 如圖3-6所示是中支座結構簡圖，它的主要作用是將舉升機構固定在車廂上。支座上焊接的有兩組耳環(huán)每一組兩個，分別與舉升機構的三角臂鉸接。為了防止支座變形采用Q235鋼制造的空心型鋼，并在上面加焊兩個筋板以保證支座的強度。筋板的厚度為20mm，其中每一個耳環(huán)的厚度為10mm。所以校核的主

62、要內容是耳環(huán)強度和各個焊縫的強度。 圖3-6中支座結構 中支座受的反力最大值出現(xiàn)在舉升的初始位置，最大值為407165.6N，材料為Q235鋼，為160MPa。耳環(huán)孔的直徑為80mm，厚度為10mm。因此耳環(huán)的受力面積，根據(jù)式（3-7）可以計算出耳環(huán)所受力的強度為 MPa<160MPa，所以耳環(huán)的強度符合要求。 耳環(huán)與型鋼采用的是角焊的方式進行連接，所以要對此處的焊縫強度進行校核計算。這里焊縫的寬度取6mm，焊縫的面積利用下式計算出焊縫的強度為： (3-10) 式中F—支

63、座所受的反力（N）； A—焊縫處的面積（）； —焊接效率，取0.7。 計算得出=31.6MPa<160MPa，所以此處的焊縫強度達到設計要求。 為了提高型鋼的強度防止型鋼變形，需要在型鋼上加焊兩塊筋板。筋板和型鋼之間的焊接方式也為角焊。焊縫的寬度也是6mm，因此焊縫的面積A=(0.07+0.07+0.02)×2×0.006=0.00192，同上述公式計算可以得出此處的焊縫強度為MPa<160MPa，在許用應力強度范圍內所以此處的焊縫強度滿足要求。 支座型鋼與車廂的連接依然采用的是角焊，為了保證在舉升過程中支座的安全性可靠，就必須對焊縫的強度進行校核。焊縫的寬度依舊為6mm，焊縫的面積

64、為A=(0.07+0.651)×2+0.15×4+0.02×2=2.08。同上述公式計算可以得出此處的焊縫強度為MPa<160MPa，在許用應力強度范圍內所以此處的焊縫強度滿足要求。 3.4 三角臂尺寸及校核 如圖3-7所示是舉升機構的三角臂，在整個舉升機構中受力最大的零件當屬三角臂，其主要受車廂的反作用力，拉桿的拉力以及液壓缸活塞桿的推力。這三個力對三角臂上的三個孔的擠壓最大當屬與活塞桿鉸接處的最大。所以主要校核的內容是液壓缸最大推力時對鉸接孔的擠壓強度是否能夠滿足要求。三角臂選用45號鋼來制造，取三角臂的厚度為10mm， 45號鋼的許用擠壓應力為=600MPa。三角臂所受到的擠壓應力由

65、下式計算為[14]： (3-11) 式中F—液壓缸的最大推力（N）； —三角臂受力孔的面積（），A=2×0.04×0.01=0.0008。 圖3-7 三角臂結構圖 經(jīng)過計算三角臂的擠壓應力MPa<600MPa，所以三角臂所受擠壓應力在材料許用擠壓應力的范圍下，強度滿足設計要求。 3.5 銷軸的選擇 在油缸與車架的連接鉸點，活塞桿和三角臂的鉸點，以及車廂和三角臂車廂和車架的連接鉸點都需要用銷軸進行連接。銷軸的選擇根據(jù)《機械設計手冊》選用標準銷軸DIN1444[15]。結

66、構如圖3-8所示： 圖3-8 DIN1444銷軸 3.6 各銷軸強度校核 整車的舉升機構的各個零件之間都采用的是銷軸進行連接，銷軸主要受剪切力的作用，因此要對銷軸的剪切強度進行校核。在前一章中選擇了DIN1444的標準銷軸，此軸的材料選用45號鋼，它的屈服極限為355MPa，它的剪切應力為[16]： (3-12) 式中—45號鋼的屈服極限（MPa）； —安全系數(shù)，一般為3.5～5，這里取4； 接下來就是根據(jù)鉸接處的銷軸尺寸來對其剪切強度進行校核。 油缸與車架鉸接處銷軸的校核：此處只有一根銷軸連接，軸的直徑為80mm，根據(jù)《材料力學》公式有： (3-12) 式中Q—銷軸材料所受力的大?。∟）； A—銷軸的受力面積（），其中d是銷軸的直徑。 所以此處銷軸的剪切應力為MPa<88MPa，因此該銷軸的強度滿足設計要求。 液壓缸活塞桿和三角臂鉸接