HQ5120XLB后欄板起重運輸汽車改裝設計【說明書+CAD】

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其特點主要是單缸舉升, 而欄板翻轉靠手動, 起升質量為500kg左右, 欄板(又稱載物平臺) 觸地傾角9°～10°。目前, 這種產(chǎn)品在東南亞、日本仍在使用, 20世紀90年代, 還在美國得到了新的發(fā)展。第二代產(chǎn)品產(chǎn)生于20世紀50年代初的歐洲市場, 在第一代產(chǎn)品的基礎上增加了翻轉關門油缸。舉升與翻轉分別由二個獨立油缸實現(xiàn)。最常見的是四只油缸的型式, 也有雙缸的。起升質量在500kg以上, 載物平臺觸地傾角10°, 翻轉動作憑操作者經(jīng)驗控制。該種產(chǎn)品目前主要用于美洲及東南亞地區(qū)。第三代產(chǎn)品產(chǎn)生于20世紀70年代末的歐洲市場, 是在第二代產(chǎn)品的基礎上增加第五只油缸。這只油缸在液壓系統(tǒng)中主要起相對位置的記憶功能, 使載物平臺觸地、離地的翻轉動作不再由操作者控制而由液壓系統(tǒng)本身控制, 從而使升降過程相對平穩(wěn)與安全。觸地傾角一般為8°～10°。若兼作廂門用, 因平臺尺寸增大, 傾角也可能小于8°。目前該類產(chǎn)品普遍用于歐美地區(qū)。第四代產(chǎn)品產(chǎn)生于29世紀90年代初, 其液壓系統(tǒng)及功能原理同第三代產(chǎn)品, 只增加了記憶油缸的尺寸, 使記憶動作的范圍進一步增大。它不同于第三代產(chǎn)品的關鍵在于其載物平臺增加特殊結構, 由一體改為兩體活動聯(lián)接, 使平臺觸地后不僅能自動翻轉, 而且有一個下沉的動作, 使觸地傾角達到6°, 甚至在6°以下。目前該產(chǎn)品在荷蘭、南斯拉夫和中國已申請了實用新型發(fā)明專利。國內(nèi)已有定型產(chǎn)品投放市場。從操作性能、安全可靠性等使用效果上, 第四代產(chǎn)品將逐漸取代了第二、三代產(chǎn)品。而第一代產(chǎn)品,由于其結構簡單, 重量輕, 雖然技術含量低, 但具有便于維修等優(yōu)點在發(fā)展中國家將仍擁有巨大的市場。 欄板起重裝置在國內(nèi)的發(fā)展只是近二十幾年的事情。國產(chǎn)化產(chǎn)品早期用汽車發(fā)動機作為動力。1992年實現(xiàn)以汽車蓄電池作為液壓泵站的驅動力。1992年以后, 欄板起重裝置因國內(nèi)廂式車的發(fā)展而開始發(fā)展起來, 技術水平也逐漸向國際靠近。但就其發(fā)展而言, 仍處于起步階段。國內(nèi)市場的擴展, 還需要時間與機遇。從時間上講可能不會太久, 從品種上講, 短時期內(nèi)將仍是以多種型式并存, 但最終可能是單缸產(chǎn)品和五缸產(chǎn)品為主。 現(xiàn)代車輛的裝備技術必需與生態(tài)型、現(xiàn)代化國際大都市發(fā)展相適應，具有國際先進、技術創(chuàng)新的裝備特征,必需從滿足單一的普通作業(yè)需求，向滿足文明作業(yè)、環(huán)境保護、質量監(jiān)管、城市容貌等作業(yè)和管理需求方向發(fā)展[2]。 1.3設計的主要內(nèi)容與技術路線 本次設計的重點是對后欄板起重運輸汽車的后欄板起重裝置采用的各種方案進行比較分析，并分別列出各方案的優(yōu)劣點，以便選擇最合適方案。 本次的設計目標是設計一種整車總質量為12t，起重質量大于500kg的后欄板起重運輸汽車的后欄板起重運輸汽車，其性能參數(shù)與原載貨車接近。后欄板起重運輸汽車是裝備有欄板起重裝置的載貨汽車，因此本設計的基本內(nèi)容： （1）研究后欄板起重運輸汽車的組成、結構與設計； （2）進行后欄板起重運輸汽車的總體結構布置； （3）進行二類底盤的選擇； （4）進行后欄板起重機構、車廂設計、輔助裝置設計選型； （5）整車性能計算分析。 擬解決的主要問題： （1）車輛的總體布置； （2）副車架設計、副車架和主車架的連接； （3）舉升機構的詳細設計； （3）液壓裝置進行設計計算選型； （4）整車性能分析計算。 技術路線如圖1.1所示。 二類底盤選型 總體布置 舉升機構設計計算、分析 車廂結構設計計 液壓系統(tǒng)設計 繪制設計裝配圖與零件圖 整車性能計算分析 整車設計修正 副車架結構設計計算、分析 升降機構設計 取力器的選型 確定設計步驟，方案設計分析 圖1.1 第2章 后欄板起重汽車方案設計與分析 2.1后欄板起重運輸汽車的結構與分類 欄板起重運輸車采用汽車車廂的欄板或附加起重欄板為起重裝置，并利用車身的動力源，驅動欄板進行升降以裝卸貨物。 后欄板起重運輸汽車按欄板起重裝置的動力源分可分為發(fā)動機式和蓄電池式。前者通過取力器，利用汽車發(fā)動機的動力驅動欄板起重裝置工作；后者則依靠車載蓄電池向欄板起重裝置提供動力。按起重欄板的功用分可分為后欄板起重式和附加欄板起重式。前者的起重欄板是經(jīng)加固的車廂欄板，因此它具有雙重功能。后者的起重欄板僅作為起重裝置用，不起車廂欄板的作用，它用于廂式汽車的后欄板起重裝置，如圖2.1所示。 圖2.1后欄板起重運輸汽車 后欄板起重運輸汽車由兩大部分組成，即二類底盤和后欄板起重裝置。其中后欄板起重裝置是后欄板起重運輸汽車的主要結構部分。其主要組成如下： 單缸對中式欄板起重裝置的結構如圖2.2所示。 1—取力器；2—齒輪液壓泵；3—液壓油箱；4—濾清器； 5—液壓控制箱；6—液壓缸；7—升降機構；8—起重欄板 圖2.2 一種欄板起重裝置結構 欄板起重運輸汽車在進行裝卸作業(yè)時，即欄板起重裝置工作時，動力系統(tǒng)獲得的動力帶動齒輪液壓泵工作，并向液壓系統(tǒng)提供壓力油，液壓缸在液壓油的作用下，活塞桿推動升降機構運動，最后起重欄板在升降機構的帶動下相應運動，完成起重、舉升、裝卸貨物的功能。 2.2后欄板起重汽車升降機構的分類與選型 在后欄板起重汽車改裝設計中對升降機構的設計要求： 1.能上下平移，使起重欄板能完成翻轉起閉和著地傾斜等不同形式的運動。 2.工作可靠，在液壓系統(tǒng)停止工作時，升降機構不得有明顯的自動沉降現(xiàn)象。 3.使起重欄板能將最少500kg貨物平穩(wěn)地升降到一定高度，且能在任意位置停住。 后欄板起重裝置的升降機構的基本原理： 后欄板起重裝置的種類很多，但其基本原理卻是相同的, 即平行四連桿機構的平行移動原理, 如圖2.3所示。 圖2.3 平行四連桿機構 圖中、、、四連桿鉸結，，，，固定桿，給桿一力矩，使其以為圓心轉動，則桿始終與桿保持平行狀態(tài)。如果使桿處于豎直狀態(tài)，桿擴展為，那么，就能始終以水平狀態(tài)升降，其中即為所說的后欄板，如圖2.4所示。 圖2.4 轉化后的后欄板起重裝置機構圖 2.2.1單缸對中式升降機構 單缸對中式升降機構如圖2.5所示，簡化結構如圖2.6所示。其運動由三部分組成, 一是欄板的上下平移運動； 二是欄板運動到著地點的傾斜運動；三是欄板在上止點的翻轉運動。其中欄板的上下平動及著地點的傾斜運動是由油缸1活塞的往復直線運動轉換而成。對于翻轉運動則是由彈簧助力靠人完成的。 上下平動時，、兩點固定，鉸接點受限位桿3的推力板下端調整螺釘點的限制而固定，整個機構可視為以為固定邊的平行四邊形機構，完成上下平動的要求。傾斜運動時，、兩支點固定，但鉸接點的約束解除，整個機構可視為以為固定邊的鉸鏈五桿機構，從而實現(xiàn)下止點位置的傾斜運動。 1—支架；2、5、7、12、13—銷軸；3—滾子；4—階梯銷軸； 6—拐臂軸；8—鎖片；9—螺釘；10—調整螺釘；11—下桿；14—連桿；15—轉換限位桿；16—上桿；17—限位塊；18—鉸銷；19—鎖緊桿；20—限位板；21—側拐臂 圖2.5 單缸對中式舉升機構 1—油缸總成；2—推力板總成；3—限位桿；4—下桿；5—上桿；6—限位塊；7—欄板 圖2.6 單缸對中式結構簡圖 單缸對中式舉升機構的優(yōu)點是結構簡單、成本較低，同時可以避免雙缸工作時的不同步問題；缺點是舉升重力較小，要求車架下有較大的安裝空間，制造工藝較復雜。 2.2.2雙缸對稱式升降機構 圖2.7為雙缸對稱式升降機構的結構圖，其特點是采用雙液壓缸分別驅動兩套對稱布置的平面連桿機構，實現(xiàn)欄板的翻轉、升降、平移和著地后的傾斜運動。 1—固定支座；2、5、7—銷軸；3、11、12—圓柱銷；4—活動支座；6—浮動鉸鏈；8—液壓缸；9—下桿；10—上桿；13—欄板支座；14—滑座；15—撥叉軸；16—滑塊；17—連接角鐵 圖2.7 雙缸對稱式升降機構 該機構利用變換平行四桿機構的固定邊，實現(xiàn)欄板的翻轉及升降平移運動。而欄板著地后的傾斜則是將平行四連桿機構轉換為五桿機構實現(xiàn)的。 圖2.8為欄板的翻轉運動簡圖。為了實現(xiàn)欄板的翻轉，點固定，使上桿3成為固定桿，即在平行四桿機構中，為固定邊。當液壓缸2的活塞桿伸長時，浮動鉸鏈板4推動活動支座1繞點順時針轉動。同時欄板6繞點轉動。當轉至豎直位置時，欄板則轉到水平位置，如圖雙點畫線所示。 圖2.9為欄板的升降運動簡圖。此時，在平行四桿機構中，為固定邊。點的約束，上桿3由固定桿變?yōu)榛顒訔U。當液壓活塞桿收縮，該機構在重力的作用下繞、兩點順時針轉動，欄板6為平行四桿機構中的邊，因而平行下降至地面。反之，若活塞桿伸長，推動浮動鉸鏈板4，同時帶動平行四桿機構中繞、兩點逆時針轉動，欄板則平行上升。 1—活動支座；2—液壓缸；3—上桿；4—浮動鉸鏈；5—下桿；6—欄板 圖2.8 欄板翻轉運動簡圖 1—活動支座；2—液壓缸；3—上桿；4—浮動鉸鏈；5—下桿；6—欄板 圖2.9 欄板升降運動簡圖 圖2.10為欄板著地后傾的運動簡圖，欄板著地后，由于地面的約束，點只能沿地面平移。同時地面對的支反力形成一個繞點逆時針轉動的力矩作用在下桿5上。此時若液壓缸2活塞桿收縮，浮動鉸鏈板4繞點作順時針轉動，下桿5桿頭平面的 約束被解決，此時的機構變?yōu)槲鍡U機構，當浮動鉸鏈板4作順時針轉動時，上桿3繞點轉動，下桿5與欄板6則作平面復合運動。當移至 (因位移小，圖中沒有畫出)時，欄板后端觸地，至此完成欄板著地的后傾運動。 1—活動支座；2—液壓缸；3—上桿；4—浮動鉸鏈；5—下桿；6—欄板 圖2.10 欄板著地后傾的運動簡圖 雙缸對稱式升降機構的優(yōu)點是可減小液壓缸的直徑，缺點是安裝調試復雜。 2.2.3四缸驅動式升降機構 四缸驅動欄板如圖2.11所示，欄板工作過程中，翻轉缸和舉升缸交替工作,裝卸平臺下降，起升過程與之相反。在結構上，該設計充分考慮了空間問題，把直流電機與齒輪油泵通過彈性聯(lián)軸器相連，結構簡單，成本低，且能傳遞較大的扭矩。 1－翻轉缸；2－舉升缸(帶杠桿)；3－支承座 圖2.11 四缸驅動欄板 四缸結構中桿、桿均為油缸，這是不同于單缸的區(qū)別，其結構如圖2.12所示。 四缸機構的優(yōu)點是四缸同時工作可使液壓缸的直徑進一步減小，安裝空間減小。其缺點是采用四個液壓缸，較單缸和雙缸機構液壓系統(tǒng)復雜。 圖2.12 四缸式升降機構簡圖 2.2.4五缸驅動式升降機構 五缸驅動式后欄板結構如圖2.13所示。五缸結構中的第五缸是液壓記憶缸, 在液壓回路中，只參與載物平臺觸地后平臺的翻轉動作，而不參與平臺升降，其基本結構與四缸相同。 圖2.13 五缸驅動式欄板結構 一般舉升重力小于8kn時，選用單缸不僅結構簡單、成本低，還可避免雙缸工作時的不同步問題。綜上所述，從機構制造難度、安裝方便性、舉升重量等多方面考慮，選用單缸對中式。 2.3后欄板起重裝置的液壓系統(tǒng) 后欄板起重裝置的液壓系統(tǒng)的改裝設計要求： （1）應能保證升降機構平穩(wěn)地上下平移。在額定起重量全程上升、下降時間均應控制10~15 s之間。 （2）在額定起重量升降過程中的任一位置停留5min，其靜沉量應小于20 mm。 （3）液壓系統(tǒng)應有執(zhí)行元件安全保護裝置等液壓系統(tǒng)的通用要求。 2.3.1單缸驅動欄板起重裝置的液壓系統(tǒng) 單缸對中式后欄板起重裝置的液壓系統(tǒng)由液壓泵、油箱、濾清器、液壓控制箱及液壓缸組成，如圖2.2所示。在液壓控制箱中，裝有溢流閥、手動換向閥、雙向液壓鎖及單向節(jié)流閥等。其液壓系統(tǒng)的管路布置見圖2.14。溢流閥5調節(jié)液壓系統(tǒng)的壓力；節(jié)流閥調節(jié)液壓缸活塞桿的移動速度；手動換向閥7(手動，P、O連接三位四通)控制活塞桿的移動方向。來自液壓泵的多余的油液經(jīng)溢流閥1流向油箱。 雙向液壓鎖8能使液壓缸中的活塞在行程中任何位置停住，防止升降機構自行沉降。其鎖緊的可靠程度僅受液壓缸內(nèi)部泄露的影響。雙向液壓鎖實際上是兩個液控單向閥的組合閥，其結構如圖2.14所示。兩個液控單向閥的油口P1、P2分別與換向閥的油口A、B相通；油口T1、T2分別與液壓缸的無桿腔和有桿腔接通。當手動換向閥手柄位于舉升位置時，壓力油從油口P1進入雙向液壓鎖，一方面頂開左端閥芯從油口T1流入液壓缸的無桿腔，另一方面壓力油推動活塞向右移動，頂開右端閥芯，使油口P2與T2想通，于是液壓缸有桿腔的液壓油經(jīng)油口T2 、P2流向換向閥的開油口，使得液壓缸的活塞桿向外伸出。反之，則液壓缸的活塞桿向內(nèi)收回。當換向閥手柄處于中位時，雙向液壓鎖的兩油口P1、P2與換向閥的通路切斷，無液壓油通過，因此，兩端閥芯在各自復位彈簧的作用下關閉閥口，使得液壓缸兩腔的壓力油處于封閉狀態(tài)，從而起到鎖定活塞的作用。 1－油箱；2－濾油器；3－液壓泵；4－節(jié)流閥；5－溢流閥；6－單向閥；7－手動換向閥；8—液壓鎖；9—液壓缸 圖2.14 一種單缸液壓控制系統(tǒng)原理圖 單缸液壓系統(tǒng)的優(yōu)點是，只有一個液壓缸，因而其液壓系統(tǒng)簡單。價格便宜。缺點是，由于只有一個液壓缸，且僅用于實現(xiàn)舉升作用，欄板的翻轉必須靠手動來實現(xiàn)。 2.4后欄板起重裝置動力源結構型式 1、通過一個取力器從發(fā)動機齒輪箱引出動力傳動給液壓油泵，帶動液壓油泵旋轉供給高壓油推動液壓系統(tǒng)執(zhí)行裝置油缸動作。 優(yōu)點：可根據(jù)機構要求配備相應取力器獲得不同功率及轉速的動力源以滿足機構工作要求；可連續(xù)長時間工作、功率大、結構普通、成本低，適于大功率工作場所如自卸翻斗車、汽車起重機、壓縮式垃圾車及交通拯救車等專用車。 缺點：安裝復雜、結構散亂、液壓系統(tǒng)管路接頭多、液壓油漏點多、維護難，且只有在汽車發(fā)動機起動時才能工作。 2、利用汽車自帶的蓄電池作電源，采用集液壓油箱、液壓油泵、直流電機及控制閥于一體的動力裝置供給高壓油推動液壓裝置油缸動作。 優(yōu)點：結構緊湊、安裝簡單、液壓系統(tǒng)管路接頭少、液壓油漏點少、外形美觀，且工作時，汽車發(fā)動機可不必起動。 缺點：功率偏小、電機工作電流大、易發(fā)熱。這種裝置用于間歇式工作的場所，但成本高。 根據(jù)在小批量生產(chǎn)中盡量降低成本的原則，因此，此次設計中后欄板起重裝置為采用取力器為動力源，以驅動四連桿機構運動，從而使承載平臺完成上升下降等各種動作 2.5安全機構 由于后欄板起重裝置是裝置于車輛尾部而跟隨著車輛移動的設備，為了確保行車安全和保護設備，就必須有及安全裝置。 本次設計中選擇采用添加后欄板鎖止機構，后欄板鎖止機構既能保持后欄板的關閉狀態(tài)。 2.6本章小結 本章主要對后欄板起重運輸汽車的升降機構和液壓系統(tǒng)進行了方案的設計與比較分析，最后確定了滿足要求的升降機構和液壓系統(tǒng)類型。同時也對后欄板、后欄板起重裝置的性能參數(shù)、動力源型式、安全機構進行了簡要的比較分析和確定。  第3章 后欄板起重運輸車底盤的選取 根據(jù)我國目前生產(chǎn)的各類型專用車輛的基本模式，大多是為了滿足國民經(jīng)濟某一服務領域的特定使用要求，主要是在已定型的基本車型底盤的基礎上，進行車身及工作裝置的設計，與此同時對底盤各總成的結構與性能進行局部的更改設計與合理匹配，以達到滿足使用需求的較為理想的整車性能。 3.1 底盤的選取 3.1.1汽車底盤選型要求 汽車底盤一般應滿足以下要求： 1、適用性 專用汽車底盤應適用于專用汽車的特殊使用功能要求,在此基礎上進行改裝造型設計； 2、可靠性 汽車底盤工作可靠,出現(xiàn)故障的幾率要小，零部件要有足夠的強度剛度和使用壽命，并且各總成零部件的使用壽命趨于一致； 3、先進性 所選汽車底盤,在動力性,經(jīng)濟性，操作穩(wěn)定性，行駛穩(wěn)定性及通過性等基本性能指標和功能方面達到同類車型的先進水平，并且滿足國家或行業(yè)標準； 4、方便性 所選底盤要便于改裝，檢查保養(yǎng)及維修，結構緊湊與調試裝配空間合理匹配。 3.1.2底盤選型 專用車輛采用的底盤主要分為二類和三類。二類底盤，是在整車的基礎之上去掉廂體；三類底盤，是從整車上去掉貨箱和駕駛室。 選取的底盤的好壞，直接影響到專用車的性能。在選取汽車底盤時，主要是根據(jù)專用車的用途，裝載質量，使用條件，性能指標，專用裝置或設備的外形尺寸及動力匹配等進行。目前，進80%的專用車輛采用二類底盤進行改裝設計。 選取二類汽車底盤進行改裝設計時，重點工作是整車總體布置和有特殊工作需求的裝置的設計，對底盤僅做輔助的性能分析和必要的強度校核，確保改裝后的整車性能在基本上與底盤接近,達到合理的匹配。 3.1.3底盤的選取 根據(jù)以上，本設計所主要從解放汽車中選擇。所選二類汽車底盤為：解放牌CA1127L5載貨貨車，具體參數(shù)如表3.1。 表3.1 解放牌CA1127L5載貨貨車底盤參數(shù) 底盤型號 CA1127L5 額定載質量(kg) 6805+600-1500=5905 整備質量(kg) 5200-600+1500=6100 外形尺寸(mm) 9000×2476×2400 發(fā)動機型號 CA6102B6 排量 (ml) 5560/155 額定功率/轉速（KW/(r/min)） 108/3000 軸距(mm) 5160 前輪距/后輪距(mm) 1800/1740 接近角/離去角(度) 30/17 前懸/后懸(mm) 1190/2650 燃油類型 柴油 軸數(shù)/輪胎數(shù) 2/6 輪胎規(guī)格 9.00-20 最高車速(km/h) 96 原貨箱尺寸： 6000×2300×550mm 以原貨箱鋼板厚度為3mm，密度為7.85kg/m3 估算原貨箱質量 原貨箱質量m=（650×230×0.3+2×650×60×0.3+2×230×60×0.3）×7.85=6007605g≈600kg 3.2選用的底盤主車架的主要尺寸 由上選用的底盤CA1127L5底盤,其主車架尺寸如下： 主車架的縱梁截面尺寸: 235×75×6mm 主車架上面尺寸到地面高度: 860mm 3.3欄板起重車質量參數(shù)的估算 額定載重質量是欄板起重車基本使用性能的參數(shù)。由上面的敘述知道，本設計的欄板車輛額定載質量定位5900kg。 整車整備質量也是欄板起重車的重要性能參數(shù)。在欄板起重車的設計過程中，主要采用同類產(chǎn)品提供的數(shù)據(jù)進行估算整車整備質量。整車整備質量包括底盤質量、底盤以外外加的副車架、車廂、起重裝置、支架以及液壓系統(tǒng)等裝置的質量，是加滿各種油液料后的質量。本設計的后欄板起重車整車整備質量估算為6100kg。 裝載質量 ，選取為5900kg： 整車整備質量，估算為6100kg： 駕駛員質量，按 65kg/人,額定載員2人,65kg×2=130kg 汽車總質量是指裝備齊全，裝滿額定貨物后的汽車質量，包括駕駛員在內(nèi)的額定載員質量。即： M=m1+m2+m3=5900kg+130kg+6100kg=12130kg 3.4本章小結 本章按確定的設計目標，選擇了這次設計的底盤CA1127L5，給出了選用底盤的主要參數(shù),并對所設計的后欄板起重運輸車進行了主要參數(shù)計算。  第4章 車廂的結構設計 4.1車廂的結構設計 目前，由于用戶對廂式貨車產(chǎn)品有不同的要求，鋼板廂式貨車仍有一定的市場。其材料有彩鋼板、鍍鋅板、鍍塑板等。利用此種材料具有兩種制作方式：一種是有骨架式，一種是無骨架式。 1.有骨架式 利用1．2 mm的鋼板覆在骨架外面形成平板式或瓦楞式廂式貨車，利用鉚釘進行聯(lián)結。此種結構比無骨架式使用材料要多一些，加工簡便，售價低，便于無設備企業(yè)小批量生產(chǎn)。 2.無骨架式 利用82 mm鋼板加工成集裝箱型豎瓦楞，側板、頂和門的用材均為豎瓦楞型，因而不需骨架。但此種結構對加工及設備要求較高，售價較低，目前較受客戶歡迎。 廂式車輛的產(chǎn)品名稱和型號編制應符合JB 2321-78《改裝車輛產(chǎn)品名稱、型號編制方法》的有關規(guī)定。廂式車輛的總高和總寬不應超過GB 1589-79( (汽車外廓尺寸限界》的有關規(guī)定，即“總高4m，總寬(不包括后視鏡)2.5m"。如特殊需要時，總寬最大不應超過2.6m。 根據(jù)本次設計的宗旨理念要求：工藝合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高，選擇有骨架車廂架構。 3.車廂骨架結構設計 骨架結構形式既要滿足車廂強度和剛度要求，又應盡量減小車廂自重。在材料、截面積相等及壁厚不變的條件下，管形截面的抗扭剛度最佳，箱形截面次之，開口截面最差。從抗彎的觀點看，閉口截面稍次于開口截面。從提高整個廂體的剛度出發(fā)，宜采用閉口截面。此外，骨架結構設計還要考慮內(nèi)外蒙皮裝配的工藝性要求及內(nèi)外蒙皮、底架、門框（扇）等零部件通用化程度，以縮短設計和制造周期，降低生產(chǎn)成本。車廂骨架一般都設計成“井”字形的矩形框架結構。在制造工序上，首先將組成車廂頂蓋、底板（包括副車架的縱梁、橫梁）、前圍、后圍、左右側圍六大塊，分別加工為骨架分總成，然后將這六大塊骨架分總成焊接成一個完整的車廂骨架。地板是整個車廂的基礎，受力比較嚴重，因此其縱梁和橫梁均采用槽型截面縱橫搭接的結構，以提高強度和剛度?？v梁間距應與所選底盤車架的縱橫間距相等，以便安裝。各橫梁的縱向位置應根據(jù)汽車后軸軸線位置確定。與后軸軸線相鄰的兩橫梁要避免因輪胎跳動而產(chǎn)生運動干涉，因此間距要比其他橫梁間距大，一般取1000mm左右，其他橫梁間距取500~700mm，本次設計底板如圖4.1所示。 圖4.1 根據(jù)標準JB 2320-84廂式車輛可知廂式車輛的車廂長度和側立柱跨度應符合表4.1的規(guī)定。 表 4.1 車廂型式 車廂長度 側立往跨度 開式 3900 1720 閉式 3900, 4200, 4700 5000, 5500, 6300 740, 800 調溫式 產(chǎn)品標準規(guī)定 冷藏式 產(chǎn)品標準規(guī)定‘ 轎車式 7800, 9100 SIB 本次設計采用材料為Q195尺寸為75X45X2的方矩管作為底板橫梁，尺寸為30x40x1.5的方矩管作為側立柱和頂部骨架的材料，骨架之間的連接方式為焊接。根據(jù)主車架寬度確定底板縱梁的寬度為865mm。根據(jù)標準GB1589—79《汽車外廓尺寸界線》的有關規(guī)定，即“總高4m，總寬(不包括后視鏡)2.5m”。如特殊需要時，總寬最大不應超過2.6m。選擇本次設計車廂高度2500mm，同時根據(jù)表4.1確定閉式車廂長度為5500mm，側立柱跨度為800mm。車廂側壁、前壁、上壁骨架分別如圖4.2、圖4.3、圖4.4所示。 1——車廂頂壁橫梁；2——車廂底板橫梁 圖4.2 圖4.3 圖4.4 4．蒙皮的設計選用 蒙皮是薄壁板件。通過一定的固接方式（如鉚接、焊接、粘接等）覆蓋在骨架上，成為車廂的內(nèi)外表面。蒙皮通常采用0.8~1.5mm厚的薄鋼板。非金屬蒙皮厚度為2~3mm。本次設計以厚度為1，2mm材料為Q195的鋼板作為內(nèi)外蒙皮，以厚度為3mm，材料為Q195的鋼板作為車廂底板用鉚釘鏈接，在底板上鋪毛氈或5mm厚防水膠合板。蒙皮采用整體平整蒙皮共9塊。 車廂質量估算75X45X2方矩管質量約為30kg/m ,30x40x1.5方矩管質量約為10kg/m 所以車廂質量 m≈5.5X10X12+2.5X10X18+2.45X30X9+2.45X10X10=1422kg≈1500kg 4.2本章小結 本章主要對車廂結構進行了選型設計,確定了各個壁面橫梁與縱梁的位置關系及車廂高度，并選擇了車廂骨架及蒙皮材料，估算了車廂質量。 第5章 后欄板起重車結構設計 5.1副車架的改裝設計 5.1.1副車架外形設計 在設計后欄板起重車時，所選取的二類底盤只有主車架，為了增加車架的強度剛度，延長車架的使用壽命，在原有主車架的基礎上增加了副車架。其形狀同主車架，在主副車架之間加一定厚度的松質木條。其長度同副車架的長度，寬度同副車架的厚度。主副車架用u型螺栓和止推連接板進行加固連接。副車架示意簡圖見圖4.1。 圖4.1 副車架示意簡圖 5.1.2副車架選材 在汽車制造工藝中，鋼板沖壓成型工藝占有十分重要的位置。沖壓成形的零件具有互換性好、能保證裝配的穩(wěn)定性、生產(chǎn)效率高和生產(chǎn)成本低等優(yōu)點。 載重汽車用中板數(shù)量較多，受力的車架縱梁和橫梁、車廂的縱梁和橫梁均采用中板沖制且多以低合金高強度鋼板沖壓生產(chǎn)，也是適應提高汽車承載能力、延長使用壽命、降低汽車自重和節(jié)能節(jié)材以及安全行駛等要求的發(fā)展趨勢。 目前，我國載重汽車車架的縱梁和橫梁已經(jīng)全部采用低合金高強度鋼鋼板制造?？v梁可以用抗拉強度為510MPa的16MnL和09SiVL(必須是用往復式扎機生產(chǎn)的)、10TiL和B510L鋼板生產(chǎn)。由以上，副車架材料選用載重汽車橫縱梁的一般選用材料,縱梁采用16MnL。 5.2升降機構支架的設 1、支架的外形設計 升降機構的支架在裝卸中起到承載的作用，它是安裝連桿機構、液壓缸以及和車架連接的構件，其長度和寬度尺寸要根據(jù)所選底盤車架的結構及升降機構的型式確定。按照升降機構的支架和汽車底盤車架的連接關系，可看出，在確定支架寬度是需要給出足夠 的安裝空間位置。支架用螺栓和鉚焊在車架梁腹板上的連接角鐵固定，因此應根據(jù)所選螺栓的規(guī)格，留出適當?shù)陌馐挚臻g。 支架的長度根據(jù)車架的具體結構確定。支架的長度與副車架上的兩根縱梁的間距0接近，方便支架和車架的連接。 2、支架選材 在全面分析支架的工作條件、受力狀態(tài)、工作環(huán)境和零件失效等各種因素的前提下，選用槽鋼焊接而成。 5.3升降機構各桿的初步設計計算 5.3.1升降桿的長度計算 升降桿的理論長度為簡化后的平行四桿機構的兩搖桿的長度，這一尺寸應根據(jù)所選底盤的結構和改裝車廂的布置確定。初定時，此長度不宜過大，因為長度過大，起重欄板的載荷對拐臂軸所形成的力矩也大，所需液壓缸的推力大。但也不應過小。 一般以起重欄板上、下兩個極限位置確定上、下桿的理論長度，此時，上、下桿的理論中線與水平線的夾角為40°～ 50°，如圖4.2所示， 圖5.2 起重欄板的上下極限位置 圖5.3欄板升降機構運動簡圖 由圖5.2可知，上下桿的理論長度L0為： =/ (m) (5.1) 式中 ——車廂地板平面到上桿與支架鏈接點的垂直距離（m）; ——上桿在上極限位置時與水平線的夾角（°）。 初步分析，設上下桿在極限位置時與水平線的夾角均為a，于是得： = (m) (5.2) 式中 C——平行四桿機構中連桿的長度（m），一般可取C=0.15 L0。 代入式(4.1)得： = （m） （5.3） 即　　　 ＝　　（m） （5.4） 　　當取40°～ 50°時，=0.64～0.77,于是有： =（0.7～0.6） （m） （5.5） 車廂底板距地面高度為1170mm，于是可取得=730mm. 5.3.2拐臂半徑r和液壓缸的初始長度L1 由圖4.3，可得液壓缸、支架和中間拐臂等構件的幾何尺寸的關系為： （5.6） 式中 ——液壓缸初始狀態(tài)時，活塞桿頭部鉸接點到液壓缸鉸接點之間的距離（m）； ——支架OA的長度（m）; r——中間拐臂的曲柄半徑（m）； ——初始角（°）。 將上式兩端同除以，并令液壓缸初始位置相對長度，拐壁半徑相對長度，則得到以相對長度所表示的構件尺寸關系為： （5.7） 同理可得，在液壓缸活塞處于終止位置時，個構件的尺寸關系為： （5.8） 式中——液壓缸終止位置時，活塞桿頭部鉸接點到液壓缸鉸接帶點之間的距離(m); ——終止角（°）。 將上式兩端同除以，并令，其中為活塞伸出系數(shù)，一般可取～，可得： （5.9） 取=0.3 （5.10） 式中 確定、后，可求出式中、、等值。據(jù)統(tǒng)計，在20°～30°之間，則等于升降機構轉角與的和。取=20，d=600。 于是得出=462mm，=666mm ，所以取液壓缸的行程為204mm，取r=150mm。 5.3.3擺動液壓缸的校核 圖5.4液壓缸傳動角的校核 擺動液壓缸軸線或延長線與拐臂軸線的夾角γ，稱為擺動液壓缸的傳動角，且γ≤90°。該角度直接影響機構的傳力效果。當主要參數(shù)初步確定后，應進行傳動角校核。如圖5-28所示，機構由初始位置向終止位置運動過程中，γ角由γ1逐漸增大到90°，然后又逐漸減小到γ2.由此可判定，傳動角r的最小值必然出現(xiàn)在機構兩極限位置上。按照△0AB1的幾何關系有： cos（180°-γ1）=（d2-r2-）/2rL1 （5.11） 式中 γ1——初始位置傳動角。 將上式代入上式。且在等式右邊除以d2，則可以拐臂半徑相對長度σ表示的初始位置傳動角γ1的計算公式為 cosγ1==-0.881865 所以 γ1=164° 同理，終止位置傳動角γ2的計算公式為 cosγ2==.564128 所以 γ2=58° 傳動角γ的最小允許值[γ]一般為40°, 滿足機構傳動角要求的條件是 γ≥[γ] γ1＞[γ] γ2＞[γ] 所以擺動液壓缸傳動角滿足要求[2][13]。 5.4本章小結 本章主要對舉升機構進行了運動分析，確定了舉升機構的主要尺寸參數(shù)并加以校核。充分證明所得升降機構的相關參數(shù)符合其工作要求。 第6章 液壓系統(tǒng)的設計與選型 6.1液壓系統(tǒng)設計分析 后欄板起重運輸汽車的液壓系統(tǒng)原理圖已在前面第2章《方案設計與分析》中分析及設計確定，本章主要完成對液壓元件的計算、選型以及設計。由于取力器、液壓泵、舉升液壓油缸、液壓閥等常見液壓元件已實現(xiàn)高度標準化、系列化與通用化并由專業(yè)化液壓件廠集中生產(chǎn)供應。因此對于這些液壓元件只需要計算選型，其內(nèi)容為液壓缸的直徑與行程、液壓泵的工作壓力與流量、液壓閥的通徑、以及油箱的容積與管路內(nèi)徑等。 6.1.1液壓缸的選型與設計 液壓缸的選型主要依據(jù)后欄板起重運輸汽車完成起重、升降所需的最大作用力Fmax以及液壓缸實際工作行程。前者用以確定液壓缸的直徑，后者則用來確定液壓缸的工作行程。 1.設計要求 起重欄板在升降機構的驅動下應能完成上下平移、翻轉啟閉和著地傾斜等運動。 工作可靠，在液壓系統(tǒng)停止工作時，升降機構不得有明顯的自動沉降現(xiàn)象。 機構簡單緊湊，便于安裝。 欄板起重裝置安裝后，仍能保證整車的軸載質量分配及離去角等參數(shù)的設計要求。 2、液壓缸工作行程的確定 （6.1） 式中 ——工作時液壓缸兩鉸接點的最長距離，mm； ——工作時液壓缸兩鉸接點的最短距離，mm。 根據(jù)舉升機構及支架長度初選液壓缸為DG J 110 C EE車用重型液壓缸，缸內(nèi)徑D=110mm。=462mm 6.1.2液壓泵的選型計算 1. 液壓控制系統(tǒng)最大工作壓力P 的確定 （1）欄板起重裝置四桿機構受力分析 四桿機構的受力見圖6.1。欄板起重裝置的起重力為5 kN。CD桿件處的最大工作阻力矩M=0.5WL，式中：L為欄板上載荷質心至鉸鏈點C的距離；W為作用在欄板上的總載荷。 （2）油缸最大推力 圖6.1四桿機構的外載 由圖6.1可得到油缸最大推力F ，即 (6.2) 式中：LAB ——鉸鏈AB間的距離； LAD —— 活塞桿端鉸接點到鉸鏈A的距離； —— 油缸機構的傳動角 （3） 液壓系統(tǒng)的最大壓力 (6.3) 式中：d—— 油缸的內(nèi)徑。 將有關結構參數(shù)代入上式，如 =730 mm．L=150 mm ，d= 110 mm ，W =5 kN ，L=740mm，得到P=14MPa。即溢流閥的限流壓力為14MPa。 （4） 油泵排量的確定 首先應確定由圖1中完成起重欄板上下平動及著地點的傾斜運動油缸的行程。該欄板起重裝置的行程S=204mm,則油泵所需的流量 (6.4) 式中：K —— 系統(tǒng)的泄透系數(shù)，取K—1．2； A —— 活塞的面積； t ——升降時間，由設計要求可取，取 t=12s; ——液壓泵的容積效率，取0.85。 代入計算得：Q=3.8L／min。 常見的液壓泵有齒輪泵、柱塞泵、葉片泵類型。齒輪泵具有結構簡單、工藝性好、體積小、重量輕、維護方便，使用壽命長的優(yōu)點，葉片泵和柱塞泵結構較復雜、價格較高。在后欄板起重運輸汽車的液壓系統(tǒng)中采用齒輪泵即可滿足工作的需要，常用系列有CB、CBX、CG、CN等。由系統(tǒng)的Pmax及油泵所需的排量Q可從標準油泵系列中選取所需油泵型號為CB-32，其技術參數(shù)如下額定轉速為1500r/min；額定功率為8.7KW。. 根據(jù)底盤型號確定取力器型號為CA6-80G，其連接方式為內(nèi)花鍵6-25×20.6×6，最大輸出扭矩33kg/m,輸出轉速比為0.95,旋向與發(fā)動機相反。 6.1.3油箱容積的計算 油箱尺寸的確定，不僅要滿足系統(tǒng)供油的要求．還要保證油缸全部排油而不溢出．并且系統(tǒng)在最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。 油箱的容積一般可取為：V=(3～5)Qmin=11.4～19L 式中：q —— 液壓泵的最大排量 根據(jù)標準該欄板起重裝置的液壓系統(tǒng)油箱可選取為AB40－01－060B，工作容積20L。 6.2本章小結 本章主要是對欄板裝置及液壓缸的受力進行了分析，并對液壓系統(tǒng)的各組成元件進行了主要參數(shù)計算，從而完成了對液壓缸、液壓泵、取力器、油箱的選型。另外，還對油箱容積作了簡單的計算選型。 第7章 整車性能計算 7.1汽車最高車速的計算 在外特性圖上，發(fā)動機的輸出轉矩和輸出功率隨著發(fā)動機的轉速變化的二條重要特性曲線（見圖7. 1），為非線形曲線。工程實踐表明，可用而次三相式來描述汽車發(fā)動機的的外特性，即 （7.1） 式中 —發(fā)動機輸出轉矩(N·m); —發(fā)動機輸出轉速 (r/min); a、b、c—待定系數(shù)，有具體的外特性曲線決定。 已知外特性曲線時，根據(jù)外特性數(shù)值建立外特性方程式如果已知發(fā)動機的外特性，則可利用拉格朗日三點插值法求出公式中的三個待定系數(shù)的a、b、c。在外特性曲線上取三點，即、、、及、，依拉氏插值三項式有： （7.2） 圖7.1 發(fā)動機的外特性曲線 將上式展開，按冪次高低合并，然后和式（7. 1）比較系數(shù)，即可得三個待定系數(shù)為： （7.3） （7.4） （7.5） 因為不知道外特性曲線圖，故按經(jīng)驗公式擬合外特性方程式。如果沒有所要發(fā)動機的外特性，但從發(fā)動機銘牌上知道該發(fā)動機的最大輸出功率及相應轉速和該發(fā)動機的最大轉矩及相應轉速時，可用下列經(jīng)驗公式來描述發(fā)動機的外特性： （7.6） 式中 —發(fā)動機最大輸出轉矩（N·m）； —發(fā)動機最大輸出轉矩時的轉速（r/min）； —發(fā)動機最大輸出功率時的轉速（r/min）； —發(fā)動機最大輸出功率時的轉矩（N·m）， （7.7） 由公式（7.1）、（7.2）、（7.3）、（7.4）和（7.5）可得 （7.8） 發(fā)動機外特性曲線是在市內(nèi)試驗臺架上測量出來的。臺架試驗時發(fā)動機未帶附件，且試驗工況相對穩(wěn)定，帶上全部附件設備時的發(fā)動機特性曲線稱為使用外特性曲線。使用外特性的功率小于外特性的功率，因此應對臺架試驗數(shù)據(jù)用修正系數(shù)μ進行修正，才能得到發(fā)動機的使用外特性。 按GB標準試驗（中）μ=0.85～0.91 表7.1 汽車的動力參數(shù) 名稱 符號 數(shù)值與單位 發(fā)動機最大功率/kw 108 發(fā)動機最大功率時的轉速/ r/min 3000 發(fā)動機最大轉矩/ N·m 410 發(fā)動機最大轉矩時的轉速/ r/min 1600 車輪動力半徑/ m 0.520 車輪滾動半徑/ m 0.536 主減速比 6.25 汽車迎風面積 5.67 汽車滿載總質量/ kg 12200 表7.2 動力性相關系數(shù) 名稱 符號 數(shù)值 發(fā)動機外特性修正系數(shù) μ 0.82 直接擋時傳動效率 η 　　　 0.89 其他擋時傳動效率 η 0.86 空氣阻力系數(shù) CD 0.8 滾動阻力系數(shù) fo 0.0086 0 汽車最高車速的計算，利用公式（7.7）計算發(fā)動機的額定轉矩為： ＝—0.338×10-4 =0.1081 ≈323.53 當汽車以直接擋行使時有公式： （7.9） = — 0.4971 （7.10） =32.809 （7.11） =2837.97 （7.12）= - 122000 （7.13）= 又因為A＜0，D＞0，所以方程的底二個根即是所求專用汽車的最高車速，有： （7.14） ≈ 92.39 km/h 7.2最大爬坡度計算 按照汽車以最低擋穩(wěn)定速度爬坡，有j=0,為簡化起見，設f=fo,則可得到下面的公式 （7.15） 對上式兩邊以為自變量求導，可得： （7.16） 當時，得到最大值時，此時有： 將上式代入（7.15）式，可得： 令 （7.17） 則 對上式進行整理后可得： （7.18） 當時，，但實際上阻力總是存在，并且滾動阻力系數(shù)愈大，汽車的爬坡度能力愈小。因此對上式中取負號，便得到專用汽車的最大爬坡角； （7.19） 因，，則上式可簡化為： （7.20） = 14° 由此可得到專用汽車的最大爬坡度，為： （7.21） =0.25 7.3汽車燃油經(jīng)濟性的計算 專用汽車的燃油經(jīng)濟性通常用車輛在水平的混凝土或瀝青路面上，以經(jīng)濟車速v滿載行駛的百公里油耗量來評價，百公里油耗，單位L/100km?？梢愿鶕?jù)發(fā)動機萬有特性來計算。公式為： （7.22） 式中 ——燃油的密度，（kg/L）。柴油可取7.94N/L～8.13N/L； ——重力加速度。 汽油的可取6.96～7.15,柴油可取7.94～8.13 首先計算出經(jīng)濟車速下相應的發(fā)動機轉速 (r/min) （7.23） 所選車的經(jīng)濟車速為65km/h 則 1237(r/min) 在經(jīng)濟車速下發(fā)動機功率為 =35.96KW 由（7.22）式得： =15.46L/100km 7.4后欄板起重運輸汽車裝卸時穩(wěn)定性計算 由普通汽車底盤改裝成的專用汽車，其質心位置均較普通貨車為高，其原因是由于副車架或工作裝置的布置，使裝載部分的位置提高了，因此需對整車的靜態(tài)穩(wěn)定性重新進行計算。 分析專用汽車的靜態(tài)穩(wěn)定性，首先應計算出整車的質心位置。當后欄板起重運輸 汽車的總布置基本完成后（見總裝配圖），即可對該車的質心位置進行計算。 計算時可根據(jù)已有的資料，或利用試驗結果，也可用計算方法來確定專用車各總成的質量及其質心位置坐標，然后按照力矩平衡方程式，求出整車的質心位置。 根據(jù)CA5120L5載貨汽車滿載軸荷分配（前軸3800kg，后軸8400kg），可以估算出后欄板起重運輸汽車滿載軸荷分配情況，因前軸至后軸中心的距離是5.16m，則整車重心離前軸長為m，離后軸中心距離為m。 在工作時貨物裝載在打開的后欄板上，故此時后欄板起重運輸汽車的重心向右移，且副車架的承載力變大。因此應對處于裝卸狀態(tài)的后欄板起重運輸汽車的穩(wěn)定性進行計算和分析以確保整車工作時的穩(wěn)定。 對于后欄板起重運輸汽車而言，最易發(fā)生側翻的狀態(tài)是在最初空車裝貨或裝最后500kg貨物時，因此若分析得出此時的整車不會發(fā)生側翻，那么在其后的裝貨過程中就不可能出現(xiàn)側翻現(xiàn)象。 假定空載裝貨時汽車處于側翻的極限狀態(tài)，即汽車前輪剛好離地，分析此時汽車的受力如下圖6.2所示。 圖6.2 極限狀態(tài)時汽車受力簡圖 圖6.1中為前軸中心線在地面的投影，為整車質心在地面的投影，為后軸中心線在地面的投影，為整車整備質量，為貨物在地面上的投影，為貨物的重量，此時將貨物的重心視為位于欄板的極限位置處，即欄板的最右端。 已知m，m，m，N，N，則m。 對支點取矩，則得 由此可見，此后欄板起重運輸汽車在裝貨過程中不會發(fā)生側翻現(xiàn)象。 當后欄板起重運輸汽車正在裝最后500kg貨物時，此時后軸受到的載荷是工作過程中最大的。若此時后軸載荷小于原載貨車后軸允許的最大載荷，則整個工作工程中都不會出現(xiàn)后軸超負荷的問題，換個角度說，即此次設計的后欄板起重運輸汽車不必安裝支腿來減輕后軸載荷。 此時，后欄板起重運輸汽車的受力如圖6.3所示，為后軸的支反力。