平推式自卸汽车设计（液压系统） 本科毕业论文.doc

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1、 本科毕业设计 题目：平推式自卸汽车设计（液压系统） 学学 院院: :汽车与交通工程学院 专专 业业: :车辆工程 学学 号号: : 学生姓名学生姓名: :XXX 指导教师指导教师: :XXX 日日 期期: :二一一年五月 - I - 摘 要 本文是为了设计一种车厢可以旋转的自卸车，使其具有普通自卸车的功能外，还 能够在道路不允许倒车的情况下能够将货物卸在道路两旁。 根据汽车载重量和车厢尺寸的要求，选择合适的汽车底盘。由车厢的运动分析， 确定上下导轨的尺寸和形状。根据受力分析，确定回转支承型号。由几何尺寸和受力， 确定起举升作用的多级液压缸的型号和行程。再根据导轨在运动过程中的摩擦力计算， 选

2、择合适的双作用液压缸，使车厢完成前后移动。最后根据回转支承、小齿轮以及液 压系统的流量、压力选择适当的液压马达。 本文首先对车厢的运动过程进行分析，确定上下轨道的几何尺寸。然后进行部分 机械零件的设计，以及强度和刚度的校核。最后对液压系统进行完整的设计、详细的 计算和校核。 经过设计计算，本文最终确定各零件的尺寸，还有各标准件的型号，使各个部件 能够协调工作，不发生运动干涉。 关键词： 自卸车； 回转支承； 液压系统 - II - Abstract This article is to design the dumper which carriage can spin . so that th

3、is truck not only can be used as a dumper , but also .could be used if the road is too narrow to turn aroud . According to the given load capacity and carriage dimention of the truck , to choose suitable chassis . To determine the dimention and shape of the guide rail by motion analysis of the carri

4、age . To choose the type of the slewing bearing through force analysis . According to the physical dimension and force , to decide the type and length of the multi-step hydraulic cylinder which lift the carriage . Then according to the friction between the guide rails to choose the right dual action

5、 hydraulic cylinder . Finally , I choose the suitable hydraulic motor. Firstly , this article analyse the force on the guide rail and determine the dimention of the guide rail . Then design some element and check its strength and inflexibility . Finally , design the hydraulic system and check it . T

6、hrough the design calculation to determine the dimensions of all element and the type of all standardized parts , to make sure all partment work together harmoniously . Key words: Dumper; Slewing Bearing; Hydraulic System - III - 目 录 绪 论.1 1 车厢参数的确定.3 1.1 车厢的内部尺寸 3 1.2 车厢的外部尺寸 3 2 汽车底盘的选择及参数.4 3 汽车的

7、运动分析及计算.6 3.1 车厢前后运动的目的和过程 6 3.1.1 车厢前后运动的目的6 3.1.2 车厢运动的过程6 3.2 车厢前后运动距离的设计 8 3.2.1 车厢不与驾驶室发生运动干涉的条件8 3.2.2 下导轨长度的设计.9 3.3 上导轨的设计.10 3.3.1 上导轨的形状设计.10 3.3.2 上导轨的强度和刚度校核.11 3.4 下导轨的设计 12 3.4.1 下导轨的形状设计.12 3.4.2 下导轨的强度和刚度校核.13 4 工作装置的设计.15 4.1 销轴直径的计算 15 4.1.1 铰接处销轴的直径计算.15 4.1.2 车厢尾部销轴的直径计算.15 4.2 回

8、转系统的选型 16 4.2.1 传动方案的设计16 4.2.2 回转支承的选型17 4.2.3 其他部件的设计19 5 液压系统的设计.20 5.1 液压油泵的选择 20 5.2 液压马达的选择 21 5.3 平推液压缸的选型 22 - IV - 5.3.1 平推液压缸的类型选择22 5.3.2 平推液压缸的类型选择23 5.4 多级液压缸的选型.23 5.4.1 多级液压缸的长度计算23 5.4.2 多级液压缸的受力计算25 5.4.3 多级液压缸的型号选择26 5.5 小齿轮的设计 26 结束语.28 参考文献.29 致谢.30 - 1 - 绪 论 自卸车是指通过液压或机械举升而自行卸载货

9、物的车辆，又称翻斗车。由汽车底 盘、液压举升机构、货厢和取力装置等部件组成。 自卸车在土木工程中，经常与挖掘机、装载机、带式输送机等工程机械联合作业， 构成装、运、卸生产线，进行土方、砂石、散料的装卸运输工作。它的发动机、底盘 及驾驶室的构造和一般载重汽车相同，车厢分后向倾翻和侧向倾翻两种，通过操纵系 统控制活塞杆运动，后向倾翻较普遍，推动活塞杆使车厢倾翻，少数双向倾翻。 普通自卸车是车厢尾部与底盘铰接，车厢头部由液压缸活塞相连，液压缸与车架 相连，由于液压缸的伸缩，推动车厢绕铰接点转动，从而使车厢发生倾斜，一般倾斜 48 至 50 度，这是由物体的自然吸止角决定的。 但是有时候需要车厢旋转一

10、定的角度后再卸货，即不能将货物卸到车尾，但是由 于场地受到限制，不能用倒车来实现，所以就必须在普通自卸车的基础上增加一个车 厢绕底盘旋转功能。 因此这种自卸车在场地受到限制的时候，可以很方便的、任意角度的旋转车厢， 并将车上的货物卸到指定的位置。 在卸货的时候发动机通过变速器、取力装置驱动液压泵，车厢液压倾翻机构由油 箱、液压泵、分配阀、举升液压缸、控制阀和油管等组成。车厢液压倾翻机构由油箱、 液压泵、分配阀、举升液压缸、控制阀和油管等组成。发动机通过变速器、取力装置 驱动液压泵，高压油经分配阀、油管进入举升液压缸，推动活塞杆使车厢倾翻。实习 中看到的大多数是向后向倾翻，通过操纵系统控制活塞杆

11、运动，可使车厢停止在任何 需要的倾斜位置上，再利用车厢自身重力和液压控制复位。 以上介绍了普通自卸车的车厢运动过程，下面对本人设计的平推式自卸车车厢的 运动过程进行简要描述： 1.车厢后移，后移的目的是为车厢旋转留出足够的空间，因为一般为了节省底盘 空间，车厢前部与驾驶室之间的距离较短。又由于车厢的俯视图是一个矩形，直接旋 转，矩形的角将会与驾驶室发生运动干涉。 2.车厢旋转任意角度，此时液压马达通过变速器，与小齿轮相连，小齿轮与回转 支承上的大齿轮啮合，通过液压马达的转动从而使回转支承转动，最终使车厢旋转起 来。 3.车厢倾斜，完成卸货动作，这时高压油推动多级液压缸活塞，再由多级液压缸 推动

12、车厢前部，使车厢绕厢尾的铰接点旋转，从而使车厢与底盘倾斜 48 至 50 度，由 于超过了一般货物的自然吸止角，货物便会从车厢上滑落，从而完成卸货的动作。 该车厢的运动是一个连续协调的过程，只有后退足够的距离，才能留出足够空间 - 2 - 供车厢旋转，也只有车厢旋转到指定的位置，车厢才能倾斜。因此在整个过程中要按 照运动的顺序，因此不会出现两个液压执行机构同时工作的情况，所以采用一个公用 的液压泵就可以完成全部的工作，这样降低了成本，也节省了底盘空间。但是因为车 厢的后退和旋转，会造成整车的重心发生偏移，可能会造成后轮轮胎过载，发生爆胎， 严重时还可能发生侧倾和翻倒，造成严重的安全事故，因此在

13、整车上应该附加支腿， 来承受由于车厢运动而产生的附加力和附加力矩。但由于本人的时间和能力有限，在 此没有没有考虑支腿问题，这是存在的一个严重隐患，希望后面的人在设计这个车的 时候，能够充分考虑整车重心转移的问题。 虽然目前在市场上已经有了成熟的自卸车技术，但是这种车厢可以旋转的自卸车 目前还没有问世，虽然其在结构上与普通自卸车区别不是很大，但是由于其特殊的功 能，因此应该有着比较好的市场前景。 总之通过本文的计算，围绕车厢的运动分析，各主要部件的受力分析，完成初步 的理论设计，经过我的计算，使各个部件能够协调工作，而且满足强度和刚度的要求， 在理论上能够实现主要功能，但是还有待实践检验。 -

14、3 - 1 车厢参数的确定 1.1 车厢的内部尺寸 根据毕业设计任务书的要求，可以知道车厢的内部尺寸为 5400 2260 1000，此为 一个标准车厢。 1.2 车厢的外部尺寸 车厢壁的厚度一般取为 50mm，故在此也取为 50mm，故 车厢外部长 a=5400+2 50=5500mm 宽 b=2260+2 50=2360mm 高 c=1000+50=1050mm 因此，车厢的外部尺寸为 5500 2360 1050。 - 4 - 2 汽车底盘的选择及参数 由 1.2 中的分析可知，车厢的长度为 5500mm，宽度为 2360mm，因此汽车底盘的 可利用长度就必须大于或等于 5500mm。同

15、时由任务书所给定的平推式自卸车的主要 参数：额定装载量为 12000kg，即载货量为 12t，所以汽车的载重量必须大于 12t。综 合上述条件，选择底盘为 EQ5126G6DJ14。 其参数如下： 允许最大的总质量：13388kg。 允许前轴最大载质量：4500kg。 允许后轴最大载质量：9000kg。 发动机：水冷、直列六缸、四冲程、增压柴油发动机，型号 EQB160-20，额定转 速 2600r/min，额定功率 118KW，最大扭矩 550N.m(1500-1700r/min)，缸径 102mm， 冲程 120mm，排量 5.88L，压缩比 17.3：1，工作顺序 1-5-3-6-2-4

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

17、轴 节数。 前轴：锻钢件，工字断面，双落差前轴。前轮外倾角 1 ，主销内倾角 7 ，主销后 00 倾角 2.5 ，内前轮最大转角 40 ，外前轮最大转角 33 。 000 后桥：后桥采用铸造桥壳，全浮式半轴，单级，双曲线齿轮式主减速器，9T 级后 桥，主减速器速比为 6.33。 车轮及轮辋：每车装有轮胎 7 个，备胎 1 个，采用 9.00R20 轮胎，16PR7.00T-20 轮辋。 悬架：前悬架为多片钢板弹簧，吊耳式结构，有双作用的液压筒式减振器。后悬 架采用多片、钢板弹簧，装有副钢板弹簧。前簧片数为 8，后簧主簧片数为 10，后簧 副簧片数为 7。 车架：由冲压铆接结构，等断面直梁，纵梁

18、内有加强板，前后端有拖勾，前端有 - 5 - 保险杠，纵梁断面尺寸为：250 80 7，车架外宽 861mm。 动力转向系统：双辐条式方向盘，梯形机构在前轴后方，转向传动装置由转向柱 管和带两个十字轴万向节的转向传动轴组成。转向传动轴分为花键轴和花键套两部分， 可相对滑动。方向盘可前、后、上、下调整。转向机采用整体式动力转向机，中间位 置传动比为 20.4。转向液压泵为叶片式泵。 制动系统：制动系统的主要设备有空气压缩机、储气筒、放水阀、感载阀、快放 阀、手控阀、空气干燥器和制动软管等。 行车制动：采用双回路气压制动，鼓式车轮制动器。 驻车制动：采用手控阀控制弹簧制动器，作用于后轮。 辅助制动

19、：采用蝶形阀电气操纵，发动机排气制动。 电气系统：采用 24V 制电路系统，负极搭铁。蓄电池采用 6-QW-100DF，两个串 联，100A.h 两个。发电机参数为 28V，70A。起动机为 24V，6.6kW。 仪表：速度里程表、转速表、电压表、水温表、燃油表、机油压力表、气压表。 灯具：前大灯、前组合灯、前后雾灯、侧转向指示灯、尾灯、后照灯、工作灯、 前后示廓灯、驾驶室顶灯。 指示和警报：转向指示灯、充电不足警告器、停车指示灯、排气制动指示灯、水 温过热和水位过低报警灯、气压过低报警灯、机油压力过低报警灯、空气干燥器加热 指示灯、倒车报警灯、电喇叭、气喇叭。 开关：电源开关、点火开关、转向

20、指示灯开关、大灯开关、雨刮和洗涤器开关、 前后雾灯开关、驻车制动开关、电气喇叭转换开关、排气制动开关、空气干燥器加热 开关、电熄火器等。 驾驶室：平头可翻转式，采用扭杆式翻转机构，三座带卧室，司机座椅可调式， 司机座椅靠背角度可向前及向后调整，后排设有卧铺。室内还有隔热毯、杂物箱、石 英钟、点烟器、内后视镜、遮阳板和窗帘架。两门皆锁，车门玻璃可升降，三角窗及 后视镜玻璃可开启，前挡风玻璃装有电动式雨刮器和洗涤器，车门外装有后视镜。 暖风及空调：驾驶室内装有暖风系统，空调选装。 随车工具：商用车每车配备随车工具一套。 为了满足载重量的要求故采用该底盘，但是由于底盘的可利用长度 MO=7107mm

21、，比车厢的外部尺寸 5500mm 长得多，因此在该平推式自卸车中将底盘后 端截断 1500mm，并取消备胎的放置。 - 6 - 3 汽车的运动分析及计算 3.1 车厢前后运动的目的和过程 3.1.1 车厢前后运动的目的 如果车厢不向后移动，由于车厢是一个长方体，当其在底盘上旋转的时候，如果车 厢不往后运动一段距离，长方形的车厢的一个角就会与驾驶室发生运动干涉，如图 3.1 所示。为了防止驾驶室与车厢发生运动干涉，就需要将车厢向后移动一段距离，这样 车厢旋转的时候，靠近驾驶室的那个角，不会挂在驾驶室上。 图 3.1 车厢与驾驶室产生运动干涉示意图 3.1.2 车厢运动的过程 由 3.1 的分析可

22、以知道，车厢要完成旋转动作，首先必须沿着底盘，先向后移动一 段距离，如图 3.2 所示，图中蓝色的箭头表示车厢运动的方向，红色虚线表示车厢向后 运动后的位置。 - 7 - 图 3.2 车厢后移过程 然后根据任务书的要求，车厢绕底盘旋转任意角度，如图 3.3 所示，红色部分代 表旋转后的车厢位置，蓝色箭头表示旋转方向。 图 3.3 车厢旋转过程 最后车厢绕车尾的销轴转动，倾斜一定的角度，完成卸货动作，如图 3.4 所示， 从车头方向看导轨与车架垂直在液压缸的作用下，车厢倾斜 48 至 50 度，完成卸货动 作。 - 8 - 图 3.4 卸货过程 3.2 车厢前后运动距离的设计 3.2.1 车厢不

23、与驾驶室发生运动干涉的条件 由 1.2 得到了车厢的外部尺寸，车厢的俯视图如图 4.1 所示，尺寸如图标注。 图 3.5 车厢的俯视图 - 9 - 如图 3.5 所示，旋转中心为车厢中心 O，在三角形 ABC 中，由勾股定理可以得到： =5984.95 mmAC 22 CDAB 22 23605500 又因为 O 为的中点，故：AC =mmAO 2 AC 47.2992 2 94.5984 将圆整为 3000mm，由于是车厢上离旋转中心 O 最远的距离，因此只要AOAO 驾驶室与旋转中心 O 的距离大于或等于=3000 mm 时，车厢与驾驶室就不会发生运AO 动干涉。 3.2.2 下导轨长度的

24、设计 图 3.6 下导轨的俯视图 （1-固定部分的下导轨 2-旋转部分的下导轨） 由车厢运动不与驾驶室干涉的条件，可以得到： 前导轨长度 mm250 2 5500 3000AB 下前导轨的长度不能超过 250mm，否则在车厢旋转的过程当中上、下导轨就会发生 运动干涉，如图 3.7 所示。 - 10 - 有任务书可以知道，需要车厢后退 500mm，因此车厢后退之后，上导轨尾部会超出 下导轨而悬空 500mm。 在车厢旋转过程中，为了尽可能使汽车车厢重心与旋转中心重合，上导轨前部也 应该超出下导轨 500mm。 图 3.7 前后导轨不干涉示意图 故后下导轨长度5500-500-500=4500mm

25、。CD 综上所述：该车导轨的尺寸如图 3.6 所示，下前导轨长度为 250mm，下后导轨的长 度为 4500mm。 3.3 上导轨的设计 3.3.1 上导轨的形状设计 由于上导轨要在下导轨上面向后移动，故上导轨与下导轨要啮合，即上导轨相对 于下导轨只能有沿着车前进方向的位移，其他方向不能有位移。因此上导轨的形状设 计如图 3.7 所示。 - 11 - 图 3.8 上导轨形状示意图 如图 3.8 所示： 上导轨为一个焊接件，铰支座与上面的固定钢板焊接，固定钢板将两个导轨焊接在 一起，车尾部的铰支座也与导轨体焊接。 在俯视图中，为了节省材料，减少加工表面，提高加工效率，在焊接钢板上开有前 后两个方

26、形孔，但是总体满足强度要求。 主视图中中间的铰支座与平推液压缸相互铰接，从而带动上导轨在下导轨上前后移 动。导轨尾部的铰支座是和车厢尾部铰接，这样使车厢可以绕着铰接点转动，使车厢 发生倾斜，完成卸货的动作。此处为了提高销轴的安全系数，故采用两对铰支座，两 根销轴，这样不仅加大了销轴的承受能力，减小了销轴的直径，简化了加工工艺，同 时由于销轴的受力点位于车厢左右两边，这样增加了两个支撑反力的力矩，提高了车 厢抵抗倾翻力矩的能力。 在侧视图中，可以看到上下导轨之间的啮合，上导轨将下导轨包在里面，这样子上 导轨就只能沿着下导轨前后移动了，其他方向的自由度都被限制住了。在安装的时候 要注意，上导轨从车

27、尾先向前推，与下导轨啮合，然后依靠平推式液压缸将上下导轨 之间的相对位置固定。 3.3.2 上导轨的强度和刚度校核 如图 3.9 所示在本文中，校核梁 ABCD 和平面 EF、GH 的强度，已知上导轨的材料 采用 Q235，查机械设计手册得： 当其厚度为 4060mm 时，屈服强度=215 MPa s 抗拉强度=375500MPa b - 12 - 图 3.9 下轨道计算示意图 校核梁 ABCD 的强度 2 5 0.1 12000 9.811760 1.860 0.050.093 11760 1.265 10126.5 0.093 FfGN AABhm F MPa A 安全系数，所以梁 ABC

28、D 满足强度要求。 215 1.6991 126.5 s S 校核平面 EF、GH 的强度 5 2 5 5 12000 9.81.176 10 0.2 5.51.1 1.176 10 1.069 10106.69 1.1 GMgN AEFLm G PaMPa A 安全系数，所以校核平面 EF、GH 满足强度要求。 375 3.51 1 106.9 b S 3.4 下导轨的设计 3.4.1 下导轨的形状设计 下导轨分为两部分，下前导轨直接与底盘焊接，下后导轨通过回转支承与底盘相 连，因此可以在底盘转动。 下导轨上表面都与上导轨下表面啮合，下后导轨下表面和汽车底盘通过回转支承连 接。所以下导轨在上

29、表面应该有相应的形状应该可以和上导轨啮合，使上导轨只能有 沿着车前进方向的位移，其他方向的位移都被限制住。 - 13 - 图 3.10 下后导轨形状示意图 同时下后导轨上还应该具有相应的铰支座，使得平推式液压缸一端铰接在上导轨 上，另一端铰接在下导轨上，当液压缸伸缩时，可以推动上下导轨之间移动，从而使 车厢在底盘上前后移动。 下后导轨的形状如图 3.10 所示，下后导轨长度为 4500mm，后面开有孔，是在满 足强度要求的前提下，为了节省材料，前面需要安装铰支座，为了保证强度要求，因 此在导轨前面没有开相应的孔。在上面开槽，一方面是为了节省材料，另一方面，是 为回转支承安装留下空间。前面铰支座

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

31、面内，这样车厢才能在两个导轨之间 平稳的滑动，同时在两个导轨相望的一面，应该加工有倒角。 3.4.2 下导轨的强度和刚度校核 如图 3.11 所示在本文中，只校核平面 AB、CD 和平面 EF、GH 的强度，已知下导 轨的材料采用 Q235，查机械设计手册得： - 14 - 图 3.11 下后导轨的强度校核 当其厚度为 4060mm 时，屈服强度=215 MPa s 抗拉强度=375500MPa b 校核平面 AB、CD 的强度 5 12000 9.81.176 10GmgN 2 ()(2 0.229) 4.52.061AABCDLm 5 4 1.176 10 5.706 100.05706

32、2.061 G PaMPa A 安全系数，所以校核平面 AB、CD 满足强度要求。 215 1 0.05706 s S 校核平面 EF、GH 的强度 5 12000 9.81.176 10GmgN 2 1 1.558 4.5 1.2 0.855.991AEHLAm 5 4 1.176 10 1.963 100.01963 5.991 G PaMPa A 安全系数，所以校核平面 EF、GH 满足强度要求。 215 1 0.01963 s S - 15 - 4 工作装置的设计 4.1 销轴直径的计算 4.1.1 铰接处销轴的直径计算 铰接处销轴的直径，由平推式液压缸的卷耳的直径来确定，在后面液压缸

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

34、推动车厢绕着车尾的销轴转动，从而使车厢 倾斜，完成卸货的动作。 车尾采用两个销轴，这样有以下几个好处：第一，在保证铰接强度的情况下，减小 销轴的直径和长度，便于销轴的安装和制造，同时也减少了上导轨的切屑量，减少了 对上导轨强度的削弱。第二，采用两个销轴，可以将销轴安装在车厢的左右两侧，车 厢的重力和倾翻力矩就分散到了地盘的两边，底盘给车厢的反作用力的力矩增大，这 样可以提高车厢抗倾翻的能力。 销轴的形状与图 7.1 相同，在此不再重复叙述。 车尾的销轴主要承受剪切应力，其主要失效形式是剪短和挤压，因此应该按照剪切 应力和挤压应力来设计。 - 16 - 图 4.2 轴的受力分析 车尾销轴采用 4

35、5 钢，其剪切屈服极限为=80MPa，取安全系数 S=1.5。其受力如 p 图 4.2 所示，则： 由许用剪切应力 80 53.333 1.5 p Mpa S 由公式得 2 2 4 G d 3 6 22 12 9.8 10 37.48 3.14 53.333 10 G dmm 取销轴直径 d=40mm，长度为 284mm。 4.2 回转系统的选型 4.2.1 传动方案的设计 如果 4.2 所示，液压马达固定在汽车底盘上，当液压马达转动时，带动小齿 轮转动，小齿轮和回转支承的大齿圈啮合。回转支承内圈固定在汽车底盘上，外 圈与车厢连接，小齿轮的转动会带动回转支承外圈齿圈转动，从而带动车厢的旋 转。

36、 - 17 - 图 4.2 回转系统传动方案的设计 （1-车厢 2-回转支承 3-主动小齿轮 4-汽车底盘 5-液压马达） 这样的布置，结构紧凑，动力传递路径短，传动效率高，作为本回转支承的 传动方案。 4.2.2 回转支承的选型 图 4.3 回转支承受力图 本文中回转支承参考张质文主编的起重机设计手册 （北京:中国铁道出版社, 1998）135 页回转机构设计，所有力向回转中心简化成回转支承的计算载荷，如图 4.3 所示。 - 18 - 垂直力 V=G=9.8 12=1.176N=117.6kN 3 10 5 10 水平力 H=0 力矩 M=mkN L G.52.3177 . 28 . 91

37、012 2 3 当量载荷的计算公式 () aar Ff K VK H 查工程起重机结构与设计103 页，表 4-10 得1.25f 查表 4-11 得，滚道接触角 。1 a K 8.046 r K 0 60 所以当量载荷 5 ()1.25 (1 11.768.046 0)1.47 10147.6 aar Ff K VK HNkN 1.25 1 317.52396.9. a MfK MkN m 查起重机设计手册142 页，根据当量载荷选用 9#012（渐开线圆柱齿轮外啮合 大模数齿形）型回转支承，其型号为：012.50.1250。由 146 页 JB2300-84 得所选用回 转支承如图 4.2

38、 所示，其参数如下： 图 4.2 回转支承的示意图 =1250mm =1390mm =1110mm =110mm =1337mm L DDdH 1 D - 19 - =1163mm =40 =26mm =5 =1251mm =1248mm 2 Dn 1 n 3 D 1 d =100mm =10mm =90mm =+0.5 =14 =1453.2mm 1 Hhbxm e D =101 z 4.2.3 其他部件的设计 小齿轮的设计请参看 5.5，液压马达的选型，请参看 5.2，再次不再赘述。 - 20 - 5 液压系统的设计 5.1 液压油泵的选择 本文液压油泵的选择参考机械设计手册第五卷 21-

39、131 页表 21-5-10。 有底盘参数中发动机的转速和变速器各档位的传动比得最适合取液压油泵的额定 转速为 2000r/min，因为发动机参数：水冷、直列六缸、四冲程、增压柴油发动机，型 号 EQB160-20，额定转速 2600r/min，额定功率 118KW，最大扭矩 550N.m(1500- 1700r/min)，缸径 102mm，冲程 120mm，排量 5.88L，压缩比 17.3：1，工作顺序 1-5- 3-6-2-4。.采用倒档取力器和减速器配合使用，就可以得到 2000r/min 的额定转速。 理论排量为 25.6 升，额定压力为 16MPa。与单向阀和溢流阀配合使用，也能满

40、足 各个工作部件的压力和排量要求。 图 5.1 油源回路示意图 如图 5.1 所示，液压油通过过滤器，液压油泵，在通过单向阀进入主油路，在进入 工作装置之前，还有一个溢流阀，溢流阀一端与主油路相连，另一端直接流回油箱。 过滤器的作用是过滤液压油中的杂质，使进入工作装置的液压油都是满足要求粘 度，并且是干净的，防止液压油中的杂质堵住工作装置的油道或者对液压元件产生损 伤。 油泵的作用是提高油压，是整个液压系统的动力源，为整个液压系统提供足量的 高压油。 单向阀的作用是防止液压油倒流，如果没有单向阀的反向锁止作用，万一油泵坏 - 21 - 了，将直接导致主油路中的液压工作装置突然失去压力，举起的车

41、厢突然掉下来，将 会造成严重的安全事故。 溢流阀的作用是防止系统过载，当油压超过一定的限制值时，溢流阀打开，高压 油从溢流阀，流回油箱，保护了液压系用的油管和其他工作装置，提高了整个系统的 安全性。查机械设计手册第五卷 21-388 页，选用额定压力为 21MPa 的 DT-02-*- 22 型液控式溢流阀。 5.2 液压马达的选择 液压马达通过减速器，带动小齿轮，小齿轮和回转支承的大齿圈啮合，小齿轮中 心与汽车底盘连接。当小齿轮转动的时候，大齿轮也随之转动，而大齿轮又和下导轨 通过螺栓连接，从而下导轨也随之转动，最终带动车厢转动。 参考机械设计手册第五卷 21-212 页，表 21-5-68

42、，选用 GM5-25 双旋向的液压 马达。其参数如下： 额定压力 16MPa，公称转速 3000r/min，最低转速 500 r/min，理论扭矩 64N.m。 图 5.2 液压马达双向自锁原理图 图 5.2 是由两个过载阀和两个补油单向阀组成的双向缓冲制动补油回路。缓冲用溢 流阀的调节压力应比主溢流阀的调节压力高 5%19%，当出现液压冲击时产生的冲击 压力使溢流阀打开实现缓冲。其中，右边油路由过载阀防止过载，由单向阀实现补油， 左边的油路由右边的过载阀防止过载，左边的单向阀补油。这种回路的特点是两边油 - 22 - 路的过载压力可以分别调解，适应性较好，应用比较普遍。 5.3 平推液压缸的

43、选型 5.3.1 平推液压缸的类型选择 平推液压缸一端与上导轨相连，另一端与下导轨相连，当平推液压缸伸长的时候， 推动上导轨向后运动，车厢也随之向后移动，当双作用液压缸收缩的时候，上导轨向 前运动，车厢回到汽车行驶时的位置。 图 5.3 平推液压缸的原理图 双作用液压缸的原理如图 5.3 所示，当换向阀处于右边的机能时，高压油通过右边 的单向阀，进入双作用液压缸的右腔，高压控制油进入左边的单向阀，左边的单向阀 打开，左腔的液压油通过单向阀换向阀回到油箱，此时车厢后移，当到达极限位置时， 换向阀打到中位。 同理：当换向阀处于左边机能时，高压油通过换向阀，和左边的单向阀，进入左 腔中，同时高压的控

44、制油打开右边的液控单向阀，双作用液压缸右腔中的液压油通过 右边的液控单向阀，换向阀，回到了油箱，此时车厢前移，会到汽车行驶时的位置。 如图 5.3 所示，当高压油进入没有活塞杆的活塞腔时，此时应该让他处于车厢后移 - 23 - 的运动过程当中，因为当车厢后移时，车厢的重量比前移时大，因此上下轨道之间的 摩擦力也更大，要克服更大的摩擦力，就需要更大的液压缸推力。但是，当车厢前移 时，车厢中的货物已经卸下了，因此车厢的整体重量就会降低，所以此时高压油进入 有活塞杆的那个腔时，液压推力要小一些，但是足以推动空的车厢向前移动。 图 5.3 所示为液控单向阀锁紧回路。该回路是液压缸进出油路都装上液控单向

45、阀 （有成液压锁）的双向锁紧回路。 当换向阀左位接入时，压力油经左边液控单向阀进入液压缸左腔，同时通过控制 口打开右边的液控单向阀，使液压缸右腔的回油可经过右边液控单向阀及换向阀流回 油箱，活塞向右运动。反之，活塞向左运动。到了需要停留的位置，只要使换向阀处 于中位，因为阀的中位为 H 机能，所以两个液控单向阀均关闭，使活塞双向锁紧。回 路中由于液控单向阀的密封性好，泄漏极少，故锁紧的精度主要取决于液压缸的泄漏。 这种回路被广泛运用于起重运输车、工程机械等有锁紧要求的场合。 5.3.2 平推液压缸的类型选择 轨道之间的摩擦因数，因此导轨之间的摩擦力0.1f 34 0.1 12 109.81.1

46、76 1011.76FfNNkN 要推动车厢和上轨道向后移动，则液压缸的最大推力 max 11.76FkN 查机械设计手册第五卷 21-310 页，表 21-6-36，选用 DG-J40CE2E 型双作用液 压缸。 5.4 多级液压缸的选型 5.4.1 多级液压缸的长度计算 多级液压缸连接着上导轨和车厢，当高压油进入多级液压缸时，多级液压缸伸长， 推动车厢，使车厢绕车厢尾部的铰链转动，当转动到 48 至 50 度时，超过了货物的自 然吸止角，货物就会沿着倾斜的车厢滑落，完成卸货的动作。当货物卸完时，在重力 作用下，多级液压缸回收缩回正常的位置。 如图 5.4 所示，当换向阀处于中位机能时液压缸

47、被锁死，当处于左位机能时，油 泵来的高压油，通过换向阀、左边的单向阀进入多级液压缸，此时液压缸伸长，推动 车厢向上倾斜，达到指定位置时，滑阀回到中位机能，液压缸被锁死，车厢将保持倾 斜。 - 24 - 图 5.4 多级液压缸的液压原理图 当滑阀处于右位机能时，油泵的高压油通过控制管路，推动液控单向阀，使液控 单向阀打开，多级液压缸中的高压油就会通过液控单向阀，节流阀，换向阀，最后回 到油箱。 图 5.4 中节流阀的作用是，降低多级液压缸中高压油回油的速度，防止车厢突然 垮下来了。 首先要计算液压缸的行程，当车厢被举起时，如图 5.5 所示，车厢由 AB 位置绕 B 铰旋转到 CB 位置，故：

48、在三角形 ABC 中，mm，5500 BCAB O ABC50 由余弦定理定理得： O BCABBCABAC50sin2 222 O 50sin5500255005500 222 =mm61.21611349 故mm,圆整为 4700mm。即液压缸的行程为 4700mm。4648AC - 25 - 图 5.5 多级液压缸设计图 5.4.2 多级液压缸的受力计算 如图 5.6 所示，为汽车的额定载重量，即=9.8 12=1.176N，为 1 F 1 F 3 10 5 10 2 F 液压缸所承受的力，为车厢所承受的力。由于系统在此位置时处于平衡状态，对 C 3 F 点、组成平面汇交力系，列平衡方程： 1 F 2 F 3 F ： 0 X F050sin65cos 32 OO FF ： 0 Y F 132 50sin65sinFFF OO 联立方程得：=83404N，圆整为 84kN。 2 F 图 5.6 多级液压缸的受力分析 - 26 - 故液压缸的推力至少为 84kN。 5.4.3 多级液压缸的型号选择 根据机械设计手册第五卷 21-361 页，表 21-6-98，由于液压缸承受的最大压 力为 84kN，故多级液压缸的柱塞直径为 95mm。 查表 21-6-99，根据多级液压缸的行程为 4700mm，试选多级液