毕业设计（论 文）
08 级 机电一体化 专业
题 目： 重型自卸汽车举升液压
毕业时间： 二O一一年六月
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班 级： 08机电（2）班
2010 年 11月24日
酒泉职业技术学院 2011 届机电一体化专业
毕业论文（设计）成绩评定表
| 姓名 | 岳炜东 | 班级 | 08机电(2)班 | 专业 | 机电一体化 | |
| 指导教师第一次指导意见 | 年 月 日 | |||||
| 指导教师第二次指导意见 | 年 月 日 | |||||
| 指导教师第三次指导意见 | 年 月 日 | |||||
| 指导教师评语及评分 | 成绩： 签字（盖章） 年 月 日 | |||||
| 答辩小组评价意见及评分 | 成绩： 签字（盖章） 年 月 日 | |||||
| 教学系毕业实践环节指导小组意见 | 签字（盖章） 年 月 日 | |||||
摘要：自卸汽车指通过液压或机械举升而自行卸载货物的车辆，车厢配有自动倾卸装置的汽车。又称为翻斗车、工程车。由汽车底盘、液压举升机构、取力装置和货厢组成等组成。如图（1—1）所示。自卸汽车的主要技术参数是装载重量，并标明装载容积。新车或大修出厂车必须进行试运转，使车厢举升过程平稳无串动。使用时各部位应按规定正确选用润滑油，大大节省卸料时间和劳动力，注意润滑周期，举升机构严格按期调换油料。按额定装载量装运，严禁超载。从长安跨越汽车厂工作以来，每天接触各类车型，耳濡目染。选择自卸汽车液压举升系统设计。通过对自卸汽车主要尺寸和质量参数，举升机构的结构设计，以及举升力系数、机构高度、油压波动系数α等优化。实现目的。也深入自己在方面的知识。本文较全面地介绍了举升设计过程，在确定了所要设计的系统的方案之后，即针对液压系统的结构及其特点要求进行了设计与说明，同时对举升设计过程中所涉及到的系数优化问题进行补充说明。自卸车在工农业运输中起到很大作用。它的特点是：①性能可靠，低能耗，操作方便。②卸货物方便。③对卸各种货物的时间周期缩小了。④价格相对低廉，拥有的市场份额较大。
关键词：举升机构 优化设计变量 液压系统 油泵 液压缸
第一章 绪论
自卸汽车基本构成如下图所示：
（图1—1）
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。
本次毕业论文设计选择该厂生产的：
长安牌SC3043JD32型自卸车。
长安牌SC3043JD32型自卸车由重庆长安汽车股份有限公司依据GB17691-2005国Ⅲ、GB3847-2005标准生产制造，发动机选用昆明云内动力股份有限公司、广西玉柴机器股份有限公司、一汽汽车有限公司无锡柴油机生产的YN38CR、YC4D130-30、4DX23-130E柴油发动机，发动机排量为3760、4214、385CC，发动机功率为85、91、95.千瓦，整车总质量4280千克，上户吨位1495千克，整备质量2590千克，最高车速可达80公里/小时。
其技术参数如下（表1—2）所示：
| 车 型 号 | SC3043JD32 | 生产厂家 | 长安汽车公司 | ||||||||||||||||||
| 售价（万元） | 7万元 | 底盘型号 | EQ3150GJ | ||||||||||||||||||
| 用途 | 建筑工地 矿山 煤区 公路建设 块状物料运输 | ||||||||||||||||||||
性能 数据 | 最高车速（km/h） | 80 | 最小转弯半径（m） | 14 | 最大爬坡度 | 24 | |||||||||||||||
| 百公里油耗（L/100km | 22 | 制动距离（m）初速30km/h | 9 | ||||||||||||||||||
| 最大举升降落时间S | 20 | 装载容积 | 5.6 | ||||||||||||||||||
| 质量 数据 | 整备质量（KG） | 2590 | 载质量（KG） | 2900 | |||||||||||||||||
| 前轴轴荷（KG） | 2568 | 后桥荷载（KG） | 6352 | ||||||||||||||||||
| 尺寸 数据 | 总长（mm） | 6520 | 总宽（mm） | 2470 | 总高（mm） | 20 | |||||||||||||||
| 轴距（mm） | 380 | 车厢内部尺寸（长，宽，高）（mm） | 6510,6710,6910×2280,2380×2630 | ||||||||||||||||||
| 总成 数据 | 发动机型号 | YN38CR YC4D130-30 4DX23-130E3 | 排量（L） | 8.3 | 然油标号 | O，-10号柴油 | |||||||||||||||
| 额定功率（kW/r/min） | 157/2400 | 最大转矩(N.m/r/min) | .759/1500 | ||||||||||||||||||
| 离合器形式 | 单片，干片 | 变速器形式 | 机械式，6档 | ||||||||||||||||||
| 悬架形式 | 多片簧 | 转向器形式 | HFB动力转向机 | ||||||||||||||||||
| 制动系形式 | 前后鼓式，双回路气控 | 驻车制动 | 后桥弹簧制动 | ||||||||||||||||||
| 轮胎规格 | 10.00R20-16PR | 轮毂规格 | 7.5-20 | ||||||||||||||||||
| 驾驶室形式 | 平头 单排带卧 长头 双排座 | 驱动形式 | 4*2 | ||||||||||||||||||
| 选装装置 | 空调 子午线轮胎 导流罩 板簧加片 | ||||||||||||||||||||
（表1—2）
第二章自卸汽车的结构形式
2.1 车厢的结构型式
车厢是用于装载和倾卸货物。图2-1为典型的底板横剖面呈矩形式后倾式结构。为避免转载时物料下落破坏驾驶室顶盖，通常前拦板加做向上延伸的防护拦板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧拦板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。
后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与侧拦板铰接，后栏板借此即可开启或关闭。
车厢结构图（2—1）
1—车厢总成；2—后拦板；3、4—铰链座；5—车厢铰支座；6—侧拦板；7—防护栏板；8—底板。
侧倾式及三面倾卸式车厢栏板与底板为直角，如图2-2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、沙石等。
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2-3所示。
图2-2侧倾式及三面倾斜式车厢
举升机构的结构型式举升机构分为两大类：直推式和连杆组合式，它们均采用液体压力作为举升动力。
图2-3 簸箕式车厢
图2-4 直推式举升机构布置，a前置式，b后置式
直推式举升机构利用液压油缸直接举升车厢倾卸。该机构布置简单、结构紧凑举升效率高。但由于液压油缸工作行程长，故一般要求采用单作用的2级或3级伸缩式套筒油缸。
按其油缸布置位置不同，直推式举升机构可分为前置和后置（也称为中置）两种，如图1—6所示。前置式一般采用单缸，后置式既可采用单缸，也可以采用并列双缸。在相同举升载荷下，前置式需要的举升力较小，举升时车厢横向刚度大，但油缸活塞的工作行程长；后置式的情况则与前置式相反。
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，举升机构布置灵活等优点。常用的连杆组合式举升机构布置两种：油缸前推式（又称T式）和油缸后推式（又称D式）。如图2-4所示。
根据实际情况，采用后推式。
图2-5 连杆组合式举升机构
a 油缸前推式 ；b 油缸后推式
1—铰支座；2—车厢；3—油箱；4—三角臂
图（2-6）前推式和后推式的综合比较
类 别
| 项 目 | 直推式 | 杆系倾卸式 |
| 结构布置 | 简便，易于布置 | 比较复杂 |
| 系统质量 | 较小 | 较大 |
| 建造高度 | 较低 | 较高 |
| 油缸加工工艺 | 多级缸，加工精度高，工艺性差 | 单级缸，制造简便，工艺性好 |
| 油压特性 | 较差 | 较好 |
| 系统密封性 | 密封环节多，易渗漏，密封性差 | 密封环节少，不易渗漏，密封性好 |
| 工作寿命 | 磨损大，易损坏，工作寿命短 | 不易磨损，工作寿命长 |
| 制造成本 | 较高 | 较低 |
| 系统倾卸稳定性 | 较差 | 较好 |
| 系统耐冲性 | 较好 | 较差 |
综上所述，结合选择车型情况，对于长安SC3043JD32自卸车，本文选用油缸直推式举升机构。并能承受较大的偏置载荷；举升支架在车厢后部，车厢受力状况较好。
第三章 自卸汽车主要尺寸和质量参数的确定
3.1主要尺寸参数的确定
自卸汽车尺寸参数主要有：轴距、轮距、外廓尺寸(车辆长、宽、高)等，如图3—1所示。
由于自卸汽车多在二类货车底盘上改装而成，因此其轴距L、轮廓B、前悬Lf、接近角γ1等参数，改装前后均保持不变。车厢与驾驶室的间距C=100~250mm。车厢长度Lh应根据额定装载质量和主要运输的货物密度，并参照同类车型车厢尺寸确定。
图3—1 主要尺寸参数
3.2 质量参数的确定
额定装载质量是自卸汽车的基本使用性能参数之一。目前，中、长距离公路运输趋向使用重型自卸汽车，以便提高运输效率、降低运输成本，额定装载质量一般为9~19t；而承担市区或市郊短途运输的自卸汽车额定装载质量为4.5~9t。同时，还应考虑到厂家的额定装载质量合理分级，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、加够燃料、液压油和冷却液的空车质量。它一般是二类底盘整备质量与改装部分质量的总和。是自卸汽车总体设计的重要设计参数之一。
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。其值按下式确定。
Ma=m0+me+mt （1—1）
式中 ma——自卸汽车总质量（㎏）；
M0—自卸汽车整车整备质量（㎏）；
Me——装载质量（㎏）；
Mr——驾驶员质量（㎏），按65㎏/人计算。
根据所有数据，算的：ma=4280(㎏) （1—2）
自卸汽车质量利用系数ηGO是指装载质量me与整车装备质量mo之比
ηGO=me/m0 (1—3)
该系数是一项评价汽车设计、制造水平的综合性指标，因此，新车型设计时，就应力求采用新工艺、新材料、新技术，不断减轻汽车自重，提高汽车性能。
有时候质量利用系数也可用于装载质量与汽车干质量之比来表示。干质量是指汽车整备质量减去燃料、冷却液和附属设备的质量。这一质量利用系数更准确地反映该车的金属和其他材料的利用率。但是在一般技术资料中很少介绍有关自卸汽车干质量统计数值。
通常由二类货车底盘改装的自卸汽车（Me<15t）质量利用系数略低于原货车的质量利用系数。国产自卸汽车的ηGO=1.0~1.5,国外自卸车的ηGO=1.3~2.0.如表3—2所示
图3—2 自卸汽车质量利用系数
| 国别（公司名称） | 自卸汽车车型 | m./kg | m./kg | 利用系数 |
| 德国波兴 | BS22K | 14720 | 8560 | 1.71 |
| 国汉诺莫克—享歇尔 | F75 | 4885 | 2365 | 2 |
| 国汉诺莫克—享歇尔 | F86 | 5825 | 2525 | 2.3 |
| 国汉诺莫克—享歇尔 | F261AK | 15850 | 10150 | 1.56 |
| 国汉诺莫克—享歇尔 | F221 | 13075 | 25 | 1.46 |
| 国汉诺莫克—享歇尔 | F150K | 8400 | 6200 | 1.35 |
| 德国本茨 | LK113B | 6500 | 4500 | 1.44 |
| 德国本茨 | LA113B | 6800 | 4200 | 1.61 |
| 德国本茨 | LK1313 | 7415 | 5085 | 1.45 |
| 德国本茨 | LA1313 | 8000 | 4500 | 1.77 |
| 德国本茨 | LA1513 | 9350 | 5250 | 1.78 |
| 德国本茨 | LPK1513 | 9020 | 5780 | 1.56 |
| 德国曼 | 9186HA | 9445 | 5555 | 1.7 |
| 德国曼 | 19230DHK | 12495 | 9505 | 1.31 |
| 法国贝利埃 | GLM10M3 | 10040 | 60 | 1.12 |
| 法国贝利埃 | GLM10M | 14710 | 11290 | 1.3 |
| 日本五十铃 | TXD40D(A) | 6000 | 4990 | 1.2 |
| 日本五十铃 | TXD60D(A) | 6500 | 5125 | 1.36 |
| 日本五十铃 | TD51D | 7500 | 6540 | 1.14 |
| 日本五十铃 | TD51AD | 8000 | 6385 | 1.25 |
| 中国 | CQ-340K | 4500 | 4720 | 0.95 |
| 中国 | QD-352 | 7000 | 7300 | 0.96 |
| 中国 | QD-361 | 8000 | 00 | 0.9 |
| 中国 | QD-362 | 9000 | 8600 | 1.05 |
| 中国 | HY-360 | 10000 | 9000 | 1.11 |
| 中国 | SX-360 | 12000 | 11500 | 1.04 |
| 中国 | QR-19 | 15000 | 9920 | 1.51 |
自卸汽车的质心位置是指满载时整车质量中心位置，自卸汽车的质心位置对使用性能（例如汽车的制动性、操纵稳定性等）影响很大。因此，自卸汽车总体设计时应尽量使质心位置接近原货车的质心位置。
3.3最大举升角的确定[2]
确定车厢最大举升角的依据是倾卸货物的安息角，常见货物的安息角如图3—3所示
| 物料名称 | 煤 | 焦炭 | 铁矿石 | 铜矿 | 细沙 | 粗砂 | 石灰石 | 粘土 | 水泥 |
| 安息角 | 270～450 | 500 | 400～450 | 350～450 | 300～350 | 500 | 400～450 | 500 | 400～500 |
该设计选用的货物“水泥”。
设计的车厢最大举升角θmax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θmax时，车厢后栏板与地面须保持一定的间距H，如图2—4所示。为了避免车厢倾卸时底盘纵梁后端发生运动干涉，故图3—4中的△L必须大于零。设计时，自卸汽车车厢最大举升角可在500~600之间选取。因为该型号自卸车通常货物为水泥和粗砂，所以选取最大举升角为500.
图3—4 自卸汽车后倾最大举升角的确定
第四章 自卸汽车举升机构的结构与设计
4.1直推式举升机构设计
随着车厢的举升角θ不断增大（见图3—1），举升质量的质心位置C到后支承铰接点O的水平距离Xe不断减小，举升阻力矩MF也随之减小。故通常以每节伸缩油缸将要伸出时的工况进行受力分析，将其计算结果作为举升机构的设计依据。
图4—1 直推式举升机构工作示意图
对直推式举升机构进行受力分析和设计计算时，可引入力矩比η，其定义为：当任意一节伸缩油缸套筒将要伸出时，举升机构提供的举升力矩与阻力矩之比。ηt和ηn分别为第N节和最后一节伸缩油缸套筒将要伸出时，举升机构提供的举升力矩与阻力矩之比。
考虑到举升初始阶段各铰接支点静摩擦力矩较大（阻力矩较大）。为使液压系统工作平稳，避免发生过大冲击，通常取ηi=3ηn~4。
ηn通常取1~2,油缸节数较多时, ηn可取最小值.
ηt可按等比级数在ηt和ηn之间取值。
4.2伸缩油缸总节数N的确定
首先选定伸缩油缸单节伸缩工作行程L，通常各单节伸缩工作行程相等。L可参照同类油缸的单节伸缩工作行程大小，同时考虑伸缩油缸产品系列化、标准化以及总布置所允许油缸占用的空间等因数来选定。
然后确定伸缩油缸的总行程L，如图3—1所示。余弦定理可知：
式中θmax+-α0，θmax为最大举升角，θmax为最大举升角，α为油缸铰支点A与车厢后铰支点O连线与水平方向夹角。
故油缸总行程L：L=— （4—4）
带入数据，L=530mm (4—5)
此外，油缸总行程L也可同作图法求得。
伸缩油缸的总节数n： n=L/l
l——伸缩油缸单节工作行程（mm）
所以算的n=1。
举升机构的油缸直径确定
当第一节油缸套筒将要伸出时，举升力矩Mz1：
（4—6）
式中 F1——第1节油缸的推力（N）;
Mz1——举升力矩（N·m）
α0——油缸铰支点A与车厢后铰支点O连线与水平方向夹角。α0=150
阻力矩MF1：
MF1=Wxc1 (4—7)
式中 W——举升质量（㎏）；
Xc1——第一节油缸套筒将要伸出时，W作用点的χ坐标值（m）;
MF1——阻力矩（Nm）。
考虑到力矩比η= Mz1/ MF1，故：
(4—8)
式中——油缸支点A至车厢后铰支点O的距离（m）。
则油缸推力F1：
F1=d12Pχ104 (4—9)
式中 P——取液压系统工作压力（Mpa）;
d1——第一节伸缩油缸工作直径（m）。
将式（4—8）代入（4—7），整理得：
d1= （4—10）
(2) 当第i节油缸将要伸出时，B点移动到B＇点。B＇为第i节油缸套筒将要伸出时的油缸上铰支点。则：
在△ＯＡＢ＇中，根据余弦定理有：
根据正弦定理可得：
则：
故ＡＯＢ＇＝１８００－ＯＡＢ＇－ＯＢ＇Ａ
举升质心Ｃ＇点的x坐标xｃｉ为：
车厢后铰支点Ｏ至的距离ｂｉ为：
考虑到： ＭＺＩ＝Ｐｉｂｉ＝ｂｉd12P
ＭＦ１＝Ｗx０
η＝ＭＺＩ／ＭＦＩ
整理得：
d1＝ （4—11）
式中dI——第i节伸缩油缸的有效直径（m）.
因为此系统，伸缩油缸只有一节，代入数据，所以：d=111.2 mm （4—12）
则di=57.3mm (4—13)
各铰支点O、A、B点的位置应参照同类车型并结合总体设计所允许的空间确定。
设计中通常选用较成熟的标准液压伸缩油缸，由选用的元件来验算ηi，使得ηi满足设计要求。
单缸前置直推式举升机构与单缸后置直推式举升机构的计算方法相同。对于双缸后置直推式举升机构设计计算时，只需令：
Wi=KW
式中Wi——计算的单缸举升质量（㎏）；
W——实际举升质量(㎏)； K——修正系数，K=0.55~0.65
以Wi为单油缸的计算载荷，然后再按单油缸举升计算方法进行设计计算。则以所数据算出 W1=2900×0.55=1595(kg) (4—14)符合设计需要。故该油缸选取合适。
第五章 自卸汽车举升机构的优化设计
随着自卸汽车的转载质量不断增加，举升机构的类型也不断增多，因此自卸汽车举升机构的优化设计越来越收到重视。为此，下面对举升机构优化设计的有关内容作简要介绍。
举升机构性能的主要评价参数
1）举升力系数K
举升力系数是一个无纲量值，具体数值有设计者自己根据设计需要确定。单位举升重力多需要的油缸推力，即：Ｋ＝
式中 F=油缸的有效推力（N）；
M=举升质量（㎏）
k=5.3(N/kg) （5—1）
对于具体型式的举升机构，举升力系数K与汽车总布置参数和机构的性能特征有关。
2）机构高度
是指在汽车底盘上布置某一举升机构所需的空间高度。设计时要求举升机构布置高度在满足性能前提下尽可能小，以利于降低车厢高度。以车底盘高度和液压缸长度为准，该车型底盘高1030mm，油缸长度为965mm，所以机构高度应在600mm到800mm之间，选取机构高度为730mm
3）最大举升角θmax
指举升机构能使车厢倾翻的最大角度。它是决定是否能把车厢内货物倾卸干净的参数。最大举升角一般应在500~600。。重型汽车因其车厢多为簸箕式，故最大举升角应为650~700。该车长载货物为水泥和粗砂，根据之间选取的角度。选取最大举升角为500。
4）油缸最大行程
是指车厢达到最大举升角时，油缸的最大伸长量。它既是油缸的结构参数，又是举升机构的性能参数。油缸最大行程较小，则举升机构的结构较紧凑、机构的布置较方便。
5）起始油压
即机构在开始举升时所要求的油缸工作压力。车厢在举升过程中，举升质量的阻力矩不断减小，而在启动时举升机构的各铰支点的静摩擦阻力矩和惯性阻力矩最大。故应使举升机构举升开始时的油缸工作压力低于油缸最大工作压力，即：
P００．８５Pｍａｘ
式中 P0——开始举升时的油缸工作压力（Mpa）;开始举升时工作压力P0=17.3mpa.
Pmax——举升过程中液压系统的最大工作压力（Mpa）。选择最高压力Pmax=20.6mpa.
所以，带入验算，得出符合要求。
6）油压特性曲线
举升过程中，油缸工作压力P是举升角θ的函数，即P=p(θ)。Pmax应出现在θ<150的范围内,Pmin应出现在300~θmax阶段。理想的P=p(θ)曲线见图4—1所示。
图5—1 理想的油压特性曲线
a 起始工作油压p ; b 最大工作油压pmax ; c 最小工作油压pmin
性能参数构成了对举升机构进行综合评价的基本指标。对举升机构优化设计提供目标函数。
通常1、5、6三个性能参数具有密切的内在联系，可作为优化目标函数提出。性能参数2可作为优化的约束条件提出；3、4应在总布置设计中初选。并通过机构分析得到确定。
第六章 优化设计变量
为使优化问题得以简化，并考虑系列化生产，通常将设计参数分为不变设计参数和可变设计参数（简称不变参数和可变参数）。
6.1不变参数
对于该举升机构而言，可将举升连杆（包括三角臂）尺寸、油缸缸径、行程与安装尺寸、整个举升机构所占据的空间尺寸等作为不变参数。这样可使设计工作简化、举升机构总成实现系列化。如图6—1所示。
6.2可变参数
为适应不同货物与不同装载质量的运输，选用不同类型的汽车底盘等，这些因数将直接影响到车厢的长度及其汽车上的纵向位置。因此，车厢长度可视为可变参数，并且，由此影响到的车厢与副车架的后铰支点纵向位置和车厢后悬长度，也可将其视为可变参数。
举升质量的质心至车厢后铰支点的距离，也是一个可变参数。
举升机构在举升过程中的位置也是可变参数。对后推连杆组合组合式举升机构图3—1中的A,B,C三点位置为可变参数。
图6—1 直推式举升机构工作示意图
不变参数和可变参数在一定条件下是可以互相转化的，若优化结果不满意时，可适当地将部分不变参数视为可变参数进行调整，例如对构件集合尺寸进行优化以求获得最佳结果；相反，若可变参数太多，致使优化问题过于复杂，则可将一些可变参数作为不变参数处理，这样可减少优化设计的工作量。
6.3优化设计的目标函数
在举升机构选型确定以后，进行机构优化设计时，常用的优化目标函数如下：
①、举升力系数K
在举升过程中的不同位置，K值不同，通常以K0（举升初始位置的K值）和Kmax（举升过程中的最大K值）为优化目标。故目标函数可取作min(k0)或max(kmax).
②、油压波动系数α
因为油不可以被压缩，但含在里面的空气可以压缩。在高压系统下就会产生波动。所以控制油内的泡沫倾向来控制波动的频率，通常加微量含硅的混合油，加以控制。以举升力系数K作为评价指标，存在一定的局限性。如对某一种形式的举升机构只要加大油缸行程，K值（K0或Kmax）均会降低。故引入油压波动系数α作为举升机构优劣的评价参数。
式中Pmax——举升过程中液压系统最大工作压力（Mpa）；
——举升过程中液压系统平均工作压力（Mpa）。
此优化项目，在油缸选取中，细做讨论。
对于比较理想的举升机构，α应小于0.2。整个举升过程中，系统的工作压力是举升角θ的函数，理想的油压特性曲线参加图4—1所示。
以油压波动系数α作为评价指标，则优化的目标函数可写作：
③、优化设计的约束条件
优化设计的约束条件应该根据总布置允许占用的空间决定。为减少优化设计的工作量，一般是在参照同类产品优化设计的基础上进行的，或者先采用总布置设计多确定的集合参数，将其变量的数量和变化范围缩小，再进行优化设计。
确定约束条件时，还应考虑使举升机构各构件之间，或构件与副车架、车厢底板之间不发生运动干涉。
第七章 自卸车液压系统设计
自卸汽车的液压系统由三部分组成：动力部分、操纵部分和执行部分（举升油缸）如图4—18所示。
液压基本原理图如7—1所示：
图7—1
图中：1——压力控制阀；
2——单向阀；
3——换向阀；
4——可调节流阀。
动力部分主要有：取力器、齿轮泵等传动机构。
操纵部分用来控制举升油缸实现车厢倾翻。它应具有举升、停止和下落三个动作。控制阀多采用三位四通阀，操纵控制阀的方式可分为：手动机械杠杆式、手动液压伺服式和气动操纵式三种。
因为选择的是双缸，如何实现两个液压缸的举升过程。则需通过气控换向阀实现。气压控制换向阀，是利用气体压力来使主阀芯运动而使气体改变流向的，根据所得的数据，选取瑞安市世学丰业汽车配件厂生产的气控换向阀，型号为Q23—L15H。
该换向阀控制方式为差压控制，是使主阀芯在两端压力差的作用下换向。
1）用途与特征:
通过气缸作先导控制，推动阀芯的开闭而转换工作机能。在液压系统中起到接通或 卸荷作用，即实现各大型自卸车执行元件举升—中停—下降功能。
2）工作原理:
当气控口a接通气源，推动气控换向阀的阀芯至举升位置使车厢举升。
当气控口b接通气源，推动气控抉向阀的阀芯至下降位置使车厢举升下降，同时泵卸荷。
当气控口不通气源，气控换向阀的阀芯在弹簧力的作用下回到中间位置使车厢举升位置保持不变，同时泵卸荷。
同时，若其中一个液压缸压力大于另外一个，多余的流量会通过该阀流向压力少的一方。以实现压力平衡。
该阀的工作原理示意图如下
3）技术参数：
1.工作压力： 16 MPa — 20 Mpa
2.工作流量：160 L／min(20通径)
3.控制气压：0.4—0.8 Mpa
4.温度范围：-20～+80(C°)
5.粘度范围：10—400 (mm2/S)
6.过虑精度：≤10 (μm)
注：油液最高污染等级按GB／T14039之19／16执行。
4）连接示意图7—2
气控换向阀连接示意图
图7—2
图1—3 自卸汽车的液压系统
液压系统主要元件的性能参数计算与选型
自卸汽车所用的液压元件一般为标准件。故自卸汽车设计者只需完成主要液压元件的性能参数计算和液压元件的选型工作。
7.1举升油缸的性能参数计算
选型依据：最大举升力Fmax和液压系统预先给出的最高工作压力P。可供选取的P有：20.6Mpa、15.7Mpa、13.6Mpa和10Mpa.选取P=20.6Mpa.
最大举升力
式中 η——液压系统的效率，通常取η=0.8；
d—举升油缸活塞直径（m）。
由数据得到 Fmax=148232176(N) 故 ： (7—1)
(7—2)
油缸最大工作行程L：
L=Smax—S0 （m） （7—3）
式中Smax——举升角θ=θmax时，油缸上两铰支点的距离
S0——举升角θ=00时油缸两铰支点的距离（m）.
举升油缸可根据（4—30）、（4—31）确定的d、L及液压系统最高工作压力P进行选取。
L= Smax—S0=530mm (7—4)
7.2液压油泵的选型
油缸工作容积△V为：
液压油泵额定流量Q(ml/s)应满足下式要求
式中 t——举升工作时间（s）。举升机构一般应在15s的时间内，将车厢倾卸到θmax的位置；
ηv——液压系统容积效率，ηv=0.80~0.85。
故液压油泵排量q由下式确定：
式中nbe——液压油泵的额定转速（r/min）。
当液压油泵的排量q、额定转速nbe和液压系统最高工作压力P确定后，即可进行油泵的选型工作、自卸汽车多采用齿轮泵，常用型式有CB、CG、CN等系列齿轮泵。
由得到数据，代入公式的得Q=43.1ml/r （7—5）
3、 油压波动系数α
以举升力系数K作为评价指标，存在一定的局限性。如对某一种形式的举升机构只要加大油缸行程，K值（K0或Kmax）均会降低。故引入油压波动系数α作为举升机构优劣的评价参数。
式中Pmax——举升过程中液压系统最大工作压力（Mpa）；
——举升过程中液压系统平均工作压力（Mpa）．
系统工作中，液压系统最大工作压力为20.6mpa。举升平均工作压力测量得到为17mpa。
带入数据：油压波动系数为：α=0.17 （1—7）
对于比较理想的举升机构，α应小于0.2。满足要求。整个举升过程中，系统的工作压力是举升角θ的函数，理想的油压特性曲线参加图4—17所示。
以油压波动系数α作为评价指标，则优化的目标函数可写作：
所以，综上所诉，选取齿轮泵为天津众德生产的，其型号为：CBT—G55C
额定压力：25mpa
排量：50ml/r
转速：300r/min
第八章 液压缸的设计选用
8.1液压缸主要参数的选定
额定工作压力PN，一般取决于整个液压系统，因此液压缸的主要参数就是刚筒内径D和活塞杆直径d。此两数值按照前面所得的数据确定后，最后必须选用符合国家标准GB/T 2348—1993的数值，这样才便于选用标准密封件和附件。表8—1所示：
液压缸的主要参数 表8—1
液压缸的公称压力系列
| （GB/T 7938—1987）/MPa | 0.63、1.0、1.6、2.5、4、6.3、10、16、 25、31.5、40.0 |
| 液压缸直径系列 (GB/T 2348—1993)/mm | 8、10、12、16、20、25、32、40、50、63、80、100、110、125、160、200、250、320、400、500 |
| 活塞杆直径系列 （GB/T 2348—1993）/mm | 4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 |
| 活塞行程系列 （GB/T 2349—1980）/mm | 第一系列：25、50、80、100、125、160、200、… |
| 第二系列：40、63、90、11、140、180、220、550… | |
| 第三系列：240、260、300… |
（2）使用工况及安装条件
①工作中有剧烈冲击时，液压缸的钢筒、端盖不能用脆性的材料，如铸铁。
②排气阀需安装在液压缸油液空腔的最高点，以便排除空气。
③采用长行程液压缸时，需综合考虑选用足够刚度的活塞杆和安装中隔圈。
④当工作环境污染严重，有较多的灰尘、砂、水分等杂质时，需采用活塞杆防护套。
⑤安装方式与负载导向。安装方式与负载导向直接影响活塞杆的弯曲稳定性。也即活塞杆直径d的选择。
第九章油箱的设计要点
油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定压力的惰性气体，充气压力可达0.05MPa。如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。
9.1 油箱的设计要点
设计油箱时应考虑如下几点。
1）油箱必须有足够大的容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。
2）吸及回应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。
3）吸和回之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/3～3/4。
油箱可分为以下几部分：1—液位计；2—吸；3—空气过滤器；4—回；5—侧板；6—入孔盖；7—放油塞；8—地脚；9—隔板；10—底板；11—吸油过滤器；12—盖板；
4）为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个空气过滤器来完成。为便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。对于不易开盖的油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。
5）油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运、放油和散热。在油箱的适当位置要设吊耳，以便吊运，还要设置液位计，以监视液位。
6）对油箱内表面的防腐处理要给予充分的注意。常用的方法有：
① 酸洗后磷化。适用于所有介质，但受酸洗磷化槽，油箱不能太大。
② 喷丸后直接涂防锈油。适用于一般矿物油和合成液压油，不适合含水液压液。因不受处理条件，大型油箱较多采用此方法。
③ 喷砂后热喷涂氧化铝。适用于除水-乙二醇外的所有介质。
④ 喷砂后进行喷塑。适用于所有介质。但受烘干设备，油箱不能过大。
考虑油箱内表面的防腐处理时，不但要顾及与介质的相容性，还要考虑处理后的可加工性、制造到投入使用之间的时间间隔以及经济性，条件允许时采用不锈钢制油箱无疑是最理想的选择。
9.2油箱的容量计算
油箱容量的计算
液压泵站的油箱公称容量系列（JB/T7938-1995），见表1。
表1 油箱容量JB/T7938-1995（L）
| 4 | 6.3 | 10 | 25 | 40 | 63 | 100 | 160 |
| 250 | 315 | 400 | 500 | 630 | 800 | 1000 | 1250 |
| 1600 | 2000 | 3150 | 4000 | 5000 | 6300 |
根据热平衡条件验算
① 已知单位时间内系统的总发热量Ｈ1（3χ103J / h）;
② 单位时间内冷却器的散热量Ｈ２＝Ｑａ·ρｋ·Ｃｐ·Δｔ（J / h）；
式中：Ｑａ——风扇风量（100m3 / h）
ρｋ——空气密度（取ρｋ＝1.29kg/m3）
Ｃｐ——空气比热容（1.4/kg·K）
Δｔ——散热温差（取Δｔ＝１０Ｋ）
所以算的Ｈ２＝1806（J / h）；
③单位时间内液压系统本身由于温升所吸收的热量
Ｈ３＝（ｃ１ｍ１＋ｃ２ｍ２）ΔＴ （J / h）
式中：ｃ１——油箱材料的比热容
（取ｃ１＝502J/kg·K）
ｃ２——油液的比热容
（ｃ２＝１６７４～１８８３J/kg·K，取ｃ２＝１６７４J/kg·K）
ｍ１，ｍ２——油箱和油的质量（ｋｇ）
ｍ１=1.5㎏；ｍ２=5㎏
ΔＴ ——每小时系统温度与环境温度之差，取ΔＴ=10
所以带入数据算的Ｈ３=1.15χ103（ J / h）
④单位时间内油箱的散热量
Ｈ４＝ＫＡΔＴ （Ｊ/ｈ）
式中： Ｋ——油箱散热系数（0.8Ｊ/ｍ２·ｈ·Ｋ），其大小与环境有关
Ａ——油箱散热面积（2ｍ2）
ΔＴ——系统温度与环境温度之差（一般取８０℃）
所以算的Ｈ４＝128（Ｊ/ｈ）
所以，综上所述，选取邮箱为四川承德生产的编号为：CK8600 120 E1 G的油箱。其尺寸为44.5χ30.5χ15.5（长χ宽χ高mm）
9.3液压系统发热浅析
液压系统油液发热、温度高，会造成操作不灵活、作业不连续、工作无力以及工作压力降低等故障。现就液压系统发热原因及造成的危害和预防措施进行如下简单的分析和探讨。
一、油液发热的原因
（１）油箱容积太小，散热面积不够，未安装油冷却装置，或虽有冷却装置但其容量过小。
（２）按快进速度选择油泵容量的定量泵供油系统，在工作时会有大部分多余的流量在高压下从溢流阀溢回而发热。
（３）系统中卸荷回路出现故障或因未设置卸荷回路，停止工作时油泵不能卸荷，泵的全部流量在高压下溢流，产生溢流损失而发热，导致油液发热。
（４）系统管路过细过长，弯曲过多，局部压力损失和沿程压力损失大。
（５）元件精度不够及装配质量差，相对运动间的机械摩擦损失大。
（６）配合件的配合间隙太小，或使用磨损后导致间隙过大，内、外泄漏量大，造成容积损失大，如泵的容积效率降低，发热快。
（７）液压系统工作压力调整得比实际需要高。有时是因密封过紧，或因密封件损坏、泄漏增大而不得不调高压力才能工作。
（８）气候及作业环境温度高，致使油温升高。
（９）选择油液的粘度不当，粘度大粘性阻力大，粘度太小则泄漏增大，两种情况均能造成油液发热。
二、温度过高的危害[14]
（１）使机械产生热变形，液压元件中热胀系数不同的运动部件因其配合间隙变小而卡死，引起动作失灵、影响液压系统的传动精度，导致部件工作质量变差。
（２）使油的粘度降低，泄漏增加，泵的容积效率和整个系统的效率会显著降低。由于油的粘度降低，滑阀等移动部件的油膜变薄和被切破，摩擦阻力增大，导致磨损加剧。
（３）使橡胶密封件变形，加速老化失效，降低密封性能及使用寿命，造成泄漏。
（４）加速油液氧化变质，并析出沥青物质，降低液压油的使用寿命。析出物堵塞阻尼小孔和缝隙式阀口，导致压力阀卡死而不能动作、金属管路伸长而弯典，甚至破裂等。
（５）使油的空气分离压降低，油中溶解空气逸出，产生气穴，致使液压系统工作性能降低。
三、防治措施
（１）根据不同的负载要求，经常检查、调整溢流阀的压力，使之恰到好处。
（２）合理选择液压油，特别是油液粘度，在条件允许的情况下，尽量采用低一点的粘度以减少粘度摩擦损失。
（３）改善运动件的润滑条件，以减少摩擦损失，有利于降低工作负荷、减少发热。
（４）提高液压元件和液压系统的装配质量与自身精度，严格控制配合件的配合间隙和改善润滑条件。采用摩擦系数小的密封材料和改进密封结构，尽可能降低液压缸的启动力，以降低机械摩擦损失所产生的热量。
（５）增设必要的冷却装置。
第十章 该系统选取材料
见图10—1所示。
| 名称 | 型号及厂家 | 名称 | 型号及厂家 |
| 油缸 | CK8600130E2G 山东兴田 | 换向阀 | CK8600180E4G 成都柯世达 |
| 油箱 | CK8600120E1 G 四川承德 | 油泵—阀高压总成 | CK8600150E3G 成都柯世达 |
| 齿轮泵 | CBT—G55L 天津众德 | 换向阀—手动换向阀气管总成 | CK8600190E3 成都柯世达 |
| 气控换向阀 | Q23—L15H 瑞安市世学丰业汽车配件厂 | 单向阀 | CK8600130E2 成都柯世达 |
结 束 语
随着科学技术的进步和人们审美观念的变化，人们对商品的实用性和宜人性的要求愈来愈高，产品外观在市场竞争中所起的作用也越来越重要。专用汽车作为人类的经济生活中重要生产设备，也不再单纯局限在野外矿山作业施工，而越来越深入到我们生活的各个角落，人们在完善其功能、提高产品质量和可靠性的同时，对其产品的外观造型要求也越来越高。
专用汽车不仅要结构科学合理，性能优越，还要美观大方，充分满足人们在实用和审美两方面的需求。工业设计就是完成该项任务的有效工具，工业设计已成为增强产品附加值和竞争力，加快产品的开发速度，优化产品结构，实现技术美、性能美与形式美的协调统一，提高经济效益的一种重要手段。
本文是在李玉军老师的悉心指导下完成的。在毕业设计这一个多月的时间里，老师十分关心论文进度，时时询问论文完成进程，无论在资料的收集还是论文的完成过程中，老师都在百忙之中给我以帮助和指导。在我陷入迷途、困惑不解的时候，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路；在我意志消沉、颓废不振的时候，又精心点拨和热忱鼓励，给予我不断探索深入研究的勇气。在此谨向尊敬的导师致以崇高的敬意和衷心的感谢。
同时，感谢我的室友、同班同学以及相识的好友们，在这三年大学生涯中，是你们给予我无尽的帮助和无穷的快乐，从你们身上我学到了很多很多。
最后感谢感谢我的爸爸妈妈，感谢你们多年来在生活上对我无微不至的关怀和学习上无私的支持，没有你们的鼓励与支持就没有我的今天。
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