25吨自卸车举升机构设计7.92

VIII 1 绪 论1.1研究背景和意义近年来随着我国经济的快速发展，国家对基础设施建设项目的大力投资，在各种机械化施工中,自卸汽车的需求量越来越大，自卸汽车的应用范围也越来越广。根据2016年我国汽车市场相关数据统计显示，2016年国内自卸车市场迎来了一次新的增长高峰期，数据显示重型自卸车在2016年一季度的销量为1.2万辆，同比增长4.6%，中型自卸车销量为0.2万辆，同比增长49.5%，轻型自卸车销量1.7万辆，同比提升42.5%。根据中国汽车协会相关统计数据显示，2015至2017年，我国自卸车的销售量连续三年持续增长，由此可见随着政府对国内基建投资力度加大且审批速度加快，房地产市场在国家政策的大力扶持下继续升温，基础设施建设工程项目和房地产项目的大面积开工，各类建筑材料与垃圾的运送需求量也在大幅提升，从而促进了自卸车市场需求量的提升，伴随着自卸车持续增长的需求量，设计性能优良的自卸汽车便成为各生产商的当务之急。自卸车是通过借助汽车发动机动力驱动液压举升机构而自行完成卸载货物的工作，并且依靠车厢自重完成复位的专用车辆（如图2所示）。自卸车的动力是由汽车发动机提供，驱动液压举升机构而将车厢举升至最大角度时完成卸载货物，并且依靠车厢的自重完成复位。自卸汽车通常由二类底盘、举升机构、液压系统，车厢和副车架等部件组成。自卸车按其用途可分为两大类：一类是重型和超重型自卸汽车。主要应用在矿场，码头，工地等。另一类属于普通轻型自卸车，主要承担煤炭、渣土、垃圾、建材、等松散货物的装卸运输工作，通常与装载机配套使用。自卸汽车按卸货方式的不同可分为前卸式自卸车，底卸式。自卸车的车厢由前，后，左，右及底栏板组成，主要分为簸箕，侧倾，三面倾，后倾式车厢。自卸汽车的最大优点是实现了卸货的机械化 ，提高了装卸货物的效率、减轻了劳动强度和降低了生产成本。 图2 重量型自卸汽车举升机构是自卸车中最核心的结构，也是决定自卸车性能好坏的最重要的指标，它的性能如何将直接影响自卸汽车的工作效率，因此研究举升机构的结构，优化举升机构的性能是对提高自卸汽车工作效率起着决定性的作用。1.2国内外研究现状1.2.1国外研究现状国外对自卸汽车举升机构的优化设计的研究起步比较早，刚开始都采用的类比作图试凑的办法，这种方法缺点比较明显工作量繁重，设计误差较大,设计过程中需要多次作图试凑, 盲目性较大。20世纪60年代，罗伯森，凯恩等人开辟了多刚体系统动力学的新学科。它是在经典力学的理论基础上对于多个刚体组成的复杂的系统经过运动分析后，构建数学模型,借助计算机建立方程求解。1985年在第二届国际多体系统动力学讨论会上,对多刚体系统的发展做了回顾与总结，这也标志多刚体系统动力学体系的已经成熟。1994年Garcia和Bayo提出了笛卡尔坐标方法,它用参考基点的笛卡尔坐标和参考基矢量的笛卡尔分量描述构件的位置和姿态,给出了求解仿真时用到的高效计算方法。20世纪末，美国通用公司，福特公司，日本丰田公司开始将虚拟样机技术应用于汽车的设计研发过程中，对汽车各个系统结构进行模拟仿真，利用计算机建模计算，大大的节约了研发时间，降低了生产成本。1.2.1国内研究现状国内对于自卸汽车举升机构的研究起步比较晚晚，80年代我国从国外引进自卸汽车举升机构优化设计的相关技术，早期我国也采用经验类比法，根据现有举升机构的大小，凭经验按照一定的比例缩小或者放大机构的尺寸进行机构的优化设计，由于举升机构的复杂性，往往在设计过程中预留比较大的安全系数，使材料的使用效率降低，设计制造成本高，周期长，影响自卸汽车性能的提高。1985年青岛专用汽车研究所的于新永在举升机构优化设计中提出三角臂和前后举升支点为设计变量。通过改变设计变量的坐标参数，进而得到目标函数的优化值的方法，这种方法采用作图与解析计算并用，需要对举升机构各部件在举升过程中进行运动受力分析，计算量较大。1986年汉阳专用汽车研究所的周国光提出了自卸汽车举升机构产品系列化设计思路简化了设计工作量，在最短的时间内以最快的工作效率设计不同的举升机构以适应不同吨位自卸车的运输需求。1989年南京晨光机器厂设计研究所的贺龄山在举升机构的优化设计中结合电算程序，将举升机构的优化工作量大大地降低，提高了设计精度。1994 年，吉林工业大学杨桂林在油缸后推式举升机构的优化设计中采用编制电算程序，利用计算机辅助设计的办法，解决了传统图解法工作量大，举升机构工作个状态难以具体分析的缺陷。进入21世纪后，伴随着计算机技术的快速发展，计算机辅助设计和模拟仿真软件开始大量应用于汽车设计中。2003年武汉理工大学余良富，马力，王元良等人提出了矩举升机构阵变换算法利用MATLAB编制程序进行优化运算，该方法程序编写简洁，运算速度快，适用于各种举升机构的优化设计。2004年广西工学院汽车研究所的韦志林，黄贵东等人将多体动力学仿真软件ADAMS应用于对某重型自卸车的举升机构进行仿真模拟研究。2005年集美大学凌锡亮通过应用Pro/E对油缸前推式举升机构进行仿真，对机构可以进行运动过程中受力分析，机构干涉的验证。使设计人员在已知目标的基础上，通过修改变量参数，快速实现举升机构优化设计2005 年安徽飞彩有限公司技术研究院 徐德鸿利用三维设计软件Solid Works对油缸前推式举升机构进行三维建模并计算出油缸最大推力后，借助软件自带的comosx press插件对举升机构各构件进行计算校核，分析得出构件的最大受力处，最小安全系数等值，最后设计出最理想的举升机构。2007年黑龙江工程学院 赵鹤飞等人以MATLAB软件为工具，通过对装载机举升机构进行理论分析和数学建模，确定约束变量，约束条件和目标函数，通过修改参数，实现了举升机构在任意位置时的优化分析，并生成了优化前后举升机构各性能指标的对比。同年武汉理工大学汽车学院的 赵永辉等人采用拓扑优化技术对自卸汽车举升机构三角臂进行研究使优化后的结构质量较之前三角臂的质量下降了百分之二十，而经过优化后的机构在强度上较原始构件强度大大增加。2008年熊朴借助CAE软件构件油缸后推式举升机后的模型，精确计算出举升过程中各点的位移，速度，受力等，将举升机构全程工作中各状态下的参数值全部掌握，将车厢中心位置，三角臂长度，举升机构铰支点坐标等作为设计变量，通过对这些参数的取值，从而迅速完成不同举升机构的优化设计。2009年南通航运职业技术学院 孙旭运用机械设计仿真软件Solid Works建立了组合连杆式举升机构的虚拟样机，对此机构进行仿真模拟，将各零件的受力传回给COSMOSWorks软件得到整个工作过程中举升机构最大举升角，并利用有限元分析对零件结构进行了结构改进和校核。这种方法仿真效果好，可以实现举升机构快速优化设计的目的。2010年陕汽集团工程师张建平等人通过多年对T式举升机构的研究分析，在此基础上利用计算机编程开发出了对T式举升机构优化设计的软件，该软件通过依据T式举升机构的设计的计算，将公式写成代码，编制成程序，通过对T式举升机构的设计变量参数进行计算，可以将结果心境优化调整，能够实现快速的的构件设计。降低了工作量，缩短了设计周期，提高了工作效率。使自卸汽车T式举升机构的优化设计实现了标准化，系列化，节约了生产成本，取得了很好的效果。2011年福建机械科学院工程师李建华通过对连杆放大式举升机构的运动原理分析，采用作图法对连杆放大式举升机构布置，作图表示出连杆放大式举升机构的运动受力分析，选择举升力系数作为目标函数，采用Pro-E软件对连杆放大式举升机构进行建模，并进行构件的三维装配最后进行运动仿真模拟。同年，江苏海鹏特种车辆公司 赵静一等人借助ADAMS软件对某型自卸车进行参数化建模，目标函数选择为油缸的最大举升力的值最小，举升机构的的铰接点位置坐标为设计变量，举升机构最大举升角度为约束条件，通过软件建立虚拟仿真模型，通过对设计变量坐标计算优化分析，确立了举升机构铰接点的位置布置，提高了自卸汽车的经济性和车厢倾卸货物的操作稳定性。2012年西华大学 李晓峰利用AMESIm软件对自卸汽车液压油缸进行建模，根据几何解析的方法计算举升机构工作过程中载荷的变化，通过修改设计变量参数值，对整个机构进行运动仿真，从而找到最优的理论值，再不断进行后续的实验，通过这种方法大大地缩短了设计研发的周期。同年重庆交通大学李伟等人利用SimDesigner软件对油缸前推式举升机构进行举升机构力学模型构建，然后进行动力学仿真，根据结果对设计变量进行优化，最后得到举升机构优化后各性能的指标，这种方法应用性强，可缩短设计研发周期。 2014年桂林航天工业学院王国富等人通过建立多柔体动力学仿真模拟模型，实现了将有限元和多体系统动力学技术的耦合，对油缸前推式举升机构的举升工作过程进行了仿真模拟，得到了油缸前推式举升机构在举升至任意角度时各构件受力的变化图和各柔体的应力变化图，对油缸前推式举升机构核心部件的优化设计提供了参考信息和指导性建议。2015年赵玉成等人借助ANSYS软件对自卸汽车油缸前推式举升机构进行建模并做分析瞬态仿真模拟，在油缸前推式举升机构的工作过程中，得到了举升机构不同时刻，不同位置时，的受力情况，以及整个运动过程中核心构件的应力分布变化情况。实现了对举升机构的动态分析。同年刘万顶等人借助Cero软件中的虚拟样机技术对自卸汽车进行卸货过程的动力学模型的构件，实现了对自卸车整个卸货过程的运动仿真，分析了举升机构随举升角增大过程的受力变化曲线，为自卸车举升机构的优化设计提供了新的方法与思路。2016年北京科技大学黄宏伟等人在油缸前推式举升机构的工作过程中的运动及受力分析的基础上，对举升机构构建多目标优化数学模型，采用NSGA-算法对模型进行多目标优化计算分析，获取结果后对举升机构中三角臂进行刚柔耦合分析，得到优化前后油缸前推式举升机构的性能对比曲线，从而确定了三角臂的设计方案。1.3、研究内容：本课题通过对自卸汽车T式举升机构的介绍，对运动原理的阐述和对举升机构进行运动学分析，获得T式举升机构工作过程中的结构参数，设计变量和优化目标函数，构建立优化函数模型，通过改变变量参数，利用计算机软件MATLAB中优化函数工具箱对构建的模型进行计算分析， 获得目标函数的最优值（最佳油压特性曲线，最大举升角度，各部件不发生运动干涉时最小的几何参数）确定函数变量的取值，从而获得整个举升机构的优化布置方案。1.4、研究方法与手段（1）T式举升机构运动原理作图分析（2）对T式举升机构进行运动受力分析，收集各结构部件参数（3）构建T式举升机构的优化模型确定设计变量和优化目标函数，选择约束条件（4）利用MATLAB 中对优化函数对模型进行计算分析，确定最优方案。1.5技术路线:开 始对T式举升机构进行运动分析构件优化模型利用MATLAB中优化函数计算确定最优值 目录摘要IIAbstractIII1绪论11.1设计的目的和意义11.2国内外研究概况和发展趋势11.3设计内容31.4举升方案的选择32举升机构的设计计算52.1自卸车各部分参数的确定52.2举升机构各个铰点坐标的确定62.3举升机构受力计算92.4举升机构受力分析112.5举升机构运动干涉检查143举升机构关键零件尺寸及校核163.1拉杆尺寸与校核163.2车厢后支座校核183.3中支座的设计校核193.4三角臂尺寸及校核213.5销轴的选择223.6各销轴强度校核224液压系统的设计254.1液压系统图254.2液压油缸的选择及校核264.3其它液压元件的选择304.4验算液压系统性能335总结345.1设计的特点345.2设计不足与期待35参考文献36致谢38附录3925吨自卸车举升机构设计摘要目前，专用汽车中应用领域最广泛的当属自卸车。无论是城市房屋桥梁的建设，还是矿山的开采，自卸车在运输物料中都扮演着及其重要的角色。因此自卸车的举升机构在卸载货物的过程中十分重要，它不仅取代了人工卸货解放了生产力，而且提高了卸货的效率。在众多的举升机构中，本次设计根据要求选择后推式连杆组合机构加伍德式举升机构。这种举升机构的特点是举升较平顺、转轴反力小、活塞杆行程短等。所以本次对它进行详细的设计，从自卸车的最大举升角到各个杆件的尺寸都有详细的设计说明。本文根据整车的参数对举升部分的三角臂、拉杆以及液压缸的各项参数进行了尺寸设计和受力校核，使用多种工具对机构进行分析计算。不仅提升了设计的效率而且使得设计也更加合理。通过本文不仅可以清楚的了解到自卸车后推杆式举升机构的工作原理，还能知道举升机构的各个运动的过程及受力情况。关键词：自卸车，后推杆式举升机构，液压系统，液压缸AbstractAt present, the most widely used is the dump truck car in the car application area. Whether it is the construction of a city building 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 efficiency 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, 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 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 distribution.Key words:Dumper, Hydraulic system, Gawood elevating mechanism ,Hydraulic cylinder 1 绪论1.1 设计的目的和意义近年来随着国家重大工程的建设，自卸车作为最便捷的搬运工具也成为了工程项目中不可或缺的一员。为了能够更快的完成各种各样的货物的运输，自卸车的卸货能力成了一个参考的指标。安全高效是改革的特点，同时也是我们设计人员的目标，提高自卸车的载重便是大幅度的提升了工程建设中货物的搬运效率。尤其在近几年国家对道路桥梁等基础设施的建设中自卸车可谓是迎来了春天，但并不是载重越大自卸车就越好，装得多还要举得起放得下，所以自卸车的举升机构就肩负起了卸货的重任。自卸车的举升机构是让自卸车有别于其它车辆的重要机构，它不仅能将货物从车厢内倒出，而且还是提高卸货效率的关键因素。所以为自卸车设计出能够快速举升并且安全可靠的机构是非常重要的。现在使用的举升机构主要有直推式和连杆组合式，连杆组合式分为前推杆和后推杆。前推杆的特点是举升力系数小、省力、油压特性好，但缸摆角较大活塞杆行程稍大。使用后推杆主要有转轴反力小，举升力系数大，活塞行程相对较短，举升臂较大的优点1。所以为25吨的自卸车设计使用后推杆式的举升机构，可以提升它在实际生产中的效率，而且后推杆的举升力和同规格下其它形式的举升机构相比举升臂更大，举升的货物也更重。为了让25吨的自卸车在工程建设中更受欢迎，让企业生产出更实用的自卸车。所以我以“25吨自卸车举升机构设计”为课题进行设计，通过查阅资料考察同类车型设计出更好更实用的举升机构。1.2 国内外研究概况和发展趋势当今世界集科技、信息、能源于一体，建桥铺路、开山挖矿、填海造陆都能见到自卸车的身影。作为重要的搬运工具，各个国家都设计生产了不同型号的产品。我国主要有解放、东风和重汽三大品牌。其中解放以生产、销售中型和重型自卸车为主，它们的销量已经多年位居行业第一。东风公司生产的自卸车是整个市场的主流车型。而重汽牌的自卸车主要有质量好、结构设计合理以及结实耐用几大特点。在国外生产自卸车的厂家也较多，而且在超大型的自卸车技术上也处于先进的水平。这其中一个原因就是国外在这方面投入的科研人员较多且装备制造的技术也有一定的领先。不过在举升机构的方面大多是以直推式和连杆组合式为主。我国在下一个五年计划中将会加大力度建设基础设施，房地产、高速公路、港口、机场、矿山都将是自卸车的用武之地，轻量化、专业化及重型化将是整个自卸车发展的风向标。从50年代我国由解放CA10型汽车变型的自卸车起步，历经60年代JN150变型的自卸车生产，15T交通牌以及32T上海牌自卸车的试验研制；70年代本溪60t和100t自卸车的生产；我国自70年代开始采用大型矿用自卸车，其中采购了大量进口车约占80 ，也有相当大的一部分电传动车占据了自卸车进口量的95 以上。自卸电传动车自打60年代制造出来以后，普遍采用直流电牵引传动系统，途经直流到直流传动和交流到直流传动两个重要的发展阶段。90年代之前，世界上最大的电传动自卸车的载重总量仅仅在200吨以内。到90年代后期交流牵引传动技术越发成熟，所以该技术开始应用到自卸车上，以至于大型自卸车的载重量有了空前的发展。世界上出现的第一台真正能够投入生产运输的交流传动自卸车是美国Haulpak工厂生产的930E型自卸车，载重量达281t。该自卸车的交流调速传动系统是由美国GE公司配套提供。它的发动机型号和轮胎选用分别采用MTU和DDC公司合作生产的MTU16V396TB44和日本BRIDGESTONE公司生产的4895R57。近年因为电子电力和控制技术的飞速发展，变频调速技术日趋完美成熟，成本不断下降。所以，在最近几年交流变频调速系统已开始向小吨位车辆发展偏移。进入21世纪，我国自卸车的销售量几乎每年都在增长。2016年16月份自卸车累计产量为104086辆比2015年同比增加了76548辆增长36%，略高于2014年同期产量2。随着“十三五”计划的推进，我国工程建设的不断增加，自卸车的需求量也将会不断增加。届时各种中型和重型的货车将会在运输方面广泛使用。现在我国自卸车已发展成品种。但同世界经济发达国家生产的自卸车相比，仍有一点点的差距。近年来，国内自卸车举升机构的研究也呈现出比较积极的局面，从优化设计到数学建模以及机构仿真，研究不断深入，并且紧跟时代步伐，做出了很好的成绩。1.3 设计内容此次设计的目标是25吨的自卸车举升机构，要求在满足法律法规的基础下进行设计。其最大举升角要在5060之间，整车质量为25吨，举升总质量为12.6吨。主要的设计内容包括：（1） 举升机构的最大举升角选择，（2） 三角臂和拉杆的几何尺寸计算，（3） 液压缸的选择，（4） 液压系统的设计以及举升机构中各个零件的校核计算。1.4 举升方案的选择在自卸车的的发展中，举升机构的设计发展最受人们的关注，所以经过工程师们不断地设计改进举升机构发展成了最常用的两大类。一类是液压油缸直接于车厢相连，液压力直接作用在车厢上的直推式举升机构；另一类则是通过连杆机构将液压缸和车厢连接在一起达到举升的目的。根据油缸安装的特点又分为不同类型的连杆组合机构。各种机构的类型特点如表1-1所示：表1-1 举升机构分类及特点特点类型优点弊端油缸前置式举升机构油缸安装在车厢的中部，油缸行程较小，举升力较大多采用双缸双柱式油缸3。横向刚度不足， 采用多节伸缩时密封性较差。油缸中置式举升机构油缸安装在车厢的前部，油缸的举升力较小，多用于重型自卸车上。油缸前推杠杆平衡式举升机构这种举升机构通过拉杆与车厢底板相连，举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好；拉杆几乎是垂直顶起车厢，机构启动性能好4。三角形连杆的几何尺寸较大，结构不紧凑；油缸摆角较大，工作行程较大，液压管路不易布置。油缸后推连杆放大式（加伍德式）举升机构三角臂与车厢底板相连推动车厢，启动性能较好，并能承受较大的偏置载荷；举升支点在车厢几何中心附近，车厢受力状况较好。该机构举升力系数大，工作效率较低。比较上述几种举升机构，最后选择后推连杆组合式举升机构，又叫做“D”式（加伍德式）举升机构，它具有启动性能好能够承受较大偏置载荷的特征，而且有举升臂放大系数大及活塞行程短等一系列优点。后推杆式举升机构的结构如图1-1所示：图1-1 后推杆式举升机构1车厢底板；2三角臂；3拉杆；4液压缸；5车架油缸和拉杆分别铰接在副车架上，举升时油缸活塞杆伸出将三角臂顶起从而使三角臂将整个的车厢举起。2举升机构的设计计算2.1 自卸车各部分参数的确定自卸车底盘的选择：在汽车的底盘中，25吨的自卸车多使用二类底盘，为满足要求选用东风汽车公司生产型号为EQ3251GX5DJ的底盘，底盘的具体参数如表1所示：表2-1 EQ3251GX5DJ底盘参数质量参数（kg）底盘尺寸参数（mm）后悬1180总质量25000总长8900前轮距2040整备质量9600总宽2550后轮距1880允许前轴载质量7000总高3450接近角（）19允许后桥载质量18000轴距4100/1350离去角（）31车厢的尺寸参数的确定：经过和同类型同吨位的自卸车进行比较选择，按照国家相关法律法规确定车厢的长度为5600mm，宽为2300mm，高为1100mm。车厢的高度不宜太高，太高会使整车的质心位置变高增加了行驶过程中的危险性，如图2-1所示为车厢的结构图。图2-1 车厢建模车厢最大举升角的确定：自卸车能够将货物倾倒干净是因为在举升机构将其车厢举升到一定的角度上货物的安息角小于了举升的角度，所以这时的举升角度就是整个举升机构的最大举升角度，它是设计举升机构的一个不可或缺的参数。根据表2中的常见货物的安息角即可确定举升机构的最大举升角度。表2-2 常见货物安息角物料名称焦炭铁矿石煤炭铜矿细砂粗砂石灰石粘土水泥安息角（）504045274535453035504045504050由于自卸车的最大举升角范围在5060之间，所以根据表2-2中货物安息角可以确定最大举升角度为52。这样既保证了或物可以倾倒干净，还不会使车厢在举升过程中发生运动干涉。2.2 举升机构各个铰点坐标的确定本节主要利用作图法结合两点间的距离公式以及点到直线的距离公式确定各个支点的参数。首先要初步确定液压缸的初始安装长度和最大行程，由于选择的是后推式连杆组合机构它的液压缸活塞有行程较短的特点所以可以跟据液压元件手册中表2-5-9初步确定液压缸的缸径为200mm，行程S在400mm500mm之间选取较小的值400mm。由上述手册中的表格可以确定液压缸的安装长度L0为700+400=1100mm，为了保证车厢和副车架能够完全接触且不发生干涉，液压缸要设计一定的予伸量20mm，所以液压缸的最后安装长度确定为1120mm，工作行程的最终值为380mm。有了上述初定的各项参数就可以利用作图法对机构之中的各个杆件进行计算了5。（1） 以车厢和副车架连接的铰点作为坐标的坐标原点O，车头方向为横坐标X的正半轴，车厢向上为Y轴的正半轴建立坐标系。（2） 设三角臂连接车厢的铰点坐标为 (,)。由经验公式可以确定出的横坐标： （2-1） =150380/52 =1096mm式中R取值范围140mm160mm，当L的值较小时取下限这里取150mm；L油缸的最大行程（mm）；最大举升角（）；为车厢机构允许的最大值，这里取值为260mm。举升机构液压油缸和副车架的铰点坐标为D(,)。由经验公式确定，计算得到的值为1382mm。是举升机构中允许使用的最小值，故取值196mm。（3） 过点作线，使其与横坐标轴成夹角，令=04；以液压缸安装长度为半径D点为圆心画圆交线于点，连接DB0即是油缸在举升角度为0时的中心线。（4） 连接O，并将O绕O点顺时针旋转角，点转到C点；再以C为圆心，以为半径画弧；又以D点为圆心，以+L为半径画弧；两弧交于B点，DB即为最大举升角时的油缸中心线。（5） 以B点为顶点，作=，=68,再以为顶点作=。若为通轴，则可适当加大。（6） 作，的垂直平分线交于F点，连接DF设CB和的延长线夹角为。以F点为顶点，作，交于A点，则，和A，B，C分别为=0和=52时三角臂的三个铰支点6。这样，经过不断的尝试和调整可以得出，D各铰支点的横纵坐标值，进而获得拉杆DA0，三角臂的几何尺寸。如图2-2所示：图2-2 举升机构原理图经过计算和测量可以得到举升机构在初始位置=0以及=52时的各个铰点的坐标，因此也可以得出拉杆的尺寸和三角臂的三条边的尺寸。具体数据如表2-3所示：表2-3 各铰点坐标参数铰点X坐标Y坐标A0419-235B0448215C01096260A506359B146461C4521032AB的长度445mmAC的长度838mmBC的长度647mmAD的长度963mm2.3 举升机构受力计算作各力力臂如图2-3所示：图2-3 各部分受力分析以车厢为分离体，对车厢和副车架的铰点O取矩得7： (2-2)则 (2-3)式中 N三角臂对车架的作用力（N）； G举升总重力（N）； OHN力对O点的力臂（m）。在直角中：，则三角臂对车架的作用力 (2-4)式中 (2-5)过C点作G的作用线的平行线CE，则,即为N力与G力的夹角。在中： (2-6)在中而又因为在中： (2-7)而N力与G力之夹角，所以在N、G、R三力构成的力三角形中8： (2-8)过B作，延长DA与交于K点，则 (2-9)在中： (2-10)以举升角为时的三角臂为独立体，油缸对三角臂的推力设为P，则其必然通过DB；拉杆对它的拉力是T，其作用线必定过AD；因为，所以车厢对三角臂的反力一定和BK的方向同向，三力共同构成三力汇交力系如图2-4所示：图2-4 三角臂三力汇交力系在三角形中： (2-11)由前面的计算可以求出各个力的大小，从而可以分析各个杆件在举升任意举升角时的受力情况。知道了各个力之间的关系，以及各个铰点的坐标将数值带到公式中就能求出在不同举升角度的时候各个部位受力的大小，方便了对零件强度校核的计算。2.4 举升机构受力分析综合前两节各个点的坐标和，利用EXCEL的计算功能将公式作为函数在表格中进行详细计算，计算出在举升任意举升角时三角臂对车厢的作用力N，液压油缸的推力P以及拉杆的拉力T如表2-4所示：表2-4 举升任意角时的各力大小举升角()弧度NPT0067860.93465332.1407165.610.01745367569.64463334.7405417.820.03490767257.76461196.1403546.630.0523666925.4458917401552.440.06981366572.66456498.2399435.950.08726666199.63453940.3397197.860.1047265806.44451244.2394838.670.12217365393.2448410.5392359.280.13962664960.05445440.3389760.390.1570864507.1442334.4387042.6100.17453364034.51439093.8384207.1110.19198663542.41435719.4381254.5120.2094463030.96432212.3378185.8130.22689362500.31428573.5375001.8140.24434661950.61424804.2371703.7150.26179961382.05420905.5368292.3160.27925360794.79416878.6364768.8170.29670660189.01412724.7361134.1180.31415959564.9408445357389.4190.33161358922.64404041353535.9200.34906658262.44399513.9349574.6210.36651957584.49394865345506.9220.38397256888.99390095.9341334230.40142656176.17385208337057240.41887955446.24380202.8332677.4250.43633254699.41375081.7328196.5260.45378653935.93369846.4323615.6270.47123953156.01364498.4318936.1280.48869252359.9359039.3314159.4290.50614551547.85353471309287.1300.52359950720.09347794.9304320.5310.54105249876.88342012.9299261.3320.55850549018.48336126.7294110.9330.57595948145.15330138.2288870.9340.59341247257.15324049283542.9350.61086546354.76317861.2278128.5360.62831945438.24311576.5272629.5370.64577244507.89305197267047.3380.66322543563.98298724.4261383.9390.68067842606.8292160.9255640.8400.69813241636.64285508.4249819.8410.71558540653.8278768.9243922.8420.73303839658.57271944.5237951.4430.75049238651.26265037.2231907.6440.76794537632.18258049.2225793.1450.78539836601.64250982.7219609.8460.80285135559.95243839.6213359.7470.82030534507.42236622.3207044.5480.83775833444.38229332.9200666.3490.85521132371.16221973.7194227500.87266531288.08214546.8187728.5510.89011830195.46207054.6181172.8520.90757129093.65199499.3174561.9计算出详细的受力情况就可以将三角臂对车厢的作用力N，液压缸的推力P以及拉杆的拉力T与举升角的关系作出如图2-5所示的曲线，有了曲线不难看出各力的大小及走向。举升机构中作用力最大的是液压缸的推力，这是因为举升重物的全部举升力都来自液压缸。在举升的过程中液压缸的推力逐渐减小随着举升角的增大。拉杆在举升机构中也有着很大的作用，它的受力也是随着举升角的增大而减小由此可以确定该举升机构在初始位置起重时对机构的强度要求较高所以后面主要的举升角为零时的零件进行校核。图2-4 举升机构中各力随举升高度变化图举升机构的好坏可以通过一些参数来判断，其中有一项举升力系数就是对举升机构进行评价的一个指标。它是油缸的有效推力和举升最大的重量的比值，这个值越小代表着举升机构的性能越好。通过上述的计算有了举升时油缸的推力就可以得到举升力系数K9: （2-12）式中 F油缸的有效推力（N）；M举升的总质量（kg）；不同的举升角度的举升力系数存在差异，通常情况取初始位置和最大举升角的举升力系数作为评价的指标。由于举升力系数存在一定的局限性，所以引入起始油压和油压波动系数来对举升机构进行评价10。起始油压： （2-13）式中 开始举升时的油压（MPa）； 最大举升角时的油压（MPa）。油压波动系数： （2-14）式中 平均油压（MPa）。经过计算得出举升机构的性能参数如表2-5所示：表2-5 举升机构各个性能参数评价指标性能参数举升力系数1.831.95起始油压油压波动系数由表2-5中的数据可以看出举升力系数在一个比较理想的范围类，但是起始油压和油压波动系数都较大，说明该举升机构还可以进一步对它进行优化。2.5 举升机构运动干涉检查虽然计算出了举升机构中各个点的坐标，也确定了各个点的运动轨迹。但是那些只是一个点的运动，并不能说明举升机构的各个零件就能正常的运动。因此将各个坐标值转化为零件的实际尺寸进行建模分析。如图2-5是装配好的举升机构的整个装配图。整个举升机构由副车架、拉杆、液压油缸、三角臂和车厢组成。当液压系统向液压缸供入高压油时，液压缸的活塞杆向外推出，这时三角臂受到油缸的推力开始将车厢举起。整个过程中液压缸的底座与车架是铰接在一起的，拉杆也与副车架的支座通过销轴铰接在一起所以是可以运动的。三角臂的运动状态关系到整机构的运动是否会出现干涉，它的一头与车厢的支座铰接在一起，一头与油缸的活塞杆铰接在一起，还有一个铰接孔与拉杆铰接在一起。所以三角臂不仅要保证不与车厢发生干涉，还要保证和油缸的运动也要不发生干涉。图2-5 举升机构总装图利用solidworks的移动碰撞检测功能如图2-6所示，拖动车厢检查机构中是否有干涉。当拖动车厢绕后支座的铰点旋转时，液压缸活塞杆会升出来直到活塞与缸盖接触发生碰撞时停下来这时候就是举升机构举升到最大角。如果拖动车厢运动的过程中没有发生任何碰撞停止说明整个举升机构的运动没有干涉。图2-6 solidworks碰撞检测检查3举升机构关键零件尺寸及校核3.1 拉杆尺寸与校核拉杆主要承受拉力，其一端铰接在车架的前支座上，另一端则与三角臂铰接在一起。因此要对拉杆的拉应力强度进行校核。为了能够经济实用节约材料，拉杆的截面设计称矩形，两端采用焊接将铰接的耳环和孔焊在拉杆上，这样还能降低车的整备质量提高装载效率11。这里选用Q235钢来作为拉杆制造材料，拉杆的截面尺寸如图3-1所示：图3-1 拉杆横截面尺寸由于机构中用的是两根拉杆，所以每根拉杆所受的最大拉力为，T是拉杆所受总拉力在上一章中已经算出为407165.6N。故根据公式： (3-7)式中N每一跟拉杆所受的拉力（N）；A 拉杆的截面面积（）。经过计算出=127.2MPa，查得Q235钢的许用拉应力为160MPa，因此拉杆的拉应力，所以设计的拉杆满足强度要求。拉杆上的孔受力也非常大所以对耳环（图3-2）和孔（图3-3）的校核是必要的，为了保证耳环和铰接孔的部位在工作时不发生断裂，这两处的拉应力必须在材料的许用拉应力的范围之内12。制造耳环和铰接孔的材料为Q235钢，铰接孔的直径为80mm，厚度为 25mm；与三角臂铰接耳环孔的直径为40mm，厚度总和为24mm。对其校核公式同式（3-7）校核如下：图3-2 拉杆连接车架处结构与车架连接处铰接孔的拉应力：MPa160MPa，满足强度要求。图3-3 拉杆连接三角臂处结构与三角臂铰接处耳环拉应力：MPa160MPa，满足强度要求。由于拉杆的两端有焊接所以须对焊缝的强度进行校核，焊缝处应力大小的校核公式如下： (3-8)式中F拉杆所受的拉力（N）；A焊缝处的面积（），计算得0.00264；焊接效率，取0.7。与车架支座连接的孔的焊缝强度为：MPa160MPa所以此处的焊缝强度满足设计要求。与三角臂连接的孔的焊缝强度为：MPa160MPa，所以此处的焊缝强度满足设计要求。经过上述校核计算，拉杆的整体设计满足强度要求设计合理。经过设计的拉杆如图3-4所示：图3-4 举升机构拉杆建模3.2 车厢后支座校核车厢与车架连接是通过车厢后支座铰接在一起，支座采用焊接的方式和车厢连接为一体，利用销轴与车架铰接。这里的焊接主要是起固定作用所以不用校核，主要校核内容为支座的强度校核。车厢支座的材料选用45号钢=190MPa，车厢支座在举升角为0时也就是举升的初始位置受力最大，利用上一章中坐标可以求出此时的力F为13： (3-9)式中举升的总重量（N）；举升机构质心初始位置时的横坐标；车厢与三角臂铰接点在初始位置时的横坐标。经过计算此时后支座的受力F=126009.8（1434-1096）/1096=38080.5N，车厢后支座的结构如图3-5所示：图3-5 车厢后支座结构示意图车厢上有两个后支座所以每个支座所受的力为N，支座的受力面积A=0.060.042=0.0048，根据式（3-7）可以计算出每一个后支座所受的应力强度MPa190MPa。所以车厢后支座强度满足设计要求。3.3 中支座的设计校核如图3-6所示是中支座结构简图，它的主要作用是将举升机构固定在车厢上。支座上焊接的有两组耳环每一组两个，分别与举升机构的三角臂铰接。为了防止支座变形采用Q235钢制造的空心型钢，并在上面加焊两个筋板以保证支座的强度。筋板的厚度为20mm，其中每一个耳环的厚度为10mm。所以校核的主要内容是耳环强度和各个焊缝的强度。图3-6中支座结构中支座受的反力最大值出现在举升的初始位置，最大值为407165.6N，材料为Q235钢，为160MPa。耳环孔的直径为80mm，厚度为10mm。因此耳环的受力面积，根据式（3-7）可以计算出耳环所受力的强度为 MPa160MPa，所以耳环的强度符合要求。耳环与型钢采用的是角焊的方式进行连接，所以要对此处的焊缝强度进行校核计算。这里焊缝的宽度取6mm，焊缝的面积利用下式计算出焊缝的强度为： (3-10)式中F支座所受的反力（N）；A焊缝处的面积（）；焊接效率，取0.7。计算得出=31.6MPa160MPa，所以此处的焊缝强度达到设计要求。为了提高型钢的强度防止型钢变形，需要在型钢上加焊两块筋板。筋板和型钢之间的焊接方式也为角焊。焊缝的宽度也是6mm，因此焊缝的面积A=(0.07+0.07+0.02)20.006=0.00192，同上述公式计算可以得出此处的焊缝强度为MPa160MPa，在许用应力强度范围内所以此处的焊缝强度满足要求。支座型钢与车厢的连接依然采用的是角焊，为了保证在举升过程中支座的安全性可靠，就必须对焊缝的强度进行校核。焊缝的宽度依旧为6mm，焊缝的面积为A=(0.07+0.651)2+0.154+0.022=2.08。同上述公式计算可以得出此处的焊缝强度为MPa160MPa，在许用应力强度范围内所以此处的焊缝强度满足要求。3.4 三角臂尺寸及校核如图3-7所示是举升机构的三角臂，在整个举升机构中受力最大的零件当属三角臂，其主要受车厢的反作用力，拉杆的拉力以及液压缸活塞杆的推力。这三个力对三角臂上的三个孔的挤压最大当属与活塞杆铰接处的最大。所以主要校核的内容是液压缸最大推力时对铰接孔的挤压强度是否能够满足要求。三角臂选用45号钢来制造，取三角臂的厚度为10mm， 45号钢的许用挤压应力为=600MPa。三角臂所受到的挤压应力由下式计算为14： (3-11)式中F液压缸的最大推力（N）；三角臂受力孔的面积（），A=20.040.01=0.0008。图3-7 三角臂结构图经过计算三角臂的挤压应力MPa600MPa，所以三角臂所受挤压应力在材料许用挤压应力的范围下，强度满足设计要求。3.5 销轴的选择在油缸与车架的连接铰点，活塞杆和三角臂的铰点，以及车厢和三角臂车厢和车架的连接铰点都需要用销轴进行连接。销轴的选择根据机械设计手册选用标准销轴DIN144415。结构如图3-8所示：图3-8 DIN1444销轴3.6 各销轴强度校核整车的举升机构的各个零件之间都采用的是销轴进行连接，销轴主要受剪切力的作用，因此要对销轴的剪切强度进行校核。在前一章中选择了DIN1444的标准销轴，此轴的材料选用45号钢，它的屈服极限为355MPa，它的剪切应力为16： (3-12)式中45号钢的屈服极限（MPa）；安全系数，一般为3.55，这里取4；接下来就是根据铰接处的销轴尺寸来对其剪切强度进行校核。油缸与车架铰接处销轴的校核：此处只有一根销轴连接，轴的直径为80mm，根据材料力学公式有： (3-12)式中Q销轴材料所受力的大小（N）；A销轴的受力面积（），其中d是销轴的直径。所以此处销轴的剪切应力为MPa88MPa，因此该销轴的强度满足设计要求。液压缸活塞杆和三角臂铰接