CADCAE；自卸車；傾卸機構(gòu)；CATIA

1、重型自卸車傾卸機構(gòu)CAD設(shè)計摘要隨著CAD/CAE技術(shù)的逐步推廣與普及，虛擬樣機技術(shù)綜合了許多先進(jìn)的方法和技術(shù)，具有縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、降低生產(chǎn)成本、提高企業(yè)效率等優(yōu)點，CATIA是一套博大精深的三維CAD/CAE參數(shù)化軟件系統(tǒng)，在汽車設(shè)計中正發(fā)揮著越來越重要的作用。本文以SL3360Z型自卸車為對象，對其傾卸機構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計，本設(shè)計采用前推三角臂組合式(或稱馬勒里式)傾卸機構(gòu)。該機構(gòu)主要包括三角臂、拉桿、液壓缸等零部件。設(shè)計中主要根據(jù)SL3360Z型自卸車主要技術(shù)參數(shù)，通過作圖法和經(jīng)驗公式，初步確定傾卸機構(gòu)的主要零件尺寸和安裝位置，并對其進(jìn)行受力分析，根據(jù)受力分析結(jié)果，運用經(jīng)驗公式確定各零件的截

2、面尺寸，設(shè)計傾卸機構(gòu)的液壓缸，對液壓泵等元件進(jìn)行選型。為保證機構(gòu)的使用安全性、可靠性，利用力學(xué)理論對傾卸機構(gòu)的主要部件進(jìn)行了強度校核、穩(wěn)定性校核。依據(jù)自卸車主要技術(shù)參數(shù)和傾卸機構(gòu)主要尺寸及安裝位置，利用CATIA軟件進(jìn)行了整車建模，同時對主要部件進(jìn)行了有限元分析，驗證了傾卸機構(gòu)具有良好的強度和剛度，并對三角臂進(jìn)行了適當(dāng)?shù)膬?yōu)化，優(yōu)化結(jié)果不僅符合設(shè)計要求，而且降低了成本。最后運用CATIA的數(shù)字模型模塊進(jìn)行傾卸過程的運動仿真分析，生成仿真曲線，驗證傾卸機構(gòu)的最大舉升角達(dá)到了設(shè)計要求。關(guān)鍵詞CAD/CAE；自卸車；傾卸機構(gòu)；CATIACAD DESIGN ON TIPPING MECHANISM O

3、F THE HEAVY DUMP TRUCKAbstractAlong with CAD/CAE technology gradually promotion and popularization, dummy specimen technology has synthesized many advanced methods and the technology, and it can reduce the product development cycle, debase the cost, improve efficiency and so on, CATIA is a set of br

4、oad and profound three dimensional CAD/CAE parametrization software system, which has been playing the more and more vital role in the automobile design.The dump truck of SL3360Z is taken as an object in this paper, and carries on the design to its dumping mechanism, This design uses the push of the

5、 triangle arm combined type (or called the Mallery type) as the dumping mechanism. This dumping mechanism mainly includes triangle arm, tension bar, hydraulic cylinder and so on. According to the major technique parameter of SL3360Z dump truck, this design uses construction and empirical formula to

6、make sure the preliminary dumping mechanisms major parts length size and the position of the installation, and carries on the stress analysis to the major parts. Depending on the stress analysis result, the section size is determined by the empirical formula, the hydraulic cylinder of dumping mechan

7、ism is designed, the other parts of hydraulic system are selected. In order to guarantee mechanisms operational safety and reliability, the main components are carried on their intensity examination and stable examination using the theory of mechanics. According to the major technique parameter, the

8、 model of the dump truck is made by the CATIA software, meanwhile Finite Element Analysis is used to the main components, which confirms the dumping mechanism to have the good intensity and the rigidity, the triangle arm is optimized properly, the optimized result not only meets the design requireme

9、nts, moreover reduced the cost. Finally, the movement simulation analysis about the dump process is carried on by using the CATIA numerical model modules, the production simulation curves are drew, the confirmation dumping mechanism the angle of climbing has achieved the design requirements most on

10、a large scale.Keywords CAD/CAE, Dump Truck, Tipping Mechanism, CATIA目 錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 課題研究的意義11.2 自卸車發(fā)展現(xiàn)狀11.3 本文研究的主要內(nèi)容2第2章 重型自卸車傾卸機構(gòu)設(shè)計42.1 傾卸機構(gòu)工作原理42.2 傾卸機構(gòu)設(shè)計42.2.1 傾卸機構(gòu)幾何尺寸的確定52.2.2 傾卸機構(gòu)受力分析72.3 馬勒里舉升臂截面尺寸的確定102.3.1 拉桿截面尺寸的確定102.3.2 三角臂截面尺寸的確定102.4 傾卸機構(gòu)液壓系統(tǒng)設(shè)計102.4.1 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定102.4.2 液壓缸性

11、能參數(shù)計算112.4.3 液壓泵性能參數(shù)計算142.4.4 液壓元件的選擇152.5 銷軸和耳環(huán)的連接計算162.5.1 銷軸的連接計算162.5.2 耳環(huán)的連接計算172.6 本章小結(jié)17第3章 主要部分的校核計算183.1 傾卸機構(gòu)的運動干涉校核183.2 活塞桿的校核193.2.1 活塞桿強度校核193.2.2 活塞桿穩(wěn)定性校核193.3 傾卸機構(gòu)舉升臂的校核213.3.1 拉桿的穩(wěn)定性校核213.3.2 三角臂強度校核223.4 液壓系統(tǒng)校核223.4.1 系統(tǒng)壓力校核223.4.2 舉升時間校核233.5 本章小結(jié)23第4章 CATIA三維建模244.1 主體部分三維建模244.1.

12、1 拉桿和三角臂244.1.2 液壓缸254.1.3 駕駛室與車廂264.1.4 底盤274.1.5 輪胎與輪輞274.2 零件裝配284.2.1 傾卸機構(gòu)284.2.2 車橋總成294.2.3 整車裝配294.3 干涉分析304.4 本章小結(jié)30第5章 傾卸機構(gòu)有限元分析315.1 有限元分析簡介315.2 主要零件的有限元分析325.2.1 拉桿325.2.2 三角臂325.2.3 活塞桿335.3 本章小結(jié)34第6章 動畫仿真356.1 數(shù)字模型模塊DMU簡介356.2 動畫仿真裝配356.3 運動仿真曲線366.4 本章小結(jié)37結(jié)論38致謝39參考文獻(xiàn)40- V -第1章 緒論1.1

13、課題研究的意義在國家大力拉動經(jīng)濟(jì)的宏觀政策下，各種市政工程、建筑工程以及城市環(huán)衛(wèi)事業(yè)的物料運輸量等將不斷增加，為滿足工程運輸?shù)目旖?、便利、實惠、安全的要求，對自卸汽車的需求量也將不斷增?。近幾年國家加大了基礎(chǔ)設(shè)施的投入力度，自卸車和工程建筑專用車成為市場熱點，自卸車產(chǎn)量逐年增大，形成超常規(guī)發(fā)展2。據(jù)漢陽專用汽車研究所預(yù)測，未來二十年內(nèi)我國專用汽車的需求量年均增長20%。到2010年，我國各類專用汽車總需求量預(yù)計將達(dá)到52萬輛，比2007年增加18萬輛，增長幅度達(dá)到53%。其中自卸車為17.2萬輛3。1.2 自卸車發(fā)展現(xiàn)狀自卸車是指以運輸貨物為目的并且具有傾卸貨箱的汽車，又稱為翻斗車，車廂的傾

14、斜是通過自卸車發(fā)動機向傾卸機構(gòu)的液壓系統(tǒng)提供動力，然后由舉升機構(gòu)來直接完成的，并依靠貨廂自重使其復(fù)位的專用汽車4,5。自卸車按用途可分為兩大類5：一類屬非公路運輸用的重型和超重型(裝載質(zhì)量在20t以上)自卸車。主要承擔(dān)大型礦山、水利工地等運輸任務(wù)，通常是與挖掘機配套使用。這里汽車業(yè)成為礦用自卸汽車。它的長度、寬度、高度以及軸荷等不受公路法規(guī)的限制，但他只能在礦山、工地上使用。另一類屬于公路運輸用的輕、中、重型(裝載質(zhì)量在220t)普通自卸汽車。它主要承擔(dān)砂石、泥土、煤炭等松散貨物運輸，通常是與裝載機配套使用。普通自卸車按裝載質(zhì)量分為：輕型自卸汽車、中型自卸車和重型自卸汽車；按運載貨物傾卸方向分

15、為：后傾式、側(cè)傾式、三面傾式、合底卸式自卸汽車；按車廂欄板結(jié)構(gòu)分為：欄板一面開啟式、欄板三面開啟式和簸箕式自卸汽車。后傾式車廂廣泛用于輕、中和重型自卸車。它的左右側(cè)欄板固定，后欄板左右兩端上部與側(cè)欄板鉸接，后欄板借此即可開啟或關(guān)閉。側(cè)傾式及三面傾卸式車廂欄板與地板為直角，其欄板開啟、關(guān)閉的鉸接軸為上置式，開啟時，欄板成自由懸垂?fàn)?，多用于有?cè)傾要求的重型自卸汽車。非公路運輸用自卸汽車和公路運輸用重型自卸汽車的車廂多采用簸箕式，以方便裝載，傾卸礦石、砂石等。有的簸箕式車廂采用雙層底板結(jié)構(gòu)，以增強底板的強度和剛度，并可以減輕自重。自卸車的傾卸機構(gòu)分為兩大類：直推式和連桿組合式，它們均采用液體壓力作為

16、舉升動力。直推式舉升機構(gòu)利用液壓油缸直接舉升車廂傾卸。該機構(gòu)布置簡單、結(jié)構(gòu)緊湊、舉升效率高。但由于液壓油缸工作行程長，故一般要求采用單作用的2級或3級伸縮式套筒油缸。另外單缸系統(tǒng)其橫向剛度不足，系統(tǒng)傾卸穩(wěn)定性差，還存在工作壽命短、成本高等缺點。按油缸布置位置不同，直推式舉升機構(gòu)可分為前置和后置兩種，前置式一般采用單缸，后置式既可采用單缸，也可采用并列雙缸。在相同舉升載荷條件下，前置式需要的舉升力較小，舉升時車廂橫向剛度大，但油缸活塞的工作行程長；后置式的情況則與前置式的相反。連桿組合式舉升機構(gòu)具有舉升平順、油缸活塞的工作行程短、舉升機構(gòu)布置靈活等優(yōu)點。該機構(gòu)又分油缸后推式和油缸前推式兩種：油缸

17、后推式機構(gòu)舉(又稱D式)升力系數(shù)適中，結(jié)構(gòu)緊湊，但各部件布置集中在后部，車廂底板受力大，適用于中型自卸汽車；油缸前推式機構(gòu)(又稱T式)舉升力系數(shù)小、省力、油壓特性好，適用于重型自卸汽車。其綜合及應(yīng)用比較見表1-1。 表1-1 直推式與連桿組合式舉升機構(gòu)的綜合比較直 推 式桿 系 傾 卸 式結(jié)構(gòu)布置簡便，易于布置比較復(fù)雜系統(tǒng)質(zhì)量較小較大建造高度較低較高油缸加工工藝性多級缸，加工精度高單級缸，制造簡便油壓特性較差較好系統(tǒng)密封性密封性差密封性能好工作壽命工作壽命較短工作壽命較長制造成本較高較低系統(tǒng)傾卸穩(wěn)定性較差較好系統(tǒng)耐沖擊性較好較差1.3 本文研究的主要內(nèi)容SL3360Z型自卸車是以ZZ1317M

18、4661V型自卸車底盤改裝，利用該車發(fā)動機動力驅(qū)動液壓舉升機構(gòu)(取力器一傳動軸一液壓泵一舉升油缸)，將車廂舉升到一定角度卸貨，并依靠車廂自重使其復(fù)位的專用汽車。該車最大裝載質(zhì)量為15000 kg，是適用于公路運輸?shù)闹匦妥孕镀?。該自卸汽車主要由貨箱、副梁、液壓舉升機構(gòu)、液壓系統(tǒng)等部件組成，主要技術(shù)參數(shù)見表1-2。表1-2 SL3360Z型自卸車主要技術(shù)參數(shù)項目參數(shù)汽車外形總長(mm)8082總寬(mm)2495總高(mm)3600車廂內(nèi)部尺寸總長(mm)5290總寬(mm)2300總高(mm)1450最大值總質(zhì)量(kg)31000整車整備質(zhì)量(kg)15870最大裝載質(zhì)量(kg)15000車廂

19、舉升時間(s)20車廂降落時間(s)20車向后傾角度()50軸距(mm)3800+1350前輪輪距(mm)2050中后橋輪距(mm)1830/1830本文主要以SL3360Z型自卸車為對象，對其傾卸機構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。本設(shè)計采用前推三角臂組合式(或稱馬勒里式)傾卸機構(gòu)。該機構(gòu)主要包括三角臂、拉桿、液壓缸等零部件。研究的主要內(nèi)容包括：(1) 對三角臂、拉桿、液壓缸的尺寸及安裝位置的設(shè)計，并進(jìn)行初步強度校核；(2) 設(shè)計傾卸機構(gòu)的液壓系統(tǒng)；(3) 運用CATIA進(jìn)行三維建模；(4) 利用CATIA有限元分析模塊對三角臂、拉桿以和活塞桿進(jìn)行進(jìn)一步強度校核，并做出修改及優(yōu)化；(5) 在CATIA的數(shù)字模型模

20、塊下進(jìn)行運動仿真分析。第2章 重型自卸車傾卸機構(gòu)設(shè)計2.1 傾卸機構(gòu)工作原理三角臂組合式傾卸機構(gòu)由三角臂、拉桿、舉升油缸等組成,其中，點為車廂與副梁的鉸接點。當(dāng)傾卸機構(gòu)工作時, 液壓油缸無桿腔進(jìn)油, 使油缸伸長, 驅(qū)動三角臂和拉桿隨著轉(zhuǎn)動并升高，舉起車廂，同時使車廂繞點傾翻卸載。貨物卸完后,油缸停止進(jìn)油, 并打開回油閥, 車廂靠自身重量落回原位7。其簡圖如圖2-1所示。圖2-1 三角臂組合式傾卸機構(gòu)2.2 傾卸機構(gòu)設(shè)計本傾卸機構(gòu)采用作圖法以及經(jīng)驗公式對其各個零件以及安裝位置作初步設(shè)計8。三角臂組合式傾卸機構(gòu)的設(shè)計可以分為兩階段，第一階段用作圖法初選個鉸接點的坐標(biāo)以及各構(gòu)件的幾何尺寸；第二階段將

21、作圖法的結(jié)果代入傾卸機構(gòu)的受力分析計算式中，求得油缸推力、拉桿拉力、車廂與車架鉸接力和液壓缸與車架鉸接力。2.2.1 傾卸機構(gòu)幾何尺寸的確定(1) 車廂與副梁鉸支點的確定車廂后鉸支點應(yīng)盡量靠近車架大梁的尾端。已知車廂副梁高205mm，長5290mm，兼顧結(jié)構(gòu)安排空間，取水平方向離副梁尾端146mm、垂直方向離副梁下沿118mm處作為車廂后鉸支點，并以車廂后鉸支點作為四連桿運動的坐標(biāo)原點(0，0)。軸平行于副梁的上平面，指向汽車前方。(2) 車廂放平時舉升機構(gòu)與車廂前鉸支點的確定車廂前鉸支點的坐標(biāo)可按經(jīng)驗公式(2-1)計算： (2-1)式中 油缸最大工作行程；車廂最大舉升角；經(jīng)驗系數(shù)。初選油缸自

22、由長度mm，最大有效工作行程mm；根據(jù)車廂傾卸動作要求和所運物料的安息角，選??；根據(jù)尺寸，選取。由(2-1)式可以計算，但考慮到結(jié)構(gòu)安排取mm。點的垂直方向應(yīng)盡量靠近車廂底面，充分利用車廂底部空間，減少油缸下支點沉入副梁中的深度。確定距車廂底板的距離為83mm，已知底板縱梁高180mm，因此點坐標(biāo)為(2965，184)。(3) 液壓油缸與副梁鉸支點的確定由于油缸具有相當(dāng)大的尺寸，以及開始舉升時，為減少油缸的工作壓力，油缸必須具有一定數(shù)值的傾斜角，因此，點相對點的垂直距離由結(jié)構(gòu)允許的最小值確定，即：mm。點軸坐標(biāo)由經(jīng)驗公式求得： (2-2)由式(2-2)可得mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)安排，取為2580mm，

23、則點坐標(biāo)為(2580，-14)。(4) 車廂放平時三角臂中支點坐標(biāo)和長度的確定點即油缸上支點，車廂放平時，點應(yīng)盡量靠近車廂底面，要充分利用上部空間，從而減少油缸下支點沉入副梁中的深度。令點垂直方向在點下90mm。又車廂放平時，油缸長度應(yīng)略大于油缸最小長度約15mm，以保證車廂確實能放平，油缸不會產(chǎn)生干涉。根據(jù)結(jié)構(gòu)安排，線與軸平行線的夾角，即定于水平方向在點前820mm，則點坐標(biāo)為(3790，94)，mm。(5) 車廂放平時拉桿與三角臂鉸接點的確定連接，并將繞點向上轉(zhuǎn)角，轉(zhuǎn)到點。以為圓心，為半徑畫弧，再以為圓心，以為半徑畫弧，兩弧交于點，連接和，作；又以為頂點，為邊，作，根據(jù)結(jié)構(gòu)允許尺寸， 取m

24、m，接，調(diào)整點位置，使為整數(shù)，mm，mm，由此確定點的坐標(biāo)為(3920，-142)。和為和時三角架所處的位置。(6) 拉桿與副梁鉸接點及拉桿長度的確定作的垂直平分線交線于點，為結(jié)構(gòu)允許的連桿與副梁鉸支點的最高位置，取。調(diào)整點位置使為整數(shù)，最后確定點坐標(biāo)為(2371，165)。拉桿長度mm。用作圖法初選出各鉸支點位置后，需要對不同舉升角作運動軌跡校核。如果出現(xiàn)點至車廂底板距離小于點至車廂底板距離的情況，則應(yīng)加大步驟(4)中所設(shè)的線與軸平行線的夾角的數(shù)值，然后重復(fù)步驟(4) (6)，重新計算各鉸支點參數(shù)值。結(jié)果如圖2-2所示。圖2-2 前推連桿組合式舉升機構(gòu)作圖法2.2.2 傾卸機構(gòu)受力分析傾卸機

25、構(gòu)力學(xué)分析的目的就是要求得各構(gòu)件在車廂任意舉升角時的受力最大值，為液壓系統(tǒng)參數(shù)確定和構(gòu)件截面尺寸的計算提供依據(jù)9,10。舉升力系數(shù)是體現(xiàn)舉升機構(gòu)動力性的指標(biāo)，是指單位舉升質(zhì)量所需要的液壓缸推力 (2-3)式中 液壓油缸最大舉升力；車廂滿載時，車廂質(zhì)量與貨物質(zhì)量之和。已知N。直接影響自卸汽車的經(jīng)濟(jì)性能，其值越小越好。隨著車廂舉升角的變化，值是變化的?？紤]到機構(gòu)在初始位置時車廂內(nèi)貨物最多，阻力臂也最大，車廂啟動時又有慣性阻力作用，此時油缸推力最大。因此，下面只對初始位置時各構(gòu)件進(jìn)行力學(xué)分析。(1) 傾卸機構(gòu)的坐標(biāo)計算的坐標(biāo)及的數(shù)值計算，如圖2-3所示：圖2-3 傾卸機構(gòu)坐標(biāo)分析簡圖已知當(dāng)舉升角時，

26、三角臂點及車廂滿載重心坐標(biāo)值如下：(2965，184)，(3920，-142)，(3790，94)，(2371，165)，(2580，-14)，(2050，980)。在舉升角時，和交點的坐標(biāo)為通過求解方程(2-4)： (2-4)可得：在舉升角時，點至直線的距離由式(2-5)可得：mm (2-5)在舉升角時，點至直線的距離和點至直線的距離：mm (2-6)mm (2-7)在舉升角時， 點至直線的距離和點至直線的距離：mm (2-8)mm (2-9)(2) 傾卸機構(gòu)的受力分析取車廂為分離體，如圖2-4(1)：由力矩平衡方程可知，即： (2-10)由(2-10)求得N。取三角架ABC為分離體，如圖2

27、-4(2)：由力矩平衡方程可知，即： (2-11) 已知：N，帶入數(shù)據(jù)式(2-11)可得油缸最大舉升力： N又,即： ， (2-12)由(2-12)可得拉桿最大拉力N?？捎?2-3)求得舉升力系數(shù)。(1)(2)圖2-4 傾卸機構(gòu)力學(xué)分析簡圖2.3 馬勒里舉升臂截面尺寸的確定確定舉升機構(gòu)的截面尺寸，主要是根據(jù)舉升機構(gòu)受力分析，對拉桿截面尺寸和三角臂截面尺寸的確定10。2.3.1 拉桿截面尺寸的確定拉桿為二力受拉桿件，作用力對稱分布在兩根拉桿上，因此作用在每根拉桿上的最大拉力：N (2-13)初選拉桿材料為45鋼，從機械設(shè)計手冊中可查得：屈服極限MPa。取安全系數(shù)，則：許用應(yīng)力MPa。又由公式：

28、(2-14)可知拉桿橫截面面積mm2，取拉桿截面積最小處mm2。2.3.2 三角臂截面尺寸的確定三角臂的每一斷面的抗拉應(yīng)力應(yīng)大于拉桿在實際機構(gòu)運動過程中所受到的最大拉力。由(2-14)可得抗拉應(yīng)力最大處的截面積。則取三角臂截面積最小處mm。2.4 傾卸機構(gòu)液壓系統(tǒng)設(shè)計自卸汽車所用的液壓元件一般為標(biāo)準(zhǔn)件。故自卸汽車設(shè)計者只需要完成主要液壓元件的性能參數(shù)計算和液壓元件的選型工作11,12。2.4.1 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定車廂舉升時，使用控制桿將換向閥7處于左位，此時從液壓泵3經(jīng)單向閥4、液控單向閥8和節(jié)流閥9來的高壓油，進(jìn)入液壓缸10實現(xiàn)舉升。車廂回落時，使用控制桿將換向閥7處于右位，液壓泵3輸出

29、的高壓油將液控單向閥8打開，液壓缸內(nèi)腔的油流回油箱，車廂靠重力自動回落。液壓系統(tǒng)原理圖如圖2-5所示。1.油箱 2.濾油器 3.液壓泵 4.單向閥 5.壓力表 6.電磁溢流閥7.電磁換向閥 8.液控單向閥 9.節(jié)流閥 10.升降液壓缸圖2-5 液壓系統(tǒng)原理圖2.4.2 液壓缸性能參數(shù)計算(1) 液壓缸內(nèi)徑的計算選型依據(jù)：最大舉升力和液壓系統(tǒng)預(yù)先給出的最高工作壓力。可供選擇的有：20.0MPa、16MPa、12.5MPa和10MPa。車廂在整個傾翻過程中液壓油缸最大舉升力N，參考同類車型，初選最高工作壓力MPa。最大舉升力： (2-15)式中 液壓系統(tǒng)的效率，通常?。?油缸直徑(mm)。由式(2

30、-15)可推出mm。(2) 活塞桿直徑的計算由下面公式(2-16)計算： (2-16)式中 活塞桿直徑（mm）；液壓缸內(nèi)徑（mm）；速度比，選取=1.26。由(2-16)求得mm，根據(jù)機械設(shè)計手冊，選用標(biāo)準(zhǔn)系列值，選取桿徑為100mm。(3) 缸筒壁厚的計算由下面公式(2-17)計算： (2-17)式中 液壓缸缸筒厚度(mm)； 試驗壓力(MPa)，工作壓力MPa時，=1.5；工作壓力Mpa時，=1.25； 液壓缸內(nèi)徑(mm)；缸體材料的許用應(yīng)力(Mpa)。由(2-17)求得mm。(4) 液壓缸油口直徑的計算 液壓缸油口直徑應(yīng)根據(jù)活塞最高運動速度和油口最高液流速度 而定,計算公式(2-18)。

31、 (2-18)式中 液壓缸油口直徑(mm)；液壓缸內(nèi)徑(mm)； 液壓缸最大輸出速度(m/min)，=4.05m/min；油口液流速度(m/s)，=1m/s。由(2-18)求得mm。(5) 缸底厚度計算由于缸底有油孔，所以利用下面的公式4-5計算： (2-19)式中 缸底厚度(mm)；液壓缸內(nèi)徑(mm)；試驗壓力(MPa)；缸底油孔直徑(mm)；缸底材料的許用應(yīng)力(MPa)。由(2-19)求得mm。(6) 缸頭厚度計算由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導(dǎo)向孔，因此厚度的計算方法與缸底有所不同。液壓缸的缸頭采用整體螺紋聯(lián)接法蘭，按下面公式(2-20)計算： (2-20)式中 法蘭厚度(mm)； 法蘭受力

32、總和(N)；法蘭外徑(mm)；螺紋中經(jīng)(mm)；螺栓孔直徑(mm)；法蘭材料的許用應(yīng)力(MPa)。由(2-20)求得mm。根據(jù)以上計算及機械設(shè)計手冊選擇自卸車專用油缸，其主要參數(shù)為：油缸內(nèi)徑mm，外徑點mm，活塞桿直徑mm，油缸行程mm。2.4.3 液壓泵性能參數(shù)計算國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定：車廂舉升最大舉升角的時間不超過20s，初選舉升時間為20s，液壓缸工作容積按公式(2-21)計算： (2-21)由(2-21)求得mL。液壓泵額定流量應(yīng)滿足公式(2-22)： (2-22)式中 舉升時間，s；液壓系統(tǒng)容積效率，取。由(2-21)求得 mL/s。液壓泵轉(zhuǎn)速： (2-23)式中 發(fā)動機轉(zhuǎn)速，取中速r/mi

33、n；傳動比，取。由(2-23)求得(r/min)。選取液壓泵額定轉(zhuǎn)速r/min。液壓泵排量按公式(2-24)計算： (2-24)由(2-24)求得(mL/r)。根據(jù)油缸的壓力選擇油泵的壓力。由于油路存在壓力損失，所以液壓泵的工作壓力應(yīng)大于液壓缸的工作壓力。根據(jù)機械設(shè)計手冊及以上參數(shù)選擇型齒輪泵，其主要參數(shù)如表2-1所示。表2-1 型齒輪泵的主要參數(shù)參數(shù)公稱排量(mL/r)排量(mL/r)額定壓力(MPa)最高壓力(MPa)額定轉(zhuǎn)速(r/min)最高轉(zhuǎn)速(r/min)容積效率數(shù)值78.6402001620200025000.92.4.4 液壓元件的選擇(1) 閥類元件的選擇根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力

34、和工作原理選擇各種閥17。本系統(tǒng)的工作壓力在16MPa左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。所選閥的規(guī)格型號見表2-2。表2-2 液壓閥的細(xì)表序號名稱選用規(guī)格1溢流閥S-BT-03-V-L-512換向閥ZL15FYT-Z3-S3單向閥S6A2-864液控單向閥SV10GA230/25節(jié)流閥Z2FS6-80/S(2) 油管選擇各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進(jìn)、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。油管內(nèi)徑按下面公式(2-25)計算： (2-25)式中 液體流量(mLs)；流速(ms)，薦用流速：對于吸油管m/s（一般取1 m/s以下）；對于壓油管m/s（壓力高、管道短或油粘度小的情

35、況取大值，反之取小值，局部或特殊情況可取m/s），對于回油管m/s。 由以上公式可以計算出管路內(nèi)徑，并根據(jù)機械設(shè)計手冊可以選取標(biāo)準(zhǔn)值。具體值如表2-3所示。油管壁厚按公式(2-26)計算： (2-26)式中 工作壓力（MPa）；油管內(nèi)徑（mm）； 許用應(yīng)力（MPa），對于鋼管（抗拉強度MPa, 安全系數(shù)，當(dāng)MPa時，=8；當(dāng)17.5MPa時，=6；當(dāng)MPa, =4）。對于銅管MPa,。油管選擇有10號無縫鋼管=410MPa。由公式(2-26)可以計算出各油管的壁厚如表2-4所示。表2-3 主要油管內(nèi)徑管路名稱液體流量(mL/s)流速(m/s)管路內(nèi)經(jīng)(mm)實際取值(mm)液壓泵吸油管1668

36、.91.537.6940液壓泵排油管1668.9228.2632液壓缸油管2504.58.510表2-4主要油管壁厚管路名稱管路內(nèi)徑(mm)管壁厚度(mm)實際取值(mm)液壓泵吸油管403.834液壓泵排油管323.063.2液壓缸油管100.9561(3) 確定油箱的有效容積確定油箱的有效容積計算公式(2-27)： (2-27)已知所選泵的總流量為1668.9mL/s，這樣，液壓泵每秒排出壓力油的體積為mL/s。經(jīng)驗系數(shù)，算得有效容積為L。根據(jù)機械設(shè)計手冊可以選用容積100L的油箱。2.5 銷軸和耳環(huán)的連接計算2.5.1 銷軸的連接計算銷軸的計算公式如(2-28)所示： (2-28)式中

37、銷軸的直徑(mm)；銷軸受力(N)； 銷軸材料的許用切應(yīng)力，對于45鋼，取=80MPa。由公式(2-28)可以計算出各銷軸的直徑如表2-5所示：表2-5 各銷軸的直徑名稱銷軸A銷軸B銷軸C銷軸D銷軸E計算直徑(mm)55.246.856.646.856.6圓整直徑(mm)60506050602.5.2 耳環(huán)的連接計算耳環(huán)寬度計算公式(2-29)為 (2-29)式中 銷軸直徑(mm)；耳環(huán)寬度(mm)。由公式(2-29)可以計算出各耳環(huán)的寬度如表2-6所示：表2-6 各耳環(huán)的寬度名稱耳環(huán)A耳環(huán)D耳環(huán)E計算直徑(mm)77.2865.5279.24圓整直徑(mm)8070802.6 本章小結(jié)本章主

38、要根據(jù)自卸車的主要技術(shù)參數(shù)，通過作圖法和經(jīng)驗公式，初步確定了傾卸機構(gòu)的主要零件尺寸和安裝位置，并對其進(jìn)行受力分析，根據(jù)受力分析結(jié)果，運用經(jīng)驗公式確定了各零件的截面尺寸，設(shè)計了液壓缸，對液壓泵等元件進(jìn)行選型，同時擬定了傾卸機構(gòu)液壓原理圖。第3章 主要部分的校核計算3.1 傾卸機構(gòu)的運動干涉校核馬勒里舉升臂式機構(gòu)在運動過程中，舉升臂的點與車廂底板間可能會產(chǎn)生運動干涉，這是在設(shè)計過程中必須加以校核13,14。如圖3-1所示，為三角臂、為拉桿，點為車廂與副梁的鉸接點，即傾翻軸中心。過點作直線與車廂底面平行，在理論計算時，可將線等效為車廂底面。以點到直線的距離為半徑作圓，該圓即為傾翻基圓。圖3-1 運動

39、干涉分析圖滿足點不與車廂底面干涉的充要條件是： (3-1)對于已完成初步設(shè)計的機構(gòu)來說，和均為已知值，那么是否發(fā)生干涉的關(guān)鍵在，在中。 (3-2)因為在運動過程中和為不變參數(shù)，所以由式(3-2)可知，當(dāng)取得極大值時也相應(yīng)為極大值，該位置即為可能發(fā)生干涉的位置。在中，當(dāng)點處于連線的延長線位置時，顯然這時取得極大值。所以當(dāng)舉升臂在舉升運動過程中，點處于延長線時，舉升臂最有可能與車廂底板發(fā)生干涉。對該位置的干涉情況進(jìn)行校核，若不會發(fā)生干涉則整個運動過程都不可能產(chǎn)生干涉。可見，舉升臂的干涉情況與點的布置有關(guān)15,16。圖3-1所示為傾卸機構(gòu)運動干涉最可能發(fā)生的位置。 (3-3)由(2-20)求得。所以

40、由(3-1)知： 所以，機構(gòu)設(shè)計合理，不發(fā)生干涉。3.2 活塞桿的校核3.2.1 活塞桿強度校核活塞桿材料為45鋼，從機械設(shè)計手冊中可查得：MPa，取安全系數(shù)，則，其許用應(yīng)力：Mpa?；钊麠U所受最大應(yīng)力由(3-4)計算：MPa (3-4)式中 活塞桿受到的最大軸向載荷，N； 活塞桿直徑，mm。所以活塞桿合格。3.2.2 活塞桿穩(wěn)定性校核液壓缸承受軸向壓縮載荷時，應(yīng)校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性，取穩(wěn)定安全因數(shù)。由材料力學(xué)知，受壓細(xì)長桿，設(shè)壓力與桿件軸線重合，當(dāng)壓力逐漸增加，但小于某一極限值時，桿件一直保持直線形狀的平衡，即使用微小的側(cè)向干擾力使其暫時發(fā)生輕微彎曲，干擾力解除后，它仍將恢復(fù)直線

41、形狀。這表明壓桿直線形狀的平衡是穩(wěn)定的。當(dāng)壓力逐漸增加到某一極限值時，壓桿的直線平衡變?yōu)椴环€(wěn)定，壓桿將產(chǎn)生縱向彎曲，且其撓度值隨壓縮載荷的增大而急劇增大，以致屈曲破壞。對于沒有偏心載荷的細(xì)長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法計算。對于活塞桿柔度極限值有： (3-5)式中 彈性模量，45鋼的彈性模量GPa； 比例極限(彈性極限)，45鋼的比例極限MPa；由公式(3-5)可得。又活塞截面的慣性半徑： (3-6)式中 活塞橫截面的慣性矩，； 活塞橫截面的面積，； 活塞桿直徑，mm。由公式(3-6)可得mm?；钊麠U的長細(xì)比： (3-7)式中 壓桿的長度因數(shù)，該活塞桿為兩端鉸支，故； 活塞桿長度，

42、mm。由公式(3-7)可得。因為，臨界應(yīng)力大于材料的比例極限，歐拉公式失效，屬于超過比例極限的壓桿穩(wěn)定問題，因應(yīng)力達(dá)到屈服極限或強度極限而失效，相應(yīng)的柔度為： (3-8)式中 與材料性質(zhì)有關(guān)的常數(shù)，對于45鋼，MPa，Mpa； 屈服極限，對于45鋼，Mpa。由公式(3-8)可得。因，所以活塞桿為小柔度桿，本問題為強度問題，按公式(3-9)計算： (3-9)由公式(3-9)可得N。所以工作安全因數(shù)： (3-10)由公式(3-10)可得，所以活塞桿穩(wěn)定。3.3 傾卸機構(gòu)舉升臂的校核3.3.1 拉桿的穩(wěn)定性校核液壓缸承受軸向壓縮載荷時，應(yīng)校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性，取穩(wěn)定安全因數(shù)。對于拉桿由公

43、式(3-5)可得拉桿的柔度極限。又拉桿截面的慣性半徑： (3-11)式中 拉桿橫截面的慣性矩，； 拉桿橫截面的面積，mm2；由公式(3-11)計算可得mm。拉桿的長細(xì)比由公式(3-7)計算可得。因為，所以拉桿為大柔度桿，歐拉公式適用： (3-12)由公式(3-12)計算可得N拉桿的工作安全因數(shù)由公式(3-10)計算可得，所以拉桿穩(wěn)定。3.3.2 三角臂強度校核 三角臂的每一斷面的抗拉應(yīng)力應(yīng)大于拉桿在實際機構(gòu)運動過程中所受到的最大拉力，如圖3-2所示，圖3-2 三角板連桿受力分析三角臂材料為45鋼，從機械設(shè)計手冊中可查得MPa，取安全系數(shù)，則其許用應(yīng)力Mpa。三角臂所受最大應(yīng)力為： (3-13)

44、式中 三角臂受到的最大載荷，N； 三角臂的最小截面積，mm2。由公式(3-13)計算可得MPa，所以三角臂強度合格。3.4 液壓系統(tǒng)校核3.4.1 系統(tǒng)壓力校核系統(tǒng)最大壓力： (3-14)式中 最大舉升力，N； 液壓系統(tǒng)的效率，取。 活塞橫截面積，mm2。由公式(3-14)計算求得系統(tǒng)最大壓力：MPa16MPa，因此，油泵額定壓力16MPa滿足要求。3.4.2 舉升時間校核系統(tǒng)流量：mL/min (3-15)舉升時液壓缸工作容積： L (3-16)則舉升時間： (s)20s (3-17)因此，液壓油缸、液壓油泵參數(shù)選用合理，滿足設(shè)計要求。3.5 本章小結(jié)本章對傾卸機構(gòu)進(jìn)行了運動干涉校核，并利用

45、經(jīng)驗公式對舉升臂進(jìn)行了強度校核和穩(wěn)定性校核，同時對液壓系統(tǒng)的最大壓力及舉升時間進(jìn)行了校核，達(dá)到了使用安全性和可靠性，均滿足設(shè)計要求。第4章 CATIA三維建模4.1 主體部分三維建模三維模型是由一些特征構(gòu)成的。像長方體、圓柱體這樣簡單的形體只需要一個特征，復(fù)雜的形體需要多個特征。在創(chuàng)建復(fù)雜形體的過程中，有時會將一些特征疊加到當(dāng)前形體，有時又會從當(dāng)前形體中減去一些特征。無論是用于“加”還是用于“減”的特征都可以看作是輪廓線通過拉伸、旋轉(zhuǎn)等運動創(chuàng)建的17。要創(chuàng)建三維模型，首先就要生成草繪圖。草繪設(shè)計通過Sketcher模塊實現(xiàn)的。從零件設(shè)計環(huán)境進(jìn)入草圖設(shè)計環(huán)境，步驟如下：(1) 選擇菜單Start

46、| Mechanical Design| Part Design，進(jìn)入零件設(shè)計的環(huán)境。(2) 選取繪圖平面。繪圖平面可以是坐標(biāo)平面、基準(zhǔn)面或形體表平面。(3) 單擊草繪圖標(biāo)進(jìn)入草圖設(shè)計環(huán)境。完成草繪圖以后，回到三維建模環(huán)境。利用拉伸、旋轉(zhuǎn)、以及形體修飾等功能進(jìn)行零件的建模。4.1.1 拉桿和三角臂(1) 拉桿選定草繪平面，然后進(jìn)入草繪界面進(jìn)行拉桿的草圖繪制。在同一水平線上做兩個相距1580mm，直徑為50mm的圓，再以100mm為直徑分別作兩個圓的同心圓，以切線方式連接兩外圓，并去掉兩切線間外圓線，至此完成拉桿草繪圖。回到三維界面作擠出體，向兩側(cè)擠出，每側(cè)擠出30mm。三維模型如圖4-1所示。

47、圖4-1 拉桿(2) 三角臂三角臂的草圖繪制也是先從孔開始。首先分別作出直徑為60mm、60mm、50mm的三個圓，并確定其間距，然后分別作直徑為100mm的同心圓，然后以切線相連，完成三角臂草繪圖。作厚度60mm的擠出體，完成三角臂。如圖4-2所示。圖4-2 三角臂4.1.2 液壓缸(1) 液壓缸體首先作直徑280mm，長度1000mm圓柱體，再利用旋轉(zhuǎn)切除材料，使下端直徑變?yōu)?40mm。從圓柱體上端向下挖直徑200mm，深度850mm孔倒角之后如圖4-3所示。圖4-3 液壓缸體(2) 活塞桿活塞桿主要由圓柱形桿件構(gòu)成，擠出直徑為100mm，長度為1000mm的圓柱體，在其一端同樣向兩邊擠出

48、直徑為100mm，長度為800mm的圓柱體，再分別在兩端向外擠出直徑為60mm，長度為60mm的圓柱，如圖4-4所示。圖4-4 活塞桿(3) 活塞與液壓缸蓋這兩個零件的建模比較相似，都是扁平的圓柱體，并在其基礎(chǔ)上進(jìn)行加工。先來說明活塞的建模過程，首先作個直徑200mm，長度40mm的圓柱，然后從一端挖一個直徑100mm，深度20mm的圓柱，再在其基礎(chǔ)上作直徑60mm通孔，最后在邊緣位置作倒角就可以了，如圖4-5所示。液壓缸蓋正好與其相反，是在原有圓柱體的基礎(chǔ)上，分別向兩端再擠出圓柱體。中間圓柱體直徑280mm，厚度30mm，然后分別向兩端擠出直徑200mm，厚度20mm和直徑160mm，厚度2

49、0mm的圓柱體，并在直徑160mm的圓柱上作一個較大倒角，如圖4-6所示。 圖4-5 活塞 圖4-6 液壓缸蓋4.1.3 駕駛室與車廂首先，駕駛室在擠出體的基礎(chǔ)上，不以某一表面為起始，向內(nèi)抽殼，抽殼厚度為10mm。然后在殼體上開車窗。在制作前臉的散熱窗口的時候利用陣列將一個狹長槽陣列成多個。在制作車門輪廓時用到了掃描，先畫出車門的輪廓，然后在輪廓線的法平面上，與輪廓線相切畫一個邊長5mm的正方形，然后讓這個正方形延輪廓線掃描挖槽。如圖4-7所示。圖4-7 車頭同樣需要抽殼，車箱與駕駛室的不同之處在于車箱以頂部和后部為基準(zhǔn)進(jìn)行抽殼，將頂部和后部一起抽掉。車箱長5390mm，寬2400mm，高15

50、50mm，抽殼厚度100mm，模型如圖4-8所示。圖4-8 車箱4.1.4 底盤底盤的建模采用零件設(shè)計，首先建擠出體，然后去除材料，繁瑣之處在于各鉸接處的設(shè)計。以底盤與車箱的鉸接為例來說明。(1) 以側(cè)面為基準(zhǔn)面，向里偏移15mm作個草繪平面，在此平面上畫鉸接的草圖，向里擠出厚度為60mm的擠出體。(2) 以底盤的中間平面為鏡像平面，做這個擠出體的鏡像。這樣底盤與車廂的鉸接耳座就繪制完畢，其他的鉸接與此類似，如圖4-9所示：圖4-9 底盤4.1.5 輪胎與輪輞輪胎先作一個直徑1000mm，厚度254mm的圓柱體，在其中心挖個直徑508mm的通孔，倒圓角，如圖4-10所示。 圖4-10 輪胎 圖

51、4-11 輪輞輪輞先作一個直徑508mm厚度190.5mm圓柱體，在其中心挖直徑100mm通孔，如圖4-11所示。4.2 零件裝配部件裝配(Assembly Design)是CATIA最基本的、也是最具有優(yōu)勢和特色的功能模塊。包括創(chuàng)建裝配體、添加指定的部件或零件到裝配體、創(chuàng)建部件之間的裝配關(guān)系、移動和布置裝配成員、生成產(chǎn)品的爆炸圖、裝配干涉和間隙分析等主要功能15。產(chǎn)品(Product)是裝配設(shè)計的最終產(chǎn)物，它是由一些部件(Component)組成的。部件也稱作組件，它是由至少一個零件(Part)組成的。產(chǎn)品和部件是相對而言的。某個產(chǎn)品也可以是另外一個產(chǎn)品的成員，某個部件也可以是另外一個部件的成員。在構(gòu)