下列经验公式来描述发动机的外特性式中发动机最大输出转矩，发动机最大输出转矩时的转速发动机最大输出功率时的转速发动机最大输出功率时的转矩，。则如果知道发动机外特性曲线时，可利用拉格朗日三点插值法求出待定系数。在外特性曲线上选取三个点，即，依拉氏插值三项式有将上式展开可得汽车行驶方程式高位自卸汽车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间存在如下平衡关系式中驱动力滚动阻力坡道阻力空气阻力加速阻力，。换算后的又因为整理后，可得式中动力性评价指标衡量汽车动力性能的评价指标有三个。即最高车速最大爬坡度和加速性能。最高车速根据最高车速的定义，有由上式可得将滚动阻力方程式代入上式，可得所以令又因，，可确定专用汽车的最高车速为最大爬坡度当汽车以最第挡稳定速度爬起时，则由上可得将上式两边以为自变量求导，可得当时，取最大值，此时代入式可得令对上两式整理可得因为实际上滚动阻力总是存在，并且滚动阻力系数愈大，汽车爬坡能力愈小，所以上式中应取负号，又因，，上式可简化为或式中专用车辆的最大爬坡度，。加速度专用车辆在平坦路面上的加速度的计算公式如下专用车辆在挡位加速过程中最大加速度可由的极值点求出，令但可得高位自卸汽车在该挡加速时的最大加速度如下整车稳定性计算由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车为高，其原因是由于副车架或工作装置的布置，使装载部分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。对高位自卸汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，对作业状态的稳定性也应进行计算，如汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。高位自卸汽车运输状态稳定性计算分析专用汽车的静态稳定性，首先应计算出整车的质心位置。当高位自卸汽车的总布置基本完成后见总装配图，即可对该车的质心位置进行计算。计算时可根据已有的资料，或利用试验结果，也可用计算方法来确定专用车各总成的质量及其质心位置坐标，然后按照力矩平衡方程式，求出整车的质心位置。根据东风天锦黄考考，高位自卸改装汽车静力学分析与有限元优化设计李鄂民，液压缸驱动剪叉机构的动力学及动力学分析甘肃工业大学学报第卷第期，丁智平，气液动剪叉式升降平台运动受力分析及其应用株洲工学院学报第卷第期，唐朝明，剪叉式液压升降台的设计机车车辆工艺第期，，，，中型自卸汽车满载轴荷分配前轴，后轴，可以估算出高位自卸汽车满载轴荷分配情况，初定前轴，后轴。因为轴矩为，则整车重心离前轴长为，离后轴长为。重心离地高度估算为。车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上，当整车的重力作用线越过车轮的支承点接地点，则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角。另方面，当车辆停放在坡道或在坡道行驶时，若坡道阻力大于附着力时车辆由于附着力不足而向下滑移，同样也会出现失稳，其最大滑移角仅取决于车轮和路面间的附着系数，有由于侧翻是种危险的失稳工况，因此，为避免侧翻，依据测滑先于侧翻的条件有取高位自卸汽车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数，则专用汽车的最大侧倾稳定角不小于。图为侧向稳定的临界状态，有式中轮距所以高位自卸汽车的横向稳定性能够保证。，所以，所以高位自卸汽车的纵向稳定性得到保证。高位自卸汽车卸货时稳定性计算在横向坡道高位倾卸时侧向稳定性，可按下式计算式中分别为高位自卸车底盘和货箱及货物举升后的质心高度分别为高位自卸车底盘和货箱及货物的质量高位自卸车的总质量。满载卸货时，横向最大侧倾稳定角为空载卸货时，横向最大侧倾稳定角为所以，本设计中的高位自卸汽车满载卸货时，最大侧倾稳定角，此时能够保证高位自卸汽车卸货不会发生横向侧倾。燃油经济性计算高位自卸汽车的等速百公里油耗可以根据发动机的负荷特性或万有特性来计算。首先根据高位自卸汽车的行驶车速计算出相应的发动机转速然后由高位自卸汽车在该车速时的行驶阻力计算出发动机的转矩平坦路面上匀速行驶时根据和的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗率，在利用下式计算百公里燃油消耗量式中燃油的重度，。汽油可取柴油可取。随着车速的不同，各档位燃油消耗量也不同，下面来计算下高位自卸汽车在直接档时经济速度下的燃油消耗量，代入得结论经过两个多月的努力，我终于完成了本课题的任务内容。在这段时间里培养了我综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握机械设计的般方法和规律，提高机械设计能力。通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用资料，设计计算，分析设计结果，绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练。在课余时间，提供个较为充分的设计空间，使在巩固所学知识的同时，强化创新意识，在设计实践中深刻领会机械设计的内涵。为下步的工作和学习打好了比较坚实的基础。总的来说，本课题比较理想地达到了预期的目的，但还有些不足的地方，像设计计算方面还存在缺陷，对新学习的内容认识还比较肤浅，只到达了应用的层次，还没上升到研究的层次等。这些都要求我在今后还需要继续虚心努力地学习和钻研。今后我应该勇于创新，大胆实践，以更加科学的发展的眼光来对待学习和科研。参考文献徐达，蒋崇贤编专用车辆结构与设计北京理工大学出版社，王望文编汽车设计机械工业出版社，成大先等编机械设计手册第四版化学工业出版社，明平顺汽车运输专用车辆人民交通出版社，尹雄武中型自卸车举升机构的优化设计专用汽车，杨耀东，张文明，董翠艳自卸汽车液压系统设计矿山机械，余仁义，梁涛自卸汽车倾卸机构的设计专用汽车，是车厢的后门。另外两根杆和都是铰接在车厢体上的。当车厢翻转时，通过联动机构使杆转动，从而带动后厢门转动，完成其开启和关闭动作。优点该方案的结构比较简单该方案较易实现与其他机构的联动，能够确保车厢门的打开和关闭的时候的准确位置。缺点本机构虽然原理简单，但对机构尺寸的要求较高。综合上面的分析，我们选取第三中方案作为最后的设计方案。图连杆组合式方案设计整合根据以上各机构方案设计与比较，最后确定各机构方案如下举升机构图双级举升机构翻转机构图油缸前推连杆式后厢门打开机构图连杆组合式机构总成将以上选定的各机构组合后，得到如下最终机构简图图机构总成组合示意图第章高位自卸汽车设计计算质量的确定额定装载质量因为高位自卸汽车比普通自卸汽车多加了套升高装置，所以装载质量应比普通自卸汽车小，根据大装牌东风天锦车装载质量为，所以初定额定装载质量为。升高机构的设计计算图双级举升机构由本人设计，升高行程为，则，而的大小由自己决定。要求保证车整体的稳定性，取。则杆长考虑整个剪叉机构为平衡对象，铰链的约束为理想约束，台面荷重及液压缸活塞推力为主动力，依虚位移原理可知，所有作用在该质点系的主动力在任何虚位移中所做的虚功之和等于零。即可得又本人采用的是双缸举升，则台面负重每个油缸承受其中半的力。这就是活塞推力与台面荷重的关系式。由此式可见，在给定台面荷重的情况下，活塞推力随角变化而变化，而角与结构尺寸及升程有关。所以，根据设计要求的荷重和剪叉机构的结构尺寸，即可求出在整个升程范围内液压缸活塞的推力，以确定出液压系统的工作压力验证上式的正确性，可从机械能守恒原理来证明即当起始角为最小值时，活塞推力为最大值，这便是确定液压系统最高工作压力的依据。而台面升降速度的变化范围较小，可以满足工程设计的要求，如要进步减小升降速度的变化范围，可通过适当调整结构尺寸来实现。因此，校核计算时只需要校核在最低位置时参数就行了。结构尺寸考虑到超载的因素，因此计算台面荷重应有定的安全系数，即台面荷重车厢托架油缸的推力由于剪叉机构由两个相同的液压油缸同时提供的，因此单个液压油缸的推力为销轴的校核整体考虑对点取矩中心销所受力底座销所受力销轴均用钢制造，作调质处理，其屈服强度为，选择安全系数为，其许用剪切应力。与油缸联结的销轴的直径为，其最大剪切应力为销轴有足够的抗剪切能力。剪叉臂的校核由上图可知对剪叉臂上段受力最大，剪叉臂初选碳素合金钢的方型钢管，其截面尺寸为，经有限元分析发现其在点时变形最大，为参考黄考考高位自卸改装汽车静力学分析与有限元优化设计，在从平台安全性稳定性和节约材料等多方面考虑，将剪叉臂的最大变形量设置为，这样高位升高机构该剪叉臂就符合要求了。托架的校核在举升过程中托架基本上被内外剪叉臂分为三段，托架采用两侧立的槽钢，宽为承受均布载荷，材料为如图所示，此托架最大变形量为，为了增加上平台的稳定性只要将其最大变形量控制在以内就可以。因此此托架完全可以满足要求。图托架受力示意图倾卸机构的设计计算受