长安微型密封式垃圾车的设计摘要常工作时，取力器的输入扭矩应高于输出扭矩，反之应低于输出扭矩。因为取力器转速与其扭矩有关，所以，在确定取力器输出转速的同时必须考虑取力器的额定扭矩。.取力器的安装方式前置取力器安装在变速器的前端面，由于变速器的种类繁多，与变速器连接的端面般不能进行标准化设计，但有时可以采用同毛坯壳体，加工出不同的连接螺栓孔来进行系列化设计。后置取力器安装在变速器的后端面或后盖上，与中间轴花键啮合，啮合花键可以进行标准化设计，可以在中间后端面上加工成三角键，通过与连接轴连接进行取力。安装在变速器后端面的取力器都是专用的，与变速器形成个整体，根据变速器壳体后端面进行设计，能传动发动机的不同功率，适应于连续运转的辅助动力装置。而安装在变速器后盖上的取力器的开口端面通常采用颗螺栓连接的标准化设计。侧置取力器安装在变速器的侧面开口处，开口处采用颗颗颗螺栓连接的标准化设计，现在通常采用颗颗螺栓的开口，它可以传递较大的辅助动力装置，。侧置取力器的安装相对来说较为复杂，需要调整取力齿轮与中间轴齿轮之间的间隙，般间隙控制在左右，如果间隙过小，会导致取力器壳体破裂或齿轮烧死，过大会导致噪音增大，这类取力器的间隙调整是通过调整密封垫组来实现的。在计算和选用密封垫时，应考滤密封垫压实后的减薄量。.取力器的输出连接取力器的输出端通常采用输出发兰或油泵直接与取力器连接两种输出连接方式，输出发兰与取力器从动轴后端的矩形花键连接，输出发兰的设计虽然多种多样，但矩形花键连接可以进行标准化设计，并且尽可能的在自行设计的各种取力器上通用。油泵直接连接方式通常采用矩形花键或单个平键连接。由于油泵的种类繁多，连接花键止口等连接尺寸的不同，在设计中应按常用油泵的接口标准设计。取力器安装位置不同，润滑方式也不同。前置取力器输出功率大中心距高，为了更好的润滑各种齿轮轴承等零件，通常采用压力润滑和飞溅润滑并用，而后置侧置取力器般都采用飞溅润滑。取力器润滑油般都与变速器共用，只有在加满润滑油的情况下才能正常工作，不然只能短时间运转，千万不能在没有油的情况下让取力器承受载荷。取力器低于正常油位时，能不断的从变速箱中获得润滑油。第章整车性能分析.概述从上述设计过程中可以看出，长安微型密封式垃圾车举升机构的设计需要综合考虑各项因素，既要结构紧凑又要具有较大的举升力，更要安全可靠，而举升机构只是整车的个部分，因此对长安微型密封式垃圾车的整车性能分析更加重要,本章主要是对长安微型密封式垃圾车的各项性能进行了逐分析,以确保长安微型密封式垃圾车在使用过程中的安全可靠。.汽车动力性能分析基本参数确定发动机的输出转矩和输出功率随着发动机的转速变化的二条重要特性曲线，为非线形曲线。工程实践表明，可用而次三相式来描述汽车发动机的的外特性，即.式中发动机输出转矩•发动机输出转速待定系数，有具体的外特性曲线决定。根据外特性数值建立外特性方程式如果已知发动机的外特性，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式中的三个待定系数的。在外特性曲线上取三点，即及，依拉氏插值三项式有.将上式展开，按幂次高低合并，即可得三个三个待定系数为.因为不知道外特性曲线图，故按经验公式拟合外特性方程式。如果没有所要发动机的外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率及相应转速和该发动机的最大转矩及相应转速时，可用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•。由公式.和公式.可得.对台架试验数据用修正系数进行修正，才能得到发动机的使用外特性。按标准试验中。汽车的行驶方程式长安微型密封式垃圾车在直线行驶时，驱动力和行驶阻力之间的关系式如下.式中驱动力滚动阻力空气阻力坡度阻力加速阻力。驱动力长安微型密封式垃圾车的设计摘要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。它般是二类底盘整备质量与改装部分质量的总和，是自卸式垃圾车总体设计的重要设计参数之。自卸式垃圾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。其值可按下式确定.式中自卸式垃圾车总质量自卸式垃圾车整车整备质量装载质量驾驶员质量，按人计算。自卸式垃圾车质量利用系数是指装载质量与整车整备质量之比该系数是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，不断减轻汽车自身质量，提高汽车性能。通常由二类货车底盘改装的自卸式垃圾车质量利用系数略低于原货车的质量利用系数，国产自卸式垃圾车的质量利用系数，国外自卸式垃圾车的质量利用系数。.，现初步选定单节伸缩工作行程.,时，时，.。时，弯矩最大。取。再以为圆心，为半径画孤交线于点。连，即为液压缸中心线在举升角时的位置。点坐标为。车厢放平时拉杆与三角臂铰接点的确定连接，并将绕点向上转角转到点。以为圆心，为半径画弧，再以为圆心，以液压缸自由长度与最大有效工作行程之和为半径画弧，两弧交于点，连接和，作,般，又以为顶点，为边，作，根据结构允许尺寸，取，连接由此确定点的坐标为即和分别为和时三角架所处的位置。拉杆与副梁铰接点及拉杆长度的确定已知所作的垂直平分线交线于点，调整点位置使为整数，最后确定点坐标为，。拉杆长度。用作图法初选出各铰支点位置后，需要对不同举升角作运动轨迹校核。如果出现点至车厢底板距离小于点至车厢底板距离的情况，则应加大线与轴平行线的夹角的数值，重新计算各铰支点参数值。第二步令自变量在之间变化，将作图法的结果代入并用解析法解出系列液压缸推力和拉杆的拉力，然后进行比较，选取最大液压缸推力和拉杆的拉力作为设计液压系统压力和拉杆强度计算的依据，如图所示，坐标原点点为车厢后铰支点。点为举升角为零度时三角臂三顶点及液压缸下铰支点的位置，它们的坐标值已由第步得出点为举升角为任意角时的三角臂三顶点。是拉杆的后铰支点。其坐标值也由第步得出。为为零度车厢满载时质心，根据自卸车结构参数，可得坐标，。图前推连杆组合式举升机构的受力分析当举升角为时，点三角臂与车厢底部铰支点坐标和为当举升角为时，点坐标值和为当举升角为时，点坐标值和为当举升角为任意角时，举升质量质心点坐标和为考虑到机构在初始位置时车厢内货物最多，阻力矩也最大，车厢启动时又有惯性阻力作用，此时液压缸推力较大。因此，下面以初始位置为例对液压缸推力和拉杆挣力的计算过程进行分析在举升角时，直线和直线的方程分别为和交点的坐标可以通过联立求解式和式求解，即得,。在举升角时，点至直线的距离为.取车厢作为分离体，根据力矩平衡得式中被举升的重力作用在直线方向的力。在举升角时，点至直线的距离为在举升角时，点至直线的距离为取三角臂为分离体，根据力矩平衡，得式中，对应任意举升角时的液压缸推力。在举升角时,点至直线的距离为在举升角时，点至直线的距离为取三角臂为分离体，根据力矩平衡，得.液压缸的选择自动倒泄垃圾结构用多级液压缸有和三个系列。其中系列为单位用式系列为末级双作用式