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东风金霸随车起重运输车改装设计开题报告.doc
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副车架.dwg
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上节臂.dwg
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支架.dwg
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支腿机构.dwg
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总装图A0.dwg
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若不能满足要求，应修改总体布置方案。
应避免工作装置的布置对车架造成集中载荷应尽量减少随车起重运输车的整车整备质量，提高装配质量由于专用汽车工作装置的增加，使得专用汽车的整备质量比同类底盘的普通货车要增加。
据统计，般自卸车要增加耗材，般罐式车要增加耗材，因此，减少整备质量，充分利用底盘的装载质量，增大质量利用系数，是专用汽车改装设计过程中要追求的主要指标之。
应符合有关法规的要求应对整车的长宽高后悬等尺寸在相关法规中有明确的规定，定不能超出标准要求。
整车总体参数的确定图.所示为东风金霸随车起重运输车的外形图，其发动机的外特性如图.所示，整车的有关参数见表.和表.。
图.东风金霸随车起重运输车外形图表.东风金霸随车起重运输车计算有关的整车参数名称符号数值与单位发动机最大功率发动机最大功率时的转速发动机最大转矩•发动机最大转矩时的转速车轮动力半径.车轮滚动半径.主减速比.汽车列车迎风面积.汽车列车总质量满载取力器的布置除了少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠的要求而配备专门的动力驱动外例如部分冷藏汽车的机械制冷系统，绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车底盘自身的发动机为动力源，经过取力器，用来驱动齿轮液压泵真空泵柱塞泵轻质油液压泵自吸液压泵水泵空气压缩机等，从而为自卸车加油车牛奶车垃圾车随车起重运输车高空作业车散装水泥车拦板起重运输车等诸多专用汽车配套使用。
因此，取力器在专用汽车的设计和制造方面显得尤为重要。
根据取力器相对于汽车底盘变速器的位置，取力器的取力方式可以分为前置中置后置种基本形式，每种基本形式有包括若干种具体的结构。
此次设计的随车起重运输车的结构形式是前置的，综合多方满考虑，取力器的取力方式为中置式变速器侧盖取力。
轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，可以用载荷的绝对值表示，也可以用占空载或满载质量的百分比表示。
轴荷分配直接影响轮胎寿命和汽车使用性能。
而汽车的发动机布置和驱动形式对轴荷分配有显著影响。
影响和决定轴荷分配的因素主要包括以下几个方面设计轴荷必须符合国家标准规定的车辆最大允许轴荷限值从轮胎磨损均匀和使用寿命相近考虑，每个车轮的载荷应相差不大为了保证汽车有良好的动力性和通过性，希望驱动桥应有足够大的载荷，从动轴载荷可以适当减小为了保证汽车的操纵稳定性，希望转向轴的载荷不要太小。
道路车辆外廓尺寸轴荷及质量限值中对不同类型汽车的最大允许轴荷限值如表.所示。
表.汽车及挂车单轴的最大载荷的最大限值车辆类型最大允许轴荷最大限值挂车及二轴货车每侧单轮胎每侧双轮胎客车半挂牵引车及三轴以上含三轴货车每侧单轮胎每侧双轮胎非驱动轴驱动轴起重机作业时，所吊重物在正前方时，支腿的支撑反力最大，如图.所示。
所吊重物在正后方时，后轴的轴荷最大，如图.所示。
又经查询，前轴轴荷，后轴轴荷。
图.重物在正前方，支腿及后轴受力图图.重物在正后方，支腿及后轴受力图式中支腿的支撑反力后轴的轴荷反力支腿距重物的水平距离，支腿与后轴间的水平距离，后轴距重物的水平距离，如图.所示所以合格起重机不工作时，前后轴的受力，如图.所示。
图.起重机运输状态时，前轴及后轴受力图式中前轴的轴荷反力后轴的轴荷反力起重机所受重力，起重机与前轴间的水平距离，起重机与后轴间的水平距离，所以合格.整车性能计算分析动力性计算整车的动力性计算步骤如下确定动力性计算时所需的有关系数系数和的确定劫结果见表.，回转质量换算系数见表.。
表.随车起重运输车变速器比挡位表.动力性计算需确定的有关系数名称符号数值发动机外特性修正系数.直接挡时传动效率.其他挡时传动效率.空气阻力系数.滚动阻力系数.的计算公式为.式中。
低挡时取上限，高档时取下限。
表.旋转质量换算系数计算结果挡位.确定发动机外特性曲线的数学方程图.发动机的外特性利用拉氏三点插值法来拟合该发动机的外特性。
首先在图.和表.中选择点有代表性的坐标值，即由公式.求得则即发动机的外特性的数学方程如下.计算各档位时的系数和值将上面确定的有关参数和系数分别代入以下计算，计算的结果见表.。
.表.各档的和值挡位计算最高车速将直接挡第挡的和值代入.可得该随车起重运输车的最高车速，即计算最大爬坡度将最低档第挡的的和值代入.将值代入式.所以得到该车的最大爬坡度计算最大加速度将各挡的和值代入，可得到该随车起重运输车在各档时的最大加速度，有其结果见表.。
表.各档的最大加速度挡位.同理，由式可求得该车的加速时间加速行程等性能曲线。
如图.和图.所示。
图.原地起步连续换挡加速特性图图.直接挡加速特性图燃油经济性专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上以经济车速满载行驶的百公里耗油量来评价，又称百公里油耗或等速百公里油耗，其计算公式为.然后计算出道路清障车在该车速时的整车驱动功率或发动机的有效输出功率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•，再利用下式计算百公里燃油消耗量.式中燃油的密度，。
汽油可取柴油可取。
随着车速的不同，各挡位燃油消耗量也不同，下面来计算下道路清障车在直接挡时经济速度下的燃油消耗量，代入式.中，得由公式.，得由公式.，得静态稳定性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高，其原因是由于副车架或工作装置，使装载部分的位置提高了，如罐体箱体等，因此应对整车的静态稳定性进行计算。
对有些专用汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，而且对作业状态的稳定性也应进行计算，如自卸汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。
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.取随车起重运输车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数.，则随车起重运输车的最大侧倾稳定角不小于。
侧向稳定的临界状态，有式中轮距所以交通设施随车起重运输车的横向稳定性能够保证。
，所以，所以交通设施随车起重运输车的纵向稳定性得到保证。
.本章小结专用汽车的设计有其自身的特点和要求，既要满足汽车设计的般要求，同时又要获得好的专用性能。
专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容之，其目的是检验整车参数选择是否合适，使用性能参数能满足要求，这就要求汽车和专用工作装置合理匹配，构成个协调的整体，使汽车的动力性经济性和稳定性等主要性能和专用功能得到充分发挥。
第章随车起重运输车结构与总体设计.随车起重运输车的结构随车起重运输车是在定型载货汽车上装有臂架式起重机的运输汽车，能实现货物自行装卸的专用车。
因而它既有普通载货汽车的性能，又具有起重机的功能。
除完成本车厢的货物装卸之外，还能完成车厢与车厢之间的货物装卸，以及完成其他装卸工作，近年来取得较大发展。
随车起重运输车的起重机类型可分为液压式和机械式两类。
由于液压式起重机具有结构紧凑操作方便质量小等优点，因此随车起重运输车几乎均装备液压起重机。
随车起重运输车的结构形式按照起重机相对于汽车的位置，随车起重运输车可分为前置中置和后置种结构形式，如图.所示。
图.随车起重运输车的整车结构形式前置式前置式的起重机安装在汽车驾驶室和车厢之间，如图.所示。
这种形式多为起重能力小于的中小型随车起重运输车，适用于装卸包装成件的货物和集装箱等。
这种布置形式可充分利用货箱面积，并保证起重在允许的伸出长度内和相应的运动条件下，能达到车厢的所有位置。
此外，因液压泵安装在汽车前部的发动机处，故从液压泵到起重机液压缸的管道较短，流动阻力小，液压传动效率比其他布置形式高。
所以，多采用这种结构形式，在进行这种车型的整车布置时，要注意防止前轴超载。
中置式中置式的起重机安装在汽车车厢中间，如图.所示。
这种形式的起重能力般在的范同内，且采用加长的大中型汽车底盘。
这种布置形式的特点是起重臂短，轴荷分配易于满足要求，基本可保持原车的质心位置，适于装卸和运输长度整齐的管材建筑材料条状物件及木材等，货物沿车厢纵向安放。
但由于起重机布置在车厢中部，使车厢面积的利用率较低。
后置式后置式的起重机安装在汽车车厢后部，如图.所示。
这种布置适用于带有挂车的随车起重运输车。
其特点是车厢面积利用率高，起重臂能完成汽车和挂车之间的装卸作业。
但由于这种布置是起重机安放在车辆的尾部，因此带来的不利影响是改变了原车的轴荷分配，使操纵性变差。
此外，主车架需做改装设计，并且受载情况变坏。
此次设计车为前置折臂式随车起重运输车，其结构如图.所示。
载货汽车支腿回转机构支架支架液压缸下节臂下节臂液压缸伸缩臂液压缸上节臂吊钩图.随车起重运输车的整车结构形式.变幅机构的设计吊臂是随车起重机的主要受力构件，吊臂的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力整机稳定性和自重。
为了提高产品的竞争力，吊臂截面的选择与外观均要合理。
本设计采用折臂式吊臂。
三铰点设计三铰点定位在计算臂前，首先要确定三铰点的位置。
已知条件起升高度是，最大工作幅度为。
暂定汽车从地面到臂的后铰点距离为.，臂后铰点距回转中心的距离为.，起升角。
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