确定之前，先对举升油缸和同步油缸的同步条件进行确定。.举升油缸与同步油缸的设计计算车厢在升高过程中，必须保证和在时间上的微分相等，则有.可知，可知，.式中举升臂转角车厢底架转角根据同步条件，有相等，即.理论上，若采用并联双能源部双变量泵或个定量泵个变量泵，只要合理控制变量泵的流量，就能实现同步条件。然而，实际上无论在技术上还是在经济上采用双能源部实现同步条件都存在定的难度。如果采用单级推力油缸作为举升油缸，串联两节伸缩式油缸作为同步油缸，并引入控制变量，使。再采用计算机优选设计参数，便能实现准同步的使用条件。这无论从技术上和经济上都是可行的。应用单级推力油缸串联两级伸缩式油缸的高位自卸汽车液压系统原理如图.所示。举升油缸和同步油缸串联，且与倾卸油缸并联。实践证明这种液压回路可以满足的准同步使用要求。举升油缸同步油缸倾卸油缸液压控制阀图.液压系统原理图.油缸主要参数的确定及选择根据液压元件的技术参数，初步确定液压系统额定压力。举升油缸的参数的确定由经验举升油缸的额定工作压力为，则举升油缸的直径由式.确定.活塞杆的杆径根据液压缸往返速比为确定杆径.。式中.，。查表选取油缸型号为﹡。同步油缸的确定举升油缸的无杆腔最大容积及有杆腔最大容积可由下式决定由于举升油缸与同步油缸串联，故必须保证.式中分别为伸缩油缸第节和第二节直径分别为伸缩油缸第节和第二节的行程应根据保持车厢水平的条件来确定，通过计算机优化的出结果。查表选取油缸型号为倾卸油缸的确定在倾卸过程中，倾卸油缸产生的最大压力为.，其行程为.,根据这两个参数选取油缸。查表选取油缸型号为。考虑下步系统压力的确定在这里先求出倾斜油缸的工作最大压力由公式，.式中为开始举升时的油缸工作压力为举升过程中液压系统的最大工作压力。所以，液压系统压力的确定液压系统压力应满足下列条件，式中系统的压力损失。可由式.确定.可知.系统损失压力经查表.初步选取系统压力,经以上计算可知.在理论上是可行的。液压系统的最大流量确定高位自卸汽车的自卸工况般分为两个阶段，首先车厢平移升高到合适的高位，然后车厢倾卸。所以液压系统的最大流量应由举升油缸和倾卸油缸中的最大流量确定或和为举升和倾卸油缸的最大流量，参照普通自卸汽车般倾卸油缸的最大流量为每分钟,则近似可知系统最大流量，即高位自卸汽车在完成升高倾卸整个过程中系统最大流量为.，并根据系统最大流量选择液压泵。查表选取液压泵齿轮泵型号。液压控制系统在液压系统压力和最大流量确定以及主要液压元件选定之后。为了实现液压系统控制各个机械元件，还需要些辅助液压元件。江液压泵布置在底盘的前端，从变速器取力，同时需要二位四通换向阀安全阀溢流阀滤油器单向阀等附件，其中二位四通换向阀为气动阀，可以直接从制动系统取力工作原理如下准备操纵取力器使之驱动液压泵，使液压泵输出的压力油经单向阀换向阀回油箱。车厢处于最低的原始位置。车厢举升二位四通换向阀获得控制液压而使阀芯有移，来自液压泵的压力油经过二位四通换向阀进入举升液压缸的下腔，推动活塞上行，举升液压缸上腔的油液进入多级液压缸的下腔，也推动多级液压缸外伸，从而使这两个液压缸保持定的联动关系，使车厢托架在举升过程中基本保持水平状态。车厢中停车厢举升至定高度时，踏下离合器踏板，停止液压泵的工作，车厢即可停止在这高度。车厢倾卸向二位四通换向阀提供控制液压，使其阀芯左移另个二位四通换向阀的阀芯此时仍处于右位。操纵液压泵二位四通换向阀重新工作，切断举升液压缸及多级液压缸油液的回路，车厢托架即停止在该位置二位四通换向阀接通倾卸液压缸的下腔油路，使车厢倾卸，直至将厢内的货物卸出。．车厢降落停止液压泵的工作，切断控制二位四通换向间的控制液体，二位四通换向阀恢复到开始位置，使液压缸的下腔与油箱接通，车厢和举升杠杆便在重力的作用下降落，直至落到自卸汽车的车架上为止。液压系统各元件如表.表.液压元件的型号名称型号生产厂家多级液压缸榆次举升液压缸长江倾卸液压缸天津二位四通换向阀大连二位四通换向阀大连安全溢流阀天津滤油器天津液压泵齿轮式上海单向阀上海取力器长春.本章小结本章主要是进行高位自卸汽车液压系统的设计，其中包括了举升和倾卸液压油缸的计算与选型油泵和取力器的计算与选型各种控制阀的选择以及油箱油管的设计等。通过计算分析，最后选用型号的单齿轮泵。根据所选二类底盘的特点，本次设计采用从变速器中间轴取力的方式。第章整车性能计算分析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理，使用性能参数能否满足要求。最基本的性能参数计算包括动力性计算经济性和稳定性计算。型货车二类底盘各主要性能参数如表.表.所示表.高位自卸汽车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发动机经济转速车轮动力半径.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表.高位自卸汽车部分整车参数最大输入扭矩倒挡传动比动力性计算发动机外特性发动机外特性是指发动机油门全开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即.式中发动机输出转矩，•发动机输出转速，待定系数，由具体的外特性曲线决定可由多种途径获得,下面是常用的两种计算方法。不知外特性曲线时，按经验公式拟合外特性方程式如果没有所要的发动机外特性，可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，然后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.发动机外特性曲线是在室内试验台架上测量出来的，应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。已知外特性曲线时，根据外特性数值建立外特性方程式如果知道发动机外特性曲线时，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式.中的待定系数。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，按幂次高低合并，然后与.式比较系数，即可得三个待定系数为.汽车的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，。驱动的计算高位自卸汽车在地面行驶时受到发动机限制所能产生的驱动力与发动机输出转矩的关系为.式中变速器挡的传动比主减速器传动比传动系统挡的机械效率驱动轮的动力半径，发动机外特性修正系数。滚动阻力的计算高位自卸汽车的滚动阻力由下式计算.式中后栏板起重运输汽车的总质量道路坡度角滚动阻力系数。滚动阻力系数取决于轮胎的结构形式及气压车辆的行驶速度路面条件等因素。当车速在以下时，可取常数当车速超过时，可用经验公式来求得。式中分别为常数项比例系数高位自卸汽车行驶的速度坡道阻力的计算高位自卸汽车上坡行驶时，整车重力沿坡道的分力为坡道阻力，其计算公式为.空气阻力的计算大量试验结果表明，汽车的空气阻力与车速的平方成反比，即.式中空气阻力系数，高位自卸汽车可取为迎风面积，可按估算，为轮距，为整车高度。加速阻力的计算加速阻力是汽车加速行驶时所需克服的惯性阻力，有.式中汽车加速度汽车整备质量传统系统回转质量换算系数。的计算公式为.式中车轮的转动惯量•发动机飞轮的转动惯量•车轮的滚动半径。进行动力性计算时，若不知道值，则可按下述经验公式估算值.式中。低挡时取上限，高档时取下限。将式.及.代入式.，换算得.又因为.将式.代入.并整理后，得动力性评价指标的计算衡量汽车动力性能的评价指标有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，由式.可得将式.代入上式，有因所以令.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低挡稳定速度爬坡时，有，为简化，可设，则由式.可得.对上式两边以为自变量求导，可得.当时，取最大值，此时有代入式.，可得令.则对上式进行整理后可得当时但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。因此上式中应取负号，又因，则上式可简化为.由此可得到专用汽车的最大爬坡度，为.加速度专用车辆在水平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，令得到极值点的车速.将.式代入.式，可得专用汽车在该挡时的最大加速度为.高位自卸汽车整车动力性计算确定动力性计算所需的有关系数如表.表.所示表.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.直接挡时传动系效率.其它挡时传动系效率.空气阻力系数.滚动阻力系数表.质量换算系数的计算结果挡位倒挡.确定发动机外特性曲线的数学方程由于没有所要的发动机外特性，故采用经验公式拟合外特性方程式。将表.中相关数值代入公式.，可得即得发动机外特性的数学方程如下计算各档位时的系数和的值依据公式.和.，将上面确定的有关参数分别代入计算，计算的结果如表.所列。表.各档位时的系数和的计算结果档位倒档计算高位自卸汽车的最高车速将直接档第档位和值代入式.，可得该高位自卸汽车的最高车速为计算最大坡度将最低档第档位