（毕业设计全套）HQ5120XLB后栏板起重运输汽车改装设计（打包下载）

按照的几何关系有.式中初始位置传动角。

将上式代入上式。

且在等式右边除以，则可以拐臂半径相对长度表示的初始位置传动角的计算公式为.所以同理，终止位置传动角的计算公式为.所以传动角的最小允许值般为，满足机构传动角要求的条件是所以摆动液压缸传动角满足要求。

.本章小结本章主要对举升机构进行了运动分析，确定了举升机构的主要尺寸参数并加以校核。

充分证明所得升降机构的相关参数符合其工作要求。

第章液压系统的设计与选型.液压系统设计分析后栏板起重运输汽车的液压系统原理图已在前面第章方案设计与分析中分析及设计确定，本章主要完成对液压元件的计算选型以及设计。

由于取力器液压泵举升液压油缸液压阀等常见液压元件已实现高度标准化系列化与通用化并由专业化液压件厂集中生产供应。

因此对于这些液压元件只需要计算选型，其内容为液压缸的直径与行程液压泵的工作压力与流量液压阀的通径以及油箱的容积与管路内径等。

液压缸的选型与设计液压缸的选型主要依据后栏板起重运输汽车完成起重升降所需的最大作用力以及液压缸实际工作行程。

前者用以确定液压缸的直径，后者则用来确定液压缸的工作行程。

.设计要求起重栏板在升降机构的驱动下应能完成上下平移翻转启闭和着地倾斜等运动。

工作可靠，在液压系统停止工作时，升降机构不得有明显的自动沉降现象。

机构简单紧凑，便于安装。

栏板起重装置安装后，仍能保证整车的轴载质量分配及离去角等参数的设计要求。

液压缸工作行程的确定.式中工作时液压缸两铰接点的最长距离，工作时液压缸两铰接点的最短距离，。

根据举升机构及支架长度初选液压缸为车用重型液压缸，缸内径。

液压泵的选型计算.液压控制系统最大工作压力的确定栏板起重装置四杆机构受力分析四杆机构的受力见图.。

栏板起重装置的起重力为。

杆件处的最大工作阻力矩.，式中为栏板上载荷质心至铰链点的距离为作用在栏板上的总载荷。

油缸最大推力图.四杆机构的外载由图.可得到油缸最大推力，即.式中铰链间的距离活塞杆端铰接点到铰链的距离油缸机构的传动角液压系统的最大压力.式中油缸的内径。

将有关结构参数代入上式，如．得到。

即溢流阀的限流压力为。

油泵排量的确定首先应确定由图中完成起重栏板上下平动及着地点的倾斜运动油缸的行程。

该栏板起重装置的行程，则油泵所需的流量.式中系统的泄透系数，取．活塞的面积升降时间，由设计要求可取，取液压泵的容积效率，取.。

代入计算得.。

常见的液压泵有齿轮泵柱塞泵叶片泵类型。

齿轮泵具有结构简单工艺性好体积小重量轻维护方便，使用寿命长的优点，叶片泵和柱塞泵结构较复杂价格较高。

在后栏板起重运输汽车的液压系统中采用齿轮泵即可满足工作的需要，常用系列有等。

由系统的及油泵所需的排量可从标准油泵系列中选取所需油泵型号为，其技术参数如下额定转速为额定功率为.。

.根据底盘型号确定取力器型号为，其连接方式为内花键.，最大输出扭矩，输出转速比为.，旋向与发动机相反。

油箱容积的计算油箱尺寸的确定，不仅要满足系统供油的要求．还要保证油缸全部排油而不溢出．并且系统在最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。

油箱的容积般可取为.式中液压泵的最大排量根据标准该栏板起重装置的液压系统油箱可选取为，工作容积。

.本章小结本章主要是对栏板装置及液压缸的受力进行了分析，并对液压系统的各组成元件进行了主要参数计算，从而完成了对液压缸液压泵取力器油箱的选型。

另外，还对油箱容积作了简单的计算选型。

第章整车性能计算.汽车最高车速的计算在外特性图上，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见图.，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。

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.图.发动机的外特性曲线将上式展开，按幂次高低合并，然后和式.比较系数，即可得三个待定系数为.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.可得.发动机外特性曲线是在市内试验台架上测量出来的。

台架试验时发动机未带附件，且试验工况相对稳定，带上全部附件设备时的发动机特性曲线称为使用外特性曲线。

使用外特性的功率小于外特性的功率，因此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。

按标准试验中表.汽车的动力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.汽车迎风面积.汽车满载总质量表.动力性相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η.其他挡时传动效率η.空气阻力系数.滚动阻力系数.汽车最高车速的计算，利用公式.计算发动机的额定转矩为.当汽车以直接挡行使时有公式又因为所以方程的底二个根即是所求专用汽车的最高车速，有.最大爬坡度计算按照汽车以最低挡稳定速度爬坡，有，为简化起见，设，则可得到下面的公式.对上式两边以为自变量求导，可得.当时，得到最大值时，此时有将上式代入.式，可得令.则对上式进行整理后可得.当时但实际上阻力总是存在，并且滚动阻力系数愈大，汽车的爬坡度能力愈小。

因此对上式中取负号，便得到专用汽车的最大爬坡角.因则上式可简化为.由此可得到专用汽车的最大爬坡度，为.汽车燃油经济性的计算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油耗量来评价，百公里油耗，单位。

可以根据发动机万有特性来计算。

公式为.式中燃油的密度，。

柴油可取重力加速度。

汽油的可取，柴油可取首先计算出经济车速下相应的发动机转速.所选车的经济车速为则在经济车速下发动机功率为.由.式得后栏板起重运输汽车装卸时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。

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。

当后栏板起重运输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。

根据载货汽车满载轴荷分配前轴，后轴，可以估算出后栏板起重运输汽车满载轴荷分配情况，因前轴至后轴中心的距离是.，则整车重心离前轴长为，离后轴中心距离为。

在工作时货物装载在打开的后栏板上，故此时后栏板起重运输汽车的重心向右移，且副车架的承载力变大。

因此应对处于装卸状态的后栏板起重运输汽车的稳定性进行计算和分析以确保整车工作时的稳定。

对于后栏板起重运输汽车而言，最易发生侧翻的状态是在最初空车装货或装最后货物时，因此若分析得出此时的整车不会发生侧翻，那么在其后的装货过程中就不可能出现侧翻现象。

假定空载装货时汽车处于侧翻的极限状态，即汽车前轮刚好离地，分析此时汽车的受力如下图.所示。

图.极限状态时汽车受力简图图.中为前轴中心线在地面的投影，为整车质心在地面的投影，为后轴中心线在地面的投影，为整车整备质量，为货物在地面上的投影，为货物的重量，此时将货物的重心视为位于栏板的极限位置处，即栏板的最右端。

已知，则。

对支点取矩，则得由此可见，此后栏板起重运输汽车在装货过程中不会发生侧翻现象。

当后栏板起重运输汽车正在装最后货物时，此时后轴受到的载荷是工作过程中最大的。

若此时后轴载荷小于原载货车后轴允许的最大载荷，则整个工作工程中都不会出现后轴超负荷的问题，换个角度说，即此次设计的后栏板起重运输汽车不必安装支腿来减轻后轴载荷。

此时，后栏板起重运输汽车的受力如图.所示，为后轴的支反力。

图.装载最后货物时整车受力对点取矩，得.由式可知，.已知。

由公式.可知，故，后栏板起重运输汽车在工作过程中后轴的最大载荷小于原货车后轴允许的最大载荷。

由上述分析可知，后栏板起重运输汽车在进行装卸工作时能够保证其稳定性。

.本章小结在整车的改装设计中，汽车的各项性能参数在车辆的设计中是个重要的问题。

本章主要根据设计的整车的质量尺寸等参数，按照汽车理论对整车的最高车速最大爬坡度燃油经济性并对后栏板起重运输汽车装卸时稳定性计算进行了分析计算。

结论后栏板起重运输汽车属于专用箱式汽车，操作方便运输效率高，具有装卸作业机械化的优点，适用于运输箱袋捆包等包装方式的货物运输，广泛应用于邮政城市商业运输中。

因此对其的改装设计是现在物流行业所急需的。

本次后栏板起重运输汽车的改装设计是在已有的二类汽车底盘的基础上加装车厢及套后栏板起重装置，使汽车具有自起重装卸功能。

本次设计是在选定总体设计方案的基础上，进行对后栏板起重运输汽车的机械部分，即举升机构的设计尺寸参数确定校核，及液压元件的选定。

在此过程中完成了以下工作。

了解后栏板起重运输汽车