摘要：根据多年的学习和工作经验，摸索出了一套适用于前置举升机构的快速设计方法，通过计算验证了设计的合理性，并快速计算自卸汽车举升系统的必要参数。

关键字：自卸汽车前置举升机构计算验证

Abstract：Throughthestudyandexperienceofseveralyears,Getawayofthespeedydesignmethodforfront-liftingmechanism,thedesignrationalitywasdeterminedthroughcalculating,andcalculatesallnecessaryparametersofdumpingvehicle.

Keywords:dumpingvehiclefront-liftingmechanismcalculation

1概述

自卸汽车是利用本车发动机动力驱动液压举升机构，将其车厢倾斜一定角度卸货，并依靠车厢自重使其复位的专用汽车。

自卸汽车按其用途可分为两大类：一类属非公路运输用的重型和超重型(装载质量在20t以上)自卸汽车。主要承担大型矿山、水利工地等运输任务，通常是与挖掘机配套使用。这类汽车也称为矿用自卸汽车。它的长度、宽度、高度以及轴荷等不受公路法规的限制，但它只能在矿山、工地上使用。另一类用于公路运输用的轻、中、重型(装载质量在2～20t)普通自卸汽车。它主要承担砂石、泥土、煤炭等松散货物运输，通常是与装载机配套使用。

前置举升自卸汽车近几年在我国发展速度比较迅猛，已逐渐替代了传统的杆式举升机构，前置举升机构特点明显：无需将油缸的推力放大到举升架和拉杆上，便可以将车厢举升起来，因而前举升的液压元件不会因压力过高而损坏，液压系统的使用寿命更长，液压系统的故障率较低，后续维护包养费用较低。另外，油缸布置在车辆前端，与油缸腹置举升相比，有效的降低了车辆重心，有着较好的稳定性。特别是在长车厢的重型自卸汽车上打破了传统杆式举升机构不能使用在6米以上车厢的历史。

举升机构是自卸汽车的关键装置，它直接关系到自卸汽车的性能及整车布置，前置举升系统是目前市场上运用非常广泛的举升系统，现以中国一汽集团最新底盘：CAP67K2L1BT1E(驱动形式：6×4；轴距：+)自卸汽车为例，选用海沃前置举升机构，就举升机构整体设计、计算做具体分析。根据自我经验及各大汽车厂产品公告分析确定车货箱内长（X）按照mm进行设计。

2设计步骤

自卸汽车举升机构的设计通常有一下几个步骤[1]：

根据自卸汽车底盘的重心位置，确定上装的重心位置，由此确定车厢尺寸或整车尺寸。根据自卸汽车底盘的尺寸、车厢的尺寸、装载质量初步确定举升机构在车架和车厢上的位置。根据举升角度、行程和装载质量初步确定举升油缸。通过计算验证所选油缸的合理性。液压油泵的选择。横向稳定装置的选择。3设计开展

3.1货箱举升角度的选取

自卸汽车设计时应考虑到最恶劣的装卸条件，有些物质的安息角在静止或运动情况下都大于45°，根据表1散装货物安息角，选择举升角为51°，以保证自卸汽车能够完全倾斜。

表1散装货物安息角[2]

3.2自卸汽车举升机构(及货箱)的布置

3.2.1确定上装重心位置

根据自卸汽车底盘的重心位置，确定上装重心位置。在确定上装重心位置时，必须考虑整车满载情况下的轴荷分配，一般情况下，前轴载荷应为整车载荷的20％～30％左右，如图Ⅰ中，G1为底盘重量；L1底盘重心距后双轴中心的距离；L为整车轴距；L3为中、后轴距；G2为货箱（含货物）重量；L2为上装重心距后双轴中心的距离；G3为底盘（及无上装时）前轴负荷；G4为底盘（及无上装时）后双轴负荷；F1为整车（及含上装）前轴负荷；F2为整车（及含上装）后双轴负荷；G5为整车质量；L4整车重心距后双轴中心的距离。

图Ⅰ6×4自卸汽车底盘布置图

根据称重得知：G1=kg；G3=kg；G4=kg；另外根据国家发改委《公告》得知该车轴距为：+（mm），即L=，L3＝（mm）。

根据力矩平衡原理

G4×L1＝G3×（（L+L3/2）-L1）代入已知数据，得出：

g×L1＝g×（（+/2）-L1）

L1＝（mm）

根据国家汽车标准（GB-道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值）规定三轴汽车最大总质量为kg得知：

满载后货箱最大重量：G2MAX＝-G1＝-＝kg

根据国家汽车标准（GB-道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值）、企业标准和自我经验将该车满载后前轴符合确定为整车载荷的25％（该比例实践证明符合整车性能，且在不同工况下表现良好）；即：

整车前桥负荷F1＝×25％＝kg；整车后双轴负荷F2＝-F1＝kg

F1×（（L+L3/2）-L4）=F2×L4代入已知数据，得出：

g×（（+/2）-L4）=g×L4

L4=（mm）

F1×（L+L3/2-L4）=G1×L1+G2MAX×L2代入已知数据，得出：

g×（+/2-）=g×+×L2

L2=

按照设计设计初始阶段确定的货箱内长mm和L2=确定整车液压系统及货箱布置

3.2.2确定翻转点位置

首先根据底盘尺寸、车厢的重心以及举升上支座的尺寸要求确定举升缸的安装位置和车厢尺寸（整车尺寸），其次根据底盘及举升最大角度后的离地间隙确定翻转点O的位置，随即确定车厢后悬长度。

根据国家发改委《公告》得知：CAP67K2L1BT1E车架后悬为，参照以及《VOLVO改装手册》中对后翻转中心与后轴中心线距离的要求X≤，确定该车货箱翻转点距后轴中心距离为M＝；根据整车图的布置计算出车厢后悬L3，即：

L6＝货箱内长一般（/2）-L2-L2/2-X2=/2--/2-=

根据以上数据前置举升机构具体布置如图Ⅱ所示。

图Ⅱ举升机构布置图

3.3举升油缸的选取

fmax＝Pmax×π×d12η/4（1）

式中：Pmax为举升油缸的最大压力；η为系统效率，通常取0.8；d1为各级举升油缸相对应的活塞直径。

L为举升油缸的最大行程：

L＝Smax－S0（2）

式中：Smax为举升缸在举升角最大时两铰点的距离；S0是举升角为0时两铰点的距离（海沃前举系统，初始值S0＝mm）

根据确定的举升角度，可计算出举升油缸的工作行程。在通常情况下，举升油缸行程应处于最大工作行程～mm。

根据该车型的具体情况初步选择HYVA举升油缸FC-3--A-K0型号，具体性能参数如下表（表2）所示。

表2FC-3--A-K0举升油缸的性能参数

3.4举升能力的校核

由于选择的举升油缸为多级油缸，每一级油缸的有效直径不同，考虑到第二级或第三级油缸升出时，货物由于安息角的关系可能倾斜的不多或者没有倾斜，因此要对每一级油缸升出时的举升能力进行校核[3]。

3.4.1初始位置状态的校核

此时车厢内的货物最多，阻力臂也最大（相对于翻转点），车厢在启动时还有惯性阻力的作用，需要的油缸推力也最大。

根据力矩平衡原理（如图2）得出公式：f1×L5=G2max×L2；f1即为举起货箱的所需最小的推力。

（说明：根据海沃油缸上支架的尺寸及前板厚度得出油缸中心至货箱前边缘距离（N）为特定常量，

即N＝mm。）

f1×L5=G2max×L7将L5=X-L6+；L7＝L2+L3+M代入公式：

f1×（X-L6+N）=G2max×L7

f1×（-+）=g×（++）

f1=N

代用公式（1），则实际油缸第一级的推力为：

f1max　　＝Pmax×π×d12η/4＝19×　　×3.14×（0.2×0.8）/4=　　N

由此可见：f1max＞　　f1，举升油缸在初始状态下满足举升要求。

3.4.2第三级油缸举升状态时的校核

由于油缸的有效直径降低假定验证情况：货箱举升角度为30°，按照最恶劣的工况下，假定货箱后门不开启、货物不倾卸，即G2大小保持不变，货箱（含货物）的重心位置L8仍按照原位置不变计算（实际情况该数值在减小）即：L8＝L7，此时油缸需要的推力f2要远大于实际货箱举升时所需要的推力[4]。建立分析模型如图Ⅲ所示。

根据力距平衡原理：f2×L9＝G2×L8带入已知的关系，即：

f2×cos30°L5＝G2×L7

则：f2＝×/×cos30°

f2＝N

代用公式（1），则实际油缸第三级的推力为：

f1max　　＝Pmax×π×d12η/4＝19×　　×3.14×（0.×0.8）/4=N

由此可见：f2max＞　　f2，举升油缸在初始状态下满足举升要求。

图Ⅲ举升机构示意图

一般情况下，最恶劣的工况是最后一节油缸升出时，以上即验证最后一节油缸伸出时的状态，且在后门不开启不倾卸货物时验证的。通过以上结果得出结论：所选择的HYVAFC-3--A-K0完全符合本车要求，并且留有一定的超载能力。

3.5液压泵的选择

3.5.1液压泵流量的确定

液压缸的工作容积：△V=(∑Siπd2i/4)×（3）

公式中Si为各级油缸工作行程；di为各级油缸活塞有效直径。

带入HYVAFC-3--A-K0举升油缸的技术参数得知：

△V＝∑Siπd2i/4＝（×3.14×2/4）+（×3.14×/4）+（×3.14×/4）

△V＝(ml)

液压泵额定流量Q应满足：Q≥△V/tηv（4）

公式中：t为举升时间；ηv为液压系统的容积效率，一般取0.8～0.85。

根据《自卸汽车通用技术条件》标准规定：前置举升货箱空载举升最大举升角的时间不超过35s的规定，在此设定举升时间t＝33s；ηv设定为0.83。

则有：Qmin＝△V/tηv＝ml/s

3.5.2液压泵排量的确定

液压泵流量Q确定后，液压泵排量q与液压泵流量Q的关系式为：q＝Q/ne

公式中：q为液压泵排量，ml/r；ne为液压泵的转速。

ne与自卸底盘发动机转速关系式为：ne＝RD·λ（5）

公式中：RD为发动机转速，r/min；λ为变速器的速比。

目前国内自卸汽车发动机为低速柴油发动机，发动机转速为0～r/min；变速器的速比为0.8～1.2；在此选取发动机转速1，变速器的速比为1.0；由此计算得出：

q＝Q/ne＝Q/RD·λ＝/(1/60×1.0)＝77.8(ml/r)

根据最终计算结构得知当液压泵排量q≥77.8ml/r即可满足本自卸汽车的要求；因此再结构市场上液压泵参数及特点，最终本自卸汽车选用HYVA液压泵，排量80ml/r。

3.6横向稳定装置的选择

由于采用的是前置单缸举升系统，在举升过程中货箱容易出现侧偏现象，影响车辆的横向稳定性。因此一般情况下，对于长货箱结构应在货箱底部和副车架之间安装横梁稳定装置。比如，在货箱长度大于0（轴距+以上）的自卸汽车加装横向稳定装置，如图Ⅳ所示。

图Ⅳ横向稳定装置示意图

图中l1、l2、及l3为横向稳定装置距后翻转轴的安装距离，在设计时应考虑货箱翻转至最大举升角度时横向稳定装置不发生卡死现象，货箱能自由下落。

由于本文所选用的自卸汽车轴距为+，货箱长度为，轴距与货箱长度都较短，因此不需加装横向稳定装置，但在长轴距尤其是驱动形式为8×4的自卸底盘的自卸汽车上须加考虑。

4.结语

本文通过以CAP67K2L1BT1E(驱动形式：6×4；轴距：+)自卸汽车为例，从前置举升机构的总体布置、举升油缸的选择和验证、液压泵的计算和选择等几个方面阐述了自卸汽车前置多级缸举升机构的设计方法。该方法设计过程十分直观、简便、可靠。按照上述设计方法和步骤可快速设计出比较理想的自卸汽车前置举升机构。

参考文献

过学迅，邓亚东.汽车设计[M].人民交通出版社.5.8.徐达，蒋崇贤.专用汽车结构与设计[M].北京大学出版社.0.5鲍纪辉，钟学和，柯柏林等.自卸车举升机构设计计算[J].专用汽车，.1：25-28．莫庆煌.自卸汽车举升机构的快速设计计算[J].装备制造技术，6.4：93-94．