YD5141后装压缩式垃圾车的总体设计

1、目录 1 1 前言 .2 2 2 总体方案论证 .3 2.1 提高载质量利用系数.3 2.1.1 底盘的载质量利用系数 .3 2.1.2 专用装置的自重 .3 2.2 细化轴荷分布计算.3 2.3 合理选择卸料方式.3 2.3.1 车厢后倾式卸料方式 .3 2.3.2 推板卸料方式 .4 2.4 提高垃圾压缩比.4 2.5 合理选择压缩机构液压控制方式.4 2.5.1 滑动刮板式压缩机构工作步骤 .4 2.5.2 压缩机构液压控制方式 .5 2.6 完善车辆密封.7 2.7 结构方案的确定.7 2.7.1 传统自卸式垃圾车的结构分析 .7 2.7.2 本垃圾车的结构特点 .7 3 垃圾车总体设

2、计与计算垃圾车总体设计与计算 .8 3.1 垃圾车质量参数的确定.8 3.1.1 装载量 .8 3.1.2 整备质量 .8 3.1.3 汽车的总质量 .9 3.2 垃圾车发动机的选型.9 3.2.1 发动机最大功率及其相应转速 .9 3.2.2 发动机最大转矩及其相应转速 .9 3.2.3 发动机适应性系数 .10 3.3 料斗容积与污水箱容积.10 3.4 底盘的改造.11 3.4.1 整备质量和轴荷分配 .11 3.4.2 性能参数 .11 3.4.3 尺寸参数 .12 3.5 车架的计算.13 3.6 液压系统设计.15 3.6.1 滑板、刮板油缸受力分析 .16 3.6.2 举升油缸受

3、力分析 .18 3.6.3 液压缸的结构设计 .19 3.6.4 液压缸内径 d 和活塞杆直径 d 的确定 .20 3.6.5 液压缸壁厚、外径及工作行程的计算 .21 3.6.6 液压缸缸底和缸盖的计算 .22 3.6.7 液压缸进出油口尺寸的确定 .22 3.6.8 液压油缸受力分析与校核 .23 3.6.9 液压缸的主要零件的材料和技术要求 .23 3.6.10 泵的计算与选择 .24 3.6.11 液压油箱容积的确定 .25 3.6.12 确定管道的直径 .26 3.6.13 油箱设计 .27 3.6.14 液压泵装置 .29 3.6.15 辅助元件的选用 .30 4 4 结论 .31

4、 参考文献 .32 致 谢 .33 附 录 .34 1 前言 随着城市人口的增加，以及人均生活水平的不断提高，传统的城市垃圾收集运输方式已经远远不 能适应社会发展的需要，于是诞生了后装压缩式垃圾车。这是一种全新的垃圾车车型，主要工作部件 由填料器和厢体组成，在厢体内设计了推板机构以排出垃圾。自从后装压缩式垃圾车诞生以来一直在 不断的发展，其发展方向是：提高垃圾的装载量；改善车辆的密封性；垃圾的分类处理。垃圾的分类 越细对于环境的保护效果就越好，目前城市垃圾主要可以分为 4 类：湿垃圾：主要指厨房产生的厨余、 果皮等含水率较高的食物性垃圾。干垃圾（可回收利用垃圾）：主要指废纸张、废塑料、废金属、

5、废 玻璃等可用于直接回收利用或再生后循环使用的含水率较低的垃圾。有害垃圾：指对人体健康或者环 境造成现实危害或者潜在危害的废弃物，同时也包括对人体健康有害的重金属或有毒物质废弃物。大 件垃圾：指重量超过 5 千克或体积超过 02 立方米以及长度超过 1 米的废旧家具、办公用具、废旧 电器，以及包装箱、箩筐等大型的、耐久性的固体废弃物，是因体积较大等因素混入城市一般生活垃 圾一起清运有困难的特殊的生活垃圾。垃圾如何进行分类处理是目前垃圾运输中急待解决的难题，这 对于环境的保护意义重大。 目前后装压缩式垃圾车越来越受到人们的关注，应用也越来越普遍，并已经显示出了巨大的优越 性。其设计思路为：根据垃

6、圾运输的量确定负荷，由负荷来选择汽车底盘，然后确定垃圾的装载和排 出方式，在确定了垃圾的装载和排出方式后，对主要受力零件进行受力分析和运动分析，以选择合理 的液压控制系统。 后装压缩式垃圾车的设计，目前基本上有两种情况：其一是把填料器和厢体结合成一个整体，然 后另外设计一个后盖以保证厢体的密封；其二是把填料器和厢体设计成两个独立的部件，填料器和厢 体的结合来保证厢体的密封。 本课题来源于悦达专用车有限公司，该厂主要生产的是专用车辆，其中后装压缩式垃圾车是其一 个产品。由于目前国内的垃圾车普遍存在所谓的“跑、冒、滴、漏”问题，对环境造成的二次污染很 严重，所以急需在垃圾车的设计上加以改进。这就是

7、本次设计的目的。 本说明书以垃圾车的总体结构设计为主线，覆盖了液压回路设计。在第二章中重点介绍了垃圾车 的总体设计思路；第三章则重点对垃圾车的设计进行计算和说明，在设计说明中，首先和传统的垃圾 车设计方案进行了比较，得出了设计方案，然后对负载进行分析计算，选择确定了整车的结构参数， 然后根据负载和运动状况进行液压系统的设计。 本课题我主要完成的是垃圾车的总体结构设计以及液压回路设计。在黄开友教授的指导下，我首 先进行了方案论证。经过讨论与研究，发现垃圾车设计时有 6 项关键技术，所有的设计工作都是围绕 这 6 个关键技术展开的。如何提高载质量利用系数.如何细化轴荷分布.合理选择卸料方式. 提高

8、垃圾压缩比.合理选择压缩机构液压控制方式，完善车辆密封。 所设计的液压系统分为四部分：填装器升降液压系统、滑台液压系统、推板液压系统、刮板液压 系统。四个系统采用并联回路设计，工作互不干扰。 本课题新颖实用，在技术上有较大改进，大大降低了劳动强度，提高了生产率。 2 总体方案论证 2.1 提高载质量利用系数 载质量利用系数的提高将有助于降低车辆的运行成本。后装压缩式垃圾车的载质量利用系数主要 由二个方面组成: 2.1.1 底盘的载质量利用系数 在底盘选型时,选择技术含量高、动力性好、自重相对较轻的底盘。 2.1.2 专用装置的自重 后装压缩式垃圾车由于结构复杂,自重较大,在设计时应尽量采用新材

9、料、新技术、新工艺。主要 零部件采用高强度钢板,辅助件(如挡泥板、装饰件、盖板等) 采用比重较轻的注塑件。主要构件采用 特殊加工工艺方法,如:车厢侧板及顶板采用数控折弯成弧形结构。受力构件采用局部加强法等,从而 降低专用装置的重量。 2.2 细化轴荷分布计算 常规垃圾车设计中,计算与测量整车轴荷分布一般只计算车辆在空载和满载状态下的轴荷分布,以 判断汽车轴荷分布是否满足法规要求。但由于后装压缩式垃圾车的装载方式及作业特点比较特殊,有 时一个垃圾收集点的垃圾不能填满整个车厢,车辆必须行驶至下一个垃圾收集点或去垃圾处置场卸料, 此时装载的垃圾多置于车厢尾部(双向压缩式尤其突出) ,从而降低转向轴的

10、载质量,影响车辆轴荷分 布。因此,在计算与测量后装压缩式垃圾车轴荷分布时应将其分割成多个装载段,使每个工况都能满足 法规要求,保证车辆行驶安全,同时可作为专用装置定位及底盘选取的依据。 2.3 合理选择卸料方式 2.3.1 车厢后倾式卸料方式 其原理是:在倾卸油缸的作用下,车厢、压缩机构及车厢内的垃圾绕车架尾部的回转中心旋转,旋 转至一定角度后车厢内的垃圾靠自重下落实现卸料作业。这种卸料方式的优点是结构简单,但在实际 使用时存在许多弊端,如: a. 由于垃圾在车厢内被压实,垃圾与车厢四周存在着较大的膨胀力与磨檫力,垃圾不易倒出,严重 时垃圾的自重不足以克服摩擦力,产生垃圾胀死现象。 b. 在倾

11、翻作业时,车厢、压缩机构及垃圾的重心将后移、上升,车辆前桥负荷降低,影响整车纵向 稳定性,严重时,前桥离地,整车倾翻(特别在路基较为松散的填埋场)。 c. 倾翻时,所有重量将集中至车厢回转中心及汽车大梁尾部,将对汽车大梁及后桥产生严重的损 坏。 2.3.2 推板卸料方式 其原理是:在车厢内设置一块面板呈铲形并能沿预定轨道滑行的推板,推板在油缸的推动下,向车 厢尾部作水平推挤运动,将垃圾推出车厢,实现卸料作业。这种卸料方式虽结构较为复杂,但卸料不受 垃圾压缩比的限制,卸料干净,对车架的载荷分布较为均匀,卸料过程平稳、安全。同时,可利用推板的 阻力实现压缩车双向压缩。因此,推板卸料是后装压缩式垃圾

12、车较为理想的卸料方式。 2.4 提高垃圾压缩比 压缩机构中刮板对垃圾的压强将直接影响垃圾的压缩比。当压强增大时,垃圾的压缩比将增大;反 之则减小。因而在设计压缩机构时,应努力提高刮板的压强。根据压缩机构受力可知,影响刮板压强的 因素主要有四个方面: a. 刮板的压缩面积根据使用场合、投料方式、垃圾投入量来确定,如能满足使用要求,刮板的面 积应尽量小。 b. 压缩油缸的安装形式应能充分利用油缸的最大能力,即在压缩垃圾过程中应使油缸无杆腔作用。 c. 滑板与导轨的摩擦力将有助于提高垃圾压缩力。因而,在选取滑板滑块与导轨材料时应配对选 取相对摩擦系数较小的材料;减小压缩油缸轴线与滑板导轨的夹角,以避

13、免由于压缩油缸安装不当产生 的扭力使n1 、n2增大;减小压缩油缸轴线与滑块中心线的平行偏移量, 假如油缸轴线上偏于滑块中心 线,将增大n1 、n2的值, 如轴线下偏于滑块中心线,将减小n 1 、n2的值,但结构上很难布置,故通常 将压缩油缸置于滑块中心线上。 d. 压缩油缸与地面的水平夹角1越小,则压缩油缸的推力沿车厢长度方向的分力将越大,有利于 垃圾填满整个车厢,提高垃圾压缩比。 2.5 合理选择压缩机构液压控制方式 压缩机构的控制系统会直接影响液压系统的可靠性,因而合理选择压缩机构液压控制方式将对后 装压缩式垃圾车的性能起到至关重要的作用。 2.5.1 滑动刮板式压缩机构工作步骤 图 2

14、-1 填装机构结构图 压缩机构每一工作循环有以下四个步骤: a. 刮板开当垃圾倒入填塞器装料斗后,操作刮板油缸控制阀,使刮板油缸活塞杆回缩,刮板 向外翻转。 b. 滑板下当刮板油缸活塞杆回缩到位后, 操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活塞杆回缩,滑 板带动刮板沿轨道向下运动,刮板压向装料斗内的垃圾。 c. 刮板进当滑板油缸活塞杆回缩到位后,反向操作刮板油缸控制阀使刮板油缸活塞杆外伸,刮 板向内翻转,将装料斗内的垃圾刮起,盛于刮板上。 d. 滑板上当刮板油缸活塞杆外伸到位后,反向操作滑板油缸控制阀使滑板油缸活塞杆外伸,滑 板带动刮板沿轨道向上运动,将垃圾推入压实到车厢内。 2.5.2 压缩机构液压控制

15、方式 压缩机构的液压系统控制方式主要有电控式、手控式、气控式(气控式最终的实现形式可归入电 控或手控) 。 电控式系统对压缩机构的控制需通过发送器传递信号,发送器一般采用电器开关或采用pc延时程 序。这种控制方式操作方便、自动化程度高。但在实际应用时,由于垃圾车受垃圾污染严重,须经常清 洗,同时结构磨损,车辆震动,开关容易失效,系统可靠性差. 如采用pc 延时程序则要求液压油泵供油 量稳定,但由于发动机特性原因,在空载与重载时发动机转速变化较大,同时由于油泵效率及管道阻力 等差异,难以满足供油量要求,其结果表现为执行机构要么不到位,要么提前到位,液压系统长期工作后 发热严重,影响系统稳定性。

16、手控式系统工作可靠,但要实现压缩机构自动化一般通过液压顺序阀来实现,这种形式的液压回路 由于液压顺序阀进油口与顺序口压差大,尤其空载时压差更大。同时由于控制人员操作时的滞后行为, 引起液压系统发热严重,系统稳定性差。 我们在设计时采用较为先进的自动跳位手动换向阀系统,其原理见图1-1 。这种控制方式不但可 以避免人为因素和环境因素的影响,同时可以有效地降低液压系统油液温度,提高液压系统可靠性。如 配以机械远程控制,操作更为方便。 图2-2 压缩机构液压原理图 注：图中的单向发在此处叫做缓冲补油阀，当油缸动作很快时，瞬间造成液压油吸空时，靠大气 压力把油箱中的油通过单向阀补充进来，避免冲击造成速

17、度无法控制和损坏油缸 在液压系统的作用下，通过换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各 种动作，将倒入装载厢装填斗的垃圾通过填装机构的扫刮、压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负 荷达到预定的压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使垃 圾被均匀地压缩，工作过程如下： 将垃圾倒入填装器，启动油泵电机，液压油经过粗滤器、开关和油泵进入液压回路，操作换向阀 3，液压油进入刮板油缸的下腔，推动其活塞向上运动，从而使刮板逆时针转动。当刮板油缸活塞运 动到上止点时回转到位；操作换向阀 4，使液压油进入滑板油缸的上腔，推动其活塞向下运动，从而 使滑板向下运

18、动，到达下止点时停止。至此装填机构完成工作的准备阶段；反向操作换向阀 3，液压 油进入刮板油缸的上腔，推动其活塞向下运动，使刮板顺时针转动，使刮板开始清扫动作，扒入垃圾， 进行初步压缩；当刮板油缸顺时针运动到下止点时，停止运动，此时，操作换向阀 4，使液压油进入 滑板油缸的下腔，推动其活塞向上运动，从而使滑板向上运动；滑板上升，研碎垃圾，对垃圾进行再 次压缩；由于卸垃圾时，推板在推卸料油缸的作用下，将垃圾推出车厢并由于顺序阀的压力而停止在 车厢的后部，当垃圾被推出车厢后，推板受到来自滑板油缸施加给垃圾、并经垃圾传过来的压力，此 压力克服平衡阀的背力，在此过程中，垃圾又一次被压缩 并逐步将推板推

19、向前部；滑板油缸运动到 上止 点时停止运动，滑板上升到上止点，即回到初始位置，这样，填装机构完成一次工作 3 循环。 卸料时，操作换向阀 1，使举升油缸将装填厢升起，接着操纵换向阀 2，使得推板油缸推挤垃圾，将 车厢内的垃圾挤出；垃圾推出车厢后，反向操纵换向阀 1，举升油缸将装填厢回位。由于背压的作用， 推板停留在车厢后部。反向操纵换向阀 1 时，举升油缸回位，使装填厢复位锁紧。 2.6 完善车辆密封 后装压缩式垃圾车由于压缩力大,经压缩后的垃圾产生大量的污水,如不加以控制,将严重影响环 境,因而在设计时应从以下三个方面完善车辆密封,即:在车厢与填塞器之间安装耐用型密封条,并加以 压缩、锁紧;

20、车厢底板做成前低后高,将污水控制在车厢内;在填塞器下部安装便于清洗的积污水槽,用 于车厢与填塞器之间滴漏的污水的临时储存。 2.7 结构方案的确定 2.7.1 传统自卸式垃圾车的结构分析 主要采用侧翼开启、顶盖前后梭动等几种方式，这种车的主要特点是直接收集、转运、不压缩， 适用于特定人工方式，操作简单，成本低。缺点是：装载量小、自动化程度低、转运效率低，无法解 决转运中流污水的二次污染问题。 2.7.2 本垃圾车的结构特点 a. 填料器的结构布置 后装压缩式垃圾车工作时，填料器有上扬和下放两种布置形式。下放布置如图 1-2 所示，填料器 与厢体相吻合，底部机构联接，以保证密封性能。这样的布置充

21、分考虑了行驶的平稳性和驾驶性能。 图 2-3 垃圾车填料器下放布置 填料器上扬布置，整个填料器可以绕轴旋转上扬 95 ，如图 2-3 所示，这样可以保证厢体内的垃 圾彻底排出。 这种布置在填料器上扬时，整车的重心后移，汽车的行驶性能和爬坡能力降低，在不影响装载量 的情况下，回转支承应尽量向前布置，使重心前移。这种布置和传统的卸料方式相比，虽然结构较复 杂，但是垃圾的排出比较彻底，同时避免了整车的重心过分后移，而造车翻车事故。 图 2-4 垃圾车填料器上扬布置 b. 垃圾排出方式 采用推板推出的方式，和传统的车厢上举，靠重力卸料的方式相比，可以避免由于过分压缩的垃 圾膨胀堵塞在车厢内，同时还可以

22、防止卸料时重心过于后移而翻车。 3 垃圾车总体设计与计算 3.1 垃圾车质量参数的确定 3.1.1 装载量mg 按课题要求，所设计的垃圾车的车厢容积为 ，以标准垃圾的单位质量进行设计计算，取 m12 3 每立方米的标准垃圾质量为 0.45t 所以： =0.4512 =5.4t （3-1） mg 3.1.2 整备质量 参考国内外同类型同级别的汽车的装载量与整备质量之比为新车型选择一个适当的整备质量利用 系数，然后按其装载量计算整备质量 0m mgm0 查汽车设计表 2-10，由于为柴油车因此取整备质量利用系数 =0.8 0m 所以： =/ (3-2) m0mg 0m =5.4/0.8=6.75t

23、 3.1.3 汽车的总质量ma 载货汽车的总质量包括整备质量、装载量以及驾驶室坐满人的质量，按课题的要求，所 m0mg 设计的垃圾车驾驶室为 2 个座位，无附加的装备，每人按 65kg 计算。 所以： =+20.065 (3-3) mam0mg =5.4+6.75+0.13 =12.28t 3.2 垃圾车发动机的选型 3.2.1 发动机最大功率及其相应转速 pemax np 由汽车设计表 2-12 选取比功率值，由于垃圾车为中型载货汽车，故取比功率为 9 根据公式： 比功率=/ (3-4) pemax ma 可得： =9 pemax ma =912.28 =110.52kw 根据发动机最大功率

24、选取与其相应的转速，中型货车柴油机的多为 pemax npnp 22003400r/min,取=3000r/min np 3.2.2 发动机最大转矩及其相应转速 temaxnt 根据式： = (3-5) temaxtp =7019 n p p e max 求t emax 式中： 发动机的转矩适应系数 最大功率时的转矩 tp 发动机的最大功率 pemax -最大功率的相应转速 np 因为车用柴油机的 值多在 1.11.25（带校正器） ，所以取 =1.15，代入上式可得： =70191.15 (3-6) temax 3000 52.110 =297.37mn 与之比不宜小于 1.4，通常取/=1

25、.42.0, npntnpnt 所以取： /=1.5 (3-7) npnt 所以： =/1.5 ntnp =2000r/min 3.2.3 发动机适应性系数 根据式： = 发动机的转矩适应系数 (3-8) n n t p =1.151.5=1.725 依据以上对发动机参数的要求，选用发动机的型号为：eqb18020 3.3 料斗容积与污水箱容积 料斗容积直接反映垃圾车装载垃圾的能力和效果，由于受汽车底盘承载和结构布置的限制，垃圾 车的斗容量不宜过大，否则对底盘的承载要求很高，与汽车难以匹配，开发实用价值低。因此，料斗 容积适合在 0.251.5。取料斗容积为 1，要与料斗容积相匹配，污水箱容量

26、可根据用户 m 3 m 3 m 3 的要求适当增减，设计时以 250l 为标准。 3.4 底盘的改造 底盘是保证垃圾车具有机动性好的关键，应选择质量好、承载能力大的底盘。垃圾车的车架按汽 车的工作特性设计，垃圾车的工作特性与汽车的工作特性差异很大，垃圾装载时有较大的工作载荷传 给车架，要求车架有较大的刚度支撑。 修改悬架和发动机安装方法，改善操作稳定性和行驶平顺性。更新制动助力系统，产生更好的制 动力，而且更加自然。后悬架（所有车型）为了提供更好的平顺性，去掉了后支撑副车架，同时增加 了整个车辆的刚度，减轻重量。了改善操纵稳定性，降低了副车架蹄部调整孔的位置，并改变了侧倾 特性。增加了高速行驶

27、过程中的直线稳定性，减少了补偿转向。 3.4.1 整备质量和轴荷分配 由前面的计算得整备质量：=6750kg m0 轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要 使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计应根据汽车的布置形式、使用条件 及性能要求合理地选定其轴荷分配。对垃圾车而言，满载时的前轴负荷多在 28%上下。查汽车设计 表 2-11a 得：42 后轮双胎，短头货车在空载时：前轴负荷为：44%49%，取 45%；后轴负荷为： 51%56%，取 55%。 所以： 空载时： 前轴轴载质量=45%=6750kg45%=3037.5kg m0

28、 后轴轴载质量=55%=6750kg55%=3712.5kg m0 满载时： 前轴负荷为：27%30%，取：28%， 后轴负荷为：70%73%，取：72% 所以： 满载时前轴轴载质量=28%=12280kg28%=3438.4kg ma 满载时后轴轴载质量=72%=12280kg72%=8841.6kg ma 3.4.2 性能参数 a. 最高车速vamax 考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功 率平衡为依据来确定。参见汽车设计表 2-12 知：垃圾车的最高车速在 90120km/h，取为 90km/h b. 燃料经济性参数 参考总质量相近的同类车

29、型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。参考汽车设计表 2-13 知：总质量12t 的柴油机垃圾车单位燃料消耗量为：1.431.53l/（100）,现取为：1.5 ma tkm l/（100）tkm c. 机动性参数 最小转弯半径反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和狭窄路面上或场地上调头的能 rmin 力。其值可按下式计算： =+a (3-9) rmin max sin i l =a kl i i k sin l max 2 2 tan 2 max 式中： 最大转角 max i l转轴，4500mm k主销轴 a转向轮的转臂 通常取为 35 40 ，为了减小值，值有时可达 45 ，取=40

30、 max i 00 rminmaxi 0 max i 0 d. 通过性参数 查汽车设计表 2-19 得： 最小离第间隙=0.25m hmin 接近角 =35 0 离去角 =20 0 纵向通过半径=5m 3.4.3 尺寸参数 图 3-1 车身尺寸参数 a. 轴距 l 可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距 l： l=+ s - (3-10) lhljlr 式中： 货厢长度，根据装载量确定：=4620mm lhlh 前轮中心至驾驶室后壁的距离，取=815mm ljlj s驾驶室与货厢之间间隙，取 s=500mm 后悬尺寸，参考同类型垃圾车取=1800mm lrlr l=4620+815+

31、500-1800 =4135mm b. 前后轮距与 b1b2 根据汽车设计表 2-7，初选轮距： =1900mm =1850mm b1b2 c. 外廓尺寸 我国对公路车辆的限制尺寸要求总高不大于 4m；总宽（不包括后视镜）不大于 2.5m，左右后视 镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于 250mm；总长：载货汽车不大于 12m。 取总高为 2710mm，总宽为：2462mm 总长=1170+4135+1800 =7105mm 3.5 车架的计算 由于车架的纵梁承受的是均匀分布的载荷，车架强度的计算可按下述进行，但需要作一定的假设， 即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车时簧上负荷均匀分布在左、

32、右纵梁的全长上，满 gs 载时有效载荷则均匀分布在车厢长度范围内的纵梁上，忽略不计局部扭矩的影响。 ge =2g/3 (3-11) gsm0 =26.751000kg9.8kg/n/3 =44100n 式中： 汽车整备质量 m0 为一根纵梁的前支承反力，可求得： rf =（l-2b）+（c-2） (3-12) rf l 4 1 gsgec2 =44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82) 8 . 44 1 =16096n 在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为： m x =x- （x+a） (3-13) rf l gs 4 2 驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为： =x -

33、（x+a） - (3-14) mx rf l gs 4 2 l ge 4 2 1 )(xl c 显然，最大弯矩就发生在这一段梁内。可用对上式中的弯矩=求导数并令其为零的方 mx )(xf 法求出最大弯矩发生的位置 x，即： =0 (3-15) dx dm x rf )( 2 )( 2 1 clx l g ax l g es 由此求得： x= )/( )( 2 1 c g l g c clg l ag r eses f =2/ 36 . 4 ) 1 . 386 . 4 (5400 14 . 8 17 . 1 44100 1500 ) 36 . 4 5400 14 . 8 44100 ( =4.0

34、3m 将 x=4.03m 代入式（3-13） ，即可求出纵梁承受的最大弯矩： =15500=25138.54n mmax )03 . 4 86 . 4 (1 . 3 36 . 4 4 5400 )17 . 1 03 . 4 ( 14. 84 44100 03 . 4 2 m 如果再考虑到动载荷系数=2.54.0 及疲劳安全系数 n=1.151.40,并将它们代入式： kd （3-16） maxmax mnkm dd （3-17） w md w max 则可求出纵梁的最大弯曲应力，取=3.0，n=1.30 代入上式得： kd 54.251380 . 330 . 1 max d m =98040.

35、306 w w 54.25138 式 2-17 中： w纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽形断面的纵梁 w= （3-18） 6 )6(thbh 式中： h槽形断面的腹板高 b翼缘宽 t梁断面的厚度 按式（3-14）求得的弯曲应力不应大于纵梁材料的疲劳极限，对 16mn 钢板， 1 =220260mpa 1 当纵梁受力变形时，翼缘可能会受力破裂，为此可按薄板理论进行校核，由于临界弯曲应力为： （3-19）mpa b t u e cr 350)( 1 4 . 0 2 2 式中： e材料的弹性模量，对低碳钢 16mn 钢：e=2.06mpa 5 10 u泊松比，对低碳钢和 16mn 钢，取 u=

36、0.290 t纵梁断面的厚度 b纵梁槽形断面的翼缘宽度 将 e，u 代入上式得： bt16 3.6 液压系统设计 根据液压油缸的一般设计步骤： 1）掌握原始资料和设计依据，主要包括：主机的用途和工作条件；工作机构的结构特点、负载状况、 行程大小和动作要求；液压系统所选定的工作压力和流量；材料、配件和加工工艺的现实状况；有关 的国家标准和技术规范等。 2）根据主机的动作要求选择液压缸的类型和结构形式。 3）根据液压缸所承受的外部载荷作用力，如重力、外部机构运动磨擦力、惯性力和工作载荷，确定 液压缸在行程各阶段上负载的变化规律以及必须提供的动力数值。 4）根据液压缸的工作负载和选定的油液工作压力，

37、确定活塞和活塞杆的直径。 5）根据液压缸的运动速度、活塞和活塞杆的直径，确定液压泵的流量。 6）选择缸筒材料，计算外径。 7）选择缸盖的结构形式，计算缸盖与缸筒的连接强度。 8）根据工作行程要求，确定液压缸的最大工作长度 l，通常 l=d，d 为活塞杆直径。由于活塞杆细长， 应进行纵向弯曲强度校核和液压缸的稳定性计算。 9）必要时设计缓冲、排气和防尘等装置。 10）绘制液压缸装配图和零件图。 11）整理设计计算书，审定图样及其它技术文件。 设计液压缸要考虑的问题 1）保证液压缸往复运动的速度、行程需要的牵引力。 2）要尽量缩小液压缸的外形尺寸，使结构紧凑。 3）活塞杆最好受拉不受压，以免产生弯

38、曲变形。 4）保证每个零件有足够的强度、刚度和耐久性。 5）尽量避免液压缸受侧向载荷。 6）长行程液压缸活塞杆伸出时，应尽量避免下垂。 7）能消除活塞、活塞杆和导轨之间的偏斜。 8）根据液压缸的工作条件和具体情况，考虑缓冲、排气和防尘措施。 9）要有可能的密封，防止泄漏。 10）液压缸不能因温度变化时，受限制而产生挠曲。特别是长液压缸更应注意。 11）液压缸的结构要素应采用标准系列尺寸，尽量选择经常使用的标准件。 12）尽量做到成本低，制造容易，维修方便。 3.6.1 滑板、刮板油缸受力分析 滑板油缸是一主动油缸,在滑板上行过程中对垃圾产生挤压力。最大挤压力是衡量压缩式垃圾车 压缩能力的一个重

39、要指标,它的大小受到车箱容积、装载量、压缩密度以及专用装置结构等方面的影 响。滑板油缸对垃圾产生的挤压力反过来会通过刮板机构作用于刮板油缸,设计中应保证刮板油缸的 最大承受力大于垃圾挤压过程中产生的反作用力。 a. 垃圾压缩收集机构受力分析 以整个压缩收集机构为受力对象作受力分析,见图3-3。 图3-3 垃圾压缩收集机构 取整个压缩收集机构(包括滑板、刮板和刮板油缸等液压件) 重量g收集= 750 kg ,滑板与水平面 之间夹角= 47,滑块(尼龙材料) 与滑轨(钢) 之间摩擦系数f = 0. 3 。 滑板油缸最大推力： f=（d） （3-20） 滑板油缸 2 滑板油缸 4/p/ =（3.14

40、90）=101788n 2 4/16 根据受力分析可有以下关系式： n =n +gg 2 1收集 cos 2f= 滑板油缸垃圾收集 fggffsin 21 fnf 11 fnf 22 对n 作用点中心取矩则有（重力力臂较小，忽略重力矩）： 2 348f=（1170 垃圾 ）（） 211 2 116 2 600 2 200 ffn 综合可以算出： n70030n，n75043n，f=154700n 1 2垃圾 所以，垃圾受到的最大挤压力即为154700n。 b. 刮板机构受力分析 如图3-4所示, 刮板油缸受力来自于滑板油缸挤压过程中垃圾的反作用力。由图可以得出(忽略刮 板重力影响)： 图3-4

41、 刮板机构 f=141705n 刮板油缸 1902 348 f垃圾 刮板油缸背压： p=14.9mpa 刮板油缸 d f 2 4 刮板油缸 刮板油缸 通过计算刮板油缸背压不大于16 mpa ,满足使用要求。 3.6.2 举升油缸受力分析 举升油缸的作用力来自于装料斗总成(包括滑板、刮板) 举升过程中对旋转支点的重力矩所产生 的杠杆力,见图3-5。 图2-3 装料斗尺寸 取装料斗总成(包括滑板、刮板) 重量g =1950kg ,最大举升角。计算举升时装料斗总成 64 和举升油缸对旋转支点的作用力矩。 a. 装料斗总成作用力矩 nmgglg gt 28932514 . 1 8 . 91950 0

42、b. 举升油缸作用力矩 n p d f80424 164 8014 . 3 4 2 2 举升 举升 nmt lf 40051249 . 0 8042422 举升举升 举升 举升时作用力矩随举升角而变化。 c. 装料斗总成 作用力臂 ：) 8 . 42cos(063 . 2 1 g l 作用力矩 ：) 8 . 42cos(39424 11 gg gglt 当时， 8 . 42nmtg39424 max d. 举升油缸 作用力臂 =1.324 sin324 . 1 l举升 1 3 . 23 sin442 . 0 l =) 3 . 23cos(442 . 0 324 . 1 2442 . 0 324

43、 . 1 22 1 l) 3 . 23cos(17 . 1 95 . 1 作用力矩 举升举升举升 lft2 ) 3 . 23cos(17. 195 . 1 ) 3 . 23sin(94126 举升 t 当时， 2 . 47nmt71095 max 举升 装料斗总成和举升油缸对旋转支点的作用力矩曲线如图4 。可以看出,举升油缸作用力矩曲线上 升较快,也就是说:只要保证起始时刻能够举起装料斗则举升过程即可实现。同时也可以计算出:在装 料斗总成质心不变的情况下,油缸可举起的最大重量为2700kg。 3.6.3 液压缸的结构设计 在四个液压系统中，选推板液压系统的油缸作为设计对象。 根据推板液压缸的工

44、况和用途以及工作条件，选择单杆液压缸作为缸型。根据文献4所示液压 缸体与缸盖的联接结构选用外半环连接，此种结构的优点是重量比拉杆连接的小。 活塞与活塞杆的接结构采用螺纹连接，这种结构连接稳固，活塞与活塞杆之间无公差要求。 根据密封的部位、温度、运动速度的范围，活塞与缸体的密封形式选用高低唇 y 形圈，这种密封 圈的内外两唇边长不同，直接密封用较短唇边，这样就不易翻转，一般不要支承。 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导 向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，可以使结构简单。活塞杆处的密封形式用 yx 形密封圈。 为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘

45、，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈，本系统 选用无骨架防尘圈。 液压缸带动工作部件运动时，因为运动部件的质量较大，运动速度较高，则在行程终点时，会产 生液压冲击甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞，为防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲 装置。 常用的缓冲结构有： a. 环状间隙式节流缓冲装置 适用于运动惯性不大、运动速度不高的液压系统。 b. 三角槽节流缓冲装置 三角槽节流缓冲装置是利用被封闭液体的节流产生饿液压阻力来缓冲的。 c可调节流缓冲装置 这种节流阀不紧有圆柱形的缓冲柱塞和凹腔等结构，而且在液压缸端盖上还装有针形节流阀和单 向阀。 液压系统如果长期停止工作，或油中混有空

46、气，液压缸重新工作时产生爬行、噪声和发热等现象。 为防止这些不正常现象产生，一般在液压缸的最高位置设置放气阀。 3.6.4 液压缸内径 d 和活塞杆直径 d 的确定 a现在选用的为单活塞杆液压缸。由力平衡方程可得 fc fpddfpd 2 22 1 2 )( 44 （3-21） 1 222 1 2 4 p p dd p ff d fc +f = （3-22） fc f cm f 式中： 液压缸工作压力，初算时取系统工作压力； 1 p p p 液压缸回油腔背压力； 2 p d/d 活塞杆与液压缸内径之比，液压缸采用差动连接； f 工作循环中最大的外负载； cm 液压缸的机械效率，一般 cm=0.

47、90.97； 液压缸密封处摩擦力 fc f 由式 3-21 和式 3-22 可求得 d 为： （3-23） 2 1 2 1 11 4 d d p p p f d cm 这里选取外负载较大的推板机构液压缸进行计算。最大负载 f 为 16599n（工进） ，取 p1=2.5mp 估 算=0.5mpa,因为差动联结可获得较大的推力，所以取 d= d，即 d/d 为 0.7。将上述数据代入式 2 p2 （3-22）可得： =0.093 m 26 7.01 3 5.0 19.010314.3 165994 d 查文献3，按标准的液压缸直径系列圆整为 d=100 mm。根据：液压缸快进、快退速度相等，采

48、用差动连接，取 d=0.7d d = 0.7100 = 70 mm 计算的结果在活塞杆尺寸系列之中，所以取：d = 70 mm 根据已取的缸径和活塞杆直径，计算液压缸实际有效工作面积，无杆腔面积 a1，有杆腔面积 a2 分别为： 2322 1 1085 . 7 1 . 0 4 14 . 3 4 mda 232222 2 104)07 . 0 1 . 0( 4 14 . 3 )( 4 mdda b. 出口调速，通过估计，如果取差动联接，工进时背压力估计为： pap 5 106 背 c. 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，计算公式有 min min min v q a a 24 2 6 mi

49、n min 10012.1 1092.6 107 m v q 由于调速阀装在进油路上，故液压缸有效工作面积应选取液压缸无杆腔的实际面积，即取上式的 结果，可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需最低速。 3.6.5 液压缸壁厚、外径及工作行程的计算 a. 低压液压系统中，液压缸的壁厚一般不做计算，按经验选取，则缸筒外径 d0 = d + 2 查文献5，按标准 jb1068-67 系列选取液压缸的外径为 121mm,实际计算绘图时可取 120mm。 缸筒壁厚的校核，液压缸的内径(d=100mm)与其壁厚（=0.520=10mm）的比值=10，故 d 可用薄壁圆筒的壁厚计算公式进行校核 （3-24）

50、 2 dpy 式中： 液压缸壁厚（mm） ； 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（mpa） ； y p 缸筒材料的许用应力，无缝钢管=100110mpa。 =2.4mm10mm 2 dpy 1002 1002 . 35 . 1 所以所选壁厚满足要求。 b. 液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，所选的执行机构即推板 机构的工作行程为 4000mm，结合液压缸活塞行程参数系列确定液压缸的工作行程为 4000mm。 3.6.6 液压缸缸底和缸盖的计算 在中低压系统中，液压缸的缸底和缸盖一般是根据结构需要进行设计，不需进行强度计算。 3.6.7 液压缸进出油口尺

51、寸的确定 液压缸的进出油口尺寸，是根据油管内的平均速度来确定的，要求压力管路内的最大平均流速控 制在 45m/s 以内，过大会造成压力损失剧增，而使回路效率下降，并会引起气蚀、噪音、振动等， 因此油口不宜过小，一般可按文献3选用，本系统选用进出油口 m272 的螺纹接头。 根据以上计算及选用的参数综合为表 3-1。 进出油口连接 缸筒内径（mm）缸筒外径(mm)活塞杆直径(mm) 公称直径螺纹连接 1101206320m272 a. 系统工作压力 p 和流量 q 系统工作压力根据装载性能和整机制造成本确定，以不超过 25为宜，这样可以选择价格合mpa 理的液压系统元件。 根据垃圾车的作业性能、

52、速度和生产率的要求，确定液压系统所需的最大工作流量 q。一般情况 下，垃圾的排出时间为：2040s，按设计要求的 27s 进行设计计算，排出板油缸的伸出速度为： 1015cm/s，上下刮板油缸伸出速度为：1620cm/s，对于料斗容积为 1的垃圾车，可选择液压 m 3 泵的排量为 4050ml/r，即泵每分钟的输出流量为 80100l/min. b. 液压系统功率 垃圾车工作机构的动力由发动机提供，功率应能够充分满足装载机构工作过程中的动力需求，并 考虑冷却系统和管路等辅助设备的动力消耗，发动机功率可取为： =(1.01.1) （3-25） n发ny = （3-26） ny 6000 pq 式

53、中： 液压系统功率，kw； ny p液压系统工作压力，p=19600kpa; q液压系统, q=80100l/min; 液压系统,=0.850.90 工作机构所需的液压系统功率为 2530kw，也就是取力器要从发动机上取出 2530kw 的功率. 3.6.8 液压油缸受力分析与校核 压缩式垃圾车主要依靠液压系统控制油缸完成垃圾的收集、挤压装填和推出卸料等作业功能,因 此油缸的设计和选择对整个作业系统的可靠性和安全性非常重要。通过对油缸进行受力分析,一方面 可以对所选油缸进行校核,另一方面也可以作为油缸选择的依据和参考。目前国内在用的压缩式垃圾 车主要为后装式,后装压缩式垃圾车所用油缸主要包括以

54、下几种:倾翻油缸用来将垃圾桶中的垃圾翻倒 入装料斗中;刮板油缸用来将装料斗中的垃圾刮起;滑板油缸用来将装料斗中刮起的垃圾挤压推进车箱 中;举升油缸用来将装料斗升起以便完成垃圾推卸作业;推板油缸用来将车箱中的垃圾推出卸掉。 后装压缩式垃圾车所用油缸中,垃圾桶倾翻油缸和推板油缸受力比较简单,并且由于受到结构或功 能的限制,油缸选择与所承受的力相比一般都较大,因此仅对刮板油缸、滑板油缸和举升油缸进行受力 分析及校核。液压系统工作压力为19.6mpa 。 3.6.9 液压缸的主要零件的材料和技术要求 a. 缸体 材料选用 45 钢。 内径用 h9 配合，粗糙度ra0.3,内径圆度、圆柱度不大于直径公差

55、之半，内表面直线度在m 500mm 长度不大于 0.03mm，端面与缸盖固定时，端面跳动量在直径 100mm 上不大于 0.04mm,为防止腐 蚀和提高寿命，内表面可镀铬，层厚 0.030.04mm，在进行抛光，缸体外涂外耐腐蚀油漆。 b. 缸盖 常用材料有：35 钢、45 钢或铸钢；做导向时选用铸铁、耐磨铸铁。故可选取前缸盖 ht200、后缸 盖为 35 钢。 配合表面的圆度、圆柱度不大于直径公差之半，端面在对孔轴线的垂直度在直径 100mm 上不大于 0.04mm. c. 活塞 材料选用 ht200。 外径的圆度、圆柱度不大于直径公差之半，外径对内孔的径向跳动不大于外径公差之半，端面对 轴

56、线垂直度在直径 100mm 上不大于 0.04mm，活塞外径用橡胶密封圈密封时可取 f9 配合，内孔与活塞 杆的配合取 h8。 d. 活塞杆 本设计中是空心活塞杆，选用的材料为 45 钢的无缝钢管。 杆外圆柱面粗糙度为 ra0.8,材料进行热处理，调质 5258hrc，外径的圆度、圆柱度不大于直径m 公差之半，外径表面直线度在 500mm 长度不大于 0.03mm，活塞杆与前端盖采用 h9/f9 配合，与活塞的 连接可采用 h9/h8 配合。 3.6.10 泵的计算与选择 a. 计算液压缸的流量和压力 由 3.6.13 节中计算得出油缸内径和活塞杆直径。 快速运动所需的流量： min/ 2 .

57、 191057 444 12222 lvdvddq 快进快进快进 工进时液压缸的压力，取外负载较大的右滑台缸进行计算： 2 1 2 1 1 p a a a f p 工 式中 a1、a2同上节，约取 a1=2a2；p1为液压缸进油腔压力；p2为液压缸回油腔压力（由背压阀调 整决定，一般为 0.51.5mpa）,现取 p2 =0.6mpa,代入式 ，则液压缸的压力： 2 1 2 1 1 p a a a f p 工 mpapap4 . 2104 . 2106 . 0 2 1 1085. 7 16599 66 3 1 工进时的流量： min/54 . 0 min/1054 . 0 069 . 0 1

58、. 0 44 3322 min lmvdq 工进 min/79 . 0 min/1079 . 0 1 . 01 . 0 44 3322 max lmvdq 工进 b. 确定小流量泵的压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油（只部分供油） ，液压缸的最大工作压力为 p1=2.4mpa, 在调速阀进油口节流调速，进油路上的压力损失一般为 0.51.5mpa,现取 0.8mpa。则小流量泵的最 高工作压力： mpampap2 . 3)8 . 04 . 2( 0 c. 液压泵流量计算 液压泵向液压缸输入的最大流量为：219.2=38.4l/min,若取回路泄漏系数 k=1.1，则泵的流量： q=1.

59、138.4=42.4l/min 。 由于工进的工作流量取大值时 q=20.79=1.85l/min,溢流阀的最小稳定流量为 23l/min,加之 减压阀工作时的正常泄出（一般为 0.50.8l/min） ，故小流量泵的流量不应小于 5l/min 。故得出液 压泵的流量范围：5l/min42.4l/min d. 选择液压泵规格型号 根据计算出的泵的流量和压力值，并查阅文献3，选用 yb-6/40 型双联叶片泵，压力流量均能 满足要求。 e. 计算电动机的驱动功率 根据对工况的分析画出工况图： 图 3-2 液压缸工况分析中的工作压力、流量和功率图 由上图可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可以按此

60、阶段 估算电机功率 p （3-27） 3 10 pq p 式中： p 快退时液压泵的出口压力（pa） ，其值等于快退时液压缸的进口压力与泵到液压缸这 段管路压力损失之和，压力损失取；pap 5 102 q 液压泵输出流量()，q=219.2l/min=38.4l/min=0.6410-3m3/s；sm / 3 液压泵的总效率，查文献4取（各泵的效率为 0.8） 。所以：64 . 0 8 . 08 . 0 kw pq p8 . 1 64 . 0 10 1064 . 0 10216 3 35 3.6.11 液压油箱容积的确定 本系统为中压系统，油箱容积一般取液压泵额定容量流量的 5-7 倍，本系统