东风天锦5180勾臂式垃圾车的改装设计

毕业设计的主要措施在于设法减轻倾卸机构与货厢质量。目前，国产自卸汽车的质量利用系数为1.0~1.5，国外自卸汽车的质量利用系数为1.3~2.0。第4章勾臂式垃圾车车厢的结构设计4.1勾臂式垃圾车车厢的结构形式4.1.1车厢的结构形式勾臂式垃圾车能够实现换箱与自卸功能，因此，其车厢的结构形式与自卸车车厢的结构形式大致相同，在车厢的设计流程中，车厢内部尺寸、造型、参数的可多参照自卸车车厢的设计进行参照。车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与上栏板绞接，后栏板借此即可开启或关闭。本设计所采用的车厢为改装后的后倾式车厢，即在图3.1基础上添加上盖板。1-车厢总成2-车厢铰支座3-车厢后板4-车厢锁5-底板滑梁6-滚轮图3.1车厢结构图4.1.2车厢材料勾臂式垃圾车车厢箱体采用10号低合金槽钢、16号方管与12mm、8mm、5mm、4mm、16Mn钢板焊接而成，在全面分析车厢的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，选用16Mn工程用钢材。4.2车厢尺寸参数的确定4.2.1车厢尺寸设计外廓尺寸应在厢式货车总体设计阶段予以确定。为了防止紧急制动时货厢与驾驶室之间留有100-250mm的间隙。厢体宽度主要由底盘轮距1876mm、使用要求及法规限宽的因素决定,这里取车厢宽度为1950mm；厢体高度由改装后的质心高度（影响汽车的行驶稳定性）决定，在满足装载容积及装卸方便的情况下，应尽量减小厢体高度，以降低质心，提高汽车行驶稳定性，这里取车厢高为1500mm。将全金属焊接车厢设计成等刚度体车厢是车厢设计的重点。但是很难既能保证高强度又能保证轻量化。就整车而言，可以看成由车轮、前轴、后桥壳、悬架、车架、车厢及其橡胶缓冲块等不同刚度单元组合而成的弹性体，受力时，将按照各自的刚度产生各自的变形，其变形量与刚度成反比，吸收的能量与刚度成正比。车厢刚度，无论是弯曲刚度还是扭转刚度，都会增加车架的相应刚度，两者的刚度是相辅相成、互相补偿的。当汽车前后左右车轮处于高差较大的路面，车架扭曲较大时，车厢应该有一定的扭转随动性。如果车厢的扭转刚度过大，当车架扭转到一定程度时，车厢前支承缓冲块相应的一侧压到极限位置，车厢纵梁的另一侧可能离开缓冲块，车厢前端的一大部分重量转移到一侧的车架纵梁上，纵梁可能超载损坏。如果车厢扭转刚度过小，能与车架扭转随动，当车架产生较大扭曲时，车厢可能因变形过大而过早损坏。全金属焊接等刚度车厢设计的规范化的定量的设计计算方法并不是很完善，根据一些经验，可以知道一些设计规范和经验数据：车厢底板和侧梁断面应小些，布置应密集，这样易于形成等刚度。自卸汽车车架断面系数也应比同级吨位的货车车架大一倍。车厢的内部形状应为簸箕形，底板前窄后宽，单边角度1°～1.5°，横端面下窄上宽，单边角度1°～1.5°。这样，当车厢倾卸时，货物不易在车厢内卡住，易于倾卸。4.2.2车厢内框尺寸内框尺寸确定了车厢容积的大小。应从车辆用途、装载质量、货物密度以及包装方式、尺寸规格等方面考虑，以便提高运输效率。车厢容积按下式计算(3.1)式中——车厢容积（QUOTE）;QUOTE——厢内有效长度、宽度、高度（mm）。初选车厢尺寸：宽—2084mm；高：2300mm;由给定需要的容积V在10-12m3可得出：车厢长度=4833mm,选取=4835mm选取车厢尺寸的容积满足汽车满载时实际需要的容积，由此确定，本设计车厢尺寸QUOTE4835×2084×2300车厢板厚的选取见表3.1：表3.1车厢板厚参照表前板mm上板mm边板mm后板mm底板mm范围4-64-64-85-66-12选取446664.2.3车厢地板高度车厢地板高度直接影响货物装卸的方便性和汽车质心的高度。该高度过高，对行驶稳定性产生不利影响；过低，则轮胎与地板下平面容易发生运动干涉，这是不允许的。影响车厢地板高度的主要因素有：轮胎直径、道路条件、悬架动挠度以及车辆空载时车轮与地板下平面之间预留的空间等。设计时该预留空间一般取230QUOTE左右。4.3车厢板的锁启机构自卸车汽车车厢板的锁启机构有手动和自动两种，现在大多采用自动锁启机构。当自卸汽车卸货时，车厢逐渐倾斜，当倾斜到一定程度，倾斜方向的车厢板便自动开启，使车厢内的货物卸出。卸完货后，车厢逐渐下落，直至落到原始位置，锁启机构使自动将车厢板锁住。本设计采用的门锁开闭机构原理简图如下，图3.2车厢后门锁本车车厢后门锁结构简单，主要由一个挂钩手动完成锁扣，挂钩形状如图所示，在一端开有一孔供车厢上的圆销穿过，在挂钩外侧用螺栓加一挡片完成轴向定位，车厢需要锁止时，手动将拉钩扣在车厢后板上的另一圆销上即完成锁止，车厢后门被固第5章勾臂机构设计5.1勾臂机构目前,国内生产的垃圾车主要是液压缸自卸式,垃圾装满后,举升机构提升，由于重力作用将垃圾推出车厢。垃圾车均采用直面折弯形状结构,便于垃圾推卸干净。油缸一端固定,另一端固定在车厢上。推卸垃圾时,油缸推动排出机构前移,机构滑块沿导轨滑动。油缸的安装角度和排出机构折弯斜度各厂取值不同,教科书中也未给出取值范围,取值大小有何利弊?现对排出机构进行受力分析，确定其取值。排出机构在推卸垃圾过程中,受到排出油缸的推力、垃圾在车厢四壁产生的摩擦阻力、垃圾场重力、排出机构的重力、垃圾重量和排出机构重量在底板上产生的摩擦力以及导轨对排出板机构的法向作用力，的作用。排出油缸的布置和排出板折弯斜度的不同,排出机构的受力状况也不同。刚开始移动前的平衡方程为：QUOTE（4-1）QUOTE（4-2）式中：——推卸油缸的安装角度，——为的倾斜角度、均有水平分力、和向下的垂直分力、,水平分力推卸垃圾,向下的垂直分力以及排出机构的重力W,三个力使排出机构滑块紧压在导轨上,产生阻止排出机构前进的摩擦阻力。由(4-2)式可得:即==（4-3）式中：——滑动摩擦系数。5.2取值范围的探讨为了整车垃圾压缩后密度均匀，延长油钢的使用寿命，根据分析，排出油缸的安装角度应近可能大一点。无论怎样，排出油缸的安装角和排出板折弯斜度只要合理取值,垃圾均能全部卸干净,不会增加成本和重量,还可延长滑块的使用寿命。因此,根据实习时的现场观察和结构设计，排出油缸的安装角度取62°。排出板折弯斜度不要太大,否则开始填装垃圾时,垃圾掉下的多,填装效率不高,过小时垃圾卸不干净,一般应在38°～45°之间，因此决定取45°。此外,为使顶盖能承受垃圾对它向上的膨胀力,顶盖应做成弧形结构。5.3勾臂的强度校核在装箱操作过程中拉臂结构主要受到液压缸的拉力、自身的重力、和车厢对拉臂斜向下的拉力。对其受力分析的油缸拉力76700N,与拉臂成149°，车厢拉力为29400，与拉臂延长线成39°。对拉臂直角拐点截面进行校核：截面面积剪切力拉臂车拉臂结构材料选用Q345钢材，其屈服极限为345MPa，安全系数选取1.33则其许用应力[]=259.39MPa许用切应力满足强度要求。第6章勾臂车统液压系统设计6.1液压系统简介液压就是通过液压油（具体根据实际情况定）来传递压力的装置。一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。液压由于其传动力量大，易于传递及配置，在工业、民用行业应用广泛。液压系统的执行元件液压缸和液压马达的作用是将液体的压力能转换为机械能，而获得需要的直线往复运动或回转运动。6.2液压执行元件6.2.1液压马达的特点及分类液压马达是把液体的压力能转换为机械能的装置，从原理上讲，液压泵可以作液压马达用，液压马达也可作液压泵用。但事实上同类型的液压泵和液压马达虽然在结构上相似，但由于两者的工作情况不同，使得两者在结构上也有某些差异。例如：

1.液压马达一般需要正反转，所以在内部结构上应具有对称性，而液压泵一般是单方向旋转的，没有这一要求。

2.为了减小吸油阻力，减小径向力，一般液压泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液压马达低压腔的压力稍高于大气压力，所以没有上述要求。

3.液压马达要求能在很宽的转速范围内正常工作，因此，应采用液动轴承或静压轴承。因为当马达速度很低时，若采用动压轴承，就不易形成润滑滑膜。

4.叶片泵依靠叶片跟转子一起高速旋转而产生的离心力使叶片始终贴紧定子的内表面，起封油作用，形成工作容积。若将其当马达用，必须在液压马达的叶片根部装上弹簧，以保证叶片始终贴紧定子内表面，以便马达能正常起动。

5.液压泵在结构上需保证具有自吸能力，而液压马达就没有这一要求。

6.液压马达必须具有较大的起动扭矩。所谓起动扭矩，就是马达由静止状态起动时，马达轴上所能输出的扭矩，该扭矩通常大于在同一工作压差时处于运行状态下的扭矩，所以，为了使起动扭矩尽可能接近工作状态下的扭矩，要求马达扭矩的脉动小，内部摩擦小。

液压马达按其额定转速分为高速和低速两大类，额定转速高于500r/min的属于高速液压马达，额定转速低于500r/min的属于低速液压马达。

高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调速和换向的灵敏度高。通常高速液压马达的输出转矩不大(仅几十牛·米到几百牛·米)，所以又称为高速小转矩液压马达。

高速液压马达的基本型式是径向柱塞式，例如单作用曲轴连杆式、液压平衡式和多作用内曲线式等。此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式。低速液压马达的主要特点是排量大、体积大、转速低(有时可达每分种几转甚至零点几转)，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大(可达几千牛顿·米到几万牛顿·米)，所以又称为低速大转矩液压马达。

液压马达也可按其结构类型来分，可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式。6.2.2液压马达的性能参数液压马达的性能参数很多。下面是液压马达的主要性能参数：

1.排量、流量和容积效率习惯上将马达的轴每转一周，按几何尺寸计算所进入的液体容积，称为马达的排量V，有时称之为几何排量、理论排量，即不考虑泄漏损失时的排量。

液压马达的排量表示出其工作容腔的大小，它是一个重要的参数。因为液压马达在工作中输出的转矩大小是由负载转矩决定的。但是，推动同样大小的负载，工作容腔大的马达的压力要低于工作容腔小的马达的压力，所以说工作容腔的大小是液压马达工作能力的主要标志，也就是说，排量的大小是液压马达工作能力的重要标志。

2.液压马达输出的理论转矩根据排量的大小，可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小，也可以计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。当液压马达进、出油口之间的压力差为ΔP，输入液压马达的流量为q，液压马达输出的理论转矩为Tt，角速度为ω，如果不计损失，液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率，

3.液压马达的启动机械效率ηm液压马达的启动机械效率是指液压马达由静止状态起动时，马达实际输出的转矩T0与它在同一工作压差时的理论转矩。

4.液压马达的转速液压马达的转速取决于供液的流量和液压马达本身的排量V。

由于液压马达内部有泄漏，并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功，一小部分因泄漏损失掉了。所以液压马达的实际转速要比理论转速低一些。

5.最低稳定转速最低稳定转速是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。所谓爬行现象，就是当液压马达工作转速过低时，往往保持不了均匀的速度，进入时动时停的不稳定状态。

液压马达在低速时产生爬行现象的原因是：

(1)摩擦力的大小不稳定。通常的摩擦力是随速度增大而增加的，而对静止和低速区域工作的马达内部的摩擦阻力，当工作速度增大时非但不增加，反而减少，形成了所谓“负特性”的阻力。另一方面，液压马达和负载是由液压油被压缩后压力升高而被推动的。只有等到弹簧压缩到其推力大于静摩擦力时才开始运动。一旦物体开始运动，阻力突然减小，物体突然加速跃动，其结果又使弹簧的压缩量减少，推力减小，物体依靠惯性前移一段路程后停止下来，直到弹簧的移动又使弹簧压缩，推力增加，物体就再一次跃动为止，对液压马达来说，这就是爬行现象。

(2)泄漏量大小不稳定。

液压马达的泄漏量不是每个瞬间都相同，它也随转子转动的相位角度变化作周期性波动。由于低速时进入马达的流量小，泄漏所占的比重就增大，泄漏量的不稳定就会明显地影响到参与马达工作的流量数值，从而造成转速的波动。当马达在低速运转时，其转动部分及所带的负载表现出的惯性较小，上述影响比较明显，因而出现爬行现象。

实际工作中，一般都期望最低稳定转速越小越好。

6.最高使用转速液压马达的最高使用转速主要受使用寿命和机械效率的限制，转速提高后，各运动副的磨损加剧，使用寿命降低，转速高则液压马达需要输入的流量就大，因此各过流部分的流速相应增大，压力损失也随之增加，从而使机械效率降低。

对某些液压马达，转速的提高还受到背压的限制。例如曲轴连杆式液压马达，转速提高时，回油背压必须显著增大才能保证连杆不会撞击曲轴表面，从而避免了撞击现象。随着转速的提高，回油腔所需的背压值也应随之提高。但过分的提高背压，会使液压马达的效率明显下降。为了使马达的效率不致过低，马达的转速不应太高。

7.调速范围液压马达的调速范围用最高使用转速和最低稳定转速之比表示。第7章液压系统设计与计算7.1惯性负载汽车部件的总质量m=（G1+G2）/g=58958/9.81=6010kg惯性力QUOTEN其中：a—执行元件加速度m/s²ut—执行元件末速度m/s²u0—执行元件初速度m/s²t—执行元件加速时间图图2勾臂车液压缸速度图铣床机床液压缸负载图铣床机床液压缸负载图7.2初选油缸的工作压力由上可以知道，汽车的最大负载F=5吨，根据下表可得：表5.1液压设备常用工作压力设备类型机床农业机械工程机械液压机、重型机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.8-2.03-52-88-1010-1620-32选系统的工作压力P1=20Mpa。7.3计算油缸尺寸可根据油缸的结构及连接方式计算油缸的面积、油缸直径D及活塞杆直径d计算出后应按标准予以圆整，然后再计算油缸的面积：此时由工进时的负载值按计算公式计算液压缸面积： 再将这些直径按照国标圆整成标准值得：D=0.06m,d=0.04m由此就求得液压缸两腔的实际有效面积为，。7.4油缸各工况的压力、流量、功率的计算（1）、工进时油缸需要的流量Q工进Q工进=A1·U工进=A1:工进时油压作用的面积U工进—工进时油缸的速度mm/min(2)、快进时油缸需要的流量Q快进差动连接时:Q快进=(A1-A2)·U快进=A1、A2—分别表示油缸活塞腔、活塞杆截面积m²U快进—油缸快进时的速度mm/min(3)、快退时油缸需要的流量Q快退,Q快退=A2·U快退=U快退—油缸退回时的速度,mm/min(4)、工进时油缸的压力P2—为工进时回油腔的背压,上面已经选取为0.5Mpa。（5）、快进时油缸压力这里：F分别表示快速启动、加速、快速时油缸的推力，P—分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。表示管路中压力损失大小，这里我们取值为0.3Mpa。（6）、快退时油缸压力F—分别表示快速启动、加速、快速时油缸的推力，P—分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。P2的值为0.5MPa油缸工作循环中各阶段的压力、流量、功率实际值如表2所示：表2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况负载F/N回油腔压力P进油腔压力P输入流量q/QUOTE输入功率P/kW快进(差动)启动116000.96——加速1073P1.26——快进5800.860.00630.09工进85800.51.600.00080.021快退启动116000.77——加速10730.51.61——快退5801.280.00780.166由以上所计算的数据我们绘制出工况图如下所示：图图3液压缸工况图7.5取力器的选择除了少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠相符殊的要求而配备专门动力驱动外(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、吸污车、随车起重车、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分为前置、中置和后置三种基本型式，每一种基本形式又包括若干种具体的结构，如下所列。由于在设计变速器时已考虑了动力输出，因而一般在变速器左侧和右侧都留有标准的取力接口，也有专门生产与之配套的取力器的厂家，这种取力器较为常故这种取力器较为常用，故本课题中，为了便于设计，节约成本，同时也考虑到大批量生产，采用变速器侧盖取力方式。7.6确定液压系统方案(一)

确定油源及调速方式由以上的计算可以知道，工作负载的变化情况较大，因此，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。考虑到汽车可能受到负值负载，故采用回油路调速阀节流调速方式，并选用开式循环。从工况图中我们可以清楚的看出，在液压系统的工作循环中，液压缸要求油源提供的流量变化并不是很大，因此工进和快进的过程中，所需流量差别较小。故我们选用定量单液压泵供油。（二）选择基本回路

1.

选择换向回路及速度换接方式

由设计依据可以知道，设计过程中不考虑工件夹紧这一工序，并且从快进到工进时，输入液压缸的流量从6.3L/min降到0.8L/min，速度变化不是很大，所以采用电磁换向阀来实现速度的换接。压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。同时为了实现工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位四通阀，如下图所示：

由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接来实现快速运动回路，且要求液压缸活塞杆直径d≈0.7D。（三）选择调压回路设计过程中，在油源中采用溢流阀来调定系统的工作压力，因此调压问题基本上已经在油源中解决，无须在另外设置调压系统。这里的溢流阀同时还能起到安全阀的作用。组合成液压系统图将上面所选的液压基本回路组合在一起，便可得到以下的液压系统原理图。同时电磁铁的动作顺序表如下：表

3

液压专用铣床电磁铁动作顺序表7.7选择液压元气件液压泵的选择由以上的设计可以得到，液压缸在整个工作过程中的最大压力是30Mpa，如取进油路上的压力损失为0.4Mpa，则此时液压泵的最大工作压力是=1.61+0.4=3.01Mpa。由以上的计算可得，液压泵提供的最大流量是7.8L/min,因为系统较为简单，取泄漏系数，则两个液压泵的实际流量应为：由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入到液压缸的流量是3.8L/min，由流量液压泵单独供油，所以液压泵的流量规格最少应为6.8L/min。根据以上的压力和流量的数值查阅机械设计手册，最后选用YB1-6.3型单叶片液压泵，其排量大小为6.3ml/r,当液压泵的转速为1450r/min时，该液压泵的理论流量为9.14L/min。取液压泵的容积效率为，则液压泵的实际流量大小为：由于由以上的计算过程中，我们知道了液压缸在快退时的输入功率最大，此时液压泵的工作压力是1.28+0.4（进油路上的压力损失）=1.68Mpa，流量为6.8L/min，查表可得，取液压泵的总效率，则液压泵驱动电机所需的功率为根据以上的数据查机械设计手册选用Y801型电动机，其额定功率为0.55kW，额定转速为1200r/min。7.8阀类元气件及辅助元气件的选择根据阀类及辅助元气件所在油路的最大工作压力和通过的最大实际流量，可选择这些器件的型号和规格如下表：表表4元气件的型号及规格序号元件名称额定流量（L/min）额定压力(Mpa)质量(kg)型号1单叶片泵9.26.35.5YB1-6.32三位四通电磁阀256.3—34D-25BOP3二位三通电磁阀256.3—23D-25B4单向调速阀0.05（最小）0.5-6.33.2QI-10B5溢流阀200.4-6.31.7Y-10B6压力继电器—1.0-6.30.7DP1-63B7滤油器162.50.18XU-B16X1008开关阀256.3—22D-25B（三）确定油管直径表5液压缸的进出、流量由于液压泵在选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原来的数值不同，所以要重新计算，计算如下表表5液压缸的进出、流量快进工进快退输入流量（L/min）输出流量(L/min)运动速度(m/min)由上表中的数值，按照书中推荐的油液在压油管的流速u=3m/s可得，液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内径分别为：两根油管按YB231—64选用外径为13mm，壁厚为1.2mm的冷拔无缝钢管。油箱的设计对油箱容积我们进行估算，取经验数据，故其容积为：取靠其最近的标准值V=50L7.9验算液压系统性能工进在整个工作循环中所占的时间比例是很长的，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算。工进时液压缸的有效功率是由以上的计算可知，液压泵在工进时的工作压力为p=1.6+0.4(进油路上的压力损失)=2Mpa,流量为6.8L/min,所以液压泵的输入功率为：所以可得，液压系统的发热功率为：油箱的散热面积为：查表可得油箱的散热系数，则可得油液的温升为：查表知，此温升值没有超出允许范围，故液压系统不需要设置冷却器、第8章整车的三维设计三维设计是新一代数字化、虚拟化、智能化设计平台的基础。它是建立在平面和二维设计的基础上，让设计目标更立体化，更形象化的一种新兴设计方法。工业设计领域流行的3D建模软件有很多。大概可分为两类，即CAID和CAD。CAID类大概包括AliasStudio，Rhino，等都是很好的外观设计软件，曲面编辑自由，更有利于设计中推敲。CAD类也有像Pro/Engineer，UG（UnigraphicsNX），CATIA，Solidwork等这些实用性很强的工程建模软件，适合模具类专业。8.1软件的介绍CATIA是法国达索飞机公司开发的高档CAD/CAM软件。模块化的CATIA系列产品提供产品的风格和外型设计、机械设计、设备与系统工程、管理数字样机、机械加工、分析和模拟。CATIA产品基于开放式可扩展的V5架构。CATIA软件以其强大的曲面设计功能而在飞机、汽车、轮船等设计领域享有很高的声誉。CATIA的曲面造型功能体现在它提供了极丰富的造型工具来支持用户的造型需求。比如其特有的高次Bezier曲线曲面功能，次数能达到15，能满足特殊行业对曲面光滑性的苛刻要求。CATIA软件具有优秀的模型混合建设技术：（1）多层面模型混合设计。CATIA设计软件中零件实体建造和空间曲面建模，可以在不同模块中实现相互转化操作设计，大大减少设计步骤，为设计者提供巨大的便利。（2）参数化和变量混合建模。设计者不必在设计中考虑繁琐的参数设定，CATIA建模中自带设计参数实现初始模型，后期设计者可据实际需要进行参数修改和调整。（3）智能工程及几何模型混合创建。集成化的CATIA软件可记忆和储存大量的以往设计经验于知识库中，作为备用数据既可以用作新产品设计的参数参照，又可以方便查找和新员工设计培训的调用。CATIA软件各功能模块相关相连。基于统一数据平台创建的各设计模块，在设计过程中相互关联和作用，非常方便数据和模型在不同阶段的转换和检验。例如，二维平面和有限元分析、模具及数控加工的程序中可以体现三维模型。8.2部分零部件的绘制绘制完的三维图像如下：绘制的车头三维图图8.1车头三维图绘制的车架三维图图8.2车架三维图绘制的液压组件三维图图8.3液压组件三维图8.3装配图的绘制（1）绘制的勾臂车厢总成装配图图8.4车厢总成三维图（2）绘制的整车装配三维图图8.5整车装配三维图参考文献五、参考文献[1]马胜煜.2019年我国自卸式垃圾车市场分析[J].专用汽车，2020(07)[2]纪鹏飞.唇枪舌剑,专用车轻量化大讨论[J].专用汽车，2017(04)[3]纪鹏飞.2018年度专用汽车行业10大新闻[J].专用汽车,2019(01):18-23.[4]吴涛,李浩斐,牛其东.拉臂式垃圾车的发展现状分析[J].现代国企研究，2016(08)[5]李捷,胡晓峰.2020年前三季度工程类专用车市场分析[J].专用汽车，2020(11)[6]杨杰，田卫东,汪洁.产业