青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文）
2）为方便卸货，要求车厢在举升过程中逐步后移，车厢处于最大升程位置时，其后移量a=380mm。为保证车厢的稳定性，其最大后移量amax不得超过1.2a。
3）在举升过程中可在任意高度停留卸货。 设计方案：
方案一：平行四边形举升机构
图2-3 平行四边形举升机构 图2-4 剪式举升机构
如2-3图所示机构，CBEF形成一平行四边形，杆BC在液压油缸的带动下绕C轴转动，从而完成车厢的举升和下降。
优点：
1）结构简单，易于加工、安装和维修；
2）能够保证车厢在举升和下降过程中保持水平，稳定性好； 3）液压油缸较小的推程能够完成车厢较大的上移量。 缺点：
车厢上移时，其后移量很大。为了保证车厢举升到最大高度时，其最大后移量不超过设计要求，需将杆BC、EF做得很长，甚至大大超过了车厢的长度，在工程实际中不能实现。
方案二：剪式举升机构 工作原理：
如2-4图所示，该举升机构是由长度相等的两杆AC和BD彼此铰接于E点；AC杆的A端和与水平的活塞杆铰接，并可在滑槽内移动；BD杆的B端与车厢底部为滑动铰接。
当活塞杆F左移时，车厢上升，同时向后移动；活塞杆F右移时，车厢下降，同时向前移动。
下面具体分析车厢的后移原理：
如2-4图，设AE=BE=a，CE=DE=b，经计算证明知后移量与a，b的差值有关，故采用此种布置形式时，铰接点E不能为两杆的中点。采用此种布置时，会使CD的距离较小，影响了车厢工作时的稳定性，特别是在车厢翻转卸货时，这种影响尤为显著。
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为了消除这种影响，可将E取为两杆的中点，同时，为了使车厢在上移时能够逐渐后移，需要将C点换成滑动铰接，而D点换成固定铰接。此时，由于E为两杆的中点，故在车厢上移过程中，A与D，B与C始终在一条直线上；同时由于A点向后移动，故车厢上的D点也随之后移，于是整个车厢就向后移动。
该举升机构的优点是： 1）结构简单，紧凑； 2）能够很好的协调车厢上移
量与后移量之间的关系，满足工作要求；
3）机构的受力情况较好。
缺点：液压缸水平布置时，在举升初始阶段，传动角很小，不利于工作。 根据以上缺点，可以将液压缸改为竖直布置的形式。将液压缸竖直布置后，可以很好地解决传动角 图2-5 L型举升机构
过小的问题，但不难想象，这样布置使液压缸的推程需要很大，不易实现。为了解决以上矛盾，可以采用多级举升机构，该方案较好地解决了以上方案液压缸推程要求很大的缺点，同时，由于原设计中安装液压缸处空间变得较小，故将液压缸布置在机构的中间部位。
方案三：L型举升机构 工作原理：
如2-5图所示车厢举升机构，L形杆BDE一端与铰链B相联（铰链B通过竖直杆固定在车架上），一端与车厢底部的铰链E相联，同时其上绞接一液压油缸2，液压油缸另一端与车厢底部的铰链相联。
举升时，液压油缸1伸长，推动L形杆BDE绕铰链B逆时针转过某一角度 ，使E端上升；与此同时，液压缸2也同步工作，使车厢也转过
同样的角度 ，从而使车厢在上升过程中保持水平。
随着BDE杆的转动，E点后移，同时带动车厢后移，当E点与B点等高时，后移量达到最大。
优点：
2）该机构克服了方案一中后移量过大的缺点，机构的尺寸也较小。 缺点：
1）该机构充分利用了车厢前面的空间，使车厢底部的机构变得简单；
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1）该机构最大的缺点在于车厢全部重量均有L形杆BDE承担，由于DE很长，所以BDE受到很大的扭矩作用。这就对L形杆的强度提出很高要求，同时也限制了车厢的装载量；
2）液压缸1和液压缸2需要同步工作才能保证车厢的水平，使控制机构复杂； 3）液压油缸的推程较大。
2.4.2翻转机构
为满足自卸汽车的功能使货物能自动倾卸，选用摇块机构，如图2-6所示,在该机构中,构件2为机架,构件1可作整周转动,而滑块3则只能绕机架上C点作往复摆动的摇块,因此称为摇块机构。将车厢作为摇块机构中的曲柄,机构简图如图2-7所示。
图2-6 摇块
机构 图2-7 后门
打开机构
2.4.3后箱门打开机构： 设计要求：
后厢门在车厢倾斜卸货时随之联动打开 ,要满足设计要求选用摇块机构 ,机构简图如图2-8所示。
图2-8 机构简图
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3 主要计算过程
3.1 设计尺寸
3.1.1 已知条件 设计参数：
车厢尺寸（L×W×H） 4000×2000×640mm 最大升程Smax 1800mm 后移量a 380mm 货箱总质量W 5000kg 车厢前端距驾驶室距离Lt 300mm 车厢底部与底盘车架间距Hd 500mm
3.1.2 预选尺寸及其先关设计计算 1． 车厢后移量的设计计算
图 3-1 车厢上升运动的轨迹
根据设计要求参数，经过相应运动结构等综合分析，初步选定以下参数： A'0B0?AB?A'B?2500mm (3-1)
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A0C0?AC?A'C'?1500mm (3-2) OM0?OM?OM'?1000mm (3-3)
B0CO?1020mm (3-4) AOM0?3000mm (3-5)
a?380mm (3-6)
H?1800mm (3-7)
?0?5.95? (3-8)
从图3-1可以看出车厢上升高度h与举升臂转角?之间的关系式如下：
h?OM(1?cos?)?AMsin? (3-9)
当车厢到达最大高度H时候将相关数据带入上式可得：
?max??'?33.1?
从图3-1可以看出，当车厢到达A0点与O点最高（即OA0出于水平位置）时，车厢向后的后移量最大，且最大后移量的运算如下：
OA''?OA0?A0MO?OM0?3162mm (3-10)
22amax?OA''?A0M0?162mm?380mm (3-11)
由此可见，最大后移量满足给定要求范围之内。
当车厢高度到达最大H的时候，车厢后移量进行如下计算： 在图3-1△A'OA0中，有?A'OA0??'??max,由余弦定理可得：
A0A'?OA0?OA'?2?OA0?OA'?cos?max (3-12)
222将有关数据带入上式得：
A0A'?1801.4mm
在△A0A'K'中，车厢后移位移量
a=A'K'?A0A'?H2?71mm (3-13)
所以，从以上计算数据可以看出，计算结果均满足设计要求范围。
2． 液压传动系统的设计计算
高位自卸汽车整套液压传动系统的设计计算比较繁琐 由于车厢的水平升高是由两个液压缸运动的合成而实现的， 因而这两个液压缸的运动必须具有一定的协调性。为
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