自卸車舉升油缸的設計

楊先平

( 廣東省機械設備成套局，廣東廣州510030)

自卸汽車基本構成如圖1 所示。

圖1 自卸車結構

該型自卸車利用液壓油缸直接舉升車廂進行貨物傾卸，是一種直推式舉升機構，見圖2。該機構結構簡單、布置方便、舉升效率高。因為液壓油缸工作行程長，故一般要求采用單作用的2 級或3 級伸縮式套筒油缸。

圖2 直推式舉升機構布置

1 最大舉升角的確定

根據傾卸貨物的安息角來確定車廂最大舉升角，常見貨物的安息角如表1 所示。

表1 常見貨物的安息角 (°)

設計的車廂最大舉升角θmax必須大于貨物安息角，以保證把車廂內的貨物卸凈。此外，在最大舉升角θmax時，車廂后攔板與地面須保持一定的間距H，如圖3 所示。為了避免車廂傾卸時底盤縱梁后端發生運動干涉，故圖3 中的ΔL 必須大于零［1］。設計時，自卸汽車車廂最大舉升角可在50° ～60°之間選取。因為該型號自卸車通常裝卸貨物為水泥和粗砂，所以選取最大舉升角為50°。

圖3 自卸汽車后傾最大舉升角的確定

2 舉升力矩的確定

隨著車廂的舉升角θ 不斷增大(見圖4)，舉升質量的質心位置C 到后支承鉸接點O 的水平距離xe不斷減小，舉升阻力矩MF也隨之減小。故通常對每節伸縮油缸將要伸出時的工況進行受力分析，將其計算結果作為舉升機構的設計依據［2］。

圖4 直推式舉升機構工作示意圖

對直推式舉升機構進行受力分析和設計計算時，可引入力矩比η，其定義為:當任意一節伸縮油缸套筒將要伸出時，舉升機構提供的舉升力矩與阻力矩之比。ηt和ηn分別為第N 節和最后一節伸縮油缸套筒將要伸出時，舉升機構提供的舉升力矩與阻力矩之比。

考慮到舉升初始階段各鉸接支點靜摩擦力矩較大(阻力矩較大)，為使液壓系統工作平穩，避免發生過大沖擊，通常取ηi=3ηn～4。ηn通常取1 ～2，油缸節數較多時，ηn可取最小值。ηt可按等比級數在ηt和ηn之間取值［3－4］。

3 伸縮油缸總節數N 的確定

首先選定伸縮油缸單節伸縮工作行程L，通常各單節伸縮工作行程相等。L 可參照同類油缸的單節伸縮工作行程大小，同時考慮伸縮油缸產品系列化、標準化以及總布置所允許油缸占用的空間等因素來選定。

然后確定伸縮油缸的總行程L，如圖4 所示。由余弦定理可知:

式中:∠AOB″ = θmax+ ∠OBD － α0;θmax為最大舉升角;α 為油缸鉸支點A 與車廂后鉸支點O 連線與水平方向夾角。

伸縮油缸的總節數n:n=L/l

式中:l 為伸縮油缸單節工作行程(mm)。

4 舉升機構的油缸直徑確定

(1)當第一節油缸套筒將要伸出時

式中:F1為第1 節油缸的推力(N);Mz1為舉升力矩(N·m);α0為油缸鉸支點A 與車廂后鉸支點O 連線與水平方向夾角，α0=15°。

式中:W 為舉升重力(×9.8 N);

xc1為第一節油缸套筒將要伸出時，W 作用點的x 坐標值(m);

MF1為阻力矩(N·m)。

考慮到力矩比η=Mz1/MF1，故:

式中:OA 為油缸支點A 至車廂后鉸支點O 的距離(m)。

則油缸推力F1:

式中:p 為取液壓系統工作壓力(MPa);d1為第一節伸縮油缸工作直徑(m)。

由公式(4)、(5)得:

(2)當第i 節油缸將要伸出時，點B 移動到點B＇。點B＇為第i 節油缸套筒將要伸出時的油缸上鉸支點。

則在△OAB＇中，根據余弦定理有:

故∠AOB＇=180° －∠OAB＇－∠OB＇A

可得舉升質心點C'的x 坐標xci和車廂后鉸支點O 至AB'的距離bi，整理得:

式中:di為第i 節伸縮油缸的有效直徑(m)。

5 結論

自卸車舉升油缸的主要參數就是伸縮油缸的直徑d 以及其節數。實際設計中確定后，最后必須選用符合國家標準GB/T 2348-1993 的數值，由選用的元件來驗算ηi，使得ηi滿足設計要求，另外也便于選用標準密封件和附件。

【1】孔紅梅. 液壓舉升機同步系統［J］. 液壓氣動與密封，2000(1):20 －23.

【2】劉敏杰.幾種舉升機構的結構與性能分析［J］. 專業汽車，1999(2):23 －25.

【3】王惠.舉升機液壓系統的設計［J］.機械設計，1996(4):25 －27.

【4】陳耀華.重型自卸汽車多級缸式液壓舉升系統的設計計算［J］.汽車研究與開發，1994(3):16 －18.