交通設(shè)施高空作業(yè)車改裝設(shè)計【含9張CAD圖紙和文檔全套】【LB3】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ……………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2相關(guān)技術(shù)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容 3 第2章 總體方案設(shè)計分析 4 2.1 方案確定 4 2.2外形尺寸確定 5 2.3二類底盤的選擇 6 2.4本章小結(jié) 7 第3章 工作機構(gòu)設(shè)計 8 3.1確定尺寸及材料 8 3.2 受力分析 10 3.3 強度校核 16 3.4 本章小結(jié) 21 第4章 輔助機構(gòu)設(shè)計 22 4.1回轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 22 4.1.1 確定圓柱滾子的最大載荷 22 4.1.2確定圓柱滾子的允許載荷 24 4.2 支腿機構(gòu)設(shè)計計算 25 4.2.1支腿跨距的確定 25 4.2.2支撐腳接地面積確定 27 4.3本章小結(jié) 28 第5章 液壓系統(tǒng)設(shè)計 29 5.1主要機構(gòu)液壓回路的設(shè)計與分析 29 5.1.1 變幅回路 29 5.1.2回轉(zhuǎn)機構(gòu) 30 5.1.3整車液壓回路設(shè)計 31 5.2主要液壓元器件的選擇計算 33 5.2.1液壓缸的計算確定 33 5.2.2液壓泵的選型計算 36 5.2.3油箱容積與管路內(nèi)徑計算 37 5.3取力器布置方案及基本參數(shù)選擇 39 5.4本章小結(jié) 40 第6章 整車性能計算分析 41 6.1動力性計算 41 6.1.1發(fā)動機的外特性 42 6.1.2汽車的行駛方程式 43 6.1.3動力性評價指標 44 6.1.4整車動力性計算 46 6.2 燃油經(jīng)濟性計算 48 6.3穩(wěn)定性計算 49 6.4 本章小結(jié) 51 結(jié)論 52 參考文獻 54 致謝 55 附錄 56 第1章 緒 論 1.1 概述 由于交通管理部門經(jīng)常會遇到交通信號燈、交通監(jiān)控器、交通指示牌的維修和更換，基礎(chǔ)交通設(shè)施的安裝建設(shè)等高空作業(yè)問題，所以近年來交通設(shè)施高空作業(yè)車大量投入使用。 高空作業(yè)車是用來運送工作人員和工作裝備到指定高度進行交通設(shè)施維修或安裝作業(yè)的特種車輛，是將高空作業(yè)裝置安裝在汽車底盤上組成的。交通設(shè)施高空作業(yè)車裝置包括工作臂、回轉(zhuǎn)平臺、副車架、工作平臺、液壓系裝置等?，F(xiàn)在的高空作業(yè)裝置具有操作平順、工作穩(wěn)定、安全可靠等優(yōu)點，大大提高了空中作業(yè)的工作效率。交通設(shè)施高空作業(yè)車是利用汽車底盤作為行走機構(gòu)，機動靈活，行駛速度高，可快速轉(zhuǎn)移，轉(zhuǎn)移到作業(yè)場地后能迅速投入工作，因此被廣泛應(yīng)用。 1.2相關(guān)技術(shù)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 我國高空作業(yè)機械的生產(chǎn)于20世紀70年代末開始起步，發(fā)展較快，目前生產(chǎn)經(jīng)營企業(yè)已由原來的幾家迅速增加到40余家，其中與國外合資或合作生產(chǎn)的企業(yè)有5家。根據(jù)2004年和2005年《中國工程機械年鑒》，2003年高空作業(yè)機械工業(yè)總產(chǎn)值為32139萬元，生產(chǎn)各類高空作業(yè)平臺。行業(yè)幾個骨干企業(yè)通過近幾年的技術(shù)改造，其生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，形成了各自特色的產(chǎn)品系列，基本能滿足國內(nèi)市場高空作業(yè)機械的需要，企業(yè)的各項主要經(jīng)濟指標逐步上升，經(jīng)濟效益也逐年提高。 我國高空作業(yè)機械行業(yè)的一些骨干企業(yè)利用自己的技術(shù)和設(shè)備優(yōu)勢，通過學習引進和消化國外先進技術(shù)開發(fā)了許多新產(chǎn)品，其產(chǎn)品的技術(shù)水平和產(chǎn)品質(zhì)量都不斷提高，達到和接近了國際同類產(chǎn)品的水平，推動了高空作業(yè)機械行業(yè)的技術(shù)進步，在國內(nèi)市場中競爭力強，市場銷路好，產(chǎn)量增加較快。一些企業(yè)利用自身的優(yōu)勢，在原有產(chǎn)品的基礎(chǔ)上根據(jù)國內(nèi)底盤品種的發(fā)展和基礎(chǔ)零部件的更新，不斷加大新產(chǎn)品的開發(fā)力度，走企業(yè)橫向聯(lián)合多種經(jīng)營的綜合開發(fā)道路，不但使企業(yè)自身的生產(chǎn)和銷售步入了良性循環(huán)軌道，還帶動了附屬企業(yè)和國內(nèi)相關(guān)產(chǎn)品的銷售發(fā)展。 產(chǎn)品性能提高：我國高空作業(yè)機械產(chǎn)品的需求量隨著國民經(jīng)濟和城市建設(shè)的發(fā)展逐年增加，各種規(guī)格的新產(chǎn)品近幾年增加較快。如北京起重機器廠在短短幾年時間先后開發(fā)了車載剪叉式平臺、剪叉自行式平臺、折臂式平臺、單扼柱鋁合金平臺和雙扼柱鋁合金平臺、箱型界面鋁合金扼柱平臺、手動鋁合金扼柱平臺等近10個品種、30多個規(guī)格的產(chǎn)品。杭州賽奇工程機械廠近幾年先后開發(fā)了單扼柱鋁合金平臺、雙扼柱鋁合金平臺及多扼柱鋁合金平臺，其中多扼柱鋁合金平臺完成了10m、14 m、16 m、18 m、20 m共7種規(guī)格的研制。杭州愛知工程車輛有限公司開發(fā)了全液壓驅(qū)動的自行式高空作業(yè)平臺，為國內(nèi)傳播修造、建筑、機場及工礦企業(yè)的安裝檢修工程等提供了新的品種。浦沅集團有限公司開發(fā)了12 m、16 m、20 m、25 m、30 m高空作業(yè)車和QKH8-19-8起重機高空作業(yè)車。錦州中型機械股份有限公司今年也完成了22 m、32 m、50 m大高度高空消防救援車的研制，徐州中型機械廠完成了67 m大高度高空消防救援車的研制。 擴展產(chǎn)品的使用功能和用途：我國高空機械的使用范圍還比較窄，使用較多的主要有路燈、道路交通、園林部門、國內(nèi)大多廠家把用戶集中在車站、地鐵、商店、工廠、供電、路燈等部門，其市場遠遠沒有挖掘和佩玉出來。高空作業(yè)機械在有發(fā)展前途的電力、電信及有限電視系統(tǒng)使用較少，究其原因是國內(nèi)產(chǎn)品技術(shù)性能及參數(shù)還不能完全滿足上述三大系統(tǒng)使用的要求，在產(chǎn)品用途和功能上還需要更新。如將高空作業(yè)機械用在建筑使用中以替代某些腳手架施工、建筑物外墻表面的裝飾、傾斜和維護等；絕緣架線和維修；消防救援及大型物體（傳播、飛機）維護檢查等，但開發(fā)以上這些產(chǎn)品需要從產(chǎn)品的適應(yīng)性、技術(shù)性能上進行較大的突破。 隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，停電對工農(nóng)生產(chǎn)和人民生活帶來的損失不可估量，國家已經(jīng)開始實行《電力法》，對供電可靠性要求越來越高，在電力系統(tǒng)企業(yè)要求供電可靠率達到99.9%，所以如何解決不停電維修——帶電作業(yè)的問題已經(jīng)非常突出，這就要求不但能登高作業(yè)，還要具有絕緣性能好的高空作業(yè)車，這種新型高空作業(yè)車要打破常規(guī)的格局，工作斗，臂架要求采用非金屬的高性能絕緣材料，工作斗對整個作業(yè)的控制不能采用一般的電控和液控，還要具有起吊能力，并有更可靠的安全性、平穩(wěn)性、微調(diào)性。電信和有線電視系統(tǒng)使用的高空作業(yè)車要求小巧靈活，能走街穿巷，操作方便、乘坐舒適，這就要求設(shè)計小型先進的汽車底盤，并解決動力輸出問題。應(yīng)該特別注意的是，高空作業(yè)車新產(chǎn)品的開發(fā)不能限制在汽車上，應(yīng)該考慮它是一種工程機械，以適應(yīng)用戶的需要為前提，行走方式可以采用電動自行式、液控自行式、輪胎自行式、履帶自行式等。我國文化傳播行業(yè)對輪胎液控自行式高空作業(yè)車的需求量很大，建筑行業(yè)對履帶自行式產(chǎn)品也將產(chǎn)生需求，室外裝修、清洗行業(yè)大量需要自行式高空作業(yè)車。隨著高速公路、高架橋的建設(shè)，將需要大量具備低空作業(yè)能力的高空作業(yè)車，以解決高架橋的維修問題，這種特殊的高空作業(yè)車在國外早已出現(xiàn)，但國內(nèi)還剛剛起步。 開發(fā)專用車輛底盤：要提高我國高空作業(yè)車的技術(shù)水平，首先必須解決工程車輛底盤問題。我國目前正在努力提高汽車工業(yè)的整體水平，走集團化規(guī)模道路，并積極引進國外資金及技術(shù)，但還只限于輕型底盤。汽車制造廠家應(yīng)該在此基礎(chǔ)上根據(jù)高空作業(yè)車的具體要求，專門設(shè)計輕型、中型和重型的工程車底盤以供高空作業(yè)車改裝之用。 1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容 設(shè)計主要承擔的任務(wù)是設(shè)計舉升機構(gòu)，初步選定采取3節(jié)舉升臂，1節(jié)基礎(chǔ)承重臂，利用金屬焊接及銷軸連接將各臂組合起來，通過選擇的二類底盤的動力輸出來驅(qū)動液壓泵，使用液壓系統(tǒng)來控制各臂的運動，再運用平行四邊形的四連桿機構(gòu)對舉升筐進行調(diào)平，給工作人員提供一個水平的、穩(wěn)定安全的工作環(huán)境。 設(shè)計總體分為三個方面：機械舉升部分（包括舉升臂的選材、外形尺寸的確定、鉸接點的選擇和機構(gòu)的調(diào)平等）；液壓控制部分（包括液壓缸的計算和型號確定、液壓控制系統(tǒng)的設(shè)計和輔助元件的選擇等）；相關(guān)輔助系統(tǒng)部分（包括轉(zhuǎn)臺的設(shè)計計算，支腿的設(shè)計計算，作業(yè)平臺的設(shè)計等）。 第2章 總體方案設(shè)計分析 2.1 方案確定 舉升的方法有很多種，出于結(jié)構(gòu)簡單、控制方便、成本低廉的主要設(shè)計思路，所以選用型材作主承重臂，利用金屬焊接及銷軸連接將各臂組合起來，通過液壓系統(tǒng)來控制各臂的運動，再將舉升機構(gòu)安裝在轉(zhuǎn)臺上，來實現(xiàn)舉升的目的。[1]舉升的意義是：將人或物送往高處，由此又出現(xiàn)舉升臂調(diào)平的問題，以往的調(diào)平系統(tǒng)中多為機械調(diào)平和重力調(diào)平，現(xiàn)在又出現(xiàn)了電子調(diào)平系統(tǒng)。機械調(diào)平中最常見的為四連桿機構(gòu)（即平行四邊形變形原理），此機構(gòu)簡單、實用、舉升高度高、擺動幅度小等，但增加了自重，使用材料增多，并且舉升過程中更多的功耗要浪費在自重上面；重力調(diào)平系統(tǒng)，簡單、實用，但舉升的高度要降低很多，而且擺動幅度比較大；電子調(diào)平系統(tǒng)屬于高科技產(chǎn)品，使資源消耗減少，但無形成本增多。在這里選擇四連桿調(diào)平方式。[2] 圖2.1所示即為整個舉升機構(gòu)系統(tǒng)簡圖，其中AB、BC、CD為承重臂，DH為基礎(chǔ)臂，A’B’、C’D’為調(diào)平輔助臂，I、II為液壓缸，E、F、G、H分別為液壓缸與基礎(chǔ)臂及承重臂的絞接點。 圖2.1 舉升機構(gòu)總體結(jié)構(gòu)圖 工作原理：在平行四邊形AA`B`B中，通過控制液壓缸I的長度來控制的角度，從而使點A以AB為半徑，B點為圓心作圓弧運動；在平行四邊形CC’D’D中，通過控制液壓缸II的長度來控制的角度，從而使點C以CD為半徑，D點為圓心作圓弧運動。平行四邊形AA`B`B與平行四邊形CC`D`D共用一條公共邊B`C`,平行四邊形CC`D`D的另一條邊DD`為基礎(chǔ)臂，只要液壓缸I增長，A點就升高，液壓缸II增長，C點就升高(即B點升高)。由此只要控制液壓缸I和II就能控制A點的高度[1~5]。 2.2外形尺寸確定 如圖2.2所示，初步設(shè)定臂CD與臂DO所成的最大角度為150°，臂CB與臂AB所成的最大角為135°。DO長2200mm，DC長3000mm，BC長2200mm，AB長4500mm。 圖2.2 舉升臂全升圖 綜上所述，可以推出整個機構(gòu)的外形參數(shù)，如表2.1、2.2所示。 表2.1 理論長度參數(shù) mm 最小高度 最大高度 整體長 2200 10200 3600 4500 2200 3000 2200 表2.2 理論角度參數(shù) 最大值 最小值 AB與BC的角度 135 ° 53 ° CD與OD的角度 150 ° 43 ° 2.3二類底盤的選擇 根據(jù)我國目前生產(chǎn)的各類型專用車輛的基本模式，大多是為了滿足國民經(jīng)濟某一服務(wù)領(lǐng)域的特定使用要求，主要是在已定型的基本車型底盤的基礎(chǔ)上，進行車身及工作裝置的設(shè)計，與此同時對底盤各總成的結(jié)構(gòu)與性能進行局部的更改設(shè)計與合理匹配，以達到滿足使用需求的較為理想的整車性能。汽車底盤的選擇主要是根據(jù)專用汽車的類型、用途、裝載質(zhì)量、使用條件、專用汽車的性能指標、專用設(shè)備或裝置的外形、尺寸、動力匹配等決定，目前，幾乎80%以上的專用車輛采用二類底盤進行改裝設(shè)計。采用二類汽車底盤進行改裝設(shè)計工作重點是整車總體布置和工作裝置設(shè)計，對底盤僅作性能適應(yīng)性分析和必要的強度校核，以確保改裝后的整車性能基本與原車接近。[3] 已知工作臂的長度，選用型材Q235結(jié)構(gòu)用冷彎空心型鋼，可估算工作臂部分總重約為700kg；預估轉(zhuǎn)臺和支腿等其他輔助裝置質(zhì)量為300kg；額定載荷為200kg。 則 M=700+300+200=1200kg 經(jīng)計算工作機構(gòu)長度約為折起后4000mm，寬度不超過2000mm。 目前國內(nèi)市場上底盤的種類多、品種全，因為解放牌小型貨車價格便宜，市場保有量大，維修方便，所以選取哈爾濱輕型車制造廠生產(chǎn)的CA1031KSL2型二類底盤。 表2.3 CA1031KSL2技術(shù)參數(shù) 底盤型號 CA1031KSL2 整車整備質(zhì)量（kg） 2050 總質(zhì)量(kg) 3430 載重(kg) 1250 外形尺寸（長×寬×高）mm 5280×1907×2151 軸距(mm) 3100 輪距（前/后）(mm) 1414/1370 發(fā)動機型號 490 額定功率(kw) 47 最高車速（km/h） 90 輪胎 6.50-16 2.4本章小結(jié) 本章通過綜合分析后確定了總體構(gòu)架，方案采用三節(jié)舉升臂，使用平行四邊形的四連桿變形原理對吊筐進行調(diào)平，通過對液壓系統(tǒng)控制來完成特定的動作，并在大量幾何計算后得出了各臂的長度和轉(zhuǎn)動角度，其理論舉升高度為10200mm。通過確定的總體參數(shù)，最后確定CA1031KSL2為本次設(shè)計選用的二類底盤。[4] 第3章 工作機構(gòu)設(shè)計 3.1確定尺寸及材料 表2.1中的參數(shù)都為理論尺寸（即未開孔的尺寸），在實際加工中，為了使各臂連接起來，要留出一段長度用來鉆孔穿銷，因此每個臂的每一個端面都要留有50mm的余量，需要拉桿的工作臂還要留有300mm的余量，表3.1既為各臂的實際參數(shù)。 表3.1 實際長度參數(shù) mm 4600 4600 2700 3100 3100 2250 根據(jù)以往設(shè)計實例及設(shè)計需求，初步選定冷拔無縫矩形鋼管作為承重臂，具體參數(shù)見表3.2。根據(jù)表3.1即可計算出各承重臂的質(zhì)量。 臂AB重量： =×=4600×24.517 kg＝112.8kg 臂A`B`重量： =×=4600×8.594 kg=39.5kg 臂B`C`重量： =×=2700×45.3 kg =122.3kg 臂CD重量： =×=3100×34.0 kg＝105.4kg 臂C`D`重量： =×=3100×6.710 kg＝20.8kg 臂DO重量： =×=2250×56.3 kg＝126.7kg 表3.2 材料參數(shù)[6] 基本尺寸 截面面積 F 理論質(zhì)量 G kg/m 慣性矩 截面模數(shù) 長 寬 厚 AB 180 100 6 31.232 24.517 1809.531 523.767 145.503 104.753 A`B` 90 60 4 10.947 8.594 117.499 62.387 26.111 20.795 B`C` 200 150 9 57.67 45.3 3170 2020 317 270 CD 200 100 8 43.2 34.0 2091 705 209 141 C`D` 70 50 4 8.547 6.710 54.663 32.210 15.618 12.884 DO 220 150 10 71.7 56.3 5687 2584 455 345 繪制結(jié)構(gòu)簡圖及部分參數(shù)計算 表3.1為圖3.1中的基本參數(shù)，由直角三角形中的角度公式可以得出： α＝arctan＝arctan0.25＝14° β＝arctan＝arctan0.11＝6.3° γ＝arctan＝arctan0.33＝18.5° θ＝arctan＝arctan0.17＝9.5° BE＝=41.2cm BF==90.5cm DG==31.6cm DH==91.2cm 圖3.1 各臂的結(jié)構(gòu)簡圖 表3.3 各臂中的基本參數(shù) 長度 AB BE’ EE’ BC BF’ FF’ CD DG’ GG’ DO DH’ HH’ mm 4500 40 20 2200 1800 25 3000 300 25 2200 1900 30 3.2 受力分析 1、對臂AB進行受力分析 (1)當臂AB水平時，見圖3.2 ∠EBF=90°-α-β=90°-14°-6.3°=69.7° ∵EF= =1600mm S△BEF = S△BEF ∴h＝＝900mm 相對B點進行受力分析 ＝×＋×－×h＝0 ＝24kN 液壓缸與水平所成的角度為72.5° B受力為 ＝8.35kN ＝13.45kN ＝16.65kN 圖3.2 臂AB水平位置受力分析圖 (2)當臂AB舉至最高位置時，見圖3.3 ∠EBF=150°-α-β=150°-14°-6.3°=120° ∵EF= =2100mm S△BEF = S△BEF ∴h＝＝650mm 相對B點進行受力分析 ＝××sin30°＋××sin30°－×h＝0 ＝21.3kN 圖3.2 臂AB最高位置受力分析圖 液壓缸與水平所成的角度為 68.5° B受力為 ＝4.0kN ＝22.3kN ＝24.5kN 2、對臂B`C`進行受力分析 當臂AB水平時臂B`C`所受力最大，見圖3.4 ＝7.5kN ＝0 －＝0 ＝23.7kN ＝23.7kN 又＝＝5.28kN ＝＝22.2kN ∴＝＝31kN ＝32.3KN 圖3.4 臂B’C’受力分析圖 3、對臂CD進行受力分析 (1)當各臂位置如圖3.5所示時，液壓缸II所受的壓力最大。 ∴＝90°-18.5°-9.5°＝73° ＝1800mm 又 ＝685mm ＝16.4kN 液壓缸II與水平方向所成的角度為 ＝＝68.3° 對D點受力分析 ＝0 ＝0 ＝16.2kN ＝19.3kN ＝25.2kN 圖3.5 臂CD受力分析圖 (2)當各臂位置如圖3.6所示時，液壓缸II所受的拉力最大 ∴＝135°－18.5°－9.5°＝107° ＝1800mm 又 ＝454mm ＝－8.4kN 圖3.6 臂CD受力分析圖 液壓缸II與水平方向所成的角度為 ＝＝82.4° 對D點受力分析 ＝0 ＝0 ＝21.3kN ＝12.3kN ＝24.3kN =48.5kN 3.3 強度校核 1、臂AB的強度校核 當臂AB水平時，剪切應(yīng)力及剪切彎矩最大，由第二章可知＝3kN， q＝12.5kN/m，AE=4300m,BE=500mm 由于B點為固定轉(zhuǎn)軸，因此假設(shè)B點轉(zhuǎn)矩為零得出下式 ＝×＋×－×BE＝0 求得＝14.75kN =－3－0.225×2.2＝11.3kN 所以B點的彎矩為 =7.15 圖3.7臂AB受力分析圖及剪切力及彎矩圖 已知、、由表3.2中查得，由表3.4中查得＝18kN 根據(jù)公式 < (5.1) < (5.2) 因此臂AB的強度符合要求。 2、臂B`C`的強度校核 由于臂B`C`垂直地面，所以臂上所承受的彎矩全部來自于臂AB的重力及A點的載荷，因此當臂AB水平時B`C`上所受的彎矩最大。 由第二章可知，＝3kN，q＝225N/m，AB=2.2m當臂AB水平時臂所受力最大，見圖3.4 = =7.15 ＝0 －＝0 ＝17.3kN ＝17.3kN 又＝＝4.14kN ＝＝17.7kN ∴＝＝25kN ＝28.1kN 剪切力及彎矩如圖5.2所示 已知、、由表3.2中查得，由表 3.4中查得＝28.1kN 根據(jù)公式 < < 因此，臂B`C`強度符合要求。 圖3.7 臂B`C`受力分析圖及彎矩圖 3、臂CD的強度校核 當臂AB、CD都水平時，臂CD所受的彎矩最大，如圖5.3，先以D點為參考點 ＝6.2kN 液壓缸II與水平方向所成的角度為 ＝＝79.4° 對D點受力分析 ＝0 ＝0 ＝16.2kN ＝19.3kN ＝25.2kN 圖3.8 CD剪切力及彎矩圖 已知已知、、由表3.2中查得，由表3.4中查得＝35.4kN 根據(jù)公式 < < 因此，臂CD強度符合要求。 計算銷的直徑 為了使加工的標準化，均采用相同直徑的銷，根據(jù)此機構(gòu)中的最大剪切力＝42.3kN，根據(jù)公式 d (5.3) 其中＝80MPa 計算得出d0.021m=21mm 為了安全起見，取d＝40mm 3.4 本章小結(jié) 本章通過查閱了機械設(shè)計手冊等書籍，利用相關(guān)計算公式和材料信息，確定了各臂的使用材料、實際外形尺寸和理論質(zhì)量，繪制了結(jié)構(gòu)簡圖，并對各臂進行了系統(tǒng)的受力分析，通過大量計算和理論推證得出了各絞接點的最大受力情況及液壓缸的長度和升程。利用前面計算的數(shù)據(jù)，對主要承重的舉升臂進行了彎曲校核和剪切校核；根據(jù)絞接點的剪切力，計算出了銷軸的最小直徑。 第4章 輔助機構(gòu)設(shè)計 4.1回轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 回轉(zhuǎn)機構(gòu)是由回轉(zhuǎn)驅(qū)動機構(gòu)和回轉(zhuǎn)支撐機構(gòu)兩部分構(gòu)成的。 根據(jù)驅(qū)動裝置的不同，回轉(zhuǎn)機構(gòu)可分為：機械驅(qū)動式、電力驅(qū)動式和液壓驅(qū)動式。 根據(jù)回轉(zhuǎn)支撐的結(jié)構(gòu)不同，回轉(zhuǎn)機構(gòu)可分為轉(zhuǎn)柱式、立柱式和轉(zhuǎn)盤式，其中轉(zhuǎn)盤式是一種較常用的形式。 轉(zhuǎn)盤式回轉(zhuǎn)支撐裝置又可分為兩種：支撐滾輪式和滾動軸承式。支撐滾輪式回轉(zhuǎn)支撐裝置增大了轉(zhuǎn)盤回轉(zhuǎn)裝置的高度，且質(zhì)量增加，成本增大；滾動軸承式回轉(zhuǎn)支撐裝置是目前應(yīng)用最多的一種，它是在普通滾動軸承的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，結(jié)構(gòu)上相當于放大了的滾動軸承。其優(yōu)點是回轉(zhuǎn)摩擦阻力矩小，承載能力大，高度低。由于回轉(zhuǎn)支撐裝置的高度降低，可以降低整車的質(zhì)心，從而增大了汽車的穩(wěn)定性。通過對各種回轉(zhuǎn)支撐裝置的結(jié)構(gòu)特點、承載能力、加工性能以及應(yīng)用情況等的分析，最后確定本次設(shè)計回轉(zhuǎn)支撐機構(gòu)選擇交叉滾柱式。 按照專業(yè)標準ZBT530001-1986的要求，交通設(shè)施高空作業(yè)車的回轉(zhuǎn)機構(gòu)應(yīng)能進行正反兩個方向的360°回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)速度不大于2r/min，回轉(zhuǎn)過程中的起動、回轉(zhuǎn)、制動要平穩(wěn)、準確、無抖動、晃動現(xiàn)象，微動性能良好。 如圖4.2所示，圓柱滾子的接觸角一般為45°，相鄰的兩圓柱滾子軸線成90°交叉。這不但使回轉(zhuǎn)裝置能承受軸向和徑向載荷，而且還能承受翻傾力矩。此外，和滾球轉(zhuǎn)盤相比，這種滾道是平面的，加工工藝比較簡，易加工。[6] 4.1.1 確定圓柱滾子的最大載荷 圓柱滾子在工作時要受到三種作用載荷，如圖4.2所示。第一種為軸向力Q，即垂直力，它由轉(zhuǎn)臺及舉升機構(gòu)的重量、舉升貨物的重量以及升降時的慣性力等組成；第二種為徑向力H，即水平力，該力由舉升裝置及轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)離心力、風載荷及回轉(zhuǎn)齒輪的嚙合力而產(chǎn)生；第三種為翻傾力矩Mov，它由軸向力和徑向力的偏心作用而引起。[7] 圖4.1圓柱滾子外載荷及承載最大的滾子位置 圖4.2圓柱滾子內(nèi)圈受力圖 將方向交叉的兩組圓柱滾子，用Ⅰ和Ⅱ組表示。假定每組的圓柱滾子數(shù)目各占一半，并作一對一的間隔排列，則組圓柱滾子在A點受力最大，如圖4.1所示。其中任一圓柱滾子的最大法向載荷FImax為: 式中：FIQ——由軸向力Q引起的Ⅰ組任一圓柱滾子最大法向載荷，N； FIH——由徑向力H引起的Ⅰ組任一圓柱滾子上最大法向載荷，N； FIM——由傾翻力矩MOV引起的Ⅰ組任一圓柱滾子上最大法向載荷，N。 對內(nèi)圈作受力分析，如圖4.2所示，由力系平衡條件可以求得FIQ和FIH。為求得FIM，可以近似地把座圈看成直徑為D的圓圈，如圖4.3所示，并假定圓柱滾子對座圈的壓力在座圈上連續(xù)分布，按圓柱滾子接觸壓力沿圓圈弧長的比壓，列出平衡方程可求得FIM值。 對于Ⅱ組圓柱滾子，處于圖4.2中B位置時受到的載荷最大。此時滾子不承受由水平力傳來的載荷，且由于軸向力Q引起的法向載荷與翻傾力矩MOV引起的法向載荷方向相反，因此Ⅱ組中任一圓柱滾子的最大法向載荷為： 圖4.3翻傾力的計算 4.1.2確定圓柱滾子的允許載荷 根據(jù)赫茨公式，滾道與圓柱滾子的線接觸應(yīng)力為： 式中：F ——圓柱滾子在接觸線上的法向載荷，N； E ——材料的彈性模量，一般滾道材料采用碳素鋼或低碳合金鋼，圓柱滾子材料采用軸承鋼。故可取E＝2.1×105MPa； L ——圓柱滾子與滾道的有效長度，一般情況可取L=0.85d，m； ∑ρ ——圓柱滾子與滾道接觸表面的主曲率之和； D ——圓柱滾子直徑，m。 用優(yōu)質(zhì)碳素鋼或低碳合金鋼軋制或鍛造成的座圈，其滾道表面的熱處理硬度為HRC59～60，在一般工作條件下，可取許用接觸應(yīng)力值[]為1800Pa。 依據(jù)所選用的許用應(yīng)力值[]，便可求得圓柱滾子的允許載荷[F]。 4.2 支腿機構(gòu)設(shè)計計算 路燈安裝車的支腿機構(gòu)起調(diào)平和保證整車工作穩(wěn)定的作用，要求堅固可靠，操作方便。支腿機構(gòu)是大多數(shù)高空作業(yè)車所必備的工作裝置，目前均采用液壓支腿。這類裝置是利用從汽車發(fā)動機取出的動力來驅(qū)動液壓泵，通過控制閥把液壓泵產(chǎn)生的液壓油供給液壓支腿的工作缸，實現(xiàn)支腿伸縮。其優(yōu)點是操作簡單，動作迅速。 液壓式支腿按數(shù)量來分有雙支腿和四支腿兩種。雙支腿的兩個支腳布置在起重裝置下的車體兩側(cè)，起支撐點只有兩個，因而支撐能力低，穩(wěn)定性差。本次設(shè)計選取四支腿形式。其中兩個支腿安裝在汽車的后部，另兩個支腿安裝在前后輪之間。在作業(yè)車的兩側(cè)，一般具有操縱桿，可使前、后、左、右4個液壓支腿單獨地伸出或縮回，所以即使在不平整或傾斜的地面上，也能把車調(diào)整到水平狀態(tài)，提高了整車作業(yè)時的穩(wěn)定性。[9] 4.2.1支腿跨距的確定 1、支腿橫向跨距 路燈安裝車的支腿一般為前后設(shè)置，并向兩側(cè)伸出，如圖4.4所示。支腿支撐點縱橫方向的位置選擇要適當，其原則是作業(yè)平臺在標定載荷和最大作業(yè)幅度時，整車穩(wěn)定性要達到規(guī)定的要求。 支腿橫向跨距 支腿橫向外伸跨距的最小應(yīng)保證路燈裝車在側(cè)向作業(yè)時的穩(wěn)定性，即全部載荷的重力合力落在側(cè)傾覆邊以內(nèi)，并使繞左右傾覆邊AB或DC的穩(wěn)定力矩大于傾覆力矩。1/2支腿橫跨距a應(yīng)滿足： mm 由于車總寬B=1837mm，且2a＞B， 故取 mm 式中：G1——轉(zhuǎn)臺重力，N； G2——底盤重力，N； Gb——臂架重力，N； q ——作業(yè)平臺重力，N； Q ——作業(yè)平臺標定載荷，N； L1 ——轉(zhuǎn)臺重力中心至回轉(zhuǎn)中心的距離，mm； r——臂架重力中心至回轉(zhuǎn)中心的距離，mm； R——作業(yè)半徑（臂幅），mm。 圖4.4高空作業(yè)車的支腿跨距 2、支腿縱向跨距 支腿縱向跨距的確定和橫向跨距確定的原則一樣，應(yīng)繞前、后傾覆邊BC或AD的穩(wěn)定力矩大于傾覆力矩。當作業(yè)平臺在車輛后方作業(yè)時，可得后支腿支撐點至回轉(zhuǎn)中心的距離b1應(yīng)滿足： mm 式中：L2 ——底盤質(zhì)心至回轉(zhuǎn)中心的距離。 同理，可得前支腿支撐點至回轉(zhuǎn)中心的距離b2為： mm 支腿的縱向跨距： (5.4) 因此取mm；mm。 4.2.2支撐腳接地面積確定 為了使路燈安裝車工作時能在規(guī)定的地面承受壓力不下陷，且保證在不同地面能可靠支撐，支承腳要有足夠的接地面積Sj，保證在最大支反力Fmax下對地面的壓強不大于地基強度，即： mm2 mm2 取 mm2。 式中：[]——地基強度，一般為1.6Mpa。 4.3本章小結(jié) 本章首先對所設(shè)計的交通設(shè)施高空作業(yè)車的回轉(zhuǎn)機構(gòu)的回轉(zhuǎn)支撐機構(gòu)進行了受力分析，從而計算出它的受力情況，并確定了回轉(zhuǎn)支撐機構(gòu)的主要尺寸參數(shù)。然后對交通設(shè)施高空作業(yè)車的支腿機構(gòu)進行了分析，估算出了支腿的橫向跨距、縱向跨距以及支撐腳的接地面積，使其能夠穩(wěn)定的工作。 第5章 液壓系統(tǒng)設(shè)計 交通設(shè)施高空作業(yè)車型采工作裝置為液壓驅(qū)動，360全回轉(zhuǎn)。作業(yè)車主要工作機構(gòu)的液壓回路分成變幅機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、和支腿收放這幾部分。其中回轉(zhuǎn)機構(gòu)由液壓馬達控制，上下吊臂的動作由液壓缸控制,在此次設(shè)計中主要是對這兩部分進行液壓設(shè)計，而支腿是用于支撐整機，同時調(diào)整整機平衡。[10] 5.1主要機構(gòu)液壓回路的設(shè)計與分析 5.1.1 變幅回路 變幅就是用液壓缸來改變上下臂的角度。變幅液壓缸由三位四通電磁換向閥來控制，為防止在變幅作業(yè)時因自重而使吊臂下落，在油路中設(shè)有平衡回路。 圖5.3 變幅機構(gòu)回路 1、動作分析 由于上下臂機構(gòu)相似，所以只需要分析其中之一即可。 當電磁換向閥置于左位 液壓泵換向閥左向節(jié)流閥左平衡閥液壓缸右平衡閥右節(jié)流閥換向閥油箱 當電磁換向閥置于右位 液壓泵換向閥右向節(jié)流閥右平衡閥液壓缸左平衡閥左節(jié)流閥換向閥油箱 當電磁換向閥處于中位時，液壓缸不運動。 2、性能分析 行駛狀態(tài)時，兩節(jié)工作臂折疊在一起，進行高空作業(yè)時，兩節(jié)工作臂分別由上下臂油缸舉升升展至一定高度，將工作人員送至工作位置。上臂和下臂、下臂和轉(zhuǎn)臺鉸接處均設(shè)有專門的滑動軸承，保證工作臂轉(zhuǎn)動時阻力小，運動平穩(wěn)。[13] 5.1.2回轉(zhuǎn)機構(gòu) 回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用液壓作為執(zhí)行元件，液壓馬達通過蝸輪蝸桿減速箱和一對內(nèi)嚙合的齒輪來驅(qū)動轉(zhuǎn)盤。系統(tǒng)中一個由三位四通手動換向閥控制轉(zhuǎn)盤的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)和不動三種工況。 圖5.2 回轉(zhuǎn)機構(gòu)回路 1、動作分析 換向閥置于左位 液壓泵換向閥梭閥液壓缸制動器松開 左節(jié)流閥 液壓馬達 換向閥置于右位 液壓泵換向閥梭閥液壓缸制動器松開 右節(jié)流閥 液壓馬達 換向閥置于中位 整個回路卸荷，制動器液壓缸在自身彈簧的作用下迅速剎住液壓馬達。 2、性能分析 進行回轉(zhuǎn)時，液壓馬達輸出動力，通過回轉(zhuǎn)減速機減速后帶動輸出軸上的小齒輪旋轉(zhuǎn)，小齒輪與回轉(zhuǎn)支承的齒圈嚙合，由于回轉(zhuǎn)支承的齒圈與車架剛性連接，因而回轉(zhuǎn)減速機帶動與之相連的轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)。 如圖5.2所示， 換向閥處在中位時，整個回路卸荷，制動器液壓缸在自身彈簧的作用下迅速剎住液壓馬達。這樣，即使液壓馬達有內(nèi)泄露也能保證吊臂被迅速制動住,保證了安全性。 5.1.3整車液壓回路設(shè)計 1、系統(tǒng)分析 系統(tǒng)中只有當單向閥的電磁線圈Y1接通，變幅機構(gòu)和回轉(zhuǎn)機構(gòu)才能進行工作。回轉(zhuǎn)機構(gòu)的馬達外控口都與油箱直接相連，起到一定的保護作用，在每個液壓缸的進回油回路中都設(shè)節(jié)流閥調(diào)速，在整個系統(tǒng)中安全閥作為系統(tǒng)的安全保證。整個系統(tǒng)設(shè)置合理，采用模塊設(shè)計。 2、性能分析 系統(tǒng)的設(shè)計除應(yīng)滿足主機要求的功能和性能外，還考慮符合質(zhì)量輕、體積小、成本低、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、使用維護方便等一般要求及工作可靠這一特別重要的要求。系統(tǒng)設(shè)計的出發(fā)點，可以是充分發(fā)揮其組成元件的工作性能，也可以是著重追求其工作狀態(tài)的絕對可靠。前者著眼于效能，后者著眼于安全；實際的設(shè)計工作則常常是這兩種觀點不同程度的組合。 在整個液壓系統(tǒng)設(shè)計中，考慮到由于液壓馬達存在內(nèi)泄，平衡閥不能鎖住停在空中的重物，必須靠制動器使重物可靠地停在空中。在開式回路中再次提升重物時，當制動器打開先與系統(tǒng)建立起負載壓力或制動器開啟雖與系統(tǒng)建立起負載同步，但流向馬達的流量如小于馬達的泄露流量，會產(chǎn)生二次下滑。采用壓力記憶回路雖可保證制動器開啟與系統(tǒng)建立起負載壓力同步，但系統(tǒng)復雜。采用負荷傳感回路，可使制動器打開的同時系統(tǒng)壓力也建立起來，有效地消除因馬達內(nèi)泄產(chǎn)生的二次下滑現(xiàn)象。 馬達制動器控制采用的為內(nèi)控，制動器壓力隨負載變化而變化，在負載壓力小于制動器開啟壓力時，起升會出現(xiàn)抖動現(xiàn)象。另一方面，為了彌補回路的開啟壓力。這種回路特別在空鉤時會出現(xiàn)抖動現(xiàn)象。在回路上增加背壓閥解決抖動現(xiàn)象會使系統(tǒng)效率降低。最好的解決辦法是制動器采用恒壓外控。這樣還可以進一步降低平衡閥的開啟壓力，提高回路效率，圖5.3為液壓系統(tǒng)原理圖。 圖5.4 液壓系統(tǒng)原理圖 工作裝置如支腿的收放、舉升機構(gòu)的升降、轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)等都是通過液壓傳動系統(tǒng)實現(xiàn)的。汽車發(fā)動機將動力通過取力器傳遞液壓泵，液壓油經(jīng)過油箱內(nèi)的粗濾器吸入齒輪泵，齒輪泵輸出的壓力油經(jīng)過細濾器進入工作回路。各工作裝置均由電磁換向閥和調(diào)速閥控制，不工作時，液壓油通過卸荷回路直接回到油箱。支腿不工作時，1YA通電。支腿工作時，2YA通電。雙向液壓鎖保證垂直缸能在任意位置上停止，且停止后不在外力的作用下發(fā)生位移。上臂上升時，3YA通電，上臂下降時，4YA通電。5YA通電時，下臂上升。6YA通電時，下臂下降。平衡閥防止作業(yè)臂在停止后在重力的作用下自由下降。7YA通電時，回轉(zhuǎn)機構(gòu)工作。8YA通電時，回轉(zhuǎn)機構(gòu)不工作。 5.2主要液壓元器件的選擇計算 5.2.1驅(qū)動液壓缸的計算確定 設(shè)計液壓缸時，要在分析液壓缸系統(tǒng)工作情況的基礎(chǔ)上，根據(jù)液壓缸在機構(gòu)中所要完成任務(wù)來選擇液壓缸的結(jié)構(gòu)形式，然后按負載、運動要求、最大行程來確定主要尺寸。 1、上臂液壓缸確定 （1）液壓缸內(nèi)徑D的確定 根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內(nèi)徑D 計算公式： =3.57 --液壓缸內(nèi)徑（m） --液壓缸推力（kM） --根據(jù)車型選定的工作壓力16MP[9] 式中 --上臂自重,由計算為1100 --上臂長度，為4500mm --高空作業(yè)車吊籃最大承受力，由計算知為3000 --為力距，由計算得=0.5m。 可得： 所以 按《機械設(shè)計手冊4》表23.6-33給出的缸筒內(nèi)徑尺寸系列圓整成標準值，即?。? （2）活塞桿直徑的確定 根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑 --活塞桿直徑(); --液壓缸直徑(); --速度比 液壓缸的往復運動速度比，一般有1.46 1.33 1.25和1.15等幾種， 取1.46，由《機械設(shè)計手冊4》表23.6-57(P23-191)查得: 將代入式(4) 得: 查《機械設(shè)計手冊4》表23.6-34 液壓缸活塞桿外徑尺寸系列 取液壓缸活塞桿外徑尺寸 （3）液壓缸行程的確定 由于上下臂工作狀態(tài)最大夾角為時，上臂油缸伸出為最大。 可求出此長度為 ： L 油缸的最大行程一般取此長度的一半，參照(GB2349—1980)如下： 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 取 （4）液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定[5] 1）缸筒壁厚的確定 --液壓缸缸筒厚度(); --試驗壓力()。取，即，。 --液壓缸內(nèi)徑（m）； --剛體材料的許用應(yīng)力（），取。 代入，得： 代入相關(guān)數(shù)據(jù)計算最后得：6.5mm 2）缸體外徑的確定 查《機械設(shè)計手冊4》表23.6-60(P23-192)圓整液壓缸外徑為105。 （5）下臂油缸的相關(guān)尺寸設(shè)計計算[5] 與上臂液壓缸計算類似(過程省略) 1）液壓缸內(nèi)徑D 取 2)活塞桿直徑 取 3) 液壓缸行程S 4) 液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算[5] 缸筒壁厚 20mm 缸體外徑 取液壓缸外徑為150。 5.2.2液壓泵的選型計算 常見的液壓泵有齒輪泵、柱塞泵、葉片泵類型。齒輪泵具有結(jié)構(gòu)簡單、工藝性好、體積小、重量輕、維護方便，使用壽命長的優(yōu)點，葉片泵和柱塞泵結(jié)構(gòu)較復雜、價格較高。在后欄板起重運輸汽車的液壓系統(tǒng)中采用齒輪泵即可滿足工作的需要，常用系列有CB、CBX、CG、CN等。 1、液壓泵理論流量Qr 路燈安裝車液壓泵理論流量應(yīng)按下臂缸上升時間確定。 L/min 式中：ΔV ——油缸最大工作容積（m3），按下式計算： L 、——均為下臂液壓缸的參數(shù)，且其單位均為m； ——升降時間，由設(shè)計要求，一般要求m，取s； ——液壓泵容積效率，。 2、油泵排量q mL/r 式中：Qr——油泵流量，L/min； n ——油泵額定轉(zhuǎn)速， r/min。 3、油泵功率N W 式中：p——油泵最大工作壓力，MPa； Qn——油泵額定流量，m3/s； ηt——油泵總效率。 按以上各式算出p、Qr、q、N后，即可從標準油泵系列中選取所需油泵型號。 5.2.3油箱容積與管路內(nèi)徑計算 1、油箱容積計算 在低壓系統(tǒng)中（MPa）可?。? 在中壓系統(tǒng)中（MPa）可取： 在中高壓或高壓大功率系統(tǒng)中（ MPa）可?。? 式中：V——液壓油箱有效容量； qp——液壓泵額定流量。 2、油管內(nèi)徑計算 由可得高壓管路內(nèi)徑 式中：QT——油泵理論流量， L/min； V1——高壓管路中油的流速m/s。 低壓管路內(nèi)徑 式中：V2——低壓管路中油的流速m/s。 3、液壓泵的選型確定 1）液壓缸工作容積ΔV計算 可得 L 2）液壓泵流量QT 可得 L/min 4、液壓泵的排量 所選底盤采用24v制電路系統(tǒng)，故采用24v直流電動機，初選轉(zhuǎn)速為1800r/min，則油泵轉(zhuǎn) r/min。 可得： mL/r 根據(jù)以上計算結(jié)果，選取CBF-E型齒輪泵，其性能參數(shù)如下： 額定排量 mL/r mL/r（實需排量） 額定壓力MPa MPa（實際使用油壓） 額定轉(zhuǎn)速 r/min r/min（實際轉(zhuǎn)速） 5.3取力器布置方案及基本參數(shù)選擇 專用車取力總布置方案決定于取力方式。常見的取力方式可分類如下： 從發(fā)動機前端取力的特點是采用液壓傳動，適合于遠距離輸出動力。固此種取力方式常用于由長頭式汽車底盤改裝的大型混泥土攪拌運輸車。 從飛輪后端取力的特點是取力器不受主離合器影響，傳動系統(tǒng)與發(fā)動機直接相連，取力器到工作裝置距離短、傳動系統(tǒng)簡單可靠、取出的功率大、傳動效率高。這種方案應(yīng)用較廣，如平頭式汽車改裝的小、中型混泥土攪拌車等。 從變速器軸取力的布置方案又稱變速器上置式方案。此種方案將取力器疊置于變速器之上，用一惰輪與軸常嚙合齒輪嚙合獲取動力，固需改制原變速器頂蓋。此方案應(yīng)用很廣，如自卸車、冷藏車、垃圾車等一般都從變速器上端取力。 傳動軸取力方案是將取力器設(shè)計成一獨立結(jié)構(gòu)，設(shè)置于變速器輸出軸與汽車萬向傳動軸之間，該獨立的專用取力裝置固定在汽車車架上不隨傳動軸擺動，也不伸縮。設(shè)計時應(yīng)使用可伸縮的附件傳動軸與其相連，并應(yīng)注意動平衡與隔振消振。 分動器取力布置方案主要用于全輪驅(qū)動的牽引車、汽車起重機等來驅(qū)動絞盤或起重機構(gòu)。從取力器到工作裝置間可采用機械傳動或液壓傳動。 取力器實質(zhì)上是一種單級變速器。其基本參數(shù)有取力器總速比、額定輸出轉(zhuǎn)矩、輸出軸旋向以及結(jié)構(gòu)質(zhì)量等。 本設(shè)計選用底盤為CA1031KSL2，所以選用從中間軸齒輪取力的布置方案， 選取的的取力器型號為CAS520。 5.4本章小結(jié) 本章首先主要對高空作業(yè)車液壓系統(tǒng)進行了分析，對管路進行了設(shè)計分析，并且對液壓缸，液壓泵等主要執(zhí)行元件進行了計算選型，以使系統(tǒng)能夠穩(wěn)定工作，從而使高空作業(yè)車能夠正常工作。另外，本章中也對取力器的布置進行了分析，并選擇了適合的取力器。 第6章 整車性能計算分析 專用汽車性能參數(shù)計算是總體設(shè)計的主要內(nèi)容之一，其目的是檢驗整車參數(shù)選擇是否合理，使用性能參數(shù)能否滿足要求。最基本的性能參數(shù)計算包括動力性計算、經(jīng)濟性和穩(wěn)定性計算。 6.1動力性計算 高空作業(yè)車汽車整車性能參數(shù)見表6.1，表6.2。 表6.1 與計算有關(guān)的整車參數(shù)表 名稱 符號 數(shù)值與單位 發(fā)動機最大功率 47 發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速 3200 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 180 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時的轉(zhuǎn)速 2200 車輪動力半徑 0.493 車輪滾動半徑 0.509 主減速比 6 汽車列車迎風面積 4 汽車列車總質(zhì)量(滿載) 3430 6.2 高空作業(yè)車汽車變速器速比 擋位 1 2 3 4 5 6 倒擋 6.45 4.125 2.352 1.539 1.00 0.817 6.335 6.1.1發(fā)動機的外特性 發(fā)動機外特性是專用發(fā)動機的外特性是指發(fā)動機油門全開時的速度特性，是汽車動力性計算的主要依據(jù)。 在外特性圖上，發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩和輸出功率隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的二條重要特性曲線，為非對稱曲線。工程實踐表明，可用二次三項式來描述汽車發(fā)動機的外特性，即 (6.1) 式中：——發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩，（）； ——發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速，（）； 、、—待定系數(shù)，由具體的外特性曲線決定。 、、可由多種途徑獲得，如果沒有所要的發(fā)動機外特性，但從發(fā)動機銘牌上知道該發(fā)動機的最大輸出功率及相應(yīng)轉(zhuǎn)速和該發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速時，可用下列經(jīng)驗公式來描述發(fā)動機的外特性: （6.2） 式中：—發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩，； —發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩時的轉(zhuǎn)速，； —發(fā)動機最大輸出功率時的轉(zhuǎn)速，； —發(fā)動機最大輸出功率時的轉(zhuǎn)矩，。 由式（6.1）和式（6.2）可得： (6.3) 如果知道發(fā)動機外特性曲線時，可利用拉格朗日三點插值法求出待定系數(shù)、、。在外特性曲線上選取三個點，即（、）（、）（、），依拉氏插值三項式有: 將上式展開，與（4-1）連例可得： (6.4) 6.1.2汽車的行駛方程式 交通設(shè)施高空作業(yè)車在直線行駛時，驅(qū)動力和行駛阻力之間存在如下平衡關(guān)系： （6.5） 式中：——驅(qū)動力，（）； ——滾動阻力，（）； ——坡道阻力，（）； ——空氣阻力，（）； ——加速阻力，（）。 換算后的 （6.6） 又因為 （6.7） 將式（6.7）代入（6.6）并整理后，可得： （6.8） 式中： （6.9） 6.1.3動力性評價指標 衡量汽車動力性能的評價指標有三個。即最高車速、最大爬坡度和加速性能。 1、最高車速 根據(jù)最高車速的定義，有a=0,j=0,由式（6.8）可得： 將滾動阻力方程式代入上式，可得： 所以令 （6.10） 又因 , ，可確定專用汽車的最高車速為： （6.11） 2、最大爬坡度 當汽車以最第擋穩(wěn)定速度爬起時，j=0，，則由式（6.8）可得： （6.12） 將上式兩邊以為自變量求導，可得： 當時，a取最大值，此時： 代入式（6.12），可得： 令 （6.13） 對上兩式整理可得： 因為實際上滾動阻力總是存在，并且滾動阻力系數(shù)愈大，汽車爬坡能力愈小，所以上式中應(yīng)取負號，又因，上式可簡化為 或 （6.14） 式中：——專用車輛的最大爬坡度，20%。 3、加速度 專用車輛在平坦路面上的加速度的計算公式如下： （6.15） 專用車輛在某一擋位加速過程中最大加速度可由的極值點求出，令： 但可得交通設(shè)施高空作業(yè)車在該擋加速時的最大加速度()如下： （6.16） 6.1.4整車動力性計算 1、確定動力性計算所需的有關(guān)系數(shù) 系數(shù)、、、和的確定結(jié)果如表6.3所列，回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)如表6.4所列。 表6.3 動力性計算需確定的有關(guān)系數(shù) 名稱 符號 數(shù)值 發(fā)動機外特性修正系數(shù)