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后装压缩式垃圾车液压系统设计5


后装压缩式垃圾车液压系统设计 摘要

本文主要介绍了后装压缩式垃圾车液压系统的设计过程包括液压方案拟定、液压相 关参数设计、液压元件的设计、液压系统图的设计以及液压系统性能的验算等。同时也 介绍了利用三维软件 UG 建立后装压缩式垃圾车模型, 导入 ADAMS 中对垃圾车的虚拟 样机进行仿真,此课题对其进行运动学分析,并对液压系统仿真结果进行分析。 关键词:后

装压缩式垃圾车;液压系统设计;虚拟样机;ADAMS;仿真

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引言
随着我国的城镇化建设,城市生活垃圾的成分发生了很大的变化,垃圾的密度不断 下降,可压缩性增加城市中的垃圾处理工作量变得越来越繁重,采用传统的人工收集垃 圾方式,耗时耗力,效率低。后装压缩式垃圾车开始得到重视,使用范围越来越广。 后装压缩式垃圾车是在压缩垃圾车基础上加装后挂桶翻转机构或垃圾斗翻转机构。 由密封式垃圾厢、液压系统、操作系统组成。整车为全密封型,自行压缩、自行倾倒、 压缩过程中的污水全部进入污水厢,较为彻底的解决了垃圾运输过程中的二次污染的问 题,具有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。 我国的垃圾车技术引自国外,现在技术日趋成熟,但我国的垃圾车缺乏自己的核心 技术,相关重要关键部件需靠进口。后装压缩式垃圾车的压缩装置靠液压系统来驱动, 其液压系统设计及其重要。随这现代设计技术的发展,在机械设计过程中,三维建模技 术与虚拟样机仿真技术开始广泛运用。 这些技术能够缩短开发周期, 降低研究开发成本, 更好地完善后装压缩垃圾车的技术。

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第 1 章 绪论
1.1 后装压缩式垃圾车研究现状与发展趋势 后装压缩式垃圾车由密封式垃圾厢、液压系统、操作系统组成。整车为全密封型, 自行压缩、自行倾倒、压缩过程中的污水全部进入污水厢,较为彻底的解决了垃圾运输 过程中的二次污染的问题,关键部件采用进口部件,具有压力大、密封性好、操作方便、 安全等优点。 可选配后挂桶翻转机构或垃圾斗翻转机构。后装压缩式垃圾车大大提高 了装载量和效率,它的收集和压缩过程基本都由液压系统驱动。 垃圾收集方式简便,一改城市满街摆放垃圾筒的脏乱旧貌,杜绝二次污染。压缩比 高、装载量大,最大破碎压力达 12 吨,装载量相当于同吨级排非压缩垃圾的两倍半。作 业自动化,采用进口电脑控制系统,全部填装排卸作业中需司机一人操作,不仅减轻环 卫工人的劳动强度,而且大大改善了工作环境。经济性好,专用设备工作时,电脑控制 系统自动控制油门。双保险系统,作业系统具有电脑控制和手动操纵双重功能,大大地 保障和提高车辆的使用率。翻转机构,可选装配置带垃圾筒(或斗)的翻转机构。然而 后装压缩式垃圾车在使用过程中仍存在着一些问题,如作业噪声大、密闭可靠性差、载 质量利用率低等。 随着技术的发展,它的发展趋势主要有以下几点: 1)垃圾监测系统 在压缩式垃圾车工作过程中,垃圾装载情况是管理者所关心的垃圾车负载变化及垃 圾箱内垃圾是否填满,在一般情况下是很难监测的。通过加载垃圾监测系统,能随时随 地检测车辆负载的变化情况及垃圾是否填满,为垃圾车驾驶员和管理者提供参考。这有 利于提高垃圾车作业的科学性和行车安全性?同时也能减少工作人员的工作量、提高工 作效率。国内少数车型安装了该系统。 2)翻桶机构 配备全自动控制的翻桶机构是压缩式垃圾车发展的新方向。发达国家尤其是西欧及 美国的压缩式垃圾车都配备先进的翻桶机构,可方便地实现对大小垃圾桶在不同位置的 自动抓取、举升和卸料。我国许多城已采用桶装垃圾收集,但垃圾车配备的翻桶技术水 平和灵活性不高。国外一些压缩式垃级车的翻桶机构可以"远离车厢",灵活主动抓取垃 圾桶,而国内垃圾车的翻桶机构一般不能远离车厢,因此需将车厢紧贴垃圾桶,给驾驶 者带来难度。 3)液压控制装置 压缩式垃圾车的液压装置应具有以下特征 :较小的节流损失: 减少管路连接工作 : 无 泄漏:可与其他液压功能组合,如装载机构的液压泵可以向抓钳等系统供油。 4)绿色视觉效果 车辆的外观造型及彩化已越来越受到环卫部门的重视,一些适合不同城市品味的彩 化的环卫车辆已成为城市一道亮丽的风景。通过对车辆外形和性能的改进,可消除或减 轻视觉污染,避免或减少作业时对周围环境和人员的影响,使环卫车辆与作业环境相协 调。 5)除臭灭菌 除臭灭菌技术在压缩式垃圾车上的运用也是发展方向。杜绝细菌传播,减少臭气污 染已成为当务之急。目前一些臭氧除臭除菌技术已在该类产品上成功运用。 6)分隔车厢 压缩式垃圾车车身内部结构可按一定比例划分为几部分,这种结构划分使得压缩式
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垃圾车可在同一次作业时收集并分隔几种不同类型的垃圾。可通过优化垃圾收集路线, 为垃圾分类回收提供更多的便利性。 1.2 本课题研究内容 对垃圾车的液压系统进行设计,液压系统的设计包括液压系统的功能原理设计和液 压系统结构设计。液压系统的功能原理设计要根据技术要求进行系统功能设计,主要包 括动力和运动分析,确定主要参数,编制液压执行器工况图,然后拟定液压系统图。组 成元件的选定要尽量选择标准元件。最后,利用大型三维软件建立垃圾车模型,导入 ADAMS 中对垃圾车的虚拟样机进行仿真,并对液压系统仿真结果进行分析。 目前城市生活垃圾的处理问题,越来越受重视,垃圾围城现象困扰人们生活。要处 理垃圾首先需要收集转运,以前的收集方式是先人力收集,然后采用普通的车运输,效 率低且装载量少。压缩时垃圾车大大提高了装载量和效率,压缩式垃圾车的收集和压缩 过程基本都由液压系统驱动。本课题研究对象是后装压缩式垃圾车的液压系统设计,研 究对象应用越来越广泛,对于掌握液压系统设计流程帮助很大,另外对于改善垃圾车的 工作效率和可靠性有一定的意义。

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第 2 章 液压传动系统设计计算
2.1 设计方案分析 后装压缩式垃圾车的压缩装置由压缩机构和装填箱组成,对其压缩装置形式进行分 析,确定最佳方案。到目前为止,已经研究开发和使用的压缩机构可分为五种形式:滑动 刮板式、摆动刮板式、滑动一摆动刮板式、连杆刮板式、定轴转动刮板式。一般认为, 机构的运动件数、自由度数较多及装填箱底板轨迹较复杂的机构为复杂机构。
表 2-1 各机构特征表 机构名称 滑动刮板式 滑动—摆动刮板式 摆动刮板式 连杆刮板式 定轴转动刮板式 机构运动件数 2 3 2 3 2 机构自由度 2 3 2 1 2 装填箱底板轨迹特征 圆弧+直线 圆弧+直线 圆弧 1+圆弧 2 连杆曲线 圆弧

从表 1 一 1 可以看出,滑动一摆动刮板机构的构造最复杂,而转动刮板式的构造较 简单。根据经济性和实际使用情况,选择滑动刮板式压缩机构。 后装压缩式垃圾车主要机构包括:车体、车厢、推板、推板油缸、滑板、滑板油缸、 刮板、刮板油缸、装填厢、举升油缸。 后装压缩式垃圾车主要工作流程为:垃圾倒入装填器,刮板转动至上止点,回转到 位;滑板下行至下止点;刮板反向回转,刮入垃圾进行初步压缩,刮板运动至下止点时 停止运动;滑板上行至上止点,将垃圾压实到车厢内的推板上;垃圾车装满垃圾进入垃 圾回收站,举升油缸将装填厢举起;推板油缸推动推板将垃圾推出;举升油缸复位,即 装填厢复位。根据其工作流程来确定动作顺序,其中滑板油缸和刮板油缸之间要实现顺 序动作。 确定其主要参数:选取车厢容积为 13m3;根据《压缩式垃圾车》CJ/T127—2000 标 准,压缩装置在进行压缩垃圾的一个工作循序时不大于 30s;采用车厢内推板卸料的, 从推板动作开始至卸料完毕的时间,对容积大于或等于 12m3 的垃圾车不大于 45s,此处 选取 35s;液压系统应设安全阀,其调整压力应为系统最高工作压力的 110%。翻斗油缸 工作行程 430mm,时间 4s;滑板油缸工作行程 600mm,时间 10s;刮板油缸工作行程 300mm,时间 5s;举升油缸工作行程 650mm,时间 13s;推板油缸工作行程 3000mm, 时间 35s。 2.2 工况分析 工况分析是指对工作机构的工作过程进行运动分析和动力分析,以便了解其运动规 律和负载特性。此处对后装压缩式垃圾车的工作油缸进行分析即翻斗油缸、滑板油缸、 刮板油缸、举升油缸、推板油缸。 1.运动分析 运动分析是分析主机各工作机构是以怎样的运动规律来完成一个工作循环的,也就 是分析液压缸或液压马达的运动规律。如果是直线运动,要分析位移、速度随时间的变 化规律,绘制位移循环图(L-t)和速度循环图(v-t) 。如果是旋转运动,要分析角位移、 角速度随时间的变化规律,绘制角位移(θ -t)和角速度循环图(ω -t) 。此处对工作油 缸进行位移、速度分析,绘制位移循环图(L-t) 。

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1)翻斗油缸
L/mm
500 400 300 200 100 0 0 2 4 6 8 10 12 14
图 2-1 翻斗油缸位移循环图

t/s

V/mm/s

150 100 50 0 -50 -100 -150
图 2-2 翻斗油缸位移循环图

0

2

4

6

8

10

12

14

t/s

2)滑板油缸
L/mm
700 600 500 400 300 200 100 0 0 5 10 15 20 25 30 t/s

图 2-3 滑板油缸位移循环图

6

V/mm/s

80 60 40 20 0 -20 0 -40 -60 -80

5

10

15

20

25

30

t/s
图 2-4 滑板油缸速度循环图

3)刮板油缸
L/mm
400 300 200 100 0 0 5 10 15 20 25 t/s

图 2-5 刮板油缸位移循环图

V/mm/s

80 60 40 20 0 -20 0 -40 -60 -80

5

10

15

20

25

t/s
图 2-6 刮板油缸速度循环图

7

4)举升油缸
L/mm

700 600 500 400 300 200 100 0 0 10 20 30 40 50 60 70 t/s

图 2-7 举升油缸位移循环图

V/mm/s

60 40 20 0 -20 -40 -60
图 2-8 举升油缸速度循环图

0

10

20

30

40

50

60

70

t/s

5)推板油缸
L/mm
3500 3000 2500 2000 1500 1000 500 0 0 5 10 15 20 25 30 35 40 t/s
图 2-9 推板油缸位移循环图

8

V/mm/s

100 80 60 40 20 0 0 5 10 15 20 25 30 35 40 t/s

图 2-10 推板油缸速度循环图

2.动力分析 动力分析是分析工作机构在运动过程中的受力情况,也就是分析分析液压缸或液压 马达的负载情况,并绘制相应的负载循环图(F-t) 。 工作机构作直线运动时,液压缸所要克服的负载为: F ? Fe ? Ff ? Fi 式中:Fe—工作负载; Ff—摩擦负载; Fi—惯性负载; 1)翻斗油缸 估算翻斗支架质量 m1 为 30Kg, 每桶垃圾的质量 m2 为 80Kg, 滑动摩擦系数 ? 为 0.07。
Fe ? m1 ? g ? 30 ? 9.8 ? 294N

Ff ? ? (m1 ? FN ) ? 0.07(30? 9.8 ? 0) ? 20.58 ? 21 N
Fi ? 0 N

其总负载为 F ? Fe ? Ff ? Fi ? 2m2 ? g ? 1883N。对总负载放大留余量,则取 100KN。

F/KN

200 100 0 -100 0 -200

5

10

15 t/s

图 2-11 翻斗油缸负载循环图

2)滑板油缸 估算滑板支架质量 m1 为 125Kg,刮板质量 m2 为 50Kg,滑动摩擦系数 ? 为 0.07。
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Fe ? m1 ? g ? 1 2 5 ? 9.8 ? 1 2 2 N 5, Ff ? ?FN ? 0.07 ? 1225? 85.75 ? 86 N,
Fi ? 0 N,

其总负载 F ? Fe ? Ff ? Fi ? m2 ? g ? 1801N,对总负载放大留余量,则取 100KN。

F/KN
0 -50 -100 -150 t/s
图 2-12 滑板油缸负载循环图

0

5

10

15

20

25

30

2)刮板油缸 刮板质量 m1 为 50Kg,滑动摩擦系数 ? 为 0.07。
Fe ? m1 ? g ? 50 ? 9.8 ? 490N Ff ? ?FN ? 0.07 ? 490 ? 34.3 ? 35N
Fi ? 0 N 对推板和刮板作受力分析,如图 2-13 所示。

L x

FL F背压

图 2-13 压缩装置受力分析图

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垃圾在填装挤压过程中,在滑板挤压力 FL 作用下,受压垃圾向左方移动,与此同 时,厢壁作用在垃圾上的摩擦力 Ff1 方向与垃圾移动方向相反,其大小为:
Ff 1 ? f p S 1x

式中:S1—车厢横截面内壁周长(m) ; x—图示的推进长度(m) ; p—垃圾的单位膨胀力(N/m2) ; f—垃圾与壁面的综合摩擦系数。 阻碍垃圾移动的另外一个阻力是垃圾重力引起的,记作 Ff2,则有:
Ff 2 ? f?jgS2 xh

式中:S2—近似取车厢的宽度(m) ;

?j —垃圾的计算密度(kg/m3) ;
h—车厢高度(m) ; 若向前推进垃圾,必须满足下列条件: f ( pS 1 ? ?jgS 2 h) x FH ? FL cos ?1 ? Ff 1 ? Ff 2 即 FL ? cos ?1 当结构尺寸确定后, S1 、 S 2 和 h 已知。 f 、 p 、 ?j 则随压缩程度,垃圾成分不同而 变化,因此它们的确切数据很难确定。通过试验, f ( pS1 ? ?jgS2h) ? 30 KN/m。
30000 x 设 x max ? L , L —推板行程 L ? 3000 mm cos ?1 30000 FL m a x? L ? 1 —装填角, ?1 ? 60? cos ?1 FL m a x? 1 8 0 KN FL ?

其总负载为 F ? Fe ? Ff ? Fi ? FL max ? 181 KN,对总负载放大留余量,则取 200KN。

F/KN

400 200 0 -200 0 -400

5

10

15

20

25 t/s

图 2-13 刮板油缸负载循环图

4)举升油缸 估算装填厢质量 m1 为 2000Kg,滑动摩擦系数 ? 为 0.07。
Fe ? m1 ? g ? 2000? 9.8 ? 19600N
11

Ff ? ?FN ? 0.07 ? 19600? 1372N
Fi ? 0 N

其总负载为 F ? Fe ? Ff ? Fi ? 20972 N,对总负载放大留余量,则取 200KN。

F/KN

300 200 100 0 0 20 40 60 80 t/s
图 2-14 举升油缸负载循环图

5)推板油缸 估算推板质量 m1 为 350Kg,滑动摩擦系数 ? 为 0.07,车厢容积为 13m3,垃圾密度为 0.45t/m3。

Fe ? 13? 0.45?103 ? g ? 57330N
Ff ? ?FN ? 0.07 ? 350? 9.8 ? 240.1N
Fi ? 0 N

其总负载为 F ? Fe ? Ff ? Fi ? 57570 .1 N,对总负载放大留余量,则取 180KN。

F/KN
200 100 0 0 10 20 30 40 t/s
图 2-15 推板油缸负载循环图

2.3 确定液压系统主要参数 1.初选系统工作压力 液压系统工作压力选定是否合理,直接关系到整个液压系统设计的合理程度。在液压系 统功率一定的情况下,若压力选的过低,则液压元、辅件的尺寸和自重就会增加;若压 力选的较高,则尺寸和自重会相应减少。例如,飞机液压系统的工作压力从 21MPa 提 高到 28MPa,则其自重下降约 5%,其体积将减小 13%。然而,若液压系统压力选的过 高,由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高,反而会增大系统 的尺寸和自重,其效率和使用寿命也会相应下降,因此不能一味的追求高压。表 2-2 所
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示为目前我国几类机器常用的液压系统工作压力。根据表 2-2 的数据,初选系统压力 P=13MPa。
表 2-2 我国目前几类机器常用的液压系统工作压力 设备类型 磨床 系统压力 /MPa 0.8~2 机床 组合机床 3~5 龙门刨床 2~ 8 拉床 8~10 农业机械、 小型工 程机械、 工程机械 的辅助机构等 10~16 压力机,中、大型挖 掘机,重型机械,起 重运输机械等 20~32

2.计算液压缸的主要结构尺寸 根据需要的液压缸的理论输出 F 和系统选定的供油压力 p 来计算缸筒内径 D(m) , 计算公式如下:
D? 4F ? 10?3 (2-1) ?p

式中:F—液压缸的理论输出力(N) ; p—供油压力(MPa) 。 对于活塞杆直径可以按经验公式来初步选定活塞杆直径,经验公式如下: 1 1 d ? ( ~ ) D (2-2) 5 3 1 在此处确定为 d ? D 。 4 1)翻斗油缸 翻斗油缸负载 F=100KN,根据公式(2-1)计算得 D=99mm,根据表 2-3 选取标准 尺寸 D=100mm;根据公式(2-2)得 d=25mm,根据表 2-4 选取标准尺寸 d=25mm。
表 2-3 缸筒内径尺寸系列(mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 (90) 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 (280) 320 (360) 400 (450) 500

注:1.圆括号内尺寸为非优先选用者。 2.内径上限可扩展,按 R10 优先数系列选用。 表 2-4 活塞杆外径尺寸系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360

注:直径上限可扩展,按 R20 优先数系列选用。
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3)滑板油缸 滑板油缸负载 F=100KN,根据公式(2-1)计算得 D=99mm,根据表 2-3 选取标准 尺寸 D=100mm;根据公式(2-2)得 d=25mm,根据表 2-4 选取标准尺寸 d=25mm。 3)刮板油缸 刮板油缸负载 F=200KN,根据公式(2-1)计算得 D=140mm,根据表 2-3 选取标准 尺寸 D=160mm;根据公式(2-2)得 d=40mm,根据表 2-4 选取标准尺寸 d=40mm。 4)举升油缸 举升油缸负载 F=200KN,根据公式(2-1)计算得 D=140mm,根据表 2-3 选取标准 尺寸 D=160mm;根据公式(2-2)得 d=40mm,根据表 2-4 选取标准尺寸 d=40mm。 5)推板油缸 推板油缸由于行程较长,采用二级油缸。推板油缸负载 F=180KN,根据公式(2-1) 计算得 D1=133mm,根据表 2-3 选取标准尺寸 D=160mm;根据公式(2-2)得 d=25mm, 根据表 2-4 选取标准尺寸 d=25mm,二级缸筒内径 D2=125mm。 3.计算液压缸的流量 根据活塞横截面积和液压缸运动速度来计算液压缸流量。计算公式如下: 1 q1 ? ?D 2Vmax (2-3) 4 1 q 2 ? ? ( D 2 ? d 2 )Vmax (2-4) 4 式中:D—缸筒内径; d—活塞杆直径; Vmax—液压缸的最大运动速度。 1)翻斗油缸 翻斗油缸缸筒内径 D=100mm ,活塞杆直径 d=25mm ,液压缸最大运动速度 Vmax=108mm/s。根据公式(2-3)和(2-4)得 q1=8.478×10-4m3/s、q2=7.948×10-4m3/s。 2)滑板油缸 滑板油缸缸筒内径 D=100mm ,活塞杆直径 d=25mm ,液压缸最大运动速度 Vmax=60mm/s。根据公式(2-3)和(2-4)得 q1=4.71×10-4m3/s、q2=4.42×10-4m3/s。 3)刮板油缸 刮板油缸缸筒内径 D=160mm ,活塞杆直径 d=40mm ,液压缸最大运动速度 Vmax=60mm/s。根据公式(2-3)和(2-4)得 q1=1.206×10-3m3/s、q2=1.130×10-3m3/s。 4)举升油缸 举升油缸缸筒内径 D=160mm ,活塞杆直径 d=40mm ,液压缸最大运动速度 Vmax=50mm/s。根据公式(2-3)和(2-4)得 q1=1.004×10-4m3/s、q2=0.942×10-4m3/s。 5)推板油缸 滑板油缸缸筒内径 D=160mm , 液压缸最大运动速度 Vmax=60mm/s。 根据公式 (2-3) -3 3 得 q1=1.728×10 m /s。 4.绘制液压系统工况图 工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液 压泵、阀等元件的依据。 1)压力循环图—(p-t)图 通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸,在根据实际载 荷的大小,倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力,然后把它们绘制 成(p-t)图。
14

2)流量循环图—(qv-t)图 根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量,结 合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量,把它绘制成 qv-t)图。若系 统有多个液压执行元件同时工作,要把各自的流量图叠加起来绘制出总的流量循环 图。 3)功率循环图—(P-t)图 绘制压力循环图和总流量循环图后,根据 P=pqv,即可绘 出系统的功率循环图。 4.1 压力循环图 1)翻斗油缸

p/MPa

20 10 0 -10 0 -20

5

10

15 t/s

图 2-16 翻斗油缸压力循环图

2)滑板油缸

F/KN
0 -50 -100 -150 t/s
图 2-17 滑板油缸压力循环图

0

5

10

15

20

25

30

3)刮板油缸

p/MPa

20 10 0 -10 0 -20

5

10

15

20

25 t/s

图 2-18 刮板油缸压力循环图

15

4)举升油缸

图 2-19 举升油缸压力循环图

5)推板油缸

p/MPa
10 5 0 0 10 20 30 40 t/s
图 2-20 推板油缸压力循环图

4.2 流量循环图 1)翻斗油缸

q/1e-4m3/s

10 0 0 -10 t/s
图 2-21 翻斗油缸流量循环图

5

10

15

2)滑板油缸

q/1e-4m3/s

10 5 0 -5 0 5 10 15 20 25 30 t/s

图 2-22 滑板油缸流量循环图

16

3)刮板油缸

q/1e-4m3/s

2 1 0 -1 0 -2

5

10

15

20

25 t/s

图 2-23 刮板油缸流量循环图

4)举升油缸

q/1e-4m3/s

2 1 0 -1 0 -2

20

40

60

80 t/s

图 2-24 举升油缸流量循环图

5)推板油缸

q/1e-4m3/s

2 1 0 0 10 20 30 40 t/s

图 2-25 推板油缸流量循环图

4.3 功率循环图 1)翻斗油缸

P/1e4W

1.5 1 0.5 0 0 5 10 15 t/s

图 2-26 翻斗油缸功率循环图
17

2)滑板油缸

图 2-27 滑板油缸功率循环图

3)刮板油缸
P/1e4W

1.5 1 0.5 0 0 5 10 15 20 25 t/s

图 2-28 刮板油缸功率循环图

4)举升油缸

图 2-29 举升油缸功率循环图

5)推板油缸

P/1e4W

2 1 0 0 10 20 30 40 t/s

图 2-30 推板油缸功率循环图

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第 3 章制定液压系统图
3.1 油路液压方案图 1)翻斗油路

图 3-1 翻斗油路液压方案图

2)滑板和刮板油路 从前面的机构动作流程可得出,滑板和刮板之间要实现顺序动作。

图 3-2 滑板和刮板油路液压方案图

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3)举升油路

图 3-3 举升油路液压方案图

4)推板油路

图 3-4 推板油路液压方案图

20

3.2 制定总液压系统图 根据以上方案图,制定出液压系统图
举升油缸 翻斗油缸 刮板油缸 滑板油缸 推板油缸

15 6 1 12 5

16 17 7 2

18 19 3 13 8

21 10 20 4 14 9 11 22

图 3-5 液压系统图

21

第4章

液压元件的选择与专用件的设计

4.1 液压泵的选择 1.确定液压泵的最大工作压力 pp

pp ? p1 ? ? ? p
式中:p1—液压缸或液压马达最大工作压力;

(4-1)

? ?p —从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间的总的管路损失。? ?p
的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行,初算时可按经 验数据选取:管路简单、流速不大的,取 ? ?p =(0.2~0.5)MPa; 管路复杂,进口有调速阀的,取 ? ?p =(0.5~1.5)MPa。取

? ?p =1.0MPa,p1=13MPa;则 p
qVP ? K (?qV max)
式中:K—系统泄漏系数,一般取 K=1.1~1.3;

p

? p1 ? ? ? p ? 14MPa。

2.确定液压泵的流量 qvp 多液压缸或液压马达同时工作时,液压泵的输出流量为:
(4-2)

?q

V max

—同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量,可从(qV-t)图上查 得。对于在工作过程中用节流调速的系统,还须加上溢流阀的最 小溢流量,一般取 0.5×10-4m3/s。

取 K=1.2, ? qV max ? 1.004?10?3 ? 0.5 ?10?4 ? 1.054?10?3 m3/s。则 qVP ? 1.2648?10?3 m3/s。 3.选择液压泵的规格 根据以上求得的 pP 和 qVP 值,按系统中拟定的液压泵的形式,从产品样本或本手册 中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备,所选泵的额定压力一般要比最大 工作压力大 25% ~60%。p=13(1+25%)~13(1+60%)=16.25 ~20.8MPa,选用外啮合 单级齿轮泵 CBF-F32。 4.2 液压阀的选择 根据以上计算从参考文献[3]、[4]、[5]中选取合适的液压的标准规格。其选出的规 格列在表 4-1 表 4-1
序号 1 2 3 4 5 名称 三位四通电磁换向阀 三位四通电磁换向阀 三位四通电磁换向阀 三位四通电磁换向阀 减压阀
22

选用规格 34DF30-E10B 34DF30-E16B 34DF30-E16B S-DSG-03-3C2-D24-50 JF-L32H

6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

减压阀 减压阀 减压阀 减压阀 溢流阀 溢流阀 节流阀 节流阀 节流阀 单向节流阀 单向节流阀 顺序阀 顺序阀 液控单向阀 液控单向阀 单向调速阀 单向阀

JF-L32H JF-L32H JF-L32H JF-L32H YF-B20H YF-B20B LF-B20C LF-B20C LF-B32C LDF-B20C LDF-B20C XD2F-L20H XD2F-L20H DFY-B20H1 DFY-B20H1 QA-H20 DF-B20K1

4.3 管道尺寸的确定 1.管道内径计算

d?

4qV ?v

(4-3)

式中: qV —通过管道内的流量(m3/s) ; ,见表 4-2。 v —管内允许流速(m/s)
表 4-2 管道 液压泵吸油管道 液压系统压油管道 液压系统回油管道 推荐流速/(m/s) 0.5 ~1.5,一般常取 1 以下 3 ~6,压力高,管道短,粘度小取大值 1.5 ~2.6

计算出内径 d 后,按标准系列选取相应的管子。 1)翻斗油路 根据公式 (4-3) 计算得 d1 为 16.43mm, 选取管道标号为 A19×2S-23; d2 为 15.91mm, 选取管道标号为 A16×6S-27。 2)刮板油路 根据公式(4-3)计算得 d1 为 19.60mm,选取管道标号为 A22×6S-24;d2 为 18.97mm, 选取管道标号为 A19×6S-23。 3)滑板油路 根据公式 (4-3) 计算得 d1 为 12.25mm, 选取管道标号为 A13×6S-30; d2 为 11.86mm, 选取管道标号为 A13×6S-30。 4)举升油路 根据公式 (4-3) 计算得 d1 为 17.88mm, 选取管道标号为 A19×2S-23; d2 为 17.32mm, 选取管道标号为 A19×2S-23。
23

5)推板油路 根据公式(4-3)计算得 d 为 23.46mm,选取管道标号为 A25×6S-22。 4.4 油箱容量的确定 初始设计时,先按经验公式(4-4)确定油箱的容量,待系统确定后,在按散热的 要求进行校核。油箱容量的经验公式为:

V ? aqV
式中: qV —液压泵每分钟排出压力油的容积(m3) ;

(4-4)

a —经验系数,见表 4-3。 表 4-3 经验系数 a
系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压系统 6~12 冶金机械 10

a 1~2 2~4 5~7 根据公式(4-4)得, V ? 4 ? 8000 ? 32000 mL ? 0.32 m3。

24

第 5 章液压系统性能验算
5.1 液压系统压力损失 压力损失包括管路的沿程损失 ?p1 ,管路的局部压力损失 ?p 2 和阀类元件的局部损 失 ?p3 ,总的压力损失为

?p ? ?p1 ? ?p2 ? ?p3
?p1 ? ? l v2 ? d 2

(5-1)

(5-2)

v2 ?p 2 ? ? ? 2
? qV ?p3 ? ?p n ? ?q ? VN ? ? ? ?
2

(5-3)

(5-4)

式中: l —管道长度(m) ; d —管道内径(m) ; ; v —液流平均速度(m/s)
? —液压油密度(kg/m3)

? —沿程阻力系数;

? —局部阻力系数;
qV—阀的额定流量(m3/s) ; qV——通过阀的实际流量(m3/s) ; 。 ?p n —阀的额定压力损失(Pa) 系统的调整压力

pT ? p1 ? ?p
式中: pT —液压泵的工作压力或支路的调整压力。 根据公式(5-2) 、 (5-3) 、 (5-4)计算得出, 1.管路的沿程损失 ?p1 翻斗油路 ?p1 a1 ? 114.95 Pa、 ?p1a 2 ? 136.51Pa;刮板油路 ?p1b1 ? 30.64 Pa、

(5-5)

?p1b 2 ? 35.47 Pa;滑板油路 ?p1c1 ? 51.85 Pa、 ?p1c 2 ? 51.85Pa;举升油路 ?p1d 1 ? 24.64 Pa、 ?p1d 2 ? 24.64 Pa;推板油路 ?p1e1 ? 23.74 Pa、 ?p1e 2 ? 23.74 Pa。
25

则总的管路的沿程损失

?p1 ? ?p1a1 ? ?p1a 2 ? ?p1b1 ? ?p1b 2 ? ?p1c1 ? ?p1c 2 ? ?p1d 1 ? ?p1d 2 ? ?p1e1 ? ?p1e 2 ? 518.04 Pa。
2.管路的局部压力损失 ?p 2 翻斗油路 ?p2 a ? 0.374Pa;刮板油路 ?p2b ? 0.116Pa;滑板油路

?p2c ? 115.56?10?3 Pa;举升油路 ?p2d ? 0.278Pa;推板油路 ?p2e ? 0.237Pa。
则管路的局部压力损失 ?p2 ? 12?p2a ? 15?p2b ? 31?p2c ? 20?p2d ? 13?p2e ? 21Pa。 3.阀类元件的局部损失 ?p3 三位四通电磁换向阀 1 号 34DF30-E10B ?p3 ? 0.15 MPa;2 号 34DF30-E16B ?p3 ? 0.17 MPa;3 号 34DF30-E16B ?p3 ? 0.12 MPa;4 号 S-DSG-03-3C2-D24-50 ?p3 ? 0.16 MPa。 减压阀 5 号 JF-L32H ?p3 ? 0.05 MPa;6 号 JF-L32H ?p3 ? 0.05 MPa;7 号 JF-L32H

?p3 ? 0.05 MPa;8 号 JF-L32H ?p3 ? 0.05 MPa;9 号 JF-L32H ?p3 ? 0.05 MPa。
溢流阀 10 号 YF-B20H ?p3 ? 0.09 MPa;11 号 YF-B20B ?p3 ? 0.1 MPa。 节流阀 12 号 LF-B20C ?p3 ? 0.10 MPa;13 号 LF-B20C ?p3 ? 0.13 ;14 号 LF-B20C

?p3 ? 0.06 MPa。
单向节流阀 15 号 LDF-B20C ?p3 ? 0.19 MPa;16 号 LDF-B20C ?p3 ? 0.07 MPa。 顺序阀 17 号 XD2F-L20H ?p3 ? 0.07 MPa;18 号 XD2F-L20H ?p3 ? 0.07 MPa。 液控单向阀 19 号 DFY-B20H1 ?p3 ? 0.21MPa;20 号 DFY-B20H1 ?p3 ? 0.21MPa。 单向调速阀 21 号 QA-H20 ?p3 ? 0.073MPa。

26

单向阀 22 号 DF-B20K1 ?p3 ? 0.22 MPa。 以上的 ?p 相加得出 ?p3总 ? 2.563MPa。 3.总的压力损失为 ?p3 根据以上数据的结果用公式(5-1)得出 ?p ? ?p1 ? ?p2 ? ?p3 ? 2.6 MPa;根据公式 (5-5)计算的 pT ? 15.6 MPa,在前面的液压泵初选时其确定的 CBF-F32 的额定压力为 20MPa 大于 15.6MPa,则液压泵的额定压力符合要求。 5.2 液压系统的发热温升计算 1.计算液压系统的发热功率 液压系统工作时,除执行元件驱动外载荷输出有效功率外,其余功率损失全部转化 为热量,使油温升高。使用下式计算液压系统的发热功率

Phr ? Pr ? Pc
1 z pi qViti Pr ? ? Tt i ?1 ?Pi

(5-6)

(5-7)

m 1 n ( ? FWisi ? ? TWj ? j t j ) Ti j ?1 i ?1 式中:Pr—液压系统的总输入功率; Pc—输出的有效功率; Tt—工作周期(s) ; z、n、m—分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量; Pc ?
pi、qVi、? Pi —第 i 台泵的实际输出压力、流量、效率; ti—第 i 台泵工作时间(s) ;

(5-8)

TWj、 ? j 、tj—液压马达的外载转矩、转速、工作时间(N·M、rad/s、s) ; FWj、si—液压缸外载荷及驱动此载荷的行程(N·M) 。 1 z pq t 1 20 ? 106 ? 1333 .33? 10?6 ? 38 ? ? 11.07 KW; 根据公式(5-7) Pr ? ? i Vi i ? Tt i ?1 ?Pi 109 85% 根据公式(5-8)
m 1 n 1 ( ? FWisi ? ? TWj ? j t j ) ? (100? 103 ? 430? 10?3 ? 200? 103 ? 300? 10?3 ? 100? 103 Ti 109 j ?1 i ?1 ? 800? 10?3 ? 200? 103 ? 650? 10?3 ? 180? 103 ? 3000? 10?3 ? 0) ? 7.83KW Pc ?

27

根据公式(5-6)

Phr ? Pr ? Pc ? 11.07 ? 7.83 ? 3.24 KW
2.计算液压系统的散热功率 液压系统主要通过油箱表面来散热,其计算发热功率公式如下

Phc ? ( K1 A1 ? K 2 A2 )?T
V ? 0.8abh

( 5-9) (5-10) (5-11)

A1 ? 1.8h(a ? b) ? 1.5ab
式中:K1—油箱散热系数(W/(m2·℃) ) ,见表 5-1 2 K2—管路散热系数(W/(m ·℃) ) ,见表 5-2 A1、A2—分别为油箱、管道的散热面积(m3) ; ? T —油箱与环境温度之差(℃) 。 表 5-1 油箱散热系数(W/(m2·℃) )
冷却条件 通风条件很差 通风条件良好 用风扇冷却 循环水强制冷却
3

K1 8~9 15~17 23 110~170

b h ? 0.4 m3; 前面初步求得油箱的有效容积为 0.32m , 根据公式 (5-10) 得a 取a ? 1、
b ? 1 、 h ? 0.2 ,计算公式(5-11)得 A1 ? 2.22 m3;此处不计算管道散热功率,根据公式

(5-9)得 Phc ? 1.25 KW ? Phr ;由此可见,油箱的散热满足不了要求,有因为管道散热极 小,需另设冷却器。 3.冷却器所需冷却面积的计算 冷却面积为:

A?

Phr ? Phc K?t m
T1 ? T2 t1 ? t 2 ? 。 2 2

(5-12)

式中: K —传热系数,用管式冷却器时,取 K ? 116 (W/(m2 ·℃) ) ;

?t m —平均温升, ?t m ?

取油进入冷却器的温度 Tt ? 60 ℃,油流出冷却器的温度 T2 ? 40 ℃,冷却水入口温
60 ? 40 25 ? 30 ? ? 22.5 ℃ 2 2 根据公式(5-12)得所需冷却器的散热面积 A ? 0.77 m3;考虑到冷却器长期使用时,设 备腐蚀和油垢,水垢对传热的影响,冷却面积应比计算值大 30%,实际选用冷却器面积 为 A ? 1.3 ? 0.77 ? 1.1m3。

度 t1 ? 25 ℃,冷却水出口温度 t 2 ? 30 ℃。则: ?tm ?

28

第 6 章后装压缩式垃圾车虚拟样机建模的 ADAMS 仿真分析
6.1 基于 UG 的后装压缩式垃圾车三维建模与装配 利用 UG6.0 对后装压缩式垃圾车主要结构部件进行建模,建模完成后进行总装配。 其主要机构模型图如图 6-1 所示。

车厢

刮板

滑板

推板

装填厢 油缸 图 6-1 后装压缩式垃圾车主要结构部件三维模型图

29

将各零部件组装,其最终装配图如图 6-2 所示

图 6-2 后装压缩式垃圾车主要结构部件总装配图

6.2 在 ADAMS 中导入几何模型进行仿真 将后装压缩式垃圾车主要结构部件总装配文件导出为 x_t 文件。 其操作过程如图 6-3 所示,选中部件导出。

图 6-3 将三维模型文件文件导出为 x_t 文件

在 ADAMS 中导入上面的 x_t 文件,点击 File 中的 import 导入 x_t 文件。导入结果 如图 6-4 所示
30

图 6-4 导入结果图

对其设置材料属性、添加约束和驱动,为模拟液压缸的运动,这里使用 step 函数。 在 ADAMS 中,step 函数的句法如下: step(x,x0,h0,x1,h1) 其中:x—独立变量 x0—变量的初始值 h0—函数的初始值 x1—变量的终止值 h1—函数的终止值 翻斗油缸的驱动函数为 step(time,0,0,4,-320)+step(time,4,0,8,320); 刮板油缸的驱动函数 step (time,8,0,13,210)+step(time,23,0,28,-210); 滑板油缸的驱动函数为 step(time,13,0,23,470) +step(time,28,0,38,-470); 举升油缸的驱动函数为 step(time,38,0,51,390)+step(time,86,0,99,-390); 推板油缸中的二级油缸驱动函数为 step(time,51,0,68,-900)+step(time,99,0,116,900), 活塞杆驱动函数为 step(time,68,0,85,-800)+step(time,116,0,134,800)。 进行求解运算,观察模型动画,各机构的动作顺序和方式和物理样机一致。 6.3 运动学仿真结果 利用 ADAMS 的 postprocessor,进行结果后处理,得出相应的曲线。得出的曲线图 如图 6-5 所示。

刮板质心速度曲线
31

刮板质心加速度曲线

滑板质心速度曲线

推板质心速度曲线 图 6-5 曲线图

32

结论与展望
通过本课题的研究设计, 详细的了解了后装压缩式垃圾车的的设计过程和基本的液 压系统设计过程。液压系统的设计牵涉到多方面的问题,如液压装置的结构形式同样需 要考虑。在设计后装压缩式垃圾车的过程中考虑到各液压负载机构的结构形式,如翻斗 支架、刮板、滑板、推板等。在此课题中使用三维软件 UG 进行虚拟样机的建模,这样 可以很好的观察出液压装置在整机内结构设计形式是否合适和完善。三维模型设计的使 用可以很好的方便装置的结构设计,容易修改,能够很好的节省设计时间和成本。随着 技术的发展,虚拟样机技术将得到普遍的应用。在设计过程中我们不光要考虑其结构形 式,同时也要考虑其静力学、运动学、动力学等各方面上的性能。在这些方面,使用 ADAMS 软件进行仿真,得出分析结果,在本课题中对其进行了运动学分析。此类技术 使用能够更好地设计和完善产品。 我国目前的后装压缩式垃圾车基本上参照国外成熟的技术,缺乏自己的核心技术和 创新能力。垃圾车工作环境较恶劣、载荷情况多变。垃圾车物理样机试验则需要模拟不 同工况,耗时耗力。加大研发周期和成本。而利用现代设计方法(如三维建模,虚拟样 机仿真技术)可以很好的解决这方面的问题。本课题在设计过程中,采用了三维建模和 虚拟样机技术,很方便的解决了其结构问题和在运动学上的分析。 由于作者的学术水平和自身能力有限,在使用 ADAMS 中,对后装压缩式垃圾车的 液压系统的分析仍存在一些不完善的地方;本课题只进行了运动学分析,像推板、刮板 受力较大的部件应该进行静力学分析,来改善这些部件的结构形式;也可以对液压缸进 行动力学分析;仿真用的三维模型较为简陋有待完善。 随着我国的城镇化的发展,我们必然面临着城市垃圾的回收问题,而普通垃圾收集 方式耗时耗力,效率不高,垃圾车必然得到大规模应用。则需要我们对垃圾车进行深入 的研究。

33

致谢
首先衷心感谢我的指导老师徐振法老师,在进行毕业设计过程中,自始至终都得到 了徐老师 在毕业论文完成之时,我谨向所有关心、指导和帮助。徐老师严谨的治学作风,敏 锐的科研眼光,深深的影响了我。 感谢各位老师对我的论文进行评审,向所有关心、指导和帮助过我的老师和同学们 致以最诚挚的感谢!

34

参考文献
[1]机械设计手册编委会.机械设计手册液压传动与控制[M].北京:机械工业出版社, 2007. [2]冀宏.液压气压传动与控制[M].武汉:华中科技大学出版社,2009. [3]黎启柏.液压元件手册[M].北京:冶金工业出版社 机械工业出版社,2000. [4]张利平.液压阀原理、使用与维护[M].北京:化学工业出版社,2005. [5]杜国森.液压元件产品样本[M].北京:机械工业出版社,2000. [6]左朝永. 后装压缩式垃圾车压缩装置设计研究与仿真分析[D]. 广西: 广西大学, 2008. [7]徐达,蒋崇贤.专用汽车结构与设计[M].北京:北京理工大学出版社,1998. [8]王国强,张进平,马若丁.虚拟样机技术及其在 ADAMS 上的实践[M].西安:西北 工业大学出版社,2002. [9]郑间荣.ADAMS—虚拟样机技术入门与提高[M].北京:机械工业出版社,2001. [10]黄有林, 李自光, 苏文明.后装压缩式垃圾车液压系统及控制系统设计[J]. 专用汽车, 2011, (04) :60-63 [11]郝东岳,王新艳,候涛. 后装压缩式垃圾车液压系统设计[J]. 专用汽车,2010,(06) : 48-51 [12]黄金屏. 《压缩式垃圾车》 CJ/T127-2000[J].环境卫生工程,2001, (02) :100 [13]胡宁,范俊清.压缩式垃圾车卸料机构设计分析[J].专用汽车,1996,(04):29-32 [14]李光达.后装压缩垃圾车翻料机构液压原理分析[J].专用汽车,2003, (02) :33-34 [15]丁继斌. 后装压缩式垃圾车专用装置液压系统反馈控制仿真研究[J]. 机床与液压, 2011, (14) :72-75 [16]浦明辉,左朝永,徐锡晨.基于虚拟样机技术的垃圾压缩机构的建模与仿真[J].机械 设计与研究,2007, (05) :93-95 [17]浦明辉,李凯,欧洪彪,苏飞.基于 ADAMS 与 ANSYS 的后装垃圾车压缩刮板的 研究[J].机械设计与制造,2011, (02) :101-103 [18]林建冬,原思聪,王发展.虚拟样机在 ADMAS 中的实践[J].机械研究与应用,2006, (06) ::66-68 [19]韩宝菊, 俞荣标, 虚拟样机技术及其动力学分析[J].机械工程师, 2008, (03) : 137-138 [20] Zone-Ching Lin and Chi-Chih Shen. An investigation of an expert system for hydraulic circuit design with learning[J]. Artificial Intelligence in Engineering 1995,(9): 153-165. [21] R. Fotouhi , H. Salmasi, S. Dezfulian and R. Burton. Design and Control of a Hydraulic Simulator for a Flexible-Joint Robot[J]. Advanced Robotics 2009,(23): 655–679.

35

附录A一篇引用的外文文献及其译文

36

附录B 列入的主要参考文献的题录及摘要或参考文献原文
[1]机械设计手册编委会.机械设计手册液压传动与控制[M].北京:机械工业出版社, 2007. 本书主要内容包括:常用液压基础标准、液压流体力学基础、液压基本回路、液压 传动系统设计计算、液压泵、液压执行元件、液压控制阀、液压辅件、液压泵站油箱管 路及管件、液压介质、液压伺服控制、电液比例控制、液压系统的安装调试与故障处理。 [3]黎启柏.液压元件手册[M].北京:冶金工业出版社 机械工业出版社,2000. 本手册主要内容包括:液压泵与液压马达、液压缸、液压阀、伺服控制元件、电液 比例元件与数字元件、液压辅件、液压油及其污染控制、液压元件测试技术、液压设备 故障处理、常用液压标准。 [4]张利平.液压阀原理、使用与维护[M].北京:化学工业出版社,2005. 本书主要内容包括:液压控制阀概论、方向控制阀、压力控制阀、流量控制阀、叠 加阀、插装阀、电液伺服控制阀、电液比例控制阀、电液数字控制阀、液压控制装置的 集成化、液压阀常用标准资料。 [5]杜国森.液压元件产品样本[M].北京:机械工业出版社,2000. 本样本主要汇编了国内主要液压件厂家的产品,包括:各种液压泵和液压马达、液 压缸、中高压液压阀、液压装置、液压机具、液压附件等。本样本中的液压阀部分按产 品系列列出。 [6]左朝永. 后装压缩式垃圾车压缩装置设计研究与仿真分析[D]. 广西: 广西大学, 2008. 本文是围绕广西自然科学基金资助项目“城市生活垃圾压缩特性研究及垃圾压缩机 构创新设计”展开的。压缩装置是后装压缩式垃圾车的核心、关键部件之一,其性能直 接关系到垃圾车的装填容积和整车质量等,课题研究目的是揭示压缩装置的特性及其相 关参数对装置性能的影响,设计出适合我国国情的高压缩比、可靠性好且结构简单合理 的压缩装置。论文的主要工作如下: 1、通过压缩装置型式的综合分析和方案的优选,确定了压缩机构的最终方案,对 关键参数进行了具体设计与计算;针对装填角的大小对垃圾的压缩程度和垃圾车的装载 量有着至关重要的影响等,使用ADAMS宏命令等,创建ADAMS下的n个参数化虚拟样 机仿真模型,通过计算、仿真和综合评价确定了压缩装置的装填角为480。 2、根据运动功能要求,对刮板机构进行了优化设计,确定了相关参数的具体值;对 装填角为48。的参数化模型进行设计研究与参数优化,最终确立了各个关键结构点的参 数值。 3、借助Pro/E和AutoCAD工具,设计了该装置的全套图纸和完整的虚拟样机模型, 并将虚拟样机模型导入到ADAMS中进行了仿真分析,获得了运动学与动力学仿真结果; 同时为压缩装置关键部件的有限元分析提供了载荷数据。 4、 在ANSYS软件中建立刮板的有限元分析模型, 获得刮板在4种工况下的变形与应 力结果,结合分析结果对刮板进行了局部调整和改进;最后利用ANSYS分析了各工作液 压缸选型的正确性。上述分析的相关方法和结论,有助于后装压缩式垃圾车的工程设计 与改进, 对产品的研发和提高产品质量有着重要指导意义。 关键词:压缩式垃圾车压缩装 置优化设计虚拟样机仿真 [8]王国强,张进平,马若丁.虚拟样机技术及其在 ADAMS 上的实践[M].西安:西北 工业大学出版社,2002. 本书介绍了多体系统动力学理论及ADAMS软件在工程的应用。其主要内容包括:
37

多体系统动力学的基础理论、ADAMS软件概述、ADAMS/View基本使用方法、 ADAMS/PostProcessor基本使用方法、ADAMS/Hydraulics基本使用方法、ADAMS在汽 车工业中的应用、ADAMS在铁道工业中的应用、ADAMS在航天航空工业中的应用、 ADAMS在机械工业中的应用。 [11]郝东岳,王新艳,候涛. 后装压缩式垃圾车液压系统设计[J]. 专用汽车,2010,(06) : 48-51 摘要: 综述了后装压缩式垃圾车的液压系统方案设计, 分析其专用装置的工作特点, 提出液压系统的设计要求,根据设计要求进行液压元件的选择,并拟定出控制回路的不 同方案。通过分析比较选择运动平稳性、安全性更好地方案,组成综合性能优异的整车 回路,以求液压系统的设计更合理、更经济。 [10]黄有林, 李自光, 苏文明.后装压缩式垃圾车液压系统及控制系统设计[J]. 专用汽车, 2011, (04) :60-63 摘要:压缩式垃圾车近年来发展迅速,但制造水平参差不齐,通过对某后装式垃圾 车液压系统及控制系统的设计分析,介绍了一种高效率、高可靠性、高智能化的大型压 缩式垃圾车,为压缩式垃圾车的发展提供了一种有效的途径。

38


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