畢業設計的主要措施在于設法減輕傾卸機構與貨廂質量。目前，國產自卸汽車的質量利用系數為1.0~1.5，國外自卸汽車的質量利用系數為1.3~2.0。第4章勾臂式垃圾車車廂的結構設計4.1勾臂式垃圾車車廂的結構形式4.1.1車廂的結構形式勾臂式垃圾車能夠實現換箱與自卸功能，因此，其車廂的結構形式與自卸車車廂的結構形式大致相同，在車廂的設計流程中，車廂內部尺寸、造型、參數的可多參照自卸車車廂的設計進行參照。車廂是用于裝載和傾卸貨物。它一般是由前欄板、左右側欄板。車廂底板固定在車廂底架之上。車廂的側欄板、前后欄板外側面通常布置有加強筋。后傾式車廂廣泛用于輕、中和重型自卸汽車。它的左右側欄板固定，后欄板左右兩端上部與上欄板絞接，后欄板借此即可開啟或關閉。本設計所采用的車廂為改裝后的后傾式車廂，即在圖3.1基礎上添加上蓋板。1-車廂總成2-車廂鉸支座3-車廂后板4-車廂鎖5-底板滑梁6-滾輪圖3.1車廂結構圖4.1.2車廂材料勾臂式垃圾車車廂箱體采用10號低合金槽鋼、16號方管與12mm、8mm、5mm、4mm、16Mn鋼板焊接而成，在全面分析車廂的工作條件、受力狀態、工作環境和零件失效等各種因素的前提下，選用16Mn工程用鋼材。4.2車廂尺寸參數的確定4.2.1車廂尺寸設計外廓尺寸應在廂式貨車總體設計階段予以確定。為了防止緊急制動時貨廂與駕駛室之間留有100-250mm的間隙。廂體寬度主要由底盤輪距1876mm、使用要求及法規限寬的因素決定,這里取車廂寬度為1950mm；廂體高度由改裝后的質心高度（影響汽車的行駛穩定性）決定，在滿足裝載容積及裝卸方便的情況下，應盡量減小廂體高度，以降低質心，提高汽車行駛穩定性，這里取車廂高為1500mm。將全金屬焊接車廂設計成等剛度體車廂是車廂設計的重點。但是很難既能保證高強度又能保證輕量化。就整車而言，可以看成由車輪、前軸、后橋殼、懸架、車架、車廂及其橡膠緩沖塊等不同剛度單元組合而成的彈性體，受力時，將按照各自的剛度產生各自的變形，其變形量與剛度成反比，吸收的能量與剛度成正比。車廂剛度，無論是彎曲剛度還是扭轉剛度，都會增加車架的相應剛度，兩者的剛度是相輔相成、互相補償的。當汽車前后左右車輪處于高差較大的路面，車架扭曲較大時，車廂應該有一定的扭轉隨動性。如果車廂的扭轉剛度過大，當車架扭轉到一定程度時，車廂前支承緩沖塊相應的一側壓到極限位置，車廂縱梁的另一側可能離開緩沖塊，車廂前端的一大部分重量轉移到一側的車架縱梁上，縱梁可能超載損壞。如果車廂扭轉剛度過小，能與車架扭轉隨動，當車架產生較大扭曲時，車廂可能因變形過大而過早損壞。全金屬焊接等剛度車廂設計的規范化的定量的設計計算方法并不是很完善，根據一些經驗，可以知道一些設計規范和經驗數據：車廂底板和側梁斷面應小些，布置應密集，這樣易于形成等剛度。自卸汽車車架斷面系數也應比同級噸位的貨車車架大一倍。車廂的內部形狀應為簸箕形，底板前窄后寬，單邊角度1°～1.5°，橫端面下窄上寬，單邊角度1°～1.5°。這樣，當車廂傾卸時，貨物不易在車廂內卡住，易于傾卸。4.2.2車廂內框尺寸內框尺寸確定了車廂容積的大小。應從車輛用途、裝載質量、貨物密度以及包裝方式、尺寸規格等方面考慮，以便提高運輸效率。車廂容積按下式計算(3.1)式中——車廂容積（QUOTE）;QUOTE——廂內有效長度、寬度、高度（mm）。初選車廂尺寸：寬—2084mm；高：2300mm;由給定需要的容積V在10-12m3可得出：車廂長度=4833mm,選取=4835mm選取車廂尺寸的容積滿足汽車滿載時實際需要的容積，由此確定，本設計車廂尺寸QUOTE4835×2084×2300車廂板厚的選取見表3.1：表3.1車廂板厚參照表前板mm上板mm邊板mm后板mm底板mm范圍4-64-64-85-66-12選取446664.2.3車廂地板高度車廂地板高度直接影響貨物裝卸的方便性和汽車質心的高度。該高度過高，對行駛穩定性產生不利影響；過低，則輪胎與地板下平面容易發生運動干涉，這是不允許的。影響車廂地板高度的主要因素有：輪胎直徑、道路條件、懸架動撓度以及車輛空載時車輪與地板下平面之間預留的空間等。設計時該預留空間一般取230QUOTE左右。4.3車廂板的鎖啟機構自卸車汽車車廂板的鎖啟機構有手動和自動兩種，現在大多采用自動鎖啟機構。當自卸汽車卸貨時，車廂逐漸傾斜，當傾斜到一定程度，傾斜方向的車廂板便自動開啟，使車廂內的貨物卸出。卸完貨后，車廂逐漸下落，直至落到原始位置，鎖啟機構使自動將車廂板鎖住。本設計采用的門鎖開閉機構原理簡圖如下，圖3.2車廂后門鎖本車車廂后門鎖結構簡單，主要由一個掛鉤手動完成鎖扣，掛鉤形狀如圖所示，在一端開有一孔供車廂上的圓銷穿過，在掛鉤外側用螺栓加一擋片完成軸向定位，車廂需要鎖止時，手動將拉鉤扣在車廂后板上的另一圓銷上即完成鎖止，車廂后門被固第5章勾臂機構設計5.1勾臂機構目前,國內生產的垃圾車主要是液壓缸自卸式,垃圾裝滿后,舉升機構提升，由于重力作用將垃圾推出車廂。垃圾車均采用直面折彎形狀結構,便于垃圾推卸干凈。油缸一端固定,另一端固定在車廂上。推卸垃圾時,油缸推動排出機構前移,機構滑塊沿導軌滑動。油缸的安裝角度和排出機構折彎斜度各廠取值不同,教科書中也未給出取值范圍,取值大小有何利弊?現對排出機構進行受力分析，確定其取值。排出機構在推卸垃圾過程中,受到排出油缸的推力、垃圾在車廂四壁產生的摩擦阻力、垃圾場重力、排出機構的重力、垃圾重量和排出機構重量在底板上產生的摩擦力以及導軌對排出板機構的法向作用力，的作用。排出油缸的布置和排出板折彎斜度的不同,排出機構的受力狀況也不同。剛開始移動前的平衡方程為：QUOTE（4-1）QUOTE（4-2）式中：——推卸油缸的安裝角度，——為的傾斜角度、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機構的重力W,三個力使排出機構滑塊緊壓在導軌上,產生阻止排出機構前進的摩擦阻力。由(4-2)式可得:即==（4-3）式中：——滑動摩擦系數。5.2取值范圍的探討為了整車垃圾壓縮后密度均勻，延長油鋼的使用壽命，根據分析，排出油缸的安裝角度應近可能大一點。無論怎樣，排出油缸的安裝角和排出板折彎斜度只要合理取值,垃圾均能全部卸干凈,不會增加成本和重量,還可延長滑塊的使用壽命。因此,根據實習時的現場觀察和結構設計，排出油缸的安裝角度取62°。排出板折彎斜度不要太大,否則開始填裝垃圾時,垃圾掉下的多,填裝效率不高,過小時垃圾卸不干凈,一般應在38°～45°之間，因此決定取45°。此外,為使頂蓋能承受垃圾對它向上的膨脹力,頂蓋應做成弧形結構。5.3勾臂的強度校核在裝箱操作過程中拉臂結構主要受到液壓缸的拉力、自身的重力、和車廂對拉臂斜向下的拉力。對其受力分析的油缸拉力76700N,與拉臂成149°，車廂拉力為29400，與拉臂延長線成39°。對拉臂直角拐點截面進行校核：截面面積剪切力拉臂車拉臂結構材料選用Q345鋼材，其屈服極限為345MPa，安全系數選取1.33則其許用應力[]=259.39MPa許用切應力滿足強度要求。第6章勾臂車統液壓系統設計6.1液壓系統簡介液壓就是通過液壓油（具體根據實際情況定）來傳遞壓力的裝置。一個完整的液壓系統由五個部分組成，即動力元件、執行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。液壓由于其傳動力量大，易于傳遞及配置，在工業、民用行業應用廣泛。液壓系統的執行元件液壓缸和液壓馬達的作用是將液體的壓力能轉換為機械能，而獲得需要的直線往復運動或回轉運動。6.2液壓執行元件6.2.1液壓馬達的特點及分類液壓馬達是把液體的壓力能轉換為機械能的裝置，從原理上講，液壓泵可以作液壓馬達用，液壓馬達也可作液壓泵用。但事實上同類型的液壓泵和液壓馬達雖然在結構上相似，但由于兩者的工作情況不同，使得兩者在結構上也有某些差異。例如：

1.液壓馬達一般需要正反轉，所以在內部結構上應具有對稱性，而液壓泵一般是單方向旋轉的，沒有這一要求。

2.為了減小吸油阻力，減小徑向力，一般液壓泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液壓馬達低壓腔的壓力稍高于大氣壓力，所以沒有上述要求。

3.液壓馬達要求能在很寬的轉速范圍內正常工作，因此，應采用液動軸承或靜壓軸承。因為當馬達速度很低時，若采用動壓軸承，就不易形成潤滑滑膜。

4.葉片泵依靠葉片跟轉子一起高速旋轉而產生的離心力使葉片始終貼緊定子的內表面，起封油作用，形成工作容積。若將其當馬達用，必須在液壓馬達的葉片根部裝上彈簧，以保證葉片始終貼緊定子內表面，以便馬達能正常起動。

5.液壓泵在結構上需保證具有自吸能力，而液壓馬達就沒有這一要求。

6.液壓馬達必須具有較大的起動扭矩。所謂起動扭矩，就是馬達由靜止狀態起動時，馬達軸上所能輸出的扭矩，該扭矩通常大于在同一工作壓差時處于運行狀態下的扭矩，所以，為了使起動扭矩盡可能接近工作狀態下的扭矩，要求馬達扭矩的脈動小，內部摩擦小。

液壓馬達按其額定轉速分為高速和低速兩大類，額定轉速高于500r/min的屬于高速液壓馬達，額定轉速低于500r/min的屬于低速液壓馬達。

高速液壓馬達的基本型式有齒輪式、螺桿式、葉片式和軸向柱塞式等。它們的主要特點是轉速較高、轉動慣量小，便于啟動和制動，調速和換向的靈敏度高。通常高速液壓馬達的輸出轉矩不大(僅幾十牛·米到幾百牛·米)，所以又稱為高速小轉矩液壓馬達。

高速液壓馬達的基本型式是徑向柱塞式，例如單作用曲軸連桿式、液壓平衡式和多作用內曲線式等。此外在軸向柱塞式、葉片式和齒輪式中也有低速的結構型式。低速液壓馬達的主要特點是排量大、體積大、轉速低(有時可達每分種幾轉甚至零點幾轉)，因此可直接與工作機構連接，不需要減速裝置，使傳動機構大為簡化，通常低速液壓馬達輸出轉矩較大(可達幾千牛頓·米到幾萬牛頓·米)，所以又稱為低速大轉矩液壓馬達。

液壓馬達也可按其結構類型來分，可以分為齒輪式、葉片式、柱塞式和其他型式。6.2.2液壓馬達的性能參數液壓馬達的性能參數很多。下面是液壓馬達的主要性能參數：

1.排量、流量和容積效率習慣上將馬達的軸每轉一周，按幾何尺寸計算所進入的液體容積，稱為馬達的排量V，有時稱之為幾何排量、理論排量，即不考慮泄漏損失時的排量。

液壓馬達的排量表示出其工作容腔的大小，它是一個重要的參數。因為液壓馬達在工作中輸出的轉矩大小是由負載轉矩決定的。但是，推動同樣大小的負載，工作容腔大的馬達的壓力要低于工作容腔小的馬達的壓力，所以說工作容腔的大小是液壓馬達工作能力的主要標志，也就是說，排量的大小是液壓馬達工作能力的重要標志。

2.液壓馬達輸出的理論轉矩根據排量的大小，可以計算在給定壓力下液壓馬達所能輸出的轉矩的大小，也可以計算在給定的負載轉矩下馬達的工作壓力的大小。當液壓馬達進、出油口之間的壓力差為ΔP，輸入液壓馬達的流量為q，液壓馬達輸出的理論轉矩為Tt，角速度為ω，如果不計損失，液壓馬達輸入的液壓功率應當全部轉化為液壓馬達輸出的機械功率，

3.液壓馬達的啟動機械效率ηm液壓馬達的啟動機械效率是指液壓馬達由靜止狀態起動時，馬達實際輸出的轉矩T0與它在同一工作壓差時的理論轉矩。

4.液壓馬達的轉速液壓馬達的轉速取決于供液的流量和液壓馬達本身的排量V。

由于液壓馬達內部有泄漏，并不是所有進入馬達的液體都推動液壓馬達做功，一小部分因泄漏損失掉了。所以液壓馬達的實際轉速要比理論轉速低一些。

5.最低穩定轉速最低穩定轉速是指液壓馬達在額定負載下，不出現爬行現象的最低轉速。所謂爬行現象，就是當液壓馬達工作轉速過低時，往往保持不了均勻的速度，進入時動時停的不穩定狀態。

液壓馬達在低速時產生爬行現象的原因是：

(1)摩擦力的大小不穩定。通常的摩擦力是隨速度增大而增加的，而對靜止和低速區域工作的馬達內部的摩擦阻力，當工作速度增大時非但不增加，反而減少，形成了所謂“負特性”的阻力。另一方面，液壓馬達和負載是由液壓油被壓縮后壓力升高而被推動的。只有等到彈簧壓縮到其推力大于靜摩擦力時才開始運動。一旦物體開始運動，阻力突然減小，物體突然加速躍動，其結果又使彈簧的壓縮量減少，推力減小，物體依靠慣性前移一段路程后停止下來，直到彈簧的移動又使彈簧壓縮，推力增加，物體就再一次躍動為止，對液壓馬達來說，這就是爬行現象。

(2)泄漏量大小不穩定。

液壓馬達的泄漏量不是每個瞬間都相同，它也隨轉子轉動的相位角度變化作周期性波動。由于低速時進入馬達的流量小，泄漏所占的比重就增大，泄漏量的不穩定就會明顯地影響到參與馬達工作的流量數值，從而造成轉速的波動。當馬達在低速運轉時，其轉動部分及所帶的負載表現出的慣性較小，上述影響比較明顯，因而出現爬行現象。

實際工作中，一般都期望最低穩定轉速越小越好。

6.最高使用轉速液壓馬達的最高使用轉速主要受使用壽命和機械效率的限制，轉速提高后，各運動副的磨損加劇，使用壽命降低，轉速高則液壓馬達需要輸入的流量就大，因此各過流部分的流速相應增大，壓力損失也隨之增加，從而使機械效率降低。

對某些液壓馬達，轉速的提高還受到背壓的限制。例如曲軸連桿式液壓馬達，轉速提高時，回油背壓必須顯著增大才能保證連桿不會撞擊曲軸表面，從而避免了撞擊現象。隨著轉速的提高，回油腔所需的背壓值也應隨之提高。但過分的提高背壓，會使液壓馬達的效率明顯下降。為了使馬達的效率不致過低，馬達的轉速不應太高。

7.調速范圍液壓馬達的調速范圍用最高使用轉速和最低穩定轉速之比表示。第7章液壓系統設計與計算7.1慣性負載汽車部件的總質量m=（G1+G2）/g=58958/9.81=6010kg慣性力QUOTEN其中：a—執行元件加速度m/s2ut—執行元件末速度m/s2u0—執行元件初速度m/s2t—執行元件加速時間圖圖2勾臂車液壓缸速度圖銑床機床液壓缸負載圖銑床機床液壓缸負載圖7.2初選油缸的工作壓力由上可以知道，汽車的最大負載F=5噸，根據下表可得：表5.1液壓設備常用工作壓力設備類型機床農業機械工程機械液壓機、重型機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力0.8-2.03-52-88-1010-1620-32選系統的工作壓力P1=20Mpa。7.3計算油缸尺寸可根據油缸的結構及連接方式計算油缸的面積、油缸直徑D及活塞桿直徑d計算出后應按標準予以圓整，然后再計算油缸的面積：此時由工進時的負載值按計算公式計算液壓缸面積： 再將這些直徑按照國標圓整成標準值得：D=0.06m,d=0.04m由此就求得液壓缸兩腔的實際有效面積為，。7.4油缸各工況的壓力、流量、功率的計算（1）、工進時油缸需要的流量Q工進Q工進=A1·U工進=A1:工進時油壓作用的面積U工進—工進時油缸的速度mm/min(2)、快進時油缸需要的流量Q快進差動連接時:Q快進=(A1-A2)·U快進=A1、A2—分別表示油缸活塞腔、活塞桿截面積m2U快進—油缸快進時的速度mm/min(3)、快退時油缸需要的流量Q快退,Q快退=A2·U快退=U快退—油缸退回時的速度,mm/min(4)、工進時油缸的壓力P2—為工進時回油腔的背壓,上面已經選取為0.5Mpa。（5）、快進時油缸壓力這里：F分別表示快速啟動、加速、快速時油缸的推力，P—分別表示快速啟動、加速、快速時油缸的壓力。表示管路中壓力損失大小，這里我們取值為0.3Mpa。（6）、快退時油缸壓力F—分別表示快速啟動、加速、快速時油缸的推力，P—分別表示快速啟動、加速、快速時油缸的壓力。P2的值為0.5MPa油缸工作循環中各階段的壓力、流量、功率實際值如表2所示：表2液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載F/N回油腔壓力P進油腔壓力P輸入流量q/QUOTE輸入功率P/kW快進(差動)啟動116000.96——加速1073P1.26——快進5800.860.00630.09工進85800.51.600.00080.021快退啟動116000.77——加速10730.51.61——快退5801.280.00780.166由以上所計算的數據我們繪制出工況圖如下所示：圖圖3液壓缸工況圖7.5取力器的選擇除了少量專用汽車的工作裝置因考慮工作可靠相符殊的要求而配備專門動力驅動外(例如部分冷藏汽車的機械制冷系統)，絕大多數專用汽車上的專用設備都是以汽車底盤自身的發動機為動力源，經過取力器，用來驅動齒輪液壓泵、真空泵、柱塞泵、輕質油液壓泵、自吸液壓泵、水泵、空氣壓縮機等，從而為自卸車、加油車、牛奶車、垃圾車、吸污車、隨車起重車、高空作業車、散裝水泥車、攔板起重運輸車等諸多專用汽車配套使用。因此，取力器在專用汽車的設計和制造方面顯得尤為重要。根據取力器相對于汽車底盤變速器的位置，取力器的取力方式可分為前置、中置和后置三種基本型式，每一種基本形式又包括若干種具體的結構，如下所列。由于在設計變速器時已考慮了動力輸出，因而一般在變速器左側和右側都留有標準的取力接口，也有專門生產與之配套的取力器的廠家，這種取力器較為常故這種取力器較為常用，故本課題中，為了便于設計，節約成本，同時也考慮到大批量生產，采用變速器側蓋取力方式。7.6確定液壓系統方案(一)

確定油源及調速方式由以上的計算可以知道，工作負載的變化情況較大，因此，為使系統結構簡單，工作可靠，決定采用定量泵供油。考慮到汽車可能受到負值負載，故采用回油路調速閥節流調速方式，并選用開式循環。從工況圖中我們可以清楚的看出，在液壓系統的工作循環中，液壓缸要求油源提供的流量變化并不是很大，因此工進和快進的過程中，所需流量差別較小。故我們選用定量單液壓泵供油。（二）選擇基本回路

1.

選擇換向回路及速度換接方式

由設計依據可以知道，設計過程中不考慮工件夾緊這一工序，并且從快進到工進時，輸入液壓缸的流量從6.3L/min降到0.8L/min，速度變化不是很大，所以采用電磁換向閥來實現速度的換接。壓力繼電器發訊，由電磁換向閥實現工作臺的自動啟動和換向。同時為了實現工作臺能在任意位置停止，泵不卸載，故電磁閥必須選擇O型機能的三位四通閥，如下圖所示：

由于要求工作臺快進與快退速度相等，故快進時采用差動連接來實現快速運動回路，且要求液壓缸活塞桿直徑d≈0.7D。（三）選擇調壓回路設計過程中，在油源中采用溢流閥來調定系統的工作壓力，因此調壓問題基本上已經在油源中解決，無須在另外設置調壓系統。這里的溢流閥同時還能起到安全閥的作用。組合成液壓系統圖將上面所選的液壓基本回路組合在一起，便可得到以下的液壓系統原理圖。同時電磁鐵的動作順序表如下：表

3

液壓專用銑床電磁鐵動作順序表7.7選擇液壓元氣件液壓泵的選擇由以上的設計可以得到，液壓缸在整個工作過程中的最大壓力是30Mpa，如取進油路上的壓力損失為0.4Mpa，則此時液壓泵的最大工作壓力是=1.61+0.4=3.01Mpa。由以上的計算可得，液壓泵提供的最大流量是7.8L/min,因為系統較為簡單，取泄漏系數，則兩個液壓泵的實際流量應為：由于溢流閥的最小穩定溢流量為3L/min，而工進時輸入到液壓缸的流量是3.8L/min，由流量液壓泵單獨供油，所以液壓泵的流量規格最少應為6.8L/min。根據以上的壓力和流量的數值查閱機械設計手冊，最后選用YB1-6.3型單葉片液壓泵，其排量大小為6.3ml/r,當液壓泵的轉速為1450r/min時，該液壓泵的理論流量為9.14L/min。取液壓泵的容積效率為，則液壓泵的實際流量大小為：由于由以上的計算過程中，我們知道了液壓缸在快退時的輸入功率最大，此時液壓泵的工作壓力是1.28+0.4（進油路上的壓力損失）=1.68Mpa，流量為6.8L/min，查表可得，取液壓泵的總效率，則液壓泵驅動電機所需的功率為根據以上的數據查機械設計手冊選用Y801型電動機，其額定功率為0.55kW，額定轉速為1200r/min。7.8閥類元氣件及輔助元氣件的選擇根據閥類及輔助元氣件所在油路的最大工作壓力和通過的最大實際流量，可選擇這些器件的型號和規格如下表：表表4元氣件的型號及規格序號元件名稱額定流量（L/min）額定壓力(Mpa)質量(kg)型號1單葉片泵9.26.35.5YB1-6.32三位四通電磁閥256.3—34D-25BOP3二位三通電磁閥256.3—23D-25B4單向調速閥0.05（最小）0.5-6.33.2QI-10B5溢流閥200.4-6.31.7Y-10B6壓力繼電器—1.0-6.30.7DP1-63B7濾油器162.50.18XU-B16X1008開關閥256.3—22D-25B（三）確定油管直徑表5液壓缸的進出、流量由于液壓泵在選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已與原來的數值不同，所以要重新計算，計算如下表表5液壓缸的進出、流量快進工進快退輸入流量（L/min）輸出流量(L/min)運動速度(m/min)由上表中的數值，按照書中推薦的油液在壓油管的流速u=3m/s可得，液壓缸有桿腔和無桿腔相連的油管內徑分別為：兩根油管按YB231—64選用外徑為13mm，壁厚為1.2mm的冷拔無縫鋼管。油箱的設計對油箱容積我們進行估算，取經驗數據，故其容積為：取靠其最近的標準值V=50L7.9驗算液壓系統性能工進在整個工作循環中所占的時間比例是很長的，所以系統發熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。工進時液壓缸的有效功率是由以上的計算可知，液壓泵在工進時的工作壓力為p=1.6+0.4(進油路上的壓力損失)=2Mpa,流量為6.8L/min,所以液壓泵的輸入功率為：所以可得，液壓系統的發熱功率為：油箱的散熱面積為：查表可得油箱的散熱系數，則可得油液的溫升為：查表知，此溫升值沒有超出允許范圍，故液壓系統不需要設置冷卻器、第8章整車的三維設計三維設計是新一代數字化、虛擬化、智能化設計平臺的基礎。它是建立在平面和二維設計的基礎上，讓設計目標更立體化，更形象化的一種新興設計方法。工業設計領域流行的3D建模軟件有很多。大概可分為兩類，即CAID和CAD。CAID類大概包括AliasStudio，Rhino，等都是很好的外觀設計軟件，曲面編輯自由，更有利于設計中推敲。CAD類也有像Pro/Engineer，UG（UnigraphicsNX），CATIA，Solidwork等這些實用性很強的工程建模軟件，適合模具類專業。8.1軟件的介紹CATIA是法國達索飛機公司開發的高檔CAD/CAM軟件。模塊化的CATIA系列產品提供產品的風格和外型設計、機械設計、設備與系統工程、管理數字樣機、機械加工、分析和模擬。CATIA產品基于開放式可擴展的V5架構。CATIA軟件以其強大的曲面設計功能而在飛機、汽車、輪船等設計領域享有很高的聲譽。CATIA的曲面造型功能體現在它提供了極豐富的造型工具來支持用戶的造型需求。比如其特有的高次Bezier曲線曲面功能，次數能達到15，能滿足特殊行業對曲面光滑性的苛刻要求。CATIA軟件具有優秀的模型混合建設技術：（1）多層面模型混合設計。CATIA設計軟件中零件實體建造和空間曲面建模，可以在不同模塊中實現相互轉化操作設計，大大減少設計步驟，為設計者提供巨大的便利。（2）參數化和變量混合建模。設計者不必在設計中考慮繁瑣的參數設定，CATIA建模中自帶設計參數實現初始模型，后期設計者可據實際需要進行參數修改和調整。（3）智能工程及幾何模型混合創建。集成化的CATIA軟件可記憶和儲存大量的以往設計經驗于知識庫中，作為備用數據既可以用作新產品設計的參數參照，又可以方便查找和新員工設計培訓的調用。CATIA軟件各功能模塊相關相連。基于統一數據平臺創建的各設計模塊，在設計過程中相互關聯和作用，非常方便數據和模型在不同階段的轉換和檢驗。例如，二維平面和有限元分析、模具及數控加工的程序中可以體現三維模型。8.2部分零部件的繪制繪制完的三維圖像如下：繪制的車頭三維圖圖8.1車頭三維圖繪制的車架三維圖圖8.2車架三維圖繪制的液壓組件三維圖圖8.3液壓組件三維圖8.3裝配圖的繪制（1）繪制的勾臂車廂總成裝配圖圖8.4車廂總成三維圖（2）繪制的整車裝配三維圖圖8.5整車裝配三維圖參考文獻五、參考文獻[1]馬勝煜.2019年我國自卸式垃圾車市場分析[J].專用汽車，2020(07)[2]紀鵬飛.唇槍舌劍,專用車輕量化大討論[J].專用汽車，2017(04)[3]紀鵬飛.2018年度專用汽車行業10大新聞[J].專用汽車,2019(01):18-23.[4]吳濤,李浩斐,牛其東.拉臂式垃圾車的發展現狀分析[J].現代國企研究，2016(08)[5]李捷,胡曉峰.2020年前三季度工程類專用車市場分析[J].專用汽車，2020(11)[6]楊杰，田衛東,汪潔.產業