重型自卸車設計(底盤設計)畢業(yè)設計說明書

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1、重型自卸車設計（底盤設計） 摘要 型寬大工程輪胎，使該車具有超強承載能力，同時提供了超強的附著能力，保證了車輛的制動穩(wěn)定性和良好的通過性，采用了大速比工程驅動橋，其輸出轉矩比同功率公路車大30%以上，爬坡能力強勁，重載起步順暢。 本說明書主要是對KD3400整車總體布置做了一個詳細的說明，其中包括整車主要尺寸（長*寬*高），前后軸距，輪距，軸荷分配的選擇和計算以及各總成（發(fā)動機，傳動系）的主要參數(shù)的選擇。 特別對整車的動力性和經(jīng)濟性做了比較全面而細致的分析和計算，對動力性分析時，分別作出了驅動力—行駛阻力平衡圖，動力特性圖，功率平衡圖。求出汽車的最大速度，另外也對汽車在不同的路

2、面上行駛時，分別計算出了其最大爬坡度，并根據(jù)加速度倒數(shù)曲線求出汽車的加速時間，估算了該車的加速性能。在計算汽車的經(jīng)濟性時，根據(jù)發(fā)動機萬有特性曲線，作出了9擋時的燃油消耗曲線，同時計算得整車的百公里燃油消耗量。通過計算結果顯示，此汽車在動力性和經(jīng)濟性方面滿足了設計任務書的要求。 另外本文也對汽車的穩(wěn)定性和最小轉彎半徑做了計算和分析，并根據(jù)經(jīng)驗估算出了空載和滿載時汽車的質心位置以及軸荷分配。 關鍵詞：承載能力，附著能力，制動穩(wěn)定性，通過性，動力性，經(jīng)濟性 DESIGN OF HEAVE –DUTY DUMP (CHASSIS DESIGN)

3、ABSTRAC The non –highway heavy-duty dump truck of this design can adapt many kinds of given purpose.It is an economical,efficient and low useful conveyance for hillock transport,sand transport and all kind of outdoor mineral.It has especially desingned suspension system,strengthen widen project dri

4、ving axle and 14-20type big wide project tales,this cause the truck possess preeminent bearing,at the same time ,this kind of tale can cause big climbing force,assuring the truck has brake stability and good transition.It is counted high rate riving axle,its output torque is 30 point bigger than the

5、 road vehicle which are at the same power. This book mainly give an expatiation about the vehicle general layout of the heavy dumper KD3400,including the vehicle dimensions(long*wide*high),the distribution of axle load in front and back ,the choice and calculation about the main parameter of the

6、vehicle’s main components(engine,transmission)and so on. Especially in the dynamic property and economic performance,we give an overall and meticulo us analysis and calculation .In the dynamic property ,we made the driving force-road resistance equilibrium diagram,the dynamic factor diagram and t

7、he power balance diagram.From those diagram,we can get the maximum speed.We also calculated the maximum grade ability at different road ,according the acceleration curve:we can get the accelerating ability.According to the engine-cross sectional characteristic diagram,we made the fule consumption of

8、 100km. In fact,the vehicle’s main parameters all come to the misson book ‘request. Morever ,we made an anlysis and calculation of the stability and minimum turning radius and estimated the distribution of axle load when there is no load and full load and the position of the vehicle’s center of m

9、ass. Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. 目 錄 第一章 前言……………………………………………………………………………….4 第二章 參考車型技術數(shù)據(jù)……………………………………………………………6 第三章 汽車主要技術參數(shù)的確定………………………………………….7 §3.1 汽車主要尺寸的確定…………………………

10、…………………………………7 §3.2 汽車質量參數(shù)的確定……………………………………………………………8 §3.3 發(fā)動機主要參數(shù)…………………………………………………………………9 §3.4 輪胎的選擇………………………………………………………………………10 §3.5 傳動比的選取……………………………………………………………………10 §3.6 最大傳動比的選取………………………………………………………………11 §3.7 變速器各擋傳動比………………………………………………………………12 第四章 軸荷分配及質心位置的計算………………………………

11、………………13 第五章 穩(wěn)定性計算………………………………………………………….15 §5.1 縱向穩(wěn)定性………………………………………………………………………15 §5.2 橫向穩(wěn)定性………………………………………………………………………15 §5.3 最小轉彎半徑的計算……………………………………………………………16 §5.4 在橫向坡上轉向時的穩(wěn)定性……………………………………………………16 第六章 汽車動力性計算…………………………………………………….17 §6.1 汽車各擋速度的計算……………………………………………………………17 §6.

12、2 汽車各擋驅動力的計算…………………………………………………………17 §6.3 汽車空氣阻力的計算……………………………………………………………18 §6.4 滾動阻力系數(shù)的計算……………………………………………………………19. §6.5 汽車行駛時動力因數(shù)D的計算………………………………………………...19 §6.6 各擋牽引功率Pe的計算………………………………………………………..20 §6.7 阻力功率的計算…………………………………………………………………21 §6.8 汽車加速度的計算………………………………………………………………2

13、1 §6.9 加速度倒數(shù)的計算………………………………………………………………22 §6.10 汽車爬坡度的計算………………………………………………………………23 第七章 汽車的燃油經(jīng)濟性……………………………………………………………24 第八章 結論……………………………………………………………………………….26 參考文獻……………………………………………………………………………………27 致謝………………………………………………………………………………………….28 第一章 前言 從我國重型汽車發(fā)

14、展來看，20世紀60年代至80年代是非常緩慢的。改革開放以后，通過走引進和自主研發(fā)相結合的道路，我國汽車工業(yè)“缺重”的局面逐步得到改觀。但由于各方面因素的影響，重型汽車市場一直處于低迷徘徊的態(tài)勢。直至1998年之后，在中、輕型貨車市場一路下滑時，重型銷量卻有了可喜的回升。此后，在國家連續(xù)幾年加大投資，實行積極的財政政策等一系列宏觀調控措施的帶動下，重貨市場呈逐年走高態(tài)勢，并進入全面發(fā)展時期，全局性增長成為目前重貨市場的顯著特性。從分車型的銷售態(tài)勢上看，重貨繼續(xù)保持去年以來的超高速增長，當月銷量已經(jīng)超過中型載貨車，成為一個歷史的轉折點。 隨著國內基礎設施建設需要的不斷增加，自卸車產量近年來一直

15、保持較高產銷量，在專用車綜合產量中保持第一位置，但在種類、型式、材料運用方面與國外還有一定的差距。自卸車的快速增長主要原因是固定資產投資強勁增長，巨大的投資規(guī)模奠定了自卸車市場需求基礎；自卸車品種增加，不僅適應和滿足施工需求，同時向運輸市場發(fā)展；國家經(jīng)濟的快速發(fā)展，帶動了相關行業(yè)的快速發(fā)展，巨大的資源消耗，成為我國重型車和重型專用車發(fā)展的原動力。 我國重型汽車市場繼續(xù)保持著高速發(fā)展的狀態(tài)，重型汽車市場發(fā)展速度大大超過其他車型的增長速度。目前，市場強勁的增長勢頭尚未減弱跡象。 促進重型汽車市場的主要原因； 1. 積極的財政政策繼續(xù)為國民經(jīng)濟發(fā)展提供了寬松的財政金融環(huán)境，融資和信貸更加便利，

16、擴大了人們的資金來源。 2. 國民經(jīng)濟保持了較高的發(fā)展速度，去年前6個月達到9.6%，公路運輸業(yè)快速發(fā)展，西部大開發(fā)，基礎設施建設，房產業(yè)的繁榮進一步擴大了對重型汽車的需求。 3. 治理超限超載運輸和嚴厲打擊走私，取締非法拼裝車的政策措施促進了重型汽車市場的健康發(fā)展。 4. 主要重型汽車生產企業(yè)以市為導向，開發(fā)出一批適銷對路的產品，帶動了重型汽車市場的快速發(fā)展。 綜上：大力發(fā)展重型自卸車產業(yè)，搶先發(fā)展重型自卸汽車能為公司及行業(yè)發(fā)展贏得好的效益和發(fā)展先機。 另外，我國汽車工業(yè)發(fā)展較晚，雖然在短短的幾十年內取得了較好的成績，但與西方一些汽車大國相比差距仍然很大。我們雖然生產出了不

17、少好品牌的汽車，但我們整體水平并不高，不過隨著我國技術的不斷發(fā)展，這種差距正在不斷縮小。作為一個中國人，作為一個車輛工程專業(yè)的學生，我們有義務為振興中國的汽車工業(yè)而努力奮斗。 第二章 參考車型技術數(shù)據(jù) 此設計參考了陜西同力重工 的車型，其主要技術參數(shù)如表2-1所示 車型 TL3400H260F7ZL TL3400H260F7ZK TL3400H260F7ZT TL3401H260F7QL TL3401H260F7QK TL340

18、1W280F7QT TL3401H280F7QL TL3401H280F7QK TL3401W280F8QT TL3401H260F7QL TL3401H280F7QT 發(fā)動機型號 WD615.56 增壓中冷 WD615.50 增壓中冷 發(fā)動機功率 193kw/2200rpm 206kw/2200rpm 軸距 2925mm+1400mm 3400mm+1400mm 平裝斗容 16m 3 17m 3 堆裝斗容 3 3 舉升機構 貨箱中部單缸頂起，最大傾翻角度53° 貨箱前端單缸頂起，最大傾翻角度53° 舉升時間 ≤20s ≤25s 最高車

19、速 52km/h 最大爬坡能力 38% 42% 最小轉彎半徑(前輪中心)/（車體外緣） / / 最小離地間隙（前軸下） 350mm 接近角/離去角 29°/56° 29°/52° 長*寬*高 7405mm*2985mm*3080mm 7960mm*2985mm*3155mm 整車整備質量 14t 最大載貨質量 26t 最大設計總質量 40t 驅動型式 6*4 輪胎型號 14.00-20工程花紋（12.00-20） 第三章 汽車主要技術參數(shù)的確定 § 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公路和市內行駛的汽車

20、最大外廓尺寸受到有關法規(guī)的限制，而非公路用車輛可以不受法規(guī)限制。一般在滿足要求的情況下應盡量減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車自重，提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和機動性。參考同類車型我們取該車的外廓尺寸：長*寬*高=8360*2500*2975 軸距的大小直接影響汽車的長度、重量、最小轉彎半徑、傳動軸的長度、縱向通過半徑和許多使用性能。當軸距短時 ，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配和傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、制動或加速時軸荷轉移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞。因此確定汽車軸距時應考慮各方面的要求，在保證設計要求的前提下，軸距短些好。此處，參考同類車

21、型我們取軸距： L=3800+1400 輪距B1和后輪距B2的確定 汽車輪距影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度和最小轉彎半徑。查相關資料，貨車輪距一般在2700~3500之間。類比我們取B1=2400,B2=2200。 前懸LF和后懸LR的確定 LF和LR的長度是在總體布置過程中確定的，前懸要有足夠的長度以固定發(fā)動機、水箱、轉向器等部件但不能過長，否則接近角太小不利于通過性。后懸長度主要取決于車廂長度、輪距和軸荷分配要求，同時要保證有適當?shù)碾x去角，后懸過長，上、下坡容易刮地轉彎也不靈活。貨車一般取為1200~2200之間。

22、 §3.2 汽車質量參數(shù)的確定 1. 整車整備質量m。 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿水、燃料但沒有裝貨和載人是整車質量大小，在設計階段估算確定。此處類比估算15.56噸。 2. 載質量me ηm0 質量系數(shù)是指汽車載質量與整車整備質量之比值，即 ηm0=me/m0 ma 貨車總質量 ma= m。+ me+n1*65 kg，n1=1 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損和壽命相近考慮各個輪胎負荷應相差不大，為保證汽車

23、良好的驅動性和通過性，驅動橋應有足夠的負荷；為保證汽車有了良好的操作穩(wěn)定性，又要求轉向軸的負荷不應過小。參考如表3-1: 表3-1軸荷分配參考表 車型 滿載 空載 參考貨車6*4后輪雙胎 前軸 后軸 前軸 后軸 19%~25% 75%~81% 31%~37% 63%~69% 設計車型50噸 23% 77% 32% 68% 115000N 385000N 49792N 105808N §3.3 發(fā)動機主要參數(shù) 發(fā)動機形式：直列六缸、水冷、四沖程、增壓中冷，直噴式 汽缸數(shù)：6 全負荷最低燃油消耗率：≤193g 燃油種類：柴油 發(fā)動

24、機凈重：850KG 氣缸排列形式：直列 壓縮比：17：1 排量：9，726L 額定轉速：2200r 排放標準：歐Ⅱ 每缸氣門數(shù)2 最大輸出功率：247KW 點火次序：1-5-3-6-2-4 最大馬力：336馬力 每缸行程：130mm 最大扭矩：1350N·m 氣缸缸徑：126mm 最大扭矩轉速：1100~1600r/min 外形尺寸：長*寬*高=1557*675*965 發(fā)動機的總功率特性曲線 如圖3-2所示： §3.4 輪胎的選擇 選用輪胎型號： 其斷面寬度：375mm 外直徑：1270mm 輪輞名義直徑：508mm

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48、 § 1. 最小傳動比的選取 按照最高車速的要求，即最高車速不小于52km/h。由公式 gi0 (km/h) 其中 V——汽車車速 （km/h） r——車輪滾動半徑（mm） n——發(fā)動機轉速（r/min） ig——變速器各檔速比 i0——主減速器傳動比 根據(jù)參考車型有關參數(shù)以及相關要求，我們選取 r=600mm；n=2200r/min；U=52km/h 求得

49、 igi0 最高檔為直接擋，即此時 ig=1 則 i0 § 最大傳動比的選取 ig1=Gr（cosαmax+sinαmax）/Ttq i0ηT 其中 G——汽車總質量，G=50000N f——滾動阻力系數(shù)，貨車取 f i0—— r——車輪滾動半徑為600mm Ttq——發(fā)動機最大轉矩為1350 N·m ηT——傳動總效率 ηT=η0η軸ηg η0=92%，雙級主減速器；η軸=98%，傳動軸和萬向節(jié)；ηg=92% 故ηT 由于要求最大爬坡度為

50、42% 即αmax=22.7824° 代入以上數(shù)據(jù)算得 ig1 Ftmax= Ttq igi0ηT/ r≤Fzφ 其中 φ Fz=(75%~81%)G/cosα=79%*500000/cos22.7824= ig1nminr/umin i0 其中 nmin——發(fā)動機最低轉速600±5（r/min） umin——發(fā)動機最低穩(wěn)定車速0.5~1（km/h） 求得 ig1= 綜上，最大傳動比為 ig1 §3.7 變速器各檔傳動比 變速

51、器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動比總效率如表3-2所示。 表3-2變速器各擋的傳動比的分配以及各擋傳動總效率 檔位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 倒擋 傳動比 總傳動效率 第四章 軸荷分配及質心位置的計算 §4.1 水平靜止時的軸荷分配及質心位置的計算 當汽車總體布置完成后，各部件的位置也就確定了，我們應當對軸荷

52、分配和質心位置進行計算。為此需要知道各部件的質量 mi 和其質心位置（xi，yi）。mi可以通過對選用現(xiàn)成的部件的稱重或類似部件實際質量對比估算得到，各部件質心位置可按幾何形狀和結構估算或對現(xiàn)成部件進行實測得到。將各部件的質心和質量標在總體布置圖上，量出各部件的質心到前輪中心線的水平距離 xi 和其離地高度 yi。而后進行前、后軸靜負荷G1和G2的計算。包括滿載、空載兩種工況各部件質量和質心位置估算結果如表4-1. 表4-1 各部件質量和質心位置估算 序號 部件名稱 質量 mi（kg） xi yi 1 發(fā)動機及其附件 1300 300 975 2 離合器及操縱機

53、構 60 600 885 3 變速器及離合器殼 400 1080 870 4 萬向節(jié)傳動 200 2475 750 5 后軸及后軸制動器 3000 4495 600 6 后懸架及減速器 1400 4495 800 7 前軸、前制動器、輪轂、轉向梯形 1000 0 420 8 前懸架及減震器 250 30 650 9 車輪及輪胎總成 2500 3800 600 10 車架及支架拖鉤裝置 2000 2800 1050 11 轉向器 140 -900 1000 12 制動驅動機構 70 2400

54、 650 13 油箱及油管 120 2100 900 14 消聲器及排氣管 40 1245 1800 15 蓄電池組 150 1440 900 16 儀表及固定零件 30 -1050 2055 17 駕駛室 380 -555 1800 18 手制動器及操縱機構 90 4485 600 19 車廂總成 2200 3750 2325 20 擋泥板 200 3150 700 根據(jù)表4-1中的數(shù)據(jù)進行如下計算： G2=10∑mixi/L=97599 N≈97600 N G1

55、=Ga- G2=58001 N≈58000 N (37.275%) 汽車重心的縱向位置 L1=2822.622 mm L2=L- L1=1677.378 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga=985.62 mm 其中 G1——空載時前軸靜負荷 G2——滿載時后軸的靜負荷 L1——質心到前軸的距離 L2——質心到后軸的距離 L——汽車軸距 G2′=10∑mixi/L=384599 N≈384600 N G1′= Ga′- G2′=115400 N (23.0

56、8%) 汽車重心縱向位置 L1=3461.4 mm L2=1038.6 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga′=1908.185 mm 第五章 穩(wěn)定性計算 汽車的穩(wěn)定性是指汽車行駛時不致產生翻傾和滑移的性能，是表征汽車能否在坡上安全行駛的一個重要指標。它包括縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性。 §5.1 縱向穩(wěn)定性 縱向極限翻傾角 上坡時 αlim=arctanL2′/hg′° 下坡時 αlim=arctan﹙L- L2′﹚/ hg′° 縱向滑移角 上坡時

57、 αψ=arctanψ(L- L2′)/（L-ψhg′° 下坡時 αψ′= arctanψ(L- L2′)/ （L+ψhg′° 結論:根據(jù)以上計算結果可知此車在最大設計要求爬坡能力的坡度上行駛時不會產生翻傾和側滑現(xiàn)象，故該車的縱向穩(wěn)定性好。 §5.2 橫向穩(wěn)定性 橫向翻傾角 βlim=arctanB/2hg° 橫向滑移角 βψ= arctanψz° 其中 Ψz為橫向附著系數(shù) ψz §5.3 最小轉彎半徑的計算 汽車的最小轉彎半徑Rmin與汽車的內輪胎最大轉

58、角αmax、汽車軸距L、車輪轉臂a、主銷距k等因素有關，最小轉彎半徑指汽車轉向輪在最大轉角位置的條件下以低速轉彎時前輪地面接觸點的軌跡到轉向中心點之間的距離，計算公式如下： Rmin=L/sinαmax=8.223 (m) §5.4 在橫向坡上轉向時的穩(wěn)定性 保證不產生橫向翻傾的條件是 U= BgR/Lhg = 其中 B——輪距 R——汽車行駛轉向半徑 其余同上 保證平地高速急轉彎時不致產生橫向滑移的條件為 U≤ ψzgR = 24.924 （km/h）

59、 第六章 汽車動力性計算 汽車動力性主要由汽車的最高車速Umax、汽車的加速時間t、汽車的最大爬坡度imax 三個方面的指標來評定。 §6.1 汽車各擋速度的計算 / igi0 (km/h) 其中 r——汽車行駛時的滾動半徑（m） n——發(fā)動機曲軸轉速（r/min） ig——汽車變速器各擋傳動比 i0——汽車主減速器傳動比 由發(fā)動機一些參數(shù)及其外特性曲線代入上式計算結果如表6-1所示： 表6-1 各擋速度大小的計算

60、 單位：km/h 擋位 轉速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 §6.

61、2 汽車各擋驅動力的計算 Ft= Te ig i0ηT/ r (N) 其中 Ft——驅動力（N） Te——發(fā)動機轉矩（N.m） ig——變速器各擋傳動比 i0——主減速器傳動比 r——車輪滾動半徑（m） ηT——傳動系各擋機械效率 驅動力的計算結果如表6-2所示 表6-2 驅動力的計算 單位：N 擋位 轉速

62、（r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1200 1400 188120.90 1600 1800 2000 2200 §6.3 汽車空氣阻力的計算 Fw=CDAUa/21.15 (N) 其中 Ua——汽車行駛速度 （km/h） CD——

63、 A——汽車迎風面積，即汽車在行駛方向的投影面積，此處為8.22 m 空氣阻力的計算結果如表6-3所示 表6-3 空氣阻力的計算 單位：N 擋位 轉速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1200 1400 1 1600

64、 1800 2000 2200 §6.4 滾動阻力系數(shù)的計算 fua 滾動阻力系數(shù)的計算結果如表6-4所示 表6-4滾動阻力的計算 擋位 轉速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1200 6 1400 1600 1800

65、 2000 2200 0．007947 §6.5 汽車行駛時動力因數(shù)D的計算 D=Ft+Fw/G 其中 Ft——汽車行駛時的驅動力（N） Fw——汽車行駛時的空氣阻力（N） G——汽車最大總重量（N）、 各擋動力因數(shù)計算結果如表6-5所示： 表6-5 各擋動力因數(shù)計算 擋位 轉速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 0.1948 120

66、0 1400 1600 1800 2000 2200 §6.6 各擋牽引功率Pe的計算 Pe= FtV/3600ηT (kw) 其中 Ft——汽車行駛的驅動力（N） V——汽車行駛速度（km/h） ηT——各擋傳動效率 計算結果如表6-6所示 表6-6 各擋牽引力功率 單位：kw 擋位 轉速 （r/min） 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 六擋 七擋 八擋 九擋 1000 1200 1400 1600 18