重型自卸车设计(底盘设计)毕业设计说明书

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1、重型自卸车设计（底盘设计） 摘要 型宽大工程轮胎，使该车具有超强承载能力，同时提供了超强的附着能力，保证了车辆的制动稳定性和良好的通过性，采用了大速比工程驱动桥，其输出转矩比同功率公路车大30%以上，爬坡能力强劲，重载起步顺畅。 本说明书主要是对KD3400整车总体布置做了一个详细的说明，其中包括整车主要尺寸（长*宽*高），前后轴距，轮距，轴荷分配的选择和计算以及各总成（发动机，传动系）的主要参数的选择。 特别对整车的动力性和经济性做了比较全面而细致的分析和计算，对动力性分析时，分别作出了驱动力—行驶阻力平衡图，动力特性图，功率平衡图。求出汽车的最大速度，另外也对汽车在不同的路

2、面上行驶时，分别计算出了其最大爬坡度，并根据加速度倒数曲线求出汽车的加速时间，估算了该车的加速性能。在计算汽车的经济性时，根据发动机万有特性曲线，作出了9挡时的燃油消耗曲线，同时计算得整车的百公里燃油消耗量。通过计算结果显示，此汽车在动力性和经济性方面满足了设计任务书的要求。 另外本文也对汽车的稳定性和最小转弯半径做了计算和分析，并根据经验估算出了空载和满载时汽车的质心位置以及轴荷分配。 关键词：承载能力，附着能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性 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 录 第一章 前言……………………………………………………………………………….4 第二章 参考车型技术数据……………………………………………………………6 第三章 汽车主要技术参数的确定………………………………………….7 §3.1 汽车主要尺寸的确定…………………………

10、…………………………………7 §3.2 汽车质量参数的确定……………………………………………………………8 §3.3 发动机主要参数…………………………………………………………………9 §3.4 轮胎的选择………………………………………………………………………10 §3.5 传动比的选取……………………………………………………………………10 §3.6 最大传动比的选取………………………………………………………………11 §3.7 变速器各挡传动比………………………………………………………………12 第四章 轴荷分配及质心位置的计算………………………………

11、………………13 第五章 稳定性计算………………………………………………………….15 §5.1 纵向稳定性………………………………………………………………………15 §5.2 横向稳定性………………………………………………………………………15 §5.3 最小转弯半径的计算……………………………………………………………16 §5.4 在横向坡上转向时的稳定性……………………………………………………16 第六章 汽车动力性计算…………………………………………………….17 §6.1 汽车各挡速度的计算……………………………………………………………17 §6.

12、2 汽车各挡驱动力的计算…………………………………………………………17 §6.3 汽车空气阻力的计算……………………………………………………………18 §6.4 滚动阻力系数的计算……………………………………………………………19. §6.5 汽车行驶时动力因数D的计算………………………………………………...19 §6.6 各挡牵引功率Pe的计算………………………………………………………..20 §6.7 阻力功率的计算…………………………………………………………………21 §6.8 汽车加速度的计算………………………………………………………………2

13、1 §6.9 加速度倒数的计算………………………………………………………………22 §6.10 汽车爬坡度的计算………………………………………………………………23 第七章 汽车的燃油经济性……………………………………………………………24 第八章 结论……………………………………………………………………………….26 参考文献……………………………………………………………………………………27 致谢………………………………………………………………………………………….28 第一章 前言 从我国重型汽车发

14、展来看，20世纪60年代至80年代是非常缓慢的。改革开放以后，通过走引进和自主研发相结合的道路，我国汽车工业“缺重”的局面逐步得到改观。但由于各方面因素的影响，重型汽车市场一直处于低迷徘徊的态势。直至1998年之后，在中、轻型货车市场一路下滑时，重型销量却有了可喜的回升。此后，在国家连续几年加大投资，实行积极的财政政策等一系列宏观调控措施的带动下，重货市场呈逐年走高态势，并进入全面发展时期，全局性增长成为目前重货市场的显著特性。从分车型的销售态势上看，重货继续保持去年以来的超高速增长，当月销量已经超过中型载货车，成为一个历史的转折点。 随着国内基础设施建设需要的不断增加，自卸车产量近年来一直

15、保持较高产销量，在专用车综合产量中保持第一位置，但在种类、型式、材料运用方面与国外还有一定的差距。自卸车的快速增长主要原因是固定资产投资强劲增长，巨大的投资规模奠定了自卸车市场需求基础；自卸车品种增加，不仅适应和满足施工需求，同时向运输市场发展；国家经济的快速发展，带动了相关行业的快速发展，巨大的资源消耗，成为我国重型车和重型专用车发展的原动力。 我国重型汽车市场继续保持着高速发展的状态，重型汽车市场发展速度大大超过其他车型的增长速度。目前，市场强劲的增长势头尚未减弱迹象。 促进重型汽车市场的主要原因； 1. 积极的财政政策继续为国民经济发展提供了宽松的财政金融环境，融资和信贷更加便利，

16、扩大了人们的资金来源。 2. 国民经济保持了较高的发展速度，去年前6个月达到9.6%，公路运输业快速发展，西部大开发，基础设施建设，房产业的繁荣进一步扩大了对重型汽车的需求。 3. 治理超限超载运输和严厉打击走私，取缔非法拼装车的政策措施促进了重型汽车市场的健康发展。 4. 主要重型汽车生产企业以市为导向，开发出一批适销对路的产品，带动了重型汽车市场的快速发展。 综上：大力发展重型自卸车产业，抢先发展重型自卸汽车能为公司及行业发展赢得好的效益和发展先机。 另外，我国汽车工业发展较晚，虽然在短短的几十年内取得了较好的成绩，但与西方一些汽车大国相比差距仍然很大。我们虽然生产出了不

17、少好品牌的汽车，但我们整体水平并不高，不过随着我国技术的不断发展，这种差距正在不断缩小。作为一个中国人，作为一个车辆工程专业的学生，我们有义务为振兴中国的汽车工业而努力奋斗。 第二章 参考车型技术数据 此设计参考了陕西同力重工 的车型，其主要技术参数如表2-1所示 车型 TL3400H260F7ZL TL3400H260F7ZK TL3400H260F7ZT TL3401H260F7QL TL3401H260F7QK TL340

18、1W280F7QT TL3401H280F7QL TL3401H280F7QK TL3401W280F8QT TL3401H260F7QL TL3401H280F7QT 发动机型号 WD615.56 增压中冷 WD615.50 增压中冷 发动机功率 193kw/2200rpm 206kw/2200rpm 轴距 2925mm+1400mm 3400mm+1400mm 平装斗容 16m ³ 17m ³ 堆装斗容 ³ ³ 举升机构 货箱中部单缸顶起，最大倾翻角度53° 货箱前端单缸顶起，最大倾翻角度53° 举升时间 ≤20s ≤25s 最高车

19、速 52km/h 最大爬坡能力 38% 42% 最小转弯半径(前轮中心)/（车体外缘） / / 最小离地间隙（前轴下） 350mm 接近角/离去角 29°/56° 29°/52° 长*宽*高 7405mm*2985mm*3080mm 7960mm*2985mm*3155mm 整车整备质量 14t 最大载货质量 26t 最大设计总质量 40t 驱动型式 6*4 轮胎型号 14.00-20工程花纹（12.00-20） 第三章 汽车主要技术参数的确定 § 汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。在公路和市内行驶的汽车

20、最大外廓尺寸受到有关法规的限制，而非公路用车辆可以不受法规限制。一般在满足要求的情况下应尽量减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车自重，提高汽车的动力性、经济性和机动性。参考同类车型我们取该车的外廓尺寸：长*宽*高=8360*2500*2975 轴距的大小直接影响汽车的长度、重量、最小转弯半径、传动轴的长度、纵向通过半径和许多使用性能。当轴距短时 ，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配和传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长，汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏。因此确定汽车轴距时应考虑各方面的要求，在保证设计要求的前提下，轴距短些好。此处，参考同类车

21、型我们取轴距： L=3800+1400 轮距B1和后轮距B2的确定 汽车轮距影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度和最小转弯半径。查相关资料，货车轮距一般在2700~3500之间。类比我们取B1=2400,B2=2200。 前悬LF和后悬LR的确定 LF和LR的长度是在总体布置过程中确定的，前悬要有足够的长度以固定发动机、水箱、转向器等部件但不能过长，否则接近角太小不利于通过性。后悬长度主要取决于车厢长度、轮距和轴荷分配要求，同时要保证有适当的离去角，后悬过长，上、下坡容易刮地转弯也不灵活。货车一般取为1200~2200之间。

22、 §3.2 汽车质量参数的确定 1. 整车整备质量m。 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满水、燃料但没有装货和载人是整车质量大小，在设计阶段估算确定。此处类比估算15.56吨。 2. 载质量me ηm0 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量之比值，即 ηm0=me/m0 ma 货车总质量 ma= m。+ me+n1*65 kg，n1=1 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损和寿命相近考虑各个轮胎负荷应相差不大，为保证汽车

23、良好的驱动性和通过性，驱动桥应有足够的负荷；为保证汽车有了良好的操作稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。参考如表3-1: 表3-1轴荷分配参考表 车型 满载 空载 参考货车6*4后轮双胎 前轴 后轴 前轴 后轴 19%~25% 75%~81% 31%~37% 63%~69% 设计车型50吨 23% 77% 32% 68% 115000N 385000N 49792N 105808N §3.3 发动机主要参数 发动机形式：直列六缸、水冷、四冲程、增压中冷，直喷式 汽缸数：6 全负荷最低燃油消耗率：≤193g 燃油种类：柴油 发动

24、机净重：850KG 气缸排列形式：直列 压缩比：17：1 排量：9，726L 额定转速：2200r 排放标准：欧Ⅱ 每缸气门数2 最大输出功率：247KW 点火次序：1-5-3-6-2-4 最大马力：336马力 每缸行程：130mm 最大扭矩：1350N·m 气缸缸径：126mm 最大扭矩转速：1100~1600r/min 外形尺寸：长*宽*高=1557*675*965 发动机的总功率特性曲线 如图3-2所示： §3.4 轮胎的选择 选用轮胎型号： 其断面宽度：375mm 外直径：1270mm 轮辋名义直径：508mm

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48、 § 1. 最小传动比的选取 按照最高车速的要求，即最高车速不小于52km/h。由公式 gi0 (km/h) 其中 V——汽车车速 （km/h） r——车轮滚动半径（mm） n——发动机转速（r/min） ig——变速器各档速比 i0——主减速器传动比 根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取 r=600mm；n=2200r/min；U=52km/h 求得

49、 igi0 最高档为直接挡，即此时 ig=1 则 i0 § 最大传动比的选取 ig1=Gr（cosαmax+sinαmax）/Ttq i0ηT 其中 G——汽车总质量，G=50000N f——滚动阻力系数，货车取 f i0—— r——车轮滚动半径为600mm Ttq——发动机最大转矩为1350 N·m ηT——传动总效率 ηT=η0η轴ηg η0=92%，双级主减速器；η轴=98%，传动轴和万向节；ηg=92% 故ηT 由于要求最大爬坡度为

50、42% 即αmax=22.7824° 代入以上数据算得 ig1 Ftmax= Ttq igi0ηT/ r≤Fzφ 其中 φ Fz=(75%~81%)G/cosα=79%*500000/cos22.7824= ig1nminr/umin i0 其中 nmin——发动机最低转速600±5（r/min） umin——发动机最低稳定车速0.5~1（km/h） 求得 ig1= 综上，最大传动比为 ig1 §3.7 变速器各档传动比 变速

51、器各挡的传动比的分配以及各挡传动比总效率如表3-2所示。 表3-2变速器各挡的传动比的分配以及各挡传动总效率 档位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 倒挡 传动比 总传动效率 第四章 轴荷分配及质心位置的计算 §4.1 水平静止时的轴荷分配及质心位置的计算 当汽车总体布置完成后，各部件的位置也就确定了，我们应当对轴荷

52、分配和质心位置进行计算。为此需要知道各部件的质量 mi 和其质心位置（xi，yi）。mi可以通过对选用现成的部件的称重或类似部件实际质量对比估算得到，各部件质心位置可按几何形状和结构估算或对现成部件进行实测得到。将各部件的质心和质量标在总体布置图上，量出各部件的质心到前轮中心线的水平距离 xi 和其离地高度 yi。而后进行前、后轴静负荷G1和G2的计算。包括满载、空载两种工况各部件质量和质心位置估算结果如表4-1. 表4-1 各部件质量和质心位置估算 序号 部件名称 质量 mi（kg） xi yi 1 发动机及其附件 1300 300 975 2 离合器及操纵机

53、构 60 600 885 3 变速器及离合器壳 400 1080 870 4 万向节传动 200 2475 750 5 后轴及后轴制动器 3000 4495 600 6 后悬架及减速器 1400 4495 800 7 前轴、前制动器、轮毂、转向梯形 1000 0 420 8 前悬架及减震器 250 30 650 9 车轮及轮胎总成 2500 3800 600 10 车架及支架拖钩装置 2000 2800 1050 11 转向器 140 -900 1000 12 制动驱动机构 70 2400

54、 650 13 油箱及油管 120 2100 900 14 消声器及排气管 40 1245 1800 15 蓄电池组 150 1440 900 16 仪表及固定零件 30 -1050 2055 17 驾驶室 380 -555 1800 18 手制动器及操纵机构 90 4485 600 19 车厢总成 2200 3750 2325 20 挡泥板 200 3150 700 根据表4-1中的数据进行如下计算： G2=10∑mixi/L=97599 N≈97600 N G1

55、=Ga- G2=58001 N≈58000 N (37.275%) 汽车重心的纵向位置 L1=2822.622 mm L2=L- L1=1677.378 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga=985.62 mm 其中 G1——空载时前轴静负荷 G2——满载时后轴的静负荷 L1——质心到前轴的距离 L2——质心到后轴的距离 L——汽车轴距 G2′=10∑mixi/L=384599 N≈384600 N G1′= Ga′- G2′=115400 N (23.0

56、8%) 汽车重心纵向位置 L1=3461.4 mm L2=1038.6 mm 重心高度：hg=10∑miyi/Ga′=1908.185 mm 第五章 稳定性计算 汽车的稳定性是指汽车行驶时不致产生翻倾和滑移的性能，是表征汽车能否在坡上安全行驶的一个重要指标。它包括纵向稳定性和横向稳定性。 §5.1 纵向稳定性 纵向极限翻倾角 上坡时 αlim=arctanL2′/hg′° 下坡时 αlim=arctan﹙L- L2′﹚/ hg′° 纵向滑移角 上坡时

57、 αψ=arctanψ(L- L2′)/（L-ψhg′° 下坡时 αψ′= arctanψ(L- L2′)/ （L+ψhg′° 结论:根据以上计算结果可知此车在最大设计要求爬坡能力的坡度上行驶时不会产生翻倾和侧滑现象，故该车的纵向稳定性好。 §5.2 横向稳定性 横向翻倾角 βlim=arctanB/2hg° 横向滑移角 βψ= arctanψz° 其中 Ψz为横向附着系数 ψz §5.3 最小转弯半径的计算 汽车的最小转弯半径Rmin与汽车的内轮胎最大转

58、角αmax、汽车轴距L、车轮转臂a、主销距k等因素有关，最小转弯半径指汽车转向轮在最大转角位置的条件下以低速转弯时前轮地面接触点的轨迹到转向中心点之间的距离，计算公式如下： Rmin=L/sinαmax=8.223 (m) §5.4 在横向坡上转向时的稳定性 保证不产生横向翻倾的条件是 U= BgR/Lhg = 其中 B——轮距 R——汽车行驶转向半径 其余同上 保证平地高速急转弯时不致产生横向滑移的条件为 U≤ ψzgR = 24.924 （km/h）

59、 第六章 汽车动力性计算 汽车动力性主要由汽车的最高车速Umax、汽车的加速时间t、汽车的最大爬坡度imax 三个方面的指标来评定。 §6.1 汽车各挡速度的计算 / igi0 (km/h) 其中 r——汽车行驶时的滚动半径（m） n——发动机曲轴转速（r/min） ig——汽车变速器各挡传动比 i0——汽车主减速器传动比 由发动机一些参数及其外特性曲线代入上式计算结果如表6-1所示： 表6-1 各挡速度大小的计算

60、 单位：km/h 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 §6.

61、2 汽车各挡驱动力的计算 Ft= Te ig i0ηT/ r (N) 其中 Ft——驱动力（N） Te——发动机转矩（N.m） ig——变速器各挡传动比 i0——主减速器传动比 r——车轮滚动半径（m） ηT——传动系各挡机械效率 驱动力的计算结果如表6-2所示 表6-2 驱动力的计算 单位：N 挡位 转速

62、（r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1200 1400 188120.90 1600 1800 2000 2200 §6.3 汽车空气阻力的计算 Fw=CDAUa/21.15 (N) 其中 Ua——汽车行驶速度 （km/h） CD——

63、 A——汽车迎风面积，即汽车在行驶方向的投影面积，此处为8.22 m 空气阻力的计算结果如表6-3所示 表6-3 空气阻力的计算 单位：N 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1200 1400 1 1600

64、 1800 2000 2200 §6.4 滚动阻力系数的计算 fua 滚动阻力系数的计算结果如表6-4所示 表6-4滚动阻力的计算 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1200 6 1400 1600 1800

65、 2000 2200 0．007947 §6.5 汽车行驶时动力因数D的计算 D=Ft+Fw/G 其中 Ft——汽车行驶时的驱动力（N） Fw——汽车行驶时的空气阻力（N） G——汽车最大总重量（N）、 各挡动力因数计算结果如表6-5所示： 表6-5 各挡动力因数计算 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 0.1948 120

66、0 1400 1600 1800 2000 2200 §6.6 各挡牵引功率Pe的计算 Pe= FtV/3600ηT (kw) 其中 Ft——汽车行驶的驱动力（N） V——汽车行驶速度（km/h） ηT——各挡传动效率 计算结果如表6-6所示 表6-6 各挡牵引力功率 单位：kw 挡位 转速 （r/min） 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 六挡 七挡 八挡 九挡 1000 1200 1400 1600 18