重型自卸车设计底盘设计有cad图Word文件下载.docx
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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………………………………………………………………21
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，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有限公司的车型，其主要技术参数如表2-1所示
车型
TL3400H260F7ZL
TL3400H260F7ZK
TL3400H260F7ZT
TL3401H260F7QLTL3401H260F7QK
TL3401W280F7QTTL3401H280F7QL
TL3401H280F7QKTL3401W280F8QT
TL3401H260F7QLTL3401H280F7QT
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
16m³
17m³
堆装斗容
18.5m³
19.5m³
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）
9.2m/9.6m
9.9m/10.3m
最小离地间隙（前轴下）
350mm
接近角/离去角
29°
/56°
/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
3.1汽车主要尺寸的确定
1.外廓尺寸的确定
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
2.轴距L的确定
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，参考同类车型我们取轴距：
L=3800+1400
3.前轮距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。
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
34.44吨
3.质量系数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=34.44/15.56=2.2
4.汽车总质量ma
货车总质量ma=m。
+me+n1*65kg，n1=1
5.轴荷分配
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
满载
空载
参考货车6*4后轮双胎
前轴
后轴
19%~25%
75%~81%
31%~37%
63%~69%
设计车型50吨
整备质量15.56吨
23%
77%
32%
68%
115000N
385000N
49792N
105808N
3.3发动机主要参数
型号：
WD615.69
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/kW.h
燃油种类：
柴油
发动机净重：
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：
14.00-20-20PR
其断面宽度：
375mm
外直径：
1270mm
轮辋名义直径：
508mm
§
3.5传动比的选取
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
V=0.377r.n/igi0（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
igi0=9.47
最高档为直接挡，即此时ig=1
则i0=9.47
3.6最大传动比的选取
1.根据最大爬坡度确定一档传动比
ig1=Gr（cosαmax+sinαmax）/Ttqi0ηT
其中G——汽车总质量，G=50000N
f——滚动阻力系数，货车取f=0.011
i0——主减速器传动比为9.47
r——车轮滚动半径为600mm
Ttq——发动机最大转矩为1350N·
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=0.82947
由于要求最大爬坡度为42%即αmax=22.7824°
代入以上数据算得
ig1=12.68
2.根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比
Ftmax=Ttqigi0ηT/r≤Fzφ
其中φ=0.5~0.6
Fz=（75%~81%）G/cosα=79%*500000/cos22.7824=
3.根据最低稳定车速确定一挡传动比
ig1=0.377nminr/umini0
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=15.0723
综上，最大传动比为ig1=12.68
3.7变速器各档传动比
变速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
12.68
8.46
6.26
4.64
3.38
2.50
1.85
1.37
1.00
11.62
总传动效率
0.842
0.858
0.874
0.789
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
发动机及其附件
1300
300
975
2
离合器及操纵机构
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
后悬架及减速器
1400
800
7
前轴、前制动器、轮毂、转向梯形
1000
420
8
前悬架及减震器
250
30
650
9
车轮及轮胎总成
2500
3800
10
车架及支架拖钩装置
2000
2800
1050
11
转向器
140
-900
12
制动驱动机构
70
2400
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
16
仪表及固定零件
-1050
2055
17
驾驶室
380
-555
18
手制动器及操纵机构
90
4485
19
车厢总成
2200
3750
2325
20
挡泥板
3150
700
根据表4-1中的数据进行如下计算：
1.空载时
G2=10∑mixi/L=97599N≈97600N
G1=Ga-G2=58001N≈58000N（37.275%）
汽车重心的纵向位置
L1=2822.622mm
L2=L-L1=1677.378mm
重心高度：
hg=10∑miyi/Ga=985.62mm
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
2.满载时
G2′=10∑mixi/L=384599N≈384600N
G1′=Ga′-G2′=115400N（23.08%）
汽车重心纵向位置L1=3461.4mmL2=1038.6mm
重心高度：
hg=10∑miyi/Ga′=1908.185mm
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′=29.0577°
下坡时
αlim=arctan﹙L-L2′﹚/hg′=63.984°
纵向滑移角
上坡时
αψ=arctanψ（L-L2′）/（L-ψhg′）=34.269°
αψ′=arctanψ（L-L2′）/（L+ψhg′）=23.462°
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=34.719°
横向滑移角βψ=arctanψz=
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