重型自卸车设计(底盘设计)__毕业设计说明书

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徐州重工有限公司和宇通重工有限公司的车型，其主要技术参数如表2-1所示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=8700*3275*37402.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+1560 (前举)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=2650,B2=2550。

4.前悬L F和后悬L R的确定L F和L R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23吨。

2.载质量m e41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=m e/m0=41/23=1.7834.汽车总质量m a货车总质量m a= m。

+ m e+n1*65 kg，n1=15.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:§3.3 发动机主要参数§3.4 轮胎的选择选用轮胎型号：14.00-24其断面宽度：360mm外直径：1430mm轮辋名义直径：610mm负荷下的静力半径：680mm§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47km/h。

由公式V=0.377r.n/i g i0 (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）i g——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=680mm；n=2200r/min；U=47km/h 求得i g i0=12.0最高档为直接挡，即此时i g=1则i0 =12.0§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i g1=G r（f cosαmax+sinαmax）/T tq i0ηT 其中 G——汽车总质量，G=64000Nf——滚动阻力系数，货车取f=0.011i0——主减速器传动比为12.0r——车轮滚动半径为680mmT tq——发动机最大转矩为1500 N²mηT——传动总效率ηT=η0η轴ηgη0=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i g1=11.582.根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比F tmax= T tq i g i0ηT/ r≤F zφ其中φ=0.5~0.6F z=(75%~81%)G/cosα=79%*640000/cos22.7824=548374N则i g1=13.263.根据最低稳定车速确定一挡传动比i g1=0.377n min r/u min i0其中n min——发动机最低转速600±5（r/min）u min——发动机最低稳定车速0.5~1（km/h）求得i g1=16.00综上，最大传动比为i g1=12.65§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m i 和其质心位置（x i，y i）。

m i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x i 和其离地高度y i。

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根据表4-1中的数据进行如下计算：1.空载时G2=10∑m i x i/L=14122.76 NG1=Ga- G2=84175.24 N汽车重心的纵向位置L1=2870mmL2=L- L1=1710 mm重心高度：hg=10∑m i y i/G a=1044 mm其中 G1——空载时前轴静负荷G2——空载时后轴的静负荷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∑m i x i/L=483207.19 NG1′= G a′- G2′=143992.81 N汽车重心纵向位置 L1=3528 mm L2=1052 mm 重心高度：hg=10∑m i y i/G a′=1464 mm§4.2 汽车行驶时的轴荷分配的计算1. 汽车行驶的驱动力——附着条件驱动条件：F t≥F f+F w+F i其中 F t——驱动力F f——滚动阻力F w——空气阻力F i——坡度阻力附着条件：F t≤F zΦΦ其中Φ——附着系数F zΦ——作用于驱动轮上的地面法向作用力汽车行驶驱动附着条件：F≥F t≥F f+F w+F i2. 汽车行驶的轴荷分配及附着力汽车的附着力决定于附着力系数以及地面作用于驱动轮的法向反作用力，计算结果如下：汽车行驶时的前轴载荷F z1=G a′( L2′-Φh g′)/( L-Φh g′)=9.8³ 64000³(1052-0.5³1464)/(4580-0.5³1464)=52158 N其中 G a′——汽车满载总质量L2′——满载时质心到后轮中心线水平距离Φ——附着力系数L ——汽车轴距h g′——满载时质心高度汽车行驶时的后轴载荷F z2=G a′L1′/( L-Φh g′)=9.8³64000 ³3528/(4580-0.5³1464) =575042 NL1′——满载时质心到前轮中心线水平距离§4.3 汽车制动时的轴荷分配的计算1.汽车制动时前轴载荷Z制1= G a′( L2′+Φh g′)/ L=244306.72 N2.汽车制动时后轴载荷Z制2= G a′( L1′-Φh g′)/ L=382893.28 N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′/h g′=35.70°下坡时αlim=arctan﹙L- L2′﹚/ h g′=67.46°纵向滑移角上坡时αψ=arctanψ(L- L2′)/（L-ψh g′）=33.26°下坡时αψ′= arctanψ(L- L2′)/ （L+ψh g′）=23.46°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。