自卸车的总布置设计分解

自卸车的研究与方案设计

[摘要] 随着国内基础设施建设需要不断增加，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，但总体上讲，目前我国自卸车技术与发达国家相比还处于较低水平，主要表现在材料，结构，工艺，技术含量，耐久性，舒适性乃至安全性等方面。

本文首先对自卸车的设计特点以及国内外发展现状做了相关的概述。接着，从车厢的设计、举升机构的布置、取力器的设计等方面完成HFC3060自卸车的总体布置设计，并对主车副车架进行了改装与设计。对整个HFC3060自卸车的外廓尺寸、轮距与轴距尺寸、前悬后悬以及整车的装载质量、整备质量、总质量和轴载质量进行了相关的计算与设计。

[关键词] 自卸汽车总体布置设计副车架轴载质量举升机构

自卸车的研究与方案设计

目录

引言 (1)

1.自卸车整车总布置 (2)

1.1自卸车总布置的要求和特点 (2)

1.2确定自卸车车总体参数 (3)

1.3取力器的布置 (6)

2 自卸车车架的改装设计 (8)

2.1主车架的改装设计 (8)

2.2副车架的设计 (8)

3 举升机构的设计 (12)

3.1举升机构结构型式的分类及特 (12)

3.2 举升机构的选择 (13)

4 自卸车的主要性能计算 (14)

4.1汽车行驶阻力 (14)

结论 (17)

参考文献 (18)

自卸车的研究与方案设计

引言

近年来，随着国民经济的快速发展、基础设施建设的迅猛发展以及我国汽车工业的飞速发展，我国专用车市场也得到迅速发展呈现出繁荣的景象。为了满足国内各种需求和促进国民经济的发展，对专用车产品技术含量和附加值的要求越来越高。在汽车制造市场竞争日益激烈的今天，国内目前专用车的品种还较少，而且重、中、轻，高、中、普、特、新比例严重失调，大多数企业只能生产中型普通专用车、其他类型的专业车产量仍较少且功能简单。去年以来，我国专用车市场取得较好的经营业绩，全国395家改装车企业改装汽车23.06万辆，销售23.05万辆。自卸汽车27125辆，占总量的11.76％。随着国内基础设施建设迅猛发展，自卸车近年来一直保持较高产销量。但是我国生产的自卸车，仍大多是采用东风、解放、斯太尔、依维柯等普通载货(客)车底盘，经过调整轴距等小幅度的改动进行改装的，生产出的大部分自卸车仍基本是技术含量低、售价低的劳动密集型的普通低吨位自卸车。我国自卸汽车的发展经历了快速发展过程，虽然存在不少困难和问题，但随着我国经济的进一步发展，以及国家各项政策的落实，在全行业的共同努力下，我国自卸汽车产业一定会走上更加健康的发展之路，赶上世界发达国家的发展水平，在国际市场上扮演更加重要的角色，由中国制造走向中国创造。

自卸车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于总体布置。总布置设计是是汽车产品设计中一项很重要的环节，是一项贯穿从商品策划直到汽车投入批量生产为止的整个过程的设计工作，是一个反复协商和调整的过程。自卸车在整车布置时需注意的问题很多，要考虑自卸车的使用要求，选取合适的货箱尺寸；要考虑校核整车的轴荷分配、货物倾卸过程中的运动干涉问题及整车的侧倾问题。只有综合考虑这得事半功倍的效果。

1自卸车整车总布置

1.1自卸车总布置的要求和特点

总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件。使取力装置、举升工作装置、其它附件与所选定的HFC1061汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求。在进行总体布置时应按照以下原则：

1)满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥

在布置举升机构时避免油缸过长大于主减速器的离地间隙，成为底盘离地间隙的瓶颈。为了降低这一指标，可以选取合适举升机构形式，使其离地间隙大于主减速器离地间隙。所以在进行总布置时，要从多方面综合考虑。

2)尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动

因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。HFC1061轴距不改变，因为改变轴距必须对备胎、自卸油箱、安全支撑杆等其它附件的布置的位置作出适当调整。

3)避免工作装置的布置对车架造成集中载荷

对于车架总成来说，纵梁首先应满足整车的强度要求，而合理布置横梁及其连接形式则是保证车架具有足够扭转刚度的必要条件，同时车架横梁又是底盘一些总成的安装基体，因此在确定各横梁的位置前必须充分考虑到整车各总成的布置情况，保证其安装的方便性。

4)尽量减少专用汽车的整车整备质量，提高装载质量

由于自卸车增加举升工作装置，使得整备质量比同类底盘的普通货车要增加。减少整备质量，充分利用底盘的装载质量，增大质量利用系数，是自卸车改装设计过程个要追求的主要指标之一。

5)符合有关法规的要求

例如对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中部有明确的规定，一定不能超出标准的要求。

1.2确定自卸车总体参数

自卸汽车尺寸参数主要有：轴距、轮距、外廓尺寸(车辆长、宽、高)等，如图2-2所示

图1-1 自卸汽车的主要尺寸参数

1.2.1自卸车容积的确定

自卸车容积的确定对于自卸车的整车布置具有非常重要的意义。因为只有确定了自卸车容积，才能根据货物的重心位置、整车的轴荷分配等情况，确定车箱的长度和高度，对货箱的位置进行确定。

在确定自卸车的容积前，必须了解该自卸车的使用环境、用途。例如，自卸车在平原使用时，用户在实际使用过程中超载量较大，车箱容积一般较大；自卸车运输的货物种类不同时，货物的密度、安息角不同，对车箱容积、车箱的最大举升角的要求也不一样。

明确货物种类及目标载重后，即可开始确定车厢容积。

例如，有一款自卸车被用于某露天矿坑，货物的密度3/1250m kg ，目标载重量

3.5t ，可按以下公式计算车箱容积：

μ

ρ*m V 2=（1-1） 式中:V 为车厢容积，3m ;

2m 为目标载重量，kg ；

μ为修正系数（货物装载时，会多堆出一些，车厢栏板高度越高，取值越小），这里取0.6；

ρ为货物密度，3/1250m kg 。

计算可得，车箱容积为4.673m 。

1.2.3自卸车轴荷分配

①自卸车轴荷分配设计

在整车布置时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。由于自卸车的自身特点，其轴荷分配的情况与普通载货车轴荷分配的情况不一样。首先，为了满足轮胎磨损均匀的要求，希望满载时每个轮胎负荷大致相等。可以根据自卸车结构特点，大致算出自卸车的轴荷分配。

of ox ox of of

of x ox E E G G G E G n G -=+===1,*,G *n G 2

1f of （1-2）

式中，of G 为前轴标准负荷，kg ；ox G 为后轴标准负荷，kg ；

f n 为前轴轮胎数；x n 为后轴轮胎数；G 1为单胎最大负荷，k

g ；2G 为双胎最大负荷，kg ；of E 为前轴负荷率；ox E 为后轴负荷率。

其次，在确定轴荷分配时，还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。综合考虑，自卸车的轴荷分配按表1-1选择较为合适：

表1-1 自卸车的满载轴荷分配

1.2.4 车箱长度设计

有前面的计算可知车箱容积为5.423m 。由该车的用途、使用条件及表2.1，取前轴的轴荷为总轴荷的37%。根据底盘尺寸参数以及参考同类车型，车厢宽度取为2000mm ，高度为600mm 。考虑车厢栏板厚度，车厢内壁宽度为1900mm ，高度600mm 。计算得出，车箱内壁长度=4096mm ，故取车厢内壁长度4100mm ，外尺寸长度为4200mm 。

1.2.5自卸车轴距，前后悬的确定

由于使用的是江淮HFC1061二类底盘，其底盘技术非常专业和成熟，所以为了保证其整车优良性能，对前悬和轴距不加以改变，为了满足自卸车举升工作时稳定的性能要求，需要对HFC1061底盘的后悬加以改变。

图1-2 底盘力学分析图

433

221L X L *2

**++==

=后悬L COS L X L G L G θ（2-3） 已知汽车整备质量1G 3500kg ，

汽车重心至前轮1580mm,重心至地面660m ，所以2L =2235m

车厢长度L 取4200m ～4600m

考虑到超载载质量2G 取3500kg ～7000kg

自卸汽车车厢最大举升角θ在50°～60°之间选取

计算得出3L 为1117.5m ～2235m ，X 为1050m ～1472m,

临界点后悬L 为2167.5m+4L ～3707m+4L

根据力学原理，自卸车要保证卸货时动态稳定，不能前轮离地。所以在HFC1061上改装时需要截短后悬，根据公式可得最小临界点为2167.5m+4L ，而截短后悬L ≤后悬L =2167.5m+4L ，因为4L >0m ，所以只要截短的后悬L ≤2167.5mm 就能保证自卸车卸货时稳定，不至于前轮离地发生危险。

根据车厢长度，初步选取底盘后悬为950mm ≤后悬L ，整车后悬为1160≤后悬L 符合条件。

图1-3车箱布置示意图

当该车底盘后悬为950mm ，后板厚度为50mm ，车箱内空宽度为1900mm ，车箱后悬长度=210mm ，车箱高度=600mm 。，通过计算得出该车初步设计，后板在运动过程中不会与地面发生干涉。

1.3取力器的布置

大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车底盘自身的发动机为动力源，经过取力器，用来驱动齿轮液压泵、真空泵、柱塞泵、轻质油液压泵、自吸液压泵、水泵、空气压缩泵等。因此专用车的总布置必须考虑汽车发动机动力输出和传动问题，从而为自卸车、加油车、牛奶车、垃圾车、吸污车、随车起重车、

高空作业车、散装水泥车、拦板起重运输车等诸多专用汽车配套使用。因此，取力器在专用汽车的设计和制造方面显得尤为重要。其中，变速器侧盖取力，由于在设计变速器时已考虑了动力输出，因而一般在变速器左侧和右侧都留有标准的取力接口，也有专门生产与之配套的取力器的厂家，这种取力器较为常用，故本课题中，为了便于设计，节约成本，同时也考虑到大批量生产，采用变速器侧盖取力方式。

图1-4 变速器侧盖取力器

1-气缸；2-活塞；3、4-O型封圈；5-活塞杆；6-弹簧；7-拨叉；8-滑动齿轮；9-接合齿轮；10-油封；11-输出轴；12-滚针轴承；13-中间齿轮；14-外壳；15-定位销；16-十字轴；17、21-传动轴；18-泵架；19-弹性柱销联轴节；20-液压泵；22-连接套筒

2.自卸车汽车底盘车架的改装设计

车架是汽车的承载基体，贯穿汽车全长。专用汽车的各种专用装置或装备都直接或间接地安装在车架上。由于某些专用汽车的结构和使用条件复杂，使车架承受较大的动载荷和扭矩，特别是驾驶室后围至后轴的一段更为严重，所以必须加强车架。除了对车架纵梁内边进行增补强化以外，尚要在车架之上增加一个副车架。副车架不仅强化了车架，而且可将专用装置和装备的集中载荷较均匀地分布在车架上，并起到缓冲作用，改善车架的受力情况。因此在专用汽车的设计中，必须相应地对车架或负车架进行改装设计。

2.1主车架的改装设计

车架的纵横梁和其他零件的制造，多采用冷冲压工艺，使钢板在大型压力机上冲孔及成形，也有采用槽钢、工字钢、管料等型材制造的。专用汽车车架的组装多采用冷铆工艺，必要时也可采用特制的放松螺栓连接。为保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠地定位和夹紧，特别应保证有关总成在车架上的定位尺寸及支承点的相对位置精度。

2.1.1主车架加强板的设计

1)设主车架纵梁加强板的条件

主车架改装时，为了减少车架纵梁的局部应力。或者为了使车架加长后仍能满足强度和刚度的要求，对装载质量增加；轴距和总长发生变化，使车架采用中部拼接或尾部加长时；为了使车架高应力区(危险断面)满足强度和刚度的要求，同时又使车架在某一区间的截面尺寸变化不致太大，这些情况，常常在车架纵梁上采用加强板。

2.2副车架的设计

在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架(副梁)过渡。本车在工作中受较

大的弯曲应力。因此，本车副车架纵梁采用两根抗弯性能较好的平直槽行梁，材料为16MnReL。

2.2.1副车架的截面形状及尺寸

专用汽车副车架的截面形状一般和主车架纵梁的截面形状相同，多采用如图3-7所示的槽形结构，其截面形状尺寸取决于专用汽车的种类及其承受载荷的大小。对于随车起重运输车的副车架来说，在安装起重装置的范围内，应按如图3-7和图3-8所示的方式用一块腹板将副车架截面封闭起来，以提高副车架的抗扭和抗弯能力。

图2-1 副车架的截面形状

图2-2 加强后的副车架截面形状1-副车架；2-腹板

参照国内外总质量相近车型的副车架纵梁端面尺寸，确定副车架纵梁端面尺寸为100、80、6mm。

2.2.2加强板的布置

车架中部(液压举升机构位置)所受弯曲、扭曲最大，因此在这一区域应加加强板，考虑到零件的工艺性，由于下翼板所受弯曲应力较大，因此，加强板紧贴下翼板，为了避免下翼板由于钻孔而导致抗弯强度下降，除与后加强板重叠部位，该加强板主要与腹板连接。

在纵梁上加上加强板，加强板端头区域车架容易产生集中应力。为了降低应力集中，加强板端头形状有三种设计方式，见图3-19

图2-3 加强板的三种设计方式

本副车架为了批量生产时工艺简单，采用了图3-9（a ）角型的端头形状。

2.2.3副车架的前端形状及安装位置

1) 在保证使用可靠的前提下，为了提高挠曲性，减小副车架刚度，应尽量减少副车架的横梁，以减少对纵梁的扭转约束。

2) 副车架油缸支承横梁与翻转轴横梁形成框架。油缸支承横梁应尽量靠近后悬架前支承处的横梁，最好能位于后框架之内。因为这段主车架变形小，所以副车架对其扭转约束力也相应减弱，同时保证了举升机构的几何特性。

3) 在副车架结构要求刚性较高时，可在主、副车架中间增加一层橡胶垫，当主车架变形时以弹性橡胶的变形来减弱副车架对主车架的约束

如果加工上述形状困难时，可以采用如图3-14所示的副车架前端简易形状，此时斜面尺寸较大。

对于钢质副车架：05~7h mm =；0200~300l mm =

对于硬本质副车架；05~10h mm =；0l H =

副车架在汽车底盘上布置时，其前端应尽可能地往驾驶室后围靠近。

2.2.4纵梁和横梁的连接设计

横梁与纵梁的连接方式主要有三种，见图3-15

图2-4横梁与纵梁的连接

1-纵梁；2-连接板；3横梁

图3-15（a）横梁与纵梁上下翼板连接，该种连接方式优点是利于提高纵梁的抗扭刚度。缺点是当车架产生较大扭转变形时，纵梁上下翼面应力将大幅度增加，易引起纵梁上下翼面的早期损坏。由于车架前后两端扭转变形较小，因此本车架前后两端采用了该种连接方式，为了提高纵梁的扭转刚度采用了纵向连接尺寸较大的连接板。横梁仅固定在腹板上

横梁仅固定在腹板上，这种连接形式连接刚度较差，允许截面产生自由跷曲，可以在车架下翼面变形较大区域采用，以避免纵梁上下翼面早期损坏。

横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，此种连接方式兼有以上两种方式连接的特点，但作用在纵梁上的力直接传递到横梁上，对横梁的强度要求较高。由于该车平衡悬架的推力杆与平衡悬架支架上的两根横梁连接，因此，这两根横梁与纵梁共同承受平衡悬架传递过来的垂直力(反)和纵向力(牵引力、制动力)。

综合以上考虑，本副车架的纵梁与横梁的连接采用第3种方式，即横梁同时与纵梁的腹板及上或下翼板相连，同时为了降低成本和适于批量生产，本车架纵梁和横梁的连接方式采用铆接。

综合考虑三种连接方式的特点，以及装配工艺性，本文设计的主副车架之间采用止推连接板式。

3 举升机构的设计

举升机构是自卸汽车的重要工作系统之一,其设计质量直接影响自卸汽车的使用性能。随着自卸汽车产品技术的发展,举升机构的结构型式也不断增多。若能将不同类型的举升机构其各自的特点配备到与之相适应的自卸汽车则无论是自卸汽车的工作性能,还是举升机构的使用效率,都会得到很大的改善。因此,如何选择合适的举升机构,成为自卸汽车设计中的首要问题。

3.1 举升机构结构型式的分类及特点

自卸汽车上,现在广泛采用液压举升机构。根据液压缸与车厢底板的连接方式,常用的举升机构可以分为直推式和连杆组合式两大类。

3.1.1 直推式举升机构

液压缸直接作用在车厢底板上的举升机构称为直推式举升机构。按举升点在车厢底板下表面的位置,该类举升机构又可分为液压缸前置和液压缸后置两种型式。前者液压缸支在车厢中部,液压缸行程较小,液压缸的举升力较大,多采用双缸双柱式液压缸。后者的液压缸支在车厢前部,液压缸的举升力较小,液压缸行程较大,一般用于重型自卸汽车上。

图3-1 直推式举升机构

3.1.2 连杆组合式举升机构

液压缸与车厢底板之间通过连杆机构相连接,此种举升结构称之为连杆组

合式举升机构。常用的连杆组合式举升机构布置有两种：液压缸前推式（图4-2a）

和液压缸后推式。连杆组合式举升机构具有举升平顺、液压缸活塞的工作行程短、机构布置灵活等优点。

图3-2 连杆组合式举升机构

1-铰支座；2-车厢；3-油缸；4-三角臂

2-

3.2 举升机构选型

对于液压举升机构考虑到工作环境、工作性质及工作内容等的要求，在设计液压举升机构时应满足的性能有：（1）较强的免维护性；（2）良好的动力性；（3）平稳性；（4）卸料性；（5）紧凑性；（6）协调性。

3.2.1 举升机构布置原则

1) 在车厢放平的情况下，举升机构不能与车身底盘上安装的零部件发生干涉。

2) 在可能的情况下，应将举升机构尽量靠前布置。

3) 在保证机构不与其它零部件干涉的情况下，尽量降低举升机构的布置位置。

4.2.2 举升机构类型的选定

对于自卸车，本文选用后置式直推举升机构;为提高举升的稳定性，采用双缸双顶式油缸。

4.自卸车主要性能计算

专用车性能参数计算是总体设计的主要内容之一，本节仅介绍利用解析法计算专用汽车部分性能参数的一般步骤。

4.1汽车行驶阻力

4.1.1滚动阻力F f

专用汽车的滚动阻力F

f

由下式计算：

F

f =α

cos

gf

m

a

（4-1）

式中：

a

m—专用汽车的总质量（kg）；

f—滚动阻力系数；

α—道路坡度角（°）。

滚动阻力系数f取决于轮胎的结构型式及气压、车辆的行驶速度、路面条件等因素。当车速在50km/h以下时，f可取为常数。当车速大于50km/h时，f 可表达成车速v的线性函数，有：

f=

o

f+kv (4-2)

式中：v—专用汽车的行驶速度（km/h）；

o

f—滚动阻力系数中的常数项；

k—比例系数。

4.1.2空气阻力F w

大量试验结果表明，汽车的空气阻力与车速v的平方成正比，即

F

w =0.0472

D

D

A

C v（4-3）

式中：D C —空气阻力系数，专用汽车D C 可取为0.5～0.9，汽车列车每节全挂车D C 增加25%，每节半挂车增加了10%；

D A —迎风面积（2m ），可按A=BH 估算，B 为轮距（m ），H 为整车高度（m ）。

4.1.3坡道阻力F i

专用汽车上坡行驶时，整车重力沿着坡道的分力伟坡道阻力，其计算公式为：

F i =αsin g m a （4-4）

4.1.4加速阻力F j

加速阻力是汽车加速行驶时所需克服的惯性阻力，有

F j =j δa m （4-5）

式中：j —汽车加速度（m/2s ）;

δ—传动系统回转质量换算系数。

δ的计算公式为

δ=1+

2w I r m a ∑+222r m i i I a g o f η（4-6）

式中：w I —车轮的转动惯量（kg.m ）；

f I —发动机飞轮的转动惯量（kg.m ）；

r —车轮的滚动半径（m ）。 进行动力性计算时，若不知道w I 、f I 值，则可按下述经验公式估算δ值：

δ=1+1δ+22g

i δ（4-7） r v

i i n o g e 377.0=（4-8）

代入式（4-6），整理后，得：

)sin cos (j m 212a ααδ++++=f C C Bv Av （4-7 ）

汽车直线行驶时的驱动力和行驶阻力的平衡方程式反映了汽车在克服了外界其阻力之后所具有的加速度能力，由此可计算出评价车辆的动力性指标。

结论

本次设计的自卸车主要用于大型矿山、水利工程，承担砂石、泥土、煤炭等运输。自卸车主要由汽车底盘、取力装置和举升装置组成，因此本次设计主要完成以下几个方面：

(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求；

(2) 对各部件进行合理布置和运动校核；

(3) 对整车性能进行计算和控制，保证自卸汽车主要性能指标实现；

(4) 协调好整车与总成之间的匹配关系，配合总成完成布置设计，使整车的性能、可靠性达到设计要求。