货车的设计_布置各性能参数的选定

1、本科毕业设计(论文)题 目： 重型矿用自卸车总布置设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械工程及自动化 姓 名： 曹 永 指导教师： 王玉林 教授 2008 年 6 月 5 号摘要随着我国经济的快速发展，矿山工业也快速发展，对矿用自卸车的需求量也越来越大，为适应这一情况国内很多厂家开始设计矿用自卸车。本论文对矿用自卸车发动机、变速器以及行驶系统的主要部件进行了选择，且对矿用自卸车进行了总布置设计，其中包括对发动机、变速器以及传动系统进行了布置，重点是传动系统，使它与发动机、变速器能达到最优配合。此外，还对矿用自卸车的动力性和燃油经济性进行了分析计算，以确保自卸车既有足够的动力，又能够有好的

2、燃油经济性。关键词 爬坡度 传动系 动力性 经济性AbstractWith Chinas rapid economic development, mining industry has developed rapidly, the Mine Dump Truck demand is also growing, in order to meet the situation, many domestic manufacturers began developing the design of Mine Dump Truck. In this paper, I make a choice of th

3、e Mine Dump Truck engine, transmission and the main components of traffic system, and describe the layout design of Mine Dump Truck in detail, fix up the engine, transmission and drive system, with a focus on transmission System so that it can achieve optimal corresponds to the engine and transmissi

4、on. In addition, the driving force of the Mine Dump Truck and fuel economy were analyzed, to ensure that the dump truck has enough power and good fuel economy.Keywords Climbing degree Transmission Dynamic Economy目录第一章第一章 绪论绪论.11.1 课题的提出及意义 .11.2 国内外自卸车的现状 .21.2.1 国外自卸车概况.21.2.2 国内自卸车概况.31.3 主要研究内容和方

5、法 .3第二章第二章 矿用自卸车总布置设计方案矿用自卸车总布置设计方案.42.1 总布置概述 .42.1.1 设计目的.42.1.2 设计原则.52.1.3 设计流程.52.2 自卸车形式的选择 .62.2.1 轴数的选择.62.2.2 驱动形式的选择.62.2.3 自卸车的布置形式.62.2.4 轮胎的选择.62.3 自卸车主要参数的选择 .72.3.1 自卸车主要尺寸参数的确定.72.3.2 自卸车质量参数的确定.82.3.3 自卸车性能参数的确定.92.4 发动机的选择 .102.4.1 发动机形式的选择.102.4.2 发动机主要性能指标的选择.112.5 传动系参数的确定 .122.

6、5.1 最小传动比的确定.122.5.2 最大传动比的确定.122.5.3 变速器档位数的确定.132.6 自卸车的总体布置 .132.6.1 整车布置的基准线零线的确定.132.6.2 各部件的布置.142.7 整车质量、轴荷分配和质心高度的计算 .152.7.1 空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算.152.7.2 满载状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算.19第三章第三章 矿用自卸车动力性、经济性分析矿用自卸车动力性、经济性分析.213.1 动力性分析 .213.1.1 发动机外特性曲线图的绘制.213.1.2 驱动力与行驶阻力平衡图.213.1.4 动力因数的计算.243.

7、2 燃油经济性分析 .273.2.1 燃油经济性的评价指标.273.2.2 自卸车燃油经济性的计算.29第四章第四章 总结与展望总结与展望.36致致 谢谢.38参考文献参考文献.39附录附录 A.40附录附录 B.41第一章第一章 绪论绪论1.1 课题的提出及意义货车是利用发动机动力驱动液压举升机构，将货箱倾斜一定角度从而达到自动卸货的目的，并依靠货箱自重使其复位。按不同的用途货车可分为两大类：一类是公路运输用的轻、中、重型（装载质量在 220 吨）普通货车，这种货车主要承担着泥土、砂石、煤炭等松散货物的运输工作；另一类是非公路运输用的重型和超重型（额定装载质量在 20 吨以上）货车，这种货车

8、主要应用于大型矿山、水利、工地等场所。货车具有爬坡能力大，转弯半径小，机动灵活和道路修筑容易等特点，广泛应用于开采分散，地形复杂，多点排倒的各类矿山。随着世界经济一体化的发展，我国重型矿用自卸车的生产将面临更大的机遇和挑战，国际技术合作和新型矿用自卸车的研制与开发是我国有关厂家迎接挑战、拓展市场的最有效途径。利用自身的优势，高起点开展国际技术合作，可以迅速提高产品档次，形成系列，抢占市场。技术创新、功能完备、性能可靠将是重型矿用自卸车研究开发的重点。随着世界经济的发展和大型矿山现有设备的更新换代，国内外矿山对重型矿用自卸车的需求量将会增大，国内厂家应及早准备，积极开拓，以提高我国重型矿用自卸车

9、的整体水平，并不断扩大市场占有率。1.2 国内外自卸车的现状货车起源自 1963 年由美国 Unit-Rig 公司和 G.E 公司合作研制出世界上第一台装载质量为 77 吨矿用电动轮自卸车以来，经过 30 多年的不断完善和大量新技术、新材料、新工艺的采用。重型矿用电动轮自卸车作为汽车的新品种已发展成熟，形成了以美国德莱塞（Dresser）公司、尤克里德日产（Euclid）公司、尤尼特里格（Unit-Rig）公司等为代表的矿用电动轮自卸车生产企业，其装载质量已从第一台的 77 吨上升到目前的 380 吨，并有 108 吨、120 吨、154 吨、170吨、190 吨、220 吨、280 吨、31

10、7.5 吨等多个系列。1.2.1 国外自卸车概况国外于 50 年代中期，由于汽车运输在矿山开采中显示出很大的优越性，承载 20 吨以上的矿用自卸车在逐步被应用在矿山开采和建筑工地上。到 60 年代其承载量达 60 吨左右。后由于电传动的出现，解决了矿用自卸车向大吨位发展的问题。从而早 60 年代后期，100 吨以上的矿用自卸车纷纷出现。到 70 年代已出现了 200-300 吨的巨型电动轮矿用自卸车。目前世界上生产重型矿用自卸车的国家有：美国、日本、白俄罗斯和法国等国。主要生产厂家有：小松矿用设备公司、尤克里德-日产公司、尤尼特-里格公司、卡特彼勒、利勃海尔公司、特雷克斯公司和白俄罗斯的别拉斯

11、等。且这些厂家的共同特点是：1）全系列：从最小的 20 吨到最大的 300 吨全系列生产；2）专业化：主要及关键部件采用专业厂生产的产品。如发动机选用康明斯、底特律（DDC）、MTU 等柴油机厂生产的产品，电传动系统选用 G.E、东洋公司产品，变矩器选用艾里森产品，制动器选用洛克威尔产品等；3）完整的配套体系：专业厂和主机厂之间形成了一个完整的生产供应体系。 由于国际发达国家非常重视自卸汽车的生产，自卸汽车生产量占载货汽车的比例较高，如美国 13%，前苏联 10%。自卸汽车运输量占公路货运量在 50%以上，国外自卸汽车占载货汽车保有量和年产量都在 20%以上。工程自卸车经过十几年的不断开发，不

12、断改进，发展非常迅猛，各大公司都推出自己的自卸车品牌，力争在国内及国际市场上占有一席之地，最著名的重型自卸车品牌包括瑞典的沃尔沃、德国的奔驰、法国的雷诺、荷兰的海沃、印度的塔塔、美国的马克等。1.2.2 国内自卸车概况由于矿用自卸车对国家的资源和能源开发具有密切的关系及重要的作用，北京和上海于 70 年代初相继研制出并开始成批生产 20 吨和 32 吨矿用自卸车。目前，国内矿用自卸车的研制，基本上已初具系列。国家定点生产矿用自卸车的工厂有：北京重型汽车制造厂、上海重型汽车制造厂、本溪重型汽车厂、湘潭电机厂和内蒙古第二机械总厂。综观我国矿用自卸车制造业，进展比较缓慢，吨位品种尚不齐全，32 吨以

13、上品种尚在起步阶段，产品的关键问题是质量不过关，与国外存在较大的差距。具体表现在 1）产品品种不成系列；2）产品性能差质量低；3）生产设备陈旧落后工艺水平低；4）技术开发力量分散。近些年来，由于国家相当重视矿用自卸车的发展，我国的各大企业也开始重视矿用自卸车的开发也开始形成自己的自卸车品牌。如中国重汽的斯太尔、中国一汽的解放、东风集团的东风等。1.3 主要研究内容和方法研究方法如下：1）参考有关资料初步确定所设计矿用车的尺寸参数、质量参数、通过性参数等；2）利用有关参数初步确定所需发动机功率并选择发动机，选定后较核是否足要求；3）根据所选发动机的功率确定传动系统的各个部件；4）选择合适的悬架、

14、车桥、转向系统和制动系统；5）确定举升系统；6）选定各系统后进行总布置设计；7）完成总布置后进行运动较核及传动较核等。8)对整车进行动力性与经济性分析。 第二章主要介绍了矿用自卸车的各个总成的选择以及整车的布置方案，并确定了所设计车的各个总成的参数以及整车的参数；第三章对所设计的矿用自卸车进行了动力性和燃油经济性分析以检验所选的各个总成的参数和整车参数是否满足要求。第二章第二章 矿用自卸车总布置设计方案矿用自卸车总布置设计方案2.1 总布置概述汽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；总体设计水平的高低对汽车的设计质量、使用性能和

15、产品的生命力起决定性的影响。汽车是一个系统，这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件：（1） 汽车是由多个要素（子系统及连接零件）组成的整体，每个要素对体的行为有影响；（2）组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的（3）汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的由此，汽车具备系统的属性，对环境表现出整体性、一辆子系统属性匹配协调的汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的、简单的总和、反之，如果子系统的属性因无序而相互干扰，即便是个体性能优良的子系统，其功能也会因相互扼制而抵消，功率循环、轴转向等就是这样的典型例子。系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来、用

16、整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化，道理是十分显然的、汽车设计任务的等级形态表现为：上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标，下位设计是实现上位设计功能的手段、上、下位体系可从总体设计逐级分至零件设计，总体设计无疑处于这种体系的最上位，设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框架内进行、子系统设计固然重要，但统揽全局、设计子系统组合和相互作用体系规则的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛、更为深刻。2.1.1 设计目的（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

17、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。2.1.2 设计原则（1） 汽车的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。（2） 选型应在对同类产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行。（3）应从已有的基础出发，对原有车型和引进的样车进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新车型。（4）设计应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵

18、犯他人权利。（5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。2.1.3 设计流程（1）调查研究与初始决策：选定设计目标，并制定产品设计工作及方针原则；（2）总体方案设计:根据所选定的目标及对开发目标制定的工作方针、设计原则等主导思想提出整车设想，即概念设计或构思设计；（3）绘制总布置草图,确定整车主要尺寸、质量参数与性能以及各总成的基本形式；（4）车身造型设计及绘制车身布置图：绘制不同外形、不同色彩的车身外形图；制作相应的造型的1：5整车模型；从中选优后，再制作1：5或1：1的精确模型；（5）编写设计任务书；（6）汽车总布置设计；（7）总成设计；（8）试制、试验、定型。2.2 自卸车形式的选择2

19、.2.1 轴数的选择汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。随着汽车载重量的增加，各相关总成也要相应的加大，汽车的自重也要增加，这样会造成汽车单轴的负荷增加，为了降低单轴负荷，常采用增加轴数的方法，这样可以提高载重量而不增加单轴负荷，同时还不会增加车箱底板的离地高度，提高通用化、系列化水平，便于生产、降低生产成本等。鉴于以上情况，本自卸车采用三轴。2.2.2 驱动形式的选择 汽车的驱动形式有 42、44、62、64、66、84、88 等。汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形

20、式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变的困难。为了提高本自卸车的通过性和爬坡能力，采用 64 的驱动形式。2.2.3 自卸车的布置形式 汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，其布置形式对使用性能也有重要影响。本自卸车采用发动机前置后桥驱动的形式其优点是：可以采用直列、V 型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置。2.2.4 轮胎的选择 轮

21、胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车轴和地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮可实现对汽车运动方向的控制。 轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响。轮胎及车轮不见应满足的基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。考虑以上种种因素且参照国家标准 GB 51682 本自卸车选用 S1203090-164X 型轮胎。2.3 自卸车主要参数的选择2.3.1 自卸车主要尺寸参数的确定（1）外廓尺寸外廓尺寸 汽车

22、的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。在公路和市内行驶的汽车最大外廓尺寸受有关法规限制而不能随意确定，而矿用自卸车是非公路用车辆可以不受法规限制。本自卸车的长宽高为 8557mm3000mm3400mm。（2）轴距的确定轴距的确定 轴距对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、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；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。考虑到以上种种情况，本自卸车前轴和中轴的距离为 3600mm，中轴和后

23、轴的距离为 1450mm。（3）汽车的轮距的选择汽车的轮距的选择 改变汽车的轮距会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化。增大轮距则车厢内宽随之增加，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性变好；但是汽车的总宽和总质量及最小转弯直径等增加，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。鉴于以上因素，本自卸车的前轮距为 2400mm，中后轮距均为 2198mm。（4）前悬和后悬的确定前悬和后悬的确定 前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视

24、野变坏。又因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。综合考虑以上因素，本自卸车的前悬为 1677mm。 后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低。总质量在 1.814.0t 的货车后悬一般在 12002200mm 之间，特长货箱的汽车后悬可达到 2600mm，但不得超过轴距的 55%。本自卸车的载重量为 25t，综合考虑以上因素其后悬长度为 1850mm。2.3.2 自卸车质量参数的确定（1）整车整备质量整车整备质量 整车整备质量是指车上带上所有装备（包括随车工具、备

25、胎等），加满燃料、水、但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响。为了节约燃料，降低排放量应尽量减少整车整备质量。其措施主要有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等。在设计初需估算整车整备质量。本自卸车的整车整备质量约为 18t。（2）质量系数质量系数 汽车的整备质量利用系数 m0是汽车的装载量与整备质量之比，即Gm0mm0=0mmG它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。显然，此系数越大表明该车型的材料利用率越高和设计与工艺水平越高。因此，设计新车型时在保证汽车零部件的强度、刚度及可靠性与寿命的前提下，应力求减轻其质量，

26、增大这一系数值。根据经验矿用自卸车的质量利用系数值的范围为当45t 时为 1.31.7。本自卸车的质量系数为 1.38，满足要求。GM（3）汽车总质量汽车总质量 汽车总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。在设计初期需要估算。本自卸车的总质量约为 43t。（4）轴荷分配轴荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以

27、利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。这是相矛盾的需综合考虑两方面的因素使其达到最优状态。本自卸车空载前轴约占后 50.8%,中轴约占 24.6%, 后轴约占 24.6%;满载前轴约占后28.3%,中轴约占 35.85%,后轴约占 35.85%。（见 2.7）2.3.3 自卸车性能参数的确定1）动力性参数动力性参数（1）最高车速：由于自卸车行驶在矿山上，路面条件很复杂故车速不应过高，本自卸车的最高车速为 51km/h。（2）上坡能力：由于矿山上坡度较大并且路面多为碎石，故自卸车对爬坡能力要求很高，本自卸车的最大爬坡度为 37%

28、。（3）加速时间：汽车在平直良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。（4）汽车比功率和比转矩 比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以综合反应去汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能、速度性能要好于比功率小的汽车。我国 GB72581997机动车运行安全技术条件规定：对农用运输车比功率大于 4.0kW/t，而其它机动车比功率大于 4.8 kW/t.本自卸车的比功率为 5.85 kW/t，符合国家标准。比转矩是汽车 所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。它反应了汽车的牵引能力。货车总质量 80135 吨的比转矩范围为 3844Nm/t

29、.本自卸车的比转矩为 38.2Nm/t，符合要求。2）燃油经济性参数燃油经济性参数 汽车在良好的水平硬路面上以直接档满载等速行驶 100 km 时的最低燃料消耗量 Q(L100km)，称为汽车的“百公里最低燃料消耗量”，是汽车的燃料经济性常用的评价指标。它也是满载的汽车在良好的硬路面上用直接档以经济车速等速行驶时的百公里耗油量。该值越小越好。根据经验可知矿用自卸车的单位质量百公里燃油消耗量的范围为 1.431.53L/（100tkm）。3）汽车最小转弯直径汽车最小转弯直径 汽车的最小转弯直径是汽车机动性的主要参数。最小转弯直径是指当转向盘转至极限位置时由转向中心至前外轮接地中心的距离，它反映了

30、汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和在狭窄路面上或场地上调头的能力。其值与汽车的轴距、轮距及转向车轮的最大转角等有关，并应根据汽车的类型、用途、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。GB725897 中规定：机动车的最小转弯直径，以外轮轨迹中心为基线测量其值不得大于 24m。当转弯直径 24m 是前转向轴和末轴的内轮差不得大于 3.5m。根据经验矿用自卸车的最小转弯直径为：当装载质量大于 45t 时为 15.019.0m 当装载质量小于 45t 时为 18.024.0m.本自卸车的最小转弯直径取值范围为 15.019.0m。本自卸车的最小转弯直径为17.3m 满足要求。4）通过性参数通过性参数 根

31、据经验可知：矿用自卸车的最小离地间隙应大于 320mm。本自卸车的最小离地间隙为 386mm。5）制动性参数制动性参数常以制动距离、制动减速度和制动踏板力作为汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。制动距离是指在良好的试验跑道上和规定的车速下，紧急制动时由踩制动踏板起到完全停车的距离。我国通常以车速为 30kmh 和 50kmh 的最小制动距离来评比不同车型的制动效能。对于紧急制动时踏板力，货车要求不大于 700N。本矿用自卸车对制动参数的要求为最大制动距离为 18m。2.4 发动机的选择2.4.1 发动机形式的选择 就世界范围而言，大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机，轻型载货汽

32、车采用柴油机的也不少，甚至欧洲已将小型高速柴油机用到某些轿车上。与汽油机相比，柴油机具有油耗低、燃料经济性好、无点火系统，故障少、工作更可靠，耐久性好、寿命长，排气污染较低和防火安全性好等优点。但一般柴油机的振动及噪声较大，轮廓尺寸及质量较大，造价较高，起动较困难并易冒黑烟。近年来，由于柴油机在产品设计和制造工艺方面的不断完善，其上述缺点已得到较好的克服。较大马力、高转速、低噪声、小型化且运转平稳的柴油机的研制开发成功，使装柴油机的轻型汽车日益增多，在轿车上的装用也取得成功。鉴于柴油机的特性，本自卸车选用柴油机。 按气缸排列型式，发动机又有直列、水平对置和 V 型等区别。直列式的结构简单、维修

33、方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上得到了广泛应用。本自卸车采用直列式。 按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。水冷发动机冷却均匀可靠，散热好，气缸变形小，缸盖、活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性高；能很好地适应大功率发动机的冷却要求；发动机增压后也易于采取措施(加大水箱、增加泵量)加强散热；噪声小；故本自卸车采用水冷发动机。2.4.2 发动机主要性能指标的选择 发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机功率。 可根据最高车速估算发动机的功率：= (

34、2-1)maxeP)761403600(13maxmaxaDaraTvACvgfm式中，为发动机最大功率（kw）；maxeP为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的 42 汽车可取为 90%；T为汽车总质量（kg）；amg为重力加速度（m/）；2s为滚动阻力系数，对乘用车=0.01651+0.01（-50），对货车取 0.02，rfrfav矿用自卸车取 0.03；为空气阻力系数，乘用车取 0.300.35，货车取 0.801.00，DaaCvv代入；用max客车取 0.600.70，这里取 0.9；A 为汽车正面投影面积（）。2m代入数据可得：= maxeP)761403600(13maxmax

35、aDaraTvACvgfm kW6 .23039.19183. 0146.1693.17483. 0151761405 .109 . 051360003. 08 . 94200083. 013）（）（据此，本自卸车选用 LANDKING WP12.366N 系列发动机，其最大功率为246kw,对应的转速为 1800r/min.最大转矩为 1603Nm,其对应的转速为12001400r/min。均满足使用要求。2.5 传动系参数的确定2.5.1 最小传动比的确定整车传动系最小传动比的选择，可根据最高车速及其功率平衡图来确定。 在普通的载货汽车上，变速器的最高档大都取 1.0，则传动系的最小总传动

36、比即为驱动桥的主减速比 io，若有超速档或副变速器、分动器时，最小传动比则为它们的速比和 i 的乘积。本自卸车的最小传动比为 8.85。2.5.2 最大传动比的确定 最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积。该速比主要是用于汽车爬坡或道路条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行驶。此时变速器最大速比为： （2-1max0(cossin)keTmg friTi2）由此公式可得11.9761ki式中 最大爬坡度， R车轮滚动半径，m本自卸车的最大传动比至少为 8.8511.976=105.9。2.5.3 变速器档位数的确定 变速器档位数的多少，要根据汽车的类型，使用条件和性

37、能要求及最高档和最低档的速比范围大小而定。 载货汽车的吨位越小，档位数可取少些，随着吨位的增大，档位数也增多。这主要从动力性、经济性、操纵性、结构复杂程度及需要进行选择。 档位数越多，发动机的功率利用率越高(高功率区工作时间长)，既增加了动力性，同时也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，提高了燃油经济性。综合考虑自卸车的工作环境和以上因素，本自卸车选用国产伊顿 RT-1150C 型，九档机械式，双中间轴，浮动主轴允许最大功率 265kw。其中低挡传动比为 12.42，满足设计要求。2.6 自卸车的总体布置2.6.1 整车布置的基准线零线的确定汽车在满载状态下，确定整车的零线(三维坐标面的交线)

38、、正负方向及标注方式。 (1)整车在满载状态、车头向左来确定整车的坐标线。 X 坐标线：通过左右前轮中心的铅垂面，在侧视和俯视图上的投影线即为 XX 坐标线，前为“-”后为“+”，该线标记为 。 0 xZ 坐标线：取车架纵梁上翼面上较长的一段平面，或承载式车身中部底板的下表面，并与水平面平行时，该面在前视和侧视图上的投影线即为 Z 坐标线，上为“+”、下为“-”，标记为 。 0z y 坐标线：通过汽车纵向中心线的铅垂面，在前视和俯视图上的投影线为了Y 坐标线，前视图中右侧为“+”、右侧为“-”，标记为 。 0y(2)在新车设计时，整车的坐标线确定后，车身(车头、驾驶室)、车架的坐标线也确定了，

39、三者是统一的。如果用现有的车身、车架拼装新车型，则三者的坐标线不一定一致。因为所选用的车身、车架已有自己的坐标线，而布置在新车上时，其坐标线不一定与新车的坐标线重合，因布置上的需要会造成差值，在设计时应记住这一差值，作为设计的原始数据。原车身、车架的坐标不随新车的坐标而变动。在绘制总布置图时，先确定零线的位置。一般是从侧视图上开始，根据整车的前悬及车架上表面至地面的高度，确定 X 和 Z 坐标线的交点，然后通过该点画一水平线和一垂直线，分别代表和。0 x0z2.6.2 各部件的布置1）发动机的布置 发动机的上下位置对离地间隙和驾驶员视野有影响。货车通常将发动机布置在前轴上方，考虑到悬架缓冲块脱

40、落以后，前轴的最大向上跳动量能达到70100mm，这就要求发动机有足够高的位置，以防止前轴碰坏发动机油底壳。油底壳通常设计成深浅不一的形状，使位于前轴上方的地方最浅，同时再将前梁中部锻成下凹形状。所有这些措施将有利于降低发动机位置的高度，并使发动机罩随之降低，有利于降低质心高度。此外，还要检查油底壳与横拉杆之间的间隙。发动机高度位置确定后，用气缸体前端面与曲轴中心线交点 K 到地面高度尺寸 b 来标明其高度位置。本自卸车的 b 为 920mm。在发动机的高度位置初步确定后，风扇和散热器的高度随之而定，要求风扇中心和散热器中心相重合，以使散热器在整个面积上接受风扇的吹风冷却。为了保证空气的流畅，

41、散热器和风扇之间的距离应不小于 50mm。本自卸车散热器和风扇之间的距离为 78mm。 发动机的前后位置会影响汽车的轴荷分配、发动机前置后轮驱动汽车的传动轴长度和夹角以及货车的面积使用率。为了减小传动轴夹角，发动机前置后轮驱动汽车的发动机常布置成向后倾斜状，使曲轴中心线与水平线之间形成 14夹角。本自卸车的传动轴夹角较小故发动机曲轴中心与水平线重合。2）传动系的布置 由于发动机、离合器、变速器装成一体，所以在发动机位置确定后，包括发动机、离合器、变速器在内的动力总成位置也随之而定。驱动桥的位置取决于驱动轮的位置，同时为了使左右半轴通用，差速器壳体中心线一应与汽车中心线重合。本自卸车传动轴夹角为

42、 3。其当量夹角为=4.24，又e其中 n 为 1900r/min,可得=219.6rad/s800rad/s 满足要求。n21212e3）悬架的布置 货车的前、后悬架多采用纵置半椭圆形钢板弹簧。为了满足转向轮偏转所需要的空间，常将前钢板弹簧布置在纵梁下面。钢板弹簧前端通过弹簧销和支架与车架连接，而后端用吊耳和支架相连。这样布置有利于缓和来自路面的冲击。本自卸车即采用了此种布置形式。4）转向装置的布置 转向盘位于驾驶员座椅前方，为保证驾驶员能舒适的进行转向操作，应注意转向盘平面与水平面之间的夹角，并以取得转向盘前部盲区距离最小为佳，同时转向盘又不应当影响驾驶员观察仪表，还要照顾到转向盘周围（如

43、风挡玻璃等）有足够的空间。 前悬架采用钢板弹簧时，为了避免悬架运动与转向机构出现不协调现象，应将转向器布置在前钢板弹簧跳动中心附近，即前钢板弹簧前支架偏后不多的位置处。5）制动系的布置 踩下制动踏板所需要的力，比踩下油门踏板要大得多，因此，制动踏板应布置在更靠近驾驶员处，并且还要做到脚制动踏板和手制动操纵轻便。还应检查杆件运动时有无干涉和死角，更不应当在车轮跳动时自行制动。 6）油箱、蓄电池的布置 根据汽车的最大续驶里程来确定油箱的容积。布置油箱时应使其远离消声器和排气管，否则应当加装有效的隔热装置。蓄电池应与起动机位于同侧，并且它们之间的距离越近越好，以缩短线路，同时还要考虑拆装方便性和良好

44、的接近性。根据以上原则布置如下图 2-1，2-2，2-3。2.7 整车质量、轴荷分配和质心高度的计算2.7.1 空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算整车整备质量(自重) Mc 按下式计算Mc = （2-ONiiM13）图 2-1 总布置设计主视图图 2-2 总布置设计左视图图 2-3 总布置设计俯视图式中 用估算整车整备质量的全部总成数量(总成的划分可根据实际ON情况由设计人员自定)； Mc 整车装备质量，kg。由各个总成的质量可得：Mc=+=1500kg+1000kg+4000kg+2500kg+500kg+500 321MMM12Mkg +500 kg+500kg+1000kg +

45、1000kg+3000kg1000kg=18000kg式中 发动机的质量 1500kg 变速器的质量 1000kg1M2M车厢的质量 4000kg 车架的质量 2500kg3M4M驾驶室的质量 500kg 举升系统的质量 500kg5M6M水厢、风扇的质量 500kg 前悬架的质量 500kg7M8M后悬架的质量 1000kg 前桥的质量 1000kg9M10M中、后桥的质量 3000kg 储气筒、油箱的质量 1000kg11M12M以自卸车与前轴相距 1700mm 的垂线与水平面的交点为原点，水平线为 x 轴建立直角坐标系可得各个总成质心的坐标。如下：（1600mm，1062mm） （320

46、0mm，950mm） （5500mm，2100mm）1M2M3M（3700mm，1064mm） （800mm，2000mm） （2200mm，2066mm）4M5M6M（550mm，921mm） （1700mm，630mm） （6000mm，630mm）7M8M9M（1700mm，630mm） （6000mm，630mm） （3700mm，946mm）10M11M12M由以上坐标点可得质心的横坐标为:=（15001.6+10003.2+40005.5+25003.7+5000.8+0 x5002.2+5000.55+5001.7+10006+10001.7+30006+10003.7）/180

47、00=3.826（m）纵坐标为:=(15001.062+10000.95+40002.1+25001.064+5002+5002.00y66+5000.921+5000.63+10000.63+10000.63+30000.63+10000.946)/18000=1.139(m)由此可得质心的坐标为（3826mm，1139mm）,质心与前轴的距离为 3826mm-1700mm=2126mm（见图 2-4）。2.1262.199F中后F前G空载图 2-4 空载轴荷示意图前轴荷=89688.7N；前F325. 4199. 28 . 918000中后轴荷=- =180009.8-89688.7=86

48、711.3N；后FgMc前F又中后轴荷相等可得中轴荷为 43355.65N，后轴荷为 43355.62；轴荷比例分配为:前轴占 50.8%,中轴占 24.6%, 后轴占 24.6%；质心高度为 1139mm。2.7.2 满载状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算满载状态下整车质量的计算:整车最大总质量（总重）按下式计算：tM=tM11NiiM式中 N1用于估算整车最大总质量的全部总成和负载的数量（一般在整车整备质量基础上加上乘员和最大装载质量）。=+=1500kg+1000kg+29000kg+2500kg+500kg+500 tM321MMM12Mkg +500 kg+500kg+1000

49、kg +1000kg+3000kg1000kg=43000kg式中 发动机的质量 1500kg 变速器的质量 1000kg1M2M车厢与货物的质量 29000kg 车架的质量 2500kg3M4M驾驶室的质量 500kg 举升系统的质量 500kg5M6M水厢、风扇的质量 500kg 前悬架的质量 500kg7M8M后悬架的质量 1000kg 前桥的质量 1000kg9M10M中、后桥的质量 3000kg 储气筒、油箱的质量 1000kg11M12M以自卸车与前轴相距 1700mm 的垂线与水平面的交点为原点，前端面为 y 轴建立直角坐标可得各个总成质心的坐标。如下： （1600mm，1062

50、mm） （3200mm，950mm） 1M2M（5500mm，2100mm）3M（3700mm，1064mm） （800mm，2000mm） 4M5M（2200mm，2066mm）6M（550mm，921mm） （1700mm，630mm） 7M8M（6000mm，630mm）9M（1700mm，630mm） （6000mm，630mm） 10M11M（3700mm，946mm）12M由以上坐标点可得质心的横坐标为:=（15001.6+10003.2+290005.5+25003.7+5000.8+5002.2+5000 x0.55+5001.7+10006+10001.7+30006+100

51、03.7）/18000=4.799（m）纵坐标为：=(15001.062+10000.95+290002.1+25001.064+5002+50y002.066+5000.921+5000.63+10000.63+10000.63+30000.63+10000.946)/18000=1.698（m）由此可得质心的坐标为（4799mm，1698mm）可知质心与前轴的距离为 4799mm-1700mm=3099mm由图 2-5 可得：可得前轴荷为:=119453.5N前F325. 4226. 18 . 943000中后轴荷为:=- =430009.8-119453.5=301946.5N后FgMc

52、前F又中后轴荷相等可得中轴荷为:150973.25N，后轴荷为:150973.25N轴荷比例分配为:前轴占后 28.3%,中轴占 35.85%,后轴占 35.85%，质心高度为 1689mm。3.0991.226F中后F前G满载图 2-5 满载轴荷示意图第三章 矿用自卸车动力性、经济性分析3.1 动力性分析3.1.1 发动机外特性曲线图的绘制由生产厂家提供的数据可得发动机的转速与功率以及转速与转矩的关系如表 3-1。表 3-1 发动机转速与功率扭矩的关系转速（r/min）扭矩（Nm） 功率（kw） 800 1212 101.53 900 1309 123.36 1000 1603 167.85

53、 1100 1600 184.29 1200 1603 201.42 1300 1602 218.20 1400 1603 234.99 1500 1533 240.79 1600 1459 244.44 1700 1377 245.12 1800 1304 245.78 1900 1243 247.30由此可得发动机的转速与功率的关系图以及转速与扭矩的关系如图 3-1，图 3-2；3.1.2 驱动力与行驶阻力平衡图由发动机的功率和转矩以及变速器的各档传动比可得各档的驱动力。由，又 r=0.63m，=0.83，=8.25 可得：riiTFTgtqt00377. 0iirnugaT0i发动机转速

54、与各档的自卸车速度与驱动力之间的关系如表 3-2，3-3 所示。600800100012001400160018002000800100012001400160018002000功 功 功 功 功 n/(r/min)功 功 功 功 功 N.m图 3-1 发动机外特性曲线图600800100012001400160018002000100150200250300350功 功 功 功 功 n/(r/min)功 功 功 功 功 kw/h图 3-2 发动机外特性曲线图表 3-2 发动机转速与各档车速的关系转速（r/min）I 档车速(km/h)II 档车速(km/h)III 档车速(km/h)IV 档

55、车速(km/h)V 档车速(km/h)VI 档车速(km/h)VII 档车速(km/h)VIII 档车速(km/h)8002.593.534.746.398.6911.8615.9021.479002.913.975.337.199.7813.3417.8924.1510003.244.415.927.9910.8714.8319.8826.8411003.564.866.528.7911.9516.3121.8729.5212003.885.307.119.5913.0417.7923.8632.2013004.215.747.7010.3914.1219.2825.8434.8914004

56、.536.188.2911.1915.2120.7627.8337.5715004.866.628.8911.9816.3022.2429.8240.2616005.187.069.4812.7817.3823.7231.8142.9417005.507.5010.0713.5818.4725.2133.8045.6218005.837.9510.6614.3819.5626.6935.7848.3119006.158.3911.2615.1820.6428.7137.7750.99又空气阻力为： ；NNAuCFaDw15.116215.21515 .109 . 015.212式中：为空气阻力

57、系数，货车取 0.801.00，这里取=0.9。DCDCA 为汽车正面投影面积（）为 10.5。2m2m又滚动阻力 NWfFf10290025. 08 . 942000由此可得本自卸车的驱动力-行驶阻力平衡图：见图 3-13.1.33.1.3 最大爬坡度的计算最大爬坡度的计算由以上数据可知：=16038.298.850.83/0.63=154941.9NriiTFTgnaxtqt0maxmax又 154941.9N-（10290N+1162.15N）=143489.75N表 3-3 发动机转速与各档驱动力的关系转速（r/min）I 档驱动力(kN)II 档驱动力(kN)III 档驱动力(kN)

58、IV 档驱动力(kN)V 档驱动力(kN)VI 档驱动力(kN)VII 档驱动力(kN)VIII 档驱动力(kN)800117.1585.9264.0147.4834.9025.5819.0814.13900126.5292.7969.1451.2837.7027.6220.6015.261000154.94113.6484.6762.8046.1633.8325.2318.691100154.65113.4284.5162.6846.0833.7725.1818.661200154.94113.6484.6762.8046.1633.8325.2318.691300154.84113.578

59、4.6162.7646.1433.8125.2218.681400154.94113.6484.6762.8046.1633.8325.2318.691500148.18108.6780.9760.0644.1532.3524.1317.871600141.02103.4377.0657.1642.0230.7922.9617.011700133.1097.6272.7353.9539.6629.0621.6716.061800126.0492.4468.8751.0937.5527.5220.5215.201900120.1588.1765.6548.7035.8026.2319.5614.

60、49由公式 （3-GFFFwft)(arcsin1）可得20.4348. 0arcsinmax由 tan=tan20.4=0.37 可得最大爬坡度为 37%。3.1.4 动力因数的计算由公式可得各档的动力因数，又与驱动力相比相差很大GFFDwtwFtF故可忽略不计。由以上数据可得出动力因数的部分数据如下：I 档的动力因数见表 3-4；且376. 01max1max1GFFDwtII 档的动力因数见表 3-5；表 3-4 I 档的车速与动力因数的关系 车速（km/h） 动力因数 2.59 0.285 4.86 0.360 5.50 0.323 6.15 0.292表 3-5 II 档的车速与动力