重型自卸车设计底盘设计有cad图

1、重型自卸车设计（底盘设计）摘要此次设计的非公路自卸车适应于多种特定用途，是土方运输和各种露天矿剥岩、沙 土运输的经济、高效、低耗的运输设备。该车具有为适应重载工况而特殊设计的悬挂系 统、加强型宽体驱动桥、14.00-20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，具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

2、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，分别作出了驱动力一行驶阻力平衡图，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

3、能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性DESIGN OF HEA VE PUTY DUMP (CHASSIS DESIGN)ABSTRACThe 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 especi

4、ally desingned suspension system,strengthen widen project driving 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 r

5、ate riving axle,its output torque is 30 point bigger than the 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 ,th

6、e choice and calculation about the main parameter of the 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

7、 equilibrium diagram,the dynamic factor diagram and the 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 c

8、haracteristic diagram,we made the fule consumption of 100km. In fact,the vehicles 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 loa

9、d and the position of the vehicles center of mass.Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 第一章前言 .4 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 第二章参

10、考车型技术数据6 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 第三章汽车主要技术参数的确定.7汽车主要尺寸的确定 7汽车质量参数的确定8发动机主要参数 9轮胎的选择 10传动比的选取 10最大传动比的选取 11变速器各挡传动比 12 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 第四章轴荷分配及质心位置的计算 13 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 第五章稳定性计算 .15纵向稳定性 15横向稳定性 15最小转弯半径的计算16在横向坡上转向时的稳定性 16 HYPER

11、LINK l bookmark51 o Current Document 第六章汽车动力性计算.17汽车各挡速度的计算 17汽车各挡驱动力的计算 17汽车空气阻力的计算 18 HYPERLINK l bookmark57 o Current Document 滚动阻力系数的计算19. HYPERLINK l bookmark61 o Current Document 6.5汽车行驶时动力因数 D的计算 .196.6各挡牵引功率Pe的计算.20 HYPERLINK l bookmark63 o Current Document 6.7阻力功率的计算 216.8汽车加速度的计算 21226.9 加

12、速度倒数的计算 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 汽车爬坡度的计算 23 HYPERLINK l bookmark71 o Current Document 第七章汽车的燃油经济性 24 HYPERLINK l bookmark73 o Current Document 第八章结论 .26参考文献 27 HYPERLINK l bookmark75 o Current Document 致谢 28耳 DrawingIndwg q Drawing2.dwg 与 Drawing 3,dwg 丽 巴硝刚图Ldwg .圉 d

13、wg 告率升视图）dwg 巴制切统知ELdwg如需cad图等其他文件，请加q： 1985639755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

14、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

15、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；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。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。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。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

16、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TL3400H260F7ZLTL3400H260F7ZKTL3400H260F7ZTTL3401H260F7QLTL3401H260F7QKTL3401 W280F7QT TL3401H280F7QLTL3401H280F7QKTL3

17、401 W280F8QTTL3401H260F7QLTL3401H280F7QT发动机型号WD615.56增压中冷WD615.50增压中冷发动机功率193kw/2200rpm206kw/2200rpm轴距2925mm+1400mm3400mm+1400mm平装斗容16m 317m 3堆装斗容18.5m 319.5m 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w 20sw 25s最局车速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/9.6m9.9m/10.3m最小离地间隙（前 轴下）350mm接近角/离去角2

18、90 /5629 /52长*宽*高7405mm*2985mm*3080mm7960mm*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车主要尺寸的确定.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

19、.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。止匕外，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.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 27003500之间。类比我们取B1=2400,B2=2

20、200O 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、8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 12002200之间。车质量参数的确定.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。.载质量me34.44 吨.质量系数T m0质量系数是指汽车载质量与整车整备质量之比值，即刀 m

21、0=m/m=34.44/15.56=2.24.汽车总质量ma货车总质量ma= m。+ me+n1*65 kg, m=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:表3-1轴荷分配参考表车型空载参考货车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吨整备质量15.56吨23%77%32%68%115000N385000N49792N105808N 3.3发动

22、机主要参数型号：WD615.69发动机形式：直列八缸、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H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马力每缸仃程：130mm最大扭矩：1350N2 m气缸缸径：126mm最大扭矩转速：11001600r/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:10 3,4轮胎的选择选用轮胎型号：14.00-20-20

23、PR其断面宽度：375mm外直径：1270mm轮辆名义直径：508mm 3.5传动比的选取.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/ho由公式V=0.377r.n/igi。（ km/h）其中 V 汽车车速 （km/h）r 车轮滚动半径（mmn发动机转速（r/min ）i g变速器各档速比i 0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i gi 0=9.47最高档为直接挡，即此时 ig=1则i 0 =9,47最大传动比的选取.根据最大爬坡度确定一档传动比11i g1=Gr (COS a max

24、+sin m max) /Ttq i 0 T其中 G汽车总质量，G=50000Nf 滚动阻力系数，货车取 f=0.011i0主减速器传动比为9.47r车轮滚动半径为600mmTtq 发动机最大转矩为1350 N2 mT T传动总效率“T二刀0刀轴”g“0=92%双级主减速器；”轴=98%传动轴和万向节；“g=92%故 t=0.82947由于要求最大爬坡度为42% 即a max=22.78240代入以上数据算得i g1 =12.68.根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比F tmax= Ttq i gi 0 刀 T/ r W Fz(|)其中 (|)=0.50.6Fz=(75%81%)G/cosx

25、 =79%*500000/cos22.7824=.根据最低稳定车速确定一挡传动比i g1=0.377 Hminr/U min i 0其中 nmin发动机最低转速 600 5 (r/min )umin发动机最低稳定车速 0.51 (km/h)求得 i g1=15.0723综上，最大传动比为i g1=12.68速器各档传动比12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12.688.466.264.643.382.501.851.371.0011.62总传 动效 率0.8420.8420.8420.8580.8580.8580.8580.

26、8740.8740.789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。13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和其质心位置（xi, yi） 。m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

27、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厅P部件名称质量m (kg)Xiyi1发动机及其附合器及操纵机构606008853变速器及离合器壳40010808704万向节传动20024757505后轴及后轴制动器300044956006后悬架及减速器140044958007前轴、前制动器、轮毂、转 向梯形100004208前悬架及减震器250306509车轮及轮胎总成2500380060010车架及支架拖钩装置20002800105011转向器140-900100012制动驱动机构70240065013油箱及油管12021009001414消

28、声器及排气管401245180015蓄电池组150144090016仪表及固定零件30-1050205517驾驶室380-555180018手制动器及操纵机构90448560019车厢总成22003750232520挡泥板2003150700根据表4-1中的数据进行如下计算:G2=10E mxi /L=97599 N 97600 NGi=Ga- G2=58001 N 58000 N (37.275%)汽车重心的纵向位置L1=2822.622 mmL2=L- L 1=1677.378 mm重心高度：hg=10口 myi/Ga=985.62 mm其中G 1空载时前轴静负荷G满载时后轴的静负荷L1质

29、心到前轴的距离L2质心到后轴的距离L汽车轴距G2 =10汇 m Xi /L=384599 N 384600 NG1 = Ga - G2 =115400 N (23.08%)汽车重心纵向位置L 1=3461.4 mm L 2=1038.6 mm重心高度：hg=10口myi/Ga =1908.185 mm15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。向稳定性纵向极限翻倾角上坡时a lim =arctanL 2 /hg =29.05770下坡时a lim =arctan （ L- L 2 ） / h

30、g =63.984 纵向滑移角上坡时a 3 =arctan 巾（L- L 2 ）/ （L-巾 hg ） =34.269 下坡时a 3 = arctan 巾（L- L 2 ）/（L+巾 hg ） =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。向稳定性横向翻倾角 B lim=arctanB/2 hg=34.719 0横向滑移角B小=arctan巾z=30.753其中 甲z为横向附着系数巾z=0.59516小转弯半径的计算汽车的最小转弯半径Fmin与汽车的内轮胎最大转角a ma人汽车轴距L、车轮转臂a、 主销距k等因

31、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/sin m max=8.223 (m)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 = 20.156km/h其中B轮距2.45mR汽车行驶转向半径8.223m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 巾 zgR = 24.924(km/h)17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i max 三个方面的指标来评定。 6.1汽车各挡速度的计算U=0.377 r.

32、n/ igi o （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 ）i g汽车变速器各挡传动比i 0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单位：km/h挡位 转（r/min、一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10001.87982.81743.80765.13707.05209.534212.884117.398323.835612002.25573.38094.56916.16448.462311.441115.460920.877928.602714002.63173.94445.33067

33、.19189.872713.347918.037824.357633.369916003.00764.50796.09228.219211.283115.254823.191427.837238.137018003.38365.07146.85379.246612.693517.161623.191431.316942.904120003.75965.63497.615210.274014.103919.068525.768234.796547.671222004.13556.19848.376711.301415.514320.975328.345138.276252.43846.2汽车各挡

34、驱动力的计算18Ft = Te i g i 0T T/ r (N)其中 F t驱动力(NTe发动机转矩(N.mig变速器各挡传动比i 0主减速器传动比r车轮滚动半径(MT T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(r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡1000146004.2897412.9572080.9853427.4338919.1228786.3321301.8915774.9111514.531200186717.02124576.1892180.4868325.4749771.5736813.2927241.8420173.681

35、4725.321400188120.90125512.8492873.5768839.1950145.7937090.0827446.6620325.3714836.031600183909.24122702.8590794.3167298.0249023.1336259.7126832.1819870.3214503.881800176889.81118019.5487328.8864729.3947152.0134875.7525808.0619111.9113950.302000165658.71110526.2381784.1960619.5944158.2432661.4224169

36、.4517898.4613064.572200148812.0699286.2873467.1554454.8939667.5729339.9221711.5416078.2711735.97车空气阻力的计算Fw=CDAW21.15 (N)其中U a汽车行驶速度(km/h)CD空气阻力系数货车取0.61.0 ,止匕处取0.70A汽车迎风面积，即汽车在行驶方向的投影面积，此处为 8.22 m19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、当位 转显(r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.96142.15953.94427.179213.529624.730

37、245.161482.3518154.565212001.38433.10975.679610.338119.482135.611965.0323118.5859222.573514001.88424.23277.730614.071326.517448.471488.5170161.4093302.948816002.46095.528510.097418.378934.635163.3100115.5621210.8194395.687718003.11476.997112.779423.260743.835180.1263146.3233266.8192500.791620003.845

38、48.638415.929828.717054.117598.9219180.6457329.4053618.260722004.652810.452519.090034.747565.4823119.6950218.5925398.581748.0978动阻力系数的计算f =0.0076+0.000056 Ua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靛、(r/min Tx一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.0077050.0077580.0078130.0078880.0079950.0081340.0083220.0085740.00893512000.

39、0077260.0077890.0078560.0079450.0080030.0082410.0084660.0087690.00920214000.0077470.0078210.0078990.0080030.0081530.0083470.0086100.0089640.00946916000.0077680.0078520.0079410.0080600.0082320.0084540.0087540.0091590.00973618000.0077890.0078840.0079840.0081180.0083110.0085860.0088990.0093540.01002000

40、0.0078110.0079160.0080260.0081750.0083900.0086680.0090430.0095490.010222000.0078320. 0079470.0080690.0082330.0084690.0087750.0091870.0097430.0105车行驶时动力因数D的计算20D=R+FWG其中F t 汽车行驶时的驱动力（N）F w-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（r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.29200.19480.14420.10680

41、.077810.057520.042510.031390.0227212000.37340.24910.18430.13660.099500.073560.054350.040110.0290114000.37620.25100.18570.13770.10020.074080.054720.040330.0290716000.36780.24540.18160.13460.097980.072390.053430.039320.0282218000.35380.23600.17460.12940.094220.069590.051320.037690.0269020000.33130.221

42、00.16350.12120.088210.065120.047980.035140.0248922000.29760.19860.14690.10880.07920.058440.042990.031360.02198挡牵引功率Pe的计算Pe= FtV/3600 T t （kw）其中F t汽车行驶的驱动力（N）V 汽车行驶速度（km/h）刀T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 转限、（r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡211000108.91108.91108.91108.91108.91108.91108.91108.91108.91120

43、0167.13167.13167.14167.14167.14167.14167.14167.14167.141400196.46196.46196.46196.46196.46196.46196.46196.46196.461600219.49219.50219.50219.50219.50219.50219.50219.50219.501800237.51237.51237.51237.51237.51237.51237.51237.51237.512000247.15247.14247.14247.14247.14247.14247.14247.14247.142200244.21244

44、.21244.21244.21244.21244.21244.21244.21244.21车阻力功率的计算P阻=pr+PA= （ Fw+Ff） Ua/ T T2 3600其中T- T传动系效率Ff 滚动阻力（N）Fw-空气阻力（N）Ua汽车行驶速度（km/h）单位：kw计算结果如表6-7所示:、当位（r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10002.87444.33915.90858.054511.224415.480721.505030.166443.718712003.45915.22927.13239.742713.621918.869326.369637.307454.7489

45、14004.04716.12758.370811.460016.074622.362931.448144.881966.706116004.63857.03299.623313.204118.584125.974136.682152.916379.659318005.23337.947210.891914.978921.152629.781742.295061.438693.653320005.83238.869712.174416.781823.781433.543448.081670.4754108.173122006.43419.799313.474518.617026.472737.5

46、15754.126680.0470124.8139表6-7 各挡阻力功率22车加速度的计算a=g (D-f) / 8 m/s 2其中D 动力因数g重力加速度f滚动阻力系数5 回转质量换算系数其中 8 =1.04+0.04 2 i g i g 变速器各挡传动比加速度的计算结果如表6-8所示表6-8 加速度的计算单位：m/s 2挡位 转联、 (r/min一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.37290.46950.51260.50980.45690.37530.28310.20040.125212000.47970.60590.66300.66340.59850.49610.38200.

47、26370.179714000.48270.61020.66820.66860.60230.49910.38300.26370.177916000.47220.59640.65280.65210.58720.48540.37220.26370.167918000.45380.57250.62610.62530.56230.46340.35320.24870.153420000.42430.53480.58440.58250.52240.42880.32390.22490.133422000.38000.47710.52170.51550.45820.37760.28150.18980.1044

48、速度的倒数的计算 加速度的倒数的计算结果如表6-9所示:表6-8 加速度的倒数的计算单位：s/m立转速一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡23tr/min )10002.68172.12991.95081.96162.18872.66453.53234.99007.987212002.08461.65041.50831.50741.67082.01572.61783.79225.564814002.07171.63881.49661.49571.66032.00362.61103.79225.622716002.11771.67671.53191.53351.70302.06022.68673

49、.79225.955918002.20361.74671.59721. 59921.77842.15802.83134.02096.521020002.35681.86991.71121.71671.91422.33213.08744.44647.496322002.63162.09601.91681.93992.18252.64833.55245.26879.5785车爬坡度的计算根据公式i=D3 1+f+D / 1-D为了做出汽车各挡的爬坡度图，现求各挡转速下的爬坡度数值表6-10所示表6-10爬坡度数值的计算当位(r/min yx一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡10000.29690

50、.19050.13780.09940.07000.049450.03420.02280.013812000.39350.248960.17490.12980.09180.065740.04590.031360.019814000.39700.25080.18080.13000.09250.06590.04600.031390.019616000.38650.24470.17580.12760.09000.06400.04470.0300.018018000.36920.23300.16900.12200.08600.06100.04250.02830.016920000.34250.21580

51、.15750.11380.08000.05650.038970.02560.0146922000.30700.19450.14000.10110.07000. 04970.03380.02160.0114824爬坡度曲线如图所示:25第七章汽车的燃油经济性在保证汽车动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗完成运输工作的能力称为汽 车的燃油经济性，通常以一定工况下汽车行驶百公里的燃油消耗量或一定燃油量能使汽 车行驶的里程数来衡量。根据发动机总功率特性曲线与汽车功率平衡图对汽车燃油经济 性进行估算。用功率平衡与负荷特性计算汽车百公里油耗根据总功率特性曲线可以确定发动机在一定转速n、发出一定功率P时的

52、燃油消耗be。为了方便计算，按照转速 n和车速Ua的转换关系在横坐标上画出汽车（最高档）的 行驶车速比例尺。止匕外，计算时还需要行使时汽车的阻力功率数值，根据等速行驶车速 Ua及阻力功率在发动机总功率特性曲线上利用插值法确定相应的燃油消耗be,从而得出该车速下汽车等速行驶时单位时间内的燃油消耗量。由公式：Q r=P2 be/367.1 2 r其中be 发动机燃油消耗率（g/KW2 h）r燃油的重度，柴油可取 7.948.13 N/LP发动机发出的功率（kw）整个等速行程S的燃油消耗量Q可以折算成等速百公里行驶燃油消耗量CSQs= P2 be/1.02U a2 r其中U a汽车行驶速度（km/h

53、）P发动机发出的功率，等速行驶其值等于阻力功率（KW）be发动机燃油消耗率（g/kw. h）r 燃油的重度，柴油可取 7.948.13 N/L ,此处取8 . 0 4 N/L代入数据计算结果如表7 - 1所示：表7-1 燃油经济性的计算转速(r/min )速度(kw/h)阻力功率（KW燃油消耗率（g/KW.h）等速百公里油耗（L）100023.835643.718121046.967626120028.602754.748919745.9810140033.369966.706119347. 0448160038.137079.659319449.4123180042.904193.65331

54、9752.4366200047.6712108.173120356.1698220052.4384124.8139211.561.385827第八章结论此次设计使整车的性能达到了现代重型载货自卸车的要求，满足了设计任务，达到 了汽车在动力性，燃油经济性等方面的要求，同时也使我对汽车设计工作的全过程有了 一个更深入的了解，巩固了所学知识，锻炼了自己，提高了自己的实践能力，也为即将 走向工作岗位打下了一定的基础。通过与TL3400自卸车的性能比较，该车配装中国重汽 WD615.69节油发动机336 马力，9.49大速比驱动后桥，动力强劲、扭矩十足，油耗明显降低。质心位置降低，转 弯半径变小，机动性

55、更好。当然，还存在一些不足，如：由于备胎至于车架下方使得汽 车的纵向通过性变差；驱动桥尺寸偏大造成中桥与后桥之间的传动轴夹角偏大等。这也 为以后对本车的改进工作留下了很大的空间，很有必要对其主要零部件（悬架、中后桥）做进一步的优化升级，一些细节还需优化。当然，这毕竟是我在设计汽车方面的第一次尝试，缺少知识和实践的对接，这些都 需要在以后的工作和学习中做进一步的充实和弥补。28参考文献1陈家瑞汽车构造上、下册，第二版 北京：机械工业出版社，2005.12中国汽车技术研究中心，中国汽车产品证委会.中国汽车车型手册专用车卷3张文春汽车理论北京：机械工业出版社4王望予汽车设计 第四版 北京：机械工业出

56、版社，2004.85汽车标准汇编中国汽车技术研究中心标准化研究所19866赵克利、孔德文底盘结构与技术北京：化工工业出版社7冯晋祥 专用汽车设计北京：机械工业出版社8吉林工业大学汽车教研室汽车设计北京:机械工业出版社9机械设计手册北京：机械工业出版社10汽车设计手册北京：机械工业出版社11曾东健汽车制造工艺学北京：机械工业出版社12孙桓、陈作模机械设计13濮良贵、纪名刚 机械原理第七版 北京：高等教育出版社第六版 北京：高等教育出版社14中国汽车技术研究中心标准化研究所汽车标准汇编615刘铮、王建昕汽车发动机原理教程北京：高等教育出版社16刘茂光汽车轮胎手册北京：人民交通出版社 1987 :

57、132-14517于玉兰 人机工程学北京：北京理工大学出版社1999 : 24-3229致谢在做毕业设计的过程中，我遇到了不少的问题，单凭自己的知识和能力是无法解决 的，除了查阅相关资料外，在此过程中我得到了老师和同学们的大力帮助，尤其是指导 老师曹艳玲老师的耐心指导和细心帮助，她教我如何查阅资料，如何建立设计思路，在 我遇到问题是又及时给与帮助和指导，使得我在做毕业设计的过程中少了许多迷茫，也 使得毕业设计可以顺利有序地进行。曹老师认真负责指导我们得到了全组甚至整个专业 同学的一致好评。在此我代表我个人及全组同学向曹老师表示衷心的感谢！同时在设计 的过程中也得到了系里其他老师的帮助，比如徐锐

58、良老师，李水良老师曹青梅老师，诸 位老师都在毕业设计过程中给与了我知道和帮助，在这里向你们表示真诚的谢意！止匕外，由于我做的是底盘总体设计，在布置各部件时，最主要的是要考虑各部件能 否布置的下，其运动是否发生干涉，由于没有经验，经常需要改动，这样同组的同学在 设计的过程中也要跟着做相应的改动，正是有了同学们的支持与合作才使得我们的设计 能够紧张而有序的进行，在此也非常感谢同学们的配合与协作。30The English InstructionDump TruckA dump truck or production truck is a truck used for transporting lo

59、ose material(such as sand,gravel or dirt)for construction.A typical dump truck is equipped with a hydraulically operated open-box bed hinged at the rear,the front of which can be lifted up to allow the contents to be deposited on the ground behind the truck at the site of delivery.In the UK the term

60、 applies to off-road construction plant only and the road vehicle is known as a tipper.Standard Dump TruckA standard dump truck is a full truck chassis with a dump body mounted to the frame.The dump body is raised by a hydraulic ram mounted forward of the front bulkhead,between the truck cab(tractio