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重型自卸车底盘设计【优秀含2张CAD图纸自卸车底盘全套课程毕业设计】

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关键词：: 重型自卸车底盘底盘设计课程毕业设计重型自卸车底盘设计

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重型自卸车设计（底盘设计）

重型自卸车底盘设计【优秀自卸车底盘全套课程毕业设计含2张CAD图纸】

【带开题报告+外文翻译】【30页@正文9500字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】

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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，其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—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，附着能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性

DESIGN OF HEAVE –DUTY DUMP (CHASSIS DESIGN)

ABSTRAC

The 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 especially 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 rate 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 ,the 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 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 characteristic diagram,we made the fule consumption of 100km. In fact,the vehicle’s 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 load and the position of the vehicle’s center of mass.

Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency.

第一章前言……………………………………………………………………………….4

第二章参考车型技术数据……………………………………………………………6

第三章汽车主要技术参数的确定………………………………………….7

§3.1 汽车主要尺寸的确定……………………………………………………………7

§3.2 汽车质量参数的确定……………………………………………………………8

§3.3 发动机主要参数…………………………………………………………………9

§3.4 轮胎的选择………………………………………………………………………10

§3.5 传动比的选取……………………………………………………………………10

§3.6 最大传动比的选取………………………………………………………………11

§3.7 变速器各挡传动比………………………………………………………………12

第四章轴荷分配及质心位置的计算………………………………………………13

第五章稳定性计算………………………………………………………….15

§5.1 纵向稳定性………………………………………………………………………15

§5.2 横向稳定性………………………………………………………………………15

§5.3 最小转弯半径的计算……………………………………………………………16

§5.4 在横向坡上转向时的稳定性……………………………………………………16

第六章汽车动力性计算…………………………………………………….17

§6.1 汽车各挡速度的计算……………………………………………………………17

§6.2 汽车各挡驱动力的计算…………………………………………………………17

§6.3 汽车空气阻力的计算……………………………………………………………18

§6.4 滚动阻力系数的计算……………………………………………………………19.

§6.5 汽车行驶时动力因数D的计算………………………………………………...19

§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。

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，2005.1

[2]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：机械工业出版社，2004.8

[5]汽车标准汇编中国汽车技术研究中心标准化研究所 1986

[6]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、陈作模机械设计第七版北京：高等教育出版社

[13]濮良贵、纪名刚机械原理第六版北京：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 6

[15]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 1987：132-145

[17]于玉兰人机工程学北京：北京理工大学出版社 1999：24-32

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内容简介：: 河南科技大学毕业设计（论文）开题报告（学生填表）院系：车辆与动力工程学院 2010 年 4 月 2 日课题名称学生姓名任华杰专业班级车辆 062 课题类型毕业设计指导教师职称课题来源科研 1. 设计（或研究）的依据与意义自卸车又称翻斗车，是指通过液压或机械举升而自行卸载货物的车辆。根据驱动模式的不同，还分为 6x4,8x4 以及半挂自卸车。根据用途的不同还分为矿用自卸车，用于运输煤矿，沙石；环卫绿化自卸车，用于运输垃圾等。根据车厢翻动的方向还有前举式和侧翻式自卸车。目前还有双向侧翻自卸车，主要应用于建筑工程。近几年，国民经济的快速发展，使得自卸车成为市场热点，其产销量大幅增长。据统计，自卸车在中重型卡车市场需求量约占 40%的份额，成为卡车市场的兵家必争之地。我国自卸车的发展向重型化和轻型化两极发展。 2009 年上半年，国内重卡的市场增长远远好于年初的预期。国家的政策支持直接导致 3、 4月份工程类重卡走俏； 4 月中下旬之后，工程类重卡新增和更新需求逐渐放缓，重卡市场步入了以牵引车销售为增长动力的行情，延续了回暖走势。 8 月份，重卡销售 5.68 万辆，环比增长 5.93%，同比增长 71.84%。半挂牵引车销量继续好转。短期看，重卡业还将受益于计重收费带来的卡车重型化深度变迁中，国家积极的财政政策将带来重卡业的渐进式复苏。目前，各项宏观经济指标显示物流回暖，出口亦有复苏，重卡业形势良好。预计 2009 年汽车全行业销售 1247 万辆，同比增长 33%左右。其中：重卡销售 57 万辆，同比增长 5.5%。随着重卡销售的快速回升，全年销售略有增长，利润增长主要来自毛利率的提高。 2010 年行业将完全恢复正常，预计销量增长幅度在 15%左右，从而带动利润的持续增长。 2008 年底，国务院推出了拉动内需的 4 万亿的投资计划，其中大部分资金基础设施建设领域。政府提出的十项规划中强调加快保障性安居工程建设、加快农村基础设施建设、加快铁路及公路和机场等重大基础设施建设、加快地震灾区灾后重建等要求。这些项目的建设将需要相当数量的重型卡车，这对于重卡行业尤其是重型自卸车来说，产生明显的拉动作用。随着 2009 年基础建设的开工和灾后重建工作的逐步完成，对重型自卸车的需求的是逐月增加。 2009 年虽然重型货车总销量前 5 个月出现以 3 月为最大值，开口向下的抛物线状，但是重型自卸车逐月不降反升，对重型货车的贡献度是逐月增大。目前，我国有重型自卸车生产企业 90 多家，但是主要的生产企业仅有 10 多家，这 10 多家企业占据着市场 85%的份额，这 10 多家企业中最大部分企业仅有一个重卡品牌，所以企业的高度集中必然带来品牌的的高度集中。 09 年 1-5 月我国的重型自卸车货车品牌主要集中在福田、东风等 12 个品牌上，这 12 个品牌占据着该行业 80%以上的市场份额。其余品牌占据着不到 20%的市场份额。由于重卡市场的起伏与国民经济的发展脉搏几乎同步，因此，上半年重卡的销售走势背 nts 后反映出国内 GDP 及投资指数的逐渐复苏。但是每年的基建工程是上半年开工，而上半年重型货车销售的 60%-70%都是自卸车，下半年自卸车销量至少会下降一半。 2.国内外同类设计（或同类研究）的概况综述自卸车车厢应举升、下降平稳，不允许有窜动、冲撞和卡滞现象；车厢最大举升角为理论设计值左右 2；超载 10%的工况下，车厢分别举升 10和 20，停留 5min，车厢自降量不得超过 2.5。车厢应符合下列要求：车厢表面平整，外表面不容许有明显的凹凸不平；有足够的刚度和强度；车厢长度容许相差 8mm，两边梁的直线型和平行性必须控制在 3mm以内，两对角线的尺寸差不得大于 10mm。车厢底座与车厢底架之间应贴合，因变形而造成的不能贴合距离不得大于 6mm；车厢后厢板与车厢后端之间应贴合，最大间隙为上端小于 3mm，下端小于 1mm；锁启机构开启灵活，锁紧可靠。车厢举升 3时能保持锁紧状态，举升到 5 -8时保证全部打开；货卸操纵机构应灵活、准确、可靠；在行驶过程中不允许车厢自动举升现象。车厢举升后进行检修时，应有防止车厢自降的装置；液压倾卸装置在额定载荷下连续举升、下降 3000 次倾卸可靠性试验，试验后应达到下列要求：液压倾卸装置各零件不得出项任何损坏；车厢自降量应符合国家标准的规定；车厢空载举升到最大举升角的时间不超过 20s；车厢空载从最大举升角下降到与副车架贴合的时间不超过 20s。 nts2. 课题设计（或研究）的内容主要研究重型自卸车整车及其各级系统基本结构与设计方法 4. 设计（或研究）方法自卸车的整体形式与主要性能参数的确定、自卸车倾卸机构的设计、液压系统设计、自卸车定时锁启机构的设计、确定自卸车最大举升角应保证货物彻底卸净，并使车厢和底盘不发生干涉，通过计算，对自卸车最大举升角的规定进行确认，对自卸车的重要部件如液压系统进行定性的分析，以确定举升力的大小、是否达到设计载荷的要求，并对车厢的长、宽、高进行计算设计，以达到底盘最大总质量的要求，使自卸车的前后轴的载荷在最大承载质量的范围之内。 5 实施计划第六周资料收集，查阅文献第七九周调研，开题报告，确定基本参数第十十四周设计，绘制总体布置图第十五十六周撰写设计说明书第十七周指导老师和评审教师审查指导教师意见指导教师签字：年月日研究所（教研室）意见研究所所长（教研室主任）签字：年月日 nts1 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，其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，附着能力，制动稳定性，通过性，动力性，经济性 nts2 DESIGN OF HEAVE DUTY DUMP (CHASSIS DESIGN) ABSTRAC The 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 especially 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 rate 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 ,the choice and calculation about the main parameter of the vehicles 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 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 characteristic 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 load and the position of the vehicles center of mass. Key words:carrying capacity, adhesive ability, braking stability, trafficability characteristic, power performance, economical efficiency. nts3 目录第一章前言 .4 第二章参考车型技术数据 6 第三章汽车主要技术参数的确定 .7 3.1 汽车主要尺寸的确定 7 3.2 汽车质量参数的确定 8 3.3 发动机主要参数 9 3.4 轮胎的选择 10 3.5 传动比的选取 10 3.6 最大传动比的选取 11 3.7 变速器各挡传动比 12 第四章轴荷分配及质心位置的计算 13 第五章稳定性计算 .15 5.1 纵向稳定性 15 5.2 横向稳定性 15 5.3 最小转弯半径的计算 16 5.4 在横向坡上转向时的稳定性 16 第六章汽车动力性计算 .17 6.1 汽车各挡速度的计算 17 6.2 汽车各挡驱动力的计算 17 6.3 汽车空气阻力的计算 18 6.4 滚动阻力系数的计算 19. 6.5 汽车行驶时动力因数 D 的计算 .19 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 nts4 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 nts5 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nts6 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。 nts7 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 TL3401H260F7QL TL3401H260F7QK TL3401W280F7QT TL3401H280F7QL TL3401H280F7QK TL3401W280F8QT TL3401H260F7QL TL3401H280F7QT 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 16m 17m 堆装斗容 18.5m 19.5m 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 29 /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） nts8 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 27003500 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、nts9 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。 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 m0 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量之比值，即 m0=me/m0=34.44/15.56=2.2 4.汽车总质量 ma 货车总质量 ma= m。 + me+n1*65 kg， 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 轴荷分配参考表车型满载空载参考货车 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% 115000N 385000N 49792N 105808N nts10 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： 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： nts11 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 nts12 ig1=Gr（ cos max+sin max） /Ttq i0 T 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 1350 N m T 传动总效率 T= 0 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 max=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= Ttq igi0 T/ r Fz 其中 =0.50.6 Fz=(75%81%)G/cos =79%*500000/cos22.7824= 3.根据最低稳定车速确定一挡传动比 ig1=0.377nminr/umin i0 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 ig1=15.0723 综上，最大传动比为 ig1=12.68 3.7 变速器各档传动比 nts13 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 0.842 0.842 0.858 0.858 0.858 0.858 0.874 0.874 0.789 nts14 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 1 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 600 6 后悬架及减速器 1400 4495 800 7 前轴、前制动器、轮毂、转向梯形 1000 0 420 8 前悬架及减震器 250 30 650 9 车轮及轮胎总成 2500 3800 600 10 车架及支架拖钩装置 2000 2800 1050 11 转向器 140 -900 1000 12 制动驱动机构 70 2400 650 13 油箱及油管 120 2100 900 nts15 14 消声器及排气管 40 1245 1800 15 蓄电池组 150 1440 900 16 仪表及固定零件 30 -1050 2055 17 驾驶室 380 -555 1800 18 手制动器及操纵机构 90 4485 600 19 车厢总成 2200 3750 2325 20 挡泥板 200 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=97599 N 97600 N G1=Ga- G2=58001 N 58000 N (37.275%) 汽车重心的纵向位置 L1=2822.622 mm L2=L- L1=1677.378 mm 重心高度： hg=10 miyi/Ga=985.62 mm 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=384599 N 384600 N G1 = Ga - G2 =115400 N (23.08%) 汽车重心纵向位置 L1=3461.4 mm L2=1038.6 mm 重心高度： hg=10 miyi/Ga =1908.185 mm nts16 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 lim=arctanL2 /hg =29.0577 下坡时 lim=arctan L- L2 / hg =63.984 纵向滑移角上坡时 =arctan (L- L2 )/（ L- hg） =34.269 下坡时 = arctan (L- L2 )/ （ L+ 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。 5.2 横向稳定性横向翻倾角 lim=arctanB/2hg=34.719 横向滑移角 = arctan z=30.753 其中 z 为横向附着系数 z=0.595 nts17 5.3 最小转弯半径的计算汽车的最小转弯半径 Rmin与汽车的内轮胎最大转角 max、汽车轴距 L、车轮转臂 a、主销距 k等因素有关，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 max=8.223 (m) 5.4 在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 2.45m R 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 zgR = 24.924 （ km/h） nts18 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 imax 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.n/ igi0 (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） ig 汽车变速器各挡传动比 i0 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 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 1.8798 2.8174 3.8076 5.1370 7.0520 9.5342 12.8841 17.3983 23.8356 1200 2.2557 3.3809 4.5691 6.1644 8.4623 11.4411 15.4609 20.8779 28.6027 1400 2.6317 3.9444 5.3306 7.1918 9.8727 13.3479 18.0378 24.3576 33.3699 1600 3.0076 4.5079 6.0922 8.2192 11.2831 15.2548 23.1914 27.8372 38.1370 1800 3.3836 5.0714 6.8537 9.2466 12.6935 17.1616 23.1914 31.3169 42.9041 2000 3.7596 5.6349 7.6152 10.2740 14.1039 19.0685 25.7682 34.7965 47.6712 2200 4.1355 6.1984 8.3767 11.3014 15.5143 20.9753 28.3451 38.2762 52.4384 6.2 汽车各挡驱动力的计算 nts19 Ft= Te ig i0 T/ r (N) 其中 Ft 驱动力（ N） Te 发动机转矩（ N.m） ig 变速器各挡传动比 i0 主减速器传动比 r 车轮滚动半径（ m） 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 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 146004.28 97412.95 72080.98 53427.43 38919.12 28786.33 21301.89 15774.91 11514.53 1200 186717.02 124576.18 92180.48 68325.47 49771.57 36813.29 27241.84 20173.68 14725.32 1400 188120.90 125512.84 92873.57 68839.19 50145.79 37090.08 27446.66 20325.37 14836.03 1600 183909.24 122702.85 90794.31 67298.02 49023.13 36259.71 26832.18 19870.32 14503.88 1800 176889.81 118019.54 87328.88 64729.39 47152.01 34875.75 25808.06 19111.91 13950.30 2000 165658.71 110526.23 81784.19 60619.59 44158.24 32661.42 24169.45 17898.46 13064.57 2200 148812.06 99286.28 73467.15 54454.89 39667.57 29339.92 21711.54 16078.27 11735.97 6.3 汽车空气阻力的计算 Fw=CDAUa/21.15 (N) 其中 Ua 汽车行驶速度（ km/h） CD 空气阻力系数货车取 0.61.0，此处取 0.70 A 汽车迎风面积，即汽车在行驶方向的投影面积，此处为 8.22 m nts20 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 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 0.9614 2.1595 3.9442 7.1792 13.5296 24.7302 45.1614 82.3518 154.5652 1200 1.3843 3.1097 5.6796 10.3381 19.4821 35.6119 65.0323 118.5859 222.5735 1400 1.8842 4.2327 7.7306 14.0713 26.5174 48.4714 88.5170 161.4093 302.9488 1600 2.4609 5.5285 10.0974 18.3789 34.6351 63.3100 115.5621 210.8194 395.6877 1800 3.1147 6.9971 12.7794 23.2607 43.8351 80.1263 146.3233 266.8192 500.7916 2000 3.8454 8.6384 15.9298 28.7170 54.1175 98.9219 180.6457 329.4053 618.2607 2200 4.6528 10.4525 19.0900 34.7475 65.4823 119.6950 218.5925 398.581 748.0978 6.4 滚动阻力系数的计算 f=0.0076+0.000056ua 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速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 0.007705 0.007758 0.007813 0.007888 0.007995 0.008134 0.008322 0.008574 0.008935 1200 0.007726 0.007789 0.007856 0.007945 0.008003 0.008241 0.008466 0.008769 0.009202 1400 0.007747 0.007821 0.007899 0.008003 0.008153 0.008347 0.008610 0.008964 0.009469 1600 0.007768 0.007852 0.007941 0.008060 0.008232 0.008454 0.008754 0.009159 0.009736 1800 0.007789 0.007884 0.007984 0.008118 0.008311 0.008586 0.008899 0.009354 0.0100 2000 0.007811 0.007916 0.008026 0.008175 0.008390 0.008668 0.009043 0.009549 0.0102 2200 0.007832 0 007947 0.008069 0.008233 0.008469 0.008775 0.009187 0.009743 0.0105 6.5 汽车行驶时动力因数 D 的计算 nts21 D=Ft+Fw/G 其中 Ft 汽车行驶时的驱动力（ N） Fw 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转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 0.2920 0.1948 0.1442 0.1068 0.07781 0.05752 0.04251 0.03139 0.02272 1200 0.3734 0.2491 0.1843 0.1366 0.09950 0.07356 0.05435 0.04011 0.02901 1400 0.3762 0.2510 0.1857 0.1377 0.1002 0.07408 0.05472 0.04033 0.02907 1600 0.3678 0.2454 0.1816 0.1346 0.09798 0.07239 0.05343 0.03932 0.02822 1800 0.3538 0.2360 0.1746 0.1294 0.09422 0.06959 0.05132 0.03769 0.02690 2000 0.3313 0.2210 0.1635 0.1212 0.08821 0.06512 0.04798 0.03514 0.02489 2200 0.2976 0.1986 0.1469 0.1088 0.0792 0.05844 0.04299 0.03136 0.02198 6.6 各挡牵引功率 Pe 的计算 Pe= FtV/3600 T (kw) 其中 Ft 汽车行驶的驱动力（ N） V 汽车行驶速度（ km/h） 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 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 nts22 1000 108.91 108.91 108.91 108.91 108.91 108.91 108.91 108.91 108.91 1200 167.13 167.13 167.14 167.14 167.14 167.14 167.14 167.14 167.14 1400 196.46 196.46 196.46 196.46 196.46 196.46 196.46 196.46 196.46 1600 219.49 219.50 219.50 219.50 219.50 219.50 219.50 219.50 219.50 1800 237.51 237.51 237.51 237.51 237.51 237.51 237.51 237.51 237.51 2000 247.15 247.14 247.14 247.14 247.14 247.14 247.14 247.14 247.14 2200 244.21 244.21 244.21 244.21 244.21 244.21 244.21 244.21 244.21 6.7 汽车阻力功率的计算 P 阻 =Pf+Pw=（ Fw +Ff） Ua/ T 3600 其中 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）计算结果如表 6-7 所示：表 6-7 各挡阻力功率单位： kw 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 2.8744 4.3391 5.9085 8.0545 11.2244 15.4807 21.5050 30.1664 43.7187 1200 3.4591 5.2292 7.1323 9.7427 13.6219 18.8693 26.3696 37.3074 54.7489 1400 4.0471 6.1275 8.3708 11.4600 16.0746 22.3629 31.4481 44.8819 66.7061 1600 4.6385 7.0329 9.6233 13.2041 18.5841 25.9741 36.6821 52.9163 79.6593 1800 5.2333 7.9472 10.8919 14.9789 21.1526 29.7817 42.2950 61.4386 93.6533 2000 5.8323 8.8697 12.1744 16.7818 23.7814 33.5434 48.0816 70.4754 108.1731 2200 6.4341 9.7993 13.4745 18.6170 26.4727 37.5157 54.1266 80.0470 124.8139 nts23 6.8 汽车加速度的计算 a=g（ D-f） / m/s 其中 D 动力因数 g 重力加速度 f 滚动阻力系数回转质量换算系数其中 =1.04+0.04 ig ig 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 挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 0.3729 0.4695 0.5126 0.5098 0.4569 0.3753 0.2831 0.2004 0.1252 1200 0.4797 0.6059 0.6630 0.6634 0.5985 0.4961 0.3820 0.2637 0.1797 1400 0.4827 0.6102 0.6682 0.6686 0.6023 0.4991 0.3830 0.2637 0.1779 1600 0.4722 0.5964 0.6528 0.6521 0.5872 0.4854 0.3722 0.2637 0.1679 1800 0.4538 0.5725 0.6261 0.6253 0.5623 0.4634 0.3532 0.2487 0.1534 2000 0.4243 0.5348 0.5844 0.5825 0.5224 0.4288 0.3239 0.2249 0.1334 2200 0.3800 0.4771 0.5217 0.5155 0.4582 0.3776 0.2815 0.1898 0.1044 6.9 加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 挡位转速一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 nts24 （ r/min） 1000 2.6817 2.1299 1.9508 1.9616 2.1887 2.6645 3.5323 4.9900 7.9872 1200 2.0846 1.6504 1.5083 1.5074 1.6708 2.0157 2.6178 3.7922 5.5648 1400 2.0717 1.6388 1.4966 1.4957 1.6603 2.0036 2.6110 3.7922 5.6227 1600 2.1177 1.6767 1.5319 1.5335 1.7030 2.0602 2.6867 3.7922 5.9559 1800 2.2036 1.7467 1.5972 1 5992 1.7784 2.1580 2.8313 4.0209 6.5210 2000 2.3568 1.8699 1.7112 1.7167 1.9142 2.3321 3.0874 4.4464 7.4963 2200 2.6316 2.0960 1.9168 1.9399 2.1825 2.6483 3.5524 5.2687 9.5785 6.10 汽车爬坡度的计算根据公式 i=D 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 爬坡度数值的计算挡位转速（ r/min）一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡九挡 1000 0.2969 0.1905 0.1378 0.0994 0.0700 0.04945 0.0342 0.0228 0.0138 1200 0.3935 0.24896 0.1749 0.1298 0.0918 0.06574 0.0459 0.03136 0.0198 1400 0.3970 0.2508 0.1808 0.1300 0.0925 0.0659 0.0460 0.03139 0.0196 1600 0.3865 0.2447 0.1758 0.1276 0.0900 0.0640 0.0447 0.030 0.0180 1800 0.3692 0.2330 0.1690 0.1220 0.0860 0.0610 0.0425 0.0283 0.0169 2000 0.3425 0.2158 0.1575 0.11

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