北京科技大学车辆工程本科毕业论文.docx

铰接式卡车设计毕业论文目录摘要1Abstract21 绪论11.1 课题背景11.2 铰接式卡车的发展及研究现状21.2.1铰接式卡车国外发展研究现状21.2.2铰接式卡车国内发展研究现状21.3 铰接式卡车车架31.3.1AJK-20 型铰接式卡车车架简介31.3.2 车架研究现状5本课题研究内容和意义61.4 本章小结72机械结构力学分析方法92.1 理论力学分析92.1.1结构静力分析92.1.2 动力学分析102.2 材料力学分析103 铰接式卡车受力分析113.1 AJK-20 型自卸车的新特点113.2 整车受力模型简化113.3 满载匀速行驶工况133.3.1 后车架受力分析163.3.2 中央摆动架与回转支承受力分析173.3.3 前车架受力分析303.3.4 满载匀速运行计算结果303.4 满载匀速振动冲击工况313.5 紧急制动工况333.6 本章小结364摆动架部件的重新选型与优化374.1 摆动架结构形式的认识和确定374.2 回转支承的选型374.3其他结构优化404.4 摆动架各项参数校核40结 论43参 考 文 献45附 录A46附 录B66在 学 取 得 成 果80致谢8121 绪论1.1 课题背景随着现代工业及科学技术的迅速发展，用于工业生产的各种生产设备也在不断发展，这不仅表现在设备本身功能的不断完善上，更表现在设备的自动化程度上，因此，目前工业生产设备正朝着高自动化集成的方向发展。作为采矿业重要生产设备的矿运卡车在矿物运输过程中发挥着重要的作用，尤其是对于地下矿物的运输，地下无轨矿运卡车的作用更是无可非议。地下卡车是实现无轨开采的主要运输设备，它具有机动、灵活、多能、经济的优点，广泛地用于条件适宜的各类地下矿山进行强化开采。地下卡车的应用不但可以提高地下矿山的劳动生产率和产能，促进生产规模的不断扩大，而且还改变该类矿山的回采工艺、采矿方法和掘进运输系统，促进地下矿山朝着无轨开采的综合机械化方向发展。地下无轨矿运卡车的工作环境及工作条件非常恶劣。为了使地下无轨矿运卡车适应采场路面不平的情况，增加机器在装矿或运输工作中的稳定性，一般都设计有称为摆动架的摆动机构。摆动架是铰接式卡车的一个关键部件，是保证前车后架在一定角度内作相对摆动的机构。既保证前后机架的链接，还要保证前后机架之间的纵向摆动。摆动架内部安装一盘滚动回转支撑，整个结构承受多种应力。摆动架设置在后桥上，称为后桥摆动架。这种摆动架的特点是，后车架通过摆动架的枢轴装置与摆动架铰接，并使后车架与后桥之间保证有足够的摆动空间，使机器在不平路面通过时，后桥通过摆动架能够相对后机架摆动，而后机架在后桥摆动时仍能保持正常位置，其摆动角度在正负一定范围之间。当地下无轨矿运卡车在平坦的路面上运输时，由于四个车轮子同时着地，这时摆动架不工作。当地下无轨矿运卡车在凹凸不平的地面上运输时，假设此时后桥左轮着地，右轮腾空，左轮此时受到地面对它的作用力N并延伸到摆动架上，加上后机架作用在后桥上的重力G作用在摆动架上，使得摆动架产生一力矩M，这个力矩使得摆动架绕着摆动架回转轴转动，并且带动后桥右轮着地。同样后桥右轮着地，左轮腾空时，通过摆动架后桥左轮也能着地。所以，通过后桥摆动架可保持前、后桥车轮始终着地。因此，有了摆动架的地下无轨矿运卡车，在不平的路面上行驶时，两侧车轮可以保证能同时接触地面，改善车轮的附着条件，充分利用整机的黏着重量，增大卡车的牵引力，同时确保整体的稳定性、通过性和最大生产率。1.2 铰接式卡车的发展及研究现状1.2.1铰接式卡车国外发展研究现状矿运卡车作为采矿运输的重要工具，在采矿生产中发挥着重要作用。国外早在上世纪60年代就开始采用地下无轨采矿运输设备，近30年来，随着采矿技术的不断发展，无轨化采矿方式已被越来越多的矿山所采用。由于无轨矿运卡车机动灵活、安全可靠、性能卓越等特点，近年来，无轨矿运卡车得到了国外采矿工业比较发达的国家，如瑞典、美国、加拿大、德国等国家的广泛应用。国外对无轨矿运设备的研究也比较早，到目前已取得显著成就，其中对无轨矿运卡车研究较有名气的公司主要有芬兰的Tamrock公司、美国Wagner公司、德国GHH公司等，这些公司在不断的研究开发后都形成了自己的系列产品。这些公司地下汽车技术发展快、品种多、规格全、技术先进，这对国内的生产技术带来巨大的竞争压力。ADT 是1970 年代才发展起来的，国际上主要有卡特比勒、特雷克斯、沃尔沃、摩克西和比尔等五大生产厂商，其中前四位是生产ADT 产品的四大老牌公司，其产品目前约占世界ADT 市场的90%份额，对世界ADT 市场起主导作用，ADT 极佳的性能使其成为国际上20 吨40 吨自卸车的主流和发展趋势，1980 年代以来特别是1990年代后期，国外ADT 作为一种非公路载重运输车辆越来越受到重视，在北美、欧洲及南非等一些工业发达的国家已开始大批量生产。1.2.2铰接式卡车国内发展研究现状我国无轨采矿技术和设备几十年来也得到了迅速发展，国家“八五”期间有色金属工业总公司组织了地下铲运机、通用底盘、辅助车辆、锚喷支护设备、地下汽车、地下大孔径钻机、天井钻机、液压凿岩设备及地下连续开采设备等矿山采掘设备项目共33个课题的科研攻关。经过十几年的工作，各攻关项目和课题已取得很大进展，这些课题都通过了鉴定或验收，大部分项目已推广并取得较大的经济效益和社会效益。通过先进技术引进和联合攻关，我国矿山机械的研制开发技术有了长足的进步，关键部件的进口和重大技术装备的国产化攻关研究取得了一批科研成果，大大提高了有色矿山的技术装备水平，已成功地研制了多种型号的柴油及电动铲运机、井下自卸汽车以及无轨辅助设备等产品，并得到了应用。1970年代，我国先后从美国Wagner公司、德国GHH公司等引进了无轨矿运设备，在引进的同时，国内部分厂家也开始自行研制开发，但是由于技术和配置方面的原因，80年代中期这些研制设备已经基本停止使用。80年代末90年代初期，长沙矿山研究院、北京矿冶研究院、北京科技大学、金川有色金属公司第二机械厂、衡阳冶金机械总厂、南昌通用机械厂等单位分别引进技术，重新拟定总体研制方案，相继研制出wJ和CY两大系列的铲运机。90年代中期，北京科技大学、金川有色金属公司第二机械厂、太原矿山机器厂、长沙矿山研究院、北京矿冶研究院等单位在引进国外矿用汽车设计技术的条件下，分别研制开发出符合我国矿山实际的JKQ一25、JKQ一10、jzc-lo、UK-12矿运卡车。这些研制产品整体品质较好，性能稳定可靠，且价格仅为国外同类产品的l223，已经逐步占领了国内市场。在经过了近30年的发展后我国无轨矿运卡车的生产技术日趋成熟，接近或达到世界当代水平。按照国外的经验，要使无轨矿山发挥综合经济效益，不仅要使用铲运机，还要发展与其配套使用的自卸卡车等辅助设备。主要设备与辅助设备台数之比，一般为14 左右。显然，我国与此比例相差甚远，由于矿山无轨设备不配套，使铲运机难以发挥其生产能力。自卸卡车研制生产对我国无轨采矿事业的发展至关重要。1.3 铰接式卡车车架1.3.1AJK-20 型铰接式卡车车架简介AJK-20 型铰接式自卸车，在井下与铲运机、漏斗、溜井等设备配合的自行式运输车辆，能够适应地下矿山和巷道有限的运输条件，进行矿石和废石运输作业。也可以在铁路、公路以及水利工程的隧道内进行运输作业，可实现运载、自卸、牵引等功能，是井下无轨开采的主要设备。整车结构由前车体、后车体与车箱组成。前后车体联结采用中央铰接式结构，左右两侧转向角分别达到42，优点是质心低、转向半径小、机动性好、通过性好。在铰接处的前车架上设计的相对摆动结构，可以使卡车在路面不平时前后车架之间产生横向摆动，使车辆四轮始终着地，整车质量均是附着质量，保证了车轮与地面之间的附着牵引性能，同时避免车架产生附加载荷。前、后桥都采用刚性悬挂结构，目的是有效减少整车高度。料斗进行了特殊设计，除保证料斗容积外，还保证物料倾卸干净。举升油缸采用双缸结构，可以选用标准工程油缸，有效降低整车成本。图 1.1 AJK-20型自卸卡车外形图图1.2 AJK-20型自卸卡车视图一图1.3 AJK-20型自卸卡车视图二1.3.2 车架研究现状自卸车是现代矿山的重要运输设备，它结构复杂，使用条件恶劣。中央摆动架是车架的关键部件，而车架在装载、运输和卸载中承受主要的载荷。车架的优劣直接影响整车的使用寿命，同时也反映了整车的技术水平。卡车结构分析在工程中占有重要的地位，它不仅能为新结构的设计提供合理的数据，而且可以判定原始结构设计是否合理。车架是整个卡车的基础，在它上面安装着发动机、传动系、行驶系和车身等主要装置。当卡车在崎岖不平的道路上行驶时，车架可能产生扭转变形以及在垂直平面内的弯曲变形，因而，将会改变各机构之间的相对位置，破坏其正常工作，并引起各部分的磨损加剧。车架的刚度、强度及动力性能对整车的振动舒适性、行驶平顺性、安全性及寿命有着很大的影响。因此，车架结构模态分析在现代车架结构设计中具有十分重要的意义。五六十年代，我国对于一般车架的设计及强度校核是依靠传统的经验及方法，即依靠经典的材料力学、弹性力学、结构力学的经验公式，对车架的结构作大量的简化进行分析设计，设计的结果依靠试验来验证，该法具有一定的可靠性和科学性。并且传统的经验分析设计方法，具有简单易行的优点。这也使得本科生可在能力范围内按课题需要对各类结构进行相应分析。本课题研究内容和意义无轨采矿技术与装备是提高采矿技术与生产效率的重要手段，以地下无轨矿运设备和自卸式运矿卡车为代表的无轨矿运设备，在国内外已成为采矿技术发展的主流。近年来，我国地下矿山以地下无轨矿运设备和矿运卡车为核心的采矿装备得到了极大的发展，先后研制成功20多种规格的地下无轨矿运设备，其斗容从038m 3发展到6m 3，矿运卡车从8T发展到25T。地下无轨矿运设备的发展和广泛运用，加速了凿岩台车和自卸式运矿卡车等各种无轨矿运设备的推广应用，并推动地下采矿工艺也发生了深刻的变革，极大地提高了井下作业的安全性和生产效率。摆动架是铰接式卡车的一个关键部件，是保证前车后架在一定角度内作相对摆动的机构。既保证前后机架的链接，还要保证前后机架之间的纵向摆动。对AJK-20K井下矿运卡车摆动架的优化设计，可以使其在满足强度应力和安全要求的情况下，使得其对于整车布置更加合理，外观更加和谐。节省了不必要的材料，让整车在结构上更加完善。如下图所示AJK-20K井下矿运卡车摆动架与同类产品此结构的对比，可意识到本课题的研究的实际意义和可行性。图1.4 AJK-20K井下矿运卡车及摆动架图1.5 MK-A20地下卡车及其摆动架并且通过整个分析和研究过程，不但能巩固理论力学和材料力学的基础知识，还可适当探究虚拟样机技术和工程分析软件的使用。通过三维软件对摆动架进行建模，体会三维软件在实际工作中的用途。本课题的研究具体说来分以下几个步骤进行：（1）研究卡车的结构，合理地将整车简化成由前车架，后车架和中央摆动架三个基本组件连接而成，画出简化受力图。（2）原始计算数据的采集：包各组件所用的材料参数，各组件质心的计算，前、后桥载荷分配计算，传动系统、液压系统等转换成载荷值的大小等。（3）在简化受力图的和各数据的基础上进行整体受力计算，画出各个组件的受力图，并计算出各关键部位的受力。（4）按照理论计算得出，主销、回转支承、固定螺栓组的最大应力。（5）由所求得的结果，对中央摆动架的相应零件进行合适的重新选型，按照相关要求和规定确定优化结构和优化尺寸。（6）验证优化后的结构，求证优化方案的可行性。（7）对优化后的摆动架结构进行3D建模以及2D标准图纸绘制。1.4 本章小结铰接式自卸车是非公路用车辆，工作在矿山或隧道土建工地进行短距离运输，由于矿山环境复杂、路况恶劣，车架是其中的关键部件，在装载、运输和卸载中承受主要的载荷，而中央摆动架的受力情况复杂，因而也是最容易损坏的关键部件之一。为尽量避免卡车在服役期内发生破坏失效，减少经济损失，在优化摆动架的结构和尺寸的同时，非常有必要对卡车前后车架、整车强度尤其是摆动架部件进行应力分析。本章总结了选题背景、铰接式自卸车的发展现状、车架研究现状及具体研究方法，以及阐述了本文所做工作及其意义。2机械结构力学分析方法2.1 理论力学分析理论力学是研究物体机械运动一般规律的科学，一般简单的工程问题都可以直接应用理论力学的基本理论得到解决。而一些复杂的工程问题则常常需要以理论力学分析为基础，或者与理论力学相结合才能更好的进行分析求解。生产实践中的问题是复杂的，不是一些零散的感性知识能解决的，理论力学成功地运用逻辑推理和数学演绎的方法，由少量最基本得规律出发，得到了从多方面揭示机械运动规律的定理、定律和公式，建立了严密而完整的理论体系。在对事物的观察和实验的基础上，经过抽象化建立力学模型，形成概念，在基本规律的基础上，有效分析物体所受各种力。2.1.1结构静力分析一般在分析一个机械结构的受力情况时，常常先考虑分析它的静力学状态。静力学分析是研究结构在力系作用下的平衡条件的科学。这里所指的结构，主要指由许多单元（例如杆件、板或实体等）所组成的整体，或起承载作用，或承受、传送外部载荷。实际构件形状各种各样，按构件形状不同，大致可分为以下几类：（1）杆系结构。主要由细长杆、角钢、槽钢等型钢组成的结构，如履带式起重机的主臂、翻臂等。（2）板架结构。以大型型钢作为骨架再覆以钢板而成的结构。或者全部是用钢板焊接而成的结构，如车辆底架等。（3）板壳结构。以薄板板壳为主的结构，如轿车的底架、车身等。静力分析计算在固定不变的载荷作用下结构的效应。它不考虑惯性和阻尼的影响，如结构受随时间变化载荷的情况，它可以计算那些固定不变的惯性载荷对结构的影响，以及那些可以近似为等价静力作用的随时间变化载荷。静力分析既可以是线性的也可以是非线性的。静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的位移、应力、应变和力。固定不变的载荷和响应是一种假定，即假定载荷和结构的响应随时间的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括：外部施加的作用力和压力，稳态的惯性力（如重力和离心力），位移载荷，温度载荷。2.1.2 动力学分析动载荷是与时间有关的载荷，动载荷作用下，结构上相应的位移、应力和应变不仅随空间位置变化，而且随时间变化。动力学要解决的问题主要有两点：（1）寻求结构的固有频率和主振型，从而了解结构的振动特性，以便更好地利用或减小振动；（2）分析结构的动力响应特性，以计算结构振动时的动力响应和动位移的大小及其变化规律。与静力学分析相似，进行动力学分析时，只要加入弹性力学特征值，引入虚位移、虚功等力学参数，就能按照一般的静力学分析方法步骤，建立节点位移与节点速度、加速度和节点力之间的关系，最后，利用各节点处的变形协调条件和动力学达朗贝尔原理，建立整体刚度方程并进行求解。2.2 材料力学分析工程结构或机械的各组成部分，统称为构件。当工作机构或机械工作时，构件将受到载荷的作用。构件一般由固体制成，在外力作用下，构件有抵抗破坏的能力，但是这种能力又是有限度的。为保证工程机构或机械的正常工作，构件应有足够的能力负担棋应当承受的载荷。一般情况下至少满足一下要求：（1）强度要求。在规定载荷作用下的构件不应物理破坏。（2）刚度要求。在载荷作用下，构件即使有足够的强度，但若变形过大，仍不能正常工作。刚度要求就是指构件应有足够的抵抗变形能力。（3）稳定性要求。指构件应有足够的保持原有平衡状态的能力。另外在一般的工程问题中，构件还应通过材料特性的分析，进而确定其使用寿命，最大可承受载荷，满足安全系数等等参数要求。3 铰接式卡车受力分析3.1 AJK-20 型自卸车的新特点AJK-20车型与以往安期生公司生产的铰接式自卸车（例如AJK-12 型、AJK-25 型）相比，有以下几个突出的新特点：（1）AJK-20型地下铰接式卡车选用CUMMINS QSL9C300 柴油发动机。适合地下、高温及高海拔地区使用，具有极佳的动力性，可以承载更大的有效载荷，在同等发动机中具有更高的功率和更大的扭矩，即使在低速条件下也具有良好的使用性。这种发动机兼有废气净化和消音装置，降低了巷道内的噪音分贝，发动机排放达到欧标准，装备井下净化器，满足矿山空气环保要求排放。（2）选用DANA C323.5 型变矩器。此变矩器为单级两相三元件式变矩器，尺寸小，节省占用空间。当地面阻力加大或在大负荷情况下工作时，闭锁离合器将自动分离，转为变矩工况。在空载或是小负荷工况下变矩器闭锁呈现机械传递工况，提高传动效率。（3）选用湿式多盘全封闭弹簧制动器。压紧作用在四个车轮上，同时制动，有较大的制动力矩；且完全密封，彻底避免了水衰退现象，隔断外界湿度及粉尘影响；制动状态平稳，安全可靠。全新的配置打破了铰接卡车9 km/h 的限速，使卡车最高时速可达35 km/h，而1：7 坡度时速可达8 km/h，所以AJK-20 型自卸车可以称为是一种新型的快速铰接卡车。基于本车型的新特点对AJK-20型卡车的结构强度进行详细的计算，一边为中央摆动架的优化问题提供基本依据和优化校核。3.2 整车受力模型简化研究力学问题时，根据问题的不同要求，首先要选取适当的研究对象，为了弄清它的受力情况，不仅要明确它所受的主动力（既解除约束力以外的所有力，工程上中也称为载荷），而且还必须把它从周围的物体中分离出来，将周围物体对它的作用，用相应的约束力来代替。对卡车进行受力分析是整篇论文的基础，载荷与约束的正确确定是得到有效分析结果的基本前提。20T 铰接式自卸车整车结构由前车体、后车体与车厢组成。前后车体采用中央铰接式结构，由后车架与摆动架通过主销连接来实现；前车体铰接处采用回转支承结构，这样就能实现了前后车体的相对摆动。自卸车的前后车体都要求具有较强的刚度和强度，以支撑发动机、驱动装置、悬架和散热器等，并承受各方向各种载荷作用，所以前、后车架结构的安全性直接决定着自卸车的使用寿命。自卸卡车的静载荷包括卡车悬挂着的自身载荷G r和车身有效载荷Ge 。G r 是指由悬挂的弹性原件所负载的的那些部件，如车身、车架以及固定在车身或车架上的所有总成和设备的重力； G e 是指额定装载时，行李或货物的重力。所有这些重力都按集中载荷Fi （或均布载荷）分布在车架的适当位置i（i = 1, 2L ）上，即G r + G e = F i 。对于整车进行受力分析，研究对象可简化为前车架，后车架，中央摆动架三个组件。卡车其它的部分如发动机装置、传动系统、液压系统、车厢物料等，以等效载荷的形加载到相应的三个组件上。下图为自卸车整车的受力示意图：图3.1 整车受力示意简图图中G1为前车体的重力；G2 为后车体、车厢及物料重力总和；F X 1 、F X 2 为作用在前、后轮上的地面切向反力（地面驱动力）；F Y1 、F Y 2 为作用在前、后轮上的地面法向反作用力（即支撑力）； F f 1 、F f 2 分别为地面对轮胎的摩擦力（滚动摩擦力），a 为卡车前进方向的加速度。根据理论力学达朗贝尔原理，将惯性力和惯性力矩附加入静力平衡方程，来求出为平衡静载荷和动载荷而需在原动件上施加的力和力矩，这种分析方法称为动态静力分析。本文中为了使运动着的卡车的受力分析仍然能采用动态静力分析求解，将卡车加上一个方向与加速度方向相反、大小相等的惯性力，表示为ma 。将前后轮胎与车架相连接部位分别简化为固定铰链支座和可动铰链支座。在考虑车厢时，与物料看作一体，将车厢和物料的重力以集中载荷的形式加到后车架上，简化后整车受力示意图为：图3.2 整车结构受力分析简图图中G 1 为前车体的重力， G2 为后车架的重力， G21 、G22 为车厢与物料的重力在后车架上的分配值， R 3 为车厢通过液压举升油缸作用在后车架上的力。卡车在进行卸载工作时，R3需进行特殊分析，而当卡车非卸载工作时，液压系统油压各处相等，即在本文的三种工况中R 3 均为零。本文分满载匀速行驶工况满载匀速振动冲击工况紧急制动工况三种情况，对主要承载部件前车架、后车架和摆动架进行重点分析。3.3 满载匀速行驶工况匀速行驶时，加速度a 等于零，所以惯性力ma 也为零。以约束力代替图3.2 中的铰支结构，简化后如下图：图3.3 满载匀速工况的受力分析简图由理论力学可知，如果空间力系是平衡的，那么它的充要条件是：力系的主矢FR 和对任意点的主矩Mo均等于零。即： F R = 0 ， M o = 0 。卡车的外载荷受力可以简化为平面力系，设力系的作用面为oxy 平面，则各力在z 轴上的投影及对x 轴和y 轴之矩均等于零，因此平衡方程为：Fx = 0 Fy = 0 Mo(F) = 0 AJK20 型铰接式自卸卡车采用四轮驱动，匀速运行工况下，地面对卡车的切向反作用力与地面对卡车的滚动摩擦阻力相平衡，因此由 FX =0可知：R1x = R2x = 0 卡车满载匀速行驶时，在水平方向的外力为零，在竖直方向外力为平衡力。以前车架前桥支撑处为坐标原点o ，竖直方向的各力对原点取矩，可列出平衡方程：Y 方向： R1 + R2 G1 G2 G21 G22 = 0Mo(F) = 0 ： R2L5+G1L1-G2L2-G21L3-G22L5=0图中 G1 为前车体的重力， G2 为后车架的重力， G21 、G22 为车箱与物料的重力在后车架上的分配值。关于G 21 、G22 在后车架上的分配值的求解如下图：图3.4 G 21 、G22分配值求解图图中G2 为车厢和物料的总重力， G21 、G22 为车箱与物料的重力在后车架上的分配值，是待求的未知数。由整车工程图数据资料，根据车厢与后车架的接触点位置可求得： L21=219.5mm ， L22=1225mm由图 3.4 列平衡方程如下： G21+G22=G2 G21L21=G22L22即可求得G 21、G22 数值。G1、G2 、G21 、G22 的大小和作用点均为已知， R1 、R2 的作用点也为已知量，因此可求出平衡方程中的R1 、R2 的大小。文中各参数量的具体数据值见表3.1。名称重量G（kg）重力F（N）重心至前轴距离x（mm）重力对前轴力矩M（Nm）前车架11190111900-600-67140后车架6310631002665168162后桥181018100477186355车厢与物料225002250003821859725表3.1 自卸车各部件质量以及载荷参数值为了保证能够对后车架、中央摆动架、回转支承进行相对精确的分析，本文将前后车架及摆动架分开来分析，对于两个组件相连接处的力，通过整体受力分析以整体内力形式求出，在进行各组件应力布计算时作为边界条件施加到组件上。这样做一方面克服了以往单个组件受力分析时与整体实际受力情况不相符的缺陷，另一方面保证了关键组件分析的精确性。3.3.1 后车架受力分析后车架与摆动架之间的主销采用关节销联结，关节销只承受剪切力和轴向力，不承受绕z 轴方向的弯矩，下面是后车架的受力分析简图。图3.5 后车架受力分析简图图中 G1 、G2、G21、G22的取值与图3.3 中的相同。h为R X 1 、R X 2 两力作用点之间的距离，从后车架的图纸中可查到h = 1186mm。R X 1 、R X 2 、R Y1 、R Y 2 为待求的未知力。对于R Y1 与R Y 2 ，我们取相等的值。R Y1 、R Y 2 分别为后车架与摆动架相连接处的上下两个接触对上的两个等效集中力。实际情况中会出现两个力大小不相等的情况，这样的话就变成了力学分析中静不定问题，将无法求解。由于截面上的合力是一定的，而两个接触面的状态也基本相同，所以在求解过程中假设R Y1 与R Y 2 为等值。由于截面上的合力是一定的，而两个接触面的状态也基本相同，将R Y1 、R Y 2 取相等的值是可行的。即令R Y1 = R Y 2在所有未知力的求解时，均以前端前桥支承处为坐标原点O，建立平衡方程：X方向：RX1+RX2+R2X=0Y方向：RY1+RY2+R2-G2-G21-G22=0 Mo(F)=0： R2L5+RY1+RY2L6+RX2h2-RX1h1-G2L2-G21L3-G22L4=0RX1 作用点距前桥支撑原点o 在Y 方向上的垂直距离为h1 = 719mm ， R X 2 距原点o 在Y 方向上的垂直距离为h 2= 467mm。从图3.3整车受力分析我们已知，卡车匀速行驶时， R 1X = R2 X = 0。由上述三个方程可以求解得到R X 1 、R X 2 、R Y1 、R Y 2 值，这样接下来所求各值将其作为摆动架受力分析中的已知力施加到力学模型上。3.3.2 中央摆动架与回转支承受力分析摆动架与回转支承构成联接在前、后车架之间的摆动机构，形成了前后车架的相对摆动，是整车车架中受力最为复杂的一个部件，也是卡车使用过程中最容易失效的部件。下图为摆动架与回转支承的详细结构图：图3.6 摆动架与回转支承结构图将图3.6 中的摆动机构由回转支承处分解，分成三部分进行受力分析：图3.7 摆动机构分解图在图 3.7 中，前车架轴承板属于前车架，因此在下一节的前车架受力分析中进行分析，下面重点分析回转支承和摆动架。3.3.2.1 摆动架受力分析先进行摆动架的受力分析。在图3.8中摆动架的左侧面有36个M20 150螺栓与轴承外圈联结，因此螺栓的预紧力产生了倾覆力矩。图3.8 摆动架受力分析简图图中R X 3 、R X 4 、R Y 3 、R Y 4 分别为R X 1 、R X 2 、R Y1 、R Y 2 的反作用力， G3 为摆动架的重力， M1 是由螺栓预紧力产生的力矩。以前桥支撑原点建立摆动架力系的平衡方程：X方向：RX3+RX4-RX5=0Y方向：RY3+RY4+G3-RY5=0Mo(F)=0： M1+RY3+RY4L6-RX3h1+RX4h2+RX5h3=0方程中 L7 是R X 5 、R Y 5 作用点到坐标原点在X 方向的水平距离， h3 是R X 5 作用点到坐标原点在Y 方向的垂直距离， h 1、h2 值与3.3.1 节中意义和数值相同，h为R X 3、R X 4 两力作用点之间的距离，数值大小与3.3.1 节中的相同。由于摆动架的质量相对整车质量来说很小，所以计算时可将它的质量加到前车体里面。受力分析中，摆动架两个面上的内力很大，而摆动架本身质量对截面内力的贡献很小，可以忽略。这样做基本不会影响到计算结果的精度，故在此处G3 取零值。由以上方程可求得M1、R X 5 、R Y 5 。3.3.2.2 回转支承受力分析卡车中央摆动架的回转支承部分的受力分析是整个分析中关键的部分，本文对回转支承的分析分为一下四个步骤：（一）轴承整体受力分析；（二）轴承内滚动体的受力分析；（三）轴承的动态寿命和静载能力校核。（四）联结螺栓组的应力分析。下面为具体分析：（一） 轴承整体受力分析。前车体与摆动架之间由回转支承联结，其由套圈（内圈、外圈）、滚动体、隔离块、密封圈和油杯等组成。回转支承装置是近 30 年来发展起来的新型机器部件，分析时近乎理解为特大型的滚动轴承。AJK-20 型自卸车采用中华人民共和国机械行业标准回转支承中的单排四点接触球式回转支承，回转支承要承受轴向力、径向力，还要承受较大的倾覆力矩，对于相同外形尺寸的回转支承，单排球式的承载能力一般高于交叉滚柱式和双排球式。本车采用的回转支承型号是010401120，轴承的外圈通过36 个M20150 的螺栓同摆动架相连；轴承内圈也由36 个圆形均布螺栓与前车架固定。图3.9 单排四点接触球式回转轴承回转支承的特殊结构实现了前、后车架间的相对摆动，从而增加轮胎与地面的附着能力。将回转支承从摆动架和前车架分离出来，在轴承的左侧内圈截面和右侧外圈截面上都承受轴向力、径向力、倾覆力矩，先对轴承整体进行受力分析。轴承整体受力如下图所示：图3.10 回转支承受力分析简图图中 M2 为作用在轴承外圈右边截面上的弯矩，它是M1 的反作用力，是由联结在轴承外圈与摆动架之间的螺栓的预紧力作用产生。当X 方向的作用力大到等于螺栓预紧力时，轴承外圈与摆动架接触面之间的压力将等于零，所以， R X 6 、M2 均由螺栓的预紧力产生。由于轴承质量与整车质量相比很小，在进行计算时忽略了轴承质量。R X 6 是R X 5 的反作用力， R Y 6 是R Y 5 的反作用力。因此平衡方程为：X方向：RX7-RX6=0Y方向：RY7-RY6=0Mo(F)=0：M3+RY6H-M2=0 (H为轴承的径向厚度)由以上方程和前面所得结果可求得M3， M3为回转支承与前车架部分螺栓预紧力产生的倾覆力矩。（二） 轴承内滚动体的受力分析。轴承内的滚珠和轴承圈内部相接触，在实际使用过程中，它会变成两点接触，即1、3 点接触，或者2、4 点接触，如图3.11 所示。轴承承载后滚珠与轴承内外套圈形成两个接触面，外套圈的载荷通过受压的滚珠传递到内套圈。图3.11 单排四点接触球轴承示意图一套单排四点接触球式回转支承是如何能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩的，下面根据推力向心球轴承进行推导。下图是两套推力向心球轴承的受力图：图3.12 两套推力向心轴承受力示意图作用在轴承上的任意外负荷总可以向轴承组合中心点简化为一组力系，该力系由轴向力Pa、径向力Pr 、倾覆力矩M 所组成。在这组力系的作用下，轴承上产生支反力，右轴承套圈组A（由外套圈Ae和内套圈Ai组成）的支反力汇交于O A 点，左轴承套圈组B（由外套圈Be和内套圈Bi组成）的支反力汇交于OB ，设接触角为 ，则有： OAOB=dr tg+l式中 d r 为滚动体中心园直径；l 为左右轴承的间距。现设想将这两套的间距l 0，也就是使这两套轴承迭合起来，如图3.13 所示，这时 OAOB=dr tg 。图3.13 单排四点接触球轴承受力示意图二不难发现，图3.13 就是四点接触球轴承的受力图。由此可见，一套四点接触球轴承之所以能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩，就在于它可以等效为两套相对安装的推力向心球轴承（ 45时）或向心推力球轴承（ PaPr因此 FrA=12(PM-Pr) FaA=Pa+12（PM+Pr）tg FrB=12(PM+Pr) FaB=12（PM+Pr）tg由以上方差代入数据求得在工况一时： FrA=FrB=12PM=27158(N) FaA=FaB=12PMtg=27158N（三） 轴承的动态寿命和静载能力校核。1轴承的动态寿命在机械设计领域，当作用在轴承上的载荷P等于基本额定动载荷C时，轴承的寿命等于106转。而当P不等于C时，经过大量试验和分析，额定寿命L 的计算公式为 L=(CP) (Mr兆转)式中：C为额定动载荷（N）； P为当量动载荷（N）； 为寿命指数，摆动架所用四点接触球轴承=3 。根据已知的推力向心球轴承、向心推力球轴承和推力向心滚子轴承的试验和分析的结论，可推得四点接触球轴承额定动负荷的计算公式： C=fc（cos）0.7tg Z233.647D1.4 (当45，D25.4mm时)式中，Z为滚动体个数 ； D为滚动体直径，单位mm ； fc为动态系数，本论文工况一时取fc=5.6 。所以在工况一时： C=5.6（22）0.71 60233.647401.4=429955 （N）计及轨道表面硬度对寿命的影响， CH = f H C （N ），式中fH 为硬度系数，取0.8。所以， C H = 429955 0.8 = 343964（N ）根据已知的推力向心球轴承、向心推力球轴承和推力向心滚子轴承的试验和分析的结论，可推得四点接触球轴承当量动负荷P 的计算公式，如下： P=XFr+YFa （N）式中，Fr为轴承支反力的径向分量，即径向载荷； Fa为轴承支反力的轴向分量； X为动态径向系数，工况一中取1.18； Y为动态轴向系数，工况一中取0.59；故工况一时： PA = PB = 1.1827158 + 0.5927158 = 48070 （N）计及实际外负荷冲击特性影响后的当量动负荷为P F = fF P（N ），式中fF 为负荷特性系数，在中等冲击力下， f F =1.21.5，本论文取1.5。根据此式可分别求出套圈A和B 的当量动负荷PFA 和PFB 。PFA = PFB = 1.548070 = 72105 (N)套圈 A 和B 的额定寿命分别为: LA=(CHPFA) (Mr) LB=(CHPFB) (Mr)代入数据，得到LA = LB = 108这样的话，由套圈A 和B 组成的整套轴承的额定寿命为： L=(1LA)e+(1LB)e-1e式中：e为寿命离散指数，对于单排四点接触球轴承，e = 10/9 。代入数据得到整套轴承的额定寿命L = 58 如果用百万转下的工作小时数来表示额定寿命，则有： H=L10660n=581066020=48333 （h） （转速取20rpm，实际上可能并不能达到这个转速）所以在工况一下，回转支承可以连续使用48333 个小时，相当于5.5 年。2轴承的静载能力铰接式卡车的回转支承属于较大型的轴承，工作转速不高，但往往处于摆动工作状态，这时需要校核其静载能力。静载能力的校核公式为 C0P0S式中：C0为额定静载荷（N）； P0为当量静载荷（N）； S为静载的安全系数，承受较大冲击载荷情况下，S=1.22.5 。根据已知的推力向心球轴承、向心推力球轴承和推力向心滚子轴承的试验和分析的结论， 可推得四点接触球轴承额定静负荷的计算公式： C0=f0ZD2sin （当45时）式中，f0为静载系数，本论文工况一时取f0=5 。 C0=560402sin45=339411 （N）计及轨道表面硬度对静载能影响后的额定静负荷为： C0H=fHC0 ，式中，fH为硬度影响系数，本文取0.8 。 C0H=0.83394110=271528.8 （N）根据已知的推力向心球轴承、向心推力球轴承和推力向心滚子轴承的试验和分析的结论， 可推得四点接触球轴承当量静负荷Po 的计算公式为： P0=X0Fr0+Y0Fa0上式中，Fr0为轴承支反力的径向分量； Fa0为轴承支反力的轴向分量； X0为静载径向系数，工况一中取2.3 ； Y0为静载轴向系数，工况一中取1 。根据当量静载荷计算公式可分别求得套圈组A 和B 的当量静负荷PoA 和PoB 。一般来说，直接承受外负荷的套圈组A的当量静负荷PoA 的数值比PoB 来的大，故可只校核套圈组A 的静载能力，使 C0HP0AS P0A=2.327158+127158=89621 (N) C0HP0A=271528.889621=30.3S所以静载能力完全满足要求。因此通过（三）的计算，回转支承的动态寿命和静载能力均能满足使用要求。（四）联结螺栓组的应力分析螺栓规格GB5782-86；型号为M20，精度等级为12.9。36 个螺栓均匀的分布在直径为1198mm 的分度圆上。回转支承由两组螺栓分别与前车架、中央摆动架相连。受力大小、受力情况基本一样。关于螺栓组的受力简化见图3.14。图3.14 回转支承固定螺栓的受力简化图螺栓组在承受如图3.10 所示组合力的情况下，径向力R Y 6 、轴向力R X6 、倾覆力矩M2 。由于摆动架与回转支承外圈采用直孔配合结构，径向力R Y 6 由直孔的配合面来承受。这样螺栓组的受力只剩下R X 6 、M2 。如图3.14，摆动架与回转支承相接触的上半部分承受压力，下边的螺栓组承受拉力，压力与拉力之组合起来，抵消倾覆力矩M2，轴向力R X 6 。在计算过程中适当的简化了两处：一是在摆动架与回转支承相接触承受压力面上，忽略了螺栓的面积；二是假定中性面通过圆的直径处。 F=RX6 (1) M=M2 (2)图3.15 固定螺栓组受力微分计算示意图对于如图所示，上半部分受压，受力需要通过积分来确定；下半部分受拉，作用点在螺栓上，故可简化为18 个集中力。某处所受的力和它到中性层的距离成正比，令上下两部分的比例系数分别为k1 、k2 。 l=rsin ； S=rdrd ；在面积为S的面上所承受的力和力矩分别为： F=k1Sl ； M=Fl=k1Sl2 ；上半部分的合力和合力矩分别为： F1=F=k1lds 化解为下 k1lds=k1r2sindrd=k1R2R1r2dr0sind （3） M1=M=k1l2ds 化解为下式 k1l2ds=k1r3sin2drd=k1R2R1r3dr0sin2d （4）对于下半部分如图3.14，螺栓所受到的拉力简化为若干个集中力Fi ，各个集中力的力臂长为Li 。 F2=i=118Fi=k2i=118Li (5) M2=i=118Mi=k2i=118Li2 (6)其中，Li=Rsini18 ，i=1,2,3，18 。将（3）、（4）、（5）、（6）式代入（1）、（2）得： k1R2R1r2dr0sind+k2i=118Li=RX6k1R2R1r3dr0sin2d+k2i=118Li2=M2 上述方程组中，两个方程两个未知数，解方程便可的得到k1、k2的值。显然，得到k1、k2的值便可以代入（5）中很容易的求得各螺栓受力。螺栓组受力最大的螺栓为最底部的螺栓，计算求得三种工况下它的拉力Fmax。再由 max=Fmaxr2，式中r为M20螺栓的小径半径。求得最大应力max 。工况一的最大应力值见表3.4 。3.3.3 前车架受力分析由于前车架主要载荷是发动机、传动系统、油箱、液压系统及车架自身的重量，前车架相对来说比较安全。由前面方程的求解，在此时前车架受力图中的所有力已经全部是已知力了。在此列出平衡计算的目的是为前面计算过程校核。X方向： R1X-RX8=0 Y反向： G1+RY8-R1=0 MoF=0 ：M4+G1L1-RY8L8=0 3.3.4 满载匀速运行计算结果设力系所在的平面与oxy 平面重合，且前桥与前车架连接处为oxy 平面的坐标原点O，沿车身方向为x 方向。各力作用点的位置由其在oxy 坐标系的坐标来确定。下表为满载匀速运行的计算结果：表3.5 工况一受力分析计算结果力学符号数值（N）力学符号数值（N）力学符号数值（mm）G1111900RX50L1-600G263100RX60L22665G21181750RX70L33530G2243250RX80L45046.5R1198600RY143350L54771R1X0RY243350L61410R2201400RY343350L71125R2X0RY443350H1186RX146481RY586700H100RX2-46481RY686700RX3-