货车的设计 - 布置各性能参数的选定

青岛大学本科毕业设计论文

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

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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，又能够有好的燃油经济性。

关键词 爬坡度 传动系 动力性 经济性

Abstract

With China's 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 the 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 transmission. 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

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目录

第一章 绪论 ................................................................................................................. 1

1.1 课题的提出及意义 ............................................ 1 1.2 国内外自卸车的现状 .......................................... 2

1.2.1 国外自卸车概况 ......................................... 2 1.2.2 国内自卸车概况 ......................................... 3 1.3 主要研究内容和方法 .......................................... 3 第二章 矿用自卸车总布置设计方案 ......................................................................... 4

2.1 总布置概述 .................................................. 4

2.1.1 设计目的 ............................................... 4 2.1.2 设计原则 ............................................... 5 2.1.3 设计流程 ............................................... 5 2.2 自卸车形式的选择 ............................................ 6

2.2.1 轴数的选择 ............................................. 6 2.2.2 驱动形式的选择 ......................................... 6 2.2.3 自卸车的布置形式 ....................................... 6 2.2.4 轮胎的选择 ............................................ 6 2.3 自卸车主要参数的选择 ........................................ 7

2.3.1 自卸车主要尺寸参数的确定 ............................... 7 2.3.2 自卸车质量参数的确定 ................................... 8 2.3.3 自卸车性能参数的确定 ................................... 9 2.4 发动机的选择 ............................................... 10

2.4.1 发动机形式的选择 ...................................... 10 2.4.2 发动机主要性能指标的选择 .............................. 11 2.5 传动系参数的确定 ........................................... 12

2.5.1 最小传动比的确定 ...................................... 12 2.5.2 最大传动比的确定 ...................................... 12 2.5.3 变速器档位数的确定 .................................... 13

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2.6 自卸车的总体布置 ........................................... 13

2.6.1 整车布置的基准线—零线的确定 .......................... 13 2.6.2 各部件的布置 .......................................... 14 2.7 整车质量、轴荷分配和质心高度的计算 ........................ 15

2.7.1 空车状态下整车质量、轴荷分配和质心高度的计算 .......... 15 2.7.2 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 矿用自卸车动力性、经济性分析 ............................................................... 21

3.1 动力性分析 ................................................. 21

3.1.1 发动机外特性曲线图的绘制 .............................. 21 3.1.2 驱动力与行驶阻力平衡图 ................................ 21 3.1.4 动力因数的计算 ........................................ 24 3.2 燃油经济性分析 ............................................. 27

3.2.1 燃油经济性的评价指标 .................................. 27 3.2.2 自卸车燃油经济性的计算 ................................ 29

第四章 总结与展望 ................................................................................................... 36 致 谢............................................................................................................................ 38 参考文献 ..................................................................................................................... 39 附录A .......................................................................................................................... 40 附录B .......................................................................................................................... 41

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第一章 绪论

1.1 课题的提出及意义

自卸汽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。按不同的用途自卸汽车可分为两大类：一类是公路运输用的轻、中、重型（装载质量在2～20吨）普通自卸汽车，这种自卸汽车主要承担着泥土、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）自卸汽车，这种自卸汽车主要应用于大型矿山、水利、工地等场所，运输的货物通常是由与其配套的挖掘机械来完成装载的。这类自卸车辆在长度、宽度、高度以及轴载荷等方面不受公路法规的限制，只能在矿山、工地上使用，而不得用于公路运输，称为矿用自卸汽车。

“十一五”期间露天有色金属矿山和露天煤矿的开发利用将大幅增长，对矿用车需求将大幅增加。根据北京中经天纵经济信息中心预测，今后一段时期，矿用车国内需求和出口将保持快速增长。据有关资料统计，目前全国矿用车保有量七、八千辆，不过绝大部分是进口车或合资组装车。我国与国外产品的确存在较大差距，开发重型矿用自卸汽车，符合市场需求和国家产业发展方向，具有较大的应用价值。

矿用自卸车具有爬坡能力大，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的整体水平，并不断扩大市场占有率。

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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 516—82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

汽车的长、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8557mm×3000mm×3400mm。 （2）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，中轴和后轴的距离为1450mm。 （3）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，并使驾驶员视野变坏。又因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散

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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1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200mm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

整车整备质量是指车上带上所有装备（包括随车工具、备胎等），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

汽车的整备质量利用系数ηη

m0=

m0是汽车的装载量mG与整备质量

m0之比，即

mGm0

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，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MG<45t时为1.1～1.5，当MG>45t时为1.3～1.7。本自卸车的质量系数为1.38，满足要求。 （3）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

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

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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

（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%。

（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GB7258——1997《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80～135吨的比转矩范围为38～44N·m/t.本自卸车的比转矩为38.2N·m/t，符合要求。

2）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(L／100km)，称为汽车的“百公里最低燃料消耗量”，是汽车的燃料经

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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1.43～1.53L/（100t·km）。

3）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。GB7258—97 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15.0～19.0m当装载质量小于45t时为18.0～24.0m.本自卸车的最小转弯直径取值范围为15.0～19.0m。本自卸车的最小转弯直径为17.3m满足要求。

4）通过性参数

根据经验可知：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

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 30km／h和 50km／h 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、

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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：

Pe=

1magfrCA3(vamax?Dvamax) (2-1) ?T360076140式中，Pemax为发动机最大功率（kw）；

?T为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的4×2汽车可取为90%； ma为汽车总质量（kg）；

g为重力加速度（m/s）；

2[1+0.01（va-50）]，对货车取0.02，矿fr为滚动阻力系数，对乘用车fr=0.0165×用自卸车取0.03；

va用vamax代入；CD为空气阻力系数，乘用车取0.30~0.35，货车取0.80~1.00，客

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车取0.60~0.70，这里取0.9； A为汽车正面投影面积（m2）。 代入数据可得：

Pemax=

1magfrCA3(vamax?Dvamax) ?T360076140142000?9.8?0.030.9?10.5（?51??513）0.833600761401?（174.93?16.46） 0.83

1??191.390.83?230.6kW?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1603N·m,其对应的转速为1200～1400r/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：

ik1?mg(fcos??sin?)r （2-2）

Temax?Ti0由此公式可得ik1?11.976 式中 ?——最大爬坡度，°

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R——车轮滚动半径，m

本自卸车的最大传动比至少为8.85×11.976=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)、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 X X坐标线，前为“-”后为“+”，该线标记为

x 。 0Z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

z为“+”、下为“-”，标记为 。

0 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

y 。 0(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，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

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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

xz和。 002.6.2 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落以后，前轴的最大向上跳动量能达到70～100mm，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，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1°~4°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3°。其当量夹角为?e=4.24°，又?1?2?n其中n

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为1900r/min,可得?e2?12=219.6rad/s?800rad/s满足要求。

3）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

Mi （2-3）Mc =?i?O 1N 15

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图2-1 总布置设计主视图

图2-2 总布置设计左视图

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图2-3 总布置设计俯视图

式中 NO——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 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=M1?M2?M3+?M12=1500kg+1000kg+4000kg+2500kg+500kg+500

kg +500 kg+500kg+1000kg +1000kg+3000kg1000kg=18000kg

式中 M1——发动机的质量1500kg M2——变速器的质量1000kg

M3——车厢的质量4000kg M4——车架的质量2500kg M5——驾驶室的质量500kg M6——举升系统的质量500kg M7——水厢、风扇的质量500kg M8——前悬架的质量500kg M9——后悬架的质量1000kg M10——前桥的质量1000kg

M11——中、后桥的质量3000kg M12——储气筒、油箱的质量1000kg

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：

M1（1600mm，1062mm） M2（3200mm，950mm） M3（5500mm，2100mm） M4（3700mm，1064mm） M5（800mm，2000mm） M6（2200mm，2066mm）

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M7（550mm，921mm） M8 （1700mm，630mm） M9（6000mm，630mm） M10（1700mm，630mm） M11（6000mm，630mm） M12（3700mm，946mm）

由以上坐标点可得质心的横坐标为:

x0=（1500×1.6+1000×3.2+4000×5.5+2500×3.7+500×0.8+

500×2.2+500×0.55+500×1.7+1000×6+1000×1.7+3000×6+1000×3.7）/18000 =3.826（m） 纵坐标为:

y0=(1500×1.062+1000×0.95+4000×2.1+2500×1.064+500×2+500×2.066+500×0.921+500×0.63+1000×0.63+1000×0.63+3000×0.63+1000×0.946)/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）。

G空载 F前

2.126 2.199 F中后

图2-4 空载轴荷示意图

前轴荷F前=

18000?9.8?2.199=89688.7N；

4.325中后轴荷F后=Mcg- F前=18000×9.8-89688.7=86711.3N； 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。

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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）Mt按下式计算：

Mt=?Mi

i?1N1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）。

Mt=M1?M2?M3+?M12=1500kg+1000kg+29000kg+2500kg+500kg+500

kg +500 kg+500kg+1000kg +1000kg+3000kg1000kg=43000kg

式中 M1——发动机的质量1500kg M2——变速器的质量1000kg

M3——车厢与货物的质量29000kg M4——车架的质量2500kg M5——驾驶室的质量500kg M6——举升系统的质量500kg M7——水厢、风扇的质量500kg M8——前悬架的质量500kg M9——后悬架的质量1000kg M10——前桥的质量1000kg

M11——中、后桥的质量3000kg M12——储气筒、油箱的质量1000kg

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：

M1（1600mm，1062mm） M2（3200mm，950mm） M3（5500mm，2100mm）

M4（3700mm，1064mm） M5（800mm，2000mm） M6（2200mm，2066mm） M7（550mm，921mm） M8 （1700mm，630mm） M9（6000mm，630mm） M10（1700mm，630mm） M11（6000mm，630mm） M12（3700mm，946mm）由以上坐标点可得质心的横坐标为:x0=（1500×1.6+1000×3.2+29000×5.5+2500×3.7+500×0.8+500×2.2+500×0.55+500×1.7+1000×6+1000×1.7+3000×6+1000×3.7）/18000=4.799（m）

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纵坐标为：y0=(1500×1.062+1000×0.95+29000×2.1+2500×1.064+500×

2+500×2.066+500×0.921+500×0.63+1000×0.63+1000×0.63+3000×0.63+1000×0.946)/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:F前=

43000?9.8?1.226=119453.5N

4.325中后轴荷为:F后=Mcg- F前=43000×9.8-119453.5=301946.5N 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。

G满载 F前

3.099 1.226 F中后

图2-5 满载轴荷示意图

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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） 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 扭矩（N·m） 1212 1309 1603 1600 1603 1602 1603 1533 1459 1377 1304 1243 功率（kw） 101.53 123.36 167.85 184.29 201.42 218.20 234.99 240.79 244.44 245.12 245.78 247.30 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Ft?Ttqigi0?Tr，ua?0.377?rn，又r=0.63m，?T=0.83，i0=8.25可得：igi0 21

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发动机转速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。

200018001600发动机转矩N.m140012001000800600800100012001400发动机转速n/(r/min)160018002000

图3-1 发动机外特性曲线图

350300发动机功率kw/h250200150100600800100012001400发动机转速n/(r/min)160018002000

图3-2 发动机外特性曲线图

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表3-2 发动机转速与各档车速的关系

转速 （r/min） I档 车速 II档 车速 III档 车速 IV档 车速 V档 车速 VI档 车速 VII档 VIII档 车速 车速 (km/h) (km/h) (km/h) (km/h) (km/h) (km/h) (km/h) (km/h) 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2.59 2.91 3.24 3.56 3.88 4.21 4.53 4.86 5.18 5.50 5.83 6.15 3.53 3.97 4.41 4.86 5.30 5.74 6.18 6.62 7.06 7.50 7.95 8.39 4.74 5.33 5.92 6.52 7.11 7.70 8.29 8.89 9.48 10.07 10.66 11.26 6.39 7.19 7.99 8.79 9.59 10.39 11.19 11.98 12.78 13.58 14.38 15.18 8.69 9.78 10.87 11.95 13.04 14.12 15.21 16.30 17.38 18.47 19.56 20.64 11.86 13.34 14.83 16.31 17.79 19.28 20.76 22.24 23.72 25.21 26.69 28.71 15.90 17.89 19.88 21.87 23.86 25.84 27.83 29.82 31.81 33.80 35.78 37.77 21.47 24.15 26.84 29.52 32.20 34.89 37.57 40.26 42.94 45.62 48.31 50.99 又空气阻力为：

2CDAua0.9?10.5?51Fw??N?1162.15N ；

21.1521.15式中：CD为空气阻力系数，货车取0.80～1.00，这里取CD=0.9。

A为汽车正面投影面积（m2）为10.5m2。 又滚动阻力Ff?Wf?42000?9.8?0.025?10290N 由此可得本自卸车的驱动力-行驶阻力平衡图：见图3-1

3.1.3 最大爬坡度的计算

由以上数据可知：

Ftmax?Ttqmaxignaxi0?Tr=1603×8.29×8.85×0.83/0.63=154941.9N

又154941.9N-（10290N+1162.15N）=143489.75N

23

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表3-3 发动机转速与各档驱动力的关系

转速 I档 II档 III档 IV档 V档 VI档 VII档 VIII档 （r/min） 驱动力 驱动力 驱动力 驱动力 驱动力 驱动力 驱动力 驱动力 (kN) 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 117.15 126.52 (kN) 85.92 92.79 (kN) 64.01 69.14 84.67 84.51 84.67 84.61 84.67 80.97 77.06 72.73 68.87 65.65 (kN) 47.48 51.28 62.80 62.68 62.80 62.76 62.80 60.06 57.16 53.95 51.09 48.70 (kN) 34.90 37.70 46.16 46.08 46.16 46.14 46.16 44.15 42.02 39.66 37.55 35.80 (kN) 25.58 27.62 33.83 33.77 33.83 33.81 33.83 32.35 30.79 29.06 27.52 26.23 (kN) 19.08 20.60 25.23 25.18 25.23 25.22 25.23 24.13 22.96 21.67 20.52 19.56 (kN) 14.13 15.26 18.69 18.66 18.69 18.68 18.69 17.87 17.01 16.06 15.20 14.49 154.94 113.64 154.65 113.42 154.94 113.64 154.84 113.57 154.94 113.64 148.18 108.67 141.02 103.43 133.10 126.04 120.15 97.62 92.44 88.17 由公式

??arcsinFt?(Ff?Fw)G （3-1）

可得?max?arcsin0.348?20.4°

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

Ft?Fw可得各档的动力因数，又Fw与驱动力Ft相比相差很大故G由公式D?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D1max?II档的动力因数见表3-5；

24

Ft1max?Fw1?0.376

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表3-4 I档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 2.59 4.86 5.50 6.15 动力因数 0.285 0.360 0.323 0.292 表3-5 II档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 3.53 6.62 7.50 8.39 动力因数 0.209 0.264 0.237 0.214 且D2max?Ft2max?Fw2?0.276

GIII档的动力因数见表3-6：

表3-6 III档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 4.74 8.89 9.48 10.66 11.26 动力因数 0.156 0.197 0.187 0.167 0.159 且D3max?Ft3max?Fw3?0.206；

GIV档的动力因数见表3-7：

表3-7 IV档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 6.39 11.98 动力因数 0.115 0.146 25

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13.58 15.18 0.131 0.118 且D4max?0.153； V档的动力因数见表3-8：

表3-8 V档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 8.69 9.78 16.30 18.47 动力因数 0.085 0.092 0.107 0.096 且D5max=0.112

VI档的动力因数见表3-9：

表3-9 VI档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 11.86 22.24 25.21 28.17 动力因数 0.062 0.079 0.071 0.064 且D6max=0.082；

VII档的动力因数见表3-10：

表3-10 VII档的车速与动力因数的关系

车速（km/h） 15.90 29.82 33.80 37.77 动力因数 0.046 0.059 0.053 0.048 且D7max=0.061；

VIII档的动力因数见表3-11：

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间的燃油消耗量可根据其平均的单位时间燃油消耗量与行驶时间之积来求得。各区间起始或终了车速所对应时刻单位时间燃油消耗率Qt（mL/s），可根据相应的发动机发出的功率与燃油消耗率求得Qt=

Pb，而汽车行驶速度每增加

367.1?g0.5km/h所需时间（s）t=0.5/(3.6×0.095)=1.462s 其中a=0.095m/s2,s=250m,t=21.9s

从行驶车速37.5km/h加速至38km/h所需燃油量（mL）为 Q1=

1(Qt0?Qt1)?t 2式中 ，Qt0为行驶初速37.5km/h时单位时间燃油消耗量（mL/s）；Qt1为车速38km/h单位时间燃油消耗量（mL/s）。

由车速38km/h再增加0.5km/h所需的燃油量（mL）为 Q2=

1(Qt1?Qt2)?t 2式中Qt2为车速为38.5km/h时单位时间燃油消耗量（mL/s） 依次，每个区间的燃油消耗量为 Q3?1(Qt2?Qt3)?t 21(Qt14?Qt15)?t 2 …… Q15?3?muaduPb1GfuaCDAua??由式3-3：, 式3-2：P=（）可得表3-15： Qt=

3600761403600dt367.1?g?T整个加速过程的燃油消耗量（mL）为

Qa??Qi?Q1+Q2+‥+Q15=350.9mL

i?1155）45km/h等速行驶工况燃油消耗量的计算 此时功率

31GfuaCDAuaP=(Pf?Pw)=(?)=199.6kw ?T?T3600761401由发动机万有特性表3-15可知b为190.9（g/kw·h）。

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表3-15 车速与燃油消耗率的关系

车 速 功 率 P（kw） 222.9 226.1 229.3 232.5 235.8 238.9 242.2 245.4 248.7 251.9 255.2 258.5 261.8 265.1 268.4 271.7 燃油消耗率 b（g/kw·h） 186.87 191.85 192.84 193.67 194.23 194.44 194.18 193.34 191.84 189.57 189.49 189.41 188.22 185.47 186.98 190.90 燃油消耗量 ua（km/h） 37.5 38 38.5 39 39.5 40 40.5 41 41.5 42 42.5 43 43.5 44 44.5 45 Qti(i=0‥15)ml 14.13 14.7 15.0 15.3 15.5 15.8 16.0 16.1 16.2 16.2 16.4 16.6 16.7 16.7 17.0 17.6 等速行驶工况燃油消耗量由式3-1

Q?Pbs

102ua?g=199.59×190.9×250/(102×45×8.03)=258.44mL

式中?g取值范围7.94～8.13N/L，这里取8.03；距离s根据表3-12取250m。

6）从45km/h～30km/h等减速行驶工况燃油消耗量的计算

减速行驶时，节气门松开并进行轻微制动，发动机处于强制怠速状态，其油耗量即为正常怠速油耗。所以，减速工况燃油消耗量等于减速行驶时间与怠速油耗的乘积。减速时间为：

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t?ua2?ua3=24s （3-10） du3.6dt式中

du为0.1736m/s2 dt Qd?t?Qi （3-11）=30.48mL

Qi为怠速燃油消耗率（mL/s）

由以上六工况可得百公里燃油消耗量为：

Qs??Q?100

s=(124.9+253.281×.1+247.7+350.9×1.1+258.44+30.48)/1300×100 =102L/100km

式中，?Q为所有过程耗油量之和（mL）；为整个工况行驶的距离（m）。

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第四章 总结与展望

这次设计的主要目标是设计一辆载重量约为25吨的矿用自卸车，考虑到市场需要以及顾客对矿用自卸车的要求，本自卸车的载重量可超过25吨，在设计中参考了重型汽车厂所做的矿用自卸车并且搜集了其它厂的一些矿用自卸车参数作为参考，设计了一辆三轴矿用自卸车。现给本设计做一些必要的总结、评价和回顾。

在设计过程中，首先选取的是发动机，目前在国内市场上发动机的卖家较多，可选用的种类也较多，由于对矿用自卸车的发动机了解较少，在选取发动机过程中遇到不少困难，在查阅了大量资料和老师的帮助下，综合考虑多方面的因素本自卸车选用潍柴动力生产的WP12N系列的LANDKING WP12.366N系列。其次是变速器的选取，在参考了BJZ3420和NHL3308的设计资料后选取了国产伊顿Fueecr RT-1150C型变速器，该变速器基本满足设计要求。最重要的是传动系的布置，在查阅了大量资料和参考重汽设计的矿用自卸车后使传动系统的布置基本满足要求。

在进行总布置设计时重点布置了传动系，驾驶室以及发动机、水箱、变速器使它们互相协调能在最优化条件下工作，在布置完整车图后对其进行了动力性和经济性分析。

此外，本设计主要侧重于对矿用自卸车上大部件的布置，对于一些小的部件不予以考虑，但为其留够了足够的空间使其可以布置在自卸车上且相互之间不发生干涉。

通过本次设计，我掌握了更多的科学文化知识，而且能够把它们应用到实践中去，尤其使我对汽车设计和汽车理论的知识有了更深一层的了解。在即将离开校园走进工作单位之时，本次设计又给了我一次理论学习与实际相联系的锻炼机会，使我明白了理论与实践相结合的重要性。

目前，国际上矿用自卸车的发展趋势虽然是大吨位，但是在国内，20吨—45吨的中小型矿用车仍旧有发展空间。今后10—15年是我国水利、水电工程的

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