底盘设计

车架作为汽车底盘的基础件，其结构形式直接影响着底盘各零部件的布置安装。同时，作为底盘及整车的主要承载件，车架对整车的各项性能起着至关重要的作用，因此在车架设计过程中，除考虑自身的强度要求外，还需考虑其它总成安装的方便 性，并兼顾生产工艺条件。

摘 要:针对目前全液压电动反扒装载机缺乏设计理论支持、存在性能低和质量差的问题，提出了全液压电动反扒装载机总体设计和主要参数的选择方法，给出了其特有的结构形式及整机最佳挖掘性能的发挥区域。对新研制的全液压电动反扒装载机机从设计、配套件选择和制造3个方面降低成本、提高性能和质量，并对其技术性能进行了试验分析。试验结果表明:该机设计参数选择合理、性能优越,完全满足全液压电动反扒装载机的作业要求,与现有生产厂家生产的全液压电动反扒装载机相比成本降低60%~70%;提出的设计方法科学合理，对全液压电动反扒装载机的设计和生产具有指导意义。

关键词:机械工程；全液压电动反扒装载机；总体参数；主要挖掘区；性能试验

0 引 言

该机为近几年新开发的在狭小空间里可进行工作全液压电动反扒装载机。具有液压行走，挖掘采集，输送，装车，清底五种功能。可用于生产作业空间为(2.8米×2.8米）以上的各种矿料的开采，磷矿、铁矿等各种矿山块状料的装车作业。它是由机械手与输送机最完美的结合，采集和输送功能合二为一。采用电动全液压控制系统的生产装置，具有安全、环保、低能耗、高效率的特点。适用于隧洞挖掘、矿山工程、水利工程等工程的施工机械及小断面引水洞，矿山出渣（矿）机械, 该机主要用于一些空间狭窄、生产规模小磷矿、金属非金属矿等非爆炸危险性矿山的碎石土料采集及输送装车施工。

该机包含液压行走，挖掘采集，输送，装车，清底五种功能。其中液压行走功能是通过液压马达，减速机，传动轴，再到减速机输送驱动车轮，液压马达具有前行，后退，自动刹车三种功；挖掘采集功能由机械手完成，机械手具有挖掘、伸臂、装料、卸料功能，大臂可上升、下降、左右回转，挖掘采集的操纵由全液压控制，由六个手柄操作，每个手柄控制两个动作，共十二个动作，此技术综合采用大型挖掘机操作流程改进而成使用方便，易操作.输送，装车功能由输送机系统完成，其输送架由液压缸控制升降，输送架下降时可将前轮支起，同时输送架前接料口与矿石接触面更加紧密，工作时稳定性更强，同时可以接合散料，平整常地，传送带宽度为650-700mm，传送速度为800 -900mm/秒，传送带通过一个油冷式电动滚筒作为主动滚筒带动，此方式传动性能具有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长，运转平稳、工作可靠、密封性好、占据空间小、安装方便等诸多优点，并且适合在各种恶劣环境条件下工作。包括潮湿、泥泞、粉尘多的工作环境。 1 总体设计

总体设计尺寸为（长×宽×高）5500×1700×1700，最大矿料通过尺寸为810×450，料架最大举升高度为2100，料架最大装车高度1500，大臂最大回转角度73，扒渣装车效力60m/h,

0

3

输送带最大坡度24。总机的构成有5各部分组成，分别为工作机构、运输机构、行驶机构、液压系统、电气控制系统。图1工作机构主要构成为1-铲斗； 2-铲斗油缸； 3-斗杆； 4-大臂； 5-斗杆油缸；6-大臂油缸； 7-转座；运输机构主要构成为11-带支撑滚轮； 12-电动滚筒； 13-输送架油缸；行驶机构主要构成为柴油机30，电动机22，油泵22，油马达25，变速箱24，传动轴，

0

1

图1 全液压电动反扒装载机总图

1-铲斗； 2-铲斗油缸； 3-斗杆； 4-大臂； 5-斗杆油缸；6-大臂油缸； 7-转座； 8-转向器； 9-司机座椅； 10-驾驶棚； 11-带支撑滚轮； 12-电动滚筒； 13-输送架油缸； 14柴油机； 15-驱动轮； 16-电器柜； 17-液压油散热器； 18-转向轮； 19-多路控制阀； 20-从动支架； 21-连轴节； 22-电动机； 23-油箱； 24-齿轮减速器； 25-液压泵； 26-方向油缸；27-转向油缸； 28-从动滚筒； 29-集料口； 30-柴油机； 31-后桥； 32-后传动轴； 33-油泵；34-前传动轴

总体参数的选择

全液压电动反扒装载机总体参数有：尺寸参数、质量参数、功率参数和经济指标参数。其中最主要的参数有：斗容量、整机质量、功率、工作压力和流量[2]。总体设计时,根据使用要求和工作特性先确定主要参数,然后依次确定其他参数。

１ 设计要求

根据设计任务书及底盘总布置对各总成的布置情况，车架设计必须满足下列要求： (1)发动机后置； (2)前、后均采用钢板弹簧悬架； (3)机长 5480mm；机宽 1700mm; (4)前桥中心处车架上平面离地高350mm，后桥中心处车架上平面离地高310mm。 2 整机主要参数要求

项目

机长 机宽 机高 轴距 轮距

最大矿料通过尺寸

(长×宽×高)

行走离地最小距离

整机质量 料架最大伸举高度 料架最大装车高度 适合装料车厢长度 料斗最大伸长度离铲口 料斗最大举伸高度

耗电量

大臂最大回转角度 最大行车速度约 最大挖掘力

扒渣装车效力 驾驶员头顶距地面高度 输送带最大坡度

单位

参数

5480 1700 1700 1600 1330 810*600*450

mm

kg

mm

Km/h ( .) Km/h

145 2080 2100 1500 1700-2000 1300 1900 10.5 73 3/6 11.00 60 1800 24

KN mm3/h mm

汽车底盘

§11 汽车底盘概述 §12 离合器

§13 变速器与分动器 §14 万向传动装置

§15 驱动桥

§16 汽车行驶系

§17 汽车转向系

§18 汽车制动系 1行走底盘概述

2离合器 3变速器 4万向传动装置 5 驱动桥 6 行驶系7转向系8 制动系 悬架系统

车辆液压传动装置由泵、马达及必要的机械减速（变速）装置组成，为了讨论方便将其动力输出装置---马达或马达与变速器称为液压驱动装置，将液压驱动装置输出轴旋转一周需要的流量称为驱动装置的等效排量，这样马达的等效排量即为本身排量，马达与变速器组成的驱动装置的等效排量即为马达排量与减速器减速比的乘积（变速器则为与各档位减速比的乘积）。液压驱动装置的结构形式多种多样，性能差异很大，由此形成了液压驱动车辆装置种类繁多的特点。从大结构原理讲，液压驱动装置可分为四类，即：单马达减速驱动装置，单马达变速驱动装置，

多马达减速驱动装置，多马达变速驱动装置。

离合器

概述

离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用： (1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；

(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击； (3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏； (4)有效地降低传动系中的振动和噪声。

摩擦离合器主要组成

摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。 主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。

1.2 离合器的功用 发

动

万向联轴

离合

变速

离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。

虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档

位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。

汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。

离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。

1.3 离合器的工作原理

离合器由主动部分、从动部分、压紧机构、分离机构和操纵机构五部分组成。 离合器主动部分包括飞轮4(如图1.1 所示)、离合器盖6 和压盘5。飞轮用螺栓与曲轴1 固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。

离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片17的从动盘3和从动轴2组成。从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。从动轴前端用轴承18 支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。

离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧16 组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在

压盘和飞轮之间。

离合器分离机构由分离拨叉11、分离套筒和分离轴承9、分离杠杆7、回位弹簧10等组成。它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。

图1.1 离合器结构和工作原理示意图

1—曲轴 2—从动轴 3—从动盘 4—飞轮 5—压盘 6—离合器盖 7—分离杠杆 8—弹簧 9—分离轴承 10、15—复位弹簧 11—分离拨叉 12—踏板 13—拉杆 14—调节叉 16—压紧弹簧 17—从动盘摩擦片 18—轴承

离合器操纵机构由离合器踏板12、拉杆13、拉杆调节叉14及复位弹簧15等组成。离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。它们装在离合器壳外部。

(1)接合状态 离合器处于接合状态时，踏板12(见图13.1)未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧10拉到后极限位置，分离杠杆7内端与分离轴承9之间存在间隙(离合器自由间隙)，压盘5 在压紧弹簧16 作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴2传给

变速器。

(2) 分离过程 需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙

；然后推动分离杠杆

内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。

(3) 接合过程 当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。 当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束。

2 离合器的结构方案设计

车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可以分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可以分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为推式和拉式两种形式。

2.1 摩擦片的选择

单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。

2.2 从动盘数的选择

对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器机构简单、尺寸紧凑，散热良好、维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底、接合平

顺。

双片离合器与单片离合器相比较，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸小，踏板力较小，另外接合比较平顺。但是中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均匀，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但是它也有接合平顺柔和、摩擦表面湿度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。

经过分析比较，该设计是2吨货车，属于轻型汽车，所以在设计中考虑用单片离合器，即该离合器只设有一片从动盘。

2.3 压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。一般轻型货车和轿车都采用这种离合器

由于本次设计的是2吨轻型货车，我们决定采用周至圆柱螺旋弹簧

3 离合器基本参数及尺寸选择

摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可以表示为

TcfFZRc （ a ） 式中，Tc为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25~0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，

是从动盘数目的两倍。在该设计中，f取0.3，Z取2。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有

F=p0Ap0(D2d2)/4 （ b ） 式中，p0为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。

摩擦片的平均摩擦半径Rc根据压力均匀的假设，可以表示为

Rc= (D3d3)/3(D2d2) （ c ） 当d/D≥0.6时，Rc可相当准确地由下式计算

Rc=（D+d）/4 （ d ） 将式（ b ）、式（ c ）代入式 （ a ）得

TcfZp0D3(1c3)/12 （ e ） 式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.53~0.70之间

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应该大于发动机最大转矩，即

Tc=βTemax （ f ） 式中，Temax为发动机的最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。

由此可得出，离合器的基本参数主要有性能参数β和p0，尺寸参数D和d以及摩擦片厚度b。

表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）

- 内径d/mm 厚度h/ 160 110 3.2 180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 250 155 3.5 280 165 3.5 300 175 3.5 325 190 3.5 350 195 4 C=d/D 1－C3 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 132 160 221 302 402 466 546 678 单位面积F/cm3 106 4 离合器基本参数的优化

在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。---

1、设计变量

后备系数β可由式（ a ）和（ f ）确定，可以看出β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。

单位压力p0可以由式（ b ）确定，p0也取决于F和D以及d。因此离合器基本参数的优化设计变量选为

X[x1 x2 x3]T=[F D d]T 2、目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

f(x)min[(D2d2)/4] 3、约束条件

1）摩擦片的外径D（mm）的选取应该使最大圆周速度vD不超过65~70m/s，即

vDnemaxD103/60≤65~70m/s （ i ）

式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（r/min）。 2）摩擦片的内外径比c应该在0.53~0.70范围内，即 0.53≤c≤0.70

3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一

定范围内，最大范围β为1.2~4.0，即

1.2≤β≤4.0

4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即

d＞2R0+50

5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即

Tc04Tc/Z(D2d2)[Tc0] （ j ）

式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/mm2）；[Tc0]为其允许值（N·m/mm2），按下表选取。

单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 ≤210×0.01>>> 6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0对于不同车

型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为0.10~1.50MPa，即

0.10 MPa≤p0≤1.50MPa

7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即

4W/Z(D2d2)[] （ k ）

式中，ω为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；[ω]为其许用值（J/mm2），对于轿车：[ω]=0.40J/mm2，对于轻型货车：[ω]=0.33 J/mm2，对于重型货车：[ω]=0.25 J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以根据下式计算

222 W2nemarr2/1800i0ig （ l ）

式中，ma为汽车总质量（kg）；rr为轮胎滚动半径（m）；ig为起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速（r/min），计算时货车取1500r/min。

5 从动盘的结构选型和设计

5.1 从动盘结构介绍

在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

图5.1 带扭转减振器的从动盘

1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘

5.2 从动盘设计

从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：

1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。

2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减少磨损。

3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：

1）在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。

2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。

3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。

4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。

离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：

1）摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。

2）有足够的机械强度和耐磨性。 3）密度要小，以减少从动盘转动惯量。

4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。 5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6）接合时应平顺而不生产“咬合”或“抖动”现象。 7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。

5.2.1 从动片的选择和设计

设计从动片时，为了减轻其重量，并使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得很薄，通常用1.3~2.0mm厚的钢板冲制

而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外缘的盘形部分磨薄至0.65~1.0mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。

为了离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是

逐渐增加的。图5.2中示出了从动盘轴向弹性结构和盖总成压簧在离合器接合过程

5.2 加紧载荷变化曲线

中摩擦面上加紧载荷的变化曲线。

具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。

图 5.3 整体式弹性从动片 1-从动片；2-摩擦片；3-铆钉

整体式弹性从动片如图5.3所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。

图 5.4 分开式弹性从动片

1-波形弹簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片铆钉；4-从动片；5-波形弹簧铆钉

分开式弹性从动片如图5.4所示，可以消除整体式弹性从动片的缺点，但是对制造、装配等要求较高，制造成本较高，一般用于小轿车上。

图 5.5 组合式弹性从动片

1-从动片；2-摩擦片铆钉3-波形弹簧铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片

载货汽车上则经常采用组合式弹性从动片如图5-4所示，在这种构造中，靠压

盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动盘1上。为保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取0.8~1.1mm之间，至少不应小于0.6mm。

这里选用组合式弹性从动片，从动片外径225mm，厚1.5mm，外缘磨薄至0.8mm，选用0.7mm厚波形弹簧片，波形弹簧片压缩行程1.0mm，摩擦片厚3.5mm。

驱动桥减速器设计

4. 1装载机驱动桥内减速器设计

减速器是在液压马达和轮胎主轴之间的独立传动部件，它可以改变输出的转速，以及增大主轴扭矩等，

4.1.1.减速器齿轮设计

由行走速度Vmax36Km/h,可得： 减速器末端输出转速为n30r/min

由行走阻力和转弯阻力可知：减速器末端需扭矩T=9000N/M，由于装载扭矩大，减速器末端输出速度较低，故选择系统马达型号：BMTZ 系列摆线液压马达

， 具体型号为： 型号：

排量：L=2.5L/r 额定最高压力：P=20Mpa 额定最高转速：n=320r/min 最大输出扭矩：T=7903N/m

1)传动比

in\\n1320\\18016 92)选择材料由表18-4

小齿轮：40Cr，调质，平均取齿面硬度为260HBS 大齿轮：45钢调质，平均取齿面硬度为230HBS 3)初选齿数，取小齿轮齿数Z1=36，则大齿轮齿数 Z2163664 94)选择齿宽系数d和传动精度等级，参照表，取齿宽系数d=0.5，初估小齿轮直径d1估100mm，则齿宽bddd1估0.510050mm 齿轮圆周速度 V估d1n1601001.67m/s

参照表（），选择精度等级8级 5)确定重合度系数Z,Y

111.62 重合度1.883.2Z1Z2 Z40.793 3Y0.250.750.713

6)确定载荷系数Kh，Kf

由已知条件查表（），取使用系数Ka=1.6，取动载系数Kv=1.17，齿向载荷分布

系数K1.38

KAFt2KAT14480 bbd1查表德齿间载荷分配系数

KH KF11.59 2Z11.4 Y KHKAKVKKH1.61.171.381593.56 KFKHKF3.9 KH 7)齿面接触疲劳强度计算

①确定许用接触应力[H]，总工作时间： th1525080.25h7500h 由表可知接触应力循环次数 NH1NV60n1th NH2Ti1.08108 i1T13N12029107 u由下图。取寿命系数Zn1=0.98，Zn2=0.98， 取接触疲劳极限Hlim1720MPa，Hlim2580MPa 取安全系数Sh=1， 则： [H1] [H2]HlimZN1SH705.6MPa 568.4MPa

HlimZN2SH ②由表，取弹性系数ZE190MPa，ZH2.5 ③求所需小齿轮直径d1 d132KHT1u1ZEZHZ2()120mm H2du参照表取中心距a=315mm 模数 m2a6.3mm

z1z2分度圆直径d1mz16.336230mm d2mz26.364400mm 取大齿轮齿宽b1d2300.5230115mm b2130mm

4.1.2齿根弯曲强度验算

弯曲强度的设计公式为

mn322KTYCOS1dz1a(YFaYSa)

[F]取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，由表10-20C查得弯曲疲劳强度极限小齿轮为

FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限为则可得FE2380MPa

F]1=KFN1FE1S0.88500314.29MPa

1.4[F]2=

KFN2FE20.92380249.72MPa

S1.4Fa2查取齿型系数查表10-5得 YFa2.592，Y

2.2，

查取应力校正系数得：Ysa11.59, Ysa21.774

计算大小齿轮的

YFaYSa，并加以比较： [F]1YFa1YSa1YY0.01316 FaSa0.015756

[F]1[F]2大齿轮的数值大。

根据大齿轮数值来算则：

mn322KTYCOS1dz1a(YFaYSa)[F]521.6656.9210cos1430.880.0157563.6

12421.65对此计算结果由齿面接触疲劳计算法得Mn大于齿根弯曲疲劳强度计算法面模数去Mn=4mm，可以满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得分度圆直径

d1z1m108.6mm,

来计算应有的齿数 Z12d1cos230cos2036.436 m4那么 Z

163664 9则有i=Z2/Z1=16/9 误差=（4-4）/4=0 符合要求。

4. 2.减速器箱体尺寸设计

4.2.1 减速箱箱体设计

减速箱为一级圆柱齿轮减速箱，减速器各设计参数如下表4.1所示：

表4.1

名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚 箱盖凸缘厚 箱座底凸缘厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 符号 δ δ1 b b1 b2 df n 减速器型式及尺寸关系mm 圆柱齿轮减速器 0.025a+3=10.225>8, 取δ=15 0.02a+1>8,取δ=10 b=1.51522.5 b1 =1.51015 b2=2.51528 df =.036a+12=19.272 8 轴承旁联接螺栓直径 d1 0.75 df=0.075×19.272=14.454 (0.5~0.6) df=9.636 箱盖与机座联接螺栓d2 直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 l d3 d4 d 150~200,取180 (0.4~0.5)df=8~10取8M (0.3~0.4)df=6~8取6M 0.75×12=9取10M 查表得C1min=22mm 查表得C2min=20mm R1=C2min=20mm 根据底速级轴承座确定， c1+c2+(8~12)=22+20+8=48~52 取52 df d1 d2至外机壁距离 c1 df d2至凸缘边缘距离 c2 轴承旁凸台半径 凸台高度 R1 h 外机壁至轴承座端面l1 距离 大齿轮顶圆与内机壁Δ1 距离 >1.2δ=13.2, 取14 >δ, 取12 齿轮端面与内机壁距Δ2 离 机盖机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 m1 m D2 t s m1≈0.85δ1 取8 m≈m1=8 轴承孔直径+（5~5.5）嵌入式端盖d2=1.2D+10 (1~1.2) d3=9.636 s≈D2 4.2.2 减速箱连接螺栓设计

如下表4.2所示

表4. 2 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min c2min 沉头直径 13 11 20 16 14 24 18 16 24 22 20 32 26 24 40 34 28 48 40 34 60 4.2.3 减速器轴承的选择计算

根据公式得：

2T2145610340444N 轴承载荷Ftd72tantan204044414869N 轴承径向载荷FrFtcoscos80634轴向载荷FaFttan40444tan205763N 1）求相对轴承载荷

由初选轴承查表得

基本额定动载荷Cr19.5kN，基本额定静载荷C0r14.2kN， 则相对轴承载荷为

Fa5763在表中介于0.290～0.440之间对应0.406，3C0r14.210的e值为0.55～0.56，Y值为1.02～1.00。 2）用线性插值法求Y值

1.00Y=

1.021.000.440.4061.00450.440.29

故 X=0.44，Y=1.0045 3）求当量动载荷P

由表查得fp=1.0～1.2，取fp=1.2

则 P=1.20.44148691.0045576314797.6N 4）演算7007C轴承的寿命，根据公式得

106C10619.5103Lh21188.8h＞20000h 60nP601814797.63符合要求。由于7007C是高速轴上的轴承，7009C为低速轴上的轴承，故7009C

也满足条件。

4.2.4 减速器的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 4.2.5.2.滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

§14 万向传动装置

3 车架设计

3.1 车架总体尺寸的确定

3.1.1 高度的确定 根据总布置提出的车架上平面在前桥中心处离地高 350mm，在后桥中心处离地高 310mm的要求，同时要满足前、后悬架总成的安装要求，确定车架的纵梁截面高度 180mm。在驾驶区，横梁与纵梁对接，不高出纵梁上平面；3.1.2 宽度的确定 设计车架时，一般必须根据整车总布置的要求(总宽、前后轮距、前轮转向角、发动机的外形尺寸等)来确定车架的宽度。车架前段的宽度受前轮最大转向角的限制，最小值取决于发动机的外廓宽度，车架后段的宽度受后轮距及悬挂安装方式的影响。 由于车架纵梁采用异形钢管，这就给悬挂的安装提出了一定的要求。 保证纵梁的强度，前、后悬挂的支座均采用在纵梁下平面与纵梁焊接，因此，车架的宽度首先必须满足悬挂的安装要求。根据总布置要求给出的前钢板弹簧中心距1300 mm，，结合其他部成的安装要求，确定车架前段的宽度1100 mm，车架后段的宽度1100 mm。 车架总宽的确定主要取决于整车的宽度，根据整车身提出的宽度要求，确定车架的总宽 1700mm。 3.1.3 长度的确定

车架的长度主要取决于整车的长度，根据整车车身的设计要求及底盘各总成的布置情况，确定车架的总长 2330mm，

3.2 横梁及外伸横梁的设置 对于车架总成来说，纵梁的设计首先应满足整车的强度要求，而合理的横梁设置则是保证车架具有足够扭转刚度的必要条件，同时，车架横梁往往又是底盘一些总成的安装基体，因此，在确定各横梁的位置前必须充分

考虑到整车各总成的布置情况。合理布局，在确保车架具有足够的强度和刚度的同时，保证其他总成的安装方便性。 在前悬部分，由于发动机后置，保证发动机、变速器及传动系的安装要求，因此只能在车架的后端设置中间横梁。前、后轴间段的横梁设置，除考虑蓄电池及油箱总成的安装要求外，主要还要考虑传动轴各支座的安装要求，并避免与悬架支座的安装发生干涉。 后悬部分的横梁设置，除满足备胎总成的安装要求外，还要根据车身末立柱的位置来确定末横梁的位置。 3.3 车架的连接

3.3.2 前、后侧面纵梁的横梁与纵梁的连接 。把通横梁设计成槽形断面，并在纵梁宽度位置开口。 在前、后段纵梁重叠处，由于纵梁宽度 (65+65)mm，这就要求横梁的开口较大。把通横梁设计成槽形断面，并在纵梁宽度位置开口。 在前、后段纵梁重叠处，由于纵梁宽度 (65+65)mm，这就要求横梁的开口较大。保证连接强度，把横梁开口与纵梁焊接并磨平下平面焊缝后，在纵梁下平面再加一连接板、并在横梁腹板侧加两块连接角铁，如图3

图3 纵梁处的横梁与纵梁的连接 1.车架前段纵梁 2.车架后段纵梁 3.纵梁上平面连接板 4.下平面连接板 5横梁 6.连接角铁

3.3.3 前桥后的横梁及后桥前后的横梁与纵梁的连接 由于前桥后的横梁及后桥前后的横梁位置与前、后悬挂支座的安装位置接近， 保证悬挂支座的安装不至与横梁发生干涉，故在这些横梁的下平面不设加强板，而在横梁的槽形开口端先加一连接板，并在纵梁宽度处开口。在横梁开口与纵梁焊接并磨平下平面焊缝后，再在4个角加连接角铁，

3.3.4 其他部位各横梁与纵梁的连接 其他部位各横梁与纵梁的连接如图5所示。横梁在纵梁宽度处开口，在横梁开口与纵梁焊接并磨平下平面焊缝后，在下平面再加一

连接板，并在横梁腹板侧加两块连接角铁

图5 其他部位各横梁与纵梁的连接 1.车架纵梁 2.横梁 3.连接角铁 4.下平面连接板 3.3.5 外伸横梁与纵梁的连接 ，在前悬部位，由于发动机、变速器及传动系的安装要求，无法在此设置通横梁，只能在纵梁外侧设置外伸梁。外伸梁与纵梁的连接如

图6所示。在外伸梁与纵梁对接焊后磨平，再在上、下平面加两块加强板。

图6 外伸横梁与纵梁的连接 车架纵梁 2.横梁 3.连接板

3.4 车架主要构件的材料及截面参数

纵梁 16MnL 异形钢管180mm65mm ×4.5mm 通横梁 16MnL 槽形钢220mm×60mm×5mm 外伸横梁 16MnL 槽形钢180mm×60mm×5mm 加强连接板 Q235 钢板厚4mm

车架作 底盘的基础件，其结构形式及结构特点直接影响着底盘各总成的布置和安装的方便性；同时，作 底盘及整车的主要承载件，车架对底盘乃至整车的性能及安全性起着至关重要的作用。因此，在车架设计中，除考虑自身的强度和钢度要求外，还要考虑到底盘其他总成的安装方便性，并兼顾生 厂家的生 工艺条件。同时，车架作 底盘与车身连接的桥梁，在设计中还应考虑未来车身设计对车架的要求，以提高整车的设计质量。

3车架设计

3．1车架总体尺寸的确定 3．1．1车架纵梁材料的选择

纵梁是车架的主要元件，也是车架总成中最大的加工件，其形状力求简单，载货汽车车架纵梁多取平直且断面形状不变或少变，以简化工艺，降低制造成本。本车架纵梁选用直通双层槽型纵梁，断面尺寸为250 mm 70 mm(外层为6 mm，内层为5 mm)，大梁材料采用B510L，下屈服强度为355 MPa。 3．1．2宽度的确定

车架宽度必须根据整车总体布置来确定。车架前段的宽度受前轮最大转向角的限制，最小值取决于发动机的外围宽度，车架后段的宽度受后轮距及悬架安装方式的影响”1。该车架前后悬架全采用钢板弹簧悬架，悬架支座均与纵梁下翼面和腹面铆接，为满足悬架的安装要求，确定车架宽度为1000mm 3．1．3长度的确定

车架长度主要取决于整车的长度，根据任务书要求确定车架轴距为1600mm，其中前悬长500mm，后悬长450mm，总长2550mm 3．1．4车架纵粱的强度校核 车架受力简图如图3所示

式中：G——车厢(包括货物)总重量； P1——车架纵梁前部的等效均布压强；

P2车架纵梁后部的等效均布压强；

F2车架纵梁后部的集中载荷；

F1——车架纵梁前部的集中载荷；

B——纵梁的接触宽度。

。整备质量Q=1880 kg，载质量由弯矩平衡掣生：0，求得4Z最大弯矩点：

最大弯矩： ， ，!

取动载荷系数kF2．5N4．0，考虑到车架多为疲劳损伤，故取安全系数n=1．15N1．40Ⅲ。则动载荷工况下的最大弯矩为M。=kxn×M=6 159 kN‘mm· 3．2横梁结构及位置的确定

对于车架总成来说，纵梁首先应满足整车的强度要求，而合理布置横梁及其连接形式则是保证车架具有足够扭转刚度的必要条件，同时车架横梁又是底盘一些总成的安装基体，因此在确定各横梁的位置前必须充分考虑到整车各总成的布置情况，保证其安装的方便性”1。

由于发动机后置，发动机的安装要求。提高车架后悬的刚度，在车架后端设置后横梁和第二横梁，以保证前悬架的稳定性。由于前横梁上翼面要装配驾驶室

翻转支座，横梁采用6 i／lnl的槽型横梁，在保证强度前提下，在横梁两端增加圆弧缺口，并在各横梁腹面增加工艺孔减重，同时方便制动管路通过。前、后轴之间横梁的设置，需考虑满足蓄电池、储气筒及油箱总成等外挂部件的安装要求。

由于该车经常在坑洼工地上行驶，要求车架后悬架有较好 的扭转刚度，因此须在后悬架前后支架处各加装一组背靠背横 梁，但考虑到后悬架前支架处要布置自卸举升结构支持梁，亦可

以用其兼做横梁。车架后悬长度及后横梁的位置要依据自卸货箱尺寸、重心位 置和举升角度来确定，除此之外还要考虑备胎、自卸油箱、安全支撑杆等其它附件的布置。

3．3发动机悬置结构的确定

在设计发动机悬置结构时，力求把发动机的振动通过支承体降低到最小，减振效果的好坏主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。根据驾驶室内腔结构和发动机外形图确定此车架的发动机采用三点支承，其前悬置采用“V”型两点支承方式，后悬置设置在变速箱上，通过转轴软垫悬挂于横梁，同时在发动机飞轮壳设置辅助悬置，以解决悬置过度定位及前后悬置太长导致离合器壳、变速箱壳体易破裂 4车架横梁的连接

4．1车架纵梁与横梁的连接 根据车架前、后悬架以及其它各总成的安装位置，车架前端受力较小且纵梁为单层，为增加刚度将第一、二横梁与车架纵梁上下翼面直接铆接⋯。 4．2后悬架前后横梁与纵梁的连接

由于后悬架前后横梁与前后支架的位置较近，为防止干涉，在槽形横梁的两端增加梯形支架，先将梯形支架与车架纵梁腹面和下翼面铆接形成一个整体，再将横梁的上下翼面与梯形支架铆接，梯形支架的端头形状应逐步过渡，其厚度不得小于车架纵梁厚度的40％”. 5结束语

本文对自卸汽车车架从结构布局、材料选择和力学分析等梯形车架作为特种汽

车底盘及整车的承载基体，对底盘乃至整车的性能及安全性起着至关重要的作用。特种汽车底盘车架的设计既要考虑到整车总布置的方便性，还要考虑车架的系列化和通用化，以满足多种车型的要求。

1结构设计

1．1车架总体尺寸的确定 1．1．1车架宽度

车架宽度一般控制在700～1 000 mm范围内。车架宽度确定后，要检查各部件的安装位置及其相对于车架的间隙。车架前部主要保证汽车满载时前轮转到最大角度，并使车桥一侧抬高到限位块顶死位置时车架与轮胎的侧向间隙大于40 mm，还要确 保左右纵梁间的空间能够满足发动机的安装。车架后部主要验证轮胎及车桥的跳动，如果预先考虑到安装几种尺寸不同的轮胎，则按最大外廓尺寸的轮胎验证。 1．1．2车架长度

车架长度主要取决于底盘的前悬、轴距和后悬。前悬既要满足驾驶室、发动机、水箱、转向器、悬架、保险杠的安装，又要满足汽车机动性对接近角要求。轴距必须保证传动系统的合理布置，保证车架上平面具有足够的上装安装空间。后悬的确定主要考虑车辆的离去角，同时与轴距共同确保汽车轴荷的合理分配。在系列化设计中，必须同时确定“短”、“基本”、“长”、“超长”等不同的车架总长。基本型车架确定后，其它系列车型只是在基本型的基础上适当增减轴距和后悬。 1．2纵梁设计

特种汽车底盘批量较小，车架纵梁沿全长多取平直且截面不变或少变，并且避免纵梁因为折弯而造成的应力集中。纵粱截面有槽形截面、H形截面、z形截面、管形截面、箱形截面等几种(图1)，

在同样截面积和高度的情况下，槽形截面、H形截面和z形截面的弯曲刚度比较好，管型截面和箱型截面扭转刚度较好。槽形截面纵梁与横梁及零部件支架连接简单，装配工艺性较好，除特殊需要外，尽量采用槽形截面纵梁。另外，纵梁上、下翼缘面尽量在一个平面内，如果确有需要，平面的改变应该在固定支座和连接件以外的长度上采用大圆弧过渡。根据系列车辆的承载要求，梯形车架纵梁翼缘面宽度一 般控制在70～120 mm范围内，截面高度一般选择在200～400 mm范围内，纵梁板厚一般在6～12mm之间。纵梁的材料一般选用优质低碳合金钢，

如：汽车大梁专用钢板16MnL。

1．3横梁设计

横梁的布置要遵循两个原则：保证固定各总成的要求，例如固定水箱及前后拖钩，需要设置前横梁和K形后横梁(图2)，

为固定变速箱和传动轴中间支撑，需要设置中间横梁等；保证车架的扭转刚度， 一般在悬架与车架纵梁连接处附近、平衡悬架中间支撑处设置横梁，另外还设置一定数量附加横梁，确保横梁布置相互间隔均衡。横粱的种类较多，选择横梁的形状时既要考虑其受力情况又要考虑支撑方便。腹板直立的槽形截面横梁和由两槽形组成的H形截面横梁弯曲刚度及强度均较好。腹板直立的槽形截面横梁常用于钢 板弹簧的支架处，H形截面横梁常用于平衡悬架中间支撑处。腹板水平的外卷边槽钢常做成向下凹和拱形的“元宝梁”(图2)，可做中间梁使用以便于水箱、变速箱的安装，或给传动轴留出跳动空间。管形截面和箱形截面横梁扭转刚度大，用于车架需加强扭转刚度处。

图2 K形横梁和元宝形横梁

横梁与纵梁间可采用焊接、螺栓连接和铆接固定。连接形式(图3)大致有三种：横梁只固定在纵粱上、下翼缘面上，由于连接跨度大，车架刚度较大，当车架剧烈扭曲时，车架翼缘面应力较大，容易造成早期破坏；横梁只固定在纵梁腹板上，纵、横梁受力较好，只是车架刚度较差，必须使横梁与纵梁间连接板的尺寸较宽以加强车架刚度；横粱同时固定在翼缘面和腹板上，作用在纵梁上的力直接传递给横梁， 使横梁受很大的局部载荷，因而通常使用在车架前部和后部，以避免纵梁受太大的局部扭转。 1．4车架加强

为满足车架系列化的设计要求，降低车架的重量，提高汽车的质量利用系数，使长轴距及大载重量系列车型车架具有足够的刚度和强度，而不改变车架纵梁的截面形状，需要采用车架加强措施。当车架载重量增加、车型的轴距和总长度发生变化时，可采用在基本型车架纵梁内局部或全长范围内紧贴上、下翼缘面加装加强平板(图4)或I，形加强板的方法，使车架的最大应力值控制在许可的范围内；还可在纵梁两侧铆接加强平板，既能增大纵梁的截面面积，获得较大的抗弯能力，还可连接车架上部的上装副车架。 2车架计算

为了全面了解车架在不同工况下的强度和刚度

装载机驱动桥处于动力传动端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转 矩,并将动力合理地分配四个摆臂驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身 之间的垂直力和横向力驱动桥设计应当满足如下基本要求：

1) 所选择的主减速比应能保证装载机具有最佳的动力性和燃料经济性。 2) 外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3) 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4) 在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

5) 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善装载机平顺性。

6) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便

2.1.1利用经验公式确定其它总体参数。

常用的经验公式为:

尺寸参数：LiKLiG 质量参数：GiKGiG 功率参数：NiKNiG

式中: G —整机质量,单位t ;

KLi 、KGi 、KNi —分别是尺寸、质量和功率系数。

根据装载机的作业性能、速度和生产率的要求,可初步确定液压系统的流量Q :

π Qmaxd2Vmax,2ππ4maxβqm3/s 式中: d —油缸直径,m ;

Vmax —工作油缸最大移动速度,m/ s ; nmax —回转马达最大转速,r/ s ; q - - 马达排量,m3/ r 。

2.2.7.梁的强度计算

主要考虑受弯时的正应力，该梁可看成单向受弯，

1MFL20.15yy3BH3-bh3I0.30.120.270.093 12122120.15MPa31.8MPa[]176Mpa4.5510410.25 M——所计算截面的弯矩，M=FL系数 查表的μ=0.25，L为摆臂的有效作用长度，

——横截面上的最大拉伸或压缩正应力，

Y——横截面上距中性轴最远的点，y表示与x垂直方向，

p——许用应力，

F——为挖掘机摆臂端所的最大力

该梁的强度完全符合要求

BH3bh32.68105 该型钢截面，A=BH-bh，Ix 122.2.8.梁的刚度校核

摆臂是一长臂梁，承受整个挖掘机的重量，以及工作时的各种阻力，受力状态比较复杂，但挖机本身重力是最主要的，为了控制其变形量的范围，使挖机在极端条件下也能正常工作，需对挖机进行刚度校核，

在挖机的本身重力和满载的情况下，摆臂的受力可看成单端固定梁受集中载荷作用。受力如图2.5：

图2.5 摆臂弯矩图

4. 3 联轴器的选取

弹性柱销联轴器是利用若干非金属弹性材料制成的柱销，置于两半联轴器 凸缘孔中，通过柱销实现两半联轴器联接，该联轴器结构简单，容易制造，装拆更换弹性元件比较方便，不用移动两联轴器。弹性元件（柱销）的材料一般选用尼龙6，有微量补偿两轴线偏移能力，弹性件工作时受剪切，工作可靠性极差，仅适用于要求很低的中速传动轴系，不适用于作可靠性要求较高的工况，例如起重机械的提升机构的传动轴系绝对不能选用，不宜用于低速成重载及具有强烈冲击和振动较大的传动轴系，对于径向和角向偏移较大的工况以及安装精度较低的传动轴系亦不应选用，属淘汰品种。 弹性柱销联轴器 轴中的柱销在工作时处于剪切和挤压状态，其强度条件就是计算弹性柱销横截面上的剪切强度和柱销与销孔壁的挤压强度。 弹性柱销联轴器（GB5014-85)适合于各种同轴线的 传动系统，利用尼龙棒横断面剪切强度传递转矩，公称转矩160-160000N.M，工作温度为-20℃-80℃。结构简单，具有缓冲减震性能和一定的轴偏移补偿能力，适合在不控制噪音的环境的场合使用。许用补偿量 径向0.15-0.25mm 角向0.5°。

通过查手册计算，选取联轴器的型号为LT10，Tn=2000N·m.。

5. 1挖掘机驱动桥轴零件设计

轴是驱动桥内的关键部件，主要轴类零件有轮胎支撑轴，和减速器齿轮轴，在工程设计中，轴的强度设计计算主要有三种方法，转矩法、当量弯矩法、和安全 因数校核法。

5.1.1轮胎支撑轴的设计与校核

轮胎支承轴的受力分析及简图如下图5.1：

图5. 1 轮胎轴受力图

在本设计中，轮胎由轴承连接轮毂，减速器输出端连接轮胎支承轴，因此该轴受到挖机本身重力所引起的弯矩Tmax和减速器传递的扭矩Tg作用，故采用当量弯矩法对轮胎支撑轴的危险截面进行强度校核，依据试验： 当量弯矩法的强度条件为：e24()21b

式中，e称为当量应力，[1b]为材料的许用应力，为应力校正因数， 由于转矩产生的切应力通常不是对称循环应力，故还需要引入应力校正系数，对该切应力进行校正，通常取应力校正系数0.6，1b,0b,1b分别为材料在静应力，脉动循环和对称循环应力状态下的许用弯曲应力，其值可从下表中选取。 本轴承选用45钢，淬火调质处理后b为600Mpa，故由下表5.1， 选取 1b55Mpa

表5.1

材料 碳素钢 合金钢 铸钢

b

400 500 600 700 800 1000 400 500

[1b] 130 170 200 230 270 330 100 120

[0b] 70 75 95 110 130 150 50 70

[1b] 40 45 55 65 75 90 30 40

由于轴受到弯矩和扭矩的双作用，从安全角度计，：

M e24WW1b 2对于实心圆轴，W2W,W0.1d3, e1WM22Me1b W d34M3.85100.1530.1m100mm 60.11b0.155105.1.2轴的危险截面的强度校核

轴受到减速器传递过来的扭矩Tmax=9600Nm 由抗扭强度条件可知 maxTmax Wt2R32 IpdAAdd00D432

WtIpRr32D316

maxT960048.9MPa100MPa Wt3.140.1316 故该轴猫族强度要求.

5.1.3 减速器齿轮轴的设计与校核

5.1.3.1.确定输出轴上的功率P3,转速n3和转距T3。 由前面可知P3=3.83KW，n3=320r/min, T3=7000Nm。 5.1.3.2求作用在轴上的力：

已知高速级圆柱直齿轮的分度圆直径为d1=230mm,

Ft=

2T127000==6.08104, d10.23Fr=34890N，Fa=4496N

5.1.3.3初步确定轴的最小直径：

先按式15-2初步计算轴的最小直径，低速轴Ⅲ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，根据15-3初步计算轴径，取A0=104得：

dminA33p165mm, n1输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12。为了使所选中的轴直径

d12与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT3，

查14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.3则

TcaKAT31.33107040391N•mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，考虑到键槽对轴的削弱作用 d应该取大5%~7%，现在取用d138mm。查标准GB/T5014或手册，选用H17型弹性拄销联轴器，其公称转矩为31070Nmm。半联轴器的孔径d138mm，故取d1238mm，半联轴器长度为L132mm，半联轴器与轴配合的毂长

dL132mm，轴尺寸图如图5.2.

图5.2齿轮轴设计

5.1.3.4.轴的结构设计：

1）拟定轴上零件的装配方案；本设计的装配方案已经在上面分析过了，现在选用上面图的方案。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。

(1)为了满足轴向定位要求，在轴12处左边设一轴肩，取dIIIII44mm,左端用轴端挡圈挡住定位，按轴端直径取挡圈直径50mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1132mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压杂轴端面上，故23段的长度L2略短一点，先取。

(2)初选轴承为深沟球轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dIIIII44mm，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组，，

标准精度级的单列圆锥滚子轴承7218E，其中尺寸为基本尺寸为dDT9016032.5，

故取d34d4590mm，而L3432.5。

(3)取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4594mm，；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为126mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于轮毂的宽度，故取L45130mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d,取h6mm，则轴环处的直径d54102mm，轴环宽度b1.4h，。 (4)轴承盖的总宽度取为20mm, ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端面与半联轴器右端的距离为l30mm，故取

l2350mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离a16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间

的距离为c34mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s8mm，已知滚动轴承宽度T32.5mm，，大锥齿轮轮毂的长度为L72mm，则

L34Tsa(135130)32.5816561.5mm， L45Lcasl45723416816124mm，

至此，已经初步的确定了轴的各段的直径和长度。

5.2 轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器的轴向定位均采用平键联接。按d45由手册查得平键截

h20mm12mm,

键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm（标准键长见GB/T 1096-1979）,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合 为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接， 选用平键为 bhl161070mm,

半联轴器与轴配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处的选轴的直径尺寸公差为m6.

4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5450，其右端倒角2450。从左至右轴肩的圆角半径分别为1mm，1mm，1mm，1mm，1mm.

5.2.1 求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于7218E型号的圆锥滚子轴承，由手册查得a=28mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=90+206.5=296.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩，如下图5.3。

图5.3 齿轮弯矩图

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险点。现计算出

截面C处的

MH，MV以及M的值列于下表5.2中：

表5.2

载荷 支反力 水平面H FNH1垂直面V 34890N,Fv112139N,Fv21363N M11762Nm ,FNH28450N 弯矩M MH=4186Nm M22360Nmm 总弯矩 M1(4186)(1762)2232Nm22 M2(4186)2(2360)23150Nm扭矩T T31070Nmm 5.2.2 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。根据式15-5及上表中的数据可，并取a=0.6,轴的计算应力为：

caM12(T3)2W(44328)2(0.631070)20.193329.6MPa

前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[1]60MPa。因此

[1]ca，故此轴的设计是安全的，符合设计的要求。

第六章 连接螺栓的设计与校核

如下图所示，转矩T作用在联接接合面内，在转拒T的作用下，底板将绕通过螺栓组对称中心O并与接合面相垂直的轴线转动。为了防止底板转动，可以采用普通螺栓联接，也可以采用铰制孔用螺栓联接。其传力方式和受横向载荷的螺栓组联接相同。 采用普通螺栓时，靠联接领紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为Qp，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中作用在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到

6.1 各螺栓所需的预紧力

式中：f——接合面的摩擦系数，见表；

ri——第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离；

z ——螺栓数目；

Ks ——防滑系数，同前。 由上式求得预紧力Qp=1120N

6.2 螺栓的强度校核

F42D1112010.2MP30MPa

3.140.01224

受倾覆力矩的底板螺栓组联接。倾覆力矩

M作用在通过x－x轴并垂直于联接

接合面的对称平面内。底板承受倾覆力矩前，由于螺栓已拧紧，螺栓受预紧力Qp，有均匀的伸长；地基在各螺栓的Qp作用下．有均匀的压缩，如图b所示。当底板受到倾覆力矩作用后，它绕轴线O—O倾转一个角度，假定仍保持为平面。此时，在轴线O－O左侧，地基被放松，螺栓被进一步拉伸，在右侧，螺栓被放松，地基被进一步压缩。。

联接接合面材料的许用挤压应力[σ]p,可查下表6.1。 表6.1:联接接合面材料的许用挤压应力[σ]p

表6.1

材料

钢

铸铁

混泥土 2.0-3.0

砖 1.5-2.0

木材 2.0-4.0

pMPa

注：

0.8s 0.40.5s

l）σs为材料屈服权限，MPa; σB为材料强度极限,MPa。 2）当联接接合面的材料不同时，应按强度较弱者选取。

3）联接承受载荷时，[σ]p应取表中较大值；承受变载荷时，则应取较小值 计算受倾覆力矩的螺栓组的强度时，首先由预紧力Qp、最大工作载荷Fmax

确定受力最大的螺栓的总拉力Q,由式（5－18）得

然后按照下式进行强度计算。

确定螺栓直径

首先选择螺栓材料，确定其性能等级，查出其材料的屈服极限，并查出安全系数，计算出螺栓材料的许用应力[σ]= σs/S。 根据以下公式计算螺纹小径d1：

最后按螺纹标准，选用螺纹公称直径。 螺纹联接件的材料

适合制造螺纹联接件的材料品种很多，常用材料有低碳钢Q215、10号钢和中碳钢Q235、35、45号钢。对于承受冲击、振动或变载荷的螺纹联接件，可采用低合金钢、合金钢，如15Cr、40Cr、30CrMnsi等。对于特殊用途（如防锈蚀、防磁、导电或耐高温等）的螺纹联接件，可采用特种钢或铜合金、铝合金等。

表：螺栓的性能等级（摘自 GB 3098.1-82），各材料性能如下表6.2所示。

表6.2

注:规定性能等级的螺栓、螺母在图纸中只标出性能等级，不应标出材料牌号。 表:螺母的性能等级（摘自GB 3098.2-82）

一、概述 1、定义

车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。 2、功用

① 保证车轮与地面的附着； ② 传递载荷（车轮与车架间）； ③ 缓和冲击，衰减振动；

④ 保持行驶中车轮、车身运动姿态。 3、组成

弹性元件、减振器、导向机构、横向稳定器。 弹性元件-----传递垂直载荷，缓和冲击； 减振器------加速衰减车身的振动

导向机构-----传递纵向力,侧向力及其力矩，保证车轮的运动轨迹。

横向稳定器-----防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中加设的辅助性元件。

导向机构-----传递纵向力,侧向力及其力矩，保证车轮的运动轨迹。

横向稳定器-----防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中加设的辅助性元件。

4、悬架系统的固有频率

步行速度: 0.75m / 步, 3-4km/h

振 动: 65-85次 / 分, 1.08—1.4Hz 悬架系统自振频率n 1—1.6Hz

n = 1/(2)K / M=1/(2)g / f ( k---悬架刚度 , M---簧载质量 )

g：重力加速度；

f：悬架垂直变形（挠度）；

K：悬架刚度（不一定等于弹性元件的刚度），指使车轮中心相对于车架和车身向上移动的单位距离（悬架产生单位垂直压缩变形）所需加于悬架上垂直载荷。 M：悬架簧载质量，被悬挂系统支承的所有汽车零件的质量。

补充：非簧载质量：簧下质量，不是由悬挂系统支承的那些汽车部件质量，而是直接由轮胎和车轮总成支承，并随车轮一起运动的这部分的质量。

5、悬架分类 按结构特征分：

非独立悬架：两侧车轮由一整体式车桥相连，车轮和车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架下面； 独立悬架：每一侧的车轮单独地通过弹性悬架悬挂在车架下，车桥是断开的； 从弹性元件分：

螺旋弹簧悬架、钢板弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、气体弹簧悬架；

被动悬架、半主动悬架、主动悬架（根据使用状态，固定和调整悬架参数，一般由电脑改变刚度和阻尼）。