ZL15輪式裝載機整車布置設計畢業(yè)設計論文

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1、ZL15輪式裝載機整車布置設計_畢業(yè)設計論文 ZL15輪式裝載機整車布置設計 摘要 隨著基建的迅猛發(fā)展，裝載機已成了工程建設中重要的組成部分。本次設計主要針對ZL15輪式裝載機的基本參數(shù)進行整車布置設計，要求既滿足了基本的性能特點，又有具有其優(yōu)點。通過查閱相關資料期刊，在了解了裝載機基本結構后，進行總體結構的選擇，包括傳動形式，變矩器，變速箱，離合器，驅動橋，轉向系統(tǒng)系統(tǒng)，制動系統(tǒng)。然后通過實測和參考同類車型，確定一些基本參數(shù)，如軸距，輪距，最小離地間隙等。最后根據已知參數(shù)進行總體布置設計和對整體性能的校核驗算。 設計過程先用CAD畫總體裝配圖，并用solidworks三維軟件進行

2、虛擬裝配，畫出了整機三維立體圖。最后利用Matlab軟件對總體性能分析，從而得出所設計的總體設計性能參數(shù)曲線，并進行優(yōu)化設計，從而達到最終目的。 關鍵詞：Zl15輪式裝載機，整車布置,性能分析，Solidworks。 ZL15 WHEEL LOADER LAYOUT DESIGN Abstract With the rapid development of infrastructure, loader has become an important part in engineering construction.The miss

3、ion of this time is design of overall layout of ZL15 wheel loader.And,it meets the basic performance characteristics,also,has its avantages.This design first refer to the books and journals that about the loader design.To have a comprehensive understanding of loader.Second,on the choice of the gener

4、al structure, including transmission form, torque converter, gearbox, clutch, axles, steeringSystems, braking system. Through the measured and reference similar models, establish some basic parameters, such as the wheelbase, between, the minimum ground clearance is achieved, etc.According to the pa

5、rameters that have known to design the general layout.On the overall performance of checking checking. In design process,first use the CAD to draw the overall picture,then,use Solidwords software for the 3d virtual assembly,final,finish the 3d drawing.Last,use the Matlab to analysis the performanc

6、e of loader,and final to achieve purpose. KEY WORDS: Wheel Loader ,Performance annlysis,Solidworks. 目 錄 第1章 概述 1 1.1 課題研究的背景及意義 1 1.2 輪式裝載機發(fā)展概況 1 1.3 輪式裝載機未來發(fā)展趨勢 1 1.4 課題研究的主要內容及意義 2 1.4.1 課題研究的主要內容 2 1.4.2 課題研究的意義 2 第2章 裝載機總成結構的選擇 3 2.1 傳動形式的選擇 3 2.2 變矩器類型的選擇 3 2.3 變速

7、箱類型的選擇 4 2.4 換擋摩擦元件類型的選擇 4 2.5 驅動橋的選擇 4 2.6 轉向系統(tǒng)的設計選擇 6 2.7 制動系統(tǒng)的設計選擇 6 2.8 輪胎的選擇 7 第3章 裝載機主要參數(shù)及其確定 8 3.1 原始數(shù)據 8 3.2 最小離地間隙 9 3.3 軸距 9 3.4 輪距 9 3.5 裝載機軸荷分配 9 第4章 輪式裝載機的整體布置 10 4.1 總布置草圖的基準選擇 10 4.2 發(fā)動機和傳動系的布置 10 4.3 鉸接點和傳動軸的布置 11 4.4 擺動橋的布置 11 4.5 工作裝置的布置 12 4.6 駕駛室的布置 12 4.7 操縱系、

8、油箱及平衡重的布置 13 4.8 裝載機整體布置圖 13 第5章 輪式裝載機整體性能的校核驗算 15 5.1 軸荷分配驗算 15 5.2 輪胎驗算 16 5.3 裝載機的穩(wěn)定校核 17 5.4 裝載機動力性分析 18 5.4.1 驅動力-行駛阻力平衡圖 18 5.4.2 動力特性圖 21 5.5 輪式裝載機轉向操縱系統(tǒng)的分析 23 5.6 輪式裝載機制動系統(tǒng)的校核 23 5.7 輪式裝載機最小轉向半徑分析 26 第6章 裝載機整機三維建模 28 6.1 Solidworks介紹 28 6.2 Solidworks建模的步驟 28 6.3 ZL15輪式裝載機三維裝配

9、圖 30 總結 31 致謝 32 參考文獻 33 附錄 34 ZL15輪式裝載機整車布置設計 第1章 概述 1.1 課題研究的背景及意義 近年來，隨著科技的發(fā)展，裝載機的應用越來越廣泛。裝載機主要用于鐵路、公路、建筑工地、礦山工地、水利電場、港口等部門。 裝載機的設計過程主要有：任務的確定，調查與研究，然后制定設計任務方案，進行總體布置，確定整體參數(shù)，進行各個部件的強度計算，工藝設計，試驗并且修改等一系列階段。 1.2輪式裝載機發(fā)展概況 裝載機誕生于20世紀20年代，此后不斷發(fā)展創(chuàng)新。它的傳動系從機械式傳動到液力機械傳動、全液壓傳動和電

10、傳動，目前廣泛采用液力機械傳動。20世紀40年代開始出現(xiàn)全輪驅動的裝載機，20世紀60年代中開始出現(xiàn)鉸接式轉向裝載機，如今這些結構被廣泛采用。隨著技術的不斷發(fā)展，到20世紀80年代，裝載機進入了機-電-液一體化的階段。到21世紀裝載機在整機性能、作業(yè)的能力、安全性、可靠性以及操作性，舒適性等各個方面都有很大的改善和提升。 從20世紀60年代初中國從開始試生產單斗裝載機到如今已形成了煙臺工程機械廠、廈門工程機械廠、三一工程機械廠、徐州工程機械廠等上百個廠家。裝載機的年產量已達到13000多臺，其中輪胎式裝載機占98％。裝載機的規(guī)格型號已有120多個，斗容從0.3t到15t，其中大型機占45.7

11、％，小型機占18.8％，超小型機僅占1％。 經過40多年的發(fā)展和創(chuàng)新，我國裝載機性能有了很大的發(fā)展。 1.3輪式裝載機未來發(fā)展趨勢 未來，國內外裝載機的發(fā)展概況可歸結如下幾個方面。 1）裝載機的大型化與小型化。 2）新材料、新技術的采用。 3）機電液一體化、數(shù)控化。 4）裝載機的輪胎化。 5) 裝載機多功能化,智能化。 1.4 課題研究的主要內容及意義 1.4.1 課題研究的主要內容 本次研究主要是針對ZL15輪式裝載機整車布置設計。根據該裝載機的一些整車參數(shù)，確定整車的布置方案，并闡述裝載機的使用范圍與功能優(yōu)勢。選型設計發(fā)

12、動機，變速器，離合器，主減速器，前后橋，確定前驅或后驅，選擇大梁，車架制動系統(tǒng)，設計轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)。 根據自己的選擇(或廠家提供)的主要總成, 進行該裝載機的布置設計。在自己的布置設計方案(或廠家提供的)基礎上,進行裝載機的動力性分析等。對自己設計的布置方案(或廠家提供的),進行轉向操縱系統(tǒng)的分析并改進。對該系統(tǒng)進行制動系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)校核設計。進行通過性、最小轉向半徑分析等。 1.4.2 課題研究的意義 本課題研究的目的是研發(fā)新型裝載機機的需要，通過對整體布置設計后的總體性能參數(shù)分析，得出優(yōu)化設計參數(shù)，從而更適用于市場需求。 利用Solidworks進行輪式裝載機的總體布

13、置建模，且利用Matlab軟件對總體性能分析，從而得出所設計的總體設計性能參數(shù)曲線，并進行優(yōu)化設計，從而達到最終目的。 39 第2章 裝載機總成結構的選擇 2.1傳動形式的選擇 采用液力機械傳動，用此傳動形式相對其他傳動形式具有以下優(yōu)點： 1）使車輛具有自動適應性； 2）提高車輛的使用壽命； 3）提高車輛的通過性； 4）提高車輛的舒適性； 5）簡化了車輛的操縱。 圖2-1為裝載機的傳動示意圖。 圖2-1 裝載機的傳動系統(tǒng)示意圖 1-發(fā)動機；2-變矩器；3-變矩器回油泵；4-工作油泵；5-轉向油泵；6-腳制動； 7-手制動；8-驅動橋；9-輪邊行星減速器

14、 2.2 變矩器類型的選擇 液力變矩器的正確選擇與否，影響到裝載機的牽引性，生產效率?？紤]到裝載機工作時牽引力和車速變化大，工作環(huán)境比較惡劣，需要的變檔系數(shù)K較大，參考同類車型，選用雙渦輪單級液力變矩器。由于本次設計的裝載機為小型機械，與發(fā)動機的匹配方式，采用全功率匹配，以滿足對插入力（牽引力）的要求。 2.3 變速箱類型的選擇 選擇動力變檔行星變速箱（如圖2-2），此類型變速箱結構緊湊，剛度大，齒輪壽命長，傳動效率高，同時采用制動器而不是摩擦離合器換擋，避免使用旋轉油缸和旋轉密封，工作可靠。 圖2-2 雙級行星輪邊減速 2.4 換擋摩擦元件類型的選擇 選用濕式片式制動器

15、，因為其具有優(yōu)點:如不易磨損和燒壞，壽命長，所傳遞的力矩可以通過改變摩擦片數(shù)量來改變摩擦元件實習，結構通用性好，制造工藝性好。 2.5 驅動橋的選擇 為了充分利用裝載機的附著重量，最大發(fā)揮其牽引力，采用全橋驅動，由于減速比較大，采用雙級減速體積大，不易布置，故采用單級主減速器和輪邊減速器組合。這種結構便于布置，又可以獲得較大的傳動比。 前橋結構形式如圖2-3,后橋結構形式如圖2-4。 圖2-3 前橋總成 1-主傳動器；2-管塞；3-透氣管；4-半軸；5-制動器總成；6-油封 ；7-擋油環(huán)；8-卡環(huán)；9-軸承；10-制動鼓； 11-輪殼；12-輪胎；13-輪輞；14-行星

16、輪架；15-內齒輪；16-墊片；17-行星輪軸 ；18-鋼球；19-滾針； 20-行星齒輪；21-太陽輪； 22-擋圈；23-蓋；24-軸承 圖2-4 后橋總成 1-主傳動器；2-內半軸；3-后橋殼體；4-萬向節(jié)；5-外半軸；6-輪邊減速器 2.6 轉向系統(tǒng)的設計選擇 輪式裝載機轉向方式有：整體式和鉸接式。 鉸接式轉向（鉸接式車架）。 1）后輪轉向（圖2-5a），此種轉向對駕駛員要求高。 2）全輪轉向（圖2-5b），轉向半徑小，機動性好，但是結構復雜。 3）前輪轉向（圖2-5c），布置困難，不適用。 4）鉸接轉向（圖2-5d），裝載機的車架不是單一整體，由前后車架構成

17、，中間用鉸軸鉸接起來。此種轉向類型，轉向半徑較小，機動性好。 綜上，本次設計采用鉸接式轉向系統(tǒng)。 圖2-5 裝載機轉向方式 （a）后輪轉向；（b）全輪轉向；（c）前輪轉向；（d）鉸接轉向 2.7 制動系統(tǒng)的設計選擇 完整的制動系統(tǒng)包括：行車制動系統(tǒng)，停車制動，緊急制動。 行車制動系統(tǒng)：選用鉗盤式制動器，裝在輪邊減速裝置上（如圖2-6）。鉗盤式制動器磨損均勻，制動穩(wěn)定性好，能自動補償間隙，拆裝維修更換方便。 停車制動系統(tǒng)：采用蹄式結構，裝在變速箱外的傳動軸。 緊急制動系統(tǒng)：與駐車制動組合成二合一。 圖2-6 鉗盤式制動器在驅動橋上的布置 1-圓盤；2-軸

18、殼；3-夾鉗總成；4-輪轂 2.8 輪胎的選擇 裝載機工作環(huán)境較惡劣，采用低壓寬面輪胎可以增大接地面積，減少行駛阻力。 參考同類車型，選用輪胎規(guī)格16/70-20，輪胎負荷4500公斤，充氣后外直徑1075mm，斷面寬400mm。 第3章 裝載機主要參數(shù)及其確定 3.1 原始數(shù)據如下（表3-1）： 表3-1 原始數(shù)據 額定斗容量 m³ 0.9 額定裝載質量 kg 1500 掘起力 kN 48 最大牽引力 kN 33 傾翻載荷 kN 30 前進一檔 km/h 0-10 前進二檔 km/h 0-25 后退一檔 k

19、m/h 0-10 后退二檔 km/h 0-25 卸載高度(加長臂)HI mm 2460(2900) 最大卸載高度時的卸載距離 mm 900 卸載角 o 45 運輸位置時的鏟斗最大收斗角 o 52 鏟斗提升時間/鏟斗下降時間 s 5.2 /3.4 發(fā)動機型號 495G1-3或4100G1-3 標定功率 kW 40.4或45 標定轉速 r/min 2400 最大轉向角(a) o 左右35 最大爬坡能力 % 60 最小轉彎半徑(R)(鏟斗外側） mm 4700 整機操作質量 kg 5100(5500) 外形尺寸(長*

20、寬*高) mm 4830*1950*2715 (5415*1950*2715) 3.2 最小離地間隙 小離地間隙是裝載機通過性的標志，參考同類車型，取最小離地間隙290m。 3.3 軸距 軸距的改變會影響到幾方面的性能，軸距增加，最小轉彎半徑會增加；縱向穩(wěn)定性提高。 參考同類車型，初步確定軸距為2200mm。 3.4 輪距 整車的性能跟輪距有很大關系。輪距增加，橫向穩(wěn)定性提高，最小轉彎半徑增加，其大小受到鏟斗寬度和交通運輸?shù)南拗啤］喚鄳⌒? 參考同類車型，初步擬定輪距1400mm。 3.5 裝載機軸荷分配 為了保證裝載機在作業(yè)中的穩(wěn)定性，牽引性，通過性，以及操縱穩(wěn)定

21、性，輪式裝載機空滿載的橋荷分配為： 空載時： 前橋占裝載機自重的50%。 后橋占裝載機自重的50%。 滿載時： 前橋負荷70%～82%。 后橋負荷28%～30%。 第4章 輪式裝載機的整體布置 總體布置是否合理，直接影響到整車的性能，使用經濟性，是這次設計的主要任務。鉸接式裝載機總體的一般布置如圖4-1。 圖4-1 裝載機總體的一般布置 1-鏟斗；2-播臂；3-動臂；4-轉斗油缸；5-前車架；6-前橋；7-動臂油缸； 8-駕駛室；9-變速箱；10-變矩器； 11-后車；12-后橋；13-發(fā)動機；14-水箱；15-配重 4.1總布置草圖的基準選擇

22、 首先確定軸距，輪距和輪胎尺寸畫在布置草圖上，參考同類車型，確定基準： 1)用通過后橋中心線的水平面作為上下位置基準面； 2)用通過后橋中心線的垂直平面作為前后位置基準面； 3)用通過裝載機縱向對稱面作為左右位置基準面。 4.2 發(fā)動機與傳動系的布置 發(fā)動機置于裝載機后部中央，并根據橋荷分配來確定相對后橋的位置，并參考同類車型確定發(fā)動機相對車架的高度。 選擇發(fā)動機，變矩器和變速箱為整體的方案，采用此布置，結構緊湊，傳動軸少，便于布置，從而減少了工藝流程，可靠性增加。 發(fā)動機，變矩器和變速箱布置簡圖見圖4-2。 圖4-2 發(fā)動機，變矩器和變速箱布置簡圖 1-變速箱；2

23、-變矩器；3-發(fā)動機組 4.3 鉸接點和傳動軸的布置 鉸接車架的鉸銷處置在后橋軸線的中間，這樣，車輛行駛的前后輪軌跡相同，減少了運動阻力，轉向半徑最小，輪胎的磨損較少，壽命長。但是本次設計的由于車型較小，為了更合理分配軸荷，將鉸接點布置在中點偏前點。 轉向油缸布置在交接點的倆側，油缸體和活塞桿分別接在前后車架上，采用倆個轉向油缸，并對稱布置。 前后車架繞鉸接點左右轉角取35°～40°，用擋塊限制最大轉角。 前后傳動軸布置在裝載機縱向對稱面內，并盡可能使其處于水平位置。 4.4 擺動橋的布置 考慮到裝載機的行駛速度較低，為了保證其作業(yè)時的穩(wěn)定性，不裝彈性懸架。將

24、裝載機的后橋作為擺動橋，用銷軸鉸接固定在副車架上，并且用限位塊來限制它上下擺動的角度（）。結構形式如圖4-3。 圖4-3 后擺動橋簡圖 1-車架；2-軸銷；3-副車架；4-擋鐵 4.5 工作裝置的布置 工作裝置布置在整機的前端，結合工作裝置的設計，布置時確定動臂和車架的鉸接位置（如圖4-4）。鉸點位置盡量向后布置，同時也要考慮駕駛員出入的方便，以及在最大轉角時，駕駛室不會出現(xiàn)干涉相碰。動臂油缸下端與車架鉸接（圖4-4a），結構簡單，且容易布置。油缸中部與車架鉸接的方式（圖4-4b），布置困難，所以不采用。 圖4-4 工作裝置布置簡圖 4.6駕駛室的布

25、置 駕駛室的布置應使操縱機構簡單，操縱者方便省力，并且保證視野，和安全性，舒適性。 目前，鉸接式裝載機駕駛室主要有幾種布置方案： a）駕駛室固定在前車架后端（圖4-5a）； b）駕駛室懸臂固定在后車架的前端（圖4-5b）； c）駕駛室布置在后車架的前部（圖4-5c）。 考慮到各種布置的優(yōu)缺點，選定第二種布置方案，駕駛室布置在后車架前部，用此方案駕駛員作業(yè)時受沖擊較小，不易疲勞，視野較好。 圖4-5 鉸接式裝載機駕駛室布置方案 4.7 操縱系、油箱及平衡重的布置 操縱系統(tǒng)包括變速桿、停車制動和工作裝置液壓系統(tǒng)操縱桿及踏板等，它們的布置原則應是保證駕駛員操縱方便。 鉸接式

26、裝載機的燃油箱和工作油箱布置在后車架的兩側，配重置于裝載機的最后端，以利平衡鏟斗中的載荷。 4.8 裝載機整體布置圖 經過前面第3章所述，根據已知的長寬高等參數(shù)，從而確定總體的基本參數(shù)，取軸距L=2200mm，輪距B=1400mm，最小離地間隙h=290mm。參考同類車型和本章所述的基本布置原則，本次ZL15輪式裝載機整體布置圖設計如圖4-6。 圖4-6 ZL15輪式裝載機整體布置圖 第5章 輪式裝載機整體性能的校核驗算 裝載機整體性能的驗算是對總布置各個部件之間配合的校核驗算，具有至關重要的意義。本次設計主要包括動力性、穩(wěn)定性、制動性能

27、的分析。 5.1 軸荷分配驗算 實測出各部件重量和相對前軸的力矩（見表5-1）。 橋荷的分配贏滿足一定的要求： 1） 要保證足夠的附著重量，以發(fā)揮其牽引力。 2） 要保證正常的穩(wěn)定性。 3） 要保證轉向輕便。 表5-1 ZL15裝載機的各部分的重量及力矩 序號 部件名稱 數(shù)量 總質量kg 重心坐標mm 重量矩kgm 1 鏟斗 1 250 1200 300 2 搖臂 1 91 512 46.6 3 動臂 2 500 402 201 4 拉桿 2 18 610 10.98 5 轉斗油缸 1 60 200

28、 12 6 動臂油缸 2 130 164 -21.32 7 轉向油缸 2 100 -140 -14 8 前車架 1 600 -414 -248.4 9 前橋傳動軸 1 30 -420 -12.6 10 前橋 1 610 -82 -50.02 11 駕駛室 1 150 -1620 -243 12 變速箱 1 180 -1636 -294.48 13 后橋傳動軸 1 18 -2012 -36.216 14 變矩器 1 62 -2010 -124.62 15 發(fā)動機 1 610 -2

29、872 -1751.92 16 后橋 1 660 -2312 -1525.92 17 后車架 1 650 -1712 -1112.8 18 燃油及油箱 1 85 -1902 -161.67 19 水箱及水 1 15 -3312 -49.68 20 平衡重 1 281 -3520 -989.12 總計 24 5100 -6365.19 1）裝載機空載時重心距離前輪距離： 式中，—裝載機各個部件對前軸的力矩之和。 載時前后橋的軸荷分配計算： 式中，G1，G2—前后橋軸荷；L—軸距。

30、 2）裝載機滿載時重心距前軸距離: 式中，Q為裝載機的額定載重量，l為額定載荷距前輪的距離。 由上面計算的可知，在空滿載時，前后橋均符合鉸式輪式裝載機軸荷分配。 5.2 輪胎驗算 不同工況下輪胎受載情況，如表5-2： 表5-2 不同工況輪胎受載情況 載荷狀態(tài) 機重 前軸負荷 后軸負荷 空載 5100 2202.27 2897.73 滿載 6600 5070 1530 本次設計選擇的輪胎型號為16/70-20，輪胎負荷2925公斤，所以輪胎選用符合要求。 5.3 裝載機的穩(wěn)定性校核 裝載機的

31、穩(wěn)定性是指裝載機在作業(yè)中抗傾翻的性能，是裝載機的重要性能之一。裝載機的穩(wěn)定性用穩(wěn)定比來評價。穩(wěn)定比是指裝載機在外力或外載荷的作用下，所產生的使裝載機有傾翻趨勢的力矩MF與裝載機穩(wěn)定力矩MW之比，用K表示，即： （5-1） 裝載機在水平位置，動臂水平伸出時（如圖5-1），其穩(wěn)定比： （5-2） 式中，Q-鏟斗中載荷重量； l-Q-的重心與前軸的水平距離； W-空載時裝載機的自重； W2-空載時動臂水平位置的后橋負荷； L1-裝載機空載時重心到前

32、軸的水平距離； L-軸距。 穩(wěn)定比K﹤1，說明穩(wěn)定。 穩(wěn)定比K﹥1，說明不穩(wěn)定。 規(guī)定在額定載荷Q作用下，穩(wěn)定比K≤0.5。 已知，，， 則穩(wěn)定比 ，所以穩(wěn)定性符合。 圖5-1 穩(wěn)定比計算示意圖 5.4 裝載機動力性分析 車輛的動力性主要評定指標有： 1） 車輛的最高速度； 2） 車輛的加速時間； 3） 車輛的最大爬坡度。 5.4.1 驅動力-行駛阻力平衡圖 車輛行駛時的受力情況及其平衡關系，一般是做出汽車驅動力-行駛阻力平衡圖，來確定車輛的動力性。（程序參考附錄1,2,3,4） 1) 動力平衡圖（圖5-2,圖5-3） 圖5-

33、2 前進動力與行駛阻力平衡圖 圖5-3 后退動力與行駛阻力平衡圖 如圖5-2所示，本次設計的ZL15輪式裝載機在時速15km/h時達到最大牽引力，跟所給參數(shù)33KN相差不大，所以此次整體設計整車的動力性符合。 2) 裝載機行駛加速度曲線（圖5-4,圖5-5） 圖5-4 前進加速度曲線圖 圖5-5 后退加速度曲線圖 車輛的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時產生的加速度來評價，由于實際中加速度值不易測量，所以一般用加速時間來表面車輛的加速能力。利用圖5-2， 圖5-3可計算得出裝載機各檔節(jié)氣門全開時的加速度曲線，見圖5-4,圖5-5。由圖可以看

34、出，高檔的加速度小些，一檔的加速度最大。 3) 裝載機加速度倒數(shù)曲線（5-6,5-7） 圖5-6 前進加速度倒數(shù)曲線圖 圖5-7 后退加速度倒數(shù)曲線圖 由加速度圖可以進一步得出裝載機從車速u1加速到車速u2時間。由圖5-6，圖5-7可知，倆曲線沒有交點，所以應該在一檔發(fā)動機最高轉速時換人二檔。 5.4.2 動力特性圖 圖5-8 前進動力因數(shù)數(shù)曲線圖 圖5-9 后退動力因數(shù)曲線圖 車輛的動力性可以用動力特性曲線圖（圖5-8,圖5-9）來分析。其牽引力平衡方程如下： （5-3）

35、 （5-4） 為汽車的動力性因數(shù)并用D表示，則 （5-5） 車輛在各檔下的動力因數(shù)與車速的關系性曲線，如圖19。 在求最大爬坡度時，，所以 （5-6） 一檔時爬坡度最大，整理得 （5-7） 由圖可知，在一檔時的動力因數(shù)最大，則，滾動阻力很小，參考同類車型，取f=0.02。 求得，比所給參數(shù)大，顯然動力性滿足。 5.5 裝載機轉向操縱系統(tǒng)的分析 考慮到輪式裝載機的整車質量較大，轉向阻力也較大，因而采用液壓轉向機構。 因整體式轉向機構布置（如圖5-

36、10）具有減少中間傳動環(huán)節(jié)，方向盤空行程減少，靈敏度較高，結構緊湊和可采用標準轉向器等優(yōu)點，因此采用整體式布置。 圖5-10 整體式轉向機構布置 1-轉向軸；2-轉向閥；3-轉向齒扇；4-轉向垂臂；5-隨動桿；6-前車架；7-轉向油缸；8-后車架 5.6輪式裝載機制動系統(tǒng)的校核 1)前后制動力分配曲線 當前后輪同時抱死,制動時車輛的方向穩(wěn)定性比較好，附著利用率比較高。在附著系數(shù)的路面，前后輪同時抱死的條件是前后輪的制動力等于其附著力，即 （5-8） （5-9） 消去變

37、量，得 (5-10) 所以制動器的制動力分配比例系數(shù)為 (5-11) 式中，為前制動器制動力；為后制動器制動力，，所以 （5-12） （5-13） 這條直線為前后制動器動力分配線，叫做曲線。根據已知條件畫出空滿載的曲線和曲線（程序參考附錄5），如圖5-11所示： 圖5-11 Zl15輪式裝載機制動力分配曲線 由圖，可求出斜率為，從而求出 已知

38、同步附著系數(shù) （5-14） 從而求得同步附著系數(shù)。 又 （5-15） 最大制動力矩為 （5-16） 2）制動距離 制動性能可以用制動距離S來評價。制動距離S由制動距離S1空走路程S2倆部分組成。 假定不考慮制動時與車輛相連的旋轉質量的慣性力，并忽略空氣阻力與坡道阻力，則裝載機的以FB的總制動力制動時，可得：

39、 (5-17) 倆邊各乘以距離的增量ds，得： (5-18) 式中，W-整機質量（公斤）； V0-制動時裝載機的初速度（m/s），取25km/h； FB-總制動力（公斤）； g-重力加速度9.81m/s2。 空走路程S2=V0t 式中，V0-制動時裝載機的初速度（米/秒）； t1-制動延遲時間，取0.25秒。 因此，制動距離S為 (5-19) 求得 因為，裝載機運

40、行時，速度較低，腳制動系統(tǒng)在空載時25km/h行駛,其制動距離不大于12m,所以符合國家標準。 5.7輪式裝載機最小轉向半徑分析 鉸接式裝載機前后輪的轉彎半徑一般是不同的，并且隨鉸接點位置不同而變化。鉸接式裝載機其前后外輪轉彎半徑可根據圖5-12來確定。途中o點是前后車架鉸接點，為轉向角，L為裝載機軸距，B點位裝載機輪距，F(xiàn)為前后輪的轉彎半徑。設鉸接點距前輪軸距為a，則前車架相對后車架轉向角為時，裝載機的轉彎半徑R推導如下。 圖5-12 鉸接式裝載機轉彎半徑 前外輪轉彎半徑R1 所以

41、 (5-20) 后輪轉彎半徑R2 所以 (5-21) 當鉸接點在裝載機輪軸的中間a=L/2時，前后外輪的轉彎半徑 (5-22)求得R=4283mm，裝載機鏟斗外側轉彎半徑為4690mm跟所給參數(shù)4700相差不大，因此所選軸距和輪距符合。 第6章 裝載機整機三維建模 6.1 Solidwords介紹 Solidworks是一款很實用的三維軟件。用SolidWo

42、rks 來設計方案、減少設計過程中的錯誤并且提高產品質量。不管對于初學者，還是工程師，SolidWorks造作簡單，而且很容易上手。 6.2 Solidwords建模的步驟 利用solidworks三維制圖軟件進行繪制的步驟一般是： 1）將畫好二維工程圖紙導入（或者直接在solidworks軟件上草圖繪制）； 2）將導入的草圖進行一定的修改； 3）利用軟件進行拉伸、旋轉等功能繪制零件三維圖，圖6-1為零件輪胎的繪制界面，圖6-2為前車架的繪制界面。 4）將畫好的三維零件圖進行裝配，圖6-3為驅動橋裝配界面。 圖6-1 輪胎的繪制界面

43、 圖6-2 前車架繪制界面 圖6-3 驅動橋裝配界面 6.3 ZL15輪式裝載機三維裝配圖 此次設計的ZL15輪式裝載機最終裝配圖，見圖6-4。 圖6-4 ZL15輪式裝載機三維裝配圖 總 結 本次研究主要是針對ZL15輪式裝載機整車布置設計。根據該裝載機的一些整車參數(shù)，確定整車的布置方案，并闡述裝載機的使用范圍與功能優(yōu)勢。選型設計發(fā)動機，變速器，離合器，主減速器，前后橋，確定前驅或后驅，選擇大梁，車架制動系統(tǒng)，設計轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)。 根據自己的選擇(或廠家提供)的主要總成, 進行該裝載機的布置設計。在自己布置設計方案(或廠家提供的)基礎上,進行裝載

44、機的動力性分析等。對自己設計的布置方案(或廠家提供的),進行轉向操縱系統(tǒng)的分析并改進。對該系統(tǒng)進行制動系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)校核設計。進行通過性、最小轉向半徑分析等。 通過本次的設計，對裝載機設計有一定的了解，并且學到了很多知識。同時，在這過程中，將大學所學的知識溫習鞏固了一遍?？偟膩碚f，本次畢業(yè)設計，收獲頗多。 致 謝 本次畢業(yè)設計從選題到設計順利完成，任志英導師和同學給了我很大幫助。特別是任老師給我提供了悉心的指導和熱情的幫助。在每周和老師交流的過程中，老師諄諄的教誨和指導，以及鼓勵給了我很大的啟發(fā)和動力，這對我以后的工作發(fā)展有非常大的幫助。借此，我向任志英老師表示真誠的感謝！

45、 最后，感謝各位老師對我的論文進行評審，感謝你們給我提出的寶貴意見和建議。 參 考 文 獻 [1] 何正忠.裝載機.冶金工業(yè)出版社,1999.1. [2] 吉林工業(yè)大學工程機械教研室.中國建筑工業(yè)出版社,1982.11. [3] 李健成.礦山裝載機設計[M].北京：機械工業(yè)出版社,1985.5. [4] 陳家瑞.汽車構造（下）第3版.北京：機械工業(yè)出版社,2010.7. [5] Chek-Chart.Automotive Brake Systems.Harper Collins Publishers,1987. [6] 常綠,王國強,

46、李春然.裝載機仿真模塊開發(fā).[期刊論文]-農業(yè)機械學報，2007,38(1):195-197. [7] 馮國勝.車輛現(xiàn)代設計方法[M]. 北京：科學出版社,2006. [8] 譚耿.淺談輪胎式裝載機制動系統(tǒng).企業(yè)科技與發(fā)展,2007(12)：84. [9] 胡慧云,鄢瑞瑜,劉秀珍.ZL50F型裝載機工作裝置及鏟斗優(yōu)化:[期刊文].工程機械,2004(04):28-29. [10] GB7258-2004.機動車運行安全技術條件[S]. 北京：2004. [11] 王望予.汽車設計第4版.北京：機械工業(yè)出版社,2004.8. [12] 余志生.汽車理論第5版.北京：機械工業(yè)出版社,2

47、009.3. [13] 劉惟信.汽車制動系的機構分析與設計計算.北京：清華大學出版社,2004.9. [14] Omer K.Mehmet U.Multi-objective fuzzy optimization of space trusses by Ms-Excel,2005(08). [15] Jay Webster.Automotive suspension.steering and brakes.New York:Delmar Publishers Inc., 1987. 附 錄 附錄1 動力-阻力平衡曲線

48、程序 nmin=600;%發(fā)動機最低轉速 nmax=2400;%發(fā)動機最高轉速 n=nmin:1:nmax;%發(fā)動機轉速變化向量 me=1500;%汽車的裝載質量 m0=5100;%汽車的整車整備質量 ma=6660;%汽車的總質量 g=9.81;%重力加速度 r=0.5375;%汽車的車輪半徑 nt=0.85;%傳動機械效率 f=0.02;%滾動阻力系數(shù) CdA=3.72; If=0.318;%飛輪轉動慣量 Iw1=3.789;%前倆輪的轉動慣量 Iw2=3.789;%后倆輪的轉動慣量 i0=5.01;%主減速比 il=3.01;%輪邊減速比 i1=1.8

49、3;%前進一檔傳動比 i2=0.76;%前進一檔傳動比 i3=1.79;%后退一檔傳動比 i4=0.71;%后退二檔傳動比 Ttq=-81.1146+1240.134*(n/1000)-694.848*(n/1000).^2+171.6708*(n/10.1469*(n/1000).^4; ua1=0.377*r*n/(i0*i1*il);%對應轉速的速度 Ft1=Ttq*i1*i0*il*nt/r;%驅動力 ua=0:0.02:36; Ff=ma*g*f; Fw=CdA*ua.^2/21.15; b1=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i1

50、*i0*il).^2/(ma*r.^2);%車輛旋轉質量換算系數(shù) a1=(Ft1-Ff-Fw).\(ma*b1); plot(ua1,a1,'r','LineWidth',2); hold on; ua2=0.377*r*n/(i2*i0*il); Ft2=Ttq*i2*i0*il*nt/r; b2=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i2*i0*il).^2/(ma*r.^2); a2=(Ft2-Ff-Fw).\(ma*b2); plot(ua2,a2,'g','LineWidth',

51、2); xlabel('ua(km/h)'); ylabel('1/a（s^2/m）'); 附錄2 加速度程序 nmin=600;%發(fā)動機最低轉速 nmax=2400;%發(fā)動機最高轉速 n=nmin:1:nmax;%發(fā)動機轉速變化向量 me=1500;%汽車的裝載質量 m0=5100;%汽車的整車整備質量 ma=6660;%汽車的總質量 g=9.81;%重力加速度 r=0.5375;%汽車的車輪半徑 nt=0.85;%傳動機械效率 f=0.02;%滾動阻力系數(shù) CdA=3.72; If=0.318;%飛輪轉動慣量 Iw1=

52、3.789;%前倆輪的轉動慣量 Iw2=3.789;%后倆輪的轉動慣量 i0=5.01;%主減速比 il=3.01;%輪邊減速比 i1=1.83;%前進一檔傳動比 i2=0.76;%前進一檔傳動比 i3=1.79;%后退一檔傳動比 i4=0.71;%后退二檔傳動比 Ttq=-81.1146+1240.134*(n/1000)-694.848*(n/1000).^2+171.6708*(n/1000).^3-16.1469*(n/1000).^4; ua1=0.377*r*n/(i0*i1*il);%對應轉速的速度 Ft1=Ttq*i1*i0*il*nt/r;%驅動力 ua

53、=0:0.02:36; Ff=ma*g*f; Fw=CdA*ua.^2/21.15; b1=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i1*i0*il).^2/(ma*r.^2);%車輛旋轉質量換算系數(shù) a1=(Ft1-Ff-Fw)/(ma*b1); plot(ua1,a1,'r','LineWidth',2); hold on; ua2=0.377*r*n/(i2*i0*il); Ft2=Ttq*i2*i0*il*nt/r; b2=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i2*i0*il).

54、^2/(ma*r.^2); a2=(Ft2-Ff-Fw)/(ma*b2); plot(ua2,a2,'g','LineWidth',2); xlabel('ua(km/h)'); ylabel('a/（m/s^2）'); 附錄3 加速度倒數(shù)曲線程序 nmin=600;%發(fā)動機最低轉速 nmax=2400;%發(fā)動機最高轉速 n=nmin:1:nmax;%發(fā)動機轉速變化向量 me=1500;%汽車的裝載質量 m0=5100;%汽車的整車整備質量 ma=6660;%汽車的總質量 g=9.81;%重力加速度

55、 r=0.5375;%汽車的車輪半徑 nt=0.85;%傳動機械效率 f=0.02;%滾動阻力系數(shù) CdA=3.72; If=0.318;%飛輪轉動慣量 Iw1=3.789;%前倆輪的轉動慣量 Iw2=3.789;%后倆輪的轉動慣量 i0=5.01;%主減速比 il=3.01;%輪邊減速比 i1=1.83;%前進一檔傳動比 i2=0.76;%前進一檔傳動比 i3=1.79;%后退一檔傳動比 i4=0.71;%后退二檔傳動比 Ttq=-81.1146+1240.134*(n/1000)-694.848*(n/1000).^2+171.6708*(n/1000).^3

56、-16.1469*(n/1000).^4; ua1=0.377*r*n/(i0*i1*il);%對應轉速的速度 Ft1=Ttq*i1*i0*il*nt/r;%驅動力 ua=0:0.02:36; Ff=ma*g*f; Fw=CdA*ua.^2/21.15; b1=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i1*i0*il).^2/(ma*r.^2);%車輛旋轉質量換算系數(shù) a1=(Ft1-Ff-Fw).\(ma*b1); plot(ua1,a1,'r','LineWidth',2); hold on; ua2=0.

57、377*r*n/(i2*i0*il); Ft2=Ttq*i2*i0*il*nt/r; b2=1+(Iw1+Iw2)/(ma*r.^2)+If*nt*(i2*i0*il).^2/(ma*r.^2); a2=(Ft2-Ff-Fw).\(ma*b2); plot(ua2,a2,'g','LineWidth',2); xlabel('ua(km/h)'); ylabel('1/a（s^2/m）'); 附錄4 動力因數(shù)程序 nmin=600;%發(fā)動機最低轉速 nmax

58、=2400;%發(fā)動機最高轉速 n=nmin:1:nmax;%發(fā)動機轉速變化向量 me=1500;%汽車的裝載質量 m0=5100;%汽車的整車整備質量 ma=6660;%汽車的總質量 g=9.81;%重力加速度 r=0.5375;%汽車的車輪半徑 nt=0.85;%傳動機械效率 f=0.02;%滾動阻力系數(shù) CdA=3.72; If=0.318;%飛輪轉動慣量 Iw1=3.789;%前倆輪的轉動慣量 Iw2=3.789;%后倆輪的轉動慣量 i0=5.01;%主減速比 il=3.01;%輪邊減速比 i1=1.83;%前進一檔傳動比 i2=0.76;%前進一檔傳動

59、比 i3=1.79;%后退一檔傳動比 i4=0.71;%后退二檔傳動比 Ttq=-81.1146+1240.134*(n/1000)-694.848*(n/1000).^2+171.6708*(n/1000).^3-16.1469*(n/1000).^4; ua1=0.377*r*n/(i0*i1*il);%對應轉速的速度 Ft1=Ttq*i1*i0*il*nt/r;%驅動力 ua=0:0.02:36; Ff=ma*g*f; Fw=CdA*ua.^2/21.15; D1=(Ft1-Fw)/(m0*g); plot(ua1,D1,'r','LineWi

60、dth',2); hold on; ua2=0.377*r*n/(i2*i0*il); Ft2=Ttq*i2*i0*il*nt/r; D2=(Ft2-Fw)/(m0*g); plot(ua2,D2,'g','LineWidth',2); xlabel('ua(km/h)'); ylabel('D'); 附錄5 制動力分配曲線程序 ma=6.660; m0=5.160; g=9.81; b1=1.69;%滿載重心到后軸距離 b2=0.95; L=2.2;%軸距 hg1=0.7;%滿載重心位

61、置 hg2=0.8;%空載重心位置 Ga=ma*g; G0=m0*g; Fu1=0:0.1:22; Fu2=((Ga/hg1).*(4.*Fu1*hg1*L/Ga+b1.^2).^0.5-(Ga*b1/hg1+2.*Fu1))/2; plot(Fu1,Fu2,'r','LineWidth',2),grid on; hold on; Fu4=0:0.1:30; Fu3=((G0/hg2).*(4.*Fu4*hg2*L/G0+b2.^2).^0.5-(G0*b2/hg2+2.*Fu4))/2; plot(Fu4,Fu3,'r','LineWidth',2),grid on; xlabel('Fu1(kN)'); ylabel('Fu2(KN)');