200t运梁车毕业设计说明书

目录

摘要 ........................................................... I Abstract .................................................... II

第1章 运梁车概述 ............................................. 1

1.1、轮胎式运梁平车性能介绍 ............................................. 1 1.2、混凝土运量车的发展情况 ............................................. 1 1.3、200T系列轮胎式运梁车设计方案 ..................................... 2

1.3.1、工况描述 ..................................................... 2 1.3.2、工况特点： ................................................... 2 1.4、设计方案要求 ....................................................... 2 1.5、功能优点： ......................................................... 3 1.6、运梁车操作规程 ..................................................... 3 1.7、与同行业对比，本运梁车有以下优点： ................................. 4 1.8、 设计目的 .......................................................... 4 1.9、设计内容 ........................................................... 4

第2章 主要参数的确定 ......................................... 5

2.1 轮胎的选择 ......................................................... 5

2.1.1、轮胎与车轮应满足的基本要求 ................................... 5 2.1.2、轮胎的分类 ................................................... 5 2.1.3、轮胎的特点与选用 ............................................. 6 2.2 汽车主要尺寸参数的确定 ............................................. 7

2.2.1、运梁车主体形式的确定 ......................................... 7 2.3、轴相关参数的确定 ................................................... 9

2.3.1、轴数 ......................................................... 9 2.3.2、轴距L ........................................................ 9

第3章 运梁车发动机选型 ...................................... 11

3.1 发动机概述 ......................................................... 11

3.1.1、发动机分类 .................................................. 11 3.1.2、汽油机和柴油机的介绍 ........................................ 11 3.2、发动机的选择 ...................................................... 12

3.2.1、发动机最大功率pemax和相应的转速np。 ......................... 12

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3.2.2、发动机最大转矩Temax及相应转速nt ............................ 13

第4章 转向系统的确定 ........................................ 15

4.1、 转向方向的选择 .................................................. 15 4.2、转向方式 .......................................................... 15

4.2.1、偏转车轮转向 ................................................ 16 4.2.2、偏转后轮转向 ................................................ 16 4.2.3、偏转全轮转向 ................................................ 16 4.2.4、斜行（蟹行）转向 ............................................ 16 4.2.5、多桥偏转车轮转向 ............................................ 17 4.3、铰接转向 .......................................................... 17

4.3.1、铰接转向的优点 .............................................. 17 4.3.2、铰接转向的缺点： ............................................ 17 4.4 铰接底盘转向系设计 ................................................. 18

4.4.1、铰接转向运动分析 ............................................ 18 4.4.2、铰接点的布置 ................................................ 19 4.4.3、铰接转向阻转矩 .............................................. 19 4.5、液压式动力转向油缸的计算 .......................................... 20

4.5.1、油缸内径的计算 .............................................. 20 4.5.2、活塞壁厚B及长度 ............................................ 22

第5章 运梁车传动系的确定 ................................... 23

5.1、传动系概述 ........................................................ 23 5.2、常见的传动系统类型与传动系统的确定 ................................ 23

5.2.1、机械传动系统 ................................................ 24 5.2.2、液力机械传统系统 ............................................ 24 5.2.3、液压传动系统 ................................................ 25 5.2.4、电传动系统 .................................................. 25 5.3、变速器的设计 ...................................................... 26

5.3.1、变速器介绍 .................................................. 26 5.3.2、变速器主要参数的选择 ........................................ 26 5.4、中间传动比与轮边减速的确定 ........................................ 31

5.4.1、主传动器的选择 .............................................. 31

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5.4.2、轮边减速器 .................................................. 32 5.5、传动系其他部件的设计及确定 ........................................ 33

5.5.1、差速器 ...................................................... 33 5.5.2、分动器 ...................................................... 35 5.5.3、主传动轴 .................................................... 36 5.5.4、万向节 ...................................................... 38 5.5.5、半轴 ........................................................ 39 5.5.6、轮边减速器 .................................................. 40

第6章 轮胎式运梁车底盘制动系的确定 .......................... 43

6.1 概述 .............................................................. 43 6.2 制动器的选择 ...................................................... 44

6.2.1、 制动器的类型的选择 ......................................... 44 6.2.2、 蹄式制动器的主要参数确定 ................................... 44

结论 .......................................................... 48 参考文献 ...................................................... 50 致谢 .......................................................... 51

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摘要

本次设计为200t轮胎式混凝土运梁车。主要设计了传动系统，转向系统和制动系统。传动系统选用机械传动系统，虽然传动精度比不上液压传动，但是已经能满足运梁车的工作要求，并且费用低，检修维护方便。转向系统采用液压转向，优点明显，如：工作可靠，操纵轻便，转向灵敏，调整简便等。制动系统采用摩擦式制动，是依靠固定元件与旋转元件表面之间的摩擦产生制动转矩而使工程机械减速或停车，具有工作可靠，制动功能良好，散热性良好，操作轻便灵活等优点。

关键字：运梁车，传动系统，转向系统

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Abstract

The project is the 200t Concrete Beam car. The main design is the transmission system, steering system and braking system. Use mechanical drive transmission system, although smaller than the precision of hydraulic drive transmission, the car can meet the work requirements for beam and low-cost, repair and maintenance. Steering system with hydraulic steering, obvious advantages, such as: reliable, light control, steering sensitivity adjustment simple and convenient. Friction brake with the braking system, is relying on a fixed component and the rotating component surface friction between the brake torque in works machinery slow down or stop, with reliable, good braking function, good heat resistance, easy to operate and flexible and so on.

Keywords: Beam transport, transmission system, steering system

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第1章 运梁车概述

1.1、轮胎式运梁平车性能介绍

性能介绍：运梁车主要适用于预制梁场与架桥工地较远，不适合铺轨或铺轨费用较高的场合。运梁车的刹车系统对纵坡有较大的适应性。轮胎与地面摩擦阻力比轨道式运梁车有显著的优势。

轮胎式运梁车具有载重量大、自行式、运输不受距离。它工作性能可靠，安全设施齐全，整机结构合理，运转平稳，操作舒适，制造成本相对较低，外型美观，抗倾覆稳定性好，生产效率高等特点;另外它操作简单方便，操作司机只需简单的培训即可胜任。维修方便，配件都属于国标件。是目前桥梁架设过程中最理想的预制构件输运工具，为我国桥梁建设及交通事业的发展起着重要的推动作用。主要适用于架桥工地,预制梁场，尤其是架桥工地较远、不适合铺轨或铺轨费用较高的场合；同时也适用于工矿企业、铁路、港口、建筑工地等场地作业。 而且现在正在研发生产的大吨位轮胎式运梁车可解决预制构件长距离、大吨位的安全运输问题，并可一步完成运梁喂梁过程。

1.2、混凝土运量车的发展情况

混凝土运量车采用大吨位架桥逐孔施工技术在欧美及日本等国已被广泛使用，各类架桥机施工技术的发展和完善使混凝土高架桥结构得到迅速发展，并取得了良好的经济和社会效益。目前，国外发达国家普遍采用了轮胎式运架一体化设备或大吨位架桥机配轮胎式运量车方案，如意大利NICO-LA公司的TE/450轮胎式吊运架梁机[18]。国内及桥梁专业设备公司在架桥机方面发展很快，如铁道建筑研究设计院的铅夹行迈步式架桥机、铁道部武汉工程机械研究所的JQ系列架桥机、郑州大方实业有限公司的DZ型架桥机等，但在大吨位箱梁运输设备方面却一直沿用轮轨式运量车。采用这种方案在施工过程中需要预先铺设从制梁厂到施工现场的铁轨，而且每架设1孔箱梁就要铺设相应的轨道，施工结束后还必须拆除这些轨道，导致工艺流程复杂，而且造成不必要的浪费，而采用轮胎式的箱梁运输车则可以避免铺轨和拆轨的烦琐，简化了工艺流程，节省大量的人力和财力。

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1.3、200T系列轮胎式运梁车设计方案

1.3.1、工况描述

任务来源: 随着国家调整，拉动内需，加快基础建设，修建铁路桥、公路桥及城市轻轨数量增加，速度加快。在此类工程建设中运梁车需求增加，尤其是承载梁重量在220吨的运梁设备国内制造商几乎属于空白，此类梁的运输大部分是一些没有设计能力的修理厂依据实际使用要求，购买二手车进行改制而成，改制车在工程建设中存在问题是空满载变化范围大、轮距窄造成稳定性差、车架强度弱等缺陷。为了更好适应工程建设需求，本公司组织设计ZH系列运梁车。

1.3.2、工况特点：

一般桥为公路桥及铁路桥，路段宽度方向用4块至6块桥梁组成，施工时受到架桥机高度，便于操作，所以先架边梁，以此向路段中心进行架梁；

从梁厂到桥头全线运距为3Km~20Km不等，路况较好，希望重载车速10 Km/h ~15Km/h，运梁车与架桥机直接喂梁速度为4.25m/min(即0.25Km/h)[1]。也可以使用两台主车配合使用，前车拉着走，后车挂空档倒着行走，必要时利用倒档增加动力。

1.4、设计方案要求

a. 主要结构：运梁车主要由车架、发动机、变速传动机构、全液压方向控制系统、电气控制系统、制动系统、承载装置等部分组成。 b. 车架： 车架采用加厚型工字钢组合加工而成。

c.车辆平衡机构： 本车采用紧轴与松轴相互配合，达到减振和差力，克服一般车辆采用弹簧板减振机构、达到实现大吨位慢速减振平稳的行驶目的。

d.动力系统: 发动机用国内性能稳定和售后服务较好的柴油机作为运梁车的动力。 型式：直列多缸增压四冲程柴油发动机。

e. 变速传输机构： 变速传动机构由四级变速组合而成，有发动机配套通用变速箱、前置副箱、快慢变速箱、差速器和轮边减速。 基本传动原理类似汽车，因此它的牵引力增强数倍，适应范围大。

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f.方向控制：方向控制是由发动机外置液压泵提供液压能源，经过转向器和油缸控制液压能源方向，采用油缸进行对方向前轮的控制，前轮方向最大转角角度为300。前车转向也采用4kw柴油机作控制液压能源，也是全液压方向控制系统。

g..电器系统：本车是用28伏120AH蓄电池通过启动马达来完成柴油机的启动过程。充电系统有28V发电机供蓄电池充电，充电电压和电流经调节器进行全自动调节器原理图。 制式：24V单线制、负极搭铁；发电机：1.kw、28V发电机；启动机：24V、3.58kw ；蓄电池：2×12V 165AH蓄电池； 照明：符合有关国家标准。

h. 制动系统：制动装置由手动制动器和气刹制动组成，车辆制动时可由气刹制动或手动制动控制装置实现以确保行车运梁安全。行车制动：双回路压缩空气制动；驻车制动：弹簧储能断气制动；增加辅助制动：发动机闭气门制动。 i. 承载装置：是由载重转盘、车架、轮轴、轮胎等组成。

1.5、功能优点：

运梁车具有操作简单、使用方便、安全可靠等特点： 1).运梁不需铺设钢轨枕木，适应各种路况和长距离运输； 2).运梁不需拉电线，自带动力装置； 3).桥梁运输平稳，对桥梁没有任何磨损； 4).可直接喂梁，也可配合架桥机跨孔； 5).操作简单，维护方便；

6).转场方便成本低，投资省、效率高、见效快。

1.6、运梁车操作规程

（1）运梁车必须按说明书要求使用和保养；柴油机必须按柴油机厂家说明书进行使用保养。

（2）运梁车不得超负荷运转。

（3）运输道路平顺坚实,无沉降现象,运梁和装车时,梁的两侧严禁站人。运梁车承载行使时(上下坡) 必须用1档行驶，以防承载后车辆滑行失控，确保安全。

（4）为避免车辆在行驶上下坡时产生较大的惯性力矩和意外事故发生，严禁踩踏离合器踏板和空档行驶及换档达到提高速度和节省油耗的运行方式。

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（5）停车后档位必须处在有档位置及手刹车处在制动位置，并用三角木把轮胎前后塞紧。

（6）当制动系统气压达到并超过８00kPa时，车辆方可起步。

（7）重载或空载行驶时必须连接前主车双刹车管路，空载行驶时,用开口销或锁片锁紧连接杆销轴; 重载或空载行驶时前主车驾驶员必须保证通信畅通（对讲机及耳机有效。 （8）运梁车行驶时除驾驶座位以外严禁载人。

1.7、与同行业对比，本运梁车有以下优点：

（1）.传动系统：本设备采全封闭变速箱＋轮边减速传动，具有安全、高效耐磨等特点。不再采用外露大齿轮传动，克服了采用外露大齿轮传动所出现的行驶速度慢，容易沾上沙石泥土，磨损快、效率低的缺点！

（2）.发动机配置：设备采用一流品牌柴油机（一汽锡柴）；

（3）.制动系统：本设备刹车刹车系统采用成熟可靠重型汽车专用型刹车系统（断气弹簧式刹车）；下坡由发动机采用排气制动与断气弹簧式刹车配合使用，安全可靠； （4）.多档变速：本设备行驶速度有多级变速，3个变速杆控制，速度从2m/min到30kw/h，能够满足各种型号架桥机直接喂梁和运输要求；

（5）.方向系统：采用全液压转向，转向角度最大30°，适合在梁场及运梁道路复杂的状况下作业。

1.8、 设计目的

为了适应预制梁厂到桥头桥梁的运输，设计适应于架桥工程最经济适用的轮胎式运梁车，特提出本方案。大的设计思想是在ZH120系列车型基础上，进行如下设计调整：增加前转向桥，缩短两前桥到中后桥之间的距离，减少车长度便于喂梁及转向。

1.9、设计内容

对混凝土箱梁运输工程车进行总体设计，主要包括设备机型的选择，动力的选择和匹配，各总成结构形式的选择。混凝土箱梁运输工程车主要参数确定及各总成的计算。

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第2章 主要参数的确定

2.1 轮胎的选择

2.1.1、轮胎与车轮应满足的基本要求

车轮与轮胎是轮胎式行走机械行驶系中的主要部件，它们承受所有载荷重力为在车桥（轴）与地面之间传力。驾驶人员操纵转向轮可实现对汽车运动方向的控制。机械通过车轮由轮胎直接与地面接触在道路上行驶。其主要功用是:①支撑机械重力及工作装置的垂直负载；吸收并缓和车辆行驶时所受到的路面冲击和振动；保证轮胎与路面直接按具有良好附着性能，以提高机械的动力性、制动性和通过性；产生平衡车辆转向行驶时离心力的侧抗力，在保证车辆正常转向行驶的同时，通过轮胎产生自动回正力距，使机器保持直线行驶。因此选择轮胎的工作很重要。

轮胎与车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的行驶阻力与噪声；良好的额均匀性和质量平衡性；耐磨性、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。

2.1.2、轮胎的分类

工程机械用轮胎可分为充气轮胎和实心轮胎两大类[2]。这里主要介绍充气轮胎。

充气轮胎的特点是轮胎的密封内腔充有一定压力的气体，使轮胎形成一个能够承受负荷的弹性体。车辆通过装在轮辋上的充气轮胎与地面接触，轮胎将担负支撑车重、保证车轮与路面之间有良好的附着性能以及缓和并吸收因道路不平而产生的冲击与振动的作用。 1）

充气轮胎的分类

（1） 按气体密封方式分为：有内胎轮胎（包括外胎、内胎级垫带）,无内胎轮胎（仅

有外胎）；

（2） 按使用车辆的类别分类：汽车轮胎、工程机械轮胎、工业车辆轮胎、农业机械

轮胎、摩托车轮胎等；

（3） 按轮胎花纹分类为：公路花纹轮胎、越野花纹轮胎、混合花纹轮胎、特种花纹

轮胎等；

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（4） 按胎体结构（帘线布置）分为：斜交轮胎、子午线轮胎、带束斜交轮胎等； （5） 按帘线采莲分为：钢丝轮胎、半钢丝轮胎、人造纤维轮胎、棉帘线轮胎等； （6） 按充气压力分为：高压轮胎（充气压力大于等于0.55MPa）、低压轮胎（充气压

力大于等于0.20~0.55MPa）、超低压充气轮胎（充气压力小于0.20MPa）。

2.1.3、轮胎的特点与选用

子午胎是指胎体帘布层中从一个胎圈到另一个胎圈的帘线与胎面中心线大体呈90°角排列的充气轮胎。子午胎的结构特征主要表现在带束层是主要受力部件。带束层与胎体帘线成一个较大角度（70－80）排列，胎体帘线与带束层帘线从三个方向交叉构成无数个三角形网格结构。因此，胎冠刚度比斜交胎高，帘布层数比斜交胎少，胎侧比斜交胎柔软，重量较轻。子午胎比斜交胎耐磨，节油，并具有良好的缓冲性能和高速性能等特点。

子午线轮胎是由法国米其林轮胎公司1946年发明的。这种轮胎的内部帘布编织排列方向与胎面中心线呈90度角，形似地球仪上的子午线而得名。胎顶加钢丝绳，能承受较大的内压应力，胎面不易变形，具有良好的地面抓力和稳定性，十分适合高速行驶。目前，现代化的轿车都是使用子午线轮胎。

由于子午线轮胎结构与斜交轮胎不同，使其具有比斜交轮胎更优越的性能[3]： (1) 使用寿命长。子午线轮胎胎面刚性大，周向变形小，可用较硬质橡胶作为胎面材料，因此耐磨性好。并且轮胎接地面积较大，单位接地压力小，载荷分布均匀，在路面上的滑移量小，使轮胎的行驶里程比斜交轮胎长50％左右。

(2) 滚动阻力小、节省燃料。由于子午线胎帘布层数少，层间摩擦力小，故其滚动阻力较斜交胎小25％--30％，不但能提高汽车的动力性，还能提高燃料经济性，实际使用中，节油率可达6％--8％，并且随车速的提高，节油效果更好。

(3) 承载能力大。子午线胎帘线径向排列，可充分利用帘线强度，比斜交轮胎承载能力提高约14％。

(4)附着性能好。由于胎体弹性好、接地面积大，胎面滑移少，即附着性能好，有利提高汽车动力性。

(5) 减振性能好。子午线胎胎体较斜交胎柔软，弹性好，具有良好的缓冲性能，能改善汽车行驶平顺性，乘坐舒适性，延长汽车机件使用寿命。其结构图如下:

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图2—1子午线轮胎结构图

轮胎是在专业化生产厂制造，并具有高度的标准化、系列化的特点。轮胎的外直径、断面宽、断面高宽比、配用车辋名义直径、车辋轮廓形式及规格、轮胎花纹形式及深度、额定载荷下的半径等尺寸特性和负荷指数可查国家标准。工程机械设计中，常用的轮胎国家标准有：《工程机械轮胎》（GB/T1191-1991），《工程机械轮胎规格、尺寸、气压与负荷》（GB/T1980-2001），《载重汽车轮胎》（GB9744-1997）等。

经查上述常用的轮胎国家标准，初步选用13.00~24型轮胎。它的各项技术指标如表：

表2—1轮胎技术参数

速度 10km/h 直径轮辋 10

充气压力 825kp 断面宽 350mm 负荷 8000kg 外直径 1300mm 层数 22 最大外直径 1340mm 规格 13.00~24 2.2 汽车主要尺寸参数的确定

汽车主要尺寸包括：轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。由于运梁车运行的路面都是工程路面，一般比较平坦而且车轮的直径也比较大，所以在这里不考虑接近角、离去角、最小离地间隙等因素。

2.2.1、运梁车主体形式的确定

不同形式的运梁车，主要体现在轴数驱动形式以及布置形式上有区别。

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运梁车的质量参数整车整备质量确定。

（1）、 整车整备质量m0

m0，装载质量

me，车辆总质量

ma，轴荷分配等的

整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车装备、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。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加载质量和载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。较少整备质量的措施有：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、铝合金等等。过去用金属材料制作的仪表板、邮箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到比较广泛的应用。今后，塑料在汽车上会进一步得到应用。减少整车整备质量，是从事汽车设计工作必须遵守的一项重要原则。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常生活中，收集大量同类型汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，在累计构成整车整备质量。 （2）、汽车的载质量me，这里已定为200t。

汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。汽车在碎石路面上行驶时，在质量约为好路面的75%85%。越野汽车的载质量是指越野行驶时或在土路面上行驶时的额定载质量。

商用货车载质量Me的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上，货流大、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。

（3）、质量系数m0

质量系数m0是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即m0me/m0。该系数反应了汽车的设计水平和工艺水平，m0值越大，说明该汽车的结构和制造工艺月先进。 参考同类型汽车选定m0=8，则m0me20t，对于运梁车的总质量ma由于其载荷很大，n所以驾驶人员的质量可以忽略，则mamem0220t （4）、 轴荷分配

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汽车的轴荷分配是指汽车在空载静止状态下，各车轴对支撑平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。

轴荷分配对论坛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。因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是互相矛盾的，这就要求设计时应根据对整合成的性能要求、使用条件等，合理地选取轴荷分配。这里采用均载分配。

2.3、轴相关参数的确定 2.3.1、轴数

汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有车的总质量、道路法规对轴载质量的和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。随着设计汽车的乘员数增多或装载质量增加，汽车的整备质量和总质量也增大。在车辆轴数不变的情况下，车辆总质量增加后，使公路承受的负荷增加。当这种负荷超过了公路设计的承载能力以后，公路会被破坏，使用寿命也将缩短。为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对车辆的轴载质量加以。

包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车和轴荷不受道路、桥梁的不再公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在19-26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴和四轴以上的形式。

所以，200t运梁车采用四轴形式。

2.3.2、轴距L

轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数，质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下将轴距设计得短一些

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为好。

运梁车要求运梁车的基本要求

（1）运梁车应能实现预制混凝土箱梁从制梁场到架桥机之间的运输。运梁车通过路基和桥涵等结构时，不能超过其允许的承载能力。

（2）运梁车应能运送铁路客运专线32m、24m、20m双线混凝土箱梁，运梁车必须保证箱梁运输过程中的正常的支承状态，保证箱梁结构安全。

（3）运梁车必须满足配套架桥机的架梁方法、使用条件、技术性能、相关配合尺寸等要求。

（4）运梁车必须满足铁道部高速办颁发的《京沪高速铁路运架设备研制技术条件》的要求

据此，选运梁车主车轴距3.1m

最后选定车的尺寸如下表：

数据参数表2-2 外轮廓尺寸 mm 总长总宽mm mm 12773 2805 主车轴距总高mm mm 1400

轴距 mm 车轮距mm 最小离地间隙mm 500 整车整备质量 220 t 驱动轴间 3100 1500 主从动轴间 1800 2100/2900 10

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第3章 运梁车发动机选型

3.1 发动机概述 3.1.1、发动机分类

发动机是将自然界某种能量直接转化为机械能并拖动某些机械进行工作的机器。将热能转化为机械能的发动机称为热力发动机。其中的热能由燃料燃烧所产生，它可分为外燃机与内燃机，内燃机与外燃机相比热效率高，体积小，质量小，便于移动，启动性能好等优点。因而广泛应用于飞机，船舶及汽车，拖拉机，坦克等各种车辆上。

根据车用内燃机将能量转化为机械能的主要结构形式不同，可分为活塞式内燃机和燃气轮机两大类，而往复活塞式内燃机在车辆的应用最广泛。车用发动机可以根据不同的特征分类：

a、按着火方式可分为压燃式发动机与点燃式发动机。

b、按使用燃料种类可分为汽油机，柴油机，气体燃料发动机，煤油机，液化石油气发动机及多种燃料发动机等。

c、按冷却方式可分为风冷发动机和水冷发动机。 d、按进气状态可分为非增压和增压发动机。 e、按冲程数分类可分为二冲程和四冲程发动机。

f、按汽缸数及布置分类，仅有一个气缸的称为单缸发动机，有两个以上气缸的称为多缸发动机；根据气缸中心线与水平面垂直，呈一定角度和平行的发动机分为立式，斜置式和卧式发动机；多缸发动机根据气缸间的排列方式可分为直列式，对置式和V形等发动机。

3.1.2、汽油机和柴油机的介绍

汽油机的优点在于其体积小、重量轻、价格便宜；起动性好，最大功率时的转速高；工作中振动及噪声小，提速和速度优于柴油机，在载客汽车特别是轿车中，汽油机得到了广泛应用。但与柴油机相比，汽油机最大劣势是耗油较高，同等排量每百公里大约相差2－3升左右。柴油发动机的工作原理与汽油发动机不同。柴油机依靠活塞压缩缸内混合气（柴油和空气），使其燃烧完成做功。汽油机则是把混合气（汽油和空气）送入汽缸，依

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靠火花塞点燃使其完成做功。柴油机相比汽油机没有点火系统，构造相对简单，机器可靠性较高。与汽油车相比，柴油车的能源效率高，就是我们通常说的力量大，爬坡能力也更强；柴油发动机的转速较低，汽缸燃烧的温度也就相对较低，机件磨损相对也小；柴油车没有复杂的高压点火系统，所以发动机的故障率也相对较小。 四冲程柴油机和汽油机比较，具有下列优点[4]：

(1)柴油机的压缩比较高，气体膨胀较充分，热量利用程度较好，燃油消耗率比汽油机少30一40％左右。同时，柴油的价格比汽油便宜。因此，柴油机的使用经济性较好。 (2)柴油的密度比汽油大，相同容积的油箱可贮存较多重量的柴油。

(3)柴油比汽油容易储存和保管，不易发生火灾。特别是在舰艇上采用柴油机以减少作战中的火灾危险性。 (4)柴油机排气污染少。

(5)有利于改成多种燃料工作的多燃料内燃机，而使用柴油、汽油、煤油等工作。在作战条件下，可以就便用油。

(6)有利于采用增压方法提高功率、降低燃油消耗率。 柴油机的缺点是：

(1)柴油机燃烧时气体压力较高，为了保证受力零件的强度与刚度，机件比较笨重，同时，由于可燃混合气形成方法与汽油机不同，了转速的提高。因而，在功率相同的情况下，柴油机的尺寸和重量比汽油机大。

(2)由于柴油不易蒸发，柴油机低温起动性不如汽油机好。 (3)柴油机工作过程粗暴，噪音较大。

(4)柴油机每千瓦的金属用量较多，重要零件还要采用较好的材料，制造成本较高。 目前，船舶、内燃机车、重型汽车、拖拉机等从经济性方面考虑，绝大多数采用柴油机。

3.2、发动机的选择

由于发动机的研发周期长，研发过程比较复杂，且投资大，考虑到经济性因素，本设计用市场已有的发动机。这就需要确定发动机的主要性能指标。

3.2.1、发动机最大功率pemax和相应的转速np。

根据所设计工程运梁车应达到的最高车速vmax（km/h）。用下式估算发动机的最大功率[11]。

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Pemax1nt(magfr3600cdAvmaxv3amax) （3-1）

76140式中pmax为发动机的最大功率（kw），nt传动系效率。对混凝土工程运梁车由于其本身结构比较简单，而且对车本身的经济性考虑较小，所以nt较小，本次设计可取为70%。ma为整车设备质量与最大载重之和（kg）。经参考同类车的技术参数，去整车的设备质量为20t。g为重力加速度（cm/s2），方为滚动阻力系数，对于工程用车取fr为0.030。va用vmax代入；由于运梁车的最大运行速度较小，所以Cd可以忽略不计，这样代入数值计算 Pemax1225103100.030.03A34493.75kw 0.8360076140考虑到工程运梁车的工作环境比较差，发动机常常在高负荷工况下运行，以及制造商发动机型号情况。圆整取peamx=105kw。

3.2.2、发动机最大转矩Temax及相应转速nt

用下式计算确定Temax[15]

Temax99Pemax （1-2） np式中Temax为最大转矩NM; 为转矩适应性系数，一般在1.1~1.2之间选取；pmax为发动机最大功率（kw）；np为最大功率转速（r/min）。

柴油机最大功率pemax对应的np值在1800~4000r/m之间，工程运梁车运行速度的载荷较大，所以取值为1800~2600r/m，这里去np为2600r/min。

则 Temax991.3105501.32Nm 2600综上所述，则适用CA4110增压发动机，其额定功率为105kw，最大转矩502kw，最高转速为2600n/min。其他具体参数如下表：

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表2—1 发动机技术参数

型号 CA4110 系列 A4 生产厂家 一汽锡柴 扭矩 500N·m 汽缸数 4 最大扭矩转速 2200 燃油种类 柴油 发动机形式 增压中冷 汽缸排列形式 直列 发动机净重 405kg 排量 3.76L 发动机尺寸 排放标准 最大输出功率 欧III/国100KW III 压缩比 17.2

810695806mm 额定转速 汽缸行程 2600n/mi115mm n 汽缸缸径 102mm

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第4章 转向系统的确定

4.1、 转向方向的选择

转向系由转向器和转向驱动机构两部分组成。转向系是操纵车辆行驶方向的机构，其主要功用是保持车辆直线行驶的稳定性，并能根据需要使车辆灵活的改变行驶方向。

转向系统的设计要求是：

（1）工作可靠。转向系对车辆的行驶安全性关系极大，因此其零件应有足够的强度、刚度和寿命，一般是通过合理的选择材料和结构来保证。

（2）操纵轻便。施加在方向盘上的操纵力应尽可能小，以减轻驾驶员的劳动强度，利于安全作业。一般情况下，作用在中型载重汽车方向上的作用力不大于360N，作用在重型载重汽车方向盘上的作用力不大于450N。

（3）转向灵敏。当车辆朝一个方向极限转弯时，方向盘的转动圈数不大于2-2.5圈。方向盘处于中间位置时，方向盘的空行程（间隙）10。-15。。 （4）调整简便。转向系的调整应尽可能的少而简便。

（5）转向时车轮侧向滑动小。轮胎式车辆转向行驶时，要有正确的运动规律，即要求合理地设计转向梯形机构，保证转向轮在转向行驶过程中没有侧向滑动或有较小的侧向滑动。

（6）转向半径小，机动灵活。尽可能增大内侧转向轮的最大偏角，以减小车辆的最小转向半径，提高车辆的机动性。

（7）方向盘上有路感且能够自动回正。车辆在转向过程中，驾驶员应能从方向盘上感觉到路面不平度，转向结束后应能自动回正。

4.2、转向方式

轮胎式车辆的转向方式可以分为偏转车轮转向和铰链转向三大类。整体车架的车辆采用前两种，其转向是通过车轮相对车架偏转来实现的；铰链车辆的车架分为前后两个车架，前后车架用铰链连接在一起，其转向是通过前、后车架相对偏转来实现的。下面首先介绍整体车架的转向方式。

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4.2.1、偏转车轮转向

偏转前轮转向是一种最常用的转向方式，如图4-1所示。当采用偏转前轮转向时，前轮的转向半径大于后轮的转向半径，只要前外轮避过障碍物，后轮便可顺利避过。由于驾驶员的正视方向为前轮方向，另外，车辆的视野好于后视野，所以驾驶员需注意前外轮是否能够通过障碍物的问题，无需考虑后轮的通过问题，方便转向操作，故偏转前轮转向方式得以广泛采用。

4.2.2、偏转后轮转向

用偏转后轮转向示意图如图4-1（b）所示，后外轮的转向半径大于前外轮的转向半径，前外轮绕过了障碍物，后外轮不一定 能够通过。采用偏转后轮转向的多为工作装置在前端的车辆，这种车辆如果采用偏转前轮转向，不仅车轮的偏转角受到工作装置的，而且，由于工作装置靠近前轮，前桥负荷大，转向阻转矩大，从而导致转向功率增加。当采用偏转后轮转向时，可以解决上述部分矛盾，一般驾驶员多根据工作装置外缘通过障碍物的情况来估计后外轮的通过问题。

4.2.3、偏转全轮转向

偏转全轮转向亦称偏转前后轮转向，见图4-1（c），转向时前、后外轮的转向半径相等，宜于避让障碍物；后轮驶于前轮的车辙，滚动阻力小，机动性好。全轮转向的缺点是：既是转向轮又是驱动轮，结构复杂。偏转全轮转向方式适用于对机动性有特殊要求或机架特别长的车辆。

4.2.4、斜行（蟹行）转向

车轮斜行转向是偏转全轮转向的另一种形式，转向时前后轮的偏转方向相同。斜行转向的优点是：车辆能够从斜向靠近或离开作业面，给车辆的作业带来很大方便；当车辆在斜坡上工作时，能够提高横向稳定性；具有宽工作装置的车辆工作时，往往因为外界阻力不居中而导致车辆的行驶方向产生偏斜，采用斜行转向方式能够减少这种现象。其缺点是结构复杂。

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4.2.5、多桥偏转车轮转向

为了提高车辆的弯道行驶能力，主要是在公路上行驶，机重大、车体长的多桥轮胎式车辆采用偏转多桥车轮转向方式。

4.3、铰接转向

铰接转向示意图如图4-1[5]所示。转向油缸连接前、后车架，在车辆行驶过程中，通过液压油缸活塞杆的伸缩使前、后车架相对偏转实现转向。

a）偏转前轮转向 (b)偏转后轮转向 (c)偏转全轮转向

图4-1 轮胎式车辆转向示意图

4.3.1、铰接转向的优点

（1）工作装置在车架前端，驾驶员的视野很好，有利于迅速对准作业面，生产效率高，车辆转向时容易避让障碍物，机动性好。

（2）车轮对车架没有相对运动，便于采用低压宽基轮胎，提高车辆的附着能力和越野性能。

（3）铰接转向简化了转向机构，使得前后桥可以通用，公益性提高，互换性增强。 （4）最小转向半径小，转向半径范围大，转向机动灵活。

（5）前后车架在垂直平面内可以滚转，使车轮的接地能力加强，从而提高了车辆的通过性并减小了车架的扭转应力。

4.3.2、铰接转向的缺点：

（1）车辆的轴距较长，纵向通过半径加大，驶过土丘等凹凸不平路面时容易托底。

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（2）前驱动轮没有定位角，车辆的直线行驶性能较差。

改善铰接车辆直线行驶性能的措施：①在运输工况，切断对后桥的驱动，只有前轮驱动，使前车架拖着后车架行驶。②连接前后车架的铰销倾斜于水平面布置。档前、后车架的中心在两轴线之间时，铰销前倾布置，倾斜角8。10。，这将引起转向时车辆的重心抬高，从而使车轮产生自动回正的力。③当前、后车架的重心在两轴线之外时，铰销后倾布置使其产生自动回正的力，以保证车辆的直线行驶性能。 （3）转向横向稳定性较差。

4.4 铰接底盘转向系设计

铰接车辆转向是通过转向油缸使前后车架相对偏转来实现的，这种转向方式避免了转向轮相对车架偏转，可以采用低压宽基轮胎，同时，前后车架在水平面内可以相对转动，在垂直面内可以相对滚转，这一系列的特点给铰接车辆转向带来了很大优越性，因此铰接转向方式在转载机等工程局机械上得以广泛应用。

4.4.1、铰接转向运动分析

铰接车辆转向时，前、后轴上的两侧车轮各自保持平行，前、后轴线的交点O即为车辆的瞬时转向中心。由图8-17可得前外轮的转向半径为R1

R1=B/2AO=B/2+AC/sin=B/2+[(1-K)L+KLcos]/sin （4—1）

即 R1=B/2+[(1-K)L+KLcos]/sin （4—2） 式中：B为轮距；L为轴距；k为铰接点距前轴宇轴距的比值；为转向角。 后外轮的转向半径为R2

R2=B/2+[(1-K)L+KLcos]/sin （4—3）

当K=1/2时，即车架铰接点位于前后轴中间时：

R1=R2=B/2+

L（1+cos）2sin （4—4）

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4.4.2、铰接点的布置

由转向半径公式可知，R1和R2的铰销位置K的函数。假设某装载机的轮距B=2m，轴距L=3m，最大转向角max=45，当K在0和1范围内变化时，R1和R2之间的变化曲线如图4-2[6]所示。

图4-2 转向半径关系图

因此，当K小于0.5时，即铰销靠近前桥，前轮转向半径大于后轮转向半径；当K大于0.5时，即铰销靠近后桥，后翘装箱半径大于前桥装箱半径；当K等于0.5时，即铰销布置在前后桥的中点，此时前后车轮的转向半径相等。 在本设计中，已知R112m L3100mm B1400mm 则 KB14000.450.5 L3100 由以上分析应采用铰销靠近前桥式的布置形式。 把数据代入式（4—1）计算可得 ： 43

4.4.3、铰接转向阻转矩

铰接式机械的原地转向运动，由于地面的附着情况和滚动阻力情况所决定，但规律相当复杂，影响的因素很多，如交接点相当于前后桥的位置，交接点的摩擦阻力，前后桥的轮压，前后桥是否脱开，转向油缸的布置形式以及地面条件等。实际转向过程是各种因素综合影响的结果。所以铰接式机械原地转向阻力矩的计算目前尚无完善的方法，通常借用

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偏转车轮转向的公式和根据实验推出的经验公式进行计算。其计算式为： MzG1B2a2 （4—5） 4 式中：Mz——转向阻力矩，Nm；

 ——转向桥轴线至交接点的距离，m; ——轮胎与地面间的综合摩擦因素; G1——转向桥载荷，N。

1801043105N 式中各系数取 0.2m 0.15 G16 代入计算得 Mz=3.28104Nm

4.5、液压式动力转向油缸的计算 4.5.1、油缸内径的计算

转向油缸的作用力F可根据最大转向阻力矩Mz确定。这次采用的双油缸铰接式制动机构类似工程机械中常采用的一种机械转向机构——对顶曲柄机构。该机构与全液压转向系统结合后，结构紧凑，容易实现较大的偏转角。其示意图见图5—3[12]

图4—3 对顶曲柄机构示意图 1—转向节臂 2—连杆 3—转向油缸 具体到两缸系统中，气受力图4-4 [13]：

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图4-4 油缸系统 图4—4中L—为交接点O至转向油缸前支点的距离；

F—为油缸工作时作用于转向节臂的作用力；

—转向角。 根据力矩平衡可得式:

MzFsinL (4—6)

代入数据计算得：

F1.6105N

而推理F与工作油缸压力P，动力缸截面面积S之间的关系有式：

FPS （4—7） 因动力缸两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积计算即有式

π （4—8） S（D2-d2）4式中D—动力缸内径；

d—活塞杆直径 一般取d0.3D。

联立式（5—7），（5—8）可得 D2d24F （4—9） πP式中压力P一般在6.0~10.0MPa，最高时可取16.5~18.0MPa。这里取P=10.0 MPa 则由式（5—9）计算得 D=48 mm。 圆整取D=50mm. 这样就计算得到转向油缸的内径为D=50 mm。

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4.5.2、活塞壁厚B及长度

活塞厚度可取为B=0.3D=0.350=15mm 动力缸的最大长度S为

S=10+(0.5~0.6)D+0.3D+S1 （4—10）

式中S1为缸的最大位移量 计算等S1=195 mm 则S=250 mm 4.5.3、动力缸壳体壁厚度t

动力钢壳体壁厚t，根据计算轴向平面拉应力z来确定

D2s即z=P (4—11) 24(Dtt)n式中P为油液压力。D为动力缸内径。t为壳体壁厚 n为安全系数。取n=3.5~5.0。2为壳体材料的屈服点 壳体材料有铸造铝合金和球墨铸铁两种 铸造铝合金多采用ZL105. 2=160~240 MPa

球墨铸铁采用QT500-05, 这里用球墨铸铁z=500 MPa 当n=4时，代入式（4-10） 计算得 t6.40

取t=10mm

综上所述可得转向油缸的技术参数如下表： 表4—1 油缸内径D/mm 50

缸的最大行程S1/mm 195 活塞壁厚B/mm 15 缸壳体壁厚度t/mm 10 22

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第5章 运梁车传动系的确定

5.1、传动系概述

动力装置至驱动轮之间所有的传动部件的总称为传动系统。传动系统的功用是把动力装置输出的功率传给驱动轮，并改变动力装置输出的特性，以满足对自行式工程机械车速和牵引的要求。

自行式工程机械采用的动力装置形式有两种：一是内燃机；二是电动机。由于适用内燃机作为动力装置不受电源、电缆的，使得工程机械移动、行驶方便，故绝大多数工程机械采用内燃机作为动力装置。但不管采用内燃机还是电动机作为动力装置，都必须在动力装置与驱动轮之间设置传动装置传动系统。

工程机械采用内燃机作为动力装置需要设置传动系统的原因是：

（1）工程机械多采用中、高速内燃机，其输出转速高、转矩小。而工程机械作业时，需要低转速大转矩，恰好与内燃机的输出转速、转矩相矛盾。另外，内燃机的输出转速和输出转矩变化范围小，不能满足对工程机械行驶速度和牵引力变化范围的要求。

（2）内燃机的旋转反向只有一个，不能反向旋转。而工程机械在行驶或作业过程中，即需要前进，又需要后退，即随时需要改变车辆行驶的方向，这一要求内燃机也不能满足。 （3）为了减少驱动轮的滑移、滑转，以减少能量损失，要求自行式工程机械在转向或在不平路面行驶时左右车轮的转速不同，依靠内燃机不能实现这一功能。

（4）自行式工程机械作业遇到突然载荷时，为避免内燃机熄火，需要保护装置。 （5）为了提高作业生产率和平均行驶速度，要求在内燃机不熄火的状态下能够换挡或临时停车。

（6）内燃机启动时，要求车来那个无负载，内燃机空载启动。

5.2、常见的传动系统类型与传动系统的确定

工程机械常见的传动系统类型有机械传动系统、液力机械传统系统、液压传动系统和电传动系统四种[10]。

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5.2.1、机械传动系统

机械传动系统多用于小型机械。

根据动力传递路线，机械传动系统中部件的先后安排顺序依次是：干式或湿试主离合器、机械式（人力换挡）变速箱、主传动（或传动）、干式或湿式转向离合器和转向制动器、轮边减速器（或最终传动）。 机械传动系统的特点如下：

机械传动系统在小型机械中广泛应用，原因是机械传动系统具有独特的优点：结构简单，制造、维修方便，价格便宜，工作可靠，传动效率高，并可以利用发动机运动零件惯性克服外界阻力等。中型机械采用机械传动系统的不多，大型机械采用机械传动系统的没有，其原因是机械传动系统的缺点非常突出，如： （1） （2）

当作业阻力急剧变化时，发动机容易过载熄火。

人力换挡变速箱换挡时需要切断动力，降低了打洞机的功率利用率，影响了车速和生产率。 （3）

车辆在循环作业是，经常需要变换方向和车速，换挡频繁，而每次换挡都需要人力操纵主离合器和换挡机构，加大了驾驶员的劳动强度。 （4）

车辆在凹凸不平的路面上行驶时产生冲击振动，作业阻力急剧变化时也会产生冲击振动，当冲击振动通过传动系统传给发动机时，不仅降低了发动机和传动系统零件的使用寿命、降低了发动机的平均输出功率，而且影响了乘坐舒适性。

5.2.2、液力机械传统系统

液力机械传动系统多用于大、中型机械。机械传动系统与液力机械传统系统结构上的主要区别是前者没有液力变矩器，而后者增加或液力变矩器替换了主离合器。 液力机械传动系统的主要特点如下： 主要优点：

（1）液力变矩器能在一定范围内根据外界阻力的变化实现无级变速。这一功能使得发动机可以经常在额定工况附近工作，从而大大提高了发动机的功率利用率，并防止了发动机过载熄火，同时减少了换挡次数，降低了驾驶员的劳动强度。

（2）由于液力变矩器具有一定的变距、变速能力，故在实现相同变速范围的情况下，可以减少变速箱的档位数，简化变速箱结构。

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（3）液力变矩器采用液体作为动力传递的介质，变矩器的输入轴与输出轴之间非刚性连接，因而减小了发动机对传动系统的振动，降低了由外阻力突然变化对传动系统、发动机的反冲击，提高了零部件的使用寿命。根据重型载重汽车的统计，液力机械传动系统与机械传动系统相比较，柴油机的使用寿命可以提高47%，后桥差速器的使用寿命可以提高93%，变速箱的适用寿命可以提高400%。对于载荷变化剧烈的工程机械，效果最为明显。 （4）液力变矩器的自动变速能力可以是车辆获得平稳起步，并能实现任意小的行驶速度。 主要缺点：

（1）结构复杂，制造、安装、维修相对困难。 （2）价格高。

（3）当行驶阻力变化不大时，传动效率低，燃油消耗量大。

5.2.3、液压传动系统

液压传动系统多用于小型机械。 液压传动系统的主要优点：

（1）能够实现无级变速且变速范围大，车辆可以实现微动。 （2）变速和变向操纵简便，一根操纵杆即可。 （3）可以利用液压传动系统实现制动。

（4）采用左右轮分别驱动系统，能够方便的实现车辆的弯道行驶和原地转向。 （5）便于实现自动化操纵和远距离操纵。

（6）省去了变速箱、主传动和轮边减速器等机械传动部件，使得传动系统简单。 液压传动系统的主要缺点： （1）噪声大。 （2）传动效率低。

（3）液压元件密封困难，如果密封不好，将出现“站一站，漏一片；走一走，划条线”的漏油现象。

5.2.4、电传动系统

电传动系统多用于大型机械，如自写载重汽车、铲运机和矿用装载机等工程机械。 结合以上四种传动系统的优缺点，200t轮胎式运梁车选用机械传动系统。

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5.3、变速器的设计 5.3.1、变速器介绍

变速器用来改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速箱设有倒档，使汽车获得多退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。

对变速器提出如下基本要求： 1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。

2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3） 设置倒档，是汽车能倒退行驶。

4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5） 换挡迅速、省力、方便。

6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档以及换挡冲击等现象发生。 7） 变速器应当有高的工作效率。 8） 变速器工作噪声低。

除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修便要求。

满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速箱的挡数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。

变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如下：在原有的变速传动机构基础上，在附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向发展的趋势。

5.3.2、变速器主要参数的选择

5.3.2.1、传动系总传动比的确定

传动系的总传动比i是变速箱的输入轴转速与输出轴转速之比。 即

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,nei （5-1）

nk 式中 ne,变速箱输入轴的转速 nk驱动轮转速

在机械传动中，正常情况下主离合器是不打滑的，变速箱输入轴转ne,速通常就是发动机转速ne，这样

a 最高档传动比 iHnenkmaxnenimax （5-2）

b 最低档传动比 ii （5-3）

传动系的总传动比是传动系中各传动部件传动比的乘积， 即

iikinif （5-4） 式中 ik——变速箱的传动比 in——传动的传动比 if——最终传动的传动比

由于发动机一般为机器中转速较高的部件，所以为了减少零件所承受的转矩，根据动力传动的方向，后面部件应取尽可能大的传动比。也就是说先去尽可能大的if，其次去尽可能大的in，最后i按确定ik。

按上述原则分配传动比时必须以保证整机适用性能为前提。 根据车轮转速与行驶速度的关系式：V2rdnk可得传动系的总传动比：i0.377rdne v60 （5-5） 1000（5-6)

式（5-5）中 rd——车轮的动力半径 rdD1300650mm0.65m 22 27

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则最小传动比 i0.377rd i0.3770.65ne 而 Vmax4km/h代入式（5-6）式可得 Vmax2600159.28 4 在确定最大传动比时要考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及车辆最低行驶速度。

由于iikinif

而in与if是定值，则传动系的最大传动比也就是变速器I挡传动比ik。 车辆在爬坡时，应满足式

TtqmaxinifTrGfcosmaxGsinmax (5-7)

即 iHGrcosmaxsinmax

TtqmaxinT 上式中 Ttqmax——发动机最大转矩

G ——满载时车的载重 G225t2.25105kg

 ——满载时最大爬坡度 50

T ——传动系效率 T0.8 r ——车轮半径 rD650mm0.65m 2 f ——滚动阻力系数 f0.03 则把数据代入式（4-6）中可得 ik1即

ik142.6 （5-8） in2251030.03cos50sin500.65if5000.8146.250.11710342.6

if500in 由于工程机械上使用的柴油机，只能在其额定点附近工作。当负荷偏离额定点时，性能会变差，当负荷原理额定点时，机器就不能正常工作。而机器实际工作时的负荷状况变化范围是很大的，为了是机器能在较大范围内处于良好的工作状态，传动系就需要一个变速装置，这就是变速箱。而变速器档位数可在3~20个档位范围内变化。通常变速器的档

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数在六档以下，当档数超过六档以后，可在六档以下的主变速器基础上，再行配置变速器，通过两者的组合获得多档变速器。

增加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性及平均车速。档数越多，变速器的结构越复杂，而且使轮廓尺寸和质量增加，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增加了换挡难度。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比值减小，使换挡工作容易进行。因高档使用频繁，所以有要求高档区相邻档位之间的传动比比值，要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。

近年来，为了降低油耗，变速器的档位又有增加的趋势，由于运梁车的比功率较小，所以一般采用五档变速器。

此外，变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。最高档

i通常是直接档，传动比为1:0.其它车辆则更大，所以选取了变速器传动比比值k110。由

ik5于ik6是直接档，而且运梁车的运行速度很低，所以去ik6=1.10，则ik1=11.00，且已选定传动系的档数为六档，所以应当确定中间各档的传动比。实际上传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的。图2-1 为中间档传动比原理示意图，在柴油机的功率特性曲线

e=e（ne)上，是柴油机工作于Ne以上的范围，也就是使柴油机的工作转速处于nA与nB之间。在档位一定的条件下，机器的理论速度vT与发动机ne转速成正比。所以，

在图5-1中ne——vT曲线为一条过原点的直线。设直线I为一档时的ne——vT曲线，随着负荷的减少，机器的速度沿直线I由A1向B1增加，当达到B1点时驾驶员立刻换到二档，机器也立刻沿直线II进行工作。按前面换挡前后速度不变的假设和柴油机设定的工作范围，机器应该工作于A2点，而且vB1=vA2。这样可以得出二档的ne——vt曲线II。同样也可以得出三档的ne——vt曲线III，有vB2=vA3成立。

图5—1机械式传动系中间挡位传动比的确定

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即 vB10.377rd vB20.377rdnBn0.377rdBvA2 iinBn0.377rdBvA3 ii式中：i，i，i——分别为一、二、三档传动系的总传动比。 整理以上两式可得

iinBiinA

令

nB=q 得

inAiiqiq2iq

（5-9）

nB。这个结论推广nA也就是说，一档、二档、三档的传动比应为等比级数，其公比q等于

到多档的情况。即：按速度连续原则确定变速箱中间档的传动比时，应该使各档位的传动比成等比级数。

传动系为机械传动时，q通常为1.4~1.8。 由式（5-8）可得 i1i695

则 q=5q=1.583 由于q值在1.4~1.8之间，所以q值符合计算要求。各档传动比随之确定

即：ik111.00，ik26.96，ik34.41，ik42.79，ik51.76 ik61.10

由于东风140型变速箱的ik51.40，所以为了匹配发动机，修正上面变速箱各档比，修正后ik116.30，10.30，ik36.，ik44.14，ik52.62 ,ik61.65 ,倒档传动比

i020.00

5.3.2.2、变速箱型号选择 变速箱的各项参数 如表5-1[8] ：

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表5—1

型号 17.6B1-00030 变速箱重量 135KG 1档传动比 16.30 系列 DF5S470 倒档传动比 6档传动比 20.00 主箱中心距 mm 200.41 1.65 换挡方式 手动 5档传动比 2.62 操纵形式 远距离操纵 4档传动比 4.14 最大输入扭矩 550NM 3档传动比 6. 是否有同步器 是 2档传动比 10.30 尺寸 mm 601.24 生产厂家 东风 变速箱型号 变速箱形式 东风140 手动 变速箱档位数 6个 变速箱油容量 5.5升 5.4、中间传动比与轮边减速的确定 5.4.1、主传动器的选择

住传动器又叫传动器，大多数行走式机械的发动机曲轴轴线与车轮的轴线是垂直的，而且传动系需要较大的减速比，因而需要一对大传动比锥形齿轮传动。主传动起着降低转速，增加转矩，改变传力方向的作用。常用的主传动结构形式如下： （1）单级减速主传动器

其主要特征是从输入到差速器壳只有一级齿轮传动。这种形式结构简单、重量较轻、尺寸小、成本低；但由于仅一级减速，传动比不能过大，一般不超过7.6。特别是轮胎直径较小的时候，为了保证离地间隙，能实现的传动比往往会更小。单级减速主传动器大量用于中、小型工程机械和汽车中。 （2）双级减速主传动器

它的主减速器都有两级齿轮传动，第一级为圆锥齿轮传动，第二级为圆柱齿轮传动。与单级减速主传动相比，双级减速主传动器构造复杂，尺寸大，重量大，也相应增大传动轴的夹角，但可得较大的传动比，一般为7~9，最大可达12，也容易保证离地间隙。 （3）贯通式主传动器

多桥驱动的车辆，为了将动力传到后桥，常用其中桥的输入轴直接将动力传到后桥。这样中桥的主传动器便成为贯通式主传动器。

综上对比，由于是工程运梁车所以应选传动比大的主减速器。这里选用传动比为10的东风TEREX系列：TEREX -3307 主减速器壳体 9226270。

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5.4.2、轮边减速器

最终传动是指最靠近驱动轮的传动装置，一般为减速装置。采用了最终传动后，可以减少主传动器的负荷，减少主传动的传动比，缩小主传动的尺寸，提高机器的离地距离。但最终传动必须给每个车轮配备一套，造成机器结构复杂。一般来说，如果驱动桥的总传动比大于12，设计最终传动比是比较合理的。这时往往将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁称轮边减速器。轮边减速器一般布置在车轮车辋空间处，常见的轮边减速器多为一下两种行星传动减速器。

（1）如图5-3a所示，太阳轮为主动件与半轴相连，被动件为行星架与车轮相连，齿圈固定不动与桥壳相连。传动比为1+a。

（2）如图5-3b所示，太阳轮为主动件与半轴相连，被动件为齿圈与车轮相连，行星架固定不动与桥壳相连。传动比1-a。

图5-2a

图5-2b

在第二节中由式（5-6）已得 由iiin42.6

i5inif159.28。联合式（5-8）

以及变速箱传动比

i110 可得 in2.58 if37.4 i2其中in为中间传动比。为了使取值范围满足设计规定值，即大于等于减速器的取定值10，

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定有in9 即 9in这里初步

i96.5 ik5ifin35

i159.283.25 ik5in1.435则轮边减速器的传动比 if在这里由于in为传动比，其值是主传动器的传动比与加力器的传动比之积。

即 inii （5-10）

式中 i——主传动器传动比 i——加力器传动比 则 iin353.5 i10这样就确定了传动系中个传动机构的传动比。

5.5、传动系其他部件的设计及确定

机械式传动系统主要由离合器、变速器、万向传动装置和驱动桥组成。其中万向传动装置由万向节和传动轴组成，驱动桥由主减速器和差速器组成。

5.5.1、差速器

（1）差速器的介绍

1转向时，外侧车轮走由于一下原因，轮胎式工程机械行驶时两侧车轮可能不想等：○

2在高低不平的车面上行驶时，左右车轮走过的路过的距离要比内侧车轮走过的距离长；○

3当左右驱动轮轮胎气压不等，胎面磨损程度不同或左右负载不均面长度不总是相等的；○

时，两侧轮胎的滚动半径不是绝对相等的。如果这时用一根轴将两侧车轮刚性连接起来，使左右两侧驱动轮的转速相同免责行驶时机器轮胎会产生滑磨，使轮胎磨损加快，能量消耗增大，转向困难。所以，轮胎式机械左右两侧的驱动轮不能刚性连接，需要一个构件在出现上述情况时自动地使两边轮胎速度不等。这个构件就是差速器。 （2）差速器的构造

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主要由四个行星齿轮、行星齿轮轴、二个半轴齿轮和差速器壳等组成。动力传递：主减速器、从动齿轮、差速器壳、行星齿轮轴、行星齿轮、半轴齿轮，经半轴传至驱动轮。如图5-3

（3）差速器的工作原理 差速器的速度特性

1）行星齿轮只随行星架绕差速器旋转轴线公转时，差速器不起作用，半轴角速度等于差速器壳的角速度。

2）行星齿轮除公转外，还绕行星齿轮轴自转时，左右两半轴齿轮转速之和等于差速器壳转速的两倍，与行星齿轮转速无关。即：n1n22n0

差速器的转矩特性

1） 行星齿轮没有自转时，将传来的扭矩M0平均分配给左右两半轴齿轮：

M1M2M0/2

图5—3

2）当两半轴齿轮转速不同时，产生自转，摩擦力矩方向与自转方向相反，附加在两半轴齿轮上:

M1M0/2MrM2/2M0/2Mr/2

如图5-4 5-5 5-6

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图5—4

图5—5

图5—6

本次设计决定选购已有型号的差速器，差速器外壳是与主传动的从动锥齿轮尺寸时，要考虑差速器的安装空间。反过来讲，确定差速器外壳尺寸时也受到从动锥齿轮以及主动小锥齿轮前支撑的。从差速器情况来看，由主传动传来的转矩要通过差速器分配给车轮，所以在差速器行星齿轮上承受的力也不较大。

5.5.2、分动器

（1）分动器作用

在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力分配给各驱动桥设有分动器。分动器一般都设有高低档，以进一步扩大在困难地区行驶时的传动比及排挡数目。 （2）分动器结构（如图5-7）

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图5-7

（3）分动器工作原理

分动器各轴均用两个圆锥滚子轴承支承，其轴承松紧度用相应的调整垫调整。如图5-8

图5-8

（4）分动箱的选择

本次设计选用已有型号的分动箱，选用型号：18C-00020-B。

5.5.3、主传动轴

传动轴的作用是传递扭矩，许多机械（如：汽车载重机等）工作时驱动桥壳相对于机架是有运动的，通过传动轴中由滑动叉和矩形或渐开线花键来实现传动长度的变化。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围，由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最

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大值时，花键套与花键轴有足够的配合长度，而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角的大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴旋转的不均匀性。

在长度一定时，传动轴的断面尺寸应保证传动轴具有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。

这里将传动轴断开两根。传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速的要求以外，还应保证有足够的扭转强度。

管的扭转应力c16DcT1[9]

[] （5—11） c44(Dcdc)式中，T1为传动轴的计算转矩；[c]为许用扭转应力，[c]=300MPa；其余符号同前。 在式 nk1.2108Dc2dc2L2c 中,由于空心轴的内径dc与外径Dc之比通常取

0.5~0.6 所以初步设定Dc70mm dc40mm Lc1400mm

把 Dc70mm dc40mm代入上式有nk1.21043001.65 满足安全系数k。 260087024024300r/min 21500则nk/nmax所以选定 Dc70mm dc40mm。 而T1应为发动机到传动轴的最大转矩，

即T1TlqikT （5—12） 式中 Tlq——发动机额定转矩 ；

ik——变速箱传动比 ；

T——机械传动效率。

把Tlq=502kw，ik=16.3，T=0.8 代入上式，求得 T150216.30.86550Nm6.55106Nmm 当取得Dc70mm dc40mm时，代入式c16DcT1[c]中可得

(Dc4dc4) 37

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16706.55106c108.9(MPa)[c] 满足强度要求。 443.147040所以最后取Dc70mm dc40mm Lc1400mm。

5.5.4、万向节

在汽车传动系统或其他系统中，经常采用万向传动装置来实现一对轴线相交且相对位置经常变化的转轴之间的东力传递。万向传动装置一般主要由万向节和传动轴组成，有时还需加装中间支撑。

万向传动装置在汽车上的应用主要在一下几处：

（1）由于发动机前置后轮驱动的汽车。在汽车行驶过程中，由于发动机的振动及不平路面的冲击等因素引起弹性悬架系统的振动，使变速器的输出轴和驱动桥的输入轴相对位置经常变化，故两根轴之间不能刚性的连接，而必须采用一般由两个十字轴万向节和一根传动轴组成的万向传动装置。 （2）用于多轴驱动的越野汽车。

（3）用于转向驱动轴的半轴。对于转向驱动桥、前轮既是转向轮有是驱动轮。作为转向轮，要求它能在最大转角范围内任意偏转某一角度；作为驱动轮，有要求半轴在车轮偏转过程中不间断地把动力从主减速器传到车轮。因此，转向驱动桥的半轴不能制成整体，而要分段，且用万向节连接起来，以适应汽车行驶时半轴各段的夹角不断变化的需要。 （4）在汽车的动力输出装置和转向系统的操纵机构中也常采用万向传动装置。万向节是转轴与转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则是靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节三种形式。其中最为常用的是十字轴万向节，因为十字轴万向节结构简单、强度高、耐久性好、传动效率高、允许两件动轴之间有较大夹角（一般为150~200）且生产成本低。

本次设计根据传动轴的转矩选定合适的万向节。经查《JBT 25-1999 汽车万向节十字轴总成 技术条件》选取UN40150PY1型万向节[20]。

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5.5.5、半轴

（1）半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴，由于有时左右车轮有转速不同的工况，故它又必须左右分开，成为半轴。通常，其内段与差速器内在半轴齿轮连接，而外段一般与驱动轮的轮毂相连，当有轮边减速器时，则与轮边减速器的主动齿轮相连。因车轮轴承较大、便于拆装，而且承载能力好，广泛应用在工程机械等各种自行式车辆上。 全浮式半轴的结构特点是：桥壳变形、轮毂与差速器半轴不同心、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5~70MPa。 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力据M M[17]

计算，即

1m2G2rr （5—13） 2 式中 G2——为驱动桥的最大静载荷；rr为车轮滚动半径；m2为负荷转移系数；为附着系数，计算时去0.8。

1 上式中G2=28.125t，则代入数值得 M28.1251030.650.87.3103Nm

2半轴的扭转切应力为 16Md3 （5—14）

式中d——半轴直径；——半轴扭转切应力[]

所以可得

16Md3[]

半轴的扭转切应力宜为500~700MPa,由于是工程运梁车,载重大,这里取[]=600MPa 则

16Md3600MPa

6167.310代入数据得d339.52mm

100整取d40mm （2）轴的扭转刚度校核计算

轴的扭转变形用每米长的扭转角度[]来表示。圆轴扭转角[/min]的计算公式为

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5.73104式中 T——轴所受的扭矩，Nmm

T （5—15） GIp Q——轴的材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢材。G8.1104MPa Ip——轴截面的极惯性矩，mm 对于圆轴，Ip代入相关数值，计算得20.5o

而的取值 6o~15o 不满足要求。所以取d45mm 计算得12.8o。又因为半

d432

Ml180轴与 有如下关系

GIp计算得：

400.6mml1000mm 这里取

综上所述等传动半轴的长度l650mm,直径d45mm，材料位45钢

5.5.6、轮边减速器

在重型载货车，工程车越野汽车或大型客车上，当要求有较大的主传动比和较大的离地间隙时，往往将双级减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，称为轮边减速器。一般的二级减速器机构为齿圈，行星齿轮，行星架和太阳轮等组成。这里设计的轮边减速器有主动齿轮和从动齿轮组成。其中主动齿轮以花键与半轴连接，随半轴转动而从动大齿轮则固定在轮辋上。

由于此次设计的轮边减速器不承受轴向力的作用，所以采用直齿圆柱齿轮，下面进行齿轮的设计计算：

已知半轴传递的转矩为T1=2.4 Nm 转速 n=

6058..8 r/min, 2r传动比 i=3.25 （1）选择材料及确定需用应力。

小齿轮用40Cr，齿面硬度为250HB，调制处理；大齿轮用340-0，齿面硬度 220HB，正火处理。查机械课程设计手册得Hmin1min1=600Mpa，Hmin2 =550Mpa，SH=1.3

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 【1】Hmin1SH461.5Mpa

 【2】Hmin2SH423.1Mpa

查图6-13[5]得: Flim1=325Mpa Flim2=240Mpa 查6-23[5] 得 :SF=1.6 则

【F1】=325/1.6=203.1Mpa 【F2】=240/1.6=150Mpa

（2）按齿轮弯曲强度设计计算[7]

齿轮按9级精度制造查表619[16]、622[16]、107[16]取载荷系数K=1.5，齿宽系数

a=0.2。

取齿轮齿数Z1=24 则Z2=243.25=78

查齿形系数图6=7 得 YF1=2.68 YF2=2.25 可以得

YF1[F1]=0.013

YF2[F2]=0.015。 因

YF1[F1][F2]>

YF2；所以按

YF2[F2]设计。

模数由式m34KTY1F2确定

a(i1)Z1F式中T1——齿轮所受转矩 其大小为7.8106 Nmm

K——载荷系数 K=1.5

a——齿宽系数 a=0.2 代入数值计算得：

1.57.8100.015m3=7.61 考虑磨损，模数要加大10%, 则m=7.61.1=8.37

0.24.25242查表6—16取模数m=10 中心距 am14(z1z2)(2478)510 22齿宽 baa0.2510102mm 取 b2b105mm b1110mm

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几何尺寸

分度圆直径： b1mz11024240mm d2mz21078780mm 齿顶高 ham1 mm 齿根高 hf1.25m12.5 mm 齿圈高 hhahf13.5 mm

齿顶圆直径 da1d12ha24020260 mm 所以 da278020800 mm

齿根圆直径 df1d12hf24025215 mm 有 df2d22hf78025755 mm 轮边减速齿轮的各种技术参数如下表：

表5—2

模数 压力角 齿宽 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 齿数比

代号 m 小齿轮 10 20o b1110mm 大齿齿轮 b2105mm d2780mm  b d ha hf d1240mm ha1mm hf12.5mm da2800mm df2755mm h da df a h13.5mm da1260mm df1215mm 510 mm u 3.25 42

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第6章 轮胎式运梁车底盘制动系的确定

6.1 概述

轮胎式底盘制动系的功用是是强制性始终的车辆减速，停车或保证停放的车辆驻留原地不动。一套完善的制动系统应有行车制动系，应急制动系，驻车制动系和辅助制动装置组成。每个制动系都由制动器和制动驱动机构组成。扶住制动装置有排气制动，液力减速器等。

行车制动系用于强制行驶中的车辆减速，停车或保证其下坡具有稳定的行驶速度；驻车制动系用于车辆可靠而无时间地驻留在原地不动；应急制动系用于紧急情况时需要礼金停车或当行车制动系意外失效时对车辆实施制动。一般情况，多将驻车制动系和应急制动系合二为一，使其发挥双重作用。

制动系统的优略对车辆的安全行驶和生产有极其重要的作用，故对其设计提出如下要求:

（1）工作可靠。工程机械至少应有行车制动和驻车制动两套制动系，须且制动系机构各自，制动转矩足够，制动系中的零件强度足够。

（2）制动功能良好。制动系应保证车辆的制动减速度，制动距离和驻留能力。同一桥左右车轮制动器的制动转矩应相等；前后桥上车轮制动器的制动转矩比例应合适，避免出现前轮先“抱死”车辆失去方向性；后轮先“抱死”车辆失去方向的稳定性。制动时制动转矩应迅速而稳定的增加，解除制动时，制动转矩应迅速消失。

（3）散热性良好。车辆频繁制动或下场破联讯制动时，将导致车辆的制动器温度过高，摩擦衬片磨损急剧增加，磨损系数急剧下降，制动转矩下降。因此选择耐高温，耐摩擦，摩擦系数稳定的材料和改善制动器的散热条件是设计者必须考虑的问题。

（4）操作轻便灵活。一般情况制动时，驾驶员施于脚踏板上的作用力不大于200牛到250牛；紧急制动时，施于脚踏板上的作用力不大于450牛；施于手动器手柄上的作用力不大于250到352牛。踏板行程不大于150mm到200mm，手动操动杆行程不大于200到250mm。

（5）避免自杀现象。当车辆转向或跳动时，制动系统不能自动刹车。

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（6）车辆制动时没有振动和噪声，制动系统结构简单，调整和维修方便，使用寿命长价格低廉等。

6.2 制动器的选择

6.2.1、 制动器的类型的选择

工程机械使用的制动器几乎都是摩擦式制动器，它是依靠固定元件与旋转元件表面之间的摩擦产生制动转矩而使工程机械减速或停车的。摩擦式制动器按其旋转元件的形状可分为鼓式和盘式两种。鼓式制动器又分为內张鼓式制动器和外束鼓式制动器，內张鼓式制动器又称为蹄式制动器；外张鼓式制动器又称带式制动器。盘式制动器又分为钳盘式制动器和全盘式制动器。按制动器的功用可分为行车制动器，紧急制动气和驻车制动器。

外束鼓式制动器的固定摩擦元件是刚度较小的摩擦制动带，旋转元件是钢式圆鼓，依靠制动带的内表面和制动鼓得外表面之间的摩擦产生制动转矩；内张鼓式制动器的固定元件摩擦元件是一对摩擦蹄片，旋转元件是固定在轮毂或是变速箱输出轴上的钢制圆鼓，依靠制动鼓的内摩擦表面和制动蹄片的外表面之间的摩擦产生制动转矩。內张鼓式制动器的形式很多，受力情况各不相同，如图6-1

（a）双向增力

（b）领从蹄式

（c）领从蹄式

（d）单项增力式

图 6—1

由于蹄式制动器用于中小型机械，所以选用蹄式制动器。

6.2.2、 蹄式制动器的主要参数确定

（1）、制动转矩

Mr

图6-1为车辆制动时地面制动力制动器制动力与地面附着力之间的关系. 在制动时若考虑车轮的运动为滚动与报死拖滑两种状况,当制动踏板力较小时，制动器的摩擦力矩不大，地面与轮胎之间的摩擦力即地面制动力，足以克服制动器摩擦力矩而使车轮滚动。显

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然，车轮滚动时的地面制动力就等于制动器制动力，且随踏板力增长成正比的增长（见图6—2）。

F F FXbFFXbmaxF 0

pa p

Fp 图6-2 制动过程中地面制动力，制

动器制动力及附着力的关系

但地面制动力是滑动摩擦的约束反力，它的值不能超过附着力，

即 FxbFFZ

或最大地面制动力FXBmax为 FXBmaxFz

当制动器踏板力FP或制动系液压力P上升到某一值（图6-2中为制动系液压力Pa）、地面制动力FXB达到附着力F值时，车轮即保守不转而出现拖滑现象。制动系液压力

PPa时，制动器制动力F由于制动器摩擦力矩的增长而仍按直线关系继续上升。但是，

若作用在车轮上的法向载荷为常数，地面制动力制动器制动力FXB达到附着力F的值后就不再增加。

由此可见，汽车的地面制动力首先取决于制动器制动力，但同时有受地面附着条件的，所以只有汽车具有足够的制动器制动力，同时地面又能提供高的附着力时，才能获得足够的地面制动力。而图6—3为制动时制动蹄受力示意图

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图6-3 制动蹄受力图

通过以上分析可知制动器制动时制动蹄应该产生的制动力矩M为： 而

M=Fr （6—1）

（6—2）

Fz=3105 N

FFXbmaxFzFz 式中

—地面对车轮的支反力

—地面附着系数，取=0.7

5M1.36510 Nm 则代入数据计算得：

（2）制动鼓

制动鼓外径受轮毂内径的，一般情况，制动鼓外径比轮毂内径小100mm左右。制动鼓外径越大，制动效能越高，但制动鼓与轮辋之间的间隙不能过小，以免影响散热性能。

制动鼓一般由灰铁铸造，壁厚一般为11-13毫米。自德国上面有环形加强筋，以增加强度、刚度、热容量和散热能力。 （3）制动蹄

中小型机械用的制动蹄一般采用钢板焊接而成，制动蹄的腹板和医院板厚度一般为5-8mm；大型机械用的制动蹄可用锻钢铸造，厚度一般为8-16mm。制动蹄必须保证足够的刚度。

摩擦衬片的包角多为90o

120o，实验证明，包角在此范围时，衬片磨损量最小，

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制动鼓温度最低，制动效率最高。减小包角，摩擦面积减小，单位面积上的压力增加，温升增加；包角过大，可能发生自动楔紧现象，且散热能力降低。摩擦衬片的摩擦系数u与摩擦材料、单位压力和温度有关，对模压石棉材料：当单位压力为1.2MPa、温度为100oC时，u值在0.4~0.6之间。粉末冶金摩擦材料的耐磨性、热稳定性、抗腐蚀性和接合平稳性比模压石棉材料高。摩擦衬片的宽度与制动鼓直径的比值一般在0.16~0.26范围内。对摩擦衬片的要求是耐热、耐磨、耐压、吸水率低、噪音小，摩擦系数稳定。

综上所述，根据JB/T 7021-2006选用合适的制动器[19]。

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结论

运梁车车在现代化的高速公路建设作业中起着举足轻重的作用。运梁车车的设计结合了汽车的相关知识与建设方面的内容。本次设计使我了解了汽车的基本结构和性能，使我深刻体会到了设计的重要意义。

小型运梁车车在性能方面虽不及大型车，但其具有自己的优点。由于它体积小，灵活性强，可以在小区域作业；而且小型运梁车操作简单、维修方便。转向系统采用机械液压单独控制，和采用其他机械控制相比省去了很多结构，使车身更加紧凑。采用发动机驱动主车，液压系统驱动转向部分，使运梁工作与车的行驶互不干扰，简化了设计。

在运梁车车的设计中存在些问题，由于车身的较大，车架大多用于载梁，所以运梁车部件的布置比较困难，特别是各部件之间的连接和定位，必须要求合理。发动机采用前置反向布置虽然增加了传动轴的长度，使传动的机械效率降低，但这样可以减少整车总轴数，也使结构的复杂度减小，这样就降低了设计的复杂度，产品的价格也就降低了。

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参考文献

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[20] Freeman, Henry G. Dictionary of metal-cutting machine tools .Verlag W. Girardet.1965

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致谢

几个月的毕业设计就要结束了，也就意味着我们即将告别大学生活。回顾毕业设计的整体过程我感慨颇多，从一开始的迷茫到后来的结束，留下了老师和我们的汗水。在这里我首先要感谢我的老师，在百忙中抽出时间为我们细心的解答疑惑，一点一点带着我们前进，让我们在毕业设计中受益匪浅。再次要感谢我的队友，毕业设计中遇到的很多小问题都是通过我们的讨论得出的结果，我们一起学习，一起娱乐，留下了很多美好的回忆。

衷心的谢谢你们！

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