【正文】 025L61410R2302100RY365025L71125R2X235200RY465025h1186RX122891RY5130050H100RX2212309RY6130050RX322891RY7130050RX4212309RY8130050力矩（Nm）M175261M275261M362256M462256 回轉(zhuǎn)支承工況三動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉(zhuǎn)速n（rpm）靜載能力C0P0S工況三2250020~ 固定螺栓組工況三最大應(yīng)力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況三7526123250014011 本章小結(jié)本章先進(jìn)行整車的受力分析，將前后輪胎與車架相連接部位分別簡化為固定鉸鏈支座和可動鉸鏈支座。系統(tǒng)加入慣性力后，仍是靜平衡系統(tǒng)，于是可以得到滿載全速制動時的各關(guān)鍵部位的受力，下圖為受力分析圖?；喓?，制動減速度計算公式可為： abmax=φg 重力加速度大小為g = m/ s 2 。 工況一受力分析計算結(jié)果力學(xué)符號數(shù)值（N）力學(xué)符號數(shù)值（N）力學(xué)符號數(shù)值（mm）G1223800RX50L1600G2126200RX60L22665G21363500RX70L33530G2286500RX80L4R1397200RY186700L54771R1X0RY286700L61410R2402800RY386700L71125R2X0RY486700h1186RX192962RY5173400H100RX292962RY6173400RX392962RY7173400RX492962RY8173400力矩（Nm）M160834M260834M343494M443494 回轉(zhuǎn)支承動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉(zhuǎn)速n（rpm）靜載能力C0P0S工況一2400020~ 固定螺栓組最大應(yīng)力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況一608340677 緊急制動工況卡車在行駛過程中由于行駛工況的改變，車輛常常會經(jīng)歷加速或減速的情況，而導(dǎo)致慣性力的產(chǎn)生。 整車受力分析簡圖圖中 G1 為前車體的重力， G2 為后車架的重力， G21 、G22 為車廂與物料的重力在后車架上的分配值， R3 為車廂通過液壓舉升油缸作用在后車架上的力。由于這些因素很復(fù)雜，使動載荷系數(shù)難以用數(shù)學(xué)分析方法確定。各力作用點的位置由其在oxy 坐標(biāo)系的坐標(biāo)來確定。 前車架受力分析由于前車架主要載荷是發(fā)動機(jī)、傳動系統(tǒng)、油箱、液壓系統(tǒng)及車架自身的重量，前車架相對來說比較安全。螺栓組受力最大的螺栓為最底部的螺栓，計算求得三種工況下它的拉力Fmax。 l=rsinα ； ?S=rdrdα ；在面積為ΔS的面上所承受的力和力矩分別為： ?F=k1?Sl ； ?M=?Fl=k1?Sl2 ；上半部分的合力和合力矩分別為： F1=?F=k1lds 化解為下 k1lds=k1r2sinαdrdα=k1R2R1r2dr0πsinαdα （3） M1=?M=k1l2ds 化解為下式 k1l2ds=k1r3sin2αdrdα=k1R2R1r3dr0πsin2αdα （4），螺栓所受到的拉力簡化為若干個集中力Fi ，各個集中力的力臂長為Li 。，擺動架與回轉(zhuǎn)支承相接觸的上半部分承受壓力，下邊的螺栓組承受拉力，壓力與拉力之組合起來，抵消傾覆力矩M2，軸向力R X 6 。受力大小、受力情況基本一樣。因此通過（三）的計算，回轉(zhuǎn)支承的動態(tài)壽命和靜載能力均能滿足使用要求。=339411 （N）計及軌道表面硬度對靜載能影響后的額定靜負(fù)荷為： C0H=fHC0 ，式中，fH為硬度影響系數(shù)， 。靜載能力的校核公式為 C0P0S式中：C0為額定靜載荷（N）； P0為當(dāng)量靜載荷（N）； S為靜載的安全系數(shù)，承受較大沖擊載荷情況下，S=~ 。根據(jù)此式可分別求出套圈A和B 的當(dāng)量動負(fù)荷PFA 和PFB 。根據(jù)已知的推力向心球軸承、向心推力球軸承和推力向心滾子軸承的試驗和分析的結(jié)論，可推得四點接觸球軸承額定動負(fù)荷的計算公式： C=fc（cosα） Z23 (當(dāng)α≥45176。 。這些支反力計算公式的形式，要視外負(fù)荷是直接加在內(nèi)套圈上還是外套圈上的不同而不同；而視傾覆力矩M 的方向不同而不同；視軸向力Pa 、徑向力Pr 、等效力矩P M 在大小次序上的不同而不同。時）或向心推力球軸承（α 45176。在這組力系的作用下，軸承上產(chǎn)生支反力，右軸承套圈組A（由外套圈Ae和內(nèi)套圈Ai組成）的支反力匯交于O A 點，左軸承套圈組B（由外套圈Be和內(nèi)套圈Bi組成）的支反力匯交于OB ，設(shè)接觸角為α ，則有： OAOB=dr tgα+l式中 d r 為滾動體中心園直徑；l 為左右軸承的間距。軸承內(nèi)的滾珠和軸承圈內(nèi)部相接觸，在實際使用過程中，它會變成兩點接觸，即3 點接觸，或者4 點接觸， 所示。由于軸承質(zhì)量與整車質(zhì)量相比很小，在進(jìn)行計算時忽略了軸承質(zhì)量。 單排四點接觸球式回轉(zhuǎn)軸承回轉(zhuǎn)支承的特殊結(jié)構(gòu)實現(xiàn)了前、后車架間的相對擺動，從而增加輪胎與地面的附著能力。前車體與擺動架之間由回轉(zhuǎn)支承聯(lián)結(jié)，其由套圈（內(nèi)圈、外圈）、滾動體、隔離塊、密封圈和油杯等組成。由以上方程可求得MR X 5 、R Y 5 。以前橋支撐原點建立擺動架力系的平衡方程：X方向：RX3+RX4RX5=0Y方向：RY3+RY4+G3RY5=0Mo(F)=0： M1+RY3+RY4L6RX3h1+RX4h2+RX5h3=0方程中 L7 是R X 5 、R Y 5 作用點到坐標(biāo)原點在X 方向的水平距離， h3 是R X 5 作用點到坐標(biāo)原點在Y 方向的垂直距離， h h2 節(jié)中意義和數(shù)值相同，h為R X R X 4 兩力作用點之間的距離， 節(jié)中的相同。下圖為擺動架與回轉(zhuǎn)支承的詳細(xì)結(jié)構(gòu)圖： 擺動架與回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)圖 中的擺動機(jī)構(gòu)由回轉(zhuǎn)支承處分解，分成三部分進(jìn)行受力分析： 擺動機(jī)構(gòu)分解圖在圖 中，前車架軸承板屬于前車架，因此在下一節(jié)的前車架受力分析中進(jìn)行分析，下面重點分析回轉(zhuǎn)支承和擺動架。即令R Y1 = R Y 2在所有未知力的求解時，均以前端前橋支承處為坐標(biāo)原點O，建立平衡方程：X方向：RX1+RX2+R2X=0Y方向：RY1+RY2+R2G2G21G22=0 Mo(F)=0： R2L5+RY1+RY2L6+RX2h2RX1h1G2L2G21L3G22L4=0RX1 作用點距前橋支撐原點o 在Y 方向上的垂直距離為h1 = 719mm ， R X 2 距原點o 在Y 方向上的垂直距離為h 2= 467mm。R Y1 、R Y 2 分別為后車架與擺動架相連接處的上下兩個接觸對上的兩個等效集中力。 后車架受力分析簡圖圖中 G1 、GG2 中的相同。GG2 、G21 、G22 的大小和作用點均為已知， R1 、R2 的作用點也為已知量，因此可求出平衡方程中的R1 、R2 的大小。關(guān)于G 21 、G22 在后車架上的分配值的求解如下圖： G 21 、G22分配值求解圖圖中G39。即： F 39。本文分①滿載勻速行駛工況②滿載勻速振動沖擊工況③緊急制動工況三種情況，對主要承載部件前車架、后車架和擺動架進(jìn)行重點分析。本文中為了使運動著的卡車的受力分析仍然能采用動態(tài)靜力分析求解，將卡車加上一個方向與加速度方向相反、大小相等的慣性力，表示為ma 。對于整車進(jìn)行受力分析，研究對象可簡化為前車架，后車架，中央擺動架三個組件。自卸車的前后車體都要求具有較強的剛度和強度，以支撐發(fā)動機(jī)、驅(qū)動裝置、懸架和散熱器等，并承受各方向各種載荷作用，所以前、后車架結(jié)構(gòu)的安全性直接決定著自卸車的使用壽命。 整車受力模型簡化研究力學(xué)問題時，根據(jù)問題的不同要求，首先要選取適當(dāng)?shù)难芯繉ο螅瑸榱伺逅氖芰η闆r，不僅要明確它所受的主動力（既解除約束力以外的所有力，工程上中也稱為載荷），而且還必須把它從周圍的物體中分離出來，將周圍物體對它的作用，用相應(yīng)的約束力來代替。（3）選用濕式多盤全封閉彈簧制動器。（2）選用DANA 型變矩器。另外在一般的工程問題中，構(gòu)件還應(yīng)通過材料特性的分析，進(jìn)而確定其使用壽命，最大可承受載荷，滿足安全系數(shù)等等參數(shù)要求。在載荷作用下，構(gòu)件即使有足夠的強度，但若變形過大，仍不能正常工作。為保證工程機(jī)構(gòu)或機(jī)械的正常工作，構(gòu)件應(yīng)有足夠的能力負(fù)擔(dān)棋應(yīng)當(dāng)承受的載荷。與靜力學(xué)分析相似，進(jìn)行動力學(xué)分析時，只要加入彈性力學(xué)特征值，引入虛位移、虛功等力學(xué)參數(shù)，就能按照一般的靜力學(xué)分析方法步驟，建立節(jié)點位移與節(jié)點速度、加速度和節(jié)點力之間的關(guān)系，最后，利用各節(jié)點處的變形協(xié)調(diào)條件和動力學(xué)達(dá)朗貝爾原理，建立整體剛度方程并進(jìn)行求解。固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定，即假定載荷和結(jié)構(gòu)的響應(yīng)隨時間的變化非常緩慢。靜力分析計算在固定不變的載荷作用下結(jié)構(gòu)的效應(yīng)。以大型型鋼作為骨架再覆以鋼板而成的結(jié)構(gòu)。這里所指的結(jié)構(gòu)，主要指由許多單元（例如桿件、板或?qū)嶓w等）所組成的整體，或起承載作用，或承受、傳送外部載荷。生產(chǎn)實踐中的問題是復(fù)雜的，不是一些零散的感性知識能解決的，理論力學(xué)成功地運用邏輯推理和數(shù)學(xué)演繹的方法，由少量最基本得規(guī)律出發(fā)，得到了從多方面揭示機(jī)械運動規(guī)律的定理、定律和公式，建立了嚴(yán)密而完整的理論體系。為盡量避免卡車在服役期內(nèi)發(fā)生破壞失效，減少經(jīng)濟(jì)損失，在優(yōu)化擺動架的結(jié)構(gòu)和尺寸的同時，非常有必要對卡車前后車架、整車強度尤其是擺動架部件進(jìn)行應(yīng)力分析。（5）由所求得的結(jié)果，對中央擺動架的相應(yīng)零件進(jìn)行合適的重新選型，按照相關(guān)要求和規(guī)定確定優(yōu)化結(jié)構(gòu)和優(yōu)化尺寸。本課題的研究具體說來分以下幾個步驟進(jìn)行：（1）研究卡車的結(jié)構(gòu)，合理地將整車簡化成由前車架，后車架和中央擺動架三個基本組件連接而成，畫出簡化受力圖。節(jié)省了不必要的材料，讓整車在結(jié)構(gòu)上更加完善。地下無軌礦運設(shè)備的發(fā)展和廣泛運用，加速了鑿巖臺車和自卸式運礦卡車等各種無軌礦運設(shè)備的推廣應(yīng)用，并推動地下采礦工藝也發(fā)生了深刻的變革，極大地提高了井下作業(yè)的安全性和生產(chǎn)效率。并且傳統(tǒng)的經(jīng)驗分析設(shè)計方法，具有簡單易行的優(yōu)點。當(dāng)卡車在崎嶇不平的道路上行駛時，車架可能產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形以及在垂直平面內(nèi)的彎曲變形，因而，將會改變各機(jī)構(gòu)之間的相對位置，破壞其正常工作，并引起各部分的磨損加劇。中央擺動架是車架的關(guān)鍵部件，而車架在裝載、運輸和卸載中承受主要的載荷。前、后橋都采用剛性懸掛結(jié)構(gòu)，目的是有效減少整車高度。整車結(jié)構(gòu)由前車體、后車體與車箱組成。顯然，我國與此比例相差甚遠(yuǎn)，由于礦山無軌設(shè)備不配套，使鏟運機(jī)難以發(fā)揮其生產(chǎn)能力。這些研制產(chǎn)品整體品質(zhì)較好，性能穩(wěn)定可靠，且價格僅為國外同類產(chǎn)品的l／2～2／3，已經(jīng)逐步占領(lǐng)了國內(nèi)市場。通過先進(jìn)技術(shù)引進(jìn)和聯(lián)合攻關(guān)，我國礦山機(jī)械的研制開發(fā)技術(shù)有了長足的進(jìn)步，關(guān)鍵部件的進(jìn)口和重大技術(shù)裝備的國產(chǎn)化攻關(guān)研究取得了一批科研成果，大大提高了有色礦山的技術(shù)裝備水平，已成功地研制了多種型號的柴油及電動鏟運機(jī)、井下自卸汽車以及無軌輔助設(shè)備等產(chǎn)品，并得到了應(yīng)用。這些公司地下汽車技術(shù)發(fā)展快、品種多、規(guī)格全、技術(shù)先進(jìn)，這對國內(nèi)的生產(chǎn)技術(shù)帶來巨大的競爭壓力。 鉸接式卡車的發(fā)展及研究現(xiàn)狀礦運卡車作為采礦運輸?shù)闹匾ぞ?，在采礦生產(chǎn)中發(fā)揮著重要作用。當(dāng)?shù)叵聼o軌礦運卡車在凹凸不平的地面上運輸時，假設(shè)此時后橋左輪著地，右輪騰空，左輪此時受到地面對它的作用力N并延伸到擺動架上，加上后機(jī)架作用在后橋上的重力G作用在擺動架上，使得擺動架產(chǎn)生一力矩M，這個力矩使得擺動架繞著擺動架回轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動，并且?guī)雍髽蛴逸喼亍[動架內(nèi)部安裝一盤滾動回轉(zhuǎn)支撐，整個結(jié)構(gòu)承受多種應(yīng)力。地下無軌礦運卡車的工作環(huán)境及工作條件非常惡劣。鉸接式卡車設(shè)計與計算畢業(yè)論文目　　錄摘　　要 1Abstract 21 緒論 1 課題背景 1 鉸接式卡車的發(fā)展及研究現(xiàn)狀 2 2 2 鉸接式卡車車架 3 型鉸接式卡車車架簡介 3 車架研究現(xiàn)狀 5本課題研究內(nèi)容和意義 6 本章小結(jié) 72機(jī)械結(jié)構(gòu)力學(xué)分析方法 9 理論力學(xué)分析 9 9 動力學(xué)分析 10 材料力學(xué)分析 103 鉸接式卡車受力分析 11 AJK20 型自卸車的新特點 11 整車受力模型簡化 11 滿載勻速行駛工況 13 后車架受力分析 16 中央擺動架與回轉(zhuǎn)支承受力分析 17 前車架受力分析 30 滿載勻速運行計算結(jié)果 30 滿載勻速振動沖擊工況 31 緊急制動工況 33 本章小結(jié) 364擺動架部件的重新選型與優(yōu)化 37 擺動架結(jié)構(gòu)形式的認(rèn)識和確定 37 回轉(zhuǎn)支承的選型 37 40 擺動架各項參數(shù)校核 40結(jié) 論 43參 考 文 獻(xiàn) 45附 錄A 46附 錄B 66在 學(xué) 取 得 成 果 80致　　謝 8121 緒論 課題