【正文】 的重要性，自卸卡車將越來越多的成為研究課題?，F(xiàn)實中的情況往往比理論研究要復(fù)雜的多，這就需要長時間采集卡車的使用狀態(tài)的數(shù)據(jù)，才能確定真實的卡車工況。由于本人的能力有限，本文對擺動架的改進并不能細致的每一個結(jié)構(gòu)，每一個部件，只能按照計算結(jié)果結(jié)合一般資料的查閱和自己的思考進行一定程度的優(yōu)化，離嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膬?yōu)化方案有一定的差距。因此本文所提供力學(xué)分析過程，只可一定程度上解決優(yōu)化問題，但這樣的理論分析對整車的結(jié)構(gòu)與尺寸改進也是非常有意義的。（3）由于傳統(tǒng)力學(xué)分析法不能做到足夠精確，所用理論與機械領(lǐng)域機械的實際情況并不完全吻合，例如鉸接式卡車的實際工況比本文所分析的工況要復(fù)雜得多。（2）中央擺動架處得回轉(zhuǎn)支承在卡車運行中受力形式較為復(fù)雜，所以優(yōu)化的過程中必須要以回轉(zhuǎn)支承承受的最大軸向力，最大傾覆力矩為依據(jù)，合理地選擇回轉(zhuǎn)支承的型號。在詳細的受力分析基礎(chǔ)上，重新選型擺動架的相應(yīng)部件，優(yōu)化尺寸和結(jié)構(gòu)，并運用機械設(shè)計理論對其進行應(yīng)力分析、強度校核，從而驗證優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)和尺寸的合理性，最后完成了優(yōu)化后中央擺動架的三維建模和二維標(biāo)準(zhǔn)圖紙繪制，完成了課題目標(biāo)和任務(wù)要求。優(yōu)化后的中央擺動架結(jié)構(gòu)和尺寸請見設(shè)計圖紙。但是綜合考慮后，確定擺動架的最大應(yīng)力出現(xiàn)在鉸接板與基板的焊接處，對于這種情況的校核則不能簡單計算，須用分析軟件結(jié)合實驗方法進行校核?；诓馁|(zhì)考慮，16Mn為塑性材料，且擺動架構(gòu)件工作時受三向拉應(yīng)力，原則上應(yīng)采用第三或第四強度理論進行校核。 擺動架各項參數(shù)校核按照上節(jié)的分析方法，只需重新代入個相關(guān)參數(shù)的數(shù)據(jù)值，就可以得到重新選型后的校核結(jié)果（這里根據(jù)工況三進行校核，因為工況三為危險工況），如下 工況三受力分析計算結(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）G1167850RX5235200L1600G294650RX6235200L22565G21272625RX7235200L33430G2264875RX8235200L4R1297900RY165025L54671R1X235200RY265025L61360R2302100RY365025L71125R2X235200RY465025h831RX122891RY5130050H100RX2212309RY6130050RX322891RY7130050RX4212309RY8130050力矩（Nm）M154878M254878M345395M445395 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工況一165002010~ 固定螺栓組工況三最大應(yīng)力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況一54878232500147本文中用到的車架材料及相應(yīng)的材料特性如下：牌號厚度或直徑/mmE/MPaμσs/MPa16Mn≤16＞16~25206000≥245≥325材料16Mn，屬于低碳合金結(jié)構(gòu)鋼，主要用來制造機器零件和金屬工程結(jié)構(gòu)的鋼材，同時具有良好的綜合性能和焊接性能。這樣非但滿足了要求，使得整體尺寸變小，外觀上顯得更加合理，同時也基本加強了擺動架的強度，使其可承受更大的彎矩。 回轉(zhuǎn)支撐承載曲線它的各項尺寸分別如下： 回轉(zhuǎn)支承尺寸示意圖外形尺寸： De= ； D=922 ； d=678 ； H=100安裝尺寸： D1=878 ； D2=722 ； n=30 ； ?=22 ； M=20結(jié)構(gòu)尺寸： n1=6 ； D3=801 ； d1=798 ；H1=90 ； h=10重新選型后的回轉(zhuǎn)支承在徑向尺寸上和原回轉(zhuǎn)支承的比例為35 : 48 。遠擺動架使用的回轉(zhuǎn)支承型號為010401120 。北京安期生公司所生產(chǎn)AJK20型地下礦運卡車的擺動架選用的是徐州羅特艾德回轉(zhuǎn)支承，因此在重新選取回轉(zhuǎn)支承時，同樣以徐州羅特艾德為樣本。 回轉(zhuǎn)支承的選型回轉(zhuǎn)支承在使用過程中，一般要承受軸向力Fa、徑向力Fr以及傾覆力矩M的共同作用，對不同的應(yīng)用場合,由于主機的工作方式及結(jié)構(gòu)型式不同,上述三種載荷的作用組合情況將有所變化,有時可能是兩種載荷的共同作用, 有時也有可能僅僅是一個載荷的單獨作用。而通過對此擺動架的三維分析，我清楚的意識到了此擺動架尺寸大的問題關(guān)鍵，那就是對于擺動架回轉(zhuǎn)支承的選型。下圖是我利用 Solidworks軟件對原擺動架機構(gòu)的一個簡單三維建模。那么首先要對原來的擺動架機構(gòu)要有一個完整的認(rèn)識，從而才能明確該機構(gòu)的富余情況和進行優(yōu)化設(shè)計的方向及目標(biāo)。同時，對三種工況下的聯(lián)結(jié)螺栓進行了強度校核。 工況三受力分析計算結(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）G1167850RX5235200L1600G294650RX6235200L22665G21272625RX7235200L33530G2264875RX8235200L4R1297900RY165025L54771R1X235200RY265025L61410R2302100RY365025L71125R2X235200RY465025h1186RX122891RY5130050H100RX2212309RY6130050RX322891RY7130050RX4212309RY8130050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。當(dāng)卡車非卸載工作時，液壓系統(tǒng)油壓各處相等，故在本文的三種工況中R3 均為零。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。在緊急制動的情況下卡車的車速是一個逐漸減小的過程?；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 。緊急剎車時，四輪同時制動，所以全約束四個車輪，同時在全局施加重力加速度和制動減速度，以及各質(zhì)量由加速度引起的慣性力，將各慣性力以分布力的形式施加于各質(zhì)量與車架相連處。 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。 中的方法相同，將結(jié)果列在下表中。 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。為了考慮車架使用時的動載荷情況，在計算中對本節(jié)工況中計算載荷做如下的規(guī)定： 總載荷=（G+N+W）K 其中，G為車架質(zhì)量，N為車廂和物料質(zhì)量，W為發(fā)動機、動力總成、油箱等質(zhì)量；K為動載荷系數(shù)，根據(jù)道路條件、車速選定，一般取K=~ 。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。因而在計算施加載荷時，車架承受的質(zhì)量和載荷都要乘以一定的動載系數(shù)來進行車架結(jié)構(gòu)的強度和剛度校核。各力作用點的位置由其在oxy 坐標(biāo)系的坐標(biāo)來確定。在此列出平衡計算的目的是為前面計算過程校核。 前車架受力分析由于前車架主要載荷是發(fā)動機、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。求得最大應(yīng)力σmax 。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。將（3）、（4）、（5）、（6）式代入（1）、（2）得： k1R2R1r2dr0πsinαdα+k2i=118Li=RX6k1R2R1r3dr0πsin2αdα+k2i=118Li2=M2 上述方程組中，兩個方程兩個未知數(shù)，解方程便可的得到kk2的值。 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 。 F=RX6 (1) M=M2 (2) 固定螺栓組受力微分計算示意圖對于如圖所示，上半部分受壓，受力需要通過積分來確定；下半部分受拉，作用點在螺栓上，故可簡化為18 個集中力。，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 。由于擺動架與回轉(zhuǎn)支承外圈采用直孔配合結(jié)構(gòu)，徑向力R Y 6 由直孔的配合面來承受。受力大小、受力情況基本一樣。36 個螺栓均勻的分布在直徑為1198mm 的分度圓上。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。根據(jù)當(dāng)量靜載荷計算公式可分別求得套圈組A 和B 的當(dāng)量靜負荷PoA 和PoB 。=339411 （N）計及軌道表面硬度對靜載能影響后的額定靜負荷為： C0H=fHC0 ，式中，fH為硬度影響系數(shù)， 。時）式中，f0為靜載系數(shù)，本論文工況一時取f0=5 。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=~ 。代入數(shù)據(jù)得到整套軸承的額定壽命L = 58 如果用百萬轉(zhuǎn)下的工作小時數(shù)來表示額定壽命，則有： H=L10660n=581066020=48333 （h） （轉(zhuǎn)速取20rpm，實際上可能并不能達到這個轉(zhuǎn)速）所以在工況一下，回轉(zhuǎn)支承可以連續(xù)使用48333 個小時， 年。根據(jù)此式可分別求出套圈A和B 的當(dāng)量動負荷PFA 和PFB 。所以在工況一時： C=（22）1 6023=429955 （N）計及軌道表面硬度對壽命的影響， CH = f H C （N ），式中fH 為硬度系數(shù)。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荷的計算公式： C=fc（cosα） Z23 (當(dāng)α≥45176。1．軸承的動態(tài)壽命在機械設(shè)計領(lǐng)域，當(dāng)作用在軸承上的載荷P等于基本額定動載荷C時，軸承的壽命等于106轉(zhuǎn)。 。故在這種情況下，軸承只承受軸向力R X 6和傾覆力矩M ，且已求得在工況一R X 6 =0 。這些支反力計算公式的形式，要視外負荷是直接加在內(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。只不過這兩套軸承的間距l(xiāng) = 0而已。時）或向心推力球軸承（α 45176。 單排四點接觸球軸承