【正文】 力學符號數值（N）力學符號數值（mm）G1223800RX50L1600G2126200RX60L22665G21363500RX70L33530G2286500RX80L4R1397200RY186700L54771R1X0RY286700L61410R2402800RY386700L71125R2X0RY486700h1186RX192962RY5173400H100RX292962RY6173400RX392962RY7173400RX492962RY8173400力矩（Nm）M160834M260834M343494M443494 回轉支承動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉速n（rpm）靜載能力C0P0S工況一2400020~ 固定螺栓組最大應力表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，車輛常常會經歷加速或減速的情況，而導致慣性力的產生。由于慣性力的作用車架將承受與行駛方向相反的縱向載荷的作用，縱向載荷的大小取決于制動減速度和車載質量的大小。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量與車架相連處。本工況計算所用的一些公式如下： FXb≤Fφ=FZφ ；即 FXbmax=FZφ FXb=φbG ab=φbg以上式中，FXb為地面制動力，F? 為地面附著力，F Z —驅動輪的法向反力，單位N；? 為地面附著系數， ?b為制動力系數；a bmax 為制動減速度，單位m/ s2 。化簡后，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 。本論文中假設卡車工作路面為井下礦石路面，地面附著系數? = ，則制動減速度為a = 5 .8 8 m/ s 2 當然在實際中滿載時不可能達到這么大的制動減速度，但作為對車架的強度校核時可假設其能達到上述的制動減速度，這樣計算所得到的結果具有更高的安全系數。在緊急制動的情況下卡車的車速是一個逐漸減小的過程。在分析滿載制動工況時采用慣性力法，將慣性力疊加到滿載勻速振動沖擊（動載系數K=）運行工況。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鍵部位的受力，下圖為受力分析圖。 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。當卡車非卸載工作時，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。 工況三受力分析計算結果力學符號數值（N）力學符號數值（N）力學符號數值（mm）G1167850RX5235200L1600G294650RX6235200L22665G21272625RX7235200L33530G2264875RX8235200L4R1297900RY165025L54771R1X235200RY265025L61410R2302100RY365025L71125R2X235200RY465025h1186RX122891RY5130050H100RX2212309RY6130050RX322891RY7130050RX4212309RY8130050力矩（Nm）M175261M275261M362256M462256 回轉支承工況三動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉速n（rpm）靜載能力C0P0S工況三2250020~ 固定螺栓組工況三最大應力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況三7526123250014011 本章小結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。采用動態(tài)靜力分析法對三種工況下的前車架、后車架、擺動架、回轉支承進行受力分析，計算出各個部件之間的作用內力，所得各個作用力將作為擺動架部件重新選型時的已知約束和載荷依據，為后繼做準備。同時，對三種工況下的聯結螺栓進行了強度校核。4擺動架部件的重新選型與優(yōu)化 擺動架結構形式的認識和確定依據本課題的要求，是要對AJK20型礦運卡車的原擺動架進行優(yōu)化設計。那么首先要對原來的擺動架機構要有一個完整的認識，從而才能明確該機構的富余情況和進行優(yōu)化設計的方向及目標。所以在這里非常有必要對原機構進行一個簡單的三維建模，通過三維結構才能具體和方便的分析整個結構。下圖是我利用 Solidworks軟件對原擺動架機構的一個簡單三維建模。原擺動架三維模型通過AJK20礦運卡車的擺動架與其他同類產品擺動架的一個比較，可以明顯的察覺到此擺動架存在明顯的富余。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鍵，那就是對于擺動架回轉支承的選型。所以本課題的主要針對即變成了對回轉支承的選型，只要確定了合適的回轉軸承，那么接下來的尺寸優(yōu)化便是按部就班的工作了。 回轉支承的選型回轉支承在使用過程中，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，對不同的應用場合,由于主機的工作方式及結構型式不同,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。對于AJK20地下礦運卡車擺動架上的回轉軸承，雖然它在工作當中同時承受以上三種載荷，但較大的載荷是軸向力Fa以及傾覆力矩M，因此的選取合適的回轉支承時，這兩個因素才是最基本的依據。北京安期生公司所生產AJK20型地下礦運卡車的擺動架選用的是徐州羅特艾德回轉支承，因此在重新選取回轉支承時，同樣以徐州羅特艾德為樣本。根據徐州羅特艾德回轉支承有限公司所提供選型資料，一般選型過程如下圖：由上一節(jié)的分析內容可以知道，中央擺動架在工況三，也就是緊急制動工況下出現最大載荷以及最大力矩，所以在重新選型的時候，應根據工況三的分析結構進行選型。遠擺動架使用的回轉支承型號為010401120 。那么根據上節(jié)工況三的計算結果知道最大軸向載荷為235000N，最大傾覆力矩為75261Nm根據這兩個條件選用徐州羅特艾德0140800回轉支承。 回轉支撐承載曲線它的各項尺寸分別如下： 回轉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結構尺寸： n1=6 ； D3=801 ； d1=798 ；H1=90 ； h=10重新選型后的回轉支承在徑向尺寸上和原回轉支承的比例為35 : 48 。那么優(yōu)化擺動架的尺寸，在徑向上按此比例縮小，而在軸向上則保持不變。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。特別要指出的是出于擺動架受力情況的考慮，加厚鉸接板的厚度，由原來的30mm改為40mm，而各個焊接點的切割角連接全部給位圓角連接，這對加強危險截面將非常有效。 擺動架各項參數校核按照上節(jié)的分析方法，只需重新代入個相關參數的數據值，就可以得到重新選型后的校核結果（這里根據工況三進行校核，因為工況三為危險工況），如下 工況三受力分析計算結果力學符號數值（N）力學符號數值（N）力學符號數值（mm）G1167850RX5235200L1600G294650RX6235200L22565G21272625RX7235200L33430G2264875RX8235200L4R1297900RY165025L54671R1X235200RY265025L61360R2302100RY365025L71125R2X235200RY465025h831RX122891RY5130050H100RX2212309RY6130050RX322891RY7130050RX4212309RY8130050力矩（Nm）M154878M254878M345395M445395 回轉支承工況三動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉速n（rpm）靜載能力C0P0S工況一165002010~ 固定螺栓組工況三最大應力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況一54878232500147本文中用到的車架材料及相應的材料特性如下：牌號厚度或直徑/mmE/MPaμσs/MPa16Mn≤16＞16~25206000≥245≥325材料16Mn，屬于低碳合金結構鋼，主要用來制造機器零件和金屬工程結構的鋼材，同時具有良好的綜合性能和焊接性能。材料 16Mn 屬于低碳鋼韌性材料，且受力情況相對來說較簡單，所以采用單向受力情況下的強度條件，以安全系數除失效應力得到許用應力[σ ]，于是建立強度條件：σ ≤ [σ ]其中失效應力取材料出現塑性變形時的屈服應力σs ?；诓馁|考慮，16Mn為塑性材料，且擺動架構件工作時受三向拉應力，原則上應采用第三或第四強度理論進行校核。通過相關計算，發(fā)現擺動架在三種工況下求得的最大應力遠小于許用應力，即使按照第一強度理論計算，最大應力也為許用應力的1/10左右。但是綜合考慮后，確定擺動架的最大應力出現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，須用分析軟件結合實驗方法進行校核。而就本論文的校核問題而言，原擺動架為是已投入生產實踐中的機構，理應滿足強度要求，而本論文的優(yōu)化方案在實行后理論上加強了擺動架的強度，也對焊縫及特殊加工工藝進行考慮后優(yōu)化結構、尺寸，所以完全可以認為這樣的校核結果是完全符合要求的。優(yōu)化后的中央擺動架結構和尺寸請見設計圖紙。結 論本文以安期生技術有公司生產的AJK20 型鉸接式自卸卡車為研究對像，詳細研究了地下鉸接式卡車的結構特點、工作原理、受力情況，對三種工況（滿載勻速行駛、滿載振動沖擊、緊急制動）下的整車進行受力分析，采用動態(tài)靜力分析法分別對車架的各個部件進行分析，計算各部件的受力情況。在詳細的受力分析基礎上，重新選型擺動架的相應部件，優(yōu)化尺寸和結構，并運用機械設計理論對其進行應力分析、強度校核，從而驗證優(yōu)化后的結構和尺寸的合理性，最后完成了優(yōu)化后中央擺動架的三維建模和二維標準圖紙繪制，完成了課題目標和任務要求。通過整個課題的研究工作，主要得出以下結論：（1）分析過程得到的數據應證了由AJK25 型自卸車改造的本車，在正常工況下，應力最大值遠小于許用應力值（），工作應力在安全應力范圍內。（2）中央擺動架處得回轉支承在卡車運行中受力形式較為復雜，所以優(yōu)化的過程中必須要以回轉支承承受的最大軸向力，最大傾覆力矩為依據，合理地選擇回轉支承的型號?；剞D支承的選型是優(yōu)化課題的切入點，它的校核也是優(yōu)化成果的一個重要體現。（3）由于傳統(tǒng)力學分析法不能做到足夠精確，所用理論與機械領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雜得多。所以優(yōu)化后的結構必然的存在一定程度的富余。因此本文所提供力學分析過程，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構與尺寸改進也是非常有意義的。（4）通過本課題的學習，不僅鞏固了機械領域的相關理論知識，而且熟悉了工程軟件solidworks的具體工程應用，為今后的學習和工作打下良好基礎。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構，每一個部件，只能按照計算結果結合一般資料的查閱和自己的思考進行一定程度的優(yōu)化，離嚴謹的優(yōu)化方案有一定的差距。在此指出論文中的不足，并將在以下幾方面進行深入學習：（1）論文選擇的工況較為簡單，不能詳盡地反映整車的實際狀況?，F實中的情況往往比理論研究要復雜的多，這就需要長時間采集卡車的使用狀態(tài)的數據，才能確定真實的卡車工況。（2）實驗是對計算結果的最好檢驗，但由于時間及條件的限制，論文對卡車前、后車架重心測定完全是從三維圖紙的計算得來，與實際卡車的重心會有偏差；在緊急制動減速度的計算中，做出了地面制動力等于附著力的假設，所得結果偏大，實際的制動減速度應由實驗測定。最后自卸卡車是地下無軌采礦的配套設備之一，由于它的在礦業(yè)發(fā)展中的重要性，自卸卡車將越來越多的成為研究課題。相