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第1章 前言
車架和懸架系統(tǒng)是汽車設(shè)計(jì)的重要部分，因?yàn)樗鼈兊暮脡闹苯雨P(guān)系到汽車各個(gè)方面（操控、性能、安全、舒適）性能。
現(xiàn)代汽車絕大多數(shù)都具有作為整車骨架的車架。汽車絕大多數(shù)部件和總成都是通過車架來固定其位置的，如發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、駕駛室、貨箱和有關(guān)操縱機(jī)構(gòu)。車架是支撐連接汽車的各零部件，并承受來自車內(nèi)、外的各種載荷，所以在車輛總體設(shè)計(jì)中車架要有足夠的強(qiáng)度和剛度，以使裝在其上面的有關(guān)機(jī)構(gòu)之間的相對(duì)位置在汽車行駛過程中保持不變并使車身的變形最小，車架的剛度不足會(huì)引起振動(dòng)和噪聲，也使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性及某些機(jī)件的可靠性下降。過去對(duì)車輛車架的設(shè)計(jì)與計(jì)算主要考慮靜強(qiáng)度。當(dāng)今，對(duì)車輛輕量化和降低成本的要求越來越高，于是對(duì)車架的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計(jì)有高的要求。首先要滿足汽車總布置的要求。汽車在復(fù)雜多邊的行駛過程中，固定在車架上的各總成和部件之間不應(yīng)發(fā)生干涉。汽車在崎嶇不平的道路上行駛時(shí)，車架在載荷作用下可能產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形以及在縱向平面內(nèi)的彎曲變形；車架布置的離地面近一些，以使汽車重心位置降低，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性。
懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的功用是把路面作用于車輪上的垂直反力（支撐力）、縱向反力（驅(qū)動(dòng)力和制動(dòng)力）和側(cè)向反力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車架（或承載式車身）上，以保證汽車的正常行駛。在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，要滿足以下幾點(diǎn)要求：
a．規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結(jié)構(gòu)和布置合理。
b．保證整車良好的平順性能。
c．工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，裝卸方便，便于維修、調(diào)整。
d．盡量使用通用件，以便降低制造成本。
e．在保證功能和強(qiáng)度的要求下，盡量減小整備質(zhì)量。
f．其它有關(guān)產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)。
目前，農(nóng)用運(yùn)輸車不能滿足“三農(nóng)”市場(chǎng)需求，突出表現(xiàn)為一般產(chǎn)品生產(chǎn)能力過剩，技術(shù)水平低，質(zhì)量和維修服務(wù)水平差，價(jià)格較高，而市場(chǎng)急需的高質(zhì)量經(jīng)濟(jì)型產(chǎn)品不能滿足需求。結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際，在農(nóng)用運(yùn)輸車基礎(chǔ)上對(duì)低速載貨汽車車架及懸架系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)。
第2章 總體方案論證
2.1 設(shè)計(jì)選型原則
2.1.1車架的設(shè)計(jì)方案
根據(jù)縱梁的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，車架可分為以下幾種方案：
a．周邊式車架，用于中級(jí)以上的轎車；
b．X形車架，為一些轎車所采用；
c．梯形車架，梯形車架是由兩根相互平行的縱梁和若干根橫梁組成。其彎曲剛度較大，而當(dāng)承受扭矩時(shí)，各部分同時(shí)產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)。其優(yōu)點(diǎn)是便于安裝車身、車箱和布置其他總成，易于汽車的改裝和變型，因此被廣泛地用在載貨汽車、越野汽車、特種車輛和用貨車底盤改裝的大客車上；
d．計(jì)量式車架；
e．綜合式車架；
結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際及設(shè)計(jì)要求，選用方案c。
2.1.2 懸架的設(shè)計(jì)方案
a．前輪和后輪均采用非獨(dú)立懸架；
b．前輪采用獨(dú)立懸架，后輪采用非獨(dú)立懸架；
c．前后輪均采用獨(dú)立懸架；
非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是，左右車輪用一根整體軸連接再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接；獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是左右車輪通過各自的懸架與車架（車身）連接。
結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際及設(shè)計(jì)要求，選用方案a。
由于是載貨汽車，前后懸架均采用縱置半橢圓形鋼板彈簧，當(dāng)采用縱置鋼板彈簧作彈性元件時(shí)，它兼起導(dǎo)向裝置作用。緩沖塊用來減輕車軸對(duì)車架（或車身）的直接沖撞，防止彈性元件產(chǎn)生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)車身的側(cè)傾角和橫向角振動(dòng)。
2.1.3整體設(shè)計(jì)方案
綜合上述兩方案確定了整體設(shè)計(jì)方案：梯形車架和前后懸架均采用縱置半橢圓形鋼板彈簧非獨(dú)立懸架。
2．2 設(shè)計(jì)內(nèi)容
a．參與總體設(shè)計(jì)；
b．車架、懸架結(jié)構(gòu)型式分析和主要參數(shù)的確定；
c．車架、懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
第3章 主要尺寸參數(shù)的選定
3.1 外廓尺寸
我國對(duì)低速載貨汽車的限制尺寸是：總高不大于2.05米；總寬不大于2米；總長不大于6米。
3.2 質(zhì)量參數(shù)
3.2.1 裝載質(zhì)量
按要求取=1500kg
3.2.2 整備質(zhì)量
汽車的裝載量與整備質(zhì)量之比/稱為汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)。它表明單位汽車整備質(zhì)量所承受的汽車裝載質(zhì)量。參考國內(nèi)外同類型同級(jí)別的汽車整備質(zhì)量利用系數(shù)和查《汽車設(shè)計(jì)》表2-10，所以：
在輕型載貨汽車之列,所以滿足設(shè)計(jì)要求取。
3.2.3滿載質(zhì)量
3.2.4車架寬度
車架寬度是指左右縱梁腹板外側(cè)面之間的寬度。在總體設(shè)計(jì)中，整車寬度確定后，車架前后部分寬度就可以根據(jù)前輪最大轉(zhuǎn)向角、輪距、鋼板彈簧片寬、裝在車架內(nèi)側(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)外廓寬度及懸置等尺寸確定。從提高整車的橫向穩(wěn)定性以及減小車架縱梁外側(cè)裝置件的懸伸長度來看，車架盡量寬些，同時(shí)前后部分寬度應(yīng)相等。以便簡化制造工藝和避免縱梁寬度變化處產(chǎn)生應(yīng)力集中。由（汽車設(shè)計(jì)）表2－25取的車架寬860mm。
3.2.5軸距L
由總體設(shè)計(jì)取軸距2800mm。
第4章 車架總成設(shè)計(jì)
4．1 車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
車架是支撐、連接汽車備總成的零部件，并承受來自車內(nèi)外的各種載荷的基礎(chǔ)構(gòu)件。傳統(tǒng)的梯形車架由于其所起到的緩沖、隔振、降低噪聲、延長車身使用壽命等特點(diǎn)及生產(chǎn)上的繼承性、工藝性等原因仍廣泛應(yīng)用在大型掛車上。貨車車架應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠?。同時(shí)要求其質(zhì)量盡可能小。此外，車架應(yīng)布置得離地面近一些，以降低整車重心位置，有利于提高汽車行駛的穩(wěn)定性。
圖4-1 車架結(jié)構(gòu)示意圖
4.1.1 縱梁形式的確定
縱梁是車架的主要承載部件，在汽車行駛中受較大的彎曲應(yīng)力。車架縱梁根據(jù)截面形狀分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有強(qiáng)度高、工藝簡單等特點(diǎn)，因此在載貨汽車設(shè)計(jì)中選用槽形梁結(jié)構(gòu)。另外為了滿足低速載貨汽車使用性能的要求，縱梁采用直線形結(jié)構(gòu)。這樣既可降低縱梁的高度，減輕整車自身重量，降低成本，亦可保證強(qiáng)度。材料選用16Mn低合金鋼，16Mn低合金鋼在強(qiáng)度,塑性,可焊性方面能較好地滿足剛結(jié)構(gòu)，是應(yīng)用最廣泛的低合金鋼，綜合機(jī)械性能良好,正火可提高塑性，韌性及冷壓成型性能。
4.1.2 橫梁形式的確定
橫梁是車架中用來連接左、右縱梁，構(gòu)成車架的主要構(gòu)件。橫梁本身的抗扭性能的好壞及其分布，直接影響著縱梁的內(nèi)應(yīng)力大小及其分布 合理設(shè)計(jì)橫梁，可以保證車架具有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。
從早期通過試驗(yàn)所得出的一些結(jié)論可以看出，若加大橫梁的扭轉(zhuǎn)剛度，可以提高整個(gè)車架的扭轉(zhuǎn)剛度，但與該橫梁連接處的縱梁的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力會(huì)加大；如果不加大橫梁，而是在兩根橫梁間再增加橫梁，其結(jié)果是增加了車架的扭轉(zhuǎn)剛度，同時(shí)還降低了與橫梁連接處的縱梁扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
在橫梁上往往要安裝汽車上的一些主要部件和總成，所以橫梁形狀以及在縱梁上的位置應(yīng)滿足安裝上的需要。橫、縱梁的斷面形狀、橫梁的數(shù)量以及兩者之間的連接方式，對(duì)車機(jī)架的扭轉(zhuǎn)剛度有大的影響?？v、橫梁材料的選用有以下三種：車架A：箱型縱梁、管型橫梁，橫、縱梁間采用焊接連接，扭轉(zhuǎn)剛度最大。車架B：槽型縱梁、槽型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉(zhuǎn)剛度適中。車架C：槽型縱梁、工字型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉(zhuǎn)剛度最小。
從以上三種車架的對(duì)比可以看出：低速載貨汽車應(yīng)該選用車架B。
本設(shè)計(jì)共有六根橫梁，有前橫梁，第二橫梁，第三橫梁，第四橫梁，第五橫梁，第六橫梁。
4.1.3 縱梁與橫梁的連接
轎車車架的縱、橫梁采用焊接方式連接，而貨車則多以鉚釘連接（見下圖）。鉚釘連接具有一定彈性，有利于消除峰值應(yīng)力，改善應(yīng)力狀況，這對(duì)于要求有一定扭轉(zhuǎn)彈性的貨車車架有重要意義。
圖4-2 車架鉚接示意圖
鉚接設(shè)計(jì)注意事項(xiàng)：
a.盡量使鉚釘?shù)闹行木€與構(gòu)件的端面重心線重合；
b.鉚接厚度一般不大于5d；
c.在同一結(jié)構(gòu)上鉚釘種類不益太多；
d.盡量減少在同一截面上的鉚釘孔數(shù)，將鉚釘交錯(cuò)排列；
4．2 車架的技術(shù)要求
a.車架左右縱梁間的距離為860，而在車架前橫梁及轉(zhuǎn)向器范圍內(nèi)應(yīng)為860。
b.車架總成左右縱梁上表面應(yīng)在同一平面內(nèi)，其不平度在全長上不大于3.0，且在轉(zhuǎn)向器固定處，該表面與縱梁側(cè)面的垂直度應(yīng)不大于0.5。
c.車架總成駕駛室前后固定點(diǎn)的相對(duì)位置尺寸應(yīng)符總裝圖要求，駕駛室后支點(diǎn)與前支點(diǎn)高度差為10。
d.在車架總成上，左右對(duì)稱的前后鋼板彈簧支架及吊耳支架其銷孔中心線應(yīng)在同一直線上，且與車架中心線垂直，偏差不大于1000：1.5，左右對(duì)稱支架的相對(duì)位置尺寸應(yīng)符合要求。
e.車架總成鉚接零件的接合面必須緊固無縫隙，緊接面的直徑應(yīng)不小于鉚釘直徑的1.5倍，且具有正確形狀不允許有傾斜，呲牙等缺陷，鉚接后的鉚釘頭和鉚釘中心線的不同軸度應(yīng)不大于1.0。
f.車架的全部鉚接部分應(yīng)仔細(xì)檢查，鉚后零件上不得有裂縫，若有裂縫須更換重鉚。
g. 車架總成車架第二橫梁連接的螺母應(yīng)裝置于車架的內(nèi)部。
第5章 車架的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 車架的計(jì)算：
5.1.1 縱梁彎曲應(yīng)力
彎矩M可用彎矩差法或多邊形法求得。對(duì)于載重汽車，可假定空車簧上重量Gs均布在縱梁全長上，載重Ge均布在車箱中，空車時(shí)簧上負(fù)荷 (對(duì)4X2貨車可取=2)整備質(zhì)量。
圖5-1縱梁彎曲應(yīng)力
由上圖得：
（5-1）
（5-2）
（5-3）
a=625mm，b=800mm，=2800mm，L=4225mm，，，。
將已知量代入上式得：
=6744.4N
=1.24m
=7352.03N.m
5.1.2局部扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
相鄰兩橫梁如果都同縱梁翼緣連接,扭矩T作用于該段縱梁的中點(diǎn),則在開口斷面梁中扇性應(yīng)力可按下式計(jì)算：
(5-4)
式中 Iw—扇性慣性矩；
W—扇性坐標(biāo)；
對(duì)于槽形斷面 ?
(5-5)
由材料力學(xué)表B-4熱軋槽鋼（GB/T-707-1988）查得
h=80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm
則mm
對(duì)于工字形斷面
5.1.3 車架扭轉(zhuǎn)時(shí)縱梁應(yīng)力
如橫梁同縱梁翼緣相連，則在節(jié)點(diǎn)附近，縱梁的扇性應(yīng)力：
(5-6)
式中 E—彈性模量，對(duì)低碳鋼和16Mn鋼：E=2.06；
—車架軸間扭角；
L—軸距；
節(jié)點(diǎn)間距；
a系數(shù)，當(dāng)kL=0時(shí)，a=6；kL=1~2時(shí)，a=5.25。
車架扭轉(zhuǎn)時(shí)，縱梁還將出現(xiàn)彎曲應(yīng)力，須和相加。
5.2 車架載荷分析
汽車靜止時(shí)，車架上只承受彈簧以上部分的載荷稱為靜載荷。汽車在行駛過程中，隨行駛條件(車速和路面情況)的變化，車架將主要承受對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷和斜對(duì)稱的動(dòng)載荷。
5.2.1 對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷
這種載荷是當(dāng)汽車在平坦道路上以較高車速行駛時(shí)產(chǎn)生的，其值取決于作用在車架上的靜載荷及其在車架上的分布，還取決于靜載荷作用處的垂直加速度之值。這種動(dòng)載荷會(huì)使車架產(chǎn)生彎曲變形。
5.2.2 斜對(duì)稱的動(dòng)載荷
當(dāng)汽車在不平道路上行駛時(shí)，汽車的前后幾個(gè)車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一起歪斜，其值取決于道路不平坦的程度以及車身、車架和懸架的剛度。這種動(dòng)載荷將會(huì)使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。
由于汽車的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，使用工況多變，除了上述兩種主要載荷的作用外，汽車車架上還承受其他的一些載荷。如汽車加速或制動(dòng)時(shí)會(huì)導(dǎo)致車架前后載荷的重新分配；汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，慣性力將使車架受到側(cè)向力的作用。一般來說，車架主要損壞的疲勞裂紋起源于縱梁和橫梁邊緣處，然后向垂直于邊緣的方向擴(kuò)展。在縱梁上的裂紋將迅速發(fā)展乃至全部斷裂，而橫梁上出現(xiàn)的裂紋則往往不再繼續(xù)發(fā)展或擴(kuò)展得很緩慢。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料可知，車架的使用壽命主要取決于縱梁抗疲勞損傷的強(qiáng)度。因此，在評(píng)價(jià)車架的載荷性能時(shí)，主要應(yīng)著眼于縱梁。
5．3 車架彎曲強(qiáng)度的計(jì)算
由于結(jié)構(gòu)的限制，車架必須滿足強(qiáng)度要求和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。
5.3.1 受力分析
為簡化計(jì)算，設(shè)計(jì)時(shí)做以下幾點(diǎn)假設(shè)：
a．縱梁為支撐在前后軸上的簡支梁
b．空車時(shí)簧載質(zhì)量均布在左、右縱梁的全長上．
c．所有作用力均通過截面的彎心(局部扭轉(zhuǎn)的影響忽略不計(jì))
其中=413mm,=910mm,=906mm,=885mm,=835mm,
所以
5.3.2 彎矩的計(jì)算
總體設(shè)計(jì)中又知：車載質(zhì)量為=1500kg ，簧上整備質(zhì)量2000kg。
A．所以均布載荷集度q為：
圖5-2 車架載荷示圖
B．求支反力
由平衡方程得：
得：
把車架縱梁分為六段。如圖5-3所示：
圖5-3 縱梁分段受力示圖
當(dāng)時(shí)：
剪力
彎矩
當(dāng)時(shí)：
剪力
彎矩
當(dāng)時(shí)：
剪力
彎矩
a. 變載面處的剪力和彎矩：
當(dāng)時(shí)：
當(dāng)時(shí)：
當(dāng)時(shí)：
當(dāng)時(shí)：
當(dāng)時(shí)：
b. 求最大彎矩：
因?yàn)椋援?dāng)Q=0時(shí)，彎矩最大
即，時(shí)，彎矩最大
5.3.3 強(qiáng)度驗(yàn)算
實(shí)驗(yàn)表明，當(dāng)車速約40 km／h時(shí)，汽車在對(duì)稱的垂直動(dòng)載工況下，其最大彎矩約為靜載荷下的3(卵石路)～4.7(農(nóng)村土路)倍，同時(shí)，考慮到動(dòng)載荷作用下，車架處于受疲勞應(yīng)力狀態(tài)，如取疲勞安全系數(shù)為1.15～1.4，可求得動(dòng)載荷下的最大彎矩：
可用下式來校核縱梁的彎曲強(qiáng)度：
(5-7)
式中： —— 縱梁的彎曲強(qiáng)度
—— 抗彎模量
如圖可知區(qū)域載面形狀和載面特性，即抗彎截面系數(shù)為：
(5-8)
， (5-9)
比較車架全長上受力分析可知：
最大受力可能發(fā)生在最大彎矩處或變載面處，求兩點(diǎn)的受力值加以比較求出安全系數(shù)：
(5-10)
其中為材料的屈服應(yīng)力，取其值為345MPa
綜上所述：車架發(fā)生最大受力時(shí)，靜載安全系數(shù)不小于1.43， 按上式求得的彎曲應(yīng)力不超過縱梁材料的疲勞極限。
5．4 車架扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的計(jì)算
5.4.1 受力分析
簡化設(shè)計(jì)計(jì)算，假設(shè)牽引橫梁為一根前懸架梁，共有七根主橫梁，分別為前端橫梁，工具箱橫梁，三根方形橫梁，一根矩形橫梁和后端橫梁，間距分別為=413mm, =910mm, =906mm, =885mm, = 835mm, =280mm。反載荷均勻分布在縱
圖5-4 車架在反對(duì)稱載荷作用下的受扭情況簡圖
1—6為橫梁；a—e為縱梁的區(qū)段
圖5-4為車架在反對(duì)稱載荷作用下的受扭情況簡圖。作用在車架上的四個(gè)力R位于前后車輪軸線所在的橫向鉛垂平面內(nèi)。
5.4.2 求最大扭矩
這時(shí)各橫梁的扭轉(zhuǎn)角相等。此外，縱橫梁單位長度的扭轉(zhuǎn)角亦相等。由于扭轉(zhuǎn)角與扭矩T，扭轉(zhuǎn)剛度存在以下關(guān)系：
(5-11)
式中：T——車架元件所受的扭矩，N·mm
L——車架元件的長度，mm
G——材料的剪切彈性模量，MPa
——車架元件橫斷面的極慣性矩，
因此，作用在車架元件上的扭矩與該元件的扭轉(zhuǎn)剛度成正比，故有
式中： ——橫梁1，2，…所受的扭矩；
——橫梁1，2，…橫斷面的極慣性矩；
——縱梁在1，2和1，2，…橫梁間所受的扭矩；
——縱梁在1，2和1，2，…橫梁間橫斷面的極慣性矩；
如果將車架由對(duì)稱平面處切開見圖5.8，則切掉的一半對(duì)尚存的一半的作用相當(dāng)于在切口橫斷面上作用著扭矩和橫向力。對(duì)最右邊的橫梁1取力矩的平衡方程式，則有
圖5-5 車架在反對(duì)稱載荷作用下的受力簡圖
(5-12)
由(5-11)式得：；；…
；；…
；…
將上式代入(5-12)，經(jīng)整理后得:
(5-13)
式中：n——橫梁數(shù)為6；
M——兩橫梁之間的縱梁區(qū)段數(shù)為5；
C——車架寬為860mm；
L——前后橋的距離為2800mm；
a．求極慣性矩和抗扭截面系數(shù)；
第6章 懸架的總成設(shè)計(jì)
6.1懸架的設(shè)計(jì)要求：
a．保證汽車有良好的行駛平順性和良好的操縱穩(wěn)定性。
b．具有合適的衰減振動(dòng)的能力。
c．汽車制動(dòng)或加速時(shí)，保證車身穩(wěn)定，減少車身側(cè)傾，轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾角要合適。
d．有良好的隔聲能力。
e．結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。
f．可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足另部件質(zhì)量要小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。
6.2懸架的兩種形式：
非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架
A．非獨(dú)立懸架如圖(a)所示。其兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊力時(shí)會(huì)直接影響到另一側(cè)車輪上。
B．獨(dú)立懸架如圖(b)所示，其兩側(cè)車輪安裝于斷開式車橋上，兩側(cè)車輪分別獨(dú)立地與車架（或車身）彈性地連接，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊，其運(yùn)動(dòng)不直接影響到另一側(cè)車輪。
圖6－1非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架
C. 鋼板彈簧又叫葉片彈簧，它是由若干不等長的合金彈簧片疊加在一起組合成一根近似等強(qiáng)度的梁。如下圖所示。鋼板彈簧3的第一片（最長的一片）稱為主片，其兩端彎成卷耳1，內(nèi)裝青銅或塑料或橡膠。粉沫冶金、制成的襯套，用彈簧銷與固定在車架上的支架、或吊耳作鉸鏈連接。鋼板彈簧的中間用U形螺栓與車橋固定。中心螺栓4用來連接各彈簧片，并保證各片的裝配時(shí)的相對(duì)位置。中心螺栓到兩端卷耳中心的距離可以相等，也可以不相等。為了增加主片卷耳的強(qiáng)度，將第二片末端也彎成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有較大的間隙，使得彈簧在變形時(shí)，各片間有相對(duì)滑動(dòng)的可能。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對(duì)滑動(dòng)而產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動(dòng)衰減。各片間的干摩擦，車輪將所受沖擊力傳遞給車架，且增大了各片的摩損。所以在裝合時(shí)，各片間涂上較稠的潤滑劑（石墨潤滑脂），并應(yīng)定期保養(yǎng)。
圖6－2鋼板彈簧示意圖
1. 卷耳；2. 彈簧夾；3. 鋼板彈簧；4. 中心螺栓；
鋼板彈簧可分為對(duì)稱式鋼板彈簧和非對(duì)稱式鋼板彈簧，對(duì)稱式鋼板彈簧其中心螺栓到兩端卷耳中心的距離相等，不等的則為非對(duì)稱式鋼板彈簧。我們?cè)O(shè)計(jì)的是對(duì)稱式鋼板彈簧，鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對(duì)滑動(dòng)而產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動(dòng)衰減，起到減振器的作用鋼板彈簧本身還兼起導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用，可不必單設(shè)導(dǎo)向裝置，使結(jié)構(gòu)簡化，并且由于彈簧各片之間摩擦引起一定減振作用。
D．懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動(dòng)，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器，為衰減振動(dòng)，汽車懸架系統(tǒng)中采用減振器多是液力減振器，其工作原理是當(dāng)車架（或車身）和車橋間受振動(dòng)出現(xiàn)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器內(nèi)的活塞上下移動(dòng)，減振器腔內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個(gè)腔經(jīng)過不同的孔隙流入另一個(gè)腔內(nèi)。此時(shí)孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦對(duì)振動(dòng)形成阻尼力，使汽車振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，再由減振器吸收散發(fā)到大氣中。在油液通道截面和等因素不變時(shí)，阻尼力隨車架與車橋（或車輪）之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度增減，并與油液粘度有關(guān)。
減振器與彈性元件承擔(dān)著緩沖擊和減振的任務(wù)，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。
a .在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時(shí)，彈性元件起主要作用。
b .在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠(yuǎn)離），減振器阻尼力應(yīng)大，迅速減振。
c .當(dāng)車橋（或車輪）與車橋間的相對(duì)速度過大時(shí)，要求減振器能自動(dòng)加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。
在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器，還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調(diào)式減振器。
圖6－3雙向作用筒式減振器工作原理圖
雙向作用筒式減振器工作原理說明。在壓縮行程時(shí)，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時(shí)減振器內(nèi)活塞3向下移動(dòng)?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對(duì)油的節(jié)約形成懸架受壓縮運(yùn)動(dòng)的阻尼力。減振器在伸張行程時(shí)，車輪相當(dāng)于遠(yuǎn)離車身，減振器受拉伸。這時(shí)減振器的活塞向上移動(dòng)?；钊锨挥蛪荷撸魍ㄩy8關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時(shí)儲(chǔ)油缸中的油液推開補(bǔ)償閥7流進(jìn)下腔進(jìn)行補(bǔ)充。由于這些閥的節(jié)流作用對(duì)懸架在伸張運(yùn)動(dòng)時(shí)起到阻尼作用。
由于伸張閥彈簧的剛度和預(yù)緊力設(shè)計(jì)的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應(yīng)的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應(yīng)常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達(dá)到迅速減振的要求。
6.3懸架主要參數(shù)的確定：
6.3.1懸架靜撓度
懸架靜撓度是指汽車的滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸架剛度c之比即
（6-1）
汽車前后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。因此，汽車前后部分車身的固有頻率n1和n2（亦稱偏頻）可以用下式表示
n1=； n2= （6-2）
式中，c1、、c2為前后懸架的剛度（N/cm）；m1、m2為前后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。
當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用下式表示
=m1g/c1; =m2g/c2 （6-3）
式中，g為重力加速度，g=981cm/s2。
將、代入式（6-1）得到：
n1=5 n2=5 （6-4）
由（2）可知：懸架的靜擾度直接影響車身振動(dòng)的偏頻n。因此，要保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確的選取懸架的靜擾度。在選取前、后懸架的靜擾度和時(shí)，應(yīng)當(dāng)使之接近，并希望后懸架的靜擾度比前懸架的靜擾度小些，這有利于防止出身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個(gè)路障，n1/n2<1時(shí)的車身縱向角振動(dòng)要比n1/n2>1時(shí)小，故推薦取：=（0.8~.9）?？紤]到貨車前后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜擾度值大于后懸架的靜擾度值，推薦=（0.6~.8）。貨車滿載時(shí)，前懸架偏頻要求在1.50~2.10Hz，而后懸架則要求在1.70~2.17Hz。根據(jù)需要我選定：n1=1.3，n=1.5
將n1=1.3, n=1.5代入（6-4）得
=14.8cm，=11.1cm
6.3.2 懸架的動(dòng)擾度
懸架的動(dòng)擾度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時(shí)，車輪中心相對(duì)車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)擾度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。對(duì)貨車，取6~9cm。貨車車架的最大彎曲擾度通常應(yīng)小于10mm。貨車車架質(zhì)量約為整車整備質(zhì)量的1/10。
6.3.3 懸架彈性特性
懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對(duì)于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。
圖6－4懸架彈性特性曲線
懸架的動(dòng)容量越大，對(duì)緩沖塊擊穿的可能性越小。對(duì)于空載與滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，應(yīng)當(dāng)選用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。
6.3.4 后懸架主、副簧剛度的分配
貨車后懸架多采用有主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。
圖6－5貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性
具體確定方法有兩種：第一種方法是使副簧開始起作用時(shí)的懸架擾度等于汽車空載時(shí)懸架的擾度,而使副簧開始起作用前一瞬間的擾度等于滿載時(shí)懸架的擾度。于是，可求得=。式中，F(xiàn)0和分別為空載與滿載時(shí)的懸架載荷。副簧、主簧的剛度比為
（6-5）
式中：
為副簧剛度；
cm為主簧剛度。
用此方法確定的主、副簧剛度的比值，能保證在空、滿載使用范圍內(nèi)懸架振動(dòng)頻率變化不大，但副簧接觸托架前、后的振動(dòng)頻率變化比較大。
第二種方法是使副簧開始起作用時(shí)的載荷等于空載與滿載時(shí)時(shí)懸架載荷的平均值，即=0.5（F0+Fw）,并使F0和間的平均載荷對(duì)應(yīng)的頻率與和間平均載荷對(duì)應(yīng)的頻率相等，此時(shí)，副簧與主簧的剛度比為
（6-6）
用此方法確定的主、副簧剛度的比值，能保證副簧起作用前、后懸架振動(dòng)頻率變化不大。對(duì)于經(jīng)常處于半載運(yùn)輸狀態(tài)的車輛，采用此法較為合適。
5）懸架側(cè)傾角剛度及及其在前、后軸的分配
懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時(shí)，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對(duì)簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過大或過小都不好。貨車車身側(cè)傾角不超過~。
6.4鋼板彈簧的設(shè)計(jì)
6.4.1鋼板彈簧的布置方案
縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故在汽車上得到廣泛應(yīng)用。
縱置鋼板彈簧有對(duì)稱和不對(duì)稱之分，因大多數(shù)汽車采用對(duì)稱式鋼板彈簧所以我選用了對(duì)稱式鋼板彈簧。
6.4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定
A．鋼板彈簧材料及許用應(yīng)力選用：
《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》單行本 彈簧·起重運(yùn)輸件·五金件，7—112表7-11-6
材料：60Si2MnA， ，， 。
表7-11-7鋼板彈簧許用應(yīng)力
載重汽車的前板簧許用彎曲應(yīng)力；
載重汽車的后板簧許用彎曲應(yīng)力。
B．板彈簧設(shè)計(jì)與計(jì)算：
表7-11-8
半橢圓式板彈簧：
（6-7）
由已知滿載靜止時(shí)汽車前、后軸負(fù)荷G1、G2和簧下部分荷重Gu1、Gu2。單個(gè)鋼板彈簧的載荷：Fw1=和，懸架的靜擾度和動(dòng)擾度縱置鋼板彈簧,汽車的軸距。常取=10~20mm。
C．鋼板彈簧長度?L的確定
鋼板彈簧長度?L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。
貨車前懸架 =(0.26~0.35)，后懸架=(0.35~0.45)。
前懸架主葉取=0.3；后懸架主葉取。
D．鋼板彈簧斷面尺寸及片數(shù)的確定
a．鋼板斷面寬度b的確定
對(duì)于鋼板彈簧
（6-8）
式中，s為U形螺栓中心距（mm）；k無效長度系數(shù)（剛性夾緊：取k=0.5，擾性夾緊：取k=0）；c為鋼板彈簧垂直剛度（N/mm），；為擾度增大系數(shù)（重疊片數(shù)n1，總片數(shù)n0，求得，再用；E為材料的彈性模量（MPa）。
鋼板彈簧總截面系數(shù)W0
W0 （6-9）
式中，為許用彎曲應(yīng)力。對(duì)于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦在下列范圍內(nèi)使用：前彈簧350~450MPa；后主簧450~550MPa；后副簧220~250MPa。
將式（6-9）代入下式計(jì)算鋼板彈簧的平均厚度
（6-10）
b．鋼板彈簧片厚h的選擇
矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩J0
（6-11）
式中，n為鋼板彈簧片數(shù)。
c．鋼板彈簧斷面形狀
圖6-6鋼板彈簧斷面形狀
d．鋼板彈簧片數(shù)n
多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6~14片之間選取，根據(jù)設(shè)計(jì)要求和計(jì)算取10片。
6.4.3 鋼板彈簧各片長度的確定
圖6-7鋼板彈簧各片長度
6.4.4 鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算
剛度驗(yàn)算公式為
（6-12）
式中 ：
為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，=0.90~0.94；??E為材料彈性模量； 、為主片和第k+1片的一半長度。
結(jié) 論
本課題是針對(duì)目前農(nóng)用運(yùn)輸車不能滿足“三農(nóng)”市場(chǎng)需求，突出表現(xiàn)為一般產(chǎn)品生產(chǎn)能力過剩，技術(shù)水平低，價(jià)格過高，質(zhì)量和維修服務(wù)水平差，而市場(chǎng)急需的高質(zhì)量、經(jīng)濟(jì)型的產(chǎn)品不能滿足市場(chǎng)需求。二十一世紀(jì)，農(nóng)業(yè)機(jī)械要圍繞我國農(nóng)村經(jīng)濟(jì)結(jié)構(gòu)調(diào)整要求，努力開發(fā)生產(chǎn)適用、先進(jìn)的農(nóng)用產(chǎn)品。
在市場(chǎng)的需求下，在老師的指導(dǎo)下，我們一組六人對(duì)YC1040低速載貨汽車做了簡要設(shè)計(jì)，我主要對(duì)車架和懸架系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，通過設(shè)計(jì)知道了車架動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)和路面引起的振動(dòng)與噪聲可通過車架與車身間的橡膠墊減振，使之不易傳到車身上和車廂內(nèi)；便于車身的變形和改裝，汽車底盤和車身可分別裝配，但是，采用車架的汽車，其高度及質(zhì)量都會(huì)增大，也需要有大型壓力機(jī)制造。懸架以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)力懸架在載貨汽車上用的比較廣泛，其主要優(yōu)點(diǎn)是；結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點(diǎn)是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時(shí)，左右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動(dòng)時(shí)，車輪會(huì)左右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪跳動(dòng)時(shí)，懸架易于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉；當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時(shí)，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)或只有一則車輪跳動(dòng)時(shí)，不僅車輪外傾角有變化，還會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力也會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。
本次的設(shè)計(jì)方案是邊梁式車架和前后均采用縱置鋼板彈簧懸架，通過設(shè)計(jì)，證明了我的設(shè)計(jì)方案是可行的，但是這畢竟是純理論的，如果將它投入到生產(chǎn)實(shí)際當(dāng)中進(jìn)行檢驗(yàn)和校正，相信會(huì)得到很好的完善。
參 考 文 獻(xiàn)
[1] GB7258－2004 ， 機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件[S]．
[2] GB18320－2001 ， 農(nóng)用運(yùn)輸車安全技術(shù)條件[S]．
[3] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001.
[4] 王望予．汽車設(shè)計(jì)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005．
[5] 陳家瑞．汽車構(gòu)造（上冊(cè)）[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005．
[6] 陳家瑞．汽車構(gòu)造（下冊(cè)）[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005．
[7] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)單行本(機(jī)械振動(dòng).機(jī)架設(shè)計(jì)) [M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.
[8]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)單行本(聯(lián)接與緊固) [M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.
[9] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì)．汽車工程手冊(cè)（設(shè)計(jì)篇）[M]．北京：人民交通出版社，2001．
[10]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)單行本(彈簧.起重運(yùn)輸件.五金件) [M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.
[11] QC/T 491－1999，汽車筒式減振器 尺寸系列及技術(shù)條件[S]．
[12] QCn 29035－1991 ，汽車鋼板彈簧技術(shù)條件[S]．
附 錄
1 車架總裝圖 YC1040-01-00 A0
2 車架前橫梁 YC1040-01-01 A2
3 車架第二橫梁 YC1040-01-02 A2
4 車架第三橫梁 YC1040-01-03 A2
5 車架第四橫梁 YC1040-01-04 A2
6 車架第五橫梁 YC1040-01-05 A2
7 車架第六橫梁 YC1040-01-06 A2
8 前保險(xiǎn)杠右支架 YC1040-01-07 A4
9 前保險(xiǎn)杠左支架 YC1040-01-08 A4
10 車廂前支架 YC1040-01-09 A3
11 車架第二橫梁右角板 YC1040-01-10 A4
12 車架第二橫梁左角板 YC1040-01-11 A4
13 車架第六橫梁右斜撐 YC1040-01-12 A3
14 車架第六橫梁左斜撐 YC1040-01-13 A3
15 車架第五橫梁撐角板 YC1040-01-14 A4
16 車架第三橫梁加固板（前左、后右） YC1040-01-15 A3
17 車架第三橫梁加固板（前右、后左） YC1040-01-16 A3
18 散熱器支架 YC1040-01-17 A4
19 懸架前鋼板彈簧 YC1040-01-18 A3
20 后懸架鋼板彈簧 YC1040-01-19 A3
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