低速載貨汽車車架及懸架系統(tǒng)設計[農用運輸車]輕型載貨汽車

低速載貨汽車車架及懸架系統(tǒng)設計[農用運輸車]輕型載貨汽車,農用運輸車,低速載貨汽車車架及懸架系統(tǒng)設計[農用運輸車],輕型載貨汽車,低速,載貨,汽車,車架,懸架,系統(tǒng),設計,農用,運輸車,輕型 第1章 前言 車架和懸架系統(tǒng)是汽車設計的重要部分，因為它們的好壞直接關系到汽車各個方面（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)動機、傳動系統(tǒng)、懸架、轉向系統(tǒng)、駕駛室、貨箱和有關操縱機構。車架是支撐連接汽車的各零部件，并承受來自車內、外的各種載荷，所以在車輛總體設計中車架要有足夠的強度和剛度，以使裝在其上面的有關機構之間的相對位置在汽車行駛過程中保持不變并使車身的變形最小，車架的剛度不足會引起振動和噪聲，也使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性及某些機件的可靠性下降。過去對車輛車架的設計與計算主要考慮靜強度。當今，對車輛輕量化和降低成本的要求越來越高，于是對車架的結構形式設計有高的要求。首先要滿足汽車總布置的要求。汽車在復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發(fā)生干涉。汽車在崎嶇不平的道路上行駛時，車架在載荷作用下可能產生扭轉變形以及在縱向平面內的彎曲變形；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（驅動力和制動力）和側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。在進行設計時，要滿足以下幾點要求： a．規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結構和布置合理。 b．保證整車良好的平順性能。 c．工作可靠，結構簡單，裝卸方便，便于維修、調整。 d．盡量使用通用件，以便降低制造成本。 e．在保證功能和強度的要求下，盡量減小整備質量。 f．其它有關產品技術規(guī)范和標準。 目前，農用運輸車不能滿足“三農”市場需求，突出表現(xiàn)為一般產品生產能力過剩，技術水平低，質量和維修服務水平差，價格較高，而市場急需的高質量經濟型產品不能滿足需求。結合生產實際，在農用運輸車基礎上對低速載貨汽車車架及懸架系統(tǒng)進行了設計。 第2章 總體方案論證 2.1 設計選型原則 2.1.1車架的設計方案 根據(jù)縱梁的結構特點，車架可分為以下幾種方案： a．周邊式車架，用于中級以上的轎車； 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，而當承受扭矩時，各部分同時產生彎曲和扭轉。其優(yōu)點是便于安裝車身、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．計量式車架； e．綜合式車架； 結合生產實際及設計要求，選用方案c。 2.1.2 懸架的設計方案 a．前輪和后輪均采用非獨立懸架； b．前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架； c．前后輪均采用獨立懸架； 非獨立懸架的結構特點是，左右車輪用一根整體軸連接再經過懸架與車架（或車身）連接；獨立懸架的結構特點是左右車輪通過各自的懸架與車架（車身）連接。 結合生產實際及設計要求，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，當采用縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置作用。緩沖塊用來減輕車軸對車架（或車身）的直接沖撞，防止彈性元件產生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。 2.1.3整體設計方案 綜合上述兩方案確定了整體設計方案：梯形車架和前后懸架均采用縱置半橢圓形鋼板彈簧非獨立懸架。 2．2 設計內容 a．參與總體設計； b．車架、懸架結構型式分析和主要參數(shù)的確定； c．車架、懸架結構設計。 第3章 主要尺寸參數(shù)的選定 3.1 外廓尺寸 我國對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 質量參數(shù) 3.2.1 裝載質量 按要求取=1500kg 3.2.2 整備質量 汽車的裝載量與整備質量之比/稱為汽車的整備質量利用系數(shù)。它表明單位汽車整備質量所承受的汽車裝載質量。參考國內外同類型同級別的汽車整備質量利用系數(shù)和查《汽車設計》表2-10，所以： 在輕型載貨汽車之列,所以滿足設計要求取。 3.2.3滿載質量 3.2.4車架寬度 車架寬度是指左右縱梁腹板外側面之間的寬度。在總體設計中，整車寬度確定后，車架前后部分寬度就可以根據(jù)前輪最大轉向角、輪距、鋼板彈簧片寬、裝在車架內側的發(fā)動機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裝置件的懸伸長度來看，車架盡量寬些，同時前后部分寬度應相等。以便簡化制造工藝和避免縱梁寬度變化處產生應力集中。由（汽車設計）表2－25取的車架寬860mm。 3.2.5軸距L 由總體設計取軸距2800mm。 第4章 車架總成設計 4．1 車架的結構設計 車架是支撐、連接汽車備總成的零部件，并承受來自車內外的各種載荷的基礎構件。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及生產上的繼承性、工藝性等原因仍廣泛應用在大型掛車上。貨車車架應具有足夠的強度和適當?shù)膭偠?。同時要求其質量盡可能小。此外，車架應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 車架結構示意圖 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。由于槽形梁具有強度高、工藝簡單等特點，因此在載貨汽車設計中選用槽形梁結構。另外為了滿足低速載貨汽車使用性能的要求，縱梁采用直線形結構。這樣既可降低縱梁的高度，減輕整車自身重量，降低成本，亦可保證強度。材料選用16Mn低合金鋼，16Mn低合金鋼在強度,塑性,可焊性方面能較好地滿足剛結構，是應用最廣泛的低合金鋼，綜合機械性能良好,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，構成車架的主要構件。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應力大小及其分布 合理設計橫梁，可以保證車架具有足夠的扭轉剛度。 從早期通過試驗所得出的一些結論可以看出，若加大橫梁的扭轉剛度，可以提高整個車架的扭轉剛度，但與該橫梁連接處的縱梁的扭轉應力會加大；如果不加大橫梁，而是在兩根橫梁間再增加橫梁，其結果是增加了車架的扭轉剛度，同時還降低了與橫梁連接處的縱梁扭轉應力 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，對車機架的扭轉剛度有大的影響。縱、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，扭轉剛度最小。 從以上三種車架的對比可以看出：低速載貨汽車應該選用車架B。 本設計共有六根橫梁，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，有利于消除峰值應力，改善應力狀況，這對于要求有一定扭轉彈性的貨車車架有重要意義。 圖4-2 車架鉚接示意圖 鉚接設計注意事項： a.盡量使鉚釘?shù)闹行木€與構件的端面重心線重合； b.鉚接厚度一般不大于5d； c.在同一結構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)，將鉚釘交錯排列； 4．2 車架的技術要求 a.車架左右縱梁間的距離為860，而在車架前橫梁及轉向器范圍內應為860。 b.車架總成左右縱梁上表面應在同一平面內，其不平度在全長上不大于3.0，且在轉向器固定處，該表面與縱梁側面的垂直度應不大于0.5。 c.車架總成駕駛室前后固定點的相對位置尺寸應符總裝圖要求，駕駛室后支點與前支點高度差為10。 d.在車架總成上，左右對稱的前后鋼板彈簧支架及吊耳支架其銷孔中心線應在同一直線上，且與車架中心線垂直，偏差不大于1000：1.5，左右對稱支架的相對位置尺寸應符合要求。 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不大于1.0。 f.車架的全部鉚接部分應仔細檢查，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裝置于車架的內部。 第5章 車架的設計計算 5.1 車架的計算： 5.1.1 縱梁彎曲應力 彎矩M可用彎矩差法或多邊形法求得。對于載重汽車，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，空車時簧上負荷 (對4X2貨車可取=2)整備質量。 圖5-1縱梁彎曲應力 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局部扭轉應力 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,則在開口斷面梁中扇性應力可按下式計算： (5-4) 式中 Iw—扇性慣性矩； W—扇性坐標； 對于槽形斷面 ? (5-5) 由材料力學表B-4熱軋槽鋼（GB/T-707-1988）查得 h=80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm 則mm 對于工字形斷面 5.1.3 車架扭轉時縱梁應力 如橫梁同縱梁翼緣相連，則在節(jié)點附近，縱梁的扇性應力： (5-6) 式中 E—彈性模量，對低碳鋼和16Mn鋼：E=2.06； —車架軸間扭角； L—軸距； 節(jié)點間距； a系數(shù)，當kL=0時，a=6；kL=1~2時，a=5.25。 車架扭轉時，縱梁還將出現(xiàn)彎曲應力，須和相加。 5.2 車架載荷分析 汽車靜止時，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，車架將主要承受對稱的垂直動載荷和斜對稱的動載荷。 5.2.1 對稱的垂直動載荷 這種載荷是當汽車在平坦道路上以較高車速行駛時產生的，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。這種動載荷會使車架產生彎曲變形。 5.2.2 斜對稱的動載荷 當汽車在不平道路上行駛時，汽車的前后幾個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。這種動載荷將會使車架產生扭轉變形。 由于汽車的結構復雜，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。如汽車加速或制動時會導致車架前后載荷的重新分配；汽車轉向時，慣性力將使車架受到側向力的作用。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)展或擴展得很緩慢。根據(jù)統(tǒng)計資料可知，車架的使用壽命主要取決于縱梁抗疲勞損傷的強度。因此，在評價車架的載荷性能時，主要應著眼于縱梁。 5．3 車架彎曲強度的計算 由于結構的限制，車架必須滿足強度要求和結構設計要求。 5.3.1 受力分析 為簡化計算，設計時做以下幾點假設： a．縱梁為支撐在前后軸上的簡支梁 b．空車時簧載質量均布在左、右縱梁的全長上． c．所有作用力均通過截面的彎心(局部扭轉的影響忽略不計) 其中=413mm,=910mm,=906mm,=885mm,=835mm, 所以 5.3.2 彎矩的計算 總體設計中又知：車載質量為=1500kg ，簧上整備質量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 當時： 剪力 彎矩 當時： 剪力 彎矩 當時： 剪力 彎矩 a. 變載面處的剪力和彎矩： 當時： 當時： 當時： 當時： 當時： b. 求最大彎矩： 因為，所以當Q=0時，彎矩最大 即，時，彎矩最大 5.3.3 強度驗算 實驗表明，當車速約40 km／h時，汽車在對稱的垂直動載工況下，其最大彎矩約為靜載荷下的3(卵石路)～4.7(農村土路)倍，同時，考慮到動載荷作用下，車架處于受疲勞應力狀態(tài)，如取疲勞安全系數(shù)為1.15～1.4，可求得動載荷下的最大彎矩： 可用下式來校核縱梁的彎曲強度： (5-7) 式中： —— 縱梁的彎曲強度 —— 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力，取其值為345MPa 綜上所述：車架發(fā)生最大受力時，靜載安全系數(shù)不小于1.43， 按上式求得的彎曲應力不超過縱梁材料的疲勞極限。 5．4 車架扭轉應力的計算 5.4.1 受力分析 簡化設計計算，假設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為車架在反對稱載荷作用下的受扭情況簡圖。作用在車架上的四個力R位于前后車輪軸線所在的橫向鉛垂平面內。 5.4.2 求最大扭矩 這時各橫梁的扭轉角相等。此外，縱橫梁單位長度的扭轉角亦相等。由于扭轉角與扭矩T，扭轉剛度存在以下關系： (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； 如果將車架由對稱平面處切開見圖5.8，則切掉的一半對尚存的一半的作用相當于在切口橫斷面上作用著扭矩和橫向力。對最右邊的橫梁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 懸架的總成設計 6.1懸架的設計要求： 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的能力。 c．汽車制動或加速時，保證車身穩(wěn)定，減少車身側傾，轉彎時車身側傾角要合適。 d．有良好的隔聲能力。 e．結構緊湊、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，在滿足另部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。 6.2懸架的兩種形式： 非獨立懸架和獨立懸架 A．非獨立懸架如圖(a)所示。其兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受沖擊力時會直接影響到另一側車輪上。 B．獨立懸架如圖(b)所示，其兩側車輪安裝于斷開式車橋上，兩側車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪。 圖6－1非獨立懸架和獨立懸架 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的相對位置。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，各片間有相對滑動的可能。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產生摩擦，可促使車架的振動衰減。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，各片間涂上較稠的潤滑劑（石墨潤滑脂），并應定期保養(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； 鋼板彈簧可分為對稱式鋼板彈簧和非對稱式鋼板彈簧，對稱式鋼板彈簧其中心螺栓到兩端卷耳中心的距離相等，不等的則為非對稱式鋼板彈簧。我們設計的是對稱式鋼板彈簧，鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產生摩擦，可促使車架的振動衰減，起到減振器的作用鋼板彈簧本身還兼起導向機構的作用，可不必單設導向裝置，使結構簡化，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生振動，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，汽車懸架系統(tǒng)中采用減振器多是液力減振器，其工作原理是當車架（或車身）和車橋間受振動出現(xiàn)相對運動時，減振器內的活塞上下移動，減振器腔內的油液便反復地從一個腔經過不同的孔隙流入另一個腔內。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內摩擦對振動形成阻尼力，使汽車振動能量轉化為油液熱能，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，阻尼力隨車架與車橋（或車輪）之間的相對運動速度增減，并與油液粘度有關。 減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，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，彈性元件起主要作用。 b .在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應大，迅速減振。 c .當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內，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，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內活塞3向下移動?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經流通閥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。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動。活塞上腔油壓升高，流通閥8關閉，上腔內的油液推開伸張閥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，主使下腔產生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。 由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。 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懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比即 （6-1） 汽車前后懸架與其簧上質量組成的振動系統(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、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(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量（kg）。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，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，應當使之接近，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生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，n1/n2<1時的車身縱向角振動要比n1/n2>1時小，故推薦?。?（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，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 懸架的動擾度 懸架的動擾度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動擾度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。對貨車，取6~9cm。貨車車架的最大彎曲擾度通常應小于10mm。貨車車架質量約為整車整備質量的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于車身位移f（即懸架的變形）的關系曲線，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 懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。對于空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨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、副簧結構的鋼板彈簧。 圖6－5貨車主、副簧為鋼板彈簧結構的彈性特性 具體確定方法有兩種：第一種方法是使副簧開始起作用時的懸架擾度等于汽車空載時懸架的擾度,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、滿載使用范圍內懸架振動頻率變化不大，但副簧接觸托架前、后的振動頻率變化比較大。 第二種方法是使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時時懸架載荷的平均值，即=0.5（F0+Fw）,并使F0和間的平均載荷對應的頻率與和間平均載荷對應的頻率相等，此時，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、后懸架振動頻率變化不大。對于經常處于半載運輸狀態(tài)的車輛，采用此法較為合適。 5）懸架側傾角剛度及及其在前、后軸的分配 懸架側傾角剛度系指簧上質量產生單位側傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。它對簧上質量的側傾角有影響。側傾角過大或過小都不好。貨車車身側傾角不超過~。 6.4鋼板彈簧的設計 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，并且結構簡單，故在汽車上得到廣泛應用。 縱置鋼板彈簧有對稱和不對稱之分，因大多數(shù)汽車采用對稱式鋼板彈簧所以我選用了對稱式鋼板彈簧。 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力選用： 《機械設計手冊》單行本 彈簧·起重運輸件·五金件，7—112表7-11-6 材料：60Si2MnA， ，， 。 表7-11-7鋼板彈簧許用應力 載重汽車的前板簧許用彎曲應力； 載重汽車的后板簧許用彎曲應力。 B．板彈簧設計與計算： 表7-11-8 半橢圓式板彈簧： （6-7） 由已知滿載靜止時汽車前、后軸負荷G1、G2和簧下部分荷重Gu1、Gu2。單個鋼板彈簧的載荷：Fw1=和，懸架的靜擾度和動擾度縱置鋼板彈簧,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，為許用彎曲應力。對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經噴丸處理后，推薦在下列范圍內使用：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)設計要求和計算取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 鋼板彈簧的剛度驗算 剛度驗算公式為 （6-12） 式中 ： 為經驗修正系數(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 論 本課題是針對目前農用運輸車不能滿足“三農”市場需求，突出表現(xiàn)為一般產品生產能力過剩，技術水平低，價格過高，質量和維修服務水平差，而市場急需的高質量、經濟型的產品不能滿足市場需求。二十一世紀，農業(yè)機械要圍繞我國農村經濟結構調整要求，努力開發(fā)生產適用、先進的農用產品。 在市場的需求下，在老師的指導下，我們一組六人對YC1040低速載貨汽車做了簡要設計，我主要對車架和懸架系統(tǒng)進行了設計，通過設計知道了車架動力傳動系統(tǒng)和路面引起的振動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；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，其高度及質量都會增大，也需要有大型壓力機制造。懸架以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨力懸架在載貨汽車上用的比較廣泛，其主要優(yōu)點是；結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：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；簧下質量大；在不平路面上行駛時，左右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當兩側車輪不同步跳動時，車輪會左右搖擺，使前輪容易產生擺振；前輪跳動時，懸架易于轉向傳動機構產生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一則車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應的空間。 本次的設計方案是邊梁式車架和前后均采用縱置鋼板彈簧懸架，通過設計，證明了我的設計方案是可行的，但是這畢竟是純理論的，如果將它投入到生產實際當中進行檢驗和校正，相信會得到很好的完善。 參 考 文 獻 [1] GB7258－2004 ， 機動車運行安全技術條件[S]． [2] GB18320－2001 ， 農用運輸車安全技術條件[S]． [3] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [4] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [5] 陳家瑞．汽車構造（上冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [6] 陳家瑞．汽車構造（下冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [7] 成大先.機械設計手冊單行本(機械振動.機架設計) [M]. 北京:化學工業(yè)出版社,2004. [8]成大先.機械設計手冊單行本(聯(lián)接與緊固) [M]. 北京:化學工業(yè)出版社,2004. [9] 汽車工程手冊編輯委員會．汽車工程手冊（設計篇）[M]．北京：人民交通出版社，2001． [10]成大先.機械設計手冊單行本(彈簧.起重運輸件.五金件) [M]. 北京:化學工業(yè)出版社,2004. [11] QC/T 491－1999，汽車筒式減振器 尺寸系列及技術條件[S]． [12] QCn 29035－1991 ，汽車鋼板彈簧技術條件[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 前保險杠右支架 YC1040-01-07 　 A4 9 前保險杠左支架 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 25