低速載貨汽車車架和懸架的設計本科生畢業設計論文(留存版)

　　

【正文】 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。 圖41 車架結構示意圖 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。左圖是縱與橫梁的幾種連接方式；搭接 板多數是固定在縱梁的上、下翼面上和縱梁的腹板上，也有連接在縱梁的腹板上和一個翼面上的。 車架載荷分析汽車的使用條件復雜，其受力情況十分復雜，因此車架上的載荷變化也很大，其承受的載荷大致可分為下面幾類： 靜載荷車架所承受的靜載荷是指汽車靜止時，懸架彈簧以上部分的載荷。故這種假定不會造成計算的明顯誤差。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。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到大氣中。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。這兩項要求不能同時滿足。 鋼板彈簧主要參數的確定鋼板彈簧材料及許用應力選用：《機械設計手冊》單行本 彈簧有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。 （75）。如果相差太多，可重新選擇各片預應力再行核算。所以根據式(714)求出鋼板彈簧銷擠壓應力為：，可見滿足需用應力要求。 while providing the noise, vibration, and ride and handling characteristics they want in the vehicle. Large older vehicles, vans, and trucks generally use separate body and frame construction. The newer, smaller39。圖712 鋼板彈簧主片卷耳的受力圖其中 ； 。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。各片實際長度尺寸需經圓整后確定。撓度增大系數的確定：先確定與主片等長的重疊片數，再估計一個總片數，求得，然后=，初定。側傾角過大或過小都不好。圖6－4懸架彈性特性曲線1–緩沖塊復原點 2–復原形程中緩沖塊脫離 3–主彈簧的彈性特性曲線 4–復原行程 5–壓縮形程 6–在緩沖塊壓縮期懸架的彈性特性曲線 7–緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架的點 8–額定載荷之點 懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。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。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。d．有良好的隔聲能力。其值可根據汽車底盤結構的統計數據大致估計，一般對于輕型和中型載貨汽車來說，簧載質量約為汽車自身質量的2/3。圖51縱梁彎曲應力由上圖得： （51） （52） （53）a=1010mm，b=1105mm，=2700mm，L=4815mm，c=1500mm，c=2200mm，c=3700mm。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。傳統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。裝有橫向穩定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。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。研究主要集中在三個方面：①尋找懸架的最優參數；②研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器；③研究導向機構，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩定性有較大的提高。在馬車出現的時候，為了乘坐更舒適，人類就開始對馬車的懸架—— 葉片彈簧進行孜孜不倦的探索。除非增加更多的鋁合金材料，利用更多的用量來彌補強度上的不足。b．保證整車良好的平順性能。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生干涉。 with reliable work, simple structure, loading and unloading, advantageous for the service and the adjustment。低速載貨汽車上用得比較廣泛的是邊梁式車架和非獨立懸架，因為邊梁式車架和非獨立懸架結構簡單，比較經濟實用，便于維修和改裝。要求具有足夠的疲 勞強度，在汽車運行30?50萬公里以前，不致有嚴重的疲勞損傷。汽車懸架通常由彈性元件、導向機構和減震器等三部分組成。這種設計的最大好處，在于輕量化與剛性得以同時兼顧，因此受到了不少跑車制造商的青睞，早期的法拉利與蘭博基尼都是采用的這種設計。有些車廠在用電腦完成設計雛形后，還會再由專業的試車人員進行實際測試。20 世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產廠家競相研制開發這種懸架，豐田、洛特斯、沃爾沃、奔馳等在汽車上進行了較為成功的試驗。懸架技術的每次跨越，都和相關學科的發展密切相關。但是它們也存在很多缺點I如車身等其總成在車架上面的連結是比較復雜的,而且橫梁懸臂較長,彎矩較大，使橫梁與中梁的連接處容易損壞。從提高整車的橫向穩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。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。，駕駛室后支點與前支點高度差為10。 斜對稱的動載荷這種載荷是當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產生的。A．所以均布載荷集度q為：=(1700+2100)/(493+990+986+975+950+421) =圖52 車架載荷示圖B．求支反力由平衡方程得：F22700+10101010/2=(2700+1105) (2700+1105) 得：F2=F1=(mg+m0)gF2=當時：剪力Q1=qx=彎矩M1=qx2/2=當時：剪力Q=qx+F1=彎矩M1=F1(xl1)qx2/2=(x493)當時：剪力Q1=qx+F1+F2=彎矩M1=q(Lx)2/2=(4815x)2a. 變載面處的剪力和彎矩：當x=l1=493mm時：Q==M=qx2/2=當x=l1+l2=1483mm時：Q==M=(x493)=當x=l1+l2+l3=493+990+986=2469mm時：Q==M=(x493)qx2/2=當x=l1+l2+l3+l4=3444mm時：Q==M=(x493)=當x=L=4815時：Q==M=(4815x)2=0b. 求最大彎矩：因為，所以當Q=0時，彎矩最大即Q==0,x=，彎矩最大Mmax=(x493)=≈ 106 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)～(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，～，可求得動載荷下的最大彎矩：=10`=可用下式來校核縱梁的彎曲強度： (57)式中： —— 縱梁的彎曲強度—— 抗彎模量=107/104=對于槽形斷面（如圖34）可知區域載面形狀和載面特性，即抗彎截面系數為： W=t h h+6b∕6 (58)取h=80mm, b=43mm, t=5mm,W=t h h+6b∕6=22533mm3 圖34 槽形斷面比較車架全長上受力分析可知：最大受力可能發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： (510)其中為材料的屈服應力，取其值為350MPamax=Mmax/Wx=240 MPa N=/max=綜上所述：車架發生最大受力時， 按上式求得的彎曲應力不超過縱梁材料的疲勞極限σ1＝220～260MP滿足要求。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。這時，彈性元件起主要作用。設計的主要數據: 載質量：1700kg 整備量：2100kg 空車時：前軸負荷：850kg 后軸負荷：850kg 滿載時：前軸負荷：1330kg 后軸負荷：2470kg 軸 距：2700 mm 前 輪 距 ：1240 mm 后 輪 距：1360 mm 懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷f與此時懸架剛度c 之比，即 （61） 貨車的懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。副簧，主簧的剛度之比為： ， （65） 式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。簧下部分荷重，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： （71）由前面選定的參數知： 滿載弧高 ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設計選取矩形截面。綜上所述，所設計的鋼板彈簧的實際尺寸及剛度等參數為：主簧：長度為1200mm，寬度為100mm，厚度為12mm，片數為5片，剛度C1=。由于在汽車緊急制動時，一般前鋼板彈簧承受的載荷較大，需要校核前鋼板彈簧的最大應力，所以忽略這一步。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，其主要優點是；結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。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。 ——道路附著系數，這里； ——鋼板彈簧前、后段長度； ——彈簧固定點到路面的距離。 鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高及曲率半徑計算鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高，用下式計算： （78） 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。但片數少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料的利用率變壞。轎車L=(～)軸距；貨車前懸架：L=(～)軸距，后懸架：L=(～)軸距。根據同類車型類比，后懸架的非簧載質量為100kg。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= （62） 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質量（kg）又靜撓度可表示為： （63） g：重力加速度（）,代入上式得到： n=5/ （64） 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。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。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。參考歐鈴ZB5040XXYBSC3S運輸車對低速載貨汽車做了簡要設計，汽車性能的優劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協調和配合，取決于車架的布置。這種動載荷會使車架產生扭轉變形。，且具有正確形狀不允許有傾斜，呲牙等缺陷。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。我國汽車專業標準（汽13259載重汽車車架寬度標準）規定“車架寬度標準為865 177。結合生產實際及設計要求，選用方案2。同時，懸架的發展也給這些相關學科提出更高的理論要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界。由于種種原因，我國的汽車在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大，絕大部分采用被動懸架。隨后單體結構的車架在車壇上成為主流，籠狀的鋼骨車架也逐漸改由這種將車體與車架合二為一的單體車架所取代，這種單體車架一般以“底盤”稱之。當橫向角剛度較小時，有時還裝有橫向穩定器以減小車身的橫向擺動。但是，當汽車行駛于不平路面時，為了保證汽車對路面不平度的適應性，以提髙汽車的平順性和通過能力，又要求車架具有一定的撓性，即扭轉剛度不宜過高。關鍵詞： 低速貨車。設計 ABSTRACTThis topic bined production, the low speed truck frame and suspension system have been designed. The main content of the design include: the design of the participation system, analysis of t