低速載貨汽車車架和懸架的設(shè)計(jì)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)論文(編輯修改稿)

　

【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 行駛時(shí)產(chǎn)生的。此時(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同歪斜，其大小與道路不平的程度以及車身、車架和懸架的剛度有關(guān)。這種動(dòng)載荷會(huì)使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。 其它載荷汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力將使車架受到側(cè)向力的作用；汽車加速或制動(dòng)時(shí)，慣性力會(huì)導(dǎo)致車架前后部載荷的重新分配；當(dāng)一個(gè)前輪正面撞在路面凸包上時(shí)，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪力變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向搖臂及減振器等）工作時(shí)所產(chǎn)生的力；由于載荷作用線不通過(guò)縱梁截面的彎曲中心（如油箱、備胎和懸架等）而使縱梁產(chǎn)生附加的局部轉(zhuǎn)矩。綜上所述，汽車車架實(shí)際上是受到一定空間力系的作用，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和連接點(diǎn)又是多種多樣，更導(dǎo)致車架受載情況復(fù)雜化。 彎曲強(qiáng)度的基本假設(shè)為了便于彎曲強(qiáng)度的計(jì)算，對(duì)車架進(jìn)行以下基本假設(shè)：因?yàn)檐嚰芙Y(jié)構(gòu)是左右的對(duì)稱的，左右縱梁的受力相差不大，故認(rèn)為縱梁是支承在汽車前后軸的簡(jiǎn)支梁?？哲嚂r(shí)的簧載質(zhì)量（包括車架自身的質(zhì)量在內(nèi)）均勻分布在左右二縱梁的全長(zhǎng)上。其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)大致估計(jì)，一般對(duì)于輕型和中型載貨汽車來(lái)說(shuō)，簧載質(zhì)量約為汽車自身質(zhì)量的2/3。汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長(zhǎng)上。所有作用力均通過(guò)截面的彎曲中心。實(shí)際上，縱梁的某些部位會(huì)由于安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設(shè)計(jì)時(shí)通常在此安置一根橫梁，使得這種對(duì)縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷?duì)橫梁的彎矩。故這種假定不會(huì)造成計(jì)算的明顯誤差。由于上述假設(shè)，使車架由一個(gè)靜不定的平面框架結(jié)構(gòu)，簡(jiǎn)化成為一個(gè)位于支座上的靜定結(jié)構(gòu)。5．4 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。 受力分析為簡(jiǎn)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(jiǎn)支梁b．空車時(shí)簧載質(zhì)量均布在左、右縱梁的全長(zhǎng)上．c．所有作用力均通過(guò)截面的彎心(局部扭轉(zhuǎn)的影響忽略不計(jì))把車架縱梁分為六段。如圖53所示：圖53 縱梁分段受力示圖其中=493mm,=990mm,=986mm,=975mm,=950mm,l6=421mm 所以L=l1+l2+l3+l4+l5+l6=4815mm 彎矩的計(jì)算總體設(shè)計(jì)中又知：車載質(zhì)量為=1700kg ，簧上整備質(zhì)量2100kg。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(dāng)時(shí)：剪力Q1=qx=彎矩M1=qx2/2=當(dāng)時(shí)：剪力Q=qx+F1=彎矩M1=F1(xl1)qx2/2=(x493)當(dāng)時(shí)：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(dāng)x=l1=493mm時(shí)：Q==M=qx2/2=當(dāng)x=l1+l2=1483mm時(shí)：Q==M=(x493)=當(dāng)x=l1+l2+l3=493+990+986=2469mm時(shí)：Q==M=(x493)qx2/2=當(dāng)x=l1+l2+l3+l4=3444mm時(shí)：Q==M=(x493)=當(dāng)x=L=4815時(shí)：Q==M=(4815x)2=0b. 求最大彎矩：因?yàn)椋援?dāng)Q=0時(shí)，彎矩最大即Q==0,x=，彎矩最大Mmax=(x493)=≈ 106 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)～(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)，～，可求得動(dòng)載荷下的最大彎矩：=10`=可用下式來(lái)校核縱梁的彎曲強(qiáng)度： (57)式中： —— 縱梁的彎曲強(qiáng)度—— 抗彎模量=107/104=對(duì)于槽形斷面（如圖34）可知區(qū)域載面形狀和載面特性，即抗彎截面系數(shù)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(zhǎng)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)： (510)其中為材料的屈服應(yīng)力，取其值為350MPamax=Mmax/Wx=240 MPa N=/max=綜上所述：車架發(fā)生最大受力時(shí)， 按上式求得的彎曲應(yīng)力不超過(guò)縱梁材料的疲勞極限σ1＝220～260MP滿足要求。小結(jié)：車架作為汽車的承載基體，為貨車、中型及以下的客車、中高級(jí)和高級(jí)轎車所采用，支撐著發(fā)動(dòng)機(jī)離合器、變速器、轉(zhuǎn)向器、非承載式車身和貨箱等所有簧上質(zhì)量的有關(guān)機(jī)件。參考?xì)W鈴ZB5040XXYBSC3S運(yùn)輸車對(duì)低速載貨汽車做了簡(jiǎn)要設(shè)計(jì)，汽車性能的優(yōu)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(xié)調(diào)和配合，取決于車架的布置。從技術(shù)先進(jìn)性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標(biāo)、質(zhì)量和主要尺寸參數(shù)，提出車架總體設(shè)計(jì)方案，為各部件設(shè)計(jì)提供整車參數(shù)和設(shè)計(jì)要求，保證汽車主要性能指標(biāo)實(shí)現(xiàn)，使零部件通過(guò)合理的車架布局更好的結(jié)合在一起，使整車的性能、可靠性達(dá)到設(shè)計(jì)要求。第6章 懸架的總成設(shè)計(jì)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。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(kāi)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(zhǎng)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(zhǎng)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(lái)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(rùn)滑劑（石墨潤(rùn)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(jiǎn)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(guò)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(guò)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(guò)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(guò)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(shuō)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)。活塞下腔室的容積減少，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(kāi)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?，流通閥8關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開(kāi)伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來(lái)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(kāi)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。設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù): 載質(zhì)量：1700kg 整備量：2100kg 空車時(shí)：前軸負(fù)荷：850kg 后軸負(fù)荷：850kg 滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：1330kg 后軸負(fù)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(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c 之比，即 （61） 貨車的懸架與其簧上質(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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來(lái)表示： n= （62） 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)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(dòng)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。 又因?yàn)椴煌钠噷?duì)平順性的要求不相同，～，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：n== 懸架的動(dòng)撓度懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇：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1–緩沖塊復(fù)原點(diǎn) 2–復(fù)原形程中緩沖塊脫離 3–主彈簧的彈性特性曲線 4–復(fù)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(shí)開(kāi)始接觸彈性支架的點(diǎn) 8–額定載荷之點(diǎn) 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。 懸架主，副簧剛度的分配 圖65 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性如何確定副簧開(kāi)始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時(shí)的振動(dòng)頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動(dòng)頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來(lái)確定。 使副簧開(kāi)始起作用時(shí)的懸架撓度等于汽車空載時(shí)懸架的撓度，而使副簧開(kāi)始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時(shí)懸架的撓度。于是可求=。 式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。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。為了獲得良好的平順性和操