底盤及車架懸掛設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

第1章緒論底盤及車架懸掛設(shè)計(jì)技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢中國汽車工業(yè)這些年逐步建立起有競爭性、不同技術(shù)層次的零部件配套體系。并積極開展節(jié)能環(huán)保型的汽車研發(fā)，推動技術(shù)進(jìn)步，加快汽車產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)升級。堅(jiān)持對外開放和自主發(fā)展相結(jié)合的原則，努力提高自主研發(fā)能力，培育自主品牌產(chǎn)品。為了實(shí)現(xiàn)由“汽車大國”向“汽車強(qiáng)國”轉(zhuǎn)變，一方面，國家通過宏觀調(diào)控、政策扶持等措施，鼓勵(lì)和支持汽車產(chǎn)業(yè)的轉(zhuǎn)型升級；另一方面，企業(yè)在國家政策的引導(dǎo)下，在組織結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)、技術(shù)結(jié)構(gòu)、市場結(jié)構(gòu)等方面積極實(shí)施轉(zhuǎn)型升級戰(zhàn)略，全面、有效提升汽車產(chǎn)業(yè)的國際競爭力。一輛汽車有多個(gè)系統(tǒng)組成，傳動系統(tǒng)，制動系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，行駛系統(tǒng)等等，而決定汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性的是汽車懸架系統(tǒng)。懸架是現(xiàn)代汽車上重要總成之一。汽車懸架把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。懸架的最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩，緩和汽車駛過不平路面時(shí)路面?zhèn)鬟f給車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。懸架由彈性元件、導(dǎo)向裝置、減震器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。導(dǎo)向裝置由導(dǎo)向桿系組成，用來決定車輪相對于車架（或車身）的運(yùn)動特性，并傳遞除了彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。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(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。減振器是具有減振作用，使振動迅速衰減，減輕振動使乘員感到不舒適和疲勞。彈性元件則是為了緩和沖擊，使車架與車橋之間具有彈性聯(lián)系。因此，汽車懸架往往列為重要部件編入轎車的技術(shù)規(guī)格表，作為衡量轎車質(zhì)量的指標(biāo)之一。完善的汽車懸架系統(tǒng)可以很好的緩解路面給予車輛的沖擊，減輕汽車振動給乘客帶來頭暈，暈車等不良反應(yīng)，使乘客感受到很好的乘坐舒適性。同時(shí)將汽車的懸架系統(tǒng)調(diào)校好，好的懸架系統(tǒng)在彎道性能上就能很好的表現(xiàn)出來，還有出去郊游時(shí)，能在惡劣的路況下通行，可以給駕駛員帶來更好的操作穩(wěn)定性以及一定的駕駛樂趣。優(yōu)良的懸架避震性能，也可以減輕振動給零件帶來的沖擊導(dǎo)致?lián)p壞，減少故障，降低維修成本和行駛安全。懸架系統(tǒng)使汽車能精準(zhǔn)的過彎轉(zhuǎn)向，也能避免一定的交通事故發(fā)生可能性。因此可以發(fā)現(xiàn)，懸架對于整輛車具有重大意義，不可或缺。而當(dāng)前的汽車懸架雖然已經(jīng)十分先進(jìn)，但是畢竟沒有完美的事物，不論什么形式的獨(dú)立懸架或非獨(dú)立懸架都有其缺點(diǎn)和不足。因此還需要不斷的研究發(fā)展。汽車工業(yè)是一個(gè)龐大的社會經(jīng)濟(jì)系統(tǒng)工程，不同于普通產(chǎn)品，汽車產(chǎn)品是一個(gè)高度綜合的最終產(chǎn)品，需要組織專業(yè)化協(xié)作的社會化大生產(chǎn)，需要相關(guān)工業(yè)產(chǎn)品與之配套。長期以來，汽車工業(yè)作為國家重點(diǎn)投資和發(fā)展的產(chǎn)業(yè)，雖然取得了一定的成績，但是與世界汽車工業(yè)先進(jìn)國家相比還有很大差距。我國的汽車工業(yè)尚屬幼稚產(chǎn)業(yè)，國際競爭力不足，隨著經(jīng)濟(jì)全球化，汽車工業(yè)必須面對國際與國內(nèi)廣泛領(lǐng)域的挑戰(zhàn)。我國的汽車工業(yè)起步于50年代，經(jīng)過60年的發(fā)展，已經(jīng)具備了較好的產(chǎn)業(yè)基礎(chǔ)，2007年，中國汽車需求總量為879萬輛，在全球市場占比從2001年4.3%上升到2007年的12.2%。2009年首次超越美國成為全球第一大汽車產(chǎn)銷國后，2010年中國再次穩(wěn)坐全球銷量第一的位置。全年銷量超過1800萬輛。隨著汽車工業(yè)的進(jìn)一步快速發(fā)展，汽車工業(yè)對國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的貢獻(xiàn)正越來越突出。汽車底盤及車架懸掛的基本組成汽車底盤介紹及基本組成汽車底盤的作用是支承、安裝汽車發(fā)動機(jī)和汽車各部件、總成，構(gòu)成汽車整體；將發(fā)動機(jī)傳來的動力，經(jīng)減速增矩后傳給驅(qū)動車輪，驅(qū)動車輛前進(jìn)。底盤上設(shè)置有轉(zhuǎn)向控制、制動控制及減振緩沖等裝置確保車輛正常行駛。汽車底盤由傳動系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制動系統(tǒng)四個(gè)部分組成，如圖1.2.1所示。汽車的傳動系統(tǒng)是汽車發(fā)動機(jī)與驅(qū)動輪之間動力傳遞裝置的總稱。它能根據(jù)需要將動力平穩(wěn)接合并傳遞或迅速徹底地分離動力；能滿足汽車倒車和必要時(shí)左、右驅(qū)動車輪差速轉(zhuǎn)動的要求;且應(yīng)保證在各種行駛條件下提供必需的牽引力、車速，使汽車有良好的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。傳動系統(tǒng)包括離合器、變速器、方向傳動裝置、主減速器、差速器等部分。汽車的行駛系統(tǒng)接受發(fā)動機(jī)經(jīng)傳動系統(tǒng)傳來的轉(zhuǎn)矩，并通過驅(qū)動輪與路面間附著作用，產(chǎn)生汽車牽引力，保證汽車正常行駛；盡可能緩和不平路面對車身造成的沖擊和振動，保證汽車行駛的平順性；并且與汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合，不對汽車轉(zhuǎn)向帶來影響，保證汽車的操縱穩(wěn)定性。行駛系統(tǒng)包括：車架、車橋、車輪和懸架等部分。圖1.2.1汽車（貨車）底盤結(jié)構(gòu)圖汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)。汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，要保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，使汽車保持在直線或轉(zhuǎn)向的運(yùn)動狀態(tài)，或者使這兩種運(yùn)動狀態(tài)互相轉(zhuǎn)換。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)包括：轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向梯形、轉(zhuǎn)向切等部分。制動系統(tǒng)是汽車裝設(shè)的全部制動和減速系統(tǒng)的總稱，其功能是使行駛中的汽車減速或停車以及實(shí)現(xiàn)可靠駐車。制動系統(tǒng)包括前后制動器、控制裝置、供能裝置和傳動裝置。車架懸掛系統(tǒng)介紹及懸架基本類型懸掛系統(tǒng)是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。典型的懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以及減震器等組成，個(gè)別結(jié)構(gòu)則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現(xiàn)代轎車懸掛系統(tǒng)多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個(gè)別高級轎車則使用空氣彈簧。懸掛系統(tǒng)是汽車中的一個(gè)重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關(guān)系到汽車的多種使用性能。從外表上看，汽車懸掛系統(tǒng)僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它很簡單，相反汽車懸架是一個(gè)較難達(dá)到完美要求的汽車總成，這是因?yàn)閼覓煜到y(tǒng)既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。汽車懸架包括彈性元件，減振器和傳力裝置等三部分，這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。彈性元件用力傳遞垂向力，并緩和由路面不平度引起的沖擊和振動。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動，實(shí)驗(yàn)室是懸架機(jī)構(gòu)中最清官的復(fù)雜的機(jī)械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等剛架、轉(zhuǎn)向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側(cè)向力及力矩，并保證車輪相對于車架（車身）有確定的相對運(yùn)動規(guī)律。汽車懸架可分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架。非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是兩側(cè)車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架（或車身）連接。當(dāng)一側(cè)車輪因道路不平而發(fā)生跳動時(shí)，必然引起另一側(cè)車輪在汽車橫向平面內(nèi)發(fā)生擺動，故稱為非獨(dú)立懸架。獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是車橋做成斷開的，每一側(cè)的車輪可以單獨(dú)的通過彈性懸架與車架（或車身）連接，兩側(cè)車輪可以單獨(dú)跳動，互不影響，故稱為獨(dú)立懸架。非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維修方便、工作可靠。但汽車平順性較差，調(diào)整行駛時(shí)操穩(wěn)性差，應(yīng)用于轎車時(shí)不利于發(fā)動機(jī)、行李艙的布置。因此非獨(dú)立懸架一般用于貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架。獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)有：簧下質(zhì)量小；懸架占用的空間小；可以用剛度小的彈簧，改善了汽車行駛平順性；由于有可能降低發(fā)動機(jī)的位置高度，使整車的摶高度下降，又改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右輪各自獨(dú)立運(yùn)動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時(shí)在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。但是結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本較高、維修困難。主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車。第二章貨車總體設(shè)計(jì)總體方案分析汽車的分類汽車有很多種分類方法，可以按照發(fā)動機(jī)排量、乘客座位數(shù)、汽車總質(zhì)量、汽車總長、車身或駕駛的特點(diǎn)等來分類，也可以取上述特性中兩個(gè)指標(biāo)作為分類的依據(jù)。國標(biāo)BG/T3730.1-2001將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設(shè)計(jì)和技術(shù)特性上主要用于載運(yùn)乘客及隨身行李和臨時(shí)物品的汽車，包括駕駛員座位在內(nèi)最多不超過9個(gè)座位。商用車是指在設(shè)計(jì)和技術(shù)特性上用于運(yùn)送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車。商用車又有客車、半牽引車、貨車之分。貨車按照汽車最大總質(zhì)量的分類如下:表2.1.1貨車按照最大總質(zhì)量分類朝黃汽斗.類型微型輕型中型S型「定?最人息.噴量WL8>6-14>14本次設(shè)計(jì)的汽車屬于中型載貨汽車。五噸卡車（中型貨車）型式的選擇不同型式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式、布置形式以及輪胎的選擇上有區(qū)別。軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響軸數(shù)的主要因素有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負(fù)荷能力以及汽車的機(jī)構(gòu)等。隨著設(shè)計(jì)汽車的乘員增多或裝載質(zhì)量增加，汽車的整備質(zhì)量和總質(zhì)量增大。在汽車軸數(shù)不變的情況下，汽車總質(zhì)量增加以后，使公路隨的負(fù)荷增加。當(dāng)這種負(fù)荷超過了公路設(shè)計(jì)的承載能力時(shí)，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護(hù)公路，有關(guān)部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制。汽車總質(zhì)量小于19t的公路運(yùn)輸車輛均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本較低廉的兩軸方案。驅(qū)動形式汽車的驅(qū)動形式有4*2、4*4、6*2、6乂6、8乂4、8乂8等，前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的機(jī)構(gòu)越復(fù)雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時(shí)也使汽車的總體布置工作變得困難?？傎|(zhì)量小的商用車，多采用機(jī)構(gòu)簡單、制造成本低的4*2驅(qū)動形式。貨車布置形式汽車的布置形式是指發(fā)動機(jī)、驅(qū)動橋和車身（駕駛室）的相互關(guān)系和布置特點(diǎn)而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機(jī)相對位置的不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機(jī)位置不同，分為發(fā)動機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。A.平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車a.平頭式貨車貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室內(nèi)時(shí)，稱為平頭式貨車。這種形式的貨車布置特點(diǎn)是發(fā)動機(jī)在駕駛員和副駕駛員座位中間，因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨(dú)立的發(fā)動機(jī)艙。b.短頭式貨車發(fā)動機(jī)的大部分在駕駛室的前部，少部分位于駕駛室內(nèi)的貨車，稱為短頭式貨車。這種貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：因發(fā)動機(jī)大部分凸出在駕駛室前部，所以發(fā)動機(jī)有獨(dú)立的發(fā)動機(jī)艙和單獨(dú)的罩蓋，發(fā)動機(jī)艙和駕駛室共同形成貨車的車頭部分。c.長頭式貨車貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室前部稱為長頭式貨車。這種形式的貨車車身部分的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與短頭式貨車相同，只是發(fā)動機(jī)艙和車頭部分更長些。d.偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。它具有平頭車的一些優(yōu)點(diǎn)，如軸距短、視野良好等，此外還具有駕駛室通風(fēng)條件好、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。短頭式貨車的主要特點(diǎn)有:汽車的總長和軸距得到了縮短，最小轉(zhuǎn)變直徑小，機(jī)動性能好于長頭式，不如平頭式貨車；駕駛員的視野得到改善；動力總成操縱機(jī)構(gòu)簡單；發(fā)動機(jī)的工作對駕駛員的影響得到很大改善；位于駕駛室內(nèi)的發(fā)動機(jī)后部接近性不好，導(dǎo)致駕駛室內(nèi)部空間擁擠，布置踏板困難；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時(shí)，駕駛員和前排乘員的傷害程度比平頭式貨車要輕得多。長頭式貨車的主要特點(diǎn)有：發(fā)動機(jī)及其附件的接近性好，便于檢修工作；滿載時(shí)前軸負(fù)荷??；地板低，駕駛員上、下車方便；離合器、變速器、等操縱機(jī)構(gòu)簡單，易于布置；發(fā)動機(jī)工作對駕駛員的影響很?。获{駛員和前排乘員安全性好。但是總長與軸距均較長，最小轉(zhuǎn)彎直徑較大，機(jī)動性能不好；駕駛員的視野不好。平頭式貨車相對于以上兩種車型，發(fā)動機(jī)可以布置在座椅下后部，此時(shí)中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應(yīng)用。平頭貨車的主要缺點(diǎn)有：空載時(shí)前軸負(fù)荷大，因而在壞路上的通過性不好；因主駕駛室有翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和鎖止機(jī)構(gòu)，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜；進(jìn)出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜；發(fā)動機(jī)的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛等均有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時(shí)，易使駕駛員和前排乘員受到傷害。平頭式貨車的主要優(yōu)點(diǎn)如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動性能好，不需要發(fā)動機(jī)罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車的整備質(zhì)量減??；駕駛員的視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時(shí)能改善發(fā)動機(jī)及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭車的該指標(biāo)比較高。因此，對于要求結(jié)構(gòu)簡單的任斯璐貨車來說，采用平頭式比較合適。B.發(fā)動機(jī)前置、中置、后置a.發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動貨車主要優(yōu)點(diǎn)：可以采用直列、V型活臥式發(fā)動機(jī)；發(fā)現(xiàn)故障容易；發(fā)動機(jī)的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，容易布置；貨箱地板高度低。主要缺點(diǎn)是：如果采用平頭式駕駛室，而且將發(fā)動機(jī)布置在前軸之上，牌駕駛員、副駕駛員座位之間時(shí)，駕駛室內(nèi)部擁擠，隔絕發(fā)動機(jī)的工作噪聲、氣味、熱量和振動的工作困難，離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜；如采用長頭式駕駛室，在增加整車長度的同時(shí)，為保證駕駛員有良好的視野，需將座椅布置得高些，這又會增加整車質(zhì)量和整車質(zhì)心高度等問題。b.發(fā)動機(jī)中置后橋驅(qū)動發(fā)動機(jī)中軒后橋驅(qū)動貨車，可以采用水平對置式發(fā)動機(jī)布置在貨箱下方，因而發(fā)動機(jī)通用性不好，需特殊設(shè)計(jì)，故障維修不便；離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜；因發(fā)動機(jī)距離地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機(jī)位置影響，貨箱地板高度高。因?yàn)檫@種布置形式的缺點(diǎn)多，并且難以克服，故不采用。c.發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動這種布置形式的貨車是在發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動的乘用車的底盤基礎(chǔ)上變形而來的，所以一般不采用。它的主要缺點(diǎn)是離合器、變速箱等操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機(jī)故障和維修發(fā)動機(jī)都困難以及發(fā)動機(jī)容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。因此，本設(shè)計(jì)采用發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動。輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進(jìn)行汽車性能計(jì)算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設(shè)計(jì)開始階段就應(yīng)選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負(fù)荷、輪胎的額定負(fù)荷以及汽車的行駛速度。當(dāng)然還應(yīng)考慮與動力一一傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù)（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。輪胎所隨的最大靜負(fù)荷與輪胎額定負(fù)荷之比，稱為輪胎負(fù)荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負(fù)荷系數(shù)取為0.9?1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負(fù)荷大，故它們的輪胎負(fù)荷系數(shù)應(yīng)接近下限；對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應(yīng)超載。在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負(fù)荷系數(shù)可取上限甚至達(dá)1.1；對車速不高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數(shù)亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損，甚至發(fā)生胎面剝落及爆胎等事故。試驗(yàn)表明:輪胎超載20%時(shí)，其壽命將下降30%左右。為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對公路用車在其輪胎負(fù)荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)應(yīng)盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強(qiáng)尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負(fù)荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載量4t的載貨汽車在20世紀(jì)50年代多用的9.00-20輪胎早已被8.25-20、7.50-20甚至8.25-16等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應(yīng)大一些，以便散熱，故應(yīng)采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、斷面形狀扁平寬輪輞低壓輪胎，以便降低摶高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負(fù)荷可查相應(yīng)的國家標(biāo)準(zhǔn)。轎車輪胎標(biāo)準(zhǔn)見GB2978-82；貨車和客車的輪胎規(guī)格詳見國標(biāo)GB516-82。貨車的后輪裝雙胎時(shí)，比單胎使用時(shí)的負(fù)荷可增加10%?15%。根據(jù)設(shè)計(jì)特點(diǎn)，結(jié)合類似車型，確定輪胎選用8.25-20。汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸等。外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸，受有關(guān)法律限制不能隨意確定，貨車還要受裝載質(zhì)量的影響。汽車尺寸小些不僅可以行駛期間需要占用的道路長度小，同時(shí)還可以增加車流密度，在停車時(shí)占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質(zhì)量相應(yīng)減少，這對提高比功率、比轉(zhuǎn)矩和燃油經(jīng)濟(jì)性有利。每個(gè)國家對公路運(yùn)輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。這是為了使汽車的外廓尺寸適合本國的公路橋梁、涵洞和鐵路運(yùn)輸?shù)臉?biāo)準(zhǔn)及保證行駛的安全性。我國對公路車輛的極限尺寸規(guī)定如下：表2.2.1汽車及掛車外廓尺寸的最大限值中位為塞米車輛類型T,寬:乍品汽東三輪汽車460U16002000貨乍及半掛牽引車最語計(jì)車速小「7。加十的四輪貨1弧口。2OT0二軸最大設(shè)計(jì)總質(zhì)置60001250()1000最大設(shè)il電質(zhì)刀二II.WEOtW7000最大設(shè)總質(zhì)量沌比3小II.WIMO。族8000最大設(shè)il?忌質(zhì)型312000螭90001■:?軸最人設(shè)il總流量這『ooooi門期8GB1589-2004.4.1.2.1中限定的汽車外廓尺寸如上表所示，后視鏡等單側(cè)外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時(shí)不得超出車高300mm。2.2.2軸距L軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距短時(shí)，上述各指標(biāo)減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長；汽車上坡時(shí)制動或加速時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角震動增大，對平順行不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。原則上對發(fā)動機(jī)排量大的乘用車、載質(zhì)量或載客量多的貨車或客車軸距取得長。對機(jī)動性要求高的汽車，軸距應(yīng)取得短些。為滿足市場需要，工廠在標(biāo)準(zhǔn)軸距貨車的基礎(chǔ)上，生產(chǎn)出短軸距和長軸距的變型車。對于不同軸距變型的軸距的變化，推薦在0.4?0.6的范圍內(nèi)確定為宜。此次設(shè)計(jì)的中型貨車取軸距為4100mm。前輪距B1和后輪距B2改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬度、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并有利于增加側(cè)傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性好；但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎直徑等增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)距指標(biāo)下降，機(jī)動性變壞。表2.2.3各類汽車的軸距和輪距車型類別軸距L/mtn輪距B/IDIFI微型J700-2900115Q?量3501X2貨車輕型2300-360013cle1650中型3600-55001700-2000重型450。?56叨184。~200。這里確定前輪輪距為1900mm，后輪距為1860mm（后輪兩側(cè)兩輪胎中間線距離）。前懸勺和后懸%前懸（L尸;：前懸是指汽車最前端（除燈罩、后視鏡等非剛性固定部分外）到前軸中心之間的水平距離。前懸的長度應(yīng)足以固定和安裝駕駛室前支點(diǎn)。發(fā)動機(jī)、水箱、轉(zhuǎn)向機(jī)、彈簧前托架和保險(xiǎn)杠等零件和部件。前懸不宜過長，否則，汽車的接近角過小。前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減少了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。應(yīng)在前懸這段尺寸內(nèi)布置保險(xiǎn)杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機(jī)、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸這段尺寸有利于在撞車時(shí)對乘員起保護(hù)作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭式汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下各總成、部件的同時(shí)盡可能小些。對載客量少些的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠的結(jié)構(gòu)件吸收碰撞能量，保護(hù)前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。長頭貨車前懸一般在110?1300mm范圍內(nèi)。本次設(shè)計(jì)是平頭式貨車取前懸為1400mm。后懸（lr）:是指汽車最后端（除燈罩等非剛性固定部分外）至后軸中心之間的水平距離，后懸的長度主要決定于貨廂長度、軸距和軸荷分配情況，同時(shí)要保證適當(dāng)?shù)碾x去角。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時(shí)的安全性、貨廂長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低；而后懸短的貨車就可能使貨廂長度不夠?？傎|(zhì)量在1.8?14.0t的貨車后懸一般在1200?2200之間，特長貨廂的汽車后懸可達(dá)到2600mm，但不得超過軸距的55%。取后懸為2500mm。貨車車頭長度貨車車頭長度是指從汽車的前保險(xiǎn)杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。止匕外，車頭長度對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機(jī)的接近性等有影響。本次設(shè)計(jì)取車頭長度為1800mm。貨車車廂尺寸要求車廂尺寸在運(yùn)送散裝煤和袋裝糧食時(shí)能裝足額定的噸數(shù)。車廂長度選為6100mm，寬度選為2300mm。車廂邊板高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應(yīng)在450?650mm范圍內(nèi)選取，這里取550mm。車廂寬應(yīng)在汽車外寬符合國家標(biāo)準(zhǔn)的前提下適當(dāng)寬些，以利于縮短邊板高度和車廂長度。貨車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。10整車整備質(zhì)量汽車的整備質(zhì)量：亦即我們以前慣稱的“空車質(zhì)量”。所謂汽車的整備質(zhì)量是指汽車按出廠技術(shù)條件裝備完整（如備胎、工具等安裝齊備），各種油水添滿后的重量，但沒有載貨和載人時(shí)的整車質(zhì)量。這是汽車的一個(gè)重要設(shè)計(jì)指標(biāo)。該指標(biāo)既要先進(jìn)又要切實(shí)可行。它與汽車的設(shè)計(jì)水平、制造水平以及工業(yè)化水平密切相關(guān)。同等車型條件下，誰的設(shè)計(jì)方法優(yōu)化，生產(chǎn)水平優(yōu)越，工業(yè)化水平高，則整備質(zhì)量就會下降。整車裝備質(zhì)量對汽車制造成本和燃油積極性有影響。目前，盡可能減少整車整備質(zhì)量的目的是：通過減少整備質(zhì)量增加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣凈化標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質(zhì)量的主要措施有：新設(shè)計(jì)的車型應(yīng)使其結(jié)構(gòu)更合理，采用強(qiáng)度足夠的輕質(zhì)材料，如塑料、鋁合金等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結(jié)構(gòu)件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到廣泛應(yīng)用。整車整備質(zhì)量在設(shè)計(jì)階段需要估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計(jì)的特點(diǎn)、工藝水平等初步估計(jì)整備質(zhì)量。通過設(shè)計(jì)要求，整備質(zhì)量將根據(jù)設(shè)計(jì)載質(zhì)量和質(zhì)量系數(shù)在后面確定。汽車的裝載質(zhì)量汽車的裝載質(zhì)量me是指在硬路面上行駛時(shí)允許的額定載質(zhì)量。汽車在碎石路面上行駛時(shí)，裝載質(zhì)量約為好路面的75%?85%。這次設(shè)計(jì)確定的me為5t。質(zhì)量系數(shù) ’質(zhì)量系數(shù)Hm0是指汽車裝載質(zhì)量與整備質(zhì)量的比值，即叩=m/m該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，Hm0越大，說明汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。 m0表2.3.3貨車的質(zhì)量系數(shù)Hm0參數(shù)車型總質(zhì)量/也力M貨車1,8蕓,什必<6.(1。加?1.10丘0式小〃<14.01.20-1.35>14,01 1.7011這次確定的H0為1.25,則求得整車整備質(zhì)量m「mJn0=0.8me=4t。貨車總質(zhì)量汽車的總質(zhì)量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定載滿客、貨時(shí)的整車質(zhì)量。汽車總質(zhì)量的確定： "轎車：汽車總質(zhì)量=整備質(zhì)量+駕駛員及乘員質(zhì)量+行李質(zhì)量客車：汽車總質(zhì)量=整備質(zhì)量+駕駛員及乘員質(zhì)量+行李質(zhì)量+附件質(zhì)量貨車：汽車總質(zhì)量=整備質(zhì)量+駕駛員及助手質(zhì)量+行李質(zhì)量則貨車的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量m0、裝載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 a ° em=m+m+n165kg工中，°,為包括駕駛員以及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。m=4t+5t+2x65kg=9.13t最終確定的總質(zhì)量為9.5t。軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止的情況下，各車軸對支承平面的垂直負(fù)荷，也可以用空載或滿載質(zhì)量的百分比來表示。汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對輪胎壽命和汽車的許多使用性能的影響來說，從各車輪輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個(gè)車輪的負(fù)荷相差應(yīng)不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷，從動軸上的負(fù)荷也適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在壞路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)身軸的負(fù)荷不應(yīng)過小。在確定汽車的軸荷分配時(shí)，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據(jù)理論分析，汽車質(zhì)心位置到汽車中性轉(zhuǎn)向點(diǎn)的距離s對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。因此，可以得出作為很重要的軸荷參數(shù)，各使用性能對其要求相互矛盾，這就要求設(shè)計(jì)時(shí)根據(jù)對整車的性能要求、使用條件等，合理地選取軸荷分配。12表2.3.4各類汽車的軸荷分配軍里滿載空載前軸后軸前袖扇軸4X2后輪單1后60^-63%41^-50%--I-.4以后輪雙胎，IJ領(lǐng)頭式25%27%44%-4^%31%-56%車1d后輪雙胎.邛義式30^-35%65^-70%1S%-5A%6M后輪雙胎194-25*:打奶77T眥一［用物汽車的驅(qū)動型式與發(fā)動機(jī)位置、汽車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、車頭型式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動乘用車和平頭式商用車前軸負(fù)荷較大，而長頭式貨車前軸負(fù)荷較小。當(dāng)總體布置進(jìn)行軸荷分配計(jì)算不能滿足預(yù)定要求時(shí)，可通過重新布置某些總乘、部件的位置來調(diào)整。必要時(shí)，改變軸距也可行。空載時(shí)汽車前、后軸負(fù)荷都取50%即2750kg和2750kg。滿載時(shí)前、后軸負(fù)荷分別取33%和67%即3135kg和6365kg。主要性能參數(shù)的選擇動力性參數(shù)汽車的動力性參數(shù)主要有直接檔和I檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時(shí)間、汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩等。直接檔動力因數(shù)D0maxD0max的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性與燃料經(jīng)濟(jì)性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。轎車的D0ma,隨發(fā)動機(jī)排量的增大而增大。中、高級轎車對加速性要求高，故D0ma*值較大;微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料，D0max值較小。載貨汽車的D 是隨汽車總質(zhì)量的增大而逐漸減小的，但也有個(gè)限震:0max微型貨車的D0ma*值較大，輕型貨車次之，因?yàn)樗鼈儾粫蠋燔?，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重型貨車的D0ma,多在0.04?0.07范圍內(nèi)。對中、重型貨車選擇D 時(shí)的要求是：拖帶掛車后仍能直接檔在具有3%坡度的0max公路上行駛。鞍式牽引汽車及半掛車等列車的D0ma,應(yīng)在0.03以上。礦用自卸汽車的行駛阻力大，其D0ma,也應(yīng)不小于0.04?？蛙嚨闹狄彩请S著其總質(zhì)量的增大而減小，但豪華型客車應(yīng)a比普通型客車的D°maX值要大一些。13直接檔動力因數(shù)I檔最大動力因數(shù)D1m瞠直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換檔的加速能力。它和汽車總質(zhì)量的關(guān)系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡和附著條件。對于公路用車，D1m瞠多在0.30?0.38。中級及以上的轎車，其D"值的上限可高達(dá)0.5，以便獲得必'要的最低車速和較強(qiáng)的加速能力。礦用自卸汽車（裝載量為6.5t以下）的D1max值多在0.30?0.46，當(dāng)采用液力機(jī)械傳動時(shí)，由于汽車起步后動力因數(shù)下降較快，為保證有足夠的爬坡速度和回事能力，D1max值還應(yīng)取大一些。軍用越野汽車的爬坡能力要求高達(dá)60%?75%，故D］值多選擇在0.63以上。最高車速Vmax隨著汽車性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路段的改善和調(diào)整公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時(shí)應(yīng)考慮汽車的類型、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機(jī)功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。本次設(shè)計(jì)的中型貨車的最大速度為90km/h。汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩這兩個(gè)參數(shù)分別表示發(fā)動機(jī)最大功率和最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量這比。比功率是評價(jià)汽車動力性能如速度性能和加速性能的綜合指標(biāo)，比轉(zhuǎn)矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。在比較各國車型的比功率時(shí)，應(yīng)考慮到各國內(nèi)燃機(jī)功率測定標(biāo)準(zhǔn)的差異。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應(yīng)性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定。我國標(biāo)準(zhǔn)GB7258-97中規(guī)定，對公路用的機(jī)動車輛其比功率的最小值不能低于4.8kw/t。農(nóng)用運(yùn)輸車不低于4kw/t。汽車的加速時(shí)間汽車由起步并換檔加速到一定車速Va的時(shí)間，稱為“0—Va的換檔加速時(shí)間”；而在直接檔下由車速為20km/h加速到某一車速Va（km/h）的時(shí)間，稱為“20—Va的直接檔加速時(shí)間”，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標(biāo)。轎車常用“0—100km/h”或“0—80km/h”的換檔加速時(shí)間來評價(jià)。中、高級轎車的0—100km/h的換檔加速時(shí)間約為8?15s；普通級轎車為12?25s。也可采用0—80km/h的換檔加速時(shí)間來衡量其加速性能。載貨汽車常用0—60km/h的換檔加速時(shí)間或在直接檔下由20km/h加速到某一車速的時(shí)間來評價(jià)。裝載量2?2.5t的輕型載貨汽車的0—60km/h的換檔加速時(shí)間多在0.5?30s；重型貨車的0—50km/h的換檔加速時(shí)間為40?60s。城市大客車和旅游用大客車的0—70km/h的換檔加速時(shí)間多在33?65s。國外也有用起步并換檔加速行駛到某一距離（例如0—400m,0—500m,0—1000m）所花費(fèi)的時(shí)間來衡量汽車的加速性能的。14第三章后懸架設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)方案及主要考慮的參數(shù)本次設(shè)計(jì)的是中型載貨汽車的后懸架，根據(jù)獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架的選用依據(jù)（第一章中已介紹），確定選用非獨(dú)立懸架。從要求良好行駛的平順性、合適的衰減振動能力、保證良好的操縱穩(wěn)定性、制動或加速時(shí)保證車身穩(wěn)定及空間尺寸等各方面考慮，貨車后懸架設(shè)計(jì)主要需從懸架的靜撓度、動撓度、彈性特性以及主副簧剛度分配這幾方面入手。著重于板簧的設(shè)計(jì)及減震器設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)所需的主要參數(shù)的確定第二章中已經(jīng)就貨車的布置形式及主要尺寸，質(zhì)量參數(shù)和軸荷分配做了分析說明，確定本次設(shè)計(jì)中后懸架設(shè)計(jì)部分的主要參數(shù)如下：載質(zhì)量：5000kg整備量：4500kg空車時(shí)：前軸負(fù)荷：2250kg 后軸負(fù)荷：2250kg滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：3135kg 后軸負(fù)荷：6375kg尺寸：總長：8000mm總寬：2500mm軸距：4100mm 前輪距：1890mm后輪距：1860mm 滿載重心高度：1100mm懸架主要參數(shù)的確定懸架的靜撓度fc懸架的靜撓度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷fc與此時(shí)懸架剛度c之比，即 cfc=FJc貨車的懸架與其簧上質(zhì)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)的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示：n="c/m/2九式中，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：fc=mg/c15g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到：n=5/、fn:hzf:cm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。又因?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛幌嗤?，貨車的后懸架要求?1.70?2.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9hz。懸架的動撓度fd懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在6?9cm。本設(shè)計(jì)選擇：f8.0cmJd懸架的彈性特性懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。懸架主、副簧剛度的分配圖3.2.4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始參加工作的載荷々和主，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16

振動頻率不大。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)，采用如下方法來確定。使副簧開始起作用時(shí)的懸架撓度fa等于汽車空載時(shí)懸架的撓度f0，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度fk等于滿載時(shí)懸架的撓度fc。于是可求式中尸。和FW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：c/c=J九—1，X=F/F式中，c.為副簧的剛度，金為主簧的剛度。單個(gè)鋼板彈簧滿載載荷：mgG—后橋重一簧重一輪重 6365—200—50—48義4,F=t g= 義9.8=29023Nw 2 2滿載時(shí)：F+F=F式中F為副簧簧上質(zhì)量，勺為主簧簧上質(zhì)量。單個(gè)鋼板彈簧空載載時(shí)簧上質(zhì)量：口G-后橋重-簧重-輪重2250-200-50-48義4,F= g= 義9.8=8860N0 2 2n=1.9hz，m=2902.3kg,代入公式:可得c=4132N/cm又X=又X=Fw/Fo=”吧=3.288860有上面的二式，可聯(lián)立方程組:=c=4132=c=4132N/cm（1）（2）c/c=0.81（2）由（1），（2）兩式可得:c=c=1849N/cmac=2283N/cmm17

17副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為faOFk=、醫(yī)FW=16035.7N又：Fw二仁于/jf￡,得:匚二（%-二29023-16035.74132=3.14cmF=f-C=3.14cmx1849N/cm=5806NF=F—f?C=29023N—5806N=23217N主簧：副簧：f_FT主簧：副簧：f_FTacaC58061849—31.4mm3.4彈性元件的設(shè)計(jì)鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。鋼板彈簧主要參數(shù)的確定已知單個(gè)鋼板彈簧的載荷：FW=29023N。由前面選定的參數(shù)知：f=8.0cmd滿載弧高滿載弧高f是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取f「10?20mm.在此?。?8

f=15mm鋼板彈簧長度L的確定(1)選擇原則：鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40?0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26?0.35)軸距，后懸架：L=(0.35?0.45)軸距。(2)鋼板彈簧長度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L=0.40乂軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為L=1650mm,副簧主片的長度為L=1180mm。鋼板彈簧斷面尺寸的確定:(1)鋼板彈簧斷面寬度b的確定:有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)5加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距J0。對于對稱式鋼板彈簧 °J=[L—kS)3c5148E0式中： S——U形螺栓中心距(mm)k—U形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)；c——鋼板彈簧垂直剛度(N/mm),c=FW/f;5——為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)5的確定：1初定5。先確定與主片等長的重疊片數(shù)n，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)然后5=1.5/1.04(1+0.51初定5。對于主簧：L=1650mmk=0.5S=200mmn=2n=142n二——1419

5=1.5/1.04(1+0.5n)]=1.5/1.04x(1+0.5x-2-)=1.35E=2.1x105N/mm-將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得J=137x103mm-0計(jì)算主簧總截面系數(shù)W：0%>[Fw(L—kS)]/4匕J式中b1為許用彎曲應(yīng)力。b1的選取：后主簧為450?550N/mm2，后副簧為220-250N/mm2。 "F=F=23217NL=1650mmk=0.5S=200mmb]b]=500N/mm2.將上面數(shù)據(jù)代入公式，得:W=18.0x103mm30再計(jì)算主簧平均厚度：, (L—kS)25b]h=2J/W=- 1=15mmp0 0 6Efcm有了h以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6?10范圍內(nèi)選取。pb=110mm對于副簧：L=1180mmk=0.5S=200mm〃1=1n=5205=1.5/1.04x(1+0.5x5)=1.31E=2.1x105N/mm2將上述數(shù)據(jù)代入公式，得J=40x104mm4計(jì)算副簧總截面系數(shù)W：0W0>\f^（L—kS）]/41W]F=F=5806NwaL=1180mmk=0.5S=200mmI]=245N/mm2w將上面數(shù)據(jù)代入，得:W=6.4x103mm30再計(jì)算副簧平均厚度:, (L—kS)25口]h=2J/W=- -=12.5mmp0 0 6Efcab=110mm（2）鋼板彈簧片厚h的選?。罕驹O(shè)計(jì)主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為15mm、12.5mm。通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設(shè)計(jì)選取矩形截面。（4）鋼板彈簧片數(shù)的選擇：片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6?14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在1?4選取。21根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車主簧的片數(shù)為14片，副簧的片數(shù)為5片。鋼板彈簧各片長度的確定先將各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫i i坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2,得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度。各片實(shí)際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長度：主簧各片鋼板的長度如表2：表2主簧各片鋼板的長度序號123456789長度（mm）165016501538.414271315.412041092.4980.8869.4序號1011121314長度（mm）757.8646.4534.8423.2311.622

圖2確定主簧各片長度圖由圖3確定副簧各片長度;圖3確定副簧各片長度圖圖3確定副簧各片長度圖表3副簧各片鋼板的長度序號12345長度（mm）1180984788592396鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)5，總慣性矩J0，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為:C=6aE/xa3(Y—Y)

k+1 K K+1；YK1；YK1=1/EJ。i=1其中，a=(l-1)；Y=1/Eji=1式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90?0.94,E為材料彈性模量；卜1k討為主片和第（k+1）片的一般長度。公式中主片的一半「如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為23鋼板彈簧總成自由剛度cj；如果用有效長度，即11=（11-0.5kS）代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度Cz。（1）主簧剛度的驗(yàn)算：K1234567a=1-1(cm)05.5811.1516.7322.327.8833.46K8910111213a=1-1(cm)39.0344.6150.1855.7661.3466.92由公式y(tǒng)=1/￡j(mm-4)，得:K ii=1￥1=6.3x10-5 Y2=3.15x10-5 Y3=2.1x10-5 Y4=1.575x10-5Y.=1.26x10-5 Y,=1.05x10-5 Y7=0.9x10-5 Yin=0.63x10-55 6 7 10￥11=0.573x10-5 Y12=0.525x10-5 ￥13=0.485x10-5 Y14=0.45x10-5將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度C：jmC=2821N/cmjm將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長度，即11'=11-0.5ks，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度CzmC=2844N/cmzm與設(shè)計(jì)值cm=2283N/cm相差不大，滿足主簧剛度要求。（2）副簧剛度的驗(yàn)算：k1234a=1-1k+1 1 k+198196294392由公式y(tǒng)'=1/￡j1(mm-4)，得：K ii=1￥1=1.1x10-4 Y2=0.55x10-4 Y3=0.37x10-4 ￥4=0.275x10-4Y5=0.22x10-4將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度C：jaC=2504N/cm24

如果用有效長度，即/；=11-0.5kS，代入公式所求得的是鋼板彈簧總成夾緊剛度CzaC=2554N/cmza與設(shè)計(jì)值ca=1849/cm相差不大,滿足副簧剛度要求。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算(1)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0，用下式計(jì)算:H0=(f+f/Af)式中，f為靜撓度；f為滿載弧高；紂為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，Af=S(3L-S)(L+f)；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈2L2簧主片長度。下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H：0主簧:由：f=101.7mmcmX16502)=20.4X16502)=20.4mm=S(3L-S)(f+于而)=200x(3x1650-200)(01.7+15)/2L2貝UH0=(f+f+Af)=101.7+15+20.4=137.1mm副簧:_S(3L-S)(f+f)=200x(3x1180-200)x(31.4+15)=111mmf 2LT — 2x11802 .mmH0=(f+f+Af)=31.4+15+11.1=57.5mm(2)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：R=L2/8H=16502=2482mm0 08x137.125副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：R,=L2/8H'=11802=3027mm0 08x57.5（3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定R=R/I+（2o0R0）/Eh]式中，Ri為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），R0為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）。°,為各片鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力（N/°mm2）；E為材料的彈性模量N/mm2，取E為2.1x105N/mm；hi為第i片的彈簧厚度（1?）。在已知R0和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力。0i的條件下，可以用式Ri=R0/1+（200iR0）/Eh]計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Rio '° °’對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300?350N/mm2內(nèi)選取。1?4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩M之代數(shù)和等于零，即：iEm=0i=1或 ￡oW.=0i=1下面分別計(jì)算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定：主簧：表3各片的預(yù)應(yīng)力i123456789101112131400i-5.6-4.6-3.6-2.6-1.600.511.522.533.54R=2482mm E=2.1x105N/mm2 h=15mm然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4：表4主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑26

i12345678910Ri(m3108.31023096308930833073.3115.31131093106m)6.9.7.6862.4i11121314Ri(m3103.31003096.3093m)19.8副簧如表5：表5副簧各片的預(yù)應(yīng)力i12345o0i-2-1012R'=3027mm E=2.1義105N/mm2 h1=12.5mm0 i然后用上述公式計(jì)算副簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表6：表6副簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑i12345Ri,(mm)3545.43537.835343530.23526.2（4）主簧總成和副簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計(jì)算：如果第i片的片長為人，則第i片彈簧的弧高為：H=L2/8R主簧：將各片長度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高如表7：表7主簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高i1234567891011H(i(mm)136.8137.1119.410387.773.759.848.23828.92127i121314H(i(mm)14.494.9重復(fù)上面的過程，得副簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高表8副簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高i12345H,(mm)i58.941.126.414.96.7鋼板彈簧總成弧高的核算根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的R0為：1/R=￡(L/R)/Eli=1 i=1式中，L為鋼板彈簧第i片長度。鋼板彈簧的總成弧高為HxL2/8R0上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與H°=(fc+fa+Af)計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算：先對主簧的總成弧高核算將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：R°=2478mm然后再代入HxL2/8R=16502=137.3mm。08義2478原設(shè)計(jì)值為H0=138.4mm，相差不大，符合要求。再對副簧的總成弧高核算將副簧各片的長度和曲率半徑代入公式：1/R'=￡(L'/R')/￡L，可得：0 ii ii=1 i=1R'=2940mm028

副簧總成弧高HhL2/8R'=11802=59.2mmo8義2940原設(shè)計(jì)值為H0=59.1mm,相差不大，符合要求。3.5鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算當(dāng)貨車牽引驅(qū)動時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力o用下式計(jì)算maxo=Gm'l(l+①cJkl+1)wLGm'①/bhTOC\o"1-5"\h\zmax2 221 1 2 0 2 2 1式中，G為作用在后輪上的垂直靜載荷，m，為制動時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車:2 2m=1.25?1.30；貨車：m=1.1?1.2；平為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；h\o"CurrentDocument"2 2 1為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力0］取為1000N/mm2。對于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。滿載靜止時(shí)有：G2K+CfCJ_G-F_29023-8860_f-C2+C--1849+2283―，11cmF=Fk+Cf=19257.5+2844x3.11=28102NF「Cf=2554x3.11=7943N由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度：omaxGll+Gm'l①cGm1① □-k——□——□omaxJL乙 乙乙乙 I 乙乙(l]+12)W0 bh32312x825x82532312x825x825+36040x1.15x825x0.8x8101650x(14x110x122636040x1.15x0.8110x12x2=737MPa<[o]其中牽引驅(qū)動時(shí)，主簧載荷為G=(G-￡副)嗎=(36040-7943)x1.15=32312Nm'=1.15①=0.8驗(yàn)算副簧強(qiáng)度：Fmll 7943x1.15x590x590o=副2a1a2= =294MPa<[o]max(l+1)W 5x110x102一。1180x( 6 )29主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動撓度力計(jì)算載荷。主簧的極限載荷按下式計(jì)算：F=F、+Cfd=28102+2844x8=50854No=。12=50854x825x825=568MPa<[o]=1000MPam(l+1)W 14x110x122、12，01650x( )6副簧的極限載荷按下式計(jì)算：F.=F副+Cfd=7943+2554x8=28375No=E'ala2=28375x590x590=913MPa<[o]=1000MPaa(1+1)W 5x110x102a1a201180x( )6不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算鋼板彈簧主片應(yīng)力。是由彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成，即：3F(D+h)+匚bh2bh其中F_Gm①為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；h_2h卷耳s22 1pm厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[。]取為350MPa。代入上式得：3x29023<1.15x0.8x(60+2x12)29023<1.15x0.8,__ / y + _144.4MPa<[o]110x(2x122 110x2x12主片符合強(qiáng)度要求。鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力o_FS/bd。其中FS為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[。^]W7-9N/mm2。FS=G2/2_29023/2_14512No=FJbd=14512N/(120mmx60mm)=2.02N/mm230彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。減震器設(shè)計(jì)計(jì)算為加速車架和車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器。減振器和彈性元件是并聯(lián)安裝的。減振器的分類現(xiàn)代液壓減振的的結(jié)構(gòu)形式多種多樣。目前，國內(nèi)外常用的結(jié)構(gòu)形式大致為三類，即彈性閥片型、彈性閥片和柱形彈簧結(jié)合型、閥門和柱形彈簧結(jié)合型。其共同的特點(diǎn)是：都采用帶有常通孔的液流控制閥門來實(shí)現(xiàn)減振器的內(nèi)特性，且節(jié)流形式大都屬于薄壁小孔節(jié)流。安結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在較大的工作壓力條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度的變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器又可分為單筒式、雙筒式和充氣式三種。本設(shè)計(jì)選用雙筒式減振器。減振器的選擇設(shè)計(jì)減振，器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。減振器相對阻尼系數(shù)在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關(guān)系為F=6Xv式中6——為減振器阻尼系數(shù)。汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減震動，用相對阻尼系數(shù)中的大小來評定振動衰減的快慢程度。中的表達(dá)式為：甲=6/(2、:而-)式中，C為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；m,為簧上質(zhì)量。將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)wy取得小些，將伸張行程時(shí)的相對阻尼W,取得大些。兩者之間保持有W.(0.25?0.50)匕的關(guān)系。 ,設(shè)計(jì)時(shí)先選取Wy與匕的平均值中。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取中31=0.25?0.35；對于行駛路面較差的汽車，中值應(yīng)取大些，一般取匕＞0.3；為TOC\o"1-5"\h\z了避免懸架碰撞車架，取Vy=0,5V?。 '本設(shè)計(jì)取甲=0.3 'V=Vy+Vs=_5Vs；得甲=0.42 2 sVY=0.5x0.4=0.2減振器阻尼系數(shù)6的確定減振器阻尼系數(shù)6的計(jì)算式為s