汽车后悬设计Word格式.docx
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（6）确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
2．指定总成设计
详细计算指定总成的设计参数，指定总成分别为变速器、驱动桥、前悬架、后悬架、前制动器、后制动器，每个学生需完成其中之一。
我设计内容为
后悬架的结构型式，主要参数计算，弹性元件的详细设计。
2后悬架设计
（1）、总体设计计算
1．轴数、驱动形式、布置形式
轴数：
2；
驱动形式：
4*2；
布置形式：
FR
根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不再公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。
本车总质量为2.1t即可选定轴数2的两轴方案。
汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。
增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。
乘用车和质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的4*2驱动形式。
所以本方案选择驱动形式为4*2。
发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：
可以采用直列、V型或卧式发动机；
发现发动机故障容易；
发动机的接近性良好，维修方便；
离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；
货箱地板高度低。
主要缺点是：
如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。
发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；
离合器、变速器等操纵机构结构复杂；
因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；
受发动机位置影响，货箱地板高度高。
因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。
发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。
它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；
发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；
后桥容易超载等。
综上所述本方案采用FR的布置形式。
2.
汽车主要参数设计
1）主要尺寸
外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。
GB1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，可参考同类车型选取，国内生产轻中型货车的主要厂家有：
解放、东风、长安、北汽福田、江铃、南汽、江淮汽车等，可上网查询相关产品的参数。
车厢尺寸可考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。
本车外廓尺寸为（6985*2140*2255），轴距为3800mm，轮距（mm）为1750/1586，前后悬架（mm）为1110/2075。
货车车头长度：
平头。
货车车厢尺寸为4650*1930*550。
汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照《汽车设计》教材推荐的范围并参考同类车型选取。
根据《汽车理论》P21表1-6可得4*2后轮双胎平头式货车的轴荷分配为：
满载前轴0.35，后轴0.65；
空载前轴0.53，后轴0.47。
3.发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定
根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率：
＝95.9kw………………………………………………………………….（2-1）
式中的A为正投影面积，可以参考已有的同类车型的尺寸计算得到，货车CD取0.8~1.0。
选用EQ6102DT-10型号的发动机
额定功率（kw）103；
转速（r/min）2800；
最大扭矩（N.m）405；
4.汽车轮胎的选择
半钢丝载重子午线轮胎
轮胎规
格名称
层
级
花纹
编号
标准轮辋
允许使用轮辋
新胎充气尺寸
最大使用尺寸
双胎中心距
最大负荷
（kg）
最大充气压力（kpa）
断面宽
±
3%
外直径
1%
单胎
双胎
8.25R20
14
TRP35
6.5
7.0
245
971
263
995
274
2205
1940
840
770
5．确定传动系最小传动比，即主减速器传动比
在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。
根据《汽车理论》，发动机最大功率时的车速
应等于最高车速或略小于最高车速
即主减速器传动比
：
＝5.12…………………………………………..（2-2）
式中：
为滚动半径；
为发动机额定功率时的转速；
为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算），
为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则
=1。
6．确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：
①最大爬坡度；
②附着力；
③汽车的最低稳定车速。
就普通货车而言，当
已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。
汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为
……………………………………………………………（2-3）
或
……………………………………（2-4）
即
＝5.58………………………………...（2-5）
根据附着条件校核最大传动比：
………………………………………………………（2-6）
为后轴轴荷；
为变速器的直接挡传动比，
为后轴负荷转移系数。
所以，
＝12.09………………………………………………….（2-7）
最大传动比取6.2
（2）、后悬架设计
1）悬架主要参数设计
a.静挠度
静挠度与固有频率之间有如下关系
n=5/
………………………（2-8）
式中n的单位为Hz，fc的单位为cm
货车满载时，前悬架偏频要求在1.50~2.10Hz，而后悬架则要求在1.70~2.17Hz。
取n=2.0Hz,fc=（5/2.0）2=6.25cm
。
b.悬架的动挠度
货车的动挠度的选择范围在6～9cm,取动挠度为8cm
2）钢板弹簧主要参数的确定
a.满载弧高
=10～20mm,取
=15mm
b.钢板弹簧长度L
货车前悬架：
L=（0.26～0.35）轴距，后悬架：
L=（0.35～0.45）轴距。
货车后悬架：
L=0.4*3800＝1520mm
c.钢板弹簧断面宽度b
先按下式确定钢板弹簧平均厚度
……………………………………（2-9）
其中s为U形螺栓中心距取s=100mm；
k为考虑螺栓后的无效长度系数，刚性加紧取k=0.5;
c为钢板弹簧垂直刚度，c=Fw/fc=0.65*7140*9.8/6.25=7277.09N/mm;
δ为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1=2，再估计一个总片数n0=5,求得η=n1/n0=0.4，然后用δ=1.5/[1.04（1+0.5η）]初定δ=1.202）;
[
]为许用弯曲应力。
对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐[
]在下列范围内选取；
前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450MPa；
后主簧为450～550MPa,后副簧为220-250MPa,取后悬弹簧为500MPa。
E为材料的弹性模量为2.1*105MPa.
可得hp=7.6
推荐片宽与片厚的比值b/hp在6~10范围内选取。
则b=7*7.6=60.8mm
d.钢板弹簧片厚h
增加片厚h,可以减少片数n。
钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。
但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。
此时要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。
为使各片寿命接近，要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。
此外，钢板截面尺寸b和h必须符合国产型材规格尺寸，因而须查手册最后确定。
即取可b=65mm，h=10mm。
e.钢板断截面形状
矩形截面制造简单，强度好不会引起应力集中，T形截面、单面有抛物线边缘断面、单面有双槽的断面可以提高钢板弹簧的疲劳强度和节约近10%的材料，因而各有优势。
本车取矩形截面形状。
f.钢板弹簧片数
多片钢板弹簧一般片数在4～14片之间选取,采用变截面少片弹簧时，片数在1～4片之间选取。
本车可取钢板弹簧的片数为8片。
g.钢板弹簧各片长度的确定
采用作图法:
L1=760mm,L2=760mm,L3=671.67mm,L4=582.86mm,L5=494.05mm,L6=405.24mm,L7=316.43mm,L8=227.35mm
h.钢板弹簧刚度的验算
C=
………………………………………（2-10）
其中，
；
式中，
为经验修正系数，取0.90～0.94，E为材料弹性模量；
为主片和第（k+1）片的一半长度。
公式中主片的一半
，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得的刚度值是钢板弹簧总成自由刚度
；
如果用有效长度，即
代入上式，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度
2=L1-L2=760-760=0mm,
3=L1-L3=760-671.67=88.33mm;
4=L1-L4=760-582.86=177.14mm;
5=L1-L5=760-494.05=265.95mm;
6=L1-L6=760-405.24=354.76mm;
7=L1-L7=760-316.43=443.57mm;
8=L1-L8=760-227.35=532.65mm；
J1=…=J7=bh^3/12=5417,
Y1=1/5417,Y2=1/（2*5417）,Y3=1/（3*5417）,Y4=1/（4*5417）,Y5=1/（5*5417）
Y6=1/（6*5417）,Y7=1/（7*5417）,Y8=1/（8*5417）,取
=0.92可得，
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