车辆工程毕业设计35低速载货汽车车架及悬架系统设计.docx
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车辆工程毕业设计35低速载货汽车车架及悬架系统设计
第1章前言
车架和悬架系统是汽车设计的重要部分，因为它们的好坏直接关系到汽车各个方面（操控、性能、安全、舒适）性能。
现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架。
汽车绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置的，如发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货箱和有关操纵机构。
车架是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内、外的各种载荷，所以在车辆总体设计中车架要有足够的强度和刚度，以使装在其上面的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小，车架的刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。
过去对车辆车架的设计与计算主要考虑静强度。
当今，对车辆轻量化和降低成本的要求越来越高，于是对车架的结构形式设计有高的要求。
首先要满足汽车总布
置的要求。
汽车在复杂多边的行驶过程中，固定在车架上的各总成和部件之间不应发生干涉。
汽车在崎岖不平的道路上行驶时，车架在载荷作用下可能产生扭转变形以及在纵向平面内的弯曲变形；车架布置的离地面近一些，以使汽车重心位置降低，有利于提高汽车的行驶稳定性。
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悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。
它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支撑力）、纵向反力（驱动力和制动力）和侧向反力以及这些反力所造成的力矩传递到车架（或承载式车身）上，以保证汽车的正常行驶。
在进行设计时，要满足以下几点要求：
a.规范合理的型式和尺寸选择，结构和布置合理。
b.保证整车良好的平顺性能。
c•工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。
d•尽量使用通用件，以便降低制造成本。
e.在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量。
f•其它有关产品技术规范和标准。
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目前，农用运输车不能满足三农”市场需求，突出表现为一般产品生产能力过剩，技术水平低，质量和维修服务水平差，价格较高，而市场急需的高质量经济型产品不能满足需求。
结合生产实际，在农用运输车基础上对低速载货汽车车架及悬架系统进行了设计。
第2章总体方案论证
2.1设计选型原则
2.1.1车架的设计方案
根据纵梁的结构特点，车架可分为以下几种方案：
a•周边式车架，用于中级以上的轿车；
b.X形车架，为一些轿车所采用；
c•梯形车架，梯形车架是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成。
其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。
其优点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上；
d.计量式车架；
e.综合式车架；
结合生产实际及设计要求，选用方案c。
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2.1.2悬架的设计方案
a.前轮和后轮均采用非独立悬架；
b.前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；
c.前后轮均采用独立悬架；
非独立悬架的结构特点是，左右车轮用一根整体轴连接再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是左右车轮通过各自的悬架与车架（车身）连接。
结合生产实际及设计要求，选用方案a。
由于是载货汽车，前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧，当采用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。
缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。
装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。
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2.1.3整体设计方案
综合上述两方案确定了整体设计方案：
梯形车架和前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧非独立悬架。
2.2设计内容
a.参与总体设计；
b•车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定;
c.车架、悬架结构设计。
第3章主要尺寸参数的选定
3.1外廓尺寸
我国对低速载货汽车的限制尺寸是：
总高不大于2.05米；总宽不大于2米；总
长不大于6米。
3.2质量参数
3.2.1装载质量mG
按要求取mG=1500kg
3.2.2整备质量mo
汽车的装载量与整备质量之比mG/m0称为汽车的整备质量利用系数m0o它表明
单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。
参考国内外同类型同级别的汽车整备质量利用系数和查《汽车设计》表2-10,所以：
mo=mG/0.8=1500/0.8=1875kg
在轻型载货汽车之列，所以满足设计要求取m^2000kg。
31
3.2.3满载质量ma
ma=mtmt=3500kg
3.2.4车架宽度
车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。
在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬置等尺寸确定。
从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装置件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。
以便简化制造工艺和避免纵梁宽度变化处产生应力集中。
由（汽车设计）表2-25取的
车架宽860mm
3.2.5轴距L
由总体设计取轴距2800mm。
第4章车架总成设计
4.1车架的结构设计
车架是支撑、连接汽车备总成的零部件，并承受来自车内外的各种载荷的基础构件。
传统的梯形车架由于其所起到的缓冲、隔振、降低噪声、延长车身使用寿命等特点及生产上的继承性、工艺性等原因仍广泛应用在大型挂车上。
货车车架应具有足够的强度和适当的刚度。
同时要求其质量尽可能小。
此外，车架应布置得离地面近一些，以降低整车重心位置，有利于提高汽车行驶的稳定性。
图4-1车架结构示意图
4.1.1纵梁形式的确定
纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。
车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。
由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。
另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。
这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。
材料选用16Mn低合金钢，16Mn低合金钢在强度，塑性,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好，正火可提高塑性，
韧性及冷压成型性能。
4.1.2横梁形式的确定
横梁是车架中用来连接左、右纵梁，构成车架的主要构件。
横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布合理设计横梁，可以保
证车架具有足够的扭转刚度。
从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提
高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力
在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁
上的位置应满足安装上的需要。
横、纵梁的断面形状、横梁的数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。
纵、横梁材料的选用有以下三种：
车架A:
箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。
车架B:
槽
型纵梁、槽型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。
车架C:
槽型纵梁、
工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。
从以上三种车架的对比可以看出：
低速载货汽车应该选用车架B。
本设计共有六根横梁，有前横梁，第二横梁，第三横梁，第四横梁，第五横梁，第六横梁。
4.1.3纵梁与横梁的连接
轿车车架的纵、横梁采用焊接方式连接，而货车则多以铆钉连接（见下图）。
铆
钉连接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架有重要意义。
图4-2车架铆接示意图铆接设计注意事项：
a.尽量使铆钉的中心线与构件的端面重心线重合；
b.铆接厚度一般不大于5d;
c.在同一结构上铆钉种类不益太多；
d.尽量减少在同一截面上的铆钉孔数，将铆钉交错排列;
4.2车架的技术要求
a.车架左右纵梁间的距离为860-2Q，而在车架前横梁及转向器范围内应为860-「0。
b.车架总成左右纵梁上表面应在同一平面内，其不平度在全长上不大于3.0,且
在转向器固定处，该表面与纵梁侧面的垂直度应不大于0.5。
c.车架总成驾驶室前后固定点的相对位置尺寸应符总装图要求，驾驶室后支点与前支点高度差为10J.o。
d.在车架总成上，左右对称的前后钢板弹簧支架及吊耳支架其销孔中心线应在
同一直线上，且与车架中心线垂直，偏差不大于1000:
1.5,左右对称支架的相对位
置尺寸应符合要求。
e.车架总成铆接零件的接合面必须紧固无缝隙，紧接面的直径应不小于铆钉直径的1.5倍，且具有正确形状不允许有倾斜，呲牙等缺陷，铆接后的铆钉头和铆钉中心线的不同轴度应不大于1.0。
f.车架的全部铆接部分应仔细检查，铆后零件上不得有裂缝，若有裂缝须更换重铆。
g.车架总成车架第二横梁连接的螺母应装置于车架的内部。
第5章车架的设计计算
5.1车架的计算:
5.1.1纵梁弯曲应力
弯矩M可用弯矩差法或多边形法求得。
对于载重汽车，可假定空车簧上重量Gs均布在纵梁全长上，载重Ge均布在车箱中，空车时簧上负荷Gs（对4X2货车可取
Gs=2m°g/3）m°整备质量。
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图5-1纵梁弯曲应力由上图得：
（5-1）
宀（abL）
Rf=[GsL-2bGec-2c]/4l
a=625mm,b=800mm,l=2800mm,L=4225mm,c2=1200mm,g=2400mm,
c=3600mm。
将已知量代入上式得:
Rf二[220009.81/34225-20.835009.813.6-21.2]/4/2.8
=6744.4N
x=[26744.4-220009.81/30.625/4.22535009.812.8-24/3.6]
220009.81/3/4.22535009.81/3.6
=1.24m
心35009^1/34（0.6250.82.8）
前型仙-1.24%®+°.6252".2%8一0.8272%.8一0.6252]十换代明皆+仁）
[2.『x1.242^1.^勺.24<8一（1.24-2.8+1.2）2]=7352.03N.m
5.1.2局部扭转应力
相邻两横梁如果都同纵梁翼缘连接，扭矩T作用于该段纵梁的中点，则在开口断面梁中扇性应力可按下式计算：
（5-4）
式中Iw—扇性惯性矩;
W—扇性坐标；
对于槽形断面
W=hb（h3b）/2（h6b）
由材料力学表B-4热轧槽钢（GB/T-707-1988）查得
h=80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm
则W=8043（80343）/2（80643）=1063.55mn2
对于工字形断面W=-hb/4
5.1.3车架扭转时纵梁应力
如横梁同纵梁翼缘相连，则在节点附近，纵梁的扇性应力：
J二aE：
WL|（5-6）
式中E—弹性模量，对低碳钢和16Mn钢：
E=2.06105MPa；
:
—车架轴间扭角；
L—轴距；
l节点间距；
a系数，当kL=0时，a=6；kL=1~2时，a=5.25。
车架扭转时，纵梁还将出现弯曲应力，须和匚w相加。
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5.2车架载荷分析
汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。
汽车在行驶过程中，随行驶条件（车速和路面情况）的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。
5.2.1对称的垂直动载荷
这种载荷是当汽车在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。
这种动载荷会使车架产生弯曲变形。
5.2.2斜对称的动载荷
当汽车在不平道路上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。
这种动载荷将会使车架产生扭转变形。
由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。
如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配；汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。
一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。
在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展或扩展得很缓慢。
根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。
因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁。
5.3车架弯曲强度的计算
由于结构的限制，车架必须满足强度要求和结构设计要求。
5.3.1受力分析
为简化计算，设计时做以下几点假设：
a•纵梁为支撑在前后轴上的简支梁
b.空车时簧载质量均布在左、右纵梁的全长上.
c•所有作用力均通过截面的弯心（局部扭转的影响忽略不计）
其中ll=413mm,l2=910mm,l3=906mm」4=885mm,l5=835mm,16一280mm所以L丄I打5怯=4225mm
5.3.2弯矩的计算
总体设计中又知：
车载质量为mG=1500kg，簧上整备质量mo=2000kg。
A.所以均布载荷集度q为：
q=mbm°/h丄I3J丄
二15002000/413910906885835280
=3500/4225：
0.83kg/mm=8.13N/mm
图5-2车架载荷示图
B.求支反力由平衡方程aMf=0得:
F228006258.13625/2二28008002800800/28.13
得：
F2=18629.6N
F,h[mGm0g-F2=：
150020009.81-18629.6=15705.4N
把车架纵梁分为六段。
如图5-3所示：
图5-3纵梁分段受力示图
当0：
：
：
x乞h时：
剪力Q1--qx--8.13x
2
弯矩M1=-q仝4.07x2
2
当h：
：
x_l1l2l3l4时：
剪力Qr--qxF=15705.4-8.13x
弯矩ML二Rx-h-qx2/2=15705.4x-413-4.07x2
当hI2I3JxJb时：
剪力Qr=-qxF1F2=34335-8.13x
弯矩Mj=-qhI2I3J丨5丨6-x2/2二-8.134225-x2
a.变载面处的剪力和弯矩：
当x=h=413mm时：
Q二-8.13x=-8.13413二-3357.69N-3.4103N
Mx2=-4.074132694215.83Nmm：
-6.9105Nmm
当xl2=413910=1323mm时：
3
Q=15705.4-8.13x=15705.4-8.131323=4949.4N4.9510N
M=15705.4x-413-4.07x2=15705.41323-413-4.0713232
=7168074.97Nmm:
7.17106Nmm
当xl2l3=413910906=2229mm时：
Q=15705.4-8.13x=15705.4-8.132229=-2416.37N-2.42103N
M=15705.4x-413-4.07x2=15705.42229-413-4.0722292
=8299451.53Nmm：
8.3106Nmm
当x=hl2l3l4=413910906885=3114mm时：
Q=15705.4-8.13x=15705.4-8.133114=-9611.42N-9.6103N
M=15705.4x-413-4.07x2=15705.43114-413-4.0731142
6
=2953511.68Nmm：
2.9510Nmm
当x=L=4225mm时：
Q=34335-8.13x=34335-8.134225：
-56.5N
M=-4.074225-x2=-4.074225-42252二0
b.求最大弯矩：
因为Q二dM/dx,所以当Q=0寸，弯矩最大
即Q=7469.8-8.13x=0,x:
918.79mm时，弯矩最大
Mmax=15705.4x-413-4.07x2=15705.4918.79-413-4.07918.792
=4507841.76Nmm:
4.5106Nmm
5.3.3强度验算
实验表明，当车速约40km/h时，汽车在对称的垂直动载工况下，其最大弯矩MDmax约为静载荷下的3（卵石路）〜4.7（农村土路）倍，同时，考虑到动载荷作用下，车架处于受疲劳应力状态，如取疲劳安全系数为1.15〜1.4，可求得动载荷下的最大
弯矩：
MDmax=1.44.7Mmax=1.44.74.510^2.96107Nmm
可用下式来校核纵梁的弯曲强度:
（5-7）
匸二MDmaXWx
式中：
匚一一纵梁的弯曲强度
W――抗弯模量
:
;=2.96107/1.87104=1582.9MPa
如图可知区域载面形状和载面特性，即抗弯截面系数为：
（5-8）
（5-9）
W=BH3_bh3/6H
，b二B-「2
3343
Wx=4380-3870/680：
1.8710mm
比较车架全长上受力分析可知：
最大受力可能发生在最大弯矩处或变载面处，求两点的受力值加以比较求出安全系数：
n-；「s/；「i（5-10）
其中二s为材料的屈服应力，取其值为345MPa
Sax二Mmax/Wx=4.5106/1.87104240.8MPa
n-;"s/「max二345/240.8：
1.43
综上所述：
车架发生最大受力时，静载安全系数不小于1.43，按上式求得的弯
曲应力不超过纵梁材料的疲劳极限二*220~260MPa。
71
5.4车架扭转应力的计算
5.4.1受力分析
简化设计计算，假设牵引横梁为一根前悬架梁，共有七根主横梁，分别为前端横梁，工具箱横梁，三根方形横梁，一根矩形横梁和后端横梁，间距分别为la=413mm,lb=910mm,lc=906mm,ld=885mm,le=835mm,lf=280mm。
反载荷均匀分布在纵
图5-4车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图
1—6为横梁；a—e为纵梁的区段
图5-4为车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图。
作用在车架上的四个力R位
5.4.2求最大扭矩Tmax
这时各横梁的扭转角相等。
此外，纵横梁单位长度的扭转角亦相等。
由于扭转角二与扭矩T,扭转刚度GJk存在以下关系：
式中：
T车架元件所受的扭矩，N・mm
L车架元件的长度，mm
G――材料的剪切弹性模量，MPa
Jk――车架元件横断面的极惯性矩，m亦因此，作用在车架元件上的扭矩Tk与该元件的扭转刚度GJkk成正比，故有
T1:
T2:
式中：
…:
T7：
Ta：
Tb：
…:
Tf=Jk1：
Jk2：
…:
Jk7：
Jka：
Jkb：
…:
Jk4
^兀，'――横梁1,2,…所受的扭矩；
Jk1，Jk2,…――横梁1,2,…横断面的极惯性矩；T1,T2「'――纵梁在1,2和1,2,…横梁间所受的扭矩；
…――纵梁在1,2和1,2,…横梁间横断面的极惯性矩；
如果将车架由对称平面处切开见图5.8，则切掉的一半对尚存的一半的作用相当
于在切口横断面上作用着扭矩Tl，T2「T6和横向力Ql，Q2「Q6。
对最右边的横梁1取力矩的平衡方程式，则有
图5-5车架在反对称载荷作用下的受力简图
RL—「T2T3T4T5T6Qzla-Q3lalb-Q4lalblc
-Q5lalblcld-Q6lalblcldle=0（5-12）
由（5-11）式得：
T2-T1k2；
Jk1
Jk3
T3-T1
Jk1
Ta二T1Jka；T
Jk1
TJkb.
b11
Jk1
将上式代入（5-12），经整理后得：
RLJki
式中：
n——横梁数为6;
M――两横梁之间的纵梁区段数为5;
C――车架宽为860mm
L前后桥的距离为2800mm
a•求极惯性矩J二BH3-bh312和抗扭截面系数W＜二BH3-bh36H;31
第6章悬架的总成设计
6.1悬架的设计要求：
a•保证汽车有良好的行驶平顺性和良好的操纵稳定性。
b.具有合适的衰减振动的能力。
C•汽车制动或加速时，保证车身稳定，减少车身侧倾，转弯时车身侧倾角要合
适。
d.有良好的隔声能力。
e•结构紧凑、占用空间小。
f.可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足另部件质量要小的同时,
还要保证有足够的强度和寿命。
41
6.2悬架的两种形式：
非独立悬架和独立悬架
A.非独立悬架如图（a）所示。
其两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上。
B.
独立悬架如图（b）所示，其两侧车轮安装于断开式车桥上，两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮。
61
图6-1非独立悬架和独立悬架
C.钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。
如下图所示。
钢板弹簧3的第一片（最长的一片）称为主片,其两端弯成卷耳1,内装青铜或塑料或橡胶。
粉沫冶金、制成的衬套，用弹簧销与固定在车架上的支架、或吊耳作铰链连接。
钢板弹簧的中间用U形螺栓与车桥固定。
中心螺栓4用来连接各弹簧片，并保证各片的装配时的相对位置。
中心螺栓到两端卷耳中心的距离可以相等，也可以不相等。
为了增加主片卷耳的强度，将第二片末端也弯成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有较大的间隙，使得弹簧在变形时，各片间有相对滑动的可能。
钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减。
各片间的干摩擦，车轮将所受冲击力传递给车架，且增大了各片的摩损。
所以在装合时，各片间涂上较稠的润滑剂（石墨润滑脂），并应定期保养。
图6-2钢板弹簧示意图
1.卷耳；2.弹簧夹；3.钢板弹簧；4.中心螺栓；
钢板弹簧可分为对称式钢板弹簧和非对称式钢板弹簧，对称式钢板弹簧其中心螺栓到两端卷耳中心的距离相等，不等的则为非对称式钢板弹簧。
我们设计的是对称式钢板弹簧，钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减，起到减振器的作用钢板弹簧本身还兼起导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由
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