轻型载货汽车车架和悬架设计论文

1、第1章 前言概述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。汽车车架是整个汽车的基体，在它上面安装着汽车的各个主要总成（发动机、传动系、 汽车车身和车箱等)/并把这些总成联合成为一辆完整的汽车。另外，车架还承:受作用于汽车上的所有静载荷（悬挂以上的汽车各总成的重量和有效载荷）和汽车行驶时产生的动载荷 (各种力和力矩)。为了使车架具有上述功能，对汽车车架有如下的一些要求：要有足够的强度：必须保证在各种复杂受力的情况下不致破坏。要求具有足够的疲 劳强度，在汽车运行3050万公里以前，不致有严重的疲

2、劳损伤。1. 要有合适的刚度：保证汽车在各种使用条件下，固定在车架上的各总成不致因为车架的变形而早期损坏或失去正常工作能力，故车架应有足够的刚度。但是，当汽车行驶于不平路面时，为了保证汽车对路面不平度的适应性，以提髙汽车的平顺性和通过能力，又要求车架具有一定的挠性，即扭转刚度不宜过高。2. 在保证强度的前提下,应尽量地减轻车架的重量：车架的重量约占汽车自重的10%, 用于车架的钢板消耗量也相当大，例如解放牌汽车的车架纵、横梁所消耗的钢板占全车钢板消耗量的40%左右。因此，车架应按照等强度的原则进行设计，以减轻汽车的自重和降低材料消耗量。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

3、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。车架是一种受力情况很复杂的构件，目前在进行车架设计时，一般只进行抗弯强度计 算，在抗扭强度计算方面还有不少问题尚未得到解决，所以车架设计尚未建立完整的计算方 法。设计时除进行抗弯强度计算之外，还对国内现有的同类型汽车车架断面尺寸进行统计和核算，以作为选择断面的参考依据.悬架设计是研究悬架系统的搌动特性，讨论悬架设

4、计对平顺性、稳定性和通过性等性能 的影响，从而作出妥善设讣。汽车悬架是将车架（或车身）与车轴（或直接与车轮）弹性联接的部件，其主要功用如下：1. 缓和、抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车有良好的平顺性。 2. 迅速衰减车身和车桥（或车轮）的振动。3. 传递作用在车轮和车架（车身）之间的各种力（垂直力、纵向力和横向力）和力矩 (制动力矩和反作用力矩)。保证汽车行驶所必要的稳定性。汽车悬架通常由弹性元件、导向机构和减震器等三部分组成。弹性元件主要用来传递垂 直力和缓和冲击。当横向角刚度较小时，有时还装有横向稳定器以减小车身的横向摆动。导 向机构用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性

5、，以保证有必要的稳定性，同时传$ 除垂直力以外的力和力矩。减震器用来迅速衰减车身和车桥（或车轮）的振动。目前，最广泛采用的钢板弹簧，不仅用作弹性元件而且兼起导向作用（通过卷耳和支 座）和阻尼作用、（通过片间摩擦）。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。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

6、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。 4.1.2 车架的发展早期汽车所使用的车架，大多都是由笼状的钢骨梁柱所构成的，也就是在两支平行的主梁上，以类似阶梯的方式加上许多左右相连的副梁制造而成。车体建构在车架之上，至于车门、沙板、引擎盖、行李厢盖等钣件，则是另外再包覆于车体之外，因此车体与车架其实是属于两个独立的构造。这种设计的最大好处，在于轻量化与刚性得以同时兼顾，因此受到了不少跑车制造商的青睐，早期的法拉利与兰博基尼都是采用的这种设计。由于钢骨设计的车架必须通过许多接点来连结主梁和副梁，加之笼状构造也无法腾出较大的空间，因此

7、除了制造上比较复杂、不利于大量生产之外，也不适合用在强调空间的四门房车上。随后单体结构的车架在车坛上成为主流，笼状的钢骨车架也逐渐改由这种将车体与车架合二为一的单体车架所取代，这种单体车架一般以“底盘”称之。关于单体车架，简单的说就是将引擎室、车厢以及行李厢三个空间合而为一，这样的好处除了便于大量生产，模组化的运用也是其中主要的考虑。通过采取模组化生产的共用策略，车厂可以将同一具车架分别使用在数种不同的车款上，这样也可节省不少研发经费。除了有利于共用，车体车架也可以通过材料的不同来发挥轻量化的特性，例如本田NSX所使用的铝合金以及法拉利F50、Enzo所使用的碳纤维材料等。铝合金是80年代末期

8、相当热门的一种工业材料，虽然重量比铁轻，但是强度却较差，因此如果要用铝合金制成单体车架，虽然在重量上比起铁制车架更占优势，但是强度却无法达到和铁制车架同样的水准。除非增加更多的铝合金材料，利用更多的用量来弥补强度上的不足。不过这样一来，重量必然会相对增加，而原本出于轻量化考量而采用铝合金材料的动机，当然也就失去了意义。也正因为这个原因，铝合金车架在车坛上并未成为主流，少数高性能跑车或是使用了强度更高的碳纤维，或是用碳纤维结合蜂巢状夹层铝合金的复合材料取代了铝合金。但是要用碳纤维制成单体车架，在制作上相当复杂且费时，成本也相对更高，所以至今仍无法普及到一般市售车上，而仅有少数售价高昂的跑车使用。

9、尽管铝合金车架鲜有车厂使用，不过用钢铁车架搭配铝合金钣件的方式，近年来却受到不少车厂的重视，这样的结构不仅可以保留车架本身的强度，同时也可以通过钣件的铝合金化来取得轻量化效果，在研发成本上自然也不像碳纤维制的单体车架那样昂贵。欧美从90年代开始逐渐提高了撞击事故的安全防护标准，这也是凸现出车架刚性重要的另一原因。许多车厂为了在撞击事故发生时能够确保车内乘员的安全，惟有针对车架以及车体进行全面强化，这也使得除了车架以外的强度有所改善，包括钣件厚度的改变以及各种辅助梁的增设也成为各厂惯用的手法。不过在这样的情况下，伴随而来的是车重相对增加，这也正是欧美日许多市售车的重量比起10年前、20年前增加不

10、少的主要原因。关于刚性的确保，大多数车厂在新车的设计阶段，都是利用电脑计算出车架的刚性需求，并以此作为设计依据。有些车厂在用电脑完成设计雏形后，还会再由专业的试车人员进行实际测试。中国第一汽车集团凌源汽车制造有限公司汽车车架U型槽合数控冲孔生产线竞标成功。 汽车车架U型槽合数控冲孔生产线是我公司继两年前成功设计制造了合肥江淮汽车厂汽车纵梁数控平板冲孔生产线的基础上，在汽车纵梁数控冲孔方面的又一标志性成果，填补了国内设计制造汽车车架U型槽合数控冲孔生产线的空白。汽车车架U型槽合数控冲孔生产线的设计制造成功，在汽车制造行业具有划时代的意义，标志着中国在汽车车架数控冲孔加工的生产设备方面达到了国际先

11、进水平，降低了汽车制造行业购置汽车车架数控冲孔生产线的巨大费用，积极推动了中国汽车制造业的飞速发展，为中国汽车制造业早日与国际接轨奠定了基础。我国的车架企业基本拥有剪切、冲压、焊接、铆接、油漆、机加工六大工艺能力和完善的检测手段、研究设计中心，具有16吨至3000吨的冷冲压能力，具备了开发、设计、生产各种类型车架。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X形车架，,它是由二根纵梁及X型横梁组成的X型车架实质上是边梁式车1的改进，其目的在于提高车架的抗扭刚度。X型车架之所以能达到这一目的，是因为当车架受扭时，X型横梁能将扭矩转换成

12、弯矩的缘故。 但是狭而长的车架采用X型横梁并无明显优点，这是因X型横梁太长时,受压的一根可能丧失稳定,失去抵抗能力因此，X型横梁的优点仅对短 而宽的车架较有效，最适宜于小客车。2、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；梯形车架3、中粱式车架；中梁式车架，或称脊骨式车架: 它只有一根位于中央且贯穿汽车全长的纵梁。中央 纵梁可以是圆管状的，也可以是箱形断面的。中梁的前端做成伸出支架，用以

13、固定发动机。传动轴在中粱内穿过。主传动器通常是固定在中梁的尾端，而形成断开式的驱动桥。在中梁上固定有横梁，用以支承汽车车身。4、综合式车架；是中梁式车架的变型，它的一部分为管或梁,而其余部分成叉形。采用中梁式或综合式车架，可以获得很强的抗扭能力。但是它们也存在很多缺点I如车身等其总成在车架上面的连结是比较复杂的,而且横梁悬臂较长,弯矩较大，使横梁与中梁的连接处容易损坏。因此，目前尚未获得广泛的采用。结合生产实际及设计要求，选用方案2。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

14、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。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。22 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

15、参数的选定参考车型及其参数参考车型：欧铃ZB5040XXYBSC3S厢式运输车详细参数：发动机型号：SD4W58-3U 发动机功率：58 kw发动机排量：2156ML 发动机类型：柴油发动机 外形尺寸（长宽高）：515016952660 mm货箱栏板内尺寸：239015851700 mm总质量：3770 Kg 整备质量：1780 Kg额定载质量：1665 Kg 接近角/离去角：21/16前悬/后悬：1010/1440 mm 轴距：2700 mm轴荷：1260/2510 N 最高车速：90 km/h前轮距：1240 mm 后轮距：1360 mm底盘型号：ZB5040XXYBSC3S 轴数：2底盘

16、尺寸（长宽高）：481016051990弹簧片数：6/5+33.1 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=1700kg3.2.2 整备质量m0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m0。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：m0=m/0.8=2125 G在轻型载货汽车之列,所以满足设计要求取m0=2100。33.2.3满载质量mama=mG+m0=3800kg3.2.4车架宽度车架宽

17、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。我国汽车专业标准（汽132-59载重汽车车架宽度标准）规定“车架宽度标准为865 5毫米”。由（汽车设计）表225取的车架宽860mm。3.2.5轴距L由总体设计取轴距2700mm。第4章 车架总成设计41 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

18、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

19、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

20、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

21、与横梁的连接横梁和纵梁多数是用搭接板通过铆钉连接，也 有些车架是采用焊接或用螺钉连接（螺钉连接易生 锈）的。左图是纵与横梁的几种连接方式；搭接 板多数是固定在纵梁的上、下翼面上和纵梁的腹板上，也有连接在纵梁的腹板上和一个翼面上的。（如下图）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

22、钉交错排列；842 车架的技术要求a.车架左右纵梁间的距离为86020，而在车架前横梁及转向器范围内应为8601.0。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101.0。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

23、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=2m0g/3)m0整备质量。3图5-1纵梁弯曲应力由上图得：Rf=Gs(L-2b)+Ge(c-2c2)/4l （5-1）2M=c1x2Gs4(a+b+L)2L

24、(x-xL)+ax2L-bx2L-a+2Ge4(c1+c2)L-c2x2L-(x-L+c2) （5-2）x=2Rf-Gsa/L+Ge(l-c1)/c(Gs/L+Ge/c) （5-3）a=1010mm，b=1105mm，l=2700mm，L=4815mm，c=1500mm，c=2200mm，c=3700mm。将已知量代入上式得：Rf=221009.83(4.815-21.105)+38009.8（3.7-21.5）42.7=5723Nx=25723-221009.831.014.815+38009.8(2.7-2.2)3.7(221009.834.815+38009.8/3.7)=1.05mM=

25、238009.8/34(1.01+1.105+2.7) 2.7(1.05-1.05/2.7)+1.011.05/2.7-1.1051.01/2.7-1.01+38009.8/4(2.2+1.5)2.21.05/2.7-1.51.05/2.7-(1.05-2.7+1.5)=3307.4N.m5.1.2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：10W=BW/IW (5-4)式中 Iw扇性惯性矩；W扇性坐标；对于槽形断面W=hb(h+3b)/2(h+6b) (5-5) 由材料力学表B-4热轧槽钢（GB/T-707-1988）查得h=

26、80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm则W=8043(80+343)/2(80+643)=1063.55mm2对于工字形断面 W=-hb/45.1.3 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：w=aEWLl (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=12时，a=5.25。车架扭转时，纵梁还将出现弯曲应力，须和w相加。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

27、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

28、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。53 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l1=493mm,

29、l2=990mm,l3=986mm,l4=975mm,所以L=l1+l2+l3+l4+l5+l6=48155.3.2 弯矩的计算总体设计中又知：车载质量为A所以均布载荷集度q为：q=(mG+m0)/(l1+l2+l3+l4+l5+l6) mGl5=950mm,l6=421mm =1500kg ，簧上整备质量m0=2000kg。=(1700+2100)/(493+990+986+975+950+421)=7.89N/mmKong图5-2 车架载荷示图B求支反力由平衡方程MF=0得： 2F22700+10107.891010/2=(2700+1105) (2700+1105) 7.89得：F2=1

30、9663.5NF1=(mg+m0)g-F2=17614.5N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0xl1时：剪力Q1=-qx=-7.89x弯矩M1=-qx2/2=-3.95x2当l1xl1+l2+l3+l4时：剪力Q=-qx+F1=17614.5-7.89x弯矩M1=F1(x-l1)-qx2/2=17614.5(x-493)-3.95x2当l1+l2+l3+l4xl5+l6时：剪力Q1=-qx+F1+F2=37278-7.89x2弯矩M1=-q(L-x)2/2=-7.89(4815-x)2a. 变载面处的剪力和弯矩：当x=l1=493mm时：Q=-7.89x=388

31、9.77NM=-qx2/2=960043.55N.mm当x=l1+l2=1483mm时：Q=17614.5-7.89x=5913.6NM=17614.5(x-493)-3.95x2=8751164N.mm当x=l1+l2+l3=493+990+986=2469mm时：Q=17614.5-7.89x=1865.91NM=17614.5(x-493)-qx2/2=10727207N.mm当x=l1+l2+l3+l4=3444mm时：Q=17614.5-7.89x=9558.66NM=17614.5(x-493)-3.95x2=5128902N.mm当x=L=4815时：Q=37278-7.89x=

32、-712.3M=-3.95(4815-x)2=0b. 求最大弯矩：因为Q=dM/dx，所以当Q=0时，弯矩最大即Q=10445.5-7.89x=0,x=1032.89mm时，弯矩最大Mmax=17614.5(x-493)-3.95x2=5368907.24.5 1065.3.3 强度验算实验表明，当车速约40 kmh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1.151.4，可求得动载荷下的最大弯矩：MDmax=1.44.75.4106=3.55107可用下式来校核纵梁的

33、弯曲强度：=MDmax/Wx (5-7) 式中： 纵梁的弯曲强度Wx 抗弯模量=3.55107/1.87104=1898.35MPa如图可知区域载面形状和载面特性，即抗弯截面系数为：W=(BH3-bh3)/6H (5-8) h=H-21 ， b=B-2 (5-9)Wx=4380(3-38703)/6801.8710mm43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s为材料的屈服应力，取其值为360MPamax=Mmax/Wx=288.7 MPaN=s/max=1.25综上所述：车架发生最大受力时，静载安全

34、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-1220280MPa。54 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=493mm, lb=990mm, lc=986mm, ld=975mm, le= 950mm, lf=421mm。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16为横梁；ae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位于前后车轮轴线所在的横向铅垂平面内。5.4.2

35、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。由于扭转角与扭矩T，扭转刚度GJk存在以下关系：=TlGJk=57.3TlGJk() (5-11)式中：T车架元件所受的扭矩，NmmL车架元件的长度，mmG材料的剪切弹性模量，MPaJk车架元件横断面的极惯性矩，mmTk4因此，作用在车架元件上的扭矩与该元件的扭转刚度GJkk成正比，故有T1:T2:T7:Ta:Tb:Tf=Jk1:Jk2:Jk7:Jka:Jkb:Jk4式中： T1,T2,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，

36、2和1，2，横梁间横断面的极惯性矩； Jk1,Jk2,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横梁1取力矩的平衡方程式，则有 T1,T2,T6和横向力Q1,Q2,Q6。对最右边的图5-5 车架在反对称载荷作用下的受力简图RL-(T1+T2+T3+T4+T5+T6)+Q2la-Q3(la+lb)-Q4(la+lb+lc)-Q5(la+lb+lc+ld)-Q6(la+lb+lc+ld+le)=0(5-12)由(5-11)式得：Tk22=TJ1J；T3=TJk31k1J；k1 TJka；TJkba=T1Jb=T1；k1Jk1QTa2T1Jka

37、1=2C=CJ1Qb-Ta2T12=2TC=CJ(Jkb-Jka)；k1将上式代入(5-12)，经整理后得: Tk11=RLJ7fJkn+2kmlm)n=1C(Jm=a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2700mm；悬架的总成设计悬架的设计要求：(5-13)1.保证汽车有良好的行驶平顺性和良好的操纵稳定性。2.具有合适的衰减振动的能力。3.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。4.有良好的隔声能力。5.结构紧凑、占用空间小。6.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

38、够的强度和寿命。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。图61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

39、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62钢板弹簧示意图卷耳；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

40、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，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。D悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁

41、与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。a .在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。b .在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。c .当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器

42、能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。图63双向作用筒式减振器工作原理图双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6，流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼

43、力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。悬架主要参数的确定：1）悬架的动扰度fc悬架静挠度

44、fc是指汽车的满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比即fc=Fw/c （6-1）汽车前后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前后部分车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可以用下式表示n1=c1m12)； n2=c2m22) （6-2）式中，c1、c2为前后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前后悬架的簧上质量（kg）。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示fc1 =m1g/c1; fc2=m2g/c2 （6-3） 式中，g为重

45、力加速度，g=981cm/s2。将fc1、fc2代入式（6-1）得到：n1=5fc1 n2=5fc2 （6-4）由（2）可知：悬架的静扰度fc直接影响车身振动的偏频n。因此，要保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确的选取悬架的静扰度。在选取前、后悬架的静扰度fc1和fc2时，应当使之接近，并希望后悬架的静扰度fc2比前悬架的静扰度fc1小些，这有利于防止出身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n21时小，故推荐取：fc2=（0.80.9）fc1。考虑到货车前后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静扰度值大于后悬架的静扰度值，推荐fc2=（0.60.8）f

46、c1。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。根据需要我选定：n1=1.3，n2=1.5将n1=1.3, n2=1.5代入（6-4）得fc1=14.8cm，fc2=11.1cm2）悬架的动扰度fd悬架的动扰度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动扰度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对货车，fd取69cm。货车车架的最大弯曲扰度通常应小于10mm。货车车架质量约为整车整备质量的1/10。43）悬架弹性特性悬架受到

47、的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。图64悬架弹性特性曲线1缓冲块复原点 2复原形程中缓冲块脱离 3主弹簧的弹性特性曲线 4复原行程 5压缩形程 6在缓冲块压缩期悬架的弹性特性曲线 7缓冲块压缩时开始接触弹性支架的点 8额定载荷之点悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。对于空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。44）后悬架主、副簧刚度的分配货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。图65货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架扰度fa等于汽车空载时悬架的扰度f0,而使副簧开始起作用前一瞬间的扰度fk等于满载时悬架的扰度fc。于是，可求得Fk=F0Fw。式中，F0和Fw分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为ca/cm=-1,=F0/Fw （6-5） 式中：ca为副