F30008×4自卸车降重心技术方案

F3000HX底盘技术提升

8×4自卸车悬架系统降重心技术方案

商用汽车研究所

2011年6月19日F3000HX底盘技术提升

8×4自卸车悬架系统降重心技术方一、项目背景及意义根据销售公司反馈，我公司8×4自卸车的底盘高度普遍高于其他竞争对手，强烈建议我们对8×4自卸车底盘进行改进降低重心高度，以提高车辆行驶的稳定性，平顺性和安全性，减少交通事故的发生，。陕汽重汽欧曼车型系列F2000F3000HOWOEXT车架参数850*300*（8+7）850*300*（8+8）850*320*（8+8）轮胎12.00R2012.00-2012.00R20离地高度(车架末端)1190mm1230mm1140mm1150mm我公司8×4自卸车底盘高度与对手同类车型对比一、项目背景及意义根据销售公司反馈，我公司8×4自卸为此，鉴于目前的市场需求及F3000前期的市场表现，我们需进一步降低底盘重心，也提高F3000悬架系统的可靠性，提升F3000自卸车的市场竞争力。

注：我公司6×4自卸车与竞争对手的重心高度基本一样，此降重心方案只针对F30008×4自卸车。为此，鉴于目前的市场需求及F3000前期的市场表现，我公司8×4自卸车前后底盘测量高度

奥龙8×4自卸F20008×4自卸F30008×4自卸车架850850850轮胎12.00R2012.00R2012.00R20前桥处车架上平面离地高度117511731148后桥离地高度（车架末端）117511781210我公司8×4自卸车前后底盘测量高度奥龙8×4自卸F2000二、技术方案1、竞争对手对标中国重汽8×4自卸车悬架计算高度对比8×4K32、K35850车架12-20斜交胎空载1062满载1011空载1074满载1023二、技术方案1、竞争对手对标中国重汽8×4自卸车悬架计算高度8×4K30850车架12-20斜交胎空载1125满载1074空载1122满载10628×4K30空载1125空载1122前悬架设计前、后板簧支架：保证车架侧面孔位和下翼面孔位不变化，支架抬高10mm，板簧衬套处结构改为斯太尔结构，

局部加筋进行加强处理；

前簧前支架改为斯太尔结构，并抬高10mm2、方案概述前悬架降低方案前悬架设计前、后板簧支架：保证车架侧面孔位和下翼面孔位前悬架前簧后支架改为斯太尔结构，并抬高10mm前悬架前簧后支架改为斯太尔结构，并抬高10mm后悬架降低方案方案一离车架下翼面84离车架下翼面44后悬架体现降重心中间支座，后悬架可实现降低高度84-44=40mm后悬架降低方案方案一离车架下翼面84离车架下翼面44后悬架体将降重心的中间支座和平衡轴支架集成，进一步降低后悬架高度约15mm（受平衡轴与车架横梁间隙20mm的限制），后悬架可实现共15+40=55mm方案二此处离车架横梁面20mm将降重心的中间支座和平衡轴支架集成，进一步降低后悬架高度约1方案三在降重心中间支座的基础上，将板簧安装面由100改为115，后悬架可实现降重心40+15=55mm方案三前、后悬架降低重心后对整车的整体效果以F3000K40车架为例进行分析目前状态空载时：车架上平面前端高1138.55

车架末端高1210前、后悬架降低重心后对整车的整体效果以F3000K40车采用组合方案一，空载状态时：

车架前端高：1134.24车架后端高：1157（以市场反馈数据为准，比重汽的高17mm）采用组合方案一前悬架：采用降重心支架，降低高度10mm后悬架：采用降重心中间支座，降低高度40mm采用组合方案一，空载状态时：采用组合方案一前悬架：采用降重心采用组合方案二前悬架：采用降重心支架，降低高度10mm后悬架：采用集成降重心中间支座的平衡轴支架，降低高度55mm采用组合方案二，空载状态时：

车架前端高：1137.10车架后端高：1136.28（以市场反馈数据为准，比重汽的低4mm）采用组合方案二前悬架：采用降重心支架，后悬架：采用集成降重心采用组合方案三前悬架：采用降重心支架，降低高度10mm后悬架：采用降重心中间支座，抬高平衡轴板簧安装面

15mm，降低高度为40+15=55mm采用组合方案三，空载状态时：

车架前端高：1137.10车架后端高：1136.28（以市场反馈数据为准，比重汽的低4mm）采用组合方案三前悬架：采用降重心支架，后悬架：采用降重心中间三、方案论证1.前悬架只降低10mm原因分析局限性影响因素：1.前簧后支架卷耳孔离车架下翼面只有50mm；

2.车架宽度850，簧距880，板簧有30mm的宽度处于车架下翼面。

此处板簧处于车架下翼面30mm三、方案论证1.前悬架只降低10mm原因分析局限性影响因素：

为保证前悬架系统后倾角的一致性，前后支架需均降低10mm（前支架离下翼面距离78mm，前簧后支架为40mm），降低10mm后，前簧后支架处，吊耳上边缘与车架下翼面只有12.5mm，已没有再降低的空间。此处为12.5mm，没有再降低的空间为保证前悬架系统后倾角的一致性，前后支架需均降低12.后悬架降重心的风险性分析方案一：体现降重心中间支座，该方案已在6×4自卸车上批量应用，不存在风险，主要问题在于前后悬架高度的匹配。经前面分析，采用组合方案可以满足前低后高要求。车架前端高度1134.24车架前端高度1157.512.后悬架降重心的风险性分析方案一：体现降重心中间支座，该方方案二：体现集成降重心中间支座和平衡轴支架的一体式支架，存在平衡轴与车架横梁干涉的可能，需协调整车室重新设计横梁；协调汉德公司更改气室支架，预留气室上跳的空间。降重心后只有20mm，抬高15mm后，只有5mm间隙，为此，为避免干涉，需重新设计横梁方案二：体现集成降重心中间支座和平衡轴支架的一体式支架，存在方案三：采用降重心中间支座，抬高平衡轴板簧安装面15mm，降低高度为40+15=55mm，存在的风险也是方案二一样，并需重新设计平

横轴壳；协调汉德公司更改气室支架，预留气室上跳的空间。降重心后只有20mm，抬高15mm后，只有5mm间隙，为此，为避免干涉，需重新设计横梁方案三：采用降重心中间支座，抬高平衡轴板簧安装面15mm，降3.可靠性分析

☆通过静强度对比分析，前板簧支架设计改进后的模型和原模型的最大应力都没有超出材料的屈服极限，前板簧前支架和中间支架改进后的安全系数相应的有所提高，后支架设计改进后安全系数变化稍有降低，强度满足要求。板簧支架3.可靠性分析☆通过静强度对比分析，前板簧支架设集成式中间支座和平衡轴支架

☆从疲劳寿命分析可以看出两种支架的安全系数都没有达到要求，但新设计的降重心平衡轴支架的安全系数为0.934，比原支架的安全系数（0.797）提高0.137，安全性稍有提高；同时两种支架的最低寿命都低于106，但新设计平衡轴支架寿命较原支架寿命有较大增加。从以上强度分析可以看出，新设计的加板簧支架不但满足使用要求，强度和安全系数上都优于原板簧支架。集成式中间支座和平衡轴支架☆从疲劳寿命分析可以看

板簧：采用斯太尔成熟板簧，板簧已经过大批量市场验证，可靠性刚度均满足要求，板簧品种多。衬套：采用斯太尔结构钢制衬套，可靠性也可大大提升。板簧：采用斯太尔成熟板簧，板簧已经过大批量市4.工艺性分析改进后的板簧支架与斯太尔结构保持一致，工艺无影响。板簧支架集成式平衡轴支架改进后的集成式平衡轴支架与原有中间支座和平衡轴支架的制造工艺和装配工艺保持一致。螺纹联接此处采用螺栓联接4.工艺性分析改进后的板簧支架与斯太尔结构保持一致，工艺无影5.成本分析改前改后差异前悬架4512.312980.411531.9后悬架9214.01降低/更改后的整车为斯太尔成熟零件，降低成本至少1531.9元5.成本分析改前改后差异前悬架4512.312980.4116.通用化、模块化分析

2、改进的后悬架可以在所用平衡悬架自卸车上通用。

1、改进的8×4