【正文】 鈑件，則是另外再包覆于車體之外，因此車體與車架其實是屬于兩個獨立的構造。 b．保證整車良好的平順性能。 4. 保證汽車行駛所必要的穩(wěn)定性。汽車在復雜多邊的行駛過程中，固定在車架上的各總成和部件之間不應發(fā)生干涉。 為了使車架具有上述功能，對汽車車架有如下的一些要求 ： 要有足夠的強度：必須保證在各種復雜受力的情況下不致破壞。 Frame。考慮到車架和懸架在整車設計中的作用，首先進行了車架、懸架的總體設計，然后對車架、懸架結構進行了設計，最后對車架、懸架的結構進行了受力綜合分析，在次基礎上確定了它們的主要參數(shù)。 整個設計過程遵循以下原則和技術標準： 規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結構和布置合理；保證整車良好的平順性能。 the good smooth performance of the entire vehicle。 現(xiàn)代汽車絕大多數(shù)都具有作為整車骨架的車架。因此，車架應按照等強度的原則進行設計，以減輕汽車的自重和降低材料消耗量。 汽車懸架是將車架（或車身）與車軸（或直接與車輪）彈性聯(lián)接的部件，其主要功用如下： 1. 緩和、抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車有良好的平順性。減震器用來迅速衰減車身和車橋（或車輪）的振動。 目前 ， 農(nóng) 用運輸車 不能滿足 “ 三農(nóng) ” 市場需求，突出表現(xiàn)為一般產(chǎn)品生產(chǎn)能 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 力過剩，技術水平低 ， 而市場急需的 高質量經(jīng)濟型 產(chǎn)品不能滿足需求。通過采取模組化生產(chǎn)的共用策略，車廠可以 將同一具車架分別使用在數(shù)種不同的車款上，這樣也可節(jié)省不少研發(fā)經(jīng)費。 歐美從 90 年代開始逐漸提高了撞擊事故的安全防護標準，這也是凸現(xiàn)出車架剛性重要的另一原因。 我國的車架企業(yè)基本擁有剪切、沖壓、焊接、鉚接、油漆、機加工六大工藝能力和完善的檢測手段、研究設 計中心，具有 16 噸至 3000 噸的冷沖壓能力，具備了開發(fā)、設計、生產(chǎn)各種類型車架。隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸。 由于汽車行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性的要求，具有安全、智能和清潔的綠色智能懸架將是今后汽車懸架發(fā)展的趨勢。由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件較多，降低了懸架的可靠性，因此加大元件的集成程度是一個不可逾越的階段。 但是狹而長的車架采用 X 型橫梁并無明顯優(yōu)點，這是因 X 型橫梁太長時 ,受壓的一根可能喪失穩(wěn)定 ,失去抵抗能力因此， X 型橫梁的優(yōu)點僅對短 而寬的車架較有效，最適宜于小客車。在中梁上固定有橫梁，用以支承汽車車身。 由于是載貨汽車，前后懸架均采用縱置半橢圓形鋼板彈簧，當采用縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置作用。參考國內外同類型同級別的汽車整備質量利用系數(shù)和查《汽車設計》表 210，所以： 0m = Gm /=2125 ㎏ 在輕型載貨汽車之列 ,所以滿足設計要求取 0m =2100。 軸距 L 由總體設計取軸距 2700mm。由于槽形梁具有強度高、工藝簡單等特點，因此在載貨汽車設計中選用槽形梁結構。 縱、橫梁材料的選用有以下 三種：車架 A：箱型縱梁、管型橫梁，橫、縱梁間采用焊接連接，扭轉剛度最大。鉚釘連接具有一定彈性，有利于消除峰值應力，改善應力狀況，這對于要求有一定扭轉彈性的貨車車架有重要意義。 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 第 5 章 車架的設計計算 車架的計算 縱梁彎曲應力 彎矩 M可用彎矩差法或多邊形法求得。其大小與垂直振動加速度有關，與作用在車架上的靜載荷及其分布有關，路面的作用力使車架承受對稱的垂直動載荷。 空車時的簧載質量（包括車架自身的質量在內）均勻分布在左右二縱梁的全長上。 受力分析 為簡化計算，設計時做以下幾點假設： a．縱梁為支撐在前后軸上的簡支梁 b．空車時簧載質量均布在左、右縱梁的全長上． c．所有作用力均通過 截面的彎心 (局部扭轉的影響忽略不計 ) 把車架縱梁分為六段。 c．汽車制動或加速時，保證車身穩(wěn)定，減少車身側傾，轉彎時車身側傾角要合適。如 下圖 所示。各片間的干摩擦，車輪將所受沖擊力傳遞給車架，且增大了各片的摩損。因面要調節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。活塞下腔室的容積減少， 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 油壓升高，油液流經(jīng)流通閥 8流到活塞上面的腔室（上腔）。 由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應 的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。其切線的斜率是懸架的剛度。于是可求 kF = WFF0 。它對簧上質量的側傾角有影響。 表 7117鋼板彈簧許用應力 載重汽車的前板簧許用彎曲應力 M Pap 441~343?? ； 載重汽車的后板簧許用彎曲應力 M Pap 490~441?? 。 ? —— 為撓度增大系數(shù)。 b = 120mm （ 2）鋼板彈簧片厚 h的選取 : 本設計主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為 12mm、 16mm。如果存在與主片等長的重疊片 ，就從 B點到最后一個重疊片的上 側邊斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度。 主簧鋼板彈簧的剛度驗算 有效長度為： l1’==575mm 表 73 鋼板彈簧主簧剛度驗算數(shù)據(jù)表 31ka? 11k kiiY J??? 1 111k kiiY J? ???? k=1 1153 114400 128800 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ k=2 2503 128800 143200 k=3 3853 143200 157600 k=4 5153 157600 1720xx 將上面計算的數(shù)表中的數(shù)據(jù)代入公式中得：主簧剛度為 C1=，符合設計要求。 2 39。ih =16mm 然后用上述公式計算副簧各片在自 由狀態(tài)下曲率半徑，結果見表 6： 表 78 副簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑 i 1 2 3 4 39。在已知 的條件下，可以用式和各片彈簧的預應力 iR 00 ?? ?iii EhRRR /)2(1/ 000 ??? 計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ri。 綜上所述，所設計的鋼板彈簧的實際尺寸及剛度等參數(shù)為： 主簧：長度為 1200mm，寬度為 100mm，厚度為 12mm，片數(shù)為 5片，剛度 C1=，1 493MPa?? ? 。由圖 71確定主簧各片長度： 圖 71 確定主簧各片長度圖 主簧各片鋼板的長度如表 71： 表 71 主簧各片鋼板的長度 序號 1 2 3 4 5 長度（ mm） 1200 920 650 380 120 由副簧各片長度如表 72： 表 72 副簧各片鋼板的長 度 序號 1 2 3 4 長度（ mm） 960 770 540 320 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 鋼板彈簧的剛度驗算 之前確定的關于懸架的撓度增大系數(shù) δ 、慣性矩 J0、片長和端部形狀的確定都不夠準確，所以有必要驗證精度。 （ 3）鋼板斷截面形狀的選擇： 本設計選取矩形截面。 對于主簧： L=1200mm k= S=100mm 1n =1 0n =5 15?? ? =? ?)( ?? =1= E= 510? N/ 4mm 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 0J =29 1034mm 計算主簧總截面系數(shù) 0W ： 0W ? ? ? ?WW kSLF ?4/)( ?? （ 73） 式中 ? ?w? 為許用彎曲應力。簧下部分荷重 2 100ZG kg? ，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： 22 2 4 7 0 1 0 0 9 . 8 1 1 6 1 322ZW GGF g N? ?? ? ? ? （ 71） 由前面選定的參數(shù)知： cmfd ? 滿載弧高 ： 滿載弧高 af 是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。貨車車身側傾角不超過 ?6 ~ ?7 。副簧，主簧的剛度之比為： 1/ ?? ?ma cc ， 0/FFw?? （ 65） 式中， ac 為副簧的剛度， mc 為主簧的剛度。對于空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。 懸架主要參數(shù)的確定 設計的主要數(shù)據(jù) : 載質量： 1700kg 整備量： 2100kg 空車時：前軸負荷： 850kg 后軸負荷： 850kg 滿載時：前軸負荷： 1330kg 后軸負荷： 2470kg 軸 距： 2700 mm 前 輪 距 ： 1240 mm 后 輪 距： 1360 mm 懸架的靜撓度 cf 懸架的靜擾度 cf 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 fc 與此時懸架剛度 c 之比，即 cFf wc /? （ 61） 貨車的懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。這時，彈性元件起主要作用。 圖 6－ 2 鋼板彈簧 示意圖 1. 卷耳； 2. 彈簧夾； 3. 鋼板彈簧； 4. 中心螺栓； 鋼板彈簧可分為對稱式鋼板彈簧和非對稱式鋼板彈簧，對稱式鋼板彈簧其中心螺栓到兩端卷耳中心的距離相等，不等的則為非對稱式鋼板彈簧。粉沫冶金、制成的襯套，用彈簧銷與固定在車架上的支架、或吊耳作鉸鏈連接。 e．結構緊湊、占用空間小。 A．所以均布載荷集度 q為： ? ? ? ?6543210 / llllllmmq G ??????? =(1700+2100)/(493+990+986+975+950+421) = 圖 52 車架載荷示圖 B．求支反力 由平衡方程 02 ?? FM得： F2 2700+1010 1010/2=(2700+1105) (2700+1105) 得： F2= F1=(mg+m0)gF2= 當 10 lx?? 時： 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ 剪力 Q1=qx= 彎矩 M1=qx2/2= 當 43211 llllxl ????? 時： 剪力 Q=qx+F1= 彎矩 M1=F1(xl1)qx2/2=(x493) 當 654321 llxllll ?????? 時： 剪力 Q1=qx+F1+F2= 彎矩 M1=q (Lx)2/2= (4815x)2 a. 變載面處的剪力和彎矩： 當 x=l1=493mm 時： Q== M=qx2/2= 當 x=l1+l2=1483mm 時： Q== M=(x493)= 當 x=l1+l2+l3=493+990+986=2469mm 時： Q== M=(x493)qx2/2= 當 x=l1+l2+l3+l4=3444mm 時： Q== M=(x493)= 當 x=L=4815 時： Q== 山東科技大學大學本科生畢業(yè)設計（論文） Ⅰ M=(4815x)2=0 b. 求最大彎矩： 因為 dxdMQ /? ，所以當 Q=0 時， 彎矩最大 即 Q==0,x= 時， 彎矩最大 Mmax=(x493)=≈ 106 強度驗算 實 驗表明，當車速約 40 km／ h 時，汽車在對稱的垂直動載工況下，其最大彎矩 maxDM 約為靜載荷下的 3(卵石路 )～ (農(nóng)村土路 )倍，同時，考慮到動載荷作用下，車架處于受疲勞應力狀態(tài)，如取疲勞安全系數(shù)為 ～ ，可求得動載荷下的最大彎矩： maxDM = 10`= 可用下式來校核縱梁的彎曲強度： xD WM /m ax?? (57) 式中： ? —— 縱梁的彎曲強度 xW —— 抗彎模量 ? = 107/ 104= 對于槽形斷面（如圖 34） 可知區(qū)域載面