【文章內(nèi)容簡介】 行駛時產(chǎn)生的。此時汽車的前后幾個車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與道路不平的程度以及車身、車架和懸架的剛度有關(guān)。這種動載荷會使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。 其它載荷汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力將使車架受到側(cè)向力的作用；汽車加速或制動時，慣性力會導(dǎo)致車架前后部載荷的重新分配；當一個前輪正面撞在路面凸包上時，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪力變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動機、轉(zhuǎn)向搖臂及減振器等）工作時所產(chǎn)生的力；由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱、備胎和懸架等）而使縱梁產(chǎn)生附加的局部轉(zhuǎn)矩。綜上所述，汽車車架實際上是受到一定空間力系的作用，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和連接點又是多種多樣，更導(dǎo)致車架受載情況復(fù)雜化。 彎曲強度的基本假設(shè)為了便于彎曲強度的計算，對車架進行以下基本假設(shè)：因為車架結(jié)構(gòu)是左右的對稱的，左右縱梁的受力相差不大，故認為縱梁是支承在汽車前后軸的簡支梁?？哲嚂r的簧載質(zhì)量（包括車架自身的質(zhì)量在內(nèi)）均勻分布在左右二縱梁的全長上。其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致估計，一般對于輕型和中型載貨汽車來說，簧載質(zhì)量約為汽車自身質(zhì)量的2/3。汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長上。所有作用力均通過截面的彎曲中心。實際上，縱梁的某些部位會由于安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設(shè)計時通常在此安置一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷M梁的彎矩。故這種假定不會造成計算的明顯誤差。由于上述假設(shè)，使車架由一個靜不定的平面框架結(jié)構(gòu)，簡化成為一個位于支座上的靜定結(jié)構(gòu)。5．4 車架彎曲強度的計算由于結(jié)構(gòu)的限制，車架必須滿足強度要求和結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。 受力分析為簡化計算，設(shè)計時做以下幾點假設(shè)：a．縱梁為支撐在前后軸上的簡支梁b．空車時簧載質(zhì)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(zhuǎn)的影響忽略不計)把車架縱梁分為六段。如圖53所示：圖53 縱梁分段受力示圖其中=493mm,=990mm,=986mm,=975mm,=950mm,l6=421mm 所以L=l1+l2+l3+l4+l5+l6=4815mm 彎矩的計算總體設(shè)計中又知：車載質(zhì)量為=1700kg ，簧上整備質(zhì)量2100kg。A．所以均布載荷集度q為：=(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得：F22700+10101010/2=(2700+1105) (2700+1105) 得：F2=F1=(mg+m0)gF2=當時：剪力Q1=qx=彎矩M1=qx2/2=當時：剪力Q=qx+F1=彎矩M1=F1(xl1)qx2/2=(x493)當時：剪力Q1=qx+F1+F2=彎矩M1=q(Lx)2/2=(4815x)2a. 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==M=(4815x)2=0b. 求最大彎矩：因為，所以當Q=0時，彎矩最大即Q==0,x=，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(yīng)力狀態(tài)，～，可求得動載荷下的最大彎矩：=10`=可用下式來校核縱梁的彎曲強度： (57)式中： —— 縱梁的彎曲強度—— 抗彎模量=107/104=對于槽形斷面（如圖34）可知區(qū)域載面形狀和載面特性，即抗彎截面系數(shù)為： W=t h h+6b∕6 (58)取h=80mm, b=43mm, t=5mm,W=t h h+6b∕6=22533mm3 圖34 槽形斷面比較車架全長上受力分析可知：最大受力可能發(fā)生在最大彎矩處或變載面處，求兩點的受力值加以比較求出安全系數(shù)： (510)其中為材料的屈服應(yīng)力，取其值為350MPamax=Mmax/Wx=240 MPa N=/max=綜上所述：車架發(fā)生最大受力時， 按上式求得的彎曲應(yīng)力不超過縱梁材料的疲勞極限σ1＝220～260MP滿足要求。小結(jié)：車架作為汽車的承載基體，為貨車、中型及以下的客車、中高級和高級轎車所采用，支撐著發(fā)動機離合器、變速器、轉(zhuǎn)向器、非承載式車身和貨箱等所有簧上質(zhì)量的有關(guān)機件。參考歐鈴ZB5040XXYBSC3S運輸車對低速載貨汽車做了簡要設(shè)計，汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于車架的布置。從技術(shù)先進性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質(zhì)量和主要尺寸參數(shù)，提出車架總體設(shè)計方案，為各部件設(shè)計提供整車參數(shù)和設(shè)計要求，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)，使零部件通過合理的車架布局更好的結(jié)合在一起，使整車的性能、可靠性達到設(shè)計要求。第6章 懸架的總成設(shè)計a．保證汽車有良好的行駛平順性和良好的操縱穩(wěn)定性。b．具有合適的衰減振動的能力。c．汽車制動或加速時，保證車身穩(wěn)定，減少車身側(cè)傾，轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。d．有良好的隔聲能力。e．結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。f．可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足另部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。非獨立懸架和獨立懸架A．非獨立懸架如圖(a)所示。其兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當一側(cè)車輪受沖擊力時會直接影響到另一側(cè)車輪上。B．獨立懸架如圖(b)所示，其兩側(cè)車輪安裝于斷開式車橋上，兩側(cè)車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪。圖6－1非獨立懸架和獨立懸架C. 鋼板彈簧又叫葉片彈簧，它是由若干不等長的合金彈簧片疊加在一起組合成一根近似等強度的梁。如下圖所示。鋼板彈簧3的第一片（最長的一片）稱為主片，其兩端彎成卷耳1，內(nèi)裝青銅或塑料或橡膠。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。鋼板彈簧的中間用U形螺栓與車橋固定。中心螺栓4用來連接各彈簧片，并保證各片的裝配時的相對位置。中心螺栓到兩端卷耳中心的距離可以相等，也可以不相等。為了增加主片卷耳的強度，將第二片末端也彎成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有較大的間隙，使得彈簧在變形時，各片間有相對滑動的可能。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動衰減。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。所以在裝合時，各片間涂上較稠的潤滑劑（石墨潤滑脂），并應(yīng)定期保養(yǎng)。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。我們設(shè)計的是對稱式鋼板彈簧，鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動衰減，起到減振器的作用鋼板彈簧本身還兼起導(dǎo)向機構(gòu)的作用，可不必單設(shè)導(dǎo)向裝置，使結(jié)構(gòu)簡化，并且由于彈簧各片之間摩擦引起一定減振作用。D．懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器，為衰減振動，汽車懸架系統(tǒng)中采用減振器多是液力減振器，其工作原理是當車架（或車身）和車橋間受振動出現(xiàn)相對運動時，減振器內(nèi)的活塞上下移動，減振器腔內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個腔經(jīng)過不同的孔隙流入另一個腔內(nèi)。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦對振動形成阻尼力，使汽車振動能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，再由減振器吸收散發(fā)到大氣中。在油液通道截面和等因素不變時，阻尼力隨車架與車橋（或車輪）之間的相對運動速度增減，并與油液粘度有關(guān)。減振器與彈性元件承擔(dān)著緩沖擊和減振的任務(wù)，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。a .在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。b .在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應(yīng)大，迅速減振。c .當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器，還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調(diào)式減振器。圖6－3雙向作用筒式減振器工作原理圖雙向作用筒式減振器工作原理說明。在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內(nèi)活塞3向下移動。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。由于伸張閥彈簧的剛度和預(yù)緊力設(shè)計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應(yīng)的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應(yīng)常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。設(shè)計的主要數(shù)據(jù): 載質(zhì)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 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷f與此時懸架剛度c 之比，即 （61） 貨車的懸架與其簧上質(zhì)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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= （62） 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）又靜撓度可表示為： （63） g：重力加速度（）,代入上式得到： n=5/ （64） 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 又因為不同的汽車對平順性的要求不相同，～，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：n== 懸架的動撓度懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計選擇：懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。圖6－4懸架彈性特性曲線1–緩沖塊復(fù)原點 2–復(fù)原形程中緩沖塊脫離 3–主彈簧的彈性特性曲線 4–復(fù)原行程 5–壓縮形程 6–在緩沖塊壓縮期懸架的彈性特性曲線 7–緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架的點 8–額定載荷之點 懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。對于空載與滿載時簧上質(zhì)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(yīng)當選用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 懸架主，副簧剛度的分配 圖65 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性如何確定副簧開始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動頻率不大。這兩項要求不能同時滿足。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。 使副簧開始起作用時的懸架撓度等于汽車空載時懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時懸架的撓度。于是可求=。 式中分別為空載和滿載時的懸架的載荷。副簧，主簧的剛度之比為： ， （65） 式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。為了獲得良好的平順性和操