0025-汽车车架与悬架总成设计
0025-汽车车架与悬架总成设计,汽车,车架,悬架,总成,设计
本科生毕业设计(论文)摘 要本课题结合生产实际,在农用运输车的基础上对低速载货汽车车架及悬架系统进行了设计。设计内容主要包括:参与总体设计;车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定;车架、悬架结构设计。整个设计过程遵循以下原则和技术标准:规范合理的型式和尺寸选择,结构和布置合理;保证整车良好的平顺性能。工作可靠,结构简单,装卸方便,便于维修、调整;尽量使用通用件,以便降低制造成本;在保证功能和强度的要求下,尽量减小整备质量。低速载货汽车上用得比较广泛的是边梁式车架和非独立悬架,因为边梁式车架和非独立悬架结构简单,比较经济实用,便于维修和改装。考虑到车架和悬架在整车设计中的作用,首先进行了车架、悬架的总体设计,然后对车架、悬架结构进行了设计,最后对车架、悬架的结构进行了受力综合分析,在次基础上确定了它们的主要参数。关键词: 低速货车,车架,悬架,设计ABSTRACTThis topic combined production with the actual and based on the agriculture transport vehicle foundation, the low speed truck frame and suspension system have been designed. The main content of the design include: the design of the participation system, analysis of the structure pattern of the frame and suspension and determination of the main parameter, design of the structure of the frame and suspension.During the entire design process, the principles and the technical standards are followed: the reasonable pattern and the size, the structure and arrangement; the good smooth performance of the entire vehicle; with reliable work, simple structure, loading and unloading, advantageous for the service and the adjustment; as far as possible general parts, in order to reduce the cost of the production, the function and the intensity request are guaranteed, the quality is reduced as far as possible.The side frame and non- independent suspension are used quite widely on the low speed truck, because the side frame and non- independent suspension structure are simple, economical and practical, advantageous for the service and the refit. Considered the function of the frame and suspension in the entire vehicle design, firstly that the whole of the frame and suspension system is carried on designing, then the structure of the frame and suspension have been carried on designing, finally the stress generalized analysis of the structure of the frame and suspension has been carried on, their main parameter has been determined in the inferior foundation.Key words:Low Speed Truck, Frame, Suspension,design在高速端铣切削中切屑形成的调查作者 Yuan Ning,M.Rhman,Y.S.Wong摘 要 端面球形铣刀广泛地用于金属模和铸模工业。然而,在高速球面端铣中切屑形成研究方面的工作做的非常少。 在一个调查实验中,已经在这一项研究中被引导建立切屑形成机理。 普通的铸模钢H13的硬度达到 HRC55,在高速加工中心不加切削液的情况以 1030 千转/分的速度范围被加工时: 会产生四个典型的切屑和三种类型的振动。假使采用SEM这种方法产生切屑, EDX 方法用来分析切削刃口和切屑形成过程之间相互作用。 基于这一项研究的调查结果,切屑形成机理已经在本文中提出。 在切削运动中,三种类型的振动阐述了切屑形成和振动行为之间的关系。基于实验的调查结果 一个判断切屑稳定性的方法已经被建议。资讯科技也已经透过这一项研究被建立:典型的 Adiabatic shear 不在高速球面端铣的切屑形成方面发生。关键字: 球面端铣;切屑形成机理; 振动; 高速加工; Adiabatic shear1. 介绍 在金属切削中,现在的趋势是自动化、高的排除率和无人操作方向发展。 这需要非常可靠的加工过程、表面精度、工件精度、刀具寿命是主要重要。但是维持稳定的加工, 更多的注意对切屑形状的控制以使它更容易被排除。 这是因为切屑形成和裂断方面是非常重要的在加工中。 表面精度,工件精度和刀具寿命的问题是由于在切屑形成过程中较小的改变引起, 尤其在高速切削中,有害的切屑形成将会产生有害的效果。 在旋转,钻孔和面铣的切屑形成方面已经做了很多的研究工作。 Shaw提出了一个循环的锯齿状的型面铣的切屑, 而且提出相关的其它类型的循环和无循环的切屑。 Nakayama 解释了切屑大小和切屑方向的必要意义,切屑流量和角形状,并且清楚地表达螺旋形的切屑进行过程。 Komanduri 已经在切屑分割和不稳定性的研究有很大的进展。然而看来很少有工厂对球面端铣切屑形成的性质做研究,由于切屑几何形状和切屑过程的复杂性,即使它在压铸模和铸模的高速铣中被广泛地应用。 切屑形成的过程很少考虑,如振动。本文将对高速端面球铣实验调查和切屑形成机理做基本的讨论。 2. 理论在Merchant出版了他的连续切屑形成机理的举世闻名模型短短之后, 一些作家建议不是所有的切削过程都符合这一个模型。同时很快被发现 ,在转很多的切削过中,圆柱形形切屑在高速切屑中形成。 切屑形成机理这已经重新更新,同样,被 Komanduri 和一些的学者彻底地评论。关于这一个主题已经被 Nakayama 出版。 Toenshoff 阐述这种在高速切削中,把基本的切屑机理叫做 adiabatic shear。 在一个变形过程中,塑性变形是从最弱的点附近开始, 从而产生应力集中。 如果应变率足够高, 系统是绝热,而且这些的过热面积狭窄,这里就有一个软化过程, 同时局部应变增加直到瞬时的剪切发生。过热切削将产生不稳定性切屑形状,切屑变形严重,而且切屑容易破碎,在旋转的过程中,这些都在不停的进行着。所以,必须衡量这些理论是否值得用于调整球面端铣。 在球面端铣过程中,有决定切屑形成的很多不稳定因素。 通常下列的因数对于切屑形成的分析被考虑之: (一)金属和工作件材料的热塑料特性; (二) 切断的状态; (三)剪修剪区可变性; (四) 改变刀具上的磨擦力状态(第二次的剪区); (五) 最初区和第二区的关系 (六) 刀具的结构和切屑过程的交互作用,也就是,动态因素。 上述的因素的细节将在稍后讨论。 然而,在本文中,主要讨论在切削过程中动态因素的影响。 3. 建立实验 实验在高速加工中心 Makino V-55 上被引导。用于这一项研究的机械条件是是: 变细长速度, 1030 k 的转/每分; 轴向切断深度从 0.1 变化到 0.8 毫米; 而且补给率是在 0.025-0.05 毫米/齿的范围中。 测试材料是AISIH13,硬度HRC55,而且它的化学成分是: C: 0.37%,Cr: 5.3%; W: 1.4%; Mo: 0.4%; Mn: 1.0%; Si: 1.0%. 铣刀是一个 12 毫米固体碳化物和 TiA1N 涂料的球面的端铣刀。螺旋角300 的,刀具的前倾角 从 00 变化到 30,在切削刃和间隙角中从 11 变化到 13。在实验中刀具工件保持垂直。, 一个 Kistler 测力计用来测切削力。 力信号以一个 12,000个试样/s/通风槽的抽样率被多的通风槽 DAT(数传声音带子) 记录机。 一个光学显微镜被采用观察刀具。 过程被一个 HP 示波器检测。 所有的切削在干的情况下进行。 切屑的 SEM 和 EDX 分析被实行,而且分别的图像被轮流。 切屑试样在每个切削结束的时候被收集,其余被一个高压力空气喷嘴吹走避免来自不同的切削的切屑的混入。 4. 结果和讨论 在研究中被发现切屑可分为四种类型。第一型:切屑形成,型 2: 不稳定的切屑, 型 3: 具决定性的切屑和型 4: 严格的切屑。第一型是稳定的加工的产品。型 2-4 切屑和不同严重的振动过程发生。 当刀具是在它的磨耗标准里面,排除刀具的磨耗的时候,所有的切屑从加工过程中获得。4.1.型 1 切屑形成 图 1 A 表示因为它的形状和几何形状符合得较好,所以切屑从稳定的切断获得,被定义为一个稳定的切屑,稳定过程如图 2 。 用球面端铣切削在正常产品一个被弯曲两次的切屑 5. 从图 1 A ,稳定的切屑的形状与一个锥形类似。 这被归因于球面的端铣刀的在切削片段的几何学。切屑形成在一个球形的帽上发生。因此,对于积削容积的相等,切屑几何学影响较低,那个尺寸和每个切削的形状将会与一个适度同种的工作材料是相同的。 在切削的过程中,切削刃的不同部分是各不相同的。 另外, 所有切削刃的点, 按照他们的不同切削角,必须承受不同的负载。图 2 B 的阴暗面积表现面积,刃口在一个旋转装置中移动过程,也就是刀具-工作件连络面积。 刀具与工作件成垂直。,刀具尖端在大小方面虽然非常小,实际上不在切削中起作用,因为它的切断速度是零。 这就是为什么切屑不是一个完全锥形和图 2 B 的片碎区域是如何形成。 由于它被刀具尖端分离开,所以锥形的顶端看不见,这恶化表面的性质。 如此一个较好的策略是倾斜刀具,以便切削刃边缘与刀具一起预订, 像Schulz 所建议。 在图 2 B,O 代表刀具尖端,所以区域 BOC 表现被刀具尖端擦离开的工作件的部分。 在稳定的切断中,刀具与工作件接触长度就是被预计的刃口长度。在分割区域如图 2 中被显示 ABCD 。 区域ABCD 也代表切削刃与工作件接触稳定的面积。接着发现一个不稳定的加工过程, 切削刃与工件接触面积和长度实质上总是有差异。以稳定的切断在一个齿接触期间,时期,将有一切屑生产。 图 3 举例说明在稳定切削过程中,切断刃的运动区域。 这种切屑形成被归因于二个因素:剪切过程,它是依赖球面端铣刀的几何学,也就是切削的区域几何学。 球面端铣刀的几何形状,决定了稳定切削区域的几何形状,在稳定的切削过程中有相对优势的决定效果。 剪切开始于当刃口开始接触工作件。 如使刀具旋转,最初的变形区也适当地移动。切屑从刀具第一个倾斜面流到刀具的第二个倾斜面的过程中,切屑也就在形成了。 同时,切屑的中心向上扩大。 这一个过程是连续,直到切屑的上面边的运动是刀具的第二个倾斜面时 。 然后切屑沉积在第一个和第二个倾斜面之间,没有方法移动并且卷曲如图 2 A 所显示的面,造形第二个变形区。 在稳定的切削过程中,槽是切屑唯一向前移动的路径。注意,刀具正在旋转,这一个积屑实际上被造形如一个锥形。 这就使它变成了两次-弯曲的锥形。 当被产生的切屑离开时,剪切被完成,而且当刀齿离开工件的时候,切屑卷曲也同时停止。 在切屑形成过程中将不会有切屑- 工作件相接触。当刀齿离开工件的时候,一个切屑形成过程完成。 另外的一个刀齿将会依次与工作件一起接触,而且切屑形成再一次开始。在 HSM 中是广为人知的,很多的切削热进入切屑之内被转移。 在切屑面积中的温度, 尤其在切屑的较低边中, 将会非常高。 正常地 T2 是比 T1 高, 所以热应力将会产生导致切屑弄卷到一个较小的半径。 (如图 4) 切屑将会像一个热的双金属的弹簧, 虽然切屑较低部分和刀具面之间很少磨擦。 当 T2 比 T1 高许多的时候,切屑将会向曲率的中心卷。 通过切屑颜色的分析查证, 切屑热比较低的部分颜色总是很比较黑暗比上面的面, 意谓被氧化的范围以由一个较高的温度所引起。 在切屑和倾斜面面之间的磨擦是无关重要的。 从 EDX 分析图解 (图 5) ,没有涂料 (TiA1N) 和接合料 (钴) 的机械要素被发现,这证明没有刀具材料转移到切屑之中。 占优势的刀具磨耗机械装置被发现是第一流侧面磨损 (图 6) 。最大的磨损总是以最高的切削速度刃口部分发生。 这也说明了在倾斜面上的磨损上微小的。在稳定的切屑过程中, 切屑的产生像在第一个和第二个倾斜面面之间交互作用的结果。如早先所说的, 切屑在高的割削速率下面的分割正常地被归因于 断热的剪 现象,通常在连续加工时像旋转或钻孔3-8 中被发现。但是它在球面端铣是可疑的。 “adiabatic shear”有一些重要事物发生。 应该也有材料。 将会有缺陷,而且应变在切屑的表面中发现。 从图 1 A ,没有如此的现象被观察。 如此得出一般结论:”adiabatic shear”不是端铣的切屑分割所造成; 切屑借着旋转刃口使其发生。在球面端铣的切屑形成过程中,在特定的切削条件之下也存在一个 分割 现象。 理由被发现是本身振动而不是断热的剪切。 这导致型 2 切屑形成。 4.2. 型 11 切屑形成 图 7 A 表示一个从振动获得的典型切屑。叫做一个不稳定的切屑或元素的切屑。它通常起因于从刀具尖端开始的周期破裂。 有时它是在工作材料中发生的断热剪的结果。 在这一项研究中,原因发现是被刺激的自己振动,叫做型振动。 因为一个型 2 切屑是有特色的,振动作记号。 (如图 7 B 的圈)在实验中,当那出现不同寻常的时候,这将产生一个不平顺表面粗度,而且加工面将会有被不光 (迟钝的) 。切屑是一个以几何学相当好,符合削减分割如图 8 所示。 在图 7 B 中显示的振动形状标志也是符合切屑的形成。刃口接触面积在图 8 中显示,通过它清楚地看见到一个切屑的形成切屑接触面积是非常小的,稳定切断与那相较的地方,面积被显示阴暗的。 shadedarea 是被分开。 每个阴暗的面积代表一个元素的切屑。 这种稳定切屑形成机理的差异来自significandy 。当振动完全发生时候, 刃口不再移动,以某种方式在稳定的切削 , 但是在振动中,当它正在旋转的时候, 在一个刀齿接触的时候,时期 , 在稳定的切断中刃口没有总是与工件的接触, 但是当它离开一个元素的切屑时候,也就是完全地离工件。 为了要离开另外的元素切屑,它将会再一次恢复到工件表面并且重复过程。 如图 9 表示的实线运动。 实线以代表切削场所 区域ACB 交叉,意谓刃口将会跳跃离表面一阵子。在被观察一个齿接触的时期,复合式的切屑被生产,在稳定的切削中,一个切屑被生产。产生一个比稳定的切屑的时候,对于刃口只需要经过一个非常小的角旋转,切削过程短许多。 这是一种完全被发生的振动,叫做型一振动。振动的方向是在轴向,以刃口联接刀具为中心。基于事实,切屑是同一的形态,并且按规定尺寸制作,而且振动也均匀地被生产, 振动被期望是一常数振幅和时期。广为人知那一个振动是一种任意的振动。 这里在于振动方向的持续变化。 这是对于 分段 切屑形成的现象处理。 这种切屑形成再一次被发现不恰当的对断热的剪切。明显的刃口运动引起分割。 4.3. 型 111 切屑形成 当型 2不稳定切削的时候,型 3 切屑不完全地分割。 叫做决定性的切屑, 代表型 B 振动。 图 10 A 的产生切屑是有波浪形,几乎对称,像一个正弦波。 在切屑形成的这一型111中,只有一个切屑是在稳定的切断中同样地生产,在一个单一切削过程中,刀齿接触时期,它是不像是 完全 ,因为有一些楔。 振动标志也不同于图 10 B 看来的型 2 切屑的那些。这种切屑形成对于其它的也被注意在切削,从型一振动和稳定的切断分别。 这些特性成为型 3 切屑的形成因素,象征型 B 振动。 型 3 切屑组成或多或少连接了机械要素。因此,它通常起因于智能迟滞的层高度一个周期变动,但是非常少有通往交互区剪切屑的变形。随同成形的切屑厚度不同( 切断深度),斜角度和间隙角的循环变化。 加工过程中刃口运动在切削的程序中,这样产生上述的这些变化。 工件二类型的不安定性 ( 材料上升温暖气流不安定性和adiabatic shear) 在部份的切屑形成方面依次不在这一个切屑的形成方面扮演重要角色。在球面端铣过程中,由于流动的高速,相当多的热能发散,而且由于低的热变形,沿着滑动摩擦 (破裂) 表面造成热的软化处理和相当多的表面质量。有趣是发现在切屑的这二个类型之间, 振动在表面精度上被留下的标志建议 型 B 振动不比 型 C 严格。图11 和 12 提供型 B 振动图解式的示范。在图 11 中,实线为以刀具运动的场所不交叉稳定的切削, 意谓刀具总是接触在- 削削的区域。在型 B 振动中,刃口发生了关于型一的一个相似的模型振动,而且它通常在一个 具有决定性的 切断的深度发生, 超过这一振动将会完全地发生,而且一个型 2 切屑将会被生产。 在这个切削的深度,表示刃口强烈趋向,但是振动不完全地发生。 当刀具旋转的时候,刃口也在振动。振幅是比那更小的一个振动。见图 12 的实线,不以 ACB 曲线交叉, 意谓刀具不完全地离工件,这是切屑为什么不完全地分开的理由。4.4.型 4 切削形成 在图 13 A 中被显示的切屑在加一个远的切削深度,超过被获得最大的稳定切削深度。它被定义为一个严格的切屑过程。 形状像稳定的已经被水平地扩大的切屑。这意谓没有切屑卷曲程序。在这里明显的压缩标志在切屑表面上被观察, 来自刃口 (图 14) 的运动。 因为高切屑负载和有限制的旋转轴向力, 刃口在低的振动和小的振幅。切屑被远离工件,在非常小剪切的地方, 如此切屑变成平面状。 在这一个切屑形成程序中,只有一个切屑被生产在一个单一刀齿接触时期。 切屑接触面积是相同的,如稳定的切断, 如图 15 中所显示. 振动标志宽许多比键入一个振动。 他们也是比型 B 更明显。 振动标志被刀具侧面接触,磨擦形成切屑表面。 这定义为型 C 振动。4.5. 切削条件的效果 切削的深度在程序安全性方面一个占优势的效果, 如 Tlusty和 Ismail 9 计划, 而且决定这一项研究的切屑形成。 在这里对于一个特定的刀具- 工件的结合存在一个 安全性圆形突出部 。 在机械加工期间,变更速度,或发现一个最适宜的速度是避免振动的最常用的方法,这也在目前被查证实验。 各种不同的方法已经被许多研究员计划。在变更旋转轴向速度的一些例子和补给率中可以增加最大的切削深度。 以一个特定的旋转轴向速度,通常发现,一个比较大切削深度被加一个较高的补给率获得。 结果,切屑形成是从改良的和那需要稳定的切屑被获得。 为了要充分利用高速铣,切削的策略一定要最佳化。 在这一个实验中,刀具保持对工件的垂直,如此,最大的切削速率不被达到, 而且使用下铣或上铣没有差别。 如此,型三的铣是强烈地建议, 也就是刀具在一个特定的速度倾斜到工件。在刃口,最大的速度被达成,而且正常向下的铣可能产生比较好的表面精度和比较长的刀具寿命。 4.6.通过切屑颜色判断切屑温度 为了要说明在机械加工期间发生的现象,在切屑形成区中温度是决定性的。 既然在形成区中测量温度是不可能的,只有通过切屑被发生的在区附近的区域温度测量。在铣中情形是更复杂的,因为当在补给方向中移动的时候,刀具正在旋转, 因此在这由检查切屑的颜色预测温度。 某一类型的切屑颜色在实验中被发现, 他们在表 1 中被显示。 Venkatesh发现切屑温度和在表 2 中被显示的彩色图比较,从一般调查,在实验中遇到最高的温度是大约 10000 C 。 对于不同的切屑颜色,切断的温度是不同的。清楚的切削过程安全性也或多或少指示温度。 对于淡褐色彩色切屑,缺乏颜色是由于在切屑和避免氧化的刀具之间紧秘接触。在研究中被发现以愈比较高的切削速率和补给率, 切屑的颜比较黑暗, 这意谓氧化铅含量比较高的范围。 温度单调地以切削速率和切削的增大深度上升。 结果如表 3 和 4 中被显示。这否认 Salomons 的出名判断: 高速球面端铣切削的温度将会在特定上面的一个割削速率减少的。 这建议,最适宜的切削速率不是最高的可能速度,因为高的温度也将会增加,如此影响表面精度和质地。 不同的切屑颜色发生在全速度被用的范围。 对于一个特定类型的切屑形状,没有一种特别的切屑颜色, 意谓这种切屑形可能在不同的温度之下被发生。 举例来说,一个完全类型的切屑在褐色,蓝的和绿色的颜色中被发现。 如此在这里一个结论可能是不可能的,它是切削过程动力学和决定切屑形成的材料所决定。 4.7. 一个判断振动的方法从上面所做的分析,我们能推断出,从切屑的分析是判断切削稳定性的一个可靠的方法。 当一个稳定类型的切屑被获得的时候,切削的过程是稳定。 当严不稳定的切屑被遇到的时候, 总是有振动。 对于具决定性类型的切屑,决定具决定性的切削状态是非常有用的。 当如此的切屑出现的时候, 最重要的是知道最大的稳定切削深度。就表面精度来说, 总是有一些小的振动标志,因为振动不可完全避免的。 振动标志是不同样明显的同样地在型和型 C 振动中。 5. 结论 Assab 8407(美国钢铁学会 H13) 的高速球面端铣已经被演示,使用 TiA1N涂上一层的固体碳化物刀具。 下列的结论能从研究得出:1.四类型的切屑,即振动、稳定性和严格类型的切屑,以 lO-30 千 转/每分的旋转轴向速度范围观察。 不同切屑形成的机理发现是在不同的切削状态之下刃口的运动。发现振动可能可靠地被切屑的分析辨认出。 因此,稳定过程与切屑形成之间的关系被确定。 2. 高速球面端铣振动三个类型被发现而且定义,即型,它们由不同的分割区域和切削运动相区分。3. 占优势的刀具磨损机理被发现是典型的第一流的侧面磨损。4.由于选择适当的切削为条件, 连同切屑生产,稳定过程可能是被改良的 。 如此的手法当做变更旋转轴向速度而且增加补给率已经被证明效果的在实验中。5. 机械加工过程温度以切削速率和切削深度的增大增加。6. 切削热的理论连同铣削动力学的考虑,一起以高的割削速率被检测,振动和材料在对切屑形成也产生大的影响。切屑的 SEM 分析表示 绝热修剪 不在高速端铣的切屑形成方面发生。7. 为了比较好的利用 HSM 的利益,切削刀具的设计和切削条件采用,应该能够提供令人想要的切屑形式。 由于动态的服从不是唯一的,所以一部给定的机器没有一个唯一的稳定性图表。 这给选择合理的切削条件带来很大的困难。从本文的研究,切屑分析提供一简单的而且有效率的方法确定机器的参数和切削条件。本科生毕业设计(论文) 目录第1章 前言1第2章 总体方案论证221 设计选型原则222 设计内容3第3章 主要尺寸参数的选定331 外廓尺寸332 质量参数3第4章 车架总成设计441 车架的结构设计442 车架的技术要求5第5章 车架的设计计算651车架的计算652 车架载荷分析853 车架弯曲强度的计算854 车架扭转应力的计算11第6章 悬架的总成设计1461悬架的设计要求1462悬架的两种形式1463悬架主要参数的确定1764钢板弹簧的设计20结论23参 考 文 献24致谢25附 录26本科生毕业设计(论文) 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。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。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;bX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。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。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 装载质量按要求取=1500kg3.2.2 整备质量汽车的装载量与整备质量之比/称为汽车的整备质量利用系数。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:在轻型载货汽车之列,所以满足设计要求取。3.2.3满载质量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225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;42 车架的技术要求a.车架左右纵梁间的距离为860,而在车架前横梁及转向器范围内应为860。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10。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 (对4X2货车可取=2)整备质量。图5-1纵梁弯曲应力由上图得: (5-1) (5-2) (5-3)a=625mm,b=800mm,=2800mm,L=4225mm,。将已知量代入上式得:=6744.4N =1.24m=7352.03N.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: (5-4)式中 Iw扇性惯性矩;W扇性坐标;对于槽形断面 (5-5) 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mm对于工字形断面 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: (5-6)式中 E弹性模量,对低碳钢和16Mn钢:E=2.06;车架轴间扭角;L轴距;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。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=413mm,=910mm,=906mm,=885mm,=835mm,所以5.3.2 弯矩的计算总体设计中又知:车载质量为=1500kg ,簧上整备质量2000kg。A所以均布载荷集度q为: 图5-2 车架载荷示图B求支反力由平衡方程得:得: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时:剪力弯矩当时:剪力弯矩当时:剪力弯矩a. 变载面处的剪力和弯矩:当时:当时:当时:当时:当时:b. 求最大弯矩:因为,所以当Q=0时,弯矩最大即,时,弯矩最大 5.3.3 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:可用下式来校核纵梁的弯曲强度: (5-7)式中: 纵梁的弯曲强度 抗弯模量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)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: (5-10)其中为材料的屈服应力,取其值为345MPa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。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=413mm, =910mm, =906mm, =885mm, = 835mm, =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 求最大扭矩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,扭转刚度存在以下关系: (5-11)式中:T车架元件所受的扭矩,Nmm L车架元件的长度,mmG材料的剪切弹性模量,MPa车架元件横断面的极惯性矩,因此,作用在车架元件上的扭矩与该元件的扭转刚度成正比,故有式中: 横梁1,2,所受的扭矩;横梁1,2,横断面的极惯性矩;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和横向力。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 (5-12)由(5-11)式得:; ;将上式代入(5-12),经整理后得: (5-13)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求极惯性矩和抗扭截面系数;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。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。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。6.3悬架主要参数的确定:6.3.1悬架静挠度悬架静挠度是指汽车的满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比即 (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=; n2= (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 =m1g/c1; =m2g/c2 (6-3)式中,g为重力加速度,g=981cm/s2。 将、代入式(6-1)得到: n1=5 n2=5 (6-4)由(2)可知:悬架的静扰度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、后悬架的静扰度和时,应当使之接近,并希望后悬架的静扰度比前悬架的静扰度小些,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:=(0.8.9)。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=(0.6.8)。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,n=1.5将n1=1.3, n=1.5代入(6-4)得=14.8cm,=11.1cm6.3.2 悬架的动扰度悬架的动扰度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,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。6.3.3 悬架弹性特性悬架受到的垂直外力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。6.3.4 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等于汽车空载时悬架的扰度,而使副簧开始起作用前一瞬间的扰度等于满载时悬架的扰度。于是,可求得=。式中,F0和分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为 (6-5)式中:为副簧刚度;cm为主簧刚度。用此方法确定的主、副簧刚度的比值,能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大,但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时时悬架载荷的平均值,即=0.5(F0+Fw),并使F0和间的平均载荷对应的频率与和间平均载荷对应的频率相等,此时,副簧与主簧的刚度比为 (6-6)用此方法确定的主、副簧刚度的比值,能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆,采用此法较为合适。5)悬架侧倾角刚度及及其在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时,悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。货车车身侧倾角不超过。6.4钢板弹簧的设计6.4.1钢板弹簧的布置方案纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩,并且结构简单,故在汽车上得到广泛应用。纵置钢板弹簧有对称和不对称之分,因大多数汽车采用对称式钢板弹簧所以我选用了对称式钢板弹簧。6.4.2 钢板弹簧主要参数的确定A钢板弹簧材料及许用应力选用:机械设计手册单行本 弹簧起重运输件五金件,7112表7-11-6材料:60Si2MnA, , 。表7-11-7钢板弹簧许用应力载重汽车的前板簧许用弯曲应力;载重汽车的后板簧许用弯曲应力。B板弹簧设计与计算:表7-11-8半椭圆式板弹簧: (6-7)由已知满载静止时汽车前、后轴负荷G1、G2和簧下部分荷重Gu1、Gu2。单个钢板弹簧的载荷:Fw1=和,悬架的静扰度和动扰度纵置钢板弹簧,汽车的轴距。常取=1020mm。C钢板弹簧长度L的确定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。货车前悬架 =(0.260.35),后悬架=(0.350.45)。前悬架主叶取=0.3;后悬架主叶取。D钢板弹簧断面尺寸及片数的确定a钢板断面宽度b的确定对于钢板弹簧 (6-8)式中,s为U形螺栓中心距(mm);k无效长度系数(刚性夹紧:取k=0.5,扰性夹紧:取k=0);c为钢板弹簧垂直刚度(N/mm),;为扰度增大系数(重叠片数n1,总片数n0,求得,再用;E为材料的弹性模量(MPa)。钢板弹簧总截面系数W0 W0 (6-9)式中,为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料,表面经喷丸处理后,推荐在下列范围内使用:前弹簧350450MPa;后主簧450550MPa;后副簧220250MPa。将式(6-9)代入下式计算钢板弹簧的平均厚度 (6-10)b钢板弹簧片厚h的选择矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J0 (6-11) 式中,n为钢板弹簧片数。c钢板弹簧断面形状图6-6钢板弹簧断面形状d钢板弹簧片数n多片钢板弹簧一般片数在614片之间选取,根据设计要求和计算取10片。6.4.3 钢板弹簧各片长度的确定图6-7钢板弹簧各片长度6.4.4 钢板弹簧的刚度验算刚度验算公式为 (6-12)式中 : 为经验修正系数,=0.900.94;E为材料弹性模量; 、为主片和第k+1片的一半长度。结 论本课题是针对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,价格过高,质量和维修服务水平差,而市场急需的高质量、经济型的产品不能满足市场需求。二十一世纪,农业机械要围绕我国农村经济结构调整要求,努力开发生产适用、先进的农用产品。在市场的需求下,在老师的指导下,我们一组六人对YC1040低速载货汽车做了简要设计,我主要对车架和悬架系统进行了设计,通过设计知道了车架动力传动系统和路面引起的振动与噪声可通过车架与车身间的橡胶垫减振,使之不易传到车身上和车厢内;便于车身的变形和改装,汽车底盘和车身可分别装配,但是,采用车架的汽车,其高度及质量都会增大,也需要有大型压力机制造。悬架以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独力悬架在载货汽车上用的比较广泛,其主要优点是;结构简单,制造容易,维修方便,工作可靠。缺点是:由于整车布置上的限制,钢板弹簧不可能有足够的长度(特别是前悬架),使之刚度较大,所以汽车平顺性较差;簧下质量大;在不平路面上行驶时,左右车轮相互影响,并使车轴(桥)和车身倾斜;当两侧车轮不同步跳动时,车轮会左右摇摆,使前轮容易产生摆振;前轮跳动时,悬架易于转向传动机构产生运动干涉;当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时,由于左右两侧车轮反向跳动或只有一则车轮跳动时,不仅车轮外倾角有变化,还会产生不利的轴转向特性;汽车转弯行驶时,离心力也会产生不利的轴转向特性;车轴(桥)上方要求有与弹簧行程相适应的空间。本次的设计方案是边梁式车架和前后均采用纵置钢板弹簧悬架,通过设计,证明了我的设计方案是可行的,但是这毕竟是纯理论的,如果将它投入到生产实际当中进行检验和校正,相信会得到很好的完善。参 考 文 献1 GB72582004 , 机动车运行安全技术条件S2 GB183202001 , 农用运输车安全技术条件S3 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.4 王望予汽车设计M北京:机械工业出版社,20055 陈家瑞汽车构造(上册)M北京:机械工业出版社,20056 陈家瑞汽车构造(下册)M北京:机械工业出版社,20057 成大先.机械设计手册单行本(机械振动.机架设计) M. 北京:化学工业出版社,2004.8成大先.机械设计手册单行本(联接与紧固) M. 北京:化学工业出版社,2004.9 汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册(设计篇)M北京:人民交通出版社,200110成大先.机械设计手册单行本(弹簧.起重运输件.五金件) M. 北京:化学工业出版社,2004.11 QC/T 4911999,汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件S12 QCn 290351991 ,汽车钢板弹簧技术条件S致 谢为期三个多月的毕业设计业已经结束。回顾整个毕业设计过程,虽然出现了许多困难,但走完整个过程觉得受益匪浅。本次毕业设计课题是低速载货汽车车架及悬架系统的设计。本设计是为了解决农用运输车在生产实际过程中的一些问题,因此对设计的要求很严格。本设计是学完所有大学期间修的课程以后所进行的,是对三年半来所学知识的一次大检验。并且加深对知识的理解,使我能够在毕业前将理论与实践再一次结合,使所学的知识更加融会贯通,加深了我对理论知识的理解,强化了各个方面的能力。通过这次毕业设计,我基本上掌握了低速载货汽车车架及悬架系统设计的方法和步骤,以及设计时应注意的问题等,另外还更加熟悉运用查阅各种参考资料和相关手册。 总的来说,这次设计,使我在基本理论的综合运用以及正确解决实际问题等方面得到了一次很大的提升,提高了我独立思考问题、解决问题以及创新设计的能力,缩短了我与工厂工程技术人员的差距,为我以后从事实际工程技术工作奠定了一个坚实的基础。本次设计任务业已顺利完成,但由于本人水平有限,缺乏经验,难免会出现一些错误,在此恳请各位老师及同学指正。此次毕业设计是在黄开有老师的认真指导下进行的。黄老师经常为我解答一系列的疑难问题,以及指导我的思想,引导我的设计思路。在历经三个多月的设计过程中,一直热心的辅导我。在此,我忠心地向他表示诚挚的感谢和敬意!附 录1 车架总装图 YC1040-01-00 A0 2 车架前横梁 YC1040-01-01 A2 3 车架第二横梁 YC1040-01-02 A2 4 车架第三横梁 YC1040-01-03 A2 5 车架第四横梁 YC1040-01-04 A2 6 车架第五横梁 YC1040-01-05 A2 7 车架第六横梁 YC1040-01-06 A2 8 前保险杠右支架 YC1040-01-07 A4 9 前保险杠左支架 YC1040-01-08 A4 10 车厢前支架 YC1040-01-09 A3 11 车架第二横梁右角板 YC1040-01-10 A4 12 车架第二横梁左角板 YC1040-01-11 A413 车架第六横梁右斜撑 YC1040-01-12 A314 车架第六横梁左斜撑 YC1040-01-13 A315 车架第五横梁撑角板 YC1040-01-14 A416 车架第三横梁加固板(前左、后右) YC1040-01-15 A317 车架第三横梁加固板(前右、后左) YC1040-01-16 A3 18 散热器支架 YC1040-01-17 A419 悬架前钢板弹簧 YC1040-01-18 A320 后悬架钢板弹簧 YC1040-01-19 A327
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