ZY1160货车底盘总体及车架设计【含CAD图纸+文档】
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机电工程学院毕业设计说明书设计题目: ZY1160货车底盘总体及车架设计 学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 年 月 日目录一 底盘总体21 概论23 功用34 方案分析35 底盘总体设计总结15二 车架151 车架的作用及要求152 车架结构形式的确定163 纵梁与横梁连接方式的确定194 车架的设计与计算205 车架设计总结26三 总结27致谢27参考资料27 前言: 在现代社会汽车是最重要的交通工具。在货运方面汽车有着其他运输工具比如轮船、火车、飞机等无法无法企及的地位。对于货车来言,没有在运输的过程中太多的限制。容易实现“门对门”的便利。随着社会的发展现在重型货车市场的需求量不断增高,这也就使重型货车制造企业的竞争者有所增加,这些货车制造企业都非常注重自身技术的积累,注重提升产品的质量提高自身效益以期能够在现在以及未来的竞争中占据一席之地。面对这样的情况各个企业都在车型创新改进技术方面下了不少的功夫以期提高自身的竞争力。一 底盘总体1 概论主要有传动、行驶和转向及制动系统组成的底盘是货车的一个重要组成部分。底盘是一个整体,与其组成部分是整体与部分的关系,整体的功能不仅仅是各个组成部分功能的综合,要想有一个良好的整体性能要不仅仅需要各个组成部分有过硬的质量,更需要各个部分之间的协调,底盘也正是这样,要想有一个性能优异的底盘各个总成、部件的质量优异的同时还应该它们的之间良好的配合。一个好的传动、行驶、转向和制动系统固然很重要,但如果他们之间不能协调配合那么底盘的综合性能将会变得很差。因此一个良好的底盘总体设计往往是后续工作的基础。图一 货车的底盘总成2 组成底盘主要有传动系统、行驶系统、转向系统以及制动系统四大系统组成。图一展示了货车底盘的主要组成。3 功用 底盘是用来固定车身以及各种总成及部件的,同时底盘可以实现能量的传递,为汽车的正常行驶提供保障,其次由来自地面对于汽车的各种反作用力都是有底盘承受的。最后在复杂的路况上底盘通过各种运动及力的转化能够保证汽车能够依照驾驶员的需求而有相对应的响应状态。4 方案分析4.1 货车的形式货车的形式对于货车的底盘有着很重要的影响,对于各个零部件的结构以及底盘的总体布置有着决定性的作用。因此在底盘总体设计的环节总要予以充分的考虑。4.1.1轴数 货车的轴数就是货车上车轴的数目,多数情况下为两轴,但是随着货车总质量的增加轴数也会有所变化,轴数需要有所增加这是可以采用三轴的形式,早或者可以用到四轴乃至更多的轴数。同时轴数的多少还受到了相关法律法规的限制。随着货车装载质量的增加,货车的整备质量以及总质量都会相应的增加。如果其轴数一定,而货车总质量增大,这就会使公路的承载增加,当公路的负荷大于一定界限的时候会对公路造成破坏,使公路的寿命缩短。为了提高公路这种基础设施的使用年限,国家采取了一些强制措施,对于货车的轴荷提出了一定的要求,并且写进了相关法律法规中为设计者在选择轴数的时候提出了一定的要求。货车的总质量过大以至于使轴载大于相关规定应该采取增加轴数的方法来降低轴载,但是这会使整车结构变得较为复杂,并且是制造成本增加使整备质量也有所加大。同时如果增加轴数但转向轴数不变,则货车的最小转弯直径会增大,这样就会造成后轮胎的磨损加快,因此尽量不要增加货车车的轴数。根据从事车辆工程行业的前辈的设计经验,对于那些总质量在19吨以下的货车可以采用两轴的形式,这样可以降低成本,另外还可以是货车的结构较为简单。故本次设计的ZY1160型货车选用两轴式。 4.1.2 驱动形式货车的驱动形式有两个数字表示,货车的总轮数可以从第一个数字得到,而货车的驱动轮数则是由第二个数字标示的,如为双轮结构则将双轮看做一个轮,驱动形式常见的主要有等形式,还有以及等形式。货车的总质量受到驱动形式的影响,与此同时货车的动力性以及通过性也与驱动形式有密切的关系,还有就是货车的用途对于驱动形式也提出了一定的要求,例如经常形式在不利路面条件下的货车的驱动轮数应该适当的增加。为了提高整车的动力性以及通过性可以增加货车的驱动轮数,但是这样会造成一些其他的问题,比如这样会使整车的制造成本有所上升于此同时还会使货车底盘结构变得复杂,使整体布置的工作变的比较复杂。总质量较小的时候可采用的形式。本次设计车型为ZY1160,总质量为16t,相对来言总质量不太大,并且对比市面在售同类车型本次设计可与选择驱动形式为:4x2。 4.1.3 布置形式货车的布置形式对于底盘的设计以及底盘的总体布置有着河大的影响。货车的布置形式可以根据不同的分类标准分为不同的类型,有平头式、长头式以及短头式和偏置式这几种形式,这是根据货车车头的不同形式来进行划分的。另外根据发动机的位置分成了发动机前置后置以及中置三种不同的形式。平头式货车:采用这种形式的货车其发动机可以布置在驾驶室之内。采用平头式的驾驶室能够采用较短的轴距,这样将用利于缩短货车的总长,这样在一定程度上来言这种形式的货车的机动性能将会的到改善。并且驾驶员事业有所改善,但是存在空载时前轴负荷较大,通过性变坏,同时驾驶室结构复杂,驾驶员受到发动机噪声等不良因素的影响较大,并且还会使驾驶员受伤的几率加大。长头式:发动机位于驾驶室前部。其主要优点是发动机及其附件地接近性较好,如需检修时较为方便;满载时前轴负荷小,汽车地通过能力会有所提高;发动机通风散热良好,操纵机构也简单。这种形式的货车总长无法缩减,这样就会使货车的转弯变得较为困难以至于在一定程度上货车的机动性变得较差,长头式货车还有一个明显的问题就是视野的较差的。 短头式:采用这种形式的驾驶室发动机不能全部放置在驾驶室内,只能有一少部分在驾驶室中,很明显这种形式的货车相对于前两种形式来言是一种折中的方法,因此其综合的性能也介于两者之间。例如这样的布置形式货车的与长头式相比货车的轴距轮距得到缩短机动性有所改善但是不如短头式。同样对于驾驶员的视野来言也是介于两者之间。图二:货车的布置形式a)平头式 b)短头式 c)长头式 偏置式货车的视距短并且视野良好,同时这种形式的货车在维修发动机时优势比较明显,还有就是偏置式驾驶室的通风条件比较好。这种布置形式主要在重型矿用自卸车上。货车还可以分为发动机前置、中置和后置三种形式。其中发动机后置后驱对于货车来言是不合适的已经被淘汰很少采用,而中置后桥却懂得形式发动机需特殊的设计发动机的通用型不好,一般来言这样制造成本会大幅度增加也不予考虑。发动机前置后桥驱动的形式发动机如果出现问题比较容易被发现同时这种形式的发动机的接近性良好还有就是离合器、变速器的操纵机构可以设计的比较简单,因此即使存在一些缺点比如对于驾驶员的事业可能会有一定程度的影响,但是这种布置形式还是被广泛采用。综合以上各种因素,并且对比市面上在售的同类车型此次设计的ZY1160型货车可以采用平头式的车头并且采用发动机前置后桥驱动的形式。4.2 货车主要参数货车的主要参数有尺寸参数、质量参数及性能参数。这三个方面的参数对于货车底盘的设计及总体布置有着决定行动作用。在底盘的总体设计中要根据设计的需要选择合适的尺寸参数 以便于底盘整体造型的确定。选择合适的质量参数以及性能参数为后续零部件的设计提供依据。4.2.1 货车主要的尺寸参数4.2.1.1 外廓尺寸 货车的总长、总宽,总高是相当重要要的尺寸参数,不仅在设计阶段较为主要同时也是在货车销售过程中消费者比较关注的参数。这三参数被称为货车的外廓尺寸,在设计阶段这几个参数不是随便确定的,要考虑到一些一些法律法规的要求。故在GB1589-1989中对于货车的尺寸有让如下规定:货车的总长不应超过12m;除去后视镜货车的宽度不能超过2.5m;空载、顶窗关闭时,货车的高度不能大于4m。本次设计为了装载货物以及驾驶员上下驾驶室的方便选择整车的外廓尺寸为:总长为9000mm;总款为2500mm;总高为2870mm。4.2.1.2 货车的轴距货车在的轴距对于货车的一些性能有着一定的影响比如货车的整备质量、总长以及通过性。并且轴距直接影响到了传动轴的长度。原则上来言、载质量大一些的货车轴距应该取得长一些,若对于机动性要求较高的货车轴距应该短一些。总结以往的设计经验,货车可以根据总质量的不同在下表中选取轴距。表一 :不同货车的轴距货车总质量ma/t1.81.86.06.014.014.0轴距L/mm17002900230036003600550045005600本次设计车型为ZY1160,总质量在十六吨左右,可以选取轴距为5000mm。4.2.1.3 货车的轮距货车的总宽以及总质量也受到轴距的影响,同时货车的最小转弯半径以及侧倾刚度也与货车的轴距有一定的关系。由于对于货车的总宽构架标准有一定的要求,轮距的选择有一定的限制,不能够太大。两外对于前轮来言一般担负着转向的功能,在选择前轮的轮距时应该保证有符合要求的转向空间,同时还应该保证发动机等的布置要求。对于后轮距的选择应该对于车架的宽度予以考虑。轮距可以根据下表进行选取。一般的情况下前轮距应该选择的大一些以便有足够的转向空间。表二: 不同货车的轮距货车总质量ma/t1.81.86.06.014.014.0轮距L/mm11501350130016501700200018402000本次设计车型为ZY1160参考市面上在售同类车型可以选择前轴距B1为1920mm,后轮距B2为1800mm。4.2.1.4 货车的前悬和后悬货车的前悬的前悬以及后悬是货车一个重要的尺寸参数,对于货车的性能有着很大的影响。货车的碰撞安全性以及货车的通过性都受到前悬的影响,于此同时在前悬的这段距离重要布置保险杆以及发动机和散热器等部件因此不能太短。货车的后悬尺寸对于货车的通过性以及追尾安全性等都有影响,同时后悬的尺寸在确定是还要考录到轴荷的分配以及货车轴距的大小。对于货车后悬的尺寸根据货车总质量的不同有不同的范围,对于总质量在在1.8至14.0吨的货车后悬一般可以再12002200mm之间选择,但是对于特长货箱的货车来言可以达到2600mm,但是不能够大于轴距的55%。根据设计的实际情况结合对于在售的同类车型的研究可以选择本次设计前悬为1430mm,后悬2570mm。4.2.1.5 货车车头的长度平头型货车的长度一般根据乘员的数量决定,本次设计可以选择2200mm以便于驾驶室可以留出一个能令驾驶员换班休息的空间。4.2.1.6 货车车箱的尺寸货车车厢的尺寸对于装载的质量以及装卸货物的方便性有 很大的影响,本次设计可以选择货箱的的尺寸为:长为7350mm;宽为2450mm;高为600mm。4.2.2 货车的质量参数货车的质量参数是货车质量和载荷方面的表征参数以,货车的整备质量是整车的装备质量的表征,而载质量是对于货车运载能力的一种表征,载质量系数则是对于货车两个重要的质量参数的之间关系的限制,轴荷分配是对于货车的质量分布的表征。4.2.2.1 整车整备质量和载质量货车的整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具 、备胎等),并且加满燃料和水,但是没有成员和货物时的整车质量。整车整备质量如果过大则会造成不必要的燃油消耗,使整车的经济性变差,现在正是能源短缺的时代,我们应该在可能的情况下尽量减少整备质量。本次设计可以先初定整车5900kg。表三 货车的质量系数总质量ma/tmo货车1.8ma6.00.81.16.0ma14.01.201.35ma14.01.301.70货车的质量系数是指货车载质量与整车整备质量质量的比值。这个参数在一定程度上能够反映出整车的制造工艺的质量。该值越大则所设计的车型在结构和制造工艺上越先进,但是这个值也不是随意选定的,可以参考同类车型并在上表内选定质量系数进而得出货车的载质量。参考市面上在售同类车型结合自身设计的实际情况本次可选择质量利用系数为1.68.那么所涉及车型ZY1160型货车的载质量初步估计在9912kg。 4.2.2.2 货车的总质量货车的总质量主要有驾驶员及其他随行人员、装载货物的质量以及整备质量组成。本次设计预计包括驾驶员一共有三个随行人员。可有下式进行估算: ma= mo+ me+365kg (4-1) 式中:ma汽车总质量,kg; mo整车整备质量,kg; me汽车载质量,kg;所设计车型的总质量大概为16007kg。 4.2.2.3 货车的轴荷分配表四:不同货车的轴荷分配满 载空 载前 轴后 轴前 轴后 轴商用货车42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎,长、短头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎,平头式30%35%65%70%48%54%46%52%62后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69% 货车的轴荷分配是指货车在空载或者满载状态下,不同车轴对与支承平面的垂直载荷,还可以用占空载或者满载总质量的百分比来表示。货车的一些使用性能比如动力性以及轮胎的寿命都与货车的轴荷分配有着紧密的联系,同时在轮胎选择时轴荷分配也是一个重要的参数。为了满足各个轮胎磨损的均匀以及保证各个轮胎寿命的大致相同,每个车轮上的负荷应该能够大致相同,同时还应该能够保证驱动轮上的动力应该使上面有一定的负荷,不同形式的货车的轴荷分配应该符合表四中的范围。4.2.3 货车有关性能参数在货车底盘的一些总成设计的过程中离不开有关的性能参数,需要用这些参数进行计算校核。如果这些参数选取的较为合理那么接下来的设计工作将会变得比较简单明了,并且将获得良好的综合性能。4.2.3.1 货车的动力性参数货车的动力性参数主要有最高车速、比功率和比转矩以及上坡能力和加速时间。底盘的动力以及传动部分部分零部件的设计和选配都是依据这些数据进行的。最高车速是指货车在水平良好路面上上所能达到的最高车速。一般来言,最高车速与货车的总质量的大小是成负相关的。最高车速的大小对于选用发动机的功率有着极其重要的影响。选择最高车速的时候要合理合适。除此之外对于货车的比功率和比转矩也有一定的要求,不仅仅要考虑到最高车速同时比功率和比转矩也要限制在一定范围内,过小的话货车的动力性将会不足过大的话将会造成一定的浪费。最高车速和比功率比转矩要符合一定的范围,根据前人的设计经验可以在下表中适当的选择。表五:货车动力性参数范围货车总质量ma/t1.81.86.06.014.014.0最高车速vamax(km/h)8013575120比功率Pb(kW/h)162815251020620比转矩Pb(N*m/t)3044384433472950根据市面上在售车型结合表五中的参数范围可以选择本次设计最高车速为80km/h,在选择发动机时要注意兼顾比功率以及比转矩的大小。货车的上坡能力是指货车在满载时在良好的路面条件下所能爬上的最大坡度通常要求货车能够爬上30%的坡度。传动系统中最大传动比在选择的时候要考虑到这个参数。货车的加速时间是货车动力性的另一个表征参数,它知道时货车在良好的平直路面上,从原地起步并以最大的加速度进行加速达到一定车速所需要的时间。对于最高车速在100km/h以下的货车常用加速到60km/h的加速时间来表示。4.2.3.2 货车的最小转弯直径货车的最小转弯直径指的是货车的转向盘转至其极限位置,货车的前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆直径。货车的最小转弯直径与货车的机动性是息息相关的,并且还是货车转向安全性以及转向能力的一个重要表征参数。这个参数对于转向系统的设计提出了一定的要求。根据以往的设计经验货车的最小转弯直径可以在小表的范围内选取。表六:各种货车的转弯半径Dmin货车总质量ma/t1.81.86.06.014.014.0Dmin/m8.012.010.019.012.020.013.021.0参考市面上在售的同类车型,结合表六中的数据,考虑到所设计车型的总质量为十六吨左右可以选择此次设计的最小转弯直径为18m.4.2.3.3 货车的通过性几何参数货车的通过性几何参数不仅仅与货车的通过性相关,更是对于底盘的设计和布置提出了一定的要求。货车的通过性几何参数要符合下表中的范围。表七:货车通过性的几何参数车型/mm/m42货车250300256025454.07.04.2.3.4 货车的悬架相关参数货车悬架的参数对于货车底盘的综合性能以及整车的综合性能都有较大的影响,因此在底盘的总体设计要予以充分的重视,货车悬架的相关参数应该符合下表中的范围。表八:货车悬架相关参数静挠度fc/mm动挠度fd/mm偏频n/Hz5011060901.52.24.3 发动机的选择4.3.1 发动机主要性能指标4.3.1.1发动机最大功率Pemax及其相应转速np:发动机公率的大小可以根据货车能够达到的最高车速vamax及货车的总质量来初步确定:=(+)(4-2)式中:发动机的最大功率,kw; 传动效率,取0.9; 重力加速度,取9.8m/s; 滚动阻力系数,取0.02; 空气阻力系数,取0.8; 货车正面投影面积(m2),A=Ba*Ha,Ba为货车的总宽;Ha为总高, A=Ba*Ha=2.50*2.87=7.715m2.。 ma货车总质量,kg; 货车行驶最高车速,km/h。根据公式3-1代入数据计算可得:Pemax=119.581kw。按照上式估算的发动机功率是在发动机附件全部都安装之后的功率,可以在原有估算值的基础上增加12%20%。即可在131.410145.297kw的功率范围内适当进行选取。总质量大一些的货车的采用的柴油机最大功率对应的转速np值一般在18002600r/min.本次取为2500r/min.本次设计可以参考相关车型并且根据计算的功率范围进行发动机的选取发动机功率。4.3.1.2 发动机最大转矩Temax及相应转速nT 可以用下式来确定Temax: = (4-3) 其中: -转矩适应系数,取为=1.02; -发动机最大功率; -最大功率转速,所选发动机的最大功率转速为2500r/min;根据上文计算的发动机功率范围带入公式3-2计算可以得到最大转矩的范围应该为511.972580.076n*m。对应转速np与nT之间应该有一定的差值,他们之间的比值应该在1.42.0之间,故nT应该在12501785.714r/min之间选取。可以定为1400r/min.4.3.2 发动机的选择根据市面上在售车型,以及查找相关发动机厂商的产品资料可以选择东风康明斯生产的型号为ISDe180 30的发动机,该发动机的相关参数如下表所示:表九:发动机ISDe180 30相关参数型号:ISDe180 30生产厂家:东风康明斯汽缸数:6总排量:6.7L燃料类型:柴油排放标准:欧发动机形式:直列六缸 电控系统 增强型高压共轨压缩比:17:1额定功率kw/转速r/min:135/2500最大扭矩Nm/转速r/min:560/1400最高空载转速r/min:3000怠速稳定转速r/min:750工作顺序:1-5-3-6-2-4外形参考尺寸/mm:935630820 利用货车的比功率和比转矩对于所选发动机的检验: 根据选定发动机的转矩以及功率和货车的总质量可以计算货车的比功率以及比转矩,利用这两个参数对于选定的发动机进行检验。它们分别为8.434kw/t和34.984N*M/t。均在表五中的允许范围之内。故选择的发动机可以满足动力性的要求。4.4 轮胎的选择 轮胎的尺寸对于底盘的性能有很大的影响,比如货车的通过性以及传动系统的传动比都在一定程度上都受到轮胎尺寸的影响。同时对与整车的经济性、动力性以及操纵稳定性和承载能力也有一定程度的影响。考虑到本次设计的实际情况,并且参照市面上在售同类车型,前轮可以采用规格为9.0-20的轮胎采用单胎的形式,由于此次设计车型的总质量比较大后轮可以采用双胎并装的形式,轮胎的规格为9.0R20。轮胎相关尺寸为:轮胎的滚动半径为:0.494m;轮胎的高宽比为100%;轮胎的断面宽度为:0.227m;轮胎的充气压力为:600kpa。4.5 传动系统相关参数的选择4.5.1 传动系统最小传动比的选择货车的最小传动比为变速器最高档传动比与主减速器传动比的乘积。最小传动比对于货车的燃油经济性以及动力性都有很大的影响。最小传动比较大则动力性有所改善但是经济性变差,过大则相反。动力性是在最小传动比选择时要考虑的首要因素,同时要兼顾经济性。为此可以利用最高车速根据下式进行传动系统最小传动比的选择。 (4-4) 其中:是最小传动比; 是发动机最大功率对应转速,为2500r/min; 是轮胎滚动半径,为0.494m; 是货车最高车速,为80km/h.带入数据计算可得货车的最小传动比应为:5.819。本次设计车型拟采用带直接挡的六挡手动式机械变速器,一次主减速器的传动比就是计算的最小传动比。也就是说主减速器传动比为5.819.4.5.2 最大传动比的选择最大爬坡度、附着率和最低稳定车速这三个因素是在选择最大传动比应该予以足够的重视。对于货车来言,可以利用对于货车所要求的最大爬坡度,并且由于爬坡时的空气阻力较小可以予以忽略,故可以根据下式计算最大传动比。 (4-5) 式中: 发动机的传动效率,取为0.90 是货车地总质量,为=16007kg; g是重力加速度,取为9.8m/s; f是滚动阻力系数,查得可取为0.02; 是轮胎滚动半径,为0.494m; 是货车的最大爬坡度,一般为 是主减速器传动比,为5.819; 是发动机最大转矩,为560Nm。把数据代入上式计算可得最大传动比应该不小于8.099。 4.5.3 变速器各挡传动比的计算 本次设计采用最高挡为直接挡的六速变速器,各挡位传动比之间的比值根据前辈先人总结的经验应该不大于,另外每个挡位的传动比应该满足等比数列。故各挡位之间的比值可以以下式确定: (4-6) 是变速器最大传动比,为8.099.代入数据计算可得各挡位之间比值为1.519.故各挡位传动比比分别为:表十:变速器各挡位传动比挡位传动比8.0995.3243.5052.3071.51915 底盘总体设计总结经过以上的分析计算,可以得到底盘总体设计技术参数总结,如下表所示:表十一:底盘总体参数总结总质量(kg)16007整备质量(kg)5900最高车速(km/h)80发动机型号康明斯ISDe180 30轴数2轴距(mm)5000接近角()35离去角()23前悬(mm)1430后悬(mm)2570轮胎参数轮胎规格轮胎数前后轮距(mm)9.00-20/9.00R206(后双轮)1920/1800传动系统参数主减速器传动比变速器挡位65.819前进挡传动比8.099/5.324/3.505/2.307/1.519/1二 车架1 车架的作用及要求车架行驶系统中一个重要组成部分,车辆的各个部分与总成都是安装在车架上的,同时车架还承受着来自地面的各种反作用力。车架的功能决定了车架的重要作用,同时车架的受力非常复杂所以对于车架有一下要求: 1)车架的结构应该能够满足车辆总体布置的要求。 2)车辆的运行工况相当复杂,在行驶的过程中安装在车架上的零部件可能会发生窜动,这样就可能会发生干涉,因此应该保证在车架上安装的各种部件和总成不能发生干涉。 3)由于车辆在行驶过程中可能会遇到崎岖不平的道路,这会造成车架由于承载而造成扭转变形还可能造成在纵向平面内车架有一定的弯曲变形,还有就是由于路况的原因车轮可能会发生一定的跳动这就可能会使车架产生一定的扭曲,由于这些形变就可能固定在车架上的一些总成与部件发生干涉,造成车辆运行的异常。因此对于车架的强度与刚度有一定的要求。 4)为了提高车辆行驶时的稳定性,车架的高度应该尽可能的降低,以使车辆的质心位置降低。 5)车架的结构应该简单,并且便于维修。 6)为了降低整车的质量应该使车架的质量尽可能的小,在满足上述要求的时候应该尽可能降低车架的质量。2 车架结构形式的确定 车架的结构对于车架的设计有着相当重要的影响,不同结构车架在性能上有所差异,在设计计算时也会有所不同,因此车架的设计首先就是选定车架的结构。按照结构的不同一般可以分为边梁式车架、中梁式车架、综合式车架以及由边梁式演变而来的X型车架。每种车架的构成有所不同,它们的特点和用途也各有不同。在进行车架设计的时候可以对每一种类型的车架进行综合的分析,依据设计的要求,参考前人的经验来选择合适的类型。(1)边梁式式车架:边梁式车架主要组成部分为纵梁和横梁,其中纵梁有左右各一根,横梁的数量可以根据车型的实际需要进行适当的选择。其结构如图二所示。这样的车架在安装驾驶室以及货箱时是比较方便的,并且在布置一些总成或者一些特种设备的时候也是有一定优势,这种结构的车架在车型改进以及车辆品种的发展也是有益处的。为此,在载货汽车以及大多数的特种汽车应用广泛。图二:边梁式车架边梁式车架根据车架前后的宽度的大小还可以分为以下几种形式;前宽后窄:用于重型并且后轴载荷较大的载货汽车,采用这样的形式是因为载荷比较大要采用较宽的轮胎和钢板弹簧,同时车架的前部还应该满足发动机的安装,需要足够的尺寸,只能通过减小前轮转向角将车架做成前宽后窄的形式。前窄后宽:这种形式的车架前部较窄但是能够保证发动机以及其附件的安装要求,而后部较宽。这种类型的车架能够使转向轮即前轮的空间较大,有利于保证转向空间,并且还便于前板簧的安装。前后等宽:如果车架的前后宽度不同那么势必在车架的纵梁上会有转折,这样的话就会造成应力的集中,对于转折处的上下翼面是很不利的。所以只要在总布置允许的情况下均采用前后等宽的形式。另外这种形式的车架生产制造较为简单,能够降低制造成本。(2) X型车架: 如图三所示,这样结构的车架被称为X型车架,这种结构的车架是以边梁式车架为设计原型,这样的改进可以在一定程度上提高车架的抗扭刚度。这种车架中的X型横梁能将扭矩转换成弯矩,对于短而宽的的车架来言这种效果尤为明显。对于狭长的车架来言由于X型横梁长度较大,其中受压的一根可能会丧失稳定性。故这种形式的车架一般用于轿车。X型车架的结构如下图所示:图三:X型车架 (3)中梁式车架:如图四所示,这种只有一根中央横梁贯穿于车架前后的车架被称为中梁式车架,另外由于这种类型的车架的自身结构的特点它还有一个别名:脊梁式车架。这种车架的可以采用箱形或者管形的中梁。中梁可以将动力传动系连成一体,传动轴能够从中梁中穿过,因此这样的结构必须与断开式驱动桥及独立悬架相互配合使用。这样的结构与其他形式车架相比来言,其扭转刚度很大,并且车轮能有较大的运动空间,这将会改善车辆的平顺性及其通过性。但是有一个缺点就是中梁式车架的制造工艺较为复杂且对于精度要求较高以及维修时也不如其他类型的车架方便。故多用于轿车以及对于越野性要求较高的越野车上。图四:中梁式车架的汽车底盘图五:综合式车架 (4)综合式车架: 综合式车架的结构如图五所示,其前部采用中梁式的结构而后部则采用边梁式的结构。这种车架综合了边梁式车架以及中梁式的车架的特点。这种车架中部的扭转刚度合适,但是其中部地板的凸包一般来说会比较大,另外其制造工艺也比较复杂。故这种形式的车架多用于轿车。 本次设计车型为ZY1160型载货汽车,结合市面上在售车型车架的分析,考虑到设计车型的尺寸及发动机尺寸参数以及制造成本,可以选择边梁式前后等宽式车架。3 纵梁与横梁连接方式的确定 横梁和纵梁是单独制造的,而后再连接成一体的,所以纵梁和横梁的连接式对于车架的综合性能有很大的影响。对于它们之间的连接方式要确定横梁与纵梁的连接形式,另外还要选择合适的固定方法。3.1 横梁和纵梁的连接方式横梁与纵梁的连接形式主要有三种,每一种都有各自不同的特点,可以对这三种连接形式进行综合考量来进行选取。(1) 第一是吧纵梁的上下翼面与横梁相连接,这样的连接方式可以在一定程度上提高车架的整体刚度,但是这种连接方式也有一个不可避免的缺点就是在纵梁的上下翼面的应力可能会有所增加,容易遭到破坏。(2) 这种连接形式是第一种连接形式的改进,是把横梁固定在纵梁的腹板和上下翼面其中的一个翼面智商之上。这样的连接方式可能使横梁早期破坏,这样就造成了车架的质量问题过早的出现,造成这种问题的因为横梁会直接受到纵梁上受到载荷的影响以至于自身负荷的增加。(3) 还有一种连接方式就是仅仅将横梁与纵梁的腹板进行连接,这种形式的连接对于横梁以及纵梁的上下翼面是有利的,但是这是以牺牲车架的整体刚度为代价的。可以根据横梁位置和形式的不同适当的选择横梁与横梁的连接方式。3.2 横梁与纵梁的固定方法横梁和纵梁固定方法也有三种:铆接、焊接以及螺栓连接。(1) 铆接:这种固定方法采用搭接板进行铆接,这种方式制造成本相对来说较低,适合于大量的生产。另外还可以通过改变铆钉的数目以及位置来改变纵梁的扭转刚度。(2) 焊接:这种固定的方法,可以保证纵梁的抗扭刚度,并且连接较为牢固,不宜造成松动,但是对于焊接质量以及焊接夹具有一定的要求,这种连接方法适用于小批量及闭口截面车架。 (3)螺栓连接:这种连接方式主要是为了解决横梁位置受到总布置限制某些部件拆装不便时而采用,但是有一个明显的缺点就是长期使用时,容易产生松动,对于行驶的安全性不利。对比以上三种固定方法,并且参考同类车型车架的固定方法在ZY1160型货车车架的设计中可以采用第三种固定方式即采用铆接的方式。4 车架的设计与计算4.1 车架宽度的确定采用边梁式前后等宽的车架,对于这种形式的车架可以用定型后车架两纵梁腹板之间的距离来表示车架的宽度。车架的宽度应该能够满足各个零部件的布置,并能为转向轮提供足够的转向空间。并且车架的宽度也应该合理的选取以带到能够保证产品的标准化,并且实现产品的系列化。为此我国为了汽车行业的发展在汽车的行业标准中对于载货汽车的车架宽度做出了一定的限制,在设计中宽度应该在之间进行选择。考虑到已选定的发动机的外形尺寸和及轮胎的宽度以及板簧的宽度本次车架的宽度定位900mm。4.2 纵梁形式的确定车架纵梁结构在确定的时候要考虑到车架的功能能否实现,以及能否满足整车整体布置的要求,于此同时还应该考虑到纵梁的制造工艺,纵梁的形状应该尽量简单。 纵梁的上翼面一般来说有两种形式,即平直和弯曲两种形式。对于平直式的来言这样的上翼面结构简单,工艺性也较好;上翼面为平直面时可以使货厢的底盘平整,这种形式在大多数的载货汽车上的到了广泛的应用,纵梁采用弯曲的上翼面能够在一定程度上降低车辆地板的高度,这样对于车辆的稳定性有一定的改善。另外对于上下车有力,因此这种结构在微型汽车、轿车以及公共汽车与部分轻型货车上用较多的应用,但是有一个明显的缺点就是它的制造工艺较为复杂。本次设计为重型载货汽车可以选择平直的上翼板。图六:横梁的断面形状 纵梁的断面形状如图六所示有槽型、工字型以及箱形、管形和Z型等几种。其中槽型断面应用较为广泛,这是因为这种断面形状的纵梁纵梁工艺性较好,并且安装横梁以及布置其他零部件是比较方便。但是它的抗扭能力较差,本次设车型为ZY1160型货车,虽为重型货车但是总质量相对较小可以采用槽型断面。4.3 车架的横梁以及其结构形式横梁将两根纵梁连接起来使纵梁横梁成为一体共同形成车架整体,同时车架的横梁还起着着提高车架整体扭转刚度的作用。另外它也是汽车主要总成的重要支撑。横梁的确定有以下原则:(1) 要能够使车架前部的扭转刚度达到要求。(2) 车架在板簧吊耳支架处受力较为复杂,相对来言应力也会加大,这样为了提高车架的整体质量一般应该在此处增设横梁。(3) 在发动机悬置的部位,要有简易的横梁用来减少纵梁变形。(4) 合理的设计横梁的结构。4.4 车架的设计计算 车架在初步的设计计算的阶段可以通过对于纵梁的弯曲强度进行简单的计算来对于车架的截面尺寸进行选择确定。可以利用下面的简化计算的步骤和方法。 (1)弯曲强度计算的基本假设:第一是两根车架在结构是左右对称的可以将车架抽象成一根沿汽车纵向平面放置的一根梁,并且这根梁支撑在两个车轴上。第二是将货车的载质量造成的载荷都均匀的分布在货箱这段长度上,并且假设空载时的包括车架在内的簧载质量形成的载荷也能在整车的长度上均布,这个由于簧载质量造成的载荷可以通过对于货车上零部件的质量统计初步获得。第三假定作用在纵梁上的作用力全部通过纵梁的的弯曲中心。即使在实际中纵梁的某一些部为因为安装一些必要附件(油箱、蓄电池等)而必需外伸进生时,可以通过在外伸的部位加装一定的横梁来将纵梁可能产生的局部扭转转变会横梁的弯曲,使这种假设基本上能够符合实际情况。根据上述简化,可以将一个复杂的车架变为简单的简支梁,这样就能利用理论力学相关知识进行计算。(2) 纵梁弯矩的计算: 先要知道车架支座对于车架的作用力才能对于车架纵梁上所受的弯矩进行计算确定。可以通过对于简化得到的车架等效模型的受力分析和计算进行相关计算。可以按照上文的三个假设得到如图七所示的受力图:货车的载质量均匀的分布在货箱这段长度内,而包括车架在内的簧载质量则在车架纵梁的整段长度内均布。根据力矩平衡的原理可以得到: (4-1)式中:为前轮支座处对于任一车架的反作用力,单位为N; 为货车的轴距,为5000mm; 为货车的空车是簧上负荷,可取为3998kg; 为货车的载质量,为8000kg; L为货车的总长,为9000mm; b为货车的后悬,为2570mm; c为货厢的长度,为7350mm; 为货厢到后轴中心的距离,为4750mm; 为货厢后端到后轴中心的距离,为2600mm; g为重力加速度,为9.8m2/s.代入数据计算可以得到,前支座对于任意一个车架的反作用力为63959.268N。在驾驶室这段长度范围内纵梁所承受的弯矩可由下式得到: (4-2)式中:为纵梁上的弯矩,单位为N*m; 为货车的前悬,为1430mm; 为任一纵梁上到前支座的距离,单位为mm。驾驶室到后轴这段距离纵梁上的弯矩可以有下式计算得到: (4-3)式中:为纵梁上的弯矩,单位为N。对比以上两式,可以很容易的发现,纵梁上的最大弯矩出现在驾驶室到后轴这段距离的纵梁上,可以利用数学上的方法,令,求其导数,并且找出使其倒数为零的那一点,来求危险截面。 由此可以得到: (4-4)将数据代入上式可以得到为3490.069mm,即在驾驶室到后轴之间距离前轴为3490.069mm处纵梁的弯矩最大,将这个值代入式二.4-3可以求得纵梁上最大的弯矩为:=1462881.291N*m. (2)车架的载荷分析: 上述分析都是从车架所受的静载出发的,所谓车架的静载是指货车在静止时车架所承受的载荷。但是车架不仅仅只是受到静载荷的作用而是受到其他多种载荷,如下所述:对称动载荷:货车在平坦的道路上以较高的车速行驶时往往会产生对称动载荷。这种载荷会造成车架的弯曲变形。斜对称的动载荷:当货车行驶在崎岖不平的道路上时产生的。这种载荷会造成车架的扭曲变形。其他的载荷;当货的运动状态发生变化时会使车架的受力情况发生变化,承受一定的载荷。于此同时安装在车架上的一些总成和部件也会在一定情况下对于车架施加一定的载荷。综合考虑车架上的各种载荷和受力应该对于利用静载荷计算出来的弯矩进行一定的修正。可以将计算得到的最大转矩乘以动载系数以及疲劳安全系数进行一定的修正。这里可以选取以及。那么修正后的最大转矩为.(3) 车架材料的选取: 由以上的分析可以知道车架的受力较为复杂,因此对于车架材料的选取要考虑到多方面的因素。根据对于车架的性能对于制造车架的材料的屈服强度以及其疲劳极限提出了一定的要求,要求用于制造车架的材料这两方面的参数应该足够高,于此同时还要求车架的材料受到应力集中的影响应该尽可能小。另外对于用于制造车架的材料应该能够易于冷冲压。低碳钢以及低碳合金钢都能够达到上述的要求。本次设计的是货车的车架,可以根据货车装载质量的不同来进行选取,对于轻型或中型货车来言纵梁的钢板一般为5.07.0mm,钢板厚度在7.09.0mm常常用来冲压制成重型货车的纵梁。参考市面上在售车型车架的材料综合考虑各种因素本次设计选择采用7.0mm厚度16Mn的钢板进行冲压来制造车架,其疲劳极限为-1220260MPa。(4) 纵梁截面特性的计算:可以用相关公式对纵梁截面的断面系数w进行计算,下表列出不同断面形状的截面的相关尺寸以及截面系数计算方法。表十二:不同形状断面的断面系数计算公式本次设计采用槽型断面,槽型断面的尺寸参数如上表所示,根据设计的实际需要,并且参照同类车型的车架可以选择槽型断面的为:t=7mm; h=200mm; b=70mm.根据表十二中的计算公式可以得50633.333mm3。(5) 对于纵梁的弯曲应力的计算与校核:纵梁危险截面处的弯曲应力: (4-5)式中: W是断面系数,为50633.333mm3; 是弯曲应力,MPa; 是修正后最大转矩,为5705237.031N*m.代入数据计算可得最大弯曲应力为:112.677MPa,小于材料的疲劳极限,纵梁的截面尺寸能够满足要求。(5) 临界弯曲应力的计算与校核: 纵梁在承受载荷的时候会发生弯曲变形这就会造成纵梁的上下翼面的翼缘发生受力破裂的不利情况造成车架的质量问题。为了防止车架出现这样的质量问题可以根据薄板理论对于车架的纵梁进行校核。本次选择断面形状为槽型,可以用下式进行计算校核。 (4-6)式中:是临界弯曲应力,MPa; E是材料的弹性模量,对于16Mn钢可取; 是泊松比,对于16Mn钢可以取0.29; t是纵梁断面厚度; b是纵梁槽型断面的翼板的宽度。将E、代入上式可以得到: (4-7)本次设计选定的槽型断面的尺寸参数中b=70mm,t=7mm.能够满足上述要求。(6) 车架的刚度校核: 车架在承载后要发生形变,可能会影响到整车以及相关部件的正常工作,这对于纵梁的最大挠度有一定的要求,这样需要对于纵梁的刚度进行校核检验。若把车架的纵梁简化为支撑跨度为轴距的简支梁模型,根据材料力学的相关知识,在其跨度中间作用有集中载荷P时,纵梁的挠度与刚度的关系为:(式中为纵梁截面的惯性矩),可知。根据德国对于各种类型车架的实验与研究的成果表明,当轴距采用m为单位而的单位为cm4时,为了使车架能够满足刚度的要求应该使,也可以说使。纵梁梁截面的惯性矩的计算: (4-8) 式中:B是截面翼板的总宽度,如右图,为7.35cm; H是截面的总高度,如右图为20.7cm; b是截面翼板的内宽度,如右图为6.65cm; 图八:截面尺寸参数 h是截面的内高度,如右图为19.3cm。将数据代入进行计算可得这个值远远大于12,因此车架的纵梁刚度能达到要求。5 车架设计总结根据上文的分析与计算可以对与车架设计进行如下总结:采用边梁式前后等宽的车架;横梁通过铆钉连接在纵梁上;车架的宽度定位900mm;车架的纵梁采用槽型断面。三 总结 作为车辆工程专业的一名学生,在即将告别大学校园之际能有机会利用毕业设计这个环节对于自己四年来的学习进行总结、应用发现自己的不足,为接下来的学习及工作奠定基础。我的毕业设计课题是ZY1160型货车底盘总体以及车架设计,在指导老师的带领和教导下,与我们这个小组的其他成员相互交流学习,进行毕业设计。在此次设计的过程中有成功的经验也有失败的教训,对于那些成功的经验在今后的工作学习中要继续发扬,对于那些教训也要认真总结。在设计的过程中使我对于车辆工程相关知识进行了一定的回顾复习。同时也提高了对于专业知识的认知与掌握。在此次的毕业设计中我发现自己对于一些知识的细节把握不是很到位,并且发现自己的专业知识的积累是远远不够的,我想有了这一次的经历在今后的学习生涯中我会更加注重专业知识的积累,以及对于专业知识的全面掌握。于此同时在毕业设计的过程中我也发现了团队合作的重要性,一个人的见识能力往往是有限的只有很好的合作才能实现优势的互补 ,更好的完成任务。致谢在毕业设计的过程中,我遇到不少问题,在老师和同学们的帮助下都一点一点的解决了。在设计的过程中有老师精心的指导以及同学们的热心帮助,使我的毕业设计能够顺利进行,在此特向你们表示由衷的感谢。在今后的学习工作中我会谨记老师的教导,经常与同学们相互学习交流,使自己能够做到的更远,不辜负老师和同学们的期待。参考资料1 余志生.主编.汽车理论.北京:机械工业出版社,2006:89.2 刘惟信.主编.汽车设计.北京:清华大学出版社,2001:450-461.3 陈家瑞.主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社,20024 徐灏.主编.机械设计手册. 北京:机械工业出版社,19915汽车工程手册编辑委员会.主编.汽车简明手册,北京:人民交通出版社,20016 诸文农.主编.底盘设计.北京:机械工业出版社,19918 张则曹.主编.汽车构造图册(底盘).北京人民交通出版社,19989 王望予.汽车设计M.第4 版.北京:机械工业出版社,2004.810 张洪图.主编.汽车构造(底盘部分).北京:北京理工大学出版社,199611 吉林工业大学汽车教研室.编.汽车设计.北京:机械工业出版社,199012 林宁.主编.汽车设计.北京:机械工业出版社,199913 庄继德.主编.汽车轮胎学.北京:北京理工大学出版社,199614 金国栋.主编.汽车概论.北京.机械工业出版社,2000 15 TEVES MK 20 sYSTEM.ITT Automotive, 199416 Deebe Ferris. A Wards Special Rsearch report. Wards Communications,1994附录:中英文文献翻译名称变速器 33
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