第一篇：輕型貨車轉(zhuǎn)向橋設計說明書 ---

目 錄

摘要...................................................................................................................................................................................2 ABSTRACT..............................................................................................................................................................................3 緒

論.......................................................................................................................................................................................4 1 轉(zhuǎn)向橋.................................................................................................................................................................................5

1.1 轉(zhuǎn)向橋的定義..........................................................................................................................................................5 1.2 轉(zhuǎn)向橋的安裝形式..................................................................................................................................................6 2 轉(zhuǎn)向橋的結構.....................................................................................................................................................................7

2.1 轉(zhuǎn)向橋的組成部分..................................................................................................................................................7 2.2 轉(zhuǎn)向橋的結構及其影響因素..................................................................................................................................8 3 轉(zhuǎn)向橋的設計計算.............................................................................................................................................................8

3.1 轉(zhuǎn)向橋主要零件尺寸的確定..................................................................................................................................8 3.2 非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋前梁應力計算.....................................................................................................................10

3.2.1 在制動情況下的前梁應力計算..................................................................................................................10 3.2.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算......................................................................................11 3.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算.............................................................................................................12

3.3.1 工況下的轉(zhuǎn)向節(jié)應力計算.........................................................................................................................13 3.3.2 在汽車側滑工況下的轉(zhuǎn)向節(jié)應力計算......................................................................................................13 3.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算.........................................................................................14

3.4.1 在汽車制動工況下的計算.........................................................................................................................14 3.4.2 在汽車側滑工況下的計算.........................................................................................................................15 3.5 推力軸承和止推墊片的計算................................................................................................................................16

3.5.1 推力軸承計算.............................................................................................................................................16 3.5.2 轉(zhuǎn)向節(jié)止推墊片的計算.............................................................................................................................17 輪胎的選取.........................................................................................................................................................................17

4.1 輪胎與車輪應滿足的基本要求.............................................................................................................................17 4.2 輪胎的分類..............................................................................................................................................................17 4.3 輪胎的特點與選用..................................................................................................................................................18 5 轉(zhuǎn)向橋定位參數(shù).................................................................................................................................................................20

5.1 主銷后傾角..............................................................................................................................................................22 5.2 主銷內(nèi)傾角..............................................................................................................................................................23 5.3 車輪外傾角..............................................................................................................................................................24 5.4 車輪前束..................................................................................................................................................................24 6 結論.....................................................................................................................................................................................25 參 考 文 獻...........................................................................................................................................................................26 致 謝.......................................................................................................................................................................................27

武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

摘要

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和汽車技術的提高，轉(zhuǎn)向橋的設計和制造工藝都在日益完善。轉(zhuǎn)向橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織專業(yè)化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產(chǎn)方式達到驅(qū)動橋產(chǎn)品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的轉(zhuǎn)向橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途多變形汽車上。

本設計要求根據(jù)HX6560輕型客車在一定的程度上既有轎車的舒適性又有客車的載客性能，使車輛具有行駛范圍廣的特點，要求轉(zhuǎn)向橋在保證日常使用基本要求的同時極力強調(diào)其對不同路況的適應能力。轉(zhuǎn)向橋是汽車最重要的系統(tǒng)之一，是為汽車傳輸和分配動力所設計的。通過本課題設計，使我們對所學過的基礎理論和專業(yè)知識進行一次全面的，系統(tǒng)的回顧和總結，提高我們獨立思考能力和團結協(xié)作的工作作風。

關鍵詞：轉(zhuǎn)向從動橋；前梁；轉(zhuǎn)向節(jié)；主銷；輪轂 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

ABSTRACT With the development of automobile industry and automobile technology improves, steering bridge design and manufacturing process are increasingly perfect.Steering axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology, in the structural design of the increasingly towards“ parts standardization, generalization of components, products series ” the direction of development and production of specialized organizations goals.Should be used with some typical parts, with a different scheme combination design method and production mode to drive axle series of products or deformation of the objective, or to do will be of a certain type of steering bridge with more or less parts to increase or decrease, use different performance, different uses, different tonnage deformation over cars.The design requirements according to HX6560 light bus in a certain degree of both cars have the comfort of truck loading ability, so that the vehicle is running a wide range of features, to meet the requirement of bridge in ensuring the routine use of basic requirements at the same time strongly emphasize their ability to adapt to different road conditions.Automobile steering bridge is one of the most important systems, for the automotive transmission and distribution power design.Through the design of this project, we have learned the basic theory and professional knowledge to conduct a comprehensive, systematic review and sum up, improve our ability of independent thinking and team work style.Key words : drive axle ；steering knucle;king pin;wheel hub 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

緒

論

隨著我國交通運輸事業(yè)的迅速發(fā)展，汽車運輸?shù)某休d重量和運行速度都在不斷增加。于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。近幾年，我國汽車使用越來越多，我國作為一個發(fā)展中國家，而當前由于設計方案所限，不能精確地選擇零部件的尺寸和結構，造成有的地方強度不夠，而有的地方強度又過剩，嚴重地影響了產(chǎn)品的開發(fā)和設計，造成直接經(jīng)濟損失。特別對于諸如轉(zhuǎn)向橋等部件,因不能準確確定其失效原因和部位，造成不能從根本上解決其失效問題。不同類型的客車在我國的市場中占有相當大的比例，他們的性能的好、壞在一定程度上也影響著汽車在市場上的地位。針對以上問題，本設計選用輕型客車的轉(zhuǎn)向橋作為設計對象，通過合理的計算，結構設計，而達到汽車轉(zhuǎn)向橋具有較好的轉(zhuǎn)向靈敏性。希望取得一個較好的結果，使輕型客車轉(zhuǎn)向橋提到一個新水平。

汽車的轉(zhuǎn)向橋結構基本相同，主要由前軸、主銷、轉(zhuǎn)向節(jié)和輪轂等四部分組成，如圖所示。通常，轎車中不設獨立的主銷，而以轉(zhuǎn)向節(jié)上、下球頭中心的連線為主銷的軸線。

前軸用中碳鋼鑄造，斷面呈工字形，以提高抗彎強度。兩端由工字形斷面過渡到方形斷面，以提高抗扭強度。中部兩處用以支承鋼板彈簧的底座，其上鉆有四個安裝騎馬螺栓的通孔和一個位于中心的鋼板彈簧定位凹坑。前軸中部向下彎曲，使發(fā)動機位置降低，降低汽車質(zhì)心，減小傳動軸與變速器輸出軸之間夾角。前軸兩端各有一個拳形，主銷插入孔內(nèi)。主銷中部切有槽，用楔形鎖銷將主銷固定在拳部孔內(nèi)。

車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承和支承在轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸上，軸承的松緊度可用調(diào)整螺母加以調(diào)整。輪轂內(nèi)側裝有油封，以防止?jié)櫥M入制動器內(nèi)。輪轂外端裝有金屬罩，以防止泥水和塵土侵入。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）轉(zhuǎn)向橋

本節(jié)重點介紹轉(zhuǎn)向橋的定義和安裝形式。

前橋即非驅(qū)動橋，又稱從動車橋。它通過懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側安裝著從動車輪，用以在車架(或承載式車身)與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。前橋還要承受和傳遞制動力矩。

根據(jù)從動車輪能否轉(zhuǎn)向，前橋分為前橋與非前橋。一般汽車多以前橋為前橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向。多軸汽車除前輪轉(zhuǎn)向外，根據(jù)對機動性的要求，有時采用兩根以上的前橋直至全輪轉(zhuǎn)向。

一般載客汽車采用前置發(fā)動機后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋為轉(zhuǎn)向前橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅(qū)動，越野汽車均為全輪驅(qū)動，故它們的前橋既是前橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。

前橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式前橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是前橋時，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相聯(lián)。斷開式前橋與獨立懸架相匹配。

非斷開式轉(zhuǎn)向前橋主要由前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)及轉(zhuǎn)向主銷組成。轉(zhuǎn)向節(jié)利用主銷與前梁鉸接并經(jīng)一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉(zhuǎn)向的目的。在左轉(zhuǎn)向節(jié)的上耳處安裝著轉(zhuǎn)向節(jié)臂，后者與轉(zhuǎn)向直拉桿相連；而在轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處則裝著與轉(zhuǎn)向橫拉桿相連接的轉(zhuǎn)向梯形臂。有的將轉(zhuǎn)向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處以簡化結構。轉(zhuǎn)向節(jié)的銷孔內(nèi)壓入帶有潤滑油槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉(zhuǎn)向輕便，在轉(zhuǎn)向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調(diào)整墊片以調(diào)整其間隙。帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內(nèi)，使之不能轉(zhuǎn)動。

前橋的功用：前橋也稱非驅(qū)動橋，又稱從動車軸。它通過懸架與車架（或承載式車身）相聯(lián)，兩端安裝從動車輪，用以承受和傳遞車輪與車架之間的力（垂直力、縱向力、橫向力）和力矩，并保證轉(zhuǎn)向輪作正確的轉(zhuǎn)向運動。

1.1 轉(zhuǎn)向橋的定義

轉(zhuǎn)向橋是汽車的重要組成部分，轉(zhuǎn)向橋是利用車橋中的轉(zhuǎn)向節(jié)使車輪可以偏移一定角度，并承受

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地面與車架之間的力及力矩，以實現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。

前橋通過懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側安裝著從動午輪，用以在車架(或承載式車身)與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。前橋還要承受和傳遞制動力矩。前橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。前橋按與之匹配的懸架結構不同可分為非斷開式與斷開式兩種。由于小型載客汽車要求價廉，所以多采用非斷開式前橋。非斷開式的前橋主要有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向主銷組成。

1.2 轉(zhuǎn)向橋的安裝形式

各種車型的轉(zhuǎn)向橋結構基本相同，主要由前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)組成。一般載客汽車采用前置發(fā)動機后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋為轉(zhuǎn)向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅(qū)動，越野車均為全輪驅(qū)動，故他們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋也是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。

轉(zhuǎn)向橋按與其匹配的懸架結構不用，又可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架匹配的非斷開式的轉(zhuǎn)向橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉(zhuǎn)向橋時，其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相連。斷開式轉(zhuǎn)向橋與獨立懸架相匹配。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）轉(zhuǎn)向橋的結構

2.1 轉(zhuǎn)向橋的組成部分

各種車型的非斷開式轉(zhuǎn)向橋的結構型式基本相同，它主要由前梁（由于汽車前橋為轉(zhuǎn)向橋，因此其橫梁常稱前梁）、轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向主銷、轉(zhuǎn)向梯形臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿等組成。

1)前梁

前梁是非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋最主要的零件，由中碳鋼或中碳合金鋼模鍛而成。其兩端各有一呈拳形的加粗部分作為安裝主銷前梁拳部。為提高其抗彎強度，其較長的中間部分采用工字行斷面，并相對兩端向下偏移一定距離，以便降低汽車發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車傳動系的安裝高度并減小傳動軸萬向節(jié)主、從動軸的夾角；為提高前梁的抗扭強度，兩端與拳部相接的部分采用方形斷面，而靠近兩端使拳部與中間部分相連接的向下彎曲部分，則采用上述兩種斷面逐漸過度的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬支承面。

非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋的前梁亦可采用組合式結構，即由無縫鋼管的中間部分和模鍛成型的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適用于批量不大的生產(chǎn)，并可省去大型鍛造設備。

2)主銷

其結構型式有幾種，如圖2-1所示，其中（a）、（b）兩種型式是最常見的結構。3)轉(zhuǎn)向節(jié)

多用中碳合金鋼斷模鍛成整體式結構，有些大型汽車的轉(zhuǎn)向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經(jīng)壓配并焊上去的。

4)轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂

由中碳鋼或中碳合金鋼如40、35Cr、40CrNi鋼等用模鍛加工制成。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強度和剛度。

5)轉(zhuǎn)向橫拉桿

應選用剛性好、質(zhì)量小的20鋼，30鋼或35鋼的無縫鋼管制造，其兩端的球形鉸接作為單獨組件，組裝好后以組件客體上的螺紋旋到桿的兩端端部，使橫拉桿的桿長可調(diào)，以便用于調(diào)節(jié)前束。球形鉸接的球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi,工作表面經(jīng)滲碳淬火，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度56～63HRC。允許采用40或

圖2-1 主銷的結構型式

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(a)圓柱實心型；(b)圓柱空心型；

(b)(c)上、下端為直徑不等的圓柱、中間為錐體的主銷；(d)下部圓柱比上部細的主銷

45中碳鋼制造并經(jīng)高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處用滾壓工藝增強，球形鉸接的殼體用35鋼或40鋼制造。為了提高球頭和襯墊工作表面的耐磨性，可采用等離子或氣體等離子金屬噴鍍工藝；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造襯墊。后者在制造過程中可滲入專門的成分（例如尼龍-二硫化鉬），對這類襯墊可免去潤滑。

6)轉(zhuǎn)向節(jié)推理軸承

承受作用于汽車前梁上的重力。為減小摩擦使轉(zhuǎn)向輕便，可采用滾動軸承，如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。

7)主銷上、下軸承 承受較大的徑向力，多采用滾動軸承（即壓入轉(zhuǎn)向節(jié)上、下中的襯套），也有采用滾針軸承的結構。后者的效率較高，轉(zhuǎn)向阻力小，且可延長使用壽命。

8)輪毅軸承

多由兩個圓錐滾子軸承組對，這種軸承的支承剛度較大，可承受較大負荷。轎車因負荷較輕，前輪毅軸承也有采用也有采用一對單列或一個雙列向心軸承的，球軸承的效率高，能延長汽車的滑行距離，有的轎車采用一個雙列圓錐滾子軸承。

9)左、右輪胎螺栓

多數(shù)為右旋螺紋，但有些汽車為了防松，左側用左旋，右側用右旋。

2.2 轉(zhuǎn)向橋的結構及其影響因素

非斷開式轉(zhuǎn)向橋主要由前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)及轉(zhuǎn)向主銷組成。轉(zhuǎn)向節(jié)利用主銷與前梁鉸接并經(jīng)一對輪毅軸承支承著車輪的輪毅，以達到車輪轉(zhuǎn)向的目的。在左轉(zhuǎn)向節(jié)的上耳處安裝著轉(zhuǎn)向梯形臂，后者與轉(zhuǎn)向直拉桿相連；而在左、右轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處則裝有與轉(zhuǎn)向橫拉桿聯(lián)接的轉(zhuǎn)向梯形臂。有的將轉(zhuǎn)向節(jié)臂與轉(zhuǎn)向梯形臂聯(lián)成一體并安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處以簡化結構。制動底版緊固在轉(zhuǎn)向節(jié)的凸緣面上。轉(zhuǎn)向節(jié)的銷孔內(nèi)壓入帶有潤滑槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉(zhuǎn)向輕便，在轉(zhuǎn)向節(jié)下耳與前梁拳部之間可裝滾子推力軸承，在轉(zhuǎn)向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調(diào)整墊片以調(diào)整其間隙。帶有羅紋的楔形鎖銷將主銷在前梁拳部的孔內(nèi)，使之不能轉(zhuǎn)動。轉(zhuǎn)向橋的設計計算

3.1 轉(zhuǎn)向橋主要零件尺寸的確定

轉(zhuǎn)向橋采用工子形斷面的前梁，可保證其質(zhì)量最小而在垂向平面內(nèi)的剛度大、強度高。工字形斷面尺寸值見圖3-1，圖中虛線繪出的是其當量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數(shù)Wv和水平彎曲截面系數(shù)Wh可近似取為

Wv=20a3=20×11.53=3.04×104 mm3(3-1)Wh=5.5a3 =5.5×11.5=8.36×103 mm3(3-2)式中：a——工字形斷面的中部尺寸，見圖3-1 在設計中為了預選前梁在板簧座處的彎曲截面系數(shù)Wv,可采用經(jīng)統(tǒng)計取得的經(jīng)驗公式：

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Wv=ml/2200=820×345/2200=128.60 cm(3-3)式中：m——作用于該前梁上的簧上質(zhì)量，kg;l——車輪中線至板簧座中線間的距離，cm;2200——系數(shù)，kg·cm-2。

轉(zhuǎn)向橋前梁拳部之高度約等于前梁工字形斷面的高度，而主銷直徑可取為拳部高度的0.35～0.45倍。主銷上、下滾動軸承（即壓入轉(zhuǎn)向節(jié)上、下孔中的襯套）的長度則取為主銷直徑的1.25～1.50倍。

3圖3-1 前梁工字形斷面尺寸關系的推薦值

轉(zhuǎn)向橋主要零件工作應力的計算

本設計以HX6560汽車為研究對象，其有關參數(shù)為： 前軸軸荷：820kg；

整車質(zhì)心高度：540mm； 滾動半徑：314mm。

主要是計算前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷、主銷上下軸承（即轉(zhuǎn)向節(jié)襯套）、轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角及車輪外傾角均為零，而左、右轉(zhuǎn)向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內(nèi)，如圖（3-2）所示[3]。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

圖3-2 轉(zhuǎn)向橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖（a）制動工況下的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖；（b）側滑工況下的彎矩圖

3.2 非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋前梁應力計算

3.2.1 在制動情況下的前梁應力計算

制動時前輪承受的制動力Pr和垂向力Z1傳給前梁，使前梁承受轉(zhuǎn)矩和彎矩?？紤]到制動時汽車質(zhì)量向前轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)移，則前輪所承受的地面垂向反力為

Z1=G1m1'/2=8200×1.5/2=6150N(3-4)式中：G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷；

'

m1——汽車制動時對前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對前橋和載客汽車的前橋可取1.4~1.7。

前輪所承受的制動力為

Pr=Z1? =6150×1.0=6150N(3-5)武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

式中：?——輪胎與路面的附著系數(shù)。

由Z1和Pr對前梁引起的垂向彎矩Mv和水平方向彎矩Mh在兩鋼板彈簧座之間達最大值，分別為

Mv=（Z1-gw）l2=(1380?720G1m1'B?S8200?1.5?908)=(=1.73×106 N?mm ?gw)2222(3-6)Mh=Prl2= Z1?1380?720B?S=6150×1.0×=2.03×106 N?mm(3-7)

22式中：l2——為輪胎中線至板簧座中線間的距離，mm;

gw——車輪（包括輪毅、制動器等）的重力，N；

B——前輪輪距，mm；

S——前輪上兩板簧座中線間的距離，mm。

制動力Pr還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉(zhuǎn)矩T:

T=Prrr=6150×314=1.93×106 N?mm(3-8)式中：rr——輪胎的滾動半徑。

圖3-2給出了前梁在汽車制動工況下的彎矩圖及轉(zhuǎn)矩圖。

前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力?w和扭轉(zhuǎn)應力?（單位均為MPa）分別為

MvMh***000==300MPa(3-9)??WvWh304008360TT1930000?===150MPa(3-10)?WTJk/?max12866?w=式中：WT——前梁在危險斷面處的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)，mm;?max——前梁橫斷面的最大厚度，mm;Jk——前梁橫截面的極慣性矩，對工字形斷面：

Jk=0.4?h?3 mm4

h——工字形斷面矩形元素的長邊長，mm;?——工字形斷面矩形元素的短邊長，mm 前梁應力的許用值為[?w]=340MPa；[?]=150MPa。

前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳鋼或中碳合金鋼制造，硬度為241～285HB。

3.2.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算

當汽車承受大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和側向反力Y1L、Y1R各不相等，則可推出前輪的地面反力（單位均為N）分別為

2?540?1.0G12hg?18200（1?）=7308.70N(3-11)Z1L?（1?)=213802B12hg?18200G12?540?1.0 Z1R?（=902 N(3-12)1?)=（1?）2B1213802?540?1.02hg?18200G1（1?）=7308.70N(3-13)1?)=Y1L?（213802B1G12hg?182002?540?1.0 Y1R?（=902 N(3-14)1?)=（1?）2B121380式中：G1——汽車停于水平路面時的前橋軸荷，N；

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B1——汽車前輪輪距，mm;

hg——汽車質(zhì)心高度，mm;

?1——輪胎與路面的側面附著系數(shù)。取?1=1.0。

側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂向作用力（N）為

T1l=0.5G1’+G1?1(hg-rr’)/s=0.5×8200+8200×1.0（540-260）/720=7288.9N(3-15)T1R=0.5G1’-G1?1(hg-rr’)/s=0.5×8200-8200×1.0（540-260）/720=911.1N

(3-16)式中：G1’——汽車滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷，N；

rr’——板簧座上表面的離地高度，mm；

S——兩板簧座中心間的距離，mm。

汽車側滑時左、右前輪輪轂內(nèi)、外軸承的徑向力（單位為N）分別為

S1L=

31420rrb?7308.70??7308.70=49991.5N(3-17)Y1L?Z1L=

23?2023?20a?ba?b31420rra?7308.70??7308.70=56752.9N(3-18)S2L=Y1L?Z1L=

23?2023?20a?ba?b31420rrb?902??902=7004.1N(3-19)S1R=Y1R?Z1R=

23?2023?20a?ba?b31420rra?902??902=6165.2N(3-20)S2R=Y1R?Z1R=

23?2023?20a?ba?b式中：rr——輪胎的滾動半徑，mm;

a——S1L、S1R至車輪中線的距離，mm;

b——S2L、S2R至車輪中線的距離，mm。

求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前輪輪轂內(nèi)軸承對輪毅的徑向支承S1L、S1R和外軸承對輪毅的徑向支承力S2L、S2R，這樣就求出了輪毅軸承對軸輪的徑向支承反力。根據(jù)這些力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力T1L,T1R,可繪出前梁與輪軸在汽車側滑時的垂向受力彎矩圖（見圖3-3）。由彎矩圖可見，前梁的最大彎發(fā)生在汽車側滑方向一側的主銷孔處（Ⅰ—Ⅰ剖面處）；而另一側則在鋼板彈簧座處（Ⅱ—Ⅱ剖面處），可由下式直接求出：

MⅠ—Ⅰ= Y1Lrr-Z1Ll1=7308.7×314-7308.7×99=1.57×106 N?mm(3-21)MⅡ—Ⅱ=Z1Rl2+Y1Rrr=902×340+902×314=5.90×105 N?mm(3-22)式中：M——彎矩，N?mm;Z1L, Z1R——左、右前輪承受地面的垂向反力，N； Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N。

3.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算

如下圖所示，轉(zhuǎn)向節(jié)的危險斷面處于軸徑為d1的輪軸根部，即Ⅲ—Ⅲ剖面處。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

圖3-3 轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷及轉(zhuǎn)向襯套的計算用圖

3.3.1 工況下的轉(zhuǎn)向節(jié)應力計算

轉(zhuǎn)向節(jié)在Ⅲ—Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh而不受轉(zhuǎn)矩，因制動力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞，而直接由制動底板傳給在轉(zhuǎn)向節(jié)上的安裝平面。這時可按計算其Mv及Mh，但需以I3代替兩式中的I2，即gw

Mv=(Z1-gw)l3 =（6150-908）×48.5=2.54×105 N?mm(3-23)Mh= Z1?l3=

G1m1’?l3=6150×1.0×48.5=2.98×105 N?mm(3-24)2式中：Z1——前輪所承受的地面垂向反力，N；

?——輪胎與路面的附著系數(shù)； l3——輪胎中心線至Ⅲ—Ⅲ剖面間的距離。Ⅲ—Ⅲ剖面處的合成彎曲應力?w為

?w=

2Mv2?Mhw?2Mv2?Mh0.1d***?2030000= =620 MPa(3-25)30.1?35式中：d1——轉(zhuǎn)向節(jié)輪軸根部軸徑mm。

轉(zhuǎn)向節(jié)采用30Cr,40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度241～285HB，高頻淬火后表面硬度57～65HRC，硬化層深1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角滾壓處理。

3.3.2 在汽車側滑工況下的轉(zhuǎn)向節(jié)應力計算

在汽車側滑時，左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險斷面Ⅲ—Ⅲ處的彎矩是不等的，可按下公式求得：

MLⅢ—Ⅲ= Y1lrr-Z1Ll3 =7308.7×314-7308.7×48.5=1.94×106 N?mm(3-26)MRⅢ—Ⅲ=Z1Rl3+Y1Rrr=902×48.5+902×314=3.26×105 N?mm(3-27)左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險斷面處的彎曲應力為 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

?wl?MlⅢ—Ⅲ?Z1Ll3-Y1lrr7308.7?314?7308.7?48.5==452 MPa(3-28)?3w0.1?3530.1d1MRⅢ—Ⅲ?Z1Rl3?Y1Rrr902?314?902?48.5==76MPa(3-29)?33w0.1d10.1?35?wl?3.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算

在制動和側滑工況下，在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套的中點，即與輪軸中心線相距分別為c,d的兩點處，在側向平面和縱向平面內(nèi)，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。

3.4.1 在汽車制動工況下的計算

地面對前輪的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通過主軸線的側平面內(nèi)并在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套中點處垂直地作用于主銷的力QMZ所形成的力偶QMZ（c+d）所平衡，故有

QMZ=

Z1l16150?99=6277 N(3-30)=

(c?d)48.5?48.5制動力矩Prrr由位于縱向平面內(nèi)并作用于主銷的力Qmr所形成的力偶Qmr（c+d）所平衡，故有

Qmr=Prrr/（c+d）=Z1?rrr/(c+d)=6150×1.0×314/（48.5+48.5）=2.00×104N(3-31)而作用于主銷的制動力Pr則由在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套中點出作用的主銷的力Qru、Qrl所平衡，且有

Qru=

6150?48.5Prd==3075 N(3-32)(c?d)48.5?48.56150?48.5Prc==3075 N(3-33)(c?d)48.5?48.5Prl16150?99==5294 N(3-34)l5115Qrl=由轉(zhuǎn)向橋的俯視圖可知，制動時轉(zhuǎn)向橫拉桿的作用力N為

N=力N位于側向平面內(nèi)且與輪軸中心線的垂直距離為l4，如將N的著力點移至主銷中心線與輪軸中心線交點處，則需對主銷作用一側向力矩Nl。力矩Nl4，由位于側向平面內(nèi)并作用于主銷的力偶QMN（c+d）所平衡，故有

QMN=

Nl45294?99==5403 N(3-35)(c?d)48.5?48.5而力N則在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套中點處作用于主銷的力QNu,QNl所平衡，且有

QNu=

Nd5294?48.5==2647 N(3-36)(c?d)48.5?48.514 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

QNl=

5294?48.5Nc==2647 N(3-37)(c?d)48.5?48.5由圖3-3可知，在轉(zhuǎn)向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力Qu和在下襯套的中點作用于主銷的合力Ql分別為

Qu=(QMZ?QMN?QNu)2?(QMr?Qru)2 =(6277?5403?2647)2?(20000?3075)2

=1.92×104 N(3-

38)Ql=(QMZ?QMN?QNl)2?(QMr?Qrl)2=(6277?5403?2647)2?(20000?3075)2

=2.72×104 N(3-39)由上兩式可見，在汽車制動工況下，主銷的最大載荷發(fā)生在轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套的中點處，其值計算所得到的Ql。

3.4.2 在汽車側滑工況下的計算

僅有在側向平面內(nèi)起作用的力和力矩，且作用于左、右轉(zhuǎn)向節(jié)主銷的力QMZ是不相等的，他們分別按下式求得：

.7?314?7308.7?99)/(48.5?48.5)QMZL=(Z1Ll1?Y1Lrr)/(c?d)?(7308=1.62×104 N(3-

40)QMZR=(Z1Rl1?Y1Rrr)/(c?d)?(902?314?902?99)/(48.5?48.5)

=2.00×103 N

(3-41)式中：Z1L，Z1R——汽車左、右前輪承受的地面垂向反作用力，N；

l1——輪胎中心線至主銷軸線的距離 mm;rr——輪胎的滾動半徑 mm;Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N； G1——汽車靜止于水平路面時的前橋的軸荷，N； hg——汽車質(zhì)心高度，mm;B1——汽車前輪輪距，mm;?1——輪胎與路面的側向附著系數(shù)，計算時可取?=1.0.取Ql, QMZL, QMZR中最大的作為主銷的計算載荷Qj,計算主銷在前梁拳部下端處的彎曲力?w和剪應切力?s

?w=

Qjh27200?21==413 MPa(3-42)330.1d00.1?2415 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

??s=

4Qj4?27200==66 MPa(3-43)22?d03.14?24式中:d0——主銷直徑 mm;h——轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離,mm。

主銷的許用應力彎曲力[?w]=413MPa;許用剪切應力[?s]=66MPa。主銷采用20Cr,20CrNi,20CrMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm,56～62HRC。轉(zhuǎn)向襯套的擠壓應力?c為

?c=

Qj27200==8.3 MPa(3-44)ld0136?24式中: l——襯套長,mm;Qj——j計算載荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;d0——主銷直徑,mm。

轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的許用擠壓應力為[?c]=50MPa。在靜載荷下，上式的計算載荷取

Qj=QMZ=Z1l1/(c+d)=

G1l1/(c?d)=6277N(3-45)23.5 推力軸承和止推墊片的計算

3.5.1 推力軸承計算

計算時首先要確定推力軸承和止推墊片的當量靜載荷，對轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，文獻推薦取汽車以等速va=40km/h、沿半徑R=50m或以va=20km/h,沿半徑R=12m的圓周行使的工況作為計算工況。如果汽車向右轉(zhuǎn)彎則其前外輪即前左輪的地面垂向反力Z1L增大。

汽車前橋的側滑條件為

2vaP1=m1≥Y1L+Y1R=G1?1=m1g?1=820×10×1.0=8200N(3-46)

R式中：P1——前橋所受的側向力，N；

m1——汽車滿載時的整車質(zhì)量分配給前橋的部分； R——汽車轉(zhuǎn)彎半徑，mm;va——汽車行使速度，mm/s;g——重力加速度，mm/s2；

Y1L、Y1R——地面給左、右前輪的側向反作用力，N； ?1——輪胎與地面的側向附著系數(shù)；

G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N。由上式可得

2va?1=(3-47)

Rg16 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

2G12hgva)()](3-48)Z1L=[1?(2B1Rg將上述計算工況的va、R等的有關數(shù)據(jù)代入(3-44),(3-45)式，并hg/B=0.5, 則有

Z1L=1.25G1/2=0.625G1

可近似地認為推力軸承的軸向載荷F，等于上述前輪的地面垂向反力，即有

Fa=0.6256G1=0.625×6150=3844 N(3-49)鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉(zhuǎn)角不大的及軸承滾道圈破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量C0進行，且取當量靜載荷P0為：

P0=（0.5～0.33）C0

3.5.2 轉(zhuǎn)向節(jié)止推墊片的計算

當采用青銅止推墊片代替轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承時，在汽車滿載情況下，止推墊片的靜載荷可取為

Fa=這時止推墊片的擠壓力為

G16150==3075 N(3-50)22?c=

4Fa=1 MPa(3-51)22?(D?d)式中：d；D——止推墊片的內(nèi)、外徑。通常取[?c]≤30MPa 4 輪胎的選取

4.1 輪胎與車輪應滿足的基本要求

輪胎即車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋(軸)與地面之間傳力，駕駛人員經(jīng)操縱轉(zhuǎn)向輪可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。

輪胎及車輪對汽車有許多重要性能，包括動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性和汽車運動方向的控制。

輪胎及車輪部件應滿足下屬基本要求：足夠的負荷能力和速度能力；較小的滾動阻力和行駛噪聲；良好的均與性和質(zhì)量平衡性；耐磨損、耐老化、抗扎刺和良好的氣密性；質(zhì)量小、價格低、拆裝方便、互換性好。

4.2 輪胎的分類

輪胎可以按胎體結構、簾線材料、用途、胎面花紋、斷面形狀、氣密方式不同等進行分類如下： 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

4.3 輪胎的特點與選用

子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和路面附著性能都比斜交輪胎要好，裝車后油耗低、耐磨損壽命長、高速性能好（圖 4-1），因此，適應現(xiàn)代汽車對安全、高速、低油耗的發(fā)展要求，是汽車設計時首選的輪胎。子午線輪胎也有制造困難、造價不如斜交輪胎低和不易翻修等特點。

圖4-1 常在高速條件下行駛的汽車，適合選用強度高、導熱性好的鋼絲簾線輪胎。鋼絲簾線僅能做子午線輪胎。相對汽車常在低速條件下行駛時，可以選用尼龍、聚酯、人造絲等人造材料做簾線制造的輪胎。斜交輪胎多用上述材料制造。

低斷面輪胎的胎面寬平、側面剛性大、附著能力強、散熱良好、高速行駛穩(wěn)定性好。無內(nèi)胎輪胎的平衡性良好、發(fā)熱少、刺扎后不易快速失氣、高速行駛安全性能良好。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

乘用輪胎既是子午線結構，又是低斷面、無內(nèi)胎輪胎并具備它們的各自優(yōu)點。商用輪胎尺寸大、胎體厚、簾線層級多、承載能力強。非公路用輪胎附著性好，胎面耐刺扎，適用于在惡劣條件下使用，用于公路行駛時耗油量增加，噪聲大。

輪胎的胎面花紋對滾動阻力、附著能力、耐磨性及噪聲有影響。公路花紋輪胎滾動阻力小、噪聲小，適用在鋪裝路面上使用。其中，縱向花紋輪胎適用于良好路面，橫向花紋輪胎適用于土石路面。越野花紋輪胎附著性能良好，適用于在壞路面或無路地帶使用?；旌匣y輪胎適用于使用路面條件變化不定的場合。圖4-2為幾種典型胎面花紋示例。

圖 4-2 隨輪胎氣壓的增加，其承載能力也越強；但輪胎的附著能力下降，振動頻率增加，乘坐舒適性和安全性變壞，對路面及汽車也有不良作用。標注輪胎不僅對外形尺寸，而且對使用氣壓也有標準規(guī)定。為了使用安全和滿足舒適性要求，乘用車輪胎的使用氣壓不應高于所選輪胎規(guī)定符合下限氣壓的80%；而商用車輪胎的使用氣壓可接近選定輪胎層級所限定的氣壓?？紤]到操縱穩(wěn)定性的需求，前輪輪胎氣壓應低于后輪的輪胎氣壓。

簾線層級越高，輪胎的承載能力也越強，并有與輪胎氣壓增加相似的缺點。汽車行駛速度也影響輪胎負荷能力，車速高輪胎的發(fā)熱量增加。溫度升高，易使胎面與輪胎簾線層脫落。這不僅使輪胎壽命降低，也會引發(fā)交通事故。子午線、無內(nèi)胎、低斷面的輪胎工作時發(fā)熱少、導熱好、散熱迅速。因而溫度低，有良好的速度特性。選取時，應使選用輪胎的速度級別所限定的最高使用速度大于所設計汽車的最高車速。為了滿足不同乘用車對輪胎速度能力的需求，將輪胎的速度能力分級，譬如在70?210km/h之間，按每10km/h分為一級；具有更高速度能力的輪胎，用來分級的速度更大些。輪胎是專業(yè)化生產(chǎn)廠制造，并具有高度的標準化、系列化特點。輪胎的外直徑、斷面寬、斷面高寬比、配用輪輞名義直徑、輪輞輪廓形式及規(guī)格、胎面花紋形式及深度、額定負荷下的半徑等尺寸特性和負荷指數(shù)可查GB/T2977-1997、GB/T2978-1997、GB/T9743-1997、GB9744-1997等國家標準。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）轉(zhuǎn)向橋定位參數(shù)

為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性及汽車轉(zhuǎn)向后使前輪具有自動回正的性能，轉(zhuǎn)向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平面內(nèi)部有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個?角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內(nèi)主銷上部相內(nèi)傾斜一個β角，稱為主銷內(nèi)傾角。

主銷后傾使主銷軸與路面的交點位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖距。當直線行駛的汽車的轉(zhuǎn)向輪偶然受到外力作用而稍有偏移時，汽車就偏離直線行使而有轉(zhuǎn)向，這時引起的離心力使路面、對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產(chǎn)生主銷旋轉(zhuǎn)的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行使穩(wěn)定性。此力矩稱為穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩也不宜過大，否則在汽車轉(zhuǎn)向時為了克服此穩(wěn)定力矩需在轉(zhuǎn)向盤施加更大的力，導致轉(zhuǎn)向沉重。主銷后傾角通常在30以內(nèi)?，F(xiàn)在轎車采用低壓寬斷面斜交輪胎，具有較大的彈性回轉(zhuǎn)力矩，故主銷后傾角就可以減小到接近于零，甚至為負值。但在采用子午線輪胎時，由于輪胎的拖距較小，則需選用較大的主銷后傾角。

主銷內(nèi)傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉(zhuǎn)向輕便。主銷內(nèi)傾使主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距減小，從而可減小轉(zhuǎn)向時需加在轉(zhuǎn)向盤上的力，使轉(zhuǎn)向輕便，同時也可減小轉(zhuǎn)向輪傳到轉(zhuǎn)向盤上的沖擊力。主銷內(nèi)傾使前輪轉(zhuǎn)向是不僅有繞主銷的轉(zhuǎn)動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開轉(zhuǎn)向盤是，所儲存的上升位能使轉(zhuǎn)向輪自動回正，保證汽車作直線行使。主銷內(nèi)傾角一般為50～80；注銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型客車及裝有動力轉(zhuǎn)向的汽車可選擇較大的主銷內(nèi)傾角及后傾角，以提高其轉(zhuǎn)向車輪的自動回正性能。但主銷內(nèi)傾角也大，即主銷偏移距 武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

圖2-2轉(zhuǎn)向橋

1.轉(zhuǎn)向推力軸承；2轉(zhuǎn)向節(jié)；調(diào)整墊片；4.主銷；5前梁

不宜過小，否則在轉(zhuǎn)向過程中車輪繞主銷偏移時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滾動，從而增加輪胎與路面的摩擦阻力，使轉(zhuǎn)向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現(xiàn)了主銷偏移距為負值的汽車。

前輪定位除上述主銷后傾角，主銷內(nèi)傾角外，還有車輪外傾角及前束，共四項參數(shù)。

車前外傾指轉(zhuǎn)向輪安裝時，其輪胎中心平面不是垂直與地面，而是向外傾斜一個角度α，稱為車輪外傾角。此α角約為0.50～1.50,一般α為10左右。它可以避免汽車重載時車輪產(chǎn)生負外傾即內(nèi)傾，同時車輪外傾也與拱行路面相適應。由于車輪外傾角使輪胎接地點內(nèi)縮?？s小了主銷偏義距，從而使轉(zhuǎn)向輕便并改善了制動力的方向穩(wěn)定性。

前束的作用是為了消除汽車在行駛中因車輪外傾導致的車輪前端向外張開的不利影響（具有外傾角的車輪在滾動時猶如滾錐，因此當汽車向前行駛時，左、右兩前輪的前端會向外張開），為此在車輪安裝時，可使汽車兩輪的中心平面不平行，且左、右輪前面輪緣間的距離A小于后面輪緣間的距離B，以使前輪在每一瞬間的滾動方向向著正前方。前束值即（B-A），一般汽車約為3～5mm，可通過改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的長度來調(diào)整。設定前束的名義值時，應考慮轉(zhuǎn)向梯形中的彈性和間隙等因素。

在汽車設計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引起的轉(zhuǎn)向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉(zhuǎn)向車輪繞主銷不斷受迫振動的現(xiàn)象，它將破壞汽車的正常行駛。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

轉(zhuǎn)向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響，使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用與輪胎的力對系統(tǒng)做正功，即外面對系統(tǒng)輸入能量。如果后者的值大于系統(tǒng)內(nèi)阻尼消耗的能量，則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)震動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉(zhuǎn)速并不一致。當車輪向車輪及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡。端面跳動，輪胎的幾何和機械特性不均勻及運動學上的干涉等，在車輪轉(zhuǎn)動下都會構成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉(zhuǎn)向車輪擺振頻率與車輪轉(zhuǎn)速一致，而且一般豆油明顯的共振車速，共振范圍（3-5km/h）。通常在告訴行駛時發(fā)生的擺振往往都屬于受迫振動型。

轉(zhuǎn)向車輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有設計結構的原因和制造方面的因素，如車輪失衡、輪胎的機械特性、胸的剛度與阻尼、轉(zhuǎn)向車輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調(diào)整方面的影響，如前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各環(huán)節(jié)間的間隙（影響系統(tǒng)的剛度）和摩擦（影響阻尼）等。合理地選擇有關參數(shù)。優(yōu)化他們之間的匹配，精心地制造和調(diào)整裝配，就能有效的控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉(zhuǎn)向器總成與轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉(zhuǎn)向拉桿系中設置橫向減振器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振的一些有效措施。

轉(zhuǎn)向橋在保證汽車轉(zhuǎn)向功能時，應使轉(zhuǎn)向輪有自動回正作用，以保證汽車穩(wěn)定直線行使。即當轉(zhuǎn)向輪在偶遇外力作用發(fā)生偏移時，一旦作用的外力消失后，應能立即自動回到原來直線行使的位置。這種自動回正作用是由轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)來保證的，也就是轉(zhuǎn)向輪、主銷和前軸之間的安裝應具有一定的相對位置。這些轉(zhuǎn)向的定位參數(shù)有主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、前輪外傾角和前輪前束[4]。

5.1 主銷后傾角

設計轉(zhuǎn)向橋時，使主銷在汽車的縱向平面內(nèi)，其上部有向后的一個傾角?，即主銷軸線

a)b)

5-1主銷后傾角作用示意圖

和地面垂直線在汽車縱向平面內(nèi)的夾角，如圖5-1所示。

主銷后傾角?能形成回正的穩(wěn)定力矩。當主銷具有后傾角時，主銷軸線與路面的交點a將位于車輪與路面接觸點b的前面，如圖5-1a所示。當汽車直線行使時，若轉(zhuǎn)向輪偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），將使汽車行使方向向右偏離。這時，由于汽車本身離心力的作用，在車輪與路面接觸點b處，路面對車輪作用著一個側向反力Fy。反力Fy對車輪形成繞主銷軸線作用的力矩FyL，其方向正

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好與車輪偏移方向相反。在此力矩作用下，將使車輪回到原來中間的位置，從而保證汽車穩(wěn)定直線行使，故此力矩稱為穩(wěn)定力矩。但此力矩不宜過大。否則在轉(zhuǎn)向時為了克服該穩(wěn)定力矩，駕駛員要在轉(zhuǎn)向盤上施加較大的力（即所謂轉(zhuǎn)向沉重）。因穩(wěn)定力矩的大小取決力臂L的數(shù)值，而力臂L又取決于后傾角?的大小?，F(xiàn)在一般采用?角不超過20～30?，F(xiàn)在高速汽車由于輪胎氣壓降低、彈性增加，而引力穩(wěn)定性增大。因此，?角可以減小到接近于零，甚至為負值。本設計采用主銷后傾角為六度。

5.2 主銷內(nèi)傾角

在設計轉(zhuǎn)向橋時，主銷在汽車的橫向平面內(nèi)，其上部向內(nèi)傾斜一個?角（即主銷軸線與地面垂直線在汽車橫向平面內(nèi)的夾角）稱為主銷內(nèi)傾角，如圖5-2a所示。

a)b)c)

5-2主銷內(nèi)傾角作用示意圖及車輪外傾角

主銷內(nèi)傾角?也有使車輪自動回正的作用，如圖5-2b所示。當轉(zhuǎn)向輪在外力作用下由中間位置偏轉(zhuǎn)一個角度（為了方便解釋，圖中畫成1800即轉(zhuǎn)到如雙點劃線所示位置）時，車輪的最低點將陷入路面以下。但實際上車輪下邊緣不可能陷入路面以下，車輪將轉(zhuǎn)向車輪連同整個汽車前部向上抬起一個相應的高度，這樣，汽車本身的重力有使轉(zhuǎn)向輪回到原來中間位置的效應。

此外，主銷的內(nèi)傾角還使得主銷軸線與路面交點到車輪中心平面與地面交線的距離c減?。▓D5-2a），從而可減小轉(zhuǎn)向時駕駛員加在轉(zhuǎn)向盤上的力，使轉(zhuǎn)向操縱輕便，同時也可減小從轉(zhuǎn)向輪到轉(zhuǎn)向盤上的沖擊力。但c的值也不宜過小，即內(nèi)傾角不宜過大，否則在轉(zhuǎn)向時車輪繞主銷偏轉(zhuǎn)的過程中，輪胎與路面間將產(chǎn)生較大的滑動，因而增加了輪胎與路面間的摩擦阻力。這不僅使轉(zhuǎn)向變得沉重，而且加速了輪胎的磨損。因此，一般內(nèi)傾角?不大于80，本設計內(nèi)傾角?為7.5度。

主銷內(nèi)傾角是在前梁設計中保證的，由機械加工實現(xiàn)的。加工時，將前梁兩端主銷孔軸線上端向內(nèi)傾角就形成內(nèi)傾角?。武漢理工大學華夏學院08級車輛工程轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計（說明書）

5.3 車輪外傾角

?除上述主銷后傾角和內(nèi)傾角兩個角度保證汽車穩(wěn)定直線行使外，前輪外傾角?也具有定位作用。是通過車輪中心的汽車橫向平面與車輪平面的交線與地面垂線之間的夾角，如圖5-2c所示。如果空車時車輪的安裝正好垂直于路面，則滿載時，車橋?qū)⒁虺休d變形而可能出現(xiàn)車輪內(nèi)傾，這將加速汽車輪胎的偏磨損。另外，路面對車輪的垂直反作用力及輪轂緊固螺母的負荷，降低了他們的使用壽命。因此，為了使輪胎磨損均勻和減輕輪轂外軸承的負荷，安裝車輪時應預先使車輪有一定的外傾角，以防止車輪內(nèi)傾。同時，車輪有了外傾角也可以與拱形路面相適應。但是，外傾角也不宜過大，否則會是輪胎產(chǎn)生偏磨損。

前輪外傾角是在轉(zhuǎn)向節(jié)設計中確定的。設計時使轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸的軸線與水平面成一角度，該角度即為前輪外傾角?（一般?為10左右）。

5.4 車輪前束

車輪有了外傾角后，在滾動時就類似于滾錐，從而導致兩側車輪向外滾開。由于轉(zhuǎn)向橫拉桿和車橋的約束使車輪不可能向外滾開，車輪將在地面上出現(xiàn)邊滾邊滑的現(xiàn)象，從而增加了輪胎的磨損。為了消除車輪外傾帶來的這種不良后果，在安裝車輪時，使汽車兩前輪的中心面不平行，兩輪前邊緣距離的B小于后邊緣距離A，如圖5-3所示。這樣可使車輪在每一瞬間時滾動方向接近于向著正前方。從而在很大程度上減輕和消除了由于車輪外傾角而產(chǎn)生的不良后果。

前輪前束可通過改變橫拉桿的長度來調(diào)整，調(diào)整時，可根據(jù)各廠家規(guī)定的測量位置，使兩輪前后距離差A-B符合國家規(guī)定的前束值。一般前束值為0～12mm。測量位置除圖示位置外，還通常取兩輪胎中心平面出的前后差值，也可以選取兩車輪鋼圈內(nèi)側面處前后差值。此外，前束也可用角度——前束角表示，如圖5-3中的?角。

5-3車輪前束 結論

近年來隨著生產(chǎn)水平汽車水平和路面的改善，汽車行使速度的不斷提高，同時人們對客車的性能要求也越來越高，如何保證既要具有高的行使速度又要具有良好的轉(zhuǎn)向性能以滿足用戶的要求，是亟待解決的問題。針對此現(xiàn)象，本論文選擇汽車的主要組成部分轉(zhuǎn)向橋來進行設計并以HX6560輕型客車轉(zhuǎn)向橋作為研究對象。

隨著我國交通運輸事業(yè)的迅速發(fā)展，汽車運輸?shù)某休d重量和運行速度都在不斷增加。于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。由于國外汽車發(fā)展起步早，技術投入大，因此在技術上遠遠領先國內(nèi)市場，當然也還有很多不足的地方，還需要改進，技術也還需要有所突破。汽車工業(yè)作為我國重點發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)，其前景相當廣闊。目前汽車零部件的生產(chǎn)有一定的潛力，但大多數(shù)企業(yè)在產(chǎn)品研究，開發(fā)等環(huán)節(jié)存在一定的欠缺，尤其缺少產(chǎn)品的自主開發(fā)能力，不能適應系統(tǒng)配套，難以參與國際分工。因此，在今后的發(fā)展中，我國企業(yè)應積極吸收國際汽車先進技術，不斷完善自主體系，如制動系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等，擴大該產(chǎn)業(yè)的產(chǎn)品品種，提高整體技術水平，增強技術開發(fā)能力，促使企業(yè)更快的發(fā)展，適應汽車行業(yè)全球化趨勢。

本設計以《汽車設計》為理論基礎，在設計中確定了轉(zhuǎn)向橋設計方案，設計了轉(zhuǎn)向橋及其零件組成，通過計算設計出了主要零件的尺寸、強度和合理的整體布局。設計后的轉(zhuǎn)向橋具有結構簡單、緊湊、重量輕、轉(zhuǎn)向靈敏的特點，制造容易，成本低。廣泛用于微、輕型載客汽車。

本文所設計的轉(zhuǎn)向橋?qū)ν愋偷霓D(zhuǎn)向橋的設計有一定的參考價值。

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參 考 文 獻

[1] 陳家瑞.汽車結構[M].吉林工業(yè)大學,2000.[2] 中國第一汽車集團公司著編.中國轎車叢書-紅旗[M].北京:北京理工大學出版社,1998.[3] 竺延年.最新車橋設計、制造、質(zhì)量檢測及國內(nèi)外實用手冊[M].中國知識出版社,2005.[4] 王洪欣.機械設計工程學(Ⅰ)[M].徐州:中國礦業(yè)大學出版社,2001.[5] 徐清富.國外汽車最近結構手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1996.[6] D.J.Segal.Highway Vehic Object Simulation Model[M].Programmers Manual,1976.[7] 程振彪.世界載客汽車工業(yè)最新發(fā)展動態(tài)[M].汽車科技,2001.[8] 謝衛(wèi)國,汪紅心.客車平順性預測與優(yōu)化[J].汽車工程,1991,(3):69～79.[9] 神龍汽車有限公司著編.中國轎車叢書-富康[M].北京:北京理工大學出版社,1998.[10] 李卓森等編.中外汽車圖冊車身分冊(一)[M].長春:吉林科學技術出版社,1995.[11] 王洪欣.機械設計工程學(Ⅱ)[M].徐州:中國礦業(yè)大學出版社,2001.[12] Boyes WE.Jigs and fixtures America SME.1982 103-120

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致 謝

本設計在****老師的悉心指導下完成。從課題的選擇、理論研究到論文的撰寫都得到了何老師的指導和熱情幫助。何老師淵博的知識、嚴謹?shù)膶W風、豐富的經(jīng)驗以及獨到的見解，使我受益匪淺，在此表示衷心的感謝。

由于本人水平能力有限，本設計中一定存在許多的錯誤，希望各位老師能給予批評、指正。最后，感謝在百忙之中評審論文和參加答辯工作的專家與教授們！

第二篇：輕型貨車車架設計教案

汽車車身結構與設計

課程設計

題 目 輕型貨車車架設計 班 級 M11車輛工程 姓 名

劉符利 學 號 1121111015 指 導 教 師 智淑亞

2014年12

摘要

本設計課題是關于輕型載貨汽車的車架設計。所設計的車架結構形式是前后等寬的邊梁式車架，其中縱梁和橫梁的截面形狀都采用槽型，縱梁與橫梁通過焊接連接。本說明書涉及了現(xiàn)階段載貨汽車技術的發(fā)展趨勢，以及國內(nèi)外載貨汽車車架的發(fā)展狀。

關鍵詞：輕型貨車、車架、設計 緒論

1.1 概述

汽車車架是整個汽車的基體，是將汽車的主要總成和部件連接成汽車整體的金屬構架，對于這種金屬構架式車架，生產(chǎn)廠家在生產(chǎn)設計時應考慮結構合理，生產(chǎn)工藝規(guī)范，要采取一切切實可行的措施消除工藝缺陷，保證它在各種復雜的受力情況下不至于被破壞。

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)量的有關機件，承受著傳給它的各種力和力矩。為此，車架應有足夠的彎曲剛度，以使裝在其上的有關機構之間的相對位置在汽車行駛過程中保持不變并使車身的變形最小；車架也應有足夠的強度，以保證其有足夠的可靠性與壽命，縱梁等主要零件在使用期內(nèi)不應有嚴重變形和開裂。車架剛度不足會引起振動和噪聲，也使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性及某些機件的可靠性下降。

本說明書只是敘述非承載式車身結構形式中單獨的車架系統(tǒng)。承載式汽車，前、后懸架裝置，發(fā)動機及變速器等傳動系部件施加的作用力均由車架承受，所以，車架總成的剛性、強度及振動特性等幾乎完全決定了車輛整體的強度、剛度和振動特性。設計時在確保車架總成性能的同時，還應對車架性能和匹配性進行認真的研究。車架結構很多都是用電弧焊焊接而成，容易產(chǎn)生焊接變形。在設計方面對精度有要求的部位不得出現(xiàn)集中焊接，或者從部件結構方面下工夫，盡量確保各個總成的精度。另外，與其他焊接方法相對比，采用電弧焊的話，后端部容易出現(xiàn)比較大的缺口，出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象。所以，應對接頭位置和焊接端部進行處理。

車架受力狀態(tài)極為復雜。汽車靜止時，它在懸架系統(tǒng)的支撐下，承受著汽車各部件及載荷的重力，引起縱梁的彎曲和偏心扭轉(zhuǎn)。如汽車所處的路面不平，車架還將呈現(xiàn)整體扭轉(zhuǎn)。汽車行駛時，載荷和汽車各部件的自身質(zhì)量及其工作載荷（如驅(qū)動力、制動力和轉(zhuǎn)向力等）將使車架各部件承受著不同方向、不同程度和隨機變化的動載荷，車架的彎曲、偏心扭轉(zhuǎn)和整體扭轉(zhuǎn)將更嚴重，同時還會出現(xiàn)側彎、菱形傾向，以及各種彎曲和扭轉(zhuǎn)振動。同時，有些裝置件還可能使車架產(chǎn)生較大的裝置載荷。

隨著計算機技術的發(fā)展，在產(chǎn)品開發(fā)階段，對車架靜應力、剛度、振動模態(tài)以至動應力和碰撞安全等已可進行有限元分析，對其輕量化、使用壽命，以及振

動和噪聲特性也可以做出初步判斷，為縮短產(chǎn)品開發(fā)周期創(chuàng)造了有利條件。

1.2 車架的發(fā)展

早期汽車所使用的車架，大多都是由籠狀的鋼骨梁柱所構成的，也就是在兩支平行的主梁上，以類似階梯的方式加上許多左右相連的副梁制造而成。車體建構在車架之上，至于車門、沙板、引擎蓋、行李廂蓋等鈑件，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。這種設計的最大好處，在于輕量化與剛性得以同時兼顧，因此受到了不少跑車制造商的青睞，早期的法拉利與蘭博基尼都是采用的這種設計。

由于鋼骨設計的車架必須通過許多接點來連結主梁和副梁，加之籠狀構造也無法騰出較大的空間，因此除了制造上比較復雜、不利于大量生產(chǎn)之外，也不適合用在強調(diào)空間的四門房車上。隨后單體結構的車架在車壇上成為主流，籠狀的鋼骨車架也逐漸改由這種將車體與車架合二為一的單體車架所取代，這種單體車架一般以“底盤”稱之。

關于單體車架，簡單的說就是將引擎室、車廂以及行李廂三個空間合而為一，這樣的好處除了便于大量生產(chǎn)，模組化的運用也是其中主要的考慮。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。

除了有利于共用，車體車架也可以通過材料的不同來發(fā)揮輕量化的特性，例如本田NSX所使用的鋁合金以及法拉利F50、Enzo所使用的碳纖維材料等。鋁合金是80年代末期相當熱門的一種工業(yè)材料，雖然重量比鐵輕，但是強度卻較差，因此如果要用鋁合金制成單體車架，雖然在重量上比起鐵制車架更占優(yōu)勢，但是強度卻無法達到和鐵制車架同樣的水準。除非增加更多的鋁合金材料，利用更多的用量來彌補強度上的不足。不過這樣一來，重量必然會相對增加，而原本出于輕量化考量而采用鋁合金材料的動機，當然也就失去了意義。也正因為這個原因，鋁合金車架在車壇上并未成為主流，少數(shù)高性能跑車或是使用了強度更高的碳纖維，或是用碳纖維結合蜂巢狀夾層鋁合金的復合材料取代了鋁合金。但是要用碳纖維制成單體車架，在制作上相當復雜且費時，成本也相對更高，所以至今仍無法普及到一般市售車上，而僅有少數(shù)售價高昂的跑車使用。

盡管鋁合金車架鮮有車廠使用，不過用鋼鐵車架搭配鋁合金鈑件的方式，近年來卻受到不少車廠的重視，這樣的結構不僅可以保留車架本身的強度，同時也可以通過鈑件的鋁合金化來取得輕量化效果，在研發(fā)成本上自然也不像碳纖維制

的單體車架那樣昂貴。

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。許多車廠為了在撞擊事故發(fā)生時能夠確保車內(nèi)乘員的安全，惟有針對車架以及車體進行全面強化，這也使得除了車架以外的強度有所改善，包括鈑件厚度的改變以及各種輔助梁的增設也成為各廠慣用的手法。不過在這樣的情況下，伴隨而來的是車重相對增加，這也正是歐美日許多市售車的重量比起10年前、20年前增加不少的主要原因。

關于剛性的確保，大多數(shù)車廠在新車的設計階段，都是利用電腦計算出車架的剛性需求，并以此作為設計依據(jù)。有些車廠在用電腦完成設計雛形后，還會再由專業(yè)的試車人員進行實際測試。

中國第一汽車集團凌源汽車制造有限公司汽車車架U型槽合數(shù)控沖孔生產(chǎn)線競標成功。汽車車架U型槽合數(shù)控沖孔生產(chǎn)線是我公司繼兩年前成功設計制造了合肥江淮汽車廠汽車縱梁數(shù)控平板沖孔生產(chǎn)線的基礎上，在汽車縱梁數(shù)控沖孔方面的又一標志性成果，填補了國內(nèi)設計制造汽車車架U型槽合數(shù)控沖孔生產(chǎn)線的空白。汽車車架U型槽合數(shù)控沖孔生產(chǎn)線的設計制造成功，在汽車制造行業(yè)具有劃時代的意義，標志著中國在汽車車架數(shù)控沖孔加工的生產(chǎn)設備方面達到了國際先進水平，降低了汽車制造行業(yè)購置汽車車架數(shù)控沖孔生產(chǎn)線的巨大費用，積極推動了中國汽車制造業(yè)的飛速發(fā)展，為中國汽車制造業(yè)早日與國際接軌奠定了基礎。

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。

2.2 車架在實際環(huán)境下要面對的4種壓力

要評價車架設計和結構的好壞，首先應該清楚了解的是車輛在行駛時車架所要承受的各種不同的力。如果車架在某方面的韌性不佳，就算有再好的懸掛系統(tǒng)，也無法達到良好的操控表現(xiàn)。而車架在實際環(huán)境下要面對4種壓力。負載彎曲

從字面上就可以十分容易的理解這個壓力，部分汽車的非懸掛重量，是由車架承受的，通過輪軸傳到地面。而這個壓力，主要會集中在軸距的中心點。因此車架底部的縱梁和橫梁，一般都要求較強的剛度。非水平扭動

當前后對角車輪遇到道路上的不平而滾動，車架的梁柱便要承受這個縱向扭曲壓力，情況就好像要你將一塊塑料片扭曲成螺旋形一樣。橫向彎曲

所謂橫向彎曲，就是汽車在入彎時重量的慣性（即離心力）會使車身產(chǎn)生向彎外甩的傾向，而輪胎的抓著力會和路面形成反作用力，兩股相對的壓力將車架橫向扭曲。水平菱形扭動

因為車輛在行駛時，每個車輪因為路面和行駛情況的不同，每個車輪會承受不同的阻力和牽引力，這可以使車架在水平方向上產(chǎn)生推拉以至變形，這情況就好像將一個長方形拉扯成一個菱形一樣。

2.3 車架設計的技術要求

為了使車架符合上述功用，通常對設計的車架有如下的要求： 2.3.1 必須有足夠的強度

保證在各種復雜受力的使用情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞強度，保證在汽車大修里程內(nèi)，車架不致有嚴重的疲勞損傷。

縱梁受力極為復雜，設計時不僅應注意各種應力，改善其分布情況，還應該注意使各種應力峰值不出現(xiàn)在同一部位上。例如，縱梁中部彎曲應力較大，則應注意降低其扭轉(zhuǎn)應力，減少應力集中并避免失穩(wěn)。而在前、后端，則應著重控制懸架系統(tǒng)引起的局部扭轉(zhuǎn)。

提高縱梁強度常用的措施如下：

(1)

提高彎曲強度

選定較大的斷面尺寸和合理的斷面形狀（槽形梁斷面高寬比一般為3：1左右）；

(2)提高局部扭轉(zhuǎn)剛度

注意偏心載荷的布置，使相近的幾個偏心載荷盡量接近縱梁斷面的彎曲中心，并使合成量較??；

在偏心載荷較大處設置橫梁，并根據(jù)載荷大小及分散情況確定連接強度和寬度；

將懸置點分布在橫梁的彎曲中心上；

當偏心載荷較大并偏離橫梁較遠處時候，可以采用K形梁，或者將該段縱梁形成封閉斷面；

偏心載荷較大且比較分散時候，應該采用封閉斷面梁，橫梁間距也應縮?。?/p>

選用較大的斷面；

限制制造扭曲度，減少裝配預應力。(3)提高整體扭轉(zhuǎn)強度

不使縱梁斷面過大；

翼緣連接的橫梁不宜相距太近。(4)

減少應力集中及疲勞敏感

盡可能減少翼緣上的孔（特別是高應力區(qū)），嚴禁在翼緣上布置大孔；

注意外形的變化，避免出現(xiàn)波紋區(qū)或者受嚴重變薄；

注意加強端部的形狀和連接，避免剛度突變；

避免在槽形梁的翼緣邊緣處施焊，尤其畏忌短焊縫和“點”焊。(5)減少失穩(wěn)

受壓翼緣寬度和厚度的比值不宜過大（常在12左右）；

在容易出現(xiàn)波紋處限制其平整度。(6)局部強度加強

采用較大的板厚；

加大支架緊固面尺寸，增多緊固數(shù)量，并盡量使力作用點接近腹板的上、下側面。

2.3.2 車架的輕量化

由于車架較重，對于鋼板的消耗量相當大。因此，車架應按等強度的原則進

行設計，以減輕汽車的自重和降低材料的消耗量。在保證強度的條件下，盡量減輕車架的質(zhì)量。通常要求車架的質(zhì)量應小于整車整備質(zhì)量的10％。

本設計主要對車架縱梁進行簡化的彎曲強度計算，使車架縱梁具有足夠的強度，以此來確定車架的斷面尺寸。（參照《材料力學》）另外，目前鋼材價格暴漲，汽油價格上漲，從生產(chǎn)汽車的經(jīng)濟性考慮的話，也應盡量減輕整車的質(zhì)量。從生產(chǎn)工藝性考慮，橫縱梁采用簡便可靠的連接方式，不僅能降低工人的工作強度，還能增強車架的強度。

2.4 車架結構的確定

2.4.1 車架類型的選擇

車架的結構形式可以分為邊梁式、中梁式（或稱脊骨式）和綜合式。而在有些客車和轎車上車身和車架制成一體，這樣的車身稱為“半承載式車身”，有的被加強了車身則能完全起到車架的作用，這樣的車身稱為“承載式車身”，不另設車架。隨著節(jié)能技術的發(fā)展，為了減輕自重，越來越多的轎車都采用了承載式車身。下邊先分別列舉下各車架的特點。（1）

邊梁式車架的構造

這種車架由兩根縱梁及連接兩根縱梁的若干根橫梁組成，用鉚接和焊接的方法將縱橫梁連接成堅固的剛性構架?？v梁通常用低合金鋼板沖壓而成，斷面一般為槽型，z星或箱型斷面。橫梁用來連接縱梁，保證車架的抗扭剛度和承載能力，而且還用來支撐汽車上的主要部件。邊梁式車架能給改裝變型車提供一個方便的安裝骨架，因而在載重汽車和特種車上得到廣泛用。其彎曲剛度較大，而當承受扭矩時，各部分同時產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)。其優(yōu)點是便于安裝車身、車箱和布置其他總成，易于汽車的改裝和變形，因此被廣泛地用在載貨汽車、越野汽車、特種汽車和用貨車底盤改裝而成的大客車上。在中、輕型客車上也有所采用，轎車則較少采用。

用于載貨汽車的邊梁式車架（圖2-1），由兩根相互平行但開口朝內(nèi)、沖壓制成的槽型縱梁及一些沖壓制成的開口槽型橫梁組合而成。通常，縱梁的上表面沿全長不變或局部降低，而兩端的下表面則可以根據(jù)應力情況相應地縮小。車架寬度多為全長等寬。

圖2-1 邊梁式車架

X型車架是邊梁式車架的改進，這種車架由兩根縱梁及X型橫梁組成，實際上是邊梁式車架的改進，有一定的抗扭剛度，X橫梁能將扭矩轉(zhuǎn)變?yōu)閺澗?，對短而寬的車架，這種效果最明顯。車架中部為位于汽車縱向?qū)ΨQ平面上的一根矩形斷面的空心脊梁，其前后端焊以叉形梁。前端的叉形梁用于支撐動力、傳動總成，而后端則用于安裝后橋。傳動軸經(jīng)中部管梁通向后方。中部管梁的扭轉(zhuǎn)剛度大。前后叉形邊梁由一些橫梁相連，后者還用于加強前、后懸架的支撐。管梁部分位于后座乘客的腳下位置且在車寬的中間，因此不妨礙在其兩側的車身地板的降低，但地板中間會有較大的縱向鼓包。門檻的寬度不大，雖然從被動安全性考慮，要求門檻有足夠的強度和剛度。轎車要是使用邊梁式車架，為了降低地板高度，可局部地減少縱梁的斷面高度并相應地加大其寬度，但這使縱梁的制造工藝復雜化且其車身地板仍比采用其他車架時為高，當然地板上的傳動軸通道鼓包也就不大了。所以X型車架較多使用于轎車。

還有周邊式車架，這種車架是從邊梁式車架派生出來的，前后兩端縱梁變窄，中部縱梁加寬，前端寬度取決于前輪最大轉(zhuǎn)角，后端寬度取決于后輪距，中部寬度取決于車身門檻梁的內(nèi)壁寬，前部和中部以及后部和中部的連接處用緩沖臂或抗扭盒相連，具有一定的彈性，能緩和不平路面的沖擊。其結構形狀容許緩沖臂有一定的彈性變形，可以吸收來自不平路面的沖擊和降低車內(nèi)噪聲。此外，車架中部加寬既有利于提高汽車的橫向穩(wěn)定性，又可以減短了車架縱梁外側裝置件的懸伸長度。在前后縱梁處向上彎曲以讓出前后獨立懸架或非斷開式后橋的運動空間。采用這種車架時車身地板上的傳動軸通道所形成的鼓包不大，但門檻較寬。這種車架結構復雜，一般在中、高級轎車上采用。

（2）中梁式車架（脊骨式車架）

其結構只有一根位于中央而貫穿汽車全長的縱梁，亦稱為脊骨式車架。中梁的斷面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定發(fā)動機，而主減速器殼通常固定在中梁的尾端，形成斷開式后驅(qū)動橋。中梁上的懸伸托架用以支承汽車車身和安裝其它機件。若中梁是管形的，傳動軸可在管內(nèi)穿過。優(yōu)點是有較好的抗扭轉(zhuǎn)剛度和較大的前輪轉(zhuǎn)向角，在結構上容許車乾有較大的跳動空間，便于裝用獨立懸架，從而提高了汽車的越野性；與同噸位的載貨汽車相比，其車架輕，整車質(zhì)量小，同時質(zhì)心也較低，故行駛穩(wěn)定性好；車架的強度和剛度較大；脊梁還能起封閉傳動軸的防塵罩作用。缺點是制造工藝復雜，精度要求高，總成安裝困難，維護修理也不方便，故目前應用較少。（3）綜合式車架

綜合式車架是由邊梁式和中梁式車架聯(lián)合構成的。車架的前段或后段是邊梁式結構，用以安裝發(fā)動機或后驅(qū)動橋。而車架的另一段是中梁式結構的支架可以固定車身。傳動軸從中梁的中間穿過，使之密封防塵。其中部的抗扭剛度合適，但中部地板凸包較大，且制造工藝較復雜。此種結構一般在轎車上使用。

車架承受著全車的大部分重量，在汽車行駛時，它承受來自裝配在其上的各部件傳來的力及其相應的力矩的作用。當汽車行駛在崎嶇不平的道路上時，車架在載荷作用下會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，使安裝在其上的各部件相互位置發(fā)生變化。當車輪受到?jīng)_擊時，車架也會相應受到?jīng)_擊載荷。因而要求車架具有足夠的強度，合適的剛度，同時盡量減輕重量。在良好路面行駛的汽車，車架應布置得離地面近一些，使汽車重心降低，有利于汽車穩(wěn)定行駛，車架的形狀尺寸還應保證前輪轉(zhuǎn)向要求的空間。

由于設計的是輕型載汽車車架，根據(jù)其特點選用邊梁式車架?？v梁上、下表面為平直，斷面呈槽形，其結構簡單，工作可靠，不僅能降低工人工作強度，而且其造價低廉，有良好的經(jīng)濟性，將廣泛地用于各種載貨汽車、客車上。

選取的方案的優(yōu)點： 邊梁式車架由兩根縱梁的若干根橫梁組成，該結構便于安裝駕駛室、車廂和其它總成，被廣泛用在載重貨車、特種車和大客車上。車架的設計

車架是一個復雜的薄壁框架結構，其受力情況極為復雜。本設計包括了結構形式的設計：車架的寬度的確定，縱梁形式的確定，橫梁形式的確定，橫梁與縱梁連接形式的確定。在車架設計的初期階段，可對車架縱梁進行簡化的彎曲強度計算，以及來確定車架的斷面尺寸。下面是設計和計算的方法和步驟。

3.1 車架結構形式的設計

3.1.1 車架寬度的確定

車架的寬度是左、右縱梁腹板外側面之間的寬度。車架前部寬度的最小值取決于發(fā)動機的外廓寬度，其最大值受到前輪最大轉(zhuǎn)角的限制。車架后部寬度的最大值主要是根據(jù)車架外側的輪胎和鋼板彈簧片寬等尺寸確定。為了提高汽車的橫向穩(wěn)定性，希望增大車架的寬度。

通常，車架的寬度根據(jù)汽車總體布置的參數(shù)來確定，整車寬度不得超過2.5m，故往往很難同時滿足上述要求。為了解決總體布置與加寬車架的矛盾，車架的寬度設計可采取以下措施：（1）將車架做成前窄后寬

這種結構可以解決前輪轉(zhuǎn)向所需的空間與車架總寬之間的矛盾。此結構適用于輕型汽車、微型汽車和轎車。（2）將車架做成前寬后窄

對于重型載貨汽車，其后軸的負荷大，輪胎的尺寸加大，后鋼板彈簧片寬增加，同時為了安裝外型尺寸大的發(fā)動機，常需減小前輪轉(zhuǎn)向角，以便使汽車的總寬在公路標準的2.5m內(nèi)，因此車架不得不采用前寬后窄的型式。

但根據(jù)本設計的要求，關于輕車車架結構設計，其載重設為1.7t，簡化制造工藝，最好車架前后等寬。為了便于實行產(chǎn)品的三化，不少國家對車架的寬度制定了標準。本設計方案取車架的寬度為750mm。3.1.2 車架縱梁形式的確定

車架的縱梁結構，一方面要保證車架的功能，另一方面要滿足整車總體布置的要求，同時形狀應盡量簡單，以簡化其制造工藝。

從縱梁的側視圖看，縱梁的形狀可分為上翼面是平直的和彎曲的兩種。優(yōu)點：結構簡單，工藝性好；當上翼面為平直時，可使貨廂底板平整，縱梁制造方便，大多數(shù)載貨汽車車架縱梁都采用這種型式。當上翼面彎曲時，縱梁部分區(qū)段降低，地板高度相應降低，改善了整車的穩(wěn)定性，且有利于上、下車，此種結構在轎車、微型汽車、公共汽車和部分輕型載貨汽車上采用，其制造工藝復雜。

縱梁上表面應盡量做成平直的，中部斷面一般較大、兩端較小，與所受彎矩相適應。也有全長或僅中部及后部為等斷面的。根據(jù)整車布置要求，有時采用前端或后端或前后端均彎曲的縱梁。

縱梁的斷面形狀有槽形、工字形、箱形、管形和Z形等幾種。為了使縱梁各斷面處的應力接近，可改變梁的高度，使中部斷面高、兩端斷面低。槽形斷面的縱梁有較好的抗彎強度，工藝性好，緊固方便，又便于安裝各種汽車部件，故采用得最為廣泛，但此種斷面的抗扭性能差。從降低車架縱梁抗彎應力方面考慮的話，增大槽形斷面的高度最有利，但使汽車的質(zhì)心高度增加。增大上、下翼面的寬度，也可以提高縱梁的抗彎強度，但其值的增加又受到發(fā)動機、傳動系統(tǒng)部件布置的限制。因此需綜合考慮上述因素的影響，通常取高與寬的比值為2.8—3.5。由于重型載貨汽車的發(fā)動機外型尺寸大，后軸負荷大，為了使車架做成前、后等寬，有的車架縱梁就采用Z形斷面，我國黃河牌載貨汽車的車架就是采用此種斷面。這種縱梁和橫梁的連接結構復雜，燃油箱的安裝也不方便。重型載貨汽車和超重型載貨汽車的車架縱梁一般多采用工字形截面的型材或焊接成的箱形結構。箱形斷面梁抗扭強度大，多用于轎車和輕型越野車。超重型越野車及礦用自卸車的縱梁形式多用鈑料焊接而成，常為箱形或工字形斷面。采用封閉斷面縱梁構成的車架，其抗彎剛度大，通?？蛙嚨能嚰芤彩遣捎么朔N斷面?？v梁的長度一般接近汽車長度，其值約為1.4—1.7倍汽車輪距。

多品種生產(chǎn)時，常使不同軸距、不同裝載質(zhì)量的系列車型采用內(nèi)高相同的槽形斷面縱梁，通過變化鈑料厚度或翼緣寬度獲得不同強度。

根據(jù)本設計的要求，再考慮縱梁截面的特點，本方案設計的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼?？v梁總長為4815mm。優(yōu)點：有較好的抗彎強度，便于安裝汽車部件。

3.1.3 車架橫梁形式的確定

車架橫梁將左、右縱梁連接在一起，構成一個框架，使車架有足夠的抗彎剛度。汽車主要總成通過橫梁來支承。

載貨汽車的橫梁一般有多根橫梁組成，其結構和用途不一樣。(1)

前橫梁

通常用來支承水箱。當發(fā)動機前支點安排在左右縱梁上時，可用較小槽型和Z型斷面橫梁。對于前部采用獨立懸架的轎車，為了改善汽車的視野，希望汽車頭部高度降低，固需要將水箱安裝得低些，可將前橫梁做成寬而下凹的形狀。當發(fā)動機前支點和水箱相距很近時，前橫梁常用來支承水箱和發(fā)動機前端，此時需采用斷面大的橫梁。(2)

中橫梁

通常用來作傳動軸的中間支承。為了保證傳動軸有足夠的跳動空間，將其結構做成上拱形。在后鋼板彈簧前、后支架附近所受到的力或轉(zhuǎn)矩大，則要設置一根抗扭剛度大、連接寬度大的橫梁。(3)后橫梁

后橫梁采用中橫梁形式。

本設計課題是關于輕型車車架結構設計，所以采用開口斷面比較合適。本次設計一共采用大小共8根橫梁，各根橫梁的結構及用途如下：

第一根橫梁斷面形狀為槽型，用來支撐水箱，其中間設有多個圓形孔，目的是讓空氣可以流到發(fā)動機底部，也有助于發(fā)動機的散熱。

第二根橫梁為發(fā)動機托架，為防止其與前軸發(fā)生碰撞幾干涉，故將其安排放在發(fā)動機前端，其形狀就是近似元寶的元寶梁，此種形狀有較好的剛度。

第三根橫梁為駕駛室的安裝梁。用于駕駛室后部的安裝，斷面形狀為槽形。第四根橫梁用作傳動軸的支承，其斷面形狀為槽形，為了保證傳動軸有足夠的跳動空間和安裝空間，將其結構做成上拱形。

第五、七根橫梁分別在后鋼板彈簧前、后支架附近，它們所受到的力或轉(zhuǎn)矩都很大。它們的斷面形狀也是采用槽形。

第六、七根橫梁不僅要承受各種力和力矩的作用，還要作為安裝備胎的的安置機構。它們的斷面形狀為槽型。

第八橫梁為后橫梁，其將左、右縱梁連接在一起，構成一個框架，使車架有足夠的抗彎剛度。其斷面形狀為槽形。3.1.4 車架縱梁與橫梁連接型式的確定

縱梁和橫梁的連接方式對車架的受力有很大的影響。大致可分有以下幾種：(1)

橫梁和縱梁的腹板相連接

這種連接型式制造工藝簡單，連接剛度較差，但不會使縱梁出現(xiàn)大的應力，一般車架的中部橫梁采用此種連接方式。

(2)

橫梁同時和縱梁的腹板及任一翼緣（上或下）相連接

這種連接方式制造工藝不很復雜，連接剛度增強，故得到廣泛應用。但后鋼板彈簧托架上的力會通過縱梁傳給后鋼板彈簧的前橫梁，使其承受較大載荷。因此在設計鋼板彈簧托架時應盡可能減少懸架伸長度，使載荷作用點靠近縱梁彎曲中心。當偏心載荷較大時，可將該處縱梁做成局部閉口斷面；也可將橫梁穿過縱梁向外延伸，將載荷直接傳給橫梁。(3)

橫梁同時和上、下翼緣相連接

這種連接形式具有剛性較好的加強角撐，可產(chǎn)生良好的斜支撐作用，使整個車架的剛度增加，且其翼緣外邊不致因受壓而產(chǎn)生翹曲。車架兩端的橫梁常采用這種形式和縱梁相連接。但此種連接方式制造復雜，當轉(zhuǎn)矩過大時，縱梁翼緣上會出現(xiàn)應力過大的現(xiàn)象，這是由于縱梁截面不能自由翹曲所致。橫梁和縱梁的固定方法可分為鉚接、焊接和螺栓連接等方式。

大多數(shù)車架用搭鐵板通過鉚釘連接。這種方法成本低，適合大批量生產(chǎn)，其剛度與鉚釘?shù)臄?shù)目及其分布有關。

焊接能使其連接牢固，不致產(chǎn)生松動，能保證有大的剛度。但焊接容易變形并產(chǎn)生較大的內(nèi)應力，故要求焊接質(zhì)量要高，主要在小批量生產(chǎn)或修理時采用。

螺栓連接主要在某些為了適用于各種特殊使用條件的汽車車架上采用，以使裝在汽車車架上的某些部件易于拆卸或互換。但此種連接方式在長期使用時，容易松動，甚至發(fā)生嚴重事故。一般汽車車架橫梁與縱梁的固定不采用此種方法。

緊固件的尺寸和數(shù)量要和橫梁大小相適應，鉚釘分布不要太近。當利用連接板的翻邊緊固時，應加大連接板的寬度和厚度，緊固孔應盡可能靠近翻邊處，以防連接損壞。

本設計方案中，橫梁與縱梁的連接形式大體都使用焊接連接。

總之，車架結構的設計要充分考慮到整車布置對車架的要求及企業(yè)的工藝制造能力，合理選擇縱梁截面高度、橫梁的結構形式、橫梁與縱梁的聯(lián)接方式，使車架結構滿足汽車使用要求。以達到較好的經(jīng)濟效益和社會效益。

3.2 車架的受載分析

汽車的使用條件復雜，其受力情況十分復雜，因此車架上的載荷變化也很大，其承受的載荷大致可分為下面幾類：

3.2.1 靜載荷

車架所承受的靜載荷是指汽車靜止時，懸架彈簧以上部分的載荷。即為車架質(zhì)量、車身質(zhì)量、安裝在車架的各總成與附屬件的質(zhì)量以及有效載荷（客車或貨物的總質(zhì)量）的總和。3.2.2 對稱的垂直動載荷

這種載荷是當汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時產(chǎn)生的。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。這種動載使車架產(chǎn)生彎曲變形。3.2.3 斜對稱的動載荷

這種載荷是當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產(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。這種動載荷會使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。3.2.4 其它載荷

汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力將使車架受到側向力的作用；汽車加速或制動時，慣性力會導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，更導致車架受載情況復雜化。車架的制造工藝

4.1 車架梁的制造工藝

4.1.1 縱梁

圖 4-2 縱梁斷面

(1)

產(chǎn)品特征

斷面形式 ：等斷面、變端面； 長度形式 ：直線式； 料厚：縱梁 5.00、8.0mm； 縱梁長度：4815(2)

工藝特點 a 工藝流程

第一種模式 ：剪切一用模具落料；中孔一用模具壓彎成形一裝配一油漆。第二種模式 ：剪切一用模具落料沖工藝孔一用平面數(shù)控沖孔機沖孔一用模具壓彎成形一裝配一油漆。

第三種模式 ：剪切一用平面數(shù)控沖孔機沖孔一折彎成形一裝配一油漆。第四種模式 ：單倍尺卷料一輥壓成形一切斷一用三面數(shù)控；中孔機 ；中孔一等離子切割局部外形一噴丸。b 生產(chǎn)設備

機械壓力機 ：3000、3500、4000、5000t ；平面數(shù)控； 中孔機、三面數(shù)控； 中孔機、折彎機；

采用模具生產(chǎn)和平面數(shù)控沖孔機模式的工藝，一般受產(chǎn)品結構、壓床噸位(一般為3000、3500、4000、5000t)限制。不能采用強度過高的高強度鋼板，即屈服強度在350-560N/mm以下的高強度鋼板 ；縱梁和縱梁加強板的長度不易太長，應控制在10000mm左右。材料厚度與材料長度成反比，控制在8mm以下為好。采用輥壓成形模式的工藝，在購買設備時就已將材料參數(shù)即屈服 強度設定在350-700N，mm以下，可以選擇屈服強度在700/mm以下的材料，長度不限，厚度控制在10mm以下?？v梁和縱梁加強板用材受設備、工藝模式、產(chǎn) 品結構影響，材料強度級別范圍也有所不同。一般來說開發(fā)縱梁和縱梁加強材料時應結合其工藝條件，從材料的使用范圍入手，確定合理的高強度鋼板強度開發(fā)范圍，從而適用不同的工藝模式。還應研究高強度鋼板 回彈消除問題、可適用的焊接方式和 匹配的焊條、對模 具材料的強度要求、適用油漆方式等相關參數(shù)，從而提高材料的應用空間。

4.1.2 橫梁

貨車車架上一般有5到11根橫梁，其用途和結構各不相同。不同條件的汽車橫梁其結構型式變化較大。目前，汽車車架上使用的梁通常以槽形式和拱形居多。這是因為槽形式橫梁曲剛度和強度都較大，且便于制：拱形橫梁具有較大的連接度、截面高度較低，可以讓開下空間的優(yōu)點。汽車橫梁一般都是采用沖壓加工方法生產(chǎn)。(1)產(chǎn)品特征

厚度 ：5.0、6.5、7.0mm 長度 ：740mm 抗拉強度：370-610 N ／ mm；

形狀 ：槽形式橫梁、拱形式橫梁等，如圖4-

3、4-4

圖 4-3 拱形橫梁

圖 4-4 槽形橫梁

(2)工藝特點 a 工藝流程

槽型式橫梁 ：剪切一修邊沖孔(或落料沖孔)一成形一沖孔(按需)一裝配一油漆。

鱷魚1b式橫梁：剪切一成形一修邊沖孔一裝配一油漆。b 設備

機械壓力機 ：800t、1250t、3000t。近年來,為了滿足用戶經(jīng)濟性、大噸位要 求，橫梁材料厚度由4.0-6.0mm變?yōu)?.5-1.0mm,抗拉強度也由370-510MPa提高到590-610MPa以上。復雜形狀 的橫梁應用較多。既要有一定的強度又要有良好的成形性能是橫梁用材的基本要求。同時，受壓力機噸位、模具制造業(yè)水平限制，未將高強度鋼板應用在成形復雜的橫梁上。對于橫梁用材的開發(fā)應針對橫梁 的產(chǎn)品特性，結合工藝技術水平，在滿足強度要求的前提下重點提高材料成形性能和焊接性能。還要開展高強度鋼板 的極限拉伸速度 的研究，這是由于商用車橫梁一般都是在機械壓力機 上生產(chǎn)，依據(jù)高強度鋼板的極限拉伸速度來控制機械壓力機的生產(chǎn)速度。從而減少橫梁破損的發(fā)生。c 連接板

厚度 ：4.0mm； 長度 ：110mm；

抗拉強度 ：510-640N／ mm； 形 狀 ：平板

連接板用于連接橫梁和縱梁，增強縱梁的強度。以壓彎件為主，材料主要為高強度鋼板。對材料的成形性能要求不高，但要求材料的壓彎回彈小。

4.2 焊接工藝

4.2.1 焊接工藝分析

(1)車架結構材料采用的是16Mn，焊接性好，加之材料厚度適中，在合理的裝焊工藝條件下，一般不容易產(chǎn)生氣孔和裂紋，不需要采用特殊的焊接工藝措施和焊后熱處理。

(2)車架是整車的載體，車架的焊縫主要承受汽車運行過程中的動載作用，而車架剛性大，焊后接頭的收縮力較大，因此必須選用合理的焊接方法及工藝參數(shù)，控制線能量。

(3)對于車架縱梁和橫梁而言，焊接分布并非完全對稱，所以要合理安排焊接順序，盡量采用對稱焊和從中間向兩頭釋焊，以減少焊接變形。

(4)控制零部件尺寸即互換性，保證裝配間隙均勻，以減少因收縮不均所造成的變形。

(5)夾具設計時要合理留有收縮余量及裝配間隙，綜合處理好車架焊后接頭應力與總體變形這對相互矛盾的問題，在保證滿足設計尺寸要求的條件下，接頭焊后存在的應力愈小愈好。

4.2.2 焊接方法和焊接參數(shù)的選擇

由于二氧化碳氣體保護焊成本低,生產(chǎn)效率高,抗銹、抗氫和抗裂紋能力強，焊后不用清渣，變形小，易于操作，適于全位置焊，因此焊接方法采用半自動二氧化碳氣體保護焊。

4.2.3 焊接工藝流程

焊縱梁加強梁-縱梁焊后矯形-零部件組焊-車架補焊-車架裝配-車架矯形-車架檢驗-車架涂裝

4.3 涂裝工藝

提到汽車防腐，人們很 自然會想到車身、車箱等外露沖壓件。其實汽車的防腐是對整車而言，尤其是汽車的重要件和保安件，對不允許在壽命周期內(nèi)出現(xiàn)腐蝕導致的性能下降和結構損壞。車架是商用車關鍵的總成之一，于它位于車下

部，易受路面沙石沖擊和各種使用環(huán)境介質(zhì)侵蝕。車架是整車的主要骨架，如防腐處理不好，于腐蝕致性能下降或結構損壞，果將不堪設想。由于車架外露的部分很少，易引起人們的注意，生銹蝕不易被發(fā)現(xiàn)，所以，確保高質(zhì)量涂裝至關重要。然而，多年來，我國汽車行業(yè)對車架的涂裝并沒有給予足夠的重視，甚至有人認為，車架 是中厚板件，腐蝕了只是難看一些，不會引起結構損壞。如果整車設計壽命很短且行駛速度不高的話，種觀點似乎還能站住腳，但在人們對汽車高速行駛可靠性和耐久性的要求越來越高的今天，我們必須真對待車架的防腐問題。

車架主要用于載貨車、客車和客貨兩用車等商用車，多由熱軋鋼板沖壓結構件鉚接、焊接或螺栓連接而成。我國目前根據(jù)生產(chǎn)規(guī)模、設備條件不同，其涂裝工藝差別較大，歸納為大批量生產(chǎn)和小批量生產(chǎn)兩大類。大批量生產(chǎn)工藝是鋼板剪切落料-化皮／防銹-壓-焊接／鉚焊-脂-化-泳或浸漆-干，個別根據(jù)需要增加一道面漆。我國大部分載貨車生產(chǎn)廠都采用這種工藝。結論

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)，提出車架總體設計方案，為各部件設計提供整車參數(shù)和設計要求，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合在一起，使整車的性能、可靠性達到設計要求。

在這次設計我感到自己在各種技能和知識層面上有很多不足的地方，同時自己也學習到很多新的知識。如 CAD 制圖，這是以前很少接觸和使用的實用知識，在這次課程設計中我能學以致用。雖然中間的過程是辛苦的但是收獲的喜悅是無法用言語所能表達的，總的來說這次課程設計讓我收獲頗豐，為我即將到來的工作打下了堅實的基礎。

參考文獻

[1] 劉鴻文 材料力學-4版.北京：高等教育出版社，2004 [2] 毛昕 畫法幾何及機械制圖.北京：高等教育出版社，2004 [3] 濮良貴 紀名剛 機械設計.北京：高等教育出版社，2006 [4] 陳家瑞 汽車構造（下冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [5] 龔寒微主編 汽車現(xiàn)代設計制造：北京：人民交通出版社，1995 [6] 過學迅主編 汽車設計．北京：人民交通出版社，2005 [7] 吳宗澤 機械零件設計手冊．北京:機械工業(yè)出版社，2003 [8] 武田信之（日）著，載貨汽車設計．人民交通出版社，1997 [9] 陳家海著 重型汽車車架設計，川汽科技，1999年第2期 [10] 吳憩棠著 商用車技術發(fā)展趨勢，東方時評，2004年第47期

[11] 周歲華著 商用車車架工藝技術與材料開發(fā)，汽車工藝與材料，2007年第8期

第三篇：E420輕型載貨汽車驅(qū)動橋設計說明書

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006

目錄 前言...........................................................................................................................1 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求.......................................................1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路.......................................................1 1.3 預期的成果...........................................................................................................1 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹...............................................................................3 3 總體方案論證...........................................................................................................4 4 具體設計說明...........................................................................................................7 4.1 主減速器的設計...................................................................................................7 4.1.1 主減速器的結構型式.......................................................................................7 4.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法...............................................9 4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法.............................................10 4.1.4 主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算.............................................................10 4.2 差速器的設計.....................................................................................................13 4.2.1差速器的結構型式..........................................................................................13 4.2.2差速器的基本參數(shù)的選擇及計算..................................................................15 4.3 半軸的設計.........................................................................................................16 4.3.1半軸的結構型式..............................................................................................16 4.3.2半軸的設計與計算..........................................................................................16 4.4驅(qū)動橋殼結構選擇..............................................................................................19 5 結論.........................................................................................................................21 參 考 文 獻...............................................................................................................22

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 1 前言

本課題是進行低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計。設計出小型低速載貨汽車后驅(qū)動橋，包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，協(xié)調(diào)設計車輛的全局。

1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求

a.本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產(chǎn)中占有大的比重。驅(qū)動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。

b.要完成本課題的基本前提條件是：在主要參數(shù)確定的情況下，設計選用驅(qū)動橋的各個部件，選出最佳的方案。

c.技術要求：設計出的驅(qū)動橋符合國家各項輕型貨車的標準[1]，運行穩(wěn)定可靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路

a.本課題解決的主要問題：設計出適合本課題的驅(qū)動橋。汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上的縱向安置的，為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左、右驅(qū)動車輪，必須由驅(qū)動橋的主減速器來改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，同時還得由驅(qū)動橋的差速器來解決左、右驅(qū)動車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問題和差速要求。其次，需將經(jīng)過變速器、傳動軸傳來的動力，通過驅(qū)動橋的主減速器，進行進一步增大轉(zhuǎn)矩、降低轉(zhuǎn)速的變化。因此，要想使汽車驅(qū)動橋的設計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅(qū)動橋。

b.本課題的設計總體思路：非斷開式驅(qū)動橋的橋殼，相當于受力復雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量的減輕其重量。所選擇的減速器比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。對載貨汽車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的驅(qū)動橋有足夠的離地間隙，以滿足汽車在通過性方面的要求。驅(qū)動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低驅(qū)動橋工作噪聲的有效措施。驅(qū)動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅(qū)動橋的沖擊載荷，從而改善汽車行駛的平順性。1.3 預期的成果

設計出小型低速載貨汽車的驅(qū)動橋，包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，配合其他同組同學，協(xié)調(diào)設計車輛的全局。使設計出的產(chǎn)品使用方便，材料使用最少，經(jīng)濟性能最高。

a.提高汽車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟，更

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。

b.改善汽車的經(jīng)濟效果，調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹

為適應不斷完善社會主義市場經(jīng)濟體制的要求以及加入世貿(mào)組織后國內(nèi)外汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的新形勢，推進汽車產(chǎn)業(yè)結構調(diào)整和升級，全面提高汽車產(chǎn)業(yè)國際競爭力，滿足消費者對汽車產(chǎn)品日益增長的需求，促進汽車產(chǎn)業(yè)健康發(fā)展，特制定汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策。通過該政策的實施，使我國汽車產(chǎn)業(yè)在2010年前發(fā)展成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，為實現(xiàn)全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。政府職能部門依據(jù)行政法規(guī)和技術規(guī)范的強制性要求，對汽車、農(nóng)用運輸車(低速載貨車及三輪汽車，下同)、摩托車和零部件生產(chǎn)企業(yè)及其產(chǎn)品實施管理，規(guī)范各類經(jīng)濟主體在汽車產(chǎn)業(yè)領域的市場行為。低速載貨汽車，在汽車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產(chǎn)出質(zhì)量好，操作簡便，價格便宜的低速載貨汽車將適合大多數(shù)消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經(jīng)濟條件的車輛，將大大推動汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和社會經(jīng)濟的提高。

在新政策《汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策》中，在2010年前，我國就要成為世界主要汽車制造國，汽車產(chǎn)品滿足國內(nèi)市場大部分需求并批量進入國際市場；2010年，汽車生產(chǎn)企業(yè)要形成若干馳名的汽車、摩托車和零部件產(chǎn)品品牌；通過市場競爭形成幾家具有國際競爭力的大型汽車企業(yè)集團，力爭到2010年跨入世界500強企業(yè)之列，等等。同時，在這個新的汽車產(chǎn)業(yè)政策描繪的藍圖中，還包含許多涉及產(chǎn)業(yè)素質(zhì)提高和市場環(huán)境改善的綜合目標，著實令人鼓舞。然而，不可否認的是，國內(nèi)汽車產(chǎn)業(yè)的現(xiàn)狀離產(chǎn)業(yè)政策的目標還有相當?shù)木嚯x。自1994年《汽車工業(yè)產(chǎn)業(yè)政策》頒布并執(zhí)行以來，國內(nèi)汽車產(chǎn)業(yè)結構有了顯著變化，企業(yè)規(guī)模效益有了明顯改善，產(chǎn)業(yè)集中度有了一定程度提高。但是，長期以來困擾中國汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的散、亂和低水平重復建設問題，還沒有從根本上得到解決。多數(shù)企業(yè)家預計，在新的汽車產(chǎn)業(yè)政策的鼓勵下，將會有越來越多的汽車生產(chǎn)企業(yè)按照市場規(guī)律組成企業(yè)聯(lián)盟，實現(xiàn)優(yōu)勢互補和資源共享。

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計 總體方案論證

驅(qū)動橋的結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅(qū)動橋，帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。

圖3-1 驅(qū)動橋的總體布置型式簡圖

(a)普通非斷開式驅(qū)動橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋；(c)斷開式驅(qū)動橋

方案

（一）：非斷開式驅(qū)動橋

圖3-2 非斷開式驅(qū)動橋

普通非斷開式驅(qū)動橋[2]，如圖3-2，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛地用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。它的具體結構是橋殼是一根支承在左、右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬簧下質(zhì)量，使汽車的簧下質(zhì)量較大，這是它的一個缺點。采用單級主減速器代替雙級主減速器可大大減小驅(qū)動橋質(zhì)量。采用鋼板沖壓-焊

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕驅(qū)動橋的質(zhì)量。驅(qū)動橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在汽車的輪胎尺寸和驅(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定主減速器速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，則可改用雙級結構。后者僅推薦用于主減速比大于7.6且載貨在6t以上的大型汽車上。在雙級主減速器中，通常是把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪移向驅(qū)動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。在后一種情況下又有五種布置方案可供選擇。方案

（二）：斷開式驅(qū)動橋

圖3-3 斷開式驅(qū)動橋

斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁[2]。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸架相匹配，故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側的驅(qū)動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管，作相應擺動。所以斷開式驅(qū)動橋也稱為“帶有擺動半軸的驅(qū)動橋”。

汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，因汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸架相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜；提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度；減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。

方案

（三）：多橋驅(qū)動的布置

為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅(qū)動，常采用4×4、6×6、8×8等驅(qū)動型式[2]。在多橋驅(qū)動的情況下，動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅(qū)動汽車各驅(qū)動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅(qū)動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅(qū)動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅(qū)動橋就更不適宜，也難與布置了。為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都是采用貫通式驅(qū)動橋的布置型式。在貫通式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅(qū)動橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅(qū)動橋（第一、第四橋）的動力，是經(jīng)分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅(qū)動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質(zhì)量。這對于汽車的設計（如汽車的變形）、制造和維修，都帶來方便。四橋驅(qū)動的越野汽車也可采用側邊式及混合式的布置。

經(jīng)上述分析，考慮到所設計的輕型載貨汽車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產(chǎn)成本應盡可能降低。另由于輕型載重汽車對驅(qū)動橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式驅(qū)動橋。

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 4 具體設計說明

4.1 主減速器的設計

4.1.1 主減速器的結構型式

主減速器的結構型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。

在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。

圖4-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動

(a)螺旋錐齒輪傳動；(b)雙曲面齒輪傳動

采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用90°。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至175%。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i0?4.5的傳動有其優(yōu)越性。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。

不涂漆******

圖4-5 采用組合式橋殼的單級主減速器

減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 i0 的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。

本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）。單級主減速器具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質(zhì)量小、造價低。

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 4.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法

圖4-2 主動錐齒輪齒面受力圖

在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一。

圖4-3 騎馬式支承

1-調(diào)整墊圈；2-調(diào)整墊片

本設計采用騎馬式支承（圖4-3）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式1/30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。此外，由于齒輪大端一側前軸承及后軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，這有利于減小傳動軸夾角及整車布置。騎馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸承）都采用圓柱滾子式的，并且其內(nèi)外圈可以分離，以利于拆裝。為了進一步增強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

高軸承的配合的配合緊度。

4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法

圖4-4 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法

主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。兩端支承多采用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相背朝外。

為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承（圖4-4（b））具有自動調(diào)位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。

4.1.4 主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算

主減速比i0,驅(qū)動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)。A.主減速比i0的確定

主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比iT一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琲o下的功率平衡圖來研究i0對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 最價匹配的方法來選擇i0值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。

為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0按下式計算[3]：

i0?(0.377～0.472)式中：rr—車輪滾動半徑，m；

igh—變速器最高檔傳動比；

?amax—汽車最高車速；

np—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速

rrnp?amaxigh ?4?1?

i0?(0.377～0.472)rrnp?amaxigh?0.443?0.44?4000?6.67

23.61?4.95 根據(jù)所選定的主減速比io值，確定主減速器的減速型式為單級。查表得汽車驅(qū)動橋的離地間隙為200mm.B．主減速齒輪計算載荷的計算

通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje、Tj?）的較下者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。既[3]：

Tje?Temax　?iTL?K0??T/n ?4?2?

Tj??G2???rr ?4?3?

?LB?iLB式中：Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m；

iTL—由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；

?T—上述傳動部分的效率，取?T?0.9；

K0—超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取K0?1；

n—該車的驅(qū)動橋數(shù)目；

G2—汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負載，N；對后橋來說還要考慮到汽車加速時的負荷增大量；

?—輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取??0.85；

rr—車輪的滾動半徑，m；

?LB，iLB—分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等）。

由式（4-2）、式（4-3）求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tjm（Nm）為[4]

Tjm?(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)?4?4?

iLB??LB?n式中：Ga—汽車裝載總重，N；

GT—所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車；

fR—道路滾動阻力系數(shù)；

fH—汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)；

fP—汽車或汽車列車的性能系數(shù)。

fP?0.195(GA?GT)?1?16??? ?4?5? 100?Temax?

當0.195?Ga?GT??16時 取fP?0

Temax(Ga?GT)?rr?4000?0??0.015?0.06?0?

(fR?fH?fP)?iLB??LB?n6.67?0.9?1 Tjm? =22?N?m?

C．主減速齒輪基本參數(shù)的選擇

a.齒數(shù)的選擇

對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當i0?6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z1最好大于5。取z1?6，z2?34[5]。

b.節(jié)圓半徑的選擇

可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式4-

4、式4-5并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出：

d2?Kd2?3Tj ?4?6?

式中 dd—從動錐齒輪的節(jié)圓半徑，mm；

Kd2—直徑系數(shù)，取Kd2?13～16；

Tj—計算轉(zhuǎn)矩，N?m。

d2?Kd2?3Tj?15?322?42mm

c.齒輪端面模數(shù)的選擇

d2選定后可按式m?d2/z2算出從動齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：

m?Km?3Tj ?4?7?

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 式中 Km—模數(shù)系數(shù)。

m?d2/z2?42/34?1.2

m?Km?3Tj?0.4?322?1.2

d.齒面寬的選擇

汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F?mm?為：

F?0.155d2 ?4?8?

F?0.155d2?0.155?42?6.51?mm?

4.2 差速器的設計

4.2.1差速器的結構型式

差速器選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。其結構原理如圖（4-6）所示[6]。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪等組成。其工作原理如圖所示。?0為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度；?

1、?2分別為左右驅(qū)動車輪或差速器半軸齒輪的角速度；?3為行星齒輪繞其軸的自轉(zhuǎn)角速度。

圖4-6 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖

當汽車在平坦路面上直線行駛時，差速器各零件之間無相對運動，則有

?1??2??0 ?3?0

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

這時，差速器殼經(jīng)十字軸以力P帶動行星齒輪繞半軸齒輪中心作“公轉(zhuǎn)”而無自轉(zhuǎn)（?3?0）。行星齒輪的輪齒以P/2的反作用力。對于對稱式差速器來說，兩半軸齒輪的節(jié)圓半徑r相同，故傳給左、右半軸的轉(zhuǎn)矩均等于Pr/2，故汽車在平坦路面上直線行駛時驅(qū)動左、右車輪的轉(zhuǎn)矩相等。

當汽車轉(zhuǎn)彎時，假如左右輪之間無差速器，則按運動學要求，行程長的外側車輪將產(chǎn)生滑移，而行程短的內(nèi)側車輪將產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)。由此導致在左、右輪胎切線方向上各產(chǎn)生一附加阻力，且它們的方向相反，如圖所示。當裝有差速器時，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免內(nèi)外側驅(qū)動車輪在地面上的滑轉(zhuǎn)和滑移，保證它們以不同的轉(zhuǎn)速?1和?2正常轉(zhuǎn)動。當然，若差速器工作時阻抗其中各零件相對運動的摩擦大，則扭動它的力矩就大。在普通的齒輪差速器中這種摩擦力很小，故只要左、右車輪所走路程稍有差異，差速器開始工作。

當差速器工作時，行星齒輪不僅有繞半軸齒輪中心的“公轉(zhuǎn)”，而且還有繞行星齒輪以角速度為?3的自轉(zhuǎn)。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉(zhuǎn)速將增高，且增高量為?3z3（z3為行星齒輪齒數(shù)，z1為該側半軸齒輪齒數(shù)），這樣，外側半z1軸齒輪的角速度為：

?1??0??3z3 z1在同一時間內(nèi)，內(nèi)側車輪及其半軸齒輪（齒數(shù)為z2）的轉(zhuǎn)速將減低，且減低量為?3z3，由于對稱式圓錐齒輪差速器的兩半軸齒數(shù)相等，于是內(nèi)側半軸齒輪z2的轉(zhuǎn)速為：

?2??0??3z3 z1由以上兩式得差速器工作時的轉(zhuǎn)速關系為

?1??2?2?0

?4?9?

即兩半軸齒輪的轉(zhuǎn)速和為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍。由式（4-9）知：

當?2?0時，?1?2?0，或 當?1?0時，?2?2?0 當?0?0時，?1???2

最后一種情況?0?0，有時發(fā)生在使用中央制動時，這時很容易導致汽車失去控制，使汽車急轉(zhuǎn)和甩尾。

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 4.2.2差速器的基本參數(shù)的選擇及計算

由于差速器亮是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時．應考慮差速器的安裝；差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。

1．差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 A．行星齒輪的基本參數(shù)選擇

本載貨汽車選用4個行星齒輪[7]。B．行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定

圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐矩，在一定程度上表征了差速器的強度。

球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：

RB?KB3Tj ?4?10?

式中：KB—行星齒輪球面半徑系數(shù)；

Tj—計算轉(zhuǎn)矩，N?m。

RB?KB3Tj?2.52?322?7mm

RB確定后，即可根據(jù)下式預選其節(jié)錐矩：

A0??0.98～0.99?RB ?4?11? A0??0.98～0.99?RB?0.98?7?6.86mm C．行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇

選用行星齒輪齒數(shù)為10，半軸齒輪齒數(shù)為16。

D．差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定

先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角?1，?2：

?1?arctanz1z；

?2?arcta2n

?4?12? z2z1式中：z1，z2為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)

?1?arctanz16?arctan?10? z234z234?arctan?80? z16?2?arctan再求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：

m?2A02Asin?1?0sin??4?13? z1z2m?2A02A2?6.86sin?1?0sin?2?sin10??0.4 z1z2615

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

節(jié)圓半徑d右下式求得：

d?zm

?4?14?

d1?z1m?6?0.4?2.4mm d2?z2m?34?0.4?13.6mm

4.3 半軸的設計

4.3.1半軸的結構型式

采用半浮式半軸。半浮式以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定。半浮式半軸承受的載荷復雜，但它結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。

圖4-7 半浮式半軸的結構型式與安裝

4.3.2半軸的設計與計算

半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其計算載荷。

半軸的計算要考慮以下三種可能的載荷工況：

A．縱向力X2（驅(qū)動力或制動力）最大時（X2?Z2?），附著系數(shù)?取0.8，沒有側向力作用；

B．側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2?1，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)?1在計算中取1.0，沒有縱向力作用；

C．垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2?g?)kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力作用。

半浮式半軸的設計計算，應根據(jù)上述三種載荷工況進行

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006

圖4-8

半浮式半軸及受力簡圖

a． 半浮式半軸在上述第一種工況下

半軸同時承受垂向力Z2、縱向力X2所引起的彎矩以及由X2引起的轉(zhuǎn)矩X2rr。

?L，Z2?R為 對左、右半軸來說，垂向力Z2?L?Z2?R?Z2?gw?Z2m?G2?gw

?4?15? 2式中：G2—滿載靜止汽車的驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴妮d荷，N；

m?—汽車加速和減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)；

gw—一側車輪（包括輪轂、制動器等）本身對水平地面的載荷，N。

?L?Z2?R?Z2?gw?

Z2m?G21.2?39200?gw??980?01372N0 22縱向力按最大附著力計算，即

X2L?X2R?式中：?—輪胎與地面的附著系數(shù)。

X2L?X2R?m?G21.2?39200???0.8?18816N 22m?G2?

?4?16? 2左、右半軸所承受的合成彎矩M??N?m?為

M??bM??b2?L?2?X2?Z2L2?L?2?X2?Z2L?b2?B?2?X2?Z2B

?4?17?

?b2?B?2?X2?Z2B?0.1?13720???18816?

2低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

?2329N?m

轉(zhuǎn)矩為

T?X2Lrr?X2Rrr ?4?18?

T?X2Lrr?X2Rrr?18816?0.4

4?8279.04N?m b．半浮式半軸在上述第二種載荷工況下

半軸只受彎矩。在側向力Y2的作用下，左、右車輪承受的垂向力Z2L、Z2R和側向力Y2L、Y2R各不相等，而半軸所受的力為

?L?Z2L?gw?Z2G22?2hg??1????1?B??gw

?4?19?

2???R?Z2R?gw?Z2G22G22?2hg??1????1?B??gw

?4?20?

2??Y2L??2hg??1????1?B???4?21?

2??Y2R?G22?2hg??1????1?B??1

?4?22?

2??式中：B2—驅(qū)動車輪的輪矩，mm；

hg—汽車質(zhì)心高度，mm；

?1—輪胎與路面的側向附著系數(shù)；

?L?Z2L?gw?

Z2G22?2hg??1?392001.0??02?60???1??g?1????980 0w??B2?2?1650??8

?2410N?R?Z2R?gw?Z2G22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1??g??1???9800 w??B2?2?1650???4508N

Y2L?G22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1????1?? 1??B2?2?1650??8

?3390N 18

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 Y2RG?22?2hg??1?39200?2?600?1.0???1????1?? 1??B2?2?1650??

2?529N左、右半軸所受的彎矩分別為：

?Lb

?4?23? M?L?Y2L?Z2?Rb

?4?24?

M?R?Y2R?Z2?Lb?33908?24108?0.1?31497M?L?Y2L?Z2.2N?m ?Rb?5292?4508?0.1?11034M?R?Y2R?Z2.8N?m

c．半浮式半軸在上述第三種載荷工況下半軸只受垂向彎矩：

?G?

M?V?kd?2?gw??b

?4?25?

?2?式中：kd—動載系數(shù)。

?G??39200?

M?V?kd?2?gw??b?2.5??980?0?0.1?245N0?m

22????4.4驅(qū)動橋殼結構選擇

驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅(qū)動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳動件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（半軸）的外殼。

在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。

選用可分式橋殼。它的結構如圖所示，整個橋殼由一個垂直結合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼提和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

圖4-9 可分式橋殼

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006 5 結論

此次設計了驅(qū)動橋及其各個部件，包括驅(qū)動橋的設計、主減速器的設計、差速器的設計、半軸的設計和橋殼的設計。

所選擇的主減速比在滿足汽車在給定使用的條件下，具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。差速器在保證左、右驅(qū)動車輪能以汽車動力學所要求的差速滾動外并能將轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷地傳遞給左、右驅(qū)動車輪。驅(qū)動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及使用壽命的前提下，減小簧下質(zhì)量。初步改善了汽車的平順性。選用的結構簡單，維修也比較方便，制造容易。但同時，在驅(qū)動橋的設計上還存在著不足，有待解決。

低速載貨汽車后驅(qū)動橋的設計

參 考 文 獻

[1] GB18320-2001，農(nóng)用運輸車 安全技術條件 [S]．

[2] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005．

[3] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.[4] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2004，1.[5] 周開勤.機械零件手冊[M].北京：高等教育出版社，2001.[6] 溫芳,黃華梁.基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動優(yōu)化設計[J].2004.6.[7] 成大先．機械設計手冊（1~4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993．

鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 2006

致 謝

為期三個多月的畢業(yè)設計即將結束，回顧整個過程，我深有感受。在設計工作開始之前，李老師帶領我們參觀了很多汽車企業(yè)，老師和一些技術人員認真地給我們講解了其工作原理，分析了各部件的功能特性和構造，避免了我在畢業(yè)設計過程中的盲目性。在設計過程中，我翻閱了大量的相關資料，同時將大一至大四上學期所學的相關專業(yè)課本認真的溫習了一邊，增加了很多理論知識。以前我對汽車的工作原理、工廠的工作環(huán)境和汽車的構造，沒什么認識，但通過這次設計，我了解了，也感受到了。總之，這次設計，使我將四年中所學到的基礎知識得到了一次綜合應用，使學過的知識結構得到科學組合，同時也從理論到實踐發(fā)生了一次質(zhì)的飛躍，可以說這次設計是理論知識與實踐運用之間互相過渡的橋梁。

知識的鞏固固然重要，但能力的培養(yǎng)同樣不可忽略。我覺得這次設計的完成,不僅鍛煉了我搞設計的工作能力，培養(yǎng)了我獨立思考的能力，解決困難的方法，并且也培養(yǎng)了我獨立﹑創(chuàng)新﹑力求先進的思想。同時我認識到：無論做什么事，只要你深入的去做，難事不難，但如果你不去用心的做，易事不易。機不可失，我在這次的設計中傾注了大量的心血，盡一切力量爭取將設計做到在最好。我認為我在這段時間內(nèi)所有的收獲，對我今后的學習和工作會是一筆難得的財富。

由于本人以前對汽車結構和制造過程了解不多，實踐知識更是不足，但李老師總是耐心地給我講解有關方面的知識，及時了解我設計中遇到的難題，使我得以在短時間內(nèi)完成設計工作，同時教導我們不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹?shù)膽B(tài)度。在本次畢業(yè)設計中，李老師以及其他指導老師付出了辛勤的勞動，在此向他們表示衷心的感謝。此次設計的圓滿完成與同組其他人員的通力合作也是分不開的，他們給了我許多幫助和指點，在此一并表示感謝！

由于自己能力所限，時間倉促,設計中還存在許多不足之處，懇請各位老師同學給予批評指正。

第四篇：輕型載貨汽車車架設計說明書

第1章 緒論

1.1 課題背景

汽車的使用條件復雜，其受力情況也十分復雜，隨著汽車行駛條件（車速和路況）的變化，車架上的載荷變化也很大，而車架，作為汽車的主要承載工件，它的好壞直接關系著汽車的各方面性能，如操作穩(wěn)定性、安全性、舒適性、燃油經(jīng)濟性等。有過汽車在使用過程中，車架斷裂的情況發(fā)生。所以對車架的主要受力件車架縱梁的強度進行校核，有著至關重要的意義。確保車架在各個工況下，車架縱梁的彎曲強度都符合材料的彎曲強度極限要求，如果不符合要求的，找出解決的方案，保證人與財產(chǎn)的安全。

另外，隨著油價的上漲和國家對汽車尾氣排放標準的不斷提高，對載貨汽車車架進行設計，不管是對其結構參數(shù)的優(yōu)化設計，對其進行輕量化的優(yōu)化設計，還是對汽車車架進行疲勞壽命預測分析等，都是出于對汽車動力性、安全性、燃油經(jīng)濟性的考慮。是非常有必要的。研究新的車架材料，減輕其質(zhì)量，可以有效減少其整備質(zhì)量。

1.2車架的發(fā)展歷程

車架”這個名稱原本是從法文的“Chassis”衍生而來的，早期汽車所使用的車架，大多都是由籠狀的鋼骨梁柱所構成的，也就是在兩支平行的主梁上，以類似階梯的方式加上許多左右相連的副梁制造而成。車體建構在車架之上，至于車門、沙板、引擎蓋、行李廂蓋等鈑件，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。

第2章 方案論證

參考車型及其參數(shù)

公告型號 品牌 額定質(zhì)量 整備質(zhì)量 CA1092PK26L5E4 公告批次

228 載貨汽車 8785 2

3585/5200 28/12

2260,2445 6180 560 解放4990 3600

類型 總質(zhì)量 燃料種類 軸數(shù) 軸荷 接近離去角 前輪距 識別代號 整車寬 貨廂長 貨廂高 排放依據(jù)標準 軸距 輪胎規(guī)格 前懸后懸 后輪距 整車長 整車高 貨廂寬 最高車速 4560

1080/2355 7995 2430 2115,2300 95

載質(zhì)量利用系數(shù) 1.44 備注 該車帶OBD,防護材料材質(zhì):Q235-A,連接方式:螺栓連接,后部防護裝置的斷面尺寸(mm):145×50,離地高度:545mm。

2.1 汽車車架受力情況

2.1.1車架水平菱形扭動力 因為車輛在行駛時，每個車輪因為路面和行駛情況的不同，（路面的鋪設情況、凹凸起伏、障礙物及進出彎角等等）每個車輪會承受不同的阻力和牽引力，這可以使車架在水平方向上產(chǎn)生推拉以至變形，這種情況就好像將一個長方形拉扯成一個菱形一樣。2.1.2車架非水平扭動力

當前后對角車輪遇到道路上的不平而滾動，車架的梁柱便要承受這個縱向扭曲壓力，情況就好像要你將一塊塑料片扭曲成螺旋形一樣。2.1.3車架橫向彎曲力

所謂橫向彎曲，就是汽車在入彎時重量的慣性（即離心力）會使車身產(chǎn)生向彎外甩的傾向，而輪胎的抓著力會和路面形成反作用力，兩股相對的壓力將車架橫向扭曲。

2.1.4車架負載彎曲力

從字面上就可以十分容易的理解這個壓力，部分汽車的非懸掛重量，是由車架承受的，通過輪軸傳到地面。而這個壓力，主要會集中在軸距的中心點。因此車架底部的縱梁和橫梁(member），一般都要求較強的剛度。

2.2車架設計要求

2.2.1車架必須要有一定的強度

保證在各種復雜受力的使用情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞強度，保證在汽車大修里程內(nèi)，車架不致有嚴重的疲勞損傷。縱梁受力極為復雜，設計時不僅應注意各種應力，改善其分布情況，還應該注意使各種應力峰值不出現(xiàn)在同一部位上。例如，縱梁中部彎曲應力較大，則應注意降低其扭轉(zhuǎn)應力，減少應力集中并避免失穩(wěn)。而在前、后端，則應著重控制懸架系統(tǒng)引起的局部扭轉(zhuǎn)。提高縱梁強度常用的措施如下：

(1)提高彎曲強度

選定較大的斷面尺寸和合理的斷面形狀（槽形梁斷面高寬比一般為3：1左右）；

(2)提高局部扭轉(zhuǎn)剛度

注意偏心載荷的布臵，使相近的幾個偏心載荷盡量接近縱梁斷面的彎曲中心，并使合成量較??；在偏心載荷較大處設臵橫梁，并根據(jù)載荷大小及分散情況確定連接強度和寬度；將懸臵點分布在橫梁的彎曲中心上；當偏心載荷較大并偏離橫梁較遠處時候，可以采用K形梁，或者將該段縱梁形成封閉斷面；偏心載荷較大且比較分散時候，應該采用封閉斷面梁，橫梁間距也應縮??；選用較大的斷面； 限制制造扭曲度，減少裝配預應力。

(3)提高整體扭轉(zhuǎn)強度

不使縱梁斷面過大； 翼緣連接的橫梁不宜相距太近。(4)減少應力集中及疲勞敏感

盡可能減少翼緣上的孔（特別是高應力區(qū)），嚴禁在翼緣上布臵大孔； 注意外形的變化，避免出現(xiàn)波紋區(qū)或者受嚴重變??；注意加強端部的形狀和連接，避免剛度突變； 避免在槽形梁的翼緣邊緣處施焊，尤其畏忌短焊縫和“點”焊。

(5)減少失穩(wěn)

受壓翼緣寬度和厚度的比值不宜過大（常在12左右）；在容易出現(xiàn)波紋處限制其平整度。

(6)局部強度加強采用較大的板厚；

加大支架緊固面尺寸，增多緊固數(shù)量，并盡量使力作用點接近腹板的上、下側面。

2.2.2車架的輕量化

由于車架較重，對于鋼板的消耗量相當大。因此，車架應按等強度的原則進行設計，以減輕汽車的自重和降低材料的消耗量。在保證強度的條件下，盡量減輕車架的質(zhì)量。通常要求車架的質(zhì)量應小于整車整備質(zhì)量的10％。本設計主要對車架縱梁進行簡化的彎曲強度計算，使車架縱梁具有足夠的強度，以此來確定車架的斷面尺寸。（參照《材料力學》）另外，目前鋼材價格暴漲，汽油價格上漲，從生產(chǎn)汽車的經(jīng)濟性考慮的話，也應盡量減輕整車的質(zhì)量。從生產(chǎn)工藝性考慮，橫縱梁采用簡便可靠的連接方式，不僅能降低工人的工作強度，還能增強車架的強度。

2.3車架形式的確定

2.3.1邊梁式車架

這種車架由兩根縱梁及連接兩根縱梁的若干根橫梁組成，用鉚接和焊接的方法將縱橫梁連接成堅固的剛性構架?？v梁通常用低合金鋼板沖壓而成，斷面一般為槽型，z星或箱型斷面。橫梁用來連接縱梁，保證車架的抗扭剛度和承載能力，而且還用來支撐汽車上的主要部件。邊梁式車架能給改裝變型車提供一個方便的安裝骨架，因而在載重汽車和特種車上得到廣泛用。其彎曲剛度較大，而當承受扭矩時，各部分同時產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)。其優(yōu)點是便于安裝車身、車箱和布臵其他總成，易于汽車的改裝和變形，因此被廣泛地用在載貨汽車、越野汽車、特種汽車和用貨車底盤改裝而成的大客車上。在中、輕型客車上也有所采用，轎車則較少采用。用于載貨汽車的邊梁式車架由兩根相互平行但開口朝內(nèi)、沖壓制成的槽型縱梁及一些沖壓制成的開口槽型橫梁組合而成。通常，縱梁的上表面沿全長不變或局部降低，而兩端的下表面則可以根據(jù)應力情況相應地縮小。車架寬度多為全長等寬。

2.3.2中梁式車架（脊骨式車架）

其結構只有一根位于中央而貫穿汽車全長的縱梁，亦稱為脊骨式車架。中梁的斷面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定發(fā)動機，而主減速器殼通常固定在中梁的尾端，形成斷開式后驅(qū)動橋。中梁上的懸伸托架用以支承汽車車身和安裝其它機件。若中梁是管形的，傳動軸可在管內(nèi)穿過。優(yōu)點是有較好的抗扭轉(zhuǎn)剛度和較大的前輪轉(zhuǎn)向角，在結構上容許車乾有較大的跳動空間，便于裝用獨立懸架，從而提高了汽車的越野性；與同噸位的載貨汽車相比，其車架輕，整車質(zhì)量小，同時質(zhì)心也較低，故行駛穩(wěn)定性好；車架的強度和剛度較大；脊梁還能起封閉傳動軸的防塵罩作用。缺點是制造工藝復雜，精度要求高，總成安裝困難，維護修理也不方便，故目前應用較少。2.3.3綜合式車架

綜合式車架是由邊梁式和中梁式車架聯(lián)合構成的。車架的前段或后段是邊梁式結構，用以安裝發(fā)動機或后驅(qū)動橋。而車架的另一段是中梁式結構的支架可以固定車身。傳動軸從中梁的中間穿過，使之密封防塵。其中部的抗扭剛度合適，但中部地板凸包較大，且制造工藝較復雜。此種結構一般在轎車上使用。車架承受著全車的大部分重量，在汽車行駛時，它承受來自裝配在其上的各部件傳來的力及其相應的力矩的作用。當汽車行駛在崎嶇不平的道路上時，車架在載荷作用下會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，使安裝在其上的各部件相互位臵發(fā)生變化。當車輪受到?jīng)_擊時，車架也會相應受到?jīng)_擊載荷。因而要求車架具有足夠的強度，合適的剛度，同時盡量減輕重量。在良好路面行駛的汽車，車架應布臵得離地面近一些，使汽車重心降低，有利于汽車穩(wěn)定行駛，車架的形狀尺寸還應保證前輪轉(zhuǎn)向要求的空間。

第3章 車架結構

3.1 車架結構形式的選定

3.1.1車架寬度的確定

車架寬度是指左右縱梁腹板外側面之間的寬度。在總體設計中，整車寬度確定后，車架前后部分寬度就可以根據(jù)前輪最大轉(zhuǎn)向角、輪距、鋼板彈簧片寬、裝在車架內(nèi)側的發(fā)動機外廓寬度及懸臵等尺寸確定。從提高整車的橫向穩(wěn)定性以及減小車架縱梁外側裝臵件的懸伸長度來看，車架盡量寬些，同時前后部分寬度應相等。本設計取的車架寬860mm。

3.1.2車架縱梁形式的確定

縱梁是車架的主要承載部件，在汽車行駛中受較大的彎曲應力。車架縱梁根據(jù)截面形狀分有工字梁和槽形梁。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。另外為了滿足低速載貨汽車使用性能的要求，縱梁采用直線形結構。這樣既可降低縱梁的高度，減輕整車自身重量，降低成本，亦可保證強度。材料選用16Mn低合金鋼，16Mn低合金鋼在強度,塑性,可焊性方面能較好地滿足剛結構，是應用最廣泛的低合金鋼，綜合機械性能良好,正火可提高塑性，韌性及冷壓成型性能。根據(jù)本設計的要求，再考慮縱梁截面的特點，本方案設計的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼?？v梁總長為6815mm。優(yōu)點：有較好的抗彎強度，便于安裝汽車部件。

3.1.3車架橫梁形式的確定

橫梁是車架中用來連接左、右縱梁，構成車架的主要構件。橫梁本身的抗扭性能的好壞及其分布，直接影響著縱梁的內(nèi)應力大小及其分布 合理設計橫梁，可以保證車架具有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。

從早期通過試驗所得出的一些結論可以看出，若加大橫梁的扭轉(zhuǎn)剛度，可以提高整個車架的扭轉(zhuǎn)剛度，但與該橫梁連接處的縱梁的扭轉(zhuǎn)應力會加大；如果不加大橫梁，而是在兩根橫梁間再增加橫梁，其結果是增加了車架的扭轉(zhuǎn)剛度，同時還降低了與橫梁連接處的縱梁扭轉(zhuǎn)應力

在橫梁上往往要安裝汽車上的一些主要部件和總成，所以橫梁形狀以及在縱梁上的位臵應滿足安裝上的需要。橫、縱梁的斷面形狀、橫梁的數(shù)量以及兩者之間的連接方式，對車機架的扭轉(zhuǎn)剛度有大的影響?？v、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(zhuǎn)剛度最大。車架B：槽型縱梁、槽型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉(zhuǎn)剛度適中。車架C：槽型縱梁、工字型橫梁，橫、縱梁間采用鉚接連接，扭轉(zhuǎn)剛度最小。

從以上三種車架的對比可以看出：輕型載貨汽車應該選用車架B。本設計共有八根橫梁，有前橫梁，發(fā)動機前懸臵橫梁，發(fā)動機后懸臵橫梁，駕駛室后懸臵橫梁，中橫梁，后鋼板彈簧前支架橫梁，后鋼板彈簧后支架橫梁，后橫梁。

3.2 縱梁與橫梁的連接

3.2.1車架縱梁與橫梁的連接形式

貨車多以鉚釘連接（見下圖）。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(zhuǎn)彈性的貨車車架有重要意義。

車架鉚接示意圖

鉚接設計注意事項：

a.盡量使鉚釘?shù)闹行木€與構件的端面重心線重合； b.鉚接厚度一般不大于5d； c.在同一結構上鉚釘種類不益太多；

d.盡量減少在同一截面上的鉚釘孔數(shù)，將鉚釘交錯排列；?8? 3.2.2橫梁在縱梁上的連接

常見有三種型式：橫梁和縱梁上下翼緣相連；橫梁和縱梁的腹板相連；橫梁同時和縱梁的任一翼緣以及腹板相連。

其中前后橫梁分別采用上下翼緣相連接的方式，可得到較大的連接跨度和連接剛度，使車架扭轉(zhuǎn)剛度增大，縱梁局部扭轉(zhuǎn)改善。

第四橫梁即車架中部的橫梁采用腹板連接的方式，腹板連接結構與翼面連接結構相比，前者比后者可使縱梁的扭轉(zhuǎn)翹曲應力降低。

橫梁和縱梁腹板及一個翼緣同時相連，則兼有以上兩種連接方式的特點，缺點在于作用在縱梁上的力直接傳到橫梁上。有時使橫梁只和縱梁的一個翼緣相連，則極難發(fā)揮其剛度作用，因此不常采用。3.2.3車架加強版

第4章 車架設計計算

4.1車架的載荷分析

汽車靜止時，車架上只承受彈簧以上部分的載荷稱為靜載荷。汽車在行駛過程中，隨行駛條件(車速和路面情況)的變化，車架將主要承受對稱的垂直動載荷和斜對稱的動載荷。

對稱的垂直動載荷是當汽車在平坦道路上以較高車速行駛時產(chǎn)生的，其值取決于作用在車架上的靜載荷及其在車架上的分布，還取決于靜載荷作用處的垂直加速度之值。這種動載荷會使車架產(chǎn)生彎曲變形。當汽車在不平道路上行駛時，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起歪斜，其值取決于道路不平坦的程度以及車身、車架和懸架的剛度。這種動載荷將會使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。由于汽車的結構復雜，使用工況多變，除了上述兩種主要載荷的作用外，汽車車架上還承受其他的一些載荷。如汽車加速或制動時會導致車架前后載荷的重新分配；汽車轉(zhuǎn)向時，慣性力將使車架受到側向力的作用。一般來說，車架主要損壞的疲勞裂紋起源于縱梁和橫梁邊緣處，然后向垂直于邊緣的方向擴展。在縱梁上的裂紋將迅速發(fā)展乃至全部斷裂，而橫梁上出現(xiàn)的裂紋則往往不再繼續(xù)發(fā)展或擴展得很緩慢。根據(jù)統(tǒng)計資料可知，車架的使用壽命主要取決于縱梁抗疲勞損傷的強度。因此，在評價車架的載荷性能時，主要應著眼于縱梁。

4.2車架縱梁的強度計算 4.3車架的應力計算

4.3.1支座反力的計算 4.3.1縱梁的剪力和彎矩計算

要計算車架縱梁的彎矩，先計算車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩

F1——前輪中心支座對任一縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力N;F2——后輪中心支座對任一縱梁（左縱梁或右縱梁）的反作用力N;

L——縱梁的總長，7215mm；

l——汽車軸距，4560mm；

a——前懸，1080mm； b——后懸，2355mm；

c——貨廂長，6180mm；

c1——車廂前端到二軸的距離，4120mm；

c2——車廂后端到二軸的距離，2060mm；

Ms——空車時的簧載質(zhì)量，約2400kg；

Me——滿載時有效裝載質(zhì)量，5190kg；

g——重力加速度，9.8m/s ； 代入(4-1)和(4-2)可得：

=3179.65N

=12451.35N

在計算縱梁彎矩時，將縱梁分成兩段區(qū)域，每一段的均布載荷可簡化為作用于區(qū)段中點的集中力?？v梁各端面上的彎矩計算采用彎矩差法，可使計算工作量大大減少。彎矩差法認為：縱梁上某一端面上的彎矩為該段面之前所有力對改點的轉(zhuǎn)矩之和。

4.4車架材料的選擇 4.5梁截面系數(shù)的計算 4.6彎矩應力計算與校核

第5章 車架制圖

5.1制圖方式 5.2傳統(tǒng)制圖 5.3 CAD制圖

5.3.1繪圖便利 5.3.2保存便利

5.3.3AutoCAD在機械零件上的優(yōu)勢

第五篇：輕型普通貨車全權使用權所有權有償轉(zhuǎn)讓合同書

輕型普通貨車全權使用權所有權有償

轉(zhuǎn)讓合同書

轉(zhuǎn)讓方：董志強

（以下簡稱甲方）

甲方身份證號碼：***690 受讓方：黃堆

（以下簡稱乙方）

乙方身份證號碼：***810

經(jīng)上述甲乙雙方協(xié)商一致，乙方自愿有償購買屬于甲方實際所有權范圍內(nèi)的一輛輕型普通貨車，為明確雙方的責任，維護雙方合法權益不受侵犯，特制訂本合同如下：

一、轉(zhuǎn)讓給乙方的車輛為北京牌白色貨運車輛，車牌號為：新M-D7009號，車輛的發(fā)動機、油路、電線、剎車包括其他各類部件運行正常，不存在質(zhì)量問題。

二、經(jīng)甲乙雙方協(xié)商一致，合同中所指車輛轉(zhuǎn)讓價總金額標準最終訂為50000元（大寫：伍萬元整），甲乙雙方在合同上簽字畫押之日，乙方向甲方付清全款，甲方在收到這筆錢的同時向乙方一次性移交車輛包括行使 1

證等。

三、本合同生效后，甲方負責與原車主謝述領聯(lián)系，為乙方名下辦理行車證過戶手續(xù)，過戶期間產(chǎn)生的手續(xù)費用由乙方個人承擔。

四、在合同上簽字畫押的甲乙雙方發(fā)生意外，由其雙方的合法繼承人繼續(xù)履行本合同，本合同生效之日前就轉(zhuǎn)讓給乙方的車輛，甲方與任何第三者個人、組織、親屬子女包括原車主謝述領之間產(chǎn)生的民事糾紛責任由甲方個人承擔，與乙方無關，即車輛移交給乙方以前所發(fā)生的超載、超速、闖紅燈以及其他違章責任由甲方個人承擔，車輛移交給乙方以后所發(fā)生的任何交通安全責任等均由乙方個人承擔，與甲方無關，合同生效后應向車輛管理、保險、工商、稅務等部門交納的費用由乙方承擔，但合同生效之日前以上所指的費用由甲方個人承擔。

五、本合同生效后，乙方對有償轉(zhuǎn)讓的車輛具有獨立自主的使用權和所有權、處置權，對此甲方不予干涉。

六、本合同生效后，甲乙雙方無條件履行合同的全部條款，如有一方違約，違約方向守約方賠償30000元（大寫：叁萬元整）違約金，并承擔給對方造成的經(jīng)濟

損失和法律責任。

七、本合同經(jīng)甲乙雙方簽字畫押后生效，合同印制一式兩份，甲乙雙方各持一份。

注：甲方收到錢以后另行向乙方出示收條，以甲乙雙方第一次在本合同每一頁空白處簽字畫押的正本為準。

甲方簽字畫押：

證明人簽字畫押：

乙方簽字畫押：

2012年10月29日