車架畢業(yè)設計

1、DA180低速汽車車架設計摘要 汽車車架特別是重型汽車的車架，在使用中承受著沉重而又復雜的外力，容易引起各種形式的變形。例如：汽車的靜負荷和動負荷能引起車架的垂直彎曲變形；汽車轉(zhuǎn)彎時，會引起車架側(cè)向彎曲變形；汽車在坑洼的路面上行駛，尤其是斜向過溝時，會引起車架的扭曲變形；拖帶掛車猛起步時，會引起車架縱向拉伸變形；還有因局部受力而產(chǎn)生的局部變形等：由于各種變形均會使車架出現(xiàn)一種內(nèi)應力，當該內(nèi)應力超過車架金屬材料的應力極限時，車架就會損壞。 本文對車架的結(jié)構(gòu)進行選擇，基于DA180低速汽車車架所測得和收集到的相關數(shù)據(jù)，在忠實于結(jié)構(gòu)主要力學特性的前提下，對車架結(jié)構(gòu)進行了必要的簡化。運用所學材料力學等

2、知識，然后對DA180的縱梁進行受力分析，校核其各個強度。通過對計算數(shù)據(jù)與材料的強度數(shù)據(jù)進行對比，分析車架材料、形狀、大小的可行性，找出了車架結(jié)構(gòu)中需要改進的部位，對車架結(jié)構(gòu)參數(shù)或材料進行優(yōu)化設計，使車架不但符合強度要求，而且能減小其質(zhì)量，從而減小汽車的簧上質(zhì)量，進而達到節(jié)約燃料，提高燃油經(jīng)濟性。并對車架進行了性能評價，探索汽車車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。關鍵詞：低速汽車 車架 強度計算目錄 1.1引言 1 1.2車架的組成與功用 2 1.3國內(nèi)外研究動態(tài)及重要意義 3 1.4課題研究的內(nèi)容 5 第二章 汽車車架的介紹 6 2.1汽車車架的幾種結(jié)構(gòu)形式與特點 6 2.2汽車車架的制造工藝與材料 7 第

3、三章 汽車車架的受載分析 8 第四章DA180低速汽車主要尺寸確定和計算.10 (一)汽車軸距.10 (二)車廂的布置.10 (三)汽車的前懸后懸.10 (四)汽車的前后輪距.11 (五)汽車外廓尺寸.12 (六)貨車車頭長度.12 (七)車架材料選擇.12 第五章 車架強度計算.12第五章 車架強度計算.12 (一)彎曲強度計算時的基本假設.12 (二)縱梁彎矩計算.13 (三)縱梁截面特性計算.16 (四)縱梁彎曲應力計算.17 (五)車架剛度校核.18 第六章 結(jié)論與展望31 6.1 總結(jié) 31 6.2 工作展望32 參考文獻 33 致 謝35第一章 緒論 1.1引言 車架系統(tǒng)是汽車設計

4、的重要部分，因為它們的好壞直接關系到汽車各個方面（操控、性能、安全、舒適）性能。 現(xiàn)代汽車絕大多數(shù)都具有作為整車骨架的車架。汽車絕大多數(shù)部件和總成都是通過車架來固定其位置的，如發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、駕駛室、貨箱和有關操縱機構(gòu)。車架是支撐連接汽車的各零部件，并承受來自車內(nèi)、外的各種載荷，所以在車輛總體設計中車架要有足夠的強度和剛度，以使裝在其上面的有關機構(gòu)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，車架的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。過去對車輛車架的設計與計算主要考慮靜強度。當今，對車輛輕量化和降低成本的要求越來越高，

5、于是對車架的結(jié)構(gòu)形式設計有高的要求。首先要滿足汽車總布置的要求。汽車在復雜多變的行駛過程中，固定在車架上的各總成和部件之間不應發(fā)生干涉。汽車在崎嶇不平的道路上行駛時，車架在載荷作用下可能產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形以及在縱向平面內(nèi)的彎曲變形；車架布置的離地面近一些，以使汽車重心位置降低，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性1。 1.2車架的組成與功用 車架是一般由左右縱梁和4-6根橫梁組成，是汽車的裝配基體和承載基體，其功用是支承連接汽車的各總成或零部件，將它組成一個完整的汽車。同時，車架還承受來自車內(nèi)外的各種載荷。車架主要為貨車、中型及以下的客車、中和高級轎車所采用。 為了車架完成上述功能，通常對車架有如下要求： （

6、1）要求有足夠的強度，保證在各個復雜受力的情況下車架不受破壞。要求有足夠的疲勞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。 （2）要求有足夠的彎曲剛度。保證汽車在各個復雜受力的使用條件下，安裝在車架上的各總成不致因為車架的變形而早期損壞或失去正常的工作能力。載貨汽車車架的最大彎曲擾度通常應小于10mm。 （3）要求有適當?shù)呐まD(zhuǎn)剛度。當汽車行駛于不平路面時，為了保證汽車對路面不平度的適應性，提高汽車的平順性和通過能力，要求車架具有合適的扭轉(zhuǎn)剛度。但車架扭轉(zhuǎn)剛度不宜過大，否則將使車架和懸架系統(tǒng)的載荷增大并使汽車輪胎的接地性變差，使通過性變壞。通常在使用中其軸間扭

7、角約為10/m。 （4）要求盡量減輕質(zhì)量。在保證強度、剛度的前提下，車架的自身質(zhì)量應盡可能小，以減小整車質(zhì)量，因此，車架應按等強度的原則進行設計。通常，要求車架的質(zhì)量應小于整車裝備質(zhì)量的10%。從被動安全性考慮，乘用車車架應具有易于吸收撞擊能量的特點。此外，車架設計還應考慮車型系列化及改裝車等方面的要求23。1.3國內(nèi)外研究動態(tài)及重要意義 1.3.1國內(nèi)外對汽車車架的研究45678據(jù)美國統(tǒng)計，因交變載荷引起機械結(jié)構(gòu)疲勞斷裂的事故占其失效破壞總數(shù)的95%，疲勞破壞的危險性表現(xiàn)在達到疲勞壽命時無明顯先兆（顯著變形）結(jié)構(gòu)就會突然斷裂解體。為了保證安全，精確合理地確定使用壽命至關重要。作為輕型載貨汽車

8、的重要組成部分，車架除了承受結(jié)構(gòu)及載荷施加的靜載荷外，還承受在不平路面行駛時由于振動和沖擊產(chǎn)生的動載荷。為了在預定壽命下對承受交變載荷的車架進行結(jié)構(gòu)可靠性設計，必須對車架進行疲勞強度計算和壽命預測。近年來，國內(nèi)外學者對此進行了大量研究9101112，如： （1）儲佳章，王建一.學科交叉融合壽命定量設計我國機械設計的當務之急J，中國機械工程.1998.11（9）：12 （2）Sridhar Snkantan,Shekar Yerrapalli,Hamid Keshtkar.Durability design process for truck body structuresJ.Internati

9、onal Journal Of Vehicle Design.2000,23(1/2):95108. 他將有限元分析與多體動力學相結(jié)合。先建立車體結(jié)構(gòu)的多體動力學模型，并根據(jù)中國路況得出的仿真路面譜作為輸入，計算車體11個關鍵部位的載荷歷程。然后在車體有限元模型中計算了相應的應力影響因子。同時根據(jù)車架材料的SN曲線和車架本身的特點擬合了車架結(jié)構(gòu)的SN曲線。最好，利用MSCFATIGUE軟件基于準靜態(tài)應力法的疲勞分析技術，預測了車架結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。 另外，國內(nèi)外對貨車車架還進行了大量其他方面的研究1213141516，其中主要集中在一下幾個方面： 1、汽車車架結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化設計 2、汽車車架的輕

10、量化優(yōu)化設計 3、汽車車架的靜動態(tài)特性分析 4、汽車車架產(chǎn)生裂紋的原因及其維修方法 1.3.2 汽車車架的研究意義 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。而廣西都安建興機械有限公司生產(chǎn)的DA180低速汽車車架，在使用過程中，由于使用環(huán)境復雜惡劣，存在著斷裂的危險，也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

11、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(jié)構(gòu)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，特別是對重型載貨汽車來說，車架的質(zhì)量占了汽車整備質(zhì)量很大以部分，如果可以將其質(zhì)量減小，將可以大大增加裝載質(zhì)量；抵消因滿足安全標準、排氣標準和噪聲標準所帶來的準備質(zhì)量的增加，降低其燃油消耗。 1.4課題研究的內(nèi)容 本課題的目的旨在根

12、據(jù)DA180低速汽車的總質(zhì)量、整備質(zhì)量、簧上質(zhì)量、車架縱梁的相關尺寸，了解DA180車架的結(jié)構(gòu)形狀和所用的材料類型，然后通過計算車架縱梁在各個區(qū)段內(nèi)的彎曲強度，并將計算結(jié)果與材料的彎曲強度極限相對比，確定車架的強度是否符合強度要求，若有危險截面，找出危險截面的位置，并找出汽車車架的改進方案。主要研究內(nèi)容如下： 表2-1 DA180低速汽車的主要設計參數(shù)技術性能要求：（1）汽車滿載荷在崎嶇不平的道路上行駛時，大梁在載荷作用不能產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形及彎曲變形；（2）汽車滿載荷行駛時，當一邊車輪遇到障礙時，整個大梁不產(chǎn)生菱形變形；（3）汽車在行駛過程中，固定在大梁上各總成和部件之間不應發(fā)生干涉。第二章 汽車

13、車架的介紹 本章主要是介紹汽車車架的幾種結(jié)構(gòu)形式與特點、制造工藝和材料。車架的結(jié)構(gòu)形式主要有梯形車架、周邊型車架、脊梁式車架、桁梁式車架。 2.1汽車車架的幾種結(jié)構(gòu)形式與特點 2.1.1梯形車架 梯形車架(也稱大梁式車架或是邊梁式車架)是隨著沖壓技術發(fā)展起來的鋼板沖壓車架，其結(jié)構(gòu)如圖21所示。通常由兩根縱梁和若干根橫梁組成。其基本功能優(yōu)于以前采用的木質(zhì)車架。后來梯形車架的縱梁由槽形截面改為較低的箱形截面，橫梁也做了一定的簡化以利于整車高度的降低。 大梁式車架的優(yōu)點是鋼梁提供很強的承載能力和抗扭剛度，而且結(jié)構(gòu)簡單，開發(fā)容易，生產(chǎn)工藝的要求也較低。致命的缺點是鋼制大梁質(zhì)量沉重，車架重量占去全車總重

14、的相當部分；此外，粗壯的大梁縱貫全車，影響整車的布局和空間利用率，大梁的厚度使安裝在其上的車廂和貨廂的地臺升高，使整車重心偏高12。 梯形車架適用于要求有大載重量的貨車、中大型客車，以及對車架剛度要求很高的車輛，如越野車。 2.1.2 周邊式車架 周邊式車架的特點是前后兩端縱梁變窄，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，其主要構(gòu)件為封閉斷面。這種車架在撞車時可吸收部分能量，主要用于中級以上的轎車。 2.1.3 脊骨式車架 脊骨式車架也被稱為中梁式車架，脊梁式車架由一根位于汽車左右對稱中心的大斷面管形梁（圓形或是箱形斷面）和某些懸伸托架

15、構(gòu)成，猶如一根脊梁。管梁將動力傳動系連成一體，傳動軸從其中間通過，故采用這種結(jié)構(gòu)時驅(qū)動橋必須是斷開式的并與獨立懸架相匹配。與其他類型的車架比較，其扭轉(zhuǎn)剛度最大，容許車輪有較大的跳動空間，使得汽車有較好的平順性和通過性。但這種車架制造工藝復雜，精度要求高，給維護和修理造成諸多不便，因而未能在轎車上大量采用。 2.1.4 桁梁式車架 桁梁式車架，又稱空間車架，這種立體結(jié)構(gòu)式車架是用很多鋼管焊接成一個框架，再將零部件裝在這個框架上，兼有車架和車身的作用。它的剛度大，質(zhì)量輕，但是制造工藝差，主要是用于競賽汽車及特種汽車身上。上世紀5070年代英國有很多小規(guī)模的車廠生產(chǎn)各式各樣的汽車，都是用自行開發(fā)制造

16、的鋼管車架，是鋼管車架的全盛時期。時至今日仍采用鋼管車架的都是一些產(chǎn)量較少的跑車廠，原因是可以省去沖壓設備的巨大投資。由于對鋼管車車架進行局部加強十分容易(只須加焊鋼管)，在質(zhì)量相等的情況下，往往可以得到比承載式車架更強的剛度，這也是很多跑車廠仍樂于用它的原因。 2.1.5 x形車架 隨著動力性的改善，車速的提高，迫使整車高度逐年下降，在裝有X橫梁的梯形車架被廣泛采用之后，又發(fā)展出了X形車架。它放棄了梯形車架的左右縱梁，將梯形車架的x橫梁向前后延伸，形成兩根互相交叉的縱梁。其扭轉(zhuǎn)剛度很大，而車身底板在放腳處即可下降到車架上平面之下。其不足之處是：在后部放腳處，略顯擁擠，其前部放腳處則較高。2.

17、2汽車車架的制造工藝與材料 2.2.1汽車車架的制造工藝123車架縱橫梁和其他零件的制造，多采用鋼板的冷沖壓工藝在大型壓力機上沖孔及成形，也有采用槽鋼、工字鋼、管剛等型材制造的。轎車車架的組裝多采用二氧化碳保護焊、塞焊和點焊，設計應注意對焊接規(guī)范、焊縫布置及焊接順序的選擇；貨車車架的組裝多采用冷鉚工藝，必要時可采用特制的放松螺栓鏈接。為保證車架的裝配尺寸，組裝時必須有可靠的定位和加緊，特別應保證有關總成在車架上的定位尺寸及支承點的相對布置精度。2.2.2 汽車車架的材料 車架材料應具有足夠高的屈服極限和疲勞極限，低的應力集中敏感性，良好的冷沖壓性能和焊接性能。低碳和中碳低合金鋼能滿足這些要求。

18、車架材料與所選定的制造工藝密切相關，拉伸尺寸較大或形狀復雜的沖壓件需采用沖壓性能好的低碳鋼或低碳合金鋼08、09MnL、09MnREL等鋼板制造；拉伸尺寸不大、形狀又不復雜的沖壓件常采用強度稍高的20、25Mn、09SiVL、10TiL等鋼板制造；強度更高的鋼板在冷沖時易開裂且沖壓回彈較大，故不宜采用。有的重型貨車、自卸車、越野車為了提高車架強度，減小質(zhì)量而采用中碳合金鋼板熱壓成形，再經(jīng)熱處理，例如采用30Ti鋼板的縱梁經(jīng)正火后抗拉強度即由450MPa(HB156)提高到480620MPa(HB170)，用30Ti鋼板制造縱橫梁也可采用冷沖壓工藝。 鋼板經(jīng)過冷卻沖成形后，其疲勞強度要降低，靜強

19、度高、延伸率小的材料的降低幅度更大。常用車架材料在沖壓成形后的疲勞強度約為140160 Mpa.轎車車架縱、橫梁的鋼板厚度約為3.04.0mm；貨車根據(jù)其裝載質(zhì)量的不同，輕、中型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度約為5.07.0mm，重型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度約為7.09.0mm.槽形斷面縱梁上、下翼緣的寬度尺寸約為其腹板高度尺寸的35%40%。第三章 汽車車架的受載分析 3.1 汽車車架的受載種類 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。車架承受的載荷大致可以分為以下幾種： （1）靜載荷靜載荷是指汽車靜止時，車架所承受的懸架彈簧以上部分的載

20、荷，它包括：車架質(zhì)量、車身質(zhì)量、安裝在車架上的各總成與附屬的質(zhì)量以及有效載荷（乘客或貨物的總質(zhì)量）的總和。（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的車速行駛時產(chǎn)生的。其大小與作用在車架上的靜載荷及分布有關，還取決于靜載荷作用處的垂直振動加速度大小，路面的反作用力使車架承受對稱垂直動載荷。這種動載荷會使車架產(chǎn)生彎曲變形。 （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個平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與路面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車身扭轉(zhuǎn)變形。 （4）其他載荷汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，

21、離心力將使汽車受到側(cè)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；當一前輪正面撞在路面凸起物時，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪切變形；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空間力系的作用，受載情況錯綜復雜，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和接合點又是多種多樣，從而使車架受載更加復雜化12。第四章DA180低速汽車主要尺寸確定和計算 4.1 DA180低速汽車車架的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 4.1.1 DA180低速汽車車架結(jié)構(gòu)形式的確定 梯形

22、車架便于安裝車身、車廂和布置其他總成，易于汽車的改裝和變型。 而DA180低速汽車所要求的就是易于改裝和變型，所以這里選擇用梯形車架。 4.1.2 DA180低速汽車各梁結(jié)構(gòu)的確定 縱梁是車架的主要承載部件，也是汽車中的最大工件，其形狀應力求簡單。載貨汽車的車架縱梁沿全長多取平直且截面不變或少變。這里縱梁選用平直而且截面不變、形狀為槽形。 橫梁將左右縱梁聯(lián)在一起，構(gòu)成一個完整的車架，并保證車架有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度；橫梁還起到支承某些總成的作用。DA180汽車各橫梁除了發(fā)動機前后懸掛橫梁為了便于支撐發(fā)動機而做成向下凹形的外，其余也是做成平直而且截面不變的槽形。車架一般有46根橫梁，其布置與有關總成、

23、駕駛室、貨箱或車身的支承位置有關。橫梁的截面形狀及縱梁的鏈接形式如圖41：圖41 橫梁的截面形狀及縱梁的鏈接形式 DA180低速汽車橫梁與縱梁的鏈接形式如圖42：4.1.3 DA180汽車車架材料的確定Q235碳素結(jié)構(gòu)鋼用于結(jié)構(gòu)件、鋼板、螺紋鋼筋、型鋼、螺栓、螺母、鉚釘、拉桿、齒輪、軸、連桿。DA180低速汽車車架所用的就是鋼板折彎成槽形梁的，所以這里選用Q235的碳素結(jié)構(gòu)鋼，其屈服極限為s=235MPa10。 4.2 車架尺寸的確定 4.2.1汽車軸距確定1718在確定汽車軸距時，應綜合考慮汽車的主要性能、裝載面積和軸分配等各方面的要求。在各方面均得到滿足的前提下，以軸距短些為宜。一般來說，

24、輕型載貨汽車對發(fā)動機性能要求高，故軸距應取短些。各類載貨汽車的軸距選用范圍如表4-1所示： 表4-1： 根據(jù)有關公路規(guī)定車輛法則，公路允許車輛的單后軸軸載質(zhì)量為13t，雙后軸軸質(zhì)量為24t。（注：該表選自汽車現(xiàn)代設計制造人民交通出版社 龔微寒主編 230頁 表10-1）軸距對準備質(zhì)量、汽車總長、最小轉(zhuǎn)彎半徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等都有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配有影響。軸距過短時，會使得車廂的長度不足或是為了加長車廂長度，使得后懸又過長；上坡或制動的時候軸荷轉(zhuǎn)移過大，汽車制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增加，對汽車的平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增加。一般

25、，車架的長度大致接近整車的長度，約為軸距的1.41.7倍。在整車選型初期，可根據(jù)要求貨箱的長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距l(xiāng).對于DA180低速汽車，車廂是自己生產(chǎn)的，如果客戶沒有特殊的要求，則車廂的型號基本是不變的，這里選的為長c=2200mm，這里選駕駛室與車廂之間的間隙為100mm,駕駛室也是公司自行生產(chǎn)，長度尺寸基本不變，汽車的前懸為709mm，駕駛室總長為2085mm,所以lj=1376mm，汽車后懸為lR=934.5mm，所以DA180低速汽車的軸距為： l=2200+1376+100-934.5=2741.5mm 根據(jù)設計參數(shù)選擇42后輪雙胎，平頭。4.2.2車廂的布置 為防止緊

26、急制動時貨廂可能向前竄動撞擊駕駛室，通常車廂與駕駛室之間留有50100mm的間隙。為滿足汽車的軸荷分配，車廂和貨物的質(zhì)心離后橋中心線的距離為：對于后輪為雙胎的平頭車，該距離一般為軸距的（1222）。根據(jù)車廂質(zhì)心到后橋中心線的距離以及駕駛室后壁的位置，可確定車廂的長度。選定車廂與駕駛室間距離為50mm。車廂長度可選為2750mm，前輪中心到駕駛室后壁的距離選為1367mm。 4.2.3汽車的前懸和后懸 汽車的前懸是通過兩前輪中心的垂面與抵靠在車輛最前端并垂直于汽車縱向?qū)ΨQ平面的垂面之間的距離。其長度應能布置發(fā)動機、水箱、轉(zhuǎn)向器等部件；但不能過長，不然接近角太小，影響汽車的通過能力。汽車的后懸是通

27、過汽車最后車輪軸線的垂面與抵靠在汽車最后端并垂直于汽車縱向?qū)ΨQ平面的垂面之間的距離。其長度主要取決于貨箱的長度、軸距和軸荷分配的要求。一般載貨汽車的后懸在1.22.2m的之間；微型載貨汽車的后懸要小些；特長貨箱載貨汽車的后懸較大，但可達2.6m左右；但各類載貨汽車的后懸不得超過軸距的55。對于三軸汽車，若二、三軸為雙后軸，其軸距應按第一軸至雙后軸中心線的距離計算；若一、二軸為裝向軸，其軸距應按一、三軸的軸距計算。對于貨車來說，前懸架=（0.260.35）軸距，后懸架=（0.350.45）軸距。選汽車后懸為1033mm。 4.2.4汽車前、后輪距 載貨汽車的輪距與汽車的結(jié)構(gòu)布置有關。前輪距主要取

28、決于車架前部的寬度、前懸架寬度、前輪最大轉(zhuǎn)角和輪胎寬度，同時還需要考慮轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向輪和車架之間的運動間隙等。后輪距主要取決于車架后部寬度、后懸架寬度和輪胎寬度，同時還需要考慮車輪和車架之間的間隙。各類載貨汽車的輪距選用范圍如表3-2所示：表4-2：(注：該表選自汽車現(xiàn)代設計制造 人民交通出版社 龔微寒主編 230頁 表10-2） 根據(jù)設計參數(shù)選擇總質(zhì)量3.55.0t，可根據(jù)車廂的長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距l(xiāng)。式中，l為汽車軸距mm，c為車廂長mm，lj為前輪中心到駕駛室后壁的距離mm，s為駕駛室與車廂之間的間隙，一般取50100mm，lR為汽車的后懸尺寸mm。根據(jù)上述參數(shù)選擇，可得：l

29、=2750+1367+50-1033=3134mm=-+=縱梁的長度一般接近汽車的長度，其值約為1.41.7倍汽車軸距。根據(jù)設計要求的外形尺寸結(jié)合車輛的承壓和載物情況，縱梁總長設計為4770mm，軸距設計為3134mm，其比值為1.52，符合要求。 4.2.5汽車的外廓尺寸 我國法規(guī)對載貨汽車外廓尺寸的規(guī)定是：總高不得大于4m。總寬（不包括后視鏡）不大于2.5m；外開窗、后視鏡等突出部分不大于250mm。總長不大于12m；牽引車拖半掛不大于16m；汽車拖帶掛車不大于20m。一般載貨汽車的外廓尺寸隨載荷的增大而增加。在保證汽車主要使用性能的條件下應盡量減小外廓尺寸。 4.2.6貨車車車頭長度 載

30、貨汽車的架勢室一般有長頭式、短頭式、平頭式三種。平頭式是將駕駛室放在發(fā)動機上面，即將發(fā)動機布置在駕駛室里面。這種布置的優(yōu)缺點正好和長頭式的相反。這種布置在各種等級的載重汽車上得到廣泛采用。一般來說，平頭型貨車車頭一般控制在14001500mm。 4.3 汽車最大舉升角的確定 4.3.1 最大舉升角度的確定16確定車廂最大舉升角的依據(jù)是傾卸貨物的安息角。細沙（干）靜止時的安息角為50，考慮到DA180低速貨車有可能裝載細沙，所以設計的車廂最大舉升角max必須大于貨物安息角，以保證把車廂內(nèi)的貨物卸凈。設計時，自卸車車廂的最大舉升角可在5070之間選取，以5055居多。這里DA180低速汽車的最大舉

31、升角選50，因為如果最大舉升角選得太大的話，當車廂舉升到最大角度時，汽車的整體重心會向后移動，而且車廂后絞支點對車架縱梁的壓力也會增加，這樣很容易導致汽車前輪在舉升到最大角度時離開地面。所以，為了將貨物全部卸凈而又不導致前輪翹起，這里DA180汽車的最大舉升角選的是50。第五章 DA180車架的強度校核本章主要是對前面設計的車架進行強度校核，分析車架縱梁在車廂未舉升時、車廂剛剛舉升時、車廂舉升到最大角度時的剪力和彎矩分布，橫梁的受力分析。進而分析車架的強度是否符合要求。5.1 車廂未舉升時車架縱梁的計算 5.1.1.縱梁的彎矩計算119低速汽車的簡單受力圖如圖51：要計算車架縱梁的彎矩，先計算

32、車架前支座反作用力，向后輪中心支座處求矩，可得：式中： 在計算縱梁彎矩時，將縱梁分為二段區(qū)域，每一區(qū)段的均布載荷化為作用于區(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：縱梁上某一端門上的彎矩為該斷面之前所有力對這點的轉(zhuǎn)矩之和。 1）駕駛室長度段縱梁的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，則有：2）駕駛室后端（車廂前段）到后軸段縱梁的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，縱梁某一斷面的彎矩為：縱梁某一斷面上的剪力為該斷面之前所有力的和。圖52車架的剪力及彎矩分布以上是僅僅考慮到汽車在靜載工況下，縱梁斷面所受到的彎矩和剪力的計算。實際上，汽車在行駛過程中，

33、還會受到各種動載荷的作用。因此，汽車行駛過程中實際受到的最大彎矩Md max和最大剪力Qd max為這里為了安全考慮。安全系數(shù)取最大值，n=1.40，動載系數(shù)取kd=2.5，則有5.1.2.縱梁截面特性計算 車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學的方法進行計算。對于槽形截面，截面系數(shù)W為W=th6h+6b =12x1406(140+650) =123200 （5-8）5.1.3彎曲應力的計算 縱梁斷面的最大彎曲應力為：按上面的式子求得的彎曲應力不應該大于材料的許用應力。許用應力的大小可以按照下面的式子計算：5.1.4 臨界彎曲應力c的計算 當縱梁受力變形時，上下翼緣分別受到壓縮和拉伸的作用，可能會

34、造成翼緣的破裂。因此應按薄板理論進行校核。對于槽形截面縱梁來說，其臨界彎曲應力cs為：W16t （5-12）將DA180低速汽車車架縱梁的數(shù)據(jù)w=50mm，t=12mm代入可得： 501612=192則縱梁的寬度、厚度尺寸符合要求。5.1.5 車架的剛度校核 車架縱梁抗彎剛度校核 為了保證汽車整車及有關部件的正常工作，應對縱梁的最大撓度予以限制。這就要求對縱梁的抗彎剛度進行校核。 由材料力學可知，對于簡支梁來說，其跨距中間受集中載荷F作用時，梁的撓度最大值ymax按下式計算5.2 車廂剛剛舉升時車架縱梁的計算 當舉升機構(gòu)剛剛工作時，所需要的推力是最大的，相應的，對車廂支撐處會有

35、向上的最大力。對此時車廂的受力進行分析，先計算舉升桿的支撐力，向車廂后絞支點求距，整輛車的受力如圖53：在計算縱梁彎矩時，將縱梁分為三段區(qū)域，每一段的均布載荷可簡化為作用在該區(qū)段中點的集中力。 1）駕駛室長度段內(nèi)的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，則有：2）駕駛室后端到舉升桿長度段縱梁的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，縱梁某一段斷面的彎矩為：這段長度內(nèi)的剪力為：從式中可以看出，x越大，彎矩越小，當x=2741.5mm時，Mx2=958192.56MPa這樣可以知道，車架縱梁的最大彎矩發(fā)生在x=2636mm處，考慮動載荷系數(shù)和安全系數(shù)，則有在這種情況下，若是司機超載，載貨量為6000kg，

36、則有在計算縱梁彎矩時，將縱梁分為三段區(qū)域，每一段的均布載荷可簡化為作用在該區(qū)段中點的集中力。 1）駕駛室長度段內(nèi)的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，則有：2）駕駛室后端到舉升桿長度段縱梁的彎矩計算 在該區(qū)段內(nèi)，根據(jù)彎矩差法，縱梁某一段斷面的彎矩為：3）舉升桿到汽車后輪中心長度段縱梁的彎矩計算為：從式中可以看出，x越大，彎矩越小，當x=2741.5mm時，Mx2=1472327.08MPa。這樣可以知道，車架縱梁的最大彎矩發(fā)生在x=2636mm處，考慮動載荷系數(shù)和安全系數(shù)，則有這處的彎曲應力小于材料的許用應力，則其余的就都小于許用應力了，所以沒有斷裂的危險。5.3 車廂舉升到最大角度時車架縱梁

37、的計算 5.3.1 車廂的受力分析 當車廂舉升到最大角度50時，其受力圖如下圖（55）所示，因為車廂在舉升的過程中，車廂內(nèi)的貨物會傾卸出來，而且具體傾卸了多少是沒有個定數(shù)的，所以對于車廂舉升到最大角度時車廂內(nèi)的貨物質(zhì)量及其分布情況是無法確定的，所以也就無法計算出舉升桿和車廂后鉸支點對車廂的支撐力，相應的舉升桿和車廂后鉸支點對車架縱梁的作用力也就無法確定，所以，這里，由于條件不足，車廂舉升到最大角度時的縱梁受力在簡化計算中是無法完成的。但是，隨著計算機技術的發(fā)展，現(xiàn)在對車架的受力分析是可以進行建模，模擬汽車在傾卸時車架的受力從而進行分析的。而且這樣的分析更加貼近現(xiàn)實。5.4 車架橫梁的校核 汽車

38、車架前橫梁通常用作水箱和發(fā)動機是前支承。為了降低水箱和發(fā)動機的支承高度，以改善視野性，前橫梁通常做成寬而向下凹的形狀。DA180低速汽車的發(fā)動機前支承點不住前橫梁上，所以它的前橫梁可減少寬度。而DA180低速汽車的橫梁與縱梁的鏈接如上圖（42）所示，都是鉚接在車架縱梁的內(nèi)部，所以，對于汽車的大部分重量，都是由車架的縱梁支承的，只是在少數(shù)縱梁的某些部位會安裝外伸部件（如油箱、蓄電池等）而產(chǎn)生局部扭轉(zhuǎn)，在設計時通常在此安裝一根橫梁，使得這種對縱梁的扭轉(zhuǎn)變?yōu)閷M梁的彎矩。橫梁，一般也是做成槽形，這里DA180低速汽車的橫梁（除了發(fā)動機前后支架橫梁外）都是做成槽形，鋼板的厚度為t=6mm=，槽鋼寬度為

39、180mm或者是140mm，這些數(shù)據(jù)的選擇都是廠里的師傅根據(jù)經(jīng)驗法選擇的，但是，從這些數(shù)據(jù)我們可以看出，車架縱梁的槽鋼是由兩根厚度為6mm的槽形鋼鉚接在一起而成的，它們在受到那么大的彎矩作用下都沒有折斷的危險，那么，對于只是承受油箱、蓄電池的重量形成的這樣一個彎矩，對于橫梁來說，承受這樣一個彎矩還是綽綽有余的。所以，一般來說，車架的橫梁，不需要對其彎矩強度校核。 5.5 本章小結(jié) 本章主要介紹了DA180低速汽車車架的一些基本資料，以及對車架縱梁在車廂完全未受舉升桿支撐力作用、車廂剛剛受舉升桿作用、車廂舉升到最大角這三種情況下的受力進行分析，計算出在這三種情況下的最大彎矩，在并在這三種情況下，

40、考慮動載荷系數(shù)和安全系數(shù)，計算車架縱梁實際受到的最大彎曲應力，然后與車架材料Q235碳素結(jié)構(gòu)鋼的許用彎曲應力相比較，它們的最大彎曲應力都小于材料的許用彎曲應力值。這樣，經(jīng)過對車架縱梁在三種特殊情況下的受力分析和強度校核，可得出的結(jié)論是，汽車車輛縱梁的強度符合要求，不存在危險斷面。另外，還對車架橫梁不用進行彎曲強度校核的原因進行說明。所以，總的來說，DA180低速汽車車架的彎曲強度是足夠承受汽車在各種工作狀況下的載荷的。第六章 結(jié)論與展望6.1 總結(jié) 6.1.1 主要完成工作 本文通過運用材料力學對車架縱梁在車廂未被舉升時、車廂剛剛舉升時及車廂被舉升到最大角度時的進行受力分析，計算出車架縱梁在這

41、三種情況下的最大彎矩，并將計算出的數(shù)據(jù)與材料的許用彎曲應力進行對比，判斷其是否存在危險截面。主要完成的工作如下： 1、查詢資料，研究國內(nèi)外汽車車架的幾種典型結(jié)構(gòu)及其各個結(jié)構(gòu)車架的特點，車架的加工工藝，材料及國內(nèi)外對汽車車架優(yōu)化設計等；2、查詢汽車設計的相關資料，確定DA180低速載貨汽車車架選用的材料、結(jié)構(gòu)特點、軸距、最大舉升角； 3、分析低速載貨汽車車架在使用過程中的受力情況，選擇三種特殊的情況，對車架縱梁進行受力分析，計算其最大彎矩，并將計算出來的最大彎矩與材料的許用彎曲應力做比較，分析車架縱梁是否存在危險截面； 6.1.2 誤差分析 本文通過對車架縱梁在車廂未舉升時、車廂剛剛舉升時、車廂

42、舉升到最大角度時的受力進行分析，計算其在三種特殊情況下的彎矩情況，找出其最大彎矩的受力點，并與材料的許用彎曲應力進行比較，找出危險截面。雖然最后計算的結(jié)果都小于材料的彎曲極限，但是，因為是對車架縱梁進行簡化計算，所以在計算時做了很多的假設，假設車架縱梁上承受的重量是均勻的分布在車架縱梁上面的，假設車廂舉升到最大角度時貨物還是均勻的分布在車廂上，這些假設與汽車在實際使用過程中的情況是不相同的。所以經(jīng)過假設后的受力分析與車架縱梁實際的受力情況也是不同的。計算出來的最大彎矩也就不是汽車實際的最大彎矩。另外，汽車在行駛過程中，還會受到各種各樣的外力作用，這樣的簡化計算出來的最大彎矩雖然小于材料的許用彎曲應力，但是也不能完全排除危險截面的存在。 通過將計算出的在三種特殊情況下車架縱梁受到的最大彎矩與材料的許用彎曲應力進行比較我們可以看出，車架的最大彎矩都比材料的許用彎曲應力小，而且，在計算過程中，我們選擇的安全系數(shù)是最大的，動載荷系數(shù)也是較大的，而汽車在實際使用過程中，特別是汽車在傾卸貨物時，一般是在停車工況下或是緩慢行駛工況下進行的，所以在實際過程中安全系數(shù)和動載系數(shù)在這樣的工況下可以選的很小，或者是不許要乘以動載系數(shù)，這樣，相應的，算出來