轻型货车转向桥设计说明书 ---

第一篇：轻型货车转向桥设计说明书 ---

目 录

摘要...................................................................................................................................................................................2 ABSTRACT..............................................................................................................................................................................3 绪

论.......................................................................................................................................................................................4 1 转向桥.................................................................................................................................................................................5

1.1 转向桥的定义..........................................................................................................................................................5 1.2 转向桥的安装形式..................................................................................................................................................6 2 转向桥的结构.....................................................................................................................................................................7

2.1 转向桥的组成部分..................................................................................................................................................7 2.2 转向桥的结构及其影响因素..................................................................................................................................8 3 转向桥的设计计算.............................................................................................................................................................8

3.1 转向桥主要零件尺寸的确定..................................................................................................................................8 3.2 非断开式转向从动桥前梁应力计算.....................................................................................................................10

3.2.1 在制动情况下的前梁应力计算..................................................................................................................10 3.2.2 在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算......................................................................................11 3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算.............................................................................................................12

3.3.1 工况下的转向节应力计算.........................................................................................................................13 3.3.2 在汽车侧滑工况下的转向节应力计算......................................................................................................13 3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算.........................................................................................14

3.4.1 在汽车制动工况下的计算.........................................................................................................................14 3.4.2 在汽车侧滑工况下的计算.........................................................................................................................15 3.5 推力轴承和止推垫片的计算................................................................................................................................16

3.5.1 推力轴承计算.............................................................................................................................................16 3.5.2 转向节止推垫片的计算.............................................................................................................................17 轮胎的选取.........................................................................................................................................................................17

4.1 轮胎与车轮应满足的基本要求.............................................................................................................................17 4.2 轮胎的分类..............................................................................................................................................................17 4.3 轮胎的特点与选用..................................................................................................................................................18 5 转向桥定位参数.................................................................................................................................................................20

5.1 主销后倾角..............................................................................................................................................................22 5.2 主销内倾角..............................................................................................................................................................23 5.3 车轮外倾角..............................................................................................................................................................24 5.4 车轮前束..................................................................................................................................................................24 6 结论.....................................................................................................................................................................................25 参 考 文 献...........................................................................................................................................................................26 致 谢.......................................................................................................................................................................................27

武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

摘要

随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，转向桥的设计和制造工艺都在日益完善。转向桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的转向桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途多变形汽车上。

本设计要求根据HX6560轻型客车在一定的程度上既有轿车的舒适性又有客车的载客性能，使车辆具有行驶范围广的特点，要求转向桥在保证日常使用基本要求的同时极力强调其对不同路况的适应能力。转向桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。

关键词：转向从动桥；前梁；转向节；主销；轮毂 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

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 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

绪

论

随着我国交通运输事业的迅速发展，汽车运输的承载重量和运行速度都在不断增加。于是人们对汽车的安全运行也越来越重视，所以对汽车车桥的设计也提出了更高的要求。近几年，我国汽车使用越来越多，我国作为一个发展中国家，而当前由于设计方案所限，不能精确地选择零部件的尺寸和结构，造成有的地方强度不够，而有的地方强度又过剩，严重地影响了产品的开发和设计，造成直接经济损失。特别对于诸如转向桥等部件,因不能准确确定其失效原因和部位，造成不能从根本上解决其失效问题。不同类型的客车在我国的市场中占有相当大的比例，他们的性能的好、坏在一定程度上也影响着汽车在市场上的地位。针对以上问题，本设计选用轻型客车的转向桥作为设计对象，通过合理的计算，结构设计，而达到汽车转向桥具有较好的转向灵敏性。希望取得一个较好的结果，使轻型客车转向桥提到一个新水平。

汽车的转向桥结构基本相同，主要由前轴、主销、转向节和轮毂等四部分组成，如图所示。通常，轿车中不设独立的主销，而以转向节上、下球头中心的连线为主销的轴线。

前轴用中碳钢铸造，断面呈工字形，以提高抗弯强度。两端由工字形断面过渡到方形断面，以提高抗扭强度。中部两处用以支承钢板弹簧的底座，其上钻有四个安装骑马螺栓的通孔和一个位于中心的钢板弹簧定位凹坑。前轴中部向下弯曲，使发动机位置降低，降低汽车质心，减小传动轴与变速器输出轴之间夹角。前轴两端各有一个拳形，主销插入孔内。主销中部切有槽，用楔形锁销将主销固定在拳部孔内。

车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承和支承在转向节轴颈上，轴承的松紧度可用调整螺母加以调整。轮毂内侧装有油封，以防止润滑脂进入制动器内。轮毂外端装有金属罩，以防止泥水和尘土侵入。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）转向桥

本节重点介绍转向桥的定义和安装形式。

前桥即非驱动桥，又称从动车桥。它通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。前桥还要承受和传递制动力矩。

根据从动车轮能否转向，前桥分为前桥与非前桥。一般汽车多以前桥为前桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的前桥直至全轮转向。

一般载客汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向前桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是前桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。

前桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架相匹配的非断开式前桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是前桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。断开式前桥与独立悬架相匹配。

非断开式转向前桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向节臂，后者与转向直拉杆相连；而在转向节的下耳处则装着与转向横拉杆相连接的转向梯形臂。有的将转向节臂与梯形臂连成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。转向节的销孔内压入带有润滑油槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前梁拳部的孔内，使之不能转动。

前桥的功用：前桥也称非驱动桥，又称从动车轴。它通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两端安装从动车轮，用以承受和传递车轮与车架之间的力（垂直力、纵向力、横向力）和力矩，并保证转向轮作正确的转向运动。

1.1 转向桥的定义

转向桥是汽车的重要组成部分，转向桥是利用车桥中的转向节使车轮可以偏移一定角度，并承受

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地面与车架之间的力及力矩，以实现汽车的转向。

前桥通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动午轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。前桥还要承受和传递制动力矩。前桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。前桥按与之匹配的悬架结构不同可分为非断开式与断开式两种。由于小型载客汽车要求价廉，所以多采用非断开式前桥。非断开式的前桥主要有前梁，转向节和转向主销组成。

1.2 转向桥的安装形式

各种车型的转向桥结构基本相同，主要由前梁、转向节组成。一般载客汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野车均为全轮驱动，故他们的前桥既是转向桥也是驱动桥，称为转向驱动桥。

转向桥按与其匹配的悬架结构不用，又可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架匹配的非断开式的转向桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，其两端经转向主销与转向节相连。断开式转向桥与独立悬架相匹配。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）转向桥的结构

2.1 转向桥的组成部分

各种车型的非断开式转向桥的结构型式基本相同，它主要由前梁（由于汽车前桥为转向桥，因此其横梁常称前梁）、转向节、转向主销、转向梯形臂、转向横拉杆等组成。

1)前梁

前梁是非断开式转向从动桥最主要的零件，由中碳钢或中碳合金钢模锻而成。其两端各有一呈拳形的加粗部分作为安装主销前梁拳部。为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字行断面，并相对两端向下偏移一定距离，以便降低汽车发动机的安装位置，从而降低汽车传动系的安装高度并减小传动轴万向节主、从动轴的夹角；为提高前梁的抗扭强度，两端与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相连接的向下弯曲部分，则采用上述两种断面逐渐过度的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽支承面。

非断开式转向从动桥的前梁亦可采用组合式结构，即由无缝钢管的中间部分和模锻成型的两端拳形部分组焊而成。这种组合式前梁适用于批量不大的生产，并可省去大型锻造设备。

2)主销

其结构型式有几种，如图2-1所示，其中（a）、（b）两种型式是最常见的结构。3)转向节

多用中碳合金钢断模锻成整体式结构，有些大型汽车的转向节，由于其尺寸过大，也有采用组焊式结构的，即其轮轴部分是经压配并焊上去的。

4)转向节臂、转向梯形臂

由中碳钢或中碳合金钢如40、35Cr、40CrNi钢等用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度和刚度。

5)转向横拉杆

应选用刚性好、质量小的20钢，30钢或35钢的无缝钢管制造，其两端的球形铰接作为单独组件，组装好后以组件客体上的螺纹旋到杆的两端端部，使横拉杆的杆长可调，以便用于调节前束。球形铰接的球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi,工作表面经渗碳淬火，渗碳层深1.5～3.0mm，表面硬度56～63HRC。允许采用40或

图2-1 主销的结构型式

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(a)圆柱实心型；(b)圆柱空心型；

(b)(c)上、下端为直径不等的圆柱、中间为锥体的主销；(d)下部圆柱比上部细的主销

45中碳钢制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处用滚压工艺增强，球形铰接的壳体用35钢或40钢制造。为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的成分（例如尼龙-二硫化钼），对这类衬垫可免去润滑。

6)转向节推理轴承

承受作用于汽车前梁上的重力。为减小摩擦使转向轻便，可采用滚动轴承，如推力球轴承、推力圆锥滚子轴承等。也有采用青铜止推垫片的。

7)主销上、下轴承 承受较大的径向力，多采用滚动轴承（即压入转向节上、下中的衬套），也有采用滚针轴承的结构。后者的效率较高，转向阻力小，且可延长使用寿命。

8)轮毅轴承

多由两个圆锥滚子轴承组对，这种轴承的支承刚度较大，可承受较大负荷。轿车因负荷较轻，前轮毅轴承也有采用也有采用一对单列或一个双列向心轴承的，球轴承的效率高，能延长汽车的滑行距离，有的轿车采用一个双列圆锥滚子轴承。

9)左、右轮胎螺栓

多数为右旋螺纹，但有些汽车为了防松，左侧用左旋，右侧用右旋。

2.2 转向桥的结构及其影响因素

非断开式转向桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毅轴承支承着车轮的轮毅，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向梯形臂，后者与转向直拉杆相连；而在左、右转向节的下耳处则装有与转向横拉杆联接的转向梯形臂。有的将转向节臂与转向梯形臂联成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。制动底版紧固在转向节的凸缘面上。转向节的销孔内压入带有润滑槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有罗纹的楔形锁销将主销在前梁拳部的孔内，使之不能转动。转向桥的设计计算

3.1 转向桥主要零件尺寸的确定

转向桥采用工子形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大、强度高。工字形断面尺寸值见图3-1，图中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数Wv和水平弯曲截面系数Wh可近似取为

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——工字形断面的中部尺寸，见图3-1 在设计中为了预选前梁在板簧座处的弯曲截面系数Wv,可采用经统计取得的经验公式：

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Wv=ml/2200=820×345/2200=128.60 cm(3-3)式中：m——作用于该前梁上的簧上质量，kg;l——车轮中线至板簧座中线间的距离，cm;2200——系数，kg·cm-2。

转向桥前梁拳部之高度约等于前梁工字形断面的高度，而主销直径可取为拳部高度的0.35～0.45倍。主销上、下滚动轴承（即压入转向节上、下孔中的衬套）的长度则取为主销直径的1.25～1.50倍。

3图3-1 前梁工字形断面尺寸关系的推荐值

转向桥主要零件工作应力的计算

本设计以HX6560汽车为研究对象，其有关参数为： 前轴轴荷：820kg；

整车质心高度：540mm； 滚动半径：314mm。

主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承（即转向节衬套）、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角及车轮外倾角均为零，而左、右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内，如图（3-2）所示[3]。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

图3-2 转向桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图（a）制动工况下的弯矩图和转矩图；（b）侧滑工况下的弯矩图

3.2 非断开式转向从动桥前梁应力计算

3.2.1 在制动情况下的前梁应力计算

制动时前轮承受的制动力Pr和垂向力Z1传给前梁，使前梁承受转矩和弯矩。考虑到制动时汽车质量向前转向桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为

Z1=G1m1'/2=8200×1.5/2=6150N(3-4)式中：G1——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷；

'

m1——汽车制动时对前桥的质量转移系数，对前桥和载客汽车的前桥可取1.4~1.7。

前轮所承受的制动力为

Pr=Z1 =6150×1.0=6150N(3-5)武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

式中：——轮胎与路面的附着系数。

由Z1和Pr对前梁引起的垂向弯矩Mv和水平方向弯矩Mh在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为

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——为轮胎中线至板簧座中线间的距离，mm;

gw——车轮（包括轮毅、制动器等）的重力，N；

B——前轮轮距，mm；

S——前轮上两板簧座中线间的距离，mm。

制动力Pr还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:

T=Prrr=6150×314=1.93×106 Nmm(3-8)式中：rr——轮胎的滚动半径。

图3-2给出了前梁在汽车制动工况下的弯矩图及转矩图。

前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力w和扭转应力（单位均为MPa）分别为

MvMh***000==300MPa(3-9)WvWh304008360TT1930000===150MPa(3-10)WTJk/max12866w=式中：WT——前梁在危险断面处的扭转截面系数，mm;max——前梁横断面的最大厚度，mm;Jk——前梁横截面的极惯性矩，对工字形断面：

Jk=0.4h3 mm4

h——工字形断面矩形元素的长边长，mm;——工字形断面矩形元素的短边长，mm 前梁应力的许用值为[w]=340MPa；[]=150MPa。

前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳钢或中碳合金钢制造，硬度为241～285HB。

3.2.2 在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算

当汽车承受大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和侧向反力Y1L、Y1R各不相等，则可推出前轮的地面反力（单位均为N）分别为

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——汽车停于水平路面时的前桥轴荷，N；

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B1——汽车前轮轮距，mm;

hg——汽车质心高度，mm;

1——轮胎与路面的侧面附着系数。取1=1.0。

侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂向作用力（N）为

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’——汽车满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷，N；

rr’——板簧座上表面的离地高度，mm；

S——两板簧座中心间的距离，mm。

汽车侧滑时左、右前轮轮毂内、外轴承的径向力（单位为N）分别为

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——轮胎的滚动半径，mm;

a——S1L、S1R至车轮中线的距离，mm;

b——S2L、S2R至车轮中线的距离，mm。

求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前轮轮毂内轴承对轮毅的径向支承S1L、S1R和外轴承对轮毅的径向支承力S2L、S2R，这样就求出了轮毅轴承对轴轮的径向支承反力。根据这些力及前梁在钢板弹簧座处的垂向力T1L,T1R,可绘出前梁与轮轴在汽车侧滑时的垂向受力弯矩图（见图3-3）。由弯矩图可见，前梁的最大弯发生在汽车侧滑方向一侧的主销孔处（Ⅰ—Ⅰ剖面处）；而另一侧则在钢板弹簧座处（Ⅱ—Ⅱ剖面处），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——弯矩，Nmm;Z1L, Z1R——左、右前轮承受地面的垂向反力，N； Y1L，Y1R——左、右前轮承受地面的侧向反力，N。

3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算

如下图所示，转向节的危险断面处于轴径为d1的轮轴根部，即Ⅲ—Ⅲ剖面处。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

图3-3 转向节、主销及转向衬套的计算用图

3.3.1 工况下的转向节应力计算

转向节在Ⅲ—Ⅲ剖面处的轴径仅受垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩Mh而不受转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递，而直接由制动底板传给在转向节上的安装平面。这时可按计算其Mv及Mh，但需以I3代替两式中的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——前轮所承受的地面垂向反力，N；

——轮胎与路面的附着系数； l3——轮胎中心线至Ⅲ—Ⅲ剖面间的距离。Ⅲ—Ⅲ剖面处的合成弯曲应力w为

w=

2Mv2Mhw2Mv2Mh0.1d***2030000= =620 MPa(3-25)30.135式中：d1——转向节轮轴根部轴径mm。

转向节采用30Cr,40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度241～285HB，高频淬火后表面硬度57～65HRC，硬化层深1.5～2.0mm。轮轴根部的圆角滚压处理。

3.3.2 在汽车侧滑工况下的转向节应力计算

在汽车侧滑时，左、右转向节在危险断面Ⅲ—Ⅲ处的弯矩是不等的，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、右转向节在危险断面处的弯曲应力为 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

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 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算

在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中点，即与轮轴中心线相距分别为c,d的两点处，在侧向平面和纵向平面内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。

3.4.1 在汽车制动工况下的计算

地面对前轮的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通过主轴线的侧平面内并在转向节上、下衬套中点处垂直地作用于主销的力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制动力矩Prrr由位于纵向平面内并作用于主销的力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)而作用于主销的制动力Pr则由在转向节上、下衬套中点出作用的主销的力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=由转向桥的俯视图可知，制动时转向横拉杆的作用力N为

N=力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为l4，如将N的着力点移至主销中心线与轮轴中心线交点处，则需对主销作用一侧向力矩Nl。力矩Nl4，由位于侧向平面内并作用于主销的力偶QMN（c+d）所平衡，故有

QMN=

Nl4529499==5403 N(3-35)(cd)48.548.5而力N则在转向节上、下衬套中点处作用于主销的力QNu,QNl所平衡，且有

QNu=

Nd529448.5==2647 N(3-36)(cd)48.548.514 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

QNl=

529448.5Nc==2647 N(3-37)(cd)48.548.5由图3-3可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和在下衬套的中点作用于主销的合力Ql分别为

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)由上两式可见，在汽车制动工况下，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值计算所得到的Ql。

3.4.2 在汽车侧滑工况下的计算

仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左、右转向节主销的力QMZ是不相等的，他们分别按下式求得：

.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——汽车左、右前轮承受的地面垂向反作用力，N；

l1——轮胎中心线至主销轴线的距离 mm;rr——轮胎的滚动半径 mm;Y1L，Y1R——左、右前轮承受地面的侧向反力，N； G1——汽车静止于水平路面时的前桥的轴荷，N； hg——汽车质心高度，mm;B1——汽车前轮轮距，mm;1——轮胎与路面的侧向附着系数，计算时可取=1.0.取Ql, QMZL, QMZR中最大的作为主销的计算载荷Qj,计算主销在前梁拳部下端处的弯曲力w和剪应切力s

w=

Qjh2720021==413 MPa(3-42)330.1d00.12415 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

s=

4Qj427200==66 MPa(3-43)22d03.1424式中:d0——主销直径 mm;h——转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离,mm。

主销的许用应力弯曲力[w]=413MPa;许用剪切应力[s]=66MPa。主销采用20Cr,20CrNi,20CrMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深1.0～1.5mm,56～62HRC。转向衬套的挤压应力c为

c=

Qj27200==8.3 MPa(3-44)ld013624式中: l——衬套长,mm;Qj——j计算载荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;d0——主销直径,mm。

转向节衬套的许用挤压应力为[c]=50MPa。在静载荷下，上式的计算载荷取

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

G1l1/(cd)=6277N(3-45)23.5 推力轴承和止推垫片的计算

3.5.1 推力轴承计算

计算时首先要确定推力轴承和止推垫片的当量静载荷，对转向节推力轴承，文献推荐取汽车以等速va=40km/h、沿半径R=50m或以va=20km/h,沿半径R=12m的圆周行使的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯则其前外轮即前左轮的地面垂向反力Z1L增大。

汽车前桥的侧滑条件为

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

R式中：P1——前桥所受的侧向力，N；

m1——汽车满载时的整车质量分配给前桥的部分； R——汽车转弯半径，mm;va——汽车行使速度，mm/s;g——重力加速度，mm/s2；

Y1L、Y1R——地面给左、右前轮的侧向反作用力，N； 1——轮胎与地面的侧向附着系数；

G1——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N。由上式可得

2va1=(3-47)

Rg16 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

2G12hgva)()](3-48)Z1L=[1(2B1Rg将上述计算工况的va、R等的有关数据代入(3-44),(3-45)式，并hg/B=0.5, 则有

Z1L=1.25G1/2=0.625G1

可近似地认为推力轴承的轴向载荷F，等于上述前轮的地面垂向反力，即有

Fa=0.6256G1=0.625×6150=3844 N(3-49)鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大的及轴承滚道圈破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0进行，且取当量静载荷P0为：

P0=（0.5～0.33）C0

3.5.2 转向节止推垫片的计算

当采用青铜止推垫片代替转向节推力轴承时，在汽车满载情况下，止推垫片的静载荷可取为

Fa=这时止推垫片的挤压力为

G16150==3075 N(3-50)22c=

4Fa=1 MPa(3-51)22(Dd)式中：d；D——止推垫片的内、外径。通常取[c]≤30MPa 4 轮胎的选取

4.1 轮胎与车轮应满足的基本要求

轮胎即车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥(轴)与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮可实现对汽车运动方向的控制。

轮胎及车轮对汽车有许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车运动方向的控制。

轮胎及车轮部件应满足下属基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均与性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗扎刺和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。

4.2 轮胎的分类

轮胎可以按胎体结构、帘线材料、用途、胎面花纹、断面形状、气密方式不同等进行分类如下： 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

4.3 轮胎的特点与选用

子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和路面附着性能都比斜交轮胎要好，装车后油耗低、耐磨损寿命长、高速性能好（图 4-1），因此，适应现代汽车对安全、高速、低油耗的发展要求，是汽车设计时首选的轮胎。子午线轮胎也有制造困难、造价不如斜交轮胎低和不易翻修等特点。

图4-1 常在高速条件下行驶的汽车，适合选用强度高、导热性好的钢丝帘线轮胎。钢丝帘线仅能做子午线轮胎。相对汽车常在低速条件下行驶时，可以选用尼龙、聚酯、人造丝等人造材料做帘线制造的轮胎。斜交轮胎多用上述材料制造。

低断面轮胎的胎面宽平、侧面刚性大、附着能力强、散热良好、高速行驶稳定性好。无内胎轮胎的平衡性良好、发热少、刺扎后不易快速失气、高速行驶安全性能良好。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

乘用轮胎既是子午线结构，又是低断面、无内胎轮胎并具备它们的各自优点。商用轮胎尺寸大、胎体厚、帘线层级多、承载能力强。非公路用轮胎附着性好，胎面耐刺扎，适用于在恶劣条件下使用，用于公路行驶时耗油量增加，噪声大。

轮胎的胎面花纹对滚动阻力、附着能力、耐磨性及噪声有影响。公路花纹轮胎滚动阻力小、噪声小，适用在铺装路面上使用。其中，纵向花纹轮胎适用于良好路面，横向花纹轮胎适用于土石路面。越野花纹轮胎附着性能良好，适用于在坏路面或无路地带使用。混合花纹轮胎适用于使用路面条件变化不定的场合。图4-2为几种典型胎面花纹示例。

图 4-2 随轮胎气压的增加，其承载能力也越强；但轮胎的附着能力下降，振动频率增加，乘坐舒适性和安全性变坏，对路面及汽车也有不良作用。标注轮胎不仅对外形尺寸，而且对使用气压也有标准规定。为了使用安全和满足舒适性要求，乘用车轮胎的使用气压不应高于所选轮胎规定符合下限气压的80%；而商用车轮胎的使用气压可接近选定轮胎层级所限定的气压。考虑到操纵稳定性的需求，前轮轮胎气压应低于后轮的轮胎气压。

帘线层级越高，轮胎的承载能力也越强，并有与轮胎气压增加相似的缺点。汽车行驶速度也影响轮胎负荷能力，车速高轮胎的发热量增加。温度升高，易使胎面与轮胎帘线层脱落。这不仅使轮胎寿命降低，也会引发交通事故。子午线、无内胎、低断面的轮胎工作时发热少、导热好、散热迅速。因而温度低，有良好的速度特性。选取时，应使选用轮胎的速度级别所限定的最高使用速度大于所设计汽车的最高车速。为了满足不同乘用车对轮胎速度能力的需求，将轮胎的速度能力分级，譬如在70210km/h之间，按每10km/h分为一级；具有更高速度能力的轮胎，用来分级的速度更大些。轮胎是专业化生产厂制造，并具有高度的标准化、系列化特点。轮胎的外直径、断面宽、断面高宽比、配用轮辋名义直径、轮辋轮廓形式及规格、胎面花纹形式及深度、额定负荷下的半径等尺寸特性和负荷指数可查GB/T2977-1997、GB/T2978-1997、GB/T9743-1997、GB9744-1997等国家标准。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）转向桥定位参数

为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平面内部有一定倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个角，称为主销后倾角。在横向平面内主销上部相内倾斜一个β角，称为主销内倾角。

主销后倾使主销轴与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏移时，汽车就偏离直线行使而有转向，这时引起的离心力使路面、对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行使稳定性。此力矩称为稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在转向盘施加更大的力，导致转向沉重。主销后倾角通常在30以内。现在轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性回转力矩，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但在采用子午线轮胎时，由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的主销后倾角。

主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可减小转向时需加在转向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到转向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向是不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开转向盘是，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行使。主销内倾角一般为50～80；注销偏移距一般为30～40mm。轻型客车、轻型客车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但主销内倾角也大，即主销偏移距 武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

图2-2转向桥

1.转向推力轴承；2转向节；调整垫片；4.主销；5前梁

不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏移时，随着滚动将伴随着沿路面的滚动，从而增加轮胎与路面的摩擦阻力，使转向变得很沉重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导致汽车制动时跑偏，近年来出现了主销偏移距为负值的汽车。

前轮定位除上述主销后倾角，主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束，共四项参数。

车前外倾指转向轮安装时，其轮胎中心平面不是垂直与地面，而是向外倾斜一个角度α，称为车轮外倾角。此α角约为0.50～1.50,一般α为10左右。它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时车轮外倾也与拱行路面相适应。由于车轮外倾角使轮胎接地点内缩。缩小了主销偏义距，从而使转向轻便并改善了制动力的方向稳定性。

前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影响（具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶时，左、右两前轮的前端会向外张开），为此在车轮安装时，可使汽车两轮的中心平面不平行，且左、右轮前面轮缘间的距离A小于后面轮缘间的距离B，以使前轮在每一瞬间的滚动方向向着正前方。前束值即（B-A），一般汽车约为3～5mm，可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的名义值时，应考虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。

在汽车设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向车轮绕主销不断受迫振动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用与轮胎的力对系统做正功，即外面对系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续震动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致。当车轮向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡。端面跳动，轮胎的几何和机械特性不均匀及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向车轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般豆油明显的共振车速，共振范围（3-5km/h）。通常在告诉行驶时发生的摆振往往都属于受迫振动型。

转向车轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有设计结构的原因和制造方面的因素，如车轮失衡、轮胎的机械特性、胸的刚度与阻尼、转向车轮的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦（影响阻尼）等。合理地选择有关参数。优化他们之间的匹配，精心地制造和调整装配，就能有效的控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减振器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振的一些有效措施。

转向桥在保证汽车转向功能时，应使转向轮有自动回正作用，以保证汽车稳定直线行使。即当转向轮在偶遇外力作用发生偏移时，一旦作用的外力消失后，应能立即自动回到原来直线行使的位置。这种自动回正作用是由转向轮的定位参数来保证的，也就是转向轮、主销和前轴之间的安装应具有一定的相对位置。这些转向的定位参数有主销后倾角、主销内倾角、前轮外倾角和前轮前束[4]。

5.1 主销后倾角

设计转向桥时，使主销在汽车的纵向平面内，其上部有向后的一个倾角，即主销轴线

a)b)

5-1主销后倾角作用示意图

和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，如图5-1所示。

主销后倾角能形成回正的稳定力矩。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面的交点a将位于车轮与路面接触点b的前面，如图5-1a所示。当汽车直线行使时，若转向轮偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），将使汽车行使方向向右偏离。这时，由于汽车本身离心力的作用，在车轮与路面接触点b处，路面对车轮作用着一个侧向反力Fy。反力Fy对车轮形成绕主销轴线作用的力矩FyL，其方向正

武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

好与车轮偏移方向相反。在此力矩作用下，将使车轮回到原来中间的位置，从而保证汽车稳定直线行使，故此力矩称为稳定力矩。但此力矩不宜过大。否则在转向时为了克服该稳定力矩，驾驶员要在转向盘上施加较大的力（即所谓转向沉重）。因稳定力矩的大小取决力臂L的数值，而力臂L又取决于后倾角的大小。现在一般采用角不超过20～30。现在高速汽车由于轮胎气压降低、弹性增加，而引力稳定性增大。因此，角可以减小到接近于零，甚至为负值。本设计采用主销后倾角为六度。

5.2 主销内倾角

在设计转向桥时，主销在汽车的横向平面内，其上部向内倾斜一个角（即主销轴线与地面垂直线在汽车横向平面内的夹角）称为主销内倾角，如图5-2a所示。

a)b)c)

5-2主销内倾角作用示意图及车轮外倾角

主销内倾角也有使车轮自动回正的作用，如图5-2b所示。当转向轮在外力作用下由中间位置偏转一个角度（为了方便解释，图中画成1800即转到如双点划线所示位置）时，车轮的最低点将陷入路面以下。但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，车轮将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样，汽车本身的重力有使转向轮回到原来中间位置的效应。

此外，主销的内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离c减小（图5-2a），从而可减小转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减小从转向轮到转向盘上的冲击力。但c的值也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则在转向时车轮绕主销偏转的过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路面间的摩擦阻力。这不仅使转向变得沉重，而且加速了轮胎的磨损。因此，一般内倾角不大于80，本设计内倾角为7.5度。

主销内倾角是在前梁设计中保证的，由机械加工实现的。加工时，将前梁两端主销孔轴线上端向内倾角就形成内倾角。武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

5.3 车轮外倾角

除上述主销后倾角和内倾角两个角度保证汽车稳定直线行使外，前轮外倾角也具有定位作用。是通过车轮中心的汽车横向平面与车轮平面的交线与地面垂线之间的夹角，如图5-2c所示。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形而可能出现车轮内倾，这将加速汽车轮胎的偏磨损。另外，路面对车轮的垂直反作用力及轮毂紧固螺母的负荷，降低了他们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时应预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有了外倾角也可以与拱形路面相适应。但是，外倾角也不宜过大，否则会是轮胎产生偏磨损。

前轮外倾角是在转向节设计中确定的。设计时使转向节轴颈的轴线与水平面成一角度，该角度即为前轮外倾角（一般为10左右）。

5.4 车轮前束

车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向横拉杆和车桥的约束使车轮不可能向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了消除车轮外倾带来的这种不良后果，在安装车轮时，使汽车两前轮的中心面不平行，两轮前边缘距离的B小于后边缘距离A，如图5-3所示。这样可使车轮在每一瞬间时滚动方向接近于向着正前方。从而在很大程度上减轻和消除了由于车轮外倾角而产生的不良后果。

前轮前束可通过改变横拉杆的长度来调整，调整时，可根据各厂家规定的测量位置，使两轮前后距离差A-B符合国家规定的前束值。一般前束值为0～12mm。测量位置除图示位置外，还通常取两轮胎中心平面出的前后差值，也可以选取两车轮钢圈内侧面处前后差值。此外，前束也可用角度——前束角表示，如图5-3中的角。

5-3车轮前束 结论

近年来随着生产水平汽车水平和路面的改善，汽车行使速度的不断提高，同时人们对客车的性能要求也越来越高，如何保证既要具有高的行使速度又要具有良好的转向性能以满足用户的要求，是亟待解决的问题。针对此现象，本论文选择汽车的主要组成部分转向桥来进行设计并以HX6560轻型客车转向桥作为研究对象。

随着我国交通运输事业的迅速发展，汽车运输的承载重量和运行速度都在不断增加。于是人们对汽车的安全运行也越来越重视，所以对汽车车桥的设计也提出了更高的要求。由于国外汽车发展起步早，技术投入大，因此在技术上远远领先国内市场，当然也还有很多不足的地方，还需要改进，技术也还需要有所突破。汽车工业作为我国重点发展的支柱产业，其前景相当广阔。目前汽车零部件的生产有一定的潜力，但大多数企业在产品研究，开发等环节存在一定的欠缺，尤其缺少产品的自主开发能力，不能适应系统配套，难以参与国际分工。因此，在今后的发展中，我国企业应积极吸收国际汽车先进技术，不断完善自主体系，如制动系统，转向系统等，扩大该产业的产品品种，提高整体技术水平，增强技术开发能力，促使企业更快的发展，适应汽车行业全球化趋势。

本设计以《汽车设计》为理论基础，在设计中确定了转向桥设计方案，设计了转向桥及其零件组成，通过计算设计出了主要零件的尺寸、强度和合理的整体布局。设计后的转向桥具有结构简单、紧凑、重量轻、转向灵敏的特点，制造容易，成本低。广泛用于微、轻型载客汽车。

本文所设计的转向桥对同类型的转向桥的设计有一定的参考价值。

武汉理工大学华夏学院08级车辆工程转向桥毕业设计（说明书）

参 考 文 献

[1] 陈家瑞.汽车结构[M].吉林工业大学,2000.[2] 中国第一汽车集团公司著编.中国轿车丛书-红旗[M].北京:北京理工大学出版社,1998.[3] 竺延年.最新车桥设计、制造、质量检测及国内外实用手册[M].中国知识出版社,2005.[4] 王洪欣.机械设计工程学(Ⅰ)[M].徐州:中国矿业大学出版社,2001.[5] 徐清富.国外汽车最近结构手册[M].北京:机械工业出版社,1996.[6] D.J.Segal.Highway Vehic Object Simulation Model[M].Programmers Manual,1976.[7] 程振彪.世界载客汽车工业最新发展动态[M].汽车科技,2001.[8] 谢卫国,汪红心.客车平顺性预测与优化[J].汽车工程,1991,(3):69～79.[9] 神龙汽车有限公司著编.中国轿车丛书-富康[M].北京:北京理工大学出版社,1998.[10] 李卓森等编.中外汽车图册车身分册(一)[M].长春:吉林科学技术出版社,1995.[11] 王洪欣.机械设计工程学(Ⅱ)[M].徐州:中国矿业大学出版社,2001.[12] Boyes WE.Jigs and fixtures America SME.1982 103-120

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致 谢

本设计在****老师的悉心指导下完成。从课题的选择、理论研究到论文的撰写都得到了何老师的指导和热情帮助。何老师渊博的知识、严谨的学风、丰富的经验以及独到的见解，使我受益匪浅，在此表示衷心的感谢。

由于本人水平能力有限，本设计中一定存在许多的错误，希望各位老师能给予批评、指正。最后，感谢在百忙之中评审论文和参加答辩工作的专家与教授们！

第二篇：轻型货车车架设计教案

汽车车身结构与设计

课程设计

题 目 轻型货车车架设计 班 级 M11车辆工程 姓 名

刘符利 学 号 1121111015 指 导 教 师 智淑亚

2014年12

摘要

本设计课题是关于轻型载货汽车的车架设计。所设计的车架结构形式是前后等宽的边梁式车架，其中纵梁和横梁的截面形状都采用槽型，纵梁与横梁通过焊接连接。本说明书涉及了现阶段载货汽车技术的发展趋势，以及国内外载货汽车车架的发展状。

关键词：轻型货车、车架、设计 绪论

1.1 概述

汽车车架是整个汽车的基体，是将汽车的主要总成和部件连接成汽车整体的金属构架，对于这种金属构架式车架，生产厂家在生产设计时应考虑结构合理，生产工艺规范，要采取一切切实可行的措施消除工艺缺陷，保证它在各种复杂的受力情况下不至于被破坏。

车架作为汽车的承载基体，为货车、中型及以下的客车、中高级和高级轿车所采用，支撑着发动机离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所有簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩。为此，车架应有足够的弯曲刚度，以使装在其上的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小；车架也应有足够的强度，以保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重变形和开裂。车架刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。

本说明书只是叙述非承载式车身结构形式中单独的车架系统。承载式汽车，前、后悬架装置，发动机及变速器等传动系部件施加的作用力均由车架承受，所以，车架总成的刚性、强度及振动特性等几乎完全决定了车辆整体的强度、刚度和振动特性。设计时在确保车架总成性能的同时，还应对车架性能和匹配性进行认真的研究。车架结构很多都是用电弧焊焊接而成，容易产生焊接变形。在设计方面对精度有要求的部位不得出现集中焊接，或者从部件结构方面下工夫，尽量确保各个总成的精度。另外，与其他焊接方法相对比，采用电弧焊的话，后端部容易出现比较大的缺口，出现应力集中现象。所以，应对接头位置和焊接端部进行处理。

车架受力状态极为复杂。汽车静止时，它在悬架系统的支撑下，承受着汽车各部件及载荷的重力，引起纵梁的弯曲和偏心扭转。如汽车所处的路面不平，车架还将呈现整体扭转。汽车行驶时，载荷和汽车各部件的自身质量及其工作载荷（如驱动力、制动力和转向力等）将使车架各部件承受着不同方向、不同程度和随机变化的动载荷，车架的弯曲、偏心扭转和整体扭转将更严重，同时还会出现侧弯、菱形倾向，以及各种弯曲和扭转振动。同时，有些装置件还可能使车架产生较大的装置载荷。

随着计算机技术的发展，在产品开发阶段，对车架静应力、刚度、振动模态以至动应力和碰撞安全等已可进行有限元分析，对其轻量化、使用寿命，以及振

动和噪声特性也可以做出初步判断，为缩短产品开发周期创造了有利条件。

1.2 车架的发展

早期汽车所使用的车架，大多都是由笼状的钢骨梁柱所构成的，也就是在两支平行的主梁上，以类似阶梯的方式加上许多左右相连的副梁制造而成。车体建构在车架之上，至于车门、沙板、引擎盖、行李厢盖等钣件，则是另外再包覆于车体之外，因此车体与车架其实是属于两个独立的构造。这种设计的最大好处，在于轻量化与刚性得以同时兼顾，因此受到了不少跑车制造商的青睐，早期的法拉利与兰博基尼都是采用的这种设计。

由于钢骨设计的车架必须通过许多接点来连结主梁和副梁，加之笼状构造也无法腾出较大的空间，因此除了制造上比较复杂、不利于大量生产之外，也不适合用在强调空间的四门房车上。随后单体结构的车架在车坛上成为主流，笼状的钢骨车架也逐渐改由这种将车体与车架合二为一的单体车架所取代，这种单体车架一般以“底盘”称之。

关于单体车架，简单的说就是将引擎室、车厢以及行李厢三个空间合而为一，这样的好处除了便于大量生产，模组化的运用也是其中主要的考虑。通过采取模组化生产的共用策略，车厂可以将同一具车架分别使用在数种不同的车款上，这样也可节省不少研发经费。

除了有利于共用，车体车架也可以通过材料的不同来发挥轻量化的特性，例如本田NSX所使用的铝合金以及法拉利F50、Enzo所使用的碳纤维材料等。铝合金是80年代末期相当热门的一种工业材料，虽然重量比铁轻，但是强度却较差，因此如果要用铝合金制成单体车架，虽然在重量上比起铁制车架更占优势，但是强度却无法达到和铁制车架同样的水准。除非增加更多的铝合金材料，利用更多的用量来弥补强度上的不足。不过这样一来，重量必然会相对增加，而原本出于轻量化考量而采用铝合金材料的动机，当然也就失去了意义。也正因为这个原因，铝合金车架在车坛上并未成为主流，少数高性能跑车或是使用了强度更高的碳纤维，或是用碳纤维结合蜂巢状夹层铝合金的复合材料取代了铝合金。但是要用碳纤维制成单体车架，在制作上相当复杂且费时，成本也相对更高，所以至今仍无法普及到一般市售车上，而仅有少数售价高昂的跑车使用。

尽管铝合金车架鲜有车厂使用，不过用钢铁车架搭配铝合金钣件的方式，近年来却受到不少车厂的重视，这样的结构不仅可以保留车架本身的强度，同时也可以通过钣件的铝合金化来取得轻量化效果，在研发成本上自然也不像碳纤维制

的单体车架那样昂贵。

欧美从90年代开始逐渐提高了撞击事故的安全防护标准，这也是凸现出车架刚性重要的另一原因。许多车厂为了在撞击事故发生时能够确保车内乘员的安全，惟有针对车架以及车体进行全面强化，这也使得除了车架以外的强度有所改善，包括钣件厚度的改变以及各种辅助梁的增设也成为各厂惯用的手法。不过在这样的情况下，伴随而来的是车重相对增加，这也正是欧美日许多市售车的重量比起10年前、20年前增加不少的主要原因。

关于刚性的确保，大多数车厂在新车的设计阶段，都是利用电脑计算出车架的刚性需求，并以此作为设计依据。有些车厂在用电脑完成设计雏形后，还会再由专业的试车人员进行实际测试。

中国第一汽车集团凌源汽车制造有限公司汽车车架U型槽合数控冲孔生产线竞标成功。汽车车架U型槽合数控冲孔生产线是我公司继两年前成功设计制造了合肥江淮汽车厂汽车纵梁数控平板冲孔生产线的基础上，在汽车纵梁数控冲孔方面的又一标志性成果，填补了国内设计制造汽车车架U型槽合数控冲孔生产线的空白。汽车车架U型槽合数控冲孔生产线的设计制造成功，在汽车制造行业具有划时代的意义，标志着中国在汽车车架数控冲孔加工的生产设备方面达到了国际先进水平，降低了汽车制造行业购置汽车车架数控冲孔生产线的巨大费用，积极推动了中国汽车制造业的飞速发展，为中国汽车制造业早日与国际接轨奠定了基础。

我国的车架企业基本拥有剪切、冲压、焊接、铆接、油漆、机加工六大工艺能力和完善的检测手段、研究设计中心，具有16吨至3000吨的冷冲压能力，具备了开发、设计、生产各种类型车架。

2.2 车架在实际环境下要面对的4种压力

要评价车架设计和结构的好坏，首先应该清楚了解的是车辆在行驶时车架所要承受的各种不同的力。如果车架在某方面的韧性不佳，就算有再好的悬挂系统，也无法达到良好的操控表现。而车架在实际环境下要面对4种压力。负载弯曲

从字面上就可以十分容易的理解这个压力，部分汽车的非悬挂重量，是由车架承受的，通过轮轴传到地面。而这个压力，主要会集中在轴距的中心点。因此车架底部的纵梁和横梁，一般都要求较强的刚度。非水平扭动

当前后对角车轮遇到道路上的不平而滚动，车架的梁柱便要承受这个纵向扭曲压力，情况就好像要你将一块塑料片扭曲成螺旋形一样。横向弯曲

所谓横向弯曲，就是汽车在入弯时重量的惯性（即离心力）会使车身产生向弯外甩的倾向，而轮胎的抓着力会和路面形成反作用力，两股相对的压力将车架横向扭曲。水平菱形扭动

因为车辆在行驶时，每个车轮因为路面和行驶情况的不同，每个车轮会承受不同的阻力和牵引力，这可以使车架在水平方向上产生推拉以至变形，这情况就好像将一个长方形拉扯成一个菱形一样。

2.3 车架设计的技术要求

为了使车架符合上述功用，通常对设计的车架有如下的要求： 2.3.1 必须有足够的强度

保证在各种复杂受力的使用情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度，保证在汽车大修里程内，车架不致有严重的疲劳损伤。

纵梁受力极为复杂，设计时不仅应注意各种应力，改善其分布情况，还应该注意使各种应力峰值不出现在同一部位上。例如，纵梁中部弯曲应力较大，则应注意降低其扭转应力，减少应力集中并避免失稳。而在前、后端，则应着重控制悬架系统引起的局部扭转。

提高纵梁强度常用的措施如下：

(1)

提高弯曲强度

选定较大的断面尺寸和合理的断面形状（槽形梁断面高宽比一般为3：1左右）；

(2)提高局部扭转刚度

注意偏心载荷的布置，使相近的几个偏心载荷尽量接近纵梁断面的弯曲中心，并使合成量较小；

在偏心载荷较大处设置横梁，并根据载荷大小及分散情况确定连接强度和宽度；

将悬置点分布在横梁的弯曲中心上；

当偏心载荷较大并偏离横梁较远处时候，可以采用K形梁，或者将该段纵梁形成封闭断面；

偏心载荷较大且比较分散时候，应该采用封闭断面梁，横梁间距也应缩小；

选用较大的断面；

限制制造扭曲度，减少装配预应力。(3)提高整体扭转强度

不使纵梁断面过大；

翼缘连接的横梁不宜相距太近。(4)

减少应力集中及疲劳敏感

尽可能减少翼缘上的孔（特别是高应力区），严禁在翼缘上布置大孔；

注意外形的变化，避免出现波纹区或者受严重变薄；

注意加强端部的形状和连接，避免刚度突变；

避免在槽形梁的翼缘边缘处施焊，尤其畏忌短焊缝和“点”焊。(5)减少失稳

受压翼缘宽度和厚度的比值不宜过大（常在12左右）；

在容易出现波纹处限制其平整度。(6)局部强度加强

采用较大的板厚；

加大支架紧固面尺寸，增多紧固数量，并尽量使力作用点接近腹板的上、下侧面。

2.3.2 车架的轻量化

由于车架较重，对于钢板的消耗量相当大。因此，车架应按等强度的原则进

行设计，以减轻汽车的自重和降低材料的消耗量。在保证强度的条件下，尽量减轻车架的质量。通常要求车架的质量应小于整车整备质量的10％。

本设计主要对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，使车架纵梁具有足够的强度，以此来确定车架的断面尺寸。（参照《材料力学》）另外，目前钢材价格暴涨，汽油价格上涨，从生产汽车的经济性考虑的话，也应尽量减轻整车的质量。从生产工艺性考虑，横纵梁采用简便可靠的连接方式，不仅能降低工人的工作强度，还能增强车架的强度。

2.4 车架结构的确定

2.4.1 车架类型的选择

车架的结构形式可以分为边梁式、中梁式（或称脊骨式）和综合式。而在有些客车和轿车上车身和车架制成一体，这样的车身称为“半承载式车身”，有的被加强了车身则能完全起到车架的作用，这样的车身称为“承载式车身”，不另设车架。随着节能技术的发展，为了减轻自重，越来越多的轿车都采用了承载式车身。下边先分别列举下各车架的特点。（1）

边梁式车架的构造

这种车架由两根纵梁及连接两根纵梁的若干根横梁组成，用铆接和焊接的方法将纵横梁连接成坚固的刚性构架。纵梁通常用低合金钢板冲压而成，断面一般为槽型，z星或箱型断面。横梁用来连接纵梁，保证车架的抗扭刚度和承载能力，而且还用来支撑汽车上的主要部件。边梁式车架能给改装变型车提供一个方便的安装骨架，因而在载重汽车和特种车上得到广泛用。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变形，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种汽车和用货车底盘改装而成的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。

用于载货汽车的边梁式车架（图2-1），由两根相互平行但开口朝内、冲压制成的槽型纵梁及一些冲压制成的开口槽型横梁组合而成。通常，纵梁的上表面沿全长不变或局部降低，而两端的下表面则可以根据应力情况相应地缩小。车架宽度多为全长等宽。

图2-1 边梁式车架

X型车架是边梁式车架的改进，这种车架由两根纵梁及X型横梁组成，实际上是边梁式车架的改进，有一定的抗扭刚度，X横梁能将扭矩转变为弯矩，对短而宽的车架，这种效果最明显。车架中部为位于汽车纵向对称平面上的一根矩形断面的空心脊梁，其前后端焊以叉形梁。前端的叉形梁用于支撑动力、传动总成，而后端则用于安装后桥。传动轴经中部管梁通向后方。中部管梁的扭转刚度大。前后叉形边梁由一些横梁相连，后者还用于加强前、后悬架的支撑。管梁部分位于后座乘客的脚下位置且在车宽的中间，因此不妨碍在其两侧的车身地板的降低，但地板中间会有较大的纵向鼓包。门槛的宽度不大，虽然从被动安全性考虑，要求门槛有足够的强度和刚度。轿车要是使用边梁式车架，为了降低地板高度，可局部地减少纵梁的断面高度并相应地加大其宽度，但这使纵梁的制造工艺复杂化且其车身地板仍比采用其他车架时为高，当然地板上的传动轴通道鼓包也就不大了。所以X型车架较多使用于轿车。

还有周边式车架，这种车架是从边梁式车架派生出来的，前后两端纵梁变窄，中部纵梁加宽，前端宽度取决于前轮最大转角，后端宽度取决于后轮距，中部宽度取决于车身门槛梁的内壁宽，前部和中部以及后部和中部的连接处用缓冲臂或抗扭盒相连，具有一定的弹性，能缓和不平路面的冲击。其结构形状容许缓冲臂有一定的弹性变形，可以吸收来自不平路面的冲击和降低车内噪声。此外，车架中部加宽既有利于提高汽车的横向稳定性，又可以减短了车架纵梁外侧装置件的悬伸长度。在前后纵梁处向上弯曲以让出前后独立悬架或非断开式后桥的运动空间。采用这种车架时车身地板上的传动轴通道所形成的鼓包不大，但门槛较宽。这种车架结构复杂，一般在中、高级轿车上采用。

（2）中梁式车架（脊骨式车架）

其结构只有一根位于中央而贯穿汽车全长的纵梁，亦称为脊骨式车架。中梁的断面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定发动机，而主减速器壳通常固定在中梁的尾端，形成断开式后驱动桥。中梁上的悬伸托架用以支承汽车车身和安装其它机件。若中梁是管形的，传动轴可在管内穿过。优点是有较好的抗扭转刚度和较大的前轮转向角，在结构上容许车乾有较大的跳动空间，便于装用独立悬架，从而提高了汽车的越野性；与同吨位的载货汽车相比，其车架轻，整车质量小，同时质心也较低，故行驶稳定性好；车架的强度和刚度较大；脊梁还能起封闭传动轴的防尘罩作用。缺点是制造工艺复杂，精度要求高，总成安装困难，维护修理也不方便，故目前应用较少。（3）综合式车架

综合式车架是由边梁式和中梁式车架联合构成的。车架的前段或后段是边梁式结构，用以安装发动机或后驱动桥。而车架的另一段是中梁式结构的支架可以固定车身。传动轴从中梁的中间穿过，使之密封防尘。其中部的抗扭刚度合适，但中部地板凸包较大，且制造工艺较复杂。此种结构一般在轿车上使用。

车架承受着全车的大部分重量，在汽车行驶时，它承受来自装配在其上的各部件传来的力及其相应的力矩的作用。当汽车行驶在崎岖不平的道路上时，车架在载荷作用下会产生扭转变形，使安装在其上的各部件相互位置发生变化。当车轮受到冲击时，车架也会相应受到冲击载荷。因而要求车架具有足够的强度，合适的刚度，同时尽量减轻重量。在良好路面行驶的汽车，车架应布置得离地面近一些，使汽车重心降低，有利于汽车稳定行驶，车架的形状尺寸还应保证前轮转向要求的空间。

由于设计的是轻型载汽车车架，根据其特点选用边梁式车架。纵梁上、下表面为平直，断面呈槽形，其结构简单，工作可靠，不仅能降低工人工作强度，而且其造价低廉，有良好的经济性，将广泛地用于各种载货汽车、客车上。

选取的方案的优点： 边梁式车架由两根纵梁的若干根横梁组成，该结构便于安装驾驶室、车厢和其它总成，被广泛用在载重货车、特种车和大客车上。车架的设计

车架是一个复杂的薄壁框架结构，其受力情况极为复杂。本设计包括了结构形式的设计：车架的宽度的确定，纵梁形式的确定，横梁形式的确定，横梁与纵梁连接形式的确定。在车架设计的初期阶段，可对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，以及来确定车架的断面尺寸。下面是设计和计算的方法和步骤。

3.1 车架结构形式的设计

3.1.1 车架宽度的确定

车架的宽度是左、右纵梁腹板外侧面之间的宽度。车架前部宽度的最小值取决于发动机的外廓宽度，其最大值受到前轮最大转角的限制。车架后部宽度的最大值主要是根据车架外侧的轮胎和钢板弹簧片宽等尺寸确定。为了提高汽车的横向稳定性，希望增大车架的宽度。

通常，车架的宽度根据汽车总体布置的参数来确定，整车宽度不得超过2.5m，故往往很难同时满足上述要求。为了解决总体布置与加宽车架的矛盾，车架的宽度设计可采取以下措施：（1）将车架做成前窄后宽

这种结构可以解决前轮转向所需的空间与车架总宽之间的矛盾。此结构适用于轻型汽车、微型汽车和轿车。（2）将车架做成前宽后窄

对于重型载货汽车，其后轴的负荷大，轮胎的尺寸加大，后钢板弹簧片宽增加，同时为了安装外型尺寸大的发动机，常需减小前轮转向角，以便使汽车的总宽在公路标准的2.5m内，因此车架不得不采用前宽后窄的型式。

但根据本设计的要求，关于轻车车架结构设计，其载重设为1.7t，简化制造工艺，最好车架前后等宽。为了便于实行产品的三化，不少国家对车架的宽度制定了标准。本设计方案取车架的宽度为750mm。3.1.2 车架纵梁形式的确定

车架的纵梁结构，一方面要保证车架的功能，另一方面要满足整车总体布置的要求，同时形状应尽量简单，以简化其制造工艺。

从纵梁的侧视图看，纵梁的形状可分为上翼面是平直的和弯曲的两种。优点：结构简单，工艺性好；当上翼面为平直时，可使货厢底板平整，纵梁制造方便，大多数载货汽车车架纵梁都采用这种型式。当上翼面弯曲时，纵梁部分区段降低，地板高度相应降低，改善了整车的稳定性，且有利于上、下车，此种结构在轿车、微型汽车、公共汽车和部分轻型载货汽车上采用，其制造工艺复杂。

纵梁上表面应尽量做成平直的，中部断面一般较大、两端较小，与所受弯矩相适应。也有全长或仅中部及后部为等断面的。根据整车布置要求，有时采用前端或后端或前后端均弯曲的纵梁。

纵梁的断面形状有槽形、工字形、箱形、管形和Z形等几种。为了使纵梁各断面处的应力接近，可改变梁的高度，使中部断面高、两端断面低。槽形断面的纵梁有较好的抗弯强度，工艺性好，紧固方便，又便于安装各种汽车部件，故采用得最为广泛，但此种断面的抗扭性能差。从降低车架纵梁抗弯应力方面考虑的话，增大槽形断面的高度最有利，但使汽车的质心高度增加。增大上、下翼面的宽度，也可以提高纵梁的抗弯强度，但其值的增加又受到发动机、传动系统部件布置的限制。因此需综合考虑上述因素的影响，通常取高与宽的比值为2.8—3.5。由于重型载货汽车的发动机外型尺寸大，后轴负荷大，为了使车架做成前、后等宽，有的车架纵梁就采用Z形断面，我国黄河牌载货汽车的车架就是采用此种断面。这种纵梁和横梁的连接结构复杂，燃油箱的安装也不方便。重型载货汽车和超重型载货汽车的车架纵梁一般多采用工字形截面的型材或焊接成的箱形结构。箱形断面梁抗扭强度大，多用于轿车和轻型越野车。超重型越野车及矿用自卸车的纵梁形式多用钣料焊接而成，常为箱形或工字形断面。采用封闭断面纵梁构成的车架，其抗弯刚度大，通常客车的车架也是采用此种断面。纵梁的长度一般接近汽车长度，其值约为1.4—1.7倍汽车轮距。

多品种生产时，常使不同轴距、不同装载质量的系列车型采用内高相同的槽形断面纵梁，通过变化钣料厚度或翼缘宽度获得不同强度。

根据本设计的要求，再考虑纵梁截面的特点，本方案设计的纵梁采用上、下翼面是平直等高的槽形钢。纵梁总长为4815mm。优点：有较好的抗弯强度，便于安装汽车部件。

3.1.3 车架横梁形式的确定

车架横梁将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。汽车主要总成通过横梁来支承。

载货汽车的横梁一般有多根横梁组成，其结构和用途不一样。(1)

前横梁

通常用来支承水箱。当发动机前支点安排在左右纵梁上时，可用较小槽型和Z型断面横梁。对于前部采用独立悬架的轿车，为了改善汽车的视野，希望汽车头部高度降低，固需要将水箱安装得低些，可将前横梁做成宽而下凹的形状。当发动机前支点和水箱相距很近时，前横梁常用来支承水箱和发动机前端，此时需采用断面大的横梁。(2)

中横梁

通常用来作传动轴的中间支承。为了保证传动轴有足够的跳动空间，将其结构做成上拱形。在后钢板弹簧前、后支架附近所受到的力或转矩大，则要设置一根抗扭刚度大、连接宽度大的横梁。(3)后横梁

后横梁采用中横梁形式。

本设计课题是关于轻型车车架结构设计，所以采用开口断面比较合适。本次设计一共采用大小共8根横梁，各根横梁的结构及用途如下：

第一根横梁断面形状为槽型，用来支撑水箱，其中间设有多个圆形孔，目的是让空气可以流到发动机底部，也有助于发动机的散热。

第二根横梁为发动机托架，为防止其与前轴发生碰撞几干涉，故将其安排放在发动机前端，其形状就是近似元宝的元宝梁，此种形状有较好的刚度。

第三根横梁为驾驶室的安装梁。用于驾驶室后部的安装，断面形状为槽形。第四根横梁用作传动轴的支承，其断面形状为槽形，为了保证传动轴有足够的跳动空间和安装空间，将其结构做成上拱形。

第五、七根横梁分别在后钢板弹簧前、后支架附近，它们所受到的力或转矩都很大。它们的断面形状也是采用槽形。

第六、七根横梁不仅要承受各种力和力矩的作用，还要作为安装备胎的的安置机构。它们的断面形状为槽型。

第八横梁为后横梁，其将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。其断面形状为槽形。3.1.4 车架纵梁与横梁连接型式的确定

纵梁和横梁的连接方式对车架的受力有很大的影响。大致可分有以下几种：(1)

横梁和纵梁的腹板相连接

这种连接型式制造工艺简单，连接刚度较差，但不会使纵梁出现大的应力，一般车架的中部横梁采用此种连接方式。

(2)

横梁同时和纵梁的腹板及任一翼缘（上或下）相连接

这种连接方式制造工艺不很复杂，连接刚度增强，故得到广泛应用。但后钢板弹簧托架上的力会通过纵梁传给后钢板弹簧的前横梁，使其承受较大载荷。因此在设计钢板弹簧托架时应尽可能减少悬架伸长度，使载荷作用点靠近纵梁弯曲中心。当偏心载荷较大时，可将该处纵梁做成局部闭口断面；也可将横梁穿过纵梁向外延伸，将载荷直接传给横梁。(3)

横梁同时和上、下翼缘相连接

这种连接形式具有刚性较好的加强角撑，可产生良好的斜支撑作用，使整个车架的刚度增加，且其翼缘外边不致因受压而产生翘曲。车架两端的横梁常采用这种形式和纵梁相连接。但此种连接方式制造复杂，当转矩过大时，纵梁翼缘上会出现应力过大的现象，这是由于纵梁截面不能自由翘曲所致。横梁和纵梁的固定方法可分为铆接、焊接和螺栓连接等方式。

大多数车架用搭铁板通过铆钉连接。这种方法成本低，适合大批量生产，其刚度与铆钉的数目及其分布有关。

焊接能使其连接牢固，不致产生松动，能保证有大的刚度。但焊接容易变形并产生较大的内应力，故要求焊接质量要高，主要在小批量生产或修理时采用。

螺栓连接主要在某些为了适用于各种特殊使用条件的汽车车架上采用，以使装在汽车车架上的某些部件易于拆卸或互换。但此种连接方式在长期使用时，容易松动，甚至发生严重事故。一般汽车车架横梁与纵梁的固定不采用此种方法。

紧固件的尺寸和数量要和横梁大小相适应，铆钉分布不要太近。当利用连接板的翻边紧固时，应加大连接板的宽度和厚度，紧固孔应尽可能靠近翻边处，以防连接损坏。

本设计方案中，横梁与纵梁的连接形式大体都使用焊接连接。

总之，车架结构的设计要充分考虑到整车布置对车架的要求及企业的工艺制造能力，合理选择纵梁截面高度、横梁的结构形式、横梁与纵梁的联接方式，使车架结构满足汽车使用要求。以达到较好的经济效益和社会效益。

3.2 车架的受载分析

汽车的使用条件复杂，其受力情况十分复杂，因此车架上的载荷变化也很大，其承受的载荷大致可分为下面几类：

3.2.1 静载荷

车架所承受的静载荷是指汽车静止时，悬架弹簧以上部分的载荷。即为车架质量、车身质量、安装在车架的各总成与附属件的质量以及有效载荷（客车或货物的总质量）的总和。3.2.2 对称的垂直动载荷

这种载荷是当汽车在平坦的道路上以较高车速行驶时产生的。其大小与垂直振动加速度有关，与作用在车架上的静载荷及其分布有关，路面的作用力使车架承受对称的垂直动载荷。这种动载使车架产生弯曲变形。3.2.3 斜对称的动载荷

这种载荷是当汽车在崎岖不平的道路上行驶时产生的。此时汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一同歪斜，其大小与道路不平的程度以及车身、车架和悬架的刚度有关。这种动载荷会使车架产生扭转变形。3.2.4 其它载荷

汽车转弯行驶时，离心力将使车架受到侧向力的作用；汽车加速或制动时，惯性力会导致车架前后部载荷的重新分配；当一个前轮正面撞在路面凸包上时，将使车架产生水平方向的剪力变形；安装在车架上的各总成（如发动机、转向摇臂及减振器等）工作时所产生的力；由于载荷作用线不通过纵梁截面的弯曲中心（如油箱、备胎和悬架等）而使纵梁产生附加的局部转矩。

综上所述，汽车车架实际上是受到一定空间力系的作用，而车架纵梁与横梁的截面形状和连接点又是多种多样，更导致车架受载情况复杂化。车架的制造工艺

4.1 车架梁的制造工艺

4.1.1 纵梁

图 4-2 纵梁断面

(1)

产品特征

断面形式 ：等断面、变端面； 长度形式 ：直线式； 料厚：纵梁 5.00、8.0mm； 纵梁长度：4815(2)

工艺特点 a 工艺流程

第一种模式 ：剪切一用模具落料；中孔一用模具压弯成形一装配一油漆。第二种模式 ：剪切一用模具落料冲工艺孔一用平面数控冲孔机冲孔一用模具压弯成形一装配一油漆。

第三种模式 ：剪切一用平面数控冲孔机冲孔一折弯成形一装配一油漆。第四种模式 ：单倍尺卷料一辊压成形一切断一用三面数控；中孔机 ；中孔一等离子切割局部外形一喷丸。b 生产设备

机械压力机 ：3000、3500、4000、5000t ；平面数控； 中孔机、三面数控； 中孔机、折弯机；

采用模具生产和平面数控冲孔机模式的工艺，一般受产品结构、压床吨位(一般为3000、3500、4000、5000t)限制。不能采用强度过高的高强度钢板，即屈服强度在350-560N/mm以下的高强度钢板 ；纵梁和纵梁加强板的长度不易太长，应控制在10000mm左右。材料厚度与材料长度成反比，控制在8mm以下为好。采用辊压成形模式的工艺，在购买设备时就已将材料参数即屈服 强度设定在350-700N，mm以下，可以选择屈服强度在700/mm以下的材料，长度不限，厚度控制在10mm以下。纵梁和纵梁加强板用材受设备、工艺模式、产 品结构影响，材料强度级别范围也有所不同。一般来说开发纵梁和纵梁加强材料时应结合其工艺条件，从材料的使用范围入手，确定合理的高强度钢板强度开发范围，从而适用不同的工艺模式。还应研究高强度钢板 回弹消除问题、可适用的焊接方式和 匹配的焊条、对模 具材料的强度要求、适用油漆方式等相关参数，从而提高材料的应用空间。

4.1.2 横梁

货车车架上一般有5到11根横梁，其用途和结构各不相同。不同条件的汽车横梁其结构型式变化较大。目前，汽车车架上使用的梁通常以槽形式和拱形居多。这是因为槽形式横梁曲刚度和强度都较大，且便于制：拱形横梁具有较大的连接度、截面高度较低，可以让开下空间的优点。汽车横梁一般都是采用冲压加工方法生产。(1)产品特征

厚度 ：5.0、6.5、7.0mm 长度 ：740mm 抗拉强度：370-610 N ／ mm；

形状 ：槽形式横梁、拱形式横梁等，如图4-

3、4-4

图 4-3 拱形横梁

图 4-4 槽形横梁

(2)工艺特点 a 工艺流程

槽型式横梁 ：剪切一修边冲孔(或落料冲孔)一成形一冲孔(按需)一装配一油漆。

鳄鱼1b式横梁：剪切一成形一修边冲孔一装配一油漆。b 设备

机械压力机 ：800t、1250t、3000t。近年来,为了满足用户经济性、大吨位要 求，横梁材料厚度由4.0-6.0mm变为6.5-1.0mm,抗拉强度也由370-510MPa提高到590-610MPa以上。复杂形状 的横梁应用较多。既要有一定的强度又要有良好的成形性能是横梁用材的基本要求。同时，受压力机吨位、模具制造业水平限制，未将高强度钢板应用在成形复杂的横梁上。对于横梁用材的开发应针对横梁 的产品特性，结合工艺技术水平，在满足强度要求的前提下重点提高材料成形性能和焊接性能。还要开展高强度钢板 的极限拉伸速度 的研究，这是由于商用车横梁一般都是在机械压力机 上生产，依据高强度钢板的极限拉伸速度来控制机械压力机的生产速度。从而减少横梁破损的发生。c 连接板

厚度 ：4.0mm； 长度 ：110mm；

抗拉强度 ：510-640N／ mm； 形 状 ：平板

连接板用于连接横梁和纵梁，增强纵梁的强度。以压弯件为主，材料主要为高强度钢板。对材料的成形性能要求不高，但要求材料的压弯回弹小。

4.2 焊接工艺

4.2.1 焊接工艺分析

(1)车架结构材料采用的是16Mn，焊接性好，加之材料厚度适中，在合理的装焊工艺条件下，一般不容易产生气孔和裂纹，不需要采用特殊的焊接工艺措施和焊后热处理。

(2)车架是整车的载体，车架的焊缝主要承受汽车运行过程中的动载作用，而车架刚性大，焊后接头的收缩力较大，因此必须选用合理的焊接方法及工艺参数，控制线能量。

(3)对于车架纵梁和横梁而言，焊接分布并非完全对称，所以要合理安排焊接顺序，尽量采用对称焊和从中间向两头释焊，以减少焊接变形。

(4)控制零部件尺寸即互换性，保证装配间隙均匀，以减少因收缩不均所造成的变形。

(5)夹具设计时要合理留有收缩余量及装配间隙，综合处理好车架焊后接头应力与总体变形这对相互矛盾的问题，在保证满足设计尺寸要求的条件下，接头焊后存在的应力愈小愈好。

4.2.2 焊接方法和焊接参数的选择

由于二氧化碳气体保护焊成本低,生产效率高,抗锈、抗氢和抗裂纹能力强，焊后不用清渣，变形小，易于操作，适于全位置焊，因此焊接方法采用半自动二氧化碳气体保护焊。

4.2.3 焊接工艺流程

焊纵梁加强梁-纵梁焊后矫形-零部件组焊-车架补焊-车架装配-车架矫形-车架检验-车架涂装

4.3 涂装工艺

提到汽车防腐，人们很 自然会想到车身、车箱等外露冲压件。其实汽车的防腐是对整车而言，尤其是汽车的重要件和保安件，对不允许在寿命周期内出现腐蚀导致的性能下降和结构损坏。车架是商用车关键的总成之一，于它位于车下

部，易受路面沙石冲击和各种使用环境介质侵蚀。车架是整车的主要骨架，如防腐处理不好，于腐蚀致性能下降或结构损坏，果将不堪设想。由于车架外露的部分很少，易引起人们的注意，生锈蚀不易被发现，所以，确保高质量涂装至关重要。然而，多年来，我国汽车行业对车架的涂装并没有给予足够的重视，甚至有人认为，车架 是中厚板件，腐蚀了只是难看一些，不会引起结构损坏。如果整车设计寿命很短且行驶速度不高的话，种观点似乎还能站住脚，但在人们对汽车高速行驶可靠性和耐久性的要求越来越高的今天，我们必须真对待车架的防腐问题。

车架主要用于载货车、客车和客货两用车等商用车，多由热轧钢板冲压结构件铆接、焊接或螺栓连接而成。我国目前根据生产规模、设备条件不同，其涂装工艺差别较大，归纳为大批量生产和小批量生产两大类。大批量生产工艺是钢板剪切落料-化皮／防锈-压-焊接／铆焊-脂-化-泳或浸漆-干，个别根据需要增加一道面漆。我国大部分载货车生产厂都采用这种工艺。结论

汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于车架的布置。从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出车架总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求，保证汽车主要性能指标实现，使零部件通过合理的车架布局更好的结合在一起，使整车的性能、可靠性达到设计要求。

在这次设计我感到自己在各种技能和知识层面上有很多不足的地方，同时自己也学习到很多新的知识。如 CAD 制图，这是以前很少接触和使用的实用知识，在这次课程设计中我能学以致用。虽然中间的过程是辛苦的但是收获的喜悦是无法用言语所能表达的，总的来说这次课程设计让我收获颇丰，为我即将到来的工作打下了坚实的基础。

参考文献

[1] 刘鸿文 材料力学-4版.北京：高等教育出版社，2004 [2] 毛昕 画法几何及机械制图.北京：高等教育出版社，2004 [3] 濮良贵 纪名刚 机械设计.北京：高等教育出版社，2006 [4] 陈家瑞 汽车构造（下册）.北京：机械工业出版社，2008 [5] 龚寒微主编 汽车现代设计制造：北京：人民交通出版社，1995 [6] 过学迅主编 汽车设计．北京：人民交通出版社，2005 [7] 吴宗泽 机械零件设计手册．北京:机械工业出版社，2003 [8] 武田信之（日）著，载货汽车设计．人民交通出版社，1997 [9] 陈家海著 重型汽车车架设计，川汽科技，1999年第2期 [10] 吴憩棠著 商用车技术发展趋势，东方时评，2004年第47期

[11] 周岁华著 商用车车架工艺技术与材料开发，汽车工艺与材料，2007年第8期

第三篇：E420轻型载货汽车驱动桥设计说明书

盐城工学院毕业设计说明书 2006

目录 前言...........................................................................................................................1 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求.......................................................1 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路.......................................................1 1.3 预期的成果...........................................................................................................1 2 国内外发展状况及现状的介绍...............................................................................3 3 总体方案论证...........................................................................................................4 4 具体设计说明...........................................................................................................7 4.1 主减速器的设计...................................................................................................7 4.1.1 主减速器的结构型式.......................................................................................7 4.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法...............................................9 4.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法.............................................10 4.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算.............................................................10 4.2 差速器的设计.....................................................................................................13 4.2.1差速器的结构型式..........................................................................................13 4.2.2差速器的基本参数的选择及计算..................................................................15 4.3 半轴的设计.........................................................................................................16 4.3.1半轴的结构型式..............................................................................................16 4.3.2半轴的设计与计算..........................................................................................16 4.4驱动桥壳结构选择..............................................................................................19 5 结论.........................................................................................................................21 参 考 文 献...............................................................................................................22

盐城工学院毕业设计说明书 2006 1 前言

本课题是进行低速载货汽车后驱动桥的设计。设计出小型低速载货汽车后驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。

1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求

a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。

b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。

c.技术要求：设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准[1]，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路

a.本课题解决的主要问题：设计出适合本课题的驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在汽车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。

b.本课题的设计总体思路：非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的平顺性。1.3 预期的成果

设计出小型低速载货汽车的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。

a.提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更

低速载货汽车后驱动桥的设计

舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。

b.改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益

盐城工学院毕业设计说明书 2006 2 国内外发展状况及现状的介绍

为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。

在新政策《汽车产业发展政策》中，在2010年前，我国就要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010年，汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团，力争到2010年跨入世界500强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自1994年《汽车工业产业政策》颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。

低速载货汽车后驱动桥的设计 总体方案论证

驱动桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。

图3-1 驱动桥的总体布置型式简图

(a)普通非断开式驱动桥；(b)带有摆动半轴的非断开式驱动桥；(c)断开式驱动桥

方案

（一）：非断开式驱动桥

图3-2 非断开式驱动桥

普通非断开式驱动桥[2]，如图3-2，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小驱动桥质量。采用钢板冲压-焊

盐城工学院毕业设计说明书 2006 接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻驱动桥的质量。驱动桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在汽车的轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定主减速器速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于7.6且载货在6t以上的大型汽车上。在双级主减速器中，通常是把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减速器。在后一种情况下又有五种布置方案可供选择。方案

（二）：断开式驱动桥

图3-3 断开式驱动桥

断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁[2]。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬架相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管，作相应摆动。所以断开式驱动桥也称为“带有摆动半轴的驱动桥”。

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，因汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动的簧下质量较小，又与独立悬架相配合，致使驱动车轮与地面的接触

低速载货汽车后驱动桥的设计

情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。

方案

（三）：多桥驱动的布置

为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用4×4、6×6、8×8等驱动型式[2]。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难与布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二、第三桥）而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计（如汽车的变形）、制造和维修，都带来方便。四桥驱动的越野汽车也可采用侧边式及混合式的布置。

经上述分析，考虑到所设计的轻型载货汽车的载重和各种要求，其价格要求要尽量低，故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型载重汽车对驱动桥并无特殊要求，和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式驱动桥。

盐城工学院毕业设计说明书 2006 4 具体设计说明

4.1 主减速器的设计

4.1.1 主减速器的结构型式

主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。

在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。

图4-1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动

(a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动

采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用90°。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。对中等传动比，两种齿轮都能很好适应。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮

低速载货汽车后驱动桥的设计

相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。

不涂漆******

图4-5 采用组合式桥壳的单级主减速器

减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比 i0 的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。

本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图）。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。

盐城工学院毕业设计说明书 2006 4.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法

图4-2 主动锥齿轮齿面受力图

在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。

图4-3 骑马式支承

1-调整垫圈；2-调整垫片

本设计采用骑马式支承（图4-3）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式1/30以下。而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。骑马式支承的导向轴承（即齿轮小端一侧的轴承）都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离，以利于拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提

低速载货汽车后驱动桥的设计

高轴承的配合的配合紧度。

4.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法

图4-4 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法

主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。

为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图4-4（b））具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。

4.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算

主减速比i0,驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。A.主减速比i0的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同io下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作

盐城工学院毕业设计说明书 2006 最价匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0按下式计算[3]：

i0(0.377～0.472)式中：rr—车轮滚动半径，m；

igh—变速器最高档传动比；

amax—汽车最高车速；

np—发动机最大转速

rrnpamaxigh 41

i0(0.377～0.472)rrnpamaxigh0.4430.4440006.67

23.614.95 根据所选定的主减速比io值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得汽车驱动桥的离地间隙为200mm.B．主减速齿轮计算载荷的计算

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj）的较下者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。既[3]：

TjeTemax　iTLK0T/n 42

TjG2rr 43

LBiLB式中：Temax—发动机最大转矩，Nm；

iTL—由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

T—上述传动部分的效率，取T0.9；

K0—超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K01；

n—该车的驱动桥数目；

G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负载，N；对后桥来说还要考虑到汽车加速时的负荷增大量；

—轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取0.85；

rr—车轮的滚动半径，m；

LB，iLB—分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等）。

由式（4-2）、式（4-3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，低速载货汽车后驱动桥的设计

其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm（Nm）为[4]

Tjm(GaGT)rr(fRfHfP)44

iLBLBn式中：Ga—汽车装载总重，N；

GT—所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车；

fR—道路滚动阻力系数；

fH—汽车正常使用时的平均爬坡能力系数；

fP—汽车或汽车列车的性能系数。

fP0.195(GAGT)116 45 100Temax

当0.195GaGT16时 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．主减速齿轮基本参数的选择

a.齿数的选择

对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5。取z16，z234[5]。

b.节圆半径的选择

可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式4-

4、式4-5并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：

d2Kd23Tj 46

式中 dd—从动锥齿轮的节圆半径，mm；

Kd2—直径系数，取Kd213～16；

Tj—计算转矩，Nm。

d2Kd23Tj1532242mm

c.齿轮端面模数的选择

d2选定后可按式md2/z2算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核：

mKm3Tj 47

盐城工学院毕业设计说明书 2006 式中 Km—模数系数。

md2/z242/341.2

mKm3Tj0.43221.2

d.齿面宽的选择

汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽Fmm为：

F0.155d2 48

F0.155d20.155426.51mm

4.2 差速器的设计

4.2.1差速器的结构型式

差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（4-6）所示[6]。普通对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮等组成。其工作原理如图所示。0为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；

1、2分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度；3为行星齿轮绕其轴的自转角速度。

图4-6 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图

当汽车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则有

120 30

低速载货汽车后驱动桥的设计

这时，差速器壳经十字轴以力P带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”而无自转（30）。行星齿轮的轮齿以P/2的反作用力。对于对称式差速器来说，两半轴齿轮的节圆半径r相同，故传给左、右半轴的转矩均等于Pr/2，故汽车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。

当汽车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长的外侧车轮将产生滑移，而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生一附加阻力，且它们的方向相反，如图所示。当装有差速器时，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速1和2正常转动。当然，若差速器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差速器开始工作。

当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转”，而且还有绕行星齿轮以角速度为3的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且增高量为3z3（z3为行星齿轮齿数，z1为该侧半轴齿轮齿数），这样，外侧半z1轴齿轮的角速度为：

103z3 z1在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为z2）的转速将减低，且减低量为3z3，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿轮z2的转速为：

203z3 z1由以上两式得差速器工作时的转速关系为

1220

49

即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。由式（4-9）知：

当20时，120，或 当10时，220 当00时，12

最后一种情况00，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致汽车失去控制，使汽车急转和甩尾。

盐城工学院毕业设计说明书 2006 4.2.2差速器的基本参数的选择及计算

由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时．应考虑差速器的安装；差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。

1．差速器齿轮的基本参数选择 A．行星齿轮的基本参数选择

本载货汽车选用4个行星齿轮[7]。B．行星齿轮球面半径RB(mm)的确定

圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度上表征了差速器的强度。

球面半径可根据经验公式来确定：

RBKB3Tj 410

式中：KB—行星齿轮球面半径系数；

Tj—计算转矩，Nm。

RBKB3Tj2.523227mm

RB确定后，即可根据下式预选其节锥矩：

A00.98～0.99RB 411 A00.98～0.99RB0.9876.86mm C．行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择

选用行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为16。

D．差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1，2：

1arctanz1z；

2arcta2n

412 z2z1式中：z1，z2为行星齿轮和半轴齿轮齿数

1arctanz16arctan10 z234z234arctan80 z162arctan再求出圆锥齿轮的大端模数：

m2A02Asin10sin413 z1z2m2A02A26.86sin10sin2sin100.4 z1z2615

低速载货汽车后驱动桥的设计

节圆半径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 半轴的设计

4.3.1半轴的结构型式

采用半浮式半轴。半浮式以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定。半浮式半轴承受的载荷复杂，但它结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。

图4-7 半浮式半轴的结构型式与安装

4.3.2半轴的设计与计算

半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其计算载荷。

半轴的计算要考虑以下三种可能的载荷工况：

A．纵向力X2（驱动力或制动力）最大时（X2Z2），附着系数取0.8，没有侧向力作用；

B．侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z21，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1在计算中取1.0，没有纵向力作用；

C．垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2g)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力作用。

半浮式半轴的设计计算，应根据上述三种载荷工况进行

盐城工学院毕业设计说明书 2006

图4-8

半浮式半轴及受力简图

a． 半浮式半轴在上述第一种工况下

半轴同时承受垂向力Z2、纵向力X2所引起的弯矩以及由X2引起的转矩X2rr。

L，Z2R为 对左、右半轴来说，垂向力Z2LZ2RZ2gwZ2mG2gw

415 2式中：G2—满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，N；

m—汽车加速和减速时的质量转移系数；

gw—一侧车轮（包括轮毂、制动器等）本身对水平地面的载荷，N。

LZ2RZ2gw

Z2mG21.239200gw98001372N0 22纵向力按最大附着力计算，即

X2LX2R式中：—轮胎与地面的附着系数。

X2LX2RmG21.2392000.818816N 22mG2

416 2左、右半轴所承受的合成弯矩MNm为

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低速载货汽车后驱动桥的设计

2329Nm

转矩为

TX2LrrX2Rrr 418

TX2LrrX2Rrr188160.4

48279.04Nm b．半浮式半轴在上述第二种载荷工况下

半轴只受弯矩。在侧向力Y2的作用下，左、右车轮承受的垂向力Z2L、Z2R和侧向力Y2L、Y2R各不相等，而半轴所受的力为

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—驱动车轮的轮矩，mm；

hg—汽车质心高度，mm；

1—轮胎与路面的侧向附着系数；

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

盐城工学院毕业设计说明书 2006 Y2RG222hg13920026001.011 1B221650

2529N左、右半轴所受的弯矩分别为：

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．半浮式半轴在上述第三种载荷工况下半轴只受垂向弯矩：

G

MVkd2gwb

425

2式中：kd—动载系数。

G39200

MVkd2gwb2.598000.1245N0m

224.4驱动桥壳结构选择

驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传动件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（半轴）的外壳。

在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。

选用可分式桥壳。它的结构如图所示，整个桥壳由一个垂直结合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳提和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。

低速载货汽车后驱动桥的设计

图4-9 可分式桥壳

盐城工学院毕业设计说明书 2006 5 结论

此次设计了驱动桥及其各个部件，包括驱动桥的设计、主减速器的设计、差速器的设计、半轴的设计和桥壳的设计。

所选择的主减速比在满足汽车在给定使用的条件下，具有最佳的动力性和燃料经济性。差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车动力学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断地传递给左、右驱动车轮。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及使用寿命的前提下，减小簧下质量。初步改善了汽车的平顺性。选用的结构简单，维修也比较方便，制造容易。但同时，在驱动桥的设计上还存在着不足，有待解决。

低速载货汽车后驱动桥的设计

参 考 文 献

[1] GB18320-2001，农用运输车 安全技术条件 [S]．

[2] 王望予．汽车设计[M]．北京：机械工业出版社，2005．

[3] 刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001.[4] 成大先.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004，1.[5] 周开勤.机械零件手册[M].北京：高等教育出版社，2001.[6] 温芳,黄华梁.基于模糊可靠度约束的差速器行星齿轮传动优化设计[J].2004.6.[7] 成大先．机械设计手册（1~4册）[M].北京：化学工业出版社，1993．

盐城工学院毕业设计说明书 2006

致 谢

为期三个多月的毕业设计即将结束，回顾整个过程，我深有感受。在设计工作开始之前，李老师带领我们参观了很多汽车企业，老师和一些技术人员认真地给我们讲解了其工作原理，分析了各部件的功能特性和构造，避免了我在毕业设计过程中的盲目性。在设计过程中，我翻阅了大量的相关资料，同时将大一至大四上学期所学的相关专业课本认真的温习了一边，增加了很多理论知识。以前我对汽车的工作原理、工厂的工作环境和汽车的构造，没什么认识，但通过这次设计，我了解了，也感受到了。总之，这次设计，使我将四年中所学到的基础知识得到了一次综合应用，使学过的知识结构得到科学组合，同时也从理论到实践发生了一次质的飞跃，可以说这次设计是理论知识与实践运用之间互相过渡的桥梁。

知识的巩固固然重要，但能力的培养同样不可忽略。我觉得这次设计的完成,不仅锻炼了我搞设计的工作能力，培养了我独立思考的能力，解决困难的方法，并且也培养了我独立﹑创新﹑力求先进的思想。同时我认识到：无论做什么事，只要你深入的去做，难事不难，但如果你不去用心的做，易事不易。机不可失，我在这次的设计中倾注了大量的心血，尽一切力量争取将设计做到在最好。我认为我在这段时间内所有的收获，对我今后的学习和工作会是一笔难得的财富。

由于本人以前对汽车结构和制造过程了解不多，实践知识更是不足，但李老师总是耐心地给我讲解有关方面的知识，及时了解我设计中遇到的难题，使我得以在短时间内完成设计工作，同时教导我们不管是在以后的工作还是学习中，都要保持治学严谨的态度。在本次毕业设计中，李老师以及其他指导老师付出了辛勤的劳动，在此向他们表示衷心的感谢。此次设计的圆满完成与同组其他人员的通力合作也是分不开的，他们给了我许多帮助和指点，在此一并表示感谢！

由于自己能力所限，时间仓促,设计中还存在许多不足之处，恳请各位老师同学给予批评指正。

第四篇：轻型载货汽车车架设计说明书

第1章 绪论

1.1 课题背景

汽车的使用条件复杂，其受力情况也十分复杂，随着汽车行驶条件（车速和路况）的变化，车架上的载荷变化也很大，而车架，作为汽车的主要承载工件，它的好坏直接关系着汽车的各方面性能，如操作稳定性、安全性、舒适性、燃油经济性等。有过汽车在使用过程中，车架断裂的情况发生。所以对车架的主要受力件车架纵梁的强度进行校核，有着至关重要的意义。确保车架在各个工况下，车架纵梁的弯曲强度都符合材料的弯曲强度极限要求，如果不符合要求的，找出解决的方案，保证人与财产的安全。

另外，随着油价的上涨和国家对汽车尾气排放标准的不断提高，对载货汽车车架进行设计，不管是对其结构参数的优化设计，对其进行轻量化的优化设计，还是对汽车车架进行疲劳寿命预测分析等，都是出于对汽车动力性、安全性、燃油经济性的考虑。是非常有必要的。研究新的车架材料，减轻其质量，可以有效减少其整备质量。

1.2车架的发展历程

车架”这个名称原本是从法文的“Chassis”衍生而来的，早期汽车所使用的车架，大多都是由笼状的钢骨梁柱所构成的，也就是在两支平行的主梁上，以类似阶梯的方式加上许多左右相连的副梁制造而成。车体建构在车架之上，至于车门、沙板、引擎盖、行李厢盖等钣件，则是另外再包覆于车体之外，因此车体与车架其实是属于两个独立的构造。

第2章 方案论证

参考车型及其参数

公告型号 品牌 额定质量 整备质量 CA1092PK26L5E4 公告批次

228 载货汽车 8785 2

3585/5200 28/12

2260,2445 6180 560 解放4990 3600

类型 总质量 燃料种类 轴数 轴荷 接近离去角 前轮距 识别代号 整车宽 货厢长 货厢高 排放依据标准 轴距 轮胎规格 前悬后悬 后轮距 整车长 整车高 货厢宽 最高车速 4560

1080/2355 7995 2430 2115,2300 95

载质量利用系数 1.44 备注 该车带OBD,防护材料材质:Q235-A,连接方式:螺栓连接,后部防护装置的断面尺寸(mm):145×50,离地高度:545mm。

2.1 汽车车架受力情况

2.1.1车架水平菱形扭动力 因为车辆在行驶时，每个车轮因为路面和行驶情况的不同，（路面的铺设情况、凹凸起伏、障碍物及进出弯角等等）每个车轮会承受不同的阻力和牵引力，这可以使车架在水平方向上产生推拉以至变形，这种情况就好像将一个长方形拉扯成一个菱形一样。2.1.2车架非水平扭动力

当前后对角车轮遇到道路上的不平而滚动，车架的梁柱便要承受这个纵向扭曲压力，情况就好像要你将一块塑料片扭曲成螺旋形一样。2.1.3车架横向弯曲力

所谓横向弯曲，就是汽车在入弯时重量的惯性（即离心力）会使车身产生向弯外甩的倾向，而轮胎的抓着力会和路面形成反作用力，两股相对的压力将车架横向扭曲。

2.1.4车架负载弯曲力

从字面上就可以十分容易的理解这个压力，部分汽车的非悬挂重量，是由车架承受的，通过轮轴传到地面。而这个压力，主要会集中在轴距的中心点。因此车架底部的纵梁和横梁(member），一般都要求较强的刚度。

2.2车架设计要求

2.2.1车架必须要有一定的强度

保证在各种复杂受力的使用情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度，保证在汽车大修里程内，车架不致有严重的疲劳损伤。纵梁受力极为复杂，设计时不仅应注意各种应力，改善其分布情况，还应该注意使各种应力峰值不出现在同一部位上。例如，纵梁中部弯曲应力较大，则应注意降低其扭转应力，减少应力集中并避免失稳。而在前、后端，则应着重控制悬架系统引起的局部扭转。提高纵梁强度常用的措施如下：

(1)提高弯曲强度

选定较大的断面尺寸和合理的断面形状（槽形梁断面高宽比一般为3：1左右）；

(2)提高局部扭转刚度

注意偏心载荷的布臵，使相近的几个偏心载荷尽量接近纵梁断面的弯曲中心，并使合成量较小；在偏心载荷较大处设臵横梁，并根据载荷大小及分散情况确定连接强度和宽度；将悬臵点分布在横梁的弯曲中心上；当偏心载荷较大并偏离横梁较远处时候，可以采用K形梁，或者将该段纵梁形成封闭断面；偏心载荷较大且比较分散时候，应该采用封闭断面梁，横梁间距也应缩小；选用较大的断面； 限制制造扭曲度，减少装配预应力。

(3)提高整体扭转强度

不使纵梁断面过大； 翼缘连接的横梁不宜相距太近。(4)减少应力集中及疲劳敏感

尽可能减少翼缘上的孔（特别是高应力区），严禁在翼缘上布臵大孔； 注意外形的变化，避免出现波纹区或者受严重变薄；注意加强端部的形状和连接，避免刚度突变； 避免在槽形梁的翼缘边缘处施焊，尤其畏忌短焊缝和“点”焊。

(5)减少失稳

受压翼缘宽度和厚度的比值不宜过大（常在12左右）；在容易出现波纹处限制其平整度。

(6)局部强度加强采用较大的板厚；

加大支架紧固面尺寸，增多紧固数量，并尽量使力作用点接近腹板的上、下侧面。

2.2.2车架的轻量化

由于车架较重，对于钢板的消耗量相当大。因此，车架应按等强度的原则进行设计，以减轻汽车的自重和降低材料的消耗量。在保证强度的条件下，尽量减轻车架的质量。通常要求车架的质量应小于整车整备质量的10％。本设计主要对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，使车架纵梁具有足够的强度，以此来确定车架的断面尺寸。（参照《材料力学》）另外，目前钢材价格暴涨，汽油价格上涨，从生产汽车的经济性考虑的话，也应尽量减轻整车的质量。从生产工艺性考虑，横纵梁采用简便可靠的连接方式，不仅能降低工人的工作强度，还能增强车架的强度。

2.3车架形式的确定

2.3.1边梁式车架

这种车架由两根纵梁及连接两根纵梁的若干根横梁组成，用铆接和焊接的方法将纵横梁连接成坚固的刚性构架。纵梁通常用低合金钢板冲压而成，断面一般为槽型，z星或箱型断面。横梁用来连接纵梁，保证车架的抗扭刚度和承载能力，而且还用来支撑汽车上的主要部件。边梁式车架能给改装变型车提供一个方便的安装骨架，因而在载重汽车和特种车上得到广泛用。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布臵其他总成，易于汽车的改装和变形，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种汽车和用货车底盘改装而成的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。用于载货汽车的边梁式车架由两根相互平行但开口朝内、冲压制成的槽型纵梁及一些冲压制成的开口槽型横梁组合而成。通常，纵梁的上表面沿全长不变或局部降低，而两端的下表面则可以根据应力情况相应地缩小。车架宽度多为全长等宽。

2.3.2中梁式车架（脊骨式车架）

其结构只有一根位于中央而贯穿汽车全长的纵梁，亦称为脊骨式车架。中梁的断面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定发动机，而主减速器壳通常固定在中梁的尾端，形成断开式后驱动桥。中梁上的悬伸托架用以支承汽车车身和安装其它机件。若中梁是管形的，传动轴可在管内穿过。优点是有较好的抗扭转刚度和较大的前轮转向角，在结构上容许车乾有较大的跳动空间，便于装用独立悬架，从而提高了汽车的越野性；与同吨位的载货汽车相比，其车架轻，整车质量小，同时质心也较低，故行驶稳定性好；车架的强度和刚度较大；脊梁还能起封闭传动轴的防尘罩作用。缺点是制造工艺复杂，精度要求高，总成安装困难，维护修理也不方便，故目前应用较少。2.3.3综合式车架

综合式车架是由边梁式和中梁式车架联合构成的。车架的前段或后段是边梁式结构，用以安装发动机或后驱动桥。而车架的另一段是中梁式结构的支架可以固定车身。传动轴从中梁的中间穿过，使之密封防尘。其中部的抗扭刚度合适，但中部地板凸包较大，且制造工艺较复杂。此种结构一般在轿车上使用。车架承受着全车的大部分重量，在汽车行驶时，它承受来自装配在其上的各部件传来的力及其相应的力矩的作用。当汽车行驶在崎岖不平的道路上时，车架在载荷作用下会产生扭转变形，使安装在其上的各部件相互位臵发生变化。当车轮受到冲击时，车架也会相应受到冲击载荷。因而要求车架具有足够的强度，合适的刚度，同时尽量减轻重量。在良好路面行驶的汽车，车架应布臵得离地面近一些，使汽车重心降低，有利于汽车稳定行驶，车架的形状尺寸还应保证前轮转向要求的空间。

第3章 车架结构

3.1 车架结构形式的选定

3.1.1车架宽度的确定

车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬臵等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装臵件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。本设计取的车架宽860mm。

3.1.2车架纵梁形式的确定

纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。材料选用16Mn低合金钢，16Mn低合金钢在强度,塑性,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能。根据本设计的要求，再考虑纵梁截面的特点，本方案设计的纵梁采用上、下翼面是平直等高的槽形钢。纵梁总长为6815mm。优点：有较好的抗弯强度，便于安装汽车部件。

3.1.3车架横梁形式的确定

横梁是车架中用来连接左、右纵梁，构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布 合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。

从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力

在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁上的位臵应满足安装上的需要。横、纵梁的断面形状、横梁的数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。纵、横梁材料的选用有以下三种：车架A：箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。车架B：槽型纵梁、槽型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。车架C：槽型纵梁、工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。

从以上三种车架的对比可以看出：轻型载货汽车应该选用车架B。本设计共有八根横梁，有前横梁，发动机前悬臵横梁，发动机后悬臵横梁，驾驶室后悬臵横梁，中横梁，后钢板弹簧前支架横梁，后钢板弹簧后支架横梁，后横梁。

3.2 纵梁与横梁的连接

3.2.1车架纵梁与横梁的连接形式

货车多以铆钉连接（见下图）。铆钉连接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架有重要意义。

车架铆接示意图

铆接设计注意事项：

a.尽量使铆钉的中心线与构件的端面重心线重合； b.铆接厚度一般不大于5d； c.在同一结构上铆钉种类不益太多；

d.尽量减少在同一截面上的铆钉孔数，将铆钉交错排列；8 3.2.2横梁在纵梁上的连接

常见有三种型式：横梁和纵梁上下翼缘相连；横梁和纵梁的腹板相连；横梁同时和纵梁的任一翼缘以及腹板相连。

其中前后横梁分别采用上下翼缘相连接的方式，可得到较大的连接跨度和连接刚度，使车架扭转刚度增大，纵梁局部扭转改善。

第四横梁即车架中部的横梁采用腹板连接的方式，腹板连接结构与翼面连接结构相比，前者比后者可使纵梁的扭转翘曲应力降低。

横梁和纵梁腹板及一个翼缘同时相连，则兼有以上两种连接方式的特点，缺点在于作用在纵梁上的力直接传到横梁上。有时使横梁只和纵梁的一个翼缘相连，则极难发挥其刚度作用，因此不常采用。3.2.3车架加强版

第4章 车架设计计算

4.1车架的载荷分析

汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。汽车在行驶过程中，随行驶条件(车速和路面情况)的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。

对称的垂直动载荷是当汽车在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。这种动载荷会使车架产生弯曲变形。当汽车在不平道路上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。这种动载荷将会使车架产生扭转变形。由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配；汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展或扩展得很缓慢。根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁。

4.2车架纵梁的强度计算 4.3车架的应力计算

4.3.1支座反力的计算 4.3.1纵梁的剪力和弯矩计算

要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架前支座反作用力，向后轮中心支座处求矩

F1——前轮中心支座对任一纵梁（左纵梁或右纵梁）的反作用力N;F2——后轮中心支座对任一纵梁（左纵梁或右纵梁）的反作用力N;

L——纵梁的总长，7215mm；

l——汽车轴距，4560mm；

a——前悬，1080mm； b——后悬，2355mm；

c——货厢长，6180mm；

c1——车厢前端到二轴的距离，4120mm；

c2——车厢后端到二轴的距离，2060mm；

Ms——空车时的簧载质量，约2400kg；

Me——满载时有效装载质量，5190kg；

g——重力加速度，9.8m/s ； 代入(4-1)和(4-2)可得：

=3179.65N

=12451.35N

在计算纵梁弯矩时，将纵梁分成两段区域，每一段的均布载荷可简化为作用于区段中点的集中力。纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法，可使计算工作量大大减少。弯矩差法认为：纵梁上某一端面上的弯矩为该段面之前所有力对改点的转矩之和。

4.4车架材料的选择 4.5梁截面系数的计算 4.6弯矩应力计算与校核

第5章 车架制图

5.1制图方式 5.2传统制图 5.3 CAD制图

5.3.1绘图便利 5.3.2保存便利

5.3.3AutoCAD在机械零件上的优势

第五篇：轻型普通货车全权使用权所有权有偿转让合同书

轻型普通货车全权使用权所有权有偿

转让合同书

转让方：董志强

（以下简称甲方）

甲方身份证号码：***690 受让方：黄堆

（以下简称乙方）

乙方身份证号码：***810

经上述甲乙双方协商一致，乙方自愿有偿购买属于甲方实际所有权范围内的一辆轻型普通货车，为明确双方的责任，维护双方合法权益不受侵犯，特制订本合同如下：

一、转让给乙方的车辆为北京牌白色货运车辆，车牌号为：新M-D7009号，车辆的发动机、油路、电线、刹车包括其他各类部件运行正常，不存在质量问题。

二、经甲乙双方协商一致，合同中所指车辆转让价总金额标准最终订为50000元（大写：伍万元整），甲乙双方在合同上签字画押之日，乙方向甲方付清全款，甲方在收到这笔钱的同时向乙方一次性移交车辆包括行使 1

证等。

三、本合同生效后，甲方负责与原车主谢述领联系，为乙方名下办理行车证过户手续，过户期间产生的手续费用由乙方个人承担。

四、在合同上签字画押的甲乙双方发生意外，由其双方的合法继承人继续履行本合同，本合同生效之日前就转让给乙方的车辆，甲方与任何第三者个人、组织、亲属子女包括原车主谢述领之间产生的民事纠纷责任由甲方个人承担，与乙方无关，即车辆移交给乙方以前所发生的超载、超速、闯红灯以及其他违章责任由甲方个人承担，车辆移交给乙方以后所发生的任何交通安全责任等均由乙方个人承担，与甲方无关，合同生效后应向车辆管理、保险、工商、税务等部门交纳的费用由乙方承担，但合同生效之日前以上所指的费用由甲方个人承担。

五、本合同生效后，乙方对有偿转让的车辆具有独立自主的使用权和所有权、处置权，对此甲方不予干涉。

六、本合同生效后，甲乙双方无条件履行合同的全部条款，如有一方违约，违约方向守约方赔偿30000元（大写：叁万元整）违约金，并承担给对方造成的经济

损失和法律责任。

七、本合同经甲乙双方签字画押后生效，合同印制一式两份，甲乙双方各持一份。

注：甲方收到钱以后另行向乙方出示收条，以甲乙双方第一次在本合同每一页空白处签字画押的正本为准。

甲方签字画押：

证明人签字画押：

乙方签字画押：

2012年10月29日