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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: ZY1160貨車底盤總體及車架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
年 月 日
目錄
一 底盤總體 2
1 概論 2
3 功用 3
4 方案分析 3
5 底盤總體設計總結 15
二 車架 15
1 車架的作用及要求 15
2 車架結構形式的確定 16
3 縱梁與橫梁連接方式的確定 19
4 車架的設計與計算 20
5 車架設計總結 26
三 總結 27
致謝 27
參考資料 27
前言：
在現(xiàn)代社會汽車是最重要的交通工具。在貨運方面汽車有著其他運輸工具比如輪船、火車、飛機等無法無法企及的地位。對于貨車來言，沒有在運輸?shù)倪^程中太多的限制。容易實現(xiàn)“門對門”的便利。隨著社會的發(fā)展現(xiàn)在重型貨車市場的需求量不斷增高，這也就使重型貨車制造企業(yè)的競爭者有所增加，這些貨車制造企業(yè)都非常注重自身技術的積累，注重提升產(chǎn)品的質量提高自身效益以期能夠在現(xiàn)在以及未來的競爭中占據(jù)一席之地。面對這樣的情況各個企業(yè)都在車型創(chuàng)新改進技術方面下了不少的功夫以期提高自身的競爭力。
一 底盤總體
1 概論
主要有傳動、行駛和轉向及制動系統(tǒng)組成的底盤是貨車的一個重要組成部分。底盤是一個整體，與其組成部分是整體與部分的關系，整體的功能不僅僅是各個組成部分功能的綜合，要想有一個良好的整體性能要不僅僅需要各個組成部分有過硬的質量，更需要各個部分之間的協(xié)調，底盤也正是這樣，要想有一個性能優(yōu)異的底盤各個總成、部件的質量優(yōu)異的同時還應該它們的之間良好的配合。一個好的傳動、行駛、轉向和制動系統(tǒng)固然很重要，但如果他們之間不能協(xié)調配合那么底盤的綜合性能將會變得很差。因此一個良好的底盤總體設計往往是后續(xù)工作的基礎。
圖一 貨車的底盤總成
2 組成
底盤主要有傳動系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)以及制動系統(tǒng)四大系統(tǒng)組成。圖一展示了貨車底盤的主要組成。
3 功用
底盤是用來固定車身以及各種總成及部件的，同時底盤可以實現(xiàn)能量的傳遞，為汽車的正常行駛提供保障，其次由來自地面對于汽車的各種反作用力都是有底盤承受的。最后在復雜的路況上底盤通過各種運動及力的轉化能夠保證汽車能夠依照駕駛員的需求而有相對應的響應狀態(tài)。
4 方案分析
4.1 貨車的形式
貨車的形式對于貨車的底盤有著很重要的影響，對于各個零部件的結構以及底盤的總體布置有著決定性的作用。因此在底盤總體設計的環(huán)節(jié)總要予以充分的考慮。
4.1.1軸數(shù)
貨車的軸數(shù)就是貨車上車軸的數(shù)目，多數(shù)情況下為兩軸，但是隨著貨車總質量的增加軸數(shù)也會有所變化，軸數(shù)需要有所增加這是可以采用三軸的形式，早或者可以用到四軸乃至更多的軸數(shù)。同時軸數(shù)的多少還受到了相關法律法規(guī)的限制。
隨著貨車裝載質量的增加，貨車的整備質量以及總質量都會相應的增加。如果其軸數(shù)一定，而貨車總質量增大，這就會使公路的承載增加，當公路的負荷大于一定界限的時候會對公路造成破壞，使公路的壽命縮短。為了提高公路這種基礎設施的使用年限，國家采取了一些強制措施，對于貨車的軸荷提出了一定的要求，并且寫進了相關法律法規(guī)中為設計者在選擇軸數(shù)的時候提出了一定的要求。貨車的總質量過大以至于使軸載大于相關規(guī)定應該采取增加軸數(shù)的方法來降低軸載，但是這會使整車結構變得較為復雜，并且是制造成本增加使整備質量也有所加大。同時如果增加軸數(shù)但轉向軸數(shù)不變，則貨車的最小轉彎直徑會增大，這樣就會造成后輪胎的磨損加快，因此盡量不要增加貨車車的軸數(shù)。
根據(jù)從事車輛工程行業(yè)的前輩的設計經(jīng)驗，對于那些總質量在19噸以下的貨車可以采用兩軸的形式，這樣可以降低成本，另外還可以是貨車的結構較為簡單。故本次設計的ZY1160型貨車選用兩軸式。
4.1.2 驅動形式
貨車的驅動形式有兩個數(shù)字表示，貨車的總輪數(shù)可以從第一個數(shù)字得到，而貨車的驅動輪數(shù)則是由第二個數(shù)字標示的，如為雙輪結構則將雙輪看做一個輪，驅動形式常見的主要有等形式，還有以及等形式。
貨車的總質量受到驅動形式的影響，與此同時貨車的動力性以及通過性也與驅動形式有密切的關系，還有就是貨車的用途對于驅動形式也提出了一定的要求，例如經(jīng)常形式在不利路面條件下的貨車的驅動輪數(shù)應該適當?shù)脑黾?。為了提高整車的動力性以及通過性可以增加貨車的驅動輪數(shù)，但是這樣會造成一些其他的問題，比如這樣會使整車的制造成本有所上升于此同時還會使貨車底盤結構變得復雜，使整體布置的工作變的比較復雜?？傎|量較小的時候可采用的形式。
本次設計車型為ZY1160，總質量為16t，相對來言總質量不太大，并且對比市面在售同類車型本次設計可與選擇驅動形式為：4x2。
4.1.3 布置形式
貨車的布置形式對于底盤的設計以及底盤的總體布置有著河大的影響。貨車的布置形式可以根據(jù)不同的分類標準分為不同的類型，有平頭式、長頭式以及短頭式和偏置式這幾種形式，這是根據(jù)貨車車頭的不同形式來進行劃分的。另外根據(jù)發(fā)動機的位置分成了發(fā)動機前置后置以及中置三種不同的形式。
平頭式貨車：采用這種形式的貨車其發(fā)動機可以布置在駕駛室之內。采用平頭式的駕駛室能夠采用較短的軸距，這樣將用利于縮短貨車的總長，這樣在一定程度上來言這種形式的貨車的機動性能將會的到改善。并且駕駛員事業(yè)有所改善，但是存在空載時前軸負荷較大，通過性變壞，同時駕駛室結構復雜，駕駛員受到發(fā)動機噪聲等不良因素的影響較大，并且還會使駕駛員受傷的幾率加大。
長頭式：發(fā)動機位于駕駛室前部。其主要優(yōu)點是發(fā)動機及其附件地接近性較好，如需檢修時較為方便；滿載時前軸負荷小，汽車地通過能力會有所提高；發(fā)動機通風散熱良好，操縱機構也簡單。這種形式的貨車總長無法縮減，這樣就會使貨車的轉彎變得較為困難以至于在一定程度上貨車的機動性變得較差，長頭式貨車還有一個明顯的問題就是視野的較差的。
短頭式：采用這種形式的駕駛室發(fā)動機不能全部放置在駕駛室內，只能有一少部分在駕駛室中，很明顯這種形式的貨車相對于前兩種形式來言是一種折中的方法，因此其綜合的性能也介于兩者之間。例如這樣的布置形式貨車的與長頭式相比貨車的軸距輪距得到縮短機動性有所改善但是不如短頭式。同樣對于駕駛員的視野來言也是介于兩者之間。
圖二：貨車的布置形式
a)平頭式 b)短頭式 c)長頭式
偏置式貨車的視距短并且視野良好，同時這種形式的貨車在維修發(fā)動機時優(yōu)勢比較明顯，還有就是偏置式駕駛室的通風條件比較好。這種布置形式主要在重型礦用自卸車上。
貨車還可以分為發(fā)動機前置、中置和后置三種形式。其中發(fā)動機后置后驅對于貨車來言是不合適的已經(jīng)被淘汰很少采用，而中置后橋卻懂得形式發(fā)動機需特殊的設計發(fā)動機的通用型不好，一般來言這樣制造成本會大幅度增加也不予考慮。發(fā)動機前置后橋驅動的形式發(fā)動機如果出現(xiàn)問題比較容易被發(fā)現(xiàn)同時這種形式的發(fā)動機的接近性良好還有就是離合器、變速器的操縱機構可以設計的比較簡單，因此即使存在一些缺點比如對于駕駛員的事業(yè)可能會有一定程度的影響，但是這種布置形式還是被廣泛采用。
綜合以上各種因素，并且對比市面上在售的同類車型此次設計的ZY1160型貨車可以采用平頭式的車頭并且采用發(fā)動機前置后橋驅動的形式。
4.2 貨車主要參數(shù)
貨車的主要參數(shù)有尺寸參數(shù)、質量參數(shù)及性能參數(shù)。這三個方面的參數(shù)對于貨車底盤的設計及總體布置有著決定行動作用。在底盤的總體設計中要根據(jù)設計的需要選擇合適的尺寸參數(shù) 以便于底盤整體造型的確定。選擇合適的質量參數(shù)以及性能參數(shù)為后續(xù)零部件的設計提供依據(jù)。
4.2.1 貨車主要的尺寸參數(shù)
4.2.1.1 外廓尺寸
貨車的總長、總寬，總高是相當重要要的尺寸參數(shù)，不僅在設計階段較為主要同時也是在貨車銷售過程中消費者比較關注的參數(shù)。這三參數(shù)被稱為貨車的外廓尺寸，在設計階段這幾個參數(shù)不是隨便確定的，要考慮到一些一些法律法規(guī)的要求。故在GB1589-1989中對于貨車的尺寸有讓如下規(guī)定：貨車的總長不應超過12m；除去后視鏡貨車的寬度不能超過2.5m；空載、頂窗關閉時，貨車的高度不能大于4m。本次設計為了裝載貨物以及駕駛員上下駕駛室的方便選擇整車的外廓尺寸為：總長為9000mm；總款為2500mm；總高為2870mm。
4.2.1.2 貨車的軸距
貨車在的軸距對于貨車的一些性能有著一定的影響比如貨車的整備質量、總長以及通過性。并且軸距直接影響到了傳動軸的長度。原則上來言、載質量大一些的貨車軸距應該取得長一些，若對于機動性要求較高的貨車軸距應該短一些?？偨Y以往的設計經(jīng)驗，貨車可以根據(jù)總質量的不同在下表中選取軸距。
表一 ：不同貨車的軸距
貨車總質量ma/t
≤1.8
1.8~6.0
6.0~14.0
>14.0
軸距L/mm
1700~2900
2300~3600
3600~5500
4500~5600
本次設計車型為ZY1160，總質量在十六噸左右，可以選取軸距為5000mm。
4.2.1.3 貨車的輪距
貨車的總寬以及總質量也受到軸距的影響，同時貨車的最小轉彎半徑以及側傾剛度也與貨車的軸距有一定的關系。由于對于貨車的總寬構架標準有一定的要求，輪距的選擇有一定的限制，不能夠太大。兩外對于前輪來言一般擔負著轉向的功能，在選擇前輪的輪距時應該保證有符合要求的轉向空間，同時還應該保證發(fā)動機等的布置要求。對于后輪距的選擇應該對于車架的寬度予以考慮。輪距可以根據(jù)下表進行選取。一般的情況下前輪距應該選擇的大一些以便有足夠的轉向空間。
表二: 不同貨車的輪距
貨車總質量ma/t
≤1.8
1.8~6.0
6.0~14.0
>14.0
輪距L/mm
1150~1350
1300~1650
1700~2000
1840~2000
本次設計車型為ZY1160參考市面上在售同類車型可以選擇前軸距B1為1920mm，后輪距B2為1800mm。
4.2.1.4 貨車的前懸和后懸
貨車的前懸的前懸以及后懸是貨車一個重要的尺寸參數(shù)，對于貨車的性能有著很大的影響。貨車的碰撞安全性以及貨車的通過性都受到前懸的影響，于此同時在前懸的這段距離重要布置保險桿以及發(fā)動機和散熱器等部件因此不能太短。貨車的后懸尺寸對于貨車的通過性以及追尾安全性等都有影響，同時后懸的尺寸在確定是還要考錄到軸荷的分配以及貨車軸距的大小。對于貨車后懸的尺寸根據(jù)貨車總質量的不同有不同的范圍，對于總質量在在1.8至14.0噸的貨車后懸一般可以再1200~2200mm之間選擇，但是對于特長貨箱的貨車來言可以達到2600mm，但是不能夠大于軸距的55%。根據(jù)設計的實際情況結合對于在售的同類車型的研究可以選擇本次設計前懸為1430mm，后懸2570mm。
4.2.1.5 貨車車頭的長度
平頭型貨車的長度一般根據(jù)乘員的數(shù)量決定，本次設計可以選擇2200mm
以便于駕駛室可以留出一個能令駕駛員換班休息的空間。
4.2.1.6 貨車車箱的尺寸
貨車車廂的尺寸對于裝載的質量以及裝卸貨物的方便性有 很大的影響，本次設計可以選擇貨箱的的尺寸為：長為7350mm；寬為2450mm；高為600mm。
4.2.2 貨車的質量參數(shù)
貨車的質量參數(shù)是貨車質量和載荷方面的表征參數(shù)以，貨車的整備質量是整車的裝備質量的表征，而載質量是對于貨車運載能力的一種表征，載質量系數(shù)則是對于貨車兩個重要的質量參數(shù)的之間關系的限制，軸荷分配是對于貨車的質量分布的表征。
4.2.2.1 整車整備質量和載質量
貨車的整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具 、備胎等），并且加滿燃料和水，但是沒有成員和貨物時的整車質量。整車整備質量如果過大則會造成不必要的燃油消耗，使整車的經(jīng)濟性變差，現(xiàn)在正是能源短缺的時代，我們應該在可能的情況下盡量減少整備質量。本次設計可以先初定整車5900kg。
表三 貨車的質量系數(shù)
總質量ma/t
ηmo
貨車
1.8＜ma≤6.0
0.8～1.1
6.0＜ma≤14.0
1.20～1.35
ma≥14.0
1.30～1.70
貨車的質量系數(shù)是指貨車載質量與整車整備質量質量的比值。這個參數(shù)在一定程度上能夠反映出整車的制造工藝的質量。該值越大則所設計的車型在結構和制造工藝上越先進，但是這個值也不是隨意選定的，可以參考同類車型并在上表內選定質量系數(shù)進而得出貨車的載質量。
參考市面上在售同類車型結合自身設計的實際情況本次可選擇質量利用系數(shù)為1.68.那么所涉及車型ZY1160型貨車的載質量初步估計在9912kg。
4.2.2.2 貨車的總質量
貨車的總質量主要有駕駛員及其他隨行人員、裝載貨物的質量以及整備質量組成。本次設計預計包括駕駛員一共有三個隨行人員。可有下式進行估算：
ma= mo+ me+3×65kg （4-1）
式中：ma—汽車總質量，kg；
mo—整車整備質量，kg；
me—汽車載質量，kg；
所設計車型的總質量大概為16007kg。
4.2.2.3 貨車的軸荷分配
表四：不同貨車的軸荷分配
滿 載
空 載
前 軸
后 軸
前 軸
后 軸
商
用
貨
車
4×2后輪單胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后輪雙胎，長、短頭式
25%～27%
73%～75%
44%～49%
51%～56%
4×2后輪雙胎，平頭式
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
6×2后輪雙胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
貨車的軸荷分配是指貨車在空載或者滿載狀態(tài)下，不同車軸對與支承平面的垂直載荷，還可以用占空載或者滿載總質量的百分比來表示。貨車的一些使用性能比如動力性以及輪胎的壽命都與貨車的軸荷分配有著緊密的聯(lián)系，同時在輪胎選擇時軸荷分配也是一個重要的參數(shù)。為了滿足各個輪胎磨損的均勻以及保證各個輪胎壽命的大致相同，每個車輪上的負荷應該能夠大致相同，同時還應該能夠保證驅動輪上的動力應該使上面有一定的負荷，不同形式的貨車的軸荷分配應該符合表四中的范圍。
4.2.3 貨車有關性能參數(shù)
在貨車底盤的一些總成設計的過程中離不開有關的性能參數(shù)，需要用這些參數(shù)進行計算校核。如果這些參數(shù)選取的較為合理那么接下來的設計工作將會變得比較簡單明了，并且將獲得良好的綜合性能。
4.2.3.1 貨車的動力性參數(shù)
貨車的動力性參數(shù)主要有最高車速、比功率和比轉矩以及上坡能力和加速時間。底盤的動力以及傳動部分部分零部件的設計和選配都是依據(jù)這些數(shù)據(jù)進行的。
最高車速是指貨車在水平良好路面上上所能達到的最高車速。一般來言，最高車速與貨車的總質量的大小是成負相關的。最高車速的大小對于選用發(fā)動機的功率有著極其重要的影響。選擇最高車速的時候要合理合適。除此之外對于貨車的比功率和比轉矩也有一定的要求，不僅僅要考慮到最高車速同時比功率和比轉矩也要限制在一定范圍內，過小的話貨車的動力性將會不足過大的話將會造成一定的浪費。最高車速和比功率比轉矩要符合一定的范圍，根據(jù)前人的設計經(jīng)驗可以在下表中適當?shù)倪x擇。
表五：貨車動力性參數(shù)范圍
貨車總質量ma/t
≤1.8
1.8~6.0
6.0~14.0
>14.0
最高車速vamax(km/h)
80~135
75~120
比功率Pb(kW/h)
16~28
15~25
10~20
6~20
比轉矩Pb（N*m/t)
30~44
38~44
33~47
29~50
根據(jù)市面上在售車型結合表五中的參數(shù)范圍可以選擇本次設計最高車速為80km/h，在選擇發(fā)動機時要注意兼顧比功率以及比轉矩的大小。
貨車的上坡能力是指貨車在滿載時在良好的路面條件下所能爬上的最大坡度通常要求貨車能夠爬上30%的坡度。傳動系統(tǒng)中最大傳動比在選擇的時候要考慮到這個參數(shù)。
貨車的加速時間是貨車動力性的另一個表征參數(shù)，它知道時貨車在良好的平直路面上，從原地起步并以最大的加速度進行加速達到一定車速所需要的時間。對于最高車速在100km/h以下的貨車常用加速到60km/h的加速時間來表示。
4.2.3.2 貨車的最小轉彎直徑
貨車的最小轉彎直徑指的是貨車的轉向盤轉至其極限位置，貨車的前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓直徑。貨車的最小轉彎直徑與貨車的機動性是息息相關的，并且還是貨車轉向安全性以及轉向能力的一個重要表征參數(shù)。這個參數(shù)對于轉向系統(tǒng)的設計提出了一定的要求。根據(jù)以往的設計經(jīng)驗貨車的最小轉彎直徑可以在小表的范圍內選取。
表六：各種貨車的轉彎半徑Dmin
貨車總質量ma/t
≤1.8
1.8~6.0
6.0~14.0
>14.0
Dmin/m
8.0~12.0
10.0~19.0
12.0~20.0
13.0~21.0
參考市面上在售的同類車型，結合表六中的數(shù)據(jù)，考慮到所設計車型的總質量為十六噸左右可以選擇此次設計的最小轉彎直徑為18m.
4.2.3.3 貨車的通過性幾何參數(shù)
貨車的通過性幾何參數(shù)不僅僅與貨車的通過性相關，更是對于底盤的設計和布置提出了一定的要求。貨車的通過性幾何參數(shù)要符合下表中的范圍。
表七：貨車通過性的幾何參數(shù)
車型
/mm
/°
/°
/m
4×2貨車
250～300
25～60
25～45
4.0～7.0
4.2.3.4 貨車的懸架相關參數(shù)
貨車懸架的參數(shù)對于貨車底盤的綜合性能以及整車的綜合性能都有較大的影響，因此在底盤的總體設計要予以充分的重視，貨車懸架的相關參數(shù)應該符合下表中的范圍。
表八：貨車懸架相關參數(shù)
靜撓度fc/mm
動撓度fd/mm
偏頻n/Hz
50~110
60~90
1.5~2.2
4.3 發(fā)動機的選擇
4.3.1 發(fā)動機主要性能指標
4.3.1.1發(fā)動機最大功率Pemax及其相應轉速np：
發(fā)動機公率的大小可以根據(jù)貨車能夠達到的最高車速vamax及貨車的總質量來初步確定：
=（+）（4-2）
式中：—發(fā)動機的最大功率，kw；
—傳動效率，取0.9；
—重力加速度，取9.8m/s2；
—滾動阻力系數(shù)，取0.02；
—空氣阻力系數(shù)，取0.8；
—貨車正面投影面積（m2），A=Ba*Ha，Ba為貨車的總寬；Ha為總高，
A=Ba*Ha=2.50*2.87=7.715m2.。
ma—貨車總質量,kg；
—貨車行駛最高車速,km/h。
根據(jù)公式3-1代入數(shù)據(jù)計算可得：Pemax=119.581kw。
按照上式估算的發(fā)動機功率是在發(fā)動機附件全部都安裝之后的功率，可以在原有估算值的基礎上增加12%~20%。即可在131.410~145.297kw的功率范圍內適當進行選取?？傎|量大一些的貨車的采用的柴油機最大功率對應的轉速np值一般在1800~2600r/min.本次取為2500r/min.
本次設計可以參考相關車型并且根據(jù)計算的功率范圍進行發(fā)動機的選取發(fā)動機功率。
4.3.1.2 發(fā)動機最大轉矩Temax及相應轉速nT
可以用下式來確定Temax：
= （4-3）
其中：
----轉矩適應系數(shù)，取為=1.02；
----發(fā)動機最大功率；
----最大功率轉速，所選發(fā)動機的最大功率轉速為2500r/min；
根據(jù)上文計算的發(fā)動機功率范圍帶入公式3-2計算可以得到最大轉矩的范圍應該為511.972~580.076n*m。
對應轉速np與nT之間應該有一定的差值，他們之間的比值應該在1.4~2.0之間，故nT應該在1250~1785.714r/min之間選取?？梢远?400r/min.
4.3.2 發(fā)動機的選擇
根據(jù)市面上在售車型，以及查找相關發(fā)動機廠商的產(chǎn)品資料可以選擇東風康明斯生產(chǎn)的型號為ISDe180 30的發(fā)動機，該發(fā)動機的相關參數(shù)如下表所示：
表九：發(fā)動機ISDe180 30相關參數(shù)
型號:
ISDe180 30
生產(chǎn)廠家:
東風康明斯
汽缸數(shù):
6
總排量:
6.7L
燃料類型:
柴油
排放標準:
歐Ⅲ
發(fā)動機形式:
直列六缸 電控系統(tǒng) 增強型高壓共軌
壓縮比:
17:1
額定功率kw/轉速r/min：
135/2500
最大扭矩N·m/轉速r/min：
560/1400
最高空載轉速r/min：
3000
怠速穩(wěn)定轉速r/min：
750
工作順序：
1-5-3-6-2-4
外形參考尺寸/mm:
935×630×820
利用貨車的比功率和比轉矩對于所選發(fā)動機的檢驗：
根據(jù)選定發(fā)動機的轉矩以及功率和貨車的總質量可以計算貨車的比功率以及比轉矩，利用這兩個參數(shù)對于選定的發(fā)動機進行檢驗。它們分別為8.434kw/t和34.984N*M/t。均在表五中的允許范圍之內。故選擇的發(fā)動機可以滿足動力性的要求。
4.4 輪胎的選擇
輪胎的尺寸對于底盤的性能有很大的影響，比如貨車的通過性以及傳動系統(tǒng)的傳動比都在一定程度上都受到輪胎尺寸的影響。同時對與整車的經(jīng)濟性、動力性以及操縱穩(wěn)定性和承載能力也有一定程度的影響?？紤]到本次設計的實際情況，并且參照市面上在售同類車型，前輪可以采用規(guī)格為9.0-20的輪胎采用單胎的形式，由于此次設計車型的總質量比較大后輪可以采用雙胎并裝的形式，輪胎的規(guī)格為9.0R20。輪胎相關尺寸為：
輪胎的滾動半徑為：0.494m；
輪胎的高寬比為100%；
輪胎的斷面寬度為：0.227m；
輪胎的充氣壓力為：600kpa。
4.5 傳動系統(tǒng)相關參數(shù)的選擇
4.5.1 傳動系統(tǒng)最小傳動比的選擇
貨車的最小傳動比為變速器最高檔傳動比與主減速器傳動比的乘積。最小傳動比對于貨車的燃油經(jīng)濟性以及動力性都有很大的影響。最小傳動比較大則動力性有所改善但是經(jīng)濟性變差，過大則相反。動力性是在最小傳動比選擇時要考慮的首要因素，同時要兼顧經(jīng)濟性。為此可以利用最高車速根據(jù)下式進行傳動系統(tǒng)最小傳動比的選擇。
（4-4）
其中：是最小傳動比；
是發(fā)動機最大功率對應轉速，為2500r/min;
是輪胎滾動半徑，為0.494m；
是貨車最高車速，為80km/h.
帶入數(shù)據(jù)計算可得貨車的最小傳動比應為：5.819。本次設計車型擬采用帶直接擋的六擋手動式機械變速器，一次主減速器的傳動比就是計算的最小傳動比。也就是說主減速器傳動比為5.819.
4.5.2 最大傳動比的選擇
最大爬坡度、附著率和最低穩(wěn)定車速這三個因素是在選擇最大傳動比應該予以足夠的重視。對于貨車來言，可以利用對于貨車所要求的最大爬坡度，并且由于爬坡時的空氣阻力較小可以予以忽略，故可以根據(jù)下式計算最大傳動比。
（4-5）
式中： ——發(fā)動機的傳動效率，取為0.90
是貨車地總質量，為=16007kg；
g是重力加速度，取為9.8m/s；
f是滾動阻力系數(shù)，查得可取為0.02；
是輪胎滾動半徑，為0.494m；
是貨車的最大爬坡度，一般為
是主減速器傳動比，為5.819；
是發(fā)動機最大轉矩，為560N·m。
把數(shù)據(jù)代入上式計算可得最大傳動比應該不小于8.099。
4.5.3 變速器各擋傳動比的計算
本次設計采用最高擋為直接擋的六速變速器，各擋位傳動比之間的比值根據(jù)前輩先人總結的經(jīng)驗應該不大于，另外每個擋位的傳動比應該滿足等比數(shù)列。故各擋位之間的比值可以以下式確定：
（4-6）
是變速器最大傳動比，為8.099.
代入數(shù)據(jù)計算可得各擋位之間比值為1.519.故各擋位傳動比比分別為：
表十：變速器各擋位傳動比
擋位
傳動比
8.099
5.324
3.505
2.307
1.519
1
5 底盤總體設計總結
經(jīng)過以上的分析計算，可以得到底盤總體設計技術參數(shù)總結，如下表所示：
表十一：底盤總體參數(shù)總結
總質量（kg）
16007
整備質量（kg）
5900
最高車速（km/h)
80
發(fā)動機型號
康明斯ISDe180 30
軸數(shù)
2
軸距（mm）
5000
接近角（°）
35
離去角（°）
23
前懸（mm）
1430
后懸（mm）
2570
輪胎參數(shù)
輪胎規(guī)格
輪胎數(shù)
前后輪距（mm）
9.00-20/9.00R20
6（后雙輪）
1920/1800
傳動系統(tǒng)參數(shù)
主減速器傳動比
變速器
擋位
6
5.819
前進擋傳動比
8.099/5.324/3.505/2.307/1.519/1
二 車架
1 車架的作用及要求
車架行駛系統(tǒng)中一個重要組成部分，車輛的各個部分與總成都是安裝在車架上的，同時車架還承受著來自地面的各種反作用力。車架的功能決定了車架的重要作用，同時車架的受力非常復雜所以對于車架有一下要求：
1）車架的結構應該能夠滿足車輛總體布置的要求。
2）車輛的運行工況相當復雜，在行駛的過程中安裝在車架上的零部件可能會發(fā)生竄動，這樣就可能會發(fā)生干涉，因此應該保證在車架上安裝的各種部件和總成不能發(fā)生干涉。
3）由于車輛在行駛過程中可能會遇到崎嶇不平的道路，這會造成車架由于承載而造成扭轉變形還可能造成在縱向平面內車架有一定的彎曲變形，還有就是由于路況的原因車輪可能會發(fā)生一定的跳動這就可能會使車架產(chǎn)生一定的扭曲，由于這些形變就可能固定在車架上的一些總成與部件發(fā)生干涉，造成車輛運行的異常。因此對于車架的強度與剛度有一定的要求。
4）為了提高車輛行駛時的穩(wěn)定性，車架的高度應該盡可能的降低，以使車輛的質心位置降低。
5）車架的結構應該簡單，并且便于維修。
6）為了降低整車的質量應該使車架的質量盡可能的小，在滿足上述要求的時候應該盡可能降低車架的質量。
2 車架結構形式的確定
車架的結構對于車架的設計有著相當重要的影響，不同結構車架在性能上有所差異，在設計計算時也會有所不同，因此車架的設計首先就是選定車架的結構。按照結構的不同一般可以分為邊梁式車架、中梁式車架、綜合式車架以及由邊梁式演變而來的X型車架。每種車架的構成有所不同，它們的特點和用途也各有不同。在進行車架設計的時候可以對每一種類型的車架進行綜合的分析，依據(jù)設計的要求，參考前人的經(jīng)驗來選擇合適的類型。
（1）邊梁式式車架：
邊梁式車架主要組成部分為縱梁和橫梁，其中縱梁有左右各一根，橫梁的數(shù)量可以根據(jù)車型的實際需要進行適當?shù)倪x擇。其結構如圖二所示。這樣的車架在安裝駕駛室以及貨箱時是比較方便的，并且在布置一些總成或者一些特種設備的時候也是有一定優(yōu)勢，這種結構的車架在車型改進以及車輛品種的發(fā)展也是有益處的。為此，在載貨汽車以及大多數(shù)的特種汽車應用廣泛。
圖二：邊梁式車架
邊梁式車架根據(jù)車架前后的寬度的大小還可以分為以下幾種形式;
前寬后窄：用于重型并且后軸載荷較大的載貨汽車，采用這樣的形式是因為載荷比較大要采用較寬的輪胎和鋼板彈簧，同時車架的前部還應該滿足發(fā)動機的安裝，需要足夠的尺寸，只能通過減小前輪轉向角將車架做成前寬后窄的形式。
前窄后寬：這種形式的車架前部較窄但是能夠保證發(fā)動機以及其附件的安裝要求，而后部較寬。這種類型的車架能夠使轉向輪即前輪的空間較大，有利于保證轉向空間，并且還便于前板簧的安裝。
前后等寬：如果車架的前后寬度不同那么勢必在車架的縱梁上會有轉折，這樣的話就會造成應力的集中，對于轉折處的上下翼面是很不利的。所以只要在總布置允許的情況下均采用前后等寬的形式。另外這種形式的車架生產(chǎn)制造較為簡單，能夠降低制造成本。
（2） X型車架：
如圖三所示，這樣結構的車架被稱為X型車架，這種結構的車架是以邊梁式車架為設計原型，這樣的改進可以在一定程度上提高車架的抗扭剛度。這種車架中的X型橫梁能將扭矩轉換成彎矩，對于短而寬的的車架來言這種效果尤為明顯。對于狹長的車架來言由于X型橫梁長度較大，其中受壓的一根可能會喪失穩(wěn)定性。故這種形式的車架一般用于轎車。X型車架的結構如下圖所示：
圖三：X型車架
（3）中梁式車架：
如圖四所示，這種只有一根中央橫梁貫穿于車架前后的車架被稱為中梁式車架，另外由于這種類型的車架的自身結構的特點它還有一個別名：脊梁式車架。這種車架的可以采用箱形或者管形的中梁。中梁可以將動力—傳動系連成一體，傳動軸能夠從中梁中穿過，因此這樣的結構必須與斷開式驅動橋及獨立懸架相互配合使用。這樣的結構與其他形式車架相比來言，其扭轉剛度很大，并且車輪能有較大的運動空間，這將會改善車輛的平順性及其通過性。但是有一個缺點就是中梁式車架的制造工藝較為復雜且對于精度要求較高以及維修時也不如其他類型的車架方便。故多用于轎車以及對于越野性要求較高的越野車上。
圖四：中梁式車架的汽車底盤
圖五：綜合式車架
（4）綜合式車架：
綜合式車架的結構如圖五所示，其前部采用中梁式的結構而后部則采用邊梁式的結構。這種車架綜合了邊梁式車架以及中梁式的車架的特點。這種車架中部的扭轉剛度合適，但是其中部地板的凸包一般來說會比較大，另外其制造工藝也比較復雜。故這種形式的車架多用于轎車。
本次設計車型為ZY1160型載貨汽車，結合市面上在售車型車架的分析，考慮到設計車型的尺寸及發(fā)動機尺寸參數(shù)以及制造成本，可以選擇邊梁式前后等寬式車架。
3 縱梁與橫梁連接方式的確定
橫梁和縱梁是單獨制造的，而后再連接成一體的，所以縱梁和橫梁的連接式對于車架的綜合性能有很大的影響。對于它們之間的連接方式要確定橫梁與縱梁的連接形式，另外還要選擇合適的固定方法。
3.1 橫梁和縱梁的連接方式
橫梁與縱梁的連接形式主要有三種，每一種都有各自不同的特點，可以對這三種連接形式進行綜合考量來進行選取。
（1） 第一是吧縱梁的上下翼面與橫梁相連接，這樣的連接方式可以在一定程度上提高車架的整體剛度，但是這種連接方式也有一個不可避免的缺點就是在縱梁的上下翼面的應力可能會有所增加，容易遭到破壞。
（2） 這種連接形式是第一種連接形式的改進，是把橫梁固定在縱梁的腹板和上下翼面其中的一個翼面智商之上。這樣的連接方式可能使橫梁早期破壞，這樣就造成了車架的質量問題過早的出現(xiàn)，造成這種問題的因為橫梁會直接受到縱梁上受到載荷的影響以至于自身負荷的增加。
（3） 還有一種連接方式就是僅僅將橫梁與縱梁的腹板進行連接，這種形式的連接對于橫梁以及縱梁的上下翼面是有利的，但是這是以犧牲車架的整體剛度為代價的。
可以根據(jù)橫梁位置和形式的不同適當?shù)倪x擇橫梁與橫梁的連接方式。
3.2 橫梁與縱梁的固定方法
橫梁和縱梁固定方法也有三種：鉚接、焊接以及螺栓連接。
（1） 鉚接：這種固定方法采用搭接板進行鉚接，這種方式制造成本相對來說較低，適合于大量的生產(chǎn)。另外還可以通過改變鉚釘?shù)臄?shù)目以及位置來改變縱梁的扭轉剛度。
（2） 焊接：這種固定的方法，可以保證縱梁的抗扭剛度，并且連接較為牢固，不宜造成松動，但是對于焊接質量以及焊接夾具有一定的要求，這種連接方法適用于小批量及閉口截面車架。
（3）螺栓連接:這種連接方式主要是為了解決橫梁位置受到總布置限制某些部件拆裝不便時而采用，但是有一個明顯的缺點就是長期使用時，容易產(chǎn)生松動，對于行駛的安全性不利。
對比以上三種固定方法，并且參考同類車型車架的固定方法在ZY1160型貨車車架的設計中可以采用第三種固定方式即采用鉚接的方式。
4 車架的設計與計算
4.1 車架寬度的確定
采用邊梁式前后等寬的車架，對于這種形式的車架可以用定型后車架兩縱梁腹板之間的距離來表示車架的寬度。車架的寬度應該能夠滿足各個零部件的布置，并能為轉向輪提供足夠的轉向空間。并且車架的寬度也應該合理的選取以帶到能夠保證產(chǎn)品的標準化，并且實現(xiàn)產(chǎn)品的系列化。為此我國為了汽車行業(yè)的發(fā)展在汽車的行業(yè)標準中對于載貨汽車的車架寬度做出了一定的限制，在設計中寬度應該在之間進行選擇?？紤]到已選定的發(fā)動機的外形尺寸和及輪胎的寬度以及板簧的寬度本次車架的寬度定位900mm。
4.2 縱梁形式的確定
車架縱梁結構在確定的時候要考慮到車架的功能能否實現(xiàn)，以及能否滿足整車整體布置的要求，于此同時還應該考慮到縱梁的制造工藝，縱梁的形狀應該盡量簡單。
縱梁的上翼面一般來說有兩種形式，即平直和彎曲兩種形式。對于平直式的來言這樣的上翼面結構簡單，工藝性也較好；上翼面為平直面時可以使貨廂的底盤平整，這種形式在大多數(shù)的載貨汽車上的到了廣泛的應用，縱梁采用彎曲的上翼面能夠在一定程度上降低車輛地板的高度，這樣對于車輛的穩(wěn)定性有一定的改善。另外對于上下車有力，因此這種結構在微型汽車、轎車以及公共汽車與部分輕型貨車上用較多的應用，但是有一個明顯的缺點就是它的制造工藝較為復雜。本次設計為重型載貨汽車可以選擇平直的上翼板。
圖六：橫梁的斷面形狀
縱梁的斷面形狀如圖六所示有槽型、工字型以及箱形、管形和Z型等幾種。其中槽型斷面應用較為廣泛，這是因為這種斷面形狀的縱梁縱梁工藝性較好，并且安裝橫梁以及布置其他零部件是比較方便。但是它的抗扭能力較差，本次設車型為ZY1160型貨車，雖為重型貨車但是總質量相對較小可以采用槽型斷面。
4.3 車架的橫梁以及其結構形式
橫梁將兩根縱梁連接起來使縱梁橫梁成為一體共同形成車架整體，同時車架的橫梁還起著著提高車架整體扭轉剛度的作用。另外它也是汽車主要總成的重要支撐。橫梁的確定有以下原則：
（1） 要能夠使車架前部的扭轉剛度達到要求。
（2） 車架在板簧吊耳支架處受力較為復雜，相對來言應力也會加大，這樣為了提高車架的整體質量一般應該在此處增設橫梁。
（3） 在發(fā)動機懸置的部位，要有簡易的橫梁用來減少縱梁變形。
（4） 合理的設計橫梁的結構。
4.4 車架的設計計算
車架在初步的設計計算的階段可以通過對于縱梁的彎曲強度進行簡單的計算來對于車架的截面尺寸進行選擇確定?？梢岳孟旅娴暮喕嬎愕牟襟E和方法。
（1）彎曲強度計算的基本假設：
第一是兩根車架在結構是左右對稱的可以將車架抽象成一根沿汽車縱向平面放置的一根梁，并且這根梁支撐在兩個車軸上。
第二是將貨車的載質量造成的載荷都均勻的分布在貨箱這段長度上，并且假設空載時的包括車架在內的簧載質量形成的載荷也能在整車的長度上均布，這個由于簧載質量造成的載荷可以通過對于貨車上零部件的質量統(tǒng)計初步獲得。
第三假定作用在縱梁上的作用力全部通過縱梁的的彎曲中心。即使在實際中縱梁的某一些部為因為安裝一些必要附件（油箱、蓄電池等）而必需外伸進生時，可以通過在外伸的部位加裝一定的橫梁來將縱梁可能產(chǎn)生的局部扭轉轉變會橫梁的彎曲，使這種假設基本上能夠符合實際情況。
根據(jù)上述簡化，可以將一個復雜的車架變?yōu)楹唵蔚暮喼Я?，這樣就能利用理論力學相關知識進行計算。
（2） 縱梁彎矩的計算：
先要知道車架支座對于車架的作用力才能對于車架縱梁上所受的彎矩進行計算確定?？梢酝ㄟ^對于簡化得到的車架等效模型的受力分析和計算進行相關計算?？梢园凑丈衔牡娜齻€假設得到如圖七所示的受力圖：貨車的載質量均勻的分布在貨箱這段長度內，而包括車架在內的簧載質量則在車架縱梁的整段長度內均布。根據(jù)力矩平衡的原理可以得到：
(4-1)
式中：為前輪支座處對于任一車架的反作用力，單位為N;
為貨車的軸距，為5000mm；
為貨車的空車是簧上負荷，可取為3998kg；
為貨車的載質量，為8000kg；
L為貨車的總長，為9000mm；
b為貨車的后懸，為2570mm；
c為貨廂的長度，為7350mm；
為貨廂到后軸中心的距離，為4750mm；
為貨廂后端到后軸中心的距離，為2600mm；
g為重力加速度，為9.8m2/s.
代入數(shù)據(jù)計算可以得到，前支座對于任意一個車架的反作用力為63959.268N。
在駕駛室這段長度范圍內縱梁所承受的彎矩可由下式得到：
（4-2)
式中：為縱梁上的彎矩，單位為N*m;
為貨車的前懸，為1430mm；
為任一縱梁上到前支座的距離，單位為mm。
駕駛室到后軸這段距離縱梁上的彎矩可以有下式計算得到：
（4-3）
式中：為縱梁上的彎矩，單位為N。
對比以上兩式，可以很容易的發(fā)現(xiàn)，縱梁上的最大彎矩出現(xiàn)在駕駛室到后軸這段距離的縱梁上，可以利用數(shù)學上的方法，令，求其導數(shù)，并且找出使其倒數(shù)為零的那一點，來求危險截面。
由此可以得到：
（4-4)
將數(shù)據(jù)代入上式可以得到為3490.069mm，即在駕駛室到后軸之間距離前軸為3490.069mm處縱梁的彎矩最大，將這個值代入式二.4-3可以求得縱梁上最大的彎矩為：=1462881.291N*m.
(2)車架的載荷分析：
上述分析都是從車架所受的靜載出發(fā)的，所謂車架的靜載是指貨車在靜止時車架所承受的載荷。但是車架不僅僅只是受到靜載荷的作用而是受到其他多種載荷，如下所述：
對稱動載荷：貨車在平坦的道路上以較高的車速行駛時往往會產(chǎn)生對稱動載荷。這種載荷會造成車架的彎曲變形。
斜對稱的動載荷：當貨車行駛在崎嶇不平的道路上時產(chǎn)生的。這種載荷會造成車架的扭曲變形。
其他的載荷;當貨的運動狀態(tài)發(fā)生變化時會使車架的受力情況發(fā)生變化，承受一定的載荷。于此同時安裝在車架上的一些總成和部件也會在一定情況下對于車架施加一定的載荷。
綜合考慮車架上的各種載荷和受力應該對于利用靜載荷計算出來的彎矩進行一定的修正?？梢詫⒂嬎愕玫降淖畲筠D矩乘以動載系數(shù)以及疲勞安全系數(shù)進行一定的修正。這里可以選取以及。那么修正后的最大轉矩為.
（3） 車架材料的選?。?
由以上的分析可以知道車架的受力較為復雜，因此對于車架材料的選取要考慮到多方面的因素。根據(jù)對于車架的性能對于制造車架的材料的屈服強度以及其疲勞極限提出了一定的要求，要求用于制造車架的材料這兩方面的參數(shù)應該足夠高，于此同時還要求車架的材料受到應力集中的影響應該盡可能小。另外對于用于制造車架的材料應該能夠易于冷沖壓。低碳鋼以及低碳合金鋼都能夠達到上述的要求。
本次設計的是貨車的車架，可以根據(jù)貨車裝載質量的不同來進行選取，對于輕型或中型貨車來言縱梁的鋼板一般為5.0`7.0mm,鋼板厚度在7.0`9.0mm常常用來沖壓制成重型貨車的縱梁。
參考市面上在售車型車架的材料綜合考慮各種因素本次設計選擇采用7.0mm厚度16Mn的鋼板進行沖壓來制造車架，其疲勞極限為σ-1＝220～260MPa。
（4） 縱梁截面特性的計算：
可以用相關公式對縱梁截面的斷面系數(shù)w進行計算，下表列出不同斷面形狀的截面的相關尺寸以及截面系數(shù)計算方法。
表十二：不同形狀斷面的斷面系數(shù)計算公式
本次設計采用槽型斷面，槽型斷面的尺寸參數(shù)如上表所示，根據(jù)設計的實際需要，并且參照同類車型的車架可以選擇槽型斷面的為：
t=7mm; h=200mm; b=70mm.
根據(jù)表十二中的計算公式可以得50633.333mm3。
（5） 對于縱梁的彎曲應力的計算與校核：
縱梁危險截面處的彎曲應力：
(4-5)
式中: W是斷面系數(shù)，為50633.333mm3；
是彎曲應力，MPa；
是修正后最大轉矩，為5705237.031N*m.
代入數(shù)據(jù)計算可得最大彎曲應力為：112.677MPa，小于材料的疲勞極限，縱梁的截面尺寸能夠滿足要求。
（5) 臨界彎曲應力的計算與校核：
縱梁在承受載荷的時候會發(fā)生彎曲變形這就會造成縱梁的上下翼面的翼緣發(fā)生受力破裂的不利情況造成車架的質量問題。為了防止車架出現(xiàn)這樣的質量問題可以根據(jù)薄板理論對于車架的縱梁進行校核。本次選擇斷面形狀為槽型，可以用下式進行計算校核。
(4-6)
式中：是臨界彎曲應力，MPa；
E是材料的彈性模量，對于16Mn鋼可?。?
是泊松比，對于16Mn鋼可以取0.29；
t是縱梁斷面厚度；
b是縱梁槽型斷面的翼板的寬度。
將E、代入上式可以得到：
（4-7)
本次設計選定的槽型斷面的尺寸參數(shù)中b=70mm,t=7mm.能夠滿足上述要求。
（6） 車架的剛度校核：
車架在承載后要發(fā)生形變，可能會影響到整車以及相關部件的正常工作，這對于縱梁的最大撓度有一定的要求，這樣需要對于縱梁的剛度進行校核檢驗。
若把車架的縱梁簡化為支撐跨度為軸距的簡支梁模型，，根據(jù)材料力學的相關知識，在其跨度中間作用有集中載荷P時，縱梁的撓度與剛度的關系為：（式中為縱梁截面的慣性矩），可知。根據(jù)德國對于各種類型車架的實驗與研究的成果表明，當軸距采用m為單位而的單位為cm4時，為了使車架能夠滿足剛度的要求應該使，也可以說使。
縱梁梁截面的慣性矩的計算：
（4-8)
式中：B是截面翼板的總寬度，如右圖，為7.35cm；
H是截面的總高度，如右圖為20.7cm；
b是截面翼板的內寬度，如右圖為6.65cm； 圖八：截面尺寸參數(shù)
h是截面的內高度，如右圖為19.3cm。
將數(shù)據(jù)代入進行計算可得這個值遠遠大于12，因此車架的縱梁剛度能達到要求。
5 車架設計總結
根據(jù)上文的分析與計算可以對與車架設計進行如下總結：采用邊梁式前后等寬的車架；橫梁通過鉚釘連接在縱梁上；車架的寬度定位900mm；車架的縱梁采用槽型斷面。
三 總結
作為車輛工程專業(yè)的一名學生，在即將告別大學校園之際能有機會利用畢業(yè)設計這個環(huán)節(jié)對于自己四年來的學習進行總結、應用發(fā)現(xiàn)自己的不足，為接下來的學習及工作奠定基礎。
我的畢業(yè)設計課題是ZY1160型貨車底盤總體以及車架設計，在指導老師的帶領和教導下，與我們這個小組的其他成員相互交流學習，進行畢業(yè)設計。在此次設計的過程中有成功的經(jīng)驗也有失敗的教訓，對于那些成功的經(jīng)驗在今后的工作學習中要繼續(xù)發(fā)揚，對于那些教訓也要認真總結。
在設計的過程中使我對于車輛工程相關知識進行了一定的回顧復習。同時也提高了對于專業(yè)知識的認知與掌握。在此次的畢業(yè)設計中我發(fā)現(xiàn)自己對于一些知識的細節(jié)把握不是很到位，并且發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識的積累是遠遠不夠的，我想有了這一次的經(jīng)歷在今后的學習生涯中我會更加注重專業(yè)知識的積累，以及對于專業(yè)知識的全面掌握。于此同時在畢業(yè)設計的過程中我也發(fā)現(xiàn)了團隊合作的重要性，一個人的見識能力往往是有限的只有很好的合作才能實現(xiàn)優(yōu)勢的互補 ，更好的完成任務。
致謝
在畢業(yè)設計的過程中，我遇到不少問題，在老師和同學們的幫助下都一點一點的解決了。在設計的過程中有老師精心的指導以及同學們的熱心幫助，使我的畢業(yè)設計能夠順利進行，在此特向你們表示由衷的感謝。在今后的學習工作中我會謹記老師的教導，經(jīng)常與同學們相互學習交流，使自己能夠做到的更遠，不辜負老師和同學們的期待。
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