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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 Ⅰ Abstract Ⅱ 第1章 緒論 3 1.1 課題的提出 3 1.2 專用汽車設計特點 5 1.3課題的實際意義 6 1.4 國內外自卸汽車的發(fā)展概況 7 第2章 輕型自卸車主要性能參數的選擇 10 2.1整車尺寸參數的確定 10 2.2質量參數的確定 10 2.3其它性能參數 12 2.4本章小結 12 第3章 自卸車車廂的結構與設計 13 3.1 自卸汽車車廂的結構形式 13 3.1.1車廂的結構形式 13 3.1.2車廂選材 14 3.2車廂的設計規(guī)范及尺寸確定 14 3.2.1車廂尺寸設計 15 3.2.2車廂內框尺寸及車廂質量 16 3.3車廂板的鎖啟機構 17 3.4 本章小結 17 第4章 自卸舉升機構的設計 18 4.1自卸舉升機構的選擇 18 4.1.1舉升機構的類型 18 4.1.2自卸汽車傾卸機構性能比較 21 4.2舉升機構運動與受力分析及參數選擇 23 4.2.1機構運動分析 23 4.2.2舉升機構受力分析與參數選擇 24 4.3本章小結 26 第5章 液壓系統(tǒng)設計 27 5.1液壓系統(tǒng)工作原理與結構特點 27 5.1.1工作原理 27 5.1.2液壓系統(tǒng)結構布置 28 5.1.3 液壓分配閥 28 5.2油缸選型與計算 29 5.3油箱容積與油管內徑計算 30 5.4取力器的設計 31 5.5本章小結 32 第6章 副車架的設計 33 6.1副車架的截面形狀及尺寸 33 6.2副車架前段形狀及位置 33 6.2.1 副車架的前端形狀及安裝位置 33 6.2.2 縱梁與橫梁的連接設計 35 6.2.3 副車架與主車架的連接設計 36 6.3副車架主要尺寸參數設計計算 37 6.3.1副車架主要尺寸設計 37 6.3.2副車架的強度剛度彎曲適應性校核 37 6.4本章小結 44 結論 45 參考文獻 46 致謝 47  第1章 緒 論 1.1 課題的提出 專用自卸車是裝有液壓舉升機構，能將車廂卸下或使車廂傾斜一定角度，貨物依靠自重能自行卸下或者水平推擠卸料的專用汽車。自卸汽車主要運輸砂、石、土、垃圾、建材、煤炭、礦石、糧食、化肥和農產品等散裝貨物①。它具有以下多種分類方式。 1、按用途分類：公路運輸的普通自卸車；非公路運輸的重型自卸車，主要用于礦區(qū)裝卸作業(yè)與大中型土建工程。 2、按裝載質量級別分類：輕型自卸車（一般小于3.5噸）；中型自卸車（4噸-8噸）；重型自卸車（大于8噸）。 3、按傳動類型分類：機械傳動、液力機械傳動和電動三種類型。 4、按卸貨方式分類：有后傾式、三面傾卸式、底卸式，以及貨廂升高后傾式等多種形式。其中以后傾式應用最廣。 5、按傾卸機構分類：直推式與杠桿舉升式自卸車。直推式又可細分為單缸式、雙缸式、多級式等。杠桿式又可細分為杠桿前置式、杠桿后置式、杠桿中置式等。 6、按車廂結構分類：一面開啟式、三面開啟式與無后欄板式。 輕型農用自卸車是隨著我國農村經濟的不斷發(fā)展，上世紀80年代末發(fā)展起來的自卸運輸車輛，其裝載重量在1t-4t之間。國家和地方均出臺專門的法規(guī)對農用車尺寸、排放、車速等各方面性能進行規(guī)范，從而促進了輕型農用自卸車的健康發(fā)展。自2001年11月10日起，中國正式成為WTO成員國，國內市場逐漸開放。同時，我國亦確立了以擴大內需為主的經濟政策，實施西部大開發(fā)戰(zhàn)略，加大對基建項目的投資力度，農林牧漁、采礦、水利、軍工、環(huán)保、商業(yè)運輸、交通、通訊、金融、機場、電力、城市建設和石油開采等行業(yè)均快速發(fā)展，使各種類型的專用車需求量大增。在廣大城鄉(xiāng)的沙場、礦山、工地及般的十木工程等的運輸作業(yè)中輕型農用自卸車以其靈活機動、價格低廉的優(yōu)點得到了廣泛的應用。 傾卸裝置是自卸汽車的主要結構部分。其主要組成如下： 普通自卸汽車機構組成圖如下圖1.1所示： 1-液壓傾卸操縱裝置；2-傾卸機構；3-液壓油缸；4-拉桿；5-車廂； 6-后鉸鏈支座；7-安全撐桿；8-油箱；9-油泵10-傳動軸；11-取力器 圖1.1 普通自卸汽車結構組成 在輕型農用自卸車的設計當中，液壓舉升機構和車廂的設計一直處于重要的地位。這是因為液壓舉升機構是輕型農用自卸車的重要工作系統(tǒng)，其設計方案的優(yōu)劣直接影響著汽車的多個主要性能指標;對提高液壓舉升機構的設計質量和效率具有重要的意義。 1.2 專用汽車設計特點 專用汽車與普通汽車的區(qū)別主要是改裝了具有專用功能的上裝部分，能完成某些特殊的運輸和作業(yè)功能。因此在設計上，除了要滿足基本型汽車的性能要求外，還要滿足專用功能的要求，這就形成了其自身特點，概括如下： 1、專用汽車設計多選用定型的基本型汽車底盤進行改裝設計 這首先就需要了解國內外汽車產品，特別是貨車產品的生產情況、底盤規(guī)格、供貨渠道、銷售價格及相關資料等。然后根據所設計的專用汽車的功能和性能指標要求，在功率匹配、動力輸出、傳動方式、外形尺寸、軸載質量、購置成本等方面進行分析比較，優(yōu)選出一種基本型汽車底盤作為專用汽車改裝設計的底盤。能否選到一種好的汽車底盤，是能否設計出一種好的專用汽車的前提。 對于不能直接采用二類底盤或三類底盤進行改裝的專用汽車，也應盡量選用定型的汽車總成和部件進行設計，以縮短產品的開發(fā)周期和提高產品的可靠性。 2、專用汽車設計的主要工作是總體布置和專用工作裝置匹配 設計時既要保證專用功能滿足其性能要求，也要考慮汽車底盤的基本性能不受到影響。在必要時，可適當降低汽車底盤的某些性能指標，以滿足實現某些專用工作裝置性能的要求。 3、針對專用汽車品種多、批量少的生產持點 專用汽車設計應考慮產品的系列化，以便根據不同用戶的需要而能很快的進行產品變型 圖1—1為菜廠牽引車、半掛車和全掛車系列型譜。對專用汽車零部件的設計，應按“三化”的要求進行，最大限度地選用標難件，或選用已經定型產品的零部件，盡量減少自制件。 4、對專用汽車自制件的設計，應遵循單件或小批量的生產持點工的可能性。 5、對專用汽車工作裝置中的某些核心部件和總成 如各種水泵、油泵、氣泵、空壓機及各種閥等，要從專業(yè)生產廠家中優(yōu)選 因專用汽車專項作業(yè)性能的好壞，主要決定干這些部件的性能和可靠性。 6、在普通汽車底盤上改裝的專用汽車，底盤受載情況可能與原設計不同，因此要對一些重要的總成結構件進行強度校核。 7、專用汽車設計應滿足有關機動車輛公路交通安全法規(guī)的要求 對于某些特殊車輛，如重型半掛車、油田修井車、機場寬體客車等，應作為特定作業(yè)環(huán)境的特種車輛來處理。 8、某些專用汽車可能會在很惡劣的環(huán)境下工作，其使用條件復雜，要了解和掌握國家及行業(yè)相應的規(guī)范和標準，使專用汽車有良好的適應性，工作可靠，是要設安全性裝置。 綜上所述，專用汽車的設計有其自身的特點和要求，既要滿足汽車設計的一般要求。同時又要獲得好的專用性能。這就要求汽車和專用工作裝置合理匹配，構成一個協調的整體，使汽車的基本性能和專用功能都得到充分發(fā)揮[2]。 由于專用汽車種類繁多、結構復雜、使用面廣、開發(fā)期短等待點，所以專用汽車設計人員。 既要具備汽車設計的知識相能力．向時也要掌握專用汽車各種不同工作裝置的原理與設計計算。此外專用汽車設計人員還需要對用戶的要求，市場動態(tài)有充分的了解，這樣設計的產品才能在性能上先進，在市場上適銷對路，在使用上滿足用戶的要求。 1.3課題的實際意義 對于液壓舉升機構考慮到工作環(huán)境、工作性質及工作內容等的要求，在設 計液壓舉升機構時應滿足的性能有: 1、較強的免維護性 自卸車主要應用場所是沙場、礦山、工地等，這些場所沙塵肆虐，工作環(huán)境惡劣，自卸機構的維護條件較差，甚至有時根本談不上什么維護。因此需要自卸機構在設計時就要考慮到鉸支點和油缸的免維護性。 2、良好的動力性 舉升機構作為輕型農用自卸車卸料時的動力來源，為保證卸料順利完成，要求其必須具有良好的動力性能。輕型農用自卸車由于其特定的使用環(huán)境和用戶群體決定了它經常處于超載狀態(tài)，這就要求舉升機構要具有一定的過載系數。 3、平穩(wěn)性 要求舉升機構在傾卸貨物時具有較好的平穩(wěn)性，不得有較大的動力沖擊，降低沖擊力對機構各部件的損傷概率，保證機構的使用壽命。 4、卸料性 輕型農用自卸車顧名思義就是省卻了人力卸料之苦，通過特定的機構使用液壓力自動卸料。因此，自卸車舉升機構應達到的卸料目標是:a、在較短的時間內使貨箱舉升一定的角度，即舉升機構將貨箱舉升到最大舉升角所需的時間(對此國家規(guī)定了時間限值);b、貨箱被舉升機構舉升到最大轉角時，貨物應順利地傾卸完畢(即最大舉升角達到貨物的安息角)。 5、緊湊性 輕型農用自卸車多數是中小噸位的工程運輸車輛，其裝載工具多為小型裝載機械。為了裝載方便，輕型農用自卸車的貨箱布置位置一般較低，同時又要考慮到輕型農用自卸車的工作環(huán)境，應使其具有較好的通過性(即離地間隙受限)，因此，自卸車的舉升機構布置空間就受到很大的限制，這就要求機構具有較好的緊湊性，占用較少的空間。 6、協調性 液壓舉升機構實際上是一種演化的四連桿機構，在外力作用下，各部件能沿自己的鉸支點按設計者的意圖順利轉動，不得出現傳動角小于許用傳動角的情況，更不能有死點位置的存在。 1.4 國內外自卸汽車的發(fā)展概況 我國專用車市場“蛋糕”將越做越大。去年以來，我國專用車市場取得較好的經營業(yè)績，全國395家改裝車企業(yè)改裝汽車23.06萬輛，銷售23.05萬輛?？蛙嚫难b量最大，共改裝103492萬輛，占總量的44.88％；載貨汽車44870輛，占總量的19.46％；自卸汽車27125輛，占總量的11.76％；廂式、罐式等專用車銷售40966輛，占總量的17.77％。今年1～8月份，各類專用車銷售均有較大增幅，樂觀估計今年全年專用車產銷將達30萬輛。 通過數字來看，去年一年銷售專用車達23萬輛，結合我國道路、經濟等實際情況，應該說數量還是比較可觀的。但是問題就在于395家改裝企業(yè)才生產23萬輛?？梢钥闯?，我國汽車改裝企業(yè)和汽車制造一樣，存在著規(guī)模小、技術落后、生產點過多等問題。 從改裝車生產分布地區(qū)來看，也存在較大不均衡性。江蘇、河北、安徽、河南等8個省去年產量之和約占總產量的75％，其他21個省僅占總產量的25％。地域的不均衡性也顯示出專用車市場前景看好。 目前，我國改裝車市場最大銷售量約25萬輛左右，改裝量最大的除了客車外，主要有廂式車、罐式車、自卸車等主要車型。但是總體來看，這些專用車均存在技術附加值低、工藝較落后等問題。從品種來看，我國改裝車品種較少，僅有400多個品種。那么，未來改裝車市場到底是什么市場呢？肯定地說，應該向多品種、高、精、尖方向發(fā)展。 這種發(fā)展方向除了我國公路條件改善外，還和我國公路貨物運輸市場息息相關。目前，我國公路貨運市場的主體依然是以個體戶為主，公路貨運甚至還談不上物流管理，具有運輸成本高、隨意性大、服務沒有保證等特點。隨著我國加入世界貿易組織，這種格局將要逐步被打破。我國汽車工業(yè)保護期只有五年，但是公路貨運市場卻可以向外資開放?？鐕锪鞴菊⒁曧耥穸⒅袊坟涍\這塊大市場。這場戰(zhàn)斗誰是贏者，不言自明。集團化貨運市場對卡車的個性化要求將越來越高，同時需求數量也將越來越大。可以毫不夸張地說，未來的卡車發(fā)展方向將是專用車。 美國等發(fā)達國家專用車市場十分巨大，專用車具有品種多、技術含金量高等特點。就專用車品種而言，美國就有5000多個品種，甚至很多專用車已經被E化，裝有電腦、衛(wèi)星導航等系統(tǒng)。確切地說，我國專用車市場最終是向多品種、高精尖的方向發(fā)展。尤其是隨著我國公路運輸主體的逐漸變化，將加快產品結構的變化和技術的升級。 我國自卸汽車生產始于上世紀60年代初，經過40多年的發(fā)展，尤其是在上世紀80年代以后通過技貿結合與合作生產方式，從國外引進若干先進的自卸汽車制造技術，并在此基礎上形成以若干大型汽車制造廠為主體的機械傳動式自卸汽車生產企業(yè)集團。公路用自卸汽車的裝載質量從2～20t、礦用自卸汽車裝載質量從20～154t以基本形成完整的自卸汽車系列，為我國自卸汽車的騰飛打下了堅實的基礎。當然除普通自卸汽車以外，專用自卸汽車的生產也得到了一定的發(fā)展，尤其是新世紀以來，隨著我國社會經濟和交通環(huán)境的改善，各行業(yè)對專用汽車尤其是工程系列專用汽車的需求越來越大。專用汽車將跟更加注重行業(yè)化、專用化、系列化。 國外自卸汽車生產始于上世紀30年代，比我國早30多年在其后70多年的發(fā)展過程中，其結構不斷改進，整車性能已有很大提高。為提高自卸汽車的科技含量，追求高附加值，各國更是不斷采用先進技術，其主要表現以下幾個方面：全面提高自卸汽車內在質量和使用性能；在制造加工方面，自卸汽車朝著底盤生產專業(yè)化、零部件生產專業(yè)化、工藝專業(yè)化和輔助生產專業(yè)化方向發(fā)展；廣泛采用計算機輔助設計，以提高設計的質量和縮短設計研制的周期；在材料配置上，將更多地采用高強度鋁合金、不銹鋼、工程塑料和聚合材料等。目前，自卸汽車以形成自己獨特的結構與車型系列。 目前, 各大自卸汽車生產企業(yè)生產的自卸車尾鉤鎖緊機構多數為拉桿式尾鉤鎖緊機構、鏈條式尾鉤鎖緊機構、液壓手動控制式尾鉤鎖緊機構等, 這些機構各有特點, 在運輸自卸車中被廣泛使用。國內使用的自卸車車箱大部分使用16Mn制造而成。其特點是鋼板厚, 車箱沉重, 截面一般呈方形, 邊板和底板有很多的加強筋。16Mn的屈服強度較低, 硬度較小, 且沖擊性能較差。這些特性決定了不適合用于制造輕量化的車箱。在歐美, 很多車箱都使用HARDOX耐磨鋼板材料, 與傳統(tǒng)的方形車箱有著很大的區(qū)別, 其特點是橫截面呈U形或半弧形, 而且車箱邊板和底板幾乎沒有使用加強筋。HARDOX是瑞典鋼鐵集團生產的一種耐磨鋼板, 具有較高的屈服強度, 是16Mn的三倍以上, 并且具有較高的硬度和沖擊韌性。在設計裝載量相同的情況下, 用HARDOX鋼板制造的車箱與16Mn用制造的車箱相比, 板材厚度更薄, 且不需要加強筋。據國外的一些廠家反饋, 車箱使用HARDOX鋼板后, 重量能減少, 甚至更多。 某些自卸車在產品開發(fā)、試驗和用戶的使用過程中均發(fā)現舉升機構中三角臂早期斷裂問題。實際構件在運動過程中承受一定動載荷的沖擊,受力大小方向不規(guī)則,使用傳統(tǒng)的方法很難對受力點的受力情況進行測量,直接利用現有的有限元軟件ANSYS 也無法對其進行分析,很難確定在運動過程中極限應力區(qū)域;但是軟件劃分網格功能強大;而仿真分析軟件ADAMS 雖然處理剛性物體運動精度較高,但對于復雜的柔性體的建模和計算都比較困難。為此一些專家利用有限元軟件ANSYS 和動力學軟件ADAMS 進行聯合仿真分析,找出了三角臂早期斷裂的原因,并提出改進方案。  第2章 輕型自卸車主要性能參數的選擇 承擔公路運輸的普通自卸車通常是由同種貨車變型設計而成。其總體設計程序與載貨車相近。首先，進行一系列的市場調研和同類車型資料的收集分析，摸清產品主要技術經濟指標，了解有關設計法規(guī)等。在此基礎上擬定設計原則，協調使用、制造與經濟三方矛盾，處理好產品技術先進性與工藝繼承性、零部件通用化程度以及生產成本的辯證關系，然后進入具體技術設計階段。 在技術設計階段，首先進行自卸車結構選型，確定舉升機構類型與貨廂結構形式，然后選擇自卸車總布置主要參數。 2.1整車尺寸參數的確定 表2.1 整車尺寸參數 外形尺寸（長寬高） 4540×1800×1980（mm） 軸距 2800mm 輪距（前/后） 1480/1470(mm) 前懸 970mm 后懸 770mm 接近角 25 離去角 36 最小離地間隙 185mm 2.2質量參數的確定 自卸車質量參數包括廠定最大裝載質量me、整備質量mo、廠定最大總質量ma、質量利用系數ηG、容積利用系數ηV，以及重心位置等[3]。 1、廠定最大裝載質量me 根據裝載質量級別分類中，輕型自卸車小于3.5噸的規(guī)定，由于本設計中自卸車裝載貨物為農產品，因此這里取最大裝載質量me為1500kg。 2、整備質量mo 整備質量mo指的是裝備齊全、加滿油水的空車質量。它等于底盤的整備質量與汽車改裝部分之和。改裝部分質量包括取力器裝置、液壓系統(tǒng)、舉升機構、副車架、貨廂以及其它改裝附件的質量。在總體設計時，常參考同類樣車及總成，進行零部件稱重或質量分析，初步估算出改裝部分質量與整備質量。這里參考同類車型取整備質量為2100kg。 3、 廠定最大總質量ma 最大總質量ma是按規(guī)定裝滿貨物、坐滿司機乘坐人員的整備質量?？砂聪率接嬎悖? ma=mo+me+mr (2.1) 式中： mo——自卸車整備質量，kg me ——廠定最大裝載質量，kg mr——額定司機乘客人員質量，每人按65kg計。 ma=2100+1500+130=3730 kg 4、質量利用系數ηG ηG是廠定最大裝載質量與其整備質量之比 ηG=memo=15002100=0.71 (2.2) ηG越大，則該車材料消耗少，材料利用率高。因此ηG可反映自卸車設計制造水平。提高ηG的主要措施在于設法減輕傾卸機構與貨廂質量。一般3噸以下輕型自卸車之ηG約為0.5-1.0。 5、容積利用系數ηV ηV即單位容積裝載質量。它取決于常運貨物的種類。通常堆裝部分的體積約占貨廂體積的三分之一。確定ηV的原則是既要充分利用汽車額定載重能力；又要避免在運輸高比重貨物時出現嚴重超載。對普通自卸車常取ηV=1650kg/m3。 6、質心位置 質心位置對汽車附著性能和穩(wěn)定性能等能產生重要影響，因此是一項重要指標。質心位置又分為空載質心與滿載質心兩種狀況。設計時應力求使改裝自卸車的質心位置盡量接近原車質心。質心計算公式如下： 質心水平位置 L1=m2Lma (2.3) 質心垂直位置 hg=yimima=moyo+miGyi+meyema (2.4) 式中：ma——自卸車廠定最大總質量，kg； m1、m2——自卸車前、后軸軸載質量，kg； mo——底盤質量，kg； miG——改裝部分各總成質量，kg； me——廠定最大裝載質量，kg； xo、yo——底盤質心坐標； xi、yi——改裝部分各總成質量質心坐標； xe、ye——裝載質量質心坐標。 2.3其它性能參數 貨廂最大舉升角是當貨廂舉升角是當貨廂舉升至設計極限位置時，貨廂底部與車架平面之夾角。它取決于常運貨物靜安息角的大小。多數貨物靜安息角在40—45°范圍。故為保證卸貨干凈，一般自卸車最大舉升角常取50—60°。此外，尚應注意在最大舉升角時，車廂后板下垂最低點與地面保持一定卸貨高度。舉升時間指滿載時從開始舉升至最大舉升角所需時間。降落時間系指空載時貨廂從最大舉升角降至車架的時間。此兩項參數太長將影響運輸生產率；太短又勢必增大液壓系統(tǒng)負荷。故一般設計舉升時間要求為15s-25s，降落時間要求為8s-15s。 2.4本章小結 本章主要對輕型農用自卸汽車的整車尺寸參數、質量參數以及其他性能參數進行了確定，綜合考慮各種方案的優(yōu)缺點，選擇本設計的設計方案。  第3章 自卸車車廂的結構與設計 3.1 自卸汽車車廂的結構形式 3.1.1車廂的結構形式 車廂是用于裝載和傾卸貨物。它一般是由前欄板、左右側欄板，圖3.1為典型的底板橫剖面呈矩形的后傾式車廂結構。為避免裝載時物料下落碰壞駕駛室頂孟，通常車廂前欄板加做向上前方延伸的防護擋板。車廂底板固定在車廂底架之上。車廂的側欄板、前后欄板外側面通常布置有加強筋。 后傾式車廂廣泛用于輕、中和重型自卸汽車。它的左右側欄板固定，后欄板左右兩端上部與側欄板餃接，后欄板借此即可開啟或關閉。 1-車廂總成；2-后欄板；3、4-鉸鏈座；5-車廂鉸支座； 6-側欄板；7-防護擋板；8-底板 圖3.1 車廂結構圖 側傾式及三面傾卸式車廂欄板與底板為直角，如圖3.2所示。其欄板開啟、關閉的鉸接軸為上置式，開啟時，欄板呈自由懸垂狀，多用于有側傾要求的中型自卸汽車。 礦用白卸汽車和重型自卸汽車的車廂多采用簸箕式，以方便裝載，傾卸礦石、砂石等。有的簸箕式車廂采用雙層底板結構，以增加底板的強度和剛度，并可減輕自重。簸箕式車廂如圖3.3所示。 圖3.2 側頃式及三面傾卸式車廂 圖3.3 簸箕式車廂 本文設計的自卸車是承擔農村鄉(xiāng)鎮(zhèn)短途運輸的普通自卸汽車，沒有側傾要求，故采用后傾式車廂。 3.1.2車廂選材 在全面分析車廂的工作條件、受力狀態(tài)、工作環(huán)境和零件失效等各種因素的前提下，選用16Mn工程用鋼材。 3.2車廂的設計規(guī)范及尺寸確定 3.2.1車廂尺寸設計 外廓尺寸應在廂式貨車總體設計階段予以確定。為了防止緊急制動時貨廂與駕駛室之間留有150-250mm的間隙。為滿足汽車的軸荷分配，車廂和貨物的質心離后橋中心線的距離為：對于后輪為雙胎的長頭或短頭車，該距離一般為軸距L的（2-10）；對于平頭車，該距離一般為軸距的（12-22）；根據車廂質心到后橋中心線的距離以及駕駛室后壁的位置，可確定車廂長度，取車廂長度為2700mm；廂體寬度主要由底盤輪距1480mm、使用要求及法規(guī)限寬的因素決定,這里取車廂寬度為1800 mm；廂體高度由改裝后的質心高度（影響汽車的行駛穩(wěn)定性）決定，在滿足裝載容積及裝卸方便的情況下，應盡量減小廂體高度，以降低質心，提高汽車行駛穩(wěn)定性，這里取車廂高為400 mm。 將全金屬焊接車廂設計成等剛度體車廂是自卸汽車設計的重點.但是很難既能保證高強度又能保證輕量化。 就整車而言，可以看成由車輪、前軸、后橋殼、懸架、車架、車廂及其橡膠緩沖塊等不同剛度單元組合而成的彈性體，受力時，將按照各自的剛度產生各自的變形，其變形量與剛度成反比，吸收的能量與剛度成正比。 車廂剛度，無論是彎曲剛度還是扭轉剛度，都會增加車架的相應剛度，兩者的剛度是相輔相成、互相補償的。當汽車前后左右車輪處于高差較大的路面，車架扭曲較大時，車廂應該有一定的扭轉隨動性。如果車廂的扭轉剛度過大，當車架扭轉到一定程度時，車廂前支承緩沖塊相應的一側壓到極限位置，車廂縱梁的另一側可能離開緩沖塊，車廂前端的一大部分重量轉移到一側的車架縱梁上，縱梁可能超載損壞。如果車廂扭轉剛度過小，能與車架扭轉隨動，當車架產生較大扭曲時，車廂可能因變形過大而早期損壞。 全金屬焊接等剛度車廂設計的規(guī)范化的定量的設計計算方法并不是很完善，根據一些經驗，可以知道一些設汁規(guī)范和經驗數據： 車廂底板和側梁斷面應小些，布置應密集，這樣易于形成等剛度。自卸汽車車架斷面系數也應比同級噸位的貨車車架大一倍。 對于兩軸載質為10t的車廂，車架按1.5t整體重物從lm高處落人車廂的沖擊負荷進行計算，車廂底板厚度應不小于10mm，其選材強度等級大于60kg級。3t自卸汽車的車廂底板厚度應不小于6mm，本文所設計的自卸車，其額定載荷為1.5t，故其車廂底板厚度取6mm。 車廂的內部形狀應為簸箕形，底板前窄后寬，單邊角度1°～1.5°，橫端面下窄上寬，單邊角度1°～1.5°。這樣，當車廂傾卸時，貨物不易在車廂內卡住，易于傾卸。 3.2.2車廂內框尺寸及車廂質量 自卸車的裝載質量為1500kg，農用自卸車常運貨物密度如表3.1： 表3.1 農用自卸車常運貨物密度 土豆 玉米 小麥 甜菜 680kg/m3 640kg/m3 730kg/m3 650kg/m3 自卸車滿載時，裝載的質量為 M=ρ×V (3.1) V=mρ=1500730=2.055m3 內框尺寸確定了車廂容積的大小。應從車輛用途、裝載質量、貨物密度以及包裝方式、尺寸規(guī)格等方面考慮，以便提高運輸效率。車廂容積按下式計算 V=lX1bX1hX1×10-9 (3.2) 式中 V——車廂容積（m3）; lX1、bX1、hX1——廂內有效長度、寬度、高度（mm）。 普通矩形車廂標準配置板厚為：前板4 mm邊板4 mm底板6mm后板5 mm。 由此得出， V=2700×1800×400×10-9=1.944m3 符合要求。 由此，確定出EQ3040B車廂的尺寸如表3.2： 表3.2 NTQ3040B車廂主要尺寸 長(mm) 寬(mm) 高(mm) 底板厚(mm) 2700 1800 400 6 側板厚(mm) 底板傾斜角度(°) 側板傾斜角度(°) 4 1 1 本車貨箱尺寸為2360×1800×400 貨箱各板體積 V=400×1800×9+400×2700×4×2+1800×2700×6 =44280000mm3 在全面分析車廂的工作條件、受力狀態(tài)、工作環(huán)境和零件失效等各種因素的前提下，選用16Mn工程用鋼材。 貨箱材料錳鋼密度ρ=7.81 gcm3 貨箱質量為m=ρ?V=308.7kg. 取過載系數為90%，則車廂及滿載時的質量為1500÷90%+308.7≈2000kg 3.2.3車廂地板高度 車廂地板高度直接影響貨物裝卸的方便性和汽車質心的高度。該高度過高，對行駛穩(wěn)定性產生不利影響；過低，則輪胎與地板下平面容易發(fā)生運動干涉，這是不允許的。影響車廂地板高度的主要因素有：輪胎直徑、道路條件、懸架動撓度以及車輛空載時車輪與地板下平面之間預留的空間等。設計時該預留空間一般取230 mm左右。 3.3車廂板的鎖啟機構 自卸車汽車車廂板的鎖啟機構有手動和自動兩種，現在大多采用自動鎖啟機構。當自卸汽車卸貨時，車廂逐漸傾斜，當傾斜到一定程度，傾斜方向的車廂板便自動開啟，使車廂內的貨物卸出[4]。卸完貨后，車廂逐漸下落，直至落到原始位置，鎖啟機構使自動將車廂板鎖住。本設計采用自動開閉機構原理簡圖如下， 1-限位塊，2-鎖鉤 圖3.4 自動開閉機構 當車廂被舉升時，限位塊1隨著車廂一起升高，這時鎖鉤2右端鉤子一側在重力作用下繞軸旋轉與廂板脫離，這樣后廂板打開。當車廂回落時，限位塊壓著鎖鉤的左側，這樣鉤子就會勾住廂板，使后廂板閉合。 3.4 本章小結 本章主要對輕型農用自卸汽車的車廂的結構和尺寸以及材料的選擇進行設計，同時對車廂后欄板的自動開閉機構進行設計，綜合考慮各種方案的優(yōu)缺點，選擇本設計的設計方案。  第4章 自卸舉升機構的設計 4.1自卸舉升機構的選擇 4.1.1舉升機構的類型 自卸車舉升機構又稱傾卸機構，包括貨廂、副車架、車廂鉸鏈、舉升油缸及其杠桿系統(tǒng)。現代自卸車的舉升機構均以液壓能作為舉升動力。其功能是承載物料，并在液壓系統(tǒng)的驅動下完成傾卸動作。 自卸汽車對傾卸機構的設計要求如下： （1）利用連桿機構實現車廂的翻轉，其安裝空間不能超過車廂底部與托架大梁間的空間； （2）結構要緊湊，可靠，具有很好的動力傳遞性能； （3）完成傾卸后，要能夠復位[5]。 舉升機構的主要類型有： 1、油缸直推式 油缸直推式傾卸機構的示意圖如圖4.1所示，這種機構結構簡單緊湊、舉升效率高、工藝簡單、成本較低。采用單缸時，容易實現三面傾斜。另外，若油缸垂直下置時，油缸的推力可以作為，車廂的舉升力，因而所需的油缸功率較小。但是采用單缸時機構橫向強度差，而且油缸的推程較大；采用多節(jié)伸縮時密封性也稍差。 圖4.1 直推式傾卸機構 2、俯沖式 俯沖式桿系傾卸結構簡單，造價低，橫向剛度好，舉升轉動圓滑平順。但油缸必須增大容量[5]。如圖4.2所示。 圖4.2 俯沖式傾卸機構 3、前推杠桿組合式 前推杠桿組合式傾卸機構示意圖如圖4.3所示，該機構橫向剛度好，舉升時轉動平順圓滑，在舉升過程中，舉升力小，構件受力改善。但油缸的行程過大，偏擺角大。 圖4.3前推杠桿組合式傾卸機構 4、杠桿平衡式（油缸后推杠桿組合式） 油缸前推連桿組合式傾卸機構的示意圖如圖4.4所示，這種機構橫向剛度較好，舉升時轉動圓滑平順，三腳架推動車廂舉升時，車廂傾翻軸支架的水平反力比較小，車架底部的受力也比較均勻。但是油缸在車廂翻轉過程中擺動角度較大，且活塞行程稍大[6]。 5、油缸后推連桿組合式（加伍德舉升臂式） 油缸后推連桿組合式傾卸機構的示意圖如圖4.5所示，該機構結構比較緊湊，橫向剛度較好，油缸的推程小，舉升時轉動圓滑平順。但舉升力系數大，舉升臂(三角架)較大[7]。 圖4.4杠桿平衡式傾卸機構 圖4.5油缸后推連桿組合式傾卸機構 6、油缸浮動連桿式（強力型） 油缸浮動連桿傾卸機構示意圖如圖4.6所示，該機構結構緊湊，橫向剛度較好,舉升時轉動圓滑平順。油缸進出油管活動范圍大，油管長，副車駕受力改善，舉升力系數較小。但該機構結構比較大，油缸固定在節(jié)點上，從而使桿件剛度要求較高。而且油缸轉動角度過大。 7、油缸前推連桿組合式（馬勒里舉升臂式） 油缸前推連桿組合式傾卸機構的示意圖如圖4.7所示，這種機構橫向剛度較好，舉升時轉動圓滑平順，三腳架推動車廂舉升時，車廂傾翻軸支架的水平反力比較小，車架底部的受力也比較均勻。但是油缸在車廂翻轉過程中擺動角度較大，且活塞行程稍大。 圖4.6油缸浮動連桿式傾卸機構 圖4.7油缸前推連桿組合式傾卸機構 4.1.2自卸汽車傾卸機構性能比較 傾卸機構是自卸汽車的重要裝置，它直接關系到自卸車的結構與舉升性能。國內外典型傾卸機構的結構型、性能特征，見表4.1。 目前，輕型、中型自卸車廣泛采用直推式傾斜機構，三面傾卸式自卸車均采用直推式傾斜機構。該機構不僅具有結構緊湊、改裝方便等優(yōu)點，而且通過合理地選取各支撐點的位置、液壓缸直徑（特別是多級液壓缸各節(jié)的直徑）等參數，可以獲得比較理想的油壓特性（即液壓缸推舉過程中油壓變化很小，且初始時的油壓略低于最高油壓）。而中、重型自卸車大多采用連桿式傾卸機構，其中中型自卸車一般采用油缸后推連桿式和油缸后推杠桿式，其他4種型式的傾卸機構多用在重型自卸車上。這主要是因為更容易達到省力的目的，更能使車廂在舉升過程中獲得較好的橫向穩(wěn)定性，并可獲得更理想的油壓特性與傾卸性能。 表4.1 自卸汽車舉升機構特性比較 結構形式 車型舉例 性能特征 直推式 單缸 前置 斯太爾1291?280∕K38 卡瑪斯——5511 結構緊湊、舉升效率高、工藝簡單、成本較低，采用單缸時，橫向剛度不足，采用多節(jié)伸縮時密封性較差 中置 斯太爾991?200∕K38 依發(fā)50L∕K CA340 雙缸 QD3151 EQ340 連桿組合式 馬勒里舉升臂式 五十鈴TD50ALCQD JN3180 QD362 橫 向 剛 度 好 、 舉 升 轉 動 圓 滑 平 順 舉升力系數小、省力、油壓特性好，但缸擺角大活塞行程稍大 加伍德舉升臂式 TD50A-D QD352 HF352 轉軸反力小，舉升力系數大，舉升臂較大，活塞行程短 油缸前推杠桿組合式 SX3180 舉升力小，構件受力改善，油缸擺角大 油缸后推杠桿組合式 日產PTL81SD 舉升力適中，結構緊湊但布置集中后部，車廂底板受力大 油缸液動連桿組合式 YZ——300 油缸進出油管活動范圍大，油管長 俯沖式 東急73型 桿系結構極簡，造價低，但油缸必須增大容量 綜上所述，對于本設計自卸車，本文選用油缸直推式傾卸機構。該種舉升機構直 接與車廂底板相連推動車廂，啟動性能較好，并能承受較大的偏置載荷；舉升支點在車廂中心附近，車廂受力狀況較好。 4.2舉升機構運動與受力分析及參數選擇 4.2.1.機構運動分析 該車總體布置基本參數如下： 廠定最大裝載質量ma:1500kg； 舉升總質量mw:2000kg; 最大舉升角θmax:50°±2 用作圖法進行機構的運動分析，其結果詳見圖4.8。 圖4.8 機構運動分析圖 圖中OAB為舉升初始位置，其舉升總質量質心為C0；OAB'為舉升終了位置，其舉升總質量質心為C0由總布置獲得： a=50;b=1670; b0=1400;L1=200 油缸總行程L計算：總行程L應保證最大舉升角θmax的設計要求[5]?？筛鶕嘞叶ɡ恚瑥腛AB'中解出： L=(OA2+OB'2-2?OA?OB'?cosθmax+θ2)-L1 (4.1) 式中： OA=a2+b2=1400.9 θ1=tan-1ab=2.05 θ2=tan-1L12-b-b02+a b0-θ1= 4.92 OB'=b0cosθ1+θ2 =1236 d=b?tan(θ1+θ2) =171.2mm 代入式(3.1)得 L=1064.9mm 根據L=1065其三級行程分別為l1=533mm , l2=532mm,l3=532mm。 4.2.2.舉升機構受力分析與參數選擇 自卸車之油缸舉升力應保證最大舉升質量時所需的舉升力矩。為此，對NTQ3040B輕型農用自卸車舉升機構的最大受力狀況（即舉升初始狀態(tài)）進行受力分析，如圖4.9。通過受力分析求得油缸舉升力P、各級油缸直徑d1、d2、d3，以及各級油缸力矩比系數δ1、δ2、δ3等主要參數如下： （1）油缸舉升力P 油缸推力P對貨箱翻轉中心O產生的舉升力矩MP與舉升總質量m對O點的阻力矩MW應取得平衡[6][7]。即： MP=MW (4.2) 油缸舉升力矩MP=P?OA?sinβ 最大舉升阻力矩MW=m?X 代入（4.2）得:P?OA?sinβ=m?X 油缸舉升力 P=XOA?sinβ?m (4.3) 式中：MW——舉升總質量，等于廠定最大裝載質量和貨箱質量之和，MW=2000kg; X——質心至翻轉中心水平坐標，它是隨車廂舉升角變化的函數，當θ=0°時， 圖4.9 機構受力分析圖 X為最大值X=1030; β——油缸軸心線與底座OA之夾角，在舉升過程中β為變量，因此油缸舉升力也隨之為變量[8][9]。 （2）油缸直徑確定 油缸推力與油缸直徑的關系為： P=πdi24p (4.4) 式中：p——液壓系統(tǒng)最大工作壓力，取p=10MP[10]。 將式（4.4）代入式（4.3）即可求得各級油缸之最小直徑： πdi24p=XOA?sinβ?m di=4XmπOAsinβp 按上式可計算出各級油缸的最小直徑后，再經標準化選定油缸直徑系列為: d1=100 mm、d2=80mm、d3=60mm。 由式（4.4）計算出各節(jié)油缸總推力分別為： p1=πd124p=π×0.124×106=7854N p2=πd224p=π×0.0824×106=5027N p3=πd324p=π×0.0624×106=2827N 4.3本章小結 本章主要對輕型農用自卸汽車的舉升機構的形式進行了選擇，對舉升機構進行運動分析和參數的選擇，根據所求出舉升力的大小確定了油缸的直徑。綜合考慮各種方案的優(yōu)缺點，選擇本設計的設計方案。  第5章 液壓系統(tǒng)設計 自卸車所采用的油泵、油缸、液壓閥等液壓系統(tǒng)元件均為高度標準化、系列化與通用化且由專業(yè)化液壓件廠集中生產供應。因此在自卸車改裝設計中只需要進行液壓元件選型計算。其主要內容包括油缸的直徑與行程、油泵工作壓力、流量、功率以及油箱容積與管路內徑等。 5.1液壓系統(tǒng)工作原理與結構特點 5.1.1工作原理 該系統(tǒng)由取力器、油泵、液壓控制閥、油缸、油箱、操縱系統(tǒng)以及油管系統(tǒng)等組成。其工作原理如下： 1、準備 先將自卸車處于駐車制動狀態(tài)，并將變速器置于空擋。將轉閥手柄置于水平位置。啟動發(fā)動機，然后踩離合器結合取力器使油泵進入工作狀態(tài)。此時液壓油經油泵、單向閥、液壓換向閥流回油箱。 2、舉升 將轉閥手柄逐漸向上轉動關閉換向閥。此時，從油泵經單向閥來的高壓油，進入油缸實現舉升。油缸舉升到最大行程時撥動限位閥，將高壓油路與回油路接通而卸荷，舉升停止，貨廂處于舉升最高位置。 3、保持 將轉閥手柄置于“保持舉升區(qū)間”，并切斷取力器停止油泵工作。此時壓力油被鎖死在油缸內。可按需使貨廂處于任意舉升位置保持。 4、降落 將轉閥手柄推至慢落位置，回油路僅部分打開，實現車廂緩慢降落。若將轉閥手柄推到底，則回油路被全部打開，油缸下腔油液經分流體向油箱快速回油[11]。 5.1.2液壓系統(tǒng)結構布置 自卸車液壓系統(tǒng)由液壓能產生部件、工作部件與操縱控制部件三大部分組成。 1、液壓能產生部件 包括取力器、油泵及單向閥、油箱及油泵傳動機構。取力器通常均與變速器直接安裝成一體。取力方式可分左側取力、右傾取力或箱頂取力三種。油箱安裝位置則比較靈活，主要視副車架與貨廂間的空間便于安裝維護液壓管路系統(tǒng)并盡量縮短油管長度。 2、工作部件 主要指油缸與翻傾杠桿系統(tǒng)。油缸通過油缸支座安裝在副車架中部或中后部的加強橫梁上。由于工作部件受力極大，要求各連接鉸支點處有足夠的連接強度、剛度，所有摩擦副應有良好的配合精度與潤滑。 3、控制部件 包括液壓分配閥、限位閥以及操縱系統(tǒng)?？刂撇考喟惭b在汽車前部的駕駛室內部或后部，既要方便操縱與維護；又要減少管路的迂回。 5.1.3 液壓分配閥 液壓分配閥式控制系統(tǒng)的核心；分為滑閥和轉閥兩大類。三位四通閥應用范圍比較廣；而轉閥多用于低壓、小流量的輕型、中型自卸車上。分配閥又分為常開式和常壓式。常開式分配閥在車廂不舉升時，油泵的壓力油經分配閥后又返回油箱，在系統(tǒng)中不產生高壓，因此可減輕油泵磨損，并可防止自卸車在行駛中意外舉升貨廂造成事故，故常開式分配閥在自卸車應用最為廣泛。分配閥選型主要考慮額定工作壓力、流量及操縱方式。 分配閥操縱機構的形式有機械操縱式，氣壓操縱式和液壓操縱式；以氣壓操縱式應用最為廣。操縱過程應具有舉升、停止、下落三個動作。 機械操縱式：駕駛員通過機械杠桿或鋼絲軟軸直接撥動液壓分配閥實現換向。 液壓操縱式：通過手動液壓操縱閥建立油壓來打開或關閉液動舉升閥實習換向。此閥沒有中停位置，故必須切斷油泵動力才能實現中停。 氣動操縱式：利用貯氣筒的壓縮空氣，通過氣動操縱閥控制操縱氣管，驅動氣動分配閥上的氣缸工作，實現分配閥換向。 機械操縱式的優(yōu)點是可靠性好、通用性強、維修方便；缺點是桿件布置比較麻煩，不適合翻轉駕駛室采用。 液壓操縱式的優(yōu)點是可實現遠距離控制，操縱可靠，在我國引進生產的斯太爾重型自卸車上采用了此種操縱系統(tǒng)。其不足處事反應較慢，沒有中停位置。 氣動操縱式的優(yōu)點是功能齊全、操作簡便、反應靈敏，結構先進，因此廣泛應用于中、重型具備氣源的自卸車。其缺點是需同時具備液、氣兩套管路系統(tǒng)、維修麻煩。 綜合以上優(yōu)缺點本設計采用機械操縱式，其結構簡圖如圖5.1 圖5.1 手動轉閥 當把手柄拉到極限位置時，液壓缸開始舉升。當卸完貨物后，把手柄拉到降落區(qū)間時，車廂開始下落，手柄越靠近水平下落的速度越快。 5.2油缸選型與計算 作為液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件的油缸分為活塞式和浮柱式兩類。浮柱式為多級伸縮式油缸，一般有2~5個伸縮結，其結構緊湊，并具有短而粗、伸縮長度大、使用油壓高（可達35兆帕），易于安裝布置等優(yōu)點。因此這里選用單作用多級浮柱式油缸GHL1100。 1、用泵工作壓力p P=Fmax106?AMPa=5.41MPa （5.1） 式中： Fmax ——油缸最大舉升力; A ——油缸橫截面積。 2、油泵理論流量QT QT=60??Vηv?t L/min （5.2） 式中：?V——油缸最大工作容積（m3）,按下式計算： ?V=（Smax-S0）πd24×106L=5.35L t——舉升時間，一般要求t≯20s，t取15s; ηv——液壓泵容積效率ηv=0.85～0.9,取0.85。 QT=60×5.350.85×15=25.2 L/min 3、油泵排量q q=QTn×103mL/r=17.6 mL/r （5.3） 式中：QT——油泵流量,L/min; n——油泵額定轉速,r/min。 取力器速比： 　　　　　　　　i=Z2Z1×Z3Z4=37×1921×30=1.12 舉升時發(fā)動機工作轉速ne=1600 r/min 油泵轉速 n=nei=16001.12=1429 r/min 4、油泵功率N N=pQnηtW=9.71W （5.4） 式中：p——油泵最大工作壓力，Pa; Qn——油泵額定流量，m3/s; ηt——油泵總效率ηt=0.8。 按以上各式計算出p,QT,q,N后，從標準油泵系列選取齒輪泵CB-C型[12]。 5.3油箱容積與油管內徑計算 1、油箱容積V計算 一般要求油箱容積V不得小于全部工作油缸容積?V的三倍，即： V≥3??V=16.05 （5.5） 取V=18L 則取油箱的長寬高為20010090（mm） 2、油缸直徑計算 由 QT×10660=πd124×V1×103 高壓管路內徑 d1≥4?6QTV1=12.2 （5.6） 式中：QT——油缸理論流量，L/min; V1——高壓管路中油的流速V1≥3.6m/s; 低壓管路內徑 d2≥4?6QTV2=23.1mm （5.7） 式中：V2——高壓管路中油的流速，V2≥1m/s。 5.4取力器的設計 除了少量專用汽車的工作裝置因考慮工作可靠相符殊的要求而配備專門動力驅動外(例如部分冷藏汽車的機械制冷系統(tǒng))，絕大多數專用汽車上的專用設備都是以汽車底盤自身的發(fā)動機為動力源，經過取力器，用來驅動齒輪液壓泵、真空泵、柱塞泵、輕質油液壓泵、自吸液壓泵、水泵、空氣壓縮機等，從而為自卸車、加油車、牛奶車、垃圾車、吸污車、隨車起重車、高空作業(yè)車、散裝水泥車、攔板起重運輸車等諸多專用汽車配套使用。因此，取力器在專用汽車的設計和制造方面顯得尤為重要。 根據取力器相對于汽車底盤變速器的位置，取力器的取力方式可分為前置、中置和后置三種基本型式，每一種基本形式又包括若干種具體的結構，如下所列。 其中，變速器側蓋取力，由于在設計變速器時已考慮了動力輸出，因而一般在變速器左側和右側都留有標準的取力接口，也有專門生產與之配套的取力器的廠家，這種取力器較為常用，故本課題中，為了便于設計，節(jié)約成本，同時也考慮到大批量生產，采用變速器側蓋取力方式。 1-氣缸；2-活塞；3、4-O型封圈；5-活塞桿；6-彈簧；7-撥叉；8-滑動齒輪；9-接合齒輪；10-油封；11-輸出軸；12-滾針軸承；13-中間齒輪；14-外殼；15-定位銷；16-十字軸；17、21-傳動軸；18-泵架；19-彈性柱銷聯軸節(jié)；20-液壓泵；22-連接套筒 圖5.2 變速器側蓋取力器 5.5本章小結 本章主要對輕型農用自卸汽車的液壓系統(tǒng)結構、液壓油缸、油箱進行了設計，對液壓油泵取力器進行了選取，綜合考慮各種方案的優(yōu)缺點，選擇本設計的設計方案。  第6章 副車架的設計 在專用汽車設計時，為了改善主車架的承載情況，避免集中載荷，同時也為了不破壞主車架的結構，一般多采用副車架(副梁)過渡。本車在工作中受較大的彎曲應力。因此，本車副車架縱梁采用兩根抗彎性能較好的平直槽行梁，材料為16MnL[13]。 在增加副車架的同時，為了避免由于副車架剛度的急劇變化而引起主車架上的應力集中，所以對副車架的形狀、安裝位置及與主車架的連接方式都有一定的要求。 6.1副車架的截面形狀及尺寸 專用汽車副車架的截面形狀一般和主車架縱梁的截面形狀相同，多采用如圖6.1所示的槽形結構，其截面形狀尺寸取決于專用汽車的種類及其承受載荷的大小。 圖6.1 副車架的截面形狀 參照國內外總質量相近車型的副車架縱梁端面尺寸，確定副車架縱梁端面尺寸為100、80、60mm。 6.2副車架前段形狀及位置 6.2.1副車架的前端形狀及安裝位置 在保證使用可靠的前提下，為了提高撓曲性，減小副車架剛度，應盡量減少副車架的橫梁，以減少對縱梁的扭轉約束。 副車架油缸支承橫梁與翻轉軸橫梁形成框架。油缸支承橫梁應盡量靠近后懸架前支承處的橫梁，最好能位于后框架之內。因為這段主車架變形小，所以副車架對其扭轉約束力也相應減弱，同時保證了舉升機構的幾何特性。 在副車架結構要求剛性較高時，可在主、副車架中間增加一層橡膠墊，當主車架變形時以彈性橡膠的變形來減弱副車架對主車架的約束。 副車架與主車架連接如圖6.2所示。 圖6.2 副車架與主車架的連接 A-A處是截面突變點，在受沖擊載荷時，此處出現應力集中，嚴重時造成主車架斷裂。這就要求副車架的前端結構要設計成漸變截面，以減緩應力集中。 圖6.3 副車架的前端結構 副車架前端形狀常有三種形狀(見圖6.4)。 對于這三種不同形狀的副車架前端，在其與主車架縱梁相接觸的翼面上部加工有局部斜面，其斜而尺寸如圖6.4(c)所示：；。 （a）U形；（b）角形；（c）L形 圖6.4副車架的三種前端形狀 如果加工上述形狀困難時，可以采用如圖6.5所示的副車架前端簡易形狀，此時斜面尺寸較大[14]。 對于鋼質副車架：； 對于硬本質副車架；； 副車架在汽車底盤上布置時，其前端應盡可能地往駕駛室后圍靠近。 圖6.6為某散裝水泥運輸車的罐體、副車架相對于汽車底盤的安裝位置。在滿足軸荷分配的前提下，其中A不宜過大，留足空壓機的位置即可；B為副車架的前增離主車架拱形橫粱的距離，一般在100 mm之內；C為固定副車架