CSU1060A货车总体设计及后悬架设计

CSU1060A货车总体设计及后悬架设计摘要我这次课程设计目的主要包括两个部分:CSU1060A货车的总体设计和后悬架总成设计在货车的总体设计中，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数发动机的选择时，在国内主要发动机厂家中选取一个比较接近的发动机型号，确定其各性能参数选择合适型号的轮胎计算出变速器最大传动比在后悬架的总成设计中，通过合理设计悬架使其具有较低的振动频率、较小的振动加速度植和合适的减振性能；选用合适的制造材料，提高零部件强度和使用寿命，降低生产成本，从而使汽车具有良好的行驶平顺性，进而改善汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性，提高汽车的性价比通过以上的设计和有关计算，运用AUTOCAD绘制出后悬架总成装配图，完成整个的课程设计关键词钢板弹簧；减振器；货车后悬架；弹性元件又4=21645/6840=

3.2c/c-Vz—1-

0.79a m有上面的二式，可联立方程组c+c=c=2769N/cm1a mc/c=

0.792a m由1,2两式可得ca=1222N/cm,c,=1547N/cmn副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为力.鼻12168N又Fw=F+f C+f C,得k cam caa九二，-居/G+C=

3.4cmFa二九*Ca=

3.4*1222=4155NFm=Fw-fca*Ca=21645-

3.4*1222=17490NF主簧几尸有二11・31cm副簧九广今=

3.40cm

3.3钢板弹簧主要参数的确定a.满载弧高//=10〜20nm1,取/=14mmb.钢板弹簧长度L货车前悬架厂

0.26~

0.35轴距，后悬架厂

0.35~

0.45轴距初步选定主簧主片的长度L=

0.40*4000=1600mni,副簧主片的长度为L=1180mm.m aC.钢板弹簧断面宽度b先按下式确定钢板弹簧平均厚度L-kS26\o-1h=2J/W=^6k l包p00其中s为U形螺栓中心距取s=160mm；k为考虑螺栓后的无效长度系数，刚性加紧取k=

0.5;5为挠度增大系数先确定与主片等长的重叠片数山=2,再估计一个总片数，求得然后用旌

1.5/［

1.041+

0.5〃］初定3;［oW］为许用弯曲应力对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐［阳在下列范围内选取；后副簧为220-250MPa,后主簧为450-550MPa取后副簧为250MPa,取后主簧为450MPa£为材料的弹性模量为

2.l*lT5MPa.后主簧加=

10.2mm10mm；后副簧加=

5.推荐片宽与片厚的比值b/g在6~10范围内选取则后主簧与后副簧片宽均取为80mm；d.钢板弹簧片厚h增加片厚h,可以减少片数n钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能o采用前者但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄此时要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组为使各片寿命接近，要求最厚片与最薄片厚度之比应小于

1.50止匕外，钢板截面尺寸b和h必须符合国产型材规格尺寸，因而须查手册最后确定即取可b=80mm,h=7mme.钢板断截面形状本设计中取钢板断面形状为矩形f.钢板弹簧片数的确定钢板弹簧片数n片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦,改善汽车行驶平顺性但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏多片钢板弹簧一般片数在4〜14之间选取根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为9片，副簧的片数为5片g.钢板弹簧各片长度的确定片厚不变而宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相等的若干片然后按长度大小不同依次排列，叠放到一起，就形成接近使用价值的钢板弹簧实际上钢板弹簧不可能为三角形因为为了将钢板弹簧中部固定在车轴或车桥上和使两卷耳处能可靠的传递力，必须使他们有一定的宽度，但长度不同钢板弹簧各片长度就是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状这原则来作图的首先假设各片厚度不同，则具体进行步骤如下:先将各片的厚度力，的立方值屋按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2,得到A,B两点，连接A,B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度各片实，际长度尺寸需经圆整后确定主簧各片钢板的长度序号123456789长度mm160016001490132011681012808608424副簧各片钢板的长度序号12345长度mm1180952788592400h.钢板弹簧刚度的验算用以下公式计算钢板弹簧刚度C=6aE\±a\Y-Y k+l KK+i_k=\_k k+l其中，%-k+J；YK=l/»i；4+1=1/!，i=l i=l式中，a为经验修正系数，取

0.90〜

0.94,取

0.92,E为材料弹性模量；lk+l为主片和第k+1片的一半长度公式中主片的一半如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入经过验算得卷耳孔的半径取15mm,求得的刚度值是钢板弹簧总成自由刚度C/如果用有效长度，即/；=/「O.5ZS代入上式，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度Cz取a=

0.92可得主簧刚度的验算K

2345678105.

514.

021.

629.

439.

649.

658.8%+T-心cmJi=bh^3/12=2287Yl=l/2287,丫2=1/2*2287,Y3=l/3*2287,Y4=l/4*2287,丫5=1/5*2287,Y6二1/6*2287…；将上述数据代入公式，得总成自由刚度加.=1682N/cm将上述数据代入公式有效长度，即

0.5射，代入到公式4-13所求得是钢板弹簧总成的夹紧刚度CC=1697N/mmz/Zi与设计值1547N/mm相差不大，满足主簧刚度要求副簧刚度的验算k1234l cm

11.

419.

629.

439.0k+]由公式Y K=1/^J imm i,得:i=\Yl=1/2287,Y2=l/2*2287,Y3=l/3*2287,Y4=l/4*2287,Y5=l/5*2287将上述数据代入公式，得总成自由刚度Cja Cja=1231N/cm如果用有效长度，即=4-

0.5ZS,代入到公式4-13所求得的是钢板弹总成的夹紧刚度CzaCza=1242N/cm与设计值1222N/mm相差不大，基本满足副簧刚度要求i.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高“°主簧M—S,+/“=160*3*1600-160*14+

113.2/2L22*1600*1600=

18.4mm,可得H0=

113.2+14+

18.4=

145.6mm副簧内;S3—S,+九=]6o*3*1180-160*14+

34.0/2132*1180*1180=

9.3mm,可得:H0=

34.0+14+

9.3=

57.3mmj.钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径2钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定主簧总成在自由状态下的曲率半径R=L2/8Ho=16Of2/8*

145.6=2198mm.副簧总成在自由状态下的曲率半径=广/8”o=118T2/8*

57.3=3038mmk.钢板弹簧各片自由状态下曲率半径矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定々.=/[1+2%区/砌]式中，bo,为各片钢板弹簧预应力选取各片应力时，可分下列两种情况:对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；对于片厚不同的钢板弹簧，厚片弹簧的预应力可选取大些推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300~350N/mm2内选取〜4片长片叠加负的预应力,短片叠加正的预应力预应力从长片由负值逐渐递增为正值在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩之代数和等于零1=1冏£0=0i=l主簧:主簧各片的预应力123456789•1-

4.6-

3.6-

2.

61.

600.

51.

52.

03.0bi/=2198mm E=

2.1xlO5N/mnv/z^Ymin主簧各片在自由状态下曲率半径•1234567891Ri mm222322182213220621982193218721802173副簧:副簧各片的预应力*112345-21012用=3038mm E=

2.1xlO5N/mirr%=7mm副簧各片在自由状态下曲率半径•112345130493042303830313025R immm.钢板弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算如果第i片的片长为，则第i片弹簧的弧高为:乩=才/8代将各片长度和曲率半径代入上式，得总成各片在自由状态下弧高如表:主簧总成各片在自由状态下弧高123456789H*•

1143.

9144.

3125.

498.

777.

658.

437.

321.

210.3mm副簧总成各片在自由状态下弧高i12345H.mm

57.

137.

225.

514.

56.6n.钢板弹簧总成弧高的核算等厚叶片弹簧的《为t41/=£出/鸟/1=1/=1钢板弹簧的总成弧高为H«L2/87O由上式计算的结果应与50=力+人+纣计算的设计结果相近，若相差太多，可重新选择各片预应力再行核算主簧/=2204mm；L2/87=145mm0O原设计值为Ho=

145.6mm,相差不大，符合要求副簧7=3039mm；£2/87=

57.25mm00原设计值为Ho=

57.3mm,相差不大，符合要求

3.4钢板弹簧的强度验算a.钢板弹簧强度的核算当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力bmax用下式计算区e检2叫“/i+.]/[a+l w]+G mp/bh2Q22{式中，G2为作用在后轮上的垂直静载荷，叫为制动时后轴负荷转移系数；货车:m=

1.1-

1.

221.15；为道路附着系数0=

0.8；b为钢板弹簧片宽b=80mm；h为钢板弹簧主片厚度％x=7mm许用应力同取为1000N/mm2对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度满载静止时有^,++G FCJ QJf=G「Fk=21645-12168/1697+1242=

3.22cm产主二号+C”,/=12168+1697*

3.22=

17632.3NF副二1242*

3.22=

3999.2N验算主簧强度_G〃2+G mlpc+G mp222225nax，a+2w b%837Mpa二验算副簧强度:Mpa°max（i）w主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求其中牵引驱动时，主簧载荷为G=（G-E,J二（21645-

3999.2）*

1.15=

20292.7N2不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度加计算载荷主簧的极限载荷按下式计算F.U=+C f=

17632.3+1697*8=

31208.3Nzin d九二o=二734N（什外％副簧的极限载荷按下式计算F=4刖+c,d=

3999.2N+1242*8=

23473.8Najp1Ia二0〃2=668N不平路面上主副簧都符合强度要求b.钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算钢板弹簧住片卷耳受力如图

3.5;卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力F/CF=[3F D+/Z]/Z/Z2+b%V11X式中匕为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；4=2%,”卷耳厚度；D为卷耳内径取45mm;b为钢板弹簧宽度取80mm；4为主片厚度取7mm许用应力取350N/mm2数据代入得=665MPa主片符合强度要求c.钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力「Fs/bd其中工为满载静止时钢板锻部受到的载荷b为卷耳处叶片宽b=60mm；d为钢板弹簧销的直径d=40mm用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力z]3〜4N/mm2,o用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45高频淬火后，其许用应力z]7〜9N/mm2oFs=G/2=1O823N24=工//d=10823/80*40=

3.4N//W弹簧销满足强度要求图

3.5钢板弹簧主片卷耳受力图d.钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大的多3,设计结论此次设计完成了CSU1060A货车的总体设计和后悬架总成设计设计悬架使汽车有良好的行驶平顺性和合适的衰减振动能力，结构紧凑，占用空间尺寸较小，能可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩,在满足零部件质量小的同时保证了足够的强度和寿命.选用合适的制造材料，提高零部件强度和使用寿命，降低生产成本，从而使汽车具有良好的行驶平顺性，进而改善了汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性，提高汽车的性价比参考文献

[1]王望予.汽车设计（第4版）.机械工业出版社，2004

[2]刘惟信.驱动桥.人民交通出版社，1987

[3]余志生.汽车理论（第3版）.机械工业出版社，2000

[4]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，2001

[5]陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社，2005

31.

31.

118.SCI02144017YND

6.00-15或平头、单排驾1800*1700*3202/22260028759506803D/137530485Q

6.50-16驶室2130360010BJ1035040*3350*平头、单排驾2V3J1750*1660*

26509904802966.50-16驶室A4-121703605215*3600*44/

156.SC103142014819490Q平头、单排驾1856*1760*3208/

182725339066.50-1690OH/1387010C驶室2150380000NKR75280*2560*1504101148244KH

7.50-15平头、双排驾276542059628067GLC1880*1790*5/150001-TC或驶室WCJA2210380/

1425007.00-152+3人NHR54800*3100*1011015151194JB15ELA1695*1600*5/

12249035606620547.00-15平头、单排驾/1395515-TJ216038095驶室2人BJ1045995*4250*4100149平头、单排驾3V8JE1890*1810*

320058.

866.50-16QB0驶室6-

3223036058.85815*4200*/SC1041420184214100200/平头、单排驾1900*1810*

3100400066.50-1695320OS/1387060QB2200驶室21803800EQ106985*4650*111175019928平头、单排驾50G462140*1930*0/

203800503567.50-1695/1586050驶室D3239555075BJ1056930*5100*CY

41997.50-16平头、单排驾3VBJ2055*1930*102B

380070.665LT驶室EA-32280400QBJ1066930*5100*41003VCJ平头、单排驾1980*1930*2860QBZ

38007067.00-16EA-Q驶室2230400L1BJ1066930*5100*YZ41286平头、单排驾3VCJ1980*1930*02ZL

38008167.00-160驶室EA-Q12230400Q6985*4650*111EQ

101750299357.50-16平头、单排驾2140*1930*0/2038006490610061G2D3/1586000-12PR驶室239555075NKR75995*4250*101297LLN15043504KH平头、单排驾1880*1784*5/

1633606590609628067.50-15ACJA/142501-TC驶室、厢车2785181020XNKR76790*5050*1017PLN1504314KH平头、单排驾1899*1784*5/

193500381567409628067.50-15ACJA/1425101-TC驶室、厢车2785181060XEQ106985*4650*111175039035平头、单排驾71G22140*1930*0/

203800745067.50-16100/1586050驶室AD32255550756840*4000*106EQ

101810400398.50-20长头、单排驾2450*2250*0/183950795069082FL/180005012PR驶室240055030NKR76745*5050*15041016770400264KH平头、单排驾

38159628067.50-157PLN1880*1790*/14255/190401-TC驶室2ACJA222038015人一,绪论课程设计目的汽车设计课程设计是车辆工程专业学生学完《汽车设计》课程后的重要实践性环节，是培养我运用所学的汽车设计理论知识设计、计算汽车零部件、总成和整车要求掌握汽车零件、总成和整车设计原则，了解汽车零件、总成和整车强度、刚度设计的计算理论，掌握汽车零件、总成和整车强度、刚度设计、计算，学会正确选用发动机、轮胎等部件的参数通过课程设计实践，使我树立正确的设计思想，培养综合运用汽车设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决汽车设计问题的能力；通过课程设计实践，使我学会汽车设计的一般方法，掌握汽车设计的一般规律；通过课程设计实践，使我得到汽车设计基本技能的训练例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练课程设计的主要内容与要求一设计内容为给定装载质量、整车质量及最高车速的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和主要零件图设计参数为:汽车型号装载质量CSU1060A,3500KG最大总质量6730KG最大车速100Km/h.

1.总体设计计算1根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范2确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数3选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号4确定汽车轮胎5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比

2.指定总成设计详细计算指定总成的设计参数，指定总成分别为变速器、驱动桥、前悬架、后悬架、前制动器、后制动器，每个学生需完成其中之一我设计内容为后悬架的结构型式，主要参数计算，弹性元件的详细设计

1.总体设计已知设计参数如下:汽车型装载质量（kg）最大总质量（kg）最大车速（Km/h）号3500CSU1060A6730100根据已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案:

1.1轴数、驱动形式、布置形式

1.

1.1轴数两轴根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案由于给定的货车总质量为6730kg,则设计采用两轴方案

1.

1.2驱动形式4*2汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难因是货车，故采用4*2驱动方式

1.

1.3布置形式平头式发动机前置后驱动对货车的几种典型的布置形式进行分析比较发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低主要缺点是如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏;受发动机位置影响，货箱地板高度高因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式

1.2汽车主要参数:

1.

2.1夕卜形尺寸mm6790*1899*2785外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件GB1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，货车、整体式客车总长不应超过12m;汽车宽不超过

2.5m,汽车高不超过4m等根据NKR77PLNACJAX载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为6790*1899*

27851.

2.2货箱尺寸mm5050*1784*1810车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量根据SCIO30H载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为5050*为84*1810整备质量kg3500总质量kg6730空载前轴kg175050%满载前轴kg201930%空载后轴kg175050%满载后轴kg471170%

1.

2.3轴荷分配汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照《汽车设计》教材P21表1-6并参考NKR77PLNACJAX载货汽车的技术参数选取

1.轴距mm

40002.前悬/后悬mm1015/

19603.前/后轮距mm1500/1400轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照《汽车设计》教材P17的表1-2并参考了NKR77PLNACJAX载货汽车选取的

1.3发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定根据下式估算发动机的最大功率:1maSfr CA D3%3600emax Q企7614maxA为正投影面积1500*2785mm=

4.18n；货车CD取

0.8〜L0,CD为空气阻力系数，取

0.9；中为传动系效率，根据参考文献1,对驱动桥单级主减速器的4x2汽车可取90%,故T|T取90%；fr为滚动阻力系数，根据参考文献1,对货车取

0.02；g为重力加速度,取

9.8m/s2；m〃为汽车总质量,6730kg；为最高车速，100km/ho由以上参数可计算得Pemax=

95.56kW当发动机最大功率和其相应转速np确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩TeMAX和相应转速np随之确定_c95490PemaxTemax=o------------------nTemax为发动机最大扭矩；°为扭矩适应性系数；一般汽油机°二

1.

1.3,°的大小可参考同类样机的数值进行选取，选取°二L2；n为最大功率点转速可根据所选发动机性能参数得Temax=

391.07N•m根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式汽油机或者柴油机和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数发动机型号EQD6102-TAA发动机型式直列4缸水冷自然吸气柴油机发动机的基本参数额定功率最大扭矩103/2800420/1500-1700kw/r/min N•m/r/min缸径mm100工作容积L

5.

421.4汽车轮胎的选择轮胎及车轮用来支撑汽车，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的许多重要性能，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的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作轮胎及车轮部件应满足下述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；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车，选取如下轮胎数6个；规格

7.50-16-12pr；

7.50是名义断面宽，斜交胎，16是名义轮辆直径

1.5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时,要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能根据《汽车理论》，发动机最大功率时的车速40应等于最高车速或略小于最高车速p Vamax・

0.377x〃x即主减速器传动比“i-------------〃心=

3.61（最高档为直接档）Ua^Xlg式中〃为滚动半径；与max为发动机额定功率时的转速；以max为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算），“为变速器的最高挡传动比，若最高挡为O直接挡，则=1由已选轮胎得自由直径为d=780mm由乙二Fd/2w得滚动半径仁=

371.37mm,斜交轮胎F=

2.99；«=2800r/min;^=

108.6km/h；i=lpniax maxg本次设计取io=

4.

01.6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面

①最大爬坡度；

②附着力；

③汽车的最低稳定车速就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就I是确定变速器挡传动比汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为F-F+F/max f/maxrri••.一•q maxglorc々------------------------=Gf COS^max+Gsin maxr2G.f・cosamax+sinamax，夕〃丁max•o•一般货车的最大爬坡度为即根据附着条件校核最大传动比:30%,amax”

16.7°rri••C G2m20工G夕所以:glTremaxo4T式中G2为后轴轴荷；心为滚动半径；勤为变速器的直接挡传动比其中本次设计中G=3990*

9.8=39102N;r=

0.78m;°二

0.8；i0=8;2r晨max=420n•m；%=

0.9；对于混凝土沥青路面，f=

0.018可以算出:

5.177%-

9.5263后悬架设计

3.1悬架结构形式普通货车常采用钢板弹簧非独立悬架，后悬架由于载荷变化较大，常采用主、副簧结构

3.2悬架主要参数设计a.静挠度静挠度与固有频率之间有如下关系

[1]n=5/VA（3-1）n Hz,cm式中的单位为启的单位为货车满载时，前悬架偏频要求在

1.50〜

2.10Hz,而后悬架则要求在

1.70〜

2.17Hz取n=L80Hz,fc=5/l.80—2=

7.72cmb.悬架的动挠度货车的动挠度的选择范围在6〜9c口,取动挠度为

8.0cmc.悬架主，副簧刚度的分配如何确定副簧开始参加工作的载荷F,和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大这两项要求不能同时满足由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度人，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度人等于满载时悬架的挠度A于是可求式中外和时分别为空载和满载时的悬架的载荷副簧，主簧的刚度之比为:，^=F/FW O式中，”为副簧的刚度，4为主簧的刚度单个钢板弹簧满载载荷后桥重-簧重-轮重G2-F=----------------------------------------g=4711-150-40-48*4*10\2=21645NwA满载时F+F=Fa mw式中工为副簧簧上质量，工，为主簧簧上质量单个钢板弹簧空载载时簧上质量后桥重-簧重-轮重G2---g=1750-150-40-48*4*10/2=6840Nn=l.80Hz,m=

2164.5kg,代入公式:n=4c7m/2万可得C=2769N/cm。