底盘的设计计算书

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底盘的设计计算书

底盘设计计算书目录1．计算目的2．轴载质量分配及质心位置计算3．动力性计算4．稳定性计算5．经济性计算6．通过性计算7．结束语1．计算目的本设计计算书是对陕汽牌大客车专用底盘的静态参数，动力性，经济性，稳定性及通过性的定量分析。

旨在从理论上得到整车的性能参数，以便评价该大客车专用底盘的先进性，并为整车设计方案的确定提供参考依据。

2．轴载质量分配及质心位置计算在此处仅对大客车专用底盘进行详细准确的分析计算，而对整车改装部分（车身）只做粗略估算。

（车身质量按340KG/M计算或参考同等级车估算）。

计算整车的最大总质量，前轴轴载质量，后桥轴载质量及质心位置可按以下公式计算。

M=ΣMiM1=ΣM1iM1=Σ(1-Xi/L)M2=ΣM2iM2=Σ(Xi/L)hg=Σ(Mi·hi/M)A=M2·L/M式中：M——整车最大总质量M1——前轴轴载质量M2——后桥轴载质量Mi——各总成质量Xi——各总成质心距前轴距离Hi——各总成质心距地面距离M1i——各总成分配到前轴的质量M2i——各总成分配到后桥的质量hg——整车质心距地面距离L——汽车轴距A——整车质心距前轴距离2.1各总成质量及满载时的质心位置序号名称质量质心距前轴M1I质心距地面HI。

MI距离XI距离HI KGMMKG。

MMKG。

MM1前轴前轮前悬挂2后桥后轮后悬挂3发动机离合器4变速箱5传动轴6散热器附件7膨胀箱支架8空滤器气管支架9消音器气管支架10油箱支架11电瓶支架12方向盘xx13转向机支架14转向拉杆15换档杆操纵盒16贮气筒支架17操纵踏板支架18前后拖钩19全车管路附件20车架底盘21车身空车22乘客23行李24司机满载2.2水平静止时轴载质量分配底盘整备质量：Ga=Σgi轴距：L=mm后桥轴载质量：Ga2=(Σgi.ai )/L前轴轴载质量：Ga1=Ga-Ga12.2.2空车( Kg )整车整备质量：GA=后桥轴载质量：GA2=前轴轴载质量：GA1=2.2.3满载整车整备质量：Ga=后桥轴载质量：Ga2=前轴轴载质量：Ga1=2.2质心距前轴中心线距离L1L1=2.3.2空车L1=2.3.3满载L1=2.4质心高度hg2.4.1满载hg=2.4.2空车质心不随载荷变化而变化的非簧载质量：非簧载质量对地面力矩之和：簧载质量：簧载质量对地面力矩之和：簧载质量的质心高度H=簧载质量对前轮中心线的力矩之和：簧载质量的质心距前轮中心线的距离L当汽车由满载到空载时，前轴处车架抬高mm，后桥处车架抬高mm，簧载质量的质心相应抬高hx空车时簧载质量的质心距地面距离高簧载质量的质心相应抬高后对地面力距之和：空车质心高度为2.4.3底盘底盘在整车满载状态下质心高度：3．动力性计算3.1主要技术参数厂定最大总质量Ga总长（整车）总宽（整车）总高（整车）轴距前轮距B1后轮距B2车轮滚动半径rr发动机外特性见表2表2转速ne（r/min）02100扭矩Me（N·m）功率Ne（Kw）注：以上指标均未修正后桥传动比io变速箱各档速比ig见表3表速比3档位ig1ig2ig3ig4ig5ig6ig倒传动系总速比io·ig见表4表4档位io·ig1io·ig2io·ig3io·ig4io·ig5io·ig6io·ig倒速比3.2汽车的功率平衡计算3.2.1发动机的净输出功率NE净NE净=NE*N发式中：N发——发动机效率3.2.2汽车的行驶速度计算按发动机的转速与传动系的匹配计算汽车的行驶速度VA= 0.377Rr . Ne/Io. Ig（Km/H）式中：Rr——车轮滚动半径Ne——发动机转速NF（KW）NW（KW）NF+NW（KW）3.2.6按表5和表6作出功率平衡图见图13.3汽车的驱动力和行驶阻力计算3.3.1驱动力计算FT=ME净.IG.IO.NT/RR（N）式中：ME净——ME净=ME。

桌面的尺寸跟底盘配比计算方法

桌面的尺寸跟底盘配比计算方法桌面的尺寸与底盘配比计算方法引言在进行桌面设计时，尺寸与底盘的配比非常重要，可以影响到桌面的稳定性和美观度。

本文将详细介绍几种常用的计算方法，帮助创作者得到合适的尺寸与底盘的配比。

方法一：比例法1.首先确定桌面的长度（L）和宽度（W）。

2.计算比例系数K = L/W。

3.根据经验或标准尺寸，确定合适的底盘长度（Lp）。

4.计算底盘宽度（Wp） = Lp/K。

优点：简单易用，适用于一般的桌面设计。

缺点：只能得到一个近似的尺寸与底盘的配比，可能不适用于特殊需求。

方法二：重心法1.首先确定桌面的长度（L）和宽度（W）。

2.计算桌面的中心点坐标（Cx，Cy）。

3.根据经验或标准尺寸，确定合适的底盘长度（Lp）。

4.计算底盘的中心点坐标（Cxp，Cyp）。

5.根据底盘的中心点坐标和长度，计算底盘的宽度（Wp）= Lp -|Cx - Cxp|。

优点：考虑到桌面的重心位置，可得到更稳定的尺寸与底盘的配比。

缺点：需要考虑桌面的设计和材料，计算相对复杂。

方法三：挂省法1.首先确定桌面的长度（L）和宽度（W）。

2.根据经验或标准尺寸，确定合适的底盘长度（Lp）。

3.计算挂省比例（R）= (L - Lp)/Lp。

4.根据挂省比例和底盘长度，计算底盘的宽度（Wp）= W - R * W。

优点：灵活适用于各种桌面设计和底盘形式。

缺点：可能影响桌面的稳定性，需要综合考虑材料和框架的加固。

结论不同的计算方法适用于不同的情况，创作者可以根据实际需求选择合适的方法来计算桌面的尺寸与底盘的配比。

重要的是要综合考虑桌面的稳定性、美观度以及使用需求，以确保最终的设计能够满足用户的期望。

桌面的尺寸与底盘配比计算方法（续）方法四：工程力学法1.首先确定桌面的长度（L）和宽度（W）。

2.根据预计的最大承载力和设计参数，计算所需的底盘的长度（Lp）。

3.根据底盘和桌面之间的强度需求，计算底盘的宽度（Wp）。

优点：具有较高的精确度，适用于承重要求较高的桌面设计。

履带底盘的组成介绍及各参数的计算课件

2、履带式机械倒档越过沟渠，其全部重量支承在引导轮
和驱动轮上；
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中南大学杨忠炯
3、履带式机械倒档越过一突起的障碍物，其全部重量支承在两边各一个支重轮上，此支重轮是重心附近的支重轮。
计算步骤：由这三种工况计算出各危险断面垂直面内的弯矩，再考虑在这些位置上同时又在转弯，从而将水平面内的弯矩叠加进来。在分别计算应力值后，再计算其应力之和。
齿式约小10%左右。这种履带板适用
于履带式装载机。
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中南大学杨忠炯
寒冷地带冬季用履带板：其抓土齿的支承面上开有缺口，中间开一个缺口为双刃式，两侧开两个缺口为单刃式。
由于支承面面积减少，保证履齿陷入冰雪内，从而提高了拖拉机的牵引附着性能。缺口只在抓土爪的上端，因此它在粘砂土或砂粘土等土壤上作业时，和一般用途的履带板几乎没有区别。为了使履带板能够自净化，其支承面留有方孔。
Pmax=.0.75Gt
式中 - 附着系数,履带式机械初算时可取 =1; Gt – 推土机总重.
组合式履带由履带板、轨链节、履带销、销套、螺栓等零件组成。
一般来讲，销子的剪切、销与销套间的挤压、销子的抗弯强度都不成问题，因为履带的主要破坏形式是磨损。
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右图8-12所示轨链节11、2-2、33断面处常出现断裂。
要求：具有良好的附着性能、足够的强度、刚度和耐磨性，重量尽可能轻。
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每条履带都由几十块履带板组成，如右图8-6所示。履带板由具有履齿的支承板和两根导轨组成。
履带销与前一块履带板的后铰链孔采用压配合，压入力均为500～750kN。
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载货汽车底盘总体及制动器的设计毕业设计说明书

1绪论1.1制动器介绍制动器是汽车制动系的主要部件，其功用是使汽车以适当的减速度行驶至直停车;在下坡时，使汽车保持稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。

汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。

前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。

汽车制动性能主要由三方面面来评价：制动效能、制动效能的恒定性、制动时汽车的方向稳定性。

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。

电磁式制动器虽有作用滞后性好，易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用做缓速器。

目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。

摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式和盘式两大类。

前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状制动盘以端面为工作面。

鼓式制动器有内张型和外束型两种。

根据促动蹄促动装置的不同可分为轮缸式制动器、楔式制动器和凸轮制动器。

轮缸式制动器因采用液压式促动装置使其结构复杂，密封性能要求提高，增加了造成本。

凸轮式制动器结构简单，易加工，刚性好，并且质量轻，操纵力低，有良好的防污染和防潮能力，成本相对低廉，比较经济。

加上我国现有的基本国情，鼓式制动器仍具有很大的应用空间。

尤其是在大中型、需要较大制动力的车辆，使用鼓式制动器较能满足其要求。

1.2汽车制动系概论汽车制动系是用于行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地驻留不动的机构。

汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。

随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。

也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。

l41aa底盘布置设计报告v2.0

设计参数
3.19 满足不足转向
2．8、鞍座
结构满足底盘设计任务书要求，整备鞍座离地高度：1340.5mm；满载鞍座离地高度：1283.5mm。
2．9、备胎备胎采用临时固定于底盘上的方式，最终由改装厂把备胎放置于挂车上。
3.5
(°)
7 中桥与车架上平面夹角(°)
3.5
3.5
8 后桥与车架上平面夹角(°)
3.5(9.6)
9.6
9 传动轴夹角(°)
满载状态下小于 7，最中传：2.08°；
大不超过 11
后传：4.36°
10 传动轴临界转速
≥发动机最大转速/超中传：14968.5，后
速档/ 0.7
传：30820
11 传动轴跳动与周边障碍物最小间隙(mm) ≥25
16 燃油箱容积(L)
17 油门操纵
设计指标要求管带式＜95 70—120
中心偏下布置 15 1/3
0.2d m2/kW ≥1500 具体设计匹配设计
15
＜10 80
100
400
400 电子式
设计参数管带式
95 90 偏上布置 20 1/3 20.03 1700 4KPa 9.5
21.5
226
秘级 E
类别文档号归档号
L41(AA)项目
L41(AA)底盘布置设计报告
V2.0 2009 年 1 月编制校对审核批准
安徽·芜湖·经济技术开发区·银湖北路 236 号 No. 236, Yinhu North Road., Wuhu Economic &Technology Development Zone Anhui， China 邮政编码：241001 电话：0553-5849113 传真：0553-5847460

大底盘多塔楼结构偏心距计算书

大底盘多塔楼结构偏心距计算书
各塔楼质心坐标详见下表(本表除注明外，单位均为m)：
塔楼号起始塔(0)1234567
坐标
X i-10.122.4770.6762.8342.69-10.100
Y i190.99151.7493.9974.8696.93190.9900
注：各点坐标按塔楼质心围合成多边形的顺序输入，且在输入完各塔坐标后，必须将起始塔坐标作为第N+1塔再输入一次，故本表仅适用于塔楼数量不大于7的多塔楼结构。

底盘结构质心坐标：X=29.39Y=140.77
大底盘X、Y向对应边长： 48B=178
1）求取由各塔楼质心坐标组成的任意多边形面积A：
[注：计算出来的面积可能会是负数，但是形心的位置是不会错的。

]
任意多边形面积A=########m2
2）求取多塔楼的综合质心坐标：
X c=38.93Y c=120.09
3）分别求X、Y向偏心距e：
e x=9.54限值e=9.6，满足《高规》第10.6.3条的要求。

e y=20.68限值e=35.6，满足《高规》第10.6.3条的要求。

《高规》第10.6.3条：上部塔楼结构的综合质心与底盘结构质心的距离
不宜大于底盘相应边长的20%。

塔坐标。

浅谈大底盘结构设计与计算分析

浅谈大底盘结构设计与计算分析大底盘空间的需求，使得大底盘结构逐渐被广泛应用，本文结合某多塔楼大底盘结构，对该大底盘结构设计时的主体结构设计以及基础设计等进行深入探讨，提出对于多塔楼大底盘结构来说，其裙房的屋顶楼板是设计重点；同时采取有限元软件对该结构进行计算分析，分析结果表明，所采取的设计技术措施可有效确保该结构的安全性，值得类似工程参考。

标签高层建筑；塔楼设计；大底盘结构；结构设计分析1 工程简介本大底盘建筑包括三个单体建筑、裙房为三层以及一层地下室。

其中，一号楼为地上五层的公共建筑，建筑高度为地上24.00米。

二号楼为地上二十四层的一类高层商住楼，建筑高度为地上73.35米；三号楼为地上二十二层的一类塔式高层住宅，建筑高度为地上66.95米。

高层部分采用现浇钢筋混凝土剪力墙结构，地下室采用现浇框架结构。

经勘查表明，该工程的场地及附近未发现滑坡、崩塌、泥石流等不良物理地质现象，同时未发现古河道、沟滨、墓穴、防空洞以及孤石等对工程不利的埋藏物，无断裂构造、断层、岩溶、滑坡、泥石流等不良地质作用，场地稳定，持力层为基岩，适宜建筑。

另外，该工程场地抗震设防烈度为6度，设计基本地震加速度为0.05g，设计地震分组第一组；建筑场地类别为II类；经进行地基土液化可能性判别，该场地为非液化场地。

2 结构设计2.1 抗震等级鉴于本工程所有裙楼的建筑高度并没有超限，其中建筑高度最高为二号楼73.35米，根据抗震规范规定，本结构属于A级高层建筑，从规范可查出本工程塔楼的结构构件的抗震等级最高为二级，只需要按照一般抗震设计措施以及构造措施即可。

2.2 塔楼和大底盘结构设计2.2.1 本工程的上部结构结合建筑平面要求以及《混凝土结构设计规范》要求设置了伸缩缝。

2.2.2 高层部分上部结构按楼层高度和初步计算结果采用剪力墙体结构，对于地下室则采用钢筋混凝土框架结构即可，对于地下室侧壁则采用钢筋混凝土剪力墙挡土，消防水池采用钢筋混凝土墙，地下室顶板厚度取160mm，消防车道板厚度取200mm。

大底盘结构设计与计算分析

１．０５．５８．０
１．２６．Ｏ１０．０
从计算的振型图中，可以得到以扭顶外荷载作用下，桩底土的竖向应力较针对大体积混凝土的使用，需要保证混转为主的振型主要集中在在了前三个振小，在平面上的竖向压力为１．５Ｄ，桩凝土使施工完成后大于设计强度的１．２
１．０ｏ（０．９４＋０．Ｏ３）
Ｏ．０３
袁作用Ｙ向地震作用
顶层位移Ｕｍａｘ／ｍｍ
８８．８８８．９
Ｕｍａｘ／Ｈ
１／１１５５１／１１５４
扭转系数
Ｏ．０ｏ
２
３４５
２．３０１８
２．Ｏ０ｏ５０．６３４８０．５９７３
１５８．３４
１２１．５６８Ｏ．１５１６１．９８
１．ｏｏ（０．８６＋０．１４）
０（０．００＋Ｏ．００）１．００（０．０３＋０．９７）０．Ｏ４（０．０３＋０．Ｏ１）
０．０ｏ
１．ｏｏ０．ｏｏ０．９７
６
０．５４７３
１６９．９９
本自振周期需要超过１２ｓ，输入地震最大建筑的设计中，由于结构整体刚度设计等。减速度为７０ｃｍ／ｓ，分析弹性时程结果，并不对称，因此建筑结构会在水平向地参考文献每个计算结果都必须大于振型分解底部震力的作用下出现扭转，因此在设计中， … １吴晟彦，大底盘结构设计与计算分析需要增加裙楼屋顶层屋面板的厚度，保探讨 Ⅱ 】．科技传播，２０１１，７（１５）：１７ — １９．剪力的６５％。『２１肖从真，刘军进，黄国辉，等．部分弱在桩基承载力计算中，地下车库部证地震力的传递。分设计的人工挖孔桩直径０．９ｍ，桩端阻针对本工程计算结果确定结构的连接大底盘塔楼偏置结构地震仿真分析

悬架系统设计计算书

前悬架 0.17
0.43
0.3
后悬架 0.2
0.4
0.3
2 减振器阻尼系数δ的确定
减振器的阻尼系数δ为：
式中： C——为悬架刚度(N/mm)；
m——满载簧载质量(kg)。 ω——为悬架固有（圆）频率
（rad/s）；
2 c m 2m
在悬架中减振器轴线与垂直线成一定的夹角α时，如下图，减振器阻尼系数为
弹簧钢丝直径为：d
8.0mm
3、侧倾计算
3.1、整车侧倾角刚度
侧倾刚度是指在侧倾角不大的饿情况下，车身倾斜单位角度所必需的力矩，根据汽车工程手册P79 加速度为0.5g时，车身的侧向角为2.5o来计算悬架的刚度。整车的侧倾示意图如下：
如上图所示，簧上质量质心所在横向平面内的侧倾轴到地面的高度为h，前后悬架的侧倾角刚度分心高度为h1 后悬架的侧倾中心高度为h2，簧上质量为m,，侧向加速度为μ，质心到前后轴的距离为Ｌ
c/m
2m i2 cos2
式中: i——杠杆比；i=n/a ——减振器安装角； ω——为悬架固有（圆）频率；
m——满载单侧簧载质量(kg)
根据前后悬架减振器的布置形式简化为双横臂的形式，以下各参数取值如下：
M（kg/满载单侧）
悬架刚度(N/mm)
n (次/分) i
（）
a(rad)
悬架固有（圆）频率ω
h
h1
L1
L1 L2
(h2
h1 )
簧上质量质心所在横向平面内的侧倾轴到地面的高度 h mm
h1 10.69
31.74942761
h2 57.45
绕侧倾轴的力矩平衡为
m (H h) cos G (H h) sin (Kf Kr )

《汽车底盘设计课程设计》任务书-15级车辆

汽车底盘设计课程设计任务书1一、设计题目：轿车膜片弹簧离合器设计已知技术参数和条件：二、设计工作量1.变速器装配图1张(A0或A1)；2.零件工作图1-2张(合计一张A1)；3.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书2 一、设计题目：轿车后轮鼓式制动器设计二、设计工作量1.变速器装配图1张(A0或A1)；2.零件工作图1-2张(合计一张A1)；3.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书3 一、设计题目：轻型货车驱动桥设计二、设计工作量1.变速器装配图1张(A0或A1)；2.零件工作图1-2张(合计一张A1)；3.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书4一、设计题目：轿车机械式两轴式4档变速器设计已知技术参数和条件：二、设计工作量1.变速器装配图1张(A0或A1)；2.零件工作图1-2张(合计一张A1)；3.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书5一、设计题目：轿车机械式两轴式5档变速器设计已知技术参数和条件：二、设计工作量1.变速器装配图1张(A0或A1)；2.零件工作图1-2张(合计一张A1)；3.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书6一、设计题目：轿车机械式中间轴式4档变速器设计已知技术参数和条件：二、设计工作量4.变速器装配图1张(A0或A1)；5.零件工作图1-2张(合计一张A1)；6.设计说明书1份(6000-8000字)。

汽车底盘设计课程设计任务书7 一、设计题目：轿车机械式中间轴式5档变速器设计7.变速器装配图1张(A0或A1)；8.零件工作图1-2张(合计一张A1)；9.设计说明书1份(6000-8000字)。

(毕业设计)DD6119K大客车底盘总布置设计说明书

摘要客车底盘的总布置设计在客车设计中具有重要作用。

本文对DD6119K客车底盘各主要部件进行总体的布置设计以及对相应的参数进行了选取和计算，在此基础上完成底盘总体布置设计。

在设计过程中，对汽车底盘布置形式进行了选择，这样就确定了轴数、驱动形式、发动机的功率与布置形式。

根据所确定的汽车底盘布置形式，考虑到商用车的舒适性及其对商用车的基本性能的要求来进行了汽车主要尺寸参数和性能参数的选取和计算，在此基础上选取并确定了底盘各部件的动力总成、减振器及转向器等。

最后参考了同类车型的底盘总布置方案来对DD6119K客车进行底盘总布置，并绘制了底盘的总布置图。

本文在底盘的设计过程中，为了保证汽车驾驶的舒适性和安全性，对转向系的运动干涉问题进行了校核。

在分析过程中采用了图解法，对转向系在向左、向右时的不同情况进行校核，并测试其合理性，最后的分析结果表明，所设计的转向机构匹配合理，切合实际。

关键词：客车；底盘；总布置；客车设计；AbstractThe layout design of a bus’ chassis plays an major role in the design of a bus. This dissertation makes a overall layout design of each main parts of the DD6119K bus’ chassis, as well as the selection and calculation of the related parameters . On the basic of this, the chassis of the overall layout design was finished. During this process, we made a choice of the form of the layout design. In this way, the number of shafts, the type of the drive, the power and arranged form of the engine were ensured. According to the arranged form of the bus and considering the comfort of a ride, and the demand of the basic function of the business bus, we made a selection and calculation of the parameters of the main size as well as the function. On the basic of this, we selected and decided the power train, shock absorber, steering gear and so on. At last, we made a layout of “DD6119K” bus’ chassis, referring to the project of the layout chassis of the same styes.On the course of the design of the chassis, in order to make sure the comfort and the safety of the automobilism, we check the interference movement of the steering system. On the course that we use the graphical method, check the different case when the steering system turn left or right. The analysis results indicate that all the design of the steering system are matching with reason and practicableness.Key words：Bus；Chassis；Layout；Bus Design；目录第1章绪论 (1)1.1 大型客车底盘概述 (1)1.1.1大型客车底盘的发展现状 (1)1.1.2 大型客车底盘设计过程 (2)1.2 本论文研究的内容 (2)第2章主要参数及各部件的确定 (4)2.1 底盘总体设计的特点和要求 (4)2.2 大型客车形式的选择 (4)2.3 大型客车主要参数的选择 (5)2.3.1 主要尺寸参数的确定 (5)2.3.2 主要质量参数的确定 (5)2.3.3 主要性能参数的确定 (7)2.4 发动机的选择 (9)2.4.1 发动机形式的选择 (9)2.4.2 发动机主要性能指标的选择 (10)2.4.3 发动机的悬置 (11)2.5 传动系统 (11)2.5.1 驱动桥的形式 (11)2.5.2 离合器的选择 (12)2.5.3 变速器的选择 (14)2.5.4 传动轴的选择 (14)2.6 行驶系统 (15)2.6.1 车架的形式确定 (15)2.6.2 悬架的形式确定 (15)2.6.3 轮胎的选择 (16)2.6.4 后桥的确定 (17)2.7 转向系统 (17)2.7.1 前轴的确定…………………………………………………… .182.7.2 转向器选择…………………………………………………… .182.7.3 转向助力装置 (18)2.8 制动系统 (19)2.8.1 行车制动 (20)2.8.2 驻车制动 (21)2.8.3 辅助制动装置 (21)第3章总体布置 (22)3.1 整车布置的基准线 (22)3.2 发动机的布置 (23)3.3 传动系的布置 (23)3.4 转向装置的布置 (24)3.5 悬架的布置 (25)3.6 制动系的布置 (26)3.7 踏板的布置 (26)3.8 车架总成的布置 (27)3.9 油箱和蓄电池的布置 (27)第4章运动校核 (28)4.1计算原理 (28)4.2作图方法 (28)第5章平顺性分析与悬架匹配分析 (30)5.1 客车平顺性概述 (30)5.2 客车的等效振动分析 (30)5.3 客车车身加速度的幅频特性 (31)5.4 悬架弹簧动挠度的幅频特性 (33)5.5 相对动载荷幅频特性 (34)第6章结论 (36)参考文献 (37)致谢 (38)附录Ⅰ (39)附录Ⅱ (43)第1章绪论1.1大型客车底盘概述客车底盘技术是整车技术的关键，它直接影响客车的动力性、经济性、安全性、环保性等性能，换句话来说，底盘技术的好与坏影响着用户对客车的评价，也决定了客车的质量。

底盘转向拉杆系统设计计算

目录一、基本参数 0二、转向拉杆系统运动计算 0三、原地转向力的估算 (2)四、垂直跳动干涉计算 (4)五、小结 (5)一、基本参数汽车总重Ga 5400(Kg)前轴负荷Gf 2260 (Kg)轴距L 3300 (mm)前轮距 B 1750 (mm)最大外轮转角40º主销内倾角8º车轮外倾角1º主销后倾角2º轮胎气压P 670 (Kpa)轮胎静半径Rc 362(mm)二、转向拉杆系统运动计算1、有关参数布置方式见示意图1：图中：1—垂臂2—直拉杆3—车架上平面图1转向机速比ig= 17.76:1，许用总摆角90º，（±45º）垂臂长度R p = 230mm 初始摆角向后6º 直拉杆臂长R S = 235.7 mm 2、计算结果⑴ 汽车最小转弯半径估算当内轮转角转到极限转角40º时，外轮相应转角为33º。

汽车的最小转弯半径可按最大外轮转角计算，即其中：C —轮胎偏置距 C = 98 mmR min = 6157.1≈6.2m由于在转弯行驶时，轮胎有偏离现象。

故实际转弯半径会C aLR +=sin min 9833sin 3300min +=︒R略有所增大。

通过实验验证汽车最小转弯半径约为6.7m ，满足了整车的要求。

⑵ 经计算拉杆机构传动比i d 右转极限位置 i d =1.538 中间位置 i d =1.048 左转极限位置 i d =0.866 转向系传动比 i=i g ×i d右转极限位置 i=17.76×1.538≈27.3 中间位置 i=17.76×1.048≈18.6 左转极限位置 i=17.76×0.866≈15.4⑶ 当车轮右转至极限位置时，相应的垂臂摆角向后 38.8º。

当车轮左转至极限位置时相应的垂臂摆角向前39.2º，垂臂的总摆角为78º，相应的方向盘总圈数3.8圈，转向左右对称。

6127悬架系统计算书

编号：XML6127客车悬架系统设计计算说明书编制：蒲延良校对：龚子波审核：张焱批准：张焱厦门金龙旅行车有限公司二00五年一月一、设计原则1、保证客车有良好的行驶平顺性，在所有载荷范围内其固有频率尽可能不变，并且能使车身的振动迅速衰减。

2、保证客车有良好的行驶稳定性，悬架导向机构应使客车具有某种程度的不足转向性，在制动时应有抗“点头”作用和在加速时应有抗“仰头”作用。

3、保证有一定的使用寿命，重量轻，安全可靠。

充分利用本公司现有车型的总成及零部件，提高产品的“三化”水平，减少生产准备工作量。

二、整车有关参数根据车型总布置方案，提供下列数据作为本悬架设计的依据：轴距 ······································· L ＝6000mm 前轴轮距 ································ B 1＝2080mm 后轴轮距 ································ B 2＝1860mm 满载时整车重心高度 ············· h g ＝1300mm 轴荷（N ）前轴轴荷后轴轴荷空载 43000 88000 满载57800110000参考类似车型估算：前悬架非簧载质量G u1＝550kg ；后悬架非簧载质量G u2＝1200kg 。

底盘悬架-设计参考

底盘悬架-设计参考说明：本规范为TG0数据设计指导。

该系列设计规范用于指导结构功能说明、结构布置与尺寸控制的正向设计，尤其是在没有标杆车的状态下的正向开发；基于本规范完成结构数据TG0版的设计开发。

本规范是TG0版数据的设计指导。

[键入文字]目录1、系统整体概述1.1系统功用1.2系统原理简图2、系统性能设计2.1设计参数要求2.2悬架系统运动车轮跳动间隙要求2.3制造及安装工艺性要求 73、系统开发流程图4、零部件结构设计4.1钢板弹簧设计4.2减振器设计4.3螺旋弹簧设计4.4 悬架横梁设计4.5 横向稳定杆设计4.6 缓冲块设计5、悬架系统验算及分析校核案例5.1前悬架位移与受力情况分析5.2后悬架(钢板弹簧)位移与受力情况分析5.3悬架静挠度的计算5.4侧倾角刚度计算5.5侧倾角刚度校核5.6减振器参数的确定5.7总结6、基于Adams的操纵稳定性分析6.1分析目的6.2 模型建立6.2.1 车身6.2.2 前、后悬架6.2.3 转向系简化模型6.2.4 轮胎6.2.5 发动机的动力输出2.6 传动系6.2.7 整车模型6.3 操纵稳定性试验6.3.1 蛇形实验6.3.2转向盘转角阶跃输入6.3.3 转向盘转角脉冲输入6.3.4 转向回正性能试验6.3.5 转向轻便性试验6.3.6稳态回转试验6.4 结论6.4.1 整车操稳性能分数量化6.4.2 得分说明1、系统整体概述1.1系统功用悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统（车架或承载式车身）之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。

悬架最主要的功用是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。

为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。

吉利整车部设计手册底盘布置篇

总布置篇第×章底盘布置底盘布置是下车身布置的重要环节, 也是平台选择的首要任务。

在项目策划初期就要进行底盘的布置, 为底盘设计提供输入。

1.1 悬架结构型式和特点汽车悬架按导向机构形式可分为独立悬架和非独立悬架两大类。

独立悬架的车轮通过各自的悬架和车架（或车身）相连, 非独立悬架的左、右车辆装在一根整体轴上, 再通过其悬架与车架（或车身）相连。

图1 非独立悬架与独立悬架示意图1.1.1 独立悬架重要用于轿车上, 在部分轻型客、货车和越野车, 以及一些高档大客车上也有采用。

独立悬架与非独立悬架相比有以下优点: 由于采用断开式车轴, 可以减少发动机及整车底板高度；独立悬架孕育车轮有较大跳动空间, 并且弹簧可以设计得比较软, 平顺性好；独立悬架能提供保证汽车行驶性能的多种设计方案；簧载质量小, 轮胎接地性好。

但结构复杂、成本高。

独立悬架有以下几种型式:1.1.1.1 纵臂扭力梁式是左、右车轮通过单纵臂与车架（车身）铰接, 并用一根扭转梁连接起来的悬架型式（如图2所示）。

图2 扭力梁式独立悬架根据扭转梁配置位置又可分为（如图所示）三种型式。

图3 扭力梁式独立悬架的三种布置形式汽车侧倾时, 除扭转梁外, 有的纵臂也会产生扭转变形, 起到横向稳定杆作用。

若还需更大的悬架侧倾叫刚度, 仍可布置横向稳定杆。

这种悬架重要优点是: 车轮运动特性比较好, 左、右车轮在等幅正向或反向跳动时, 车轮外倾角、前束及轮距无变化, 汽车具有良好的操纵稳定性。

但这种悬架在侧向力作用时, 呈过多转向趋势。

此外, 扭转梁因强度关系, 允许承受的载荷受到限制, 扭转梁式结构简朴、成本低, 在一些前置前驱汽车的后悬架上应用得比较多。

1.1.1.2 双横臂式是用上、下横臂分别将左、右车轮与车架（或车身）连接起来的悬架型式（图4）。

上、下横臂一般作成A字型或类似A字型结构。

这种悬架实质上是一种在横向平面内运动, 上、下臂不等长的四连杆机构。

解放CA5481JQZ型汽车起重机底盘的总体设计与计算

：ｍｉｎ里二
二
２
±
（１１）
１＋ｆ
机最高转速所对应工作点），这时
曲线与
１１ｒ
式中，Ｄ～为１挡的动力因数；
（Ｐ『＋Ｐｗ）曲线之间并不存
ｆ为滚动阻力系数，一般取ｆ＝
０．０２。
在交点，如果按上述的功率平衡方程来解高次方程，无法求出真实的汽车
④ 为整车技术条件和制订企业
标准提供依据。
１．整车动力性计算
通过上式及ＥＸＣＥＬ的计算功能，编制了最大爬坡角度～的求解
高挡行驶所能达到的最高行驶车速。
最高车速Ｖ一＝
７４ｋｍ／ｈ；ｆ＝ｏ．０２）通过发动机最高转速计算最０
当汽车以最高车速在平直良好
道路上行驶时，按汽车理论定义，此
时，坡度阻力功率Ｐｉ＝０，加速阻力功
图表，见表６。
最高车速。因此，在确定汽车最高车速时，应同时计算两个车速，一个是由汽车功率平衡方程式确定的最高车速，另
一
动力性是汽车最重要、最基本的性能之一，在整车设计中是不可缺少的～项计算内容。汽车动力性的好坏

履带车辆设计计算说明书

整车参数计算根据《GB/T 3871.2-2006 农业拖拉机试验规程第2 部份：整机参数测量》标准要求进行计算：一、基本参数二、质量参数的计算1、整备质量M0为1825kg ；2、总质量M总M总=M0+M1+ M2 =1825+300+75=2200 kgM1载质量：300kg M2驾驶员质量：75kg3、使用质量：M总=M0+ M2 =1825+75=1900 kg4、质心位置根据《GB/T 3871.15-2006 农业拖拉机试验规程第15部份:质心》标准要求进行计算：空载时：质心至后支承点的距离A0=830mm质心至前支承点的距离B=610mm 质心至地面的距离h0=450mm满载时：质心至后支承点的距离A0=605mm质心至前支承点的距离B=812mm 质心至地面的距离h0=546mm5、稳定性计算a 、保证拖拉机爬坡时不纵向翻倾的条件是：00h A ＞δ=0.7 （δ为滑转率）空载时：830/450=1.84＞0.7 满载时：605/546=1.11＞0.7 满足条件。

b 、保证拖拉机在无横向坡度转弯时，不横向翻倾的条件是：h a2＞δ=0.7 a —轨距， a =1200mm h —质心至地面距离mm空载：12002450⨯=1.33＞0.7 满载：12002546⨯=1.10＞0.7故拖拉机在空、满载运行中均能满足稳定性要求。

三、发动机匹配根据《GB/T 1147.1-2007 中小功率内燃机第1 部份：通用技术条件》标准要求进行计算：XJ —782LT 履带式拖拉机配套用昆明云内发动机，型号为：YN38GB2型柴油机，标定功率为57kW/h ，转速为2600r/min.(1)最高设计车速V max =8 km/h ，所需功率： P emax =n1( p f + p w )kw m k V A C v f g m n max d max ⎥⎦⎤⎢⎣⎡⋅⋅+⋅⋅⋅=）（）（761403600133122009.80.0280.9 1.4 1.1580.9360076140⎡⎤⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⎢⎥⎣⎦（）（） =6.188kW(2)根据柴油机全负荷速度特性，最大扭矩点的低速档行车速度V2=4km/h 。