F30008×4自卸車降重心技術方案

F3000HX底盤技術提升

8×4自卸車懸架系統(tǒng)降重心技術方案

商用汽車研究所

2011年6月19日F3000HX底盤技術提升

8×4自卸車懸架系統(tǒng)降重心技術方一、項目背景及意義根據(jù)銷售公司反饋，我公司8×4自卸車的底盤高度普遍高于其他競爭對手，強烈建議我們對8×4自卸車底盤進行改進降低重心高度，以提高車輛行駛的穩(wěn)定性，平順性和安全性，減少交通事故的發(fā)生，。陜汽重汽歐曼車型系列F2000F3000HOWOEXT車架參數(shù)850*300*（8+7）850*300*（8+8）850*320*（8+8）輪胎12.00R2012.00-2012.00R20離地高度(車架末端)1190mm1230mm1140mm1150mm我公司8×4自卸車底盤高度與對手同類車型對比一、項目背景及意義根據(jù)銷售公司反饋，我公司8×4自卸為此，鑒于目前的市場需求及F3000前期的市場表現(xiàn)，我們需進一步降低底盤重心，也提高F3000懸架系統(tǒng)的可靠性，提升F3000自卸車的市場競爭力。

注：我公司6×4自卸車與競爭對手的重心高度基本一樣，此降重心方案只針對F30008×4自卸車。為此，鑒于目前的市場需求及F3000前期的市場表現(xiàn)，我公司8×4自卸車前后底盤測量高度

奧龍8×4自卸F20008×4自卸F30008×4自卸車架850850850輪胎12.00R2012.00R2012.00R20前橋處車架上平面離地高度117511731148后橋離地高度（車架末端）117511781210我公司8×4自卸車前后底盤測量高度奧龍8×4自卸F2000二、技術方案1、競爭對手對標中國重汽8×4自卸車懸架計算高度對比8×4K32、K35850車架12-20斜交胎空載1062滿載1011空載1074滿載1023二、技術方案1、競爭對手對標中國重汽8×4自卸車懸架計算高度8×4K30850車架12-20斜交胎空載1125滿載1074空載1122滿載10628×4K30空載1125空載1122前懸架設計前、后板簧支架：保證車架側面孔位和下翼面孔位不變化，支架抬高10mm，板簧襯套處結構改為斯太爾結構，

局部加筋進行加強處理；

前簧前支架改為斯太爾結構，并抬高10mm2、方案概述前懸架降低方案前懸架設計前、后板簧支架：保證車架側面孔位和下翼面孔位前懸架前簧后支架改為斯太爾結構，并抬高10mm前懸架前簧后支架改為斯太爾結構，并抬高10mm后懸架降低方案方案一離車架下翼面84離車架下翼面44后懸架體現(xiàn)降重心中間支座，后懸架可實現(xiàn)降低高度84-44=40mm后懸架降低方案方案一離車架下翼面84離車架下翼面44后懸架體將降重心的中間支座和平衡軸支架集成，進一步降低后懸架高度約15mm（受平衡軸與車架橫梁間隙20mm的限制），后懸架可實現(xiàn)共15+40=55mm方案二此處離車架橫梁面20mm將降重心的中間支座和平衡軸支架集成，進一步降低后懸架高度約1方案三在降重心中間支座的基礎上，將板簧安裝面由100改為115，后懸架可實現(xiàn)降重心40+15=55mm方案三前、后懸架降低重心后對整車的整體效果以F3000K40車架為例進行分析目前狀態(tài)空載時：車架上平面前端高1138.55

車架末端高1210前、后懸架降低重心后對整車的整體效果以F3000K40車采用組合方案一，空載狀態(tài)時：

車架前端高：1134.24車架后端高：1157（以市場反饋數(shù)據(jù)為準，比重汽的高17mm）采用組合方案一前懸架：采用降重心支架，降低高度10mm后懸架：采用降重心中間支座，降低高度40mm采用組合方案一，空載狀態(tài)時：采用組合方案一前懸架：采用降重心采用組合方案二前懸架：采用降重心支架，降低高度10mm后懸架：采用集成降重心中間支座的平衡軸支架，降低高度55mm采用組合方案二，空載狀態(tài)時：

車架前端高：1137.10車架后端高：1136.28（以市場反饋數(shù)據(jù)為準，比重汽的低4mm）采用組合方案二前懸架：采用降重心支架，后懸架：采用集成降重心采用組合方案三前懸架：采用降重心支架，降低高度10mm后懸架：采用降重心中間支座，抬高平衡軸板簧安裝面

15mm，降低高度為40+15=55mm采用組合方案三，空載狀態(tài)時：

車架前端高：1137.10車架后端高：1136.28（以市場反饋數(shù)據(jù)為準，比重汽的低4mm）采用組合方案三前懸架：采用降重心支架，后懸架：采用降重心中間三、方案論證1.前懸架只降低10mm原因分析局限性影響因素：1.前簧后支架卷耳孔離車架下翼面只有50mm；

2.車架寬度850，簧距880，板簧有30mm的寬度處于車架下翼面。

此處板簧處于車架下翼面30mm三、方案論證1.前懸架只降低10mm原因分析局限性影響因素：

為保證前懸架系統(tǒng)后傾角的一致性，前后支架需均降低10mm（前支架離下翼面距離78mm，前簧后支架為40mm），降低10mm后，前簧后支架處，吊耳上邊緣與車架下翼面只有12.5mm，已沒有再降低的空間。此處為12.5mm，沒有再降低的空間為保證前懸架系統(tǒng)后傾角的一致性，前后支架需均降低12.后懸架降重心的風險性分析方案一：體現(xiàn)降重心中間支座，該方案已在6×4自卸車上批量應用，不存在風險，主要問題在于前后懸架高度的匹配。經(jīng)前面分析，采用組合方案可以滿足前低后高要求。車架前端高度1134.24車架前端高度1157.512.后懸架降重心的風險性分析方案一：體現(xiàn)降重心中間支座，該方方案二：體現(xiàn)集成降重心中間支座和平衡軸支架的一體式支架，存在平衡軸與車架橫梁干涉的可能，需協(xié)調整車室重新設計橫梁；協(xié)調漢德公司更改氣室支架，預留氣室上跳的空間。降重心后只有20mm，抬高15mm后，只有5mm間隙，為此，為避免干涉，需重新設計橫梁方案二：體現(xiàn)集成降重心中間支座和平衡軸支架的一體式支架，存在方案三：采用降重心中間支座，抬高平衡軸板簧安裝面15mm，降低高度為40+15=55mm，存在的風險也是方案二一樣，并需重新設計平

橫軸殼；協(xié)調漢德公司更改氣室支架，預留氣室上跳的空間。降重心后只有20mm，抬高15mm后，只有5mm間隙，為此，為避免干涉，需重新設計橫梁方案三：采用降重心中間支座，抬高平衡軸板簧安裝面15mm，降3.可靠性分析

☆通過靜強度對比分析，前板簧支架設計改進后的模型和原模型的最大應力都沒有超出材料的屈服極限，前板簧前支架和中間支架改進后的安全系數(shù)相應的有所提高，后支架設計改進后安全系數(shù)變化稍有降低，強度滿足要求。板簧支架3.可靠性分析☆通過靜強度對比分析，前板簧支架設集成式中間支座和平衡軸支架

☆從疲勞壽命分析可以看出兩種支架的安全系數(shù)都沒有達到要求，但新設計的降重心平衡軸支架的安全系數(shù)為0.934，比原支架的安全系數(shù)（0.797）提高0.137，安全性稍有提高；同時兩種支架的最低壽命都低于106，但新設計平衡軸支架壽命較原支架壽命有較大增加。從以上強度分析可以看出，新設計的加板簧支架不但滿足使用要求，強度和安全系數(shù)上都優(yōu)于原板簧支架。集成式中間支座和平衡軸支架☆從疲勞壽命分析可以看

板簧：采用斯太爾成熟板簧，板簧已經(jīng)過大批量市場驗證，可靠性剛度均滿足要求，板簧品種多。襯套：采用斯太爾結構鋼制襯套，可靠性也可大大提升。板簧：采用斯太爾成熟板簧，板簧已經(jīng)過大批量市4.工藝性分析改進后的板簧支架與斯太爾結構保持一致，工藝無影響。板簧支架集成式平衡軸支架改進后的集成式平衡軸支架與原有中間支座和平衡軸支架的制造工藝和裝配工藝保持一致。螺紋聯(lián)接此處采用螺栓聯(lián)接4.工藝性分析改進后的板簧支架與斯太爾結構保持一致，工藝無影5.成本分析改前改后差異前懸架4512.312980.411531.9后懸架9214.01降低/更改后的整車為斯太爾成熟零件，降低成本至少1531.9元5.成本分析改前改后差異前懸架4512.312980.4116.通用化、模塊化分析

2、改進的后懸架可以在所用平衡懸架自卸車上通用。

1、改進的8×4