輕型貨車汽車非獨立懸架系統(tǒng)設計【鋼板彈簧】【含CAD圖紙】

輕型貨車汽車非獨立懸架系統(tǒng)設計【鋼板彈簧】【含CAD圖紙】,鋼板彈簧,含CAD圖紙,輕型,貨車,汽車,獨立,懸架,系統(tǒng),設計,鋼板,彈簧,cad,圖紙 前 言 懸架是現(xiàn)代各種汽車上的重要總成之一 它把車架 或車身 與半軸 或車輪 彈性地連接起來 其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力矩 緩沖路面?zhèn)?給車架或車身的沖擊載荷 衰減由此引起的振動 保證汽車能平順地行駛 典型的懸 架結構由彈性元件 導向機構以及減震器等組成 個別結構則還有緩沖塊 橫向穩(wěn)定 桿等 彈性元件又有鋼板彈簧 空氣彈簧 螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式 汽車懸架 性能直接影響汽車行駛平順性 操縱穩(wěn)定性和行駛速度 因此 研究汽車振動 設計 高性能懸架系統(tǒng) 將振動控制到最低水平是提高現(xiàn)代汽車質量的重要措施 懸架與汽車的多種使用性能有關 在本次 1 75T 輕型貨車懸架系統(tǒng)設計中應滿足 這些性能的要求 其要點如下 1 保證汽車有良好的行駛平順性 2 具有合適的衰減振動的能力 3 保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性 4 汽車制動或加速時 要保證車身穩(wěn)定 減少車身縱傾 即所謂 點頭 或 后仰 的可能性 轉彎時車身側傾角要合適 5 有良好的隔振能力 6 機構緊湊 占用空間尺寸要小 7 可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩 在滿足零部件質量要小的同時 還要保證有足夠的強度和壽命 衡量懸架性能好壞的主要指標是汽車行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性 但這兩個方面 是相互排斥的性能要求 往往不能同時滿足 怎樣在二者之間取得合理的平衡以達到 最好的效果 一直是研究懸架系統(tǒng)的熱門課題 平順性一般通過車體或車身某個部位 如車底板 駕駛員座椅處 的加速度響應來 評價 操縱穩(wěn)定性則可以通過車輪的動載來度量 例如 若降低彈簧的剛度 則車體 加速度減少使平順性變好 但同時會導致車體位移的增加 由此產生車體重心的變動 將引起輪胎負荷變化的增加 對操縱穩(wěn)定性產生不良影響 另一方面 增加彈簧剛度 會提高操縱穩(wěn)定性 但硬的彈簧將導致汽車對路面不平度很敏感 使平順性降低 所 以 理想的懸架應該在不同的使用條件下具有不同的彈簧剛度和減振器阻尼 既能滿 足平順性要求又能滿足操縱穩(wěn)定性要求 2 目 錄 前 言 摘 要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 懸架的功用 1 1 2 懸架的結構和類型 1 1 2 1 結構組成 1 1 2 2 類型 2 1 3 任務來源及設計依據 3 1 3 1 任務來源 3 1 3 2 設計依據 3 1 4 使用要求 3 1 5 設計要求 3 1 6 主要參數(shù) 4 1 6 1 質量參數(shù) 4 1 6 2 尺寸參數(shù) 4 1 7 小結 4 第 2 章 懸架性能參數(shù)的選定 5 2 1 自振頻率 5 2 2 懸架的撓度確定 5 2 2 1 懸架的靜撓度 5 2 2 2 懸架的動撓度 6 2 3 懸架的簧上質量與簧下質量的比例關系 6 2 4 懸架彈性特性 6 2 5 操縱穩(wěn)定性參數(shù)的確定 7 2 6 懸架各種特性值的確定 8 2 7 小結 8 第 3 章 鋼板彈簧的設計計算 9 3 1 鋼板彈簧的布置方案 9 3 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 9 3 2 1 滿載弧高 10 3 2 2 鋼板彈簧長度 L 的確定 10 3 3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 11 3 3 1 鋼板彈簧寬度 b 的確定 11 3 3 2 鋼板彈簧片厚 h 的選擇 12 3 3 3 鋼板斷面形狀 13 3 3 4 葉片的端部結構 13 3 3 5 鋼板彈簧片數(shù) n 14 3 3 6 鋼板彈簧端部的支承型式 14 3 3 7 吊耳及鋼板彈簧銷的結構 14 3 4 鋼板彈簧各片長度的確定 14 3 5 鋼板彈簧剛度驗算 16 3 6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 17 3 6 1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 17 3 6 2 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 18 3 6 3 鋼板彈簧總成弧高的核算 20 3 7 鋼板彈簧的強度驗算 20 3 8 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 22 第 4 章 鋼板彈簧附件的選擇 24 4 1 鋼板彈簧中心螺栓的選定 24 4 2 鋼板彈簧襯套的分析和選型 24 4 3 彈簧夾箍的選擇 24 4 4 U 形螺栓的選擇 25 第 5 章 減振器的設計計算 26 5 1 減振器的分類 26 5 2 相對阻尼系數(shù) 26 5 3 減振器阻尼系數(shù)的確定 27 5 4 最大卸荷力的確定 28 5 5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 28 第 6 章 設計總結 29 致 謝 30 參考文獻 31 4 6 I 摘 要 懸架是車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱 其作用是傳遞作用在 車輪和車架之間的力和力矩 并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力 并衰減 由此引起的震動 以保證汽車能平順地行駛 本次設計的內容是 1 75 噸輕型貨車前 懸架的設計 設計過程中 首先根據懸架設計的主要技術參數(shù) 確定懸架的結構形式 設計鋼板彈簧的主要尺寸 其次對極限工況下的鋼板彈簧進行強度校核 以及對鋼板 彈簧卷耳和彈簧銷進行強度核算 最后對減振器的參數(shù)進行設計計算 此次設計的重點是對鋼板彈簧和減振器進行設計 并調整結構尺寸來滿足所需的 應力 強度要求 關鍵詞 輕型貨車 懸架系統(tǒng) 鋼板彈簧 II ABSTRACT Automotive vehicle suspension is the summarization of all transmissing and connecting devices between the frame and axle or the wheel and its role is to transfer the force and moment between the wheel and frame and buffer the impact of the frame or body from the rough pavement and absorb the shock to ensure the vehicle can travel smoothly The content of this design is the front suspension of 1 75 tons of Light goods vehicles During the design process Firstly determine the suspension structure form and design the main sizes of the leaf springs and the shock absorbers based on the main technical parameters of suspension design Secondly make a strength check on leaf spring under the limited conditions the same with leaf spring shackles and spring pins Finally design and calculate the main dimensions of shock absorber The key pionts of this design are the improvements of the design of leaf springs and shock absorbers and to adjust the structure size to match the stress and strength which are needed KEY WORDS Light goods vehicles Suspension system Leaf Springs 0 第 1 章 緒論 1 1 懸架的功用 汽車懸架是將車架 或車身 與車橋 或直接與車輪 之間的一切傳力連接裝置 的總稱 其主要功用如下 1 緩和 抑制由于不平路面所引起的振動或沖擊以保證汽車具有良好的平順性 2 迅速衰減車身和車橋 或車輪 的振動 3 傳遞作用在車輪和車架 車身 之間的各種力 垂直力 縱向力 橫向力 和力矩 制動力矩和反作用力矩 4 保證汽車行駛所必要的穩(wěn)定性 1 2 懸架的結構和類型 1 2 1 結構組成 1 彈性元件 具有傳遞垂直力和緩和沖擊的作用 常見的彈性元件有 鋼板彈簧 螺旋彈簧 扭桿彈簧 空氣彈簧 油氣彈簧 橡膠彈簧 2 阻尼元件 具有衰減振動的作用 常見的阻尼元件有 筒式液力減振器 搖臂式液力減振器 充氣式減振器 阻力可調式減振器 3 導向機構 其作用是傳遞除垂直力外的其它力和全部力矩 保證車輪按照最佳的軌跡相對于 車身運動 常見的導向機構有 斜置單臂式 單橫臂式 雙橫臂式 雙縱臂式 麥弗 遜式等 1 1 2 2 類型 汽車的懸架系統(tǒng)分為非獨立懸架和獨立懸架兩種 非獨立懸架的車輪裝在一根整 體車軸的兩端 當一邊車輪跳動時 另一側車輪也相應跳動 使整個車身振動或傾斜 獨立懸架的車軸分成兩段 每只車輪由螺旋彈簧獨立安裝在車架下面 當一邊車輪發(fā) 生跳動時 另一邊車輪不受影響 兩邊的車輪可以獨立運動 提高了汽車的平穩(wěn)性和 舒適性 如圖 1 圖 1 懸架的結構形式簡圖 非獨立懸架以縱置式鋼板彈簧為彈性元件兼起導向裝置 其主要特點是 結構簡 單 制造容易 維修方便 工作可靠 缺點是 由于整車布置上的限制 鋼板彈簧不 可能有足夠的長度 特別是前懸架 使之剛度較大 所以汽車平順性較差 簧下質 量大 在不平路面上行駛時 左 右車輪相互影響 并使車軸和車身傾斜 當兩側車 輪不同步跳動時 車輪會左 右搖擺 使前輪容易產生擺振 當輪跳動時 懸架易于 轉向傳動機構產生運動干涉 當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時 由于左右兩側 車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時 不僅車輪外傾角有變化 還會產生不利的軸轉 向特性 汽車轉彎行駛時 離心力也會產生不利的軸轉向性 所以汽車高速行駛時操 作穩(wěn)定性差 非獨立懸架常用在貨車 大客車的前 后懸架以及某些轎車的后懸架 獨立懸架的結構特點是兩側的車輪各自獨立地與車架或車身彈性連接 與非獨立 懸架相反 獨立懸架很少用鋼板彈簧作為彈性元件 而多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧作 為彈性元件 因而具有導向機構 與非獨立懸架相比 獨立懸架具有更多優(yōu)點 懸架 彈性元件的變形在一定的范圍內 兩側車輪可以單獨運動而互不影響 這樣可減少車 架和車身在不平道路上行駛時的振動 而且有助于消除轉向輪不斷偏擺的現(xiàn)象 減輕 了汽車上非簧載質量 從而減小了懸架所受到的沖擊載荷 可以提高汽車的平均行駛 速度 由于采用斷開式車橋 發(fā)動機位置可降低和前移并使汽車重心下降 有利于提 高汽車行駛的穩(wěn)定性 同時能給予車輪較大的上下運動空間 懸架剛度可設計得較小 使車身振動頻率降低 以改善行駛平順性 可保證汽車在不平道路上行駛時 車輪與 路面有良好的接觸 增大了驅動力 具有特殊要求的某些越野汽車采用獨立懸架后 2 可增大汽車的離地間隙 提高了汽車的通過性能 獨立懸架的缺點是結構復雜 成本 較高 維修困難 這種懸架主要用于乘用車和部分輕型貨車 客車以及越野車 獨立 懸架按其結構形式的不同又分為橫臂式 縱臂式 多連桿式 單斜臂式 麥弗遜式和 扭轉梁隨動臂式等 1 3 任務來源及設計依據 1 3 1 任務來源 根據設計任務 進行 1 75T 輕型貨車懸架系統(tǒng)設計 1 3 2 設計依據 根據國家有關汽車的法規(guī)和標準 根據給定參數(shù)設計 1 4 使用要求 產品應具有良好的使用經濟性 產品設計應符合國家有關標準 在滿足實用性能 的前提下各總成及零部件應盡可能采用國內技術相接近或成熟產品 保證產品的通用 化和系列化 1 5 設計要求 1 保證汽車有良好的行駛平順性 2 具有合適的衰減振動的能力 2 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性 4 汽車制動或加速時 要保證車身穩(wěn)定 減少車身縱傾 轉彎時車身側傾角 要合適 5 有良好的隔聲能力 6 結構緊湊 占用空間尺寸要小 7 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩 在滿足零部件質量要小的同 時 還要保證有足夠的強度和壽命 3 1 6 主要參數(shù) 1 6 1 質量參數(shù) 簧上質量 1390 Kg 簧下質量 150 1 6 2 尺寸參數(shù) 軸距 3200 鋼板彈簧長度 1000mm 1 7 小結 由于本次設計對象是 1 75T 輕型貨車懸架系統(tǒng) 懸架的類型選取為鋼板彈簧為彈 性元件的非獨立懸架 而且縱置的鋼板彈簧兼有導向作用 因此懸架系統(tǒng)中可省去導 向機構 也簡化了懸架結構 降低了生產成本 4 第 2 章 懸架性能參數(shù)的選定 2 1 自振頻率 汽車前 后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率 是影響汽車行駛平順 性的主要參數(shù)之一 因現(xiàn)代汽車的質量分配系數(shù) 近似等于 1 于是汽車前 后軸 上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系 因此 汽車車身的固有頻率 可用下式表示n Hz 2 mcn 2 1 式中 為前懸架的剛度 N 為前懸架的簧上質量 ccmKg 以運送人為主的轎車對平順性的要求最高 大客車次之 載貨車更次之 對普通 級以下轎車滿載的情況 前懸架偏頻要求 1 00 1 45Hz 后懸架則要求在 1 17 1 58Hz 原則上轎車的級別越高 懸架的偏頻越小 對高級轎車滿載的情況 前懸架偏頻要求在 0 80 1 15Hz 后懸架則要求在 0 98Hz 1 30Hz 貨車滿載時 前懸架偏頻要求在 1 50 2 10Hz 而后懸架則要求在 1 70 2 17Hz 懸架固有頻率的選取主要依據 ISO 2631 1 1997 E 人體承受全身振動評價 第 一部分 一般要求 目前固有頻率與人體步行時身體上下運動的頻率相同 初選 1 85Hz n 即帶入數(shù)據得 187619 N cm 2 2 懸架的撓度確定 2 2 1 懸架的靜撓度 靜撓度 汽車滿載靜止時懸架上的載荷 與此時懸架剛度 之比wFc cfc 那么代入數(shù)據 73 gmFfwc 1 87619 30 m 2 2 5 即 73 符合輕型貨車的靜撓度取值范圍 70 150 cfmcfm 2 2 2 懸架的動撓度 動撓度 從滿載靜平衡位置開始 懸架壓縮到結構允許的最大變形 通常指緩沖 塊壓縮到其自由高度的 1 2 或 2 3 時 車輪中心相對車架 或車身 的垂直位移 要求懸架應有足夠大的動撓度 以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊 對乘用車 取 7 9 對客車 取 5 8 對貨車 取 6 9dfcmdfcmdfcm 本設計這里取 8 df 2 3 懸架的簧上質量與簧下質量的比例關系 21 m 2 3 帶入數(shù)據 1390 150 得 9 271mKg2g 2 4 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 與由此所引起的車輪中心相對于車身位移 f 即懸架的變形 的 關系曲線稱為懸架的彈性特性 其切線的斜率是懸架的剛度 懸架的彈性特性有線性 彈性特性和非線性彈性特性兩種 當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間呈固定比例變 化時 彈性特性為一直線 稱為線性彈性特性 此時懸架剛度為常數(shù) 當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間不呈固定比例變化時 彈性特性如圖所示 此時 懸架剛度是 變化的 其特點是在滿載位置 圖 2 1 中點 8 附近 剛度小且曲線變化平緩 因而平 順性良好 距滿載較遠的兩端 曲線變陡 剛度增大 這樣可在有限的動撓度 df范圍 內 得到比線性懸架更多的動容量 懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起 變形 到結構允許的最大變形為止消耗的功 懸架的動容量越大 對緩沖塊擊穿的可能性越 小 空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車 為了減少振動頻率和車身高度的變 化 應當選用剛度可變的非線性懸架 乘用車簧上質量在使用中雖然變化不大 但為 了減少車軸對車架的撞擊 減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰 角 也應當采用剛度可變的非線性懸架 鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的 而帶有副簧的鋼板彈簧 空氣彈 6 簧 油氣彈簧等 均為剛度可變的非線性彈性特性懸架 圖 2 1 懸架彈性特性曲線 2 5 操縱穩(wěn)定性參數(shù)的確定 操縱穩(wěn)定性的評價指標包括穩(wěn)態(tài) 瞬態(tài)轉向特性及保持直線行駛的能力 懸架參 加通過影響轉向時的車輪載荷轉移 車輪跳動或車身側傾時的車輪定位角的變化以及 懸架與轉向桿系的運動干涉和整體車橋的軸轉向等方面影響汽車的操縱穩(wěn)定性 懸架側傾角剛度是指側傾時 車輪保持在地面上 單位車廂轉角下 懸架系統(tǒng) 給車廂的彈性恢復力偶矩 車身側傾時所受到的彈性恢復力 可以用等效彈簧的概念 來分析 縱置鋼板彈簧式非獨立懸架的側傾剛度 KdM 2 4 式中 為懸架抗側傾的彈性恢復力矩 M 它對簧上質量的側傾角有影響 側傾角過大或過小都不好 乘坐側傾角剛度過小 而側傾角過大的汽車 乘員缺乏舒適感和安全感 側傾角剛度過大而側傾角過小的汽 車又缺乏汽車發(fā)生側翻的感覺 同時使輪胎側偏角增大 如果發(fā)生在后輪 會使汽車 增加了過多轉向的可能 要求在側向慣性力等于 0 4 倍車重時 乘用車車身側傾角在 貨車車身側傾角不超過 5 2 4 67 此外 還要求汽車轉彎行駛時 在 0 4g 的側向加速度作用下 前 后側偏角之 差 應當在 范圍內 而前 后懸架側傾角剛度的分配會影響前 后輪的側21 13 偏角大小 從而影響轉向特性 所以設計時還應考慮懸架側傾角剛度在前 后軸上的 7 分配 為滿足汽車稍有不足轉向特性的要求 應使汽車前軸的輪胎側偏角略大于后軸 的輪胎側偏角剛度 對乘用車 前 后懸架側傾角度的比值一般為 1 4 2 6 在此 貨車車身側傾角選取為 5 我們可以通過懸架的線剛度來計算側傾角剛度 懸架的線性剛度指的是車輪保持在地面上而車廂做垂直運動時 單位車廂位移下 懸架系統(tǒng)給車廂的總彈性恢復力 由于本車采用的非獨立懸架 汽車車廂作垂直位移 所受到的彈性恢復力 就是彈簧直接作用于車廂的彈性力 因此 懸架的線性剛度等 于兩個彈簧線性剛度之和 2 5 SlK2 式中 為前懸架的線剛度 為彈簧的線剛度 lKs 帶入數(shù)據得 93 81N sm 2 6 懸架各種特性值的確定 表 2 1 懸架各特征值的選定結果 懸架系統(tǒng)特征 特征值 懸架系統(tǒng)特征 特征值 自振頻率 Hz n1 85 前束變化 外 50 0 5 m 靜撓度 cfm73 外傾變化 502 動撓度 d8 轉向主銷傾角 取小 7 13 懸架剛度 N m lK 187619 側傾剛度 換算為側傾率 5 相對阻尼比 0 25 主銷后傾角 03 2 7 小結 懸架的主要參數(shù)是影響懸架及整車性能的重要指標 對懸架靜撓度 動撓度 阻 尼特性以及側傾角等參數(shù)進行分析 為汽車的懸架系統(tǒng)參數(shù)的設計和初始化提供了依 據 進而得以合理地匹配確定其主要性能指標 8 第 3 章 鋼板彈簧的設計計算 3 1 鋼板彈簧的布置方案 本次設計采用非獨立懸架 其優(yōu)點在于 結構簡單 價格便宜 性能可靠 車輪 上下跳動時車輪相對地面垂直變化小 故可降低輪胎磨損 簧下質量小 另外 鋼板 彈簧兼起導向作用 可省去導向機構 其缺點在于 乘坐舒適度差 左右同時運動 容易產生橫向運動 鋼板彈簧的布置方案 目前鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置 后者因為要傳遞縱向力 必須設置附 加的導向傳力裝置 使結構復雜 質量加大 所以只在少數(shù)輕 微型車上應用 縱置 鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩 并且結構簡單 故在汽車上得到廣泛應用 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分 鋼板彈簧中部在車軸 橋 上的固定中 心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等 則為對稱式鋼板彈簧 若不相等 則 稱為不對稱式鋼板彈簧 多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧 由于整車布置上的原 因 或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動 又要改變軸距或者通過變化軸距達到改 善軸荷分配的目的時 采用不對稱式鋼板彈簧 為簡化結構 本車采用對稱式鋼板彈 簧 3 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進行鋼板彈簧計算之前 應當知道下列初始條件 滿載靜止時汽車前 后軸 橋 負 荷 和簧下部分荷重 并據此計算出單個鋼板彈簧的載荷 1G21uG2 和 懸架的靜撓度 和動撓度 汽車的軸距 1uwF 2wF cfdf 等 對于前懸架單個鋼板彈簧的載荷 3 1 2 11uw 式中 簧上質量 簧下質量 1G1u 代入數(shù)據 得 6082N1wF 92503 另外 已知貨車的軸距為3200 懸架的靜撓度 73 懸架的動撓度mcfm 9 8dfcm 3 2 1 滿載弧高 af 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸 橋 上 汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端 不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差 圖3 1 用來保證汽車具有給定的高度 af 當 0時 鋼板彈簧在對稱位置上工作 為了在車架高度已限定時能得到足夠的動af 撓度值 常取 10 20 為了降低車身高度 相對提高駕駛室人員的乘坐舒適afm 度 本次設計取 10 圖 3 1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 3 2 2 鋼板彈簧長度 L 的確定 鋼板彈簧長度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離 在總布置可能的條件下 應盡可能將鋼板彈簧取長些 在下列范圍內選用鋼板彈簧的長度 轎車 L 0 40 0 55 軸距 貨車 前懸架 L 0 26 0 35 軸距 后懸架 L 0 35 0 45 軸距 應盡可能將鋼板彈簧取長些 原因如下 1 增加鋼板彈簧長度 L 能顯著降低彈簧應力 提高使用壽命降低彈簧剛度 改 善汽車平順性 2 在垂直剛度 c 給定的條件下 又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度 3 剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產生單位縱向轉角時 作用到鋼板彈簧 10 上的縱向力矩值 4 增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時 能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形 本設計中已給出鋼板彈簧長度數(shù)據為 1000 滿足前懸架 L 0 26 0 35 m 軸距 832 1120 m 3 3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 3 3 1 鋼板彈簧寬度 b 的確定 有關鋼板彈簧的剛度 強度等 可按等截面簡支梁的計算公式計算 但需引入撓 度增大系數(shù) 加以修正 因此 可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的 總慣性矩 對于對稱鋼板彈簧 0J 3 2 3048JLkscE 式中 為 U 形螺栓中心距 為考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)sm 如剛性夾緊 取 0 5 撓性夾緊 取 0 為鋼板彈簧垂直剛度 N k m 為撓度增大系數(shù) 先確定與主片等長的重疊片數(shù) 再估計一個總片 wcFf 1n 數(shù) 求得 然后用 初定 E 為材料的彈性模量 0n 10n 1 504 本輕型貨車的鋼板彈簧剛性夾緊 k 0 5 初選與主片等長的重疊片數(shù)為 0 片 估計總片 6 片 得 0 1 442 U 形螺栓的中心距初選 80 鋼板彈簧的材料m 根據材料的性質和成本可選 55SiMnTi 采用表面噴丸處理減少表面脫層深度來提高材 料的強度 其彈性模量 E 代入數(shù)據 得 516 2 MPa 186 79N 3 3 cWfF 738 90 總慣性矩 24101 3 4 5 331 106 24842 79 01 48 EcksLJ 4m 鋼板彈簧總截面系數(shù) 用下式計算0 3 5 04wFLksW 11 式中 為許用彎曲應力 對于 55SiMnVB 或 60Si2Mn 等材料 表面經噴丸處理后 w 推薦 在下列范圍內選取 前彈簧和平衡懸架彈簧為 350 450 后副簧為2 Nm 220 250 對于 55SiMnTi 材料 前彈簧平衡懸架取 350 550 這里2 Nm 取 450 w 所以 7272 48450 8 1 8 9130 W3 將式 3 5 計算結果代入下式計算鋼板彈簧的平均厚度 ph 6 63 3 6 cwpEfksLJh6 2 20 8 72m 有了 以后 再選鋼板彈簧的片寬 b 片寬 b 對汽車性能的影響 增大片寬 能增加卷耳強度 但當車身受側向力作用傾斜時 彈簧的扭曲應 力增大 前懸架用寬的彈簧片 會影響轉向輪的最大轉角 片寬選取過窄 又得增加 片數(shù) 從而增加片間的摩擦彈簧的總厚 推薦片寬與片厚的比值 b 在 6 10 范圍內選 本設計中取 8 得片寬ph b 8 6 63 53 02 取整 b 60 m 3 3 2 鋼板彈簧片厚 h 的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計算 0J 3 7 3 12nbh 式中 n 為鋼板彈簧片數(shù) 取 n 6 所以可得到 9 333064012 nbJhm 片厚 h 選擇的要求 增加片厚 h 可以減少片數(shù) n 鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況 希望盡可能采用前者但因為主 片工作條件惡劣 為了加強主片及卷耳 也常將主片加厚 其余各片厚度稍薄 此時 要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組 為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應小于 1 5 12 鋼板斷面尺寸 b 和 h 應符合國產型材規(guī)格尺寸 本設計中取主片和第二片的厚度為 12 第三到第六片為 10 mm 3 3 3 鋼板斷面形狀 圖3 2 葉片斷面形狀 a 矩形斷面 b T 形斷面 c 單面有拋物線邊緣斷面 d 單面有雙槽的斷面 鋼板斷面形狀中矩形斷面結構簡單 制造容易 變截面少片鋼板彈簧多采用矩形 斷面結構 矩形斷面鋼板彈簧的中性軸 在鋼板斷面的對稱位置上 圖 3 2a 工作時 一面受拉應力 另一面受壓應力作用 而且上 下表面的名義拉應力和壓應力的絕對 值相等 因材料抗拉性能低于抗壓性能 所以在受拉應力作用的一面首先產生疲勞斷 犁 除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片 圖 3 2b c d 其中性軸均上移 使受 拉應力作用的一面的拉應力絕對值減小 而受壓應力作用的一面的壓應力絕對值增大 從而改善了應力在斷面上的分布狀況 提高了鋼板彈簧的疲勞強度和節(jié)約近 10 的材 料 為了兼顧成本和使用效能 本次設計中采用葉片斷面為矩形的鋼板彈簧 如圖 3 2a 所示 3 3 4 葉片的端部結構 13 葉片的端部可以按其形狀和加工方式分為矩形 片端切角 橢圓形 片端壓延 和梯形三種 其中矩形為制造成本最低的一種 端部剛性大 使之與等應力梁相差多 些 本設計中就采用矩形端部結構 3 3 5 鋼板彈簧片數(shù) n 片數(shù) n 少些有利于制造和裝配 并可以降低片間的干摩擦 改善汽車行駛平順性 但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大 材料利用率變壞 多片鋼板彈簧一 般片數(shù)在 6 14 片之間選取 重型貨車可達 20 片 用變截面少片簧時 片數(shù)在 1 4 片之間選取 考慮本次設計對象為 1 75T 輕型貨車 載荷不大 故初選片數(shù)為 n 6 3 3 6 鋼板彈簧端部的支承型式 以板簧端部的支承型式而言 可以大致分為卷耳和滑板兩大類 滑板型式多見于 兩極式主副簧懸架中副簧的支承和平衡懸架中板簧的支承 卷耳根據其相對板簧上平 面的位置可以分為上卷耳 平卷耳和下卷耳三類 本設計中采用上卷耳 3 3 7 吊耳及鋼板彈簧銷的結構 大多數(shù)板簧的支承方式為一端采用固定的卷耳 另一端采用擺動的吊耳 擺動吊 耳的結構可以用 C 形 叉形以及分體式等 彈簧銷的支承 潤滑可用螺紋式 自潤滑 式 滑動軸承 橡膠支承或者將板簧支承在橡膠座內 自潤滑式多用于轎車及輕型載 貨汽車 具有不必加潤滑脂及噪聲小的優(yōu)點 本設計中采用自潤滑式彈簧銷結構 3 4 鋼板彈簧各片長度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強度梁 形狀為菱形 兩個三角形 將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片 然后按照長度大小不 同依次排列 疊放到一起 就形成接近實用價值的鋼板彈簧 實際上的鋼板彈簧不可 能是三角形 因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸 橋 上和使兩卷耳處能可靠地傳遞 力 必須使它們有一定的寬度 因此應該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧 圖3 3 替 代三角形鋼板彈簧才有真正的實用意義 這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度 但長度 14 不同 鋼板彈簧各片長度就是基于實際鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來 作圖的 首先假設各片厚度不同 則具體進行步驟如下 先將各片厚度 的立方值 按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上 圖3 4 再沿橫ih 3i 坐標量出主片長度的一半L 2和U形螺栓中心距的一半s 2 得到A B兩點 連接A B 即得到三角形的鋼板彈簧展開圖 AB線與各葉片上側邊的交點即為各片長度 如果存 在與主片等長的重疊片 就從B點到最后一個重疊片的上側邊端點連一直線 此直線 與各片上側邊的交點即為各片長度 各片實際長度尺寸需經圓整后確定 圖 3 3 雙梯形鋼板彈簧 圖 3 4 確定鋼板彈簧各片長度的作圖法 由上圖 各片鋼板彈簧的實際長度經過整理后匯總見表 3 1 15 表 3 1 前懸架鋼板彈簧各片長度 序號 斷面 厚度 寬度 m鋼板長度 L m 1 主片 12 60 1000 2 12 60 787 3 10 60 574 4 10 60 451 5 10 60 327 6 10 60 204 3 5 鋼板彈簧剛度驗算 在此之前 有關撓度增大系數(shù) 總慣性矩 片長和葉片端部形狀等的確定都 0J 不夠準確 所以有必要驗算剛度 用共同曲率法計算剛度的前提是 假定同一截面上 各片曲率變化值相同 各片所承受的彎矩正比于其慣性矩 同時該截面上各片的彎矩 和等于外力所引起的彎矩 剛度驗算公式為 3 8 6113 k kiYaEc 其中 11 kkla i kJ1 1 kikJ 式中 為經驗修正系數(shù) 0 90 0 94 取 0 92 E為材料彈性模量 取 2 06 為主片和第k 1片的一半長度 50 MP1l k 計算得 106 5 2a 2 m 213 313l 274 5 336 5 398 45a6am 0 000116 3311260 bhJY 0 000058 212 0 000045 3213JY 0 000036 0 000031 0 000027 45Y6Y 16 將數(shù)據代入 得鋼板彈簧的檢驗剛 C 374 7N 符合要求 m 3 6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 3 6 1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H 鋼板彈簧各片裝配后 在預壓縮和 U 形螺栓夾緊前 其主片上表面與兩端 不包 括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差 如圖 3 5 稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的 弧高 用下式計算 0H 0caHff 3 9 式中 為靜撓度 根據式 2 3 73 cf cfm 為滿載弧高 根據 3 2 1 節(jié) 10 a a 為鋼板彈簧總成用 U 形螺栓夾緊后引起的弧高變化 f 23acsLSff 3 10 式中 s 為 U 形螺栓中心距 L 為鋼板彈簧主片長度 代入數(shù)據計算得 9 69f 210 73 83 8 m 所以 9 69 10 73 92 690Hm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 1348 58 0 28HLR 69 12 3 11 17 圖 3 5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 3 6 2 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同 裝配后各片產生預應力 其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑 各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是 iR 使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊 減少主片工作應力 使各片壽命接 近 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 012 iiiREh 3 12 式中 為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 為鋼板彈簧總成在自由狀iRm0 態(tài)下的曲率半徑 為各片彈簧的預應力 E 為材料彈性模量 m0i 2 N 為第 i 片的彈簧厚度 2 Nih 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑 和各片彈簧預加應力 的條件下 0R0i 計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 選取各片彈簧預應力時 要求做到 裝配i 前各片彈簧片間的間隙相差不大 且裝配后各片能很好貼和 為保證主片及其相鄰的 長片有足夠的使用壽命 應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力 為此 選取各片 預應力時 可分為下列兩種情況 對于片厚相同的鋼板彈簧 各片預應力值不宜選取 過大 對于片厚不相同的鋼板彈簧 厚片預應力可取大些 推薦主片在根部的工作應 力與預應力疊加后的合成應力在 300 350N 內選取 1 4 片長片疊加負的預應力 m2 短片疊加正的預應力 預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值 根據設計經驗 從第一片到第六片 彈簧的預應力分別取為 70 65 40 45MPaMPa 50 55 這樣用改變各片曲率半徑的方法 調整各片的預應力值并MPaPa 18 使主片的預應力為負值 則不僅可使各片在組裝后相互貼緊 使各片在彈簧工作過程 中都參加工作 而且可使主片表面的正應力降下來 達到各片的工作應力相近及壽命 大致相同的目的 在確定各片預應力時 理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩之代 數(shù)和等于零 即 3 13 niiM1 或 3 14 i niW 10 式中 為鋼板彈簧第 i片的截面系數(shù) iWi6 2bh 為各片彈簧的預應力 oi 1440612021 W2m 1000 26543 2 初選彈簧預應力如表3 2 表3 2 彈簧初選預應力 彈簧序號 1 2 3 4 5 6 MPaoi 70 65 40 45 50 55 驗算如下 70 1440 65 1440 40 1000 45 1000 50 1000 55 1000 100800 niiM1 93600 40000 45000 50000 55000 0 經驗算內力矩和約等于零 滿足設計要求 所以鋼板彈簧各片的曲率半徑計算如下 1460 1206 58 134 70 2 1 2 1 501 EhR m 1452 6 52022 19 1281 106 2 58 13402 2 1 53033 EhR m 1274 54044 1266 106 2 58 13402 2 1 55055 EhR m 1257 56066 如果第i片的片長為 則第i片彈簧的弧高為L 3 15 iiiRLH8 2 代入數(shù)據計算如下 85 6 53 3 14608 221 RLHm1452872 m 32 2 20 0 2573 2 4RLH 10 6 4 1 1685 2 RLHm12578062 m 3 6 3 鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑 是經選取預應力 后用式 3 12 iRoi 計算 受其影響 裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式 計算的結果會不同 0208 HL 因此 需要核算鋼板彈簧總成的弧高 根據最小勢能原理 鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài) 由 此可求得等厚葉片彈簧的 為0R 3 16 610iiiL 式中 為鋼板彈簧第i片長度 L 代入數(shù)據計算得 0 0007501R 20 鋼板彈簧總成弧高為 93 75 3 17 028 RLH 075 1 2 m 用式 3 17 與用式 3 9 計算的結果相差不大 符合設計要求 如相差較多 可 經重新選用各片預應力再行核算 3 7 鋼板彈簧的強度驗算 1 緊急制動時 前鋼板彈簧承受的載荷最大 在它的后半段出現(xiàn)的最大應力 用下式計算 max 3 18 max 02112 WlclG 式中 為作用在前輪上的垂直靜負荷 為制動時前軸負荷轉移系數(shù) 轎車 1G 1 2 1 4 貨車 1 4 1 6 此設計為輕型貨車取 1 4 為鋼板 1 1m1l2 彈簧前 后段長度 為道路附著系數(shù) 取0 8 為鋼板彈簧總截面系數(shù)得7272 5 0 c為彈簧固定點到路面的距離 取c 450 圖3 6 3m 圖3 6 汽車制動時鋼板彈簧的受力圖 代入數(shù)據得 1000max Mpa37 5645 7210 08 4 89213 滿足設計要求 2 汽車驅動時 后鋼板彈簧承受的載荷最大 在它的前半段出現(xiàn)最大應力 max 用下式計算 21 3 19 max 1 202121 bhmGWlclG 式中 為作用在后輪上的垂直靜負荷 為驅動時后軸負荷轉移系數(shù) 轎車 2 1 25 1 30 貨車 1 1 1 2 這里取 1 1 為道路附著系數(shù) b為 2 2 鋼板彈簧片寬 為鋼板彈簧主片厚度 1h 帶入數(shù)據得 max 12608 95 875 710 40 95687 451 8 1000Mp 滿足設計要求 鋼板彈簧的各片基本數(shù)據如下表3 3 表3 3 鋼板彈簧各片基本數(shù)據 彈簧片號 曲率半徑 m弧高 m 1 1460 85 6 2 1452 53 3 3 1281 32 2 4 1274 20 0 5 1266 10 6 6 1257 4 1 3 8 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 鋼板彈簧主片卷耳受力如 圖3 7 所示 卷耳處所受應力 是由彎曲應力和拉 壓 應力合成的應力 即 圖3 7 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 31 21bhFhDFxx 3 20 式中 xF為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 減速度取 5 0 得2 sm 22 xF 5 0 695 3475N D 為卷耳內徑 取 D 40 m b 為鋼板彈簧寬度 1h為主片厚度 許用應力 取為 350 MPa 代入數(shù)據 得 67 572603475260 3475 Mpap350 滿足要求 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力 bdFsz 3 21 其中 sF為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷 6718 95N s21G b 為卷耳處葉片寬 d 為鋼板彈簧銷直徑 用 30 鋼或 40 鋼經液體碳氮共滲處理時 彈簧銷許用擠壓應力 z 取為 3 4 用 20 鋼或 20Cr 鋼經滲碳處理或用 45 鋼經高頻淬火后 其許用應力 z Mpa 7 9 帶入數(shù)據得 MpapabdFsz 9 7 68 5209 17 滿足設計要求 對于鋼板彈簧常采用表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板 彈簧的壽命 表面噴丸處理有一般噴丸和應力噴丸兩種 后者可使鋼板彈簧表面的殘 余應力比前者大很多 綜上 卷耳的基本參數(shù)如表 3 4 表 3 4 卷耳基本參數(shù) 名稱 材料 直徑 m 卷耳 55SiMnVB 噴丸處理 40 彈簧銷 20 鋼 經滲碳處理 20 23 第 4 章 鋼板彈簧附件的選擇 4 1 鋼板彈簧中心螺栓的選定 中心螺栓的作用除了夾緊各片彈簧片外 又是安裝鋼板彈簧的定位銷 中心螺栓 直徑一般接近簧片厚度 由推薦的中心距螺栓尺寸差得中心螺栓直徑 12 中心孔m 的直徑為 m5 012 4 2 鋼板彈簧襯套的分析和選型 襯套一般以金屬 橡膠和塑料三種材料制造 金屬襯套可以承受較大的擠壓應力 彈簧銷和卷耳孔徑尺寸小 結構緊湊 可降低卷耳根部應力 但金屬襯套需要良好的 潤滑 這種襯套大多用在重載貨汽車上 塑料襯套一般采用尼龍或聚甲醛材料制造 由于塑料襯套本身有自潤滑性質 因 此對潤滑要求較低 塑料的熱膨脹系數(shù)比金屬大 而其吸水后膨脹 因此襯套壁厚不 宜過厚 確定襯套和卷耳孔徑時 最好根據不同材料的性能 經試驗后給出合理的過 盈量 冰選擇合適的彈簧銷配合間隙 橡膠襯套主要靠橡膠變形使卷耳相對彈簧銷產生運動 由于橡膠和金屬表面沒有 相對移動 因此襯套不存在磨損問題 為減少襯套在扭轉變形時產生過大剪應力 襯 24 套一般做得比較大 所以襯套設計應該考慮卷耳的強度 橡膠襯套的主要優(yōu)點是它靠 橡膠的扭轉變形來形成卷耳對彈簧銷的轉動 而橡膠和金屬的接觸面沒有相對移動 因此工作中無磨損 無需潤滑維護 簡化了保養(yǎng)工作 而且無噪聲 并能吸收汽車的 高頻振動 因此橡膠襯套在轎車以及輕型貨車上得到廣泛的應用 橡膠襯套結構可以 分為硫化壓結構和壓裝式兩種 后者有有軸向壓裝和徑向壓制兩種 綜合考慮車型和懸架效能 本設計選取橡膠襯套 4 3 彈簧夾箍的選擇 目前使用較多的是可拆卸式夾箍 但對于不經常拆卸換裝葉片的彈簧 可以使用 不可拆卸的夾箍 不可拆卸的夾箍主要用于轎車和輕型客貨車上 故本次設計選用不 可拆卸的夾箍 4 4 U 形螺栓的選擇 參照同類車型 U 形螺栓的規(guī)格 選定其直徑為 16 中心距為 80 擰緊螺mm 母的擰緊力矩為 15 20 mKg U 型螺栓的技術要求 引自 QC T517 1999 產品應符合本標準的要求 并安照 規(guī)定程序批準的圖樣和技術文件制造 1 性能要求 螺栓等于或高于 8 8 級 按照 GB T 3098 2 1982 緊固件機械性 能螺栓 螺釘和螺柱 規(guī)定 螺母等于或高于 8 級 按照 GB T 3098 2 1982 緊固件機械性能螺母 規(guī)定 2 材料 螺栓推薦用 45 45Cr 40MnB 45Mn2 鋼按 GB669 65 優(yōu)質碳素結構鋼 鋼號和一般技術條件 及 GB T 3077 1982 合金結構技術條件 規(guī)定 螺母 推薦用 35 45 鋼 GB699 65 規(guī)定 3 硬度 螺栓硬度按 GB T 3098 1 1982 規(guī)定 螺母硬度按 GB T 3098 2 1982 規(guī)定 4 螺紋精度 螺栓螺紋鍍鉻后 中等旋和長度為 6h 級 長旋和長度為 6f 級 按 GB197 1981 普通螺紋公差與配合 規(guī)定 螺母螺紋鍍鉻后為 6h 級 按 GB T197 1981 規(guī)定 螺栓螺紋牙底形狀按 GB T197 1981 規(guī)定 螺栓螺紋螺 母不允許有毛刺 裂紋 亂扣 刀傷 碰傷等缺陷 但在不影響螺紋量規(guī)自 由旋入的情況下 螺紋端部不多于兩牙有機械加工的缺陷 25 5 表面處理 螺栓 螺母表面處理必須經防銹處理 螺栓表面處理按照主機廠 要求 電鍍層或化學處理按 QC T264 1999 汽車電鍍層和化學處理層 規(guī)定 涂漆處理按照 QC T484 1999 汽車油漆涂層 規(guī)定 螺母表面處理按照主機 廠要求 電鍍層或化學處理層按照 QC T264 1999 規(guī)定 螺栓表面采用鍍鋅 處理 鍍鋅后必須做去氫處理 第 5 章 減振器的設計計算 5 1 減振器的分類 減振器是車輛懸架系統(tǒng)中的重要部件 其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及 懸架系統(tǒng)的使用壽命等有較大影響 汽車在受到來自不平路面的沖擊時 其懸架彈簧 可以緩和這種沖擊 但同時也激發(fā)出較長時間的振動 使乘坐不適 與彈性元件并聯(lián) 安裝的減振器可很快衰減這種振動 改善汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性 懸架中用得最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器 汽車車身和車輪振動 時 減振器內的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力 將振 動能量轉變?yōu)闊崮?并散發(fā)到周圍空氣中去 達到迅速衰減振動的目的 如果能量的 耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行 則把這種減振器稱之為單向作用式減 振器 反之稱之為雙向作用式減振器 后者因減振作用比前者好而得到廣泛應用 根據結構形式不同 減振器分為搖臂式和筒式兩種 雖然搖臂式減振器能夠在比 較大的工作壓力 10 20 條件下工作 但由于它的工作特性受活塞磨損和工作MPa 溫度變化的影響大而遭淘汰 筒式減振器工作壓力雖然僅為 2 5 5 但是因為MPa 工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應用 筒式減振器又分為單筒式 雙筒式和充 氣筒式三種 雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定 干摩擦阻力小 噪聲低 總長 度短等優(yōu)點 在轎車上得到越來越多的應用 26 綜合考慮 本設計中選用雙向作用筒式減振器 工作壓力為 2 5 5 MPa 5 2 相對阻尼系數(shù) 減振器在卸荷閥打開前 減振器中的阻力 F 與減振器振動速度 v 之間有如下關系 V 5 1 式中 為減振器阻尼系數(shù) 圖 5 1 所示為減振器的阻力 速度特性 該圖具有如下特點 阻力 速度特 性由四段近似直線線段組成 其中壓縮行程和伸張行程的阻力 速度特性各占兩段 各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù) F u 所以減振器有四個阻尼系數(shù) 在沒有 特別指明時 減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù) 通常壓縮行程的阻尼 系數(shù) 與伸張行程的阻尼系數(shù) 不等 yFu ssFu 圖5 1 減振器的特性 阻力一位移特性 b 阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后 簧上質量的振動 式周期衰減振動 用相對阻尼系數(shù) 的大小 來評定振動衰減的快慢速度 的表達式為 2scm 5 2 式中 c 為懸架系統(tǒng)的垂直剛度 為簧上質量 sm 上式表明 相對阻尼系數(shù) 的物理意義是 減振器的阻尼作用在于不同剛度 c 和不同簧上質量 的懸架系統(tǒng)匹配時 會產生不同的阻尼效果 值大 振動能迅sm 27 速衰減 同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身 值小則相反 通常情況下 將壓 縮行程時的相對阻尼系數(shù) 取得小些 伸張行程時的相對阻尼系數(shù) 取得大些 兩Y S 者之間保持有 0 25 0 50 的關系 YS 設計時 現(xiàn)選取 與 的平均值 對于無內摩擦的彈性元件懸架 取 0 25 0 35 對于有內摩擦的彈性元件懸架 值取小些 對于行駛路面條件較 差的汽車 值應取大些 一般取 為避免懸架碰撞車架 取 0 5 0 3S YS 本設計中 取 0 25 0 35 0 3 0 35 0 105 SY 5 3 減振器阻尼系數(shù) 的確定 減振器阻尼系數(shù) 因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 所以理論上2scm smc 實際上應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù) 本設計采用 sm2 圖 5 2 所示結構 其阻尼系數(shù) 2cos 5 3 取安裝角度為 0 16 43 695 187 1 smc 5709 5 43 25 0 7993 2 s 2398 169 y 圖 5 2 減振器的安裝示意圖 5 4 最大卸荷力 的確定 0F 為了減少傳給車身的沖擊力 當減振器活塞振動速度達一定值時 減振器應打開 卸荷閥 此時活塞速度稱為卸荷速度 一般為0 15 0 30m s 之間 取 0 2m s xv xv 在伸張行程的最大卸荷力 7993 2 0 2 1598 6N xsvF 0 5 4 28 5 5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 筒式減振器工作缸直徑 D 可由最大卸荷力 和缸內允許壓力 p 來近似求得 0F 0241p 5 5 式中 p 為工作缸最大允許壓力 一般為 3 4 取 3 5 為連桿直徑MPaa 與缸筒直徑比 雙筒式減振器 0 40 0 50 單筒式減振器 0 30 0 35 取 0 3 代入數(shù)據 得 25 74 35 01 69842 D 根據 QC T491 1999 汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件 的規(guī)定 取減振器的工作 直徑 D 30m 貯油筒直徑 1 4 30 42 壁厚取為 2 材料可選 20 鋼 cmm 第 6 章 設計總結 畢業(yè)設計是我們大學生完成學業(yè)的標志性作業(yè) 是對我們學習成果的綜合性總結 和檢閱 是我們大學生走向社會從事科學研究的一種最初親身嘗試 本次設計的對象 是1 75T輕型貨車前懸架 考慮到成本問題及總體結構與布置 采用了傳統(tǒng)的鋼板彈 簧 設計中 主要依據懸架的載荷確定各片鋼板彈簧的尺寸和懸架的各種性能參數(shù) 再對鋼板彈簧和吊耳的剛度和強度進行驗算 最后根據懸架載荷確定減振器的型號 本次設計基本滿足了以下要求 1 保證汽車有良好的行駛平順性 2 具有合適的衰減振動能力 3 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性 4 汽車制動或加速時要保證車身穩(wěn)定 減少車身縱傾 轉彎時車身側傾角要合適 29 5 結構緊湊 占用空間尺寸要小 6 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩 在滿足零部件質量要小的同時 還要保證有足夠的強度和壽命 通過這次畢業(yè)設計 讓我溫習了汽車相關知識 重新認識了汽車的結構 特別是 對鋼板彈簧的懸架系統(tǒng)有了一次更為詳細的認識與了解 在繪圖過程中 對AUTOCAD 軟件的應用技巧有了更進一步了解 在文字編輯過程中 對WORD的運用也有了進一步 的熟悉 整個設計過程的進行強化了綜合運用專業(yè)理論知識分析解決設計過程中的實 際問題 提高了思維能力 動手能力 通過撰寫設計說明書及畢業(yè)論文提高了語言表 達能力和思維能力 為今后的工作打下了堅實的基礎 致 謝 合上漫溢墨香的設計論文 已是夜涼如水 遙望夜空 星光燦爛 歷時半載的畢 業(yè)設計撰寫工作 終于告了一個段落 掩卷而思 心中卻惶恐不安 唯恐這份代表我 四年本科學習成果的畢業(yè)論文有負師長與親友的厚望 我深知前進的每一步 都凝聚 著眾多的關懷與愛護 在此 我只能借本文一隅表達自己內心的感激之情 感謝我的導師 他將我收入門下 不棄粗礪 悉心教誨 從他那里我不僅學到了 許多知識 而且也被他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度 廣博的學識 敏捷的洞察力與謙和的人格魅 力深深的感染 指導老師對我的論文傾注了大量的心