輕型貨車前懸架設(shè)計全套圖

《輕型貨車前懸架設(shè)計全套圖》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《輕型貨車前懸架設(shè)計全套圖（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目 錄 第1章 緒論 3 1.1 概述 3 第2章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 4 2.1非獨立懸架和獨立懸架 4 2.2前后懸架懸架方案的選擇 5 2.3 輔助元件 5 第3章1042型汽車前懸架主要參數(shù)的選擇 6 3.1前后懸架靜撓度和動撓度的選擇 6 3.1.1選擇要求及方法 6 3.1.2懸架靜撓度 7 3.1.3懸架動撓度 7 3.2懸架的彈性特性 7 3.3懸架側(cè)傾角剛度及前后軸的分配 8 第4章 彈性元件的計算 9 4.1鋼板彈簧的布置方案的選擇 9 4.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 9 4.2.1滿

2、載弧高 9 4.2.2鋼板彈簧長度的確定 10 4.2.3鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 10 4.3鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 13 4.4鋼板彈簧的剛度驗算 14 4.5彈簧的最大應(yīng)力點及最大應(yīng)力 15 4.6彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 16 第5章 減振器的設(shè)計計算 17 5.1減振器的分類 17 5.2主要性能參數(shù)的選擇 18 5.2.1相對阻尼系數(shù) 18 5.2.2減振器阻尼系數(shù)的確定 19 5.2.3最大卸荷力的確定 19 5.3筒式減振器主要尺寸參數(shù)的確定 19 摘 要 汽車懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱,其

3、作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭,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。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機構(gòu)以及減震器等組成,個別結(jié)構(gòu)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,而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧,個別高級轎車則使用空氣彈簧。汽車懸架性能是影響汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和行駛速度的重要因素。因此,研究汽車振動,設(shè)計新型懸架系統(tǒng),將振動控制到最低水平是提高現(xiàn)代汽車質(zhì)量的重要措施。 關(guān)鍵詞:彈性元件;鋼板彈簧;緩沖塊 全套CAD圖紙,加1360715675 各專業(yè)

4、都有 ABSTRACT Automotive vehicle suspension frame and axle or the wheel of all transmission between the general term for connecting devices, and its role is to transfer the role at the wheel and frame and between the torsional force, and uneven pavement from the buffer Biography to

5、the frame or body of the impact, and the attenuation caused by vibration, to ensure the vehicle can travel smoothly. A typical structure of a flexible suspension components, shock absorbers and other agencies, as well as orientation of the individual block structure is also a buffer, such as horizon

6、tal Stabilizer. Elastic components and leaf springs, air springs, coil spring, as well as the form of torsion bar spring, and the use of many modern cars suspension coil spring and torsion bar springs, individual car use advanced air springs. Suspension performance is the impact of motor vehicles to

7、 motor cars and ride comfort, handling and stability and an important factor in speed. Therefore, the research vehicle vibration, the design of the new suspension system to the minimum level of vibration control is to improve the quality of Hyundai Motor important measures. Key words:Elasti

8、c element;Leaf Spring;Block buff 第1章 緒論 概述 汽車懸架是汽車的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扭,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。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機構(gòu)以及減震器等組成,個別結(jié)構(gòu)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,汽車懸架性能是影響汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和行駛速度的重要因素。因此,研究汽車振動,設(shè)計新型懸架系統(tǒng),將振動控制到最低水平是提高現(xiàn)代汽車質(zhì)量的重要措施。

9、懸架與汽車的多種使用性能有關(guān),在懸架設(shè)計中應(yīng)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。為此,汽車應(yīng)有較低的振動頻率,乘員在車中承受的振動加速度應(yīng)不超過國際標準2631-78規(guī)定的人體承受振動界限值。振動加速度的界限值是振動頻率和人承受振動作用時間的函數(shù)。承受振動作用的時間長,容許的加速度值就小。而頻率的影響表現(xiàn)在某一頻段(對于垂直振動,此頻率為4?8Hz容許振動加速度為最小;而在其余頻段內(nèi),振動加速度與頻率成線性關(guān)系。在設(shè)計中要考慮這一特點。 2)具有合適的衰減振動的能力。它應(yīng)與懸架的彈性特性很好匹配,保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小,振動衰減快。 3)

10、保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。要正確地選擇懸架方案和參數(shù),導(dǎo)向機構(gòu)在車輪跳動時,應(yīng)不使主銷定位參數(shù)變化過大,車輪運動與導(dǎo)向機構(gòu)運動應(yīng)協(xié)調(diào),不出現(xiàn)擺振現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向時整車應(yīng)有一些不足轉(zhuǎn)向特性。 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(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 5)有良好的隔振能力。 6)機構(gòu)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(zhì)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。

11、怎樣在二者之間取得合理的平衡以達到最好的效果,一直是工程師們的研究課題。 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(yīng)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(dǎo)致車體位移的增加。由此產(chǎn)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(chǎn)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(dǎo)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(yīng)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。 第2章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 2.1 非獨

12、立懸架和獨立懸架 汽車的懸掛系統(tǒng)分為非獨立懸掛和獨立懸掛兩種,非獨立懸掛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(cè)車輪也相應(yīng)跳動,使整個車身振動或傾斜;獨立懸掛的車軸分成兩段,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2.1) 圖2.1 非獨立懸架以縱置式鋼板彈簧為彈性元件兼起導(dǎo)向裝置,其主要特點是:結(jié)構(gòu)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(zhì)量大;在不平路面上行駛時,

13、左、右車輪相互影響,并使車軸和車身傾斜;當兩側(cè)車輪不同步跳動時,車輪會左、右搖擺,使前輪容易產(chǎn)生擺振。當輪跳動時,懸架易于轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)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(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時,不僅車輪外傾角有變化,還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性;汽車轉(zhuǎn)彎行駛時,離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)特點是兩側(cè)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(dǎo)向機構(gòu)

14、。與非獨立懸架相比,獨立懸架具有更多優(yōu)點:①懸架彈性元件的變形在一定的范圍內(nèi),兩側(cè)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(zhuǎn)向輪不斷偏擺的現(xiàn)象。②減輕了汽車上非簧載質(zhì)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。③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(shè)計得較小,使車身振動頻率降低,以改善行駛平順性。④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(qū)動力。⑤具有特殊要求的某些越野汽車采用獨立懸架后,可增大汽車的離地間隙,提

15、高了汽車的通過性能。獨立懸架與斷開式車橋配用。獨立懸架的缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)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。 2. 2 前、后懸架方案的選擇 目前汽車的前、后懸架采用的方案有:前輪和后輪均采用非獨立懸架、前輪采用獨立懸架、后輪采用非獨立懸架、前后輪都采用獨立懸架等幾種。 前、后懸架均采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時,內(nèi)側(cè)懸架處于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài),于是內(nèi)側(cè)懸架縮短,外側(cè)懸架因受壓而伸長,結(jié)果與懸架固定連接的車軸的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一角度a。對前軸,這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加;對后橋,則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢。乘用

16、車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后部吊耳低,于是懸架的瞬時運動中心位置降低,結(jié)果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向的趨勢(如圖2.2) 圖2.2 前置前輪驅(qū)動的乘用車,常采用麥弗遜式前懸架和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式后懸架。乘用車后懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架,而前懸架采用雙橫臂式獨立懸架時,能夠通過將上橫臂支承銷軸線在縱向垂直平面上的投影設(shè)計成前高后低狀,使懸架的縱向運動瞬心位于有利于減少制動前俯角處,使制動時車身縱傾減少,保持車身具有良好的穩(wěn)定性能。 2.3 輔助元件 橫向穩(wěn)定器:通過減小懸架剛度c,能降低車身振動固有頻率n,達到改善汽車平順性的

17、目的。但因為懸架的側(cè)傾角剛度也減小,并使車廂側(cè)傾角增加,結(jié)果車廂中的乘員會感到不舒適和降低了行車安全感。解決這一矛盾的主要方法就是在汽車上設(shè)置橫向穩(wěn)定器。有了橫向穩(wěn)定器,就可以做到在不增大懸架垂直剛度c的條件下,增大懸架的傾斜角剛度。 緩沖塊: 有些由橡膠制造(如圖a),通過硫化將橡膠與鋼板連接為一體,再經(jīng)焊在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定到車架(車身)或其它部位上,起到限制懸架最大行程的作用, 還有些由多孔聚氨指制成(如圖b) ,它兼有輔助彈性元件的作用。這種材料起泡時就形成了致密的耐磨外層,它保護內(nèi)部的發(fā)泡部分不受損傷。由于在該材料中有封閉的氣泡,在載荷作用下彈性元件被壓縮,但其外廓尺寸

18、增加卻不大,這點與橡膠不同。有些汽車的緩沖塊裝在減振器上。 圖2.3 第3章1042型汽車前懸架主要參數(shù)的確定 3.1 前后懸架的靜撓度、動撓度的選擇 3.1.1選擇要求及方法 1、使懸架系統(tǒng)由較低的固有頻率 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)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(zhì)量分配系數(shù)ε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。 2、與的匹配要合適 要求希望與要接近,單不能相等(防止共振)希望 從加速性考慮,若大,車身的振動大) 若汽車以較高車速駛過單個路障,/<1時的車身縱向角振動要比/>1

19、時小,故推薦取(0.8~0.9)。 考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性,取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值,推薦(0.6~0.8)。 為了改善微型轎車后排乘客的乘坐舒適性,有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻 3、要合適,根據(jù)不同的車在不同路面條件造 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, 后懸架則要求在。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,后懸架則要求在。貨車滿載時,前懸架偏頻要求在,而后懸架則要求在。 3.1.2 懸架靜撓度 靜撓

20、度:汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比,即。 由已知參數(shù)可知72mm, 頻率1.85Hz. 載簧質(zhì)量1150Kg 由公式 可知 3.1.3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(jié)構(gòu)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,車輪中心相對車回(或車身)的垂直位移 對乘用車,取7~9cm; 對客車,取5~8cm;對貨車,取6~9cm 這里取8cm. 3.2 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廠即懸架的變形的關(guān)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

21、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 范圍內(nèi),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(jié)構(gòu)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?？蛰d與滿載時簧上質(zhì)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(yīng)當選用剛度可變的非

22、線性懸架二轎車簧上質(zhì)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(zhuǎn)彎行駛時的側(cè)傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角,也應(yīng)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、空氣彈簧、油氣彈簧等,均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 圖3.1 3. 3 懸架側(cè)傾角剛度及在前、后軸的分配 懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量長生單位側(cè)傾角時,懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過大或過小都不好。乘坐側(cè)傾角剛度過小而側(cè)傾角過大的汽車,乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾角剛度過大而側(cè)傾角過小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺,同時

23、使輪胎側(cè)偏角增大。如果發(fā)生在后輪,會使汽車增加了過多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向慣性力等于0.4倍車重時,乘用車車身側(cè)傾角在,貨車車身側(cè)傾角不超過6~7。 此外,還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時,在0.4g的側(cè)向加速度作用下,前、后側(cè)偏角之差1σ-2σ應(yīng)當在1~范圍內(nèi)。而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角大小,從而影響轉(zhuǎn)向特性,所以設(shè)計時還應(yīng)考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、后軸上的分配。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性的要求,應(yīng)使汽車前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角剛度。對乘用車,前、后懸架側(cè)傾角度的比值一般為1.4~2.6 第4章 彈性元件的計算 4. 1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 鋼

24、板彈簧在汽車上可以縱置也可以橫置, 縱向布置時還具有導(dǎo)向傳力的作用,并有一定的減震作用,連得因而使的懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡化。而橫向布置時因為要傳遞縱向力,必須設(shè)置附加的導(dǎo)向傳力裝置,使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大,所以只在極少數(shù)汽車上應(yīng)用。如下圖所示,它中部用U型螺栓將鋼板彈簧固定在車橋上。懸架前端為固定鉸鏈,也叫死吊耳。它由鋼板彈簧銷釘將鋼板彈簧前端卷耳部與鋼板彈簧前支架連接在一起,前端卷耳孔中為減少摩損裝有襯套。后端卷耳通過鋼板彈簧吊耳銷與后端吊耳與吊耳架相連,后端可以自由擺動,形成活動吊耳。當車架受到?jīng)_擊彈簧變形時兩卷耳之間的距離有變化的可能。 圖4.1 4. 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 EQ

25、1042輕型貨車相關(guān)參數(shù)∶懸架靜撓72mm,懸架動撓度80mm,軸距Z3300mm, 單個鋼板彈簧的載荷 4. 2. 1 滿載弧高 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。常取10~20mm,這里取10mm.。 4. 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(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些。 在下列范圍內(nèi)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

26、.45)軸距。 應(yīng)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(yīng)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(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時,作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。 4,增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時,能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。 本設(shè)計中L0.353300mm1155mm 4.2.3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 a.鋼板斷面寬度b的確定 有關(guān)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

27、系數(shù)δ加以修正。因此,可根據(jù)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: 式中,s為U形螺栓中心距(mm);k為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(如剛性夾緊,取k0.5,撓性夾緊,取k0);c為鋼板彈簧垂直剛度(N/mm),;δ為撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù),再估計一個總片數(shù),求得,然后用初定δ)E為材料的彈性模量。 , 總慣性矩 鋼板彈簧總截面系數(shù)W0用下式計算 式中,為許用彎曲應(yīng)力。對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料,表面經(jīng)噴丸處理后,推薦在下列范圍內(nèi)選取;前彈簧和平衡懸架彈簧為350-450;后副簧為220-250,這里取45

28、0,所以 鋼板彈簧的平均厚度: 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: 1.增大片寬,能增加卷耳強度,但當車身受側(cè)向力作用傾斜時,彈簧的扭曲應(yīng)力增大。 2.前懸架用寬的彈簧片,會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)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 3.推薦片寬與片厚的比值b/在6~10范圍內(nèi)選取。本設(shè)計中取b60mm b.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J0用下式計算 式中,n為鋼板彈簧片數(shù),取n3所以可得到 片厚h選擇的要求: 1.增加片厚h,可以減少片數(shù)n 2.鋼板彈簧各片厚

29、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。 3.為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5。 4.鋼板斷面尺寸b和h應(yīng)符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 本設(shè)計中取h14mm c.鋼板斷面形狀 鋼板斷面形狀 矩形斷面結(jié)構(gòu)簡單,制造容易,變截面少片鋼板彈簧多采用矩 形斷面結(jié)構(gòu) d.葉片的端部結(jié)構(gòu) 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)和片端壓延切斷四種。其中矩形為制造成本最低的一種(由于對片端部作任何加

30、工)。本設(shè)計中采用矩形端部結(jié)構(gòu)。 e.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。n3 f.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?；逍褪蕉嘁娪趦蓸O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(jù)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(shè)計中采用上卷耳。 g.吊耳及鋼板彈簧銷的結(jié)構(gòu) 大多數(shù)板簧的支

31、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(jié)構(gòu)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(nèi)。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(shè)計中采用自潤滑式彈簧銷結(jié)構(gòu)。 h.少片彈簧 少片彈簧在輕型車和轎車上得到越來越多的應(yīng)用。其特點是葉片由等長、等寬、變截面的1~3片葉片組成。利用變厚斷面來保持等強度特性,并比多片彈簧減少20%~40%的質(zhì)量。片間放有減摩作用的塑料墊片,或做成只在端部接觸以減少片間摩擦。如圖4.2所示單片變截面彈簧的端部段和中間夾緊部分段是厚度為和的等截面形

32、,段為變厚截面。 段厚度可按拋物線形或線性變化。 圖4.2 4. 3 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 圖4.3 1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧各片裝配后,在預(yù)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4.3),稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 用下式計算: 式中,為靜撓度;為滿載弧高;為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化. ,s為U形螺栓中心距;L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑. 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

33、裝配后的曲率半徑不同,裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)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: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(yīng)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 式中,為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力();E為材料彈性模量(),取;為第i片的彈簧厚度(mm)。 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(yù)加應(yīng)力的條件下,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(yù)應(yīng)力時,要求做到:裝配前各片彈簧片間間隙相差不大

34、,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(yīng)適當降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力。這此,選取各片預(yù)應(yīng)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(yù)應(yīng)力值不宜選取過大;對于片厚不相同的鋼板彈簧,厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300-350N/mm2內(nèi)選取。1-4片長片疊加負的預(yù)應(yīng)力,短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。 4. 4 鋼板彈簧的剛度驗算圖4.4單片變截面彈簧的一半 變截面鋼板彈簧的尺寸如圖4.4所示,此時厚度隨長度的變化規(guī)律為,式中,;。單片鋼板彈簧剛度用下式計算 式中,E

35、為材料的彈性模量;ξ為修正系數(shù),取O.92;,如圖4.4所示;,其中b為鋼板寬 , 式中,,, 所以 所以,梯形葉片彈簧的剛度為: 4. 5 彈簧的最大應(yīng)力點及最大應(yīng)力 圖4.4中梯形彈簧的BC直線方程為:, 如果彈簧端部厚度,則便可求出梯形葉片等厚部分的理論長度值 當時,彈簧最大應(yīng)力點發(fā)生在處,此處,其應(yīng)力值。 當時,最大應(yīng)力點發(fā)生在B點,其值。 由于, 即 所以,彈簧的最大應(yīng)力點不是出現(xiàn)在B點,應(yīng)出現(xiàn)在的區(qū)段內(nèi), 彈簧最大應(yīng)力為: 滿足要求 4. 6 彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 鋼板彈簧主片卷耳受力如上圖所示。卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓

36、應(yīng)力合成的應(yīng)力 式中,為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力;D為卷耳內(nèi)徑;b為鋼板彈簧寬度;為主片厚度。許用應(yīng)力[σ]取為350N/。 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(yīng)力。其中,為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷;b為卷耳處葉片寬;d為鋼板彈簧銷直徑 滿足要求 用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時,彈簧銷許用擠壓應(yīng)力[]取為3~4N/;用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后,其許用應(yīng)力[]≤7~9N/。鋼板彈簧多數(shù)情況下采用55SiMnVB鋼或60Si2Mn鋼制造。常采用表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳

37、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(yīng)力噴丸兩種,后者可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多 第5章 減振器的設(shè)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。 汽車懸架中廣泛采用液壓減振器。液壓減振器按其結(jié)構(gòu)可分為搖臂式和筒式;按其工作原理可分為單向作用式和雙向作用式。筒式減振器由于質(zhì)量

38、輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產(chǎn)等優(yōu)點,成為了汽車減振器的主流。筒式減振器又可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式,其中以雙筒式應(yīng)用最多。充氣筒式減振器在筒式減振器中充以一定壓力的氣體,改善了高速時的減振性能,并有利于消除減震器產(chǎn)生的噪聲,但由于成本及使用維修問題,使其推廣應(yīng)用受到一定限制。本設(shè)計中,選用雙向作用筒式減振器。 5. 2 主要性能參數(shù)的選擇 5.2.1 相對阻尼系數(shù)ψ 在減振器卸荷閥打開前,其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關(guān)系為: ,式中,σ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

39、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)σF/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。 汽車懸架有阻尼以后,簧上質(zhì)量的振動.式周期衰減振動,用相對阻尼系數(shù)ψ的大小來評定振動衰減的快慢速度。ψ的表達式為: 式中,c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度,c266 N/mm前面已經(jīng)計算;為簧上質(zhì)量,1150 Kg 上式表明,相對阻尼系數(shù)ψ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(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時,會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大,振動能迅速衰減,同時又能

40、將較大的路面沖擊力傳到車身;ψ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。兩者之間保持有(0.25~0.50)的關(guān)系。設(shè)計時,現(xiàn)選取與的平均值ψ。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架,取ψ0.25~0.35;對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架,ψ值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車,ψ值應(yīng)取大些,一般取;為避免懸架碰撞車架,取0.5。 本設(shè)計中,ψ取0.25,0.33,0.17 5.2.2 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù),不同懸架因?qū)驒C構(gòu)杠桿比不同,懸架阻尼系數(shù)應(yīng)具體計算。 式中, k??杠桿比, α??減振器安

41、裝角, α 3o 所以, 5. 2. 3 最大卸荷力的確定 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(yīng)打開卸荷閥,此時活塞速度稱為卸荷速度,一般為, 式中, A為車身振幅,取; 為懸架固有頻率。 若伸張行程時的阻尼系數(shù)為,則最大卸荷力為: 5. 3 筒式減振器主要尺寸參數(shù)的確定 筒式減振器工作缸直徑D可由最大卸荷力和缸內(nèi)允許壓力[p]來近似求得: 式中,[p]??缸內(nèi)最大允許壓力,取; 為缸筒直徑與連桿直徑比,雙筒式減振器;單筒式減振器 計算出D后,根據(jù)標準將缸

42、徑圓整為20、30、40、50、65 mm , 圓整后取D65 mm 儲油筒直徑, 壁厚為2 mm。 參考文獻 [1] 谷正氣. 汽車空氣動力學(xué)[M]. 北京: 人民交通出版社, 2005: 171- 172. Gu Zhengqi. Automobile aerodynamics [M]. Beijing: China Communications Press, 2005: 171- 172. [2] 余志生. 汽車理論[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2003: 132- 145. Yu Zhisheng. Automo

43、bile theory[M]. Beijing: China Machine Press, 2003: 132- 145. [3] 陳立平, 張云清, 任衛(wèi)群, 等. 機械系統(tǒng)動力學(xué)分析及ADAMS 應(yīng)用教 程[M]. 北京: 清華大學(xué)出版社, 2005: 98- 102. Chen Liping, Zhang Yunqing, Ren Weiqun, et al. Mechanism system dynamics analysis and ADAMS application tutorial[M]. Beijing: Tsinghua University Press, 200

44、5: 98- 102. [4] 任衛(wèi)群. 車- 路系統(tǒng)動力學(xué)中的虛擬樣機[M]. 北京: 電子工業(yè)出版社, 2005: 11- 36. Ren Weiqun. Virtual machine of vehicle - road system dynamics [M]. Beijing: Publishing House of Electronics Industry, 2005: 11- 36. [5] Guo K H, Guan H. Modeling of driver/vehicle directional control system [J]. Vehicle System

45、 Dynamics, 1993, 22: 141- 184. 劉明輝. 試驗設(shè)計和分析[M]. 北京: 氣象出版社, 1998: 185- 204. Liu Minghui. Experimental design and analyses [M]. Beijing: China [6]徐逢源主編富康轎車使用維修問答.北京:機械工業(yè)出版社,1999.5. [7]清華大學(xué)汽車工程系.汽車構(gòu)造[M].北京人民郵電出版社,2003.3. [1] 張義民. 汽車零部件可靠性設(shè)計[M]. 北京:北京理工大學(xué)出 版社, 2000. [1] 趙麗濱,張建宇,高晨光,等. 基于結(jié)構(gòu)可靠性

46、的姿控/儲能飛 輪轉(zhuǎn)子設(shè)計方法研究[ J ]. 宇航學(xué)報, 2006, 27 5 : 942~946. [1] Moon Byung2Young, KangGyung2JU, KangBeom2Soo. Dynamic and reliability analysisOf stochastic structure system using p robabi2 listicfinite element method [J]. Structural Engineering and Me2 chanics, 2004, 18 1 : 125~135. [1] 王 善,何 健. 導(dǎo)彈結(jié)構(gòu)可

47、靠性[M]. 哈爾濱:哈爾濱工程大 學(xué)山版社, 2002, 7~10. [1] 李良巧. 機械可靠性設(shè)計與分析[M]. 北京:國防工業(yè)出版社, 1998, 58~71. [1] 龍東干. 蒙特卡洛法在機械零件可靠性設(shè)計中的應(yīng)用[J]. 石 油機械. 2002, 32 4 : 22~25. [1] Flourentzou F,Brandt E,Wetzel C. MED IC2Amethod for p redictin2 gresidual service life and refurbishment investment budgets[J]. En2 ergy and Buildings, 2000, 31 2 : 167~170. [1] 殷國棟,陳南,李普. 基于降階觀測器的四輪轉(zhuǎn)向車輛擾動操縱穩(wěn)定性控 制[J]. 機械工程學(xué)報, 2004, 40 10 : 68~72. [1] 李智峰. 汽車整車多體系統(tǒng)動力學(xué)仿真研究[D]. 上海:同濟大學(xué), 2000. [1] 焦鳳. 四輪轉(zhuǎn)向汽車虛擬建模與閉環(huán)控制操縱動力學(xué)仿真[D ]. 南京:東 南大學(xué), 2004.