DF-104型載貨汽車懸掛機構設計-懸架設計【9張cad圖紙+文檔全套資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 畢業(yè)設計（論文） DF-104型載貨汽車懸架機構設計 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導老師： 2012 年5月22日 DF-104型載貨汽車懸架機構設計 摘 要 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或輪胎）彈性地連接起來。它的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。 本文針對某公司生產的DF-104型載貨汽車的選懸架在實際使用中存在的問題進行分析。結合該汽車使用的地區(qū)的道路條件，對汽車的前后懸架進行了重新設計。通過比較各種各種鋼板彈簧的優(yōu)缺點和生產成本，確定了鋼板彈簧的斷面形狀。借鑒國內外對鋼板彈簧的設計經驗，片數、 片寬、片厚、片長、弧高、曲率半徑、檢驗剛度、裝配剛度等技術參數。并對鋼板彈簧進行受力分析、剛度校核和強度校核，驗證所選取的參數基本上滿足了汽車在空、滿載務件下對平順性、 舒適性以及安全方面的要求。還對鋼板彈簧銷進行強度校核。此外還通過計算確定雙筒式減振器的主要參數，選定符合國標的減振器型號。 關鍵詞：非獨立懸架 鋼板彈簧 減震器 設計 DF-104 vehicles of non-independent suspension design ABSTRACT Suspension is an important element of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration, ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. This point is interpret about which company produced a low-speed truck suspension have been arisen problems in real life .I have a new design for the front and back suspension based on the car were used in areas of the road conditions before. Firstly I defined the section shape of leaf spring according to compare the various of advantages and disadvantages .Secondly I draw on domestic successful experience in the design of leaf springs and technical parameters for sheet number, sheet width, sheet thickness, sheet length , arc height, curvature radius, test for stiffness, assembly stiffness .mechanical analysis of leaf spring, stiffness and strength check of Verification, Validation basically meet the selected parameters of the car in the air, full service parts under the ride comfort, comfort, and safety requirements.Also check the strength of leaf spring pin.Also determined by calculating the main parameters of binocular-type shock absorber, shock absorber type selected meet the national standard Key words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design 目 錄 第一章 前 言 1 1.1論文的研究目的和意義 1 1.2懸架設計應達到的技術要求 1 1.3國內外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 2 1.3.2 國內外懸架的研究方向 3 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術問題 4 1.4設計的主要參數 5 第二章 前鋼板彈簧的設計 6 2.1鋼板彈簧基本參數的確定 6 2.1.1 單個鋼板彈簧的載荷 6 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 6 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 7 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 7 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 7 2.1.6鋼板彈簧主長度的確定 8 2.2鋼板彈簧的設計計算 8 2.2.1鋼板彈簧片厚的計算 8 2.2.2鋼板彈簧片寬的計算 9 2.2.4鋼板彈簧各片長度的計算 9 2.2.5鋼板彈簧剛度的驗算 10 2.2.6鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 11 2.2.7鋼板彈簧總成弧高的核算 13 2.3鋼板彈簧強度驗算 13 2.4鋼板彈簧主片的強度的核算 14 2.5鋼板彈簧銷的強度核算 14 2.3小結 15 第三章減振器的設計 16 3.1 減振器的分類及選型 16 3.2相對阻尼系數的選擇 16 3.3減振器阻尼系數的確定 18 3.4最大卸荷力的確定 18 3.5簡式減振器工作缸直徑的確定 18 3.6小結 19 第四章后鋼板彈簧的設計 20 4.1后鋼板彈簧基本參數確定 20 4.1.1后懸架的載荷 20 4.1.2后懸架振動頻率的選擇 20 4.1.3動撓度的選擇 20 4.1.4懸架的彈性特性 20 4.1.5懸架主、副簧剛度的分配 21 4.2彈性元件的設計 22 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 22 4.2.2鋼板彈簧主要參數的確定 22 4.3鋼板彈簧剛度的驗算 25 4.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 26 4.4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 26 4.4.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 27 4.4.3鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 27 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 28 4.6鋼板彈簧強度驗算 29 4.7鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 31 4.8小結 31 第三章總結與展望 32 致 謝 33 參考文獻 34 IV XXX大學本科畢業(yè)設計（說明書） 第一章 前 言 1.1論文的研究目的和意義 懸架是現(xiàn)代汽車上重要的總成之一，它把車架 ( 或車身)與車軸 ( 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一切力和力矩， 并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架 ( 或車身)的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車平順地行駛。由于結構簡單、便于維護以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點，非獨立懸架廣泛應用于載貨汽車以及大客車的前后懸架。一些全輪驅動的多用途車也采用非獨立懸架作為前后懸架。隨著彈性元件、減震器及其他結構件的設計、制造技術的不斷進步，非獨立懸架的性能也日益得到改善，在一些大批量生產的高級橋車和運動型橋車中，仍然采用非獨立懸架用于其后懸架。對于前置前驅動汽車尤其是輕型載貨汽車而言，由于后橋沒有笨重的主減速器和差速器，其非獨立懸架與獨立懸架的非懸掛質量相差不大，因而非獨立后懸架具有很好的應用前景。汽車在不平路面上行駛時，由于懸架的彈性作用，使汽車產生垂直振動。為了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的振幅連續(xù)減小，直至振動停止。 本次課題針對都安建興機械有限公司生產的都興DF-104載貨汽車的懸架進行研究分析。根據它使用的道路環(huán)境和實際載重對懸架進行重新設計。改進了汽車在惡劣的山區(qū)道路上行駛的平順性和操控穩(wěn)定性。根據汽車實際的裝載質量對懸架的彈性元件進行受力分析和強度校核。以提高懸架的壽命。 1.2懸架設計應達到的技術要求[2] 汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速，燃油經濟型和運營經濟型。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車的操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮一下幾個方面的要求： 1. 通過合理設計懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，即具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的振動性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力。 2. 合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； 3. 導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引發(fā)轉向輪擺振； 4. 側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂的“點頭”和“后仰”）； 5. 懸掛構件的質量要小尤其是非懸掛部分的質量要盡量?。? 6. 便于布置； 7. 所有零部件應該具有足夠的強度和使用壽命； 8. 制造成本低； 9. 便于維修、保養(yǎng)。 1.3國內外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 非獨立懸架是汽車上最早使用的一種懸架。至今仍然被廣泛應用于載貨汽車和載客客車的前后懸架以及橋車的后懸架。非獨立懸架使用的彈性元件也由最初的鋼板彈簧和扭桿彈簧發(fā)展到空氣懸架和油氣懸架。 空氣懸架彈簧是一種運用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是世界鋼板彈簧發(fā)展趨勢。國外客車100％、拖車100％、重型載重車85％采用空氣懸掛簧，可減少噪聲，提高穩(wěn)定性與舒適性。20世紀50年代，空氣懸架彈簧開始應用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。60年代，德國、美國等工業(yè)發(fā)達國家生產的大部分公共汽車中裝有了空氣彈簧懸架。目前，國外生產的旅游車、長途客車及高速客車幾乎全部使用空氣彈簧懸架，部分轎車也使用了空氣彈簧懸架，如德國的奔馳300SE ~13奔馳600等，另外在重型載貨汽車上近年來也得到了廣泛應用[12]。國內早在20世紀60年代就設計生產了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術條件有限，當時生產的產品使用效果不甚理想，以后在很長一段時期，產品沒有進一步發(fā)展。因此，國外生產空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術優(yōu)勢進入了國內市場，為國內生產豪華客車的廠家配套成熟的空氣彈簧懸架產品。隨著道路條件的改善，國內消費水平的提高，客車產品的檔次逐步升級，空氣懸掛簧逐步被市場接受。目前，在國內有多家客車廠生產的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客車、桂林大字、合肥現(xiàn)代、杭州客車等，現(xiàn)全國用空氣懸掛簧的客車已超過1 萬輛。隨著國內汽車產量的增長，采用空氣懸掛簧的數量將逐步上升，鋼板彈簧的使用數量處于下降趨勢[16]。 1.3.2 國內外懸架的研究方向 目前國內外對懸架的研究主要集中在電子控制的懸架系統(tǒng)。對主動懸架的研究目前主要集中兩個方面:一個是控制策略;另一個是執(zhí)行器。最早的主動懸架控制策略是天棚原理，假設車身上方有一固定的慣性參考，在車身和慣性參考之間有一阻尼器，執(zhí)行器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振動。這種控制算法簡單，在國外某些車型上已經得到了應用。隨著現(xiàn)代控制理論的發(fā)展，提出了主動懸架的最優(yōu)控制方法，它比天棚原理考慮了更多的變量，控制效果更好，目前最優(yōu)控制規(guī)律有三種:線性最優(yōu)控制、HQ最優(yōu)控制和最優(yōu)預見控制。 由于實際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時變的、高階動力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又發(fā)展了自適應控制方法。自適應控制方法具有參數識別功能，能適應懸架載荷和元件特性的變化，自動調整控制參數，保持性能最優(yōu)。自適應控制方法也有增益調度控制、模型參考自適應控制和自校正控制三類。目前發(fā)展最迅速的控制策略是智能控制(模糊控制和神經網絡控制)。模糊控制方法具有自動調節(jié)輸入變量的組合、隸屬函數的參數和模糊規(guī)則數目等學習功能，計算機仿真結果表明該方法更有效。神經網絡是一個由大量處理單元組成的高度并行的非線性動力系統(tǒng)，它能進行數據融合、學習適應性和并行處理，研究表明它比傳統(tǒng)控制有更好的性能。執(zhí)行器是實現(xiàn)控制目標的重要環(huán)節(jié)，因此作對動器的研究也是主動懸架研究的重要內容。為保證主動懸架的良好性能，執(zhí)行器必須具有靈敏、隱定、可靠、能耗 低、成本和總量低等特點。目前主動懸架上應用的執(zhí)行器主要是液力式結構。日產公司則開發(fā)了蓄能式減振器，它將壓力控制閥同小型蓄能器及液壓缸結合起來，使路面不平整引起的振動被蓄能器吸收，車身隔振由主動阻尼和被動阻尼共同完成，因而能耗有所降低。不過液壓動力系統(tǒng)尚有許多不足之處，比如對工作環(huán)境有一定要求;元件制造精度要求高、成本難以下降;處理小信號的數字運算，誤差的檢測與放大、測試與補償、自動化與實現(xiàn)遠距離等功能不如電氣系統(tǒng)靈活準確等。因此現(xiàn)在執(zhí)行器的研究主要集中在直線伺服電機、電磁蓄能器的方向。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，永磁直流直線伺服電機，其驅動性能優(yōu)于液壓系統(tǒng)，今后將會取代液壓執(zhí)行機構。運用電磁蓄能原理，結合參數估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架。 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術問題 電子控制懸架今后須要解決的技術有：油氣懸架技術：由油氣部件和彈簧系統(tǒng)共同支撐車體，根據汽車變化的承載量，由油氣部件調節(jié)懸架的水平位置，使彈簧保持 正常的使用位置；阻尼可調節(jié)減振器：由傳感器感知汽車行駛時的狀況，包括載荷的大小、路面的不平、是否轉向、是否加速或制動等，經電控單元分析判斷，通過電磁閥液壓系統(tǒng)，調節(jié)減振器的阻尼。此項技術又成為半主動懸架技術；全主動懸架技術：通過電液系統(tǒng)不僅調節(jié)阻尼而且調節(jié)彈力、水平位置等。針對懸架系統(tǒng)的非線性特點，研究適宜的懸架系統(tǒng)電控技術是汽車懸架系統(tǒng)振動性能改進的方向。懸架位于車身與輪胎之間，對車輛的運動性能、乘坐舒適性有 重大的影響。按照路面行駛工況最優(yōu)控制，懸架性能以確保車輛行駛性能與乘坐舒適性，電子控制懸架將進一步向高性能方向發(fā)展。作為實現(xiàn)這種對懸架的優(yōu)化控制的方式之一，是利用“預知傳感器”進行預知控制的“預知控制懸架”。目前已提出了多種的方案，并期待著這種新式傳感器的出現(xiàn)。另一方面，從地球環(huán)境來考 慮，為進一步節(jié)約能源，懸架控制向高壓力化、高電壓化、小型輕量化發(fā)展。在控制理論方面正在致力于模糊邏輯控制、神經網絡控制等應用于懸架方面的研究。 1.4設計的主要參數 裝載質量：5000kg 整備質量：3025kg 空載時：前軸負荷：1690kg 后軸負荷：2150kg 滿載時：前軸負荷：3444kg 后軸負荷：6396kg 軸距：3300mm 第二章 前鋼板彈簧的設計 2.1鋼板彈簧基本參數的確定 2.1.1 單個鋼板彈簧的載荷 已知汽車滿載靜止時汽車前軸荷， 非簧載質量 ， 則據此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： ( 2-1 ) 進而得到: ( 2-2 ) 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷f與此時懸架剛度c 之比，即： 前后彈簧的靜撓度都直接影響到汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛過程中產生劇烈的顛簸 ( 縱向角振動) ，應力求使前后彈簧的靜撓度比值接近于1。此外， 適當地增大靜撓度也可減低汽車的振動頻率，以提高汽車的舒適性。但靜撓度不能無限地增加(一般不超過240mm)，因為撓度過大，即頻率過低，也同樣會使人感到不舒適，產生暈車的感覺。此外，在前輪為非獨立懸掛的情況下，撓度過大還會使汽車的操縱性變壞。 貨車的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之一。因汽車的質量分配系數近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= （2-3） 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質量（kg） 又靜撓度可表示為： （2-4） 由（2-3）、（2-4）式得： （2-5） 因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.8hz則 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設計選擇： 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，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。當=0 時 鋼板彈簧在對稱位置上工作。慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取=10~20mm 。本方案中初步定為 15mm。 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 板彈簧斷面通常采用矩形斷面，宜于加工，成本低。但矩形斷面也存在一些不足，矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上。工作時 一面受拉應力，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。因材料的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裂。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片，其中性軸均上移，使受拉應力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情況，提高了鋼板彈簧的疲勞強度并節(jié)約了近10%的材料。本方案中選用矩形斷面。 2.1.6鋼板彈簧主長度的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧剛度,改善汽車行駛平順性;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。鋼板彈簧的縱向角剛度，系指鋼板彈簧產生單位縱向角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。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。選用長些的鋼板彈簧，會在汽車布置時產生困難。原則上，在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。根據統(tǒng)計資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律如下所示：貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 本設計初步選定前鋼板彈簧的長度L=1330mm。 2.2鋼板彈簧的設計計算 2.2.1鋼板彈簧片厚的計算 矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計算: （2-6） 式中，n為鋼板彈簧總片數；b為板簧的寬度；h為板簧厚度。 由上式可知，改變片數、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變化。又可表示為： （2-7） 式中，k為無效長度系數，取k=0.5；S為U型螺栓中心距,本設計取140mm；E為材料彈性模量，E=N/mm2；為撓度增大系數。 結合式可知：總慣性矩的變化又會影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，也就是影響汽車的平順性。其中，片厚h的變化對鋼板彈簧總慣性矩的影響最大,增大片厚h，可減少片數n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。一般都采用前者。本設計方案中選片厚相等。 片厚的計算公式為： （2-8） 式中，為許用彎應力，的取值范圍：前鋼板彈簧350~450Mpa,后鋼板彈簧450~550Mpa,后副簧220~250Mpa；取=400Mpa。 撓度增大系數；為與主片等長的鋼板片數，本次設計取2；n為總的鋼板片數，取11。 將=1.32，代入式（2-8）等：h=8.69mm,圓整為h=9mm。 2.2.2鋼板彈簧片寬的計算 有了h以后，再選取鋼板彈簧的片寬b。增大片寬能增大卷耳強度，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，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在6~10范圍內選取。 本次設計取b=80mm。 2.2.4鋼板彈簧各片長度的計算 先將各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫坐標量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點，連接A，B兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側邊的交點即為各片的長度。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斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度如圖2-1。各片實，際長度尺寸需經圓整后確定。各片長度如表2-1所示。表2-1鋼板彈簧各片長度 板號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 長度 1330 1330 1211 1092 973 854 735 616 497 378 259 圖2-1 各片鋼板彈簧的長度 2.2.5鋼板彈簧剛度的驗算 在此之前，有關撓度增大系數，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為： （2-9） 其中， ； ；；；為剛度修正系數，=0.9~0.94，這里取0.91；、為主片和第（k+1）片的長度的一半。鋼板彈簧剛度計算結果如表2-2所示。 表2-2鋼板彈簧剛度驗算 鋼板彈簧的自由剛度 用鋼板彈簧的有效長度代替鋼板彈簧的長度L代入上面的計算中算得的剛度就是加緊剛度。 （2-10） 算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：，剛度與設計剛度相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。 2.2.6鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算： （2-11） 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。 =mm =76.5+15+13.9=105.4mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：==2097.8mm （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的和裝配后曲率半徑不同，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)下做成不同的曲率半徑的目的是為了使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼在一起，減少主片的工作應力，使各片的壽命接近。 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定: （2-12） 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）在已知和各片彈簧的預應力的條件，可以用（2-12）式計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)的曲率半徑。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在300～350N/內選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片由負值逐漸遞增為正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩 各片鋼板彈簧的預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表2-3。 表2-3鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高 版號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 -80 -50 -15 0 5 10 20 30 40 20 20 2251 2360 2170 2098 2075 2052 2009 1967 1927 2009 2009 86.7 93.7 84.5 71.1 57 44.4 33.6 24.1 16 8.9 4.2 2.2.7鋼板彈簧總成弧高的核算 葉片在自由狀態(tài)的曲率半徑是根據預應力確定的。 由于選擇預應力的關系， 裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和 3 ． 1的計算結果一致， 因此， 還需要再計算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認為合適。 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 =2157mm （2-13） 鋼板彈簧的總成弧高為: （2-14） 計算結果與計算的結果105.4mm相差不大，符合設計要求。 2.3鋼板彈簧強度驗算 當汽車緊急制動的時候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大應力課表示為: （2-15） 式中，為作用在前輪上的垂直靜載荷；為制動時前軸負荷轉移系數（貨車取1.4~1.6；乘用車取1.2~1.4）。、分別為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數，取0.8；c為彈簧固裝點到路面的距離；為鋼板彈簧總截面系數。 =Mpa <,所以鋼板彈簧強度合格。 2.4鋼板彈簧主片的強度的核算 鋼板彈簧主片應力σ是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，即： （2-16） 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應力[σ]取為350MPa。代入上式得： =97N/mm2< 鋼板彈簧主片符合強度要求。 2.5鋼板彈簧銷的強度核算 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。其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經滲碳處理或用45鋼經高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm （2-17） （2-18） 彈簧銷滿足強度要求 2.3小結 本章根據國內外汽車鋼板彈簧設計經驗結合汽車使用的實際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數和剛度等基本數據。采用共同曲率法對鋼板彈簧的剛度進行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進行了分析，驗算了鋼板彈簧的最大的應力。并對卷耳和彈簧銷進行了強度的校核。完成了前鋼板彈簧的設計。 第三章減振器的設計 3.1 減振器的分類及選型 減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、容易調整等優(yōu)點，但現(xiàn)在汽車上已經不再采用這類減振器。液力減振器最早出現(xiàn)于1901 年，有兩種主要的結構形式分別是搖臂式和筒式。筒式減振器質量較小、性能穩(wěn)定、工作可靠，適宜大量生產，已經成為汽車減振器的主流。筒式減振器有可以分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結構，以雙筒式應用最多。 經過對比分析本次設計選用雙筒式減振器。 3.2相對阻尼系數的選擇 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關系 (3-1) 式中，為減振器阻尼系數。 圖3-1出示減振器的阻力－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，所以減振器有四個阻尼系數。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數而言。通常壓縮行程的阻尼系數與伸張行程的阻尼系數不等。 圖3—1 減振器的特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為: (3-2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質量。 式(3－2)表明，相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度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，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持的關系。 設計時，先選取與的平均值。對于無內摩擦的彈性元件懸架，?。?.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?。?.3；為避免懸架碰撞車架，?。?.5。 取，則有： 計算得： 3.3減振器阻尼系數的確定 減振器阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以 。 （3-3） 3.4最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷。減振器不在提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時的活塞速度稱為卸荷速度。一般的取值范圍為0.15~0.3m/s。這里取=0.2m/s。 （3-4） 3.5簡式減振器工作缸直徑的確定[7] 根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （3-5） 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器?。?.30～0.35。 取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得： =32.7mm 查閱汽車筒式減振器的有關國標（JB1459—1985），減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。如表3-1。 表3-1減振器基本尺寸 工作缸直徑D 基長L 貯油缸最大外直徑 吊環(huán)直徑 吊環(huán)寬度B 活塞行程S 20 90 34 90~200 30 120 48 29 24 110~250 40 160 65 39 32 130~280 50 190 80 47 40 170~280 60 210 90 62 50 170~280 貯油缸的工作直徑，按照標準選用,這里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。 （壓縮到底的長度） 350+2110=570mm（拉足的長度） 3.6小結 本章通過分析常見的減振器的類型和優(yōu)缺點，選擇了雙筒式液壓減振器。根據前懸架鋼板彈簧的剛度和車身的振動頻率，設計計算出減振器的基本參數。 第四章后鋼板彈簧的設計 4.1后鋼板彈簧基本參數確定 4.1.1后懸架的載荷 后懸架的空載軸重是2150kg，滿載的軸重是6396kg。非簧載質量是442kg。則： 空載單個鋼板彈簧的載荷 滿載單個鋼板彈簧的載荷 4.1.2后懸架振動頻率的選擇 通常使前后懸架的偏頻接近。當汽車以較高車速行駛過單個路障時[9]，<1時的車身角振動要比>1時的小。前懸架的車身振動頻率=1.8，所以選擇后懸架的振動頻率為=1.9。 4.1.3動撓度的選擇 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設計后懸架動撓度選擇： 4.1.4懸架的彈性特性 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時簧上質量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。后懸架采用主副鋼板的復合式懸架。 4.1.5懸架主、副簧剛度的分配 圖4-1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結構的彈性特性[1] 確定副簧開始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動頻率不大。這兩項要求不能同時滿足。由于貨經常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。 使副簧開始起作用時的懸架撓度等于汽車空載時懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時懸架的撓度。于是可求 = （4-1） 式中分別為空載和滿載時的懸架的載荷。 副簧，主簧的剛度之比為： ，其中 式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。 因為 ，所以 =0.87 （4-2） 將n=1.9hz,m=2977kg代入公式： ，得c=423.8N/mm 由上面的式子，可聯(lián)立方程組： （1） （2） 由（1）（2）式解得： 副簧起作用后，近似認為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為 =1526N 又： ，得： = =29175-6310=22865N 主簧 ： ===100.9mm 副簧 ： ==mm=32mm 4.2彈性元件的設計 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。 4.2.2鋼板彈簧主要參數的確定 4.2.2.1滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此?。? 4.2.2.2鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。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. 根據經驗L = 0.45軸距，并結合國內外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1616mm , 副簧主片的長度為1155mm. 4.2.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定 有關鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數加以修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm），S=140mm k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=; ——為撓度增大系數。 撓度增大系數的確定： 主鋼板彈簧：= =1.31 副鋼板彈簧：= =1.31 式中，n為鋼板彈簧總片數，主簧取10，副簧取5；為與主片等長的片數，主簧取2，副簧取1。 計算主簧總截面系數： 式中為許用彎曲應力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。 鋼板彈簧平均厚度的確定： 主簧：12.3mm 付簧：9.4mm 圓整后取主簧的厚度為12mm，付簧的厚度取10mm。 有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內選取。 b=80mm 通過查詢彈簧手冊可得鋼板彈簧截面尺寸b和h符合國產型材規(guī)格尺寸。 鋼板彈簧截面形狀的選擇： 本設計選取等截面矩形鋼板彈簧。 4.2.2.4鋼板彈簧各片長度的確定 通過作圖法確定鋼板彈簧的尺寸。 主簧各片長度如表4-1。 表4-1主鋼板彈簧各片長度 片號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 長度 1616 1616 1452 1288 1124 960 796 632 468 304 付簧各片長度如表4-2。 表4-2副鋼板彈簧各片長度 片號 1 2 3 4 5 長度 1155 952 749 546 343 4.3鋼板彈簧剛度的驗算 在此之前，有關撓度增大系數，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為： C= 其中， ； ；；a為經驗修正系數，取0.90～0.94[15]，E為材料彈性模量； 為主片和第（k+1）片的一般長度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。主簧剛度的驗算如表4-3。 表4-3主鋼板彈簧驗算 主鋼板彈簧自由剛度： = 主鋼板彈簧加緊剛度： 與設計值=226.6N/mm相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧的剛度驗算如表4-4。 表4-4副鋼板彈簧的驗算 副鋼板彈簧自由剛都： = 副鋼板彈簧的加緊剛度： 與設計值=197.2N/mm相差不多，副簧的剛度滿足要求。 4.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 4.4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 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型螺栓夾緊后引起的弧高變化。S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。 下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高： 主簧：==14.6mm =100.9+15+14.6=130.5mm 副簧：==8.2mm =32+15+8.2=55.2mm 4.4.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：==2501mm 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：= 4.4.3鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 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），在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);（N/）；E為材料的彈性模量，取E為 N/;i片的彈簧厚度(mm)。在已知計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在300～350N/內選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片由負值逐漸遞增為正值。[5] 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩：[13] 主簧各片預應力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計算結果如表4-5。 表4-5主鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高 片號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 σ0i -100 -80 0 10 20 30 40 50 20 20 Ri 3200 2973 2501 2452 2406 2360 2317 2275 2406 2406 Hi 102 110 105 85 66 49 34 22 11 5 副簧各片預應力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計算結果如表4-6。 表4-6副鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高 片號 1 2 3 4 5 σ0i -80 0 10 30 30 Ri 3924 3021 2937 2781 2781 Hi 42 38 24 13 5 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 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 1/= 式中，第i片長度。 先對主簧的總成弧高核算，將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得： 與原設計值為H0=130.5mm相差不大，符合要求。 對副簧總成弧高的核算，將副簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：=3121mm =53.4mm 與原設計值=55.2mm相差不大，符合要求。 4.6鋼板彈簧強度驗算 當貨車牽引驅動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應力用下式計算[11] =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負荷轉移系數；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；為道路附著系數；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應力取為1000N/mm。 對于具有副簧的懸架，驗算強度時應按主、副簧所受的實際載荷計算，主、副簧的參數應取驗算后的實際值，剛度應取夾緊剛度。 滿載靜止時有： 由上式驗算主簧強度： 其中牽引驅動時，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 驗算副簧強度： 主副簧強度在許用應力范圍內，符合強度要求。 驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。 不平路面上時，應按鋼板彈簧的極限變形即動撓度fd計算載荷。[18] 主簧的極限載荷按下式計算： 副簧的極限載荷按下式計算： 不平路面上主副簧都符合強度要求。 4.7鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 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。其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經滲碳處理或用45鋼經高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm。 = 彈簧銷滿足強度要求。 4.8小結 本章根據國內外汽車鋼板彈簧設計經驗結合汽車使用的實際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數和剛度等基本數據。采用共同曲率法[14]對鋼板彈簧的剛度進行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進行了分析，驗算了鋼板彈簧的最大的應力。并對卷耳和彈簧銷進行了強度的校核。完成了后鋼板彈簧的設計。 第三章總結與展望 通過這次畢業(yè)設計，我深刻的認識到懸架對汽車的重要性。也認識到在懸架設計過程中要注意的一些問題。鋼板彈簧是最早作為汽車懸架彈性元件的一種彈簧。在汽車懸架不斷更新?lián)Q代的今天，鋼板彈簧仍然被廣泛應用與貨車和橋車后懸上，足以證明它的優(yōu)勢。雖然現(xiàn)在的電子控制空氣懸架技術很先進，但是鋼板彈簧仍然有它的研究價值。經過這么多年人們對鋼板彈簧的研究設計。鋼板彈簧的設計方法得到不斷改進。在這次設計中我感覺最難的就是鋼板彈簧的斷面尺寸的確定。在很多設計方法中對鋼板彈簧的截面尺寸都沒有確定的公式計算，設計師往往是憑經驗先覺得其中的一兩個參數然后在用公式確定其他的參數。對于經驗少的新手來說這個就有點困難了。要想同時滿足剛度和強度的要求，還要對照國家的標準，選符合國產型材的尺寸。這往往要通過很多次重復計算才能確定。所以有人專門開發(fā)了一個彈簧的設計的軟件，主要就是減少設計人員的計算工作量。經驗不足的人可以在軟件上不斷更改設計參數。從得出最符合設計要求的參數。還有一個比較難的是確定各片鋼板彈簧的預應力。查閱了好多關于這方面的資料。有好多種不同的方法。有些方法計算很復雜，要建立相當復雜的數學模型。有些方法就是憑經驗，靠多次反復計算。還沒發(fā)現(xiàn)有那種方法計算比較精確。 本次設計中用到的共同曲率法做的假設與實際中鋼板彈簧還是有差別的。導致計算不能精確。還有就是用這種方法不能算出每片鋼板彈簧所受的應力，只能計算出鋼板彈簧的平均受力。不能真是反映每片彈簧的受力?，F(xiàn)在人們開始用有限元分析法來計算各片鋼板彈簧的受力。借助各種計算機軟件可以對鋼板彈簧進行仿真。鋼板彈簧的設計也會越來越簡單。 致 謝 本文是在XXX老師的耐心指導下完成的。在課題的研究過程中，他每周都對我的畢業(yè)設計進行悉心指導和幫助。在我遇到困難時，他也多次給我鼓勵和鞭策。X老師在科學上的執(zhí)著追求、嚴謹的治學態(tài)度、學者的先鋒精神，嚴以律己、寬厚待人和亦師亦友的高尚品德，給我樹立了榜樣，使我在今后的工作和生活中受益匪淺。 經過這段時間的畢業(yè)設計，我感覺到掌握扎實的基礎知識和學會使用必要工具的重要性，深刻體會到網絡資源的巨大作用，在遇到難以解決的問題時，可以在因特網這個無窮的空間中尋找所需的資料，到相關的論壇上去求得幫助；學會靈活運用Internet這個現(xiàn)代工具是我們必備的素質。同時畢業(yè)設計對我的英語水平也提出了較高的要求，通過閱讀英文資料、翻譯英文材料切實提高了我使用英語的水平，使我在今后的學習中不至落后現(xiàn)代技術發(fā)展的潮流。 在進行畢業(yè)設計的過程中，對于我的家人和朋友，我的感激之情無以言表，僅以此文獻給他們，感謝他們一直對我的關愛，陪我一路走過艱難的歷程?；厥状髮W四年，往事歷歷在目，心緒難以平復，如此多的關心和幫助讓我感到莫大的幸運，感覺充滿力量，這些將支持我走向新的崗位，為社會為他人貢獻我的綿薄之力。 參考文獻 參考文獻 [1] 張洪欣主編．汽車設計．機械工業(yè)出版社，1989 [2] 陳家