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    山西11选五任三遗漏:[懸架系統設計計算說明書]設計計算說明書格式

    双色球近800期 www.rmcxb.com 時間:2019-08-09 10:40:32 來源:双色球近800期 本文已影響 佳訊范文網手機站

    1 懸架概述及懸架方案選定

    1.1 懸架的要求

    懸架的主要任務是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩,并且緩和路面傳給車架(或車身)的沖擊載荷,衰減由此引起的承載系統的震動,保證汽車行駛的平順性;保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特征;保證汽車的操縱穩定性,使汽車獲得高速行駛能力。

    懸架由彈性元件、導向裝置、減震器、緩沖塊和橫向穩定器等組成。

    導向裝置由導向桿系組成,用來決定車輪相對于車架(或車身)的運動特性,并傳遞出彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。當用縱置鋼板彈簧彈性元件時,它兼起到導向裝置的作用?;撼蹇橛美醇跚岢抵岫猿導埽ɑ虺瞪恚┑鬧苯映遄?,防止彈性元件產生過大的變形。裝有橫向穩定器的汽車,能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角所引起的震動[2]。

    在對此電動車的設計中,對其懸架提出的設計要求有: (1)保證汽車有良好的行駛平順性[3]; (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定性;

    (4)汽車制動或加速時要保證車身穩定,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??;

    (7)可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩。 1.2 方案確定

    要正確的選擇懸架方案和參數,在車輪上下跳動時,使主銷的定位角變化不大、車輪運動與導向機構運動壓迫協調,避免前輪擺振;汽車轉向時應使之稍有不足轉向特性。 此電動車懸架部分結構形式選定為:

    (1)前懸采用麥弗遜式(滑柱連桿式)獨立懸架 (2)后懸采用對稱式鋼板彈簧(無副簧)

    2 懸架結構形式分析

    2.1 懸架的分析

    懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特點是左右車輪用一跟整體軸連接,再經過懸架與車身(或車身)連接,如圖3.1(a )所示;獨立懸架的結構特點是左右車輪通過各自的懸架與車架(或車身)連接,如圖3.1(b )所示[4]。

    以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼做導向裝置的非獨立懸架,其主要優點是結構簡單,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(橋)和車身傾斜;當汽車直線行駛在凹凸不平的路面上時,由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時,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特性;車軸(橋)上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在貨車、大客車的前后懸架以及某些轎車的后懸架上。

    獨立懸架的優點是:簧下質量??;懸架占用的空間??;彈性元件只承受垂直力,所以可以用剛度小的彈簧,使車身振動頻率降低,改善的汽車行駛的平順性;由于可能降低發動機的位置高度,使整車的質心高度下降,又改善了汽車的行駛穩定性;左右車輪各自獨立運動互不影響,可減少車身的震動和傾斜,同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。獨立懸架的缺點是結構復雜,成本較高,維修困難。這種懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車上。

    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;前后輪均采用獨立懸架幾種[4] [5]。

    本設計是電動車的懸架設計,故采用 : (1)前懸:麥弗遜式(滑柱連桿式)獨立懸架 (2)后懸:對稱式鋼板彈簧(無副簧) (3)輔助元件:減震器、緩沖塊

    奧迪100型轎車弗遜式前懸架

    通過減小懸架垂直剛度c ,能降低車身震動固有頻率n (n=c /m s /2π),達到改善汽車平順性的目的。但因為懸架的側傾角剛度C ?和懸架垂直剛度c 之間是正比例關系,所以減少垂直剛度c 的同時使側傾角剛度C ?也減小,并使車廂側傾角增加,結果車廂中的乘員會感到不舒服和降低了行車安全感。解決這一矛盾的主要方法是在汽車上設置橫向穩定器。有了橫向穩定器,就可以做到在不增大懸架垂直剛度c 的條件下,增大懸架的側傾角剛度C ?。 2.2 側傾角的計算

    下面來計算電動車的側傾角,從而來論證有沒有必要來加橫向穩定器[6]。 (1)已知:

    鋼板彈簧的中心距B S2= 830 mm

    后鋼板彈簧的的剛度為C 2= 14.802 N/mm

    滿載整車總質量G S =580kg 滿載時掛車重心高度h=350mm (2)計算懸架的側傾角剛度:

    C ?=C 1×B s2/2[7]=14.802N/mm×(830mm)/2 = 50985489N. mm

    2

    2

    V 2

    當向心加速度=0. 4g 時,將相應22.80702數代入上式,得:

    g ?R

    h ?G S V 2h V 2

    ?=?=?

    g ?R C ?g ?R C ?-h ?G S

    -h G S

    = 3.56Deg

    滿足不大于4o 的要求,因此后懸架無需加裝橫向穩定器。 2.3 緩沖塊的設計

    緩沖塊通常用如圖3.2所示形狀的橡膠制造。通過硫化將橡膠與鋼板連為一體,再焊在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定到車架(車身)或其他部位上,起到限制懸架最大行程的作用。

    有些汽車裝用多孔聚氨脂制成緩沖塊。它兼有輔助彈性元件的作用。多孔聚脂氨是一種有很高強度和耐磨性的復合材料。這種材料起泡時就形成了致密的耐磨外層,它?;つ誆康姆⑴薟糠植皇芩鶘?。由于該材料在內部有氣泡,在載荷作用下彈性元件被壓縮,但其外廓尺寸增加卻不大,這點與橡膠不同。

    3 懸架主要參數的確定

    3.1 設計原則

    要具有生產上的可能性,技術上的先進性,經濟上的合理性,懸架系統要性能良好,能保證汽車有良好的行駛平順性,具有合適的衰減振動能力,保證汽車具有良好的操縱穩定性,并且結構緊湊,占用的空間尺寸小,有足夠的強度和壽命[8]。

    設計的原始數據:

    滿載質量 580 KG , 整備質量 500KG , 空車前軸負荷 250KG , 空車后軸負荷 250KG , 滿載前軸負荷G1 290KG , 滿載后軸負荷G2 290KG , 軸距 1600mm , 滿載質心高度 350mm , 最高車速 大于 30Km/h , 最小轉彎半徑不大于 16m , 最小離地間隙 160mm ,

    3.2 懸架主要參數計算

    懸架靜擾度f c 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷F w 與此時懸架剛度c 之比,即f c =

    F w /c

    汽車前后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率,是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。 因現代汽車的質量分配系數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系。 因此,汽車前后部分的車身固有頻率n 1和n 2,可用下式表示

    n 1=(c 1/m1)1/2/(2π) 、n 2=(c 2/m2)1/2/(2π),當采用彈性特性為線形變化的懸架時,

    前后懸架靜擾度可用下式來表示[1]:

    Fc 1 = m1g/c1 Fc 2 = m2g/c2

    F w1 =(G 1-前橋重-簧重-輪重)g/2 = (290-5)×9.81/2 = 1397.925N m 1 = 142.5kg

    F w2 =(G 2-前橋重-簧重-輪重)g/2 = (290-5)×9.81/2 = 1397.925N m 2 = 142.5kg

    由n 1 =(c 1/m1)1/2/(2π) 、n 2 =(c 2/m2)1/2/(2π)推出: c 1 =(2πn1)2m 1 =(2π×1.575)2×142.5 = 12.96 N/mm c 2 =(2πn2)2m 2 =(2π×1.75)2×142.5 = 17.23N/mm 式中g :重力加速度(g = 981cm/s)

    根據所給參數,本設計中懸架的動擾度f d1取80mm , f d2取80mm 。

    懸架彈性特性鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性為線性的,懸架變形f 與所受垂直外力F 之間呈固定比例變化。

    2

    4 前懸架的設計計算

    4.1 彈簧形式的選擇

    選用普通圓柱螺旋彈簧,而非錐形,紡錘形或其它纏繞形式的彈簧。作出這樣的選擇,并不是因為普通螺旋彈簧有更多的優勢,而是由于它的生產量較大,應用廣泛,成本低。

    4.1.1材料的選擇:

    采用5—10 mm 直徑的熱扎彈簧鋼,加熱成形,而后淬火﹑回火等處理。 初選直徑為 8 mm 圓柱F 3=5829.5鋼絲,C 類 。

    ----------------據《機械零件設計手冊》 冶金工業出版社 360頁 表25—4 ,表25—6 選擇用于汽車懸架的壓縮圓柱螺旋彈簧 油淬回火硅錳彈簧鋼 60Si 2MnA 彎曲應力:

    τp =550MPa

    3

    3

    G =79?10 , ,

    彈性模量: E =206?10 使用溫度: -40--200C 剪切應力:σb =1569MP a

    -------據《機械零件設計手冊》 冶金工業出版社 表25—5

    4.2 彈簧參數的計算

    4.2.1 圓柱螺旋彈簧直徑d 的計算

    參數的計算:

    彈簧最小工作負荷(輕載) F 1=1225N

    N 彈簧最大工作負荷(滿載) F 2=1421

    . 2N 極限狀態負荷 F 3=1705D=60mm

    τc =

    8F w D f cs dG

    =≤[τc ] πd 3πD 2n

    d =8F w D 8?1421?50

    ==7. 408mm π[τc ]π?445

    4.2.2 求有效圈數

    f cs dG 120?7. 408?7. 9?103

    n ===13. 96 22

    πD [τc ]π?60?445

    所以彈簧有效圈速n=14圈

    兩端各并緊一圈并磨平,則總圈速:

    n 1=(14+2) 圈=16圈

    彈簧的強度校核 :

    f ds dG 80?7. 408?7. 9?103

    τd ===295. 84MPa 22

    πD n π?60?14

    τ=τd +τc =445+295. 84=740. 84≤[τ]

    彈簧的其他尺寸

    5 彈性元件-后鋼板彈簧的計算

    5.1鋼板彈簧的布置方案

    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,質量加大所以在在少數輕、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。本設計采用縱置鋼板彈簧。縱置鋼板彈簧又分對稱式和不對稱式。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;若不相等為不對稱式鋼板彈簧。多數情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧,故本設計采用對稱式鋼板彈簧。

    5.1.1 加工要求:

    60Si 2Mn 熱軋彈簧鋼加熱成形,而后淬火﹑回火,還要經過實效處理,以消除內應力。

    5.1.2材料的參數:

    3

    彎曲應力: τP =445MP a , G =79?10 ,

    彈性模量: E =206?10

    使用溫度: -40 200C

    3

    剪切應力:σb =1569MP a

    -------據《機械零件設計手冊》 冶金工業出版社 表 25—5

    5.2 鋼板彈簧主要參數的確定

    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)符合G 1、G 2和簧下部分荷重G u 1、G u 2,并根據此計算出單個鋼板彈簧的載荷:F w 1 =(G 1- G u 1)/2和F w 2=(G 2-G u 2)/2,懸架的靜擾度f c 和動擾度f d ,汽車的軸距等。

    5.2.1 滿載弧高f a

    滿載弧高f a 是指鋼板彈簧裝帶軸(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,如圖6.1所示:f a 用來保證汽車具有給頂

    的高度。當f a 為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

    夠的動擾度值,常取f a =10-20mm。本設計取f a =20mm。

    5.2.2 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。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;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

    產生單位縱向轉角時,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,會在汽車上布置時產

    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一些。本設計采用

    L=0.43×軸距。L=1600×0.437=668mm

    5.2.3 鋼板斷面尺寸及片數的確定

    ⑴ 鋼板斷面寬度b 的確定

    有關鋼板彈簧的剛度、強度等,可按等截面簡支梁啊計算公式計算,但需要引入擾

    度增大系數δ加以修正。

    由于鋼板彈簧的主片有一部分要用著卷耳L = L-Ks

    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

    [(L -kS ) 3c δ]J 0=48E

    [(1086-0.5?76) 3?59.37?1.282]= 48?206?103

    =8911.205

    c a =F w 3562.5N ==59.37N /mm f c 60mm

    S =76 mm ( U 型螺旋中心距)

    1.51.5==1.282(1.04-0.5η) 1.04?(1+) 4

    n 1η=1=n 04δ= (δ為撓度增大系數)

    n 1.......... 與主片長度相等的片數

    n 0.......... 總片數

    33 E=206?10 N/mm (彈性模量)

    鋼板彈簧總截面系數W 0用下式計算 w 0≥

    =F w ?(L -ks ) 4[?w ]1421?(688-0. 5?76)

    4?450 取 w 0=514

    =513. 13

    對于55SiMnVB 或60Si2Mn 等材料,表面經噴丸處理后,推薦[σw ]在400~550N/mm,

    本設計選取[σw ]=450 N/mm

    將公式W 0≥[F w (L-ks )]/4[σw ]帶入

    h p =2J 02?562. 171==2. 187mm w 051422

    " h p ≤h p =2. 187mm ∴取h p =3mm

    有了h p 之后,再選鋼板彈簧的片寬b ,增大片寬,能增加卷耳強度,但當車身受側

    向里作用力傾斜時,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b/h p 在6~10之間選取。

    b b =6 10取值 ∴?。? 得b =24mm h p h p

    ⑵ 鋼板斷面形狀

    矩形斷面鋼板彈簧(如圖6.2所示)的中性軸,在鋼板斷面的對稱位置上。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裂。

    ⑶ 鋼板彈簧片數n 片數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。

    本設計選取n=4

    5.2.4 厚度的確定

    由前得 J 0=562. 171

    33nbh 3nbh 4?24?3 J 0= ∴h ===6 121212

    5.2.5 鋼板彈簧各片長度的確定

    片厚不變寬度連續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、疊放在一起,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,因此應該用中部為舉行的如圖6.3替代三角形鋼板彈簧才有

    真正的實用意義[9]。

    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:

    先將個片厚度

    h i

    的立方值h i 3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 即得到三

    角形的鋼板彈簧展開圖(如圖6.4)。AB 線與各葉片上側邊的交點即為各片長度。如果

    存在與主片同長的重疊片,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。各片長度尺寸需經調整后確定。

    L 經畫圖測量得:L 2=565 mm , 3=442 mm , L 4=356 mm

    5.2.6 鋼板彈簧剛度驗算

    在此之前,有關擾度增大系數δ、總慣性矩J 0、片長和葉片端部形狀等的確定都不

    能夠準確,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

    3C = 6aE/[∑a k +1(Y k -Y k +1)]

    k =1n

    式中a k +1=(l 1-l k +1);Y k =1/∑J i ;Y k +1=1/∑J i 式中a 為經驗修正系數,a=0.90~0.94;

    I =1i =1K k +1

    E 為材料彈性模量,取E=2.1×10Mpa ;l 1、l k +1為主片和第(k+1)片的一半長度。

    上公式中主片的一半L 1,如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離帶入,求得的剛度值

    為鋼板彈簧總成自由剛度c j ;如果用有效長度,即l 1=(l-0.5ks )帶度上公式求得的剛

    度值是鋼板彈簧總成的夾緊剛度c z 。

    L 1=668mm L 2=565mm L 3=442mm L 4=356mm

    a 2=L 1-L 2=103mm a 3=L 2-L 3=123mm a 4=L 3-L 4=86mm

    3bh J 1=J 2=J 3=J 4=5=432

    Y 1=1=2. 31?10-3

    Y 2=Y 3=Y 4=C =1+J 2=1. 15?10-3 =5. 79?10-4 =2. 89?10-4 1+J 2+J 31+J 2+J 3+J 46aE

    ∑a

    k =1n =42. 14N /m m 3k +1(Y k -Y k +1)

    剛度校核基本符合

    5.2.7 鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高及曲率半徑計算

    ⑴ 鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高H 0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稱為鋼板

    彈簧在自由狀態下的弧高H 0,用下式計算[2]:

    H 0=(f c +f a +?f )

    式中?f 為鋼板彈簧總成用U 形螺栓夾緊后引起的弧高變化,

    H 0=f c +f a + f

    f c =96 mm ――――靜撓度

    f a =20 mm ―――-滿載弧高

    f ――――――鋼板彈簧總成用U 型螺旋夾緊后弧高的變化量

    S ———————U 形螺栓中心距s=76mm;L 為鋼板彈簧主片長度。

    s (3L -s )(f a +f c )

    2L 2

    76?(3?688-76)(60+20) =2?6882

    =12. 77mm

    s H 0=(f c +f a +?) ?[1+2?(3L -s )]2L

    76=(60+20+12) ?[1+?(3?688-76)]22?688 取 Δ=12mm =106. 68

    鋼板彈簧總成在自由狀態下的曲率半徑 ?f =

    L 26882

    R 0===554. 63mm 8H 08?106. 68

    ⑵ 鋼板彈簧各片自由狀態下曲率半徑的確定

    因鋼板彈簧各片在自由狀態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下的曲率半徑R i 。各片自由狀態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的貼緊,減少主片的工作應力,使各片壽命接近。

    矩形截面鋼板彈簧裝配前各片的曲率半徑由下式確定

    R i = R 0/[1+(2σ0i R 0)/Eh i

    在已知鋼板彈簧總成自由狀態下曲率半徑R 0和各片彈簧預應力σ0i 的條件下,可以

    用上公式計算出各片彈簧自由狀態下的曲率半徑R i 。

    L 26882

    R 0===554. 63mm 8H 08?106. 68

    σ01=-40 σ02=-20 σ03=10 σ04=30

    R 1=R 0/[1+(2σ01R 0) /Eh 1]=437.059mm

    R 2=R 0/[1+(2σ02R 0) /Eh 2]=427.059mm

    R 3=R 0/[1+(2σ03R 0) /Eh 3]=400.511mm

    R 4=R 0/[1+(2σ04R 0) /Eh 4]=369.856mm

    選取各片彈簧預應力時,要求做到:裝配前各片彈簧片間間隙相差不大,且裝配后

    各片能很好貼和;為保證主片及與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。

    5.3 鋼板彈簧卷耳強度驗算

    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5.5所示:卷耳處所

    受應力σ是由彎曲應力和拉(壓)應力合成的應力:

    σ=[3F x (D +h 1)]/bh 12+F x /bh 1=8.5N/mm

    式中,F x 為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力;D 為卷耳內徑;b 為鋼板彈簧寬

    度;h 1為主片后厚度。須用應力[σ]取350N/mm。對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜22

    載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力σz =F s /bd。其中,F s 為滿載靜止時鋼板鍛部受到的

    載荷;b 為卷耳處葉片寬;d 為鋼板彈簧銷的直徑。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[σz ]3~4N/mm;用20鋼或20Cr 鋼經滲碳處理或用45高2

    頻淬火后,其許用應力[σz ]≤7~9 N/mm。 2

    鋼板彈簧多數情況下采用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的多。

    5.3.1 驅動時,后板簧承受的最大載荷時,前半段出現的最大應力

    σmax =6Eh p ?(f c +f d )

    δ?(L -ks ) 2

    6?206?103?(20+96) =1. 282?(688-0. 5?76) 2

    =264. 704MPa ≤[σ]

    5.3.2 板簧自由振動頻率

    后懸架的自振頻率:

    n 2≈

    后懸自振頻率值: n 2=90~130 次/分

    f c 2≈50~100mm 900900==91. 85次/分 f c 2

    6 減振器的設計計算

    6.1 分類

    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

    能量轉變為熱能,并散發到周圍的空氣中去,達到迅速衰減振動的目的。如果能量的消

    耗僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進行,則把這種減振器稱之為單向作用式的減振

    器,反之稱為雙向作用式減振器。

    設計減振器時應當滿足的基本要求是,在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩

    定。

    6.2相對阻尼系數ψ

    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[10]

    F=δv

    式中δ為減振器阻尼系數。

    圖7.1示為減振器的阻力——速度特性圖。

    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δ=F/v,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δY 與伸張行程的阻尼系數δs 不等。

    汽車懸架有了阻尼以后,簧上質量的振動是周期衰減振動,用相對阻尼系數ψ的大

    小來評定振動衰減的快慢程度。ψ的表達式是

    ψ=δ/(2cm s )=0.30

    式中c 為懸架系統的垂直剛度;m s 為簧上質量。

    上公式表明,相對阻尼系數ψ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m s 的懸架系統匹配時,會產生不同的阻尼效果。ψ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;ψ值小則反之。通常情況下,將壓縮行程

    時的相對阻尼系數ψY 取的小些,伸張行程時的相對阻尼系數ψs 取的大些兩者之間保持

    ψY =(0.25~0.5)ψs 的關系;為避免懸架碰撞車架,取ψY =0.5ψs 。

    6.3 減振器阻尼系數δ的確定

    減振器阻尼系數 δ=ψ/(2s )。因懸架系統固有振動頻率ω

    ,所以

    理論上[2]

    δ=2ψm s ω=1.86×10。 4

    6.4 最大卸荷力F 0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

    荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度v x 。v x 取0.20m/s

    F 0=δv x =3725.24N

    6.5 筒式減振器工作缸直徑D 的確定

    根據伸張行程的最大卸荷力F 0計算工作缸直徑[2] D=4F 0 2π[p ](1-λ)

    式中[p]為工作缸最大許用壓力,取3~4Mpa 本設計取[p]=3.5MPa;λ為連桿直徑與缸

    筒直徑之比,雙筒式減振器取λ=0.40~0.50,單筒式減振器取λ=0.30~0.35。本設計

    為單筒式減振器所以λ取0.3。減振器的工作缸直徑D 有20、30、40、45、50、65mm 等

    幾種。

    根據上公式D=4F 0帶入數據計算得D=40 π[p ](1-λ2)

    貯油筒直徑D c =(1.35~1.50)D ,壁厚取為2mm ,材料選取20鋼。

    7 技術及可行性分析

    7.1 現階段鋼板彈簧生產狀況

    汽車鋼板彈簧由于其結構簡單,制造容易,在載貨汽車懸架中得到了廣泛的應用。

    但在目前我國汽車設計中無論是重型,中型,輕型和微型車都對鋼板彈簧沒有明確的通

    用化要求;再加上我國汽車年產量不多而汽車廠家數量世界第一的現實,各個廠家大都

    要做一些突出個性的開發設計;而底盤開發設計中的傳動系總成的加工要求高,不便自

    行開發設計和生產,因此就常在車架和板簧布置上搞創新,對板簧經常改形變動,從而

    造成很多資金上的浪費。

    7.2 汽車鋼板彈簧鋼材的供應現狀

    按照國家標準GB1222——84《彈簧剛》規定,彈簧鋼材質有17種。目前汽車鋼板

    彈簧主要采用60Si2Mn 、50CrVA 、55CrMnA 和55SiVB 四大系列材質其中60Si2Mn 應用最

    常見,價格比其他三類每噸低500元~1000元。但其淬透性較差,一般規定使用厚度不

    大于12mm ,主要適用于中型,輕型和微型車的多片彈簧。從我國目前的鋼材供應情況來

    看,由于中小型煉鋼廠,軋鋼廠較多,材質價格差異較大,且品種規格不可能齊全;而

    市場對板簧的具體車型品種需求變化難以控制,要想占領市場,不失用戶,必須備足若

    干品種規格的原輔材料,因此使資金占用極不合理,導致經濟效益和社會效益下降。

    7.3 解決辦法

    本人在這里提出將鋼板彈簧進行系列化,通用化,標準化設計思想,推薦一系列鋼

    板彈簧結構參數,同時客觀地估計由于品種規格的合理簡化而帶來的可觀的經濟效益。

    等價擺臂模型來源于底盤改良中所使用的典型動態瞬時中心,每個車輪的瞬時中心來自

    于上、下控制臂的節點。由外傾角和主銷縱傾角固定車輪位置并保證轉動軸的旋轉方向。

    轉向系統的位置

    參考文獻

    [1] 王望予. 汽車設計(第4版)[M]. 機械工業出版社,2005

    [2] 劉惟信. 汽車設計[M]. 清華大學出版社,2001

    [3] 余志生. 汽車理論(第3版)[M]. 機械工業出版社,2000

    [4] 陳家瑞. 汽車構造[M]. 機械工業出版社,2005

    [5] 龔微寒. 汽車現代設計制造[M]. 人民交通出版社,1995

    [6] 《汽車工程手冊》編輯委員會[S]. 汽車工程手冊. 人民交通出版社,2001

    [7] 機械設計手冊(最新版)[S]

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