車輛工程專業(yè)本科畢業(yè)論文EQ1092貨車的前后懸架系統(tǒng)的設計

1、摘 要本次設計題目是eq1092貨車的前后懸架系統(tǒng)的設計。所設計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架。后懸是由主副簧組成，也是非獨立懸架。首先確定懸架的主要結(jié)構(gòu)形式，然后對主要性能參數(shù)進行確定。在前懸的設計中首先設計了鋼板彈簧，材料和許用應力，和方案布置的設計；還有減振器的選擇。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對主副鋼板彈簧進行了設計，特別是鋼板彈簧的剛度比分配計算和剛度的校核。最后對懸架系統(tǒng)進行了平順性分析，目的是判斷所設計的懸架平順是否滿足要求。在平順性分析時運用了時域分析方法，采用了兩個自由度，最后通過編程計算，結(jié)果是沒有不舒適。因而對提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。關鍵詞：懸架

2、設計；鋼板彈簧；平順性；貨車abstractthe title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of eq1092 truck.the front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. the rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also dependent suspension. in

3、 the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. in the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, material and allowable stress and the design of scheme , moreover the design o

4、f shock absorber. in the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring, specially the counting of distribution of angular rigidity between the main spring and the helper spring and the checking of the angular rigidity.in the final design stage, we imple

5、ment the analysis of suspension ride performance. the aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. the ride performance analysis adopts the methods with time domain and with two degree of freedoms by computer program. the results indicate that there is no uncomfortabl

6、eness for the car on road. therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the studied vehicle.key words: suspension design; leaf spring; ride performance; truck目 錄第1章 緒 論1第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析32.1 懸架的作用和組成32.2 汽車懸架的分類32.3 懸架的設計要求42.4 懸架主要參數(shù)42.4.1 懸架的靜撓度fc42.4.2 懸架的動撓度 f

7、d52.4.3 懸架彈性特性52.4.4 后懸架主、副簧剛度的分配52.4.5 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配6第3章 前后懸架系統(tǒng)的設計73.1前懸架系統(tǒng)設計73.1.1鋼板彈簧的設計73.1.2.減振器的選用123.2后懸架系統(tǒng)設計133.2.1主、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)133.2.2鋼板彈簧的強度驗算13第4章 平順性分析和編程154.1平順性的定義154.2平順性的研究內(nèi)容154.3平順性的研究分析16第5章 結(jié)論21參考文獻22致 謝23附 錄：外文資料24附 錄 ：中文翻譯31附 錄 ： 程序36第1章 緒 論隨著時代的發(fā)展，以及我國汽車行業(yè)的發(fā)展，人們對貨車的舒適性和穩(wěn)定性提出了

8、新的要求。懸架作為提高汽車操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性的關鍵部分必須進行更好的改進，由此懸架得到了人們廣泛重視和深入研究。運用優(yōu)化的設計方法在保證減小懸架整體質(zhì)量的同時又不缺少應有的剛度、強度與紉度，從而提高了車速，降低了能耗是目前國內(nèi)汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展的主方向。汽車車架（或車身）若直接安裝于車橋（或車輪）上，由于道路不平，由于地面沖擊使貨物和人會感到十分不舒服，這是因為沒有懸架裝置的原因。汽車懸架是車架(或承載式車身)與車橋(或車輪)之間全部傳力聯(lián)接裝置的總稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架（或車身），把路面作用于車輪上的各種力及其產(chǎn)生的力矩傳遞到車架(或承載式車身)上，吸收和緩和行駛中因路面不平引

9、起的車輪跳動而傳給車架的沖擊和振動，保證貨物完好和人員舒適。使汽車行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔著緩和作用到車架（或車身）上垂直反力，縱向反力（牽引力和制動力）和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。 懸架由彈性元件、減振裝置和導向機構(gòu)等三部分組成。同時懸架形式又分為獨立懸架和非獨立懸架兩種。懸架是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關系到汽車的多種使用性能。從外表上看，懸架僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它

10、很簡單，相反懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸架既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動，這樣彈簧就要設計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點頭”、加速“抬頭”以及左右側(cè)傾嚴重的不良傾向，不利于汽車的轉(zhuǎn)向，容易導致汽車操縱不穩(wěn)定等。 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)，嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構(gòu)以及減振器這些機械零件。20世紀80年代以來主動懸架開始在一

11、部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調(diào)整懸架剛度?，F(xiàn)代汽車對平順性和操縱穩(wěn)定性和舒適性的要求越來越高，已成為衡量汽車性能好壞的標準。懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。 汽車的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，它由懸架剛度和懸架彈簧支承的質(zhì)量（簧載質(zhì)量）所決定。人體所習慣的垂直振動頻率約為11.6hz。車身振動的固有頻率應接近或處于人體適應的頻率范圍，才能滿足舒適性要求。在懸架垂直載荷一定時，懸架剛度越小，固有頻率

12、就越低，但懸架剛度越小，載荷一定時懸架垂直變形就越大。這樣若無有足夠大的限位行程，就會使撞擊限位塊的概率增加。若固有頻率選取過低，很可能會出現(xiàn)制動點頭角，轉(zhuǎn)彎側(cè)貨角，空載和滿載車身高度變化過大。一般貨車固有頻率是1.52hz，旅行客車1.21.8hz，高級轎車11.3hz。另外，當懸架剛度一定時，簧載質(zhì)量越大，懸架垂直變形也愈大，而固有頻率越低。空車時的固有頻率要比滿載時的高。簧載質(zhì)量變化范圍大，固有頻率變化范圍也大。為了使空載和滿載固有頻率保持一定或很小變化，需要把懸架剛度做成可變或可調(diào)的。影響汽車平順性的另一個懸架指標是簧載質(zhì)量?；奢d質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量兩部分，由彈性元件承載的部分質(zhì)

13、量，如車身、車架及其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量。車輪、非獨立懸架的車軸等屬于簧下質(zhì)量，也叫非簧載質(zhì)量m。如果減小非簧載質(zhì)量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。非簧載質(zhì)量對平順性的影響，常用非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量之比m/m進行評價。懸架的側(cè)傾角剛度及前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)。當汽車受側(cè)向力作用發(fā)生車身側(cè)傾，若側(cè)傾角過大，乘客會感到不安全，不舒適，如側(cè)傾角過小，車身受到橫向沖擊較大，乘客也會感到不適，司機路感不好。所以，整車側(cè)傾角剛度應滿足：當車身受到0.4g側(cè)向加速度時，其側(cè)傾角在2.54范圍內(nèi)，汽車有一定不足轉(zhuǎn)向特性，前懸架

14、側(cè)傾角剛度應大于后懸架側(cè)傾角剛度。一般前懸架側(cè)傾角剛度與后懸架側(cè)傾角剛度比應在1.42.6范圍內(nèi)，如前后懸架本身不能滿足上述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析2.1 懸架的作用和組成懸架系統(tǒng)的作用：(1) 傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；(2) 緩和路面?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，保證汽車的行駛平順性；(3) 保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導向機構(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)定器等。彈性元

15、件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式。2.2 汽車懸架的分類根據(jù)汽車導向機構(gòu)不同懸架種類又可分為獨立懸架，非獨立懸架。非獨立懸架特點是左，右車輪用一根整體軸連接，在經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接，當一側(cè)車輪受沖擊力時會直接影響到另一側(cè)車輪上，當車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡化，降低成本。目前廣泛應用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 其主要特點是：(4) 組成懸架的構(gòu)件少，結(jié)構(gòu)簡單，便于維修。(5) 堅固耐用，適合重載。(6) 轉(zhuǎn)彎時車身

16、傾斜度小。(7) 車輪定位幾乎不因其上下運動而改變，所以輪胎磨損較少。(8) 由于非懸掛重量大，故乘坐欠舒適。(9) 由于左右車輪的運動相互影響，很容易產(chǎn)生顫動和搖擺現(xiàn)象。獨立懸架是左，右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。綜上eq1092中型貨車選用的是非獨立懸架。2.3 懸架的設計要求懸架與汽車的多種使用性能有關，在懸

17、架的設計中應該滿足這些性能的要求：（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）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點頭或后仰；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。（5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。（6）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)量小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。2.4 懸架主要參數(shù)根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應保證有良好的行駛平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。汽車的前、后懸架與簧載質(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主要參數(shù)之一。懸架固有頻率選取的主要依據(jù)是“i

18、so2631人體承受全身振動的評價指南”，固有頻率取值與人步行時身體上下運動的頻率接近。此外，前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動，n1n2的汽車。故本次設計選取的汽車前后部分的車身固有頻率n1、n2分別為n1=1.9hz,n2=2hz2.4.1 懸架的靜撓度懸架的靜撓度 是指滿載靜止時懸架上的載荷fw與此時懸架剛度c之比，即fc=fw/c。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)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，汽車前、后部分車身的固有頻率n1和n2可用下式表示n1=；n2= （2-1）式中，、為前、后懸架的剛度（n/cm）；m1、m2為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg

19、）。懸架的彈性特性為線性變化時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示fc1=m1g/c1；fc2=m2g/c2式中，g為重力加速度,g=981cm/s2 。將fc1、fc2代入式（2-1）得到 =5/； =5/ （2-2）所以 fc1=(5/n1)2=(5/1.9)2=69mm fc2=(5/n2)2=(5/2)2=62mm 2.4.2 懸架的動撓度 fd 懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允的最大變形時，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(jīng)常碰撞緩沖塊。所以，對于貨車，fd取62mm。2.4.3 懸架彈性特性懸架受到的垂直外

20、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。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之間成固定的比例變化時，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)。鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的。（如圖2-1） 圖2-1 懸架彈性特性曲線2.4.4 后懸架主、副簧剛度的分配eq1092中型貨車后懸架采用主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。其懸架的彈性特性曲線圖2-2 主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性曲線如圖2-2所示。載荷小時副簧不工作，載荷達到一定值時副簧與主簧共同工作。2.4.5 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸

21、的分配懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。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。eq1092中型貨車車身側(cè)傾角選為6o。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、后輪側(cè)偏角之差1-2應當在1o3o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，設計還要考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、后軸上的分配。所以前、后懸架側(cè)傾角剛度的比值為2.4。第3章 前后懸架系統(tǒng)的設計3.1前懸架系統(tǒng)設計前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。 鋼板彈簧中部用兩個u型螺栓固定在前橋上。彈簧兩端的卷耳孔中壓入襯套。前端卷耳用鋼板彈簧銷

22、與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點，與車架連起來；后端卷耳則通過鋼板彈簧吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動的吊耳相連，與車架連起來。從而保證了彈簧變形時兩卷耳中心線間的距離有改變的可能。鋼板彈簧工作時，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強度和彈性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。并且各片的彎度是不等的，鋼片越長彎度越小，這樣裝配后在工作時可以減小主片所受負荷，使各片負荷均勻接近。 減振器為液力雙作用筒式減振器。減振器在拉伸和壓縮過程中，通過復原閥和壓縮閥及其相應的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動速度衰減以改善汽車的行駛平順性。減振器通過連接銷、上支架、下支架以及其橡膠

23、襯套分別與車架和前軸連接。3.1.1鋼板彈簧的設計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(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故選用在eq1092中型貨車上?？v置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。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。eq1092貨車采用對稱式鋼板彈簧。2.鋼板彈簧主要參數(shù)的確定初始條件：滿載靜止時汽車前、后軸（橋）負荷g1=23347.8n、g2=67983.3n和

24、簧下部分荷重gu1=4847n、gu2=9403n，懸架的靜撓度fc和動撓度fd，單個鋼板彈簧的載荷：n (3-1)n (3-2)汽車的軸距l(xiāng)z=3950mm。（1）. 滿載弧高fa 滿載弧高fa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。fa用來保證汽車具有給定的高度。取fa=20mm。（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。l=0.32lz=0.323950=1264mm（3）. 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定1）鋼板斷面寬度b的確定 鋼板彈簧的總慣性矩jo （3-3）式中，su形螺栓中心距，s=

25、120mm ku形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，k=0.5c鋼板彈簧垂直剛度， 撓度增大系數(shù), =1.36e材料的彈性模量，e=2.1105mpajo=（1264-0.5120）31341.36/(482.1105)=31554.6mm2 鋼板彈簧總截面系數(shù)wo wfw(l-ks)/(4w) （3-4）式中，w許用彎曲應力，對于55simnvb，表面經(jīng)噴丸處理后，w=350450mpawo9250.4(1264-0.5120)/(4400)=6960.9剛板彈簧的平均厚度hp （3-5）取片寬b=75mm2）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jojo=nbh3/12 (3-6

26、)式中，n鋼板彈簧片數(shù)，n=9h=9mm 取各片片厚等厚：h1=h2=h3=h4=h5=h6=h7=h8 =9mm3）鋼板斷面形狀（如圖3-1）圖3-1 矩形斷面3.鋼板彈簧各片長度的確定 在選擇各葉片長度時，應盡量使應力在片間和沿片長的分布合理，以達到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質(zhì)量的目的。確定各葉片長度的方法有作圖法和計算法。用作圖法確定各片長度的方法是基于實際鋼板彈簧各葉片的展開圖接近梯形梁形狀這一原則來作圖的,先將各葉片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標繪出，再沿橫坐標繪出主片長度之半(即l2)和u形螺拴中心距之半(即s2)，得a、b兩點。連接這兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。ab

27、線與各葉片上側(cè)邊的交點即決定了各片長度。當有與主片等長的重疊片時，可將b點與最下一個重疊片的上側(cè)端點相連。該圖中實線所示的葉片長度是經(jīng)過圓整后的尺寸。有的葉片端部裝有卡箍，則需伸出卡箍稍許。(如圖3-2) 圖3-2鋼板彈簧各片長度的作圖法 由此圖得出個片半長經(jīng)過圓整后分別是635mm，565mm，495mm，420mm，350mm，275mm，205mm，135mm4.鋼板彈簧的剛度驗算由于有關撓度增大系數(shù)、慣性矩jo、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準確，所以要驗算剛度。用共同曲率法來計算剛度。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

28、引起的彎矩。剛度驗算公式為c=6e/ (3-7)其中 yk= yk+1=式中，經(jīng)驗修正系數(shù)，=0.9e材料的彈性模量，e=2.1105mpal1、lk+1主片和第k+1片的一半長度。結(jié)果c=17.6104n/m5.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ho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，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高ho，用下式計算ho=fc+fa+f (3-8)式中，f鋼板彈簧總成用u形螺栓夾緊后引起的弧高 f= （3-9）f=12mmho=69+20+12=101mm（2）

29、鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑roro=l2/(8ho) (3-10)ro=12702/(8101)=1996mm6.鋼板彈簧總成弧高的核算根據(jù)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ro1/ro= （3-12）結(jié)果ro=1906mm經(jīng)檢驗合格。鋼板彈簧總成弧高hh=l2/(8ro) (3-13)h=l2/(8ro)=12702/(81906)=105mm7.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maxmax=g1/ (3-14)式中，g1作用在前輪上的垂直靜載荷, g1=23347.8n制動時

30、前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù), =1.5道路附著系數(shù), =0.8鋼板彈簧前、后段長度,=635mmwo鋼板彈簧總截面系數(shù), wo=6960.9c彈簧固定點到路面的距離,c=750mmmax=23347.8/=976.4mpampa,為許用應力，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應力是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即 （3-15）式中，fx沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, fx=11100nd卷耳內(nèi)徑,d=36mmb鋼板彈簧寬度,b=75mmh1主片厚度,h1=9mm許用應力，=350mpa=262mpa=350mpa 合格（3） 鋼板彈簧銷強度計算 ，對于45鋼經(jīng)過高頻淬火后， 許用應力合

31、格3.1.2.減振器的選用 懸架中用的最多的減振器是內(nèi)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(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了減振阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，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在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器；反之稱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。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和干摩擦力小和噪生低等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應用。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的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。eq1092中型貨車選用的

32、是雙筒式減振器。雙筒式減振器工作缸直徑d的確定當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器即打開卸荷閥，此時活塞速度稱為卸荷速度，即=0.3m/s。已知伸張行程時的阻尼系數(shù)近似為20000，則最大卸荷力=200000.3=6000 n根據(jù)伸張行程的最大卸荷力fo計算工作缸直徑dd= (3-16)式中，p工作缸最大允許壓力，p=4mpafo最大卸荷力，fo=6000n連桿直徑與缸筒直徑之比，=0.4d=47.69mm 根據(jù)標準選用，詳見qc/t491-1999汽車筒式減振器 尺寸系列及技術要求取d=50mm 連桿直徑=0.450=20 mm 壁厚取2 mm3.2后懸架系統(tǒng)設計后懸架只有鋼板彈簧組成。

33、后鋼板彈簧由主副兩副鋼板彈簧組成。主鋼板彈簧由數(shù)片鋼片疊成，副鋼板彈簧用數(shù)片鋼片疊成，連接方法副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的上方。主副鋼板彈簧中部用蓋板和u型螺栓固定在后橋殼的鋼板座上。當汽車裝載質(zhì)量較大時，副鋼板彈簧抵在輔助鋼板彈簧支架下面，主副鋼板彈簧共同參加工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸?。后鋼板彈簧通過銷、前支架與車架相連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后端卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和支架與車架連接，形成擺動旋轉(zhuǎn)支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。由于后懸也是鋼板彈簧，所以計算步驟如前，同理可得后懸參數(shù)。3.2.1主、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)滿載弧高

34、f主a =20mm,f副a=20mm鋼板彈簧長度l主=1580mm，l副=1185mm主、副鋼板彈簧斷面寬度b=75mm,主鋼板彈簧片數(shù)n=11，副鋼板彈簧片數(shù)n=8主鋼板彈簧各片厚度一樣都是15mm副鋼板彈簧各片厚度一樣都是10mm主鋼板彈簧各片長度(如圖3-5)鋼板彈簧的剛度c=c主+c副=472.4n/mm主、副鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高ho分別為：97mm,100mm主、副鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑ro分別為：3529.9mm,1760.7mm主、副鋼板彈簧總成弧高的核算主鋼板彈簧總成的曲率半徑ro=3217mm副鋼板彈簧總成的曲率半徑ro=1770mm主鋼板彈簧總成弧高h

35、=95mm副鋼板彈簧總成弧高h=96mm主鋼板彈簧各片長度1580mm, 1450mm, 1320mm, 1180mm,1050mm, 920mm,790mm, 650mm,520mm,390mm,260mm副鋼板彈簧各片長度1190mm,1060mm,930mm,790mm,660mm,520mm,390mm,260mm3.2.2鋼板彈簧的強度驗算1. 汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力max=g2(+c)/(+)wo+g2/(b) (3-17)式中，g2作用在后輪上的垂直靜載荷, g2=67983.3n驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=1.2道路附著系數(shù)，=0.8b鋼板

36、彈簧片寬，b=75mmh1鋼板彈簧主片厚度, h1=15mm鋼板彈簧前、后段長度,=790mmc彈簧固定點到路面的距離,c=800mmwo鋼板彈簧總截面系數(shù), wo=40937.5max=67983.31.2(790+0.8800)/12040937.5+67983.31.20.8/(7515) =672.7mpa =1000mpa,合格2. 主鋼板彈簧卷耳處的強度式中，fx沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, fx=28118.5nd卷耳內(nèi)徑,d=40mmb鋼板彈簧寬度,b=75mmh1主片厚度,h1=15mm許用應力，=350mpa=300mpa=350mpa 合格第4章 平順性分析和編程4

37、.1平順性的定義汽車行駛時，由于路面凹凸不平以及發(fā)動機，傳動系統(tǒng)和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激發(fā)汽車的振動。當振動達到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。在同一路面上以相同車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。4.2平順性的研究內(nèi)容汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應及對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標。目前，常用汽車車身振動

38、的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應為人體所習慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為6085次/分(1hz1.6hz)，振動加速度極限值為0.20.3g。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到1g，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，車身振動加速度的極限值應低于0.60.7g。在綜合大量資料基礎上，國際標準化組織iso提出了iso 2631人體承受全身振動的評價指南。該標準用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率180hz振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應的三種不同的感覺界限。我國參照

39、iso2631制定了國家標準汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法和客車平順性評價指標及極限。iso 2631用加速度均方根值給出了人體在180hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反應的三個不同感覺界限：舒適降低界限、疲勞工效降低界限和暴露極限。舒適降低界限與保持舒適有關。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞工效降低界限與保持工作效率有關。當駕駛員承受振動在此極限內(nèi)時，能保持正常地進行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這個極限之內(nèi)，將保持健康或安全。三個界限只是振動加速度容許值不同?！氨┞稑O限”值為“疲勞工效降低界限”的2倍(增加6

40、db)；“舒適降低界限”為“疲勞-工效降低界限的1/3.15(降低10db)；而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。4.3平順性的研究分析為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度等參數(shù)。但是，汽車振動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。由于車身基本不動，所以將車身與車輪2個自由度系統(tǒng)簡化圖為如圖4-1所示車輪部分的單質(zhì)量系統(tǒng)，來分析車輪部分在高頻共振區(qū)的振動。圖4-1 汽車振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學定理，可列出圖4-1所示系統(tǒng)的振動微分方程： （4-1

41、）式中，為簧載質(zhì)量；為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側(cè)懸架的合成剛度；為左右兩側(cè)懸架的合成當量阻尼系數(shù)；為左右兩側(cè)懸架的合成輪胎剛度；為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對汽車的實際激勵。解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率： （4-2） 式中，。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運

42、動的影響取決于和的比值變化，稱為阻尼比 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比的數(shù)值通常在0.25左右，屬于小阻尼，此時微分方程的通解為 根據(jù)上面的式子可以得到車身加速度的功率譜公式：其中（為車速）根據(jù)路面不平度分類標準選擇g級路面，可得：=，（其中=）則=圖4-2 車身加速度的幅頻特性曲線圖也可以得到：懸架動撓度fd對q的幅頻特性： 將 與 代入上式，得： 式中其中為阻尼比；為剛度比；為質(zhì)量比。圖43 懸架動撓度的幅頻特性曲線圖通過分析，當阻尼比時，本懸架系統(tǒng)的平順性特性較好，符合iso02631-1：1997 （e）標準。相對動載fd/g對q的幅頻特性： ，頻率響應函數(shù) 將 代入上式，得： 式中 圖44相對動

43、載的幅頻特性曲線圖第5章 結(jié)論本文進行了eq1092中型貨車的懸架系統(tǒng)設計和平順性評價。前懸架系統(tǒng)采用鋼板彈簧和減振器的非獨立懸架，后懸架采用了主副鋼板彈簧式非獨立懸架。在前懸架系統(tǒng)設計中，對鋼板彈簧的參數(shù)進行了確定，確定鋼板彈簧的片數(shù)為8片等厚，厚度為9mm，并確定了簧的斷面形狀；主簧的長度為1270mm，用作圖法確定出各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校核，使它們充分滿足要求。最后對減振器進行了選擇，工作缸直徑50mm，型號選用hh型。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對鋼板彈簧的剛度比進行了分配并確定主副簧的各項參數(shù)，然后進行校核。鋼板彈簧總成剛度是472.4n/mm。另外，本文還對所設計

44、的懸架系統(tǒng)運用時域方法進行了平順性分析，建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動力模型。利用matlab軟件進行時域計算，根據(jù)所列微分方程得到車身加速度功率譜、相對動載fd/g對q的幅頻特性和懸架動撓度fd對q的幅頻特性，利用matlab軟件作出曲線圖。最后得出的結(jié)論為：人對該車在相應工況下的主觀感覺為沒有不舒適。參考文獻1 細川武志編.魏朗譯.汽車構(gòu)造圖冊.北京:人民交通出版社,20042 齊志鵬汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理與檢修北京：人民郵電出版社，20003 張正智中國貨車叢書北京：北京理工大學學報，1998.6 4 龔為寒汽車現(xiàn)代設計制造.北京：人民交通出版社，1995.85 曹永堂汽車底盤維修

45、北京：人民交通出版社，19996 屠衛(wèi)星汽車底盤構(gòu)造與維修北京：人民交通出版社，2001.87 朱輝.畫法幾何及工程制圖.第版.上海:上?？茖W技術出版社,20038 yu f.,crolla d.a.,a state observer design for an adaptive vehicle suspension,vehicle suspension dynamic,19999 汽車工程手冊，編輯委員會.汽車工程手冊.人民交通出版社，200110 吳宗澤主編.機械設計師手冊. 北京:機械工程出版社,200211 高樹新.汽車行駛平順性評價方法述評.北京:北京總后汽車試驗場，2001.3.1

46、2 王樹偉.matlab6.5輔助圖象處理.北京：電子工業(yè)出版社，2003.13 劉彥戎.張慧緣，李萬用.汽車標準匯編（第四卷）.中國汽車技術研究中心標準化研究所出版社，200014 蔣立盛.汽車設計手冊 整車 底盤卷（4.4，4.5）.長春汽車研究所，1998.515 顧柏良.汽車工程手冊（第1版）.北京理工文學出版社，199916 中國汽車車型手冊（上卷） 中國汽車技術研究中心 2003年 第四版致 謝這次設計是在遼寧工業(yè)大學郝亮老師的悉心指導下完成的。在整個的設計過程中郝亮老師本著培養(yǎng)學生自己創(chuàng)新的能力細心的指導我，在遇到許多問題上給我很大的幫助，對我這次能完成畢業(yè)設計起了重要的作用。這

47、次畢業(yè)設計中的點點滴滴，對我以后的學習或者工作都有深遠的影響，在此向郝老師致以最衷心的感謝。另外，所在系在畢業(yè)設計的過程中提供了專門的設計電腦和實習場所，在一些專業(yè)問題上所在系的老師也給了很多的幫助，并提出了許多合理化的建議，在此一并向他們表示誠摯的謝意。由于本人水平有限，本次設計難免有不足之處，希望各位老師多包涵和指正。附 錄：外文資料comparison of seat system resonant frequency testing methodsa seat system developed without an accurate structural dynamics model

48、has a higher probability of squeaks, rattles, excessive seat back motion, and poor ride characteristics. if these issues are not addressed during development testing and are allowed to go into production, engineering changes are more costly and difficult to implement. because todays seat systems are

49、 more complex, engineers must use the latest technology to determine the seat system response characteristics.modal analysis is the process of developing a dynamic model of a structure or a mechanical system which will be used for problem solving and trouble shooting, simulation, prediction，and opti

50、mization. the dynamic model is a set of modal parameters consisting of natural frequencies, damping factors, and mode shapes. these parameters are based on the structure or system. experimental modal analysis can use either time based, or frequency domain based measurements to calculate the modal pa

51、rameters. this method provides the most thorough definition of the dynamic response characteristics of the isolated seating system.resonant impact analysis is used to determine the approximate dynamic response of a seating system. this method provides frequency response functions which describe the

52、natural frequencies of the system. resonant impact analysis provides information quickly, but does not define the dynamic response characteristics as completely as modal analysis.multi-axis shaker table testing is another tool used to determine resonant frequencies in the seat system. the shaker tab

53、le is able to input sine sweep and random inputs into the seating system. the amplitude of the sine sweep or random input can be controlled in acceleration or displacement control. the shaker table is also capable of simulating road conditions of a customers proving grounds in the laboratory. these roads generate loads in vehicle components such as seats. controlled laboratory tests allow duplication of complex multi-channel time histories of a test specim