商用汽車后懸架設計--課程設計說明書

1、1專業(yè)課程設計說明書題目：商用汽車后懸架設計學院專業(yè)班級學生姓名學生學號指導教師提交日期設計任務：商用汽車后懸架設計 二基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定額定裝載質(zhì)量 5000KG 最大總質(zhì)量 8700KG機械與汽車學院車輛工程一班2軸荷分配空載 前：后52:48滿載 前：后32:68滿載校核后前：后33： :67質(zhì)心位置：高度：空載793mm滿載1070mm至前軸距離：、a -+4、空載2040mm滿載2890mm三設計內(nèi)容主要進行懸架設計，設計的內(nèi)容包括：1查閱資料、調(diào)查研究、制定設計原則2根據(jù)給定的設計參數(shù) （發(fā)動機最大力矩，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后

2、軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)），選擇懸架的布置方案及零部件方案，設計出一套完整的后懸架，設計過程中要進行必要的計算。3懸架結(jié)構(gòu)設計和主要技術(shù)參數(shù)的確定（1）后懸架主要性能參數(shù)的確定（2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定3）鋼板彈簧剛度與強度驗算（ 4）減振器主要參數(shù)的確定4繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖5負責整車質(zhì)心高度和軸荷的計算和校核。*6 .計算 20m/s 車速下，B 級路面下整車平順性（參見 汽車理論P278 題 6.5 之第 1 問）。3四設計要求1 .鋼板彈簧總成的裝配圖，1 號圖紙一張。裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標注出

3、總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標注的尺寸，在技術(shù)要 求部分應寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2.主要零部件的零件圖，3 號圖紙 4 張。要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應標明對零件毛胚的要 求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。3.編寫設計說明書。五. 設計進度與時間安排本課程設計為2周1.明確任務，分析有關(guān)原始資料，復習有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5 周。2設計計算0.5 周3.繪圖0.5 周4編寫說明書、答辯0.5 周六、主要參考文獻1 成大先機械設計手冊（第三版）2 汽車工程手冊機械工業(yè)出版社3 陳家瑞汽車構(gòu)造（下冊）人民交通出版社4

4、王望予汽車設計機械工業(yè)出版社5 .余志生汽車理論機械工業(yè)出版社七.注意事項（1 ）為保證設計進度及質(zhì)量，設計方案的確定、設計計算的結(jié)果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總 成裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。（2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分 析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。4（3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八.成績評定出勤情況（20%）設計方案與性能計算（40%）圖紙質(zhì)量（20%）說明書質(zhì)量（20%）評語總成績指導教師注意：此任務書要妥善保

5、管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁目錄一、懸架的靜撓度 . 6二、懸架的動撓度 . 7三、懸架的彈性特性 . 7四、彈性元件的設計 . 84.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 . 84.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 . 84.3 鋼板彈簧剛度的驗算 . 1354.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 . 154.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 . 18五、鋼板彈簧強度驗算 . 18六、鋼板彈簧主片的強度的核算 . 19七、鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算. 19八、減振器的設計計算 . 20九*、計算 20m/s 車速下，B 級路面下整車平順性 .23十、附錄 計算程序 . 27十一、參考文獻 .

6、30設計的主要數(shù)據(jù)載質(zhì)量：5000kg整備量：3700kg空車時：前軸負荷：18855N后軸負荷：17405N滿載時：前軸負荷： 28136N后軸負荷：57124N尺 寸： 軸 距：4250mm、懸架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Fw與此時懸架剛度c之比，即fc -Fw/ c貨車的懸架與其簧上質(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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)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：6n=. c/ m / 2式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）又靜撓度可表示為:

7、fc= mg/cg：重力加速度（9.8N/kg），代入上式得到:7fcn: hzfc: mm分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。又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1.702.17hz之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.由n=15.42/ Jfc得，fc=65.8mm取fc=66mm二、懸架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(jié)構(gòu)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69cm.。本設計選擇：fd=80mm三、懸架的彈性特性

8、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(zhì)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。n=1.9hz , m=2637kg,代入公式：（滿載時的簧上質(zhì)量m=25843/9.8=2637kg）n=c/m/2二可得n=15.42/8C=375.4N/mm四、彈性元件的設計4.1鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧4.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定已知滿載靜止時負荷G2=5829kg。簧下部分荷重GZ 555kg，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷：FW=G2_GZ2g =25843N 2由前面選定的參數(shù)知：（動堯度）fd= 8

9、0mm4.2.1 滿載弧高：滿載弧高fa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fa=1020mm在此?。篺a=15mm4.2.2 鋼板彈簧長度 L 的確定:（1）選擇原則：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=（0.400.55）軸距；貨車前懸架:9L=（0.260.35）軸距，后懸架：L=（0.350.45）軸距（2）鋼板彈簧長度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗L = 0.35軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為Lm= 1490mm ,4.2.3 鋼板彈簧斷面尺寸的確定：（1）鋼板彈簧斷面寬度b的確定：有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強度可按等

10、截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數(shù)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的總慣性距J。對于對稱式鋼板彈簧J0二（L _kS）3c、.1/48E式中：S U形螺栓中心距（mmkU形螺栓夾緊（剛性夾緊，k取0.5）；c -鋼板彈簧垂直剛度（N/mn）,c= FW/ fc；一一為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)的確定：先確定與主片等長的重疊片數(shù)ni，再估計一個總片數(shù)rb，求得 二n1/ n0，然后、=1.5/ 1.04（1 0.5 ）】，初定。對于彈簧：L=1490mm k=0.5S=200mm n1=210no=1414、=1.5/ 1.04(1 0.5 )=1.5/1.04 (1 0

11、.52)=1.35IL14E=2.1 105N/mm4計算主簧總截面系數(shù)W。：w。Fw(L-kS)l/44w1式中匕 為許用彎曲應力。 嘰 的選取：后主簧為450550N/mm2，后副簧為220250 N/ mm2Fw= Fm=28225NL=1490mmk=0.5S=200mml;w1=500 N/ mm2.再計算主簧平均厚度:11有了hp以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在610范圍內(nèi)選取b =102mm通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。(3)鋼板斷截面形狀的選擇：本設計選取矩形截面。(4)鋼板彈簧片數(shù)的選擇：片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之

12、間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但 片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在614片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在14選取。根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車彈簧的片數(shù)為14片，4.2.4 鋼板彈簧各片長度的確定先將各片的厚度hi的立方值hi3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(cè)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(cè)邊斷點連一直線，

13、此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺 寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長度：hp= 2J0/W0二(L kS)2、上w】6EG=15.6mm12圖 4-1 確定主簧各片長度圖表 4-1 鋼板彈簧各片長度序號1234567長度（mm）149013991306121411211029937序號891011121314長度（mm）8457536605694763842924.3鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù).，總慣性矩Jo，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13率法計算剛度，剛度的驗算公式為：C=6 E/爲北-人1)kk +其中，ak

14、1=(l1- L1)；YK=1/二.Ji；YK 1=1/二Ji；i二i4式中，：為經(jīng)驗修正系數(shù)，取0.900.94，E為材料彈性模量；li,lk1為主片和第(k+1)片的一般 長度。公式中主片的一半li，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Cj;如果用有效長度，即h =(li-0.5kS)代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度Czl1=1490/2-0.5*0.5*200=695mm(1)主簧剛度驗算表4-2ak1 = (h -lk 1)K1234567ak+=(l1一1k+)45.592138184.5230.5276.5322.51akdr =(l

15、1 T k+)04288134.5180.5226.5272.5K8910111213ak+ =(l1一十)368.5415460.55075535991akHr =(l1 T k+)318.5365410.545750354914k-4由公式Y(jié)K=1/7 Jj(mm )，得:i 4表4-3YK-YK1K1234567YK- YK卅-55.88x10-51.96x10-50.98x10-50.59x10-50.39x10-50.28x10-50.21x10K8910111213YK-YK*-50.16x10-50.13x10-50.11x10-50.09x10-50.08x10-50.06x1

16、033-1ak十（YK丫“）、ak+（YK丫）列表如下，（mm）丫 、33表4-4ak 1(YK-YK1)、ak 1(YK-YK1)K12345673ak+(YK一丫K*)5.515.325.837.0547.859.21053al+ (YK-YK+)01.456.714.42332.542.5K89101112133ak十M一丫*)11495.7103.5117.3135.3107.53a+ (YK-丫山51.763.276.185.910299.3-4Y=1.18x10-5Y2=5.88x10-5Y3=3.92x10-5Y4=2.94x10-5W=2.35x10-5Y6=1.96x10-5

17、Y7=1.68x10-5Y8=1.47x10-5Y9=1.31x10-5Yo=1.18x10-5Y11=1.07x10-5Y12=0.98x10-5Y13=0.9x10-5Y14=0.85x1015將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度Cjm：Cjm= 431N/mm將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長度，即=1,_0.5ks，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度zmCzm= 394N/mm與設計值相差不大，基本滿足主簧剛度要求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(1)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧咼H0，用下式計算：式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高；廿為

18、鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化,fS(3LTfc)；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H:彈簧：16則Ho= （femfa目）=66+15+15.58=96.98mm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：R。二L2/8Ho=2862mm.（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Ri二Ro/1（2f R）/Eh式中，R為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm,Ro為鋼板簧成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm匚為各片鋼板彈簧預應力（N/mm2）；E為

19、材料的彈性模量N/mm2，取E為2.1 105N/ mm2；hi為第i片 的 彈 簧 厚 度 （mm）。 在 已 知R。和各片彈簧的預應力 f 的條件下，可以用式Ri二Ro/1 （2fRo）/Ehi 1計算出各片鋼板彈簧自由 狀態(tài)下的曲率半徑R。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300350N/mm2內(nèi)選取。14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Mi之代數(shù)和等于零，即：n1oiWi二0i dS(3L -S)

20、(fafc)2L2=15.58mm17F面分別計算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定:主簧:表3各片的預應力323 芒心68Q10*12P1314-屮-56-463.乩-26-1. 6POP0. 5衛(wèi)IP1. 52亠2.即3P3. 5我4QR。= 2862mmE=2.1 105N/ mm2h =10mm然后用上述公式計算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4:表 4-6 鋼板彈簧在自由狀態(tài)下曲率半徑i1234567Ri(mm)2884288028762872286828622860i891011121314Ri(mm)2858285628542852285028482846(4)鋼板

21、彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計算:如果第i片的片長為Li，則第i片彈簧的弧高為：Hi二Li2/8Ri主簧：將各片長度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下表 4-7 簧總成各片在自由狀態(tài)弧高i1234567Hi(mm)96.284.974.164.154.846.238.4 i891011121314Hi(mm)31.224.819.014.29.96.53.74.5、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R。為：nn1/ Ro八(Lj/Ri)/Lii 4i 418式中，L為鋼板彈簧 第i片長度。鋼板彈簧的

22、總成弧高為H: L2/8R0上式計算的結(jié)果應與H。=（仁f f）計算的設計結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片 預應力再行核算。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：Ro= 2862mm然后再代入H：L2/8R0=96.86mm原設計值為H0=96.98mm相差不大，符合要求。五、鋼板彈簧強度驗算當貨車牽引驅(qū)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)的最大應力匚max用下式計算匚max=G2m212(l:：ic) l/(l112)w01+G2m2/bh式中，G2為作用在后輪上的垂直靜載荷，m?為制動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：m2=1.251.30;貨車

23、：m2=1.11.2;為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；hi為鋼板彈簧主片厚度。許用應力匚取為1000N/mm2。由上式驗算主簧強度：Gl1lG2m2l/Pc G2m219fax(l1l2)W0bhpm其中牽引驅(qū)動時，主簧載荷為G=25000 m2=1.15:=0.8980MPa十=1000MPa主副簧強度在許用應力范圍內(nèi)，符合強度要求。驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。六、鋼板彈簧主片的強度的核算鋼板彈簧主片應力c是由彎曲應力和拉(壓)應力合成，即：二_3Fs(D+h)+ Fsbh12bh1其中Fs二Gzm?為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；h1=10mm卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼

24、板彈簧寬度。許用應力c取為350MPa。代入上式得：；丁=275MPa：；=350MPa主片符合強度要求。七、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二z二Fs/bd。其中FS為滿20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(jīng)滲碳處理 或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其廠79 N/mm2。2；z= FS/bd = 4.07N /mm彈簧銷滿足強度要求。八、減振器的設計計算8.1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

25、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，使其推廣應用受到一定限制。本設計中，前懸

26、 架選用雙向作用筒式減振器。8.2主要性能參數(shù)的選擇8.2.1 相對阻尼系數(shù)上圖所示為減振器的阻力一一速度特性。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：F。八sVx式中，c為減振器阻尼系數(shù)。FS二G2/2 =14281N2 * eg21上圖所示為減振器的阻力一一速度特性。該圖具有如下特點：阻力一一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一一速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻 尼系數(shù)c=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。汽車懸

27、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)的大小來評定振動衰減式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度，c=375.4 N/mm；為簧上質(zhì)量,Ms2 =2637kg上式表明，相對 阻尼系數(shù)書的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。書值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身； 書值小則相反；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 書=(0.250.50)的關(guān)系。設計時，先選取 與的平均值。對于無內(nèi) 摩擦的彈性元件懸架，取=0.250.35;對于有內(nèi)摩擦的

28、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 書y =0.5書s。本設計中， 取書=0.3，書s =0.4，書y=0.28.2.2 減振器阻尼系數(shù)、的確定減振器的阻尼系數(shù) 。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上 定減振器的阻尼系數(shù)。我選擇下圖的安裝形式，則其阻尼系數(shù)_ 2 msR2=2 2a cos a根據(jù)公式，可得出：n = - Jc可得出:2兀 ms代入數(shù)據(jù)得：3=11.9 Hz，取a/R = 0.7的快慢速度。的表達式為:52；cm實際上，應根據(jù)減振器的布置特點確S為：a=1522按滿載計算有：簧上質(zhì)量代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為：后懸:=16

29、825.1N/m8.2.3 減振器最大卸荷力 F0 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Vx，按上圖安裝形式時有：:x=Aarcos/b式中，Vx為卸荷速度，一般為0.150.3m/s;A為車身振幅，取土40 mm；3為懸架震動固有頻 率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：Vx =0.04X11.9X0.7xcos15=0.30m/s符合Vx在0.150.30之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0 = cSVx可以計算最大卸荷力。式中，c是沖擊載荷系數(shù)， 取c=1.5;代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0為：后懸F =7571N8

30、. 2. 4 減振器工作缸直徑 D 的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F 0計算工作缸直徑D為：D =；4F二p(1 - 2)其中，P工作缸最大壓力，在3 MPa4 MPa，取p=4MPa;入 連桿直徑與工作缸直徑比值，入=0.40.5，取入=0.5。代入計算得工作缸直徑D為：D = p4F0/兀p(1-九2)后懸:Ms2=2637kg23D =65 mm減振器的工作缸直徑D有20mm 30mm 40mm（45mr）i、50mm 65mm等幾種。選取時按照標準選用, 按下表選擇。I作 缸ft徑 D基長L貯油 H 徑2吊環(huán)直徑0吊環(huán)直徑寬度 B活理行程S3011 (120)44 (47)292423

31、0. 240、250. 260.270. 2804014 (150)543932120 130、140. 150270 28017 (180):1；：1：10120. 130 140. 150.1喩170. 18065210906250120. 130 140. 150160. 170 180. 190 后懸選擇工作缸直徑D=65mm的減振器，對照下表選擇其長度:活塞行程S=150mm基長L=210mm則：Lmi n=L+S =210+150 =360mm（壓縮到底的長度）Lmax= L+S= 360 +150 =510mm（拉足的長度）取貯油缸直徑Dc = 90mm，壁厚取2mm九*、計算2

32、0m/s車速下，B級路面下整車平順性（參考汽車理論P278題6.5之第1問）9.1基本參數(shù)的確定后懸24由汽車理論第六章可知，貨車可以簡化成僅有車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng),右圖所示，車身-車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)如下:f0-1.9Hz,=0.25,丄9m25274/29.5“人體-座椅”系統(tǒng)參數(shù)：fs=3Hz,；=0.25。車速u =20m/s，B 級路面下的路面不平度系數(shù)Gqn0=2.56 10m3，參考空間頻率 no=O.1m-1。計算時頻率步長f = 0.2Hz，計算頻率點數(shù)N =180。9.2汽車平順性評價指標的計算通過計算并畫出幅頻特性召/q、勺乙、q/z2和均方根值譜g；(f卜jGz；(f)、

33、g(f )譜圖。進一步計算二q、匚z、？z：、匚a、aw、Law值2(1八1|(1_(時/時 0)1 + f- (時/時 0) 1LI卩 丿一/Y(1-泊2+4心/劇-1 422 2ZI , Z2/ Z1 = 2!二172)2+4匚氣2122+1 畑/叭)屮 1I2,P/z21+(2jks：2(1-減)2+(2札嘰門H jz1qGqI25jGa(f )= jGp“(f )= H j 扁 EjGqlf )qI其中；Gqf 1=4 二2f . Gqnn7u26H f:qGqf dfLaw=20lg aw/a0,其中 a0是參考加速度均方值，a 10_6m s將以上公式通過計算機編程求解可得，(程序

34、請看附錄一) 幅頻特性/q、z2/Zi、p/z2和均方根值譜jGz；(f卜.Gz；(f)、jGa(f)譜圖如下:由計算公式得,f,Gqf df圖 9-1 幅頻特性z1/q圖 9-2 幅頻特性z；2 /召= p0Gz(fdfj0121H ( f匸(Gqf dfI2Gpf df二1f2 2H fpqGqf df3620w2f Gaf df20.520.1df +12.5 2360.1df410.1df12.51m 0.1df227圖 9-5 均方根值譜.Gz2f圖 9-6 均方根值譜.Gaf圖 9-3 幅頻特性p/ z圖 9-4 均方根值譜Gzf28、 _2車輪加速度均方根二召=0.3237m/s

35、一2人體加速度均方根值6= 0.0245m/s加權(quán)振級Law=83.8043dB十、附錄計算程序f0=1.9;yps=0.25;gama=9;mu=9.5;fs=3;ypss=0.25;g=9.8;a0=10A(-6);ua=20;Gq n0=2.56*10A(-8); n0=0.1;detaf=0.2;N=180;f=detaf*O:N;lamta=f/fO;lamtas=f/fs;Wf=O*f;deta=(1-lamta.A2).*(1+gama-1/mu*lamta.A2)-1).A2+4*ypsA2*lamta.A2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.A2).A2;z1_q=

36、gama*sqrt(1-lamta.A2).A2+4*ypsA2*lamta.A2)./deta);z2_z仁sqrt(1+4*ypsA2*lamta.A2)./(1-lamta.A2).A2+4*ypsA2*lamta.A2);計算二q、二z；、二z；、二a、玄、Law值如下：路面不平度加速度均方根值 二qUO.3523m/s2車身加速度均方根值cz=0.0239m/ s2z2加權(quán)加速度均方根值aw=0.0155m/s2由汽車理論表 6-2 查得車上乘客沒有不舒適的感覺。29p_z2=sqrt(1+(2*ypss*lamtas).A2)./(1-lamtas.A2).A2+(2*ypss*l

37、amtas)42);z2_q=gama*sqrt(1+4*ypsA2*lamta42)./deta);p_q=p_z2.*z2_q;jfg_Gqddf=4*piA2*sqrt(Gq nO* nOA2*ua)*f;jfg_Gzdd1f=z1_q.*jfg_Gqddf;jfg_Gzdd2f=z2_q.*jfg_Gqddf; jfg_Gaf=p_q.*jfg_Gqddf;sigmaqdd=sqrt(trapz(f,jfg_Gqddf.A2)sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f.A2)sigmazdd2=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd2f.A2) sigmaa

38、=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf.A2) for i=1:(N+1)if f(i)=2Wf(i)=O.5;elseif f(i)=4Wf(i)=f(i)/4;elseif f(i)=12.5Wf(i)=1;elseWf(i)=12.5/f(i);endend kk=Wf.A2.*jfg_Gaf.A2;aw=sqrt(trapz(f,kk)Law=20*log10(aw/a0)plot(f,z1_q),title(f/Hz),ylabel(|z1/q|)幅頻特性|z1/q|,(f=1.9Hz,Z=0.25,丫=9,卩=9.5),xlabel(激振頻率30pauseplot(f,z2_z1),title(幅頻特 性|z2/z1|,(f=1.9Hz,Z=0.25,丫=9,卩=9.5),xlabel(激 振頻 率f/Hz),yla