鋼板彈簧懸架設(shè)計(jì)

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1、 專業(yè)課程設(shè)計(jì)說明書 題目：商用汽車后懸架設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與汽車學(xué)院 專業(yè)班級(jí) 10車輛工程一班 學(xué)生姓名 學(xué)生學(xué)號(hào) 201030081360 指導(dǎo)教師 提交日期 2013 年 7 月 12 日 一．設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車后懸架設(shè)計(jì) 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計(jì)同學(xué)完成車輛性能計(jì)算后確定 額定裝載質(zhì)量5000KG 最大總質(zhì)量 8700KG 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 793m

2、m 滿載 1070mm 至前軸距離： 空載 2040mm 滿載 2890mm 三．設(shè)計(jì)內(nèi)容 主要進(jìn)行懸架設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則 2．根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動(dòng)機(jī)最大力矩，驅(qū)動(dòng)輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動(dòng)時(shí)前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動(dòng)時(shí)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(shè)計(jì)出一套完整的后懸架，設(shè)計(jì)過程中要進(jìn)行必要的計(jì)算。 3．懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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

3、與強(qiáng)度驗(yàn)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(fù)責(zé)整車質(zhì)心高度和軸荷的計(jì)算和校核。 *6．計(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性(參見<汽車?yán)碚?P278 題6.5之第1問)。 四．設(shè)計(jì)要求 1．鋼板彈簧總成的裝配圖，1號(hào)圖紙一張。 裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)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(hào)圖紙4張。 要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對(duì)零件毛胚的要求，材料的熱處理方法

4、、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設(shè)計(jì)說明書。 五．設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排 本課程設(shè)計(jì)為2周 １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計(jì)計(jì)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(xiàn) 1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版） 2．汽車工程手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 3．陳家瑞

5、 汽車構(gòu)造（下冊(cè)） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計(jì)機(jī)械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社 七．注意事項(xiàng) （1）為保證設(shè)計(jì)進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計(jì)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制總成裝配圖前，設(shè)計(jì)方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。 （2）編寫設(shè)計(jì)說明書時(shí)，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對(duì)重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。 （3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計(jì)和設(shè)計(jì)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?cè)u(píng)定 出勤情況（20%） 設(shè)計(jì)方案與性能計(jì)算（40%） 圖紙

6、質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評(píng) 語 總 成 績 指導(dǎo)教師 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計(jì)說明書的第一頁。 目錄 一、懸架的靜撓度 6 二、 懸架的動(dòng)撓度 7 三、 懸架的彈性特性 7 四、彈性元件的設(shè)計(jì) 8 4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 8 4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 8 4.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 13 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 15 4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 18 五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 18 六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 19 七、鋼板彈簧彈簧銷的

7、強(qiáng)度的核算 19 八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 九*、計(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性 23 十、附錄 計(jì)算程序 27 十一、參考文獻(xiàn) 30 設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù) 載質(zhì)量：5000kg 整備量：3700kg 空車時(shí)：前軸負(fù)荷：18855N 后軸負(fù)荷：17405N 滿載時(shí)：前軸負(fù)荷： 28136N 后軸負(fù)荷： 57124N 尺 寸： 軸 距： 4250mm 一、懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c

8、 之比，即 貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)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(diǎn)的振動(dòng)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= 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： g

9、：重力加速度（9.8N/kg）,代入上式得到： n=15.42/ n: hz : mm 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動(dòng)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?yàn)椴煌钠噷?duì)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?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9hz. 由 n=15.42/ 得， =65.8mm，取=66mm 二、 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到

10、結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： =80mm 三、 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(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)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(shí)的簧上質(zhì)量m=25843/9.8=2637kg） n= 可得 C=375.4N

11、/mm 四、彈性元件的設(shè)計(jì) 4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 布置形式為對(duì)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(shí)負(fù)荷=5829kg?；上虏糠趾芍兀纱丝捎?jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： 由前面選定的參數(shù)知： （動(dòng)堯度） 4.2.1滿載弧高 ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)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=(0.40～0.55)軸距；貨

12、車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 （2） 鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)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 , 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(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)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(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對(duì)于對(duì)稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm）

13、 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(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)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對(duì)于彈簧： L=1490mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N

14、/，后副簧為220～250 N/。 ==28225N L=1490mm k=0.5 S=200mm =500 N/. 再計(jì)算主簧平均厚度： =15.6mm 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(nèi)選取。 b =102mm 通過查手冊(cè)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(shè)計(jì)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間的干摩擦，改善汽車的行駛平順

15、性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)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6～14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在1～4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 先將各片的厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)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(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)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(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊

16、的交點(diǎn)即為各片長度。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長度： 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(hào) 1 2 3 4 5 6 7 長度（mm） 1490 1399 1306 1214 1121 1029 937 序號(hào) 8 9 10 11 12 13 14 長度（mm） 845 753 660 569 476 384 292 4.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的

17、驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；； 式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94，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。 =1490/2-0.5*0.5*200=695mm (1) 主簧剛度驗(yàn)算 表4-2 K 1 2 3 4 5 6 7 45.5 92 138 184.5 230.5 276.5 322.5 0 42 88

18、 134.5 180.5 226.5 272.5 K 8 9 10 11 12 13 368.5 415 460.5 507 553 599 318.5 365 410.5 457 503 549 由公式(mm-4)，得： Y1=1.1810-4 Y2=5.8810-5 Y3=3.9210-5 Y4=2.9410-5 Y5=2.3510-5 Y6=1.9610-5 Y7=1.6810-5 Y8=1.4710-5 Y9=1.3110-5 Y10=1.

19、1810-5 Y11=1.0710-5 Y12=0.9810-5 Y13=0.910-5 Y14=0.8510-5表4-3 K 1 2 3 4 5 6 7 5.8810-5 1.9610-5 0.9810-5 0.5910-5 0.3910-5 0.2810-5 0.2110-5 K 8 9 10 11 12 13 0.1610-5 0.1310-5 0.1110-5 0.0910-5 0.0810-5 0.0610-5 、列表如下， (mm-1) 表4-4 、 K

20、 1 2 3 4 5 6 7 5.5 15.3 25.8 37.05 47.8 59.2 105 0 1.45 6.7 14.4 23 32.5 42.5 K 8 9 10 11 12 13 114 95.7 103.5 117.3 135.3 107.5 51.7 63.2 76.1 85.9 102 99.3 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： 將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度

21、 與設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高： 彈簧： =15.58mm 則 =66+15+15.58=96.98mm

22、 （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：=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 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）。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取

23、過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩： 或 下面分別計(jì)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： E= N/ =10mm 然

24、后用上述公式計(jì)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 i 1 2 3 4 5 6 7 Ri(mm) 2884 2880 2876 2872 2868 2862 2860 i 8 9 10 11 12 13 14 Ri(mm) 2858 2856 2854 2852 2850 2848 2846 （4）鋼板彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計(jì)算： 如果第i片的片長為，則第i 片彈簧的弧高為： 主簧：將各片

25、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 i 1 2 3 4 5 6 7 Hi(mm) 96.2 84.9 74.1 64.1 54.8 46.2 38.4 i 8 9 10 11 12 13 14 Hi(mm) 31.2 24.8 19.0 14.2 9.9 6.5 3.7 4.5、 鋼板彈簧總成弧高的核算 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的 1/=

26、 式中，第i片長度。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。 先對(duì)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： 然后再代入H =96.86mm 原設(shè)計(jì)值為H0=96.98mm，相差不大，符合要求。 五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，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(yīng)力用下式計(jì)算 =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移

27、系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。 由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度： 其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。 六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 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(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MP

28、a。代入上式得： 主片符合強(qiáng)度要求。 七、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 對(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)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[]≤7—9 N/mm。 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。 八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)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(duì)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(shí)，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時(shí)也激發(fā)出較長時(shí)間的振動(dòng)，使乘坐不適。

29、與彈性元件并聯(lián)安裝的減振器可很快衰減這種振動(dòng)，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(diǎn)，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(shí)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(jì)中，前懸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(duì)阻尼系數(shù)ψ

30、 上圖所示為減振器的阻力——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(dòng)速度v之間的關(guān)系為： 式中，σ為減振器阻尼系數(shù)。 上圖所示為減振器的阻力——速度特性。該圖具有如下特點(diǎn)：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(shù)σ=F/u，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，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(dòng).式周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼

31、系數(shù) 的大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢速度。 的表達(dá)式為： 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(duì)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(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能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(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) 取得小些，伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) 取得大些。兩者之間保持有 ψ=（0.25~0.50） 的關(guān)系。設(shè)計(jì)時(shí)，先選取 與 的平均值 。對(duì)于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 =0.25~0.

32、35；對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 值取小些。對(duì)于行駛路面條件較差的汽車， 值應(yīng)取大些，一般取 ；為避免懸架碰撞車架，取ψy =0.5 ψs 。 本設(shè)計(jì)中， 取ψ=0.3，ψs =0.4， ψy=0.2 8.2.2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 。實(shí)際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確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)δ 為： 圖8.3 根據(jù)公式 ， 可得出：可得出：=2n 代入數(shù)據(jù)得：ω =11.9 Hz，取a/R = 0.7 ，α =15 按滿載計(jì)算有：簧上質(zhì)量

33、 后懸： Ms2=2637kg 代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為： 后懸 =16825.1N/m 8.2.3 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(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸 荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 Vx ，按上圖安裝形式時(shí)有：=Aarcos/b 式中，Vx為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A 為車身振幅，取 40 mm；ω 為懸架震動(dòng)固有頻率。 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得卸荷速度為： Vx =0.0411.90.7cos15=0.

34、30m/s 符合Vx 在0.15～0.30 之間范圍要求。 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0 = cδVx 可以計(jì)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 =7571N 8．2．4 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(jì)算工作缸直徑D 為： 其中，[p]——工作缸最大壓力，在3 MPa ～4 MPa ，取[p]=4MPa ； λ ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ =0.4～0.5，取λ =0.5。 代入計(jì)算得工作缸直徑D 為： 后懸

35、 D =65 mm 減振器的工作缸直徑D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。選取時(shí)按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按下表選擇。 后懸選擇工作缸直徑D=65mm 的減振器，對(duì)照下表選擇其長度： 活塞行程S=150mm，基長L=210mm，則： Lmin=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(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性 (參考《汽車?yán)碚摗稰278 題6.5

36、之第1問) 9.1 基本參數(shù)的確定 由《汽車?yán)碚摗返诹驴芍? 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： “人體-座椅”系統(tǒng)參數(shù)：。車速，B級(jí)路面下的路面不平度系數(shù)，參考空間頻率n0=0.1m-1。 計(jì)算時(shí)頻率步長，計(jì)算頻率點(diǎn)數(shù)。 9.2 汽車平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)的計(jì)算 通過計(jì)算并畫出幅頻特性、、和均方根值譜、、譜圖。進(jìn)一步計(jì)算值 由計(jì)算公式得， 將以上公式通過計(jì)算機(jī)編程求解可得， （程序請(qǐng)看附錄一） 幅頻特性、、和均方根值譜、、譜圖如下： 圖9-1

37、幅頻特性 圖9-2 幅頻特性 圖9-3 幅頻特性 圖9-4均方根值譜

38、 圖9-5均方根值譜 圖9-6均方根值譜 計(jì)算值如下： 路面不平度加速度均方根值=0.3523 車輪加速度均方根=0.3237 車身加速度均方根值=0.0239 人體加速度均方根值= 0.0245 加權(quán)加速度均方根值=0.0155 加權(quán)振級(jí)=83.8043dB 由《汽車?yán)碚摗繁?-2查得車上乘客沒有不舒適的感覺。

39、 十、附錄 計(jì)算程序 f0=1.9;yps=0.25;gama=9;mu=9.5; fs=3;ypss=0.25;g=9.8;a0=10^(-6); ua=20;Gqn0=2.56*10^(-8);n0=0.1;detaf=0.2;N=180; f=detaf*[0:N];lamta=f/f0;lamtas=f/fs;Wf=0*f; deta=((1-lamta.^2).*(1+gama-1/mu*lamta.^2)-1).^2+4*yps^2*lamta.^2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.^2

40、).^2; z1_q=gama*sqrt(((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2)./deta); z2_z1=sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2)); p_z2=sqrt((1+(2*ypss*lamtas).^2)./((1-lamtas.^2).^2+(2*ypss*lamtas).^2)); z2_q=gama*sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./deta); p_q=p_z2.*z2_q; jfg_Gqddf=4*pi^2*sqrt(Gqn0

41、*n0^2*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.^2)) sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f.^2)) sigmazdd2=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd2f.^2)) sigmaa=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf.^2)) for i=1:(N+1) if f(i)<=2 Wf(i)=0.5;

42、 elseif f(i)<=4 Wf(i)=f(i)/4; elseif f(i)<=12.5 Wf(i)=1; else Wf(i)=12.5/f(i); end end kk=Wf.^2.*jfg_Gaf.^2; aw=sqrt(trapz(f,kk)) Law=20*log10(aw/a0) plot(f,z1_q),title(幅頻特性|z1/q|, (f=1.9Hz, ζ=0.25,γ=9,μ=9.5)),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(|z1/q|) pause

43、 plot(f,z2_z1),title(幅頻特性|z2/z1|,(f=1.9Hz, ζ=0.25,γ=9,μ=9.5)),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(|z2/z1|) pause plot(f,p_z2),title(幅頻特性|p/z2|,(fs=1.9Hz, ζs=0.25)),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(|p/z2|) pause plot(f,jfg_Gzdd1f),title(車輪加速度均方根值√Gz1(f)譜圖),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(√Gz1(f)) pause plot(f,jfg_Gzdd2f),t

44、itle(車身加速度均方根值√Gz2(f)譜圖),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(√Gz2(f)) pause plot(f,jfg_Gaf),title(人體加速度均方根值√Ga(f)譜圖),xlabel(激振頻率f/Hz),ylabel(√Ga(f)) 參考文獻(xiàn) 1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版） 2．汽車工程手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊(cè)） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車?yán)碚? 機(jī)械工業(yè)出版社