課程設(shè)計(jì)--商用汽車后懸架設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　專業(yè)課程設(shè)計(jì)說明書</b></p><p>　　題目：商用汽車后懸架設(shè)計(jì)</p><p>　　學(xué) 院 機(jī)械與汽車學(xué)院</p><p>　　專業(yè)班級 10車輛工程一班</p><p>　　學(xué)生姓名 </p><p>　　學(xué)生學(xué)號

2、 </p><p>　　指導(dǎo)教師 </p><p>　　提交日期 2013 年 7 月 12 日</p><p>　　一．設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車后懸架設(shè)計(jì)</p><p>　　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</p><p>　　額定裝載質(zhì)量5000KG 最大總質(zhì)量 87

3、00KG </p><p><b>　　軸荷分配</b></p><p>　　空載 前：后 52:48</p><p>　　滿載 前：后 32:68</p><p>　　滿載校核后 前：后 33：:67</p><p><b>　　質(zhì)心位置：</b></p>

4、<p>　　高度：空載 793mm</p><p>　　滿載 1070mm</p><p>　　至前軸距離： 空載 2040mm</p><p>　　滿載 2890mm </p><p><b>　　三．設(shè)計(jì)內(nèi)容</b></p><p>　　主要進(jìn)行懸架設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括

5、：</p><p>　　1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則</p><p>　　2．根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動機(jī)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，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動時(shí)前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動時(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。</p><p>　　3．懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和主

6、要技術(shù)參數(shù)的確定</p><p>　?。?）后懸架主要性能參數(shù)的確定</p><p>　?。?）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定</p><p>　　（3）鋼板彈簧剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算</p><p>　?。?）減振器主要參數(shù)的確定</p><p>　　4．繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖</p><p&

7、gt;　　5．負(fù)責(zé)整車質(zhì)心高度和軸荷的計(jì)算和校核。</p><p>　　*6．計(jì)算20m/s車速下，B級路面下整車平順性(參見<汽車?yán)碚?gt;P278 題6.5之第1問)。</p><p><b>　　四．設(shè)計(jì)要求 </b></p><p>　　1．鋼板彈簧總成的裝配圖，1號圖紙一張。</p><p>　　裝配圖

8、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。</p><p>　　2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。</p><p>　　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)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。</p><p>

9、;　　3．編寫設(shè)計(jì)說明書。</p><p>　　五．設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排</p><p><b>　　本課程設(shè)計(jì)為2周 </b></p><p>　?。保鞔_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。</p><p>　　２．設(shè)計(jì)計(jì)算

10、 0.5周</p><p>　?。常L圖 0.5周</p><p>　?。矗帉懻f明書、答辯 0.5周</p><p>　　六、主要參考文獻(xiàn)1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第三版）2．汽車工程手冊    

11、; 機(jī)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．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?#160;    機(jī)械工業(yè)出版社</p><p><b>　　七．注意事項(xiàng)</b></p><p>　?。?）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

12、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。</p><p>　?。?）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。</p><p>　　（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。</p>

13、;<p><b>　　八．成績評定</b></p><p><b>　　出勤情況（20%）</b></p><p>　　設(shè)計(jì)方案與性能計(jì)算（40%）</p><p><b>　　圖紙質(zhì)量（20%）</b></p><p>　　說明書質(zhì)量（20%）</p>

14、;<p>　　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。 </p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　一、懸架的靜撓度6</p><p>　　二、 懸架的動撓度7</p><p>　　三、 懸架的彈性特性7</p><p>　　四、彈性元件的

15、設(shè)計(jì)8</p><p>　　4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇8</p><p>　　4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定8</p><p>　　4.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算13</p><p>　　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</p><p>　　4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算18<

16、/p><p>　　五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算18</p><p>　　六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算19</p><p>　　七、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算19</p><p>　　八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算20</p><p>　　九*、計(jì)算20m/s車速下，B級路面下整車平順性23</p><p>

17、　　十、附錄 計(jì)算程序27</p><p>　　十一、參考文獻(xiàn)30</p><p><b>　　設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù)</b></p><p>　　載質(zhì)量：5000kg </p><p>　　整備量：3700kg</p><p>　　空車時(shí)：前軸負(fù)荷：18855N 后軸負(fù)荷：17405

18、N</p><p>　　滿載時(shí)：前軸負(fù)荷： 28136N 后軸負(fù)荷： 57124N</p><p>　　尺 寸： 軸 距： 4250mm</p><p><b>　　一、懸架的靜撓度</b></p><p>　　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 之比，即</p>

19、;<p>　　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(diǎn)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：</p><p>　　n= </p><p>　　式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）&l

20、t;/p><p><b>　　又靜撓度可表示為：</b></p><p>　　g：重力加速度（9.8N/kg）,代入上式得到：</p><p>　　n=15.42/ </p><p><b>　　n: hz</b></p><p>

21、;<b>　　: mm</b></p><p>　　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。</p><p>　　又因?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛幌嗤涇嚨暮髴壹芤笤?.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.</p><p>　　

22、由 n=15.42/ 得， =65.8mm，取=66mm </p><p><b>　　二、 懸架的動撓度</b></p><p>　　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(shí)，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(shè)計(jì)選擇：</p><p><b>　　=80m

23、m</b></p><p>　　三、 懸架的彈性特性</p><p>　　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，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。</p><p>　　n=1.9hz , m=2637kg,代入公式：（滿載時(shí)的簧上質(zhì)量m=25843/9.8=2637kg）&l

24、t;/p><p>　　n= </p><p>　　可得 </p><p>　　C=375.4N/mm</p><p><b>　　四、彈性元件的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　4.1 鋼板彈簧的布置方案

25、選擇</p><p>　　布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧</p><p>　　4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定</p><p>　　已知滿載靜止時(shí)負(fù)荷=5829kg?；上虏糠趾芍?，由此可計(jì)算出單個鋼板彈簧的載荷：</p><p>　　由前面選定的參數(shù)知：</p><p>　?。▌訄蚨龋?</p>

26、<p>　　4.2.1滿載弧高 ：</p><p>　　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.在此取：</p><p>　　4.2.2鋼板彈簧長度L的確定：</p><p><b>　?。?） 選擇原則：</b></p><p>　　鋼板彈簧長

27、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。</p><p>　?。?） 鋼板彈簧長度的初步選定：</p><p>　　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 , </p><p>　　4.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定

28、：</p><p>　?。?） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定：</p><p>　　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。對于對稱式鋼板彈簧</p><p>　　式中： S——U形螺栓中心距（mm）</p><p>　　k——U形螺栓夾緊(剛性夾

29、緊，k取0.5)；</p><p>　　c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=;</p><p>　　——為撓度增大系數(shù)。</p><p>　　撓度增大系數(shù)的確定：</p><p>　　先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。</p><p><b>　　對于彈簧：<

30、/b></p><p>　　L=1490mm </p><p>　　k=0.5 </p><p>　　S=200mm </p><p><b>　　=2 </b></p><p><b>　　=14</b></p><

31、p>　　=1.5/=1.5/=1.35</p><p><b>　　E=2.1N/</b></p><p>　　計(jì)算主簧總截面系數(shù)：</p><p>　　式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。</p><p><b>　　==28225N</b>

32、</p><p>　　L=1490mm </p><p><b>　　k=0.5 </b></p><p>　　S=200mm </p><p><b>　　=500 N/.</b></p><p>　　再計(jì)算主簧平均厚度：</p><

33、p><b>　　=15.6mm</b></p><p>　　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。</p><p><b>　　b =102mm</b></p><p>　　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。</p><p>　?。?）

34、鋼板斷截面形狀的選擇：</p><p>　　本設(shè)計(jì)選取矩形截面。</p><p>　?。?） 鋼板彈簧片數(shù)的選擇：</p><p>　　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

35、～4選取。</p><p>　　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， </p><p>　　4.2.4 鋼板彈簧各片長度的確定</p><p>　　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

36、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：</p><p>　　圖4-1 確定主簧各片長度圖</p><p>　　表4-1鋼板彈簧各片長度</p><p>　　4.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算</p>&

37、lt;p>　　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，剛度的驗(yàn)算公式為：</p><p>　　C= </p><p><b>　　其中， ； ；；</b></p><p>　　式中，為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94，E為材料彈性模量； 為

38、主片和第（k+1）片的一般長度。</p><p>　　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。</p><p>　　=1490/2-0.5*0.5*200=695mm</p><p><b>　　主簧剛度驗(yàn)算</b></p&

39、gt;<p><b>　　表4-2 </b></p><p>　　由公式(mm-4)，得：</p><p>　　Y1=1.18×10-4 Y2=5.88×10-5 Y3=3.92×10-5 Y4=2.94×10-5</p><p>　　Y5=2.35

40、×10-5 Y6=1.96×10-5 Y7=1.68×10-5 Y8=1.47×10-5 Y9=1.31×10-5 </p><p>　　Y10=1.18×10-5 Y11=1.07×10-5 Y12=0.98×10-5 Y13=0.9×10-5 Y14=0

41、.85×10-5表4-3 </p><p>　　、列表如下， (mm-1)</p><p><b>　　表4-4 、</b></p><p>　　將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度：</p><p>　　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</p>

42、<p>　　與設(shè)計(jì)值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。</p><p>　　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</p><p>　?。?）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高</p><p>　　鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算：</p><p>　　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

43、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。</p><p>　　下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：</p><p><b>　　彈簧：</b></p><p><b>　　=15.58mm </b></p><p>　　則 =66+15+15.58=96.98mm

44、 </p><p>　　（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：</p><p>　　鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2862mm.</p><p>　?。?）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定</p><p>　　矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定</p>

45、<p>　　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。</p><p>　　對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

46、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。</p><p>　　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：</p><p>　　或 </p><p>　　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：</p>

47、<p><b>　　主簧：</b></p><p>　　E= N/ =10mm</p><p>　　然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4：</p><p>　　表4-6 鋼板彈簧在自由狀態(tài)下曲率半徑</p><p>　?。?）鋼板彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的

48、計(jì)算：</p><p>　　如果第i片的片長為，則第i 片彈簧的弧高為： </p><p>　　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</p><p>　　表4-7 簧總成各片在自由狀態(tài)弧高</p><p>　　4.5、 鋼板彈簧總成弧高的核算</p><p>　　根據(jù)最小勢能原理

49、，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 </p><p>　　1/= </p><p><b>　　式中，第i片長度。</b></p><p>　　鋼板彈簧的總成弧高為</p><p><b>　　H</b><

50、;/p><p>　　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。</p><p>　　先對主簧的總成弧高核算</p><p>　　將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：</p><p>　　然后再代入H =96.86mm</p><p>　　原設(shè)計(jì)值為H0=96.98mm，相差不

51、大，符合要求。</p><p>　　五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算</p><p>　　當(dāng)貨車牽引驅(qū)動時(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 </p><p>　　=+ </p><p>　　式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~

52、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。</p><p>　　由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度：</p><p>　　其中牽引驅(qū)動時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 </p><p>　　主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。</p><p>　　驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。<

53、;/p><p>　　六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算</p><p>　　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：</p><p>　　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350MPa。代入上式得：</p><p><b>　　主片符合強(qiáng)度要求。</

54、b></p><p>　　七、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算</p><p>　　對鋼板彈簧銷要驗(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。</p><p>　　彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。</p><

55、;p>　　八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　8.1減振器的分類 </p><p>　　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，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。<

56、/p><p>　　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

57、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。</p><p>　　8.2主要性能參數(shù)的選擇</p><p>　　8.2.1相對阻尼系數(shù)ψ</p><p>　　上圖所示為減振器的阻力——速度特性。</p><p>　　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： 式

58、中，σ為減振器阻尼系數(shù)。</p><p>　　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。</p><p>

59、;　　汽車懸架有阻尼以后，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的快慢速度。 的表達(dá)式為： </p><p>　　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)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)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減

60、，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)的相對阻尼系數(shù) 取得小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(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 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 =0.25~0.35；對于有內(nèi)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(yīng)取大些，一般取 ；為避免懸架碰撞車架，取ψy =0.5 ψs 。</p>

61、<p>　　本設(shè)計(jì)中， 取ψ=0.3，ψs =0.4， ψy=0.2 </p><p>　　8.2.2減振器阻尼系數(shù)的確定</p><p>　　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：</p><p><b>　　圖8.3</b&

62、gt;</p><p>　　根據(jù)公式 ， 可得出：可得出：=2n</p><p>　　代入數(shù)據(jù)得：ω =11.9 Hz，取a/R = 0.7 ，α =15°</p><p>　　按滿載計(jì)算有：簧上質(zhì)量 </p><p>　　后懸： Ms2=2637kg</p><

63、;p>　　代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為： 后懸 =16825.1N/m</p><p>　　8.2.3 減振器最大卸荷力 F0 的確定</p><p>　　為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸</p><p>　　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</p>

64、<p>　　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 為懸架震動固有頻率。</p><p>　　代入數(shù)據(jù)計(jì)算得卸荷速度為：</p><p>　　Vx =0.04×11.9×0.7×cos15°=0.30m/s</p><p>　　符合Vx 在0.15～0.

65、30 之間范圍要求。</p><p>　　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：</p><p>　　后懸 F =7571N</p><p>　　8．2．4 減振器工作缸直徑D 的確定</p><p>　　根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F 0

66、計(jì)算工作缸直徑D 為： </p><p>　　其中，[p]——工作缸最大壓力，在3 MPa ～4 MPa ，取[p]=4MPa ；</p><p>　　λ ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ =0.4～0.5，取λ =0.5。</p><p>　　代入計(jì)算得工作缸直徑D 為：</p><p>　　后懸

67、 D =65 mm</p><p>　　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。</p><p>　　后懸選擇工作缸直徑D=65mm 的減振器，對照下表選擇其長度：</p><p>　　活塞行程S=150mm，基長L=210mm，則：</p><

68、;p>　　Lmin=L+S =210+150 =360mm（壓縮到底的長度）</p><p>　　Lmax= L+S= 360 +150 =510mm （拉足的長度）</p><p>　　取貯油缸直徑Dc = 90mm ，壁厚取2mm</p><p>　　九*、計(jì)算20m/s車速下，B級路面下整車平順性</p><p>　　(參考《汽車

69、理論》P278 題6.5之第1問) </p><p><b>　　基本參數(shù)的確定</b></p><p>　　由《汽車?yán)碚摗返诹驴芍?lt;/p><p>　　貨車可以簡化成僅有車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)，</p><p><b>　　右圖所示，</b></p><p>　　車身-車

70、輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)如下：</p><p>　　“人體-座椅”系統(tǒng)參數(shù)：。車速，B級路面下的路面不平度系數(shù)，參考空間頻率n0=0.1m-1。</p><p>　　計(jì)算時(shí)頻率步長，計(jì)算頻率點(diǎn)數(shù)。</p><p>　　9.2 汽車平順性評價(jià)指標(biāo)的計(jì)算</p><p>　　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</p>

71、<p><b>　　由計(jì)算公式得，</b></p><p>　　將以上公式通過計(jì)算機(jī)編程求解可得， （程序請看附錄一）</p><p>　　幅頻特性、、和均方根值譜、、譜圖如下：</p><p>　　圖9-1 幅頻特性 圖9-2

72、 幅頻特性</p><p>　　圖9-3 幅頻特性 圖9-4均方根值譜 </p><p>　　圖9-5均方根值譜

73、 圖9-6均方根值譜</p><p><b>　　計(jì)算值如下：</b></p><p>　　路面不平度加速度均方根值=0.3523 車輪加速度均方根=0.3237</p><p>　　車身加速度均方根值=0.0239 人體加速度均方根值= 0.024

74、5</p><p>　　加權(quán)加速度均方根值=0.0155 加權(quán)振級=83.8043dB</p><p>　　由《汽車?yán)碚摗繁?-2查得車上乘客沒有不舒適的感覺。</p><p>　　十、附錄 </p><p><b>　　計(jì)算程序</b&g

75、t;</p><p>　　f0=1.9;yps=0.25;gama=9;mu=9.5;</p><p>　　fs=3;ypss=0.25;g=9.8;a0=10^(-6);</p><p>　　ua=20;Gqn0=2.56*10^(-8);n0=0.1;detaf=0.2;N=180;</p><p>　　f=detaf*[0:N];lam

76、ta=f/f0;lamtas=f/fs;Wf=0*f;</p><p>　　deta=((1-lamta.^2).*(1+gama-1/mu*lamta.^2)-1).^2+4*yps^2*lamta.^2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.^2).^2;</p><p>　　z1_q=gama*sqrt(((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2)./d

77、eta);</p><p>　　z2_z1=sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2));</p><p>　　p_z2=sqrt((1+(2*ypss*lamtas).^2)./((1-lamtas.^2).^2+(2*ypss*lamtas).^2));</p><p>　　z2_q

78、=gama*sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./deta);</p><p>　　p_q=p_z2.*z2_q;</p><p>　　jfg_Gqddf=4*pi^2*sqrt(Gqn0*n0^2*ua)*f;</p><p>　　jfg_Gzdd1f=z1_q.*jfg_Gqddf;</p><p>　　jfg_Gzdd2

79、f=z2_q.*jfg_Gqddf;</p><p>　　jfg_Gaf=p_q.*jfg_Gqddf;</p><p>　　sigmaqdd=sqrt(trapz(f,jfg_Gqddf.^2))</p><p>　　sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f.^2))</p><p>　　sigmazdd2=sqr

80、t(trapz(f,jfg_Gzdd2f.^2))</p><p>　　sigmaa=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf.^2))</p><p>　　for i=1:(N+1)</p><p>　　if f(i)<=2</p><p>　　Wf(i)=0.5;</p><p>　　elseif f(i)&

81、lt;=4</p><p>　　Wf(i)=f(i)/4;</p><p>　　elseif f(i)<=12.5</p><p><b>　　Wf(i)=1;</b></p><p><b>　　else </b></p><p>　　Wf(i)=12.5/f(i);

82、</p><p><b>　　end</b></p><p><b>　　end</b></p><p>　　kk=Wf.^2.*jfg_Gaf.^2;</p><p>　　aw=sqrt(trapz(f,kk))</p><p>　　Law=20*log10(aw/a0)&

83、lt;/p><p>　　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|')</p><p><b>　　pause</b></p><p>　　plot(f,

84、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|')</p><p><b>　　pause</b></p><p>　　plot(f,p_z2),title('幅頻特性|p/z2|

85、,(fs=1.9Hz, ζs=0.25)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|p/z2|')</p><p><b>　　pause</b></p><p>　　plot(f,jfg_Gzdd1f),title('車輪加速度均方根值√Gz1(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f

86、/Hz'),ylabel('√Gz1(f)')</p><p><b>　　pause</b></p><p>　　plot(f,jfg_Gzdd2f),title('車身加速度均方根值√Gz2(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('√Gz2(f)')</p&g

87、t;<p><b>　　pause</b></p><p>　　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)')</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p>

88、<p>　　1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第三版） 2．汽車工程手冊     機(jī)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．王望予 汽車設(shè)計(jì)  &