商用汽車前懸架設計

商用汽車前懸架設計,商用,汽車,懸架,設計 本科課程設計說明書 懸架設計 學 院 機械與汽車工程學院 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 陳成峰 學生學號 201030081193 指導教師 提交日期 2012年 7 月 日 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車學院 班級：車輛二班 姓名：陳成峰 一．設計任務：商用汽車前懸架設計 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 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，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動時前軸軸荷轉移系數(shù)，驅(qū)動時后軸軸荷轉移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設計出一套完整的前懸架，設計過程中要進行必要的計算。 3．懸架結構設計和主要技術參數(shù)的確定 （1）前懸架主要性能參數(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 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系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術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，分析有關原始資料，復習有關講課內(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 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 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。 （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：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 目錄 第一部分 載貨汽車前懸架設計 一、設計的主要數(shù)據(jù) 6 二、懸架主要參數(shù)的確定 6 （1） 懸架的靜撓度 6 （2） 懸架的動撓度 7 （3） 懸架的彈性特性 7 （4） 懸架剛度 7 三、彈性元件的設計 7 （1） 鋼板彈簧的布置方案選擇 7 （2） 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 7 ①滿載弧高 8 ②鋼板彈簧長度L的確定 8 ③鋼板彈簧斷面尺寸的確定 8 ④鋼板彈簧各片長度的確定 10 （3） 鋼板彈簧剛度的驗算 10 （4） 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 11 ①鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 11 ②鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 12 ③鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 12 （5） 鋼板彈簧總成弧高的核算 13 四、鋼板彈簧強度驗算 14 第二部分 減振器設計 一、減振器的分類 16 二、減振器的相對阻尼系數(shù) 16 三、阻尼系數(shù)的確定 18 四、最大卸荷力的確定 19 五、減振器工作缸直徑D的確定 19 第一部分 載貨汽車前懸架設計 一、設計的主要數(shù)據(jù) 載質(zhì)量：4000kg 整備量：3140kg 空車：前軸負荷：16001.44N 后軸負荷：14770.56N 滿載：前軸負荷：22391.04N 后軸負荷：47580.96N 尺寸：軸距：4000mm 二、懸架主要參數(shù)的確定 （1）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f與此時懸架剛度c 之比，即 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： 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：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=5/ n: Hz : 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，貨車的前懸架要求在1.50～2.10hz之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.80Hz.。 （2） 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構容許的最大變形時，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6～9cm.。本設計選擇： （3） 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。 （4） 懸架剛度 單個鋼板彈簧滿載載荷： = n=1.80Hz , m=985.4kg,代入公式： n= 可得 c=125.91N/mm 三、彈性元件的設計 （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。 （2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時負荷=2284.8kg?；上虏糠趾芍?，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： = 由前面選定的參數(shù)知： 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?。? ② 鋼板彈簧長度L的確定： A．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；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 B．鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗L = 0.30軸距，并結合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主片的長度為1200mm. ③ 鋼板彈簧斷面尺寸的確定： A.鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，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。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） 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)，再估計一個總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對于主簧： L=1200mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 計算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應力,取=450 N/ =9656.92N L=1200mm k=0.5 S=200mm 將上面數(shù)據(jù)代入公式，得： 5901.45 再計算主簧平均厚度： 10.37mm 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，取 b = 80mm B.鋼板彈簧片厚h的選取: 解得h=6.90 取h=7mm 本設計采用等厚片，片厚為7mm。 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。 C.鋼板斷截面形狀的選擇： 本設計選取矩形截面。 D.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6～14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1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結合國內(nèi)外資料初步選取本貨車的片數(shù)為14片。 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邊斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。 各片鋼板的長度如表： 序號 1 2 3 4 5 6 7 長度（mm） 1200 1200 1058 986 915 843 772 序號 8 9 10 11 12 13 14 長度（mm） 700 629 558 486 415 343 272 （3） 鋼板彈簧剛度的驗算 在此之前，有關撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為： C= 其中， ； ；。 式中，a為經(jīng)驗修正系數(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。 K 1 2 3 4 5 6 7 （mm） 0 71 107 142.5 178.5 214 250 （mm） -50 21 57 92.5 128.5 164 200 K 8 9 10 11 12 13 （mm） 285.5 321 357 392.5 428.5 464 （mm） 235.5 271 307 342.5 378.5 414 由公式(mm-4)，得： Y1=4.37×10-4 Y2=2.19×10-4 Y3=1.46×10-4 Y4=1.09×10-4 Y5=0.87×10-4 Y6=0.73×10-4 Y7=0.62×10-4 Y8=0.55×10-4 Y9=0.49×10-4 Y10=0.44×10-4 Y11=0.40×10-5 Y12=0.36×10-4 Y13=0.34×10-4 Y14=0.31×10-4 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =741.13N/mm 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 =1268.55N/mm 與設計值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 （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 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算： 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。 重新校核后， c=125.91N/mm 由：= 則=128.46mm ②鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=1401.21mm. 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）。在已知和各片彈簧的預應力的條件下，可以用式計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 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300～350N/內(nèi)選取。1～4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： 或 下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： E= N/ =7mm 然后用上述公式計算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結果見下表： 各片在自由狀態(tài)下曲率半徑： i 1 2 3 4 5 6 7 Ri（mm） 1416.3 1413.6 1410.9 1408.2 1405.5 1401.2 1399.9 i 8 9 10 11 12 13 14 Ri（mm） 1398.6 1397.2 1395.9 1394.6 1393.2 1391.9 1390.6 （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 1/= 式中，第i片長度。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 上式計算的結果應與計算的設計結果相近。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： 然后再代入H=128.17mm。 原設計值為H0=128.46mm，相差不大，符合要求。 四、鋼板彈簧強度驗算 （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)的最大應力用下式計算： = = 325.2MPa<1000Mpa 式中，為作用在前輪上的垂直載荷；為制動時前軸負荷轉移系數(shù)，轎車：=1.2~1.4，貨車：1.4~1.6；、為鋼板彈簧前后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)；c為彈簧固定點到路面的距離。 符合強度要求。 （2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算。 ①鋼板彈簧主片應力σ是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，即： 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 為主片卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應力[σ]取為350MPa。代入上式得： =134.8 MPa < [] = 350MPa 主片卷耳符合強度要求。 ②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 其中，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。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。 = 彈簧銷滿足強度要求。 第二部分 減振器設計 一、減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內(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振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍空氣中去，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是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之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。 根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10~20MPa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5～5MPa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點，在轎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行駛平順性的性能穩(wěn)定。 二、減振器的相對阻尼系數(shù)ψ 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關系 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 減振器的特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 圖示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：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)，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)而言。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。 汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定衰減的快慢速度。的表達式為： 式中：—為懸架系統(tǒng)的垂直剛度； —為簧上質(zhì)量； —為阻尼系數(shù)。 上式表明，相對系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。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；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取的小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關系。 設計時，先選取與的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取 =0.25～0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 。 取 =0.3，則有： 計算得：伸張行程的相對阻尼系數(shù)=0.4 壓縮行程的相對阻尼系數(shù)=0.2 三、阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上，應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。 式中，為相對阻尼系數(shù)；為簧上質(zhì)量；懸架系統(tǒng)固有振動頻率；為減震器軸線與鉛垂線之間的夾角。 計算可得，前懸 = 2×0.3×985.4×11.3/cos2100 = 6888.73 四、最大卸荷力的確定 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，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s。 已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是： 前懸 =6888.73×0.2 = 1377.75N 五、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計算工作缸直徑D為： 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，取[p]=3.5MPa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減振器取=0.30～0.35，取為0.3。 前懸工作缸直徑 =23.47mm 參考標準 所以前懸選擇工作缸直徑D=30mm 的減振器，對照表格選擇其長度： 活塞形程S=250mm，基長L=120mm，則： Lmin=L+S =120+250 =370mm（壓縮到底的長度） Lmax= L+S= 370 +250 =620mm （拉足的長度） 取貯油缸直徑Dc = 44mm ，壁厚取2mm 。 22