礦用越野車懸架系統(tǒng)的設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 目 錄 摘要 Abstract 第 1 緒論 1 1.1 課題的背景和 意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3 課題研究的目的和內(nèi)容 2 第 2 章 懸架 結(jié)構(gòu)形式的設計及主要參數(shù)的確定 3 2.1 懸架的概念 3 2.2 獨立懸架和非獨立 獨立懸架的特點 3 2.3 前后懸架方案的選擇 4 2.4 懸架 主要參數(shù)的的確定 6 2.5 本章小結(jié) 7 第 3 章 前后懸架彈性元件的 設計 8 3.1 前懸架彈性元件的設計 8 3.1.1 前 懸架螺旋彈簧的計算 8 3.1.2 前懸架螺旋彈簧的校核 10 3.1.3 前懸架減振器的匹配 11 3.2 后懸架彈性元件的設計 16 3.2.1 后懸架鋼板彈簧的計算 16 3.2.2 后懸架鋼板彈簧的校核 23 3.2.3 后懸架減振器的匹配 27 3.3 本章小結(jié) 29 第 4 章 懸架導向機構(gòu)的設計 30 4.1 導向機構(gòu)的設計要求 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 30 4.2 導向機構(gòu)的布置參數(shù) 4.3 導向機構(gòu)的設計 3 2 4.3.1 縱 向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 32 4.3.2 水平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 33 4.3.3 上、下橫臂 長度的確定 34 4.4 本章小結(jié) 34 結(jié)論 35 參考文獻 36 致謝 37 附錄 38 摘 要 礦用防爆越野車是礦藏開采行業(yè)迫切需要的生產(chǎn)設備之一。從 2008 年 4 月起，國家安全監(jiān)督局已下文明令禁止井下使用非防爆車輛。懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架 (或車身 )與車軸 (或車輪 )彈性地連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架 (或車身 )之間的一切力和力矩 ；緩和路面?zhèn)鹘o車架 (或車身 )的沖擊載荷，保證汽車的行駛平順性 ；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性。 本文設計的主要內(nèi)容 有 ： (1)闡述了前后懸架的特點，確定了前后懸架 為雙橫臂獨立懸架后懸架為鋼板彈簧非獨立懸架的 設計方案，確定懸架的結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)。 (2)對前后懸架的彈簧進行設計計算，對主要零部件進行相應的校核，完成前后懸架減震器的匹配，對減振器的主要參數(shù)進行計算及其相關(guān)的校核。 (3)對懸架的導向機構(gòu)的設計，完成懸架導向機構(gòu)的設計方案，確定了懸架導向機構(gòu)的布置參數(shù)，完成了前懸架上下橫臂在縱向平面和在橫向平面上的布置方案，確定上下橫臂的長度。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 關(guān)鍵詞 ： 雙橫臂獨立懸架 ； 鋼板彈簧；非獨立懸架； 導向機構(gòu)的布置參數(shù)； 減震器 ；上下橫臂 ABSTRACT Mining SUV explosion Proof vehicles is one of urgently needed Production equipment in Coal mining industry.Sinee04.2008 the national security agency has banned the use of underground un explosion proof vehicles.Modern automobile suspension is one of the important assembly on the frame, it (or body) and axle (or wheel) elastic ground joined up.Its main task is to transfer function and frame (or in the wheels of the body) all force and torque between； Ease road to frame (or body), ensure the impact load of car ride comfort and sex； Ensure the wheels and the load changes in pavement uneven has ideal motion characteristics. The main content of this design： (1)Expounds the characteristics of before and after suspension, Sure the front suspension for double wishbone suspension for steel plate after suspension spring to the independent suspension design scheme, sure suspension structure form and main parameters(2)Before the spring of suspension design calculation of main components, make corresponding road-line； suspension damper before and after the match, the main parameters of shock absorber is calculated and related dynamicrigidity.(3)The steering mechanism for suspension, complete suspension of design, the design of steering mechanism of suspension steering mechanism to determine the layout parameters, completed the front suspension fluctuation wishbone in the longitudinal plane and transverse plane arrangement plan, determine the length of the arm up and down. 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 Key words: Double Wishbone Suspension；Leaf Spring；To the；Independent Suspension； Steering Mechanism Decorate Parameters；Shock absorber；Fluctuation Wishbone 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 1 章 緒 論 1.1 課題的背景和意義 目前，礦用防爆車 是礦藏開采行業(yè)迫切需要的生產(chǎn)設備之一，國內(nèi)大型礦藏井下運輸車輛 (包括人員運送車、貨運車輛 )主要為 4x2 防爆車輛，還有 3000 輛以上非防爆車輛。從 2008 年 4 月起，國家安全監(jiān)督局己下文明令禁止井下使用非防爆車輛。由于井下道路狀況較差，形同越野路面，礦用越野防爆車對于提高井下勞動效率，改善工人的勞動條件和減輕勞動強度顯得尤為重要。我國目前尚未有此類產(chǎn)品，在用礦用越野車均為進口產(chǎn)品，因此設計該款車在替代進口，結(jié)束國外公司的壟斷，研發(fā)具有自主知識產(chǎn)權(quán)的礦用越野車等方面具有重要的意義。國內(nèi)礦用井下越野車輛基本為澳大利 亞的 SMV 及德國的 PAUS 壟斷，購買和維護費用高昂，制約其大量推廣使用，自主開發(fā)一款適合中國國情的，具有自主知識產(chǎn)權(quán)的礦用越野車顯得迫在眉睫。本論文研究的特種防爆礦用越野車國產(chǎn)化程度高，無論在購買成本和使用成本等方面都將大大低于進口產(chǎn)品，設計針對性較強，在性能上將更加適應我國井下作業(yè)，針對井下作業(yè)車這一細分市場其前景非?？春?。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 雖然國內(nèi)學者對普通汽車懸架的設計己經(jīng)進行了大量的研究工作，如多連桿獨立懸架、雙橫臂獨立懸架等。但對一些特種車輛的懸架設計研究很少，如該礦用作業(yè)越野防爆車的多連桿非獨立懸架。如果把普通 汽車的懸架設計經(jīng)驗套加在此特種汽車懸架設計的研究上，是不合適的。因此，有必要將其作為特殊對象來加以研究。該特種礦用作業(yè)車是應我國某礦生產(chǎn)現(xiàn)場人員的強烈要求，為提高工作效率、減少安全事故專門開發(fā)的 4x4 防爆車輛。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 在國外，汽車懸架運動學的研究起步較早，幾乎是隨著獨立懸架的誕生就開始了，而汽車懸架彈性運動學的研究是在上世紀 80 年代興起的。 德 耶爾森 .賴姆帕爾著的汽車底盤基礎對車輪定位參數(shù)做了準確的定義，著重分析了車橋運動學和彈性運動學時軸距、輪距、側(cè)傾軸線和前輪定位參數(shù)的變化 對懸架性能的影響以及對整車操縱穩(wěn)定性的影響。阿達姆措莫托著的汽車行駛性能和安培正人著的汽車的運動與操縱介紹了懸架運動學對汽車行駛性能的影響，并對懸架彈性運動學對汽車操縱穩(wěn)定性的影響進行了較為系統(tǒng)的分析。德國 Wolfgang Matschinsky 編寫的車輛懸架從懸架的理論建模、橡膠支撐的模型出發(fā)對懸架彈性運動學特性的理論分析作了較為深入的研究。在懸架運動學分析中，將懸架簡化成多連桿機構(gòu)，用圖解法來分析輪胎的跳動所引起的懸架變形 ；在懸架彈性運動學分析中，則對懸架模型作了受力分析，推導出變形與力的 關(guān)系，并將橡膠襯套鉸接的處理簡化成三根兩兩垂直的彈簧。 在國內(nèi)，近幾十年來才逐步開展對汽車懸架運動學的研究。中國工程院院士郭孔輝所著汽車操縱穩(wěn)定性對懸架運動學作了最為系統(tǒng)的分析，并且在國內(nèi)首次提出了從側(cè)向力、縱向力轉(zhuǎn)向的角度研究懸架運動學。吉林大學的林逸教授等人在 90 年代也先后在各報刊發(fā)表文章闡述了橡膠元件的基本性能，著重分析了獨立懸架中橡膠元件對汽車操縱穩(wěn)定性的和平順性的影響，并提出了處理彈性運動學問題的一般思路和方法。吉林大學工學博士楊樹凱發(fā)表博士論文橡膠襯套對懸架彈性運動與整車轉(zhuǎn)向特性影響的研究 ，重點分析了影響懸架彈性運動的因素及本質(zhì)原因 (橡膠襯套變形 )。在分析懸架橡膠襯套工況特點和傳統(tǒng)襯套模型不足的基礎上，基于有限元與模態(tài)綜合理論建立了面向結(jié)構(gòu)的橡膠襯套柔性體模型，并進行了試驗研究。 1.3 課題研究的目的和內(nèi)容 礦用越野車在我國應用較廣，其中 懸架是 礦用越野車 的的主要部件，其設計的成功與否決定著車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設計要求。 設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的 懸架系統(tǒng) ，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 車經(jīng)濟的發(fā)展。 所以本題設計一款結(jié)構(gòu)優(yōu)良的 礦用越野車懸架系統(tǒng) 具有一定的 實際意義 。 本課題主要研究內(nèi)容包括 : (l)懸架系統(tǒng)的總體方案設計，它包括對懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式設計和系統(tǒng)各零部件的總體布置設計。 (2)懸架系統(tǒng)的彈簧元件性能設計和導向機構(gòu)布置設計，根據(jù)整車總體布置方案對平順性提出的要求確定懸架系統(tǒng)彈性元件的剛度 ；根據(jù)行駛路面的狀況來確定懸架系統(tǒng)的動撓度 ；根據(jù)整車行駛的姿態(tài)和要求來確定彈性元件的自由長度等 ；根據(jù)懸架導向機構(gòu)設計要求確定導向機構(gòu)布置參數(shù) ；根據(jù)懸架總體布置方案來確定懸架導向機構(gòu)在汽車縱向平面、橫向平面以及水平面內(nèi)布置方案 。 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式的設計及主要參數(shù)的 確定 2.1 懸架的概論 懸架的形式根據(jù)其是用于可轉(zhuǎn)向的前橋，還是后橋，是用于驅(qū)動橋，還是非驅(qū)動橋而有所不同。按照導向機構(gòu)的形式不同，懸架基本上可以分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。屬于后者的有雙橫臂式懸架、麥弗遜式懸架、縱臂式懸架以及斜置單臂式懸架等。在所有非獨立懸架中，車橋在整個彈簧行程范圍內(nèi)運動，為此必須提供車橋上方的空間。對于后橋來說，這就要減小行李箱空間，并使備胎布置困難 ；而對于前橋來說，車橋要布置在發(fā)動機下方，為了獲得足夠的彈簧壓縮行程，即不可避免地要抬高發(fā)動機或者是把它后移。由于這個原因，非獨立 懸架用于前橋常常是在載貨汽車 以及全輪驅(qū)動的多用途轎車中 汽車懸架包括彈性元件，減振器和 傳力裝置 等三部分，這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。從轎車上來講，彈性元件多指螺旋彈簧，它只承受垂直載荷，緩和及抑制不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質(zhì)量小，無需潤滑的優(yōu)點，但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動，它是懸架機構(gòu)中最精密和復雜的機械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等叉形剛架、轉(zhuǎn)向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側(cè)向力及力矩，并保證車輪相對于車架 (或車身 )有確定的相對 運動規(guī)律。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 2.2 獨立懸架和非獨立懸架的特點 雙橫臂獨立懸架的特點是在汽車的每一側(cè)均有兩根橫臂，橫臂外端通過球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)軸連接。兩橫臂可使車輪的上下跳動符合所需的運動學特性，并由橫臂傳力給車身。但是側(cè)向力會產(chǎn)生一個附加力矩，使得曲線行駛時汽車車身的側(cè)傾度增大，這是一個缺點。擺臂需用支座支承，這些支座會在載荷下變形，并影響懸架剛度；由于支座中的橡膠件的扭轉(zhuǎn)使得剛度增大，或是由于部件之間的相互滑動增大了摩擦。因此，要盡可能的減小曲線行駛時車身的側(cè)傾。通過采用較硬的彈簧，附加橫向穩(wěn)定桿或是增大側(cè)傾中心的高度可以達 到這一目的。 不等臂雙橫臂上臂比下臂短。當汽車車輪上下運動時，上臂比下臂運動弧度小。這將使輪胎上部輕微地內(nèi)外移動，而底部影響很小。這種結(jié)構(gòu)有利于減少輪胎磨損，提高汽車行駛平順性和方向穩(wěn)定性 ，如圖 2.1 所示。 圖 2.1 雙橫臂式獨立懸架示意圖 非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是兩側(cè)車輪由一根剛性整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架懸掛在車架的下面。 其主要優(yōu)點是 :(l)結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠 ；(2)車輪同向跳動時，輪距、前束和外傾角沒有變化，從而使得輪胎磨損小和具有良好的轉(zhuǎn) 向安全性 ；(3)彎道行駛時車身側(cè)傾后也沒有車輪外傾角變化 (忽略車軸的彈性變形 )，即可保持輪胎傳遞側(cè)向力的能力不變 ；(4)側(cè)向力產(chǎn)生的力矩通過一根可布置在合適高度的橫臂來承受，并由此影響側(cè)向力引起的不足轉(zhuǎn)向或過多轉(zhuǎn)向性能。 其主要缺點是 :(1)縱向板簧式非獨立懸架由于其縱向長度的限制，使之剛度較大，影響平順性 ；簧下質(zhì)量大 ；(2)在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸 (橋 )和車身側(cè)斜 ；(3)當兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，影響汽車操縱穩(wěn)定性 ；(4)前輪跳動時，懸架容易與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干 涉 ；(5)當汽車直線行駛在凹凸不平下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 的路段上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動，或者一側(cè)車輪跳動時，會產(chǎn)生軸轉(zhuǎn)向特性，影響操縱穩(wěn)定性。 2.3 前后懸架方案的選擇 本設計參考車型為 SMV 礦用越野車的技術(shù)參數(shù)，參數(shù)如下 表 2.1 SMV 礦用越野車參數(shù) 總長 x 總寬 x 總高 (mm) 5500x1800x2100 軸距 (mm) 3300 整車整備質(zhì)量 (kg) 4700 滿載質(zhì)量 (kg) 7800 空載前橋軸荷 (kg) 2320 滿載前橋軸荷 (kg) 2380 空載后橋軸荷 (kg) 2380 滿載后拼軸荷 (kg) 5420 車輪外傾 ( ) 1 主銷內(nèi)傾 ( ) 8 前輪距 (mm) 1575 后輪距 (mm) 1575 最高車速 (km h) 50 滿載質(zhì)心高 (mm) 1000 圖 2.2 SMV 外形圖 由于礦井下的路面環(huán)境惡劣，為了提高駕駛員的舒適性，前懸架采用上下不等長的雙橫臂獨立懸架。 如圖 2.3 所示 。后懸架的軸載荷比較大，采用鋼板彈簧的非獨立懸架。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 2.3 雙橫臂獨立懸架 2.4 懸架主要參數(shù)的確定 1.前后懸架的靜撓度 懸架靜撓度 fc 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 Fw 與此時懸架剛度 k 之比，即 fc=Fw k 汽車前、后懸架與其簧上質(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。且汽車前、后部分車身的固有頻率 (也稱偏頻 )n1 和 n2可用下式表示 : 1n =c15 f ； 2n =25cf(2.1) 用途不同的汽車，對平順性要求亦不同。以運送人為主的乘用車，對平順性的要 求最高，客車次之，貨車更次之。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在 1.502.10Hz，而 后懸架則要求在 1.702.17Hz。選定偏頻以后便可以計算懸架的靜撓度，且希望前、 后懸架的靜撓度接近的同時，后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小一些，從而有利于 防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。 考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦 2cf =(0.60.8) 1cf 。 根據(jù)整車總體設計要求，取前、后懸偏頻 1n =l.75Hz， 2n =2Hz。將偏頻代入上述公式，即可算得該車前懸靜撓度 1cf =8.16cm，取靜撓度值為 82mm；后懸靜撓度下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 2cf=6.25cln，取靜撓 度值為 63mm。 2.前后懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜止平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。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)常碰撞緩沖塊對乘用車df取 58cm，對貨車df取 69cm。 本設計df取 80mm。 3.前后懸架的彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 與由此引起的車輪中心相對于車身位移 f（即懸架的變 形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。本文所選螺旋彈簧為線性螺旋簧，在動撓度行程內(nèi)，其彈簧剛度為線性。 4.前后懸架的側(cè)傾剛度及其在前后懸架的分配 懸架側(cè)傾角剛度是指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。側(cè)傾角過大或過小都不好。一般要求，當汽車彎道行駛時，在 0.4g 的側(cè)向加速度作用下，貨車車身側(cè)傾角不超過 6 7 ，轎車的車身側(cè)傾角在 2.5 4 。 前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角的大小，從而影響車輛的操縱穩(wěn)定性。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性要求 ，汽車在曲線行駛中，一般應使前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應使前懸架具有的側(cè)傾角剛度略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。 另外，汽車設計上常常采用較硬的彈簧，附加橫向穩(wěn)定桿或增大側(cè)傾中心的高度，減小曲線行駛時車身的側(cè)傾。 因整車布置的原因，后軸軸荷較大，必須布置大剛度后懸彈簧，因此引起后懸側(cè)傾角剛度過大，造成前后懸側(cè)傾角剛度失配。由于懸架的側(cè)傾角剛度同時受懸架導向機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)、剛度參數(shù)和彈性元件剛度、簧距的影響，所以可以通過設計合理的導向機構(gòu)來避免前、后懸架側(cè)傾角剛度比例不合理。本文所研究的特種車后懸 導向結(jié)構(gòu) 采用獨特的交叉縱臂結(jié)構(gòu)，當車身傾斜時，不提供附加側(cè)傾剛度 ；前懸導向結(jié)構(gòu)采用兩個具有合適角度的斜置縱臂，當車身傾斜時，提供較大的附加側(cè)傾剛度，實現(xiàn)前、后軸懸架側(cè)傾角剛度的合理分配。 2.5 本章小結(jié) 本章介紹了了懸架的基本結(jié)構(gòu)，介紹了獨立懸架與非獨立懸架的特點，進而 根據(jù)該車的工作環(huán)境以及 整車的總布置要求完成了該特種車的懸架系統(tǒng)的總體設計，根據(jù)下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 前后軸荷的分配及其大小確定了前后懸架的結(jié)構(gòu)形式和總體布置方案。并且 根據(jù)給定的參數(shù) 確定了前后懸架的靜撓度和動撓度， 了解前后懸架的彈性特性， 了解懸架的側(cè)傾角剛 度及其再在前后懸架的分配。 第 3 章 前后懸架彈性元件的設計 3.1 前懸架彈性元件的設計 彈性元件作為懸架的重要組成部分，對懸架的各項性能影響很大。為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動系統(tǒng)的固有頻率應在合適范圍，并盡可能低。 3.1.1 前懸架螺旋彈簧的計算 由第 2.4.1 可知 :前懸靜撓度 1cf =82mm，前橋軸空載質(zhì)量 2320kg， 前橋滿載質(zhì)量2380kg，前輪距 1575mm。 選擇彈簧的類型為冷卷壓縮 彈簧，材料為 60Si2MnA C 類 初選彈簧鋼絲直徑 mmd 25= 初選旋繞比 6=c 彈簧中經(jīng) cdD = = 625 = mm150 初選工作行程 mmh 2= 1.螺旋彈簧剛度 aC =hPP ln - （ 3.1） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 式中：nP 彈簧最大工作載荷； lP 彈簧最小工作載荷。 aC= mmN1472 5.08.9)2 3 20-2 3 80( =2.螺旋彈簧的工作圈數(shù) aC=iDGd348（ 3.2） 式中： D 彈簧中經(jīng) mm d 彈簧鋼絲直徑 mm i 彈簧工作圈數(shù) G 彈簧材料的剪切彈性模量，取 8.3 410 MPa i =aCDGd348=1471508 25103.8 244 =8.16 取 8=i 3.彈簧的總?cè)?shù) 查機械設計手冊 ln =i+2=8+2=10 4.彈簧在最小工作載荷下的變形量 1H =alCP（ 3.3） 1H = mm33.7714 7 5.08.923 20 =5.彈簧最大工作載荷下的變形量 anCpH=2（ 3.4） mmH 33.79147 5.08.923802 =6.彈簧極限載荷下的變形量 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 ajCPH =3 （ 3.5） 式中： jP 極限工作載荷 取jP 25.1= nPmmHj 17.99147 5.08.9238025.1 =7.彈簧的并緊高度 mmdiHb 5.2 1 225)5.08()5.0( =+=+=8.彈簧的自由高度 30 HHH b+=（ 3.6） 式中：3H 彈簧壓并時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在全變形的 20% 80%。取 32 65.0 HH =mmHHHb 55.33465.0 33.795.21265.0 20 =+=+=根據(jù)機械設計手冊查得 0H= mm340 9.彈簧的節(jié)距 mmi dHt = 81.378 255.1-3405.1-010.彈簧的螺旋角 =arctanDt（ 3.6） =arctan2514.3 81.37=25.72 11.彈簧的曲度系數(shù) K =CCC 615.04-4 1-4 +（ 3.7） K = 25.16615.04-64 1-64 =+12.彈簧的最小切應力 3min 8 dKDP l= （ 3.8） min =32514.35.08.9232015025.18 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 min = MPa56.347 13.彈簧的最大切應力 max=38 dKDPn （ 3.9） max=32514.35.08.9238015025.18 max MPa55.356=14.彈簧的許用應力p查機械設計手冊得 p MPa740=3.1.2 前懸架螺旋彈簧 的 校核 圓柱螺旋彈簧按所受載荷分三類，本設計選第二類，載荷作用次數(shù)在 310 610 次范圍內(nèi)。 1.螺旋彈簧的穩(wěn)定性驗算 髙徑比 b 較大的壓縮彈簧，當軸向載荷達到一定值時就會產(chǎn)生側(cè)向彎曲而失去穩(wěn)定性。為了保證使用穩(wěn)定，髙徑比應滿足要求。 本設計為彈簧兩端回轉(zhuǎn)，應滿足 b 2.6。 b= = 3.21503400DHS 符合設計要求 3.1.3 前懸架減震器的匹配 1.減震器的選擇 減震器主要用來抑制彈簧吸震后反彈時的震蕩及來自路面的沖擊，在經(jīng)過不平路面時，雖然吸震彈簧可以過濾路面的震動，單彈簧自身還有往復運動，而減震器就是用來抑制這種彈簧跳躍的。 懸架用得最多的減震器是內(nèi)部沖有液體的液力減震器。汽車車身和車輪振動時，減震器的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了動阻力將震動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減震動的作用。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程，就把這種減震器稱為單向作用式減震器，反之稱為雙向作用式減震器。本設計選用的是雙向作用式減震器。 根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減震器分為搖臂式和筒式兩種，筒式又分為單筒式，雙筒式和充氣式三種。本設計選用的是雙筒式減震器。 本設計選用的雙向作用筒式液壓減振器，一般都具有四個閥，即壓縮閥、伸張閥、流通閥和補償閥。流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱，當閥上的油壓作用力與彈簧力同向時，閥處于關(guān)閉狀態(tài)，完全不流通液流；而當油壓作用力與彈簧力反向時，只要有很小的油壓，閥便能開啟。壓縮閥和伸張 閥是卸載閥，其彈簧較強，預緊力較大，只有當油壓增高到一定程度時，閥才能開啟；而當油壓減低到一定程度時，閥即自行關(guān)閉。雙向作用筒式減振器的基本結(jié)構(gòu)如圖 3.1 所示 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 雙向作用筒式減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，減振器中的活塞在缸筒內(nèi)也作往復運動，則減振器殼體內(nèi)的油液便反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使汽車振動能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。減振器阻尼力的大小隨車架與車橋（或車輪）的相對速 度的增減而增減，并且與油液黏度有關(guān)。 雙向作用筒式減振器工作原理說明。在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內(nèi)活塞向下移動。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥，流回貯油缸。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷撸魍ㄩy關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥流入下腔 。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 3.1 雙向作用筒式減振器基本結(jié)構(gòu) 1 壓縮閥 2 儲油缸 3 伸張閥活塞 4 油封 5 與車架 (身 )相 連 6防塵罩 7 導向座 8 流通閥 9 工作缸 10 補償閥 11 與車橋相連 減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，阻尼力過大，將使懸架彈 性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。 (1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應大，迅速減振。 (3) 當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載 面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。 2.相對阻尼系數(shù) 在減振器卸荷閥打開之前，其中的阻力 F與減振器振動速度 v之間的關(guān)系為 vF = (3.11) 式中： 減振器阻尼系數(shù) 汽車懸架在有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動 ，用相對阻尼系數(shù) 的大小來評定振動衰減的快慢程度。 的表達式為 =)2( scm(3.12) 式中 : c 懸架系統(tǒng)的垂直剛度 sm 簧上質(zhì)量 相對阻尼系數(shù) 的物理意義是：減振器的阻尼作用在不同剛度 c和不同簧上質(zhì)量sm 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) y 取小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù) s 取大些，兩者保持有 y=（ 0.25 0.5）s 的關(guān)系。 設計時，先選取 y 與 s 的平均值 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件 (螺旋彈簧 )懸架，取 =0.250.35。對于有內(nèi)摩擦的彈性元件 (扭桿彈簧 )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 s0.3；為避免懸架碰撞車架，取 y=0.5 s。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 本設計取 =0.32 sy 5.0 =(3.13) 64.0 =+ys(3.14) y =0.213 s=0.427 3.減振器阻尼系數(shù) 的確定 前懸架系統(tǒng)固有振動頻率 smc= (3.15) 4 2 6.887.02 3 8 0101 4 7 3 = 減振器的阻尼系數(shù) = 2sm )cos( 222 an(3.16) 式中： a 減振器下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的交接點之間的距離； n 雙橫臂懸架下橫臂長； 減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 本設 計取 2=an =0 = 47.2 0 6 4 5213.0287.02380426.82 2 = 同理可求拉伸行程的阻尼系數(shù) 87.41387 =s4.最大卸荷力的確定 為求出減振器的最大卸荷力 0F ，先求出當減振器打開卸荷閥時活塞的速度 ，即卸荷速度。 naAvx c os=(3.17) 式中： xv 一般在 0.15 0.30 sm A 車身振幅，取 40 mm =xv sm169.015.0426.81040 3- = 伸張 時 的最大卸荷力 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 0F=sxv N55.6994169.087.41387 =5.減振器工作剛直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工 作剛直徑公式為： D=)-1(P420F （ 3.18） 式中： P 工作缸最大許用壓力，取 3 4MPa，本設計取 4MPa； 連桿直徑與缸筒直徑之比。雙筒式減振器取 0.40 0.50，本設計取 =0.40 =D mm05.55)4.0-1(5.314.355.6 99 442 = 根據(jù) QC/T491 1999汽車筒式減振器 尺寸系列及技術(shù)條件中規(guī)定的工作缸直徑徑系列為： 20mm、 30mm、 40mm、（ 45mm）、 50mm、 65mm 等幾種。 連桿直徑 d= D，儲油筒直徑 Dc=（ 1.351.50） D，壁厚取為 3mm，材料可選 20鋼。本設計取 D=50mm。 活塞桿直徑 mmd 20504.0 = 貯油筒直徑 =cD（ 35.1 50.1 ） D 取 DDc 4.1=mmDc 70504.1 =3.2 后懸架彈性元件的設計 后懸架參數(shù)：滿載后橋載質(zhì)量為 5420kg，簧下載重為 542026%=1409.2kg，單個彈簧載荷 wF =（ 5420-1409.2） 9.80.5=19625.92N，軸距為 3300mm，后懸架的靜撓度 2cf =63mm，動撓度 df =80mm。 選鋼板彈簧材料為 60Si2MnA ；查機械設計手冊可知 MPaa 1372= ， MPab 1568= ；彈簧的彎曲應力為 441 490MPa ；滿載弧高取af =15mm；鋼板彈簧長度取 L=0.4 軸距 ， L=0.43300=1320mm； U 型螺栓中心距取S=10.8cm。 3.2.1 后懸架鋼板彈簧的計算 1.剛板彈簧的總慣性矩 0J 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 )48()-( 30 EckSLJ =（ 3.19） 式中： S U型螺栓中心距（ mm） k U型螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)（剛性夾緊取 k=0.5；撓性夾緊取 k=0） c 鋼板彈簧的垂直剛度（ mmN ） c =cw fF= )(31 263 92.19 652 mmN= 撓度增大系數(shù)，查機械設計手冊取 1.35 E 材料的彈性模量， E=0.2058 610 MPa。 0J= 43 3.72 0 5 8 0 048 35.1312)8.100-1 3 2 0( cm= 2.葉片厚度，寬度和數(shù)目的計算 本設計取葉片數(shù) n=8，而且 8片葉片的厚度相同 。 主葉片厚度 h； =hcpcEfL62 （ 3.20） 式中：cL 主片長度 p 許用彎曲應力，取 450MPa =h cm36.13.62 0 5 8 0 06 4 5 035.11 3 22 = 取 h=13mm 葉片的寬度 b 6 hb 12 取 hb =10 mmhb 130131010 = 3.葉片長度計算 如表 3.2 表 3.2 葉片長度計算 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 片號 片厚 kI1-5.0kkI I1+ +1-kkII 331)(kkklll + =+31)(5.0kkll)11(5.0下一排的 =+)1-3(1kkll 下一排的 1 13 0.91 2 13 0.91 0.5 2 0.333 0.811 3 13 0.91 0.5 2 0.311 0.782 4 13 0.91 0.5 2 0.282 0.743 5 13 0.91 0.5 2 0.244 0.686 6 13 0.91 0.5 2 0.190 0.596 7 13 0.91 0.5 2 0.107 0.432 8 13 0.91 0.5 2 0 0 - 3 1-1-kkll=)4()8(=+3 1)9(kkll1- 31-3)()10(kkll=)10( 1-kcll = /mm 2Sllck +=/mm 實際長度之半 /mm 660 660 660 1.189 2.378 1.126 1.428 582.2 587.6 660 1.218 2.436 1.145 1.502 508.5 513.9 550 1.257 2.515 1.172 1.608 433.9 439.3 483 1.314 2.629 1.210 1.770 358.6 365.0 420 1.404 2.808 1.269 2.048 282.6 288.0 352 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 1.568 3.136 1.379 2.628 204.9 210.3 315 2 4 1.667 4.632 122.9 128.3 170 注：（ 1）如片端經(jīng)壓延時，第（ 5）項方括號內(nèi)數(shù)值要計入（此外方括號內(nèi)數(shù)值沒 計入）。 （ 2）cl=21有效長度（即減去 U 型螺栓中心距后的板簧長度）； 21 =kl理論長度（即根據(jù)計算所得的板簧長度）； 21=kl實際長度（即根據(jù)計算所得的理論長度，再考慮結(jié)構(gòu)要求最后確定長 度）； S = 10.8cm （ U 型螺栓中心距）； 葉片末端形狀系數(shù) 。 4.鋼板彈簧的剛度計算 11k13)Y-(6nkkk YaEP=+= （ 3.21）式中： 修正系數(shù)， 87.0= 81.0 ，取 84.0= 。 1131 )-(nkkkk YYa=+見表 3.3 表 3.3113 1 )-(nkkkk YYa=+的計算 片號 k k