汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、燕山大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書題目： 慶鈴NKR77GLEACJAX前懸架設(shè)計(jì) 學(xué)院（系）： 車輛與能源學(xué)院 年級(jí)專業(yè)： 09 級(jí)車輛工程(1)班 學(xué) 號(hào)： 090113030029 學(xué)生姓名： 魏天奇 指導(dǎo)教師： 韓宗奇 教師職稱： 教 授 燕山大學(xué)課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書院（系）： 基層教學(xué)單位： 學(xué) 號(hào)學(xué)生姓名專業(yè)（班級(jí)）設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)設(shè)計(jì)要求工作量工作計(jì)劃參考資料指導(dǎo)教師簽字基層教學(xué)單位主任簽字說(shuō)明：此表一式四份，學(xué)生、指導(dǎo)教師、基層教學(xué)單位、系部各一份。年 月 日 燕山大學(xué)課程設(shè)計(jì)評(píng)審意見表指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)：成績(jī)： 指導(dǎo)教師： 年 月 日答辯小組評(píng)語(yǔ)：成績(jī)： 評(píng)閱人： 年 月 日

2、課程設(shè)計(jì)總成績(jī)：答辯小組成員簽字：年 月 日計(jì) 算 及 說(shuō) 明一、參數(shù)計(jì)算1選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 滿載偏頻nc偏頻為評(píng)判整車平順性能的一個(gè)重要參數(shù)，在設(shè)計(jì)懸架初期就要先定義偏頻的范圍。根據(jù)書中要求，貨車滿載時(shí)，前懸架滿載偏頻要求在1.502.10Hz，但貨車對(duì)于平順性的要求比較低，暫取nc =1.9Hz。滿載靜撓度 fc懸架的靜撓度f(wàn)c會(huì)直接影響到車身振動(dòng)的滿載偏頻，因此，要想保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。而且前懸架的靜撓度要比后懸架的靜撓度大些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。在選定偏頻后可以依據(jù)下面的公式計(jì)算前懸架的靜撓度滿載靜撓

3、度f(wàn)c =25/ nc2=25/1.92板簧線剛度Cs 懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上而車廂做垂直運(yùn)動(dòng)時(shí)，單位車廂位移下，懸架系統(tǒng)給車廂的總彈簧恢復(fù)力。鋼板彈簧作為懸架中的彈性元件，它自身的線剛度會(huì)影響到懸架的線剛度，從而影響車廂的位移量，這里用如下的公式計(jì)算板簧的線剛度。滿載時(shí)單個(gè)板簧上的垂直載荷空載時(shí)的偏頻n0 及撓度f(wàn)0 計(jì)算出滿載時(shí)的偏頻nc和靜撓度f(wàn)c后，還需要通過(guò)空載情況下的靜載荷求出此時(shí)的偏頻及撓度?？蛰d時(shí)單個(gè)板簧上的垂直載荷空載撓度空載偏頻n0 = 5/=5/2.確定板簧總長(zhǎng)L，滿載靜止弧高Ha，上、下跳動(dòng)撓度f(wàn)d下、fd上板簧總長(zhǎng) 板簧的長(zhǎng)度為彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距

4、離。一般由設(shè)計(jì)人員確定，確定板簧的總長(zhǎng)時(shí)要從以下幾方面考慮。a）增加鋼板彈簧的長(zhǎng)度能明顯降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命；b）板簧長(zhǎng)度增加能降低彈簧剛度，改善汽車行駛的平順性；c）在垂直剛度給定的條件下，板簧長(zhǎng)度增加又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。因此，原則上，在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些。對(duì)于客車的后懸架推薦在如下的范圍內(nèi)選擇:L=(0.260.35)軸距應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些,原因如下：1,增加鋼板彈簧長(zhǎng)度L能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車平順性。2,在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。3,剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單

5、位縱向轉(zhuǎn)角時(shí)，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。4,增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。代入數(shù)據(jù)得L=(0.260.35)2700=718.9967.75，最后選擇的鋼板彈簧的長(zhǎng)度為1020mm。滿載靜止弧高Ha 滿載靜止弧高 是裝配到汽車上之后的板簧弧高，一般前懸架為Haf=1020mm，考慮到鋼板彈簧安裝好后有足夠的上跳動(dòng)撓度，將滿載靜止弧高取12mm。上、下跳動(dòng)撓度f(wàn)d上、fd下懸架彈簧的動(dòng)撓度f(wàn)d與其限位行程有關(guān)，二者應(yīng)適當(dāng)配合，否則會(huì)增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。上跳動(dòng)撓度一般取為(0.71.0) fc，過(guò)大則板簧的最大應(yīng)力增大，過(guò)小則容易碰撞限位

6、塊。帶入相關(guān)數(shù)據(jù)得出這里設(shè)計(jì)的前懸架的上跳動(dòng)撓度范圍(4.8486.925)cm，考慮到懸架彈簧的動(dòng)撓度 與其限位行程 很好的配合，將上跳動(dòng)撓度 定為6.5cm。下跳動(dòng)撓度 略小于 ，定為6cm。3選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù)板簧片數(shù)初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1，建議前簧取n = 6 、7或8，n1 =1或2。片數(shù)少些有利于制造和裝配，并可以降低片之間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。綜合考慮汽車的行駛平順性與靜載荷，將板簧總片數(shù)n 定為8，主片n1定為2。斷面寬度與高度在研究鋼板彈簧時(shí)，常將其抽象成簡(jiǎn)支梁。因此可利用簡(jiǎn)支梁的撓度公式計(jì)算板簧的總慣性矩J ：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離；K：非工作長(zhǎng)度系數(shù)，

7、表征騎馬螺栓的夾緊程度；K= 0.5為剛性?shī)A緊，K = 0 為撓性?shī)A緊；查國(guó)標(biāo)GB122284選取簧片的斷面參數(shù)，即寬度b，厚度h，若為矩形截面，則慣性矩為： 若選用雙槽鋼，材料手冊(cè)上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為： 用（5）或（5）計(jì)算出的J與（4）計(jì)算的比較，應(yīng)大致相等，否則調(diào)整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止（相對(duì)誤差小于5%）。其中各參數(shù)選取如下：= n1/n=2/8=1.5/1.04(1+0.5)=1.5/1.04(1+0.50.25)K=0.5S=68mmb=70mmh=6.5mm將這些參數(shù)值代入公式 相對(duì)誤差符合要求。4.板簧的應(yīng)力校核（1）平均應(yīng)力抽象成簡(jiǎn)支梁的板簧在承受載荷

8、Q、變形為fc時(shí)，根部應(yīng)力為：c= cc為許用靜應(yīng)力，經(jīng)應(yīng)力噴丸處理的彈簧鋼：前簧：c=350450 MPa代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得 滿足要求。（2）最大應(yīng)力最大應(yīng)力即板簧產(chǎn)生最大變形時(shí)的應(yīng)力：代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得： 1000MPa 滿足要求。 5.各片長(zhǎng)度的確定 簧片長(zhǎng)度是指其各片的伸直長(zhǎng)度。有兩種設(shè)計(jì)方法，一是等差級(jí)數(shù)法，二是作圖法。這里采用等差級(jí)數(shù)法：等差級(jí)數(shù)法是將板簧總長(zhǎng)度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長(zhǎng)度等差數(shù)列，相鄰各片的長(zhǎng)度差是相等的。 公差 代入相關(guān)數(shù)據(jù)得 則 6.板簧的剛度驗(yàn)算對(duì)板簧剛度進(jìn)行驗(yàn)算時(shí)，可以把板簧抽象成前述簡(jiǎn)支梁（載荷為Q）,也可以抽象成懸臂梁。抽象成懸臂梁的模型其插入

9、端在車軸處，其長(zhǎng)度和載荷都是簡(jiǎn)支梁的1/2。這兩種模型在力學(xué)特性上是等價(jià)的。進(jìn)行剛度驗(yàn)算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。此處用共同曲率法。 該方法假設(shè)：（1）板簧各片之間密切接觸，無(wú)間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個(gè)假設(shè)等價(jià)于：在板簧的任何截面上，各片的曲率（或曲率半徑）及其變化都相等；各片承受的彎矩與其慣性矩成正比。如圖1。 圖1 共同曲率法力學(xué)模型設(shè)在任意截面上，第一片（主片）曲率半徑為，則第二片為，第片為（各片等厚），或者，由于厚度，故可認(rèn)為：當(dāng)載荷變化，變形（撓度）增大后，有：，即說(shuō)明板簧各片在任何載荷下都有相同的曲率半徑和變化量。這樣我們就可以把它重新組合成圖2所示的單片

10、階梯型梁：nc =1.9Hzfc=6.925 cmQ=7.136KNCs=1.03KN/cmQ0=5.982KNf0 =5.805cmn0 =2.075HzL=1020mmHa=12mmfd上=6.5cmfd下=6.0cmn=8n1=2=0.25=1.282K=0.5S=68mmb=70mmh=6.5mm12806.38mm412816mm4相對(duì)誤差=1c=446.381Mpa=865.354MpaL1=1020mmL2=1020mmL3=884mmL4=758mmL5=612mmL6=476mmL7=340mmL8=204mm0x圖共同曲率法的等效模型這是一個(gè)端部作用集中載荷的變截面懸臂梁模

11、型。設(shè)各截面的彎矩在長(zhǎng)度方向的變化為M（x），慣性矩為（x），用能量積分法求出端部變形: U = = 剛度： 整理可得如下公式： 式中：為修正系數(shù)，修正由于抽象成懸臂梁模型引起得誤差，其值由經(jīng)驗(yàn)確定。一般矩形截面簧片取0.900.95，雙槽鋼取0.830.87。 i = 1、2、3n 為各不同板簧段的慣性矩和。如圖3：ABCDEFG圖3 板簧各段的慣性矩在AB段 i = 1, 在BC段： i = 2, 在CD段： i = 3, 如果式中的主片長(zhǎng)度取有效長(zhǎng)度，其余的各片，則計(jì)算出的剛度是板簧總成的剛度可用于檢驗(yàn)鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度。 由于各個(gè)板簧有相同的厚度與寬度，則各個(gè)段的慣性矩相同，即。代入數(shù)

12、據(jù)有 滿足要求。7.各片應(yīng)力計(jì)算上面用共同曲率法，根據(jù)假設(shè)，在懸臂梁模型根部，各片所承受的彎矩與其慣性矩成正比，即： i = 1n ，分別為根部的總彎矩和總慣性矩。且 =，故有： 根部應(yīng)力： 代入數(shù)據(jù)有滿足要求。8.預(yù)應(yīng)力及其選擇板簧在工作中，以主片斷裂最常見。斷裂的部位常發(fā)生在卷耳附近；騎馬螺栓附近；下片的端部。因此，在設(shè)計(jì)板簧時(shí)，適當(dāng)加強(qiáng)主片的強(qiáng)度，對(duì)提高板簧的壽命和可靠性很有必要。加強(qiáng)主片的措施有以下幾種：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置預(yù)應(yīng)力。在設(shè)計(jì)板簧時(shí)，有意識(shí)地將各片設(shè)計(jì)成自由狀態(tài)下的曲率半徑不等，自上而下，曲率半徑逐漸減小，如圖7（b）所示，當(dāng)中心螺栓裝

13、配成總成后，各片便緊密貼合，具有近似相等的曲率半徑。如圖7（a）所示，這時(shí)，雖然外載荷，但由于各片之間的相互作用，各片都產(chǎn)生了一定的應(yīng)力。很明顯，主片及靠近主片的幾片，曲率半徑變小，上表面有了負(fù)應(yīng)力（壓應(yīng)力）；而下面幾片的上表面都有了正應(yīng)力（拉應(yīng)力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產(chǎn)生的應(yīng)力叫預(yù)應(yīng)力。設(shè)置預(yù)應(yīng)力不僅能夠充分利用材料，提高板簧壽命和可靠性，而且可以使片間貼合更緊，防止泥沙進(jìn)入片間。 圖7 （a） 圖7 （b）圖7 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧合理的各片根部預(yù)應(yīng)力分布如圖8所示。主片及靠近主片的幾片取負(fù)預(yù)應(yīng)力。（上表面受壓），下面幾片取正預(yù)應(yīng)力（上表面受拉），負(fù)預(yù)應(yīng)力最大

14、值一般不超過(guò)150MPa，正預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過(guò)6080Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩之和應(yīng)相等：（）（+）圖8 各片預(yù)應(yīng)力分布 為各片上表面的預(yù)應(yīng)力，為各片抗彎截面系數(shù)。由于所有板簧具有相同的厚度和寬度，則只需要。表1即各個(gè)板簧預(yù)應(yīng)力分配。 表 1o1o2o3o4o5o6o7o8-145-95-2040808060015015015060-8060-8060-8060-8060-80滿足要求。 表 2 預(yù)應(yīng)力分布板簧在工作中的實(shí)際靜應(yīng)力應(yīng)為前述的計(jì)算應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的和：即： 9. 板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算板簧僅由中心螺栓裝配后，應(yīng)有適當(dāng)?shù)幕「?，否則，就不能保

15、證滿載時(shí)的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當(dāng)?shù)臓顟B(tài)下工作。總成自由弧高H0可由下式估算：、fa意義同前，為預(yù)壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： 是與板簧總長(zhǎng)和騎馬螺栓中心矩S有關(guān)的附加變形，可用下式估算：板簧自由狀態(tài)的曲率半徑 與 有圖9所示關(guān)系:R0H0L圖9 板簧長(zhǎng)度、曲率半徑與弧高的關(guān)系故有： 代入數(shù)據(jù)可得：取10. 各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計(jì)算板簧各片在未裝配前的曲率半徑和弧高是板簧制造必不可少的參數(shù)，由材料力學(xué)可知，受彎矩作用的梁：為曲率，為梁的撓曲線表達(dá)式。因此各片在用中心螺栓裝配前后由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的曲率變化為：其中為由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩，R0為裝配成總成的曲率半徑。但， 因

16、此： 為第i片的自由曲率半徑，為第i片厚度。各片在自由狀態(tài)時(shí)的弧高為：在確定之后，一般還要驗(yàn)算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與上節(jié)計(jì)算的結(jié)果相符，差別較大時(shí)，仍要調(diào)整參數(shù)。與各片有如下關(guān)系：若各片厚度相等，則可簡(jiǎn)化為： 總成弧高：代入數(shù)據(jù)可得驗(yàn)算： 符合要求。 符合要求。11.板簧的動(dòng)應(yīng)力和最大應(yīng)力鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設(shè)計(jì)時(shí)，除對(duì)上述靜應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算外，還要對(duì)動(dòng)應(yīng)力和極限應(yīng)力進(jìn)行校核。A、動(dòng)應(yīng)力是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動(dòng)行程消失，各片上表面所增加的拉應(yīng)力。 由于應(yīng)力與變形（撓度）成正比，因此各片的動(dòng)應(yīng)力與靜止應(yīng)力有下述關(guān)系： 故： B. 最大應(yīng)力最大應(yīng)力為各片靜應(yīng)力

17、與動(dòng)應(yīng)力的疊加： 為許用最大應(yīng)力，取為1000MPa或取為(0.850.9)。為材料的屈服極限。其中最大值，滿足要求。 12.板簧的強(qiáng)度驗(yàn)算 1）緊急制動(dòng)時(shí)，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(yīng)力為式中，為作用在前輪上的垂直靜負(fù)荷；為制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車：；、為鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)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(diǎn)到路面的距離，取500mm。代入數(shù)值有 1260Mpa 校核通過(guò)。2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度校核。圖 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 式中，F(xiàn)x為沿卷耳縱向作用在卷耳中心線的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為主片厚度。許用應(yīng)力取

18、350Mpa。對(duì)鋼板彈簧銷，要驗(yàn)算鋼板彈簧收靜載荷時(shí)它受到的擠壓應(yīng)力。式中Fs為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳出2葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。許用擠壓應(yīng)力。取 滿足要求。滿足要求。l1=493mml2=493mml3=442mml4=374mml5=306mml6=238mml7=170mml8=102mma1=-17mma2=-17mma3=51mma4=119mma5=187mma6=255mma7=323mma8=391mma9=493mmY1=6.2410-4Y2=3.1210-4Y3=2.0810-4 Y4=1.5610-4Y5=1.2510-4Y6=1.0410-4Y7=8

19、.9210-5Y8=7.8010-5Y9=0=446.051Mpao1=-145Mpao2=-95Mpao3=-20Mpao4=40Mpao5=80Mpao6=80Mpao7=60Mpao8=0Mpa=301.05Mpa=351.05Mpa=426.05Mpa=486.05Mpa=526.05Mpa=526.05Mpa=506.05Mpa=446.05Mpa=10mm=8.92mm=100mm=1300.5mm=1810.43mm=1594.80mm=1353.07mm=1206.74mm=1125.58mm=1125.58mm=1164.75mm=1300.5mm=71.38mm=81.55

20、mm=72.19mm=57.96mm=41.59mm=26.16mm=12.41mm=4mm=1362.95mm=95.42mm=282.57Mpa=329.50Mpa=399.90Mpa=421.11Mpa=493.75Mpa=493.75Mpa=474.98Mpa=418.86Mpa=583.62Mpa=680.55Mpa=825.95Mpa=907.16Mpa=1019.8Mpa=1019.8Mpa=981.03Mpa=864.91Mpa=1231.54Mpa=3.1Mpa=325Mpa二、附件選取1.減震器設(shè)計(jì)減震器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足

21、夠的使用壽命。從以下幾個(gè)方面對(duì)減震器進(jìn)行設(shè)計(jì)。a）相對(duì)阻尼系數(shù)相對(duì)阻尼系數(shù)可以評(píng)價(jià)懸架振動(dòng)衰減的快慢程度。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；值小則反之。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=（0.250.50）的關(guān)系。鋼板彈簧屬于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取0.3，由=（+）得=0.4，=0.2。b）阻尼系數(shù)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定減震器的阻尼系數(shù)。其中， 所以c）最大卸荷為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減震器打開卸荷閥，此時(shí)的卸荷速度用如下公式計(jì)算。其中： 代入數(shù)據(jù)求得伸張行程的最大卸荷力d）減震器工作直徑D計(jì)算出以上的參數(shù)后，可以根據(jù)下面的公式估算減震器工作直徑D 式中，為工作缸最大允許壓力，取34 Mpa；為連桿直徑與鋼筒直徑之比，雙筒式減震器取。代入這些相關(guān)數(shù)據(jù)得，查QC/T4911999汽車筒式減震器 尺寸系列及技術(shù)條件，減震器的工作缸直徑D為50mm。貯油筒直徑，取為70mm。壁厚取為2mm，材料可選20鋼。