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目錄 1 前言 1 2 總體方案論證 3 2 1 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架 3 2 2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 3 2 3 懸架選擇的方案確定 3 3 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對(duì)整車性能的影響 5 3 1 懸架靜撓度 5 3 2 懸架動(dòng)撓度 6 3 3 懸架彈性特性 6 3 4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 7 4 彈性元件的設(shè)計(jì) 9 4 1 螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 9 4 2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 9 4 2 1 鋼板彈簧的布置方案 9 4 2 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 9 4 2 3 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定 12 4 2 4 鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 13 4 2 5 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 14 4 2 6 鋼板彈簧總成弧高的核算 15 4 2 7 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 16 5 減震器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計(jì)算 18 5 1 減震器的分類 18 5 2 相對(duì)阻尼系數(shù) 18 5 3 減震器阻尼系數(shù)的確定 19 5 4 最大卸荷力的確定 20 5 5 筒式減震器工作缸直徑的確定 20 6 結(jié)論 21 參考文獻(xiàn) 22 致 謝 23 附 錄 24 1 1 前言 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng) 車架或承載式車身 之間具有彈性聯(lián) 系并能傳遞載荷 緩和沖擊 衰減振動(dòng)以及調(diào)節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關(guān)裝置 的總稱 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架 或車身 之間的一切力和力矩 并 緩和汽車駛過不平路面時(shí)所產(chǎn)生的沖擊 衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng) 以保證 汽車的行駛平順性 為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接 依靠彈性元 件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷 并依靠其變形來吸收能量 達(dá) 到緩沖的目的 采用彈性聯(lián)接后 汽車可以看作是由懸掛質(zhì)量 即簧載質(zhì)量 非懸 掛質(zhì)量 即非簧載質(zhì)量 和彈簧 彈性元件 組成的振動(dòng)系統(tǒng) 承受來自不平路面 空 氣動(dòng)力及傳動(dòng)系 發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì) 為了迅速衰減不必要的振動(dòng) 懸架中還必須包括 阻尼元件 即減振器 此外 懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠 傳遞并決定車輪相對(duì)于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 導(dǎo)向機(jī) 構(gòu)決定了車輪跳動(dòng)時(shí)的運(yùn)動(dòng)軌跡和車輪定位參數(shù)的變化 以及汽車前后側(cè)傾中心及 縱傾中心的位置 從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力 在有 些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿 盡管一百多年來汽車懸架從結(jié)構(gòu)型式到作用原理一直在不斷地演進(jìn) 但從結(jié)構(gòu) 功能而言 它都是由彈性元件 減振裝置和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成 在有些情況下 某一零部件兼起兩種或三種作用 比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用 麥克弗遜懸架 McPhersonstrutsuspension 或稱滑柱擺臂式獨(dú)立懸架 中的減振器 柱兼起減振器及部分導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用 如前所述 汽車懸架和懸掛質(zhì)量 非懸掛質(zhì)量構(gòu)成了一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng) 該振動(dòng)系 統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性 并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速 燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營(yíng)經(jīng)濟(jì)性 該振動(dòng)系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的 動(dòng)載 并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命 此外 懸架對(duì)整車操縱穩(wěn)定性 抗縱傾 能力也起著決定性作用 因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮以下幾個(gè)方面的要求 a 通過合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性 既具有較低的振動(dòng)頻率 較小的振動(dòng)加速度值和合適的減振性能 并能避免在懸架 的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊 同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力 b 合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳 遞 保證車輪跳動(dòng)時(shí)車輪定位參數(shù)的變化不會(huì)過大 并且能滿足汽車具有良好的操 縱穩(wěn)定性的要求 c 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào) 避免發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉 否則可 能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振 d 側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng) 汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力 汽車制動(dòng)和 加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定 避免發(fā)生汽車在制動(dòng)和加速時(shí)的車身縱傾 即所謂 點(diǎn) 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 2 頭 和 后仰 e 懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量小 f 便于布置 在轎車設(shè)計(jì)中特別要考慮給發(fā)動(dòng)機(jī)及行李箱留出足夠的空間 g 所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命 h 制造成本低 i 便于維修 保養(yǎng) 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(dòng) 系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適的頻段 并盡量可能低 前 后懸架固有頻率的匹配應(yīng)合 理 本課題的名稱是進(jìn)行 YC1020 貨車的前后懸架設(shè)計(jì) 課題來源于鹽城奧馳機(jī)械 有限公司 主要研究的內(nèi)容是 1 進(jìn)行前后懸架的底盤布置 2 懸架結(jié)構(gòu)型式分析和 主要參數(shù)的確定 3 用 AUTOCAD 完成懸架裝配圖及主要零件圖 解決的問題有 1 解 決汽車零部件企業(yè)麥弗遜懸架產(chǎn)品開發(fā)過程中設(shè)計(jì)與產(chǎn)品建模等問題 2 規(guī)范合理 的型式和尺寸選擇 結(jié)構(gòu)和布置合理 3 分析其結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)的確定 鑒于 QF1020 輕型貨車的特點(diǎn) 綜合懸架的各自特性以及成本等方面 貨車前 部載人 后部載貨 故將汽車的前懸設(shè)計(jì)為麥弗遜懸架 后懸設(shè)計(jì)為鋼板彈簧懸架 3 2 總體方案論證 2 1 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架 根據(jù)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 汽車懸架可分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架兩大類 非 獨(dú)立懸架的鮮明特色是左 右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接 當(dāng)單邊車 輪駛過凸起時(shí) 會(huì)直接影響另一側(cè)車輪 獨(dú)立懸架左右車輪各自 獨(dú)立 地與車架 或車身相連或構(gòu)成斷開式車橋 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架 其主要優(yōu)點(diǎn)是 結(jié)構(gòu) 簡(jiǎn)單 制造容易 維修方便 工作可靠 缺點(diǎn)是 由于整車布置上的限制 鋼板彈 簧不可能有足夠的長(zhǎng)度 特別是前懸架 使之剛度較大 所以汽車平順性較差 簧下質(zhì)量大 在不平路面上行駛時(shí) 左 右車輪相互影響 并使車軸 橋 和車身 傾斜 當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動(dòng)時(shí) 車輪會(huì)左 右搖擺 使前輪容易產(chǎn)生擺振 前輪 跳動(dòng)時(shí) 懸架易與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉 當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段 上時(shí) 由于左 右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)或只有一側(cè)車輪跳動(dòng)時(shí) 不僅車輪外傾角有變 化 還會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí) 離心力也會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向 特性 車軸 橋 上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間 這種懸架主演運(yùn)用在總質(zhì) 量大些的商用車前 后懸架以及某些乘用車的后懸架上 獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是 非懸掛質(zhì)量小 懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小 有利 用于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能 左右車輪的跳動(dòng)沒有直接的相互影 響 可減少車身的傾斜和振動(dòng) 占有橫向空間少 便于發(fā)動(dòng)機(jī)布置 可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)的 安裝位置 從而降低汽車質(zhì)心位置 有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性 易于實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)輪 轉(zhuǎn)向 2 2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 獨(dú)立懸架有多種結(jié)構(gòu)形式 主要分為雙橫臂式 單橫臂式 雙縱臂式 單縱臂 式 麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動(dòng)臂式等幾種類型 對(duì)于不同結(jié)構(gòu)形式的獨(dú)立懸架 不僅結(jié)構(gòu)特點(diǎn)不同 而且許多基本特征也有較 大區(qū)別 時(shí)常從側(cè)傾中心高度 車輪定位參數(shù)的變化 懸架側(cè)傾角剛度 橫向剛度 幾個(gè)方面進(jìn)行評(píng)價(jià) 不同類型的懸架占用的空間尺寸不同 占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動(dòng)機(jī)的布 置和從車上拆裝發(fā)動(dòng)機(jī)的困難程度 占用高度空間小的懸架 則允許行李箱寬敞 而且底部平整 布置油箱容易 因此懸架占用的空間尺寸也用來作為評(píng)價(jià)指標(biāo)之一 2 3 懸架選擇的方案確定 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 4 目前汽車的前后懸架采用的方案有 前輪和后輪均采用非獨(dú)立懸架 前輪采用 獨(dú)立懸架 后輪采用非獨(dú)立懸架 前輪與后輪均采用獨(dú)立懸架等幾種 前 后懸架均采用非縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí) 內(nèi)側(cè)懸架處 于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài) 于是內(nèi)側(cè)懸架受到拉伸 外側(cè)懸架受到壓縮 結(jié) 果與懸架固定連接的車軸 橋 的軸線相對(duì)汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度 對(duì)前 軸 這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢(shì)增加 對(duì)后橋 則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢(shì) 汽 車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后邊吊耳低 于是懸架的瞬時(shí)運(yùn) 動(dòng)中心位置降低 結(jié)果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向趨勢(shì) 另外 前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時(shí) 因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象 不 能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性 所以前懸架采用獨(dú)立懸架 針對(duì)本課題 1020 輕型貨車的懸架 從經(jīng)濟(jì)性 結(jié)構(gòu)布置的合理性等方面考慮前 懸架采用麥弗遜懸架 后懸架采用鋼板彈簧懸架 如圖 2 1 為麥弗遜懸架 3 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對(duì)整車性能的影響 3 1 懸架靜撓度 公式來自 汽車設(shè)計(jì) 第四版 懸架靜撓度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷 與此時(shí)懸架剛度 c 之比 即cf WF FfWc 汽車前 后懸架與其簧上質(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(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系 因此 汽車前 后部分的車身的固有頻率 和1n 亦稱偏頻 可用下式表示2n n2 3 1 112mcn 1cm 式中 為前 后懸架的剛度 N cm 為前 后懸架的簧上質(zhì)量 kg 1c2 12 當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí) 前 后懸架的靜撓度可用下式表示 3 1cgf 2cfg 2 式中 g 為重力加速度 g 981cm 2s 將 代人式 3 1 到1cf2 n2 3 15cfn 5cf 3 5 分析上式可知 懸架的靜撓度 直接影響車身振動(dòng)的偏頻 n 因此 欲保證汽cf 車有良好的行駛平順性 必須正確選取懸架的靜撓度 在選取前 后懸架的靜撓度值 和 時(shí) 使之接近 并且后懸架的靜撓度1cf2 比前懸架的靜撓度 小些 這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng) 理論分2cf 1cf 析證明 若汽車以較高車速駛過單個(gè)路障 1 時(shí)的車身縱向角振動(dòng)要比 n1n 1 時(shí)小 故推薦取 0 8 0 9 考慮到貨車前后軸荷的差別和駕駛n2cfcf 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 0 6 0 8 為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性 有時(shí)取后2cf 1cf 懸架的偏頻低于前懸架的偏頻 用途不同的汽車 對(duì)平順性要求不一樣 以運(yùn)送人為主的轎車對(duì)平順性的要求 最高 大客車次之 載貨車更次之 對(duì)普通級(jí)以下轎車滿載的情況 前懸架偏頻要 求在 1 00 1 45Hz 后懸架則要求在 1 17 1 58Hz 原則上轎車的級(jí)別越高 懸 架的偏頻越小 對(duì)高級(jí)轎車滿載的情況 前懸架偏頻要求在 0 80 1 15Hz 后懸架 則要求在 0 98 1 30Hz 貨車滿載時(shí) 前懸架偏頻要求在 1 50 2 10Hz 而后懸 架則要求在 1 70 2 17Hz 取 1 5Hz 1 7Hz 代入 3 3 得 11 11cm 1n2 1cf 8 65cm 取 11cm 8cm 2cf1cf2cf 3 2 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結(jié)構(gòu)允許的最大變形df 通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的 1 2 或 2 3 時(shí) 車輪中心相對(duì)車架 或車身 的垂直位移 要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度 以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩 沖塊 對(duì)轎車 取 7 9cm 對(duì)大客車 取 5 8cm 對(duì)貨車 取 6 9cm df df df 由此可以看出 為了得到很好的平順性 應(yīng)當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻 但軟的 懸架在一定的載荷下其變形也大 對(duì)于一般貨車懸架總的工作行程即靜撓度與動(dòng)撓 度之和應(yīng)當(dāng)不小于 13cm 懸架的靜撓度及動(dòng)撓度值受到汽車總布置允許的工作行程 的限制 取前后懸架的動(dòng)撓度均為 130mm 前懸架單側(cè)懸架設(shè)計(jì)簧載質(zhì)量 445kg 空載簧載質(zhì)量 408kg 設(shè)計(jì)偏頻為 1 5Hz 后懸架單側(cè)懸架設(shè)計(jì)簧載質(zhì)量 620kg 空載簧載質(zhì)量 357kg 設(shè)計(jì)偏頻為1n 1 7Hz 為了滿足空載時(shí)的偏頻要求 代入 3 1 得 31 54N mm 55N mm c2c 3 3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 與由此所引起的車輪中心相對(duì)于車身位移 即懸架的f 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 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種 當(dāng)懸架變形廠與所受 垂直外力 F 之間呈固定比例變化時(shí) 彈性特性為一直線 稱為線性彈性特性 此時(shí) 懸架剛度為常數(shù) 當(dāng)懸架變形 與所受垂直外力 F 之間不呈固定比例變化時(shí) 彈性f 特性如圖 3 1 所示 此時(shí) 懸架剛度是變化的 其特點(diǎn)是在滿載位置 圖中點(diǎn) 8 附 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 6 近 剛度小且曲線變化平緩 因而平順性良好 距滿載較遠(yuǎn)的兩端 曲線變陡 剛 度增大 這樣可在有限的動(dòng)撓度 范圍內(nèi) 得到比線性懸架更多的動(dòng)容量 懸架的df 動(dòng)容量系指懸架從靜載荷的位置起 變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功 懸 架的動(dòng)容量越大 對(duì)緩沖塊擊穿的可能性越小 空載與滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車 為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的 變化 應(yīng)當(dāng)選用剛度可變的非線性懸架 轎車簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大 但 為了減少車軸對(duì)車架的撞擊 減少轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)的側(cè)傾與制動(dòng)時(shí)的前俯角和加速時(shí)的 后仰角 也應(yīng)當(dāng)采用剛度可變的非線性懸架 鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的 而帶有副簧的鋼板彈簧 空氣 彈簧 油氣彈簧等 均為剛度可變的非線性彈性特性懸架 圖 3 1 懸架彈性特性曲線 1 緩沖塊復(fù)原點(diǎn) 2 復(fù)原行程緩沖塊脫離支架 3 主彈簧彈性特性曲線 4 復(fù)原行程 5 壓 縮行程 6 緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線 7 緩沖塊壓縮時(shí)開始接觸彈性支架 8 額定載荷 3 4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 主銷的工作原理 汽車主銷并沒有一個(gè)固定的模式 不同類型的汽車主銷的表現(xiàn) 形式也不同 汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉(zhuǎn)向輪 轉(zhuǎn)向輪又始終圍繞誰在轉(zhuǎn) 具備 了這兩個(gè)條件的就可以稱為 主銷 A 主銷后傾角 主銷軸線在縱向平面內(nèi)與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾 角 主銷后傾角的作用 a 保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性 主銷后傾角越大 行駛中產(chǎn)生的離心力就越大 汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好 但主銷后傾角越大 汽車轉(zhuǎn)向時(shí)所克服的反向推力就 越大 轉(zhuǎn)向就越重 所以主銷后傾角不能超過 3 b 適當(dāng)加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法 主銷后傾角取 3 B 主銷內(nèi)傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時(shí) 上斷略微向內(nèi)傾斜一個(gè)角度 這個(gè)角度叫主銷內(nèi)傾 角 a 主銷內(nèi)傾角的作用 a 幫助車輪自動(dòng)回正 b 使轉(zhuǎn)向輕便 b 主銷內(nèi)傾角的確定 傳統(tǒng)汽車的主銷內(nèi)傾角通常在 6 8 而 20 世紀(jì) 70 年代以后開發(fā)的無論是 麥弗遜懸架還是燭式懸架 主銷內(nèi)傾角通常在 10 30 12 30 左右 懸架取 9 7 4 彈性元件的計(jì)算 4 1 螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 螺旋彈簧作為彈性元件 其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 制造方便及其有高的比能容量 有良好的 乘坐舒適性和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在大擺動(dòng)能量下仍能具有保持車輪定位角的能力 選取 350mPa 切變模量 G 280GPa 的彈簧鋼的材料 a 根據(jù)總體布置要求及懸架的具體結(jié)構(gòu)形式可知彈簧的剛度 C 31 54N mm 設(shè)S 計(jì)載荷時(shí)彈簧受力 P 4361N 及彈簧高度 Hi 300mm 彈簧在壓縮行程極限位置時(shí)彈簧i 高度 H 210mm 自由高度 H 390mm m b 初選彈簧中徑簧圈中徑取 D 142mm 鋼絲直徑 12mm 彈簧材料 65Mn 有效圈數(shù) n 4 5 節(jié)距 t 48mm 自由高度 H 380mm 彈簧指數(shù) c D d 9 45 代入求得 K 1 154 m 求出彈簧在完全壓緊時(shí)的載荷 P 與彈簧的最大載荷 Ps m P P C H H iSis 求得 P 9964N P 7992 9N s 進(jìn)行校核 驗(yàn)證 3 max8dD K 為修正系數(shù) K c615 04 將 853N 685N s 2ax 2 0 63 750N max 彈簧合適 4 2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 4 2 1 鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置 后者因?yàn)橐獋鬟f縱向力 必須設(shè)置附加 的導(dǎo)向傳力裝置 使結(jié)構(gòu)復(fù)雜 質(zhì)量加大 所以只在少數(shù)輕 微型車上應(yīng)用 縱置 鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩 并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 故采用縱置鋼板彈簧 縱置鋼板彈簧又有對(duì)稱式與不對(duì)稱式之分 鋼板彈簧中部在車軸 橋 上的固定 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 8 中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等 則為對(duì)稱式鋼板彈簧 若不相等 則稱為不對(duì)稱式鋼板彈簧 多數(shù)情況下汽車采用對(duì)稱式鋼板彈簧 由于整車布置上 的原因 或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動(dòng) 又要改變軸距或者通過變化軸距 達(dá)到改善軸荷分配的目的時(shí) 才采用不對(duì)稱式鋼板彈簧 所以采用對(duì)稱式鋼板彈簧 4 2 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 初始條件 滿載靜止時(shí)滿載時(shí)簧上質(zhì)量 620kg 空載時(shí)簧上質(zhì)量為 357kg 靜撓 度為 110mm 動(dòng)撓度為 130mm 軸距 2350mm 半軸套直徑 80mm A 滿載弧高 af 滿載弧高 是指鋼板彈簧裝到車軸 橋 上 汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與 兩端 不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差 圖 4 1 用來保證汽車具有給定af 的高度 當(dāng) 0 時(shí) 鋼板彈簧在對(duì)稱位置上工作 為了在車架高度已限定時(shí)能得af 到足夠的動(dòng)撓度值 常取 10 20mm 取 20mm afaf B 鋼板彈簧長(zhǎng)度 L 的確定 鋼板彈簧長(zhǎng)度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離 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 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 鋼板彈簧的縱向角剛度 系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時(shí) 作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值 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 選用長(zhǎng)些的鋼板彈 簧 會(huì)在汽車上布置時(shí)產(chǎn)生困難 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 推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長(zhǎng)度 貨車前懸架 L 0 26 0 35 軸距 后懸架 L 0 35 0 45 軸距 設(shè)計(jì)取長(zhǎng)度 L 為 40 軸距 則 L 40 2350mm 940mm 圖 4 1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 C 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 a 鋼板斷面寬 b 的確定有關(guān)鋼板彈簧的剛度 強(qiáng)度等 可按等截面簡(jiǎn)支梁的計(jì) 算公式計(jì)算 但需引入撓度增大系數(shù) 加以修正 因此 可根據(jù)修正后的簡(jiǎn)支梁公 式計(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩 對(duì)于對(duì)稱鋼板彈簧0J 4 1 EcksL48 30 式中 s 為 U 形螺栓中心距 mm 是為考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無效長(zhǎng)度系 數(shù) 如剛性?shī)A緊 取 撓性?shī)A緊 取 c 為鋼板彈簧垂直剛度 N mm 5 k0 為撓度增大系數(shù) 先確定與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù) 再估計(jì)一個(gè)總片cWfF 1n 數(shù) 6 求得 0 16 然后用 初定 E 為材料的0n01 n 5 4 1 彈性模量 E 取 2 06 Mpa 可求出5 1 5HzcWfF 9 1 332 5 01 4 由 求出 7643 2N mmEcksLJ48 30 J 鋼板彈簧總截面系數(shù) 用下式計(jì)算0W 4 2 4 WWksLF 式中 為許用彎曲應(yīng)力 W 對(duì)于 60Si2Mn 等材料 表面經(jīng)噴丸處理后 推薦 在下列范圍內(nèi)選取 前彈 簧和平衡懸架彈簧為 350 450N 后主簧為 450 550N 后副簧為2m2m 220 250N 2m 取 500N W 將式 4 2 代人下式計(jì)算鋼板彈簧平均厚度 ph 4 3 cWpEfksLJh6 2 20 求得 9 613mm ph 有了 以后 選鋼板彈簧的片寬 b 增大片寬 能增加卷耳強(qiáng)度 但當(dāng)車身受 側(cè)向力作用傾斜時(shí) 彈簧的扭曲應(yīng)力增大 前懸架用寬的彈簧片 會(huì)影響轉(zhuǎn)向輪的 最大轉(zhuǎn)角 片寬選取過窄 又得增加片數(shù) 從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚 推 薦片寬與片厚的比值 在 6 10 范圍內(nèi)選取 取 b 70mm phb b 鋼板彈簧片厚 h 的選擇矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計(jì)算0J 4 4 12 30nbhJ 式中 n 為鋼板彈簧片數(shù) 求得 h 9 7mm 由式 4 4 可知 改變片數(shù) n 片寬 b 和片厚 h 三者之一 都影響到總慣性矩 的變化 再結(jié)合式 4 1 可知 總慣性矩 的改變又會(huì)影響到鋼板彈簧垂直剛度0J 0J c 的變化 也就是影響汽車的平順性變化 其中 片厚丸的變化對(duì)鋼板彈簧總慣性 矩了 影響最大 增加片厚九 可以減少片數(shù) n 鋼板彈簧各片厚度可能有相同和 不同兩種情況 希望盡可能采用前者 但因?yàn)橹髌ぷ鳁l件惡劣 為了加強(qiáng)主片及 卷耳 也常將主片加厚 其余各片厚度稍薄 此時(shí) 要求一副鋼板彈簧的厚度不宜 超過三組 為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于 1 5 最后 鋼板斷面尺寸 b 和 h 符合國(guó)產(chǎn)型材規(guī)格尺寸 圖 4 2 葉片斷面形狀 a 矩形斷面 b T 形斷面 c 單面有拋物線邊緣斷面 d 單面有雙槽的斷面 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 10 c 鋼板斷面形狀矩形斷面鋼板彈簧的中性軸 在鋼板斷面的對(duì)稱位置上 圖 4 2a 工作時(shí)一面受拉應(yīng)力 另一面受壓應(yīng)力作用 而且上 下表面的名義拉應(yīng) 力和壓應(yīng)力的絕對(duì)值相等 因材料抗拉性能低于抗壓性能 所以在受拉應(yīng)力作用的 一面首先產(chǎn)生疲勞斷犁 除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片 圖 4 2b c d 其中性軸均上移 使受拉應(yīng)力作用的一面的拉應(yīng)力絕對(duì)值減小 而受壓應(yīng)力作用的 一面的壓應(yīng)力絕對(duì)值增大 從而改善了應(yīng)力在斷面上的分布狀況 提高了鋼板彈簧 的疲勞強(qiáng)度和節(jié)約近 10 的材料 采用矩形斷面 d 鋼板彈簧片數(shù) n 片數(shù) n 少些有利于制造和裝配 并可以降低片間的干摩擦 改善汽車行駛平順性 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 截面少片簧時(shí) 片數(shù)在 1 4 片之間選取 設(shè)計(jì)采用多片普通鋼板彈簧 片數(shù)取 8 片 4 2 3 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強(qiáng)度梁 形狀為菱形 兩個(gè)三角形 將由兩個(gè)三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片 然后按照長(zhǎng)度大小 不同依次排列 疊放到一起 就形成接近實(shí)用價(jià)值的鋼板彈簧 實(shí)際上的鋼板彈簧 不可能是三角形 因?yàn)闉榱藢摪鍙椈芍胁抗潭ǖ杰囕S 橋 上和使兩卷耳處能可靠 地傳遞力 必須使它們有一定的寬度 因此應(yīng)該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧 圖 4 3 替代三角形鋼板彈簧才有真正的實(shí)用意義 這種鋼板彈簧各片具有相同的 寬度 但長(zhǎng)度不同 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度就是基于實(shí)際鋼板各片展開圖接近梯形梁的 形狀這一原則來作圖的 首先假設(shè)各片厚度不同 則具體進(jìn)行步驟如下 先將各片厚度 的立方值 按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在 圖上 圖 4 4 再ih3i i0 沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半 L 2 和 U 形螺栓中心距的一半 s 2 得到 A B 兩點(diǎn) 連接 A B 即得到三角形的鋼板彈簧展開圖 AB 線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片 長(zhǎng)度 如果存在與主片等長(zhǎng)的重疊片 就從月點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連 一直線 此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度 各片實(shí)際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)圓整后 確 求得各片的長(zhǎng)度為 940mm 940mm 818mm 697mm 576mm 454mm 1l2l3l4l5l6l 333mm 211mm 7l8l 圖 4 3 雙梯形鋼板彈簧 圖 4 4 確定鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的作圖法 4 2 4 鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 用公式 MPafc 31524 5 139 算出 485 5Mpa 在用公式 2max 6ksLfEhdcp 11 算出 447 95Mpa 900Mpa max 所選鋼板彈簧合適 4 2 5 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 a 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧各片裝配后 在預(yù)壓縮和 U0H 形螺栓夾緊前 其主片上表面與兩端 不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差 圖 4 1 稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 用下式計(jì)算 4 5 0ffac 式中 為靜撓度 為滿載弧高 為鋼板彈簧總成用 U 形螺栓夾緊后引起的cfaf 弧高變化 s 為 U 形螺栓中心距 L 為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度 2 3Lfsfc 18 3mm 148mm f0H 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 860mm 0208 HR b 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝 配后的曲率半徑不同 圖 4 5 裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力 其值確定了自由狀態(tài)下的 曲率半徑 各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是 使各片厚度相同的鋼板彈iR 簧裝配后能很好地貼緊 減少主片工作應(yīng)力 使各片壽命接近 圖 4 5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 4 6 2 10REhii 式中 為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 mm 為鋼板彈簧總成在自iR 0 由狀態(tài)下的曲率半徑 mm 為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力 N 正為材料彈性模量i0 2m N 取 N 為第 i 片的彈簧厚度 mm 2m51 E2mih 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的曲率半徑 和各片彈簧預(yù)應(yīng)力 條件下 0Ri0 可以用式 4 6 計(jì)算各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 選取各片彈簧預(yù)應(yīng)力時(shí) i 要求做到 裝配前各片彈簧片間間隙相差不大 且裝配后各片能很好貼和 為保證 主片及與其相鄰的長(zhǎng)片有足夠的使用壽命 應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長(zhǎng)片的應(yīng) 力 為此 選取各片預(yù)應(yīng)力時(shí) 可分為下列兩種情況 對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧 各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過大 對(duì)于片厚不相同的鋼板彈簧 厚片預(yù)應(yīng)力可取大些 推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在 300 350N 內(nèi)選取 2m 1 4 片長(zhǎng)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(zhǎng)片到短片由負(fù)值逐 漸遞增至正值 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預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩 之代數(shù)和等于零 即iM 4 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 12 0 4 7 niiM1 或 0 4 8 i niW 10 各片彈簧的預(yù)應(yīng)力為 i0 90Mpa 60Mpa 180Mpa 300Mpa 0Mpa 30Mpa01 0230405 06 60Mpa 180Mpa 78 用式 4 6 計(jì)算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 iR 2910mm 2368mm 2037mm 1786mm 1697mm 1642mm 1R23R456 1642mm 1642mm78 如果第 i 片的片長(zhǎng)為 則第 i 片彈簧的弧高為iL 4 9 iiiH8 2 算得 38mm 46mm 41mm 34mm 24mm 15 6mm 1H23456H 8 4mm 3 4mm 78 4 2 6 鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑 是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力 后用式 4 6 iRi0 計(jì)算 受其影響 裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式 計(jì)算的結(jié)果會(huì)不208 L 同 因此 需要核算鋼板彈簧總成的弧高 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 為0R 4 10 niiiLR10 式中 為鋼板彈簧第 i 片長(zhǎng)度 求得 905mm iL0 鋼板彈簧總成弧高為 4 11 28 RH 求得 H 140mm 用式 4 11 與用式 4 5 計(jì)算的結(jié)果相近 所選鋼板合適 4 2 7 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 a 汽車驅(qū)動(dòng)時(shí) 后鋼板彈簧承受的載荷最大 在它的前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力 用下式計(jì)算max 4 12 1 2021 max bhmGWlc 式中 G2 為作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷 m 為驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù) 轎車 13 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 2m 2m 為鋼板彈簧主片厚度 1h 此外 還應(yīng)當(dāng)驗(yàn)算汽車通過不平路面時(shí)鋼板彈簧的強(qiáng)度 許用應(yīng)力 取為 1000N 2 894 8N 1000N max 22 所以選用的鋼板合適 b 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度核算鋼板彈簧主片卷耳受力如圖 4 7 所示 卷 耳處所受應(yīng)力 是由彎曲應(yīng)力和拉 壓 應(yīng)力合成的應(yīng)力 圖 4 6 汽車制動(dòng)時(shí)鋼板彈簧的受力圖 圖 4 7 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 4 13 121 3bhFDxx 式中 為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 D 為卷耳內(nèi)徑 b 為鋼板彈xF 簧寬度 為主片厚度 1h 許用應(yīng)力 取為 350N 2m 117 9N 350N 2 合適 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 bdFsZ 其中 為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷 b 為卷耳處葉片寬 d 為鋼板彈簧銷sF 直徑 用 30 鋼或 40 鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時(shí) 彈簧銷許用擠壓應(yīng)力 取為Z 3 4N 用 20 鋼或 20Cr 鋼經(jīng)滲碳處理或用 45 鋼經(jīng)高頻淬火后 其許用應(yīng)力2m 7 9N mm2 Z 鋼板彈簧 60Si2Mn 鋼制造 表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來 提高鋼板彈簧的壽命 表面噴丸處理有一般噴丸和應(yīng)力噴丸兩種 本設(shè)計(jì)中采用后 者 這樣可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 14 5 減振器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計(jì)算 5 1 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(dòng)時(shí) 減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動(dòng)阻力 將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?并散發(fā)到周圍空氣中去 達(dá)到迅速衰減振動(dòng)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(jìn)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所以采用 后種 根據(jù)結(jié)構(gòu)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(yīng)用 筒式減振器又分為單筒式 雙筒式 和充氣筒式三種 由于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 聲低等優(yōu)點(diǎn) 所以采用此種減振器 設(shè)計(jì)減振器時(shí)應(yīng)當(dāng)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 5 2 相對(duì)阻尼系數(shù) 減振器在卸荷閥打開前 減振器中的阻力 F 與減振器振動(dòng)速度 之間有如下 4v 關(guān)系 5 1 v 式中 為減振器阻尼系數(shù) 圖 5 1b 示出減振器的阻力 速度特性圖 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) 所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù) 在vF 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)而言 通常壓縮 15 行程的阻尼系數(shù) 與伸張行程的阻尼系數(shù) 不等 YYvF SSvF 圖 5 1 減振器的特性 a 阻力一位移特性 b 阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后 簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng) 用相對(duì)阻尼系數(shù) 的 大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度 的表達(dá)式 為 4 5 2 scm2 式中 c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度 為簧上質(zhì)量 s 式 5 2 表明 相對(duì)阻尼系數(shù) 的物理意義是 減振器的阻尼作用在與不同剛 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 值大 振動(dòng)sm 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Y S 些 兩者之間保持 0 25 0 50 的關(guān)系 YS 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S 0 25 0 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 0 3 為避免懸架碰撞車架 取 0 5S Y S 0 35 則取 0 5 0 175Y S 5 3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) 因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率 所以理論cm 2 smc 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) 例如 當(dāng) sm2 減振器如圖 5 2a 安裝時(shí) 減振器阻尼系數(shù) 用下式計(jì)算 圖 5 2 減振器安裝位置 5 3 2ans 中 n 為雙橫臂懸架的下臂長(zhǎng) a 為減振器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上 的鉸接之間的距離 減振器如圖 5 2b 所示安裝時(shí) 減振器的阻尼系數(shù)占用下式計(jì)算 5 4 2cosanm 式中 a 為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角 減振器如圖 5 2c 所示安裝時(shí) 減振器的阻尼系數(shù) 用下式計(jì)算 5 5 2cos 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 16 分析式 5 3 式 5 4 可知 在下橫臂長(zhǎng)度 n 不變的條件下 改變減振器在下 橫上的固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角 會(huì)影響減振器阻尼系數(shù) 的變化 前后懸架的減振器均采用圖 5 2c 所示安裝的 所以代人數(shù)據(jù)進(jìn) 5 5 可以求得前 懸架減振器的 63 153 后懸架減振器的 99 51 5 4 最大卸荷力的確定 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 此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 在減振器安裝如圖 8 2c 所示時(shí)xv 5 6 naAx cos 式中 為卸載速度 一般為 0 15 0 30m s A 為車身振幅 取 40mm 為懸xv 架振動(dòng)固有頻率 減振器 126 56mm x 又已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù) 載伸張行程的最大卸荷力 S xSvF 0 求得減振器 7992 9N 0F 5 5 簡(jiǎn)式減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 計(jì)算工作缸直徑 D0F 5 1 420 pD 7 式中 為工作缸最大允許壓力 取 3 4Mpa 為連桿直徑與缸筒直徑之比 雙 p 筒式減振器取 0 40 0 50 單筒式減振器取 0 30 0 35 壁厚取為 4mm 材料選 20 號(hào)鋼 求得減振器 D 52mm 6 結(jié)論 懸架主要是針對(duì) QF1020 輕型貨車而設(shè)計(jì)的 懸架的主要?jiǎng)?chuàng)新點(diǎn)在于麥弗遜懸 17 架的突出特點(diǎn)在于可將導(dǎo)向機(jī)構(gòu)及減振器裝置集合在一起 可將多個(gè)零件集成在一 個(gè)單元里 這樣一來 相對(duì)于雙橫擺臂懸架而言 他不僅簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu) 減小了質(zhì)量 還 節(jié)省了空間 降低了執(zhí)照成本 并且?guī)缀醪徽加脵M向空間 有利于車身前部地板的構(gòu) 造和發(fā)動(dòng)機(jī)布置 另外 當(dāng)車輪跳動(dòng)時(shí) 其輪距和前束及車輪外傾角等均改變不大 減輕了輪胎的磨損 也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性 前懸架采用獨(dú)立懸架 后懸架 采用非獨(dú)立懸架 這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時(shí)還具有一定的剛度 不足的是 后 懸架采用的是鋼板彈簧降低了乘坐的舒適性 懸架設(shè)計(jì)中由于考慮成本與安裝復(fù)雜性問題 采用了純機(jī)械結(jié)構(gòu) 在以后可以 改進(jìn)為用一個(gè)有自身能源的動(dòng)力發(fā)生器來代替被動(dòng)懸架中的彈簧和減振器的主動(dòng)懸 架 這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能 參考文獻(xiàn) 1 張金柱 懸架系統(tǒng) M 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 2005 2 王望予 汽車設(shè)計(jì) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 3 劉惟信 汽車設(shè)計(jì) M 北京 清華大學(xué)出版社 2001 4 甘永力 幾何量公差與檢測(cè) M 上海 科學(xué)技術(shù)出版社 2001 5 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2001 6 錢志峰 劉蘇 工程圖學(xué)基礎(chǔ)教程 M 北京 科學(xué)出版社 2003 7 朱德照 汽車懸架設(shè)計(jì) M 北京 人民交通出版社 1980 8 馮國(guó)勝 車輛現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法 M 北京 科學(xué)出版社 2006 9 成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) M 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 2004 10 余志生 汽車?yán)碚?M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 11 徐錦康 機(jī)械設(shè)計(jì) M 北京 高等教育出版社 2005 12 陳秀寧 施高義 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) M 杭州 浙江大學(xué)出版社 1995 13 陸波 麥?zhǔn)綉壹芟到y(tǒng)運(yùn)動(dòng)分析 J 汽車技術(shù) 1994 6 23 27 14 卞學(xué)良 輪式車輛雙橫臂懸架轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì) J 兵工學(xué)報(bào) 2000 21 1 1 4 15 牛翼萍 徐建國(guó) McPherson 式懸架的運(yùn)動(dòng)學(xué)及靜力學(xué)計(jì)算分析 J 輕型汽車技術(shù) 2003 8 11 14 16 張?jiān)浇?多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)在汽車轉(zhuǎn)向和懸架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)分析中的應(yīng)用 J 汽車工程 1995 5 263 273 17 趙和平 黃宏稱 習(xí)綱 等 非線性彈簧汽車懸架動(dòng)態(tài)特性研究 J 機(jī)械強(qiáng)度 2001 23 2 165 167 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 18 致 謝 為期四個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)結(jié)束 回顧整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)過程 雖然充滿了困難與曲 折 但我感到收益非淺 畢業(yè)設(shè)計(jì)課題是 1020 輕型貨車的懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)是為 了解決貨車行駛的穩(wěn)定性 畢業(yè)設(shè)計(jì)是學(xué)完大學(xué)期間本專業(yè)應(yīng)修的課程以后所進(jìn)行 的 是對(duì)我三年半來所學(xué)知識(shí)的一次大檢驗(yàn) 是我能夠在畢業(yè)前將理論與實(shí)踐更加融 會(huì)貫通 加深了我對(duì)理論知識(shí)的理解 強(qiáng)化了我對(duì)實(shí)際工作的感性認(rèn)識(shí) 此次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在老師的認(rèn)真指導(dǎo)下進(jìn)行的 經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題 以及知道我的思想 引導(dǎo)我的思路 在經(jīng)歷四個(gè)多月的設(shè)計(jì)過程中 一直熱心輔導(dǎo) 另 外 我還得到了主任的悉心指導(dǎo) 在此表示衷心的感謝 通過這次設(shè)計(jì) 我基本掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和步驟 以及設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意的問題 等 另外還更加熟悉運(yùn)用查閱各種相關(guān)手冊(cè) 選擇使用工藝裝備等 總的來說 這次設(shè)計(jì)使我在理論的綜合運(yùn)用以及正確解決實(shí)際問題等方面得到 了一次較好的鍛煉 提高了我獨(dú)立思考問題 解決問題以及創(chuàng)新設(shè)計(jì)的能力 縮短了 我與工廠技術(shù)人員的差距 為我以后從事實(shí)際技術(shù)工作奠定了一個(gè)堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 設(shè)計(jì)任務(wù)已順利完成 但由于本人水平有限 缺乏經(jīng)驗(yàn) 難免會(huì)留下一些遺憾 在 此懇請(qǐng)各位專家和老師不吝賜教 19 附錄 序號(hào) 圖樣名稱 圖樣代號(hào) 幅面代號(hào) 1 麥弗遜懸架裝配圖 QF1020QXJ 00 A0 2 鋼板彈簧懸架裝配圖 QF1020HXJ 00 A1 3 轉(zhuǎn)向節(jié) QF1020QXJ 12 A2 4 球籠式萬向節(jié) QF1020QXJ 16 A2 5 上支承座 QF1020QXJ 01 A4 6 螺旋彈簧 QF1020QXJ 03 A3 7 減振器滑柱 QF1020QXJ 05 A3 8 彈簧下支座 QF1020QXJ 06 A4 9 活塞 QF1020QXJ 07 A4 10 U 型夾 QF1020QXJ 09 A4 11 下擺臂 QF1020QXJ 14 A3 12 上連接板 QF1020QXJ 17 A3 13 軸承定位套筒 QF1020QXJ 18 A4 14 U 型螺栓 QF1020HXJ 12 A3 15 鋼板彈簧第二片 QF1020HXJ 02 A3 16 鋼板彈簧下板塊 QF1020HXJ 11 A3 17 球頭銷 QF1020QXJ 13 A4