某重型货车悬架的设计
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毕 业 设 计(论 文)设计(论文)题目: 某重型载货汽车悬架的设计学生姓名:二级学院:班级:提交日期:目录目 录44摘 要4Abstract51 绪 论61.1 概述61.2 设计(研究)现状和发展趋势62 悬架结构形式分析82.1 非独立悬架和独立悬架82. 2 前、后悬架方案的选择93 载货汽车前、后悬架主要参数的选择103.1 前、后悬架静挠度和动挠度的选择103.2 悬架的弹性特性113.3 后悬架主、副簧刚度的分配114、弹性元件的计算134.1 钢板弹簧的布置方案的选择134.2 初选参数134.3 前悬架的设计与校核154.4 后悬架的设计与校核215、减振器的设计计算265.1 简介265.2 相对阻尼系数 的选择275.3 减振器阻尼系数 的选择275.4 最大卸荷力 F0 的确定285.5 筒式减振器工作缸直径 D 的确定286、悬架受力分析306.1 悬架三维建模306.2 悬架有限元分析357、总结39参考文献40致谢41摘要某重型载货汽车悬架的设计摘 要悬架是把车身与车轴弹性的连接起来的必不可少的部分。悬架设计主要是为 了满足汽车自身的使用要求。合理设计的悬架可以降低汽车振动。这样,驾驶员 就可以舒适地驾驶汽车去自己想去的地方。根据任务书的要求,我们需要设计两轴重型卡车,因此既要考虑前悬架,又 要考虑后悬架。文章开始先对两种基本类型的悬架进行比较,从而确定结构为非 独立悬架。弹性元件为钢板弹簧。然后按部就班依次进行设计,将悬架的具体尺 寸参数算好。接着利用 Creo3.0 软件进行零件的绘制和装配。最后将装配好的前、后悬架依次导入 ANSYS 软件,在悬架上施加载荷进行有限元分析,完成整个设计过程。关键词 :悬架;弹性元件;钢板弹簧;Creo3.0;ANSYSAbstractDesign of suspension for a heavy duty truckAbstractSuspension is an essential part of connecting the body and the axle. Suspension design is mainly to meet the requirements of the use of the car itself. Reasonable design of suspension can reduce vehicle vibration. In this way, the driver can easily drive the car to go where they want to go.According to the requirements of the task book, we need to design two axle heavy truck, so we must consider the front suspension, but also consider the rear suspension. The article begins with the comparison of the two basic types of suspension, so as to determine the structure of the independent suspension. Spring spring. Then step by step in order to design, the suspension of the specific size parameters. Then use Creo3.0 software to draw and assemble parts. Finally, the assembled front and rear suspension are imported into the ANSYS software, and the load is applied to the suspension to carry on the finite element analysis.Key words:suspension; elastic element; leaf springs;Creo3.0;ANSYS第 2 章 悬架结构形式分析1 绪 论1.1 概述汽车行业的起步要追溯到 19 世纪 80 年代,当世界上第一辆汽车的诞生时,它就深深地融入到了我们的日常生活中。迄今为止,汽车行业已经发展了 100 多年,令人振奋的是它的发展前景依然宏大。现在的汽车制造技术已经到了炉火 纯青的地步。为了紧跟时代的步伐,作为一名车辆工程的本科生当然要对汽车的 设计过程有所了解。对此,我们将对汽车底盘的悬架进行介绍。悬架将车身与车轴弹性的连接起来并在它们之间传递力和力矩。由于悬架的 存在,使汽车受到的冲击降低,保证汽车运行正常。悬架的类型在各种不同用途 的汽车上也各不相同,但是它们的设计要求基本一致,没有太大的变动。设计要求如下:(1) 行驶平顺。在设计悬架时,首先,选择合理刚度,使偏频符合要求。其次, 对减震性能也有较高的要求。它能够让汽车更加平稳地行驶,增加车内人 员的舒适性。另外,悬架的非承载质量应当设计的较小。(2) 操纵稳定。所设计的悬架应该使汽车具备良好的不足转向性。转向时,车 身侧倾角不大。对卡车而言,在正常情况下,角度在 67之间。因为行驶路面坑洼,车轮常发生跳动,但要保证车轮定位参数能稳定的改变。在 前轴,通过悬架和转向系的相互配合来共同完成这项任务。(3) 无论是在制动情况,或是加速情况下,都要控制车身的俯仰角位移在一个 较小的范围内。(4) 结构紧密,间隙小,所占地方小。(5) 使车身与车轮之间的力和力矩得到有效的传递。其他零件的设计应该留意 质量较小,承载能力高,寿命长,这样悬架才能在汽车上长期可靠地工作。(6) 制造、维护成本低、使轮胎磨损小。1.2 设计(研究)现状和发展趋势当汽车诞生的时候,人们对汽车悬架的研究也如火如荼的进行着。悬架发展 到今天,在一些问题的研究上已经取得了辉煌的成绩。我们可以从控制力的方向 将悬架进行分类,主要有以下三种:1、被动悬架:它的刚度和阻尼是固定的。而且没有额外能源。被动悬架包含弹簧、减振器 等元件。它的优缺点如下:优点:1)、结构简单;2) 、成本低;3) 、性能可靠;4) 、不需要额外能量。缺点:1)、局限性大,只能满足特定状况;2)、乘坐性操纵性两者不能兼顾。2、主动悬架:它的刚度和阻尼特性可以针对各种情形自行作出调整,以适应汽车自身的需 要。与被动悬架相比,它的优缺点如下:优点:1)、行驶更加平稳;2) 、车轮与地面接触良好;3) 、舒适性更好。缺点:1)、成本太高;2)、功率消耗大。3、半主动悬架:半主动悬架是一种可控悬架系统,用于调节车辆的阻尼参数,使汽车尽量接 近于最佳行驶状态。当然,半主动悬架也有着自身的特点:优点:1)、结构简单;2) 、不消耗车辆动力;3) 、性能堪比主动悬架。缺点:1)、存在局限性。随着城市化进程的推进,公路的数量和质量,都得到明显提高,由此不容小觑地影响了对车速。车速的提高,使得被动悬架缺点暴露无疑,因此需要开发更加高级的悬架系统来跟上时代潮流。主动悬架这个名词诞生于上个世纪五十年代, 但是主动悬架涉及的知识面太广,其研究工作一直未能取得突破性的进展。反而因为过高的研究费用发展缓慢。现在,我国应用最为广泛的被动悬架系统仍然存在,原因在于,我国技术不 成熟,与西方科技强国有明显差距。但是,在一部分高档乘用车中也能够看到半 主动悬架的身影。就目前的情况来看,被动悬架的应用依然是主流,但我国现在 的研究工作的中心转移到了半主动悬架上。相信在未来的岁月中,我国也能够开 发出新的悬架系统,跻身于世界汽车工业的前列,引领世界汽车的发展洪流。2 悬架结构形式分析2.1 非独立悬架和独立悬架汽车的种类数不胜数,例如,乘用车、大卡车、客运车、越野车等等,因而 悬架的结构也因车而异。下面将对现在两种主流形式的悬架作一个简单的介绍。(如图 2-1)图 2-1悬架的结构形式简图1、非独立悬架a) 非独立悬架b)独立悬架结构特点:如a)所示,两轮连接在同一根车轴上,很明显,当一侧车轮发 生振动时,另一边车轮或多或少也会受到影响。所谓的非独立说的就是这种影响。适用于:负荷大的客车或货车。优点:1)、结构简单、结实;2) 、轮胎磨损小;3) 、车辆离地间隙不变;4) 、制造容易;5) 、维修方便。缺点:1)、簧下质量大,增加汽车行驶不平顺的可能。2) 、附着能力变弱;3) 、摆振现象严重;4) 、不易操纵。应用:根据以上特点,非独立悬架主要应用于货车、大客车的前、后悬架, 偶尔应用于某些轿车的后悬架。种类:1)、纵置钢板弹簧悬架;2) 、横置钢板弹簧悬架;3) 、纵置单臂非独立悬架;4) 、纵置双臂非独立悬架。2、独立悬架结构特点:如b)所示,左、右车轮分别与两根车轴相连,很明显,任何一 个轮子产生的振动,不会影响另一个轮子。所谓的独立就是两者间不会互相影响。适用于:轿车优点:1)、簧下质量小;2) 、占用空间小;3) 、平顺性和稳定性好;4) 、车轮与地面接触性好。缺点:1)、设计结构困难;2) 、制造成本较高;3) 、维修比较困难。应用:这种悬架主要用于现代轿车和轻型客车以及越野车。种类:1)、双横臂式独立悬架2) 、麦弗逊式独立悬架3) 、单横臂式独立悬架4) 、纵臂式独立悬架5) 、斜置单臂式独立悬架2. 2 前、后悬架方案的选择当代汽车的悬架布置方案是多种多样的,最常用的有三种:1、前后均采用非独立悬架;2、前轮采用独立悬架,而后轮采用非独立悬架;3、前后均采用独立悬架。本文选取的车辆类型为后轮驱动的两轴重型载货汽车,与一般的乘用车不同。 因为汽车的主要作用是用来运输货物,所以对悬架的承载能力有很高的要求,而对舒适性并没有那么严格的标准。基于独立悬架承载能力不够,并且成本太高。 与此同时,非独立悬架技术已经相当成熟,并且其成本低廉,载重量大。所以, 我们主要进行非独立悬架的设计。当然,悬架的组成部分有很多,文章主要对悬架上的两个重要部件进行了设 计计算。即弹性元件和减振器。第 3 章 载货汽车前、后悬架主要参数的选择3 载货汽车前、后悬架主要参数的选择3.1 前、后悬架静挠度和动挠度的选择3.1.1 悬架系统的固有频率评定一辆汽车的性能,行驶平顺性充当着必不可少的角色。而偏频对行驶平 顺性产生重要的影响。所谓偏频,是指汽车前、后悬架与其悬上质量所组成的振 动系统的固有频率。=2/(a b)=0.81.2 叫做质量分配系数,我们取近似值 1.0。所以,可以假定,前桥和后桥的两个点之间没有连接,是独立运动的。这样我们可以得到偏频与弹簧刚度和悬上 质量的关系:n=(C/m)1/2/2n 为车身的固有频率;C 为弹簧刚度;m 为悬上质量。又因为 fc=mg/C,与上式联立可以解得 fc=(4.98/n)2。要想达到行驶平顺性的要求,那就要对前、后悬架偏频和静挠度进行合理选 择和搭配。就普通情况而言,前后悬架的偏频和静挠度值尽量取的一致,这样, 车身纵向角振动就会在许用值之下。实验表明,用两种前、后悬架偏频不同的汽 车,第一种是前悬架偏频小,第二种是后悬架偏频小。让它们分别高速行驶过同 一个路障,经过测量发现第一种汽车的车身角振动小于第二种汽车。因此,我们 推荐后悬架静挠度大约是前悬架静挠度的 0.80.9 倍。因为卡车在空箱至装满货物的过程中,后桥载荷的增加量明显大于前桥载荷的增加量。所以不能按照用一 般情况来考虑。为了让驾驶员更加舒适安全地驾驶车辆,我们在设计时,使后悬 架的 fc 大约是前悬架的 0.60.8 倍。基于乘用车对乘坐要求最高,其次是客车,然后是货车。表 3.1 给出不同类型汽车的偏频和静挠度值。可供设计时选择。表 3.1 各种现代汽车的偏频和静挠度车型偏频 n/Hz静挠度 fc/cm货车1.52.2511轿车0.91.61030大客车1.31.8715越野车1.42.06133.1.2 悬架的静挠度悬架静挠度 fc 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 FW 与此时悬架刚度 c 之比,即 fc=Fw /c。6满载时取前悬架偏频 n1=1.8Hz,则 fc1=(4.98/1.8)2=7.6cm。满载时取后悬架偏频 n2=2.0Hz,则 fc2=(4.98/2.0)2=6.2cm。3.1.3 悬架的动挠度悬架的动挠度 fd 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到其自由度的 1/2 或 2/3)时,车轮中心相对车架(或车身) 的垂直位移。6为了预防在坑洼路面行驶时缓冲块会产生时不时的碰撞,在设计 悬架时,尽量选取较大的动挠度。不同类型的车辆的动挠度选取界限也是不同的。 轿车的动挠度在 70 毫米到 90 毫米之间选择;客车的动挠度在 50 毫米到 90 毫米之间选择;货车的动挠度在 60 毫米到 90 毫米之间选择。本设计取 fd=80mm。3.2 悬架的弹性特性悬架的弹性特性是指:作用于垂直力 F 和悬架变形 f 之间的函数关系。在弹性特性图上,做出曲线的切线,量出切线的倾斜角取正切值,就算出了悬架刚度 的大小。悬架的弹性特性分为两种:1) 、线性弹性特性;2) 、非线性弹性特性。载货汽车前悬架采用的钢板弹簧看做是线性的。本文设计的重型卡车,其后 轴质量有很大的改变,因此线性悬架不能满足要求,应考虑非线性悬架。通过选 用带有副簧的钢板弹簧,能够有效地降低振动频率,以及控制车身高度在一定范 围内不会波动的太厉害。3.3 后悬架主、副簧刚度的分配重型卡车的后悬架主要由带有主弹簧和副弹簧的钢板弹簧组成。其主要原因 是重型卡车后轴载重变化大,采用线性悬架会使平顺性变差。它的悬架特性是非 线性的,如下图。如果负载不大,那么钢板变形量也不大,此时仅主弹簧工作。 如果将负载不断增大至转换负载,也就是临界负载,那么副弹簧的主片与主弹簧的托架接触,随后承受加载,主副簧一起发挥效果。图 3.1 主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性要想使汽车满足行驶平顺性的要求,那么汽车从空载到满载这一过程的偏频 波动应该尽可能小,同时还要保证副弹簧参与工作时,悬架前后的偏频突变不能 太大。想要同时满足这两点是比较困难的,因此便有两种具体可行的办法。第一种方法是使副簧开始作用时的悬架挠度 fa 等于汽车空载时悬架的挠度, 而使副簧开始作用前一瞬间的挠度 fk 等于满载时悬架的挠度 f0。12于是可求得:Fx=(F0 Fw)1/2式中:F0 和Fw 分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为ca/cm=1/2-1 =F0/Fw式中:ca 和 cm 分别表示副弹簧刚度和主弹簧刚度。适用对象:这种方法适用于满载或空载运输情况多。,而载重量经常在一半 左右的车辆少。第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平 均值,即 Fx=0.5 (F0+Fw)。12并使 F0 和 Fk 之间的平均载荷对应的频率与 Fk 和Fw 间平均载荷对应的频率相等,此时副簧与主簧的刚度比为ca/cm=(2-2)/(+3)适用对象:这种方法适用于载重量经常在一半左右的车辆多,而满载或空载 运输情况少。第 4 章 弹性元件的计算4、弹性元件的计算4.1 钢板弹簧的布置方案的选择钢板弹簧有两种布置形式,一种是垂直放置,另一种是水平放置,它们各有 各的特点。垂直布局传递力和力矩十分方便,减振效果极佳,又因为这种结构制 造方便,成本更低。所以大范围的使用到在汽车上。水平放置钢板弹簧的结构仅 用于少数车辆。理由如下:1) 、要传递纵向力,还需加装其他部件;2) 、结构复杂,质量加大 。4.2 初选参数下面就到了整个毕业设计最关键的部分了,我们将对弹性元件进行详细的设 计和计算。首先,我们先确定弹簧长度。钢板弹簧长度 L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。12实践表明,悬架系统的性能很大程度上依赖于钢板弹簧的长度 L。加长板长,能够有效减少应力集中,增加弹簧的耐久度。不仅如此,当已知垂直刚度 c 时,L 越大,弹簧的纵向角刚度也越大。综上所述,理论上,钢板弹簧的长度是越长越好,但是必须在总体尺寸界限 之中。对于卡车前悬架的长度,推荐取值为 0.260.35 倍轴距 。本设计选用 0.3倍轴距。因此有前悬架主片长度为 L1=0.3 5100=1530mm对于卡车后悬架的长度,推荐取值为 0.350.45 倍轴距 。本设计选用 0.35倍轴距。因此有后悬架主片长度为 L2=0.35 5100=1785mm汽车的乘坐舒适性和操纵平稳性主要受汽车非悬挂质量的影响。它的选择参 照下表 4.1。表 4.1悬架类型非悬挂质量/总质量mu /(ms + mu )非悬挂质量/悬挂质量mu / ms整体刚性桥,钢板弹簧2635.1本设计选非悬挂质量/总质量=26。非悬挂质量/总质量= mu/(mu+ms)=26%=mu/16000mu=4160kg。取前轴非悬挂质量为 1404kg,取后轴非悬挂质量为 2756kg。本设计的基本参数汇总在表 4.2。表 4.2参数数值满载质量16000kg空载质量8000kg轴距5100mm前悬偏频 n11.8Hz后悬偏频 n22.0HzU 型螺栓中心距122mm钢板弹簧数前/后10/20钢板弹簧材料60Si2Mn钢板弹簧应力极限值550MPa前/后悬架主片长度 L1530/1785mm前/后悬架非簧载质量 mu后1404/2756kg轴荷分配空载前轴4000kg后轴4000kg满载前轴5400kg后轴10600kg进行计算时,必须首先确定施加在弹簧上的载荷,然后才能接着往下计算。 因此必须知道载货车前、后桥所承受的重力 G1、G2 以及非悬挂重力 Gu1、Gu2。FW1=(G1-Gu1)/2=(5400-1404) 9.8/2=19580NFW2=(G2-Gu2)/2=(10600-2756) 9.8/2=38436N前悬架静挠度 fc1=76mm,动挠度 fd1=80mm后悬架静挠度 fc2=62mm,动挠度 fd2=80mm满载弧高 fa 是指钢板弹簧装到车轴(桥)上,汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差。 6 满载弧高的取值一般在10mm 到 20mm 之间,我们这里折中取为 15mm。4.3 前悬架的设计与校核4.3.1 前悬架钢板弹簧的厚度和宽度设计我们在设计各式各样的钢板弹簧时,可能是少片的,也可能是多片的,需要 把它们看做等应力梁。这样,我们可以将材料的利用效率尽可能的提高。在实际 应用中需要对应力板簧进行适当修正:首先钢板弹簧第一片两端制成卷耳或矩形(与滑板配合),目的是和车身保持良好的联系,传递力和力矩;其次,其余各片的长度也要相应的增加。所以,真正的钢板弹簧展开后的形状是一种存在于等 截面简支梁和等应力梁之间的一种梁结构。而不是所谓的三角形截面。为了将这 种影响考虑在内,此时需要引进一个修正系数,我们把它称为挠性增大系数 。它与弹簧的结构有关。当然, 有具体的计算公式:=1.5/(1.04 (1+0.5 n1/n0)式中 n1与主片等长的重叠片数,本设计中为 2;n0弹簧预计总片数,取n0=10。=1.5/(1.04 (1+0.5 2/10)=1.31多片簧的垂直刚度c1=FW1/f1式中 FW1作用在前悬架板簧中间的支承载荷;f1前悬架板簧挠度。c1=19580/76=258N/mm钢板弹簧的总截面惯性矩 J0 为:J0=(L1-ks)3c1 /48 E式中sU 形螺栓中心距(mm);K考虑 U 形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(刚性夹紧:取k=0.5,挠性夹紧:取k=0)本设计为挠性夹紧; E2.06 105MPa。J0=(1530-0)3258 1.31/48 2.06 105=122421W0 用下式计算:W0FW(L-ks)/4W1式中W1许用弯曲应力对于 60Si2Mn 弹簧钢,经表面喷丸处理后,推荐对前板簧取 350450N/mm2 ,本设计取 400 N/mm2。后弹簧为 450550N/mm2,本设计取 500 N/mm2。后副簧为 220250N/mm2,本设计取 220 N/mm2。h12J0/W0=(L1-ks)2 W/6 E fc1=(1530-0)2 1.31 400/6 2.06 105 76=13.12mm。经过近似取值得 h 为 13mm。矩形断面等厚钢板弹簧总惯性矩 J0 用下式计算:J0=n b h3/12又因为 J0 已知, 可上式计算并转化得到 b=12 J0/n h3=12 122421/10 133=67mm,取为 70mm。比应力 对对钢板弹簧的疲劳寿命有显著影响,它要在一个许用范围以内。建议的数值:货车的前、后钢板弹簧=4.55.5MPa/mm。=6 E h Fw/(fc (L-k S)2 C)=6 2.06 105 13 19580/(76 1.31 (1530-0)2 258)=5.44 MPa/mm在许用范围内,故选择合理。4.3.2 前悬架钢板弹簧的长度设计钢板弹簧悬架是一个整体,所以每一片钢板的寿命应该相互一致,否则当有 一片损坏时便会对整个悬架系统产生影响,甚至带来严重的后果。所以在设计各 个弹簧的长度时,要使它们所承受的应力一致。常用的方法有两种:1) 、展开作图法;2) 、计算法。我们选择第一种方法,因为它简单方便,最常用。展开作图法的步骤如下:1) 、建立直角坐标系,纵坐标是每一片弹簧厚度的立方值的和;2) 、从原点沿横轴画出 U 型螺栓中心距的一半,至 B 点;再从弹簧厚度立方值和最大的点沿平行于横轴的方向画出主片长度的一半,至 A 点;3) 、连接 A、B,在纵轴上取各片弹簧厚度的立方值为点,沿横轴方向画出水平线,与 AB 线相交,即可得到欲求弹簧的长度。如果存在与主片等长的重叠片,就从 B 点到最后一个重叠片的端点(上侧边)连一直线 AB11,AB 线与各片的上侧边交点即为各片长度。如图 4.1 所示。图 4.1 确定钢板弹簧各叶片长度的作图法经过圆整确定板簧各叶片长度见表 4.3表 4.3L1=1530mmL2=1530mmL3=1378mmL4=1220mmL5=1064mmL6=906mmL7=750mmL8=592mmL9=436mmL10=139mm4.3.3 前悬架钢板弹簧的刚度验算确定了钢板弹簧各片的长度、宽度、高度后,检验和校核是必不可少的环节, 因为它关系到设计出来的弹簧能否正常使用。常用的方法,一种叫做“共同曲率法”,也是本设计所采用的方法,而另一种方法叫做“集中载荷法”,应用的也是十分广泛的。共同曲率法主要有三个注意点:1) 、各板在同一截面上的曲率半径变化值相同;2) 、各板的弯矩与惯性矩成正比;3) 、截面上各构件的弯矩等于外力引起的弯矩按照上述假设可以求得如下钢板弹簧强度计算公式:C= 6E/(ak+13 (Yk-Yk+1)式中Yk第k 片及以上各片截面惯性距之和的倒数,即Yk =1( J + J + J ),Yn+1 = 012kJk第k 片钢板弹簧的惯性距; aka2=l1-l2,ak+1=l1-lk+1,an+1=l1 ; lk 第k 片钢板弹簧的半长;经验修正系数,对于矩形截面的钢板弹簧,取 0.90.95。乘用车取 0.95, 重载卡车取 0.9。本文设计的是重载卡车,所以取 0.9。在计算钢板弹簧刚度 C 时,数据如表 4.4表 4.4 前悬钢板弹簧单独作用时刚度计算中的参数值k12345678910ak+1(mm)076155233312390469547626765Yk(10-5)7.803.902.601.951.561.301.110.980.870.78由计算可得:C=258.83MPa4.3.4 前悬架钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算钢板弹簧总成装配后,未经预压缩和未经 U 形螺栓夹紧前应该具有的弧高主要取决于它的静挠度 fc、满载弧高 fa、U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化f。图 4.2 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径H0=fc+fa+f式中 fc 是静挠度;fa 是满载弧高;f 与 U 型螺栓中心距 S 及弹簧主片长 L等有关,可写成f=S (3 L-S) (fc+fa)/2 L2所以H0=(76+15) (1+122 3 1530/2 15302)=102.76mm钢板弹簧总成在自由状态下曲率半径R0=L2/(8H0)=15302/8 102.76=2847.53mm为了使钢板弹簧组装起来后,各片具有共同的曲率半径,我们在装配时对各 片弹簧已经施加了一定的应力,使得各片的曲率半径发生了变化。我们把这个力 称作为预应力。确定每一块所需的预应力,可以确定各块在自由状态下的曲率半径Ri。本设计采用等厚钢板弹簧。主要为了使各片装配起来能够紧密接触,所有的叶片都承受载荷,同时工作。 因此,只需要较小的预应力。取第一、第二片预应力为-150-80N/mm2;末几片 的预应力取为+20+60 N/mm2。具体如表 4.5表 4.5 钢板弹簧各片预应力12345678910-120-100-80-60-40-200204060求矩形截面钢板弹簧的曲率半径(自由状态下)的公式如下:Ri=R0/(1+2 R0 0i/E hi) 式中Ri第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径hi第i 片板簧厚度得第 i 片自由曲率见表 4.6:表 4.6 各片自由曲率R1=3806.86R2=3604.47R3=3422.51R4=3258.04R5=3108.66R6=2972.37R7=2847.53R8=2732.75R9=2626.87R10=2528.89先前在计算钢板弹簧曲率半径 Ri 时是通过主观选取各片的预应力,得到的计算值往往与实际值存在一定的误差。因此,对弧高进行校核验算也是必要的, 看是否符合实际工作要求。根据最小势能原理,钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态, 由此可求得等厚叶片弹簧的 R0 为n LinR1 = i=1 Ri0 Li i=1式中,Li 为第 i 片的长度。解得R0=2930.24mmHL2/(8R0)=99.86mm, 与 102.76mm 接近,所以预应力的选取符合要求。4.3.5 前悬架钢板弹簧强度的验算当车辆运动时,钢板弹簧会受到很多力和力矩的共同影响。因此,必须对这 些力和力矩进行核算。看所设计的悬架是否满足使用要求。1、板簧强度的校核行驶过程中,悬架会受到很大的作用力,钢板弹簧的最大应力 max 出现在悬架的前半段,其计算公式为:2 2 1 2=sG m l (l+ jc) + G m j2 2max(l + l )Wbh1201式中l1 、l2 钢板弹簧前后半段长度,此处为对称式结构, l1 = l2 ;G2 作用在后轮上的垂直静负荷;2m 驱动时后轴负荷转移系数,货车值在 1.051.20 之间,本设计取 1.05;j 道路附着系数,取 0.7;c 弹簧固定点到路面 x 的距离, 本设计取500 mm ;W0 钢板弹簧总截面系数;h1 为钢板弹簧主片厚度。max=19580 1.05 765 (765+0.7 500)/(1530 10 70 132/6)+19580 1.05 0.7/70 13=597.13MPa=1000 MPa2、卷耳强度的校核s = 3Fx (D + h1 ) +1bh2Fx bh1式中Fx 沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力;D 卷耳内径;b 钢板弹簧宽度;h1 主片厚度。卷耳处所受应力:=3 19580 (30+13)/(70 132)+19580/(70 13)=235.03MPa=350 MPa3、弹簧销强度的校核Fs对于弹簧销:s z = bd式中Fs满载静止时钢板弹簧端部的载荷; b卷耳处叶片宽度;d钢板弹簧销直径。弹簧销的应力:z=19580/(70 30 2)=4.66MPaz=9 MPa由计算可知,前悬架弹性元件的设计是合理的。4.4 后悬架的设计与校核后悬架的设计与前悬架类似,但后悬架要设计为主、副簧结构。空载时后悬架的悬上载荷 F0=4000 0.74 9.8/2=14504N满载时后悬架的悬上载荷 FW=7844 0.74 9.8/2=38436N副簧开始工作时的载荷 Fx=(F0 FW)1/2=23611N=Fw/F0=38436/14504=2.65ca/cm=1/2-1=0.63 c1=Fx/fc2=23611/62=381N/mm c2=0.63c1=0.63 381=240N/mm该货车的总质量超过 14t,故取后悬架的钢板弹簧总片数为 20,其中主簧 12片,副簧 8 片,主簧与主片等长的重叠片数为 3 片,副簧与主片等长的重叠片数为 2 片。设主簧主片长为 1785mm;副簧主片长为 1500mm。f01=f0=F0/c1=4000 0.74 9.8/2 381=38mmf02=0fk=(FwF0)1/2/c1=62mmf2= (Fw-fkc1)/(c1+c2)=(38436-62 381)/(381+240)=24mm f1=fc2+f2=62+24=86mmF01= f01 c1=38 381=14478NF02=0F1= f1 c1=86 381=32766NF2=38436-32766=5670N上式中 f01、f02 分别为空载时主、副簧的静挠度;f1、f2 分别为满载时主、副簧的静挠度。F01、F02 分别为空载时主、副簧的负荷; F1、F2 分别为满载时主、副簧的负荷。4.4.1 主簧的设计与校核1=1.5/(1.04 (1+0.5 n1/n0)=1.5/(1.04 (1+0.5 3/12)=1.28 J01=(L1-ks)3c1 /48 E=17853 381 1.28/48 2.06 105=280505h112J01/W0=(L1-ks)2 W1/6 E f1=(1785-0)2 1.28 500/6 2.06 105 86=19.18mm取为 16mm。b1=12 J01/n h13=12 280505/12 163=68.5mm,取为 70mm=6 E h1 Fw/(fc1 (L1-k S)2 C1)=6 2.06 105 16 32766/(86 1.28 (1785-0)2 381)=4.85 MPa/mm在许用范围内,故选择合理。用作图法来确定各叶片长度,结果如下表 4.7表 4.7L1=1785mmL2=1785mmL3=1785mmL4=1634mmL5=1466mmL6=1298mmL7=1130mmL8=962mmL9=794mmL10=626mmL11=458mmL12=290mm计算主簧钢板弹簧刚度C1 时,数据如表 4.8表 4.8 后悬架主簧作用时刚度计算中的参数值k123456789101112ak+1(mm)0075159243327411495579663747892Yk(10-5)2.091.401.050.840.700.600.520.470.420.380.350.35由计算可得:C1=370.32MPaH0=(62+15) (1+122 3 1785/2 17852)=84.71mm钢板弹簧总成在自由状态下曲率半径R0=L2/(8H0)=17852/8 84.71=4701.67mm表 4.9 主簧各片预应力123456789101112-80-60-40-20-100102030405060Ri=R0/(1+2 R0 0i/E hi) 得第 i 片自由曲率见表 4.10:表 4.10 各片自由曲率R1=5294.67R2=5132.R3=4980.58R4=4837.11R5=4768.43R6=4701.67R7=4636.76R8=4573.61R9=4512.16R10=4452.34R11=4394.08R12=4337.33根据最小势能原理,钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态, 由此可求得等厚叶片弹簧的 R0 为n LinR1 = i=1 Ri0 Li i=1式中,Li 为第 i 片的长度。解得R0=5167.99mmHL2/(8R0)=77.07mm, 与 84.71mm 接近,所以选用的预应力合理。后悬架主簧强度的验算:1、板簧强度的校核max=32766 1.05 892 (892+0.7 500)/(1785 12 70 162/6)+32766 1.05 0.7/70 16=617.29MPa=1000 MPa2、卷耳强度的校核卷耳处所受应力:=3 32766 (30+16)/(70 162)+32766/(70 16)=281.58MPa=350 MPa3、弹簧销强度的校核弹簧销的应力:z=32766(70 30 2)=7.80MPaz=9 MPa由计算可知,后悬架主簧的设计是合理的。4.4.2 副簧的设计与校核=1.5/(1.04 (1+0.5 n1/n0)=1.5/(1.04 (1+0.5 2/8)=1.28 J02=(L2-ks)3c2 /48 E=15003 240 1.28/48 2.06 105=104854h212J0/W0=(L2-ks)2 W2/6 E f2=(1500-0)2 1.28 220/6 2.06 105 24=21.35mm取为 13mm。b2=12 J02/n h23=8 104854/8 133=71.5mm,取为 70mm=6 E h2 Fw2/(fc2 (L2-k S)2 C2)=6 2.06 105 13 5670/(24 1.28 (1500-0)2 240)=5.49 MPa/mm在许用范围内,故选择合理。用作图法来确定各叶片长度,结果如下表 4.11表 4.11L1=1500mmL2=1500mmL3=1322mmL4=1122mmL5=922mmL6=722mmL7=522mmL8=322mm计算副簧钢板弹簧刚度C2 时,数据如表 4.12表 4.12 后悬架副簧作用时刚度计算中的参数值k12345678ak+1(mm)089189289389489589661Yk(10-5)3.902.601.951.561.301.110.980.98由计算可得:C2=307.44MPaH0=(62+15) (1+122 3 1500/2 15002)=86.14mm钢板弹簧总成在自由状态下曲率半径R0=L2/(8H0)=15002/8 86.14=3265.06mm表 4.13 副簧各片预应力12345678-80-60-40-200204060Ri=R0/(1+2 R0 0i/E hi) 得第 i 片自由曲率见表 4.14:表 4.14 各片自由曲率R1=3611.79R2=2518.38R3=3429.68R4=3345.35R5=3265.06R6=3188.54R7=3115.52R8=3045.76根据最小势能原理,钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态, 由此可求得等厚叶片弹簧的 R0 为n LinR1 = i=1 Ri0 Li i=1式中,Li 为第 i 片的长度。解得R0=3249.49mmHL2/(8R0)=86.55mm, 与 86.14mm 接近,所以选用的预应力合理。后悬架副簧强度的验算:1、板簧强度的校核max=5760 1.05 750(750+0.7 500)(/ 0.7/70 13=215.54MPa=1000 MPa2、卷耳强度的校核1500 8 70 132/6)+5760 1.05卷耳处所受应力:=3 5760 (30+13)/(70 132)+5760/(70 13)=69.14MPa=350 MPa3、弹簧销强度的校核弹簧销的应力:z=5760/(70 30 2)=1.37MPaz=9 MPa由计算可知,后悬架副簧的设计是合理的。通过计算和刚度强度校核可知,本次重型卡车的后悬架设计是合理的。本设计钢板弹簧的材料选用用 60Si2Mn 钢。采用表面喷丸处理,降低表面脱碳层深度,提高钢板弹簧的使用寿命。应力喷丸处理可使钢板弹簧表面的残余应 力变得更大,因此本文对已经设计好的钢板弹簧均采用应力喷丸处理方式。至此,整个载货车的前、后悬架弹性元件部分设计完毕。第 5 章 减振器的设计计算5、减振器的设计计算5.1 简介要想使汽车行驶流畅,光有弹性元件的悬架肯定不够,还需要在悬架上安装 阻尼机构,也就是人们常说的减振器。回顾历史,我们可以清楚地看到减振器的 发展史,从一开始仅有叶片弹簧,到弹簧与橡胶组合使用,接着到了 1930 年的摇臂式减振器,再到现如今的筒式减振器。减振器的减振效果越来越好,直接推 进汽车行业的进步。在实际生活中,液力减振器应用最广。这种减振器的作用原理是:当车体与 车轮发生振动时,液体在减振器中的摩擦与自身的粘性摩擦共同产生振动阻力。 这样,产生的振动能量不断地朝向热能转化,并释放至空气中,就可以很快地减 小振动。如果能量消耗仅存在压缩冲程或拉伸冲程中,我们把它叫做单向减振器。 如果能量消耗在压缩冲程或拉伸冲程中均存在,则称为双向式减振器。后者被广 泛使用,因为它比前者具有更加优越的减振性能。减振器也有不同的结构。我们把它分为两类:1、摇臂式减振器优点:1)、工作稳定;2) 、可靠性好;3) 、能在高压环境工作。缺点:1)、受温度影响大。2、筒式减振器优点:1)、质量较小;2) 、工作可靠;3) 、适宜大量生产。根据以上特点的比对,发现筒式的更加符合使用要求,所以现在以筒式减振 器居多。筒式减振器又分为 3 类:1) 、双筒式结构;2) 、单筒式结构;3) 、充气筒式等结构。当下,第一种是应用得最普遍的减振器。减振器与弹性元件并联,具有很强的缓冲性能,车辆行驶更加平稳。上述安装方式既要求减振器快速减振,又要求弹性元件充分发挥作用,并且将阻尼力限 制在一个区间之中。减振器设计注意两点即可:1) 、保证汽车行驶平顺;2) 、使用寿命长。5.2 相对阻尼系数 的选择在由悬上质量-悬架组成的单自由度振动系统中采用了具有线性阻尼特性的 减振器。则该系统作自由衰减振动时,振动衰减的速度取决于相对阻尼系数 。 的公式为=/(2 (c ms)1/2)式中,c 为悬架系统的垂直刚度;ms 为簧上质量。上述公式说明了一个问题:同样的减振器与不一样的悬架系统组装时,它的 产生的作用因悬架而异,主要和悬架系统的 c 和 ms 有关。振动衰减的速度与相对阻尼系数的值是成负相关的,而车身所承受的路面冲击力却与相对阻尼系数的 值成正相关的。在实际使用过程中,常把压缩行程时的相对阻尼系数 Y 选得小于伸张行程时的相对阻尼系数 S,这样不仅使汽车在路面上更加平稳地行驶, 而且降低了车身本身所承受冲击力,直接影响到车辆的使用寿命。通过查阅参考 文献汽车设计210 页可知,一般取Y=(0.250.50)S。首先选取 的平均值,这一步尤为重要,下面的设计步骤均是基于此步骤。所以下面总结了不同类型悬架的相对阻尼系数的平均值:针对没有内摩擦的螺旋 弹簧悬架,取=0.250.35;针对有内摩擦的悬架,相对阻尼系数值取小些(因 为板簧本身也有阻尼,由干摩擦造成)。针对在较差路况下行驶的汽车(如越野车),当然减振要求也高,所以取较大的 值,一般取 S0.3;为防止悬架与车架相互撞击,也应该加大相对阻尼系数的取值,可取Y=0.5S。本设计,前悬架=0.13,其中S=0.174,Y=0.086,Y=0.49S。 本设计,后悬架=0.15,其中S=0.210,Y=0.090,Y=0.43S。5.3 减振器阻尼系数 的选择减振器阻尼系数 =2 (c ms)1/2。根据 =(c/ms)1/2,可计算得 =2 ms 。事实上,减振器的 应根据它自身的特性来确定。当安装位置如图5.1 所示时,其阻尼系数可由公式计算得到。图 5.1减振器安装位置图=2 ms n2/(a cos)2式中, 为为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。因此,前悬架1=2 1998 1.8 0.13 1.52/ (cos15)2=2178.1 后悬架2=2 3922 2.0 0.15 1.52/ (cos15)2=5481.55.4 最大卸荷力F0 的确定为减小传到车身上的冲击力,当减振器活塞振动速度达到一定值时,减振器 打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx。6vx=A a cos/n式中,vx 为卸载速度一般为 0.150.30m/s; A 为车身振幅,取动挠度和静挠度之和; 为悬架振动固有频率。如已知伸张行程时的阻尼系数 S,在伸张行程的最大卸荷力F0=Svx前悬架:vx=(76+80) 1.8 10-3 1 cos15/1.5=0.181m/s F0=2178.10.181=394.2N后悬架:vx=(62+80) 2.0 10-3 1 cos15/1.5=0.183m/s F0=5481.50.183=1003.1N5.5 筒式减振器工作缸直径D 的确定根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D 为D=(4 F0/ p (1-2)1/2式中,p为工作缸最大允许应力,取 34MPa; 为连杆直径与缸筒直径之比;本设计取 0.4。减振器的工作缸直径 D 有很多国标规定的数值,如 20 毫米,30 毫米,40 毫米等等。到时候应该根据所计算出的结果再配合标准时进行选择。贮油筒直径Dc=(1.351.50)D,壁厚取为 2mm,材料可选 20 钢。6前悬架:D1=(4 394.2/ 3.5 (1-0.42)1/2=13.069mm,取为 20mm。 Dc=1.4D1=1.4 20
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