钢板弹簧悬架设计.doc

专业课程设计说明书题目:商用汽车后悬架设计学 院 机械与汽车学院专业班级 10车辆工程一班学生姓名 学生学号 2指导教师 提交日期 2013 年 7 月 12 日一.设计任务:商用汽车后悬架设计二.基本参数:协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定额定装载质量5000KG 最大总质量 8700KG 轴荷分配空载 前:后 52:48满载 前:后 32:68满载校核后 前:后 33:67质心位置:高度:空载 793mm 满载 1070mm至前轴距离: 空载 2040mm 满载 2890mm 三.设计内容主要进行悬架设计,设计得内容包括:1.查阅资料、调查研究、制定设计原则2.根据给定得设计参数(发动机最大力矩,驱动轮类型与规格,汽车总质量与使用工况,前后轴荷,前后簧上质量,轴距,制动时前轴轴荷转移系数,驱动时后轴轴荷转移系数),选择悬架得布置方案及零部件方案,设计出一套完整得后悬架,设计过程中要进行必要得计算。3.悬架结构设计与主要技术参数得确定(1)后悬架主要性能参数得确定(2)钢板弹簧主要参数得确定(3)钢板弹簧刚度与强度验算(4)减振器主要参数得确定4.绘制钢板弹簧总成装配图及主要零部件得零件图5.负责整车质心高度与轴荷得计算与校核。*6.计算20m/s车速下,B级路面下整车平顺性(参见P278 题6、5之第1问)。四.设计要求 1.钢板弹簧总成得装配图,1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间得装配关系,标注出总体尺寸,配合关系及其它需要标注得尺寸,在技术要求部分应写出总成得调整方法与装配要求。2.主要零部件得零件图,3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整,有必要得尺寸公差与形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚得要求,材料得热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3.编写设计说明书。五.设计进度与时间安排本课程设计为2周 .明确任务,分析有关原始资料,复习有关讲课内容及熟悉参考资料0、5周。 .设计计算 0、5周 .绘图 0、5周 .编写说明书、答辩 0、5周六、主要参考文献1.成大先 机械设计手册(第三版)2.汽车工程手册 机械工业出版社3.陈家瑞 汽车构造(下册) 人民交通出版社4.王望予 汽车设计机械工业出版社5.余志生 汽车理论 机械工业出版社七.注意事项(1)为保证设计进度及质量,设计方案得确定、设计计算得结果等必须取得指导教师得认可,尤其在绘制总成装配图前,设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净;尺寸标注正确。(2)编写设计说明书时,必须条理清楚,语言通达,图表、公式及其标注要清晰明确,对重点部分,应有分析论证,要能反应出学生独立工作与解决问题得能力。(3)独立完成图纸得设计与设计说明书得编写,若发现抄袭或雷同按不及格处理。八.成绩评定出勤情况(20%)设计方案与性能计算(40%)图纸质量(20%)说明书质量(20%)评 语总 成 绩指导教师注意:此任务书要妥善保管,最后要装订在设计说明书得第一页。 目录一、悬架得静挠度6二、 悬架得动挠度7三、 悬架得弹性特性7四、弹性元件得设计84、1 钢板弹簧得布置方案选择84、2 钢板弹簧主要参数得确定84、3 钢板弹簧刚度得验算134、4 钢板弹簧总成在自由状态下得弧高及曲率半径计算154、5 钢板弹簧总成弧高得核算18五、钢板弹簧强度验算18六、钢板弹簧主片得强度得核算19七、钢板弹簧弹簧销得强度得核算19八、减振器得设计计算20九*、计算20m/s车速下,B级路面下整车平顺性23十、附录 计算程序27十一、参考文献30设计得主要数据 载质量:5000kg 整备量:3700kg 空车时:前轴负荷:18855N 后轴负荷:17405N 满载时:前轴负荷: 28136N 后轴负荷: 57124N 尺 寸: 轴 距: 4250mm一、悬架得静挠度 悬架得静扰度 就是指汽车满载静止时悬架上得载荷Fw与此时悬架刚度c 之比,即 货车得悬架与其簧上质量组成得振动系统得固有频率,就是影响汽车行驶平顺性得主要参数之一。因汽车得质量分配系数近似等于1,因此货车车轴上方车身两点得振动不存在联系。货车得车身得固有频率n,可用下式来表示: n= 式中,c为悬架得刚度(N/m),m为悬架得簧上质量(kg)又静挠度可表示为: g:重力加速度(9、8N/kg),代入上式得到: n=15、42/ n: hz: mm 分析上式可知:悬架得静挠度直接影响车身得振动频率,因此欲保证汽车有良好得行驶平顺性,就必须正确选择悬架得静挠度。又因为不同得汽车对平顺性得要求不相同,货车得后悬架要求在1、702、17hz之间,因为货车主要以载货为主,所以选取频率为:1、9hz、由 n=15、42/ 得, =65、8mm,取=66mm 二、 悬架得动挠度悬架得动挠度就是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许得最大变形时,车轮中心相对车架得垂直位移。通常货车得动挠度得选择范围在69cm、。本设计选择:=80mm三、 悬架得弹性特性 悬架得弹性特性有线性弹性特性与非线性弹性特性两种。由于货车在空载与满载时簧上质量变化大,为了减少振动频率与车身高度得变化,因此选用刚度可变得非线性悬架。n=1、9hz , m=2637kg,代入公式:(满载时得簧上质量m=25843/9、8=2637kg) n= 可得 C=375、4N/mm四、弹性元件得设计4、1 钢板弹簧得布置方案选择布置形式为对称纵置式钢板弹簧4、2 钢板弹簧主要参数得确定 已知满载静止时负荷=5829kg。簧下部分荷重,由此可计算出单个钢板弹簧得载荷:由前面选定得参数知: (动尧度) 4.2.1满载弧高 : 满载弧高就是指钢板弹簧装到车轴上,汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间得高度差。常取=1020mm、在此取: 4.2.2钢板弹簧长度L得确定:(1) 选择原则:钢板弹簧长度就是弹簧伸直后两卷耳中心之间得距离。轿车L=(0、400、55)轴距;货车前悬架:L=(0、260、35)轴距,后悬架:L=(0、350、45)轴距。(2) 钢板弹簧长度得初步选定:根据经验L = 0、35轴距,并结合国内外货车资料,初步选定主簧主片得长度为 , 4.2.3钢板弹簧断面尺寸得确定:(1) 钢板弹簧断面宽度b得确定:有关钢板弹簧得刚度,强度可按等截面得简支梁计算,引入挠度增大系数加以修正。因此,可根据修正后得简支梁公式计算钢板弹簧所需得总惯性距。对于对称式钢板弹簧 式中: SU形螺栓中心距(mm) kU形螺栓夹紧(刚性夹紧,k取0、5); c钢板弹簧垂直刚度(N/mm),c=; 为挠度增大系数。挠度增大系数得确定:先确定与主片等长得重叠片数,再估计一个总片数,求得,然后=1、5/,初定。 对于弹簧: L=1490mm k=0、5 S=200mm =2 =14 =1、5/=1、5/=1、35 E=2、1N/计算主簧总截面系数: 式中为许用弯曲应力。得选取:后主簧为450550N/,后副簧为220250 N/。=28225NL=1490mm k=0、5 S=200mm =500 N/、再计算主簧平均厚度: =15、6mm有了以后,再选钢板弹簧得片宽b。推荐片宽与片厚得比值在610范围内选取。 b =102mm通过查手册可得钢板截面尺寸b与h符合国产型材规格尺寸。(3)钢板断截面形状得选择:本设计选取矩形截面。(4) 钢板弹簧片数得选择: 片数n少些有利于制造与装配,并可以降低片与片之间得干摩擦,改善汽车得行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁得差别增大,材料得利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在614片之间选取,重型货车可达20片。用变截面少片弹簧时,片数在14选取。 根据货车得载荷并结合国内外资料初步选取本货车弹簧得片数为14片, 4.2.4 钢板弹簧各片长度得确定 先将各片得厚度得立方值按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上,再沿横坐标量出主片长度得一半L/2与U型螺栓中心距得一半s/2,得到A,B两点,连接A,B两点就得到三角形得钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边得交点即为各片得长度。如果存在与主片等长得重叠片,就从B点到最后一个重叠片得上侧边断点连一直线,此直线与各片上侧边得交点即为各片长度。各片实,际长度尺寸需经圆整后确定。由图2确定主簧各片长度:图4-1 确定主簧各片长度图表4-1钢板弹簧各片长度序号1234567长度(mm)149411211029937序号891011121314长度(mm)84575366924、3 钢板弹簧刚度得验算 在此之前,有关挠度增大系数,总惯性矩,片长与叶片端部得形状都不够准确,所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度,刚度得验算公式为:C= 其中, ; ;式中,a为经验修正系数,取0、900、94,E为材料弹性模量; 为主片与第(k+1)片得一般长度。公式中主片得一半,如果用中心螺栓到卷耳中心间得距离代入,求得刚度值为钢板弹簧总成自由刚度;如果用有效长度,即代入上式,求得得刚度值为钢板弹簧总成得夹紧刚度。=1490/2-0、5*0、5*200=695mm(1) 主簧刚度验算表4-2 K123456745、592138184、5230、5276、5322、504288134、5180、5226、5272、5K8910111213368、5415460、5507553599318、5365410、5457503549由公式(mm-4),得:Y1=1、1810-4 Y2=5、8810-5 Y3=3、9210-5 Y4=2、9410-5Y5=2、3510-5 Y6=1、9610-5 Y7=1、6810-5 Y8=1、4710-5 Y9=1、3110-5 Y10=1、1810-5 Y11=1、0710-5 Y12=0、9810-5 Y13=0、910-5 Y14=0、8510-5表4-3 K12345675、8810-51、9610-50、9810-50、5910-50、3910-50、2810-50、2110-5K89101112130、1610-50、1310-50、1110-50、0910-50、0810-50、0610-5 、列表如下, (mm-1)表4-4 、K12345675、515、325、837、0547、859、210501、456、714、42332、542、5K891011121311495、7103、5117、3135、3107、551、763、276、185、910299、3将上述数据代入公式,得总成自由刚度: 将上述数据代入公式有效长度,即,代入到公式所求得得就是钢板弹簧总成得夹紧刚度 与设计值相差不大,基本满足主簧刚度要求。4、4 钢板弹簧总成在自由状态下得弧高及曲率半径计算(1)钢板弹簧总成在自由状态下得弧高钢板弹簧总成在自由状态下得弧高,用下式计算: 式中,为静挠度;为满载弧高;为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起得弧高变化,;S为U型螺栓得中心距。L为钢板弹簧主片长度。下面分别计算主簧与副簧总成在自由状态下得弧高:弹簧: =15、58mm 则 =66+15+15、58=96、98mm (2)钢板弹簧总成在自由状态下得曲率半径得确定:钢板弹簧总成在自由状态下得曲率半径:=2862mm、(3)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径得确定 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 式中,为第i片弹簧自由状态下得曲率半径(mm),在自由状态下得曲率半径(mm)(N/);E为材料得弹性模量N/,取E为 N/;i片得弹簧厚度(mm)。在已知计算出各片钢板弹簧自由状态下得曲率半径Ri。对于片厚相同得钢板弹簧,各片弹簧得预应力值应不宜选取过大;推荐主片在根部得工作应力与预应力叠与后得合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负得预应力,短片叠加正得预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。 在确定各片预应力时,理论上应满足各片弹簧在根部处得预应力所造成得弯矩: 或 下面分别计算主簧与副簧得各片在自由状态下曲率半径得确定:主簧: E= N/ =10mm然后用上述公式计算主簧各片在自由状态下曲率半径,结果见表4: 表4-6 钢板弹簧在自由状态下曲率半径i1234567Ri(mm)28842886828622860 i891011121314Ri(mm)2858285628542852285028482846(4)钢板弹簧总成各片在自由状态下弧高得计算:如果第i片得片长为,则第i 片弹簧得弧高为: 主簧:将各片长度与曲率半径代入上式,得主簧总成各片在自由状态下表4-7 簧总成各片在自由状态弧高i1234567Hi(mm)96、284、974、164、154、846、238、4i891011121314Hi(mm)31、224、819、014、29、96、53、74、5、 钢板弹簧总成弧高得核算 根据最小势能原理,钢板弹簧总成得稳定平衡状态就是各片势能总与最小状态,由此可求得等厚叶片弹簧得 1/= 式中,第i片长度。钢板弹簧得总成弧高为 H上式计算得结果应与计算得设计结果相近。如果相差太多,可重新选择各片预应力再行核算。先对主簧得总成弧高核算将主簧各片得长度与曲率半径代入上述公式可得: 然后再代入H =96、86mm原设计值为H0=96、98mm,相差不大,符合要求。五、钢板弹簧强度验算当货车牵引驱动时,货车得后钢板弹簧承受得载荷最大,在它得前半段出现得最大应力用下式计算 =+ 式中,为作用在后轮上得垂直静载荷,为制动时后轴负荷转移系数;轿车:=1、251、30;货车:=1、11、2;为道路附着系数;b为钢板弹簧片宽;为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为1000N/mm。由上式验算主簧强度:其中牵引驱动时,主簧载荷为 G= =1、15 =0、8 主副簧强度在许用应力范围内,符合强度要求。验算汽车在不平路面上钢板弹簧得强度。六、钢板弹簧主片得强度得核算钢板弹簧主片应力就是由弯曲应力与拉(压)应力合成,即: 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上得力; 卷耳厚度;D为卷耳内径;b为钢板弹簧宽度。许用应力取为350MPa。代入上式得:主片符合强度要求。七、钢板弹簧弹簧销得强度得核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到得挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部得载荷,b为主片叶片宽;d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后,其79 N/mm。 弹簧销满足强度要求。八、减振器得设计计算8、1减振器得分类 减振器就是车辆悬架系统中得重要部件,其性能得好坏对车辆得舒适性以及车辆及悬架系统得使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面得冲击时,其悬架弹簧可以缓与这种冲击,但同时也激发出较长时间得振动,使乘坐不适。与弹性元件并联安装得减振器可很快衰减这种振动,改善汽车得行驶平顺性与操纵稳定性。汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式与筒式;按其工作原理可分为单向作用式与双向作用式。筒式减振器由于质量轻、性能稳定、工作可靠、易于大量生产等优点,成为了汽车减振器得主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式与充气筒式,其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器在筒式减振器中充以一定压力得气体,改善了高速时得减振性能,并有利于消除减震器产生得噪声,但由于成本及使用维修问题,使其推广应用受到一定限制。本设计中,前悬架选用双向作用筒式减振器。8、2主要性能参数得选择8.2.1相对阻尼系数 上图所示为减振器得阻力速度特性。减振器卸荷阀打开前,其中得阻力F与减振器振动速度v之间得关系为: 式中,为减振器阻尼系数。上图所示为减振器得阻力速度特性。该图具有如下特点:阻力速度特性由四段近似直线线段组成,其中压缩行程与伸张行程得阻力速度特性各占两段;各段特性线得斜率就是减振器得阻尼系数=F/u,所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时,减振器得阻尼系数就是指卸荷阀开启前得阻尼系数。通常压缩行程得阻尼系数 与伸张行程得阻尼系数 不等。汽车悬架有阻尼以后,簧上质量得振动、式周期衰减振动,用相对阻尼系数 得大小来评定振动衰减得快慢速度。 得表达式为: 式中,c为悬架系统得垂直刚度,c=375、4 N/mm; 为簧上质量,Ms2 =2637kg 上式表明,相对阻尼系数得物理意义就是:减振器得阻尼作用在于不同刚度c与不同簧上质量 得悬架系统匹配时,会产生不同得阻尼效果。值大,振动能迅速衰减,同时又能将较大得路面冲击力传到车身;值小则相反;通常情况下,将压缩行程时得相对阻尼系数 取得小些,伸张行程时得相对阻尼系数 取得大些。两者之间保持有 =(0、250、50) 得关系。设计时,先选取 与 得平均值 。对于无内摩擦得弹性元件悬架,取 =0、250、35;对于有内摩擦得弹性元件悬架, 值取小些。对于行驶路面条件较差得汽车, 值应取大些,一般取 ;为避免悬架碰撞车架,取y =0、5 s 。本设计中, 取=0、3,s =0、4, y=0、2 8.2.2减振器阻尼系数得确定减振器得阻尼系数 。因悬架系统固有频率 ,所以理论上 。实际上,应根据减振器得布置特点确定减振器得阻尼系数。我选择下图得安装形式,则其阻尼系数 为: 图8、3根据公式 , 可得出:可得出:=2n代入数据得: =11、9 Hz,取a/R = 0、7 , =15按满载计算有:簧上质量 后悬: Ms2=2637kg代入数据得减振器得阻尼系数为: 后悬 =16825、1N/m8.2.3 减振器最大卸荷力 F0 得确定 为减小传到车身上得冲击力,当减振器活塞振动速度达到一定值时,减振器打开卸荷阀。此时得活塞速度称为卸荷速度 Vx ,按上图安装形式时有:=Aarcos/b式中,Vx为卸荷速度,一般为0、150、3m/s;A 为车身振幅,取 40 mm; 为悬架震动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为:Vx =0、0411、90、7cos15=0、30m/s符合Vx 在0、150、30 之间范围要求。 根据伸张行程最大卸荷力公式:F0 = cVx 可以计算最大卸荷力。式中,c 就是冲击载荷系数,取c=1、5;代入数据可得最大卸荷力 F0 为:后悬 F =7571N8.2.4 减振器工作缸直径D 得确定 根据伸张行程得最大卸荷力F 0计算工作缸直径D 为: 其中,p工作缸最大压力,在3 MPa 4 MPa ,取p=4MPa ; 连杆直径与工作缸直径比值, =0、40、5,取 =0、5。代入计算得工作缸直径D 为:后悬 D =65 mm减振器得工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等几种。选取时按照标准选用,按下表选择。后悬选择工作缸直径D=65mm 得减振器,对照下表选择其长度:活塞行程S=150mm,基长L=210mm,则:Lmin=L+S =210+150 =360mm(压缩到底得长度)Lmax= L+S= 360 +150 =510mm (拉足得长度)取贮油缸直径Dc = 90mm ,壁厚取2mm九*、计算20m/s车速下,B级路面下整车平顺性(参考汽车理论P278 题6、5之第1问) 9.1 基本参数得确定由汽车理论第六章可知,货车可以简化成仅有车身与车轮双质量系统,右图所示,车身-车轮双质量系统参数如下:“人体-座椅”系统参数:。车速,B级路面下得路面不平度系数,参考空间频率n0=0.1m-1。计算时频率步长,计算频率点数。9、2 汽车平顺性评价指标得计算通过计算并画出幅频特性、与均方根值谱、谱图。进一步计算值由计算公式得,将以上公式通过计算机编程求解可得, (程序请瞧附录一)幅频特性、与均方根值谱、谱图如下: 图9-1 幅频特性 图9-2 幅频特性 图9-3 幅频特性 图9-4均方根值谱 图9-5均方根值谱 图9-6均方根值谱计算值如下:路面不平度加速度均方根值=0、3523 车轮加速度均方根=0、3237车身加速度均方根值=0、0239 人体加速度均方根值= 0、0245加权加速度均方根值=0、0155 加权振级=83、8043dB由汽车理论表6-2查得车上乘客没有不舒适得感觉。十、附录 计算程序f0=1、9;yps=0、25;gama=9;mu=9、5;fs=3;ypss=0、25;g=9、8;a0=10(-6);ua=20;Gqn0=2、56*10(-8);n0=0、1;detaf=0、2;N=180;f=detaf*0:N;lamta=f/f0;lamtas=f/fs;Wf=0*f;deta=(1-lamta、2)、*(1+gama-1/mu*lamta、2)-1)、2+4*yps2*lamta、2、*(gama-(1/mu+1)*lamta、2)、2;z1_q=gama*sqrt(1-lamta、2)、2+4*yps2*lamta、2)、/deta);z2_z1=sqrt(1+4*yps2*lamta、2)、/(1-lamta、2)、2+4*yps2*lamta、2);p_z2=sqrt(1+(2*ypss*lamtas)、2)、/(1-lamtas、2)、2+(2*ypss*lamtas)、2);z2_q=gama*sqrt(1+4*yps2*lamta、2)、/deta);p_q=p_z2、*z2_q;jfg_Gqddf=4*pi2*sqrt(Gqn0*n02*ua)*f;jfg_Gzdd1f=z1_q、*jfg_Gqddf;jfg_Gzdd2f=z2_q、*jfg_Gqddf;jfg_Gaf=p_q、*jfg_Gqddf;sigmaqdd=sqrt(trapz(f,jfg_Gqddf、2)sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f、2)sigmazdd2=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd2f、2)sigmaa=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf、2)for i=1:(N+1) if f(i)=2 Wf(i)=0、5; elseif f(i)=4 Wf(i)=f(i)/4; elseif f(i)=12、5 Wf(i)=1; else Wf(i)=12、5/f(i); endendkk=Wf、2、*jfg_Gaf、2;aw=sqrt(trapz(f,kk)Law=20*log10(aw/a0)plot(f,z1_q),title(幅频特性|z1/q|, (f=1、9Hz, =0、25,=9,=9、5),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|z1/q|)pauseplot(f,z2_z1),title(幅频特性|z2/z1|,(f=1、9Hz, =0、25,=9,=9、5),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|z2/z1|)pauseplot(f,p_z2),title(幅频特性|p/z2|,(fs=1、9Hz, s=0、25),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|p/z2|)pauseplot(f,jfg_Gzdd1f),title(车轮加速度均方根值Gz1(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Gz1(f)pauseplot(f,jfg_Gzdd2f),title(车身加速度均方根值Gz2(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Gz2(f)pauseplot(f,jfg_Gaf),title(人体加速度均方根值Ga(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Ga(f) 参考文献 1.成大先 机械设计手册(第三版) 2.汽车工程手册 机械工业出版社 3.陈家瑞 汽车构造(下册) 人民交通出版社 4.王望予 汽车设计 机械工业出版社 5.余志生 汽车理论 机械工业出版社