鋼板彈簧懸架設(shè)計(jì)

專業(yè)課程設(shè)計(jì)說明書題目：商用汽車后懸架設(shè)計(jì)學(xué)院機(jī)械與汽車學(xué)院專業(yè)班級(jí) 10車輛工程一班學(xué)生姓名學(xué)生學(xué)號(hào) 201030081360指導(dǎo)教師提交日期 2013年 7月12日一設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車后懸架設(shè)計(jì)二基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計(jì)同學(xué)完成車輛性能計(jì)算后確定額定裝載質(zhì)量5000KG 最大總質(zhì)量 8700KG 軸荷分配空載前：后 52:48滿載前：后 32:68滿載校核后前：后 33：:67質(zhì)心位置：高度：空載 793mm滿載 1070mm至前軸距離：空載 2040mm滿載 2890mm 三設(shè)計(jì)內(nèi)容主要進(jìn)行懸架設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括：1查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則2根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動(dòng)機(jī)最大力矩，驅(qū)動(dòng)輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動(dòng)時(shí)前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設(shè)計(jì)出一套完整的后懸架，設(shè)計(jì)過程中要進(jìn)行必要的計(jì)算。3懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和主要技術(shù)參數(shù)的確定（1）后懸架主要性能參數(shù)的確定（2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定（3）鋼板彈簧剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算（4）減振器主要參數(shù)的確定4繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖5負(fù)責(zé)整車質(zhì)心高度和軸荷的計(jì)算和校核。*6計(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性(參見<汽車?yán)碚?gt;P278 題6.5之第1問)。四設(shè)計(jì)要求1鋼板彈簧總成的裝配圖，1號(hào)圖紙一張。裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2主要零部件的零件圖，3號(hào)圖紙4張。要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對(duì)零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。3編寫設(shè)計(jì)說明書。五設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排本課程設(shè)計(jì)為2周明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。設(shè)計(jì)計(jì)算 0.5周繪圖 0.5周編寫說明書、答辯 0.5周六、主要參考文獻(xiàn)1成大先機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）2汽車工程手冊(cè)機(jī)械工業(yè)出版社3陳家瑞汽車構(gòu)造（下冊(cè)）人民交通出版社4王望予汽車設(shè)計(jì)機(jī)械工業(yè)出版社5余志生汽車?yán)碚摍C(jī)械工業(yè)出版社七注意事項(xiàng)（1）為保證設(shè)計(jì)進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計(jì)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制總成裝配圖前，設(shè)計(jì)方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。（2）編寫設(shè)計(jì)說明書時(shí)，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對(duì)重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。（3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計(jì)和設(shè)計(jì)說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八成績(jī)?cè)u(píng)定出勤情況（20%）設(shè)計(jì)方案與性能計(jì)算（40%）圖紙質(zhì)量（20%）說明書質(zhì)量（20%）評(píng) 語總 成 績(jī)指導(dǎo)教師注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計(jì)說明書的第一頁。目錄一、懸架的靜撓度6二、懸架的動(dòng)撓度7三、懸架的彈性特性7四、彈性元件的設(shè)計(jì)84.1 鋼板彈簧的布置方案選擇84.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定84.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算134.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算154.5 鋼板彈簧總成弧高的核算18五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算18六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算19七、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算19八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算20九*、計(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性23十、附錄計(jì)算程序27十一、參考文獻(xiàn)30設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù)載質(zhì)量：5000kg 整備量：3700kg空車時(shí)：前軸負(fù)荷：18855N 后軸負(fù)荷：17405N滿載時(shí)：前軸負(fù)荷： 28136N 后軸負(fù)荷： 57124N尺寸：軸距： 4250mm一、懸架的靜撓度懸架的靜擾度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c 之比，即貨車的懸架與其簧上質(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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）又靜撓度可表示為：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：懸架的靜撓度直接影響車身的振動(dòng)頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。又因?yàn)椴煌钠噷?duì)平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.702.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.由 n=15.42/ 得， =65.8mm，取=66mm 二、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)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在69cm.。本設(shè)計(jì)選擇：=80mm三、懸架的彈性特性懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。n=1.9hz , m=2637kg,代入公式：（滿載時(shí)的簧上質(zhì)量m=25843/9.8=2637kg） n= 可得C=375.4N/mm四、彈性元件的設(shè)計(jì)4.1鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對(duì)稱縱置式鋼板彈簧4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定已知滿載靜止時(shí)負(fù)荷=5829kg?；上虏糠趾芍?，由此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷：由前面選定的參數(shù)知：（動(dòng)堯度）4.2.1滿載弧高：滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=1020mm.在此?。?.2.2鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定：（1）選擇原則：鋼板彈簧長(zhǎng)度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.400.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架：L=(0.350.45)軸距。（2）鋼板彈簧長(zhǎng)度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.35軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長(zhǎng)度為 , 4.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定：（1）鋼板彈簧斷面寬度b的確定：有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡(jiǎn)支梁計(jì)算，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)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對(duì)于對(duì)稱式鋼板彈簧式中： SU形螺栓中心距（mm） kU形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)； c鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=; 為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)的確定：先確定與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。對(duì)于彈簧： L=1490mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/計(jì)算主簧總截面系數(shù)：式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50550N/，后副簧為220250 N/。=28225NL=1490mm k=0.5 S=200mm =500 N/.再計(jì)算主簧平均厚度： =15.6mm有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在610范圍內(nèi)選取。 b =102mm通過查手冊(cè)可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設(shè)計(jì)選取矩形截面。（4）鋼板彈簧片數(shù)的選擇：片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在614片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在14選取。根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車彈簧的片數(shù)為14片，4.2.4鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定先將各片的厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長(zhǎng)度。如果存在與主片等長(zhǎng)的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(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)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長(zhǎng)度：圖4-1確定主簧各片長(zhǎng)度圖表4-1鋼板彈簧各片長(zhǎng)度序號(hào)1234567長(zhǎng)度（mm）149013991306121411211029937序號(hào)891011121314長(zhǎng)度（mm）8457536605694763842924.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長(zhǎng)和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為：C= 其中，；式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.900.94，E為材料彈性模量；為主片和第（k+1）片的一般長(zhǎng)度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長(zhǎng)度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。=1490/2-0.5*0.5*200=695mm(1) 主簧剛度驗(yàn)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=1.18×10-4Y2=5.88×10-5 Y3=3.92×10-5Y4=2.94×10-5Y5=2.35×10-5 Y6=1.96×10-5 Y7=1.68×10-5Y8=1.47×10-5Y9=1.31×10-5Y10=1.18×10-5 Y11=1.07×10-5 Y12=0.98×10-5Y13=0.9×10-5 Y14=0.85×10-5表4-3 K12345675.88×10-51.96×10-50.98×10-50.59×10-50.39×10-50.28×10-50.21×10-5K89101112130.16×10-50.13×10-50.11×10-50.09×10-50.08×10-50.06×10-5、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將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度：將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長(zhǎng)度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度與設(shè)計(jì)值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算：式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：彈簧： =15.58mm 則 =66+15+15.58=96.98mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2862mm.（3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300350N/內(nèi)選取。14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)片由負(fù)值逐漸遞增為正值。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的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩：或下面分別計(jì)算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定：主簧： E= N/ =10mm然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4：表4-6 鋼板彈簧在自由狀態(tài)下曲率半徑i1234567Ri(mm)2884288028762872286828622860 i891011121314Ri(mm)2858285628542852285028482846（4）鋼板彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計(jì)算：如果第i片的片長(zhǎng)為，則第i 片彈簧的弧高為：主簧：將各片長(zhǎng)度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下表4-7 簧總成各片在自由狀態(tài)弧高i1234567Hi(mm)96.284.974.164.154.846.238.4i891011121314Hi(mm)31.224.819.014.29.96.53.74.5、鋼板彈簧總成弧高的核算根據(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1/= 式中，第i片長(zhǎng)度。鋼板彈簧的總成弧高為 H上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。先對(duì)主簧的總成弧高核算將主簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入上述公式可得：然后再代入H =96.86mm原設(shè)計(jì)值為H0=96.98mm，相差不大，符合要求。五、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算=+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.251.30；貨車：=1.11.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度：其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。六、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算鋼板彈簧主片應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即：其中為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力取為350MPa。代入上式得：主片符合強(qiáng)度要求。七、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算對(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。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其79 N/mm。彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。八、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算8.1減振器的分類減振器是車輛懸架系統(tǒng)中的重要部件，其性能的好壞對(duì)車輛的舒適性以及車輛及懸架系統(tǒng)的使用壽命等有較大影響。汽車在受到來自不平路面的沖擊時(shí)，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時(shí)也激發(fā)出較長(zhǎng)時(shí)間的振動(dòng)，使乘坐不適。與彈性元件并聯(lián)安裝的減振器可很快衰減這種振動(dòng)，改善汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。汽車懸架中廣泛采用液壓減振器。液壓減振器按其結(jié)構(gòu)可分為搖臂式和筒式；按其工作原理可分為單向作用式和雙向作用式。筒式減振器由于質(zhì)量輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產(chǎn)等優(yōu)點(diǎn)，成為了汽車減振器的主流。筒式減振器又可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式，其中以雙筒式應(yīng)用最多。充氣筒式減振器在筒式減振器中充以一定壓力的氣體，改善了高速時(shí)的減振性能，并有利于消除減震器產(chǎn)生的噪聲，但由于成本及使用維修問題，使其推廣應(yīng)用受到一定限制。本設(shè)計(jì)中，前懸架選用雙向作用筒式減振器。8.2主要性能參數(shù)的選擇8.2.1相對(duì)阻尼系數(shù)上圖所示為減振器的阻力速度特性。減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動(dòng)速度v之間的關(guān)系為：式中，為減振器阻尼系數(shù)。上圖所示為減振器的阻力速度特性。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)=F/u，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng).式周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)的大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢速度。的表達(dá)式為：式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度，c=375.4 N/mm；為簧上質(zhì)量,Ms2 =2637kg 上式表明，相對(duì)阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度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)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則相反；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。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 =0.250.35；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?。粸楸苊鈶壹芘鲎曹嚰?，取y =0.5 s。本設(shè)計(jì)中，取=0.3，s =0.4，y=0.2 8.2.2減振器阻尼系數(shù)的確定減振器的阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。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)。我選擇下圖的安裝形式，則其阻尼系數(shù)為：圖8.3根據(jù)公式，可得出：可得出：=2n代入數(shù)據(jù)得： =11.9 Hz，取a/R = 0.7 ， =15°按滿載計(jì)算有：簧上質(zhì)量后懸：Ms2=2637kg代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為：后懸 =16825.1N/m8.2.3減振器最大卸荷力 F0 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)，減振器打開卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 Vx，按上圖安裝形式時(shí)有：=Aarcos/b式中，Vx為卸荷速度，一般為0.150.3m/s；A 為車身振幅，取± 40 mm；為懸架震動(dòng)固有頻率。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得卸荷速度為：Vx =0.04×11.9×0.7×cos15°=0.30m/s符合Vx在0.150.30 之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0 = cVx可以計(jì)算最大卸荷力。式中，c 是沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 F0 為：后懸 F =7571N824 減振器工作缸直徑D 的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F 0計(jì)算工作缸直徑D 為：其中，p工作缸最大壓力，在3 MPa 4 MPa ，取p=4MPa ； 連桿直徑與工作缸直徑比值， =0.40.5，取 =0.5。代入計(jì)算得工作缸直徑D 為：后懸 D =65 mm減振器的工作缸直徑D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。選取時(shí)按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按下表選擇。后懸選擇工作缸直徑D=65mm 的減振器，對(duì)照下表選擇其長(zhǎng)度：活塞行程S=150mm，基長(zhǎng)L=210mm，則：Lmin=L+S =210+150 =360mm（壓縮到底的長(zhǎng)度）Lmax= L+S= 360 +150 =510mm （拉足的長(zhǎng)度）取貯油缸直徑Dc = 90mm ，壁厚取2mm九*、計(jì)算20m/s車速下，B級(jí)路面下整車平順性(參考汽車?yán)碚揚(yáng)278 題6.5之第1問) 9.1 基本參數(shù)的確定由汽車?yán)碚摰诹驴芍涇嚳梢院?jiǎn)化成僅有車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)，右圖所示，車身-車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)如下：“人體-座椅”系統(tǒng)參數(shù)：。車速，B級(jí)路面下的路面不平度系數(shù)，參考空間頻率n0=0.1m-1。計(jì)算時(shí)頻率步長(zhǎng)，計(jì)算頻率點(diǎn)數(shù)。9.2 汽車平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)的計(jì)算通過計(jì)算并畫出幅頻特性、和均方根值譜、譜圖。進(jìn)一步計(jì)算值由計(jì)算公式得，將以上公式通過計(jì)算機(jī)編程求解可得，（程序請(qǐng)看附錄一）幅頻特性、和均方根值譜、譜圖如下：圖9-1 幅頻特性圖9-2幅頻特性圖9-3 幅頻特性圖9-4均方根值譜圖9-5均方根值譜圖9-6均方根值譜計(jì)算值如下：路面不平度加速度均方根值=0.3523車輪加速度均方根=0.3237車身加速度均方根值=0.0239人體加速度均方根值= 0.0245加權(quán)加速度均方根值=0.0155加權(quán)振級(jí)=83.8043dB由汽車?yán)碚摫?-2查得車上乘客沒有不舒適的感覺。十、附錄計(jì)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('幅頻特性|z1/q|, (f=1.9Hz, =0.25,=9,=9.5)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|z1/q|')pauseplot(f,z2_z1),title('幅頻特性|z2/z1|,(f=1.9Hz, =0.25,=9,=9.5)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|z2/z1|')pauseplot(f,p_z2),title('幅頻特性|p/z2|,(fs=1.9Hz, s=0.25)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|p/z2|')pauseplot(f,jfg_Gzdd1f),title('車輪加速度均方根值Gz1(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('Gz1(f)')pauseplot(f,jfg_Gzdd2f),title('車身加速度均方根值Gz2(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('Gz2(f)')pauseplot(f,jfg_Gaf),title('人體加速度均方根值Ga(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('Ga(f)')參考文獻(xiàn)1成大先機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）2汽車工程手冊(cè)機(jī)械工業(yè)出版社3陳家瑞汽車構(gòu)造（下冊(cè)）人民交通出版社4王望予汽車設(shè)計(jì)機(jī)械工業(yè)出版社5余志生汽車?yán)碚摍C(jī)械工業(yè)出版社