微型乘務(wù)車k61001懸架系統(tǒng)設(shè)計計算及運動學(xué)分析報告(文件)
【正文】 kg）后簧載質(zhì)量（kg）前簧載質(zhì)量質(zhì)心高(mm)后簧載質(zhì)量質(zhì)心高(mm)輪距前(mm)1391后(mm)1408計算得，輪荷轉(zhuǎn)移量：空載前（N）1074后（N） 滿載前（N）后（N）、抗仰率計算在制動強度z＝，當(dāng)車輛發(fā)生縱傾時，前后懸架受力的變化量相當(dāng)于軸荷轉(zhuǎn)移量ΔG式中： ：制動強度；：簧載質(zhì)量，空載為1001 kg，滿載為1601kg；：簧載質(zhì)心高，空載778mm，；：整車軸距，值為2700mm.通過公式（16）計算得到的軸荷轉(zhuǎn)移量，；前后懸架變形由公式S＝ΔG/C可得出：空載時，前懸架S1＝，后懸架S2＝整車縱傾角為＝176。/整車縱傾角剛度為＝106N空載與滿載的C/r值變化不大，可認(rèn)為不變。176。汽車的懸架有了阻尼以后，簧載質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼比的大小來評定振動衰減的快慢程度。176。后減振器的安裝在板簧旁，安裝如圖9所示，它隨板簧一起運動, 其與垂直線的空間夾角是 176。176。176。（滿載）176。176。2 ADAMS模型的建立及分析內(nèi)容根據(jù)裝配好的前懸架半載狀態(tài)的三維幾何模型，選取關(guān)鍵點，添加合適的運動副、彈性元件等連接部件，輸入各彈性元件的相關(guān)參數(shù)，建立相應(yīng)的ADAMS仿真分析模型，前懸架模型如圖1所示：圖1 前懸架ADAMS分析模型前懸架定位參數(shù)的分析內(nèi)容如下：1）車輪外傾角2）車輪前束角3）主銷后傾角4）主銷內(nèi)傾角5）輪距3 前懸架系統(tǒng)運動學(xué)仿真分析結(jié)果在兩側(cè)車輪輪心處施加相同的運動，使兩車輪沿同一方向跳動，通過仿真計算，得到各定位參數(shù)與車輪跳動位置的關(guān)系曲線如圖2～圖6所示。滿載狀態(tài)前輪前束角為0176。圖3 前輪外傾角變化曲線由前輪外傾角變化曲線可知，,176。圖4 主銷后傾角變化曲線由主銷后傾角變化曲線可知，176。圖5 主銷內(nèi)傾角變化曲線由主銷內(nèi)傾角變化曲線可知，176。圖6 前輪距變化曲線從前輪距變化曲線看，半載狀態(tài)車輪上下跳動177?！拜喭鈨A角～主銷后傾角～主銷內(nèi)傾角～輪距(mm)～ 參考文獻(xiàn)1 余志生 主編. 汽車?yán)碚摚ǖ?版）. 北京：機械工業(yè)出版社. 20022 王望予 主編. 汽車設(shè)計（第3版）. 北京：機械工業(yè)出版社. 20033 劉惟信 主編. 汽車設(shè)計. 北京：清華大學(xué)出版社. 20014 《汽車工程手冊》編輯委員會. 汽車工程手冊（設(shè)計篇）. 北京：人民交通出版社. 200141。4 前懸架系統(tǒng)運動學(xué)仿真分析結(jié)論從以上仿真分析可以得出各定位參數(shù)隨輪跳變化數(shù)值如表1：表1 前懸架定位參數(shù)隨輪跳變化數(shù)值定位參數(shù)半載分析值半載狀態(tài)車輪跳動177。半載狀態(tài)車輪上下跳動177。半載狀態(tài)車輪上下跳動177。半載狀態(tài)車輪上下跳動177。40mm范圍內(nèi)前束角變化為0186。注：以下圖線縱坐標(biāo)為輪跳，橫坐標(biāo)為相應(yīng)定位參數(shù)值 圖2 半載狀態(tài)車輪跳動177。/抗點頭率(空載/滿載)%/%%/%抗仰率(空載/滿載)%/%%/%前懸架相對阻尼比（空載）前懸架相對阻尼比（滿載）后懸架相對阻尼比（空載）后懸架相對阻尼比（滿載）前懸架阻力系數(shù)(空載單側(cè))δN/（m/s）前懸架阻力系數(shù)(滿載單側(cè))2144后懸架阻力系數(shù)(空載單側(cè))δN/（m/s）2623后懸架阻力系數(shù)(滿載單側(cè))前懸架壓縮拉伸阻力系數(shù)比后懸架壓縮拉伸阻力系數(shù)比通過對以上各項技術(shù)參數(shù)計算和與競品車的對比分析，設(shè)計車的各項指標(biāo)達(dá)到項目協(xié)議書的要求，個別指標(biāo)優(yōu)于競品車，可作為下一步懸架系統(tǒng)零部件開發(fā)的依據(jù)。176。176。（滿載）176。圖16后懸架的減振器安裝圖K61001前后懸架壓縮過程與拉伸過程相對阻尼比的比值分別為：。的空間安裝角。減振器中的阻力F和速度v之間的關(guān)系可以用下式表示： …………………………………（25）式中：δ為減振器阻力系數(shù)； i是常數(shù)。下面僅考慮由減振器引起的振動衰減，暫不考慮其他方面的影響，以方便對減振器參數(shù)的計算。設(shè)軸距為L,前輪心Z坐標(biāo)為z1, 后輪心Z坐標(biāo)為z2，姿態(tài)角為α（設(shè)前輪點頭為正），則有Lαπ/180176。、抗仰率計算抗點頭率=抗仰率=其中：前、后制動器制動力分別為F1，F(xiàn)2，令F=F1+F2，則f1=F1/F，f2=F2/F；C1，C2分別為前、后縱傾中心離地高度；r1，r2分別為前、后縱傾中心距前、后輪接地點的水平距離；h為汽車質(zhì)心高度；L為汽車軸距。mm/deg。汽車作穩(wěn)態(tài)圓周運動時，其側(cè)傾力矩為MΦr＝MΦrI+ MΦrII + MΦrIII，它可以由下式（15）計算出： 計算得到的車廂側(cè)傾角，176。③獨立懸架非簧載質(zhì)量離心力引起的側(cè)傾力矩MΦrIII：式中：：側(cè)向加速度，；：獨立懸架非簧載質(zhì)量，空；： 獨立懸架非簧載質(zhì)量側(cè)傾中心高，空載為＝80mm；滿載為＝68mm。整車側(cè)傾力矩主要由下列三部分組成：①簧載質(zhì)量離心力引起的側(cè)傾力矩MΦrI：式中：：側(cè)向加速度，；：簧載質(zhì)量，空載為1001kg，滿載為1601kg；： 簧載質(zhì)量質(zhì)心高，空載為782mm。mm/rad當(dāng)汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，車廂側(cè)傾角決定于側(cè)傾力矩MΦr與懸架總的角剛度。mm/rad，滿載=107N在側(cè)傾角不大的條件下，車身側(cè)傾單位角度所必需的側(cè)傾力矩稱為側(cè)傾角剛度。如前所述用下式計算：＝式中： ：后鋼板彈簧剛度，空載為53 N/mm，滿載為73N/mm；：后鋼板彈簧間距，為1073mm。a，車輪中心至瞬心距離，；b，穩(wěn)定桿拉桿上球銷點在減振器上安裝點和瞬心連線上投影點到瞬心的距離，；根據(jù)簡圖分析可得’=/cos2α …………………………（3）設(shè)F是地面作用力在車輪中心沿瞬心和車輪中心連線的垂線方向的增量，并且設(shè)x為瞬心旋轉(zhuǎn)虛位移，根據(jù)虛功原理： axF=( bx)2’ 即 (ax)2 *cos2β=( bx)2’所以 =*b2/a2/cos2α/cos2β=。 ％，根據(jù)上式計算得到穩(wěn)定桿的單側(cè)線剛度為=k（1－％）=。前懸架的側(cè)傾角剛度由兩部分共同作用，即螺旋彈簧引起的側(cè)傾角剛度與橫向穩(wěn)定桿引起的側(cè)傾角剛度：＝＋ …………………………………（5）式中：，橫向穩(wěn)定桿引起的等效側(cè)傾角剛度，單位N懸架偏頻計算如下： （Hz）設(shè)計車懸簧載質(zhì)量如下：；；；；代入樣空、滿載軸荷得：前懸空載偏頻n1e =；后懸空載偏頻n2e =；前懸滿載偏頻n1f = ；后懸滿載偏頻n2f =；懸架的偏頻直接關(guān)系到靜撓度，影響著整車的行駛平順性。即C= N/mm擺臂襯套扭轉(zhuǎn)剛度引起的單側(cè)懸架剛度:C2=CCk == N/mm其中，δ為擺臂和水平線的夾角， L為擺臂球銷中心到扭轉(zhuǎn)中心線的距離。δ，下擺臂與水平面夾角，176。/抗點頭率(空載/滿載)%/%抗仰率(空載/滿載)%/%表3 設(shè)計車整車參數(shù)與競品車對比表參數(shù)K61001競品車質(zhì)心高（mm）空載700695滿載750750前輪距（mm）1391
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