畢業(yè)設(shè)計福田輕型貨車懸架系統(tǒng)設(shè)計畢業(yè)論文(編輯修改稿)
2025-07-25 10:12 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 式中， —經(jīng)驗修正系數(shù)，—材料的彈性模量，—主片和第片的一半長度。驗算結(jié)果：，其誤差在以內(nèi)，滿足條件。（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高式中，為靜撓度 ；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， 為U型螺栓中心距；為鋼板彈簧主片長度。==（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑鋼板彈簧總成弧高為鋼板彈簧總成弧高與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，其驗算結(jié)果接近，故滿足要求。（1）緊急制動時,前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力式中，—作用在前輪上的垂直靜載荷, —制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù), —道路附著系數(shù), —鋼板彈簧前、后段長度, —鋼板彈簧總截面系數(shù), —彈簧固定點到路面的距離, ，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即式中，—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, —卷耳內(nèi)徑, —鋼板彈簧寬度, —主片厚度, []—許用應(yīng)力，[] 合格（3） 鋼板彈簧銷強度計算為滿載靜止時彈簧端部的載荷,= ；為卷耳處葉片寬；為鋼板彈簧銷直徑，取，合格后懸架由鋼板彈簧和減振器組成。后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成，主簧4片，副簧3片。連接方法：副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的下方。主副鋼板彈簧在中心處用中心螺栓連接一體，主簧4 片由夾箍全部夾緊，副簧3片則是自由狀態(tài)。主副簧整體中部用蓋板和U型螺栓固定在后橋殼上，板簧縱置且布置在車架之外。后鋼板彈簧通過銷、連接板將前端卷耳與車架相連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉(zhuǎn)支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。當汽車裝載質(zhì)量較小時，主簧單獨工作，當載荷達到一定值時，主副簧開始接觸，開始共同工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸?。由于后懸也是鋼板彈簧，所以計算步驟如同前懸，同理可得后懸參數(shù)。、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)空載靜止時汽車后懸單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量（）①主簧單獨作用時（空載）的剛度②主副簧完全貼合后的共同剛度③主副簧開始接觸的載荷，一般應(yīng)高于空載，?、苤鞲被赏耆佑|對應(yīng)的載荷，一般應(yīng)小于設(shè)計載荷，?、莅寤蓮脑O(shè)計載荷位置到限位塊壓死的行程，⑥板簧空載弧高，滿載弧高⑦主簧片，寬度選，厚度選。主簧驗算剛度。滿足要求。⑧副簧片，寬度，厚度。主副簧共同作用總驗算剛度。滿足要求。 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高式中，為靜撓度 ；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， 為U型螺栓中心距；為鋼板彈簧主片長度。（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑主簧曲率半徑副簧曲率半徑式中：空載時作用于板簧一端的載荷，—材料的彈性模量， —主簧根部的總截面慣性矩，—主簧主片半長—副簧主片半長 —主簧曲率半徑求得副簧曲率半徑1. 鋼板彈簧的剛度驗算用共同曲率法驗算剛度。矩形截面慣性矩J=nbh3／12式中，n為鋼板彈簧的片數(shù)，b為片寬，h為片厚。則=7073／12=2001mm4=27073／12+2001=6003 mm4=12005mm =20008 mm =30012 mm4=42016 mm4 =56023 mm4Y=1／Y1= 、Y2= 、Y3= 、Y4= 、Y5= 、Y6= 、Y7=ak+1=l—lk+1a1=90a2=180 a3=270 a4= 360 a5=450 a6=540 a7=0取經(jīng)驗修正系數(shù)=鋼板彈簧剛度計算公式c=6E／（Yk—Yk+1）=268N/mm所以鋼板彈簧剛度足夠2. 鋼板彈簧的強度驗算 （1）汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力式中，—作用在后輪上的垂直靜載荷, —驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，—道路附著系數(shù)，—鋼板彈簧片寬，—鋼板彈簧主片厚度, —鋼板彈簧前、后段長度,—彈簧固定點到路面的距離, —鋼板彈簧總截面系數(shù), 鋼板彈簧總截面系數(shù) 式中，—許用彎曲應(yīng)力， 合格（2）鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即式中，—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, —卷耳內(nèi)徑, —鋼板彈簧寬度—主片厚度, —許用應(yīng)力， 合格（3） 鋼板彈簧銷強度計算為滿載靜止時彈簧端部的載荷,；為卷耳處葉片寬；為鋼板彈簧銷直徑，取4，合格第4章 減振器設(shè)計懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了減振阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器，反之稱為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應(yīng)用。根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在比較大的工作壓力（1020MPa）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。，但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式和雙筒式和充氣筒式三種。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應(yīng)用。設(shè)計減振器時應(yīng)當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。福田貨車選用的是雙筒式減振器相對阻尼系數(shù)，取， ，杠桿比， ，為懸架固有頻率。阻尼系數(shù) 相對阻尼系數(shù)，取，杠桿比， ，為懸架固有頻率。阻尼系數(shù)為卸荷速度；為車身振幅，??；為懸架固有頻率。最大卸荷力為卸荷速度；為車身振幅，??；為懸架固有頻率。最大卸荷力根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑式中，為工作缸最大允許壓力，取，選取；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取，選取，所以=由汽車筒式減振器國家標準（QC/T491—1999）選出一個標準尺寸根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑式中，為工作缸最大允許壓力，取，選取；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=，選取，所以=由汽車筒式減振器國家標準（QC/T491—1999）選出一個標準尺寸第5章 平順性分析和編程汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動。當振動達到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。在同一路面上以相同車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應(yīng)及對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標。目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應(yīng)為人體所習慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為次/分()，振動加速度極限值為。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，車身振動加速度的極限值應(yīng)低于。在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標準化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。該標準用加速度均方根值()給出了在中心頻率振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應(yīng)的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標準《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》和《客車平順性評價指標及極限》。ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在振動頻率范圍內(nèi)對振動反應(yīng)的三個不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。當駕駛員承受振動在此極限內(nèi)時，能保持正常地進行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這個極限之內(nèi)
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