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正文內(nèi)容

(畢業(yè)設計)ca1046輕型貨車懸架系統(tǒng)設計畢業(yè)論文(編輯修改稿)

2025-09-03 11:16 本頁面
 

【文章內(nèi)容簡介】 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用。設計減振器時應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。CA1046貨車選用的是雙筒式減振器相對阻尼系數(shù)=,取=10o,ms=,杠桿比n/a=1,n1= ,為懸架固有頻率=2n1=。阻尼系數(shù)=2ms/=2相對阻尼系數(shù)=,取=10o,ms=,杠桿比n/a=1,n2= ,為懸架固有頻率=2n2=。阻尼系數(shù)=2ms/=2=A為卸荷速度;A為車身振幅,取177。40mm;為懸架固有頻率。=40=最大卸荷力F0====A為卸荷速度;A為車身振幅,取177。40mm;為懸架固有頻率。=40=最大卸荷力F0===根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D=式中,[p]為工作缸最大允許壓力,取3~4MPa,選取[p]=;為連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式減振器取=~,選取=,所以D===由汽車筒式減振器國家標準(QC/T491—1999)選出一個標準尺寸D=40mm根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D=式中,[p]為工作缸最大允許壓力,取3~4MPa,選取[p]=;為連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式減振器取=~,選取=,所以D===由汽車筒式減振器國家標準(QC/T491—1999)選出一個標準尺寸D=50mm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為人體所習慣的步行時,身體上、下運動的頻率。它約為60~85次/分(1Hz~),~。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1g,未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以,~。在綜合大量資料基礎上,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(rms)給出了在中心頻率1~80HZ振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應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1~80Hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反應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。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。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),將保持健康或安全。三個界限只是振動加速度容許值不同?!氨┞稑O限”值為“疲勞-工效降低界限”的2倍(增加6dB);“舒適-降低界限”為“疲勞工效降低界限的1/(降低10dB);而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。為了改善車內(nèi)乘員的舒適感,必須降低汽車行駛中的振動,即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時,其振動量(振幅、振動速度及加速度)的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。但是,汽車振動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。在本次設計中,為了便于分析,把復雜的實際汽車在某些假設條件下,簡化為等效振動系統(tǒng)。如圖41所示的兩個自由度振動系統(tǒng)。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動態(tài)特性外,還能反映車輪部分在10~15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性,它對平順性和車輪的接地性有較大影響,更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中,為懸掛質(zhì)量(車身質(zhì)量);為非懸掛質(zhì)量(車輪質(zhì)量),為彈簧剛度;為減振器阻尼系數(shù);為輪胎剛度。車輪與車身垂直位移坐標為,坐標原點選在各自的平衡位置,其運動方程為 圖51 車身與車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學定理,并結(jié)合圖51所示系統(tǒng)的振動微分方程,可以得出車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性。1. 車身加速度對的幅頻特性其中為阻尼比;為剛度比; = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 , =。根據(jù)此方程,利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線,如圖52所示。圖52 車身加速度的幅頻特性曲線2. 相對動載荷,對的幅頻特性其中為阻尼比;為剛度比; = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 , =。根據(jù)此方程,利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線,如圖5—3所示。圖5—3 相對動載的幅頻特性曲線其中為阻尼比;為剛度比; = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 , =。根據(jù)此方程,利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線,如圖5—4所示。圖5—4 懸架動撓度的幅頻特性曲線以上三組分析得出的特性曲線其規(guī)律符合要求,功率譜峰值在標準范圍內(nèi)。根據(jù)車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性曲線,可以得出本次設計的懸架滿足平順性要求,在相應的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。第6章 結(jié)論本次設計進行了CA1046輕型貨車的懸架系統(tǒng)設計并對其進行了平順性分析。前懸架系統(tǒng)采用常剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架,后懸架采用了主副簧結(jié)構(gòu)變剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架。,確定了板簧的斷面形狀。在前懸架系統(tǒng)設計中,對鋼板彈簧的參數(shù)進行了確定,確定鋼板彈簧的片數(shù)為4片等厚,厚度為7mm,寬70mm,主片長度為780mm,用作圖法確定出其余各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校核,結(jié)論滿足要求。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對主副簧的各項參數(shù)進行計算,主簧5片等厚,厚度為8mm,寬80mm;副簧3片等厚,厚度為10mm,寬80mm。主簧主片長度1170mm,用作圖法確定出其余各片的長度。然后對鋼板彈簧的剛度及強度進行了校核,結(jié)論滿足要求。最后對減振器進行了計算,選用液壓式雙向作用減振器,前減振器工作缸直徑40mm,后減振器工作缸直徑50mm,其工作行程均滿足懸架的動撓度要求。 另外,本文還對所設計的懸架系統(tǒng)進行了平順性分析,建立了車身與車輪二自由度振動系統(tǒng)模型。利用MATLAB軟件進行編程分析,根據(jù)所列微分方程得到車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性曲線圖。最后得出的結(jié)論為:本次設計的懸架滿足平順性要求,在相應的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。 參考文獻[1] 王望予.汽車設計.第4版.北京:機械工業(yè)出版社,2006[2] 陳家瑞.汽車構(gòu)造.第4版.長春:北京人民交通出版社,2004[3] 吳宗澤.機械零件設計手冊.第1版.北京::機械工業(yè)出版社,2004[4] 劉惟信.汽車設計.第5版.北京:清華大學出版社,2001[5] 靳曉雄,張立軍,江浩.汽車振動分析.上海:同濟大學出版社,2002[6] 龔微寒.汽車現(xiàn)代設計制造.第1版.北京:人民交通出版社,1995[7] 喻凡 Crolla D.車輛動力學及其控制[M].北京:人民交通出版社,2003 [8] 羊秋林,李尹熙,呂莉雯,李子卿.汽車用輕量化材料.第1版.北京:機械工業(yè)出版社,1991[9] 嵇偉.新型汽車懸架與車輪定位.北京:機械工業(yè)出版社,2004[10] 滿新梅.解放CA1046變截面鋼板彈簧計算方法探討[J].1997(1)[11] 陳言忠,高虹.變剛度鋼板彈簧的一種計算方法[M].[12] 余志生.汽車理論.第3版.北京:機械工業(yè)出版社,2006[13] 張金柱.懸架系統(tǒng).北京:化學工業(yè)出版社,2005[14] .車輛動力學—模擬及其方法.北京:北京理工大學出版社,1998[15] 魏道高.前輪定位參數(shù)的研究與展望[J].合肥工業(yè)大學學報,2004[16] Hac A.. Active control of vehicle suspension. Vehicle Sytem Dynamics, 1987[17] Julian HappianSmith. An Introduction to Modern Vehicle Design. Elsevier Pte Ltd, 致 謝這次畢業(yè)設計是在遼寧工業(yè)大學張立軍老師的悉心指導下完成的。張老師在繁忙的工作中經(jīng)常抽出時間來審閱我的畢業(yè)設計內(nèi)容并耐心的指導我改正設計中的錯誤。張老師的言傳身教使我受益匪淺。這次畢業(yè)設計中的點點滴滴都使我的動手動腦能力有了很大的提高,對我以后的生活和工作都有深遠的影響,在此向張老師致以最衷心的感謝。感謝遼寧工業(yè)大學汽車與交通工程學院所有的老師。在前階段的課程學習和現(xiàn)階段的畢業(yè)設計中,老師們都給予我很大的幫助與關懷,豐富了我的知識,開闊了我的思路,提高了我的專業(yè)技能。由于本人水平有限,本次設計難免有不足之處,希望各位老師多多批評和指正。附 錄 Ⅰ: 程序x=::20。 m2=。m1=40。u=m2/m1。x0=。w0=2.*pi.*x0。w=2.*pi.*x。b=。a=((1(w./w0).^2).*(1+91./u.*(w./w0).^2)1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9(1./u+1).*(w./w0).^2).^2。d=w./w0。g=。y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a)。plot(x,y)gridxlabel(39。激振頻率 f/HZ39。)。ylabel(39。|Z2/q|/s139。)。title(39。車身加速度幅頻特性曲線39。)。gtext(39。前懸39。)。legend(39。f1=, f2=,r=939。 )。hold onx=::20。m2=。m1=60。u=m2/m1。x0=。w0=2.*pi.*x0。w=2.*pi.*x。b=。a=((1(w./w0).^2).*(1+91./u.*(w./w0).^2)1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9(1./u+1).*(w./w0).^2).^2。d=w./w0。g=。y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a)。plot(x,y)gridxlabel(39。激振頻率 f/HZ39。)。ylabel(39。|Z2/q|/s139。)。title(39。車身加速度幅頻特性曲線39。)。gtext(39。后懸39。)。x=::15。m2=。m1=40。u=m2/m1。x0=。w0=2.*pi.*x0。w=2.*pi.*x。b=。a=((1w./w0).^2).*(1+91./u.*(w./w0).^21).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9(1./u+1).*(w./w0).^2).^2。d=w./w0。g=。y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a)。plot (x,y)gridxlabel(39。激振頻率 f/HZ39。)。ylabel(39。|Fd/Gq|/()39。)。title(39。相對動載的幅頻特性曲線39。)。
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