freepeople性欧美熟妇, 色戒完整版无删减158分钟hd, 无码精品国产vα在线观看DVD, 丰满少妇伦精品无码专区在线观看,艾栗栗与纹身男宾馆3p50分钟,国产AV片在线观看,黑人与美女高潮,18岁女RAPPERDISSSUBS,国产手机在机看影片

正文內容

ca1091輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設計_畢業(yè)設計設計說明書-資料下載頁

2024-08-27 18:08本頁面

【導讀】高,因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。所設計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架。的設計中首先設計了鋼板彈簧,包括彈簧斷面形狀的選擇,主要參數的確定,材料和許用應力的校核,和方案布置的設計;還有減振器的選擇。系統(tǒng)設計中主要對主副鋼板彈簧進行了設計。結論是沒有不舒適性。動力性、經濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。

  

【正文】 39。2m = ? = 驗算副簧強度: 主副簧強度在許用應力范圍內,符合強度要求。 驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。 不平路面上時,應按鋼板彈簧的極限變形即動撓度 fd 計算載荷。 主簧的極限載荷按下式計算: cmCC FGfzmzak ???????][312215110)61511013(1530)(239。22021239。2221m a x??????????????????????????M P abhmGWllclmGlGlpm][2 5 9)6 101 1 05(1 1 0 05 5 05 5 5 0 8)( 20212139。2m a x ?? ??????????? M P aWllllmFaaaa副 本科生畢業(yè)設計(論文) 25 NfCFF dzmmj 3 9 1 5 6 1 92 2 3 8 9 ?????? 主 副簧的極限載荷按下式計算: NfCFF dzaaj ?????? 副 不平路面上主副簧都符合強度要求。 鋼板彈簧主片的強度的核算 鋼板 彈簧主片應力 σ 是由彎曲應力和拉(壓)應力合成,即: 其中 ?39。22mGFs ? 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力; pmhh 21? 卷耳厚度; D 為卷耳內徑; b 為鋼板彈簧寬度。許用應力 [σ ]取為 350MPa。代入上式得: 主片符合強度要求。 鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力bdFSz /?? 。其中 SF 為滿載靜止時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 鋼經滲碳處理或用 45 鋼經高頻淬火后,其 [z? ]≤ 7— 9 N/mm2 。 NGF S 1 4 9 5 52/2 9 9 1 02/2 ??? bdFSz /?? = ? ? 2/ 1 0/1 4 9 5 5 mmNmmmmN ?? 彈簧銷滿足強度要求。 M P aM P aWll llF mjm 1000][280)6 1511013(15307657653 9 1 51)( 202121 ??????????? ??M P aM P aWll llFaaaaaja 1 0 0 0][682)6 101105(1 1 0 05505502 2 7 1 4)( 202121 ??????????? ??1211 )(3 bhFbh hDF ss ????? ?? ? ][ 9 9 1 0152110 9 9 1 032 ?? ???????????????? M P a 本科生畢業(yè)設計(論文) 26 第 4 章 平順性分析和編程 平順性的定義 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。中級轎車平順性分析通常研究人體的全身振動。 平順性的研究 汽車行駛平順性的評價方法,通常是根據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~ ),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 1g,未經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低 于 ~ 。 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 振動頻率范圍內對振動反應的三個不同感覺界限:舒適-降低界限 CDT 、疲勞-工效降低界限 FDT 和暴露極限。 舒適-降低界限 CDT 與保持舒適有 關。在此極限內,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。 本科生畢業(yè)設計(論文) 27 疲勞-工效降低界限 FDT 與保持工作效率有關。當駕駛員承受振動在此極限內時,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,將保持健康或安全。 三個界限只是振動加速度容許值不同。“暴露極限”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。 平順性的研究分 析 為了改善車內乘員的舒適感,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量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結構參數。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)。為便于分析,需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)。本設計采用汽車振動系統(tǒng)模型。如圖41。 本科生畢業(yè)設計(論文) 28 圖 41 汽車振動系統(tǒng)模型 根據力學定理,可列出圖 41所示系統(tǒng)的振動微分方程: 0)()( ????? sZksZcZM ???? qksksZksZcsm tt ?????? )()( ???? ( 41) 式中, M 為簧載質量 )(kg ; m 為非簧載質量 )(kg ; k 為左右兩側懸架的合成剛度 )( mN ; c 為左右兩側懸架的合成當量阻尼系數 )( msN? ; tk 為左右兩側懸 架的合成輪胎剛度 )( mN ; Z 為簧載質量 M 的垂直位移 )(m ; s 為簧載質量 m 的垂直位移 )(m ; q 為路面不平度賦值函數 )(m ,即路面不平度對汽車的實際激勵。 解式( 1)可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率 : Mm kk ttt ?????? 220220221 )(41)(21 ????? ( 42) Mm kk ttt ?????? 220220222 )(41)(21 ????? 式中, Mk?20?, mkk tt ??2?。 由上式可知,汽車振動存在兩個主頻 1? 和 2? ,它們僅為系統(tǒng)結構參數的函數而與外界的激勵條件無關,是表征系統(tǒng)特征的固有參數。一般地說,其中較小值的一階主頻 01 ??? ,且接近由彈簧質量和懸架剛度所決定的頻率 0? ,而較大值的二階主頻率t???2 ,較接近主要由輪胎剛度 tk 和非簧載質量 m 所決定的頻率 t? 。 方程 0)()( ????? sZksZcZM ???? 的解是 由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。 令 Mcb?2 , Mk?20?,則齊次方程為 02 20 ??? ZZbZ ???? 式中的 0? 稱為 系統(tǒng)固有頻率,而阻尼對運動的影響 取決于 b 和 0? 的比值變化ζ,ζ稱為阻尼比 Mkcb 20 ?? ?ζ 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比ζ的數值通常在 左右,屬于小阻尼,此時微分方程的通解為 本科生畢業(yè)設計(論文) 29 )s in( 220 atbAeZ nt ??? ? ? 根據上面的式子可以得 到車身加速度的功率譜公式: )()()( 2 ??? qqzz GjHG ?? 其中qzgqzjH qz ?? ???)( gugnngGG qq 2020 )()2()( ??? ? ( u 為車速 ) 根據路面不平度分類標準選擇 G 級路面,可得: )( 0nGq = 610256 ?? , 3m (其中 0n = ?m ) 則 )(?zG = guggqz 2622 5 6)2( ??? 圖 41 車身加速度的幅頻特性曲線圖 也可以得到: 本科生畢業(yè)設計(論文) 30 懸架動撓度 fd 對 q的幅頻特性: qfjH dqfd ?~)( ? 將 NKAAAA KAqz tt 22123 21 ??? 與 NKAqzzzqz t11122 ?? 代入上式,得: N AAKNKANKAqf tttd )( 2121 ???? 212 1 ???????? ???qfd? 式中 2202022020 )/)(11()/(41))/(11)()/(1( ?????? ????????? ?????? ????????????? 其中 ? ?mKCmk /2/)/(/ 0 ??? ????? 為頻率比;為阻尼比; KKt/??為剛度比; mM/?? 為質量比。 圖 4— 2 懸架動撓度的幅頻特性曲線圖 本科生畢業(yè)設計(論文) 31 通過分析,當阻尼比 ?? 時,本懸 架系統(tǒng)的平順性特性較好,符合 ISO026311: 1997 ( E)標準。 相對動載 Fd/G 對 q的幅頻特性: )( 1 qzKF td ?? ,頻率響應函數 gm Kq qzGqFjH tdqGF d )1()( 1~ ???? ?? 將 NKAAAA KAqz tt 22123 21 ??? 代入上式,得: gm KNKAGqF ttd )1(12 ??????? ?? ? 21222241????????????????????????????????gqGF d? 式中 KCjA ?? ?1 KCjmA ???? ?? 22 圖 4— 3 相對動載的幅頻特性曲線圖 本科生畢業(yè)設計(論文) 32 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。根據車身加速度、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。 本科生畢業(yè)設計(論文) 33 第 5 章 結論 本 次設計 進行了 CA1091型載貨汽車 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 結構變剛度鋼板彈簧 非獨立懸架。 首先確定前后懸架的固有頻率分別為 ,確定了板簧的斷面形狀。 在前懸架系統(tǒng)設計中,對 鋼板彈簧的參數進行了確定 , 確定鋼板彈簧的片數為 10片等厚,厚度為 8mm,寬 75mm, 主簧的長度為 1280mm,用作圖法確定出 每 一片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校核,使它們充分滿足要求。 最后對減振器進行了選擇,工作缸直徑 50mm,選用 液壓式雙向作用減震器 。 在后懸架系統(tǒng)設計中主要 對主副簧的各項參數進行計算,主簧 13片等厚,厚度為 15mm,寬 110mm;副簧 8片等厚,厚度為 10mm,寬 70mm。主簧主片長度 1530mm,用作圖法確定出其余各片的長度。 副簧主片長度 1100mm,用作圖法確定其余各片的長度。 然后對鋼板彈簧的剛度及強度進行了 校核 ,結論滿足要求 。 另外,本文還 對所設計的懸架系統(tǒng) 進行 平順性分析, 建立了
點擊復制文檔內容
研究報告相關推薦
文庫吧 www.dybbs8.com
備案圖鄂ICP備17016276號-1