【正文】 版．北京 :機(jī)械工業(yè)出版社， 2021 [2] 陳家瑞．汽車構(gòu)造．第 4 版．長(zhǎng)春 :北京人民交通出版社， 2021 [3] 吳宗澤．機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)．第 1 版．北京 ::機(jī)械工業(yè)出版社， 2021 [4] 劉惟信．汽車設(shè)計(jì)．第 5 版．北京 :清華大學(xué)出版社， 2021 [5] 靳曉雄，張立軍，江浩．汽車振動(dòng)分析．上海 :同濟(jì)大學(xué)出版社， 2021 [6] 龔微寒．汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造．第 1 版．北京 :人民交通出版社， 1995 [7] 喻凡 Crolla D． 車輛動(dòng)力學(xué)及其控制 [M]． 北京 :人民交通出版社 ， 2021 [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(jī)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(jī)械工業(yè)出版社， 2021 [10] 滿新梅．解放 CA1046 變截面鋼板彈簧計(jì)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(jì)算方法 [M].遼寧工學(xué)院 .1997 [12] 余志生．汽車?yán)碚摚?3版．北京 :機(jī)械工業(yè)出版社， 2021 [13] 張金柱．懸架系統(tǒng)．北京 :化學(xué)工 業(yè)出版社， 2021 [14] ．車輛動(dòng)力學(xué) — 模擬及其方法．北京 :北京理工大學(xué)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(xué)學(xué)報(bào)， 2021 [16] Hac A.. Active control of vehicle suspension. Vehicle Sytem Dynamics, 1987 [17] Julian HappianSmith. An Introduction to Modern Vehicle Design. Elsevier Pte Ltd， 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 致 謝 這次 畢業(yè) 設(shè)計(jì)是在遼寧工業(yè)大學(xué) 張 立 軍 老師的悉心指導(dǎo)下完成的。 利用 MATLAB軟件進(jìn)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(dòng)撓度和車輪相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性曲線圖。 最后對(duì)減振器進(jìn)行了計(jì)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(dòng)撓度要求。主簧主片長(zhǎng)度 1170mm，用作圖法確定出其余各片的長(zhǎng)度。接著對(duì)鋼板彈簧的剛度和強(qiáng)度 進(jìn)行了校核， 結(jié)論 滿足要求。 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。 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 第 6 章 結(jié)論 本 次設(shè)計(jì) 進(jìn)行了 CA1046輕型貨車的 懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì) 并對(duì)其進(jìn)行了 平順性 分析 。 圖 5— 4 懸架動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。取 ? =9 ， ? =。 根據(jù)此方程，利用 MATLAB 進(jìn)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 52 車身加速度的幅頻特性曲線 2. 相對(duì)動(dòng)載荷 GFd ,對(duì) ?q 的幅頻特性 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 ??????????????????????????????????222 241121gqGF d ? ? ? ? ? ? ? ?2 2222 2 240 0 0 0111 1 1 1? ? ? ??? ?? ? ? ???? ? ???? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ???? ? ? ? ??????? ? ? ? ? ??? 其中 ? ?mKCmk /2/)/(/ 0 ??? ????? 為頻率比；為阻尼比； KKt/??為剛度比； ? = m2/m1 為質(zhì)量比。取 ? =9 ， ? =。 車輪與車身垂直位移坐標(biāo)為 z、z 21 ，坐標(biāo)原點(diǎn)選在各自的平衡位置，其運(yùn)動(dòng)方程為 ??????????????????????????????0)()()(0)(1212111121222qKCKCzKzzzzzmzzzzzmt）（ 圖 51 車身與車輪兩個(gè)自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 根據(jù)力學(xué)定理， 并結(jié)合 圖 51 所示系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程 ，可以得出車身加速度、懸架彈簧動(dòng)撓度和車輪相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動(dòng)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(shí)的動(dòng)態(tài)特性，它對(duì)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(shí)際情況。 在本次設(shè)計(jì)中， 為 了 便于分析， 把復(fù)雜的實(shí)際汽車在某些假設(shè)條件下，簡(jiǎn)化為等效振動(dòng)系統(tǒng)。汽車在一定路面上行駛時(shí)，其振動(dòng)量（振幅、振動(dòng)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)?！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(gè)界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢(shì)完全相同。當(dāng)人體承受的振動(dòng)強(qiáng)度在這個(gè)極限之內(nèi)，將保持健康或安全。當(dāng)駕駛員承受振動(dòng)在此極限內(nèi)時(shí)，能保持正常地進(jìn)行駕駛。 在此極限內(nèi)，人體對(duì)所暴露的振動(dòng)環(huán)境主觀感覺(jué)良好，并能順利完成吃、讀、寫等動(dòng)作。 ISO 2631 用加速度均方根值給出了人體在 1～ 80Hz 振動(dòng)頻率范圍內(nèi)對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺(jué)界限：舒適－降低界限 CDT 、疲勞－工效降低界限 FDT 和暴露極限。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值 (rms)給出了在中心頻率 1～ 80HZ振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同的感覺(jué)界限。所以，車身振動(dòng)加速度的極限值應(yīng)低于 ～ 。為了保證所運(yùn)輸貨物的完整性，車身振動(dòng)加速度也不宜過(guò)大。試驗(yàn)表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動(dòng)的固有頻率應(yīng)為人體所習(xí)慣的步行時(shí)，身體上、下運(yùn)動(dòng)的頻率。 平順性的 評(píng)價(jià)方法 汽車行駛平順性的評(píng)價(jià)方法，通常是根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)的生理反應(yīng)及對(duì)保持貨物完整性的影響來(lái)制訂的，并用振動(dòng)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(píng)價(jià)指標(biāo)。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(dòng)劇烈程度會(huì)不同。 Xv=40 =最大卸荷力 F0=?Xv= = 工作缸直徑 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 F0計(jì) 算工作缸直徑 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F 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=)1]([ 4 ??? ? ??p F=)( ???? ?= 由汽車筒式減振器國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)（ QC/T491— 1999）選出一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸 D=40mm 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 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 F0計(jì)算工作缸直徑 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F 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=)1]([ 4 ??? ? ??p F=)( ???? ?= 由汽車筒式減振器國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)（ QC/T491— 1999）選出一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸 D=50mm 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 20 第 5 章 平順性分析和編程 平順性的 概念 汽車行駛時(shí)，路面凹凸不平和發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)均激發(fā)汽車的振動(dòng)。 Xv=40 =最大卸荷力 F0=?Xv= = F0的確定 Xv=A? cos? Xv為卸荷速度； A為車身振幅，取177。 阻尼系數(shù) ? =2? ms? / 2cos? =2 最大卸荷力 最大卸荷力 F0的確定 Xv=A? cos? Xv為卸荷速度； A為車身振幅，取177。 CA1046 貨 車選用的是雙筒式減振器 前 后 懸架減振器計(jì)算 相對(duì)阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 減振器 相對(duì)阻尼系數(shù) ? 和阻尼系數(shù) ? 的確定 相對(duì)阻尼系數(shù) ? =， 取 ? =10o， ms=，杠桿比 n/a=1， n1= ， ? 為懸架固有頻率? =2? n1=。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，在乘用車上得到越來(lái)越多的應(yīng)用。筒式減振器工作壓力雖然僅為 ，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。 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。如果能量的耗散僅僅是在 壓縮行程或者在伸張行程進(jìn)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。221 Gm= D— 卷耳內(nèi)徑 ,D=30mm b— 鋼板彈簧寬度 ,b=80mm h1— 主片厚度 ,h1=8mm [? ]— 許用應(yīng)力， [? ]=350MPa )880/( 7 8 1)880/()]830( 7 8 13[ 2 ???????? =[? ]=350MPa 合格 （ 3） 鋼板彈簧銷強(qiáng)度計(jì)算 )/(bdFsz ?? sF 為滿載靜止時(shí)彈簧端部的載荷 , sF = Fw2/2=； b為卷耳處葉片寬 80mm； d為鋼板彈簧銷直徑，取 16mm ???? )1680/( 5 5 7)/( bdF sz? ? ?z?? =7～ 9MPa，合格 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 第 4 章 減振器設(shè)計(jì) 減振器分類 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。2m — 驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 39。2m l1(l2+? c)]/[(l1+l2)Wo]+G2 39。 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 △ f= 21170 )6320(120117031202 ?????????? ??? =13mm Ho=20+63+13=96mm （ 2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ro 主簧曲率半徑 Ro=L2/(8Ho) Ro=11702/(8 96)= 副簧曲率半徑 R P(l1l)/(EI)=(1/Ro1/R) 式中： P空載時(shí)作用于板簧一端的載荷， P= E— 材料的彈性模量， E= 105MPa I— 主簧根部的總截面慣性矩， nbh3/12= l1— 主簧主片半長(zhǎng) l— 副簧主片半長(zhǎng) Ro — 主簧曲率半徑 求得副簧曲率半徑 R= 鋼板彈簧的 驗(yàn)算 鋼板彈簧總成弧高為 H H≈ L2/(8Ro) H≈ L2/(8Ro)=11702/(8 )=96mm 鋼板彈簧總成弧高 H 與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 Ho，其驗(yàn)算結(jié)果接近，故滿足要求。滿足要求。 ⑧副簧 3片 ，寬度 80mm，厚度 10mm。主簧驗(yàn)算剛度 N/mm。 由于后懸也是鋼板彈簧，所以計(jì)算步驟如 同 前 懸 ，同理可得后懸參數(shù)。 當(dāng)汽車裝載質(zhì)量較小時(shí)，主簧單獨(dú)工作，當(dāng)載荷達(dá)到一定值時(shí)，主副簧開始接觸，開始共同工作。后鋼板彈簧通過(guò)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(guò)吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動(dòng)旋轉(zhuǎn)支承端。主副鋼板彈簧 在中心處用中心螺栓連接一體， 主簧5 片由夾箍全部夾緊，副簧 3 片則是自由狀態(tài)。 后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成 ，主簧 5片，副簧 3片 。1m = ? — 道路附著系數(shù) , ? = 21 ll、 — 鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度 , 21 ll ? =390mm Wo— 鋼板彈簧總截面系數(shù) , Wo= mm3 c— 彈簧固定點(diǎn)到路面的 距離 ,c=410mm σ max=[ )4 1 9 0(.3 9 ???? ]/[ 4 4 6)3 9 03 9 0( ?? ] =977 MPa [? ]=1000MPa，合格 （ 2）鋼板彈簧卷耳的強(qiáng)度核算 卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即 )/()/()](3[ 1211 bhFbhhDF xx ???? 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 式中， Fx— 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 , Fx= ?139。1 cllm ?? ]/[ oWll )( 21 ? ] 式中， G1— 作 用在前輪上的垂直靜載荷 , G1= 39。 △ f= 27 8 0 )7710(1 0 07 8 031 0 02 ????????????? =16mm Ho=10+77+16=103mm （ 2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ro Ro=L2/(8Ho) Ro=7802/(8 103)= 鋼板彈簧總成弧高為 H H≈ L2/(8Ro) H≈ L2/(8Ro)=7802