某微型汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)畢業(yè)論文(已改無錯字)
2023-07-25 21:41:36 本頁面
【正文】 數(shù),在伸張行程的最大卸荷力 則 1）筒式減振器工作直徑可根據(jù)最大卸荷力和缸內(nèi)最大壓力強(qiáng)度來近似的求工作缸的直徑 式中 [P]工作缸內(nèi)最大允許壓力,取 連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式取 由《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)條件》可知:減振器的工作缸直徑 有等幾種。所以筒式減振器工作直徑可取： 取 取2）油筒直徑貯油筒直徑，壁厚取，材料可取鋼 前貯油筒直徑 取后貯油筒直徑 取連桿直徑的選擇：；第7章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)當(dāng)用于獨(dú)立懸架時，橫向穩(wěn)定器側(cè)傾角剛度與車輪處的等效側(cè)傾角剛度之間的換算關(guān)系可如下求出：設(shè)汽車左右車輪接地點(diǎn)處分別作用大小相等，方向向反的垂向力微量d，在該二力作用下左右車輪處的垂直位移為d，相應(yīng)的橫向穩(wěn)定桿部受到的垂向力和位移分別為d和 d，由于此時要考察的是穩(wěn)定桿在車輪處的等效側(cè)傾角剛度，因而不考慮懸架中彈簧的作用力，則必然有d 與d所作的功相等，即d?d= d? d而作用在桿上的彎矩和轉(zhuǎn)角分別為d= dLd=2d/LL——橫向穩(wěn)定器兩端點(diǎn)之間的距離由此可得出桿的角剛度=d/ d=同理可知車輪的等效角剛度=B——為車輪輪距由此可得=由于連接點(diǎn)處橡膠件的變形，穩(wěn)定桿的側(cè)傾角會較小15%~30%當(dāng)穩(wěn)定桿兩端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用時，其端點(diǎn)的位移f可用材料力學(xué)的辦法求出，具體為f=E——材料的彈性模量，E=MPaI——穩(wěn)定桿的截面慣性矩，I=d——穩(wěn)定桿的直徑，mmP——端點(diǎn)作用力，NF——端點(diǎn)位移，mm由上式可知橫向穩(wěn)定桿的角剛度 ==3EI/2當(dāng)角剛度給定時，由此可得出穩(wěn)定桿直徑dd==20mm還應(yīng)滿足轉(zhuǎn)應(yīng)力不超過700MPa ≈615MPa ——曲度系數(shù)，=4C1/4C4+C——彈簧指數(shù)，C=（2R+d）/d橫向穩(wěn)定器其他參數(shù)： L=1040mm ，a=220mm，b=120mm, l=800mm， 其中 L—橫向穩(wěn)定桿兩端點(diǎn)的距離 l—橫向穩(wěn)定桿中部長度 a—兩端縱向部分的長度 b—橫向穩(wěn)定桿與車身支點(diǎn)距離第8章 平順性分析汽車行使時，由路面不平以及發(fā)動機(jī)、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激發(fā)汽車的振動。通常，路面不平是汽車振動的基本輸入。汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)。因此平順性主要根據(jù)乘員主觀感覺的舒適性來評價(jià)，對于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代汽車的主要性能之一。 為增強(qiáng)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(fù)雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。為便于分析，需把復(fù)雜的實(shí)際汽車在某些假設(shè)條件下，簡化為等效振動系統(tǒng)。本設(shè)計(jì)采用汽車振動系統(tǒng)模型。如圖81。圖81 汽車振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學(xué)定理，可列出圖71所示系統(tǒng)的振動微分方程： 式中，為簧載質(zhì)量；為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側(cè)懸架的合成剛度；為左右兩側(cè)懸架的合成當(dāng)量阻尼系數(shù)；為左右兩側(cè)懸架的合成輪胎剛度；為簧載質(zhì)量的垂直位移；為簧載質(zhì)量的垂直位移；為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對汽車的實(shí)際激勵。解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率： 式中。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關(guān)，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運(yùn)動的影響取決于和的比值變化ζ， ，屬于小阻尼，此時微分方程的通解為 雙質(zhì)量系統(tǒng)在，質(zhì)量比剛度比，阻尼比兩種情況下的幅頻特性曲線。由四個參數(shù)可按下式確定車輪部分的固有頻率和阻尼比 （一階阻尼比） （二階阻尼比）82 車身加速度的幅頻特性曲線圖圖82雙質(zhì)量系統(tǒng)，車輪部分的具體參數(shù)為 ， ，共振時，增大而幅頻減小，在第一共振峰和第二共振峰之間的高頻區(qū)，增大幅頻也增大，在高頻共振區(qū)，雙質(zhì)量系統(tǒng)出現(xiàn)第二共振峰，在之后，幅頻按一定斜率衰減，也減小，所以對共振與高頻段的效果相反，綜合考慮，取比較合適。車輪動載 ，頻率響應(yīng)函數(shù) 將 代入上式，得： 式中 圖83的參數(shù)采用與圖82所示雙質(zhì)量系統(tǒng)同樣的參數(shù)。相對動載的幅頻特性曲線在低頻共振區(qū)，與車身加速度的
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