汽车悬架课程设计.pdf
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汽车悬架课程设计.pdf
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广西科技大学课程设计用纸第页共页乘龙牌LZ1240MD42N型载货车前悬架采用非独立悬架,为纵置式钢板弹簧,为减少钢板弹簧品种,直接选用T24板簧,规格:
15009013-10(3),固定端为中心卷耳,摆动端为吊耳),双向作用液式筒式减振器;前悬架板簧中心距为820mm;前悬架前固定端支架左右不同,右前固定端以架有一销孔,用于安装驾驶室举升油缸。
后悬架为四连杆式平衡悬架,板簧中心距为1030mm,为减少钢板弹簧品种,直接选用J1板簧,钢板弹簧规格:
15409020-10
(2)。
一设计原则一设计原则1、本车悬架系统的设计应确保整车具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性及不足转向特性,具有较强的承载能力,并使其上述性能达到或接近国内外同类型车辆的先进水平。
2、充分考虑车型系列的需要,提高零部件标准化、通用化、系列化水平。
3、合理选取主要零部件的应力值,确保车辆行驶安全性,在保证悬架系统零部件足够使用寿命的前提下尽可能减轻自重。
二整车有关参数二整车有关参数整车设计师提供下列数据作为本车悬架系统的设计依据:
(按长轴距车数据为基本型设计)1、轴距(mm):
6050+13002、轮距:
前轮距B1=1940mm后轮距B2=1860mm3、轴荷:
(kg)前轴中后桥总重空载3880630010180额定载荷(14t)573018450241804、整车重心高度(mm)重心高度空载-300额定载荷(14t)5005、悬架单边静负荷经实际称重和估算,前、后悬架的非簧载质量为:
Gu1=670kg;Gu2=2680kg前P1=9.8(G1-Gu1)2后P2=9.8(G2-Gu2)2式中:
G1、G2分别为前、后轴荷悬架单边静负荷计算结果如下:
(N)前后空载1572917738额定载荷(14t)2479477273装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页三前悬架布置计算三前悬架布置计算前悬架前悬架布置图见下图:
四前悬架设计计算四前悬架设计计算
(一)、前悬架系统采用的弹性元件为纵置式钢板弹簧
(二)、前钢板弹簧的参数计算:
1、规格作用长度L0前=1500mm,宽度B=90mm,厚度H=13mm,主簧总片数10片(主片=3片),骑马螺栓夹紧距S=108mm2、断面特性(平扁钢),断面形状如图四:
a=6.5mm.中性层到受拉面边缘的距离I=H3B12-H2(14+316-19192)相当于中性层的惯性矩=15800.6mm4装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页W=IH2=2430.9mm3抗弯断面系数F=HB-(32-34-724)H断面面积=1144.48mm3I=10I=158006mm4总成总惯性矩3、比应力:
前(钢板弹簧总成单位变形引起的应力)装车时用骑马螺栓夹紧后前=0.951前3Eal2式中:
0.95为比应力修正系数l:
半段有效长度:
夹紧修正系数前:
挠度系数l(半段有效长度)=12L0前-S4=723mml前=2l=1446mm=L0前-0.5SL0前-S=1.039前=1.51.05(1+n前2N前)=1.24其中:
n前:
主簧主片数N前:
主簧总片数前=0.951前3Eal2=5.666(N/mm2/mm)4、夹紧刚性:
C前(单位变形所能承受的载荷)装车时用骑马螺栓夹紧后C前=1前48EIl前3=415.9N/mm圆整:
C前修=416N/mm5、静挠度fc:
fc=QcC前计算结果见下表:
Qc(N)fc(mm)fc(圆整)mm空载1572937.838额定载荷2479459.660按T24板簧图纸所示,自由弧高为110(参考),夹紧后弧高为95,因此在验证载荷工况下,板簧弧高为355mm,满足使用要求。
6、静应力:
c前(静载荷下应力)空载时:
c前空=前fc前空=213.9(N/mm2)装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页额定载荷时:
c前额=前fc前额=337.2(N/mm2)按汽车设计(第二版)(吉林工业大学张洪欣主编)第七章悬架设计的介绍(以下简称悬架设计),前钢板弹簧推荐应力值c=350450N/mm2,应力满足强度要求。
7、极限动行程:
fd前maxfd前max=10005.666=176.49mm取fd前max=176.5mm1000:
为板簧破坏时的最大应力值8、固有频率N:
N=12Cm计算结果见下表:
参数空载额定载荷固有频率N(Hz)2.562.04按悬架设计的介绍,为保证汽车有良好的行驶平顺性,汽车应有较低的振动频率,货车的推荐值为:
N/Hz=1.52.2,前悬架固有频率在空载状态时较差以外,其余计算结果较为理想。
9、反弓校核:
f前反(考虑非簧载作用下前簧的反弓量)f弓=Gu1C前=670416=1.61mmf前反=f弓+fc前满=78.6mm取整为:
f前反=79mm10、验证负荷:
Q验证Q验证272392430.9=1000Q验证=57347.5N(三)、前钢板弹簧强度校核1、验证载荷紧急制动时,前钢板弹簧承受的载荷最大,在它的后半段出现最大应力max。
max=m1G1(l1+c)l2(l1+l2)W0式中:
m1:
制动时前轴负荷转移系数,按悬架设计的介绍,货车m1=1.41.6;G1:
作用在前轮上的静负荷(验证载荷时为31864.7N);l1、l2:
前钢板弹簧前、后半段长度;:
道路附着系数,取0.8;c:
前钢板弹簧固定端固定点到路面的距离;W0:
前钢板弹簧总截面系数W0=10W=24309.28mm3。
前钢板弹簧在汽车制动时的受力图下图:
装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页2、紧急制动时,前钢板弹簧卷耳处所受的应力:
=0.5T1(D/2+aW1+1F)式中:
T1:
前轮制动力(双边)(求出T1=57995.6N);D:
卷耳内径(30mm);W1:
主片对受拉面的断面系数,W1=5W=2722.7mm3。
=134.3N/mm2350合格3、前钢板弹簧销校核:
(按前钢板弹簧受静载荷时的挤压应力z验算)z=Fsbd式中:
Fs:
前钢板弹簧端部载荷(验证载荷14吨时);d:
弹簧销的直径(前钢板弹簧固定端与吊耳端的弹簧销直径均为30mm)由图六知,Fs1Fs2=12397Nz=Fsbd=4.59N/mm279(20号钢或20Cr钢渗碳处理)合格(四)、悬架侧倾角刚度C前:
C前=2Csq2式中:
Cs:
前钢板弹簧刚度(等于2C前=832N/mm);q:
前钢板弹簧中心距之半(410mm);C前=2Csq2=6.62108N.mm/rad七、减振器选型及校核七、减振器选型及校核
(一)、前悬架采用双向作用液式筒式减振器,后悬架不用。
(二)、前悬架前减振器的布置及工作行程的确定为使汽车垂直振动的减振效能更加充分,使垂直振动能迅速衰减,将前减振器安装位置与地面垂直。
前减振器的布置图见下图:
装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页根据前悬架装置图以及前悬架设计的结果可知,减振器的极限工作范围为(441636mm),现选择前减振器的基长为419mm,工作行程为260mm(最大伸长长度为679mm),减振器的行程利用效率为75%.(三)、前减振器相对阻尼系数与阻尼系数的选择及确定.根据悬架设计,对于有内摩擦的钢板弹簧悬架,相对阻尼系数可取小些,故取前减振器的平均相对阻尼系数=0.25.=2m式中:
为前悬架系统的固有振动频率;m为前悬架的簧载质量(单边).计算结果见下表:
参数空载额定载荷阻尼系数(0.25)2056.22581.2(四)、前减振器最大卸荷力F0的确定F0=0vx式中:
0为伸张行程的阻尼系数;vx为卸荷速度,一般为0.20.52m/s,按0.52m/s算.取y=0.35f计算结果见下表:
参数空载额定载荷最大卸荷力Ff/FY(N)1584.1/554.41988.8/696.1(五)、前减振器工作缸直径D的计算:
D=4F0p(1-2)式中:
p为缸内最大允许压力,一般为34Mpa,取p=3Mpa;为缸筒直径与连杆直径比,双筒式减振器一般为0.40.5,取=0.5;F0取验证载荷时的最大卸荷力F0=1988.8N.D=33.5mm(六)、减振器工作缸直径D的确定:
根据以上的计算结果并考虑减振器生产厂家的生产组织,依照汽车筒式减振器的有关国标(JB1459-85),取前减振器的工作缸直径D=50mm.选用减振器总成(2921FC-010)装订线广西科技大学课程设计用纸第页共页前减振器主要参数见下表:
基长B(mm)行程S(mm)贮油筒直径Dc=1.35D(mm)工作缸直径D(mm)Ff/FY(N)前减振器41926070505000/1000八八、设计结论、设计结论1、性能指标本车空载时前悬架之固有频率为2.56Hz,额定载荷时前悬架之固有频率为2.04Hz。
后悬架固有频率差很差。
从计算值看,按汽车设计,本车型的悬挂质量分配系数在0.81.2范围内,即前桥、中后桥上方集中质量的垂直振动是相互独立的。
因此,尽管后悬架固有频率差,但对驾驶室的乘坐舒适平顺性影响不大。
汽车在额定载荷时,当向心加速度为0.4g时,稳态转向之侧倾角为1.29,根据悬架设计的介绍,货车不超过67,由此可见,本车具有较强的抗侧倾能力。
2、应力指标
(1)、前悬架前钢板弹簧静应力在额定载荷时为337.2N/mm2,在前钢板弹簧推荐应力值350450N/mm2范围之内;验证载荷紧急制动时(最强制动),前钢板弹簧承受的载荷最大,在它的后半段出现最大应力为776N/mm2,小于推荐应力值1000N/mm2;最强制动时,前钢板弹簧卷耳处所受的应力为134.3N/mm2,低于推荐应力值350N/mm2;前钢板弹簧销受验证静载荷时的挤压应力为4.59N/mm2,低于推荐应力值79(20号钢或20Cr钢渗碳处理)N/mm2。
(2)、后悬架后钢板弹簧静应力在验证载荷时为326.1N/mm2,小于后钢板弹簧推荐应力值范围450550N/mm2范围。
总之,本车前、后悬架钢板弹簧应力水平的选取是基本合适的,在保证产品质量和正常使用的前提下,本车悬架系统将具有较好的工作可靠性。
参考资料目录:
1、汽车设计(第二版)吉林工业大学张洪欣主编机械工业出版社2、汽车悬架资料中国汽车工程学会悬架专业委员会1988年12月3、汽车设计清华大学出版社刘惟信主编装订线
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