輕型貨車懸架的設計,輕型貨車懸架的設計,輕型,貨車,懸架,設計 哈爾濱理工大學學士學位論文 輕型貨車懸架設計 摘 要 本懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架與車軸彈性地連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。 懸架由彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。 懸架能很好的增加駕駛員的舒適性，減輕汽車震動，使汽車能夠平順行駛。 關鍵詞　懸架；振動；穩(wěn)定性 68 The Design Of Light Truck Suspension Abstract Suspension fork is one automobile's important units on modern, it connects the frame and the car axle elastically. Its primary mission is transmits the all strength and the moment of force which function between the wheel and frame; Relaxes the impact load which from the road surface pass to frame , weakens load bearing system's vibration which from this causes, guarantees automobile's smooth running; Guarantees wheel has the ideal state of motion when road surface uneven and load change, guarantees the automobile's operation stability, causes the automobile to obtain the ability of high speed . The suspension fork is composed by the elastic element, the guide, the shock absorber, the cushion block and the crosswise stabler and so on . The suspension fork can increase pilot's comfortableness well, reduces the vibrate of automobile, and to go smoothly. Keywords　 Suspension； Vibration；Stability 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 前言 5 第2章 總體方案論證 7 2.1 獨立懸架 7 2.2 懸架選擇的方案確定 7 2.3 本章小結 8 第3章 總體方案論證 9 3.1 懸架靜撓度 9 3.2 懸架動撓度 10 3.3 懸架彈性特性 10 3.4 前懸架主銷側傾角與后傾角 11 3.5 本章小結 12 第4章 總體方案論證 13 4.1 少片彈簧的設計 13 4.2 鋼板彈簧的設計 14 4.2.1少片彈簧的設計 14 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 14 4.2.3鋼板彈簧各片長度的確定 17 4.2.4鋼板許用靜彎曲應力驗算 18 4.2.5夾緊液壓缸的計算 18 4.2.6鋼板彈簧強度驗算 20 4.2.7鋼板彈簧強度驗算 21 4.3 本章小結 22 第5章 減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算 23 5.1 減振器的分類 23 5.2 相對阻尼系數(shù) 23 5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 24 5.4 最大卸荷力F0的確定 25 5.5 創(chuàng)建零件 26 5.6 本章小結 26 結論 27 致謝 28 參考文獻 29 附錄A 30 附錄B 34 第1章 前言 1.1 懸架研究的目的和意義 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質量(即簧載質量)、非懸掛質量(即非簧載質量)和彈簧 (彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。 盡管一百多年來汽車懸架從結構型式到作用原理一直在不斷地演進，但從結構功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。在有些情況下，某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導向機構的作用，麥克弗遜懸架(McPherson strut suspension，或稱滑柱擺臂式獨立懸架)中的減振器柱兼起減振器及部分導向機構的作用。 根據(jù)導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側車輪。獨立懸架左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋。麥克弗遜懸架為獨立懸架,鋼板彈簧為非獨立懸架。 鑒于輕型貨車的特點，綜合懸架的各自特性以及成本等方面，故將汽車的前懸設計為少片彈簧懸架，后懸設計為鋼板彈簧懸架。 如前所述，汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： 1. 通過合理設計懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，既具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； 2. 合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； 3. 導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引發(fā)轉向輪擺振； 4. 側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂“點頭”和“后仰”）； 5. 懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量??； 6.便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間； 7. 所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命； 8. 制造成本低； 9. 便于維修、保養(yǎng)。 1.2 懸架研究的目的和意義 懸1934年世界上出現(xiàn)了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變。它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了.克服遣弛缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于飛中低檔轎車上，現(xiàn)代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。 半主動懸架的研究丁作開始于1973年，由D. A. Crosby和D. C. Karn-o p p首先提出。半主動懸架以改變懸架的阻尼為主，一般較少考慮改變懸架的剛度。工作原理是：根據(jù)簧上質量相對車輪的速度響應、加速度響應等反饋信號，按照一定的控制規(guī)律調節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度.半主動懸架產(chǎn)生力的方式與被動懸架相似，但其阻尼或剛度系數(shù)可根據(jù)運行狀態(tài)調節(jié)，這和主動懸架極為相似。有級式半主動懸架是將阻尼分成幾級，阻尼級由駕駛員根據(jù)“路感”選擇或由傳感器信號自動選擇。無級式半主動懸架根據(jù)汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內由最小到最大進行無級調節(jié)。由于半主動懸架結構簡單，工作時不需要:消耗 車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有很好的發(fā)展前景。 隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954年美國通用汽車司在懸架設計中率先提出的。它在被動懸架的基礎上，增加可調節(jié)剛度和阻尼的控制裝置，使汽車懸架在任何路而上保持最佳的運行狀態(tài)。控制裝置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家競相研制開發(fā)這種懸架。豐田、洛特斯、沃爾沃、奔馳等在汽車上進行了較為成功的試驗。裝置主動懸架的汽車，即使在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉向和制動時車身保持水平。特點是乘坐非常舒服，但結構復雜、能耗高，成本昂貴，可靠性存在問題。 由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在半主動和主動懸架的研究趨于成熟，福特公司和日產(chǎn)公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果。主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入20世紀90年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內汽車產(chǎn)品采用此技術的報道，只有北京理工人學和同濟大學等少數(shù)幾個單位對主動懸架展開研究。 被動懸架是傳統(tǒng)的機械結構，剛度和阻尼都是不可調的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果，但它的理論成熟、結構簡單、性能可靠，成本相對低廉且不需額外能景，因而應用最為廣泛。在我國現(xiàn)階段，仍然有較高的研究價值。被動懸架性能的研究主要集中在三個方面: 1）通過對汽車進行受力分析后，建立數(shù)學模型，然后再用計算機仿真技術或有限元法尋找懸架的最優(yōu)參數(shù)； 2）研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕人部分路祝上保持良好的運行狀態(tài)； 3）研究導向機構，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高。半主動懸架的研究集中在兩個方面:1）執(zhí)行策略的研究;2)執(zhí)行器的研究。 阻尼可調減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的人小調節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調節(jié)阻尼。節(jié)流孔的人小一般通過電磁閥或步進電機進行有級或無級的調節(jié)，這種方法成本較高，結構復雜、通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數(shù)，只有結構簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種。北京理工人學的章一鳴教授進行了阻尼可調節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究。執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前，模糊控制在這方面應用較多。 主動懸架研究也集中在兩個方面:1)可靠性;2)執(zhí)行器。由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口,，元器件的增加降低了懸架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構。運用磁蓄能原理，結合參數(shù)估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉化為實際應用。 懸架技術的每次跨越，都和相關學科的發(fā)展密切相關。計算機技術、自動控制技術、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡、先進制造技術、運動偽真等為懸架的進一步發(fā)展提供了有力的保障。懸架的發(fā)展也給相關學科提出更高的理要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界。 現(xiàn)有的被動懸架將逐漸向半主動、主動懸架過渡。電動器件的優(yōu)越性，將會取代液壓器件。.大規(guī)模和超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，會使電子元件集成度得以提高，從而促進可靠性得到保障，使懸架更加智能化而滿足人們的要求。 1.3 懸架研究的目的和意義 懸根據(jù)給定的設計要求設計汽車的前后懸架。完成汽車的總體設計及懸架的主要結構元件螺旋彈簧等的設計，然后對前后懸架進行設計匹配，滿足前后懸架的偏頻要求 第2章 總體方案論證 2.1 獨立懸架 與非獨立懸架比,獨立懸架具有如下優(yōu)點: 1. 非懸掛質量小,懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小,有利用于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能； 2. 左右車輪的跳動沒有直接的相互影響,可減少車身的傾斜和振動； 3. 占有橫向空間少,便于發(fā)動機布置,可以降低發(fā)動機的安裝位置,從而降低汽車質心位置,有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性； 4. 易于實現(xiàn)驅動輪轉向。 非獨立懸架有多種結構型式,主要有: 1. 雙橫臂式獨立懸架 特點:設計靈活,能有良好的行駛穩(wěn)定性； 2. 麥克弗遜懸架 特點可將導向機構及減振裝置集合到一起,將多個零件集合在一個單元里。這樣一來,它不僅簡化了結構,減少了質量,還節(jié)省了空間,降低了制造成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于結構簡單,有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置； 3. 滑柱擺臂式后懸架 特點:節(jié)省懸架對橫向空間的占有,有利于布置寬敞的行李箱； 4. 縱臂式后獨立懸架與斜臂式后獨立懸架 特點:常用于前驅車的后懸架； 5. 單橫臂式獨立懸架 特點:結構簡單,側傾中心較高,有較強的抗側傾能力,但當車輪跳動時會使主銷內傾角和車輪外傾交變化大,故不宜用著前懸架。 2.2 懸架選擇的方案確定 目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架等幾種。 前、后懸架均采用非縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉向行駛時，內側懸架處于減載而外側懸架處于加載狀態(tài)，于是內側懸架受到拉伸,外側懸架受到壓縮，結果與懸架固定連接的車軸（橋）的軸線相對汽車縱向中心線偏轉一個角度α。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉向趨勢。汽車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后邊吊耳高，于是懸架的瞬時運動中心位置降低，結果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉向趨勢。 另外，前懸架采用非獨立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以前懸架采用獨立懸架。 針對本課題(輕型貨車的懸架)從經(jīng)濟性,結構布置的合理性等方面考慮前懸架采用少片彈簧懸架,后懸架采用鋼板彈簧懸架。 2.3 本章小結 第3章 總體方案論證 3.1 懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即。 汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質量分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率和 (亦稱偏頻)可用下式表示 （3-1） 式中，、為前、后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 （3-2） 式中，g為重力加速度(g＝9.8m／s2)。 將、代人式(3-1)到 （3-3） 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，使之接近，并且后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，/＜1時的車身縱向角振動要比/＞1時小，故推薦?。剑?.8～0.9）。考慮到車后排乘客的乘坐舒適性，取后懸架的偏頻接近前懸架的偏頻。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.00～1.45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。取=1.5Hz，=1.7Hz。代入（3-3）得=13.532cm, 取=13cm，=11cm 。 3.2 懸架動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1／2或2／3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，取7～9cm；對大客車，取5～8cm；對貨車，取6～9cm。由此可以看出，為了得到很好的平順性，應當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定的載荷下其變形也大。對于一般貨車懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應當不小于13cm。懸架的靜撓度及動撓度值受到汽車總布置允許的工作行程的限制，取前后懸架的動撓度均為130mm。 前懸架單側懸架設計簧載質量600kg,空載簧載質量470kg，設計偏頻為=1.5Hz，后懸架單側懸架設計簧載質量1300kg,空載簧載質量430kg，設計偏頻為=1.7Hz，為了滿足空載時的偏頻要求，代入（3-1）得=53.24N/mm，=148.17N/mm。 3.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移 (即懸架的變形)的關系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形廠與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖3-1所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(圖中點8)附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣可在有限的動撓度范圍內，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結構允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。轎車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的。 圖3—1 懸架彈性特性曲線 1—緩沖塊復原點 2—復原行程緩沖塊脫離支架 3—主彈簧彈性特性曲線 4—復原行程 5—壓縮行程 6—緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線 7—緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架 8—額定載荷 3.4 前懸架主銷側傾角與后傾角 主銷的工作原理:汽車主銷并沒有一個固定的模式,不同類型的汽車主銷的表現(xiàn)形式也不同.汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉向輪,轉向輪又始終圍繞誰在轉,具備了這兩個條件的就可以稱為“主銷” 。 1.主銷后傾角:主銷軸線在縱向平面內與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾角. 主銷后傾角的作用： (1)保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。主銷后傾角越大,行駛中產(chǎn)生的離心力就越大,汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好.但主銷后傾角越大,汽車轉向時所克服的反向推力就越大,轉向就越重,所以主銷后傾角不能超過3°。 (2)適當加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法。 主銷后傾角取3°。 2.主銷內傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時,上斷略微向內傾斜一個角度,這個角度叫主銷內傾角 。 (1)主銷內傾角的作用： a)幫助車輪自動回正； b)使轉向輕便。 (2)主銷內傾角的確定： 傳統(tǒng)汽車的主銷內傾角通常在6°～8° ,而20世紀70年代以后開發(fā)的,主銷內傾角通常在10°30′～12°30′左右 。懸架取9°。 3.5 本章小結 第4章 總體方案論證 4.1 少片彈簧的設計 少片彈簧在乘用車和部分商用車上得到越來越多的應用。其特點是葉片有等長、等寬、變截面的1-3片葉片組成。利用變厚斷面來保持等強度特性，并比多片彈簧減少20%-40%的質量。片間放有減摩擦作用的塑料墊片，或做成只在端部接觸，以減少片間摩擦。 圖4-1 少片彈簧葉片 是按線性變化 此時厚度，式中, ， 。單片彈簧的剛度為但式中系數(shù)k用代入，即 式中，；；。 當或時，彈簧最大應力點發(fā)生在處，此處，其應力值。 當時，最大應力點發(fā)生在B點，其值。 應小于許用應力。 有n片組成少片彈簧時，其總剛度為各片剛度之和，其應力則按各片所承受的載荷風量計算。少片彈簧的寬度，在布置允許的情況下盡可能取寬些，以增強橫向剛度，常取75～100mm，取76mm。厚度,以保證足夠的抗剪強度并防止太薄而淬裂，取10mm。取12~20mm取20mm。Error! No bookmark name given. 4.2 鋼板彈簧的設計 4.2.1少片彈簧的設計 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故采用縱置鋼板彈簧。 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，才采用不對稱式鋼板彈簧。所以采用對稱式鋼板彈簧。 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 初始條件：滿載靜止時滿載時簧上質量1300kg,空載時簧上質量為430kg。靜撓度為110mm,動撓度為130mm。軸距3500mm，半軸套直徑80mm。 1.滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4-2)。用來保證汽車具有給定的高度。 當＝0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常?。?0～20mm。取=20mm。 2.鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車平順性；在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形；選用長些的鋼板彈簧，會在汽車上布置時產(chǎn)生困難。原則上在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。 設計取長度L為37%軸距，則L=37%×3500mm≈1295mm。 圖4-2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 3.鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 a)鋼板斷面寬度b的確定 有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩。對于對稱鋼板彈簧 (4-1) 式中，s為U形螺栓中心距(mm)；是為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(如剛性夾緊，取，撓性夾緊，取)；c為鋼板彈簧垂直剛度(N／mm)，; 為撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)=6，求得=1，然后用初定)；E為材料的彈性模量。E取2.06×Mpa,可求出 =1.5Hz =1.332 由，求出=7643.2N/mm 鋼板彈簧總截面系數(shù)用下式計算 ≥ (4-2) 式中，為許用彎曲應力。 對于60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦在下列范圍內選?。呵皬椈珊推胶鈶壹軓椈蔀?50～450N／；后主簧為450～550N／；后副簧為220～250N／。 取500 N／ 將式(4-2)代人下式計算鋼板彈簧平均厚度 (4-3) 求得=9.613mm, 有了以后，選鋼板彈簧的片寬b。增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉向輪的最大轉角。片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在6～10范圍內選取。取b=75mm。 b)鋼板彈簧片厚h的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩用下式計算 (4-4) 式中，n為鋼板彈簧片數(shù)。 求得h=9.7mm 由式(4-4)可知，改變片數(shù)n、片寬b和片厚h三者之一，都影響到總慣性矩的變化；再結合式(4-1)可知，總慣性矩的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度c的變化，也就是影響汽車的平順性變化。其中，片厚丸的變化對鋼板彈簧總慣性矩了。影響最大。增加片厚九，可以減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者。但因為主片工作條件惡劣，為了加強主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應小于1.5。 取相同的鋼板厚度 鋼板斷面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 c)鋼板斷面形狀 矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上(圖4—3a)。工作時一面受拉應力，另一面受壓應力作用，而且上、下表面的名義拉應力和壓應力的絕對值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷犁。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖4-3b、c、d)，其中性軸均上移，使受拉應力作用的一面的拉應力絕對值減小，而受壓應力作用的一面的壓應力絕對值增大，從而改善了應力在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧的疲勞強度和節(jié)約近10％的材料。采用矩形斷面。 圖4-3 葉片斷面形狀 a.矩形斷面 b.T形斷面 c.單面有拋物線邊緣斷面 d.單面有雙槽的斷面 d)鋼板彈簧片數(shù)n 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片簧時，片數(shù)在1～4片之間選取。 設計采用多片普通鋼板彈簧，片數(shù)取7片。 4.2.3鋼板彈簧各片長度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸(橋)上和使兩卷耳處能可靠地傳遞力，必須使它們有一定的寬度，因此應該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧(圖4-4)替代三角形鋼板彈簧才有真正的實用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長度不同。鋼板彈簧各片長度就是基于實際鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來作圖的。首先假設各片厚度不同，則具體進行步驟如下： 先將各片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上(圖4-5)，再沿橫坐標量出主片長度的一半L／2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B兩點，連接A、B即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側邊的交點即為各片長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從月點到最后一個重疊片的上側邊端點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。求得各片的長度為 =1280mm, =1080mm, =951mm, =765mm, =592mm, =432mm, =289mm。 圖4-5確定鋼板彈簧長度 4.2.4鋼板許用靜彎曲應力驗算 用公式：， 算出=485.5Mpa。 在用公式：， 算出=447.95 Mpa≤900 MPa。 ∴所選鋼板彈簧合適。 4.2.5夾緊液壓缸的計算 1.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4-1)，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算 (4-5) 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化，；s為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。 =18.3mm, =148mm。 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑=860mm。 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同(圖4-6)，裝配后各片產(chǎn)生預應力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。 圖4-6 自由狀態(tài)下鋼板彈簧片 與矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 (4-6) 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)；為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)；為各片彈簧的預應力(N／)；正為材料彈性模量(N／)，取N/；為第i片的彈簧厚度(mm)。 選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力。 為此，選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300～350N／內選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩之代數(shù)和等于零，即 =0 (4-7) 或 =0 (4-8) 各片彈簧的預應力為: =-90 Mpa,=-60 Mpa,=-180 Mpa,=0 Mpa,=30 Mpa,=60 Mpa =180 Mpa。 用式(4-6)計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。 =2910mm,=2368mm,=2037mm,=1786mm,=1697mm,=1642mm,=1642mm。 如果第i片的片長為，則第i片彈簧的弧高為 (4-9) 算得=38 mm,=46 mm,=41 mm,=34 mm,=24 mm, =15.6 mm, =8.4 mm。 4.2.6鋼板彈簧強度驗算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預應力后用式(4-6)計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式計算的結果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為 (4-10) 式中，為鋼板彈簧第i片長度。 求得=905 mm。 鋼板彈簧總成弧高為 (4-11) 求得H=140 mm。 用式(4-11)與用式(4-5)計算的結果相近,所選鋼板合適。 4.2.7鋼板彈簧強度驗算 汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應力用(4-12)式計算 (4-12) 式中，G2為作用在后輪上的垂直靜負荷；m；為驅動時后軸負荷轉移系數(shù)，轎車：＝1.25～1.30，貨車：＝1.1～1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。 此外，還應當驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度。許用應力[]取為1000N／。 =894.8 N／<1000 N／, 所以選用的鋼板合適。 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 鋼板彈簧主片卷耳受力如圖4-8所示。卷耳處所受應力是由彎曲應力和拉(壓)應力合成的應力。 圖4-7 汽車制動時鋼板彈簧的受力圖 圖4-8 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 (4-13) 式中，為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內徑；b為鋼板彈簧寬度；為主片厚度。 許用應力[]取為350N／。 =117.9N／<350N／ 合適。 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。其中，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳處葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。 用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應力[]取為3～4N／；用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應力[]≤7～9N／mm。 鋼板彈簧60SiMnVB鋼制造。表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應力噴丸兩種，本設計中采用后者,這樣可使鋼板彈簧表面的殘余應力比前者大很多。 4.3 本章小結 第5章 減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算 5.1 減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好所以采用后種。 根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10—20Mpa)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。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5～5Mpa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低等優(yōu)點，所以采用此種減振器。 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行駛平順性的性能穩(wěn)定。 5.2 相對阻尼系數(shù) 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關系 (5-1) 式5-1中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖5-1b示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 圖5-1 減振器的特性 a 阻力一位移特性 b阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為 (5-2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質量。 式(5-2)表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持 ＝(0.25～0.50) 的關系。 設計時，先選取與的平均值。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取＝0.25～0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應取大些，一般?。?.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5。 =0.35則取=0.5=0.175。 5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當減振器如圖5-2a安裝時，減振器阻尼系數(shù)用（5-3）式計算中，n為雙橫臂懸架的下臂長；a為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接之間的距離。 (5-3) 減振器如圖5-2b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計算 (5-4) 式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 減振器如圖5-2c所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)用下式計算 (5-5) 分析式(5-3)和式(5-4)可知：在下橫臂長度n不變的條件下，改變減振器在下橫上的固定點位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。 圖5-2減振器安裝位置 前后懸架的減振器均采用圖5-2c所示安裝的,所以代人數(shù)據(jù)進5-5可以求得前懸架減振器的=63.153后懸架減振器的=99.51。 5.4 最大卸荷力F0的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖 5－2c所示 (5-6) 式中，為卸載速度，一般為0.15～0.30m/s；A為車身振幅，取±40mm，為懸架振動固有頻率。 減振器=126.56mm/s。 又已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力。 求得減振器=7992.9N。 5.5 創(chuàng)建零件 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （5-7） 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器取＝0.30～0.35。 壁厚取為4mm，材料選20號鋼。 求得減振器D=52mm。 5.6 本章小結 結論 懸架主要是針對輕型貨車而設計的。懸架的主要創(chuàng)新點在于前懸采用了少片鋼板彈簧式懸架，可將導向機構及減振器裝置集合在一起,可將多個零件集成在一個單元里。這樣一來,相對于雙橫擺臂懸架而言,他不僅簡化了結構,減小了質量,還節(jié)省了空間,降低了制造成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置。另外,當車輪跳動時,其輪距和前束及車輪外傾角等均改變不大,減輕了輪胎的磨損,也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。前懸架采用獨立懸架,后懸架采用獨立懸架。這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時還具有一定的剛度。不足的是,后懸架采用的是鋼板彈簧降低了乘坐的舒適性。 懸架設計中由于考慮成本與安裝復雜性問題,采用了純機械結構。在以后可以改進為用一個有自身能源的動力發(fā)生器來代替被動懸架中的彈簧和減振器的主動懸架,這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能。 致謝 本文是在導師張寶海老師的精心指導下和熱情關懷下完成的。在論文的整個過程中無不滲透著焦波老師的大量心血。幾個月來，焦老師那嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，開拓創(chuàng)新的科研作風，忘我的工作精神和對學生的關愛，無一不讓我感動和欽佩，這將使我在今后的工作和學習中受益終身。在此表示衷心的感謝，并致以最崇高的敬意。 參考文獻 [1] 王望予. 汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004 [2] 谷正氣. 汽車空氣動力學[M]. 北京: 人民交通出版社, 2005； [3] 余志生. 汽車理論[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2003； [4] 龍東干. 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[21] Ramesh Edara,Shan Shih.Effective Use ofMultibodyDynamics Simulation in Vehicle Suspension SystemDevelopment[J],International.2001 附錄A 圖A-1為底座尺寸示意圖 圖A-1底座尺寸示意圖 圖A-2為腰關節(jié)尺寸示意圖 圖A-2腰關節(jié)尺寸示意圖 圖A-3為小臂連桿尺寸示意圖 圖A-3小臂連桿尺寸示意圖 圖A-4為鐘形連桿尺寸示意圖 圖A-4鐘形連桿尺寸示意圖 圖A-5為腕部連接桿尺寸示意圖 圖A-5腕部連桿尺寸示意圖 圖A-6為電動機托架尺寸示意圖 圖A-6電動機托架尺寸示意圖 圖A-7為腕部齒輪箱尺寸示意圖 圖A-7腕部齒輪箱尺寸示意圖 附錄B (1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) (9) (10) (12) (13) (14) (15) (16) (17) C.Comopetitive Dynamics (18) (19) (20) (21) (22) (23) (24) The size of the change in direction of the tool is then calculated as (25) (26) (27) (28) WithSumming up over all obstacles the total contribution becomes (29) (30) (31) (32) (33) 2009年IEEE國際機器人和自動化會議 神戶國際會議中心 日本神戶12-17，2009 機械臂動力學與控制的研究 拉斯彼得Ellekilde 摘要 操作器和移動平臺的組合提供了一種可用于廣泛應用程序高效靈活的操作系統(tǒng)，特別是在服務性機器人領域。在機械臂眾多挑戰(zhàn)中其中之一是確保機器人在潛在的動態(tài)環(huán)境中安全工作控制系統(tǒng)的設計。在本文中,我們將介紹移動機械臂用動力學系統(tǒng)方法被控制的使用方法。該方法是一種二級方法，是使用競爭動力學對于統(tǒng)籌協(xié)調優(yōu)化移動平臺以及較低層次的融合避障和目標捕獲行為的方法。 I介紹 在過去的幾十年里大多數(shù)機器人的研究主要關注在移動平臺或操作系統(tǒng)，并且在這兩個領域取得了許多可喜的成績。今天的新挑戰(zhàn)之一是將這兩個領域組合在一起形成具有高效