汽车悬架系统的仿真与优化毕业论文(编辑修改稿)

汽车悬架系统的仿真与优化毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

i3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上 （图） ， 再沿横坐标量出主片长度的一半 L/2和 U形螺栓中心距的一半 s/2，得到 A、 B 两点 ， 连接 A、 B 即得到三角形的钢板弹簧展开图。 AB 线与各叶片上侧边的交点即为各片长度。 如果存在与主片等长的重叠片 ， 就从 B点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线 ， 此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。 各片实际长度尺寸需经圆整后确定。 图 双梯形钢板弹簧 图 确定钢板弹簧各片长度的作图法 本文各片长度用上述方法确定并经圆整后结果如下： L1=1450mm L2=1405mm L3=1170mm 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 19 L4=990mm L5=820mm L6=640mm L7=460mm L8=280mm 钢板弹簧刚度验算 在此之前 ,有关挠度增大系数 δ ， 总惯性矩 J0， 片长和叶片端部形状等的确定都不够准确 ， 所以有必要验算刚度。 用共同曲率法计算刚度的前提是 ， 假定同一截面上各片曲率变化值相同 ， 各片所承受的弯矩正比于其惯性矩 ， 同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。 刚度验算公式为 ：    nk kkkYYaEc1 13 1 )(6 „„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„ （ ） 其中， )( 111   kk lla ；  ki ik JY 11；   111 1 ki ik JY。 式中 ， α 为经验修正系数 ，α =～ ； E 为材料弹性模量 ； l1,lk+1,为主片和第 (k+1)片的一半长度。 式 ()中主片的一半 l1， 如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代 入， 求得的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度 cj； 如果用有效长度 ， 即l139。 =(l1— )代人式 ()， 求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 20 cz。 本文校核钢板弹簧总成的自由刚度 cj。 根据各片钢板弹簧的长度可得： a2= a3=140mm a4=230mm a5=315mm a6=405mm a7=495mm a8=585mm 根据材料力学的知识对（ 图 ）的截面形状进行惯性矩计算，可得该种截面的惯性矩： J=1154mm4。 因为各截面的形状相同，所以： J1=J2=J3=J4=J5=J6=J7=J8=J=1154mm4。 将上述数据代入（ ）可得： cj=与由式 c=FW/fC得到的 c=106N/mm相比较误差为 %，符合要求。 钢板弹簧总成在自由状态下的 弧高计算 （ 1） 钢板弹 簧总成在自由状态下的弧高 H0 钢板弹簧各片装配后 ， 在预压缩和 U 形螺栓夹紧前 ， 其主片上表面与两端 (不包括卷耳孔半径 )连线间的最大高度差 (图 )， 称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0， 用下式计算 ： 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 21  fffH ac 0 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„ （ ） 式中 ， fc为静挠度 （ fc=FW/c=9500N/106N/mm=） ； fa为满载弧高 （ fa=15mm）； Δf 为钢板弹簧总成用 U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化 ， Δ f=s(3Ls)(fa+fc)/(2L2)； 式中， S 为 u 形螺栓中心距 （ s=76mm） ； L 为钢板弹簧主片长度 （ L=1450mm）。 Δ f=。 则 H0=+15mm+=。 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 R0=L2/8H0=1679mm。 （ 2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同 (图 )， 装配后各片产生预应力 ， 其值确定了自由状态下的曲率半径 Ri。 各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是 ： 使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧 ， 减少主片工作应力 ， 使各片寿命接近。 图 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 ： 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 22  00021 REhRR iii  „„„ „„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„ „ （ ） 式中 ， Ri为第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径 (mm)； R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 (mm)； σ 0i为各片弹簧的预应力 (N/mm2)； E 为材料弹性模量 (N/mm2)， 取 E= 105N/mm2； hi为第 i 片的弹簧厚度 (mm)。 在已知钢板弹簧总成自由 状态下曲率半径 R0和各片弹簧预加应力 σ 0i的条件下 ， 可以用式 ()计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径 Ri。 选取各片弹簧预应力时 ， 要求做到 ： 装配前各片弹簧片间间隙相差不大 ， 且装配后各片能很好贴和 ； 为保证主片及与其相邻的长片有足够的使用寿命 ， 应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。 为此 ， 选取各片预应力时 ， 可分为下列两种情况 ： 对于片厚相同的钢板弹簧 ， 各片预应力值不宜选取过大 ； 对于片厚不相同的钢板弹簧 ， 厚片预应力可取大些。 推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在 300～ 350N/mm2内选取。 1～ 4 片长片叠加负的预应力 ， 短片叠加正的预应力。 预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。 依据上述原理取各片的预加应力： σ 01=σ 02=52N/mm2 σ 03=σ 04=17N/mm2 σ 05=80N/mm2 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 23 σ 06=80N/mm2 σ 07=117N/mm2 σ 08=17N/mm2 将上述数据代入式（ ）可得钢板弹簧各片自由状态下曲率半径 ： R1=1980mm R2=1850mm R3=1665mm R4=1630mm R5=1470mm R6=1470mm R7=1390mm R8=1630mm 如果第 i 片的片长为 Li,则第 i 片弹簧的弧高为 iii RLH 82„ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„ （ ） 将各片的片长和自由状态下曲率半径代入式（ ）可得： H1= H2= H3= H4= H5= H6= H7= 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 24 H8= 钢板弹簧总成弧高的核算 由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径 Ri 是经选取预应力 σ 0i后用式 ()计算 ， 受其影响 ， 装配后钢板弹簧总成的弧高与用式 R0=L2/8H0计算的结果会不同。 因此 ， 需要核算钢板弹簧总成的弧高。 根据最小势能原理 ， 钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态 ， 由此可求得等厚叶片弹簧的 R0为  niiiniiLRLR11)/(1 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„ （ ） 式中 ,Li为钢板弹簧第 i 片长度。 将各片的片长和自由状态下曲率半径代入式（ ）可得： R0=1679mm。 钢板弹簧总成弧高为： 02 8RLH „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„ （ ） 将钢板弹簧主片片长和总成弧高代入式（ ）可得： H=。 用式（ ）与用式（ ）计算结果比较。 可得相对误差为 %。 相差并不很多，所以之前选用各片预 应力 较合适，至此确定了钢板弹簧的几何尺寸。 钢板弹簧强度验算 （ 1） 紧急制动时 ， 前钢板弹簧承受的载荷最大 ， 在它的后半段出现的最大应力 σ max用下式计算 ： 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 25 ])/()]([ 0211122m a x WllcllmG   „„„„„„„„„„„„„ „„„ （ ） 式中 ， G1为作用在前轮上的垂直静负荷 (G1=9500N)； m1’ 为制动时前轴负荷转移系数 ， 轿车 ： m1’ =～ ， 货车 ：m1’ =～ ，本文取 m1’ =； l1， l2为钢板弹簧前 ， 后段长度 （ l1=675mm,l2=775mm） ； φ 为道路附着系数 ， 取 ； W0为钢板弹簧总截面系数 ，由式（ ）得 W0=； c 为弹簧固定点到路面的距离 (图 )（ c=300mm）； 最大应力不可以大于 [σ ]=1000Pa。 将各参数代入式（ ）得 σ max= σ max＜ [σ ]，所以前钢板弹簧强度可靠。 图 汽车制动时钢板弹簧的受力图 （ 2） 汽车驱动时 ， 后钢板弹簧承受的载荷最大 ， 在它的前半段出现最大应力。 σ max用下式计算 1220211211 /])/ [ ()]([ bhMGWllcllmGman   „„„„„„„„„ „„ （ ） 式中 ， G2为作用在后轮上的垂直静负荷 ； m2’ 为驱动时后轴负荷转移系数 ， 轿车 ： m239。 =～ ， 货车 ：m239。 =～ ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 26 φ 为道路附着系数 ； b 为钢板弹簧片宽 ； h1为钢板弹簧土片厚度。 因为本文 只设计前悬架的钢板弹簧，所以不 必进行此项校核。 （ 3） 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 钢板弹簧主片卷耳受力如 （ ） 所示。 卷耳处所受应力 ， 是由弯曲应力和拉 (压 )应力合成的应力 图 钢板弹簧主片卷耳受力图   12113 bhFbhhDF xx  „„„„„„„„„„„„„„„ „„„ （ ） 式中 ， Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力 ； D 为卷耳内径 （ D=37mm）； b 为钢板弹簧宽度 （ b=76mm） ； h1为主片厚度 (h1=9mm)。 许用应力 [σ ]取为 350N/mm2。 在汽车制动力达到最大（车轮抱死）的时候， 钢板弹簧卷耳的水平方向 Fx受力最大，它的值等于地面附着力，即： Fxmax=Fzφ 式中， Fx为地面对车轮的法向反作用力，可近似等于单个钢板弹簧的载荷上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 27 （ Fz=Fw=9500N） ； φ为地面附着系数（φ =）。 所以， Fxmax=Fzφ =9500N =7600N。 故卷耳合成应力为： σ max=3Fmax(D+h1)/bh12+Fxmax/bh1 =3 7600(37+9)/(76 92)+7600/(76 9)N/mm2 =＜ [σ ] 所以卷耳强度合格。 对钢板弹簧销要 验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力 σ z=Fx/bd, 其中 ， Fx为满载静止时钢板弹簧端部的载荷 ； b 为卷耳处叶片宽 ； d 为钢板弹簧销直径。 用 30 钢或 40 钢经液体碳氮共渗处理时 ， 弹簧销许用挤压应力 [σ z]取为 3～ 4N/mm2； 用 20 钢或 20Cr 钢经渗碳处理或用 45 钢经高频淬火后 ， 其许用应力[σ z]≤7 ～ 9N/mm2。 本文设计弹簧销使用的材料为 30 钢，所以许用应力 [σ z]取为 3～4N/mm2。 所以弹簧销应力 σ z=Fx/bd=4750/(76 30)=＜ [σ z]，校验合格。 本 文设计的钢板弹簧采用 55SiMnVB 钢制造。 为了提高钢板表面硬度，上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 28 降低表面粗糙度，以提高钢板弹簧寿命，钢板表面采用喷丸处理工艺。 减振器的设计与计算 减振器的性能常用阻力 位移特性 （图 ） 和阻力 速度特性 （图 ）来表示。 阻力 位移特性是表示减振器在压缩和伸张过程中的阻力变化特性，阻力 速度特性是表示减振器中阻力和速度之间的关系，减振器中阻力 F 和速度 v 之间的关系可以用下式表示： F=δ vi 式中，δ 为 减振器阻尼系数； i 为 常数，常用减振器的 i 值在卸荷阀打开前等于 1 这样 F 与 v成线性 变化，称为线性阻尼特性。 OFh 图 阻力 位移特性 上海工程技术大学毕业设计（论文） SJ汽车悬架 系统 的仿真与优化 29 OF svv。