汽车后悬设计.docx

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1、一,绪论课程设计目的汽车设计课程设计是车辆工程专业学生学完汽车设计课程后的重要实践性环节，是培养我运用所学的汽车设计理论知识设计、计算汽车零部件、总成和整车。要求掌握汽车零件、总成和整车设计原则，了解汽车零件、总成和整车强度、刚度设计的计算理论，掌握汽车零件、总成和整车强度、刚度设计、计算，学会正确选用发动机、轮胎等部件的参数。通过课程设计实践，使我树立正确的设计思想，培养综合运用汽车设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决汽车设计问题的能力；通过课程设计实践，使我学会汽车设计的一般方法，掌握汽车设计的一般规律；通过课程设计实践，使我得到汽车设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查

2、阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。课程设计的主要内容与要求（一） 设计内容为给定装载质量、整车质量及最高车速的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和主要零件图。设计参数为:汽车型号 CSU1070, 装载质量 4000KG,最大总质量 7140KG,最大车速 100Km/h.1总体设计计算（1）根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。（2）确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。（3）选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动

3、机型号。（4）确定汽车轮胎。（5）确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。（6）确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。2指定总成设计详细计算指定总成的设计参数，指定总成分别为变速器、驱动桥、前悬架、后悬架、前制动器、后制动器，每个学生需完成其中之一。我设计内容为后悬架的结构型式，主要参数计算，弹性元件的详细设计。2 后悬架设计（1）、总体设计计算1 轴数、驱动形式、布置形式轴数：2 ； 驱动形式：4*2 ； 布置形式：FR根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不再公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结

4、构简单、制造成本低廉的两轴方案。本车总质量为2.1t即可选定轴数2的两轴方案。 汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。乘用车和质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的4*2驱动形式。所以本方案选择驱动形式为4*2。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾

5、驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发

6、动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用FR的布置形式。2.汽车主要参数设计1） 主要尺寸 外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，可参考同类车型选取，国内生产轻中型货车的主要厂家有：解放、东风、长安、北汽福田、江铃、南汽、江淮汽车等，可上网查询相关产品的参数。车厢尺寸可考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。 本车外廓尺寸为（6985*2140*2255），轴距为3800mm，轮距(mm)为1750/1586，前后悬架(mm)为1110

7、/2075。货车车头长度：平头。货车车厢尺寸为4650*1930*550。汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照汽车设计教材推荐的范围并参考同类车型选取。根据汽车理论P21表1-6可得4*2后轮双胎平头式货车的轴荷分配为：满载 前轴0.35，后轴0.65；空载 前轴0.53，后轴0.47。3. 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率：95.9kw .(2-1)式中的A为正投影面积，可以参考已有的同类车型的尺寸计算得到，货车CD取0.81.0。选用EQ6102DT-10型号的发动机额定功率(kw) 1

8、03 ； 转速(r/min) 2800 ； 最大扭矩(N.m) 405；4.汽车轮胎的选择半钢丝载重子午线轮胎轮胎规 格名称 层 级 花纹 编号 标准轮辋 允许使用轮辋 新胎充气尺寸 最大使用尺寸 双胎中心距 最大负荷 （kg） 最大充气压力(kpa) 断面宽 3% 外直径 1% 断面宽 3% 外直径 1% 单胎 双胎 单胎 双胎 8.25R20 14 TRP35 6.5 7.0 245 971 263 995 274 2205 1940 840 770 5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据汽车理论，发动机最大功率时的车速应等

9、于最高车速或略小于最高车速即主减速器传动比：5.12 .(2-2)式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为直接挡，则=1。6 确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 (2-3)或 (2-4)即 5.58 .(2-5)根据附着条件校核最大传动比： (2-6)式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变

10、速器的直接挡传动比，为后轴负荷转移系数。所以，12.09 . (2-7)最大传动比取6.2（2）、后悬架设计1)悬架主要参数设计a. 静挠度静挠度与固有频率之间有如下关系n=5/ (2-8)式中 n的单位为Hz，fc的单位为cm货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。取n=2.0Hz,fc=(5/2.0)2=6.25cm。b. 悬架的动挠度货车的动挠度的选择范围在69cm,取动挠度为8cm2）钢板弹簧主要参数的确定a. 满载弧高=1020mm,取=15mmb. 钢板弹簧长度L货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45

11、)轴距。 货车后悬架：L=0.4*38001520mmc. 钢板弹簧断面宽度b先按下式确定钢板弹簧平均厚度 (2-9)其中s为U形螺栓中心距取s=100mm；k为考虑螺栓后的无效长度系数，刚性加紧取k=0.5;c为钢板弹簧垂直刚度，c=Fw/fc=0.65*7140*9.8/6.25=7277.09N/mm; 为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1=2，再估计一个总片数n0=5,求得=n1/n0=0.4，然后用=1.5/1.04（1+0.5）初定=1.202）; 为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为3

12、50-450 MPa；后主簧为450550 MPa,后副簧为220-250 MPa,取后悬弹簧为500 MPa。 E为材料的弹性模量为2.1*105MPa.可得hp=7.6推荐片宽与片厚的比值b/hp在610范围内选取。则b=7*7.6=60.8mmd. 钢板弹簧片厚h增加片厚h,可以减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近，要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。此外，钢板截面尺寸b和h必须符合国产型材规格尺寸，因而须查手册最

13、后确定。即取可b=65mm，h=10mm。e. 钢板断截面形状矩形截面制造简单，强度好不会引起应力集中，T形截面、单面有抛物线边缘断面、单面有双槽的断面可以提高钢板弹簧的疲劳强度和节约近10%的材料，因而各有优势。本车取矩形截面形状。f. 钢板弹簧片数多片钢板弹簧一般片数在414片之间选取,采用变截面少片弹簧时，片数在14片之间选取。本车可取钢板弹簧的片数为8片。g. 钢板弹簧各片长度的确定采用作图法: L1=760mm,L2=760mm,L3=671.67mm,L4=582.86mm,L5=494.05mm, L6=405.24mm, L7=316.43mm, L8=227.35mmh. 钢

14、板弹簧刚度的验算C= (2-10)其中， ； ；。式中，为经验修正系数，取0.900.94，E为材料弹性模量； 为主片和第（k+1）片的一半长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得的刚度值是钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度。2=L1-L2=760-760=0mm,3=L1-L3=760-671.67=88.33mm; 4=L1-L4=760-582.86=177.14mm; 5=L1-L5=760-494.05=265.95mm; 6=L1-L6=760-405.24=354.76mm; 7=L1-L7=760-3

15、16.43=443.57mm; 8=L1-L8=760-227.35=532.65mm；J1=J7=bh3/12=5417,Y1=1/5417,Y2=1/(2*5417),Y3=1/(3*5417),Y4=1/(4*5417),Y5=1/(5*5417)Y6=1/(6*5417),Y7=1/(7*5417),Y8=1/(8*5417),取=0.92可得，C=911.2N/mm,Cj=901.65N/mm,Cz=1802.52N/mmi. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高, 其中100*（3*1520-100）*（15+62.5）/(2*1520*1520)=7.48mm, (2-11)可得H0=

16、62.5+15+7.4884.98mmj. 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径=15202/(8*84.98)=3398.45mm (2-12)k. 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径钢板弹簧各片在自由状态下的和装配后曲率半径不同，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。各片自由状态下做成不同的曲率半径的目的是为了使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴在一起，减少主片的工作应力，使各片的寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定： .(2-13)式中， 。选取各片应力时，可分下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；对于片厚不同的钢板弹簧，

17、厚片弹簧的预应力可选取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩之代数和等于零：或 可初设钢板弹簧的预应力分别为-10MPa，-8MPa，-6 MPa，-4 MPa，4 MPa，6 MPa，8 MPa，10 MPa.可得矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径分别为：3512mm,3489mm,3466mm,3443mm,3355mm,3334mm,3312mm,3292mmm. 钢板弹簧总成各片在自由状态下弧高的

18、计算如果第i片的片长为，则第i 片弹簧的弧高为： （214）可得弹簧钢板各片的弧高分别为：20.6mm,20.7mm,16.3mm,12.3mm,9.1mm,6.16mm,3.78mm,1.96mmn. 钢板弹簧总成弧高的核算 .（215）对于等厚叶片弹簧 1/=0.00029可得R0=3427mm钢板弹簧的总成的弧高为：HL2/(8 R0)=84.07mm, 与之前所算的钢板弹簧总成在自由状态下的弧高基本相同，即所选用的各片弹簧的预应力合适.（4）钢板弹簧的强度验算紧急制动时，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为： max=G1m1l2（l1+jc）/（l1+l2）W0 （

19、216），式中 ：G1为作用在后轮上的垂直静负荷； m1 为制动时后轴负荷转移系数，货车：m1 =1.11.2； l1、l2为钢板弹簧前、后段长度； j 道路附着系数，取0.8；W0为钢板弹簧总截面系数b(8h)2/6；c为弹簧固定点到路面的距离取500mm 。max=G1m1l2（l1+jc）/（l1+l2）W0+ G2m2 j/ (bh1)=（7140*0.65*9.8*1.1*760*（760+0.8*500）/1520/60/(8*10)2*6+(7140*0.65*9.8*1.1*0.8)/(6510)374.2Mp（5）减振器设计普通货车的后悬架通常需要加装减振器。a. 结构形式货

20、车一般采用双向作用筒式减振器。b. 减振器阻尼系数的确定 （217）或 式中 为相对阻尼系数，值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则反之。通常情况下，将压缩行程的Y取得小些，伸张行程的S取得大些。Y =（0.250.50） S （218）设计时，先选取Y与S的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35，对于有内摩擦的弹性元件（如钢板弹簧）悬架，值取小些。实际应用应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数，见汽车设计教材P211页。当减振器按照参考文献1图6-53c所示的安装时：式中ms为簧上质量大约为3000kg,减振器轴线与铅垂线之间的夹角a约为0度，

21、其中取=0.2，w=10Hz。可得减振器的阻尼系数为12000。c. 最大卸荷力的确定当减振器按照参考文献1图6-53c所示的安装时： （219） =0.150.30m/s；A为车身振幅，取40mm，w为振动固有频率，如已知伸张行程时的阻尼系数，则伸张行程的最大卸荷力=12000*0.3=3600N。d. 筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径DD= （220） 式中p为工作缸最大许用压力，取34Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取=0.400.50。可得D约等于39mm.减振器的工作缸直径应按标准QC/T491-1999选用，系列有20mm、30mm、

22、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。所以本车选用工作直径为40mm的减振器。贮油筒直径D0=（1.35 1.50）D=1.4*40=56mm，壁厚取为2mm，材料可选20钢。三,结论本文主要完成了车的后悬架系统设计计算.设计悬架使汽车有良好的行驶平顺性和合适的衰减振动能力.它节后紧凑,占用空间尺寸较小,能可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩,在满足零部件质量小的同时保证了足够的强度和寿命.但此悬架结构较为复杂,制造工艺也复杂.四,设计心得在这两周的课程设计过程中，我们第一次系统的把四年所学综合起来，提高了知识的综合运用能力、分析问题以及解决问题的能力。期间，我们翻阅了大量资料，

23、这是以前学习当中从未有过的，成堆的资料如何取舍，大批的数据如何确定；资料需要选择，计算需要细心，恰当运用更是需要智慧。在设计过程中，我们遇到过很多困难，经常翻阅资料，图书馆以及网上查阅，实在解决不了的，最后求助于导师，这就培养了我们独立完成任务的习惯，对以后的工作也会有很大的帮助。参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）.机械工业出版社，20042 刘惟信.驱动桥.人民交通出版社，19873 余志生.汽车理论（第3版）.机械工业出版社，20004 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，20015 陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社，20056 机械设计手册编委会.机械设计手册（新版）.机械工业出版社，2004