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        某型大客車板簧懸架設(shè)計(jì)與實(shí)體建模

        2014-12-26 20:14:21張柳
        農(nóng)業(yè)科技與裝備 2014年9期
        關(guān)鍵詞:大客車建模設(shè)計(jì)

        張柳

        摘要:根據(jù)懸架的設(shè)計(jì)要求,詳細(xì)介紹板簧懸架彈性元件的計(jì)算,減振器的設(shè)計(jì),以及鋼板彈簧與車架的連接方式,并進(jìn)行必要的強(qiáng)度和剛度校核。探討采用CATIA進(jìn)行板簧懸架建模的步驟,為客車板簧懸架設(shè)計(jì)提供參考。

        關(guān)鍵詞:板簧懸架;大客車;設(shè)計(jì);建模

        中圖分類號:U463.331 文獻(xiàn)標(biāo)識碼:A 文章編號:1674-1161(2014)09-0029-03

        懸架是現(xiàn)代汽車的重要組成之一,其把車架(或車身)與車(或車輪)彈性連接起來,傳遞車輪或車身之間的一切力和力矩,緩和不平路面?zhèn)鬟f給車身的沖擊載荷,率減由此引起的承載系統(tǒng)振動,保證汽車平順地行駛。懸架質(zhì)量影響汽車的多種性能,除舒適性外,還有操作穩(wěn)定性、制動性、通過性以及燃油經(jīng)濟(jì)性等。近30多年來,對懸架系統(tǒng)在結(jié)構(gòu)形式及性能研究的比較多,而且普遍取得了較大的成就。

        1 懸架設(shè)計(jì)要求

        在懸架的設(shè)計(jì)過程中。應(yīng)滿足如下這些性能的要求:1) 保證汽車有良好的形式平順性,為此,汽車應(yīng)有較低的振動頻率。2) 有合適的減振性能。它應(yīng)與懸架的彈性特性很好的匹配,保證車身和車輪在振區(qū)的振幅小振動衰減快。3) 保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在車輪跳動時(shí),應(yīng)不使主銷定位參數(shù)變化過大。車輪運(yùn)動與導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào),不出現(xiàn)擺振現(xiàn)象,轉(zhuǎn)向時(shí)整車應(yīng)有一些不足轉(zhuǎn)向特性。4) 汽車制動和加速時(shí)能保持車身穩(wěn)定,減少車身傾斜的可能性。5) 能可靠地傳遞車身與車輪間的一切力和力矩,零部件質(zhì)量輕并有足夠的強(qiáng)度和壽

        2 板簧懸架設(shè)計(jì)方案

        2.1 Fw的確定

        非簧載質(zhì)量的計(jì)算公式為:mu=汽車干質(zhì)量×12%。所以,后懸架每副彈簧上的載荷FW可為:滿載時(shí),F(xiàn)W=(m2g-mug)/2=(10 000-1 200)×9.8/2=43 120(N);空載時(shí),F(xiàn)W=(7 230-867.6)/2=3 181.2(N)。

        2.2 彈簧長度

        彈簧長度L(指彈簧伸直后兩卷耳中心距)確定在剛度給定時(shí),增加L,可降低彈簧應(yīng)力和應(yīng)力幅度,增大縱向角剛度。但受整車總布置的限制,應(yīng)根據(jù)總體設(shè)計(jì)確定。L的推薦數(shù)值為:轎車L=(0.40~0.55)軸距;貨車和客車前懸架的L=(0.26~0.35)軸距,后懸架L=(0.35~0.45)軸距。此設(shè)計(jì)為大客車的后懸架,所以取L=0.35軸距。

        2.3 靜撓度

        先根據(jù)行駛平順性的要求選擇一個(gè)偏頻n。根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》選取大客車偏頻為n=1.6,則由n=?fc===97.7(mm)。

        2.4 動撓度

        防止在不平道路上行駛出現(xiàn)撞擊緩沖塊,懸架必須有足夠的動撓度fd。其與靜撓度一定的關(guān)系,撞擊緩沖塊的可能性也大,故fd也要相應(yīng)變大。根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》選取fd=0.8×97.7=78.2(mm)。

        2.5 鋼板彈簧剛度計(jì)算

        對于等剛度的鋼板彈簧,可用下式計(jì)算:C= fw/fc,所以C=43 120/97.7=441.4(N/mm)。

        2.6 鋼板彈簧總慣性距J0計(jì)算

        根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》可得如下的計(jì)算公式:

        J0= (1)

        式中:E為材料的彈性模量,取2.1×105 N/mm;S為U型螺栓的中心距,取160 mm;k為考慮U型螺栓的夾緊彈簧后的無效長度系數(shù),取剛性夾緊,k=0.5;δ為撓度增大系數(shù)。

        先確定與主片等長的重疊片數(shù)n1。取n1=2,估計(jì)一個(gè)總片數(shù)n0=10。可得η= n1/n0=1/5=0.2。所以δ=1.5/[1.04(1+0.5)η]=1.311;J0=δ(L-ks)3c/48E=1.311×(1 855-0.5×200)3×441.4/(48×2.1×105)=31 0317.2。

        3 鋼板彈簧片厚及斷面尺寸的選擇

        3.1 鋼板彈簧總截面系數(shù)的確定

        由《汽車設(shè)計(jì)》可得如下的彈簧公式:σc= Fw(L-ks)/4ω0≤│σc│

        式中:Fw為滿載簧上載荷;ω0為鋼板彈簧總截面系數(shù);│σc│為許用應(yīng)力,取426 N/mm2。

        ω0≥Fw(L-ks)/4│σc│=43 120×(1 855-0.5×200)/(4×426)=44 331。

        3.2 鋼板彈簧厚度

        由《汽車設(shè)計(jì)》可得如下公式:hρ=2J0/ω0。 所以hρ≤2×310 317.2/44 331≈14 (mm)。

        3.3 斷面尺寸的選擇

        若葉片太寬,當(dāng)車子受側(cè)向力作用而傾斜時(shí),彈簧扭曲應(yīng)力會增大;但若葉片太窄,勢必要增加片數(shù),從而加大片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦6≤b/h≤10,取b=120 mm。

        3.4 鋼板彈簧片數(shù)的確定

        對于等厚度的矩形斷面鋼板彈簧,其片數(shù)可根據(jù)如下公式來確定:由J0=nbh3/12得出n=12J0/bh3=12×310 317.2/120×143=11.3。取n=12。

        3.5 鋼板彈簧彈度的驗(yàn)算

        3.5.1 比應(yīng)力的驗(yàn)算 σ=σc/fc=6Ehρ/δ(L-ks)2=4.77∈4.5~5.5,符合要求。

        3.5.2 最大的動行程時(shí)最大應(yīng)力驗(yàn)算 σmax=σ(fc+fd)=4.77×(97.7+78.2)=839.0<900~1000 N/mm2

        4 葉片斷面形狀選擇

        葉片斷面的形狀有矩形、單面帶拋光拋物線邊緣、單面帶槽等形式,本設(shè)計(jì)采用矩形斷面。矩形斷面的中性軸線x-x位于斷面中央,葉片上下表面的拉壓應(yīng)力絕對值相等。使用經(jīng)驗(yàn)表明,鋼板彈簧葉片的疲勞裂紋往往從受拉的一面開始,特別是斷面棱角處有較大的應(yīng)力集中。因此,矩形斷面的葉片承拉應(yīng)力的一面易被破壞。目前廣泛采用的矩形斷面大致有2種:一種是兩邊帶弧的扁平鋼;另一種是具有一定凹度的雙凹度扁剛。實(shí)踐證明,雙凹扁鋼的葉片彎曲時(shí),整個(gè)斷面的兩邊都略向上翹;下表面趨于平面。上表面使原有凹度大大增加,則各片只有兩棱邊接觸,棱邊產(chǎn)生較大的接觸應(yīng)力和集中應(yīng)力,成為早期疲勞損壞的起點(diǎn)。改成扁平鋼后,鋼板彈簧的疲勞提高。改進(jìn)葉片斷面是提高疲勞壽命的一條重要途徑,因此近年來出現(xiàn)了一些特殊斷面的葉片。

        常見的端部形狀有矩形、梯形、橢圓形3種,本設(shè)計(jì)采用矩形。葉片端部為矩形的鋼板彈簧,制造簡單,廣泛用于大客車。但是這種端部形狀會引起壓力集中,增加片間的摩擦和磨損。端部剛性大,很難使彈簧接近等應(yīng)力梁。葉片端部切區(qū)兩角呈梯形狀的鋼板彈簧,比較接近等應(yīng)力梁,在某種程度上克服了端部為矩形的缺點(diǎn)。

        5 鋼板彈簧的兩端與車架的連接方式

        5.1 連接的結(jié)構(gòu)形式

        目前,用鉸鏈和吊耳將鋼板彈簧的兩端固定在車駕上的結(jié)構(gòu)形式,廣泛應(yīng)用在汽車上。吊耳的長度和傾斜位置對懸架剛度和車架的高度均有影響,其長度一般取剛板彈簧長度的7%~10%,而吊耳中心線與伸直鋼板彈簧卷耳中心連線的夾角不超過75%~85%,以使鋼板彈簧卸載時(shí)的夾角先到90°而后向相反方向轉(zhuǎn)動。

        5.2 鋼板彈簧的卷耳和襯套

        鋼板彈簧主片端部制成卷耳,以便安裝彈簧銷及與托架(或吊耳)連接??蛙嚿喜捎玫木矶r套材料有金屬和塑料兩種。金屬襯套可以承受較大的擠壓應(yīng)力,板簧銷和卷耳結(jié)構(gòu)緊湊,可以降低耳根部應(yīng)力,中型以上客車均采用這種襯套,但是要求有良好的潤滑。塑料襯套一般采用尼龍或聚甲醛材料。塑料的熱膨脹系數(shù)比金屬大,且吸水后體積膨脹,因此襯套壁不宜過厚。確定襯套與卷耳的孔徑時(shí),最好根據(jù)不同塑料的性能,經(jīng)過試驗(yàn)后給出合理的過盈量,并選擇合適的鋼板銷配合。

        6 主要性能參數(shù)選擇

        6.1 相對性能參數(shù)的選擇

        減振器的阻尼效果通常用相對阻尼系數(shù)ψ來描述,ψ=(ψy+ψ1)/2。板簧懸架由于鋼板彈簧片間摩擦存在,ψ可以取得小些,多片彈簧懸架可選。為增加減振阻尼效果,又不傳遞大的沖擊力,ψy=(0.25~0.50)ψ1。取ψ=0.16,ψy=0.4ψ1。則ψ1=0.286;ψy=0.114。

        減振器阻尼系數(shù)δ=2ψ,其伸張阻尼系數(shù)γ1和壓縮阻尼系數(shù)存在以下關(guān)系:γy=(025~0.50),δ=2× 0.16×=14 151.82。

        減振器的最大卸荷力(伸張阻尼力)F=δ1Vx。式中,Vx為卸荷速度,一般為0.2~0.3 m/s取Vx-=0.2。最大卸荷力F=δ1Vx=14 151.82×0.2=2 380.36(N)。

        6.2 主要尺寸選擇

        減振器工作直徑D=。式中:[P]為缸內(nèi)最大容許壓力,為3~4 MPa。本設(shè)計(jì)取4 MPa;λ為缸筒直徑與連桿直徑比,取0.5。

        所以D==31.44 (mm)。根據(jù)國際規(guī)定缸徑系列,選D=40 mm。

        貯油筒直徑Dc一般為Dc=(1.35~1.50)D,取Dc=1.4D=1.4×40=56(mm),另取壁厚為2 mm。

        7 鋼板彈簧實(shí)體建模

        7.1 CATIA簡介

        CATIA是法國達(dá)索系統(tǒng)公司的CAD/CAE/CAM一體化軟件,居世界CAD/CAE/CAM領(lǐng)域的一流水平,廣泛應(yīng)用于汽車制造、航空航天、造船、電子\電器、機(jī)械制造、消費(fèi)品行業(yè),它的集成解決方案覆蓋所有的產(chǎn)品設(shè)計(jì)與制造領(lǐng)域,其特有的DMU電子樣機(jī)模塊功能及混合建模技術(shù)推動企業(yè)生產(chǎn)力提高。CATIA提供方便的解決方案,迎合所有工業(yè)領(lǐng)域的大、中、小型企業(yè)需要。國際一些著名的公司如空中客車、波音等飛機(jī)制造公司,寶馬、克萊斯勒等汽車制造公司都將CATIA作為他們的主流軟件。國內(nèi)十幾家大的飛機(jī)研究所和飛機(jī)制造廠選用了CATIA,一汽集團(tuán)、二汽集團(tuán)、上海大眾集團(tuán)等10多家汽車制造廠都選用CATIA作為新車型的開發(fā)平臺。

        7.2 鋼板彈簧實(shí)體建模

        鋼板彈簧的實(shí)體建模 時(shí),首先進(jìn)入零部件設(shè)計(jì)模塊,然后選定模型樹形圖的y-z平面繪制第一片鋼板彈簧的輪廓草圖,接下來再退出草圖的界面,選定

        圖標(biāo),設(shè)置拉伸的寬度參數(shù)為70 mm,厚度為12 mm。選定模型樹形圖的x-y平面繪制中心螺栓孔的輪廓草圖,進(jìn)入實(shí)體界面,點(diǎn)擊 圖標(biāo),設(shè)置凹槽的深度為直至最后,得到第一片鋼板彈簧的實(shí)體模型。按照上述步驟,創(chuàng)建其余各片鋼板彈簧的實(shí)體模型。

        參考文獻(xiàn)

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