ZY1160貨車底盤總體及懸架設(shè)計【含CAD圖紙+文檔】
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機(jī)電工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書設(shè)計題目: ZY1160底盤總體及懸架設(shè)計 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 專業(yè)班級: 指導(dǎo)教師: 20xx 年 5 月 15 日目 次1前言12底盤總體設(shè)計12.1汽車形式的選擇12.2汽車主要參數(shù)的選擇32.3發(fā)動機(jī)的選擇72.4輪胎的選擇83 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設(shè)計83.1初始參數(shù)83.2懸架主要參數(shù)的確定93.3彈性元件的計算103.4鋼板彈簧的檢驗校核174減震器設(shè)計204.1相對阻尼系數(shù)204.2減振器阻尼系數(shù)的確定204.3最大卸荷力的確定214.4簡式減振器工作缸直徑的確定215總結(jié)21致謝22參考文獻(xiàn)221 前言1.1 底盤設(shè)計概述 汽車底盤是汽車的重要組成部分,底盤接受來自動力裝置的力,并且使汽車產(chǎn)生運(yùn)動,保證汽車的行駛。其構(gòu)成包括:傳動系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制動系統(tǒng)。在汽車設(shè)計中,汽車底盤總體設(shè)計是非常關(guān)鍵的一個環(huán)節(jié),它對汽車的質(zhì)量、性能等方面有很大的影響。在進(jìn)行汽車底盤總體設(shè)計時,一定要按照我國的現(xiàn)有法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)去進(jìn)行。1.2 懸架設(shè)計概述 懸架是汽車重要的總成之一,它連接著車架和車橋,傳遞二者之間的力和力矩。懸架主要有彈性元件、導(dǎo)向元件、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。其功用減少由地面?zhèn)鹘o車身的沖擊,并且減輕由此引起的承載系統(tǒng)的振動,使汽車可以平順行駛;保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運(yùn)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。懸架的設(shè)計要求有:1)行駛平順性好;2)能衰減振動;3)操縱穩(wěn)定;4)汽車制動或加速時,保證車身的相對穩(wěn)定;5)隔聲效果好;6)緊湊的結(jié)構(gòu)、小的使用空間。2 底盤總體設(shè)計2.1 汽車形式的選擇2.1.1 汽車軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。對于總質(zhì)量小于19t的汽車一般采用結(jié)構(gòu)簡單、制造較成本低廉的兩軸方案。本次設(shè)計的ZY1160重型貨車選用兩軸方案。2.1.2 驅(qū)動形式汽車常用的驅(qū)動形式有42、64、44、66、84等,其中第一個數(shù)為汽車車輪總數(shù)(雙排輪胎按一個胎計),第二個表示驅(qū)動輪數(shù)。結(jié)合當(dāng)前同類型的貨車,本次設(shè)計的ZY1160重型貨車選用42的驅(qū)動形式。2.1.3 布置形式貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機(jī)相對位置的不同,可以分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機(jī)位置不同,分為發(fā)動機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。(1)平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車平頭式貨車 優(yōu)點:最小轉(zhuǎn)彎直徑?。幌啾韧|(zhì)量其他類型貨車,整備質(zhì)量減少;視野開闊等。缺點:空載時汽車通過性較差;發(fā)動機(jī)的噪聲等對駕駛員影響比較大;發(fā)生安全事故時,更易使駕駛員受到傷害。短頭式貨車 特點:最小轉(zhuǎn)彎直徑介于平頭車和長頭車之間;視野強(qiáng)于長頭車,但低于平頭車;發(fā)生安全事故,安全性好與平頭車。長頭式貨車 優(yōu)點:通過性能好;發(fā)動機(jī)噪聲,對駕駛員影響較??;發(fā)生安全事故,安全性好于平頭式和短頭式貨車。缺點:最小轉(zhuǎn)彎直徑大;視野相對較差等。偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。(2)發(fā)動機(jī)前置、中置、后置發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動貨車 優(yōu)點:可以采用的發(fā)動機(jī)種類較多;發(fā)現(xiàn)故障時維修方便;容易布置操縱機(jī)構(gòu);貨箱地板高度低。缺點是:若安裝在平頭式貨車上,會使駕駛室內(nèi)部擁擠,產(chǎn)生的噪聲會對駕駛員產(chǎn)生較大影響;若安裝在長頭式貨車上,為使駕駛員視野開闊,則會增加整車和整車質(zhì)心高度。發(fā)動機(jī)中置后橋驅(qū)動 需要特殊設(shè)計的發(fā)動機(jī);維修不方便;離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜;因發(fā)動機(jī)距離地面近,容易被車輪帶起的泥土弄臟;貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多,并且難以克服,故不采用。發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動 這種布置形式的貨車是在發(fā)動機(jī)后置后橋驅(qū)動的乘用車地底盤基礎(chǔ)上變形而來的,所以一般不采用。由分析可以確定,ZY1160重型貨車采用平頭式、發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動的布置形式。2.2 汽車主要參數(shù)的選擇汽車主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和性能參數(shù)。2.2.1 尺寸參數(shù)汽車的尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸(1)外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。在進(jìn)行設(shè)計時,要結(jié)合國家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)設(shè)計。表 2-1 二軸貨車外廓尺寸的最大限值二軸貨車汽車總質(zhì)量車長/mm車寬/mm車高/mm最大設(shè)計總質(zhì)量3500kg600025004000最大設(shè)計總質(zhì)量 3500kg,且8000kg7000最大設(shè)計總質(zhì)量 8000kg,且12000kg8000最大設(shè)計總質(zhì)量 12000kg9000二軸貨車外廓尺寸最大如上表所示,參考同類車型的貨車,確定本次設(shè)計ZY1160重型貨車的長取9000mm,寬取2500mm,高取2870mm。(2)軸距L和輪距B軸距的選取應(yīng)在一定的范圍。軸距過短會使車廂的長度變短;使汽車制動性變差;對汽車行駛平順性也會有不好的影響。軸距過長則會使汽車整備質(zhì)量變大;使汽車機(jī)動性變差等。對于載貨量大的貨車,軸距在選取時,可以選的盡量大些。軸距的選取可以參考表2-2。輪距大可以提高車身的穩(wěn)定性,但會使汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑和總質(zhì)量的增加,降低汽車的機(jī)動性能。輪距在選取時,要滿足汽車的總寬不能超過2.5m。前輪距在選取時,要使前輪的轉(zhuǎn)向不受影響,同時還要保證前輪、車架、前懸架和發(fā)動機(jī)能有合適的位置。后輪距的選取則應(yīng)考慮到輪胎、車架的寬度等。表 2-2 各類汽車的軸距和輪距42貨車汽車總質(zhì)量Ma/t軸距L/mm輪距L/mm1.817002900115013501.86.02303600130016506.014.03600550017002000144500560018402000參考表2-32并結(jié)合同類車型,此次設(shè)計軸距取5000mm,前輪距取1920mm,后輪距取1800mm。(3)前懸和后懸前懸是指汽車前輪中心與汽車最前端的水平距離。前懸的長度應(yīng)足以安裝保險杠、固定和安裝駕駛室前支點等。前懸增加會使汽車的通過性降低、增加前懸架的長度并且會使駕駛員的視野受到影響;但是在汽車發(fā)生安全事故時,可以對乘員進(jìn)行保護(hù),提高安全性。后懸是指后橋中心至汽車最后端之間的水平距離。后懸的長度與汽車軸距、貨廂長度和軸荷分配情況有很大關(guān)系。 后懸尺寸過長,會使汽車通過性降低、汽車追尾時的安全性提高和貨箱長度增加。總質(zhì)量在1.814.0t的貨車后懸一般在12002200之間,特長貨箱的汽車后懸可達(dá)到2600mm,但不得超過軸距的55。參考同類車型,本次設(shè)計的平頭式貨車前懸為1430mm,后懸為2570mm。(4)貨車車頭長度貨車車頭長度是指從汽車駕駛室后圍到前保險杠的距離。駕駛室的形式對車頭長度有特別大影響。此次設(shè)計取車頭長度為1800mm。(5)貨車車廂尺寸貨車車廂尺寸在設(shè)計時要求在運(yùn)送散裝煤和袋裝糧食時能裝足夠的噸數(shù)。車廂長度在滿足要求的前提下盡可能短點,以減少整備質(zhì)量。車廂寬度在設(shè)計時應(yīng)在滿足標(biāo)準(zhǔn)的要求下盡量寬點,以縮減整車長度。車廂高度增加會使貨車的質(zhì)心增高。參考同類型汽車,可取車箱長6600mm、寬2400mm、高600mm。2.2.2 質(zhì)量參數(shù)質(zhì)量參數(shù)包括整車汽車總質(zhì)量、裝載質(zhì)量(載質(zhì)量)、整備質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、軸荷分配等。(1)汽車總質(zhì)量ma汽車總質(zhì)量在本次設(shè)計中已給出,ma=16000kg。(2)整車整備質(zhì)量m0整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備(包括隨車工具、備胎等),加滿燃料、水,但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)性有影響,整備質(zhì)量為5900kg。(3)裝載質(zhì)量(載質(zhì)量)me載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定裝載質(zhì)量。載質(zhì)量在此次設(shè)計中為9900kg。(4)質(zhì)量系數(shù)m0質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值。該系數(shù)反應(yīng)了汽車的設(shè)計水平和工藝水平,質(zhì)量系數(shù)越大,說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。m0= me/m0=1.68(5)軸荷分配汽車軸荷分配是指汽車在空載和滿載靜止?fàn)顟B(tài)下,各軸對支承平面的垂直負(fù)荷,也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。軸荷分配可參考2-3進(jìn)行選擇。表2-3 各類貨車的軸荷分配貨車類型滿載空載前軸后軸前軸后軸42后單胎324060685059415042后雙胎(長頭)253073754449505642后雙胎(平頭)303565704854465264后雙胎大多1925大多798131376369由于此次設(shè)計采用42后雙胎(平頭)重型貨車,滿載時可取前軸載荷58800N,后軸載荷98000N;空載時,前軸載荷28910N,后軸載荷28910N。2.2.3 汽車性能參數(shù)(1)動力性參數(shù)汽車的動力性參數(shù)包括最高車速、比功率、比轉(zhuǎn)矩、上坡能力和加速時間等。貨車的動力性參數(shù)在選擇時可以結(jié)合表2-4進(jìn)行選擇。表2-4 貨車動力性參數(shù)范圍最大總質(zhì)量(t)最高車速(km h-1)比功率(kWt-1)比轉(zhuǎn)矩(N mt-1)1.880 13516 2830 441.8ma6.015 2538 446.0ma14.075 12010 2033 4714.06 2029 50最高車速vmax汽車的最高車速是指汽車在水平良好路面上,汽車能達(dá)到的最高行駛速度。最高車速已由本次設(shè)計給出,為80km/h。比功率和比轉(zhuǎn)矩比功率是汽車所裝發(fā)動機(jī)標(biāo)定的最大功率與汽車最大總質(zhì)量的比值。比功率大的汽車加速性能、速度性能會更好些。比轉(zhuǎn)矩是汽車所裝發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。比轉(zhuǎn)矩大的汽車牽引能力強(qiáng)。參考同類車型并結(jié)合表2-4,取比功率為8.5kWt-1,比轉(zhuǎn)矩為35 Nmt-1。加速時間貨車的加速時間是貨車動力性的另一個表征參數(shù),它知道時貨車在良好的平直路面上,從原地起步并以最大的加速度進(jìn)行加速達(dá)到一定車速所需要的時間。對于最高車速在100km/h以下的貨車常用加速到60km/h的加速時間來表示。上坡能力貨車的上坡能力是指貨車在滿載時在良好的路面條件下所能爬上的最大坡度。通常要求貨車能夠爬上30%的坡度,這個參數(shù)在選擇最大傳動比的時候往往是必須要考慮的對象。(2)最小轉(zhuǎn)彎直徑貨車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至其極限位置時,貨車的前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓直徑,稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑。對于質(zhì)量大于14t的貨車,其最小轉(zhuǎn)彎直徑在13.0m21.0m之間選取。本次設(shè)計最小轉(zhuǎn)彎直徑定為19m。(3)通過性幾何參數(shù)通過性幾何參數(shù)包括:最小離地間隙hmin、接近角1、離去角2、縱向通過半徑1。其取值如表2-5所示。表2-5 汽車通過性幾何參數(shù)車型hmin/mm1/()2/()1/m42乘用車155220203015223.08.344乘用車210250455035401.73.642貨車180300406025452.36.044貨車、66貨車260350456035451.93.642客車、64客車22037010406204.09.0參考同類車型,取ZY1160貨車的最小離地間隙為240mm,接近角50,離去角35,縱向通過半徑4.5m。2.3 發(fā)動機(jī)的選擇2.3.1 發(fā)動機(jī)形式的選擇現(xiàn)在汽車上常用的發(fā)動機(jī)有汽油機(jī)和柴油機(jī)。在相同功率條件下,柴油機(jī)要比汽油機(jī)重、尺寸也要大些;柴油機(jī)出故障的可能性要低于汽油機(jī);相同條件下,柴油機(jī)的油耗量也低于汽油機(jī);汽油機(jī)在冷啟動方面又優(yōu)于柴油機(jī)。對于本次設(shè)計的16噸重型貨車,采用柴油機(jī)較為適合。2.3.2 發(fā)動機(jī)氣缸排列形式和冷卻方式的選擇對于本次設(shè)計,發(fā)動機(jī)氣缸排列形式可以采用直列式。直列式發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)相對簡單、且發(fā)生故障時維修比較容易、工作性能穩(wěn)定。但是高度尺寸比較高,不容易布置。發(fā)動機(jī)的冷卻方式采用水冷的形式。水冷方式的發(fā)動機(jī)具有冷卻均勻可靠,散熱性好,噪聲小等優(yōu)點。因此,在汽車上受到廣泛使用。2.3.3 發(fā)動機(jī)主要性能指標(biāo)的選擇(1)最大功率及對應(yīng)轉(zhuǎn)速根據(jù)前面參考同類車型所得到的比功率8.5kWt-1。將其乘以汽車的總質(zhì)量16t,可以得到汽車的最大功率為Pemax=8.516=136 kW對于使用柴油機(jī)的重型貨車,其最大功率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速在18002600r/min內(nèi)取值。此次設(shè)計取2500r/min。(2)最大轉(zhuǎn)矩及對應(yīng)轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax:Temax=9549PemaxnP (2-1) 其中,為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù),一般在1.11.3之間選取,可取1.2;nP為最大功率轉(zhuǎn)速2500r/min??傻肨emax=95491.2136/2500=623N m最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)的轉(zhuǎn)速nT應(yīng)與nP有一定差值。nP/nT可在1.42.0之間選取。取nT為1400r/min。2.3.4 發(fā)動機(jī)型號選擇結(jié)合以上分析,此次設(shè)計選取東風(fēng)康明斯公司生產(chǎn)的ISDe180 30型號的發(fā)動機(jī),其外形尺寸為長935mm、寬720mm、高820mm。2.4 輪胎的選擇輪胎的選擇對汽車的行駛能力、承載能力等有較大的影響,因此在進(jìn)行輪胎的選擇時要滿足以下基本要求:在行駛時,可以承載額定的貨物并能達(dá)到設(shè)計所需的速度;耐磨損、耐老化、耐扎刺;滾動阻力要小等。輪胎所承受的最大靜負(fù)荷與輪胎額定負(fù)荷之比,稱為輪胎負(fù)荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負(fù)荷系數(shù)取為0.91.0,以免超載。貨車的后輪裝雙胎時,比單胎使用時的負(fù)荷加倍后減少1015。結(jié)合以上分析此次設(shè)計輪胎規(guī)格為前輪采用9.0020的輪胎形式,后輪采用9.00R20的輪胎形式。即斷面寬度0.227m,輪胎滾動半徑0.494m,輪胎的充氣壓力為600kpa。3 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設(shè)計3.1 初始參數(shù)(1)空載質(zhì)量m0=5900kg 前輪所分配質(zhì)量=2950kg 后輪分配質(zhì)量=2950kg前軸非簧載質(zhì)量=500kg 后軸非簧載質(zhì)量=1000kg前懸架簧載質(zhì)量m01=2950-550=2400kg 后懸架簧載質(zhì)量m02=2950-950=2000kg(2)滿載質(zhì)量ma=16000kg 前輪所分配質(zhì)量=6000kg 后輪分配質(zhì)量=10000kg前懸架簧載質(zhì)量ma1=6000-500=5500kg 后懸架簧載質(zhì)量ma2=10000-1000=9000kg(3)軸距=5000mm 前輪距=1920mm 后輪距=1800mm3.2 懸架主要參數(shù)的確定3.2.1 懸架靜撓度設(shè)計前后懸架靜撓度fc1、fc2與汽車前后車身固有頻率n1、n2的關(guān)系為:n1=5/fc1 n2=5/fc2 (3-1)fc1、fc2在選取的過程中,應(yīng)選取近似值,并且使得fc1稍大于fc2,這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角。對于滿載貨車n1可在1.502.10Hz之間選取,n2可在1.702.17Hz之間選取。取n1=1.60Hz n2=1.9Hz,并且?guī)胧阶樱?-1)得fc1=98mm fc2=69mm3.2.2 懸架動撓度對于貨車,fd取值范圍69cm;可取fd=8cm 3.2.3 懸架彈性特性鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的,故本次設(shè)計前懸架的彈性特性是線性的;帶有副簧的鋼板彈簧,為剛度可變的非線性彈性特性懸架,故后懸架的彈性特性是非線性的。3.2.4 后懸架主、副簧剛度分配對于副簧開始參加工作的載荷和主、副簧的剛度分配,可使副簧開始起作用的懸架撓度fa等于汽車空載時懸架的撓度f0,而使副簧開始起作用的前一瞬間的撓度fk等于滿載時的懸架撓度fc??傻茫篎k=F02Fa2 (3-2)其中F02=m02g2=9800N Fa2=ma2g2=46550N得Fk=21359N副簧、主簧的剛度比為ca/cm=-1 ,=F02/Fa2代入解得ca/cm=1.18懸架總體剛度c=Fa2/fc2=674.6N/mm得主簧剛度cm=309.4N/mm 副簧剛度ca=365.2N/mm3.3 彈性元件的計算3.3.1 滿載弧高滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上,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。通常取fa=1020mm 。本方案中fa初步定為15mm。3.3.2 彈簧鋼板長度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。根據(jù)統(tǒng)計資料,彈簧伸直長度取值規(guī)律一般為:貨車前懸架:L=(0.260.35)軸距;后懸架:L=(0.350.45)軸距。本設(shè)計初步選定前鋼板彈簧的長度L1=1500mm。后鋼板彈簧主簧長度L21=2000mm ,副簧長度L22=1300mm3.3.3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)確定(1)鋼板彈簧斷面形狀確定鋼板彈簧斷面一般采用矩形斷面,宜于加工,成本低。本方案中選用矩形斷面。(2)鋼板彈簧斷面尺寸及片數(shù)鋼板彈簧的總慣性矩計算公式為:J0=L-kS2C48E (3-3) 式中,k為無效長度系數(shù),取k=0.5;S為U型螺栓中心距,本設(shè)計取200mm;E為材料彈性模量,E=2.1105N/mm2;為撓度增大系數(shù)。=1.5/1.4(1+0.5),=n1/n0,其中n1代表與主片重復(fù)片數(shù),n0為總片數(shù);C=Fw/fc。鋼板彈簧總截面系數(shù)W0用下式進(jìn)行計算: W0FW(L-kS)/(4w) (3-4)式中,w為許用彎應(yīng)力,本次設(shè)計鋼板彈簧材料采用60Si2Mn。w的取值范圍:前鋼板彈簧350450Mpa,取400MPa;后鋼板彈簧450550Mpa,取500MPa;后副簧220250Mpa,取240MPa;鋼板彈簧平均片厚的計算公式為: hp=2J0/W0 (3-5)b/hp的比值在6-10之間選擇。又可表示為: J0=nbh312 (3-6) 式中,n為鋼板彈簧總片數(shù);b為板簧的寬度;h為板簧厚度。由此可得: h=312J0nb (3-7) 前懸架鋼板彈簧斷面尺寸前鋼板彈簧滿載載荷Fa1=ma1g/2=55009.8/2=26950N前鋼板彈簧剛度c1=Fa1/fc1=26950/98=275N/mm;與主長重復(fù)片數(shù)2,總片數(shù)10得1=1.5/1.04(1+0.52/10)=1.31根據(jù)公式(3-3)得: J01=(1500-0.5200)32751.31/(482.06105)=99972mm4根據(jù)公式(3-4)得:W0126950(1500-0.5200)/(4400)=23581mm3取W01=23581mm3根據(jù)公式(3-5)得:Hp1=294519/21660=8.5mm根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值,取b1=80mm;根據(jù)公式(3-7)得h=11.4mm并結(jié)合國家標(biāo)準(zhǔn)取h1=12mm前鋼板彈簧的彈簧片均采用等厚度鋼板。后懸架鋼板彈簧主簧斷面尺寸 后鋼板彈簧主簧滿載載荷Fw1=Fa2-Fk/2=35870N后鋼板彈簧主簧剛度cm=309.4N/mm與主長重復(fù)片數(shù)2,總片數(shù)10得1=1.5/1.04(1+0.52/10)=1.31根據(jù)公式(3-3)得: J02=(2000-0.5200)3309.41.31/(482.06105)=281336mm4根據(jù)公式(3-4)得:W0235870(2000-0.5200)/(4500)=29367mm3取W02=29367mm3根據(jù)公式(3-5)得:Hp2=2281336/29367=19.1mm根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值,取b2=120mm;根據(jù)公式(3-7)且根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)取h2=14mm為了使主簧可以適應(yīng)不同的條件,現(xiàn)將主片加厚到16mm。 后懸架鋼板彈簧副簧斷面尺寸后鋼板彈簧副簧滿載載荷Fw1= Fk/2=10680N后鋼板彈簧副簧剛度cm=365.2N/mm與主長重復(fù)片數(shù)1,總片數(shù)8得1=1.5/1.04(1+0.51/8)=1.36根據(jù)公式(3-3)得: J02=(1300-0.5200)3365.21.36/(482.06105)=86797mm4根據(jù)公式(3-4)得:W0210680(1300-0.5200)/(4500)=13350mm3取W02=13350mm3根據(jù)公式(3-5)得:Hp2=286797/13350=13mm根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值,取b2=120mm;根據(jù)公式(3-7)且根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)取h2=10mm.后鋼板彈簧的副簧彈簧片均采用等厚度鋼板。3.3.4 鋼板彈簧各片長度確定鋼板彈簧長度的確定可由作圖法求出。圖3-1 作圖法確定鋼板彈簧各片長度可以得到彈簧片長度如下:(1)前懸架鋼板彈簧第一片:1500mm 第二片:1500mm 第三片:1360mm 第四片:1220mm 第五片:1080mm 第六片:940mm 第七片:800mm 第八片:660mm第九片:500mm 第十片:340mm(2)后懸架鋼板彈簧主簧第一片:2000mm 第二片:2000mm 第三片:1720mm 第四片:1440mm 第五片:1260mm 第六片:1080mm 第七片:910mm 第八片:730mm第九片:550mm 第十片:380mm副簧第一片:1300mm 第二片:1160mm 第三片:1020mm 第四片:890mm 第五片:750mm 第六片:610mm 第七片:480mm 第八片:340mm3.3.5 鋼板彈簧在自由狀態(tài)的弧高及曲率半徑的計算(1)鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高H0為: H0=fc+fa+f (3-8)式中,fc為靜撓度;fa為滿載弧高;f為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化。f可由下式求得: f=S(3L-S)(fa+fc)2L2 (3-9) S為U型螺栓的中心距;L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)的曲率半徑為R0=L2(8H0) (3-10)前鋼板彈簧根據(jù)式子(3-9)得f1=200(31500-200) (98+15)215001500=22mm根據(jù)式子(3-8)得H01=98+15+22=135mm根據(jù)式子(3-10)得R01=15002/(8135)=2083mm后鋼板彈簧主簧:根據(jù)式子(3-9)得f2=200(32000-200) (69+15)220002000=12mm根據(jù)式子(3-8)得H02=69+15+12=96mm根據(jù)式子(3-10)得R02=20002/(896)=5208mm副簧:根據(jù)式子(3-9)得f2=200(31300-200) (69+15)213001300=18mm根據(jù)式子(3-8)得H02=69+15+18=102mm根據(jù)式子(3-10)得R02=13002/(8102)=2071mm(2)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑,可以由裝配后產(chǎn)生的預(yù)應(yīng)力來進(jìn)行確定。鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的曲率半徑為: Ri=R01+20iR0Ehi (3-11) 式中,Ri為自由狀態(tài)時第i片彈簧的曲率半徑;R0為自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的曲率半徑;0i是每片彈簧的預(yù)應(yīng)力;E為材料的彈性模量,取E為2.1105Mpa;hi表示第 i片彈簧的厚度。彈簧各片的預(yù)應(yīng)力在選取時,應(yīng)使各片彈簧在根部處所造成的彎矩代數(shù)和為零,即 i=1NMi=0 (3-12) 再由第i片彈簧的長度求出第i片彈簧的弧高為 Hi=Li2/(8Ri) (3-13)根據(jù)公式(3-11)、(3-12)、(3-13)計算如下前懸架鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的彈簧的參數(shù)如表3-1所示。表3-1 前懸架鋼板彈簧自由狀態(tài)下參數(shù)序號hi(mm)i(Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)112-15015002770 101.5212-9015002448114.7312-4013602230103.7412201220201692.3512201080201672.361220940201654.871240800195440.981260660189528.791260500189516.510126034018957.6后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-2所示。表3-2 后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下參數(shù)序號hi(mm)i(Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)116-1402000932953.6216-1002000765265.3316-401720602761.4414201440493052.6514401260462342.9614401080462331.571440910462322.481460730434215.39146055043428.710146038043424.2后懸架鋼板彈簧副簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-3所示。表3-3 后懸架鋼板彈簧副簧自由狀態(tài)下參數(shù)序號hi(mm)i (Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)110-1201300271477.8210-801160246068.4310-301020213560.941030890201149.251040750191936.661040610191924.271060480185215.68106034018527.83.3.5 卷耳尺寸的確定卷耳處所受應(yīng)力為:=3Fx(D+h1)/(bh12)+Fx/(bh1) (3-14)可得 D- Fx/(bh1)(bh12)/(3Fx)-h1 (3-15)其中,F(xiàn)x為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力;D為卷耳內(nèi)徑;b為鋼板彈簧寬度;h1為主片厚度。許用應(yīng)力取350Mpa。(1)前懸架卷耳Fx1=m1G01=1.1269500.8=23716ND152.67mm取D1=30mm(2)后懸架卷耳Fx2=m2G02=1.1465500.8=40946ND262.34mm取D2=35mm3.3.6 鋼板彈簧彈簧銷設(shè)計鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力: Z=FS/bd (3-16)得d=FS/(Zb) (3-17)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20Cr鋼經(jīng)滲碳處理后,其Z 79 N/mm,Z取8Mpa。對于前鋼板彈簧FS1=G1/2=26950/2=13475Nd1=13475/(808)= 21.05mm結(jié)合國家標(biāo)準(zhǔn),d1取20mm。對于后鋼板彈簧FS2=G2/2=23275Nd2=23275/(1208) =24.24mm結(jié)合國家標(biāo)準(zhǔn),d2取24mm。3.4 鋼板彈簧的檢驗校核3.4.1 鋼板彈簧剛度的檢驗鋼板彈簧剛度的驗算公式為: C=6Ei=1nak+13Yk-Yk+1 (3-18) 其中, ak+1=(l1-lk+1); Yk=1/i=1kJi; Yk+1=1/i=1k+1Ji; Ji=bh312;為剛度修正系數(shù),=0.90.94,這里取0.92;、為主片和第(k+1)片的長度的一半。將數(shù)據(jù)帶入公式(3-18),得:前鋼板彈簧的自由剛度C1=(62.11050.92)/4302.9=269.4 N/mm與設(shè)計剛度C1=275N/mm差別不大,所以前鋼板彈簧滿足剛度要求。后鋼板彈簧主簧的自由剛度C2=(62.11050.92)/3815.7=303.8 N/mm與設(shè)計剛度C2=309.4N/mm差別不大,所以后鋼板彈簧主簧滿足剛度要求。后鋼板彈簧副簧的自由剛度C2=(62.11050.92)/3219.1=360.1 N/mm與設(shè)計剛度C2=365.2N/mm差別不大,所以后鋼板彈簧副簧滿足剛度要求。3.4.2 鋼板彈簧總成弧高核算根據(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 R0=i=1nLii=1nLiRi (3-19) 鋼板彈簧的總成弧高為: HL2/(8R0 ) (3-20)由公式(3-19)、(3-20),代入數(shù)據(jù)得:(1)前懸架鋼板彈簧R01=2161.9mm H1=130mm計算結(jié)果與計算的結(jié)果135mm相差不大,符合設(shè)計要求。(2)后懸架鋼板彈簧主簧:R02=5391.4mm H2=94mm計算結(jié)果與計算的結(jié)果96mm相差不大,符合設(shè)計要求。副簧:R02=2133.8mm H2=99mm計算結(jié)果與計算的結(jié)果102mm相差不大,符合設(shè)計要求。3.4.3 鋼板彈簧強(qiáng)度的核算(1)制動工況時,前懸架鋼板彈簧應(yīng)滿足: max=m1G1(l1+C)l2(l1+l2)W0 (3-21) 式中, m1取1.5,取0.8。得: max=1.426950750+0.8500750/(150010801226)=903.9Mpa,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。(2)驅(qū)動工況時,后懸架鋼板彈簧應(yīng)滿足: max=G2m2l2(l1+C)(l1+l2)W0+G2m2bh1 (3-22) 式中, m2取1.1;為道路附著系數(shù)取0.8,許用應(yīng)力取為1000N/mm。滿載靜止時有: f=(G2-Fk)/(C2+C2)=(46550-21359)/(303.8+360.1)=37.9mmF主=Fk+C2f=21359+303.837.9=32873NF副=C2f=360.137.9=13648N由上式驗算主簧強(qiáng)度:max=(Gl1l2+G2m2l2c)/(l1+l2)W0+G2m2/bh1=762 Mpa其中牽引驅(qū)動時,主簧載荷為 G= (G2-F副)m2=36137N =1.1 =0.8驗算副簧強(qiáng)度:max=F副m2l1l2/( l1+l2)W0=469 Mpa主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi),符合強(qiáng)度要求。(3)驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。主簧的極限載荷按下式計算:Fm1=F主+c2fd=44387Nm= Fm1l1l2/(l1+l2)W0=4438710001000/2000(3120162+7120142)/6=519Mpa=1000 Mpa副簧的極限載荷按下式計算:Fm2=F副+c2fd=29296Nm= Fm2l1l2/(l1+l2)W0=672Mpa =1000 Mpa不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。4 減震器設(shè)計減振器是懸架系統(tǒng)里面的組成的部件,它對汽車的乘坐舒適性及懸架的使用壽命有著非常大的影響。現(xiàn)在貨車中的減震器大多是液力減震器。減震器根據(jù)不同的結(jié)構(gòu),還可分為搖臂式減震器和筒式減震器。筒式減震器因不易磨損、且對不同溫度的適應(yīng)性好,而被廣泛適用。雙筒充氣液力減震器體積小、產(chǎn)生噪音較小和工作狀態(tài)比較穩(wěn)定的優(yōu)點,使其應(yīng)用最廣。綜合分析,本次設(shè)計采用雙筒式減震器。4.1 相對阻尼系數(shù)在卸荷閥沒有打開時,減震器的阻力F和其振動速度v的關(guān)系表達(dá)式是 F=v (4-1)式中,為減振器阻尼系數(shù)。算出汽車懸架的阻尼之后,就可以明白為什么簧上質(zhì)量的振動在實際工作過程中是周期性的衰減振動了,用來表示振動速度的大?。?=(2cms) (4-2)式中,c為懸架系統(tǒng)垂直剛度;ms為簧上質(zhì)量。壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)Y與伸張行程時的相對阻尼系數(shù)S兩者之間保持Y=0.5S的關(guān)系。取Y與S的平均值=0.3,則有:S+0.5S2=0.3計算得:Y=0.2 S=0.44.2 減振器阻尼系數(shù)的確定減振器阻尼系數(shù)=2cms。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率=c/mS,所以 =2ms (4-3)=c/mS=2n=23.141.8=11.3S=2SmS=20.4275011.3=24860Y=2YmS =20.2275011.3=124304.3 最大卸荷力的確定減震器在正常工作過程中,當(dāng)活塞桿的的振動速度為某一數(shù)值時,為了盡量降低地面對汽車車身產(chǎn)生的沖擊,減振器會立即打開卸荷閥,此時的活塞速度稱為卸荷速度vx。一般vx的取值范圍為0.150.3m/s。這里取vx=0.2m/s。F0=Svx=248600.2=4972N (4-4)4.4 簡式減振器工作缸直徑的確定根據(jù)計算出的F0和對應(yīng)的可求得筒式減振器工作缸的直徑D,表達(dá)式是D=4F0p1-2 (4-5) 式中,p為工作缸最大允許壓力,取4Mpa;為連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式減振器取0.4。代入(3-5)式得:D=43.4mm查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國標(biāo)(JB14591985),減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等幾種。如表4-1。表4-1減振器基本尺寸工作缸直徑D基長L貯油缸最大外直徑吊環(huán)直徑吊環(huán)寬度B活塞行程S30120482924110250401606539321302805019080474017028060210906250170280貯油缸的工作直徑,按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這里取=65mm。壁厚通常取2mm,活塞形程 S=260mm,基長 L=210mm。5 總結(jié)通過此次一個學(xué)期的ZY1160貨車底盤及懸架設(shè)計,讓我學(xué)到了很多知識。首先讓我更加理解底盤的各個總成的布置,對各個參數(shù)也知道該從那找標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行選擇、計算。特別在懸架的設(shè)計方面,更讓我學(xué)到了很多。在此次畢業(yè)設(shè)計之前,只是對懸架有一定了解,但說到設(shè)計卻是一竅不通。在進(jìn)行設(shè)計的過程中,我邊學(xué)習(xí)邊進(jìn)行設(shè)計,遇到難易理解的問題就廣泛的查閱資料,從而尋找解決的途徑。另外使用CAD進(jìn)行畫圖,使我的繪圖水平有了極大提高,繪圖也更加熟練。在這次設(shè)計我覺得特別難的地方鋼板彈簧剛度檢驗這一部分,因為要確定出每片彈簧的慣性矩,其計算方法非常的繁瑣,這是本次設(shè)計遇到的一大難點。還有就是各片彈簧預(yù)應(yīng)力的選取問題,因為沒有特定的選取方法,這就需要一次又一次的進(jìn)行校核,直到符合要求為止。當(dāng)然由于水平有限,此次設(shè)計難免存在疏漏,對于其中的一些不足和缺點,將是我以后努力的方向。致謝在進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計的這段時間,我要感謝的人有很多。首先,我要感謝我的導(dǎo)師孟奎老師。剛接觸到這次畢業(yè)設(shè)計,完全不知道該從何處入手進(jìn)行設(shè)計。是孟老師給予我指導(dǎo),幫助我找清方向,才使得我的畢業(yè)設(shè)計可以順利進(jìn)行下去。其次,我還要感謝和我在同一個小組的同學(xué)們。在設(shè)計中我遇到很多問題,比如參數(shù)的確定、數(shù)據(jù)的選擇等。正是由于小組間的交流研討,才使我盡可能快的將參數(shù)確定下來并進(jìn)行設(shè)計。最后,在此感謝大學(xué)四年教過我的每一位老師,謝謝你們的教誨;感謝大學(xué)期間認(rèn)識的每一位朋友,是你們讓我的大學(xué)生活豐富多彩。參考文獻(xiàn)1王望予.汽車設(shè)計M.第 4 版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.072余志生.汽車?yán)碚揗.第5 版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.01 3 羅永革汽車設(shè)計M第1版北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011.74 日本自動車技術(shù)會汽車工程手冊4:動力傳動系統(tǒng)設(shè)計篇 M第1版北京:北京理工大學(xué)出版社,2010.125 日本自動車技術(shù)會汽車工程手冊5:底盤設(shè)計篇 M第1版北京:北京理工大學(xué)出版社,2010.126 唐文初汽車構(gòu)造 M第1版廣州:華南理工大學(xué)出版社,2010.87 吉林大學(xué)汽車工程系汽車構(gòu)造(上)M第6版北京:人民交通出版社,2013.58 吉林大學(xué)汽車工程系汽車構(gòu)造(下)M第6版北京:人民交通出版社,2013.59 吳光強(qiáng)汽車?yán)碚揗. 第2版 北京:人民交通出版社,2014.810 張文春汽車?yán)碚揗. 第2版 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.211 林程、王文偉汽車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計M北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2014.112 吳宗澤機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊M北京:高等教育出版社,2012.513 周長城. 汽車平順性及懸架系統(tǒng)設(shè)計M. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011.914 JReimpell,HStollThe Automotive classis:Engineering Principles. Warrendale,PA 15096,USA,SAE,199615 Deebe FerrisA Wards Special research ReportWards Communications,199416 Shad Dowlastshahi,A Comparison of Concurrent EnginneringAdv,ManufTech,1994附錄:中英文文獻(xiàn)翻譯名稱變速器26機(jī)電工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計外文資料翻譯設(shè)計題目: ZY1160貨車底盤總體及懸架設(shè)計 譯文題目: 汽車工程學(xué):汽車縱向動力學(xué) 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 專業(yè)班級: 指導(dǎo)教師: 正文:外文資料譯文 附 件:外文資料原文指導(dǎo)教師評語: 簽名: 年 月 日正文:(選自汽車工程學(xué):汽車縱向動力學(xué)P123-132)變速器圖3-67顯示雙速行星齒輪作為后置組的二軸傳動。圖3-67 9速商用車變速器裝雙速行星齒輪的后部安裝組在三軸傳動中,16個不同的齒輪可以以相對較低的生產(chǎn)費用從四級的變速器中獲得主傳動。圖3-68是一個有16個齒輪的例子。圖3-69所描繪的是三軸變速器換檔圖。分流部分 四齒輪零件與反向齒輪 范圍組商用車的三組傳動齒輪圖 3-69 三組傳動的設(shè)計與功率導(dǎo)閥位置后置組主要組前置組3.4.2機(jī)械無級變速器在對比了目前使用的機(jī)械傳動的汽車。機(jī)械無級變速器,也被稱為無級變速器,根據(jù)它們的原理,其具有一定的優(yōu)勢。功率特性如圖3- 70所示?;谶B續(xù)變量的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換,達(dá)到的功率曲線(圖3-70b)代表轉(zhuǎn)換器的性能。其調(diào)整到不同的驅(qū)動條件,可以達(dá)到傳動區(qū)域(圖3-70c),該無級變速器只要求滿足發(fā)動機(jī)特性曲線(圖3-70a)。除了起始區(qū),這需要額外的離合器(要有足夠的傳動比),其全部需求可以以 3-33 的方式所呈現(xiàn)。轉(zhuǎn)換范圍離合器范圍(起動)無級變速器轉(zhuǎn)換特性變壓器輸出的曲線變壓器特性曲線發(fā)動機(jī)特性曲線變壓器輸出速度變壓器輸出轉(zhuǎn)矩速度比發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩比發(fā)動機(jī)扭矩由于無級變速器允許自由選擇發(fā)動機(jī)參數(shù)(扭矩和轉(zhuǎn)速),內(nèi)燃機(jī)的操作可以基于不同的標(biāo)準(zhǔn)來優(yōu)化。當(dāng)發(fā)動機(jī)在圖象上顯示整個發(fā)動機(jī)的性能的最佳點,這是曲線相對于功率的參數(shù)化,也叫“控制曲線”,圖3-71顯示的優(yōu)化準(zhǔn)則的“噪音”,“燃料消耗”和“駕駛動態(tài)”的控制線。噪聲轉(zhuǎn)矩駕駛動態(tài)速度不同的優(yōu)化標(biāo)準(zhǔn)的控制線控制曲線燃料消耗當(dāng)只有一條控制線,使用相對簡單的機(jī)械控制傳輸操作,繪制曲線是一個很好的辦法。在這種情況下,可以實現(xiàn)控制線對應(yīng)的需求以及需求的驅(qū)動程序。這就意味著,無級變速器可以完全被實現(xiàn)為自動變速器。機(jī)械無級變速器,傳動比的變化是通過改變應(yīng)用的力的半徑來實現(xiàn)。轉(zhuǎn)矩由摩擦傳遞?;谵D(zhuǎn)矩傳動機(jī)械無級變速器的類型可分為:1)帶式傳動2)間距傳動3.4.2.1帶式傳動在帶式傳動中,使用皮帶、帶或鏈的強(qiáng)制傳輸來實現(xiàn),這是一套適合于磁盤輪對之間的傳動。通過改變不同的輪上的滾動半徑,傳輸率可以是改變的。因此,磁盤輪對的調(diào)節(jié)機(jī)制也被稱為變速器。對于力傳遞,到目前為止,不同的皮帶,帶和鏈的概念已經(jīng)提出。圖3-72顯示目前使用的動力傳動系統(tǒng)?,F(xiàn)代皮帶傳動中的動力傳動 橡膠帶用于皮帶式變速傳動在50年代由Van doorne,荷蘭人所發(fā)明,通過改變扭矩(210 Nm)和效率,尤其是通過改變無級變速器鋼鏈連接電流,可以使傳輸顯著提高。傳動元件,又稱推力連桿帶,包括約三百鋼段,在兩邊的鋼帶包(帶大小0.1mm)傳到遠(yuǎn)處。相反的推力連接帶,由PIV-Antriebe Werner Reimers KG制造的變速器,一個鏈的拉載用于傳力。單鏈連接的封裝連接到彼此的壓縮部分。在壓縮部件和盤輪的接觸區(qū)域中發(fā)生摩擦。通過設(shè)計適當(dāng)?shù)腢形金屬卡子從外部鏈條導(dǎo)引,該卡子鉤環(huán)帶金屬夾,通常用于鏈傳動,當(dāng)鏈路開始與磁盤車輪接觸,多多少少可以通過適當(dāng)設(shè)計的鏈避免。 為了保持離心載荷在U波段盡可能低。Gates Rubber,美國人,開發(fā)了由芳綸纖維增強(qiáng)的橡膠帶的動力系統(tǒng)。為了提高橫向承載能力,橡膠帶具有一個集成的金屬結(jié)構(gòu)。在鋼-鋼摩擦副進(jìn)行油潤滑,是沒有必要的。這考慮到一個開放的傳輸設(shè)計與較低的重量。 Kumm Industries,美國人,提出的第四個傳輸系統(tǒng)對比前帶傳輸在圖3-72所示,其中傳力元件夾在兩錐盤對之間,Kumm的無級變速器包括橡膠帶這也是由凱夫拉(蓋茨開發(fā))和運(yùn)行在每個磁盤端螺栓進(jìn)行加固。螺栓可在螺旋形槽內(nèi)移動。這里不需要潤滑。3.4.2.2間距傳動 由于汽車的發(fā)展,一次又一次進(jìn)行間距變速器的設(shè)計、制造和測試,但是沒有成功。圖3-73描繪間距傳力的一些基本形式。變速器上的力傳遞形式通過改變力的作用點,即有效的間距半徑,可以使傳動比發(fā)生變化。除摩擦系數(shù)外,傾斜的壓力也決定了可轉(zhuǎn)換的力。 間距傳輸?shù)陌l(fā)展可以歸因于新的高摩擦潤滑油,相比傳統(tǒng)的潤滑油有近兩倍大的間距,使機(jī)構(gòu)之間進(jìn)行力傳遞。 對于機(jī)動車輛中的應(yīng)用,使輸入和輸出軸之間的位置牢固最合適的方法,這可以使用在旋轉(zhuǎn)對稱體形式的中間鏈路來實現(xiàn) 。3.4.3液壓無級變速器 傳輸,在該系統(tǒng)中利用不可壓縮的流體轉(zhuǎn)移,可以根據(jù)功能的類型來分類:1)液力傳動 2)靜液壓傳動3.4.3.1液力傳動 在液力傳動,扭矩傳遞的發(fā)生根據(jù)佛廷格原理采用兩旋轉(zhuǎn)葉片、泵和渦輪盤。與液力離合器形成對比(3.3章),液力傳動還包括定子轉(zhuǎn)矩支撐,支撐在殼體 3-34 。 結(jié)果: MTur = MPump + MSt ( 3-51 ) MTur-水輪機(jī)輪轉(zhuǎn)矩 MPump-泵輪轉(zhuǎn)矩; MSt-定子轉(zhuǎn)矩。圖3-74顯示了液力傳動(特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器)的結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié),伴隨著葉片的原理和流動條件下nA/ nE = 0.7,這在現(xiàn)在還被使用。泵自由輪定子圓周速度定子出口渦輪入口泵相對速度絕對速度特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器的原理定子渦輪泵流動方向渦輪工作流體,通常是油,通過泵輪相連的發(fā)動機(jī),然后轉(zhuǎn)移到渦輪機(jī)輪,它在其中被減慢加速。在這樣做時,它將遠(yuǎn)處的能量到傳輸輸出。另外一個重定向, 或多或少的延遲,導(dǎo)致扭矩加強(qiáng)。如果在泵和渦輪之間的速度差大,這加強(qiáng)就大。當(dāng)v = 0時,這意味著一個牢牢制動渦輪機(jī),所述扭矩轉(zhuǎn)化率達(dá)到其最大值。隨著渦輪轉(zhuǎn)速增加,扭矩轉(zhuǎn)換降到幾乎線性的一個1:1的扭矩比(連接點)。在這個例子中,在轉(zhuǎn)速比、最佳操作點出現(xiàn)在約nA/ nE = 0.7,無沖擊損失。如果速度比的進(jìn)一步增加,則流體從定子流向后面直到速比約nA/ nE = 0.9(連接點)和定子不產(chǎn)生任何變形了,這意味著它不吸收扭矩,為了避免這種轉(zhuǎn)矩惡化,再進(jìn)一步增加速度比,定子與單向離合器變速器殼體,它可以運(yùn)行,不傳遞扭矩,速度比為上面的連接點。在這個區(qū)域,特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器作為一個離合器。 圖3-75顯示,在一個理想的方式,轉(zhuǎn)矩和效率平均速度比。摩擦損失損失影響轉(zhuǎn)矩比效率離合器轉(zhuǎn)換器特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器的特性速度比 此外,圖片顯示效率的粗糙特征的影響損失(流量和葉片方向之間沒有聯(lián)系)和摩擦損失(流體和壁面之間的摩擦)。特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器和發(fā)動機(jī)之間進(jìn)行如下傳動:在連接點上,在泵輪輸入的流量比是獨立在傳輸?shù)妮敵?,因為該定子,這是在靜止?fàn)顟B(tài)。重要的K值式(3-18),因此泵的特性曲線是不變的。在這種情況下,泵特性曲線,如果可能的話,應(yīng)位于最佳的發(fā)動機(jī)效率的區(qū)域內(nèi)。以上的耦合點,當(dāng)定子和渦輪機(jī)輪作為一個“共同的”渦輪輪旋轉(zhuǎn),同樣的原理,在液力離合器,變得適用。在那里,泵特性曲線移動的速度比nA/nE。從圖3-76,因此我們發(fā)現(xiàn)只有圖中的一部分可以通過發(fā)動機(jī)的扭矩和特立勞格帝亞器特性的相互作用。輸出扭矩,這顯示在圖3-76,因此產(chǎn)生。內(nèi)燃機(jī)和特立勞格帝亞變換器之間的相互作用(來源:米奇可,“車輛動力學(xué)”)傳輸輸出速度不適用區(qū)域發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩效率滿負(fù)荷部分負(fù)荷效率部分負(fù)荷滿負(fù)荷理想的牽引力曲線適用轉(zhuǎn)矩比轉(zhuǎn)速比發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速泵的特性曲線發(fā)動機(jī)全負(fù)荷特性曲線 相比于理想的轉(zhuǎn)矩特性的轉(zhuǎn)矩要求和提供的轉(zhuǎn)矩之間仍然比較大的差異。這意味著可達(dá)到的轉(zhuǎn)換區(qū)(開始轉(zhuǎn)換約2.0-2.5),并在高扭矩比低效率不足以其唯一的工作如在機(jī)動車輛的變矩器。特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器與這樣的傳輸加強(qiáng)聯(lián)合。除了對需求曲線的有利途徑,這可能是這里的特立勞格帝亞變換器的優(yōu)點成為明顯的只有采用組合臺階變速器。其優(yōu)點包括緊湊,良好的散熱性超過液壓流體,自由的磨損在很大程度上,在功能作為一個扭轉(zhuǎn)振動阻尼器。3.4.3.2靜液壓傳動 泵或發(fā)動機(jī)的雙排量機(jī)器的液壓傳動系統(tǒng)使內(nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速與負(fù)荷無關(guān)。通過將液壓機(jī)、液壓機(jī)的軸向活塞泵或發(fā)動機(jī)的速度移動,在任一方向上的負(fù)速度可以設(shè)置為零和最大值之間。因此,在靜液傳動裝置,既不啟動離合器也沒有離合器齒輪集所需的向后駕駛。具有這種特性的變速器稱為IVT(無級變速器)。圖3-77顯示了這種傳動的轉(zhuǎn)換特性。它基本上相當(dāng)于以前的機(jī)械式無級變速器 35 原理。無級變速器轉(zhuǎn)換器特性發(fā)動機(jī)特性曲線發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩變壓器輸出速度變壓器輸出區(qū)域變壓器特性曲線轉(zhuǎn)換范圍超壓閥限制理論曲線變壓器輸出轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速比轉(zhuǎn)矩比發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 這里的缺點是,每兩個液壓機(jī)需要傳送整個驅(qū)動力,因此他們的尺寸必須相對較大。這有一個顯著效果的傳輸效率(負(fù))。靜液壓傳輸?shù)娜秉c包括不利的特定輸出功率。它們的高生產(chǎn)成本和噪音,因此,這種傳輸將不再被使用了。這種變速器通常用于建筑和農(nóng)業(yè)機(jī)械,部分是高技術(shù)傳輸?shù)慕M件,其中一個機(jī)械部件負(fù)責(zé)提高效率。 3.4.4自動變速器(AT) 存在不同的可能性,實現(xiàn)自動變速器。在這樣做時,主要使用以下概念: 1)行星變速器與液力變矩器。 2)手自一體變速器。 3)機(jī)械式無級變速器。 3.4.4.1帶式纏繞式液力變矩器 最普遍的組合是一個由特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器轉(zhuǎn)移力矩傳動,已經(jīng)證明,單獨特立勞格帝亞轉(zhuǎn)換器不能提供一個充分的傳遞圖(圖3-76)。圖3-78顯示轉(zhuǎn)矩特性可采用后置式階梯傳輸來實現(xiàn)。傳輸輸出速度傳輸輸出轉(zhuǎn)矩自動變速器傳送圖(來源:米奇克;“車輛動力學(xué)”)齒輪常數(shù)性能曲線齒輪齒輪 圖3-79顯示了轎車的三速自動變速器。轎車三速自動變速器附件:(Automotive Engineering :longitudinal dynamics of vehicles P123-132)Fig.3-67 Shows a two-group transmission with two-speed planetary train as a rearmounted gound .In a three-group transmission .up to 16 different gear levels can be obtained from a four-speed main transmission at a relatively low constructional expense. An example with 16 gears is shown in Fig.3-68. The shifting diagram of this three-group transmission is depicted in Fig.3-69.3 .4 .2 Mechanical continuously variable transmissionsIn contrast to mechanical stepped transmissions so far used ire motor vehicles, mechanical continuous variable transmissions. Also called CVTs , have certain advantages based on their principle. The power characteristic is shown in Fig.3 -70. As a result of the continuous variable torque conversion. The achieved power curve (Fig.3-70b) represents the converter characteristic curare. In order to produce a delivery map (Fig.3-70c) which adjusts to different driving conditions,the CVT only requires a supply characteristic line (Fig.3-70a) from the engine. Except for the starting area , which requires an additional clutch (for a sufficient range of transmission ratios ), the entire demand map can be covered in this way 3-33.Since the CVT allows .a free selection of the engine parameters (the torque and the speed)the operation of the combustion engine can be optimised based on different criteria. When the optimum points on the engine map are combined over the entire performance area of the engine,a curve which is parameterised with respect to power,also called the“control line”,results.Fig.3-71 shows the control lines for the optimisation criteria“noise”,“fuel consumption”,and“driving dynamics.When realising only one control line for transmission operation using a relatively simple mechanical control ,the drawn-in curve represents a good compromise. in this case,control lines that correspond to demand as well as the drivers needs , can be realized . This already implies that continuously variable transmissions can exclusively be realised as automatic transmissions.In mechanical CVTs,the variation of transmission ratio is achieved by varying the radius of the point of application forces. The torque is transferred by friction. Based on the type of torque transmission mechanical CVTs can be classified into: 1)Belt wrap transmission 2)Pitch transmission3. 4. 2. 1 Belt wrap transmissionIn Belt wrap transmissions,force transmission is achieved using belts,bands or chains, which are farce-fit clamped between disk pairs. By varying the rolling radii on the disks,the transmission ratio can be varied infinitely. As a result, the disk pairs along with the accompanying adjusting mechanism are also called variators. For force transmission, so far different belt,band and chain concepts have been proposed. Fig .3-72 shows the currently used force transmission systems.In contrast to rubber belts used in variomatic transmissions in the 50s by Van Doorne,Holland,the transferable torque (up to 210 Nm) and efficiency,in particular,were significantly improved by changing over to steel-link bands in current CVTs,The transmission element,also called the thrust link band due to the kind of loading,consists of approx. three hundred steel segments that are held together on both sides by steel band packages(band size fl.1mm)piled onto each other.In contrast to the thrust link band,in transmissions manufactured by PIV-Antriebe Werner Reimers KG,a chain loaded by tension is used for force transmission. The single chain link packages are connected to each other by cradle compression parts. Force transmission takes place by friction in the contact areas of the cradle compression parts and the disk wheels. U-shaped metallic clips that enclose the shackle bandage from the outside take over chain guide,The whistle,otherwise typical for chain drives,which occurs when the link comes into contact with the disk wheels,can be more or less avoided by an appropriately designed chain.In order to keep the centrifugal load on a U-band as low as possible .Gates Rubber. USA, developed a rubber belt called power-trac which is reinforced by Kevlar fibers. In order to increase the transversal loading capacity, the rubber band is provided with an integrated metallic structure. Oil lubrication .as required in steel-steel friction pairings,is not necessary. This allows for an open transmission design associated with lower weight.Kumm Industries,USA,proposes the fourth transmission system shown in Fig.3-72.In contrast to former Belt wrap transmissions,in which the force transmission element is clamped between two conical disk pairs,the Kumm CVT includes a rubber band which is also reinforced by Kevlar (Gates-development)and runs at each disk end on studs. The studs can be shifted in spirally-shaped grooves. No lubrication is required here as well.3.4.2. 2 Pitch transmissionSince the development of automobiles,pitch transmissions have been designed, manufactured and tested over and over again,however with no lasting success. Fig.3-73 depicts some basic forms of pitch body force transmission.The continuous variable change of the transmission ratio takes place under load by varying the point of action of the force,i.e. the effective pitch body radius. Apart from friction coefficient,the pressure force of the pitch bodies also determines the transferable force.A renewed interest in pitch transmissions can be attributed to the development of new high-friction lubricants which enable nearly twice as large the force transmission between pitch bodies when compared to conventional lubricants.For application in motor vehicles,only concepts which enable a firm position between the input and the output shafts can be used. This can be achieved using an intermediate link in the form of a rotationally symmetrical body.3.4.3 Hydraulic continuously variable transmissions Transmissions,in which power is transferred by an incompressible fluid,can beclassified, according to the type of function,into: 1) Hydrodynamic transmission 2) Hydrostatic transmission3.4.3.1 Hydrodynamic transmission In hydrodynamic transmissions,the transmission of torque takes place according to Foettinger principle using two rotating blade wheels,the pump and the turbine wheel. In contrast to hydrodynamic clutches(Chapter 3.3),the hydrodynamic transmission additionally includes a stator as torque support,that props up at the housing3-34.As a result: MTur = MPump + MSt ( 3 -51)Where MTur -turbine wheel torque MPump - pump wheel torque; MSt - stator torque. Fig.3-74 shows the constructional details of a hydrodynamic transmission( Trilok converter )which is exclusively used today,with the accompanying blade principle and flow conditions for nA/nE=0. 7. The working fluid,which is generally oil,is accelerated by the pump wheel linked to the engine and then transferred to the turbine wheel where it is slowed down. While doing so,it gives away its energy to the transmission output. An additional redirection,more or less without delay,leads to torque reinforcement. This reinforcement is high if the speed difference between the pump and the turbine is high. With v=0,implying a firmly braked turbine,the torque conversion reaches its maximum value. With increasing turbine speeds,the torque conversion drops almost linearly to a torque ratio of 1:1 (coupling point) . In this example,at the indicated speed ratio,an optimal operation point appears at approx. nA/nE=0.7,without impact loss. If the speed ratio increases further,then the stator is increasingly streamed from behind until at a speed ratio of approx. nA/nE=0.9 (coupling point)and the stator does not produce any deflection anymore,meaning that it does not absorb a reaction torque,In order to avoid this torque deterioration at a further increased speed ratio,the stator is connected with the transmission housing by a one-way clutch so that it can run along,without torque transmission,at speed ratios above the coupling point. In this region,the trilok converter operates as a clutch. Fig.3-75 shows,in an idealised way,the torque-and efficiency course aver the speed ratio. Moreover the picture shows the rough characterisitcs of efficiency,the impact losses(no correspondence between flow and blade direction)and the friction losses(friction between fluid and walls)。 The interaction between a trilok converter and the combustion engine proceeds as follows: Up to the coupling point,the flow ratios at the pump wheel input are independent of the ones at the transmission output because of the stator,which is at standstill. The important k-factor Eq. (3-18) and thus the pump characteristic curve are constant. in this case,the pump characteristic curve,if possible,should be located within the area of optimum engine efficiency. Above the coupling point,when the stator- and the turbine wheels rotate as a“common”turbine wheel,the same principle,as in the hydrodynamic clutch,becomes applicable. There, the pump characteristic curve moves in relation to the speed ratio nA/nE. From Fig.3-76,we thus notice that only a part of the engine map can be used through the interaction of the engine torque and the trilok converter characteristic. The output torque which is indicated in Fig.3-76,thus results.Compared to the ideal torque characteristic there are still relatively large differences between the torque demanded and the torque supplied. This means that the attainable conversion area (starting conversion approx. 2.0-2.5) and the poor efficiency at high torque ratios are not sufficient for its exclusive employment as a torque converter in the motor vehicle. Trilok converters are thus combined with stepped transmissions. Apart from the favourable approach towards the demand characteristic curve, which is possible here, the advantages of the trilok converter thus become obvious only when used combination with stepped transmissions. The advantages include compactness,good heat dissipation over the hydraulic fluid,the fact that it is free of wear to a large extent and also in its function as a torsional vibration damper。3.4.3.2 Hydrostatic transmission Hydrostatic transmissions with two displacement machines working as a pump or as an engine enable a variation of the combustion engine speed independent of load. By shifting the hydraulic machines,e .g. axial piston pump or engine,the negative velocity of flow can be set between zero and the maximum value in either direction. Thus,in hydrostatic transmissions,neither starting clutches nor gear clusters are required for backwards driving. Transmissions having such characteristics are called IVTs (Infinitely Variable Transmissions).Fig.3-77 shows the conversion characteristic of such a transmission. It essentially corresponds to the principle of the previously mechanical CVT 3-35.The disadvantage here is that each of the two hydraulic machines has to transfer the entire driving power and thus they have to be dimensioned correspondingly large. This has a significant effect (negative) on the transmission efficiency. Further disadvantages of hydrostatic transmissions include the unfavorable specific power output,their high production costs and the noise development. Therefore such transmissions shall not be dealt with anymore. Such transmissions are often used in construction and agricultural machinery,partly as components of hi-tech transmissions in which a mechanical component is responsible for improving the efficiency.3 .4 .4 Automatic transmissions(AT)There exist different possibilities to realise automatic transmissions. In doing so,the following concepts are mostly used: 1) Planetary transmission with a hydrodynamic converter. 2) Automated manual transmission. 3) Mechanical CVT.3.4.4. 1 Belt wrap transmission with a hydrodynamic converter The most widespread combination is the one consisting of a trilok converter arid a power-shifted planetary transmission,It has already been explained that the trilok converter alone doesnt provide a sufficient delivery map(Fig.3-76). Fig.3-78 shows the torque characteristic which can be achieved using a rear-mounted stepped transmission. Fig .3-79 shows the example of a passenger car three-speed automatic transmission.
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