机械毕业设计（论文）-汽车静侧翻稳定性台架机械部分设计【全套图纸】 .doc

j i a n g s u u n i v e r s i t y 本 科 毕 业 论 文 汽车静侧翻稳定性台架机械部分设计static stability of vehicle rollover rig mechanical design学院名称： 机械学院 专业班级： 机电0802 学生姓名： 指导教师姓名： 指导教师职称： 教 授 2012 年 6 月24摘 要大多数轿车和轻型货车在公路上行驶的操纵性与车辆的侧翻稳定性密切有关。侧翻的过程是复杂的, 有很多因素都会造成车辆的侧翻事故。国内外学者多注重于侧翻检测和侧翻控制方面的研究，而作者以为侧翻预警能有效减少人为导致的侧翻事故，具有比较大的的研究价值。为了使车辆的配置优化，提高车辆侧翻的稳定性，确保道路安全，侧翻模型被很好的模拟出来。此外，哪些影响车辆侧翻的原因也被进行了详细分析。最后的结果为优化车辆结构和改善车辆侧翻的稳定性提供了科学依据。另外，还分析和提出了防止侧翻的主动控制系统。最后提供了能够实现它的有效的控制系统和项目。本文主要介绍了汽车静态侧翻试验台的结构设计和计算，从而实测汽车的性能参数，对于行驶安全性更具有说服力。关键词：车辆侧翻；静态稳定性；侧翻角；最大侧翻稳定角全套图纸，加153893706abstractthe handling performance capability of most cars and light trucks operating on high ways is generally established by the limits of roll stability. the rollover process is complex. most of the existing researches focus on the rollover monitor and control. but thewriter of this paper think that rollover warning and prediction can reduce theaccidents which were caused by human operation effectively. in order to optimize vehicle configuration,and enhance vehicle rollover stability,and ensure the road safety,rollover model is proposed .besides, the reasons that have effect on rollover are analyzed in detail. the final result can provide a scientific basis for the optimization of the vehicles structure and improve the stability of vehicle rollover.furthermore, some active control systems with rollover prevention are analysized and proposed. at last, the effective control system and the project how to achieve it are provided. this paper mainly introduces the static rollover test bench of automobile structure design and calculation，to make the measured motor performance parameters for driving safety, more convincing.keywords: vehicle rolloverstatic roll stability roll angle maxi stable roll angle目 录第一章 绪论1第二章 试验台架方案设计2第三章 试验台架底板设计33.1 支撑板的设计33.2 支撑横梁的设计33.2.1 横梁选材及结构设计33.2.2 横梁的强度校核4第四章 试验台架驱动机构设计74.1 液压缸的设计方案74.1.2 液压缸活塞杆的稳定性校核84.1.3 最大侧倾角计算104.2 液压缸的联接校核114.2.1 支撑横梁与液压缸的联接的强度校核114.2.2 法兰盘与液压缸之间螺栓的校核124.2.3 液压缸与地面联接的设计14第五章 试验台架转动机构设计175. 1 转动铰链结构设计175.2 转动铰链的强度校核18第六章 侧翻保护装置的设计20小 结22参考文献23致 谢24第一章 绪论侧翻是车辆交通事故的主要形态。根据最近的数据，侧翻成为了第二大最严重的事故。随着现代汽车工业的发展，安全性越来越得到大家的重视，因此我门就需要建立汽车侧翻实验台。通过试验台的建立，可以实测汽车的性能参数，对于行驶安全性更具有说服力。在静侧翻试验台上，可以测定汽车的侧倾角，尤其是最大侧倾稳定角。通过将汽车置于实验台上来获得与试验台一致的侧倾角。标准规定：侧翻角是在侧翻试验台上,汽车车轮支承平面与水平面的夹角。侧翻稳定角是在侧翻试验台上,倾斜汽车, 汽车一侧车轮支承平面法向反力至零以前的侧翻角。最大侧翻稳定角是在侧翻试验台上,倾斜汽车, 汽车一侧车轮支承平面法向反力至零时的侧翻角。最大侧倾稳定角是评价汽车静侧翻稳定性的指标。根据美国公路安全局的统计数据表明，在所有交通事故中,汽车侧翻事故的危害程度仅次于汽车碰撞事故。汽车侧翻事故带来的损失非常之大，据统计，在欧洲和北美洲造成人员伤亡的汽车事故中侧翻事故占20%以上。侧翻过程是复杂的, 很多因素都会造成侧翻事故, 主要有驾驶员，车辆本身及环境因素等,，造成侧翻常常有一个极端因素或几个因素起主导作用。例如,，驾驶员方面,，极端情况是驾驶员俯身方向盘睡着了；环境方面的极端情况是清洁路面结冰； 车辆方面则直接和汽车设计静态侧翻稳定性密切相关。汽车静态侧翻稳定性通常用空载、静态状态下的最大侧倾稳定角来评价。静态侧翻稳定角越大则汽车的静态侧翻稳定性越好，抗侧翻能力也就越强。最高时速高于20km的车辆，整备质量，静态状况下的最大侧倾稳定角不小于35。汽车的静态侧翻稳定性问题已经引起世界各国的广泛关注。测量并确定汽车的最大侧翻稳定角便成为其主要内容之一。在汽车的设计阶段，需要准确获取汽车的最大侧倾稳定角。由上所述，建立静侧翻试验台具有很高的的重要性。第二章 试验台架方案设计侧翻试验台是用来测量汽车侧倾角的试验装置。它主要包括支撑板、支撑横梁、转动铰链和推动液压缸等。支撑板是由型钢焊接组成的桁架结构, 其结构属于对称型。通过测量支撑板的侧倾角度，也就可测得试验车辆的侧倾角。横梁是用来支撑整个试验台架以及车辆。汽车的重量通过车轮分别压在支撑板上。转动铰链包括转动端耳环与地面联接铰链，液压缸与横梁铰接，和液压缸耳环与地面铰接。转动铰链联接满足试验台侧倾角可以在零度与最大侧翻角之间连续调节, 并能在任意角度固定。液压缸是本试验中的推动装置，通过液压系统的控制，使压缸推动试验台架来获得试验的侧倾角度。试验台面的倾斜角应能满足被测汽车静侧翻稳定性要求。试验台平面倾斜速度的大小影响着试验精度的高低和安全性。国家标准规定试验台运转应平稳，上升速度不大于10/min，下降速度不大于27/min。同时，为了防止汽车侧滑，试验台面与车轮( 斜交胎) 间的侧向附着系数不低于0.85。试验需测得汽车侧翻的最大稳定角。即汽车处于这种临界侧翻状态。通常是将支撑板平台前端装备“临界角探测器”。该探测器，可由人工操纵接触到车身的侧壁，用来确认车辆是否处于侧翻临界状态。实验时如果没有该测量装置, 试验到右侧所有车轮脱离试验台面时为止。为防止车辆在试验时侧翻，必须有防侧翻的安全专用设施。同时为为防止车辆发生侧翻，需采用在试验台上安装防侧滑挡块的方法, 档块高度不大于30mm,且加在侧翻中心一侧轮边。第三章 试验台架底板设计3.1 支撑板的设计支撑板用于支撑实验汽车，当车辆放置于上时，托住车辆以便测量侧倾角。支撑板结构如图3.1所示。图3.1 支撑板结构支撑钢板为花纹钢板（gb/t 3277-1991），根据标准：花纹钢板的长度为2000mm至12000mm，按100mm进级；宽度为600mm至1800mm，按50mm进级。因此，为了达到设计要求尺寸，现使用两块焊接而成，板宽的中点处为焊缝。材料选用碳素结构钢q235(gb/t 700-1998)。查表可知q235钢弹性模量为200gpa，密度，屈服极限。静载荷安全系数为。则可得材料的许用应力为： (3.1)现将支撑板的厚度设计为，且由长宽=，计算出支撑板重量为： (3.2)3.2 支撑横梁的设计3.2.1 横梁选材及结构设计支撑横梁作为整个试验台架以及车辆的支撑核心，必须具有足够的支撑强度。考虑到横梁支撑，在此选择工字钢横梁。在工程应用中，热轧工字钢普遍用作支撑横梁。一般热轧工字钢许用应力，剪切应力。选择25b型号热轧工字钢，可知该型号热轧工字钢各参数为：，理论重量为。热轧工字钢各参数含义如图3.2所示。 图3.2 热轧工字钢根据热轧工字钢理论重量且支撑板宽为，可得试验台架所用的根工字钢横梁重量为： (3.3)按照试验车辆载重计算，则热轧工字钢横梁所承受的总重为： (3.4) 3.2.2 横梁的强度校核将热轧工字钢支撑横梁简化为两端铰接的简支梁。根据汽车前后重量分配不均等的情况，按重量前后分配比为，则承担重量的那根梁所受作用力为。由于汽车左右轮作用于梁，所以将此梁所受作用力简化为两个均等的作用力，即： (3.5)由梁简化后的受力分析，可得梁剪力图、弯矩图如图3.3所示图3.3 支撑横梁受力图-剪力图-弯矩图对于工字型截面梁来说，由于腹板几乎负担了截面上的全部剪力。所以对横梁的剪切校核式为： (3.6)将，,， 代入式(3.6)得： (3.7)工字梁翼缘的全部面积都在离中性轴最远处，每一点的正应力都比较大，所以翼缘负担了截面上的大部分弯矩。工字横梁的弯矩校核式为： (3.8)将，代入上式得： (3.9)经过校核可知：热轧工字钢支撑横梁的许用应力和剪切应力均满足强度条件。第四章 试验台架驱动机构设计4.1 液压缸的设计方案4.1.1 液压缸的选择和结构尺寸设计液压缸在液压系统中的作用是将液压能转变成机械能，是机械实现直线往复运动或小于的往复摆动运动。本设计中用到的是推力液压缸，它可以分为单作用液压缸、双作用液压缸以及组合液压缸。在汽车静侧翻试验台试验中需要推动台架上下转动，因此需要选用双作用液压缸。试验台重量对于推动液压缸来说属于中高压，因此只要单活塞杆式的液压缸即可满足要求。为了保证试验台的工作平稳性，液压缸必须要有缓冲装置，即选择带缓冲装置的单活塞杆式双作用推力液压缸。根据汽车静侧翻试验台载重量，选择液压缸公称压力为，属于中高压。压力值的建立是由载荷的存在而产生的，即： (4.1)则由，代入式(4.1)得： (4.2)由，可求得： (4.3)根据液压缸内径系列（gb/t2348-1993），将内径标准化圆整为：。则可求出液压缸实际压力为: (4.4)选定液压缸活塞往复运动时的速度之比，由公式: (4.5)将代入，得： (4.6)将活塞杆直径圆整为。根据确定的液压缸内径以及活塞杆直径，即可得到标准液压缸型号，其活塞的理论推力和拉力亦可计算出。油液作用在活塞上的液压力，对于双作用单活塞杆液压缸来说，活塞受力如图4.1所示。图4.1 活塞受力图活塞杆伸出时的理论推力为： (4.7)活塞杆缩回时的理论拉力为： (4.8)4.1.2 液压缸活塞杆的稳定性校核活塞杆受力分析如图4.2所示。图4.2 活塞杆受力由于活塞杆受到轴向力作用，因此需要进行拉压应力校核。活塞杆材料为45钢，调质，可知。根据拉压校核式,得： (4.9)在斜截面上时 (4.10)即是，活塞杆满足拉压强度要求。由于活塞杆长度，因此必须进行压杆稳定性校核。查表知45钢参数为：。则： (4.11)活塞杆简化成一端固定，一端铰支，。截面为圆形，。柔度为： (4.12)即所以可以直接使用欧拉公式计算临界压力： (4.13)临界压力为： (4.14)活塞杆的工作安全因素为： ， (4.15)即是，活塞杆满足稳定性要求。4.1.3 最大侧倾角计算将液压缸以及支撑板运动轨迹简化为图4.3所示图4.3 支撑板运动轨迹简化图中角为转动角，s为液压缸行程，r为支撑板宽度。当时，由r=3000mm，使用余弦定理计算出液压缸行程为： (4.16)根据活塞行程系列（gb/t2349-1980），将活塞行程标准化圆整为：。由总装图中实际r=3275mm，且将代入余弦定理，得： (4.17)则。即是，试验台的最大侧倾角为，满足试验要求。由，可得：。即：试验台面与车轮（斜交胎）间的侧向附着系数不低于0.85，满足国家标准。4.2 液压缸的联接校核4.2.1 支撑横梁与液压缸的联接的强度校核液压缸工作时，位置会随时变化，因此需要通过将液压缸与支撑横梁之间用铰链联接来满足运动要求。为此，在支撑横梁上焊接伸出耳环。选用法兰式液压缸后，要使得横梁伸出耳环能与液压缸铰接，可以使用带有耳轴的法兰盘与液压缸联接，从而实现横梁与液压缸的铰接。横梁伸出耳环结构设计如图4.4所示。带耳轴的法兰盘是可以拆分的对称结构。安装时，分开法兰盘即可保证液压缸的装拆，这就可以使得整个试验台结构便于运输。法兰盘结构如图4.5所示。图4.4 横梁伸出耳环图4.5 法兰盘由于耳环截面积，法兰盘耳轴截面积为，则选择耳轴校核强度。法兰盘材料为45钢，调质，可知。由受力平衡方程，容易求出剪切力： (4.18)则耳轴横截面上的切应力为： (4.19)由于法兰盘耳轴与横梁伸出耳环为动配合，因此必须进行挤压强度校核。 (4.20)根据校核式，求出： (4.21)经过校核计算，横梁伸出耳环与法兰盘耳轴联接符合强度要求。4.2.2 法兰盘与液压缸之间螺栓的校核选用螺栓、螺母材料为中碳钢，螺母性能等级为6，螺栓性能等级为6.8，即螺栓屈服极限，总图中螺栓尺寸值为，则螺纹连接的安全系数。取，可计算出螺纹连接件的许用拉应力为： (4.22)此螺栓联接为可以简化为一受倾覆力矩的螺栓组联接。简化示意图如图4.6所示：由图可计算出转矩： (4.23)于是螺栓所受的最大工作载荷为： (4.24)图4.6 螺栓组联接由于螺栓安装时需要预紧，因此属于承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接，这种受力形式在紧螺栓联接中比较常见，是一种很重要的连接方式。当联接承受工作载荷时，螺栓的总拉力为： (4.25)对于一般联接，当试验台运行时，工作载荷不稳定，,取，则。于是，在考虑扭转影响的条件下，螺栓危险截面的拉伸强度为： (4.26)上式中，为螺纹小径，对于螺栓来说，取代入，得： (4.27)即是，螺栓联接满足强度要求。4.2.3 液压缸与地面联接的设计液压缸活塞杆端为耳环结构。为了使得液压缸实现空间摆动，因此设计地面耳环来与之相配合。活塞杆端耳环与地面耳环通过铰链轴铰接，从而实现转动。联接结构如图4.7所示。图4.7 活塞杆与地面联接图中1为地面耳环，2为活塞杆耳环，3为滑动轴承套，4为开口销，5为铰链轴。设计中地面耳环1的面积为，活塞杆耳环2的最小面积为，而铰链轴5的面积为，因此只要对铰链轴5进行强度校核即可。铰链轴5受力分析如图4.8所示。铰链轴材料为碳素结构钢，其许用应力为，且。图4.8 铰链轴由受力图平衡方程，容易求出剪切力： (4.28)则铰链轴横截面上的切应力为： (4.29)由于铰链轴与耳环为动配合，因此必须进行挤压强度校核。从图中可以看到段的面积小于段的面积，取段的面积进行校核计算。即根据校核式，求出： (4.30)对于径向滑动轴承套来说，轴承套的平均压力 (4.31)式中，b为轴承宽度，p为轴瓦材料的许用应力。取b/d=1.5，由d=50mm，得b=75mm，则： (4.32)查表后可以选取材料为铝基轴承合金（牌号：2%铝锡合金），最大许用值，最高工作温度为140,轴颈硬度为300hbs。整个试验台在转动过程中，最小上升速度不大于10o/min，最小下降速度不大于27o/min，由此可知铰链轴的旋转速度远远小于，所以该轴承可以满足设计的要求。经过校核计算，活塞杆端耳环与地面耳环的转动铰链联接符合强度要求。第五章 试验台架转动机构设计5. 1 转动铰链结构设计转动铰链是联接试验台架与地面之间的桥梁。通过铰链的转动，使得试验台能够与水平地面成任意角度，从而可以达到试验台的测试要求。本试验台的转动端铰链结构设计如图5.1所示。图5.1 转动端铰链图中1为地面耳环，下端与地面相接，成为固定端，耳环与铰链轴2联接，其孔轴公差配合属于间隙配合。此时的动联接配合，既在孔轴尺寸一致的条件下保证了安装尺寸，又因为动配合而使铰链转动不受约束。横梁伸出耳环4与铰链轴2的联接也属于动联接，其孔轴配合类型与1和2的一致。3为开口销。由于光轴转动无法保证转动安全性，所以图中的铰链轴2为凸型且另一端带开口销的轴。由于试验台架的重力只作用于铰链轴2的径向，而轴向无作用力，因此开口销3起到保证铰链轴安全性的作用。5.2 转动铰链的强度校核设计中耳环1的面积为，耳环4的最小面积为而铰链轴2的面积为因此只要对铰链轴2进行强度校核即可。铰链轴材料为碳素结构钢，其许用应力为，且，铰链轴2受力分析如图5.2所示。图5.2 铰链轴受力分析由受力图平衡方程，容易求出剪切力： (5.1)则铰链轴横截面上的切应力为（载荷按40o时计算）: (5.2)由于铰链轴与耳环为动配合，因此必须进行挤压强度校核。从图中可以看到段的面积小于段的面积，取段的面积进行校核计算。即: (5.3)根据校核式，求出： (5.4)经过校核计算，转动端的转动铰链联接符合强度要求。第六章 侧翻保护装置的设计我国在gb/t 14172-93标准中,对台架防侧翻安全设备提出要求,即须有防侧翻安全设备。其对汽车的约束力在侧翻临界状态前均应为零。在国内,还尚未有相应的防侧翻安全设备;在国外,轿车侧翻试验有的也是采用钢丝绳,用以连接固定于侧翻平台上的耳环与车辆高侧轮轮毂(包括前、后轮)。在本设计中，由于采用的是液压动力，所以安装钢绳于台架上有一定的困难，不过可以把二者分开来处理。将钢绳固定于额外的地面立柱上，其他条件与前者相同。示意图如图6.1所示。图6.1 采用钢绳装置示意图（2）转动端一侧，在转动耳环与工字钢联接位置焊接两根槽钢立柱在工字钢上，而且必须在槽钢上靠车一侧粘结泡沫塑料，如图6.2所示。这样，因为距离比较近，所以汽车对立柱的冲击较小。可见作用，一是使得汽车达到最大侧翻角后可以靠在立柱上，汽车不至于坠地损坏；二是粘结有泡沫塑料的立柱产生缓冲，可以最大限度的降低试验对车辆的破坏。此外，还有很多其他的安全措施，如防侧翻安全墙、带有保险绳的保险汽车或吊车、车桥安全带、防侧翻安全架等，这些方法都各有其利弊。图6.2 槽钢立柱安全装置小 结随着交通运输的迅猛发展，汽车交通事故在不断增加，汽车侧翻等重大交通事故尤为突出。现今已成为人们十分关注的课题。在国内外学者以往的侧翻研究中，都已经注重于静态侧翻稳定性方面的研究。本文设计了汽车静侧翻试验台架的组成，对各部分进行了结构分析，并一一完成了校核计算，提出了侧翻保护装置的安置使用方法。该设计过程符合国家标准gb/t 14172-1993要求。该台架主要由机械部分和液压部分组成。液压系统给台架转动提供动力源，而机械部分