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机电工程学院毕业设计说明书 设计题目: ZQ1030型皮卡车驱动桥、后悬架设计学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 20xx 年 5 月 27 日1目录1. 前言12. 主减速器设计12.1 概述12.2 主减速器结构形式的选择22.3 主减速器锥齿轮结构的选择32.4 主减速器锥齿轮支承形式的选择42.5 主减速器基本参数选择和计算42.6 主减速器锥齿轮强度计算103. 差速器设计133.1 概述133.2 差速器结构形式的选择133.3 普通锥齿轮差速器锥齿轮设计153.4 差速器锥齿轮材料的选择183.5 差速器锥齿轮强度计算184. 车轮传动装置设计194.1 半轴形式的选择194.2 半轴的结构设计204.3 半轴材料的选择204.4 半轴强度计算205. 驱动桥壳设计215.1 驱动桥壳结构形式的选择215.2 驱动桥壳强度计算226. 后悬架设计226.1 悬架结构形式的选择236.2 悬架主要参数的确定236.3 弹性元件计算24设计总结30参考资料31致谢321. 前言传动系由多个部分所组成，驱动桥是其不可缺少的一部分，它主要是将发动机传来的转矩通过驱动桥的一系列传动装置，将所需转矩传到驱动车轮上，实现减速增扭。主减速器是要是改变转矩的传递方向，差速器主要是在车轮拐弯或左右高低不平的路面行驶时，使车轮左右两轮子转速不同，另外，驱动桥承受了路面和车架之间的横向力、垂直力和纵向力，制动力矩和反作用力矩等，起一定承载作用。 驱动桥应当满足的基本要求：（1）选择的传动比应满足汽车经济性和动力性的要求；（2）减小汽车行驶时的噪声和震动；（3）质量越小越好；（4）最小离地间隙合适；（5）转向驱动桥应与悬架导向机构和转向机构相配合（6）传动效率高；（7）调整、拆装方便；（8）成本不高。悬架主要是用来连接车架和车桥，通过弹性元件减小地面通过车轮传到汽车上的震动，把路面作用在车轮上的各种力及力矩传递到车架上，以此保证汽车平稳行驶。汽车悬架应满足的要求：（1）悬架应具有合适的刚度，使汽车振动频率合适；为了快速衰减振动减少车身和车轮在共振区的振幅，使汽车在遇到不平路面时仍能顺利平稳行驶；（2）汽车在转向时具有一定的不足转向特性，因此需针对车轮定位参数有一定的要求，即在车轮跳动时有合适的变化规律。对于前轴，需要悬架和转向杆系共同来完成这个任务，使汽车操纵平稳；（3）对轮胎破损小，悬架的制造和维护成本不高；（4）车架或车身与轮子之间所有的力和力矩能够有效地被传递。2. 主减速器设计主减速器能够在降低转速的同时将输入的转矩增大，并且还能够有改变转矩的传递方向（发动机纵置）。2.1 概述驱动桥结构的选择应与车轮悬架结构相符合。如果驱动车轮运用独立悬架，那么驱动桥应运用断开式驱动桥。如果驱动车轮运用非独立悬架，那么驱动桥应运用非断开式驱动桥。非断开式驱动桥，如图2-1，桥壳是由左右驱动车轮上支承着，包含了驱动桥所有的传动件。非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其最大的优点就是结构简单，由于其搭配的是非独立悬架，所以对于左右车轮，驱动桥壳是一个整体，制造工艺好，相比断开式驱动桥，其成本也要低很多。可是由于其悬挂质量较大，因此它在提高平顺性提高平顺性和提高平顺性上不好。图2-1非断开式驱动桥示意图所设计得车型为ZQ1030型皮卡车，要求具有一定的承载能力。驱动桥的结构形式为非断开式驱动桥。2.2 主减速器结构形式的选择有很多种不同结构形式的主减速器，如图2-2所示。图2-2主减速器结构形式单级主减速器的优缺点十分明了，其结构仅由一对圆锥齿轮副组成，因此其结构简单使用方便。缺点是主传动比小。当提高主减速器传动比时，必须要增大从动齿轮的直径，增大驱动桥壳的尺寸，因此将会使最小离地间隙减小，降低汽车的通过性。单级主减速器应用于轿车和轻、中型货车上。双级主减速器的优点是采用双级主减速器与单级主减速器相比，传动比大，但是为了获得较大的传动比，需要经过两对齿轮副的减速增扭，需要较大的空间，使得整个驱动桥的尺寸都随之增大，制作工艺复杂，因此也使得双级主减速器的费用增加很多。双级主减速器用于中、重型货车、大客车和越野车上。毕业设计的车型为ZQ1030型皮卡车，其总质量只有3吨，因此选择单级主减速器。2.3 主减速器锥齿轮结构的选择主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面锥齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。这里主要介绍弧齿锥齿轮和双曲面锥齿轮。弧齿锥齿轮最主要的优点是主、从动齿轮在传动时轴线垂直相交于一点。然而弧齿锥齿轮由于对啮合精度要求不是很高，因此当齿轮副锥顶稍微不吻合，会使工作条件急剧变坏，从而加剧齿轮的磨损增大噪声。双曲面锥齿轮传动的优点是主、从动锥齿轮的轴线相互垂直但不相交。双曲面锥齿轮的优点有：在它们尺寸相同情况下，双曲面齿轮传动的传动比要更大一些；在传动比一定，从动齿轮尺寸相同的情况下，双曲面主动齿轮与相应的弧齿锥齿轮相比较，它有较大的直径，较高的轮齿强，较高的主动齿轮轴刚度以及轴承刚度；在传动比一定，主动齿轮尺寸相同的情况下，双曲面从动齿轮与相应的弧齿锥齿轮相比较，它的尺寸更小，更易得到较大的离地间隙。在主减速器比高于4.5，轮廓尺寸有限，选双曲面齿轮传动；在传动比小于2.0的情况下，选弧齿锥齿轮，它的的差速器可利用空间多；在中等传动比的情况下，两种齿轮都可运用。本次毕业设计的车型为ZQ1030型皮卡车，综上原因选择双曲面锥齿轮。2.4 主减速器锥齿轮支承形式的选择若要使主减速器能够很好地工作，则要求主、从动轮有较好的啮合状况。齿轮的正确啮合，与很多因素有关，在加工时生产出的齿轮的质量，以及主减速器壳体的刚度的大小等都会影响齿轮的正确啮合。下面我们主要分析两种主动锥齿轮的支承形式：（1） 悬臂式支承的优点是结构简单，缺点是刚度较差，主要用在传递的转矩较小的主减速器上。 （2）跨置式支承，在一般情况下跨置式齿轮的承载能力要高。然而跨置式支承需要有支承导向轴承及轴承座，结构复杂，加工成本高，综合悬臂式支承和跨置式支承的优缺点，承载式车身更适合本次的设计要求。本次毕业设计的车型为ZQ1030型皮卡车，其减速器主动锥齿轮用悬臂式支承。2.5 主减速器基本参数选择和计算2.5.1 主减速器传动比的确定 =0.377 （21） =0.377=6.08式中：车轮滚动半径；变速器最高档传动比。2.5.2 主减速器锥齿轮计算载荷的确定 锥齿轮计算载荷的确定方法： （1）按发动机的最大转矩，发动机最低档的传动比来确定从动锥齿轮的计算转矩= （22） = =3832.32式中，计算转矩，； 发动机最大转矩，由任务书中比转矩计算所得； n计算驱动桥数，n=1； 变速器一档传动比，=4； 分动器传动比，=1； 主减速器传动比； 从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，=90%；K液力变矩器变矩系数，K=1；动载系数，=1。 （2）按驱动轮打滑扭矩确定从动轮计算转矩= （23）=7371.05式中，计算转矩，； 满载状态下一个驱动桥上的静载荷，； 汽车在发出最大加速度时的后桥负荷转移系数； 轮胎与地面间的附着系数，对一般轮胎的公路用车，取=0.85（水泥或沥青路），对于越野车一般取=1.0； 轮胎的滚动半径，； 主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比； 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，=1（无轮边减速器） （3）按日常行驶平均（当量）转矩确定从动锥齿轮计算转矩= （24）=（） （25） =29400（0.016+0.08+0） =2822.4将（25）代入（24）得：=1156.24 （26）式中，汽车牵引力，； 计算转矩，； 驱动桥数； 汽车总重量，； 道路滚动阻力系数，取=0.016；日常公路坡度系数，取=0.08；汽车的性能系数，取=1。2.5.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择 （1）主动和从动锥齿轮齿数和当主、从动轮的齿数和之间有公约数时，会在运行时齿轮每个齿不能得到均匀磨损，降低齿轮寿命，因此主从动轮齿数的选择不能存在公约数；主、从动齿轮齿数和大于40，是考虑到两个方面做出的规定，一是为了主从动齿轮有较高的齿面重合度，二是为了提高轮齿强度；乘用车，大于9，商用车，大于6，这是在考虑齿数越大，齿轮质量越大，则其在运行时产生的噪音，振动也较大，限制主从动轮齿数是为了啮合更加平稳；当主传动比较大的时候，的取值会对离地间隙的大小产生影响，越小，离地间隙越合适；传动比不一样的时候，应不同分析，根据情况选择合适齿数，和配合好。取=7，=44 则Z2/Z1=6.08，符合要求。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数可以根据从动齿轮上的最大计算转矩来进行从动锥齿轮大端分度圆直径的初选。= （27） =277式中，是大端分度圆直径， ； 直径系数，取1316.2； 从动锥齿轮的最大计算转矩，;=3832.32 （28） 齿轮断面模数=5.23 （29） 取=5同时，还应满足：= （210）=(0.30.4)=4.696.26所以=5满足要求。 （3）主、从动锥齿轮齿面宽和从动锥齿轮齿面宽度的选择方法按照其锥距的0.3倍，即： （211）而且应满足： （212）=105=50一般推荐: =0.155 (213) =32.9故取=33。b1一般比b2大10%，即b1=1.1b2=36.19，取36mm。 （4）双曲面齿轮副偏移距EE值过大或过小都会产生不好的影响。对于负载较小，质量不大的皮卡车，E0.2，且E40%；对于总质量较大的皮卡车，E（0.100.12），且E20%。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。0.2 (214) =0.2=46取E=35。 （5）中点螺旋角在选择螺旋角时需要考虑多方面的原因，当取越大时，其齿面接触宽度也随之增大，因此也越大，在传动过程中随着啮合齿数的增多，其动力在传递过程中的振动也会减弱，降低噪声，使其传动更加平稳。但是过大，会导致轴向力增大。本设计中点螺旋角选取。 （6）螺旋方向在选择旋向时主动小齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，这是一般规定的。 （7）法向压力角法向压力角较大时减大其重合度，从而提高轮齿强度。当齿轮尺寸，负荷较小时，宜采用较小的压力角，增大其齿轮端面重合度，使其在运转过程中更平稳，噪声小，振动小。本次设计采用=。2.5.4 主减速器锥齿轮的几何尺寸主减速器的准双曲面齿轮的几何尺寸的公式及数据如下表2-1。表2-1 主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸参数公式主动齿轮从动齿轮分度圆直径79277齿顶高 4.525.22齿根高 6.865.48大端齿顶圆直径83.49282.81齿根圆直径72.11254.19分锥角15.574.5顶锥角根锥角锥距121.8133.7全齿高 11.3811.11齿宽33362.6 主减速器锥齿轮强度计算2.6.1 单位齿长上的圆周力在汽车行业中，轮齿上单位齿长上的圆周力 （215）式中，单位齿长上的圆周力，；作用在齿轮上的圆周力，；从动齿轮齿面宽，。 圆周力有两种计算方法。 （1）按发动机最大转矩计算 （216） = =9528.57将（216）代入（215）得： （217）=190.57 符合要求。式中，变速器传动比，常取一档或直接档传动比，上式取直接档传动比=1；主动锥齿轮分度圆直径，。 （2）按轮胎最大附着力矩计算 （218） = =41880.97将（218）代入（215）得： （219） = =837.62 通过计算可以看出，该对双曲线锥齿轮表面耐磨性符合规定的要求。2.6.2 轮齿弯曲强度计算 （220）式中，弯曲应力， ；齿轮上的计算转矩，；端面模数，；齿面宽，；齿轮大端分度圆直径，；齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数，对于汽车，=1；齿根弯曲强度和齿面接触前度的尺寸系数，当时，=；当时，=0.5；齿面载荷分配系数，跨置式=11.1；悬臂式=1.11.25；质量系数，=1；轮齿弯曲应力的综合系数。 （1）主动锥齿轮轮齿弯曲强度计算=3832.32时， （221）=630.32 = （222）= =585.42 （2）从动锥齿轮轮齿弯曲强度计算=3832.32时，= （223） =432.53通过计算结果可以看出，该对双曲线锥齿轮的轮齿弯曲强度是符合规定的。2.6.3 轮齿接触强度计算 （224） =1769.322800式中，齿面接触应力，；主动齿轮计算转矩，；尺寸系数，一般取=1；表面品质系数，一般取=1；齿面宽，取齿轮副中的较小值，一般取大齿轮的齿面宽，；主动齿轮分度圆直径，综合弹性系数，钢对钢的齿轮=234；齿面接触强度的综合系数。 通过计算结果可以看出，该对双曲线锥齿轮轮齿的接触强度是符合要求的。3. 差速器设计3.1 概述汽车在路上行驶时，会经过一些高低不平的路，或者在转弯时，或者左右两轮胎内的气压不等，轮胎磨损程度不一致等因素，会造成左右两车轮转速不一样，若是不采取任何措施，则会加剧车轮的磨损，且极易出现打滑的现象，这对驾驶人以及路上其他汽车上的人的安全，是存在很大隐患的，还有一点需要注意的是当左右两车轮转速不一致时，会造成转弯时转向沉重，从而影响其操纵稳定性。所以，差速器在行车过程中的应用是很有必要的。 差速器主要是用来控制左右车轮的转速不同，从而增加了汽车的操纵稳定性，平顺性，同时也减少了轮胎的磨损，增大了行车安全。3.2 差速器结构形式的选择差速器的分类如下图3-1所示：图3-1差速器的分类对称式锥齿轮差速器的优点有质量小，结构简单，成本低，它的优点使很多汽车均采用该种差速器。其构造如图3-2所示：图3-2对称式锥齿轮结构示意图1-滚动轴承；2-差速器左壳；3-半轴齿轮推力垫片；4-半轴齿轮；5-行星齿轮球面垫片；6-行星齿轮；7-从动锥齿轮；8-差速器右壳；9-行星齿轮轴；10-螺栓 本次毕业设计的车型为ZQ1030型皮卡车，选择对称式普通锥齿轮差速器。3.3 普通锥齿轮差速器锥齿轮设计3.3.1 差速器锥齿轮主要参数的选择 （1）行星齿轮数考虑到ZQ1030型皮卡车的承载大小，选择=4。 （2）行星齿轮球面半径可根据经验公式来确定行星齿轮球面半径。 （31） = =39.5式中，行星齿轮球面半径系数，=2.53.0，设计取=2.5；差速器计算转矩，=；球面半径，。 行星齿轮节锥距 =(0.980.99) （32） =(0.980.99) =38.7139.105取=39。 （3）行星齿轮和半轴齿轮齿数、本次设计取=12，=18。 （4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为= （33）= （34）锥齿轮大端的端面模数为 （35）取。 （5）压力角 对于一些质量较大，承载能力大的皮卡车需要采用更大的压力角，本次设计取。根据任务书要求，该设计取=。 （6）行星齿轮轴直径及支承长度 （36） = =22.73 取行星齿轮轴直径23。式中，差速器壳传递的转矩，行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，；约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；行星齿轮数；支承面允许挤压应力，取=98。行星齿轮在轴上的支承长度为 （38） = =25.33.3.2 差速器齿轮的几何尺寸差速器齿轮的几何尺寸如表3-1所示。表3-1差速器齿轮几何尺寸序号名称计算公式（1）行星齿轮齿数（2）半轴齿轮齿数=（3）模数3.5（4）齿面宽（5）齿工作高=5.6(6)齿全高=（7）压力角（8）轴交角=（9）节圆直径=,=（10）节锥角，（11）周节（12）节锥距=（13）齿顶高=3.52=2.08(14)齿根高=（15）径向间隙C=（16）齿根角 （17）面锥角（18）根锥角（19）外圆直径3.4 差速器锥齿轮材料的选择差速器齿轮材料的选择是需要考虑其适用范围，以及所需达到的刚度，强度要求来选择的，其基本成分多为渗碳合金钢。3.5 差速器锥齿轮强度计算差速器的齿轮只有在左右两车轮转速不一致时才受力，因此其计算方式和主减速器的不同，主减速器的齿轮副是长期处于结合状态，但是差速器齿轮只是在汽车特定情况下才发挥作用，它的受力是变化的。综上原因，差速器齿轮不用进行疲劳强度计算，只需弯曲强度计算。 按照主减速器锥齿轮在行驶过程中承受的最大转矩 （39） = =948其中，弯曲应力，；半轴齿轮计算转矩，；差速器计算转矩，；行星齿轮数；综合系数，；半轴齿轮齿宽，；齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，当时，；当时，=；半轴齿轮大端分度圆直径，。4. 车轮传动装置设计驱动车轮的传动装置的主要功能是把从差速器传出来的转矩传到驱动车轮上，再作用于地面，从而产生使车前进的动力，它在驱动桥的后端，是驱动桥不可缺少的一部分，主要由半轴和万向节传动装置组成。根据不同的驱动桥结构（断开式驱动桥或非断开式驱动桥），半轴的形式也有所不同对于非断开式驱动桥，半轴直接连接差速器的半轴齿轮和轮毂，半轴就是整个驱动桥的传动装置。 4.1 半轴形式的选择普通非断开式驱动桥的半轴主要有三种不同的形式，下面分别对这三种进行分析：（1） 半浮式半轴，由于其支撑条件的限制，半浮式车轴安装后不仅需要承受转矩，还要承受一定的弯矩作用，半轴受力越复杂，则其承载能力越弱，但是，半浮式半轴的优点在于质量较小，结构简单，因此可用于轻载类汽车上。 （2）3/4浮式半轴，它的外端由一个轴承支承，另一端则没有，因此其支承刚度极差，并且考虑到它并不是全浮式，因此还要承受部分弯矩作用，但其所受弯矩要比半浮式半轴所受弯矩小。综合其优缺点考虑，该结构在汽车上应用不是特别多。（3）全浮式半轴，它的整个轴都是放在半轴套管里，而半轴套管则由一对轴承支承。分析其结构便可知道，全浮式半轴的一个优点就是拆装，维修方便。当半轴出现问题时，无需拆下整个驱动桥，半轴可从半轴套管里完全抽出。再考虑到其全浮的结构，因此，该全浮半轴只承受转矩，而不受任何弯矩的作用。综合以上三种不同支承方式的半轴，该设计采用全浮式半轴。4.2 半轴的结构设计在进行半轴结构设计时，首先应满足其工作时刚度，强度的要求。根据上述的分析可知，半轴大部分承受扭矩，小部分承受弯矩，因此，其破坏方式多为扭转疲劳破坏，为了延长半轴的使用寿命，其制造工艺要求比较严格，不能有较大的应力集中，不能有较小的过渡圆角，采取一切措施减小其应力集中。还可以选择将其尺寸增大，做成较粗的半轴，改善其工艺。同时轴的两端在制造时可选择花键形状，其中渐开线花键用的相对比较多一些。4.3 半轴材料的选择半轴的材料很多都是含铬的中碳合金钢，分析后，该设计中半轴的材料为。4.4 半轴强度计算计算扭转应力，转角。 （41） （42）式中，半轴直径，；半轴长度，；材料的剪切弹性模量，；半轴端面极惯性矩，；车轮的附着力矩，。 （43）= （44） =式中，汽车总重落在一个驱动桥上的静负荷，；负荷转移系数；车轮滚动半径，；附着系数，计算时取。将（43）和（44）代入（41）和（42）得： （45）=根据上述计算说明，本次设计的半轴的强度是符合要求的。5. 驱动桥壳设计当我们从汽车的外部所能直接看到的驱动桥部分就是驱动桥桥壳，它是驱动桥的重要组成部分，在承载和传力部分发挥着重要的作用。驱动桥的其它主要部分（主减速器，差速器，半轴，万向节等）也都被包在驱动桥壳之中。在对驱动桥壳进行设计时，我们不仅仅应满足其承载和传力的作用，承载即应有足够的强度和刚度，在复杂载荷的作用下，还能保持其原本形状，不会轻易遭到破坏，还应尽可能减少其质量，缩小其结构，并且在结构设计上应便于拆装，还需考虑其制造材料等问题。5.1 驱动桥壳结构形式的选择驱动桥壳主要有三种不同的结构形式：（1）可分式桥壳，它的好处是制造工艺特别简单，制造效率高，不好的地方在于一旦装上去不易拆装，维修和保养都很不方便，不符人们的要求，现已逐渐淘汰掉了。（2）整体式桥壳，由于其结构的一体性，不像可分桥壳一样，存在连接问题，因此其具有较大的强度和刚度，又由于其结构简单，其拆装要比可分式桥壳方便很多。（3）组合式桥壳，它的优点在于不仅具有好的轴承支承刚度，而且方便调整和维修。综上考虑，该设计中选择整体式桥壳。5.2 驱动桥壳强度计算 桥壳的受力如图5-1所示。图5-1桥壳受力示意图 不平路面冲击载荷作用下驱动桥壳强度计算 （51） = =即300MPa500MPa,符合要求。式中，汽车在不平路面上，危险断面的弯曲应力，；轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离，；动载系数，乘用车取；货车取；越野车取。6. 后悬架设计 综合考虑,在本次设计中后悬架选择为钢板弹簧。6.1 悬架结构形式的选择悬架是汽车在行驶过程中不可缺少的一部分，它主要用来连接车轮和车身，并能够缓和车轮对车架的各种反作用力，提高驾驶人员的舒适性。按照其结构不同，悬架分为独立悬架和非独立悬架，两种不同形式的悬架各有各的优点，在进行选择时应根据不同的车型，载货量，以及制造方案等因素，做出合适的选择。非独立悬架的结构是左右两轮通过一根刚性轴连接，因此结构简单制造成本低，但由于两车轮刚性连接，在经过左右两车轮 高低不平的路面时就会造成颠簸严重，影响其乘坐舒适性和行驶平顺性。独立悬架是针对左右两个不同的车轮分别安装两个悬架，与非独立悬架相比，其结构更加复杂，制作不方便，成本高，但是，在汽车行驶过程中，独立悬架能更好的处理路面不平问题，能提供更好的乘坐舒适性和行驶平顺性。根据前面所选的驱动桥的结构为整体式，因此悬架的结构为非独立悬架。6.2 悬架主要参数的确定 （1）悬架静挠度悬架静挠度为汽车满载静止时，悬架上的载荷与悬架刚度之比： （61）汽车后部分车身的固有频率为： （62）当运用弹性特性为线性变化的悬架时，后悬架的静挠度为： （63）式中，后悬架刚度，；后悬架的簧上质量，；重力加速度，。将（63）代入（62）得： （64）在货车满载的情况下，后悬架的偏频在之间。该设计选定的后悬架偏频 将代入（64）得： （65） = = （2）悬架的动挠度通常要求悬架的动挠度的值较大，动挠度的值越大，越能在行驶到坏路上时避免碰撞缓冲块。该设计取。6.3 弹性元件计算在后悬架的弹性元件选择中，钢板弹簧占很大一部分，由于其在汽车上可纵置，可橫置，并且钢板弹簧在纵置时能传递各种力和力矩，因此，钢板弹簧在汽车上得到了广泛的应用。6.3.1 钢板弹簧主要参数的确定初始条件：满载静止时汽车后轴负荷；满载静止时汽车后轴簧下部分荷重；悬架的静挠度；悬架的动挠度；汽车的轴距；单个钢板弹簧的载荷。（1）满载弧高，本次设计取=。 （2）钢板弹簧长度的确定 钢板弹簧长度过长，会产生一系列不好的影响，比如降低弹簧应力，降低弹簧高度，但反之它也有其好的一面，增加弹簧长度可以提高弹簧使用时间，更好的保护弹簧，并且改善汽车行驶平顺性。 该设计取。 （3）钢板断面宽度和厚度的确定钢板弹簧所需要的总惯性矩为： （66）其中，型螺栓中心距，100；考虑型螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数，刚性夹紧取，挠性夹紧取；本次取；钢板弹簧垂直刚度，；挠度增大系数；材料弹性模量，取钢板弹簧垂直刚度为： （67） = =91.77先确定与主片弹簧等长的重叠片数=1，在估计一个总片数=10，则=0.1。挠度增大系数为： （68） =1.374 （69） =20292.73钢板弹簧总截面系数为： （610）式中，为许用弯曲应力。推荐前弹簧和平衡悬架弹簧为350450；后主簧为450550；后副簧为220250。本次取=500。 （611） =4663.58钢板弹簧平均厚度为： （612） = =8.7取=8。当弹簧钢片的宽度越大，则在连接到车架上的卷耳部分强度就会增大，提高其连接强度，但同时弹簧钢片的宽度越大，受到侧倾力时，弹簧的扭转应力也将会变大。片宽与片厚的比值=610。则钢板弹簧断面宽为：70。 （4）钢板弹簧片数的确定 （613）则=6.79 （614）取。6.3.2 钢板弹簧各片长度的确定弹簧个片的长度是由画图确定的，首先画出一个坐标轴，它的纵坐标为各片厚度的立方值按同比例画上，横坐标为主片长的一半和U型螺栓中心距的一半，分别将其标为A,B两点，连接A,B就画出了三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片的上侧交点即为各片长度。各片的实际长度尺寸经过四舍五入后确定。作图得：从第三片到第六片钢板弹簧长度分别为1074；886；796；450。6.3.3 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 （1）钢板弹簧在自由状态下的弧高 （615）式中，静挠度，；满载弧高，；钢板弹簧用形螺栓固定后引起的高度变化，。 （616）=10.21式中，形螺栓中心距，100；钢板弹簧主片长度，。将（616）代入（615）得： （617） =112.71则钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径为： （618） = =1635.24 （2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 （619）式中，第片弹簧自由状态下的曲率半径，；钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径，；各片弹簧预应力，；材料的弹性模量，取；第片弹簧厚度，。为了使钢板弹簧在安装后能更好的被人们所使用，因此要保证各片弹簧上应力大小合适。在钢板弹簧组装后，应使各片弹簧接触合适，主片和与它相邻的其它长片所受的应力不宜过大，才能使钢片弹簧更长久的使用。弹簧钢片从一至六片自由状态下的曲率半径依次为：1967.35mm，1752.47mm，1593.62mm，1432.33mm，1327.52mm，1263.14mm。6.3.4 钢板弹簧总成弧高的核算在钢板弹簧进行设计时每一片的曲率半径是在自由状态下通过公式计算得到的，而当钢板弹簧安装后，在工作状态下，每个钢板弹簧的曲率在载荷的作用下还会发生变化，与钢板弹簧总成自由状态下的弧高是不一样的，综上所述，我们在设计时需要对钢板弹簧的总成进行检验。利用最小势能理论，可求得等厚叶片弹簧的为： （626）式中，是钢板弹簧第片的长度，。 R0=1635mm （627）则钢板弹簧总成的弧高为： =121.61 （628）6.3.5 钢板弹簧的强度验算汽车启动时，后钢板弹簧承受的负荷很大，在它前半部分有最大应力为： （629） =2231.1式中，作用在后轮上的垂直静负荷，；驱动时后轴负荷转移系数，对于乘用车：=1.251.30，货车：=1.101.20；道路附着系数，取=0.8；钢板弹簧片宽，；钢板弹簧主片厚度，；弹簧固定点到路面的距离，；钢板弹簧前段长度，；钢板弹簧后段长度，；钢板弹簧总截面系数。6.3.6 钢板弹簧上其它零件的设计计算 （1）弹簧支架一般中小型汽车上钢板弹簧支架的壁厚为36，用钢板焊接在车身上。本次设计取壁厚为6。 （2）弹簧衬套轿车以及微型客车车一般都用橡胶衬套，本次设计弹簧衬套采用橡胶衬套。 （3）吊耳小型汽车的吊耳多用钢板制成，钢板吊耳的安装方式分为承压型和受拉型两类，本设计采用受拉式吊耳。30设计总结在这次毕业设计中，我设计的是驱动桥和后悬架。在驱动桥方面主要是选择和计算主减速器的一对双曲面锥齿轮、差速器行星直齿锥齿轮和半轴齿轮。在计算好齿轮的几何尺寸后，对它们进行装配。在装配过程中，选择合适的轴承、调整装置和支承形式。最后就是计算合理的壁厚，设计工艺性好的桥壳。在悬架方面，主要是计算钢板弹簧的所有几何尺寸和选择合适的吊耳支承形式。经过一学期的毕业设计，我对汽车构造尤其是底盘部分有了更深层次的理解。对于底盘部分各总成的装配关系和动力传递路线，有了深刻的了解。当然，由于需要完成相应的外文翻译，所以英语水平也相应有所提高。这次毕业设计的主要设计思路是根据任务书已知的参数和要求，利用各种参考资料和经验公式选定必要的设计参数。计算和计算机绘图同时进行，依据计算数据画图，同时反过来，根据所画图形的结构和装配关系及时调整计算的设计参数，使所设计的各零件尺寸尽可能精确，力求能完美配合，并且符合国家相关汽车标准。整体来说，这次所设计的驱动桥和后悬架整体构造还是相对较简单的，这是从实用性、经济性和工艺性来决定的。在设计过程中的确遇到过相当多的困惑，特别是刚开始时，由于不知道从入手，困惑了好长时间。最后，还是在阅读和参考了相当多的课本和参考资料后，才慢慢进入状态的。当然，马冬梅老师和我的同学们是功不可没的。有了你们，我的毕业设计才能顺利进行和完成。由于个人第一次设计这么复杂的系统，经验和水平欠缺，难免会出现各种各样的错误，希望老师能谅解，对于老师们提出来的不足，我会在往后的学习和工作中努力改正，完善自己。参考资料1 陈家瑞汽车构造（第五版）北京：人民交通出版社，20052 王霄锋汽车底盘设计北京：清华大学出版社，20103 王望予汽车设计（第四版）北京：机械工业出版社,20044 余志生汽车理论（第五版）北京：机械工业出版社,20095 李仲河，寇建新，仇桂玲汽车底盘构造与维修技术济南：山东科学技术出版社，20086 何铭新，钱克强机械制图（第五版）北京：高等教育出版社，20047 吴宗泽，罗圣国机械设计课程设计手册（第三版）北京：高等教育出版社，20068 濮良贵.机械设计.北京：高等教育出版社，20069 机械设计手册编委会机械设计手册（第三卷）北京：机械工业出版社，200410 汽车工程手册编委会编.汽车工程手册（基础篇）.北京：人民交通出版社，200611 汽车工程手册编委会编.汽车工程手册（设计篇）.北京：人民交通出版社，200112 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，200413 徐安，陈德阳汽车底盘北京：机械工业出版社，200514 曹永堂汽车底盘维修北京：人民交通出版社，199915 赵琳汽车概论北京：人民交通出版社，200316 赵新民汽车构造北京：人民交通出版社，200217 闵永军，万茂松，周良汽车故障诊断与维护技术北京：高等教育出版社，200418 周林福汽车底盘构造与维修北京：人民交通出版社，200219 人民交通出版社汽车图书出版中心汽车典型结构图册北京：人民交通出版社，200820MansonSS,HalfordGR.Reexaminationofcumulativefatiguedamageanalysis.EngineeringFractureMechanics,1986,vol.5,pp.539-571.21Lishunming.Thedesignforthemechanicalfatigueandreliability.beijingthescientificpress.2006.9,pp.78-99.22Yuzhisheng.theautomobiletheory.beijingthemechanicalindustrypress.2006.5,pp.205-236.23AgerskovHenning.Fatigueinsteelstructuresunderrandomloading.JournalofConstructionalSteelResearch,2000,vol.3,pp.283305.33致谢这次毕业设计是我大学四年最后的大丰收，是我辛辛苦苦努力完成的成果。其中困难重重、困惑和迷茫是不可避免的，毕竟在之前我还没有独立的设计汽车上的某一总成。做完这个毕业设计，回头看看，以前的课程设计，机械设计之类的实在是不值一提。但是，正是因为有了以前的小的设计题目，才使我学会了设计的思路、步骤和宗旨，以及积累了一定的设计经验。这次的毕业设计才能顺利完成。在此，我也非常感谢马冬梅老师和吴心平老师对我的指导。在毕业设计完成过程中，老师每周都会给我们开会，作指导和督促工作。每当我们有什么问题，老师总是会孜孜不倦的给我们讲解。同时，同样感谢在大学中教过我的老师和帮助过我的同学们。附录：中英文文献翻译名称能量回收，乘坐舒适性和道路操纵的再生车辆悬架系统35任务书1本毕业设计课题应达到的目的：汽车驱动桥设计、后悬架设计是汽车设计工作的主要内容之一，通过对其结构进行分析，初步进行结构方案设计，提高它们的工作性能。具体内容：货车驱动桥结构方案分析，驱动桥主要参数选择，驱动桥设计与计算，驱动桥主要零部件结构设计。后悬架结构方案分析，后悬架主要参数选择，后悬架设计与计算，后悬架主要零部件结构设计。本题目着重培养学生分析问题、解决问题的能力，培养从事实际工作的实践过程。2毕业设计任务的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：主要设计参数：整备质量1900kg、最大总质量3000 kg、最高车速120 km/h，设计时可参考“卡威K1”皮卡车的数据；结合设计内容，完成外文文献翻译；查阅相关资料，完成毕业设计方案论证报告；编写设计说明书大纲、工作计划；按照系统设计要求进行计算分析、设计绘图；完成设计说明书的撰写，最后完成毕业设计资料的文档整理。3对毕业设计成果的要求包括毕业设计、图表、实物样品等：1外文文献翻译1份，译文字数不少于3000字；2毕业设计方案论证报告1份，不少于2000字；3完成毕业设计说明书1份，字数一万字左右，严格按照学校毕业设计格式要求，用word文档打印，绘制总和不少于4张零号图纸的总体布置图、装配图、零件图，其中图形使用计算机绘图软件绘制，最终所有正式文档提交电子版。4主要参考资料：1 余志生.汽车理论.机械工业出版社,20062 王望予汽车设计 M第4版北京：机械工业出版社，2004.83 刘惟信汽车设计 M第1版北京：清华大学出版社，2001.74陈家瑞汽车构造 （下册）M第2版北京：机械工业出版社，2005.15汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册设计篇M北京：人民交通出版社，2001.65本毕业设计课题工作进度计划：起 迄 日 期工 作 内 容2月28日3月5日下发毕业设计任务书，布置收集、查询相关的资料等1月16日3月10日英文资料翻译文献的布置、要求寒假期间完成3月11日3月20日提出毕业设计的主要工作及完成要点3月21日3月31日毕业设计方案论证报告的布置、完成4月1日4月10日分析、整理数据资料，开始画构思草图4月11日4月30日初步确定结构方案，设计计算，进行说明书初稿的构思5月1日5月10日中期检查3月11日5月10日确定设计方案、进行结构图绘制、完成设计说明书初稿5月11日5月20日检查毕业设计说明书完成情况，提出补充、修改任务5月21日5月25日补充、修改工作，完成毕业设计正式图纸及文档正式稿5月26日5月31日对最终的正式毕业设计资料审核、准备答辩6月1日6月10日毕业设计答辩所在系（教研室）审查意见：负责人： 年 月 日院（部）学术委员会意见：负责人： 年 月 日1 机电工程学院毕业设计外文资料翻译设计题目: ZQ1030型皮卡车驱动桥、后悬架设计 译文题目: 能量回收，乘坐舒适性和道路操纵的 再生车辆悬架系统 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 正文：外文资料译文 附 件：外文资料原文 指导教师评语： 签名： 20XX年 03 月 10 日正文：外文资料译文文献出处：振动与声学期刊 2013年2月 135卷能量回收，乘坐舒适性和道路操纵的再生车辆悬架系统雷佐 张培生纽约州立大学石溪分校 机械工程学系摘要：本文提出一种用于在汽车悬架系统和能量收获之间的权衡,乘坐舒适,和道路操控与分析、仿真和实验综合评价的能力。在ISO标准中不规则建模为平稳随机过程与路面不平度的激励。系统H2范数的概念用于获得平均发电值和车身加速度的均方根值(积质量)和动态tire-ground接触力(路处理)。四分之一汽车模型,是对一个平均功率的解析。大众汽车在路面不平度、车辆速度、悬架刚度、阻尼减震器、轮胎刚度等方面进行了研究。实验分析的结果表明,路面不平度、轮胎刚度和车辆行驶速度都有很大的影响,在悬架刚度和减震器阻尼对汽车质量不敏感。在平均速度60英里每小时的公路上，100 - 400 w平均功率，该装置可用在中型车上。关键词：减震器；乘坐舒适性；悬架刚度1介绍 当车辆行驶在路上,司机总是受到从道路违规行为,激发制动力量,加速度力量和惯性力曲线的影响,导致司机不适和影响驾驶。粘性激波吸收器,在悬架弹簧应用的同时,广泛用来减少振动造成的热量浪费。为了达到更好的乘坐质量和道路处理,主动悬挂已被许多研究人员研究1。然而,它需要大量的能量,这限制了它广泛应用的实现。因此,再生悬架提出,在获取悬架振动能量同时减少振动2,3。 对振动的可行性能量收集车辆悬架方面的最初理论研究，在二十年以前就已经开始了。Karnopp4,5检查可能性汽车机械阻尼器的磁马达消散能源的使用永久性时使用可变电阻。陆席格6分析了高速公路的路面粗糙度对车辆的阻力和悬架阻尼运动的影响,他们表示乘用车以30英里每小时的速度行驶时，近似200 w的功率由阻尼器消散。7在高速公路驾驶条件下，电气主动制导悬架系统LQG控制和估计400 w的能量,可采用5%的推进力量保持每小时60英里。Abouelnour和Hammad8的观点将电机能源中断,及其仿真基于1/4车辆模型预测,150 w的能量消散通过减震器可以被转化为56英里每小时的电能。戈德纳等人9在车辆和能量回收做了一些初步的研究，声称对于一个2500磅的车辆平均45英里/小时的速度20 - 70%(7500 W)的推进力量在一个典型的高速公路山川等条件下可恢复能量。10滚珠丝杠类型电磁建模应用于汽车主动悬架阻尼器,他们实验表明行驶速度为50英里/小时的C类车辆从一个冲击吸收器能量回收15.3 w,主要来自振动超过2赫兹时收集的。Zhang et al11测试了一个真正的汽车利用再生滚珠丝杆和三相电动机在随机激励下振动试验,获得11.7W下的随机激励或46W四个减震器。 虽然最初已经完成再生车辆关于悬挂潜在力量的工作,仍存在不清楚的问题:(1)什么是收获的潜力?文献4的数量在一个非常大的不同范围,从46 w到7500 w；(2)道路的粗糙度和行车速度是什么关系；(3)敏感收获的能力随车辆参数变化吗；(4),如果我们从悬架系统提取更多的能量，那么乘坐质量(振动强度)和道路处理(tire-ground接触力)是否会更好?这些悬而未决的问题对理解再生悬架和再生减震器的设计具有非常重要的引导作用。本文通过创建一个road-vehicle-suspension系统数学模型解决上述问题，它在同一时间系统地分析了车辆动力学、乘坐舒适,道路处理和潜在的能力。2车辆和道路动力学建模 本节将讨论机动车动力学的建模和性能指标包括能源、乘坐舒适和道路装卸。 2.1四分之一汽车模型 车辆在道路上行驶时，车轮遵循路面的不规则性，这成为车辆垂直振动的主激励光源。图1（左）显示了四分之一的汽车模型，该建模为两个自由度，悬架的刚度k2和阻尼系数C2，轮胎刚度K1，车轮质量m1，以及车体质量平方米。轮胎刚度通常是很小的，动态方程可以写为电磁脉冲阻尼器（C2）轮胎刚度（K2)电池电磁式振动能量采集器（C2）轮胎（M1）轮胎（M1）轮胎刚度（K1）弹簧刚度（K2）弹簧刚度（K2）簧载质量（M2）簧载质量（M2）图1 1/4车辆模型和粘滞阻尼器(左)和1/4车辆模型与电磁收集器(右) 图1（右）示出了具有进行粘性油阻尼器被替换的电磁换能器的再生悬浮四分之一的汽车模型。可以看出，该电磁减震器将是一种理想的粘滞阻尼器，外部电阻负载（R）和可忽略的线圈电感（L）12。 ke和kt back EMF分别为电压和力量换能器的常数,并且M是运动传递的运动放大器阳离子。在再生悬架系统中，振动能量可以被转换成电能，并在能够在同一时间提供所需的阻尼C2。电力存储在电池中，使用功率调节电力电子技术，其可以进一步用于自供电的有源或半主动振动控制。 2.2路面不平度 不规则的道路是随机的,在较宽的范围内变化。道路粗糙度通常表示为2/（周期/ M），给定的位移功率谱密度（PSD）的一个平稳高斯随机过程13-15:在v/m的空间频率周期,v0参考空间频率位移PSD在 vb0是路面不平度系数和指数b通常近似为- 2。在众多的测量中,国际标准组织(ISO)建议道路分类方案基于S0的价值,表1所示(13 - 15)。表1平方米的路面不平度S0程度/(周期/ m)参考空间频率v0 51 = 2 p / m ISO提出的循环。路面不平度系数Gr 5 s0 = v20。差非常差一般非常好好S0意思S0范围，道路分级 现在道路位移输入的干扰可以被视为通过一阶滤波器的白噪声输入。当一辆车驱动速度V和激发频率空间激发频率w=2v组成和有关的功率谱密度 和道路激励的时间频率可以获得 添加一个小的截止频率x0极限位移在有限的光谱频率。因此,该位移扰动x0车辆轮胎可以表示由通过一阶过滤器unit-intensity白噪声信号w(t) 因为X0是非常小的，公式（5）也表明该地面速度输入X0是一个白噪声的2p GRV，它正比于路面粗糙度系数Gr和车辆行驶速度V。 2.3运行舒适感 人乘坐的舒适性是人类的主观感知。研究已经表明，人类的感知很大程度上取决于加速度电平，频率，方向和位置。ISO2631标准16特定ES通过加权均方根（RMS）与人振动灵敏度曲线加速度的曝光对人类振动影响到的评价方法。这种垂直振动低阶滤波器由 Zuo 和Nayfeh17设计的。轮胎，地面接触力速度位移加速度车辆模型道路模型白噪声图2块关系图视图的机动车动态 在本季度车型，座椅动态不考虑。因此，乘坐舒适性将作为车体（代替人体）由ISO2631滤波器加权的加速度的RMS值来评价。 2.4道路处理和安全 在严重的振动下,车轮没有足够与地面接触力甚至失去了联系,这将导致车辆在指导、推进或制动时失去控制。因此,道路处理也被认为是一个重要的性能指标。这取决于轮胎和地面之间的动态和静态接触力。驾驶汽车时,总接触力组成的静态和动态负载，在高动力的车辆不可能被安全地处理，当动态和静态接触力的比值等于或大于1车轮将失去地面接触。因此,道路处理指数被定义为动态加载静态加载的比率。 由于路面不平度随机的,评估处理用一个统计量,即均方根值轮胎和地面之间的动态/静态力。 2.5电力收获 可用的最大能量收获量是由粘性阻尼耗散c2测查或提取。即阻尼力成正比的悬浮速度,即时是力量力乘以悬浮速度。因此,即时功耗 减震器的平均功率与悬挂的均方根(RMS)速度成正比。收获的能量将产生一个悬架阻尼系数大于所需的值。 2.6性能系统H2规范图2示出包括路线动力学，车辆动力学和性能指标的框图。并且可以得到整个系统的状态空间描述。注意，该系统输入是单位白噪声。线性系统理论，H2范数是根据白噪声输入的输出与单元强度18的RMS值。因此，我们可以用H2范数的概念来获取车身的加权RMS加速度（平顺性），轮胎与地面（路面处理）之间的动态/静态力的RMS值。车辆速度mph悬架位移mm图3位移分析在车辆速度:好路(虚线)和平均路(固体) H是传递函数从单位白噪声输入输出性能。在状态空间实现,H2范数有效地计算求解一个线性方程。悬浮速度和动态轮胎力的传递函数仅仅是一个二阶方程,它们的RMS值可以通过分析使用残余物的方法，这将在3.1节中详细进行评估。3分析和仿真结果 在本节中,将进行典型的客车参数的分析。季度汽车的名义参数是改编自文献13:轮质量m1=40公斤、车辆身体质量m2=362.7公斤,轮胎刚度k1=182087 N / m、悬架刚度k2=20053N/m、和悬架阻尼系数c2=1388N/m。因为大多数的美国高速公路的道路类别分为平均和良好,这些研究的道路粗糙度系数的有效Gr值为64107和16107，分别根据ISO C类和B类道路。 3.1悬架位移、速度和力量。 图3和图4显示在0100英里每小时车速范围内悬挂的位移和速度的均方根值。当车辆行驶在良好（B级）和一般（C类）3070mph道路上时RMS的悬浮速度是0.10.15和0.20.3m/sec。 图5显示出在不同车辆速度的可收获功率。我们看到100 - 400 w的力量消散,或可能收获,通过在60英里每小时行驶中等大小乘用车上良好和平均道路的四个减震器。应该注意的是,一个典型的汽车的汽车交流发电机500-600W是由曲轴驱动的50-60的效率。此外,正在参考文献19指出，平均功率390 w的电力相当于增加4%的燃油效率。车辆速度mph悬浮速度m/s图4对车辆速度速度分析:好(虚线)和平均路(固体) 由于式中的x0 Eq极小，小到可以忽略速度激励可以被建模为强度的2pGRV的白噪声（公式（6），可以通过分析获得汽车的平均功率，从地面向悬浮架传输速度可以写成因此可以使用残留定理或RMS集成公式20,从方程式(8)和(10),得到在悬浮液中的平均功率， 因此,一个重要的观察是,由于路面不平度的影响，悬浮架与粗糙度系数Gr、车辆运行速度V和轮胎刚度k1成正比，与悬架刚度，阻尼,弹簧或非簧载质量无关。这个结论是基于这样的假设，由于路面的道路速度是白噪声，其强度正比于粗糙度系数Gr和车辆行驶速度v。由于白噪声频谱的平整度，高的车辆行驶速度将在所有频率均匀增加激励，导致平均功率独立的机械低通滤波器效应。 3.2运行舒适感和道路处理。 正如前面提到的,坐舒适性由人类振动灵敏度曲线加权车体加速度的RMS值测定。结果图6所示，它表明车辆速度越高,垂直加权加速度更大,因此,舒适性会降低。相同的倾向发生在路面处理曲线图7上,轮胎静态力量随着车速的增加而增加,表明在更高的行驶速度或粗糙路上,车辆有更高的风险失去轮胎与地面的接触力,产生安全隐患。平均路面好路面功率W车辆速度mph图5电力潜在的悬架系统的一个典型乘用车在不同车辆的速度悬架加速度m/s车辆速度mph图6不同车辆的速度行驶舒适:好(虚线)和平均路(固体)静态响应时间车辆速度mph图7好路上骑车安全在不同的车辆速度(虚线)和平均路(固体)重车加速度轮胎地面接触应力收获能量车辆性能 名义轮胎刚度图8轮胎刚度对车辆性能的影响由于传输速度从地面到车体加速度和轮胎偏转仅在第四阶形式 解析得来的加权车体加速度和动态静态轮胎接地力的有效值比的RMS值也可以得到，如在附录中。 3.3参数敏感性分析 进一步研究乘坐舒适性，道路处理和收获功率灵敏度与车辆参数的变化的关系，包括车身和车轮，悬架的刚度和阻尼，以及轮胎刚度。这些研究是重要的，要了解平均功率，乘坐舒适性之间的权衡，引导再生悬架的设计。 充气轮胎压力车辆性能重车加速度轮胎地面接触应力收获能量 图9 tire-wheel质量对车辆性能的影响 8-10的数据画出规范化的轮胎的刚度、车轮的质量和车身质量的性能变化。在图8中,我们可以看出轮胎刚度的变化对再生能力有很大的影响。无论是悬架和簧下质量都有影响。线性轮胎刚度增加收获功率增大（可在轮胎气压较高时产生)。然而,一个较硬的轮胎会对乘坐舒适和道路处理造成负面影响。图10和11表明,大的车辆车身质量和小的车轮质量是首选的乘坐舒适性和道路处理。 充气轮胎压力车辆性能重车加速度轮胎地面接触应力收获能量图10簧上质量对车辆性能的影响 乘坐舒适/道路处理/安全频响（Hz)正常车辆系统汽车轮胎压力增加%50车身结构质量增加%50图11频率响应从地面到悬浮速度的名义和摄动车系统 悬架阻尼乘坐舒适性重车加速度轮胎地面接触应力收获能量图12悬架阻尼对车辆的影响 乘坐舒适性悬架刚度重车加速度轮胎地面接触应力收获能量图13悬架刚度对车辆的影响 图12和13显示了标准化的性能对悬架阻尼和刚度的变化。生动地说明了运行舒适感和道路处理之间的权衡。例如，根据图12，最佳阻尼平顺性表现在0.4 c2,虽然1.6 c2是最好乘坐安全性。平均功率对悬架刚度或减振器阻尼不敏感，原因是，当减震器阻尼减小时悬架速度增加,因此,平均功率不会改变。4实验评估 路试车辆进行能量潜力的评估,以验证上述分析。4.1实验设置 实验系统如图14。英里ZX40S所有电气低速汽车(2007英里汽车集团有限公司)作为测试车辆，在石溪大学的校园里进行数据采集。它有一个限制重量2398磅(1088公斤)的超小型汽车。这个校园车辆的最大速度为25英里每小时，轮胎是155/65R13。图14系统的实验设置:道路试验超紧凑的车辆在石溪校区道路 Micro-Epsilon激光位移传感器安装在后减震器上来衡量其扩展和压缩,采样频率为1000赫兹。传感器的分辨率为1Hz10m和1000Hz50m。行驶过程被记录在一个便携式的压缩电脑，用不同车辆速度在相同的校园道路上进行测量并做出比较。 4.2悬架位移、速度和能量 图15显示了一个典型的位移在实验中得到了25英里每小时车速。位移瞬时峰值可高达40毫米，但是这组数据的RMS值是4.6毫米。 该悬浮液速度是从测得的位移通过取导数和施加第四阶巴特沃斯滤波器带宽0.1-100赫兹21的计算。峰值瞬时速度是0.75 m / s,速度的均方根值0.086米/秒。时间（Sec）位移（mm）图15校园减震器位移测量路在25英里每小时。均方根位移为4.6毫米。速度（mm/s）时间（Sec）图16减振器压缩和扩展的速度在校园的车辆时速25英里路。均方根速度是0.086 m / s。瞬时功率w时间（Sec）图17能量耗散率的一个减震器时速25英里沥青校园路,RMS514.6W一个减震器 图1-图17显示出在25英里每小时车速的校园道路上一个减震器的能量耗散率。一个减震器的RMS功率为14.6W，而这种超小型汽车的总功率是58W。图15和图16是减震器本身的位移和速度。减震器不垂直安装,是减震器和垂直弹簧轴之间的角度。在实验中设置约为30度。因此,RMS悬浮速度为25英里每小时0.086 / cos(30deg)=0.099米/秒。功率车辆速度mph图18测量悬浮力(平方)的冲击吸收器在超紧凑型车校园道路和理论预测一个减震器的中间尺寸车好(虚线)和平均路(固体) 4.3车辆速度的影响力量 进一步的数据在5到25英里/小时的速度每次递增5英里。在超小型车辆的各种行驶速度的悬浮架功率绘制在图18中。我们基于理论预测，典型的中等大小的汽车总控制体重3551磅(1610.8公斤),超过了48%测试车辆。 我们希望使用超小型汽车的参数预测,但遗憾的是我们没有悬架刚度、轮胎刚度和轮胎质量的参数。如果这两个汽车的固有频率和阻尼比是相同的,中型车的轮胎刚度应该是测试车辆的2.2(1.482)倍。所以在实验中获得的能源数据在图18应乘以2.2然后与预测进行比较。实验和预测之间的总体趋势匹配良好。与速度的线性关系，潜在的力量会略有增加。其原因是，在校园道路不是直的，而振动分量由于线性速度平方代替速度本身使离心力增大。5结论 在本文中，我们评估了道路不平顺引起的车辆悬架的功率潜力和能量收集，乘坐舒适性和道路处理之间的权衡。地面凹凸被建模为具有一定的粗糙度系数函数和功率谱密度的高斯平稳随机过程。该系统的H 2范数是用来评估的平均功率在悬架，均方根加权加速度（平顺性）和有效的轮胎地面接触力（路面处理）在不同的车辆速度和道路条件。采用四分之一车模型，可应用于半或全车模型。此外，车辆性能的系统参数的敏感性研究，在数字计算的基础上