毕业设计（论文）-DA180低速汽车非独立悬架设计（全套图纸）

毕业设计（论文） DA180 低速汽车非独立悬架设计低速汽车非独立悬架设计 学 院：机械工程学院 专 业： 班 级： 学 号： 学生姓名： 指导老师： 2010 年 6 月 1 日 I DA180 低速汽车非独立悬架设计 摘摘 要要 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或 轮胎）弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一 切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给 车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和 车辆本身的动载荷。 本文针对某公司生产的低速载货汽车的选悬架在实际使用中存在的问 题进行分析。结合该汽车使用的地区的道路条件，对汽车的前后悬架进行 了重新设计。通过比较各种各种钢板弹簧的优缺点和生产成本，确定了钢 板弹簧的断面形状。借鉴国内外对钢板弹簧的设计经验，片数、 片宽、片 厚、片长、弧高、曲率半径、检验刚度、装配刚度等技术参数。并对钢板 弹簧进行受力分析、刚度校核和强度校核，验证所选取的参数基本上满足 了汽车在空、满载务件下对平顺性、 舒适性以及安全方面的要求。还对钢 板弹簧销进行强度校核。此外还通过计算确定双筒式减振器的主要参数， 选定符合国标的减振器型号。 关键词关键词：非独立悬架 钢板弹簧 减震器 设计 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II III DA180 low-speed vehicles of non-independent suspension design ABSTRACT Suspension is an important element of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration, ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. This point is interpret about which company produced a low-speed truck suspension have been arisen problems in real life .I have a new design for the front and back suspension based on the car were used in areas of the road conditions before. Firstly I defined the section shape of leaf spring according to compare the various of advantages and disadvantages .Secondly I draw on domestic successful experience in the design of leaf springs and technical parameters for sheet number, sheet width, sheet thickness, sheet length , arc height, curvature radius, test for stiffness, assembly stiffness .mechanical analysis of leaf spring, stiffness and strength check of Verification, Validation basically meet the selected parameters of the car in the air, full service parts under the ride comfort, comfort, and safety requirements.Also check the strength of leaf spring pin.Also determined by calculating the main parameters of binocular-type shock absorber, shock absorber type selected meet the national standard Key words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design IV 目目 录录 第一章 前 言.1 1.1 论文的研究目的和意义.1 1.2 悬架设计应达到的技术要求.1 1.3 国内外研究的现状及发展趋势.2 1.3.1 悬架弹性元件发展趋势.2 1.3.2 国内外悬架的研究方向.3 1.3.3 电子控制悬架今后须要解决的技术问题.4 1.4 设计的主要参数.5 第二章 前钢板弹簧的设计.6 2.1 钢板弹簧基本参数的确定.6 2.1.1 单个钢板弹簧的载荷.6 2.1.2 钢板弹簧的静挠度.6 2.1.3 钢板弹簧的动挠度.7 2.1.4 钢板弹簧满载静弧高.7 2.1.5 钢板弹簧断面形状的确定.7 2.1.6 钢板弹簧主长度的确定8 2.2 钢板弹簧的设计计算.8 2.2.1 钢板弹簧片厚的计算8 2.2.2 钢板弹簧片宽的计算9 2.2.4 钢板弹簧各片长度的计算9 2.2.5 钢板弹簧刚度的验算10 2.2.6 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算11 2.2.7 钢板弹簧总成弧高的核算13 2.3 钢板弹簧强度验算13 2.4 钢板弹簧主片的强度的核算.14 2.5 钢板弹簧销的强度核算.14 2.3 小结.15 第三章减振器的设计.16 3.1 减振器的分类及选型16 V 3.2 相对阻尼系数的选择.16 3.3 减振器阻尼系数的确定.18 3.4 最大卸荷力的确定.18 3.5 简式减振器工作缸直径的确定.18 3.6 小结.19 第四章后钢板弹簧的设计.20 4.1 后钢板弹簧基本参数确定.20 4.1.1 后悬架的载荷20 4.1.2 后悬架振动频率的选择20 4.1.3 动挠度的选择20 4.1.4 悬架的弹性特性20 4.1.5 悬架主、副簧刚度的分配21 4.2 弹性元件的设计.22 4.2.1 钢板弹簧的布置方案22 4.2.2 钢板弹簧主要参数的确定22 4.3 钢板弹簧刚度的验算.25 4.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算.26 4.4.1 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高26 4.4.2 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定27 4.4.3 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定27 4.5 钢板弹簧总成弧高的核算.28 4.6 钢板弹簧强度验算.29 4.7 钢板弹簧弹簧销的强度的核算.31 4.8 小结.31 第三章总结与展望.32 致 谢.33 参考文献.34 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 1 第一章 前 言 1.1 论文的研究目的和意义 悬架是现代汽车上重要的总成之一，它把车架 ( 或车身)与车轴 ( 或 车轮)弹性地连接起来。 其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力 和力矩， 并且缓和由不平路面传给车架 ( 或车身)的冲击载荷，衰减由此 引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺地行驶。由于结构简单、便于维 护以及可以使用多种类型的弹性元件等优点，非独立悬架广泛应用于载货 汽车以及大客车的前后悬架。一些全轮驱动的多用途车也采用非独立悬架 作为前后悬架。随着弹性元件、减震器及其他结构件的设计、制造技术的 不断进步，非独立悬架的性能也日益得到改善，在一些大批量生产的高级 桥车和运动型桥车中，仍然采用非独立悬架用于其后悬架。对于前置前驱 动汽车尤其是轻型载货汽车而言，由于后桥没有笨重的主减速器和差速器， 其非独立悬架与独立悬架的非悬挂质量相差不大，因而非独立后悬架具有 很好的应用前景。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽 车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小 车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器的 阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。 本次课题针对都安建兴机械有限公司生产的都兴 DA180 低速载货汽车 的悬架进行研究分析。根据它使用的道路环境和实际载重对悬架进行重新 设计。改进了汽车在恶劣的山区道路上行驶的平顺性和操控稳定性。根据 汽车实际的装载质量对悬架的弹性元件进行受力分析和强度校核。以提高 悬架的寿命。 1.2 悬架设计应达到的技术要求2 汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成一个振动系统，该振动系统的 特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 2 速，燃油经济型和运营经济型。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系 许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整 车的操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必 须考虑一下几个方面的要求： 1.通过合理设计悬架的弹性特征及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶 平顺性，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的振 动性能，并能避免在悬架的压缩或伸张行程极限点发生硬冲击，同 时还要保证轮胎具有足够的接地能力。 2.合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的 可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能 满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求； 3.导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉， 否则可能引发转向轮摆振； 4.侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车 制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的 车身纵倾（即所谓的“点头”和“后仰” ） ； 5.悬挂构件的质量要小尤其是非悬挂部分的质量要尽量小； 6.便于布置； 7.所有零部件应该具有足够的强度和使用寿命； 8.制造成本低； 9.便于维修、保养。 1.3 国内外研究的现状及发展趋势 1.3.1 悬架弹性元件发展趋势 非独立悬架是汽车上最早使用的一种悬架。至今仍然被广泛应用于载 货汽车和载客客车的前后悬架以及桥车的后悬架。非独立悬架使用的弹性 元件也由最初的钢板弹簧和扭杆弹簧发展到空气悬架和油气悬架。 空气悬架弹簧是一种运用在高档客车和重型载货车上的悬架系统，是 世界钢板弹簧发展趋势。国外客车 100、拖车 100、重型载重车 85采 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 3 用空气悬挂簧，可减少噪声，提高稳定性与舒适性。20 世纪 50 年代，空气 悬架弹簧开始应用在载重车、小轿车、大客车及铁道车辆上。60 年代，德 国、美国等工业发达国家生产的大部分公共汽车中装有了空气弹簧悬架。 目前，国外生产的旅游车、长途客车及高速客车几乎全部使用空气弹簧悬 架，部分轿车也使用了空气弹簧悬架，如德国的奔驰 300SE 13 奔驰 600 等，另外在重型载货汽车上近年来也得到了广泛应用12。国内早在 20 世纪 60 年代就设计生产了空气弹簧悬架，但由于工业技术条件有限，当时生产 的产品使用效果不甚理想，以后在很长一段时期，产品没有进一步发展。 因此，国外生产空气悬架弹簧的厂家凭借着资金与技术优势进入了国内市 场，为国内生产豪华客车的厂家配套成熟的空气弹簧悬架产品。随着道路 条件的改善，国内消费水平的提高，客车产品的档次逐步升级，空气悬挂 簧逐步被市场接受。目前，在国内有多家客车厂生产的豪华大客车装有空 气悬架，如安凯、金龙客车、桂林大字、合肥现代、杭州客车等，现全国 用空气悬挂簧的客车已超过 1 万辆。随着国内汽车产量的增长，采用空气 悬挂簧的数量将逐步上升，钢板弹簧的使用数量处于下降趋势16。 1.3.2 国内外悬架的研究方向 目前国内外对悬架的研究主要集中在电子控制的悬架系统。对主动悬 架的研究目前主要集中两个方面:一个是控制策略;另一个是执行器。最早的 主动悬架控制策略是天棚原理，假设车身上方有一固定的惯性参考，在车 身和惯性参考之间有一阻尼器，执行器模拟此阻尼器的作用力来衰减车身 的振动。这种控制算法简单，在国外某些车型上已经得到了应用。随着现 代控制理论的发展，提出了主动悬架的最优控制方法，它比天棚原理考虑 了更多的变量，控制效果更好，目前最优控制规律有三种:线性最优控制、 HQ 最优控制和最优预见控制。 由于实际悬架系统中有许多非线性的、时 变的、高阶动力系统，使最优控制方法变得不稳定，为此又发展了自适应 控制方法。自适应控制方法具有参数识别功能，能适应悬架载荷和元件特 性的变化，自动调整控制参数，保持性能最优。自适应控制方法也有增益 调度控制、模型参考自适应控制和自校正控制三类。目前发展最迅速的控 制策略是智能控制(模糊控制和神经网络控制)。模糊控制方法具有自动调节 输入变量的组合、隶属函数的参数和模糊规则数目等学习功能，计算机仿 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 4 真结果表明该方法更有效。神经网络是一个由大量处理单元组成的高度并 行的非线性动力系统，它能进行数据融合、学习适应性和并行处理，研究 表明它比传统控制有更好的性能。执行器是实现控制目标的重要环节，因 此作对动器的研究也是主动悬架研究的重要内容。为保证主动悬架的良好 性能，执行器必须具有灵敏、隐定、可靠、能耗 低、成本和总量低等特点。 目前主动悬架上应用的执行器主要是液力式结构。日产公司则开发了蓄能 式减振器，它将压力控制阀同小型蓄能器及液压缸结合起来，使路面不平 整引起的振动被蓄能器吸收，车身隔振由主动阻尼和被动阻尼共同完成， 因而能耗有所降低。不过液压动力系统尚有许多不足之处，比如对工作环 境有一定要求;元件制造精度要求高、成本难以下降;处理小信号的数字运算， 误差的检测与放大、测试与补偿、自动化与实现远距离等功能不如电气系 统灵活准确等。因此现在执行器的研究主要集中在直线伺服电机、电磁蓄 能器的方向。电气动力系统中的直线伺服电机具有较多的优点，永磁直流 直线伺服电机，其驱动性能优于液压系统，今后将会取代液压执行机构。 运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功 耗的电磁蓄能式自适应主动悬架。 1.3.3 电子控制悬架今后须要解决的技术问题 电子控制悬架今后须要解决的技术有：油气悬架技术：由油气部件和 弹簧系统共同支撑车体，根据汽车变化的承载量，由油气部件调节悬架的 水平位置，使弹簧保持 正常的使用位置；阻尼可调节减振器：由传感器感 知汽车行驶时的状况，包括载荷的大小、路面的不平、是否转向、是否加 速或制动等，经电控单元分析判断，通过电磁阀液压系统，调节减振器的 阻尼。此项技术又成为半主动悬架技术；全主动悬架技术：通过电液系统 不仅调节阻尼而且调节弹力、水平位置等。针对悬架系统的非线性特点， 研究适宜的悬架系统电控技术是汽车悬架系统振动性能改进的方向。悬架 位于车身与轮胎之间，对车辆的运动性能、乘坐舒适性有 重大的影响。按 照路面行驶工况最优控制，悬架性能以确保车辆行驶性能与乘坐舒适性， 电子控制悬架将进一步向高性能方向发展。作为实现这种对悬架的优化控 制的方式之一，是利用“预知传感器”进行预知控制的“预知控制悬架” 。 目前已提出了多种的方案，并期待着这种新式传感器的出现。另一方面， 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 5 从地球环境来考 虑，为进一步节约能源，悬架控制向高压力化、高电压化、 小型轻量化发展。在控制理论方面正在致力于模糊逻辑控制、神经网络控 制等应用于悬架方面的研究。 1.4 设计的主要参数 装载质量：6000kg 整备质量：3840kg 空载时：前轴负荷：1690kg 后轴负荷：2150kg 满载时：前轴负荷：3444kg 后轴负荷：6396kg 轴距：3300mm 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 6 第二章 前钢板弹簧的设计 2.1 钢板弹簧基本参数的确定 2.1.1 单个钢板弹簧的载荷 已知汽车满载静止时汽车前轴荷 ， 非簧载质量 ， 则据此可计算出 单个钢板弹簧的载荷： ( 2-1 ) 11 1559 2 u W GG Fkg 进而得到: ( 2-2 ) 11 9.815278.2 ww PFN 2.1.2 钢板弹簧的静挠度 悬架的静扰度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 f 与此时悬架刚度 c c 之比，即：cFf wc / 前后弹簧的静挠度都直接影响到汽车的行驶性能。为了防止汽车在行 驶过程中产生剧烈的颠簸 ( 纵向角振动) ，应力求使前后弹簧的静挠度比 值接近于 1。此外， 适当地增大静挠度也可减低汽车的振动频率，以提高 汽车的舒适性。但静挠度不能无限地增加(一般不超过 240mm)，因为挠度 过大，即频率过低，也同样会使人感到不舒适，产生晕车的感觉。此外， 在前轮为非独立悬挂的情况下，挠度过大还会使汽车的操纵性变坏。 货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行 驶平顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于 1，因此货车车 轴上方车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率 n,可用下式来 表示： n= （2-2/mc 3） 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 7 式中，c 为悬架的刚度（N/m）,m 为悬架的簧上质量（kg） 又静挠度可表示为： （2-4） c mg f c 由（2-3） 、 （2-4）式得： （2-5） 4.98 c n f 因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的后悬架要求在 1.702.17hz 之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.8hz 则 22 4.984.98 7.6576.5 1.8 c fcmmm n 2.1.3 钢板弹簧的动挠度 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大 变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在 69cm.。本设计选择： cmfd0 . 8 2.1.4 钢板弹簧满载静弧高 满载弧高指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与 两端 不包括卷耳孔半径 连线间的最大高度差。当=0 时 钢板弹簧在对 a f 称位置上工作。虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度 已限定时能得到足够的动挠度值，常取=1020mm 。本方案中初步定 a f a f 为 15mm。 2.1.5 钢板弹簧断面形状的确定 板弹簧断面通常采用矩形断面，宜于加工，成本低。但矩形断面也存 在一些不足，矩形断面钢板弹簧的中性轴，在钢板断面的对称位置上。工 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 8 作时 一面受拉应力，一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和 压应力的绝对值相等。因材料的抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力 作用的一面首先产生疲劳断裂。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片， 其中性轴均上移，使受拉应力的一面的拉应力绝对值减小，而受压应力作 用的一面的压应力绝对值增大，从而改善了应力在断面上的分布情况，提 高了钢板弹簧的疲劳强度并节约了近 10%的材料。本方案中选用矩形断面。 2.1.6 钢板弹簧主长度的确定 钢板弹簧长度 L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。加钢板弹簧 长度 L 能显著降低弹簧刚度,改善汽车行驶平顺性;在垂直刚度 C 给定的条件 下 又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度，系指钢 板弹簧产生单位纵向角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板弹 簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。选用长些 的钢板弹簧，会在汽车布置时产生困难。原则上，在总布置可能的条件下， 应尽可能将钢板弹簧取长些。根据统计资料，弹簧伸直长度取值规律如下 所示：货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45)轴距。 本设计初步选定前钢板弹簧的长度 L=1330mm。 2.2 钢板弹簧的设计计算 2.2.1 钢板弹簧片厚的计算 矩形断面等厚度的钢板弹簧的总惯性矩 用下式计算: 0 J （2-6） 3 0 12 nbh J 式中，n 为钢板弹簧总片数；b 为板簧的宽度；h 为板簧厚度。 由上式可知，改变片数、片厚、片宽三者之一，都影响到总惯性矩的 变化。又可表示为： 0 J 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 9 （2-7） 2 0 48 LkSC J E 式中，k 为无效长度系数，取 k=0.5；S 为 U 型螺栓中心距,本设计取 140mm；E 为材料弹性模量，E=N/mm2；为挠度增大系数。 5 2.1 10 结合式可知：总惯性矩的变化又会影响到钢板弹簧垂直刚度的变化， 0 J 也就是影响汽车的平顺性。其中，片厚 h 的变化对钢板弹簧总惯性矩的影 响最大,增大片厚 h，可减少片数 n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两 种情况。一般都采用前者。本设计方案中选片厚相等。 片厚的计算公式为： （2-8） 2 6 c Lks h Ef 式中，为许用弯应力，的取值范围：前钢板弹簧 350450Mpa, 后钢板弹簧 450550Mpa,后副簧 220250Mpa；取=400Mpa。 挠度增大系数；为与主片等长的钢板片 1.5 1.32 1.041 0.5 n n n 数，本次设计取 2；n 为总的钢板片数，取 11。 将=1.32，代入式（2-8）等：h=8.69mm,圆整为 h=9mm。 2.2.2 钢板弹簧片宽的计算 有了 h 以后，再选取钢板弹簧的片宽 b。增大片宽能增大卷耳强度，但 当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片， 会影响转向轮的最大转角；片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间 的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值在 610 范围内选取。 本次设计取 b=80mm。 2.2.4 钢板弹簧各片长度的计算 先将各片的厚度 h 的立方值 h3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再 沿横坐标量出主片长度的一半 L/2 和 U 型螺栓中心距的一半 s/2，得到 A,B 两点，连接 A，B 两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB 线与各片上侧 边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从 B 点到最 后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 10 片长度如图 2-1。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。各片长度如表 2-1 所示。表 2-1 钢板弹簧各片长度 板号 1234567891011 长度1 1092973854735616497378259 3 图 2-1 各片钢板弹簧的长度 2.2.5 钢板弹簧刚度的验算 在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形 0 J 状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验 算公式为： （2- 3 11 1 6 n kkk i E C aYY 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 11 9） 其中， ； ；)( 111 kk lla k i iK JY 1 /1 1 1 1 /1 k i iK JY 3 12 i bh J 为刚度修正系数，=0.90.94，这里取 0.91； 、为主片和第 1 l 1k l （k+1）片的长度的一半。钢板弹簧刚度计算结果如表 2-2 所示。 表 2-2 钢板弹簧刚度验算 板号 1665.00.00020576 2665.00.00.000102880.0001028810.00 3605.559.56.8587E-053.42936E-05210644.97.223761145 4546.0119.05.144E-051.71468E-051685159.028.89504458 5486.5178.54.1152E-051.02881E-055687411.658.51246528 6427.0238.03.4294E-056.85871E-0613481272.092.46414266 7367.5297.52.9394E-054.89908E-0626330609.4128.9957347 8308.0357.02.572E-053.67431E-0645499293.0167.1784722 9248.5416.52.2862E-052.8578E-0672251192.1206.4791727 10189.0476.02.0576E-052.28624E-06107850176.0246.5710471 11129.5535.51.8706E-051.87056E-06153560113.9287.2430114 6651.87056E-05294079625.05500.928264 k l 1k a k Y 1kk YY 3 1k a 3 11kkk aYY 钢板弹簧的自由刚度 5 6 2.1 100.91 170.5 6724.5 CN mmN mm 用钢板弹簧的有效长度代替钢板弹簧的长度 L 代入上面的计算中算 e L 得的刚度就是加紧刚度。 （2-10）13300.5 1401260 e LLkSmm 算得的钢板弹簧的夹紧刚度为：，刚度与设计刚度2005 j CN mm 相差不大，所以钢板弹簧满足刚度要求。1997CN mm 2.2.6 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 0 H 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 12 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算： 0 H （2-)( 0 fffH ac 11） 式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用 U 型螺栓夹 c f a ff 紧后引起的弧高变化，；S 为 U 型螺栓的中心距。L 2 2 )(3( L ffSLS f ca 为钢板弹簧主片长度。 =mm 2 2 )(3( L ffSLS f cma 2 1403 1330 1401576.5 13.9 2 1330 =76.5+15+13.9=105.4mm)( 0 fffH acm （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定： 簧总成在自由状态下的曲率半径：=2097.8mm 0 2 0 8/ HLR 4 . 1058 13302 （3）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 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 i R 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- iii EhRRR/ )2(1/ 000 12） 式中，为第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径（mm） ， i R 在自由状态下的曲率半径（mm）为钢板弹簧总成 0 R （N/） ；E 为材料的弹性模量 N/，取 E为各片钢板弹簧预应力 i0 2 mm 2 mm 为 N/；i 片的弹簧厚度（mm）在已知和各片弹簧的 5 101 . 2 2 mm为第 i h 0 R 预应力的条件，可以用（2-12）式计算出各片钢板弹簧自由状态的曲率 0i 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 13 半径。 i R 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；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 2 mm 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，即 i M 0 1 n i i M 各片钢板弹簧的预应力、自由状态的曲率半径和弧高如表 2-3。 表 2-3 钢板弹簧预应力、自由状态的曲率半径和弧高 版号 1234567891011 0i -80-50-1505102030402020 i R 22512360217020982075205220091967192720092009 i H 86.793.784.571.15744.433.624.1168.94.2 2.2.7 钢板弹簧总成弧高的核算 叶片在自由状态的曲率半径是根据预应力确定的。 由于选择预应力的 关系， 装配后钢板弹簧总成弧高不一定和 3 1 的计算结果一致， 因此， 还需要再计算一次装配后的总成弧高。 如两者接近便认为合适。 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最 小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的为： 0 R =2157mm （2- n i i i n i i R L L R 1 1 0 13） 钢板弹簧的总成弧高为: （2-mm R L H 5 . 102 21578 1330 8 2 0 2 0 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 14 14） 计算结果与计算的结果 105.4mm 相差不大，符合设)( 0 fffH ac 计要求。 2.3 钢板弹簧强度验算 当汽车紧急制动的时候前钢板弹簧承受载荷最大。钢板弹簧后半段最 大应力课表示为: （2-15） 1112 max 120 m GlCl llW 式中，为作用在前轮上的垂直静载荷；为制动时前轴负荷转移系数 1 G 1 m （货车取 1.41.6；乘用车取 1.21.4） 。 、分别为钢板弹簧前、后段长度； 1 l 2 l 为道路附着系数，取 0.8；c 为弹簧固装点到路面的距离；为钢板弹簧 0 W 总截面系数。 = 1112 max 120 m GlCl llW Mpa 2 1.4 15278.26650.8 500665 958.7 11 80 9 1330 6 ,所以钢板弹簧强度合格。 max 1000Mpa 2.4钢板弹簧主片的强度的核算 钢板弹簧主片应力 是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： （2-16） 1 2 1 1) (3 bh F bh hDF ss 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 11m GFs pm hh2 1 卷耳厚度；D 为卷耳内径；b 为钢板弹簧宽度。许用应力取为 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 15 350MPa。代入上式得： =97N/mm2 2 3 15278.2 1.4 0.825 1815278.2 1.4 0.8 80 1880 18 钢板弹簧主片符合强度要求。 2.5 钢板弹簧销的强度核算 对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力 。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b 为主片叶片宽；bdFS z / S F d 为钢板弹簧直径。用 20 钢或 20Cr 钢经渗碳处理或用 45 钢经高频淬火后， 其79 N/mm z 2 （2-17） 1 15278.2 7639.1 22 s G FN （2-18） 7639.1 6.0 80 16 s zz F Mpa bd 弹簧销满足强度要求 2.3 小结 本章根据国内外汽车钢板弹簧设计经验结合汽车使用的实际道路情况， 确定了钢板弹簧的长度，宽度、厚度、片数和刚度等基本数据。采用共同 曲率法对钢板弹簧的刚度进行了校核。对前钢板弹簧在各种情况下的受力 进行了分析，验算了钢板弹簧的最大的应力。并对卷耳和弹簧销进行了强 度的校核。完成了前钢板弹簧的设计。 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 16 第三章减振器的设计 3.1 减振器的分类及选型 减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减 振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是 由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等 的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、 造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力 减振器最早出现于 1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。 筒式减振器质量较小、性能稳定、工作可靠，适宜大量生产，已经成为汽 车减振器的主流。筒式减振器有可以分为双筒式、单筒式和充气筒式等结 构，以双筒式应用最多。 经过对比分析本次设计选用双筒式减振器。 3.2 相对阻尼系数的选择 减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力 F 与减振器振动速度 之间有v 如下关系 (3-1)vF 式中，为减振器阻尼系数。 图 3-1 出示减振器的阻力速度特性。该图具有如下特点：阻力速度 特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特 性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器vF / 有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启 前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数 Y 不等。 S 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 17 图 31 减振器的特性 a)阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼 系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为: (3-2) s cm2 式中，c 为悬架系统垂直刚度；为簧上质量。 s m 式(32)表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在 与不同刚度 c 和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效 s m 果。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，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些， Y 伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持 S 的关系。(0.25 0.5) YS 设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架， Y S 取0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶 路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取0.3；为避免悬架碰撞车 S 架，取0.5。 Y S 取，则有：0.3 0.5 0.3 2 SS 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 18 计算得： 0.4 S 0.2 Y 3.3 减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，2 s cm s mc/ 所以 。 s m2 （3-3） 22 3.14 1.811.3 s c n m 22 0.4 1559 11.314093.4 sss mN S m 22 0.2 1559 11.37046.68 YYs mN S m 3.4 最大卸荷力的确定 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时， 减振器打开卸荷。减振器不在提供阻尼力，以限制减振器所提供的最大阻 尼力。此时的活塞速度称为卸荷速度。一般的取值范围为 x V x V 0.150.3m/s。这里取=0.2m/s。 x V （3- 0 14093.4 0.22818.7 sx FVN 4） 3.5 简式减振器工作缸直径的确定7 根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径 D 0 F （3- )1 ( 4 2 0 p F D 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 19 5） 式中，为工作缸最大允许压力，取 34Mpa；为连杆直径与缸筒 p 直径之比，双筒式减振器取0.400.50，单筒式减振器取 0.300.35。 取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得： p =32.7mm 0 22 44 2818.7 13.14 41 0.4 F D p 查阅汽车筒式减振器的有关国标（JB14591985） ，减振器的工作缸直 径 D 有 20mm、30mm、40mm、 （45mm） 、50mm、65mm 等几种。如表 3- 1。 表 3-1 减振器基本尺寸 工作缸直径 D基长 L 贮油缸最大外 直径 c D 吊环直径吊环宽度 B活塞行程 S 20903490200 30120482924110250 40160653932130280 50190804740170280 60210906250170280 贮油缸的工作直径，按照标准选用,这里取1.35 1.5 c DD =45mm。壁厚通常取 2mm，活塞形程 S=240mm，基长 L=110mm。 c D （压缩到底的长度） min 240 110350LLSmm 350+2 110=570mm（拉足的长度） maxmin 2LLS 3.6 小结 本章通过分析常见的减振器的类型和优缺点，选择了双筒式液压减振 器。根据前悬架钢板弹簧的刚度和车身的振动频率，设计计算出减振器的 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 20 基本参数。 第四章后钢板弹簧的设计 4.1 后钢板弹簧基本参数确定 4.1.1 后悬架的载荷 后悬架的空载轴重是 2150kg，满载的轴重是 6396kg。非簧载质量是 442kg。则： 空载单个钢板弹簧的载荷 0 (2150442) 9.8 8369 2 FN 满载单个钢板弹簧的载荷 (6396442) 9.8 29175 2 w FN 4.1.2 后悬架振动频率的选择 通常使前后悬架的偏频接近。当汽车以较高车速行驶过单个路障时9， 1 时的小。前悬架的车身振动频率 12 n n 12 n n =1.8，所以选择后悬架的振动频率为=1.9。 1 n 2 n 4.1.3 动挠度的选择 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大 变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 21 69cm.。本设计后悬架动挠度选择： mmfd80 4.1.4 悬架的弹性特性 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。由于货车在 空载和满载时簧上质量变化大，为了减少振动频率和车身高度的变化，因 此选用刚度可变的非线性悬架。后悬架采用主副钢板的复合式悬架。 4.1.5 悬架主、副簧刚度的分配 图图 4-14-1 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性1 1 确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架 k F 的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载 时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工 作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于 满载状态，采用如下方法来确定。 使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而 a f 0 f 使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求 k f c f = （4-1） k F W FF0 式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。 W FF 和 0 副簧，主簧的刚度之比为： 广西大学本科学位论文 DA180 低速汽车非独立悬架设计 22 ，其中1/ ma cc 0 / FFw 式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。 a c m c 因为 ，所以 0 29175 3.5 8369 w F F =0.87 （4-2）1/ ma cc 将 n=1.9hz,m=2977kg 代入公式： ，得 c=423.8N/mm 2 c m n 由上面的式子，可联立方程组： （1）4238/ am cccN mm （2）0.87 am cc 由（1） （2）式解得： 197.2/ a cN mm226.6/ m cN mm 副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为 ca f =1526N Wk FFF 0 又： ，得： acamcakW CfCfFF =)/()( makW CCFF ac f 29175 15