低速载货汽车车架及悬架系统设计【毕业论文】【汽车专业】

1 目 录 第 1 章 前言 . 1 第 2 章 总体方案论证 . 2 2 1 设计选型原则 . 2 2 2 设计内容 . 3 第 3 章 主要尺寸参数的选定 . 3 3 1 外廓尺寸 . 3 3 2 质量参数 . 3 第 4 章 车架总成设计 . 4 4 1 车架的结构设计 . 4 4 2 车架的技术要求 . 5 第 5 章 车架的设计计算 . 6 5 1 车架的计算 . 6 5 2 车架载荷分析 . 8 5 3 车架弯曲强度的计算 . 8 5 4 车架扭转应力的计算 .11 第 6 章 悬架的总成设计 . 14 6 1 悬架的设计要求 . 14 6 2 悬架的两种形式 . 14 6 3 悬架主要参数的确定 . 17 6 4 钢板弹簧的设计 . 20 结论 . 23 参 考 文 献 . 24 致 谢 . 25 附 录 . 26 2 第 1章 前言 车架 和 悬架系统 是汽车设计的重要 部分 ，因为它 们 的好坏直接关系到 汽 车 各个方面 （操控、性能、安全 、舒适 ）性能。 现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架。汽车绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置的，如发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货箱和有关操纵机构。车架是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内、外的各种载荷， 所以在车辆总体设计中车架要有足够的强度和刚度，以使装在其上面的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小，车架的刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。过去对车辆车架的设计与计算主要考虑静强度。当今，对车辆轻量化和 降低成本的要求越来越高，于是对车架的结构形式设计有高的要求。 首先要满足汽车总布置的要求。汽车在复杂多边的行驶过程中，固定在车架上的各总成和部件之间不应发生干涉。汽车在崎岖不平的道路上行驶时，车架在载荷作用下可能产生扭转变形以及在纵向平面内的弯曲变形；车架布置的离地面近一些，以使汽车重心位置降低，有利于提高汽车的行驶稳定性。 1 悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支撑力）、纵向反力（驱动力和 制动力）和侧向反力以及这些反力所造成的力矩传递到车架（或承载式车身）上，以保证汽 车的正常行驶。在进行设计时，要满足以下几点要求： a规范合理的型式和尺寸选择，结构和布置合理。 b保证整车良好的平顺性能。 c工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。 d尽量使用通用件，以便降低制造成本。 e在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量。 f其它有关 产品技术规范 和标准。 2 目前 ， 农 用运输车 不能满足 “三农 ”市场需求，突出表现为一般产品生产能力过剩，技术水平 低，质量和维修服务水平差， 价格较高， 而市场急需的 高质量经济型产品不能满足需求。 结合生产实际，在农用运输车基础上对低速载货汽车车架及悬架系统进行了设计。 3 第 2 章 总体方案论证 2.1 设计选型原则 2.1.1 车架的设计方案 根据纵梁的结构特点，车架可分为以下几种方案： a周边式车架，用于中级以上的轿车； b X 形车架，为一些轿车所采用； c梯形车架，梯形车架是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于 汽车的改装和变型，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上； d计量式车架； e综合式车架； 结合生产实际及设计要求，选用方案 c。 3 2.1.2 悬架的设计方案 a前轮和后轮均采用非独立悬架； b前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架； c前后轮均采用独立悬架； 非独立悬架的结构特点是，左右车轮用一根整体轴连接再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是左右车轮通过各自的悬架与车架（车身）连接。 结合生产实际及设计要求 ，选用方案 a。 由于是载货汽车，前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧，当采用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。 3 2.1.3 整体设计方案 综合上述两方案确定了整体设计方案：梯形车架和前后悬架均采用纵置半椭圆形钢板弹簧非独立悬架。 2 2 设计内容 4 a参与总体设计； b车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定； c车 架、悬架结构设计。 第 3 章 主要尺寸参数的选定 3.1 外廓尺寸 我国对低速载货汽车的限制尺寸是：总高不大于 2.05 米；总宽不大于 2 米；总长不大于 6 米。 3.2 质量参数 3.2.1 装载质量Gm 按要求取Gm=1500kg 3.2.2 整备质量0m汽车的装载量与整备质量之比 Gm / 0m 称为 汽车的整备质量利用系数 0m 。它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。参考国内外同类型同级别的汽车整备质量利用系数和查汽车设计表 2-10，所以： kgmm G 18758.0/15008.0/0 在轻型载货汽车之列 ,所以满足设计要求取0m kg2000。 3 3.2.3 满载质量am kgmmm Ga 35000 3.2.4 车架宽度 车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬置等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装置件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。以便简化制造工艺和避免纵梁宽度变化处产生应力集中。由（汽车设计）表 2 25取的车架宽 860mm。 3.2.5 轴距 L 5 由总体设计取轴距 2800mm。 第 4 章 车架总成设计 4 1 车架的结构设计 车架是支撑、连接汽车备总成的零部件，并承受来自车内外的各种载荷的基础构件。传统的梯形车架由于其所起到的缓冲、隔振、降低噪声、延长车身使用寿命等特点及生产上的继承性、工艺性等原因仍广泛应用在大型挂车上。货车车架应具有足够的强度和适当的刚度。同时要求其质量尽可能小。此外，车架应布置得离地面近一些，以降低整车重心位置，有利于提高汽车行驶的稳定性。 图 4-1 车架结构示意图 4.1.1 纵梁形式的确定 纵 梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。 材料选用 16Mn低合金钢， 16Mn低合金钢在强度 ,塑性 ,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好 ,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能。 6 4.1.2 横梁形式的确定 横梁是车架中用来连接左、 右纵梁，构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布 合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。 从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力 在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁上的位置应满足安装上的需要。横、纵梁的断面形状、横梁的 数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。 纵、横梁材料的选用有以下 三种：车架 A：箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。车架 B：槽型纵梁、 槽 型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。车架 C：槽型纵梁、工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。 从以上三种车架的对比可以看出： 低速载货汽车应该选用车架 B。 本设计共有六根横梁，有前横梁，第二横梁，第三横梁，第四横梁，第五横梁，第六横梁 。 4.1.3 纵梁与横梁的连接 轿车车架的纵、横梁采用焊接方式连接，而货车则多以 铆钉连接（见下图）。铆钉连接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架有重要意义。 图 4-2 车架铆接示意图 铆接设计注意事项： a.尽量使铆钉的中心线与构件的端面重心线重合； b.铆接厚度一般不大于 5d； c.在同一结构上铆钉种类不益太多； d.尽量减少在同一截面上的铆钉孔数，将铆钉交错排列； 8 7 4 2 车架的技术要求 a.车架左右纵梁间的距离为 860 02 ，而在车架前横梁及转向 器范围内应为860 0.1 。 b.车架总成左右纵梁上表面应在同一平面内，其不平度在全长上不大于 3.0，且在转向器固定处，该表面与纵梁侧面的垂直度应不大于 0.5。 c.车架总成驾驶室前后固定点的相对位置尺寸应符总装图要求，驾驶室后支点与前支点高度差为 10 0.1 。 d.在车架总成上，左右对称的前后钢板弹簧支架及吊耳支架其销孔中心线应在同一直线上，且与车架中心线垂直，偏差不大于 1000： 1.5，左右对称支架的相对位置尺寸应符合要求。 e.车架总成铆接零件的接合面必须紧固无缝隙，紧接面的直径应不小于铆钉直径的 1.5倍，且具有正确形状不允许有倾斜，呲牙等缺陷，铆接后的铆钉头和铆钉中心线的不同轴度应不大于 1.0。 f.车架的全部铆接部分应仔细检查，铆后零件上不得有裂缝，若有裂缝须更换重铆。 g. 车架总成车架第二横梁连接的螺母应装置于车架的内部。 第 5 章 车架的设计计算 5.1 车架的计算： 5.1.1 纵梁弯曲应力 弯矩 M 可用弯矩差法或多边形法求得。对于载重汽车，可假定空车簧上重量 Gs均布在纵梁全长上，载重 Ge 均布在车箱中，空车时簧上负荷 sG(对 4X2 货车可取sG=2 3/0gm)0m整备质量。 3 8 图 5-1 纵梁弯曲应力 由上图得： lccGbLGR esf 4/22 2 （ 5-1） )(4 LbaGM s )(4)( 212222 ccGaLxbLxaLxxL e )( 222221 cLxLxcLxc （ 5-2） cGLGcclGLaGRx esesf /2 1 （ 5-3） a=625mm， b=800mm， l =2800mm， L=4225mm， mmc 12002 ， mmc 24001 ，mmc 3600 。 将已知量代入上式得： 8.2/4/2.126.381.93 5 0 08.0222543/81.92 0 0 02 fR =6744.4N 6.3/81.93500225.4/3/81.9200026.3/4.28.281.93500225.4/625.03/81.9200024.67442x =1.24m )8.28.0625.0(43/81.935002 M)2.14.2(481.93500625.08.224.18.08.224.1625.0)8.224.124.1(8.2 2222 )2.18.224.1(8.224.12.18.224.14.2 222 =7352.03N.m 9 5.1.2 局部扭转应力 相邻两横梁如果都同纵梁翼缘连接 ,扭矩 T作用于该段纵梁的中点 ,则在开口断面梁中扇性应力可按下式计算： WW IBW / (5-4) 式中 Iw 扇性惯性矩； W 扇性坐标； 对于槽形断面 )6(2/)3( bhbhhbW (5-5) 由材料力学表 B-4热轧槽钢（ GB/T-707-1988） 查得 h=80mm,b=43mm,d=5.0mm,t=8.0mm 则 55.1 0 6 3)43680(2/)43380(4380 W mm2 对于工字形断面 4/hbW 5.1.3 车架扭转时纵梁应力 如横梁同纵梁翼缘相连，则在节点附近，纵梁的扇性应力： lLWEaw (5-6) 式中 E 弹性模量，对低碳钢和 16Mn 钢： E=2.06 MPa510 ； 车架轴间扭角； L 轴距； l 节点间距； a 系数，当 kL=0 时， a=6； kL=12 时， a=5.25。 车架扭转时，纵梁还将出现弯曲应力，须和w相加。 3 5.2 车架载荷分析 汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。汽车在行驶过程中，随行驶条件 (车速和路面情况 )的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。 5.2.1 对称的垂直动载荷 这种载荷是当汽车 在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。这种动载荷会使车架产生弯曲变形。 5.2.2 斜对称的动载荷 10 当汽车在不平道路上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。这种动载荷将会使车架产生扭转变形。 由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配； 汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展或扩展得很缓慢。根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁 。 5 3 车架弯曲强度的计算 由于结构的限制，车架必须满足强度要求和结构设计要求。 5.3.1 受力分析 为简化计算，设计时做以下几点假设： a纵梁为支撑在前后轴上的简支梁 b空 车时簧载质量均布在左、右纵梁的全长上 c所有作用力均通过截面的弯心 (局部扭转的影响忽略不计 ) 其中 1l =413mm, 2l =910mm, 3l =906mm, 4l =885mm,5l =835mm, mml 2806 所以 mmlllllL 4225l 654321 5.3.2 弯矩的计算 总体设计中又知：车载质量为 Gm =1500kg ，簧上整备质量 0m 2000kg。 A所以均布载荷集度 q为： 6543210 / llllllmmq G 280835885906910413/2 0 0 01 5 0 0 mmNmmkg /13.8/83.04225/3500 图 5-2 车架载荷示图 B求支反力 由平衡方程 02 FM得： 11 13.82/8 0 02 8 0 08 0 02 8 0 02/6 2 513.86 2 52 8 0 02 F 得： NF 6.186292 NFgmmF G 4.157056.1862981.920001500201 把车架纵梁分为六段。如图 5-3所示： 图 5-3 纵梁分段受力示图 当 10 lx 时： 剪力 xqxQ 13.81 弯矩 221 07.42 xxqM 当43211 llllxl 时： 剪力 xFqxQ 13.84.1 5 7 0 511 弯矩 22111 07.44134.157052/ xxqxlxFM 当654321 llxllll 时： 剪力 xFFqxQ 13.83 4 3 3 5211 弯矩 226543211 4 2 2 513.82/ xxllllllqM a. 变载面处的剪力和弯矩： 当 mmlx 4131 时： NNxQ 3104.369.335741313.813.8 mmNmmNxM 522 109.683.6 9 4 2 1 541307.4 当 mmllx 132391041321 时： NNxQ 31095.44.4949132313.84.1570513.84.15705 12 22 132307.441313234.1570507.44134.15705 xxM mmNmmN 61017.797.7 1 6 8 0 7 4 当 mmlllx 2229906910413321 时： NNxQ 31042.237.2416222913.84.1570513.84.15705 22 222907.441322294.1570507.44134.15705 xxM mmNmmN 6103.853.8 2 9 9 4 5 1 当 mmllllx 3 1 1 48859069104134321 时： NNxQ 3106.942.9611311413.84.1 5 7 0 513.84.1 5 7 0 5 22 311407.441331144.1570507.44134.15705 xxM mmNmmN 61095.268.2 9 5 3 5 1 1 当 mmLx 4225 时： NxQ 5.56422513.83433513.834335 04225422507.4422507.4 22 xM b. 求最大弯矩： 因为 dxdMQ / ，所以当 Q=0时， 弯矩最大 即 013.88.7 4 6 9 xQ ， mmx 79.918 时， 弯矩最大 22m ax 79.91807.441379.9184.1 5 7 0 507.44134.1 5 7 0 5 xxM mmNmmN 6105.476.4 5 0 7 8 4 1 5.3.3 强度验算 实 验表明，当车速约 40 km h时，汽车在对称的垂直动载工况下，其 最大弯矩maxDM 约为静载荷下的 3(卵石路 ) 4.7(农村土路 )倍，同时，考虑到动载荷作用下，车架处于受疲劳应力状态，如取疲劳安全系数为 1.15 1.4，可求得动载荷下的最大弯矩： mmNMM D 76m axm ax 1096.2105.47.44.17.44.1 可用下式来校核纵梁的弯曲强度： 13 xD WM /max (5-7) 式中： 纵梁的弯曲强度 xW 抗弯模量 MP a9.1 5 8 21087.1/1096.2 47 如图可知区域载面形状和载面特性，即抗弯截面系数为： HbhBHW 6/33 (5-8) 12 Hh ， 2 Bb (5-9) 3433 1087.1806/70388043 mmW x 比较车架全长上受力分析可知： 最大受力可能发生在最大弯矩处或变载面处，求两点的受力值加以比较求出安全系数： isn / (5-10) 其中s为材料的屈服应力，取其值为 345MPa MP aWM x 8.2 4 01087.1/105.4/ 46m axm ax 43.18.240/345/ m a x sn 综上所述：车架发生最大受力时，静载安全系数不小于 1.43， 按上式求得的弯曲应力不超过纵梁材料的疲劳极限 M Pa2602201 。 7 5 4 车架扭转应力的计算 5.4.1 受力分析 简化设计计算，假设牵引横梁为一根前悬架梁，共有七根主横梁，分别为前端横梁，工具箱横梁，三根方形横梁，一根矩形横梁和后端横梁，间距分别为 al =413mm, bl =910mm, cl =906mm, dl =885mm, el = 835mm, fl =280mm。反载荷均匀分布在纵 图 5-4 车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图 16为横梁； ae为纵梁的区段 图 5-4为车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图。作用在车架上的四个力 R位 14 于前后车轮轴线所 在的横向铅垂平面内。 3 5.4.2 求最大扭矩 maxT 这时各横梁的扭转角相等。此外，纵横梁单位长度的扭转角亦相等。由于扭转角 与扭矩 T，扭转刚度 kGJ 存在以下关系： kk GJTlGJTl 3.57 (5-11) 式中： T 车架元件所受的 扭矩， N mm L 车架元件的长度， mm G 材料的剪切弹性模量， MPa kJ 车架元件横断面的极惯性矩， 4mm 因此，作用在车架元件上的扭矩 kT 与该元件的扭转刚度 kkGJ 成正比，故有4721721 : kkbkakkkfba JJJJJJTTTTTT 式中： , 21 TT 横梁 1， 2，所受的扭矩； , 21 kk JJ 横梁 1， 2，横断面的极惯性矩； , 21 TT 纵梁在 1， 2 和 1， 2，横梁间所受的扭矩； , 21 kk JJ 纵梁在 1， 2 和 1， 2，横梁间横断面的极惯性矩； 如果将车架由对称平面处切开见图 5.8，则切掉的一半对尚存的一半的作用相当于在切口横断面上作用着扭矩 621 , TTT 和横向力 621 , QQQ 。对最右边的横梁 1 取力矩的平衡方程式，则有 图 5-5 车架在反对称载荷作用下的受力简图 cbabaa lllQllQlQTTTTTTRL 432654321 065 edcbadcba lllllQllllQ (5-12) 由 (5-11)式得：1212kkJJTT ；1313kkJJTT ； 11 kkaa JJTT ；11 kkbb JJTT ； 15 111 22 JJCTCTQ kaa kakbkab JJCJ TC TTQ 112 22； 将上式代入 (5-12)，经整理后得 : 7111 2nfammkmknklJCJR L JT (5-13) 式中： n 横梁数为 6； M 两横梁之间的纵梁区段数为 5； C 车架宽为 860mm； L 前后桥的距离为 2800mm； a求极惯性矩 1233 bhBHI x 和抗扭截面系数 HbhBHWx 633 ； 3 第 6章 悬架的总成设计 6.1悬架的设计要求： a 保证汽车有良好的行驶平顺性和良好的操纵稳定性。 b具有合适的衰减振动的能力。 16 c汽车制动或加速时，保证车身稳定，减少车身侧倾，转弯时车身侧倾角要合适。 d有良好的隔声能力。 e结构紧凑、占用空间小。 f可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足另部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 4 6.2悬架的两种形式： 非独立悬架和独立悬架 A 非独立悬架如图 (a)所示。其两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上。 B 独立悬架如图 (b)所示，其两侧车轮安装于断开式车桥上，两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮。 6 图 6 1非独立悬架和独立悬架 C. 钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。如 下图 所示。钢板弹簧 3的第一片（最长的一片）称为主片，其两端弯成卷耳 1，内装青铜或塑料或橡胶。粉沫冶金、制成的衬套，用弹簧销与固定在车架上的支架、或吊耳作铰链连接。钢板弹簧的中间用 U 形螺栓与车桥固定。中心螺栓 4 用来连接各弹簧片，并保证各片的装配时的相对位置。中心螺栓到两端卷耳中心的距离可以相等，也可以不相等。为了增加主片卷耳的强度，将第二片末端也 弯成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有较大的间隙，使得弹簧在变形时，各片间有相对滑动的可能。钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减。各片间的干摩擦，车轮将所受冲击力传递给车架，且增大了各片的摩损。所以在装合时，各片间涂上较稠的润滑剂（石墨润滑脂），并应定期保养。 17 图 6 2 钢板弹簧 示意图 1. 卷耳； 2. 弹簧夹； 3. 钢板弹簧； 4. 中心螺栓； 钢板弹簧可分为对称式钢板弹簧和非对称式钢板弹簧，对称式钢板弹簧其中心螺栓到两端卷耳中心的距离相等，不等的则为非对称式钢板弹簧。 我们设计的是 对称式钢板弹簧 ， 钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减，起到减振器的作用钢板弹簧本身还兼起导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。 4 D 悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振 动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。 减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任 务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。 a .在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。 b .在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 c .当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫 双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。 18 图 6 3 双向作用筒式减振器工作原理 图 双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞 3 向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀 8 流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆 1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀 6，流回贮油缸 5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器 受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀 8 关闭，上腔内的油液推开伸张阀 4 流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀 7 流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。 由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应 的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速 19 减振的要求。 3 6.3 悬架主要参数的确定： 6.3.1 悬架静挠度cf 悬架静挠度cf是指汽车的满载静止时悬架上的载荷wF与此时悬架刚度 c之比即 cFfwc / （ 6-1） 汽车前后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。因现代汽车的质量分配系数近似等于 1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前后部分车身的固有频率 n1和 n2（亦称偏频）可以用下式表示 n1=11mc 2； n2= 222 mc （ 6-2） 式中， c1、 、 c2 为前后悬架的刚度（ N/cm）； m1、 m2 为前后悬架的簧上质量（ kg）。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 1cf =m1g/c1； 2cf=m2g/c2 （ 6-3） 式中， g为重力加速度， g=981cm/s2。 将1cf、2cf代入式（ 6-1）得到： n1=51cf n2=52cf （ 6-4） 由（ 2）可知：悬架的静扰度cf直接影响车身振动的偏频 n。因此，要保证汽车有良好 的行驶平顺性，必须正确的选取悬架的静扰度。在选取前、后悬架的静扰度1cf和2cf时，应当使之接近，并希望后悬架的静扰度2cf比前悬架的静扰度1cf小些，这有利于防止出身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障， n1/n21 时小，故推荐取：2cf=（ 0.8.9）1cf。考虑到货车前后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静扰度值大于后悬架的静扰度值，推荐2cf=（ 0.6.8）1cf。货车满载时，前悬架偏频要求在 1.502.10Hz，而后悬架则要求在 1.702.17Hz。根据需要我选定： n1=1.3， n2 =1.5 将 n1=1.3, n2 =1.5 代入（ 6-4）得 1cf=14.8cm，2cf=11.1cm4 6.3.2 悬架的动扰度 df 悬架的动扰度 df 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1/2 或 2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动扰度，以防止在坏路面上行驶 时经常碰撞缓冲块。对货车， df 取 69cm。货车车架的最大弯曲扰度通常应小于 10mm。货车车架质量 20 约为整车整备质量的 1/10。 4 6.3.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力 F 与由此所引起的车轮中心相对于车身位移 f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 图 6 4 悬架弹性特性曲线 悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。对 于空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。 4 6.3.4 后悬架主、副簧刚度的分配 货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。 21 图 6 5 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性 具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架扰度af等于汽车空载时悬架的扰度0f,而使副簧开始起作用前一瞬间的扰度kf等于满载时悬架的扰度cf。于是，可求得kF=wFF0。式中， F0 和wF分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为 wma FFcc /,1/ 0 （ 6-5） 式中： ac为副簧刚度； cm 为主簧刚度。 用此方法确定的主、副簧刚度的比值，能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。 第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时时悬架载荷的平均值，即kF=0.5（ F0+Fw） ,并使 F0 和kF间的平均载荷对应的频率与kF和wF间平均载荷对应的频率相等，此时，副簧与主簧的刚度比为 3|/22/ ma cc （ 6-6） 用此方法确定的主、副簧刚度的比值，能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。 5）悬架侧倾角刚度及及其在前、后轴的分配 悬架侧倾角 刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。货车车身侧倾角不超过6 7 。 4 6.4 钢板弹簧的设计 6.4.1 钢板弹簧的布置方案 纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。 纵置钢板弹簧有对称和不对称之分，因大多数汽车采用对称式钢板弹簧所以我选用了对称式钢板弹簧。 6.4.2 钢板弹簧 主要参数的确定 A钢板弹簧材料及许用应力选用： 机械设计手册单行本 弹簧起重运输件五金件， 7 112 表 7-11-6 材料： 60Si2MnA， ,1372 MPas MPab 1568， 05.010 ， 2.0 。 表 7-11-7 钢板弹簧许用应力 载重汽车的前板簧许用弯曲应力 M Pap 441343； 载重汽车的后板簧许用弯曲应力 M Pap 490441。 B板弹簧设计与计算： 表 7-11-8 半椭圆式板弹簧： 22 kc IEPLf 48/3 （ 6-7） 由已知满载静止时汽车前、后轴负荷 G1、 G2 和簧下部分荷重 Gu1、 Gu2。单个钢板弹簧的载荷： Fw1= 2/11 uGG 和 2/222 uw GGF ，悬架的静扰度cf和动扰度纵置钢板弹 簧df,汽车的轴距。常取af=1020mm。 10 C钢板弹簧长度 L 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。 货车前悬架 1l=(0.260.35)L ，后悬架2l=(0.350.45)L 。 前悬架主叶取1l=0.3 mm8402800 ；后悬架主叶取 mml 112028004.02 。 D钢板弹簧断面尺寸及片数的确定 a钢板断面宽度 b 的确定 对于钢板弹簧 EcksLJ 48/ 30 （ 6-8） 式中， s 为 U 形螺栓中心距（ mm）； k 无效长度系数（刚性夹紧：取 k=0.5，扰性夹紧：取 k=0）； c 为钢板弹 簧垂直刚度（ N/mm），cw fFc /； 为扰度增大系数（重叠片数 n1，总片数 n0，求得01 / nn，再用 5.0104.1/5.1 ； E 为材料的弹性模量（ MPa）。 钢板弹簧总截面系数 W0 W0 4/Ww ksLF （ 6-9） 式中， w为许用弯曲应力。对于 55SiMnVB 或 60Si2Mn 等材料，表面经喷丸处理后，推荐 w在下列范围内使用：前弹簧 350450MPa；后主簧 450550MPa；后副簧 220250MPa。 将式 （ 6-9）代入下式计算 钢板弹簧的平均厚度ph cwp EfksLWJh 6/2 200 （ 6-10） b钢板弹簧片厚 h的 选择 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩 J0 12/30 nbhJ （ 6-11） 式中， n为钢板弹簧片数。 c钢板弹簧断面形状 图 6-6 钢板弹簧断面形状 d钢板弹簧片数 n 23 多片钢板弹簧一般片数在 614 片之间选取，根据设计要求和计算取 10 片。 4 6.4.3 钢板弹簧各片 长度的确定 图 6-7钢板弹簧各片长度 6.4.4 钢板弹簧的刚度验算 刚度验算公式为 61131 kkknkYYaEc （ 6-12） 式中 ： 111 kk lla iY Jkik 11iY Jkik 111 1 为经验修正系数， =0.900.94； E 为材料弹性模量； 1l 、 1kl 为主片和第k+1 片的一半长度。 4 24 结 论 本课题是针对 目前农 用运输车 不能满足 “三农 ”市场需求，突出表现为一般产品生产能力过剩，技术水平低， 价格过高， 质量和维修服务水平差，而市场急需的高质量、经济型的产品 不能满足 市场 需求。 二十一世纪 ，农 业机械 要围绕我国农村 经济结构调整要求，努力开发生产适用、先进的 农用 产品 。 在市场的需求下，在老师的指导下，我们一