车辆工程专业

1、摘 要本次设计题目是EQ1092货车的前后悬架系统的设计。所设计悬架系统的前悬架采用钢板弹簧非独立式悬架。后悬是由主副簧组成，也是非独立悬架。首先确定悬架的主要结构形式，然后对主要性能参数进行确定。在前悬的设计中首先设计了钢板弹簧，材料和许用应力，和方案布置的设计；还有减振器的选择。在后悬架系统设计中主要对主副钢板弹簧进行了设计，特别是钢板弹簧的刚度比分配计算和刚度的校核。最后对悬架系统进行了平顺性分析，目的是判断所设计的悬架平顺是否满足要求。在平顺性分析时运用了时域分析方法，采用了两个自由度，最后通过编程计算，结果是没有不舒适。因而对提高汽车的动力性、经济性和操纵稳定性是有利的。关键词：悬架

2、设计；钢板弹簧；平顺性；货车AbstractThe title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of EQ1092 truck.The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also dependent suspension. In

3、 the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, material and allowable stress and the design of scheme , moreover the design o

4、f shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring, specially the counting of distribution of angular rigidity between the main spring and the helper spring and the checking of the angular rigidity.In the final design stage, we imple

5、ment the analysis of suspension ride performance. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The ride performance analysis adopts the methods with time domain and with two degree of freedoms by computer program. The results indicate that there is no uncomfortabl

6、eness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the studied vehicle.Key words: Suspension Design; Leaf spring; Ride Performance; Truck目 录第1章 绪 论1第2章 悬架系统的结构与分析32.1 悬架的作用和组成32.2 汽车悬架的分类32.3 悬架的设计要求42.4 悬架主要参数42.4.1 悬架的静挠度fc42.4.2 悬架的动挠度 f

7、d52.4.3 悬架弹性特性52.4.4 后悬架主、副簧刚度的分配52.4.5 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配6第3章 前后悬架系统的设计73.1前悬架系统设计73.1.1钢板弹簧的设计73.1.2.减振器的选用123.2后悬架系统设计133.2.1主、副钢板弹簧结构参数133.2.2钢板弹簧的强度验算13第4章 平顺性分析和编程154.1平顺性的定义154.2平顺性的研究内容154.3平顺性的研究分析16第5章 结论21参考文献22致 谢23附 录：外文资料24附 录 ：中文翻译31附 录 ： 程序36第1章 绪 论随着时代的发展，以及我国汽车行业的发展，人们对货车的舒适性和稳定性提出了

8、新的要求。悬架作为提高汽车操纵稳定性和乘坐舒适性的关键部分必须进行更好的改进，由此悬架得到了人们广泛重视和深入研究。运用优化的设计方法在保证减小悬架整体质量的同时又不缺少应有的刚度、强度与纫度，从而提高了车速，降低了能耗是目前国内汽车悬架系统发展的主方向。汽车车架（或车身）若直接安装于车桥（或车轮）上，由于道路不平，由于地面冲击使货物和人会感到十分不舒服，这是因为没有悬架装置的原因。汽车悬架是车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间全部传力联接装置的总称。它的作用是弹性地连接车桥和车架（或车身），把路面作用于车轮上的各种力及其产生的力矩传递到车架(或承载式车身)上，吸收和缓和行驶中因路面不平引

9、起的车轮跳动而传给车架的冲击和振动，保证货物完好和人员舒适。使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着缓和作用到车架（或车身）上垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。 悬架由弹性元件、减振装置和导向机构等三部分组成。同时悬架形式又分为独立悬架和非独立悬架两种。悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。从外表上看，悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千万不要以为它

10、很简单，相反悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。比如，为了取得良好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头”以及左右侧倾严重的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。 现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。20世纪80年代以来主动悬架开始在一

11、部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度。现代汽车对平顺性和操纵稳定性和舒适性的要求越来越高，已成为衡量汽车性能好坏的标准。悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。 汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（簧载质量）所决定。人体所习惯的垂直振动频率约为11.6Hz。车身振动的固有频率应接近或处于人体适应的频率范围，才能满足舒适性要求。在悬架垂直载荷一定时，悬架刚度越小，固有频率

12、就越低，但悬架刚度越小，载荷一定时悬架垂直变形就越大。这样若无有足够大的限位行程，就会使撞击限位块的概率增加。若固有频率选取过低，很可能会出现制动点头角，转弯侧货角，空载和满载车身高度变化过大。一般货车固有频率是1.52Hz，旅行客车1.21.8Hz，高级轿车11.3Hz。另外，当悬架刚度一定时，簧载质量越大，悬架垂直变形也愈大，而固有频率越低。空车时的固有频率要比满载时的高。簧载质量变化范围大，固有频率变化范围也大。为了使空载和满载固有频率保持一定或很小变化，需要把悬架刚度做成可变或可调的。影响汽车平顺性的另一个悬架指标是簧载质量。簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质

13、量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M。如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M进行评价。悬架的侧倾角刚度及前后匹配是影响汽车操纵稳定性的重要参数。当汽车受侧向力作用发生车身侧倾，若侧倾角过大，乘客会感到不安全，不舒适，如侧倾角过小，车身受到横向冲击较大，乘客也会感到不适，司机路感不好。所以，整车侧倾角刚度应满足：当车身受到0.4g侧向加速度时，其侧倾角在2.54范围内，汽车有一定不足转向特性，前悬架

14、侧倾角刚度应大于后悬架侧倾角刚度。一般前悬架侧倾角刚度与后悬架侧倾角刚度比应在1.42.6范围内，如前后悬架本身不能满足上述要求，可在前后悬架中加装横向稳定杆，提高汽车操纵稳定性。第2章 悬架系统的结构与分析2.1 悬架的作用和组成悬架系统的作用：(1) 传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；(2) 缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；(3) 保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定器等。弹性元

15、件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式。2.2 汽车悬架的分类根据汽车导向机构不同悬架种类又可分为独立悬架，非独立悬架。非独立悬架特点是左，右车轮用一根整体轴连接，在经过悬架与车架（或车身）连接，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。 其主要特点是：(4) 组成悬架的构件少，结构简单，便于维修。(5) 坚固耐用，适合重载。(6) 转弯时车身

16、倾斜度小。(7) 车轮定位几乎不因其上下运动而改变，所以轮胎磨损较少。(8) 由于非悬挂重量大，故乘坐欠舒适。(9) 由于左右车轮的运动相互影响，很容易产生颤动和摇摆现象。独立悬架是左，右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。综上EQ1092中型货车选用的是非独立悬架。2.3 悬架的设计要求悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬

17、架的设计中应该满足这些性能的要求：（1）保证汽车有良好的行驶平顺性。（2）具有合适的衰减振动能力。（3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。（4）汽车制动或加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾，即点头或后仰；转弯时车身侧倾角要合适。（5）结构紧凑、占用空间小。（6）可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。2.4 悬架主要参数根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求，悬架首先应保证有良好的行驶平顺性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。汽车的前、后悬架与簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性主要参数之一。悬架固有频率选取的主要依据是“I

18、SO2631人体承受全身振动的评价指南”，固有频率取值与人步行时身体上下运动的频率接近。此外，前后悬架的固有频率接近可以避免产生较大的车身角振动，n1n2的汽车。故本次设计选取的汽车前后部分的车身固有频率n1、n2分别为n1=1.9Hz,n2=2Hz2.4.1 悬架的静挠度悬架的静挠度 是指满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。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可用下式表示n1=；n2= （2-1）式中，、为前、后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg

19、）。悬架的弹性特性为线性变化时，前、后悬架的静挠度可用下式表示fc1=m1g/c1；fc2=m2g/c2式中，g为重力加速度,g=981cm/s2 。将fc1、fc2代入式（2-1）得到 =5/； =5/ （2-2）所以 fc1=(5/n1)2=(5/1.9)2=69mm fc2=(5/n2)2=(5/2)2=62mm 2.4.2 悬架的动挠度 fd 悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允的最大变形时，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挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。所以，对于货车，fd取62mm。2.4.3 悬架弹性特性悬架受到的垂直外

20、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。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的。（如图2-1） 图2-1 悬架弹性特性曲线2.4.4 后悬架主、副簧刚度的分配EQ1092中型货车后悬架采用主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架的弹性特性曲线图2-2 主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性曲线如图2-2所示。载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时副簧与主簧共同工作。2.4.5 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴

21、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。EQ1092中型货车车身侧倾角选为6o。此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差1-2应当在1o3o范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，设计还要考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。所以前、后悬架侧倾角刚度的比值为2.4。第3章 前后悬架系统的设计3.1前悬架系统设计前悬架由前钢板弹簧和减振器组成。 钢板弹簧中部用两个U型螺栓固定在前桥上。弹簧两端的卷耳孔中压入衬套。前端卷耳用钢板弹簧销

22、与前支架相连，形成固定的铰链支点，与车架连起来；后端卷耳则通过钢板弹簧吊耳销与用铰链挂在后支架上可以自由摆动的吊耳相连，与车架连起来。从而保证了弹簧变形时两卷耳中心线间的距离有改变的可能。钢板弹簧工作时，越靠近中间受到的弯曲力矩越大，为了充分利用材料并有足够的强度和弹性，钢片长度由上到下逐渐缩短。并且各片的弯度是不等的，钢片越长弯度越小，这样装配后在工作时可以减小主片所受负荷，使各片负荷均匀接近。 减振器为液力双作用筒式减振器。减振器在拉伸和压缩过程中，通过复原阀和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力，从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改善汽车的行驶平顺性。减振器通过连接销、上支架、下支架以及其橡胶

23、衬套分别与车架和前轴连接。3.1.1钢板弹簧的设计1.钢板弹簧的布置方案钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在极少数汽车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故选用在EQ1092中型货车上。纵置钢板弹簧又有对称与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴（桥）上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。EQ1092货车采用对称式钢板弹簧。2.钢板弹簧主要参数的确定初始条件：满载静止时汽车前、后轴（桥）负荷G1=23347.8N、G2=67983.3N和

24、簧下部分荷重Gu1=4847N、Gu2=9403N，悬架的静挠度fc和动挠度fd，单个钢板弹簧的载荷：N (3-1)N (3-2)汽车的轴距Lz=3950mm。（1）. 满载弧高fa 满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）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。fa用来保证汽车具有给定的高度。取fa=20mm。（2）. 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。L=0.32Lz=0.323950=1264mm（3）. 钢板断面尺寸及片数的确定1）钢板断面宽度b的确定 钢板弹簧的总惯性矩Jo （3-3）式中，sU形螺栓中心距，s=

25、120mm kU形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数，k=0.5c钢板弹簧垂直刚度， 挠度增大系数, =1.36E材料的弹性模量，E=2.1105MPaJo=（1264-0.5120）31341.36/(482.1105)=31554.6mm2 钢板弹簧总截面系数Wo WFw(L-ks)/(4w) （3-4）式中，w许用弯曲应力，对于55SiMnVB，表面经喷丸处理后，w=350450MPaWo9250.4(1264-0.5120)/(4400)=6960.9刚板弹簧的平均厚度hp （3-5）取片宽b=75mm2）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JoJo=nbh3/12 (3-6

26、)式中，n钢板弹簧片数，n=9h=9mm 取各片片厚等厚：h1=h2=h3=h4=h5=h6=h7=h8 =9mm3）钢板断面形状（如图3-1）图3-1 矩形断面3.钢板弹簧各片长度的确定 在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。用作图法确定各片长度的方法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来作图的,先将各叶片厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半(即L2)和u形螺拴中心距之半(即s2)，得A、B两点。连接这两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB

27、线与各叶片上侧边的交点即决定了各片长度。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连。该图中实线所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。有的叶片端部装有卡箍，则需伸出卡箍稍许。(如图3-2) 图3-2钢板弹簧各片长度的作图法 由此图得出个片半长经过圆整后分别是635mm，565mm，495mm，420mm，350mm，275mm，205mm，135mm4.钢板弹簧的刚度验算由于有关挠度增大系数、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状等的确定不够准确，所以要验算刚度。用共同曲率法来计算刚度。假定同一截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所

28、引起的弯矩。刚度验算公式为c=6E/ (3-7)其中 Yk= Yk+1=式中，经验修正系数，=0.9E材料的弹性模量，E=2.1105MPal1、lk+1主片和第k+1片的一半长度。结果c=17.6104N/m5.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Ho钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho，用下式计算Ho=fc+fa+f (3-8)式中，f钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高 f= （3-9）f=12mmHo=69+20+12=101mm（2）

29、钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径RoRo=L2/(8Ho) (3-10)Ro=12702/(8101)=1996mm6.钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，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Ro1/Ro= （3-12）结果Ro=1906mm经检验合格。钢板弹簧总成弧高HH=L2/(8Ro) (3-13)H=L2/(8Ro)=12702/(81906)=105mm7.钢板弹簧的强度验算（1）紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大在它的后半段出现的最大应力maxmax=G1/ (3-14)式中，G1作用在前轮上的垂直静载荷, G1=23347.8N制动时

30、前轴负荷转移系数, =1.5道路附着系数, =0.8钢板弹簧前、后段长度,=635mmWo钢板弹簧总截面系数, Wo=6960.9c弹簧固定点到路面的距离,c=750mmmax=23347.8/=976.4MpaMpa,为许用应力，合格（2）钢板弹簧卷耳的强度核算卷耳处所受应力是由弯曲应力和压（拉）应力合成的应力，即 （3-15）式中，Fx沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx=11100ND卷耳内径,D=36mmb钢板弹簧宽度,b=75mmh1主片厚度,h1=9mm许用应力，=350MPa=262MPa=350MPa 合格（3） 钢板弹簧销强度计算 ，对于45钢经过高频淬火后， 许用应力合

31、格3.1.2.减振器的选用 悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了减振阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用式减振器；反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定和干摩擦力小和噪生低等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。EQ1092中型货车选用的

32、是双筒式减振器。双筒式减振器工作缸直径D的确定当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器即打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度，即=0.3m/s。已知伸张行程时的阻尼系数近似为20000，则最大卸荷力=200000.3=6000 N根据伸张行程的最大卸荷力Fo计算工作缸直径DD= (3-16)式中，P工作缸最大允许压力，P=4MPaFo最大卸荷力，Fo=6000N连杆直径与缸筒直径之比，=0.4D=47.69mm 根据标准选用，详见QC/T491-1999汽车筒式减振器 尺寸系列及技术要求取D=50mm 连杆直径=0.450=20 mm 壁厚取2 mm3.2后悬架系统设计后悬架只有钢板弹簧组成。

33、后钢板弹簧由主副两副钢板弹簧组成。主钢板弹簧由数片钢片叠成，副钢板弹簧用数片钢片叠成，连接方法副钢板弹簧装在主钢板弹簧的上方。主副钢板弹簧中部用盖板和U型螺栓固定在后桥壳的钢板座上。当汽车装载质量较大时，副钢板弹簧抵在辅助钢板弹簧支架下面，主副钢板弹簧共同参加工作。这样可以使汽车在不同载荷下，保证钢板弹簧既有适当的弹性又有足够的强度。后钢板弹簧通过销、前支架与车架相连接，形成固定旋转支承端；后端卷耳通过吊耳销、吊耳、支架销和支架与车架连接，形成摆动旋转支承端。后悬架总成承受并传递各方向的力和力矩。由于后悬也是钢板弹簧，所以计算步骤如前，同理可得后悬参数。3.2.1主、副钢板弹簧结构参数满载弧高

34、f主a =20mm,f副a=20mm钢板弹簧长度L主=1580mm，L副=1185mm主、副钢板弹簧断面宽度b=75mm,主钢板弹簧片数n=11，副钢板弹簧片数n=8主钢板弹簧各片厚度一样都是15mm副钢板弹簧各片厚度一样都是10mm主钢板弹簧各片长度(如图3-5)钢板弹簧的刚度c=c主+c副=472.4N/mm主、副钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho分别为：97mm,100mm主、副钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro分别为：3529.9mm,1760.7mm主、副钢板弹簧总成弧高的核算主钢板弹簧总成的曲率半径Ro=3217mm副钢板弹簧总成的曲率半径Ro=1770mm主钢板弹簧总成弧高H

35、=95mm副钢板弹簧总成弧高H=96mm主钢板弹簧各片长度1580mm, 1450mm, 1320mm, 1180mm,1050mm, 920mm,790mm, 650mm,520mm,390mm,260mm副钢板弹簧各片长度1190mm,1060mm,930mm,790mm,660mm,520mm,390mm,260mm3.2.2钢板弹簧的强度验算1. 汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在其前半段出现的最大应力max=G2(+c)/(+)Wo+G2/(b) (3-17)式中，G2作用在后轮上的垂直静载荷, G2=67983.3N驱动时后轴负荷转移系数，=1.2道路附着系数，=0.8b钢板

36、弹簧片宽，b=75mmh1钢板弹簧主片厚度, h1=15mm钢板弹簧前、后段长度,=790mmc弹簧固定点到路面的距离,c=800mmWo钢板弹簧总截面系数, Wo=40937.5max=67983.31.2(790+0.8800)/12040937.5+67983.31.20.8/(7515) =672.7MPa =1000Mpa,合格2. 主钢板弹簧卷耳处的强度式中，Fx沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx=28118.5ND卷耳内径,D=40mmb钢板弹簧宽度,b=75mmh1主片厚度,h1=15mm许用应力，=350MPa=300MPa=350MPa 合格第4章 平顺性分析和编程4

37、.1平顺性的定义汽车行驶时，由于路面凹凸不平以及发动机，传动系统和车轮等旋转部件激发汽车的振动。当振动达到一定的剧烈程度，将使汽车内乘员感到不舒适、疲劳甚至危及人体健康。在同一路面上以相同车速行驶的不同汽车，由于隔振和减振性能不同，引起的振动剧烈程度会不同。通常把汽车缓和振动，减少对乘员影响的性能以汽车的“行驶平顺性”来描述，即汽车不因振动而使乘员感到不舒适的性能称为汽车行驶平顺性。4.2平顺性的研究内容汽车行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制订的，并用振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化率等作为行驶平顺性的评价指标。目前，常用汽车车身振动

38、的固有频率和振动加速度评价汽车的行驶平顺性。试验表明，为了保持汽车具有良好的行驶平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时，身体上、下运动的频率。它约为6085次/分(1HZ1.6HZ)，振动加速度极限值为0.20.3g。为了保证所运输货物的完整性，车身振动加速度也不宜过大。如果车身加速度达到1g，未经固定的货物就有可能离开车厢底板。所以，车身振动加速度的极限值应低于0.60.7g。在综合大量资料基础上，国际标准化组织ISO提出了ISO 2631人体承受全身振动的评价指南。该标准用加速度均方根值(rms)给出了在中心频率180HZ振动频率范围内人体对振动反应的三种不同的感觉界限。我国参照

39、ISO2631制定了国家标准汽车平顺性随机输入行驶试验方法和客车平顺性评价指标及极限。ISO 2631用加速度均方根值给出了人体在180Hz振动频率范围内对振动反应的三个不同感觉界限：舒适降低界限、疲劳工效降低界限和暴露极限。舒适降低界限与保持舒适有关。在此极限内，人体对所暴露的振动环境主观感觉良好，并能顺利完成吃、读、写等动作。疲劳工效降低界限与保持工作效率有关。当驾驶员承受振动在此极限内时，能保持正常地进行驾驶。暴露极限通常作为人体可以承受振动量的上限。当人体承受的振动强度在这个极限之内，将保持健康或安全。三个界限只是振动加速度容许值不同。“暴露极限”值为“疲劳工效降低界限”的2倍(增加6

40、dB)；“舒适降低界限”为“疲劳-工效降低界限的1/3.15(降低10dB)；而各个界限容许加速度值随频率的变化趋势完全相同。4.3平顺性的研究分析为了改善车内乘员的舒适感，必须降低汽车行驶中的振动，即提高汽车的行驶平顺性能。汽车在一定路面上行驶时，其振动量（振幅、振动速度及加速度）的大小取决于汽车的质量、悬架刚度、轮胎刚度等参数。但是，汽车振动是一个极为复杂的空间多自由度振动系统。由于车身基本不动，所以将车身与车轮2个自由度系统简化图为如图4-1所示车轮部分的单质量系统，来分析车轮部分在高频共振区的振动。图4-1 汽车振动系统模型根据力学定理，可列出图4-1所示系统的振动微分方程： （4-1

41、）式中，为簧载质量；为非簧载质量； 为左右两侧悬架的合成刚度；为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数；为左右两侧悬架的合成轮胎刚度；为路面不平度赋值函数，即路面不平度对汽车的实际激励。解式（1）可得该系统振动的两个主频率： （4-2） 式中，。由上式可知，汽车振动存在两个主频和，它们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，是表征系统特征的固有参数。一般地说，其中较小值的一阶主频，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率，而较大值的二阶主频率，较接近主要由轮胎刚度和非簧载质量所决定的频率。方程的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成。令，则齐次方程为 式中的称为系统固有频率，而阻尼对运

42、动的影响取决于和的比值变化，称为阻尼比 汽车悬架系统阻尼比的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为 根据上面的式子可以得到车身加速度的功率谱公式：其中（为车速）根据路面不平度分类标准选择G级路面，可得：=，（其中=）则=图4-2 车身加速度的幅频特性曲线图也可以得到：悬架动挠度fd对q的幅频特性： 将 与 代入上式，得： 式中其中为阻尼比；为刚度比；为质量比。图43 悬架动挠度的幅频特性曲线图通过分析，当阻尼比时，本悬架系统的平顺性特性较好，符合ISO02631-1：1997 （E）标准。相对动载Fd/G对q的幅频特性： ，频率响应函数 将 代入上式，得： 式中 图44相对动

43、载的幅频特性曲线图第5章 结论本文进行了EQ1092中型货车的悬架系统设计和平顺性评价。前悬架系统采用钢板弹簧和减振器的非独立悬架，后悬架采用了主副钢板弹簧式非独立悬架。在前悬架系统设计中，对钢板弹簧的参数进行了确定，确定钢板弹簧的片数为8片等厚，厚度为9mm，并确定了簧的断面形状；主簧的长度为1270mm，用作图法确定出各片的长度。接着对钢板弹簧的刚度和强度进行了校核，使它们充分满足要求。最后对减振器进行了选择，工作缸直径50mm，型号选用HH型。在后悬架系统设计中主要对钢板弹簧的刚度比进行了分配并确定主副簧的各项参数，然后进行校核。钢板弹簧总成刚度是472.4N/mm。另外，本文还对所设计

44、的悬架系统运用时域方法进行了平顺性分析，建立了整车系统二自由度的线性动力模型。利用MATLAB软件进行时域计算，根据所列微分方程得到车身加速度功率谱、相对动载Fd/G对q的幅频特性和悬架动挠度fd对q的幅频特性，利用MATLAB软件作出曲线图。最后得出的结论为：人对该车在相应工况下的主观感觉为没有不舒适。参考文献1 细川武志编.魏朗译.汽车构造图册.北京:人民交通出版社,20042 齐志鹏汽车悬架和转向系统的结构原理与检修北京：人民邮电出版社，20003 张正智中国货车丛书北京：北京理工大学学报，1998.6 4 龚为寒汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社，1995.85 曹永堂汽车底盘维修

45、北京：人民交通出版社，19996 屠卫星汽车底盘构造与维修北京：人民交通出版社，2001.87 朱辉.画法几何及工程制图.第版.上海:上海科学技术出版社,20038 Yu F.,Crolla D.A.,A State Observer Design for an Adaptive Vehicle Suspension,Vehicle Suspension Dynamic,19999 汽车工程手册，编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，200110 吴宗泽主编.机械设计师手册. 北京:机械工程出版社,200211 高树新.汽车行驶平顺性评价方法述评.北京:北京总后汽车试验场，2001.3.1

46、2 王树伟.MATLAB6.5辅助图象处理.北京：电子工业出版社，2003.13 刘彦戎.张慧缘，李万用.汽车标准汇编（第四卷）.中国汽车技术研究中心标准化研究所出版社，200014 蒋立盛.汽车设计手册 整车 底盘卷（4.4，4.5）.长春汽车研究所，1998.515 顾柏良.汽车工程手册（第1版）.北京理工文学出版社，199916 中国汽车车型手册（上卷） 中国汽车技术研究中心 2003年 第四版致 谢这次设计是在辽宁工业大学郝亮老师的悉心指导下完成的。在整个的设计过程中郝亮老师本着培养学生自己创新的能力细心的指导我，在遇到许多问题上给我很大的帮助，对我这次能完成毕业设计起了重要的作用。这

47、次毕业设计中的点点滴滴，对我以后的学习或者工作都有深远的影响，在此向郝老师致以最衷心的感谢。另外，所在系在毕业设计的过程中提供了专门的设计电脑和实习场所，在一些专业问题上所在系的老师也给了很多的帮助，并提出了许多合理化的建议，在此一并向他们表示诚挚的谢意。由于本人水平有限，本次设计难免有不足之处，希望各位老师多包涵和指正。附 录：外文资料Comparison of Seat System Resonant Frequency Testing MethodsA seat system developed without an accurate structural dynamics model

48、has a higher probability of squeaks, rattles, excessive seat back motion, and poor ride characteristics. If these issues are not addressed during development testing and are allowed to go into production, engineering changes are more costly and difficult to implement. Because todays seat systems are

49、 more complex, engineers must use the latest technology to determine the seat system response characteristics.Modal analysis is the process of developing a dynamic model of a structure or a mechanical system which will be used for problem solving and trouble shooting, simulation, prediction，and opti

50、mization. The dynamic model is a set of modal parameters consisting of natural frequencies, damping factors, and mode shapes. These parameters are based on the structure or system. Experimental modal analysis can use either time based, or frequency domain based measurements to calculate the modal pa

51、rameters. This method provides the most thorough definition of the dynamic response characteristics of the isolated seating system.Resonant Impact Analysis is used to determine the approximate dynamic response of a seating system. This method provides frequency response functions which describe the

52、natural frequencies of the system. Resonant impact analysis provides information quickly, but does not define the dynamic response characteristics as completely as modal analysis.Multi-axis shaker table testing is another tool used to determine resonant frequencies in the seat system. The shaker tab

53、le is able to input sine sweep and random inputs into the seating system. The amplitude of the sine sweep or random input can be controlled in acceleration or displacement control. The shaker table is also capable of simulating road conditions of a customers proving grounds in the laboratory. These roads generate loads in vehicle components such as seats. Controlled laboratory tests allow duplication of complex multi-channel time histories of a test spec