轻型载货汽车后悬架的设计—毕业设计

1、摘要本文通过传统的设计计算方法和计算机技术相结合，以依维柯欧霸轻卡为原型车，详细设计计算了渐变刚度钢板弹簧后悬架。文中首先介绍了悬架系统领域的研究与设计及其发展现状和趋势；其次详细概述了悬架系统对汽车平顺性和操纵稳定性的影响；再次着重阐述了钢板弹簧悬架设计的详细步骤和设计要求，各主要零部件结构的选型及计算；板簧弧高及曲率半径的计算，材料强度、刚度的验算、校核；减振器的选取；最后还根据SAE圆弧法做了钢板弹簧的运动分析计算，分析了板簧系统关键点轨迹和关键角的变化，并用最小二乘法求出关键点轨迹的曲率中心和曲率半径。钢板弹簧悬架有结构简单，工作可靠，制造成本低等特点，长期以来在各种大中型车辆上得到广

2、泛的应用。关键词：轻型载货汽车；后悬架；钢板弹簧；设计ABSTRACTThis article through the traditional design calculation method and computer technology, combining with IVECO Light Truck Tire as the prototype, the car design calculation after gradient stiffness &leaf spring suspension.This paper firstly introduces the suspension

3、system research and design and development status quo and tendency; Secondly detailed overview of the suspension system and manipulation stability comfort ability influences; Introduces emphatically the leaf spring again suspension design processes of the ship unlades and design requirements, the st

4、ructure of the main parts selection and calculation, leaf-spring curvature, material strength, stiffness checking and checking, shock absorber selection and installation Angle calculation; Finally is done according to SAE arc method of leaf spring, analyzes the motion analysis and calculation of the

5、 track and key point leaf-spring system changes, and the Angle least-square method of point out the curvature center and track curvature radius.Keywords: light commercial vehicle；rear suspension；leaf spring；design目 录摘要IABSTRACTII1 绪论11.1研究背景及意义11.2国内外研究现状及发展趋势21.3研究内容和方法41.4本章小结62 悬架系统总体方案的确定72.1设计要

6、求72.2悬架系统概述72.3悬架系统总体结构方案确定92.4悬架系统各主要零部件选型112.5技术经济分析153 悬架系统主要性能参数的确定183.1悬架静挠度和动挠度的选择183.2悬架弹性特性203.3后悬架主、副簧刚度的分配关系213.4悬架侧倾刚度及其在前、后轴的分配224弹性元件的设计计算234.1初选参数234.2 各片长度的确定264.3钢板弹簧的刚度验算284.4总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算294.5钢板弹簧总成弧高的核算314.6各种工况下校核325减振器设计355.1相对阻尼系数的选择355.2减振器阻力系数的确定365.3最大卸荷力的确定375.4筒式减振器工作

7、缸直径的确定385.5减振器工作行程检验386钢板弹簧运动分析396.1钢板弹簧压平前的计算406.2钢板弹簧反弓后的计算437总结与展望477.1 总结477.2展望47参考文献48致谢50附录511 绪论1.1研究背景及意义钢板弹簧悬架(简称板簧悬架)又分为少片变截面钢板悬架与等截面多片板簧悬架。目前国内95%以上的重卡悬架系统是以钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工艺成熟，工作可靠。缺点是汽车平顺性、舒适性较差；簧下质量大，无法适应重卡轻量化的发展，并且不能同时兼顾重卡的舒适性与操纵稳定性。国内汽车悬架弹簧生产企业160余家，遍布全国各

8、地，具有规模的专业生产企业(生产规模在0.8万吨以上)约80余家。产品质量水平刚达到国外先进国家90年代水平。大部分企业规模较小，生产集中度低，散乱差问题较严重。其中真正形成大规模、大批量生产的企业为数不多，大多仍停留在简单生产工艺的水平上，产品成本较高，难以参与国际市场竞争。国内能够生产高档次汽车钢板悬架弹簧的企业只有4家：一汽集团辽阳汽车弹簧厂、东风汽车悬架弹簧有限公司、重庆红岩汽车弹簧厂、山东汽车弹簧厂，他们都具有生产多种叠片簧、渐变刚度弹簧、少片变截面钢板弹簧和双曲率半径及平直段的汽车钢板弹簧的能力。国内能够同时生产客车、货车、轿车悬架弹簧的厂家也只有三个：一汽集团辽阳汽车弹簧厂、东风

9、汽车悬架弹簧有限公司、山东汽车弹簧厂1。自主开发是中国汽车产业持续发展的保障。我国汽车产业在经过半个世纪的发展，已经初具规模，但是面临着能源紧张、技术落后、自主品牌严重缺乏以及国际竞争加剧带来的压力。我国的汽车产业要加速、持续和健康的发展，并成为我国国民经济的支柱产业，必须坚持产业创新，选择面向自主发展具有中国特色的产业创新模式，推动汽车产业结构的升级、技术的进步、以及民族品牌的崛起。所以为了适应汽车产业的自主开发道路，对钢板弹簧悬架进行详细的设计计算并进行推广交流显得尤为重要。1.2国内外研究现状及发展趋势1.2.1国内外研究现状随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很大的提高，被动悬架的缺陷

10、逐渐成为整车性能，特别是转向时不侧倾、制动时不点头要求的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的主动悬架的模型，它在被动悬架的基础上，增加可调节刚度和阻尼的控制装置，汽车悬架在任何路面上保持最佳的运行状态控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20 世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架。丰田、洛特斯、沃尔沃、奔驰等在汽车上进行了较为成功的试验，装置主动悬架的汽车，即使在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平特点乘坐非常舒服，但结构复杂、能耗高

11、，成本昂贵，可靠性存在问题2。由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架，在半主动和主动悬架的研究方面起步晚，与国外的差距大，在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80 年代后期趋于成熟，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果，主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破，进入20 世纪90 年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对主动悬架展开研究。1.2.2悬架的发展趋势由于汽车行驶的平顺性和操纵稳定性的要求，具有安全、智能和清洁的绿色智能悬架将是今后汽车悬架发展的趋势。被动悬架

12、是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果，但它的理论成熟、结构简单、性能可靠， 成本相对低廉且不需额外能量， 因而应用最为广泛，在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。被动悬架性能的研究主要集中在三个方面：通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数；研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态；研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高3。半主动悬架的研究集中在两个方面：执行策略的研究；执行器的研究。阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流

13、孔的大小调节阻尼，一种是通过改变减振液的粘性调节，阻尼节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节，这种方法成本较高，结构复杂通过改变减振液的粘性来改变阻尼系数，具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。在国外，改变减振液粘性的方法主要有电流变液体和磁流变液体两种，北京理工大学的章一鸣教授进行了阻尼可调节半主动悬架的研究，林野进行了悬架自适应调节的控制决策研究，哈工大的陈卓如教授对车辆的自适应控制方面进行了研究，执行策略的研究是通过确定性能指标，然后进行控制器的设定。目前，模糊控制在这方面应用较多。主动悬架研究也集中在两个方面：可靠性；执行器由于主动悬架采

14、用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，元器件的增加降低了悬架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件，电气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，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，使主动悬架由理论转化为实际应用。悬架技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为悬架的进一步发展提供了有力的保障，悬架的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的

15、、更高的境界4。在重型车辆领域，电子控制空气悬架和橡胶悬架代表了目前汽车悬架系统的发展方向。在欧美汽车悬架的发展经历了“钢板弹簧气囊复合式悬架被动全空气悬架主动全空气悬架(即ECAS系统)或橡胶悬架”过程。在欧美，橡胶悬架和空气悬架的价格相差不大，但是使用环境不同，空气悬架不能超载，因此在牵引车上应用广泛。橡胶悬架适应能力强，可用于超载环境，因此主要应用在非公路用车或使用工况恶劣、对车辆载荷要求大的汽车上。目前ECAS系统在欧洲部分大客车上已经开始应用，预计，随着车辆控制技术的发展，ECAS空气悬架系统将成为汽车悬架的一个发展方向。1.3研究内容和方法1.3.1研究内容汽车悬架系统的研究与设计

16、主要是为了提高汽车整车的操纵稳定性和行驶平顺性。汽车悬架系统的研究与设计的领域也相应地分为两大部分：一是对汽车平顺性产生主要影响的悬架特性；另一是对汽车操纵稳定产生主要影响的悬架特性。前一部分主要是对悬架的弹性元件和阻尼元件特性展开工作，主要是将路面、轮胎、非簧载质量、悬架、簧载质量作为一个整体进行研究与设计，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激励下，影响汽车平顺性的弹性元件以及阻尼元件的力学特性，因此可以称之为悬架系统动力学研究。后一部分主要是对悬架的导向机构进行工作，主要是研究在车轮与车身发生相对运动时，悬架导向机构如何引导和约束车轮的运动、车轮定位及影响转向运动的一些悬架参数的运动学特

17、性。这一部分的研究称为悬架的运动学研究。考虑了弹性衬套等连接件对悬架性能的影响，则悬架运动学即为悬架弹性运动学。悬架弹性运动学是阐述由于轮胎和路面之间的力和力矩引起的车轮定位等主要悬架参数的变化特性。这样悬架系统的运动学研究就包括了悬架运动学和弹性运动学两个方面的内容5。本课题主要是轻型载货汽车悬架的设计，主要研究内容有：(1)研究国内外汽车悬架系统的技术现状、发展趋势、市场等情况，研究各种类型汽车悬架的优缺点、使用情况、结构特点、基本原理等内容；(2)分析汽车悬架的设计要求和国家标准有关悬架设计的技术条件，确定汽车悬架的结构；(3)悬架系统主要性能参数的计算；(4)悬架系统各主要零部件的选型

18、及详细设计；(5)悬架系统弹性元件曲率；各特殊工况下强度，刚度的验算校核；(6)根据SAE圆弧法对钢板弹簧悬架的运动分析计算，分析了板簧系统关键点轨迹和关键角的变化，并用最小二乘法求出关键点轨迹的曲率中心和曲率半径；(7)悬架系统装配图及其零部件工程图纸的绘制。1.3.2研究方法为了使设计研究结果建立在科学、严谨的基础上，使设计更符合实际情况，对割草车总体设计提出了以下研究方法：(1)通过实习、调查、上网以及文献检索等多种有效方法，系统收集汽车悬架的研究成果和相关的专业信息；(2)在对国内外悬架的技术现状、发展趋势等情况进行系统分析研究的基础上，确定设计策略，作为构思总体设计方案的指导思想；(

19、3)在分析悬架设计要求和各种类型悬架的优缺点、使用情况、结构特点、基本原理的基础上，参考实习、调研得到的资料，分析悬架的设计要求和国家标准有关悬架设计的技术条件；(4)在整车主要参数的基础上，根据整车的设计要求、技术条件要求，对悬架进行初步选型设计；(5)研究目前悬架的基本结构，结合实际应用，运用所学基础理论和机械设计方面的专业知识，确定其详细的结构方案和主要技术参数；(6)对悬架主要参数进行系统的优化，对其主要结构部件进行曲率、刚度、强度验算、校核及运动分析； (7)根据整车布置和结构需要，最终绘出标准机械工程图纸。1.4本章小结本章主要介绍了汽车悬架系统的研究现状和发展趋势。以及悬架领域主

20、要的研究内容。由于世界汽车工业的飞速发展必然带来中国汽车工业的技术升级以及生产方式的转型，加上人们对汽车舒适性、操控性的要求越来越高，新型悬架系统的设计研发会发展的更快，而国内为节约成本，悬架系统的制造都采用普通材料，结构设计相对简单，加工工艺也相对落后。再加上悬架加装在底盘后的调校技术差距较大，所以导致整车的平顺性和操控性不足。因此需要我们不仅在弹性元件材料的选择，结构的设计以及悬架系统的调试对整车性能的影响等这些方面做出更多的努力。2 悬架系统总体方案的确定2.1设计要求悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架的设计当中应满足以下几方面的要求： (1)保证汽车有良好的行使平顺性。为此，汽车应有

21、较低的振动频率，乘员在车中承受的振动加速度应不超过国际标准263178规定的人体承受振动界限值，振动加速度的界限值是振动频率和人承受振动作用的时间的函数。承受振动作用的时间越长，容许的加速度值越小。而频率的影响表现在某一频段（对于垂直振动，此频段为48Hz）容许振动加速度为最小，而在其余频段内，振动加速度与频段成线形关系。在设计中要考虑这一点。(2)有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好的匹配，保证车身和车轮在共振区的振幅最小，振动衰减快。(3)保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定位参数变化过大，车轮运动与导向机构运动应协调，不出现摆振现象。转向时整车应有一些不足

22、转向特性。(4)汽车制动和加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾（即所谓的“点头”或“后仰”）的可能性。(5)能可靠地传递车身与车轮间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿命6。2.2悬架系统概述2.2.1悬架系统的主要作用悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力装置的总称。它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来，主要由弹性元件、导向机构和减振器组成（在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆）。其主要作用是：(1)缓和、抑制由不平路面引起的振动和冲击，保证乘员乘坐舒适和所运货物完好；(2)除传递汽车垂直力以外，还传递其他各方向的力和力矩，并保证车轮和车身（或车架）之间有

23、确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能7。2.2.2悬架结构形式分析悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。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。独立悬架的结构的特点是左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。图2.1 悬架的结构形式简图a）非独立悬架 b)独立悬架(1)非独立悬架以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左、右车轮互相影响，并使车轴（桥

24、）和车身倾斜；当汽车直线行驶在凹凸不平的路面上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴（桥）上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架上。(2)独立悬架独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着

25、能力。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车上8。2.3悬架系统总体结构方案确定本文的设计目标为轻型载货汽车后悬架系统，考虑到经济性和技术性要求，所以选用非独立悬架。汽车悬架的弹性元件一般有以下四种，见表2.1：表2.1 弹性元件四种形式钢板弹簧螺旋弹簧扭杆弹簧气体弹簧橡胶弹簧其中螺旋弹簧和扭杆弹簧一般应用于独立悬架中，本文不作考虑。以下分别为其他三种悬架。2.3.1板簧悬架钢板弹簧悬架(简称板簧悬架)又分为少片变截面钢板悬架与等截面多片板簧悬架。目前国内95%以上的载货汽车悬架系统是以钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优

26、点是结构简单，制造容易，维修方便，工艺成熟，工作可靠。缺点是汽车平顺性、舒适性较差；簧下质量大，无法适应轻量化的发展，并且不能同时兼顾舒适性与操纵稳定性。而空气悬架则充分利用了空气弹簧变刚性的特性，达到同时兼顾这两个方面的目的。2.3.2空气悬架空气悬架系统是以空气弹簧为弹性元件,以空气做弹性介质,在一个密封的容器内充入压缩空气(气压为0.50.7Mpa)，利用气体的可压缩性，实现其弹性作用的。这种弹簧的刚度可变，具有较理想的弹性特性。目前空气悬架控制模式主要有两种，一种是采用机械高度阀手动调节。另一种为电子控制(ECAS)，使传统空气悬架系统的性能得到很大改善，提高了悬架操作舒适性和反应灵敏

27、度。2.3.3橡胶悬架橡胶悬架是以橡胶弹簧为弹性元件，由于橡胶弹簧具有变刚度的特点，因此，整个悬架有较强的承载能力。橡胶悬架在承载性、可靠性等方面都比传统使用的钢板悬架更具优势，而且能够适应矿山作业等恶劣工况。2.3.4总结综上所述，目前国内最主要的悬架仍然为钢板弹簧悬架，因为其结构简单，制造容易，维修方便，工艺成熟，工作可靠。考虑到成本控制及制造因素，本设计依旧采用钢板弹簧后悬架。钢板弹簧悬架(简称板簧悬架)又分为少片变截面钢板悬架与等截面多片板簧悬架。少片变截面钢板弹簧克服了多片钢板弹簧质量大，性能差（由于片间摩擦的存在，影响了汽车的行驶平顺性）的缺点。这种板簧对实现车辆轻量化，节约能源和

28、合金弹簧钢材大为有利，故应用日渐广泛。但其制造加工工艺复杂，成本高。所以本车选用等截面多片板簧，并设计成为渐变刚度，主副簧结构的多片钢板弹簧后悬架，以节约成本并有效提高其行驶平顺性9。原型车为依维柯轻型载货汽车，其后悬架系统如图2.2：图2.2 依维柯S系列后悬架1-后钢板弹簧；2-缓冲块；3-减振器；4-吊耳；5-后钢板弹簧后支架；6-前支架；7-盖板；8-U型螺栓采用变刚度钢板弹簧的目的是为了在空载（带驾驶员）和满载时都能获得良好的平顺性。汽车空载时，只要主簧起作用，载荷增加时随着主簧的变形与副簧逐渐贴合，至设计载荷附近主副簧完全贴合共同起作用。变刚度板簧有利于提高汽车平顺性，但在布置上要

29、求有足够的变形空间。2.4悬架系统各主要零部件选型2.4.1叶片断面 最常用的板簧材料为热轧弹簧扁钢。矩形断面，为了提高断面叶片的疲劳强度，改善叶片间润滑的情况，通常其制成两头带圆弧或两面有较大的凹陷弧度的矩形（如图2.3 (a)）。单面带抛物线的断面（如图2.3 (b)）和单面带槽的断面（如图2.3 (c)、(d)）都采用改进后的特殊矩形断面。其共同特点是使断面的几何形状在垂直方向（厚度方向）不对称，变形时的中性轴上移，叶片的上表面拉力减少，下面的压力增加（一般材料的抗压强度高于抗拉强度），提高了钢板弹簧的疲劳强度，使疲劳寿命约提高了30，同时可节约1014的材料。由于矩形断面设计计算简单，

30、制造加工方便。所以本设计采用矩形断面。图2.3 钢板弹簧的截面形状(a) 标准型；(b) 单面单槽；(c) 抛物线侧边；(d)单面双槽2.4.2 叶片的端头形状 叶片的端头形状有直角形、梯形、椭圆形几种。如图2.4所示：(a)直角片端(b)梯形片端(c)椭圆形片端图2.4 叶片端头形状直角形的制造容易，在载货汽车上应用比较广泛，但是这种形状的叶片端部刚度大，易引起压应力集中，因而增加了叶片的磨损和摩擦，很难设计成与等强度梁近似的结构，此外，弹簧的质量也很大。梯形的能制成比较接近等强度的结构，克服了直角形的某些缺点。椭圆形的叶片末端压延成所需要的变截面形状，以得到等强度梁，并可增加叶片端部的弹性

31、，减少片间的摩擦，改善应力沿叶片长度方向的分布，从而使弹簧的质量减小，这种端头形状的叶片在国外已日趋广泛采用，在国内因制造困难，故目前还比较少应用。由于本次设计是轻型载货汽车的后悬架，考虑到制造工艺和经济性的要求，采用直角形端头形状。2.4.3 钢板弹簧与车架的连接形式的确定钢板弹簧与车架的连接形式目前常见的有铰链连接、滑动连接、橡胶块连接等。铰链连接可承受垂直载荷和水平载荷，滑动连接只能传递垂直载荷，橡胶块连接可有很好的减振作用，但橡胶块易老化。本设计选用铰链连接。2.4.4 吊耳及钢板弹簧销的结构大多数板簧的支撑方式为一端采用固定卷耳，另一端采用摆动吊耳。摆动吊耳的结构可以用C形、叉形以及

32、分体式等。弹簧销的支承、润滑则可用螺纹式，自润滑式。滑动轴承，橡胶支承，或者将板簧支承在橡胶座内。螺纹式的好处在于可同时承受垂向及侧向载荷，板簧侧面不必加工，螺纹可起储存润滑剂和防尘的作用。螺纹表面渗碳以达到一定的硬度，一般其挤压应力为7Mpa。自润滑式多用于轿车及轻型载货汽车，具有不必加润滑脂及噪声小的特点。重卡上多使用滑动轴承式，一般采用铜合金或粉末冶金衬套，工作挤压应力约为3.57Mpa，这种结构中，板簧卷耳两侧必须加工至规定宽度以便与支架或吊耳配合传递侧向力。在采用橡胶支承时必须充分考虑其对悬架特性的影响。本文采用一端采用固定卷耳，另一端采用摆动吊耳。摆动吊耳结构采用分体式自润滑式。2

33、.4.5 钢板弹簧卷耳和衬套 钢板弹簧主片端部制成以便安装弹簧销和用以与托架或吊耳连接。常用的卷耳型式有上卷耳、平卷耳、下卷耳、锻造卷耳等，上卷耳应用比较多。采用下卷耳主要是因为有时需要用来保证弹簧运动轨迹与转向机构协调，但是它在载荷作用下容易张开。车身高度受限时，采用下卷耳。平卷耳可以减少卷耳的应力，应纵向力作用方向和弹簧主片断面的中心线重合，但制造复杂。锻造卷耳，强度较高，它与弹簧主片分开为两个零件，用螺栓连接起来，但由于制造成本比较高，目前应用较少。本设计钢板弹簧前端采用上卷耳式，后端采用吊耳式。在汽车载荷较大或使用条件恶劣的情况下，钢板弹簧主处需要得到加强，将第二、三片端部制成加强卷耳

34、的包耳。由于本设计是轻型货车，只将第二片设计成包耳。钢板弹簧卷耳内的衬套，通常用金属、橡胶或塑料三种材料制造。目前国内外汽车上已经广泛采用塑料衬套。因它具有耐磨，耐腐蚀、减振、不需要润滑、重量轻的优点。常用的塑料衬套材料为尼龙1010，聚甲醛等。2.4.6 弹簧夹箍弹簧夹箍除了防止弹簧各片横向错位之外，还能在弹簧回弹时，将力传递给其他簧片，减少主片应力。弹簧夹箍结构如下图所示。目前使用最多的是可拆式夹箍。为了防止弹簧横向扭曲时在簧片上产生过大的应力，在夹箍和弹簧片表面之间会留有一定的间隙，一般不小于1.5mm，夹箍与弹簧片侧面间隙为0.51mm。对于不经常拆装换片的弹簧，大都采用了不可拆式夹箍

35、，这种夹箍结构简单，减少制造费用，而且弹簧装配方便，多用于轿车和轻型载货汽车上。此车采用不可拆式夹箍，结构简单，费用低。2.4.7钢板弹簧中心螺栓中心螺栓的作用，除了夹紧各片弹簧外，又是安装钢板弹簧的定位销。中心螺栓在U形螺栓松动时易剪断，因此应有一定的强度。由于中心螺栓直径大小将影响弹簧断面强度，因此其直径不宜做的过大，一般与簧片厚度相等。下表是推荐的中心螺栓直径尺寸。中心螺栓一般用15MnVB材料作成，机械性能等级为8.8级。对于重型载货汽车，中心螺栓多用40Cr或40MnB制成。表2.2 中心螺栓直径尺寸中心螺栓直径810121416簧片厚77991111131316中心孔直径8.510

36、.512.514.516.5本车类型为轻卡，但为渐变刚度板簧，所以，因此由表2.2得出中心螺栓直径先初步确定为12mm，由此得中心孔直径为12.5，螺栓由材料15MnVB做成。2.5技术经济分析钢板弹簧悬架主要由钢板弹簧前后支架、若干片板簧、板簧盖板、U型螺栓、中心螺栓、吊耳、板簧销、缓冲块、减振器等组成。它有加工工艺简单，可靠耐用，结构简单成本低等优点。本设计为等截面渐变刚度钢板弹簧悬架，二级主副簧结构。结构示意图如图2.5所示。图2.5 变刚度板簧的结构示意图弹性元件选用二级厚度钢板弹簧，本设计采用矩形断面，设计计算简单，制造加工方便。选用最常用的板簧材料热轧弹簧扁钢。选用直角形的端头，制

37、造容易，在载货汽车上应用比较广泛，成本低。但是这种形状的叶片端部刚度大，易引起压应力集中，因而增加了叶片的磨损和摩擦，很难设计成与等强度梁近似的结构，此外，弹簧的质量也很大。悬架与车架采用铰链连接。一端采用固定卷耳，另一端采用摆动吊耳。摆动吊耳结构采用分体式自润滑式，结构简单，成本较低。钢板弹簧前端采用上卷耳式。在汽车载荷较大或使用条件恶劣的情况下，钢板弹簧主处需要得到加强，将第二、三片端部制成加强卷耳的包耳。由于本设计是轻型货车，只将第二片设计成包耳。钢板弹簧卷耳内的衬套，通常用金属、橡胶或塑料三种材料制造。目前国内外汽车上已经广泛采用塑料衬套。因它具有耐磨，耐腐蚀、减振、不需要润滑、重量轻

38、的优点。常用的塑料衬套材料为尼龙1010，聚甲醛等。本文选用橡胶材料，经济实用。采用不可拆式夹箍，结构简单，费用低。中心螺栓选用一般常用的15MnVB材料做成，机械性能等级为8.8级。U型螺栓，也采用普通钢材制造。钢板弹簧前后支架、板簧上下盖板等设计机构简单，易制造，而且都采用球墨铸铁等一般常用材料，经济实用。横向稳定器选用普通弹簧钢制造。汽车上加装横向稳定器，就可以做到在不增大悬架垂直刚度c的条件下，增大悬架的侧倾刚度，以保证汽车有不足转向特性，提高整车的操纵稳定性。缓冲块选用通常的硫化橡胶制造，经济实用。有些汽车选用多孔聚氨酯，它兼有辅助弹性元件的作用，是一种有很高强度和耐磨性的复合材料。

39、这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，保护内部的发泡部分不受损伤。在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。减振器按其作用原理可分为单向作用和双向作用式两种。由于筒式减振器具有质量小，性能稳定，工作可靠，适宜大量生产等优点，所以已经成为汽车减振器的主流。筒式减振器又分为双筒式、单筒式和充气筒式等结构，以双筒式应用最多。所以本文选用双向作用筒式减振器。综上所述，本后悬架系统经济成本相对较低，不仅能满足轻型载货汽车各工况下的使用性能，而且还能相对提高整车的行驶平顺性和操纵稳定性。3 悬架系统主要性能参数的确定3.1悬架静挠度和动挠度的选择悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上

40、的载荷与此时悬架刚度之比， 式（3.1）根据汽车理论可知：汽车前后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行使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，汽车前后部分的车身的固有频率和（亦称偏频）可用式(3.2)表示 式（3.2）式中 分别为前后悬架的静挠度，单位为。由上式可以看出：(1)悬架所受的垂直载荷一定时，悬架的刚度愈小，则汽车自然振动频率愈低。但是悬架的刚度愈小，在一定的载荷下悬架的垂直变形就愈大，即车轮上下跳动所需空间就愈大，这对簧载质量大的货车，在结构上是难以保证的，故实际上货车的车身自然振动频率往往偏高

41、，而大大超过理想的频率范围。(2)当悬架刚度一定时，簧载质量愈大，则悬架的垂直变形就愈大，而自然频率就愈低。故空车行使时的振动频率比满载时的高。簧载质量也愈大。各型车的偏频及挠度值如表3.1所示。表3.1 悬架的静挠度、动挠度和偏频车 型货 车1.52.2501106090骄 车0.91.6103007090大客车1.31.8701505080越野车1.42.06013070130在悬架设计中，先根据行使平顺性要求确定前后悬架的和值，由以上计算公式可以求出前后悬架的静挠度。本设计的钢板弹簧悬架用于汽车后悬架，由表3.1选取满载时的偏频，空载时偏频稍大些，空载时的偏频值。由公式3.2变形得满载时

42、的后悬架静挠度为：对于纵置板簧组成的非独立悬架，悬架的静挠度与弹性元件的静挠度是一样的，故本设计中等截面渐变刚度多片钢板弹簧后悬架的静挠度为。为了防止在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还必须具备足够的动挠度。悬架的动挠度是指由满载位置开始，压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压到其自由高度的或）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。其值常按其相应的静挠度来选取，它与车型和经常使用的路况也有密切的关系。另外，对于货车，。查表3.1，本设计选用。3.2悬架弹性特性悬架受到垂直外力F与由此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，称为悬架的弹簧特性，如图3.1。其切线的斜率

43、是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性和非线性两种。当悬架变形与所受垂直外力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。非线性的悬架弹性特性，悬架刚度为变化的，其特点是在满载位置附近，刚度小且曲线变化平缓，平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样，可在有限的动挠度范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小10。对空载与满载时簧上质量变化较大的客车和货车，为了减少振动频率与车身高度的变化，应选用刚度可变的非线性悬架。乘用车簧上质量在使用中虽然变

44、化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应采用刚度可变的非线性悬架。图3.1 悬架弹性特性曲线3.3后悬架主、副簧刚度的分配关系货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架特性如图3.2。载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时副簧与托架接触，开始与主簧共同工作11。图3.2 后悬架主、副簧弹性特性如何确定副簧开始参加工作的载荷FK和主副簧之间的刚度分配，受悬架的弹性特性和主副簧载荷分配的影响。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变化不大。这两项要求不能同时满足。具体

45、确定有两种方法：第一种方法是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，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时的悬架挠度。于是，可求得。式中，和分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为 ， 式（3.3）本文采用第二种方法，是使副簧开始起作用时的载荷等于空载和满载时悬架载荷的平均值，并使和间的平均载荷对应的频率与和间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为 式（3.4）其中，分别为空载与满载时的悬架载荷。此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。对于经常半载运输状态的车辆，此法较为合适。3.4悬架侧倾刚度及其在前、后轴的分配悬架侧倾角

46、刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性回复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。乘坐侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮，会使汽车发生过多转向的可能。要求在侧向力等于0.4倍车重时，轿车车身侧倾角在2.54度，货车车身侧倾角不超过67度12。此外，还有汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前后轮侧偏角之差应当在13度范围内。而前后悬架侧倾刚度的分配会影响到前后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，所以设计时，还应考虑悬架侧倾刚度在前后轴上的分配。为

47、满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，比值一般在1.42.6。4弹性元件的设计计算4.1初选参数4.1.1主片长度在钢板弹簧总成的基本结构形式确定以后，就要对其进行设计计算了。对于货车后悬架的长度，。本设计选用0.4倍轴距。因此有：主片长度：汽车非簧载质量（非悬挂质量）对汽车的平顺性和操作稳定性都有影响。它的选择参照下表4.1。 表4.1 悬架的非悬挂质量与悬挂质量的比例关系悬架类型非悬挂质量/总质量非悬挂质量/悬挂质量整体刚性桥，钢板弹簧2635.1本设计选非悬挂质量/总质量=26。

48、非悬挂质量/总质量= 取后轴非悬挂质量本设计的基本参数汇总在表4.2。4.1.2断面尺寸及片数的确定 以上我们确定了汽车满载时的静挠度，钢板弹簧的主片长度，以及后悬架的非簧载质量，下面我们将利用这些数据计算并确定弹簧的尺寸几片数。板簧可近似地看作是由等厚叶片所组成的等应力梁，这种近似在做大致估算时具有足够的精度，可用于初选板簧的叶片厚度，叶片宽度。但在实际结构中，由于钢板弹簧主片两端不能制成三角形，所以它的展开面的一半不是三角形，而是梯形。它介于等应力梁和等截面梁之间，因此可按等截面简支梁的计算公式并引进一个修正系数加以修正，既挠性增大系数，它主要与弹簧两端的结构有关。对实际钢板弹簧：。可按下

49、式计算： 式（4.1）式中与主片等长的重叠片数，本设计中为2； 弹簧预计总片数，取=8。多片簧的垂直刚度： 式（4.2）式中 作用在板簧中间的支承载荷板簧挠度支承载荷为一个板簧的簧载质量，计算如下：代入式4.2得： 表4.2 本设计的基本参数参 数数 值满载质量5000kg空载质量2045kg轴 距3600mm满载偏频1.8Hz空载偏频2.0HzU型螺栓中心距100mm钢板弹簧数8钢板弹簧材料60Si2Mn钢板弹簧应力极限值550MPa主片长度L1440mm后悬架非簧载质量350kg轴荷分配空载前轴1395kg后轴650kg满载前轴1800kg后轴3700kg钢板弹簧的总截面惯性矩为： 式（4

50、.3）式中 sU形螺栓中心距（mm）；K考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（刚性夹紧：取k=0.5，挠性夹紧：取k=0）本设计为刚性夹紧；E材料的杨氏弹性模量，取。钢板弹簧总截面系数用式（4.4）计算 式（4.4）式中许用弯曲应力对于弹簧钢，经表面喷丸处理后，推荐对前板簧取350450；对后主簧取450550；对后副簧取220250。取=550 本设计取钢板弹簧厚度。矩形断面等厚钢板弹簧总惯性矩用式（4.5）计算 式（4.5）又因为已知，可由式(4.5)计算并转化得到，根据汽车设计推荐的，可取n=8，b=56，所以本设计选定板簧尺寸为：。4.2 各片长度的确定在选择各叶片长度时，应尽量使应力

51、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。用作图法来确定各叶片长度，此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做图的。先将各叶片厚度的立方值按同一比例尺沿坐标轴绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半（即）和U形螺栓中心距之半（即），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线与各叶片上侧边的交点即决定了各边的长度。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，如图4.1所示13。 图4.1 确定钢板弹簧各叶片长度的作图法经过圆整确定板簧各叶片长度见表4.3：表4.3 各叶片长度4.3钢板弹簧的刚度验算在各片的长度

52、和断面尺寸确定后就可以用精确的刚度计算公式对刚度进行进一步的计算。一般可以用共同曲率法或集中载荷法进行计算，本设计采用共同曲率法。共同曲率法由前苏联的帕尔斯基提出，该方法的基本假设前提是板簧受载后各叶片在任一截面上都具有相同的曲率。主要优点是计算方便，其缺点是由此式计算出的刚度略有偏大，可以使用经验修正系数修正，其误差不超过。共同曲率法刚度计算公式为式(4.6)： 式（4.6）式中 第片及以上各片截面惯性距之和的倒数，即 第片钢板弹簧的惯性距； 第片钢板弹簧的半长； 经验修正系数，轿车取上限，载货车取下限，本设计取0.83。 在计算钢板弹簧刚度时，数据如表4.4：表4.4 主簧单独作用时刚度计

53、算中的参数值123456780128256323471552630724代入上式(4.6)得：4.4总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算4.4.1.弹簧总成自由弧高的确定弹簧总成在自由状态下弧高是由满载弧高、满载静变形及弹簧总成在U形螺栓夹紧后引起弧高变化三部分组成的。 式（4.7）式中静挠度；满载弧高，为了使板簧满载时在对称位置工作，一般希望它等于零。但考虑到使用中的塑性变形，也为了不使动挠度过小，需用给予补偿，的值在1030之间，本处取20。钢板弹簧在预压缩时产生的塑性变形计算如式(4.8)： 式（4.8）以上数值代入式(4.7)得： 4.4.2各片副簧自由状态下曲率半径的确定钢板弹簧总成

54、在自由状态下曲率半径： 式（4.9）因各片钢板在自由状态下和装配后的曲率半径不同，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同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能更好的贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命更接近。弹簧各片预应力的选择，原则上应考虑以下两个因素：(1)弹簧各片未装配前，各片间隙不要相差太大，各片装配后，应使各片能很好配合。(2)由于主片受力复杂，为保证主片及长片有较长使用寿命，希望适当降低主片及长片应力。基于上述原因，选择各片预应力时，片厚相等的钢板弹簧，各片预应力值不宜过大。对片厚不等的弹簧，厚片预应力大一些。一般推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力约为300350Nmm。预应力从长片到短片由负值逐渐增至正值的。并且在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部出的预应力所造成的弯矩之代数和等于零。即 或 式(4.10)因为此钢板弹簧设计的各片的断面尺寸相同，故应力之和要为零。所以分别取，见表4.5：表4.5 钢板弹簧各片预应力矩形断面钢板弹簧自由状态下曲率半径可由式4.11确定 式（4.11）式中