轻型货车前悬架设计

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章绪论 3\o"CurrentDocument"1.1概述 3\o"CurrentDocument"第2章悬架结构形式分析 42.1非独立悬架和独立悬架 4前后悬架悬架方案的选择 52.3辅助元件 5\o"CurrentDocument"第3章1042型汽车前悬架主要参数的选择 6前后悬架静挠度和动挠度的选择 63.1.1选择要求及方法 6\o"CurrentDocument"3.1.2悬架静挠度 7\o"CurrentDocument"3.1.3悬架动挠度 7\o"CurrentDocument"3.2悬架的弹性特性 7\o"CurrentDocument"悬架侧倾角刚度及前后轴的分配 8\o"CurrentDocument"第4章弹性元件的计算 9钢板弹簧的布置方案的选择 9钢板弹簧主要参数的确定 9\o"CurrentDocument"4.2.1满载弧高 9\o"CurrentDocument"4.2.2钢板弹簧长度的确定 10\o"CurrentDocument"4.2.3钢板断面尺寸及片数的确定 10\o"CurrentDocument"钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 13\o"CurrentDocument"4.4钢板弹簧的刚度验算 144.5弹簧的最大应力点及最大应力 15\o"CurrentDocument"4.6弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 16\o"CurrentDocument"第5章减振器的设计计算 17\o"CurrentDocument"5.1减振器的分类 17\o"CurrentDocument"5.2主要性能参数的选择 185.2.1相对阻尼系数 错误!未定义书签。85.2.2减振器阻尼系数的确定 错误!未定义书签。9最大卸荷力的确定 错误!未定义书签。9筒式减振器主要尺寸参数的确定 19摘要汽车悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。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、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。汽车悬架性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和行驶速度的重要因素。因此，研究汽车振动，设计新型悬架系统，将振动控制到最低水平是提高现代汽车质量的重要措施。关键词：弹性元件；钢板弹簧；缓冲块ABSTRACTAutomotivevehiclesuspensionframeandaxleorthewheelofalltransmissionbetweenthegeneraltermforconnectingdevices,anditsroleistotransfertheroleatthewheelandframeandbetweenthetorsionalforce,andunevenpavementfromthebufferBiographytotheframeorbodyoftheimpact,andtheattenuationcausedbyvibration,toensurethevehiclecantravelsmoothly.Atypicalstructureofaflexiblesuspensioncomponents,shockabsorbersandotheragencies,aswellasorientationoftheindividualblockstructureisalsoabuffer,suchashorizontalStabilizer.Elasticcomponentsandleafsprings,airsprings,coilspring,aswellastheformoftorsionbarspring,andtheuseofmanymoderncarssuspensioncoilspringandtorsionbarsprings,individualcaruseadvancedairsprings.Suspensionperformanceistheimpactofmotorvehiclestomotorcarsandridecomfort,handlingandstabilityandanimportantfactorinspeed.Therefore,theresearchvehiclevibration,thedesignofthenewsuspensionsystemtotheminimumlevelofvibrationcontrolistoimprovethequalityofHyundaiMotorimportantmeasures.Keywords：Elasticelement；LeafSpring；Blockbuff第1章绪论1.1概述汽车悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。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、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，汽车悬架性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和行驶速度的重要因素。因此，研究汽车振动，设计新型悬架系统，将振动控制到最低水平是提高现代汽车质量的重要措施。悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架设计中应满足这些性能的要求，其要点如下：1）保证汽车有良好的行驶平顺性。为此，汽车应有较低的振动频率，乘员在车中承受的振动加速度应不超过国际标准2631-78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时间的函数。承受振动作用的时间长，容许的加速度值就小。而频率的影响表现在某一频段（对于垂直振动，此频率为4—8Hz）容许振动加速度为最小；而在其余频段内，振动加速度与频率成线性关系。在设计中要考虑这一特点。2） 具有合适的衰减振动的能力。它应与悬架的弹性特性很好匹配，保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。3） 保证汽车有良好的操纵稳定性。要正确地选择悬架方案和参数，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转向特性。4） 汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾（即所谓“点头”或“后仰”）的可能性，转弯时车身侧倾角要合适。5） 有良好的隔振能力。6） 机构紧凑、占用空间尺寸要小。7） 可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。衡量悬架性能好坏的主要指标是汽车行驶的平顺性和操纵稳定性，但这两个方面是相互排斥的性能要求，往往不能同时满足。怎样在二者之间取得合理的平衡以达到最好的效果，一直是工程师们的研究课题。平顺性一般通过车体或车身某个部位（如车底板、驾驶员座椅处）的加速度响应来评价，操纵稳定性则可以通过车轮的动载来度量。例如，若降低弹簧的刚度，则车体加速度减少使平顺性变好，但同时会导致车体位移的增加。由此产生车体重心的变动将引起轮胎负荷变化的增加，对操纵稳定性产生不良影响；另一方面，增加弹簧刚度会提高操纵稳定性，但硬的弹簧将导致汽车对路面不平度很敏感，使平顺性降低。所以，理想的悬架应该在不同的使用条件下具有不同的弹簧刚度和减振器阻尼，既能满足平顺性要求又能满足操纵稳定性要求。第2章悬架结构形式分析2.1非独立悬架和独立悬架汽车的悬挂系统分为非独立悬挂和独立悬挂两种，非独立悬挂的车轮装在一根整体车轴的两端，当一边车轮跳动时，另一侧车轮也相应跳动，使整个车身振动或倾斜；独立悬挂的车轴分成两段，每只车轮由螺旋弹簧独立安装在车架下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受影响，两边的车轮可以独立运动，提高了汽车的平稳性和舒适性。（如图2.1）~^7TT7TKn~n7Tfh~t777777777777777777那馳立哥架 起立搭梨图2.1非独立悬架以纵置式钢板弹簧为弹性元件兼起导向装置，其主要特点是：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、右车轮相互影响，并使车轴和车身倾斜；当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆，使前轮容易产生摆振。当轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉；当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还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性；所以汽车高速行驶时操作稳定性差。非独立悬架常用在货车，大客车的前，后悬架以及某些轿车的后悬架。独立悬架的结构特点是两侧的车轮各自独立地与车架或车身弹性连接。与非独立悬架相反，独立悬架很少用钢板弹簧作为弹性元件，而多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧作为弹性元件，因而具有导向机构。与非独立悬架相比，独立悬架具有更多优点：①悬架弹性元件的变形在一定的范围内，两侧车轮可以单独运动而互不影响，这样可减少车架和车身在不平道路上行驶时的振动，而且有助于消除转向轮不断偏摆的现象。②减轻了汽车上非簧载质量，从而减小了悬架所受到的冲击载荷，可以提高汽车的平均行驶速度。③由于采用断开式车桥，发动机位置可降低和前移并使汽车重心下降，有利于提高汽车行驶的稳定性。同时能给予车轮较大的上下运动空间，悬架刚度可设计得较小，使车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。④可保证汽车在不平道路上行驶时，车轮与路面有良好的接触，增大了驱动力。⑤具有特殊要求的某些越野汽车采用独立悬架后，可增大汽车的离地间隙，提高了汽车的通过性能。独立悬架与断开式车桥配用。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和部分轻型货车，客车以及越野车。2前、后悬架方案的选择目前汽车的前、后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架、前轮采用独立悬架、后轮采用非独立悬架、前后轮都采用独立悬架等几种。前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架缩短，外侧悬架因受压而伸长，结果与悬架固定连接的车轴的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度a。对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加;对后桥，则增加了汽车过多转向趋势。乘用车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置布置得比后部吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，结果后桥轴线的偏离不再使汽车具有过多转向的趋势（如图2.2）前置前轮驱动的乘用车，常采用麦弗逊式前悬架和扭转梁随动臂式后悬架。乘用车后悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架，而前悬架采用双横臂式独立悬架时，能够通过将上横臂支承销轴线在纵向垂直平面上的投影设计成前高后低状，使悬架的纵向运动瞬心位于有利于减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，保持车身具有良好的稳定性能。2.3辅助元件横向稳定器:通过减小悬架刚度c,能降低车身振动固有频率n,达到改善汽车平顺性的目的。但因为悬架的侧倾角刚度c也减小，并使车厢侧倾角增加，结果车厢中的乘员会感①到不舒适和降低了行车安全感。解决这一矛盾的主要方法就是在汽车上设置横向稳定器。有了横向稳定器，就可以做到在不增大悬架垂直刚度C的条件下，增大悬架的倾斜角刚度C。①缓冲块：有些由橡胶制造（如图a）,通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用，还有些由多孔聚氨指制成（如图b），它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，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。有些汽车的缓冲块装在减振器上。图2.3第3章1042型汽车前悬架主要参数的确定3.1前后悬架的静挠度、动挠度的选择3.1.1选择要求及方法1、使悬架系统由较低的固有频率汽车前、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。2、n与n的匹配要合适12要求希望f与f要接近，单不能相等（防止共振）希望f>f（从加速性考虑，cl c2 clc2若f大，车身的振动大）若汽车以较高车速驶过单个路障，竽n2<1时的车身纵向角振动要比叫n2>1时小,故推荐取f=（0.8~0.9）f。c2 c1考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐f=（0.6~0.8）f。c2 c1为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频3、 f要合适,根据不同的车在不同路面条件造d以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.0〜1.45Hz，后悬架则要求在1.17〜1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.8〜1.15Hz，后悬架则要求在0.98〜1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.50〜2.10Hz，而后悬架则要求在1.70〜2.17Hz。3.1.2悬架静挠度fc静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷f与此时悬架刚度c之比，即。f=F/cw cw由已知参数可知f=72mm,频率n=1.85Hz.载簧质量m=1150Kg由公式c 1 1n=i:c/m/2兀可知c-（2兀n匕m-（2x3.14x1.85匕x1150=1552N/cm1v111113.1.3悬架的动挠度fd动挠度：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，车轮中心相对车回（或车身）的垂直位移对乘用车，f取d7〜9cm;对客车，f取5〜8cm；对货车，f取6〜9cmdd这里取f=8cm.d3.2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厂（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。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之间呈固定比例变化时，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。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置（图中点8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；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fd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。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二轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，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，也应当采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、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。尋~譚耐雜特性曲线图3.13悬架侧倾角刚度及在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度系指簧上质量长生单位侧倾角时，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。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。侧倾角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，会使汽车增加了过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时,乘用车车身侧倾角在2.5。〜4，货车车身侧倾角不超过6~7。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、后侧偏角之差1。-2。应当在1~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，所以设计时还应考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。为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刚度。对乘用车,前、后悬架侧倾角度的比值一般为1.4~2.6第4章弹性元件的计算1钢板弹簧的布置方案的选择钢板弹簧在汽车上可以纵置也可以横置，纵向布置时还具有导向传力的作用，并有一定的减震作用，连得因而使的悬架系统结构简化。而横向布置时因为要传递纵向力，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。如下图所示，它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起,前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。图4.14.2钢板弹簧主要参数的确定EQ1042轻型货车相关参数：悬架静挠f=72mm，悬架动挠度f=80mm，轴距c cmg1150x98Z=3300mm,单个钢板弹簧的载荷F=—岂= 二=5635Nw2 24.2.1满载弧高fa满载弧高f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a与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差。常取f=10〜20mm，这里取af=10mm.。a

4.2.2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，在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L=(0.40~0.55)轴距;货车:前悬架：L=(0.26~0.35)轴距;后悬架：L=(0.35~0.45)轴距。应尽可能将钢板弹簧取长些，原因如下：增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命降低弹簧刚度，改善汽车平顺性。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。刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，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。本设计中L=0.35x3300mm=1155mm4.2.3钢板断面尺寸及片数的确定钢板断面宽度b的确定有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数§加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J0。对于对称钢板弹簧：=[（L-ks）3ccs]/（48E）式中，s为U形螺栓中心距(mm)；k为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(如刚式中，性夹紧，取k=0.5,挠性夹紧，取k=0)；c为钢板弹簧垂直刚度(N/mm),c二F/f；8wc为挠度增大系数(先确定与主片等长的重叠片数件，再估计一个总片数n0，求得耳=%，£0.04(1+0.5n)］初定5)E为材料的弹性模量。=0.96,E二2.06x105MPX11+1丿」 aF/ 5635N,c=w= =78.26N/mm/ 72mmc总惯性矩J0=[总惯性矩J0=[（L-ks）3e]/（48E）=（1150-0）3x78.26x0.9648x2.06x105=11103钢板弹簧总截面系数wo用下式计算ksks-(LLb:4式中，［a］为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后,w推荐］在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为 350-450N/mm2；后副簧为w220-250N/mm2,这里取220-250N/mm2,这里取b]=450N/mm2w,所以=W0)ks-(L5635xll504x450=3600mm3钢板弹簧的平均厚度:=2J0/w0=鶴晋=6mm有了h以后，再选钢板弹簧的片宽bp片宽b对汽车性能的影响：增大片宽，能增加卷耳强度，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弹簧的总厚推荐片宽与片厚的比值b/h在6~10范围内选取。本设计中取b=60mmp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用下式计算J=nbh3/120式中，n为钢板弹簧片数，取n=3所以可得到7、：12J ：12xlll03「h>3 0=3 =9.1mm3nb3 3x60片厚h选择的要求：1•增加片厚h，可以减少片数n钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。本设计中取h=14mm钢板断面形状钢板断面形状矩形断面结构简单，制造容易，变截面少片钢板弹簧多采用矩形断面结构叶片的端部结构叶片的端部可以按其形状和加工方式分为矩形（片端切角）、椭圆形（片端压延）和片端压延切断四种。其中矩形为制造成本最低的一种（由于对片端部作任何加工）。本设计中采用矩形端部结构。钢板弹簧片数n片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6〜14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片簧时，片数在1〜4片之间选取。n=3钢板弹簧端部的支承型式以板簧端部的支承型式而言，可以大致分为卷耳和滑板两大类。滑板型式多见于两极式主副簧悬架中副簧的支承和平衡悬架中板簧的支承。卷耳根据其相对板簧上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类。本设计中采用上卷耳。吊耳及钢板弹簧销的结构大多数板簧的支承方式为一端采用固定的卷耳，另一端采用摆动的吊耳。摆动吊耳的结构可以用C形、叉形以及分体式等。弹簧销的支承、润滑可用螺纹式、自润滑式、滑动轴承、橡胶支承或者将板簧支承在橡胶座内。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优点。本设计中采用自润滑式弹簧销结构。少片弹簧少片弹簧在轻型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面的1〜3片叶片组成。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少20%〜40%的质量。片间放有减摩作用的塑料垫片，或做成只在端部接触以减少片间摩擦。如图4.2所示单片变截面弹簧的端部CD段和中间夹紧部分AB段是厚度为hi和h2的等截面形，BC段为变厚截面。BC段厚度可按抛物线形或线性变化。图4.24.3钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算图4.3图4.3(1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0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(如图4・3),称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0用下式计算:式中，f为静挠度；cf为满载弧咼;Af为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧咼a变化.s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧s(3L-S)(f+f变化.s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧TOC\o"1-5"\h\z a c—2L厂 L总成在自由状态下的曲率半径R二莒0 8H0s(3L-S)(f+f) 76x(3x1150-76)(10+72)2x11502\o"CurrentDocument"Af= «c= =8mm2x11502H=f+f+Af二72+10+8二90mm0 caR=—= 二1836mmo8H 8x900(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定因钢板弹簧各片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R。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚i度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定R_ Ri-1+(2qR)/(Eh)0i0 i式中，R为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）；R为钢板弹簧总成在自由状态i0下的曲率半径（mm）；b为各片弹簧的预应力（N/mm2）；E为材料弹性模量（N/mm2），0i取R=R=R=541mm；h为第i片的弹簧厚度（mm）。TOC\o"1-5"\h\z1 2 3 iR 1836R= 0 = =541mmi1+(2bR)/(Eh)1+(2X1878xl836)/(2.06x105xl4丿\o"CurrentDocument"0i0 iiR=R=R=541mm123在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径R0和各片弹簧预加应力b0i的条件下,计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径R。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧i片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300-350N/mm2内选取。1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。4.4钢板弹簧的刚度验算图4.4单片变截面弹簧的一半

-h)/(l-l2121式中，变截面钢板弹簧的尺寸如图4.4所示，此时厚度hx随长度的变化规律为hx=A'X+B',

A'=(h一h)/(l一lI；B'=(h1l2-h2-h)/(l-l2121式中，=|-6EJg]c=13]+子71》k」2式中，E为材料的弹性模量式中，E为材料的弹性模量2=(bhf)/12，其中b为钢板宽E为修正系数，取O.92； ，l2如图4.4所示k=y3一3(k=y3一3(1-a、2k1-卩丿J2Inp+4(1-p)(1-y)(1-y)(1-a)k1-Q丿2(1-p2)-1,式中,a=化=100/530=0.189,p=h/h=8/14=0.57,y=a/p=0.189/0.57=0.332所以k=丫3一3(1-ak=丫3一3(1-a]32k1-卩丿2In卩+4(1-卩)(1-Y)(1-订(1-p2)(1-a)=0.3323-3(1-0.189丫2k1-0.57丿k1—a2ln0.57+4x(1一°.57)(1一°332)-(巴竺丿21一0.18911-0.189丿x(1-0.572)=-0.39所以，梯形叶片弹簧的刚度为：=6x2.06x105x13720x0.92l31+5803x1+(凹3xl31+5803x1+(凹3x(-0.39)=266N/mm4.5弹簧的最大应力点及最大应力h-h―X 2x-l图4.4中梯形弹簧的BC直线方程为：X!h—l22,如果弹簧端部厚度h=h,x1则便可求出梯形叶片等厚部分的理论长度值l'=l(2p-1)2h=A'x+B'=2B'当l>l'时，弹簧最大应力点发生在X=B'/A'处，此处hx=Ax+B=2B,1其应力g =3F/2bA'B值maxs当li<1'时’最大应力点发生在B当li<1'时’最大应力点发生在B点’其值max二3F1/2bh2s2 2。由于1=100mm1>1'即1>1'

i i i所以’弹簧的最大应力点不是出现在B点’应出现在x<12的区段内,=1.5•上maxxbn弹簧最大应力为:omax=1.5•上xbn=omax=1.5•上xbn=1.5x56352474x60x3（530-100¥x （14-8丿=254MP<[o]=450MP满足要求4.6弹簧卷耳和弹簧销的强度核算钢板弹簧主片卷耳受力如上图所示。卷耳处所受应力。是由弯曲应力和（压）应力合成的应力o=（3F（D+h）］/bh2+F/bhx 1 1 x 1F式中，x为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力［。］取为350N/mm2。omax3F（Domax3F（D+h）maxbh2max—bh3x5635x（55+8）56352 +260x64 60x8=244MP<[o]=350MP满足要求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Oz=Fs；bd0其F中，Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径5635c= 2 =0.85MP<［c］z60x55 z满足要求用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力［Cz］取为3〜4N/mm2；用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力［Cz】W7〜9N/mm2。钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多第5章减振器的设计计算1减振器的分类减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式；按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。筒式减振器由于质量轻、性能稳定、工作可靠、易于大量生产等优点，成为了汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器在筒式减振器中充以一定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器产生的噪声，但由于成本及使用维修问题，使其推广应用受到一定限制。本设计中，选用双向作用筒式减振器。5.2主要性能参数的选择5.2.1相对阻尼系数屮图5.1图5.1减霍審阻力-速厦特性在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系为：F=bV，式中，。为减振器阻尼系数。图5.1所示为减振器的阻力——速度特性。该图具有如下特点：阻一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一一速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数。=F/u，所以减振器有四个阻尼系数。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。通常压缩行程的阻尼系数§二F/u与伸张行yy程的阻尼系数8二F/u不等。s ss汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动•式周期衰减振动，用相对阻尼系数巾的大小来评定振动衰减的快慢速度。振动衰减的快慢速度。式中，c为悬架系统的垂直刚度，c=266N/mm(前面已经计算)；m为簧上质量,m=1150s sKg上式表明，相对阻尼系数巾的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同刚度c和不同簧上质量m的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。巾值大，振动能迅速衰减，同时又s能将较大的路面冲击力传到车身；巾值小则相反；通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数屮取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持有屮=(0.25〜0.50)TOC\o"1-5"\h\zY 屮 YS的关系。设计时，现选取屮与屮的平均值巾。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取巾屮 Y S=0.25〜0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，巾值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，巾值应取大些，一般取屮＞0.3；为避免悬架碰撞车架，取屮=0.5屮。S Y S

本设计中，®取0.25,屮$=0・33,屮Y=°l75.2.2减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数5=即，不同悬架因导向机构杠杆比不同，悬架阻尼系数应具体计算。o=刘JCmk2/cos2a式中，k杠杆比，k=式中，k杠杆比，k=n/a=1460-801460-80-60=1.05a——减振器安装角，a二3o所以，o=258=即丽2/COS2a=2X皿266X1150X匸052所以，o=258cos23°5.2.3最大卸荷力F的确定0为了减少传给车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达一定值时，减振器应打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度V，一般为0・15〜0・3m/s,xv=A®acosa/nx式中，A为车身振幅，取±40mm；e为悬架固有频率。若伸张行程时的阻尼系数为5，则最大卸荷力为：sF=5v=oAecosa/k=310X80X0.73X0.99/1.05=8652N0sxs5.3筒式减振器主要尺寸参数的确定筒式减振器工作缸直径D可由最大卸荷力F和缸内允许压力［p］来近似求得:式中，［p］――缸内最大允许压力，取3〜4MPa；九为缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器九=0・4〜0・5；单筒式减振器九=0・3〜0.35计算出D后，根据标准将缸径圆整为20、30、40、50、65mm.

4x8652=58.5mm4x86523.14x4x(1-0.452)圆整后取D=65mm储油筒直径D=(1・35~1.5)D=1.4x65mm=91mm,壁厚为2mm。c参考文献谷正气.汽车空气动力学[M].北京：人民交通出版社，2005:171-172.GuZhengqi.Automobileaerodynamics[M].Beijing:ChinaCommu