悬架系统毕业设计计算说明书

发布于:2021-12-02 19:39:49

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皮卡汽车是汽车市场细分后的产物,它的主要使用者是一些非主流人群,所以皮卡 汽车行驶的道路也有其特殊性,从城市道路到山区小道,无所不包,所以对皮卡车的悬 架也提出了很高的适应性的要求. 对于皮卡汽车而言,一般前悬挂是轿车型的独立悬架,后悬挂是非独立悬架,离地 间隙较大, 在一定的程度上既有轿车的舒适性又有越野车的越野性能; 带有两座或四座, 使车辆既可载人又可载货,行驶范围广.*几年,皮卡汽车向舒适化发展,一些车辆具 有普通轿车的功能. 但从皮卡车的悬架而言,最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一 切力和力矩,并缓和汽车驶过不*路面时所产生的冲击,衰减由此引起的承载系统的振 动,以保证汽车的行驶*顺性.为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接,依靠 弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷,并依靠其变形来吸收能量, 达到缓冲的目的.采用弹性联接后,汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量),非悬挂 质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)组成的振动系统,承受来自不*路面,空气动 力及传动系, 发动机的激励. 为了迅速衰减不必要的振动, 悬架中还必须包括阻尼元件, 即减振器.此外,悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮 相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构.导向机构决定了车轮跳动时 的运动轨迹和车轮定位参数的变化,以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置,从而在 很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力.在有些悬架中还有缓冲块和横向稳 定杆. 尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进,但从结构功能 而言,它都是由弹性元件,减振装置和导向机构三部分组成.在有些情况下,某一零部 件兼起两种或三种作用,比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用,麦克弗逊悬架 (McPherson strut suspension,或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及 部分导向机构的作用,有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件,减振器和部分导向机 构的功能. 根据皮卡车的行驶路面的特殊行和皮卡汽车本身的功能的多用途而言,前悬要用独
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立悬架,以保证乘坐人员的舒适性;然而后悬有要选择非独立悬架,以保证悬架有一定 的刚度,得以运送足够重量的货物.

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2 悬架概述及皮卡悬架方案选定
2.1 皮卡悬架的要求 悬架的主要任务是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩,并且缓 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震动,保证汽车行 驶的*顺性;保证车轮在路面不*和载荷变化时有理想的运动特征;保证汽车的操纵稳 定性,使汽车获得高速行驶能力. 悬架由弹性元件,导向装置,减震器,缓冲块和横向稳定器等组成. 导向装置由导向杆系组成,用来决定车轮相对于车架(或车身)的运动特性,并传 递出弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩.当用纵置钢板弹簧弹性元件时,它兼 起到导向装置的作用.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 所引起的震动[2]. 在对此皮卡的设计中,对其悬架提出的设计要求有: (1)保证汽车有良好的行驶*顺性[3]; (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)汽车制动或加速时要保证车身稳定,减少车身纵倾;转弯时车身侧倾角要合适; (5)有良好的隔声能力; (6)结构紧凑,占用空间尺寸要小; (7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩. 2.2 方案确定 要正确的选择悬架方案和参数,在车轮上下跳动时,使主销的定位角变化不大,车 轮运动与导向机构运动压迫协调, 避免前轮摆振; 汽车转向时应使之稍有不足转向特性. 此皮卡悬架部分结构形式选定为: (1)前悬采用双横臂,扭杆弹簧独立悬架 (2)后悬采用对称式钢板弹簧(无副簧) (3)辅助元件有横向稳定器,减震器

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3 悬架结构形式分析
3.1 悬架的分析 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跟 整体轴连接,再经过悬架与车身(或车身)连接,如图 3.1(a)所示;独立悬架的结构 特点是左右车轮通过各自的悬架与车架(或车身)连接,如图 3.1(b)所示[4].

图 3.1 悬架结构形式

以纵置钢板弹簧为弹性元件兼做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 够长度(特别是前悬架),使之刚度较大,所以汽车*顺性较差;簧下质量大;;在不 *路面上行驶时,左右车轮相互影响,并使车轴(桥)和车身倾斜;当汽车直线行驶在 凹凸不*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. 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,改善的汽车行驶的*顺性;由于可能降 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,可减少车身的震动和倾斜,同时在起伏的路面上能获得良好的 地面附着能力.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. 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;前后轮均采用独立悬架几种[4] [5].
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本设计是皮卡的悬架设计,故采用 : (1)前悬:双横臂,扭杆弹簧独立悬架 (2)后悬:对称式钢板弹簧(无副簧) (3)辅助元件:横向稳定器,减震器,缓冲块 通过减小悬架垂直刚度 c ,能降低车身震动固有频率 n(n= c / ms /2π),达到改 善汽车*顺性的目的.但因为悬架的侧倾角刚度 C 和悬架垂直刚度 c 之间是正比例关 系,所以减少垂直刚度 c 的同时使侧倾角刚度 C 也减小,并使车厢侧倾角增加,结果 车厢中的乘员会感到不舒服和降低了行车安全感.解决这一矛盾的主要方法是在汽车上 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 大悬架的侧倾角刚度 C . 3.2 侧倾角的计算 下面来计算皮卡的侧倾角,从而来论证有没有必要来加横向稳定器[6]. (1)已知: 钢板弹簧的中心距 BS2= 925 mm 后钢板弹簧的的刚度为 C2= 64.81 N/mm 满载整车总质量 GS=2305kg 满载时挂车重心高度 h=750mm (2)计算悬架的侧倾角刚度:
C =C1×Bs2 /2[7]=64.7N/mm×(925mm) /2 = 55358938N.mm .
2 2

当向心加速度

V2 = 0.4 g 时,将相应 22.80702 数代入上式,得: gR
=
h GS V2 h V2 = g R C g R C h G S h GS

= 0.076545rad = 12.6o 不满足不大于 4o 的要求,因此后悬架有必要加横向稳定器. 3.3 缓冲块的设计 缓冲块通常用如图 3.2 所示形状的橡胶制造.通过硫化将橡胶与钢板连为一体,再 焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架(车身)或其他部位上,起到限制悬架最大行程
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的作用.

图 3.2 缓冲块

有些汽车装用多孔聚氨脂制成缓冲块.它兼有辅助弹性元件的作用.多孔聚脂氨是 一种有很高强度和耐磨性的复合材料.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. 由于该材料在内部有气泡, 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.

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4 悬架主要参数的确定

4.1 设计原则
要具有生产上的可能性, 技术上的先进性, 经济上的合理性, 悬架系统要性能良好, 能保证汽车有良好的行驶*顺性,具有合适的衰减振动能力,保证汽车具有良好的操纵 稳定性,并且结构紧凑,占用的空间尺寸小,有足够的强度和寿命[8]. 设计的原始数据: 载质量 空车前轴负荷 满载前轴负荷 G1 轴距 最高车速 乘座人数: 最小离地间隙 离去角 2305KG , 775KG , 1112KG , 2700mm , 大于 120Km/h , 5 , 200mm ,
27.50 ,

整备质量 空车后轴负荷 满载后轴负荷 G2 满载质心高度 最大爬坡度

1625KG 815KG 1152KG 720mm

, , , ,

大于 30% , 16m ,
290 ,

最小转弯半径不大于 接*角

4.2 悬架主要参数计算
悬架静扰度 f c 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw 与此时悬架刚度 c 之比, f c = 即 Fw /c 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*顺性的 主要参数之一. 因现代汽车的质量分配系数ε*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固有频率 n1 和 n2 ,可用下式表示

n1 =(c1/m1)1/2/(2π) ,n2=(c2/m2)1/2/(2π),当采用弹性特性为线形变化的悬架时,
前后悬架静扰度可用下式来表示[1]: Fc1 = m1g/c1 Fc2 = m2g/c2 = (1112-40-5-25×2)9.81/2 = 5086.49N

Fw1 =(G1-前桥重-簧重-轮重)g/2 m1 = 508.5kg

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Fw2 =(G2-前桥重-簧重-轮重)g/2 m2 = 536kg

= (1152-40-10-25×2)9.81/2 = 5258.16N

由 n1 =(c1/m1)1/2/(2π) ,n2 =(c2/m2)1/2/(2π)推出: c1 =(2πn1)2m1 =(2π×1.575)2×518.5 = 50.77 N/mm c2 =(2πn2)2m2 =(2π×1.75)2×536 = 64.81N/mm 式中 g:重力加速度(g = 981cm/s ) 根据所给参数,本设计中悬架的动扰度 fd1 取 95mm,fd2 取 77mm. 悬架弹性特性钢板弹簧非独立悬架的弹性特性为线性的,悬架变形 f 与所受垂直外 力 F 之间呈固定比例变化.
2

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5 前悬架扭杆弹簧设计

5.1 结构分析
作为悬架弹性元件的—种——扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接.工 作时扭杆弹簧受扭转力矩作用. 扭杆弹簧在汽车上可以纵置, 横置或介于上述两者之间. 因扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多,所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下质量得 以减少),目前在轻型客车,货车上得到比较广泛的应用.除此之外,扭杆弹簧还有工 作可靠,保养维修容易等优点. 扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量的不同来分类.按照断面形状不同,扭 杆弹簧分为圆形,管形,片形等几种.按照弹性元件数量不同,扭杆可分为单杆式(图 5.1 a,b)或组合式两种.组合式扭杆又有并联(图5.2 c,d)和串联(图5.2 e)两种.端 部做成花键的圆形断面扭杆,因工艺性良好和装配容易而得到广泛应用,与管形扭杆比 较材料利用不够合理是它的缺点.管形断面扭杆有制造工艺比较复杂的缺点,但它也有 材料利用合理和能够用来制作组合式扭杆的优点.片形断面扭杆在一片断了以后仍能工 作,所以工作可靠性好,除此之外还有工艺性良好,弹性好,扭角大等优点.片形断面 扭杆的材料利用不够合理.组合式扭杆能缩短弹性元件的长度,有利于在汽车上布置. 采用圆断面组合式扭杆时,可以用2,4或6根组合形成的组合式扭杆.

图 5.1 扭杆断面形状及端部结构 a) 圆形断面扭杆,端部为花键 b)圆形断面扭杆,端部为六角形 c) 片形组合式扭杆 d) 圆形组合式扭杆组 e)串联合式扭杆
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5.2 参数设计计算
本皮卡车前悬架采用用圆形断面扭杆,扭杆弹簧的设计如下[2]: 已知:前悬架刚度c1=50.726 N/mm(见第四章) Fw1=5086.49N m1 = 508.5Kg R = 160mm

由总体悬架的刚度可得(5-1) δ = P/C1 = 5086.49N/50.726N/mm = 100.3mm 又因为当量挠度因子为cosα/〔1/(α+β)+tanα〕,所以 δ = Rcosα/〔1/(α+β)+tanα〕 其中在Fw1=5086.49N时,在该载荷下的变形角α = 45°(设计确定) 由(5-1)式和(5-2)式得 β = - 0.688 = 39.42° (5-2) (5-1)

所以扭杆的扭转刚度Cn = PRcosα/(α+β)= 575.47N.m/1.4733 rad =390.58 N.m/ rad 设计载荷下的扭矩为:T=PRcosα=5086.49 N×160mm×cos45°=575.47N.m (5-3)

设计前应当根据对汽车*顺性的要求,先行选定悬架的刚度c1设计扭杆弹簧需要确定的 主要尺寸有扭杆直径d和扭杆长度L(图5.2). 设计时应当根据最大扭矩计算扭杆直径d (5-4) 式中,Mmax为扭杆承受的最大扭矩;τ为扭转切应力,可取允许扭转切应力代人计算. 求得 d = 24 mm

扭杆的有效长度L用下式计算
L = (πd 4 G ) /(32c n )

(5-5)

式中,G为切变模量,设计时取G=7.7×104MPa;cn为扭杆的扭转刚度. 求得 L = 894 mm

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图 5.2 扭杆弹簧与臂

分析式(5-5)可知:扭杆直径d和有效长度L对扭杆的扭转刚度cn有影响.增加扭杆直 径d会使扭杆的扭转刚度cn增大, 因悬架刚度与扭杆扭转刚度成正比, 所以汽车*顺性变 坏;而扭杆直径d又必须满足一定的强度要求,不能随意减小.增加扭杆有效长度L能减 小扭杆的扭转刚度cn,使汽车*顺性获得改善,但过长的扭杆在汽车上布置有困难,此 时宜采用组合式扭杆. 常采用45CrNiMoVA,40Cr,42CrMo,50CRV等弹簧钢制造扭杆.为了提高疲劳强 度, 扭杆需要经预扭和喷丸处理. 经过预扭和喷丸处理的扭杆许用切应力[τ]可在800~ 900MPa范围内选取,轿车可取上限,货车宜取下限. 扭杆弹簧可分为端部,杆部和过渡段三部分.圆形扭杆使用有花键的端部占多数, 这种结构在端部直径较小时也能保证足够的强度.为使端部和杆部寿命一样,推荐端部 直径D=(1.2~1.3)d,其中d为扭杆直径;花键长度l=0.4D,端部花键一般采用渐开线 花键.这里去D = 1.2d = 24×1.2 = 29mm 从端部直径到杆部直径之间的一段称为过渡段.为了使这段应力集中降到最小,过 渡段的尺寸应该是逐渐变化的.比较常用的方法是采用一个30°夹角的锥体,把端部和 杆部连接起来(图5.3a),本设计采用此方法:过渡段长Lg = (D—d)/2tanl5° =(29-24) /(2×tanl5°) = 26mm,过渡圆角r = 1.5d = 1.5×24 = 36mm . 过渡段可以分为靠*直径为D的花键端部的非有效部分和靠*直径为d的杆部的有 效部分, 即这一部分可以看作是扭杆工作长度的一部分, 称为有效长度Le对于如图5.3a) 所示结构,有效长度Le可用下式计算
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Le =

Lg d d d [ + ( ) 2 + ( )3 ] 3 D D D

得到 Le = 16mm

b) 图 5.3 扭杆端部,杆部与过渡段 a)锥顶过渡段 b) 圆弧过渡段

还有一种如图5.3 b)所示结构,有效长度L,可用下式计算(本设计不采用) 过渡段圆弧半径尺为

(5-6)

(5-7) 扭杆的工作长度L等于杆身长Lo再加上有效长度Le的两倍,即 L = Lo+2Le 与扭杆花键连接的支座上的内花键长度要求比扭杆上的外花键长度长些,并且设计
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时还应保证内花键的两端长度都要超出扭杆花键长度. 有的扭杆端部采用直接锻造出六角形的结构.为了提高侧边的*直度,锻后再进行 精压加工.六角对边的宽度B与扭杆直径d之间要求保持B = (1.2~1.4)d的关系,以 保证六角形的端部有足够的强度.

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6 弹性元件-后钢板弹簧的计算

6.1 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,质量加大所以在在少数轻,微型车上应用.纵置钢板弹簧能 传递各种力和力矩,并且结构简单,故在汽车上得到广泛应用.本设计采用纵置钢板弹 簧.纵置钢板弹簧又分对称式和不对称式.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;若不相等为不对称式 钢板弹簧.多数情况下汽车采用对称式钢板弹簧,故本设计采用对称式钢板弹簧.

6.2 钢板弹簧主要参数的确定
在进行钢板弹簧计算之前,应当知道下列初始条件:满载静止时汽车前后轴(桥) 符合 G1 , G2 和簧下部分荷重 Gu1 , Gu 2 ,并根据此计算出单个钢板弹簧的载荷: Fw1 = ( G1 - Gu1 )/2 和 Fw 2 =( G2 - Gu 2 )/2,悬架的静扰度 f c 和动扰度 f d ,汽车的轴距等. 6.2.1 满载弧高 f a 满载弧高 f a 是指钢板弹簧装带轴(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,如图 6.1 所示: f a 用来保证汽车具有给顶 的高度.当 f a 为 0 时,钢板弹簧在对称位置上工作.为了在车架高度已限定时能得到足 够的动扰度值,常取 f a =10-20mm.本设计取 f a =15mm.

图 6.1第 14 页 共 29 页 钢板弹簧弧高示意图

6.2.2 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.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*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,会在汽车上布置时产 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一些.本设计采用 L=0.437 轴距.L=2700×0.437=1180mm 6.2.3 钢板断面尺寸及片数的确定 ⑴ 钢板断面宽度 b 的确定

有关钢板弹簧的刚度,强度等,可按等截面简支梁啊计算公式计算,但需要引入扰 度增大系数δ加以修正. 由于钢板弹簧的主片有一部分要用着卷耳 L = L-Ks 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
J 0 =[(L-Ks) Cs δ]/48E
3

钢板弹簧总截面系数 W0 用下式计算 W0 ≥ [ Fw (L-ks)]/4[ σ w ] W0 = [ Fw (L-ks)]/4[ σ w ] 对于 55SiMnVB 或 60Si2Mn 等材料, 表面经喷丸处理后, 推荐[ σ w ]在 450~550N/mm ,
2

本设计选取[ σ w ]=500 N/mm

2

将公式 W0 ≥ [ Fw (L-ks)]/4[ σ w ]带入 ( L ks ) 2 δ [σ w ] h p =2 J 0 / W0 = 6 Ef c 式中:L=1180mm K=0.5(刚性夹紧) S=100mm η=n1/n2=0.5(n1=2 n0=4) [ σ w ]=537 N/mm
2

δ=1.5/[1.04(1+0.5η)=1.1 得到 hp = 7.539mm

E=2.06X105MPa

fc2=81mm

有了 h p 之后,再选钢板弹簧的片宽 b,增大片宽,能增加卷耳强度,但当车身受侧 向里作用力倾斜时,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
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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 b/ h p 在 6~10 之间选取.本设计 b/ h p 取 8.所以片宽 b=8 h p =60.312mm ⑵ 钢板断面形状

矩形断面钢板弹簧(如图 6.2 所示)的中性轴,在钢板断面的对称位置上.工作时 一面受拉应力,另一面受压应力作用,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.

图 6.2 矩形断面钢板弹簧

⑶ 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*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. 本设计选取 n=4 6.2.4 钢板弹簧各片长度的确定 片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁,形状为菱形(两个三角形). 将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片,然后按照长度大小不同 依次排列,叠放在一起,就形成接*实用价值的钢板弹簧.实际上的钢板弹簧不可能是 三角形,因为为了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力, 必须使它们有一定的宽度,因此应该用中部为举行的如图 6.3 替代三角形钢板弹簧才有 真正的实用意义[9].

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图 6.3 双梯形钢板弹簧

这种钢板弹簧个片具有相同的宽度,但长度不同.钢板弹簧各片长度就是基于实际 钢板各片展开图接*梯形梁的形状这一原则来作图的.首先假设各片厚度不同,则具体 进行步骤如下: 先将个片厚度 hi 的立方值 hi3 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 即得到三 角形的钢板弹簧展开图(如图 6.4).AB 线与各叶片上侧边的交点即为各片长度.如果 存在与主片同长的重叠片,就从 B 点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线,此直线 与各片上侧边的交点即为各片长度.各片长度尺寸需经调整后确定.

图 6.4 三角形的钢板弹簧展开图

经画图测量得:L1=1180mm 6.2.5 钢板弹簧刚度验算

L2=1180mm

L3=833.334mm

L4=466.66mm

在此之前,有关扰度增大系数δ,总惯性矩 J 0 ,片长和叶片端部形状等的确定都不 能够准确,所以有必要验算刚度.用共同曲率法计算刚度的前提是,假定同一截面上各
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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 于外力所引起的弯矩.刚度验算公式为
n 3 C = 6aE/[ ∑ ak +1 ( Yk - Yk +1 )] k =1

K I =1

式中 ak +1 =( l1 - lk +1 );Yk =1/ ∑ J i ;Yk +1 =1/ ∑ J i 式中 a 为经验修正系数,a=0.90~0.94;
i =1

k +1

E 为材料弹性模量,取 E=2.1×10 Mpa; l1 , lk +1 为主片和第(k+1)片的一半长度. 上公式中主片的一半 L1,如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离带入,求得的刚度值 为钢板弹簧总成自由刚度 c j ;如果用有效长度,即 l1 =(l-0.5ks)带度上公式求得的刚 度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度 cz . L1=1180mm a2= L1-L2=0 L2=1180mm L3=833.334mm L4=466.66mm

5

a3 = L2-L3=346.668mm

a4= L3-L4=713.333mm

J1=J2=J3=J4=bh3/12=256 Y1=1/J1=3.90625×10-4 Y2=1/(J1+J2)=1.95312×10
-4

Y3=1/(J1+J2+J3)=1.30208×10-4 Y4=1/(J1+J2+J3+J4)=0.97656×10-4
n
3 C = 6aE/[ ∑ ak +1 ( Yk - Yk +1 )]

k =1

= 6×0.92×2.06×105/(0+32093860.78+128375443) =68.86215078N/mm 刚度校核基本符合 6.2.6 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 ⑴ 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H 0 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 弹簧在自由状态下的弧高 H 0 ,用下式计算[2]:
H 0 =( f c + f a + f )

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式中 f 为钢板弹簧总成用 U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化, f = s 为 U 形螺栓中心距 s=100mm;L 为钢板弹簧主片长度. f = s (3L s )( f a + f c ) =11.607mm 2L2 H 0 =( f c + f a + f )=107.6mm fc=81mm fa=15mm

s (3L s )( f a + f c ) 2L2

,

钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 R0 =L /8 H 0 =1672.8mm ⑵ 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定

2

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 Ri .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很好的贴紧, 减少主片的工作应力, 使各片寿命接*. 矩形截面钢板弹簧装配前各片的曲率半径由下式确定 Ri = R0 /[1+(2 σ 0i R0 )/E hi 在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 R0 和各片弹簧预应力 σ 0i 的条件下,可以 用上公式计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径 Ri . 1410 2 R0 = = 2364.5 8 × 105.1

σ 01 = -40 σ 02 = -20

σ 03 = 10

σ 04 = 30

R1 = R0 /[1 + (2σ 01 R0 ) / Eh1 ] =1820.64mm R2 = R0 /[1 + (2σ 02 R0 ) / Eh2 ] = 1743.59mm R3 = R0 /[1 + (2σ 03 R0 ) / Eh3 ] = 1707.46mm R4 = R0 /[1 + (2σ 04 R0 ) / Eh4 ] = 1576.77mm 选取各片弹簧预应力时,要求做到:装配前各片弹簧片间间隙相差不大,且装配后 各片能很好贴和;为保证主片及与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. 6.2.7 钢板弹簧总成弧高的核算
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由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径 Ri 是经选取预应力 σ 0i 后用公式计算受 其影响,装配后钢板弹簧总成的弧高用公式 R0 = L2 / 8 H 0 计算的结果会有不同,因此, 需要核算钢板弹簧总成弧高. H=L /8 H 0 =106.3mm 与 107.6 相*,符合要求
2

6.3 钢板弹簧强度验算
钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算钢板弹簧主片卷耳受力如图 5.5 所示:卷耳处所 受应力 σ 是由弯曲应力和拉(压)应力合成的应力:

σ = [3Fx ( D + h1 )] / bh12 + Fx / bh1 =8.5N/mm

2

式中, Fx 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 为主片后厚度.须用应力[ σ ]取 350N/mm .对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静
2

载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力 σ z = Fs /bd.其中, Fs 为满载静止时钢板锻部受到的 载荷;b 为卷耳处叶片宽;d 为钢板弹簧销的直径.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[ σ z ]3~4N/mm ;用 20 钢或 20Cr 钢经渗碳处理或用 45 高
2

频淬火后,其许用应力[ σ z ] ≤ 7~9 N/mm .
2

图 6.5 钢板弹簧主片卷耳受力图 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的多.
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7 减振器的设计计算

7.1 分类
悬架中用得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振动阻力,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.如果能量的消 耗仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行,则把这种减振器称之为单向作用式的减振 器,反之称为双向作用式减振器. 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行驶*顺性的性能稳 定.

7.2 相对阻尼系数ψ
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 v 之间有如下关系[10] F= δ v 式中 δ 为减振器阻尼系数. 图 7.1 示为减振器的阻力——速度特性图.

图 7.1 减振器速度特性图 a) 阻力-位移特性 b)阻力—速度特性

该图具有如下特点:阻力——速度特性由四段*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

δ =F/v,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
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阀开启前的阻尼系数而言.通常压缩行程的阻尼系数 δ Y 与伸张行程的阻尼系数 δ s 不等. 汽车悬架有了阻尼以后,簧上质量的振动是周期衰减振动,用相对阻尼系数ψ 的大 小来评定振动衰减的快慢程度.ψ 的表达式是

ψ = δ /(2 cms )=0.30
式中 c 为悬架系统的垂直刚度; ms 为簧上质量. 上公式表明,相对阻尼系数ψ 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 ms 的悬架系统匹配时,会产生不同的阻尼效果.ψ 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;ψ 值小则反之.通常情况下,将压缩行程 时的相对阻尼系数ψ Y 取的小些,伸张行程时的相对阻尼系数ψ s 取的大些两者之间保持

ψ Y =(0.25~0.5)ψ s 的关系;为避免悬架碰撞车架,取ψ Y =0.5ψ s .

7.3 减振器阻尼系数 δ 的确定
减振器阻尼系数 δ =ψ /(2 cms ).因悬架系统固有振动频率 ω = c \ ms ,所以 理论上[2]

δ =2ψ ms ω =1.86×10 .
4

7.4 最大卸荷力 F0 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 荷阀.此时的活塞速度称为卸荷速度 vx . vx 取 0.20m/s F0 = δ vx =3725.24N

7.5 筒式减振器工作缸直径 D 的确定
根据伸张行程的最大卸荷力 F 0 计算工作缸直径[2] D=
4 F0 π [ p](1 λ2 )

式中[p]为工作缸最大许用压力,取 3~4Mpa 本设计取[p]=3.5MPa; λ 为连杆直径与缸 筒直径之比,双筒式减振器取 λ =0.40~0.50,单筒式减振器取 λ =0.30~0.35.本设计
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为单筒式减振器所以 λ 取 0.3.减振器的工作缸直径 D 有 20,30,40,45,50,65mm 等 几种. 根据上公式 D=
4 F0 带入数据计算得 D=40 π [ p](1 λ2 )

贮油筒直径 Dc =(1.35~1.50)D,壁厚取为 2mm,材料选取 20 钢.

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技术及可行性分析

8.1 现阶段钢板弹簧生产状况
汽车钢板弹簧由于其结构简单,制造容易,在载货汽车悬架中得到了广泛的应用. 但在目前我国汽车设计中无论是重型,中型,轻型和微型车都对钢板弹簧没有明确的通 用化要求;再加上我国汽车年产量不多而汽车厂家数量世界第一的现实,各个厂家大都 要做一些突出个性的开发设计;而底盘开发设计中的传动系总成的加工要求高,不便自 行开发设计和生产,因此就常在车架和板簧布置上搞创新,对板簧经常改形变动,从而 造成很多资金上的浪费.

8.2 汽车钢板弹簧钢材的供应现状
按照国家标准 GB1222——84《弹簧刚》规定,弹簧钢材质有 17 种.目前汽车钢板 弹簧主要采用 60Si2Mn,50CrVA,55CrMnA 和 55SiVB 四大系列材质其中 60Si2Mn 应用最 常见,价格比其他三类每吨低 500 元~1000 元.但其淬透性较差,一般规定使用厚度不 大于 12mm,主要适用于中型,轻型和微型车的多片弹簧.从我国目前的钢材供应情况来 看,由于中小型炼钢厂,轧钢厂较多,材质价格差异较大,且品种规格不可能齐全;而 市场对板簧的具体车型品种需求变化难以控制,要想占领市场,不失用户,必须备足若 干品种规格的原辅材料,因此使资金占用极不合理,导致经济效益和社会效益下降.

8.3 解决办法
本人在这里提出将钢板弹簧进行系列化,通用化,标准化设计思想,推荐一系列钢 板弹簧结构参数,同时客观地估计由于品种规格的合理简化而带来的可观的经济效益. 等价摆臂模型来源于底盘改良中所使用的典型动态瞬时中心,每个车轮的瞬时中心来自 于上, 下控制臂的节点. 由外倾角和主销纵倾角固定车轮位置并保证转动轴的旋转方向. 转向系统的位置

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9 结



本设计课题涉及汽车前后悬架及其主要零件的设计,计算和制图的全过程.还对悬 架,扭杆弹簧和钢板弹簧等零件的设计作了详细的介绍.主要包括悬架的结构分析,方 案的选择,钢板弹簧的设计,经济性分析等内容. (1)前悬:因扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多,所以扭杆弹簧悬架质量小 (簧下质量得以减少), 除此之外, 扭杆弹簧还有工作可靠, 保养维修容易等优点, 所以在本皮卡的设计中,前悬采用扭杆弹簧; (2)后悬:钢板弹簧悬挂,它具有承载重量大,价格便宜,坚固耐劳的优点,所以在 本皮卡的设计中,后悬采用钢板弹簧. 在设计中, 通过悬架参数的计算和合理的结构设计, 提高了零部件强度和使用寿命, 降低生产成本,从而使汽车具有良好的行驶*顺性,舒适性也得以提高,进而改善了汽 车的燃油经济性,提高汽车的性价比. 在设计中,基本上完成了设计任务,基本上达到了设计的目的!

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参考文献

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王望予.汽车设计(第 4 版)[M].机械工业出版社,2005 刘惟信.汽车设计[M].清华大学出版社,2001 余志生.汽车理论(第 3 版)[M].机械工业出版社,2000 陈家瑞.汽车构造[M].机械工业出版社,2005 龚微寒.汽车现代设计制造[M].人民交通出版社,1995

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[10] 林宁.汽车设计(第二版)[M]. 北京: 机械工业出版社, 1999.8 [11] Dowling, NE. Mechanical behavior of materials, engineering methods for deformation, Fract and Fatigue[J]. New Jersey: Prentice Hall; p. 07458.

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致谢

经过几个月的努力工作现在完成了皮卡车前后悬架的设计.设计过程中在在徐老师 的指导下和本组同学的共同努力下才得以顺利完成本设计.在此过程中,我感觉到徐桥 生老师对问题的独到见解,也跟老师学到了许多分析问题的方法.在这次设计过程中, 充分体会到了汽车是一门多么复杂的学科,更为徐老师给我们的建议"学精一项,足以 在汽车行业生存"的观点感同身受.本设计包括了悬架形式的选择,钢板弹簧的设计计 算,扭杆弹簧的设计计算,减振器的计算及选型,以及重要零件的设计计算.从悬架系 统的结构分析到结构元件的装配,每一个环节都是相互联系的.要是单独的设计一个零 件或部件那确实是比较简单的,但是要把悬架系统作为一个整体去设计,最终达到一个 最优化的方案,那就比较复杂了.尽管这个过程是复杂,但我认为对我来说还是很有意 义的.从查资料到问老师,从书本上到实验室,每一个过程都马虎不得.不仅巩固了我 以前所学的知识,而且对我以后的工作也打好了基础.

2008 年 5 月 25 日

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附件 1 开题报告

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附件 2 英文原文及翻译

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