麥弗遜懸架的畢業(yè)設(shè)計

1、目錄1前言12 總體方案論證32.1 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架32.2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析32.3 懸架選擇的方案確定33 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響53.1 懸架靜撓度53.2 懸架動撓度63.3懸架彈性特性63.4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角74彈性元件的設(shè)計94.1螺旋彈簧的設(shè)計94.2鋼板彈簧的設(shè)計94.2.1鋼板彈簧的布置方案94.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定94.2.3鋼板彈簧各片長度的確定124.2.4鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗算134.2.5鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算144.2.6鋼板彈簧總成弧高的核算154.2.7鋼板彈簧強(qiáng)度驗算165減震器機(jī)構(gòu)類

2、型及主要參數(shù)的選擇計算185.1減震器的分類185.2相對阻尼系數(shù)185.3減震器阻尼系數(shù)的確定195.4最大卸荷力的確定205.5筒式減震器工作缸直徑的確定206 結(jié)論21參考文獻(xiàn)22致 謝23附 錄241前言懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調(diào)節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關(guān)裝置的總稱。懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或

3、車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達(dá)到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質(zhì)量(即簧載質(zhì)量)、非懸掛質(zhì)量(即非簧載質(zhì)量)和彈簧(彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機(jī)的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)決定了車輪跳動時的運(yùn)動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側(cè)傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。盡管一百多年

4、來汽車懸架從結(jié)構(gòu)型式到作用原理一直在不斷地演進(jìn)，但從結(jié)構(gòu)功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成。在有些情況下，某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用，麥克弗遜懸架(McPhersonstrutsuspension，或稱滑柱擺臂式獨(dú)立懸架)中的減振器柱兼起減振器及部分導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用。如前所述，汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操

5、縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性作用。因而在設(shè)計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：a、通過合理設(shè)計懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，既具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力；b、合理設(shè)計導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求；c、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動干涉，否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振；d、側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時具有抗側(cè)傾能力，汽車制

6、動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂“點(diǎn)頭”和“后仰”）；e、懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量??；f、便于布置，在轎車設(shè)計中特別要考慮給發(fā)動機(jī)及行李箱留出足夠的空間；g、所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命；h、制造成本低；i、便于維修、保養(yǎng)。為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適的頻段，并盡量可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應(yīng)合理。本課題的名稱是進(jìn)行YC1020貨車的前后懸架設(shè)計。課題來源于鹽城奧馳機(jī)械有限公司。主要研究的內(nèi)容是1.進(jìn)行前后懸架的底盤布置；2.懸架結(jié)構(gòu)型式分析和主要參數(shù)的確

7、定；3.用AUTOCAD完成懸架裝配圖及主要零件圖。解決的問題有1.解決汽車零部件企業(yè)麥弗遜懸架產(chǎn)品開發(fā)過程中設(shè)計與產(chǎn)品建模等問題；2.規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結(jié)構(gòu)和布置合理；3.分析其結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)的確定。鑒于QF1020輕型貨車的特點(diǎn)，綜合懸架的各自特性以及成本等方面，貨車前部載人，后部載貨，故將汽車的前懸設(shè)計為麥弗遜懸架，后懸設(shè)計為鋼板彈簧懸架。2總體方案論證2.1非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架根據(jù)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，汽車懸架可分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架兩大類。非獨(dú)立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當(dāng)單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側(cè)車輪。獨(dú)立懸架左右車輪各自“獨(dú)

8、立”地與車架或車身相連或構(gòu)成斷開式車橋。以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架，其主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點(diǎn)是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動干涉；當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左、右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生

9、不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。這種懸架主演運(yùn)用在總質(zhì)量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是:非懸掛質(zhì)量小,懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小,有利用于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能;左右車輪的跳動沒有直接的相互影響,可減少車身的傾斜和振動;占有橫向空間少,便于發(fā)動機(jī)布置,可以降低發(fā)動機(jī)的安裝位置,從而降低汽車質(zhì)心位置,有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性;易于實現(xiàn)驅(qū)動輪轉(zhuǎn)向。2.2獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析獨(dú)立懸架有多種結(jié)構(gòu)形式,主要分為雙橫臂式；單橫臂式；雙縱臂式；單縱臂式；麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等幾種類型。對于不同結(jié)構(gòu)形式的獨(dú)立懸架，不僅結(jié)

10、構(gòu)特點(diǎn)不同，而且許多基本特征也有較大區(qū)別。時常從側(cè)傾中心高度，車輪定位參數(shù)的變化，懸架側(cè)傾角剛度，橫向剛度幾個方面進(jìn)行評價。不同類型的懸架占用的空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機(jī)的布置和從車上拆裝發(fā)動機(jī)的困難程度。占用高度空間小的懸架，則允許行李箱寬敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此懸架占用的空間尺寸也用來作為評價指標(biāo)之一。2.3懸架選擇的方案確定目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨(dú)立懸架；前輪采用獨(dú)立懸架，后輪采用非獨(dú)立懸架；前輪與后輪均采用獨(dú)立懸架等幾種。前、后懸架均采用非縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時，內(nèi)側(cè)懸架處于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài)，于是內(nèi)側(cè)懸

11、架受到拉伸,外側(cè)懸架受到壓縮，結(jié)果與懸架固定連接的車軸（橋）的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一個角度。對前軸，這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢。汽車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后邊吊耳低，于是懸架的瞬時運(yùn)動中心位置降低，結(jié)果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向趨勢。另外，前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以前懸架采用獨(dú)立懸架。針對本課題(1020輕型貨車的懸架)從經(jīng)濟(jì)性,結(jié)構(gòu)布置的合理性等方面考慮前懸架采用麥弗遜懸架,后懸架采用鋼板彈簧懸架。如圖2.1為麥弗遜懸架。3前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確

12、定及對整車性能的影響3.1懸架靜撓度（公式來自汽車設(shè)計第四版）懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即。汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率和(亦稱偏頻)可用下式表示 n2= （3-1）式中，、為前、后懸架的剛度(Ncm)；、為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 = （3-2）式中，g為重力加速度(g981cm)。將、代人式(3-1)到 n2=

13、 （3-3）分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。在選取前、后懸架的靜撓度值和時，使之接近，并且后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，/1時的車身縱向角振動要比/1時小，故推薦?。?.80.9）?？紤]到貨車前后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦（0.60.8）。為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運(yùn)送人為主的轎車對平順性

14、的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.001.45Hz，后懸架則要求在1.171.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.801.15Hz，后懸架則要求在0.981.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.502.10Hz，而后懸架則要求在1.702.17Hz。取=1.5Hz，=1.7Hz。代入（3-3）得=11.11cm,=8.65cm取=11cm，=8cm。3.2懸架的動撓度懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的12或23)時，車輪中

15、心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，取79cm；對大客車，取58cm；對貨車，取69cm。由此可以看出，為了得到很好的平順性，應(yīng)當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定的載荷下其變形也大。對于一般貨車懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應(yīng)當(dāng)不小于13cm。懸架的靜撓度及動撓度值受到汽車總布置允許的工作行程的限制，取前后懸架的動撓度均為130mm。前懸架單側(cè)懸架設(shè)計簧載質(zhì)量445kg,空載簧載質(zhì)量408kg，設(shè)計偏頻為=1.5Hz，后懸架單側(cè)懸架設(shè)計簧載質(zhì)量620kg,空載簧載質(zhì)量357kg，設(shè)計偏頻為=1.7Hz，為了滿

16、足空載時的偏頻要求，代入（3-1）得=31.54N/mm，=55N/mm。3.3懸架彈性特性懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移(即懸架的變形)的關(guān)系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當(dāng)懸架變形廠與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)懸架變形與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖3-1所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點(diǎn)是在滿載位置(圖中點(diǎn)8)附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠(yuǎn)的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣可在有限的

17、動撓度范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。空載與滿載時簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應(yīng)當(dāng)選用剛度可變的非線性懸架。轎車簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時的側(cè)傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應(yīng)當(dāng)采用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。圖3.1懸架彈性特性曲線1緩沖塊復(fù)原點(diǎn)2復(fù)原行程緩沖塊脫離支架3主

18、彈簧彈性特性曲線4復(fù)原行程5壓縮行程6緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線7緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架8額定載荷3.4前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角主銷的工作原理:汽車主銷并沒有一個固定的模式,不同類型的汽車主銷的表現(xiàn)形式也不同.汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉(zhuǎn)向輪,轉(zhuǎn)向輪又始終圍繞誰在轉(zhuǎn),具備了這兩個條件的就可以稱為“主銷”。A.主銷后傾角:主銷軸線在縱向平面內(nèi)與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾角.主銷后傾角的作用:a)保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。主銷后傾角越大,行駛中產(chǎn)生的離心力就越大,汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好.但主銷后傾角越大,汽車轉(zhuǎn)向時所克服的反向推力就越大,轉(zhuǎn)向就越重,所以主銷后傾角不能超過3。b)

19、適當(dāng)加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法。主銷后傾角取3。B.主銷內(nèi)傾角主銷在前軸或懸架上安裝時,上斷略微向內(nèi)傾斜一個角度,這個角度叫主銷內(nèi)傾角。(a)主銷內(nèi)傾角的作用：a) 幫助車輪自動回正;b) 使轉(zhuǎn)向輕便。(b)主銷內(nèi)傾角的確定：傳統(tǒng)汽車的主銷內(nèi)傾角通常在68,而20世紀(jì)70年代以后開發(fā)的無論是麥弗遜懸架還是燭式懸架,主銷內(nèi)傾角通常在10301230左右。懸架取9。詳細(xì)DWG圖 紙 請 加：三 二 1爸 爸 五 四 0 六4.彈性元件的計算4.1螺旋彈簧的設(shè)計螺旋彈簧作為彈性元件,其結(jié)構(gòu)簡單、制造方便及其有高的比能容量,有良好的乘坐舒適性和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在大擺動能量下仍能具有保持車輪定位角

20、的能力。選取=350mPa切變模量G=280GPa的彈簧鋼的材料a)根據(jù)總體布置要求及懸架的具體結(jié)構(gòu)形式可知彈簧的剛度C=31.54N/mm,設(shè)計載荷時彈簧受力P=4361N,及彈簧高度Hi=300mm,彈簧在壓縮行程極限位置時彈簧高度H=210mm,自由高度H=390mm。b)初選彈簧中徑簧圈中徑取D=142mm,鋼絲直徑12mm,彈簧材料65Mn，有效圈數(shù)n=4.5節(jié)距t=48mm自由高度H=380mm彈簧指數(shù)c=D/d=9.45代入求得K=1.154 求出彈簧在完全壓緊時的載荷P與彈簧的最大載荷PP=P+C(H+H)求得P=9964N,P=7992.9N。進(jìn)行校核：驗證K為修正系數(shù)，K=

21、將=853N,=685N=0.63=750N。彈簧合適。4.2鋼板彈簧的設(shè)計 鋼板彈簧的布置方案鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設(shè)置附加的導(dǎo)向傳力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應(yīng)用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故采用縱置鋼板彈簧?？v置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達(dá)到改善軸荷分

22、配的目的時，才采用不對稱式鋼板彈簧。所以采用對稱式鋼板彈簧。鋼板彈簧主要參數(shù)的確定初始條件：滿載靜止時滿載時簧上質(zhì)量620kg,空載時簧上質(zhì)量為357kg。靜撓度為110mm,動撓度為130mm。軸距2350mm，半軸套直徑80mm。A.滿載弧高滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4.1)。用來保證汽車具有給定的高度。當(dāng)0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取1020mm。取=20mm。B.鋼板彈簧長度L的確定鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加鋼板彈簧長度L

23、能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車平順性；在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形；選用長些的鋼板彈簧，會在汽車上布置時產(chǎn)生困難。原則上在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些。推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：貨車前懸架，L=（0.260.35）軸距，后懸架L=（0.350.45）軸距。設(shè)計取長度L為40%軸距，則L=40%2350mm940mm。圖4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高C.鋼板斷面尺

24、寸及片數(shù)的確定a)鋼板斷面寬b的確定有關(guān)鋼板彈簧的剛度、強(qiáng)度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩。對于對稱鋼板彈簧 (4-1)式中，s為U形螺栓中心距(mm)；是為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(如剛性夾緊，取，撓性夾緊，取)；c為鋼板彈簧垂直剛度(Nmm)，;為撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)=6，求得=0.16，然后用初定)；E為材料的彈性模量。E取2.06Mpa,可求出=1.5Hz=1.332由，求出=7643.2N/mm鋼板彈簧總截面系數(shù)用下式計算 (4-2)式中，為

25、許用彎曲應(yīng)力。對于60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦在下列范圍內(nèi)選取：前彈簧和平衡懸架彈簧為350450N；后主簧為450550N；后副簧為220250N。取500N將式(4-2)代人下式計算鋼板彈簧平均厚度 (4-3)求得=9.613mm,有了以后，選鋼板彈簧的片寬b。增大片寬，能增加卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角。片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在610范圍內(nèi)選取。取b=70mm。b)鋼板彈簧片厚h的選擇矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩用下式計算 (4-4)式中，n

26、為鋼板彈簧片數(shù)。求得h=9.7mm由式(4-4)可知，改變片數(shù)n、片寬b和片厚h三者之一，都影響到總慣性矩的變化；再結(jié)合式(4-1)可知，總慣性矩的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度c的變化，也就是影響汽車的平順性變化。其中，片厚丸的變化對鋼板彈簧總慣性矩了。影響最大。增加片厚九，可以減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者。但因為主片工作條件惡劣，為了加強(qiáng)主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5。最后，鋼板斷面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。圖4.2葉片斷面形狀

27、a)矩形斷面b)T形斷面c)單面有拋物線邊緣斷面d)單面有雙槽的斷面c)鋼板斷面形狀矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上(圖4.2a)。工作時一面受拉應(yīng)力，另一面受壓應(yīng)力作用，而且上、下表面的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷犁。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖4.2b、c、d)，其中性軸均上移，使受拉應(yīng)力作用的一面的拉應(yīng)力絕對值減小，而受壓應(yīng)力作用的一面的壓應(yīng)力絕對值增大，從而改善了應(yīng)力在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧的疲勞強(qiáng)度和節(jié)約近10的材料。采用矩形斷面。d)鋼板彈簧片數(shù)n片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并

28、可以降低片間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在614片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片簧時，片數(shù)在14片之間選取。設(shè)計采用多片普通鋼板彈簧，片數(shù)取8片。鋼板彈簧各片長度的確定片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強(qiáng)度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸(橋)上和使兩卷耳處能可靠地傳遞力，必須使它們有一定的寬度，因此應(yīng)該用中部

29、為矩形的雙梯形鋼板彈簧(圖4.3)替代三角形鋼板彈簧才有真正的實用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長度不同。鋼板彈簧各片長度就是基于實際鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來作圖的。首先假設(shè)各片厚度不同，則具體進(jìn)行步驟如下：先將各片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上(圖4.4)，再沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B兩點(diǎn)，連接A、B即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從月點(diǎn)到最后一個重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確。求

30、得各片的長度為=940mm,=940mm,=818mm,=697mm,=576mm,=454mm,=333mm,=211mm.圖4.3雙梯形鋼板彈簧圖4.4確定鋼板彈簧各片長度的作圖法鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗算用公式：，算出=485.5Mpa。在用公式：，算出=447.95Mpa900Mpa。所選鋼板彈簧合適。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算a)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4-1)，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算 (4-5)式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總

31、成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化，；s為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。=18.3mm,=148mm。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑=860mm。b)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同(圖4.5)，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命接近。圖4.5鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 (4-6)式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)；為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的

32、曲率半徑(mm)；為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力(N)；正為材料彈性模量(N)，取N/；為第i片的彈簧厚度(mm)。在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的曲率半徑和各片彈簧預(yù)應(yīng)力條件下，可以用式(4-6)計算各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。選取各片彈簧預(yù)應(yīng)力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力。為此，選取各片預(yù)應(yīng)力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300350N內(nèi)選取。

33、14片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片到短片由負(fù)值逐漸遞增至正值。在確定各片預(yù)應(yīng)力時，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩之代數(shù)和等于零，即=0 (4-7)或=0 (4-8)各片彈簧的預(yù)應(yīng)力為:=-90Mpa,=-60Mpa,=-180Mpa,=-300Mpa,=0Mpa,=30Mpa=60Mpa,=180Mpa。用式(4-6)計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。=2910mm,=2368mm,=2037mm,=1786mm,=1697mm,=1642mm,=1642mm,=1642mm如果第i片的片長為，則第i片彈簧的弧高為 (4-9)算得=38mm,=46mm

34、,=41mm,=34mm,=24mm,=15.6mm,=8.4mm,=3.4mm。鋼板彈簧總成弧高的核算由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力后用式(4-6)計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式計算的結(jié)果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為 (4-10)式中，為鋼板彈簧第i片長度。求得=905mm。鋼板彈簧總成弧高為 (4-11)求得H=140mm。用式(4-11)與用式(4-5)計算的結(jié)果相近,所選鋼板合適。鋼板彈簧強(qiáng)度驗算a)汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它

35、的前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力用下式計算 (4-12)式中，G2為作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷；m；為驅(qū)動時后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：1.251.30，貨車：1.11.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。此外，還應(yīng)當(dāng)驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強(qiáng)度。許用應(yīng)力取為1000N。=894.8N1000N,所以選用的鋼板合適。b)鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度核算鋼板彈簧主片卷耳受力如圖4.7所示。卷耳處所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力。圖4.6汽車制動時鋼板彈簧的受力圖圖4.7鋼板彈簧主片卷耳受力圖 (4-13)式中，為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬

36、度；為主片厚度。許用應(yīng)力取為350N。=117.9N350N合適。對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳處葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應(yīng)力取為34N；用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應(yīng)力79Nmm2。鋼板彈簧60Si2Mn鋼制造。表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應(yīng)力噴丸兩種，本設(shè)計中采用后者,這樣可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多。5減振器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計算5.1減振器的分類懸

37、架中用得最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍空氣中去，達(dá)到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好所以采用后種。根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(1020Mpa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.55Mpa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在

38、現(xiàn)代汽車上得到廣泛應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以采用此種減振器。設(shè)計減振器時應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。5.2相對阻尼系數(shù)減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關(guān)系 (5-1)式中，為減振器阻尼系數(shù)。圖5.1b示出減振器的阻力速度特性圖。該圖具有如下特點(diǎn)：阻力速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開

39、啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。圖5.1減振器的特性a) 阻力一位移特性b)阻力一速度特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達(dá)式為 (5-2)式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。式(5-2)表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持(0.250.50)的關(guān)

40、系。設(shè)計時，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取0.250.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般取0.3；為避免懸架碰撞車架，取0.5。=0.35則取=0.5=0.1755.3減振器阻尼系數(shù)的確定減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當(dāng)減振器如圖5.2a安裝時，減振器阻尼系數(shù)用下式計算圖5.2減振器安裝位置 (5-3)中，n為雙橫臂懸架的下臂長；a為減振器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上的鉸接之間的距離。減振器如圖5.2b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計

41、算 (5-4)式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。減振器如圖5.2c所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)用下式計算 (5-5)分析式(5-3)式(5-4)可知：在下橫臂長度n不變的條件下，改變減振器在下橫上的固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。前后懸架的減振器均采用圖5-2c所示安裝的,所以代人數(shù)據(jù)進(jìn)5-5可以求得前懸架減振器的=63.153后懸架減振器的=99.515.4最大卸荷力的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時，減振器打開卸荷。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖82c所示時 (5-6)式中，為卸載速度，一般為0.1

42、50.30m/s；A為車身振幅，取40mm，為懸架振動固有頻率。減振器=126.56mm。又已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力。求得減振器=7992.9N。5.5簡式減振器工作缸直徑的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （5-7）式中，為工作缸最大允許壓力，取34Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取0.400.50，單筒式減振器取0.300.35。壁厚取為4mm，材料選20號鋼。求得減振器D=52mm。6結(jié)論懸架主要是針對QF1020輕型貨車而設(shè)計的。懸架的主要創(chuàng)新點(diǎn)在于麥弗遜懸架的突出特點(diǎn)在于可將導(dǎo)向機(jī)構(gòu)及減振器裝置集合在一起,可將多個零件集成在一個單元里

43、。這樣一來,相對于雙橫擺臂懸架而言,他不僅簡化了結(jié)構(gòu),減小了質(zhì)量,還節(jié)省了空間,降低了執(zhí)照成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于車身前部地板的構(gòu)造和發(fā)動機(jī)布置。另外,當(dāng)車輪跳動時,其輪距和前束及車輪外傾角等均改變不大,減輕了輪胎的磨損,也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。前懸架采用獨(dú)立懸架,后懸架采用非獨(dú)立懸架。這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時還具有一定的剛度。不足的是,后懸架采用的是鋼板彈簧降低了乘坐的舒適性。懸架設(shè)計中由于考慮成本與安裝復(fù)雜性問題,采用了純機(jī)械結(jié)構(gòu)。在以后可以改進(jìn)為用一個有自身能源的動力發(fā)生器來代替被動懸架中的彈簧和減振器的主動懸架,這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能。參考文獻(xiàn)1張金柱.懸架系統(tǒng)M.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,20052王望予.汽車設(shè)計M.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,20003劉惟信.汽車設(shè)計M.北京:清華大學(xué)出版社,2001.4甘永力.幾何量公差與檢測M.上海: