某重型貨車(chē)懸架的設(shè)計(jì),重型,貨車(chē),懸架,設(shè)計(jì) 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文） 設(shè)計(jì)(論文)題目： 某重型載貨汽車(chē)懸架的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 二級(jí)學(xué)院： 班 級(jí)： 提交日期： 目錄 目 錄 44 摘 要 4 Abstract 5 1 緒 論 6 1.1 概述 6 1.2 設(shè)計(jì)（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 6 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 8 2.1 非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架 8 2. 2 前、后懸架方案的選擇 9 3 載貨汽車(chē)前、后懸架主要參數(shù)的選擇 10 3.1 前、后懸架靜撓度和動(dòng)撓度的選擇 10 3.2 懸架的彈性特性 11 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 11 4、彈性元件的計(jì)算 13 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 13 4.2 初選參數(shù) 13 4.3 前懸架的設(shè)計(jì)與校核 15 4.4 后懸架的設(shè)計(jì)與校核 21 5、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算 26 5.1 簡(jiǎn)介 26 5.2 相對(duì)阻尼系數(shù) ψ 的選擇 27 5.3 減振器阻尼系數(shù) δ 的選擇 27 5.4 最大卸荷力 F0 的確定 28 5.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 28 6、懸架受力分析 30 6.1 懸架三維建模 30 6.2 懸架有限元分析 35 7、總結(jié) 39 參考文獻(xiàn) 40 致謝 41 摘要 某重型載貨汽車(chē)懸架的設(shè)計(jì) 摘 要 懸架是把車(chē)身與車(chē)軸彈性的連接起來(lái)的必不可少的部分。懸架設(shè)計(jì)主要是為 了滿(mǎn)足汽車(chē)自身的使用要求。合理設(shè)計(jì)的懸架可以降低汽車(chē)振動(dòng)。這樣，駕駛員 就可以舒適地駕駛汽車(chē)去自己想去的地方。 根據(jù)任務(wù)書(shū)的要求，我們需要設(shè)計(jì)兩軸重型卡車(chē)，因此既要考慮前懸架，又 要考慮后懸架。文章開(kāi)始先對(duì)兩種基本類(lèi)型的懸架進(jìn)行比較，從而確定結(jié)構(gòu)為非 獨(dú)立懸架。彈性元件為鋼板彈簧。然后按部就班依次進(jìn)行設(shè)計(jì)，將懸架的具體尺 寸參數(shù)算好。接著利用 Creo3.0 軟件進(jìn)行零件的繪制和裝配。最后將裝配好的前、后懸架依次導(dǎo)入 ANSYS 軟件，在懸架上施加載荷進(jìn)行有限元分析，完成整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程。 關(guān)鍵詞 ：懸架；彈性元件；鋼板彈簧；Creo3.0；ANSYS Abstract Design of suspension for a heavy duty truck Abstract Suspension is an essential part of connecting the body and the axle. Suspension design is mainly to meet the requirements of the use of the car itself. Reasonable design of suspension can reduce vehicle vibration. In this way, the driver can easily drive the car to go where they want to go. According to the requirements of the task book, we need to design two axle heavy truck, so we must consider the front suspension, but also consider the rear suspension. The article begins with the comparison of the two basic types of suspension, so as to determine the structure of the independent suspension. Spring spring. Then step by step in order to design, the suspension of the specific size parameters. Then use Creo3.0 software to draw and assemble parts. Finally, the assembled front and rear suspension are imported into the ANSYS software, and the load is applied to the suspension to carry on the finite element analysis. .Key words：suspension; elastic element; leaf springs；Creo3.0；ANSYS 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 1 緒 論 1.1 概述 汽車(chē)行業(yè)的起步要追溯到 19 世紀(jì) 80 年代，當(dāng)世界上第一輛汽車(chē)的誕生時(shí)， 它就深深地融入到了我們的日常生活中。迄今為止，汽車(chē)行業(yè)已經(jīng)發(fā)展了 100 多年，令人振奮的是它的發(fā)展前景依然宏大。現(xiàn)在的汽車(chē)制造技術(shù)已經(jīng)到了爐火 純青的地步。為了緊跟時(shí)代的步伐，作為一名車(chē)輛工程的本科生當(dāng)然要對(duì)汽車(chē)的 設(shè)計(jì)過(guò)程有所了解。對(duì)此，我們將對(duì)汽車(chē)底盤(pán)的懸架進(jìn)行介紹。 懸架將車(chē)身與車(chē)軸彈性的連接起來(lái)并在它們之間傳遞力和力矩。由于懸架的 存在，使汽車(chē)受到的沖擊降低，保證汽車(chē)運(yùn)行正常。懸架的類(lèi)型在各種不同用途 的汽車(chē)上也各不相同，但是它們的設(shè)計(jì)要求基本一致，沒(méi)有太大的變動(dòng)。 設(shè)計(jì)要求如下： （1） 行駛平順。在設(shè)計(jì)懸架時(shí)，首先，選擇合理剛度，使偏頻符合要求。其次， 對(duì)減震性能也有較高的要求。它能夠讓汽車(chē)更加平穩(wěn)地行駛，增加車(chē)內(nèi)人 員的舒適性。另外，懸架的非承載質(zhì)量應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)的較小。 （2） 操縱穩(wěn)定。所設(shè)計(jì)的懸架應(yīng)該使汽車(chē)具備良好的不足轉(zhuǎn)向性。轉(zhuǎn)向時(shí)，車(chē) 身側(cè)傾角不大。對(duì)卡車(chē)而言，在正常情況下，角度在 6°～7°之間。因?yàn)樾旭偮访婵油?，?chē)輪常發(fā)生跳動(dòng)，但要保證車(chē)輪定位參數(shù)能穩(wěn)定的改變。在 前軸，通過(guò)懸架和轉(zhuǎn)向系的相互配合來(lái)共同完成這項(xiàng)任務(wù)。 （3） 無(wú)論是在制動(dòng)情況，或是加速情況下，都要控制車(chē)身的俯仰角位移在一個(gè) 較小的范圍內(nèi)。 （4） 結(jié)構(gòu)緊密，間隙小，所占地方小。 （5） 使車(chē)身與車(chē)輪之間的力和力矩得到有效的傳遞。其他零件的設(shè)計(jì)應(yīng)該留意 質(zhì)量較小，承載能力高，壽命長(zhǎng)，這樣懸架才能在汽車(chē)上長(zhǎng)期可靠地工作。 （6） 制造、維護(hù)成本低、使輪胎磨損小。 1.2 設(shè)計(jì)（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 當(dāng)汽車(chē)誕生的時(shí)候，人們對(duì)汽車(chē)懸架的研究也如火如荼的進(jìn)行著。懸架發(fā)展 到今天，在一些問(wèn)題的研究上已經(jīng)取得了輝煌的成績(jī)。我們可以從控制力的方向 將懸架進(jìn)行分類(lèi)，主要有以下三種： 1、被動(dòng)懸架： 它的剛度和阻尼是固定的。而且沒(méi)有額外能源。被動(dòng)懸架包含彈簧、減振器 等元件。它的優(yōu)缺點(diǎn)如下： 優(yōu)點(diǎn)：1）、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單； 2） 、成本低； 3） 、性能可靠； 4） 、不需要額外能量。 缺點(diǎn)：1）、局限性大，只能滿(mǎn)足特定狀況； 2）、乘坐性操縱性?xún)烧卟荒芗骖櫋? 2、主動(dòng)懸架： 它的剛度和阻尼特性可以針對(duì)各種情形自行作出調(diào)整，以適應(yīng)汽車(chē)自身的需 要。與被動(dòng)懸架相比，它的優(yōu)缺點(diǎn)如下： 優(yōu)點(diǎn)：1）、行駛更加平穩(wěn)； 2） 、車(chē)輪與地面接觸良好； 3） 、舒適性更好。缺點(diǎn)：1）、成本太高； 2）、功率消耗大。 3、半主動(dòng)懸架： 半主動(dòng)懸架是一種可控懸架系統(tǒng)，用于調(diào)節(jié)車(chē)輛的阻尼參數(shù)，使汽車(chē)盡量接 近于最佳行駛狀態(tài)。當(dāng)然，半主動(dòng)懸架也有著自身的特點(diǎn)： 優(yōu)點(diǎn)：1）、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單； 2） 、不消耗車(chē)輛動(dòng)力； 3） 、性能堪比主動(dòng)懸架。缺點(diǎn)：1）、存在局限性。 隨著城市化進(jìn)程的推進(jìn)，公路的數(shù)量和質(zhì)量，都得到明顯提高，由此不容小覷地影響了對(duì)車(chē)速。車(chē)速的提高，使得被動(dòng)懸架缺點(diǎn)暴露無(wú)疑，因此需要開(kāi)發(fā)更加高級(jí)的懸架系統(tǒng)來(lái)跟上時(shí)代潮流。主動(dòng)懸架這個(gè)名詞誕生于上個(gè)世紀(jì)五十年代， 但是主動(dòng)懸架涉及的知識(shí)面太廣，其研究工作一直未能取得突破性的進(jìn)展。反而因?yàn)檫^(guò)高的研究費(fèi)用發(fā)展緩慢。 現(xiàn)在，我國(guó)應(yīng)用最為廣泛的被動(dòng)懸架系統(tǒng)仍然存在，原因在于，我國(guó)技術(shù)不 成熟，與西方科技強(qiáng)國(guó)有明顯差距。但是，在一部分高檔乘用車(chē)中也能夠看到半 主動(dòng)懸架的身影。就目前的情況來(lái)看，被動(dòng)懸架的應(yīng)用依然是主流，但我國(guó)現(xiàn)在 的研究工作的中心轉(zhuǎn)移到了半主動(dòng)懸架上。相信在未來(lái)的歲月中，我國(guó)也能夠開(kāi) 發(fā)出新的懸架系統(tǒng)，躋身于世界汽車(chē)工業(yè)的前列，引領(lǐng)世界汽車(chē)的發(fā)展洪流。 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 2.1 非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架 汽車(chē)的種類(lèi)數(shù)不勝數(shù)，例如，乘用車(chē)、大卡車(chē)、客運(yùn)車(chē)、越野車(chē)等等，因而 懸架的結(jié)構(gòu)也因車(chē)而異。下面將對(duì)現(xiàn)在兩種主流形式的懸架作一個(gè)簡(jiǎn)單的介紹。 （如圖 2-1） 圖 2-1 懸架的結(jié)構(gòu)形式簡(jiǎn)圖 1、非獨(dú)立懸架 a） 非獨(dú)立懸架 b)獨(dú)立懸架 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：如a）所示，兩輪連接在同一根車(chē)軸上，很明顯，當(dāng)一側(cè)車(chē)輪發(fā) 生振動(dòng)時(shí)，另一邊車(chē)輪或多或少也會(huì)受到影響。所謂的非獨(dú)立說(shuō)的就是這種影響。 適用于：負(fù)荷大的客車(chē)或貨車(chē)。優(yōu)點(diǎn)：1）、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、結(jié)實(shí)； 2） 、輪胎磨損小； 3） 、車(chē)輛離地間隙不變； 4） 、制造容易； 5） 、維修方便。 缺點(diǎn)：1）、簧下質(zhì)量大，增加汽車(chē)行駛不平順的可能。 2） 、附著能力變?nèi)酰? 3） 、擺振現(xiàn)象嚴(yán)重； 4） 、不易操縱。 應(yīng)用：根據(jù)以上特點(diǎn)，非獨(dú)立懸架主要應(yīng)用于貨車(chē)、大客車(chē)的前、后懸架， 偶爾應(yīng)用于某些轎車(chē)的后懸架。 種類(lèi)：1）、縱置鋼板彈簧懸架； 2） 、橫置鋼板彈簧懸架； 3） 、縱置單臂非獨(dú)立懸架； 4） 、縱置雙臂非獨(dú)立懸架。 2、獨(dú)立懸架 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：如b）所示，左、右車(chē)輪分別與兩根車(chē)軸相連，很明顯，任何一 個(gè)輪子產(chǎn)生的振動(dòng)，不會(huì)影響另一個(gè)輪子。所謂的獨(dú)立就是兩者間不會(huì)互相影響。 適用于：轎車(chē) 優(yōu)點(diǎn)：1）、簧下質(zhì)量??； 2） 、占用空間??； 3） 、平順性和穩(wěn)定性好； 4） 、車(chē)輪與地面接觸性好。缺點(diǎn)：1）、設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)困難； 2） 、制造成本較高； 3） 、維修比較困難。 應(yīng)用：這種懸架主要用于現(xiàn)代轎車(chē)和輕型客車(chē)以及越野車(chē)。種類(lèi)：1）、雙橫臂式獨(dú)立懸架 2） 、麥弗遜式獨(dú)立懸架 3） 、單橫臂式獨(dú)立懸架 4） 、縱臂式獨(dú)立懸架 5） 、斜置單臂式獨(dú)立懸架 2. 2 前、后懸架方案的選擇 當(dāng)代汽車(chē)的懸架布置方案是多種多樣的，最常用的有三種： 1、前后均采用非獨(dú)立懸架； 2、前輪采用獨(dú)立懸架，而后輪采用非獨(dú)立懸架； 3、前后均采用獨(dú)立懸架。 本文選取的車(chē)輛類(lèi)型為后輪驅(qū)動(dòng)的兩軸重型載貨汽車(chē)，與一般的乘用車(chē)不同。 因?yàn)槠?chē)的主要作用是用來(lái)運(yùn)輸貨物，所以對(duì)懸架的承載能力有很高的要求，而對(duì)舒適性并沒(méi)有那么嚴(yán)格的標(biāo)準(zhǔn)?；讵?dú)立懸架承載能力不夠，并且成本太高。 與此同時(shí)，非獨(dú)立懸架技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟，并且其成本低廉，載重量大。所以， 我們主要進(jìn)行非獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)。 當(dāng)然，懸架的組成部分有很多，文章主要對(duì)懸架上的兩個(gè)重要部件進(jìn)行了設(shè) 計(jì)計(jì)算。即彈性元件和減振器。 第 3 章 載貨汽車(chē)前、后懸架主要參數(shù)的選擇 3 載貨汽車(chē)前、后懸架主要參數(shù)的選擇 3.1 前、后懸架靜撓度和動(dòng)撓度的選擇 3.1.1 懸架系統(tǒng)的固有頻率 評(píng)定一輛汽車(chē)的性能，行駛平順性充當(dāng)著必不可少的角色。而偏頻對(duì)行駛平 順性產(chǎn)生重要的影響。所謂偏頻，是指汽車(chē)前、后懸架與其懸上質(zhì)量所組成的振 動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率。 ε=ρ2/（a? b）=0.8～1.2 ε 叫做質(zhì)量分配系數(shù)，我們?nèi)〗浦?1.0。所以，可以假定，前橋和后橋的兩個(gè)點(diǎn)之間沒(méi)有連接，是獨(dú)立運(yùn)動(dòng)的。這樣我們可以得到偏頻與彈簧剛度和懸上 質(zhì)量的關(guān)系： n=（C/m）1/2/2π n 為車(chē)身的固有頻率； C 為彈簧剛度； m 為懸上質(zhì)量。 又因?yàn)?fc=m?g/C，與上式聯(lián)立可以解得 fc=（4.98/n）2。 要想達(dá)到行駛平順性的要求，那就要對(duì)前、后懸架偏頻和靜撓度進(jìn)行合理選 擇和搭配。就普通情況而言，前后懸架的偏頻和靜撓度值盡量取的一致，這樣， 車(chē)身縱向角振動(dòng)就會(huì)在許用值之下。實(shí)驗(yàn)表明，用兩種前、后懸架偏頻不同的汽 車(chē)，第一種是前懸架偏頻小，第二種是后懸架偏頻小。讓它們分別高速行駛過(guò)同 一個(gè)路障，經(jīng)過(guò)測(cè)量發(fā)現(xiàn)第一種汽車(chē)的車(chē)身角振動(dòng)小于第二種汽車(chē)。因此，我們 推薦后懸架靜撓度大約是前懸架靜撓度的 0.8～0.9 倍。因?yàn)榭ㄜ?chē)在空箱至裝滿(mǎn)貨物的過(guò)程中，后橋載荷的增加量明顯大于前橋載荷的增加量。所以不能按照用一 般情況來(lái)考慮。為了讓駕駛員更加舒適安全地駕駛車(chē)輛，我們?cè)谠O(shè)計(jì)時(shí)，使后懸 架的 fc 大約是前懸架的 0.6～0.8 倍。 基于乘用車(chē)對(duì)乘坐要求最高，其次是客車(chē)，然后是貨車(chē)。表 3.1 給出不同類(lèi)型汽車(chē)的偏頻和靜撓度值。可供設(shè)計(jì)時(shí)選擇。 表 3.1 各種現(xiàn)代汽車(chē)的偏頻和靜撓度 車(chē)型 偏頻 n/Hz 靜撓度 fc/cm 貨車(chē) 1.5～2.2 5～11 轎車(chē) 0.9～1.6 10～30 大客車(chē) 1.3～1.8 7～15 越野車(chē) 1.4～2.0 6～13 3.1.2 懸架的靜撓度 懸架靜撓度 fc 是指汽車(chē)滿(mǎn)載靜止時(shí)懸架上的載荷 FW 與此時(shí)懸架剛度 c 之比，即 fc=Fw /c。［6］ 滿(mǎn)載時(shí)取前懸架偏頻 n1=1.8Hz，則 fc1=（4.98/1.8）2=7.6cm。滿(mǎn)載時(shí)取后懸架偏頻 n2=2.0Hz，則 fc2=（4.98/2.0）2=6.2cm。 3.1.3 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度 fd 是指從滿(mǎn)載靜平衡位置開(kāi)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度的 1/2 或 2/3)時(shí)，車(chē)輪中心相對(duì)車(chē)架（或車(chē)身） 的垂直位移。［6］為了預(yù)防在坑洼路面行駛時(shí)緩沖塊會(huì)產(chǎn)生時(shí)不時(shí)的碰撞，在設(shè)計(jì) 懸架時(shí)，盡量選取較大的動(dòng)撓度。不同類(lèi)型的車(chē)輛的動(dòng)撓度選取界限也是不同的。 轎車(chē)的動(dòng)撓度在 70 毫米到 90 毫米之間選擇；客車(chē)的動(dòng)撓度在 50 毫米到 90 毫米 之間選擇；貨車(chē)的動(dòng)撓度在 60 毫米到 90 毫米之間選擇。本設(shè)計(jì)取 fd=80mm。 3.2 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性是指：作用于垂直力 F 和懸架變形 f 之間的函數(shù)關(guān)系。在彈性特性圖上，做出曲線的切線，量出切線的傾斜角取正切值，就算出了懸架剛度 的大小。 懸架的彈性特性分為兩種： 1） 、線性彈性特性； 2） 、非線性彈性特性。 載貨汽車(chē)前懸架采用的鋼板彈簧看做是線性的。本文設(shè)計(jì)的重型卡車(chē)，其后 軸質(zhì)量有很大的改變，因此線性懸架不能滿(mǎn)足要求，應(yīng)考慮非線性懸架。通過(guò)選 用帶有副簧的鋼板彈簧，能夠有效地降低振動(dòng)頻率，以及控制車(chē)身高度在一定范 圍內(nèi)不會(huì)波動(dòng)的太厲害。 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 重型卡車(chē)的后懸架主要由帶有主彈簧和副彈簧的鋼板彈簧組成。其主要原因 是重型卡車(chē)后軸載重變化大，采用線性懸架會(huì)使平順性變差。它的懸架特性是非 線性的，如下圖。如果負(fù)載不大，那么鋼板變形量也不大，此時(shí)僅主彈簧工作。 如果將負(fù)載不斷增大至轉(zhuǎn)換負(fù)載，也就是臨界負(fù)載，那么副彈簧的主片與主彈簧 的托架接觸，隨后承受加載，主副簧一起發(fā)揮效果。 圖 3.1 主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性 要想使汽車(chē)滿(mǎn)足行駛平順性的要求，那么汽車(chē)從空載到滿(mǎn)載這一過(guò)程的偏頻 波動(dòng)應(yīng)該盡可能小，同時(shí)還要保證副彈簧參與工作時(shí)，懸架前后的偏頻突變不能 太大。想要同時(shí)滿(mǎn)足這兩點(diǎn)是比較困難的，因此便有兩種具體可行的辦法。 第一種方法是使副簧開(kāi)始作用時(shí)的懸架撓度 fa 等于汽車(chē)空載時(shí)懸架的撓度, 而使副簧開(kāi)始作用前一瞬間的撓度 fk 等于滿(mǎn)載時(shí)懸架的撓度 f0。［12］于是可求得： Fx=（F0? Fw）1/2 式中：F0 和Fw 分別為空載與滿(mǎn)載時(shí)的懸架載荷。副簧、主簧的剛度比為 ca/cm=λ1/2-1 λ=F0/Fw 式中：ca 和 cm 分別表示副彈簧剛度和主彈簧剛度。 適用對(duì)象：這種方法適用于滿(mǎn)載或空載運(yùn)輸情況多。，而載重量經(jīng)常在一半 左右的車(chē)輛少。 第二種方法是使副簧開(kāi)始起作用時(shí)的載荷等于空載與滿(mǎn)載時(shí)懸架載荷的平 均值,即 Fx=0.5? (F0+Fw)。［12］并使 F0 和 Fk 之間的平均載荷對(duì)應(yīng)的頻率與 Fk 和Fw 間平均載荷對(duì)應(yīng)的頻率相等,此時(shí)副簧與主簧的剛度比為 ca/cm=（2λ-2）/（λ+3） 適用對(duì)象：這種方法適用于載重量經(jīng)常在一半左右的車(chē)輛多，而滿(mǎn)載或空載 運(yùn)輸情況少。 第 4 章 彈性元件的計(jì)算 4、彈性元件的計(jì)算 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 鋼板彈簧有兩種布置形式，一種是垂直放置，另一種是水平放置，它們各有 各的特點(diǎn)。垂直布局傳遞力和力矩十分方便，減振效果極佳，又因?yàn)檫@種結(jié)構(gòu)制 造方便，成本更低。所以大范圍的使用到在汽車(chē)上。水平放置鋼板彈簧的結(jié)構(gòu)僅 用于少數(shù)車(chē)輛。理由如下： 1） 、要傳遞縱向力，還需加裝其他部件； 2） 、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量加大 。 4.2 初選參數(shù) 下面就到了整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)最關(guān)鍵的部分了，我們將對(duì)彈性元件進(jìn)行詳細(xì)的設(shè) 計(jì)和計(jì)算。首先，我們先確定彈簧長(zhǎng)度。 鋼板彈簧長(zhǎng)度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。［12］實(shí)踐表明，懸 架系統(tǒng)的性能很大程度上依賴(lài)于鋼板彈簧的長(zhǎng)度 L。加長(zhǎng)板長(zhǎng)，能夠有效減少應(yīng)力集中，增加彈簧的耐久度。不僅如此，當(dāng)已知垂直剛度 c 時(shí)，L 越大，彈簧的縱向角剛度也越大。 綜上所述，理論上，鋼板彈簧的長(zhǎng)度是越長(zhǎng)越好，但是必須在總體尺寸界限 之中。 對(duì)于卡車(chē)前懸架的長(zhǎng)度，推薦取值為 0.26～0.35 倍軸距 。本設(shè)計(jì)選用 0.3 倍軸距。因此有前懸架主片長(zhǎng)度為 L1=0.3? 5100=1530mm 對(duì)于卡車(chē)后懸架的長(zhǎng)度，推薦取值為 0.35～0.45 倍軸距 。本設(shè)計(jì)選用 0.35 倍軸距。因此有后懸架主片長(zhǎng)度為 L2=0.35? 5100=1785mm 汽車(chē)的乘坐舒適性和操縱平穩(wěn)性主要受汽車(chē)非懸掛質(zhì)量的影響。它的選擇參 照下表 4.1。 表 4.1 懸架類(lèi)型 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量 mu /(ms + mu ) 非懸掛質(zhì)量/懸掛質(zhì)量 mu / ms 整體剛性橋，鋼板彈簧 26％ 35.1％ 本設(shè)計(jì)選非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量=26％。 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量= mu/(mu+ms)=26%=mu/16000 mu=4160kg。取前軸非懸掛質(zhì)量為 1404kg，取后軸非懸掛質(zhì)量為 2756kg。本設(shè)計(jì)的基本參數(shù)匯總在表 4.2。 表 4.2 參 數(shù) 數(shù) 值 滿(mǎn)載質(zhì)量 16000kg 空載質(zhì)量 8000kg 軸 距 5100mm 前懸偏頻 n1 1.8Hz 后懸偏頻 n2 2.0Hz U 型螺栓中心距 122mm 鋼板彈簧數(shù)前/后 10/20 鋼板彈簧材料 60Si2Mn 鋼板彈簧應(yīng)力極限值 550MPa 前/后懸架主片長(zhǎng)度 L 1530/1785mm 前/后懸架非簧載質(zhì)量 mu后 1404/2756kg 軸荷分 配 空載 前軸 4000kg 后軸 4000kg 滿(mǎn)載 前軸 5400kg 后軸 10600kg 進(jìn)行計(jì)算時(shí)，必須首先確定施加在彈簧上的載荷，然后才能接著往下計(jì)算。 因此必須知道載貨車(chē)前、后橋所承受的重力 G1、G2 以及非懸掛重力 Gu1、Gu2。 FW1=（G1-Gu1）/2=（5400-1404）? 9.8/2=19580N FW2=（G2-Gu2）/2=（10600-2756）? 9.8/2=38436N 前懸架靜撓度 fc1=76mm，動(dòng)撓度 fd1=80mm 后懸架靜撓度 fc2=62mm，動(dòng)撓度 fd2=80mm 滿(mǎn)載弧高 fa 是指鋼板彈簧裝到車(chē)軸(橋)上,汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)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。［ 6］ 滿(mǎn)載弧高的取值一般在10mm 到 20mm 之間，我們這里折中取為 15mm。 4.3 前懸架的設(shè)計(jì)與校核 4.3.1 前懸架鋼板彈簧的厚度和寬度設(shè)計(jì) 我們?cè)谠O(shè)計(jì)各式各樣的鋼板彈簧時(shí)，可能是少片的，也可能是多片的，需要 把它們看做等應(yīng)力梁。這樣，我們可以將材料的利用效率盡可能的提高。在實(shí)際 應(yīng)用中需要對(duì)應(yīng)力板簧進(jìn)行適當(dāng)修正：首先鋼板彈簧第一片兩端制成卷耳或矩形 （與滑板配合），目的是和車(chē)身保持良好的聯(lián)系，傳遞力和力矩；其次，其余各片的長(zhǎng)度也要相應(yīng)的增加。所以，真正的鋼板彈簧展開(kāi)后的形狀是一種存在于等 截面簡(jiǎn)支梁和等應(yīng)力梁之間的一種梁結(jié)構(gòu)。而不是所謂的三角形截面。為了將這 種影響考慮在內(nèi)，此時(shí)需要引進(jìn)一個(gè)修正系數(shù)，我們把它稱(chēng)為撓性增大系數(shù) δ。它與彈簧的結(jié)構(gòu)有關(guān)。當(dāng)然，δ 有具體的計(jì)算公式： δ=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0）） 式中 n1—與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù),本設(shè)計(jì)中為 2；n0—彈簧預(yù)計(jì)總片數(shù)，取n0=10。 δ=1.5/（1.04? （1+0.5? 2/10））=1.31 多片簧的垂直剛度 c1=FW1/f1 式中 FW1—作用在前懸架板簧中間的支承載荷；f1—前懸架板簧撓度。c1=19580/76=258N/mm 鋼板彈簧的總截面慣性矩 J0 為： J0=（L1-ks）3? c1? δ/48? E 式中 s—U 形螺栓中心距（mm）； K—考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無(wú)效長(zhǎng)度系數(shù)(剛性?shī)A緊:取k=0.5,撓性?shī)A緊: 取k=0)本設(shè)計(jì)為撓性?shī)A緊； E—2.06? 105MPa。 J0=（1530-0）3? 258? 1.31/48? 2.06? 105=122421 W0 用下式計(jì)算： W0≥［FW（L-ks）/4［ζW1］］ 式中[ζW1]—許用彎曲應(yīng)力對(duì)于 60Si2Mn 彈簧鋼,經(jīng)表面噴丸處理后,推薦對(duì)前板簧取 350~450N/mm2 ,本設(shè)計(jì)取 400 N/mm2。后彈簧為 450~550N/mm2,本設(shè)計(jì)取 500 N/mm2。后副簧為 220~250N/mm2,本設(shè)計(jì)取 220 N/mm2。 h≤12J0/W0=（L1-ks）2? δ? ［ζW］/6? E? fc1 =（1530-0）2? 1.31? 400/6? 2.06? 105? 76=13.12mm。 經(jīng)過(guò)近似取值得 h 為 13mm。 矩形斷面等厚鋼板彈簧總慣性矩 J0 用下式計(jì)算： J0=n? b? h3/12 又因?yàn)?J0 已知， 可上式計(jì)算并轉(zhuǎn)化得到 b=12 J0/n? h3=12? 122421/10? 133=67mm，取為 70mm。 比應(yīng)力`ζ 對(duì)對(duì)鋼板彈簧的疲勞壽命有顯著影響，它要在一個(gè)許用范圍以?xún)?nèi)。建議的數(shù)值：貨車(chē)的前、后鋼板彈簧`ζ=4.5～5.5MPa/mm。 `ζ=6? E? h? Fw/（fc? δ? （L-k? S）2? C） =6? 2.06? 105? 13? 19580/（76? 1.31? （1530-0）2? 258）=5.44 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 4.3.2 前懸架鋼板彈簧的長(zhǎng)度設(shè)計(jì) 鋼板彈簧懸架是一個(gè)整體，所以每一片鋼板的壽命應(yīng)該相互一致，否則當(dāng)有 一片損壞時(shí)便會(huì)對(duì)整個(gè)懸架系統(tǒng)產(chǎn)生影響，甚至帶來(lái)嚴(yán)重的后果。所以在設(shè)計(jì)各 個(gè)彈簧的長(zhǎng)度時(shí)，要使它們所承受的應(yīng)力一致。常用的方法有兩種： 1） 、展開(kāi)作圖法； 2） 、計(jì)算法。 我們選擇第一種方法，因?yàn)樗?jiǎn)單方便，最常用。展開(kāi)作圖法的步驟如下： 1） 、建立直角坐標(biāo)系，縱坐標(biāo)是每一片彈簧厚度的立方值的和； 2） 、從原點(diǎn)沿橫軸畫(huà)出 U 型螺栓中心距的一半，至 B 點(diǎn)；再?gòu)膹椈珊穸攘⒎街岛妥畲蟮狞c(diǎn)沿平行于橫軸的方向畫(huà)出主片長(zhǎng)度的一半，至 A 點(diǎn)； 3） 、連接 A、B，在縱軸上取各片彈簧厚度的立方值為點(diǎn)，沿橫軸方向畫(huà)出水平線，與 AB 線相交，即可得到欲求彈簧的長(zhǎng)度。 如果存在與主片等長(zhǎng)的重疊片，就從 B 點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的端點(diǎn)（上側(cè)邊）連一直線 AB［11］，AB 線與各片的上側(cè)邊交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度。如圖 4.1 所示。 圖 4.1 確定鋼板彈簧各葉片長(zhǎng)度的作圖法 經(jīng)過(guò)圓整確定板簧各葉片長(zhǎng)度見(jiàn)表 4.3 表 4.3 L1=1530mm L2=1530mm L3=1378mm L4=1220mm L5=1064mm L6=906mm L7=750mm L8=592mm L9=436mm L10=139mm 4.3.3 前懸架鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算 確定了鋼板彈簧各片的長(zhǎng)度、寬度、高度后，檢驗(yàn)和校核是必不可少的環(huán)節(jié)， 因?yàn)樗P(guān)系到設(shè)計(jì)出來(lái)的彈簧能否正常使用。常用的方法，一種叫做“共同曲率法”，也是本設(shè)計(jì)所采用的方法，而另一種方法叫做“集中載荷法”，應(yīng)用的也是十分廣泛的。共同曲率法主要有三個(gè)注意點(diǎn)： 1） 、各板在同一截面上的曲率半徑變化值相同； 2） 、各板的彎矩與慣性矩成正比； 3） 、截面上各構(gòu)件的彎矩等于外力引起的彎矩 按照上述假設(shè)可以求得如下鋼板彈簧強(qiáng)度計(jì)算公式： C=α? 6E/（∑ak+1^3? （Yk-Yk+1） 式中Yk—第k 片及以上各片截面慣性距之和的倒數(shù)，即 Yk = 1( J + J + + J ),Yn+1 = 0 1 2 k Jk—第k 片鋼板彈簧的慣性距； ak—a2=l1-l2，?，ak+1=l1-lk+1，an+1=l1 ； lk —第k 片鋼板彈簧的半長(zhǎng)； α—經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，對(duì)于矩形截面的鋼板彈簧，取 0.9～0.95。乘用車(chē)取 0.95， 重載卡車(chē)取 0.9。本文設(shè)計(jì)的是重載卡車(chē)，所以取 0.9。 在計(jì)算鋼板彈簧剛度 C 時(shí)，數(shù)據(jù)如表 4.4 表 4.4 前懸鋼板彈簧單獨(dú)作用時(shí)剛度計(jì)算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ak+1 （mm） 0 76 155 233 312 390 469 547 626 765 Yk （10-5） 7.80 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.87 0.78 由計(jì)算可得：  C=258.83MPa 4.3.4 前懸架鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑的計(jì)算 鋼板彈簧總成裝配后，未經(jīng)預(yù)壓縮和未經(jīng) U 形螺栓夾緊前應(yīng)該具有的弧高主要取決于它的靜撓度 fc、滿(mǎn)載弧高 fa、U 形螺栓夾緊后引起的弧高變化△f。 圖 4.2 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 H0=fc+fa+△f 式中 fc 是靜撓度；fa 是滿(mǎn)載弧高；△f 與 U 型螺栓中心距 S 及彈簧主片長(zhǎng) L 等有關(guān)，可寫(xiě)成 △f=S? ［（3? L-S）? （fc+fa）］/2? L2 所以 H0=（76+15）? （1+122? 3? 1530/2? 15302）=102.76mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=15302/8? 102.76=2847.53mm 為了使鋼板彈簧組裝起來(lái)后，各片具有共同的曲率半徑，我們?cè)谘b配時(shí)對(duì)各 片彈簧已經(jīng)施加了一定的應(yīng)力，使得各片的曲率半徑發(fā)生了變化。我們把這個(gè)力 稱(chēng)作為預(yù)應(yīng)力。確定每一塊所需的預(yù)應(yīng)力，可以確定各塊在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。本設(shè)計(jì)采用等厚鋼板彈簧。 主要為了使各片裝配起來(lái)能夠緊密接觸，所有的葉片都承受載荷，同時(shí)工作。 因此，只需要較小的預(yù)應(yīng)力。取第一、第二片預(yù)應(yīng)力為-150～-80N/mm2；末幾片 的預(yù)應(yīng)力取為+20～+60 N/mm2。具體如表 4.5 表 4.5 鋼板彈簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 -120 -100 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 求矩形截面鋼板彈簧的曲率半徑（自由狀態(tài)下）的公式如下： Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 式中Ri—第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 hi—第i 片板簧厚度 得第 i 片自由曲率見(jiàn)表 4.6： 表 4.6 各片自由曲率 R1=3806.86 R2=3604.47 R3=3422.51 R4=3258.04 R5=3108.66 R6=2972.37 R7=2847.53 R8=2732.75 R9=2626.87 R10=2528.89 先前在計(jì)算鋼板彈簧曲率半徑 Ri 時(shí)是通過(guò)主觀選取各片的預(yù)應(yīng)力，得到的計(jì)算值往往與實(shí)際值存在一定的誤差。因此，對(duì)弧高進(jìn)行校核驗(yàn)算也是必要的， 看是否符合實(shí)際工作要求。 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)， 由此可求得等厚葉片彈簧的 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長(zhǎng)度。 解得 R0=2930.24mm H≈L2/（8R0）=99.86mm， 與 102.76mm 接近，所以預(yù)應(yīng)力的選取符合要求。 4.3.5 前懸架鋼板彈簧強(qiáng)度的驗(yàn)算 當(dāng)車(chē)輛運(yùn)動(dòng)時(shí)，鋼板彈簧會(huì)受到很多力和力矩的共同影響。因此，必須對(duì)這 些力和力矩進(jìn)行核算?？此O(shè)計(jì)的懸架是否滿(mǎn)足使用要求。 1、板簧強(qiáng)度的校核 行駛過(guò)程中，懸架會(huì)受到很大的作用力，鋼板彈簧的最大應(yīng)力 ζmax 出現(xiàn)在懸架的前半段，其計(jì)算公式為： 2 2 1 2 = s G m' l (l + jc) + G m' j 2 2 max (l + l )W bh 1 2 0 1 式中 l1 、l2 —鋼板彈簧前后半段長(zhǎng)度,此處為對(duì)稱(chēng)式結(jié)構(gòu)， l1 = l2 ； G2 —作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷； 2 m' —驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車(chē)值在 1.05～1.20 之間，本設(shè)計(jì)取 1.05； j —道路附著系數(shù)，取 0.7； c —彈簧固定點(diǎn)到路面 x 的距離， 本設(shè)計(jì)取500 mm ； W0 —鋼板彈簧總截面系數(shù)； h1 —為鋼板彈簧主片厚度。 ζmax=19580? 1.05? 765? （765+0.7? 500）/（1530? 10? 70? 132/6）+19580 ? 1.05? 0.7/70? 13 =597.13MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 s = 3Fx (D + h1 ) + 1 bh2 Fx bh1 式中 Fx —沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力； D —卷耳內(nèi)徑； b —鋼板彈簧寬度； h1 —主片厚度。 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 19580? （30+13）/（70? 132）+19580/（70? 13） =235.03MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷(xiāo)強(qiáng)度的校核 Fs 對(duì)于彈簧銷(xiāo)： s z = bd 式中 Fs—滿(mǎn)載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷； b—卷耳處葉片寬度； d—鋼板彈簧銷(xiāo)直徑。彈簧銷(xiāo)的應(yīng)力： ζz=19580/（70? 30? 2）=4.66MPa＜［ζz］=9 MPa 由計(jì)算可知，前懸架彈性元件的設(shè)計(jì)是合理的。 4.4 后懸架的設(shè)計(jì)與校核 后懸架的設(shè)計(jì)與前懸架類(lèi)似，但后懸架要設(shè)計(jì)為主、副簧結(jié)構(gòu)?？蛰d時(shí)后懸架的懸上載荷 F0=4000? 0.74? 9.8/2=14504N 滿(mǎn)載時(shí)后懸架的懸上載荷 FW=7844? 0.74? 9.8/2=38436N 副簧開(kāi)始工作時(shí)的載荷 Fx=（F0? FW）1/2=23611N λ=Fw/F0=38436/14504=2.65 ca/cm=λ1/2-1=0.63 c1=Fx/fc2=23611/62=381N/mm c2=0.63? c1=0.63? 381=240N/mm 該貨車(chē)的總質(zhì)量超過(guò) 14t，故取后懸架的鋼板彈簧總片數(shù)為 20，其中主簧 12 片，副簧 8 片，主簧與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)為 3 片，副簧與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)為 2 片。設(shè)主簧主片長(zhǎng)為 1785mm；副簧主片長(zhǎng)為 1500mm。 f01=f0=F0/c1=4000? 0.74? 9.8/2? 381=38mm f02=0 fk=（Fw? F0）1/2/c1=62mm f2= （Fw-fk? c1）/（c1+c2）=（38436-62? 381）/（381+240）=24mm f1=fc2+f2=62+24=86mm F01= f01? c1=38? 381=14478N F02=0 F1= f1? c1=86? 381=32766N F2=38436-32766=5670N 上式中 f01、f02 分別為空載時(shí)主、副簧的靜撓度； f1、f2 分別為滿(mǎn)載時(shí)主、副簧的靜撓度。F01、F02 分別為空載時(shí)主、副簧的負(fù)荷； F1、F2 分別為滿(mǎn)載時(shí)主、副簧的負(fù)荷。 4.4.1 主簧的設(shè)計(jì)與校核 δ1=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0））=1.5/（1.04? （1+0.5? 3/12））=1.28 J01=（L1-ks）^3? c1? δ/48? E=17853? 381? 1.28/48? 2.06? 105=280505 h1≤12J01/W0=（L1-ks）2? δ? ［ζW1］/6? E? f1 =（1785-0）2? 1.28? 500/6? 2.06? 105? 86=19.18mm 取為 16mm。 b1=12 J01/n? h13=12? 280505/12? 163=68.5mm，取為 70mm `ζ=6? E? h1? Fw/（fc1? δ? （L1-k? S）2? C1） =6? 2.06? 105? 16? 32766/（86? 1.28? （1785-0）2? 381）=4.85 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 用作圖法來(lái)確定各葉片長(zhǎng)度，結(jié)果如下表 4.7 表 4.7 L1=1785mm L2=1785mm L3=1785mm L4=1634mm L5=1466mm L6=1298mm L7=1130mm L8=962mm L9=794mm L10=626mm L11=458mm L12=290mm 計(jì)算主簧鋼板彈簧剛度C1 時(shí)，數(shù)據(jù)如表 4.8 表 4.8 后懸架主簧作用時(shí)剛度計(jì)算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 ak+1 （mm） 0 0 75 159 243 327 411 495 579 663 747 892 Yk （10-5） 2.09 1.40 1.05 0.84 0.70 0.60 0.52 0.47 0.42 0.38 0.35 0.35 由計(jì)算可得：  C1=370.32MPa H0=（62+15）? （1+122? 3? 1785/2? 17852）=84.71mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=17852/8? 84.71=4701.67mm 表 4.9 主簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 -80 -60 -40 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見(jiàn)表 4.10： 表 4.10 各片自由曲率 R1=5294.67 R2=5132. R3=4980.58 R4=4837.11 R5=4768.43 R6=4701.67 R7=4636.76 R8=4573.61 R9=4512.16 R10=4452.34 R11=4394.08 R12=4337.33 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)， 由此可求得等厚葉片彈簧的 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長(zhǎng)度。 解得 R0=5167.99mm H≈L2/（8R0）=77.07mm， 與 84.71mm 接近，所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架主簧強(qiáng)度的驗(yàn)算： 1、板簧強(qiáng)度的校核 ζmax=32766? 1.05? 892? （892+0.7? 500）/（1785? 12? 70? 162/6）+32766 ? 1.05? 0.7/70? 16 =617.29MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 32766? （30+16）/（70? 162）+32766/（70? 16） =281.58MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷(xiāo)強(qiáng)度的校核 彈簧銷(xiāo)的應(yīng)力： ζz=32766（70? 30? 2）=7.80MPa＜［ζz］=9 MPa 由計(jì)算可知，后懸架主簧的設(shè)計(jì)是合理的。 4.4.2 副簧的設(shè)計(jì)與校核 δ=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0））=1.5/（1.04? （1+0.5? 2/8））=1.28 J02=（L2-ks）^3? c2? δ/48? E=15003? 240? 1.28/48? 2.06? 105=104854 h2≤12J0/W0=（L2-ks）2? δ? ［ζW2］/6? E? f2 =（1500-0）2? 1.28? 220/6? 2.06? 105? 24=21.35mm 取為 13mm。 b2=12 J02/n? h23=8? 104854/8? 133=71.5mm，取為 70mm `ζ=6? E? h2? Fw2/（fc2? δ? （L2-k? S）2? C2） =6? 2.06? 105? 13? 5670/（24? 1.28? （1500-0）2? 240）=5.49 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 用作圖法來(lái)確定各葉片長(zhǎng)度，結(jié)果如下表 4.11 表 4.11 L1=1500mm L2=1500mm L3=1322mm L4=1122mm L5=922mm L6=722mm L7=522mm L8=322mm 計(jì)算副簧鋼板彈簧剛度C2 時(shí)，數(shù)據(jù)如表 4.12 表 4.12 后懸架副簧作用時(shí)剛度計(jì)算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 ak+1 （mm） 0 89 189 289 389 489 589 661 Yk （10-5） 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.98 由計(jì)算可得：  C2=307.44MPa H0=（62+15）? （1+122? 3? 1500/2? 15002）=86.14mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=15002/8? 86.14=3265.06mm 表 4.13 副簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見(jiàn)表 4.14： 表 4.14 各片自由曲率 R1=3611.79 R2=2518.38 R3=3429.68 R4=3345.35 R5=3265.06 R6=3188.54 R7=3115.52 R8=3045.76 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)， 由此可求得等厚葉片彈簧的 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長(zhǎng)度。 解得 R0=3249.49mm H≈L2/（8R0）=86.55mm， 與 86.14mm 接近，所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架副簧強(qiáng)度的驗(yàn)算： 1、板簧強(qiáng)度的校核 ζmax=5760? 1.05? 750?（750+0.7? 500）（/ ? 0.7/70? 13 =215.54MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 1500? 8? 70? 132/6）+5760? 1.05 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 5760? （30+13）/（70? 132）+5760/（70? 13） =69.14MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷(xiāo)強(qiáng)度的校核 彈簧銷(xiāo)的應(yīng)力： ζz=5760/（70? 30? 2）=1.37MPa＜［ζz］=9 MPa 由計(jì)算可知，后懸架副簧的設(shè)計(jì)是合理的。 通過(guò)計(jì)算和剛度強(qiáng)度校核可知，本次重型卡車(chē)的后懸架設(shè)計(jì)是合理的。 本設(shè)計(jì)鋼板彈簧的材料選用用 60Si2Mn 鋼。采用表面噴丸處理，降低表面脫碳層深度，提高鋼板彈簧的使用壽命。應(yīng)力噴丸處理可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng) 力變得更大，因此本文對(duì)已經(jīng)設(shè)計(jì)好的鋼板彈簧均采用應(yīng)力噴丸處理方式。 至此，整個(gè)載貨車(chē)的前、后懸架彈性元件部分設(shè)計(jì)完畢。 第 5 章 減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5、減振器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 簡(jiǎn)介 要想使汽車(chē)行駛流暢，光有彈性元件的懸架肯定不夠，還需要在懸架上安裝 阻尼機(jī)構(gòu)，也就是人們常說(shuō)的減振器。回顧歷史，我們可以清楚地看到減振器的 發(fā)展史，從一開(kāi)始僅有葉片彈簧，到彈簧與橡膠組合使用，接著到了 1930 年的搖臂式減振器，再到現(xiàn)如今的筒式減振器。減振器的減振效果越來(lái)越好，直接推 進(jìn)汽車(chē)行業(yè)的進(jìn)步。 在實(shí)際生活中，液力減振器應(yīng)用最廣。這種減振器的作用原理是：當(dāng)車(chē)體與 車(chē)輪發(fā)生振動(dòng)時(shí)，液體在減振器中的摩擦與自身的粘性摩擦共同產(chǎn)生振動(dòng)阻力。 這樣，產(chǎn)生的振動(dòng)能量不斷地朝向熱能轉(zhuǎn)化，并釋放至空氣中，就可以很快地減 小振動(dòng)。如果能量消耗僅存在壓縮沖程或拉伸沖程中，我們把它叫做單向減振器。 如果能量消耗在壓縮沖程或拉伸沖程中均存在，則稱(chēng)為雙向式減振器。后者被廣 泛使用，因?yàn)樗惹罢呔哂懈觾?yōu)越的減振性能。 減振器也有不同的結(jié)構(gòu)。我們把它分為兩類(lèi)： 1、搖臂式減振器 優(yōu)點(diǎn)：1）、工作穩(wěn)定； 2） 、可靠性好； 3） 、能在高壓環(huán)境工作。缺點(diǎn)：1）、受溫度影響大。 2、筒式減振器 優(yōu)點(diǎn)：1）、質(zhì)量較?。? 2） 、工作可靠； 3） 、適宜大量生產(chǎn)。 根據(jù)以上特點(diǎn)的比對(duì)，發(fā)現(xiàn)筒式的更加符合使用要求，所以現(xiàn)在以筒式減振 器居多。 筒式減振器又分為 3 類(lèi)： 1） 、雙筒式結(jié)構(gòu)； 2） 、單筒式結(jié)構(gòu)； 3） 、充氣筒式等結(jié)構(gòu)。 當(dāng)下，第一種是應(yīng)用得最普遍的減振器。 減振器與彈性元件并聯(lián)，具有很強(qiáng)的緩沖性能，車(chē)輛行駛更加平穩(wěn)。上述安 裝方式既要求減振器快速減振，又要求彈性元件充分發(fā)揮作用，并且將阻尼力限 制在一個(gè)區(qū)間之中。 減振器設(shè)計(jì)注意兩點(diǎn)即可： 1） 、保證汽車(chē)行駛平順； 2） 、使用壽命長(zhǎng)。 5.2 相對(duì)阻尼系數(shù)ψ 的選擇 在由懸上質(zhì)量-懸架組成的單自由度振動(dòng)系統(tǒng)中采用了具有線性阻尼特性的 減振器。則該系統(tǒng)作自由衰減振動(dòng)時(shí)，振動(dòng)衰減的速度取決于相對(duì)阻尼系數(shù) ψ。ψ 的公式為 ψ=δ/（2? （c? ms）1/2） 式中，c 為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；ms 為簧上質(zhì)量。 上述公式說(shuō)明了一個(gè)問(wèn)題：同樣的減振器與不一樣的懸架系統(tǒng)組裝時(shí)，它的 產(chǎn)生的作用因懸架而異，主要和懸架系統(tǒng)的 c 和 ms 有關(guān)。振動(dòng)衰減的速度與相對(duì)阻尼系數(shù)的值是成負(fù)相關(guān)的，而車(chē)身所承受的路面沖擊力卻與相對(duì)阻尼系數(shù)的 值成正相關(guān)的。在實(shí)際使用過(guò)程中，常把壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) ψY 選得小于伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) ψS，這樣不僅使汽車(chē)在路面上更加平穩(wěn)地行駛， 而且降低了車(chē)身本身所承受沖擊力，直接影響到車(chē)輛的使用壽命。通過(guò)查閱參考 文獻(xiàn)《汽車(chē)設(shè)計(jì)》210 頁(yè)可知，一般取ψY=（0.25～0.50）ψS。 首先選取ψ 的平均值，這一步尤為重要，下面的設(shè)計(jì)步驟均是基于此步驟。所以下面總結(jié)了不同類(lèi)型懸架的相對(duì)阻尼系數(shù)的平均值：針對(duì)沒(méi)有內(nèi)摩擦的螺旋 彈簧懸架，取ψ=0.25～0.35；針對(duì)有內(nèi)摩擦的懸架，相對(duì)阻尼系數(shù)值取小些（因 為板簧本身也有阻尼，由干摩擦造成）。針對(duì)在較差路況下行駛的汽車(chē)（如越野車(chē)），當(dāng)然減振要求也高，所以取較大的 ψ 值，一般取 ψS＞0.3；為防止懸架與車(chē)架相互撞擊，也應(yīng)該加大相對(duì)阻尼系數(shù)的取值，可取ψY=0.5ψS。 本設(shè)計(jì)，前懸架ψ=0.13，其中ψS=0.174，ψY=0.086，ψY=0.49ψS。 本設(shè)計(jì)，后懸架ψ=0.15，其中ψS=0.210，ψY=0.090，ψY=0.43ψS。 5.3 減振器阻尼系數(shù)δ 的選擇 減振器阻尼系數(shù) δ=2? ψ? （c? ms）1/2。根據(jù) ω=（c/ms）1/2，可計(jì)算得 δ=2? ψ? ms? ω。事實(shí)上，減振器的 δ 應(yīng)根據(jù)它自身的特性來(lái)確定。當(dāng)安裝位置如圖 5.1 所示時(shí)，其阻尼系數(shù)可由公式計(jì)算得到。 圖 5.1 減振器安裝位置圖 δ=2? ψ? ms? ω? n2/（a? cosα）2 式中，α 為為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 因此，前懸架δ1=2? 1998? 1.8? 0.13? 1.52/ （cos15°）2=2178.1 后懸架δ2=2? 3922? 2.0? 0.15? 1.52/ （cos15°）2=5481.5 5.4 最大卸荷力F0 的確定 為減小傳到車(chē)身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器 打開(kāi)卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱(chēng)為卸荷速度 vx。［6］ vx=A? ω? a? cosα/n 式中，vx 為卸載速度一般為 0.15～0.30m/s； A 為車(chē)身振幅,取動(dòng)撓度和靜撓度之和； ω 為懸架振動(dòng)固有頻率。 如已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù) δS，在伸張行程的最大卸荷力F0=δS? vx 前懸架：vx=（76+80）? 1.8? 10-3? 1? cos15°/1.5=0.181m/s F0=2178.1? 0.181=394.2N 后懸架：vx=（62+80）? 2.0? 10-3? 1? cos15°/1.5=0.183m/s F0=5481.5? 0.183=1003.1N 5.5 筒式減振器工作缸直徑D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計(jì)算工作缸直徑 D 為 D=（4? F0/π? ［p］? （1-λ2））1/2 式中，［p］為工作缸最大允許應(yīng)力，取 3～4MPa； λ 為連桿直徑與缸筒直徑之比；本設(shè)計(jì)取 0.4。 減振器的工作缸直徑 D 有很多國(guó)標(biāo)規(guī)定的數(shù)值，如 20 毫米，30 毫米，40 毫米等等。到時(shí)候應(yīng)該根據(jù)所計(jì)算出的結(jié)果再配合標(biāo)準(zhǔn)時(shí)進(jìn)行選擇。 貯油筒直徑Dc=（1.35～1.50）D，壁厚取為 2mm，材料可選 20 鋼。［6］ 前懸架：D1=（4? 394.2/π? 3.5? （1-0.42））1/2=13.069mm，取為 20mm。 Dc=1.4D1=1.4? 20