车辆工程毕业设计（论文）轻型货车悬架系统的设计【全套图纸】.doc

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1、第1章 绪 论1.1 汽车悬架概述悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对对于车架(或车身)的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。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振动。全套图纸，加153893706根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧

2、车轮1。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，它的主要功用如下：1 缓和、抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车的行驶平顺性；2 迅速衰减车身和车桥(或车轮)的振动；3 传递作用在车轮和车架(或车身)之间的各种力(驱动力、制动力、横向力)和力矩(制动力矩和反作用力矩)；4 保证汽车行驶稳定性。为了完成1、2项功能，悬架使用了弹簧和减震器。汽车悬架常用的弹性元件有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、橡胶弹簧及空气弹簧等。减震器有多种形式，现在最常用的是筒式减震器。为了完成3、4项功能，悬架采用了适当的

3、导向干系把车架(车身)与车轴(车轮)联接起来。导向杆系有多种新式，可单独用其中的一种，也可将几种配合起来使用。钢板弹簧悬架中的钢板弹簧不仅用作弹性元件而且兼起导向的作用。为了减轻车轴对车架(或车身)的直接冲撞，采用了缓冲块。为了减小车身的侧倾角，有的汽车还装有横向稳定杆2。钢板弹簧简介钢板弹簧是汽车悬架中应用最广泛的一种弹性元件，它是由若干片等宽但不等长（厚度可以相等，也可以不相等）的合金弹簧片组合而成的一根近似等强度的弹性梁。当钢板弹簧安装在汽车悬架中，所承受的垂直载荷为正向时，各弹簧片都受力变形，有向上拱弯的趋势。这时，车桥和车架便相互靠近。当车桥与车架互相远离时，钢板弹簧所受的正向垂直载

4、荷和变形便逐渐减小，有时甚至会反向。主片卷耳受力严重，是薄弱处，为改善主片卷耳的受力情况，常将第二片末端也弯成卷耳，包在主片卷耳的外面，称为包耳。为了使得在弹性变形时各片有相对滑动的可能，在主片卷耳与第二片包耳之间留有较大的空隙。有些悬架中的钢板弹簧两端不做成卷耳，而采用其他的支撑连接方式，如橡胶支撑垫3。扁平长方形的钢板呈弯曲形，以数片叠成的底盘用弹簧，一端以梢子安装在吊架上，另一端使用吊耳连接到大梁上，使弹簧能伸缩。目前适用于中大型的货卡车上。1.2 我国汽车悬架发展的现状现代汽车悬架的发展十分快，不断出现崭新的悬架装置。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

5、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、更高的境界。汽车悬架按导向机构可分为独立悬架和非独立悬架两大类。非独立悬架主要用于货车和客车前、后悬架。随着高速公路网的快速发展，促使汽车速度不断提高，使得非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性等方面提出的要求。因此，独立悬架获得了很大的发展空间。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，因而具有很多优点。独立悬架中尤其是双横臂独立悬架得到了广泛的应用。汽车悬架按其振动的控制方式分为被动、半主动和主动悬架3种基本类型。20

6、世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。我国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，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。研究证明主动悬架的平顺性能最好。它采用许多新兴的控制技术和使用大量电子器件，可使悬架的稳定性得到保证因此，主动悬架的平顺性和操纵稳定性是最好的，是汽车悬架必然的发展方向。由于种种

7、原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。被动式悬架汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件4。 1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定，在行驶过程中保持不变，它是一系列路况的折中，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。被动悬

8、架是传统的机械结构，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5。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。1.3 研究的背景及意义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

9、，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6。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。轻型货车在我国应用较广，其中悬架是轻型货车的的主要部件，其设计的成功与否决定着车辆的行驶平顺性和操纵稳定性、舒适性等多方面的设计要求。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的悬架系统，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。所以本题设计一款结构优良的轻型货车悬架系统具有一定的实际意义。1.4 研究的主要内容确定悬架总体结构，弹性

10、元件设计，导向机构设计，减振器结构设计，主要参数的确定,对主要参数进行强度校核，验证设计的合理性。第2章 悬架的结构形式分析及选择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）图2.1悬架的结构形式简图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

11、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1。独立悬架的结构特点是两侧的车轮各自独

12、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：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。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。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。可保证汽

13、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。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8。2. 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

14、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9。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1。本设计采用前悬架麦弗逊式非独立悬架，后悬架选用钢板

15、弹簧式非独立悬架。2.3 辅助元件主要的辅助元件有横向稳定器和缓冲块。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。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

16、。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1。 图2.3橡胶缓冲块图2.4由多空聚氨酯制成的辅助弹性元件形状本设计采用的缓冲块为图a，用螺钉固定在车架上，限制悬架的最大行程。2.4 本章小结 在第本章中主要是对悬架进行了介绍，并确立了前后悬架的选择形式：前悬架 麦弗逊式独立悬架；后悬架钢板弹簧式非独立悬架。对辅助元件进行了介绍和选择。第3章 前、后悬架主要参数的选择本设计采用MEIYA TM1021轻型货车主要参数：外型尺寸(长宽高)(mm)：

17、509517101720、总质量(kg)：2315、整备质量(kg)：1490、轴距(mm)：3025、前悬/后悬(mm)：845/1225、前轮距：1460、后轮距：1440。3.1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、与的匹配要合适 要求希望fc1与fc2要接近，单不能相等（防止共振）希望fc1 fc2 (从加速性考虑，若fc2大，车身的振动大）若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n21时的车身纵向角振动要比

18、n1/n21时小，故推荐取fc2=（0.80.9）fc1。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fc2=（0.60.8）fc2。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、fd要合适,根据不同的车在不同路面条件造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1.01.45Hz，后悬架则要求在1.171.58Hz。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0.81.15Hz，后悬架则要求在0.981.30Hz。货车满载

19、时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。因偏频越小则平顺行越好，本设计偏频取1.15Hz即=1.15Hz。3.2 悬架静挠度fc静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即由已知参数可知，频率n1=1.15Hz. 载簧质量m1=463Kg 由公式 （3.1）可知 （3.2） （3.3）3.3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，fd取79cm; 对客车，fd取58cm；对货车，fd取69cm这里取fd=7

20、cm.3.4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

21、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11。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。图3.1弹簧弹性特性曲线3.5 本章小结 本章主要确定了前后悬架静绕度和动扰度，静绕度为7.2cm动扰度为7cm.及对悬架的弹性

22、特性进行了分析。 第4章 弹性元件的计算4. 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

23、离有变化的可能10。图4.1钢板弹簧的布置图4. 2 钢板弹簧主要参数的确定TM1021 轻型货车相关参数悬架静挠=72mm，悬架动挠度=70mm，轴距Z=3025mm, 单个钢板弹簧的载荷 （4.1）4.2.1满载弧高满载弧高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与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差。常取=1020mm，这里取=10mm.。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=（0.400.55）轴距； 货车:前悬架：L=（0.2

24、60.35）轴距； 后悬架：L=（0.350.45）轴距。应尽可能将钢板弹簧取长些,原因如下：1,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。2,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。3,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。4,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=0.333025mm=1000mm 4.2.3 钢板断面尺寸及片数的确定1.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

25、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。对于对称钢板弹簧： （4.2）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（如刚性夹紧，取k=0.5，挠性夹紧，取k=0）；C钢板弹簧垂直刚度（N/mm），；挠度增大系数；E材料的弹性模量。 （4.3） （4.4） （4.5）总惯性矩 （4.6）钢板弹簧总截面系数W0用下式计算 （4.7）式中：许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450；后副簧为220-250,这里取=450,所以 （4.8）钢板弹簧的平均厚度: （4.

26、9）有了以后，再选钢板弹簧的片宽b片宽b对汽车性能的影响：（1）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。 （2）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 （3）推荐片宽与片厚的比值b/在610范围内选取。本设计中取b=50mm2.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 （4.10）式中：n钢板弹簧片数,取n=3所以可得到 （4.11）片厚h选择的要求：（1）增加片厚h，可以减少片数n （2）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

27、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。 （3）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。（4）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=6mm3.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 4.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。5.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

28、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614片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片簧时，片数在110片之间选取。故本设计n=76.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。7.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、

29、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。8.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13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2040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段和中间夹紧部分段是厚度为和的等截面形，段为变厚截面。 段厚度可按抛物线形或线性变化。图4.2单片弹簧和少片弹簧4. 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钢板弹簧各片自由状

30、态下的曲率半径1. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高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用下式计算： （4.12）式中：静挠度；满载弧高；钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化. （4.13）SU形螺栓中心距；L钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 （4.14） （4.15） （4.16） （4.17）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。各片自由状态下做

31、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 （4.18）式中：第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）；钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）；各片弹簧的预应力（）；E材料弹性模量（），取；第i片的弹簧厚度（mm）。 (4.19) (4.20)在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径和各片弹簧预加应力的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径。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；为保证主片及其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其

32、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变截面钢板弹簧的尺寸如图4.4所示,此时厚度随长度的变化规律为，式中，；。单片钢板弹簧刚度用下式计算 (4.21)式中：E材料的弹性模量；修正系数，取O.92；，如图4.4所示；，其中b为钢板宽 (4.22)式中

33、(4.23) (4.24) (4.25)所以 (4.26)所以，梯形叶片弹簧的刚度为： (4.27)4. 5 弹簧的最大应力点及最大应力 图4.4中梯形弹簧的BC直线方程为： (4.28), 如果弹簧端部厚度，则便可求出梯形叶片等厚部分的理论长度值 (4.29)当时，弹簧最大应力点发生在处，此处 (4.30)其应力值 (4.31) 当时，最大应力点发生在B点，其值。由于, 即所以，弹簧的最大应力点不是出现在B点，应出现在的区段内， (4.32)弹簧最大应力为： (4.33)在400500MP之间，满足要求4. 6 弹簧卷耳和弹簧销的强度核算图4.5钢板弹簧主片卷耳受力图钢板弹簧主片卷耳受力如上

34、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 (4.34)式中：沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D卷耳内径；B钢板弹簧宽度；主片厚度。许用应力取为350N。 (4.35) 在范围之内，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。其中，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 (4.36)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取为34N；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79N。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

35、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。表4.1钢板弹簧片的参数片号各片长度（mm）各片有效长度（mm）各片厚度（mm）各片宽度（mm）110009556502885840650377072565046556106505540495650642538065073102656504.7螺旋弹簧的设计计算4.7.1螺旋弹簧形式、材料的选择由于螺旋弹簧的的生产量较大，应用广泛且成本低，故选择压缩圆柱螺旋弹簧。根据汽车的工作条件，采用热扎弹簧钢60Si2MnA，加热成形，而后淬火回火等处理。4.7.2确定弹簧直径及刚度当弹

36、簧仅承受轴向载荷时因为 (4.37)故 (4.38)式中：弹簧中径；弹簧的许用应力，查表得；C旋绕比，取C=8；K曲度系数，； (4.39)由此可得 mm取 d=15 mm 又因为 ， 得 在最大工作负荷作用下，取弹簧的有效圈数为： 圈弹簧的刚度计算公式为 (4.40)式中： G切变模量，查表得，；代入数据得：=28.75 N/mm (4.41)4.7.3其他参数的计算表4.1螺旋弹簧各尺寸弹簧外径：弹簧内径：总圈数：节距：自由高度：压拼高度：螺旋导角：展开长度：4.7.4弹簧的校验压缩螺旋弹簧轴向变形较大时，会产生侧向弯曲而失去稳定性，特别是弹簧自由高 度超过弹簧中径的4倍时，更容易产生这种

37、现象，因而设计时要进行稳定性计算。高径比 (4.42)在4倍范围内故稳定性符合要求。4.8 本章小结本章是设计计算的重点也是难点，本章对钢板弹簧和螺旋弹簧的各部分尺寸进行设计计算，确定钢板弹簧的块数为7和每块钢板弹簧的长、宽、高，通过已给的参数计算并进行应力的计算同时本本章也对螺旋弹簧的各尺寸参数进行了计算但对螺旋弹簧的校核由于部分原因不是很全面。第5章 减振器的计算及选择5. 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

38、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11。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12。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 相对阻尼系数图5.

39、1减震器阻力-速度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： （5.1）式中：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：阻力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与伸张行程的阻尼系数不等。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动.式周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢速度。的表达式为： (5.2)式中：C悬架系统的垂直刚度，c=266

40、N/mm(前面已经计算)；簧上质量。=1150 Kg 上式表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同刚度c和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。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；值小则相反；通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持有=（0.250.50）的关系。设计时，现选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取；为避免悬架碰撞车架，取=0.5。本设计中，取0.25，=0.33，=

41、0.17 5.2.2 减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数，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。 (5.3)式中， k杠杆比， (5.4)减振器安装角, = 3o所以， (5.5) 5.2.3 最大卸荷力的确定 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,一般为， (5.6) 式中： A车身振幅，取; 悬架固有频率。若伸张行程时的阻尼系数为，则最大卸荷力为： (5.7)5.3 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可由最大卸荷力和缸内允许压力p来近似求得： (5.8)式中：p缸内最大允许压力，取; 缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器=0.40.5；单筒式减振器=0.30.35 计算出D后，根据标准将缸径圆整为20、30、40、50、60 mm. (5.9)