商用汽車懸架設(shè)計(jì)

商用汽車懸架設(shè)計(jì),商用,汽車,懸架,設(shè)計(jì) 目錄 《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)》設(shè)計(jì)任務(wù)書 3 一．設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車懸架設(shè)計(jì) 3 二．基本參數(shù)： 3 三．設(shè)計(jì)內(nèi)容 3 四．設(shè)計(jì)要求 3 五．設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排 4 六、主要參考文獻(xiàn) 4 七．注意事項(xiàng) 4 八．成績(jī)?cè)u(píng)定 5 載貨汽車懸架設(shè)計(jì) 5 一、設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù) 5 前懸架設(shè)計(jì) 5 二、懸架主要參數(shù)的確定 5 1 懸架的靜撓度 5 2 懸架的動(dòng)撓度 6 3 懸架的彈性特性 6 4 懸架剛度 6 三、彈性元件的設(shè)計(jì) 7 1 鋼板彈簧的布置方案選擇 7 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 7 3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 10 4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 11 5 鋼板彈簧總成弧高的核算 12 四、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 13 五、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 13 六、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 13 減振器設(shè)計(jì) 14 一、減振器的設(shè)計(jì)參數(shù) 14 二、減振器的外特性 15 三、懸架靜撓度c f 的計(jì)算 16 四、相對(duì)阻尼系數(shù)ψ 16 五、阻尼系數(shù)的確定 17 六、最大卸荷力的確定 18 七、減振器工作缸直徑D的確定 18 后懸架設(shè)計(jì) 19 一、懸架的靜撓度 19 二、 懸架的動(dòng)撓度 20 三、 懸架的彈性特性 20 四、 懸架主，副簧剛度的分配 20 五、彈性元件的設(shè)計(jì) 23 1 鋼板彈簧的布置方案選擇 23 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 23 3、 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 30 4、 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 31 5、 鋼板彈簧總成弧高的核算 35 六、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 36 七、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 38 八、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 38 《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)》設(shè)計(jì)任務(wù)書 一．設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車懸架設(shè)計(jì) 二．基本參數(shù)： 額定裝載質(zhì)量5000KG 最大總質(zhì)量 8930KG 最大車速100KM/h 比功率 15KW/t 比轉(zhuǎn)矩 40N·m/t 三．設(shè)計(jì)內(nèi)容 主要進(jìn)行懸架設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則 2．根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動(dòng)機(jī)最大力矩，驅(qū)動(dòng)輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動(dòng)時(shí)前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設(shè)計(jì)出一套完整的前后懸架，設(shè)計(jì)過(guò)程中要進(jìn)行必要的計(jì)算。 3．懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和主要技術(shù)參數(shù)的確定 （1）懸架主要性能參數(shù)的確定 （2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 （3）鋼板彈簧剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算 （4）減振器主要參數(shù)的確定 4．繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設(shè)計(jì)要求 1．鋼板彈簧總成的裝配圖，1號(hào)圖紙一張。 裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號(hào)圖紙4張。 要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對(duì)零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書。 五．設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排 本課程設(shè)計(jì)為3周 １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計(jì)計(jì)算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說(shuō)明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻(xiàn) 1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版） 2．汽車工程手冊(cè)???? 機(jī)械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊(cè)） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計(jì)?????機(jī)械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車?yán)碚???? 機(jī)械工業(yè)出版社 七．注意事項(xiàng) （1）為保證設(shè)計(jì)進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計(jì)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制總布置圖前，設(shè)計(jì)方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。 （2）編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書時(shí)，必須條理清楚，語(yǔ)言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對(duì)重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。 （3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計(jì)和設(shè)計(jì)說(shuō)明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績(jī)?cè)u(píng)定 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計(jì)說(shuō)明書的第一頁(yè)，如有丟失，后果自負(fù)。 載貨汽車懸架設(shè)計(jì) 一、設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù) 載質(zhì)量：5000kg 整備量：3930kg 空車時(shí)：前軸負(fù)荷：18864N 后軸負(fù)荷：20436N 滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：26790N 后軸負(fù)荷：62510N 尺 寸： 軸 距：4050mm 前懸架設(shè)計(jì) 二、懸架主要參數(shù)的確定 1 懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c 之比，即 貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來(lái)表示： n= 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg） 又靜撓度可表示為： g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=15.76/ n: hz : mm 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動(dòng)頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 又因?yàn)椴煌钠噷?duì)平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.。 2 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： 3 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。 4 懸架剛度 單個(gè)鋼板彈簧滿載載荷： = n=1.9hz , m=11.65kg,代入公式： n= 可得 C=1035N/cm 三、彈性元件的設(shè)計(jì) 1 鋼板彈簧的布置方案選擇 布置形式為對(duì)稱縱置式鋼板彈簧。 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時(shí)負(fù)荷=2679kg?；上虏糠趾芍?，由此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： 。 由前面選定的參數(shù)知： 2.1滿載弧高 ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此取： 2.2鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定： （1） 選擇原則： 鋼板彈簧長(zhǎng)度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 （2） 鋼板彈簧長(zhǎng)度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.35軸距，并結(jié)合國(guó)內(nèi)外貨車資料，初步選定主片的長(zhǎng)度為1200mm. 2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定： （1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡(jiǎn)支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對(duì)于對(duì)稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夾緊(剛性?shī)A緊，k取0.5)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=; ——為撓度增大系數(shù)。 撓度增大系數(shù)的確定： 先確定與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對(duì)于主簧： L=1200mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 =18.5×103 計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。 ==11665N L=1650mm k=0.5 S=200mm =500 N/. 將上面數(shù)據(jù)代入公式，得： =7128 再計(jì)算主簧平均厚度： =5.2mm 有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。 b = 50mm （2）鋼板彈簧片厚h的選取: h=6.8=7mm 本設(shè)計(jì)采用等厚片，片厚為7mm。 通過(guò)查手冊(cè)可得鋼板截面尺寸b和h符合國(guó)產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 （3）鋼板斷截面形狀的選擇： 本設(shè)計(jì)選取矩形截面。 （4） 鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國(guó)內(nèi)外資料初步選取本貨車的片數(shù)為14片。 2.4 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定 先將各片的厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長(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)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度。各片實(shí)，際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定各片長(zhǎng)度： 圖2 確定各片長(zhǎng)度圖 各片鋼板的長(zhǎng)度如表1： 3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長(zhǎng)和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；。 式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94，E為材料彈性模量； 為主片和第（k+1）片的一般長(zhǎng)度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長(zhǎng)度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。 由公式(mm-4)，得： Y1=6.99×10-4 Y2=3.49×10-4 Y3=2.33×10-4 Y4=1.75×10-4 Y5=1.398×10-4 Y6=1.165×10-4 Y7=8.73×10-5 Y10=7.77×10-5 Y11=6.99 ×10-5 Y12=6.35×10-5 Y13=5.8 ×10-5 Y14=5.37×10-5 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =1211.6N/cm 將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長(zhǎng)度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度 =1570.8N/cm 與設(shè)計(jì)值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。 由： = 則=154.51mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=1165mm. （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過(guò)大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長(zhǎng)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(zhǎng)片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩： 或 下面分別計(jì)算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定： E= N/ =7mm 然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4： 5 鋼板彈簧總成弧高的核算 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 1/= 式中，第i片長(zhǎng)度。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。 先對(duì)主簧的總成弧高核算 將主簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入上述公式可得： 然后再代入H=150mm。 原設(shè)計(jì)值為H0=154mm，相差不大，符合要求。 四、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 ==276.6 符合強(qiáng)度要求。 五、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得： 主片符合強(qiáng)度要求。 六、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 對(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm。 = 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。 減振器設(shè)計(jì) 一、減振器的設(shè)計(jì)參數(shù) 筒式減振器設(shè)計(jì)中涉及的參數(shù)較多，大致可以分為如下幾類： （1）整車參數(shù) 包括車輛全重、懸置質(zhì)量、車輛縱向的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、車輛懸架剛度、車輛振動(dòng)固有頻率（圓頻率）、減振器個(gè)數(shù)等。 （2）幾何布置參數(shù) 包括減振器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。 （3）減振器結(jié)構(gòu)參數(shù) 包括減振器長(zhǎng)度、減振器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個(gè)數(shù)、閥孔直徑、減振器筒徑、工作缸直徑與長(zhǎng)度、儲(chǔ)液筒直徑與長(zhǎng)度等。 （4）減振器工作參數(shù) 包括減振器的工作長(zhǎng)度、限壓閥閥門彈簧的剛度、彈簧預(yù)緊壓縮量、閥門附加最大行程、活塞行程、活塞最大線速度、活塞正反最大阻力、開閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等[8]。 這些參數(shù)在設(shè)計(jì)中有的是作為已知量，有的是作為待確定量，所以選擇參數(shù)時(shí)，要考慮的情況比較多，但一般來(lái)說(shuō)，主要包括活塞面積計(jì)算、閥門機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算、阻尼比或者阻尼系數(shù)，最大卸荷力等參數(shù)的計(jì)算，尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算，強(qiáng)度校合，壽命計(jì)算等?；钊娣e按反行程的最大阻力來(lái)確定，反行程最大阻力與活塞最大線速度有關(guān)，活塞最大線速度取決于懸架裝置結(jié)構(gòu)。閥門機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)主要包括常通孔面積計(jì)算和閥門彈簧的計(jì)算。減振器內(nèi)通常有兩個(gè)常通孔，活塞上常通孔和補(bǔ)償閥座上的常通孔?；钊铣Ｍ酌娣e按壓縮行程最大活塞線速度即開閥速度計(jì)算。設(shè)計(jì)減振器時(shí)，阻尼比的確切值是未知的，它只能通過(guò)測(cè)定減振器工作時(shí)的衰減振動(dòng)情況計(jì)算求得。但是阻尼比的大小又關(guān)系到活塞最大線速度、減振器阻尼力等物理量的值，所以，在設(shè)計(jì)過(guò)程中通常從減振器吸收振動(dòng)能量的角度來(lái)估計(jì)阻尼比的值。 二、減振器的外特性 懸架減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對(duì)）運(yùn)動(dòng)的位移或（相對(duì)）運(yùn)動(dòng)的速度，與相應(yīng)產(chǎn)生的工作阻力之間的關(guān)系，通常我們分別稱之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動(dòng)特性。設(shè)計(jì)的減振器在實(shí)際使用中，其外特性必須保證良好的相對(duì)穩(wěn)定性。 （3-2） 減振器外特性的畸變往往會(huì)使預(yù)期設(shè)計(jì)的外特性出現(xiàn)某些缺陷，因此，減振器的設(shè)計(jì)有兩個(gè)基本質(zhì)量要求：一是外特性必須滿足車輛懸架的性能需求；二是無(wú)畸變，即這種外特性要有穩(wěn)定而持久的工作質(zhì)量。減振器的外特性即為其速度特性，如圖3.1所示。 a) b) 圖3.1 減振器特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結(jié)構(gòu)和各閥開啟力的選擇。一般而言，當(dāng)油液流經(jīng)某一給定的通道時(shí)，其壓力損失由兩部分構(gòu)成。其一為粘性阻力損失，對(duì)一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進(jìn)入和離開通道時(shí)的動(dòng)能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠(yuǎn)比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設(shè)計(jì)閥系時(shí)若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線A 所示為在某一給定的A 通道下阻尼力F 與液流速度v 的關(guān)系，若遇通道A 并聯(lián)一個(gè)直徑更大的通道B，則總的特性將如圖中曲線A+B 所示。如果B 為一個(gè)閥門，則當(dāng)其逐漸打開時(shí)，可獲得曲線A 與曲線A+B 間的過(guò)渡特性。恰但選擇A、B 的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定特性曲線。閥打開的過(guò)程可用三個(gè)階段來(lái)描述，第一階段為閥完全關(guān)閉，第二階段為閥部分開啟，第三階段為閥完全打開。通常情況下，當(dāng)減振器活塞相對(duì)于缸筒的運(yùn)動(dòng)速度達(dá)到0.1m/s 時(shí)閥就開始打開，完全打開則運(yùn)速度達(dá)到數(shù)米每秒。 三、懸架靜撓度c f 的計(jì)算 懸架靜撓度是指汽車在滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸架剛度才c 之比，即 = （3.1） 汽車懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一，而汽車部分車身固有頻率（偏頻）可用下式表示： C——汽車前懸架剛度，N/mm； m ——汽車前懸架簧上質(zhì)量，kg； n——汽車前懸架偏頻，Hz 而汽車懸架的靜撓度可用下式表示： =110mm 四、相對(duì)阻尼系數(shù)ψ 通常根據(jù)汽車的平順性、操縱性和穩(wěn)定性的要求確定減振器阻力特性。減振器阻力值能滿足汽車操縱性穩(wěn)定性要求，但不一定能滿足汽車平順性要求；反之亦然。因此減振器的阻力特性的選擇應(yīng)按所設(shè)計(jì)車型對(duì)汽車平順性、操縱性、穩(wěn)定性進(jìn)行綜合考慮。根據(jù)減振器的阻力——速度特性，可以知道減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟其前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不相等。 汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)的大小來(lái)評(píng)定衰減的快慢速度。的表達(dá)式為： （3.3） 式中：—為懸架系統(tǒng)的垂直剛度； —為簧上質(zhì)量； —為阻尼系數(shù)。 上式表明，相對(duì)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ms的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)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(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取的小些，伸張行程的相對(duì)阻尼系數(shù)Ψs取得大些。兩者之間保持的關(guān)系 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取ψY 與ψS 的平均值ψ 。相對(duì)無(wú)摩擦的彈性元件懸架，取ψ =0.25～0.35；對(duì)有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 ψy =0.5 ψs 。 取ψ =0.3，則有： 計(jì)算得：伸張ψ=0.4 壓縮ψ=0.2 五、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(dòng)頻率，所以理論上。實(shí)際上，應(yīng)該根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。 =2078N/m 六、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(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s[11]。 如已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是： 式中， vx 為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A 為車身振幅，取± 40 mm；ω 為懸架震動(dòng)固有頻率。 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得卸荷速度為： v =0.12m/s 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： F o =可以計(jì)算最大卸荷力. 式中，c 是沖擊載荷系數(shù)，取C=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0 為： c=374N 七、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計(jì)算工作缸直徑D為： 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減振器取=0.30～0.35，取為0.3。 =14.55mm 故有D=20mm Ds=1.5D=30mm 后懸架設(shè)計(jì) 一、懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c 之比，即 貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來(lái)表示： n= 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg） 又靜撓度可表示為： g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=15.76/ n: hz : mm 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動(dòng)頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 又因?yàn)椴煌钠噷?duì)平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.。 二、 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： 三、 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。 四、 懸架主，副簧剛度的分配 圖1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性 如何確定副簧開始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時(shí)的振動(dòng)頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動(dòng)頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來(lái)確定。 使副簧開始起作用時(shí)的懸架撓度等于汽車空載時(shí)懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時(shí)懸架的撓度。于是可求 = 式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。副簧，主簧的剛度之比為： ， 式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。 單個(gè)鋼板彈簧滿載載荷： = 滿載時(shí) ： （4-9） 式中為副簧簧上質(zhì)量，為主簧簧上質(zhì)量。 單個(gè)鋼板彈簧空載載時(shí)簧上質(zhì)量： n=1.9hz , m=2904.5kg,代入公式： n= 可得 C=4135N/cm 又 ==0.9 有上面的二式，可聯(lián)立方程組： （1） =0.9 （2） 由（1），（2）兩式可得： =2176N/cm , =1958N/cm 副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為。 =15251N 又： ，得： = = 3.34cm =22511N 主簧 ： ===10.35cm 副簧 ： ===3.34cm 五、彈性元件的設(shè)計(jì) 1 鋼板彈簧的布置方案選擇 布置形式為對(duì)稱縱置式鋼板彈簧。 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時(shí)負(fù)荷=7650kg?；上虏糠趾芍?，由此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： 。 由前面選定的參數(shù)知： 2.1滿載弧高 ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此?。? 2.2鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定： （1） 選擇原則： 鋼板彈簧長(zhǎng)度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 （2） 鋼板彈簧長(zhǎng)度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.35軸距，并結(jié)合國(guó)內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長(zhǎng)度為1450mm , 副簧主片的長(zhǎng)度為980mm. 2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定： （1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡(jiǎn)支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對(duì)于對(duì)稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夾緊(剛性?shī)A緊，k取0.5)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=; ——為撓度增大系數(shù)。 撓度增大系數(shù)的確定： 先確定與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對(duì)于主簧： L=1450mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。 ==28225N L=1650mm k=0.5 S=200mm =500 N/. 再計(jì)算主簧平均厚度： =10.5mm 有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。 b = 90mm 對(duì)于副簧： L=980mm k=0.5 S=200mm E= 計(jì)算副簧總截面系數(shù)： ==6534N L=980mm k=0.5 S=200mm =245 N/. 再計(jì)算副簧平均厚度： =5.9mm b = 90mm （2）鋼板彈簧片厚h的選取: h1=11mm h2=10mm 本設(shè)計(jì)主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為11mm、10mm。 通過(guò)查手冊(cè)可得鋼板截面尺寸b和h符合國(guó)產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 （3）鋼板斷截面形狀的選擇： 本設(shè)計(jì)選取矩形截面。 （4） 鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國(guó)內(nèi)外資料初步選取本貨車主簧的片數(shù)為14片，副簧的片數(shù)為5片。 2.4 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定 先將各片的厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長(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)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度。各片實(shí)，際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長(zhǎng)度： 圖2 確定主簧各片長(zhǎng)度圖 主簧各片鋼板的長(zhǎng)度如表1： 由圖3確定副簧各片長(zhǎng)度； 圖3 確定副簧各片長(zhǎng)度圖 3、 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長(zhǎng)和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；。 式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94，E為材料彈性模量； 為主片和第（k+1）片的一般長(zhǎng)度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長(zhǎng)度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。 由公式(mm-4)，得： Y1=1.0×10-4 Y2=5.0×10-5 Y3=3.3×10-5 Y4=2.5×10-5 Y5=2.0×10-5 Y6=1.6×10-5 Y7=1.4×10-5 Y10=1.3×10-5 Y11=1.1×10-5 Y12=0.9×10-5 Y13=0.8×10-5 Y14=0.7×10-5 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =3543N/cm 將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長(zhǎng)度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度 =3040N/cm 與設(shè)計(jì)值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 由公式(mm-4)，得： Y1=1.3×10-4 Y2=0.66×10-4 Y3=0.44×10-4 Y4=0.33×10-4 Y5=0.26×10-4 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =2726N/cm 如果用有效長(zhǎng)度，即，代入公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度 =3481N/cm 與設(shè)計(jì)值相差不大,基本滿足副簧剛度要求。 4、 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。 下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高： 主簧： =23.39mm 則=141.89mm 副簧： =13.8mm =62.2mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=185.23mm. 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=1929.8mm （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過(guò)大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長(zhǎng)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(zhǎng)片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩： 或 下面分別計(jì)算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定： 主簧： E= N/ =11mm 然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4： E= N/ =10mm 然后用上述公式計(jì)算副簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表6： （4）.主簧總成和副簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計(jì)算： 如果第i片的片長(zhǎng)為，則第i 片彈簧的弧高為： 主簧：將各片長(zhǎng)度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高如 重復(fù)上面的過(guò)程，得副簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高 5、 鋼板彈簧總成弧高的核算 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 1/= 式中，第i片長(zhǎng)度。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。 先對(duì)主簧的總成弧高核算 將主簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入上述公式可得： 然后再代入H=。 原設(shè)計(jì)值為H0=138.4mm，相差不大，符合要求。 再對(duì)副簧的總成弧高核算 將副簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入公式：1/=可得： =1941mm 副簧總成弧高H= 原設(shè)計(jì)值為H0相差不大，符合要求。 六、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算 =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；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。許用應(yīng)力取為1000N/mm。 對(duì)于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。 滿載靜止時(shí)有： 由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度： 其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 驗(yàn)算副簧強(qiáng)度： 主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。 不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動(dòng)撓度f(wàn)d計(jì)算載荷。 主簧的極限載荷按下式計(jì)算： 副簧的極限載荷按下式計(jì)算： 不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。 七、鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得： 主片符合強(qiáng)度要求。 八、鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 對(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm。 = 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。