CA1091轻型货车的前后悬架系统设计毕业设计设计说明书

本科生毕业设计（论文） CA1091轻型货车的前后悬架系统设计 摘 要 随着汽车工业的发展，人们对汽车的乘坐舒适性和安全性的要求逐渐提高，因此对汽车的悬架系统和减振器也提出了更高的要求。本次设计题目是CA1091轻型货车的前后悬架系统设计。 所设计悬架系统的前悬架采用钢板弹簧非独立式悬架。后悬是由主副簧组成，也是钢板弹簧非独立式悬架，然后对主要性能参数进行确定。在前悬的设计中首先设计了钢板弹簧，包括弹簧断面形状的选择，主要参数的确定，材料和许用应力的校核，和方案布置的设计；还有减振器的选择。在后悬架系统设计中主要对主副钢板弹簧进行了设计。 最后采用MATLAB软件对悬架系统的平顺性进行了编程分析，目的是判断所设计的悬架平顺是否满足要求。结论是没有不舒适性。因而对提高汽车的动力性、经济性和操纵稳定性是有利的。 关键词：悬架设计；钢板弹簧；平顺性；货车 Abstract With the development of the Automobile industry, people have been promoting the requirement for the safety and ride comfort quality of the vehicle. As a result, there is a higher demand on the suspension and the shock absorber system of the vehicle. The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of CA1046 truck. The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also the leaf spring, dependent suspension. In the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, including the selection of section shape of leaf spring, made certain the main parameters, material and allowable stress and the design of scheme , moreover the design of shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring. In the final design stage, the MATLAB software is used to analyze the ride comfort of the suspension system by programming. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The results indicate that there is no uncomfortableness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the vehicle. Key words: Suspension Design; Leaf spring; Ride Performance; Truck 目 录 第1章 绪 论 1 第2章 悬架系统的结构与分析 3 2.1 悬架的功能和组成 3 2.2 汽车悬架的分类 3 2.3 悬架的设计要求 4 2.4 悬架主要参数 4 2.4.1 悬架的静挠度fc 4 2.4.2 悬架的动挠度 fd 5 2.4.3 悬架弹性特性 5 2.4.4 后悬架主、副簧刚度的分配 5 2.4.5 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 6 第3章 前后悬架系统的设计 7 3.1前悬架系统设计 7 3.1.1钢板弹簧的设计 7 3.1.2.减振器的选用 11 3.2后悬架系统设计 13 3.2.1悬架主要参数的确定 13 3.2.2弹性元件的设计 15 3.2.3钢板弹簧强度验算 24 3.2.4钢板弹簧主片的强度核算 25 3.2.4钢板弹簧弹簧销的强度核算 25 第4章 平顺性分析和编程 26 4.1平顺性的定义 26 4.2平顺性的研究 26 4.3平顺性的研究分析 27 第5章 结论 33 参考文献 34 致 谢 35 附 录 Ⅰ：外文资料 36 附 录 Ⅱ： 中文翻译 42 附 录 Ⅲ： 程序 42 IV 第一章 绪 论 悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，汽车车架（或车身）若直接安装于车桥（或车轮）上，由于道路不平，地面冲击使货物和人会感到十分不舒服，这是因为没有悬架装置的原因。它的作用是弹性地连接车桥和车架（或车身），缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架（或车身）上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。 悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。一般悬架由弹性元件、导向机构、减振器和横向稳定杆组成。弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧。减振器用来衰减由于弹性系统引起的振，减振器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。 现在悬架发展十分快，不断出现崭新的悬架装置。按控制形式不同分为从动式悬架和主动式悬架。现代汽车中的悬架有两种，一种是从动悬架，另一种是主动悬架。从动悬架即传统式的悬架，是由弹簧、减振器（减振筒）、导向机构等组成，它的功能是减弱路面传给车身的冲击力，衰减由冲击力而引起的承载系统的振动。其中弹簧主要起减缓冲击力的作用，减振器的主要作用是衰减振动。由于这种悬架是由外力驱动而起作用的，所以称为从动悬架。而主动悬架的控制环节中安装了能够产生抽动的装置，采用一种以力抑力的方式来抑制路面对车身的冲击力及车身的倾斜力。由于这种悬架能够自行产生作用力，因此称为主动悬架。 现代汽车对平顺性和操纵稳定性和舒适性的要求越来越高，已成为衡量汽车性能好坏的标准。 悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。 汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（簧载质量）所决定。人体所习惯的垂直振动频率约为1～1.6Hz。车身振动的固有频率应接近或处于人体适应的频率范围，才能满足舒适性要求。在悬架垂直载荷 一定时，悬架刚度越小，固有频率就越低，但悬架刚度越小，载荷一定时悬架垂直变形就越大。这样若无有足够大的限位行程，就会使撞击限位块的概率增加。若固有频率选取过低，很可能会出现制动点头角，转弯侧货角，空载和满载车身高度变化过大。一般货车固有频率是1.5～2Hz，旅行客车1.2～1.8Hz，高级轿车1～1.3Hz。另外，当悬架刚度一定时，簧载质量越大，悬架垂直变形也愈大，而固有频率越低。空车时的固有频率要比满载时的高。簧载质量变化范围大，固有频率变化范围也大。为了使空载和满载固有频率保持一定或很小变化，需要把悬架刚度做成可变或可调的。影响汽车平顺性的另一个悬架指标是簧载质量。簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M。如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M进行评价。 影响汽车平顺性的另一重要指标是阻尼比，此值取大，能使振动迅速衰减，但会把路面较大的冲击传递到车身，值取小，振动衰减慢，受冲击后振动持续时间长，使乘客感到不舒服。为充分发挥弹簧在压缩行程中作用，常把压缩行程的阻尼比设计得比伸张小。 悬架的侧倾角刚度及前后匹配是影响汽车操纵稳定性的重要参数。当汽车受侧向力作用发生车身侧倾，若侧倾角过大，乘客会感到不安全，不舒适，如侧倾角过小，车身受到横向冲击较大，乘客也会感到不适，司机路感不好。所以，整车侧倾角刚度应满足：当车身受到0.4g侧向加速度时，其侧倾角在2.5～4范围内，汽车有一定不足转向特性，前悬架侧倾角刚度应大于后悬架侧倾角刚度。一般前悬架侧倾角刚度与后悬架侧倾角刚度比应在1.4～2.6范围内，如前后悬架本身不能满足上述要求，可在前后悬架中加装横向稳定杆，提高汽车操纵稳定性。 第二章 悬架系统的结构与分析 2.1悬架的功能和组成 悬架系统功能很多，主要有以下几点： (1) 对不平路面所造成的汽车行驶中的各种颤动和摇摆还有振动等，与 轮胎一起，予以吸收和减缓，从而保证乘客和货物的安全，并提高驾驶稳定性。 (2) 将路面与车轮之间的摩擦所产生的驱动力和制动力传输到底盘和车身。 (3) 支承车桥上的车身，并使车身与车轮之间保持适当的几何关系。 典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。 2.2汽车悬架的分类 为适应不同车型和不同类型车桥的需要，悬架有分为独立悬架和非独立悬架。 非独立悬架特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。 其主要特点是： （1）组成悬架的构件少，结构简单，便于维修，经济性好。 （2）坚固耐用，适合重载。 （3）转弯时车身倾斜度小。 （4）车轮定位几乎不因其上下运动而改变，所以轮胎磨损较少。 （5）侧倾中心位置较高，有利于减小转向时车身的侧倾角。 独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。 所以本次设计中CA1091中型货车选用的是非独立悬架。 2.3悬架的设计要求 悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架的设计中应该满足这些性能的要求： （1）保证汽车有良好的行驶平顺性。 （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）汽车制动或加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾，即点头或后仰；转弯时车身侧倾角要合适。 （5）结构紧凑、占用空间小。 （6）可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 2.4悬架主要参数 根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求，悬架首先应保证有良好的行驶平顺性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。 汽车的前、后悬架与簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性主要参数之一。悬架固有频率选取的主要依据是“ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》”，固有频率取值与人步行时身体上下运动的频率接近。此外，前后悬架的固有频率接近可以避免产生较大的车身角振动，n1n2的汽车。故本次设计选取的汽车前后部分的车身固有频率n1、n2分别为n1=1.76HZ,n2=1.97HZ 2.4.1悬架的静挠度fc 悬架的静挠度fc 是指满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。 因现代汽车的质量分配系数ε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。因此，汽车前、后部分车身的固有频率n1和n2可用下式表示 n1=；n2= （3-1） 式中，c1、c2为前、后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。 悬架的弹性特性为线性变化时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 fc1=m1g/c1；fc2=m2g/c2 式中，g为重力加速度,g=981cm/s2 。将fc1、fc2代入式（3-1）得到 n1=5/； n2=5/ （3-2） 所以 fc1=(5/n1)2=(5/1.76)2=80mm fc2=(5/n2)2=(5/1.97)2=64mm 2.4.2悬架的动挠度 fd 悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允的最大变形时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。所以，对于货车，fd取值与fc相同。 2.4.3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f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。 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之间成固定的比例变化时，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。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的。（如图2-1） 图2-1 悬架弹性特性曲线 2.4.4后悬架主、副簧刚度的分配 CA1091载货汽车后悬架采用主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架的弹性特性曲线 图2-2 主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性曲线 如图2-2所示。载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时副簧与托架接触，开始与主簧共同工作。 2.4.5悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。CA1091货车车身侧倾角选为6o。 此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差δ1-δ2应当在1o～3o范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，设计还要考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。所以前、后悬架侧倾角刚度的比值为2.4。 第3章 前后悬架系统的设计 3.1前悬架系统设计 前悬架由前钢板弹簧和减振器组成。 钢板弹簧中部用两个U型螺栓固定在前桥上。弹簧两端的卷耳孔中压入衬套。前端卷耳用钢板弹簧销与前支架相连，形成固定的铰链支点，与车架连起来；后端卷耳则通过钢板弹簧吊耳销与用铰链挂在后支架上可以自由摆动的吊耳相连，与车架连起来。从而保证了弹簧变形时两卷耳中心线间的距离有改变的可能。钢板弹簧工作时，越靠近中间受到的弯曲力矩越大，为了充分利用材料并有足够的强度和弹性，钢片长度由上到下逐渐缩短。并且各片的弯度是不等的，钢片越长弯度越小，这样装配后在工作时可以减小主片所受负荷，使各片负荷均匀接近。 减振器为液力双作用筒式减振器。减振器在拉伸和压缩过程中，通过复原阀和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力，从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改善汽车的行驶平顺性。减振器通过连接销、上支架、下支架以及其橡胶衬套分别与车架和前轴连接。 3.1.1钢板弹簧的设计 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，所以只在极少数汽车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故选用在CA1091货车上。 纵置钢板弹簧又有对称与不对称式之分。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，则称为不对称式钢板弹簧。CA1091货车采用对称式钢板弹簧。 2.钢板弹簧主要参数的确定 初始条件：满载静止时汽车前、后轴（桥）负荷G1=24500N、G2=69090N和簧下部分荷重Gu1=4710N、Gu2=9270N，悬架的静挠度fc和动挠度fd，单个钢板弹簧的载荷：Fw1=( G1- Gu1)/2=(24500-4710)/2=9895N, Fw2=( G2- Gu2)/2=(69090-9270)/2=29910N 汽车的轴距Lz=4050mm。 （1）. 满载弧高fa 满载弧高fa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。fa用来保证汽车具有给定的高度。考虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取fa=10-20mm。所以本次设计选取fa=18mm。 （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。货车前悬架L=（0.26-0.35）轴距，后悬架L=（0.35-0.45）轴距。 L=0.316Lz=0.3164050=1280mm （3）. 钢板断面尺寸及片数的确定 1）钢板断面宽度b的确定 钢板弹簧的总惯性矩Jo Jo （3-3） 式中，s—U形螺栓中心距，s=110mm k—U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数，k=0.5 c—钢板弹簧垂直刚度，c= Fw1/ fc1=9895/80=123(N/mm) δ—挠度增大系数, δ=1.37（先确定与主片等长的重叠片n1 ，在估计一个总片数n0 ，求的η= n1 / n0 ,然后用δ=1.5/[1.04(1+0.5η)]初定δ） E—材料的弹性模量，E=2.06105MPa Jo=[（1280-0.5110）31231.37]/(482.06105)=31327mm2 钢板弹簧总截面系数Wo Wo≥[Fw1(L-ks)/(4[σw])] （3-4） 式中，[σw]—许用弯曲应力，[σw]=350～450MPa Wo≥[9895(1280-0.5110)/(4350)]=8658 刚板弹簧的平均厚度hp （3-5） =10mm 推荐片宽与厚度的比值在6-10范围内选取。取片宽与片厚的比值b/hp=7 所以b=7hp=710=70mm 取b=75mm 2）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Jo Jo=nbh3/12 h (3-6) 式中，n—钢板弹簧片数，n=10 h===7.94mm 取各片片厚等厚：h1=h2=h3=h4=h5=h6=h7=h8=h9=h10=8mm 3）钢板断面形状（如图3-3） 图3-3 矩形断面 3.钢板弹簧各片长度的确定 在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。 确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。用作图法确定各片长度的方法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来作图的,先将各叶片厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半(即L／2)和u形螺拴中心距之半(即s／2)，得A、B两点。连接这两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即决定了各片长度。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连。该图中实线所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。有的叶片端部装有卡箍，则需伸出卡箍稍许。(如图3-4) 图3-4 钢板弹簧各片长度的作图法 4.钢板弹簧的刚度验算 由于有关挠度增大系数δ、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状等的确定不够准确，所以要验算刚度。用共同曲率法来计算刚度。假定同一截面上各片曲率变化值相同，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 c=6αE/[] (3-7) 其中 ak+1=(l1-lk+1) Yk= Yk+1= 式中，α—经验修正系数，α=0.9 E—材料的弹性模量，E=2.06105MPa l1、lk+1—主片和第k+1片的一半长度。 结果c=17.2104N/m 5.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho 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，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho，用下式计算 Ho=fc+fa+△f (3-8) 式中，△f—钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高 △f= （3-9） △f==12 Ho=80+18+12=110mm （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro Ro=L2/(8Ho) (3-10) Ro=12802/(8110)=1862mm 6.钢板弹簧总成弧高的核算 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的Ro 1/Ro= （3-12） 结果Ro=1872mm 经检验合格。 钢板弹簧总成弧高H H=L2/(8Ro) (3-13) H=L2/(8Ro)=12802/(81872)=109mm 7.钢板弹簧的强度验算 （1）紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大在它的后半段出现的最大应力σmax σmax=[G1]/[] (3-14) 式中，G1—作用在前轮上的垂直静载荷, G1=9895N —制动时前轴负荷转移系数, =1.4 —道路附着系数, =0.8 —钢板弹簧前、后段长度,=640mm Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo=8658 c—弹簧固定点到路面的距离,c=644mm σmax=[9895]/[] =924Mpa<1000Mpa，合格 （2）钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力σ是由弯曲应力和压（拉）应力合成的应力，即 （3-15） 式中，Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx==13720N D—卷耳内径,D=42mm b—钢板弹簧宽度,b=75mm h1—主片厚度,h1=8mm []—许用应力，[]=350MPa =53.4MPa<[]=350MPa 合格 （3） 钢板弹簧销强度计算 〈7-9Mpa，合格 3.1.2.减振器的选用 悬架中用的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减振阻力，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。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用式减振器；反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。 根据结构形式的不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力（10-20MPa）条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.5-5Mpa，但由于工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式和双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定和干摩擦力小和噪生低等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。 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的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。 CA1091货车选用的是双筒式减振器 主要性能参数的确定 1）和的确定 前悬架是钢板弹簧有内摩擦，取=0.3 =2msn2/a2 n/a=i=1.2 =2πf=11.8 =20.3201911.061. 22=19293N/mm2 2）最大卸荷力F0的确定 卸荷速度vx，一般为0.15~0.30m/s 。vx=A cos/i 式中，vx为卸荷速度，A为车身振幅，取40mm；为悬架振动固有频率。n/a=i=1.2 vx=Acos/i=4011.06cos150/1.2=0.28m/s 伸张行程的最大卸荷力F0=vx=192930.28=5403N 3）减振器主要尺寸的确定 根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D= 式中，[p]----为工作缸最大允许压力，取3~4MPa，选取[p]=4.0MPa；----为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取=0.40~0.50，选取=0.5，所以 D===47.8mm 由汽车筒式减振器国家标准（QC/T491—1999）选出一个标准尺寸D=50mm 贮油筒直径Dc的确定 一般Dc=（1.35~1.50）D ， Dc=1.4 D =1.450=70mm 壁厚取为2mm，材料可选20钢 3.2后悬架系统设计 后悬架只有钢板弹簧组成。 后钢板弹簧由主副两副钢板弹簧组成。主钢板弹簧由数片钢片叠成，副钢板弹簧用数片钢片叠成，连接方法副钢板弹簧装在主钢板弹簧的上方。主副钢板弹簧中部用盖板和U型螺栓固定在后桥壳的钢板座上。当汽车装载质量较大时，副钢板弹簧抵在辅助钢板弹簧支架下面，主副钢板弹簧共同参加工作。这样可以使汽车在不同载荷下，保证钢板弹簧既有适当的弹性又有足够的强度。后钢板弹簧通过销、前支架与车架相连接，形成固定旋转支承端；后卷耳通过吊耳销、吊耳、支架销和后支架与车架连接，形成摆动旋转支承端。后悬架总成承受并传递各方向的力和力矩。 3.2.1悬架主要参数的确定 如何确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定。 使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求 = 式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为： ， 式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。 单个钢板弹簧满载载荷： Fw= 满载时： （4-9） 式中为副簧簧上质量，为主簧簧上质量。 单个钢板弹簧空载载时簧上质量： Fo= n=1.97hz , m=3137kg,代入公式： n= 可得 C=4800N/cm 又 ==1.12 有上面的二式，可联立方程组： （1） =1.12 （2） 由（1），（2）两式可得： =2536N/cm , =2264N/cm 副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为。 =14113.3N 又： ，得： = = = 3.29 cm =29910N -8343.4N=21566.6N 主簧 ： ===9.52cm 副簧 ： ===3.29cm 3.2.2弹性元件的设计 1 钢板弹簧的布置方案选择 布置形式为对称纵置式钢板弹簧。 2 钢板弹簧主要参数的确定 已知满载静止时负荷=69090N。簧下部分荷重，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷： 。 由前面选定的参数知： 2.1满载弧高 ： 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的高度差。常取=10～20mm.在此取： 2.2钢板弹簧长度L的确定： （1） 选择原则： 钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车L=(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L=(0.26～0.35)轴距，后悬架：L=(0.35～0.45)轴距。 （2） 钢板弹簧长度的初步选定： 根据经验L = 0.38轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为1530mm , 副簧主片的长度为1100mm. 2.3钢板弹簧断面尺寸的确定： （1） 钢板弹簧断面宽度b的确定： 有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距。对于对称式钢板弹簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)； c——钢板弹簧垂直刚度（N/mm）,c=; ——为挠度增大系数。 挠度增大系数的确定： 先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数，求得，然后=1.5/，初定。 对于主簧： L=1530mm k=0.5 S=110mm =1 =13 =1.5/=1.5/=1.38 E=2.06N/ 将上述数据代入以上公式得 =203220.8 计算主簧总截面系数： 式中为许用弯曲应力。的选取：后主簧为450～550N/，后副簧为220～250 N/。 ==21566.6N L=1530mm k=0.5 S=110mm =550 N/. 将上面数据代入公式，得： =14459.4 再计算主簧平均厚度： =14.2mm 圆整到15mm 有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在6～10范围内选取。 b = 110mm 对于副簧： L=1100mm k=0.5 S=110mm E= 将上述数据代入公式，得 计算副簧总截面系数： ==8292.7N L=1100mm k=0.5 S=110mm =250 N/. 将上面数据代入，得： =8665.9 再计算副簧平均厚度： =9.2mm 圆整到10mm b = 70mm （2）钢板弹簧片厚h的选取: 本设计主簧和副簧均采用等厚片，片厚分别为15mm、10mm。 通过查手册可得钢板截面尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。 （3）钢板断截面形状的选择： 本设计选取矩形截面。 （4） 钢板弹簧片数的选择： 片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片与片之间的干摩擦，改善汽车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料的利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6～14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片弹簧时，片数在1～4选取。 根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为13片，副簧的片数为8片。 2.4 钢板弹簧各片长度的确定 先将各片的厚度的立方值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两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。由图2确定主簧各片长度： 图2 确定主簧各片长度图 主簧各片钢板的长度如表1： 序号 1 2 3 4 5 6 7 长度（mm） 1530 1420.8 1311.6 1202.4 1093 983.8 874.6 序号 8 9 10 11 12 13 长度（mm） 765.4 656.2 547 437.6 328.4 219.2 表1 主簧各片钢板的长 由图3确定副簧各片长度 图3 确定副簧各片长度图 副簧各片钢板的长度如表2： 序号 1 2 3 4 5 6 7 长度（mm） 1100 976 852.5 728.75 605 481.25 357.5 序号 8 长度（mm） 233.75 表2 副簧各片钢板的长度 3 钢板弹簧刚度的验算 在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为： C= 其中， ； ；。 式中，a为经验修正系数，取0.90～0.94，E为材料弹性模量； 为主片和第（k+1）片的一般长度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。 结果得Czm=2376N/cm与设计值Cm=2264N/cm相差不大，基本满足主簧刚度要求。Cza=2619N/cm与设计值Ca=2536N/cm相差不大，基本满足副簧刚度要求。 4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算： 式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。 下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高： 主簧： 由： = 则=94.8+18+11.8=124.6mm 副簧： = =32.7+18+7.3=58mm （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定： 主簧总成在自由状态下的曲率半径：==2348.4mm. 副簧总成在自由状态下的曲率半径：= 5 钢板弹簧总成弧高的核算 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的 1/= 式中，第i片长度。 钢板弹簧的总成弧高为 H 上式计算的结果应与计算的设计结果相近。如果相差太多，可重新选择各片预应力再行核算。 先对主簧的总成弧高核算 将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得： 然后再代入H=。 原设计值为H0=124.6mm，相差不大，符合要求。 再对副簧的总成弧高核算 将副簧各片的长度和曲率半径代入公式：1/=可得： =2603mm 副簧总成弧高H= 原设计值为H0=59.1mm，相差不大，符合要求。 3.2.3钢板弹簧强度验算 当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力用下式计算 =+ 式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时后轴负荷转移系数；轿车：=1.25~1.30；货车：=1.1~1.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为1000N/mm。 对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。 满载静止时有： 由上式验算主簧强度： 其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= =1.15 =0.8 验算副簧强度： 主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。 验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。 不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷。 主簧的极限载荷按下式计算： 副簧的极限载荷按下式计算： 不平路面上主副簧都符合强度要求。 3.2.4钢板弹簧主片的强度的核算 钢板弹簧主片应力σ是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力[σ]取为350MPa。代入上式得： 主片符合强度要求。 3.2.5钢板弹簧弹簧销的强度的核算 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为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其[]≤7—9 N/mm。 = 弹簧销满足强度要求。  第4章 平顺性分析和编程 4.1平顺性的定义 汽车行驶时，路面凹凸不平和发动机的振动均激发汽车的振动。当振动达到一定的剧烈程度，将使汽车内乘员感到不舒适、疲劳甚至危及人体健康。在同一路面上以相同车速行驶的不同汽车，由于隔振和减振性能不同，引起的振动剧烈程度会不同。通常把汽车缓和振动，减少对乘员影响的性能以汽车的“行驶平顺性”来描述，即汽车不因振动而使乘员感到不舒适的性能称为汽车行驶平顺性。中级轿车平顺性分析通常研究人体的全身振动。 4.2平顺性的研究 汽车行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制订的，并用振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化率等作为行驶平顺性的评价指标。 目前，常用汽车车身振动的固有频率和振动加速度评价汽车的行驶平顺性。试验表明，为了保持汽车具有良好的行驶平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时，身体上、下运动的频率。它约为60～85次/分(1HZ～1.6HZ)，振动加速度极限值为0.2～0.3g。为了保证所运输货物的完整性，车身振动加速度也不宜过大。如果车身加速度达到1g，未经固定的货物就有可能离开车厢底板。所以，车身振动加速度的极限值应低于0.6～0.7g。 在综合大量资料基础上，国际标准化组织ISO提出了ISO 2631《人体承受全身振动的评价指南》。该标准用加速度均方根值(rms)给出了在中心频率1～80HZ振动频率范围内人体对振动反应的三种不同的感觉界限。我国参照ISO2631制定了国家标准《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》和《客车平顺性评价指标及极限》。 ISO 2631用加速度均方根值给出了人体在1～80Hz振动频率范围内对振动反应的三个不同感觉界限：舒适－降低界限、疲劳－工效降低界限和暴露极限。 舒适－降低界限与保持舒适有关。在此极限内，人体对所暴露的振动环境主观感觉良好，并能顺利完成吃、读、写等动作。 疲劳－工效降低界限与保持工作效率有关。当驾驶员承受振动在此极限内时，能保持正常地进行驾驶。 暴露极限通常作为人体可以承受振动量的上限。当人体承受的振动强度在这个极限之内，将保持健康或安全。 三个界限只是振动加速度容许值不同。“暴露极限”值为“疲劳－工效降低界限”的2倍(增加6dB)；“舒适－降低界限”为“疲劳-工效降低界限的1/3.15(降低10dB)；而各个界限容许加速度值随频率的变化趋势完全相同。 4.3平顺性的研究分析 为了改善车内乘员的舒适感，必须降低汽车行驶中的振动，即提高汽车的行驶平顺性能。汽车在一定路面上行驶时，其振动量（振幅、振动速度及加速度）的大小取决于汽车的质量、悬架刚度、轮胎刚度和阻尼等结构参数。但是，汽车振动是一个极为复杂的空间多自由度振动系统。为便于分析，需把复杂的实际汽车在某些假设条件下，简化为等效振动系统。本设计采用汽车振动系统模型。如图4-1。 图4-1 汽车振动系统模型 根据力学定理，可列出图4-1所示系统的振动微分方程： （4-1） 式中，为簧载质量； 为非簧载质量； 为左右两侧悬架的合成刚度； 为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数； 为左右两侧悬架的合成轮胎刚度； 为簧载质量的垂直位移； 为簧载质量的垂直位移； 为路面不平度赋值函数，即路面不平度对汽车的实际激励。 解式（1）可得该系统振动的两个主频率： （4-2） 式中，，。 由上式可知，汽车振动存在两个主频和，它们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，是表征系统特征的固有参数。一般地说，其中较小值的一阶主频，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率，而较大值的二阶主频率，较接近主要由轮胎刚度和非簧载质量所决定的频率。 方程的解是由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成。 令，，则齐次方程为 式中的称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于和的比值变化ζ，ζ称为阻尼比 汽车悬架系统阻尼比ζ的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为 根据上面的式子可以得到车身加速度的功率谱公式： 其中 （为车速） 根据路面不平度分类标准选择G级路面，可得： =，（其中=） 则= 图4-1 车身加速度的幅频特性曲线图 也可以得到： 悬架动挠度fd对q的幅频特性： 将 与 代入上式，得： 式中 其中为阻尼比；为刚度比；为质量比。 图4—2 悬架动挠度的幅频特性曲线图 通过分析，当阻尼比时，本悬架系统的平顺性特性较好，符合 ISO02631-1：1997 （E）标准。 相对动载Fd/G对q的幅频特性： ，频率响应函数 将 代入上式，得： 式中 图4—3 相对动载的幅频特性曲线图 以上