【正文】 performances of the vehicle.Key words: Suspension Design。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要對主副鋼板彈簧進(jìn)行了設(shè)計。本次設(shè)計題目是CA1091輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設(shè)計。 所設(shè)計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架。最后采用MATLAB軟件對懸架系統(tǒng)的平順性進(jìn)行了編程分析，目的是判斷所設(shè)計的懸架平順是否滿足要求。 Leaf spring。保證貨物完好和人員舒適；衰減由于彈性系統(tǒng)引進(jìn)的振動，使汽車行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔(dān)著傳遞垂直反力，縱向反力（牽引力和制動力）和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩作用到車架（或車身）上，以保證汽車行駛平順；并且當(dāng)車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導(dǎo)向作用。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設(shè)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，它本身兼起導(dǎo)向作用?，F(xiàn)代汽車中的懸架有兩種，一種是從動懸架，另一種是主動懸架。而主動懸架的控制環(huán)節(jié)中安裝了能夠產(chǎn)生抽動的裝置，采用一種以力抑力的方式來抑制路面對車身的沖擊力及車身的傾斜力。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。在懸架垂直載荷 一定時，懸架剛度越小，固有頻率就越低，但懸架剛度越小，載荷一定時懸架垂直變形就越大。另外，當(dāng)懸架剛度一定時，簧載質(zhì)量越大，懸架垂直變形也愈大，而固有頻率越低。影響汽車平順性的另一個懸架指標(biāo)是簧載質(zhì)量。非簧載質(zhì)量對平順性的影響，常用非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量之比m/M進(jìn)行評價。當(dāng)汽車受側(cè)向力作用發(fā)生車身側(cè)傾，若側(cè)傾角過大，乘客會感到不安全，不舒適，如側(cè)傾角過小，車身受到橫向沖擊較大，乘客也會感到不適，司機(jī)路感不好。第二章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析懸架系統(tǒng)功能很多，主要有以下幾點：(1) 對不平路面所造成的汽車行駛中的各種顫動和搖擺還有振動等，與 輪胎一起，予以吸收和減緩，從而保證乘客和貨物的安全，并提高駕駛穩(wěn)定性。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。目前廣泛應(yīng)用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。 （3）轉(zhuǎn)彎時車身傾斜度小。這樣使得發(fā)動機(jī)可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，在懸架的設(shè)計中應(yīng)該滿足這些性能的要求：（1）保證汽車有良好的行駛平順性。（5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。汽車的前、后懸架與簧載質(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主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。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。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時，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)。載荷小時副簧不工作，載荷達(dá)到一定值時副簧與托架接觸，開始與主簧共同工作。CA1091貨車車身側(cè)傾角選為6o。第3章 前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。從而保證了彈簧變形時兩卷耳中心線間的距離有改變的可能。減振器在拉伸和壓縮過程中，通過復(fù)原閥和壓縮閥及其相應(yīng)的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動速度衰減以改善汽車的行駛平順性?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故選用在CA1091貨車上。初始條件：滿載靜止時汽車前、后軸（橋）負(fù)荷G1=24500N、G2=69090N和簧下部分荷重Gu1=4710N、Gu2=9270N，懸架的靜撓度fc和動撓度fd，單個鋼板彈簧的載荷：Fw1=( G1 Gu1)/2=(245004710)/2=9895N, Fw2=( G2 Gu2)/2=(690909270)/2=29910N汽車的軸距Lz=4050mm。所以本次設(shè)計選取fa=18mm。取片寬與片厚的比值b/hp=7所以b=7hp=710=70mm 取b=75mm2）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JoJo=nbh3/12 h (36)式中，n—鋼板彈簧片數(shù)，n=10h=== 取各片片厚等厚：h1=h2=h3=h4=h5=h6=h7=h8=h9=h10=8mm3）鋼板斷面形狀（如圖33）圖33 矩形斷面 在選擇各葉片長度時，應(yīng)盡量使應(yīng)力在片間和沿片長的分布合理，以達(dá)到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質(zhì)量的目的。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點即決定了各片長度。(如圖34) 圖34 鋼板彈簧各片長度的作圖法由于有關(guān)撓度增大系數(shù)δ、慣性矩Jo、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準(zhǔn)確，所以要驗算剛度。結(jié)果c=104N/m（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho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，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho，用下式計算Ho=fc+fa+△f (38)式中，△f—鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高 △f= （39）△f==12Ho=80+18+12=110mm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑RoRo=L2/(8Ho) (310)Ro=12802/(8110)=1862mm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Ro1/Ro= （312）結(jié)果Ro=1872mm經(jīng)檢驗合格。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式和雙筒式和充氣筒式三種。vx=A cos/i 式中，vx為卸荷速度，A為車身振幅，取40mm；為懸架振動固有頻率。主副鋼板彈簧中部用蓋板和U型螺栓固定在后橋殼的鋼板座上。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。 使副簧開始起作用時的懸架撓度等于汽車空載時懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時懸架的撓度。單個鋼板彈簧空載載時簧上質(zhì)量：Fo=n= , m=3137kg,代入公式： n= 可得 C=4800N/cm又 == 有上面的二式，可聯(lián)立方程組： （1）= （2）由（1），（2）兩式可得： =2536N/cm , =2264N/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。由前面選定的參數(shù)知： ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距。 對于主簧： L=1530mm k= S=110mm =1 =13 = E=將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得=計算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。 b = 110mm 對于副簧： L=1100mm k= S=110mm E= 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得 計算副簧總截面系數(shù)： ==L=1100mm k= S=110mm =250 N/.將上面數(shù)據(jù)代入，得：=再計算副簧平均厚度：= 圓整到10mm b = 70mm（2）鋼板彈簧片厚h的選取:本設(shè)計主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為15mm、10mm。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。 鋼板彈簧各片長度的確定 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，連接A，B兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。由圖2確定主簧各片長度：圖2 確定主簧各片長度圖主簧各片鋼板的長度如表1：序號1234567長度（mm） 1530 1093 序號8910111213長度（mm） 547 表1 主簧各片鋼板的長由圖3確定副簧各片長度圖3 確定副簧各片長度圖副簧各片鋼板的長度如表2： 序號1234567長度（mm） 1100 976 605 序號8長度（mm） 表2 副簧各片鋼板的長度3 鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗算剛度。結(jié)果得Czm=2376N/cm與設(shè)計值Cm=2264N/cm相差不大，基本滿足主簧剛度要求。下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：主簧： 由： = 則=+18+= 副簧：==+18+=58mm（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：==. 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=5 鋼板彈簧總成弧高的核算 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 1/= 式中，第i片長度。原設(shè)計值為H0=，相差不大，符合要求。對于具有副簧的懸架，驗算強(qiáng)度時應(yīng)按主、副簧所受的實際載荷計算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗算后的實際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。主簧的極限載荷按下式計算：副簧的極限載荷按下式計算：不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。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。第4章 平順性分析和編程汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機(jī)的振動均激發(fā)汽車的振動。中級轎車平順性分析通常研究人體的全身振動。它約為60～85次/分(1HZ～)，～。在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。本設(shè)計采用汽車振動系統(tǒng)模型。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關(guān)，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。圖4—2 懸架動撓度的幅頻特性曲線圖通過分析，當(dāng)阻尼比時，本懸架系統(tǒng)的平順性特性較好，符合ISO026311：1997 （E）標(biāo)準(zhǔn)。前懸架系統(tǒng)采用常剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架，后懸架采用了主副簧結(jié)構(gòu)變剛度鋼板彈簧非獨立懸架。最后對減振器進(jìn)行了選擇，工作缸直徑50mm，選用液壓式雙向作用減震器。然后對鋼板彈簧的剛度及強(qiáng)度進(jìn)行了校核，結(jié)論滿足要求。 參考文獻(xiàn)[1] 劉惟信主編. 汽車設(shè)計. 清華大學(xué)出版社, 2001[2] 曾慶東主編. 機(jī)動車減振器設(shè)計. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 2000[3] 霍爾德曼. 汽車操縱和懸架系統(tǒng). 中國社會勞動出版社，[4] 張洪欣. 汽車行駛平順性計算機(jī)預(yù)測. 汽車工程，1986[5] 齊志鵬. 汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理與檢修. 北京：人民郵電出版社，2000[6] 張正智. 中國轎車叢書. 北京：北京理工大學(xué)學(xué)報，[7] 龔為寒. 汽車現(xiàn)代設(shè)計制造. 北京：人民交通出版社，[8] 曹永堂. 汽車底盤維修. 北京：人民交通出版設(shè)，1999.[9] 屠衛(wèi)星. 汽車底盤構(gòu)造與維修. 北京：人民交通出版社，[10] 孫方寧. 汽車懸架非線性系統(tǒng)響應(yīng)分析. 長春：吉林工業(yè)大學(xué)學(xué)報，[11] 郭孔輝. 汽車懸架設(shè)計與底盤平臺相