【正文】 的確定 ...................................... 錯誤 !未定義書簽。 因而對提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。在前懸的設(shè)計中首先設(shè)計了鋼板彈簧，包括彈簧斷面形狀的選擇， 主要參數(shù)的確定，材料和許用應(yīng)力的 校核 ，和方案布置的設(shè)計；還 有減振器 的選擇。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） I CA1091 輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設(shè)計 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高，因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。后懸是由主副簧組成，也是 鋼板彈簧非獨立式懸架 ，然后對主要性能參數(shù)進行確定。結(jié)論 是沒有不舒適性。 Ride Performance。 它的作用是彈性地連接車橋和車架（或車身），緩和行駛中車輛受到的沖擊力。彈性元件用來承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。種類有單桿式或多連桿式的。按控制 形式不同分為 從 動式懸架和主動式懸架。由于這種懸架是由外力驅(qū)動而起作用的，所以稱為從動懸架。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 2 懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。車身振動的固有頻率應(yīng)接近或處于人體適應(yīng)的頻率范圍，才能滿足舒適性要求。一般貨車固有頻率是 ～ 2Hz，旅行客車 ～ ，高級轎車 1～ 。為了使空載和滿載固有 頻率 保持一定或很小變化，需要把懸架剛度做成可變或可調(diào)的 。如果減小非簧載質(zhì)量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。 懸架的側(cè)傾角剛度及前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)。一般前懸架側(cè)傾角剛度與后懸架側(cè)傾角剛度比應(yīng)在 ～ 范圍內(nèi)，如前后懸架本身不能滿足上 述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。 典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導向機構(gòu)以及減震器等組成，個別結(jié)構(gòu)則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡化，降低成本。 （ 2）堅固耐用，適合重載。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 4 獨立懸架是兩側(cè)車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。 所以 本次設(shè)計中 CA1091 中 型貨車選用的是非獨立懸架。 （ 4）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點頭或后仰；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 懸架主要參數(shù) 根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應(yīng)保證有良好的行駛平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。故本次設(shè)計選取的汽車前后部分的車身固有頻率 n n2分別為 n1=,n2= 懸架的靜撓度 fc 懸架的靜撓度 fc 是指滿載靜止時懸架上的載荷 Fw與此時懸架剛度 c之比，即fc=Fw/c。將 fc fc2代入式（ 31）得到 n1=5/ 1cf ； n2=5/ 2cf （ 32） 所以 fc1=(5/n1)2=(5/)2=80mm fc2=(5/n2)2=(5/)2=64mm 懸架的動撓度 fd 懸架的動撓度 fd 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允的最大變形時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。其懸架的彈性特性曲線 0500010000150002020025000300003500040000450000 50 100 150 200fF 圖 22 主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的 彈性特性曲 線 如圖 22 所示。側(cè)傾角過大或過小都不好。所以前、后懸架側(cè)傾角剛度的比值為 。前端卷耳用鋼板彈簧銷與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點，與車架連起來；后端卷耳則通過鋼板彈簧吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動的吊耳相連，與車架連起來。 減振器為液力雙作用筒式減振器。后者因為要傳遞縱向力，必須設(shè)置附加的導向傳力裝置， 使結(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應(yīng)用。 CA1091 貨 車采用對稱式鋼板彈簧?？紤]到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取 fa=1020mm。 L= Lz= 4050=1280mm （ 3） . 鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 1）鋼板斷面寬度 b的確定 鋼板彈簧的總慣性矩 Jo Jo ? ?EcksL 48/])[( 3 ??? （ 33） 式中， s— U形螺栓中心距， s=110mm k— U形螺栓夾緊 彈簧后的無效長度系數(shù)， k= c— 鋼板彈簧垂直剛度， c= Fw1/ fc1=9895/80=123(N/mm) δ — 撓度增大系數(shù) , δ =（先確定與主片等長的重疊片 n1 ，在估計一個總片數(shù) n0 ，求的η = n1 / n0 ,然后用δ =[(1+ )]初定δ） E— 材料的彈性模量， E= 105MPa Jo=[（ 110） 3 123 ]/(48 105)=31327mm2 鋼板彈簧總截面系數(shù) Wo Wo≥ [Fw1(Lks)/(4[σ w])] （ 34） 式中， [σ w]— 許用彎曲應(yīng)力， [σ w]=350～ 450MPa Wo≥ [9895 ( 110)/(4 350)]=8658 剛板彈簧的平均厚度 hp （ 35） =10mm 推薦片寬與厚度的比值在 610范圍內(nèi)選取。連接這兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。有的葉片端部裝有卡箍，則需伸出卡箍稍許。剛度驗算公式為 c=6α E/[ )(11 3 1 ?? ? ?? kknk k YYa] (37) 其中 ak+1=(l1lk+1) Yk=??ki iJ11 Yk+1=???111ki iJ 式中，α — 經(jīng)驗修正系數(shù)，α = E— 材料的彈性模量， E= 105MPa l lk+1— 主片和第 k+1 片的一半長度。2m — 制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù) , 39。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器；反之稱為雙向作用式減振器。筒式減振器工作壓力雖然僅為 ，但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應(yīng)用。 CA1091 貨 車選用的是雙筒式減振器 主要性能參數(shù)的確定 1） ? 和 ? 的確定 前懸架是鋼板彈簧有內(nèi)摩擦，取 ? = ? =2? ms? n2/a2 n/a=i= ? =2π f= ? =2? ? 2019? ? 1. 22=19293N/mm2 2）最大卸荷力 F0的確定 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 卸荷速度 vx，一般為 ~。主鋼板彈簧由數(shù)片鋼片疊成，副鋼板彈簧用數(shù)片鋼片疊成，連接方法副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的上方。后鋼板彈簧通過銷、前支架與車架相 連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉(zhuǎn)支承端。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 14 法來確定。 單個鋼板彈簧滿載載荷： Fw= NG 2 9 9 1 02 9 2 7 06 9 0 9 022 ??? —簧下質(zhì)量 滿載 時： Wma FFF ?? （ 49） 式中 aF 為副簧簧上質(zhì)量， mF 為主簧簧上質(zhì)量?；上虏糠趾芍?N92702 ?ZG ，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： NGGF ZW 2 9 9 1 02 9 2 7 06 9 0 9 02 22 ???? —。 （ 2） 鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗 L = ? 軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為 mL ? 1530mm , 副簧主片的長度為 ?aL 1100mm. 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，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數(shù) ? 加以修正。 撓度增大系數(shù) ? 的確定： 先確定與主片等長的重疊片數(shù) 1n ，再估計一 個總片數(shù) 0n ，求得 01 /nn?? ，然后 ? =? ?)( ?? ，初定 ? 。推薦片寬和片厚的比值在 6～ 10 范圍內(nèi)選取。 （ 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。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車主簧的片數(shù)為 13 片，副 簧的片數(shù)為 8片。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。 公式中主片的一半 1l ，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 jc ；如果用有效長度，即 )( 139。 4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （ 1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H ，用下式計算： )(0 fffH ac ???? 式中， cf 為靜撓度； af 為滿載弧高； f? 為鋼板彈簧總成用 U 型螺栓夾緊后引起的弧高變化，22 ))(3( L ffSLSf ca ????； S 為 U 型螺栓的中心距。39。 先對主簧的總成弧高核算 將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得： mmR 23400 ? 然后再代入 H 02 8/ RL? = mm125234081530 2 ?? 。39。0239。22 /bhmG ? 式中， 2G 為作用在后輪上的垂直靜載荷， 39。許用應(yīng)力 ??? 取為 1000N/mm2 。2m = ? = 驗算副簧強度： 主副簧強度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強度要求。22021239。22mGFs ? 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； pmhh 21? 卷耳厚度； D 為卷耳內(nèi)徑； b 為鋼板彈簧寬度。其中 SF 為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷， b為主片葉片寬； d為鋼板彈簧直徑。當振動達到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。 平順性的研究 汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應(yīng)及對保 持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。該標準用加速度均方根值 (rms)給出了在中心頻率 1～ 80HZ振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應(yīng)的三種不同的感覺界限。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。當人體承受的振動強度在這個極限之內(nèi)，將保持健康或安全。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。如圖41。一般地說，其中較小值的一階主頻 01 ??? ，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率 0? ，而較大值的二階主頻率t???2 ，較接近主要由輪胎剛度 tk 和非簧載質(zhì)量 m 所決定的頻率 t? 。 相對動載 Fd/G 對 q的幅頻特性： )( 1 qzKF td ?? ，頻率響應(yīng)函數(shù) gm Kq qzGqFjH tdqGF d )1()( 1~ ???? ?? 將 NKAAAA KAqz tt 22123 21 ??? 代入上式，得： gm KNKAGqF ttd )1(12 ??????? ?? ? 21222241????????????????????????????????gqGF d? 式中 KCjA ?? ?1 KCjmA ???? ?? 22 圖 4— 3 相對動載的幅頻特性曲線圖 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 32 以上三組分析得出的特性曲線其規(guī)律符合要求，功率譜峰值在標準范圍內(nèi)。 首先確定前后懸架的固有頻率分別為 ，確定了板簧的斷面形狀。 在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要 對主副簧的各項參數(shù)進行計算，主簧 13片等厚，厚度為 15mm，寬 110mm；副簧 8片等厚，厚度為 10mm，寬 70mm。 另外，本文還 對所設(shè)計的懸架系統(tǒng) 進行 平順性分析， 建立了