【正文】 簧載質(zhì)量M。簧載質(zhì)量變化范圍大，固有頻率變化范圍也大。若固有頻率選取過低，很可能會出現(xiàn)制動點頭角，轉(zhuǎn)彎側(cè)貨角，空載和滿載車身高度變化過大。人體所習(xí)慣的垂直振動頻率約為1～。現(xiàn)代汽車對平順性和操縱穩(wěn)定性和舒適性的要求越來越高，已成為衡量汽車性能好壞的標準。其中彈簧主要起減緩沖擊力的作用，減振器的主要作用是衰減振動。 現(xiàn)在懸架發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。導(dǎo)向機構(gòu)用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導(dǎo)向機構(gòu)由控制擺臂式桿件組成。一般懸架由彈性元件、導(dǎo)向機構(gòu)、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。 Truck目 錄第1章 緒 論 1第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析 3 懸架的功能和組成 3 汽車懸架的分類 3 懸架的設(shè)計要求 4 懸架主要參數(shù) 4 懸架的靜撓度fc 4 懸架的動撓度 fd 5 懸架彈性特性 5 后懸架主、副簧剛度的分配 5 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 6第3章 前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計 7 7 7 11 13 13 15 24 25 25第4章 平順性分析和編程 26 26 26 27第5章 結(jié)論 33參考文獻 34致 謝 35附 錄 Ⅰ：外文資料 36附 錄 Ⅱ： 中文翻譯 42附 錄 Ⅲ： 程序 42IV第一章 緒 論懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，汽車車架（或車身）若直接安裝于車橋（或車輪）上，由于道路不平，地面沖擊使貨物和人會感到十分不舒服，這是因為沒有懸架裝置的原因。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）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。 懸架是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關(guān)系到汽車的多種使用性能。減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調(diào)式新式減振器，充氣式減振器。有些轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設(shè)橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。從動懸架即傳統(tǒng)式的懸架，是由彈簧、減振器（減振筒）、導(dǎo)向機構(gòu)等組成，它的功能是減弱路面?zhèn)鹘o車身的沖擊力，衰減由沖擊力而引起的承載系統(tǒng)的振動。由于這種懸架能夠自行產(chǎn)生作用力，因此稱為主動懸架。 汽車的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，它由懸架剛度和懸架彈簧支承的質(zhì)量（簧載質(zhì)量）所決定。這樣若無有足夠大的限位行程，就會使撞擊限位塊的概率增加?？哲嚂r的固有頻率要比滿載時的高?；奢d質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量兩部分，由彈性元件承載的部分質(zhì)量，如車身、車架及其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量。影響汽車平順性的另一重要指標是阻尼比，此值取大，能使振動迅速衰減，但會把路面較大的沖擊傳遞到車身，值取小，振動衰減慢，受沖擊后振動持續(xù)時間長，使乘客感到不舒服。所以，整車側(cè)傾角剛度應(yīng)滿足：，～4176。(2) 將路面與車輪之間的摩擦所產(chǎn)生的驅(qū)動力和制動力傳輸?shù)降妆P和車身。 為適應(yīng)不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有分為獨立懸架和非獨立懸架。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 （4）車輪定位幾乎不因其上下運動而改變，所以輪胎磨損較少。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。（2）具有合適的衰減振動能力。（6）可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩。懸架固有頻率選取的主要依據(jù)是“ISO2631《人體承受全身振動的評價指南》”，固有頻率取值與人步行時身體上下運動的頻率接近。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率n1和n2可用下式表示n1=；n2= （31）式中，cc2為前、后懸架的剛度（N/cm）；mm2為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。所以，對于貨車，fd取值與fc相同。鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的。、后軸的分配懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，前、后輪側(cè)偏角之差δ1δ2應(yīng)當(dāng)在1o～3o范圍內(nèi)。 鋼板彈簧中部用兩個U型螺栓固定在前橋上。鋼板彈簧工作時，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強度和彈性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。減振器通過連接銷、上支架、下支架以及其橡膠襯套分別與車架和前軸連接?？v置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。（1）. 滿載弧高fa 滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車軸（橋）上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差。（2）. 鋼板彈簧長度L的確定鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。確定各葉片長度的方法有作圖法和計算法。當(dāng)有與主片等長的重疊片時，可將B點與最下一個重疊片的上側(cè)端點相連。用共同曲率法來計算剛度。鋼板彈簧總成弧高HH=L2/(8Ro) (313)H=L2/(8Ro)=12802/(81872)=109mm（1）緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmaxσmax=[G1]/[] (314)式中，G1—作用在前輪上的垂直靜載荷, G1=9895N—制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù), =—道路附著系數(shù), =—鋼板彈簧前、后段長度,=640mmWo—鋼板彈簧總截面系數(shù), Wo=8658c—彈簧固定點到路面的距離,c=644mmσmax=[9895]/[]=924Mpa1000Mpa，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即 （315）式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, Fx==13720ND—卷耳內(nèi)徑,D=42mmb—鋼板彈簧寬度,b=75mmh1—主片厚度,h1=8mm[]—許用應(yīng)力，[]=350MPa=[]=350MPa 合格（3） 鋼板彈簧銷強度計算 〈79Mpa，合格 懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和干摩擦力小和噪生低等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應(yīng)用。n/a=i= vx=Acos/i=伸張行程的最大卸荷力F0=vx==5403N3）減振器主要尺寸的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D=式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3~4MPa，選取[p]=；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=~，選取=，所以D===由汽車筒式減振器國家標準（QC/T491—1999）選出一個標準尺寸D=50mm貯油筒直徑Dc的確定一般Dc=（~）D ， Dc= D ==70mm壁厚取為2mm，材料可選20鋼 后懸架只有鋼板彈簧組成。當(dāng)汽車裝載質(zhì)量較大時，副鋼板彈簧抵在輔助鋼板彈簧支架下面，主副鋼板彈簧共同參加工作。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的振動頻率變化要小，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頻率不大。于是可求 = 式中分別為空載和滿載時的懸架的載荷。 =又： ，得： = = = cm=29910N =主簧 ： ===副簧 ： ===1 鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。常取=10～： ：（1） 選擇原則：鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。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20片。AB線與各片上側(cè)邊的交點即為各片的長度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為：C= 其中， ； ；。Cza=2619N/cm與設(shè)計值Ca=2536N/cm相差不大，基本滿足副簧剛度要求。鋼板彈簧的總成弧高為 H上式計算的結(jié)果應(yīng)與計算的設(shè)計結(jié)果相近。再對副簧的總成弧高核算將副簧各片的長度和曲率半徑代入公式：1/=可得： =2603mm副簧總成弧高H=原設(shè)計值為H0=，相差不大，符合要求。滿載靜止時有：由上式驗算主簧強度：其中牽引驅(qū)動時，主簧載荷為 G= = = 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。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。其中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(dāng)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。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(dāng)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，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。相對動載Fd/G對q的幅頻特性： ，頻率響應(yīng)函數(shù) 將 代入上式，得： 式中 圖4—3 相對動載的幅頻特性曲線圖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)。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，建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動力模型。單老師在繁忙的工作中經(jīng)常抽出時間來審閱我的畢業(yè)設(shè)計并耐心的指導(dǎo)我改正設(shè)計中的錯誤，在整個的設(shè)計過程中單老師嚴謹?shù)慕虒W(xué)態(tài)度，淵博的學(xué)術(shù)知識，正直的為人都將成為我今后工作和學(xué)習(xí)的榜樣。在四年的課程學(xué)習(xí)和畢業(yè)設(shè)計期間，老師給予的指導(dǎo)與關(guān)懷，開闊了我的思路，提高了我的專業(yè)技能。s frame. Torsion is the twisting action that occurs in the bar when one end is twisted and the other end remains fixed. When a vertical impact on a wheel is transmitted through the control arm to the torsion bar, the bar twists to absorb the impact. The bar39。車輪安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)上。當(dāng)車輪駛過凹路面時，控制臂向下運動，彈簧升長。因為每個車輪都是通過一個轉(zhuǎn)向節(jié)、球窩接頭、和能伸縮的控制臂與車架獨立的連接在一起，這種系統(tǒng)稱為獨立懸架。在長短臂懸架系統(tǒng)中，上控制臂是通過兩組橡膠襯套和金屬軸套與十字軸連接的。螺栓通過襯套將其與車架連接。對于高低球窩頭轉(zhuǎn)向節(jié)，在球窩接頭中，球頭螺栓的形狀是一端為球形另一端為錐形。這個軸承使球頭螺栓的運動與用作轉(zhuǎn)向的插座聯(lián)系起來，球窩接頭通過錐形雙頭螺柱和螺母連接在轉(zhuǎn)向節(jié)上。通常情況下，頂部和底部螺旋線要比中間部分緊密一些。大多數(shù)長短臂懸架系統(tǒng)的兩面都有穩(wěn)定桿。搖臂連接桿末端的軸套和橫構(gòu)件的軸套是永久的安裝在搖臂