【文章內(nèi)容簡介】 dT=d懸架側(cè)傾角剛度為 = (312)式中 一側(cè)懸架的線剛度；B—為輪距。若已知懸架的線剛度，即可算出該懸架的側(cè)傾角剛度。例如，單橫臂獨立 懸架的側(cè)傾角剛度為 = (313)應該指出，上面的計算只適用于小傾角，而且在分析中沒有考慮導向桿系中鉸接點處彈性村套的影響。實際轎車的前側(cè)傾角剛度為3001200Nm／（0），后側(cè)傾角剛度為180700Nm／（0）在正常工作狀態(tài)下，汽車左、有車輪的垂直載荷大體上是相等的。但曲線行駛時，由于側(cè)傾力矩的作用，作用在前、后軸左、右車輪上的垂直反力，將是靜止狀態(tài)下的垂直反力及由側(cè)傾引起的垂直反力變動量之和。這將使車輪垂直載荷在左、右車輪上是不相等（外側(cè)車輪是增加垂直反力的，而在內(nèi)側(cè)車輪則是減少垂直反力的），將影響輪胎的側(cè)偏特性，導致汽車穩(wěn)態(tài)響應發(fā)生變化。有的汽車甚至會從不足轉(zhuǎn)向變?yōu)檫^多轉(zhuǎn)向。垂直載荷的變化對輪胎側(cè)偏特性有顯著影響[20]~ [22]。如下圖38所示：圖38垂直載荷對輪胎側(cè)偏特性的影響垂直載荷增大后，側(cè)偏剛度隨垂直載荷的增加而加大；但垂直載荷過大時，輪胎與地面接觸區(qū)的壓力變得極不均勻，使輪胎側(cè)偏剛度反而有所減小。無側(cè)向力作用時，令為車軸左、右車輪的垂直載荷，為每個車輪的側(cè)偏剛度有側(cè)向力作用時，設左、右車輪垂直載荷沒有發(fā)生變化，則相應的側(cè)偏角為= (314)實際上，在側(cè)向力作用下，左、右車輪垂直載荷均發(fā)生變化。內(nèi)側(cè)車輪減少ΔW，外側(cè)車輪增加ΔW，兩個車輪的側(cè)偏剛度隨之變?yōu)?、。由于左、右車輪的?cè)偏角相等，故有 =α+α (315)或 α= (316)若令=，為垂直載荷重新分配后每個車輪的平均側(cè)偏剛度，則兩個車輪的側(cè)偏角為α= (317)w垂直載荷W側(cè)偏剛度K圖39 左右車輪垂直載荷再分配時側(cè)偏剛度由上圖39可知，平均側(cè)偏剛度即為梯形abcd中線ef的高度。顯然，即α。進一步分析可知，左、右車輪垂直載荷差別越大，平均側(cè)偏剛度越小。由此可知，在側(cè)向力作用下，若汽車前軸左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨向于增加不足轉(zhuǎn)向量；若后鈾左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減少不足轉(zhuǎn)向量一般應使汽車有適度的不足轉(zhuǎn)向特性。汽車前軸及后軸左、右車輪載荷變動量決定于：前、后懸架的側(cè)傾角剛度、懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量、質(zhì)心位置以及前、后懸架側(cè)傾中心位置等一系列參數(shù)的數(shù)值。本章主要介紹了影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的一些主要因素，如影響汽車行駛穩(wěn)定性的有鋼板彈簧的彈性特性、減震器的阻尼系數(shù)、非簧載質(zhì)量等。架型式、導向桿系的布置以及懸架參數(shù)的選擇等對汽車性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內(nèi)在聯(lián)系。通過對本章內(nèi)容得學習和研究，知道影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的幾個因素，知道在設計鋼板彈簧懸架時，應該著重考慮這些因素，通過對這些因素的分析和研究，了解這些因素是如何影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，從而在設計時綜合各個方面的知識，設計出使汽車同時具有適當?shù)男旭偲巾樞院筒倏v穩(wěn)定性的鋼板彈簧懸架。第4章 對長安星卡SC1022D7后懸架的設計第2章 及其結(jié)構(gòu)強度校核 本章將具體設計計算鋼板彈簧懸架，主要分結(jié)構(gòu)和強度兩方面，設計過程以長安星卡SC1022D7為例，設計其后鋼板懸架。此車屬于微卡系列，該車的圖片如下。圖41 長安星卡SC1022D7實圖 鋼板彈簧的種類目前汽車上使用的鋼板彈簧常見的有以下幾種[23]:(1) 普通多片鋼板彈簧，如下圖所示，這種彈簧主要用在載貨汽車和大客車上，彈簧彈性特性如圖所示，呈線性特性圖42 普通多片鋼板彈簧(2) 少片變截面鋼板彈簧，如下圖所示，為減少彈簧質(zhì)量，彈簧厚度沿長度方向制成不等厚，其彈性特性如一般多片鋼板彈簧一樣呈線性特性。這種彈簧主要用于輕型貨車及大、中型載貨汽車前懸架圖43 變截面鋼板彈簧(3) 兩級變剛度復式鋼板彈簧，如下圖所示，這種彈簧主要用于大中型載貨汽車后懸架。彈性特性如圖所示，開始時僅主簧起作用，當載荷增加到某一值時副簧與主簧共同起作用，彈性特性由兩條直線組成。圖44 兩級變剛度復式鋼板彈簧（4）漸變剛度鋼板彈簧，如下圖所示，這種彈簧多用于輕型載貨汽車與廂式客車后懸架，副簧放置在主簧之下，副簧隨汽車載荷變化逐漸起作用，彈簧特性呈非線性特性。圖45 漸變剛度鋼板彈簧后懸架載荷變化很大的貨車和大客車，為防止汽車前后懸架的頻率相差過大而導致汽車車身的猛烈顛簸(縱向角振動)，常用此類非線性特性的懸架，從而改善汽車行駛平順性。長安星卡SC1022D7車型是輕型貨車，后懸架載荷變化不大?？紤]經(jīng)濟適用性，選用線性懸架的普通多片鋼板彈簧。 鋼板彈簧主要元件結(jié)構(gòu)選取汽車鋼板彈簧彈簧斷面形狀主要有如下圖所示的4種型式[24]。圖46 矩形斷面簧片圖46的矩形斷面簧片由于制造簡單，目前應用的比較多。矩形斷面的中性軸位于斷面中央，鋼板上下表面的拉應力和壓應力是相等的，由于材料的抗拉性能比抗壓性能差，因此矩形斷面鋼板彈簧在承受拉應力的一面易破壞。一般輕型汽車多用此類型的簧片 圖47 單面帶槽斷面圖48 T形斷面圖49 單面帶雙槽斷面圖4圖48和圖49的斷面形狀設計成不對稱型式，使斷面中性軸移近受拉斷面，改變了應力分布情況，從而減小彈簧拉用力。實驗表明，采用這種斷面的鋼板彈簧比矩形斷面彈簧壽命提高30﹪，節(jié)約材料10﹪左右。但考慮長安星卡SC1022D7車型是輕型貨車，矩形斷面許用應力足夠，而且加上制造方便，成本低，選用圖46矩形斷面。簧片端部形狀常見有3種型式。圖410 矩形端部第一種是矩形圖410，這種彈簧制造簡單，在載貨汽車上使用較多。片端呈矩形的簧片間摩擦阻力較大，增大了彈簧剛度。圖411 梯形端部為克服圖410的缺點，將簧片端部切去兩角而呈梯形，如圖411。圖 412 壓延端部或?qū)⒍瞬垦亻L度方向逐漸壓延減薄如圖c，也能克服a的缺點。這兩種鋼板彈簧不僅減小了彈簧片間摩擦，而且降低彈簧剛度，改善彈簧應力分布。端部壓延彈簧由于增加了端部軋制工藝，使彈簧制造工藝復雜了?？紤]矩形圖的缺點，選用圖b的梯形圖端部形狀。鋼板彈簧卷耳一般有3種結(jié)構(gòu)[25] ~[26]，即下卷耳、上卷耳和平卷耳，如下圖所示。上卷耳使用的較多，采用下卷耳主要是為了協(xié)調(diào)鋼板彈簧與轉(zhuǎn)向系的運動，下卷耳在載荷作用下容易張開，強度不易保證；平卷耳可以減少卷耳的應力，因為縱向力作用方向和彈簧主片斷面的中心線重合，對于不能增加主片厚度又但要保證主片卷耳強度的彈簧多采用平卷耳。但是平卷耳制造比上述兩種卷耳復雜，制造費用較高，一般轎車多采用平卷耳或下卷耳。圖413下卷耳圖414上卷耳圖415平卷耳對于輕型貨車常用上卷耳，故長安星卡SC1022D7可采用上卷耳圖414，可以避免下卷耳的強度不足和上卷耳的制作費用較高的缺點.汽車在使用條件惡劣的情況下，需要采用加強卷耳的措施。常見的是將第二片彈簧作成包耳形式，以保護主片。包耳常見的有1／4包耳(圖416)和3／4包耳(圖417)。輕型車或廂式客車多采用1／4包耳，而大型載貨汽車和大型客車多采用3／4包耳。本車長安星卡SC1022D7屬于微卡，故本車采用1／4包耳。圖416 1／4包耳圖417 3／4包耳中心螺栓的作用，除了夾緊各片彈簧外，又是安裝鋼板彈簧的定位銷。中心螺栓在U形螺栓松動時易剪斷，因此應有一定的強度。由于中心螺栓直徑大小將影響彈簧斷面強度，因此其直徑不宜做的過大，一般與簧片厚度相等。下表是推薦的中心螺栓直徑尺寸。中心螺栓一般用15MnVB材料作成。對于重型載貨汽車，中心螺栓多用40Cr或40MnB制成。表41 中心螺栓直徑尺寸中心螺栓直徑810121416簧片厚＜77～99～1111～1313～16中心孔直徑本車類型為輕卡，故簧片不用太厚，初步預定簧片厚度不大于7毫米。因此由上表得出中心螺栓直徑先初步確定為8mm，螺栓由15MnVB材料作成。彈簧夾箍除了防止彈簧各片橫向錯位之外，還能在彈簧回彈時，將力傳遞給其他簧片，減少主片應力。彈簧夾箍結(jié)構(gòu)如下圖所示。目前使用最多的是可拆式夾箍，如下圖a。為了防止彈簧橫向扭曲時在簧片上產(chǎn)生過大的應力，在夾箍和彈簧片表面之間會留有一定的間隙，～1mm。對于不經(jīng)常拆裝換片的彈簧，大都采用了不可拆式夾箍，如下圖b，這種夾箍結(jié)構(gòu)簡單，減少制造費用，而且彈簧裝配方便，多用于轎車和輕型載貨汽車上。圖418 可拆式夾箍圖419 不可拆式夾箍此車采用圖b所示的不可拆式夾箍，結(jié)構(gòu)簡單，費用低。 普通多片鋼板彈簧設計與計算共同曲率法[27]是假設鋼板彈簧在任何載荷下，彈簧各片彼此沿整個長度無間隙接觸，在同一截面上各簧片具有共同的曲率半徑。如果將多片彈簧各片展開，將展成一個平面，組成一個新的單片彈簧。這個變寬度的單片彈簧力學特性和用共同曲率法假定的多片鋼板彈簧式一樣的，這樣就可以用單片彈簧計算方法來計算多片鋼板彈簧。新單片彈簧計算方法常有梯形單片彈簧計算法和階梯形單片彈簧計算法，本論文后面的設計內(nèi)容根據(jù)梯形單片彈簧計算法，設計計算公式皆以此為基礎。圖420鋼板懸架簧片圖420是鋼板彈簧片組，受力分析后，根據(jù)近似的假設，可用下圖的共同曲率法計算。圖421共同曲率法 鋼板彈簧設計的已知參數(shù)1 彈簧載荷通常在設計時，根據(jù)整車布置給定的空、滿載軸載荷質(zhì)量減去估算的非簧載質(zhì)量，得到在每副彈簧上的承載質(zhì)量。一般將前、后軸，車輪，制動鼓及轉(zhuǎn)向節(jié)等總成視為非簧載質(zhì)量，將傳動軸、轉(zhuǎn)向縱拉桿等總成一半也視為非簧載質(zhì)量。如果鋼板彈簧布置在車橋上方，彈簧3／4的質(zhì)量為非簧載質(zhì)量；下置彈簧，則1／4彈簧質(zhì)量為非簧載質(zhì)量。本車考慮到車內(nèi)人員的舒適性，懸架采用將鋼板彈簧布置在車橋的下方，這樣就可減少非簧載質(zhì)量。收集資料后得到長安星卡SC1022D7的數(shù)據(jù)如下。表42非簧載質(zhì)量kg前懸架簧載質(zhì)量kg后懸架簧載質(zhì)量kg空載340340200滿載6408002 汽車前后軸的軸距查數(shù)據(jù)得此車的后車軸軸距為2500mm1鋼板彈簧多數(shù)情況下采用55SiMnVB鋼或60SiMn鋼制造。本車選用60SiMn。鋼材彈性模數(shù)E=10，N／mm。2 懸架的靜撓度值和動撓度以及滿載弧高的確定；用途不同的汽車，對平順性的要求是不一樣的。轎車對平順性的要求最高，客車次之，載貨車更次之。由前面第三章得各種車型車身固有頻率的實用范圍為：～；～；高級轎車1～?！拒嚍槲⒖?，比一般的大貨車舒適性要求較高。故可選擇為= 。由式 =Hz 得值為80mm。懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形 (通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3) 時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。一般：轎 車：7～9 cm； 大客車：5～8cm； 貨 車：6～9cm 。故選擇動撓度為7cm即70mm。滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈