【正文】 副簧主片長度 1100mm，用作圖法確定其余各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了校核，使它們充分滿足要求。 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 33 第 5 章 結(jié)論 本 次設(shè)計(jì) 進(jìn)行了 CA1091型載貨汽車 懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì) 并對其進(jìn)行了 平順性 分析 。 令 Mcb?2 ， Mk?20?，則齊次方程為 02 20 ??? ZZbZ ???? 式中的 0? 稱為 系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運(yùn)動(dòng)的影響 取決于 b 和 0? 的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 Mkcb 20 ?? ?ζ 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比ζ的數(shù)值通常在 左右，屬于小阻尼，此時(shí)微分方程的通解為 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 29 )s in( 220 atbAeZ nt ??? ? ? 根據(jù)上面的式子可以得 到車身加速度的功率譜公式： )()()( 2 ??? qqzz GjHG ?? 其中qzgqzjH qz ?? ???)( gugnngGG qq 2020 )()2()( ??? ? （ u 為車速 ） 根據(jù)路面不平度分類標(biāo)準(zhǔn)選擇 G 級路面，可得： )( 0nGq = 610256 ?? ， 3m （其中 0n = ?m ） 則 )(?zG = guggqz 2622 5 6)2( ??? 圖 41 車身加速度的幅頻特性曲線圖 也可以得到： 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 30 懸架動(dòng)撓度 fd 對 q的幅頻特性： qfjH dqfd ?~)( ? 將 NKAAAA KAqz tt 22123 21 ??? 與 NKAqzzzqz t11122 ?? 代入上式，得： N AAKNKANKAqf tttd )( 2121 ???? 212 1 ???????? ???qfd? 式中 2202022020 )/)(11()/(41))/(11)()/(1( ?????? ????????? ?????? ????????????? 其中 ? ?mKCmk /2/)/(/ 0 ??? ????? 為頻率比；為阻尼比； KKt/??為剛度比； mM/?? 為質(zhì)量比。 解式（ 1）可得該系統(tǒng)振動(dòng)的兩個(gè)主頻率 ： Mm kk ttt ?????? 220220221 )(41)(21 ????? （ 42） Mm kk ttt ?????? 220220222 )(41)(21 ????? 式中， Mk?20?， mkk tt ??2?。為便于分析，需把復(fù)雜的實(shí)際汽車在某些假設(shè)條件下，簡化為等效振動(dòng)系統(tǒng)?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的 2 倍 (增加 6dB)；“舒適－降低界限”為“疲勞 工效降低界限的 1/(降低 10dB)；而各個(gè)界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。當(dāng)駕駛員承受振動(dòng)在此極限內(nèi)時(shí)，能保持正常地進(jìn)行駕駛。 ISO 2631 用加速度均方根值給出了人體在 1～ 80Hz 振動(dòng)頻率范圍內(nèi)對振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺界限：舒適－降低界限 CDT 、疲勞－工效降低界限 FDT 和暴露極限。所以，車身振動(dòng)加速度的極限值應(yīng)低 于 ～ 。試驗(yàn)表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動(dòng)的固有頻率應(yīng)為人體所習(xí)慣的步行時(shí)，身體上、下運(yùn)動(dòng)的頻率。通常把汽車緩和振動(dòng)，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動(dòng)而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。 NGF S 1 4 9 5 52/2 9 9 1 02/2 ??? bdFSz /?? = ? ? 2/ 1 0/1 4 9 5 5 mmNmmmmN ?? 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。代入上式得： 主片符合強(qiáng)度要求。2m a x ?? ??????????? M P aWllllmFaaaa副 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 NfCFF dzmmj 3 9 1 5 6 1 92 2 3 8 9 ?????? 主 副簧的極限載荷按下式計(jì)算： NfCFF dzaaj ?????? 副 不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。 不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動(dòng)撓度 fd 計(jì)算載荷。 滿載靜止時(shí)有： fCfCFG zmzak ???2 NfCFF zmk 2 2 3 8 9 2 5 7 ??????主 NfCF za 7 5 0 3 7 6 ????副 由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度： 其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= NmFG 3 2 3 1 )7 9 4 33 6 0 4 0()( 39。2m =~；貨車： 39。 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 24 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力 max? 用下式計(jì)算 max? =? ? ? ?0211239。1 /)/(可得： 39。 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/ 39。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 02 8/ RL? 上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與 )(0 fffH ac ???? 計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。 下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H ： 主簧： 由： mmfcm ? mmfa 18? 22 ))(3( L ffSLSf cma ????= ? ?? ? ? ? 5 3 02/ 5 3 03110 2 ?????? 則 )(0 fffH acm ???? =+18+= 副簧： 22 ))(3( L ffSLSf caa ????= ? ? ? ? 1 0 02 1 01 1 0 031 1 02 ?? ????? 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 )(0 fffH aca ???? =+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： 020 8/ HLR ? = ? =. 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： 39。 結(jié)果得 Czm=2376N/cm 與設(shè)計(jì)值 Cm=2264N/cm 相差不大，基本滿足主簧剛度要求。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= ?????? ??? ??ni KKk YYaE 1 131 )(/6? 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 其中， )( 111 ?? ?? kk lla ； ???ki iK JY 1/1 ； ???? ?111 /1ki iK JY。 AB 線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長度。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(dá) 20 片。 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。 ? ?w? 的選?。汉笾骰蔀?450～ 550N/ 2mm ，后副簧為 220～ 250 N/ 2mm 。對于對稱式鋼板彈簧 ? ? EckSLJ 48/)( 30 ??? 式中： S—— U形螺栓中心距（ mm） k—— U形螺栓夾緊 (剛性夾緊， k取 )； c—— 鋼板彈簧垂直剛度（ N/mm） ,c= cW fF / 。常取 af =10～ ?。? mmfa 18? 鋼板彈簧長度 L的確定： （ 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。 Wk FFF 0? = 又： acamcakW CfCfFF ??? ，得： acf = )/()( makW CCFF ?? = 4800 .31411329910 — = cm NcmNcmCfF aaca .48 3 4 3/2 5 3 ????? Wm FF ? aac Cf ?? =29910N = 主簧 ： cmf =mmCF = = 副簧 ： caf =aaCF = = 彈性元件的設(shè)計(jì) 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。于是可求 kF = WFF0 式中 WFF和0 分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。 懸架主要參數(shù)的確定 如何確定副簧開始參加工作的載荷 kF 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(shí)的振動(dòng)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(dòng)頻率不大。當(dāng)汽車裝載質(zhì)量較大時(shí)，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。 n/a=i= ?vx=A? cos? /i=40? ? cos150/=伸張行程的最大卸荷力 F0=? ? vx=19293? =5403N 3）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(jì)算工作缸直徑 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F 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=)1]([ 4 ??? ? ??p F=)(10 00 00 54 034 ???? ?= 由汽車筒式減振器國家標(biāo)準(zhǔn)（ QC/T491— 1999）選出一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸 D=50mm 貯油筒直徑 Dc的確定 一般 Dc=（ ~） D ， Dc= D =? 50=70mm 壁厚取為 2mm，材料可選 20 鋼 后懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì) 后懸架只有鋼板彈簧組成。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(diǎn)，在乘用車上得到越來越多的應(yīng)用。 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。121 Gm=13720N 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 12 D— 卷耳內(nèi)徑 ,D=42mm b— 鋼板彈簧寬度 ,b=75mm h1— 主片厚度 ,h1=8mm [? ]— 許用應(yīng)力， [? ]=350MPa )875/(1 3 7 2 0)7512/()]842(1 3 7 2 03[ 2 ???????? =[? ]=350MPa 合格 （ 3） 鋼板彈簧銷強(qiáng)度計(jì)算 ? ?zsz bdF ?? ?????? )16754/(2 4 5 0 0)/( 〈 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。 鋼板彈簧總成弧高 H H=L2/(8Ro) (313) H=L2/(8Ro)=12802/(8 1872)=109mm （ 1）緊急制動(dòng)時(shí)，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σ max σ max=[G1 )( 1139。用共同曲率法來計(jì)算剛度。當(dāng)有與主片等長的重疊片時(shí)，可將 B點(diǎn)與最下一個(gè)重疊片的上側(cè)端點(diǎn)相連。 確定各葉片長度的方法有作圖法和計(jì)算法。 （ 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。 （ 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(shí)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。 縱置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。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。鋼板彈簧工作時(shí)，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(qiáng)度和彈性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。 鋼板彈簧中部用兩個(gè) U 型螺栓固定在前橋上。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，在 的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)偏角之差δ 1δ 2應(yīng)當(dāng)在 1o～ 3o 范圍內(nèi)。 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、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(shí)，懸架給車身的彈性恢復(fù)力