【正文】 m（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σmaxσmax=[G1]/[] (314)式中，G1—作用在前輪上的垂直靜載荷, G1=9895N—制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)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(diǎn)到路面的距離,c=644mmσmax=[9895]/[]=924Mpa1000Mpa，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強(qiáng)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(qiáng)度計(jì)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。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進(jìn)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。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。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。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。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= =2msn2/a2 n/a=i= =2πf==. 22=19293N/mm22）最大卸荷力F0的確定卸荷速度vx，~。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(jì)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(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 ==70mm壁厚取為2mm，材料可選20鋼 后懸架只有鋼板彈簧組成。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。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。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(dòng)旋轉(zhuǎn)支承端。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(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。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。于是可求 = 式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。單個(gè)鋼板彈簧滿載載荷：Fw= 滿載時(shí)： （49）式中為副簧簧上質(zhì)量，為主簧簧上質(zhì)量。 =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(duì)稱縱置式鋼板彈簧?；上虏糠趾芍?，由此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷：。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。（2） 鋼板彈簧長度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = ，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1530mm , 副簧主片的長度為1100mm.：（1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定：有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。對(duì)于對(duì)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=。撓度增大系數(shù)的確定：先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=，初定。的選取：后主簧為450～550N/，后副簧為220～250 N/。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。通過查手冊(cè)可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。（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。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。 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。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長度。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為：C= 其中， ； ；。公式中主片的一半，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；如果用有效長度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。Cza=2619N/cm與設(shè)計(jì)值Ca=2536N/cm相差不大，基本滿足副簧剛度要求。L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧的總成弧高為 H上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。先對(duì)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： 然后再代入H=。再對(duì)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(jì)值為H0=，相差不大，符合要求。許用應(yīng)力取為1000N/mm。滿載靜止時(shí)有：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= = = 驗(yàn)算副簧強(qiáng)度：主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，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。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。代入上式得：主片符合強(qiáng)度要求。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。 =彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。當(dāng)振動(dòng)達(dá)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。通常把汽車緩和振動(dòng)，減少對(duì)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。汽車行駛平順性的評(píng)價(jià)方法，通常是根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)的生理反應(yīng)及對(duì)保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動(dòng)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(píng)價(jià)指標(biāo)。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。為了保證所運(yùn)輸貨物的完整性，車身振動(dòng)加速度也不宜過大。所以，～。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率1～80HZ振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同的感覺界限。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(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。在此極限內(nèi)，人體對(duì)所暴露的振動(dòng)環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動(dòng)作。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。當(dāng)人體承受的振動(dòng)強(qiáng)度在這個(gè)極限之內(nèi)，將保持健康或安全。“暴露極限”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(shì)完全相同。汽車在一定路面上行駛時(shí)，其振動(dòng)量（振幅、振動(dòng)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)。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)。如圖41。解式（1）可得該系統(tǒng)振動(dòng)的兩個(gè)主頻率： （42） 式中。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。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對(duì)運(yùn)動(dòng)的影響取決于和的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 ，屬于小阻尼，此時(shí)微分方程的通解為 根據(jù)上面的式子可以得到車身加速度的功率譜公式：其中（為車速）根據(jù)路面不平度分類標(biāo)準(zhǔn)選擇G級(jí)路面，可得：=，（其中=）則=圖41 車身加速度的幅頻特性曲線圖也可以得到：懸架動(dòng)撓度fd對(duì)q的幅頻特性： 將 與 代入上式，得： 式中其中為阻尼比；為剛度比；為質(zhì)量比。相對(duì)動(dòng)載Fd/G對(duì)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(duì)動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。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(duì)其進(jìn)行了平順性分析。確定了板簧的斷面形狀。接著對(duì)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。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)中主要對(duì)主副簧的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行計(jì)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。副簧主片長度1100mm，用作圖法確定其余各片的長度。另外，本文還對(duì)所設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)進(jìn)行平順性分析，建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動(dòng)力模型。最后得出的結(jié)論為：本次設(shè)計(jì)的懸架滿足平順性要求，在相應(yīng)的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。單老師在繁忙的工作中經(jīng)常抽出時(shí)間來審閱我的畢業(yè)設(shè)計(jì)并耐心的指導(dǎo)我改正設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤，在整個(gè)的設(shè)計(jì)過程中單老師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)慕虒W(xué)態(tài)度，淵博的學(xué)術(shù)知識(shí)，正直的為人都將成為我今后工作和學(xué)習(xí)的榜樣。這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中的點(diǎn)點(diǎn)滴滴，對(duì)我以后的生活和工作都有深遠(yuǎn)的影響，在此向單老師致以最衷心的感謝。在四年的課程學(xué)習(xí)和畢業(yè)設(shè)計(jì)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。由于本人水平有限，本次設(shè)計(jì)難免有不足之處，希望各位老師多多批評(píng)和指正。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。懸架系統(tǒng)的六項(xiàng)基本職能:大多數(shù)懸架系統(tǒng)都有相同的基本部件和基本的工作原理。車輪安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)上。車架和最低控制臂之間安裝一個(gè)螺旋彈簧。當(dāng)車輪駛過凹路面時(shí)，控制臂向下運(yùn)動(dòng)，彈簧升長。這種設(shè)計(jì)方法，可以保證在車輪上下運(yùn)動(dòng)的情況下，確保車架、車身和乘客具有良好的平順性和通過行。因?yàn)槊總€(gè)車輪都是通過一個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)、球窩接頭、和能伸縮的控制臂與車架獨(dú)立的連接在一起，這種系統(tǒng)稱為獨(dú)立懸架。這兩個(gè)控制臂是不等長的，長的在下面短的在上面。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。一個(gè)球窩接頭就是在上面的球窩接頭附著在上控制臂外面并且通過一個(gè)錐形的螺栓和螺母與轉(zhuǎn)向節(jié)連接起來。螺栓通過襯套將其與車架連接。球窩接頭被用在控制臂上是因?yàn)樗试S在多個(gè)方向上運(yùn)動(dòng)，它允許上下運(yùn)動(dòng)以便滿足車輪通過凹陷或凸起路面的要求。對(duì)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。這種形狀類似房子的空間允許球頭螺栓向不同的方向進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。這個(gè)軸承使球頭螺栓的運(yùn)動(dòng)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。在前懸架和后懸架中，使用最廣泛的類型就是螺旋彈簧。通常情況下，頂部和底部螺旋線要比中間部分緊密一些。有些汽車當(dāng)中將彈簧安裝在車架與上控制臂之間。大多數(shù)長短臂懸架系統(tǒng)的兩面都有穩(wěn)定桿。防止隨車身轉(zhuǎn)動(dòng)的車架影響到另一個(gè)車輪的運(yùn)動(dòng)。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連接桿的。螺旋彈簧的缺點(diǎn)是承受側(cè)向或橫