轻型货车悬架系统的设计

- 1 - 第 1 章 绪 论 1.1 汽车悬架概述 悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对对于车架 (或车身 )的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车轴对车架 (或车身 )的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。 根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车 轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧车轮 [1]。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自 “ 独立 ” 地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等， 它的主要功用如下： 1 缓和、抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车的行驶平顺性； 2 迅速衰减车身和车桥 (或车轮 )的振动； 3 传递作用在车轮和车架 (或车身 )之间的各种力 (驱动力、制动力、横向力 )和力矩 (制动力矩和反作用力矩 )； 4 保证汽车行驶稳定性。 为了完成 1、 2 项功能，悬架 使用了弹簧和减震器。汽车悬架常用的弹性元件有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、橡胶弹簧及空气弹簧等。减震器有多种形式，现在最常用的是筒式减震器。 为了完成 3、 4 项功能，悬架采用了适当的导向干系把车架 (车身 )与车轴 (车轮 )联接起来。导向杆系有多种新式，可单独用其中的一种，也可将几种配合起来使用。钢板弹簧悬架中的钢板弹簧不仅用作弹性元件而且兼起导向的作用。 为了减轻车轴对车架 (或车身 )的直接冲撞，采用了缓冲块。为了减小车身的侧倾角，有的汽车还装有横向稳定杆 [2]。 钢板弹簧简介 - 2 - 钢板弹簧是汽车悬架中应用最广泛的一种 弹性元件，它是由若干片等宽但不等长（厚度可以相等，也可以不相等）的合金弹簧片组合而成的一根近似等强度的弹性梁。 当钢板弹簧安装在汽车悬架中，所承受的垂直载荷为正向时，各弹簧片都受力变形，有向上拱弯的趋势。这时，车桥和车架便相互靠近。当车桥与车架互相远离时，钢板弹簧所受的正向垂直载荷和变形便逐渐减小，有时甚至会反向。 主片卷耳受力严重，是薄弱处，为改善主片卷耳的受力情况，常将第 二片 末端也弯成卷耳，包在主片卷耳的外面，称为包耳。为了使得在弹性变形时各片有相对滑动的可能，在主片卷耳与第二片包耳之间留有较大的空隙。 有些悬架中的钢板弹簧两端不做成卷耳，而采用其他的支撑连接方式，如橡胶支撑垫 [3]。 扁平长方形的钢板呈弯曲形，以数片叠成的底盘用弹簧，一端以梢子安装在吊架上，另一端使用吊耳连接到大梁上，使弹簧能伸缩。目前适用于中大型的货卡车上。 1.2 我国汽车悬架发展的现状 现代汽车悬架的发展十分快，不断出现崭新的悬架装置。 悬架技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为悬架的进一步发展提供了有力的保障。悬架的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类 的认识迈向新的、更高的境界。 汽车悬架按导向机构可分为独立悬架和非独立悬架两大类。非独立悬架主要用于货车和客车前、后悬架。随着高速公路网的快速发展，促使汽车速度不断提高，使得非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性等方面提出的要求。因此，独立悬架获得了很大的发展空间。独立悬架的结构特点是，两侧的车轮各自独立地与车架或车身弹性连接，因而具有很多优点。独立悬架中尤其是双横臂独立悬架得到了广泛的应用。 汽车悬架按其振动的控制方式分为被动、半主动和主动悬架 3 种基本类型。20 世纪 80 年代以来主动悬架开始在一部分汽车 上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。 我国在半主动和主动悬架的研究方面起步晚，与国外的差距大在西方发达国家，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入 20 世纪 90 年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对主动悬架展开研究。研究证明主动悬架的平顺性能最好。它采用许多新兴的控制技术和使用大量 - 3 - 电子器件，可使悬架的稳定性得到保证因此，主动悬架的平顺性和操纵稳 定性是最好的，是汽车悬架必然的发展方向。由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。 被动式悬架汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件 [4]。 1934 年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定，在行驶过程中保持不变，它是一系列路况的折中，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上 ，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果。但它的理论成熟、结构简单、性能可靠，成本相对低廉且不需额外能量，因而应用最为广泛 [5]。在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。被动悬架性能的研究主要集中在三个方面 :①通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数 ;②研究可变刚度弹 簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态 ;③研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高。 1.3 研究的背景及意义 自主开发是中国汽车产业持续发展的保障。我国汽车产业在经过半个世纪的发展，已经初具规模，但是面临着能源紧张、技术落后、自主品牌严重缺乏以及国际竞争加剧带来的压力 [6]。我国的汽车产业要加速、持续和健康的发展，并成为我国国民经济的支柱产业，必须坚持产业创新，选择面向自主发展具有中国特色的产业创新模式，推动汽车产业结构的升级、技术的进步、以及民族品牌的崛起。 轻型货车在我国应用较广，其中悬架是轻型货车的的主要部件，其设计的成功与否决定着车辆的行驶平顺性和操纵稳定性、舒适性等多方面的设计要求。 设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的 悬架系统 ，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。 所以本题设计一款结构优良的轻型货车悬架系统具有一定的实际意义。 - 4 - 1.4 研究 的主要 内容 确定悬架总体结构，弹性元件设计，导向机构设计，减振器结构设计，主要参数的确定 ,对主要参数进行强度校核，验证设计的合理性。 - 5 - 第 2 章 悬架的结构形式分析及选择 2.1 非独立悬架和独立悬架 汽车的悬挂系统分为非独立悬挂和独立悬挂两种，非独立悬挂的车轮装在一根整体车轴的两端，当一边车轮跳动时，另一侧车轮也相应跳动，使整个车身振动或倾斜；独立悬挂的车轴分成两段，每只车轮由螺旋弹簧独立安装在车架下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受影响，两边的车轮可以独立运动，提高了汽车的平稳性和舒适性。（如图 2.1） 图 2.1 悬架的结构形式简图 非独立悬架以纵置式钢板弹簧为弹性元件兼起导向装置，其主要特点是：结构简单，制造容易，维修方便， 工作可靠。缺点是：由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴和车身倾斜；当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆，使前轮容易产生摆振。当轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉；当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向性；所以汽车高速行驶时操作稳定性差。非独立 悬架常用在货车，大客车的前，后悬架以及某些轿车的后悬架 [1]。 独立悬架的结构特点是两侧的车轮各自独立地与车架或车身弹性连接。与非独立悬架相反，独立悬架很少用钢板弹簧作为弹性元件，而多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧作为弹性元件，因而具有导向机构。与非独立悬架相比，独立悬架具有更多优点：①悬架弹性元件的变形在一定的范围内，两侧车轮可以单独运动而互不影响，这样可减少车架和车身在不平道路上行驶时的振动，而且有助于消除转向 - 6 - 轮不断偏摆的现象。②减轻了汽车上非簧载质量，从而减小了悬架所受到的冲击载荷，可以提高汽车的平均行驶速度 。③由于采用断开式车桥，发动机位置可降低和前移并使汽车重心下降，有利于提高汽车行驶的稳定性。同时能给予车轮较大的上下运动空间，悬架刚度可设计得较小，使车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。④可保证汽车在不平道路上行驶时，车轮与路面有良好的接触，增大了驱动力。⑤具有特殊要求的某些越野汽车采用独立悬架后，可增大汽车的离地间隙，提高了汽车的通过性能。独立悬架与断开式车桥配用。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和部分轻型货车，客车以及越野车 [8]。 2. 2 前、后悬架方案的选择 目 前汽 车的前、后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架、前轮采用 独立悬架、后轮采用非独立悬架、前后轮都采用独立悬架等几种。 前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架缩短，外侧悬架因受压而伸长，结果与悬架固定连接的车轴的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度 a。对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加；对后桥，则增加了汽车过多转向趋势。乘用车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置布置得比后部吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，结果后桥轴线的偏离不 再使汽车具有过多转向的趋势 [9]。 前置前轮驱动的乘用车，常采用麦弗逊式前悬架和扭转梁随动臂式后悬架。乘用车后悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架，而前悬架采用双横臂式独立悬架时，能够通过将上横臂支承销轴线在纵向垂直平面上的投影设计成前高后低状，使悬架的纵向运动瞬心位于有利于减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，保持车身具有良好的稳定性能 [1]。 本设计采用前悬架麦弗逊式非独立悬架，后悬架选用钢板弹簧式非独立悬架。 2.3 辅助元件 主要的辅助元件有横向稳定器和缓冲块。 横向稳定器 :通过减小悬架刚度 c，能降低车 身振动固有频率 n，达到改善汽车平顺性的目的。但因为悬架的侧倾角刚度也减小，并使车厢侧倾角增加，结果车厢中的乘员会感到不舒适和降低了行车安全感。解决这一矛盾的主要方法就是在汽车上设置横向稳定器。有了横向稳定器，就可以做到在不增大悬架垂直刚度 - 7 - c 的条件下，增大悬架的倾斜角刚度。 缓冲块 : 有些由 橡胶制造（如图 a），通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用 , 还有些由多孔聚氨指制成（如图 b） ，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形 成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上 [1]。 图 2.3 橡胶缓冲块 图 2.4 由多空聚氨酯制成的辅助弹性元件形状 本设计采用的缓冲块为图 a，用螺钉固定在车架上，限制悬架的最大行程。 2.4 本章小 结 在第本章 中 主要是对悬架进行了介绍，并 确立了前后悬架的选择形式 ： 前悬架 麦弗逊式独立悬架； 后悬架钢板弹簧式非独立 悬架 。对辅助元件进行了介绍和选择。 - 8 - 第 3 章 前、后悬架主要参数的选择 本设计采用 MEIYA TM1021 轻型货车主要参数： 外型尺寸 (长 × 宽 ×高 )(mm)： 5095× 1710× 1720、 总质量 (kg)： 2315、 整备质量 (kg)： 1490、 轴距(mm)： 3025、 前悬 /后悬 (mm)： 845/1225、 前轮距： 1460、 后轮距： 1440。 3.1 选择要求及方法 1、使悬架系统由较低的固有频率 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一 , 因现代汽车的质量分配 系数 ε 近似等于 1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。 2、 1n 与 2n 的匹配要合适 要求希望 fc1与 fc2要接近，单不能相等（防止共振）希望 fc1> fc2 (从加速性考虑，若 fc2大，车身的振动大） 若汽车以较高车速驶过单个路障， n1/n2＜ 1 时的车身纵向角振动要比 n1/n2＞ 1 时小，故推荐取 fc2=（ 0.8~0.9） fc1。 考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后 悬架的静挠度值，推荐 fc2=（ 0.6~0.8） fc2。 为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频 3、 fd 要合适 ,根据不同的车在不同路面条件造 以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求 1.0~1.45Hz，后悬架则要求在1.17~1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在 0.8~1.15Hz，后悬架则要求在 0.98~1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在 1.50~2.10Hz，而后悬架则要求在 1.70~2.17Hz。 因偏频越小则平顺行越好，本设计偏频取 1.15Hz 即 1n =1.15Hz。 - 9 - 3.2 悬架静挠度 fc 静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw 与此时悬架刚度 c 之比，即/cwf F c 由已知参数可知 ， 频率 n1=1.15Hz. 载簧质量 m1=463Kg 由公式 1 1 1/ / 2n c m  （ 3.1） 可知    221 1 12 2 3 . 1 4 1 . 1 5 4 6 3 2 4 1 4 . 8 /c n m N c m      （ 3.2） / / 4 6 3 9 .8 / 6 3 7 2cwf F c m g c m m     （ 3.3） 3.3 悬架的动挠度 fd 动挠度：从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1/2 或 2/3）时，车轮中心相对车回（或车身）的垂直位移 对乘用车 ， fd 取 7~9cm; 对客车， fd 取 5~8cm；对货车， fd 取 6~9cm 这里取 fd=7cm. 3.4 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力 F 与由此所引起的车轮中心相对于车身位移厂 (即悬架的变形 )的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形 f 与所受垂直外力F 之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形 f 与所受垂直外力 F 之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置 (图中点 8)附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样可在有限的动挠度 fd 范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬 架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架二轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架 [11]。 - 10 - 钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。 图 3.1 弹簧弹性特性曲 线 3.5 本章小 结 本章主要确定了前后悬架静绕度和动扰度 ，静绕度 为 7.2cm 动扰度为 7cm.及对悬架的弹性特性进行了 分析 。 - 11 - 第 4 章 弹性元件的计算 4. 1 钢板弹簧的布置方案的选择 钢板弹簧在汽车上可以纵置也可以横置 , 纵向布置时还具有导向传力的作用 ,并有一定的减震作用，连得因而使的悬架系统结构简化。而横向布置时 因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在极少数汽车上应用。如下图所示 ,它中部用 U 型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬 架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能 [10]。 图 4.1 钢板弹簧的布置图 4. 2 钢板弹簧主要参数的确 定 TM1021 轻型货车相关参数∶悬架静挠 cf =72mm，悬架动挠度 cf =70mm，轴距Z=3025mm, 单个钢板弹簧的载荷 1 9 3 4 9 .8 457822w mgFN  （ 4.1） 4.2.1 满载弧高 满载弧高 af 是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差。常取 af =10~20mm，这里取 af =10mm.。 - 12 - 4.2.2 钢板弹簧长度 L 的确定 钢板弹簧长度 L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离 ,在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。 在下列范围内选用钢板弹簧的长度： 轿车： L=（ 0.40~0.55）轴距； 货车 :前悬架： L=（ 0.26~0.35）轴距； 后悬架： L=（ 0.35~0.45）轴距。 应尽可能将钢板弹簧取长些 ,原因如下： 1,增加钢板弹簧长度 L 能显著降低弹簧应力，提高使用寿命降低弹簧刚度，改善汽车平顺性。 2,在垂直刚度 c 给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向 角刚度。 3,刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。 4,增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。 本设计中 L=0.33× 3025mm=1000mm 4.2.3 钢板断面尺寸及片数的确定 1.钢板断面宽度 b 的确定 有关钢板弹簧 的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数 δ 加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩 0J 。对于对称钢板弹簧：    30 48J L ks c E （ 4.2） 式中： s—— U 形螺栓中心距（ mm）； K—— 考虑 U 形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，取k=0.5，挠性夹紧，取 k=0）； C—— 钢板弹簧垂直刚度（ N/mm）， /wcc F f ； δ —— 挠度增大系数； E—— 材料的弹性模量。 - 13 -  1 .5 0 .9 61 .0 4 1 1  （ 4.3） 52.06 10 aE MP （ 4.4） 4578 6 3 . 5 9 /72wcNFc N m mf mm   （ 4.5） 总惯性矩       330 51 1 5 0 0 6 3 . 5 9 0 . 9 64 8 9 3 9 04 8 2 . 0 6 1 0J L k s c E        （ 4.6） 钢板弹簧总截面系数 W0 用下式计算   0 4wwF L ksW （ 4.7） 式中 ：  w —— 许用弯曲应力。 对于 55SiMnVB 或 60Si2Mn 等材料，表面经喷丸处理后，推荐  w 在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为 350-450 2/Nmm ；后副簧为 220-250 2/Nmm ,这里取  w =450 2/Nmm ,所以    30 5 6 3 5 1 0 0 0 31304 4 4 5 0wwF L k sW m m     （ 4.8） 钢板弹簧的平均厚度 : 00 2 9 3 9 02 / 63130ph J w m m  （ 4.9） 有了 ph 以后，再选钢板弹簧的片宽 b 片宽 b 对汽车性能的影响： （ 1） 增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。 （ 2） 前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间 的摩擦弹簧的总厚 （ 3） 推荐片宽与片厚的比值 b/ ph 在 6~10 范围内选取。 本设计中取 b=50mm 2.钢板弹簧片厚 h 的选择 - 14 - 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩 J0 用下式计算 30 /12J nbh （ 4.10） 式中 ： n—— 钢板弹簧片数 ,取 n=3 所以可得到 03 312 12 11 10 3 9.13 60Jh mmnb    （ 4.11） 片厚 h 选择的要求： （ 1） 增 加片厚 h，可以减少片数 n （ 2） 钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。 （ 3） 为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于 1.5。 （ 4） 钢板断面尺寸 b 和 h 应符合国产型材规格尺寸。 本设计中取 h=6mm 3.钢板断面形状 钢板断面形状 矩形断面结构简单，制造容易，变截面少片钢板弹簧多采用矩形断面结构 4.叶片的端部结构 叶片的端部可以按其形状和加工方式 分为矩形（片端切角）、椭圆形（片端压延）和片端压延切断四种。其中矩形为制造成本最低的一种（由于对片端部作任何加工）。本设计中采用矩形端部结构。 5.钢板弹簧片数 n 片数 n 少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改 善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在 6～ 14 片之间选取，重型 货 车可达 20片。用变截面少片簧时，片数 在 1～ 10 片之间选取。 故本设计 n=7 6.钢板弹簧端部的支承型式 以板簧端部的支承型式而言，可以大致分为卷耳和滑板两大类。滑 板型式多见于两极式主副簧悬架中副簧的支承和平衡悬架中板簧的支承。卷耳根据其相对板簧上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类。 本设计中采用上卷耳。 - 15 - 7.吊耳及钢板弹簧销的结构 大多数板簧的支承方式为一端采用固定的卷耳，另一端采用摆动的吊耳。摆动吊耳的结构可以用 C 形、叉形以及分体式等。弹簧销的支承、润滑可用螺纹式、自润滑式、滑动轴承、橡胶支承或者将板簧支承在橡胶座内。自润滑式多用于轿车及轻型载货汽车，具有不必加润滑脂及噪声小的优点。 本设计中采用自润滑式弹簧销结构。 8.少片弹簧 少片弹簧在轻 型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面 的 1～ 3 片叶片组成。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减 少 20％ ～ 40％的质量。片间放有减摩作用的塑料垫片，或做成只在端部接触以减少片间摩擦。 如 图 4.2 所示单片变截面弹簧的端部 CD 段和中间夹紧 部分AB 段是厚度为 1h 和 2h 的等截面形， BC 段为变厚截面 。 BC 段厚度可按抛物线形或线性变化。 图 4.2 单片弹簧和少片弹簧 4. 3 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 图 4.3 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径 1. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 0H 钢板弹簧各片装配后，在预压缩和 U 形螺栓夹紧前 ，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差（如 图 4.3），称为钢板弹簧总成在自由 - 16 - 状态下的弧高 0H 用下式计算 ：  0 caH f f f   （ 4.12） 式中 ： cf —— 静挠度； af —— 满载弧高； f —— 钢板弹簧总成用 U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化 .   23 2 acs L S f ff L （ 4.13） S—— U 形螺栓中心距； L—— 钢板弹簧主片长度。 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 20 07LR H（ 4.14）        223 7 6 3 1 1 5 0 7 6 1 0 7 2 82 2 1 1 5 0acs L S f ff m mL         （ 4.15） 0 7 2 1 0 8 9 0caH f f f m m        （ 4.16） 20 0 1 0 0 0 1 0 0 0 15877 7 9 0LR m mH   （ 4.17） 2.钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径 iR 。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定    0001 2 /i iiRR R Eh （ 4.18） 式中 ： iR —— 第 i 片弹簧自由状态下的曲率半径（ mm）； - 17 - 0R —— 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（ mm）； 0i —— 各片弹簧的预应力（ 2/Nmm ）； E—— 材料弹性模量（ 2/Nmm ），取 1 2 3 541R R R m m   ； ih —— 第 i 片的弹簧厚度（ mm）。        0 500 1836 5411 2 / 1 2 1 8 7 8 1 8 3 6 / 2 . 0 6 1 0 1 4i ii iRR m mR E h        (4.19) 1 2 3 541R R R m m   (4.20) 在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 0R 和各片弹簧预加应力 0i 的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径 iR 。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在 300-350N/mm2 内选取。 1-4 片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。 4. 4 钢板弹簧的刚度验算 图 4.4 单片变截面弹簧的一半 变截面钢板弹簧的尺寸如图 4.4 所示 ,此时厚度 xh 随长度的变化规律为 - 18 - '' BxAhx  ，式中，    1212' / llhhA  ；    121221' / lllhlhB  。单片钢板弹簧刚度用 下 式计 算   klll EJc 323 2/1 6  (4.21) [p]—— 缸内最大允许压力，取 3~4MPa ;  —— 缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器  =0.4~0.5；单筒式减振器  =0.3~0.35 计算出 D 后，根据标准将缸径圆整为 20、 30、 40、 50、 60 mm.      0 224 4 8 6 5 2 5 8 .51 3 .1 4 4 1 0 .4 5FD m mp       (5.9) 圆整后取 D=60 mm 储油筒直径  1 . 3 5 ~ 1 . 5 1 . 4 6 5 9 1cD D m m m m    (5.10) - 19 - 壁厚按一般情况选择为 2mm 5.4 本章小 结 本章主要对减震器进行了 介绍和 选择 ，本设计采用双向作用筒式减震器 ，并对减震器的一般尺寸进行了计算工作缸直径 D 为 60 壁厚为 2，对 减震器 主要性能 参数 进行了计算 。 第 6 章 导向机构的设计 6.1 导向机构的布置参数 1、 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心 麦 弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 6.1 所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点 E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为极 - 20 - 点 P。将 P 点与车轮接地点 N 的连线交在汽车轴线上，交点 W 即为侧倾中心。 图 6.1 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定 各数据为：  2,2   ， 30 ， mmrs 150 ， mm008oc ， d=300mm， mmB 7752155021  麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度 wh 为 spw rdk hBh   t a nc os21(6.1) 式中     mm5.1 4 6 8122s i n8 0 0s i n   ockmmdkh p 2.7 0 03 0 02s in5.1 1 4 6 8s in   代入式子 6-1 得 mmrdkhBhspw 4615 030t a n30 02c o s5.11 46 8 2.70 077 5t a nc o s2 1  (6.2) 前悬架的侧倾中心高度受到允许的轮距变化限制，并且几乎不可能超过 150mm。 此外，在前轮前驱的汽车上，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故因尽可能使前轮 - 21 - 轮荷变 化小。因此，在独立悬架中，侧倾中心高度为： 前悬 0～ 120mm，后悬 80～ 150mm。 此次设计的前悬侧倾中心高度为 46mm，因而设计符合要求。 2、侧倾轴线 在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中心的连线成为侧倾轴线，侧倾轴线应大致与 地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了是为了使得在曲线行驶前、后轴上的轴荷 变化接近相等从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许的范围内。 3、纵倾中心 麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由 E 点作减振器运动方向的垂直线。该垂直线与横臂轴 D 的延长线的交点 O 即为纵倾中心，如图 6.2 所示 图 6.2 麦弗逊式独立悬架的纵倾中心 6.2 麦弗逊式悬架导向机构设计 1、导向机构受力分析 - 22 - 图 6.3 悬架受力简图 分析如图 6.3a 所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力 3F ，可根据图上的布置尺寸求得   cdbc adFF  13 (6.3) 式中， 1F 为前轮上的静载荷 'F 减去前轴簧下质量的 1／ 2。 横向力 3F 越大，则作用在导向套上的摩擦力 fF3 越大 (f 为摩擦因数 )，这对汽车子顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式 (6-2)可知，为了减小力 3F ，，要求尺寸 c 十 b 越大越好，或者减小尺寸 a。增大尺寸 bc 使悬架占用空间增加，在布置上有困难 ;若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的 G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸 a 的目 ,又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动 G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。 2、摆臂轴线布置方式的选择 图 6.4  角变化示意图 麦弗逊式悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响汽车的纵倾稳定性，图 6.4中， C 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂轴的抗前俯角 -β 等于静平衡位置的主销后倾角 0 时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动 - 23 - 瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此， 0 值保持不变。 当 -β 与 0 的匹配使运动瞬心 C 交于前轮后方时 (图 6.4a)，在悬架压缩行程， 0角有增大的趋势 . 当 -β 与 0 的匹配使运动瞬心 C 交于前轮前方时 (图 6.4b)，在悬架压缩行程， 0角 有减小的趋势。 为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角 0 有增加的趋势。 因此，本设计 选择参数 β 能使运动瞬心 C 交于前轮后方。 3、摆臂长度的确定 图 6.5 麦弗逊式独立悬架运动特性 图 6.5 为某轿车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为 输人数据的计算结果。图中的几组曲线是下摆臂“取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，摆臂越长，YB 曲线越平缓， 即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内倾角 γ 车轮外倾角 δ 和主销后倾角 λ 曲线的变化规律也都与 YB 类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性 [10]。 所以 在本 设计 中 ，在满足布置要求的前提下尽量加长摆臂长度。 6.3 本章小 结 本章对悬架的导向机构进行了计算，重点是侧倾中心的 计算 计算得侧倾中心 - 24 - 为 46，符合前悬侧倾中心在 0~120 之间 。 同时本章 确定 了 导向机构的布置参数和前悬架麦弗逊式非独立悬架的导向机构的设计 。 结 论 悬架作为汽车的一个重要部件，连接车身于车轮之间的一个部件，使得其作用十分的重要，悬架中的弹簧和减震器在反复的运动，承受着交变载荷的反复压迫。所以强度一定要合格，麦弗逊悬架在很多车型上面都得到了很好的应用