第六章 懸架設計

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1、目 錄第一節(jié) 概述第二節(jié) 懸架結(jié)構形式分析第三節(jié) 懸架主要參數(shù)的確定第四節(jié) 彈性元件的計算第五節(jié) 減震器v 懸架：把車架（車身）與車軸（車輪）彈性地連接起來。 由彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。一、主要作用 l傳遞車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；l緩和、抑制路面對車身的沖擊和振動；l保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性。保證汽車的操縱穩(wěn)定性。二、對懸架提出的設計要求 (1)保證汽車有良好的行駛平順性。 (2)具有合適的衰減振動能力。 (3)保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 (4)汽車制動或加速時要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 (5)

2、有良好的隔聲能力。 (6)結(jié)構緊湊、占用空間尺寸要小。 (7)可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。第二節(jié) 懸架結(jié)構形式分析 一、非獨立懸架和獨立懸架 懸架 非獨立懸架獨立懸架兩側(cè)車輪通過整體式車橋相連，車橋通過懸架與車架或車身相連。如果行駛中路面不平，一側(cè)車輪被抬高，整體式車橋?qū)⑵仁沽硪粋?cè)車輪產(chǎn)生運動。 車橋是斷開的，每一側(cè)車輪單獨地通過懸架與車架（或車身）相連，每一側(cè)車輪可以獨立跳動。 1.非獨立懸架 優(yōu)點 結(jié)構簡單制造容易維修方便工作可靠 缺點 汽車平順性較差高速行駛時操縱穩(wěn)性差轎車不利于發(fā)動機、行李艙的布置。應用 ：貨車、大客車

3、的前、后懸架以及某些轎車的后懸架。非獨立懸架2.獨立懸架 優(yōu)點 l簧下質(zhì)量小；l懸架占用的空間小；l可以用剛度小的彈簧，改善了汽車行駛平順性；l由于有可能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，又改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；l左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。 缺點 結(jié)構復雜成本較高維修困難應用：轎車和部分輕型貨車、客車及越野車 二、獨立懸架結(jié)構形式分析 分類雙橫臂式單橫臂式、雙縱臂式單縱臂式單斜臂式麥弗遜式1.雙橫臂式獨立懸架l分類：兩擺臂等長的懸架、兩擺臂不等長的懸架。l其中兩擺臂不等長的雙橫臂獨立懸架廣泛應用于中高級轎車。

4、2.單橫臂式獨立懸架l結(jié)構簡單，側(cè)傾中心高，有較強的抗側(cè)傾能力的優(yōu)點。l隨著現(xiàn)汽車速度的提高，側(cè)傾中心過高會引起車輪跳動時輪距變化大，輪胎磨損加劇，而且在急轉(zhuǎn)彎時左右車輪垂直力轉(zhuǎn)移過大，導致后輪外傾增大，減少了后輪側(cè)偏剛度。 單橫臂式獨立懸掛系統(tǒng)多應用在后懸掛系統(tǒng)上，但由于不能適應高速行駛的要求，目前應用不多。 3.單縱臂式獨立懸架v單縱臂式獨立懸架：車輪在汽車縱向平面內(nèi)擺動的懸架 ，v如果轉(zhuǎn)向輪采用單縱臂式獨立懸架，車輪上下跳動將使主銷后傾角產(chǎn)生很大變化。因此，單縱臂式獨立懸架一般多用于不轉(zhuǎn)向的后輪。v如桑塔納和捷達轎車的后懸架結(jié)構：l它有一根整體的V形斷面橫梁，在其兩端焊接著變截面的管狀縱

5、臂，從而形成了一個整體構架后軸體?？v臂前端通過橡膠金屬支承與車身作鉸接式連接?？v臂后端與輪轂、減振器相連。l汽車行駛時，車輪連同后軸體相對車身以橡膠金屬支承為支點作上下擺動，相當于單縱臂式獨立懸架。當兩側(cè)懸架變形不等時，后軸體的V形斷面橫梁發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，由于該橫梁有較大的彈性，可起橫向穩(wěn)定器的作用。它不像普通帶有整體軸的非獨立懸架那樣，一側(cè)車輪的跳動會直接影響另一側(cè)車輪。因此，該懸架又稱縱臂扭轉(zhuǎn)梁式獨立懸架。4.雙縱臂式獨立懸架 雙縱臂式獨立懸架的兩個縱臂長度一般做成相等，形成平行四連桿機構。車輪上下跳動時，主銷的后傾角保持不變，這種形式的懸架適用于轉(zhuǎn)向輪。 5.單斜臂式獨立懸架 單斜臂式獨立

6、懸架的結(jié)構介于單橫臂和單縱臂之間，多用于后輪驅(qū)動汽車的后懸架上。6.麥弗遜式懸架麥弗遜懸架擁有良好的響應性和操控性，且結(jié)構簡單，占用空間小，成本低，是目前前置前驅(qū)動轎車和某些輕型客車應用比較普遍的懸架結(jié)構形式。v麥弗遜懸架以筒式減振器為滑動立柱，橫擺臂的內(nèi)端通過鉸鏈與車身相連，外端通過球鉸鏈與轉(zhuǎn)向節(jié)相連。減振器的上端與車身相連，減振器的下端與轉(zhuǎn)向節(jié)相連，車輪所受的側(cè)向力大部分由橫擺臂承受，其余部分由減振器活塞和活塞桿承受。筒式減振器上鉸鏈的中心與橫擺臂外端球鉸鏈中心的連線為主銷軸線，此結(jié)構也為無主銷結(jié)構。各種懸架運動學結(jié)構簡圖汽車懸架主要評價指標 1 ) 側(cè)傾中心高度 側(cè)傾中心位置高，它到車身

7、質(zhì)心的距離縮短，可使側(cè)傾力臂及側(cè)傾力矩小些，車身的側(cè)傾角也會減小。但側(cè)傾中心過高，會使車身傾斜時輪距變化大，加速輪胎的磨損。2 ) 車輪定位參數(shù)的變化若主銷后傾角變化大，容易使轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響汽車直線行駛穩(wěn)定性，同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度。5)懸架占用的空間尺寸 占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機的布置和從車上拆裝發(fā)動機的困難程度；占用高度空間小的懸架，則允許行李箱寬敞，而且底部平整，布置油箱容易。 3)懸架側(cè)傾角剛度 車廂側(cè)傾角與側(cè)傾力矩和懸架總的側(cè)傾角剛度大小有關，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。4)橫向剛度懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉(zhuǎn)向軸上的懸

8、架橫向剛度小，則容易造成轉(zhuǎn)向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象。懸架 雙橫臂式單橫臂式單縱臂式單斜臂式麥弗遜式扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式側(cè)傾中心比較低比較高比較低居單橫臂和單縱臂之間比較高比較低車輪定位參數(shù)的變化車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角均有變化車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化大主銷后傾角變化大有變化變化小左、右輪同時跳動時不變輪距變化小，輪胎磨損速度慢變化大，輪胎磨損速度快不變變化不大變化很小不變懸架側(cè)傾角剛度較小，需用橫向穩(wěn)定器較大，可不裝橫向穩(wěn)定器較小，需用橫向穩(wěn)定器居單橫臂式和單縱臂式之間較大，可不裝橫向穩(wěn)定器橫向剛度橫向剛度大橫向剛度小 橫向剛度較小橫向剛度大占空間尺寸占用較多占用較少幾乎不占用高度空間占用的空間小其它結(jié)構復

9、雜前懸架用得較多結(jié)構簡單、成本低，前懸架上用得少結(jié)構簡單、成本低結(jié)構簡單、緊湊，轎車上用得較多結(jié)構簡單，用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車后懸架三、前、后懸架方案的選擇采用的方案 前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架。 寶馬7系轎車的懸架系統(tǒng) 1.前輪和后輪均采用獨立懸架v 寶馬對懸掛結(jié)構進行了徹底的調(diào)整。前懸掛放棄了麥弗遜式結(jié)構，轉(zhuǎn)而采用賽車式的雙叉臂結(jié)構；v 后懸掛使用多連桿結(jié)構。懸掛阻尼控制系統(tǒng)可以獨立的改變壓力和回饋力，使新7系不僅得到了更好的操控性，而且提升了乘坐的舒適性。 底盤和內(nèi)部的結(jié)構都采用了高強度鋼材制成，車身的主要構架、引擎罩、

10、車頂、車門以及翼子板都使用了全鋁材質(zhì)，這樣使車身重量更輕，安全性更高。 v雙叉臂式懸架由上下兩根不等長V字形或A字形控制臂以及支柱式液壓減震器構成，通常上控制臂短于下控制臂。上控制臂的一端連接著支柱減震器，另一端連接著車身；下控制臂的一端連接著車輪，而另一端則連接著車身。上下控制臂還由一根連接桿相連，這根連桿同時也還與車輪相連接。在整個懸架構造中，通過對多個支點的連接提高了上下控制臂以及整個懸架的整體性。 v上下控制臂能分擔橫向作用力，令車身在過彎時更加平穩(wěn)，車輪擁有更好的貼地性 。 v多連桿獨立懸架，可分為多連桿前懸架和多連桿后懸架系統(tǒng)。其中前懸架一般為3連桿或4連桿式獨立懸架；后懸架則一般

11、為4連桿或5連桿式后懸架系統(tǒng)，其中5連桿式后懸架應用較為廣泛。 v多連桿懸架能實現(xiàn)主銷后傾角的最佳位置，大幅度減少來自路面的前后方向力，從而改善加速和制動時的平順性和舒適性，同時也保證了直線行駛的穩(wěn)定性。 2.前輪和后輪均采用非獨立懸架Mercedes-Benz G500 3.前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架Ford Mustang 2005 后非獨立懸架四、輔助元件1.橫向穩(wěn)定器通過減小懸架垂直剛度，能降低車身振動固有頻率n ，達到改善汽車平順性的目的。 2/smcn 由U形橫向穩(wěn)定桿、連接桿和支座組成，支座固定在車身上，穩(wěn)定桿兩端通過連桿與下擺臂相連。當車身只作垂直移動而兩側(cè)懸架變形相

12、等時，橫向穩(wěn)定桿在支座的套筒內(nèi)自由轉(zhuǎn)動，橫向穩(wěn)定桿不起作用。當兩側(cè)懸架變形不等而車身相對于路面橫向傾斜時，穩(wěn)定桿一端向上運動，另一端向下運動，從而被扭轉(zhuǎn)。彈性穩(wěn)定桿所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)內(nèi)力矩妨礙了懸架彈簧的變形，因而減小了車身的橫向傾斜和橫向角振動。2.緩沖塊 橡膠制造，通過硫化將橡膠與鋼板連接為一體，再經(jīng)焊在鋼板上的螺釘將 緩 沖 塊 固 定 到 車 架（車身）或其它部位上，起到限制懸架最大行程的作用 多孔聚氨指制成 ，它兼有輔助彈性元件的作用。這種材料起泡時就形成了致密的耐磨外層，它保護內(nèi)部的發(fā)泡部分不受損傷。由于在該材料中有封閉的氣泡，在載荷作用下彈性元件被壓縮，但其外廓尺寸增加卻不大，這點與橡

13、膠不同。有些汽車的緩沖塊裝在減振器上。 第三節(jié) 懸架主要參數(shù)的確定一、前后懸架的靜撓度、動撓度的選擇汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即fc=Fw/c。 1.概念1)靜撓度 fc指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。2)動撓度 fd1)使懸架系統(tǒng)有較低的固有頻率汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一； 因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。式中，c1、c2為前、后懸架的剛度（N/cm）

14、； m1、m2為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。2/2/222111mcnmcn汽車前、后部分的車身的固有頻率n1和n2（亦稱偏頻）可用下式表示：2.選擇要求及方法當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示fc1=m1g/c1 fc2=m2g/c2 式中：g為重力加速度（g=981cm/s2）。將fc1、fc2代入上式得到：2211/5/5ccfnfn希望 fc1 與 fc2 要接近，但不能相等（防止共振）希望 fc1 fc2 (從加速性考慮，若 fc2 大，車身的縱向角振動大）。2）n1與n2的匹配要合適l若汽車以較高車速駛過單個路障，n1/n21時的車身縱向角振動要比n

15、1/n21時小，故推薦取fc2=（0.80.9）fc1。l考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦fc2=（0.60.8）fc1。l為了改善微型轎車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻n2低于前懸架的偏頻n1，即： n1 n2 。 要求：方法：3） fc要合適，同時根據(jù)不同的車在不同路面條件選擇偏頻l以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。l對 普 通 級 以 下 轎 車 滿 載 的 情 況 ， 前 懸 架 偏 頻 要 求1.001.45Hz， 后懸架則要求在1.171.58Hz。l原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻

16、越小。l對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.801.15Hz，后懸架則要求在0.981.30Hz。l貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.502.10Hz，而后懸架則要求 在1.702.17Hz。4）fd的確定l懸架需要有足夠大的動撓度，以防止在不平路面行駛時碰撞緩沖塊。l乘用車一般取fd為79mm；l對客車一般取fd為58mm；l對貨車一般取fd為69mm。二、懸架的彈性特征懸架受到垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于在車身位移f（即懸架的變形）的關系曲線。1)線性彈性特性定義：當懸架變形f與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，此時懸架剛度為常數(shù) 。懸架的彈性特性有線性彈

17、性特性和非線性彈性特性兩種。1.定義2.分類特點：隨載荷的變化，平順性變化。2)非線性彈性特性定義：當懸架變形f與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化。1緩沖塊復原點 2復原行程緩沖塊脫離支架3主彈簧彈性特性曲線 4復原行程 5壓縮行程6緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線 7緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架8額定載荷特點在滿載位置（圖中點8）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好 ；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。作用在有限的動撓度fd范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量； 懸架的動容量指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構允許的最大變形為止消耗的功 （懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越?。＿x

18、用方式貨車、客車，選用剛度可變的非線性懸架(減少振動頻率和車身高度變化)。乘用車簧上質(zhì)量在使用中變化不大，但是為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時的側(cè)傾和制動點頭角與加速抬頭角，也應采用剛度可變非線性懸架。鋼板彈簧可視為線性彈簧，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變非線性彈簧。 三、貨車后懸的主、副簧的剛度匹配(1)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； (2)副簧參加工作前、后的懸架振動頻率變化不大。 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構的彈性特性。確定方法 (1) 使副簧開始起作用時的懸架撓度fa等于汽車空載時懸架的撓度f0，而使副簧開始起作用前一瞬

19、間的撓度fK等于滿載時懸架的撓度fc 。副簧、主簧的剛度比為： (2) 使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平均值，即FK=0.5（F0+FW），并使F0和FK間平均載荷對應的頻率與FK和FW間平均載荷對應的頻率相等，此時副簧與主簧的剛度比為： ca/cm=(2-2)/(+3)1/maccwFF /,0定義：簧上質(zhì)量產(chǎn)生側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。四、懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 特點：對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響，過大過小都不好。側(cè)傾剛度過小，缺乏舒適感和安全感；側(cè)傾剛度過大，汽車缺乏側(cè)翻感覺，同時輪胎側(cè)偏角偏大。如果發(fā)生在后輪回引起過多轉(zhuǎn)向趨勢。要求：側(cè)向慣性力=0

20、.4g時，乘用車側(cè)傾角為2.54 ；貨車不超過67 。第4節(jié) 彈性元件的計算鋼板彈簧一、 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 滿載弧高fa 鋼板彈簧長度L自由狀態(tài)下的弧高H0自由狀態(tài)下的曲率半徑R01.滿載弧高fa l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（不包括卷耳半徑）連線間的最大高度差。 lfa用來保證汽車具有給定的高度。 l當fa=0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作，為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常fa=1020mm。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在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。推薦在下列范圍

21、內(nèi)選用鋼板彈簧的長度： 轎車：L=（0.400.55）軸距； 貨車：前懸架：L=（0.260.35）軸距； 后懸架：L=（0.350.45）軸距。注：應盡可能將鋼板彈簧取長些的原因l增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命 。l降低彈簧剛度，改善汽車平順性。 l在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。l增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。 3.鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定a.鋼板斷面寬度b的確定 有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣

22、性矩J0。對于對稱鋼板彈簧：J0=（L-ks）3c/48E式中：s為U形螺栓中心距（mm）；k為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)（如剛性夾緊，取k=0.5，撓性夾緊，取k=0）；c為鋼板彈簧垂直剛度（N/mm），c=FW/fc；為撓度增大系數(shù)（先確定與主片等長的重疊片數(shù)n1，再估計一個總片數(shù)n0,求得=n1/m0，然后用=1.5/1.04（1+0.5）初定）E：為材料的彈性模量。鋼板彈簧總截面系數(shù)W0用下式計算：W0FW（L-ks）/4W 式中，W為許用彎曲應力。對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦W在下列范圍內(nèi)選取；前彈簧和平衡懸架彈簧為350-450N/m

23、m2；后副簧為220-250N/mm2。將式（6-6）代入下式計算鋼板彈簧平均厚度hp有了hp以后，再選鋼板彈簧的片寬b。cWpEfksLWJh6)(/2200片寬b對汽車性能的影響：l 增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。 l 前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角。片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦彈簧的總厚。 l 推薦片寬與片厚的比值b/hp在610范圍內(nèi)選取。 b.鋼板彈簧片厚h的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩J0用下式計算：J0=nbh3/12 式中，n為鋼板彈簧片數(shù)。說明：1.改變片數(shù)n、片寬b和片厚h三者之一，都影響到總

24、慣性矩J0的變化；2.總慣性矩J0的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度c的變化，也就是影響汽車的平順性變化。其中，片厚h變化對鋼板彈簧總慣性矩J0影響最大。 片厚h選擇的要求：l增加片厚h，可以減少片數(shù)n 。l鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者。 l但因為主片工作條件惡劣，為了加強主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。l為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應小于1.5。l鋼板斷面尺寸b和h應符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 二、鋼板彈簧各片長度的確定 l將各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上。l沿橫坐標量出主片長度的一半L/2和U形螺栓中心距的一

25、半s/2，得到A、B兩點，連接A、B即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。lAB線與各葉片上側(cè)邊的交點即為各片長度，如果存在與主片等長的重疊片，就從B點到最后一個重疊片的上側(cè)邊端點一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。l各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。三、鋼板彈簧剛度驗算 剛度驗算公式為其中 式中，a為經(jīng)驗修正系數(shù)，a=0.900.94； E為材料彈性模量； l1、lk+1為主片、第（k+1）片的一半長度。)(/61131kknkkYYaaEc)(111kkllakiikJY1/1111/1kiikJY用共同曲率法計算剛度的前提l 假定同一截面上各片曲率變化值相同l 各片的承受的彎矩正比于其慣

26、性矩l 同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩 四、鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算1.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0 定義：鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H0，用下式計算： H0=（fc+fa+f） 式中，fc為靜撓度； fa為滿載弧高； f為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化. 22)(3(LffsLsfcas為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑R0=L2/8H02.鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 原則：因鋼板

27、彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預應力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 Ri=R0/1+(20iR0)/Ehi 式中，Ri為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；R0為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；0i為各片彈簧的預應力（N/mm2）；E為材料彈性模量（N/mm2），取E=2.1105N/mm2；hi為第i片的彈簧厚度（mm）。原則：在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑R0和各片彈簧預加應

28、力0i的條件下，計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及一其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力。這此，選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：l對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；l對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300-350N/mm2內(nèi)選取。1-4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。01niiM010iniiW如果第i片的片長為Li，則第i片

29、彈簧的弧高為HiLi2/8Ri 或五、鋼板彈簧強度驗算 前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力max用下式計算 max=G1m1l2（l1+c）/（l1+l2）W0 式中 G1為作用在前輪上的垂直靜負荷； m1為制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 轎車：m1=1.21.4， 貨車：m1=1.41.6； l1、l2為鋼板彈簧前、后段長度； 道路附著系數(shù)，取0.8； W0為鋼板彈簧總截面系數(shù)； c為彈簧固定點到路面的距離 1.緊急制動時 max=G2m2l1（l2+c）/（l1+l2）W0+G2m2/bh1 式中，G2為作用在后輪上的垂直靜負荷； m2為驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 轎車：m2=1

30、.251.30， 貨車：m2=1.11.2； 為道路附著系數(shù)； b為鋼板彈簧片寬； h1為鋼板彈簧主片厚寬。 2.汽車驅(qū)動時 后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應力max用下式計算：鋼板彈簧主片卷耳受力如圖6-17所示。卷耳所受應力是由彎曲應力和拉（壓）應力合成的應力=3Fx（D+h1）/bh12+Fx/bh1 3.鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 式中：Fx為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力； D為卷耳內(nèi)徑； b為鋼板彈簧寬度； h1為主片厚度。l許用應力取為350N/mm2。l對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到擠壓應力： z=Fs/bd。 其中， Fs為滿載靜止時

31、鋼板彈簧端部的載荷； b為卷耳處葉片寬； d為鋼板彈簧銷直徑。l用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應力z取為3-4N/mm2；用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應力z7-9N/mm2。l鋼板彈簧多數(shù)情況下采用55SiMnVB鋼或60Si2Mn鋼制造。常采用表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應力噴丸兩種，后者可使鋼板彈簧表面的殘余應力比前者大很多。第5節(jié) 減震器作用：衰減振動（抑制彈簧吸震后反彈的沖擊及路面沖擊）分類：設計基本要求： 1.使用期間能保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定； 2. 有足夠壽命。搖

32、臂式搖臂式筒式筒式單筒式單筒式雙筒式雙筒式充氣筒式充氣筒式單向作用式單向作用式雙向作用式雙向作用式一、減震器工作原理二、相對阻尼系數(shù)1.減震器卸荷閥打開前，阻力F與減震器振動速度V之間的關系為：F=v右圖為減振器的阻力（F）速度（V）特性圖。特點如下：1)阻力速度特性曲線由四段近似直線的線段組成。其中壓縮行程和伸張行程各占兩段。2)有四個阻尼系數(shù)（各線段特性曲線的斜率為減振器的阻尼系數(shù)=F/v）3)壓縮行程阻尼系數(shù)為Y=FY/VY 伸張行程阻尼系數(shù)為s=Fs/Vs Ys2. 相對阻尼系數(shù) 汽車懸架系統(tǒng)裝有減振器有阻尼簧上質(zhì)量振動為周期衰減振動振動衰減速度用相對阻尼系數(shù)來評定。 1) 的物理意義

33、 的表達式： c為懸架垂直剛度；ms為簧上質(zhì)量的物理意義：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。選取原則：1.通常情況下，壓縮行程相對阻尼系數(shù)Y取得比較小，伸張行程相對阻尼系數(shù)s取大些。兩者之間的關系為： Y=(0.250.50) s。2.設計時，首先選?。?=(Y +s)/2）3.無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取=0.250.35；有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 取更小。4.行駛路面較差的汽車， 應取大些，一般s0.3；為避免懸架碰撞車架，取Y =0.5 s。 三、減震器阻尼系數(shù)的確定l理論上， 實際上，根據(jù)實際結(jié)構布置特點，阻尼系數(shù)為：l n雙橫臂下臂

34、長；a減震器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離。sm222/2anms 減震器如圖b安裝時，阻尼系數(shù)為： 減震器如圖c安裝時，阻尼系數(shù)為： 結(jié)論：下擺臂長度n不變時，改變減震器在下擺臂上的固定點位置或者減震器軸線與鉛垂線之間的夾角，減震器阻尼會發(fā)生變化。)cos/(2222anms2cos/2sm四、最大卸荷力F0的確定l為了減少傳遞到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度Vx。在減震器安裝如圖b所示時：l式中， Vx卸荷速度，一般為0.150.30m/s；A車身振幅，取 ；懸架振動固有頻率。l如果已知伸張行程時阻尼系數(shù)s，在伸張行程的最大卸荷力F0= s Vx.naAVx/cosmm40五、筒式減震器工作缸直徑D為根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為：其中：p工作缸最大允許壓力，取34MPa； 連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式取=0.40.5，單筒式取 =0.30.35； 工作剛徑取值：D=20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等。要遵守標準：QC/天91-1999汽車筒式減振器 尺寸系列及技術條件，貯油筒直徑Dc=（1.351.50）D，壁厚取為2mm，材料選為20鋼。)1(420pFD