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目錄 1 前言 1 2 總體方案論證 .3 2.1 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架 .3 2.2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 .3 2.3 懸架選擇的方案確定 .3 3 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響 .5 3.1 懸架靜撓度 .5 3.2 懸架動(dòng)撓度 .6 3.3 懸架彈性特性 6 3.4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 .7 4 彈性元件的設(shè)計(jì) 9 4.1 螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 9 4.2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 9 4.2.1 鋼板彈簧的布置方案 9 4.2.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 9 4.2.3 鋼板彈簧各片長度的確定 .12 4.2.4 鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 .13 4.2.5 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 .14 4.2.6 鋼板彈簧總成弧高的核算 .15 4.2.7 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 .16 5 減震器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計(jì)算 .18 5.1 減震器的分類 .18 5.2 相對阻尼系數(shù) .18 5.3 減震器阻尼系數(shù)的確定 .19 5.4 最大卸荷力的確定 .20 5.5 筒式減震器工作缸直徑的確定 .20 6 結(jié)論 21 參考文獻(xiàn) 22 致 謝 23 附 錄 24 1 1 前言 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián) 系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動(dòng)以及調(diào)節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關(guān)裝置 的總稱。 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并 緩和汽車駛過不平路面時(shí)所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，以保證 汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，依靠彈性元 件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達(dá) 到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質(zhì)量(即簧載質(zhì)量)、非懸 掛質(zhì)量(即非簧載質(zhì)量)和彈簧(彈性元件)組成的振動(dòng)系統(tǒng)，承受來自不平路面、空 氣動(dòng)力及傳動(dòng)系、發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)。為了迅速衰減不必要的振動(dòng)，懸架中還必須包括 阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠 傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)。導(dǎo)向機(jī) 構(gòu)決定了車輪跳動(dòng)時(shí)的運(yùn)動(dòng)軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側(cè)傾中心及 縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有 些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。 盡管一百多年來汽車懸架從結(jié)構(gòu)型式到作用原理一直在不斷地演進(jìn)，但從結(jié)構(gòu) 功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成。在有些情況下， 某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用， 麥克弗遜懸架(McPhersonstrutsuspension，或稱滑柱擺臂式獨(dú)立懸架)中的減振器 柱兼起減振器及部分導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用。 如前所述，汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成了一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，該振動(dòng)系 統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速、 燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)性。該振動(dòng)系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的 動(dòng)載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾 能力也起著決定性作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮以下幾個(gè)方面的要求： a、通過合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性， 既具有較低的振動(dòng)頻率、較小的振動(dòng)加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架 的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力； b、合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳 遞，保證車輪跳動(dòng)時(shí)車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操 縱穩(wěn)定性的要求； c、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，否則可 能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振； d、側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車制動(dòng)和 加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動(dòng)和加速時(shí)的車身縱傾（即所謂“點(diǎn) 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 2 頭”和“后仰” ） ； e、懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量小； f、便于布置，在轎車設(shè)計(jì)中特別要考慮給發(fā)動(dòng)機(jī)及行李箱留出足夠的空間； g、所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命； h、制造成本低； i、便于維修、保養(yǎng)。 為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動(dòng) 系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適的頻段，并盡量可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應(yīng)合 理。 本課題的名稱是進(jìn)行 YC1020 貨車的前后懸架設(shè)計(jì)。課題來源于鹽城奧馳機(jī)械 有限公司。主要研究的內(nèi)容是 1.進(jìn)行前后懸架的底盤布置；2.懸架結(jié)構(gòu)型式分析和 主要參數(shù)的確定；3.用 AUTOCAD 完成懸架裝配圖及主要零件圖。解決的問題有 1.解 決汽車零部件企業(yè)麥弗遜懸架產(chǎn)品開發(fā)過程中設(shè)計(jì)與產(chǎn)品建模等問題；2.規(guī)范合理 的型式和尺寸選擇，結(jié)構(gòu)和布置合理；3.分析其結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)的確定。 鑒于 QF1020 輕型貨車的特點(diǎn)，綜合懸架的各自特性以及成本等方面，貨車前 部載人，后部載貨，故將汽車的前懸設(shè)計(jì)為麥弗遜懸架，后懸設(shè)計(jì)為鋼板彈簧懸架。 3 2 總體方案論證 2.1 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架 根據(jù)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，汽車懸架可分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架兩大類。非 獨(dú)立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當(dāng)單邊車 輪駛過凸起時(shí)，會直接影響另一側(cè)車輪。獨(dú)立懸架左右車輪各自“獨(dú)立”地與車架 或車身相連或構(gòu)成斷開式車橋。 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架，其主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu) 簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點(diǎn)是：由于整車布置上的限制，鋼板彈 簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架） ，使之剛度較大，所以汽車平順性較差； 簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時(shí)，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身 傾斜；當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動(dòng)時(shí)，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪 跳動(dòng)時(shí)，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉；當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段 上時(shí)，由于左、右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)或只有一側(cè)車輪跳動(dòng)時(shí)，不僅車輪外傾角有變 化，還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向 特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。這種懸架主演運(yùn)用在總質(zhì) 量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是:非懸掛質(zhì)量小,懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小,有利 用于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能;左右車輪的跳動(dòng)沒有直接的相互影 響,可減少車身的傾斜和振動(dòng);占有橫向空間少,便于發(fā)動(dòng)機(jī)布置,可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)的 安裝位置,從而降低汽車質(zhì)心位置,有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性;易于實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)輪 轉(zhuǎn)向。 2.2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 獨(dú)立懸架有多種結(jié)構(gòu)形式,主要分為雙橫臂式；單橫臂式；雙縱臂式；單縱臂 式；麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動(dòng)臂式等幾種類型。 對于不同結(jié)構(gòu)形式的獨(dú)立懸架，不僅結(jié)構(gòu)特點(diǎn)不同，而且許多基本特征也有較 大區(qū)別。時(shí)常從側(cè)傾中心高度，車輪定位參數(shù)的變化，懸架側(cè)傾角剛度，橫向剛度 幾個(gè)方面進(jìn)行評價(jià)。 不同類型的懸架占用的空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動(dòng)機(jī)的布 置和從車上拆裝發(fā)動(dòng)機(jī)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。因此懸架占用的空間尺寸也用來作為評價(jià)指標(biāo)之一。 2.3 懸架選擇的方案確定 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 4 目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨(dú)立懸架；前輪采用 獨(dú)立懸架，后輪采用非獨(dú)立懸架；前輪與后輪均采用獨(dú)立懸架等幾種。 前、后懸架均采用非縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，內(nèi)側(cè)懸架處 于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài)，于是內(nèi)側(cè)懸架受到拉伸,外側(cè)懸架受到壓縮，結(jié) 果與懸架固定連接的車軸（橋）的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度 α。對前 軸，這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢。汽 車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后邊吊耳低，于是懸架的瞬時(shí)運(yùn) 動(dòng)中心位置降低，結(jié)果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向趨勢。 另外，前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時(shí)，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不 能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以前懸架采用獨(dú)立懸架。 針對本課題(1020 輕型貨車的懸架)從經(jīng)濟(jì)性,結(jié)構(gòu)布置的合理性等方面考慮前 懸架采用麥弗遜懸架,后懸架采用鋼板彈簧懸架。如圖 2.1 為麥弗遜懸架。 3 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響 3.1 懸架靜撓度（公式來自《汽車設(shè)計(jì)》第四版） 懸架靜撓度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷 與此時(shí)懸架剛度 c 之比，即cf WF 。FfWc/? 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)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(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率 和1n (亦稱偏頻)可用下式表示2n n2= （3-1）112mcn??1cm? 式中， 、 為前、后懸架的剛度(N／cm)； 、 為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。1c2 12 當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 = （3-1cgf?2cfg 2） 式中，g 為重力加速度(g＝981cm／ )。2s 將 、 代人式(3-1)到1cf2 n2= （3-15cfn?5cf 3） 5 分析上式可知：懸架的靜撓度 直接影響車身振動(dòng)的偏頻 n。因此，欲保證汽cf 車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值 和 時(shí)，使之接近，并且后懸架的靜撓度1cf2 比前懸架的靜撓度 小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。理論分2cf 1cf 析證明：若汽車以較高車速駛過單個(gè)路障， / ＜1 時(shí)的車身縱向角振動(dòng)要比 /n1n ＞ 1 時(shí)小，故推薦取 ＝（0.8～0.9） 。考慮到貨車前后軸荷的差別和駕駛n2cfcf 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 ＝（0.6～0.8） 。為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性，有時(shí)取后2cf 1cf 懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運(yùn)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。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要 求在 1.00～1.45Hz，后懸架則要求在 1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸 架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在 0.80～1.15Hz，后懸架 則要求在 0.98～1.30Hz。貨車滿載時(shí)，前懸架偏頻要求在 1.50～2.10Hz，而后懸 架則要求在 1.70～2.17Hz。取 =1.5Hz， =1.7Hz。代入（3-3）得 =11.11cm,1n2 1cf =8.65cm 取 =11cm， =8cm。2cf1cf2cf 3.2 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形df (通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的 1／2 或 2／3)時(shí)，車輪中心相對車架(或車身) 的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩 沖塊。對轎車， 取 7～9cm；對大客車， 取 5～8cm；對貨車， 取 6～9cm。df df df 由此可以看出，為了得到很好的平順性，應(yīng)當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的 懸架在一定的載荷下其變形也大。對于一般貨車懸架總的工作行程即靜撓度與動(dòng)撓 度之和應(yīng)當(dāng)不小于 13cm。懸架的靜撓度及動(dòng)撓度值受到汽車總布置允許的工作行程 的限制，取前后懸架的動(dòng)撓度均為 130mm。 前懸架單側(cè)懸架設(shè)計(jì)簧載質(zhì)量 445kg,空載簧載質(zhì)量 408kg，設(shè)計(jì)偏頻為 =1.5Hz，后懸架單側(cè)懸架設(shè)計(jì)簧載質(zhì)量 620kg,空載簧載質(zhì)量 357kg，設(shè)計(jì)偏頻為1n =1.7Hz，為了滿足空載時(shí)的偏頻要求，代入（3-1）得 =31.54N/mm， =55N/mm。c2c 3.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 與由此所引起的車輪中心相對于車身位移 (即懸架的f 變形)的關(guān)系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當(dāng)懸架變形廠與所受 垂直外力 F 之間呈固定比例變化時(shí)，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時(shí) 懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)懸架變形 與所受垂直外力 F 之間不呈固定比例變化時(shí)，彈性f 特性如圖 3-1 所示。此時(shí)，懸架剛度是變化的，其特點(diǎn)是在滿載位置(圖中點(diǎn) 8)附 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 6 近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠(yuǎn)的兩端，曲線變陡，剛 度增大。這樣可在有限的動(dòng)撓度 范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動(dòng)容量。懸架的df 動(dòng)容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。懸 架的動(dòng)容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 空載與滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的 變化，應(yīng)當(dāng)選用剛度可變的非線性懸架。轎車簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大，但 為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)的側(cè)傾與制動(dòng)時(shí)的前俯角和加速時(shí)的 后仰角，也應(yīng)當(dāng)采用剛度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣 彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 圖 3.1 懸架彈性特性曲線 1—緩沖塊復(fù)原點(diǎn) 2—復(fù)原行程緩沖塊脫離支架 3—主彈簧彈性特性曲線 4—復(fù)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(shí)開始接觸彈性支架 8—額定載荷 3.4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 主銷的工作原理:汽車主銷并沒有一個(gè)固定的模式,不同類型的汽車主銷的表現(xiàn) 形式也不同.汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉(zhuǎn)向輪,轉(zhuǎn)向輪又始終圍繞誰在轉(zhuǎn),具備 了這兩個(gè)條件的就可以稱為“主銷” 。 A.主銷后傾角:主銷軸線在縱向平面內(nèi)與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾 角. 主銷后傾角的作用: a)保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。主銷后傾角越大,行駛中產(chǎn)生的離心力就越大, 汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好.但主銷后傾角越大,汽車轉(zhuǎn)向時(shí)所克服的反向推力就 越大,轉(zhuǎn)向就越重,所以主銷后傾角不能超過 3°。 b)適當(dāng)加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法。 主銷后傾角取 3°。 B.主銷內(nèi)傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時(shí),上斷略微向內(nèi)傾斜一個(gè)角度,這個(gè)角度叫主銷內(nèi)傾 角。 (a)主銷內(nèi)傾角的作用： a) 幫助車輪自動(dòng)回正; b) 使轉(zhuǎn)向輕便。 (b)主銷內(nèi)傾角的確定： 傳統(tǒng)汽車的主銷內(nèi)傾角通常在 6°～8°,而 20 世紀(jì) 70 年代以后開發(fā)的無論是 麥弗遜懸架還是燭式懸架,主銷內(nèi)傾角通常在 10°30′～12°30′左右。懸架取 9°。 7 4.彈性元件的計(jì)算 4.1 螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 螺旋彈簧作為彈性元件,其結(jié)構(gòu)簡單、制造方便及其有高的比能容量,有良好的 乘坐舒適性和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在大擺動(dòng)能量下仍能具有保持車輪定位角的能力。 選取[τ]=350mPa 切變模量 G=280GPa 的彈簧鋼的材料 a)根據(jù)總體布置要求及懸架的具體結(jié)構(gòu)形式可知彈簧的剛度 C =31.54N/mm,設(shè)S 計(jì)載荷時(shí)彈簧受力 P =4361N,及彈簧高度 Hi=300mm,彈簧在壓縮行程極限位置時(shí)彈簧i 高度 H =210mm,自由高度 H=390mm。m b)初選彈簧中徑簧圈中徑取 D=142mm,鋼絲直徑 12mm,彈簧材料 65Mn， 有效圈數(shù) n=4.5 節(jié)距 t=48mm 自由高度 H=380mm 彈簧指數(shù) c=D /d=9.45 代入求得 K =1.154 m' 求出彈簧在完全壓緊時(shí)的載荷 P 與彈簧的最大載荷 Ps m P =P +C (H +H )iSis 求得 P =9964N,P =7992.9N。s 進(jìn)行校核：驗(yàn)證 3'max8dD??? K 為修正系數(shù)，K =' ' c615.04?? 將 =853N／ , =685N／s?2ax?2 =0.63 =750N／ 。max??? 彈簧合適。 4.2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 4.2.1 鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因?yàn)橐獋鬟f縱向力，必須設(shè)置附加 的導(dǎo)向傳力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應(yīng)用。縱置 鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故采用縱置鋼板彈簧。 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 8 中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等， 則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上 的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動(dòng)，又要改變軸距或者通過變化軸距 達(dá)到改善軸荷分配的目的時(shí)，才采用不對稱式鋼板彈簧。所以采用對稱式鋼板彈簧。 4.2.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 初始條件：滿載靜止時(shí)滿載時(shí)簧上質(zhì)量 620kg,空載時(shí)簧上質(zhì)量為 357kg。靜撓 度為 110mm,動(dòng)撓度為 130mm。軸距 2350mm，半軸套直徑 80mm。 A.滿載弧高 af 滿載弧高 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(圖 4.1)。 用來保證汽車具有給定af 的高度。當(dāng) ＝0 時(shí)，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時(shí)能得af 到足夠的動(dòng)撓度值，常取 ＝10～20mm。取 =20mm。afaf B.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。增加鋼板彈簧長度 L 能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車平順性；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。鋼板彈簧的縱向角剛度 系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時(shí)，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈 簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形；選用長些的鋼板彈 簧，會在汽車上布置時(shí)產(chǎn)生困難。原則上在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板 彈簧取長些。推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：貨車前懸架， L=（0.26～0.35）軸距，后懸架 L=（0.35～0.45）軸距。設(shè)計(jì)取長度 L 為 40%軸距， 則 L=40%×2350mm≈940mm。 圖 4.1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 C.鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 a)鋼板斷面寬 b 的確定有關(guān)鋼板彈簧的剛度、強(qiáng)度等，可按等截面簡支梁的計(jì) 算公式計(jì)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(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩 。對于對稱鋼板彈簧0J (4-1)EcksL48/])[(30?? 式中，s 為 U 形螺栓中心距(mm)；是為考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系 數(shù)(如剛性夾緊，取 ，撓性夾緊，取 )；c 為鋼板彈簧垂直剛度(N／mm)，5.k0? ; 為撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù) ，再估計(jì)一個(gè)總片cWfF/?? 1n 數(shù) =6，求得 =0.16，然后用 初定 )；E 為材料的0n01/n?? )]5.(4.1/[???? 彈性模量。E 取 2.06× Mpa,可求出5 =1.5HzcWfF/? 9 =1.332)]5.01(4./[???? 由 ，求出 =7643.2N/mmEcksLJ48/])[(30??J 鋼板彈簧總截面系數(shù) 用下式計(jì)算0W ≥ (4-2)][4/)([WWksLF?? 式中， 為許用彎曲應(yīng)力。??W? 對于 60Si2Mn 等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦 在下列范圍內(nèi)選?。呵皬?? 簧和平衡懸架彈簧為 350～450N／ ；后主簧為 450～550N／ ；后副簧為2m2m 220～250N／ 。2m 取 500N／??W 將式(4-2)代人下式計(jì)算鋼板彈簧平均厚度 ph (4-3)??cWpEfksLJh6)(2 20???? 求得 =9.613mm,ph 有了 以后，選鋼板彈簧的片寬 b。增大片寬，能增加卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受 側(cè)向力作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。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和彈簧的總厚。推 薦片寬與片厚的比值 在 6～10 范圍內(nèi)選取。取 b=70mm。phb/ 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 用下式計(jì)算0J (4-4)12/30nbhJ? 式中，n 為鋼板彈簧片數(shù)。求得 h=9.7mm 由式(4-4)可知，改變片數(shù) n、片寬 b 和片厚 h 三者之一，都影響到總慣性矩 的變化；再結(jié)合式(4-1)可知，總慣性矩 的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度0J 0J c 的變化，也就是影響汽車的平順性變化。其中，片厚丸的變化對鋼板彈簧總慣性 矩了。影響最大。增加片厚九，可以減少片數(shù) n。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。但因?yàn)橹髌ぷ鳁l件惡劣，為了加強(qiáng)主片及 卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時(shí)，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜 超過三組。為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于 1.5。 最后，鋼板斷面尺寸 b 和 h 符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 圖 4.2 葉片斷面形狀 a)矩形斷面 b)T 形斷面 c)單面有拋物線邊緣斷面 d)單面有雙槽的斷面 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 10 c)鋼板斷面形狀矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上(圖 4.2a)。工作時(shí)一面受拉應(yīng)力，另一面受壓應(yīng)力作用，而且上、下表面的名義拉應(yīng) 力和壓應(yīng)力的絕對值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的 一面首先產(chǎn)生疲勞斷犁。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖 4.2b、c、d)， 其中性軸均上移，使受拉應(yīng)力作用的一面的拉應(yīng)力絕對值減小，而受壓應(yīng)力作用的 一面的壓應(yīng)力絕對值增大，從而改善了應(yīng)力在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧 的疲勞強(qiáng)度和節(jié)約近 10％的材料。采用矩形斷面。 d)鋼板彈簧片數(shù) n 片數(shù) n 少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的干摩擦， 改善汽車行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料利用 率變壞。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。用變 截面少片簧時(shí)，片數(shù)在 1～4 片之間選取。 設(shè)計(jì)采用多片普通鋼板彈簧，片數(shù)取 8 片。 4.2.3 鋼板彈簧各片長度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強(qiáng)度梁，形狀為菱形(兩個(gè)三角形)。 將由兩個(gè)三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小 不同依次排列、疊放到一起，就形成接近實(shí)用價(jià)值的鋼板彈簧。實(shí)際上的鋼板彈簧 不可能是三角形，因?yàn)闉榱藢摪鍙椈芍胁抗潭ǖ杰囕S(橋)上和使兩卷耳處能可靠 地傳遞力，必須使它們有一定的寬度，因此應(yīng)該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧 (圖 4.3)替代三角形鋼板彈簧才有真正的實(shí)用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的 寬度，但長度不同。鋼板彈簧各片長度就是基于實(shí)際鋼板各片展開圖接近梯形梁的 形狀這一原則來作圖的。首先假設(shè)各片厚度不同，則具體進(jìn)行步驟如下： 先將各片厚度 的立方值 按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在 圖上(圖 4.4)，再ih3i i0? 沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半 L／2 和 U 形螺栓中心距的一半 s/2，得到 A、B 兩點(diǎn)， 連接 A、B 即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB 線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片 長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從月點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連 一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度。各片實(shí)際長度尺寸需經(jīng)圓整后 確。求得各片的長度為 =940mm, =940mm, =818mm, =697mm, =576mm, =454mm,1l2l3l4l5l6l =333mm, =211mm.7l8l 圖 4.3 雙梯形鋼板彈簧 圖 4.4 確定鋼板彈簧各片長度的作圖法 4.2.4 鋼板許用靜彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 用公式： ，?????MPafc)31524(5.139～～ ??? 算出 =485.5Mpa。 在用公式： ，2max)(6ksLfEhdcp? 11 算出 =447.95Mpa≤900Mpa。max? ∴所選鋼板彈簧合適。 4.2.5 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 a)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和 U0H 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(圖 4-1)，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ，用下式計(jì)算 (4-5))(0ffac??? 式中， 為靜撓度； 為滿載弧高； 為鋼板彈簧總成用 U 形螺栓夾緊后引起的cfaf 弧高變化， ；s 為 U 形螺栓中心距；L 為鋼板彈簧主片長度。2))(3Lfsfc???? =18.3mm, =148mm。f0H 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 =860mm。0208/HR? b)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝 配后的曲率半徑不同(圖 4.5)，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的 曲率半徑 各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈iR 簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命接近。 圖 4.5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 (4-6))2(10REhii??? 式中， 為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)； 為鋼板彈簧總成在自iR 0 由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)； 為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力(N／ )；正為材料彈性模量i0 2m (N／ )，取 N/ ； 為第 i 片的彈簧厚度(mm)。2m51.??E2mih 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的曲率半徑 和各片彈簧預(yù)應(yīng)力 條件下，0Ri0? 可以用式(4-6)計(jì)算各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 。選取各片彈簧預(yù)應(yīng)力時(shí)，i 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 主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng) 力。 為此，選取各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧， 各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。 推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在 300～350N／ 內(nèi)選取。2m 1～4 片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片到短片由負(fù)值逐 漸遞增至正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩 之代數(shù)和等于零 ，即iM??4 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 12 =0 (4-7)?? niiM1 或 =0 (4-8)i niW?10? 各片彈簧的預(yù)應(yīng)力為 :i0 =-90Mpa, =-60Mpa, =-180Mpa, =-300Mpa, =0Mpa, =30Mpa01?0230405?06 =60Mpa, =180Mpa。78 用式(4-6)計(jì)算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 。iR =2910mm, =2368mm, =2037mm, =1786mm, =1697mm, =1642mm,1R23R456 =1642mm, =1642mm78 如果第 i 片的片長為 ，則第 i 片彈簧的弧高為iL (4-9)iiiH8/2? 算得 =38mm, =46mm, =41mm, =34mm, =24mm, =15.6mm,1H23456H =8.4mm, =3.4mm。78 4.2.6 鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑 是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力 后用式(4-6)iRi0? 計(jì)算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式 計(jì)算的結(jié)果會不208/L? 同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)， 由此可求得等厚葉片彈簧的 為0R (4-10)??niiiLR10 式中， 為鋼板彈簧第 i 片長度。求得 =905mm。iL0 鋼板彈簧總成弧高為 (4-11)28/RH? 求得 H=140mm。 用式(4-11)與用式(4-5)計(jì)算的結(jié)果相近,所選鋼板合適。 4.2.7 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 a)汽車驅(qū)動(dòng)時(shí)，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力 用下式計(jì)算max? (4-12)1 '2021'max)(bhmGWlc???? 式中，G2 為作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷；m；為驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： 13 ＝1.25～1.30，貨車： ＝1.1～1.2； 為道路附著系數(shù)；b 為鋼板彈簧片寬；'2m'2m? 為鋼板彈簧主片厚度。1h 此外，還應(yīng)當(dāng)驗(yàn)算汽車通過不平路面時(shí)鋼板彈簧的強(qiáng)度。許用應(yīng)力[ ]取為? 1000N／ 。2 =894.8N／ 1000N／ ,max?22 所以選用的鋼板合適。 b)鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度核算鋼板彈簧主片卷耳受力如圖 4.7 所示。卷 耳處所受應(yīng)力 是由彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力。 圖 4.6 汽車制動(dòng)時(shí)鋼板彈簧的受力圖 圖 4.7 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 (4-13)121)(3bhFDxx??? 式中， 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xF 簧寬度； 為主片厚度。1h 許用應(yīng)力[ ]取為 350N／ 。?2m =117.9N／ 350N／2 合適。 對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力 。bdFsZ?? 其中， 為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷；b 為卷耳處葉片寬；d 為鋼板彈簧銷sF 直徑。 用 30 鋼或 40 鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時(shí)，彈簧銷許用擠壓應(yīng)力[ ]取為Z? 3～4N／ ；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(yīng)力2m [ ]≤7～9N／mm2。Z? 鋼板彈簧 60Si2Mn 鋼制造。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(yīng)力噴丸兩種，本設(shè)計(jì)中采用后 者,這樣可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多。 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 14 5 減振器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計(jì)算 5.1 減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振 動(dòng)時(shí)，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動(dòng)阻力， 將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍空氣中去，達(dá)到迅速衰減振動(dòng)的目的。如果 能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱之為單向 作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好所以采用 后種。 根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在 比較大的工作壓力(10—20Mpa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工 作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為 2.5～5Mpa，但是因 為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式 和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪 聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以采用此種減振器。 設(shè)計(jì)減振器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能 穩(wěn)定。 5.2 相對阻尼系數(shù) 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力 F 與減振器振動(dòng)速度 之間有如下??4v 關(guān)系 (5-1)v?? 式中， 為減振器阻尼系數(shù)。? 圖 5.1b 示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點(diǎn)：阻力－速度特 性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段； 各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù) ，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在vF/?? 沒有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮 15 行程的阻尼系數(shù) 與伸張行程的阻尼系數(shù) 不等。YYvF/?? SSvF/?? 圖 5.1 減振器的特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對阻尼系數(shù) 的? 大小來評定振動(dòng)衰減的快慢程度。 的表達(dá)式 為???4 (5-2)scm2?? 式中，c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； 為簧上質(zhì)量。s 式(5-2)表明，相對阻尼系數(shù) 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛 度 c 和不同簧上質(zhì)量 的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 值大，振動(dòng)sm? 能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身； 值小則反之。通常情況下， 將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù) 取得小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(shù) 取得大Y?S 些。兩者之間保持 ＝(0.25～0.50) 的關(guān)系。YS 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取 與 的平均值 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取S ＝0.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 值取小些。對于行駛路面條件?? 較差的汽車， 值應(yīng)取大些，一般取 ＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取 ＝0.5S Y? 。S =0.35 則取 =0.5 =0.175Y?S 5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) 。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率 ，所以理論cm?2? smc/?? 上 。實(shí)際上應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當(dāng)??sm2? 減振器如圖 5.2a 安裝時(shí)，減振器阻尼系數(shù) 用下式計(jì)算? 圖 5.2 減振器安裝位置 (5-3)2ans??? 中，n 為雙橫臂懸架的下臂長；a 為減振器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上 的鉸接之間的距離。 減振器如圖 5.2b 所示安裝時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計(jì)算 (5-4)????2cosanm? 式中，a 為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 減振器如圖 5.2c 所示安裝時(shí)，減振器的阻尼系數(shù) 用下式計(jì)算? (5-5)??2cos? 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì) 16 分析式(5-3)～式(5-4)可知：在下橫臂長度 n 不變的條件下，改變減振器在下 橫上的固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 ，會影響減振器阻尼系數(shù) 的變化。 前后懸架的減振器均采用圖 5-2c 所示安裝的,所以代人數(shù)據(jù)進(jìn) 5-5 可以求得前 懸架減振器的 =63.153 后懸架減振器的 =99.51?? 5.4 最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打 開卸荷。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 。在減振器安裝如圖 8－2c 所示時(shí)xv (5-6)naAx/cos???? 式中， 為卸載速度，一般為 0.15～0.30m/s；A 為車身振幅，取±40mm， 為懸xv ? 架振動(dòng)固有頻率。 減振器 =126.56mm。x 又已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù) ，載伸張行程的最大卸荷力 。S? xSvF??0 求得減振器 =7992.9N。0F 5.5 簡式減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 計(jì)算工作缸直徑 D0F （5-??)1(420??pD? 7） 式中， 為工作缸最大允許壓力，取 3～4Mpa； 為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙??p ? 筒式減振器取 ＝0.40～0.50，單筒式減振器取 ＝0.30～0.35。? 壁厚取為 4mm，材料選 20 號鋼。 求得減振器 D=52mm。 6 結(jié)論 懸架主要是針對 QF1020 輕型貨車而設(shè)計(jì)的。懸架的主要?jiǎng)?chuàng)新點(diǎn)在于麥弗遜懸 17 架的突出特點(diǎn)在于可將導(dǎo)向機(jī)構(gòu)及減振器裝置集合在一起,可將多個(gè)零件集成在一 個(gè)單元里。這樣一來,相對于雙橫擺臂懸架而言,他不僅簡化了結(jié)構(gòu),減小了質(zhì)量,還 節(jié)省了空間,降低了執(zhí)照成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于車身前部地板的構(gòu) 造和發(fā)動(dòng)機(jī)布置。另外,當(dāng)車輪跳動(dòng)時(shí),其輪距和前束及車輪外傾角等均改變不大, 減輕了輪胎的磨損,也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。前懸架采用獨(dú)立懸架,后懸架 采用非獨(dú)立懸架。這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時(shí)還具有一定的剛度。不足的是,后 懸架采用的是鋼板彈簧降低了乘坐的舒適性。 懸架設(shè)計(jì)中由于考慮成本與安裝復(fù)雜性問題,采用了純機(jī)械結(jié)構(gòu)。在以后可以 改進(jìn)為用一個(gè)有自身能源的動(dòng)力發(fā)生器來代替被動(dòng)懸架中的彈簧和減振器的主動(dòng)懸 架,這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能。 參考文獻(xiàn) [1]張金柱.懸架系統(tǒng)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005 [2]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京::機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [3]劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001. 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