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1、山東科技大學學士學位論文 摘要 本文通過傳統(tǒng)的設計計算方法和計算機技術相結合，以依維柯歐霸輕卡為原型車，詳細設計計算了漸變剛度鋼板彈簧后懸架。 文中首先介紹了懸架系統(tǒng)領域的研究與設計及其發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢；其次詳細概述了懸架系統(tǒng)對汽車平順性和操縱穩(wěn)定性的影響；再次著重闡述了鋼板彈簧懸架設計的詳細步驟和設計要求，各主要零部件結構的選型及計算；板簧弧高及曲率半徑的計算，材料強度、剛度的驗算、校核；減振器的選??；最后還根據(jù)SAE圓弧法做了鋼板彈簧的運動分析計算，分析了板簧系統(tǒng)關鍵點軌跡和關鍵角的變化，并用最小二乘法求出關鍵點軌跡的曲率中心和曲率半徑。鋼板彈簧懸架有結構簡單，工作可靠，制造成本低等特

2、點，長期以來在各種大中型車輛上得到廣泛的應用。 關鍵詞：輕型載貨汽車；后懸架；鋼板彈簧；設計 ABSTRACT This article through the traditional design calculation method and computer technology, combining with IVECO Light Truck Tire as the prototype, the car design calculation after gradient stiffness &leaf spring suspen

3、sion. This paper firstly introduces the suspension system research and design and development status quo and tendency; Secondly detailed overview of the suspension system and manipulation stability comfort ability influences; Introduces emphatically the leaf spring again suspension design processe

4、s of the ship unlades and design requirements, the structure of the main parts selection and calculation, leaf-spring curvature, material strength, stiffness checking and checking, shock absorber selection and installation Angle calculation; Finally is done according to SAE arc method of leaf spri

5、ng, analyzes the motion analysis and calculation of the track and key point leaf-spring system changes, and the Angle least-square method of point out the curvature center and track curvature radius. Keywords: light commercial vehicle；rear suspension；leaf spring；design 目 錄

6、 摘要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.3研究內(nèi)容和方法 4 1.4本章小結 6 2 懸架系統(tǒng)總體方案的確定 7 2.1設計要求 7 2.2懸架系統(tǒng)概述 7 2.3懸架系統(tǒng)總體結構方案確定 9 2.4懸架系統(tǒng)各主要零部件選型 11 2.5技術經(jīng)濟分析 15 3 懸架系統(tǒng)主要性能參數(shù)的確定 18 3.1懸架靜撓度和動撓度的選擇 18 3.2懸架彈性特性 20 3.3后懸架主、副簧剛度的分配關系 21 3.4懸架側(cè)傾剛度及其在前、后軸的分配 22 4彈性元件的設計計算 23 4.1初選

7、參數(shù) 23 4.2 各片長度的確定 26 4.3鋼板彈簧的剛度驗算 28 4.4總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 29 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 31 4.6各種工況下校核 32 5減振器設計 35 5.1相對阻尼系數(shù)ψ的選擇 35 5.2減振器阻力系數(shù)δ的確定 36 5.3最大卸荷力的確定 37 5.4筒式減振器工作缸直徑的確定 38 5.5減振器工作行程檢驗 38 6鋼板彈簧運動分析 39 6.1鋼板彈簧壓平前的計算 40 6.2鋼板彈簧反弓后的計算 43 7總結與展望 47 7.1 總結 47 7.2展望 47 參考文獻 48 致謝 50

8、附錄 51 57 1 緒論 1.1研究背景及意義 鋼板彈簧懸架(簡稱板簧懸架)又分為少片變截面鋼板懸架與等截面多片板簧懸架。目前國內(nèi)95%以上的重卡懸架系統(tǒng)是以鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是結構簡單，制造容易，維修方便，工藝成熟，工作可靠。缺點是汽車平順性、舒適性較差；簧下質(zhì)量大，無法適應重卡輕量化的發(fā)展，并且不能同時兼顧重卡的舒適性與操縱穩(wěn)定性。 國內(nèi)汽車懸架彈簧生產(chǎn)企業(yè)160余家，遍布全國各地，具有規(guī)模的專業(yè)生產(chǎn)企業(yè)(生產(chǎn)規(guī)模在0.8萬噸以上)約80余家。產(chǎn)品質(zhì)量水平剛達到國外先進國家90年代水平。大部分企業(yè)規(guī)模較小，生產(chǎn)集中度低，散亂差

9、問題較嚴重。其中真正形成大規(guī)模、大批量生產(chǎn)的企業(yè)為數(shù)不多，大多仍停留在簡單生產(chǎn)工藝的水平上，產(chǎn)品成本較高，難以參與國際市場競爭。國內(nèi)能夠生產(chǎn)高檔次汽車鋼板懸架彈簧的企業(yè)只有4家：一汽集團遼陽汽車彈簧廠、東風汽車懸架彈簧有限公司、重慶紅巖汽車彈簧廠、山東汽車彈簧廠，他們都具有生產(chǎn)多種疊片簧、漸變剛度彈簧、少片變截面鋼板彈簧和雙曲率半徑及平直段的汽車鋼板彈簧的能力。國內(nèi)能夠同時生產(chǎn)客車、貨車、轎車懸架彈簧的廠家也只有三個：一汽集團遼陽汽車彈簧廠、東風汽車懸架彈簧有限公司、山東汽車彈簧廠[1]。 自主開發(fā)是中國汽車產(chǎn)業(yè)持續(xù)發(fā)展的保障。我國汽車產(chǎn)業(yè)在經(jīng)過半個世紀的發(fā)展，已經(jīng)初具規(guī)模，但是面臨著能源緊

10、張、技術落后、自主品牌嚴重缺乏以及國際競爭加劇帶來的壓力。我國的汽車產(chǎn)業(yè)要加速、持續(xù)和健康的發(fā)展，并成為我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，必須堅持產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新，選擇面向自主發(fā)展具有中國特色的產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新模式，推動汽車產(chǎn)業(yè)結構的升級、技術的進步、以及民族品牌的崛起。 所以為了適應汽車產(chǎn)業(yè)的自主開發(fā)道路，對鋼板彈簧懸架進行詳細的設計計算并進行推廣交流顯得尤為重要。 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.2.1國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為整車性能，特別是轉(zhuǎn)向時不側(cè)傾、制動時不點頭要求的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1

11、954年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的主動懸架的模型，它在被動懸架的基礎上，增加可調(diào)節(jié)剛度和阻尼的控制裝置，汽車懸架在任何路面上保持最佳的運行狀態(tài)控制裝置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20 世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家競相研制開發(fā)這種懸架。豐田、洛特斯、沃爾沃、奔馳等在汽車上進行了較為成功的試驗，裝置主動懸架的汽車，即使在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉(zhuǎn)向和制動時車身保持水平特點乘坐非常舒服，但結構復雜、能耗高，成本昂貴，可靠性存在問題[2]。 由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架，在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外

12、的差距大，在西方發(fā)達國家，半主動懸架在20世紀80 年代后期趨于成熟，福特公司和日產(chǎn)公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果，主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破，進入20 世紀90 年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內(nèi)汽車產(chǎn)品采用此技術的報道，只有北京理工大學和同濟大學等少數(shù)幾個單位對主動懸架展開研究。 1.2.2懸架的發(fā)展趨勢 由于汽車行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性的要求，具有安全、智能和清潔的綠色智能懸架將是今后汽車懸架發(fā)展的趨勢。 被動懸架是傳統(tǒng)的機械結構，剛度和阻尼都是不可調(diào)的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果，但它的理

13、論成熟、結構簡單、性能可靠， 成本相對低廉且不需額外能量， 因而應用最為廣泛，在我國現(xiàn)階段，仍然有較高的研究價值。被動懸架性能的研究主要集中在三個方面：①通過對汽車進行受力分析后，建立數(shù)學模型，然后再用計算機仿真技術或有限元法尋找懸架的最優(yōu)參數(shù)；②研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕大部分路況上保持良好的運行狀態(tài)；③研究導向機構，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高[3]。 半主動懸架的研究集中在兩個方面：①執(zhí)行策略的研究；②執(zhí)行器的研究。阻尼可調(diào)減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調(diào)節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調(diào)節(jié)，阻尼節(jié)流孔的大小一般通過電磁閥或步進電

14、機進行有級或無級的調(diào)節(jié)，這種方法成本較高，結構復雜通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數(shù)，具有結構簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種，北京理工大學的章一鳴教授進行了阻尼可調(diào)節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調(diào)節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究，執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前，模糊控制在這方面應用較多。 主動懸架研究也集中在兩個方面：①可靠性；②執(zhí)行器由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件的增加降低了懸架的可靠性

15、，所以加大元件的集成程度，是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件，電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構運用電磁蓄能原理，結合參數(shù)估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉(zhuǎn)化為實際應用。 懸架技術的每次跨越，都和相關學科的發(fā)展密切相關計算機技術、自動控制技術、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡、先進制造技術、運動仿真等為懸架的進一步發(fā)展提供了有力的保障，懸架的發(fā)展也給相關學科提出更高的理論要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界[4]。 在重型車輛領域，電子控制空氣懸架和橡膠懸架代表了目前

16、汽車懸架系統(tǒng)的發(fā)展方向。在歐美汽車懸架的發(fā)展經(jīng)歷了“鋼板彈簧→氣囊復合式懸架→被動全空氣懸架→主動全空氣懸架(即ECAS系統(tǒng))或橡膠懸架”過程。在歐美，橡膠懸架和空氣懸架的價格相差不大，但是使用環(huán)境不同，空氣懸架不能超載，因此在牽引車上應用廣泛。 橡膠懸架適應能力強，可用于超載環(huán)境，因此主要應用在非公路用車或使用工況惡劣、對車輛載荷要求大的汽車上。目前ECAS系統(tǒng)在歐洲部分大客車上已經(jīng)開始應用，預計，隨著車輛控制技術的發(fā)展，ECAS空氣懸架系統(tǒng)將成為汽車懸架的一個發(fā)展方向。 1.3研究內(nèi)容和方法 1.3.1研究內(nèi)容 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設計主要是為了提高汽車整車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性

17、。 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設計的領域也相應地分為兩大部分：一是對汽車平順性產(chǎn)生主要影響的懸架特性；另一是對汽車操縱穩(wěn)定產(chǎn)生主要影響的懸架特性。 前一部分主要是對懸架的彈性元件和阻尼元件特性展開工作，主要是將路面、輪胎、非簧載質(zhì)量、懸架、簧載質(zhì)量作為一個整體進行研究與設計，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵下，影響汽車平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學特性，因此可以稱之為懸架系統(tǒng)動力學研究。后一部分主要是對懸架的導向機構進行工作，主要是研究在車輪與車身發(fā)生相對運動時，懸架導向機構如何引導和約束車輪的運動、車輪定位及影響轉(zhuǎn)向運動的一些懸架參數(shù)的運動學特性。這一部分的研究稱為懸架的運動學研究

18、?？紤]了彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，則懸架運動學即為懸架彈性運動學。懸架彈性運動學是闡述由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位等主要懸架參數(shù)的變化特性。這樣懸架系統(tǒng)的運動學研究就包括了懸架運動學和彈性運動學兩個方面的內(nèi)容[5]。 本課題主要是輕型載貨汽車懸架的設計，主要研究內(nèi)容有： (1)研究國內(nèi)外汽車懸架系統(tǒng)的技術現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢、市場等情況，研究各種類型汽車懸架的優(yōu)缺點、使用情況、結構特點、基本原理等內(nèi)容； (2)分析汽車懸架的設計要求和國家標準有關懸架設計的技術條件，確定汽車懸架的結構； (3)懸架系統(tǒng)主要性能參數(shù)的計算； (4)懸架系統(tǒng)各主要零部件的選型及詳細設計；

19、 (5)懸架系統(tǒng)彈性元件曲率；各特殊工況下強度，剛度的驗算校核； (6)根據(jù)SAE圓弧法對鋼板彈簧懸架的運動分析計算，分析了板簧系統(tǒng)關鍵點軌跡和關鍵角的變化，并用最小二乘法求出關鍵點軌跡的曲率中心和曲率半徑； (7)懸架系統(tǒng)裝配圖及其零部件工程圖紙的繪制。 1.3.2研究方法 為了使設計研究結果建立在科學、嚴謹?shù)幕A上，使設計更符合實際情況，對割草車總體設計提出了以下研究方法： (1)通過實習、調(diào)查、上網(wǎng)以及文獻檢索等多種有效方法，系統(tǒng)收集汽車懸架的研究成果和相關的專業(yè)信息； (2)在對國內(nèi)外懸架的技術現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢等情況進行系統(tǒng)分析研究的基礎上，確定設計策略，作為構思總體設計方案

20、的指導思想； (3)在分析懸架設計要求和各種類型懸架的優(yōu)缺點、使用情況、結構特點、基本原理的基礎上，參考實習、調(diào)研得到的資料，分析懸架的設計要求和國家標準有關懸架設計的技術條件； (4)在整車主要參數(shù)的基礎上，根據(jù)整車的設計要求、技術條件要求，對懸架進行初步選型設計； (5)研究目前懸架的基本結構，結合實際應用，運用所學基礎理論和機械設計方面的專業(yè)知識，確定其詳細的結構方案和主要技術參數(shù)； (6)對懸架主要參數(shù)進行系統(tǒng)的優(yōu)化，對其主要結構部件進行曲率、剛度、強度驗算、校核及運動分析； (7)根據(jù)整車布置和結構需要，最終繪出標準機械工程圖紙。 1.4本章小結 本章主要介紹了汽車懸

21、架系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢。以及懸架領域主要的研究內(nèi)容。由于世界汽車工業(yè)的飛速發(fā)展必然帶來中國汽車工業(yè)的技術升級以及生產(chǎn)方式的轉(zhuǎn)型，加上人們對汽車舒適性、操控性的要求越來越高，新型懸架系統(tǒng)的設計研發(fā)會發(fā)展的更快，而國內(nèi)為節(jié)約成本，懸架系統(tǒng)的制造都采用普通材料，結構設計相對簡單，加工工藝也相對落后。再加上懸架加裝在底盤后的調(diào)校技術差距較大，所以導致整車的平順性和操控性不足。因此需要我們不僅在彈性元件材料的選擇，結構的設計以及懸架系統(tǒng)的調(diào)試對整車性能的影響等這些方面做出更多的努力。 2 懸架系統(tǒng)總體方案的確定 2.1設計要求 懸架與汽車的多種使用性能有關，在懸架的設計當中應滿足以下幾方面的要

22、求： (1)保證汽車有良好的行使平順性。為此，汽車應有較低的振動頻率，乘員在車中承受的振動加速度應不超過國際標準2631—78規(guī)定的人體承受振動界限值，振動加速度的界限值是振動頻率和人承受振動作用的時間的函數(shù)。承受振動作用的時間越長，容許的加速度值越小。而頻率的影響表現(xiàn)在某一頻段（對于垂直振動，此頻段為4～8Hz）容許振動加速度為最小，而在其余頻段內(nèi)，振動加速度與頻段成線形關系。在設計中要考慮這一點。 (2)有合適的減振性能。它應與懸架的彈性特性很好的匹配，保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅最小，振動衰減快。 (3)保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。導向機構在車輪跳動時，應不使主銷定位參數(shù)變化過大

23、，車輪運動與導向機構運動應協(xié)調(diào)，不出現(xiàn)擺振現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向時整車應有一些不足轉(zhuǎn)向特性。 (4)汽車制動和加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾（即所謂的“點頭”或“后仰”）的可能性。 (5)能可靠地傳遞車身與車輪間的一切力和力矩，零部件質(zhì)量輕并有足夠的強度和壽命[6]。 2.2懸架系統(tǒng)概述 2.2.1懸架系統(tǒng)的主要作用 懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間的一切傳力裝置的總稱。它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來，主要由彈性元件、導向機構和減振器組成（在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿）。其主要作用是： (1)緩和、抑制由不平路面引起的振動和沖擊，保證乘員乘坐舒適和所運

24、貨物完好； (2)除傳遞汽車垂直力以外，還傳遞其他各方向的力和力矩，并保證車輪和車身（或車架）之間有確定的運動關系，使汽車具有良好的駕駛性能[7]。 2.2.2懸架結構形式分析 懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特點是左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接。獨立懸架的結構的特點是左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接。 圖2.1 懸架的結構形式簡圖 a）非獨立懸架 b)獨立懸架 (1)非獨立懸架 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是由于整車布置上的限制，鋼板

25、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，左、右車輪互相影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當汽車直線行駛在凹凸不平的路面上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，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的空間。這種懸架主要用在貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架上。 (2)獨立懸架 獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質(zhì)量??；懸架占用的空間小；彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性；由于有可能降低發(fā)動機的位置高

26、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；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。獨立懸架的缺點是結構復雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車上[8]。 2.3懸架系統(tǒng)總體結構方案確定 本文的設計目標為輕型載貨汽車后懸架系統(tǒng)，考慮到經(jīng)濟性和技術性要求，所以選用非獨立懸架。 汽車懸架的彈性元件一般有以下四種，見表2.1： 表2.1 彈性元件四種形式 鋼板彈簧 螺旋彈簧 扭桿彈簧 氣體彈簧 橡膠彈簧 其中螺旋彈簧和扭桿彈簧一般應用于獨立懸架中，本文不作考慮。 以下分別為其

27、他三種懸架。 2.3.1板簧懸架 鋼板彈簧懸架(簡稱板簧懸架)又分為少片變截面鋼板懸架與等截面多片板簧懸架。目前國內(nèi)95%以上的載貨汽車懸架系統(tǒng)是以鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是結構簡單，制造容易，維修方便，工藝成熟，工作可靠。 缺點是汽車平順性、舒適性較差；簧下質(zhì)量大，無法適應輕量化的發(fā)展，并且不能同時兼顧舒適性與操縱穩(wěn)定性。而空氣懸架則充分利用了空氣彈簧變剛性的特性，達到同時兼顧這兩個方面的目的。 2.3.2空氣懸架 空氣懸架系統(tǒng)是以空氣彈簧為彈性元件,以空氣做彈性介質(zhì),在一個密封的容器內(nèi)充入壓縮空氣(氣壓為0.5~0.7Mpa)，利用氣體的可壓縮性，實

28、現(xiàn)其彈性作用的。這種彈簧的剛度可變，具有較理想的彈性特性。 目前空氣懸架控制模式主要有兩種，一種是采用機械高度閥手動調(diào)節(jié)。另一種為電子控制(ECAS)，使傳統(tǒng)空氣懸架系統(tǒng)的性能得到很大改善，提高了懸架操作舒適性和反應靈敏度。 2.3.3橡膠懸架 橡膠懸架是以橡膠彈簧為彈性元件，由于橡膠彈簧具有變剛度的特點，因此，整個懸架有較強的承載能力。橡膠懸架在承載性、可靠性等方面都比傳統(tǒng)使用的鋼板懸架更具優(yōu)勢，而且能夠適應礦山作業(yè)等惡劣工況。 2.3.4總結 綜上所述，目前國內(nèi)最主要的懸架仍然為鋼板彈簧懸架，因為其結構簡單，制造容易，維修方便，工藝成熟，工作可靠?？紤]到成本控制及制造因素，本設計

29、依舊采用鋼板彈簧后懸架。 鋼板彈簧懸架(簡稱板簧懸架)又分為少片變截面鋼板懸架與等截面多片板簧懸架。少片變截面鋼板彈簧克服了多片鋼板彈簧質(zhì)量大，性能差（由于片間摩擦的存在，影響了汽車的行駛平順性）的缺點。這種板簧對實現(xiàn)車輛輕量化，節(jié)約能源和合金彈簧鋼材大為有利，故應用日漸廣泛。但其制造加工工藝復雜，成本高。所以本車選用等截面多片板簧，并設計成為漸變剛度，主副簧結構的多片鋼板彈簧后懸架，以節(jié)約成本并有效提高其行駛平順性[9]。 原型車為依維柯輕型載貨汽車，其后懸架系統(tǒng)如圖2.2： 圖2.2 依維柯S系列后懸架 1-后鋼板彈簧；2-緩沖塊；3-減振器；4-吊耳；5-后鋼板彈簧后支架；

30、6-前支架； 7-蓋板；8-U型螺栓 采用變剛度鋼板彈簧的目的是為了在空載（帶駕駛員）和滿載時都能獲得良好的平順性。汽車空載時，只要主簧起作用，載荷增加時隨著主簧的變形與副簧逐漸貼合，至設計載荷附近主副簧完全貼合共同起作用。變剛度板簧有利于提高汽車平順性，但在布置上要求有足夠的變形空間。 2.4懸架系統(tǒng)各主要零部件選型 2.4.1葉片斷面 最常用的板簧材料為熱軋彈簧扁鋼。矩形斷面，為了提高斷面葉片的疲勞強度，改善葉片間潤滑的情況，通常其制成兩頭帶圓弧或兩面有較大的凹陷弧度的矩形（如圖2.3 (a)）。 單面帶拋物線的斷面（如圖2.3 (b)）和單面帶槽的斷面（如圖2.3 (c)、

31、(d)）都采用改進后的特殊矩形斷面。其共同特點是使斷面的幾何形狀在垂直方向（厚度方向）不對稱，變形時的中性軸上移，葉片的上表面拉力減少，下面的壓力增加（一般材料的抗壓強度高于抗拉強度），提高了鋼板彈簧的疲勞強度，使疲勞壽命約提高了30％，同時可節(jié)約10％～14％的材料。 由于矩形斷面設計計算簡單，制造加工方便。所以本設計采用矩形斷面。 圖2.3 鋼板彈簧的截面形狀 (a) 標準型；(b) 單面單槽；(c) 拋物線側(cè)邊；(d)單面雙槽 2.4.2 葉片的端頭形狀 葉片的端頭形狀有直角形、梯形、橢圓形幾種。如圖2.4所示： (a)直角片端 (b)梯形片端 (

32、c)橢圓形片端 圖2.4 葉片端頭形狀 直角形的制造容易，在載貨汽車上應用比較廣泛，但是這種形狀的葉片端部剛度大，易引起壓應力集中，因而增加了葉片的磨損和摩擦，很難設計成與等強度梁近似的結構，此外，彈簧的質(zhì)量也很大。梯形的能制成比較接近等強度的結構，克服了直角形的某些缺點。橢圓形的葉片末端壓延成所需要的變截面形狀，以得到等強度梁，并可增加葉片端部的彈性，減少片間的摩擦，改善應力沿葉片長度方向的分布，從而使彈簧的質(zhì)量減小，這種端頭形狀的葉片在國外已日趨廣泛采用，在國內(nèi)因制造困難，故目前還比較少應用。 由于本次設計是輕型載貨汽車的后懸架，考慮到制造工藝和經(jīng)濟性的要求，采用直角形端頭形狀。

33、 2.4.3 鋼板彈簧與車架的連接形式的確定 鋼板彈簧與車架的連接形式目前常見的有鉸鏈連接、滑動連接、橡膠塊連接等。鉸鏈連接可承受垂直載荷和水平載荷，滑動連接只能傳遞垂直載荷，橡膠塊連接可有很好的減振作用，但橡膠塊易老化。本設計選用鉸鏈連接。 2.4.4 吊耳及鋼板彈簧銷的結構 大多數(shù)板簧的支撐方式為一端采用固定卷耳，另一端采用擺動吊耳。擺動吊耳的結構可以用C形、叉形以及分體式等。彈簧銷的支承、潤滑則可用螺紋式，自潤滑式?；瑒虞S承，橡膠支承，或者將板簧支承在橡膠座內(nèi)。螺紋式的好處在于可同時承受垂向及側(cè)向載荷，板簧側(cè)面不必加工，螺紋可起儲存潤滑劑和防塵的作用。螺紋表面滲碳以達到一定的硬度，

34、一般其擠壓應力為7Mpa。自潤滑式多用于轎車及輕型載貨汽車，具有不必加潤滑脂及噪聲小的特點。重卡上多使用滑動軸承式，一般采用銅合金或粉末冶金襯套，工作擠壓應力約為3.5~7Mpa，這種結構中，板簧卷耳兩側(cè)必須加工至規(guī)定寬度以便與支架或吊耳配合傳遞側(cè)向力。在采用橡膠支承時必須充分考慮其對懸架特性的影響。 本文采用一端采用固定卷耳，另一端采用擺動吊耳。擺動吊耳結構采用分體式自潤滑式。 2.4.5 鋼板彈簧卷耳和襯套 鋼板彈簧主片端部制成以便安裝彈簧銷和用以與托架或吊耳連接。常用的卷耳型式有上卷耳、平卷耳、下卷耳、鍛造卷耳等，上卷耳應用比較多。采用下卷耳主要是因為有時需要用來保證彈簧運動軌跡

35、與轉(zhuǎn)向機構協(xié)調(diào)，但是它在載荷作用下容易張開。車身高度受限時，采用下卷耳。平卷耳可以減少卷耳的應力，應縱向力作用方向和彈簧主片斷面的中心線重合，但制造復雜。鍛造卷耳，強度較高，它與彈簧主片分開為兩個零件，用螺栓連接起來，但由于制造成本比較高，目前應用較少。本設計鋼板彈簧前端采用上卷耳式，后端采用吊耳式。 在汽車載荷較大或使用條件惡劣的情況下，鋼板彈簧主處需要得到加強，將第二、三片端部制成加強卷耳的包耳。由于本設計是輕型貨車，只將第二片設計成包耳。 鋼板彈簧卷耳內(nèi)的襯套，通常用金屬、橡膠或塑料三種材料制造。目前國內(nèi)外汽車上已經(jīng)廣泛采用塑料襯套。因它具有耐磨，耐腐蝕、減振、不需要潤滑、重量輕的優(yōu)

36、點。常用的塑料襯套材料為尼龍1010，聚甲醛等。 2.4.6 彈簧夾箍 彈簧夾箍除了防止彈簧各片橫向錯位之外，還能在彈簧回彈時，將力傳遞給其他簧片，減少主片應力。彈簧夾箍結構如下圖所示。目前使用最多的是可拆式夾箍。為了防止彈簧橫向扭曲時在簧片上產(chǎn)生過大的應力，在夾箍和彈簧片表面之間會留有一定的間隙，一般不小于1.5mm，夾箍與彈簧片側(cè)面間隙為0.5～1mm。對于不經(jīng)常拆裝換片的彈簧，大都采用了不可拆式夾箍，這種夾箍結構簡單，減少制造費用，而且彈簧裝配方便，多用于轎車和輕型載貨汽車上。此車采用不可拆式夾箍，結構簡單，費用低。 2.4.7鋼板彈簧中心螺栓 中心螺栓的作用，除了夾緊各片彈簧外

37、，又是安裝鋼板彈簧的定位銷。中心螺栓在U形螺栓松動時易剪斷，因此應有一定的強度。由于中心螺栓直徑大小將影響彈簧斷面強度，因此其直徑不宜做的過大，一般與簧片厚度相等。下表是推薦的中心螺栓直徑尺寸。中心螺栓一般用15MnVB材料作成，機械性能等級為8.8級。對于重型載貨汽車，中心螺栓多用40Cr或40MnB制成。 表2.2 中心螺栓直徑尺寸 中心螺栓直徑 8 10 12 14 16 簧片厚 ＜7 7～9 9～11 11～13 13～16 中心孔直徑 8.5 10.5 12.5 14.5 16.5 本車類型為輕卡，但為漸變剛度板簧，所以，因此由表2.2得出中

38、心螺栓直徑先初步確定為12mm，由此得中心孔直徑為12.5，螺栓由材料15MnVB做成。 2.5技術經(jīng)濟分析 鋼板彈簧懸架主要由鋼板彈簧前后支架、若干片板簧、板簧蓋板、U型螺栓、中心螺栓、吊耳、板簧銷、緩沖塊、減振器等組成。它有加工工藝簡單，可靠耐用，結構簡單成本低等優(yōu)點。本設計為等截面漸變剛度鋼板彈簧懸架，二級主副簧結構。結構示意圖如圖2.5所示。 圖2.5 變剛度板簧的結構示意圖 彈性元件選用二級厚度鋼板彈簧，本設計采用矩形斷面，設計計算簡單，制造加工方便。選用最常用的板簧材料熱軋彈簧扁鋼。選用直角形的端頭，制造容易，在載貨汽車上應用比較廣泛，成本低。但是這種形狀的葉片端部剛

39、度大，易引起壓應力集中，因而增加了葉片的磨損和摩擦，很難設計成與等強度梁近似的結構，此外，彈簧的質(zhì)量也很大。 懸架與車架采用鉸鏈連接。一端采用固定卷耳，另一端采用擺動吊耳。擺動吊耳結構采用分體式自潤滑式，結構簡單，成本較低。 鋼板彈簧前端采用上卷耳式。在汽車載荷較大或使用條件惡劣的情況下，鋼板彈簧主處需要得到加強，將第二、三片端部制成加強卷耳的包耳。由于本設計是輕型貨車，只將第二片設計成包耳。 鋼板彈簧卷耳內(nèi)的襯套，通常用金屬、橡膠或塑料三種材料制造。目前國內(nèi)外汽車上已經(jīng)廣泛采用塑料襯套。因它具有耐磨，耐腐蝕、減振、不需要潤滑、重量輕的優(yōu)點。常用的塑料襯套材料為尼龍1010，聚甲醛等。本

40、文選用橡膠材料，經(jīng)濟實用。 采用不可拆式夾箍，結構簡單，費用低。中心螺栓選用一般常用的15MnVB材料做成，機械性能等級為8.8級。U型螺栓，也采用普通鋼材制造。鋼板彈簧前后支架、板簧上下蓋板等設計機構簡單，易制造，而且都采用球墨鑄鐵等一般常用材料，經(jīng)濟實用。 橫向穩(wěn)定器選用普通彈簧鋼制造。汽車上加裝橫向穩(wěn)定器，就可以做到在不增大懸架垂直剛度c的條件下，增大懸架的側(cè)傾剛度，以保證汽車有不足轉(zhuǎn)向特性，提高整車的操縱穩(wěn)定性。 緩沖塊選用通常的硫化橡膠制造，經(jīng)濟實用。有些汽車選用多孔聚氨酯，它兼有輔助彈性元件的作用，是一種有很高強度和耐磨性的復合材料。這種材料起泡時就形成了致密的耐磨外層，保護

41、內(nèi)部的發(fā)泡部分不受損傷。在載荷作用下彈性元件被壓縮，但其外廓尺寸增加卻不大，這點與橡膠不同。 減振器按其作用原理可分為單向作用和雙向作用式兩種。由于筒式減振器具有質(zhì)量小，性能穩(wěn)定，工作可靠，適宜大量生產(chǎn)等優(yōu)點，所以已經(jīng)成為汽車減振器的主流。筒式減振器又分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結構，以雙筒式應用最多。所以本文選用雙向作用筒式減振器。 綜上所述，本后懸架系統(tǒng)經(jīng)濟成本相對較低，不僅能滿足輕型載貨汽車各工況下的使用性能，而且還能相對提高整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。 3 懸架系統(tǒng)主要性能參數(shù)的確定 3.1懸架靜撓度和動撓度的選擇 懸架靜撓

42、度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比， 式（3.1） 根據(jù)汽車理論可知：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，是影響汽車行使平順性的主要參數(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。因此，汽車前后部分的車身的固有頻率和（亦稱偏頻）可用式(3.2)表示 式（3.2） 式中 分別為前后懸架的靜撓度，單位為。 由上式可以看出：(1)懸架所受的垂直載荷一定時，懸架的剛度愈小，則汽車自然振動頻率愈低。但是懸架的剛度愈小，在一定的載荷下懸架的垂

43、直變形就愈大，即車輪上下跳動所需空間就愈大，這對簧載質(zhì)量大的貨車，在結構上是難以保證的，故實際上貨車的車身自然振動頻率往往偏高，而大大超過理想的頻率范圍。(2)當懸架剛度一定時，簧載質(zhì)量愈大，則懸架的垂直變形就愈大，而自然頻率就愈低。故空車行使時的振動頻率比滿載時的高?；奢d質(zhì)量也愈大。各型車的偏頻及撓度值如表3.1所示。 表3.1 懸架的靜撓度、動撓度和偏頻 車 型 貨 車 1.5～2.2 50～110 60～90 驕 車 0.9～1.6 10～300 70～90 大客車 1.3～1.8 70～150 50～80 越野車 1.4～2.0

44、 60～130 70～130 在懸架設計中，先根據(jù)行使平順性要求確定前后懸架的和值，由以上計算公式可以求出前后懸架的靜撓度。本設計的鋼板彈簧懸架用于汽車后懸架，由表3.1選取滿載時的偏頻，空載時偏頻稍大些，空載時的偏頻值。由公式3.2變形得滿載時的后懸架靜撓度為： 對于縱置板簧組成的非獨立懸架，懸架的靜撓度與彈性元件的靜撓度是一樣的，故本設計中等截面漸變剛度多片鋼板彈簧后懸架的靜撓度為。 為了防止在不平路面上行駛時經(jīng)常沖擊緩沖塊，懸架還必須具備足夠的動撓度。懸架的動撓度是指由滿載位置開始，壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓到其自由高度的或）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂

45、直位移。其值常按其相應的靜撓度來選取，它與車型和經(jīng)常使用的路況也有密切的關系。另外，對于貨車，。查表3.1，本設計選用。 3.2懸架彈性特性 懸架受到垂直外力F與由此引起的車輪中心相對于車身位移f（即懸架的變形）的關系曲線，稱為懸架的彈簧特性，如圖3.1。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性和非線性兩種。當懸架變形與所受垂直外力成固定的比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性。此時懸架剛度為常數(shù)。非線性的懸架彈性特性，懸架剛度為變化的，其特點是在滿載位置附近，剛度小且曲線變化平緩，平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣，可在有限的動撓度范圍內(nèi)，得到比線性懸架

46、更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結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小[10]。 對空載與滿載時簧上質(zhì)量變化較大的客車和貨車，為了減少振動頻率與車身高度的變化，應選用剛度可變的非線性懸架。乘用車簧上質(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)彎行駛時的側(cè)傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應采用剛度可變的非線性懸架。 圖3.1 懸架彈性特性曲線 3.3后懸架主、副簧剛度的分配關系 貨車后懸架多采用有主、副簧結構的鋼板彈簧。其懸架特性如圖3.2。載荷小時副簧不工作，載荷達到一定值時副簧與托架接觸，開始與

47、主簧共同工作[11]。 圖3.2 后懸架主、副簧彈性特性 如何確定副簧開始參加工作的載荷FK和主副簧之間的剛度分配，受懸架的彈性特性和主副簧載荷分配的影響。原則上，要求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；還要求副簧參加工作前后的懸架振動頻率變化不大。這兩項要求不能同時滿足。具體確定有兩種方法： 第一種方法是使副簧開始起作用時的懸架撓度等于汽車空載時懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時的懸架撓度。于是，可求得。式中，和分別為空載與滿載時的懸架載荷。副簧、主簧的剛度比為 ， 式（3.3） 本文采用第二種方法，

48、是使副簧開始起作用時的載荷等于空載和滿載時懸架載荷的平均值，，并使和間的平均載荷對應的頻率與和間平均載荷對應的頻率相等，此時副簧與主簧的剛度比為 式（3.4） 其中，，分別為空載與滿載時的懸架載荷。 此法確定的主副簧剛度的比值，能保證副簧起作用前后，懸架振動頻率變化不大。對于經(jīng)常半載運輸狀態(tài)的車輛，此法較為合適。 3.4懸架側(cè)傾剛度及其在前、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)傾角時懸架給車身的彈性回復力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過大或過小都不好。乘坐側(cè)傾角剛度過小而側(cè)傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾剛度過大而側(cè)傾角過

49、小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺，同時使輪胎側(cè)偏角增大，如果發(fā)生在后輪，會使汽車發(fā)生過多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向力等于0.4倍車重時，轎車車身側(cè)傾角在2.5~4度，貨車車身側(cè)傾角不超過6~7度[12]。 此外，還有汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前后輪側(cè)偏角之差應當在1~3度范圍內(nèi)。而前后懸架側(cè)傾剛度的分配會影響到前后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，所以設計時，還應考慮懸架側(cè)傾剛度在前后軸上的分配。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性的要求，應使汽車前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對轎車，比值一般在1.4~2.6。 4

50、彈性元件的設計計算 4.1初選參數(shù) 4.1.1主片長度 在鋼板彈簧總成的基本結構形式確定以后，就要對其進行設計計算了。 對于貨車后懸架的長度，。本設計選用0.4倍軸距。因此有： 主片長度： 汽車非簧載質(zhì)量（非懸掛質(zhì)量）對汽車的平順性和操作穩(wěn)定性都有影響。它的選擇參照下表4.1。 表4.1 懸架的非懸掛質(zhì)量與懸掛質(zhì)量的比例關系 懸架類型 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量 非懸掛質(zhì)量/懸掛質(zhì)量 整體剛性橋，鋼板彈簧 26％ 35.1％ 本設計選非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量=26％。 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量= 取后軸非懸掛質(zhì)量 本設計的基本參數(shù)匯總在表4.2。 4.1.2斷面尺

51、寸及片數(shù)的確定 以上我們確定了汽車滿載時的靜撓度，鋼板彈簧的主片長度，以及后懸架的非簧載質(zhì)量，下面我們將利用這些數(shù)據(jù)計算并確定彈簧的尺寸幾片數(shù)。 板簧可近似地看作是由等厚葉片所組成的等應力梁，這種近似在做大致估算時具有足夠的精度，可用于初選板簧的葉片厚度，葉片寬度。但在實際結構中，由于鋼板彈簧主片兩端不能制成三角形，所以它的展開面的一半不是三角形，而是梯形。它介于等應力梁和等截面梁之間，因此可按等截面簡支梁的計算公式并引進一個修正系數(shù)加以修正，既撓性增大系數(shù)，它主要與彈簧兩端的結構有關。對實際鋼板彈簧：?？砂聪率接嬎悖? 式（4.1） 式中—與主片

52、等長的重疊片數(shù)，本設計中為2； —彈簧預計總片數(shù)，取=8。 多片簧的垂直剛度： 式（4.2） 式中 —作用在板簧中間的支承載荷 —板簧撓度 支承載荷為一個板簧的簧載質(zhì)量，計算如下： 代入式4.2得： 表4.2 本設計的基本參數(shù) 參 數(shù) 數(shù) 值 滿載質(zhì)量 5000kg 空載質(zhì)量 2045kg 軸 距 3600mm 滿載偏頻 1.8Hz 空載偏頻 2.0Hz U型螺栓中心距 100mm 鋼板彈簧數(shù) 8 鋼板彈簧材料 60Si2Mn 鋼板彈簧應

53、力極限值 550MPa 主片長度L 1440mm 后懸架非簧載質(zhì)量 350kg 軸 荷 分 配 空載 前軸 1395kg 后軸 650kg 滿載 前軸 1800kg 后軸 3700kg 鋼板彈簧的總截面慣性矩為： 式（4.3） 式中 s—U形螺栓中心距（mm）； K—考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)（剛性夾緊：取k=0.5，撓性夾緊：取k=0）本設計為剛性夾緊； E—材料的楊氏彈性模量，取。 鋼板彈簧總截面系數(shù)用式（4.4）計算 式（4.4） 式中—許用彎曲

54、應力對于彈簧鋼，經(jīng)表面噴丸處理后，推薦對前板簧取350～450；對后主簧取450～550；對后副簧取220～250。取=550 本設計取鋼板彈簧厚度。 矩形斷面等厚鋼板彈簧總慣性矩用式（4.5）計算 式（4.5） 又因為已知，可由式(4.5)計算并轉(zhuǎn)化得到，根據(jù)《汽車設計》推薦的，可取n=8，b=56，所以本設計選定板簧尺寸為：。 4.2 各片長度的確定 在選擇各葉片長度時，應盡量使應力在片間和沿片長的分布合理，以達到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質(zhì)量的目的。 用作圖法來確定各葉片長度，此法是基于實際鋼板彈簧各葉片的展開圖接

55、近梯形梁形狀這一原則來做圖的。先將各葉片厚度的立方值按同一比例尺沿坐標軸繪出，再沿橫坐標繪出主片長度之半（即）和U形螺栓中心距之半（即），得A，B兩點。連接這兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點即決定了各邊的長度。當有與主片等長的重疊片時，可將B點與最下一個重疊片的上側(cè)端點相連，如圖4.1所示[13]。 圖4.1 確定鋼板彈簧各葉片長度的作圖法 經(jīng)過圓整確定板簧各葉片長度見表4.3： 表4.3 各葉片長度 4.3鋼板彈簧的剛度驗算 在各片的長度和斷面尺寸確定后就可以用精確的剛度計算公式對剛度進行進一步的計算。一般

56、可以用共同曲率法或集中載荷法進行計算，本設計采用共同曲率法。共同曲率法由前蘇聯(lián)的帕爾斯基提出，該方法的基本假設前提是板簧受載后各葉片在任一截面上都具有相同的曲率。主要優(yōu)點是計算方便，其缺點是由此式計算出的剛度略有偏大，可以使用經(jīng)驗修正系數(shù)修正，其誤差不超過。 共同曲率法剛度計算公式為式(4.6)： 式（4.6） 式中 —第片及以上各片截面慣性距之和的倒數(shù)，即 —第片鋼板彈簧的慣性距； —； —第片鋼板彈簧的半長； —經(jīng)驗修正系數(shù)，，轎車取上限，載貨車取下限，本設計取0.83。 在計算鋼板彈簧剛度

57、時，數(shù)據(jù)如表4.4： 表4.4 主簧單獨作用時剛度計算中的參數(shù)值 1 2 3 4 5 6 7 8 0 128 256 323 471 552 630 724 代入上式(4.6)得： 4.4總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 4.4.1.彈簧總成自由弧高的確定 彈簧總成在自由狀態(tài)下弧高是由滿載弧高、滿載靜變形及彈簧總成在U形螺栓夾緊后引起弧高變化三部分組成的。 式（4.7） 式中—靜撓度； —滿載弧高，為了使板簧滿載時在對稱位置工作，一般希望它等于零。但考

58、慮到使用中的塑性變形，也為了不使動撓度過小，需用給予補償，的值在10～30之間，本處取20。 鋼板彈簧在預壓縮時產(chǎn)生的塑性變形計算如式(4.8)： 式（4.8） 以上數(shù)值代入式(4.7)得： 4.4.2．各片副簧自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑： 式（4.9） 因各片鋼板在自由狀態(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。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簧裝配后能更好的貼緊，減少主片工作應力，使

59、各片壽命更接近。 彈簧各片預應力的選擇，原則上應考慮以下兩個因素： (1)彈簧各片未裝配前，各片間隙不要相差太大，各片裝配后，應使各片能很好配合。 (2)由于主片受力復雜，為保證主片及長片有較長使用壽命，希望適當降低主片及長片應力。 基于上述原因，選擇各片預應力時，片厚相等的鋼板彈簧，各片預應力值不宜過大。對片厚不等的彈簧，厚片預應力大一些。一般推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力約為300～350N／mm。預應力從長片到短片由負值逐漸增至正值的。并且在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部出的預應力所造成的彎矩之代數(shù)和等于零。即 或

60、 式(4.10) 因為此鋼板彈簧設計的各片的斷面尺寸相同，故應力之和要為零。 所以分別取，見表4.5： 表4.5 鋼板彈簧各片預應力 矩形斷面鋼板彈簧自由狀態(tài)下曲率半徑可由式4.11確定 式（4.11） 式中 —第片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 —第片板簧厚度 得第片自由曲率見表4.6： 表4.6 各片自由曲率 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預應力后用式(4.11)計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總

61、成自由狀態(tài)下的弧高與用計算結果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高[14]。 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 式（4.12） 式中，為鋼板彈簧第片的長度 鋼板彈簧總成的弧高為 式（4.13） 用式(4.13)與用式(4.11)求得的鋼板彈簧總成弧高結果相近，所以選用的預應力合理。 4.6各種工況下校核 汽車行駛時，鋼板彈簧除承受垂向載荷外，還承受其他方向的力和力矩以及沖擊載荷等的作用。因此，必須對這些載荷的極限

62、狀態(tài)進行強度驗算，以保證鋼板彈簧能可靠地工作[15]。 4.6.1板簧強度的校核 驅(qū)動時，作為后輪驅(qū)動的汽車，驅(qū)動時后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力用式（4.14）計算： 式（4.14） 式中 、—鋼板彈簧前后半段長度，此處為對稱式結構； —作用在后輪上的垂直靜負荷； —驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車值在1.05～1.20之間，本設計取1.05； —道路附著系數(shù)，取0.7； —彈簧固定點到路面x的距離，本設計取500； —鋼板彈簧總截面系數(shù)，； —為鋼板彈簧主片厚度。 代入以上各值計算得： ，滿足要求。 4.6.2

63、卷耳的強度校核 卷耳處所受應力卷是由彎曲應力和拉（壓）應力合成的應力，即： 式（4.15） 式中 —沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力， ； —卷耳內(nèi)徑； —鋼板彈簧寬度； —主片厚度。 耳處所受應力： ，滿足要求。 4.6.3彈簧銷的強度校核 對于彈簧銷，要驗算鋼板彈簧受靜載荷時受到的擠壓應力： 式（4.16） 式中 —滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，； —卷耳處葉片寬度； —鋼板彈簧銷直徑。 彈簧銷的應力：

64、 ，滿足要求。 用20鋼或20鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，許用應力。 綜上所述，鋼板彈簧剛度和強度均滿足要求。 鋼板彈簧多數(shù)情況下采用鋼或鋼制造。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處理和應力噴丸處理兩種。后者可使鋼板彈簧表面的殘余應力比前者大很多。 5減振器設計 當汽車懸架只有彈性元件而沒有摩擦或減振器裝置時，汽車車身的振動將會延續(xù)很長時間使汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性變壞。因此，懸架中必須有減振的阻尼力。減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。鋼板彈簧葉片間

65、的干摩擦是一種阻尼力，但它的數(shù)值不穩(wěn)定，鋼板生銹后阻尼力過大，不易控制，所以現(xiàn)代汽車懸架中都裝有專門的減振裝置。用的最多的是液力減振器。液力減振器按其結構可分為搖臂式和筒式的；按其作用原理可分為單向作用和雙向作用式兩種。由于筒式減振器具有質(zhì)量小，性能穩(wěn)定，工作可靠，適宜大量生產(chǎn)等優(yōu)點，所以已經(jīng)成為汽車減振器的主流。筒式減振器又分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結構，以雙筒式應用最多。充氣減振器在原減振器中充以一定壓力的氣體，從而改善了高速時的減振特性，并有助于消除減振器所傳的噪聲，預計將會得到推廣，而目前工藝要求及成本較高。所以本設計采用雙筒式減振器[16]。 根據(jù)汽車理論的介紹可以得到減振器的

66、性能參數(shù)有兩個，即相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)。 5.1相對阻尼系數(shù)ψ的選擇 在選擇時，應該考慮到，值取得大能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊力傳到車身，值取得過小，振動衰減慢，不利于行駛平順性。為了使減振器阻尼效果好，又不傳遞大的沖擊力，常常把壓縮行程的相對阻尼系數(shù)選的小于伸張行程的相對阻尼系數(shù)。一般減振器的壓縮行程的相對阻尼系數(shù)與伸張行程的相對阻尼系數(shù)之間有下列關系，即，為了避免懸架碰到車架，也可以取大，可取。 對于不同懸架結構及不同的使用條件，滿足平順性的相對阻尼系數(shù)的大小有所不同，在設計時先選取壓縮行程和伸張行程的相對阻尼系數(shù)的平均值。相對于無內(nèi)摩擦而言，有內(nèi)摩擦的鋼板彈簧懸架，相對阻尼系數(shù)可以選取的小些；而相對于前懸架而言，后懸架的平均阻尼系數(shù)可以取得大些。參考依維柯歐霸輕卡汽車的懸架的相對阻尼系數(shù)，其中，，本設計后懸架取，并取，由此計算的，。 5.2減振器阻力系數(shù)δ的確定 減振器阻力系數(shù)可由式(5.1)確定： 或 式（5.1） 式中 —懸架的固有頻率，本車為； —后橋簧上質(zhì)量，本車為。 當減振器安裝在