(毕业设计)CA1046轻型货车悬架系统设计毕业论文


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摘 要
随着汽车工业的发展,人们对汽车的乘坐舒适性和安全性的要求逐渐提高, 因此对汽车的悬架系统和减振器也提出了更高的要求。本次设计题目是 CA1046 轻型货车的前后悬架系统设计。 所设计悬架系统的前悬架采用钢板弹簧非独立式悬架,后悬架是由主副簧组 成,也是钢板弹簧非独立式悬架。然后对主要性能参数进行确定,在前悬的设计 中首先设计了钢板弹簧,包括弹簧断面形状的选择,材料和许用应力的校核,和 方案布置的设计,还有减振器的选择。在后悬架系统设计中主要对主副钢板弹簧 进行了设计。 最后采用 MATLAB 软件对悬架系统的平顺性进行了编程分析, 目的是判断所设 计的悬架平顺是否满足要求。结论是没有不舒适性。因而对提高汽车的动力性、 经济性和操纵稳定性是有利的。 关键词:悬架设计;钢板弹簧;平顺性;货车

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Abstract
With the development of the Automobile industry, people have been promoting the requirement for the safety and ride comfort quality of the vehicle. As a result, there is a higher demand on the suspension and the shock absorber system of the vehicle. The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of CA1046 truck. The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also the leaf spring, dependent suspension. In the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, including the selection of section shape of leaf spring, material and allowable stress and the design of scheme, moreover the design of shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring. In the final design stage, the MATLAB software is used to analyze the ride comfort of the suspension system by programming. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The results indicate that there is no uncomfortableness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the vehicle. Key words: Suspension Design; Leaf spring; Ride Comfort; Truck

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目 录
第 1 章 绪 论 ..................................................... 1 第 2 章 悬架系统的结构与分析 ...................................... 3 2.1 悬架的功能和组成 ................................................................................... 3 2.2 汽车悬架的分类 ....................................................................................... 3 2.3 悬架的设计要求 ....................................................................................... 4 2.4 悬架主要参数 ........................................................................................... 4 2.4.1 悬架的静挠度 fc 及刚度 c ............................................................. 5 2.4.2 悬架的动挠度 fd ............................................................................ 5 2.4.3 悬架弹性特性 ................................................................................ 5 2.4.4 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 .................................... 7 2.4.5 钢板弹簧结构 ................................................................................ 7 第 3 章 前后悬架系统的设计 ........................................ 9 3.1 前悬架系统设计 ........................................................................................ 9 3.1.1 钢板弹簧的设计 ............................................................................. 9 3.1.2.钢板弹簧的验算 ........................................................................... 11 3.2 后悬架系统设计 ...................................................................................... 13 3.2.1 主、副钢板弹簧结构参数 ........................................................... 13 3.2.2 钢板弹簧的验算 ........................................................................... 15 第 4 章 减振器设计 ............................................... 17 4.1 减振器分类 .............................................................................................. 17 4.2 前后悬架减振器计算 .............................................................................. 17 4.2.1 相对阻尼系数和阻尼系数 ................................................................... 17 4.2.2 最大卸荷力 ........................................................................................... 18 4.2.3 工作缸直径 ........................................................................................... 18 第 5 章 平顺性分析和编程 ......................................... 20 5.1 平顺性的概念 .......................................................................................... 20 5.2 平顺性的评价方法 .................................................................................. 20 5.3 平顺性的分析 .......................................................................................... 21 第 6 章 结论 ..................................................... 25

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参考文献 ........................................................ 26 致 谢 ........................................................... 27 附 录 Ⅰ: 程序 ................................................. 28 附 录 Ⅱ:外文资料 .............................................. 32 附 录 Ⅲ:中文翻译 .............................................. 35

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第1章

绪 论

悬架是汽车的车架与车桥之间的一切传力连接装置的总称。它的作用是弹性 地连接车桥和车架,缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完好和人员舒适, 使汽车在行驶中保持稳定的姿势,改善操纵稳定性;同时悬架系统承担着传递垂 直反力,纵向反力和侧向反力以及这些力所造成的力矩,以保证汽车行驶平顺; 并且当车轮相对车架跳动时,特别在转向时,车轮运动轨迹要符合一定的要求, 因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。 悬架是汽车中的一个重要组成部分,它把车架与车轮弹性地连接起来,关系 到汽车的多种使用性能。悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成,这是因为悬 架既要满足汽车的舒适性要求,又要满足其操纵稳定性的要求,而这两方面又是 互相对立的。比如,为了取得良好的舒适性,需要大大缓冲汽车的震动,这样弹 簧就要设计得软些,但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头” 以及左右侧倾严重的不良倾向, 不利于汽车的转向, 容易导致汽车操纵不稳定等。 现代汽车悬架的发展迅速,不断出现崭新的悬架装置。按控制形式不同分为 被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架,汽车姿态只能被动 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。 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。主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身姿态,根据路面和行驶 工况自动调整悬架刚度和阻尼 现代汽车对平顺性和操纵稳定性和舒适性的要求越来越高,已成为衡量汽车 性能好坏的标准。 悬架结构形式和性能参数的选择合理与否,直接对汽车行驶平顺性、操纵稳 定性和舒适性有很大的影响。 由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的组成之一。 汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数,它由悬架刚度和簧载质量所 决定。人体所习惯的垂直振动频率约为 1~1.6Hz。车身振动的固有频率应接近或 处于人体适应的频率范围,才能满足舒适性要求。在悬架垂直载荷一定时,悬架 刚度越小,固有频率就越低,但悬架刚度越小,载荷一定时悬架垂直变形就越大。 这样若没有足够大的限位行程,就可能会撞击限位块。若固有频率选取过低,很 可能会出现制动点头,转弯侧倾角大,空载和满载车身高度变化过大。一般货车 固有频率是 1.5~2Hz,旅行客车 1.2~1.8Hz,高级轿车 1~1.3Hz。另外,当悬 架刚度一定时,簧载质量越大,悬架垂直变形也越大,而固有频率越低。空车时
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的固有频率要比满载时的高。簧载质量变化范围大,固有频率变化范围也大。为 了使空载和满载固有频率保持一定或很小变化,需要把悬架刚度做成可变或可调 的。影响汽车平顺性的另一个悬架指标是簧载质量。簧载质量分为簧上质量与簧 下质量两部分,由弹性元件承载的部分质量,如车身、车架及其它所有弹簧以上 的部件和载荷属于簧上质量 m。车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量,也叫 非簧载质量 M。如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低,而车轮振动频率升 高,这对减少共振,改善汽车的平顺性是有利的。非簧载质量对平顺性的影响, 常用非簧载质量和簧载质量之比 m/M 进行评价。 影响汽车平顺性的另一重要指标是阻尼比,此值取大,能使振动迅速衰减, 但会把路面较大的冲击传递到车身,值取小,振动衰减慢,受冲击后振动持续时 间长,使乘客感到不舒服。为充分发挥弹簧在压缩行程中作用,常把压缩行程的 阻尼比设计得比伸张小。 悬架的侧倾角刚度及前后匹配是影响汽车操纵稳定性的重要参数。当汽车受 侧向力作用发生车身侧倾,若侧倾角过大,乘客会感到不安全,不舒适,如侧倾 角过小,车身受到横向冲击较大,乘客也会感到不适,司机路感不好。所以,整 车侧倾角刚度应满足:当车身受到 0.4g 侧向加速度时,其侧倾角在 2.5°~4° 范围内, 汽车有一定不足转向特性, 前悬架侧倾角刚度应大于后悬架侧倾角刚度。 一般前悬架侧倾角刚度与后悬架侧倾角刚度比应在 1.4~2.6 范围内, 如前后悬架 本身不能满足上述要求, 可在前后悬架中加装横向稳定杆, 提高汽车操纵稳定性。

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第2章
2.1 悬架的功能和组成
悬架系统主要功能:

悬架系统的结构与分析

(1)对不平路面所造成的冲击和振动等,具有缓和和衰减的作用,从而保证 乘客的舒适和货物的完好,并提高驾驶稳定性。 (2)将路面与车轮之间的摩擦所产生的驱动力和制动力传输到底盘和车身。 (3)支承车桥上的车身,并使车身与车轮之间保持适当的几何关系。 典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成,个别结构则还有 缓冲块、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆 弹簧等形式,而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧,个别高级轿车则使用 空气弹簧,货车常采用钢板弹簧。

2.2 汽车悬架的分类
为适应不同车型和不同类型车桥的需要, 悬架有分为独立悬架和非独立悬架。 独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架弹性地连接,当一侧车轮受冲击,其 运动不直接影响到另一侧车轮,独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发 动机可放低安装,有利于降低汽车重心,并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大 的跳动空间,有利于转向,便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立 悬架非簧载质量小,可提高汽车车轮的附着性。但独立悬架成本高,结构复杂。 非独立悬架特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上,当一侧车轮受冲击力时 会直接影响到另一侧车轮上,当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹 簧作弹性元件,它可兼起导向作用,使结构大为简化,降低成本。目前广泛应用 于货车和大客车上,有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比 较大,高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大,平顺性较差。 其主要特点是: (1)组成悬架的构件少,结构简单,便于维修,经济性好。 (2)坚固耐用,适合重载。 (3)转弯时车身倾斜度小。 (4)车轮定位几乎不因其上下运动而改变,所以轮胎磨损较少。 (5)侧倾中心位置较高,有利于减小转向时车身的侧倾角。
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所以本次设计中 CA1046 轻型货车选用的是非独立悬架。

2.3 悬架的设计要求
悬架与汽车的多种使用性能有关,在悬架的设计中应该满足以下性能要求: (1)保证汽车有良好的行驶平顺性。 (2)具有合适的衰减振动能力。 (3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。 (4)汽车制动或加速时能保证车身稳定,减少车身纵倾,即点头或后仰;转 弯时车身侧倾角要合适。 (5)结构紧凑、占用空间小。 (6)可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同 时,还要保证有足够的强度和寿命。

2.4 悬架主要参数
根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求,悬架首先应保证有良好的行驶 平顺性,这是确定悬架主要性能参数的重要依据。 汽车的前、后悬架与簧载质量组成的振动系统的固有频率,是影响汽车行驶 平顺性主要参数之一。悬架固有频率选取的主要依据是“ISO2631《人体承受全身 振动的评价指南》,固有频率取值与人步行时身体上下运动的频率接近。此外, ” 前后悬架的固有频率接近可以避免产生较大的车身角振动,n1<n2 的汽车高速通过 单个路障时引起的车身角振动小于 n1>n2 的汽车。 故本次设计选取的汽车前后部分 的车身固有频率 n1、n2 分别为 n1=1.8Hz,n2=2.0Hz 已知设计参数: 整车质量:满载:4600kg(45126N) ,空载:2100kg(20601N) 质心位置:a=1.35m b=1.25m hg=0.86m 非簧载质量: 轮距:B=1.45m 由已知参数确定初始条件: 空载静止时汽车前、 后轴(桥)负荷 G1=11445N、G2=12360.6N; 满载静止时汽车前、 后轴(桥)负荷 G1=21673.07N、G2=23406.92N; 簧下部分荷重 Gu1=784N、Gu2=1176N。 满载时单个钢板弹簧的载荷: Fw1=( G1- Gu1)/2=(21673.07-784)/2=10444.54N,
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mf=80kg, mr=120kg

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Fw2=( G2- Gu2)/2=(23406.92-1176)/2=11115.46N 满载时单个钢板弹簧的簧载质量: m1= Fw1/g=10444.54/9.81=1064.68kg m2= Fw2/g=11115.46/9.81=1133.07kg

2.4.1 悬架的静挠度 fc 及刚度 c
悬架的静挠度 fc 是指满载静止时悬架上的载荷 Fw 与此时悬架刚度 c 之比, 即 fc= Fw /c。 因现代汽车的悬挂质量分配系数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。因此,汽车前、后部分车身的固有频率 n1 和 n2 可用下式 表示 n1= c1 / m 1 /( 2? ) ;n2= c 2 / m 2 /( 2? ) (1)

式中,c 1 、c 2 为前、 后悬架的刚度 (N/mm) m1、 2 为前、 ; m 后悬架的簧上质量 (kg) 。 悬架的弹性特性为线性变化时,前、后悬架的静挠度可用下式表示 fc1=m1g/c1;fc2=m2g/c2 式中,g 为重力加速度,g=9810mm/s2 。将 fc1、fc2 代入式(1)得到 n1=15.76/ 所以
f c1 ;

n2=15.76/

fc2

(2)

fc1=(15.76/n1)2=(15.76/1.8)2=77mm fc2=(15.76/n2)2=(15.76/2.0)2=63mm

悬架刚度 c 1 =136.05N/mm; c 2 =178.75N/mm。

2.4.2 悬架的动挠度 fd
悬架的动挠度 fd 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允的最大变形 时,车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度, 以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。所以,对于货车,取 fd/fc=1,所以 fd1=fc1=77mm,fd2=fc2=63mm。

2.4.3 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 f(即悬架 的变形)的关系曲线,称为悬架的弹性特性。

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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 之间成固定的比例变化时, 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 之间不成固定的比例变化 时,则称为变刚度,其弹性特性为一曲线,称为非线性弹性特性。 (1)前悬架常刚度 前悬架承载轻且载荷变化不大,所以设计为常刚度的,钢板弹簧非独立悬架 的弹性特性可视为线性的(如图 2-1) 。

图 2-1 常刚度悬架弹性特性曲线示意图

(2)后悬架变刚度 CA1046 轻型货车后悬架采用主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架的弹性特性曲 线如图 2-2 所示。载荷小时副簧不工作,当载荷达到一定值时副簧与主簧接触, 开始与主簧共同工作。

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图 2-2 变刚度悬架弹性特性曲线示意图

2.4.4 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配
悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时,悬架给车身的弹性恢复力 矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。CA1046 货车车身 侧倾角选为 6 。 此外,还要求汽车转弯行驶时,在 0.4g 的侧向加速度作用下,前、后轮侧偏 角之差δ 1-δ 2 应当在 1o~3o 范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、 后轮的侧偏角大小,从而影响转向特性,设计还要考虑悬架侧倾角刚度在前、后 轴上的分配。所以前、后悬架侧倾角刚度的比值为 CΦ 1 / CΦ 2 =2.4。
o

2.4.5 钢板弹簧结构
1.叶片的断面形状:标准型矩形断面。

图 2-3 矩形断面

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2.叶片的端部结构:矩形。

图 2-4 矩形叶片

3.钢板弹簧端部的支承型式:上卷耳型式。 4.吊耳及钢板弹簧销结构:分体式。

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第 3 章 前后悬架系统的设计
3.1 前悬架系统设计
前悬架由前钢板弹簧和减振器组成。 钢板弹簧中部用两个 U 型螺栓固定在前桥上。 弹簧两端的卷耳孔中压入衬套。 前端卷耳用钢板弹簧销与前支架相连,形成固定的铰链支点,与车架连起来;后 端卷耳则通过吊耳销与用铰链挂在后支架上可以自由摆动的吊耳相连,与车架连 起来。从而保证了弹簧变形时两卷耳中心线间的距离有改变的可能。钢板弹簧工 作时,越靠近中间受到的弯曲力矩越大,为了充分利用材料并有足够的强度和弹 性,钢片长度由上到下逐渐缩短。并且各片的弯度是不等的,钢片越长弯度越小, 这样装配后在工作时可以减小主片所受负荷,使各片负荷均匀接近。 减振器为液力双作用筒式减振器。减振器在拉伸和压缩过程中,通过复原阀 和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力,从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改 善汽车的行驶平顺性。减振器通过连接销、上支架、下支架以及其橡胶衬套分别 与车架和前轴连接,并且向后倾斜十度。

3.1.1 钢板弹簧的设计
1.钢板弹簧的布置方案 钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力,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。纵置 钢板弹簧能传递各种力和力矩,并且结构简单,故本次设计采用纵置,钢板弹簧 布置在车架正下方。 纵置钢板弹簧又有对称与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴(桥)上的固 定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等,则为对称式钢板弹簧;若不 相等,则称为不对称式钢板弹簧。CA1046 货车采用对称式钢板弹簧。 2.钢板弹簧主要参数的确定 (1)满载弧高 fa 满载弧高 fa 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

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面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差。fa 用来保证汽车具有给定 的高度。取 fa=10mm。 (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。 L=0.3×(1.35+1.25)=0.78m=780mm (3)钢板弹簧断面宽度 b 及厚度 h 的确定 钢板弹簧的总惯性矩 Jo Jo ? [( L ? ks ) c ? ] / ? 48 E ?
3

式中,s—U 形螺栓中心距,取 s=100mm k—U 形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数,取 k=0.5 c—前钢板弹簧垂直刚度,c= c 1 =136.05N/mm δ —挠度系数, δ =1.5/{1.04(1+0.5/4)}=1.28 E—材料的弹性模量,E=2.06×105MPa Jo=[(780-0.5×100)3×136.05×1.28]/(48×2.06×105)=6851.23 mm4 又因为: o= J (nbh3) /12, 取宽度 b= 70mm, 则可得单片厚度 h=6.6mm, h=7mm, 取 b/h=10,在 6~10 之间,符合条件。 (4).钢板弹簧总截面系数 Wo 钢板弹簧总截面系数 Wo≥[Fw(L-ks)/(4[ζ w])] 式中,[ζ w]—许用弯曲应力,[ζ w]=350~450MPa Wo≥[10444.54×(780-0.5×100)/(4×350)]=5446.08 mm3 3.钢板弹簧各片长度的确定 前悬架板簧选择 4 片。 在选择各叶片长度时,应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理,以达到各 片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。 确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。用作图法确定各片长度的方法是 基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来作图的,先将各叶 片厚度的立方值 h i3 按同一比例尺沿纵坐标绘出,再沿横坐标绘出主片长度之半 (即 L/2)和 U 形螺拴中心距之半(即 s/2),得 A、B 两点。连接这两点就得到三 角形的钢板弹簧展开图。AB 线与各叶片上侧边的交点即决定了各片长度。当有与 主片等长的重叠片时,可将 B 点与最下一个重叠片的上侧端点相连。该图中实线 所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。有的叶片端部装有夹箍,则需有一定的余 量。(如图 3-1)

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图 3-1 钢板弹簧各片长度的确定

3.1.2.钢板弹簧的验算
1.钢板弹簧的刚度验算 由于有关挠度增大系数δ 、惯性矩 Jo、片长和叶片端部形状等的确定不够准 确,所以要验算刚度。用共同曲率法来计算刚度。假定同一截面上各片曲率变化 值相同,各片所承受的弯矩正比于其惯性矩,同时该截面上各片的弯矩和等于外 力所引起的弯矩。刚度验算公式为:
? n 3 c ? 6? E / ? ? a k ? 1 ? Y k ? Y ? k ?1
K ?1

??
?
k ?1

?

其中

a

k ?1

?

?l ? l ?
1 k ?1



Y

k

?

1

?J
i ?1

k

,Y
i

?

1

?J
i ?1

k ?1

i

式中,α —经验修正系数,α =0.9 E—材料的弹性模量,E=2.06×105MPa l1、lk+1—主片和第 k+1 片的一半长度。 验算结果:c=130.15N/mm,其误差在 5%以内,满足条件。 2.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 Ho Ho=fc+fa+△f 式中,fc 为静挠度 ;fa 为满载弧高; △f 为钢板弹簧总成用 U 型螺栓加紧后引起的弧高变化,

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△f=

s ?3 L ? s ?( f a ? f c ) 2L
2

s 为 U 型螺栓中心距;L 为钢板弹簧主片长度。
? 3 ? 780 ? 100 ? ? ? ? 100 ? (10 ? 77 ) ? ? ? △f= =16mm 2 780 ? 2

Ho=10+77+16=103mm (2)钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 Ro Ro=L2/(8Ho) Ro=7802/(8×103)=738.3mm 3.钢板弹簧总成弧高的核算 钢板弹簧总成弧高为 H H≈L2/(8Ro) H≈L2/(8Ro)=7802/(8×738.3)=103mm 钢板弹簧总成弧高 H 与钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 Ho, 其验算结果接 近,故满足要求。 4.钢板弹簧的强度验算 (1)紧急制动时,前钢板弹簧承受的载荷最大,在它的后半段出现的最大应力 ζ
max

ζ

max

=[ G1 m 1 l 2 ( l1 ? ? c ) ]/[ (l1 ? l 2 )W o ]
'

式中,G1—作用在前轮上的垂直静载荷, G1=10444.54N
m 1 —制动时前轴负荷转移系数, m 1 =1.4
' '

? —道路附着系数, ? =0.8
l1、 l 2 —钢板弹簧前、后段长度, l1 ? l 2 =390mm

Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo=5446.08 mm3 c—弹簧固定点到路面的距离,c=410mm ζ max=[10444.54× 1 .4 ? 390 . ? (390 ? 0 .8 ? 410 ) ]/[ (390 ? 390 ) ? 5446 .08 ] =977 MPa <[ ? ]=1000MPa,合格 (2)钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力ζ 是由弯曲应力和压(拉)应力合成的应力,即
? ? [ 3 F x ( D ? h1 )] /( bh 12 ) ? F x /( bh 1 )

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式中,Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx= m 1' G 1? =5848.94N
2

1

D—卷耳内径,D=30mm b—钢板弹簧宽度,b=70mm h1—主片厚度,h1=7mm [ ? ]—许用应力,[ ? ]=350MPa
? ? [3 ? 5848 .94 ? ( 30 ? 7 )] /( 70 ? 7 2 ) ? 5848 .94 /( 70 ? 7 )

=201.22MPa<[ ? ]=350MPa (3) 钢板弹簧销强度计算

合格

? z ? F s /( bd )
Fs 为满载静止时弹簧端部的载荷, Fs

= Fw1/2=10444.54/2=5222.27N;

b 为卷耳处叶片宽 70mm; d 为钢板弹簧销直径,取 16mm
? z ? F s /( bd ) ? 5222 .27 /( 70 ? 16 ) ? 4 .7

MPa ? ?? z ? =7~9MPa,合格

3.2 后悬架系统设计
后悬架由钢板弹簧和减振器组成。 后钢板弹簧由主副钢板弹簧组成,主簧 5 片,副簧 3 片。连接方法:副钢板 弹簧装在主钢板弹簧的下方。主副钢板弹簧在中心处用中心螺栓连接一体,主簧 5 片由夹箍全部夹紧,副簧 3 片则是自由状态。主副簧整体中部用盖板和 U 型螺 栓固定在后桥壳上,板簧纵置且布置在车架之外。后钢板弹簧通过销、连接板将 前端卷耳与车架相连接,形成固定旋转支承端;后卷耳通过吊耳销、吊耳、支架 销和后支架与车架连接,形成摆动旋转支承端。后悬架总成承受并传递各方向的 力和力矩。当汽车装载质量较小时,主簧单独工作,当载荷达到一定值时,主副 簧开始接触,开始共同工作。这样可以使汽车在不同载荷下,保证钢板弹簧既有 适当的弹性又有足够的强度。 由于后悬也是钢板弹簧,所以计算步骤如同前悬,同理可得后悬参数。

3.2.1 主、副钢板弹簧结构参数
1.相关参数 空载静止时汽车后悬单个钢板弹簧的簧载质量 m=570.06kg(5592.29N) ①主簧单独作用时(空载)的刚度 C=89.93N/mm
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②主副簧完全贴合后的共同刚度 C2=178.75N/mm ③主副簧开始接触的载荷,一般应高于空载,取 7000N ④主副簧完全接触对应的载荷,一般应小于设计载荷,取 9000N ⑤板簧从设计载荷位置到限位块压死的行程,fd2=63mm ⑥板簧空载弧高 70mm,满载弧高 20mm ⑦主簧 5 片,宽度选 80mm,厚度选 8mm。主簧验算刚度 90.24 N/mm。满足要 求。 ⑧副簧 3 片, 宽度 80mm, 厚度 10mm。 主副簧共同作用总验算刚度 170.3 N/mm。 满足要求。 2.钢板弹簧主片长度 L 的确定 L=0.45(1.35+1.25)=1.17m=1170mm 3.各片长度的确定(如图 3-2)

副簧

图 3-2 主副簧各片长度的确定

4.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 Ho Ho=fc+fa+△f 式中,fc 为静挠度 ;fa 为满载弧高; △f 为钢板弹簧总成用 U 型螺栓加紧后引起的弧高变化, △f=
s ?3 L ? s ?( f a ? f c ) 2L
2

s 为 U 型螺栓中心距;L 为钢板弹簧主片长度。

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的 萨 芬

副 簧

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? 3 ? 1170 ? ? ( 20 ? 63 ) 120 ? ? ? ? 120 ? ? ? △f= =13mm 2 1170 ? 2

Ho=20+63+13=96mm (2)钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 Ro 主簧曲率半径 Ro=L2/(8Ho) Ro=11702/(8×96)=1782.4mm 副簧曲率半径 R P(l1-l)/(EI)=(1/Ro-1/R) 式中:P 空载时作用于板簧一端的载荷,P=2796.15N E—材料的弹性模量,E=2.06×105MPa I—主簧根部的总截面惯性矩,nbh3/12=17066.67mm4 l1—主簧主片半长 l—副簧主片半长 Ro —主簧曲率半径 求得副簧曲率半径 R=2955.52mm

3.2.2 钢板弹簧的验算
1.钢板弹簧总成弧高的核算 钢板弹簧总成弧高为 H H≈L2/(8Ro) H≈L2/(8Ro)=11702/(8×1782.4)=96mm 钢板弹簧总成弧高 H 与钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 Ho, 其验算结果接 近,故满足要求。 2. 钢板弹簧的强度验算 (1)汽车驱动时,后钢板弹簧承受的载荷最大,在其前半段出现的最大应力 ζ max ζ
'
max

' ' =[G2 m 2 l1(l2+ ? c)]/[(l1+l2)Wo]+G2 m 2 ? /(bh1)

式中,G2—作用在后轮上的垂直静载荷, G2=11115.46N
m 2 —驱动时后轴负荷转移系数, m 2 =1.1
'

? —道路附着系数, ? =0.8

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b—钢板弹簧片宽,b=80mm h1—钢板弹簧主片厚度, h1=8mm
l1、 l 2 —钢板弹簧前、后段长度, l1、 l 2 =585mm

c—弹簧固定点到路面的距离,c=449mm Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo =8812.97mm3 钢板弹簧总截面系数 Wo Wo≥[Fw(L-ks)/(4[ζ w])] 式中,[ζ w]—许用弯曲应力,[ζ w]=350~450MPa Wo≥[11115.46×(1170-0.5×120)/(4×350)]=8812.97mm3 ζ
max

=[11115.46×1.1×585×(585+0.8×449) /1170×8812.97]+ 11115.46×1.1 ×0.8/(80×8) =670.27MPa <[ ? ]=1000MPa,合格

(2)钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力ζ 是由弯曲应力和压(拉)应力合成的应力,即
? ? [ 3 F x ( D ? h1 )] /( bh 12 ) ? F x /( bh 1 )
' 式中,Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx= m 2 G 2 ? =9781.6N

1

2

D—卷耳内径,D=30mm b—钢板弹簧宽度,b=80mm h1—主片厚度,h1=8mm [ ? ]—许用应力,[ ? ]=350MPa
? ? [ 3 ? 9781 .6 ? ( 30 ? 8 )] /( 80 ? 8 2 ) ? 9781 .6 /( 80 ? 8 )

=233.08MPa<[ ? ]=350MPa (3) 钢板弹簧销强度计算

合格

? z ? F s /( bd )
Fs 为满载静止时弹簧端部的载荷, Fs = Fw2/2=11115.46/2=5557.73N;

b 为卷耳处叶片宽 80mm; d 为钢板弹簧销直径,取 16mm
? z ? F s /( bd ) ? 5557 .73 /( 80 ? 16 ) ? 4.34MPa ? ?? z ? =7~9MPa,合格

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第 4 章 减振器设计
4.1 减振器分类
悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮 振动时,减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了减振阻 力,将振动能量转变为热能,并散发到周围的空气中去,达到迅速衰减振动的目 的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行,则把这种减振器称 为单向作用式减振器,反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而 得到广泛应用。 根据结构形式的不同,减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能 在比较大的工作压力(10-20MPa)条件下工作,但由于它的工作特性受活塞磨损 和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为 2.5-5Mpa,但 由于工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式和 双筒式和充气筒式三种。双筒液力减振器具有工作性能稳定和噪声小等优点,在 乘用车上得到越来越多的应用。 设计减振器时应当满足的基本要求是,在使用期间保证汽车的行驶平顺性的 性能稳定;有足够的使用寿命。 CA1046 货车选用的是双筒式减振器

4.2 前后悬架减振器计算 4.2.1 相对阻尼系数和阻尼系数
1.前减振器相对阻尼系数 ? 和阻尼系数 ? 的确定 相对阻尼系数 ? =0.25, 取 ? =10o ,ms=1064.68kg,杠杆比 n/a=1,n1=1.8Hz , ? 为悬架固有频率
? =2 ? n1=11.3rad/s。

阻尼系数
? =2 ? ms ? / cos ?
2

=2×0.25×1133.07×11.3/0.97=6201.49 2.后减振器相对阻尼系数 ? 和阻尼系数 ? 的确定
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相对阻尼系数 ? =0.25, 取 ? =10o ,ms=1133.07kg,杠杆比 n/a=1,n2=2.0Hz , ? 为悬架固有频率
? =2 ? n2=12.56rad/s。

阻尼系数
? =2 ? ms ? / cos ?
2

=2×0.25×1133.07×12.56/0.97=7335.75

4.2.2 最大卸荷力
1.前减振器最大卸荷力 F0 的确定

v v v

X X
X

=A ? cos ? 为卸荷速度;A 为车身振幅,取±40mm; ? 为悬架固有频率。 =40×11.3×0.98=442.96mm/s=0.44m/s =6201.49×0.44=2728.66N

最大卸荷力 F0= ?

v

X

2.后减振器最大卸荷力 F0 的确定

v v v

X

=A ? cos ? 为卸荷速度;A 为车身振幅,取±40mm; ? 为悬架固有频率。 =40×12.56×0.98=492.35mm/s=0.49m/s =7335.75×0.49=3594.52N

X X

最大卸荷力 F0= ?

v

X

4.2.3 工作缸直径
1.前减振器工作缸直径 D 的确定
4 F?

根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D=

? [ p ](1 ? ? ? ? )

式中,[p]为工作缸最大允许压力,取 3~4MPa,选取[p]=3.0MPa; ? 为连杆 直径与缸筒直径之比,双筒式减振器取 ? =0.40~0.50,选取 ? =0.4,所以 D=
4 F?

? [ p ](1 ? ? ? ? )

=

4 ? 2728 . 66 3 . 14 ? 3 ? 1000000 ? (1 ? 0 . 16 )

=37.1mm

由汽车筒式减振器国家标准(QC/T491—1999)选出一个标准尺寸 D=40mm

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2.后减振器工作缸直径 D 的确定
4 F?

根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D=

? [ p ](1 ? ? ? ? )

式中,[p]为工作缸最大允许压力,取 3~4MPa,选取[p]=3.0MPa; ? 为连杆 直径与缸筒直径之比,双筒式减振器取 ? =0.40~0.50,选取 ? =0.4,所以 D=
4 F?

? [ p ](1 ? ? ? ? )

=

4 ? 3594 . 52 3 . 14 ? 3 ? 1000000 ? (1 ? 0 . 16 )

=42.6mm

由汽车筒式减振器国家标准(QC/T491—1999)选出一个标准尺寸 D=50mm

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第 5 章 平顺性分析和编程
5.1 平顺性的概念
汽车行驶时,路面凹凸不平和发动机的振动均激发汽车的振动。当振动达到 一定的剧烈程度,将使汽车内乘员感到不舒适、疲劳甚至危及人体健康。在同一 路面上以相同车速行驶的不同汽车,由于隔振和减振性能不同,引起的振动剧烈 程度会不同。通常把汽车缓和振动,减少对乘员影响的性能以汽车的“行驶平顺 性”来描述,即汽车不因振动而使乘员感到不舒适的性能称为汽车行驶平顺性。

5.2 平顺性的评价方法
汽车行驶平顺性的评价方法,通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货 物完整性的影响来制订的,并用振动的物理量,如频率、振幅、加速度、加速度 变化率等作为行驶平顺性的评价指标。 目前,常用汽车车身振动的固有频率和振动加速度评价汽车的行驶平顺性。 试验表明,为了保持汽车具有良好的行驶平顺性,车身振动的固有频率应为人体 所习惯的步行时,身体上、下运动的频率。它约为 60~85 次/分(1Hz~1.6Hz), 振动加速度极限值为 0.2~0.3g。为了保证所运输货物的完整性,车身振动加速 度也不宜过大。 如果车身加速度达到 1g, 未经固定的货物就有可能离开车厢底板。 所以,车身振动加速度的极限值应低于 0.6~0.7g。 在综合大量资料基础上,国际标准化组织 ISO 提出了 ISO 2631《人体承受全 身振动的评价指南》。该标准用加速度均方根值(rms)给出了在中心频率 1~80HZ 振动频率范围内人体对振动反应的三种不同的感觉界限。我国参照 ISO2631 制定 了国家标准《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》和《客车平顺性评价指标及极 限》。 ISO 2631 用加速度均方根值给出了人体在 1~80Hz 振动频率范围内对振动反 应的三个不同感觉界限:舒适-降低界限 限。 舒适-降低界限
T CD T CD

、疲劳-工效降低界限 T FD 和暴露极

与保持舒适有关。在此极限内,人体对所暴露的振动环境

主观感觉良好,并能顺利完成吃、读、写等动作。

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疲劳-工效降低界限 T FD 与保持工作效率有关。 当驾驶员承受振动在此极限内 时,能保持正常地进行驾驶。 暴露极限通常作为人体可以承受振动量的上限。当人体承受的振动强度在这 个极限之内,将保持健康或安全。 三个界限只是振动加速度容许值不同。“暴露极限”值为“疲劳-工效降低 界限” 2 倍(增加 6dB); 的 “舒适-降低界限” “疲劳-工效降低界限的 1/3.15(降 为 低 10dB);而各个界限容许加速度值随频率的变化趋势完全相同。

5.3 平顺性的分析
为了改善车内乘员的舒适感, 必须降低汽车行驶中的振动, 即提高汽车的行驶 平顺性能。汽车在一定路面上行驶时,其振动量(振幅、振动速度及加速度)的 大小取决于汽车的质量、悬架刚度、轮胎刚度和阻尼等结构参数。但是,汽车振 动是一个极为复杂的空间多自由度振动系统。在本次设计中,为了便于分析,把 复杂的实际汽车在某些假设条件下,简化为等效振动系统。 如图 4-1 所示的两个自由度振动系统。此系统除了具有车身部分的动态特性 外, 还能反映车轮部分在 10~15Hz 范围产生高频共振时的动态特性, 它对平顺性 和车轮的接地性有较大影响,更接近汽车悬挂系统的实际情况。图中, m 2 为悬挂 质量(车身质量) m 1 为非悬挂质量(车轮质量), K 为弹簧刚度; C 为减振器阻 ; 尼系数; K t 为轮胎刚度。 车轮与车身垂直位移坐标为 z 1、z 2 ,坐标原点选在各自的平衡位置,其运动方 程为

?? ? ? ? ? ? C ( z 2 ? z 1) K ( z 2 ? z 1) ? 0 ? ?m 2 z 2 ? ? ? ?? ? ? ? ? ? m 1 z 1? C ( z 1? z 2 ) ? K ( z 1 ? z 2 ) ? K t ( z 1 ? q ) ? 0 ?

图 5-1 车身与车轮两个自由度振动系统模型
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根据力学定理,并结合图 5-1 所示系统的振动微分方程,可以得出车身加速 度、悬架弹簧动挠度和车轮相对动载的幅频特性。
??

1. 车身加速度 z 2 对 q 的幅频特性
?? 1

?

z2
?

q

? 1? 4? 2 ? 2 ? ? ?? ? ? ? ? ?

2

?? ? ? ? 1? ? ? ?0 ??

?

?

2

?? 1 ? ?? 1? ? ? ?0 ? ??

?

?

2

? ? ? ?1 ? ? ?

2

? 4?

2

?? ? ?
0

2

? ?? ?

? 1 ? ? ? ?1 ? ? ?? ? ?0

?

?

2

? ? ?

2

其中 ? ? ? / ? 0 (? ? k / m )为频率比; ? ? C / ?2 K / m ? 为阻尼比; ? ? Kt / K 为刚度比; ? = m2/m1 为质量比。取 ? =9 , ? =0.25。 根据此方程, 利用 MATLAB 进行分析可得到车身加速度的幅频特性曲线, 如图 5-2 所示。

图 5-2 车身加速度的幅频特性曲线

2. 相对动载荷 F d G ,对 q 的幅频特性

?

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1

F

d ?

?

??
g

Gq

?? 2 ? ? ? 2 2 ?? ?1 ? ? 4? ? ? ? ? ? ? 1? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?
2

2

?? ? ? ? 1? ? ? ?0 ??

? ?

2

?? 1 ? ?? 1? ? ? ? ?0 ??

? ?

2

? ? ? ?1? ? ?

2

? 4?

2

?? ? ?
0

2

2 ? ?1 ? ? ? ? ? ? ?1 ? ? ? ? ? ? ? ?0 ?

? ?

2

其中 ? ? ? / ? 0 (? ? k / m )为频率比; ? ? C / ?2 K / m ? 为阻尼比; ? ? Kt / K 为刚度比; ? = m2/m1 为质量比。取 ? =9 , ? =0.25。 根据此方程, 利用 MATLAB 进行分析可得到车身加速度的幅频特性曲线, 如图 5—3 所示。

图 5—3 相对动载的幅频特性曲线

3.悬架动挠度

f

d

对 q 的幅频特性

?

f
?

d

?

q

? ? ? ? ? ?
2

?

1

1 ?

2

?? ? ? ? 1? ? ? ?0 ??

? ?

2

?? 1 ? ?? 1? ? ? ? ?0 ??

? ?

2

? ? ? ?1? ? ?

2

? 4?

2

?? ? ?
0

2

2 ? ?1 ? ? ? ? ? ? ? ?1 ? ? ? 0 ? ?? ? ?

? ?

2

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其中 ? ? ? / ? 0 (? ? k / m )为频率比; ? ? C / ?2 K / m ? 为阻尼比; ? ? Kt / K 为刚度比; ? = m2/m1 为质量比。取 ? =9 , ? =0.25。 根据此方程, 利用 MATLAB 进行分析可得到车身加速度的幅频特性曲线, 如图 5—4 所示。

图 5—4 悬架动挠度的幅频特性曲线

以上三组分析得出的特性曲线其规律符合要求,功率谱峰值在标准范围内。 根据车身加速度、悬架弹簧动挠度和车轮相对动载的幅频特性曲线,可以得出本 次设计的悬架满足平顺性要求, 在相应的工况下能保证人员的舒适与货物的完好。

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第 6 章 结论
本次设计进行了CA1046轻型货车的悬架系统设计并对其进行了平顺性分析。 前悬架系统采用常刚度钢板弹簧和减振器组成的非独立悬架,后悬架采用了 主副簧结构变刚度钢板弹簧和减振器组成的非独立悬架。首先确定前后悬架的固 有频率分别为1.8Hz和2.0Hz,确定了板簧的断面形状。在前悬架系统设计中,对 钢板弹簧的参数进行了确定, 确定钢板弹簧的片数为4片等厚, 厚度为7mm, 宽70mm, 主片长度为780mm,用作图法确定出其余各片的长度。接着对钢板弹簧的刚度和强 度进行了校核,结论满足要求。在后悬架系统设计中主要对主副簧的各项参数进 行计算,主簧5片等厚,厚度为8mm,宽80mm;副簧3片等厚,厚度为10mm,宽80mm。 主簧主片长度1170mm,用作图法确定出其余各片的长度。然后对钢板弹簧的刚度 及强度进行了校核,结论满足要求。最后对减振器进行了计算,选用液压式双向 作用减振器,前减振器工作缸直径40mm,后减振器工作缸直径50mm,其工作行程 均满足悬架的动挠度要求。 另外,本文还对所设计的悬架系统进行了平顺性分析,建立了车身与车轮二 自由度振动系统模型。利用MATLAB软件进行编程分析,根据所列微分方程得到车 身加速度、悬架弹簧动挠度和车轮相对动载的幅频特性曲线图。最后得出的结论 为:本次设计的悬架满足平顺性要求,在相应的工况下能保证人员的舒适与货物 的完好。

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参考文献
[1] 王望予.汽车设计.第 4 版.北京:机械工业出版社,2006 [2] 陈家瑞.汽车构造.第 4 版.长春:北京人民交通出版社,2004 [3] 吴宗泽.机械零件设计手册.第 1 版.北京::机械工业出版社,2004 [4] 刘惟信.汽车设计.第 5 版.北京:清华大学出版社,2001 [5] 靳晓雄,张立军,江浩.汽车振动分析.上海:同济大学出版社,2002 [6] 龚微寒.汽车现代设计制造.第 1 版.北京:人民交通出版社,1995 [7] 喻凡 Crolla D.车辆动力学及其控制[M].北京:人民交通出版社,2003 [8] 羊秋林,李尹熙,吕莉雯,李子卿.汽车用轻量化材料.第 1 版.北京:机 械工业出版社,1991 [9] 嵇伟.新型汽车悬架与车轮定位.北京:机械工业出版社,2004 [10] 满新梅.解放 CA1046 变截面钢板弹簧计算方法探讨[J].1997(1) [11] 陈言忠,高虹.变刚度钢板弹簧的一种计算方法[M].辽宁工学院.1997 [12] 余志生.汽车理论.第 3 版.北京:机械工业出版社,2006 [13] 张金柱.悬架系统.北京:化学工业出版社,2005 [14] H.P.威鲁麦特.车辆动力学—模拟及其方法.北京:北京理工大学出版社, 1998 [15] 魏道高.前轮定位参数的研究与展望[J].合肥工业大学学报,2004 [16] Hac A.. Active control of vehicle suspension. Vehicle Sytem Dynamics, 1987 [17] Julian Happian-Smith. An Introduction to Modern Vehicle Design. Elsevier Pte Ltd,2006.8

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致 谢
这次毕业设计是在辽宁工业大学张立军老师的悉心指导下完成的。张老师在 繁忙的工作中经常抽出时间来审阅我的毕业设计内容并耐心的指导我改正设计中 的错误。张老师的言传身教使我受益匪浅。这次毕业设计中的点点滴滴都使我的 动手动脑能力有了很大的提高,对我以后的生活和工作都有深远的影响,在此向 张老师致以最衷心的感谢。 感谢辽宁工业大学汽车与交通工程学院所有的老师。在前阶段的课程学习和 现阶段的毕业设计中,老师们都给予我很大的帮助与关怀,丰富了我的知识,开 阔了我的思路,提高了我的专业技能。 由于本人水平有限,本次设计难免有不足之处,希望各位老师多多批评和指 正。

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附 录 Ⅰ: 程序

1.车身加速度幅频特性曲线
x=0.1:0.1:20; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1 ).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|/s-1'); title('车身加速度幅频特性曲线'); gtext('前悬'); legend('f1=1.8, f2=2.0,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=1133.07; m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1

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).*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|/s-1'); title('车身加速度幅频特性曲线'); gtext('后悬');

2.相对动载的幅频特性曲线
x=0.1:0.1:15; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1). *(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot (x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Fd/Gq|/(s.m-1)'); title('相对动载的幅频特性曲线'); gtext('前悬'); legend(' f1=1.8, f2=2.0,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:15;

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m2=1133.07; m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1). *(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot (x,y) gtext('后悬');

3.弹簧动挠度的幅频特性曲线
x=0.1:0.1:10; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1). *(w./w0).^2).^2; d=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); plot (x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|fd/q|/s'); title('弹簧动挠度的幅频特性曲线'); gtext('前悬');

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legend(' f1=1.8, f2=2.0,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:10; m2=1133.07; m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1). *(w./w0).^2).^2; d=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); plot (x,y) gtext('后悬');

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附 录 Ⅱ:外文资料

Automotive Suspension System Overview
Most suspension systems have the same basic parts and operate basically in the same way. They differ, however, in the way the parts are arranged. The vehicle wheel is attached to a steering knuckle. The steering knuckle is attached to the vehicle frame by two control arms, which are mounted so they can pivot up and down. A coil spring is mounted between the lower control arm and the frame. When the wheel rolls over a bump, the control arms move up and compress the spring. When the wheel rolls into a dip, the control arms move down and the springs expand. The spring force brings the control arms and the wheel back into the normal position as soon as the wheel is on flat pavement. The idea is to allow the wheel to move up and down while the frame, body, and passengers stay smooth and level. The unequal length control arm or short, long arm (SLA) suspension system has been common on American vehicles for many years. Because each wheel is independently connected to the frame by a steering knuckle, ball joint assemblies, and upper and lower control arms, the system is often described as an independent suspension. The short, long arm suspension system gets its name from the use of two control arms from the frame to the steering knuckle and wheel assembly. The two control arms are of unequal length with a long control arm on the bottom and a short control arm on the top. The control arms are sometimes called A arms because in the top view they are shaped like the letter A. In the short, long arm suspension system, the upper control arm is attached to a cross shaft through two combination rubber and metal bushings. The cross shaft, in turn, is bolted to the frame. A ball joint, called the upper ball joint, is attached to the outer end of the upper arm and connects to the steering knuckle through a tapered stud held in position with a nut. The inner ends of the lower control arm have pressed-in bushings. Bolts, passing through the bushings, attach the arm to the frame. The lower ball joint is usually pressed into the control arm and connects to the steering knuckle through a tapered stud that is held in position with a nut. A ball joint is used on the control arms because it allows movement in more than one direction. It allows the up-and-down motion required as the wheels pass over dips and bumps. This type of joint also allows side-to-side motion as the wheels are turned back and forth for turns. For the upper and lower ball joint, the ball stud in the ball joint is a tapered stud at one end with a ball-shaped end. The ball end is supported in a similarly shaped housing called a socket. The shape of the housing allows the ball stud to turn around or move
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side to side. A plastic or sintered iron bearing is positioned between the ball and socket .The bearing allows the ball stud to turn in relation to the housing for steering. The tapered stud and nut hold the ball joint in position in the steering knuckle. There are four basic types of springs used in suspensions: coil, torsion bar, leaf spring, and air spring. The coil spring is the most popular type of spring in both front and rear suspension systems. It is simply a round bar of spring steel that is wound into the shape of a coil. Usually, the top and bottom coils are closer together than the middle coils. A coil spring is commonly used on the short, long arm suspension system. Some cars have the spring mounted from the frame to the upper control arm. In either case, the shock absorber is mounted through the center of the spring. Most short, long arm systems use a stabilizer bar between the two sides of the suspension. The sway bar connects both lower control arms to the frame crossmember. Movements affecting one wheel are partially transmitted to the opposite wheel through the frame to stabilize body roll. The sway bar is attached to the frame crossmember and lower control arms through rubber insulator bushings to reduce noise and vibrations. Sway bar end bushings and crossmember bushings are permanently installed on the sway bar. The advantages of the coil spring are its compactness, lack of moving parts, and excellent weight supporting characteristics. The disadvantage of a coil spring is its weakness in supporting side-to-side or lateral movement. When coil springs are used at the drive wheels, heavy traction bars or torque tubes are often required to maintain axle housing alignment. A number of vehicles use a torsion bar spring. It is a long, solid steel shaft that is anchored at one end to the suspensions control arm and at the other end to the vehicle'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 bar's natural resistance to twisting quickly restores it to its original position, returning the wheel to the road. A torsion bar can store a significantly higher maximum amount of energy than either an equally stressed leaf or coil spring. The torsion offers important weight savings and it is adjustable. In addition, it requires significantly less space than a coil spring. The leaf spring is made of several layers of spring steel stacked one upon the other, Usually, there is one main leaf that uses spring eyes for locating and fastening the spring toe frame or underbody. Several other progressively shorter leaves are placed on the main leaf, and the assembly or leaf pack is held together in the middle by a center bolt and on the ends by rebound clips. Some spring packs use fiber. or plastic
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pads between leaves to reduce the internal leaf friction. Some vehicles use a single leaf instead of a buildup of multiple leaves. One manufacturer is using a leaf spring manufactured from a nonmetal composite. Leaf springs are usually arched so that the ends are higher than the center when viewed from the side. The leaf spring is usually mounted in three places. A bushing is installed in each of the spring eyes. A bolt through the bushing in the rear spring eye attaches the rear of the spring directly to the vehicle frame. A shackle assembly is attached to the front spring eye and bushing and is then mounted through a shackle bushing to the frame. The shackle assembly allows the leaf spring to pivot up and down. A pair of U-bolts and a tie plate are used to clamp the front or rear axle assembly to the leaf spring. The main advantage of leaf springs is their ability to control vehicle sway and lateral movement. For these reasons, leaf springs are often used on the rear suspension of rear drive vehicles. Many late-model luxury cars use air springs. The spring is essentially a rubber bag or bladder full of air. A piston is attached to the lower control arm. Movement of the lower control arm causes the piston to move into the air bladder and compress the air in the bladder. Air pressure is used to regulate how easy or hard the bladder can be compressed. The air bladder is usually connected to an air compressor, which regulates the action of the air spring based on road conditions. All suspension systems use a shock absorber at each wheel. When the coil, torsion bar, leaf spring, or air spring is deflected, it can oscillate (bounce up and down) uncontrollably, possibly causing the tires to lose contact with the road. This could cause the car to bounce up and down without any control. To prevent this from happening, shock absorbers are used, not to absorb shocks, but to control spring rate and dampen spring oscillations.The shock absorber is a hydraulic device. One end of the shock absorber is attached to a wheel assembly and the other end is attached to the vehicle frame. Shock absorber movement is limited by forcing fluid inside the shock absorber through

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附 录 Ⅲ:中文翻译

汽车悬架系统概述
大多数悬架系统都有相同的基本部件和基本的工作原理。但是,各个部件的 安装顺序和位置上却有不一样。车轮安装在转向节上。转向节是由两个控制臂安 装在车架上, 这样有助于悬架绕支点上下运动。车架和最低控制臂之间安装一个 螺旋弹簧。 当车轮通过凸起的路面时, 控制臂向上运动压缩弹簧。 当车轮驶过凹路面时, 控制臂向下运动,弹簧升长。当车轮在平坦的路面上行驶时,弹簧力使得控制臂 和车轮回归原来的位置。这种设计方法,可以保证在车轮上下运动的情况下,确 保车架、车身和乘客具有良好的平顺性和通过行。不等长控制臂悬架系统在美国 的汽车中已经应用很多年了。因为每个车轮都是通过一个转向节、球窝接头、和 能伸缩的控制臂与车架独立的连接在一起,这种系统称为独立悬架。这种长短臂 悬架系统名字的由来是因为两个控制臂的用处,他们关系着车身到转向节和车轮 的装配。这两个控制臂是不等长的,长的在下面短的在上面。这控制臂有时叫做 A 型控制臂因为从上面看起来其形状像字母 A。 在长短臂悬架系统中,上控制臂是通过两组橡胶衬套和金属轴套与十字轴连 接的。这个十字轴依次与车架脱离。一个球窝接头就是在上面的球窝接头附着在 上控制臂外面并且通过一个锥形的螺栓和螺母与转向节连接起来。下控制臂的内 端被压入衬套。螺栓通过衬套将其与车架连接。下控制臂窝球接头通常被压入控 制臂内以便通过处在正确位置的锥形螺栓和螺母与转向节连接。球窝接头被用在 控制臂上是因为它允许在多个方向上运动,它允许上下运动以便满足车轮通过凹 陷或凸起路面的要求。这种类型的连接,当车轮来回转动时还可以左右运动。 对于高低球窝头转向节,在球窝接头中,球头螺栓的形状是一端为球形另一 端为锥形。球窝接头的末端是通过一个形状类似房子的叫插座的东西支持着。这 种形状类似房子的空间允许球头螺栓向不同的方向进行旋转运动。一个塑料的或 者铁轴承放置在球窝头和插座之间。这个轴承使球头螺栓的运动与用作转向的插 座联系起来,球窝接头通过锥形双头螺柱和螺母连接在转向节上。 目前,悬架系统主要使用四种类型的弹簧:螺旋弹簧,扭杆弹簧,钢板弹簧, 空气弹簧。在前悬架和后悬架中,使用最广泛的类型就是螺旋弹簧。因为它纯粹 是由一根圆形弹簧钢变成螺旋线圈形状的。通常情况下,顶部和底部螺旋线要比 中间部分紧密一些。

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螺旋弹簧普遍应用在长短臂悬架系统中。有些汽车当中将弹簧安装在车架与 上控制臂之间。无论哪种方式,减振器都安装在弹簧的中心线上。大多数长短臂 悬架系统的两面都有稳定杆。摇臂杆活动的连接着低控制臂和车架横构件。防止 随车身转动的车架影响到另一个车轮的运动。摇臂杆与车架横构件之间采用橡胶 衬套以便降低噪声和衰减振动。摇臂连接杆末端的轴套和横构件的轴套是永久的 安装在摇臂连接杆的。 螺旋弹簧的优点是:紧密度好,没有可移动部件,重量分配合理等。 螺旋弹簧的缺点是承受侧向或横向运动差。 如果将螺旋弹簧安装在驱动轮上, 往往需要用载重牵引拉杆或转矩拉杆来维持其轴套位置。 一些车辆采用了扭杆弹簧。它是一根细长的、实心钢轴,一端连接悬架控制 臂,另一端连接车架。当扭杆弹簧一端扭转、另一端仍固定不动的时候,便产生 扭矩。当一个垂直力作用于车轮时,这个力通过控制臂传递到扭杆弹簧,扭杆通 过扭转变形将作用力吸收。弹簧本身的阻力矩使其很快恢复到它原来的位置,恢 复车轮与路面的良好接触。 在同等压力条件下,与钢板弹簧和螺旋弹簧相比,扭杆弹簧能够储存更多的 能量。扭杆可以提供重要重量储蓄,并且还是可调节的。另外,与螺旋弹簧相比, 扭杆弹簧占用的空间很小。 钢板弹簧是由几层弹簧钢一个一个安装的。通常,钢板弹簧中有一个主片, 上面打孔,以便将钢板弹簧紧固定在车架上或车身下面。其他逐渐较短的钢片安 装在主钢片上,在中间用一个中心螺栓固定,两端用骑马螺栓固定。一些钢板弹 簧在各钢片间使用纤维、塑料板,以减小钢板间的内摩擦力。有的车辆使用少片 钢板弹簧来替代多个钢片。一些制造商使用一种非金属复合材料制造钢板弹簧。 钢板弹簧通常是拱形的,从侧面看两端高、中间低。 钢板弹簧通常安装在三个地方。每个孔中都安有轴衬,螺栓经轴衬将弹簧后 端直接固定在车架上。 同样的方式将钢板弹簧的前端以铰链的形式固定在车身上。 这种装配方式允许钢板弹簧绕支点作上下运动。用一对 U 型螺栓和垫板配合使用 将钢板弹簧固定在前、后车桥上。 钢板弹簧最主要的优点,是它能够控制车辆左右摆动及侧向运动。基于这些 原因,钢板弹簧主要应用于后轮驱动车辆的后悬架上。 许多新型豪华轿车都使用空气弹簧。空气弹簧基本上就是一个充满空气的橡 胶袋或气囊。 在最低控制臂上安装一个活塞。 控制臂的运动推动活塞进入橡胶袋, 并在气囊中压缩空气。空气压力用来调节橡胶袋压缩的程度。空气橡胶袋通常是 与空气压缩机相连接,以便根据道路条件调节空气弹簧运动。 所有悬架系统在每个车轮上都使用了减振器。当螺旋弹簧、扭力弹簧、钢板 弹簧或空气弹簧发生偏离,它会产生无法控制的摆动(上下弹跳),可能造成轮胎
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与路面脱离。这有可能导致汽车在没有任何约束的条件下发生摆振。为了防止这 种情况的发生,采用了减震器,它的主要作用不是吸收震动,而是用于控制弹簧 振动频率和缓解弹簧的摆振。减振器是一个液压装置。减振器的一端安装在车轮 总成上,另一端安装在车架上。减振器的运动是通过促进其缸内的液体流动来实 现的。

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