輕型貨車懸架系統的設計【前懸架麥弗遜式非獨立懸架后懸架選用鋼板彈簧式非獨立懸架】
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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 汽車懸架概述
懸架由彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。導向裝置由導向桿系組成，用來決定車輪相對對于車架(或車身)的運動特性，并傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。當用縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置作用。緩沖塊用來減輕車軸對車架(或車身)的直接沖撞，防止彈性元件產生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。
根據導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨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接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側車輪[1]。獨立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋，按結構特點又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等等，
它的主要功用如下：
1 緩和、抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車的行駛平順性；
2 迅速衰減車身和車橋(或車輪)的振動；
3 傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的各種力(驅動力、制動力、橫向力)和力矩(制動力矩和反作用力矩)；
4 保證汽車行駛穩(wěn)定性。
為了完成1、2項功能，懸架使用了彈簧和減震器。汽車懸架常用的彈性元件有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、橡膠彈簧及空氣彈簧等。減震器有多種形式，現在最常用的是筒式減震器。
為了完成3、4項功能，懸架采用了適當的導向干系把車架(車身)與車軸(車輪)聯接起來。導向桿系有多種新式，可單獨用其中的一種，也可將幾種配合起來使用。鋼板彈簧懸架中的鋼板彈簧不僅用作彈性元件而且兼起導向的作用。
為了減輕車軸對車架(或車身)的直接沖撞，采用了緩沖塊。為了減小車身的側傾角，有的汽車還裝有橫向穩(wěn)定桿[2]。
鋼板彈簧簡介
鋼板彈簧是汽車懸架中應用最廣泛的一種彈性元件，它是由若干片等寬但不等長（厚度可以相等，也可以不相等）的合金彈簧片組合而成的一根近似等強度的彈性梁。
當鋼板彈簧安裝在汽車懸架中，所承受的垂直載荷為正向時，各彈簧片都受力變形，有向上拱彎的趨勢。這時，車橋和車架便相互靠近。當車橋與車架互相遠離時，鋼板彈簧所受的正向垂直載荷和變形便逐漸減小，有時甚至會反向。
主片卷耳受力嚴重，是薄弱處，為改善主片卷耳的受力情況，常將第二片末端也彎成卷耳，包在主片卷耳的外面，稱為包耳。為了使得在彈性變形時各片有相對滑動的可能，在主片卷耳與第二片包耳之間留有較大的空隙。有些懸架中的鋼板彈簧兩端不做成卷耳，而采用其他的支撐連接方式，如橡膠支撐墊[3]。
扁平長方形的鋼板呈彎曲形，以數片疊成的底盤用彈簧，一端以梢子安裝在吊架上，另一端使用吊耳連接到大梁上，使彈簧能伸縮。目前適用于中大型的貨卡車上。
1.2 我國汽車懸架發(fā)展的現狀
現代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現嶄新的懸架裝置。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、神經網絡、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。
汽車懸架按導向機構可分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類。非獨立懸架主要用于貨車和客車前、后懸架。隨著高速公路網的快速發(fā)展，促使汽車速度不斷提高，使得非獨立懸架已不能滿足行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等方面提出的要求。因此，獨立懸架獲得了很大的發(fā)展空間。獨立懸架的結構特點是，兩側的車輪各自獨立地與車架或車身彈性連接，因而具有很多優(yōu)點。獨立懸架中尤其是雙橫臂獨立懸架得到了廣泛的應用。
汽車懸架按其振動的控制方式分為被動、半主動和主動懸架3種基本類型。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。我國在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大在西方發(fā)達國家，福特公司和日產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，未見國內汽車產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幾個單位對主動懸架展開研究。研究證明主動懸架的平順性能最好。它采用許多新興的控制技術和使用大量電子器件，可使懸架的穩(wěn)定性得到保證因此，主動懸架的平順性和操縱穩(wěn)定性是最好的，是汽車懸架必然的發(fā)展方向。由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。被動式懸架汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件[4]。 1934年世界上出現了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數根據經驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變，它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。被動懸架是傳統的機械結構，剛度和阻尼都是不可調的，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[5]。在我國現階段，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;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。
1.3 研究的背景及意義
自主開發(fā)是中國汽車產業(yè)持續(xù)發(fā)展的保障。我國汽車產業(yè)在經過半個世紀的發(fā)展，已經初具規(guī)模，但是面臨著能源緊張、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[6]。我國的汽車產業(yè)要加速、持續(xù)和健康的發(fā)展，并成為我國國民經濟的支柱產業(yè)，必須堅持產業(yè)創(chuàng)新，選擇面向自主發(fā)展具有中國特色的產業(yè)創(chuàng)新模式，推動汽車產業(yè)結構的升級、技術的進步、以及民族品牌的崛起。
輕型貨車在我國應用較廣，其中懸架是輕型貨車的的主要部件，其設計的成功與否決定著車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設計要求。設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的懸架系統，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發(fā)展。所以本題設計一款結構優(yōu)良的輕型貨車懸架系統具有一定的實際意義。
1.4 研究的主要內容
確定懸架總體結構，彈性元件設計，導向機構設計，減振器結構設計，主要參數的確定,對主要參數進行強度校核，驗證設計的合理性。
第2章 懸架的結構形式分析及選擇
2.1 非獨立懸架和獨立懸架
汽車的懸掛系統分為非獨立懸掛和獨立懸掛兩種，非獨立懸掛的車輪裝在一根整體車軸的兩端，當一邊車輪跳動時，另一側車輪也相應跳動，使整個車身振動或傾斜；獨立懸掛的車軸分成兩段，每只車輪由螺旋彈簧獨立安裝在車架下面，當一邊車輪發(fā)生跳動時，另一邊車輪不受影響，兩邊的車輪可以獨立運動，提高了汽車的平穩(wěn)性和舒適性。（如圖2.1）
圖2.1懸架的結構形式簡圖
非獨立懸架以縱置式鋼板彈簧為彈性元件兼起導向裝置，其主要特點是：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；簧下質量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸和車身傾斜；當兩側車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產生擺振。當輪跳動時，懸架易于轉向傳動機構產生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向性；所以汽車高速行駛時操作穩(wěn)定性差。非獨立懸架常用在貨車，大客車的前，后懸架以及某些轎車的后懸架[1]。
獨立懸架的結構特點是兩側的車輪各自獨立地與車架或車身彈性連接。與非獨立懸架相反，獨立懸架很少用鋼板彈簧作為彈性元件，而多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧作為彈性元件，因而具有導向機構。與非獨立懸架相比，獨立懸架具有更多優(yōu)點：①懸架彈性元件的變形在一定的范圍內，兩側車輪可以單獨運動而互不影響，這樣可減少車架和車身在不平道路上行駛時的振動，而且有助于消除轉向輪不斷偏擺的現象。②減輕了汽車上非簧載質量，從而減小了懸架所受到的沖擊載荷，可以提高汽車的平均行駛速度。③由于采用斷開式車橋，發(fā)動機位置可降低和前移并使汽車重心下降，有利于提高汽車行駛的穩(wěn)定性。同時能給予車輪較大的上下運動空間，懸架剛度可設計得較小，使車身振動頻率降低，以改善行駛平順性。④可保證汽車在不平道路上行駛時，車輪與路面有良好的接觸，增大了驅動力。⑤具有特殊要求的某些越野汽車采用獨立懸架后，可增大汽車的離地間隙，提高了汽車的通過性能。獨立懸架與斷開式車橋配用。獨立懸架的缺點是結構復雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于乘用車和部分輕型貨車，客車以及越野車[8]。
2. 2 前、后懸架方案的選擇
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立懸架、前輪采用獨立懸架、后輪采用非獨立懸架、前后輪都采用獨立懸架等幾種。
前、后懸架均采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉向行駛時，內側懸架處于減載而外側懸架處于加載狀態(tài)，于是內側懸架縮短，外側懸架因受壓而伸長，結果與懸架固定連接的車軸的軸線相對汽車縱向中心線偏轉一角度a。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉向趨勢。乘用車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后部吊耳低，于是懸架的瞬時運動中心位置降低，結果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉向的趨勢[9]。
前置前輪驅動的乘用車，常采用麥弗遜式前懸架和扭轉梁隨動臂式后懸架。乘用車后懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架，而前懸架采用雙橫臂式獨立懸架時，能夠通過將上橫臂支承銷軸線在縱向垂直平面上的投影設計成前高后低狀，使懸架的縱向運動瞬心位于有利于減少制動前俯角處，使制動時車身縱傾減少，保持車身具有良好的穩(wěn)定性能[1]。
本設計采用前懸架麥弗遜式非獨立懸架，后懸架選用鋼板彈簧式非獨立懸架。
2.3 輔助元件
主要的輔助元件有橫向穩(wěn)定器和緩沖塊。
橫向穩(wěn)定器:通過減小懸架剛度c，能降低車身振動固有頻率n，達到改善汽車平順性的目的。但因為懸架的側傾角剛度也減小，并使車廂側傾角增加，結果車廂中的乘員會感到不舒適和降低了行車安全感。解決這一矛盾的主要方法就是在汽車上設置橫向穩(wěn)定器。有了橫向穩(wěn)定器，就可以做到在不增大懸架垂直剛度c的條件下，增大懸架的傾斜角剛度。
緩沖塊: 有些由橡膠制造（如圖a），通過硫化將橡膠與鋼板連接為一體，再經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, 還有些由多孔聚氨指制成（如圖b） ，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，這點與橡膠不同。有些汽車的緩沖塊裝在減振器上[1]。
圖2.3橡膠緩沖塊
圖2.4由多空聚氨酯制成的輔助彈性元件形狀
本設計采用的緩沖塊為圖a，用螺釘固定在車架上，限制懸架的最大行程。
2.4 本章小結
在第本章中主要是對懸架進行了介紹，并確立了前后懸架的選擇形式：前懸架 麥弗遜式獨立懸架；后懸架鋼板彈簧式非獨立懸架。對輔助元件進行了介紹和選擇。
第3章 前、后懸架主要參數的選擇
本設計采用MEIYA TM1021輕型貨車主要參數：外型尺寸(長×寬×高)(mm)：5095×1710×1720、總質量(kg)：2315、整備質量(kg)：1490、軸距(mm)：3025、前懸/后懸(mm)：845/1225、前輪距：1460、后輪距：1440。
3.1選擇要求及方法
1、使懸架系統由較低的固有頻率
汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一 , 因現代汽車的質量分配系數ε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系。
2、與的匹配要合適
要求希望fc1與fc2要接近，單不能相等（防止共振）希望fc1> fc2 (從加速性考慮，若fc2大，車身的振動大）
若汽車以較高車速駛過單個路障，n1/n2＜1時的車身縱向角振動要比n1/n2＞1時小，故推薦取fc2=（0.8~0.9）fc1。
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=（0.6~0.8）fc2。
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低于前懸架的偏頻
3、fd要合適,根據不同的車在不同路面條件造
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。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求1.0~1.45Hz，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0.8~1.15Hz，后懸架則要求在0.98~1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50~2.10Hz，而后懸架則要求在1.70~2.17Hz。
因偏頻越小則平順行越好，本設計偏頻取1.15Hz即=1.15Hz。
3.2 懸架靜撓度fc
靜撓度：汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即由已知參數可知，頻率n1=1.15Hz. 載簧質量m1=463Kg 由公式
（3.1）
可知
（3.2）
（3.3）
3.3懸架的動撓度fd
動撓度：從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車回（或車身）的垂直位移 對乘用車，fd取7~9cm; 對客車，fd取5~8cm；對貨車，fd取6~9cm
這里取fd=7cm.
3.4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廠(即懸架的變形)的關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，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數。當懸架變形f與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(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。這樣可在有限的動撓度fd范圍內，得到比線性懸架更多的動容量。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?？蛰d與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架二轎車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架[11]。
鋼板彈簧非獨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彈簧彈性特性曲線
3.5 本章小結
本章主要確定了前后懸架靜繞度和動擾度，靜繞度為7.2cm動擾度為7cm.及對懸架的彈性特性進行了分析。
第4章 彈性元件的計算
4. 1 鋼板彈簧的布置方案的選擇
鋼板彈簧在汽車上可以縱置也可以橫置, 縱向布置時還具有導向傳力的作用,并有一定的減震作用，連得因而使的懸架系統結構簡化。而橫向布置時因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在極少數汽車上應用。如下圖所示,它中部用U型螺栓將鋼板彈簧固定在車橋上。懸架前端為固定鉸鏈，也叫死吊耳。它由鋼板彈簧銷釘將鋼板彈簧前端卷耳部與鋼板彈簧前支架連接在一起，前端卷耳孔中為減少摩損裝有襯套。后端卷耳通過鋼板彈簧吊耳銷與后端吊耳與吊耳架相連，后端可以自由擺動，形成活動吊耳。當車架受到沖擊彈簧變形時兩卷耳之間的距離有變化的可能[10]。
圖4.1鋼板彈簧的布置圖
4. 2 鋼板彈簧主要參數的確定
TM1021 輕型貨車相關參數∶懸架靜撓=72mm，懸架動撓度=70mm，軸距Z=3025mm, 單個鋼板彈簧的載荷
（4.1）
4.2.1滿載弧高
滿載弧高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（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差。常取=10~20mm，這里取=10mm.。
4.2.2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。
在下列范圍內選用鋼板彈簧的長度：
轎車：L=（0.40~0.55）軸距；
貨車:前懸架：L=（0.26~0.35）軸距； 后懸架：L=（0.35~0.45）軸距。
應盡可能將鋼板彈簧取長些,原因如下：
1,增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車平順性。
2,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。
3,剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產生單位縱向轉角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。
4,增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形。
本設計中L=0.33×3025mm=1000mm
4.2.3 鋼板斷面尺寸及片數的確定
1.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δ加以修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩。對于對稱鋼板彈簧：
（4.2）
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（如剛性夾緊，取k=0.5，撓性夾緊，取k=0）；
C——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm），；
δ——撓度增大系數；
E——材料的彈性模量。
（4.3）
（4.4）
（4.5）
總慣性矩
（4.6）
鋼板彈簧總截面系數W0用下式計算
（4.7）
式中：
——許用彎曲應力。
對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經噴丸處理后，推薦在下列范圍內選取；前彈簧和平衡懸架彈簧為350-450；后副簧為220-250,這里取=450,所以
（4.8）
鋼板彈簧的平均厚度:
（4.9）
有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b
片寬b對汽車性能的影響：
（1）增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。
（2）前懸架用寬的彈簧片，會影響轉向輪的最大轉角。片寬選取過窄，又得增加片數，從而增加片間的摩擦彈簧的總厚
（3）推薦片寬與片厚的比值b/在6~10范圍內選取。
本設計中取b=50mm
2.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
（4.10）
式中：
n——鋼板彈簧片數,取n=3所以可得到
（4.11）
片厚h選擇的要求：
（1）增加片厚h，可以減少片數n
（2）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。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。
（3）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。
（4）鋼板斷面尺寸b和h應符合國產型材規(guī)格尺寸。
本設計中取h=6mm
3.鋼板斷面形狀
鋼板斷面形狀 矩形斷面結構簡單，制造容易，變截面少片鋼板彈簧多采用矩形斷面結構
4.葉片的端部結構
葉片的端部可以按其形狀和加工方式分為矩形（片端切角）、橢圓形（片端壓延）和片端壓延切斷四種。其中矩形為制造成本最低的一種（由于對片端部作任何加工）。本設計中采用矩形端部結構。
5.鋼板彈簧片數n
片數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。但片數少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片簧時，片數在1～10片之間選取。
故本設計n=7
6.鋼板彈簧端部的支承型式
以板簧端部的支承型式而言，可以大致分為卷耳和滑板兩大類。滑板型式多見于兩極式主副簧懸架中副簧的支承和平衡懸架中板簧的支承。卷耳根據其相對板簧上平面的位置可以分為上卷耳、平卷耳和下卷耳三類。
本設計中采用上卷耳。
7.吊耳及鋼板彈簧銷的結構
大多數板簧的支承方式為一端采用固定的卷耳，另一端采用擺動的吊耳。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、潤滑可用螺紋式、自潤滑式、滑動軸承、橡膠支承或者將板簧支承在橡膠座內。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優(yōu)點。
本設計中采用自潤滑式彈簧銷結構。
8.少片彈簧
少片彈簧在輕型車和轎車上得到越來越多的應用。其特點是葉片由等長、等寬、變截面的1～3片葉片組成。利用變厚斷面來保持等強度特性，并比多片彈簧減少20％～40％的質量。片間放有減摩作用的塑料墊片，或做成只在端部接觸以減少片間摩擦。如圖4.2所示單片變截面彈簧的端部段和中間夾緊部分段是厚度為和的等截面形，段為變厚截面。 段厚度可按拋物線形或線性變化。
圖4.2單片彈簧和少片彈簧
4. 3 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算
圖4.3鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑
1. 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（如圖4.3），稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高
用下式計算：
（4.12）
式中：
——靜撓度；
——滿載弧高；
——鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化.
（4.13）
S——U形螺栓中心距；
L——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
（4.14）
（4.15）
（4.16）
（4.17）
2.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，裝配后各片產生預應力，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
（4.18）
式中：
——第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；
——鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；
——各片彈簧的預應力（）；
E——材料彈性模量（），?。?
——第i片的彈簧厚度（mm）。
(4.19)
(4.20)
在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑和各片彈簧預加應力的條件下，計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。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：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；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。
4. 4 鋼板彈簧的剛度驗算
圖4.4單片變截面彈簧的一半
變截面鋼板彈簧的尺寸如圖4.4所示,此時厚度隨長度的變化規(guī)律為，式中，；。單片鋼板彈簧剛度用下式計算
(4.21)
式中：
E——材料的彈性模量；
ξ——修正系數，取O.92；，如圖4.4所示；，其中b為鋼板寬
(4.22)
式中 (4.23)
(4.24)
(4.25)
所以
(4.26)
所以，梯形葉片彈簧的剛度為：
(4.27)
4. 5 彈簧的最大應力點及最大應力
圖4.4中梯形彈簧的BC直線方程為：
(4.28)
, 如果彈簧端部厚度，則便可求出梯形葉片等厚部分的理論長度值
(4.29)
當時，彈簧最大應力點發(fā)生在處，此處
(4.30)
其應力值
(4.31)
當時，最大應力點發(fā)生在B點，其值。
由于, 即
所以，彈簧的最大應力點不是出現在B點，應出現在的區(qū)段內，
(4.32)
彈簧最大應力為：
(4.33)
在400~500MP之間，滿足要求
4. 6 彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算
圖4.5鋼板彈簧主片卷耳受力圖
鋼板彈簧主片卷耳受力如上圖所示。卷耳處所受應力σ是由彎曲應力和(壓)應力合成的應力
(4.34)
式中：
——沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；
D——卷耳內徑；
B——鋼板彈簧寬度；
——主片厚度。
許用應力[σ]取為350N／。
(4.35)
在范圍之內，滿足要求
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的擠壓應力。其中，為滿載靜止時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
(4.36)
滿足要求
用30鋼或40鋼經液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應力[]取為3～4N／；用20鋼或20Cr鋼經滲碳處理或用45鋼經高頻淬火后，其許用應力[]≤7～9N／。鋼板彈簧多數情況下采用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。
表4.1鋼板彈簧片的參數
片號
各片長度（mm）
各片有效長度（mm）
各片厚度（mm）
各片寬度（mm）
1
1000
955
6
50
2
885
840
6
50
3
770
725
6
50
4
655
610
6
50
5
540
495
6
50
6
425
380
6
50
7
310
265
6
50
4.7螺旋彈簧的設計計算
4.7.1螺旋彈簧形式、材料的選擇
由于螺旋彈簧的的生產量較大，應用廣泛且成本低，故選擇壓縮圓柱螺旋彈簧。根據汽車的工作條件，采用熱扎彈簧鋼60Si2MnA，加熱成形，而后淬火﹑回火等處理。
4.7.2確定彈簧直徑及剛度
當彈簧僅承受軸向載荷時
因為 (4.37)
故 (4.38)
式中：——彈簧中徑；
——彈簧的許用應力，查表得；
C——旋繞比，取C=8；
K——曲度系數，
； (4.39)
由此可得 mm
取 d=15 mm
又因為 ， 得
在最大工作負荷作用下，取彈簧的有效圈數為： 圈
彈簧的剛度計算公式為
(4.40)
式中： G——切變模量，查表得，；
代入數據得：
==28.75 N/mm (4.41)
4.7.3其他參數的計算
表4.1螺旋彈簧各尺寸
彈簧外徑：
彈簧內徑：
總圈數：
節(jié)距：
自由高度：
壓拼高度：
螺旋導角：
展開長度：
4.7.4彈簧的校驗
壓縮螺旋彈簧軸向變形較大時，會產生側向彎曲而失去穩(wěn)定性，特別是彈簧自由高 度超過彈簧中徑的4倍時，更容易產生這種現象，因而設計時要進行穩(wěn)定性計算。
高徑比 (4.42)
在4倍范圍內故穩(wěn)定性符合要求。
4.8 本章小結
本章是設計計算的重點也是難點，本章對鋼板彈簧和螺旋彈簧的各部分尺寸進行設計計算，確定鋼板彈簧的塊數為7和每塊鋼板彈簧的長、寬、高，通過已給的參數計算并進行應力的計算同時本本章也對螺旋彈簧的各尺寸參數進行了計算但對螺旋彈簧的校核由于部分原因不是很全面。
第5章 減振器的計算及選擇
5. 1 減振器的分類
減振器是車輛懸架系統中的重要部件，其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及懸架系統的使用壽命等有較大影響。汽車在受到來自不平路面的沖擊時，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時也激發(fā)出較長時間的振動，使乘坐不適。與彈性元件并聯安裝的減振器可很快衰減這種振動，改善汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性[11]。
汽車懸架中廣泛采用液壓減振器。液壓減振器按其結構可分為搖臂式和筒式；按其工作原理可分為單向作用式和雙向作用式。筒式減振器由于質量輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產等優(yōu)點，成為了汽車減振器的主流。筒式減振器又可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式，其中以雙筒式應用最多[12]。充氣筒式減振器在筒式減振器中充以一定壓力的氣體，改善了高速時的減振性能，并有利于消除減震器產生的噪聲，但由于成本及使用維修問題，使其推廣應用受到一定限制。本設計中，選用雙向作用筒式減振器。
5. 2 主要性能參數的選擇
5.2.1 相對阻尼系數ψ
圖5.1減震器阻力-速度特性
在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關系為：
（5.1）
式中：
σ——減振器阻尼系數。
圖5.1所示為減振器的阻力——速度特性。該圖具有如下特點：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σ=F/u，所以減振器有四個阻尼系數。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數。通常壓縮行程的阻尼系數與伸張行程的阻尼系數不等。
汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動.式周期衰減振動，用相對阻尼系數ψ的大小來評定振動衰減的快慢速度。ψ的表達式為：
(5.2)
式中：
C——懸架系統的垂直剛度，c=266 N/mm(前面已經計算)；
——簧上質量。
=1150 Kg 上式表明，相對阻尼系數ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統匹配時，會產生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ值小則相反；通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持有=（0.25~0.50）的關系。設計時，現選取與的平均值ψ。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25~0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，ψ值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，ψ值應取大些，一般取；為避免懸架碰撞車架，取=0.5。
本設計中，ψ取0.25，=0.33，=0.17
5.2.2 減振器阻尼系數的確定
減振器阻尼系數，不同懸架因導向機構杠桿比不同，懸架阻尼系數應具體計算。
(5.3)
式中， k——杠桿比，
(5.4)
α——減振器安裝角, α= 3o
所以，
(5.5)
5.2.3 最大卸荷力的確定
為了減少傳給車身的沖擊力，當減振器活塞振動速度達一定值時，減振器應打開卸荷閥，此時活塞速度稱為卸荷速度,一般為，
(5.6)
式中：
A——車身振幅，取;
——懸架固有頻率。
若伸張行程時的阻尼系數為，則最大卸荷力為：
(5.7)
5.3 筒式減振器主要尺寸參數的確定
筒式減振器工作缸直徑D可由最大卸荷力和缸內允許壓力[p]來近似求得：
(5.8)
式中：
[p]——缸內最大允許壓力，取;
——缸筒直徑與連桿直徑比，雙筒式減振器=0.4~0.5；單筒式減振器=0.3~0.35 計算出D后，根據標準將缸徑圓整為20、30、40、50、60 mm.
(5.9)
圓整后取D=60 mm
儲油筒直徑
(5.10)
壁厚按一般情況選擇為2mm
5.4 本章小結
本章主要對減震器進行了介紹和選擇，本設計采用雙向作用筒式減震器，并對減震器的一般尺寸進行了計算工作缸直徑D為60 壁厚為2，對減震器主要性能參數進行了計算。
第6章 導向機構的設計
6.1導向機構的布置參數
1、麥弗遜式獨立懸架的側傾中心
麥弗遜式獨立懸架的側傾中心由如圖6.1所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點E作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點即為極點P。將P點與車輪接地點N的連線交在汽車軸線上，交點W即為側傾中心。
圖6.1 麥弗遜式獨立懸架側傾中心的確定
各數據為：，， ，，d=300mm，
麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度為
(6.1)
式中
代入式子6-1得
(6.2)
前懸架的側傾中心高度受到允許的輪距變化限制，并且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。 此外，在前輪前驅的汽車上，由于前橋軸荷大，且為驅動橋，故因盡可能使前輪輪荷變 化小。因此，在獨立懸架中，側傾中心高度為：
前懸0～120mm，后懸80～150mm。
此次設計的前懸側傾中心高度為46mm，因而設計符合要求。
2、側傾軸線
在獨立懸架中，汽車前部與后部側傾中心的連線成為側傾軸線，側傾軸線應大致與 地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了是為了使得在曲線行駛前、后軸上的軸荷 變化接近相等從而保證中性轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許的范圍內。
3、縱傾中心
麥弗遜式獨立懸架的縱傾中心，可由E點作減振器運動方向的垂直線。該垂直線與橫臂軸D的延長線的交點O即為縱傾中心，如圖6.2所示
圖6.2 麥弗遜式獨立懸架的縱傾中心
6.2 麥弗遜式懸架導向機構設計
1、導向機構受力分析
圖6.3 懸架受力簡圖
分析如圖6.3a所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力，可根據圖上的布置尺寸求得
(6.3)
式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質量的1／2。
橫向力越大，則作用在導向套上的摩擦力越大(為摩擦因數)，這對汽車子順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。由式(6-2)可知，為了減小力，，要求尺寸c十b越大越好，或者減小尺寸a。增大尺寸使懸架占用空間增加，在布置上有困難;若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小尺寸的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的G點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸a的目,又可獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動G點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。
2、擺臂軸線布置方式的選擇
圖6.4 角變化示意圖
麥弗遜式懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響汽車的縱傾穩(wěn)定性，圖6.4中，C點為汽車縱向平面內懸架相對于車身跳動的運動瞬心。當擺臂軸的抗前俯角-β等于靜平衡位置的主銷后傾角時，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠處，主銷軸線在懸架跳動時作平動。因此，值保持不變。
當-β與的匹配使運動瞬心C交于前輪后方時(圖6.4a)，在懸架壓縮行程，角有增大的趨勢.
當-β與的匹配使運動瞬心C交于前輪前方時(圖6.4b)，在懸架壓縮行程，角有減小的趨勢。
為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角有增加的趨勢。
因此，本設計選擇參數β能使運動瞬心C交于前輪后方。
3、擺臂長度的確定
圖6.5 麥弗遜式獨立懸架運動特性
圖6.5為某轎車采用的麥弗遜式前懸架的實測參數為輸人數據的計算結果。圖中的幾組曲線是下擺臂“取不同值時的懸架運動特性。由圖可以看出，擺臂越長，曲線越平緩， 即車輪跳動時輪距變化越小，有利于提高輪胎壽命。主銷內傾角γ車輪外傾角δ和主銷后傾角λ曲線的變化規(guī)律也都與類似，說明擺臂越長，前輪定位角度的變化越小，將有利于提高汽車的操縱穩(wěn)定性[10]。
所以在本設計中，在滿足布置要求的前提下盡量加長擺臂長度。
6.3本章小結
本章對懸架的導向機構進行了計算，重點是側傾中心的計算計算得側傾中心為46，符合前懸側傾中心在0~120之間。同時本章確定了導向機構的布置參數和前懸架麥弗遜式非獨立懸架的導向機構的設計。
結 論
懸架作為汽車的一個重要部件，連接車身于車輪之間的一個部件，使得其作用十分的重要，懸架中的彈簧和減震器在反復的運動，承受著交變載荷的反復壓迫。所以強度一定要合格，麥弗遜懸架在很多車型上面都得到了很好的應用。其優(yōu)越的性能使其占有很大的優(yōu)勢。。根據本文對汽車懸架設計計算，得出如下結論：
（1）本文設計了麥弗遜式獨立懸架和鋼板彈簧非獨立懸架的結構參數和各個部分的詳細參數。
（2）對鋼板彈簧各個參數和螺旋彈簧的高徑比進行了校核。
（3）對減震器進行了選擇，為雙向作用筒式減震器，對減震器主要性能參數進行了計算。
（4）對導向機構的側傾中心和各個布置參數進行了計算。
本設計針對前懸架麥弗遜式獨立懸架后懸架為非獨立懸架進行了設計，在設計過程中由于個人能力原因使得有些地方的設計存在不合理性，望見諒。
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致 謝
深深地感謝我的各位老師。在我大學期間，學習上得到了各位老師的悉心指導和嚴格要求，老師教授了很多很多專業(yè)性的知識，在設計當中得到了老師的悉心指導和幫助。生活上得到了老師的熱心幫助和關心愛護。老師淵博的學識，嚴謹的治學態(tài)度，填密的思維以及對待科研和祖國教育事業(yè)的獻身精神，讓我終生受益，永遠激勵著我不斷前進。感謝四年來所有教授我們理論知識和實踐知識的老師，同時還要感謝學校圖書館、檔案館、電子閱覽室等部門給我們提供各種形式的幫助。感謝學校給我們一個展現自我設計能力的機會，感謝我的父母在我設計遇到困難的時候給我的鼓勵。
通過本次設計，使四年來所學的知識得到了進一步的加強和鞏固。在設計過程中所遇到的困難是我深深的認識到要成為一名合格的設計人員的不易，決心在以后的工作中繼續(xù)努力學習知識，發(fā)展思維，拓寬眼界，為社會的發(fā)展貢獻自己的微薄之力。
最后祝全校老師身體健康、萬事如意
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