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麥弗遜懸架的設(shè)計
摘要：為了提高汽車行駛的平順性和穩(wěn)定性, 本課題進(jìn)行了產(chǎn)品名稱為QF1020貨車前后懸架的設(shè)計。通過對課題內(nèi)容的分析, 并結(jié)合相關(guān)設(shè)計手冊,進(jìn)行了方案設(shè)計與比較, 設(shè)計了麥弗遜前懸架, 鋼板彈簧后懸架。在設(shè)計中，首先，分析了麥弗遜獨(dú)立懸架的組成和功用；其次，進(jìn)行懸架的上各零部件強(qiáng)度的校核；第三，詳細(xì)考慮各部件之間的連接關(guān)系；最后在此基礎(chǔ)上進(jìn)行懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算。在分析麥弗遜懸架的組成和作用以及各零部件的尺寸確定的基礎(chǔ)上，再利用CAD軟件進(jìn)行二維制圖。此次的設(shè)計進(jìn)行了準(zhǔn)確的計算和詳細(xì)的結(jié)構(gòu)分析，為麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了依據(jù)，從而在運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)方面提高汽車的性能。
關(guān)鍵詞：麥弗遜懸架；汽車；設(shè)計；
The design of McPherson suspension
Abstract：In order to enhance the automobile smooth running and the stability, This topic has carried on the suspension design of the Product Name of QF1020 vehicle. Through analyzing the topic content, and combine the correlation design handbook, carried on the plan to design and to compare, the McPherson strut front suspension , the leaf spring behind suspension and trapezium’s frame are designed. This thesis first analyzes the consists and function of the McPherson suspension in the design, then check the up and down of the suspension, Third, the various components of the link between relations is considered the suspension on the basis of the natural vibration frequency is calculated as well as static suspension deflection and dynamic deflection and elastic characteristics of the suspension terms at last. On the basis of Analysis of the composition and role of the size of the components in the two suspension, then to use CAD software, 2D software mapping .We make an accurate and detailed structural analysis on the design, which provides the?reference for optimal design of the suspension. The approach can enhance the?performance of the McPherson suspension and leaf spring behind suspension.
Keyword: McPherson suspension; Motor vehicle; Design;
文獻(xiàn)資料
專業(yè)
學(xué)生姓名
班級
學(xué)號
指導(dǎo)教師
文獻(xiàn)資料
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外文翻譯
專 業(yè)
學(xué) 生 姓 名
班 級
學(xué) 號
指 導(dǎo) 教 師
外文資料名稱：汽車主動懸架系統(tǒng)的神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控
制運(yùn)算法則的研究
外文資料出處：International Conference on Neural
Networks and Brain, 2005.
附 件： 1.外文資料翻譯譯文
2.外文原文
指導(dǎo)教師評語：
簽名：
年 月 日
汽車主動懸架系統(tǒng)的神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制運(yùn)算法則的研究
L.J.Fu, J.G.Cao 重慶工學(xué)院車輛工程系
中國重慶市楊家坪興盛路4號，400050
E-mail: flj@cqit.edu.cn
C. R. Liao, B. Chen 重慶技術(shù)學(xué)院車輛工程系
中國重慶市楊家坪興盛路4號，400050
E-mail:chenbao@cqit.edu.cn
譯
摘要:為適應(yīng)不同路面狀況和汽車運(yùn)行狀況,半可控懸架由從動彈簧和活動減振器組成。由于主動懸架結(jié)構(gòu)復(fù)雜并且消極懸架無法滿足各種路面條件和汽車運(yùn)行狀態(tài)的要求,因此半可控懸架系統(tǒng)是目前最常用的懸架系統(tǒng)。本文將著重介紹自適應(yīng)神經(jīng)控制的汽車懸架循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模擬控制器。懸架系統(tǒng)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)不同于汽車懸架的動態(tài)參數(shù),并且還能夠為神經(jīng)自動調(diào)節(jié)控制器提供學(xué)習(xí)信號,為了檢驗控制結(jié)果，在DSP微處理系統(tǒng)基礎(chǔ)上為中巴安裝液壓減振器和多維控制系統(tǒng),并在各種速度和路面上進(jìn)行實驗.將此控制結(jié)果和開環(huán)消極懸架系統(tǒng)進(jìn)行比較,結(jié)果表明神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制運(yùn)算在減少微型客車振動方面表現(xiàn)的非常良好。
1．概述
汽車懸架系統(tǒng)的主要功用是支撐車身的重量,并且使汽車穩(wěn)定有效的進(jìn)行轉(zhuǎn)向操縱控制,同時有效的分離路面波動對車身的影響。不同的需要導(dǎo)致設(shè)計的要求不同,半自動懸架由從動彈簧和需要克服不同路面狀況和汽車運(yùn)行條件的阻尼離的自動減振器組成。由于主動懸架結(jié)構(gòu)復(fù)雜而傳統(tǒng)的消極式懸架無法滿足不同路面狀況和汽車運(yùn)行狀況的要求。因此,半自動懸架是目前最常用的懸架系統(tǒng)。半自動懸架系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)是帶有液壓減振使車身在低動力情況下振動降低。目前,許多控制系統(tǒng)是為半自動懸架系統(tǒng)而開發(fā)的。從Karnoopp的Skyhook方法開始。這個方法主要是使緩沖器承受一定的力的作用,而這個力是與汽車全速時懸架上的質(zhì)量成一定比例的。許多調(diào)查都是用一維模型,它可以推導(dǎo)出模糊的控制點(diǎn)和控制運(yùn)算法則。如LQG和活躍控制[2,3]。由于汽車懸架固有非線性特性,導(dǎo)致這種控制方法不能充分發(fā)揮半自動懸架的功用。為充分利用懸架系統(tǒng)的非線性功用。如模糊邏輯控制。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制和模糊神經(jīng)控制等智能化控制方法近來都已被科研人員用于非線性懸架系統(tǒng)控制[4,5]。
本文，一種神經(jīng)自適應(yīng)控制控制器被用于控制汽車懸架神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)和瞬邊的MR減振器的循環(huán)振動?？刂破鞯慕Y(jié)構(gòu)設(shè)計和控制運(yùn)算法則將在第2部分進(jìn)行詳細(xì)敘述。懸架的循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)動態(tài)模擬在第3部分進(jìn)行介紹控制系統(tǒng)實驗在第4部分，第5部分是總結(jié)。
2.汽車懸架的多維自調(diào)節(jié)控制法則
神經(jīng)模糊控制系統(tǒng)將在本文進(jìn)行介紹，由圖1可知，它是由模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模型構(gòu)成的微型客車懸架。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模糊控制即自適應(yīng)控制，它有學(xué)習(xí)和控制的功能。它的循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)功用是用來鑒別中巴車懸架的模擬參數(shù)。圖1中的y(t)和yd(t)分別是系統(tǒng)實際輸出和系統(tǒng)理想輸出。xl(t)是系統(tǒng)實際輸出和理想輸出之間的誤差。x2(t)是系統(tǒng)實際輸出和理想輸出的誤差率xl(t)和x2(t)定義如下：
xI (t) e(t)= y(t)- Yd (t) (1)
X2 (t)= e(t)= e(t + 1)- e(t) (2)
圖1.懸架神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)
網(wǎng)絡(luò)控制系統(tǒng)：整體集的定義分別如下： = [- E,E], = [- E,E], =[-U,U].神經(jīng)模糊控制器有四層神經(jīng)元。第一層和第二層和與模糊法則相一致。第三層與推理相一致，而第四層與模糊法則相一致。, 和的集合分別分成7個子集，，，集的組成分別如下：
X1 = {NB, NM, NS, ZE, PS, PM, PB}
X2 = {NB, NM, NS, ZE, PS, PM, PB}
U = {NB, NM, NS, ZE, PS, PM, PB}
本文，將用高斯函數(shù)解決模糊集,和模糊集的組成，其函數(shù)的第一如下：
圖2.自動懸架神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制器簡圖
，由圖2可知，輸入/輸出如下：1：
和
和
都是神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的輸入部分。是其重量，是其輸出部分，，都是高斯函數(shù)的重要值。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制器的學(xué)習(xí)法則是以斜率誤差信號逆向傳遞方法為基礎(chǔ)的。誤差逆向傳遞方法通過使函數(shù)[5]損失降至最低自動調(diào)節(jié)重量。
3．懸架循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)動態(tài)模擬法則
懸架神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)設(shè)計用于將實際輸出量通過第三層神經(jīng)網(wǎng)近似反饋給潛在的循環(huán)層，結(jié)構(gòu)如圖3所示。其性能是使循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)能夠自動獲知周圍環(huán)境并且據(jù)此提高其重量自動適應(yīng)作用.循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)輸入信號和和潛在層的邏輯反饋循環(huán)神經(jīng)的輸出量的總輸出量對等于神經(jīng)。
圖3.懸架系統(tǒng)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模擬簡圖。
是循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的負(fù)荷，是潛在層邏輯循環(huán)反饋神經(jīng)的輸出神經(jīng)量，分別是輸入神經(jīng)量和反饋神經(jīng)量。激活函數(shù)是輸入函數(shù)和輸出函數(shù)的線性函數(shù)，潛在層神經(jīng)的激活是S形的函數(shù)。
它的反函數(shù)通過誤差信號定義如下：
是誤差能量的瞬時值.神經(jīng)元的突出質(zhì)量一步一步連續(xù)的自動調(diào)節(jié)直至系統(tǒng)達(dá)到 穩(wěn)定狀態(tài)，即突出質(zhì)量基本上穩(wěn)定。
從式1，2和3可知：
從4，5和6分析和分別推導(dǎo)出循環(huán)分子式。
突出質(zhì)量可以由下式計算得到：
· 是速率參數(shù)，詳細(xì)分析循環(huán)算法獲得速率參數(shù)值是相當(dāng)復(fù)雜的。根據(jù)式13得，循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)質(zhì)量矢量能夠自動調(diào)節(jié)。函數(shù)如下，其變值經(jīng)過t時間可以定義為：
我們通過式13和式14可以知道誤差信號如下：
函數(shù)增量經(jīng)過t時間可以定義為：
.
4 .路面測試結(jié)果分析
神經(jīng)控制運(yùn)算的正確性的證明，帶有MR液壓減振器的微型客車懸架在中國已經(jīng)大量投產(chǎn)制造. 微型客車自適應(yīng)懸架系統(tǒng)由一個DSP微處理系統(tǒng)，8個加速度傳感器，4個MR液壓減振器和一個輸入電壓為12v的可控循環(huán)電流控制器組成.DSP微處理器通過傳感器獲取懸架彈簧負(fù)載和空載時候的懸架振動信號.根據(jù)振動信號和本文的控制圖，DSP微處理系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)控制信號來調(diào)節(jié)MR液壓減振器中的電磁線圈的電流。 MR液壓減振器電磁線圈產(chǎn)生的磁場能夠在壓縮沖程和反彈過程中調(diào)節(jié)MR液壓減振器中流體運(yùn)行狀態(tài)。
本文描述的是以神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制為基礎(chǔ)的微型客車懸架的路面測試，其速度分別為30，40，50 km/h.路面測試過程中微型客車以恒定的速度運(yùn)行。自適應(yīng)懸架分別以神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)和消極懸架系統(tǒng)在同樣的路面和運(yùn)行速度下進(jìn)行測試實驗。表1的測試結(jié)果表明神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制自適應(yīng)懸架能夠在懸架彈簧重載和空載的條件下都能減小振動。
圖4描述的是滿載和空載時候的消極和自適應(yīng)微型客車懸架在D級路面上的振動曲線圖。很明顯神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制主要提高減緩振動的能力。受力曲線圖表明自適應(yīng)懸架系統(tǒng)和消極懸架系統(tǒng)相比較能夠明顯減小微型客車的振動。減振器有卓越的模糊控制原理和模擬推理，帶有神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制的自適應(yīng)懸架系統(tǒng)遠(yuǎn)乘舒適性能和路面穩(wěn)定保持性能。
表1 微型客車懸架路面測試結(jié)果
微型客車懸架滿載和空栽時速度變換曲線（D級路況）
圖4.微型客車振動力曲線圖 （左）滿載 （右）空載 （速度40km/h）
結(jié)論
本文中主要講述的是微型客車的一種新型的循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模型和模糊神經(jīng)控制原理.根據(jù)要求使用8個加速度傳感器和一個信號處理器?？紤]到MR減振器的復(fù)雜性，動態(tài)參數(shù)載入硬盤進(jìn)行仿真.它表明自適應(yīng)控制系統(tǒng)可以通過模糊神經(jīng)控制和循環(huán)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)懸架達(dá)到完全控制作用。由于控制法設(shè)計，增益調(diào)度策略和硬件循環(huán)仿真的開發(fā)本文限于微型客車的具體參數(shù)，在懸架參數(shù)變化的情況下此方法可以延伸到其它半主動懸架系統(tǒng).路面實驗結(jié)果表明模糊神經(jīng)控制可以有效改善微型客車行使的舒適性和穩(wěn)定性。使用DSP控制器能有效的減小整個車身的振動，包括滿載時候和非滿載時候的振動。模糊神經(jīng)控制器可以減少對對控制系統(tǒng)性能影響很大的模擬參數(shù)的變化。
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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 ........................................................9 4.1 螺旋彈簧的設(shè)計 ......................................................9 4.2 鋼板彈簧的設(shè)計 ......................................................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)度驗算 .................................................16 5 減震器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計算 ...................................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所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，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)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空 氣動力及傳動系、發(fā)動機(jī)的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，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)決定了車輪跳動時的運(yùn)動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)成了一個振動系統(tǒng)，該振動系 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。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的 動載，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)計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： a、通過合理設(shè)計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， 既具有較低的振動頻率、較小的振動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，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； b、合理設(shè)計導(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，保證車輪跳動時車輪定位參數(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)動應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動干涉，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)向時具有抗側(cè)傾能力，汽車制動和 加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂“點(diǎn) 麥弗遜式懸架的設(shè)計 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)計中特別要考慮給發(fā)動機(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 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。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)計為麥弗遜懸架，后懸設(shè)計為鋼板彈簧懸架。 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，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，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身 傾斜；當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪 跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動干涉；當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段 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，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，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;左右車輪的跳動沒有直接的相互影 響,可減少車身的傾斜和振動;占有橫向空間少,便于發(fā)動機(jī)布置,可以降低發(fā)動機(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;易于實現(xiàn)驅(qū)動輪 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 幾個方面進(jìn)行評價。 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)動機(jī)的布 置和從車上拆裝發(fā)動機(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 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，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，于是懸架的瞬時運(yùn) 動中心位置降低，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，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》第四版） 懸架靜撓度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 與此時懸架剛度 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，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，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。理論分2cf 1cf 析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障， / ＜1 時的車身縱向角振動要比 /n1n ＞ 1 時小，故推薦取 ＝（0.8～0.9） ?？紤]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，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 懸架的動撓度 懸架的動撓度 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，車輪中心相對車架(或車身) 的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(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撓 度之和應(yīng)當(dāng)不小于 13cm。懸架的靜撓度及動撓度值受到汽車總布置允許的工作行程 的限制，取前后懸架的動撓度均為 130mm。 前懸架單側(cè)懸架設(shè)計簧載質(zhì)量 445kg,空載簧載質(zhì)量 408kg，設(shè)計偏頻為 =1.5Hz，后懸架單側(cè)懸架設(shè)計簧載質(zhì)量 620kg,空載簧載質(zhì)量 357kg，設(shè)計偏頻為1n =1.7Hz，為了滿足空載時的偏頻要求，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，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)。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，彈性f 特性如圖 3-1 所示。此時，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 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。這樣可在有限的動撓度 范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的df 動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 架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 空載與滿載時簧上質(zhì)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(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)彎行駛時的側(cè)傾與制動時的前俯角和加速時的 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,上斷略微向內(nèi)傾斜一個角度,這個角度叫主銷內(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.彈性元件的計算 4.1 螺旋彈簧的設(shè)計 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 計載荷時彈簧受力 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 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。后者因為要傳遞縱向力，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?？v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 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，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，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：滿載靜止時滿載時簧上質(zhì)量 620kg,空載時簧上質(zhì)量為 357kg。靜撓 度為 110mm,動撓度為 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，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得af 到足夠的動撓度值，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，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，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 算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù) 加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公? 式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩 。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) ，再估計一個總片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，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。但因為主片工作條件惡劣，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，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 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，片數(shù)在 1～4 片之間選取。 設(shè)計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(兩個三角形)。 將由兩個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，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧 不可能是三角形，因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸(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，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，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，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 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? 計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式 計算的結(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)計算的結(jié)果相近,所選鋼板合適。 4.2.7 鋼板彈簧強(qiáng)度驗算 a)汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應(yīng)力 用下式計算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)動時后軸負(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)驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強(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 汽車制動時鋼板彈簧的受力圖 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。 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力 。bdFsZ?? 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sF 直徑。 用 30 鋼或 40 鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應(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 14 5 減振器機(jī)構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計算 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 動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力， 將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍空氣中去，達(dá)到迅速衰減振動的目的。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)計減振器時應(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) ，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在vF/?? 沒有特別指明時，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)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù) 的? 大小來評定振動衰減的快慢程度。 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，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 值大，振動sm? 能迅速衰減，同時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， 將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù) 取得大Y?S 些。兩者之間保持 ＝(0.25～0.50) 的關(guān)系。YS 設(shè)計時，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)固有振動頻率 ，所以理論cm?2? smc/?? 上 。實際上應(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，減振器阻尼系數(shù) 用下式計算? 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，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計算 (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，減振器的阻尼系數(shù) 用下式計算? (5-5)??2cos? 麥弗遜式懸架的設(shè)計 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)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時，減振器打 開卸荷。此時的活塞速度稱為卸荷速度 。在減振器安裝如圖 8－2c 所示時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 ? 架振動固有頻率。 減振器 =126.56mm。x 又已知伸張行程時的阻尼系數(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)計的。懸架的主要創(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,可將多個零件集成在一 個單元里。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)動機(jī)布置。另外,當(dāng)車輪跳動時,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)為用一個有自身能源的動力發(fā)生器來代替被動懸架中的彈簧和減振器的主動懸 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[M].北京::機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [3]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001. 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