1、畢業(yè)設(shè)計（論文）福田輕型貨車懸架系統(tǒng)設(shè)計隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高， 因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。本次設(shè)計題目是福田輕型 貨車的前后懸架系統(tǒng)設(shè)計。所設(shè)計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架，后懸架是由主副簧組 成，也是鋼板彈簧非獨立式懸架。然后對主要性能參數(shù)進行確定，在前懸的設(shè)計 中首先設(shè)計了鋼板彈簧，包括彈簧斷面形狀的選擇，材料和許用應力的校核，和 方案布置的設(shè)計，還有減振器的選擇。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要對主副鋼板彈簧 進行了設(shè)計。最后采用MATLA軟件對懸架系統(tǒng)的平順性進行了編程分析，目的是判斷所設(shè) 計的懸架平順是否滿足要求。結(jié)

2、論是沒有不舒適性。因而對提高汽車的動力性、 經(jīng)濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。關(guān)鍵詞：懸架設(shè)計；鋼板彈簧；平順性；貨車AbstractWith 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 dema nd on the suspe nsion and the shock absorber systemo

3、f the vehicle. The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of Fukudal truck.The front suspensionsystem is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspe nsion system con sists of the main spri ng and the helper spri ng and it is also the leaf spri ng, depe nden

4、t suspe nsion. In the procedure of the desig n we made certa in 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, in clud ing the select ion of sect ion shape of leaf spri n

5、g, material and allowable stress and the desig n of scheme, moreover the desig n of shock absorber. I n the desig n of rear suspe nsion we carried out the desig n of the main spri ng and the helper spri ng.In the final design stage, the MATLAB software is used to analyze the ride comfort of the susp

6、ension 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, econo mical and han dli ng performa nces of the vehicle.Key words: S

7、uspe nsion Desig n; Leaf spri ng; Ride Comfort; Truck目錄第1章緒論 1第2章懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析 32.1懸架的功能和組成32.2汽車懸架的分類 32.3懸架的設(shè)計要求42.4懸架主要參數(shù)42.4.1懸架的靜撓度fc及剛度c錯誤！未定義書簽。 2.4.2懸架的動撓度fd 錯誤！未定義書簽。2.4.3懸架彈性特性62.4.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 72.4.5鋼板彈簧結(jié)構(gòu)7第3章前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計 83.1前懸架系統(tǒng)設(shè)計 83.1.1鋼板彈簧的設(shè)計93.1.2.鋼板彈簧的驗算 103.2后懸架系統(tǒng)設(shè)計 133.2.1主、副鋼板彈簧

8、結(jié)構(gòu)參數(shù) 133.2.2鋼板彈簧的驗算15第4章減振器設(shè)計 174.1減振器分類 174.2前后懸架減振器計算 174.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 174.2.2最大卸荷力184.2.3工作缸直徑18第5章平順性分析和編程 205.1平順性的概念205.2平順性的評價方法205.3平順性的分析21第6章結(jié)論 25參考文獻 27致謝 28附錄I: 程序 29附錄U:外文資料 32附錄川：中文翻譯 35懸架是汽車的車架與車橋之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的作用是彈性 地連接車橋和車架，緩和行駛中車輛受到的沖擊力。保證貨物完好和人員舒適， 使汽車在行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系

9、統(tǒng)承擔著傳遞垂 直反力，縱向反力和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩，以保證汽車行駛平順； 并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求， 因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。懸架是汽車中的一個重要組成部分，它把車架與車輪彈性地連接起來，關(guān)系 到汽車的多種使用性能。懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸 架既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是 互相對立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動，這樣彈 簧就要設(shè)計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點頭”、加速“抬頭” 以及左右側(cè)傾嚴重的不良傾向，不利

10、于汽車的轉(zhuǎn)向，容易導致汽車操縱不穩(wěn)定等。現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展迅速，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為 被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(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(gòu)以及減振器這些機械零件。 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。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛 工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼現(xiàn)代汽車對平順性和操縱穩(wěn)定性和舒適性的要求越來越高，已成為衡量汽車 性能好壞的標準。懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn) 定性和舒適性有很大的

11、影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的組成之一。汽車的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，它由懸架剛度和簧載質(zhì)量所 決定。人體所習慣的垂直振動頻率約為 11.6Hz。車身振動的固有頻率應接近或 處于人體適應的頻率范圍，才能滿足舒適性要求。在懸架垂直載荷一定時，懸架 剛度越小，固有頻率就越低，但懸架剛度越小，載荷一定時懸架垂直變形就越大。 這樣若沒有足夠大的限位行程，就可能會撞擊限位塊。若固有頻率選取過低，很 可能會出現(xiàn)制動點頭，轉(zhuǎn)彎側(cè)傾角大，空載和滿載車身高度變化過大。一般貨車 固有頻率是1.52Hz,旅行客車1.21.8Hz，高級轎車11.3Hz。另外，當懸 架剛度一定時，簧載質(zhì)量越大，

12、懸架垂直變形也越大，而固有頻率越低。空車時 的固有頻率要比滿載時的高。簧載質(zhì)量變化范圍大，固有頻率變化范圍也大。為 了使空載和滿載固有頻率保持一定或很小變化，需要把懸架剛度做成可變或可調(diào) 的。影響汽車平順性的另一個懸架指標是簧載質(zhì)量。簧載質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧 下質(zhì)量兩部分，由彈性元件承載的部分質(zhì)量，如車身、車架及其它所有彈簧以上 的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量 m車輪、非獨立懸架的車軸等屬于簧下質(zhì)量，也叫 非簧載質(zhì)量M。如果減小非簧載質(zhì)量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升 高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。非簧載質(zhì)量對平順性的影響， 常用非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量之比 m/M進行評價。影響汽

13、車平順性的另一重要指標是阻尼比，此值取大，能使振動迅速衰減， 但會把路面較大的沖擊傳遞到車身，值取小，振動衰減慢，受沖擊后振動持續(xù)時 間長，使乘客感到不舒服。為充分發(fā)揮彈簧在壓縮行程中作用，常把壓縮行程的 阻尼比設(shè)計得比伸張小。懸架的側(cè)傾角剛度及前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)。當汽車受 側(cè)向力作用發(fā)生車身側(cè)傾，若側(cè)傾角過大，乘客會感到不安全，不舒適，如側(cè)傾 角過小，車身受到橫向沖擊較大，乘客也會感到不適，司機路感不好。所以，整 車側(cè)傾角剛度應滿足：當車身受到 0.4g側(cè)向加速度時，其側(cè)傾角在 2.54 范圍內(nèi)，汽車有一定不足轉(zhuǎn)向特性，前懸架側(cè)傾角剛度應大于后懸架側(cè)傾角剛度。 一般前懸架

14、側(cè)傾角剛度與后懸架側(cè)傾角剛度比應在1.42.6范圍內(nèi)，如前后懸架本身不能滿足上述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析2.1懸架的功能和組成懸架系統(tǒng)主要功能：(1) 對不平路面所造成的沖擊和振動等，具有緩和和衰減的作用，從而保證 乘客的舒適和貨物的完好，并提高駕駛穩(wěn)定性。(2) 將路面與車輪之間的摩擦所產(chǎn)生的驅(qū)動力和制動力傳輸?shù)降妆P和車身。(3) 支承車橋上的車身，并使車身與車輪之間保持適當?shù)膸缀侮P(guān)系。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導向機構(gòu)以及減震器等組成，個別結(jié)構(gòu)則還有 緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿 彈簧等形

15、式，而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用 空氣彈簧，貨車常采用鋼板彈簧。2.2汽車懸架的分類為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有分為獨立懸架和非獨立懸架獨立懸架是兩側(cè)車輪分別獨立地與車架彈性地連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其 運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā) 動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。獨立懸架允許前輪有大 的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立 懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。但獨立懸架成本高，結(jié)構(gòu)復雜。非獨立懸架特點是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當一側(cè)車輪受沖擊力時

16、 會直接影響到另一側(cè)車輪上，當車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈 簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡化，降低成本。目前廣泛應用 于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比 較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大， 平順性較差。 其主要特點是：（1）組成懸架的構(gòu)件少，結(jié)構(gòu)簡單，便于維修，經(jīng)濟性好。（2）堅固耐用，適合重載。（3）轉(zhuǎn)彎時車身傾斜度小。（4）車輪定位幾乎不因其上下運動而改變，所以輪胎磨損較少。（5）側(cè)傾中心位置較高，有利于減小轉(zhuǎn)向時車身的側(cè)傾角。所以本次設(shè)計中福田輕型貨車選用的是非獨立懸架。2.3懸架的設(shè)計要求懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)

17、，在懸架的設(shè)計中應該滿足以下性能要求:（1）保證汽車有良好的行駛平順性。（2）具有合適的衰減振動能力。（3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。（4）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點頭或后仰；轉(zhuǎn) 彎時車身側(cè)傾角要合適。（5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。（6）可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩。在滿足零部件質(zhì)量小的同 時，還要保證有足夠的強度和壽命。2.4懸架主要參數(shù)根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應保證有良好的行駛 平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。汽車的前、后懸架與簧載質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛 平順性主要參數(shù)之一。懸架固有頻率選取的主要

18、依據(jù)是 “ ISO2631人體承受全身 振動的評價指南”，固有頻率取值與人步行時身體上下運動的頻率接近。此外， 前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動，口 ： n2的汽車高速通過單個路障時引起的車身角振動小于 m “2的汽車。故本次設(shè)計選取的汽車前后 部分的車身固有頻率ni、rh分別為ni =1.7Hz, n2 = 2.0Hz 已知設(shè)計參數(shù)：5200 kg，空載：2200 kg質(zhì)心位置：a = 2.0m b =1.6m hg = 0.86m非簧載質(zhì)量：mf =80kg, mr = 120kg輪距：B=1.5m由已知參數(shù)確定初始條件：空載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷G =10995

19、.6N、G2 =10564.6N ； 滿載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷G =16816.8N、G2 =34143.2N ； 簧下部分荷重 Gu784N、Gu2 =1176N。滿載時單個鋼板彈簧的載荷：Fw1 N G - GU1 /2 =16816.8-784 /2=8016.4N,Fw2- GU2 /2 =34143.2-1176 /2=16464.84N滿載時單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量：g =Fw1/g= 8016.4/9.8 =817.17kgm2 二 Fw2/g =16466.84/9.8 = 1680.29kg2.4.1懸架的靜撓度fc及剛度c懸架的靜撓度fc是指滿載靜止時懸架上的載荷F

20、w與此時懸架剛度c之比，即fcFw/c。因現(xiàn)代汽車的懸掛質(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、后部分車身的固有頻率n1和n2可用下式(1)表示厲=g /g /(2 二)；n2 = ； c2 / m2 /(2二)式中，g、Q為前、后懸架的剛度（N/mm）; m、m?為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg）懸架的彈性特性為線性變化時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示fc1 ngg/c 1 ； fc2 =m2g /g式中，g為重力加速度,g = 9800mm/s2。將fc1 、fc2代入式(1)得到所以fc1 =g/(2m)2 =9800/(2 3.14 1.7)

21、85.98mmfc2 二 g/(2二n2)2 =9800/(2 3.14 2.0)= 62.12mm懸架剛度 c=（2n二）2m=（2 1.7 3.14）2 817.17 = 93138.57N/m0=（2n2二）2叫=（2 2.0 3.14）2 1680.29= 25615.32N /m2.4.2懸架的動撓度fd懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允的最大變形 時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度， 以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。所以，對于貨車，取fd/fc =1，所以fd1 = fc1 =86mm， fd2 = fc2 =63mm。

22、2.4.3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f （即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。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)。當懸架變形 f與所受垂直外力F之間不成固定的比例變化 時，貝U稱為變剛度，其彈性特性為一曲線，稱為非線性彈性特性。（1）前懸架常剛度前懸架承載輕且載荷變化不大，所以設(shè)計為常剛度的，鋼板彈簧非獨立懸架 的彈性特性可視為線性的（如圖 2-1 ）。圖2-1常剛度懸架彈性特性曲線示意圖(2) 后懸架變剛度福田輕型貨車

23、后懸架采用主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。其懸架的彈性特性曲線 如圖2-2所示。載荷小時副簧不工作，當載荷達到一定值時副簧與主簧接觸，開 始與主簧共同工作。圖2-2變剛度懸架彈性特性曲線示意圖244懸架側(cè)傾角剛度及其在前、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，懸架給車身的彈性恢復力 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。福田貨車車身側(cè) 傾角選為6。此外，還要求汽車轉(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-學應當在13范圍內(nèi)。而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，設(shè)計還要考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、后軸 上的分配。所

24、以前、后懸架側(cè)傾角剛度的比值為c1 / c0 2 =2.4 o2.4.5鋼板彈簧結(jié)構(gòu)1. 葉片的斷面形狀：標準型矩形斷面。圖2-3矩形斷面2葉片的端部結(jié)構(gòu)：矩形。圖2-4矩形葉片3. 鋼板彈簧端部的支承型式：上卷耳型式。4. 吊耳及鋼板彈簧銷結(jié)構(gòu)：分體式。第3章前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計3.1前懸架系統(tǒng)設(shè)計前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。鋼板彈簧中部用兩個U型螺栓固定在前橋上。彈簧兩端的卷耳孔中壓入襯套。 前端卷耳用鋼板彈簧銷與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點，與車架連起來；后 端卷耳則通過吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動的吊耳相連，與車架連 起來。從而保證了彈簧變形時兩卷耳中心線間的距離有改變的

25、可能。鋼板彈簧工 作時，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強度和彈 性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。并且各片的彎度是不等的，鋼片越長彎度越小, 這樣裝配后在工作時可以減小主片所受負荷，使各片負荷均勻接近。減振器為液力雙作用筒式減振器。減振器在拉伸和壓縮過程中，通過復原閥 和壓縮閥及其相應的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動速度衰減以改 善汽車的行駛平順性。減振器通過連接銷、上支架、下支架以及其橡膠襯套分別 與車架和前軸連接，并且向后傾斜十度。3.1.1鋼板彈簧的設(shè)計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 加的導向傳力

26、裝置，使結(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應用。縱置 鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故本次設(shè)計采用縱置，鋼板彈簧 布置在車架正下方。縱置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固 定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。福田貨車采用對稱式鋼板彈簧。2. 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定（1）滿載弧高fa滿載弧高fa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。fa用來保證汽車具有給定的高度。取fa =10mm。（2）鋼板彈簧長度L的確定鋼板彈簧長

27、度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。L =0.3（ 2 1.6）1080mm（3）鋼板彈簧斷面寬度b及厚度h的確定鋼板彈簧的總慣性矩Jojo = （ L - ks）3c /（48 E）式中，s U形螺栓中心距，取s =100 mmk U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，取 k =0.5c 前鋼板彈簧垂直剛度，c = C| =136.05 N / mm 撓度系數(shù),-=1.5/1.04（1 0.5/6）=1.32E 材料的彈性模量，E=2.06 105MPaJ。二(1080-0.5 100)3 93.27 1.32/ (48 2.06 105)= 13605.6 mm又因為：Jo =(nbh3)

28、/12，取寬度b=60mm ,貝U可得單片厚度h = 6.9mm，取 h =7mm , b/h =8.5，在610之間，符合條件。(4) .鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo鋼板彈簧總截面系數(shù) Wo ： | Fw L -ks /(4|：g 1)1式中，J許用彎曲應力，J=350450Mpa% _ 8016.4 (1080-0.5 100)/(4 400) = 5160.55 mm33. 鋼板彈簧各片長度的確定前懸架板簧選擇6片。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。確定各葉片長度的方法有作圖法和計算法。本次設(shè)計采用計算法，確定了鋼 板

29、彈簧總長之后，再確定最短片鋼板彈簧的長度，其確定方法是比U型螺栓直接的距離s梢大。這二者確定好之后就可利用等比數(shù)列，使各彈簧長度差相等。l1 = 1080mml2 = 900mml3 = 720mml4 = 540mml5 = 360mml6 = 180mm3.1.2.鋼板彈簧的驗算1. 鋼板彈簧的剛度驗算由于有關(guān)撓度增大系數(shù)慣性矩Je、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準 確，所以要驗算剛度。用共同曲率法來計算剛度。假定同一截面上各片曲率變化 值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外 力所引起的彎矩。剛度驗算公式為：-n 31尸也E/ 匡 a#Yk丫kJb = 60

30、 h = 73J =nbh /12、J1 =60 73/12 =1715、J2 =2 60 73/12 1715 = 5145、J3 =3 60 73 /12 5145 = 10290、J4 =4 60 73/12 10290 = 17150 J5=5 60 73/12 17150=25725 J6 =6 60 73/12 25725=36015其中ak 1 = 11 -1 k 1, Yk =k, 丫 Jii:JiY =1/ J“ =1/1715 =0.00058Y =1/J2 =1/5145=0.000194丫3 =0.000097 7 00005Y5=0. 0000396-0. 00002

31、8式中，一經(jīng)驗修正系數(shù)，=0.9E 材料的彈性模量，E =2.06 105MPaL,、Lk 1 主片和第k 1片的一半長度。驗算結(jié)果：c =91.16N/m，其誤差在5%以內(nèi)，滿足條件。2. 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 H。H。二 fc fa f式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高；f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化,飛 S3L -S(fa fc):f =22L2s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。31080)100 漢(10+86)”2Ho =10 86 1 109mm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 尺2Ro 二

32、 L /(8Ho)Ro =10802/8 109 = 1337.6mm3. 鋼板彈簧總成弧高的核算鋼板彈簧總成弧高為HH : L2/（8Ro）H :10802 / （8 1337.6） =106mm鋼板彈簧總成弧高H與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H。，其驗算結(jié)果接近，故滿足要求。4. 鋼板彈簧的強度驗算（1）緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力 二 max二 max 一 臼口花 L1C /J L2 W式中，G1 作用在前輪上的垂直靜載荷,G1 =8016.4Nm；制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù),m； =1.4一道路附著系數(shù),=0.8h、I2 鋼板彈簧前、后段長度，h “2

33、 = 1080mmWo 鋼板彈簧總截面系數(shù),W。= 5161mm3c 彈簧固定點到路面的距離，c=400mm匚 max =935MPa ：1000MPa，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應力匚是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即二二3Fx（D hJMbh：） Fx/（bhJ式中，F(xiàn)x 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力,Fx=1m1G1 =4488.96N2D 卷耳內(nèi)徑,D = 40mmb 鋼板彈簧寬度,b=60mmh1 主片厚度,h, = 7mm二許用應力，二=350MPa3 4489 （40 7）/ （70 72） 4489/ （70 7）=152MPa ：350MPa 合格（

34、3）鋼板彈簧銷強度計算Fs/(bd)Fs為滿載靜止時彈簧端部的載荷，F(xiàn)x= Fw1 / 2 = 8016/2 =4008N ；b為卷耳處葉片寬60mm ；d為鋼板彈簧銷直徑，取16mm二=Fs/（bd） =4008/（60 16） =3.6 MPa=7 MPa，合格3.2后懸架系統(tǒng)設(shè)計后懸架由鋼板彈簧和減振器組成。后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成，主簧 4片，副簧3片。連接方法：副鋼板 彈簧裝在主鋼板彈簧的下方。主副鋼板彈簧在中心處用中心螺栓連接一體，主簧 4片由夾箍全部夾緊，副簧3片則是自由狀態(tài)。主副簧整體中部用蓋板和 U型螺 栓固定在后橋殼上，板簧縱置且布置在車架之外。后鋼板彈簧通過銷、連接板

35、將 前端卷耳與車架相連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架 銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉(zhuǎn)支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的 力和力矩。當汽車裝載質(zhì)量較小時，主簧單獨工作，當載荷達到一定值時，主副 簧開始接觸，開始共同工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有 適當?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸取Ｓ捎诤髴乙彩卿摪鍙椈桑杂嬎悴襟E如同前懸，同理可得后懸參數(shù)。3.2.1主、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)1. 相關(guān)參數(shù)空載靜止時汽車后懸單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量m = 479kg（ 4694.2N） 主簧單獨作用時（空載）的剛度 C=89.93N/m 主副簧完全貼合后的共同剛度 C2二265N

36、 /mm 主副簧開始接觸的載荷，一般應高于空載，取7000N 主副簧完全接觸對應的載荷，一般應小于設(shè)計載荷，取9000Nfd2 二 65mm 板簧從設(shè)計載荷位置到限位塊壓死的行程， 板簧空載弧高87.5mm,滿載弧高15mm 主簧4片，寬度選70mm，厚度選7mm。主簧驗算剛度522N/mm。滿足 要求。 副簧3片,寬度70mm，厚度7mm。主副簧共同作用總驗算剛度268N /mm 滿足要求。2. 鋼板彈簧主片長度L的確定L =0.4 （21.6） = 1.44m = 1440mm3. 各片長度的確定l1 = 1440mml2 = 1260mm l3 = 1080mml4 = 900mml5

37、= 720mml6 = 540mm l7 = 360mm4. 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 H。H。= fc fa f式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高；f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化,r S3L-S（fa fc） f廠2L2s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。31440）120 江（63+15）cf =120 29.5mm14402Ho =20 63 9.87.5mm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 R主簧曲率半徑R = L2/ 8H0R=14402/ 8 87.5 = 2962.29mm副簧曲率半徑Rp 1廠

38、1 / El 二 1/Ro-1/R式中：P空載時作用于板簧一端的載荷，P= 16464NE 材料的彈性模量，E=2.06 105MPaI 主簧根部的總截面慣性矩，n bh3/12 =17025.21mm4h主簧主片半長l 副簧主片半長 尺一主簧曲率半徑求得副簧曲率半徑 R= 2763.32 mm3.2.2鋼板彈簧的驗算1鋼板彈簧的剛度驗算用共同曲率法驗算剛度。矩形截面慣性矩J=nbh3/12式中，n為鋼板彈簧的片數(shù)，b為片寬，h為片厚。則 J1 =70 73/ 12=2001mm4、J2 =2 70 73/12+200仁6003 mm4444J3 =12005mm、 J4 =20008 mm、

39、 J5 =30012 mm J6 =42016 mm4 J7 =56023 mm4Y=1 / JkY1=0.000499、Y2=0.0001666、丫3=0.0000833、丫4=0.000054、丫5=0.000033、丫6=0.000024、丫7=0.0000178ak+1 = l lk+1a1=90a2= 180a3=270a4= 360 a5=450a6=540 a7=0取經(jīng)驗修正系數(shù):-=0.91n 3鋼板彈簧剛度計算公式 c=6E/v a (Yk +1)=268N/mmk壬 k 1所以鋼板彈簧剛度足夠2. 鋼板彈簧的強度驗算(1)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)

40、的最大應力二 maxfx IGmzh l2 七 /御 l2 WoG2m2 7 bg式中，G2 作用在后輪上的垂直靜載荷,G2 =16464Nm2 驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2 =1.4一道路附著系數(shù)，=0.8b 鋼板彈簧片寬，b= 70mmh1 鋼板彈簧主片厚度,h =7mmli、I2 鋼板彈簧前、后段長度、770mmc 彈簧固定點到路面的距離，c=400Wo 鋼板彈簧總截面系數(shù),W 14303mm3鋼板彈簧總截面系數(shù)WoWo 壬 Fx(Lks )/(4【U)式中，卜w 1許用彎曲應力，J - 350MPaWo _ 14303mm3 二 max =16464 1.4 770770 0.8 40

41、0 / 1440 14303二 939MPa ： I- .1 - 1000MPa 合格(2) 鋼板彈簧卷耳的強度核算卷耳處所受應力二是由彎曲應力和壓(拉)應力合成的應力，即二珂3Fx(D hJMbh：) Fx/(bhJ式中，F(xiàn)x 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力,Fx二丄m2G2= 9220N2D 卷耳內(nèi)徑，D = 40mmb 鋼板彈簧寬度b=70mmh1 主片厚度,h =7mmkr 許用應力，丘=350MPa二=3 9220 (40 7)/ (70 72) 9220/ (70 7) = 331MPa 丨 - 350MPa合格(3) 鋼板彈簧銷強度計算6 =Fs/(bd)Fs為滿載靜止時彈簧端

42、部的載荷,Fs二Fw2 /2 = 16464/2 =8233.4N ；b為卷耳處葉片寬70mm ；d為鋼板彈簧銷直徑，取16mmJ 二 Fs/(bd) =8233.44/(70 167.35MPa -J = 79MPa，合格第4章減振器設(shè)計4.1減振器分類懸架中用的最多的減振器是內(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減振阻 力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍的空氣中去，達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在伸張行程進行，則把這種減振器稱 為單向作用式減振器，反之稱為雙向作用式減振器。后者因減振作用

43、比前者好而 得到廣泛應用。根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能 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 由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應用。筒式減振器又分為單筒式和 雙筒式和充氣筒式三種。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點，在 乘用車上得到越來越多的應用。設(shè)計減振器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的 性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。福田貨車選用的是雙筒式減振器4.2前后懸架減振器計算4.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼

44、系數(shù)1.前減振器相對阻尼系數(shù):和阻尼系數(shù)的確定相對阻尼系數(shù)，二0.25，取=10，ms=817kg，杠桿比n/a =1.2，厲=1.7Hz，為懸架固有頻率=2二 m =10.7rad / s。本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 阻尼系數(shù)、 =2 ms /co、=2 0.25 817 10.7 1.22 /cos210 = 63722.后減振器相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù).的確定相對阻尼系數(shù)二0.25，取=10, ms=1680kg，杠桿比 n/a=1.2，壓=2.0Hz，為懸架固有頻率=2n =12.56rad/s。阻尼系數(shù)、二2ms /cos2 ： =2 0.25 1680 12.56 1.22/cos210

45、 = 10876.74.2.2最大卸荷力1.前減振器最大卸荷力F0的確定 x 二 A，cosj x為卸荷速度；A為車身振幅，取_40mm；為懸架固有頻率。.x=40 10.7 0.98 = 442.96mm/s = 0.44m/s最大卸荷力 F0 x 二 6372 0.44 二 2803.7N2.后減振器最大卸荷力F0的確定x 二 A cos二 x為卸荷速度；A為車身振幅，取-40mm ； 為懸架固有頻率。x=40 12.56 0.98 = 492.35mm/s = 0.49m/ s最大卸荷力 F0 = x =10876.7 0.49 = 5330N4.2.3工作缸直徑1.前減振器工作缸直徑D

46、的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F。計算工作缸直徑D=J4F護P（1-九）式中，P為工作缸最大允許壓力，取34 MPa，選取p=3.0MPa ； 為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=0.400.50，選取 =0.4，所以4F :4 2803.7D 一 ：二p0 - ) I 3.14 3 106 (1 0.16)二 0.0376m 二 37.6mm40mm根據(jù)伸張行程的最大卸荷力Fo計算工作缸直徑4F。二p(1m)式中，P為工作缸最大允許壓力，取 34 MPa，選取p=3.0MPa連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取0.400.50，選取 =0.4;為，所以4F。_4 5330:二P(1

47、JJ3.14 3 106 (1-0.16)=49.6mm由汽車筒式減振器國家標準(QC/T491-1999)選出一個標準尺寸D50mm由汽車筒式減振器國家標準(QC/T491-1999)選出一個標準尺寸D2.后減振器工作缸直徑D的確定第5章平順性分析和編程5.1平順性的概念汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動。當振動達到 一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。在同一 路面上以相同車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈 程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順 性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒

48、適的性能稱為汽車行駛平順性。5.2平順性的評價方法汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應及對保持貨 物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度 變化率等作為行駛平順性的評價指標。目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。 試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應為人體 所習慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為6085次/分（1Hz1.6Hz）， 振動加速度極限值為0.2 0.3g o為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度 也不宜過大。如果車身加速度達到ig，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。

49、 所以，車身振動加速度的極限值應低于 0.60.7g。在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標準化組織 ISO提出了 ISO 2631人體承受全 身振動的評價指南。該標準用加速度均方根值（rms）給出了在中心頻率180Hz 振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標準汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法和客車平順性評價指標及極 限。ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在180Hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反 應的三個不同感覺界限：舒適降低界限Tcd、疲勞工效降低界限Tfd和暴露極 限。舒適-降低界限Tcd與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境 主觀感覺良好，

50、并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞-工效降低界限Tfd與保持工作效率有關(guān)。當駕駛員承受振動在此極限內(nèi) 時，能保持正常地進行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這 個極限之內(nèi)，將保持健康或安全。三個界限只是振動加速度容許值不同。“暴露極限”值為“疲勞-工效降低 界限”的2倍（增加6dB）； “舒適降低界限”為“疲勞-工效降低界限的1/3.15（降 低10dB）;而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。5.3平順性的分析為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛 平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）

51、的 大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。但是，汽車振 動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。在本次設(shè)計中，為了便于分析，把 復雜的實際汽車在某些假設(shè)條件下，簡化為等效振動系統(tǒng)。如圖4-1所示的兩個自由度振動系統(tǒng)。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動態(tài)特性 外,還能反映車輪部分在1015Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性， 它對平順性 和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中，m2為懸掛質(zhì)量（車身質(zhì)量）；m為非懸掛質(zhì)量（車輪質(zhì)量），K為彈簧剛度；C為減振器阻 尼系數(shù)；Kt為輪胎剛度。車輪與車身垂直位移坐標為Zi Z2，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方 程為m2

52、Z2 C（Z2_乃） k（z2 _ zi）=0rniiZi+C（ziZ2）+ K（zi - Z2）+ Kt（zi q） = m2Zl圖5-1車身與車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學定理，并結(jié)合圖5-1所示系統(tǒng)的振動微分方程，可以得出車身加速 度和車輪相對動載的幅頻特性。1.車身加速度Z2對q的幅頻特性Z2其中.=./,0（. , .、k/m）為頻率比；.二 C/2、. K/m 為阻尼比；二 Kt/K為剛度比；= m2/g為質(zhì)量比。取 =9 ，=0.25。根據(jù)此方程，利用MATLA進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5-2所示。圖5-2車身加速度的幅頻特性曲線2.相對動載荷Fd / G

53、,對q的幅頻特性-(.2211A-1+ 4匚2、2hFdg i丿1Gq-g iiii1112）一11懷爐/ ）卩-|丄十1 （ 丿I 心 屮丿/22)0Kt/K如圖其中二/.0（：h$k/m）為頻率比；.二C/2、K/m為阻尼比； 為剛度比；= m2/mi為質(zhì)量比。取 =9 ，=0.25。根據(jù)此方程，利用MATLA進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線, 53所示。(電亦)尊11 一圖53相對動載的幅頻特性曲線以上兩組分析得出的特性曲線其規(guī)律符合要求，功率譜峰值在標準范圍內(nèi)。 根據(jù)車身加速度和車輪相對動載的幅頻特性曲線，可以得出本次設(shè)計的懸架滿足 平順性要求，在相應的工況下能保證人員的舒適與貨

54、物的完好。第6章結(jié)論本次設(shè)計進行了福田輕型貨車的懸架系統(tǒng)設(shè)計并對其進行了平順性分析。前懸架系統(tǒng)采用常剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架，后懸架采用了 主副簧結(jié)構(gòu)變剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架。首先確定前后懸架的固 有頻率分別為1.7Hz和2.0Hz，確定了板簧的斷面形狀。在前懸架系統(tǒng)設(shè)計中，對 鋼板彈簧的參數(shù)進行了確定，確定鋼板彈簧的片數(shù)為6片等厚，厚度為7mm寬60mm 主片長度為1080mm用計算法確定出其余各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和 強度進行了校核，結(jié)論滿足要求。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要對主副簧的各項參數(shù) 進行計算，主簧4片等厚，厚度為7mm寬70mm副簧3片等厚，厚度為7mm寬70mm 主簧主片長度1440mm用作圖法確定出其余各片的長度。然后對鋼板彈簧的剛度 及強度進行了校核，結(jié)論滿足要求。最后對減振器進行了計算，選用液壓式雙向 作用減振器，前減振器工作缸直徑 40mm后減振器工作缸直徑50mm其工作行程 均滿足懸架的動撓度要求。另外，本文還對所設(shè)計的懸架系統(tǒng)進行了平順性分析，建立了車身與車輪二 自由度振動系統(tǒng)模型。利用 MATLA軟件進行編程分析，根據(jù)所列微分方程得到車 身加速度和車輪相對動載的幅頻特性曲線圖。最后得出的結(jié)論為：本次設(shè)計的懸 架滿足平