畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-DA180低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)（全套圖紙）

畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) （ 論 文 ） DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 學(xué) 院：機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 班 級： 學(xué) 號： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)老師： 2010 年 6 月 1 日 I DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 摘摘 要要 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或輪 胎）彈性地連接起來。它的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力 和力矩，比如支撐力、制動力和驅(qū)動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的 沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身 的動載荷。 本文針對某公司生產(chǎn)的低速載貨汽車的選懸架在實(shí)際使用中存在的問 題進(jìn)行分析。結(jié)合該汽車使用的地區(qū)的道路條件，對汽車的前后懸架進(jìn)行了 重新設(shè)計(jì)。通過比較各種各種鋼板彈簧的優(yōu)缺點(diǎn)和生產(chǎn)成本，確定了鋼板彈 簧的斷面形狀。借鑒國內(nèi)外對鋼板彈簧的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，片數(shù)、 片寬、片厚、 片長、弧高、曲率半徑、檢驗(yàn)剛度、裝配剛度等技術(shù)參數(shù)。并對鋼板彈簧進(jìn) 行受力分析、剛度校核和強(qiáng)度校核，驗(yàn)證所選取的參數(shù)基本上滿足了汽車在 空、滿載務(wù)件下對平順性、 舒適性以及安全方面的要求。還對鋼板彈簧銷 進(jìn)行強(qiáng)度校核。此外還通過計(jì)算確定雙筒式減振器的主要參數(shù)，選定符合國 標(biāo)的減振器型號。 關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞：非獨(dú)立懸架 鋼板彈簧 減震器 設(shè)計(jì) 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 II III DA180 low-speed vehicles of non-independent suspension design ABSTRACT Suspension is an important element of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration, ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. This point is interpret about which company produced a low- speed truck suspension have been arisen problems in real life .I have a new design for the front and back suspension based on the car were used in areas of the road conditions before. Firstly I defined the section shape of leaf spring according to compare the various of advantages and disadvantages .Secondly I draw on domestic successful experience in the design of leaf springs and technical parameters for sheet number, sheet width, sheet thickness, sheet length , arc height, curvature radius, test for stiffness, assembly stiffness .mechanical analysis of leaf spring, stiffness and strength check of Verification, Validation basically meet the selected parameters of the car in the air, full service parts under the ride comfort, comfort, and safety requirements.Also check the strength of leaf spring pin.Also determined by calculating the main parameters of binocular- type shock absorber, shock absorber type selected meet the national standard Key words: Suspension ;multi- leaf spring ;vibration damper ;Design IV 目目 錄錄 第一章 前 言 1 1.1 論文的研究目的和意義 1 1.2 懸架設(shè)計(jì)應(yīng)達(dá)到的技術(shù)要求 1 1.3 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 2 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 3 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 4 1.4 設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 5 第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 6 2.1 鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 6 2.1.1 單個(gè)鋼板彈簧的載荷 6 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 6 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 7 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 7 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 7 2.1.6 鋼板彈簧主長度的確定 . 8 2.2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 2.2.1 鋼板彈簧片厚的計(jì)算 . 8 2.2.2 鋼板彈簧片寬的計(jì)算 . 9 2.2.4 鋼板彈簧各片長度的計(jì)算 . 9 2.2.5 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 . 10 2.2.6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 11 2.2.7 鋼板彈簧總成弧高的核算 . 13 2.3 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 . 13 2.4 鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 14 2.5 鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 14 2.3 小結(jié) 15 第三章減振器的設(shè)計(jì) 16 3.1 減振器的分類及選型 . 16 V 3.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 16 3.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 18 3.4 最大卸荷力的確定 18 3.5 簡式減振器工作缸直徑的確定 18 3.6 小結(jié) 19 第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 20 4.1 后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 20 4.1.1 后懸架的載荷 . 20 4.1.2 后懸架振動頻率的選擇 . 20 4.1.3 動撓度的選擇 . 20 4.1.4 懸架的彈性特性 . 20 4.1.5 懸架主、副簧剛度的分配 . 21 4.2 彈性元件的設(shè)計(jì) 22 4.2.1 鋼板彈簧的布置方案 . 22 4.2.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 . 22 4.3 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 25 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 26 4.4.1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 . 26 4.4.2 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 . 27 4.4.3 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 . 27 4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 29 4.6 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 29 4.7 鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 31 4.8 小結(jié) 錯(cuò)誤！未定義書簽。錯(cuò)誤！未定義書簽。 第三章總結(jié)與展望 錯(cuò)誤！未定義書簽。錯(cuò)誤！未定義書簽。 致 謝 錯(cuò)誤！未定義書簽。錯(cuò)誤！未定義書簽。 參考文獻(xiàn) 錯(cuò)誤！未定義書簽。錯(cuò)誤！未定義書簽。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 1 第一章 前 言 1.1 論文的研究目的和意義 懸架是現(xiàn)代汽車上重要的總成之一，它把車架 ( 或車身)與車軸 ( 或 車輪)彈性地連接起來。 其主要任務(wù)是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力 和力矩， 并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架 ( 或車身)的沖擊載荷，衰減由此引 起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車平順地行駛。由于結(jié)構(gòu)簡單、便于維護(hù)以 及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點(diǎn)，非獨(dú)立懸架廣泛應(yīng)用于載貨汽車以 及大客車的前后懸架。一些全輪驅(qū)動的多用途車也采用非獨(dú)立懸架作為前后 懸架。隨著彈性元件、減震器及其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計(jì)、制造技術(shù)的不斷進(jìn)步， 非獨(dú)立懸架的性能也日益得到改善，在一些大批量生產(chǎn)的高級橋車和運(yùn)動型 橋車中，仍然采用非獨(dú)立懸架用于其后懸架。對于前置前驅(qū)動汽車尤其是輕 型載貨汽車而言，由于后橋沒有笨重的主減速器和差速器，其非獨(dú)立懸架與 獨(dú)立懸架的非懸掛質(zhì)量相差不大，因而非獨(dú)立后懸架具有很好的應(yīng)用前景。 汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動。為 了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應(yīng)裝 有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的 振幅連續(xù)減小，直至振動停止。 本次課題針對都安建興機(jī)械有限公司生產(chǎn)的都興 DA180 低速載貨汽車 的懸架進(jìn)行研究分析。根據(jù)它使用的道路環(huán)境和實(shí)際載重對懸架進(jìn)行重新設(shè) 計(jì)。改進(jìn)了汽車在惡劣的山區(qū)道路上行駛的平順性和操控穩(wěn)定性。根據(jù)汽車 實(shí)際的裝載質(zhì)量對懸架的彈性元件進(jìn)行受力分析和強(qiáng)度校核。以提高懸架的 壽命。 1.2 懸架設(shè)計(jì)應(yīng)達(dá)到的技術(shù)要求2 汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成一個(gè)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， 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 2 燃油經(jīng)濟(jì)型和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)型。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，懸架對整車的操縱 穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮一下 幾個(gè)方面的要求： 1. 通過合理設(shè)計(jì)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，即具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的振 動性能，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(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力。 2. 合理設(shè)計(jì)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(shí)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； 3. 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； 4. 側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車 制動和加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時(shí)的 車身縱傾（即所謂的“點(diǎn)頭”和“后仰” ） ； 5. 懸掛構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛部分的質(zhì)量要盡量?。?6. 便于布置； 7. 所有零部件應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命； 8. 制造成本低； 9. 便于維修、保養(yǎng)。 1.3 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 非獨(dú)立懸架是汽車上最早使用的一種懸架。至今仍然被廣泛應(yīng)用于載貨 汽車和載客客車的前后懸架以及橋車的后懸架。非獨(dú)立懸架使用的彈性元件 也由最初的鋼板彈簧和扭桿彈簧發(fā)展到空氣懸架和油氣懸架。 空氣懸架彈簧是一種運(yùn)用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是世 界鋼板彈簧發(fā)展趨勢。國外客車 100、拖車 100、重型載重車 85采用 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 3 空氣懸掛簧，可減少噪聲，提高穩(wěn)定性與舒適性。20 世紀(jì) 50 年代，空氣懸 架彈簧開始應(yīng)用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。60 年代，德國、 美國等工業(yè)發(fā)達(dá)國家生產(chǎn)的大部分公共汽車中裝有了空氣彈簧懸架。目前， 國外生產(chǎn)的旅游車、長途客車及高速客車幾乎全部使用空氣彈簧懸架，部分 轎車也使用了空氣彈簧懸架，如德國的奔馳 300SE 13 奔馳 600 等，另外在 重型載貨汽車上近年來也得到了廣泛應(yīng)用12。 國內(nèi)早在 20 世紀(jì) 60 年代就設(shè) 計(jì)生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術(shù)條件有限，當(dāng)時(shí)生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效 果不甚理想，以后在很長一段時(shí)期，產(chǎn)品沒有進(jìn)一步發(fā)展。因此，國外生產(chǎn) 空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術(shù)優(yōu)勢進(jìn)入了國內(nèi)市場，為國內(nèi)生產(chǎn)豪 華客車的廠家配套成熟的空氣彈簧懸架產(chǎn)品。隨著道路條件的改善，國內(nèi)消 費(fèi)水平的提高，客車產(chǎn)品的檔次逐步升級，空氣懸掛簧逐步被市場接受。目 前，在國內(nèi)有多家客車廠生產(chǎn)的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客 車、桂林大字、合肥現(xiàn)代、杭州客車等，現(xiàn)全國用空氣懸掛簧的客車已超過 1 萬輛。隨著國內(nèi)汽車產(chǎn)量的增長，采用空氣懸掛簧的數(shù)量將逐步上升，鋼 板彈簧的使用數(shù)量處于下降趨勢16。 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 目前國內(nèi)外對懸架的研究主要集中在電子控制的懸架系統(tǒng)。對主動懸架 的研究目前主要集中兩個(gè)方面:一個(gè)是控制策略;另一個(gè)是執(zhí)行器。最早的主 動懸架控制策略是天棚原理，假設(shè)車身上方有一固定的慣性參考，在車身和 慣性參考之間有一阻尼器，執(zhí)行器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振 動。這種控制算法簡單，在國外某些車型上已經(jīng)得到了應(yīng)用。隨著現(xiàn)代控制 理論的發(fā)展，提出了主動懸架的最優(yōu)控制方法，它比天棚原理考慮了更多的 變量，控制效果更好，目前最優(yōu)控制規(guī)律有三種:線性最優(yōu)控制、HQ 最優(yōu)控 制和最優(yōu)預(yù)見控制。 由于實(shí)際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時(shí)變的、高階 動力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又發(fā)展了自適應(yīng)控制方法。自 適應(yīng)控制方法具有參數(shù)識別功能，能適應(yīng)懸架載荷和元件特性的變化，自動 調(diào)整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應(yīng)控制方法也有增益調(diào)度控制、模型參 考自適應(yīng)控制和自校正控制三類。 目前發(fā)展最迅速的控制策略是智能控制(模 糊控制和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制)。 模糊控制方法具有自動調(diào)節(jié)輸入變量的組合、 隸屬 函數(shù)的參數(shù)和模糊規(guī)則數(shù)目等學(xué)習(xí)功能，計(jì)算機(jī)仿真結(jié)果表明該方法更有 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 4 效。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)是一個(gè)由大量處理單元組成的高度并行的非線性動力系統(tǒng)，它 能進(jìn)行數(shù)據(jù)融合、學(xué)習(xí)適應(yīng)性和并行處理，研究表明它比傳統(tǒng)控制有更好的 性能。執(zhí)行器是實(shí)現(xiàn)控制目標(biāo)的重要環(huán)節(jié)，因此作對動器的研究也是主動懸 架研究的重要內(nèi)容。為保證主動懸架的良好性能，執(zhí)行器必須具有靈敏、隱 定、可靠、能耗 低、成本和總量低等特點(diǎn)。目前主動懸架上應(yīng)用的執(zhí)行器 主要是液力式結(jié)構(gòu)。日產(chǎn)公司則開發(fā)了蓄能式減振器，它將壓力控制閥同小 型蓄能器及液壓缸結(jié)合起來，使路面不平整引起的振動被蓄能器吸收，車身 隔振由主動阻尼和被動阻尼共同完成，因而能耗有所降低。不過液壓動力系 統(tǒng)尚有許多不足之處， 比如對工作環(huán)境有一定要求;元件制造精度要求高、 成 本難以下降;處理小信號的數(shù)字運(yùn)算，誤差的檢測與放大、測試與補(bǔ)償、自動 化與實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離等功能不如電氣系統(tǒng)靈活準(zhǔn)確等。因此現(xiàn)在執(zhí)行器的研究主 要集中在直線伺服電機(jī)、電磁蓄能器的方向。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電 機(jī)具有較多的優(yōu)點(diǎn)，永磁直流直線伺服電機(jī)，其驅(qū)動性能優(yōu)于液壓系統(tǒng)，今 后將會取代液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)。 運(yùn)用電磁蓄能原理， 結(jié)合參數(shù)估計(jì)自校正控制器， 可望設(shè)計(jì)出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應(yīng)主動懸架。 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)有：油氣懸架技術(shù)：由油氣部件和彈 簧系統(tǒng)共同支撐車體，根據(jù)汽車變化的承載量，由油氣部件調(diào)節(jié)懸架的水平 位置，使彈簧保持 正常的使用位置；阻尼可調(diào)節(jié)減振器：由傳感器感知汽 車行駛時(shí)的狀況，包括載荷的大小、路面的不平、是否轉(zhuǎn)向、是否加速或制 動等，經(jīng)電控單元分析判斷，通過電磁閥液壓系統(tǒng)，調(diào)節(jié)減振器的阻尼。此 項(xiàng)技術(shù)又成為半主動懸架技術(shù)；全主動懸架技術(shù)：通過電液系統(tǒng)不僅調(diào)節(jié)阻 尼而且調(diào)節(jié)彈力、水平位置等。針對懸架系統(tǒng)的非線性特點(diǎn)，研究適宜的懸 架系統(tǒng)電控技術(shù)是汽車懸架系統(tǒng)振動性能改進(jìn)的方向。懸架位于車身與輪胎 之間，對車輛的運(yùn)動性能、乘坐舒適性有 重大的影響。按照路面行駛工況 最優(yōu)控制，懸架性能以確保車輛行駛性能與乘坐舒適性，電子控制懸架將進(jìn) 一步向高性能方向發(fā)展。作為實(shí)現(xiàn)這種對懸架的優(yōu)化控制的方式之一，是利 用“預(yù)知傳感器”進(jìn)行預(yù)知控制的“預(yù)知控制懸架” 。目前已提出了多種的 方案，并期待著這種新式傳感器的出現(xiàn)。另一方面，從地球環(huán)境來考 慮， 為進(jìn)一步節(jié)約能源，懸架控制向高壓力化、高電壓化、小型輕量化發(fā)展。在 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 5 控制理論方面正在致力于模糊邏輯控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制等應(yīng)用于懸架方面的 研究。 1.4 設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 裝載質(zhì)量：6000kg 整備質(zhì)量：3840kg 空載時(shí)：前軸負(fù)荷：1690kg 后軸負(fù)荷：2150kg 滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：3444kg 后軸負(fù)荷：6396kg 軸距：3300mm 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 6 第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 2.1 鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 2.1.1 單個(gè)鋼板彈簧的載荷 已知汽車滿載靜止時(shí)汽車前軸荷 ， 非簧載質(zhì)量 ， 則據(jù)此可計(jì)算出單 個(gè)鋼板彈簧的載荷： 11 1559 2 u W GG Fkg = ( 2- 1 ) 進(jìn)而得到: 11 9.815278.2 ww PFN= ( 2- 2 ) 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷 fc與此時(shí)懸架剛度 c 之比，即：cFf wc /= 前后彈簧的靜撓度都直接影響到汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛 過程中產(chǎn)生劇烈的顛簸 ( 縱向角振動) ， 應(yīng)力求使前后彈簧的靜撓度比值接 近于 1。此外， 適當(dāng)?shù)卦龃箪o撓度也可減低汽車的振動頻率，以提高汽車的 舒適性。但靜撓度不能無限地增加(一般不超過 240mm)，因?yàn)閾隙冗^大，即 頻率過低，也同樣會使人感到不舒適，產(chǎn)生暈車的感覺。此外，在前輪為非 獨(dú)立懸掛的情況下，撓度過大還會使汽車的操縱性變壞。 貨車的懸架與其簧上質(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。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于 1，因此貨車車軸 上方車身兩點(diǎn)的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率 n,可用下式來表 示： n=2/mc （2-3） 式中，c 為懸架的剛度（N/m）,m 為懸架的簧上質(zhì)量（kg） 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 7 又靜撓度可表示為： c mg f c = （2- 4） 由（2- 3） 、 （2- 4）式得： 4.98 c n f = （2- 5） 因?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛幌嗤?，貨車的后懸架要求?1.70 2.17hz 之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.8hz 則 22 4.984.98 7.6576.5 1.8 c fcmmm n = 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 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)容許的最大 變形時(shí)， 車輪中心相對車架的垂直位移。 通常貨車的動撓度的選擇范圍在 6 9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： cmfd0 . 8= 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)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。 當(dāng) a f =0 時(shí) 鋼板彈簧在對稱位 置上工作。慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定 時(shí)能得到足夠的動撓度值，常取 a f =1020mm 。本方案中 a f 初步定為 15mm。 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 板彈簧斷面通常采用矩形斷面，宜于加工，成本低。但矩形斷面也存在 一些不足，矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上。工作時(shí) 一面受拉應(yīng)力，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。因材料的抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的一 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 8 面首先產(chǎn)生疲勞斷裂。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片，其中性軸均 上移，使受拉應(yīng)力的一面的拉應(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)力在斷面上的分布情況，提高了鋼板彈簧的 疲勞強(qiáng)度并節(jié)約了近 10%的材料。本方案中選用矩形斷面。 2.1.6 鋼板彈簧主長度的確定 鋼板彈簧長度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。 加鋼板彈簧長 度 L 能顯著降低彈簧剛度,改善汽車行駛平順性;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)生單位縱向角時(shí)，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(shí)，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，會在汽車布置時(shí)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。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律如下所示：貨車 前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架：L=(0.350.45)軸距。 本設(shè)計(jì)初步選定前鋼板彈簧的長度 L=1330mm。 2.2 鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.1 鋼板彈簧片厚的計(jì)算 矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 0 J 用下式計(jì)算: 3 0 12 nbh J = （2- 6） 式中，n 為鋼板彈簧總片數(shù)；b 為板簧的寬度；h 為板簧厚度。 由上式可知，改變片數(shù)、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變 化。又 0 J 可表示為： () 2 0 48 LkSC J E = （2- 7） 式中， k 為無效長度系數(shù)， 取 k=0.5； S 為 U 型螺栓中心距,本設(shè)計(jì)取 140mm； E 為材料彈性模量，E= 5 2.1 10N/mm2；為撓度增大系數(shù)。 結(jié)合式可知：總慣性矩 0 J 的變化又會影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，也 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 9 就是影響汽車的平順性。其中，片厚 h 的變化對鋼板彈簧總慣性矩的影響最 大,增大片厚 h，可減少片數(shù) n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情 況。一般都采用前者。本設(shè)計(jì)方案中選片厚相等。 片厚的計(jì)算公式為： () 2 6 c Lks h Ef = （2- 8） 式中， 為許用彎應(yīng)力， 的取值范圍：前鋼板彈簧 350450Mpa, 后鋼板彈簧 450550Mpa,后副簧 220250Mpa；取 =400Mpa。 撓度增大系數(shù) 1.5 1.32 1.041 0.5 n n = + ； n 為與主片等長的鋼板片 數(shù)，本次設(shè)計(jì)取 2；n 為總的鋼板片數(shù)，取 11。 將=1.32，代入式（2- 8）等：h=8.69mm,圓整為 h=9mm。 2.2.2 鋼板彈簧片寬的計(jì)算 有了 h 以后，再選取鋼板彈簧的片寬 b。增大片寬能增大卷耳強(qiáng)度，但 當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時(shí)，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 610 范圍內(nèi)選取。 本次設(shè)計(jì)取 b=80mm。 2.2.4 鋼板彈簧各片長度的計(jì)算 先將各片的厚度 h 的立方值 h3按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上， 再沿 橫坐標(biāo)量出主片長度的一半 L/2 和 U 型螺栓中心距的一半 s/2，得到 A,B 兩 點(diǎn)，連接 A，B 兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB 線與各片上側(cè)邊 的交點(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從 B 點(diǎn)到最后一 個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(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 如圖 2- 1。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。各片長度如表 2- 1 所示。 表 2- 1 鋼板彈簧各片長度 板號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 長度 1330 1330 1211 1092 973 854 735 616 497 378 259 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 10 3 圖 2- 1 各片鋼板彈簧的長度 2.2.5 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩 0 J ，片長和葉片端部的形狀 都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公 式為： () 3 11 1 6 n kkk i E C aYY + = = （2- 9） 其中，)( 111+ = kk lla ； = = k i iK JY 1 /1 ； + = + = 1 1 1 /1 k i iK JY； 3 12 i bh J =； 為 剛度修正系數(shù)， =0.90.94，這里取 0.91； 1 l 、 1+k l為主片和第（k+1）片的 長度的一半。鋼板彈簧剛度計(jì)算結(jié)果如表 2-2 所示。 表 2-2 鋼板彈簧剛度驗(yàn)算 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 11 板號 1665.00.000205761 2665.00.00.0001028810.0001028810.00 3605.559.56.85871E-053.42936E-05210644.97.223761145 4546.0119.05.14403E-051.71468E-051685159.028.89504458 5486.5178.54.11523E-051.02881E-055687411.658.51246528 6427.0238.03.42936E-056.85871E-0613481272.092.46414266 7367.5297.52.93945E-054.89908E-0626330609.4128.9957347 8308.0357.02.57202E-053.67431E-0645499293.0167.1784722 9248.5416.52.28624E-052.8578E-0672251192.1206.4791727 10189.0476.02.05761E-052.28624E-06107850176.0246.5710471 11129.5535.51.87056E-051.87056E-06153560113.9287.2430114 6651.87056E-05294079625.05500.928264 k l 1k a + k Y 1kk YY + 3 1k a + () 3 11kkk aYY + 鋼板彈簧的自由剛度 5 6 2.1 100.91 170.5 6724.5 CN mmN mm = 用鋼板彈簧的有效長度 e L 代替鋼板彈簧的長度 L 代入上面的計(jì)算中算 得的剛度就是加緊剛度。 13300.5 1401260 e LLkSmm= （2- 10） 算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：2005 j CN mm=，剛度與設(shè)計(jì)剛度 1997CN mm=相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。 2.2.6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0 H 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0 H ，用下式計(jì)算： )( 0 fffH ac += （2-11） 式中， c f 為靜撓度； a f 為滿載弧高； f 為鋼板彈簧總成用 U 型螺栓夾 緊后引起的弧高變化， 2 2 )(3( L ffSLS f ca + =；S 為 U 型螺栓的中心距。L 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 12 為鋼板彈簧主片長度。 2 2 )(3( L ffSLS f cma + = () () 2 1403 1330 1401576.5 13.9 2 1330 + = mm )( 0 fffH acm +=76.5+15+13.9=105.4mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： 0 2 0 8/ HLR = 4 . 1058 13302 =2097.8mm （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的和裝配后曲率半徑不同，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 i R 。各片自由狀態(tài)下做成不同 的曲率半徑的目的是為了使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼在 一起，減少主片的工作應(yīng)力，使各片的壽命接近。 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定: iii EhRRR/ )2(1/ 000 += （2-12） 式中， i R 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 0 R在 自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）為各片鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力 i0 （N/ 2 mm ） ；E 為材 料的彈性模量 N/ 2 mm ， 取 E 為 5 101 . 2 N/ 2 mm ； 為第 i hi 片的彈簧厚度 （mm） 在已知 0 R 和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力 0i 的條件，可以用（2- 12）式計(jì)算出各片鋼 板彈簧自由狀態(tài)的曲率半徑 i R 。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦 主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在 300350N/ 2 mm 內(nèi) 選取。14 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)力從長片由 負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成 的彎矩之代數(shù)和等于零，即 i M 0 1 = = n i i M 各片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表 2-3。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 13 表 2-3 鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高 版號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 0i -80 -50 -15 0 5 10 20 30 40 20 20 i R 2251 2360 2170 2098 2075 2052 2009 1967 1927 2009 2009 i H 86.7 93.7 84.5 71.1 57 44.4 33.6 24.1 16 8.9 4.2 2.2.7 鋼板彈簧總成弧高的核算 葉片在自由狀態(tài)的曲率半徑是根據(jù)預(yù)應(yīng)力確定的。 由于選擇預(yù)應(yīng)力的 關(guān)系， 裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和 3 1 的計(jì)算結(jié)果一致， 因此， 還需要再計(jì)算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認(rèn)為合適。 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： 0 R = = = n i i i n i i R L L R 1 1 0 =2157mm （2-13） 鋼板彈簧的總成弧高為: mm R L H 5 . 102 21578 1330 8 2 0 2 0 = = （2-14） 計(jì)算結(jié)果與)( 0 fffH ac +=計(jì)算的結(jié)果 105.4mm 相差不大， 符合設(shè)計(jì) 要求。 2.3 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)汽車緊急制動的時(shí)候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大 應(yīng)力課表示為: () () 1112 max 120 m GlCl llW + = + （2- 15） 式中， 1 G 為作用在前輪上的垂直靜載荷； 1 m 為制動時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù) （貨車取 1.41.6；乘用車取 1.21.4） 。 1 l 、 2 l 分別為鋼板彈簧前、后段長度； 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 14 為道路附著系數(shù)，取 0.8；c 為彈簧固裝點(diǎn)到路面的距離； 0 W 為鋼板彈簧 總截面系數(shù)。 () () 1112 max 120 m GlCl llW + = + = () 2 1.4 15278.26650.8 500665 958.7 11 80 9 1330 6 + = Mpa max 1000Mpa =,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。 2.4鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 1 2 1 1) (3 bh F bh hDF ss + + = （2- 16） 其中 11m GFs= 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； pm hh2 1= 卷 耳厚度；D 為卷耳內(nèi)徑；b 為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力取為 350MPa。代 入上式得： () 2 3 15278.2 1.4 0.825 1815278.2 1.4 0.8 80 1880 18 + =+ =97N/mm2 鋼板彈簧主片符合強(qiáng)度要求。 2.5 鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力 bdFS z /=。其中 S F 為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b 為主片葉片寬； d 為鋼板彈簧直徑。用 20 鋼或 20Cr 鋼經(jīng)滲碳處理或用 45 鋼經(jīng)高頻淬火后， 其 z 79 N/mm 2 1 15278.2 7639.1 22 s G FN= （2- 17） 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 15 7639.1 6.0 80 16 s zz F Mpa bd = （2- 18） 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求 2.3 小結(jié) 本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合汽車使用的實(shí)際道路情況， 確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等基本數(shù)據(jù)。采用共同曲 率法對鋼板彈簧的剛度進(jìn)行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進(jìn)行 了分析，驗(yàn)算了鋼板彈簧的最大的應(yīng)力。并對卷耳和彈簧銷進(jìn)行了強(qiáng)度的校 核。完成了前鋼板彈簧的設(shè)計(jì)。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 16 第三章減振器的設(shè)計(jì) 3.1 減振器的分類及選型 減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振 器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤片之間相對運(yùn)動時(shí)的摩擦力提供阻尼。但是由于 庫侖摩擦力隨相對運(yùn)動速度的提高而減小， 并且很容易受到油、 水等的影響， 無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、容 易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力減振器最早出 現(xiàn)于 1901 年，有兩種主要的結(jié)構(gòu)形式分別是搖臂式和筒式。筒式減振器質(zhì) 量較小、性能穩(wěn)定、工作可靠，適宜大量生產(chǎn)，已經(jīng)成為汽車減振器的主流。 筒式減振器有可以分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結(jié)構(gòu)，以雙筒式應(yīng)用最 多。 經(jīng)過對比分析本次設(shè)計(jì)選用雙筒式減振器。 3.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 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v之間有 如下關(guān)系 vF= (3- 1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖 3- 1 出示減振器的阻力速度特性。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)vF /=，所以減振器有 四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，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。通常壓縮行程的阻尼系數(shù) Y 與伸張行程的阻尼系數(shù) S 不等。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 17 圖 31 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: s cm2 = (3- 2) 式中，c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； s m 為簧上質(zhì)量。 式(32)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 s m 的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 值大，振動能迅速衰減，同時(shí)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(shí)的相對阻尼系數(shù) Y 取得小些，伸張行 程時(shí)的相對阻尼系數(shù) S 取得大些。 兩者之間保持(0.25 0.5) YS =的關(guān)系。 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取 Y 與 S 的平均值 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 取 0.250.35；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 S 0.3；為避免懸架碰撞車 架，取 Y 0.5 S 。 取0.3 =，則有： 0.5 0.3 2 SS + = 計(jì)算得：0.4 S = 0.2 Y = 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 18 3.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)2 s cm=。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 s mc/=， 所 以 s m2=。 （3- 3） 22 3.14 1.811.3 s c n m = 22 0.4 1559 11.314093.4 sss mN S m= 22 0.2 1559 11.37046.68 YYs mN S m= 3.4 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(shí)，減 振器打開卸荷。 減振器不在提供阻尼力， 以限制減振器所提供的最大阻尼力。 此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 x V 。一般 x V 的取值范圍為 0.150.3m/s。這里 取 x V =0.2m/s。 0 14093.4 0.22818.7 sx FVN= （3- 4） 3.5 簡式減振器工作缸直徑的確定7 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 0 F 計(jì)算工作缸直徑 D )1 ( 4 2 0 = p F D （3- 5） 式中， p 為工作缸最大允許壓力，取 34Mpa；為連桿直徑與缸筒直 徑之比， 雙筒式減振器取0.400.50， 單筒式減振器取0.300.35。 取 p =4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得： 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 19 ()() 0 22 44 2818.7 13.14 41 0.4 F D p = =32.7mm 查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國標(biāo)（JB14591985） ，減振器的工作缸直 徑 D 有 20mm、30mm、40mm、 （45mm） 、50mm、65mm 等幾種。如表 3- 1。 表 3- 1 減振器基本尺寸 工作缸直徑 D 基長 L 貯油缸最大外 直徑 c D 吊環(huán)直徑 吊環(huán)寬度 B 活塞行程 S 20 90 34 90200 30 120 48 29 24 110250 40 160 65 39 32 130280 50 190 80 47 40 170280 60 210 90 62 50 170280 貯油缸的工作直徑()1.35 1.5 c DD=，按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這里取 c D =45mm。 壁厚通常取 2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。 min 240 110350LLSmm=+=+=（壓縮到底的長度） maxmin 2LLS=+=350+2110=570mm（拉足的長度） 3.6 小結(jié) 本章通過分析常見的減振器的類型和優(yōu)缺點(diǎn)，選擇了雙筒式液壓減振 器。根據(jù)前懸架鋼板彈簧的剛度和車身的振動頻率，設(shè)計(jì)計(jì)算出減振器的基 本參數(shù)。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 20 第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 4.1 后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 4.1.1 后懸架的載荷 后懸架的空載軸重是 2150kg，滿載的軸重是 6396kg。非簧載質(zhì)量是 442kg。則： 空載單個(gè)鋼板彈簧的載荷 0 (2150442) 9.8 8369 2 FN = 滿載單個(gè)鋼板彈簧的載荷 (6396442) 9.8 29175 2 w FN = 4.1.2 后懸架振動頻率的選擇 通常使前后懸架的偏頻接近。當(dāng)汽車以較高車速行駛過單個(gè)路障時(shí)9， 12 n n 1 時(shí)的小。前懸架的車身振動頻率 1 n =1.8，所以選擇后懸架的振動頻率為 2 n =1.9。 4.1.3 動撓度的選擇 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)容許的最大 變形時(shí)， 車輪中心相對車架的垂直位移。 通常貨車的動撓度的選擇范圍在 6 9cm.。本設(shè)計(jì)后懸架動撓度選擇： mmfd80= 4.1.4 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。由于貨車在空 載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選 用剛度可變的非線性懸架。后懸架采用主副鋼板的復(fù)合式懸架。 廣西大學(xué)本科學(xué)位論文 DA180 低速汽車非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 21 4.1.5 懸架主、副簧剛度的分配 圖圖 4-1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性 1 確定副簧開始參加工作的載荷 k F 和主， 副簧之間剛度的分配， 受懸架的 彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時(shí)的 振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后 的懸架振動頻率不大。 這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。 由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)， 采用如下方法來確定。 使副簧開始起作用時(shí)的懸架撓度 a f 等于汽車空載時(shí)懸架的撓度 0 f ， 而使 副簧開始起作用前一瞬間的撓度 k f 等于滿載時(shí)懸架的撓度 c f 。于是可求 k F