底盘及车架悬挂设计毕业设计

第1章绪论底盘及车架悬挂设计技术现状及发展趋势中国汽车工业这些年逐步建立起有竞争性、不同技术层次的零部件配套体系。并积极开展节能环保型的汽车研发，推动技术进步，加快汽车产品的结构升级。坚持对外开放和自主发展相结合的原则，努力提高自主研发能力，培育自主品牌产品。为了实现由“汽车大国”向“汽车强国”转变，一方面，国家通过宏观调控、政策扶持等措施，鼓励和支持汽车产业的转型升级；另一方面，企业在国家政策的引导下，在组织结构、产品结构、技术结构、市场结构等方面积极实施转型升级战略，全面、有效提升汽车产业的国际竞争力。一辆汽车有多个系统组成，传动系统，制动系统，转向系统，行驶系统等等，而决定汽车的操纵稳定性和行驶平顺性的是汽车悬架系统。悬架是现代汽车上重要总成之一。汽车悬架把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。悬架的最主要的功能是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩，缓和汽车驶过不平路面时路面传递给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。悬架由弹性元件、导向装置、减震器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除了弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。减振器是具有减振作用，使振动迅速衰减，减轻振动使乘员感到不舒适和疲劳。弹性元件则是为了缓和冲击，使车架与车桥之间具有弹性联系。因此，汽车悬架往往列为重要部件编入轿车的技术规格表，作为衡量轿车质量的指标之一。完善的汽车悬架系统可以很好的缓解路面给予车辆的冲击，减轻汽车振动给乘客带来头晕，晕车等不良反应，使乘客感受到很好的乘坐舒适性。同时将汽车的悬架系统调校好，好的悬架系统在弯道性能上就能很好的表现出来，还有出去郊游时，能在恶劣的路况下通行，可以给驾驶员带来更好的操作稳定性以及一定的驾驶乐趣。优良的悬架避震性能，也可以减轻振动给零件带来的冲击导致损坏，减少故障，降低维修成本和行驶安全。悬架系统使汽车能精准的过弯转向，也能避免一定的交通事故发生可能性。因此可以发现，悬架对于整辆车具有重大意义，不可或缺。而当前的汽车悬架虽然已经十分先进，但是毕竟没有完美的事物，不论什么形式的独立悬架或非独立悬架都有其缺点和不足。因此还需要不断的研究发展。汽车工业是一个庞大的社会经济系统工程，不同于普通产品，汽车产品是一个高度综合的最终产品，需要组织专业化协作的社会化大生产，需要相关工业产品与之配套。长期以来，汽车工业作为国家重点投资和发展的产业，虽然取得了一定的成绩，但是与世界汽车工业先进国家相比还有很大差距。我国的汽车工业尚属幼稚产业，国际竞争力不足，随着经济全球化，汽车工业必须面对国际与国内广泛领域的挑战。我国的汽车工业起步于50年代，经过60年的发展，已经具备了较好的产业基础，2007年，中国汽车需求总量为879万辆，在全球市场占比从2001年4.3%上升到2007年的12.2%。2009年首次超越美国成为全球第一大汽车产销国后，2010年中国再次稳坐全球销量第一的位置。全年销量超过1800万辆。随着汽车工业的进一步快速发展，汽车工业对国民经济发展的贡献正越来越突出。汽车底盘及车架悬挂的基本组成汽车底盘介绍及基本组成汽车底盘的作用是支承、安装汽车发动机和汽车各部件、总成，构成汽车整体；将发动机传来的动力，经减速增矩后传给驱动车轮，驱动车辆前进。底盘上设置有转向控制、制动控制及减振缓冲等装置确保车辆正常行驶。汽车底盘由传动系统、行驶系统、转向系统和制动系统四个部分组成，如图1.2.1所示。汽车的传动系统是汽车发动机与驱动轮之间动力传递装置的总称。它能根据需要将动力平稳接合并传递或迅速彻底地分离动力；能满足汽车倒车和必要时左、右驱动车轮差速转动的要求;且应保证在各种行驶条件下提供必需的牵引力、车速，使汽车有良好的动力性和燃油经济性。传动系统包括离合器、变速器、方向传动装置、主减速器、差速器等部分。汽车的行驶系统接受发动机经传动系统传来的转矩，并通过驱动轮与路面间附着作用，产生汽车牵引力，保证汽车正常行驶；尽可能缓和不平路面对车身造成的冲击和振动，保证汽车行驶的平顺性；并且与汽车转向系统配合，不对汽车转向带来影响，保证汽车的操纵稳定性。行驶系统包括：车架、车桥、车轮和悬架等部分。图1.2.1汽车（货车）底盘结构图汽车转向系统是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。汽车转向时，要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统，使汽车保持在直线或转向的运动状态，或者使这两种运动状态互相转换。转向系统包括：转向盘、转向轴、转向器、转向直拉杆、转向梯形、转向切等部分。制动系统是汽车装设的全部制动和减速系统的总称，其功能是使行驶中的汽车减速或停车以及实现可靠驻车。制动系统包括前后制动器、控制装置、供能装置和传动装置。车架悬挂系统介绍及悬架基本类型悬挂系统是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。典型的悬挂系统结构由弹性元件、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，而现代轿车悬挂系统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。悬挂系统是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。从外表上看，汽车悬挂系统仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千万不要以为它很简单，相反汽车悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬挂系统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。汽车悬架包括弹性元件，减振器和传力装置等三部分，这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。弹性元件用力传递垂向力，并缓和由路面不平度引起的冲击和振动。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，实验室是悬架机构中最清官的复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（车身）有确定的相对运动规律。汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架。非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架（或车身）连接。当一侧车轮因道路不平而发生跳动时，必然引起另一侧车轮在汽车横向平面内发生摆动，故称为非独立悬架。独立悬架的结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独的通过弹性悬架与车架（或车身）连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响，故称为独立悬架。非独立悬架结构简单、制造容易、维修方便、工作可靠。但汽车平顺性较差，调整行驶时操稳性差，应用于轿车时不利于发动机、行李舱的布置。因此非独立悬架一般用于货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架。独立悬架的优点有：簧下质量小；悬架占用的空间小；可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的抟高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。但是结构复杂、成本较高、维修困难。主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车。第二章货车总体设计总体方案分析汽车的分类汽车有很多种分类方法，可以按照发动机排量、乘客座位数、汽车总质量、汽车总长、车身或驾驶的特点等来分类，也可以取上述特性中两个指标作为分类的依据。国标BG/T3730.1-2001将汽车分为乘用车和商用车。乘用车是指在设计和技术特性上主要用于载运乘客及随身行李和临时物品的汽车，包括驾驶员座位在内最多不超过9个座位。商用车是指在设计和技术特性上用于运送人员和货物的汽车，并且可以牵引挂车。商用车又有客车、半牵引车、货车之分。货车按照汽车最大总质量的分类如下:表2.1.1货车按照最大总质量分类朝黄汽斗.类型微型轻型中型S型「定•最人息.喷量WL8>6-14>14本次设计的汽车属于中型载货汽车。五吨卡车（中型货车）型式的选择不同型式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式、布置形式以及轮胎的选择上有区别。轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响轴数的主要因素有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的机构等。随着设计汽车的乘员增多或装载质量增加，汽车的整备质量和总质量增大。在汽车轴数不变的情况下，汽车总质量增加以后，使公路随的负荷增加。当这种负荷超过了公路设计的承载能力时，公路会被破坏，使用寿命也将缩短。为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制。汽车总质量小于19t的公路运输车辆均采用结构简单、制造成本较低廉的两轴方案。驱动形式汽车的驱动形式有4*2、4*4、6*2、6乂6、8乂4、8乂8等，前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的机构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。总质量小的商用车，多采用机构简单、制造成本低的4*2驱动形式。货车布置形式汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身（驾驶室）的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，其布置形式对使用性能也有重要影响。货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。A.平头式、短头式、长头式、偏置式货车a.平头式货车货车的发动机位于驾驶室内时，称为平头式货车。这种形式的货车布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间，因此驾驶室的前端不需要凸出去，没有独立的发动机舱。b.短头式货车发动机的大部分在驾驶室的前部，少部分位于驾驶室内的货车，称为短头式货车。这种货车车身部分的结构特点是：因发动机大部分凸出在驾驶室前部，所以发动机有独立的发动机舱和单独的罩盖，发动机舱和驾驶室共同形成货车的车头部分。c.长头式货车货车的发动机位于驾驶室前部称为长头式货车。这种形式的货车车身部分的结构特点与短头式货车相同，只是发动机舱和车头部分更长些。d.偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。它具有平头车的一些优点，如轴距短、视野良好等，此外还具有驾驶室通风条件好、维修方便等优点。短头式货车的主要特点有:汽车的总长和轴距得到了缩短，最小转变直径小，机动性能好于长头式，不如平头式货车；驾驶员的视野得到改善；动力总成操纵机构简单；发动机的工作对驾驶员的影响得到很大改善；位于驾驶室内的发动机后部接近性不好，导致驾驶室内部空间拥挤，布置踏板困难；汽车正面与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘员的伤害程度比平头式货车要轻得多。长头式货车的主要特点有：发动机及其附件的接近性好，便于检修工作；满载时前轴负荷小；地板低，驾驶员上、下车方便；离合器、变速器、等操纵机构简单，易于布置；发动机工作对驾驶员的影响很小；驾驶员和前排乘员安全性好。但是总长与轴距均较长，最小转弯直径较大，机动性能不好；驾驶员的视野不好。平头式货车相对于以上两种车型，发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。平头货车的主要缺点有：空载时前轴负荷大，因而在坏路上的通过性不好；因主驾驶室有翻转机构和锁止机构，使结构复杂；进出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶等均有较大影响；汽车正面与其他物体发生碰撞时，易使驾驶员和前排乘员受到伤害。平头式货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好，不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车的整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头车的该指标比较高。因此，对于要求结构简单的任斯璐货车来说，采用平头式比较合适。B.发动机前置、中置、后置a.发动机前置后桥驱动货车主要优点：可以采用直列、V型活卧式发动机；发现故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，牌驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机的工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等机构复杂；如采用长头式驾驶室，在增加整车长度的同时，为保证驾驶员有良好的视野，需将座椅布置得高些，这又会增加整车质量和整车质心高度等问题。b.发动机中置后桥驱动发动机中轩后桥驱动货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因而发动机通用性不好，需特殊设计，故障维修不便；离合器、变速器等机构复杂；因发动机距离地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故不采用。c.发动机后置后桥驱动这种布置形式的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变形而来的，所以一般不采用。它的主要缺点是离合器、变速箱等操纵机构结构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。因此，本设计采用发动机前置后桥驱动。轮胎的选择轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力一一传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响。轮胎所随的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9〜1.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载。在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达1.1；对车速不高的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损，甚至发生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明:轮胎超载20%时，其寿命将下降30%左右。为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载量4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.00-20轮胎早已被8.25-20、7.50-20甚至8.25-16等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、断面形状扁平宽轮辋低压轮胎，以便降低抟高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准。轿车轮胎标准见GB2978-82；货车和客车的轮胎规格详见国标GB516-82。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷可增加10%〜15%。根据设计特点，结合类似车型，确定轮胎选用8.25-20。汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬等。外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸，受有关法律限制不能随意确定，货车还要受装载质量的影响。汽车尺寸小些不仅可以行驶期间需要占用的道路长度小，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。每个国家对公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制。这是为了使汽车的外廓尺寸适合本国的公路桥梁、涵洞和铁路运输的标准及保证行驶的安全性。我国对公路车辆的极限尺寸规定如下：表2.2.1汽车及挂车外廓尺寸的最大限值中位为塞米车辆类型T,宽:乍品汽东三轮汽车460U16002000货乍及半挂牵引车最语计车速小「7。加十的四轮货1弧口。2OT0二轴最大设计总质置60001250()1000最大设il电质刀二II.WEOtW7000最大设总质量沌比3小II.WIMO。族8000最大设il•忌质型312000螭90001■:•轴最人设il总流量这『ooooi门期8GB1589-2004.4.1.2.1中限定的汽车外廓尺寸如上表所示，后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。2.2.2轴距L轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；汽车上坡时制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角震动增大，对平顺行不利；万向节传动轴的夹角增大。原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距应取得短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车的基础上，生产出短轴距和长轴距的变型车。对于不同轴距变型的轴距的变化，推荐在0.4〜0.6的范围内确定为宜。此次设计的中型货车取轴距为4100mm。前轮距B1和后轮距B2改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽度、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化。增大轮距则车厢内宽随之增加，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性好；但是汽车的总宽和总质量及最小转弯直径等增加，并导致汽车的比功率、比转距指标下降，机动性变坏。表2.2.3各类汽车的轴距和轮距车型类别轴距L/mtn轮距B/IDIFI微型J700-2900115Q〜量3501X2货车轻型2300-360013cle1650中型3600-55001700-2000重型450。〜56叨184。~200。这里确定前轮轮距为1900mm，后轮距为1860mm（后轮两侧两轮胎中间线距离）。前悬勺和后悬%前悬（L尸;：前悬是指汽车最前端（除灯罩、后视镜等非刚性固定部分外）到前轴中心之间的水平距离。前悬的长度应足以固定和安装驾驶室前支点。发动机、水箱、转向机、弹簧前托架和保险杠等零件和部件。前悬不宜过长，否则，汽车的接近角过小。前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减少了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。应在前悬这段尺寸内布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬这段尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头式汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下各总成、部件的同时尽可能小些。对载客量少些的平头车，考虑到正面碰撞能有足够的结构件吸收碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一定的尺寸。长头货车前悬一般在110〜1300mm范围内。本次设计是平头式货车取前悬为1400mm。后悬（lr）:是指汽车最后端（除灯罩等非刚性固定部分外）至后轴中心之间的水平距离，后悬的长度主要决定于货厢长度、轴距和轴荷分配情况，同时要保证适当的离去角。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货厢长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低；而后悬短的货车就可能使货厢长度不够。总质量在1.8〜14.0t的货车后悬一般在1200〜2200之间，特长货厢的汽车后悬可达到2600mm，但不得超过轴距的55%。取后悬为2500mm。货车车头长度货车车头长度是指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式，即长头型还是平头型对车头长度有绝对影响。止匕外，车头长度对汽车外观效果、驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。本次设计取车头长度为1800mm。货车车厢尺寸要求车厢尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的吨数。车厢长度选为6100mm，宽度选为2300mm。车厢边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450〜650mm范围内选取，这里取550mm。车厢宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当宽些，以利于缩短边板高度和车厢长度。货车质量参数的确定汽车质量参数包括整车整备质量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。10整车整备质量汽车的整备质量：亦即我们以前惯称的“空车质量”。所谓汽车的整备质量是指汽车按出厂技术条件装备完整（如备胎、工具等安装齐备），各种油水添满后的重量，但没有载货和载人时的整车质量。这是汽车的一个重要设计指标。该指标既要先进又要切实可行。它与汽车的设计水平、制造水平以及工业化水平密切相关。同等车型条件下，谁的设计方法优化，生产水平优越，工业化水平高，则整备质量就会下降。整车装备质量对汽车制造成本和燃油积极性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减少整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的主要措施有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等。过去用金属材料制作的仪表板、油箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到广泛应用。整车整备质量在设计阶段需要估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车的有关质量数据，结合新车设计的特点、工艺水平等初步估计整备质量。通过设计要求，整备质量将根据设计载质量和质量系数在后面确定。汽车的装载质量汽车的装载质量me是指在硬路面上行驶时允许的额定载质量。汽车在碎石路面上行驶时，装载质量约为好路面的75%〜85%。这次设计确定的me为5t。质量系数 ’质量系数Hm0是指汽车装载质量与整备质量的比值，即叩=m/m该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，Hm0越大，说明汽车的结构和制造工艺越先进。 m0表2.3.3货车的质量系数Hm0参数车型总质量/也力M货车1,8芸,什必<6.(1。加〜1.10丘0式小〃<14.01.20-1.35>14,01 1.7011这次确定的H0为1.25,则求得整车整备质量m「mJn0=0.8me=4t。货车总质量汽车的总质量ma是指装备齐全，并按规定载满客、货时的整车质量。汽车总质量的确定： "轿车：汽车总质量=整备质量+驾驶员及乘员质量+行李质量客车：汽车总质量=整备质量+驾驶员及乘员质量+行李质量+附件质量货车：汽车总质量=整备质量+驾驶员及助手质量+行李质量则货车的总质量ma由整备质量m0、装载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 a ° em=m+m+n165kg工中，°,为包括驾驶员以及随行人员数在内的人数，应等于座位数。m=4t+5t+2x65kg=9.13t最终确定的总质量为9.5t。轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止的情况下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用空载或满载质量的百分比来表示。汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。对轮胎寿命和汽车的许多使用性能的影响来说，从各车轮轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷相差应不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，从动轴上的负荷也适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在坏路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转身轴的负荷不应过小。在确定汽车的轴荷分配时，还要考虑汽车的静态方向稳定性和动态方向稳定性。根据理论分析，汽车质心位置到汽车中性转向点的距离s对汽车的静态方向稳定性有决定性的影响。因此，可以得出作为很重要的轴荷参数，各使用性能对其要求相互矛盾，这就要求设计时根据对整车的性能要求、使用条件等，合理地选取轴荷分配。12表2.3.4各类汽车的轴荷分配军里满载空载前轴后轴前袖扇轴4X2后轮单1后60^-63%41^-50%--I-.4以后轮双胎，IJ领头式25%27%44%-4^%31%-56%车1d后轮双胎.邛义式30^-35%65^-70%1S%-5A%6M后轮双胎194-25*:打奶77T眦一［用物汽车的驱动型式与发动机位置、汽车结构特点、车头型式和使用条件等均对轴荷分配有显著影响。如发动机前置前轮驱动乘用车和平头式商用车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷较小。当总体布置进行轴荷分配计算不能满足预定要求时，可通过重新布置某些总乘、部件的位置来调整。必要时，改变轴距也可行。空载时汽车前、后轴负荷都取50%即2750kg和2750kg。满载时前、后轴负荷分别取33%和67%即3135kg和6365kg。主要性能参数的选择动力性参数汽车的动力性参数主要有直接档和I档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。直接档动力因数D0maxD0max的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型、用途和道路条件而异。轿车的D0ma,随发动机排量的增大而增大。中、高级轿车对加速性要求高，故D0ma*值较大;微型和普通级轿车为了节省燃料，D0max值较小。载货汽车的D 是随汽车总质量的增大而逐渐减小的，但也有个限震:0max微型货车的D0ma*值较大，轻型货车次之，因为它们不会拖带挂车，而且对平均车速和加速性能的要求也较高。中、重型货车的D0ma,多在0.04〜0.07范围内。对中、重型货车选择D 时的要求是：拖带挂车后仍能直接档在具有3%坡度的0max公路上行驶。鞍式牵引汽车及半挂车等列车的D0ma,应在0.03以上。矿用自卸汽车的行驶阻力大，其D0ma,也应不小于0.04。客车的值也是随着其总质量的增大而减小，但豪华型客车应a比普通型客车的D°maX值要大一些。13直接档动力因数I档最大动力因数D1m瞠直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力以及起步并连续换档的加速能力。它和汽车总质量的关系不明显而主要取决于所要求的最大爬坡和附着条件。对于公路用车，D1m瞠多在0.30〜0.38。中级及以上的轿车，其D"值的上限可高达0.5，以便获得必'要的最低车速和较强的加速能力。矿用自卸汽车（装载量为6.5t以下）的D1max值多在0.30〜0.46，当采用液力机械传动时，由于汽车起步后动力因数下降较快，为保证有足够的爬坡速度和回事能力，D1max值还应取大一些。军用越野汽车的爬坡能力要求高达60%〜75%，故D］值多选择在0.63以上。最高车速Vmax随着汽车性能特别是主被动安全性能的提高以及各国公路路段的改善和调整公路的发展，汽车的最高车速普遍有所提高。选择时应考虑汽车的类型、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。本次设计的中型货车的最大速度为90km/h。汽车的比功率和比转矩这两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量这比。比功率是评价汽车动力性能如速度性能和加速性能的综合指标，比转矩则反映了汽车的比牵引力或牵引能力。在比较各国车型的比功率时，应考虑到各国内燃机功率测定标准的差异。为了保证载货汽车在高速公路上的速度适应性，有些国家对汽车的比功率值有所规定。我国标准GB7258-97中规定，对公路用的机动车辆其比功率的最小值不能低于4.8kw/t。农用运输车不低于4kw/t。汽车的加速时间汽车由起步并换档加速到一定车速Va的时间，称为“0—Va的换档加速时间”；而在直接档下由车速为20km/h加速到某一车速Va（km/h）的时间，称为“20—Va的直接档加速时间”，它们均为衡量汽车加速性能和动力性能的重要指标。轿车常用“0—100km/h”或“0—80km/h”的换档加速时间来评价。中、高级轿车的0—100km/h的换档加速时间约为8〜15s；普通级轿车为12〜25s。也可采用0—80km/h的换档加速时间来衡量其加速性能。载货汽车常用0—60km/h的换档加速时间或在直接档下由20km/h加速到某一车速的时间来评价。装载量2〜2.5t的轻型载货汽车的0—60km/h的换档加速时间多在0.5〜30s；重型货车的0—50km/h的换档加速时间为40〜60s。城市大客车和旅游用大客车的0—70km/h的换档加速时间多在33〜65s。国外也有用起步并换档加速行驶到某一距离（例如0—400m,0—500m,0—1000m）所花费的时间来衡量汽车的加速性能的。14第三章后悬架设计设计方案及主要考虑的参数本次设计的是中型载货汽车的后悬架，根据独立悬架与非独立悬架的选用依据（第一章中已介绍），确定选用非独立悬架。从要求良好行驶的平顺性、合适的衰减振动能力、保证良好的操纵稳定性、制动或加速时保证车身稳定及空间尺寸等各方面考虑，货车后悬架设计主要需从悬架的静挠度、动挠度、弹性特性以及主副簧刚度分配这几方面入手。着重于板簧的设计及减震器设计。设计所需的主要参数的确定第二章中已经就货车的布置形式及主要尺寸，质量参数和轴荷分配做了分析说明，确定本次设计中后悬架设计部分的主要参数如下：载质量：5000kg整备量：4500kg空车时：前轴负荷：2250kg 后轴负荷：2250kg满载时：前轴负荷：3135kg 后轴负荷：6375kg尺寸：总长：8000mm总宽：2500mm轴距：4100mm 前轮距：1890mm后轮距：1860mm 满载重心高度：1100mm悬架主要参数的确定悬架的静挠度fc悬架的静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷fc与此时悬架刚度c之比，即 cfc=FJc货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于1，因此货车车轴上方车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率n,可用下式来表示：n="c/m/2九式中，c为悬架的刚度（N/m）,m为悬架的簧上质量（kg）又静挠度可表示为：fc=mg/c15g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到：n=5/、fn:hzf:cm分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身的振动频率，因此欲保证汽车有良好的行驶平顺性，就必须正确选择悬架的静挠度。又因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的后悬架要求在 1.70〜2.17hz之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz。悬架的动挠度fd悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在6〜9cm。本设计选择：f8.0cmJd悬架的弹性特性悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。由于货车在空载和满载时簧上质量变化大，为了减少振动频率和车身高度的变化，因此选用刚度可变的非线性悬架。悬架主、副簧刚度的分配图3.2.4货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性如何确定副簧开始参加工作的载荷々和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响:原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架16

振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定。使副簧开始起作用时的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度f0，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fk等于满载时悬架的挠度fc。于是可求式中尸。和FW分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为：c/c=J九—1，X=F/F式中，c.为副簧的刚度，金为主簧的刚度。单个钢板弹簧满载载荷：mgG—后桥重一簧重一轮重 6365—200—50—48义4,F=t g= 义9.8=29023Nw 2 2满载时：F+F=F式中F为副簧簧上质量，勺为主簧簧上质量。单个钢板弹簧空载载时簧上质量：口G-后桥重-簧重-轮重2250-200-50-48义4,F= g= 义9.8=8860N0 2 2n=1.9hz，m=2902.3kg,代入公式:可得c=4132N/cm又X=又X=Fw/Fo=”吧=3.288860有上面的二式，可联立方程组:=c=4132=c=4132N/cm（1）（2）c/c=0.81（2）由（1），（2）两式可得:c=c=1849N/cmac=2283N/cmm17

17副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为faOFk=、医FW=16035.7N又：Fw二仁于/jf£,得:匚二（%-二29023-16035.74132=3.14cmF=f-C=3.14cmx1849N/cm=5806NF=F—f•C=29023N—5806N=23217N主簧：副簧：f_FT主簧：副簧：f_FTacaC58061849—31.4mm3.4弹性元件的设计钢板弹簧的布置方案选择布置形式为对称纵置式钢板弹簧。钢板弹簧主要参数的确定已知单个钢板弹簧的载荷：FW=29023N。由前面选定的参数知：f=8.0cmd满载弧高满载弧高f是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的高度差。常取f「10〜20mm.在此取：18

f=15mm钢板弹簧长度L的确定(1)选择原则：钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车L=(0.40〜0.55)轴距；货车前悬架：L=(0.26〜0.35)轴距，后悬架：L=(0.35〜0.45)轴距。(2)钢板弹簧长度的初步选定：根据经验L=0.40乂轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为L=1650mm,副簧主片的长度为L=1180mm。钢板弹簧断面尺寸的确定:(1)钢板弹簧断面宽度b的确定:有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，引入挠度增大系数5加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距J0。对于对称式钢板弹簧 °J=[L—kS)3c5148E0式中： S——U形螺栓中心距(mm)k—U形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)；c——钢板弹簧垂直刚度(N/mm),c=FW/f;5——为挠度增大系数。挠度增大系数5的确定：1初定5。先确定与主片等长的重叠片数n，再估计一个总片数然后5=1.5/1.04(1+0.51初定5。对于主簧：L=1650mmk=0.5S=200mmn=2n=142n二——1419

5=1.5/1.04(1+0.5n)]=1.5/1.04x(1+0.5x-2-)=1.35E=2.1x105N/mm-将上述数据代入以上公式得J=137x103mm-0计算主簧总截面系数W：0%>[Fw(L—kS)]/4匕J式中b1为许用弯曲应力。b1的选取：后主簧为450〜550N/mm2，后副簧为220-250N/mm2。 "F=F=23217NL=1650mmk=0.5S=200mmb]b]=500N/mm2.将上面数据代入公式，得:W=18.0x103mm30再计算主簧平均厚度：, (L—kS)25b]h=2J/W=- 1=15mmp0 0 6Efcm有了h以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在6〜10范围内选取。pb=110mm对于副簧：L=1180mmk=0.5S=200mm〃1=1n=5205=1.5/1.04x(1+0.5x5)=1.31E=2.1x105N/mm2将上述数据代入公式，得J=40x104mm4计算副簧总截面系数W：0W0>\f^（L—kS）]/41W]F=F=5806NwaL=1180mmk=0.5S=200mmI]=245N/mm2w将上面数据代入，得:W=6.4x103mm30再计算副簧平均厚度:, (L—kS)25口]h=2J/W=- -=12.5mmp0 0 6Efcab=110mm（2）钢板弹簧片厚h的选取：本设计主簧和副簧均采用等厚片，片厚分别为15mm、12.5mm。通过查手册可得钢板截面尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。（3）钢板断截面形状的选择：本设计选取矩形截面。（4）钢板弹簧片数的选择：片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片与片之间的干摩擦，改善汽车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料的利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6〜14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片弹簧时，片数在1〜4选取。21根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为14片，副簧的片数为5片。钢板弹簧各片长度的确定先将各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横i i坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2,得到A,B两点，连接A，B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。由图2确定主簧各片长度：主簧各片钢板的长度如表2：表2主簧各片钢板的长度序号123456789长度（mm）165016501538.414271315.412041092.4980.8869.4序号1011121314长度（mm）757.8646.4534.8423.2311.622

图2确定主簧各片长度图由图3确定副簧各片长度;图3确定副簧各片长度图图3确定副簧各片长度图表3副簧各片钢板的长度序号12345长度（mm）1180984788592396钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数5，总惯性矩J0，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为:C=6aE/xa3(Y—Y)

k+1 K K+1；YK1；YK1=1/EJ。i=1其中，a=(l-1)；Y=1/Eji=1式中，a为经验修正系数，取0.90〜0.94,E为材料弹性模量；卜1k讨为主片和第（k+1）片的一般长度。公式中主片的一半「如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为23钢板弹簧总成自由刚度cj；如果用有效长度，即11=（11-0.5kS）代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度Cz。（1）主簧刚度的验算：K1234567a=1-1(cm)05.5811.1516.7322.327.8833.46K8910111213a=1-1(cm)39.0344.6150.1855.7661.3466.92由公式y=1/£j(mm-4)，得:K ii=1¥1=6.3x10-5 Y2=3.15x10-5 Y3=2.1x10-5 Y4=1.575x10-5Y.=1.26x10-5 Y,=1.05x10-5 Y7=0.9x10-5 Yin=0.63x10-55 6 7 10¥11=0.573x10-5 Y12=0.525x10-5 ¥13=0.485x10-5 Y14=0.45x10-5将上述数据代入公式，得总成自由刚度C：jmC=2821N/cmjm将上述数据代入公式有效长度，即11'=11-0.5ks，代入到公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度CzmC=2844N/cmzm与设计值cm=2283N/cm相差不大，满足主簧刚度要求。（2）副簧刚度的验算：k1234a=1-1k+1 1 k+198196294392由公式y'=1/£j1(mm-4)，得：K ii=1¥1=1.1x10-4 Y2=0.55x10-4 Y3=0.37x10-4 ¥4=0.275x10-4Y5=0.22x10-4将上述数据代入公式，得总成自由刚度C：jaC=2504N/cm24

如果用有效长度，即/；=11-0.5kS，代入公式所求得的是钢板弹簧总成夹紧刚度CzaC=2554N/cmza与设计值ca=1849/cm相差不大,满足副簧刚度要求。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H0钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0，用下式计算:H0=(f+f/Af)式中，f为静挠度；f为满载弧高；纣为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，Af=S(3L-S)(L+f)；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹2L2簧主片长度。下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高H：0主簧:由：f=101.7mmcmX16502)=20.4X16502)=20.4mm=S(3L-S)(f+于而)=200x(3x1650-200)(01.7+15)/2L2贝UH0=(f+f+Af)=101.7+15+20.4=137.1mm副簧:_S(3L-S)(f+f)=200x(3x1180-200)x(31.4+15)=111mmf 2LT — 2x11802 .mmH0=(f+f+Af)=31.4+15+11.1=57.5mm(2)钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：主簧总成在自由状态下的曲率半径：R=L2/8H=16502=2482mm0 08x137.125副簧总成在自由状态下的曲率半径：R,=L2/8H'=11802=3027mm0 08x57.5（3）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定R=R/I+（2o0R0）/Eh]式中，Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）。°,为各片钢板弹簧预应力（N/°mm2）；E为材料的弹性模量N/mm2，取E为2.1x105N/mm；hi为第i片的弹簧厚度（1™）。在已知R0和各片弹簧的预应力。0i的条件下，可以用式Ri=R0/1+（200iR0）/Eh]计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Rio '° °’对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300〜350N/mm2内选取。1〜4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩M之代数和等于零，即：iEm=0i=1或 £oW.=0i=1下面分别计算主簧和副簧的各片在自由状态下曲率半径的确定：主簧：表3各片的预应力i123456789101112131400i-5.6-4.6-3.6-2.6-1.600.511.522.533.54R=2482mm E=2.1x105N/mm2 h=15mm然后用上述公式计算主簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表4：表4主簧各片在自由状态下曲率半径26

i12345678910Ri(m3108.31023096308930833073.3115.31131093106m)6.9.7.6862.4i11121314Ri(m3103.31003096.3093m)19.8副簧如表5：表5副簧各片的预应力i12345o0i-2-1012R'=3027mm E=2.1义105N/mm2 h1=12.5mm0 i然后用上述公式计算副簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表6：表6副簧各片在自由状态下曲率半径i12345Ri,(mm)3545.43537.835343530.23526.2（4）主簧总成和副簧总成各片在自由状态下弧高的计算：如果第i片的片长为人，则第i片弹簧的弧高为：H=L2/8R主簧：将各片长度和曲率半径代入上式，得主簧总成各片在自由状态下弧高如表7：表7主簧总成各片在自由状态下弧高i1234567891011H(i(mm)136.8137.1119.410387.773.759.848.23828.92127i121314H(i(mm)14.494.9重复上面的过程，得副簧总成各片在自由状态下弧高表8副簧总成各片在自由状态下弧高i12345H,(mm)i58.941.126.414.96.7钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的R0为：1/R=£(L/R)/Eli=1 i=1式中，L为钢板弹簧第i片长度。钢板弹簧的总成弧高为HxL2/8R0上式计算的结果应与H°=(fc+fa+Af)计算的设计结果相近。如果相差太多，可重新选择各片预应力再行核算：先对主簧的总成弧高核算将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：R°=2478mm然后再代入HxL2/8R=16502=137.3mm。08义2478原设计值为H0=138.4mm，相差不大，符合要求。再对副簧的总成弧高核算将副簧各片的长度和曲率半径代入公式：1/R'=£(L'/R')/£L，可得：0 ii ii=1 i=1R'=2940mm028

副簧总成弧高HhL2/8R'=11802=59.2mmo8义2940原设计值为H0=59.1mm,相差不大，符合要求。3.5钢板弹簧强度验算当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力o用下式计算maxo=Gm'l(l+①cJkl+1)wLGm'①/bhTOC\o"1-5"\h\zmax2 221 1 2 0 2 2 1式中，G为作用在后轮上的垂直静载荷，m，为制动时后轴负荷转移系数；轿车:2 2m=1.25〜1.30；货车：m=1.1〜1.2；平为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h\o"CurrentDocument"2 2 1为钢板弹簧主片厚度。许用应力0］取为1000N/mm2。对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。满载静止时有：G2K+CfCJ_G-F_29023-8860_f-C2+C--1849+2283―，11cmF=Fk+Cf=19257.5+2844x3.11=28102NF「Cf=2554x3.11=7943N由上式验算主簧强度：omaxGll+Gm'l①cGm1① □-k——□——□omaxJL乙 乙乙乙 I 乙乙(l]+12)W0 bh32312x825x82532312x825x825+36040x1.15x825x0.8x8101650x(14x110x122636040x1.15x0.8110x12x2=737MPa<[o]其中牵引驱动时，主簧载荷为G=(G-£副)吗=(36040-7943)x1.15=32312Nm'=1.15①=0.8验算副簧强度：Fmll 7943x1.15x590x590o=副2a1a2= =294MPa<[o]max(l+1)W 5x110x102一。1180x( 6 )29主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度力计算载荷。主簧的极限载荷按下式计算：F=F、+Cfd=28102+2844x8=50854No=。12=50854x825x825=568MPa<[o]=1000MPam(l+1)W 14x110x122、12，01650x( )6副簧的极限载荷按下式计算：F.=F副+Cfd=7943+2554x8=28375No=E'ala2=28375x590x590=913MPa<[o]=1000MPaa(1+1)W 5x110x102a1a201180x( )6不平路面上主副簧都符合强度要求。钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力。是由弯曲应力和拉(压)应力合成，即：3F(D+h)+匚bh2bh其中F_Gm①为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力；h_2h卷耳s22 1pm厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力[。]取为350MPa。代入上式得：3x29023<1.15x0.8x(60+2x12)29023<1.15x0.8,__ / y + _144.4MPa<[o]110x(2x122 110x2x12主片符合强度要求。钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力o_FS/bd。其中FS为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其[。^]W7-9N/mm2。FS=G2/2_29023/2_14512No=FJbd=14512N/(120mmx60mm)=2.02N/mm230弹簧销满足强度要求。减震器设计计算为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的。减振器的分类现代液压减振的的结构形式多种多样。目前，国内外常用的结构形式大致为三类，即弹性阀片型、弹性阀片和柱形弹簧结合型、阀门和柱形弹簧结合型。其共同的特点是：都采用带有常通孔的液流控制阀门来实现减振器的内特性，且节流形式大都属于薄壁小孔节流。安结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度的变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器又可分为单筒式、双筒式和充气式三种。本设计选用双筒式减振器。减振器的选择设计减振，器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。减振器相对阻尼系数在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系为F=6Xv式中6——为减振器阻尼系数。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减震动，用相对阻尼系数中的大小来评定振动衰减的快慢程度。中的表达式为：甲=6/(2、:而-)式中，C为悬架系统的垂直刚度；m,为簧上质量。将压缩行程时的相对阻尼系数wy取得小些，将伸张行程时的相对阻尼W,取得大些。两者之间保持有W.(0.25〜0.50)匕的关系。 ,设计时先选取Wy与匕的平均值中。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取中31=0.25〜0.35；对于行驶路面较差的汽车，中值应取大些，一般取匕＞0.3；为TOC\o"1-5"\h\z了避免悬架碰撞车架，取Vy=0,5V?。 '本设计取甲=0.3 'V=Vy+Vs=_5Vs；得甲=0.42 2 sVY=0.5x0.4=0.2减振器阻尼系数6的确定减振器阻尼系数6的计算式为s