悬架设计
) W& z& \& r3 ] ]) g/ B一、悬架主要性能参数的确定
% \: C# ?) E- c3 c7 \) u6 p 悬架应首先保证整车有良好的行驶平顺性和操纵稳定性,这是确定悬架主要性能参数的重要依据5 W, i) v9 D9 V- S9 J* z
(一)、前、后悬架静挠度和动挠度的选择
+ Z. f$ \& E% w# X E1、偏频与静挠度
. g) g& M+ q4 H: R; A t (1)、 n1=12π c1/m 1 n2=12π c2/m 2 (1-1)
4 a5 a9 l; H. r5 [/ D5 N(2)、 fc1=m1g/ c1 fc2=m2g/ c2 (g=981cm/s2) (1-2)+ w5 j' H6 L# p( t7 w$ m5 i/ A
(3)、 n1≈5/fc1 n2≈5/fc2 (1-3)
& |7 C3 |. b+ t6 k1 S0 ?式中n1、n2—前、后悬架的偏频,单位Hz(偏频越低,行驶平顺
2 }0 s+ y2 D- v3 H- ?! _4 X 性越好);见表一, ^3 j6 k* z* Q5 ?. A# h
fc1、fc2—前、后悬架在簧载质量m1、m2作用下的静挠度,单位cm;
3 O# l$ w3 q2 i' y* O; D" h c1 、c1 —前、后悬架的刚度。
" h1 V* U! q# X表一 偏频与挠度
+ g8 Q! P" e* r. A! H/ o' H5 \4 |* y车型 n/Hz fc/cm Fd/cm
. h% E5 \: v7 h- B8 y: L9 Z0 i货 车 1.5~2.2 5~11 6~9
- O4 |. S- o1 {6 g! D- n' G; `轿 车 0.9~1.6 10~30 7~9
8 C+ S5 x8 o3 m' \大客车 1.3~1.8 7~15 5~8
4 C: e' N8 k/ P- G" D( s1 Z越野车 1.4~2.0 6~13 7~13# e4 R0 U6 `1 X% I/ i, c
根据分析,在n1/ n2<1时的车身角振动要比n1/ n2>1时小,因此推荐如下:( ~2 k4 ]6 z. z( e' j, K
a、高速车 fc2=(0.8~0.9)fc11 n6 T# ?! @9 q% x3 i. B3 p
b、货车 fc2=(0.6~0.8)fc16 H1 x9 o* a% g& v3 E3 }
c、微型轿车为了改善后座的舒适性,也有设计成后悬架的偏频低于前悬架的偏频,即n1/ n2>1
h& N2 {" s+ D" s) ^0 b, f* b 此时fc2>fc1- S7 S* p8 k0 Z# ?! D- l
(注:对于纵置钢板弹簧组成的非独立悬架,悬架的静挠度与弹性元件的静挠度是一样的;对于螺旋弹簧的独立悬架,就有可能是不一样的)
5 x2 ^, a2 L8 b5 k2、静挠度与动挠度
. q. t5 s5 b M ^悬架的动挠度是指由满载位置开始,压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压到其自由高度的1/2或1/3)时,车轮中心相对于车架(或车身)的相对位移。8 W0 S& m3 Z& w& @
悬架静挠度的选择通常按相应的静挠度值来选择,它与车型和经常使用的路况有密切关系。对于在好路面行驶的轿车来说,其fd/fc
& @- c7 _( T) b: w应小些,对于在坏路行驶的越野车来说,其fd/fc应大一些。
' L! @$ F- `. A$ D, }0 R( t(二)、货车后悬架主、副簧的刚度分配
, f3 G9 H" {' t, H) `. j3 v第一种方法:是使副簧开始起作用时的悬架挠度fa,等于汽车空载时的悬架的挠度f0,;而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fk等于满载时的悬架挠度fc,可求得副簧开始起作用时的载荷Fk是等于空载与满载时悬架载荷F0和Fc的比例中项,即Fk=F0Fc ,而主、副簧的刚度比为Ca/Cm=λ –1(其中λ= F0/Fc)。该种方法可使空、满载悬架系统的振动频率变化不大,但副簧接触托架前、后的频率突变较大(一般采用副簧与前、后托架错开接触),主要适用于半载运输状态少的货车。
3 d3 m: _! h$ M J' ^& a" G" C2 U第二种方法:副簧开始起作用时的载荷Fk是等于空载与满载时悬架载荷F0和Fc的平均值,即Fk= 0.5(F0+Fc),而主、副簧的刚度比Ca/Cm=2λ–1/λ+3(其中λ= F0/Fc)。该种方法确定的副簧接触载荷,会使副簧接触托架前、后的频率突变小些,但却使全部载荷变化范围内的频率差变化大。主要适用于经常处于半载状态运输或主、副簧刚度比较小的车辆。; ^: |6 a$ F9 w/ Z6 O
二、弹性元件的计算
" j. n0 P$ c7 X2 }(一)钢板弹簧的计算
8 R& q5 E, g- r9 N1、钢板弹簧主要参数和尺寸的确定* v/ v6 I$ i; ]) q! q9 ]
(1)弹簧的载荷Fw—由总布置给定。$ v8 q4 H2 R2 l$ V% n% ~, m7 @8 V
(2)弹簧长度L—推荐如下数值:轿车:L=(0.40—0.55)轴距;货车:前悬架的L=(0.26—0.35)轴距,后悬架的L=(0.35—0.45)轴距。2 @( L/ U) A3 N4 V9 i+ Q* @
(3)静挠度fc和动挠度fd—根据偏频n,再根据公式1-3(n1≈5/fc1 n2≈5/fc2 )确定fc,然后根据表一确定fd。
2 d! E1 Z$ `+ P+ K i(4)满载弧高fa—一般希望为零,但考虑到弹簧的塑性变形,一般常取fa=10~20mm。6 A& G% M; B: o# d
2、钢板弹簧的强度计算) e+ c, c1 J3 _- \% z
(1)钢板弹簧的刚度c= Fw/ fc (2-1)! t2 O( z3 u: d5 I# C8 P: m/ z
(2)总惯性距J0=δ(L-ks)3c48E (如果已知J0,可计算出板簧的自由刚度与夹紧刚度) (2-2)# t( a3 h, a8 `
J0—总惯性距,为各片板簧的惯性距之和;
- W) l. B/ t9 H) l) e/ G s—U形螺栓中心距,单位为mm;
! R+ _: \+ M% C4 l1 K8 I+ Z k—刚性夹紧取0.5,挠性夹紧取0;
# U; s) \- A* o δ—挠度增大系数。先确定与主片等长的重叠片数n1,估计一个总片数n0,求得η= n1/ n0
8 F) |' W% w3 w! \, A- Z+ g 然后用下式确定 δ=1.5/[1.04(1+0.5η)],
! {. c( E, I1 K 或者利用计算较精确的公式 δ=3(1-η)3 [0.5-2η+η2(1.5-lnη)];5 s! |8 ~& g2 o: ?% A z- l8 b
E—材料的弹性模量 E=205800N/mm2。
* F) H2 t* b6 J7 n* S' Z(3)钢板弹簧的强度,用应力公式计算2 ~7 I5 Z0 m A6 }% E
σc=Fw(L-ks)4W0 ≤[σc] (此时W0为已知) (2-3)
+ p% Z. V8 C. w3 N6 g% h 对于经应力喷丸处理的55SiMnVB或60Si2Mn等材料,推荐[σc]在下列范围内选取:前板簧—350~450N/mm2;后主簧—450~550 N/mm2;后副簧—220~250 N/mm2。对于静挠度大一些的弹簧,[σc]也取得大一些。3 w" _" ]- u& w# w: i4 P
美国SAE推荐下列公式计算许用静应力(单位为N/mm2),即:- _: E& W4 Y0 k- i6 t9 Z
σc=(1.39~1.55)fc+(245~315) (2-4)
' G! x0 f- d' E式中fc(单位为mm)值越大,相应的不确定数值也应取得大一些。5 q& {/ b6 |- x% \
(4)板簧的厚度hp 由公式(2-4)确定的σc值,再根据公式(2-3)求出W0,然后代入以下公式hp=2J0W0 =δ(L-ks)2σc6EfC (2-5),求出板簧的平均厚度hp,(叶片厚度hp初选后要进行比应力与极限应力计算,如果比应力不合适,需进一步调整板簧的厚度以及片数)再通过表二选取板簧的叶片宽度b。
' c# k% G9 Q. a2 f- i表二、热扎扁钢截面弹簧钢(GB1222-84)
5 A- J4 _9 Q2 @& J& y; P8 r 厚度宽度 5 6 (6.5) 7 8 9 (9.5) 11 12 (13) 16 18 25 30$ b7 [- |: w1 t' d H+ j2 q
45505560(63)657075(76)8090100120140160 +++ +++++++ ++++ +++++ ++++++++++++++ ++O+++ +++++ +++++++O+++++++ ++++O++++++ ++++++++ +++++ +++ +++ ++ +++ +++ + f3 T( n: E9 K+ T5 K, A3 \4 }3 X; z
注:1、带圆括号的尺寸不推荐使用; 2、带O者为单面双槽弹簧扁钢尺寸
$ z' u6 x- j' ?3 S' T, T 在选取板簧叶片宽度时应遵循以下几条原则:①叶片宽度不可太宽,否则车身受侧向力时,扭曲应力会增大;②叶片宽度不可太窄,否则会因叶片增加,而增加各片的摩擦和板簧的高度;③通常推荐叶片宽度与厚度的比值为6<b/hp<10。 9 g5 z) b- k( w$ h( R5 [
(5)比应力 对于不开槽的板簧比应力σ—=σc fc =6Ehp δ(L-ks)2 (2-6)
/ I0 `2 |: I3 ~ F$ @* \ 对于开槽的板簧比应力 σ—=12Ea δL2 (2-7), `) P/ Z% M" m! i
[其中a为板簧叶片中性层到受拉表面的距离(单位mm)]9 A! x" h, q3 C! \- ~
比应力对板簧的疲劳寿命有显著影响,建议控制在以下范围内:货车的前、后簧σ—=45~55MPa/cm,平衡悬架σ—=65~80MPa/cm,后悬架副簧σ—=75~85MPa/cm。一般静应力较大的弹簧,比应力应取下限。 E6 b0 Z8 x& P g: |
(6)极限应力 在板簧最大动行程时,可用以下两公式进行计算。
9 V1 ]; Z( j) j6 _& t δmax=σ—(fc+fd) (2-8)
' Y8 x& q* ~# l6 W7 n% L0 F1 i δmax=6Ehp (fc+fd) 8(L-ks)2 ≤900~1000N/mm2 (2-9)
" y) {6 r% _- z; @+ B o5 U* q3、钢板弹簧各参数的确定
) ?5 L% ^/ `2 {" X* A' { (1)片厚hp、总片数n0
2 Z+ Q0 I" F7 T0 p a 如果根据比应力公式(2-6)、(2-7)验算的结果超出规定范围,应修改片厚hp以及总片数n0,再根据公式求出δ,最后根据公式(2-2)、(2-3)或(2-4)、(2-5)计算出板簧的平均厚度hp。根据标准热扎扁钢的尺寸,理论计算直至达到表二的要求为止。 |