悬架设计

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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。