汽车悬架课程设计

额定载荷时： σ c 前额 =σ 前×fc 前额 = 337.2 (N/mm ) 按《汽车设计》(第二版)(吉林工业大学 张洪欣主编)第七章《悬架设计》的介绍(以下简称《悬 2 架设计》)，前钢板弹簧推荐应力值σ c = 350∽450 N/mm ,应力满足强度要求。 7、极限动行程: fd 前 max fd 前 max = [1000] = 176.49mm 5.666 取 fd 前 max =176.5 mm
一．设计原则
1、本车悬架系统的设计应确保整车具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性及不足转向特性，具有较强 的承载能力，并使其上述性能达到或接近国内外同类型车辆的先进水平。 2、充分考虑车型系列的需要，提高零部件标准化、通用化、系列化水平。 3、合理选取主要零部件的应力值，确保车辆行驶安全性，在保证悬架系统零部件足够使用寿命的前 提下尽可能减轻自重。
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广西科技大学课程设计用纸 三．前悬架布置计算
前悬架 前悬架布置图见下图：
四．前悬架设计计算
（一） 、前悬架系统采用的弹性元件为纵置式钢板弹簧 （二） 、前钢板弹簧的参数计算： 1、规格 作用长度 L0 前 = 1500 mm , 宽度 B = 90 mm, 厚度 H = 13 mm, 主簧总片数 10 片（主片 = 3 片） ， 骑马螺栓夹紧距 S = 108 mm 2 、 断 面 特 性 （ 平 扁 钢 ） ， — —
式中：0.95 为比应力修正系数 l：半段有效长度 μ ：夹紧修正系数 δ 前：挠度系数 1 S l（半段有效长度）= 2 L0 前 - 4 =723 mm l 前=2 l=1446 mm μ = δ — —
前
L0前-0.5S = 1.039 L0前-S 1.5 n前` 1.05(1+ ) 2N前` = 1.24
七、减振器选型及校核
（一） 、前悬架采用双向作用液式筒式减振器，后悬架不用。 （二） 、前悬架前减振器的布置及工作行程的确定 为使汽车垂直振动的减振效能更加充分,使垂直振动能迅速衰减,将前减振器安装位置与地面垂直。 前减振器的布置图见下图：
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根据前悬架装置图以及前悬架设计的结果可知,减振器的极限工作范围为(441∽636 mm),现选择前减 振器的基长为 419 mm,工作行程为 260 mm (最大伸长长度为 679 mm),减振器的行程利用效率为 75%. (三) 、前减振器相对阻尼系数ψ 与阻尼系数δ 的选择及确定. 根据《悬架设计》,对于有内摩擦的钢板弹簧悬架,相对阻尼系数可取小些,故取前减振器的平均相对 阻尼系数ψ =0.25. δ = 2mω ψ 式中: ω 为前悬架系统的固有振动频率; m 为前悬架的簧载质量（单边）. 计算结果见下表: 参数 阻尼系数δ (0.25) 空载 2056.2 额定载荷 2581.2
z
=
Fs 2 = 4.59 N/mm bd
< [7∽9（20 号钢或 20Cr 钢渗碳处理）] 合格
(四)、悬架侧倾角刚度 C 前φ : 2 C 前φ = 2Csq 式中：Cs：前钢板弹簧刚度（等于 2 C 前 = 832N/mm ） ； q：前钢板弹簧中心距之半（410 mm） ； 2 8 ∴ C 前φ = 2Csq =6.62×10 N.mm/rad
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前减振器主要参数见下表： 基长 B (mm) 前减振器 419 行程 S (mm) 260 贮油筒直径 Dc=1.35D (mm) 70 工作缸直径 D (mm) 50 Ff/FY(N) 5000/1000
八、设计结论
1、性能指标 本车空载时前悬架之固有频率为 2.56Hz，额定载荷时前悬架之固有频率为 2.04Hz。后悬架固有频率 差很差。从计算值看，按《汽车设计》 ，本车型的悬挂质量分配系数在 0.8—1.2 范围内，即前桥、中后桥 上方集中质量的垂直振动是相互独立的。因此，尽管后悬架固有频率差，但对驾驶室的乘坐舒适平顺性影 响不大。 汽车在额定载荷时，当向心加速度为 0.4g 时，稳态转向之侧倾角为 1.29°，根据《悬架设计》的 介绍，货车不超过 6°∽7°，由此可见，本车具有较强的抗侧倾能力。 2、应力指标 2 2 （1） 、前悬架前钢板弹簧静应力在额定载荷时为 337.2 N/mm ，在前钢板弹簧推荐应力值[350∽450] N/mm 范围之内;验证载荷紧急制动时（最强制动） ，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现最大应力为 2 2 2 776 N/mm ，小于推荐应力值 [1000] N/mm ；最强制动时，前钢板弹簧卷耳处所受的应力为 134.3 N/mm ， 2 2 低于推荐应力值[350] N/mm ；前钢板弹簧销受验证静载荷时的挤压应力为 4.59 N/mm ，低于推荐应力值 2 [7∽9（20 号钢或 20Cr 钢渗碳处理）] N/mm 。 2 （2） 、后悬架后钢板弹簧静应力在验证载荷时为 326.1N/mm ，小于后钢板弹簧推荐应力值范围[450 2 ∽550] N/mm 范围。 总之，本车前、后悬架钢板弹簧应力水平的选取是基本合适的，在保证产品质量和正常使用的前提下， 本车悬架系统将具有较好的工作可靠性。
3 3 F = H [B-(2 - 4 = 1144.48
7π - 24 )H ]
……………………
断面面积
mm3 mm4 …………………… 总成总惯性矩
∑I = 10×I = 158006
3、比应力: σ 前 （钢板弹簧总成单位变形引起的应力） 装车时用骑马螺栓夹紧后 σ
前
= 0.95×
3Ea 1 × 2 δ 前 μ l
2
mm 3。
∴σ = 134.3 N/mm < [350] 合格 3、前钢板弹簧销校核： （按前钢板弹簧受静载荷时的挤压应力σ z 验算） σ
z
=
Fs bd
— —
装 订 线
— —
式中：Fs：前钢板弹簧端部载荷（验证载荷 14 吨时） ； d：弹簧销的直径（前钢板弹簧固定端与吊耳端的弹簧销直径均为Ф 30mm） 由图六知，Fs1 ≈Fs2 = 12397 N ∴σ
计算结果见下表：
按 T24 板簧图纸所示，自由弧高为 110(参考)，夹紧后弧高为 95，因此在验证载荷工况下，板簧弧高 为 35±5 mm,满足使用要求。 6、静应力:σ c 前（静载荷下应力） 2 空载时：σ c 前空 =σ 前×fc 前空 =213.9 (N/mm ) 第 页 共 页
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′ ′ max
。
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2、紧急制动时，前钢板弹簧卷耳处所受的应力σ ： D/2+a 1 σ =0.5T1 ( + ) W1 F 式中：T1：前轮制动力(双边)（求出 T1= 57995.6N） ； D：卷耳内径（Φ 30 mm） ； W1：主片对受拉面的断面系数，W1=5×W =2722.7
装 订 线
— —
5、悬架单边静负荷 经实际称重和估算，前、后悬架的非簧载质量为： Gu1 = 670 kg ； Gu2 = 2680kg 前 后 P1 = P2 = 9.8(G1-Gu1) 2 9.8(G2-Gu2) 2
式中：G1、G2 分别为前、后轴荷 悬架单边静负荷计算结果如下： （N） 前 空载 额定载荷(14t) 15729 24794 后 17738 77273
2
[1000]：为板簧破坏时的最大应力值 8、固有频率 N： N = 1 2π 参数 固有频率 N (Hz) C m 空载 2.56 额定载荷 2.04
计算结果见下表：
按《悬架设计》的介绍，为保证汽车有良好的行驶平顺性，汽车应有较低的振动频率，货车的推荐 值为：N/Hz = 1.5∽2.2，前悬架固有频率在空载状态时较差以外，其余计算结果较为理想。 9、反弓校核：f 前反 (考虑非簧载作用下前簧的反弓量) f弓= Gu1 670 = =1.61 C前 416 mm
=
装 订 线
— —
其中：n 前`：主簧主片数 ∴ σ
前
N 前`：主簧总片数
1 3Ea = 0.95 × 2 δ 前 μ l
2
= 5.666 (N/mm /mm) 4、夹紧刚性：C 前 （单位变形所能承受的载荷） 装车时用骑马螺栓夹紧后 C前 = = 5、静挠度 fc: fc = Qc C前 Qc（N） 空载 额定载荷 15729 24794 fc (mm) 37.8 59.6 fc(圆整) mm 38 60 48EΣ I 1 × 3 δ 前 l前 415.9 N/mm 圆整: C 前修 = 416 N/mm
装 订 线
— —
断
面
形
状
如
图
四
：
a = 6.5 mm B H 1 3 19π I = H3 [12 - 2 (4 + 16 - 192 )] = 15800.6 mm4
.……………… ………………
中性层到受拉面边缘的距离 相当于中性层的惯性矩
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W= I H 2 =2430.9 mm 3 …………………… 抗弯断面系数
式中: [p]为缸内最大允许压力,一般为 3∽4 Mpa,取[p] =3 Mpa; λ 为缸筒直径与连杆直径比,双筒式减振器一般为 0.4∽0.5,取λ = 0.5; F0 取验证载荷时的最大卸荷力 F0 = 1988.8 N. ∴D = 33.5 mm (六) 、减振器工作缸直径 D 的确定: 根据以上的计算结果并考虑减振器生产厂家的生产组织,依照汽车筒式减振器的有关国标 (JB1459-85),取前减振器的工作缸直径 D = 50 mm . 选用减振器总成(2921FC-010) 第 页 共 页
f 前反 = f 弓 + fc 前满 =78.6 mm 取整为: f 前反 = 79 mm 10、验证负荷: Q 验证 Q验证 ×723 2 9×2430.9 — —
= [1000]
装 订 线
— —
∴ Q 验证 = 57347.5 N (三)、前钢板弹簧强度校核 1、 验证载荷紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现最大应力σ ′ m1 G1(l1+c)l2 σ max = (l1+l2)W0 式中：m1 ：制动时前轴负荷转移系数，按《悬架设计》的介绍，货车 m1 =1.4∽1.6； G1：作用在前轮上的静负荷（验证载荷时为 31864.7N） ； l1、l2：前钢板弹簧前、后半段长度； ：道路附着系数，取 0.8； c：前钢板弹簧固定端固定点到路面的距离； W0：前钢板弹簧总截面系数 W0 = 10×W = 24309.28 mm 3。 前钢板弹簧在汽车制动时的受力图下图：
— —
装 订 线
— —
(四) 、前减振器最大卸荷力 F0 的确定 F0 =δ 0vx 式中: δ 0 为伸张行程的阻尼系数δ ; vx 为卸荷速度,一般为 0.2∽0.52 m/s,按 0.52 m/s 算. 取δ y=0.35δ f 计算结果见下表: 参数 最大卸荷力 Ff /F Y(N) 4F0 π [p](1-λ 2) (五) 、前减振器工作缸直径 D 的计算: D= 空载 1584.1/554.4 额定载荷 1988.8/696.1
二．整车有关参数
整车设计师提供下列数据作为本车悬架系统的设计依据： （按长轴距车数据为基本型设计） 1、轴距(mm)： 6050+1300 2、轮距：前轮距 B1 = 1940 mm 后轮距 B2 = 1860 mm 3、轴荷： （kg） 前轴 空载 额定载荷(14t) 4、整车重心高度 （mm） 重心高度 空载 额定载荷(14t) -300 500 3880 5730 中后桥 6300 18450 总 重 — — 10180 24180
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乘龙牌 LZ1240MD42N 型载货车前悬架采用非独立悬架，为纵置式钢板弹簧，为减少钢板弹簧品种， 直接选用 T24 板簧，规格：1500×90×13-10(3)，固定端为中心卷耳,摆动端为吊耳）,双向作用液式筒式 减振器；前悬架板簧中心距为 820mm；前悬架前固定端支架左右不同，右前固定端以架有一销孔，用于安 装驾驶室举升油缸。 后悬架为四连杆式平衡悬架, 板簧中心距为 1030mm, 为减少钢板弹簧品种，直接选用 J1 板簧，钢板 弹簧规格：1540×90×20-10(2)。