悬架设计
悬架设计
6 m- L- q5 f0 n; J3 N. ]7 w一、悬架主要性能参数的确定8 ]2 q% }9 Z) a; O
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
! [& g- V; \7 h1 s（一）、前、后悬架静挠度和动挠度的选择
+ Y8 ]" o5 I% P* K/ D5 Y1、偏频与静挠度$ |$ q* ~+ Y- p
（1）、 n1=12π c1/m 1 n2=12π c2/m 2 (1-1)
" H4 ?- x, k/ I8 j* E$ m1 u' ~. U（2）、 fc1=m1g/ c1 fc2=m2g/ c2 （g=981cm/s2） (1-2)
5 s& b+ M" H- ]0 ^) [2 c# U9 v（3）、 n1≈5/fc1 n2≈5/fc2 (1-3)
9 |2 C: w6 Y- w6 ]. j式中n1、n2—前、后悬架的偏频，单位Hz（偏频越低，行驶平顺' y( s! L4 I7 g' `! | Z8 v1 y
性越好）；见表一5 W& ]& j$ c6 Z% o6 ?6 N% B7 K
fc1、fc2—前、后悬架在簧载质量m1、m2作用下的静挠度，单位cm；
`! X7 l/ Y5 G. w( Q& l' y c1 、c1 —前、后悬架的刚度。
! A6 F$ F+ W) B" [0 ]表一 偏频与挠度
$ l% A E; \, F& J车型 n/Hz fc/cm Fd/cm
8 V2 P# H3 k. s货 车 1.5~2.2 5~11 6~9$ d& \, t' i" Y7 t
轿 车 0.9~1.6 10~30 7~91 n' T, W3 U8 ~6 k, ^
大客车 1.3~1.8 7~15 5~8
+ e% x( t: i0 v: s. S7 E越野车 1.4~2.0 6~13 7~13
- H- x- x$ S+ b- y3 P) h 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：8 ^: s: ?$ O; D" u) v
a、高速车 fc2=（0.8~0.9）fc1. e' a3 w0 w4 p# E, L
b、货车 fc2=（0.6~0.8）fc1
/ @# p" X0 \- w, S" X$ _2 a5 \6 nc、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
1 c2 ?1 x1 i" W# W! i 此时fc2＞fc1
5 ]( h3 p, g5 B: O2 C （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）' _! ?6 P4 l0 u! U: s" d7 `# v
2、静挠度与动挠度
4 Q( U9 |! h8 K2 Y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。4 S* y, n4 S0 i5 R) ]! o
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/fc9 ^8 y8 n2 n' N5 m# ]7 F
应小些，对于在坏路行驶的越野车来说，其fd/fc应大一些。
( Q& ~1 m, }8 v1 M5 J7 v; k（二）、货车后悬架主、副簧的刚度分配
8 `) i: ]7 L+ `9 e) R: d* k7 X# S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。
: G5 l5 y$ c) a5 q- u8 n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。
4 L; x6 Q6 U3 N+ K二、弹性元件的计算: x. `1 f! Q7 o- U6 A) e5 d
（一）钢板弹簧的计算
% L7 v# b- c' `$ G( _' w1、钢板弹簧主要参数和尺寸的确定; x, _- V* v1 R8 \5 j2 p5 i1 k
（1）弹簧的载荷Fw—由总布置给定。
8 `' W5 I$ V6 E7 ~6 g) K; K（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。
. F ]0 O, ] f& I0 s（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。
/ S, [. c3 o9 B* y8 v3 l, K0 I0 n（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。
9 I3 e1 z+ j* [% `5 G2、钢板弹簧的强度计算
' M- F" b- p/ V: b" s（1）钢板弹簧的刚度c= Fw/ fc (2-1)
" D- G: v z$ b% `" P& m（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)) N2 [1 s) k& j* x
J0—总惯性距，为各片板簧的惯性距之和；
- d" o- _3 e4 q/ C2 R a s—U形螺栓中心距，单位为mm；3 _6 x7 i9 \/ \) {
k—刚性夹紧取0.5，挠性夹紧取0；
2 i% _ ?# ~. ~8 q' q; c3 N 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 ^: X ]$ m, [4 ~+ b- ~
然后用下式确定 δ=1.5/[1.04(1+0.5η)]，
9 c0 o5 Y2 b+ V$ Y& c/ \ 或者利用计算较精确的公式 δ=3（1-η）3 [0.5-2η+η2(1.5-lnη)]；4 Q! M2 U& T. W9 i( M+ G
E—材料的弹性模量 E=205800N/mm2。
( H% L+ J6 j! u" j7 e( j, y0 W（3）钢板弹簧的强度，用应力公式计算6 m# {3 L9 m5 ^4 A! ~- I9 v
σc=Fw(L-ks)4W0 ≤[σc] （此时W0为已知） (2-3)$ Q: T' [; G# e
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。
# z- p) }; C3 q+ E% [) }美国SAE推荐下列公式计算许用静应力（单位为N/mm2），即：
1 o0 U- k9 J5 E% X0 s σc=（1.39~1.55）fc+（245~315） (2-4). N' U- }* l G8 |/ U( c
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。
. q' y) r9 `; o# g/ g6 y- F（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。
# x; F' M/ x& R2 H表二、热扎扁钢截面弹簧钢（GB1222-84）
# c' k5 u" I+ c* {" Q! b" V; D 厚度宽度 5 6 (6.5) 7 8 9 (9.5) 11 12 (13) 16 18 25 30
5 h* y8 h( M4 {! k9 s- B# Y1 J2 u45505560(63)657075(76)8090100120140160 +++ +++++++ ++++ +++++ ++++++++++++++ ++O+++ +++++ +++++++O+++++++ ++++O++++++ ++++++++ +++++ +++ +++ ++ +++ +++ +9 }0 e8 A& e# y" M o. n& H" o
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% j) {3 a. ~# B) X
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。 3 h! {! S/ Z# n$ a) E
（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). ?4 n: v" S g
对于开槽的板簧比应力 σ—=12Ea δL2 (2-7)
. x! q' D' l0 [: K# i [其中a为板簧叶片中性层到受拉表面的距离（单位mm）]# S+ H3 A, H- X9 I+ `4 I- I
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。4 F) Z: r( f- m
（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。
- G' Z: A7 L2 R3 F δmax=σ—（fc+fd） (2-8)
; ~; T; }8 W1 ^ δmax=6Ehp (fc+fd) 8(L-ks)2 ≤900~1000N/mm2 (2-9)2 t9 f" X( B& M( N. e
3、钢板弹簧各参数的确定
0 N* S" s" y! u& q1 @8 z' b9 J: F6 W （1）片厚hp、总片数n0
2 u$ {; {( ^ [2 H 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。
