悬架设计

guo · 发表于 2009-2-14 10:22:09

一、悬架主要性能参数的确定
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
（一）、前、后悬架静挠度和动挠度的选择
1、偏频与静挠度
（1）、 n1=12π c1/m 1 n2=12π c2/m 2             (1-1)
（2）、 fc1=m1g/ c1       fc2=m2g/ c2  （g=981cm/s2）    (1-2)
（3）、 n1≈5/fc1    n2≈5/fc2                   (1-3)
式中n1、n2—前、后悬架的偏频，单位Hz（偏频越低，行驶平顺性越好）；见表一
fc1、fc2—前、后悬架在簧载质量m1、m2作用下的静挠度，单位cm；
4 N: [! L, M- R c1 、c1 —前、后悬架的刚度。
表一  偏频与挠度
车型       n/Hz       fc/cm       Fd/cm
货  车       1.5~2.2       5~11       6~9
轿  车       0.9~1.6       10~30       7~9
大客车       1.3~1.8       7~15       5~8
越野车       1.4~2.0       6~13       7~13
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：
高速车  fc2=（0.8~0.9）fc1
货车 fc2=（0.6~0.8）fc1
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
此时fc2＞fc1
（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
2、静挠度与动挠度
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
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
应小些，对于在坏路行驶的越野车来说，其fd/fc应大一些（二）、货车后悬架主、副簧的刚度分配
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
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。
二、弹性元件的计算
（一）钢板弹簧的计算
1、钢板弹簧主要参数和尺寸的确定
（1）弹簧的载荷Fw—由总布置给定。
（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。
（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。
（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。
2、钢板弹簧的强度计算
（1）钢板弹簧的刚度c= Fw/ fc                            (2-1)
（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)
J0—总惯性距，为各片板簧的惯性距之和；
s—U形螺栓中心距，单位为mm；
k—刚性夹紧取0.5，挠性夹紧取0；
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
   然后用下式确定                δ=1.5/[1.04(1+0.5η)]，
  或者利用计算较精确的公式       δ=3（1-η）3 [0.5-2η+η2(1.5-lnη)]；
E—材料的弹性模量  E=205800N/mm2。
（3）钢板弹簧的强度，用应力公式计算
σc=Fw(L-ks)4W0 ≤[σc] （此时W0为已知）             (2-3)
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
美国SAE推荐下列公式计算许用静应力（单位为N/mm2），即：
      σc=（1.39~1.55）fc+（245~315）          (2-4)
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。
（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。
表二、热扎扁钢截面弹簧钢（GB1222-84）
厚度宽度       5       6       (6.5)       7       8       9       (9.5)             11       12       (13)             16       18             25       30
45505560(63)657075(76)8090100120140160       +++       +++++++       ++++       +++++       ++++++++++++++       ++O+++       +++++       +++++++O+++++++       ++++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
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。
（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)
         对于开槽的板簧比应力  σ—=12Ea δL2          (2-7)
其中a为板簧叶片中性层到受拉表面的距离（单位mm）]
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。
（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。
      δmax=σ—（fc+fd）                         (2-8)
      δmax=6Ehp (fc+fd) 8(L-ks)2 ≤900~1000N/mm2          (2-9)
钢板弹簧各参数的确定
（1）片厚hp、总片数n0
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。

zajhappy · 发表于 2009-2-14 16:23:58

好复杂呀，

牧羊人 · 发表于 2009-12-18 13:23:20

学习了............

ylc01 · 发表于 2012-9-2 08:18:45

好东西,学习中.......................

学海 · 发表于 2012-9-24 21:08:42

1# guo 学习了