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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1課題的背景和意義
目前，礦用防爆車是礦藏開采行業(yè)迫切需要的生產(chǎn)設(shè)備之一，國內(nèi)大型礦藏井下運(yùn)輸車輛(包括人員運(yùn)送車、貨運(yùn)車輛)主要為4x2防爆車輛，還有3000輛以上非防爆車輛。從2008年4月起，國家安全監(jiān)督局己下文明令禁止井下使用非防爆車輛。由于井下道路狀況較差，形同越野路面，礦用越野防爆車對(duì)于提高井下勞動(dòng)效率，改善工人的勞動(dòng)條件和減輕勞動(dòng)強(qiáng)度顯得尤為重要。我國目前尚未有此類產(chǎn)品，在用礦用越野車均為進(jìn)口產(chǎn)品，因此設(shè)計(jì)該款車在替代進(jìn)口，結(jié)束國外公司的壟斷，研發(fā)具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的礦用越野車等方面具有重要的意義。國內(nèi)礦用井下越野車輛基本為澳大利亞的SMV及德國的PAUS壟斷，購買和維護(hù)費(fèi)用高昂，制約其大量推廣使用，自主開發(fā)一款適合中國國情的，具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的礦用越野車顯得迫在眉睫。本論文研究的特種防爆礦用越野車國產(chǎn)化程度高，無論在購買成本和使用成本等方面都將大大低于進(jìn)口產(chǎn)品，設(shè)計(jì)針對(duì)性較強(qiáng)，在性能上將更加適應(yīng)我國井下作業(yè)，針對(duì)井下作業(yè)車這一細(xì)分市場(chǎng)其前景非?？春谩?
雖然國內(nèi)學(xué)者對(duì)普通汽車懸架的設(shè)計(jì)己經(jīng)進(jìn)行了大量的研究工作，如多連桿獨(dú)立懸架、雙橫臂獨(dú)立懸架等。但對(duì)一些特種車輛的懸架設(shè)計(jì)研究很少，如該礦用作業(yè)越野防爆車的多連桿非獨(dú)立懸架。如果把普通汽車的懸架設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)套加在此特種汽車懸架設(shè)計(jì)的研究上，是不合適的。因此，有必要將其作為特殊對(duì)象來加以研究。該特種礦用作業(yè)車是應(yīng)我國某礦生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)人員的強(qiáng)烈要求，為提高工作效率、減少安全事故專門開發(fā)的4x4防爆車輛。
1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
在國外，汽車懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)的研究起步較早，幾乎是隨著獨(dú)立懸架的誕生就開始了，而汽車懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)的研究是在上世紀(jì)80年代興起的。[德]耶爾森.賴姆帕爾著的《汽車底盤基礎(chǔ)》對(duì)車輪定位參數(shù)做了準(zhǔn)確的定義，著重分析了車橋運(yùn)動(dòng)學(xué)和彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)時(shí)軸距、輪距、側(cè)傾軸線和前輪定位參數(shù)的變化對(duì)懸架性能的影響以及對(duì)整車操縱穩(wěn)定性的影響。阿達(dá)姆·措莫托著的《汽車行駛性能》和安培正人著的《汽車的運(yùn)動(dòng)與操縱》介紹了懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)對(duì)汽車行駛性能的影響，并對(duì)懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性的影響進(jìn)行了較為系統(tǒng)的分析。德國Wolfgang Matschinsky編寫的《車輛懸架》從懸架的理論建模、橡膠支撐的模型出發(fā)對(duì)懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)特性的理論分析作了較為深入的研究。在懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)分析中，將懸架簡(jiǎn)化成多連桿機(jī)構(gòu)，用圖解法來分析輪胎的跳動(dòng)所引起的懸架變形;在懸架彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)分析中，則對(duì)懸架模型作了受力分析，推導(dǎo)出變形與力的關(guān)系，并將橡膠襯套鉸接的處理簡(jiǎn)化成三根兩兩垂直的彈簧。
在國內(nèi)，近幾十年來才逐步開展對(duì)汽車懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)的研究。中國工程院院士郭孔輝所著《汽車操縱穩(wěn)定性》對(duì)懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)作了最為系統(tǒng)的分析，并且在國內(nèi)首次提出了從側(cè)向力、縱向力轉(zhuǎn)向的角度研究懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)。吉林大學(xué)的林逸教授等人在90年代也先后在各報(bào)刊發(fā)表文章闡述了橡膠元件的基本性能，著重分析了獨(dú)立懸架中橡膠元件對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性的和平順性的影響，并提出了處理彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)問題的一般思路和方法。吉林大學(xué)工學(xué)博士楊樹凱發(fā)表博士論文《橡膠襯套對(duì)懸架彈性運(yùn)動(dòng)與整車轉(zhuǎn)向特性影響的研究》，重點(diǎn)分析了影響懸架彈性運(yùn)動(dòng)的因素及本質(zhì)原因(橡膠襯套變形)。在分析懸架橡膠襯套工況特點(diǎn)和傳統(tǒng)襯套模型不足的基礎(chǔ)上，基于有限元與模態(tài)綜合理論建立了面向結(jié)構(gòu)的橡膠襯套柔性體模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)研究。
1.3課題研究的目的和內(nèi)容
礦用越野車在我國應(yīng)用較廣，其中懸架是礦用越野車的的主要部件，其設(shè)計(jì)的成功與否決定著車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設(shè)計(jì)要求。設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、造價(jià)低廉的懸架系統(tǒng)，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動(dòng)汽車經(jīng)濟(jì)的發(fā)展。所以本題設(shè)計(jì)一款結(jié)構(gòu)優(yōu)良的礦用越野車懸架系統(tǒng)具有一定的實(shí)際意義。
本課題主要研究?jī)?nèi)容包括:
(l)懸架系統(tǒng)的總體方案設(shè)計(jì)，它包括對(duì)懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式設(shè)計(jì)和系統(tǒng)各零部件的總體布置設(shè)計(jì)。
(2)懸架系統(tǒng)的彈簧元件性能設(shè)計(jì)和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)布置設(shè)計(jì)，根據(jù)整車總體布置方案對(duì)平順性提出的要求確定懸架系統(tǒng)彈性元件的剛度;根據(jù)行駛路面的狀況來確定懸架系統(tǒng)的動(dòng)撓度;根據(jù)整車行駛的姿態(tài)和要求來確定彈性元件的自由長(zhǎng)度等;根據(jù)懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求確定導(dǎo)向機(jī)構(gòu)布置參數(shù);根據(jù)懸架總體布置方案來確定懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在汽車縱向平面、橫向平面以及水平面內(nèi)布置方案。
第2章 懸架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計(jì)及主要參數(shù)的確定
2.1懸架的概論
懸架的形式根據(jù)其是用于可轉(zhuǎn)向的前橋，還是后橋，是用于驅(qū)動(dòng)橋，還是非驅(qū)動(dòng)橋而有所不同。按照導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的形式不同，懸架基本上可以分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架兩大類。屬于后者的有雙橫臂式懸架、麥弗遜式懸架、縱臂式懸架以及斜置單臂式懸架等。在所有非獨(dú)立懸架中，車橋在整個(gè)彈簧行程范圍內(nèi)運(yùn)動(dòng)，為此必須提供車橋上方的空間。對(duì)于后橋來說，這就要減小行李箱空間，并使備胎布置困難;而對(duì)于前橋來說，車橋要布置在發(fā)動(dòng)機(jī)下方，為了獲得足夠的彈簧壓縮行程，即不可避免地要抬高發(fā)動(dòng)機(jī)或者是把它后移。由于這個(gè)原因，非獨(dú)立懸架用于前橋常常是在載貨汽車
以及全輪驅(qū)動(dòng)的多用途轎車中
汽車懸架包括彈性元件，減振器和傳力裝置等三部分，這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。從轎車上來講，彈性元件多指螺旋彈簧，它只承受垂直載荷，緩和及抑制不平路面對(duì)車體的沖擊，具有占用空間小，質(zhì)量小，無需潤滑的優(yōu)點(diǎn)，但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動(dòng)，它是懸架機(jī)構(gòu)中最精密和復(fù)雜的機(jī)械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等叉形剛架、轉(zhuǎn)向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側(cè)向力及力矩，并保證車輪相對(duì)于車架(或車身)有確定的相對(duì)運(yùn)動(dòng)規(guī)律。
2.2獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架的特點(diǎn)
雙橫臂獨(dú)立懸架的特點(diǎn)是在汽車的每一側(cè)均有兩根橫臂，橫臂外端通過球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)軸連接。兩橫臂可使車輪的上下跳動(dòng)符合所需的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性，并由橫臂傳力給車身。但是側(cè)向力會(huì)產(chǎn)生一個(gè)附加力矩，使得曲線行駛時(shí)汽車車身的側(cè)傾度增大，這是一個(gè)缺點(diǎn)。擺臂需用支座支承，這些支座會(huì)在載荷下變形，并影響懸架剛度；由于支座中的橡膠件的扭轉(zhuǎn)使得剛度增大，或是由于部件之間的相互滑動(dòng)增大了摩擦。因此，要盡可能的減小曲線行駛時(shí)車身的側(cè)傾。通過采用較硬的彈簧，附加橫向穩(wěn)定桿或是增大側(cè)傾中心的高度可以達(dá)到這一目的。
不等臂雙橫臂上臂比下臂短。當(dāng)汽車車輪上下運(yùn)動(dòng)時(shí)，上臂比下臂運(yùn)動(dòng)弧度小。這將使輪胎上部輕微地內(nèi)外移動(dòng)，而底部影響很小。這種結(jié)構(gòu)有利于減少輪胎磨損，提高汽車行駛平順性和方向穩(wěn)定性，如圖2.1所示。
圖2.1 雙橫臂式獨(dú)立懸架示意圖
非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是兩側(cè)車輪由一根剛性整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架懸掛在車架的下面。
其主要優(yōu)點(diǎn)是:(l)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，維修方便，工作可靠;(2)車輪同向跳動(dòng)時(shí)，輪距、前束和外傾角沒有變化，從而使得輪胎磨損小和具有良好的轉(zhuǎn)向安全性;(3)彎道行駛時(shí)車身側(cè)傾后也沒有車輪外傾角變化(忽略車軸的彈性變形)，即可保持輪胎傳遞側(cè)向力的能力不變;(4)側(cè)向力產(chǎn)生的力矩通過一根可布置在合適高度的橫臂來承受，并由此影響側(cè)向力引起的不足轉(zhuǎn)向或過多轉(zhuǎn)向性能。
其主要缺點(diǎn)是:(1)縱向板簧式非獨(dú)立懸架由于其縱向長(zhǎng)度的限制，使之剛度較大，影響平順性;簧下質(zhì)量大;(2)在不平路面上行駛時(shí)，左、右車輪相互影響，并使車軸(橋)和車身側(cè)斜;(3)當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動(dòng)時(shí)，車輪會(huì)左、右搖擺，影響汽車操縱穩(wěn)定性;(4)前輪跳動(dòng)時(shí)，懸架容易與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉;(5)當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時(shí)，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)，或者一側(cè)車輪跳動(dòng)時(shí)，會(huì)產(chǎn)生軸轉(zhuǎn)向特性，影響操縱穩(wěn)定性。
2.3前后懸架方案的選擇
本設(shè)計(jì)參考車型為SMV礦用越野車的技術(shù)參數(shù)，參數(shù)如下
表2.1 SMV礦用越野車參數(shù)
總長(zhǎng)x總寬x總高(mm)
5500x1800x2100
軸距(mm)
3300
整車整備質(zhì)量(kg)
4700
滿載質(zhì)量(kg)
7800
空載前橋軸荷(kg)
2320
滿載前橋軸荷(kg)
2380
空載后橋軸荷(kg)
2380
滿載后拼軸荷(kg)
5420
車輪外傾(°)
1
主銷內(nèi)傾(°)
8
前輪距(mm)
1575
后輪距(mm)
1575
最高車速(km／h) ≤50 滿載質(zhì)心高(mm) 1000
圖2.2 SMV外形圖
由于礦井下的路面環(huán)境惡劣，為了提高駕駛員的舒適性，前懸架采用上下不等長(zhǎng)的雙橫臂獨(dú)立懸架。如圖2.3所示。后懸架的軸載荷比較大，采用鋼板彈簧的非獨(dú)立懸架。
圖2.3雙橫臂獨(dú)立懸架
2.4懸架主要參數(shù)的確定
1.前后懸架的靜撓度
懸架靜撓度fc是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度k之比，即 fc=Fw／k
汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。且汽車前、后部分車身的固有頻率(也稱偏頻)n1和n2可用下式表示:
=; = (2.1)
用途不同的汽車，對(duì)平順性要求亦不同。以運(yùn)送人為主的乘用車，對(duì)平順性的要
求最高，客車次之，貨車更次之。貨車滿載時(shí)，前懸架偏頻要求在1.50~2.10Hz，而
后懸架則要求在1.70~2.17Hz。選定偏頻以后便可以計(jì)算懸架的靜撓度，且希望前、
后懸架的靜撓度接近的同時(shí)，后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小一些，從而有利于
防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。
考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦 =(0.6~0.8)。
根據(jù)整車總體設(shè)計(jì)要求，取前、后懸偏頻 =l.75Hz， =2Hz。將偏頻代入上述公式，即可算得該車前懸靜撓度=8.16cm，取靜撓度值為82mm;后懸靜撓度=6.25cln，取靜撓度值為63mm。
2.前后懸架的動(dòng)撓度
懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜止平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊對(duì)乘用車取5~8cm，對(duì)貨車取6~9cm。
本設(shè)計(jì)取80mm。
3.前后懸架的彈性特性
懸架受到的垂直外力F與由此引起的車輪中心相對(duì)于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。本文所選螺旋彈簧為線性螺旋簧，在動(dòng)撓度行程內(nèi)，其彈簧剛度為線性。
4.前后懸架的側(cè)傾剛度及其在前后懸架的分配
懸架側(cè)傾角剛度是指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時(shí)，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。側(cè)傾角過大或過小都不好。一般要求，當(dāng)汽車彎道行駛時(shí)，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，貨車車身側(cè)傾角不超過6゜~7゜，轎車的車身側(cè)傾角在2.5゜~4゜。
前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會(huì)影響前、后輪的側(cè)偏角的大小，從而影響車輛的操縱穩(wěn)定性。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性要求，汽車在曲線行駛中，一般應(yīng)使前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應(yīng)使前懸架具有的側(cè)傾角剛度略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。
另外，汽車設(shè)計(jì)上常常采用較硬的彈簧，附加橫向穩(wěn)定桿或增大側(cè)傾中心的高度，減小曲線行駛時(shí)車身的側(cè)傾。
因整車布置的原因，后軸軸荷較大，必須布置大剛度后懸彈簧，因此引起后懸側(cè)傾角剛度過大，造成前后懸側(cè)傾角剛度失配。由于懸架的側(cè)傾角剛度同時(shí)受懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)、剛度參數(shù)和彈性元件剛度、簧距的影響，所以可以通過設(shè)計(jì)合理的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)來避免前、后懸架側(cè)傾角剛度比例不合理。本文所研究的特種車后懸導(dǎo)向結(jié)構(gòu)
采用獨(dú)特的交叉縱臂結(jié)構(gòu)，當(dāng)車身傾斜時(shí)，不提供附加側(cè)傾剛度;前懸導(dǎo)向結(jié)構(gòu)采用兩個(gè)具有合適角度的斜置縱臂，當(dāng)車身傾斜時(shí)，提供較大的附加側(cè)傾剛度，實(shí)現(xiàn)前、后軸懸架側(cè)傾角剛度的合理分配。
2.5本章小結(jié)
本章介紹了了懸架的基本結(jié)構(gòu)，介紹了獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架的特點(diǎn)，進(jìn)而根據(jù)該車的工作環(huán)境以及整車的總布置要求完成了該特種車的懸架系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)，根據(jù)前后軸荷的分配及其大小確定了前后懸架的結(jié)構(gòu)形式和總體布置方案。并且根據(jù)給定的參數(shù)確定了前后懸架的靜撓度和動(dòng)撓度，了解前后懸架的彈性特性，了解懸架的側(cè)傾角剛度及其再在前后懸架的分配。
第3章 前后懸架彈性元件的設(shè)計(jì)
3.1前懸架彈性元件的設(shè)計(jì)
彈性元件作為懸架的重要組成部分，對(duì)懸架的各項(xiàng)性能影響很大。為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適范圍，并盡可能低。
3.1.1前懸架螺旋彈簧的計(jì)算
由第2.4.1可知:前懸靜撓度=82mm，前橋軸空載質(zhì)量2320kg， 前橋滿載質(zhì)量2380kg，前輪距1575mm。
選擇彈簧的類型為冷卷壓縮彈簧，材料為60Si2MnA C類
初選彈簧鋼絲直徑
初選旋繞比
彈簧中經(jīng) ==
初選工作行程
1.螺旋彈簧剛度 = （3.1）
式中：─ 彈簧最大工作載荷；
─ 彈簧最小工作載荷。
=
2.螺旋彈簧的工作圈數(shù)
= （3.2）
式中： ─ 彈簧中經(jīng) mm
d ─ 彈簧鋼絲直徑 mm
─ 彈簧工作圈數(shù)
─ 彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3MPa
=
==8.16
取
3.彈簧的總?cè)?shù)
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) =i+2=8+2=10
4.彈簧在最小工作載荷下的變形量
= （3.3）
=
5.彈簧最大工作載荷下的變形量
（3.4）
6.彈簧極限載荷下的變形量
（3.5）
式中：
─ 極限工作載荷 取
7.彈簧的并緊高度
8.彈簧的自由高度
（3.6）
式中： ─ 彈簧壓并時(shí)的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應(yīng)在全變形的20%～80%。取
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 =
9.彈簧的節(jié)距
10.彈簧的螺旋角
=arctan （3.6）
=arctan=25.72゜
11.彈簧的曲度系數(shù)
= （3.7）
=
12.彈簧的最小切應(yīng)力
（3.8）
=
=
13.彈簧的最大切應(yīng)力
= （3.9）
=
14.彈簧的許用應(yīng)力查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得
3.1.2前懸架螺旋彈簧的校核
圓柱螺旋彈簧按所受載荷分三類，本設(shè)計(jì)選第二類，載荷作用次數(shù)在～次范圍內(nèi)。
1.螺旋彈簧的穩(wěn)定性驗(yàn)算
髙徑比b較大的壓縮彈簧，當(dāng)軸向載荷達(dá)到一定值時(shí)就會(huì)產(chǎn)生側(cè)向彎曲而失去穩(wěn)定性。為了保證使用穩(wěn)定，髙徑比應(yīng)滿足要求。
本設(shè)計(jì)為彈簧兩端回轉(zhuǎn)，應(yīng)滿足b≤2.6。
b=<2.6
符合設(shè)計(jì)要求
2.彈簧的疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算
由以上計(jì)算可知 =
疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)S
S=≥[S] （3.10）
式中:[S]取1.3～1.7。
─ 彈簧在脈動(dòng)循環(huán)下的剪切疲勞強(qiáng)度。如表3.1
表3.1循環(huán)次數(shù)與關(guān)系
循環(huán)載荷作用次數(shù)／N（次）
／MPa
1.5[]
1.2[]
1.1[]
[]
本設(shè)計(jì)螺旋彈簧選為Ⅱ類載荷，受變載荷作用次數(shù)在～次范圍的荷載，以及沖擊載荷等。 選次。
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得許用切應(yīng)力 []=590MPa。
=1.5[]=1.5x590=885MPa
S==1.75
S>[S] 符合設(shè)計(jì)要求
3.1.3前懸架減震器的匹配
1.減震器的選擇
減震器主要用來抑制彈簧吸震后反彈時(shí)的震蕩及來自路面的沖擊，在經(jīng)過不平路面時(shí)，雖然吸震彈簧可以過濾路面的震動(dòng)，單彈簧自身還有往復(fù)運(yùn)動(dòng)，而減震器就是用來抑制這種彈簧跳躍的。
懸架用得最多的減震器是內(nèi)部沖有液體的液力減震器。汽車車身和車輪振動(dòng)時(shí)，減震器的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和液體的粘性摩擦形成了動(dòng)阻力將震動(dòng)能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達(dá)到迅速衰減震動(dòng)的作用。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程，就把這種減震器稱為單向作用式減震器，反之稱為雙向作用式減震器。本設(shè)計(jì)選用的是雙向作用式減震器。
根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減震器分為搖臂式和筒式兩種，筒式又分為單筒式，雙筒式和充氣式三種。本設(shè)計(jì)選用的是雙筒式減震器。
本設(shè)計(jì)選用的雙向作用筒式液壓減振器，一般都具有四個(gè)閥，即壓縮閥、伸張閥、流通閥和補(bǔ)償閥。流通閥和補(bǔ)償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱，當(dāng)閥上的油壓作用力與彈簧力同向時(shí)，閥處于關(guān)閉狀態(tài)，完全不流通液流；而當(dāng)油壓作用力與彈簧力反向時(shí)，只要有很小的油壓，閥便能開啟。壓縮閥和伸張閥是卸載閥，其彈簧較強(qiáng)，預(yù)緊力較大，只有當(dāng)油壓增高到一定程度時(shí)，閥才能開啟；而當(dāng)油壓減低到一定程度時(shí)，閥即自行關(guān)閉。雙向作用筒式減振器的基本結(jié)構(gòu)如圖3.1所示
雙向作用筒式減振器的作用原理是當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器中的活塞在缸筒內(nèi)也作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，則減振器殼體內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時(shí)孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦便形成對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使汽車振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。減振器阻尼力的大小隨車架與車橋（或車輪）的相對(duì)速度的增減而增減，并且與油液黏度有關(guān)。
雙向作用筒式減振器工作原理說明。在壓縮行程時(shí)，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時(shí)減振器內(nèi)活塞向下移動(dòng)?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥，流回貯油缸。這些閥對(duì)油的節(jié)約形成懸架受壓縮運(yùn)動(dòng)的阻尼力。減振器在伸張行程時(shí)，車輪相當(dāng)于遠(yuǎn)離車身，減振器受拉伸。這時(shí)減振器的活塞向上移動(dòng)?；钊锨挥蛪荷撸魍ㄩy關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時(shí)儲(chǔ)油缸中的油液推開補(bǔ)償閥流進(jìn)下腔進(jìn)行補(bǔ)充。由于這些閥的節(jié)流作用對(duì)懸架在伸張運(yùn)動(dòng)時(shí)起到阻尼作用。
圖3.1 雙向作用筒式減振器基本結(jié)構(gòu)
1—壓縮閥 2—儲(chǔ)油缸 3—伸張閥活塞 4—油封 5—與車架(身)相 連 6—防塵罩 7—導(dǎo)向座 8—流通閥 9—工作缸 10—補(bǔ)償閥 11—與車橋相連
減振器與彈性元件承擔(dān)著緩沖擊和減振的任務(wù)，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。 (1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時(shí)，彈性元件起主要作用。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠(yuǎn)離），減振器阻尼力應(yīng)大，迅速減振。 (3) 當(dāng)車橋（或車輪）與車橋間的相對(duì)速度過大時(shí)，要求減振器能自動(dòng)加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。
由于伸張閥彈簧的剛度和預(yù)緊力設(shè)計(jì)的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應(yīng)的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應(yīng)常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達(dá)到迅速減振的要求。
2.相對(duì)阻尼系數(shù)ψ
在減振器卸荷閥打開之前，其中的阻力F與減振器振動(dòng)速度v之間的關(guān)系為
(3.11)
式中：δ─ 減振器阻尼系數(shù)
汽車懸架在有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)ψ的大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。ψ的表達(dá)式為
ψ= (3.12)
式中: c ─ 懸架系統(tǒng)的垂直剛度
─ 簧上質(zhì)量
相對(duì)阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身。ψ值小則反之。通常情況下將壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ψy 取小些，伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ψs 取大些，兩者保持有ψy=（0.25～0.5）ψs的關(guān)系。。
設(shè)計(jì)時(shí)，先選取ψy與ψs的平均值ψ。對(duì)于無內(nèi)摩擦的彈性元件 (螺旋彈簧)懸架，取ψ=0.25~0.35。對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件 (扭桿彈簧)懸架，ψ值取小些。對(duì)于行駛路面條件較差的汽車，ψ值應(yīng)取大些，一般取ψs>0.3；為避免懸架碰撞車架，取ψy=0.5 ψs。
本設(shè)計(jì)取ψ=0.32
(3.13)
(3.14)
ψy =0.213 ψs=0.427
3.減振器阻尼系數(shù)δ的確定
前懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率
(3.15)
減振器的阻尼系數(shù)
δ= 2ψ (3.16)
式中：─ 減振器下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上的交接點(diǎn)之間的距離；
─ 雙橫臂懸架下橫臂長(zhǎng)；
─ 減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。
本設(shè)計(jì)取 =0°
δ=
同理可求拉伸行程的阻尼系數(shù)
4.最大卸荷力的確定
為求出減振器的最大卸荷力，先求出當(dāng)減振器打開卸荷閥時(shí)活塞的速度，即卸荷速度。 (3.17)
式中：─ 一般在0.15～0.30
─ 車身振幅，取
伸張時(shí)的最大卸荷力
=·
5.減振器工作剛直徑D的確定
根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作剛直徑公式為：
D= （3.18）
式中： ─ 工作缸最大許用壓力，取3～4MPa，本設(shè)計(jì)取4MPa；
─ 連桿直徑與缸筒直徑之比。雙筒式減振器取0.40～0.50，本設(shè)計(jì)取
=0.40
根據(jù)QC/T491—1999《汽車筒式減振器 尺寸系列及技術(shù)條件》中規(guī)定的工作缸直徑徑系列為：20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。
連桿直徑d=λ×D，儲(chǔ)油筒直徑Dc=（1.35~1.50）D，壁厚取為3mm，材料可選20鋼。本設(shè)計(jì)取D=50mm。
活塞桿直徑
貯油筒直徑 （~）
取
3.2后懸架彈性元件的設(shè)計(jì)
后懸架參數(shù)：滿載后橋載質(zhì)量為5420kg，簧下載重為542026%=1409.2kg，單個(gè)彈簧載荷=（5420-1409.2）9.80.5=19625.92N，軸距為3300mm，后懸架的靜撓度=63mm，動(dòng)撓度=80mm。選鋼板彈簧材料為；查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，；彈簧的彎曲應(yīng)力為441～490；滿載弧高取=15mm；鋼板彈簧長(zhǎng)度取L=0.4軸距，L=0.43300=1320mm；U型螺栓中心距取S=10.8cm。
3.2.1后懸架鋼板彈簧的計(jì)算
1.剛板彈簧的總慣性矩
（3.19）
式中：S ─ U型螺栓中心距（mm）
k ─ U型螺栓夾緊彈簧后的無效長(zhǎng)度系數(shù)（剛性夾緊取k=0.5；撓性夾緊取
k=0）
c ─ 鋼板彈簧的垂直剛度（）
==
─ 撓度增大系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取1.35
E ─ 材料的彈性模量，E=0.2058MPa。
=
2.葉片厚度，寬度和數(shù)目的計(jì)算
本設(shè)計(jì)取葉片數(shù)n=8，而且8片葉片的厚度相同。
主葉片厚度h；
（3.20）
式中：─ 主片長(zhǎng)度
─ 許用彎曲應(yīng)力，取450MPa
取 h=13mm
葉片的寬度b
6<<12 取 =10
3.葉片長(zhǎng)度計(jì)算如表3.2
表3.2 葉片長(zhǎng)度計(jì)算
片號(hào)
片厚
1+
[]
⑹
⑹下一排的⑼
⑴
⑵
⑶
⑷
⑸
⑹
⑺
1
13
0.91
2
13
0.91
0.5
2
0.333
0.811
3
13
0.91
0.5
2
0.311
0.782
4
13
0.91
0.5
2
0.282
0.743
5
13
0.91
0.5
2
0.244
0.686
6
13
0.91
0.5
2
0.190
0.596
7
13
0.91
0.5
2
0.107
0.432
8
13
0.91
0.5
2
0
0
⑸-⑺
3=
/mm
/mm
實(shí)際長(zhǎng)度之半
/mm
⑻
⑼
⑽
⑾
⑿
⒀
⒁
660
660
660
1.189
2.378
1.126
1.428
582.2
587.6
660
1.218
2.436
1.145
1.502
508.5
513.9
550
1.257
2.515
1.172
1.608
433.9
439.3
483
1.314
2.629
1.210
1.770
358.6
365.0
420
1.404
2.808
1.269
2.048
282.6
288.0
352
1.568
3.136
1.379
2.628
204.9
210.3
315
2
4
1.667
4.632
122.9
128.3
170
注：（1）如片端經(jīng)壓延時(shí)，第（5）項(xiàng)方括號(hào)內(nèi)數(shù)值要計(jì)入（此外方括號(hào)內(nèi)數(shù)值沒
計(jì)入）。
（2）=有效長(zhǎng)度（即減去U型螺栓中心距后的板簧長(zhǎng)度）；
理論長(zhǎng)度（即根據(jù)計(jì)算所得的板簧長(zhǎng)度）；
實(shí)際長(zhǎng)度（即根據(jù)計(jì)算所得的理論長(zhǎng)度，再考慮結(jié)構(gòu)要求最后確定長(zhǎng)
度）；
S = 10.8cm （U型螺栓中心距）；
— 葉片末端形狀系數(shù)。
4.鋼板彈簧的剛度計(jì)算
（3.21）式中： — 修正系數(shù)，～，取。
見表3.3
表3.3的計(jì)算
片號(hào)
/
/
/
/
1
66
0.91
1.099
2
66
0.182
0.549
0.55
0
0
3
55
11
2.73
0.366
0.183
1331
243.6
4
48.3
17.7
3.64
0.275
0.091
5545.2
504.6
5
42
24
4.55
0.220
0.055
13824
760.32
6
35.2
30.8
5.46
0.183
0.037
29281.112
1081.1
7
31.5
34.5
6.37
0.157
0.026
41063.625
1067.7
8
17
49
7.28
0.137
0.020
117649
2352.98
66
0.137
287496
39387
65.56
0.137
281784
38604
彈簧的檢驗(yàn)剛度
=
=2285N/cm
裝配剛度
2325N/cm
5.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑
自由狀態(tài)下弧高H
H=+ （3.22）
式中： — 一般取=（0.05~0.06），取=0.05（手工制造的板簧取=0.07）。
— 一般為1~2cm，取1.2
— 鋼板彈簧在預(yù)壓縮時(shí)的撓度，cm。
= （3.23）
— 鋼板彈簧最厚片厚度，cm。
A — 材料系數(shù)，對(duì)于鉻鋼與硅鋼 A=800。
L — 鋼板彈簧伸直長(zhǎng)度。
=16.75
H=+=1.2+16.75+0.0516.75（cm）
H=18.79cm
自由狀態(tài)下鋼板彈簧的曲率半徑
6.葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高的計(jì)算
鋼板彈簧的所有葉片通常沖壓成不同的曲率半徑。組裝時(shí)，用中心螺栓或簧箍將葉片夾緊在一起，致使所有葉片的曲率半徑均發(fā)生變化。由于組裝夾緊時(shí)各葉片曲率半徑的變化，使各葉片在未受外載荷作用之前就產(chǎn)生了預(yù)應(yīng)力。
葉片為矩形截面，則
（3.24）
式中: — 第k片葉片在組裝后的曲率半徑。
— 第k片葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑。
當(dāng)各葉片的預(yù)應(yīng)力值給定后，便可以求出葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑。
在預(yù)定預(yù)應(yīng)力時(shí)，應(yīng)使主板的預(yù)應(yīng)力為負(fù)值，而使短板的預(yù)應(yīng)力值為正值，其他葉片取中間值。根據(jù)資料指出，對(duì)于等厚度葉片的板彈簧，設(shè)計(jì)時(shí)一般取第一﹑二主葉片的預(yù)應(yīng)力為-（~）MPa，最后幾片預(yù)應(yīng)力值為+（~）MPa。對(duì)于不等厚葉片的板彈簧，為了保證各葉片有相近的使用壽命，組裝預(yù)應(yīng)力的選擇應(yīng)按疲勞曲線確定。
在確定預(yù)應(yīng)力時(shí)，對(duì)于矩形葉片還應(yīng)滿足下述條件
（3.25）
在滿足上式的情況下，試行分配確定各葉片中的預(yù)應(yīng)力，然后按下式求出各葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高：
曲率半徑 （3.26）
弧高 = （3.27）
預(yù)應(yīng)力分配見表3.4
表3.4 預(yù)應(yīng)力分配表
片號(hào)
1
2
3
4
5
6
7
8
預(yù)應(yīng)力/MPa
-90
-65
-45
-15
10
40
65
90
片厚/mm
13
13
13
13
13
13
13
13
-15210
-10985
-7605
-2535
1690
6760
10985
15210
=-15210-10985-7605-2535+1690+6760+10985+15210=-1690
按規(guī)定
相對(duì)誤差 =4.8%<5% 在允許范圍內(nèi)。
第一片葉片：
曲率半徑 （cm）
=527cm
弧高
第二片葉片：
曲率半徑 （cm）
=265.47cm
弧高
第三片葉片：
曲率半徑 （cm）
=190.05cm
弧高
第四片葉片：
曲率半徑 （cm）
=133.25cm
弧高
第五片葉片：
曲率半徑 （cm）
=106.68cm
弧高
第六片葉片：
曲率半徑 （cm）
=86.09cm
弧高
第七片葉片：
曲率半徑 （cm）
=74.16cm
弧高
第八片葉片：
曲率半徑 （cm）
=65.13cm
弧高
6.裝配后彈簧總成弧高的計(jì)算，見表3.5
3.2.2后懸架鋼板彈簧的校核
1.滿載負(fù)荷的實(shí)際應(yīng)力
（3.28）
式中：－ 葉片預(yù)應(yīng)力，；
－ 由引起的葉片應(yīng)力，；
= （3.29）
式中：－ 主片的端面模數(shù)，=0.15b=3.396
－ 分配到各葉片上的彎矩，；
= （3.30）
式中：－ 滿載靜負(fù)荷的最大彎矩，；
（3.31）
式中：q － 板簧每端滿載靜負(fù)荷，N；
－ 板簧的有效長(zhǎng)度之半，cm；
表3.5后彈簧總成弧高的計(jì)算
片號(hào)
/
/
/
/
/
/
/cm
/
⑴
⑵
⑶
⑷
⑸
⑹
⑺
⑻
1
0.91
0.91
66
4356
287496
527.07
4.13
4.13
2
0.91
1.82
66
4356
287496
265.47
8.20
4.13
3
0.91
2.73
55
3025
166375
190.05
7.96
4.28
4
0.91
3.64
48.3
2332.89
112678.6
133.25
8.75
4.23
5
0.91
4.55
42
1764
74088
106.68
8.27
4.05
6
0.91
5.46
35.5
1239.04
43614.2
86.09
7.20
3.43
7
0.91
6.37
31.5
922.25
31255.9
74.16
6.69
3.26
8
0.91
7.28
17
289
4913
65.13
2.22
1.10
/cm
/cm
/cm
/cm
⑼
⑽
⑾
⑿
⒀
⒁
0
1
0
1
4.13
527.07
4.07
0.5
2.035
1
6.615
353.28
3.68
0.33
1.21
1.3
7.738
275.50
4.52
0.25
1.13
1.55
9.49
217.62
4.22
0.2
0.84
1.86
11.05
180.37
3.77
0.17
0.64
2.31
12.53
152.22
3.43
0.14
0.48
2.64
15.88
132.65
1.12
0.125
0.14
5.32
16.62
116.53
注：－ 第k片葉片在自由狀態(tài)下的弧高，cm；
－第k片葉片在貼合到上一片葉片后的弧高，cm；
－ 當(dāng)?shù)趉片葉片貼合于上一葉片后，使上一葉片的弧高增大的數(shù)值，cm；
－當(dāng)?shù)趉片葉片貼合后彈簧的弧高（即裝配后的弧高），cm；
－第k片葉片貼合于上一葉片后的曲率半徑，包括葉片本身的厚度，cm；
表中其他符號(hào)同表3.2
式中：－ 主片的端面模數(shù)，=0.15b=3.396
－ 分配到各葉片上的彎矩，；
= （3.30）
式中：－ 滿載靜負(fù)荷的最大彎矩，；
（3.31）
式中：q － 板簧每端滿載靜負(fù)荷，N；
－ 板簧的有效長(zhǎng)度之半，cm；
第一片葉片：
=24476.15
第二片葉片：
=24501.15
第三片葉片：
=20426.8
第四片葉片：
=17962.9
第五片葉片：
=15643
第六片葉片：
=13141.9
第七片葉片：
=11789.7
第八片葉片：
=6417.6
葉片的實(shí)際應(yīng)力均小于60%=15680060%=94080 故安全。
2.對(duì)鋼板彈簧銷的校核
對(duì)鋼板彈簧銷，要校核驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)它收到的擠壓力
（3.32）
式中：－ 滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部載荷；
－ 卷耳處葉片厚；
－鋼板彈簧銷直徑。
本設(shè)計(jì)鋼板彈簧銷材料為40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理，彈簧銷的許用擠壓應(yīng)力取3～4MPa。<，符合要求。
3.2.3后懸架減振器的匹配
1.減震器的選擇
后懸架的減振器仍選雙向筒式減振器。
2.相對(duì)阻尼系數(shù) ψ
取
（3.33）
（3.34）
求得 ψy =0.227 ψs=0.453
3.減振器阻尼系數(shù)δ的確定
后懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率
壓縮行程減震器的阻尼系數(shù)
取 °
可求
同理可求拉伸時(shí)的阻尼系數(shù)
4.最大卸荷力的確定
伸張是的最大卸荷力
5.后懸架減振器工作缸直徑D的確定
取3.8MPa 取0.4
取貯油筒直徑，材料為20鋼，壁厚取2cm。
取D=65mm
貯油筒直徑
活塞桿直徑
3.3本章小結(jié)
本章根據(jù)給定的參數(shù)對(duì)前懸架的螺旋彈簧及后懸架的鋼板彈簧等彈性元件進(jìn)行了設(shè)計(jì)。對(duì)螺旋彈簧的自由高度和并緊高度，彈簧的節(jié)距，彈簧的螺旋角，彈簧的曲度系數(shù)以及彈簧的最小切應(yīng)力和最大切應(yīng)力等參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，計(jì)算了彈簧在最小工作載荷和最大工作載荷以及極限載荷下的變形量。對(duì)鋼板彈簧的總慣性矩，葉片的長(zhǎng)度、寬度、數(shù)目和厚度，鋼板彈簧的剛度、自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑等參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算。完成了前后懸架彈簧的校核。對(duì)前后懸架的減振器進(jìn)行了匹配及其相關(guān)的計(jì)算。
第4章 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
4.1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求
導(dǎo)向機(jī)構(gòu)