摘要懸架系統是關系到汽車通過性及舒適性的一個關鍵系統，。隨著國內外汽車行業的飛速發展，汽車已經進入了舒適化與智能化動力性并存的時代。因此在對此類汽車的設計過程中要兼顧懸架的舒適性調校又要滿足輕量化的性能。本設計主要針對輕型客車的疊片彈簧懸架的進行設計。針對疊片彈簧的類型，為了輕量化，采用了單片彈簧的中度間段最厚，往兩端逐漸變薄，不是等截面鋼板的結構。這種鋼板一片的特性等效于等截面鋼板幾片的特性，因此鋼板彈簧總成的片數在本設計中僅需要3片即可滿足要求。關鍵詞：懸架系統；疊片彈簧；輕量化；變截面

AbstractSuspensionsystemisakeysystemrelatedtovehicletrafficabilityandcomfort,.Withtherapiddevelopmentofautomobileindustryathomeandabroad,automobilehasenteredtheeraofcomfortandintelligentpower.Therefore,inthedesignprocessofthiskindofvehicle,thecomfortadjustmentofsuspensionshouldbeconsidered,andthelightweightperformanceshouldbesatisfied.Thisdesignmainlyaimsatthedesignoflaminatedspringsuspensionoflightbus.Accordingtothetypeoflaminatedspring,inordertolightentheweight,themiddlesectionofthesinglespringisthethickest,andgraduallybecomesthinnertowardsbothends,whichisnotthestructureofequalsectionsteelplate.Thecharacteristicsofthiskindofsteelplateareequivalenttothoseofseveralequalsectionsteelplates,sothenumberofsteelplatespringassemblyonlyneeds3piecesinthisdesigntomeettherequirements.Keywords:suspensionsystem;laminatedspring;lightweight;variablecrosssection

目錄摘要 1Abstract 2第1章緒論 31.1懸架的簡介 31.2懸架的分類 31.2.1非獨立懸架 31.2.2獨立懸架 31.3客車懸架系統的發展狀況 61.4少片簧懸架的特點 61.5懸架的功用 71.5課題研究內容及意義 81.5.1課題研究的意義 81.5.2課題研究的內容 81.6設計基礎參數 9第2章疊片彈簧懸架的總體結構設計 92.1自振頻率的確定 92.2撓度的確定 102.2.1靜撓度的確定 102.2.2動撓度的確定 102.3質量比例的確定 102.4彈性特性分析 10第3章疊片彈簧的設計計算 113.1布置方案的確定 113.2主要參數的確定 123.2.1滿載弧高的計算 123.2.2鋼板彈簧長度的計算 133.3斷面尺寸及片數的確定 143.3.1彈簧寬度的計算 143.3.2鋼板彈簧片厚h 153.3.3斷面結構 163.3.4鋼板彈簧片數 163.3.5端部的支承型式 163.4疊片彈簧長度的確定 163.5剛度的驗算 173.6弧高及曲率半徑的計算 183.6.1自由狀態下的弧高的計算 183.6.2自由狀態下曲率半徑的計算 193.7強度的校核 20第4章懸架其他零部件的設計計算 224.1鋼板彈簧襯套的選擇 224.2U形螺栓的選擇 224.3減振器的選擇與計算 234.3.1減振器的方案確定 234.3.2阻尼系數的確定 244.3.3工作缸直徑的確定 24總結 25參考文獻 26致謝 27

緒論懸架的簡介懸架系統是關系到汽車通過性及舒適性的一個關鍵系統，。隨著國內外汽車行業的飛速發展，汽車已經進入了舒適化與智能化動力性并存的時代。因此在對此類汽車的設計過程中要兼顧懸架的舒適性調校又要滿足輕量化的性能。本設計主要針對輕型客車的疊片彈簧懸架的進行的設計。1.2懸架的分類1.2.1非獨立懸架非獨立懸掛系統的結構特點是兩側車輪由一根整體式車架相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸掛系統懸掛在車架或車身的下面。非獨立懸掛系統具有結構簡單、成本低、強度高、保養容易、行車中前輪定位變化小的優點，但由于其舒適性及操縱穩定性都較差，在現代轎車中基本上已不再使用，多用在客車和大客車上。非獨立懸架獨立懸架

1.2.2獨立懸架

獨立懸掛系統是每一側的車輪都是單獨地通過彈性懸掛系統懸掛在車架或車身下面的。其優點是：質量輕，減少了車身受到的沖擊，并提高了車輪的地面附著力；可用剛度小的較軟彈簧，改善汽車的舒適性；可以使發動機位置降低，汽車重心也得到降低，從而提高汽車的行駛穩定性；左右車輪單獨跳動，互不相干，能減小車身的傾斜和震動。不過，獨立懸掛系統存在著結構復雜、成本高、維修不便的缺點。現代轎車大都是采用獨立式懸掛系統，按其結構形式的不同，獨立懸掛系統又可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸掛系統等等。與非獨立懸架相比其優點有：非懸掛質量小，懸架所受帶的并傳給車身的沖擊載荷小，有利于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；左右車輪的跳動沒有直接的相互影響，可減少車身的傾斜和振動；占用橫向空間少，便于發動機布置，可以降低發動機的安裝位置，從而降低汽車質心位置，有利于提高汽車的行駛穩定性；易于實現驅動車輪轉向而對于獨立懸架又有橫臂式、多連桿式、縱臂式、麥弗遜式等幾種。（1）橫臂式懸掛系統橫臂式懸掛系統是指車輪在汽車橫向平面內擺動的獨立懸掛系統，按橫臂數量的多少又分為雙橫臂式和單橫臂式懸掛系統。單橫臂式具有結構簡單，側傾中心高，有較強的抗側傾能力的優點。但隨著現代汽車速度的提高，側傾中心過高會引起車輪跳動時輪距變化大，輪胎磨損加劇，而且在急轉彎時左右車輪垂直力轉移過大，導致后輪外傾增大，減少了后輪側偏剛度，從而產生高速甩尾的嚴重工況。單橫臂式獨立懸掛系統多應用在后懸掛系統上，但由于不能適應高速行駛的要求，目前應用不多。雙橫臂式獨立懸掛系統按上下橫臂是否等長，又分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種懸掛系統。等長雙橫臂式懸掛系統在車輪上下跳動時，能保持主銷傾角不變，但輪距變化大(與單橫臂式相類似)，造成輪胎磨損嚴重，現已很少用。對于不等長雙橫臂式懸掛系統，只要適當選擇、優化上下橫臂的長度，并通過合理的布置、就可以使輪距及前輪定位參數變化均在可接受的限定范圍內，保證汽車具有良好的行駛穩定性。目前不等長雙橫臂式懸掛系統已廣泛應用在轎車的前后懸掛系統上，部分運動型轎車及賽車的后輪也采用這一懸掛系統結構。（2）多連桿式懸掛系統多連桿式懸掛系統是由(3—5)根桿件組合起來控制車輪的位置變化的懸掛系統。多連桿式能使車輪繞著與汽車縱軸線成二定角度的軸線內擺動，是橫臂式和縱臂式的折衷方案，適當地選擇擺臂軸線與汽車縱軸線所成的夾角，可不同程度地獲得橫臂式與縱臂式懸掛系統的優點，能滿足不同的使用性能要求。多連桿式懸掛系統的主要優點是：車輪跳動時輪距和前束的變化很小，不管汽車是在驅動、制動狀態都可以按司機的意圖進行平穩地轉向，其不足之處是汽車高速時有軸擺動現象。（3）縱臂式懸掛系統縱臂式獨立懸掛系統是指車輪在汽車縱向平面內擺動的懸掛系統結構，又分為單縱臂式和雙縱臂式兩種形式。單縱臂式懸掛系統當車輪上下跳動時會使主銷后傾角產生較大的變化，因此單縱臂式懸掛系統不用在轉向輪上。雙縱臂式懸掛系統的兩個擺臂一般做成等長的，形成一個平行四桿結構，這樣，當車輪上下跳動時主銷的后傾角保持不變。雙縱臂式懸掛系統多應用在轉向輪上。（4）麥弗遜式懸掛系統麥弗遜式懸掛系統的車輪也是沿著主銷滑動的懸掛系統，但與燭式懸掛系統不完全相同，它的主銷是可以擺動的，麥弗遜式懸掛系統是擺臂式與燭式懸掛系統的結合。與雙橫臂式懸掛系統相比，麥弗遜式懸掛系統的優點是：結構緊湊，車輪跳動時前輪定位參數變化小，有良好的操縱穩定性，加上由于取消了上橫臂，給發動機及轉向系統的布置帶來方便；與燭式懸掛系統相比，它的滑柱受到的側向力又有了較大的改善。麥弗遜式懸掛系統多應用在中小型轎車的前懸掛系統上，保時捷911、國產奧迪、桑塔納、夏利、富康等轎車的前懸掛系統均為麥弗遜式獨立懸掛系統。雖然麥弗遜式懸掛系統并不是技術含量最高的懸掛系統結構，但它仍是一種經久耐用的獨立懸掛系統，具有很強的道路適應能力。結合設計車型的參數及用途本次設計所選擇的懸架為非獨立懸架系統。1.3客車懸架系統的發展狀況隨著汽車工程技術的進步，決定乘坐舒適性和操縱穩定性的汽車懸架技術得到了廣泛重視和深入研究，在汽車工業領域中主動懸架受到日益廣泛的重視，已成為懸架技術發展的重要趨勢。在客車方面由于受總質量及性能的影響多數采用的的為非獨立懸架系統，但是目前人們對于客車乘坐舒適性的要求越來越高，因此就鋼板彈簧的非獨立懸架也有了新的發展。為了提升乘坐舒適性，滿足客車的輕量化設計，在鋼板彈簧的數量上有了新的突破，目前有多片簧和少片簧結構。(1)多片簧：由多片長度不等，知寬度一樣的鋼片所迭加起來。多片鋼板彈簧的各片鋼板迭加成倒三角形狀，最上端的鋼板最長，最下端的鋼板最短，鋼板的片數與支承客車的重量相關，鋼板越多越厚越短，彈簧剛性就越大。但是，當鋼板彈簧使用時間長了以后，各片之間就會互相滑動摩擦產生噪道聲。鋼板間的相對摩擦還會引起彈簧變形，造成行駛不平順。(2)少片簧：由兩端薄中間厚、等寬等長的鋼版片所迭加起來。少片鋼板彈簧的鋼板截面變化大，從中間到兩端的截面是逐漸不同，因此軋制工藝比較復雜，價格也比多片簧貴。少片簧與多片簧比較起來，在相同剛度（即相同承載能力）的情況下，少片簧比多片簧輕約50%左右，降低了油耗，增加了行駛平順性。而且少片簧單片之間為點接觸，減權少了相對摩擦及振動，增加了乘坐舒適性。1.4少片簧懸架的特點汽車為了輕量化，采用了新的彈簧鋼板結構，就是單片彈簧的中度間段最厚，往兩端逐漸變薄，不是等截面鋼板。這種鋼板一片的特性等效于等截面鋼板幾片的特性，因此，鋼板彈簧總成的版片數減少，且每一片彈簧都是變截面彈簧，鋼板彈簧總成的片數可以減少到2-3片，而且性能達到過去6-8片的要求。因此少片簧具有單片彈簧截面不相等，中間厚，兩頭薄；總成的片數少，重權量輕。等特點而被客車廣泛應用，但是由于成本上升比較嚴重，因此沒有全部進行普及，這也是未來汽車行業在成本及技術的對立下需要解決的問題。1.5懸架的功用懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面傳給車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。而后驅動橋則是滿足汽車的驅動性能，通過差速器滿足汽車的轉彎性能。懸架是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯系起來，關系到汽車的多種使用性能。轎車懸架僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它很簡單，相反轎車懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸架既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動，這樣彈簧就要設計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發生剎車“點頭”、加速“抬頭”以及左右側傾嚴重的不良傾向，不利于汽車的轉向，容易導致汽車操縱不穩定等。懸架最主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面傳給車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小客物和車輛本身的動載荷。懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，懸架系統必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統要保證汽車有良好的行駛平順性，對以載人為主要目的的轎車來講，乘員在車中承受的振動加速度不能超過國標規定的界限值。其次，懸架要保證車身和車輪在共振區的振幅小，振動衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩定性，一方面懸架要保證車輪跳動時，車輪定位參數不發生很大的變化，另一方面要減小車輪的動載荷和車輪跳動量。還有就是要保證車身在制動、轉彎、加速時穩定，減小車身的俯仰和側傾。最后要保證懸架系統的可靠性，有足夠的剛度、強度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。1.5課題研究內容及意義1.5.1課題研究的意義研究懸架的目的就是在保證高水平的操縱穩定性的前提下，獲得較好的平順性。多連桿懸架通過各種連桿配置，以及對連接運動點的約束角度設計，使懸架在收縮時能主動調整車輪定位，而且設計自由度非常大，完全能針對車型匹配和調校。因此，懸架能最大程度的發揮車輛的操縱性能，同時獲得更好的平順性。懸架設計的主要目的之一是確保汽車良好的行駛平順性，也是汽車的重要使用性能之一，汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差，不僅影響到成員的乘坐舒適性和客物的安全可靠的運輸，還影響到汽車的多種使用性能的發揮和系統壽命，也影響汽車的燃油經濟性和運輸效率。由于汽車行駛平順性涉及的對象是“路面汽車人”構成的系統,因此影響汽車行駛平順性的主要因素是路面的不平(它是震動的起源)和汽車的懸架、輪胎、座椅、車身等總成部件的特性包括剛度、頻率、阻尼和慣性參數(質量、轉動慣量等)產生變化和破壞。為此，通過對影響汽車平順性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽車振動系統動力學模型，并運用隨機振動理論，計算出懸架動撓度、車輪與路面間的相對動載荷、響應均方根值等參量。此外,本文通過對汽車平順性進行預估，可以提高汽車設計質量，縮短研發和設計周期，具有極其重要的理論意義和實用價值。1.5.2課題研究的內容通過本次畢業設計，培養自己綜合運用汽車設計、機械設計、材料力學、理論力學等課程中所學理論知識的能力；掌握汽車設計基本步驟，并了解汽車多連桿懸架設計過程中應注意的一些細節問題。系統性地掌握汽車設計知識，提高理論聯系實際、分析問題和解決問題的能力，使自己學到的理論知識與生產實踐進行一次結合，為今后適應工作崗位和創造性地開展工作打下堅實基礎。設計中主要對非獨立后懸架的鋼板彈簧、減震器等進行設計計算與強度校核。通過設計計算的數據繪制二維模型圖紙。1.6設計基礎參數參考車型：揚州亞星客車發動機參數：排量：2776ml；功率120kw;整備質量3350kg座位數：21外形尺寸：7490x2000x2675mm；軸距：4325mm第2章疊片彈簧懸架的總體結構設計2.1自振頻率的確定汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一,因現代汽車的質量分配系數ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯系。因此，汽車車身的固有頻率可用下式表示（Hz）（2.1）式中為前懸架的剛度（N/）；為前懸架的簧上質量（）。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載客車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求1.00～1.45Hz,后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98Hz～1.30Hz。客車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。懸架固有頻率的選取主要依據ISO2631-1:1997(E)《人體承受全身振動評價-第一部分：一般要求》，目前固有頻率與人體步行時身體上下運動的頻率相同。初選=1.85Hz。即帶入數據得，=187619N/2.2撓度的確定2.2.1靜撓度的確定靜撓度：汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比那么代入數據==73（2.2）即=73，符合輕型客車的靜撓度取值范圍=70～150。2.2.2動撓度的確定動撓度：從滿載靜平衡位置開始，懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。對乘用車，取7～9;對客車，取5～8；對客車，取6～9本設計這里取=8.2.3質量比例的確定=（2.3）帶入數據：=1390,=150,得=9.272.4彈性特性分析懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f(即懸架的變形)的關系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形f與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數。當懸架變形f與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(圖2-1中點8)附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣可在有限的動撓度范圍內，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結構允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。空載與滿載時簧上質量變化大的客車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。乘用車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。表2-1懸架各特征值的選定結果懸架系統特征特征值懸架系統特征特征值自振頻率（Hz）1.85前束變化外/50靜撓度（）73外傾變化-+/50動撓度（）8轉向主銷傾角（取小）懸架剛度（N/m）187619側傾剛度換算為側傾率相對阻尼比0.25主銷后傾角第3章疊片彈簧的設計計算3.1布置方案的確定本次設計采用非獨立懸架，其優點在于：結構簡單，價格便宜，性能可靠；車輪上下跳動時車輪相對地面垂直變化小，故可降低輪胎磨損；簧下質量小，另外，鋼板彈簧兼起導向作用，可省去導向機構。其缺點在于：乘坐舒適度差，左右同時運動，容易產生橫向運動。目前鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在少數輕、微型車上應用。縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故在汽車上得到廣泛應用。縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，采用不對稱式鋼板彈簧。為簡化結構，本車采用對稱式鋼板彈簧。3.2主要參數的確定在進行鋼板彈簧計算之前，應當知道下列初始條件：滿載靜止時汽車前、后軸(橋)負荷、和簧下部分荷重、，并據此計算出單個鋼板彈簧的載荷：和，懸架的靜撓度和動撓度，汽車的軸距等。對于前懸架單個鋼板彈簧的載荷：(3.1)式中：--簧上質量；--簧下質量。代入數據，得，==6082N另外，已知客車的軸距為4325，懸架的靜撓度=73，懸架的動撓度=83.2.1滿載弧高的計算滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖3-1)。用來保證汽車具有給定的高度。當＝0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取＝10～20。為了降低車身高度，相對提高駕駛室人員的乘坐舒適度，本次設計取=10。圖3-1鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高3.2.2鋼板彈簧長度的計算鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離,在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。在下列范圍內選用鋼板彈簧的長度：轎車：L=（0.40～0.55）軸距；客車:前懸架：L=（0.26～0.35）軸距；后懸架：L=（0.35～0.45）軸距。應盡可能將鋼板彈簧取長些,原因如下：1）增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車平順性。2）在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。3）剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產生單位縱向轉角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。4）增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形。本設計中已給出鋼板彈簧長度數據為1500，滿足前懸架：L=（0.26～0.35）軸距=（832～1120）。3.3斷面尺寸及片數的確定3.3.1彈簧寬度的計算有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數δ加以修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩。對于對稱鋼板彈簧：(3.2)式中，為U形螺栓中心距（）；為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數（如剛性夾緊，取=0.5，撓性夾緊，取=0）；為鋼板彈簧垂直剛度（N/），；δ為撓度增大系數（先確定與主片等長的重疊片數，再估計一個總片數,求得，然后用初定δ）；E為材料的彈性模量。本輕型客車的鋼板彈簧剛性夾緊，k=0.5，初選與主片等長的重疊片數為0片，估計總片6片，得0，δ=1.442，U形螺栓的中心距初選80；鋼板彈簧的材料根據材料的性質和成本可選55SiMnTi，采用表面噴丸處理減少表面脫層深度來提高材料的強度，其彈性模量E=。代入數據，得：==186.79N/(3.3)總慣性矩=24101(3.4)鋼板彈簧總截面系數用下式計算(3.5)式中，為許用彎曲應力。對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經噴丸處理后，推薦在下列范圍內選取；前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450；后副簧為220～250。對于55SiMnTi材料，前彈簧平衡懸架取350～550。這里取=450,所以=7272.48將式（3.5）計算結果代入下式計算鋼板彈簧的平均厚度:==6.63(3.6)有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b片寬b對汽車性能的影響：①增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。②前懸架用寬的彈簧片，會影響轉向輪的最大轉角。片寬選取過窄，又得增加片數，從而增加片間的摩擦彈簧的總厚。③針對少簧結構的鋼板彈簧片寬與片厚的比值b/在6～10范圍內選。本設計中取8，得片寬b=8×6.63=53.02,取整b=50。3.3.2鋼板彈簧片厚h矩形斷面不等厚鋼板彈簧的總慣性矩用下式計算(3.7)式中，n為鋼板彈簧片數,取n=6所以可得到=9.3片厚h選擇的要求：①增加片厚h，可以減少片數n②鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者但因為主片工作條件惡劣，為了加強主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。③為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應小于1.5。④鋼板斷面尺寸b和h應符合國產型材規格尺寸。本設計中取鋼板彈簧兩端厚度為8mm，中間厚度為30mm；3.3.3斷面結構鋼板斷面形狀中矩形斷面結構簡單，制造容易，變截面少片鋼板彈簧多采用矩形斷面結構。矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上(圖3-2a)。工作時，一面受拉應力，另一面受壓應力作用，而且上、下表面的名義拉應力和壓應力的絕對值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應力作用的一面首先產生疲勞斷犁。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖3-2b、c、d)，其中性軸均上移，使受拉應力作用的一面的拉應力絕對值減小，而受壓應力作用的一面的壓應力絕對值增大，從而改善了應力在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧的疲勞強度和節約近10％的材料。為了兼顧成本和使用效能，本次設計中采用葉片斷面為矩形的鋼板彈簧。3.3.4鋼板彈簧片數片數n少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。但片數少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數在6～14片之間選取，重型客車可達20片。用變截面少片簧時，片數在1～4片之間選取。考慮本次設計對象為客車，同時采用變截面結構故初選片數為n=3。3.3.5端部的支承型式以板簧端部的支承型式而言，可以大致分為卷耳和滑板兩大類。滑板型式多見于兩極式主副簧懸架中副簧的支承和平衡懸架中板簧的支承。卷耳根據其相對板簧上平面的位置可以分為上卷耳、平卷耳和下卷耳三類。本設計中采用上卷耳。3.4疊片彈簧長度的確定片厚不變寬度連續變化的單片鋼板彈簧是等強度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸(橋)上和使兩卷耳處能可靠地傳遞力，必須使它們有一定的寬度，因此應該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧替代三角形鋼板彈簧才有真正的實用意義。根據變截面少片簧的結構設計及經驗公式，各片鋼板彈簧的實際長度經過整理后匯總見表3-1表3-1前懸架鋼板彈簧各片長度序號厚度（兩端/中間）鋼板長度L（）18/301500210/301200310/3010003.5剛度的驗算在此之前，有關撓度增大系數、總慣性矩、片長和葉片端部形狀等的確定都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度的前提是，假定同一截面上各片曲率變化值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。剛度驗算公式為(3.8)其中，；；。式中，為經驗修正系數，＝0.90～0.94；取=0.92；E為材料彈性模量，取2.06；、為主片和第k+1片的一半長度。計算得，==106.5,=213,=274.5,=336.5,=398.=0.000116,=0.000058,=0.000045,=0.000036,=0.000031,=0.000027.將數據代入，得鋼板彈簧的檢驗剛:C=374.7N/,符合要求。3.6弧高及曲率半徑的計算3.6.1自由狀態下的弧高的計算鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差（如圖3-5），稱為鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高用下式計算：（3.9）式中，為靜撓度，根據式（2.3），=73；為滿載弧高,根據3.2.1節，=10；為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化。（3.10）式中，s為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。代入數據計算得，==9.69所以，=9.69+10+73=92.69鋼板彈簧總成在自由狀態下的曲率半徑：==1348.58（3.11）圖3-5鋼板彈簧各片自由狀態下的曲率半徑3.6.2自由狀態下曲率半徑的計算因鋼板彈簧各片在自由狀態下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產生預應力，其值確定了自由狀態下的曲率半徑。各片自由狀態下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定（3.12）式中，為第i片彈簧自由狀態下的曲率半徑（）；為鋼板彈簧總成在自由狀態下的曲率半徑（）；為各片彈簧的預應力（）；E為材料彈性模量（），為第i片的彈簧厚度（）。在已知鋼板彈簧總成自由狀態下曲率半徑和各片彈簧預加應力的條件下，計算出各片彈簧自由狀態下的曲率半徑。選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間的間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力。為此，選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300-350N/內選取。1-4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。根據設計經驗，從第一片到第六片，彈簧的預應力分別取為：-70，-65，40，45，50，55。這樣用改變各片曲率半徑的方法，調整各片的預應力值并使主片的預應力為負值，則不僅可使各片在組裝后相互貼緊，使各片在彈簧工作過程中都參加工作，而且可使主片表面的正應力降下來，達到各片的工作應力相近及壽命大致相同的目的。在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩之代數和等于零，即(3.13)或(3.14)式中：為鋼板彈簧第i片的截面系數，=；為各片彈簧的預應力；=1440=1000驗算如下：=-70×1440-65×1440+40×1000+45×1000+50×1000+55×1000=-100800-93600+40000+45000+50000+550000經驗算內力矩和約等于零，滿足設計要求。所以鋼板彈簧各片的曲率半徑計算如下：=1460;=1452;=1281；如果第i片的片長為，則第i片彈簧的弧高為(3.15)代入數據計算如下：=85.6;=53.3;=32.2;3.7強度的校核(1)緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現的最大應力用下式計算=（3.18)式中，為作用在前輪上的垂直靜負荷；為制動時前軸負荷轉移系數，轎車：＝1.2～1.4，客車：＝1.4～1.6，此設計為輕型客車取=1.4；、為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數得7272.5；c為彈簧固定點到路面的距離，取c=450(圖3-6)。圖3-6汽車制動時鋼板彈簧的受力圖代入數據得，=<1000滿足設計要求。(2)汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現最大應力用下式計算=(3.19)式中，為作用在后輪上的垂直靜負荷；為驅動時后軸負荷轉移系數，轎車：＝1.25～1.30，客車：＝1.1～1.2，這里取=1.1；為道路附著系數；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。帶入數據得，==451.8<1000滿足設計要求鋼板彈簧的各片基本數據如下表3-3：表3-3鋼板彈簧各片基本數據彈簧片號曲率半徑弧高1146085.62145253.33128132.2第4章懸架其他零部件的設計計算4.1鋼板彈簧襯套的選擇襯套一般以金屬、橡膠和塑料三種材料制造。金屬襯套可以承受較大的擠壓應力，彈簧銷和卷耳孔徑尺寸小，結構緊湊，可降低卷耳根部應力。但金屬襯套需要良好的潤滑，這種襯套大多用在重載客汽車上。塑料襯套一般采用尼龍或聚甲醛材料制造。由于塑料襯套本身有自潤滑性質，因此對潤滑要求較低。塑料的熱膨脹系數比金屬大，而其吸水后膨脹，因此襯套壁厚不宜過厚。確定襯套和卷耳孔徑時，最好根據不同材料的性能，經試驗后給出合理的過盈量，冰選擇合適的彈簧銷配合間隙。橡膠襯套主要靠橡膠變形使卷耳相對彈簧銷產生運動，由于橡膠和金屬表面沒有相對移動，因此襯套不存在磨損問題。為減少襯套在扭轉變形時產生過大剪應力，襯套一般做得比較大，所以襯套設計應該考慮卷耳的強度。橡膠襯套的主要優點是它靠橡膠的扭轉變形來形成卷耳對彈簧銷的轉動，而橡膠和金屬的接觸面沒有相對移動，因此工作中無磨損，無需潤滑維護，簡化了保養工作，而且無噪聲，并能吸收汽車的高頻振動，因此橡膠襯套在轎車以及輕型客車上得到廣泛的應用。橡膠襯套結構可以分為硫化壓結構和壓裝式兩種，后者有有軸向壓裝和徑向壓制兩種。綜合考慮車型和懸架效能，本設計選取橡膠襯套。4.2U形螺栓的選擇參照同類車型U形螺栓的規格，選定其直徑為16，中心距為80，擰緊螺母的擰緊力矩為15～20。U型螺栓的技術要求（引自QC/T517-1999）：產品應符合本標準的要求，并安照規定程序批準的圖樣和技術文件制造(1)性能要求：螺栓等于或高于8.8級，按照GB/T3098.2-1982《緊固件機械性能螺栓，螺釘和螺柱》規定。螺母等于或高于8級，按照GB/T3098.2-1982《緊固件機械性能螺母》規定。(2)材料：螺栓推薦用45，45Cr,40MnB,45Mn2鋼按GB669-65《優質碳素結構鋼鋼號和一般技術條件》及GB/T3077-1982《合金結構技術條件》規定。螺母推薦用35，45鋼GB699-65規定。(3)硬度：螺栓硬度按GB/T3098.1-1982規定。螺母硬度按GB/T3098.2-1982規定。(4)螺紋精度：螺栓螺紋鍍鉻后，中等旋和長度為6h級。長旋和長度為6f級，按GB197-1981《普通螺紋公差與配合》規定。螺母螺紋鍍鉻后為6h級,按GB/T197-1981規定。螺栓螺紋牙底形狀按GB/T197-1981規定。螺栓螺紋螺母不允許有毛刺，裂紋，亂扣，刀傷，碰傷等缺陷，但在不影響螺紋量規自由旋入的情況下，螺紋端部不多于兩牙有機械加工的缺陷。(5)表面處理：螺栓，螺母表面處理必須經防銹處理。螺栓表面處理按照主機廠要求，電鍍層或化學處理按QC/T264-1999《汽車電鍍層和化學處理層》規定；涂漆處理按照QC/T484-1999《汽車油漆涂層》規定。螺母表面處理按照主機廠要求。電鍍層或化學處理層按照QC/T264-1999規定。螺栓表面采用鍍鋅處理，鍍鋅后必須做去氫處理。4.3減振器的選擇與計算4.3.1減振器的方案確定減振器是車輛懸架系統中的重要部件，其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及懸架系統的使用壽命等有較大影響。汽車在受到來自不平路面的沖擊時，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時也激發出較長時間的振動，使乘坐不適。與彈性元件并聯安裝的減振器可很快衰減這種振動，改善汽車的行駛平順性和操縱穩定性。懸架中用得最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變為熱能，并散發到周圍空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應用。綜合考慮，本設計中選用雙向作用筒式減振器，工作壓力為2.5～5。4.3.2阻尼系數的確定減振器阻尼系數.因懸架系統固有振動頻率，所以理論上。實際上應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數.本設計采用（圖4-1）所示結構，其阻尼系數（4.1）取安裝角度為=0=16.43；=5709.5；=7993.2；=2398.圖4-1減振器的安裝示意圖4.3.3工作缸直徑的確定筒式減振器工作缸直徑D可由最大卸荷力和缸內允許壓力[p]來近似求得：（4.2）式中，[p]為工作缸最大允許壓力，一般為3～4，取3.5；為連桿直徑與缸筒直徑比，雙筒式減振器=0.40～0.50，單筒式減振器=0.30～0.35，取=0.3.代入數據，得：=25.74根據QC/T491-1999《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》的規定，取減振器的工作直徑D=30貯油筒直徑=1.4×30=42，壁厚取為2，材料可選20鋼。總結本設計主要是對揚州亞星客車非獨立后懸架進行結構設計與計算校核。懸架系統作為汽車幾大系統中重要的一部分，其設計的合理性直接影響到用戶的駕駛感與安全性能，因此對于懸架的設計尤為重要。在汽車的行駛過程中，其速度可在0-120Km/h之間運行，由于不同速度下輪胎的附著力不同，且速度越高轉向性能對于整車的影響越大，因此在懸架的設計過程中要考慮到不同速度的驅動力及穩定性。在高速行駛的過程中，可能在方向盤上小小的一個偏差就會導致整車失控，從而發生事故。因此在懸架的設計的過程中必須要考慮以下幾個方面：懸架的設計要保證滿足整車在不同速度下的轉向性能，從而滿足駕駛員的操作性能；懸架的材質選用及零部件設計要滿足整車耐久性能，不允許出現斷裂、失效等重大問題從而導致轉向失效發生安全事故；懸架的設計要滿足行業標準，在滿足性能的前提下保證輕量化與易加工的設計要求，從而降低制造加工成本；在本次設計中為滿足以上設計要求，主要從如下幾個步驟進行設計：通過圖書館及網上查閱資料了解汽車懸架系統的發展過程及趨勢，同時了解懸架的工作原理，為后面的設計奠定基礎；通過4S店及整車工廠的實習深刻了解懸架的結構及不同的類型，同時通過整車的匹配明白懸架的裝配工藝及接觸點，以便在后面的設計過程中明確設計重點難點；通過給定的基礎參數，查閱機械設計手冊、汽車設計等書籍，結合前面的實習實踐經驗對懸架進行設計計算從而完成整個設計計算過程；利用上面的設計計算結果運用CAD繪圖軟件對懸架的主要零部件進行二維圖紙繪制，同時結合整車裝配及性能對懸架總成的裝配圖紙進行繪制，從而完成圖紙部分。在整車畢業設計