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1、 鋼板彈簧懸架設計計算1 板簧設計計算過程初始設計參數如下：表1 整車主要參數參數名稱數值參數名稱數值最大總質量/ kg17500軸距/mm5000前軸質量/ kg6000前軸簧下質量/ kg500 后軸質量/ kg11500后軸簧下質量/ kg1000 kg前懸U型螺栓中心距/mm116前懸U型螺栓中心距/mm1841.1確定偏頻懸架靜擾度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，即。因現代汽車的質量分配系數近似等于1，故汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率和可用下式表示 ； （1）式中，前懸架的剛度，后懸架的剛度，前懸架的簧載質量，后懸架的簧
2、載質量，當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜擾度表示為 ； （2）式中，重力加速度，將、帶入式（1）則有； （3）懸架的靜擾度直接影響車身振動的偏頻。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜擾度。在選取前、后懸架的靜擾度值時，應當使之接近，并希望后懸架的靜擾度比前懸架的靜擾度小些。表2給出了客車懸架的靜擾度及偏頻的取值范圍。表2 客車懸架的靜撓度和偏頻車型c/mm/Hz推薦值701501.31.8根據表2及實際工況，前、后懸架偏頻取1.4Hz和1.5Hz。1.2計算靜撓度前懸架：(cm)后懸架：(cm)1.3計算動撓度懸架的動擾度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結
3、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擾度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊?？蛙噭訑_度常取0.8，則有前懸架：(cm)后懸架：(cm)1.4確定簧載質量根據是否有懸架彈簧支撐，汽車總質量分為簧載質量和非簧載掛質量兩部分。非簧載質量包括車輪，轉向節(jié)，前、后軸（非獨立懸架），半軸等。此外，還應包括車輪車橋與車身或者車架之間各連接件質量的一半，比如導向機構的搖臂、彈簧、減震器、橫向推力桿、轉向拉桿、傳動軸等。為了獲得良好的平順性和操縱穩(wěn)定性，非簧載質量盡量小。該車非簧載質量見表1.1.5估算鋼板彈簧剛度（
4、）211.2（）463.11.6鋼板彈簧主要參數確定1.6.1鋼板彈簧長度的確定鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。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，改善汽車行駛平順性；在垂直剛度c給定的條件下，又能顯著增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼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。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；選用長些的鋼板彈簧，會在汽車上布置時產生困難。原則上，在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。本設計中：前懸架L=1600mm；后懸架取L=1650mm。1.6.2鋼
5、板彈簧斷面尺寸及片數的確定1）鋼板彈簧斷面寬度b的確定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，但需引入擾度增大系數加以修正。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貫性矩。對于對稱鋼板彈簧 5.6.1 5.6.2式中， -U形螺栓中心距，考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數（剛性夾緊：；撓性夾緊：）鋼板彈簧垂直剛度擾度增大系數（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）材料的彈性模量第片的貫性矩，。當各片厚度相等時，則，。鋼板彈簧總截面系數用下式計算 式中，許用彎曲應力。對于60Si2Mn，表面經噴丸處理后，推薦取值范圍：前彈簧：350450M
6、Pa；后主簧：450550MPa 鋼板彈簧的平均厚度根據，再選鋼板彈簧的片寬。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。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和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在610范圍內選取。2）鋼板彈簧片厚的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總貫性矩用下式計算式中，鋼板彈簧片數3）鋼板彈簧片數 片數少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的摩擦，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較大，材料利用率變差。多片鋼板彈簧一般片數在614之間選取。改變片數、片寬和片厚三者之一，都影響到
7、總貫性矩和彈簧垂直剛度的變化，增加片寬和片厚，可減少片數。另外，鋼板斷面尺寸和應符合國產型材規(guī)格尺寸。4）求解將上述各值代入式5.6.2，變換后得考慮到和應為整數，故不可得到精確解。取試算如下，當值趨近于零的值為好。前鋼板彈簧方案方案方案b=90mm,h=11mmb=90mm,h=10mmb=100mm,h=10mm10.75629.6491,8.28810.18042.46811.361,8.66610.55840.983,9.01280.9051-0.6363,8.96850.86080.6808,9.35461.2469-0.2945,9.70921.60150.0601,9.64761
8、.5399-0.0015,10.04111.93340.392,10.40312.29540.35310.754后鋼板彈簧方案方案方案b=100mm,h=14mmb=100mm,h=13mmb=110mm,h=13mm8.047210.02119.0784,8.96850.92131.05250.1099,9.35461.30740.66650.2762,9.70921.6620.31190.6308,9.64761.60040.37350.5692,10.04111.99390.02,10.40312.35590.382,10.32562.27840.3045,10.72592.67870.
9、7048,11.09483.04761.0737前鋼板彈簧：13；2；1.3475后鋼板彈簧：13；3；1.29471.7計算鋼板彈簧剛度前鋼板彈簧189.0（）211.2（）后鋼板彈簧：395.2（）469.4（） 1.8計算滿載靜擾度前懸架（）后懸架（）1.9 計算滿載偏頻前懸架（Hz）；后懸架（Hz）1.10計算比應力彈簧的單位變形應力成為比應力，它對鋼板彈簧的疲勞壽命有顯著影響。比應力可表達為前鋼板彈簧3.87（MPa/mm）后鋼板彈簧5.13（MPa/mm）設計值的選擇范圍：前、后簧為4.55.5MPa/mm，故滿足要求。1.11計算滿載靜應力 前鋼板彈簧493.8（MPa）后鋼板彈
10、簧562.2（MPa）正常范圍為350MPa450MPa。靜應力值稍微偏高。1.12計算極限應力前鋼板彈簧（MPa）后鋼板彈簧（MPa）（MPa）1.13許用負荷取前懸架后懸架1.14總成預壓縮行程k的估算，MPa前懸架mm；修正為336mm后懸架mm；修正為254mm1.15各片長確定首先應確定每一葉片的片場及其在自由狀態(tài)下的曲率半徑，因為這些參數共同決定了板簧每一葉片中的應力狀況。在選擇各葉片長度時，應盡量使應力在片間和沿片長的分布合理，以達到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質量的目的。確定各片長度的方法有作圖法和計算法，這里選擇作圖法來確定各片板簧的長度。作圖法是基于實際鋼板彈簧葉片厚度
11、的張開圖接近梯形形狀這一原則來作圖的，其具體做法如下圖1所示。先將各葉片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標繪出，再延橫坐標繪出主片長度之半（即L/2）和U型螺栓中心距之半（即S/2），得A、B兩點。連接這兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側邊的交點即決定了各片長度。當有與主片登場的重疊片時可將B點與最下一個重疊片的上側端點相連。圖1 板簧結構計算依據片序號前懸架后懸架計算值修正值計算值修正值1160016001650165021600161016501660314801480165016704136013601520152051240124013901390611201120126
12、01260710001000113011308880880100010009760760870870106406407407401152052061061012400400480480133203203503501.16預應力的選??；前懸架：參數：b=100mm10cm,h=10mm=1cm(考慮減少計算量，轉化成厘米)1.62（）所以；1.62；3.24；19.441215.94選取主片：末片：11.32c取常數1300則有：各片預應力的計算及修正值見下表序號計算值修正值序號計算值修正值序號計算值修正值1130013006279.028011372.63702865.48657416.541
13、512213.02103490.24908494.7495131001004174.41759513.45105828010472.7470后懸架：參數：b=100mm10cm,h=13mm=1.3cm(考慮減少計算量，轉化成厘米)2.71（）所以；2.71；5.42；32.525692.12選取主片：末片：4.05c取常數1300則有：各片預應力的計算及修正值見下表序號計算值修正值序號計算值修正值序號計算值修正值1130013006278.028011369.03702865.48657415.241512208.72103490.34908492.9490131001004174.7175
14、9511.1510581.48010469.84701.17總成弧高和總成自由曲率半徑鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的總成弧高為：式中，滿載弧高?？紤]到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時能夠得到足夠的動撓度值，通常取，本設計中取。滿載靜擾度鋼板彈簧預壓縮時產生的塑性變形，一般=813mm，或取圖2 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高前懸架：后懸架：然后利用直角三角函數關系即可求出鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑R0，它也是裝配彈簧總成后主片的曲率半徑前懸架：后懸架：經過圓整后，取裝配后的曲率半徑為；2 板簧設計參數校核板簧（見圖b）可近似地看做由等厚葉片組成的等應力梁，如圖（a）所示。
15、這種近似在大致估算時具有足夠的精度，計入適當的修正系數后，則可用于初選板簧的長度L、葉片厚度h、葉片寬度b以及葉片數目n。如圖（a）所示的彈簧鋼板等應力梁，當在其兩端（相當于板簧的卷耳中心處）作用有載荷P，在其中間作用有支撐載荷Q（Q=2P）時，由材料力學可知其撓度和所引起的最大應力分別為=Pl32EI=6Pl3EBh3=6Pl3Enbh3=3QL38Enbh3 (2-27)=Plh2I=6PlBh2=6Plnbh2=3Ql2nbh2 (2-28)I=I0=Bh312=nbh312 (2-29)相應的等應力梁彈簧的剛度為Cs=Q=8Enbh33L3 (2-30)由以上幾可知式h=l2E=L24
16、E (2-31)式中為許用靜彎曲應力，對于一般彈簧鋼，經表面噴丸處理后，對前板簧取=350450MPa；對后主簧取=450550MPa；對后副簧取=220250MPa。圖2-10 多片鋼板彈簧的簡化模型亦即葉片的厚度與彈簧長度的平方成正比。為了保證卷耳有足夠的強度，在選擇L時應盡量長以使h加厚。另外由于板簧的縱向角剛度與長度的平方成正比，選擇較大尺寸的彈簧長度還可增加縱向角剛度，有利于提高抗縱傾能力。在計算時上圖中的結構在實際中無法實現，鑒于上述已選的結構可用等截面簡支梁的計算公式引進一個修正系數加以修正，這時彈簧的撓度為=Ql348EI0=QL34Enbh3 （2-32）撓度系數主要與彈簧兩
17、端的結構有關。等應力鋼板彈簧：=1.5；對實際鋼板彈簧=1.251.42。可按式=1.5/1.04（1+0.5）選取，其中=n1/n0，n1為與主片等長的重疊片數，n0為總片數。選擇n0=14，n1=4，所以=1.26。這種實際多片簧的剛度Cs和彎曲應力則相應為：Cs=Q=4Enbh3L3 （2-33）=QL4W0=3QL2nbh2 （2-34）因此可以得到鋼板彈簧的總截面慣性矩I為I=I0=QL348E=CsL348E （2-35）亦可求得hh=L24E=12IQL （2-36）上述參數中根據材料標準選擇葉片寬度b（希望6（b/h）10）、片厚h及片數n滿足I和h的要求一般片數取614片；片
18、厚可取不通的規(guī)格，一般一副簧中不超過3種，長片厚、短片薄，主片厚度不應小于6mm，以保證足夠的卷耳強度。帶入上各式可以求得h=14.3mm，I=3.04*10-8m4，b=106.1mm經圓整后取h=15mm，b=106mm，n=14，L=1.8m，此處的校核結果與前面選擇沒有發(fā)生沖突，所以選擇方案正確。當鋼板彈簧由一對U形螺栓夾緊安裝到車橋或車軸上時，則兩U形螺栓之間的板簧有一部分不起彈簧作用，成為非工作部分或無效長度，剩下起彈簧作用的長度則稱為有效長度。無效長度由兩U形螺栓中心距s和夾緊方式決定，后者又用無效長度系數k來表述。剛性夾緊取k=0.5，撓性夾緊取k=0。因此，考慮到鋼板彈簧的安
19、裝夾緊，則根據以上各式，加緊并修正后的鋼板彈簧所需的慣性矩和應滿足的強度要求分別為：I=L-ks3Cs48E （2-37）=QL-ks4W0 （2-38）其中取k=0.5，根據可選橋尺寸選擇s=200mm。即得W0=5.565驗證=344Mpa=400MPa滿足要求還應驗算在最大行程時的最大應力max，可根據前面的式子并以有效長度L-ks及板簧的平均厚度hp=15代入，得max=6Ehp（c+d）L-ks2=866MPa9001000MP （2-39）滿足要求各片的應力值和為和max和簧181818181818181818181818181818181818181818181818181818
20、181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818=01max和簧1818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818
21、18181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818+02+03+04+05+06+07+08+09+10+11+12+13+14=11應力之和達到最好是和max和簧1818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181
22、81818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818181818=0，但是因為經過圓整后會有一定的誤差，此誤差在規(guī)定范圍內，滿足要求。因此最后的確定的尺寸參數為b=106，h=15，片數n=14，n1=4，主片數四個主片L=1800，其它各片長度分別為L5=1650mm，L6=1500mm，L7=1360mm，L8=1220mm，L9=1080mm，L10=940
23、mm，L11=790mm，L12=640mm，L13=500mm，L14=350mm。及各片的弧高為H1=148.59 H2=156.3975 H3=163.499 H4=152.484 H5=141.503 H6=122.513 H7=108.502 H8=92.364 H9=73.318 H10=54.894 H11=38.672 H12=26.037 H13=15.667 H14=7.882曲率半徑為R01=R0 R02=R01+h=2815 R03=R02+h=2830 R14=R13+h=2995懸架是現代汽車的重要總成, 它把車架(或車身) 與車軸(或車輪) 彈性地連接起來,不僅承
24、受和傳遞路面作用于汽車的力和力矩并產生位移, 而且衰減路面對汽車的振動和沖擊等, 從而保證汽車行駛平順性，保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。6120型豪華客車懸架系統(tǒng)設計力求滿足該車的行駛平順性、行駛安全性及操縱穩(wěn)定性等方面的要求。1懸架系統(tǒng)設計的基本原則及要求由于汽車懸架系統(tǒng)的結構參數及布置型式對汽車的各項使用性能有著舉足輕重的影響, 因此, 對每一位從事汽車懸架系統(tǒng)設計的技術人員而言, 掌握和了解懸架系統(tǒng)的基本功能和要求是十分重要的。（1）盡可能降低懸架固有振動頻率只有降低車身固有振動頻率才能緩和路面不平度對汽車的振動和沖擊, 使
25、汽車能以盡可能高的平均速度行駛, 從而滿足汽車在各種道路狀態(tài)和載荷條件下都有良好的行駛平順性。（2）提高橫向穩(wěn)定性提高橫向穩(wěn)定性, 即盡可能保證車身處于水平位置。這就要求懸架系統(tǒng)有適當的側向角剛度, 使汽車轉彎時車身側傾角不致太大, 同時也要求懸架系統(tǒng)有適當的縱向角剛度, 使汽車制動和加速時車身的俯仰角不致過大。（3）提高操縱穩(wěn)定性提高操縱穩(wěn)定性就是要保證汽車具有良好的控制行駛方向的能力, 即汽車在高速下急轉彎時轉向特性不出現激轉(從不足轉向變?yōu)檫^多轉向) ,減少車身縱傾，轉彎時的側傾角合適， 在直線行駛時不發(fā)生擺頭和跑偏。（4）足夠的強度和適當的剛度由于懸架系統(tǒng)承受和傳遞著路面作用于汽車的一
26、切力和力矩, 所以足夠的懸架強度和適當的剛度是必須保證的。此外還要有良好的隔聲能力、結構要緊湊、占用空間尺寸要小。懸架系統(tǒng)的這些設計原則和要求中, 有的是互相矛盾的, 在設計時必須互相兼顧, 充分考慮, 并根據汽車的用途有所側重。所以要正確的選擇懸架方案和參數，在車輪上、下跳動時，使主銷定位角變化不大、車輪運動與導向機構運動要協(xié)調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之稍有不足轉向特性。2 鋼板彈簧的布置方案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，因此只在極少數汽車上應用?？v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
27、泛應用。縱置鋼板彈簧又有對稱式和不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式；若不相等，則稱為不對稱式。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。3 鋼板彈簧的結構（1）葉片的截面形狀最常用的板簧材料為熱軋彈簧扁鋼，其截面形狀為上下表面平坦（允許稍向內凹）。兩側為圓邊，圓邊半徑為厚度的0.650.85倍。由于板簧的疲勞破壞總是始于受拉伸的上表面，故下表面常采用如圖(b)(c)(d)所示的拋物線側邊或單面單槽、單面雙
28、槽形狀以使截面的中性軸向上移動，減小拉伸應力。通常認為許用壓應力柯達與許用拉應力，其比值達1.271.30。經驗表明，采用圖示(b)(c)(d)截面的板簧與采用傳統(tǒng)的截面板簧(a)相比可以節(jié)約10%14%的鋼材，疲勞壽命約可提高30%。（a） 標準型；（b）拋物線側邊；（c）單面單槽；（d）單面雙槽圖2-3 葉片形狀（2）葉片的端部結構葉片的端部可以按其形狀和加工方法分為矩形、梯形（片端切角）、橢圓形（片端壓延）和片端壓延切斷四種，分別如圖（a），（b），（c），（d），所示。其中矩形為制造成本最低的一種（由于對片端不做任何加工），但同時也是效果最差的一種。與壓延過的片端相比，在片端的接觸區(qū)域
29、內，傳遞的壓力更大也更集中，導致片間摩擦和磨損加劇。同時，也是板簧的作用機理與“等應力”方式相去甚遠，導致了板簧的質量增大。梯形（片端切角）比結構比矩形有所改善，制造成本略有增加。片端壓延的橢圓形端部更接近于理想的“等應力”形狀，并且在接觸區(qū)內壓力分布更均勻，片間摩擦磨損都有所減少，但需要專門的壓延設備。壓延后在切斷的端部結構制造成本最高，效果也最好。（a） 矩形；（b）梯形；（c）片段壓延；（d）片段壓延切斷圖2-4 端部形狀（3）鋼板彈簧端部的支撐型式以板簧端部的支撐型式而言，可以大致分為卷耳和滑板（見圖a）兩大類。滑板型式多見于兩級式主副彈簧的支撐和平衡懸架中板簧的支撐。卷耳根據其對板簧
30、上平面的位置可以分為上卷耳、平卷耳和下卷耳三類，分別如圖（b）（c）（d）所示。其中平卷耳的縱向力作用力可以直接傳遞給主片，減少了附加的對主片的卷曲力矩，下卷耳可用于對板簧的安裝位置或角度有特殊情況要求的情況（比如使軸轉向趨于不足轉向），但采用下卷耳方式時無法像上卷耳那樣可以在必要時使用第二片加強卷耳（如圖（e），（f），加強結構多用于軍用車輛或重型載貨汽車，其目的是為了在主片斷裂時起支撐作用，還可在懸架反彈時與主片共同負擔非簧載部分的重力。為了方便采用非各向同性的橡膠支承型式以減緩懸架所受的水平沖擊，有些卷耳做成圖（g）所示的長圓形。圖2-5 滑板及吊耳的結構形式（4）吊耳及鋼板彈簧銷結構大
31、多數板簧的支撐方式為一端采用固定的卷耳，另一端采用擺動的吊耳。擺動吊耳的結構可以用C形、叉形以及分體式等，分別見圖（a），（b），（c）。彈簧銷的支撐、潤滑則可用圖（a），（b）所示的螺紋式，（c）所示的自潤滑式，（d）所示的滑動軸承，（e）所示的橡膠支撐，或者如圖（f）所示將板簧支撐在橡膠座內。螺紋式的好處在于可同時承受垂向及側向載荷，板簧卷耳側面不必加工，螺紋可起儲存潤滑劑和防塵的作用。螺紋表面滲碳以達到一定的硬度，一般其擠壓應力為7MPa。自潤滑式多用于轎車及輕型載貨車，具有不必加潤滑脂及噪聲小的優(yōu)點。重型載貨汽車多使用滑動軸承式，一般采用銅合金或粉末冶金襯套，工作擠壓應力約為3.57M
32、Pa，這種結構中，板簧卷耳兩側必須加工至規(guī)定寬度以便與支架或吊耳配合傳遞側向力。在采用圖（e）所示的橡膠支撐時，必須充分考慮其對懸架特性的影響。圖（f）的結構用于重型汽車，應注意該種結構允許的縱向移動量有限，因而板簧必須足夠長并且工作在平直位置附近。圖2-6 吊耳及彈簧銷結構4多片鋼板彈簧懸架系統(tǒng)的設計根據豪華客車總體設計要求, 結合該底盤的總布置設計和結構特點, 在充分論證獨立懸架和非獨立懸架等懸架結構特點和制造成本以及整車售價的基礎上, 為了提高該車的橫向穩(wěn)定性和在空載到滿載之間都有良好的行駛平順性, 決定采用多片鋼板彈簧和橫向穩(wěn)定桿相結合的非獨立懸架結構。對彈簧剛度而言，在懸架所受垂直載
33、荷一定時，若懸架剛度愈小，則簧載質量的固有頻率即自然振動頻率愈低，因而車輛的行使平順性會較好，但在一定載荷下懸架垂直變形愈大，車輪上下跳動所需的空間也愈大，車身姿態(tài)變化也愈厲害，這就降低了操縱的穩(wěn)定性。 當懸架剛度一定時，簧載質量愈大，而自然振動頻率愈低，故空車行駛時的車身自然振動頻率要比滿載行駛時的高。簧載質量變化范圍愈大，則頻率變化范圍愈大。由此可見，彈簧剛度也要隨著行使工況而改變。為了使簧載質量從相當與汽車空載到滿載的范圍內變化時，車身自然振動頻率保持不變或變化很小，就需要將懸架剛度做成可變的，即空車時懸架剛度小，而載荷增加時，懸架剛度隨之增加，本車使用的是多片鋼板彈簧配合減震器的作用以
34、達到要求。圖為本底盤兩自由度1/8車輛模型，懸架系統(tǒng)的評價指標有行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和車身姿態(tài)變化。行駛平順性的指標一般用簧載質量對非簧載質量位移的傳遞率表示，振動的傳遞公式為TR= Zs/Zt = 1+ (2)2 / (1-2)2 + (2)21/2 （2-2）其中Zt為輪胎的位移； Zs為車身的位移；為阻尼系數； 為地面激勵頻率與車輛固有頻率之比。本車的減振器的阻尼系數=0.25。圖2-1 兩自由度1/8 車輛振動模型為1/4車體質量；為非簧載質量；為懸架阻尼系數；為懸架剛度系數；為輪胎剛度系數；為地面的擾動輸入；為車體位移；為非簧載質量位移。下圖為對應不同阻尼系數的位移傳遞函數曲線。從圖中可以看出，在= 1 時發(fā)生共振，阻尼力越大T R越小，行使的平順性愈佳，并可減小車輛由于路面凹凸不平而引起的跳動，以及由轉向、制動、加速而引起的側傾、俯頭、仰頭等車身姿態(tài)的的變化。然而在固有頻率2 1/2倍以上小頻率范圍，只有當阻尼力較小時，車輛的行使的平順性才會較好?？梢?，所需的阻尼力特性是隨著道路條件和行駛工況而改變的。頻率在固有頻率2 1/2倍以上時，振動很難被衰減，因此，欲降低車身振動，就必須擴大被衰減的頻率范圍，換句話說，就是要降低車身的固有頻率使之遠離人體對振動敏感的48 Hz范圍。圖2-2 不同阻尼系數的位移傳遞函數曲線25
型客車多片彈簧懸架設計.doc
