某型大客車板簧懸架設計與實體建模

張柳

摘要：根據懸架的設計要求，詳細介紹板簧懸架彈性元件的計算，減振器的設計，以及鋼板彈簧與車架的連接方式，并進行必要的強度和剛度校核。探討采用CATIA進行板簧懸架建模的步驟，為客車板簧懸架設計提供參考。

關鍵詞：板簧懸架；大客車；設計；建模

中圖分類號：U463.331 文獻標識碼：A 文章編號：1674-1161（2014）09-0029-03

懸架是現代汽車的重要組成之一，其把車架（或車身）與車（或車輪）彈性連接起來，傳遞車輪或車身之間的一切力和力矩，緩和不平路面傳遞給車身的沖擊載荷，率減由此引起的承載系統振動，保證汽車平順地行駛。懸架質量影響汽車的多種性能，除舒適性外，還有操作穩定性、制動性、通過性以及燃油經濟性等。近30多年來，對懸架系統在結構形式及性能研究的比較多，而且普遍取得了較大的成就。

1 懸架設計要求

在懸架的設計過程中。應滿足如下這些性能的要求：1） 保證汽車有良好的形式平順性，為此，汽車應有較低的振動頻率。2） 有合適的減振性能。它應與懸架的彈性特性很好的匹配，保證車身和車輪在振區的振幅小振動衰減快。3） 保證汽車有良好的操縱穩定性。導向機構在車輪跳動時，應不使主銷定位參數變化過大。車輪運動與導向機構運動協調，不出現擺振現象，轉向時整車應有一些不足轉向特性。4） 汽車制動和加速時能保持車身穩定，減少車身傾斜的可能性。5） 能可靠地傳遞車身與車輪間的一切力和力矩，零部件質量輕并有足夠的強度和壽

2 板簧懸架設計方案

2.1 Fw的確定

非簧載質量的計算公式為：mu=汽車干質量×12%。所以，后懸架每副彈簧上的載荷FW可為：滿載時，FW=（m2g-mug）/2=（10 000-1 200）×9.8/2=43 120（N）；空載時，FW=（7 230-867.6）/2=3 181.2（N）。

2.2 彈簧長度

彈簧長度L（指彈簧伸直后兩卷耳中心距）確定在剛度給定時，增加L，可降低彈簧應力和應力幅度，增大縱向角剛度。但受整車總布置的限制，應根據總體設計確定。L的推薦數值為：轎車L=（0.40～0.55）軸距；貨車和客車前懸架的L=（0.26～0.35）軸距，后懸架L=（0.35～0.45）軸距。此設計為大客車的后懸架，所以取L=0.35軸距。

2.3 靜撓度

先根據行駛平順性的要求選擇一個偏頻n。根據《汽車設計》選取大客車偏頻為n=1.6，則由n=?fc===97.7（mm）。

2.4 動撓度

防止在不平道路上行駛出現撞擊緩沖塊，懸架必須有足夠的動撓度fd。其與靜撓度一定的關系，撞擊緩沖塊的可能性也大，故fd也要相應變大。根據《汽車設計》選取fd=0.8×97.7=78.2（mm）。

2.5 鋼板彈簧剛度計算

對于等剛度的鋼板彈簧，可用下式計算：C= fw/fc，所以C=43 120/97.7=441.4（N/mm）。

2.6 鋼板彈簧總慣性距J0計算

根據《汽車設計》可得如下的計算公式：

J0= （1）

式中：E為材料的彈性模量，取2.1×105 N/mm；S為U型螺栓的中心距，取160 mm；k為考慮U型螺栓的夾緊彈簧后的無效長度系數，取剛性夾緊，k=0.5；δ為撓度增大系數。

先確定與主片等長的重疊片數n1。取n1=2，估計一個總片數n0=10。可得η= n1/n0=1/5=0.2。所以δ=1.5/[1.04（1+0.5）η]=1.311；J0=δ（L-ks）3c/48E=1.311×（1 855-0.5×200）3×441.4/（48×2.1×105）=31 0317.2。

3 鋼板彈簧片厚及斷面尺寸的選擇

3.1 鋼板彈簧總截面系數的確定

由《汽車設計》可得如下的彈簧公式：σc= Fw（L-ks）/4ω0≤│σc│

式中：Fw為滿載簧上載荷；ω0為鋼板彈簧總截面系數；│σc│為許用應力，取426 N/mm2。

ω0≥Fw（L-ks）/4│σc│=43 120×（1 855-0.5×200）/（4×426）=44 331。

3.2 鋼板彈簧厚度

由《汽車設計》可得如下公式：hρ=2J0/ω0。 所以hρ≤2×310 317.2/44 331≈14 （mm）。

3.3 斷面尺寸的選擇

若葉片太寬，當車子受側向力作用而傾斜時，彈簧扭曲應力會增大；但若葉片太窄，勢必要增加片數，從而加大片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦6≤b/h≤10，取b=120 mm。

3.4 鋼板彈簧片數的確定

對于等厚度的矩形斷面鋼板彈簧，其片數可根據如下公式來確定：由J0=nbh3/12得出n=12J0/bh3=12×310 317.2/120×143=11.3。取n=12。

3.5 鋼板彈簧彈度的驗算

3.5.1 比應力的驗算 σ=σc/fc=6Ehρ/δ（L-ks）2=4.77∈4.5～5.5，符合要求。

3.5.2 最大的動行程時最大應力驗算 σmax=σ（fc+fd）=4.77×（97.7+78.2）=839.0<900～1000 N/mm2

4 葉片斷面形狀選擇

葉片斷面的形狀有矩形、單面帶拋光拋物線邊緣、單面帶槽等形式，本設計采用矩形斷面。矩形斷面的中性軸線x-x位于斷面中央，葉片上下表面的拉壓應力絕對值相等。使用經驗表明，鋼板彈簧葉片的疲勞裂紋往往從受拉的一面開始，特別是斷面棱角處有較大的應力集中。因此，矩形斷面的葉片承拉應力的一面易被破壞。目前廣泛采用的矩形斷面大致有2種：一種是兩邊帶弧的扁平鋼；另一種是具有一定凹度的雙凹度扁剛。實踐證明，雙凹扁鋼的葉片彎曲時，整個斷面的兩邊都略向上翹；下表面趨于平面。上表面使原有凹度大大增加，則各片只有兩棱邊接觸，棱邊產生較大的接觸應力和集中應力，成為早期疲勞損壞的起點。改成扁平鋼后，鋼板彈簧的疲勞提高。改進葉片斷面是提高疲勞壽命的一條重要途徑，因此近年來出現了一些特殊斷面的葉片。

常見的端部形狀有矩形、梯形、橢圓形3種，本設計采用矩形。葉片端部為矩形的鋼板彈簧，制造簡單，廣泛用于大客車。但是這種端部形狀會引起壓力集中，增加片間的摩擦和磨損。端部剛性大，很難使彈簧接近等應力梁。葉片端部切區兩角呈梯形狀的鋼板彈簧，比較接近等應力梁，在某種程度上克服了端部為矩形的缺點。

5 鋼板彈簧的兩端與車架的連接方式

5.1 連接的結構形式

目前，用鉸鏈和吊耳將鋼板彈簧的兩端固定在車駕上的結構形式，廣泛應用在汽車上。吊耳的長度和傾斜位置對懸架剛度和車架的高度均有影響，其長度一般取剛板彈簧長度的7%～10%，而吊耳中心線與伸直鋼板彈簧卷耳中心連線的夾角不超過75%～85%，以使鋼板彈簧卸載時的夾角先到90°而后向相反方向轉動。

5.2 鋼板彈簧的卷耳和襯套

鋼板彈簧主片端部制成卷耳，以便安裝彈簧銷及與托架（或吊耳）連接。客車上采用的卷耳襯套材料有金屬和塑料兩種。金屬襯套可以承受較大的擠壓應力，板簧銷和卷耳結構緊湊，可以降低耳根部應力，中型以上客車均采用這種襯套，但是要求有良好的潤滑。塑料襯套一般采用尼龍或聚甲醛材料。塑料的熱膨脹系數比金屬大，且吸水后體積膨脹，因此襯套壁不宜過厚。確定襯套與卷耳的孔徑時，最好根據不同塑料的性能，經過試驗后給出合理的過盈量，并選擇合適的鋼板銷配合。

6 主要性能參數選擇

6.1 相對性能參數的選擇

減振器的阻尼效果通常用相對阻尼系數ψ來描述，ψ=（ψy+ψ1）/2。板簧懸架由于鋼板彈簧片間摩擦存在，ψ可以取得小些，多片彈簧懸架可選。為增加減振阻尼效果，又不傳遞大的沖擊力，ψy=（0.25～0.50）ψ1。取ψ=0.16，ψy=0.4ψ1。則ψ1=0.286；ψy=0.114。

減振器阻尼系數δ=2ψ，其伸張阻尼系數γ1和壓縮阻尼系數存在以下關系：γy=（025～0.50），δ=2× 0.16×=14 151.82。

減振器的最大卸荷力（伸張阻尼力）F=δ1Vx。式中，Vx為卸荷速度，一般為0.2～0.3 m/s取Vx-=0.2。最大卸荷力F=δ1Vx=14 151.82×0.2=2 380.36（N）。

6.2 主要尺寸選擇

減振器工作直徑D=。式中：[P]為缸內最大容許壓力，為3～4 MPa。本設計取4 MPa；λ為缸筒直徑與連桿直徑比，取0.5。

所以D==31.44 （mm）。根據國際規定缸徑系列，選D=40 mm。

貯油筒直徑Dc一般為Dc=（1.35～1.50）D，取Dc=1.4D=1.4×40=56（mm），另取壁厚為2 mm。

7 鋼板彈簧實體建模

7.1 CATIA簡介

CATIA是法國達索系統公司的CAD/CAE/CAM一體化軟件，居世界CAD/CAE/CAM領域的一流水平，廣泛應用于汽車制造、航空航天、造船、電子＼電器、機械制造、消費品行業，它的集成解決方案覆蓋所有的產品設計與制造領域，其特有的DMU電子樣機模塊功能及混合建模技術推動企業生產力提高。CATIA提供方便的解決方案，迎合所有工業領域的大、中、小型企業需要。國際一些著名的公司如空中客車、波音等飛機制造公司，寶馬、克萊斯勒等汽車制造公司都將CATIA作為他們的主流軟件。國內十幾家大的飛機研究所和飛機制造廠選用了CATIA，一汽集團、二汽集團、上海大眾集團等10多家汽車制造廠都選用CATIA作為新車型的開發平臺。

7.2 鋼板彈簧實體建模

鋼板彈簧的實體建模 時，首先進入零部件設計模塊，然后選定模型樹形圖的y-z平面繪制第一片鋼板彈簧的輪廓草圖，接下來再退出草圖的界面，選定

圖標，設置拉伸的寬度參數為70 mm，厚度為12 mm。選定模型樹形圖的x-y平面繪制中心螺栓孔的輪廓草圖，進入實體界面，點擊 圖標，設置凹槽的深度為直至最后，得到第一片鋼板彈簧的實體模型。按照上述步驟，創建其余各片鋼板彈簧的實體模型。

參考文獻

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