張宗煥，楊春麗，楊賢君

某輕卡車型后懸架設(shè)計優(yōu)化設(shè)計

張宗煥，楊春麗，楊賢君

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230061）

文章主要是針對某輕卡車型后懸架的設(shè)計優(yōu)化校核。首先輸入整車的性能參數(shù)，包括整車的尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)等。此系列前、后懸架均采用縱置鋼板彈簧懸架，對懸架的彈性元件 （鋼板彈簧）進(jìn)行設(shè)計計算，包括剛度和強度等的校核。進(jìn)一步對懸架的性能參數(shù)進(jìn)行校核，包括前后懸架的偏頻、動撓度、靜撓度、布置空間等。在對懸架系統(tǒng)的組成和功能進(jìn)行簡要闡述后，結(jié)合某車型，詳細(xì)介紹了懸架系統(tǒng)的匹配設(shè)計，并針對市場問題提出了有效的解決措施，很好的驗證了理論設(shè)計。

懸架；鋼板彈簧；剛度；側(cè)傾角；偏頻

CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)16-86-05

1 引言

1.1 汽車懸架概述

懸架由彈性元件、導(dǎo)向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。目前國內(nèi)95%以上的載貨車懸架系統(tǒng)是以鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工藝成熟，工作可靠。

1.2 選題背景

本文敘述的某輕卡車型的開發(fā)是為了滿足經(jīng)濟(jì)型用戶物流需求而推出的經(jīng)濟(jì)型產(chǎn)品系列，產(chǎn)品包含定位城市物流運輸（超市、小商品、建材市場），在北方市場，由于部分用戶運輸蔬菜等超載較為嚴(yán)重，反應(yīng)該車型系列板簧剛度不足。針對此問題，對該后懸架進(jìn)行優(yōu)化。同時可以通過此次設(shè)計掌握鋼板彈簧懸架基本設(shè)計校核方法。

2 某輕卡車型原后懸架的設(shè)計校核

2.1 整車參數(shù)

軸距：3308mm 駕駛室形式：窄體

質(zhì)量參數(shù)：

2.1.1 載荷參數(shù)表

表1 載荷參數(shù)表

2.1.2 懸架負(fù)荷表

表2 懸架負(fù)荷表

2.1.3 后懸架豎直載荷

表3 后懸架豎直載荷表

2.1.4 后懸架橫向載荷

其中a為重心與前板簧中心距，b為重心與后板簧中心距，tf為前輪距，tr為后輪距。

表4 后懸架橫向載荷表

2.1.5 后懸架縱向載荷

表5 后懸架縱向載荷表

2.2 原車型后懸架的布置以及性能校核

2.2.1 后懸架布置圖

圖1 后懸架布置圖

2.2.2 后懸架后鋼板彈簧的參數(shù)

鋼板材料為60Si2MnGB/T 1222，鋼材彈性模數(shù)E=2.1× 105N／mm52，抗拉強度：1274Mpa，屈服強度：1176Mpa。

2.2.2.1 鋼板彈簧尺寸表

表6 鋼板彈簧尺寸表

2.2.2.2 卷耳形狀

圖2 卷耳形狀圖

2.2.2.3 斷面形狀：R=H/2；

圖3 板簧斷面形狀圖

2.2.2.4 板簧端部形狀

圖4 板簧端部形狀圖

2.2.3 后懸架性能校核

鋼板彈簧鋼斷面參數(shù)(R=h/2)

1）側(cè)邊圓弧去角部分的斷面參數(shù)

計算方法：將片厚h和弧高b1所構(gòu)成的小矩形的參數(shù)扣去弓形的相應(yīng)參數(shù)，見圖5。

圖5 板簧斷面計算圖

（1）面積

（2）慣性矩

以上公式中之圓心角θ應(yīng)按弧度（rad）為單位計算。

倘若側(cè)邊圓弧R和片厚h存在確定的關(guān)系，則式（1）、（2）可大大簡化，弓形的諸參數(shù)均取決于片厚h。情況計算：

矩形斷面扁鋼的斷面參數(shù)

計算方法：將扁鋼的矩形參數(shù)減去側(cè)邊去角部分的相應(yīng)參數(shù)。分別按R=h、、以及平均值，計算出各個斷面參數(shù)：

（3）斷面積

（4）慣性矩

（5）斷面系數(shù)

計算得到原好運后懸架鋼板彈簧的總斷面參數(shù)：

2）懸架總成和主、副簧的自由剛度Cj和夾緊剛度Cz：

式中α－剛度修正系數(shù)，取α=0.9～0.94；

E－鋼板彈簧材料彈性模量；

l1－鋼板彈簧主片長度之半；

lk+1－鋼板彈簧第k+1片長度之半。

鋼板彈簧的夾緊剛度Cz計算，以l1=0.5（l0-S）代入自由剛度Cj計算公式即得。

原后鋼板彈簧剛度值如下：

主、副簧自由剛度Cj=228.6 N/mm（主簧：92.0 N/mm）

主、副簧夾緊剛度Cz=260.9 N/mm（主簧：105.8 N/mm）

3）副簧起作用時主簧撓度fc、動撓度fd（mm）：

fd= 105mm

式中Fw－后鋼板彈簧的單邊簧上載荷（N）；

m－后鋼板彈簧的單邊簧載質(zhì)量（kg）。

4）鋼板彈簧強度

鋼板彈簧計算包括懸架鋼板彈簧的靜應(yīng)力σ、比應(yīng)力σa和三種極限工況板簧最大應(yīng)力σmax。

式中k －考慮U形螺栓夾緊彈簧后的彈簧無效長度系數(shù)，剛性夾緊取k=0.5；

（1）鋼板彈簧的極限工況最大應(yīng)力σmax：

式中σ1max－極限撓度下的板簧最大應(yīng)力

σ2max－制動工況時板簧最大應(yīng)力

σ3max－通過不平路面時板簧最大應(yīng)力

mi’－制動／驅(qū)動工況時，前、后軸質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，取m1’=1.4～1.6，m2’=1.1～1.2。

由上述計算：

（2）后鋼板彈簧卷耳彎曲與拉（壓）合成應(yīng)力σd：

Fx為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為主片厚度。

鋼板彈簧應(yīng)力校核

《汽車工程手冊·設(shè)計篇》對于60Si2MnA材料，表面經(jīng)應(yīng)力噴丸處理后，推薦彈簧應(yīng)力值在下列范圍內(nèi)：

彈簧滿載靜應(yīng)力σm

后彈簧 σm=350 N／mm2～500 N／mm2

載貨汽車后彈簧比應(yīng)力 =4.5～5.5(N／mm2)／mm

彈簧極限應(yīng)力σmax

20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應(yīng)力[σz]≤7～9N／mm2

根據(jù)上述校核，鋼板彈簧的強度能夠滿足要求。

2.2.4 某車型原后鋼板彈簧懸架性能小結(jié)

經(jīng)過上面的性能校核，原后懸架偏頻能夠滿足要求，強度也基本上能夠滿足要求。但是可能由于原先設(shè)計考慮后軸載質(zhì)量較小，根據(jù)用戶的需求增加上裝后，后懸撓度不合理。在一些極限的情況下，由于設(shè)計撓度過小，鋼板彈簧會和緩沖塊發(fā)生剛性碰撞，影響行駛的平順性，同時對車架產(chǎn)生較大的沖擊，增大車架損壞幾率。

3 改進(jìn)措施

3.1 改進(jìn)措施

由于強度達(dá)到要求，偏頻比較合理，撓度不合理。根據(jù)這種情況，可以采取加強鋼板彈簧剛度，或者加大弧高來實現(xiàn)。如果采取加大弧高的方式，弧高增加較多，需要較大的布置空間，而且將車子后端抬高較大，對整車影響較大?？紤]用增加鋼板彈簧剛度的方法來解決問題，采用了加大板簧厚度的措施來提高鋼板彈簧的剛度。

3.2 改進(jìn)后的懸架布置圖

圖6 改進(jìn)后的懸架布置圖

3.3 鋼板彈簧參數(shù)

表7 鋼板彈簧參數(shù)

3.4 性能校核

3.4.1 懸架總成和主、副簧的自由剛度Cj和夾緊剛度Cz：

鋼板彈簧的夾緊剛度Cz計算，以l1=0.5（l0-S）代入自由剛度Cj計算公式即得。

主、副簧夾緊剛度Cz=489.6 N/mm(主簧：178.9 N/mm)

3.4.2 副簧起作用時主簧撓度fc、動撓度fd（mm）：

fd= 105.6mm

3.4.3 鋼板彈簧強度

鋼板彈簧計算包括懸架鋼板彈簧的靜應(yīng)力σ、比應(yīng)力σa和三種極限工況板簧最大應(yīng)力σmax。

鋼板彈簧的靜應(yīng)力σ和比應(yīng)力：

（1）鋼板彈簧的極限工況最大應(yīng)力σmax：

σ1max－極限撓度下的板簧最大應(yīng)力

σ2max－制動工況時板簧最大應(yīng)力

σ3max－通過不平路面時板簧最大應(yīng)力

由上述計算：

（2）前鋼板彈簧卷耳彎曲與拉（壓）合成應(yīng)力σd：

（3）鋼板彈簧應(yīng)力校核

《汽車工程手冊·設(shè)計篇》對于60Si2Mn材料，表面經(jīng)應(yīng)力噴丸處理后，推薦彈簧應(yīng)力值在下列范圍內(nèi)：

根據(jù)上述校核，鋼板彈簧的強度能夠滿足要求。

4 性能比較、小結(jié)

表8 鋼板彈簧改進(jìn)前后對比表

改進(jìn)后的后懸架撓度合理，極限狀況下的應(yīng)力都有所減小，彈簧銷和彈簧卷耳處得應(yīng)力也有所改善，但鋼板彈簧剛度增加，后懸架偏頻增加，會適當(dāng)?shù)挠绊懻嚨钠巾樞浴?/p>

5 結(jié)論

本文針對北方市場及終端使用用戶需求，適應(yīng)性的改進(jìn)了某輕卡車型后鋼板彈簧懸架。所設(shè)計的鋼板彈簧懸架與以前相比，其承載能力增加，鋼板彈簧應(yīng)力分配狀況也比原有狀態(tài)更好。

[1] 王望予.汽車設(shè)計[M]機械工業(yè)出版社第3版.

[2] 汽車工程手冊 設(shè)計篇[M]人民交通出版社.

[3] 余志生.汽車?yán)碚揫M]清華大學(xué)出版社第3版.

[4] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M]人民交通出版社第5版.

[5] 邱宣懷.機械設(shè)計[M] 高等教育出版社第4版,1997.

[6] 劉朝儒,彭福蔭等.機械制圖[M]高等教育出版社第4版,2001.

[7] 陳耀明.汽車鋼板彈簧斷面參數(shù)計算.

Design optimization of suspension design of a light truck

Zhang Zonghuan, Yang Chunli, Yang Xianjun
( Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

This paper mainly is aims at the light duty truck models before and after checking suspension design. First the performance parameters of the input vehicle, including carloads of size parameter, quality, parameters etc. The light duty truck before and after suspension adopts longitudinal buy &leaf spring suspension of suspension of elastic component (&leaf spring) to carry on the design computation, including stiffness and strength etc dynamicrigidity. Further to suspension performance parameters, including test before and after suspension of partial frequency, dynamic deflection, static deflection, layout space, etc. In this paper, the composition and function of the suspension system are briefly described, combined with the models, detailing the design of the cooling system to match, and for the market problem, propose effective solutions, well validated theoretical design.

Suspension; leaf spring; stiffness; heelingangle; offset frequency

U462.1

A

1671-7988 (2017)16-86-05

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.16.031

張宗煥，現(xiàn)就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心。