某型大客车板簧悬架设计与实体建模

张柳

摘要：根据悬架的设计要求，详细介绍板簧悬架弹性元件的计算，减振器的设计，以及钢板弹簧与车架的连接方式，并进行必要的强度和刚度校核。探讨采用CATIA进行板簧悬架建模的步骤，为客车板簧悬架设计提供参考。

关键词：板簧悬架；大客车；设计；建模

中图分类号：U463.331 文献标识码：A 文章编号：1674-1161（2014）09-0029-03

悬架是现代汽车的重要组成之一，其把车架（或车身）与车（或车轮）弹性连接起来，传递车轮或车身之间的一切力和力矩，缓和不平路面传递给车身的冲击载荷，率减由此引起的承载系统振动，保证汽车平顺地行驶。悬架质量影响汽车的多种性能，除舒适性外，还有操作稳定性、制动性、通过性以及燃油经济性等。近30多年来，对悬架系统在结构形式及性能研究的比较多，而且普遍取得了较大的成就。

1 悬架设计要求

在悬架的设计过程中。应满足如下这些性能的要求：1） 保证汽车有良好的形式平顺性，为此，汽车应有较低的振动频率。2） 有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好的匹配，保证车身和车轮在振区的振幅小振动衰减快。3） 保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定位参数变化过大。车轮运动与导向机构运动协调，不出现摆振现象，转向时整车应有一些不足转向特性。4） 汽车制动和加速时能保持车身稳定，减少车身倾斜的可能性。5） 能可靠地传递车身与车轮间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿

2 板簧悬架设计方案

2.1 Fw的确定

非簧载质量的计算公式为：mu=汽车干质量×12%。所以，后悬架每副弹簧上的载荷FW可为：满载时，FW=（m2g-mug）/2=（10 000-1 200）×9.8/2=43 120（N）；空载时，FW=（7 230-867.6）/2=3 181.2（N）。

2.2 弹簧长度

弹簧长度L（指弹簧伸直后两卷耳中心距）确定在刚度给定时，增加L，可降低弹簧应力和应力幅度，增大纵向角刚度。但受整车总布置的限制，应根据总体设计确定。L的推荐数值为：轿车L=（0.40～0.55）轴距；货车和客车前悬架的L=（0.26～0.35）轴距，后悬架L=（0.35～0.45）轴距。此设计为大客车的后悬架，所以取L=0.35轴距。

2.3 静挠度

先根据行驶平顺性的要求选择一个偏频n。根据《汽车设计》选取大客车偏频为n=1.6，则由n=?fc===97.7（mm）。

2.4 动挠度

防止在不平道路上行驶出现撞击缓冲块，悬架必须有足够的动挠度fd。其与静挠度一定的关系，撞击缓冲块的可能性也大，故fd也要相应变大。根据《汽车设计》选取fd=0.8×97.7=78.2（mm）。

2.5 钢板弹簧刚度计算

对于等刚度的钢板弹簧，可用下式计算：C= fw/fc，所以C=43 120/97.7=441.4（N/mm）。

2.6 钢板弹簧总惯性距J0计算

根据《汽车设计》可得如下的计算公式：

J0= （1）

式中：E为材料的弹性模量，取2.1×105 N/mm；S为U型螺栓的中心距，取160 mm；k为考虑U型螺栓的夹紧弹簧后的无效长度系数，取刚性夹紧，k=0.5；δ为挠度增大系数。

先确定与主片等长的重叠片数n1。取n1=2，估计一个总片数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 钢板弹簧片厚及断面尺寸的选择

3.1 钢板弹簧总截面系数的确定

由《汽车设计》可得如下的弹簧公式：σc= Fw（L-ks）/4ω0≤│σc│

式中：Fw为满载簧上载荷；ω0为钢板弹簧总截面系数；│σc│为许用应力，取426 N/mm2。

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

3.2 钢板弹簧厚度

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

3.3 断面尺寸的选择

若叶片太宽，当车子受侧向力作用而倾斜时，弹簧扭曲应力会增大；但若叶片太窄，势必要增加片数，从而加大片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐6≤b/h≤10，取b=120 mm。

3.4 钢板弹簧片数的确定

对于等厚度的矩形断面钢板弹簧，其片数可根据如下公式来确定：由J0=nbh3/12得出n=12J0/bh3=12×310 317.2/120×143=11.3。取n=12。

3.5 钢板弹簧弹度的验算

3.5.1 比应力的验算 σ=σc/fc=6Ehρ/δ（L-ks）2=4.77∈4.5～5.5，符合要求。

3.5.2 最大的动行程时最大应力验算 σmax=σ（fc+fd）=4.77×（97.7+78.2）=839.0<900～1000 N/mm2

4 叶片断面形状选择

叶片断面的形状有矩形、单面带抛光抛物线边缘、单面带槽等形式，本设计采用矩形断面。矩形断面的中性轴线x-x位于断面中央，叶片上下表面的拉压应力绝对值相等。使用经验表明，钢板弹簧叶片的疲劳裂纹往往从受拉的一面开始，特别是断面棱角处有较大的应力集中。因此，矩形断面的叶片承拉应力的一面易被破坏。目前广泛采用的矩形断面大致有2种：一种是两边带弧的扁平钢；另一种是具有一定凹度的双凹度扁刚。实践证明，双凹扁钢的叶片弯曲时，整个断面的两边都略向上翘；下表面趋于平面。上表面使原有凹度大大增加，则各片只有两棱边接触，棱边产生较大的接触应力和集中应力，成为早期疲劳损坏的起点。改成扁平钢后，钢板弹簧的疲劳提高。改进叶片断面是提高疲劳寿命的一条重要途径，因此近年来出现了一些特殊断面的叶片。

常见的端部形状有矩形、梯形、椭圆形3种，本设计采用矩形。叶片端部为矩形的钢板弹簧，制造简单，广泛用于大客车。但是这种端部形状会引起压力集中，增加片间的摩擦和磨损。端部刚性大，很难使弹簧接近等应力梁。叶片端部切区两角呈梯形状的钢板弹簧，比较接近等应力梁，在某种程度上克服了端部为矩形的缺点。

5 钢板弹簧的两端与车架的连接方式

5.1 连接的结构形式

目前，用铰链和吊耳将钢板弹簧的两端固定在车驾上的结构形式，广泛应用在汽车上。吊耳的长度和倾斜位置对悬架刚度和车架的高度均有影响，其长度一般取刚板弹簧长度的7%～10%，而吊耳中心线与伸直钢板弹簧卷耳中心连线的夹角不超过75%～85%，以使钢板弹簧卸载时的夹角先到90°而后向相反方向转动。

5.2 钢板弹簧的卷耳和衬套

钢板弹簧主片端部制成卷耳，以便安装弹簧销及与托架（或吊耳）连接。客车上采用的卷耳衬套材料有金属和塑料两种。金属衬套可以承受较大的挤压应力，板簧销和卷耳结构紧凑，可以降低耳根部应力，中型以上客车均采用这种衬套，但是要求有良好的润滑。塑料衬套一般采用尼龙或聚甲醛材料。塑料的热膨胀系数比金属大，且吸水后体积膨胀，因此衬套壁不宜过厚。确定衬套与卷耳的孔径时，最好根据不同塑料的性能，经过试验后给出合理的过盈量，并选择合适的钢板销配合。

6 主要性能参数选择

6.1 相对性能参数的选择

减振器的阻尼效果通常用相对阻尼系数ψ来描述，ψ=（ψy+ψ1）/2。板簧悬架由于钢板弹簧片间摩擦存在，ψ可以取得小些，多片弹簧悬架可选。为增加减振阻尼效果，又不传递大的冲击力，ψy=（0.25～0.50）ψ1。取ψ=0.16，ψy=0.4ψ1。则ψ1=0.286；ψy=0.114。

减振器阻尼系数δ=2ψ，其伸张阻尼系数γ1和压缩阻尼系数存在以下关系：γy=（025～0.50），δ=2× 0.16×=14 151.82。

减振器的最大卸荷力（伸张阻尼力）F=δ1Vx。式中，Vx为卸荷速度，一般为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 主要尺寸选择

减振器工作直径D=。式中：[P]为缸内最大容许压力，为3～4 MPa。本设计取4 MPa；λ为缸筒直径与连杆直径比，取0.5。

所以D==31.44 （mm）。根据国际规定缸径系列，选D=40 mm。

贮油筒直径Dc一般为Dc=（1.35～1.50）D，取Dc=1.4D=1.4×40=56（mm），另取壁厚为2 mm。

7 钢板弹簧实体建模

7.1 CATIA简介

CATIA是法国达索系统公司的CAD/CAE/CAM一体化软件，居世界CAD/CAE/CAM领域的一流水平，广泛应用于汽车制造、航空航天、造船、电子＼电器、机械制造、消费品行业，它的集成解决方案覆盖所有的产品设计与制造领域，其特有的DMU电子样机模块功能及混合建模技术推动企业生产力提高。CATIA提供方便的解决方案，迎合所有工业领域的大、中、小型企业需要。国际一些著名的公司如空中客车、波音等飞机制造公司，宝马、克莱斯勒等汽车制造公司都将CATIA作为他们的主流软件。国内十几家大的飞机研究所和飞机制造厂选用了CATIA，一汽集团、二汽集团、上海大众集团等10多家汽车制造厂都选用CATIA作为新车型的开发平台。

7.2 钢板弹簧实体建模

钢板弹簧的实体建模 时，首先进入零部件设计模块，然后选定模型树形图的y-z平面绘制第一片钢板弹簧的轮廓草图，接下来再退出草图的界面，选定

图标，设置拉伸的宽度参数为70 mm，厚度为12 mm。选定模型树形图的x-y平面绘制中心螺栓孔的轮廓草图，进入实体界面，点击 图标，设置凹槽的深度为直至最后，得到第一片钢板弹簧的实体模型。按照上述步骤，创建其余各片钢板弹簧的实体模型。

参考文献

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