某重型越野汽車懸架系統強度校核

楊先鋒

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

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某重型越野汽車懸架系統強度校核

楊先鋒

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

摘 要：通過對懸架系統的校核，在保證理論設計滿足實際使用要求的同時，將懸架系統中相關重要零部件輕量化、系列化設計對有效降低整車整備質量，提高裝載質量尤為重要。

關鍵詞：懸架；校核

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.04.022

CLC NO.: U463.8Document Code: AArticle ID: 1671-7988(2016)04-64-03

引言

懸架是車架與車橋之間一切傳力連接裝置的總稱。它是把路面作用于車輪上的垂直反力、縱向反力和側向反力以及這些反力所造成的力矩都傳遞到車架上，以便保證汽車的正常行駛。因此，懸架的結構是否合理，強度、剛度是否滿足各工況要求尤為重要。本文就某重型越野汽車的鋼板彈簧懸架做相應校核。

1、主要參數

軸載質量分配見表1；簧載質量和非簧載質量見表2；每副鋼板彈簧上的負荷見表3；鋼板彈簧剛度及中心距見表4；板簧參數見表5；汽車重心的位置見表6。

表1

表2

表3

表4

表5

表6

2、前懸架校核

鋼板彈簧材料及尺寸參數：材料50CrVA-GB1222；彈性模量E=2.058′105N/mm2；片數n=7；寬度b=90mm；厚度h1= 18mm ，h2= 16mm；總厚度H=3h1+4h2=118mm；騎馬螺栓間距離s=135mm；板簧兩支撐點距離L=1800mm；板簧的作用長度le=(L-ks)/2=866.25mm （k為板簧夾緊系數，取k=0.5）；

板簧剛度c檢=320N/mm，c夾=351.7029N/mm ；板簧各片長度Li見表7。

表7

2.1 總成參數的計算

靜撓度fc=FW/c夾；偏頻n=(c夾/m )1/2/(2π)；平均靜

應力σc=6Ehf/(δ(L-ks)2)。式中：m—前懸架的簧上質量；δ—撓度系數，取δ=1.3；k—夾緊系數，取k=0.5。

計算結果見表8。

表8

碰緩沖塊時，動撓度fc= 115mm ，最大極限應力：σc=926.35N/ mm2。

動負荷時，鋼板彈簧除承受垂直載荷外，還承受驅動力、制動力、側向力和沖擊力等載荷，所以有必要對這些載荷作用下的鋼板彈簧強度進行核算。由于前鋼板彈簧在汽車緊急制動時承受的載荷最大，故此處只核算滿載緊急制動狀態下前鋼板彈簧的動負荷應力。受力情況如圖1所示。

FX=G1m1(l-ΨH)/(4l)FY=Pτ=G1Ψ m1'/2

式中：FX—制動時作用于鋼板彈簧前板簧銷的垂直力；FZ—制動時作用于鋼板彈簧后板簧銷的垂直力；FY—制動時作用于前板簧銷的水平反力；Pτ—制動力；ψ—附著系數，取ψ=0.7；H—前板簧銷中心至地面的距離，H=884.5mm；m1

'

—制動時前橋負荷重新分配系數，m1'=1+ΨHg/a2=1.854；a2—汽車重心至中后橋中心的水平距離。計算得：FX=3897. 15N ；FY=19126.95N ；FZ=23424.76N 。

圖1　前板簧受力分析圖

由計算可知，滿載緊急制動時前鋼板彈簧的前半段支承垂直反力應力不大，而后半段卻很大，因此，對前鋼板彈簧的后半段的強度進行核算計算得：前鋼板彈簧斷面系數W=bh2n/6=29837.14mm3，最大應力σ=Fl /W =680.08N/mm2。

0

制Ze0

3、減振器的校核

減振器相對阻尼系數Ψ的選擇：為使振動迅速衰減，取Ψ=0.4；減振器阻尼系數δ=2Ψ(cms)1/2=24062Ns/m ；筒式減振器工作缸直徑D =2(δv/(π[ p](1-λ2)))1/2。式中：v—卸荷速度，取0.3m/s；[p]—工作缸最大允許壓力，取[p]=3.5MPa；λ—連桿直徑與缸筒直徑之比，取0.5。

計算得D=59.16mm，所選減振器的工作缸直徑為65 mm，符合設計要求。

4、側傾角剛度的計算

橫向穩定桿側傾角剛度計算：

C=L2D4′π/(32L'×/G +64×[L'+(L'+L')]/3E)

g C

所選橫向穩定桿總成：LC= 850mm；D=40mm；L'=520m；L'= 820mm ；L'=400mm；L'= 620mm；L'=55mm；

T102L3'=100mm；G=8×1016N/mm2；E=2.1×1017N/mm2。

帶入計算得：橫向穩定桿側傾角剛度C=3.773′108N ·mm/rad ；

g前懸架側傾角剛度Cg1=SF2Kr/2=1.27′108N·mm/rad ；后懸架的側傾角剛度Cg2=SF2Kr/2=12.75′108N·mm/rad 。

前鋼板彈簧剛度提高，增裝橫向穩定桿后，前懸架側傾角剛度CG=Cg1+Cg=5.00′108N·mm/rad 。

5、后懸架校核

鋼板彈簧材料及尺寸參數：材料50CrVA-GB1222；彈性模量E=2.058×105N/ mm2；片數n=10；厚度h=20mm；總厚度H=11×h=220mm；寬度b=89mm；板簧兩支撐點距離L=1400mm；騎馬螺栓間距離s=205mm；板簧的作用長度le=(L- ks)/2=597.50mm（k為板簧夾緊系數，取k=1）；板簧剛度c檢=1882.2N/mm，c夾=2356.96N/mm 。

板簧各片長度Li見表9。

表9

5.1 總成參數的計算

靜撓度fc=FW/c夾；偏頻n=(c夾/m )1/2/(2π)式中：m—后懸架的簧上質量。計算結果見表10。

表10

5.2 鋼板彈簧強度的校核

滿載靜負荷時，鋼板彈簧的靜應力σ靜= bh2；式中：W0—斷面系數，W=bh2n/6=59333.3mm3。計算可得該鋼板彈簧

0滿載時鋼板彈簧的靜應力σ靜=435.5N/mm2。在實際的鋼板彈簧裝配中，當騎馬螺栓夾緊鋼板彈簧時各鋼板彈簧片之間有一定的預應力，故各鋼板彈簧片的實際應力為σ靜實=σ靜+σ0i，滿載時鋼板彈簧各片的實際應力值見表11。

滿載顛簸時，汽車通過不平路面的垂直力達到最大值，此時作用于鋼板彈簧的垂直負荷F動=δGs/2；式中：δ—動載荷系數，δ=(fc+fg) /fc（fg為鐵碰鐵時撓度），按緩沖塊脫落后，出現鐵碰鐵的動撓度應考慮動應力σ動=δGsle/(4W0)。滿載時δ=(fc+fg)/fc=4.13，σ動=899.27N/mm2；考慮到各片的預應力，實際應力σ動實=σ動+σ0i，滿載時鋼板彈簧各片的實際應力值見表11。

表11　單位：(N /mm2)

滿載側滑時，將使一側鋼板彈簧所受的垂直載荷增大，F滑=G2(1+2d/B)/2；式中：d—汽車重心至鋼板彈簧座平面的距離d=Hg-(rr+ e)；e—鋼板彈簧座平面至車輪中心的距離，e=167mm；B—鋼板彈簧中心距；d=282mm；滿載時F滑=133394.04N；側滑應力σ滑=l（eF滑-Gu/2）/(2W0)=601.36N/mm；考慮到各片的預應力，鋼板彈簧的實際應力σ滑實=σ滑+σ0i。鋼板彈簧各片的實際應力值見表11。

根據以上校核結果，從材料標準中查得50CrVA的屈服極限σs=1130N/mm2，滿載時應力在屈服極限內，鋼板彈簧在滿載狀態下是安全的，本懸架系統的設計在理論上是合理的。

中圖分類號：U463.8

文獻標識碼：A

文章編號：1671-7988(2016)04-64-03

作者簡介：楊先鋒，就職于陜西重型汽車有限公司。

Strength check of the suspension system of a heavy off road vehicle

Yang Xianfeng
（Shaanxi heavy duty automobile Co., Ltd, Shaanxi Xi’an 710200）

Abstract:Through the verification of the suspension system, on the premise of ensuring the design theory can meet the practical requirement of the, system related important parts lightweight, series design to effectivelyreduce the complete vehicle kerb mass, improve the loading quality is particularly important.

Keywords:Suspension; Check