CN108263159B - 一种自卸车悬挂系统 - Google Patents

Abstract

一种自卸车悬挂系统，包括前悬挂系统和后悬挂系统；所述前悬挂系统包括前悬挂缸，所述前悬挂缸包括第一缸筒、与第一缸筒配合的第一活塞杆和设置在第一缸筒上端的第一缸筒端盖；所述后悬挂系统包括后悬挂缸，所述后悬挂缸包括第二缸筒、与第二缸筒配合的第二活塞杆和设置在第二缸筒上端的第二缸筒端盖。所述前悬挂缸的空满载静形成为70mm，最大动行程为330mm，空载频率为1.11Hz，满载频率为1.36Hz，第一阻尼孔的直径为9mm；所述后悬挂缸的空满载静形成为80mm，最大动行程为360mm，空载频率为1.6Hz，满载频率为4.0Hz，第二阻尼孔的直径为6.5mm。发明通过前悬挂缸与后悬挂缸的合理设计，二者相互配合，能够提高整车操纵稳定性、通过性、平顺性。

Description

一种自卸车悬挂系统

技术领域

本发明涉及悬挂系统，尤其是一种自卸车悬挂系统。

背景技术

前悬挂系统作为整车的重要组成系统，担负着多项作用，包括承载、传递动力、提供转向主销、保证整车操纵稳定性、通过性、平顺性等，受力复杂，工况恶劣。自卸车包括前悬挂系统和后悬挂系统，前悬挂系统和后悬挂系统需要相互配合才能达到最优的效果，更能保证整车操纵稳定性、通过性、平顺性。

发明内容

本发明所要解决的技术问题是提供一种自卸车悬挂系统，设计合理，能够提高整车操纵稳定性、通过性、平顺性。

为解决上述技术问题，本发明的技术方案是：一种自卸车悬挂系统，包括前悬挂系统和后悬挂系统；

所述前悬挂系统包括前悬挂缸，所述前悬挂缸包括第一缸筒、与第一缸筒配合的第一活塞杆和设置在第一缸筒上端的第一缸筒端盖，所述第一缸筒端盖通过螺栓与第一缸筒固定连接，所述第一缸筒端盖上设有第一充气阀接口、第一压力传感器、用于保护第一压力传感器的第一保护结构和第一充油接口；所述第一活塞杆设于第一缸筒内，第一活塞杆的下端伸出第一缸筒的下端外，第一缸筒的下端与第一活塞杆之间设有第一导向套，第一活塞杆的下端呈锥形，第一活塞杆的下端面设有螺栓孔，所述第一活塞杆上设有第一阻尼孔和第一单向阀；所述第一缸筒与第一活塞杆之间设有用于限制第一活塞杆行程的限位机构，所述限位机构包括设于第一缸筒内且固定在第一缸筒端盖中间的限位拉杆、设置在限位拉杆一端的行程限位套筒和用于放置行程限位套筒脱离限位拉杆的行程限位螺母，所述第一活塞杆的上端设有供限位拉杆伸入的通孔，所述行程限位套设于所述第一活塞杆内；所述第一缸筒上部靠近第一缸筒端盖位置设有上安装座，上安装座包括与第一缸筒接触的弧形凹槽和设置在弧形凹槽两端的第一连接板，第一连接板上设有第一连接孔，上安装座的宽度为450～500mm；所述第一缸筒的下端设有下安装座，所述下安装座包括套在第一缸筒外的箍套和设置在箍套两侧的第二连接座，第二连接座上设有第二连接孔，下安装座的宽度为300～350mm；

所述后悬挂系统包括后悬挂缸，所述后悬挂缸包括第二缸筒、与第二缸筒配合的第二活塞杆和设置在第二缸筒上端的第二缸筒端盖；所述第二缸筒端盖上设有第一销耳，所述第一销耳上设有关节轴承挡圈安装槽，所述第二缸筒端盖的侧面设有第二压力传感器接口和用于保护第二压力传感器的第二保护结构；所述第二活塞杆设于第二缸筒内，第二活塞杆的下端伸出第二缸筒的下端外，第二活塞杆上设有第二阻尼孔和第二单向阀，所述第二活塞杆的下端设有下第二销耳，述第一销耳上设有关节轴承挡圈安装槽；

所述前悬挂缸的空满载静形成为70mm，最大动行程为330mm，空载频率为1.11Hz，满载频率为1.36Hz，第一阻尼孔的直径为9mm；所述后悬挂缸的空满载静形成为80mm，最大动行程为360mm，空载频率为1.6Hz，满载频率为4.0Hz，第二阻尼孔的直径为6.5mm。

本发明通过前悬挂缸与后悬挂缸的合理设计，二者相互配合，能够提高整车操纵稳定性、通过性、平顺性。

作为改进，所述前悬挂系统为烛式悬挂系统，前悬挂缸通过第一连接座和第二连接座固定在车架龙门上。

作为改进，前悬挂缸的下安装座底部设有键槽，前悬挂缸与车架通过平键连接。

作为改进，前悬挂缸活塞杆下端的锥面与转向系统的转向节配合，锥面的锥度为1:6，锥面长度为358mm，前悬挂缸活塞杆的下端面通过8个螺栓与转向节固定连接。

作为改进，前悬挂缸与车架龙门、车轮总成形成的主销内倾角取为0度，主销后倾角为0度。

本发明与现有技术相比所带来的有益效果是：

1、前悬挂系统的主销内倾角和主销后倾角均取为0度，可以有效减小悬挂缸缸筒与活塞杆的磨损，同时，车轮上下跳动时，轮距不会产生变化，可减小轮胎磨损；

2、前悬挂系统为独立悬挂系统，可有效减小车身倾斜与振动；

3、对前后悬挂系统的固有频率、刚度和阻尼特性进行了计算匹配，使前后悬挂缸的匹配度更好。

附图说明

图1为前悬挂系统与车架配合的正面视图。

图2为前悬挂系统与车架配合的侧面视图。

图3为前悬挂缸结构示意图。

图4为图3的A-A剖视图。

图5为后悬挂系统与车架配合的示意图。

图6为后悬挂缸结构示意图。

图7为图6的B-B剖视图。

图8为前悬挂系统刚度特性曲线图。

图9为单向阀有效过流面积示意图。

图10为前悬挂阻尼特性曲线图。

图11为后悬挂系统刚度特性曲线图。

图12为后悬系统阻尼特性曲线图。

具体实施方式

下面结合说明书附图对本发明型作进一步说明。

一种自卸车悬挂系统，包括前悬挂系统和后悬挂系统。前悬挂系统作为整车的重要组成系统，担负着多项作用，包括承载、传递动力、提供转向主销、保证整车操纵稳定性、通过性、平顺性等，受力复杂，工况恶劣。后悬架系统利用后桥壳与车架形成A型架结构，利用悬挂缸对后桥的上下运动进行导向，若将后桥壳视为纵臂，则后轴的上下运动整体类似单纵臂式悬架的运动。

如图1至4所示，所述前悬挂系统包括前悬挂缸1，所述前悬挂缸1包括第一缸筒11、与第一缸筒11配合的第一活塞杆131和设置在第一缸筒11上端的第一缸筒端盖12。所述第一缸筒端盖12通过螺栓与第一缸筒11固定连接，所述第一缸筒端盖12上设有第一充气阀接口、第一压力传感器、用于保护第一压力传感器的第一保护结构和第一充油接口。所述第一活塞杆13设于第一缸筒11内，第一活塞杆13的下端伸出第一缸筒11的下端外，第一缸筒11的下端与第一活塞杆13之间设有第一导向套17，第一活塞杆13的下端呈锥形131，第一活塞杆13的下端面设有螺栓孔132，所述第一活塞杆13上设有第一阻尼孔和第一单向阀。所述第一缸筒11与第一活塞杆13之间设有用于限制第一活塞杆13行程的限位机构16，所述限位机构16包括设于第一缸筒11内且固定在第一缸筒11端盖中间的限位拉杆161、设置在限位拉杆161一端的行程限位套筒162和用于放置行程限位套脱离限位拉杆161的行程限位螺母163，所述第一活塞杆13的上端设有供限位拉杆161伸入的通孔，所述行程限位套筒162设于所述第一活塞杆13内。所述第一缸筒11上部靠近第一缸筒11端盖位置设有上安装座15，上安装座15包括与第一缸筒11接触的弧形凹槽和设置在弧形凹槽两端的第一连接板，第一连接板上设有第一连接孔，上安装座的宽度为450～500mm；所述第一缸筒11的下端设有下安装座14，所述下安装座14包括套在第一缸筒11外的箍套和设置在箍套两侧的第二连接座，第二连接座上设有第二连接孔，下安装座的宽度为300～350mm。

前悬挂系统采用烛式的结构形式，烛式悬挂系统最大的特点是油气悬挂缸提供转向主销，转向时车轮绕悬挂缸活塞杆轴线转动；同时，前悬挂缸通过第一连接座和第二连接座固定在车架龙门上，自卸车在行驶过程中，车轮沿固定在车架上的主销轴线上下跳动。前悬挂缸活塞杆下端的锥面与转向系统的转向节配合，设计锥面的锥度为1:6，锥面长度为358mm，前悬挂缸活塞杆的下端面通过8个螺栓与转向节固定连接。

前悬挂缸为组装方便，在第一缸筒11上设置吊装耳，以便于起吊时使用。前悬挂缸与车架主要采用连接座与平键进行连接，两个连接座采用分开的结构形式，靠近第一活塞杆13底部的连接座采用圆筒的方式加强第一缸筒11底部以承载传递自车轮的作用力，顶部的连接座采用筋板的方式进行加强，提高悬挂缸与车架在垂向的连接可靠性。在前悬挂缸连接座底部设置键槽，采用平键连接车架与前悬挂缸。前悬挂缸通过14颗螺栓将第一缸筒11上的连接座与车架连接。

考虑到自卸车转向系统采用液压缸提供转向动力，车轮所受的回正力矩已无法使车轮在转向过程中自动回正，并且，为了减小缸筒与活塞杆的磨损，提高悬挂缸的可靠性，前悬挂缸和车架龙门、车轮总成形成的主销内倾角取为0度，主销后倾角亦取为0度。前悬挂缸安装后，第一活塞杆13的轴线与水平面。同时，主销内倾角和后倾角取为0度时，若不考虑转向系统杆系带来的影响，车轮上下跳动时车轮定位参数将保持不变，同时，轮距不会产生变化，可减小轮胎磨损。

在第一缸筒11内部设置限位结构，设计限定前悬挂缸的最大行程为330mm，同时，考虑到活塞杆拉伸至极限位置时，虽然有油液通过阻尼孔进行缓冲减振，但为了进一步减小拉伸时可能的冲击，在悬挂缸活塞杆将要拉伸至尽头时，阻尼孔关闭，阻止油液流通，活塞与导向套间形成薄油液层进行隔离，因此，根据结构特征设计阻尼孔的定位尺寸为324mm。

前悬挂缸的第一缸筒11与车架的连接必须可靠才能保证车辆的行驶安全，通过第一缸筒11上的两个连接座与车架相连接，第一缸筒11下端通过设置圆套筒状结构对缸筒加强，以承受来自车轮的对前悬挂缸的纵向和横向的冲击载荷。前悬挂缸共采用14颗螺栓与车架连接。第一活塞杆13外径直接决定了悬挂缸的空载和满载静态压力，结合对应尺寸范围的密封件型号，经核算前悬挂缸的第一活塞杆13直径为采用13in.时满载静态压力值为4.02MPa，冲击压力可能达20.8MPa，而密封件密封压力达40MPa以上，满足密封安全的要求。为满足车载称重的要求，在前悬挂缸缸体上部设置压力传感器的机械接口，接口尺寸为G1/4。经对前悬挂缸及系统的相关参数进行设计，然后，计算前悬挂系统的刚度和阻尼特性、固有频率后对系统结构进行优化，最终确定前悬挂系统的相关参数如表1-1所示。

表1-1前悬挂系统参数

前悬挂系统参数计算方法：

150吨级电传动自卸车前悬挂系统采用烛式悬挂的结构形式，如图1所示。前悬挂缸通过在缸筒上设置法兰座并采用螺栓使缸筒与车架进行固定连接；活塞杆可以绕其自身轴线进行转动，为转向系统提供转向主销，其底部设置锥面与转向节配合，并通过螺栓使活塞杆与转向节固定连接，以传递转向力矩使车轮绕转向主销进行转动。

设计空载时悬挂缸长度为2058mm，前悬挂缸空载至满载的压缩静行程为70mm，满载时悬挂缸顶部端盖到底部的长度L＝1988mm。

前悬挂缸输出力的计算公式如式(1-1)所示：

F＝P₁A₁-P₂A₂ (1-1)

式(1-1)中，P₁为活塞上部的油气压力，A₁为活塞面积；P₂为环形腔油气压力，A₂为环形腔面积。取活塞直径为D₁＝368.3mm(14.5in.)，活塞杆直径D₃＝330.2mm(13in.)。

当悬挂缸受力达到平衡时，P₁＝P₂，则式(1-1)可写为

F＝P₁A₃ (1-2)

式(1-2)中，A₁为活塞杆外圆的截面积。

同时，悬挂系统达到平衡状态时，悬挂输出力与簧载质量的重力平衡，即如式(1-3)所示。

F＝Mg (1-3)

式(1-3)中，M表示单个前悬挂系统的簧载质量。根据自卸车总体设计确定的载荷分布情况，空载时单个前悬挂的簧载质量M_k为23025kg，满载时单个前悬挂的簧载质量M_m为35115kg。

由式(1-2)和式(1-3)并结合已知的空载簧载质量和满载簧载质量可求解前悬挂缸内部的压力，即空载静态时气体压力

满载静态时气体压力

动态工作时悬挂缸内部的冲击可能为静态时的3-4倍，则悬挂缸内部的最高工作压力可达16.08Mpa，密封件所允许的使用压力可达40Mpa以上，故安全。

静态时，前悬挂缸内部的气体状态方程为

P_kV_k＝P_mV_m (1-6)

空载到满载气体体积变化

V_d＝V_k-V_m (1-7)

同时，由悬挂运动的几何关系可得

V_d＝(A₁-A₂)x＝A₃x (1-8)

式(1-7)中，x表示由空载为平衡基点的活塞杆的压缩量，设计前悬挂系统空载到满载的静行程值x_m＝70mm，则联立以上公式可以求得

空载时气体体积：V_k＝17.4L；

满载时气体体积：V_m＝11.4L；

由悬挂缸的刚度计算公式(1-9)：

式(1-9)中，r为气体多变指数，当悬挂系统缓慢加载时，其变化过程可视为等温过程，r取为1，当悬挂系统被快速加载，将其过程视为绝热过程，r取为1.3。

空载时，取r＝1，前悬挂系统的刚度K_k＝1109842N/m；

满载时，取r＝1，前悬挂系统的刚度K_m＝2581352N/m；

车身固有振动频率的计算公式如式(1-10)，

式(1-10)中，k为悬挂系统刚度，M为单个悬挂的簧载质量。

由式(1-10)可求得，空载时前悬挂系统的固有频率n_k＝1.11Hz；

由式(1-10)可求得，满载时前悬挂系统的固有频率n_m＝1.36Hz；

根据最新的平顺性评价标准ISO2631-1:1997(E)，人体在垂向的最敏感频率范围为4—12.5Hz，其中，4-8Hz频率范围内，人体内脏器官最易产生共振，因此，悬挂的固有频率应避开此范围。根据此标准，前悬挂的静行程值设计合理，前悬挂系统的固有频率满足平顺性的基本要求。

另外，在前悬挂系统被快速加载(压缩或者拉伸)时，式(1-9)中r＝1.3，前悬挂系统的刚度特性如图8所示。图中，横坐标x表示相对应自卸车前悬挂系统空载状态时位移量，纵坐标F_k表示前悬挂系统输出的弹性力。

前悬挂系统阻尼特性计算：

悬挂的刚度决定着不平路面通过悬挂传递给车架的冲击的剧烈程度，而悬挂的阻尼则决定着不平路面通过悬挂传递给车架的振动衰减的快慢。如果车架的振动衰减的太慢，时间长了，司机就会感觉很疲劳，衰减的太快，司机就会感觉到很大的冲击，影响司机的驾驶。

对于油气悬挂来说，主要是通过改变活塞杆上的阻尼孔和单向阀的大小和开度来改变悬挂阻尼力的大小。前悬挂缸的活塞杆上有两个阻尼孔和单向阀，在压缩行程时，阻尼孔和单向阀都导通，在伸张行程时，只有阻尼孔导通。由于主要是通过阻尼孔来产生阻尼作用，所以大振幅振动衰减很快，而当振幅衰减到较小时，它就会衰减的很慢。

流经阻尼孔和单向阀的节流流量方程为：

式(1-11)中，ρ表示油液密度；C_z表示阻尼孔流量系数；C_d表示单向阀流量系数；sign(V)为符号函数，当悬挂缸为压缩行程时，速度V≤0，sign(V)＝1，当悬挂缸为拉伸行程时，速度V≥0，sign(V)＝-1；A_z表示阻尼孔的过流面积；A_d表示单向阀的等效过流面积。

悬挂缸的阻尼主要包括两部分，第一部分是油液流过阻尼孔和单向阀时产生的阻尼，此为悬挂缸的主要阻尼，第二部分是密封圈摩擦力产生的阻尼，密封圈摩擦力包括活塞密封摩擦力和活塞杆密封摩擦力。由于悬挂缸经常处于振动状态，且润滑良好，密封圈摩擦力相对较小。所以忽略其它影响，本设计主要考虑第一部分产生的阻尼。

根据流体力学理论，在液压系统中，阻尼孔按长度和直径之比(L/d)分为三种，即薄刃孔、细长孔和介于薄刃孔和细长孔之间的混合型孔。L/d≤1的孔为薄刃孔，L/d≥4的小孔为细长孔，1<L/d<4的孔为混合型孔。这三种孔的流量压力特性是不相同的。

本文计算的阻尼孔流量系数为0.62，单向阀流量系数为0.62。

油气悬挂的单向阀在压缩行程开启，在伸张行程关闭，以使油气悬挂伸张行程的阻尼大于压缩行程，提高油气悬挂的缓冲和减振性能。油气悬挂一般用图4所示形式的单向阀。钢球在很小的压力差下即可完全开启或关闭，并且假定钢球处于节流孔的中心线上。

从图9可知在AC线上，B点到球心O的距离最短，即AB线段绕节流孔中心线旋转一周扫过的面积为单向阀的有效过流面积，其计算公式：

式中：d₁－单向阀孔的直径；δ－单向阀的开度；R－钢球的直径。

油气悬挂节流孔产生的阻尼力公式为：

取油气悬挂的拉伸行程为正方向。在公式中，当油气悬挂处于压缩行程时，速度V≤0，sign(V)＝1；当油气悬挂处于伸张行程时，速度V≥0，sign(V)＝-1。采用Matlab仿真软件，根据前悬挂缸的结构特征及系统参数，绘制前悬挂系统的阻尼特性曲线如图10所示。设计重载时悬挂处于欠阻尼状态，阻尼比取ζ＝0.25，由

得，

如图5至7所示，所述后悬挂系统包括后悬挂缸3，所述后悬挂缸3包括第二缸筒31、与第二缸筒31配合的第二活塞杆32和设置在第二缸筒31上端的第二缸筒端盖33。所述第二缸筒端盖33上设有第一销耳34，所述第一销耳34上设有关节轴承挡圈安装槽，所述第二缸筒端盖33的侧面设有第二压力传感器接口和用于保护第二压力传感器的第二保护结构。所述第二活塞杆32设于第二缸筒31内，第二活塞杆32的下端伸出第二缸筒31的下端外，第二活塞杆32上设有第二阻尼孔和第二单向阀，所述第二活塞杆32的下端设有下第二销耳35，述第一销耳34上设有关节轴承挡圈安装槽。

自卸车在曲线行驶时，车身会产生倾卸，因此，在进行后悬挂系统设计时应结合后轮内侧距与车架纵梁的距离尽可能将后悬挂缸与车架铰接点距离尽量增大，也就是将后悬挂缸的支撑点距离增大，这样可以改善整车转向时的倾斜倾向，进而增大整车侧倾刚度。结合实际情况，两个后悬挂缸的中心距取为1730mm。

后悬挂缸的第二活塞杆32外径直接决定了后悬挂缸的空载和满载静态压力，结合对应尺寸范围的密封件型号，经核算后悬挂缸的第二活塞杆32直径为采用13in.时满载静态压力值为5.1MPa，冲击压力可能达25.4MPa，而密封件密封压力达40MPa以上，满足密封安全的要求。

为满足车载称重的要求，在后悬挂缸缸体上部设置压力传感器的机械接口，接口尺寸为G1/4内螺纹。同时，通过核算悬挂缸结构对应的悬挂系统固有频率、刚度和阻尼特性并结合整车平顺性计算，确定了悬挂缸的单向阀及阻尼孔的相关结构尺寸，技术设计的单个后悬挂缸质量为775Kg。考虑到充油充气操作空间的需求及操作便利性，将压力传感器接口、充气阀接口、充油口等接口均布置在后悬挂缸侧面，同时，为保护压力传感器、充气阀等装置免于被落物等冲击破坏，在第二缸筒31上设置第二保护结构进行遮挡。

考虑到第二活塞杆32拉伸至极限位置时，虽然有油液通过第二阻尼孔进行缓冲减振，但为了进一步减小拉伸时可能的冲击，在后悬挂缸的第二活塞杆32将要拉伸至尽头时，第二阻尼孔关闭，阻止油液流通，第二活塞杆32与第二导向套间形成薄油液层进行隔离，因此，根据结构特征设计第二阻尼孔的定位尺寸为17mm。经对后悬挂缸及系统的相关参数进行设计，然后，计算后悬挂系统的刚度和阻尼特性、固有频率后对系统结构进行优化，最终确定后悬挂系统的相关参数如表1-2所示。

表1-2后悬挂系统参数

后悬挂系统参数计算方法：

后悬挂系统刚度特性及固有频率计算

设计空载时后悬挂缸长度(两端销耳孔的中心距)为1490mm，后悬挂缸空载至满载的压缩静行程为80mm，满载时悬挂缸两个销耳孔的中心距L为1410mm。后悬挂缸输出力的计算公式如式(2-1)所示：

F＝P₁A₁-P₂A₂ (2-1)

式(3-1)中，P₁为活塞上部的油气压力，A₁为活塞面积；P₂为环形腔油气压力，A₂为环形腔面积。取活塞直径为D₁＝368.3mm(14.5in.)，活塞杆直径D₃＝330.2mm(13in.)。当后悬挂缸受力达到平衡时，P₁＝P₂，则式(2-1)可写为

F＝P₁A₃ (2-2)

式(2-2)中，A₁为活塞杆外圆的截面积。

同时，悬挂系统达到平衡状态时，悬挂输出力与簧载质量的重力平衡，即如式(2-3)所示。

F＝Mg (2-3)

式(2-3)中，M表示单个后悬挂系统的簧载质量。根据总体设计确定的载荷分布及结构特征，空载时单个后悬挂的簧载质量M_k为7116kg，满载时单个后悬挂的簧载质量M_m为44390kg。

由式(2-2)和式(2-3)并结合已知的空载簧载质量和满载簧载质量可求解后悬挂缸内部的压力，即空载静态时后悬挂缸的油气压力为

满载静态时后悬挂缸的油气压力

动态工作时悬挂缸内部的冲击可能为静态时的3-4倍，则悬挂缸内部的最高工作压力可达20.36Mpa，密封件所允许的使用压力可达40Mpa以上，故安全。静态时，后悬挂缸内部的气体状态方程为

P_kV_k＝P_mV_m (2-6)

空载到满载气体体积变化

V_d＝V_k-V_m (2-7)

同时，由悬挂运动的几何关系可得

V_d＝(A₁-A₂)x＝A₃x (2-8)

式(2-8)中，x表示由空载为平衡基点的活塞杆的压缩量，设计空载到满载的静行程值x_m＝80mm，则联立以上公式可以求得

后悬挂缸空载静态时气体体积：V_k＝8.1L；

后悬挂缸满载静态时气体体积：V_m＝1.3L；

后悬挂系统的刚度计算公式

式(2-9)中，r为气体多变指数，当悬挂系统缓慢加载时，其变化过程可视为等温过程，r取为1，当悬挂系统被快速加载，将其过程视为绝热过程，r取为1.3.

空载准静态时，r＝1，后悬挂系统的刚度K_k＝732024N/m；

满载准静态时，r＝1，后悬挂系统的刚度K_m＝28480187N/m；

车身固有振动频率的计算公式如式(2-10)，

式(2-10)中，k为悬挂系统刚度，M为单个悬挂的簧载质量；

空载时后悬挂系统的固有频率n_k＝1.6Hz；

满载时后悬挂系统的固有频率n_m＝4.0Hz。

根据最新的平顺性评价标准ISO2631-1:1997(E)，人体在垂向的最敏感频率范围为4—12.5Hz，其中，4-8Hz频率范围内，人体内脏器官最易产生共振，考虑到后悬挂系统对司机室的振动影响远小于前悬挂系统，满载时后悬挂系统的固有频率值为4Hz，在可接受范围内。根据此标准，后悬挂的静行程值设计合理，后悬挂系统的固有频率满足平顺性的基本要求。

另外，在后悬挂系统被快速加载(压缩或者拉伸)时，式(2-9)中r＝1.3，绘制后悬挂系统的刚度特性如图11所示。图中，横坐标x表示相对应自卸车后悬挂系统空载状态时位移量，纵坐标F_k表示后悬挂系统输出的弹性力。

后悬挂系统阻尼特性计算

对后悬挂系统的阻尼特性进行计算，节流孔产生的阻尼力公式为：

式(2-11)中，后悬挂系统阻尼孔流量系数取为0.62，单向阀流量系数为0.62。

取油气悬挂的压缩行程为正方向。在公式中，当油气悬挂处于压缩行程时，速度V≤0，sign(V)＝1；当油气悬挂处于伸张行程时，速度V≥0，sign(V)＝-1。采用Matlab仿真软件，根据后悬挂缸的结构特征及后悬挂系统的参数，绘制后悬挂系统的阻尼特性曲线如图12所示。

设计重载时后悬挂系统处于欠阻尼状态，阻尼比取ζ＝0.25，由

得，

Claims (5)

1.一种自卸车悬挂系统，包括前悬挂系统和后悬挂系统；其特征在于：所述前悬挂系统包括前悬挂缸，所述前悬挂缸包括第一缸筒、与第一缸筒配合的第一活塞杆和设置在第一缸筒上端的第一缸筒端盖，所述第一缸筒端盖通过螺栓与第一缸筒固定连接，所述第一缸筒端盖上设有第一充气阀接口、第一压力传感器、用于保护第一压力传感器的第一保护结构和第一充油接口；所述第一活塞杆设于第一缸筒内，第一活塞杆的下端伸出第一缸筒的下端外，第一缸筒的下端与第一活塞杆之间设有第一导向套，第一活塞杆的下端呈锥形，第一活塞杆的下端面设有螺栓孔，所述第一活塞杆上设有第一阻尼孔和第一单向阀；所述第一缸筒与第一活塞杆之间设有用于限制第一活塞杆行程的限位机构，所述限位机构包括设于第一缸筒内且固定在第一缸筒端盖中间的限位拉杆、设置在限位拉杆一端的行程限位套筒和用于放置行程限位套筒脱离限位拉杆的行程限位螺母，所述第一活塞杆的上端设有供限位拉杆伸入的通孔，所述行程限位套筒 设于所述第一活塞杆内；所述第一缸筒上部靠近第一缸筒端盖位置设有上安装座，上安装座包括与第一缸筒接触的弧形凹槽和设置在弧形凹槽两端的第一连接板，第一连接板上设有第一连接孔，上安装座的宽度为450～500mm；所述第一缸筒的下端设有下安装座，所述下安装座包括套在第一缸筒外的箍套和设置在箍套两侧的第二连接座，第二连接座上设有第二连接孔，下安装座的宽度为300～350mm；

所述后悬挂系统包括后悬挂缸，所述后悬挂缸包括第二缸筒、与第二缸筒配合的第二活塞杆和设置在第二缸筒上端的第二缸筒端盖；所述第二缸筒端盖上设有第一销耳，所述第一销耳上设有关节轴承挡圈安装槽，所述第二缸筒端盖的侧面设有第二压力传感器接口和用于保护第二压力传感器的第二保护结构；所述第二活塞杆设于第二缸筒内，第二活塞杆的下端伸出第二缸筒的下端外，第二活塞杆上设有第二阻尼孔和第二单向阀，所述第二活塞杆的下端设有下第二销耳，述第一销耳上设有关节轴承挡圈安装槽；

所述前悬挂缸的空满载静行程为70mm，最大动行程为330mm，空载频率为1.11Hz，满载频率为1.36Hz，第一阻尼孔的直径为9mm；所述后悬挂缸的空满载静行程为80mm，最大动行程为360mm，空载频率为1.6Hz，满载频率为4.0Hz，第二阻尼孔的直径为6.5mm。

2.根据权利要求1所述的一种自卸车悬挂系统，其特征在于：所述前悬挂系统为烛式悬挂系统，前悬挂缸通过第一连接座和第二连接座固定在车架龙门上。

3.根据权利要求2所述的一种自卸车悬挂系统，其特征在于：前悬挂缸的下安装座底部设有键槽，前悬挂缸与车架通过平键连接。

4.根据权利要求1所述的一种自卸车悬挂系统，其特征在于：前悬挂缸活塞杆下端的锥面与转向系统的转向节配合，锥面的锥度为1:6，锥面长度为358mm，前悬挂缸活塞杆的下端面通过8个螺栓与转向节固定连接。

5.根据权利要求1所述的一种自卸车悬挂系统，其特征在于：前悬挂缸与车架龙门以及前悬挂缸与车轮总成之间形成的主销内倾角取为0度，主销后倾角为0度。

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