某皮卡車少片變截面鋼板彈簧后懸架設(shè)計

1、沈陽航空航天大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）目 錄1方案論證11.1懸架結(jié)構(gòu)形式分析31.1.1 非獨立懸架和獨立懸架31.1.2前懸架方案的選擇41.1.3 比較選型41.2少片變截面鋼板板簧結(jié)構(gòu)分析51.2.1拋物線形葉片彈簧51.2.2梯形變厚斷面彈簧81.3鋼板彈簧的布置方案92懸架主要部件112.1鋼板彈簧的形式112.1.1葉片斷面形狀112.1.2葉片端部形狀122.2 板簧兩端與車架的連接122.2.1連接的結(jié)構(gòu)形式122.2.2板簧卷耳與襯套132.3減震器142.3.1減振器的作用142.3.2減振器的結(jié)構(gòu)：152.3.3 減振器工作原理：152.3.4減震器的選擇153 懸架的設(shè)計計

2、算173.1彈性元件的計算173.2優(yōu)化設(shè)計203.3變截面鋼板彈簧校核253.3.1校核剛度253.3.2 彈簧的最大應(yīng)力點及最大應(yīng)力263.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑273.5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定283.6鋼板彈簧總成弧高的核算293.7鋼板彈簧強度驗算293.7.1驅(qū)動時計算應(yīng)力293.7.2.汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度303.8鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算303.8.1卷耳應(yīng)力的驗算303.8.2鋼板彈簧銷的驗算313.8.3 U形螺栓強度驗算323.9減振器性能參數(shù)的選擇333.9.1 相對阻尼系數(shù)333.9.2 減振器阻尼系數(shù)的確定343

3、.9.3 最大卸荷力的確定353.9.4計算結(jié)果以及減震器的選擇354 CATIA實體建模374.1CATIA簡介374.2實體建模384.2.1鋼板彈簧的繪制384.2.2蓋板的實體圖394.3主要零件實體圖394.4裝配425 結(jié)束語44參考文獻45致謝46附錄47II沈陽航空航天大學(xué)北方科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）1方案論證汽車懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛懸架是現(xiàn)代汽車的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。

4、其主要任務(wù)是傳遞作用在車輪與車架（或車身）之間的一切力與力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的載荷系統(tǒng)的震動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。懸架由彈性元件、導(dǎo)向裝置、減振器和、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。彈性元件用來承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧等。1鋼板彈

5、簧：由多片不同長度和不等曲率的鋼板疊合而成。安裝好后兩端自然向上彎曲。鋼板彈簧除具有緩沖作用外，還有一定的減震作用，縱向布置時還具有導(dǎo)向傳力的作用，非獨立懸掛大多采用鋼板彈簧做彈性元件，可省去導(dǎo)向裝置和減震器，結(jié)構(gòu)簡單。2.扭桿彈簧：將用彈簧桿做成的扭桿一端固定于車架，另一端通過擺臂與車輪相連，利用車輪跳動時扭桿的扭轉(zhuǎn)變形起到緩沖作用，適合于獨立懸掛使用。3空氣彈簧：當(dāng)多軸貨車或掛車采用空氣彈簧時，在空載或部分承載工況下，能夠警醒單軸或多軸提升，這有利于減少提升軸和未提升橋上輪胎的磨損，同時增加驅(qū)動橋的附著力。3油氣彈簧：以氣體作為彈性介質(zhì)，液體作為傳力介質(zhì)，它不但具有良好的緩沖能力，還具有減

6、震作用，同時還可調(diào)節(jié)車架的高度，適用于重型車輛和大客車使用。對懸架提出的要求是：1.保證汽車有良好的行駛平順性。為此，汽車應(yīng)有較低的振動頻率，乘員在車中承受的振動加速度應(yīng)不超過國際標(biāo)準(zhǔn)2631-78規(guī)定的人體承受振動界限值。振動加速度的界限值是振動頻率和人承受振動作用時間的函數(shù)。承受振動作用的時間長，容許的加速度值就小。2.具有合適的衰減振動的能力。它應(yīng)與懸架的彈性特性很好匹配，保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動衰減快。3.保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。要正確地選擇懸架方案和參數(shù)，導(dǎo)向機構(gòu)在車輪跳動時，應(yīng)不使主銷定位參數(shù)變化過大，車輪運動與導(dǎo)向機構(gòu)運動應(yīng)協(xié)調(diào)，不出現(xiàn)擺振現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向時整車應(yīng)有一些

7、不足轉(zhuǎn)向特性。4.汽車制動或加速時，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾（即所謂“點頭”或“后仰”）的可能性，轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。5.有良好的隔振能力。6.機構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要小。7.可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。近年來在許多國家的汽車上采用了一種由單片或2-3片變厚度斷面的彈簧片構(gòu)成的少片變截面鋼板彈簧，其彈簧面的斷面尺寸沿長度方向是變化的，片寬保持不變。這種少片變截面鋼板彈簧克服了許多鋼板彈簧質(zhì)量大，性能差的缺點。少片變截面板簧具有制造方便、結(jié)構(gòu)簡單、節(jié)省材料等諸多優(yōu)點，只要與減震器合理配置，能極大改善行駛的平順性，特別是對

8、于客車和輕型貨車，由于裝載質(zhì)量變化不大，簧上只留昂不大，采用少片式板簧更為有利。此次設(shè)計中采用的是對稱式少片變截面鋼板彈簧，少片簧設(shè)計復(fù)雜，因此設(shè)計采用優(yōu)化設(shè)計方法對少片簧進行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，這樣更加提高了設(shè)計的合理性和優(yōu)越性。1.1懸架結(jié)構(gòu)形式分析1.1.1 非獨立懸架和獨立懸架汽車的懸掛系統(tǒng)分為非獨立懸掛和獨立懸掛兩種，非獨立懸掛的車輪裝在一根整體車軸的兩端，當(dāng)一邊車輪跳動時，另一側(cè)車輪也相應(yīng)跳動，使整個車身振動或傾斜；獨立懸掛的車軸分成兩段，每只車輪由螺旋彈簧獨立安裝在車架下面，當(dāng)一邊車輪發(fā)生跳動時，另一邊車輪不受影響，兩邊的車輪可以獨立運動，提高了汽車的平穩(wěn)性和舒適性。（如圖2.1）圖1

9、.1懸架結(jié)構(gòu)形式簡圖1.獨立懸架優(yōu)缺點分析 獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接。優(yōu)點是： 1）簧下質(zhì)量?。?2）懸架占用的空間?。?3）彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性； 4）由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性； 5）左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力； 6）獨立懸架可提供多種方案供設(shè)計人員選用，以滿足不同設(shè)計要求。缺點是：結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于乘用車和部分總質(zhì)量不

10、大的商用車上。2. 非獨立懸架優(yōu)缺點分析 非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接。優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：1）由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差； 2）簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜； 3）當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉； 4）當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)

11、生不利的周轉(zhuǎn)向特性；5）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。1.1.2前懸架方案的選擇目前汽車的前、后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架、前輪采用獨立懸架、后輪采用非獨立懸架、前后輪都采用獨立懸架等幾種。前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時，內(nèi)側(cè)懸架處于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài)，于是內(nèi)側(cè)懸架縮短，外側(cè)懸架因受壓而伸長，結(jié)果與懸架固定連接的車軸的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一角度a。對前軸，這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加。 1.1.3 比較選型由于我這次設(shè)計的是輕型卡車前懸架，是非乘用車，對汽車平順性要求不是很高再加上

12、對兩種懸架的比較，我選擇非獨立懸架作為設(shè)計方向。1.2少片變截面鋼板板簧結(jié)構(gòu)分析 少片彈簧在乘用車和部分商用車上得到越來越多的應(yīng)用。其特點是葉片有等長、等寬、變截面的13片葉片組成。利用變厚斷面來保持等強度特性，并比多變彈簧減少20%-40%的質(zhì)量。片間放有減摩作用的塑料墊片，或做成只在端部接觸，以減少片間摩擦。 少片變截面板簧制造方便，結(jié)構(gòu)簡單，節(jié)省材料，能夠進一步提高板簧的單位儲能量?；善瑧?yīng)力分布均勻，可充分利用材料，大大減少片間摩擦，減輕簧片磨損，提高板簧壽命，降低板簧動剛度，從而改善車輛的行駛平順性同時提高汽車動力性、經(jīng)濟性與穩(wěn)定性也極有利。為滿足汽車輕量化要求，在國內(nèi)外汽車設(shè)計中，逐

13、漸采用少片變截面板簧取代多片等截面板簧?，F(xiàn)代汽車上采用的變厚截面彈簧主要有兩種型式。即葉片寬度不變與寬度向兩端變寬的彈簧。這里采用上葉片寬度不變的。少片變截面鋼板彈簧的中間和兩端部分是等厚的，等厚截面有按拋物線變化和按線性變化兩種。這里選用按線性變化的變截面鋼板彈簧。1.2.1拋物線形葉片彈簧 1.等應(yīng)力梁的幾何形式 圖1.2拋物線形葉片彈簧 如圖1.2所示，等應(yīng)力梁上面為平面，下面為曲面，端面載荷為P,彈簧寬度為b，則彈簧中部A-A處應(yīng)力 （1.1） 在彈簧任意截面處的應(yīng)力為： （1.2）若彈簧為等應(yīng)力梁，則彈簧任意截面處應(yīng)力相等。有公式（1-1）與（1-2）得： (1.3) 由（1-3）式

14、可知，欲使彈簧在各截面處應(yīng)力相等。其厚度沿長度方向必須按拋物線規(guī)律變化，但由于彈簧端部不能承受剪力，故實際使用中需要加強卷耳末端強度。 2.拋物線葉片彈簧的剛度圖1.3實際拋物線形葉片彈簧 p-作用在彈簧端部的載荷 -彈簧端部寬度 -彈簧中部寬度 b-彈簧寬度 L-彈簧伸直長度一半 -厚度為部分的長度圖1-3為端部加強了的拋物線形葉片彈簧，考慮到裝夾情況即圖中AB和CD兩部分制成等厚的，將BC部分制成厚度按拋物線規(guī)律變化的。下面用馬莫法（虛荷法）求葉片彈簧在在載荷作用點處的變形。 (1.4)式中，分別為由載荷P和單位力所引起的力矩;為葉片彈簧在任意截面處的慣性矩。由于彈簧在不同的長度范圍內(nèi)值各

15、不相同，將（1-4）積分式進行段積分，求得 (1.5)式中= (n: 彈簧片數(shù))；k=1-；。當(dāng)彈簧（對稱彈簧）長度為2L時，利用上式求得彈簧剛度為 (1.6)式中為彈簧變形修正系數(shù)。由于梁彎曲變形公式是根據(jù)等截面梁推導(dǎo)出來的，用它來計算變截面梁的變形，其結(jié)果是近似的；另外，生產(chǎn)的彈簧的截面形狀實際上并不是理想的矩形。因次利用上式計算彈簧剛度時，需要乘以一個經(jīng)驗修正系數(shù)，一般取=0.9.1.2.2梯形變厚斷面彈簧由于拋物線形葉片彈簧制造困難，因此實際中使用中多用梯形變厚斷面彈簧代替，這種葉片彈簧幾何形狀如圖1.4所示圖1.4梯形變截面彈簧 P-作用在彈簧端部的載荷 l-彈簧伸直長度一半 -厚度

16、為的等厚部分的長度 b-彈簧寬度 -彈簧端部厚度 -彈簧中部厚度距載荷作用點x處的厚度當(dāng)x時式中 (1.7)梯形葉片彈簧剛度彈簧在載荷作用點處的變形為： (1.8)彈簧在任意截面處的慣性矩分如下幾種情況討論按分段積分法對式（1.8）進行積分，經(jīng)整理后得 (1.9)式中k為變形系數(shù) (1.10) 式中； ; 變形系數(shù)k也可根據(jù)已知幾何參數(shù)在相應(yīng)的曲線中查出，當(dāng)=0時按(1.10),求得： （1.11）當(dāng)彈簧（對稱彈簧）長度為21時，梯形葉片彈簧的剛度為 (1.12)1.3鋼板彈簧的布置方案鋼板彈簧在汽車上可以縱置或橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設(shè)置附加的導(dǎo)向裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在

17、極少數(shù)汽車上應(yīng)用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故在汽車上得到廣泛應(yīng)用?？v置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，采用不對稱式鋼板彈簧。因此，基于少片彈簧的這些優(yōu)點，克服了多片簧之間干摩擦造成的不良影響。改善了行駛平順性，經(jīng)濟性與穩(wěn)定性。故本次設(shè)計選用縱置少片變截面鋼板彈簧非獨立懸架。2懸架主要部件2.1鋼板彈簧的

18、形式2.1.1葉片斷面形狀葉片斷面行形狀除普遍應(yīng)用的矩形斷面形狀如圖2.1a所示，另外還有為提高鋼板彈簧耐疲勞度與減輕質(zhì)量的特殊形狀的斷面。常見的是單面帶拋物線邊緣的如圖2.1b與單面帶槽的如圖2.1c、d所示。 圖2.1 葉片斷面的四種形狀有實驗可知圖2.1b、c、d三種葉片斷面形狀的板簧與矩形斷面的板簧相比疲勞度提高了30%-50%節(jié)約材料10%左右。但對于輕型卡車使用路況與條件均較好。故從工藝上分析還是選擇工藝性好形狀簡單的矩形斷面。面前廣泛采用的矩形斷面大致有兩種。一種是兩邊帶圓弧的圖2.1a，另一種是具有一定凹度的雙凹扁平鋼。實驗證明，前者較后者的疲勞壽命有大幅提高。綜上所述，本車前

19、懸架鋼板彈簧的葉片斷面形狀采用圖2.1a所示的矩形斷面。2.1.2葉片端部形狀一般情況下，葉片端部形狀有三種。矩形、梯形與橢圓形。圖2.2 葉片端面三種形狀葉片端部為矩形時，其制造容易、成本低，但容易引起葉片之間壓力集中，造成摩擦與磨損嚴(yán)重；又因端部剛性大，使之與等應(yīng)力梁相差多些。將葉片端部制成梯形時，除節(jié)省一部分材料外，還能減小葉片質(zhì)量，并使鋼板彈簧更好地接近等應(yīng)力梁。葉片端部經(jīng)壓延形成如圖2.2c所示的沿長度方向呈變厚狀的橢圓形葉片組成的鋼板彈簧，更接近等應(yīng)力梁，同時質(zhì)量也小。因本車采用了少片變截面板簧做彈性元件。實現(xiàn)了板簧輕量化與改善應(yīng)力分布。若在追求輕量化而采用2.2c板簧形式，顯的作

20、用小。且工藝復(fù)雜，成本上升。故本次設(shè)計采用2.2b所示的梯形端面板簧。2.2 板簧兩端與車架的連接2.2.1連接的結(jié)構(gòu)形式目前用鉸接與吊耳將兩端固定在車架上的形式廣泛用于汽車上。吊耳的安裝有如下四種方式（圖2.3）實踐證明方案a與其它相比靈活簡單適用，故本車設(shè)計采用2.3a的連接方式。 圖2.3板簧兩端與車架連接的四種方式2.2.2板簧卷耳與襯套1.卷耳 鋼板彈簧端部做成卷耳狀，再通過鋼板彈簧銷固定在車架上的托架或者吊耳的孔中。如圖655所示，卷耳有多種形式。卷耳主要對制造工藝性，葉片的應(yīng)力狀況，主片的工作條件等產(chǎn)生影響。 圖2.4a和b所示為得到廣泛應(yīng)用的卷耳上卷式結(jié)構(gòu)，特點是制造工藝性良好

21、，但因卷耳中心線與主片斷面中心線之間存在一定距離，所以工作時葉片內(nèi)應(yīng)力較大。圖655c所示卷耳的結(jié)構(gòu)特點是卷耳中心線與主片中心線在同一直線上，所以葉片內(nèi)應(yīng)力較小，但制造工藝性不好。圖655b所示結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧第二片端部也向上卷起包在第一片卷耳上(可以部分或者全部包住)，使主片工作條件改善，工作可靠性提高。對于承載比較大的鋼板彈簧，可以采用圖655d所示的可拆卸式卷耳結(jié)構(gòu)。圖2.4鋼板彈簧卷耳采用上卷耳是目前廣泛應(yīng)用的結(jié)構(gòu)型式，制造工藝性好，但應(yīng)力較大，如果將主片加厚1mm，然后校核。只要應(yīng)力解決了，上卷耳是本次設(shè)計的最佳選擇。2.襯套鋼板彈簧的卷耳內(nèi)襯套，選取聚甲醛的塑料襯套。因為它具有耐磨、

22、耐蝕減磨、不需潤滑、吸水性好、重量輕等優(yōu)點。2.3減震器2.3.1減振器的作用減振器作為阻尼元件是懸架的重要組成元件之一。減振器在汽車懸架安裝位置根據(jù)整車布局設(shè)計和懸架的設(shè)計結(jié)構(gòu)有很多種，左圖為減振器在采用麥弗遜獨立懸架轎車上的安裝位置示意圖。圖2.5減震器在車上安裝位置示意圖汽車行駛的路面不可能絕對平坦，必然會產(chǎn)生振動，這種持續(xù)的振動易使司乘人員感到不舒適和疲勞，而減振器正式為迅速衰減振動而設(shè)計的。但減振器的功能決不僅僅是衰減振動，其對整車綜合特性的影響如下： 圖2.6減震器對整車綜合特性的影響迅速衰減由路面?zhèn)鬟f給車體的振動，提高行駛平順性; 使司乘人員不易疲勞貨物不易損壞，提高乘座舒適性

23、;降低對相關(guān)零件沖擊載荷減少磨損，提高使用經(jīng)濟性 ;改善輪胎接地性抑制高速行駛跳動，提高行駛安全性 ;車輛在急加速、急剎車、急轉(zhuǎn)彎時，提高操作穩(wěn)定性;2.3.2減振器的結(jié)構(gòu)：雙向作用筒式液壓減振器基本結(jié)構(gòu)如下圖所示:圖2.7減震器基本結(jié)構(gòu)主要部件：1.活塞桿 2.工作缸筒 3.活塞 4.復(fù)原閥5.貯油缸筒 6.壓縮閥 7.補償閥 8.流通閥 9.導(dǎo)向座 10.防塵罩11.油封2.3.3 減振器工作原理： 減振器活塞隨車輛振動在缸筒內(nèi)往復(fù)運動，減振器殼體內(nèi)的油液重復(fù)地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車輛的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能，

24、而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。簡單的說就是，減振器將動能轉(zhuǎn)化為熱能。2.3.4減震器的選擇減震器是汽車懸架中衰減振動的裝置，它的存在明顯改善了汽車行駛平順性和操作穩(wěn)定性?，F(xiàn)代汽車在設(shè)計中懸架的部分都裝有專門的減震裝置，其中用得最多的是液力減震器。液力減震器按其結(jié)構(gòu)可分為搖臂式和筒式；按其作用原理可分為單向作用式和雙向作用式兩種。由于筒式減震器具有質(zhì)量小、性能穩(wěn)定、工作可靠，得以大量的生產(chǎn)，所以成為減震器的主流。筒式減震器可以分為雙筒式、單筒式和充氣式等結(jié)構(gòu)，其中以雙筒式應(yīng)用最多。本設(shè)計所選用的就是最為廣泛的雙筒式雙向作用減震器。3 懸架的設(shè)計計算3.1彈性元件的計算1. 確定彈簧

25、上的載荷 滿軸載荷：2628 kg非簧載質(zhì)量：260 kg則簧載質(zhì)量：=（）*g=23206 N每副簧載荷：11603 N2.彈簧長度L由于本次設(shè)計的少片簧（對稱）主要目的是希望能將已有車型的一般板簧進行改裝，故其長度已被限定。由原始數(shù)據(jù)得：彈簧全長：1200mm （=600mm，600mm）則彈簧端部載荷：11603*572/1144=5802 N3.靜撓度與動撓度的選擇根據(jù)汽車行駛平順性要求確定偏頻n，按公式n= 求出，然后查表3.1確定。 表3.1 偏頻、靜撓度和動撓度車型n/Hz/cm/cm貨車1.5-2.25-116-9由懸架剛度與簧載質(zhì)量所決定的車身自然振動頻率是影響汽車平順性的重

26、要性能之一，人體所習(xí)慣的垂直震動頻率是步行時身體上下所習(xí)慣的垂直振動頻率，約為1-1.6赫茲。車身自然振動頻率應(yīng)盡量處于或接近這一頻率。根據(jù)力學(xué)分析，如果將汽車看成一個彈性懸架上做單自由度振動的質(zhì)量。則懸架系統(tǒng)的自然振動頻率為： (3.1) 由上式可知：在懸架所受載荷一定時，懸架剛度越小，則汽車自然振動頻率越低。但是懸架剛度越小，在一定垂直載荷下，懸架垂直變形越小，即在車輪上下跳動所需空間越大，這對于載荷質(zhì)量大的貨車在結(jié)構(gòu)上是難以保證的。故實際上貨車的車身振動頻率往往偏高，而超過了上述理想的頻率范圍。 綜上所述及參考數(shù)據(jù)，這里n取1.9赫茲。 7 cm 然后根據(jù)表3.1得=6cm4.初步確定彈

27、簧剛度因為本車是鋼板彈簧非獨立懸架，所以懸架剛度c等于彈簧剛度： =1658N/cm這里指整個板簧的剛度，而對于對稱鋼板彈簧其兩邊剛度是相同的。先對其進行簡單的剛度分配。則前懸架剛度為 3316N/cm5.滿載弧高與塑形變形1）滿載弧高滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖3.1)。用來保證汽車具有給定的高度。當(dāng)0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取1020mm。這里取=15mm圖3.1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高2）塑性變形 鋼板彈簧經(jīng)預(yù)壓縮產(chǎn)生的塑性變形與制造和熱處理的

28、條件有關(guān)通常取8-13mm，本次設(shè)計取=10mm。6.鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定1.鋼板斷面寬度b的確定有關(guān)鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁計算鋼板彈簧所需要的總慣性據(jù)。對于對稱鋼板彈簧 （3.2） 鋼板彈簧總截面系數(shù)用下式計算 （3.3）式中，為許用彎曲應(yīng)力對于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦在下列范圍內(nèi)選?。呵皬椈珊推胶鈶壹軓椈蔀?50450MPa將式（3.3）帶入下式計算鋼板彈簧的平均厚度 （3.4）得=8.8有了后，在選取鋼板彈簧片寬b。推薦片寬與片厚的比值b/ 在6-10范圍內(nèi)

29、選取，這里取88mm。3.2優(yōu)化設(shè)計本次優(yōu)化設(shè)計采用先進的軟件MATIAB，MATIAB是一種面向科學(xué)與工程計算的高級語言，它集科學(xué)計算、自動控制、信號處理、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、圖像處理等于一體，具有極高的編程效率。MATLAB工具箱，為不同的領(lǐng)域內(nèi)使用MATLAB的研究開發(fā)者提供了一條捷徑。MATLAB工具箱豐富多樣，使廣大用戶一見傾心。由于應(yīng)用工具箱可以大大減少編程時的復(fù)雜程度，使用戶感到更加簡單快捷。所以本次設(shè)計使用工具箱中的優(yōu)化工具箱。優(yōu)化工具箱涉及函數(shù)的最小化或最大化，也就是函數(shù)的極值問題。MATLAB的優(yōu)化工具箱由一些對普通非線性函數(shù)求解最小化或最大化極值的函數(shù)和解決諸如線性規(guī)劃等標(biāo)準(zhǔn)矩陣問

30、題的函數(shù)組成。利用優(yōu)化工具箱進行極值運算時，可以自由選擇算法和線性搜索策略。非限定最小問題的原理算法是Nelder-Mead單純形搜索方法和BFGS擬牛頓（quasi-Newton）方法；限定條件下的最小、最大最小、目標(biāo)法和半無窮優(yōu)化等問題，所用的原理算法是二次規(guī)劃法；非線性二次平方問題的原理算法是Gauss-Newton法和Levenberg-Marquardt法；非線性最小和非線性二次平方問題，可進行線性搜索策略的選擇，線性搜索策略的選擇，線性搜索策略使用的是三次或四次內(nèi)插和外插方法。優(yōu)化工具箱還能解決幾類求矩陣的極小值問題，此時僅需要將相應(yīng)的系數(shù)矩陣和向量傳遞到函數(shù)中。1.設(shè)計變量對于梯

31、形變厚斷面彈簧（圖3.2），其設(shè)計參數(shù)包括長度，厚度尺度，葉片寬度b及葉片數(shù)n。圖3.2梯形變截面彈簧 一般取決于彈簧在汽車上的裝夾情況，因此是預(yù)先確定的，即為常數(shù)；寬度b取決于整車布置和彈簧扁鋼的尺寸規(guī)格，在彈簧設(shè)計之前可以選定一個適當(dāng)值;葉片數(shù)n一般小于或等于4，在優(yōu)化設(shè)計過程中，可以將其作為常數(shù)。因此，優(yōu)化少片變截面簧結(jié)構(gòu)時，其設(shè)計變量共有4個，即并作為連續(xù)變量來考慮。2.目標(biāo)函數(shù)以彈簧在理論上所需要的質(zhì)量最小為目標(biāo)函數(shù)，則得到： （3.5）3.約束方程考慮到彈簧的總體布置、剛度、強度、材料、尺寸規(guī)格以及制造工藝等方面的要求，可列出下列方程。1. 為保證彈簧卷耳具有足夠的強度，彈簧端部等

32、厚部分的厚度應(yīng)大于其最小允許厚度，由此得約束方程： (3.6)2 .為了保證彈簧鋼材料的滲透性，彈簧中部最大厚度，應(yīng)限制在某一允許厚度之內(nèi)，由此得約束方程： （3.7）3.根據(jù)彈簧厚度不相等，且的要求，得約束方程： （3.8）4.考慮彈簧的應(yīng)力分布和其在區(qū)段內(nèi)的強度，最大應(yīng)力應(yīng)小于允許應(yīng)力,得約束方程： (3.9)并要求：5.由彈簧主片最大伸直長度之半應(yīng)限制在某一長度L之內(nèi)的彈簧總體布置要求，得約束方程： （3.10）6.為保證汽車具有良好的平順性，彈簧剛度K對于設(shè)計要求的剛度的誤差應(yīng)小于，由此得出約束方程： （3.11）或得到： （3.12）7.按彈簧強度要求，彈簧在載荷的作用下，起計算應(yīng)力

33、應(yīng)小于材料的允許應(yīng)力。首先要判斷出彈簧最大應(yīng)力的位置，然后計算其最大應(yīng)力。當(dāng)時，得約束方程:(3.13)當(dāng)時，彈簧最大應(yīng)力點出現(xiàn)在彈簧中部截面，由此得約束方程： （3.14） 由上述分析結(jié)果可知少片簧以質(zhì)量最小為目標(biāo)函數(shù)的優(yōu)化設(shè)計問題，是一個四維8個不等式約束的非線性規(guī)劃問題。 而對于本次優(yōu)化是基于以上約束得到的結(jié)果。對于對稱的鋼板彈簧來說只需先優(yōu)化半段，另一半與之相同。在MATALB中可以將X的上下限均等于60就可以。而在MATLAB中可以將約束條件寫成M文件并存儲，而且程序十分簡單。這是MATLAB的優(yōu)點。在編寫約束條件時，其中K值是有變化的，即兩端剛度不同，需要將剛度除以2，并且要帶入各

34、自的設(shè)計剛度。在設(shè)計編程的過程中，將n值在1-4之間反復(fù)試驗，最終得出。n=2時有優(yōu)化結(jié)果。所以，可以將n值直接代入2即可。不必將其作為變量來對待。同時端部載荷已在前面計算過，為0.02為定值，在編程時可以直接將其帶入指定編寫就可以，這樣可以簡化程序，也起到了優(yōu)化的作用。4.確定數(shù)值彈簧長度=600mm =600mm端部載荷=5802N =5802N彈簧寬度 b=88 mm端部等厚部分最小允許厚度=8 mm取彈簧材料為55SiMnVB，則彈簧最大允許滲碳厚度=15 mm允許剛度誤差Ka=0.02U型螺栓距離s=113 mm去中間等厚部分長度=65 mm設(shè)計剛度=829 N/cm許用應(yīng)力 =30

35、0MPa =450MPa 5.優(yōu)化程序設(shè)計具體程序見程序設(shè)計說明書同時，我們將結(jié)果圓整，并轉(zhuǎn)化為“mm”單位L=600mm =8mm =11mm =200mm3.3變截面鋼板彈簧校核3.3.1校核剛度 圖3.2單片變截面彈簧的一半彈簧在載荷作用點處的變形為： （3.15） 彈簧在任意截面處的慣性矩分如下幾種情況討論： (3.16) 按分段積分法進行積分，經(jīng)整理的 （3.17）式中k-變形系數(shù) （3.18）, 變形系數(shù)k也可根據(jù)已知幾何參數(shù)，在相應(yīng)的曲線中查出，當(dāng)=0時，求得 （3.19）當(dāng)彈簧（對稱彈簧）長度為2l時，梯形葉片彈簧的剛度為 （3.20）3.3.2 彈簧的最大應(yīng)力點及最大應(yīng)力 1

36、.圖3.2中梯形彈簧的BC直線方程為：, 如果彈簧端部厚度，則便可求出梯形葉片等厚部分的理論長度值 （3.21）當(dāng)時，彈簧最大應(yīng)力點發(fā)生在處，此處，其應(yīng)力值 （3.22）當(dāng)時，最大應(yīng)力點發(fā)生在B點，其值 （3.23）當(dāng) 彈簧的最大應(yīng)力點不是出現(xiàn)在B點，應(yīng)出現(xiàn)在的區(qū)段內(nèi)， 根據(jù)上述分析，下面來確定本次設(shè)計彈簧最大應(yīng)力點位置。由于本次設(shè)計的三片彈簧尺寸相同，所以校核一片即可，而且為對稱彈簧，故只需要校核左半段或右半段即可。對于左半段：L=600mm =8mm =11mm =（600-65）*（2*8/11-1）=243 mm而=200.故最大應(yīng)力點在B點由式校核最大應(yīng)力為彈簧最大應(yīng)力為： 滿足要求

37、3.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑圖3.3鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差（如圖4.3），稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高用下式計算： （3.24）式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化. ,s為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑.3.5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑

38、的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命接近。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 （3.24）式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力（）；E為材料彈性模量（），?。粸榈趇片的彈簧厚度（mm）。在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑和各片彈簧預(yù)加應(yīng)力的條件下，計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。選取各片彈簧預(yù)應(yīng)力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長片的應(yīng)力。這此，選取各片

39、預(yù)應(yīng)力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在80-150N/mm2內(nèi)選取。1-4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片到短片由負(fù)值逐漸遞增至正值。3.6鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力后用式(3.24)計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式計算的結(jié)果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為 （3.25

40、）式中，為鋼板彈簧第i片長度。 鋼板彈簧總成弧高為 （3.26） 如果計算的結(jié)果應(yīng)相近。如相差較多，可經(jīng)重新選用各片預(yù)應(yīng)力再行核算。3.7鋼板彈簧強度驗算3.7.1驅(qū)動時計算應(yīng)力1.緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計算 式中，為作用在前輪上的垂直靜負(fù)荷；為制動時前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：1.21.4，貨車：1.41.6，這里取1.5；、為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)，這里取；c為彈簧固定點到路面的距離(圖48)，這里取950。得=334MPa3.7.2.汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度當(dāng)彈簧通過不平路面時，垂直力達到最

41、大值，測試彈簧中部的應(yīng)力為 （3.27）式中：k-動載荷系數(shù)，且=1.86=（1.86*11603*600*600*6）/（1200*2*88*121）=817.3MPa3.8鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 3.8.1卷耳應(yīng)力的驗算鋼板彈簧主片卷耳受力如圖3.4所示。卷耳處所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力圖3.4 汽車制動時鋼板彈簧的受力圖圖3.5 鋼板彈簧主片卷耳受力圖鋼板彈簧主片卷耳受力如上圖所示。卷耳處所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和(壓)應(yīng)力合成的應(yīng)力式中，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；為主片厚度。許用應(yīng)力取為350N。滿足要求3.8.2鋼板彈簧

42、銷的驗算對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳處葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑滿足要求用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79N。鋼板彈簧多數(shù)情況下采用55SiMnVB鋼或60Si2Mn鋼制造。常采用表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應(yīng)力噴丸兩種，后者可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng)力比前者大很多3.8.3 U形螺栓強度驗算 車輛行駛或制動時，如果從不利情況出發(fā)，即認(rèn)為螺栓總有一斷承受壓力，則其工作應(yīng)力為： （3.28）試中： U型螺栓螺紋內(nèi)徑，取14 m

43、m； 車輪動力半徑，取415 mm； 附著系數(shù)，取0.8； SU形螺栓中心距，為113mm 滿載時前軸載荷，為2628kg 所有數(shù)據(jù)帶入（3.28）得=123 已知擰緊U形螺栓產(chǎn)生的預(yù)應(yīng)力為： （3.29） 式中： U形螺栓擰緊力矩 系數(shù) 將已知數(shù)據(jù)帶入得： 所以U形螺栓總應(yīng)力為： U形螺栓材料通常取40Cr鋼。其屈服極限=785 ，由于，故強度符合。3.9減振器性能參數(shù)的選擇3.9.1 相對阻尼系數(shù)圖3.6減震器阻力速度特性在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關(guān)系為： ,式中，為減振器阻尼系數(shù)。圖5.1所示為減振器的阻力速度特性。該圖具有如下特點：阻力速度特性由四段近似

44、直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)=F/u，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動.式周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢速度。的表達式為： 式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；為簧上質(zhì)量, 上式表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則相反；通常情況下，將

45、壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持有=（0.250.50）的關(guān)系。設(shè)計時，現(xiàn)選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取=0.250.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般?。粸楸苊鈶壹芘鲎曹嚰?，取=0.5。本設(shè)計中，取0.25，=0.33，=0.17 3.9.2 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)，不同懸架因?qū)驒C構(gòu)杠桿比不同，懸架阻尼系數(shù)應(yīng)具體計算。實際上應(yīng)該根據(jù)減震器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。3.9.3 最大卸荷力的確定 為了減少傳給車身的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達一定值時，減振

46、器應(yīng)打開卸荷閥，此時活塞速度稱為卸荷速度,一般為， 式中， A為車身振幅，取; 為懸架固有頻率，取11.44；為減振器與鉛垂線之間的夾角;n為雙橫臂懸架的下臂長。若伸張行程時的阻尼系數(shù)為，則最大卸荷力為： 3.9.4計算結(jié)果以及減震器的選擇1.性能參數(shù)根據(jù)樣車，滿載時前懸架的載質(zhì)量為2628Kg，靜載荷，動載荷。則前懸架的簧上質(zhì)量由公式，可得滿載時=1156kg 由公式：，得，可得前懸架的平均剛度為： 安裝角取，則阻尼系數(shù)卸載速度卸載速度符合一般為0.150.30的范圍內(nèi)平均載荷力主要尺寸 取3.5Pa，取0.45 減震器工作缸的直徑D取20mm、30mm、40mm、50mm、65mm等幾種。

47、按標(biāo)準(zhǔn)選擇D=65mm的減震器。注油缸直徑Dc=1.35×D=88mm取壁厚為2mm4 CATIA實體建模4.1CATIA簡介 CATIA是法國達索公司的產(chǎn)品開發(fā)旗艦解決方案。作為PLM協(xié)同解決方案的一個重要組成部分，它可以幫助制造廠商設(shè)計他們未來的產(chǎn)品，并支持從項目前階段、具體的設(shè)計、分析、模擬、組裝到維護在內(nèi)的全部工業(yè)設(shè)計流程。 1.CATIA先進的混合建模技術(shù)設(shè)計對象的混合建模：在CATIA的設(shè)計環(huán)境中，無論是實體還是曲面，做到了真正的互操作；變量和參數(shù)化混合建模：在設(shè)計時，設(shè)計者不必考慮如何參數(shù)化設(shè)計目標(biāo)，CATIA提供了變量驅(qū)動及后參數(shù)化能力。幾何和智能工程混合建模：對于一

48、個企業(yè)，可以將企業(yè)多年的經(jīng)驗積累到CATIA的知識庫中，用于指導(dǎo)本企業(yè)新手，或指導(dǎo)新車型的開發(fā)，加速新型號推向市場的時間。CATIA具有在整個產(chǎn)品周期內(nèi)的方便的修改能力，尤其是后期修改性無論是實體建模還是曲面造型，由于CATIA提供了智能化的樹結(jié)構(gòu)，用戶可方便快捷的對產(chǎn)品進行重復(fù)修改，即使是在設(shè)計的最后階段需要做重大的修改，或者是對原有方案的更新?lián)Q代，對于CATIA來說，都是非常容易的事。2.CATIA所有模塊具有全相關(guān)性CATIA的各個模塊基于統(tǒng)一的數(shù)據(jù)平臺，因此CATIA的各個模塊存在著真正的全相關(guān)性，三維模型的修改，能完全體現(xiàn)在二維，以及有限元分析，模具和數(shù)控加工的程序中。3.并行工程的

49、設(shè)計環(huán)境使得設(shè)計周期大大縮短CATIA 提供的多模型鏈接的工作環(huán)境及混合建模方式，使得并行工程設(shè)計模式已不再是新鮮的概念，總體設(shè)計部門只要將基本的結(jié)構(gòu)尺寸發(fā)放出去，各分系統(tǒng)的人員便可開始工作，既可協(xié)同工作，又不互相牽連；由于模型之間的互相聯(lián)結(jié)性，使得上游設(shè)計結(jié)果可做為下游的參考，同時，上游對設(shè)計的修改能直接影響到下游工作的刷新。實現(xiàn)真正的并行工程設(shè)計環(huán)境。 CATIA是汽車工業(yè)的事實標(biāo)準(zhǔn)，是歐洲、北美、和亞洲頂尖汽車制造商所用的核心系統(tǒng)。CATIA 在造型風(fēng)格、車身及引擎設(shè)計等方面具有獨特的長處，為各種車輛的設(shè)計和制造提供了端對端（end to end ）的解決方案。CATIA 涉及產(chǎn)品、加工和人三個關(guān)鍵領(lǐng)域。CATIA 的