專業(yè)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書2014

1、 汽 車 專 業(yè) 課 程 設(shè) 計(jì) 指 導(dǎo) 書 韓宗奇/陳俊云燕山大學(xué)車輛與交通工程系2014年12月目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 -1一、題目二、背景三、設(shè)計(jì)任務(wù)四、設(shè)計(jì)要求五、參考資料六、原載重車及改裝客車的主要結(jié)構(gòu)性能參數(shù)第二部分 課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書- 7一、參數(shù)選擇及計(jì)算方法-7二、關(guān)于畫圖-22三、板簧的材料及提高板簧壽命的途徑-23 四、其它工作-24第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、題目客車（貨車）鋼板彈簧非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)以“某中型客車鋼板彈簧非獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)”為例二、背景國產(chǎn)某輕型卡車在國內(nèi)廣泛應(yīng)用。生產(chǎn)廠欲將該產(chǎn)品改裝成中型客車，用于中、短途客運(yùn)。發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系、轉(zhuǎn)向系、制動(dòng)系、車架、車輪

2、等均不變。由于用于載客，乘座舒適性和行駛平順性要求較高，因此，必須對(duì)原車的懸架作改進(jìn)。要求改型后的客車在動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、制動(dòng)性、操縱穩(wěn)定性等均不低于原車，通過性指標(biāo)可適當(dāng)降低。三、設(shè)計(jì)任務(wù)1. 確定懸架的主要參數(shù)，包括載荷、靜撓度、動(dòng)撓度、靜弧高、偏頻、剛度等；2. 確定鋼板彈簧的主要參數(shù)，如片數(shù)、斷面參數(shù)、各片長(zhǎng)度等；3. 計(jì)算彈簧的剛度（總成剛度和裝配剛度）；4. 計(jì)算板簧滿載靜止時(shí)的應(yīng)力；5. 計(jì)算板簧的最大應(yīng)力和各種極限工況下的應(yīng)力；6. 計(jì)算板簧總成弧高和曲率半徑；7. 計(jì)算板簧各片弧高和曲率半徑；8. 繪出懸架的總成裝配圖；9. 繪出主片和至少一片非主片的零件圖。四、設(shè)計(jì)要求1.

3、選擇一種懸架作為設(shè)計(jì)對(duì)象（前或后懸架）；2. 盡可能考慮與原車零件的通用性；3. 所選用的材料（熱軋扁彈簧剛）必須符合國標(biāo)GB1222-2007，并盡量用優(yōu)選系列；（見汽車常用金屬料標(biāo)準(zhǔn)匯編上冊(cè)）4. 所設(shè)計(jì)的板簧應(yīng)符合JB523-85，JB4040-85（見汽車標(biāo)準(zhǔn)匯編第三冊(cè)）五、參考資料1汽車設(shè)計(jì)機(jī)械工業(yè)出版社 2004年2汽車設(shè)計(jì)清華大學(xué)出版社 2000年3汽車?yán)碚摍C(jī)械工業(yè)出版社 2008年4汽車構(gòu)造機(jī)械工業(yè)出版社 2009年5. JB338383 汽車鋼板彈簧臺(tái)架實(shí)驗(yàn)方法JB478384 汽車懸架系統(tǒng)固有頻率和阻尼比測(cè)定方法JB390185 汽車筒式減振器臺(tái)架實(shí)驗(yàn)方法 （見汽車標(biāo)準(zhǔn)匯編

4、第3冊(cè)）六、原載重車及改裝客車的主要結(jié)構(gòu)與性能參數(shù)參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車車型xx1041xx6580外 形（mm）長(zhǎng)47105814寬18501932高21002200空車重量(KN)18.8025.50軸荷分布9.40/9.4011.55/13.95滿載重量(KN)40.7537.10軸荷分布13.67/27.0812.00/25.10發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)4100Q直噴式柴油機(jī)同缸徑×沖程（mm）100×90同排量（l）2.89同最大功率(kw)66/3200rpm同最大扭矩(N·m)230/1800r/m同最低比油耗236 g/kw·hr同軸 距(

5、mm)2800同輪距(mm)前1480/后1470同最高車速88 km/hr同最大爬坡度32%33%頭檔最大動(dòng)力因數(shù)0.3750.382參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車直接檔最大動(dòng)力因數(shù)0.05470.0552滿載百公里油耗12.5 l/100km同最小離地間隙190mm同接近角42°28°離去角31°17°最小轉(zhuǎn)彎直徑(m)11.7(外前輪跡)同座位數(shù)318離合器單片干摩擦式同變速器5檔齒輪式同主減速器單級(jí)雙曲線齒輪同差速器行星齒輪式同轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式同制動(dòng)系液壓，真空助力，鼓式同懸架型式縱置半橢圓鋼板彈簧式同前懸架長(zhǎng)×寬×厚(主片

6、厚)1100×70×6.5(6.5)mm設(shè)計(jì)片數(shù)(主片數(shù))8(2)設(shè)計(jì)后懸架長(zhǎng)×寬×厚(主片厚)1200×70×6.5(8)mm設(shè)計(jì)片數(shù)(主片數(shù))10(2)設(shè)計(jì)前簧騎馬螺栓距100 mm同參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車后簧騎馬螺栓距120 mm同前板簧中心距750mm同后板簧中心距920mm同前簧減振器30雙向作用，筒式同后簧減振器無40雙向作用，筒式后懸架副簧雙層橡膠氣囊同輪胎6.50R6同第二部分 課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書一、參數(shù)選擇及計(jì)算方法1選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 等。滿載偏頻nc 對(duì)平順性影響很大。對(duì)于

7、客車，應(yīng)略低一點(diǎn)，建議取nc=1.21.8 Hz =72108次/min 滿載靜撓度fc由下式計(jì)算： fc=25/nc² （） ······································

8、83;·······(1)板簧線剛度Cs 可由下式初選：Cs = Q/fc （KN/cm）····································

9、3;·············(2)Q：?jiǎn)蝹€(gè)板簧上的垂直載荷空載時(shí)的偏頻.n0及撓度f0由下式計(jì)算：f0 = Q0/Cs （）, n0 = 5/ (Hz )  ···················(3)Q0：空載時(shí)單個(gè)板簧上的垂直靜載荷。2確定板簧總長(zhǎng)L，滿

10、載靜止弧高Ha，上、下跳動(dòng)撓度fd下、fd上等。板簧總長(zhǎng)度L一般由總布置人員確定，或由懸架設(shè)計(jì)人員與總體設(shè)計(jì)人員協(xié)商確定。L大,平順性變好。但重量也增大，成本提高，本客車懸架的板簧長(zhǎng)度可取以下值：前板簧：Lf =1100、1150、2000后板簧：Lr =1200、1280、1350車軸可以放在板簧正中間，也可以稍微偏向一端。如前板簧設(shè)計(jì)時(shí)，常將車軸略向前固定卷耳靠近以增大接近角。但一般無特殊要求時(shí)，常將車軸置于板簧中間，以減少裝配時(shí)的麻煩。滿載靜止弧高fa是裝配到汽車上之后的板簧弧高。一般前懸架faf =1015，后懸架fa = 2030。上跳動(dòng)撓度fd上一般取為(0.71.0) fc。過大

11、則板簧的最大應(yīng)力增大，過小則容易碰限位塊。下跳動(dòng)撓度fd下略小于fd上。見教材表723選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù)在研究鋼板彈簧時(shí)，常將其抽象成簡(jiǎn)支梁。因此可利用簡(jiǎn)支梁的撓度公式計(jì)算板簧的總慣性矩J （mm）4 ·································

12、;··········(4)：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離；K：非工作長(zhǎng)度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度；K= 0.5為剛性夾緊，K = 0 為撓性夾緊；初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1,建議前簧取n = 6 、7或8n1 =1或2；后簧取n = 1014，n1=2或3。主片取少，其厚度要大于其余各片，否則要取多主片。查手冊(cè)選取簧片的斷面參數(shù)，即寬度b，厚度h，若為矩形截面，則慣性矩為：= （mm）4·········

13、;··························(5) 若選用雙槽鋼，材料手冊(cè)上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為：··················

14、····(5)用（5）或（5）計(jì)算出的J與（4）計(jì)算的比較，應(yīng)大致相等，否則調(diào)整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止。4. 初步驗(yàn)算板簧的平均應(yīng)力c，比應(yīng)力 和最大應(yīng)力max抽象成簡(jiǎn)支梁的板簧在承受載荷Q變形為fc時(shí)，根部應(yīng)力為：c= c ··························（6）c為許用靜

15、應(yīng)力，經(jīng)應(yīng)力噴丸處理的彈簧鋼：前簧：c=350450 MPa,后簧：c=450550 MPa比應(yīng)力，即單位板簧變形對(duì)應(yīng)的應(yīng)力。它與載荷及變形無關(guān)，是衡量強(qiáng)度利用程度及使用壽命的一個(gè)很好的參數(shù)：= （MPa/mm）（7）在4.55.0 MPa/mm較好。最大應(yīng)力即板簧產(chǎn)生最大變形時(shí)的應(yīng)力：900-1000 Mpa (8)上述三種應(yīng)力有任一個(gè)不能滿足要求時(shí)，應(yīng)調(diào)整參數(shù)，再行計(jì)算直至滿意為止。5. 各片長(zhǎng)度的確定簧片長(zhǎng)度是指其各片的伸直長(zhǎng)度。有兩種方法，一是等差級(jí)數(shù)法，二是作圖法。 設(shè)車軸位于板簧中間，可用作圖法確定各片的半長(zhǎng)。設(shè) ，作圖法的具體步驟見教材圖715。用這種方法確定的各片長(zhǎng)，能使整個(gè)板

16、簧較好的接近等應(yīng)力梁。（注意：教材上各片編號(hào)是自下而上的，與本指導(dǎo)書相反）！ 等差級(jí)數(shù)法是將板簧總長(zhǎng)度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長(zhǎng)度等差數(shù)列，相鄰各片的長(zhǎng)度差是相等的。6. 板簧的剛度驗(yàn)算對(duì)板簧剛度進(jìn)行驗(yàn)算時(shí)，可以把板簧抽象成前述簡(jiǎn)支梁（載荷為Q）,也可以抽象成懸臂梁。抽象成懸臂梁的模型其插入端在車軸處，其長(zhǎng)度和載荷都是簡(jiǎn)支梁的1/2，即，。這兩種模型在力學(xué)特性上是等價(jià)的。進(jìn)行剛度驗(yàn)算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。這兩種方法都是在一定的假設(shè)前提下進(jìn)行的。A: 共同曲率法該方法假設(shè)：（1）板簧各片之間密切接觸，無間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個(gè)假設(shè)等價(jià)于：在板簧的任何截

17、面上，各片的曲率（或曲率半徑）及其變化都相等；各片承受的彎矩與其慣性矩成正比。如圖1：圖 共同曲率法的力學(xué)模型設(shè)在任意截面上，第一片（主片）曲率半徑為，則第二片為，第片為（各片等厚）或者，由于厚度，故可認(rèn)為：（）當(dāng)載荷變化，變形（撓度）增大后，有：，即（10）式（9）和（10）說明板簧各片在任何載荷下都有相同的曲率半徑和變化量。這樣我們就可以把它重新組合成圖2所示的單片階梯型梁：0x圖共同曲率法的等效模型這是一個(gè)端部作用集中載荷的變截面懸臂梁模型。設(shè)各截面的彎矩在長(zhǎng)度方向的變化為M（x），慣性矩為（x），用能量積分法求出端部變形: U = = (11) (12)剛度： 整理可得如下公式： (1

18、3)式中：為修正系數(shù)，修正由于抽象成懸臂梁模型引起得誤差，其值由經(jīng)驗(yàn)確定。一般矩形截面簧片取0.900.95，雙槽鋼取0.830.87。 i = 1、2、3n (14)ABCDEFG 為各不同板簧段的慣性矩和。如圖3：圖3 板簧各段的慣性矩在AB段 i = 1, =J1在BC段： i = 2, =J1+J2在CD段： i = 3, =J1+J2+J3 如果式（14）中的各片長(zhǎng)度取li=Li/2，則計(jì)算出的剛度是板簧總成的剛度；如果各片長(zhǎng)度li=（Li-KS）/2，則計(jì)算出的剛度是板簧總成裝配的汽車上的裝配剛度。顯然，后者大于前者。前者用于檢驗(yàn)鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度，后者對(duì)汽車性能有實(shí)際意義。B.

19、集中載荷法l1lip1 該方法假設(shè)：各片之間只在端部接觸和傳力，并忽略摩擦力。它的力學(xué)模型如圖4。 圖集中載荷法的力學(xué)模型lili+1PiAB Pi+1根據(jù)假設(shè)，每一片都受到上下兩個(gè)集中力的作用，除第一片和最后一片已知外，其余均未知。分析第片的受力及撓度：圖5第i片受力圖顯然這是一個(gè)靜不定的插入懸臂梁。OA=，OB=根據(jù)變形相等原理，必有下一片的端部撓度與上片的下面支承點(diǎn)的撓度相等。即：， （15）每片在A，B兩點(diǎn)的撓度都可以用材料力學(xué)中的公式求出。這樣雖有， 等個(gè)未知數(shù)，卻可以利用變形相等條件（式15）列出個(gè)方程組成一個(gè)線性方程組，解之可得， ，進(jìn)而可求出各片端部的撓度，取，可得剛度： 為主

20、片撓度，即板簧的撓度。推導(dǎo)過程省略，列出的線性方程組如下： （16） 其中:（17）主片撓度：（18）線剛度： （19）與共同曲率法一樣，若式（17）中取，得出的剛度為檢驗(yàn)剛度，取，得出的剛度為裝配剛度。這兩種計(jì)算剛度的方法（共同曲率法和集中載荷法）各有特點(diǎn)。實(shí)踐證明，真正的鋼板彈簧介于二者之間。片數(shù)多，主片多，共同曲率法的計(jì)算結(jié)果較準(zhǔn)確；片數(shù)少，主片少，端部加工不圓滑，各片自由狀態(tài)的曲率半徑差別越大，集中載荷法就越接近。驗(yàn)算剛度，應(yīng)與初選剛度（式2求出的）相接近，如差別較大，應(yīng)重新調(diào)整板簧參數(shù)（如片數(shù)、斷面參數(shù)、各片長(zhǎng)度等）直至滿意為止。7. 各片應(yīng)力計(jì)算：上述兩種計(jì)算板簧剛度的方法，由于抽

21、象的力學(xué)模型不同，得到的變形（撓度）和剛度有所差別。由于應(yīng)力是與變形（撓度）成正比的。變形不同，計(jì)算應(yīng)力也就不同。如用共同曲率法，根據(jù)假設(shè)，在懸臂梁模型根部，各片所承受的彎矩與其慣性矩成正比，即： （20），分別為根部的總彎矩和總慣性矩。且 =，故有： （21）根部應(yīng)力：（22）主片根部比應(yīng)力：（23）為用共同曲率法求出的板簧剛度。lili+1PiAB Pi+1G如用集中載荷法，根據(jù)假設(shè)：第i片的受力及彎矩圖如圖6所示:圖6 第i片彎矩圖由圖可知，它有兩個(gè)危險(xiǎn)截面，一個(gè)在B點(diǎn)，一個(gè)在根部G點(diǎn)。B點(diǎn)應(yīng)力： （24）比應(yīng)力： （25）根部應(yīng)力： （26）比應(yīng)力： = （27） i =1,2 n需要

22、說明的是，并非每片的彎矩和應(yīng)力分布都如上圖，為了便于說明應(yīng)力分布情況，引入分布系數(shù)： i=（28） 有三種分布情況： i>1，根部應(yīng)力大于端部，適用于主片。因主片在卷耳處受力極復(fù)雜，易損壞，所以要適當(dāng)降低端部應(yīng)力。為達(dá)到這種應(yīng)力分布，可將次主片長(zhǎng)度調(diào)大。i=1，這是比較理想的等應(yīng)力梁，適用于主片之外的其他各片。i<1，端部應(yīng)力大于根部，分部不合理，遇這種情況，可適當(dāng)減小第 i + 1片的長(zhǎng)度。上述兩種方法計(jì)算的應(yīng)力和比應(yīng)力，有一定差別。實(shí)踐證明，長(zhǎng)片（主片和次主片）的實(shí)際應(yīng)力與共同曲率法的計(jì)算結(jié)果比較接近；短片的實(shí)際應(yīng)力與集中載荷法的結(jié)果比較接近。將應(yīng)力計(jì)算結(jié)果與用式（6），（7）

23、計(jì)算的結(jié)果比較，并與教材上推薦的許用應(yīng)力比較，不符合要求時(shí)，重新調(diào)整簧片參數(shù)。8預(yù)應(yīng)力及其選擇板簧在工作中，以主片斷裂最常見。斷裂的部位常發(fā)生在卷耳附近；騎馬螺栓附近；下片的端部。因此，在設(shè)計(jì)板簧時(shí)，適當(dāng)加強(qiáng)主片的強(qiáng)度，對(duì)提高板簧的壽命和可靠性很有必要。加強(qiáng)主片的措施有以下幾種：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置預(yù)應(yīng)力。在設(shè)計(jì)板簧時(shí)，有意識(shí)地將各片設(shè)計(jì)成自由狀態(tài)下的曲率半徑不等，自上而下，曲率半徑逐漸減小，如圖7（b）所示，當(dāng)中心螺栓裝配成總稱后，各片便緊密貼合，具有近似相等的曲率半徑。如圖7（a）所示，這時(shí)，雖然外載荷，但由于各片之間的相互作用，各片都產(chǎn)生了一定的應(yīng)力

24、。很明顯，主片及靠近主片的幾片，曲率半徑變小，上表面有了負(fù)應(yīng)力（壓應(yīng)力）；而下面幾片的上表面都有了正應(yīng)力（拉應(yīng)力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產(chǎn)生的應(yīng)力叫預(yù)應(yīng)力。設(shè)置預(yù)應(yīng)力不僅能夠充分利用材料，提高板簧壽命和可靠性，而且可以使片間貼合更緊，防止泥沙進(jìn)入片間。圖7 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧（）（+）圖8 各片預(yù)應(yīng)力分布合理的各片根部預(yù)應(yīng)力分布如圖8所示。主片及靠近主片的幾片取負(fù)預(yù)應(yīng)力。（上表面受壓），下面幾片取正預(yù)應(yīng)力（上表面受拉），負(fù)預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過150MPa，正預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過6080Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩之和應(yīng)相等：（29） 為各

25、片上表面的預(yù)應(yīng)力，為各片抗彎截面系數(shù)。有了預(yù)應(yīng)力，則板簧在工作中的實(shí)際靜應(yīng)力應(yīng)為前述的計(jì)算應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的和：即： （30）9. 板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算板簧僅由中心螺栓裝配后，應(yīng)有適當(dāng)?shù)幕「?，否則，就不能保證滿載時(shí)的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當(dāng)?shù)臓顟B(tài)下工作，總成自由弧高H0可由下式估算：（31），fa意義同前，為預(yù)壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：（32）是與板簧總長(zhǎng)和騎馬螺栓中心矩S有關(guān)的附加變形，可用下式估算：（33）R0H0L板簧自由狀態(tài)的曲率半徑與有圖9所示關(guān)系：圖9 板簧長(zhǎng)度、曲率半徑與弧高的關(guān)系故有： （34）10. 各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計(jì)算板簧各

26、片在未裝配前的曲率半徑和弧高是板簧制造必不可少的參數(shù)（例如彎曲成型機(jī)靠模和沖頭的曲率半徑都要由決定），設(shè)計(jì)者必須明確給出。由材料力學(xué)知，受彎矩作用的梁，為曲率，為梁的撓曲線表達(dá)式。因此各片在用中心螺栓裝配前后由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的曲率變化為：（35）其中為由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩，R0為裝配成總成的曲率半徑。但， 因此： （36）為第i片的自由曲率半徑，為第i片厚度。各片在自由狀態(tài)時(shí)的弧高為： （37）在確定之后，一般還要驗(yàn)算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與式（34）和式（31）計(jì)算的結(jié)果相符，差別較大時(shí)，仍要調(diào)整參數(shù)。與各片有如下關(guān)系：（38）若各片厚度相等，則可簡(jiǎn)化為：（38）總成弧高：（39）11.

27、 板簧的動(dòng)應(yīng)力和最大應(yīng)力鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設(shè)計(jì)時(shí)，除對(duì)上述靜應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算外，還要對(duì)動(dòng)應(yīng)力和極限應(yīng)力進(jìn)行校核。A、動(dòng)應(yīng)力是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動(dòng)行程消失，各片上表面所增加的拉應(yīng)力。 由于應(yīng)力與變形（撓度）成正比，因此各片的動(dòng)應(yīng)力與靜止應(yīng)力有下述關(guān)系： （40）故： （41）B. 最大應(yīng)力最大應(yīng)力為各片靜應(yīng)力與動(dòng)應(yīng)力的疊加： （42）為許用最大應(yīng)力，取為1000MPa或取為(0.850.9)。為材料的屈服極限。各種材料的見有關(guān)金屬材料手冊(cè)。一般來說，對(duì)設(shè)計(jì)出的板簧還要做特殊工況下的應(yīng)力較核。例如緊急制動(dòng)時(shí)，最大加速度驅(qū)動(dòng)時(shí)，縱向扭轉(zhuǎn)時(shí)（車身側(cè)傾時(shí)）等。因這些計(jì)算都要

28、用到其他參數(shù)，如懸架前后卷耳的高度，卷耳型式和直徑，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力參數(shù)，傳動(dòng)系參數(shù)，重心位置等，此處不再敘述。二、關(guān)于畫圖1. 板簧與車架的連接常用支座和卷耳，且前端采用固定卷耳，后端采用活動(dòng)吊耳或滑板。也由采用撓性支承的（如CA30越野車）。前、后卷耳中心的高度決定了板簧安裝的姿態(tài)角，前高后低為仰角，前低后高為俯角。姿態(tài)角應(yīng)為仰角還是俯角及其大小，常由總體設(shè)計(jì)人員確定。因?yàn)樗鼘?duì)操縱穩(wěn)定性有很大影響。如前簧用仰角，后簧用俯角，側(cè)傾時(shí)引起的干涉軸轉(zhuǎn)向?qū)υ龃蟛蛔戕D(zhuǎn)向有利。2. 為降低車高，可考慮將后板簧置于后軸之下，這樣騎馬螺栓承受拉力包括擰緊力矩拉力和工作拉力兩部分，要適當(dāng)加強(qiáng)。前板簧由于原車前軸有落差，且要保持油底殼與前軸之間有一定距離，不必置于軸下。3. 為充分利用材料，改善葉片端部的應(yīng)力分布和減少端部摩擦，常將端部削弱。有的寬度削弱成梯形，有的厚度削弱，端頭做成圓的，如圖10所示。4. 為畫圖方便，可將板簧畫成直線，原車上可利用的另部分可以照抄。圖10 板簧片的端部形狀三、鋼板彈簧的材料及提高使用壽命的途徑1. 目前汽車鋼板彈簧廣泛使用的材料是熱軋扁彈簧鋼。例如：65Mn，55Si2M