燕山大學汽車設計鋼板彈簧課設說明書

1、燕山大學課 程 設 計 說 明 書題目： 長安SC sc1020后懸架設計院 系： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導老師： 時 間： 目錄1設計技術參數(shù) 22參數(shù)計算 22.1選擇懸架主要參數(shù) 22.2鋼板彈簧結構尺寸確定 32.3板簧片數(shù)及斷面參數(shù)選擇 52.4 板簧的應力校核 62.5 各片長度的確定 72.6板簧的剛度校驗 82.7各片應力計算 92.8預應力及其選擇 102.9自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 132.10自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑校核 142.11板簧的動應力和最大應力 152.12板簧的強度驗算 173附件選取 193.1減振器 193.2U形螺栓 203.3U型螺

2、栓上的螺母 213.4中心螺栓 213.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓 213.6卷耳處的銷 214參考文獻 221設計技術參數(shù)1長/寬/高（mm）：3800×1475×18102軸距（mm）：23503最小離地間距（mm）：1654整備質量（kg）：830；滿載質量（kg）：13005空載軸荷分配系數(shù)（前/后）：50%/50%6.滿載軸荷分配系數(shù)（前/后:35%/65%2參數(shù)計算2.1選擇懸架主要參數(shù)c滿載偏頻對汽車平順性影響很大，在設計懸架初期就要先定義滿載偏頻的范圍。建議?。贺涇嚌M載后懸架偏頻的推薦范圍nc=1.702.17Hz，這里選為nc=1.91Hz。c懸架的靜撓度會直

3、接影響到車身振動的滿載偏頻，因此，要保證汽車具有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。在選定偏頻后可以依據(jù)下面的公式計算后懸架的靜撓度代入數(shù)據(jù)s懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上而車廂做垂直運動時，單位車廂位移下，懸架系統(tǒng)給車廂的總彈簧恢復力。鋼板彈簧作為懸架中的彈性元件，它自身的線剛度會影響到懸架的線剛度，從而影響車廂的位移量，這里用如下的公式計算板簧的線剛度。代入數(shù)據(jù) 0及撓度f0計算出滿載時的偏頻和靜撓度后，還需要通過空載情況下的靜載荷求出此時的偏頻及撓度。計算公式如下帶入數(shù)據(jù) 2.2鋼板彈簧結構尺寸確定板簧的長度為彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。一般由設計人員確定，確定板簧的總長

4、時要從以下幾方面考慮?！?】增加鋼板彈簧的長度明顯降低彈簧應力，提高使用壽命；【2】板簧長度增加能降低彈簧剛度，改善汽車行駛的平順性；【3】在垂直剛度給定的條件下，板簧長度增加又能明顯增加【4】增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車平順性?！?】在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。【6】增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形。對于貨車的后懸架推薦在如下的范圍內選擇：軸距最后選擇的鋼板彈簧的長度為L=1150mma滿載靜止弧高是裝配到汽車上之后的板簧弧高，一般后懸架為，考慮到鋼板彈簧安裝好后有足夠的上跳動撓度，將

5、滿載靜止弧高取為15mm。d懸架彈簧的動撓度與其限位行程有關，二者應適當配合，否則會增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。動撓度過大則板簧的最大應力增大，過小則容易碰撞限位塊。帶入相關數(shù)據(jù)得出這里設計的后懸架的跳動撓度范圍(6-9cm，考慮到懸架彈簧的動撓度與其限位行程很好的配合，將上跳動撓度定為7.5cm。2.3板簧片數(shù)及斷面參數(shù)選擇初選總片數(shù)n0和主片數(shù)n1，后簧取，。片數(shù)少些有利于制造和裝配，并可以降低片之間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。綜合考慮此貨車的行駛平順性靜載荷以及剛度和厚度，將板簧總片數(shù)n0定為7，主片數(shù)n1定為1。

6、在研究鋼板彈簧時，常將其抽象成簡支梁。因此可利用簡支梁的撓度公式計算板簧的總慣性矩：撓度系數(shù)； S：騎馬螺栓距離；K：非工作長度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度；這里K= 0.5為剛性夾緊。查國標GB122284選取簧片的斷面參數(shù)，即寬度b，厚度h，將截面形狀定為矩形，則慣性矩為：計算出的J0、J與計算的比較，應大致相等，否則調整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止（相對誤差小于5%），最終取b=70mm，h=6mm。其中各參數(shù)的取值如下；S =125mm；K= 0.5；b=90mm；h=9mm；由公式計算，J0=7775.23mm4由公式計算可得，J=8018.35mm4二者的相對誤差，符合要求。2.4

7、 板簧的應力校核c抽象成簡支梁的板簧在承受載荷Fw、變形為fc時，根部應力為：為許用靜應力，經應力噴丸處理的彈簧鋼:后簧=450550 MPa代入相應數(shù)據(jù)得=326.15MPa<c比應力，即單位板簧變形對應的應力。它與載荷及變形無關，是衡量強度利用程度及使用壽命的一個很好的參數(shù)：在4.55.0 MPa/mm較好。代入相應數(shù)據(jù)符合要求。最大應力即板簧產生最大變形時的應力：代入相關數(shù)據(jù)符合要求。上述三種應力有任一個不能滿足要求時，應調整參數(shù)，再行計算直至滿意為止。2.5 各片長度的確定簧片長度是指其各片的伸直長度。有兩種設計方法，一是等差級數(shù)法，二是作圖法。這里采用作圖法確定鋼板彈簧各片的長

8、度，做出的圖如下圖所示，然后將各片長度進行圓整即可。圖 1 鋼板彈簧長度最終確定各片長度為：,2.6板簧的剛度校驗一般用共同曲率法進行計算，用共同曲率法計算剛度的前提是，假定同一截面上各片曲率變化值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。驗算鋼板彈簧實際剛度公式為：，,為第一片到第片處所有葉片的慣性矩之和；為經驗修正系數(shù)，；E為材料彈性模量；、為主片和第片的一半長度。為計算方便，在進行設計時，通常采用列表法計算。剛度公式中部分計算見下表：liLaJiYkL1（mm）5751150012600.000793651L2（mm）5751150012600.

9、000396825L3（mm）4909808512600.00026455L4（mm）40581017012600.000198413L5（mm）31563026012600.00015873L6（mm）23046034512600.000132275L7（mm）14529043012600.00011337957512600表格 1 鋼板彈簧長度校驗選擇修正系數(shù)，將數(shù)據(jù)代入剛度公式，得后主簧實際總成自由剛度。，符合要求。2.7各片應力計算下面用共同曲率法，根據(jù)假設，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： i = 1n ，分別為根部的總彎矩和總慣性矩。且 =，故有：根部應力：

10、（）代入數(shù)據(jù)有滿足要求。2.8預應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，在設計板簧時，適當加強主片的強度，對提高板簧的壽命和可靠性很有必要。加強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，三是置預應力。在設計板簧時，有意識地將各片設計成自由狀態(tài)下的曲率半徑不等，自上而下，曲率半徑逐漸減小，如圖2所示，當中心螺栓裝配成總成后，各片便緊密貼合，具有近似相等的曲率半徑。如圖2所示，這時，雖然外載荷，但由于各片之間的相互作用，各片都產生了一定的應力。很明顯，主片及靠近主片的幾片，曲率半徑變小，上表面有了負應力

11、（壓應力）；而下面幾片的上表面都有了正應力（拉應力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產生的應力叫預應力。設置預應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，防止泥沙進入片間。o1-100o2-80o30o450o580o650o70圖 2 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧合理的各片根部預應力分布，應該是主片及靠近主片的幾片取負預應力。（上表面受壓），下面幾片取正預應力（上表面受拉），負預應力最大值一般不超過150MPa，正預應力最大值一般不超過6080Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預應力產生的彎矩之和應相等： 為各片上表面的預應力；為各片抗彎截面系數(shù)。由于所

12、有板簧具有相同的厚度和寬度，則只需要。表格 2 預應力分布滿足要求。圖 3 預應力分布圖板簧在工作中的實際靜應力應為前述的計算應力與預應力的和：即： 2.9自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算板簧僅由中心螺栓裝配后，應有適當?shù)幕「?，否則，就不能保證滿載時的弧高Ha，因而也就不能保證板簧在適當?shù)臓顟B(tài)下工作。總成自由弧高H0可由下式估算：、fa意義同前， 是與板簧總長和騎馬螺栓中心矩S有關的附加變形，可用下式估算：板簧自由狀態(tài)的曲率半徑與有圖4所示關系:H0L圖4 板簧長度、曲率半徑與弧高的關系故有： 代入數(shù)據(jù)可得：2.10自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑校核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，

13、裝配時各片產生了預應力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。各片自由狀態(tài)下做成不同的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少各片的工作應力，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：Ri為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；R0為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）；0i為各片彈簧預應力（MPa）；取E為2.1105MPa；hi為第i片的厚度（mm）。代入數(shù)據(jù)進行計算可得：R1=2137.78mm R2=2001.92mmR3=1596.16mm R4=1416.69mmR5=1327.16,mm R6=1416.69mmR7=1596.16mm如

14、果第i片的片長為Li，則第i片彈簧的弧高為H1=77.36mm H2=82.57mmH3=75.21mm H4=57.89mmH5=37.38mm H6=18.67mmH7=6.58mm鋼板彈簧總成弧高的核算：由于鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri是經選取預應力0i后用公式計算受其影響，裝配后鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的弧高與用R0=L2/8H0結果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。根據(jù)最小勢能定理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和的最小狀態(tài)，因此可以求得等厚葉片彈簧的R0為（Li為第i片的長度）。鋼板彈簧總成的弧高為根據(jù)此式計算的結果和上式計算的結果應相近。計算過程中的參數(shù)如

15、下表：0i(MPaLi(mmL/RL1-10011500.537940199L2-8011500.574448135L309800.61397416L4508100.571754152L5806300.474697674L6504600.324699889L702900.181686231表格 3 弧高計算最終計算可得H=99.10mm，符合要求2.11板簧的動應力和最大應力鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設計時，除對上述靜應力進行計算外，還要對動應力和極限應力進行校核。dd是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動行程fd消失，各片上表面所增加的拉應力。由于應力與變形（撓度）成正比，因此各片

16、的動應力di與靜止應力i有下述關系： 故： 其中fd=80mm， fc=62.5mm將數(shù)值帶入可以求得相應的計算結果：i（MPadi (MPaL1199.62 184.32L2219.62 202.79L3299.62 276.66L4349.62 322.83L5379.62 350.53L6349.62 322.83L7299.62 276.66表格 4 動應力計算最大應力max為各片靜應力與動應力的疊加： 為許用最大應力，取為1000MPaidiimaxL1199.62184.32383.95L2219.62202.79422.41L3299.62276.66576.28L4349.62

17、322.83672.45L5379.62350.53730.15L6349.62322.83672.45L7299.62276.66576.28表格 5 許用最大應力計算其中最大值，滿足要求。2.12板簧的強度驗算緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力為為作用在后輪上的垂直靜負荷；為制動時后軸負荷轉移系數(shù)，貨車：；、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)；c為彈簧固定點到路面的距離，取500mm。代入數(shù)值有 <1260MPa 校核通過。圖5 鋼板彈簧主片卷耳受力圖Fx為沿卷耳縱向作用在卷耳中心線的力，取為3643.64N；D為卷耳

18、內徑，這里取為40mm；b為鋼板彈簧寬度，為70mm；h1為主片厚度，為6mm；許用應力取350MPa。帶入數(shù)值計算可得，=164.83MPa<350MPa，符合要求。滿足要求。對鋼板彈簧銷，當鋼板彈簧承受靜載荷時它收到擠壓應力，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；為卷耳處葉片寬度；為鋼板彈簧銷直徑。用30或40鋼經液體碳氮共滲處理時，彈簧銷擠壓應力取為;則 結合卷耳內徑對于d進行取值，這里取為25mm。3附件選取3.1減振器設計減振器時應當滿足的基本要求是：a.在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；b.有足夠的使用壽命。相對阻尼系數(shù)可以評價懸架振動衰減的快慢程度。值大，振動能迅速衰減，

19、同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將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）的關系。鋼板彈簧屬于有內摩擦的彈性元件懸架，取0.3，由=（+）得=0.4，=0.2。根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。其中，ms=306.97kg, 所以:F0為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時的卸荷速度用伸張行程的最大卸荷力 :計算出以上的參數(shù)后，可以根據(jù)下面的公式估算減振器工作直徑D為工作缸最大允許壓力，取3-4 MPa；為連桿直徑與鋼筒直徑之比，雙筒式減振器取。代入這些相關數(shù)據(jù)得,查QC/T4911999汽車筒式減振器 尺寸系列及技術條件，減振器的工作缸直徑D為34mm。貯油筒直徑，