[機(jī)械畢業(yè)論文]DF-104型載貨汽車懸掛機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、 畢業(yè)設(shè)計(jì)論文DF-104型載貨汽車懸架機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)學(xué) 院：專 業(yè)： 班 級： 學(xué) 號： 學(xué)生姓名：指導(dǎo)老師：2012 年5月22日DF-104型載貨汽車懸架機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)摘 要懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架或車身與車軸或輪胎彈性地連接起來。它的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比方支撐力、制動力和驅(qū)動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。本文針對某公司生產(chǎn)的DF-104型載貨汽車的選懸架在實(shí)際使用中存在的問題進(jìn)行分析。結(jié)合該汽車使用的地區(qū)的道路條件，對汽車的前后懸架進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)。通過比擬各種各種鋼板彈簧

2、的優(yōu)缺點(diǎn)和生產(chǎn)本錢，確定了鋼板彈簧的斷面形狀。借鑒國內(nèi)外對鋼板彈簧的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，片數(shù)、 片寬、片厚、片長、弧高、曲率半徑、檢驗(yàn)剛度、裝配剛度等技術(shù)參數(shù)。并對鋼板彈簧進(jìn)行受力分析、剛度校核和強(qiáng)度校核，驗(yàn)證所選取的參數(shù)根本上滿足了汽車在空、滿載務(wù)件下對平順性、 舒適性以及平安方面的要求。還對鋼板彈簧銷進(jìn)行強(qiáng)度校核。此外還通過計(jì)算確定雙筒式減振器的主要參數(shù)，選定符合國標(biāo)的減振器型號。關(guān)鍵詞：非獨(dú)立懸架 鋼板彈簧 減震器 設(shè)計(jì)DF-104 vehicles of non-independent suspension designABSTRACTSuspension is an important ele

3、ment of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body imp

4、act load, decay resulting vibration, ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. This point is interpret about which company produced a low-speed truck suspension have been arisen problems in real life .I have a new design for the front and back suspension based on t

5、he car were used in areas of the road conditions before. Firstly I defined the section shape of leaf spring according to compare the various of advantages and disadvantages .Secondly I draw on domestic successful experience in the design of leaf springs and technical parameters for sheet number, she

6、et width, sheet thickness, sheet length , arc height, curvature radius, test for stiffness, assembly stiffness .mechanical analysis of leaf spring, stiffness and strength check of Verification, Validation basically meet the selected parameters of the car in the air, full service parts under the ride

7、 comfort, comfort, and safety requirements.Also check the strength of leaf spring pin.Also determined by calculating the main parameters of binocular-type shock absorber, shock absorber type selected meet the national standardKey words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design目 錄 TOC

8、o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc263169458 第一章 前 言 PAGEREF _Toc263169458 h 1 HYPERLINK l _Toc263169459 論文的研究目的和意義 PAGEREF _Toc263169459 h 1 HYPERLINK l _Toc263169460 懸架設(shè)計(jì)應(yīng)到達(dá)的技術(shù)要求 PAGEREF _Toc263169460 h 1 HYPERLINK l _Toc263169461 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及開展趨勢 PAGEREF _Toc263169461 h 2 HYPERLINK l _Toc263169462 1.3.1 懸架

9、彈性元件開展趨勢 PAGEREF _Toc263169462 h 2 HYPERLINK l _Toc263169463 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 PAGEREF _Toc263169463 h 3 HYPERLINK l _Toc263169464 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 PAGEREF _Toc263169464 h 4 HYPERLINK l _Toc263169465 設(shè)計(jì)的主要參數(shù) PAGEREF _Toc263169465 h 5 HYPERLINK l _Toc263169466 第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc263169466

10、 h 6 HYPERLINK l _Toc263169467 鋼板彈簧根本參數(shù)確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169467 h 6 HYPERLINK l _Toc263169468 2.1.1 單個(gè)鋼板彈簧的載荷 PAGEREF _Toc263169468 h 6 HYPERLINK l _Toc263169469 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 PAGEREF _Toc263169469 h 6 HYPERLINK l _Toc263169470 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 PAGEREF _Toc263169470 h 7 HYPERLINK l _Toc263169471 2.1

11、.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 PAGEREF _Toc263169471 h 7 HYPERLINK l _Toc263169472 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169472 h 7 HYPERLINK l _Toc263169473 鋼板彈簧主長度確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169473 h 8 HYPERLINK l _Toc263169474 鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc263169474 h 8 HYPERLINK l _Toc263169475 鋼板彈簧片厚的計(jì)算 PAGEREF _Toc263169475 h 8 HYPE

12、RLINK l _Toc263169476 鋼板彈簧片寬的計(jì)算 PAGEREF _Toc263169476 h 9 HYPERLINK l _Toc263169477 鋼板彈簧各片長度的計(jì)算 PAGEREF _Toc263169477 h 9 HYPERLINK l _Toc263169478 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 PAGEREF _Toc263169478 h 10 HYPERLINK l _Toc263169479 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 PAGEREF _Toc263169479 h 11 HYPERLINK l _Toc263169480 鋼板彈簧總成弧高的核算 P

13、AGEREF _Toc263169480 h 13 HYPERLINK l _Toc263169481 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 PAGEREF _Toc263169481 h 13 HYPERLINK l _Toc263169482 鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 PAGEREF _Toc263169482 h 14 HYPERLINK l _Toc263169483 鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 PAGEREF _Toc263169483 h 14 HYPERLINK l _Toc263169484 小結(jié) PAGEREF _Toc263169484 h 15 HYPERLINK l _Toc263169485

14、第三章減振器的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc263169485 h 16 HYPERLINK l _Toc263169486 3.1 減振器的分類及選型 PAGEREF _Toc263169486 h 16 HYPERLINK l _Toc263169487 相對阻尼系數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc263169487 h 16 HYPERLINK l _Toc263169488 減振器阻尼系數(shù)確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169488 h 18 HYPERLINK l _Toc263169489 最大卸荷力確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169489 h 18 HYPERLI

15、NK l _Toc263169490 簡式減振器工作缸直徑確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169490 h 18 HYPERLINK l _Toc263169491 小結(jié) PAGEREF _Toc263169491 h 19 HYPERLINK l _Toc263169492 第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc263169492 h 20 HYPERLINK l _Toc263169493 后鋼板彈簧根本參數(shù)確定 PAGEREF _Toc263169493 h 20 HYPERLINK l _Toc263169494 后懸架的載荷 PAGEREF _Toc263169494

16、 h 20 HYPERLINK l _Toc263169495 后懸架振動頻率的選擇 PAGEREF _Toc263169495 h 20 HYPERLINK l _Toc263169496 動撓度的選擇 PAGEREF _Toc263169496 h 20 HYPERLINK l _Toc263169497 懸架的彈性特性 PAGEREF _Toc263169497 h 20 HYPERLINK l _Toc263169498 懸架主、副簧剛度的分配 PAGEREF _Toc263169498 h 21 HYPERLINK l _Toc263169499 彈性元件的設(shè)計(jì) PAGEREF _T

17、oc263169499 h 22 HYPERLINK l _Toc263169500 鋼板彈簧的布置方案 PAGEREF _Toc263169500 h 22 HYPERLINK l _Toc263169501 鋼板彈簧主要參數(shù)確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169501 h 22 HYPERLINK l _Toc263169502 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 PAGEREF _Toc263169502 h 25 HYPERLINK l _Toc263169503 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 PAGEREF _Toc263169503 h 26 HYPERLINK l _Toc

18、263169504 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 PAGEREF _Toc263169504 h 26 HYPERLINK l _Toc263169505 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169505 h 27 HYPERLINK l _Toc263169506 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑確實(shí)定 PAGEREF _Toc263169506 h 27 HYPERLINK l _Toc263169507 鋼板彈簧總成弧高的核算 PAGEREF _Toc263169507 h 28 HYPERLINK l _Toc263169508 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 P

19、AGEREF _Toc263169508 h 29 HYPERLINK l _Toc263169509 鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 PAGEREF _Toc263169509 h 31 HYPERLINK l _Toc263169510 小結(jié) PAGEREF _Toc263169510 h 31 HYPERLINK l _Toc263169511 第三章總結(jié)與展望 PAGEREF _Toc263169511 h 32 HYPERLINK l _Toc263169512 致 謝 PAGEREF _Toc263169512 h 33 HYPERLINK l _Toc263169513 參考文獻(xiàn) P

20、AGEREF _Toc263169513 h 34第一章 前 言論文的研究目的和意義 懸架是現(xiàn)代汽車上重要的總成之一，它把車架 ( 或車身)與車軸 ( 或車輪)彈性地連接起來。 其主要任務(wù)是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩， 并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架 ( 或車身)的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車平順地行駛。由于結(jié)構(gòu)簡單、便于維護(hù)以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點(diǎn)，非獨(dú)立懸架廣泛應(yīng)用于載貨汽車以及大客車的前后懸架。一些全輪驅(qū)動的多用途車也采用非獨(dú)立懸架作為前后懸架。隨著彈性元件、減震器及其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計(jì)、制造技術(shù)的不斷進(jìn)步，非獨(dú)立懸架的性能也日益得到改善，在一些大批

21、量生產(chǎn)的高級橋車和運(yùn)動型橋車中，仍然采用非獨(dú)立懸架用于其后懸架。對于前置前驅(qū)動汽車尤其是輕型載貨汽車而言，由于后橋沒有笨重的主減速器和差速器，其非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架的非懸掛質(zhì)量相差不大，因而非獨(dú)立后懸架具有很好的應(yīng)用前景。汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動。為了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應(yīng)裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的振幅連續(xù)減小，直至振動停止。本次課題針對都安建興機(jī)械生產(chǎn)的都興DF-104載貨汽車的懸架進(jìn)行研究分析。根據(jù)它使用的道路環(huán)境和實(shí)際載重對懸架進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。改良了汽車在惡劣的山區(qū)道路上

22、行駛的平順性和操控穩(wěn)定性。根據(jù)汽車實(shí)際的裝載質(zhì)量對懸架的彈性元件進(jìn)行受力分析和強(qiáng)度校核。以提高懸架的壽命。懸架設(shè)計(jì)應(yīng)到達(dá)的技術(shù)要求2汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成一個(gè)振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速，燃油經(jīng)濟(jì)型和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)型。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車的操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮一下幾個(gè)方面的要求：通過合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，即具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和適宜的振動性能，并

23、能防止在懸架的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力。合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時(shí)車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求；導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動相協(xié)調(diào)，防止發(fā)生運(yùn)動干預(yù)，否那么可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振；側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車制動和加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定，防止發(fā)生汽車在制動和加速時(shí)的車身縱傾即所謂的“點(diǎn)頭和“后仰；懸掛構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛局部的質(zhì)量要盡量小；便于布置；所有零部件應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命；制造本錢低；便于維修、保養(yǎng)。.1

24、懸架彈性元件開展趨勢非獨(dú)立懸架是汽車上最早使用的一種懸架。至今仍然被廣泛應(yīng)用于載貨汽車和載客客車的前后懸架以及橋車的后懸架。非獨(dú)立懸架使用的彈性元件也由最初的鋼板彈簧和扭桿彈簧開展到空氣懸架和油氣懸架?？諝鈶壹軓椈墒且环N運(yùn)用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是世界鋼板彈簧開展趨勢。國外客車100、拖車100、重型載重車85采用空氣懸掛簧，可減少噪聲，提高穩(wěn)定性與舒適性。20世紀(jì)50年代，空氣懸架彈簧開始應(yīng)用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。60年代，德國、美國等工業(yè)興旺國家生產(chǎn)的大局部公共汽車中裝有了空氣彈簧懸架。目前，國外生產(chǎn)的旅游車、長途客車及高速客車幾乎全部使用空氣彈簧懸架，局部轎

25、車也使用了空氣彈簧懸架，如德國的奔馳300SE 13奔馳600等，另外在重型載貨汽車上近年來也得到了廣泛應(yīng)用12。國內(nèi)早在20世紀(jì)60年代就設(shè)計(jì)生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術(shù)條件有限，當(dāng)時(shí)生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效果不甚理想，以后在很長一段時(shí)期，產(chǎn)品沒有進(jìn)一步開展。因此，國外生產(chǎn)空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術(shù)優(yōu)勢進(jìn)入了國內(nèi)市場，為國內(nèi)生產(chǎn)豪華客車的廠家配套成熟的空氣彈簧懸架產(chǎn)品。隨著道路條件的改善，國內(nèi)消費(fèi)水平的提高，客車產(chǎn)品的檔次逐步升級，空氣懸掛簧逐步被市場接受。目前，在國內(nèi)有多家客車廠生產(chǎn)的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客車、桂林大字、合肥現(xiàn)代、杭州客車等，現(xiàn)全國用空氣懸掛簧的客車已

26、超過1 萬輛。隨著國內(nèi)汽車產(chǎn)量的增長，采用空氣懸掛簧的數(shù)量將逐步上升，鋼板彈簧的使用數(shù)量處于下降趨勢16。1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向目前國內(nèi)外對懸架的研究主要集中在電子控制的懸架系統(tǒng)。對主動懸架的研究目前主要集中兩個(gè)方面:一個(gè)是控制策略;另一個(gè)是執(zhí)行器。最早的主動懸架控制策略是天棚原理，假設(shè)車身上方有一固定的慣性參考，在車身和慣性參考之間有一阻尼器，執(zhí)行器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振動。這種控制算法簡單，在國外某些車型上已經(jīng)得到了應(yīng)用。隨著現(xiàn)代控制理論的開展，提出了主動懸架的最優(yōu)控制方法，它比天棚原理考慮了更多的變量，控制效果更好，目前最優(yōu)控制規(guī)律有三種:線性最優(yōu)控制、HQ最優(yōu)控制

27、和最優(yōu)預(yù)見控制。 由于實(shí)際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時(shí)變的、高階動力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又開展了自適應(yīng)控制方法。自適應(yīng)控制方法具有參數(shù)識別功能，能適應(yīng)懸架載荷和元件特性的變化，自動調(diào)整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應(yīng)控制方法也有增益調(diào)度控制、模型參考自適應(yīng)控制和自校正控制三類。目前開展最迅速的控制策略是智能控制(模糊控制和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制)。模糊控制方法具有自動調(diào)節(jié)輸入變量的組合、隸屬函數(shù)的參數(shù)和模糊規(guī)那么數(shù)目等學(xué)習(xí)功能，計(jì)算機(jī)仿真結(jié)果說明該方法更有效。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)是一個(gè)由大量處理單元組成的高度并行的非線性動力系統(tǒng)，它能進(jìn)行數(shù)據(jù)融合、學(xué)習(xí)適應(yīng)性和并行處理，研究說明它比傳統(tǒng)控制有更好的性能

28、。執(zhí)行器是實(shí)現(xiàn)控制目標(biāo)的重要環(huán)節(jié)，因此作對動器的研究也是主動懸架研究的重要內(nèi)容。為保證主動懸架的良好性能，執(zhí)行器必須具有靈敏、隱定、可靠、能耗 低、本錢和總量低等特點(diǎn)。目前主動懸架上應(yīng)用的執(zhí)行器主要是液力式結(jié)構(gòu)。日產(chǎn)公司那么開發(fā)了蓄能式減振器，它將壓力控制閥同小型蓄能器及液壓缸結(jié)合起來，使路面不平整引起的振動被蓄能器吸收，車身隔振由主動阻尼和被動阻尼共同完成，因而能耗有所降低。不過液壓動力系統(tǒng)尚有許多缺乏之處，比方對工作環(huán)境有一定要求;元件制造精度要求高、本錢難以下降;處理小信號的數(shù)字運(yùn)算，誤差的檢測與放大、測試與補(bǔ)償、自動化與實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離等功能不如電氣系統(tǒng)靈活準(zhǔn)確等。因此現(xiàn)在執(zhí)行器的研究主要集

29、中在直線伺服電機(jī)、電磁蓄能器的方向。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機(jī)具有較多的優(yōu)點(diǎn)，永磁直流直線伺服電機(jī)，其驅(qū)動性能優(yōu)于液壓系統(tǒng)，今后將會取代液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)。運(yùn)用電磁蓄能原理，結(jié)合參數(shù)估計(jì)自校正控制器，可望設(shè)計(jì)出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應(yīng)主動懸架。 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)有：油氣懸架技術(shù)：由油氣部件和彈簧系統(tǒng)共同支撐車體，根據(jù)汽車變化的承載量，由油氣部件調(diào)節(jié)懸架的水平位置，使彈簧保持 正常的使用位置；阻尼可調(diào)節(jié)減振器：由傳感器感知汽車行駛時(shí)的狀況，包括載荷的大小、路面的不平、是否轉(zhuǎn)向、是否加速或制動等，經(jīng)電控單元分析判斷，通過電磁閥液壓系統(tǒng)，調(diào)節(jié)減振器的

30、阻尼。此項(xiàng)技術(shù)又成為半主動懸架技術(shù)；全主動懸架技術(shù)：通過電液系統(tǒng)不僅調(diào)節(jié)阻尼而且調(diào)節(jié)彈力、水平位置等。針對懸架系統(tǒng)的非線性特點(diǎn)，研究適宜的懸架系統(tǒng)電控技術(shù)是汽車懸架系統(tǒng)振動性能改良的方向。懸架位于車身與輪胎之間，對車輛的運(yùn)動性能、乘坐舒適性有 重大的影響。按照路面行駛工況最優(yōu)控制，懸架性能以確保車輛行駛性能與乘坐舒適性，電子控制懸架將進(jìn)一步向高性能方向開展。作為實(shí)現(xiàn)這種對懸架的優(yōu)化控制的方式之一，是利用“預(yù)知傳感器進(jìn)行預(yù)知控制的“預(yù)知控制懸架。目前已提出了多種的方案，并期待著這種新式傳感器的出現(xiàn)。另一方面，從地球環(huán)境來考 慮，為進(jìn)一步節(jié)約能源，懸架控制向高壓力化、高電壓化、小型輕量化開展。在控

31、制理論方面正在致力于模糊邏輯控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制等應(yīng)用于懸架方面的研究。裝載質(zhì)量：5000kg整備質(zhì)量：3025kg空載時(shí)：前軸負(fù)荷：1690kg 后軸負(fù)荷：2150kg滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：3444kg 后軸負(fù)荷：6396kg軸距：3300mm第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 鋼板彈簧根本參數(shù)確實(shí)定 單個(gè)鋼板彈簧的載荷汽車滿載靜止時(shí)汽車前軸荷， 非簧載質(zhì)量 ， 那么據(jù)此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： ( 2-1 )進(jìn)而得到: ( 2-2 ) 鋼板彈簧的靜撓度懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c 之比，即：前后彈簧的靜撓度都直接影響到汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛過程中產(chǎn)生劇烈的

32、顛簸 ( 縱向角振動) ，應(yīng)力求使前后彈簧的靜撓度比值接近于1。此外， 適當(dāng)?shù)卦龃箪o撓度也可減低汽車的振動頻率，以提高汽車的舒適性。但靜撓度不能無限地增加(一般不超過240mm)，因?yàn)閾隙冗^大，即頻率過低，也同樣會使人感到不舒適，產(chǎn)生暈車的感覺。此外，在前輪為非獨(dú)立懸掛的情況下，撓度過大還會使汽車的操縱性變壞。貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= 2-3式中，c為懸架的剛度N/m,m為懸架的簧上質(zhì)量kg又靜撓度可表示為： 2-4

33、由2-3、2-4式得： 2-5 鋼板彈簧的動撓度懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在69cm.。本設(shè)計(jì)選擇： 鋼板彈簧滿載靜弧高滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上外表與兩端 不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差。當(dāng)=0 時(shí) 鋼板彈簧在對稱位置上工作。慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時(shí)能得到足夠的動撓度值，常取=1020mm 。本方案中初步定為 15mm。 鋼板彈簧斷面形狀確實(shí)定板彈簧斷面通常采用矩形斷面，宜于加工，本錢低。但矩形斷面也存在一些缺乏，矩形斷面鋼板彈簧

34、的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上。工作時(shí) 一面受拉應(yīng)力，一面受壓應(yīng)力作用，而且上、下外表的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對值相等。因材料的抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷裂。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片，其中性軸均上移，使受拉應(yīng)力的一面的拉應(yīng)力絕對值減小，而受壓應(yīng)力作用的一面的壓應(yīng)力絕對值增大，從而改善了應(yīng)力在斷面上的分布情況，提高了鋼板彈簧的疲勞強(qiáng)度并節(jié)約了近10%的材料。本方案中選用矩形斷面。鋼板彈簧主長度確實(shí)定鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧剛度,改善汽車行駛平順性;在垂直剛度C給定的條件下 又能明顯增加鋼板彈簧的

35、縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度，系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向角時(shí)，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。選用長些的鋼板彈簧，會在汽車布置時(shí)產(chǎn)生困難。原那么上，在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律如下所示：0.45)軸距。本設(shè)計(jì)初步選定前鋼板彈簧的長度L=1330mm。鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算鋼板彈簧片厚的計(jì)算矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計(jì)算: 2-6式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)；b為板簧的寬度；h為板簧厚度。由上式可知，改變片數(shù)、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變化。又可表示為： 2

36、-7式中，k為無效長度系數(shù)，取k=0.5；S為U型螺栓中心距,本設(shè)計(jì)取140mm；E為材料彈性模量，E=N/mm2；為撓度增大系數(shù)。結(jié)合式可知：總慣性矩的變化又會影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，也就是影響汽車的平順性。其中，片厚h的變化對鋼板彈簧總慣性矩的影響最大,增大片厚h，可減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。一般都采用前者。本設(shè)計(jì)方案中選片厚相等。片厚的計(jì)算公式為： 2-8 式中，為許用彎應(yīng)力，的取值范圍：前鋼板彈簧350450Mpa,后鋼板彈簧450550Mpa,后副簧220250Mpa；取=400Mpa。撓度增大系數(shù)；為與主片等長的鋼板片數(shù)，本次設(shè)計(jì)取2；n為總的鋼板

37、片數(shù)，取11。將=1.32，代入式2-8等：h=8.69mm,圓整為h=9mm。鋼板彈簧片寬的計(jì)算有了h以后，再選取鋼板彈簧的片寬b。增大片寬能增大卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角；片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在610范圍內(nèi)選取。本次設(shè)計(jì)取b=80mm。鋼板彈簧各片長度的計(jì)算先將各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的

38、交點(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度如圖2-1。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。各片長度如表2-1所示。表2-1鋼板彈簧各片長度板號1234567891011長度1330133012111092973854735616497378259 圖2-1 各片鋼板彈簧的長度鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： 2-9其中， ； ；為剛度修正系數(shù)，1；、為主片和第k+1片的長度的一半。鋼板彈簧剛度計(jì)

39、算結(jié)果如表2-2所示。表2-2鋼板彈簧剛度驗(yàn)算 鋼板彈簧的自由剛度用鋼板彈簧的有效長度代替鋼板彈簧的長度L代入上面的計(jì)算中算得的剛度就是加緊剛度。 2-10算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：，剛度與設(shè)計(jì)剛度相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： 2-11式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。=mm=76.5+15+13.9=2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑確實(shí)定：簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=3鋼

40、板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑確實(shí)定鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的和裝配后曲率半徑不同，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)下做成不同的曲率半徑的目的是為了使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼在一起，減少主片的工作應(yīng)力，使各片的壽命接近。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定: 2-12式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑mm，在自由狀態(tài)下的曲率半徑mmN/；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度mm在和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力的條件，可以用2-12式計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)的曲率半徑。對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主

41、片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300350N/內(nèi)選取。14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)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩 各片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表2-3。表2-3鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高版號1234567891011-80-50-1505102030402020225123602170209820752052202119671927202120215716鋼板彈簧總成弧高的核算葉片在自由狀態(tài)的曲率半徑是根據(jù)預(yù)應(yīng)力確定的。 由于選擇預(yù)應(yīng)力的關(guān)系， 裝配后鋼板

42、彈簧總成弧高不一定和 3 1的計(jì)算結(jié)果一致， 因此， 還需要再計(jì)算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認(rèn)為適宜。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=2157mm 2-13鋼板彈簧的總成弧高為: 2-14計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果105.4mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算當(dāng)汽車緊急制動的時(shí)候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大應(yīng)力課表示為: 2-15式中，為作用在前輪上的垂直靜載荷；為制動時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)貨車取1.41.6；乘用車取1.21.4。、分別為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；c為彈簧固裝點(diǎn)到路面的距

43、離；為鋼板彈簧總截面系數(shù)。 =Mpa,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算鋼板彈簧主片應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉壓應(yīng)力合成，即： 2-16其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力取為350MPa。代入上式得：=97N/mm2鋼板彈簧主片符合強(qiáng)度要求。對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其79 N/mm 2-17 2-18彈簧銷滿足強(qiáng)度要求本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合汽車使用的實(shí)

44、際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等根本數(shù)據(jù)。采用共同曲率法對鋼板彈簧的剛度進(jìn)行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進(jìn)行了分析，驗(yàn)算了鋼板彈簧的最大的應(yīng)力。并對卷耳和彈簧銷進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。完成了前鋼板彈簧的設(shè)計(jì)。第三章減振器的設(shè)計(jì)3.1 減振器的分類及選型減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤片之間相對運(yùn)動時(shí)的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運(yùn)動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、容易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力減

45、振器最早出現(xiàn)于1901 年，有兩種主要的結(jié)構(gòu)形式分別是搖臂式和筒式。筒式減振器質(zhì)量較小、性能穩(wěn)定、工作可靠，適宜大量生產(chǎn)，已經(jīng)成為汽車減振器的主流。筒式減振器有可以分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結(jié)構(gòu)，以雙筒式應(yīng)用最多。經(jīng)過比照分析本次設(shè)計(jì)選用雙筒式減振器。相對阻尼系數(shù)的選擇減振器在卸荷閥翻開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關(guān)系 (3-1)式中，為減振器阻尼系數(shù)。圖3-1出示減振器的阻力速度特性。該圖具有如下特點(diǎn)：阻力速度特性由四段近似直線線段組成，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)，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，減振器的

46、阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。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。圖31 減振器的特性阻力一位移特性 b)阻力一速度特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達(dá)式為: (3-2)式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。式(32)說明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小那么反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關(guān)系

47、。設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值。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，一般取0.3；為防止懸架碰撞車架，取。取，那么有：計(jì)算得： 減振器阻尼系數(shù)確實(shí)定減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以 。 3-3最大卸荷力確實(shí)定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度到達(dá)一定值時(shí)，減振器翻開卸荷。減振器不在提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。一般的取值范圍為0.150.3m/s。這里取=0.2m/s。 3-4簡式減振器工作缸直徑確實(shí)定7根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D

48、 3-5式中，為工作缸最大允許壓力，取34Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取0.400.50，單筒式減振器取0.300.35。取=4Mpa，代入3-5式得：=查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國標(biāo)JB14591985，減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、45mm、50mm、65mm 等幾種。如表3-1。表3-1減振器根本尺寸工作缸直徑D基長L貯油缸最大外直徑吊環(huán)直徑吊環(huán)寬度B活塞行程S2090349020030120482924110250401606539321302805019080474017028060210906250170280貯油缸的工作直徑，按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這

49、里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。壓縮到底的長度350+2110=570mm拉足的長度本章通過分析常見的減振器的類型和優(yōu)缺點(diǎn)，選擇了雙筒式液壓減振器。根據(jù)前懸架鋼板彈簧的剛度和車身的振動頻率，設(shè)計(jì)計(jì)算出減振器的根本參數(shù)。第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì)后懸架的載荷后懸架的空載軸重是2150kg，滿載的軸重是6396kg。非簧載質(zhì)量是442kg。那么：空載單個(gè)鋼板彈簧的載荷滿載單個(gè)鋼板彈簧的載荷后懸架振動頻率的選擇通常使前后懸架的偏頻接近。當(dāng)汽車以較高車速行駛過單個(gè)路障時(shí)9，1時(shí)的小。前懸架的車身振動頻率=1.8，所以選擇后懸架的振動頻率為=1.9。動撓度的

50、選擇懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在69cm.。本設(shè)計(jì)后懸架動撓度選擇：懸架的彈性特性懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。后懸架采用主副鋼板的復(fù)合式懸架。懸架主、副簧剛度的分配圖4-1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性1確定副簧開始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原那么上要求車身從空載到滿載時(shí)的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順

51、性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。使副簧開始起作用時(shí)的懸架撓度等于汽車空載時(shí)懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時(shí)懸架的撓度。于是可求 = 4-1式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。 副簧，主簧的剛度之比為：，其中式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。因?yàn)?，所以=0.87 4-2將n=1.9hz,m=2977kg代入公式： ，得c=m由上面的式子，可聯(lián)立方程組： 1 2由12式解得： 副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為 =1526N又： ，得： = =29175-6310=

52、22865N主簧 ： =副簧 ： =mm=32mm鋼板彈簧的布置方案布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。鋼板彈簧主要參數(shù)確實(shí)定.1滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上外表與兩端連線間的高度差。常取=1020mm.在此?。?.2鋼板彈簧長度L確實(shí)定0.45)軸距. 軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1616mm , 副簧主片的長度為1155mm.3鋼板彈簧斷面尺寸確實(shí)定有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧式中： SU形螺栓中心距mm，S=14

53、0mm kU形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)； c鋼板彈簧垂直剛度N/mm,c=; 為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)確實(shí)定：主鋼板彈簧：= 副鋼板彈簧：= 式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)，主簧取10，副簧取5；為與主片等長的片數(shù)，主簧取2，副簧取1。計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50550N/，后副簧為220250 N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。鋼板彈簧平均厚度確實(shí)定：主簧：付簧：圓整后取主簧的厚度為12mm，付簧的厚度取10mm。有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在610范圍內(nèi)選取。 b=80mm通過查詢彈簧手冊可得鋼板彈簧截面

54、尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。鋼板彈簧截面形狀的選擇：本設(shè)計(jì)選取等截面矩形鋼板彈簧。4.2.2.4鋼板彈簧各片長度確實(shí)定通過作圖法確定鋼板彈簧的尺寸。主簧各片長度如表4-1。表4-1主鋼板彈簧各片長度片號12345678910長度16161616145212881124960796632468304付簧各片長度如表4-2。表4-2副鋼板彈簧各片長度片號12345長度11559527495463434.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為：C=其中， ； ；15，E為材料彈性模量；

55、為主片和第k+1片的一般長度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。主簧剛度的驗(yàn)算如表4-3。表4-3主鋼板彈簧驗(yàn)算主鋼板彈簧自由剛度：=主鋼板彈簧加緊剛度：與設(shè)計(jì)值=226.6N/mm相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算如表4-4。表4-4副鋼板彈簧的驗(yàn)算副鋼板彈簧自由剛都：=副鋼板彈簧的加緊剛度：與設(shè)計(jì)值=197.2N/mm相差不多，副簧的剛度滿足要求。鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼

56、板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化。S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：主簧：=100.9+15+14.6=副簧：=32+15+8.2=鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑確實(shí)定主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2501mm副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑確實(shí)定矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑mm，在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);N/；E為材料的彈性模量，取E為 N/;i片的彈簧厚度(mm)。在計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。對于片厚相同的鋼

57、板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300350N/內(nèi)選取。14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)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。5在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩：13 主簧各片預(yù)應(yīng)力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-5。表4-5主鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號123456789100i-100-80010203040502020Ri3200297325012452240623602317227524062406Hi1021101058566493422115副簧各片預(yù)應(yīng)力

58、以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-6。表4-6副鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號123450i-800103030Ri39243021293727812781Hi423824135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1/=式中，第i片長度。先對主簧的總成弧高核算，將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：與原設(shè)計(jì)值為H0=130.5mm相差不大，符合要求。 對副簧總成弧高的核算，將副簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：=3121mm=與原設(shè)計(jì)值=55.2mm相差不大，符合要求。當(dāng)貨車牽引驅(qū)動時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載

59、荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算11 =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.251.30；貨車：=1.11.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。對于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。滿載靜止時(shí)有：由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度：其中牽引驅(qū)動時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 驗(yàn)算副簧強(qiáng)度：主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動撓度fd計(jì)算載荷。18主簧

60、的極限載荷按下式計(jì)算：副簧的極限載荷按下式計(jì)算：不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其79 N/mm。 =彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合汽車使用的實(shí)際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等根本數(shù)據(jù)。采用共同曲率法14對鋼板彈簧的剛度進(jìn)行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進(jìn)行了分析，驗(yàn)算了鋼板彈簧的最大的應(yīng)力。并對卷耳和彈簧銷進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。完成了后鋼板彈簧的設(shè)計(jì)。