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一、 DF-104型載貨汽車懸掛機構(gòu)設計 設計內(nèi)容： 設計DF-104載貨汽車懸掛機構(gòu)結(jié)構(gòu)。設計的內(nèi)容包括：避震器、彈簧、防傾桿、連桿等零部件的結(jié)構(gòu)，以及各部分的強度計算。 技術(shù)參數(shù)： 滿載時汽車總重量8025 Kg，在汽車行駛過程中，能承受高頻往復壓縮運動，汽車能運行平穩(wěn)。 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） DF-104 型載貨汽車懸架機構(gòu)設計 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導老師： 2012 年 5 月 22 日 I DF-104 型載貨汽車懸架機構(gòu)設計 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，比如支撐力、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際使用中存在 的問題進行分析。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 進行了重新設計。通過比較各種各種鋼板彈簧的優(yōu)缺點和生產(chǎn)成本，確定 了鋼板彈簧的斷面形狀。借鑒國內(nèi)外對鋼板彈簧的設計經(jīng)驗，片數(shù)、 片寬、 片厚、片長、弧高、曲率半徑、檢驗剛度、裝配剛度等技術(shù)參數(shù)。并對鋼 板彈簧進行受力分析、剛度校核和強度校核，驗證所選取的參數(shù)基本上滿 足了汽車在空、滿載務件下對平順性、 舒適性以及安全方面的要求。還對 鋼板彈簧銷進行強度校核。此外還通過計算確定雙筒式減振器的主要參數(shù)， 選定符合國標的減振器型號。 關(guān)鍵詞：非獨立懸架 鋼板彈簧 減震器 設計 II DF-104 vehicles of non-independent suspension design ABSTRACT Suspension is an important element 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 impact 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 the 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, sheet 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 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 standard Key words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design III 目 錄 第一章 前 言 .1 1.1 論文的研究目的和意義 .1 1.2 懸架設計應達到的技術(shù)要求 .1 1.3 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 .2 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 .2 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 .3 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 .4 1.4 設計的主要參數(shù) .5 第二章 前鋼板彈簧的設計 .6 2.1 鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 .6 2.1.1 單個鋼板彈簧的載荷 .6 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 .6 2.1.3 鋼板彈簧的動撓度 .7 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 .7 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 .7 2.1.6 鋼板彈簧主長度的確定 .8 2.2 鋼板彈簧的設計計算 .8 2.2.1 鋼板彈簧片厚的計算 .8 2.2.2 鋼板彈簧片寬的計算 .9 2.2.4 鋼板彈簧各片長度的計算 .9 2.2.5 鋼板彈簧剛度的驗算 .10 2.2.6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 .11 2.2.7 鋼板彈簧總成弧高的核算 .13 2.3 鋼板彈簧強度驗算 .13 2.4 鋼板彈簧主片的強度的核算 .14 2.5 鋼板彈簧銷的強度核算 .14 2.3 小結(jié) .15 第三章減振器的設計 .16 3.1 減振器的分類及選型 .16 IV 3.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 .16 3.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 .18 3.4 最大卸荷力的確定 .18 3.5 簡式減振器工作缸直徑的確定 .18 3.6 小結(jié) .19 第四章后鋼板彈簧的設計 .20 4.1 后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 .20 4.1.1 后懸架的載荷 .20 4.1.2 后懸架振動頻率的選擇 .20 4.1.3 動撓度的選擇 .20 4.1.4 懸架的彈性特性 .20 4.1.5 懸架主、副簧剛度的分配 .21 4.2 彈性元件的設計 .22 4.2.1 鋼板彈簧的布置方案 .22 4.2.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 .22 4.3 鋼板彈簧剛度的驗算 .25 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 .26 4.4.1 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 .26 4.4.2 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 .27 4.4.3 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 .27 4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 .28 4.6 鋼板彈簧強度驗算 .29 4.7 鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 .31 4.8 小結(jié) .31 第三章總結(jié)與展望 .32 致 謝 .33 參考文獻 .34 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 1 第一章 前 言 1.1 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 護以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點，非獨立懸架廣泛應用于載貨 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)件的設計、制造技術(shù)的 不斷進步，非獨立懸架的性能也日益得到改善，在一些大批量生產(chǎn)的高級 橋車和運動型橋車中，仍然采用非獨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， 其非獨立懸架與獨立懸架的非懸掛質(zhì)量相差不大，因而非獨立后懸架具有 很好的應用前景。汽車在不平路面上行駛時，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械有限公司生產(chǎn)的都興 DF-104 載貨汽車的懸 架進行研究分析。根據(jù)它使用的道路環(huán)境和實際載重對懸架進行重新設計。 改進了汽車在惡劣的山區(qū)道路上行駛的平順性和操控穩(wěn)定性。根據(jù)汽車實 際的裝載質(zhì)量對懸架的彈性元件進行受力分析和強度校核。以提高懸架的 壽命。 1.2 懸架設計應達到的技術(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，并進一步影響到汽車的行駛車 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 2 速，燃油經(jīng)濟型和運營經(jīng)濟型。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。因而在設計懸架時必 須考慮一下幾個方面的要求： 1. 通過合理設計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合適的振 動性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同 時還要保證輪胎具有足夠的接地能力。 2. 合理設計導向機構(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； 3. 導向機構(gòu)的運動應與轉(zhuǎn)向桿系的運動相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運動干涉， 否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振； 4. 側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉(zhuǎn)向時具有抗側(cè)傾能力，汽車 制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的 車身縱傾（即所謂的“點頭”和“后仰” ） ； 5. 懸掛構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛部分的質(zhì)量要盡量??； 6. 便于布置； 7. 所有零部件應該具有足夠的強度和使用壽命； 8. 制造成本低； 9. 便于維修、保養(yǎng)。 1.3 國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 非獨立懸架是汽車上最早使用的一種懸架。至今仍然被廣泛應用于載 貨汽車和載客客車的前后懸架以及橋車的后懸架。非獨立懸架使用的彈性 元件也由最初的鋼板彈簧和扭桿彈簧發(fā)展到空氣懸架和油氣懸架。 空氣懸架彈簧是一種運用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是 世界鋼板彈簧發(fā)展趨勢。國外客車 100、拖車 100、重型載重車 85采 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 3 用空氣懸掛簧，可減少噪聲，提高穩(wěn)定性與舒適性。20 世紀 50 年代，空氣 懸架彈簧開始應用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。60 年代，德 國、美國等工業(yè)發(fā)達國家生產(chǎn)的大部分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，部分轎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用 12。國內(nèi)早在 20 世紀 60 年代就設計生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術(shù)條件有限，當時生產(chǎn) 的產(chǎn)品使用效果不甚理想，以后在很長一段時期，產(chǎn)品沒有進一步發(fā)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方面:一個是控制策略;另一個是執(zhí)行器。最早的 主動懸架控制策略是天棚原理，假設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)得到了應用。隨著現(xiàn) 代控制理論的發(fā)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)控制和最優(yōu)預見控制。 由于實際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時 變的、高階動力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又發(fā)展了自適應 控制方法。自適應控制方法具有參數(shù)識別功能，能適應懸架載荷和元件特 性的變化，自動調(diào)整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應控制方法也有增益 調(diào)度控制、模型參考自適應控制和自校正控制三類。目前發(fā)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)則數(shù)目等學習功能，計算機仿 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 4 真結(jié)果表明該方法更有效。神經(jīng)網(wǎng)絡是一個由大量處理單元組成的高度并 行的非線性動力系統(tǒng)，它能進行數(shù)據(jù)融合、學習適應性和并行處理，研究 表明它比傳統(tǒng)控制有更好的性能。執(zhí)行器是實現(xiàn)控制目標的重要環(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、成本和總量低等特點。 目前主動懸架上應用的執(zhí)行器主要是液力式結(jié)構(gòu)。日產(chǎn)公司則開發(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)尚有許多不足之處，比如對工作環(huán) 境有一定要求;元件制造精度要求高、成本難以下降 ;處理小信號的數(shù)字運算， 誤差的檢測與放大、測試與補償、自動化與實現(xiàn)遠距離等功能不如電氣系 統(tǒng)靈活準確等。因此現(xiàn)在執(zhí)行器的研究主要集中在直線伺服電機、電磁蓄 能器的方向。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，永磁直流 直線伺服電機，其驅(qū)動性能優(yōu)于液壓系統(tǒng)，今后將會取代液壓執(zhí)行機構(gòu)。 運用電磁蓄能原理，結(jié)合參數(shù)估計自校正控制器，可望設計出高性能低功 耗的電磁蓄能式自適應主動懸架。 1.3.3 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 阻尼。此項技術(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， 研究適宜的懸架系統(tǒng)電控技術(shù)是汽車懸架系統(tǒng)振動性能改進的方向。懸架 位于車身與輪胎之間，對車輛的運動性能、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， 電子控制懸架將進一步向高性能方向發(fā)展。作為實現(xiàn)這種對懸架的優(yōu)化控 制的方式之一，是利用“預知傳感器”進行預知控制的“預知控制懸架” 。 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， XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 5 從地球環(huán)境來考 慮，為進一步節(jié)約能源，懸架控制向高壓力化、高電壓化、 小型輕量化發(fā)展。在控制理論方面正在致力于模糊邏輯控制、神經(jīng)網(wǎng)絡控 制等應用于懸架方面的研究。 1.4 設計的主要參數(shù) 裝載質(zhì)量：5000kg 整備質(zhì)量：3025kg 空載時：前軸負荷：1690kg 后軸負荷：2150kg 滿載時：前軸負荷：3444kg 后軸負荷：6396kg 軸距：3300mm XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 6 第二章 前鋼板彈簧的設計 2.1 鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 2.1.1 單個鋼板彈簧的載荷 已知汽車滿載靜止時汽車前軸荷 ， 非簧載質(zhì)量 ， 則據(jù)此可計算出 單個鋼板彈簧的載荷： ( 2-1 )1592uWGFkg 進而得到: ( 2-2 )1.87.wPN 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 f 與此時懸架剛度 c c 之比，即： cFfwc/ 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)生劇烈的顛簸 ( 縱向角振動) ，應力求使前后彈簧的靜撓度比 值接近于 1。此外， 適當?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)，因為撓度 過大，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= （2-2/mc 3） XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 7 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）cmgf 由（2-3） 、 （2-4）式得： （2-5）4.98cnf 因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在 1.702.17hz 之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.8hz 則 224.98.7.65.1cf cmn 2.1.3 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，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.。本設計選擇： cmfd0.8 2.1.4 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。當 =0 時 鋼板彈簧在對af 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 已限定時能得到足夠的動撓度值，常取 =1020mm 。本方案中 初步定af af 為 15mm。 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 板彈簧斷面通常采用矩形斷面，宜于加工，成本低。但矩形斷面也存 在一些不足，矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上。工 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 8 作時 一面受拉應力，一面受壓應力作用，而且上、下表面的名義拉應力和 壓應力的絕對值相等。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，使受拉應力的一面的拉應力絕對值減小，而受壓應力作 用的一面的壓應力絕對值增大，從而改善了應力在斷面上的分布情況，提 高了鋼板彈簧的疲勞強度并節(jié)約了近 10%的材料。本方案中選用矩形斷面。 2.1.6 鋼板彈簧主長度的確定 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，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，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，會在汽車布置時產(chǎn)生困難。原則上，在總布置可能的條件下， 應盡可能將鋼板彈簧取長些。根據(jù)統(tǒng)計資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律如下 所示：貨車前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架：L=(0.350.45)軸距。 本設計初步選定前鋼板彈簧的長度 L=1330mm。 2.2 鋼板彈簧的設計計算 2.2.1 鋼板彈簧片厚的計算 矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計算:0J （ 2-6） 3012nbhJ 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：0J XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 9 （ 2-7） 2048LkSCJE 式中，k 為無效長度系數(shù)，取 k=0.5；S 為 U 型螺栓中心距,本設計取 140mm；E 為材料彈性模量，E= N/mm2； 為撓度增大系數(shù)。5.10 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，0J 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。本設計方案中選片厚相等。 片厚的計算公式為： （2-8） 26cLksEf 式中， 為許用彎應力， 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1.5.32.04n 數(shù)，本次設計取 2；n 為總的鋼板片數(shù)，取 11。 將 =1.32，代入式（ 2-8）等：h=8.69mm, 圓整為 h=9mm。 2.2.2 鋼板彈簧片寬的計算 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度，但 當車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。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。 本次設計取 b=80mm。 2.2.4 鋼板彈簧各片長度的計算 先將各片的厚度 h 的立方值 h3 按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再 沿橫坐標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，連接 A，B 兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。 AB 線與各片上側(cè) 邊的交點即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從 B 點到最 后一個重疊片的上側(cè)邊斷點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 10 片長度如圖 2-1。各片實，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 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 長度 1330 1330 121 1 1092 973 854 735 616 497 378 259 圖 2-1 各片鋼板彈簧的長度 2.2.5 鋼板彈簧剛度的驗算 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0J 狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗 算公式為： （2-3116nkkiECaY XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 11 9） 其中， ； ； ； ；)(11kklakiKJY1/ 1/kiKJY32ibh 為剛度修正系數(shù)， =0.90.94，這里取 0.91； 、 為主片和第1lk （k+1）片的長度的一半。鋼板彈簧剛度計算結(jié)果如表 2-2 所示。 表 2-2 鋼板彈簧剛度驗算 板 號 1 665.0 0.00020576 2 665.0 0.0 0.00010288 0.000102881 0.0 0 3 605.5 59.5 6.8587E-05 3.42936E-05 210644.9 7.223761145 4 546.0 119.0 5.144E-05 1.71468E-05 1685159.0 28.89504458 5 486.5 178.5 4.1152E-05 1.02881E-05 5687411.6 58.51246528 6 427.0 238.0 3.4294E-05 6.85871E-06 13481272.0 92.46414266 7 367.5 297.5 2.9394E-05 4.89908E-06 26330609.4 128.9957347 8 308.0 357.0 2.572E-05 3.67431E-06 45499293.0 167.1784722 9 248.5 416.5 2.2862E-05 2.8578E-06 72251192.1 206.4791727 10 189.0 476.0 2.0576E-05 2.28624E-06 107850176.0 246.5710471 11 129.5 535.5 1.8706E-05 1.87056E-06 153560113.9 287.2430114 665 1.87056E-05 294079625.0 5500.928264 klkakYk3ka311kkY 鋼板彈簧的自由剛度 .CNm 用鋼板彈簧的有效長度 代替鋼板彈簧的長度 L 代入上面的計算中算eL 得的剛度就是加緊剛度。 （2-10）130.541260eLkS 算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為： ，剛度與設計剛度jCNm 相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。197CNm 2.2.6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 12 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ，用下式計算：0H （2-)(0ffHac 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cfaff 緊后引起的弧高變化， ；S 為 U 型螺栓的中心距。L2)(3LSfca 為鋼板彈簧主片長度。 = mm2)(3LfSfcma21403140576.13.9 =76.5+15+13.9=105.4mm)(0ffHacm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： = =2097.8mm0208/HLR4.1532 （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 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) 生預應力，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i 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-iii EhRR/)2(1/00 12） 式中， 為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm） ，i 在自由狀態(tài)下的曲率半徑（ mm）為 鋼 板 彈 簧 總 成0R （ N/ ） ；E 為材料的彈性模量 N/ ，取 E為 各 片 鋼 板 彈 簧 預 應 力i2m2m 為 N/ ； i 片的彈簧厚度（mm ）在已知 和各片彈簧的51.22為 第ih 0R 預應力 的條件，可以用（ 2-12）式計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)的曲率0i XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 13 半徑 。iR 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推 薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在 300350N/ 內(nèi)選取。14 片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力2m 從長片由負值逐漸遞增為正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造 成的彎矩 之 代 數(shù) 和 等 于 零 ， 即iM 01niiM 各片鋼板彈簧的預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表 2-3。 表 2-3 鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高 版號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 110i -80 -50 -15 0 5 10 20 30 40 20 20iR 2251 2360 2170 2098 2075 2052 2009 1967 1927 2009 2009iH 86.7 93.7 84.5 71.1 57 44.4 33.6 24.1 16 8.9 4.2 2.2.7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)預應力確定的。 由于選擇預應力的 關(guān)系， 裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和 3 1 的計算結(jié)果一致， 因此， 還需要再計算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認為合適。 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 ：0R =2157mm （2-niiiRL10 13） 鋼板彈簧的總成弧高為: （2-mRLH5.10278302 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 14 14） 計算結(jié)果與 計算的結(jié)果 105.4mm 相差不大，符合設)(0ffHac 計要求。 2.3鋼板彈簧強度驗算 當汽車緊急制動的時候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最 大應力課表示為: （2-15） 12max20GlClW 式中， 為作用在前輪上的垂直靜載荷； 為制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1 1m （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；l2 為道路附著系數(shù)，取 0.8； c 為彈簧固裝點到路面的距離； 為鋼板彈簧 0W 總截面系數(shù)。 = 12max20GlClW Mpa1.45278.6.856958.7930 ,所以鋼板彈簧強度合格。max1Mpa 2.4 鋼板彈簧主片的強度的核算 鋼板彈簧主片應力 是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，即： （2-16）121)(3bhFDss 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； mGs pmh21 卷耳厚度；D 為卷耳內(nèi)徑；b 為鋼板彈簧寬度。許用應力 取為 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 15 350MPa。代入上式得： =97N/mm2231578.40.51827.140.8 鋼板彈簧主片符合強度要求。 2.5 鋼板彈簧銷的強度核算 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力 。其中 為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b 為主片葉片寬；bdFSz/S 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/mmz2 （2-17）1578.639.1sGFN （2-18）0z zMpabd 彈簧銷滿足強度要求 2.3 小結(jié) 本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設計經(jīng)驗結(jié)合汽車使用的實際道路情況， 確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等基本數(shù)據(jù)。采用共同 曲率法對鋼板彈簧的剛度進行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力 進行了分析，驗算了鋼板彈簧的最大的應力。并對卷耳和彈簧銷進行了強 度的校核。完成了前鋼板彈簧的設計。 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 16 第三章減振器的設計 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 振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。但是 由于庫侖摩擦力隨相對運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、 造價低、容易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力 減振器最早出現(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)，以雙筒式應用最多。 經(jīng)過對比分析本次設計選用雙筒式減振器。 3.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力 F 與減振器振動速度 之間有v 如下關(guān)系 (3-1)vF 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：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vF/ 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)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)Y 不等。S XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 17 圖 31 減振器的特性 a) 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。 的表達式為: (3-2)scm2 式中，c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； 為簧上質(zhì)量。s 式(32)表明，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，會產(chǎn)生不同的阻尼效s 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，Y 伸張行程時的相對阻尼系數(shù) 取得大些。兩者之間保持S 的關(guān)系。(0.25.)YS 設計時，先選取 與 的平均值 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，YS 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， 值應取大些，一般取 0.3；為避免懸架碰撞車S 架，取 0.5 。YS 取 ，則有：0.30.5.32SS XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 18 計算得： 0.4S0.2Y 3.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) 。 因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 ，2scm smc/ 所以 。 s2 （3-3） 23.148.3scnm0.59.0.4s NSm2213768Ys 3.4 最大卸荷力的確定 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。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。此時的活塞速度稱為卸荷速度 。一般 的取值范圍為xVx 0.150.3m/s。這里取 =0.2m/s。xV （3-01493.0281.7sFN 4） 3.5 簡式減振器工作缸直徑的確定 7 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 計算工作缸直徑 D0F （3-)1(420pFD XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 19 5） 式中， 為工作缸最大允許壓力，取 34Mpa； 為連桿直徑與缸筒p 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， =0.4，代入（3-5）式得：p =32.7mm0224481.713.0FD 查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國標（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 減振器基本尺寸 工作缸直徑 D 基長 L 貯油缸最大外 直徑 cD吊環(huán)直徑 吊環(huán)寬度 B 活塞行程 S 20 90 34 90200 30 120 48 29 24 110250 40 160 65 39 32 130280 50 190 80 47 40 170280 60 210 90 62 50 170280 貯油缸的工作直徑 ，按照標準選用,這里取1.35cD =45mm。壁厚通常取 2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。cD （壓縮到底的長度）min240LSm 350+2 110=570mm（拉足的長度）axi 3.6 小結(jié) 本章通過分析常見的減振器的類型和優(yōu)缺點，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，設計計算出減振器的 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 20 基本參數(shù)。 第四章后鋼板彈簧的設計 4.1 后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 4.1.1 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。則： 空載單個鋼板彈簧的載荷 0(2154)9.836FN 滿載單個鋼板彈簧的載荷 632175w 4.1.2 后懸架振動頻率的選擇 通常使前后懸架的偏頻接近。當汽車以較高車速行駛過單個路障時 9， 1 時的小。前懸架的車身振動頻率12n12n =1.8，所以選擇后懸架的振動頻率為 =1.9。 4.1.3 動撓度的選擇 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，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 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 21 69cm.。本設計后懸架動撓度選擇： mfd80 4.1.4 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合式懸架。 4.1.5 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kF 的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載 時的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工 作前后的懸架振動頻率不大。這兩項要求不能同時滿足。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的懸架撓度 等于汽車空載時懸架的撓度 ，而af 0f 使副簧開始起作用前一瞬間的撓度 等于滿載時懸架的撓度 。于是可求k cf = （4-1）kFW0 式中 分別為空載和滿載時的懸架的載荷。WF和0 副簧，主簧的剛度之比為： XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 22 ，其中1/mac0/Fw 式中， 為副簧的剛度， 為主簧的剛度。 因為 ，所以029753.86wF =0.87 （4-2）1/mac 將 n=1.9hz,m=2977kg 代入公式： ，得 c=423.8N/mm2cmn 由上面的式子，可聯(lián)立方程組： （1）438/aN （2）0.7mc 由（1） （2）式解得： 197.2/a26./cm 副簧起作用后，近似認為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為 caf =1526NWkF0 又： ，得：acmcakWCffF = )/()(acf 29175632.04.8NCfFaca 1/3Wm =29175-6310=22865Nc 主簧 ： = = =100.9mmcmfCF6.25 副簧 ： = = mm=32mmca19730 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 23 4.2 彈性元件的設計 4.2.1 鋼板彈簧的布置方案 布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。 4.2.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 4.2.2.1滿載弧高 滿載弧高 是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片af 上表面與兩端連線間的高度差。常取 =1020mm. 在此取：af mfa15 4.2.2.2鋼板彈簧長度 L的確定 鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車 L=(0.400.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架： L=(0.350.45)軸距. 根據(jù)經(jīng)驗 L = 0.45 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.maL 4.2.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，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算鋼板彈簧所需的 總慣性距 。對于對稱式鋼板彈簧0JEckSLJ48/)(30 式中： SU 形螺栓中心距（mm） ，S=140mm 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= ;cWfF/ XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 24 為撓度增大系數(shù)。 撓度增大系數(shù) 的確定： 主鋼板彈簧： = =1.311.5042n1.5204 副鋼板彈簧： = =1.31.15.15 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)，n 主簧取 2，副簧取 1。 計算主簧總截面系數(shù) ：0W WkSLF4/)( 式中 為許用彎曲應力。 的選取：后主簧為 450550N/ ，后副ww2m 簧為 220250 N/ 。主簧取 500N/mm2,付簧取 245N/mm2。2m 鋼板彈簧平均厚度的確定： cmwpEfkSLWJh6)(/220 主簧： 12.3mm 2516.41.309p 付簧： 9.4mm 250.4613ph 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 610p 范圍內(nèi)選取。 b=80mm 通過查詢彈簧手冊可得鋼板彈簧截面尺寸 b 和 h 符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 25 鋼板彈簧截面形狀的選擇： 本設計選取等截面矩形鋼板彈簧。 4.2.2.4鋼板彈簧各片長度的確定 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 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 長度 1616 1616 1452 1288 112 4 960 796 632 468 304 付簧各片長度如表 4-2。 表 4-2 副鋼板彈簧各片長度 片號 1 2 3 4 5 長度 115 5 952 749 546 343 4.3 鋼板彈簧剛度的驗算 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0J 狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗 算公式為： C= ni KkYaE113)(/6 其中， ； ； ；為經(jīng)驗修正系數(shù)，)(11kklaiKJY1/1/kiJ 取 0.900.94 15，E 為材料彈性模量； 為主片和第（k+1）片的一,lk 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1l XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 26 的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度 ；如果用有效長度，即jc 代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度 。主)5.0(1 kSl zc 簧剛度的驗算如表 4-3。 表 4-3 主鋼板彈簧驗算 片 號 L 1 1616 808 8.68056E-05 2 1616 808 0 4.34028E-05 4.34028E-05 0 0 3 1452 726 82 2.89352E-05 1.44676E-05 551368 7.976967593 4 1288 644 164 2.17014E-05 7.2338E-06 4410944 31.90787037 5 1124 562 246 1.73611E-05 4.34028E-06 14886936 64.6134375 6 960 480 328 1.44676E-05 2.89352E-06 35287552 102.1051852 7 796 398 410 1.24008E-05 2.0668E-06 68921000 142.4458499 8 632 316 492 1.08507E-05 1.5501E-06 1.19E+08 184.6098214 9 468 234 574 9.64506E-06 1.20563E-06 1.89E+08 228.0083237 10 304 152 656 8.68056E-06 9.64506E-07 2.82E+08 272.2804938 808 8.68056E-06 5.28E+08 4579.115556 1kailKY1KY31ka311kKY 主鋼板彈簧自由剛度： =311zmnkKiCaY5.91.63Nm 主鋼板彈簧加緊剛度： 320.754jmzmeL 與設計值 =226.6N/mm 相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧的mC 剛度驗算如表 4-4。 表 4-4 副鋼板彈簧的驗算 XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 27 片 號 L 1 1155 577.5 0.00015 2 952 476 102 0.000075 0.000075 1061208 79.5906 3 749 374.5 203.5 0.00005 0.000025 8427392.875 210.6848219 4 546 273 305 0.0000375 0.0000125 28372625 354.6578125 5 343 171.5 406.5 0.00003 0.0000075 67170974.63 503.7823097 577.5 0.00003 192599859.4 5777.995781 KKY31KaY3Kkak 副鋼板彈簧自由剛都： =311zankKiECY5.96.627Nm 副鋼板彈簧的加緊剛度： 3356.719.5108jazaeL 與設計值 =197.2N/mm 相差不多，副簧的剛度滿足要求。aC 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 4.4.1 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 ，用下式計算：0H )(0ffac 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cfaf 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。2)(3LfSfca 下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ：0H XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 28 主簧： = =14.6mm23acmSLff2140361405.9 =100.9+15+14.6=130.5mm)(0ffHacm 副簧： = =8.2mm23caSLf2140351403 =32+15+8.2=55.2mm)(0ffac 4.4.2 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： = =2501mm0208/HLR5.1362 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： =020/ m02. 4.4.3 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 iii EhRR/)2(1/00 式中， 為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm） ，i 在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);為 鋼 板 彈 簧 總 成0R （N/ ） ；E 為材料的彈性模量，取 E 為為 各 片 鋼 板 彈 簧 預 應 力i2m N/ ; i 片的彈簧厚度(mm)。在已知51.2為 第ih 計的 條 件 下 ， 可 以 用 式和 各 片 彈 簧 的 預 應 力 iR00iii hRR/)2(1/00 算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ri。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推 薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在 300350N/ XXX 大學本科畢業(yè)設計（說明書） 29 內(nèi)選取。14 片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力2m 從長片由負值逐漸遞增為正值。 5 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造 成的彎矩 ： 13之 代 數(shù) 和 等 于 零 ， 即iM 01nii 主簧各片預應力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計算結(jié)果如表 4-5。 表 4-5 主鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高 片號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0i -100 -80 0 10 20 30 40 50 20 20 Ri 3200 2973 2501 2452 2406 2360 2317 2275 2406 2406 Hi 102 110 105 85 66 49 34 22 11 5 副簧各片預應力以及