《輕型貨車(雙排座)后懸架的設(shè)計說明》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《輕型貨車(雙排座)后懸架的設(shè)計說明（19頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 . 輕型貨車（雙排座）后懸架的設(shè)計 目 錄 1 引言1 2 設(shè)計的主要要求3 2.1 懸架的主要性能 3 2.2 已知懸架參數(shù)3 3 懸架各部分的參數(shù) 5 3.1 懸架的靜撓度fc5 3.2 懸架的動撓度fd5 3.3 懸架的彈性特性 6 4 彈性元件的設(shè)計7 4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇7 4.2 鋼板彈簧的主要參數(shù)的確定7 4.2.1 滿載弧高fa7 4.2.2 鋼板彈簧長度L的確定7 4.2.3 鋼板彈簧斷面尺寸的確定7 4.2.4 鋼板彈簧各片尺寸的確定9 4.3 彈簧剛度的驗(yàn)

2、算10 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高與曲率半徑計算11 4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算13 5 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算14 6 鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算15 7 鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算16 8 致17 參考文獻(xiàn)18 - 17 - / 19 輕型貨車（雙排座）后懸架的設(shè)計 1 引 言 目前懸架系統(tǒng)主要有空氣懸架、橡膠懸架和鋼板彈簧懸架三種類型，本課程設(shè)計采用是主、副簧形式的板簧懸架，因而會側(cè)重于介紹板簧懸架基本構(gòu)造與研究現(xiàn)狀。 鋼板彈簧懸架又分為少片變截面鋼板懸架與等截面多片板簧懸架。目前國95%以上的重卡懸架系統(tǒng)是

3、以鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架，其主要優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工藝成熟，工作可靠。缺點(diǎn)是汽車平順性、舒適性較差；簧下質(zhì)量大，無法適應(yīng)車輛輕量化的發(fā)展，并且不能同時兼顧車輛的舒適性與操縱穩(wěn)定性。 鋼板彈簧是汽車懸架中應(yīng)用最廣泛的一種彈性元件，它是由若干片等寬但不等長（厚度可以相等，也可以不相等）的合金彈簧片組合而成的一根近似等強(qiáng)度的彈性梁,多數(shù)情況下由多片彈簧組成。鋼板彈簧的第一片也是最長的一片為主片，其兩端彎成卷耳，裝襯套，以便于用彈簧銷與固定在車架上的支架或吊耳作鉸鏈連接。中心螺栓用以連接各彈簧片，并且保證裝配時各片的相對位置。除中心螺栓以外，還有若干個彈簧夾將各

4、片彈簧連接在一起，以保證當(dāng)鋼板彈簧發(fā)生反向變形時，各片不致于互相分開，以免主片單獨(dú)承載，此外，還可防止各片橫向錯動。 中心螺栓距兩端卷耳中心的距離相等時，稱為對稱式鋼板彈簧，不相等時,稱為非對稱式鋼板彈簧。 多片鋼板彈簧是最古老的人們熟知的彈性元件形式，他的優(yōu)點(diǎn)是不僅能承受作用在不同方向的力，而且還能承受原地起步和制動時的扭矩。此外這種彈簧還能使作用力合理的分布在車架和車身上，并能保證懸架彈性的漸進(jìn)性。鋼板彈簧橫向布置能提高車身在轉(zhuǎn)彎時的穩(wěn)定性。是其也有許多缺點(diǎn)：弧高和片間摩擦力隨時間變化；由于磨損以與由此出現(xiàn)的應(yīng)力集中使其壽命降低。多片式鋼板彈簧可以同時起到緩沖、減振、導(dǎo)向和傳力的作用，

5、用于貨車后懸架時可以不裝減振器。 近年來在許多國家的貨車上采用了一種由單片或2-3片變厚度的斷面的彈簧片構(gòu)成的少片變截面鋼板彈簧，其彈簧片的斷面尺寸是沿長度方向變化的，片寬保持不變，這種少片變截面鋼板彈簧克服了多片鋼板彈簧質(zhì)量大性能差（由于片間摩擦的存在，影響了汽車行駛的平順性）的缺點(diǎn)，據(jù)統(tǒng)計，在兩種彈簧壽命相等的情況下，少片變截面鋼板彈簧可減少質(zhì)量40%-50%。因此，這種彈簧對實(shí)現(xiàn)車輛輕量化，節(jié)約能源和合金彈簧鋼材大為有利，故應(yīng)用日漸廣泛，目前我國生產(chǎn)的中、輕型載貨汽車的鋼板彈簧懸架基本上都采用了這種少片變截面鋼板彈簧。

6、 2 設(shè)計的主要要求 2.1 懸架主要性能 懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，在懸架的設(shè)計中應(yīng)該滿足以下性能要求： （1）保證汽車有良好的行駛平順性。 （2）具有合適的衰減振動能力。 （3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點(diǎn)頭或后仰；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 （5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。 （6）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)量小的同時，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。 2.2 已知懸架參數(shù) 根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應(yīng)保證有良好的行

7、駛平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。 已知設(shè)計參數(shù)：車型：輕型貨車 驅(qū)動形式：FR4 最高車速：90km/h 最大爬坡度：imax≥30% 汽車總質(zhì)量：4110kg 整備質(zhì)量：1790：kg 額定載質(zhì)量：1995：kg 前/后軸允許載荷：1560kg/2550kg 貨廂長寬高：3020×1610×360mm 前后懸：1100/1280mm 軸距：L=3050

8、mm 前/后輪距：B1=13850mm/B2=1340mm 接近角/離去角：180/200 離合器：單片干式摩擦離合器 變速器：手動五擋 主減速比：4.875 發(fā)動機(jī)：全柴4A1-68C40 最大功率：50kw 最大扭矩：170nm/1800rpm 外形尺寸：總長La×總寬Ba×總高Ha=5790×1730×2150mm 3 懸架各部分的參數(shù)

9、 3.1 懸架的靜撓度fc 懸架的靜擾度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c 之比，即： 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= 上式中，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： g：重力加速度（9.8N/kg）,代入上式得到: n=15.76/ 式中n的單位為Hz；的單位為mm 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平

10、順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 又因?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛灰粯樱涇嚨暮髴壹芤笤?.5～2.0Hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.9Hz. 由n=15.76/得:=68.8mm,取=69mm 3.2 懸架的動撓度fd 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圍在6～9cm。本設(shè)計選擇： =80mm 3.3 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

11、度可變的非線性懸架。 將n=1.9hz,m=3041kg，代入公式（滿載時的簧上質(zhì)量m=總質(zhì)量*76%）： n= 可得：C=433.4N/mm 4 彈性元件的設(shè)計 4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧 4.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時負(fù)荷=2550kg。簧下部分荷重，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： 由前面選定的參數(shù)知：；； 4.2.1 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上表面與兩端連線

12、間的高度差。常取=10～20mm.在此取： 4.2.2鋼板彈簧長度L的確定 （1） 選擇原則 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=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 （2） 鋼板彈簧長度的初步選定 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.35軸距，并結(jié)合國外貨車資料，初步選定彈簧主片的長度為 4.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定： （1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)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

13、板彈簧： 式中：S——U形螺栓中心距（mm） k——U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)； E——材料的彈性模量（MPa）。 撓度增大系數(shù)的確定：先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對于彈簧：Lm=1070mm k=0.5 s=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 計算彈簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選取：后彈簧為450～550N/。 已知：==9246.3N Lm=1070mm k=0.

14、5 S=200mm =500 N/. 再計算彈簧平均厚度： =17.5mm 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6～10圍選?。? b=110mm （3） 鋼板彈簧片厚h的選擇 矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩用下式計算： 式中,n為鋼板彈簧片數(shù)。 鋼板彈簧各片的厚度采用一樣的情況,將、b、n代入上式中求得: (取) 通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 （4） 鋼板斷截面形狀的選擇 本設(shè)計選取矩形截面。 （5） 鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平

15、順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國外資料初步選取本貨車彈簧的片數(shù)為6片 4.2.4 鋼板彈簧各片長度的確定 先將各片的厚度的立方值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

16、。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖4-1確定彈簧各片長度 圖4-1 確定鋼板彈簧各片長度作圖法 表4-1 鋼板各片長度 序號 1 2 3 4 5 6 長度（mm） 1070 926 780 636 490 346 4.3 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。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；； 式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94；E為材料彈性模量；、為主片和第（k+1）片的一半長度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳

17、中心間的距離代入，求得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，則=1070/2-0.5*0.5*200=485mm （1）彈簧剛度驗(yàn)算 表4-2 K 1 2 3 4 5 72 145 217 290 362 22 95 167 240 312 表4-3 序號 1 2 3 4 5 6 1.09×10-4 5.45×10-5 3.63×10-5 2.72×10-5 2.18×10-5 1.82×10-5 表4-4 K 1 2 3 4 5

18、 5.45×10-5 1.82×10-5 9.1×10-6 6.0×10-6 3.6×10-6 、列表如下： 表4-5 、 K 1 2 3 4 5 20.34 55.48 92.99 146.33 170.78 0.58 15.60 42.38 82.94 109.34 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： 將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度： 與設(shè)計值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高與曲率半徑計算 （1） 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的

19、弧高，用下式計算： 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。 下面分別計算彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高： =22.08mm 則 =69+15+15.58=106.98mm （2） 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑： =1337.75mm. （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： 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

20、自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）。在已知和的條件下可以用式計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對于片厚一樣的鋼板彈簧，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300～350N/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)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時，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： 或 下面分別計算彈簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定： 表4-6 彈簧各片的預(yù)應(yīng)力 i 1 2 3

21、4 5 6 -2.6 -1.6 0 0.5 1 1.5 E= N/=10mm 表4-7 彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑 i 1 2 3 4 5 6 1342.20 1340.48 1337.75 1336.90 1336.05 1335.20 （4） 鋼板彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計算： 如果第i片的片長為，則第i 片彈簧的弧高為： 彈簧：將各片長度和曲率半徑代入上式，得彈簧總成各片在自由狀態(tài)下的弧高。 表4-8 彈簧總成各片在自由狀態(tài)下的弧高 i 1 2 3 4 5 6 10

22、6 80 57 38 22 11 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 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，為鋼板彈簧第i片長度。 鋼板彈簧的總成弧高為： H 上式計算的結(jié)果應(yīng)與計算的設(shè)計結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。先對彈簧的總成弧高核算，將彈簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得： 然后再代入H =106.62mm，原設(shè)計值為H0=96.98mm，相差不大，符合要求。 5 鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)貨車牽引驅(qū)動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最

23、大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計算： =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；、為板簧前后段長度；貨車：=1.10~1.20；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1000MPa。 由上式驗(yàn)算彈簧強(qiáng)度：其中牽引驅(qū)動時，彈簧載荷為:=18490N；=1.15；=0.8 代入上式解得： = 彈簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力圍，符合強(qiáng)度要求。 6 鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 其中為沿彈簧縱向作用力在主

24、片中心線上的力,算得=17011N； 卷耳厚度；D為卷耳徑，取D=25mm；b為鋼板彈簧寬度,b=110mm。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得： 主片符合強(qiáng)度要求。 7 鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 對鋼板彈簧銷要驗(yàn)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為主片葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7～9 MPa。；。因?yàn)椤躘]，故彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。 8 致 在這

25、次課程設(shè)計的撰寫過程中，我得到了許多人的幫助。 首先我要感我的老師在課程設(shè)計上給予我的指導(dǎo)、提供給我的支持和幫助，這是我能順利完成這次報告的主要原因，更重要的是老師幫我解決了許多技術(shù)上的難題，讓我能把系統(tǒng)做得更加完善。在此期間，我不僅學(xué)到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設(shè)計能力。 其次，我要感幫助過我的同學(xué)，他們也為我解決了不少我不太明白的設(shè)計商的難題。同時也感學(xué)院為我提供良好的做課程設(shè)計的環(huán)境。 最后再一次感所有在設(shè)計中曾經(jīng)幫助過我的良師益友和同學(xué) 參 考 文 獻(xiàn) [1] 王望予.汽車設(shè)計[M].4版.:機(jī)械工業(yè),2004. [2] 余志生.汽車?yán)碚揫M].5版.:機(jī)械工業(yè),2009. [3] 王國權(quán),蔡國慶.汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書[M].：機(jī)械工業(yè)，2009. [4] 聞邦椿.機(jī)械設(shè)計手冊[M].5版.:機(jī)械工業(yè),2009. [5]王志宏.后鋼板彈簧懸架變形對傳動軸最大滑出量的影響[J].汽車工程,2001,3. [6]機(jī)械設(shè)計手冊編委會,機(jī)械設(shè)計手冊[M].:機(jī)械工業(yè),2004,180-185.