1、巴頓級商用車前后縱置鋼板彈簧懸架設計一、課程設計的目的、題目和任務 1、設計的目的：（1）進一步熟悉汽車設計理論教學內容； （2）培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的能力；（3）訓練學生綜合運用知識的能力以及分析問題、解決問題的能力。 2、設計任務書的要求：（1）由已知參數(shù)確定汽車懸架的其他主要參數(shù)； （2）計算懸架總成中主要零件的參數(shù)； （3）繪制懸架總成裝配圖。 3、已知基本設計參數(shù) 二、汽車整體設計參數(shù)的確定1、軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸四軸甚至更多的軸數(shù)，影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質量道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。對于包括乘用車以及汽車總質量小于19t 的公路運輸車輛

2、均采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案。 所以本設計采用兩軸形式。 2、驅動形式汽車的用途、總質量和對車輛通過性能的要求等是影響選取驅動形式的主要因素，增加驅動輪數(shù)能提高汽車的通過能力，驅動輪數(shù)越多，汽車的結構越復雜，整備質量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難，乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的4×2驅動形式。所以本設計采用4×2驅動形式。 3、布置形式商用車（貨車）按照駕駛室與發(fā)動機的相對位置的不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種，又可根據(jù)發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。本設計采用短頭式，優(yōu)點：短

3、頭式貨車與長頭式相比：汽車的總長和軸距得到縮短，最小轉彎直徑小，機動性能好（但不如平頭式貨車），與平頭式相比，汽車正面與其他物體碰撞時，駕駛員和前排乘員受到的傷害程度要小很多；采用發(fā)動機前置后橋驅動，優(yōu)點：發(fā)動機的選擇范圍廣，可選直列、V 型或臥式發(fā)動機，發(fā)動機的接近性良好，維修方便，離合器、變速器等操縱結構的結構簡單，容易布置。圖1 4、汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距等尺寸。 4.1外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸，在公路和市內行駛的汽車最大外廓尺寸受有關法規(guī)限制不能隨意確定，根據(jù)法規(guī)限制、經(jīng)驗以及參考車型，該設計外廓尺寸長、寬、高5670×17

4、80×2700 （單位mm ） 4.2軸距L軸距L 對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度等有影響，當軸距短時，上述指標減小，此外軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響，原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、滿載質量或載客量多的貨車，軸距取得長。對機動性要求高的汽車，軸距宜取短些，具體參照下表1-2。所以本設計軸距L 取3360mm 。圖2 4.3前輪距和后輪距改變汽車輪距B 會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總款、總質量、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化，受汽車總轉不得超過2.5m 限制，輪距不宜過大，但在選定的前輪距B1范圍內，應該能布置下發(fā)動機、 車架、前懸架和前輪，并保證有足夠的轉向孔徑

5、，同時轉向桿系與車架、車輪直徑有足夠的運動間隙。確定后輪距B2時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及他們之間應留有必要的間隙。通過表2，并根據(jù)整體布置， 前輪距B1取1385mm 后輪距B2取1300mm 。 5、汽車質量參數(shù)的確定汽車質量參數(shù)主要由整車整備質量、裝載質量、汽車總質量、軸荷分配等。 5.1額定裝載質量汽車的裝載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載荷質量，由已知參數(shù)得知：本設計的額定裝載質量5.2最大總質量、額定裝載質量和駕駛員以及隨=2000kg.商用貨車的總質量由整備質量行人員質量三部分組成，即 式中，=+65kg=4500kg為包括駕駛員及隨行人員在

6、內的人數(shù), 本設計為單排兩人。=4500kg本設計 最大總質量5.3整車裝備質量整車裝備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量，亦即我們常叫的“空載質量”。 =-65kg=4500-2000-2×65=2370kg =2370kg 所以整車裝備質量5.3軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載和滿載靜止狀態(tài)下，各掣肘對支撐平面的垂直負荷。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響，從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大，為了保證汽車有良好的動力性能和通過性，驅動橋應有足夠的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減

7、小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，有要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的。汽車的驅動形式與發(fā)動機位置、汽車結構特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響，各類汽車的軸荷分配見圖3， 由于該汽車為4×2后輪雙胎，短頭式，所以滿載時，前軸軸荷25%，后軸軸荷75%；空載時，前軸軸荷45%，后軸軸荷55%。滿載時，前軸負荷：4500×25%=1125kg；后軸負荷：4500×75%=3375kg.空載時，前軸負荷：2370×45%=1066.5kg；后軸負

8、荷：2370×55%=1303.5kg.圖36、汽車性能參數(shù)的確定比功率P b 是汽車所裝發(fā)動機的最大功率P emax 與汽車最大總質量m 之比；比轉矩T b 是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩T emax 與汽車最大總質量m 之比；已知汽車最大總質量為4500kg=4.5T，所以發(fā)動機的最大功率P emax =4.5×16=72kW發(fā)動機的最大扭矩T emax =4.5×30=135N.m；根據(jù)上述參數(shù)要求，選擇發(fā)動機型號如下： 該發(fā)動機為北汽福田與英國蓮花公司、德國博世公司合作全新開發(fā)的省油高效發(fā)動機，產(chǎn)品滿足歐IV 排放法規(guī)要求，采用頂置雙凸輪軸、16氣門，采用先進

9、的VVT 技術，提高駕駛性能，降低整車油耗和排放。三、懸架主要參數(shù)的確定已知基本設計參數(shù)額定裝載質量：2000kg 整車整備質量：2370kg最大總質量：4500kg 駕乘人員質量：130kg滿載時，前軸負荷： 1125kg ；后軸負荷： 3375kg.空載時，前軸負荷： 1066.5kg ；后軸負荷： 1303.5kg.設計外廓尺寸長、寬、高5670×1780×2700（mm ）軸距3360 mm 前輪距：1385mm 后輪距：1300mm1、前后懸架結構型式選擇根據(jù)本設計汽車的使用環(huán)境、舒適性、載貨情況以及參考市場同類型乘用車的懸架型式，本設計懸架方式如下：前懸架采用少

10、片彈簧，主要因為與多片彈簧相比，少片彈簧重量降低40%左右；相應地也就減少了對車架和車身的沖擊力。另外少片變截面彈簧在片間裝置有偏磨墊片，從而提高了彈簧的疲勞壽命。 后懸架采用主、副簧多片彈簧，副簧布置在主簧之上，中間用墊塊隔開，兩簧在承載過程中不接觸，開始時僅主簧起作用，當載荷增加到某值時副簧與主簧共同起作用，彈性特性由兩條直線組成。 前懸架采用少片彈簧，后懸架采用主、副簧多片彈簧。2、懸架靜撓度懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷度c 之比，即： =/c 與此時懸架剛貨車的懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率, 是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車的質量分配系數(shù)近似等于1,

11、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 （亦稱偏頻）, 可用下式來表示： 式中:c 為懸架的剛度(N/cm，m 為懸架的簧上質量（kg ）當采用彈性特性為線性變化的懸架時，靜撓度可用下式表達： =mg/c其中g 為重力加速度，g=10N/kg；得到：n ： Hz ： cm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順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度后懸架的靜撓度和時，應當使之接近，并希望小些，這有利于防止車身產(chǎn)比前懸架的靜撓度生較大的縱向角振動，考慮到乘用車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓

12、度值大于后懸架的靜撓度值，推薦 =（0.60.8）2.1前、后懸架靜撓度確定對于我們要研究的汽車的前懸架系統(tǒng)，選取靜撓度為f c 1=8. 75cm 。后懸架系統(tǒng)，選取靜撓度f c 2=0. 8f c 1=7cm ，由公式n =5f Hz , 得滿載偏頻為n =7=1. 89Hz 。2.2懸架主、副鋼板彈簧的剛度分配圖4 貨車主副簧為鋼板彈簧的彈性特性 如何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

13、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： = 式中和分別為空載和滿載時的懸架負荷。副簧、主簧的剛度比為： 式中，為副簧剛度，為主簧剛度。單個鋼板彈簧滿載載荷： =1550kg=155010=15500N滿載時， 式中 為副簧簧上質量，單個鋼板彈簧空載載荷： 為主簧簧上質量。=514.25kg=514.2510=5142.5N=15500/5142.5=3.01 =0.732=15500/7=2214 N/cm, 懸架總體剛度c = =8928N =93.6 N/mm

14、， 得到：=127.8 N/mm, 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 = +（） 所以=（15500-8928）/221.4=29.6mm =×= - =3793.5N =15500-3793.5=11706.5N3 、懸架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構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到自由高度的1/2或2/3）車輪中心相對車架的垂直位移。對貨車，取69cm ，本設計： =8cm4、懸架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

15、可變的非線性懸架。四、后懸架彈簧彈性元件的計算1、鋼板彈簧的布置方案及材料選擇鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故在汽車上得到廣泛應用?？v置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車橋上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，采用不對

16、稱式鋼板彈簧。根據(jù)鋼板彈簧的工作情況和GB/T1222-1984，選擇60Si2MnA 作為鋼板彈簧的材料。高溫回火后有良好的綜合力學性能。用60Si2MnA 制鋼板彈簧，熱處理：870油浴淬火、440中溫回火，再經(jīng)表面噴丸處理。我們此次研究的程勇汽車后懸掛系統(tǒng)鋼板彈簧擬采用縱置對稱式鋼板彈簧。2、鋼板彈簧主要參數(shù)的確定2.1滿載弧高滿載弧高f a 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(不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差?；「遞 a 用來保證汽車具有給定的高度。它直接影響車身高度。一般希望它等于零，可使彈簧滿載時在對稱位置工作，但考慮到彈簧在使用中會產(chǎn)生塑性變形，要由f

17、 a 給予補償。有時為了車架具有一定高度，而又不使動撓度值過小，也許給予一定的f a 值進行補償。通常取f a =1020mm 。在此我們選取f a =15mm 。2.2鋼板彈簧長度L 的確定鋼板彈簧長度L 是指鋼板彈簧伸直后兩卷耳中心線間的距離。它是鋼板彈簧的主要參數(shù)之一。要合理的確定彈簧長度，必須考慮多方面的因素。增加鋼板彈簧長度L 能顯著降低彈簧應力，這不僅提高了彈簧的強度，而且隨L 的增長，彈簧變形時應力變化幅度減小，從而使彈簧使用壽命得以提高。因此，原則上在總布置許可的范圍內，應盡可能將鋼板彈簧取長些。原則上貨車，前懸架L=（0.260.35）軸距，后懸架L=（0.350.45）軸距

18、。本設計選擇：前懸架鋼板彈簧長度=0.3×3360=1000 mm；后懸架主簧鋼板彈簧長度：0.4×3360=1350 mm；副簧鋼板彈簧長度：1100mm 。2.3鋼板端面尺寸及片數(shù)的確定有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(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要的總慣性矩J o 。對于鋼板彈簧J 0=（式3.5）式中 撓度增大系數(shù)，=1.5/1.04(1+0.5n 1/n ；n 1與主片等長的重疊片數(shù)；n 鋼板彈簧總片數(shù)；L 鋼板彈簧長度，mm ；K . s 鋼板彈簧非工作部分長度，s 是U 型螺栓中心距，s

19、=120mm，k 非工作長度系數(shù)，如剛性夾緊，取k =0.5；撓性加緊，取k =0；E 彈簧材料彈性模量，取E =2. 1105MPa , 材料為60Si2Mn（1）主簧： 取=2，n=10 (L -Ks 3C 48E則 =可 =1.311 得=26132.8（2）副簧：取=1，n=5則 =可 =1.311得=186972.4 根據(jù)強度要求計算鋼板彈簧總截面系數(shù)截面系數(shù)指機械零件和構件的一種截面幾何參量，舊稱截面模量。它用以計算零件、構件的抗彎強度和抗扭強度，或者用以計算在給定的彎矩或扭矩條件下截面上的最大應力。鋼板彈簧總截面系數(shù)用下面的計算公式： 對于60Si2MnA 彈簧鋼，表面經(jīng)噴丸處理

20、后，推薦許用靜應力在下列范圍內取值：前彈簧和平衡懸架彈簧為350450N /mm ；后主簧為450550N /mm ；后副簧為220250N /mm （1）主簧： =取550 222=11706.5N所以11706.5（2）副簧： =取240（1350-0.5）/4550=6864.2 =3793.5N（1100-0.5）/4240=4109.6所以3793.52.5鋼板彈簧平均厚度的計算計算公式：（1）主簧： 鋼板平均厚度（2）副簧： 鋼板平均厚度=218697/4109.6=9.1mm =226132.8/6864.2=7.6mmh p 2J o /W o2.6 鋼板彈簧葉片斷面形狀及尺寸

21、的選擇 2.6.1葉片寬度b推薦片寬與片厚的比值2.6.2葉片厚度h在610范圍內選取。當鋼板彈簧長度受限不能加長時，為了加強主片，常將主片的厚度加厚，這是在主片中可能引起較大的應力，為了減小主片應力，鋼板彈簧其余葉片通常選取較小的厚度，且給較大的曲率，以使它們承受較大的負荷來減輕主片的負荷。整幅彈簧的各片雖可用不等厚度，但不能超過三組，為使葉片壽命相差不多，最厚片與最薄片厚度之比應小于1.5。參考葉片寬度范圍和彈簧鋼片斷面扁鋼的尺寸規(guī)格（GB/T 1222-1984），最終確定葉片厚度和寬度：主簧葉片斷面尺寸(mm ：b 副簧葉片斷面尺寸(mm ：bh=65h=809； 9；。圖5. 扁剛尺

22、寸規(guī)格 2.6.3葉片斷面形狀選擇葉片斷面除普遍應用的矩形斷面(圖6a 外，為了提高鋼板彈簧耐疲勞強度和減輕重量，采用了特殊形狀的斷面，常見的是單面帶拋物線邊緣的（圖36c ）和單面帶槽的（圖6b 、d ）。圖4.1所示為目前采用的常見斷面形狀。 圖6 鋼板彈簧葉片的斷面形狀a矩形斷面 b 單面有單槽的斷面c單面有拋物線邊緣的斷面 d單面有雙槽的斷面 矩形斷面的中性線位于斷面中央，葉片的上下表面的拉、壓應力的絕對值相等。使用經(jīng)驗表明，鋼板彈簧葉片的疲勞裂紋往往是從受拉的一面開始，特別是在斷面棱角處有較大的應力集中。因此矩形斷的葉片呈受拉應力的一面易破壞。目前廣泛采用的矩形斷面大致有兩種，一種是

23、兩邊帶圓弧的平扁鋼，另一種是具有一定的凹度的雙凹扁鋼。實踐證明，雙凹扁鋼的葉片在彎曲變形時，整個斷面的兩邊都略向上翹曲，下表面趨于平面，上表面則使原有的凹度大大增加，則各片間只有兩棱邊接觸。棱邊產(chǎn)生較大的接觸應力和應力集中, 成為早期疲勞破壞的起點。改成平扁鋼后，鋼板彈簧的疲勞壽命有大幅提高?？梢姼倪M葉片斷面形狀是提高彈簧疲勞壽命的一條重要途徑，因此近年來出現(xiàn)了一些特殊斷面的葉片14。矩形斷面是最常見的最簡單的斷面形式。在此我們選取矩形斷面鋼板彈簧為此次設計的彈簧類型。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，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，

24、材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在 614 片之間選取，重型貨車可達20 片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在 14 選取。根據(jù)貨車的載荷并結合國內外資料初步選取，初選的主、副簧總片數(shù)：主簧：=2，n=10副簧：=1，n=5h=65h=809； 9；。主簧葉片斷面尺寸(mm ：b 副簧葉片斷面尺寸(mm ：b 3、鋼板彈簧各片長度的確定為了盡量降低彈簧鋼材的消耗，減輕鋼板彈簧自重，在選擇各葉片長度時，應使沿彈簧長度變化的應力均勻分布，以保證各片有相同的疲勞強度（各片具有大致相同的使用壽命）。確定鋼板彈簧葉片各片長度的方法，有計算法和作圖法兩種。目前大多數(shù)采用簡單而實用的作圖法。該法是基于實際鋼

25、板彈簧各葉片的展開圖接近梯形梁形狀這一原則來做圖的，其具體做法如下： 如圖7所示，先將各葉片厚度的立方值h ih i 3按同一比例尺沿縱坐標繪出，再沿橫坐標繪出主片長度的一半L/2和U 型螺栓中心距的一半S/2，得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 線與各葉片上側邊的交點即決定了各片長度。如果如為了加強主片而將第二片、第三片做的與主片等長時，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邊端點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即決定了各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定15。圖7 確定鋼板彈簧各片長度的作圖法3.1主簧各葉片長度的確定根據(jù)作圖法要

26、求繪制出相關圖形，見圖8。 圖8 作圖法確定的主簧各片長度 3.2副簧各葉片長度的確定根據(jù)作圖法要求繪制出相關圖形，見圖9。圖9 作圖法確定的副簧各片長度 4、鋼板彈簧剛度的驗算由于前面求得的慣性矩所確定的片厚、片寬等很難保證所要求的的靜撓度和彈簧剛度。這是因為撓度系數(shù)是在很大范圍(11. 5 內選取的；在各片長度尚未確定的情況下，值不可能選得準確；另外選定各片厚度和片寬之后，計算出的實際慣性矩與理論要求的數(shù)值也有所差別；同時葉片端部形狀對剛度的影響也未予以考慮。為此，需要更精確的公式對剛度進行計算。如不能滿足要求，可適當?shù)恼{整各片長度或改變斷面尺寸時期剛度接近所要求的理論值16。一般用共同曲

27、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：c =6Eak =1n3k +1(Y k -Y k +1其中a k +1=l 1-l k +1，Y k =Ji =1ki，Y k +1=J Ji i =1k +1k,ii =1為第一片到第k 片處所有葉片的慣性矩之和。式中 為經(jīng)驗修正系數(shù)，=(0. 900. 94 ；E 為材料彈性模量；l 1、l k +1為主片和第k +1片的一半長度。主簧剛度計算：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k

28、 =1ai3k +1(Y k -Y k +1部分計算見下圖：圖9 主簧相關計算 選擇修正系數(shù)=0. 90，將數(shù)據(jù)代入剛度公式，得后主簧實際總成自由剛度 c =nak =1n3k +1(Y k -Y k +1 =95316Eak =13=132 N/mmk +1(Y k -Y k +1與設計值=93.6N/mm 相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 副簧剛度計算： 圖10 副簧相關計算 =0. 9剛度 c =nak =1n3k +1(Y k -Y k +1 =8217.6686Eak =13=138 N/mmk +1(Y k -Y k +1與設計值=127.8N/mm 相差不大，基本滿足副簧剛度要求

29、。 5、鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高和曲率半徑計算 5.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U 行螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H o （圖11 ）。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，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R k 。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近17。 圖11 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H o 可用下式計算：H o =fc +fa

30、 +f （式3.12） 式中 f c 靜撓度；f a 滿載弧高；它的大小直接影響車輛的高度，一般希望它等于零，可是彈簧滿載時處于對稱位置工作，但考慮到彈簧在使用中會產(chǎn)生塑性變形，必須給予補償。通常取f a =(1020 mm ；f 由于U 形螺栓夾緊后引起的鋼板彈簧總成弧高的變化量，取f a =15mm f =s (3L -s (f a +f c 2L 21）后主簧在自由狀態(tài)下的總成弧高f =120(31350-120(15+70 =10. 99mm 213502H o =70+15+10. 99=95. 99mm2）后副簧在自由狀態(tài)下的總成弧高f =120(31100-120(15+70 =

31、13. 40mm 221100H ' o =70+15+13. 40=98. 40mm5.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑根據(jù)上邊算得的彈簧總成弧高H o , 就可按幾何關系近似計算出鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑R 0(等于裝配后的主片曲率半徑 。其計算公式為： L 2R 08H 0后主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑13502R 0=2373. 29mm 895. 99后副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑11002R 0' =1537. 1mm 898. 405.3鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下曲率半徑的計算前已提及，為了加強主片及卷耳的強度，將主片盡量選的厚些。同時為了使各片應力趨

32、近于接近，葉片應采用不同的曲率半徑。當用U 型螺栓將彈簧各片夾緊時，主片曲率半徑減小是指具有負的預應力。在彈簧承受負荷后，主片應力值相對減小些，使主片壽命與其他各片大致相同。對于這種葉片厚度不同的鋼板彈簧, 各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑, 是根據(jù)由這些曲率半徑所引起的預應力應保證各片應有相同的疲勞強度來確定的。鋼板彈簧各片預應力的確定：選取各片彈簧預應力時，要求做到裝配前各片彈簧片間的間隙相差不大，且裝配后各片能很好的貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力。選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；對于

33、片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300350MPa 內選取。14片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。設計時可取第一、二片的預應力為-80-150MPa ，最后幾片的預應力取2060MPa 。在確定各片的預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩M i 之代數(shù)和等于零，即M i =0i W i =0i =1i =1n nbh 式中 W i 鋼板彈簧第k 片的截面系數(shù)，W i =i ； 620i 鋼板彈簧第i 片的預應力；主簧預應力確定：各葉片預應力值確定如下表：主簧各片預應力

34、因為主簧各葉片厚度相同，所以W 相同，M i =0i W i =-100-80-40-20+30+40+40+50+60=0i =1i =1n n所選預應力符合要求。副簧預應力確定：各片預應力值確定如下表：副簧各片預應力 W i ' Mi =1n i ' =0i ' W i ' =-120-60-0 +60+120=0 i =1n所選預應力符合要求。5.4鋼板彈簧各葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑和弧高的計算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(圖12 ，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R k 。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：

35、使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。 圖12 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 鋼板彈簧各片的預應力0i 確定之后，可用下式計算各葉片彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑R i ：R i =R 0 1+(20i R 0 (Eh i 式中，R i 為第i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm ）；R o 為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑；E 為材料彈性模量(MPa ，?。籖 0=2373. 29mm ，E =2. 1105MPa ；h i 為第i 片的彈簧厚度（mm ）R 0' =1537. 1mm 。各片弧高H i 為L H i =i 8R i 2式中

36、L i 第i 片彈簧長度。列表計算彈簧各葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑和弧高：1） 主簧計算見下表：主簧各葉片自由狀態(tài)下的R i 和H i 計算見下表：副簧各片自由狀態(tài)下的R i ' 和H i '由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑R i 是經(jīng)選取預應力0i 后用式R i =R 0計算的，受其影響，裝配后鋼板彈簧1+(20i R 0 (Eh i 總成的弧高與用式R 0=L 28H 0 計算的結果會不同。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)，可得計算公式：1 =R 0(J L i ii =1nR iiJ Li i =1

37、n對于葉片厚度相等的彈簧，則n1=(L i R i R 0i =1Li i =1n鋼板彈簧總成弧高為：H L 28R 01）主簧總成弧高核算：計算見下表：主簧總成弧高核算 2）副簧總成弧高核算：計算見下表：副簧總成弧高計算 以上所計算出的實際弧高與5.1鋼板彈簧在自由狀態(tài)下所得的弧高比較接近，所以彈簧各片所選的預應力值合適。 6、鋼板彈簧的強度驗算當貨車牽引驅動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應力用下式計算： 式中 為作用在后輪上的垂直靜載荷；系數(shù)，轎車貨車寬， 為鋼板彈簧主片厚度。許用應力取為1000 MPa。為制動時后軸負荷轉移 =1.11.2，為道路附著系數(shù)，為

38、鋼板彈簧片對于具有副簧的懸架，驗算強度時應按主、副簧所受的實際載荷計算，主、副簧的參數(shù)應取驗算后的實際值，剛度應取夾緊剛度。 滿載靜止時有： = +（）所以=（15500-8928）/221.4=29.6mm =×= - =3793.5N=15500-3793.5=11706.5N主簧強度驗算： =543.18MPa其中G= =， 副簧強度驗算： =5MPa =226.6主副簧強度在許用應力范圍內, 符合強度要求。 7、葉片端部形狀的選擇常見的葉片端部形狀有三種：矩形、梯形、橢圓形（圖13）。圖13 鋼板彈簧葉片端部形狀葉片端部為矩形的鋼板彈簧（圖13a ），由于制造簡單，廣泛地用在

39、貨車上。但是這種端部形狀會引起壓應力的集中，因而增加了片間的摩擦和磨損，且端部剛性大，很難使彈簧接近等應力梁。所以它的實際重量比理論上所需的大。葉片端部切去兩角呈梯形狀（圖13b ）的鋼板彈簧比較接近等應力梁，在某種程度上克服了端部為矩形的缺點。圖13c 所示為橢圓形的端部形狀，并且將葉片端部壓延成沿長度方向逐漸減薄的變斷面，改善了應力延彈簧長度的分布，使其更接近等應力梁。增加了端部的彈性，減小了片間的摩擦，同時也減輕了重量。實踐證明， 葉片端部壓延的鋼板彈簧叫端部未壓延的可減輕重量約30%。這種端部形狀的彈簧在國外已廣泛采用。為了減小鋼板彈簧葉片端部的摩擦和接觸疲勞，以便延長彈簧的使用壽命和

40、消除噪聲，有時在葉片端部裝有襯墊和鑲快（其材料是摩擦系數(shù)很小的青銅、塑料等）。有的采用鋼板彈簧套將鋼板彈簧裝在護套內，以保護葉片之間的潤滑劑。還有將葉片端部帶尖角的一邊向下或將端部向下卷彎，以減少片間的局部壓力和減輕片間的磨損18。綜合考慮, 在此選取矩形作為鋼板彈簧端部形狀。8、鋼板彈簧兩端與車架的連接目前用鋼板彈簧與車架連接的結構形式主要有三種：吊耳支撐式、滑板支撐式及橡膠塊支撐式。吊耳支撐式即用鉸鏈和吊耳將鋼板彈簧兩端固定在車架上的結構形式，這種連接方式廣泛的應用在汽車上。目前有些汽車采用滑板結構來代替吊耳的連接方法，其主要優(yōu)點是結構簡單、重量輕、制造工藝簡單、拆卸方便，減少了潤滑點及減

41、小了主片附加應力，延長了彈簧壽命。橡膠塊支撐彈簧兩端裝在橡膠座內，通過橡膠座將力傳給傳給車架。這種連接形式改善了主片的受力情況，提高了主片的強度；由于橡膠塊具有較大撓性，可以減小主片的扭曲應力。同時減少了潤滑點和噪聲。它的缺點是消耗優(yōu)質橡膠多，相較易老化，壽命較吊耳及滑板結構短19。選取吊耳支撐式為本次設計的鋼板彈簧支撐方式。9、鋼板彈簧彈簧銷和卷耳的設計鋼板彈簧主片端部制成卷耳以便安裝彈簧銷和用以與托架或吊耳連接。常見的卷耳根據(jù)卷耳軸線相對于主簧的位置分為：平卷耳、上卷耳。平卷耳其優(yōu)點是可以減小卷耳內的應力，但制造工藝性較差。上卷耳是目前廣泛采用的結構形式，制造工藝性好，但卷耳內的應力較平卷

42、耳大。在汽車載荷較大或使用條件惡劣的情況下，鋼板彈簧主片卷耳需要得到加強，將第二、三葉片端部制成加強卷耳(即包耳 或采用鍛造的卷耳。為使葉片變形時不發(fā)生干涉，卷耳與包耳之間要有一定的間隙或帶包耳的葉片做成中間斷開的。鍛造的卷耳可用螺栓固定或焊接在主片上。這種卷耳強度高、耐用，但制造成本高，采用的較少。鋼板彈簧卷耳內的襯套，通常用金屬、橡膠或塑料三種材料制造。目前國內外汽車上廣泛地采用塑料襯套, 因為它具有耐磨、耐蝕、減摩、不需潤滑、重量輕等優(yōu)點。常用的塑料襯套材料為尼龍1010，聚甲醛等。綜合考慮，選取上卷耳為卷耳形式，并且將主簧第二片制作成包耳，以加強卷耳強度。因貨車載重相對較大，在彈簧銷與

43、襯套間設置金屬套筒，同時將聚甲醛作為襯套的制作材料。10、彈簧銷的設計對鋼板彈簧銷，當鋼板彈簧承受靜載荷時它受到擠壓應力：z =F s /(bd 其中，F(xiàn) s 為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b 為卷耳處葉片寬度；d 為鋼板彈簧銷直徑。用30或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷擠壓應力z 取為34MPa ；用20鋼或20Cr 鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，許用應力z 79MPa 。則 在d F s 15500=32. 29mm b 608對數(shù)據(jù)進行圓整，取d =33mm 。11、卷耳尺寸的確定卷耳處所受應力如圖14所示，其所受應力是由彎曲應力和拉壓合成的應力， 圖14 鋼板彈簧主片卷耳受

44、力圖 =3F x (D +h 1(bh 12 +F x (bh 1 則： (bh 1 -4F x h 1 D 3F x 2=式中，F(xiàn) x 為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D 為卷耳內經(jīng)；b 為鋼板彈簧寬度；h 1為主片厚度。許用應力取為350MPa 。 式中，F(xiàn) b 為制動時地面對后軸車輪的道路阻力；G 為作用在車輪上的載荷；為道路附著系數(shù)，計算時通常取=0. 8；m 2為后軸對于后軸驅動的的汽車，一般制動時重量重新分配系數(shù)。其具體數(shù)值，可按總體布置參數(shù)在附著系數(shù)為的道路上制動而計算得出的，一般m 2=1. 11. 2。得： = D =15500 0.8=14260 3506599-414

45、6209=37. 59mm 314620對數(shù)據(jù)進行圓整，取D =38mm 。五、前懸架彈簧尺寸確定少片彈簧在乘用車和部分商用車上得到越來越多的應用，其特點是葉片由等長、等寬、變截面的13片組成，利用變厚斷面來保持等強度特性，與多片彈簧相比，少片彈簧重量降低40%左右，相應地也就減少了對車架和車身的沖擊力。另外少片變截面彈簧在片間裝置有偏磨墊片，從而提高了彈簧的疲勞壽命。圖15所示為單片變截面彈簧的端部CD 段和中間加緊部分AB 段是厚度為和的等截面形狀，BC 端為變厚截面，BC 端可按拋物線形或線性變化。 圖15 單片變截面彈簧的一半5.1前懸架基本參數(shù)設計由n 片組成少片彈簧時，其總剛度為各

46、片剛度之和，其應力則按各片所示的載荷分量計算。少片彈簧的寬度，在布置允許的情況下應盡可能取寬些，以增強橫向寬度，常取75100mm ，厚度以保證足夠的抗剪強度并防止太薄而淬裂，8mm ，取1220mm 。 根據(jù)前面的初期設計，前懸架鋼板彈簧長度=0.3×3360=1000 mm；片數(shù)n 根據(jù)以前的設計經(jīng)驗取n=3，寬度b=80mm， 初取10mm ，取15mm 。隨長度本設計采用按拋物線變化，BC 段變化按拋物線變化，厚度的變化規(guī)律為 ，單片剛度為 其中E 為材料彈性模量，為修正系數(shù)，取0.92，= b 為鋼板寬度，k=1-。=122.45N/mm前懸架總成剛度C 總=C3=367.35N/mm彈簧在拋物線區(qū)段內各點應力相等，其值為： =522.5kg=5225N 為制動時前軸負荷轉移系數(shù)，對于貨車取1.41.6，本設計取1.5，所以=52251.5=7837.5 =435 MPa=1000MPa2、前懸架鋼板彈簧的強度驗算當貨車牽引驅動時，貨車的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 用下式計算： 式中 為作用在前輪上的垂直靜載荷； 系數(shù)，轎車貨車 為制動時后軸負荷轉移 =1.11.2， 為道路附