汽車典型機構設計題目汽車懸架系統設計系(部)班級姓名學號指導教師年月日

摘要汽車懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面傳給車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。典型的懸架結構由彈性元件、導向機構以及減振器等組成，個別結構則還有緩沖塊、橫向穩定桿等。本文討論了汽車懸架的發展現狀，對懸架的結構形式進行簡單介紹，對影響懸架運動的各種因素進行分析，主要對中型貨車板簧懸架的主要參數進行設計計算，包括中型貨車前橋鋼板彈簧、后橋復合式鋼板彈簧、汽車減振器參數的選擇計算和橫向穩定桿的設計計算。為進一步設計板簧懸架提供了較有價值的資料。關鍵詞：懸架；鋼板彈簧；減振器

AbstractAutomobilesuspensionisthegeneralnameofallforcetransmissionconnectingdevicesbetweenthevehicleframeandtheaxleorbetweenthewheels.Itsfunctionistotransmittheforceandtorqueactingbetweenthewheelandtheframe,buffertheimpactforcetransmittedtotheframeorbodyfromtheunevenroadsurface,andattenuatethevibrationcausedthereby,soastoensurethatthevehiclecanrunsmoothly.Thetypicalsuspensionstructureiscomposedofelasticelements,guidancemechanismandshockabsorber,andsomestructuresalsohavebufferblocks,lateralstabilizerbars,etc.Thispaperdiscussesthedevelopmentstatusofautomobilesuspension,brieflyintroducesthestructureofsuspension,analyzesvariousfactorsaffectingsuspensionmovement,andmainlydesignsandcalculatesthemainparametersofmediumtruckleafspringsuspension,includingtheselectionandcalculationoffrontaxleleafspring,rearaxlecompoundleafspring,automobileshockabsorberparameters,andthedesignandcalculationoftransversestabilizerbar.Itprovidesvaluableinformationforfurtherdesignofleafspringsuspension.Keywords:Suspension;leafspring;shockabsorber

目次TOC\o"1-3"\h\u31900摘要 29246Abstract 331432第一章緒論 424996第二章懸架的結構分析 6136182.1非獨立懸架 620712.1.1非獨立式懸架簡介 6135502.1.2非獨立式懸架特點 6213162.1.3鋼板彈簧式非獨立懸架 623972.2獨立懸架 729872第三章懸架的主要影響因素 718063.1影響平順性的因素 870063.2影響操縱穩定性的因素 8253133.3影響縱向穩定性的因素 82801第四章鋼板彈簧設計計算 8130954.1前橋鋼板彈簧的設計計算 9176074.1.1設計參數 9283644.1.2初選參數 969114.1.3鋼板彈簧各片長度的確定【10】 117234.1.4鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高及曲率半徑計算 1211534.1.5鋼板彈簧總成弧高的核算【4】 1563124.1.6鋼板彈簧強度核算 166484.2鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 16179094.3 后橋鋼板彈簧的設計計算 18190414.3.1按平順性要求選擇主副簧剛度【15】 18226714.3.2按應力規范的要求修正設計參數 21205104.3.3主副簧的負荷分配和應力核算 23260714.3.4確定主副簧弧高和支架的位置 24182864.3.5作圖法確定主副簧長度【4】 2612951結論 266336致謝 2710507參考文獻 29第一章緒論懸架是現代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性地連接起來。其主要任務是專遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；緩和路面傳給車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，保證汽車行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩定性，使汽車獲得高速行駛能力。【1】汽車車架(或車身)若直接安裝于車橋(或車輪)上，由于道路不平，由于地面沖擊使貨物和人會感到十分不舒服，這是因為沒有懸架裝置的原因。汽車懸架是車架（或車身）與車軸(或車輪)之間的彈性聯結裝置的統稱。它的作用是彈性地連接車轎和車架(或車身)，緩和行駛中車輛受到的沖擊力。保證貨物完好和人員舒適；衰減由于彈性系統引進的振動，使汽車行駛中保持穩定的姿勢，改善操縱穩定性；同時懸架系統承擔著傳遞垂直反力，縱向反力(牽引力和制動力)和側向抬反力以及這些力所造成的力矩作用到車架(或車身)上，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。懸架由彈性元件、導向元件、減振器、緩沖塊和橫向穩定器等組成。【2】導向裝置由導向桿系組成，用來決定車輪相對于車架（或車身）的運動特性，并傳遞除彈性元件專遞的垂直力以外飛各種力和力矩。當縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置作用。緩沖塊用來減輕車抽對車架（或車身）的直接沖撞，防止彈性元件產生過大的變形。裝有橫向穩定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。【3】對懸架提出的設計要求有：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定性。4）汽車制動或加速時要保證車身穩定，減少車身縱傾；轉彎時車身側傾角要合適。5）有良好的隔聲能力。6）結構緊湊、占用空間尺寸要小。7）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。【4】第二章懸架的結構分析為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有不同的結構形式。2.1非獨立懸架2.1.1非獨立式懸架簡介非獨立懸架是相對與獨立懸架（individualwheelsuspension）的車輪結構。非獨立懸架的結構特點是兩側車輪由一根整體式車架相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架懸掛在車架或車身的下面。非獨立懸架具有結構簡單、成本低、強度高、保養容易、行車中前輪定位變化小的優點，但由于其舒適性及操縱穩定性都較差，在現代轎車中基本上已不再使用，多用在貨車和大客車上。【5】2.1.2非獨立式懸架特點非獨立式懸架的兩側車輪安裝于一根整體式車橋上，車橋通過懸掛與車架相連。這種懸掛結構簡單，傳力可靠，但兩輪受沖擊震動時互相影響。而且由于非懸掛質量較重，懸掛的緩沖性能較差，行駛時汽車振動，沖擊較大。該懸掛一般多用于載重汽車、普通客車和一些其他車輛上。【6】2.1.3鋼板彈簧式非獨立懸架鋼板彈簧被用做非獨立懸架的彈性元件，由于它兼起導向機構的作用，使得懸架系統大為簡化。這種懸架廣泛用于貨車的前、后懸架中。它中部用U型螺栓將鋼板彈簧固定在車橋上。懸架前端為固定鉸鏈，也叫死吊耳。它由鋼板彈簧銷釘將鋼板彈簧前端卷耳部與鋼板彈簧前支架連接在一起，前端卷耳孔中為減少摩損裝有襯套。后端卷耳通過鋼板彈簧吊耳銷與后端吊耳與吊耳架相連，后端可以自由擺動，形成活動吊耳。當車架受到沖擊彈簧變形時兩卷耳之間的距離有變化的可能。【7】2.2獨立懸架獨立懸架的車軸分成兩段，每只車輪用螺旋彈簧獨立地安裝在車架(或車身)下面，當一邊車輪發生跳動時，另一邊車輪不受波及，汽車的平穩性和舒適性好。但這種懸架構造較復雜，承載力小。現代轎車前后懸架大都采用了獨立懸架，并已成為一種發展趨勢。獨立懸架的結構可分有燭式、麥弗遜式、連桿式等多種，其中燭式和麥克弗遜式形狀相似，兩者都是將螺旋彈簧與減振器組合在一起，但因結構不同又有重大區別。燭式采用車輪沿主銷軸方向移動的懸架形式，形狀似燭形而得名。特點是主銷位置和前輪定位角不隨車輪的上下跳動而變化，有利于汽車的操縱性和穩定性。麥克弗遜式是絞結式滑柱與下橫臂組成的懸架形式，減振器可兼做轉向主銷，轉向節可以繞著它轉動。特點是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動而變化，這點與獨立懸架正好相反。這種懸架構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩定性。所以，目前轎車使用最多的獨立懸架是麥弗遜式懸架。【8】非獨立懸架非獨立懸架獨立懸架圖2-1懸架簡圖第三章懸架的主要影響因素懸架設計可以大致分為結構形式及主要參數選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數影響到許多整車特性，并且涉及其他的布置，因而一般要與總布置共同協商確定。3.1影響平順性的因素懸架設計的主要目的之一是確保汽車具有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。建立汽車的整車和局部模型，可以反映汽車懸架參數與振動專遞特性之間的關系。大量的研究及實踐結果表明，對平順性影響最為顯著的三個懸架特性參數為：懸架的彈性特性、阻尼特性以及非懸掛質量。【9】3.2影響操縱穩定性的因素與平順性相比，操縱穩定性的評價指標要復雜的多，包括穩態、瞬態轉向性及保護直線行駛的能力。懸架參數通過影響轉向時的車輪載荷轉移、車輪跳動或車身側傾時車輪定位角的變化以及懸架與轉向桿系的運動干涉和整體橋的軸轉向等方面影響汽車的操縱穩定性。影響縱向穩定性的因素汽車在制動和加速行駛時，由于慣性力的作用會造成軸荷轉移，并且伴隨前、后懸架的變形，表現為制動時的“點頭抬尾”和驅動時的“仰頭垂尾”現象。懸架設計時應考慮采取相應的措施減少或消除制動及驅動時懸架的變形。【10】第四章鋼板彈簧設計計算多片鋼板彈簧設計計算大體可分為四大步。第一，根據總布置給定的載荷、剛度要求以及對板簧長度、寬度的限制條件和最大許用應力初選參數；第二，綜合考慮板簧的總成弧高要求和各片的工作應力、裝配應力以及總應力的分布，并計入噴凡、預壓等工藝過程的影響，確定各片的長度及自由狀態下的曲率半徑；第三，用計算或試驗的方法詳細分析各片的應力狀況；第四，校核極限工況下板簧的應力及卷耳、彈簧銷的強度。4.1前橋鋼板彈簧的設計計算4.1.1設計參數1空車質量：，前軸上承重，后軸上承重；滿載質量：，前軸上承重，后軸上承重；2汽車的重心位置空車時：重心距前軸中心，距后軸中心，距地面高度滿載時：重心距前軸中心，距后軸中心，距地面高度3軸距：4輪胎滾動半徑：4.1.2初選參數選擇鋼板彈簧長度時應考慮到在整車上布置的方便性，因此要與總布置共同協商確定。一般情況下，轎車后簧長度為軸矩的40％—55％，載貨汽車前后簧長度分別為軸距的26％—35％和35％—45％。【11】故前鋼板彈簧長度范圍：L=873—1176mm取L=1100mm目前國內貨車所用的鋼板彈簧材料多為鋼，如60Si2Mn、60SiMnA、55SiMnVB這些材料有較高的彈性極限、屈強比及疲勞強度，而且價格便宜。60Si2Mn、60SiMnA彈簧鋼適用于厚度在12mm以下的鋼板彈簧，對于較厚的鋼板彈簧可采用淬透性較好的55SiMnVB彈簧鋼。本車型選用的板簧單片厚度大于12mm，材料為55SiMnVB。為了提高鋼板彈簧疲勞壽命，對單片進行噴丸處理，對總成進行塑性預壓縮處理。鋼板彈簧經強化處理后，受拉表面產生殘余壓應力層，彈簧受載時，降低了受拉表面的拉應力。經塑性預壓縮處理后的彈簧，使用中不易再產生塑性變形。選用的鋼板彈簧材料55SiMnVB表面經應力噴丸處理后，彈簧滿載靜應力σm：前彈簧350～450，后彈簧450～550；彈簧比應力：前、后彈簧比應力415～515。【12】可按等截面簡支梁的計算公式并引進一個修正系數加以修正，這時彈簧的撓度系數為== （4—1）式中： δ——撓度系數。δ=1.25～1.42可按式：δ=1.5∕[1.04(1+0.5n1∕n)]選取，其中n1為與主片等長的重疊片數；N——總片數；B——板簧寬度；Q——支承載荷；L——板簧長度；E——材料的楊氏彈性模量，取；I0——總截面慣性矩【13】，I0=。設計時希望：6＜b／h＜10剛度 （4—2）鋼板彈簧總截面系數比應力: （4—3）=4.5～5.5N/mm2試取前鋼板彈簧：長×寬×高—總片數(主片數)=1100×70×7—14（3）；由上面公式可得：撓度系數：；彎曲應力：∈[350450]；比應力：∈[4.55.5]；靜撓度：=77.44 mm∈[50110]；鋼板彈簧截面系數: ；剛度：；總截面慣性矩:。4.1.3鋼板彈簧各片長度的確定【10】考慮到彈簧安裝的夾緊夾緊修正后的鋼板彈簧所需的慣性矩和應滿足的強度要求分別為： （4—4） （4—5）式中：s——U型螺栓中心距，mm；k——考慮U型螺栓夾緊板簧后的無效長度系數，剛性夾緊時k=0.5；撓性夾緊時k=0；W0——鋼板彈簧縱截面系數；[σ]——許用彎曲應力，對前板簧取[σ]=350——450MPa；對后主簧取[σ]=450——550MPa；對后副簧取220——550MPa。計算得：s∈[0405]取s=76mm；；由作圖法可求得前鋼板彈簧各片長度（圓整后）為：單位mm。圖4-1前鋼板彈簧長度圖4-1前鋼板彈簧長度第一片1100第二片1100第三片1100第四片1015第五片0930第六片0845第七片0760第八片0675第九片0590第十片0505十一片0420十二片0335十三片0250十四片01654.1.4鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高及曲率半徑計算鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高H0；用下式表示： （4—6）；式中，——靜撓度；——滿載弧高；——鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化； （4—7）；s——U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。鋼板彈簧總成在自由狀態下的曲率半徑 (4—8)；——靜撓度；mm；——滿載弧高；∈[1020]mm取=15mm；把數據帶入公式有：；；在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩Mi之代數和為零，即 （4—8）；或 （4—9）；設計時可取第一片、第二片預應力為-80～-150，最后幾片的預應力為20～60MPa。對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選舉過大。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。初取各片鋼板彈簧的的預應力值分別為：（單位:）第一片 -80；第二片-60；第三片-40；第四片-20；第五片-10；第六片 0；第七片5；第八片10；第九片20；第十片25；十一片30；十二片35十三片40；十四片45由公式：預應力 （4—10）；可得 （4—11）；式中 ——第片鋼板彈簧的高度；——第片鋼板彈簧的預應力；——葉片裝配后的曲率半徑，可近視地看成與總成自由狀態下的曲率半徑；——鋼板彈簧第片在自由狀態下的曲率半徑；E——材料的楊氏彈性模量，取；由計算可得出鋼板彈簧第片在自由狀態下的曲率半徑為：（單位：mm）第一片：1157.42；第二片：1121.42；第三片：1087.59；第四片1055.74；第五片：1040.50；第六片：1025.76；第七片：1018.46；第八片：1011.31；第九片：0997.32；第十片：0990.47；十一片：0983.72；十二片：0977.05；十三片：0970.48十四片：0963.99。如果第片的片長為，則第片彈簧的弧高為： （4—12）；計算可求出第片鋼板彈簧的弧高為：（單位：mm）第一片：0130.68；第二片：0134.87；第三片：0139.07；第四片0114.87第五片：0102.79；第六片：0091.18；第七片：0080.53；第九片：0069.53第十片：0050.09；十一片：0041.28；十二片：0033.28；十三片：0026.67十四片：0020.23。4.1.5鋼板彈簧總成弧高的核算【4】根據最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩態平衡狀態是各片勢能綜合最小狀態，由此可求得等厚葉片彈簧的為： （4—13）；式中 為第片鋼板彈簧的長度。鋼板彈簧總成的弧高為 （4—14）；由計算可求得：H=145.24mm因為 所以所選彈簧參數合理。4.1.6鋼板彈簧強度核算緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它后半段出現的最大應力為： （4—15）；式中 G1——作用在前輪上的垂直靜負荷；——制動時前軸負荷轉移系數，貨車：=1.40～1.60；、——鋼板彈簧前后段長度；——道路附著系數，取0.8；——道路總截面系數；C——為彈簧固定點到路面的距離。解得 ；所設計的鋼板彈簧合理。故前橋鋼板彈簧參數為：長×寬×高—總片數(主片數)=1100×70×7—14（3）4.2鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算前鋼板彈簧設計還應校核強制動時的彈簧強度，以免在彈簧U形螺栓夾緊處產生縱扭塑變或卷耳損壞。這對重心較高、長度較短的前簧更有必要作強度校核。1)鋼板彈簧卷耳的強度核算鋼板彈簧卷耳主片卷耳受力如圖4-2所示。卷耳處所受應力σ是所受彎曲應力和啦（壓）應力合成的應力，即圖4-2汽車制動時鋼板彈簧受力圖圖4-2汽車制動時鋼板彈簧受力圖作用在前后鋼板彈簧座上的水平力和分別為：（4—16）(4—17)式中：G——汽車總重；φ——道路附著系數，取0.8；、——汽車質心至前后軸的距離，mm；——汽車質心高度；卷耳處所受應力為：（4—18）——沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力，即=；D——卷耳內徑；b——鋼板彈簧寬度；——主片厚度。許用應力[σ]取350故由（4—18）式可知：所以 得由計算可知卷耳的直徑大于16mm即可本設計取40mm。鋼板彈簧銷及襯套的擠壓應力可按下式計算(4—19)式中——滿載靜止時鋼板彈簧端部負荷，；——彈簧銷軸直徑，。材料為30號或40號鋼，經氰化處理的彈簧銷許用擠壓應力一般為。材料為20號鋼或20Cr鋼經滲碳處理或45號鋼高頻淬火后許用應力。【14】根據上面式子進行計算有前簧水平力：Kgf；卷耳直徑D＜16mm；彈簧銷直徑D＞12mm；故彈簧銷直徑取D=16mm。4.3 后橋鋼板彈簧的設計計算一般載貨汽車的后懸架。由于空、滿載時負荷相差很大，希望采用非線性特性的彈性元件，以獲得較好的等頻性。通常采用由主、副簧并聯組合的兩級剛度復式鋼板彈簧，其彈性特性多為一折線。設計這種彈簧時，既要考慮滿足平順性的要求，即使懸架從空載到滿載的各種載荷的狀態下，固有頻率變化盡量小，又要考慮到使主、副簧分別滿足靜強度和疲勞壽命的要求。4.3.1按平順性要求選擇主副簧剛度【15】設主、副簧的彈性特性都是線性的,剛度分別為C1、C2副簧與支架開始接觸時主簧的靜撓度為。汽車空載時僅主簧工作，這時固有頻率為： （4-20）式中 P0——空載時后懸架負荷。汽車滿載時主副簧都參加工作，這時固有頻率為 （4—21）式中 Pm——滿載時主、副簧總負荷,Pm=P1+P2（P1、P2分別為滿載時主、副簧的負荷。）；當副簧剛剛接觸支架時，如果用線性方法來計算懸架的固有頻率，其值會產生突變。復合前、后的頻率值N1、N2為 （4——22） （4——23）式中——副簧接觸支架時的負荷，。平順性方面要求的固有頻率變化小包含兩方面要求，一是在整個負荷變化范圍內頻率的變化應最小，二是在副簧接觸支架前、后的頻率突變不要太大。而這兩方面要求是互相矛盾的，從前者考慮，導出了所謂的比例中項法（亦稱兩點等頻率法），從后者考慮,導出了所謂的平均負荷法（亦稱一點等頻率法）。采用比例中項法。用這種方法確定、及值，可使空、滿載時的固有頻率差值較小，但副簧接觸支架前、后的頻率突變較大。對于運輸部門使用的載貨汽車，因其半載運輸狀態較少，采用這種方法計算較合適，并能獲得較好的空車平順性。 （4—24） （4—25） （4—26）——汽車滿空載時板簧負荷比。 （4—27）解得：；；按平順性要求期望滿載頻率取Nm=120次/分=2 Hz根據和、比關系求得主副簧的理想剛度為：；；；次/分；次/分；次/分；次/分；可見，；；4.3.2按應力規范的要求修正設計參數在設計中往往難以完全符合上述的設定。原因是副簧比主簧短很多，又不宜采用片薄、片數多的板簧，故其剛度和比應力往往偏大，結果副簧的靜應力和極限應力都過大。因此，須略加修正，以保證主、副簧的強度和疲勞壽命滿足要求。通常按上述某一種方法設定主、副簧的剛度期望值，進而選擇規格尺寸后，就可以計算真正的剛度C1、C2及比應力、。在這一過程中，應盡量使剛度的實際值接近期望值，還份應使比應力值符合推薦的許用值——主簧；副簧。選擇鋼板彈簧長度時應考慮到在整車上布置的方便性，因此要與總布置共同協商確定。一般情況下，轎車后簧長度為軸矩的40％—55％，載貨汽車前后簧長度分別為軸距的26％—35％和35％—45％。故后主簧長度范圍：L=1176—1176mm取L=1500mm試取：主簧：長×寬×高——總片數（主片數）1500×85×12——12﹙3﹚撓度系數：板簧剛度: 比應力: ∈[4.55.5]~1.05 （4—28）對于行駛在公路上的載貨汽車,一般取系數d=2.5～3.5路面條件差的取上限。計算時要加進橡膠墊壓縮量,即按可能達到的動行程計算。主簧比應力在許用值范圍之內，副簧的稍低于許用值下限，取γ=1。極限運動行程系數取d=3.3；則極限運動行程為 cm （4—29）橡膠緩沖塊高度為4cm，壓縮量為1/2，極限運動行程的計算值應取=8.1+2=10.1 cm這樣，當副簧接觸支架時的主簧靜撓度應按下式進行修正 （4—30）式中 β——主、副簧比應力之比，；——極限運功行程；解得=6.02cm β=0.68；接觸點負荷；次/分；次/分；=119.45次/分；次/分；結果：; ; 4.3.3主副簧的負荷分配和應力核算1、空載時：； (4—31)滿載時： （4—32） （4—33）式中、——分別為空載時主、副簧的靜撓度；、——分別為滿載時主、副簧的靜撓度。解有：=3.2cm；=0；=8.72cm； =2.70cm。2、這樣，主副簧的負荷分配為空載時： =0滿載時： （4—33）式中、——分別為空載時主、副簧的負荷；解有：∈[450550]； =204.39∈[220250] ∈[9001000]；∈[9001000]所以，主副簧的比應力、滿載時的平均靜應力和極限應力都在其許用值范圍之內，滿足鋼板彈簧強度和疲勞壽命的要求。4.3.4確定主副簧弧高和支架的位置如圖4-3所示，滿載時主副簧弧高應滿足下式 （4—36）圖4-3滿載時主副簧的弧高圖4-3滿載時主副簧的弧高式中——滿載時主簧弧高不計卷耳；——滿載時副簧弧高；——主副簧支架間的距離；——主副簧第一片葉片間的距離。設計時首先要選定主簧弧高，它取決于操縱穩定性對側傾軸轉向的要求。對于載貨汽車，國內習慣取正弧高等于10—20mm，基本上能滿足穩態轉向特性的要求。選取=10mm。【18】取決于副簧總片厚和墊板高度，取墊板高度為25mm，則主、副簧主片間距為 （4—37）選取副簧滿載弧高，主、副簧的支架間距為空載時副簧端部到支架的距離為 （4—38）主、副簧總成的自由弧高 （4—38） （4—39）式中的非線性附加變形量、以及夾緊前、后之弧高的變化量、都以參考已有的類型結構彈簧的實際測量值而選定的。4.3.5作圖法確定主副簧長度【4】U型螺栓中心距u=130cm；主簧長度：（單位：mm）第一片1500；第二片1500；第三片1500；第四片1380；第五片1255第六片1130；第七片1005；第八