翔龙级商用车纵置钢板弹簧悬架设计计划书

翔龙级 商用车 纵置钢板弹簧悬架设计 计划书 一、课程设计的目的、题目和任务 1、设计的目的： （ 1）进一步熟悉汽车设计理论教学内容； （ 2）培养学生理论联系实际的能力； （ 3）训练学生综合运用知识的能力以及分析问题、解决问题的能力。 2、设计任务书的要求： （ 1）由已知参数确定汽车悬架的其他主要参数； （ 2）计算悬架总成中主要零件的参数； （ 3）绘制悬架总成装配图。 3、已知基本设计参数 序号 额定装载质量 (最大总质量 (最大车速 (km/h) 比功率 (kw/t) 比转速 (N.m/t) 1 2000 4500 80 16 30 二、汽车整体设计参数的确定 1、轴数 汽车可以有两轴、三轴四轴甚至更多的轴数，影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。对于包括乘用车以及汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。 所以本设计采用两轴形式。 2、驱动形式 汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等是影响选取驱动形式的主要因素，增加驱动轮数能提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难，乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的 4 2 驱动形式。 所以本设计采用 4 2 驱动形式。 3、布置形式 商用车（货车）按照驾驶室与发动机的相对位置的不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种，又可根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。 本设计采用短头式，优点：短头式货 车与长头式相比：汽车的总长和轴距得到缩短，最小转弯直径小，机动性能好（但不如平头式货车），与平头式相比，汽车正面与其他物体碰撞时，驾驶员和前排乘员受到的伤害程度要小很多； 采用发动机前置后桥驱动，优点：发动机的选择范围广，可选直列、 V 型或卧式发动机，发动机的接近性良好，维修方便，离合器、变速器等操纵结构的结构简单，容易布置。 图 1 4、汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距等尺寸。 廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸，在公路和市内行驶的汽车最大外廓尺寸受有关法规限制不能随意确定，根据法规限制、经验以及参考车型，该设计外廓尺寸长、宽、高 5670 1780 2700（单位 距 L 轴距 L 对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度等有影响，当轴距短时，上述指标减小，此外轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响，原则上对发动机排量大的乘用车、满载质量或载客量多的货车，轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些，具体参照下表 1 所以本设计轴距 L 取 3360 图 2 轮距和后轮距 改变汽车轮距 B 会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总款、总质量、最小转弯直径等因素发生变化，受汽车总转不得超过 制，轮距不宜过大，但在选定的前轮距 围内，应该能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证有足够的转向孔径，同时转向杆系与车架、车轮直径有足够的运动间隙。确定后轮距 ，应考虑车架两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度以及他们之间应留有必要的间隙。通过表 2，并根据整体布置， 前轮距 1385轮距 1300 5、汽车质量参数的确定 汽车质量参数主要由整车整备质量、装载质量、汽车总质量、轴荷分配等。 定装载质量 汽车的装载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载荷质量，由已知参数得知： 本设计的额定装载质量 =2000大总质量 商用货车的总质量由整备质量、额定装载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 =+65500中，为包括驾驶员及随行人员在内的人数 ,本设计为单排两人。 本设计 最大总质量 =4500车装备质量 整车装备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量，亦即我们常叫的“空载质量”。 =50065=2370以整车装备质量 =2370荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载和满载静止状态下，各掣肘对支撑平面的垂直负荷。 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响，从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大，为了保证汽车有良好的动力性能和通过性，驱动桥应有足够的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，有要求转向轴的负荷不应过小，因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的。 汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等均对轴荷分配有显著影响，各类汽车的轴荷分配见图 3， 由于该汽车为 4 2 后轮 双胎，短头式， 所以满载时，前轴轴荷 25%，后轴轴荷 75%； 空载时，前轴轴荷 45%，后轴轴荷 55%。 满载时，前轴负荷： 4500 25%=1125 后轴负荷： 4500 75%=3375空载时，前轴负荷： 2370 45%= 后轴负荷： 2370 55%= 图 3 6、汽车性能参数的确定 比功率 转矩 m 之比； 已知汽车最大总质量为 4500 所以发动机的最大功率 16=72动机的最大扭矩 30= 根据上述参数要求，选择发动机型号如下： 发动机型号： 福田 缸数： 4 燃料种类： 汽油 排量： 放标准： 国四 /欧四 最大输出功率： 90矩： 186Nm 马力： 122马力 最大扭矩转速： 3200定转速： 5000发动机为北汽福田与英国莲花公司、德国博世公司合作全新开发的省油高效发动机，产品满足欧 放法规要求，采用顶置双凸轮轴、 16 气门，采用先进的 术，提高驾驶性能，降低整车油耗和排放。 三、悬架主要参数的确定 已知基本设计参数 额定装载质量： 2000 整车整备质量： 2370大总质量： 4500 驾乘人员质量： 130载时，前轴负荷： 1125轴负荷： 3375空载时，前轴负荷： 轴负荷： 设计外廓尺寸长、宽、高 5670 1780 2700（ 轴距 3360 前轮距： 1385 后轮距： 1300、前后悬架结构型式选择 根据本设计汽车的使用环境、舒适性、载货情况以及参考市场同类型乘用车的悬架型式，本设计悬架方式如下： 前悬架采用少片弹簧，主要因为与多片弹簧相比，少片弹簧重量降低 40%左右；相应地也就减少了对车架和车身的冲击力。另外少片变截面弹簧在片间装置有偏磨垫片，从而提高了弹簧的疲劳寿命。 后悬架采用主、 副簧多片弹簧，副簧布置在主簧之上，中间用垫块隔开，两簧在承载过程中不接触， 开始时仅主簧起作用，当载荷增加到某值时副簧与主簧共同起作用，弹性特性由两条直线组成 。 前悬架采用少片弹簧，后悬架采用主、副簧多片弹簧。 2、悬架静挠度 悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度 ： =/c 货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率 ,是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于 1,因此货车车轴上方车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率 n（亦称偏频） ,可用下式来表示： 式中 :c 为悬架的刚度 (N/ m 为悬架的簧上质量（ 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，静挠度可用下式表达： =mg/c 其中 g 为重力加速度， g=10N/ 得到： n： 析上式可知 ： 悬架的静挠度直接影响车身的振动频率 ， 因此欲保证汽车有良好的行驶平顺性 ， 就必须正确选择悬架的静挠度。 在选取前、后悬架的静挠度和时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动，考虑到乘用车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐 =（ 、后悬架静挠度确定 对于我们要研究的汽车的前悬架系统，选取静挠度为 。后悬架系统，选取静挠度 2 ，由公式 ,得满载偏频为 。 架主、副钢板弹簧的刚度分配 图 4 货车主副簧为钢板弹簧的弹性特性 如何确定副簧开始参加工作的载荷和主 、 副簧之间刚度的分配 ，受悬架的弹性特性和主 、 副簧上载荷分配的影响 ， 原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小 ， 以保证汽车有良好的平顺性 ， 还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态 ， 采用如下方法来确定。 使副簧开始起作用时的悬架挠度 等于汽车空载时悬架的挠度 ,而使副簧开 始起作用前一瞬间的挠度 等于满载时悬架的挠度 。于是可求： = 式中和分别为空载和满载时的悬架负荷。副簧、主簧的刚度比为： 式中，为副簧刚度，为主簧刚度。 单个钢板弹簧满载载荷： =1550155010=15500N 满载时， 式中为副簧簧上质量，为主簧簧上质量。 单个钢板弹簧空载载荷： = =15500/ =架总体刚度 c = =15500/7=2214 N/=8928N 得到： =, =， 副簧起作用后 ， 近似认为变形相同 ， 从副簧开始起作用到满载的变形为 = +（） 所以 =（ 15500 = - =、悬架的动挠度 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到自由高度的 1/2 或 2/3）车轮中心相对车架的垂直位移。对货车，取 6 9设计： =8、悬架弹性特性 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。由于货车在空载和满载时簧上质量变化大 ， 为了减少振动频率和车身高度的变化 ， 因此选用刚度可变的非线性悬架。 四、后悬架弹簧弹性元件的计算 1、钢板弹簧的布置方案及材料选择 钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在少数轻、微型车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。 纵置钢板弹簧又有对称式与不对称式之分。钢板弹簧中部在车桥上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。多数情况下汽车采用对称式钢板弹簧。由于整车布置上的原因，或者钢板弹簧在汽车上的安装位置不动，又要改变轴距或者通过变化轴距达到改善轴荷分配的目的 时，采用不对称式钢板弹簧。 根据钢板弹簧的工作情况和 1222择 60温回火后有良好的综合力学性能。用 60处理： 870油浴淬火、 440中温回火，再经表面喷丸处理。 我们此次研究的程勇汽车后悬挂系统钢板弹簧拟采用纵置对称式钢板弹簧。 2、钢板弹簧主要参数的确定 满载弧高 指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端 (不包括卷耳孔半径 )连线间的最大高度 差。弧高 来保证汽车具有给定的高度。它直接影响车身高度。一般希望它等于零，可使弹簧满载时在对称位置工作，但考虑到弹簧在使用中会产生塑性变形，要由 予补偿。有时为了车架具有一定高度，而又不使动挠度值过小，也许给予一定的 进行补偿。通常取 a 2010 。在此我们选取 5 。 的确定 钢板弹簧长度 是钢板弹簧的主要参数之一。要合理的确定弹簧长度，必须考虑多方面的因素。增加钢板弹簧长度 不仅提高了弹簧的强度，而且随 簧变形时应力变化幅度减小，从而使弹簧使用寿命得以提高。因此，原则上在总布置许可的范围内，应尽可能将钢板弹簧取长些。原则上货车，前悬架 L=（ 距，后悬架 L=（ 距。 本设计选择： 前悬架钢板弹簧长度 =3360=1000 后悬架主簧钢板弹簧长度： 3360=1350 副簧钢板弹簧长度： 1100 有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数 加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩于钢板弹簧 E 8 )(30 （式 式中 挠度增大系数，11 . 5 / 1 . 0 4 ( 1 0 . 5 / ) ； 1n 与主片等长的重叠片数； n 钢板弹簧总片数； L 钢板弹簧长度， 钢板弹簧非工作部分长度， s 是 s=120k 非工作长度系数，如刚性夹紧，取 ；挠性加紧，取 0k ； E 弹簧材料弹性模量，取 ,材料为 60 1）主簧： 取 =2， n=10 则 =得 = 2）副簧： 取 =1， n=5 则 =得 =18697 据强度要求计算钢板弹簧总截面系数 截面系数 指 机械零件和构件的一种截面几何参量，旧称截面模量。它用以计算零件、构件的抗弯强度和抗扭强度，或者用以计算在给定的弯矩或扭矩条件下截面上的最大应力。 钢板弹簧总截面系数用下面的计算公式： 对于 60面经喷丸处理后，推荐许用静应力在下列范围内取值：前弹簧和平衡悬架弹簧为 23 5 0 4 5 0 /N m m；后主簧为24 5 0 5 5 0 /N m m；后副簧为 22 2 0 2 5 0 /N m m （ 1）主簧： 取 550 =以 （ 2）副簧： 取 240 =以 ： 2/p o W （ 1）主簧： 钢板平均厚度 = 2）副簧： 钢板平均厚度 =218697/板弹簧叶片断面形状及尺寸的选择 b 推荐片宽与片厚的比值在 6 10范围内选取。 h 当钢板弹簧长度受限不能加长时，为了加强主片，常将主片的厚度加厚，这是在主片中可能引起较大的应力，为了减小主片应力，钢板弹簧其余叶片通常选取较小的厚度，且给较大的曲率，以使它们承受较大的负荷来减轻主片的负荷。整幅弹簧的各片虽可用不等厚度，但不能超过三组，为使叶片寿命相差不多，最厚片与最薄片厚度之比应小于 参考叶片宽度范围和弹簧钢片断面扁钢的尺寸规格（ 1222最终确 定叶片厚度和宽度： 主簧叶片断面尺寸 (： 59； 副簧叶片断面尺寸 (： 09；。 图 厚度宽 度 5 6 (7 8 9 (10 11 12 (13) 14 16 18 20 25 30 45 50 55 60 (63) 65 70 75 (76) 80 90 100 120 140 160 叶片断面除普遍应用的矩形断面 (图 6a)外，为了提高钢板弹簧耐疲劳强度和减轻重量，采用了特殊形状的断面，常见的是单面带抛物线边缘的（图 36c）和单面带槽的（图 6b、 d）。 图 图 6 钢板弹簧叶片的断面形状 a)矩形断面 b) 单面有单槽的断面 c)单面有抛物线边缘的断面 d)单面有双槽的断面 矩形断面的中性线位于断面中央，叶片的上下表面的拉、压应力的绝对值相等。使用经验表明，钢板弹簧叶片的疲劳裂纹往往是从受拉的一面开始，特别是在断面棱角处有较大的应力集中。因此矩形断的叶片呈受拉应力的一面易破坏。 目前广泛采用的矩形断面大致有两种，一种是两边带圆弧的平扁钢，另一种是具有一定的凹度的双凹扁钢。实践证明，双凹扁钢的叶片在弯曲变形时，整个断面的两边都略向上翘曲，下表面趋于平面，上表面则使原有的凹度大大增加，则各片间只有两棱边接触 。棱边产生较大的接触应力和应力集中 ,成为早期疲劳破坏的起点。改成平扁钢后，钢板弹簧的疲劳寿命有大幅提高。可见改进叶片断面形状是提高弹簧疲劳寿命的一条重要途径，因此近年来出现了一些特殊断面的叶片 14。 矩形断面是最常见的最简单的断面形式。在此我们选取矩形断面钢板弹簧为此次设计的弹簧类型。 片数 n 少些有利于制造和装配 ， 并可以降低片与片之间的干摩擦 ，改善汽车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大 ， 材料的利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在 614 片之间选取 ，重型货车可达 20 片。用变截面少片 弹簧时 ， 片数在 14 选取。 根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取， 初选的主、副簧总片数： 主簧： =2， n=10 副簧： =1， n=5 主簧叶片断面尺寸 (： 59； 副簧叶片断面尺寸 (： 09；。 3、 钢板弹簧各片长度的确定 为了尽量降低弹簧钢材的消耗，减轻钢板弹簧自重，在选择各叶片长度时，应使沿弹簧长度变化的应力均匀分布，以保证各片有相同的疲劳强度（各片具有大致相同的使用寿命）。 确定钢板弹簧叶片各片长度的方法，有计算法和作图法两种。目前大多数采用简单而实用的作图法。该法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来做图的，其具体做法如下： 如图 7所示，先将各叶片厚度 立方值 3同一比例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度的一半 L/2和 ，得 A、 接 A、 如果如为 了加强主片而将第二片、第三片做的与主片等长时，存在与主片等长的重叠片，就从 直线与各片上侧边的交点即决定了各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定 15。 图 7 确定钢板弹簧各片长度的作图法 根据作图法要求绘制出相关图形，见图 8。 图 8 作图法确定的主簧各片长度 第 h /3h / 3长度 /1 9 729 1350 2 9 729 1350 3 9 729 1220 4 9 729 1080 5 9 729 940 6 9 729 800 7 9 729 670 8 9 729 530 9 9 729 390 10 9 729 260 根据作图法要求绘制出相关图形，见图 9。 图 9 作图法确定的副簧各片长度 第 h /3h / 3长度 /1 9 729 1100 2 9 729 910 3 9 729 710 4 9 729 520 5 9 729 320 4、 钢板弹簧刚度的验算 由于前面求得的惯性矩所确定的片厚、片宽等很难保证所要求的的静挠度和弹簧刚度。这是因为挠度系数 是在很大范围 )( 内选取的；在各片长度尚未确定的情况下， 值不可能选得准确；另外选定各片厚度和片宽之后，计算出的实际惯性矩与理论要求的数值也有所差别；同时叶片端部形状对刚度的影响也未予以考虑。为此，需要更精确的公式对刚度进行计算。如不能满足要求，可适当的调整各片长度或改变断面尺寸时期刚度接近所要求的理论值 16。 一般用共同曲率法进行计算，用共同曲率法计算刚度的前提是，假定同一截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。 验算钢板弹簧实际刚度公式为： )(61131 中 1 1 1l l ， ki Y 11 ， 111 1 ki Y ,ki 第一片到第 k 片处所有叶片的惯性矩之和。 式中 为经验修正系数， ) ； 1l 、1主片和第 1k 片的一半长度。 主簧刚度计算： 为计算方便，在进行设计时，通常采用列表法计算。 刚度公式中 3 111 ()i k k kk a Y Y 部分计算见下图： 图 9 主簧相关计算 叶片序号 k 1 1 1l l ki 4510 4 1() 5104 31510 33 11()k k Y 1 1 675 0 3948 0 2 675 65 7896 610 135 11844 540 205 15792 470 275 19740 400 340 23688 335 410 27636 265 480 31584 195 545 35532 0 130 675 39480 9 选择修正系数 ，将数据代入刚度公式，得后主簧实际总成自由刚度 )(1131 9531 )(61131 =132 N/设计值 =差不大 ， 基本满足主簧刚度要求。 副簧刚度计算： 图 10 副簧相关计算 叶片序号 k 1 1 1l l ki 4510 4 1() 5104 31510 33 11()k k Y 1 1 550 95 4860 455 195 9720 355 290 14580 260 390 19440 160 550 24300 择修正系数 ，将数据代入刚度公式，得后主簧实际总成自由刚度 )(11 3 1 (61131 =138 N/设计值 =差不大 ， 基本满足副簧刚度要求。 5、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高和曲率半径计算 钢板弹簧各片装配后，在预压缩和 主片上表面与两端 (不包括卷耳孔半径 )连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 图 11 ）。 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径 各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近 17。 图 11 钢板弹簧总 成在自由状态下的弧高 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 用下式计算： o （式 式中 静挠度； 满载弧高；它的大小直接影响车辆的高度，一般希望它等于零，可是弹簧满载时处于对称位置工作，但考虑到弹簧在使用中会产生塑性变形，必须给予补偿。通常取 a )2010( ； f 由于 22 )(3( L 取 15af 1）后主簧在自由状态下的总成弧高 7015)(12013503(120 2 o 2）后副簧在自由状态下的总成弧高 7015)(12011003(120 2 o 根据上边算得的弹簧总成弧高 就可按几何关系近似计算出钢板弹簧在自由状态下的曲率半径 0R (等于装配后的主片曲率半径 )。其计算公式为： 020 8 后主簧总成在自由状态下的曲率半径 7 3 5 0 20 后副簧总成在自由状态下的曲率半径 3 1 0 0 20 前已提及，为了加强主片及卷耳的强度，将主片尽量选的厚些。同时为了使各片应力趋近于接近，叶片应采用不同的曲率半径。当用片曲率半径减小是指具有负的预应力。在弹簧承受负荷后，主片应力值相 对减小些，使主片寿命与其他各片大致相同。 对于这种叶片厚度不同的钢板弹簧 ,各片在自由状态下的曲率半径 ,是根据由这些曲率半径所引起的预应力应保证各片应有相同的疲劳强度来确定的。 钢板弹簧各片预应力的确定： 选取各片弹簧预应力时，要求做到装配前各片弹簧片间的间隙相差不大，且装配后各片能很好的贴和；为保证主片及与其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。 选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在 3 0 0 3 5 0M 1 4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。设计时可取第一、二片的预应力为 8 0 1 5 0 M P a ，最后几片的预应力取20 60 在确定各片的预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩 01 01 式中 钢板弹簧第 k 片的截面系数，62 ； 钢板弹簧第 i 片的预应力； 主簧预应力确定： 各叶片预应力值确定如下表： 主簧各片预应力 叶片 序号 i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 预应力80 20 20 30 40 40 50 60 因为主簧各叶片厚度相同，所以 所选预应力符合要求。 副簧预应力确定： 各片预应力值确定如下表： 副簧各片预应力 叶片序号 k 1 2 3 4 5 预应力 0i60 0 60 簧各叶片等厚， 012060 0 2 01 01 所选预应力符合要求。 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同 (图 12)，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能 很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命 接近。 图 12 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径 06050404030+20 0 01 01 钢板弹簧各片的预应力定之后，可用下式计算各叶片弹簧在自由状态下的曲率半径 )()2(1 00 0 式中，i 片弹簧自由状态下的曲率半径（ ；o E 为材料弹性模量 )(取 ； 第 i 片的弹簧厚度（ ； ， 。 各片弧高 2 式中 第 i 片弹簧长度。 列表计算弹簧各叶片在自由状态下的曲率半径和弧高： 1） 主簧 计算见下表： 主簧各叶片自由状态下的片 序 号 曲率计算 弧高计算 002 10 1 11 9 350 9 350 9 220 9 080 9 20 40 9 30 00 9 40 70 9 40 30 9 50 90 0 9 60 60 ） 副簧 计算见下表： 副簧各片自由状态下的 片 序 号 曲率计算 弧高计算 0i 2 00 510 1510 12 001 9 1100 2 9 910 3 9 0 710 4 9 520 5 9 320 高的计算 由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径用式)()2(1 00 0 计算的，受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式 )8(020 计算的结果会不同。因此，需要核算钢板弹簧总成的弧高。 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，可得计算公式： 1 对于叶片厚度相等的弹簧，则 ni 1 钢板弹簧总成弧高为： )8( 02 1）主簧总成弧高核算： 计算见下表： 主簧总成弧高核算 叶 片 序 号 401R 410 1 0H 1 1350 1350 1220 1080 940 800 670 530 390 0 260 8590 ）副簧总成弧高核算： 计算见下表： 副簧总成弧高计算 叶 片 序 号 L 10 1 0R H 1 1100 910 710 520 320 3560 - 以上所计算出的实际弧高与 得的弧高比较接近，所以弹簧各片所选的预应力值合适。 6、钢板弹簧的强度验算 当货车牵引驱动时 ， 货车的后钢板弹簧承受的载荷最大 ， 在它的前半段出现的最大应力用下式计算： 式中 为作用在后轮上的垂直静载荷 ； 为制动时后轴负荷转移系数 ，轿车货车 =为道路附着系数，为钢板弹簧片宽 ， 为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为 1000 对于具有副簧的悬架 ， 验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算 ，主、副簧的参数应取验算后的实际值 ， 刚度应取夹紧刚度。 满载静止时有 ： = +（） 所以 =（ 15500 = - =簧强度验算 ： = = 其中 G= ， = 副簧强度验算 ： = 主副簧强度在许用应力范围内 ,符合强度要求。 7、叶片端部形状的选择 常见的叶片端部形状有三种：矩形、梯形、椭圆形（图 13）。 图 13 钢板弹簧 叶片端部形状 叶片端部为矩形的钢板弹簧（图 13a），由于制造简单，广泛地用在货车上。但是这种端部形状会引起压应力的集中，因而增加了片间的摩擦和磨损，且端部刚性大，很难使弹簧接近等应力梁。所以它的实际重量比理论上所需的大。 叶片端部切去两角呈梯形状（图 13b）的钢板弹簧比较接近等应力梁，在某种程度上克服了端部为矩形的缺点。 图 13且将叶片端部压延成沿长度方向逐渐减薄的变断面，改善了应力延弹簧长度的分布，使其更接近等应力梁。增加了端部的弹性，减小了片间的摩擦，同时也减轻了重量。实 践证明，叶片端部压延的钢板弹簧叫端部未压延的可减轻重量约 30%。这种端部形状的弹簧在国外已广泛采用。 为了减小钢板弹簧叶片端部的摩擦和接触疲劳，以便延长弹簧的使用寿命和消除噪声，有时在叶片端部装有衬垫和镶快（其材料是摩擦系数很小的青铜、塑料等）。有的采用钢板弹簧套将钢板弹簧装在护套内，以保护叶片之间的润滑剂。还有将叶片端部带尖角的一边向下或将端部向下卷弯，以减少片间的局部压力和减轻片间的磨损 18。 综合考虑 ,在此选取矩形作为钢板弹簧端部形状。 8、 钢板弹簧两端与车架的连接 目前用钢板弹簧与车架连接的结构形式主要有三种：吊耳支撑式、滑板支撑式及橡胶块支撑式。吊耳支撑式即用铰链和吊耳将钢板弹簧两端固定在车架上的结构形式，这种连接方式广泛的应用在汽车上。目前有些汽车采用滑板结构来代替吊耳的连接方法，其主要优点是结构简单、重量轻、制造工艺简单、拆卸方便，减少了润滑点及减小了主片附加应力，延长了弹簧寿命。橡胶块支撑弹簧两端装在橡胶座内，通过橡胶座将力传给传给车架。这种连接形式改善了主片的受力情况，提高了主片的强度；由于橡胶块具有较大挠性，可以减小主片的扭曲应力。同时减少了润滑 点和噪声。它的缺点是消耗优质橡胶多，相较易老化，寿命较吊耳及滑板结构短 19。 选取吊耳支撑式为本次设计的钢板弹簧支撑方式。 9、 钢板弹簧弹簧销和卷耳的设计 钢板弹簧主片端部制成卷耳以便安装弹簧销和用以与托架或吊耳连接。常见的卷耳根据卷耳轴线相对于主簧的位置分为：平卷耳、上卷耳。平卷耳其优点是可以减小卷耳内的应力，但制造工艺性较差。上卷耳是目前广泛采用的结构形式，制造工艺性好，但卷耳内的应力较平卷耳大。 在汽车载荷较大或使用条件恶劣的情况下，钢板弹簧主片卷耳需要得到加强，将第二、三叶片端部制成加强卷耳 (即 包耳 )或采用锻造的卷耳。为使叶片变形时不发生干涉，卷耳与包耳之间要有一定的间隙或带包耳的叶片做成中间断开的。锻造的卷耳可用螺栓固定或焊接在主片上。这种卷耳强度高、耐用，但制造成本高，采用的较少。 钢板弹簧卷耳内的衬套，通常用金属、橡胶或塑料三种材料制造。目前国内外汽车上广泛地采用塑料衬套 ,因为它具有耐磨、耐蚀、减摩、不需润滑、重量轻等优点。常用的塑料衬套材料为尼龙 1010，聚甲醛等。 综合考虑，选取上卷耳为卷耳形式，并且将主簧第二片制作成包耳，以加强卷耳强度。因货车载重相对较大，在弹簧销与衬套间设置金属套