燕山大学车辆与能源学院钢板弹簧课程设计说明书

1、燕山大学课 程 设 计 说 明 书题目： BJ1040后悬架设计 燕山大学课程设计评审意见表指导教师评语：成绩： 指导教师： 年 月 日答辩小组评语：成绩： 评阅人： 年 月 日课程设计总成绩：答辩小组成员签字：年 月 日目 录1、参数计算- 1 -11选择悬架主要参数：nc 、fc、Cs、.n0、f0- 1 -1.2确定板簧总长L，满载静止弧高Ha，上、下跳动挠度fd下、fd上- 2 -1.3选择板簧片数及断面参数- 3 -1.4板簧的应力校核- 4 -1.5各片长度的确定- 5 -1.6板簧的刚度验算- 6 -1.7各片应力计算- 10 -1.8预应力及其选择- 10 -1.9板簧总成自由

2、状态下的弧高及曲率半径计算- 13 -1.10各片在自由状态下的曲率半径及弧高计算- 14 -1.11板簧的动应力和最大应力- 17 -1.12板簧的强度验算- 19 -2 附件选取- 21 -2.1减震器- 21 -2.2U形螺栓- 22 -2.3U型螺栓上的螺母- 22 -2.4中心螺栓- 22 -2.5弹簧卡处的铆钉和螺栓- 22 -2.6卷耳处的销及油杯- 23 -2.7滑动轴承- 23 -3 参考文献- 24 -1、参数计算11选择悬架主要参数：nc 、fc、Cs、.n0、f0 满载偏频nc偏频为评判整车平顺性能的一个重要参数，在设计悬架初期就要先定义偏频的范围。根据书中要求，货车满

3、载时，后悬架满载偏频要求在1.702.17Hz，但货车对于平顺性的要求比较低，暂取nc =2.0Hz。满载静挠度 fc 悬架的静挠度fc会直接影响到车身振动的满载偏频，因此，要想保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。而且前悬架的静挠度要比后悬架的静挠度大些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。在选定偏频后可以依据下面的公式计算后悬架的静挠度满载静挠度cm板簧线刚度Cs 悬架的线刚度指的是车轮保持在地面上而车厢做垂直运动时，单位车厢位移下，悬架系统给车厢的总弹簧恢复力。钢板弹簧作为悬架中的弹性元件，它自身的线刚度会影响到悬架的线刚度，从而影响车厢的位移量，这里用如下的公式计算板

4、簧的线刚度。满载时单个板簧上的垂直载荷空载时的偏频n0 及挠度f0 计算出满载时的偏频nc和静挠度fc后，还需要通过空载情况下的静载荷求出此时的偏频及挠度。空载时单个板簧上的垂直载荷空载挠度空载偏频n0 = 5/=5/=3.687Hz1.2确定板簧总长L，满载静止弧高Ha，上、下跳动挠度fd下、fd上板簧总长 板簧的长度为弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。一般由设计人员确定，确定板簧的总长时要从以下几方面考虑。 a）增加钢板弹簧的长度能明显降低弹簧应力，提高使用寿命； b）板簧长度增加能降低弹簧刚度，改善汽车行驶的平顺性； c）在垂直刚度给定的条件下，板簧长度增加又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度

5、。因此，原则上，在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。对于货车的后悬架推荐在如下的范围内选择:L=(0.350.45)轴距 应尽可能将钢板弹簧取长些,原因如下： 1,增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命降低弹簧刚度，改善汽车平顺性。 2,在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。 3,刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。 4,增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。 代入数据得 L=(0.350.45)2800=11201540mm，最后选择的钢板弹簧的长度为1325mm。满载静止

6、弧高Ha 满载静止弧高 是装配到汽车上之后的板簧弧高，一般后悬架为Har=2030mm，考虑到钢板弹簧安装好后有足够的上跳动挠度，将满载静止弧高取20mm。上、下跳动挠度fd上、fd下 悬架弹簧的动挠度fd与其限位行程有关，二者应适当配合，否则会增加行驶中撞击限位的概率，使平顺性变坏。上跳动挠度一般取为(0.71.0) fc，过大则板簧的最大应力增大，过小则容易碰撞限位块。 带入相关数据得出这里设计的后悬架的上跳动挠度范围(4.3756.25)cm，考虑到悬架弹簧的动挠度与其限位行程很好的配合，将上跳动挠度定为5.313cm。下跳动挠度略小于，定为3.313cm。1.3选择板簧片数及断面参数板

7、簧片数 初选总片数n和主片数n1，建议后簧取n = 10-14，n1 =2或3。片数少些有利于制造和装配，并可以降低片之间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。综合考虑汽车的行驶平顺性与静载荷，将板簧总片数n 定为14，主片n1定为3。断面宽度与高度在研究钢板弹簧时，常将其抽象成简支梁。因此可利用简支梁的挠度公式计算板簧的总惯性矩J ：挠度系数， S：骑马螺栓距离；K：非工作长度系数，表征骑马螺栓的夹紧程度；K= 0.5为刚性夹紧，K = 0 为挠性夹紧；查国标GB122284选取簧片的断面参数，即宽度b，厚度h，若为矩形截面，则惯性矩为： 若选用双槽钢，材料手册上都给出了J和中性层的位置，其惯性矩为

8、： 比较二者的结果，应大致相等，否则调整片数或断面参数，直至满意为止（相对误差小于5%）。其中各参数选取如下：= n1/n=3/14=0.214=1.5/1.04(1+0.5)=1.5/1.04(1+0.50.214)=1.303K=0.5S=100mmb=80mmh主=8mm h辅=8mm 将这些参数值代入公式= 48577.087mm4=47787mm4相对误差符合要求。1.4板簧的应力校核(1)平均应力抽象成简支梁的板簧在承受载荷Q、变形为fc时，根部应力为：c= cc为许用静应力，经应力喷丸处理的弹簧钢：后簧：c=450550 MPa代入相关数据可得 满足要求。(2)最大应力最大应力即

9、板簧产生最大变形时的应力：代入相关数据可得：Mpa 900Mpa 满足要求。1.5各片长度的确定 簧片长度是指其各片的伸直长度。有两种设计方法，一是等差级数法，二是作图法。这里采用等差级数法：等差级数法是将板簧总长度与骑马螺栓S之间的差分成与片数相等的长度等差数列，相邻各片的长度差是相等的。 公差 代入相关数据得取公差d=95mm 则 1.6板簧的刚度验算对板簧刚度进行验算时，可以把板簧抽象成前述简支梁（载荷为Q）,也可以抽象成悬臂梁。抽象成悬臂梁的模型其插入端在车轴处，其长度和载荷都是简支梁的1/2。这两种模型在力学特性上是等价的。进行刚度验算有两种方法：一是共同曲率法，一是集中载荷法。此处

10、用共同曲率法。 该方法假设：（1）板簧各片之间密切接触，无间隙；（2）忽略片间摩擦力。这两个假设等价于：在板簧的任何截面上，各片的曲率（或曲率半径）及其变化都相等；各片承受的弯矩与其惯性矩成正比。如图1。 图1 共同曲率法力学模型设在任意截面上，第一片（主片）曲率半径为，则第二片为，第片为（各片等厚），或者，由于厚度，故可认为：当载荷变化，变形（挠度）增大后，有：，即说明板簧各片在任何载荷下都有相同的曲率半径和变化量。这样我们就可以把它重新组合成图2所示的单片阶梯型梁：0x图共同曲率法的等效模型 这是一个端部作用集中载荷的变截面悬臂梁模型。设各截面的弯矩在长度方向的变化为M（x），惯性矩为（x

11、），用能量积分法求出端部变形: U = = 刚度： 整理可得如下公式： 式中：为修正系数，修正由于抽象成悬臂梁模型引起得误差，其值由经验确定。一般矩形截面簧片取0.900.95。 i = 1、2、3n 为各不同板簧段的惯性矩和。如图3：ABCDEFG图3 板簧各段的惯性矩在AB段 i = 1, 在BC段： i = 2, 在CD段： i = 3, 式中各片长度取，则计算出的刚度是板簧总成的刚度可用于检验钢板弹簧的产品刚度。 由于各个板簧有相同的厚度与宽度，则各个段的惯性矩相同，即。代入数据有 nc =2.0Hzfc=6.25cmQ=11.118KNCs=1.779KN/cmQ0=3.272KNf

12、0 =1.839cmn0 =3.687HzL=1325mmHa=20mmfd上=5.313cmfd下=3.313cmn=14n1=3=0.214=1.303K=0.5S=100mmb=80mmh主=8mmh辅=8mm48577.087mm447787mm4相对误差=1.7c=291.819Mpa=539.866MpaL1=1325mmL2=1325mmL3=1325mmL4=1230mmL5=1135mmL6=1040mmL7=945mmL8=850mmL9=755mmL10=660mmL11=565mmL12=470mmL13=375mmL14=280mml1=662.5mml2=662.5

13、mml3=662.5mml4=615mml5=567.5mml6=520mml7=472.5mml8=425mml9=377.5mml10=330mml11=282.5mml12=235mml13=187.5mml14=140mma1=0mma2=0mma3=0mma4=47.5mma5=95mma6=142.5mma7=190mma8=237.5mma9=285mma10=332.5mma11=380mma12=427.5mma13=475mma14=522.5mmY1=2.93Y2=1.46Y3=0.98Y4=0.73Y5=0.59Y6=0.49Y7=0.42Y8=0.37Y9=0.33Y

14、10=0.29Y11=0.27Y12=0.33Y13=0.30Y14=0.28 满足要求。1.7各片应力计算上面用共同曲率法，根据假设，在悬臂梁模型根部，各片所承受的弯矩与其惯性矩成正比，即： i = 1n ，分别为根部的总弯矩和总惯性矩。且 =，故有： 根部应力： 代入数据有满足要求。1.8预应力及其选择板簧在工作中，以主片断裂最常见。断裂的部位常发生在卷耳附近；骑马螺栓附近；下片的端部。因此，在设计板簧时，适当加强主片的强度，对提高板簧的寿命和可靠性很有必要。加强主片的措施有以下几种：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置预应力。在设计板簧时，有意识地将各片设计成自由状

15、态下的曲率半径不等，自上而下，曲率半径逐渐减小，如图7（b）所示，当中心螺栓装配成总成后，各片便紧密贴合，具有近似相等的曲率半径。如图7（a）所示，这时，虽然外载荷，但由于各片之间的相互作用，各片都产生了一定的应力。很明显，主片及靠近主片的几片，曲率半径变小，上表面有了负应力（压应力）；而下面几片的上表面都有了正应力（拉应力）。这种由于各片之间自由曲率半径不等而相互作用产生的应力叫预应力。设置预应力不仅能够充分利用材料，提高板簧寿命和可靠性，而且可以使片间贴合更紧，防止泥沙进入片间。 图4 （a） 图4 （b） 图4 中心螺栓装配前后的钢板弹簧合理的各片根部预应力分布如图8所示。主片及靠近主片

16、的几片取负预应力。（上表面受压），下面几片取正预应力（上表面受拉），负预应力最大值一般不超过150MPa，正预应力最大值一般不超过6080Mpa。但在板簧悬臂梁模型根部，由预应力产生的弯矩之和应相等：（）（+）图5 各片预应力分布 为各片上表面的预应力，为各片抗弯截面系数。由于所有板簧具有相同的厚度和宽度，则只需要。表1即各个板簧预应力分配。表1-145-102-64-28018354655605545250 满足要求。 图6 预应力分布板簧在工作中的实际静应力应为前述的计算应力与预应力的和：即： 1.9板簧总成自由状态下的弧高及曲率半径计算板簧仅由中心螺栓装配后，应有适当的弧高，否则，就不能

17、保证满载时的弧高fa，因而也就不能保证板簧在适当的状态下工作。总成自由弧高H0可由下式估算：、fa意义同前，为预压缩式的塑性变形，由经验公式计算： 是与板簧总长和骑马螺栓中心矩S有关的附加变形，可用下式估算： 板簧自由状态的曲率半径 与 有图7所示关系:R0H0L图7 板簧长度、曲率半径与弧高的关系故有： 代入数据可得：1.10各片在自由状态下的曲率半径及弧高计算 板簧各片在未装配前的曲率半径和弧高是板簧制造必不可少的参数，由材料力学可知，受弯矩作用的梁： 为曲率，为梁的挠曲线表达式。因此各片在用中心螺栓装配前后由预应力产生的曲率变化为： 其中为由预应力产生的弯矩，R0为装配成总成的曲率半径。

18、但， 因此： 为第i片的自由曲率半径，为第i片厚度。各片在自由状态时的弧高为： 在确定之后，一般还要验算一下板簧总成的曲率半径和弧高是否与上节计算的结果相符，差别较大时，仍要调整参数。 与各片有如下关系：对于各片厚度相等，则可简化为： 总成弧高：代入数据可得验算： 符合要求。 符合要求。1.11板簧的动应力和最大应力 钢簧弹簧叶片的工作状况比较恶劣，在设计时，除对上述静应力进行计算外，还要对动应力和极限应力进行校核。A、动应力是板簧从满载静止变形起，继续变形，直到动行程消失，各片上表面所增加的拉应力。 由于应力与变形（挠度）成正比，因此各片的动应力与静止应力有下述关系： 故： B. 最大应力最

19、大应力为各片静应力与动应力的叠加： 为许用最大应力，取为1000MPa其中最大值，满足要求。1.12板簧的强度验算1）紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力为式中，为作用在后轮上的垂直静负荷；为制动时后轴负荷转移系数，货车：；、为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，取0.8；为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离，取500mm。代入数值有 1260Mpa 校核通过。2）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度校核。图8 钢板弹簧主片卷耳受力图 式中，Fx为沿卷耳纵向作用在卷耳中心线的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力取350Mpa。对钢板弹簧销

20、，要验算钢板弹簧收静载荷时它受到的挤压应力。式中Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳出2叶片宽；d为钢板弹簧销直径。许用挤压应力。取 满足要求。满足要求。=420.5Mpao1=-145Mpao2=-102Mpao3=-64Mpao4=-28Mpao5=0Mpao6=18Mpao7=35Mpao8=46Mpa=55Mpa=60Mpa=55Mpa=45Mpa=25Mpa=0Mpa=270.5Mpa=318.5Mpa=356.5Mpa=392.5Mpa=420.5Mpa=438.5Mpa=455.5Mpa=466.5Mpa=475.5Mpa=480.5Mpa=475.5Mpa=465.5M

21、pa=445.5Mpa=420.5Mpa=8mm=10.17mm=100.67mm=2098.35mm=3326.75mm=2834.64mm=2506.93mm=2259.46mm=2098.35mm=2006.38mm=1926.63mm=1878.32mm=1840.56mm=1820.23mm=1840.56mm=1882.61mm=1972.76mm=2098.35mm=65.97mm=77.42mm=87.54mm=83.70mm=76.74mm=67.38mm=57.94mm=48.08mm=38.71mm=29.91mm=21.68mm=14.67mm=8.91mm=4.67m

22、m=2195.27mm=96.23mm=234.19Mpa=270.75Mpa=303.05Mpa=333.65Mpa=357.45Mpa=372.76Mpa=387.21Mpa=396.56Mpa=404.21Mpa=408.46Mpa=404.21Mpa=395.71Mpa=378.71Mpa=357.45Mpa=509.69Mpa=589.25Mpa=659.55Mpa=726.15Mpa=777.95Mpa=811.26Mpa=842.71Mpa=863.06Mpa=879.71Mpa=888.96Mpa=879.71Mpa=861.21Mpa=824.21Mpa=777.95Mpa=

23、1231.54Mpa=3.1Mpa=325Mpa2 附件选取2.1减震器 设计减震器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。从以下几个方面对减震器进行设计。a）相对阻尼系数 相对阻尼系数可以评价悬架振动衰减的快慢程度。值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则反之。b）阻尼系数根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。其中， ，所以c）最大卸荷为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀，卸荷速度一般为0.150.30m/s，取为0.25m/s。伸张行程的最大卸荷力d）减震器工作直径D计算出以上的参数后，可以根据下面的公式估算减震器工作直径D 式中，为工作缸最大允许压力，取34 Mpa；为连杆直径与钢筒直径之比，双筒式减震器取。代入这些相关数据得，查QC/T4911999汽车筒式减震器 尺寸系列及技术条件，减震器的工作缸直径D为30mm。贮油筒直径，取为40mm。壁厚取为2mm，材料可选20钢。最后减震器确定为直径HH型、活