[机械毕业论文]DF-104型载货汽车悬挂机构设计

1、 毕业设计论文DF-104型载货汽车悬架机构设计学 院：专 业： 班 级： 学 号： 学生姓名：指导老师：2012 年5月22日DF-104型载货汽车悬架机构设计摘 要悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架或车身与车轴或轮胎弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比方支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。本文针对某公司生产的DF-104型载货汽车的选悬架在实际使用中存在的问题进行分析。结合该汽车使用的地区的道路条件，对汽车的前后悬架进行了重新设计。通过比拟各种各种钢板弹簧

2、的优缺点和生产本钱，确定了钢板弹簧的断面形状。借鉴国内外对钢板弹簧的设计经验，片数、 片宽、片厚、片长、弧高、曲率半径、检验刚度、装配刚度等技术参数。并对钢板弹簧进行受力分析、刚度校核和强度校核，验证所选取的参数根本上满足了汽车在空、满载务件下对平顺性、 舒适性以及平安方面的要求。还对钢板弹簧销进行强度校核。此外还通过计算确定双筒式减振器的主要参数，选定符合国标的减振器型号。关键词：非独立悬架 钢板弹簧 减震器 设计DF-104 vehicles of non-independent suspension designABSTRACTSuspension is an important ele

3、ment of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body imp

4、act load, decay resulting vibration, ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. This point is interpret about which company produced a low-speed truck suspension have been arisen problems in real life .I have a new design for the front and back suspension based on t

5、he car were used in areas of the road conditions before. Firstly I defined the section shape of leaf spring according to compare the various of advantages and disadvantages .Secondly I draw on domestic successful experience in the design of leaf springs and technical parameters for sheet number, she

6、et width, sheet thickness, sheet length , arc height, curvature radius, test for stiffness, assembly stiffness .mechanical analysis of leaf spring, stiffness and strength check of Verification, Validation basically meet the selected parameters of the car in the air, full service parts under the ride

7、 comfort, comfort, and safety requirements.Also check the strength of leaf spring pin.Also determined by calculating the main parameters of binocular-type shock absorber, shock absorber type selected meet the national standardKey words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design目 录 TOC

8、o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc263169458 第一章 前 言 PAGEREF _Toc263169458 h 1 HYPERLINK l _Toc263169459 论文的研究目的和意义 PAGEREF _Toc263169459 h 1 HYPERLINK l _Toc263169460 悬架设计应到达的技术要求 PAGEREF _Toc263169460 h 1 HYPERLINK l _Toc263169461 国内外研究的现状及开展趋势 PAGEREF _Toc263169461 h 2 HYPERLINK l _Toc263169462 1.3.1 悬架

9、弹性元件开展趋势 PAGEREF _Toc263169462 h 2 HYPERLINK l _Toc263169463 1.3.2 国内外悬架的研究方向 PAGEREF _Toc263169463 h 3 HYPERLINK l _Toc263169464 1.3.3 电子控制悬架今后须要解决的技术问题 PAGEREF _Toc263169464 h 4 HYPERLINK l _Toc263169465 设计的主要参数 PAGEREF _Toc263169465 h 5 HYPERLINK l _Toc263169466 第二章 前钢板弹簧的设计 PAGEREF _Toc263169466

10、 h 6 HYPERLINK l _Toc263169467 钢板弹簧根本参数确实定 PAGEREF _Toc263169467 h 6 HYPERLINK l _Toc263169468 2.1.1 单个钢板弹簧的载荷 PAGEREF _Toc263169468 h 6 HYPERLINK l _Toc263169469 2.1.2 钢板弹簧的静挠度 PAGEREF _Toc263169469 h 6 HYPERLINK l _Toc263169470 2.1.3 钢板弹簧的动挠度 PAGEREF _Toc263169470 h 7 HYPERLINK l _Toc263169471 2.1

11、.4 钢板弹簧满载静弧高 PAGEREF _Toc263169471 h 7 HYPERLINK l _Toc263169472 2.1.5 钢板弹簧断面形状确实定 PAGEREF _Toc263169472 h 7 HYPERLINK l _Toc263169473 钢板弹簧主长度确实定 PAGEREF _Toc263169473 h 8 HYPERLINK l _Toc263169474 钢板弹簧的设计计算 PAGEREF _Toc263169474 h 8 HYPERLINK l _Toc263169475 钢板弹簧片厚的计算 PAGEREF _Toc263169475 h 8 HYPE

12、RLINK l _Toc263169476 钢板弹簧片宽的计算 PAGEREF _Toc263169476 h 9 HYPERLINK l _Toc263169477 钢板弹簧各片长度的计算 PAGEREF _Toc263169477 h 9 HYPERLINK l _Toc263169478 钢板弹簧刚度的验算 PAGEREF _Toc263169478 h 10 HYPERLINK l _Toc263169479 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 PAGEREF _Toc263169479 h 11 HYPERLINK l _Toc263169480 钢板弹簧总成弧高的核算 P

13、AGEREF _Toc263169480 h 13 HYPERLINK l _Toc263169481 钢板弹簧强度验算 PAGEREF _Toc263169481 h 13 HYPERLINK l _Toc263169482 钢板弹簧主片的强度的核算 PAGEREF _Toc263169482 h 14 HYPERLINK l _Toc263169483 钢板弹簧销的强度核算 PAGEREF _Toc263169483 h 14 HYPERLINK l _Toc263169484 小结 PAGEREF _Toc263169484 h 15 HYPERLINK l _Toc263169485

14、第三章减振器的设计 PAGEREF _Toc263169485 h 16 HYPERLINK l _Toc263169486 3.1 减振器的分类及选型 PAGEREF _Toc263169486 h 16 HYPERLINK l _Toc263169487 相对阻尼系数的选择 PAGEREF _Toc263169487 h 16 HYPERLINK l _Toc263169488 减振器阻尼系数确实定 PAGEREF _Toc263169488 h 18 HYPERLINK l _Toc263169489 最大卸荷力确实定 PAGEREF _Toc263169489 h 18 HYPERLI

15、NK l _Toc263169490 简式减振器工作缸直径确实定 PAGEREF _Toc263169490 h 18 HYPERLINK l _Toc263169491 小结 PAGEREF _Toc263169491 h 19 HYPERLINK l _Toc263169492 第四章后钢板弹簧的设计 PAGEREF _Toc263169492 h 20 HYPERLINK l _Toc263169493 后钢板弹簧根本参数确定 PAGEREF _Toc263169493 h 20 HYPERLINK l _Toc263169494 后悬架的载荷 PAGEREF _Toc263169494

16、 h 20 HYPERLINK l _Toc263169495 后悬架振动频率的选择 PAGEREF _Toc263169495 h 20 HYPERLINK l _Toc263169496 动挠度的选择 PAGEREF _Toc263169496 h 20 HYPERLINK l _Toc263169497 悬架的弹性特性 PAGEREF _Toc263169497 h 20 HYPERLINK l _Toc263169498 悬架主、副簧刚度的分配 PAGEREF _Toc263169498 h 21 HYPERLINK l _Toc263169499 弹性元件的设计 PAGEREF _T

17、oc263169499 h 22 HYPERLINK l _Toc263169500 钢板弹簧的布置方案 PAGEREF _Toc263169500 h 22 HYPERLINK l _Toc263169501 钢板弹簧主要参数确实定 PAGEREF _Toc263169501 h 22 HYPERLINK l _Toc263169502 钢板弹簧刚度的验算 PAGEREF _Toc263169502 h 25 HYPERLINK l _Toc263169503 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 PAGEREF _Toc263169503 h 26 HYPERLINK l _Toc

18、263169504 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 PAGEREF _Toc263169504 h 26 HYPERLINK l _Toc263169505 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径确实定 PAGEREF _Toc263169505 h 27 HYPERLINK l _Toc263169506 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定 PAGEREF _Toc263169506 h 27 HYPERLINK l _Toc263169507 钢板弹簧总成弧高的核算 PAGEREF _Toc263169507 h 28 HYPERLINK l _Toc263169508 钢板弹簧强度验算 P

19、AGEREF _Toc263169508 h 29 HYPERLINK l _Toc263169509 钢板弹簧弹簧销的强度的核算 PAGEREF _Toc263169509 h 31 HYPERLINK l _Toc263169510 小结 PAGEREF _Toc263169510 h 31 HYPERLINK l _Toc263169511 第三章总结与展望 PAGEREF _Toc263169511 h 32 HYPERLINK l _Toc263169512 致 谢 PAGEREF _Toc263169512 h 33 HYPERLINK l _Toc263169513 参考文献 P

20、AGEREF _Toc263169513 h 34第一章 前 言论文的研究目的和意义 悬架是现代汽车上重要的总成之一，它把车架 ( 或车身)与车轴 ( 或车轮)弹性地连接起来。 其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩， 并且缓和由不平路面传给车架 ( 或车身)的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺地行驶。由于结构简单、便于维护以及可以使用多种类型的弹性元件等优点，非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前后悬架。一些全轮驱动的多用途车也采用非独立悬架作为前后悬架。随着弹性元件、减震器及其他结构件的设计、制造技术的不断进步，非独立悬架的性能也日益得到改善，在一些大批

21、量生产的高级桥车和运动型桥车中，仍然采用非独立悬架用于其后悬架。对于前置前驱动汽车尤其是轻型载货汽车而言，由于后桥没有笨重的主减速器和差速器，其非独立悬架与独立悬架的非悬挂质量相差不大，因而非独立后悬架具有很好的应用前景。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。本次课题针对都安建兴机械生产的都兴DF-104载货汽车的悬架进行研究分析。根据它使用的道路环境和实际载重对悬架进行重新设计。改良了汽车在恶劣的山区道路上

22、行驶的平顺性和操控稳定性。根据汽车实际的装载质量对悬架的弹性元件进行受力分析和强度校核。以提高悬架的寿命。悬架设计应到达的技术要求2汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速，燃油经济型和运营经济型。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车的操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑一下几个方面的要求：通过合理设计悬架的弹性特征及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和适宜的振动性能，并

23、能防止在悬架的压缩或伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力。合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求；导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，防止发生运动干预，否那么可能引发转向轮摆振；侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，防止发生汽车在制动和加速时的车身纵倾即所谓的“点头和“后仰；悬挂构件的质量要小尤其是非悬挂局部的质量要尽量小；便于布置；所有零部件应该具有足够的强度和使用寿命；制造本钱低；便于维修、保养。.1

24、悬架弹性元件开展趋势非独立悬架是汽车上最早使用的一种悬架。至今仍然被广泛应用于载货汽车和载客客车的前后悬架以及桥车的后悬架。非独立悬架使用的弹性元件也由最初的钢板弹簧和扭杆弹簧开展到空气悬架和油气悬架。空气悬架弹簧是一种运用在高档客车和重型载货车上的悬架系统，是世界钢板弹簧开展趋势。国外客车100、拖车100、重型载重车85采用空气悬挂簧，可减少噪声，提高稳定性与舒适性。20世纪50年代，空气悬架弹簧开始应用在载重车、小轿车、大客车及铁道车辆上。60年代，德国、美国等工业兴旺国家生产的大局部公共汽车中装有了空气弹簧悬架。目前，国外生产的旅游车、长途客车及高速客车几乎全部使用空气弹簧悬架，局部轿

25、车也使用了空气弹簧悬架，如德国的奔驰300SE 13奔驰600等，另外在重型载货汽车上近年来也得到了广泛应用12。国内早在20世纪60年代就设计生产了空气弹簧悬架，但由于工业技术条件有限，当时生产的产品使用效果不甚理想，以后在很长一段时期，产品没有进一步开展。因此，国外生产空气悬架弹簧的厂家凭借着资金与技术优势进入了国内市场，为国内生产豪华客车的厂家配套成熟的空气弹簧悬架产品。随着道路条件的改善，国内消费水平的提高，客车产品的档次逐步升级，空气悬挂簧逐步被市场接受。目前，在国内有多家客车厂生产的豪华大客车装有空气悬架，如安凯、金龙客车、桂林大字、合肥现代、杭州客车等，现全国用空气悬挂簧的客车已

26、超过1 万辆。随着国内汽车产量的增长，采用空气悬挂簧的数量将逐步上升，钢板弹簧的使用数量处于下降趋势16。1.3.2 国内外悬架的研究方向目前国内外对悬架的研究主要集中在电子控制的悬架系统。对主动悬架的研究目前主要集中两个方面:一个是控制策略;另一个是执行器。最早的主动悬架控制策略是天棚原理，假设车身上方有一固定的惯性参考，在车身和惯性参考之间有一阻尼器，执行器模拟此阻尼器的作用力来衰减车身的振动。这种控制算法简单，在国外某些车型上已经得到了应用。随着现代控制理论的开展，提出了主动悬架的最优控制方法，它比天棚原理考虑了更多的变量，控制效果更好，目前最优控制规律有三种:线性最优控制、HQ最优控制

27、和最优预见控制。 由于实际悬架系统中有许多非线性的、时变的、高阶动力系统，使最优控制方法变得不稳定，为此又开展了自适应控制方法。自适应控制方法具有参数识别功能，能适应悬架载荷和元件特性的变化，自动调整控制参数，保持性能最优。自适应控制方法也有增益调度控制、模型参考自适应控制和自校正控制三类。目前开展最迅速的控制策略是智能控制(模糊控制和神经网络控制)。模糊控制方法具有自动调节输入变量的组合、隶属函数的参数和模糊规那么数目等学习功能，计算机仿真结果说明该方法更有效。神经网络是一个由大量处理单元组成的高度并行的非线性动力系统，它能进行数据融合、学习适应性和并行处理，研究说明它比传统控制有更好的性能

28、。执行器是实现控制目标的重要环节，因此作对动器的研究也是主动悬架研究的重要内容。为保证主动悬架的良好性能，执行器必须具有灵敏、隐定、可靠、能耗 低、本钱和总量低等特点。目前主动悬架上应用的执行器主要是液力式结构。日产公司那么开发了蓄能式减振器，它将压力控制阀同小型蓄能器及液压缸结合起来，使路面不平整引起的振动被蓄能器吸收，车身隔振由主动阻尼和被动阻尼共同完成，因而能耗有所降低。不过液压动力系统尚有许多缺乏之处，比方对工作环境有一定要求;元件制造精度要求高、本钱难以下降;处理小信号的数字运算，误差的检测与放大、测试与补偿、自动化与实现远距离等功能不如电气系统灵活准确等。因此现在执行器的研究主要集

29、中在直线伺服电机、电磁蓄能器的方向。电气动力系统中的直线伺服电机具有较多的优点，永磁直流直线伺服电机，其驱动性能优于液压系统，今后将会取代液压执行机构。运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架。 电子控制悬架今后须要解决的技术问题电子控制悬架今后须要解决的技术有：油气悬架技术：由油气部件和弹簧系统共同支撑车体，根据汽车变化的承载量，由油气部件调节悬架的水平位置，使弹簧保持 正常的使用位置；阻尼可调节减振器：由传感器感知汽车行驶时的状况，包括载荷的大小、路面的不平、是否转向、是否加速或制动等，经电控单元分析判断，通过电磁阀液压系统，调节减振器的

30、阻尼。此项技术又成为半主动悬架技术；全主动悬架技术：通过电液系统不仅调节阻尼而且调节弹力、水平位置等。针对悬架系统的非线性特点，研究适宜的悬架系统电控技术是汽车悬架系统振动性能改良的方向。悬架位于车身与轮胎之间，对车辆的运动性能、乘坐舒适性有 重大的影响。按照路面行驶工况最优控制，悬架性能以确保车辆行驶性能与乘坐舒适性，电子控制悬架将进一步向高性能方向开展。作为实现这种对悬架的优化控制的方式之一，是利用“预知传感器进行预知控制的“预知控制悬架。目前已提出了多种的方案，并期待着这种新式传感器的出现。另一方面，从地球环境来考 虑，为进一步节约能源，悬架控制向高压力化、高电压化、小型轻量化开展。在控

31、制理论方面正在致力于模糊逻辑控制、神经网络控制等应用于悬架方面的研究。装载质量：5000kg整备质量：3025kg空载时：前轴负荷：1690kg 后轴负荷：2150kg满载时：前轴负荷：3444kg 后轴负荷：6396kg轴距：3300mm第二章 前钢板弹簧的设计 钢板弹簧根本参数确实定 单个钢板弹簧的载荷汽车满载静止时汽车前轴荷， 非簧载质量 ， 那么据此可计算出单个钢板弹簧的载荷： ( 2-1 )进而得到: ( 2-2 ) 钢板弹簧的静挠度悬架的静扰度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷f与此时悬架刚度c 之比，即：前后弹簧的静挠度都直接影响到汽车的行驶性能。为了防止汽车在行驶过程中产生剧烈的

32、颠簸 ( 纵向角振动) ，应力求使前后弹簧的静挠度比值接近于1。此外， 适当地增大静挠度也可减低汽车的振动频率，以提高汽车的舒适性。但静挠度不能无限地增加(一般不超过240mm)，因为挠度过大，即频率过低，也同样会使人感到不舒适，产生晕车的感觉。此外，在前轮为非独立悬挂的情况下，挠度过大还会使汽车的操纵性变坏。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,可用下式来表示： n= 2-3式中，c为悬架的刚度N/m,m为悬架的簧上质量kg又静挠度可表示为： 2-4

33、由2-3、2-4式得： 2-5 钢板弹簧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容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在69cm.。本设计选择： 钢板弹簧满载静弧高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外表与两端 不包括卷耳孔半径 连线间的最大高度差。当=0 时 钢板弹簧在对称位置上工作。虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取=1020mm 。本方案中初步定为 15mm。 钢板弹簧断面形状确实定板弹簧断面通常采用矩形断面，宜于加工，本钱低。但矩形断面也存在一些缺乏，矩形断面钢板弹簧

34、的中性轴，在钢板断面的对称位置上。工作时 一面受拉应力，一面受压应力作用，而且上、下外表的名义拉应力和压应力的绝对值相等。因材料的抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力作用的一面首先产生疲劳断裂。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片，其中性轴均上移，使受拉应力的一面的拉应力绝对值减小，而受压应力作用的一面的压应力绝对值增大，从而改善了应力在断面上的分布情况，提高了钢板弹簧的疲劳强度并节约了近10%的材料。本方案中选用矩形断面。钢板弹簧主长度确实定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧刚度,改善汽车行驶平顺性;在垂直刚度C给定的条件下 又能明显增加钢板弹簧的

35、纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度，系指钢板弹簧产生单位纵向角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。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。选用长些的钢板弹簧，会在汽车布置时产生困难。原那么上，在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。根据统计资料，弹簧伸直长度取值规律如下所示：0.45)轴距。本设计初步选定前钢板弹簧的长度L=1330mm。钢板弹簧的设计计算钢板弹簧片厚的计算矩形断面等厚度的钢板弹簧的总惯性矩 用下式计算: 2-6式中，n为钢板弹簧总片数；b为板簧的宽度；h为板簧厚度。由上式可知，改变片数、片厚、片宽三者之一，都影响到总惯性矩的变化。又可表示为： 2

36、-7式中，k为无效长度系数，取k=0.5；S为U型螺栓中心距,本设计取140mm；E为材料弹性模量，E=N/mm2；为挠度增大系数。结合式可知：总惯性矩的变化又会影响到钢板弹簧垂直刚度的变化，也就是影响汽车的平顺性。其中，片厚h的变化对钢板弹簧总惯性矩的影响最大,增大片厚h，可减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况。一般都采用前者。本设计方案中选片厚相等。片厚的计算公式为： 2-8 式中，为许用弯应力，的取值范围：前钢板弹簧350450Mpa,后钢板弹簧450550Mpa,后副簧220250Mpa；取=400Mpa。挠度增大系数；为与主片等长的钢板片数，本次设计取2；n为总的钢板

37、片数，取11。将=1.32，代入式2-8等：h=8.69mm,圆整为h=9mm。钢板弹簧片宽的计算有了h以后，再选取钢板弹簧的片宽b。增大片宽能增大卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角；片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值在610范围内选取。本次设计取b=80mm。钢板弹簧各片长度的计算先将各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B两点，连接A，B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的

38、交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度如图2-1。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。各片长度如表2-1所示。表2-1钢板弹簧各片长度板号1234567891011长度1330133012111092973854735616497378259 图2-1 各片钢板弹簧的长度钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为： 2-9其中， ； ；为刚度修正系数，1；、为主片和第k+1片的长度的一半。钢板弹簧刚度计

39、算结果如表2-2所示。表2-2钢板弹簧刚度验算 钢板弹簧的自由刚度用钢板弹簧的有效长度代替钢板弹簧的长度L代入上面的计算中算得的刚度就是加紧刚度。 2-10算得的钢板弹簧的夹紧刚度为：，刚度与设计刚度相差不大，所以钢板弹簧满足刚度要求。钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算1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： 2-11式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。=mm=76.5+15+13.9=2钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径确实定：簧总成在自由状态下的曲率半径：=3钢

40、板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定钢板弹簧各片在自由状态下的和装配后曲率半径不同，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的曲率半径的目的是为了使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴在一起，减少主片的工作应力，使各片的寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定: 2-12式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径mm，在自由状态下的曲率半径mmN/；E为材料的弹性模量N/，取E为 N/；i片的弹簧厚度mm在和各片弹簧的预应力的条件，可以用2-12式计算出各片钢板弹簧自由状态的曲率半径。对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主

41、片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩 各片钢板弹簧的预应力、自由状态的曲率半径和弧高如表2-3。表2-3钢板弹簧预应力、自由状态的曲率半径和弧高版号1234567891011-80-50-1505102030402020225123602170209820752052202119671927202120215716钢板弹簧总成弧高的核算叶片在自由状态的曲率半径是根据预应力确定的。 由于选择预应力的关系， 装配后钢板

42、弹簧总成弧高不一定和 3 1的计算结果一致， 因此， 还需要再计算一次装配后的总成弧高。 如两者接近便认为适宜。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，由此可求得等厚叶片弹簧的=2157mm 2-13钢板弹簧的总成弧高为: 2-14计算结果与计算的结果105.4mm相差不大，符合设计要求。钢板弹簧强度验算当汽车紧急制动的时候前钢板弹簧承受载荷最大。钢板弹簧后半段最大应力课表示为: 2-15式中，为作用在前轮上的垂直静载荷；为制动时前轴负荷转移系数货车取1.41.6；乘用车取1.21.4。、分别为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，取0.8；c为弹簧固装点到路面的距

43、离；为钢板弹簧总截面系数。 =Mpa,所以钢板弹簧强度合格。钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力是由弯曲应力和拉压应力合成，即： 2-16其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力取为350MPa。代入上式得：=97N/mm2钢板弹簧主片符合强度要求。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其79 N/mm 2-17 2-18弹簧销满足强度要求本章根据国内外汽车钢板弹簧设计经验结合汽车使用的实

44、际道路情况，确定了钢板弹簧的长度，宽度、厚度、片数和刚度等根本数据。采用共同曲率法对钢板弹簧的刚度进行了校核。对前钢板弹簧在各种情况下的受力进行了分析，验算了钢板弹簧的最大的应力。并对卷耳和弹簧销进行了强度的校核。完成了前钢板弹簧的设计。第三章减振器的设计3.1 减振器的分类及选型减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减

45、振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。筒式减振器质量较小、性能稳定、工作可靠，适宜大量生产，已经成为汽车减振器的主流。筒式减振器有可以分为双筒式、单筒式和充气筒式等结构，以双筒式应用最多。经过比照分析本次设计选用双筒式减振器。相对阻尼系数的选择减振器在卸荷阀翻开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度之间有如下关系 (3-1)式中，为减振器阻尼系数。图3-1出示减振器的阻力速度特性。该图具有如下特点：阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的

46、阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。图31 减振器的特性阻力一位移特性 b)阻力一速度特性汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为: (3-2)式中，c为悬架系统垂直刚度；为簧上质量。式(32)说明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。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；值小那么反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持的关系

47、。设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取0.3；为防止悬架碰撞车架，取。取，那么有：计算得： 减振器阻尼系数确实定减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以 。 3-3最大卸荷力确实定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度到达一定值时，减振器翻开卸荷。减振器不在提供阻尼力，以限制减振器所提供的最大阻尼力。此时的活塞速度称为卸荷速度。一般的取值范围为0.150.3m/s。这里取=0.2m/s。 3-4简式减振器工作缸直径确实定7根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D

48、 3-5式中，为工作缸最大允许压力，取34Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取0.400.50，单筒式减振器取0.300.35。取=4Mpa，代入3-5式得：=查阅汽车筒式减振器的有关国标JB14591985，减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、45mm、50mm、65mm 等几种。如表3-1。表3-1减振器根本尺寸工作缸直径D基长L贮油缸最大外直径吊环直径吊环宽度B活塞行程S2090349020030120482924110250401606539321302805019080474017028060210906250170280贮油缸的工作直径，按照标准选用,这

49、里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=240mm，基长 L=110mm。压缩到底的长度350+2110=570mm拉足的长度本章通过分析常见的减振器的类型和优缺点，选择了双筒式液压减振器。根据前悬架钢板弹簧的刚度和车身的振动频率，设计计算出减振器的根本参数。第四章后钢板弹簧的设计后悬架的载荷后悬架的空载轴重是2150kg，满载的轴重是6396kg。非簧载质量是442kg。那么：空载单个钢板弹簧的载荷满载单个钢板弹簧的载荷后悬架振动频率的选择通常使前后悬架的偏频接近。当汽车以较高车速行驶过单个路障时9，1时的小。前悬架的车身振动频率=1.8，所以选择后悬架的振动频率为=1.9。动挠度的

50、选择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容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在69cm.。本设计后悬架动挠度选择：悬架的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。后悬架采用主副钢板的复合式悬架。悬架主、副簧刚度的分配图4-1 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性1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，原那么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

51、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 = 4-1式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。 副簧，主簧的刚度之比为：，其中式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。因为 ，所以=0.87 4-2将n=1.9hz,m=2977kg代入公式： ，得c=m由上面的式子，可联立方程组： 1 2由12式解得： 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 =1526N又： ，得： = =29175-6310=

52、22865N主簧 ： =副簧 ： =mm=32mm钢板弹簧的布置方案布置形式为对称纵置式钢板弹簧。钢板弹簧主要参数确实定.1满载弧高 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上外表与两端连线间的高度差。常取=1020mm.在此取： .2钢板弹簧长度L确实定0.45)轴距. 轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为1616mm , 副簧主片的长度为1155mm.3钢板弹簧断面尺寸确实定有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，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的总惯性距。对于对称式钢板弹簧式中： SU形螺栓中心距mm，S=14

53、0mm kU形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)； c钢板弹簧垂直刚度N/mm,c=; 为挠度增大系数。挠度增大系数确实定：主钢板弹簧：= 副钢板弹簧：= 式中，n为钢板弹簧总片数，主簧取10，副簧取5；为与主片等长的片数，主簧取2，副簧取1。计算主簧总截面系数： 式中为许用弯曲应力。的选取：后主簧为450550N/，后副簧为220250 N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。钢板弹簧平均厚度确实定：主簧：付簧：圆整后取主簧的厚度为12mm，付簧的厚度取10mm。有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在610范围内选取。 b=80mm通过查询弹簧手册可得钢板弹簧截面

54、尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。钢板弹簧截面形状的选择：本设计选取等截面矩形钢板弹簧。4.2.2.4钢板弹簧各片长度确实定通过作图法确定钢板弹簧的尺寸。主簧各片长度如表4-1。表4-1主钢板弹簧各片长度片号12345678910长度16161616145212881124960796632468304付簧各片长度如表4-2。表4-2副钢板弹簧各片长度片号12345长度11559527495463434.3钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为：C=其中， ； ；15，E为材料弹性模量；

55、为主片和第k+1片的一般长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。主簧刚度的验算如表4-3。表4-3主钢板弹簧验算主钢板弹簧自由刚度：=主钢板弹簧加紧刚度：与设计值=226.6N/mm相差不多，主簧的刚度满足要求。副钢板弹簧的刚度验算如表4-4。表4-4副钢板弹簧的验算副钢板弹簧自由刚都：=副钢板弹簧的加紧刚度：与设计值=197.2N/mm相差不多，副簧的刚度满足要求。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： 式中，为静挠度；为满载弧高；为钢

56、板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化。S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高：主簧：=100.9+15+14.6=副簧：=32+15+8.2=钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径确实定主簧总成在自由状态下的曲率半径：=2501mm副簧总成在自由状态下的曲率半径：=钢板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径mm，在自由状态下的曲率半径(mm);N/；E为材料的弹性模量，取E为 N/;i片的弹簧厚度(mm)。在计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。对于片厚相同的钢

57、板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。5在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩：13 主簧各片预应力以及自由状态下曲率半径计算结果如表4-5。表4-5主钢板弹簧预应力、自由状态曲率半径及弧高片号123456789100i-100-80010203040502020Ri3200297325012452240623602317227524062406Hi1021101058566493422115副簧各片预应力

58、以及自由状态下曲率半径计算结果如表4-6。表4-6副钢板弹簧预应力、自由状态曲率半径及弧高片号123450i-800103030Ri39243021293727812781Hi423824135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，由此可求得等厚叶片弹簧的1/=式中，第i片长度。先对主簧的总成弧高核算，将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：与原设计值为H0=130.5mm相差不大，符合要求。 对副簧总成弧高的核算，将副簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：=3121mm=与原设计值=55.2mm相差不大，符合要求。当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载

59、荷最大，在它的前半段出现的最大应力用下式计算11 =+ 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：=1.251.30；货车：=1.11.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为1000N/mm。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：由上式验算主簧强度：其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= =1.15 验算副簧强度：主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷。18主簧

60、的极限载荷按下式计算：副簧的极限载荷按下式计算：不平路面上主副簧都符合强度要求。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其79 N/mm。 =弹簧销满足强度要求。本章根据国内外汽车钢板弹簧设计经验结合汽车使用的实际道路情况，确定了钢板弹簧的长度，宽度、厚度、片数和刚度等根本数据。采用共同曲率法14对钢板弹簧的刚度进行了校核。对前钢板弹簧在各种情况下的受力进行了分析，验算了钢板弹簧的最大的应力。并对卷耳和弹簧销进行了强度的校核。完成了后钢板弹簧的设计。