毕业设计（论文）-轻型客车叠片弹簧悬架总成设计

摘要悬架系统是关系到汽车通过性及舒适性的一个关键系统，。随着国内外汽车行业的飞速发展，汽车已经进入了舒适化与智能化动力性并存的时代。因此在对此类汽车的设计过程中要兼顾悬架的舒适性调校又要满足轻量化的性能。本设计主要针对轻型客车的叠片弹簧悬架的进行设计。针对叠片弹簧的类型，为了轻量化，采用了单片弹簧的中度间段最厚，往两端逐渐变薄，不是等截面钢板的结构。这种钢板一片的特性等效于等截面钢板几片的特性，因此钢板弹簧总成的片数在本设计中仅需要3片即可满足要求。关键词：悬架系统；叠片弹簧；轻量化；变截面

AbstractSuspensionsystemisakeysystemrelatedtovehicletrafficabilityandcomfort,.Withtherapiddevelopmentofautomobileindustryathomeandabroad,automobilehasenteredtheeraofcomfortandintelligentpower.Therefore,inthedesignprocessofthiskindofvehicle,thecomfortadjustmentofsuspensionshouldbeconsidered,andthelightweightperformanceshouldbesatisfied.Thisdesignmainlyaimsatthedesignoflaminatedspringsuspensionoflightbus.Accordingtothetypeoflaminatedspring,inordertolightentheweight,themiddlesectionofthesinglespringisthethickest,andgraduallybecomesthinnertowardsbothends,whichisnotthestructureofequalsectionsteelplate.Thecharacteristicsofthiskindofsteelplateareequivalenttothoseofseveralequalsectionsteelplates,sothenumberofsteelplatespringassemblyonlyneeds3piecesinthisdesigntomeettherequirements.Keywords:suspensionsystem;laminatedspring;lightweight;variablecrosssection

目录摘要 1Abstract 2第1章绪论 31.1悬架的简介 31.2悬架的分类 31.2.1非独立悬架 31.2.2独立悬架 31.3客车悬架系统的发展状况 61.4少片簧悬架的特点 61.5悬架的功用 71.5课题研究内容及意义 81.5.1课题研究的意义 81.5.2课题研究的内容 81.6设计基础参数 9第2章叠片弹簧悬架的总体结构设计 92.1自振频率的确定 92.2挠度的确定 102.2.1静挠度的确定 102.2.2动挠度的确定 102.3质量比例的确定 102.4弹性特性分析 10第3章叠片弹簧的设计计算 113.1布置方案的确定 113.2主要参数的确定 123.2.1满载弧高的计算 123.2.2钢板弹簧长度的计算 133.3断面尺寸及片数的确定 143.3.1弹簧宽度的计算 143.3.2钢板弹簧片厚h 153.3.3断面结构 163.3.4钢板弹簧片数 163.3.5端部的支承型式 163.4叠片弹簧长度的确定 163.5刚度的验算 173.6弧高及曲率半径的计算 183.6.1自由状态下的弧高的计算 183.6.2自由状态下曲率半径的计算 193.7强度的校核 20第4章悬架其他零部件的设计计算 224.1钢板弹簧衬套的选择 224.2U形螺栓的选择 224.3减振器的选择与计算 234.3.1减振器的方案确定 234.3.2阻尼系数的确定 244.3.3工作缸直径的确定 24总结 25参考文献 26致谢 27

绪论悬架的简介悬架系统是关系到汽车通过性及舒适性的一个关键系统，。随着国内外汽车行业的飞速发展，汽车已经进入了舒适化与智能化动力性并存的时代。因此在对此类汽车的设计过程中要兼顾悬架的舒适性调校又要满足轻量化的性能。本设计主要针对轻型客车的叠片弹簧悬架的进行的设计。1.2悬架的分类1.2.1非独立悬架非独立悬挂系统的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬挂系统悬挂在车架或车身的下面。非独立悬挂系统具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在客车和大客车上。非独立悬架独立悬架

1.2.2独立悬架

独立悬挂系统是每一侧的车轮都是单独地通过弹性悬挂系统悬挂在车架或车身下面的。其优点是：质量轻，减少了车身受到的冲击，并提高了车轮的地面附着力；可用刚度小的较软弹簧，改善汽车的舒适性；可以使发动机位置降低，汽车重心也得到降低，从而提高汽车的行驶稳定性；左右车轮单独跳动，互不相干，能减小车身的倾斜和震动。不过，独立悬挂系统存在着结构复杂、成本高、维修不便的缺点。现代轿车大都是采用独立式悬挂系统，按其结构形式的不同，独立悬挂系统又可分为横臂式、纵臂式、多连杆式、烛式以及麦弗逊式悬挂系统等等。与非独立悬架相比其优点有：非悬挂质量小，悬架所受带的并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动；占用横向空间少，便于发动机布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；易于实现驱动车轮转向而对于独立悬架又有横臂式、多连杆式、纵臂式、麦弗逊式等几种。（1）横臂式悬挂系统横臂式悬挂系统是指车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬挂系统，按横臂数量的多少又分为双横臂式和单横臂式悬挂系统。单横臂式具有结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。但随着现代汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大，导致后轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度，从而产生高速甩尾的严重工况。单横臂式独立悬挂系统多应用在后悬挂系统上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。双横臂式独立悬挂系统按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种悬挂系统。等长双横臂式悬挂系统在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大(与单横臂式相类似)，造成轮胎磨损严重，现已很少用。对于不等长双横臂式悬挂系统，只要适当选择、优化上下横臂的长度，并通过合理的布置、就可以使轮距及前轮定位参数变化均在可接受的限定范围内，保证汽车具有良好的行驶稳定性。目前不等长双横臂式悬挂系统已广泛应用在轿车的前后悬挂系统上，部分运动型轿车及赛车的后轮也采用这一悬挂系统结构。（2）多连杆式悬挂系统多连杆式悬挂系统是由(3—5)根杆件组合起来控制车轮的位置变化的悬挂系统。多连杆式能使车轮绕着与汽车纵轴线成二定角度的轴线内摆动，是横臂式和纵臂式的折衷方案，适当地选择摆臂轴线与汽车纵轴线所成的夹角，可不同程度地获得横臂式与纵臂式悬挂系统的优点，能满足不同的使用性能要求。多连杆式悬挂系统的主要优点是：车轮跳动时轮距和前束的变化很小，不管汽车是在驱动、制动状态都可以按司机的意图进行平稳地转向，其不足之处是汽车高速时有轴摆动现象。（3）纵臂式悬挂系统纵臂式独立悬挂系统是指车轮在汽车纵向平面内摆动的悬挂系统结构，又分为单纵臂式和双纵臂式两种形式。单纵臂式悬挂系统当车轮上下跳动时会使主销后倾角产生较大的变化，因此单纵臂式悬挂系统不用在转向轮上。双纵臂式悬挂系统的两个摆臂一般做成等长的，形成一个平行四杆结构，这样，当车轮上下跳动时主销的后倾角保持不变。双纵臂式悬挂系统多应用在转向轮上。（4）麦弗逊式悬挂系统麦弗逊式悬挂系统的车轮也是沿着主销滑动的悬挂系统，但与烛式悬挂系统不完全相同，它的主销是可以摆动的，麦弗逊式悬挂系统是摆臂式与烛式悬挂系统的结合。与双横臂式悬挂系统相比，麦弗逊式悬挂系统的优点是：结构紧凑，车轮跳动时前轮定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂，给发动机及转向系统的布置带来方便；与烛式悬挂系统相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善。麦弗逊式悬挂系统多应用在中小型轿车的前悬挂系统上，保时捷911、国产奥迪、桑塔纳、夏利、富康等轿车的前悬挂系统均为麦弗逊式独立悬挂系统。虽然麦弗逊式悬挂系统并不是技术含量最高的悬挂系统结构，但它仍是一种经久耐用的独立悬挂系统，具有很强的道路适应能力。结合设计车型的参数及用途本次设计所选择的悬架为非独立悬架系统。1.3客车悬架系统的发展状况随着汽车工程技术的进步，决定乘坐舒适性和操纵稳定性的汽车悬架技术得到了广泛重视和深入研究，在汽车工业领域中主动悬架受到日益广泛的重视，已成为悬架技术发展的重要趋势。在客车方面由于受总质量及性能的影响多数采用的的为非独立悬架系统，但是目前人们对于客车乘坐舒适性的要求越来越高，因此就钢板弹簧的非独立悬架也有了新的发展。为了提升乘坐舒适性，满足客车的轻量化设计，在钢板弹簧的数量上有了新的突破，目前有多片簧和少片簧结构。(1)多片簧：由多片长度不等，知宽度一样的钢片所迭加起来。多片钢板弹簧的各片钢板迭加成倒三角形状，最上端的钢板最长，最下端的钢板最短，钢板的片数与支承客车的重量相关，钢板越多越厚越短，弹簧刚性就越大。但是，当钢板弹簧使用时间长了以后，各片之间就会互相滑动摩擦产生噪道声。钢板间的相对摩擦还会引起弹簧变形，造成行驶不平顺。(2)少片簧：由两端薄中间厚、等宽等长的钢版片所迭加起来。少片钢板弹簧的钢板截面变化大，从中间到两端的截面是逐渐不同，因此轧制工艺比较复杂，价格也比多片簧贵。少片簧与多片簧比较起来，在相同刚度（即相同承载能力）的情况下，少片簧比多片簧轻约50%左右，降低了油耗，增加了行驶平顺性。而且少片簧单片之间为点接触，减权少了相对摩擦及振动，增加了乘坐舒适性。1.4少片簧悬架的特点汽车为了轻量化，采用了新的弹簧钢板结构，就是单片弹簧的中度间段最厚，往两端逐渐变薄，不是等截面钢板。这种钢板一片的特性等效于等截面钢板几片的特性，因此，钢板弹簧总成的版片数减少，且每一片弹簧都是变截面弹簧，钢板弹簧总成的片数可以减少到2-3片，而且性能达到过去6-8片的要求。因此少片簧具有单片弹簧截面不相等，中间厚，两头薄；总成的片数少，重权量轻。等特点而被客车广泛应用，但是由于成本上升比较严重，因此没有全部进行普及，这也是未来汽车行业在成本及技术的对立下需要解决的问题。1.5悬架的功用悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。而后驱动桥则是满足汽车的驱动性能，通过差速器满足汽车的转弯性能。悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。轿车悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千万不要以为它很简单，相反轿车悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。比如，为了取得良好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头”以及左右侧倾严重的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。悬架最主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、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、减小客物和车辆本身的动载荷。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求:首先，悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可靠性，有足够的刚度、强度和寿命。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。1.5课题研究内容及意义1.5.1课题研究的意义研究悬架的目的就是在保证高水平的操纵稳定性的前提下，获得较好的平顺性。多连杆悬架通过各种连杆配置，以及对连接运动点的约束角度设计，使悬架在收缩时能主动调整车轮定位，而且设计自由度非常大，完全能针对车型匹配和调校。因此，悬架能最大程度的发挥车辆的操纵性能，同时获得更好的平顺性。悬架设计的主要目的之一是确保汽车良好的行驶平顺性，也是汽车的重要使用性能之一，汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差，不仅影响到成员的乘坐舒适性和客物的安全可靠的运输，还影响到汽车的多种使用性能的发挥和系统寿命，也影响汽车的燃油经济性和运输效率。由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面汽车人”构成的系统,因此影响汽车行驶平顺性的主要因素是路面的不平(它是震动的起源)和汽车的悬架、轮胎、座椅、车身等总成部件的特性包括刚度、频率、阻尼和惯性参数(质量、转动惯量等)产生变化和破坏。为此，通过对影响汽车平顺性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽车振动系统动力学模型，并运用随机振动理论，计算出悬架动挠度、车轮与路面间的相对动载荷、响应均方根值等参量。此外,本文通过对汽车平顺性进行预估，可以提高汽车设计质量，缩短研发和设计周期，具有极其重要的理论意义和实用价值。1.5.2课题研究的内容通过本次毕业设计，培养自己综合运用汽车设计、机械设计、材料力学、理论力学等课程中所学理论知识的能力；掌握汽车设计基本步骤，并了解汽车多连杆悬架设计过程中应注意的一些细节问题。系统性地掌握汽车设计知识，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，使自己学到的理论知识与生产实践进行一次结合，为今后适应工作岗位和创造性地开展工作打下坚实基础。设计中主要对非独立后悬架的钢板弹簧、减震器等进行设计计算与强度校核。通过设计计算的数据绘制二维模型图纸。1.6设计基础参数参考车型：扬州亚星客车发动机参数：排量：2776ml；功率120kw;整备质量3350kg座位数：21外形尺寸：7490x2000x2675mm；轴距：4325mm第2章叠片弹簧悬架的总体结构设计2.1自振频率的确定汽车前、后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,因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车车身的固有频率可用下式表示（Hz）（2.1）式中为前悬架的刚度（N/）；为前悬架的簧上质量（）。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载客车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.00～1.45Hz,后悬架则要求在1.17～1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.80～1.15Hz，后悬架则要求在0.98Hz～1.30Hz。客车满载时，前悬架偏频要求在1.50～2.10Hz，而后悬架则要求在1.70～2.17Hz。悬架固有频率的选取主要依据ISO2631-1:1997(E)《人体承受全身振动评价-第一部分：一般要求》，目前固有频率与人体步行时身体上下运动的频率相同。初选=1.85Hz。即带入数据得，=187619N/2.2挠度的确定2.2.1静挠度的确定静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度之比那么代入数据==73（2.2）即=73，符合轻型客车的静挠度取值范围=70～150。2.2.2动挠度的确定动挠度：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其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对乘用车，取7～9;对客车，取5～8；对客车，取6～9本设计这里取=8.2.3质量比例的确定=（2.3）带入数据：=1390,=150,得=9.272.4弹性特性分析悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f(即悬架的变形)的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置(图2-1中点8)附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样可在有限的动挠度范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。空载与满载时簧上质量变化大的客车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。乘用车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。表2-1悬架各特征值的选定结果悬架系统特征特征值悬架系统特征特征值自振频率（Hz）1.85前束变化外/50静挠度（）73外倾变化-+/50动挠度（）8转向主销倾角（取小）悬架刚度（N/m）187619侧倾刚度换算为侧倾率相对阻尼比0.25主销后倾角第3章叠片弹簧的设计计算3.1布置方案的确定本次设计采用非独立悬架，其优点在于：结构简单，价格便宜，性能可靠；车轮上下跳动时车轮相对地面垂直变化小，故可降低轮胎磨损；簧下质量小，另外，钢板弹簧兼起导向作用，可省去导向机构。其缺点在于：乘坐舒适度差，左右同时运动，容易产生横向运动。目前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。钢板弹簧中部在车轴(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。为简化结构，本车采用对称式钢板弹簧。3.2主要参数的确定在进行钢板弹簧计算之前，应当知道下列初始条件：满载静止时汽车前、后轴(桥)负荷、和簧下部分荷重、，并据此计算出单个钢板弹簧的载荷：和，悬架的静挠度和动挠度，汽车的轴距等。对于前悬架单个钢板弹簧的载荷：(3.1)式中：--簧上质量；--簧下质量。代入数据，得，==6082N另外，已知客车的轴距为4325，悬架的静挠度=73，悬架的动挠度=83.2.1满载弧高的计算满载弧高是指钢板弹簧装到车轴(桥)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(图3-1)。用来保证汽车具有给定的高度。当＝0时，钢板弹簧在对称位置上工作。为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取＝10～20。为了降低车身高度，相对提高驾驶室人员的乘坐舒适度，本次设计取=10。图3-1钢板弹簧总成在自由状态下的弧高3.2.2钢板弹簧长度的计算钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离,在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L=（0.40～0.55）轴距；客车:前悬架：L=（0.26～0.35）轴距；后悬架：L=（0.35～0.45）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。本设计中已给出钢板弹簧长度数据为1500，满足前悬架：L=（0.26～0.35）轴距=（832～1120）。3.3断面尺寸及片数的确定3.3.1弹簧宽度的计算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δ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。对于对称钢板弹簧：(3.2)式中，为U形螺栓中心距（）；为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，取=0.5，挠性夹紧，取=0）；为钢板弹簧垂直刚度（N/），；δ为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数,求得，然后用初定δ）；E为材料的弹性模量。本轻型客车的钢板弹簧刚性夹紧，k=0.5，初选与主片等长的重叠片数为0片，估计总片6片，得0，δ=1.442，U形螺栓的中心距初选80；钢板弹簧的材料根据材料的性质和成本可选55SiMnTi，采用表面喷丸处理减少表面脱层深度来提高材料的强度，其弹性模量E=。代入数据，得：==186.79N/(3.3)总惯性矩=24101(3.4)钢板弹簧总截面系数用下式计算(3.5)式中，为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为350～450；后副簧为220～250。对于55SiMnTi材料，前弹簧平衡悬架取350～550。这里取=450,所以=7272.48将式（3.5）计算结果代入下式计算钢板弹簧的平均厚度:==6.63(3.6)有了以后，再选钢板弹簧的片宽b片宽b对汽车性能的影响：①增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。②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弹簧的总厚。③针对少簧结构的钢板弹簧片宽与片厚的比值b/在6～10范围内选。本设计中取8，得片宽b=8×6.63=53.02,取整b=50。3.3.2钢板弹簧片厚h矩形断面不等厚钢板弹簧的总惯性矩用下式计算(3.7)式中，n为钢板弹簧片数,取n=6所以可得到=9.3片厚h选择的要求：①增加片厚h，可以减少片数n②钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。③为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。④钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。本设计中取钢板弹簧两端厚度为8mm，中间厚度为30mm；3.3.3断面结构钢板断面形状中矩形断面结构简单，制造容易，变截面少片钢板弹簧多采用矩形断面结构。矩形断面钢板弹簧的中性轴，在钢板断面的对称位置上(图3-2a)。工作时，一面受拉应力，另一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和压应力的绝对值相等。因材料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犁。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片(图3-2b、c、d)，其中性轴均上移，使受拉应力作用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状况，提高了钢板弹簧的疲劳强度和节约近10％的材料。为了兼顾成本和使用效能，本次设计中采用叶片断面为矩形的钢板弹簧。3.3.4钢板弹簧片数片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6～14片之间选取，重型客车可达20片。用变截面少片簧时，片数在1～4片之间选取。考虑本次设计对象为客车，同时采用变截面结构故初选片数为n=3。3.3.5端部的支承型式以板簧端部的支承型式而言，可以大致分为卷耳和滑板两大类。滑板型式多见于两极式主副簧悬架中副簧的支承和平衡悬架中板簧的支承。卷耳根据其相对板簧上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类。本设计中采用上卷耳。3.4叠片弹簧长度的确定片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形(两个三角形)。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、叠放到一起，就形成接近实用价值的钢板弹簧。实际上的钢板弹簧不可能是三角形，因为为了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力，必须使它们有一定的宽度，因此应该用中部为矩形的双梯形钢板弹簧替代三角形钢板弹簧才有真正的实用意义。根据变截面少片簧的结构设计及经验公式，各片钢板弹簧的实际长度经过整理后汇总见表3-1表3-1前悬架钢板弹簧各片长度序号厚度（两端/中间）钢板长度L（）18/301500210/301200310/3010003.5刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数、总惯性矩、片长和叶片端部形状等的确定都不够准确，所以有必要验算刚度。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。刚度验算公式为(3.8)其中，；；。式中，为经验修正系数，＝0.90～0.94；取=0.92；E为材料弹性模量，取2.06；、为主片和第k+1片的一半长度。计算得，==106.5,=213,=274.5,=336.5,=398.=0.000116,=0.000058,=0.000045,=0.000036,=0.000031,=0.000027.将数据代入，得钢板弹簧的检验刚:C=374.7N/,符合要求。3.6弧高及曲率半径的计算3.6.1自由状态下的弧高的计算钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差（如图3-5），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高用下式计算：（3.9）式中，为静挠度，根据式（2.3），=73；为满载弧高,根据3.2.1节，=10；为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化。（3.10）式中，s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。代入数据计算得，==9.69所以，=9.69+10+73=92.69钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：==1348.58（3.11）图3-5钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径3.6.2自由状态下曲率半径的计算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。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定（3.12）式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（）；为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（）；为各片弹簧的预应力（）；E为材料弹性模量（），为第i片的弹簧厚度（）。在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径和各片弹簧预加应力的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径。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贴和；为保证主片及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。为此，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300-350N/内选取。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。根据设计经验，从第一片到第六片，弹簧的预应力分别取为：-70，-65，40，45，50，55。这样用改变各片曲率半径的方法，调整各片的预应力值并使主片的预应力为负值，则不仅可使各片在组装后相互贴紧，使各片在弹簧工作过程中都参加工作，而且可使主片表面的正应力降下来，达到各片的工作应力相近及寿命大致相同的目的。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩之代数和等于零，即(3.13)或(3.14)式中：为钢板弹簧第i片的截面系数，=；为各片弹簧的预应力；=1440=1000验算如下：=-70×1440-65×1440+40×1000+45×1000+50×1000+55×1000=-100800-93600+40000+45000+50000+550000经验算内力矩和约等于零，满足设计要求。所以钢板弹簧各片的曲率半径计算如下：=1460;=1452;=1281；如果第i片的片长为，则第i片弹簧的弧高为(3.15)代入数据计算如下：=85.6;=53.3;=32.2;3.7强度的校核(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用下式计算=（3.18)式中，为作用在前轮上的垂直静负荷；为制动时前轴负荷转移系数，轿车：＝1.2～1.4，客车：＝1.4～1.6，此设计为轻型客车取=1.4；、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得7272.5；c为弹簧固定点到路面的距离，取c=450(图3-6)。图3-6汽车制动时钢板弹簧的受力图代入数据得，=<1000满足设计要求。(2)汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力用下式计算=(3.19)式中，为作用在后轮上的垂直静负荷；为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：＝1.25～1.30，客车：＝1.1～1.2，这里取=1.1；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；为钢板弹簧主片厚度。带入数据得，==451.8<1000满足设计要求钢板弹簧的各片基本数据如下表3-3：表3-3钢板弹簧各片基本数据弹簧片号曲率半径弧高1146085.62145253.33128132.2第4章悬架其他零部件的设计计算4.1钢板弹簧衬套的选择衬套一般以金属、橡胶和塑料三种材料制造。金属衬套可以承受较大的挤压应力，弹簧销和卷耳孔径尺寸小，结构紧凑，可降低卷耳根部应力。但金属衬套需要良好的润滑，这种衬套大多用在重载客汽车上。塑料衬套一般采用尼龙或聚甲醛材料制造。由于塑料衬套本身有自润滑性质，因此对润滑要求较低。塑料的热膨胀系数比金属大，而其吸水后膨胀，因此衬套壁厚不宜过厚。确定衬套和卷耳孔径时，最好根据不同材料的性能，经试验后给出合理的过盈量，冰选择合适的弹簧销配合间隙。橡胶衬套主要靠橡胶变形使卷耳相对弹簧销产生运动，由于橡胶和金属表面没有相对移动，因此衬套不存在磨损问题。为减少衬套在扭转变形时产生过大剪应力，衬套一般做得比较大，所以衬套设计应该考虑卷耳的强度。橡胶衬套的主要优点是它靠橡胶的扭转变形来形成卷耳对弹簧销的转动，而橡胶和金属的接触面没有相对移动，因此工作中无磨损，无需润滑维护，简化了保养工作，而且无噪声，并能吸收汽车的高频振动，因此橡胶衬套在轿车以及轻型客车上得到广泛的应用。橡胶衬套结构可以分为硫化压结构和压装式两种，后者有有轴向压装和径向压制两种。综合考虑车型和悬架效能，本设计选取橡胶衬套。4.2U形螺栓的选择参照同类车型U形螺栓的规格，选定其直径为16，中心距为80，拧紧螺母的拧紧力矩为15～20。U型螺栓的技术要求（引自QC/T517-1999）：产品应符合本标准的要求，并安照规定程序批准的图样和技术文件制造(1)性能要求：螺栓等于或高于8.8级，按照GB/T3098.2-1982《紧固件机械性能螺栓，螺钉和螺柱》规定。螺母等于或高于8级，按照GB/T3098.2-1982《紧固件机械性能螺母》规定。(2)材料：螺栓推荐用45，45Cr,40MnB,45Mn2钢按GB669-65《优质碳素结构钢钢号和一般技术条件》及GB/T3077-1982《合金结构技术条件》规定。螺母推荐用35，45钢GB699-65规定。(3)硬度：螺栓硬度按GB/T3098.1-1982规定。螺母硬度按GB/T3098.2-1982规定。(4)螺纹精度：螺栓螺纹镀铬后，中等旋和长度为6h级。长旋和长度为6f级，按GB197-1981《普通螺纹公差与配合》规定。螺母螺纹镀铬后为6h级,按GB/T197-1981规定。螺栓螺纹牙底形状按GB/T197-1981规定。螺栓螺纹螺母不允许有毛刺，裂纹，乱扣，刀伤，碰伤等缺陷，但在不影响螺纹量规自由旋入的情况下，螺纹端部不多于两牙有机械加工的缺陷。(5)表面处理：螺栓，螺母表面处理必须经防锈处理。螺栓表面处理按照主机厂要求，电镀层或化学处理按QC/T264-1999《汽车电镀层和化学处理层》规定；涂漆处理按照QC/T484-1999《汽车油漆涂层》规定。螺母表面处理按照主机厂要求。电镀层或化学处理层按照QC/T264-1999规定。螺栓表面采用镀锌处理，镀锌后必须做去氢处理。4.3减振器的选择与计算4.3.1减振器的方案确定减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。综合考虑，本设计中选用双向作用筒式减振器，工作压力为2.5～5。4.3.2阻尼系数的确定减振器阻尼系数.因悬架系统固有振动频率，所以理论上。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数.本设计采用（图4-1）所示结构，其阻尼系数（4.1）取安装角度为=0=16.43；=5709.5；=7993.2；=2398.图4-1减振器的安装示意图4.3.3工作缸直径的确定筒式减振器工作缸直径D可由最大卸荷力和缸内允许压力[p]来近似求得：（4.2）式中，[p]为工作缸最大允许压力，一般为3～4，取3.5；为连杆直径与缸筒直径比，双筒式减振器=0.40～0.50，单筒式减振器=0.30～0.35，取=0.3.代入数据，得：=25.74根据QC/T491-1999《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》的规定，取减振器的工作直径D=30贮油筒直径=1.4×30=42，壁厚取为2，材料可选20钢。总结本设计主要是对扬州亚星客车非独立后悬架进行结构设计与计算校核。悬架系统作为汽车几大系统中重要的一部分，其设计的合理性直接影响到用户的驾驶感与安全性能，因此对于悬架的设计尤为重要。在汽车的行驶过程中，其速度可在0-120Km/h之间运行，由于不同速度下轮胎的附着力不同，且速度越高转向性能对于整车的影响越大，因此在悬架的设计过程中要考虑到不同速度的驱动力及稳定性。在高速行驶的过程中，可能在方向盘上小小的一个偏差就会导致整车失控，从而发生事故。因此在悬架的设计的过程中必须要考虑以下几个方面：悬架的设计要保证满足整车在不同速度下的转向性能，从而满足驾驶员的操作性能；悬架的材质选用及零部件设计要满足整车耐久性能，不允许出现断裂、失效等重大问题从而导致转向失效发生安全事故；悬架的设计要满足行业标准，在满足性能的前提下保证轻量化与易加工的设计要求，从而降低制造加工成本；在本次设计中为满足以上设计要求，主要从如下几个步骤进行设计：通过图书馆及网上查阅资料了解汽车悬架系统的发展过程及趋势，同时了解悬架的工作原理，为后面的设计奠定基础；通过4S店及整车工厂的实习深刻了解悬架的结构及不同的类型，同时通过整车的匹配明白悬架的装配工艺及接触点，以便在后面的设计过程中明确设计重点难点；通过给定的基础参数，查阅机械设计手册、汽车设计等书籍，结合前面的实习实践经验对悬架进行设计计算从而完成整个设计计算过程；利用上面的设计计算结果运用CAD绘图软件对悬架的主要零部件进行二维图纸绘制，同时结合整车装配及性能对悬架总成的装配图纸进行绘制，从而完成图纸部分。在整车毕业设计