DF-104型載貨汽車懸掛機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)-懸架設(shè)計(jì)【9張cad圖紙+文檔全套資料】

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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 impact 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 the 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, sheet 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 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 standard Key words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design 目 錄 第一章 前 言 1 1.1論文的研究目的和意義 1 1.2懸架設(shè)計(jì)應(yīng)達(dá)到的技術(shù)要求 1 1.3國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 2 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 3 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 4 1.4設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 5 第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 6 2.1鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 6 2.1.1 單個(gè)鋼板彈簧的載荷 6 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 6 2.1.3 鋼板彈簧的動(dòng)撓度 7 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 7 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 7 2.1.6鋼板彈簧主長度的確定 8 2.2鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 2.2.1鋼板彈簧片厚的計(jì)算 8 2.2.2鋼板彈簧片寬的計(jì)算 9 2.2.4鋼板彈簧各片長度的計(jì)算 9 2.2.5鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 10 2.2.6鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 11 2.2.7鋼板彈簧總成弧高的核算 13 2.3鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 13 2.4鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 14 2.5鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 14 2.3小結(jié) 15 第三章減振器的設(shè)計(jì) 16 3.1 減振器的分類及選型 16 3.2相對阻尼系數(shù)的選擇 16 3.3減振器阻尼系數(shù)的確定 18 3.4最大卸荷力的確定 18 3.5簡式減振器工作缸直徑的確定 18 3.6小結(jié) 19 第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 20 4.1后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 20 4.1.1后懸架的載荷 20 4.1.2后懸架振動(dòng)頻率的選擇 20 4.1.3動(dòng)撓度的選擇 20 4.1.4懸架的彈性特性 20 4.1.5懸架主、副簧剛度的分配 21 4.2彈性元件的設(shè)計(jì) 22 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 22 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 22 4.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 25 4.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 26 4.4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 26 4.4.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 27 4.4.3鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 27 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 28 4.6鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 29 4.7鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 31 4.8小結(jié) 31 第三章總結(jié)與展望 32 致 謝 33 參考文獻(xiàn) 34 IV XXX大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 第一章 前 言 1.1論文的研究目的和意義 懸架是現(xiàn)代汽車上重要的總成之一，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(wù)是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩， 并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架 ( 或車身)的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，以保證汽車平順地行駛。由于結(jié)構(gòu)簡單、便于維護(hù)以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點(diǎn)，非獨(dú)立懸架廣泛應(yīng)用于載貨汽車以及大客車的前后懸架。一些全輪驅(qū)動(dòng)的多用途車也采用非獨(dú)立懸架作為前后懸架。隨著彈性元件、減震器及其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計(jì)、制造技術(shù)的不斷進(jìn)步，非獨(dú)立懸架的性能也日益得到改善，在一些大批量生產(chǎn)的高級橋車和運(yùn)動(dòng)型橋車中，仍然采用非獨(dú)立懸架用于其后懸架。對于前置前驅(qū)動(dòng)汽車尤其是輕型載貨汽車而言，由于后橋沒有笨重的主減速器和差速器，其非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架的非懸掛質(zhì)量相差不大，因而非獨(dú)立后懸架具有很好的應(yīng)用前景。汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動(dòng)。為了迅速衰減這種振動(dòng)和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應(yīng)裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動(dòng)的振幅連續(xù)減小，直至振動(dòng)停止。 本次課題針對都安建興機(jī)械有限公司生產(chǎn)的都興DF-104載貨汽車的懸架進(jìn)行研究分析。根據(jù)它使用的道路環(huán)境和實(shí)際載重對懸架進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。改進(jìn)了汽車在惡劣的山區(qū)道路上行駛的平順性和操控穩(wěn)定性。根據(jù)汽車實(shí)際的裝載質(zhì)量對懸架的彈性元件進(jìn)行受力分析和強(qiáng)度校核。以提高懸架的壽命。 1.2懸架設(shè)計(jì)應(yīng)達(dá)到的技術(shù)要求[2] 汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，該振動(dòng)系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速，燃油經(jīng)濟(jì)型和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)型。該振動(dòng)系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動(dòng)載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車的操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮一下幾個(gè)方面的要求： 1. 通過合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，即具有較低的振動(dòng)頻率、較小的振動(dòng)加速度值和合適的振動(dòng)性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力。 2. 合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動(dòng)時(shí)車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； 3. 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振； 4. 側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車制動(dòng)和加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動(dòng)和加速時(shí)的車身縱傾（即所謂的“點(diǎn)頭”和“后仰”）； 5. 懸掛構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛部分的質(zhì)量要盡量??； 6. 便于布置； 7. 所有零部件應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命； 8. 制造成本低； 9. 便于維修、保養(yǎng)。 1.3國內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.3.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢 非獨(dú)立懸架是汽車上最早使用的一種懸架。至今仍然被廣泛應(yīng)用于載貨汽車和載客客車的前后懸架以及橋車的后懸架。非獨(dú)立懸架使用的彈性元件也由最初的鋼板彈簧和扭桿彈簧發(fā)展到空氣懸架和油氣懸架。 空氣懸架彈簧是一種運(yùn)用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是世界鋼板彈簧發(fā)展趨勢。國外客車100％、拖車100％、重型載重車85％采用空氣懸掛簧，可減少噪聲，提高穩(wěn)定性與舒適性。20世紀(jì)50年代，空氣懸架彈簧開始應(yīng)用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。60年代，德國、美國等工業(yè)發(fā)達(dá)國家生產(chǎn)的大部分公共汽車中裝有了空氣彈簧懸架。目前，國外生產(chǎn)的旅游車、長途客車及高速客車幾乎全部使用空氣彈簧懸架，部分轎車也使用了空氣彈簧懸架，如德國的奔馳300SE ~13奔馳600等，另外在重型載貨汽車上近年來也得到了廣泛應(yīng)用[12]。國內(nèi)早在20世紀(jì)60年代就設(shè)計(jì)生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術(shù)條件有限，當(dāng)時(shí)生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效果不甚理想，以后在很長一段時(shí)期，產(chǎn)品沒有進(jìn)一步發(fā)展。因此，國外生產(chǎn)空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術(shù)優(yōu)勢進(jìn)入了國內(nèi)市場，為國內(nèi)生產(chǎn)豪華客車的廠家配套成熟的空氣彈簧懸架產(chǎn)品。隨著道路條件的改善，國內(nèi)消費(fèi)水平的提高，客車產(chǎn)品的檔次逐步升級，空氣懸掛簧逐步被市場接受。目前，在國內(nèi)有多家客車廠生產(chǎn)的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客車、桂林大字、合肥現(xiàn)代、杭州客車等，現(xiàn)全國用空氣懸掛簧的客車已超過1 萬輛。隨著國內(nèi)汽車產(chǎn)量的增長，采用空氣懸掛簧的數(shù)量將逐步上升，鋼板彈簧的使用數(shù)量處于下降趨勢[16]。 1.3.2 國內(nèi)外懸架的研究方向 目前國內(nèi)外對懸架的研究主要集中在電子控制的懸架系統(tǒng)。對主動(dòng)懸架的研究目前主要集中兩個(gè)方面:一個(gè)是控制策略;另一個(gè)是執(zhí)行器。最早的主動(dòng)懸架控制策略是天棚原理，假設(shè)車身上方有一固定的慣性參考，在車身和慣性參考之間有一阻尼器，執(zhí)行器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振動(dòng)。這種控制算法簡單，在國外某些車型上已經(jīng)得到了應(yīng)用。隨著現(xiàn)代控制理論的發(fā)展，提出了主動(dòng)懸架的最優(yōu)控制方法，它比天棚原理考慮了更多的變量，控制效果更好，目前最優(yōu)控制規(guī)律有三種:線性最優(yōu)控制、HQ最優(yōu)控制和最優(yōu)預(yù)見控制。 由于實(shí)際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時(shí)變的、高階動(dòng)力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又發(fā)展了自適應(yīng)控制方法。自適應(yīng)控制方法具有參數(shù)識別功能，能適應(yīng)懸架載荷和元件特性的變化，自動(dòng)調(diào)整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應(yīng)控制方法也有增益調(diào)度控制、模型參考自適應(yīng)控制和自校正控制三類。目前發(fā)展最迅速的控制策略是智能控制(模糊控制和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制)。模糊控制方法具有自動(dòng)調(diào)節(jié)輸入變量的組合、隸屬函數(shù)的參數(shù)和模糊規(guī)則數(shù)目等學(xué)習(xí)功能，計(jì)算機(jī)仿真結(jié)果表明該方法更有效。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)是一個(gè)由大量處理單元組成的高度并行的非線性動(dòng)力系統(tǒng)，它能進(jìn)行數(shù)據(jù)融合、學(xué)習(xí)適應(yīng)性和并行處理，研究表明它比傳統(tǒng)控制有更好的性能。執(zhí)行器是實(shí)現(xiàn)控制目標(biāo)的重要環(huán)節(jié)，因此作對動(dòng)器的研究也是主動(dòng)懸架研究的重要內(nèi)容。為保證主動(dòng)懸架的良好性能，執(zhí)行器必須具有靈敏、隱定、可靠、能耗 低、成本和總量低等特點(diǎn)。目前主動(dòng)懸架上應(yīng)用的執(zhí)行器主要是液力式結(jié)構(gòu)。日產(chǎn)公司則開發(fā)了蓄能式減振器，它將壓力控制閥同小型蓄能器及液壓缸結(jié)合起來，使路面不平整引起的振動(dòng)被蓄能器吸收，車身隔振由主動(dòng)阻尼和被動(dòng)阻尼共同完成，因而能耗有所降低。不過液壓動(dòng)力系統(tǒng)尚有許多不足之處，比如對工作環(huán)境有一定要求;元件制造精度要求高、成本難以下降;處理小信號的數(shù)字運(yùn)算，誤差的檢測與放大、測試與補(bǔ)償、自動(dòng)化與實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離等功能不如電氣系統(tǒng)靈活準(zhǔn)確等。因此現(xiàn)在執(zhí)行器的研究主要集中在直線伺服電機(jī)、電磁蓄能器的方向。電氣動(dòng)力系統(tǒng)中的直線伺服電機(jī)具有較多的優(yōu)點(diǎn)，永磁直流直線伺服電機(jī)，其驅(qū)動(dòng)性能優(yōu)于液壓系統(tǒng)，今后將會取代液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)。運(yùn)用電磁蓄能原理，結(jié)合參數(shù)估計(jì)自校正控制器，可望設(shè)計(jì)出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應(yīng)主動(dòng)懸架。 1.3.3 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)問題 電子控制懸架今后須要解決的技術(shù)有：油氣懸架技術(shù)：由油氣部件和彈簧系統(tǒng)共同支撐車體，根據(jù)汽車變化的承載量，由油氣部件調(diào)節(jié)懸架的水平位置，使彈簧保持 正常的使用位置；阻尼可調(diào)節(jié)減振器：由傳感器感知汽車行駛時(shí)的狀況，包括載荷的大小、路面的不平、是否轉(zhuǎn)向、是否加速或制動(dòng)等，經(jīng)電控單元分析判斷，通過電磁閥液壓系統(tǒng)，調(diào)節(jié)減振器的阻尼。此項(xiàng)技術(shù)又成為半主動(dòng)懸架技術(shù)；全主動(dòng)懸架技術(shù)：通過電液系統(tǒng)不僅調(diào)節(jié)阻尼而且調(diào)節(jié)彈力、水平位置等。針對懸架系統(tǒng)的非線性特點(diǎn)，研究適宜的懸架系統(tǒng)電控技術(shù)是汽車懸架系統(tǒng)振動(dòng)性能改進(jìn)的方向。懸架位于車身與輪胎之間，對車輛的運(yùn)動(dòng)性能、乘坐舒適性有 重大的影響。按照路面行駛工況最優(yōu)控制，懸架性能以確保車輛行駛性能與乘坐舒適性，電子控制懸架將進(jìn)一步向高性能方向發(fā)展。作為實(shí)現(xiàn)這種對懸架的優(yōu)化控制的方式之一，是利用“預(yù)知傳感器”進(jìn)行預(yù)知控制的“預(yù)知控制懸架”。目前已提出了多種的方案，并期待著這種新式傳感器的出現(xiàn)。另一方面，從地球環(huán)境來考 慮，為進(jìn)一步節(jié)約能源，懸架控制向高壓力化、高電壓化、小型輕量化發(fā)展。在控制理論方面正在致力于模糊邏輯控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制等應(yīng)用于懸架方面的研究。 1.4設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 裝載質(zhì)量：5000kg 整備質(zhì)量：3025kg 空載時(shí)：前軸負(fù)荷：1690kg 后軸負(fù)荷：2150kg 滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：3444kg 后軸負(fù)荷：6396kg 軸距：3300mm 第二章 前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 2.1鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 2.1.1 單個(gè)鋼板彈簧的載荷 已知汽車滿載靜止時(shí)汽車前軸荷， 非簧載質(zhì)量 ， 則據(jù)此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： ( 2-1 ) 進(jìn)而得到: ( 2-2 ) 2.1.2 鋼板彈簧的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c 之比，即： 前后彈簧的靜撓度都直接影響到汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛過程中產(chǎn)生劇烈的顛簸 ( 縱向角振動(dòng)) ，應(yīng)力求使前后彈簧的靜撓度比值接近于1。此外， 適當(dāng)?shù)卦龃箪o撓度也可減低汽車的振動(dòng)頻率，以提高汽車的舒適性。但靜撓度不能無限地增加(一般不超過240mm)，因?yàn)閾隙冗^大，即頻率過低，也同樣會使人感到不舒適，產(chǎn)生暈車的感覺。此外，在前輪為非獨(dú)立懸掛的情況下，撓度過大還會使汽車的操縱性變壞。 貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示： n= （2-3） 式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg） 又靜撓度可表示為： （2-4） 由（2-3）、（2-4）式得： （2-5） 因?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛幌嗤?，貨車的后懸架要求?.70～2.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.8hz則 2.1.3 鋼板彈簧的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： 2.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高 滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端 不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差。當(dāng)=0 時(shí) 鋼板彈簧在對稱位置上工作。慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時(shí)能得到足夠的動(dòng)撓度值，常取=10~20mm 。本方案中初步定為 15mm。 2.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定 板彈簧斷面通常采用矩形斷面，宜于加工，成本低。但矩形斷面也存在一些不足，矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上。工作時(shí) 一面受拉應(yīng)力，一面受壓應(yīng)力作用，而且上、下表面的名義拉應(yīng)力和壓應(yīng)力的絕對值相等。因材料的抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應(yīng)力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷裂。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片，其中性軸均上移，使受拉應(yīng)力的一面的拉應(yīng)力絕對值減小，而受壓應(yīng)力作用的一面的壓應(yīng)力絕對值增大，從而改善了應(yīng)力在斷面上的分布情況，提高了鋼板彈簧的疲勞強(qiáng)度并節(jié)約了近10%的材料。本方案中選用矩形斷面。 2.1.6鋼板彈簧主長度的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧剛度,改善汽車行駛平順性;在垂直剛度C給定的條件下 又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度，系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向角時(shí)，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。選用長些的鋼板彈簧，會在汽車布置時(shí)產(chǎn)生困難。原則上，在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律如下所示：貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 本設(shè)計(jì)初步選定前鋼板彈簧的長度L=1330mm。 2.2鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.1鋼板彈簧片厚的計(jì)算 矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計(jì)算: （2-6） 式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)；b為板簧的寬度；h為板簧厚度。 由上式可知，改變片數(shù)、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變化。又可表示為： （2-7） 式中，k為無效長度系數(shù)，取k=0.5；S為U型螺栓中心距,本設(shè)計(jì)取140mm；E為材料彈性模量，E=N/mm2；為撓度增大系數(shù)。 結(jié)合式可知：總慣性矩的變化又會影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，也就是影響汽車的平順性。其中，片厚h的變化對鋼板彈簧總慣性矩的影響最大,增大片厚h，可減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。一般都采用前者。本設(shè)計(jì)方案中選片厚相等。 片厚的計(jì)算公式為： （2-8） 式中，為許用彎應(yīng)力，的取值范圍：前鋼板彈簧350~450Mpa,后鋼板彈簧450~550Mpa,后副簧220~250Mpa；取=400Mpa。 撓度增大系數(shù)；為與主片等長的鋼板片數(shù)，本次設(shè)計(jì)取2；n為總的鋼板片數(shù)，取11。 將=1.32，代入式（2-8）等：h=8.69mm,圓整為h=9mm。 2.2.2鋼板彈簧片寬的計(jì)算 有了h以后，再選取鋼板彈簧的片寬b。增大片寬能增大卷耳強(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角；片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在6~10范圍內(nèi)選取。 本次設(shè)計(jì)取b=80mm。 2.2.4鋼板彈簧各片長度的計(jì)算 先將各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度如圖2-1。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。各片長度如表2-1所示。表2-1鋼板彈簧各片長度 板號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 長度 1330 1330 1211 1092 973 854 735 616 497 378 259 圖2-1 各片鋼板彈簧的長度 2.2.5鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： （2-9） 其中， ； ；；；為剛度修正系數(shù)，=0.9~0.94，這里取0.91；、為主片和第（k+1）片的長度的一半。鋼板彈簧剛度計(jì)算結(jié)果如表2-2所示。 表2-2鋼板彈簧剛度驗(yàn)算 鋼板彈簧的自由剛度 用鋼板彈簧的有效長度代替鋼板彈簧的長度L代入上面的計(jì)算中算得的剛度就是加緊剛度。 （2-10） 算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：，剛度與設(shè)計(jì)剛度相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。 2.2.6鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： （2-11） 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。 =mm =76.5+15+13.9=105.4mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：==2097.8mm （3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的和裝配后曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑。各片自由狀態(tài)下做成不同的曲率半徑的目的是為了使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼在一起，減少主片的工作應(yīng)力，使各片的壽命接近。 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定: （2-12） 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為 N/；i片的彈簧厚度（mm）在已知和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力的條件，可以用（2-12）式計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)的曲率半徑。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩 各片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表2-3。 表2-3鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高 版號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 -80 -50 -15 0 5 10 20 30 40 20 20 2251 2360 2170 2098 2075 2052 2009 1967 1927 2009 2009 86.7 93.7 84.5 71.1 57 44.4 33.6 24.1 16 8.9 4.2 2.2.7鋼板彈簧總成弧高的核算 葉片在自由狀態(tài)的曲率半徑是根據(jù)預(yù)應(yīng)力確定的。 由于選擇預(yù)應(yīng)力的關(guān)系， 裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和 3 ． 1的計(jì)算結(jié)果一致， 因此， 還需要再計(jì)算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認(rèn)為合適。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的 =2157mm （2-13） 鋼板彈簧的總成弧高為: （2-14） 計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果105.4mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。 2.3鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)汽車緊急制動(dòng)的時(shí)候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大應(yīng)力課表示為: （2-15） 式中，為作用在前輪上的垂直靜載荷；為制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)（貨車取1.4~1.6；乘用車取1.2~1.4）。、分別為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；c為彈簧固裝點(diǎn)到路面的距離；為鋼板彈簧總截面系數(shù)。 =Mpa <,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。 2.4鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： （2-16） 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得： =97N/mm2< 鋼板彈簧主片符合強(qiáng)度要求。 2.5鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm （2-17） （2-18） 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求 2.3小結(jié) 本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合汽車使用的實(shí)際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等基本數(shù)據(jù)。采用共同曲率法對鋼板彈簧的剛度進(jìn)行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進(jìn)行了分析，驗(yàn)算了鋼板彈簧的最大的應(yīng)力。并對卷耳和彈簧銷進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。完成了前鋼板彈簧的設(shè)計(jì)。 第三章減振器的設(shè)計(jì) 3.1 減振器的分類及選型 減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤片之間相對運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運(yùn)動(dòng)速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、容易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力減振器最早出現(xiàn)于1901 年，有兩種主要的結(jié)構(gòu)形式分別是搖臂式和筒式。筒式減振器質(zhì)量較小、性能穩(wěn)定、工作可靠，適宜大量生產(chǎn)，已經(jīng)成為汽車減振器的主流。筒式減振器有可以分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結(jié)構(gòu)，以雙筒式應(yīng)用最多。 經(jīng)過對比分析本次設(shè)計(jì)選用雙筒式減振器。 3.2相對阻尼系數(shù)的選擇 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動(dòng)速度之間有如下關(guān)系 (3-1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖3-1出示減振器的阻力－速度特性。該圖具有如下特點(diǎn)：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 圖3—1 減振器的特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動(dòng)衰減的快慢程度。的表達(dá)式為: (3-2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。 式(3－2)表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關(guān)系。 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，?。?.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般?。?.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5。 取，則有： 計(jì)算得： 3.3減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率，所以 。 （3-3） 3.4最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷。減振器不在提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。一般的取值范圍為0.15~0.3m/s。這里取=0.2m/s。 （3-4） 3.5簡式減振器工作缸直徑的確定[7] 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D （3-5） 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器取＝0.30～0.35。 取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得： =32.7mm 查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國標(biāo)（JB1459—1985），減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。如表3-1。 表3-1減振器基本尺寸 工作缸直徑D 基長L 貯油缸最大外直徑 吊環(huán)直徑 吊環(huán)寬度B 活塞行程S 20 90 34 90~200 30 120 48 29 24 110~250 40 160 65 39 32 130~280 50 190 80 47 40 170~280 60 210 90 62 50 170~280 貯油缸的工作直徑，按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。 （壓縮到底的長度） 350+2110=570mm（拉足的長度） 3.6小結(jié) 本章通過分析常見的減振器的類型和優(yōu)缺點(diǎn)，選擇了雙筒式液壓減振器。根據(jù)前懸架鋼板彈簧的剛度和車身的振動(dòng)頻率，設(shè)計(jì)計(jì)算出減振器的基本參數(shù)。 第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 4.1后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 4.1.1后懸架的載荷 后懸架的空載軸重是2150kg，滿載的軸重是6396kg。非簧載質(zhì)量是442kg。則： 空載單個(gè)鋼板彈簧的載荷 滿載單個(gè)鋼板彈簧的載荷 4.1.2后懸架振動(dòng)頻率的選擇 通常使前后懸架的偏頻接近。當(dāng)汽車以較高車速行駛過單個(gè)路障時(shí)[9]，<1時(shí)的車身角振動(dòng)要比>1時(shí)的小。前懸架的車身振動(dòng)頻率=1.8，所以選擇后懸架的振動(dòng)頻率為=1.9。 4.1.3動(dòng)撓度的選擇 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)后懸架動(dòng)撓度選擇： 4.1.4懸架的彈性特性 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。后懸架采用主副鋼板的復(fù)合式懸架。 4.1.5懸架主、副簧剛度的分配 圖4-1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性[1] 確定副簧開始參加工作的載荷和主，副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主，副簧上載荷分配的影響，原則上要求車身從空載到滿載時(shí)的振動(dòng)頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動(dòng)頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。由于貨經(jīng)常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。 使副簧開始起作用時(shí)的懸架撓度等于汽車空載時(shí)懸架的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時(shí)懸架的撓度。于是可求 = （4-1） 式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。 副簧，主簧的剛度之比為： ，其中 式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。 因?yàn)?，所以 =0.87 （4-2） 將n=1.9hz,m=2977kg代入公式： ，得c=423.8N/mm 由上面的式子，可聯(lián)立方程組： （1） （2） 由（1）（2）式解得： 副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為 =1526N 又： ，得： = =29175-6310=22865N 主簧 ： ===100.9mm 副簧 ： ==mm=32mm 4.2彈性元件的設(shè)計(jì) 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 4.2.2.1滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此?。? 4.2.2.2鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距. 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.45軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1616mm , 副簧主片的長度為1155mm. 4.2.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm），S=140mm k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)； c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=; ——為撓度增大系數(shù)。 撓度增大系數(shù)的確定： 主鋼板彈簧：= =1.31 副鋼板彈簧：= =1.31 式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)，主簧取10，副簧取5；為與主片等長的片數(shù)，主簧取2，副簧取1。 計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選取：后主簧為450～550N/，后副簧為220～250 N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。 鋼板彈簧平均厚度的確定： 主簧：12.3mm 付簧：9.4mm 圓整后取主簧的厚度為12mm，付簧的厚度取10mm。 有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。 b=80mm 通過查詢彈簧手冊可得鋼板彈簧截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 鋼板彈簧截面形狀的選擇： 本設(shè)計(jì)選取等截面矩形鋼板彈簧。 4.2.2.4鋼板彈簧各片長度的確定 通過作圖法確定鋼板彈簧的尺寸。 主簧各片長度如表4-1。 表4-1主鋼板彈簧各片長度 片號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 長度 1616 1616 1452 1288 1124 960 796 632 468 304 付簧各片長度如表4-2。 表4-2副鋼板彈簧各片長度 片號 1 2 3 4 5 長度 1155 952 749 546 343 4.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；；a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94[15]，E為材料彈性模量； 為主片和第（k+1）片的一般長度。 公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。主簧剛度的驗(yàn)算如表4-3。 表4-3主鋼板彈簧驗(yàn)算 主鋼板彈簧自由剛度： = 主鋼板彈簧加緊剛度： 與設(shè)計(jì)值=226.6N/mm相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算如表4-4。 表4-4副鋼板彈簧的驗(yàn)算 副鋼板彈簧自由剛都： = 副鋼板彈簧的加緊剛度： 與設(shè)計(jì)值=197.2N/mm相差不多，副簧的剛度滿足要求。 4.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 4.4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算： 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化。S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。 下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高： 主簧：==14.6mm =100.9+15+14.6=130.5mm 副簧：==8.2mm =32+15+8.2=55.2mm 4.4.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：==2501mm 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：= 4.4.3鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);（N/）；E為材料的彈性模量，取E為 N/;i片的彈簧厚度(mm)。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。 對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。[5] 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩：[13] 主簧各片預(yù)應(yīng)力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-5。 表4-5主鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高 片號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 σ0i -100 -80 0 10 20 30 40 50 20 20 Ri 3200 2973 2501 2452 2406 2360 2317 2275 2406 2406 Hi 102 110 105 85 66 49 34 22 11 5 副簧各片預(yù)應(yīng)力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-6。 表4-6副鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高 片號 1 2 3 4 5 σ0i -80 0 10 30 30 Ri 3924 3021 2937 2781 2781 Hi 42 38 24 13 5 4.5鋼板彈簧總成弧高的核算 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的 1/= 式中，第i片長度。 先對主簧的總成弧高核算，將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得： 與原設(shè)計(jì)值為H0=130.5mm相差不大，符合要求。 對副簧總成弧高的核算，將副簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：=3121mm =53.4mm 與原設(shè)計(jì)值=55.2mm相差不大，符合要求。 4.6鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算[11] =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。 對于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。 滿載靜止時(shí)有： 由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度： 其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 驗(yàn)算副簧強(qiáng)度： 主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。 不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動(dòng)撓度fd計(jì)算載荷。[18] 主簧的極限載荷按下式計(jì)算： 副簧的極限載荷按下式計(jì)算： 不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。 4.7鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9 N/mm。 = 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。 4.8小結(jié) 本章根據(jù)國內(nèi)外汽車鋼板彈簧設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合汽車使用的實(shí)際道路情況，確定了鋼板彈簧的長度，寬度、厚度、片數(shù)和剛度等基本數(shù)據(jù)。采用共同曲率法[14]對鋼板彈簧的剛度進(jìn)行了校核。對前鋼板彈簧在各種情況下的受力進(jìn)行了分析，驗(yàn)算了鋼板彈簧的最大的應(yīng)力。并對卷耳和彈簧銷進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。完成了后鋼板彈簧的設(shè)計(jì)。 第三章總結(jié)與展望 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我深刻的認(rèn)識到懸架對汽車的重要性。也認(rèn)識到在懸架設(shè)計(jì)過程中要注意的一些問題。鋼板彈簧是最早作為汽車懸架彈性元件的一種彈簧。在汽車懸架不斷更新?lián)Q代的今天，鋼板彈簧仍然被廣泛應(yīng)用與貨車和橋車后懸上，足以證明它的優(yōu)勢。雖然現(xiàn)在的電子控制空氣懸架技術(shù)很先進(jìn)，但是鋼板彈簧仍然有它的研究價(jià)值。經(jīng)過這么多年人們對鋼板彈簧的研究設(shè)計(jì)。鋼板彈簧的設(shè)計(jì)方法得到不斷改進(jìn)。在這次設(shè)計(jì)中我感覺最難的就是鋼板彈簧的斷面尺寸的確定。在很多設(shè)計(jì)方法中對鋼板彈簧的截面尺寸都沒有確定的公式計(jì)算，設(shè)計(jì)師往往是憑經(jīng)驗(yàn)先覺得其中的一兩個(gè)參數(shù)然后在用公式確定其他的參數(shù)。對于經(jīng)驗(yàn)少的新手來說這個(gè)就有點(diǎn)困難了。要想同時(shí)滿足剛度和強(qiáng)度的要求，還要對照國家的標(biāo)準(zhǔn)，選符合國產(chǎn)型材的尺寸。這往往要通過很多次重復(fù)計(jì)算才能確定。所以有人專門開發(fā)了一個(gè)彈簧的設(shè)計(jì)的軟件，主要就是減少設(shè)計(jì)人員的計(jì)算工作量。經(jīng)驗(yàn)不足的人可以在軟件上不斷更改設(shè)計(jì)參數(shù)。從得出最符合設(shè)計(jì)要求的參數(shù)。還有一個(gè)比較難的是確定各片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)力。查閱了好多關(guān)于這方面的資料。有好多種不同的方法。有些方法計(jì)算很復(fù)雜，要建立相當(dāng)復(fù)雜的數(shù)學(xué)模型。有些方法就是憑經(jīng)驗(yàn)，靠多次反復(fù)計(jì)算。還沒發(fā)現(xiàn)有那種方法計(jì)算比較精確。 本次設(shè)計(jì)中用到的共同曲率法做的假設(shè)與實(shí)際中鋼板彈簧還是有差別的。導(dǎo)致計(jì)算不能精確。還有就是用這種方法不能算出每片鋼板彈簧所受的應(yīng)力，只能計(jì)算出鋼板彈簧的平均受力。不能真是反映每片彈簧的受力。現(xiàn)在人們開始用有限元分析法來計(jì)算各片鋼板彈簧的受力。借助各種計(jì)算機(jī)軟件可以對鋼板彈簧進(jìn)行仿真。鋼板彈簧的設(shè)計(jì)也會越來越簡單。 致 謝 本文是在XXX老師的耐心指導(dǎo)下完成的。在課題的研究過程中，他每周都對我的畢業(yè)設(shè)計(jì)進(jìn)行悉心指導(dǎo)和幫助。在我遇到困難時(shí)，他也多次給我鼓勵(lì)和鞭策。X老師在科學(xué)上的執(zhí)著追求、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、學(xué)者的先鋒精神，嚴(yán)以律己、寬厚待人和亦師亦友的高尚品德，給我樹立了榜樣，使我在今后的工作和生活中受益匪淺。 經(jīng)過這段時(shí)間的畢業(yè)設(shè)計(jì)，我感覺到掌握扎實(shí)的基礎(chǔ)知識和學(xué)會使用必要工具的重要性，深刻體會到網(wǎng)絡(luò)資源的巨大作用，在遇到難以解決的問題時(shí)，可以在因特網(wǎng)這個(gè)無窮的空間中尋找所需的資料，到相關(guān)的論壇上去求得幫助；學(xué)會靈活運(yùn)用Internet這個(gè)現(xiàn)代工具是我們必備的素質(zhì)。同時(shí)畢業(yè)設(shè)計(jì)對我的英語水平也提出了較高的要求，通過閱讀英文資料、翻譯英文材料切實(shí)提高了我使用英語的水平，使我在今后的學(xué)習(xí)中不至落后現(xiàn)代技術(shù)發(fā)展的潮流。 在進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程中，對于我的家人和朋友，我的感激之情無以言表，僅以此文獻(xiàn)給他們，感謝他們一直對我的關(guān)愛，陪我一路走過艱難的歷程?；厥状髮W(xué)四年，往事歷歷在目，心緒難以平復(fù)，如此多的關(guān)心和幫助讓我感到莫大的幸運(yùn)，感覺充滿力量，這些將支持我走向新的崗位，為社會為他人貢獻(xiàn)我的綿薄之力。 參考文獻(xiàn) 參考文獻(xiàn) [1] 張洪欣主編．汽車設(shè)計(jì)．機(jī)械工業(yè)出版社，1989 [2] 陳家