浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計1目 錄目 錄 1第 1 章 緒 論 31.1 底盤及車架懸掛設計技術現狀及發(fā)展趨勢 31.2 汽車底盤及車架懸掛的基本組成 41.2.1 汽車底盤介紹及基本組成 .41.2.2 車架懸掛系統(tǒng)介紹及懸架基本類型 .5第二章 貨車總體設計 72.1 總體方案分析 72.1.1 汽車的分類 .72.1.2 五噸卡車（中型貨車）型式的選擇 .72.2 汽車主要尺寸的確定 112.2.1 外廓尺寸 .112.2.2 軸距 L .112.2.3 前輪距 B1 和后輪距 B2 122.2.4 前懸 F和后懸 R122.2.5 貨車車頭長度 .132.2.6 貨車車廂尺寸 .132.3 貨車質量參數的確定 132.3.1 整車整備質量 .132.3.2 汽車的裝載質量 .142.3.3 質量系數 .142.3.3 軸荷分配 .152.4 主要性能參數的選擇 162.4.1 動力性參數 .16浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計2第三章 后懸架設計 183.1 設計方案及主要考慮的參數 183.2 設計所需的主要參數的確定 183.3 懸架主要參數的確定 183.3.1 懸架的靜撓度 cf.183.3.2 懸架的動撓度 d193.3.3 懸架的彈性特性 .193.3.4 懸架主、副簧剛度的分配 .193.4 彈性元件的設計 223.4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 .223.4.2 鋼板彈簧主要參數的確定 .223.4.3 鋼板彈簧剛度的驗算 .273.4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 .283.4.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 .313.5 鋼板彈簧強度驗算 323.6 鋼板彈簧主片的強度的核算 343.7 鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 343.8 減震器設計計算 343.8.1 減振器的分類 .343.8.2 減振器的選擇 .35結 論 38參考文獻 39致 謝 40浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計3第 1 章 緒 論1.1 底盤及車架懸掛設計技術現狀及發(fā)展趨勢中國汽車工業(yè)這些年逐步建立起有競爭性、不同技術層次的零部件配套體系。并積極開展節(jié)能環(huán)保型的汽車研發(fā)，推動技術進步，加快汽車產品的結構升級。堅持對外開放和自主發(fā)展相結合的原則，努力提高自主研發(fā)能力，培育自主品牌產品。為了實現由“汽車大國”向“汽車強國”轉變，一方面，國家通過宏觀調控、政策扶持等措施，鼓勵和支持汽車產業(yè)的轉型升級；另一方面，企業(yè)在國家政策的引導下，在組織結構、產品結構、技術結構、市場結構等方面積極實施轉型升級戰(zhàn)略，全面、有效提升汽車產業(yè)的國際競爭力。一輛汽車有多個系統(tǒng)組成，傳動系統(tǒng)，制動系統(tǒng)，轉向系統(tǒng)，行駛系統(tǒng)等等，而決定汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性的是汽車懸架系統(tǒng)。懸架是現代汽車上重要總成之一。汽車懸架把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。懸架的最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩，緩和汽車駛過不平路面時路面?zhèn)鬟f給車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。懸架由彈性元件、導向裝置、減震器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。導向裝置由導向桿系組成，用來決定車輪相對于車架（或車身）的運動特性，并傳遞除了彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。緩沖塊用來減輕車軸對車架（或車身）的直接沖撞，防止彈性元件產生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。減振器是具有減振作用，使振動迅速衰減，減輕振動使乘員感到不舒適和疲勞。彈性元件則是為了緩和沖擊，使車架與車橋之間具有彈性聯(lián)系。因此，汽車懸架往往列為重要部件編入轎車的技術規(guī)格表，作為衡量轎車質量的指標之一。完善的汽車懸架系統(tǒng)可以很好的緩解路面給予車輛的沖擊，減輕汽車振動給乘客帶來頭暈，暈車等不良反應，使乘客感受到很好的乘坐舒適性。同時將汽車的懸架系統(tǒng)調校好，好的懸架系統(tǒng)在彎道性能上就能很好的表現出來，還有出去郊游時，能在惡劣的路況下通行，可以給駕駛員帶來更好的操作穩(wěn)定性以及一定的駕駛樂趣。優(yōu)良的懸架避震性能，也可以減輕振動給浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計4零件帶來的沖擊導致?lián)p壞，減少故障，降低維修成本和行駛安全。懸架系統(tǒng)使汽車能精準的過彎轉向，也能避免一定的交通事故發(fā)生可能性。因此可以發(fā)現，懸架對于整輛車具有重大意義，不可或缺。而當前的汽車懸架雖然已經十分先進，但是畢竟沒有完美的事物，不論什么形式的獨立懸架或非獨立懸架都有其缺點和不足。因此還需要不斷的研究發(fā)展。汽車工業(yè)是一個龐大的社會經濟系統(tǒng)工程，不同于普通產品，汽車產品是一個高度綜合的最終產品，需要組織專業(yè)化協(xié)作的社會化大生產，需要相關工業(yè)產品與之配套。長期以來，汽車工業(yè)作為國家重點投資和發(fā)展的產業(yè)，雖然取得了一定的成績，但是與世界汽車工業(yè)先進國 家相比還有很大差距。 我國的汽車工業(yè)尚屬幼稚產業(yè)， 國際競爭力不足， 隨著經濟全球化，汽車工業(yè)必須面對國際與國內廣泛領域的挑戰(zhàn)。 我國的汽車工業(yè)起步于 50 年代，經過 60 年的發(fā)展，已經具備了較 好的產業(yè)基礎，2007 年，中國汽車需求總量為879 萬輛，在全球市場占比從 2001 年 4.3%上升到 2007 年的 12.2%。2009 年首次超越美國成為全球第一大汽車產銷國后， 2010 年中國再次穩(wěn)坐全球銷量第一的位置。全年銷量超過 1800 萬輛。隨著汽車工業(yè) 的進一步快速發(fā)展，汽車工業(yè)對國民經濟發(fā)展的貢獻正越來越突出。1.2 汽車底盤及車架懸掛的基本組成1.2.1 汽車底盤介紹及基本組成汽車底盤的作用是支承、安裝汽車發(fā)動機和汽車各部件、總成，構成汽車整體；將發(fā)動機傳來的動力，經減速增矩后傳給驅動車輪，驅動車輛前進。底盤上設置有轉向控制、制動控制及減振緩沖等裝置確保車輛正常行駛。汽車底盤由傳動系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)和制動系統(tǒng)四個部分組成，如圖 1.2.1 所示。汽車的傳動系統(tǒng)是汽車發(fā)動機與驅動輪之間動力傳遞裝置的總稱。它能根據需要將動力平穩(wěn)接合并傳遞或迅速徹底地分離動力；能滿足汽車倒車和必要時左、右驅動車輪差速轉動的要求；且應保證在各種行駛條件下提供必需的牽引力、車速，使汽車有良好的動力性和燃油經濟性。傳動系統(tǒng)包括離合器、變速器、方向傳動裝置、主減速器、差速器等部分。汽車的行駛系統(tǒng)接受發(fā)動機經傳動系統(tǒng)傳來的轉矩，并通過驅動輪與路面間附著作用，產生汽車牽引力，保證汽車正常行駛；盡可能緩和不平路面對車身造成的沖擊和振動，保證汽車行駛的平順性；并且與汽車轉向系統(tǒng)配合，不浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計5對汽車轉向帶來影響，保證汽車的操縱穩(wěn)定性。行駛系統(tǒng)包括：車架、車橋、車輪和懸架等部分。圖 1.2.1 汽車（貨車）底盤結構圖汽車轉向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構。汽車轉向時，要保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。駕駛員通過操縱轉向系統(tǒng)，使汽車保持在直線或轉向的運動狀態(tài)，或者使這兩種運動狀態(tài)互相轉換。轉向系統(tǒng)包括：轉向盤、轉向軸、轉向器、轉向直拉桿、轉向梯形、轉向切等部分。制動系統(tǒng)是汽車裝設的全部制動和減速系統(tǒng)的總稱，其功能是使行駛中的汽車減速或停車以及實現可靠駐車。制動系統(tǒng)包括前后制動器、控制裝置、供能裝置和傳動裝置。1.2.2 車架懸掛系統(tǒng)介紹及懸架基本類型懸掛系統(tǒng)是汽車的車架與車 橋 或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平 順 地行駛。典型的懸掛系統(tǒng)結構由彈性元件、導向機構以及減震器等組成，個別結構則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現代轎車懸掛系統(tǒng)多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。懸掛系統(tǒng)是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關系到汽車的多種使用性能。從外表上看，汽車懸掛系統(tǒng)僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它很簡單，相反汽車懸架是一個較難達到完美要求浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計6的汽車總成，這是因為懸掛系統(tǒng)既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。汽車懸架包括彈性元件，減振器和傳力裝置等三部分，這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。彈性元件用力傳遞垂向力，并緩和由路面不平度引起的沖擊和振動。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動，實驗室是懸架機構中最清官的復雜的機械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等剛架、轉向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側向力及力矩，并保證車輪相對于車架（車身）有確定的相對運動規(guī)律。 汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架。非獨立懸架的結構特點是兩側車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架（或車身）連接。當一側車輪因道路不平而發(fā)生跳動時，必然引起另一側車輪在汽車橫向平面內發(fā)生擺動，故稱為非 獨 立 懸 架 。獨立懸架的結構特點是車橋做成斷開的，每一側的車輪可以單獨的通過彈性懸架與車架（或車身）連接，兩側車輪可以單獨跳動，互不影響，故稱為獨 立 懸 架 。非獨立懸架結構簡單、制造容易、維修方便、工作可靠。但汽車平順性較差，調整行駛時操穩(wěn)性差，應用于轎車時不利于發(fā)動機、行李艙的布置。因此非獨立懸架一般用于貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架。獨立懸架的優(yōu)點有：簧下質量?。粦壹苷加玫目臻g?。豢梢杂脛偠刃〉膹椈桑纳屏似囆旭偲巾樞?；由于有可能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的摶高度下降，又改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力。但是結構復雜、成本較高、維修困難。主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車。浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計7第二章 貨車總體設計 2.1 總體方案分析2.1.1 汽車的分類汽車有很多種分類方法，可以按照發(fā)動機排量、乘客座位數、汽車總質量、汽車總長、車身或駕駛的特點等來分類，也可以取上述特性中兩個指標作為分類的依據。國標 BG/T3730.1—2001 將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設計和技術特性上主要用于載運乘客及隨身行李和臨時物品的汽車，包括駕駛員座位在內最多不超過 9 個座位。商用車是指在設計和技術特性上用于運送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車。商用車又有客車、半牽引車、貨車之分。貨車按照汽車最大總質量的分類如下：表 2.1.1 貨車按照最大總質量分類 本次設計的汽車屬于中型載貨汽車。2.1.2 五噸卡車（中型貨車）型式的選擇不同型式的汽車，主要體現在軸數、驅動形式、布置形式以及輪胎的選擇上有區(qū)別。2.1.2.1 軸數汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響軸數的主要因素有汽浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計8車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的機構等。隨著設計汽車的乘員增多或裝載質量增加，汽車的整備質量和總質量增大。在汽車軸數不變的情況下，汽車總質量增加以后，使公路隨的負荷增加。當這種負荷超過了公路設計的承載能力時，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護公路，有關部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質量加以限制。汽車總質量小于 19t 的公路運輸車輛均采用結構簡單、制造成本較低廉的兩軸方案。2.1.2.2 驅動形式汽車的驅動形式有 4?2、4 4、6 2、6 ?6、8 4、8 8 等，前一位數字表示汽車車輪總數，后一位數字表示驅動輪數。增加驅動輪數能夠提高汽車的通過能力，驅動輪數越多，汽車的機構越復雜，整備質量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難。總質量小的商用車，多采用機構簡單、制造成本低的 4?2 驅動形式。2.1.2.3 貨車布置形式汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身（駕駛室）的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。A. 平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車a. 平頭式貨車 貨車的發(fā)動機位于駕駛室內時，稱為平頭式貨車。這種形式的貨車布置特點是發(fā)動機在駕駛員和副駕駛員座位中間，因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨立的發(fā)動機艙。b. 短頭式貨車 發(fā)動機的大部分在駕駛室的前部，少部分位于駕駛室內的貨車，稱為短頭式貨車。這種貨車車身部分的結構特點是：因發(fā)動機大部分凸出在駕駛室前部，所以發(fā)動機有獨立的發(fā)動機艙和單獨的罩蓋，發(fā)動機艙和駕駛室共同形成貨車的車頭部分。c. 長頭式貨車 貨車的發(fā)動機位于駕駛室前部稱為長頭式貨車。這種形式的貨車車身部分的結構特點與短頭式貨車相同，只是發(fā)動機艙和車頭部分更長些。d. 偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。它具有平頭車的一些優(yōu)點，如軸距短、視野良好等，此外還具有駕駛室通風條件好、維修方便等優(yōu)點。短頭式貨車的主要特點有：汽車的總長和軸距得到了縮短，最小轉變直徑浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計9小，機動性能好于長頭式，不如平頭式貨車；駕駛員的視野得到改善；動力總成操縱機構簡單；發(fā)動機的工作對駕駛員的影響得到很大改善；位于駕駛室內的發(fā)動機后部接近性不好，導致駕駛室內部空間擁擠，布置踏板困難；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，駕駛員和前排乘員的傷害程度比平頭式貨車要輕得多。長頭式貨車的主要特點有：發(fā)動機及其附件的接近性好，便于檢修工作；滿載時前軸負荷??；地板低，駕駛員上、下車方便；離合器、變速器、等操縱機構簡單，易于布置；發(fā)動機工作對駕駛員的影響很?。获{駛員和前排乘員安全性好。但是總長與軸距均較長，最小轉彎直徑較大，機動性能不好；駕駛員的視野不好。平頭式貨車相對于以上兩種車型，發(fā)動機可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應用。平頭貨車的主要缺點有：空載時前軸負荷大，因而在壞路上的通過性不好；因主駕駛室有翻轉機構和鎖止機構，使結構復雜；進出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機構復雜；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛等均有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，易使駕駛員和前排乘員受到傷害。平頭式貨車的主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好，不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車的整備質量減??；駕駛員的視野得到明顯改善；采用翻轉式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭車的該指標比較高。因此，對于要求結構簡單的任斯璐貨車來說，采用平頭式比較合適。B. 發(fā)動機前置、中置、后置a. 發(fā)動機前置后橋驅動貨車 主要優(yōu)點：可以采用直列、V 型活臥式發(fā)動機；發(fā)現故障容易；發(fā)動機的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機構結構簡單，容易布置；貨箱地板高度低。主要缺點是：如果采用平頭式駕駛室，而且將發(fā)動機布置在前軸之上，牌駕駛員、副駕駛員座位之間時，駕駛室內部擁擠，隔絕發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動的工作困難，離合器、變速器等機構復雜；如采用長頭式駕駛室，在增加整車長度的同時，為保證駕駛員有良好的視野，需將座椅布置得高些，這又會增加整車質量和整車質心高度等問題。b. 發(fā)動機中置后橋驅動 發(fā)動機中軒后橋驅動貨車，可以采用水平對置式發(fā)動機布置在貨箱下方，因而發(fā)動機通用性不好，需特殊設計，故障維修不浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計10便；離合器、變速器等機構復雜；因發(fā)動機距離地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；受發(fā)動機位置影響，貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多，并且難以克服，故不采用。c. 發(fā)動機后置后橋驅動 這種布置形式的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅動的乘用車的底盤基礎上變形而來的，所以一般不采用。它的主要缺點是離合器、變速箱等操縱機構結構復雜；發(fā)現發(fā)動機故障和維修發(fā)動機都困難以及發(fā)動機容易被泥土弄臟；后橋容易超載等。因此，本設計采用發(fā)動機前置后橋驅動。2.1.2.4 輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數據之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力——傳動系參數的匹配以及對整車尺寸參數（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。輪胎所隨的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數。大多數汽車的輪胎負荷系數取為 0.9~1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數應接近下限；對在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應超載。在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負荷系數可取上限甚至達 1.1；對車速不高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損，甚至發(fā)生胎面剝落及爆胎等事故。試驗表明:輪胎超載 20%時，其壽命將下降 30%左右。為了提高汽車的動力因數、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載量 4t 的載貨汽車在 20 世紀 50 年代多用的9.00-20 輪胎早已被 8.25-20、7.50-20 甚至 8.25-16 等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、斷面形狀扁平寬輪輞低壓輪胎，以便降低摶高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查相應的國家標準。轎車輪胎標準見 GB 2978-82；貨車和客車的輪胎規(guī)格詳見國標 GB 516-82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷可增加 10% ~ 15% 。浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計11根據設計特點，結合類似車型，確定輪胎選用 8.25-20。2.2 汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸等。2.2.1 外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸，受有關法律限制不能隨意確定，貨車還要受裝載質量的影響。汽車尺寸小些不僅可以行駛期間需要占用的道路長度小，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質量相應減少，這對提高比功率、比轉矩和燃油經濟性有利。每個國家對公路運輸車輛的外廓尺寸均有法規(guī)限制。這是為了使汽車的外廓尺寸適合本國的公路橋梁、涵洞和鐵路運輸的標準及保證行駛的安全性。我國對公路車輛的極限尺寸規(guī)定如下：表 2.2.1 汽車及掛車外廓尺寸的最大限值GB1589-2004.4.1.2.1 中限定的汽車外廓尺寸如上表所示，后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處 250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。2.2.2 軸距 L 軸距 L 對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長；汽車上坡時制動或加速時軸荷轉移過大，使汽車制動性或操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角震動增浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計12大，對平順行不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質量或載客量多的貨車或客車軸距取得長。對機動性要求高的汽車，軸距應取得短些。為滿足市場需要，工廠在標準軸距貨車的基礎上，生產出短軸距和長軸距的變型車。對于不同軸距變型的軸距的變化，推薦在 0.4～0.6 的范圍內確定為宜。此次設計的中型貨車取軸距為 4100mm。2.2.3 前輪距 B1 和后輪距 B2改變汽車輪距 B 會影響車廂或駕駛室內寬度、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內寬隨之增加，并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性好；但是汽車的總寬和總質量及最小轉彎直徑等增加，并導致汽車的比功率、比轉距指標下降，機動性變壞。表 2.2.3 各類汽車的軸距和輪距這里確定前輪輪距為 1900mm，后輪距為 1860mm（后輪兩側兩輪胎中間線距離） 。 2.2.4 前懸 和后懸FLR前懸（ ）：前懸是指汽車最前端（除燈罩、后視鏡等非剛性固定部分外）到前軸中心之間的水平距離。前懸的長度應足以固定和安裝駕駛室前支點。發(fā)動機、水箱、轉向機、彈簧前托架和保險杠等零件和部件。前懸不宜過長，否則，汽車的接近角過小。前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減少了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。應在前懸這段尺浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計13寸內布置保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸這段尺寸有利于在撞車時對乘員起保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對平頭式汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置下各總成、部件的同時盡可能小些。對載客量少些的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠的結構件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。長頭貨車前懸一般在 110~1300mm 范圍內。本次設計是平頭式貨車取前懸為 1400mm。后懸（ ）：是指汽車最后端（除燈罩等非剛性固定部分外）至后軸中心RL之間的水平距離，后懸的長度主要決定于貨廂長度、軸距和軸荷分配情況，同時要保證適當的離去角。后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨廂長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低；而后懸短的貨車就可能使貨廂長度不夠?？傎|量在 1.8~14.0t 的貨車后懸一般在 1200~2200 之間，特長貨廂的汽車后懸可達到2600mm，但不得超過軸距的 55%。取后懸為 2500mm。2.2.5 貨車車頭長度貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。本次設計取車頭長度為 1800mm。2.2.6 貨車車廂尺寸要求車廂尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定的噸數。車廂長度選為 6100mm，寬度選為 2300mm。車廂邊板高度對汽車質心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應在 450~650mm 范圍內選取，這里取 550mm。車廂寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當寬些，以利于縮短邊板高度和車廂長度。2.3 貨車質量參數的確定汽車質量參數包括整車整備質量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、軸荷分配等。浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計142.3.1 整車整備質量汽車的整備質量：亦即我們以前慣稱的“空車質量” 。所謂汽車的整備質量是指汽車按出廠技術條件裝備完整（如備胎、工具等安裝齊備） ，各種油水添滿后的重量，但沒有載貨和載人時的整車質量。這是汽車的一個重要設計指標。該指標既要先進又要切實可行。它與汽車的設計水平、制造水平以及工業(yè)化水平密切相關。同等車型條件下，誰的設計方法優(yōu)化，生產水平優(yōu)越，工業(yè)化水平高，則整備質量就會下降。整車裝備質量對汽車制造成本和燃油積極性有影響。目前，盡可能減少整車整備質量的目的是：通過減少整備質量增加載質量或載客量，抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質量的主要措施有：新設計的車型應使其結構更合理，采用強度足夠的輕質材料，如塑料、鋁合金等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結構件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到廣泛應用。整車整備質量在設計階段需要估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車的有關質量數據，結合新車設計的特點、工藝水平等初步估計整備質量。通過設計要求，整備質量將根據設計載質量和質量系數在后面確定。2.3.2 汽車的裝載質量汽車的裝載質量 是指在硬路面上行駛時允許的額定載質量。汽車在碎石em路面上行駛時，裝載質量約為好路面的 75%~85%。這次設計確定的 為 5t。em2.3.3 質量系數質量系數 是指汽車裝載質量與整備質量的比值，即0m?= /e0該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平， 越大，說明汽車的結構和制0m?造工藝越先進。表 2.3.3 貨車的質量系數 0浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計15這次確定的 為 1.25，則求得整車整備質量 = / = 0.8 =4t。0m?0me0?e2.3.3 貨車總質量汽車的總質量 是指裝備齊全，并按規(guī)定載滿客、貨時的整車質量。汽車a總質量的確定：轎車：汽車總質量=整備質量+駕駛員及乘員質量+行李質量客車：汽車總質量=整備質量+駕駛員及乘員質量+行李質量+附件質量貨車：汽車總質量=整備質量+駕駛員及助手質量+行李質量則貨車的總質量 由整備質量 、裝載質量 和駕駛員以及隨行人員質am0em量三部分組成，即= + + 65kga0e1n式中， 為包括駕駛員以及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。=4t+5t+2 65kg=9.13ta?最終確定的總質量為 9.5t。2.3.3 軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止的情況下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用空載或滿載質量的百分比來表示。汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計時應根據汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對輪胎壽命和汽車的許多使用性能的影響來說，從各車輪輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷相差應不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，從動軸上的負荷也適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在壞路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉身軸的負荷不應過小。在確定汽車的軸荷分配時，還要考慮汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性和動態(tài)方向穩(wěn)定性。根據理論分析，汽車質心位置到汽車中性轉向點的距離 s對汽車的靜態(tài)方向穩(wěn)定性有決定性的影響。因此，可以得出作為很重要的軸荷參數，各使用性能對其要求相互矛盾，這就要求設計時根據對整車的性能要求、使用條件等，合理地選取軸荷分配。浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計16表 2.3.4 各類汽車的軸荷分配汽車的驅動型式與發(fā)動機位置、汽車結構特點、車頭型式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前置前輪驅動乘用車和平頭式商用車前軸負荷較大，而長頭式貨車前軸負荷較小。當總體布置進行軸荷分配計算不能滿足預定要求時，可通過重新布置某些總乘、部件的位置來調整。必要時，改變軸距也可行?？蛰d時汽車前、后軸負荷都取 50%即 2750kg 和 2750kg。滿載時前、后軸負荷分別取 33%和 67%即 3135kg 和 6365kg。2.4 主要性能參數的選擇2.4.1 動力性參數汽車的動力性參數主要有直接檔和 I 檔最大動力因數、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉矩等。2.4.1.1 直接檔動力因數 max0D的選擇主要是根據對汽車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車類max0D型、用途和道路條件而異。轎車的 隨發(fā)動機排量的增大而增大。中、高級ax0轎車對加速性要求高，故 值較大。微型和普通級轎車為了節(jié)省燃料，max0值較小。載貨汽車的 是隨汽車總質量的增大而逐漸減小的，但也有max0個限度。微型貨車的 值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖帶掛車，而ax0且對平均車速和加速性能的要求也較高。中、重型貨車的 多在 0.04 ~ 0.07max0D范圍內。對中、重型貨車選擇 時的要求是：拖帶掛車后仍能直接檔在具有max0D3%坡度的公路上行駛。鞍式牽引汽車及半掛車等列車的 應在 0.03 以上。ax0礦用自卸汽車的行駛阻力大，其 也應不小于 0.04?？蛙嚨闹狄彩请S著其總ax0質量的增大而減小，但豪華型客車應比普通型客車的 值要大一些。max0浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計172.4.1.2 直接檔動力因數I 檔最大動力因數 直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能max1D力以及起步并連續(xù)換檔的加速能力。它和汽車總質量的關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡和附著條件。對于公路用車， 多在 0.30 ~ 0.38。中級max1D及以上的轎車，其 值的上限可高達 0.5，以便獲得必要的最低車速和較強max1的加速能力。礦用自卸汽車（裝載量為 6.5t 以下）的 值多在 0.30 ~ 0.46，ax1當采用液力機械傳動時，由于汽車起步后動力因數下降較快，為保證有足夠的爬坡速度和回事能力， 值還應取大一些。軍用越野汽車的爬坡能力要求高max1D達 60% ~ 75%，故 值多選擇在 0.63 以上。2.4.1.3 最高車速 axV隨著汽車性能特別是主被動安全性能的提高以及各國公路路段的改善和調整公路的發(fā)展，汽車的最高車速普遍有所提高。選擇時應考慮汽車的類型、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據來確定。本次設計的中型貨車的最大速度為 90km/h。2.4.1.4 汽車的比功率和比轉矩這兩個參數分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量這比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速性能的綜合指標，比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引能力。在比較各國車型的比功率時，應考慮到各國內燃機功率測定標準的差異。為了保證載貨汽車在高速公路上的速度適應性，有些國家對汽車的比功率值有所規(guī)定。我國標準 GB 7258-97 中規(guī)定，對公路用的機動車輛其比功率的最小值不能低于 4.8kw/t。農用運輸車不低于 4kw/t。2.4.1.5 汽車的加速時間汽車由起步并換檔加速到一定車速 Va 的時間，稱為“0—Va 的換檔加速時間” ；而在直接檔下由車速為 20km/h 加速到某一車速 Va（km/h）的時間，稱為“20—Va 的直接檔加速時間” ，它們均為衡量汽車加速性能和動力性能的重要指標。轎車常用“0—100km/h”或“0—80km/h”的換檔加速時間來評價。中、高級轎車的 0—100km/h 的換檔加速時間約為 8 ~ 15s；普通級轎車為 12~25s。也可采用 0—80km/h 的換檔加速時間來衡量其加速性能。載貨汽車常用 0—60km/h 的換檔加速時間或在直接檔下由 20km/h 加速到某一車速的時間來評價。裝載量 2~2.5t 的輕型載貨汽車的 0—60km/h 的換檔加速時間多在 0.5~30s；重型貨車的 0—50km/h 的換檔加速時間為 40~60s。城市大客車和旅游用大客車的0—70km/h 的換檔加速時間多在 33~65s。國外也有用起步并換檔加速行駛到某浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計18一距離（例如 0—400m,0—500m,0—1000m)所花費的時間來衡量汽車的加速性能的。浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計19第三章 后懸架設計3.1 設計方案及主要考慮的參數本次設計的是中型載貨汽車的后懸架，根據獨立懸架與非獨立懸架的選用依據（第一章中已介紹） ，確定選用非獨立懸架。從要求良好行駛的平順性、合適的衰減振動能力、保證良好的操縱穩(wěn)定性、制動或加速時保證車身穩(wěn)定及空間尺寸等各方面考慮，貨車后懸架設計主要需從懸架的靜撓度、動撓度、彈性特性以及主副簧剛度分配這幾方面入手。著重于板簧的設計及減震器設計。3.2 設計所需的主要參數的確定第二章中已經就貨車的布置形式及主要尺寸，質量參數和軸荷分配做了分析說明，確定本次設計中后懸架設計部分的主要參數如下：載質量：5000kg整備量：4500kg空車時：前軸負荷：2250kg 后軸負荷：2250kg滿載時：前軸負荷：3135kg 后軸負荷：6375kg尺 寸： 總 長：8000mm 總 寬：2500mm軸 距：4100mm 前 輪 距 ：1890mm后 輪 距：1860mm 滿載重心高度：1100mm3.3 懸架主要參數的確定3.3.1 懸架的靜撓度 cf懸架的靜撓度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 f 與此時懸架剛度 c 之c比，即cFfwc/?貨車的懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因汽車的質量分配系數近似等于 1，因此貨車車軸上方浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計20車身兩點的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率 n,可用下式來表示：n= ?2/mc式中，c 為懸架的剛度（N/m）,m 為懸架的簧上質量（kg）又靜撓度可表示為：cgfc/?g： 重力加速度（10N/kg）,代入上式得到：n=5/ cfn: hz: cmcf分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。又因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz 之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.9hz 。3.3.2 懸架的動撓度 df懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在 6～9cm。本設計選擇： cmfd0.8?3.3.3 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簧上質量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。3.3.4 懸架主、副簧剛度的分配浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計21圖 3.2.4 貨車主、副簧為鋼板彈簧結構的彈性特性如何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kF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的振動頻率變化要小，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頻率不大。這兩項要求不能同時滿足。由于貨經常處于滿載狀態(tài)，采用如下方法來確定。使副簧開始起作用時的懸架撓度 等于汽車空載時懸架的撓度 ，而使副af 0f簧開始起作用前一瞬間的撓度 等于滿載時懸架的撓度 。于是可求kf cf= FW0式中 分別為空載和滿載時的懸架的載荷。副簧，主簧的剛度之比為：WF和0， 1/???mac0/Fw?式中， 為副簧的剛度， 為主簧的剛度。ac單個鋼板彈簧滿載載荷：=WF NgG 29038.2456322 ?????輪 重簧 重后 橋 重滿載時 ： WmaF??式中 為副簧簧上質量， 為主簧簧上質量。m單個鋼板彈簧空載載時簧上質量： NgGF 860.92450220 ???????輪 重簧 重后 橋 重n=1.9hz，m=2902.3kg,代入公式：n= ?2/mc可得 c=4132N/cm浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計22又 28.3609/??FoW?1./?mac有上面的二式，可聯(lián)立方程組：（1）cNa/432??=0.81 （2）mc/由（1） ， （2）兩式可得：=1849N/cm , =2283N/cmacmc副簧起作用后，近似認為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為。caf=16035.7NWkF0?又：，得：acmcakWCff?= )/()(mkF?acf= 41327.6059= 3.14cm NccCfFaca 5806/849.????Wm=29023N—5806N=23217N??主簧 ： = = =101.7mmcfm28317副簧 ： = = =31.4mmcafCF49506浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計233.4 彈性元件的設計3.4.1 鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧。3.4.2 鋼板彈簧主要參數的確定已知單個鋼板彈簧的載荷：。NFW2903?由前面選定的參數知：cmfd.83.4.2.1 滿載弧高滿載弧高 是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面af與兩端連線間的高度差。常取 =10～20mm.在此取：afmfa15?3.4.2.2 鋼板彈簧長度 L 的確定（1） 選擇原則：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。（2） 鋼板彈簧長度的初步選定：根據經驗 L = 0.40 軸距，并結合國內外貨車資料，初步選定主簧主片的長?度為 1650mm, 副簧主片的長度為 1180mm。m??aL3.4.2.3 鋼板彈簧斷面尺寸的確定：（1） 鋼板彈簧斷面寬度 b 的確定：有關鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數加以修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距?。對于對稱式鋼板彈簧0J??EckSLJ48/)(30???浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計24式中： S ——U 形螺栓中心距（mm）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= ;cWfF/——為撓度增大系數。?撓度增大系數 的確定：先確定與主片等長的重疊片數 ，再估計一個總片數 ，求得 ，1n0n01/n??然后 =1.5/ ，初定 。???)5.01(4.???對于主簧：L=1650mm k=0.5 S=200mm =2 1n=14042??=1.5/ =1.5/ =1.35???)5.01(.??????????)1425.0(4.1E=2.1 N/5?4m將上述數據代入以上公式得=137×1030J4m計算主簧總截面系數 ：W0???WkSLF?/)(??式中 為許用彎曲應力。 的選取：后主簧為 450～550N/ ，后副??w?w 2m簧為 220～250 N/ 。2m= =23217NFL=1650mm k=0.5 S=200mm =500 N/ .??w?2m將上面數據代入公式，得：浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計25=18.0×1030Wm再計算主簧平均厚度：=15mm??cmwpEfkSLJh6)(/220????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ph圍內選取。b = 110mm對于副簧：L=1180mmk=0.5S=200mm1?n50?31.)5.01(4./5???????????E= 2/.2mN?將上述數據代入公式，得401mJ??計算副簧總截面系數 ：W0???WkSLF?/)(??= =5806NwFaL=1180mm k=0.5 S=200mm =245 N/??w?2m將上面數據代入，得：浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計26=6.4×1030Wm再計算副簧平均厚度：=12.5mm??cawpEfkSLJh6)(/220????b = 110mm（2）鋼板彈簧片厚 h 的選取:本設計主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為 15mm、12.5mm。通過查手冊可得鋼板截面尺寸 b 和 h 符合國產型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設計選取矩形截面。（4）鋼板彈簧片數的選擇：片數 n 少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數在 6～14 片之間選取，重型貨車可達 20 片。用變截面少片彈簧時，片數在 1～4 選取。根據貨車的載荷并結合國內外資料初步選取本貨車主簧的片數為 14 片，副簧的片數為 5 片。3.4.2.4 鋼板彈簧各片長度的確定先將各片的厚度 的立方值 按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫ih3i坐標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，連接 A，B 兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB 線與各片上側邊的交點即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從 B 點到最后一個重疊片的上側邊斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度。各片實際長度尺寸需經圓整后確定。由圖 2 確定主簧各片長度：主簧各片鋼板的長度如表 2：表 2 主簧各片鋼板的長度 序號 1 2 3 4 5 6 7 8 9長度（mm）1650 1650 1538.4 1427 1315.4 1204 1092.4 980.8 869.4序號 10 11 12 13 14長度 757.8 646.4 534.8 423.2 311.6浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計27（mm）圖 2 確定主簧各片長度圖由圖 3 確定副簧各片長度；浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計28圖 3 確定副簧各片長度圖表 3 副簧各片鋼板的長度序號 1 2 3 4 5長度（mm） 1180 984 788 592 3963.4.3 鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關撓度增大系數 ，總慣性矩 ，片長和葉片端部的形狀都?0J不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為：C= ???????????ni KkYaE113)(/6?其中， ； ； 。)(11????kkla?iKJY1/??1/kiJ式中，?為經驗修正系數，取 0.90～0.94，E 為材料彈性模量； 為主片,1l1?k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1l浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計29為鋼板彈簧總成自由剛度 ；如果用有效長度，即 代入上式，jc )5.0(1' kSl??求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度 。zc（1）主簧剛度的驗算：由公式 (mm-4)，得：??kiKJY1/Y1=6.3×10-5 Y2=3.15×10-5 Y3=2.1×10-5 Y4=1.575×10-5Y5=1.26×10-5 Y6=1.05×10-5 Y7=0.9×10-5 Y10=0.63×10-5 Y11=0.573 ×10-5 Y12=0.525×10-5 Y13=0.485 ×10-5 Y14=0.45×10-5 將上述數據代入公式，得總成自由剛度 ：jmC=2821N/cmjmC將上述數據代入公式有效長度，即 ，代入到公式所求得的是鋼板ksl5.01'??彈簧總成的夾緊剛度 zm=2844N/cm與設計值 =2283N/cm 相差不大，滿足主簧剛度要求。mc（2）副簧剛度的驗算：由公式 (mm-4)，得：??kiiKJY1''/Y1=1.1×10-4 Y2=0.55×10-4 Y3=0.37×10-4 Y4=0.275×10-4 Y5=0.22×10-4將上述數據代入公式，得總成自由剛度 ：jaCK 1 2 3 4 5 6 7= (cm)1?ka1??kl0 5.58 11.15 16.73 22.3 27.88 33.46K 8 9 10 11 12 13= (cm)1?k1?l39.03 44.61 50.18 55.76 61.34 66.92k 1 2 3 4=1?a??l98 196 294 392浙江工業(yè)大學本科畢業(yè)設計30=2504N/cmjaC如果用有效長度，即 ，代入公式所求得的是鋼板彈簧總成夾kSl5.01'??緊剛度 za=2554N/cmza與設計值 =1849/cm 相差不大,滿足副簧剛度要求。ac3.4.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 0H鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ，用下式計算：)(0ffac???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cfa后引起的弧高變化， ；S 為 U 型螺栓的中心距。L 為鋼2))(3LfSfca???板彈簧主片長度。下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ：0H主簧：由： mfc7.10?a5= 2))(3LfSfcma????????m4.20165/7.1026530 ?????則 =101.7+15+20.4=137.1mm )(0ffHac?副簧：=2))(3LfSfca????????m1.180254.3302????=31.4+15+11.1=57.5mm)(0ffHac?（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：