【文章內容簡介】 上側端點相連。該圖中實線所示的葉片長度是經過圓整后的尺寸。有的葉片端部裝有 夾 箍，則需 有一定的余量 。 (如圖 31) 本科生畢業(yè)設計（論文） 11 圖 31 鋼板彈簧各片長度的 確定 算 由于有關撓度增大系數(shù)δ、 慣 性矩 Jo、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準確，所以要驗算剛度。用共同曲率法來計算剛度。假定同一截面上各片曲率變化值相同， 各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。剛度驗算公式為 ： ? ?3 1116/ n kKkkcE a YY? ???????????? 其中 ? ?1 1 1kka l l???? ， 11 kkiiY J?? ?，1111 kkiiY J???? ? 式中，α — 經驗修正系數(shù)，α = E— 材料的彈性模量， E= 105MPa l lk+1— 主片和第 k+1 片的一半長度。 驗算結果： c=，其誤差在 5%以內，滿足條件。 （ 1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 Ho Ho=fc+fa+△ f 式中， fc為靜撓度 ； fa 為滿載弧高； △ f為鋼板彈簧總成用 U型螺栓加緊后引起的弧高變化， 本科生畢業(yè)設計（論文） 12 △ f= ? ?22 )(3 L ffsLs ca ?? s為 U型螺栓中心距； L 為鋼板彈簧主片長度。 △ f= 27 8 0 )7710(1 0 07 8 031 0 02 ????????????? =16mm Ho=10+77+16=103mm （ 2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ro Ro=L2/(8Ho) Ro=7802/(8 103)= 鋼板彈簧總成弧高為 H H≈ L2/(8Ro) H≈ L2/(8Ro)=7802/(8 )=103mm 鋼板彈簧總成弧高 H 與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 Ho，其驗算結果接近，故滿足要求。 （ 1）緊急制動時 ,前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力σ max σ max=[ G1 )( 1239。1 cllm ?? ]/[ oWll )( 21 ? ] 式中， G1— 作用 在前輪上的垂直靜載荷 , G1= 39。1m — 制動時前軸負荷轉移系數(shù) , 39。1m = ? — 道路附著系數(shù) , ? = 21 ll、 — 鋼板彈簧前、后段長度 , 21 ll ? =390mm Wo— 鋼板彈簧總截面系數(shù) , Wo= mm3 c— 彈簧固定點到路面的距 離 ,c=410mm σ max=[ )4 1 9 0(.3 9 ???? ]/[ 4 4 6)3 9 03 9 0( ?? ] =977 MPa [? ]=1000MPa，合格 （ 2）鋼板彈簧卷耳的強度核算 卷耳處所受應力σ是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即 )/()/()](3[ 1211 bhFbhhDF xx ???? 本科生畢業(yè)設計（論文） 13 式中， Fx— 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 , Fx= ?139。121 Gm= D— 卷耳內 徑 ,D=30mm b— 鋼板彈簧寬度 ,b=70mm h1— 主片厚度 ,h1=7mm [? ]— 許用應力， [? ]=350MPa )770/( 8 4 8)770/()]730( 8 4 83[ 2 ???????? =[? ]=350MPa 合格 （ 3） 鋼板彈簧銷強度計算 )/(bdFsz ?? sF 為滿載靜止時彈簧端部的載荷 , sF = Fw1/2=； b為卷耳處葉片寬 70mm； d為鋼板彈簧銷直徑，取 16mm )1670/( 2 2 2)/( ???? bdF sz? MPa? ?z?? =7～ 9MPa，合格 后懸架 系統(tǒng)設計 后懸架由鋼板彈簧和減振器組成 。 后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成 ，主簧 5片，副簧 3片 。連接方法 ： 副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的 下 方。主副鋼板彈簧 在中心處用中心螺栓連接一體， 主簧5 片由夾箍全部夾緊，副簧 3 片則是自由狀態(tài)。主 副簧整體 中部用蓋板和 U 型螺栓固定在后橋殼上 ，板簧縱置且布置在車架之外 。后鋼板彈簧通過銷、 連接板將前 端卷耳 與車架相連接，形成固定旋轉支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。 當汽車裝載質量較小時，主簧單獨工作，當載荷達到一定值時，主副簧開始接觸，開始共同工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸取? 由于后懸也是鋼板彈簧，所以計算步驟如 同 前 懸 ，同理可得后懸參數(shù)。 主、副鋼板彈簧結構參數(shù) 數(shù) 空載靜止時汽車后懸單個鋼板彈簧的簧載質量 m=（ ） ①主簧單獨作用時（空載）的剛度 C= 本科生畢業(yè)設計（論文） 14 ②主副簧完全貼合后的共同剛度 C2=③主副簧開始接觸的載荷，一般應高于空載，取 7000N ④主副簧完全接觸對應的載荷，一般應小于設計載荷，取 9000N ⑤板簧從設計載荷位置到限位塊壓死的行程， fd2=63mm ⑥板簧空載弧高 70mm，滿載弧高 20mm ⑦主簧 5片，寬度選 80mm，厚度選 8mm。主簧驗算剛度 N/mm。滿足要求。 ⑧副簧 3片， 寬度 80mm，厚度 10mm。主副簧共同作用總驗算剛度 N/mm。滿足要求。 L 的確定 L=（ +） ==1170mm 的 確定 （如圖 32） 副 簧 的 薩 芬 副簧 圖 32主副簧各片長度的確定 （ 1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 Ho Ho=fc+fa+△ f 式中， fc為靜撓度 ； fa 為滿載弧高； △ f為鋼板彈簧總成用 U 型螺栓加緊后引起的弧高變化， △ f= ? ?22 )(3 L ffsLs ca ?? s 為 U 型螺栓中心距； L 為鋼板彈簧主片長度。 本科生畢業(yè)設計（論文） 15 △ f= 21170 )6320(120117031202 ?????????? ??? =13mm Ho=20+63+13=96mm （ 2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 Ro 主簧曲率半徑 Ro=L2/(8Ho) Ro=11702/(8 96)= 副簧曲率半徑 R P(l1l)/(EI)=(1/Ro1/R) 式中： P空載時作用于板簧一端的載荷， P= E— 材料的彈性模量， E= 105MPa I— 主簧根部的總截面慣性矩， nbh3/12= l1— 主簧主片半長 l— 副簧主片半長 Ro — 主簧曲率半徑 求得副簧曲率半徑 R= 鋼板彈簧的 驗算 鋼板彈簧總成弧高為 H H≈ L2/(8Ro) H≈ L2/(8Ro)=11702/(8 )=96mm 鋼板彈簧總成弧高 H 與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 Ho，其驗算結果接近，故滿足要求。 2. 鋼板彈簧的強度驗算 （ 1）汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力σ max σ max=[G2 39。2m l1(l2+? c)]/[(l1+l2)Wo]+G2 39。2m ? /(bh1) 式中， G2— 作用在后輪上的垂直靜載荷 , G2= 39。2m — 驅動時后軸負荷轉移系數(shù)， 39。2m = ? — 道路附著系數(shù)， ? = 本科生畢業(yè)設計（論文） 16 b— 鋼板彈簧片寬， b=80mm h1— 鋼板彈簧主片厚度 , h1=8mm 21 ll、 — 鋼板彈簧前、后段長度 , 21 ll、 =585mm c— 彈簧固定點到路面的距離 ,c=449mm Wo— 鋼板彈簧總截面系數(shù) , Wo = 鋼板彈簧總截面系數(shù) Wo Wo≥ [Fw(Lks)/(4[σ w])] 式中， [σ w]— 許用彎曲應力， [σ w]=350～ 450MPa Wo≥ [ ( 120)/(4 350)]= σ max=[ 585 (585+ 449) /1170 ]+ (80 8) = [? ]=1000MPa，合格 （ 2）鋼板彈簧卷耳的強度核算 卷耳處所受應力σ是由彎曲應力和壓（拉）應力合成的應力，即 )/()/()](3[ 1211 bhFbhhDF xx ???? 式中， Fx— 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 , Fx= ?239。221 Gm= D— 卷耳內徑 ,D=30mm b— 鋼板彈簧寬度 ,b=80mm h1— 主片厚度 ,h1=8mm [? ]— 許用應力， [? ]=350MPa )880/( 7 8 1)880/()]830( 7 8 13[ 2 ???????? =[? ]=350MPa 合格 （ 3） 鋼板彈簧銷強度計算 )/(bdFsz ?? sF 為滿載靜止時彈簧端部的載荷 , sF = Fw2/2=； b為卷耳處葉片寬 80mm； d為鋼板彈簧銷直徑，取 16mm ???? )1680/( 5 5 7)/( bdF sz? ? ?z?? =7～ 9MPa，合格 本科生畢業(yè)設計（論文） 17 第 4 章 減振器設計 減振器分類 懸架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了減 振阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在 壓縮行程或者在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器， 反之稱為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應用 。 根據(jù)結構形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在比較大的工作壓力（ 1020MPa）條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為 ，但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應用。筒式減振器又分 為單筒式和雙筒式和充氣筒式三種。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應用。 設計減振器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。 CA1046 貨 車選用的是雙筒式減振器 前 后 懸架減振器計算 相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 減振器 相對阻尼系數(shù) ? 和阻尼系數(shù) ? 的確定 相對阻尼系數(shù) ? =， 取 ? =10o， ms=，杠桿比 n/a=1， n1= ， ? 為懸架固有頻率? =2? n1=。 阻尼系數(shù) ? =2? ms? / 2cos? =2 ? 和阻尼系數(shù) ? 的確定 本科生畢業(yè)設計（論文） 18 相對阻尼系數(shù) ? =， 取 ? =10o， ms=，杠桿比 n/a=1， n2= ， ? 為懸架固 有頻率? =2? n2=。 阻尼系數(shù) ? =2? ms? / 2cos? =2 最大卸荷力 最大卸荷力 F0的確定 Xv=A? cos? Xv為卸荷速度； A為車身振幅，取177。 40mm； ? 為懸架固有頻率。 Xv=40 =最大卸荷力 F0=?Xv= = F0的確定 Xv=A? cos? Xv為卸荷速度； A為車身振幅，取177。 40mm； ? 為懸架固有頻率。 Xv=40 =最大卸荷力 F0=?Xv= = 工作缸直徑 減振器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行 程的最大卸荷力 F0計 算工作缸直徑 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F 式中， [p]為工作缸最大允許壓力，取 3～ 4MPa，選取 [p]=； ? 為連桿直徑與缸 筒直徑之比，雙筒式減振器取 ? =～ ，選取 ? =，所以 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F=)( ???? ?= 由汽車筒式減振器國家標準（ QC/T491— 1999）選出一個標準尺寸 D=40mm 本科生畢業(yè)設計（論文） 19 減振器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0計算工作缸直徑 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F 式中， [p]為工作缸最大允許 壓力，取 3～ 4MPa，選取 [p]=； ? 為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取 ? =～ ，選取 ? =，所以 D=)1]([ 4 ??? ? ??p F=)( ???? ?= 由汽車筒式減振器國家標準（ QC/T491— 1999）選出一個標準尺寸 D=50mm 本科生畢業(yè)設計（論文） 20 第 5 章 平順性分析和編程 平順性的 概念 汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動