【文章內(nèi)容簡介】 == 有上面的二式，可聯(lián)立方程組： （1）= （2）由（1），（2）兩式可得： =2536N/cm , =2264N/cm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。 =又： ，得： = = = cm=29910N =主簧 ： ===副簧 ： ===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。 2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時負荷=69090N?；上虏糠趾芍?，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷：。由前面選定的參數(shù)知： ： 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與兩端連線間的高度差。常取=10～： ：（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=(～)軸距；貨車前懸架：L=(～)軸距，后懸架：L=(～)軸距。（2） 鋼板彈簧長度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗L = ，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1530mm , 副簧主片的長度為1100mm.：（1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定：有關(guān)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(shù)加以修正。因此，可根據(jù)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 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，)； 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：先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)，求得，然后=，初定。 對于主簧： L=1530mm k= S=110mm =1 =13 = E=將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得=計算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250 N/。==L=1530mm k= S=110mm =550 N/.將上面數(shù)據(jù)代入公式，得：=再計算主簧平均厚度：= 圓整到15mm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 = 110mm 對于副簧： L=1100mm k= S=110mm E= 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得 計算副簧總截面系數(shù)： ==L=1100mm k= S=110mm =250 N/.將上面數(shù)據(jù)代入，得：=再計算副簧平均厚度：= 圓整到10mm b = 70mm（2）鋼板彈簧片厚h的選取:本設(shè)計主簧和副簧均采用等厚片，片厚分別為15mm、10mm。通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設(shè)計選取矩形截面。（4） 鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)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(shù)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(shù)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(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車主簧的片數(shù)為13片，副簧的片數(shù)為8片。 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(cè)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(cè)邊斷點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長度：圖2 確定主簧各片長度圖主簧各片鋼板的長度如表1：序號1234567長度（mm） 1530 1093 序號8910111213長度（mm） 547 表1 主簧各片鋼板的長由圖3確定副簧各片長度圖3 確定副簧各片長度圖副簧各片鋼板的長度如表2： 序號1234567長度（mm） 1100 976 605 序號8長度（mm） 表2 副簧各片鋼板的長度3 鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，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= 其中， ； ；。式中，a為經(jīng)驗修正系數(shù)，～，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。結(jié)果得Czm=2376N/cm與設(shè)計值Cm=2264N/cm相差不大，基本滿足主簧剛度要求。Cza=2619N/cm與設(shè)計值Ca=2536N/cm相差不大，基本滿足副簧剛度要求。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)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算： 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。下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：主簧： 由： = 則=+18+= 副簧：==+18+=58mm（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：==. 副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=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。鋼板彈簧的總成弧高為 H上式計算的結(jié)果應(yīng)與計算的設(shè)計結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。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： 然后再代入H=。原設(shè)計值為H0=，相差不大，符合要求。再對副簧的總成弧高核算將副簧各片的長度和曲率半徑代入公式：1/=可得： =2603mm副簧總成弧高H=原設(shè)計值為H0=，相差不大，符合要求。當貨車牽引驅(qū)動時，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)力用下式計算 =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=~；貨車：=~；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，驗算強度時應(yīng)按主、副簧所受的實際載荷計算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗算后的實際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。滿載靜止時有：由上式驗算主簧強度：其中牽引驅(qū)動時，主簧載荷為 G= = = 驗算副簧強度：主副簧強度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強度要求。驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。不平路面上時，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動撓度fd計算載荷。主簧的極限載荷按下式計算：副簧的極限載荷按下式計算：不平路面上主副簧都符合強度要求。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： 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：主片符合強度要求。對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時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。 =彈簧銷滿足強度要求。第4章 平順性分析和編程汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動。當振動達到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。在同一路面上以相同車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。中級轎車平順性分析通常研究人體的全身振動。汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應(yīng)及對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標。目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應(yīng)為人體所習(xí)慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為60～85次/分(1HZ～)，～。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到1g，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，～。在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標準化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。該標準用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率1～80HZ振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應(yīng)的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標準《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》和《客車平順性評價指標及極限》。ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在1～80Hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反應(yīng)的三個不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。當駕駛員承受振動在此極限內(nèi)時，能保持正常地進行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這個極限之內(nèi)，將保持健康或安全。三個界限只是振動加速度容許值不同?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的2倍(增加6dB)；“舒適－降低界限”為“疲勞工效降低界限的1/(降低10dB)；而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。但是，汽車振動是一個極為復(fù)雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。為便于分析，需把復(fù)雜的實際汽車在某些假設(shè)條件下，簡化為等效振動系統(tǒng)。本設(shè)計采用汽車振動系統(tǒng)模型。如圖41。圖41 汽車振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學(xué)定理，可列出圖41所示系統(tǒng)的振動微分方程： （41）式中，為簧載質(zhì)量；為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側(cè)懸架的合成剛度；為左右兩側(cè)懸架的合成當量阻尼系數(shù)；為左右兩側(cè)懸架的合成輪胎剛度；為簧載質(zhì)量的垂直位移；為簧載質(zhì)量的垂直位移；為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對汽車的實際激勵。解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率： （42） 式中。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關(guān)，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的