【正文】 向量；若后鈾左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減少不足轉(zhuǎn)向量 一般應(yīng)使汽車有適度的不足轉(zhuǎn)向特性 。 垂直載荷 W 側(cè)偏剛度K rk 0k 39。 架型式、導(dǎo)向桿系的布置以及懸架參數(shù)的選擇等對汽車性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內(nèi)在聯(lián)系。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 22 第 4章 對長 安星卡 SC1022D7 后懸架的設(shè)計 第 2章 及其結(jié)構(gòu)強度校核 本章將具體設(shè)計計算鋼板彈簧懸架，主要分結(jié)構(gòu)和強度兩方面，設(shè)計過程以長安星卡 SC1022D7 為例，設(shè)計其后鋼板懸架。 圖 41 長安星卡 SC1022D7 實圖 鋼板彈簧 的種類 目前汽車上使用的鋼板彈簧常見的有以下幾種 [23]: (1) 普通多片鋼板彈簧，如下圖所示，這種彈簧主要用在載貨汽車和大客車上，彈簧彈性特性如圖所示，呈線性特性 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 23 圖 42 普通多片鋼板彈簧 (2) 少片變截面鋼板彈簧，如下圖所示，為減少彈簧質(zhì)量，彈簧厚度沿長度方向制成不等厚，其彈性特性如一般多片鋼板彈簧一樣呈線性特性。彈性特性如圖所示 ，開始時僅主簧起作用，當(dāng)載荷增加到某一值時副簧與主簧共同起作用，彈性特性由兩條直線組成。 圖 45 漸變剛度鋼板彈簧 后懸架載荷變化很大的貨車和大客車，為防止汽車前后懸架的頻率相差過大而導(dǎo)致汽車車身的猛烈顛簸 (縱向角振動 )，常用此類非線性特性的懸架，從而改善汽車行駛平順性?？紤]經(jīng)濟(jì)適用性，選用線性懸架的普通多片鋼板彈 簧。 圖 46 矩形斷面簧片 圖 46 的矩形斷面簧片由于制造簡單，目前應(yīng)用的比較多。一般輕型汽車多用此類型的簧片 圖 47 單面帶槽斷面 圖 48 T 形斷面 圖 49 單面帶雙槽斷面 圖 4圖 48 和圖 49 的斷面形狀設(shè)計成不對稱型式，使斷面中性軸移近受拉斷面，改變了應(yīng)力分布情況，從而減小彈簧拉用力。 但考慮長安星卡 SC1022D7 車型是輕型貨車，矩形斷面許用應(yīng)力足夠，而且加上制造方便，成本低，選用圖 46 矩形斷面 。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 26 圖 410 矩形端部 第一種是矩形圖 410，這種彈簧制造簡單，在載貨汽車上使用較 多。 圖 411 梯形端部 為克服圖 410 的缺點，將簧片端部切去兩角而呈梯形 ， 如圖 411。這兩種鋼板彈簧不僅減小了彈簧片間摩擦，而且降低彈簧剛度，改善彈簧應(yīng)力分布。 考慮矩形圖的缺點，選用圖 b 的梯形圖端部形狀。上卷耳使用的較多，采用下卷耳主要是為了協(xié)調(diào)鋼板彈簧與轉(zhuǎn)向哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 27 系的運動，下卷耳在載荷作用下容易張開，強度不易保證；平卷耳可以減少卷耳的應(yīng)力，因為縱向力作用方向和彈簧主片斷面的中心線重合，對于不能增加主片厚度又但要保證主片卷耳強度的彈簧多采用平卷耳。 圖 413 下卷耳 圖 414 上卷耳 圖 415 平卷耳 對于輕型貨車常用上卷耳，故長安星卡 SC1022D7 可采用上卷耳圖 414，可以避免下卷 耳的強度不足和上卷耳的制作費用較高的缺點 . 彈簧包耳 汽車在使用條件惡劣的情況下，需要采用加強卷耳的措施。包耳常見的有 1／ 4 包耳 (圖 416)和 3／ 4 包耳 (圖 417)。 本車長安星卡 SC1022D7 屬于微卡， 故本車采用 1／ 4 包耳 。中心 螺栓在 U形螺栓松動時易剪斷，因此應(yīng)有一定的強度。下表是推薦的中心螺栓直徑尺寸。對于重型載貨汽車，中心螺栓多用 40Cr 或 40MnB 制成。因此由上表得出中心螺栓直徑先初步確定為 8mm，由此得中心孔直徑為 ? ，螺栓由 15MnVB 材料作成 。彈 簧夾箍結(jié)構(gòu)如下圖所示。為了防止彈簧橫向扭曲時在簧片上產(chǎn)生過大的應(yīng)力，在夾箍和彈簧片表面之間會留有一定的間隙，一般不小于 ，夾箍與彈簧片側(cè)面間隙為 ～ 1mm。 圖 418 可拆式夾箍 圖 419 不可拆式夾箍 此車采用圖 b 所示的不可拆式夾箍 ，結(jié)構(gòu)簡單，費用低 。如果將多片彈簧各片展開，將展成一個平面，組成一個新的單片彈簧。新單片彈簧計算方法常有梯形單片彈簧計算法和階梯形單片彈簧計算法，本論文后面的設(shè)計內(nèi)容根據(jù)梯形單片彈簧計算法，設(shè)計計算公式皆以此為基礎(chǔ)。 圖 421 共同曲率法 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 31 鋼板彈簧設(shè)計的已知參數(shù) 1 彈簧載荷 通常在設(shè)計時，根據(jù)整車布置給定的空、滿載軸載荷質(zhì)量減去估算的非簧載質(zhì)量，得到在每副彈簧上的承載質(zhì)量。如果鋼板彈簧布置在車橋上方，彈簧 3／ 4 的質(zhì)量為非簧載質(zhì)量；下置彈簧，則 1／ 4 彈簧質(zhì)量為非簧載質(zhì)量。收 集資料后得到長安星卡 SC1022D7 的數(shù)據(jù)如下 。本車選用60Si2 Mn。 2 懸架的靜撓度值 cf 和動撓度 df 以及滿載弧高 af 的確定； 用途不同的汽車，對平順性的要求是不一樣的。由前面第三章得 各種車型車身固有頻率 0n 的實用范圍為：貨車 ～ ；旅行客車 ～ ；高級 轎車 1～ 。 故可選擇為 0n = 。 懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形 (通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的 1/2 或 1/3) 時，車輪中心相對車架 (或車身 )的垂直位移。一般 ： 轎 車： 7～ 9 cm； 大客車： 5～ 8cm； 貨 車： 6～ 9cm 。 滿載弧高 af 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 (不包括卷耳孔半徑 )連線間的最大高度差。為了在車架高度內(nèi)已限定時能得到足夠的動撓度值，常取 af =10～20mm。 3 期望的彈簧斷面尺寸和有效長度的確定 a 期望的彈簧剛度值 (夾緊 剛度 )[28] (K)=cfQ = 80 ? =49N／ mm (41) b 初步確定鋼板彈簧片數(shù) 片數(shù) n 少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在 6～ 14片之間選取。故選取 各片中和主片相等 (包括主片 )的片數(shù)為 2，總片為 5。計算得 ? =。鋼板彈簧長度 L 是指彈簧兩卷耳中心之間的距離，對于小轎車的后鋼板彈簧，初步可以選取 L=(～)La ；對于貨車前鋼板彈簧 L=(～ )La ；貨車后鋼板彈簧 L=(～)La 。 彈簧的無效長度 LS 一般取 LS =k*S， 彈簧的有效長度 ｌ e =L LS =L k*S (mm) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 33 式中 k— 無效長度系數(shù)，一般取 k=～ ；選 k= S— U形螺栓夾緊距， mm。 則ｌ e = 90=955mm。 梯形單片彈簧在根部應(yīng)力 ? =04WQL (N／ mm2 ) (44) 式中 W0 — 梯形單片彈簧在根部的斷面系數(shù)， mm3 。對于60Si2 Mn 材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦 [ W? ]在下列范圍內(nèi)選取 :前彈簧和平衡懸架彈簧為 350～ 450N／ mm2 ；后彈簧懸架為 450～ 550 N／ mm2 。增大片寬，能加強卷耳強度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。推薦片寬和平均片厚的比值 b／ hP 在 6～ 10 間選取。 此時的 b／ hP =55／=，符合給定的比例范圍。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 34 重新對剛度進(jìn)行驗算： J0 = nbh3 ／ 12= (K)=3048LEJ?=35 95 520 ? ??? =，符合要求。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放在一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長度不同。首先假設(shè)各片厚度不同，則具體進(jìn)行步驟如下： 先將各片厚度 hi 的立方值 h3i 按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在 ? i0 圖上 (如下圖 )，再沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半 L／ 2 和 U 形螺栓中心距的一半 S／2,得到 A、 B 兩點，連接 A、 B 即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。 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)邊端點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。 圖 422 鋼板彈簧展開圖 根據(jù)前面已經(jīng)算得的數(shù)據(jù)進(jìn)行畫圖，通過作圖確定出鋼板彈簧各片長度哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 35 如下圖所示，現(xiàn)標(biāo)注如下： 圖 423b 本文設(shè)計 鋼板彈簧展開圖 由圖中可得鋼板彈簧片從下到上 5 片長度一半的長度，得到分別為、 549mm、 、 1000mm、 1000mm。 cf 、 af 在前面已經(jīng)得 出。 (2)鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定：因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，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 Ri （如下圖）。 圖 424 狀態(tài)下的曲率半徑 Ri 由材料力學(xué)得，作用在任一彈簧片上的彎矩與曲率半徑變化值之間的關(guān)系可用下式表示： KKKK EIMRR ??011 1／ mm (49) 式中 MK —— 第 K 片彈簧各斷面的彎矩， RK :第 K片彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑， mm RK0 :第 K片彈簧在裝配后的曲率半徑， mm IK :第 K片彈簧斷面慣性矩， mm 彈簧預(yù)應(yīng)力 KKK WM?0? (410) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 37 將以上兩式聯(lián)立得 )11(00 KKKKK RRWEI ??? N／ mm2 (411) 假設(shè)各片彈簧均為矩形斷面，裝配后的各片彈簧曲 率半徑等于彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑，各片彈簧上的預(yù)應(yīng)力可以寫成： )11(2 00 RREh KkK ??? N／ mm2 (412) 式中 hk —— 第 K片彈簧片厚， mm 0R —— 彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑， mm 如果知道彈簧總成自由狀態(tài)下的曲率半徑 0R 和預(yù)加在 各片彈簧上的預(yù)應(yīng)力 K0? ，那么可求出各片彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑 RK kKK EhRR00211 ??? 1／ mm (413) 彈簧各片預(yù)應(yīng)力的選擇，原則上應(yīng)考慮以下幾個因素： Ⅰ彈簧各片未裝配前，各片間隙不要相差太大，各片裝配后，應(yīng)使各片能很好配合。 基于上述 原因，選擇各片預(yù)應(yīng)力時，片厚相等的鋼板彈簧，各片預(yù)應(yīng)力值不宜過大。一般推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力約為 300～ 350N／ mm2 。并且在確定各片預(yù)應(yīng)力時，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部出的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩 Mi 之代數(shù)和等于零。 按常規(guī)選擇 100～ +100，分配后六片從長到短的預(yù)應(yīng)力依次為 100,40，0， 40,100.(N／ mm)。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 38 g 鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑 iR 是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力 i0? 后用式 413計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式 R0 =L2 ／ 8 H0 計算的結(jié)果會不同。 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)，由此可求出等厚葉片彈簧的 0R 為 ?????niini iiLRLR1101 (414) 式中 iL 為鋼板彈簧的第 i 片的長度。 鋼板彈簧總成弧高為 H≈ 2L ／ 8 0R =10002 ／ (8 )=。若相差較大，則應(yīng)重新選擇鋼板彈簧各片的預(yù)應(yīng)力，再進(jìn)行核算， 直到 滿足標(biāo)準(zhǔn)。 許用應(yīng)力 [σ]取為 1000N／ mm2 。故應(yīng)力分析設(shè)計合理。 圖 425 鋼板彈簧卷耳 卷耳處所受應(yīng)力 ? 是由彎曲應(yīng)力和拉壓合成的應(yīng)力。許用應(yīng)力 [? ]取為 350N／ mm2 。 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷作用時鋼板彈簧銷受到的 應(yīng)力 Z? =bdFZ (417) 其中 ZF 為滿載靜止時鋼板彈簧端部的 載荷； b 為卷耳處葉片寬； d 為鋼板彈簧銷的直徑，用 20鋼或 20Cr 鋼經(jīng)滲碳處理或用 45 鋼經(jīng)高頻淬火后，許哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科 生 畢業(yè)論文 （設(shè)計） 40 用應(yīng)力為 [ Z? ]≤ 7～ 9N／ mm2 根據(jù)以上初步確定為 15mm； ZF =2 ?=19