鋼板彈簧說明書.doc

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燕山大學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 題目： 長安單排微貨SC1011后懸架設(shè)計 學(xué)院（系）： 車輛與能源學(xué)院 年級專業(yè)： 11級車輛工程(3)班 學(xué) 號： 110110050021 學(xué)生姓名： 張賀帥 指導(dǎo)教師： 梁 晨 唐先智 教師職稱： 副教授 燕山大學(xué)課程設(shè)計評審意見表 指導(dǎo)教師評語： 成績： 指導(dǎo)教師： 年 月 日 答辯小組評語： 成績： 評閱人： 年 月 日 課程設(shè)計總成績： 答辯小組成員簽字： 年 月 日 目 錄 摘要 - 1 - 1、鋼板彈簧主要參數(shù)確定 - 1 - 1.1長安單排微貨SC1011設(shè)計技術(shù)參數(shù) - 1 - 1.2選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 - 1 - 1.3確定板簧總長L，滿載靜止弧高Ha，動撓度fd - 2 - 1.4選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù) - 3 - 1.5板簧的應(yīng)力校核 - 4 - 1.6各片長度的確定 - 5 - 1.7板簧的剛度驗算 - 6 - 1.8各片應(yīng)力計算 - 10 - 1.9預(yù)應(yīng)力及其選擇 - 10 - 1.10板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 - 13 - 1.11各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計算 - 14 - 1.12板簧的動應(yīng)力和最大應(yīng)力 - 17 - 1.13板簧的強度驗算 - 19 - 2、附件選取 - 19 - 2.1減震器 - 19 - 2.2U形螺栓 - 20 - 2.3U型螺栓上的螺母 - 20 - 2.4中心螺栓 - 20 - 2.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓 - 21 - 2.6卷耳處的銷及套筒 - 21 - 3、參考文獻 - 22 - 致謝 - 22 - 摘要 中國汽車工業(yè)經(jīng)過60年的發(fā)展,特別是改革開放以后,世界各國的汽車企業(yè)紛紛進入中國市場,才步入了真正的競爭時代。中國汽車工業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為一個種類比較齊全、生產(chǎn)能力不斷增長、產(chǎn)品水平日益提高的汽車工業(yè)體系。質(zhì)量、技術(shù)、服務(wù)、價格成為各個零部件供應(yīng)商競爭的關(guān)鍵因素。 懸架是現(xiàn)代汽車上的主要總成之一,它能夠把車架(車身)與車軸(車輪)彈性的連接起來,其主要任務(wù)是傳遞作用在與車架和車輪之間的一切力和力矩,并且緩和由于路面不平而傳給車身的沖擊載荷,衰減由于沖擊載荷引起的承載系統(tǒng)的振動,保證汽車的懸架通常由彈性元件、導(dǎo)向機構(gòu)及減振裝置組成。彈性元件主要有鋼板彈簧,螺旋彈簧,橡膠彈簧,空氣彈簧及油氣彈簧等。 板簧在汽車行駛過程中,除了承受車廂及載物的重量(靜載荷)外,還要承受因路面不平所引起的沖擊載荷,并因此造成單向循環(huán)彎曲應(yīng)力。板簧的主要失效方式是疲勞斷裂和產(chǎn)生永久性塑性變形。影響板簧使用壽命的除了設(shè)計、安裝、潤滑和使用等因素外,更重要的是板簧本身的熱處理質(zhì)量和表面質(zhì)量。要保證和提高熱處理質(zhì)量,必須加強質(zhì)量管理,完善質(zhì)量管理體系。提高產(chǎn)品質(zhì)量已成為我國經(jīng)濟發(fā)展的一個戰(zhàn)略問題,是企業(yè)競爭的主要手段。 本文對長安單排微貨SC1011后懸架進行設(shè)計。從而引出汽車鋼板彈簧的分類和主要零件以及材質(zhì)的選擇及鋼板彈簧的設(shè)計參數(shù)進行了詳細介紹和分析。 關(guān)鍵詞：鋼板彈簧、工藝設(shè)計 1鋼板彈簧主要參數(shù)確定 1．1長安單排微貨SC1011設(shè)計技術(shù)參數(shù) 長 3550mm 整備質(zhì)量 660Kg 寬 1400mm 滿載質(zhì)量 1100Kg 高 1660mm 空載軸荷分配系數(shù) 50%/50% 軸距 2000mm 空載軸荷分配系數(shù) 35%/65% 最小離地間隙 170mm 表1 長安單排微貨SC1011設(shè)計技術(shù)參數(shù) 1．2選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 1.1.1滿載偏頻nc 偏頻為評判整車平順性能的一個重要參數(shù)，在設(shè)計懸架初期就要先定義偏頻的范圍。根據(jù)書中要求，貨車滿載時，后懸架滿載偏頻要求在1.70~2.17Hz，但貨車對于平順性的要求比較低，暫取nc =1.85Hz。 1.1.2滿載靜撓度 fc 懸架的靜撓度fc會直接影響到車身振動的滿載偏頻，因此，要想保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。而且前懸架的靜撓度要比后懸架的靜撓度大些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。在選定偏頻后可以依據(jù)下面的公式計算后懸架的靜撓度 滿載靜撓度cm 1.1.3板簧線剛度Cs 懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上而車廂做垂直運動時，單位車廂位移下，懸架系統(tǒng)給車廂的總彈簧恢復(fù)力。鋼板彈簧作為懸架中的彈性元件，它自身的線剛度會影響到懸架的線剛度，從而影響車廂的位移量，這里用如下的公式計算板簧的線剛度。 滿載時單個板簧上的垂直載荷 1.1.4空載時的偏頻n0 及撓度f0 計算出滿載時的偏頻nc和靜撓度fc后，還需要通過空載情況下的靜載荷求出此時的偏頻及撓度。 空載時單個板簧上的垂直載荷 空載撓度 空載偏頻n0 = 5/=5/=2.21Hz 1.2確定板簧總長L，滿載靜止弧高Ha，動撓度fd 1.2.1板簧總長 L 板簧的長度為彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。一般由設(shè)計人員確定，確定板簧的總長時要從以下幾方面考慮。 a）增加鋼板彈簧的長度能明顯降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命； b）板簧長度增加能降低彈簧剛度，改善汽車行駛的平順性； c）在垂直剛度給定的條件下，板簧長度增加又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。 因此，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。對于貨車的后懸架推薦在如下的范圍內(nèi)選擇:L=(0.35~0.45)軸距 應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長些,原因如下： 1,增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車平順性。 2,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。 3,剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。 4,增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。 代入數(shù)據(jù)得 L=(0.35~0.45)2000=700~900mm，小型貨車的鋼板長度可略大于最高長度，最后選擇的鋼板彈簧的長度為930mm。 1.2.2滿載靜止弧高Ha 滿載靜止弧高 是裝配到汽車上之后的板簧弧高，一般后懸架為Har=10~20mm，考慮到鋼板彈簧安裝好后有足夠的上跳動撓度，將滿載靜止弧高取15mm。 1.2.3動撓度fd 懸架彈簧的動撓度fd與其限位行程有關(guān)，二者應(yīng)適當(dāng)配合，否則會增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。fd =6~9cm 1.3選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù) 1.3.1板簧片數(shù) 初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1，建議后簧取n = 6-14，n1 =1或2。片數(shù)少些有利于制造和裝配，并可以降低片之間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。綜合考慮汽車的行駛平順性與靜載荷，將板簧總片數(shù)n 定為7，主片n1定為1。 1.3.2斷面寬度與高度 在研究鋼板彈簧時，常將其抽象成簡支梁。因此可利用簡支梁的撓度公式計算板簧的總慣性矩J∑ δ：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離； K：非工作長度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度； K= 0.5為剛性夾緊，K = 0 為撓性夾緊； 查國標(biāo)GB1222—84選取簧片的斷面參數(shù)，即寬度b，厚度h，若為矩形截面，則慣性矩為： 若選用雙槽鋼，材料手冊上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為： 比較二者的結(jié)果，應(yīng)大致相等，否則調(diào)整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止（相對誤差小于5%）。 其中各參數(shù)選取如下： η= n1/n=1/7=0.143 δ=1.5/[1.04(1+0.5η)]=1.5/[1.04(1+0.50.143=1.44 K=0.5 S=100mm b=60mm h=5mm 將這些參數(shù)值代入公式 = 4220.51mm4 =4375.00mm4 相對誤差 符合要求。 1.4板簧的應(yīng)力校核 1.4.1平均應(yīng)力 抽象成簡支梁的板簧在承受載荷Q、變形為fc時，根部應(yīng)力為： σc=≤ [σc] [σc]為許用靜應(yīng)力，經(jīng)應(yīng)力噴丸處理的彈簧鋼： 后簧：[σc]=450—550 MPa 代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得 滿足要求。 1.4.2最大應(yīng)力 最大應(yīng)力即板簧產(chǎn)生最大變形時的應(yīng)力： 代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得： 滿足要求。 1.5各片長度的確定 簧片長度是指其各片的伸直長度。有兩種設(shè)計方法，一是等差級數(shù)法，二是作圖法。這里采用等差級數(shù)法：等差級數(shù)法是將板簧總長度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長度等差數(shù)列，相鄰各片的長度差是相等的。 公差 代入相關(guān)數(shù)據(jù)得 取公差d=130mm 則 1.6板簧的剛度驗算 對板簧剛度進行驗算時，可以把板簧抽象成前述簡支梁（載荷為Q）,也可以抽象成懸臂梁。抽象成懸臂梁的模型其插入端在車軸處，其長度和載荷都是簡支梁的1/2。這兩種模型在力學(xué)特性上是等價的。 進行剛度驗算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。此處用共同曲率法。 該方法假設(shè)：（1）板簧各片之間密切接觸，無間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個假設(shè)等價于：①在板簧的任何截面上，各片的曲率（或曲率半徑）及其變化都相等；②各片承受的彎矩與其慣性矩成正比。如圖1。 圖1 共同曲率法力學(xué)模型 設(shè)在任意截面Ａ－Ａ上，第一片（主片）曲率半徑為，則第二片為，第ｉ片為（各片等厚），或者，由于厚度，故可認為： 　 當(dāng)載荷變化，變形（撓度）增大后，有： 　， 即　 說明板簧各片在任何載荷下都有相同的曲率半徑和變化量。這樣我們就可以把它重新組合成圖2所示的單片階梯型梁： 0 x 圖２　共同曲率法的等效模型 這是一個端部作用集中載荷的變截面懸臂梁模型。設(shè)各截面的彎矩在長度方向的變化為M（x），慣性矩為Ｊ（x），用能量積分法求出端部變形: U = = 剛度： 整理可得如下公式： 式中：為修正系數(shù)，修正由于抽象成懸臂梁模型引起得誤差，其值由經(jīng)驗確定。一般矩形截面簧片取0.90—0.95。 i = 1、2、3……n 為各不同板簧段的慣性矩和。 如圖3： A B C D E F G 圖3 板簧各段的慣性矩 在AB段 i = 1, 在BC段： i = 2, 在CD段： i = 3, …… 式中各片長度取，則計算出的剛度是板簧總成的剛度可用于檢驗鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度。 由于各個板簧有相同的厚度與寬度，則各個段的慣性矩相同，即。代入數(shù)據(jù)有 誤差= 滿足要求。 1.7各片應(yīng)力計算 上面用共同曲率法，根據(jù)假設(shè)，在懸臂梁模型根部，各片所承受的彎矩與其慣性矩成正比，即： i = 1~n ，分別為根部的總彎矩和總慣性矩。 且 =，故有： 根部應(yīng)力： 代入數(shù)據(jù)有 滿足要求。 1.8預(yù)應(yīng)力及其選擇 板簧在工作中，以主片斷裂最常見。斷裂的部位常發(fā)生在①卷耳附近；②騎馬螺栓附近；③下片的端部。因此，在設(shè)計板簧時，適當(dāng)加強主片的強度，對提高板簧的壽命和可靠性很有必要。 加強主片的措施有以下幾種：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置預(yù)應(yīng)力。 在設(shè)計板簧時，有意識地將各片設(shè)計成自由狀態(tài)下的曲率半徑不等，自上而下，曲率半徑逐漸減小，如圖7（b）所示，當(dāng)中心螺栓裝配成總成后，各片便緊密貼合，具有近似相等的曲率半徑。如圖7（a）所示，這時，雖然外載荷，但由于各片之間的相互作用，各片都產(chǎn)生了一定的應(yīng)力。很明顯，主片及靠近主片的幾片，曲率半徑變小，上表面有了負應(yīng)力（壓應(yīng)力）；而下面幾片的上表面都有了正應(yīng)力（拉應(yīng)力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產(chǎn)生的應(yīng)力叫預(yù)應(yīng)力。設(shè)置預(yù)應(yīng)力不僅能夠充分利用材料，提高板簧壽命和可靠性，而且可以使片間貼合更緊，防止泥沙進入片間合理的各片根部預(yù)應(yīng)力分布如圖8所示。主片及靠近主片的幾片取負預(yù)應(yīng)力。（上表面受壓），下面幾片取正預(yù)應(yīng)力（上表面受拉），負預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過150MPa，正預(yù)應(yīng)力最大值一般不超 nc =1.85Hz fc=7.30cm Q=2627.63N Cs=35.97N/mm Q0=1837.5N f0 =51.08mm n0 =2.21Hz L=930mm Ha=20mm fd=8cm n=7 n1=1 η=0.143 δ=1.44 K=0.5 S=100mm b=60mm h=5mm 4220.51mm4 4375.00mm4 相對誤差=3.7％ σc=360.88Mpa =758.21Mpa L1=930mm L2=800mm L3=670mm L4=540mm L5=410mm L6=280mm L7=150mm l1=465mm l2=400mm l3=335mm l4=270mm l5=205mm l6=140mm l7=75mm a1=0mm a2=65mm a3=130mm a4=195mm a5=260mm a6=325mm a7=390mm a8=465mm Y1=1.6 Y2=8 Y3=5.33 Y4=4 Y5=3.2 Y6=2.67 Y7=2.28 Y8=0 =420.5Mpa 圖4 （a） 圖4 （b） 圖4 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧 過60~80Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩之和應(yīng)相等： （－） （+） 圖5 各片預(yù)應(yīng)力分布 為各片上表面的預(yù)應(yīng)力，為各片抗彎截面系數(shù)。 由于所有板簧具有相同的厚度和寬度，則只需要。 表1即各個板簧預(yù)應(yīng)力分配。 表1 -115 -110 0 60 55 50 50 滿足要求。 圖6 預(yù)應(yīng)力分布 板簧在工作中的實際靜應(yīng)力應(yīng)為前述的計算應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的和： 即： 1.9板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 板簧僅由中心螺栓裝配后，應(yīng)有適當(dāng)?shù)幕「撸駝t，就不能保證滿載時的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當(dāng)?shù)臓顟B(tài)下工作。總成自由弧高H0可由下式估算： 、fa意義同前，為預(yù)壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗公式計算： 是與板簧總長和騎馬螺栓中心矩S有關(guān)的附加變形，可用下式估算： 板簧自由狀態(tài)的曲率半徑 與 有圖7所示關(guān)系: R0 H0 L 圖7 板簧長度、曲率半徑與弧高的關(guān)系 故有： 代入數(shù)據(jù)可得： 1.10各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計算 板簧各片在未裝配前的曲率半徑和弧高是板簧制造必不可少的參數(shù)，由《材料力學(xué)》可知，受彎矩作用的梁： 為曲率，為梁的撓曲線表達式。因此各片在用中心螺栓裝配前后由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的曲率變化為： 其中為由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩，R0為裝配成總成的曲率半徑。 但， 因此： 為第i片的自由曲率半徑，為第i片厚度。 各片在自由狀態(tài)時的弧高為： 在確定之后，一般還要驗算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與上節(jié)計算的結(jié)果相符，差別較大時，仍要調(diào)整參數(shù)。 與各片有如下關(guān)系： 對于各片厚度相等，則可簡化為： 總成弧高： 代入數(shù)據(jù)可得 驗算： 符合要求。 符合要求。 1.11板簧的動應(yīng)力和最大應(yīng)力 鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設(shè)計時，除對上述靜應(yīng)力進行計算外，還要對動應(yīng)力和極限應(yīng)力進行校核。 A、動應(yīng)力 是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動行程消失，各片上表面所增加的拉應(yīng)力。 由于應(yīng)力與變形（撓度）成正比，因此各片的動應(yīng)力與靜止應(yīng)力有下述關(guān)系： 故： B. 最大應(yīng)力 最大應(yīng)力為各片靜應(yīng)力與動應(yīng)力的疊加： 為許用最大應(yīng)力，取為1000MPa 其中最大值，滿足要求。 1.12板簧的強度驗算 1）汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力為 + 式中，為作用在后輪上的垂直靜負荷；為后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車：；、為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；h為鋼板彈簧主片厚度：c為彈簧固定點到路面的距離，取500mm。 代入數(shù)值有 <1000Mpa 校核通過。 2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度校核。 圖8 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 卷耳處所受應(yīng)力如圖所示，其所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉壓合成的應(yīng)力， 已知 則: 式中，為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力且；為卷耳內(nèi)經(jīng)；為鋼板彈簧寬度；為主片厚度。許用應(yīng)力取為；為作用在車輪上的載荷；為道路附著系數(shù)，計算時通常??；為后軸對于后軸驅(qū)動的的汽車，一般制動時重量重新分配系數(shù)。其具體數(shù)值，可按總體布置參數(shù)在附著系數(shù)為的道路上制動而計算得出的，一般。 得： 對數(shù)據(jù)進行圓整，取。 2 附件選取 2.1減震器 設(shè)計減震器時應(yīng)當(dāng)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。從以下幾個方面對減震器進行設(shè)計。 2.11 相對阻尼系數(shù) 相對阻尼系數(shù)可以評價懸架振動衰減的快慢程度。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。 2.12阻尼系數(shù) 根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。 o1=-115Mpa o2=-110Mpa o3=0Mpa o4=60Mpa o5=55Mpa o6=50Mpa o7=50Mpa =234.1Mpa =239.1Mpa =349.1Mpa =409.1Mpa =404.1Mpa =399.1Mpa =399.1Mpa =9mm =13.69mm =101.73mm =1062.66mm =1393.27mm =1373.27mm =1062.65mm =945.60mm =954.40mm =963.27mm =963.27mm =77.60mm =58.20mm =52.80mm =38.55mm =22.02mm =10.17mm =2.92mm =1136.16mm =95.15mm =256.38Mpa =261.86Mpa =382.33Mpa =448.04Mpa =442.60Mpa =437.10Mpa =437.10Mpa =490.48Mpa =500.96Mpa =731.43Mpa =857.14Mpa =846.67Mpa =836.20Mpa =836.20Mpa =721.87 Mpa 其中， ， 所以 2.13最大卸荷 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，卸荷速度一般為0.15~0.30m/s，取為0.25m/s。 伸張行程的最大卸荷力 2.14減震器工作直徑D 計算出以上的參數(shù)后，可以根據(jù)下面的公式估算減震器工作直徑D 式中，為工作缸最大允許壓力，取3~4 Mpa；為連桿直徑與鋼筒直徑之比，雙筒式減震器取。 代入這些相關(guān)數(shù)據(jù)得 ， 查QC/T491—1999《汽車筒式減震器 尺寸系列及技術(shù)條件》，減震器的工作缸直徑D為20mm。最后減震器確定為直徑HH型、工作缸外徑D=34mm、儲油缸外徑40、活塞行程。然后再根據(jù)標(biāo)準確定相關(guān)的尺寸進行繪圖。 2.2 U形螺栓 根據(jù)《U形螺栓螺母技術(shù)條件QCT517-1999》進行選擇，可以確定下面的幾個參數(shù)。 （1）性能等級8.8級； （2）材料為低碳合金鋼，淬火并回火，硬度為242HB； （3）螺紋的精度等級為6f級； （4）考慮到安裝和強度要求，螺栓的公稱直徑d選為M20 2.3U型螺栓上的螺母 通過查《U形螺栓螺母技術(shù)條件QCT517-1999》螺母的精度等級、公稱直徑D與螺栓的相同，公稱高度定為35mm。 2.4中心螺栓 中心螺栓將自由狀態(tài)下的板簧連在一起，可以使鋼板彈簧形成預(yù)應(yīng)力，減小板簧受到的最大應(yīng)力，改善懸架的受力情況。綜合彈簧的受力情況和強度要求將中心螺栓選為M10。 2.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓 鋼板彈簧由多片彈簧組成，彈簧卡可以將各簧片進行橫向定位，防止簧片橫向錯動。由于此處不是承受懸架所受載荷的主要部位，則此處的鉚釘和螺栓分別選為M8、M14。鉚釘將最后一片簧片與簧卡連在一起。為保證擰緊螺栓時彈簧卡不變形，在螺栓外側(cè)套一個與簧卡等寬的套筒。 2.6卷耳處的銷及套筒 鋼板彈簧主片卷耳處主要受靜載荷產(chǎn)生的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力合成的應(yīng)力，根據(jù)下面的公式進行簡單的計算。 —剪切面和擠壓面受到的力； —剪切面和擠壓面的面積； 通過計算和查《機械設(shè)計手冊》選擇M15的圓柱銷，長度L=90mm。選擇M8的油杯對圓柱銷進行潤滑。 套筒連接銷及卷耳，長度L=60mm,厚度H=7.5，材料尼龍，耐磨。 3 參考文獻 1. 汽車設(shè)計.劉唯信.清華大學(xué)出版社，2001 2. 汽車設(shè)計.王望予.機械工業(yè)出版社，2000 3. 機械設(shè)計手冊 4. 汽車工程手冊（設(shè)計篇）.汽車工程手冊編輯委員會.人民交通出版社，2001 5.課程設(shè)計指導(dǎo)書 致謝 此次課程設(shè)計是在梁晨老師和唐先智老師的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。本人水平有限,在鋼板彈簧選型、資料收集、繪制圖形和說明書撰寫的整個過程中,梁老師和唐老師不厭其煩的給我講解指正,使我的課程設(shè)計得以順利完成。他們嚴謹?shù)闹螌W(xué)精神、謙和的態(tài)度給我留下了深刻印象,并使我受益終生。在此我向梁老師和唐老師表示衷心的感謝,并致以崇高的敬意。其次,在此次課程設(shè)計過程中,感謝我的朋友、同學(xué)為我的課程設(shè)計所做的工作。 最后,向所有幫助我的老師和學(xué)者致以崇高的敬意和深深的感謝! 張賀帥 2015年1月