某重型貨車懸架的設(shè)計

某重型貨車懸架的設(shè)計,重型,貨車,懸架,設(shè)計 畢 業(yè) 設(shè) 計 （ 論 文 ） 設(shè)計 (論文 )題目： 某重型載貨汽車懸架的設(shè)計 學(xué)生姓名： 江梓源 指導(dǎo)教師： 付香梅 二級學(xué)院： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 13 車輛工程（ 2）班 學(xué) 號： 1304104061 提交日期： 2017年 5月 10 日 答辯日期： 2017年 5月 19 日 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 目錄 2 目 錄 摘 要 . 4 Abstract . 5 1 緒 論 . 6 1.1 概述 . 6 1.2 設(shè)計（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 6 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 . 8 2.1 非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架 8 2. 2 前、后懸架方案的選擇 9 3 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 10 3.1 前、后懸架靜撓度和動撓度的選擇 . 10 3.2 懸架的彈性特性 11 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 11 4、彈性元件的計算 . 13 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 13 4.2 初選參數(shù) . 13 4.3 前懸架的設(shè)計與校核 15 4.4 后懸架的設(shè)計與校核 21 5、減振器的設(shè)計計算 26 5.1 簡介 . 26 5.2 相對阻尼系數(shù) ψ的選擇 27 5.3 減振器阻尼系數(shù) δ的選擇 27 5.4 最大卸荷力 F0的確定 . 28 5.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 28 6、懸架受力分析 . 30 6.1 懸架三維建模 30 6.2 懸架有限元分析 35 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 目錄 3 7、總結(jié) . 39 參考文獻(xiàn) . 40 致謝 . 41 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 摘要 4 某重型載貨汽車懸架的設(shè)計 摘 要 懸架是把車身與車軸彈性的連接起來的 必不可少的部分 。懸架 設(shè)計主要是為 了滿足汽車自身的使用要求。合理設(shè)計的懸架 可以 降低汽車 振動 。這樣，駕駛員 就可以 舒適 地駕駛汽車去自己想去的地方。 根據(jù)任務(wù)書的要求， 我們需要設(shè)計 兩軸重型 卡 車，因此 既要考慮 前懸架 ，又 要考慮 后懸架 。 文章開始先對兩種基本類型的懸架進(jìn)行比較，從而 確定結(jié)構(gòu)為 非 獨(dú)立懸架 。彈性元件為鋼板彈簧 。然后 按部就班依次進(jìn)行設(shè)計 ，將懸架的具體尺 寸參數(shù)算好。接著利用 Creo3.0 軟件進(jìn)行 零件的繪制和裝配 。最后 將裝配好的 前、 后 懸架 依次 導(dǎo)入 ANSYS 軟件 ， 在 懸架 上 施加載荷 進(jìn)行有限元分析，完成整個設(shè) 計過程。 關(guān)鍵詞 ： 懸架； 彈性元件； 鋼板彈簧； Creo3.0； ANSYS 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 Abstract 5 Design of suspension for a heavy duty truck Abstract Suspension is an essential part of connecting the body and the axle. Suspension design is mainly to meet the requirements of the use of the car itself. Reasonable design of suspension can reduce vehicle vibration. In this way, the driver can easily drive the car to go where they want to go. According to the requirements of the task book, we need to design two axle heavy truck, so we must consider the front suspension, but also consider the rear suspension. The article begins with the comparison of the two basic types of suspension, so as to determine the structure of the independent suspension. Spring spring. Then step by step in order to design, the suspension of the specific size parameters. Then use Creo3.0 software to draw and assemble parts. Finally, the assembled front and rear suspension are imported into the ANSYS software, and the load is applied to the suspension to carry on the finite element analysis. .Key words： suspension; elastic element; leaf springs； Creo3.0； ANSYS 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 6 1 緒 論 1.1 概述 汽車行業(yè)的起步要追溯到 19 世紀(jì) 80 年代 ，當(dāng)世界上 第一輛汽車的誕生 時 ， 它就深深地融入到了我們的日常生活中。迄今為止， 汽車行業(yè)已經(jīng) 發(fā)展 了 100 多年 ，令人振奮的是它的發(fā)展前景依然宏大 ?，F(xiàn)在的汽車制造技術(shù)已經(jīng)到了 爐火 純青的地步 。為了緊跟時代的步伐，作為一名車輛工程的本科生當(dāng)然要對汽車的 設(shè)計過程有所了解。對此，我們將對汽車底盤的 懸架進(jìn)行介紹。 懸架將 車 身 與車軸彈性的連接起來 并在它們之間傳遞力和力矩。由于 懸架的 存在，使 汽車 受到的沖擊降低，保證汽車運(yùn)行正常。 懸架的類型在各種不同用途 的汽車上也各不相同，但是它們的設(shè)計要求基本一致，沒有太大的變動。 設(shè)計要求如下： （ 1） 行駛平順 。 在設(shè)計懸架時， 首先 ，選擇合理剛度 ， 使 偏頻 符合要求 。 其次 ， 對 減震性能 也有較高的要求 。它 能夠 讓汽車更加平穩(wěn)地行駛，增加車內(nèi)人 員的舒適性 。另外， 懸 架的非承載 質(zhì)量 應(yīng)當(dāng)設(shè)計的較 小。 （ 2） 操縱穩(wěn)定 。 所設(shè)計的懸架應(yīng)該 使汽車具 備良好的 不足轉(zhuǎn)向性 。轉(zhuǎn)向時，車 身 側(cè)傾角 不大。對 卡 車而言，在正常情況下，角 度 在 6°～ 7°之間 。 因?yàn)?行 駛 路面 坑洼 ，車輪常發(fā)生跳動，但 要保證 車輪定位參數(shù) 能 穩(wěn)定 的 改變 。在 前軸， 通過懸架和轉(zhuǎn)向系的相互配合來共同完成這項(xiàng)任務(wù)。 （ 3） 無論是在 制動 情況，或是 加速 情況下，都要控制 車身的俯仰角位移 在一個 較小的范圍內(nèi) 。 （ 4） 結(jié)構(gòu)緊 密 ， 間隙小，所占地方 小。 （ 5） 使車身 與車輪之間的 力和力矩 得到有效的傳遞 。 其他零 件 的設(shè)計應(yīng)該 留 意 質(zhì)量 較小 ， 承載能力高 ， 壽命長， 這樣懸架才能在汽車上長期可靠地工作 。 （ 6） 制造、維護(hù)成本低、使輪胎磨損小。 1.2 設(shè)計（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 當(dāng)汽車誕生的時候，人們 對汽車懸架的 研究也如火如荼的進(jìn)行著 。懸架發(fā)展 到今天， 在一些問題的研究上已經(jīng)取得了輝煌的成績。 我們可以從控制力的方向 將懸架進(jìn)行分類，主要有 以 下三種： 1、被動懸架： 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 7 它的剛度和阻尼是固定的。而且沒有額外 能源 。被動懸架包含彈簧、減振器 等元件。它的優(yōu)缺點(diǎn)如下： 優(yōu)點(diǎn)： 1）、結(jié)構(gòu)簡單； 2）、成本低； 3）、性能可靠； 4）、不需要額外能量。 缺點(diǎn)： 1）、局限性大，只能滿足特定狀況； 2）、乘坐性操縱性兩者不能兼顧。 2、 主動懸架 ： 它 的剛度和阻尼特性 可以針對各種 情形 自行作出調(diào)整 ，以適應(yīng)汽車自身的需 要 。 與被動懸架相比， 它的優(yōu)缺點(diǎn)如下： 優(yōu)點(diǎn)： 1）、行駛更加平穩(wěn)； 2）、車輪與地面接觸良好； 3）、舒適性更好。 缺點(diǎn)： 1）、成本太高； 2）、功率消耗大。 3、 半主動懸架： 半主動懸架是一種可控懸架系統(tǒng)，用于調(diào)節(jié)車輛的阻尼參數(shù)， 使汽車盡量接 近于最佳行駛狀態(tài)。當(dāng)然，半主動懸架也有著自身的特點(diǎn)： 優(yōu)點(diǎn)： 1）、結(jié)構(gòu)簡單； 2）、不消耗車輛動力； 3）、性能堪比主動懸架。 缺點(diǎn)： 1）、 存在 局限性。 隨著城市化進(jìn)程的推進(jìn)，公路的數(shù)量和質(zhì)量，都得到明顯提高， 由此 不容小 覷 地 影響 了 對 車速。車速的提高，使得被動懸架 缺點(diǎn)暴露無疑 ，因此需要開發(fā)更 加高級的懸架系統(tǒng)來跟上時代潮流。主動懸架 這個名詞誕生于上個世紀(jì)五十年代 ， 但是主動懸架涉及的知識面太廣，其 研究工作 一直未能取得 突破性 的 進(jìn)展 。反而 因?yàn)檫^高的研究費(fèi)用發(fā)展緩慢。 現(xiàn)在 ， 我國 應(yīng)用最為廣泛的被動懸架 系統(tǒng)仍然存在 ， 原因在于，我國技術(shù)不 成熟，與西方科技強(qiáng)國有明顯差距 。 但是， 在一部分高檔乘用車中也能夠看到半 主動懸架的身影 。 就目前的情況來看， 被動懸架 的應(yīng)用 依然是主流，但 我國 現(xiàn)在 的研究工作的中心轉(zhuǎn)移到了半主動懸架上 。相信在未來的歲月中，我國也能夠 開 發(fā)出新的 懸架 系統(tǒng)，躋身于 世界 汽車工業(yè)的 前列，引領(lǐng)世界汽車的發(fā)展洪流。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 8 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 2.1 非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架 汽車的種類數(shù)不勝數(shù)，例如， 乘用 車、 大卡 車、客 運(yùn) 車、越野車等等，因而 懸架的結(jié)構(gòu)也因車而異。下面將對現(xiàn)在兩種主流形式的懸架作一個簡單的介紹 。 （如圖 2-1） 圖 2-1 懸架的結(jié)構(gòu)形式簡圖 a） 非獨(dú)立懸架 b)獨(dú)立懸架 1、非獨(dú)立懸架 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：如 a）所示，兩輪連接在同一根車軸上 ，很明顯 ，當(dāng)一側(cè)車輪發(fā) 生振動時，另一邊車輪或多或少也會受到影響 。 所謂的 非獨(dú)立說的就是這種影響。 適用于：負(fù)荷大的客車或貨車 。 優(yōu)點(diǎn)： 1）、結(jié)構(gòu)簡單、結(jié)實(shí)； 2）、輪胎磨損??； 3）、 車輛離地間隙不變； 4）、制造容易； 5）、維修方便。 缺點(diǎn)： 1）、簧下質(zhì)量大， 增加汽車行駛不平順的可能。 2）、附著能力變?nèi)酰? 3）、擺振現(xiàn)象嚴(yán)重； 4）、不易操縱。 應(yīng)用：根據(jù)以上特點(diǎn) ， 非獨(dú)立懸架 主要應(yīng)用于貨車、大客車的前、后懸架， 偶爾應(yīng)用于某些轎車的后懸架 。 種類： 1）、縱置鋼板彈簧懸架； 2）、橫置鋼板彈簧懸架； 3）、縱置單臂非獨(dú)立懸架； 4）、縱置雙臂非獨(dú)立懸架。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 9 2、 獨(dú)立懸架 結(jié)構(gòu)特點(diǎn) ：如 b） 所示， 左、右車輪 分別與兩根車軸相連 ， 很明顯，任何一 個輪子產(chǎn)生的振動，不會影響另一個輪子 。所謂的獨(dú)立就是兩者間不會互相影響。 適用于：轎車 優(yōu)點(diǎn)： 1）、簧下質(zhì)量?。? 2）、占用空間?。? 3）、平順性和穩(wěn)定性好 ； 4）、車輪與地面接觸性好 。 缺點(diǎn)： 1）、設(shè)計結(jié)構(gòu)困難； 2）、制造成本較高； 3）、維修比較困難。 應(yīng)用： 這種懸架主要用于 現(xiàn)代轎車 和輕型 客車 以及越野車。 種類： 1）、 雙橫臂式獨(dú)立懸架 2） 、麥弗遜式獨(dú)立懸架 3） 、單橫臂式獨(dú)立懸架 4） 、縱臂式獨(dú)立懸架 5） 、斜置單臂式獨(dú)立懸架 2. 2 前、后懸架方案的選擇 當(dāng)代汽車的懸架布置方案是多種多樣的， 最常用的有三種 ： 1、 前后均采用非獨(dú)立懸架； 2、 前 輪采用 獨(dú)立懸架 ， 而 后 輪 采用 非獨(dú)立懸架 ； 3、 前后均采用獨(dú)立懸架。 本文選取的車輛類型為后輪驅(qū)動的兩軸重型載貨汽車，與一般的乘用車不同。 因?yàn)?汽車的主要作用是用來運(yùn)輸貨物，所以對懸架的承載能力有很高的要求 ， 而 對舒適性并沒有那 么嚴(yán)格的標(biāo)準(zhǔn)?；讵?dú)立懸架承載能力不夠，并且成本太高。 與此同時，非獨(dú)立懸架技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟， 并且 其 成本低廉，載重量大。所以， 我們主要進(jìn)行非獨(dú)立懸架的設(shè)計 。 當(dāng)然，懸架的組成部分有很多，文章主要對懸架上的兩個重要部件進(jìn)行了設(shè) 計計算。即彈性元件和減振器。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3 章 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 10 3 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 3.1 前、后懸架靜撓度和動撓度的選擇 3.1.1 懸架系統(tǒng)的固有頻率 評定一輛汽車的性能， 行駛平順性充當(dāng)著必不可少的角色 。而 偏頻對行駛平 順性產(chǎn)生重要的影響。所謂偏頻，是指汽車前、后懸架與其懸上質(zhì)量所組成的振 動系統(tǒng)的固有頻率。 ε=ρ2/（ a? b） =0.8～ 1.2 ε 叫做質(zhì)量分配系數(shù)， 我們 取 近似值 1.0。 所以， 可以假定，前橋和后橋的 兩個點(diǎn)之間沒有連接 ，是獨(dú)立運(yùn)動的 。 這樣我們可以得到偏頻與彈簧剛度和懸上 質(zhì)量的關(guān)系： n=（ C/m） 1/2/2π n 為 車身的固有頻率 ； C 為彈簧剛度； m 為懸上質(zhì)量。 又因?yàn)?fc=m?g/C，與上式聯(lián)立可以解得 fc=（ 4.98/n） 2。 要想達(dá)到行駛平順性的要求，那就要對 前、后 懸架偏頻和靜 撓度進(jìn)行合理選 擇和搭配 。就 普通 情況而言，前后懸架的偏頻和靜撓度值 盡量取的一致 ， 這樣 ， 車身縱向角振動 就會在許用值之下 。 實(shí)驗(yàn)表明， 用兩種前、后懸架偏頻不同的 汽 車 ，第一種是前懸 架 偏頻小， 第二種是后懸 架 偏頻小 。讓它們分別 高速行駛過 同 一個路障 ， 經(jīng)過測量發(fā)現(xiàn)第一種汽車的車身角振動小于第二種汽車 。 因此，我們 推薦后懸架靜撓度大約是前懸架靜撓度的 0.8～ 0.9 倍 。 因?yàn)榭?車 在空箱至裝滿貨 物的過程中 ， 后橋載荷的增加量明顯大于前橋載荷的增加量。所以 不能 按照 用一 般情況來考慮。為了讓駕駛員更加舒適安全地駕駛車輛，我們在設(shè)計時，使后懸 架的 fc 大約是前懸架的 0.6～ 0.8 倍 。 基于乘用車 對乘坐要求最高，其次是客車，然后是貨車 。 表 3.1 給出不同類 型汽車 的偏頻和靜撓度值 ?？晒┰O(shè)計時選擇。 表 3.1 各種現(xiàn)代汽車的偏頻和靜撓度 車型 偏頻 n/Hz 靜撓度 fc/cm 貨車 1.5～ 2.2 5～ 11 轎車 0.9～ 1.6 10～ 30 大客車 1.3～ 1.8 7～ 15 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3 章 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 11 越野車 1.4～ 2.0 6～ 13 3.1.2 懸架的靜撓度 懸架 靜撓度 fc 是指 汽車滿載靜止時懸架上的載荷 FW 與此時懸架剛度 c 之 比，即 fc=Fw /c。 ［ 6］ 滿載時取 前懸架偏頻 n1=1.8Hz，則 fc1=（ 4.98/1.8） 2=7.6cm。 滿載時取 后懸架偏頻 n2=2.0Hz，則 fc2=（ 4.98/2.0） 2=6.2cm。 3.1.3 懸架的動撓度 懸架的 動撓度 fd 是指 從 滿載靜平衡 位置 開始 懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變 形（通常指緩沖塊壓縮到其自由度的 1/2 或 2/3)時，車輪中心相對車 架（或車身） 的垂直位移 。 ［ 6］ 為了預(yù)防在坑洼路面行駛時緩沖塊會產(chǎn)生時不時的碰撞，在設(shè)計 懸架時，盡量選取較大的動撓度。 不同類型的 車輛 的動撓度 選取界限 也是不同的。 轎 車 的動撓度在 70 毫 米到 90 毫 米之間選擇 ；客車 的動撓度在 50 毫 米到 90 毫 米 之間選擇 ；貨車 的動撓度在 60 毫 米到 90 毫 米之間選擇 。 本設(shè)計 取 fd=80mm。 3.2 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性是指： 作用于 垂直力 F 和懸架變形 f 之間的 函數(shù) 關(guān)系 。 在彈 性特性圖上，做出曲線的切線， 量出 切線 的傾斜角 取正切值 ，就算出了 懸架剛度 的大小 。 懸架的彈性特性 分 為 兩種： 1）、線性彈性特性； 2）、 非線性彈性特性。 載貨汽車前懸架采用 的 鋼板彈簧 看做是線性的 。 本文設(shè)計的重型卡車，其后 軸質(zhì)量有很大的改變，因此線性懸架不能滿足要求，應(yīng)考慮非線性懸架。 通過選 用帶有副簧的鋼板彈簧，能夠 有效 地 降低 振動頻率 ，以及控制 車身高度 在一定范 圍內(nèi) 不會波動的太厲害 。 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 重型 卡車的后懸架主要由 帶有 主彈簧和副彈簧 的鋼板彈簧 組成。 其主要原因 是重型卡車后軸 載重變化大，采用線性懸架會使平順性變差。它的懸架特性是非 線性的 ，如下圖 。如果負(fù)載不大 ， 那么 鋼板變形 量也不大 ， 此時 僅主彈簧工作。 如果將 負(fù)載 不斷增大至 轉(zhuǎn)換負(fù)載 ，也就是臨界負(fù)載 ， 那么 副 彈簧 的主片與主彈簧 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3 章 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 12 的托 架接觸 ， 隨后承受加載，主副簧一起發(fā)揮效果 。 圖 3.1 主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性 要想使汽車滿足行駛平順性的要求，那么汽車從空載到滿載這一過程的 偏頻 波動 應(yīng)該盡可能 小，同時還要保證副彈簧參與工作時，懸架前后的 偏頻突變不能 太大 。 想要同時滿足這兩點(diǎn)是比較困難的 ，因此便有兩種具體可行的辦法。 第一種 方法是 使副簧開始作用時的懸架撓度 fa 等于汽車空載時懸架的撓度 , 而使副簧開始作用前一瞬間的撓度 fk 等于滿載時懸架的撓度 f0。 ［ 12］ 于是可求得： Fx=（ F0? Fw） 1/2 式中： F0 和 Fw分別為空載與滿載時的懸架載荷。副簧、主簧的剛度比為 ca/cm=λ1/2-1 λ=F0/Fw 式中 ： ca 和 cm 分別表示 副彈簧剛度 和 主 彈 簧剛度。 適用對象： 這種方法適用于 滿載或空載運(yùn)輸情況多。 ，而 載重量經(jīng)常在一半 左右的車輛少。 第二種 方法是 使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平 均值 ,即 Fx=0.5? (F0+Fw)。 ［ 12］ 并使 F0 和 Fk 之間的平均載荷對應(yīng)的頻率與 Fk 和 Fw 間平均載荷對應(yīng)的頻率相等 ,此時副簧與主簧的剛度比 為 ca/cm=（ 2λ-2） /（ λ+3） 適用對象：這種方法適用于 載重量經(jīng)常在一半左右 的車輛多，而滿載或空載 運(yùn)輸情況少。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 13 4、彈性元件的計算 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 鋼板彈簧 有兩種布置形式，一種是 垂直 放置 ，另一種是 水平放置，它們各有 各的特點(diǎn)。垂直布局 傳遞力和力矩 十分方便 ， 減振效果 極佳 ， 又因?yàn)檫@種結(jié)構(gòu) 制 造方便 ，成本更低 。所以大范圍的使用到 在汽車上 。 水平放置鋼板彈簧的結(jié)構(gòu)僅 用于少數(shù)車輛。理由如下： 1）、 要傳遞縱向力， 還需加裝其他部件 ； 2）、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量加大 。 4.2 初選參數(shù) 下面就到了整個畢業(yè)設(shè)計最關(guān)鍵的部分了，我們將對彈性元件進(jìn)行詳細(xì)的設(shè) 計和計算。首先，我們先確定彈簧長度。 鋼板彈簧長度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。 ［ 12］ 實(shí)踐表明， 懸 架系統(tǒng)的性能 很大程度上依賴于 鋼板彈簧 的 長度 L。 加長板長 ， 能 夠 有效 減少 應(yīng) 力 集中， 增加 彈簧的耐久度。 不僅如此，當(dāng)已知 垂直剛度 c 時 ， L 越大， 彈簧 的 縱向角剛度 也越大 。 綜上所述 ， 理論上， 鋼板彈簧的長度是越長越好 ，但是必須 在 總體尺寸 界限 之中。 對于 卡 車 前 懸架的長度， 推薦取值為 0.26～ 0.35 倍 軸距 。本設(shè)計選用 0.3 倍軸距。因此有 前懸架 主片長度 為 L1=0.3? 5100=1530mm 對于 卡 車 后 懸架的長度， 推薦取值為 0.35～ 0.45 倍 軸距 。本設(shè)計選用 0.35 倍軸距。因此有 后 懸架主片長度為 L2=0.35? 5100=1785mm 汽車的 乘坐舒適性和操縱平穩(wěn) 性 主要受汽車非懸掛質(zhì)量的 影響。它的選擇參 照下表 4.1。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 14 表 4.1 懸架類型 非懸掛質(zhì)量 /總質(zhì)量 /( )u s um m m? 非懸掛質(zhì)量 /懸掛質(zhì)量 /usmm 整體剛性橋，鋼板彈簧 26％ 35.1％ 本設(shè)計選非懸掛質(zhì)量 /總質(zhì)量 =26％ 。 非懸掛質(zhì)量 /總質(zhì)量 = mu/(mu+ms)=26%=mu/16000 mu=4160kg。 取前軸非懸掛質(zhì)量為 1404kg， 取后軸非懸掛質(zhì)量 為 2756kg。 本設(shè)計的基本參數(shù)匯總在表 4.2。 表 4.2 參 數(shù) 數(shù) 值 滿載質(zhì)量 16000kg 空載質(zhì)量 8000kg 軸 距 5100mm 前懸 偏頻 1n 1.8Hz 后懸 偏頻 2n 2.0Hz U 型螺栓中心距 122mm 鋼板彈簧數(shù) 前 /后 10/20 鋼板彈簧材料 60Si2Mn 鋼板彈簧應(yīng)力極限值 550MPa 前 /后懸架 主片長度 L 1530/1785mm 前 /后懸架非簧載質(zhì)量 um后 1404/2756kg 軸 荷 分 配 空載 前軸 4000kg 后軸 4000kg 滿載 前軸 5400kg 后軸 10600kg 進(jìn)行計算時 ， 必須 首先 確定 施加在彈簧上的載荷 ， 然后才能接著往下計算。 因此必須知道載貨車前 、 后橋 所承受的重力 G1、 G2 以及非懸掛重力 Gu1、 Gu2。 FW1=（ G1-Gu1） /2=（ 5400-1404） ? 9.8/2=19580N 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 15 FW2=（ G2-Gu2） /2=（ 10600-2756） ? 9.8/2=38436N 前懸架靜撓度 fc1=76mm，動撓度 fd1=80mm 后懸架靜撓度 fc2=62mm，動撓度 fd2=80mm 滿載弧高 fa 是指鋼板彈簧裝到車軸 (橋 )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 。 ［ 6］ 滿載弧高的取值一般在 10mm 到 20mm 之間 ， 我們這里折中取為 15mm。 4.3 前懸架的設(shè)計與校核 4.3.1 前懸架 鋼板彈簧的厚度和寬度設(shè)計 我們在設(shè)計各式各樣的鋼板彈簧時，可能是 少 片的，也可能是 多 片的，需要 把它們看做等應(yīng)力梁。這樣，我們可以將 材料的利用效率盡可能的提高。 在實(shí)際 應(yīng)用中需要對應(yīng)力板簧進(jìn)行適當(dāng)修正：首先鋼板彈簧第一片兩端 制成卷耳或矩形 （與滑板配合）， 目的是和車身保持良好的聯(lián)系 ，傳遞力和力矩；其次，其余各 片 的長度也要相應(yīng)的增加 。 所以 ， 真正 的鋼板彈簧展開 后的形狀 是一種 存在 于等 截面簡支梁和等應(yīng)力梁之間的一種梁結(jié)構(gòu)。 而不是所謂的三角形截面。 為了將這 種影響考慮在內(nèi)， 此時需要 引進(jìn)一個修正系數(shù)， 我們把它稱為 撓性增大系數(shù) δ。 它與 彈簧的結(jié)構(gòu) 有關(guān) 。 當(dāng)然， δ 有具體的計算公式： δ=1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? n1/n0）） 式中 n1— 與主片等長的重疊片數(shù) ,本設(shè)計中為 2； n0— 彈簧預(yù)計總片數(shù) ， 取 n0=10。 δ=1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? 2/10）） =1.31 多片簧的垂直剛度 c1=FW1/f1 式中 FW1— 作用在 前懸架 板簧中間的支承載荷 ； f1— 前懸架 板簧撓度 。 c1=19580/76=258N/mm 鋼板彈簧的總截面慣性矩 J0 為： J0=（ L1-ks） 3? c1? δ/48? E 式中 s— U 形螺栓中心距（ mm）； K— 考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù) (剛性夾緊 :取 k=0.5,撓性夾緊 : 取 k=0)本設(shè)計為撓性夾緊 ； E— 2.06? 105MPa。 J0=（ 1530-0） 3? 258? 1.31/48? 2.06? 105=122421 W0 用 下 式計算 ： 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 16 W0≥［ FW（ L-ks） /4［ ζW1］］ 式中 [ζW1]— 許用彎曲應(yīng)力對于 60Si2Mn 彈簧鋼 ,經(jīng)表面噴丸處理后 ,推薦 對前板簧取 350~450N/mm2 ,本設(shè)計取 400 N/mm2。 后彈簧為 450~550N/mm2,本 設(shè)計取 500 N/mm2。后副簧為 220~250N/mm2,本設(shè)計取 220 N/mm2。 h≤12J0/W0=（ L1-ks） 2? δ? ［ ζW］ /6? E? fc1 =（ 1530-0） 2? 1.31? 400/6? 2.06? 105? 76=13.12mm。 經(jīng)過近似取值得 h 為 13mm。 矩形斷面等厚鋼板彈簧總慣性矩 J0 用 下 式計算 ： J0=n? b? h3/12 又因?yàn)?J0 已知，可 上 式計算并轉(zhuǎn)化得到 b=12 J0/n? h3=12? 122421/10? 133=67mm， 取 為 70mm。 比應(yīng)力 ?ζ對 對鋼板彈簧的疲勞壽命 有 顯著影響，它要在一個許用范圍以內(nèi)。 建議的數(shù)值：貨車的前、后鋼板彈簧 ?ζ=4.5～ 5.5MPa/mm。 ?ζ=6? E? h? Fw/（ fc? δ? （ L-k? S） 2? C） =6? 2.06? 105? 13? 19580/（ 76? 1.31? （ 1530-0） 2? 258） =5.44 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 4.3.2 前懸架鋼板彈簧的長度設(shè)計 鋼板彈簧懸架是一個整體，所以每一片鋼板的壽命應(yīng)該相互一致，否則當(dāng)有 一片損壞時便會對整個懸架系統(tǒng)產(chǎn)生影響，甚至帶來嚴(yán)重的后果。所以在設(shè)計各 個彈簧的長度時，要使它們所承受的應(yīng)力一致。 常用的方法有兩種： 1）、 展開作圖法 ； 2）、計算法 。 我們選擇第一種方法，因?yàn)樗唵畏奖?，最常用? 展開作圖法的步驟如下 ： 1） 、 建立直角坐標(biāo)系，縱坐標(biāo)是每一 片 彈簧 厚度的立方值 的和 ； 2） 、 從原點(diǎn)沿橫軸畫出 U 型螺栓中心距的一半 ，至 B 點(diǎn)；再從彈簧厚度立 方值和最大的點(diǎn)沿平行于橫軸的方向畫出 主片長度的一半 ，至 A 點(diǎn)； 3） 、連接 A、 B， 在縱軸上取各片彈簧厚度的立方值為點(diǎn)，沿橫軸方向畫出 水平線，與 AB 線 相交，即可得到 欲求 彈簧的長度 。 如果存在 與主片等長的重 疊片，就從 B 點(diǎn)到最后一個重疊片 的端點(diǎn)（上側(cè) 邊） 連一直線 AB［ 11］ ， AB 線與各 片的上側(cè)邊交點(diǎn)即為 各片長度 。 如圖 4.1 所示。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 17 圖 4.1 確定鋼板彈簧各葉片長度的作圖法 經(jīng)過圓整確定板簧各葉片長度見表 4.3 表 4.3 L1=1530mm L2=1530mm L3=1378mm L4=1220mm L5=1064mm L6=906mm L7=750mm L8=592mm L9=436mm L10=139mm 4.3.3 前懸架鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算 確定了 鋼板彈簧各片 的 長度 、寬度、高度后 ， 檢驗(yàn) 和校核 是必不可少的環(huán)節(jié)， 因?yàn)樗P(guān)系到設(shè)計出來的彈簧能否正常使用 。 常用的 方法 ，一種叫做“共 同曲率 法 ”，也是本設(shè)計所采用的方法，而另一種方法叫做“集中載荷法”，應(yīng)用的也是 十分廣泛的 。 共同曲率法 主要有三個注意點(diǎn)： 1） 、 各板在同一截面上的曲率半徑 變化 值相同 ； 2） 、 各板的彎矩與慣性矩成正比 ； 3） 、 截面上各構(gòu)件的彎矩等于外力引起的彎矩 按照上述假設(shè)可以求得如下鋼板彈簧強(qiáng)度計算公式： C=α? 6E/（∑ ak+1^3? （ Yk-Yk+1） 式中 Yk— 第 k 片及以上各片截面慣性距之和的倒數(shù)，即 ? ? 1121 ,0knkYYJ J J ???? ? ? Jk— 第 k 片鋼板彈簧的慣性距 ； ak— a2=l1-l2， ? ， ak+1=l1-lk+1， an+1=l1 ； lk — 第 k 片鋼板彈簧的 半長 ； α— 經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù) ，對于 矩形截面的 鋼板彈簧，取 0.9～ 0.95。乘用車取 0.95， 重載卡車 取 0.9。本文設(shè)計的是重載卡車，所以 取 0.9。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 18 在計算鋼板彈簧剛度 C 時，數(shù)據(jù)如表 4.4 表 4.4 前懸鋼板彈 簧單獨(dú)作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ak+1 （ mm） 0 76 155 233 312 390 469 547 626 765 Yk （ 10-5） 7.80 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.87 0.78 由計算可得： C=258.83MPa 4.3.4 前懸架鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑的計算 鋼板彈簧 總成 裝配后， 未經(jīng) 預(yù)壓縮和 未經(jīng) U 形螺栓夾緊前 應(yīng)該具有的弧高 主要取決于它的 靜撓度 fc、滿載弧高 fa、 U 形螺栓夾緊 后引起的弧高變化 △f。 圖 4.2鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 H0=fc+fa+△f 式中 fc 是靜撓度； fa 是滿載弧高； △f 與 U 型螺栓中心距 S 及彈簧主片長 L 等有關(guān)，可寫成 △f=S? ［ （ 3? L-S） ? （ fc+fa） ］ /2? L2 所以 H0=（ 76+15） ? （ 1+122? 3? 1530/2? 15302） =102.76mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（ 8H0） =15302/8? 102.76=2847.53mm 為了使 鋼板彈簧 組裝起來 后，各片具有共同的曲率半徑， 我們在 裝配 時對各 片彈簧已經(jīng)施加了一定的應(yīng)力，使得 各片的曲率半徑發(fā)生了變化 。我們把這個力 稱作為預(yù)應(yīng)力 。 確定 每一塊所需的 預(yù)應(yīng)力，可 以確定各塊在自由狀態(tài)下的曲率 半 徑 Ri。 本設(shè)計采用 等 厚鋼板彈簧。 主要為了 使各片裝配 起來 能夠 緊密接觸 ， 所有的 葉片都承受載荷 ，同時工作 。 因此，只需要較小的預(yù)應(yīng)力。取 第一、第二片預(yù)應(yīng)力 為 -150～ -80N/mm2；末幾片 的預(yù)應(yīng)力取 為 +20～ +60 N/mm2。具體如表 4.5 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 19 表 4.5 鋼板彈簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 -120 -100 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 求 矩形 截 面鋼板彈簧 的 曲率半徑 （自由狀態(tài)下）的公式如下 ： Ri=R0/（ 1+2? R0? ζ0i/E? hi） 式中 Ri— 第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 hi— 第 i 片板簧厚度 得第 i 片自由曲率見表 4.6： 表 4.6 各片自由曲率 R1=3806.86 R2=3604.47 R3=3422.51 R4=3258.04 R5=3108.66 R6=2972.37 R7=2847.53 R8=2732.75 R9=2626.87 R10=2528.89 先前在計算 鋼板彈簧曲率半徑 Ri 時 是 通過主觀選取各片的預(yù)應(yīng)力 ， 得到的 計算 值 往往與實(shí)際 值 存在一定的誤差 。因此， 對 弧高 進(jìn)行校核驗(yàn)算 也是必要的 ， 看是否符合實(shí)際工作要求 。 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 R0 為 ? ? ? ?? n i i n i i i L R L R 1 1 0 1 式中， Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=2930.24mm H≈ L2/（ 8R0） =99.86mm， 與 102.76mm 接近， 所以預(yù)應(yīng)力 的選取符合要求 。 4.3.5 前懸架鋼板彈簧強(qiáng)度的驗(yàn)算 當(dāng)車輛 運(yùn)動時，鋼板彈簧會受到很多力和力矩的共同影響 。因此， 必須對這 些力和力矩進(jìn)行核算?？此O(shè)計的懸架是否滿足使用要求。 1、板簧強(qiáng)度的校核 行駛 過程中 ， 懸架會受到很大的作用力 ， 鋼板彈簧的最大應(yīng)力 ζmax 出現(xiàn)在 懸 架 的前半段，其計算公式為 ： ? ?? ?' '2 2 1 2 22m a x 1 2 0 1 G m l l c Gml l W b h? ?? ???? 式中 1l 、 2l —鋼板彈簧前后半段長度 ,此處為對稱式結(jié)構(gòu) ， 12ll? ； 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 20 2G — 作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷 ； '2m — 驅(qū)動時后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車值在 1.05～ 1.20 之間，本設(shè)計取 1.05； ? — 道路附著系數(shù)，取 0.7； c — 彈簧固定點(diǎn)到路面 x 的距離， 本設(shè)計取 500mm ； 0W — 鋼板彈簧總截面系數(shù) ； 1h — 為鋼板彈簧主片厚度。 ζmax=19580? 1.05? 765? （ 765+0.7? 500） /（ 1530? 10? 70? 132/6） +19580 ? 1.05? 0.7/70? 13 =597.13MPa＜ ［ ζ］ =1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 ? ? 121 13 bhFbh hDF xx ???? 式中 xF — 沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 ； D — 卷耳內(nèi)徑； b — 鋼板彈簧寬度； 1h — 主片厚度。 卷 耳處所受應(yīng)力： ζ=3? 19580? （ 30+13） /（ 70? 132） +19580/（ 70? 13） =235.03MPa＜ ［ ζ］ =350 MPa 3、彈簧銷強(qiáng)度的校核 對于彈簧銷 ： bdFsz ?? 式中 Fs— 滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷 ； b— 卷耳處葉片寬度； d— 鋼板彈簧銷直徑。 彈簧銷的應(yīng)力： ζz=19580/（ 70? 30? 2） =4.66MPa＜ ［ ζz］ =9 MPa 由計算可知，前懸架彈性元件的設(shè)計是合理的。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 21 4.4 后懸架的設(shè)計與校核 后懸架的設(shè)計與前懸架類似 ，但后懸架要設(shè)計為主、副簧結(jié)構(gòu)。 空載時后懸架的懸上載荷 F0=4000? 0.74? 9.8/2=14504N 滿載時后懸架的懸上載荷 FW=7844? 0.74? 9.8/2=38436N 副簧開始工作時的載荷 Fx=（ F0? FW） 1/2=23611N λ=Fw/F0=38436/14504=2.65 ca/cm=λ1/2-1=0.63 c1=Fx/fc2=23611/62=381N/mm c2=0.63? c1=0.63? 381=240N/mm 該貨車的總質(zhì)量超過 14t，故取后懸架的鋼板彈簧總片數(shù)為 20，其中主簧 12 片，副簧 8 片，主簧與主片等長的重疊片數(shù)為 3 片，副簧與主片等長的重疊片數(shù) 為 2 片。 設(shè)主簧主片長為 1785mm；副簧主片長為 1500mm。 f01=f0=F0/c1=4000? 0.74? 9.8/2? 381=38mm f02=0 fk=（ Fw? F0） 1/2/c1=62mm f2= （ Fw-fk? c1） /（ c1+c2） =（ 38436-62? 381） /（ 381+240） =24mm f1=fc2+f2=62+24=86mm F01= f01? c1=38? 381=14478N F02=0 F1= f1? c1=86? 381=32766N F2=38436-32766=5670N 上式中 f01、 f02 分別為空載時主、副簧的靜撓度 ； f1、 f2 分別為 滿 載時主、副簧的靜撓度 。 F01、 F02 分別為空載時主、副簧的 負(fù)荷； F1、 F2 分別為滿 載時主、副簧的 負(fù)荷。 4.4.1 主簧的設(shè)計 與校核 δ1=1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? n1/n0）） =1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? 3/12）） =1.28 J01=（ L1-ks） ^3? c1? δ/48? E=17853? 381? 1.28/48? 2.06? 105=280505 h1≤12J01/W0=（ L1-ks） 2? δ? ［ ζW1］ /6? E? f1 =（ 1785-0） 2? 1.28? 500/6? 2.06? 105? 86=19.18mm 取為 16mm。 b1=12 J01/n? h13=12? 280505/12? 163=68.5mm，取為 70mm ?ζ=6? E? h1? Fw/（ fc1? δ? （ L1-k? S） 2? C1） =6? 2.06? 105? 16? 32766/（ 86? 1.28? （ 1785-0） 2? 381） =4.85 MPa/mm 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 22 在許用范圍內(nèi) ，故選擇合理。 用作圖法來確定各葉片長度， 結(jié)果如下表 4.7 表 4.7 L1=1785mm L2=1785mm L3=1785mm L4=1634mm L5=1466mm L6=1298mm L7=1130mm L8=962mm L9=794mm L10=626mm L11=458mm L12=290mm 計算 主簧 鋼板彈簧剛度 C1 時，數(shù)據(jù)如表 4.8 表 4.8 后 懸 架主簧 作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 ak+1 （ mm） 0 0 75 159 243 327 411 495 579 663 747 892 Yk （ 10-5） 2.09 1.40 1.05 0.84 0.70 0.60 0.52 0.47 0.42 0.38 0.35 0.35 由計算可得： C1=370.32MPa H0=（ 62+15） ? （ 1+122? 3? 1785/2? 17852） =84.71mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（ 8H0） =17852/8? 84.71=4701.67mm 表 4.9 主簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 23 -80 -60 -40 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 Ri=R0/（ 1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見表 4.10： 表 4.10 各片自由曲率 R1=5294.67 R2=5132. R3=4980.58 R4=4837.11 R5=4768.43 R6=4701.67 R7=4636.76 R8=4573.61 R9=4512.16 R10=4452.34 R11=4394.08 R12=4337.33 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 R0 為 ? ? ? ?? n i i n i i i L R L R 1 1 0 1 式中， Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=5167.99mm H≈ L2/（ 8R0） =77.07mm， 與 84.71mm 接近， 所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架主簧強(qiáng)度的驗(yàn)算： 1、板簧強(qiáng)度的校核 ζmax=32766? 1.05? 892? （ 892+0.7? 500） /（ 1785? 12? 70? 162/6） +32766 ? 1.05? 0.7/70? 16 =617.29MPa＜ ［ ζ］ =1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 卷 耳處所受應(yīng)力： ζ=3? 32766? （ 30+16） /（ 70? 162） +32766/（ 70? 16） =281.58MPa＜ ［ ζ］ =350 MPa 3、彈簧銷強(qiáng)度的校核 彈簧銷的應(yīng)力： ζz=32766（ 70? 30? 2） =7.80MPa＜ ［ ζz］ =9 MPa 由計算可知， 后 懸架 主簧 的設(shè)計是合理的 。 4.4.2 副簧的設(shè)計與校核 δ=1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? n1/n0）） =1.5/（ 1.04? （ 1+0.5? 2/8）） =1.28 J02=（ L2-ks） ^3? c2? δ/48? E=15003? 240? 1.28/48? 2.06? 105=104854 h2≤12J0/W0=（ L2-ks） 2? δ? ［ ζW2］ /6? E? f2 =（ 1500-0） 2? 1.28? 220/6? 2.06? 105? 24=21.35mm 取為 13mm。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 24 b2=12 J02/n? h23=8? 104854/8? 133=71.5mm，取為 70mm ?ζ=6? E? h2? Fw2/（ fc2? δ? （ L2-k? S） 2? C2） =6? 2.06? 105? 13? 5670/（ 24? 1.28? （ 1500-0） 2? 240） =5.49 MPa/mm 在許用范圍內(nèi) ，故選擇合理。 用作圖法來確定各葉片長度， 結(jié)果如下表 4.11 表 4.11 L1=1500mm L2=1500mm L3=1322mm L4=1122mm L5=922mm L6=722mm L7=522mm L8=322mm 計算 副簧 鋼板彈簧剛度 C2 時，數(shù)據(jù)如表 4.12 表 4.12 后 懸 架副 簧作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 ak+1 （ mm） 0 89 189 289 389 489 589 661 Yk （ 10-5） 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.98 由計算可得： C2=307.44MPa H0=（ 62+15） ? （ 1+122? 3? 1500/2? 15002） =86.14mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（ 8H0） =15002/8? 86.14=3265.06mm 表 4.13 副簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 Ri=R0/（ 1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見表 4.14： 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 4 章 彈性元件的計算 25 表 4.14 各片自由曲率 R1=3611.79 R2=2518.38 R3=3429.68 R4=3345.35 R5=3265.06 R6=3188.54 R7=3115.52 R8=3045.76 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 R0 為 ? ? ? ?? n i i n i i i L R L R 1 1 0 1 式中， Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=3249.49mm H≈ L2/（ 8R0） =86.55mm， 與 86.14mm 接近， 所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架副簧強(qiáng)度的驗(yàn)算： 1、板簧強(qiáng)度的校核 ζmax=5760? 1.05? 750? （ 750+0.7? 500） /（ 1500? 8? 70? 132/6） +5760? 1.05 ? 0.7/70? 13 =215.54MPa＜ ［ ζ］ =1000 MPa 2、卷耳強(qiáng)度的校核 卷 耳處所受應(yīng)力： ζ=3? 5760? （ 30+13） /（ 70? 132） +5760/（ 70? 13） =69.14MPa＜ ［ ζ］ =350 MPa 3、彈簧銷強(qiáng)度的校核 彈簧銷的應(yīng)力： ζz=5760/（ 70? 30? 2） =1.37MPa＜ ［ ζz］ =9 MPa 由計算可知， 后 懸架 副簧 的設(shè)計是合理的 。 通過計算和剛度強(qiáng)度校核可知，本次重型 卡 車的后懸架設(shè)計是合理的 。 本設(shè)計 鋼板彈簧 的材料選用 用 60Si2Mn 鋼。 采用表面噴丸處理，降低表面脫 碳層深度，提高鋼板彈簧的使用壽命 。 應(yīng)力噴丸處理可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng) 力變得更大，因此本文對 已經(jīng)設(shè)計好的鋼板彈簧均采用應(yīng)力噴丸處理方式。 至此，整個載貨車的前、后懸架彈性元件部分設(shè)計完畢。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 5 章 減振器的設(shè)計計算 26 5、減 振 器的設(shè)計計算 5.1 簡介 要想使汽車 行駛流暢，光有彈性元件的懸架 肯定不夠 ，還需要在懸架上安裝 阻尼機(jī)構(gòu)，也就是人們常說的減振器?；仡櫄v史，我們可以清楚地看到減振器的 發(fā)展史，從一開始僅有葉片彈簧，到彈簧與橡膠組合使用，接著到了 1930年的 搖臂式減振器 ，再到現(xiàn)如今的筒式減振器。減振器的減振效果越來越好，直接推 進(jìn)汽車行業(yè)的進(jìn)步。 在實(shí)際生活中，液力減振器應(yīng)用最廣 。 這種減振器的作用原理是： 當(dāng)車體與 車輪發(fā)生振動時，液體 在減振器中的摩擦 與自身的 粘性摩擦 共同產(chǎn)生 振動阻力 。 這樣， 產(chǎn)生的 振動能 量不斷地 朝向 熱能 轉(zhuǎn)化 ，并 釋放至空氣中 ， 就可以很快地減 小振動。 如果能量 消耗 僅 存 在壓縮沖程或拉伸沖程中， 我們把它叫做 單向減 振 器。 如果能量 消耗 在壓縮沖程或拉伸沖程中 均存在，則 稱為雙向式減 振 器 。 后者被廣 泛使用，因?yàn)樗惹罢呔哂懈?加優(yōu)越的減振性能 。 減振器也有不同的結(jié)構(gòu)。 我們把它分為兩類： 1、 搖臂式減振器 優(yōu)點(diǎn)： 1）、工作穩(wěn)定； 2）、可靠性好； 3）、能在高壓環(huán)境工作。 缺點(diǎn)： 1）、受溫度影響大。 2、 筒式減振器 優(yōu)點(diǎn) ： 1）、質(zhì)量較??； 2）、工作可靠； 3）、適宜大量生產(chǎn)。 根據(jù)以上特點(diǎn)的比對，發(fā)現(xiàn)筒式的更加符合使用要求，所以 現(xiàn)在以筒式減振 器居多。 筒式減振器又分為 3 類 ： 1）、 雙 筒式結(jié)構(gòu)； 2）、 單 筒式 結(jié)構(gòu)； 3）、 充氣筒式 等結(jié)構(gòu) 。 當(dāng)下 ， 第一種 是應(yīng)用得最 普遍 的減振器。 減振器與彈性元件并聯(lián)， 具有很強(qiáng)的緩沖性能，車輛行駛更加平穩(wěn) 。 上述安 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 5 章 減振器的設(shè)計計算 27 裝方式既 要求減振 器 快速減振，又要 求 彈性元件 充分發(fā)揮 作用， 并且將 阻尼力 限 制在一個區(qū)間之中。 減振器設(shè)計 注意兩點(diǎn)即可： 1）、 保證 汽車行駛平順； 2）、 使用壽命 長 。 5.2 相對阻尼系數(shù) ψ的選擇 在由懸上質(zhì)量 -懸架組成的單自由度振動系統(tǒng)中采用了具有線性阻尼特性的 減振器。則該系統(tǒng)作自由衰減振動時，振動衰減的 速度 取決于相對阻尼系數(shù) ψ。 ψ的 公 式為 ψ=δ/（ 2? （ c? ms） 1/2） 式中， c 為 懸架系統(tǒng)的垂直剛度 ； ms 為 簧上質(zhì)量 。 上述公式 說明了一個問題：同樣的 減振器 與不 一樣 的懸架系統(tǒng) 組裝 時，它的 產(chǎn)生的作用因懸架而異 ，主要和懸架系統(tǒng)的 c 和 ms 有關(guān)。 振動衰減的速度與相 對阻尼系數(shù)的值是成負(fù)相關(guān)的，而車身所承受的路面沖擊力卻與相對阻尼系數(shù)的 值成正相關(guān)的 。 在實(shí)際使用過程中， 常把壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) ψY 選 得小 于 伸張行程時的相對阻尼系數(shù) ψS，這樣不僅使汽車在路面上更加平穩(wěn)地行駛， 而且降低了車身本身所承受 沖擊力，直接影響到車輛的使用壽命 。 通過查閱 參考 文獻(xiàn)《汽車設(shè)計》 210 頁 可知，