CSU1060C货车总体设计及前悬架设计说明书文档良心出品

1、一、课程设计任务课题内容为给定根本设计参数的汽车进行总体设计,计算并匹配适宜功率的发动机, 轴荷分配和轴数,确定主要尺寸参数；详细计算 前悬架的设计参数,绘出前悬架的 装配图.给定参数如下：额定装载质量3500Kg最大总质量6730Kg最大车速：100Km/h课题任务要求总体设计计算要求1 .据数据,确定轴数、驱动形式、布置形式.注意国家道路交通法规规 定和汽车设计标准.2,确定汽车主要尺寸、轴荷分配,可参考同类车型选取参数.3. 选定发动机功率、转速、扭矩,确定发动机型号.4,确定汽车轮胎.5,确定传动系最小传动比,即主减速器传动比.6,确定传动系最大传动比,从而计算出变速器最大传动比.总成

2、设计要求前悬架的结构形式,主要参数计算,弹性元件的详细设计.课题完成后应提交的资料或图表、设计图纸1 .前悬架总装配图1张零号图2 .设计计算说明书1份含设计方案论证,设计分析与计算,设计总结、结 论,参考文献等,说明书正文不少于5000字.主要参考文献1王望予.汽车设方t 第4版M,机械工业出版社,2004.2王霄峰.汽车底盘设计M,清华大学出版社,2021.3王国权,蔡国庆.汽车设计课程设计指导书M.机械工业出版社,2021.4刘涛.汽车设计M.北京大学出版社,2021.5余志生.汽车理论第5版M.机械工业出版社,2021.6汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社,2001

3、.7陈家瑞.汽车构造第3版M.机械工业出版社,2021.8闻邦椿.机械设计手册第 5版M.机械工业出版社,2021.同组设计者苏弥贺黎吴伟肖会雷春华、课程设计进度表:阶段日期应完成任务内容检查 日期检查结果18周2日前布置题目,借阅参考资料,完成方 案选型、论证.18周5日前 设计、计算并编写说明书19周4日前绘图、修改、完成三、学生课程设计装袋要求：1 .课程设计说明书按以下排列顺序印刷与装订成一本(撰写标准见教务处网页 之毕业论文撰写标准).(1)封面(2)课程设计任务书(3)中文摘要(4)目录(5)正文(6)参考文献(7)附录(公式的推演、图表、程序等 )2 .图纸.3 .说明书及图纸电

4、子文档.学生送交全部文件日期学生(签名)指导教师验收(签名)第一章总体设计计算13.1 轴数及驱动形式确实定13.2 布置形式13.3 汽车主要参数设计23.3.1 汽车轴距和前、后轮距 23.3.2 汽车的前悬和后悬33.3.3 汽车的外廓尺寸 错误！未定义书签.3.3.4 轴荷分配错误！未定义书签.3.4 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号确实定43.4.1 发动机功率确实定 43.4.2 发动机最大转矩及相应转速的选择53.4.3 发动机的选择53.4.4 发动机的布置53.5 汽车轮胎的选择73.6 确定传动系最小传动比73.7 确定传动系最大传动比8第二章货车前悬架设计92.1 悬架

5、结构及布置形式92.2 悬架主要参数确实定 92.2.1 悬架的静挠度92.2.2 悬架的动挠度92.2.3 单个钢板弹簧的载荷102.3 钢板弹簧主要参数确实定102.3.1 满载弧高102.3.2 钢板弹簧长度L确实定 102.3.3 钢板弹簧断面宽度b确实定112.3.4 钢板弹簧片厚h的选取 122.3.5 钢板断截面形状的选择122.3.6 钢板弹簧片数 122.3.7 钢板弹簧各片长度确实定122.3.8 钢板弹簧刚度的验算132.3.9 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高142.3.10 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径152.3.11 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定152.

6、3.12 弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算162.3.13 钢板弹簧总成弧高的核算162.4 钢板弹簧强度验算172.5 钢板弹簧主片的强度的核算172.6 钢板弹簧弹簧销的强度的核算182.7 减振器设计18参考文 致谢2.7.12.7.22.7.32.7.4t 2021结构形式18减振器阻尼系数确实定18最大卸荷力确实定19筒式减振器工作缸直径确实定19CSU10608型货车总体及前悬架设计摘要悬架是现代汽车的重要总成之一,它把车架或车身与车轴或车轮弹性地连 接起来.其主要任务是传递作用在车轮和车架或车身之间的一切力和力矩；缓和路 面传递给车架或车身的冲击载荷,衰减由此引起的承载系统的振

7、动,保证汽车的行 驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性,保证汽车的操纵稳定 性,使汽车获得高速行驶水平.货车一般采用以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架.其主要优点是：结构简单,制造容易,维修方便,工作可靠.缺点是：由于整车布置上的限制,刚 度比拟大,前轮易摆振,悬架易与转向传动机构干预.关键词：非悬架设计；钢板弹簧第一章总体设计计算根据任务书给定的要求如下表来设计货车的总体尺寸表1 CSU1060c的初始参数装载质量Kg汽车型号最大总质量kg一, ,、-1最大车速Km h 3500CSU1060A67301001.1 轴数及驱动形式确实定汽车的轴数主要是根据车

8、辆的总质量、公路车辆法规和汽车的用途来确定的.当汽 车的总质量不超过19t时,一般采用两轴.对于载货汽车的驱动型式,本次设计的两轴车辆为 4X 2.1.2 布置形式按驾驶室与发动机相对位置的不同,货车有长头式、短头式、平头式和偏置式.长 头式的特点是发动机位于驾驶室前部,当发动机有少局部位于驾驶室内时称为短头式, 发动机位于驾驶室内时称为平头式,驾驶室偏置在发动机旁的货车称为偏置式.布置形式为平头式的货车,其主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短,最小转弯直径小,机动性能良好；不需要发动机罩和翼子 板,加上总长缩短等因素的影响,汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采 用翻转式驾驶室时能改善

9、发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高.平头式货车的主要缺点有：前轴负荷大,因而汽车通过性能变坏；由于驾驶室有翻转机构和锁住机构,使机构 复杂；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；驾驶室内 受热及振动均比拟大；汽车正面与其它物体发生碰撞时,特别是微型、轻型平头货车, 使驾驶员和前排乘员受到严重伤害的可能性增加.平头式货车的发动机可以布置在座椅下后部,此时中间座椅处没有很高的凸起,可 以布置三人座椅,故得到广泛应用.发动机布置在驾驶员和副驾驶员座椅中间形成凸起 隔断的布置方案仅在早期的平头车上得到应用.平头式货车在各种级别的货车上得到广泛应用.长头式货车的主要优缺点与

10、平头式货车的优缺点相反,而短头式介于两者之间,但更趋于与长头式优缺点相近.长头式货车的前轮相对车头的位置有三种：靠前、居中、 靠后.前轮靠前时因轴荷分配不合理,已不采用；前轮靠后时,轮罩凸包会影响驾驶员 的操作空间；前轮居中时外形美观、布置匀称,故得到广泛应用.偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上.它具有平头式货车的一些优点, 如轴距短、视野良好等,此外还具有驾驶室通风条件好、维修发动机方便等优点.因此,本设计选用平头、单排驾驶室的布置设计1.3 汽车主要参数设计1.3.1 汽车轴距和前、后轮距在确定汽车轴距时,应该综合考虑汽车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各方面 的要求.在各方面均能

11、得到满足的情况下,以轴距短些为宜.一般来说,轻型载货汽车 对机动性要求高,故轴距应取短些；装运质量小,体积大货物的载货汽车的轴距可取长 些；三轴汽车的中轴和后轴之间的轴距一般为轮胎直径的 1.11.25倍2.各类载货汽车 的轴距选用范围如表2所示.载货汽车的轮距与汽车的结构布置有关.前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬 架宽度、前轮最大转角和轮胎宽度,同时还需考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动 间隙等.后轮距主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度,同时还需考虑车轮 和车架之间的间隙.各类载货汽车的轮距选用范围如表 2所示.表2各类汽车的轴距和轮距总质量t 轴距m轮距m 2.21.7 2

12、.91.15 1.352.2 3.02.3 3.21.30 1.503.5 5.02.6 3.31.40 1.656.0 9.03.6 4.21.70 1.8510.0 14.03.6 5.51.84 2.0014.0 17.04.5 5.61.84 2.00结合本次设计,总质量大约为6.73t ,故轴距范围为3.64.2 ;轮距范围为1.701.85m o本设计参数选择轴距为4000mm前轮距为1500mm后轮距：1400mm1.3.2 汽车的前悬和后悬汽车的前悬是通过两前轮中央的垂面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵向对称 平面的垂面之间的距离.其长度应能布置发动机、水箱、转向器等部件；但不

13、能过长, 不然接近角太小,影响汽车的通过水平.汽车的后悬是通过汽车最后车轮轴线的吹面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对 称平面的垂面之间的距离.其长度主要取决于货厢的长度、轴距和轴荷分配的要求.一 般载货汽车的后悬在1.22.2m的之间；但各类载货汽车的后悬不得超过轴距的55%1.3.3 汽车的外廓尺寸GB1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界,并参考同类车型选取,我国法规对载货汽 车外廓尺寸的规定是：总高不大于4nl总宽不包括后视镜不大于2.5m ;外开窗、 后视镜等突出局部宽度不大于250mm总长不大于12m； 一般载货汽车的外廓尺寸随载 荷的增大而增加.结合这次设计,并参考EQ106

14、1G2D3272车型,保证汽车主要使用性能的条件下, 所设计的车辆长为6790mm宽为1899mm空载时候的高度为2785mm1.3.4 轴荷分配汽车的轴荷分配对汽车的使用性能和轮胎使用寿命有明显的影响.为使轮胎的寿命一致,希望满载时每个轮胎负荷大致相同.对于本次设计的汽车,由于 是4X 2且后轮装有双胎的平头汽车,为了保证汽车后轮上有足够的附着力,后轮装有单 胎的汽车,空车时后轴负荷应大于41%满载时后轴负荷限制在66流右.而前轴负荷在 33位右.根据有关公路车辆法规,公路允许车辆的单后轴轴载质量为13t,双后轴轴载质量为24t .表3商用车的轴荷分配车型空载前轴后轴前轴后轴4*2后轮单胎3

15、2%-40%60%-68%50%-59%41%-50%商用车4*2后轮双胎,长、头式25%-27%73%-75%44%-49%51%-56%4*2后轮双胎,平头式30%-35%65%-70%48%-54%46%-52%6*4后轮双胎19%-25%75%-81%31%-37%63%-69%在总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置,即确定各总成质心到前轴的距离和 距地面的高度.根据力矩平衡的原理,计算汽车各轴的负荷和汽车的质心位置.在总体 布置时,汽车的左右负荷分配应尽量相等,一般可不计算.轴荷分配和质心位置应满足 要求,否那么要重新布置各总成的位置,如调整发动机或车厢位置,以至改变汽车的轴距 本

16、次设计满载时取前轴30%后轴满载70%可算出 G1=2021kg,G2=4711kg,G=6730kg1.4 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号确实定1.4.1 发动机功率确实定根据给定的根本设计参数按下式估算发动机的最大功率:p(msLjcda v3)式中：PemanT ma1 emax 1 3600 amax 76140 a max/一发动机最大功率,kw传动系的传动效率,对单级主减速器驱动桥的4X2式汽车取=0.85 ;汽车总质量,kgg重力加速度m/s2f 滚动阻力系数,对载货汽车取0.02Vamax最高车速,km/hCd 空气阻力系数,货车取0.81.0A 汽车正面投影面积,A=B*

17、H寸于载货汽车假设无测量数据,可按前轮距、汽车总高 计算对于本次设计,式中各参数值如下：% =0.9； g=9.81 ; f=0.02 ; Cd=0.9; A=B*H=1700*2255=4.177rri ma=6730kg;那么可计算出：Pemax =95.56kw1.4.2 发动机最大转矩Temax及相应转速Nt的选择当发动机最大功率和其相应转速np确定后,可用下式确定发动机的最大扭矩 TeMAH 相应转速np随之确定丁 丁 9550PemaxTemax = .:Tp =:n式中：TeMAX 发动机最大扭矩,Nm己扭矩适应性系数；一般汽油机 d=1.1-1.3 ,2值的大小,标志着行驶阻力

18、增加时, 发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的水平.已的大小可参考同类样机的数值进行选取.Tp为最大功率点的扭矩,Nm ；件最大功率点转速,r/min 可根据所选发动机性能参数得：TeMAX=391.07Nm1.4.3 发动机的选择通过以上的计算结果选择发动机型号如表4:表4 CSU1060c发动机型号发动机型号EQD6102-TAA:额定功率kw/r/min103/2800最大扭矩N - m/r/min420/1500-1700汽油机形式直列、水冷、四冲程气缸直径mm100活塞行程mm115工作容积L5.42发火次序1 一 5一 3一 6一 2一 41.4.4发动机的布置1发动机的上下位置发动机

19、的上下位置对离地间隙和驾驶员视野有影响.轿车前部因没有前轴,发动机 油底壳至路面的距离,应保证满载状态下最小离地间隙的要求.货车通常将发动机布置70100mm这就在前轴上方,考虑到悬架缓冲块脱落以后,前轴的最大向上跳动量达要求发动机有足够高的位置,以预防前轴碰坏发动机油底壳.油底壳通常设计成深浅不 一的形状,使位于前轴上方的地方最浅,同时再将前梁中部锻成下凹形状注意前梁下部尺寸必须保证所要求的最小离地间隙.所有这些举措将有利于降低发动机位置的高 度,并使发动机罩随之降低,这能改善长头车的驾驶员视野,同时有利于降低汽车质心 高度.除此之外,还要检查油底壳与横拉杆之间的间隙.发动机高度位置初定之后

20、,用 气缸体前端面与曲轴中央线交点k到地面高度尺寸来标明其高度位置,如下图在发动机高度位置初步确定之后,风扇和散热器的高度随之而定,要求风扇中央与 散热器几何中央相重合,以使散热器在整个面积上接受风扇的吹风.护风罩用来增大送 风量和减小散热器尺寸.为了保证空气的畅通,散热器中央与风扇之间应有不小于50mm的间隙,无护风罩时可减小到30mm由于空气滤清器位于发动机进气支管上,具高度影响发动机罩高度,为此将空气滤清器 做成扁平状.发动机罩与发动机零件之间的间隙不得小于 25mm以预防关闭发动机罩时 受到损伤.2发动机的前后位置发动机的前后位置会影响汽车的轴荷分配,轿车前排座位的乘坐舒适性,发动机前

21、置后轮驱动汽车的传动轴长度和夹角,以及货车的面积利用率.为减小传动轴夹角,发动机前置后轮驱动汽车的发动机常布置成向后倾斜状,使曲轴中央线与水平线之间形成l °4°夹角,轿车多在3°4°之间.发动机前置后轮驱动的轿车,前纵梁之间的距离,必须考虑吊装在发动机上的所有总成 如发电机、空调装置的压缩机等以及从下面将发动机安装到汽车上的可能性.还应保 证在修理和技术维护情况下,从上面安装发动机的可能性.发动机的前后位置应与上下位置一起进行布置.前后位置确定以后,在侧视图上画下它的外形轮廓,然后用气缸体前端面与曲铀中央线交点久到前轮中央线之间的距离来标明 其前后位置

22、.此后可以确定汽车前围的位置：发动机与前围之间必须留有足够的间隙, 以预防热量传人客厢和保证零部件的安装；离合器壳与变速器应能同拆下,而无需拆卸 发动机的固定点,此时应特别注意离合器壳上面螺钉的接近性.3发动机的左右位置发动机曲轴中央线在一般情况下与汽车中央线一致.这对底盘承载系统的受力和对 发动机悬置支架的统一有利.少数汽车如 4X4汽车,考虑到前桥是驱动桥,为了使前驱 动桥的主减速器总成上跳时不与发动机发生运动干预, 将发动机和前桥主减速器向相反方向偏移.1.5 汽车轮胎的选择根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取,国产轮胎的知名品牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等.因此

23、轮胎采用斜交轮胎,轮胎数量为6,前排2个,后排4个,根据参考的车型选用轮胎规格为：7.50-16-12pr1.6 确定传动系最小传动比在选定最小的传动比时,要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能.根据?汽车理论?,发动机最大功率时的车速up应等于最高车速或略小于最高车速u - up a max即主减速器传动比i0 ：0.377 npmaxi0：u° ica max g式中：rr为滚动半径；npmax为发动机额定功率时的转速；Hamax为最高车速,i g为变速 器的最高挡传动比,最高挡为直接挡,那么ig=1o由已选轮胎得：自由直径为：d=780mm由rr=Fd/2冗得：滚动半径rr=37

24、1.37mm,其中：子午线轮胎：F=3.05;斜交轮胎：F=2.99nDmax=2800r/min;uamax =108.6km/h ; ia =1pili axa 1 maxg代入公式中可以估算出：io =3.61 ;本次设计取3.81.7确定传动系最大传动比确定传动系最大传动比时,要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最 低稳定车速.就普通货车而言,当i0时,确定传动系最大传动比也就是确定变速器 I挡传动比.汽车爬大坡时车速很低,可忽略空气阻力,汽车的最大驱动力应为：Ftmax =Ff FimaxTtq maxig1i0 T=Gf cosG sin :一maxmaxrG f *cos：

25、max sinmax rT rq max i 0 T一般货车的最大爬坡度为30%,即O(max定16.7. 根据附着条件校核最大传动比：T i ,i emax g1 0 T -G2rr式中：G2为后轴轴荷；r.为滚动半径；igi为变速器的I挡传动比.所以:G2 rrT 一 icre max10rr =371.37mm;* =0.8 ; i0=4.0 ; Tremax=420n m5:其中本次设计中：G2=3990*9.8=39102N;"t =0.9 ;可以算出：ig1三7.683本次设计取：ig1=7.50 g通过计算得出本次总体设计的根本参数如表表5 CSU1060c总体根本参数

26、汽车型号CSU1060A最大总质量(Kg)6730最大车速(Km/h)100装载质量(Kg)3500外型尺寸(长*宽*高)6790*1899*2255轴距(mm)4000前轮距(mm)1500后轮距(mm)1400发动机型号EQD6102-TAA额定功率(kw/r/min)103/28800最大扭矩(N - m/r/min)420/1500-1700轮胎尺寸17.50-16-12pr轴荷分配(前kg)2021轴荷分配(后kg)4711主减速器传动比i04.0第二章汽车前悬架设计2.1 悬架结构及布置形式普通货车前悬架常采用钢板弹簧非独立悬架,布置形式为对称纵置式钢板弹簧.2.2 悬架主要参数确

27、实定2.2.1 悬架的静挠度 九悬架的静扰度是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比,即fc =Fw/c货车的车身的固有频率n,可用下式来表示：n=c/m/2一式中,c为悬架的刚度(N/cm) ,m为悬架的簧上质量(kg)又静挠度可表示为：fc =mg/cg：重力加速度(10N/kg),代入上式得到：,fcn=5/n: hzfc: cm c由于不同的汽车对平顺性的要求不相同,货车的前悬架要求在1.502.10hz之间,由于货车主要以载货为主,所以本次设计选取频率为：1.8hz. o由于n=5/JT,由式子算出f c =7.72cm2.2.2 悬架的动挠度fd悬架的动挠度是指从满载

28、静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时,车轮中央相对车架的垂直位移.通常货车的动挠度的选择范围在69cm.本设计选择：fd = 8.0cm2.2.3 单个钢板弹簧的载荷满载静止时负荷Gi=2021kg.簧下局部荷重GZ1=150kg,由此可计算出单个钢 板弹簧的载荷：单个钢板弹簧空载时的载荷：Gi Gzi1650 -150Fo=g = 10=7500N22单个钢板弹簧满载时的载荷：G1 -Gz12021 150Fw=g = 10 =9345N222.3钢板弹簧主要参数确实定2.3.1 满载弧高满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴上,汽车满载时钢板弹簧主片上外表与两端连线间的高度差.常取fa

29、=1020mmft止匕取：fa = 15mm2.3.2 钢板弹簧长度L确实定货车前悬架:L=(0.260.35)轴距.根据经验L = 0.35父轴距,初步选长度为Lm = 1400mm.2.3.3 钢板弹簧断面宽度b确实定有关钢板弹簧的刚度,强度可按等截面的简支梁计算,引入挠度增大系数6加以修正.因此,可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距 J.对于对称式钢 板弹簧J0 = (L kS)3c、/48E式中： S U形螺栓中央距(mmkU形螺栓夹紧(刚性夹紧,k取0.5);c钢板弹簧垂直刚度(N/mm ,c= FW/fc;二一一为挠度增大系数.挠度增大系数6确实定：先确定与主片等长的

30、重叠片数由,再估计一个总片数n.,求得刈=必/ n.,然后=1.5/ 1.04(1 +0.5"),初定 6.对于弹簧：L=1400mmk=0.5c=141.81 N/mm S=140mm1n1 =1n° =8=一8、.=1.5/ 1.04(1 0.5 ) 1=1.5/ 1.04 (1 0.5 -) =1.357 一8E=2.1 105N/mm4将上述数据代入以上公式得 44j0 =4.49X10 mm4计算弹簧总截面系数W.：W.一 Fw(L -kS)l/4tw 1式中hw】为许用弯曲应力.&w】的选取：前弹簧为350450N/mm2.Fw=9345NL=1400m

31、mk=0.5S=140mm!w 1=400 N/ mm2.将上面数据代入公式,得：33W0 =7.8 X 10 mm再计算弹簧平均厚度：(L - kS)2、!.- Ihp =2J0/W0 =- =10mmp6Efcm有了 hp以后,再选钢板弹簧的片宽bo推荐片宽和片厚的比值在610范围内选取.b = 80mm1.4.4 钢板弹簧片厚h的选取：本设计弹簧采用等厚片,片厚分别为 10mm通过查手册可得钢板截面尺寸 b和h符合国产型材规格尺寸.1.4.5 钢板断截面形状的选择：本设计选取矩形截面.1.4.6 钢板弹簧片数本次设计选取8片等厚的钢板弹簧.1.4.7 钢板弹簧各片长度确实定先将各片的厚度

32、 加的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上,再沿横坐标量 出主片长度的一半L/2和U型螺栓中央距的一半s/2 ,得到A,B两点,连接A, B两点就 得到三角形的钢板弹簧展开图.AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度.如果存在与 主片等长的重叠片,就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线,此直线与各片 上侧边的交点即为各片长度.各片实,际长度尺寸需经圆整后确定.由图2确定弹簧各片长度：图2确定主簧各片长度图弹簧各片钢板的长度如表6表6弹簧各片钢板的长度J 丁 P12345678长度(mm1400125011009508006505003501.4.8 钢板弹簧刚度的验算在此之前,有关挠

33、度增大系数6,总惯性矩J.,片长和叶片端部的形状都不够准确,所以有必要验算刚度.用共同曲率法计算刚度,刚度的验算公式为：n 3C=6： E/ % aki (Yk -Yk i),i=1kk 1其中,ak+=(l1 -lk+) ； Yk =1/£ Ji ； Yk由=1/£ Ji.i 1i=1式中,口为经验修正系数,取0.900.94 , E为材料弹性模量；手鼠十为主片和第(k+1)片的一般长度.公式中主片的一半ll,如果用中央螺栓到卷耳中央间的距离代入,求的刚度值为钢- 一.、-»、 、 . . . . . . » 一 一板弹簧总成自由刚度Cj；如果用有效长

34、度,即li =li -0.5kS代入上式,求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度Cz.刚度的验算：Y1=1.5*10Y2=0.75*10%=05*10Y 4=0.375*10Y 5=0.3*10Y6=0.25*10-4Y 7=0.214* 10 -4 Y 8=0.1875*10"将上述数据代入公式,得总成自由刚度 C jm :Cjm =1436N/cm 、.一、 ' . . .将上述数据代入公式有效长度,即11 =11-0.5ks,代入到公式所求得的是钢板弹簧总成的火紧刚度CZm-4-4-4-4-4K1234567a =：11 -1k + (cm)7.51522.53037.5

35、4552.5由公式 YK =1/£ Ji (mm ),得:i 1Czm=1480N/cm与设计值Cm=1418N/cm相差不大,根本满足弹簧刚度要求2.3.9 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H 0 ,用下式计算:H.=(fc fa .)式中,fc为静挠度；fa为满载弧高；曲为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化,“3一$2八；S 为U型螺栓的中央距.L为钢板弹簧主片长度.2L2下面计算弹簧总成在自由状态下的弧高 H ° :由：f c =77.2mmfa =15mmS(3L -S)( fa fc)2f =_(c)=140(3 X 1400-

36、140)(15+77.2)/(2 X 1400 )=13.369mm2L贝UH0 =(fc fa . f)=77.2+15+13.369=105.6mm2.3.10 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径确实定：2弹簧总成在自由状态下的曲率半径：Ro =L2/8H0=2320mm.8 105.62.3.11 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径确实定矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定R = Ro/1 2 二 0iR0/EhJ式中,R为第i片弹簧自由状态下的曲率半径mm, R0为例皿在自由状 态下的曲率半径mmo°i为各片钢板弹簧预应力N/mm2;E为

37、材料的弹性模量N/mm2 , 取 E 为2.1父105 N/ mm2 ; hi为第i 片的弹 簧厚度 mm.在 R0和各片弹簧的预应力 仃0i的条件下,可以用式 Ri = R0/1 +纪0iR0/Ehi】计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径 R.对于片厚相同的钢板弹簧,各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在 300350N/mm2内选取.14片长片叠加 负的预应力,短片叠加正的预应力.预应力从长片由负值逐渐递增为正值.在确定各片预应力时,理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩Mi之代数和等于零,即：n; Mi = 0 iWn“ LiW

38、i =0i 1卜面计算弹簧的各片在自由状态下曲率半径确实定:表7各片的预应力i12345678%i-12-9-6-3051012R0 =2320mmE= 2.1 105 N/ mm2h, =10mm然后用上述公式计算弹簧各片在自由状态下曲率半径,结果见表8:表8弹簧各片在自由状态下曲率半径i12345678Ri (mm)2383.12367.12351.22335.523202294.82269.82245.92.3.12 .弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算如果第i片的片长为Li ,那么第i片弹簧的弧高为：2_Hi l_. /8Ri将各片长度和曲率半径代入上式,得弹簧总成各片在自由状态下弧高

39、如表9:表9弹簧总成各片在自由状态下弧高i12345678H i (mm)102.882.564.348.334.52313.86.82.3.13钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理,钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态,由此 可求得等厚叶片弹簧的R.为：nn1/ R0=v (L /Ri)/' Lii 1i W式中,L为钢板弹簧第i片长度.钢板弹簧的总成弧高为H ： L2 / 8R0上式计算的结果应与H.= (% + fa+生)计算的设计结果相近.如果相差太多,可弹簧的总成弧高核算将弹簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得:R0 = 2333.3 mm2然后再代入 Hz

40、L2 / 8R0 = 105mm.8 2333.3原设计值为H0=105.6mm相差不大,符合要求.2.4钢板弹簧强度验算1)当货车紧急制动时,货车的前钢板弹簧承受的载荷最大,在它的后半段出现的最大应力仃max用下式计算二 max= GimJQiC) L(li 12)W0 1一 、 一' 一 ' . 式中,G为作用在前轮上的垂直静载荷,mi为制动时前轴负荷转移系数；货车：m；=1.11.2 ; 1 1 12为钢板前、后段长度；中为道路附着系数；Wo为钢板弹簧总截面系 数；c为钢板弹簧固定点到路面的距离.许用应力 口如为1000N/mm.由上式验算弹簧强度：二 max 二 匕向1

41、2.1C) /(11 12)W0 19345 父 1.5 M 700(700 +0.8 父 700)14008 80 1026 =750MPa<L =1000Mpa2)汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度验算不平路面上时,按钢板弹簧的极限变形即动挠度f d计算载荷Fmj=F+Gf d=9345+1480X 8 = 21185N=695.1Mpa< l=1000MpaFmj111221185 700 700+旧 Wo-1400 x产8*1.2)62.5钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力6是由弯曲应力和拉(压)应力合成,即:3Fs(D hi) Fs-a =+bh12bh1其中Fs=Gm；中为沿弹簧纵向作用力在主片中央线上的力；=2hpm卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度.许用应力取为350MPa代入上式得：3 9345 1.5 0.8 60 2 10 9345 1.5 0.8:一 =2 =98MPa"二80 2 1080 2 10主片符合强度要求.2.6 钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹