专业课程设计指导书2014

1、 汽 车 专 业 课 程 设 计 指 导 书 韩宗奇/陈俊云燕山大学车辆与交通工程系2014年12月目 录第一部分 课程设计任务书 -1一、题目二、背景三、设计任务四、设计要求五、参考资料六、原载重车及改装客车的主要结构性能参数第二部分 课程设计指导书- 7一、参数选择及计算方法-7二、关于画图-22三、板簧的材料及提高板簧寿命的途径-23 四、其它工作-24第一部分 课程设计任务书一、题目客车（货车）钢板弹簧非独立悬架设计以“某中型客车钢板弹簧非独立悬架设计”为例二、背景国产某轻型卡车在国内广泛应用。生产厂欲将该产品改装成中型客车，用于中、短途客运。发动机、传动系、转向系、制动系、车架、车轮

2、等均不变。由于用于载客，乘座舒适性和行驶平顺性要求较高，因此，必须对原车的悬架作改进。要求改型后的客车在动力性、经济性、制动性、操纵稳定性等均不低于原车，通过性指标可适当降低。三、设计任务1. 确定悬架的主要参数，包括载荷、静挠度、动挠度、静弧高、偏频、刚度等；2. 确定钢板弹簧的主要参数，如片数、断面参数、各片长度等；3. 计算弹簧的刚度（总成刚度和装配刚度）；4. 计算板簧满载静止时的应力；5. 计算板簧的最大应力和各种极限工况下的应力；6. 计算板簧总成弧高和曲率半径；7. 计算板簧各片弧高和曲率半径；8. 绘出悬架的总成装配图；9. 绘出主片和至少一片非主片的零件图。四、设计要求1.

3、选择一种悬架作为设计对象（前或后悬架）；2. 尽可能考虑与原车零件的通用性；3. 所选用的材料（热轧扁弹簧刚）必须符合国标GB1222-2007，并尽量用优选系列；（见汽车常用金属料标准汇编上册）4. 所设计的板簧应符合JB523-85，JB4040-85（见汽车标准汇编第三册）五、参考资料1汽车设计机械工业出版社 2004年2汽车设计清华大学出版社 2000年3汽车理论机械工业出版社 2008年4汽车构造机械工业出版社 2009年5. JB338383 汽车钢板弹簧台架实验方法JB478384 汽车悬架系统固有频率和阻尼比测定方法JB390185 汽车筒式减振器台架实验方法 （见汽车标准汇编

4、第3册）六、原载重车及改装客车的主要结构与性能参数参 数原 载 重 车改 装 客 车车型xx1041xx6580外 形（mm）长47105814宽18501932高21002200空车重量(KN)18.8025.50轴荷分布9.40/9.4011.55/13.95满载重量(KN)40.7537.10轴荷分布13.67/27.0812.00/25.10发动机型号4100Q直喷式柴油机同缸径×冲程（mm）100×90同排量（l）2.89同最大功率(kw)66/3200rpm同最大扭矩(N·m)230/1800r/m同最低比油耗236 g/kw·hr同轴 距(

5、mm)2800同轮距(mm)前1480/后1470同最高车速88 km/hr同最大爬坡度32%33%头档最大动力因数0.3750.382参 数原 载 重 车改 装 客 车直接档最大动力因数0.05470.0552满载百公里油耗12.5 l/100km同最小离地间隙190mm同接近角42°28°离去角31°17°最小转弯直径(m)11.7(外前轮迹)同座位数318离合器单片干摩擦式同变速器5档齿轮式同主减速器单级双曲线齿轮同差速器行星齿轮式同转向器循环球式同制动系液压，真空助力，鼓式同悬架型式纵置半椭圆钢板弹簧式同前悬架长×宽×厚(主片

6、厚)1100×70×6.5(6.5)mm设计片数(主片数)8(2)设计后悬架长×宽×厚(主片厚)1200×70×6.5(8)mm设计片数(主片数)10(2)设计前簧骑马螺栓距100 mm同参 数原 载 重 车改 装 客 车后簧骑马螺栓距120 mm同前板簧中心距750mm同后板簧中心距920mm同前簧减振器30双向作用，筒式同后簧减振器无40双向作用，筒式后悬架副簧双层橡胶气囊同轮胎6.50R6同第二部分 课程设计指导书一、参数选择及计算方法1选择悬架主要参数：nc 、fc、Cs、.n0、f0 等。满载偏频nc 对平顺性影响很大。对于

7、客车，应略低一点，建议取nc=1.21.8 Hz =72108次/min 满载静挠度fc由下式计算： fc=25/nc² （） ······································

8、83;·······(1)板簧线刚度Cs 可由下式初选：Cs = Q/fc （KN/cm）····································

9、3;·············(2)Q：单个板簧上的垂直载荷空载时的偏频.n0及挠度f0由下式计算：f0 = Q0/Cs （）, n0 = 5/ (Hz )  ···················(3)Q0：空载时单个板簧上的垂直静载荷。2确定板簧总长L，满

10、载静止弧高Ha，上、下跳动挠度fd下、fd上等。板簧总长度L一般由总布置人员确定，或由悬架设计人员与总体设计人员协商确定。L大,平顺性变好。但重量也增大，成本提高，本客车悬架的板簧长度可取以下值：前板簧：Lf =1100、1150、2000后板簧：Lr =1200、1280、1350车轴可以放在板簧正中间，也可以稍微偏向一端。如前板簧设计时，常将车轴略向前固定卷耳靠近以增大接近角。但一般无特殊要求时，常将车轴置于板簧中间，以减少装配时的麻烦。满载静止弧高fa是装配到汽车上之后的板簧弧高。一般前悬架faf =1015，后悬架fa = 2030。上跳动挠度fd上一般取为(0.71.0) fc。过大

11、则板簧的最大应力增大，过小则容易碰限位块。下跳动挠度fd下略小于fd上。见教材表723选择板簧片数及断面参数在研究钢板弹簧时，常将其抽象成简支梁。因此可利用简支梁的挠度公式计算板簧的总惯性矩J （mm）4 ·································

12、;··········(4)：挠度系数， S：骑马螺栓距离；K：非工作长度系数，表征骑马螺栓的夹紧程度；K= 0.5为刚性夹紧，K = 0 为挠性夹紧；初选总片数n和主片数n1,建议前簧取n = 6 、7或8n1 =1或2；后簧取n = 1014，n1=2或3。主片取少，其厚度要大于其余各片，否则要取多主片。查手册选取簧片的断面参数，即宽度b，厚度h，若为矩形截面，则惯性矩为：= （mm）4·········

13、;··························(5) 若选用双槽钢，材料手册上都给出了J和中性层的位置，其惯性矩为：··················

14、····(5)用（5）或（5）计算出的J与（4）计算的比较，应大致相等，否则调整片数或断面参数，直至满意为止。4. 初步验算板簧的平均应力c，比应力 和最大应力max抽象成简支梁的板簧在承受载荷Q变形为fc时，根部应力为：c= c ··························（6）c为许用静

15、应力，经应力喷丸处理的弹簧钢：前簧：c=350450 MPa,后簧：c=450550 MPa比应力，即单位板簧变形对应的应力。它与载荷及变形无关，是衡量强度利用程度及使用寿命的一个很好的参数：= （MPa/mm）（7）在4.55.0 MPa/mm较好。最大应力即板簧产生最大变形时的应力：900-1000 Mpa (8)上述三种应力有任一个不能满足要求时，应调整参数，再行计算直至满意为止。5. 各片长度的确定簧片长度是指其各片的伸直长度。有两种方法，一是等差级数法，二是作图法。 设车轴位于板簧中间，可用作图法确定各片的半长。设 ，作图法的具体步骤见教材图715。用这种方法确定的各片长，能使整个板

16、簧较好的接近等应力梁。（注意：教材上各片编号是自下而上的，与本指导书相反）！ 等差级数法是将板簧总长度与骑马螺栓S之间的差分成与片数相等的长度等差数列，相邻各片的长度差是相等的。6. 板簧的刚度验算对板簧刚度进行验算时，可以把板簧抽象成前述简支梁（载荷为Q）,也可以抽象成悬臂梁。抽象成悬臂梁的模型其插入端在车轴处，其长度和载荷都是简支梁的1/2，即，。这两种模型在力学特性上是等价的。进行刚度验算有两种方法：一是共同曲率法，一是集中载荷法。这两种方法都是在一定的假设前提下进行的。A: 共同曲率法该方法假设：（1）板簧各片之间密切接触，无间隙；（2）忽略片间摩擦力。这两个假设等价于：在板簧的任何截

17、面上，各片的曲率（或曲率半径）及其变化都相等；各片承受的弯矩与其惯性矩成正比。如图1：图 共同曲率法的力学模型设在任意截面上，第一片（主片）曲率半径为，则第二片为，第片为（各片等厚）或者，由于厚度，故可认为：（）当载荷变化，变形（挠度）增大后，有：，即（10）式（9）和（10）说明板簧各片在任何载荷下都有相同的曲率半径和变化量。这样我们就可以把它重新组合成图2所示的单片阶梯型梁：0x图共同曲率法的等效模型这是一个端部作用集中载荷的变截面悬臂梁模型。设各截面的弯矩在长度方向的变化为M（x），惯性矩为（x），用能量积分法求出端部变形: U = = (11) (12)刚度： 整理可得如下公式： (1

18、3)式中：为修正系数，修正由于抽象成悬臂梁模型引起得误差，其值由经验确定。一般矩形截面簧片取0.900.95，双槽钢取0.830.87。 i = 1、2、3n (14)ABCDEFG 为各不同板簧段的惯性矩和。如图3：图3 板簧各段的惯性矩在AB段 i = 1, =J1在BC段： i = 2, =J1+J2在CD段： i = 3, =J1+J2+J3 如果式（14）中的各片长度取li=Li/2，则计算出的刚度是板簧总成的刚度；如果各片长度li=（Li-KS）/2，则计算出的刚度是板簧总成装配的汽车上的装配刚度。显然，后者大于前者。前者用于检验钢板弹簧的产品刚度，后者对汽车性能有实际意义。B.

19、集中载荷法l1lip1 该方法假设：各片之间只在端部接触和传力，并忽略摩擦力。它的力学模型如图4。 图集中载荷法的力学模型lili+1PiAB Pi+1根据假设，每一片都受到上下两个集中力的作用，除第一片和最后一片已知外，其余均未知。分析第片的受力及挠度：图5第i片受力图显然这是一个静不定的插入悬臂梁。OA=，OB=根据变形相等原理，必有下一片的端部挠度与上片的下面支承点的挠度相等。即：， （15）每片在A，B两点的挠度都可以用材料力学中的公式求出。这样虽有， 等个未知数，却可以利用变形相等条件（式15）列出个方程组成一个线性方程组，解之可得， ，进而可求出各片端部的挠度，取，可得刚度： 为主

20、片挠度，即板簧的挠度。推导过程省略，列出的线性方程组如下： （16） 其中:（17）主片挠度：（18）线刚度： （19）与共同曲率法一样，若式（17）中取，得出的刚度为检验刚度，取，得出的刚度为装配刚度。这两种计算刚度的方法（共同曲率法和集中载荷法）各有特点。实践证明，真正的钢板弹簧介于二者之间。片数多，主片多，共同曲率法的计算结果较准确；片数少，主片少，端部加工不圆滑，各片自由状态的曲率半径差别越大，集中载荷法就越接近。验算刚度，应与初选刚度（式2求出的）相接近，如差别较大，应重新调整板簧参数（如片数、断面参数、各片长度等）直至满意为止。7. 各片应力计算：上述两种计算板簧刚度的方法，由于抽

21、象的力学模型不同，得到的变形（挠度）和刚度有所差别。由于应力是与变形（挠度）成正比的。变形不同，计算应力也就不同。如用共同曲率法，根据假设，在悬臂梁模型根部，各片所承受的弯矩与其惯性矩成正比，即： （20），分别为根部的总弯矩和总惯性矩。且 =，故有： （21）根部应力：（22）主片根部比应力：（23）为用共同曲率法求出的板簧刚度。lili+1PiAB Pi+1G如用集中载荷法，根据假设：第i片的受力及弯矩图如图6所示:图6 第i片弯矩图由图可知，它有两个危险截面，一个在B点，一个在根部G点。B点应力： （24）比应力： （25）根部应力： （26）比应力： = （27） i =1,2 n需要

22、说明的是，并非每片的弯矩和应力分布都如上图，为了便于说明应力分布情况，引入分布系数： i=（28） 有三种分布情况： i>1，根部应力大于端部，适用于主片。因主片在卷耳处受力极复杂，易损坏，所以要适当降低端部应力。为达到这种应力分布，可将次主片长度调大。i=1，这是比较理想的等应力梁，适用于主片之外的其他各片。i<1，端部应力大于根部，分部不合理，遇这种情况，可适当减小第 i + 1片的长度。上述两种方法计算的应力和比应力，有一定差别。实践证明，长片（主片和次主片）的实际应力与共同曲率法的计算结果比较接近；短片的实际应力与集中载荷法的结果比较接近。将应力计算结果与用式（6），（7）

23、计算的结果比较，并与教材上推荐的许用应力比较，不符合要求时，重新调整簧片参数。8预应力及其选择板簧在工作中，以主片断裂最常见。断裂的部位常发生在卷耳附近；骑马螺栓附近；下片的端部。因此，在设计板簧时，适当加强主片的强度，对提高板簧的寿命和可靠性很有必要。加强主片的措施有以下几种：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置预应力。在设计板簧时，有意识地将各片设计成自由状态下的曲率半径不等，自上而下，曲率半径逐渐减小，如图7（b）所示，当中心螺栓装配成总称后，各片便紧密贴合，具有近似相等的曲率半径。如图7（a）所示，这时，虽然外载荷，但由于各片之间的相互作用，各片都产生了一定的应力

24、。很明显，主片及靠近主片的几片，曲率半径变小，上表面有了负应力（压应力）；而下面几片的上表面都有了正应力（拉应力）。这种由于各片之间自由曲率半径不等而相互作用产生的应力叫预应力。设置预应力不仅能够充分利用材料，提高板簧寿命和可靠性，而且可以使片间贴合更紧，防止泥沙进入片间。图7 中心螺栓装配前后的钢板弹簧（）（+）图8 各片预应力分布合理的各片根部预应力分布如图8所示。主片及靠近主片的几片取负预应力。（上表面受压），下面几片取正预应力（上表面受拉），负预应力最大值一般不超过150MPa，正预应力最大值一般不超过6080Mpa。但在板簧悬臂梁模型根部，由预应力产生的弯矩之和应相等：（29） 为各

25、片上表面的预应力，为各片抗弯截面系数。有了预应力，则板簧在工作中的实际静应力应为前述的计算应力与预应力的和：即： （30）9. 板簧总成自由状态下的弧高及曲率半径计算板簧仅由中心螺栓装配后，应有适当的弧高，否则，就不能保证满载时的弧高fa，因而也就不能保证板簧在适当的状态下工作，总成自由弧高H0可由下式估算：（31），fa意义同前，为预压缩式的塑性变形，由经验公式计算：（32）是与板簧总长和骑马螺栓中心矩S有关的附加变形，可用下式估算：（33）R0H0L板簧自由状态的曲率半径与有图9所示关系：图9 板簧长度、曲率半径与弧高的关系故有： （34）10. 各片在自由状态下的曲率半径及弧高计算板簧各

26、片在未装配前的曲率半径和弧高是板簧制造必不可少的参数（例如弯曲成型机靠模和冲头的曲率半径都要由决定），设计者必须明确给出。由材料力学知，受弯矩作用的梁，为曲率，为梁的挠曲线表达式。因此各片在用中心螺栓装配前后由预应力产生的曲率变化为：（35）其中为由预应力产生的弯矩，R0为装配成总成的曲率半径。但， 因此： （36）为第i片的自由曲率半径，为第i片厚度。各片在自由状态时的弧高为： （37）在确定之后，一般还要验算一下板簧总成的曲率半径和弧高是否与式（34）和式（31）计算的结果相符，差别较大时，仍要调整参数。与各片有如下关系：（38）若各片厚度相等，则可简化为：（38）总成弧高：（39）11.

27、 板簧的动应力和最大应力钢簧弹簧叶片的工作状况比较恶劣，在设计时，除对上述静应力进行计算外，还要对动应力和极限应力进行校核。A、动应力是板簧从满载静止变形起，继续变形，直到动行程消失，各片上表面所增加的拉应力。 由于应力与变形（挠度）成正比，因此各片的动应力与静止应力有下述关系： （40）故： （41）B. 最大应力最大应力为各片静应力与动应力的叠加： （42）为许用最大应力，取为1000MPa或取为(0.850.9)。为材料的屈服极限。各种材料的见有关金属材料手册。一般来说，对设计出的板簧还要做特殊工况下的应力较核。例如紧急制动时，最大加速度驱动时，纵向扭转时（车身侧倾时）等。因这些计算都要

28、用到其他参数，如悬架前后卷耳的高度，卷耳型式和直径，发动机动力参数，传动系参数，重心位置等，此处不再叙述。二、关于画图1. 板簧与车架的连接常用支座和卷耳，且前端采用固定卷耳，后端采用活动吊耳或滑板。也由采用挠性支承的（如CA30越野车）。前、后卷耳中心的高度决定了板簧安装的姿态角，前高后低为仰角，前低后高为俯角。姿态角应为仰角还是俯角及其大小，常由总体设计人员确定。因为它对操纵稳定性有很大影响。如前簧用仰角，后簧用俯角，侧倾时引起的干涉轴转向对增大不足转向有利。2. 为降低车高，可考虑将后板簧置于后轴之下，这样骑马螺栓承受拉力包括拧紧力矩拉力和工作拉力两部分，要适当加强。前板簧由于原车前轴有落差，且要保持油底壳与前轴之间有一定距离，不必置于轴下。3. 为充分利用材料，改善叶片端部的应力分布和减少端部摩擦，常将端部削弱。有的宽度削弱成梯形，有的厚度削弱，端头做成圆的，如图10所示。4. 为画图方便，可将板簧画成直线，原车上可利用的另部分可以照抄。图10 板簧片的端部形状三、钢板弹簧的材料及提高使用寿命的途径1. 目前汽车钢板弹簧广泛使用的材料是热轧扁弹簧钢。例如：65Mn，55Si2M