某中型货车悬架总成设计本科论文

PAGE34PAGE1四川理工学院毕业设计某中型货车悬架总成设计学生：学号：专业：机械设计制造及其自动化班级：车辆2008.3指导教师：四川理工学院机械工程学院二O一二年六月PAGEIPAGE1摘要悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩，并缓和汽车行驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车行驶的平顺性。尽管一百多年以来汽车悬架从结构形式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零件部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用。本文讨论了汽车悬架的发展现状，对悬架的结构形式进行简单介绍，对影响悬架运动的各种因素进行分析，主要对中型货车板簧悬架的主要参数进行设计计算，包括中型货车前桥钢板弹簧、后桥复合式钢板弹簧、汽车减振器参数的选择计算和横向稳定杆的设计计算。为进一步设计板簧悬架提供了较有价值的资料。关键词：悬架；钢板弹簧；减振器AbstractSuspensioninvolvessomerelatedcomponents,whichexisttoguaranteeelasticcontactbetweenwheelsoraxleandthecarryingsystem.Italsohasagreatcontributionintransferringtheload,cushioningtheimpact,attenuatingvibration,andregulatingthepositionofthebodyoftherunningcar.Apartfromthetransformationofforceandmomentbetweenwheelsandframe,ithelpcushiontheimpactwhenunevenroadsurfaceisencountered,underminethefollowingvibrationofcarryingsystem,andasaresult,provideagreatpossibilityofsmoothlyrunning.Despiteonehundredyearofconstantevolutionfromstructuretofunction,suspensionisalwaysmadeupbyelasticcomponent、vibration-absorbingapplianceandguidemechanism.Therewillalwaysbesomeoccasionwhenonecomponentplaystwoormoreimportantrolesatthesametime.Forexample,platespringcandosomejobwhichshouldbethedutyofelasticcomponentorguidemechanism.Thispaperdiscussesthecurrentdevelopmentofvehiclesuspension,givesabriefintroductionofthestructuralformofsuspension,analyzefactorswhichhaveinfluenceonsuspensionmovement.Themajorpartofthispaperarecalculationanddesignofleafspringonfrontaxleofmediumtruck、combinedleafspringonrearaxle,stabilizerbar,aswellaschoosingtheparametersofshockabsorber.Allofthesearepreconditionstofurtherdesignofsuspensionwithleafspring.Keywords:Suspension;leafspring;shockabsorber

目录1904摘要 I356Abstract II18402第1章绪论 128935第2章总体设计 2293522.1轴数、驱动形式、布置形式 2240052.2

汽车主要参数设计 2222382.2.1主要尺寸 2237942.2.2进行汽车轴荷分配 221642第3章悬架系统的结构与分析 3303273.1非独立悬架 3174113.1.1非独立式悬架简介 364233.1.2非独立式悬架特点 365613.1.3钢板弹簧式非独立悬架 3117523.2独立悬架 3122433.3悬架主要参数的确定 4113943.3.1悬架的静挠度 4130763.3.2悬架的动挠度 5239843.3.3悬架主，副簧刚度的分配 518004第4章前悬架系统设计 8104124.1钢板弹簧的设计计算 8275964.1.1初选参数 8264054.1.2钢板弹簧各片长度的确定 10238994.1.3钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 11242344.1.4钢板弹簧总成弧高的核算 1363614.1.5钢板弹簧强度核算 14128414.2减震器的设计计算 15184424.2.1减振器的选择与分类 15298604.2.2减振器相对阻尼系数 15105144.2.3减振器阻尼系数δ的确定 1636554.2.4最大卸荷力的确定 179204.2.5筒式减振器工作缸直径D的确定 17285534.2.6查表确定减振器参数 1822524第5章后悬架系统设计 19107515.1钢板弹簧的布置方案选择 1985285.2钢板弹簧主要参数的确定 1912815.2.1满载弧高 1920305.2.2钢板弹簧长度L的确定 1952135.2.3钢板弹簧断面尺寸的确定 1945735.3钢板弹簧各片长度的确定 22188515.4钢板弹簧刚度的验算 2419065.5钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 26319535.5.1钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 26137645.5.2钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定 2639455.5.3钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 27179015.5.4主簧总成和副簧总成各片在自由状态下弧高的计算 2895305.5.5钢板弹簧总成弧高的核算 29223225.6钢板弹簧强度验算 3021445.7钢板弹簧主片的强度的核算 31152355.8钢板弹簧弹簧销的强度的核算 3214916第6章结论 3328920参考文献 34420致谢 35第2章总体设计四川理工学院毕业设计PAGE35第1章绪论悬架是现代汽车上的重要总成之一，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；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行驶平顺性；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能力。悬架由弹性元件、导向元件、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件专递的垂直力以外飞各种力和力矩。当纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车抽对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。对悬架提出的设计要求有：1）保证汽车有良好的行驶平顺性。2）具有合适的衰减振动能力。3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。第2章总体设计2.1轴数、驱动形式、布置形式根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途选定轴数、驱动形式、布置形式，需对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。本设计参考一般中型货车采用的发动机前置后轮驱动，轴数为双轴，驱动形式为4x2。2.2

汽车主要参数设计2.2.1主要尺寸外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，可参考同类车型选取。国内生产轻中型货车的主要厂家有：解放、东风、长安、北汽福田、江铃、南汽、江淮汽车等，参考相关产品的参数。轴距、轮距、前悬、后悬等参数参照《汽车设计》教材推荐的范围并参考同类车型选取。设计外廓尺寸为：总长：8470总宽：2470轴距：4700前轮距：1900后轮距：1800满载重心高度：11802.2.2进行汽车轴荷分配汽车的轴荷分配根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照《汽车设计》教材推荐的范围并参考同类车型选取。结合设计任务书已知条件确定轴荷分配为：空车时：前轴负荷：2500kg后轴负荷：2500kg满载时：前轴负荷：3350kg后轴负荷：7650kg第3章悬架系统的结构与分析第3章悬架系统的结构与分析3.1非独立悬架3.1.1非独立式悬架简介非独立悬架是相对与独立悬架的车轮结构。非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架或车身的下面。非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。3.1.2非独立式悬架特点非独立式悬架的两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时互相影响。而且由于非悬挂质量较重，悬挂的缓冲性能较差，行驶时汽车振动，冲击较大。该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。3.1.3钢板弹簧式非独立悬架钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件，由于它兼起导向机构的作用，使得悬架系统大为简化。这种悬架广泛用于货车的前、后悬架中。它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。3.2独立悬架独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种发展趋势。独立悬架的结构可分有烛式、麦弗逊式、连杆式等多种，其中烛式和麦克弗逊式形状相似，两者都是将螺旋弹簧与减振器组合在一起，但因结构不同又有重大区别。烛式采用车轮沿主销轴方向移动的悬架形式，形状似烛形而得名。特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦克弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与独立悬架正好相反。这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架。非独立悬架非独立悬架独立悬架图3.1悬架简图3.3悬架主要参数的确定3.3.1悬架的静挠度悬架的静扰度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比，即货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于1，因此货车车轴上方车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率n,可用下式来表示：n=式中，c为悬架的刚度（N/m）,m为悬架的簧上质量（kg）当采用弹性特性为线性变化地悬架时，又静挠度可表示为：g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到：n=5/分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身的振动频率，因此欲保证汽车有良好的行驶平顺性，就必须正确选择悬架的静挠度。又因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的前悬架偏频要求在1.50～2.10hz，后悬架要求在1.70～2.17hz之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz。所以3.3.2悬架的动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在6～9cm.。本设计选择：3.3.3悬架主，副簧刚度的分配图3.2货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性如何确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定。1.使副簧开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求=式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为：，式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。单个钢板弹簧满载载荷：=满载时：式中为副簧簧上质量，为主簧簧上质量。单个钢板弹簧空载载时簧上质量：n=1.9hz,m=3604kg,代入公式：n=可得C=5137N/cm又==0.87有上面的二式，可联立方程组：（1）=0.87（2）由（1），（2）两式可得：=2390N/cm,=2747N/cm副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为。=19257.5N又：，得：===3.27cm=36040N-7815N=28225N主簧：===10.28cm副簧：===3.27cm第4章前悬架系统设计第4章前悬架系统设计前悬架由钢板弹簧和减振器组成。钢板弹簧在汽车上采用纵置对称布置形式，中部用两个U型螺栓固定在前桥上。减振器为液力双作用筒式减振器，减振器在拉伸和压缩过程中，通过复原阀和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力，从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改善汽车的行驶平顺性。减振器通过连接销、上支架、下支架以及橡胶衬套分别与车架和前轴连接。4.1钢板弹簧的设计计算4.1.1初选参数选择钢板弹簧长度时应考虑到在整车上布置的方便性，因此要与总布置共同协商确定。一般情况下，轿车后簧长度为轴矩的40％—55％，载货汽车前后簧长度分别为轴距的26％—35％和35％—45％。故前钢板弹簧长度范围：L=1222-1650mm取L=1410mm目前国内货车所用的钢板弹簧材料多为钢，如60Si2Mn、60SiMnA、55SiMnVB这些材料有较高的弹性极限、屈强比及疲劳强度，而且价格便宜。60Si2Mn、60SiMnA弹簧钢适用于厚度在12mm以下的钢板弹簧，对于较厚的钢板弹簧可采用淬透性较好的55SiMnVB弹簧钢。本车型选用的板簧单片厚度小于12mm，材料为60Si2Mn。为了提高钢板弹簧疲劳寿命，对单片进行喷丸处理，对总成进行塑性预压缩处理。钢板弹簧经强化处理后，受拉表面产生残余压应力层，弹簧受载时，降低了受拉表面的拉应力。经塑性预压缩处理后的弹簧，使用中不易再产生塑性变形。用的钢板弹簧材料60Si2Mn表面经应力喷丸处理后，弹簧满载静应力σm：前弹簧350～450，后弹簧450～550；弹簧比应力：前、后弹簧比应力4.15～5.15。可按等截面简支梁的计算公式并引进一个修正系数加以修正，这时弹簧的挠度系数为== 式中： δ——挠度系数。δ=1.25～1.42可按式：δ=1.5∕[1.04(1+0.5n1∕n)]选取，其中n1为与主片等长的重叠片数；N——总片数；B——板簧宽度；FW——支承载荷；L——板簧长度；E——材料的杨氏弹性模量，取；I0——总截面惯性矩，I0=。设计时希望：6＜b／h＜14刚度 钢板弹簧总截面系数比应力: =4.5～5.5N/mm2试取前钢板弹簧：长×宽×高—总片数(主片数)=1410×70×12—9（2）；由上面公式可得：挠度系数：；弯曲应力：∈[350450]；比应力：∈[4.55.5]；静挠度：=77.44 mm∈[50110]；钢板弹簧截面系数: ；刚度：；总截面惯性矩:。总片数为9，片宽70，厚124.1.2钢板弹簧各片长度的确定考虑到弹簧安装的夹紧夹紧修正后的钢板弹簧所需的惯性矩和应满足的强度要求分别为： 式中：s——U型螺栓中心距，mm；k——考虑U型螺栓夹紧板簧后的无效长度系数，刚性夹紧时k=0.5；挠性夹紧时k=0；W0——钢板弹簧纵截面系数；[σ]——许用弯曲应力，对前板簧取[σ]=350——450MPa；计算得：s∈[0405]取s=200mm；由作图法可求得前钢板弹簧各片长度（圆整后）为：单位mm。第一片1410第二片1410第三片1100第四片1015第五片0930第六片0845第七片0760第八片0675第九片0590序号123456789长度（mm）14101410110010159308457606755904.1.3钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高；用下式表示： 式中，——静挠度；——满载弧高；——钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化； s——U型螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 ——静挠度；mm；——满载弧高；∈[1020]mm取=15mm；把数据带入公式有：；；在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和为零，即 或 设计时可取第一片、第二片预应力为-80～-150，最后几片的预应力为20～60MPa。对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选举过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。初取各片钢板弹簧的的预应力值分别为：（单位:）序号123456789预应力-80-60-40-20-10051020第一片 -80；第二片-60；第三片-40；第四片-20；第五片-10；第六片 0；第七片5；第八片10；第九片20由公式：预应力 ；可得 ；式中 ——第片钢板弹簧的高度；——第片钢板弹簧的预应力；——叶片装配后的曲率半径，可近视地看成与总成自由状态下的曲率半径；——钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径；E——材料的杨氏弹性模量，取；由计算可得出钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径为：（单位：mm）序号123456789曲率半径2486.92482.32476.82471.92466245924902487.52485同理可算得钢板弹簧第片在满载状态下的曲率半径为：（单位：mm）序号123456789曲率半径1157.41121.41087.61055.71040.51025.81018.51011.3997.3如果第片的片长为，则第片弹簧的弧高为： 计算可求出第片钢板弹簧的弧高为：（单位：mm）序号123456789长度（mm）136.8137.1119.410387.773.759.848.238同理可算得钢板弹簧第片在满载状态下的弧高为：（单位：mm）序号123456789长度（mm）28.62624.422.819.617.91512.710.34.1.4钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳态平衡状态是各片势能综合最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的为： 为曲率半径式中 为第片钢板弹簧的长度。钢板弹簧总成的弧高为 由计算可求得：H=145.24mm因为 所以所选弹簧参数合理。4.1.5钢板弹簧强度核算紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它后半段出现的最大应力为： 式中 G1——作用在前轮上的垂直静负荷；——制动时前轴负荷转移系数，货车：=1.40～1.60；、——钢板弹簧前后段长度；——道路附着系数，取0.8；——道路总截面系数；C——为弹簧固定点到路面的距离。解得 ；所设计的钢板弹簧合理。故前桥钢板弹簧参数为：长×宽×高—总片数(主片数)=1410×70×12—9（2）4.2减震器的设计计算为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的。4.2.1减振器的选择与分类现代液压减振的的结构形式多种多样。目前，国内外常用的结构形式大致为三类，即弹性阀片型、弹性阀片和柱形弹簧结合型、阀门和柱形弹簧结合型。其共同的特点是：都采用带有常通孔的液流控制阀门来实现减振器的内特性，且节流形式大都属于薄壁小孔节流。安结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度的变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器又可分为单向筒式、双向筒式和充气式三种。设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。本设计选用双向作用筒式减振器。4.2.2减振器相对阻尼系数在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系为F=δ×v式中δ——为减振器阻尼系数。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减震动，用相对阻尼系数ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。ψ的表达式为：ψ=δ/(2式中，c为悬架系统的垂直刚度；为簧上质量。将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，将伸张行程时的相对阻尼取得大些。两者之间保持有=（0.25～0.50）的关系。设计时先选取与的平均值ψ。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25～0.35；对于行驶路面较差的汽车，ψ值应取大些，一般取＞0.3；为了避免悬架碰撞车架，取。本设计取ψ=0.3=；得=0.44.2.3减振器阻尼系数δ的确定减振器阻尼系数δ的计算式为ω——悬架系统固有频率；n——双横臂悬架的下臂长；a——减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离；α——为减振器轴线与铅垂线之间的夹角；——簧上质量；C——悬架系统的垂直刚度。弹性元件的刚度有时与悬架的刚度相等，如钢板弹簧非独立悬架。所以对前悬架：C=160.09N/mm =3350÷2=1675Kgω=11.254.2.4最大卸荷力的确定为了减小转到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀此时的活塞速度称为卸荷速度。式中——卸荷速度，一般为0.15～0.30m/s；A——车身振副，取40mm；ω——悬架振动固有频率如果已知伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力所以对前悬架有==0.23m/s==31625Kg/s4.2.5筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为式中 [P]——工作缸最大许用压力，取3～4MPa；λ——为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ=0.40～0.50减震器的工作钢直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。选择时应按标准选用，详见QC/T491—1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件》。P=3.5MPa； λ=0.45=57.62mm4.2.6查表确定减振器参数查QC/T491—1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件》。表有：工作缸直径D=65mm；基长：（HH型）=210mm；贮油筒最大外径=90mm； 防尘罩最大外径=102mm；压缩到底长度最大拉伸长度： =210+190+4=404mm 压缩到底长度最大拉伸长度： =210+280-4=486mm 第5章后悬架系统设计四川理工学院毕业设计第5章后悬架系统设计5.1钢板弹簧的布置方案选择后悬架仅适用钢板弹簧，选择布置形式为对称纵置式的主、副钢板弹簧。5.2钢板弹簧主要参数的确定已知满载静止时负荷=7650kg。簧下部分荷重，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：。由前面选定的参数知：5.2.1满载弧高满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的高度差。常取=10～20mm.在此取：5.2.2钢板弹簧长度L的确定5.2.2.1选择原则钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车L=(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L=(0.26～0.35)轴距，后悬架：L=(0.35～0.45)轴距。5.2.2.2钢板弹簧长度的初步选定：根据经验L=0.35轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为1650mm,副簧主片的长度为1180mm.5.2.3钢板弹簧断面尺寸的确定5.2.3.1钢板弹簧断面宽度b的确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。对于对称式钢板弹簧式中：S——U形螺栓中心距（mm）k——U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=）;——为挠度增大系数。挠度增大系数的确定：先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数，求得，然后=1.5/，初定。对于主簧：L=1650mmk=0.5S=200mm=2=14=1.5/=1.5/=1.35E=2.1N/将上述数据代入以上公式得=137×103计算主簧总截面系数：式中为许用弯曲应力。的选取：后主簧为450～550N/，后副簧为220～250N/。==28225NL=1650mmk=0.5S=200mm=500N/.将上面数据代入公式，得：=21.9×103再计算主簧平均厚度：=12mm有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在6～10范围内选取。b=75mm对于副簧：L=1180mmk=0.5S=200mmE=将上述数据代入公式，得计算副簧总截面系数：==7815NL=1180mmk=0.5S=200mm=245N/.将上面数据代入，得：=8.6×103再计算副簧平均厚度：=10mmb=70mm5.2.3.2钢板弹簧片厚h的选取本设计主簧和副簧均采用等厚片，片厚分别为12mm、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。5.2.3.3钢板断截面形状的选择本设计选取矩形截面。5.2.3.4钢板弹簧片数的选择片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片与片之间的干摩擦，改善汽车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料的利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6～14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片弹簧时，片数在1～4选取。根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为10片，副簧的片数为5片。5.3钢板弹簧各片长度的确定先将各片的厚度的立方值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型螺栓中心距的一半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5-1确定主簧各片长度：图5-1确定主簧各片长度图主簧各片钢板的长度如表5-1：表5-1主簧各片钢板的长度序号123456789长度（mm）165016501538.414271315.412041092.4980.8869.4序号10长度（mm）757.8由图5-2确定副簧各片长度；图5-2确定副簧各片长度图主簧各片钢板的长度如表5-2：表5-2副簧各片钢板的长度序号12345长度（mm）118010229678858025.4钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，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：C=其中，；；。式中，为经验修正系数，取0.90～0.94，E为材料弹性模量；为主片和第（k+1）片的一般长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。主簧刚度的验算：K1234567=(cm)05.5811.1516.7322.327.8833.46K8910=(cm)39.0344.6150.18由公式(mm-4)，得：（，—弹簧片数，—梯形单片弹簧在根部的惯性矩，）Y1=6.3×10-5Y2=3.15×10-5Y3=2.1×10-5Y4=1.578×10-5Y5=1.26×10-5Y6=1.05×10-5Y7=0.9×10-5Y8=0.789×10-5Y9=0.7×10-5Y10=0.63×10-5将上述数据代入公式，得总成自由刚度：=2821N/cm将上述数据代入公式有效长度，即，代入到公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度=2844N/cm与设计值=2747N/cm相差不大，基本满足主簧刚度要求。副簧刚度的验算：k1234=98196294392由公式(mm-4)，得：Y1=1.1×10-4Y2=0.55×10-4Y3=0.37×10-4Y4=0.275×10-4Y5=0.22×10-4将上述数据代入公式，得总成自由刚度：=2504N/cm如果用有效长度，即，代入公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度=2554N/cm与设计值=2390N/cm相差不大,基本满足副簧刚度要求。5.5钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算5.5.1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，用下式计算：式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高：主簧：由：=则=102.8+15+20.6=138.4mm副簧：==32.7+15+11.4=59.1mm5.5.2钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定主簧总成在自由状态下的曲率半径：==2459mm.副簧总成在自由状态下的曲率半径：=5.5.3钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），在自由状态下的曲率半径（mm）（N/）；E为材料的弹性模量N/，取E为N/；i片的弹簧厚度（mm）。在已知计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。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300～350N/内选取。1～4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：或下面分别计算主簧和副簧的各片在自由状态下曲率半径的确定：主簧：表5-3各片的预应力i12345678910-5.6-4.6-3.6-2.6-1.600.511.52E=N/=12mm然后用上述公式计算主簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表5-4：表5-4主簧各片在自由状态下曲率半径i12345678910(mm)2954.52948.229452941.82938.529352929.629262923.52921同理计算主簧各片在满载状态下曲率半径结果如下表：i12345678910(mm)1157.41121.41087.61055.71040.5102510181011.3997.3986.6副簧如表5-5：表5-5副簧各片的预应力i12345-2-1012E=N/=10mm然后用上述公式计算副簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表5-6：表5-6副簧各片在自由状态下曲率半径i12345(mm)26682252.32238.52226.82212.3同理计算副簧各片在满载状态下曲率半径结果如下表：i12345(mm)1157.41124.41087.61055.71040.55.5.4主簧总成和副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，则第i片弹簧的弧高为：主簧：将各片长度和曲率半径代入上式，得主簧总成各片在自由状态下弧高如表5-7：表5-7主簧总成各片在自由状态下弧高i12345678910(mm)120110.38059.5423281812.48.34.3同理可得主簧总成各片在满载状态下弧高如表5-8：表5-8主簧总成各片在满载状态下弧高i12345678910(mm)19.618.714.511.28.47.86.96.25.33.7重复上面的过程，得副簧总成各片在自由状态下弧高表5-9副簧总成各片在自由状态下弧高i12345(mm)58.941.126.414.96.7同理可得副簧总成各片在满载状态下弧高如表：i12345(mm)7.55.33.51.80.65.5.5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1/=式中，第i片长度。钢板弹簧的总成弧高为H上式计算的结果应与计算的设计结果相近。如果相差太多，可重新选择各片预应力再行核算。先对主簧的总成弧高核算将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：然后再代入H=。原设计值为H0=138.4mm，相差不大，符合要求。再对副簧的总成弧高核算将副簧各片的长度和曲率半径代入公式：1/=可得：=2940mm副簧总成弧高H=原设计值为H0=59.1mm，相差不大，符合要求。5.6钢板弹簧强度验算当货车牵引驱动时，货车的后钢板