汽车钢板弹簧悬架毕业设计(常用版)

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汽车钢板弹簧悬架毕业设计汽车钢板弹簧悬架毕业设计（常用版）(可以直接使用，可编辑完整版资料，欢迎下载）汽车钢板弹簧悬架设计(1)、钢板弹簧种类汽车钢板弹簧除了起弹性元件作用之外,还兼起导向作用,而多片弹簧片间磨擦还起系统阻尼作用。由于钢板弹簧结构简单,使用维修、保养方便,长期以来钢板弹簧在汽车上得到广泛应用。目前汽车使用的钢板弹簧常见的有以下几种。①通多片钢板弹簧,如图1-a所示,这种弹簧主要用在载货汽车和大型客车上,弹簧弹性特性如图2-a所不,呈线性特性。图1图2②少片变截面钢板弹簧,如图1-b所不,为减少弹簧质量,弹簧厚度沿长度方向制成等厚,其弹性特性如一般多片钢板弹簧一样呈线性特性图2-a。这种弹簧主要用于轻型货车及大、中型载货汽车前悬架。③两级变刚度复式钢板弹簧,如图1-c所示,这种弹簧主要用于大、中型载货汽车后悬架。弹性特性如图2-b所示,为两级变刚度特性,开始时仅主簧起作用,当载荷增加到某值时副簧与主簧共同起作用,弹性特性由两条直线组成。④渐变刚度钢板弹簧,如图1-d所示,这种弹簧多用于轻型载货汽车与厢式客车后悬架。副簧放在主簧之下,副簧随汽车载荷变化逐渐起作用,弹簧特性呈非线性特性,如图2-c所示。多片钢板弹簧钢板弹簧计算实质上是在已知弹簧负荷情况下,根据汽车对悬架性能(频率)要求,确定弹簧刚度,求出弹簧长度、片宽、片厚、片数。并要求弹簧尺寸规格满足弹簧的强度要求。3.1钢板弹簧设计的已知参数1弹簧负荷通常新车设计时,根据整车布置给定的空、满载轴载质量减去估算的非簧载质量,得到在每副弹簧上的承载质量。一般将前、后轴,车轮,制动鼓及转向节、传动轴、转向纵拉杆等总成视为非簧载质量。如果钢板弹簧布置在车桥上方,弹簧3/4的质量为非簧载质量,下置弹簧,1/4弹簧质量为非簧载质量。2弹簧伸直长度根据不同车型要求,由总布置给出弹簧伸直长度的控制尺寸。在布置可能的情况下,尽量增加弹簧长度,这主要是考虑以下几个方面原因。①由于弹簧刚度与弹簧长度的三次方成反比,因此从改善汽车平顺性角度看,希望弹簧长度长些好。②在弹簧刚度相同情况下,长的弹簧在车轮上下跳动时,弹簧两卷耳孔距离变化相对较小,对前悬架来说,主销后倾角变化小,有利于汽车行驶稳定性。③增加弹簧长度可以降低弹簧工作应力和应力幅,从而提高弹簧使用寿命。④增加弹簧长度可以选用簧片厚的弹簧,从而减少弹簧片数,并且簧片厚的弹簧对提高主片卷耳强度有利。3悬架静挠度汽车簧载质量与其质量组成的振动系统固有频率是评价汽车行驶平顺性的重要参数。悬架设计时根据汽车平顺性要求,应给出汽车空、满载时前、后悬架频率范围。如果知道频率,就可以求出悬架静挠度值。选取悬架静挠度值时,希望后悬架静挠度值小于前悬架静挠度值,并且两值最好接近,一般推荐:(3.1)为防止汽车在不平路面行驶时经常撞击缓冲块,悬架设计时必须给出足够的动挠度值。悬架动挠度值与汽车使用情况和静挠度值有关,一般推荐:(3.2)城市公用车辆,公路用车辆,越野车辆>3.5。4弹簧满载弧高由于车身高度、悬架动行程及钢板弹簧导向特性等都与汽车满载弧高有关,因此弹簧满载弧高值应根据整车和悬架性能要求给出适当值,一般取。有的车辆为得到良好的操纵稳定性,满载弧高取负值。3.2钢板弹簧刚度和应力关于钢板弹簧刚度和应力计算,基于不同的假设计算方法而异。在弹簧计算中有两种典型的而又截然相反的假设,即共同曲率法和集中载荷法。实际钢板弹簧往往不完全符合这两种假设中的任一种,因此有些学者提出折衷方法,同时兼用上述的两种假设,这种计算分析方法有一定的实用性。这里仅对多年来一直采用的上述两种假设计算方法进行讨论。共同曲率法共同曲率法是假设钢板弹簧在任何负荷下,弹簧各片彼此沿整个长度无间隙接触,在同一截面上各簧片具有共同的曲率半径。如果将多片弹簧各片展开,将展成一个平面,组成一个新的单片弹簧(图3.1、图3.2)。这个变宽度的单片弹簧力学特性和用共同曲率法假定的多片钢板弹簧是一样的,这样就可以用单片弹簧计算方法来计算多片钢板弹簧。单片弹簧计算按其几何形状不同可以有两种计算方法。一种是梯形单片弹簧(图3.1),另一种是按多片弹簧各片长度展开成的阶梯形单片弹簧(图3.5)。3.2.1.1梯形单片弹簧计算梯形单片弹簧变形和应力,可以利用材料力学求小挠度梁方法计算。梯形单片弹簧变形图3.1所示的梯形单片弹簧可以看成是一个由几个相同的片宽和厚度的簧片组成,如果弹簧伸直长度为,弹簧中部作用的负荷为,计算弹簧变形时,可以近似的认为用整个长度计算出的值与长度是端部作用负荷是的板簧变形是相同的,这样,整个的梯形单片弹簧的计算可以用一端固定,另一端受力的梯形悬臂梁来代替。下面用单位载荷法(莫尔定理)计算板簧在负荷作用点的变形:(3.3)式中::距端点处的力矩,:单位力距端点处的力矩,:梯形单片弹簧距端点处的惯性矩(3.4):梯形单片弹簧距端点处的宽度:梯形单片弹簧在根部的惯性矩:钢板弹簧形状系数:梯形单片弹簧各片宽度:梯形单片弹簧各片厚度:梯形单片弹簧主片伸直长度之半,:总片数:等长的主片数:材料拉伸弹性模数,取(3.3)式积分后,经整理:(3.5)(3.6)式中::挠度增大系数。梯形单片簧的变形可以看成厚度是,宽度是的矩形板簧变形乘以挠度增大系数。需要说明一点的是,上面计算公式只适用于等厚多片弹簧,对于各片厚度或惯性矩不等的多片弹簧,应按等效惯性矩方法来确定各片的展开宽度,再按上式计算。图3.2是钢板弹簧形状系数与挠度增大系数关系曲线。如果钢板弹簧形状系数时,由(3.6)式,挠度增大系数,此时弹簧变形由(3.5)式得:(3.7)该式为三角形等截面梁在力作用下的变形表达式(图3.3)。当时,挠度增大系数值为:首先把(3.6)式中一项展开成的幂级数,求时的极限。当时,,由(3.5)式,弹簧变形(3.8)该式是矩形板簧在力作用下的变形表达式(图3.4)。梯形单片板簧的形状系数0<<1。为计算方便,有的文献推荐用下式计算挠度增大系数。(3.9)表3.1是用(3.6)式和(3.9)式计算出的板簧挠度增大系数,。表3.11/3 1/4 1/5 1/6 1/7 1/8 1/9 1/10 1/11 1/12 1/13 1/141.236 1.283 1.342 1.338 1.356 1.370 1.382 1.391 1.399 1.406 1.412 1.4171.236 1.282 1.311 1.331 1.346 1.357 1.366 1.373 1.380 1.385 1.389 1.3932/3 2/4 2/5 2/6 2/7 2/8 2/9 2/10 2/11 2/12 2/13 2/141.097 1.159 1.203 1.236 1.262 1.283 1.300 1.315 1.327 1.338 1.348 1.3561.081 1.154 1.202 1.236 1.262 1.282 1.298 1.311 1.322 1.331 1.339 1.3462梯形单片弹簧刚度弹簧刚度:或3.10由于弹簧变形和负荷之间是线性关系(图5.1直线1),故弹簧刚度是一常数。3钢板弹簧应力梯形单片弹簧在根部(或中心螺栓处)应力:3.11弹簧比应力(单位变形应力):或3.12式中::梯形单片弹簧在根部的断面系数按(3.11),(3.12)式,计算出应力和比应力是平均应力和平均比应力,它不能反映各片的确实受力情况。对于片厚不等的弹簧,用下面方法计算各片弹簧应力。根据共同曲率假设,任意负荷时同一截面上各片曲率半径相等条件,弹簧各片所承受的弯矩应正比于其惯性矩。由力矩平衡可求出作用在各片弹簧上的力矩。(3.13)式中?作用在第簧片上的力矩,?第片弹簧惯性矩,?弹簧各片惯性矩之和,?第片弹簧片厚,第片弹簧在根部的应力和比应力为:(3.14)(3.15)式中?第片弹簧断面系数,3.2.1.2阶梯形单片弹簧阶梯形单片弹簧变形阶梯形单片弹簧变形计算和梯形单片弹簧一样,不同之处是这种弹簧的断面惯性矩沿长度变化不能用一个连续函数表示,因此为了求得梁的变形,只能采用分段积分求出。用单位载荷法求负荷作用点处弹簧变形(图3.6)。图3.6上式经整理后得: (3.16)式中::阶梯形单片弹簧主片长度之半,;:阶梯形单片弹簧第片长度之半;:阶梯形单片弹簧距端点处的惯性矩;:第1片至第片弹簧惯性矩之和的倒数:阶梯形单片弹簧第片惯性矩:阶梯形单片弹簧第片厚度,:阶梯形单片弹簧各片宽度,:第1片至第片弹簧惯性矩之和的倒数用上式计算时,由于(总片数),故,而。2阶梯形单片弹簧刚度弹簧刚度:(3.17)式中:?弹簧刚度修正系数,取。利用(3.17)式计算出的弹簧刚度值,要比实际测得的刚度要大,这主要是由于计算中认为弹簧片端部承受了弯矩,这一假设与实际情况不符。由于实际弹簧的侧边轧制成圆角,弹簧断面惯性矩比理论值小,因此用(3.17)式计算弹簧刚度时,引用了一个刚度修正系数。一般弹簧片数多时取值下限,片数少时取上限。3阶梯形单片弹簧应力阶梯形单片弹簧应力与比应力计算可按(3.11),(3.12)或(3.14),(3.15)式计算。3.2.2集中载荷法与共同曲率法假设相反,集中载荷法是假设各弹簧片在片端接触,因此弹簧片间力的传递仅在弹簧片端进行,这对于弹簧片之间有镶块或衬片的钢板弹簧是比较合适的。图(3.7)是按这一假设建立的钢板弹簧示意图,弹簧片一端固定,另一片通过滚柱与上一片弹簧接触。1弹簧片端负荷假设主片卷耳处负荷为,其它各片在端点处产生的力为,根据两相邻簧片在接触点处变形相等原理,可求出作用在各片端部负荷。在推导弹簧各片片端负荷之前,将有关的梁变形基本公式列入表3.2中。现在讨论第片弹簧端点的变形。由于第片在点变形等于第片弹簧在端点处变形,如果弹簧各片端部压延(表3.2),那么可以得到下面等式:计算第片弹簧端点的变形时,仅是第片弹簧的压延或倒角与变形有关。表3.2中的弹簧片端部形状系数的计算,是假设端部压延长度或端部切角长度等于相邻两弹簧长度差,显然当簧片端部为矩形时,。表3.2单片弹簧变形基本公式单片弹簧 弹簧在A点变形端部是矩形簧片端部是三角形簧片端部倒角簧片端部压延簧片上式经整理后得:(3.18),而对最后一片弹簧,令,而,此时(3.18)式写成:(3.19)令(3.20)当弹簧各片片端为矩形时:(3.21)由(3.18),(3.19),(3.20),(3.21)式,得出计算各片端部负荷的方程组:(3.22)方程组(3.22)是次线性方程组,计算各片端部负荷时,从最后一个方程式开始,把值用表示,并代入前面一个方程组,依次代入第一个方程式中,得到只有和的关系式,由此求出作用在各片端部负荷、…值。2弹簧刚度由于弹簧总成在卷耳孔处变形δ等于主片在该点处变形δ1,因此如果能知道主片在卷耳孔处变形,就能求出弹簧刚度。主片在、力作用下,在卷耳孔处变形(图3.8),为:3.23如果主片是二片等长弹簧,上式又可写成:弹簧刚度K计算式为:(3.24)主片是等长二片弹簧:式中?主片断面惯性矩,。弹簧应力当知道各片弹簧受力情况下,就能很容易求出各片应力。弹簧各片根部应力计算公式为:3.25相邻两弹簧片接触点处应力为:3.26无论采用共同曲率法还是集中载荷法,由于采用的假设与实际的多片弹簧不一样,因此计算结果都有一定误差。一般说,用共同曲率法计算出的弹簧刚度值要比用集中载荷法大,而弹簧应力除了末片之外,用共同曲率法计算的应力值与实测值比较接近。3.2.3U形螺栓夹紧时弹簧刚度和应力确定钢板弹簧用U形螺栓夹紧后,部分弹簧长度将不起弹性作用,称之无效长度。这部分长度除了与U形螺栓夹紧距有关外,还与下列因素有关。a.弹簧底座和盖板的长度和刚度;b.弹簧与底座或盖板之间是否有软垫;c.U形螺栓夹紧力矩和U形螺栓强度。弹簧无效长度一般取,弹簧有效长度为:()(3.27)式中?无效长度系数,一般取;?U形螺栓夹紧距,。按式(3.10)、(3.17)、(3.24)计算弹簧刚度时,用伸直长度L值计算出的刚度是自由刚度,用有效长度Le值计算出的刚度是夹紧刚度。自由刚度用于检测弹簧特性是否能满足设计要求,而夹紧刚度是用于计算悬架频率和新弹簧设计时选择弹簧尺寸参数。计算弹簧夹紧刚度时,也可以采用下面简化公式计算。(3.28)式中?弹簧自由刚度,;?弹簧夹紧刚度,。计算弹簧在夹紧状态时应力和比应力时,式(3.11)、(3.12)、(3.14)、(3.15)中的值应用有效长度值。3.2.4弹簧许用应力对于或等材料,表面经应力喷丸处理后,推荐弹簧应力值在下列范围内:弹簧满载静应力前弹簧后主弹簧后副弹簧平衡悬架弹簧弹簧比应力载货汽车前、后弹簧载货汽车后悬架副弹簧越野车平衡悬架弹簧弹簧极限应力钢板弹簧在极限动行程时的应力值称之极限应力,极限应力许用值为:一般弹簧平衡悬架弹簧弹簧许用应力与汽车使用条件、悬架结构及弹簧制造工艺有关,因此选取弹簧许用应力时,应根据具体情况而定,一般说静挠度大的弹簧,许用静应力可取上限,而比应力应取下限。图3.9是美国汽车工程师学会(SAE)和原苏联李哈乔夫汽车厂推荐的弹簧许用应力曲线图。其中SAE推荐的许用应力范围是两条直线形成的区间,这两条直线可用下式表示。(3.29)式中;。许用比应力为:(3.30)苏联李哈乔夫汽车厂推荐的许用应力范围是几组抛物线,可用下式表示。(3.31)不同的车型,不同,在图3.9中,取值如下。组曲线适用于公共汽车前、后弹簧及工作条件差的载货汽车前弹簧,;组曲线适用于载货汽车前弹簧、后副弹簧及轿车后弹簧,;组曲线适用于载货汽车后主弹簧,;组曲线适用于越野汽车平衡悬架弹簧,;许用比应力为:(3.32)从图3.9可看出,无论是SAE曲线还是李哈乔夫汽车厂都是推荐静挠度大的弹簧,选用大的许用应力,而比应力可选小些。但SAE曲线推荐的许用应力没有考虑不同车型的使用条件,这是它的不足。计算示例3-1弹簧几何尺寸列于表3.3,满载时簧上负荷,弹簧U形螺栓夹紧距,计算弹簧刚度和应力。1按共同曲率法计算:由表3.3计算得:弹簧总惯性矩,弹簧总断面系数,弹簧各片断面系数。表3.3弹簧几何尺寸片号 各片长度 各片有效长度 各片厚度 各片宽度1 1150 1104.5 6.5 702 1150 1104.5 6.5 703 886 840.5 6.5 704 622 576.5 6.5 705 356 310.5 6.5 70下面分别用梯形单片弹簧和阶梯形单片弹簧方法进行计算:①将弹簧展开成梯形单片弹簧由3.9式计算得挠度增大系数,用式(3.10)计算得弹簧自由刚度。弹簧无效长度系数取0.5,用(3.28)式计算得弹簧夹紧刚度。弹簧在U形螺栓夹紧处应力和比应力由(3.11)、(3.12)式,,。②将弹簧展开成阶梯形单片弹簧用式(3.17)计算弹簧自由刚度时,为计算方便将公式列成3.4表格进行计算。表3.4弹簧自由刚度列表计算片号 1 575 ? 1602 0.000624 ? ? ?2 575 0 3204 0.000312 0.000312 0 03 443 132 4806 0.008 0.000104 2299968 239.19664 311 264 6408 0.000156 0.000052 18399744 956.785 178 397 8010.9 0.000125 0.000031 62570773 1939.69575 ? ? 0.000125 45555 23763.6由式(3.17)用有效长度计算弹簧夹紧刚度:。2按集中载荷法计算:首先计算弹簧各片端部载荷,由式(3.20)求出,、、值(表3.5),由于弹簧端部不压延,。表3.5、、值序号1 575 1602 ? ? ? ?2 575 1602 1 1 -2 0.66173 443 1602 1 1.447 -2 0.56624 311 1602 1 1.637 -2 0.39765 178 1602 1 2.121 -2 0由式(3.22):解方程组得;;;;将代入上面各式得:;;;;用式(3.24)计算弹簧自由刚度K:用式(3.28)计算弹簧夹紧刚度用式(3.25)计算U形螺栓夹紧处各片应力(图3.10)。第1片应力第2片应力第3片应力第4片应力第5片应力用式(3.26)计算相邻两簧片接触点应力:第2片与第3片:第3片与第4片:第4片与第5片: 需要说明一点的是,弹簧各片用实际长度值和用有效长度值计算出的各片端部载荷是不一样的,因此示范例中所计算的应力有一定误差。3.3钢板弹簧断面尺寸和主片长度的确定如果知道了悬架静挠度值,那么由下式可以求出期望的弹簧刚度值(夹紧刚度)。(3.33)利用式(3.10),从期望的弹簧刚度值可计算出弹簧断面尺寸和长度。1)初步确定弹簧挠度增大系数(或)。先确定与主片等长的片数,然后估算总片数n,由式(3.9)初步计算出挠度增大系数值。选择弹簧总片数时,尽可能使片数少些,这不仅可以减少弹簧片间摩擦,而且便于弹簧生产制造。2)确定弹簧有效长度。由U形螺栓夹紧矩和总布置给定的弹簧伸直长度,用式(3.27)初步确定出弹簧有效长度值。3)求弹簧总惯性矩。由式(3.10)计算出弹簧总惯性矩后,可以确定弹簧片数、片宽、片厚。①弹簧宽度选取。增加弹簧宽度,可以减少弹簧总片数,并能增加卷耳强度。但是,增加片宽后,汽车侧倾时增加弹簧片扭曲应力。对前悬架来说,为保证转向车轮有一定转向空间,增加片宽受到一定限制。②弹簧厚度选取。由于弹簧总惯性矩和弹簧厚度的三次方成正比,稍许增加弹簧厚度,就可以减少片数。因此在满足弹簧使用寿命的前提下,应尽可能选择片厚的弹簧。另外,选择弹簧厚度时,同一副弹簧的不同厚度的组数越少越好,希望各片厚度能相等。弹簧尺寸参数(弹簧长度、宽度、厚度及片数)确定后,应重新按式(3.10)对弹簧刚度进行验算。如果弹簧刚度不能满足设计要求,应重新进行计算。除了对弹簧刚度进行验算外,还应对弹簧强度进行核算,按式(3.11)、(3.12)或(3.14),(3.15)计算的弹簧应力和比应力应在推荐的范围内。如果所选的弹簧尺寸参数不能满足强度要求,则应重新计算,直至所选定的弹簧尺寸参数满足弹簧刚度和强度要求为止。最后确定的弹簧宽度与厚度应符合有关弹簧尺寸标准(弹簧钢GB1222)规定。3.4钢板弹簧各片长度的确定当已经知道了弹簧主片长度及弹簧宽度、厚度、片数后,就可以计算弹簧各片长度。确定各片长度时,应尽可能使各片应力及其应力分布合理,以达到各片等寿命。确定弹簧各片长度有两种方法,即共同曲率法和集中载荷法。1)共同曲率法该方法是基于弹簧各片展开图接近于梯形梁形状这一实际情况,用作图法来确定弹簧各片长度的方法。具体作法是:作一直线(图3.11),代表中心螺栓轴线,在直线上按照同一比例尺,依次截取簧片厚度的立方值,再沿横坐标量出主片长度之半和U形螺栓中心距之半值,得、两点,连接、得到钢板弹簧展开图。从截取的各片厚度点作一直线与直线相交,即可求出弹簧各片长度。利用图3.11的方法可求出各片等厚和不等厚时各片的长度。如果主片是等长时,应从点到第二片端点连一直线,如图3.11b的直线。各片等厚的弹簧,由于各片长度差值相等,因此也可以按比例计算弹簧各片长度,不一定作图。对于装有夹箍的簧片,可以适当加长片长,以便于安装夹箍。2)集中载荷法该方法是按照集中载荷法假设,根据所设定的弹簧各片应力分布状况,确定弹簧各片长度的方法。弹簧沿片长应力分布状况有三种形式(图3.12),从合理利用弹簧材料角度出发,图3.12c所示弹簧片应力分布比较合理,它接近于等强度梁,但是这种分布对受力复杂的主片是不太理想的。对主片来说,图3.12a的应力分布比较合理。图3.12b所示的应力分布,除特殊情况外,一般不用。下面用应力分布系数来确定弹簧各片长度。(3.34)式中?U螺栓夹紧处第片应力,?第与接触点处的应力,如果给出各片的应力分布系数便可以知道各片弹簧的应力,由式(3.25),(3.26)可以求出弹簧各片长度。表3.6推荐的应力分布系数供参考选用。表3.6弹簧各片应力分布系数钢板弹簧主片 第二片 第三片 其余各片第一、二片等长 0.6~0.8 0.6~0.8 0.7~0.9 1.0所以各片长度不等 0.6~0.8 0.7~0.9 0.9~1.0 1.0计算示例3-2弹簧主片长,第一片与第二片等长,片宽成,各片厚,共5片,弹簧U形螺栓夹紧矩,求弹簧各片片长。由于弹簧各片厚度相等,可以按比例计算出弹簧各片长度。第1片与第2片半长;第3片半长;第4片半长;第5片半长。3.5钢板弹簧各片预应力及弧高3.5.1钢板弹簧各片预应力确定由于各片钢板弹簧在自由状态下曲率半径不等,用中心螺栓将各片弹簧夹紧时,各片曲率半径将发生变化,并产生预加应力,钢板弹簧在未承受外加负荷时,这种应力就已经存在了,由于各片弹簧存在预应力,当弹簧承载时弹簧各片应力状态将重新发生变化。下面用共同曲率法计算各片弹簧因曲率变化产生的预应力。假设装配好的钢板弹簧各片彼此完全接触,而且每一片弹簧在自由状态或装配成总成后,沿整个长度曲率半径都相等。基于这种假设,各片弹簧在装配时,弹簧变形可看成是纯弯曲,弹簧各片端作用大小相等,方向相反的力矩。由材料力学,作用在任一弹簧片上的弯矩与曲率半径变化值之间关系(图3.13)可用下式所示:3.35式中::第片弹簧各断面的弯矩,:第片弹簧在自由状态下的曲率半径,:第片弹簧在装配后的曲率半径,:第片弹簧断面惯性矩,弹簧预应力与弯矩及装后断面系数之间关系式:将上式代入(3.35)式得出:(3.36)假设各片弹簧均为矩形断面,装配后的各片弹簧曲率半径等于弹簧总成在自由状态下的曲率半径,各片弹簧上的预应力可以写成:(3.37)式中:第片弹簧片厚,:弹簧总成在自由状态下曲率半径,如果知道弹簧总成自由状态下的曲率半径和预加在各片弹簧上的预应力,那么由(3.37)式可求出各片弹簧在自由状态下的曲率半径(3.38)弹簧各片预应力的选择,原则上应考虑以下几个因素。a.弹簧各片未装配前,各片间隙不要相差太大,各片装配后,应使各片能很好配合。b.由于主片受力复杂,为保证主片及长片有较长使用寿命,希望适当降低主片及长片应力。基于上述原因,选择各片预应力时,片厚相等的钢板弹簧,各片预应力值不宜过大。对片厚不等的弹簧,厚片预应力大一些。一般推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力约为,短片根部合成应力约,1~4片长片弹簧应预加负的应力,短片弹簧为正的预应力,预应力由负值逐渐递增至正值。3.5.2各片弹簧弧高确定假设第片弹簧伸直长度,簧片曲率半径RK,那么第片弹簧的弧高(图3.14):如果仅取头二项,并代入(3.39)式,得到:(3.40)带卷耳孔的主片弹簧,如果计入卷耳孔半径,弹簧弧高值计算见(3.69)式。为了使弹簧总成在车上能很好夹紧,当弹簧各片较厚时,比较多的都是将弹簧各片作成双曲率(图3.15),由于中间平直段部分不产生弧高,因此计算弹簧各片弧高时,弹簧作用长度应减掉压平部分长度。3.6钢板弹簧总成自由弧高及总成装配后弧高3.6.1钢板弹簧总成自由弧高钢板弹簧总成在自由状态下弧高是由满载弧高、静挠度及弹簧总成在U形螺栓夹紧后引起的弧高变化三部分组成。(3.41)弧高变化量取决于U形螺栓夹紧距和值大小。假设弹簧总成在自由状态下是单圆弧,并假设弹簧总成在U形螺栓夹紧部分被压平,下面推导弹簧弧高变化量计算式:弹簧总成被U形螺栓夹紧压平后,夹紧部分在负荷作用点处的变形应等于U形螺栓夹紧长度的弧高值(图3.16),即:由此可以得到U形螺栓夹紧压平时所需的力:3.42式中::钢板弹簧总成总的断面惯性矩:弹簧总成自由状态时曲率半径U形螺栓夹紧处在力作用下,弹簧卷耳中心处变形(见表3.2):将(3.42)式代入上式整理后得:3.43式中::主片伸直长度弹簧总成在自由状态下总成曲率半径:3.443.6.2钢板弹簧装配后总成弧高如果知道弹簧各片曲率半径后,弹簧各片用中心螺栓夹紧后弹簧总成曲率半径Ro可根据平衡状态时最小势能原理求出。为使计算简便可行,假设弹簧各片组装后的总成具有共同的曲率,即组装后各片弹簧曲率半径相同,并且组装后的总成仍为半圆弧。如果已知各片全长为,,……,惯性矩,,……,自由状态时曲率半径,,……。第k片弹簧曲率半径由变成总成曲率半径后势能为:片弹簧夹紧后的总势能为:为求最小势能所对应的值,对上式求极限,并令:得到(3.45)如果各片弹簧厚度相等(3.45)式又可写成:(3.46)(3.45)式,(3.46)式对非称弹簧也适用。计算示例3-3弹簧已知参数同计算示例3-1(见3.2节),弹簧满载弧高,计算弹簧总成自由状态弧高和各片曲率半径。由式(3.33)计算得弹簧满载静变形;由式(3.43)计算得U形螺栓夹紧时引起弧高变化量为;由式(3.41)计算得弹簧总成自由弧高;由式(3.44)计算得弹簧总成在自由状态下曲率半径。依据表3.7给出的各片预应力,按式(3.38)计算弹簧各片曲率半径。由式(3.46)计算弹簧装配后总成曲率半径,基本满足设计要求值。表3.7弹簧各片预应力和曲率半径序号 各片长度 各片预应力 各片曲率半径1 1150 -11 20732 1150 -4 1709.53 886 +3 1454.54 622 +9 1289.65 356 +15 1158.33.8钢板弹簧片间摩擦和动刚度钢板弹簧变形时,由于弹簧片间相对位移产生摩擦,图3.19所示的弹性特性曲线中,CDA曲线是弹簧加载过程,ABC曲线是卸载,面积ABCD是由摩擦阻力作的功。片间摩擦阻力可以起到衰减振动作用,阻力越大衰减越快。一般是希望片间摩擦阻力小些好,这样可以减小因片间摩擦产生的弹簧振动噪声。另外从改善汽车行驶舒适性角度看,也希望片间摩擦阻力不要太大,过大的摩擦阻力不利于汽车减振器有效的工作。减小片间摩擦阻力有以下措施:a:在弹簧各片间涂石墨润滑脂,但由于润滑脂易外流,使用一段时间失去效用。b:在弹簧片间加耐磨塑料垫片,或是在片端放置橡胶(或塑料)垫块,减少弹簧片间接触面积。c:弹簧设计时,尽量减少弹簧片数,如采用少片变截面弹簧等。上面谈到的是希望片间摩擦阻力小些好,但也有的时候希望弹簧片间摩擦阻力大些好,如驱动桥悬架,由于发动机扭矩变化,引起钢板弹簧?传动轴系统发生扭转共振,这种共振通过钢板弹簧传递到车身(或车厢)内产生振动噪声。由于汽车减振器对控制扭转振动不十分有效,因此一般都用增加弹簧片间摩擦阻力方法控制车桥扭转振动,除此之外,也有的把减振器布置在车桥前后侧或采用非对称钢板弹簧等措施。在图3.19中,弹簧加载时的直线方程:3.57卸载时直线方程:3.58式中::等价摩擦系数,:弹簧平均刚度,或是说不计弹簧片间摩擦时的弹簧刚度,:弹簧变形,弹簧加载时刚度:,卸载时刚度:。图3.19中,直线AC的斜率称之为弹簧动刚度。当弹簧振幅比较小时,动刚度值较大,随弹簧振幅增加,动刚度值变小,当振幅增加到一定值时,弹簧动刚度接近于不计弹簧片间摩擦时的刚度值。3.9钢板弹簧吊耳对悬架刚度的影响钢板弹簧在车上安装时,一般是一端固定,另一端通过吊耳与车架(或车身)相连。吊耳在车上安装的情况如图3.20所示。ab图3.20图中a结构是汽车上常见的布置型式,而b结构使用的相对较少,弹簧反弹时吊耳很容易翻转过来,使吊耳在不正常状态下工作。c、d结构又称反吊耳结构,这种方案对降低车身高度或是把弹簧(后悬架)布置成前低后高比较方便,在客车和轻型货车上采用的比较多。在上述四种吊耳结构中,他们的工作特点是:a、b结构吊耳在工作中受压,而c、d结构吊耳受拉。对弹簧主片来说,a、d结构主片在工作状态时受拉,而b、c结构主片受压。钢板弹簧变形时,吊耳摆动使弹簧两卷耳孔中心距产生相应变化,由于吊耳参与弹簧变形运动,导致弹簧刚度(U型螺栓夹紧刚度)明显不等于悬架刚度。由图3.21、图3.22曲线可看出,当弹簧载荷、弧高、吊耳长度以及吊耳安装角度变化时,悬架刚度也将产生不同变化。对图3.21,图3.22中曲线作以下几点说明:弹簧是对称钢板弹簧。图中悬架刚度是用相对于弹簧刚度(U型螺栓夹紧刚度)的比值表示的。图中所示的弹簧变形值,不同于实际钢板弹簧变形值,它是把弹簧转化成三连杆机构后(图3.23),用相对于伸直状态时的变形值表示,当弹簧变形大于平直状态时为正值,反之变形为负值。三连杆机构值为:图3.23.a图3.23.b式中::钢板弹簧变形值:弹簧垂直变形时,吊耳端位移值:在主片中性层位置时的卷耳半径:卷耳孔直径:主片厚吊耳角度是指弹簧伸直状态时的角度弹簧变形值、弧高、吊耳长度都是用相对弹簧长度的比值表示的由图3.21曲线看出,a、b结构弹簧在大负荷下工作时,悬架刚度将减少。另外,当吊耳长度越短,吊耳角度越大时,悬架刚度明显的比弹簧刚度小。悬架刚度随负荷增大而变小是悬架设计不希望的,为弥补这种悬架特性的不足,应该用大容量的橡胶限位块或加强副簧承载能力。c、d结构吊耳(图3.22),弹簧在大负荷下工作时,悬架刚度将增加。图3.24是同一种弹簧在同一载荷下由试验测得的三种不同吊耳角度的悬架振动频率。从降低悬架频率角度看,采用b种反吊耳结构比较好。3.10钢板弹簧强制动时强度校核前钢板弹簧设计还应校核强制动时的弹簧强度,以免在弹簧U形螺栓夹紧处产生纵扭塑变或卷耳损坏。这对重心较高、长度较短的前簧更有必要作强度校核。汽车制动时作用在钢板弹簧上的力和力矩。汽车静止时,前后轴上的负荷,分别为(3.59)式中::汽车总重,,:分别为汽车质心至前后轴的距离,图3.25是汽车制动时的受力情况。如不计空气阻力和滚动阻力,汽车制动时,路面附着系数取一定值(一般取)。由图3.25,对后轮接地点取力矩得:对前轮接地点取力矩得:式中:、:分别为前后轴转移后的负荷,:汽车质心高度,:汽车质量,:汽车减速度,如果汽车制动时前后轮都抱死,作用在整车质心上制动力或。地面作用于前后轴上法向反作用力为:3.60比较3.59式3.60式可看出,由于汽车制动,前轮载荷增加,而后轮载荷减少,其增加(或减少)值为:3.61如果轮胎有效半径为。由3.60式,作用在前后钢板弹簧座上的水平力和单边及制动力矩、单边分别为:3.62前簧在U形螺栓夹紧处的纵扭平均应力汽车制动时,前簧的后半段弹簧的总弯曲应力最大,它除了由垂直负荷产生的应力外,还要叠加由制动力矩产生的扭转应力,前簧后半段U形螺栓夹紧处的总平均应力为:3.63式中::前簧伸直长度,:前簧有效长度(见3.2.3节),:轴荷转移后的前簧簧上负荷,:前簧簧下负荷,:前簧U形螺栓夹紧处总断面系数,钢板弹簧卷耳强度校核钢板弹簧卷耳传递制动力或驱动力时,主片卷耳根部受到弯曲和拉压组合作用(图3.26)。制动时,前簧卷耳应力:3.64式中::卷耳孔内径,、:弹簧主片宽度、厚度,一般推荐卷耳许用应力必要时后簧也要进行制动工况和最大驱动工况时的卷耳强度校核,计算方法与上述类似,本文从略。钢板弹簧销和衬套挤压应力校核钢板弹簧销及衬套的挤压应力可按下式计算3.65式中??满载静止时钢板弹簧端部负荷,;??弹簧销轴直径,。材料为30号或40号钢,经氰化处理的弹簧销许用挤压应力一般为。材料为20号钢或20Cr钢经渗碳处理或45号钢高频淬火后许用应力。3.11钢板弹簧导向特性由于钢板弹簧兼有导向元件作用,因此钢板弹簧的运动特性就确定了车轮相对车架的运动轨迹,钢板弹簧的变形运动与汽车制动特性,转向特性等有着密切的关系,因此悬架设计时必须对钢板弹簧运动学进行计算。下面介绍美国“汽车工程学会”推荐的板簧主片中点轨迹计算方法。为简化起见,假设钢板弹簧主片形状是一个半径随载荷而变化的圆弧,钢板弹簧为上卷耳式对称弹簧。取弹簧固定卷耳中心为坐标原点,钢板弹簧主片中点P(图3.27)相对平直状态的运动轨迹方程应为:3.66式中::主片卷耳半径,:主片伸直长度之半长,:主片曲率半径,:半径和弧长所夹中心角,由于,(3.66)又可写成:(3.67)上式为主片中心点的运动轨迹表达式,如果给出一个值,即可求出值。(3.67)表达式又可近似用下式表示:由于中心角值很小,如果把(3.67)式中展开成的幂级数:如果忽略不计值,3.67式的表达式为:3.68将上式代入(3.67)式中表达式:如果将展开成的幂级数:(3.67)式中表达式又可写成:3.69(3.69)式则为主片中点P的运动轨迹的近似表达式。上式实际上就是以高出卷耳孔中心的点为圆心,以长为半径的圆弧(图3.28),具体说明如下;(3.69)式是一个抛物线方程,对(3.69)式求导,并令,得到抛物线顶点坐标:当弹簧弧高时,取最大值,即P点轨迹圆心必在的水平线上。对(3.69)式求二阶导数得:又因因此故得P点轨迹的圆半径。如果钢板弹簧两卷耳孔不是水平布置的,可以通过直角坐标转换求出主片中点和值。对于对称钢板弹簧来说,在垂直负荷作用下,主片中心部位的运动是平移运动,因此可用平行四边形作图法求出车轴上相关各点的运动轨迹,图3.29是用主片中点运动轨迹方法校核钢板弹簧与转向纵拉杆运动轨迹干涉情况。图中:点是转向节臂球头中心,点也是固定在钢板弹簧上的一点点是转向垂臂球头中心点是钢板弹簧主片中心点是钢板弹簧卷耳孔中心点是车轮中心钢板弹簧与转向纵拉杆运动轨迹作图法:以和长度求出主片中点轨迹的圆心点。用平行四边形法求出B点运动轨迹的圆心点,弧为B点绕点的运动轨迹。圆弧为点绕转向垂臂球头中心点的运动轨迹。4)在和圆弧上,分别截取上跳和反弹极限行程、在圆弧上交点、点,在圆弧上交点、点。由作图法得到、,即为钢板弹簧与转向纵拉杆运动轨迹的干涉量,为使车轮上下跳动时不出现转向运动干涉,应使、值尽量小,从满足转向与钢板弹簧运动协调角度看,转向垂臂球头中心点应布置在钢板弹簧主片中点运动轨迹圆心点附近,最好布置在点附近。同样,用钢板弹簧主片中点运动学,可以确定汽车的轴转向特性,制动时因钢板弹簧纵扭变形引起的汽车自动转向,除此之外,还可以确定传动轴长度的变化量和传动轴最大工作角度以及布置减振器工作位置,工作长度,行程等。还要说明一点是(3.69)式也是表示弹簧弧高值和卷耳孔中心距的关系式(图3.30)。汽车车辆工程类毕业设计——载货汽车车架及悬学科门类：单位代码：毕业设计说明书（论文）低速载货汽车车架及悬架系统设计学生姓名 所学专业 班级 学号 指导教师 XXXXXXXXX系二○**年XX月摘要本课题结合生产实际，在农用运输车的基础上对低速载货汽车车架及悬架系统进行了设计。设计内容主要包括：参与总体设计；车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定；车架、悬架结构设计。整个设计过程遵循以下原则和技术标准：规范合理的型式和尺寸选择，结构和布置合理；保证整车良好的平顺性能。工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整；尽量使用通用件，以便降低制造成本；在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量。低速载货汽车上用得比较广泛的是边梁式车架和非独立悬架，因为边梁式车架和非独立悬架结构简单，比较经济实用，便于维修和改装。考虑到车架和悬架在整车设计中的作用，首先进行了车架、悬架的总体设计，然后对车架、悬架结构进行了设计，最后对车架、悬架的结构进行了受力综合分析，在次基础上确定了它们的主要参数。关键词：低速货车，车架，悬架，设计谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书。我这里还有一个压缩包，里面有相应的word说明书（附带：外文翻译、调研报告）和CAD图纸。需要压缩包的朋友请联系客服：1459919609。下载后我可以将压缩包免费送给你。需要其他设计题目直接联系！！！ABSTRACTThistopiccombinedproductionwiththeactualandbasedontheagriculturetransportvehiclefoundation,thelowspeedtruckframeandsuspensionsystemhavebeendesigned.Themaincontentofthedesigninclude:thedesignoftheparticipationsystem,analysisofthestructurepatternoftheframeandsuspensionanddeterminationofthemainparameter,designofthestructureoftheframeandsuspension.Duringtheentiredesignprocess,theprinciplesandthetechnicalstandardsarefollowed:thereasonablepatternandthesize,thestructureandarrangement;thegoodsmoothperformanceoftheentirevehicle;withreliablework,simplestructure,loadingandunloading,advantageousfortheserviceandtheadjustment;asfaraspossiblegeneralparts,inordertoreducethecostoftheproduction,thefunctionandtheintensityrequestareguaranteed,thequalityisreducedasfaraspossible.Thesideframeandnon-independentsuspensionareusedquitewidelyonthelowspeedtruck,becausethesideframeandnon-independentsuspensionstructurearesimple,economicalandpractical,advantageousfortheserviceandtherefit.Consideredthefunctionoftheframeandsuspensionintheentirevehicledesign,firstlythatthewholeoftheframeandsuspensionsystemiscarriedondesigning,thenthestructureoftheframeandsuspensionhavebeencarriedondesigning,finallythestressgeneralizedanalysisofthestructureoftheframeandsuspensionhasbeencarriedon,theirmainparameterhasbeendeterminedintheinferiorfoundation.Keywords：LowSpeedTruck，Frame，Suspension，design

目录第1章前言 1第2章总体方案论证 22．1设计选型原则 22．2设计内容 3第3章主要尺寸参数的选定 33．1外廓尺寸 33．2质量参数 3第4章车架总成设计 44．1车架的结构设计 44．2车架的技术要求 5第5章车架的设计计算 65．1车架的计算 65．2车架载荷分析 85．3车架弯曲强度的计算 85．4车架扭转应力的计算 11第6章悬架的总成设计 146．1悬架的设计要求 146．2悬架的两种形式 146．3悬架主要参数的确定 176．4钢板弹簧的设计 20结论 23参考文献 24致谢 25前言车架是汽车设计的重要，因为它的好坏直接关系到车（操控、性能、安全、舒适b．保证整车良好的平顺性能。c．工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。d．尽量使用通用件，以便降低制造成本。e．在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量。f．其它有关产品技术规范目前农不能满足“三农”市场需求，突出表现为一般产品生产能力过剩，技术水平低，质量和维修服务水平差，而市场急需的产品不能满足需求。2．2设计内容a．参与总体设计；b．车架、悬架结构型式分析和主要参数的确定；c．车架、悬架结构设计。第3章主要尺寸参数的选定3.1外廓尺寸我国对低速载货汽车的限制尺寸是：总高不大于2.05米；总宽不大于2米；总长不大于6米。3.2质量参数装载质量按要求取=1500kg整备质量汽车的装载量与整备质量之比/称为汽车的整备质量利用系数。它表明单位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。参考国内外同类型同级别的汽车整备质量利用系数和查《汽车设计》表2-10，所以：在轻型载货汽车之列,所以满足设计要求取。量度车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬置等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装置件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。以便简化制造工艺和避免纵梁宽度变化处产生应力集中。由（汽车设计）表2－25取的车架宽860mm。由总体设计取轴距2800mm。第4章车架总成设计4．1车架的结构设计车架是支撑、连接汽车备总成的零部件，并承受来自车内外的各种载荷的基础构件。传统的梯形车架由于其所起到的缓冲、隔振、降低噪声、延长车身使用寿命等特点及生产上的继承性、工艺性等原因仍广泛应用在大型挂车上。货车车架应具有足够的强度和适当的刚度。同时要求其质量尽可能小。此外，车架应布置得离地面近一些，以降低整车重心位置，有利于提高汽车行驶的稳定性。图4-1车架结构示意图纵梁形式的确定纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。材料选用16Mn低合金钢，16Mn低合金钢在强度,塑性,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能。横梁形式的确定横梁是车架中用来连接左、右纵梁，构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁上的位置应满足安装上的需要。横、纵梁的断面形状、横梁的数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。三种：车架A：箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。车架B：槽型纵梁、型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。车架C：槽型纵梁、工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。从以上三种车架的对比可以看出：，而在车架前横梁及转向器范围内应为860。b.车架总成左右纵梁上表面应在同一平面内，其不平度在全长上不大于3.0，且在转向器固定处，该表面与纵梁侧面的垂直度应不大于0.5。c.车架总成驾驶室前后固定点的相对位置尺寸应符总装图要求，驾驶室后支点与前支点高度差为10。d.在车架总成上，左右对称的前后钢板弹簧支架及吊耳支架其销孔中心线应在同一直线上，且与车架中心线垂直，偏差不大于1000：1.5，左右对称支架的相对位置尺寸应符合要求。e.车架总成铆接零件的接合面必须紧固无缝隙，紧接面的直径应不小于铆钉直径的1.5倍，且具有正确形状不允许有倾斜，呲牙等缺陷，铆接后的铆钉头和铆钉中心线的不同轴度应不大于1.0。f.车架的全部铆接部分应仔细检查，铆后零件上不得有裂缝，若有裂缝须更换重铆。g.车架总成车架第二横梁连接的螺母应装置于车架的内部。第5章车架的设计计算5.1车架的计算：纵梁弯曲应力弯矩M可用弯矩差法或多边形法求得。对于载重汽车，可假定空车簧上重量Gs均布在纵梁全长上，载重Ge均布在车箱中，空车时簧上负荷(对4X2货车可取=2)整备质量。图5-1纵梁弯曲应力由上图得：（5-1）（5-2）（5-3）a=625mm，b=800mm，=2800mm，L=4225mm，，，。将已知量代入上式得：=6744.4N=1.24m=7352 1绪论1.1课题背景及目的近年来,随着我国汽车工业的蓬勃发展,内燃机机型和产量不断增加,随着汽车发动机高功率化所产生的排气温度上升,排气净化率标准提高以及汽车轻量化的需求,对材料耐蚀性耐磨性、抗氧化性、高温性能和热强性等提出了苛刻的要求。汽车排气阀是发动机上重要的工作部件及易损件,其工作条件异常恶劣,要在高温、高压、腐蚀性燃气中经受频繁往复的高速运动和摩擦,冲击负荷大,因此要求有较高的高温性能、耐磨性能、耐腐蚀性能等,其工作的好坏直接影响到发动机的工作性能,故制备排气阀的材料要求也极为苛刻。自从发动机问世以来,气阀钢的材料已经历了碳钢和低合金钢,硅铬型不锈钢,奥氏体型耐热钢等多个发展阶段。目前,国内外使用最多的是奥氏体型耐热钢,而这种耐热钢系列中,常见的有:4Cr10Si2Mo,4Cr9Si2,5Cr21Mn9Ni2N(21?2N),5Cr21Mn9Ni4N(21?4N)等钢种。其中21?4N钢是上世纪50年代为节镍开发的阀门用奥氏体时效钢,目前国内外用于制造汽车、摩托车发动机排气阀应用最广的钢号,它是以奥氏体为基体,以碳、氮化合物作为沉淀硬化相对散分布以获得足够的高温强度、韧性、较高的硬度、耐磨性以及在冷热交变条件下组织的稳定性和较好的抗氧化、耐腐蚀性能,在工作温度700℃下具有良好的力学性能和高温性能。由于21?4N钢碳氮锰含量较高,其变形抗力较1Cr18Ni9Ti高30%,室温下强度高、塑性低、脆性大,且加工硬化效应明显,热变形温度范围窄,变形抗力大,生产过程中如锻造、热轧、冷拔时易出现裂纹,导致产品成品率较低,国内一些专业化生产企业该钢种的成品率仅70%?80%,这也是当前该材料亟待解决的重要问题。1.2论文的总体思路及主要研究内容21?4N奥氏体热钢具有很好的耐蚀性能,它主要用来制造发动机的排气阀。发动机的排气阀不但要求具有良好的耐蚀性能和耐热性能,而且需要良好的耐磨性能。但21?4N奥氏体耐热钢的硬度较低、耐磨性能较差。要用来制造排气阀就必须进行化学处理来提高表面硬度及耐磨性,但用常规的热处理方法又难以对21?4N耐热钢进行强化。氮化是化学处理的一种方法,采用氮化能大大提高材料的表面硬度和耐磨性。因为奥氏体耐热钢含Cr较高,表面会形成含Cr2O3较高的钝化膜,这种钝化膜很致密,而且很稳定,它阻碍氮原子的渗入,使氮化无法实现。人们想了很多办法来清除钝化膜。例如:将工件进行酸洗或炉内腐蚀处理,可去除钝化膜。本文主要研究21?4N奥氏体耐热钢的表面预先处理工艺,并将预先处理后的21?4N进行软氮化。该预先处理工艺为奥氏体耐热钢进行软氮化提供了一条合理的途径。并对于21?4N钢进行软氮化的三种软氮化方法作一下对比研究,得出最优化的软氮化工艺方法。2不锈钢概述2.1不锈钢的定义和分类不锈钢是指在大气、水、酸、碱和盐等溶液,或其他腐蚀介质中具有一定的化学稳定性的钢的总称。一般来讲,耐大气、蒸汽和水等弱介质腐蚀的钢称为不锈钢,而将其中耐酸、碱和盐等侵蚀性强的介质腐蚀的钢称为耐蚀钢,或耐酸钢。不锈钢具有不锈性,但不一定耐蚀,而耐蚀钢则一般都具有良好的耐蚀性。不锈钢具有良好的耐腐蚀性能是由于在铁碳合金中加入了铬所致。尽管元素,如铜、铝、以及硅、镍、钼等也能提高钢的耐腐蚀性能,但没有铬的存在,这些元素的作用就受到了限制。因此,铬是不锈钢中的最重要的元素。具有良好的耐腐蚀性能的不锈钢所需的最低铬含量取决于腐蚀介质。美国钢铁协会(AISI)以4%铬作为划分不锈钢和其他钢的界限。日本工业标准JISG3中规定,所谓不锈钢即是以提高耐腐蚀性能为目的的而含有铬或镍的合金钢,一般铬含量约大于11%。德国DIN标准和欧洲标准EN10中规定不锈钢的含铬量不小于10.5%,碳含量不大于1.2%。我国一般将不锈钢中的铬含量定为不小于12%。不锈钢的耐腐蚀性能,一般认为是由于在腐蚀介质的作用下其表面形成钝化膜的结果,而耐腐蚀的能力则取决于钝化膜的稳定性。这除了与不锈钢的化学成分有关外,还与腐蚀介质的种类、浓度、温度、压力、流动速度,以及其他因素有关。不锈钢按照其金相组织结构划分,分为5类,即奥氏体型不锈钢、铁素体型不锈钢、奥氏体-铁素体型不锈钢、马氏体型不锈钢和沉淀硬化型不锈钢。其中,我们用来软氮化的汽车排气阀门所用的材料,是奥氏体不锈钢。2.2奥氏体不锈钢奥氏体不锈钢是不锈钢中最重要的一类,其产量和用量占不锈钢总量的70%。奥氏体不锈钢是铬质量分数一般0.18以上,镍质量分数在0.08以上,同时含有钼、铜、硅、铌、钛等合金元素,室温下具有单相奥氏体组织的铁基合金。奥氏体不锈钢不仅具有优良耐蚀性能,而且也具有良好的综合力学性能、工艺性能和焊接性能,是不锈钢最重要、用途最广泛的一类不锈钢。按照合金化方式,奥氏体不锈钢可分为铬镍钢和铬锰钢两大类。前者以镍为奥氏体化元素,是奥氏体钢的主体;后者是以锰、氮代替昂贵的镍的节镍钢种。总体讲,奥氏体钢的耐腐蚀性好,有良好的综合力学性能和工艺性能,但强度、硬度偏低[1,14-59]。最典型的代表是1Cr18Ni9Ti,常见的还有00Cr18Ni10、00Cr18Ni14Mo2Cu2、0Cr18Ni12Mo2Ti、0Cr18Ni18Mo2Cu2Ti、1Cr14Mn14Ni、2Cr13Mn9Ni4、1Cr18Mn8Ni5N、5Cr21Ni4Mn9N等[2,144-145]。2.3耐腐蚀性不锈钢的耐腐蚀性能一般随着铬的含量的增加而提高。其基本原理是,当钢中有足够的铬时,在钢的表面形成非常薄的致密的氧化膜。它可以防止进一步的氧化或腐蚀。氧化性的环境可以强化这种膜,而还原性的环境则必然破坏这种膜,造成钢的腐蚀。2.4蠕变强度由于外力的作用随时间的增加而发生变形的现象称之为蠕变。在一定温度下特别是高温下,载荷越大则发生蠕变的速度越快;在一定的载荷下,温度越高和时间越长则发生蠕变的可能性越大。与此相反,温度越低蠕变速度越慢,在低至一定温度时蠕变就不成问题了。这个最低温度依钢种而异,一般来说,纯铁应该是在330℃左右,而不锈钢因为已采取各种措施进行了强化,所以温度应该是550℃以上。和其他钢一样,熔炼方式、脱氧方式、凝固方法、热处理和加工等对不锈钢的蠕变特性有很大影响。据介绍,在美国进行的对18?8不锈钢进行的蠕变强度实验表明,取自同一钢锭同一部位的试料的蠕变断裂时间的标准偏差是平均值的约11%,而取自不同钢锭的上、中、下不同部位的试料的标准偏差与平均值相差则达到两倍之多[1,14-59]。3排气阀用钢概述3.1基本特性排气阀用钢是特殊钢中一个专业性很强的钢种。它因用于制造各类内燃机进气阀与排气阀而得名,属不锈耐热钢,是交通动力机械需要的重要钢材。气阀钢工作条件极其恶劣,要在高温、高压、腐蚀性燃气中经受频繁反复的高速运动和摩擦,冲击负荷大,因此要求有良好的热强度、热硬性、疲劳强度、耐磨性和抗腐蚀性,内部组织不得有缺陷,表面不得有裂纹等。此外,还要求线胀系数小。阀门制造工艺也对钢材质量提出了严格要求,如电墩工艺对尺寸公差要求极其严格,要求表面光洁度高,需经冷加工,磨光工序要求弯曲度应达lmm/m以下。因此,气阀钢生产难度较大,冷热加工困难,废品率较高,但具有高附加值。气阀钢在特钢产量中所占比例很小,例如,我国近年特钢年产量约为500万t,而阀门钢仅为1万t。但由于阀门重量小,最小一支仅重几十克,1t钢可制作1?2万支阀门,数量十分巨大,其作用不可低估。3.2用途汽车、摩托车工业是阀门钢的主要用户,约占总用量的75%。其中民用摩托车用阀门钢直径最小,为5~5.8mm,是由直径5.5~6.5mm钢棒制成。军用摩托车阀门杆径为8.0mm,用直径8.5mm钢棒制成。近年我国引进许多型号的轿车和微型车,如一汽奥迪、高尔夫,二汽雪铁龙、上海桑塔纳、广州标致、天津夏利等,阀门杆径7~8mm,需用直径7.5~8.5mm钢棒。轻型、中型、重型卡车用阀门杆径8~13mm,需用直径8.5~13.5mm阀门钢棒。拖拉机等农用机械是阀门钢材另一用户,其规格与卡车相同。船舶、机车、发电机组所用阀门杆径为13~40~120mm。这部分用量较小,其中较大规格用锻轧材。坦克、装甲车所用阀门杆都未见报道[3]。3.3国内常用气阀钢我国目前常用气阀钢有种,即4Cr9Si2,4Cr10Si2Mo和21?4N,4Cr9Si2与4Cr10Si2Mo均属于马氏体型耐热钢,是50年代从前苏联引进,目前国内使用得最多的气阀钢.4Cr9Si2在800℃以下有良好的抗氧化性,低于650℃有较高的热强性。主要用于制作内燃机的进气阀和工作温度低于650℃的内燃机排气阀;也做低于800℃下使用的抗氧化构件,例如料盘,炉管吊挂等。4Cr10Si2Mo与4Cr9Si2钢相比,由于含Cr量稍高并加入了0.7%?0.90%钼,从而使其抗氧化性和热强性有所提高,并使回火脆性的敏感性减弱。可制造内燃机进气阀和在700℃以下工作的排气阀;也可制造850℃以下工作的炉子构件[4,380-381]。21?4N即5Cr21Mn9Ni4N,是以碳化物为沉淀硬化相的奥氏体耐热钢,是国外50年代为节约Ni而开发的钢种,我国从70年代初开始仿制。该钢种导热性差,热胀系数大,变形抗力大,塑性比一般奥氏体耐热钢要差,属于奥氏体时效钢,也常划归于难变形钢种。因其含有较高的锰、镍、碳、氮和铬而具有奥氏体显微组织和高的再结晶温度,从而具有高的高温强度。钢中所含的高铬量,改善了耐热耐蚀性能。高的含锰量和含镍量使钢在室温下具有奥氏体组织;较高的碳、氮含量,产生较强的沉淀硬化效应,增高了强度、硬度和耐磨性。这种钢制气阀可用于850℃工作的中速、大功率、中负荷发动机中,在国外汽车排气阀上已得到了广泛的应用,在国内用量有增大的趋势[5,5-7]。3种阀门钢GB1221?84的化学成分见表3.1,不同标准中气阀钢合金牌号见表3.2[6]。表3.1GB1221?84中3种阀门钢化学成分钢种 C Si Mn Ni Cr Cu M0 N P S4Cr9Si2 0.35?0.50 2.00?3.00 0.70 0.60 8.00?10.00 0.30 ? ? 0.035 0.0304Cr10Si2Mo 0.35?0.45 1.90?2.60 0.70 0.60 9.00?10.50 0.30 0.70?0.90 ? 0.035 0.03021-4N 0.48?0.58 0.35 8.00 3.25?4.50 20.00?22.00 ? ? 0.35?0.50 0.040 0.0303.4国内气阀钢生产研究现状我国是气阀钢产量较高的国家,生产规模并不亚于发达国家。但起步较晚,生产装备和工艺比较落后,产品质量与发达国家相比有较大差距,高性能难生产的牌号以及品种规格,仍满足不了国内需要。“九五”期间,我国阀门钢生产技术的开发,生产线的技术改造,产量质量的提高,任务仍十分繁重[7]。我国的阀门钢70年代形成体系,80年代有了一定的发展,现在仍处于发展时期。表3.2不同标准中气阀钢牌号国家 标准 牌号总数 马氏体钢 奥氏体钢 镍基合金 结构钢中国标准 GB1221?84GB/T12773?91 86 33 53 ?? ??国际标准 IS06831XV?1976新标准草案(1989) 1211 43 65 23 ??欧洲标准 EURONORM90?71 8 3 4 1 ?德国标准 DIN17480?1984 10 3 5 2 ?英国标准 BS970,Part?77 9 2 7 ? ?法国标准 NFA35579?83 9 4 4 1 ?意大利标准 UN13992?75 9 3 4 ? 2美国标准 SAE1775?80 31 3 13 5 10日本标准 JISG4311?87JASOE101?85 1010 43 55 12 ??前苏联标准 DOCT5632?79 9 5 4 ? ?3.5气阀钢标准和生产状况目前我国生产气阀钢执行两个标准,即GB1221?84(耐热钢棒)和GB/T12773?91(内燃机气阀钢钢棒技术条件)。GB1221?84标准中有8个钢号,GB/T12773?91标准中有6个钢号,与世界各主要工业国的标准相比(表3.3),马氏体钢牌号不算少,但品种陈旧;在奥氏体钢中缺少比21?4N钢性能水平更高的牌号,如:21?4NNb,21?4NNbW,ResisTEL等。马氏体钢号中,4Cr9Si2淬火硬度比德国X45CrSi93(45Cr9Si3)和X50CrSi82(50Cr8Si2)低;8Cr20Si2Ni(即XB)钢的淬火硬度不能保证≥HRC50,需要增加过冷处理工艺,且工艺性差,生产中成材率低,成本较高,用户希望增加新牌号[8,16-21]。由于轧机精度差,热轧圆钢偏差≥±0.20mm,矫直精度不高,一般不能生产直径<9mm的冷拉磨光材。随着高性能机(车)型的引进,需要高牌号的气阀钢棒,生产的难度更大。表3.3几种标准中气阀钢的牌号GB1221?84 GB/T12772?91 DIN17480?1984 ISO683/XV?1988草案马氏体钢 4Cr9Si2?4Cr10Si2Mo8Cr20Si2Ni(XB)? 4Cr9Si2?4Cr10Si2Mo8Cr20Si2Ni? ?X45CrSi93X40CrSiMo102?X85CrMoV182 X50CrSi82X45CrSi93??X85CrMoV182奥氏体钢 4Cr14Ni14W2Mo??5Cr21Mn9Ni4N(21?4N)Y5Cr21Mn9Ni4N(21?4NS)???2Cr21Ni2N(21?12N)3Cr20Ni11Mo2PB(20?11P)? 4Cr14Ni14W2Mo??5Cr21Mn9Ni4N????2Cr21Ni2N(21?12N)?? ?X45CrNiW189(19?9W)X55CrMnNiN208(21?2N)X53CrMnNiN219(21?4N)(订货协商)X50CrMnNiNbN219(21?NNbW)?X60CrMnMoVNbN2110(ResisTEL)?????X55CrMnNiN208(21?2N)X53CrMnNiN219(21?4N)?X50CrMnNiNbN219(21?NNbW)X33CrNiMnN238(21-8N)???X53CrMnNiNbN219(21?4NNb)镍基合金 ???GH810A ???NiFe25Cr20NbTi?NiCr20TiAl(Nimonic80A)? NiFe25Cr20NbTiNiCr15Fe7TiAl(Inconel751)NiCr20TiAl(Nimonic80A)?由于磨光材产量低,近几年每年的需求缺口在2000~3000t。我国特钢厂的轧材精度大多在土0.3~0.5mm,椭圆度为0.3~0.5mm,因此,基本上都采用热轧?冷拉?磨光工艺生产气阀钢。冷拉变形量过大时易造成轧材开裂。同时,由于缺少连续退火设备,影响了马氏体钢退火质量[8,16-21]。我国实际使用的阀门钢主要有上述三个钢种,能用于引进机型的只有21?4N钢。而发达国家气阀钢种至少在9种以上。目前我国高负荷的柴油机进气门、高性能的排气门钢和镍基合金还处于空白状态[9,28-30]。3.6国内外气阀钢的发展气阀钢汽车发动机用阀门钢的发展大致分为铬钢、硅铬钢、铬镍奥氏体钢和铬锰氮奥氏体钢四个时期。1913年美国发现了耐热的Cr?Si钢,1919年后形成了以Si?Cr钢为中心的阀门钢,1928年产生了4Cr9Si2钢(美国HNV