车架缓冲弹簧设计计算说明

车架缓冲弹簧设计计算说明弹簧最大载荷及最小载荷的确定：取整车最大总重量为100Kg则最大G=m*g取g=9.8当机构在地面行走时，该弹簧作用为履带行走机构中的支重轮缓冲弹簧， 当路面不平整时，取至少有4组弹簧接地工作，其分单侧布为：前端为履带导向轮，后端为履带驱动轮，中间为3组弹簧。由上述条件及预测工作状态得：最大工作载荷Pn二G/4=245N最小工作载荷R：由上述弹簧作用及其安装位置得，预测最小工作载荷为前导向轮和后驱动轮完全接地，并承受所有重量，中间支重轮无支重，则弹簧最小载荷为p=0或在特殊情况下取P=60。设计计算公式及相关数据确定:项目单位公式及计算数据最大工作载何pnNR=G/4=245N原始•最小工作载何RNR=60条件工作行程hmmh=18弹簧外径D2mmD2兰20弹簧类别N=105~107端部结构两端并紧，磨平，支承圈各一圈弹簧材料热轧弹簧钢（GB1222）60Si2Mn参初算弹簧刚度P,N/mmp,_pn-Pl_250-0 89h 18数计因为该弹簧为U类工作载荷，所以Pj>1.25Pn算工作极限载荷PjN算故Pj=1.25汇245=312.5

参数计算项目单位公式及计算数据弹簧材料直径d及弹簧中径D与有关参数根据Pj与D条件，由《机械设计手册第五版成大先主编》表11-2-19查得dDTP/MPaPjfjPd，DXmaxDTm3.020785「339.763.3981001426注：fj工作极限载荷下的单圈变形量 Pd单圈刚度Dxmax最大心轴直径 Dtmin最小套筒直径有效圈数n圈n—Pd一100-4.199按照标准选择n=7.5P, 13.89总圈数n1圈n=7.5+2=9.5弹簧刚度P,N/mn1 巳100p‘=d= =10.53n9.5工作极限载荷下的变形量FjmmFj=n兀=7E3.398=25.485节距tmmFj 25.485t=j+d= +3=6.398n 7.5自由高度H。mmH0=nt+1.5d=7.5x6.389+1.5x3=52.485取标准值H0=55弹簧外径d2mmD2=D+d=20+3=23弹簧内径DimmD1=D-d=20-3=17螺旋角（°）t 6.398 q q«=arctan =arctan =5.8142 5.8兀D 兀20展开长度Lmm兀Dn1 兀x9.5汉20L— - a-599.97畑600cos。 cos5.8脉动疲劳极限5MPa根据表11-2-4得石匕=2020查表11-2-16当N=107时°=0.典=0少2020=606

项目单位公式及计算数据根据表11-2-4得crb=2020许用应力⑰MPa查表11-2-6有限疲劳寿命动负荷许用切应力£p=568~712取ep=600根据公式：8 3tpD2 600x202KC-〜 3_97959参初定C和K兀 Pn 245数查表11-2-20:取C=6.8 K=1.22心=1.14计确定旋绕比CD20C=—=——6.67d 3算确定曲度系数KK彩+0'615或查表11-2-20取K=1.223C最小切应力Tmin此时取R=60MPa8KDP1 8S.223汉60汇20 一「“min— 3~ 3 —138・415nd 兀x3最大切应力SaxMPa8KDPnSin= 」3 =565.196nd疲劳安全系数SS"+0.75%n606+0.75如38.41512匚5。7Sax 565.196即S=1.25587~SP=1.3~1.7该弹簧为减震弹簧，所以弹簧自振频率fHzf=2a；P'g 1 ”0.53X9800 3223W 2兀V 245 .取g=9800mm/s2W=Pn=245N被迫振动频率率frHzfr=1-取T=0.1s,即卩fr=10Hz验最小载荷时的高度Himm比=H。-，H。=55P,算最大载何时的咼度HnmmHn="訂込1駕皿733行版行版•弹簧/成大先主编•一化学工业出版社， 2010.1ISBN978-7-122-07143-9项目单位公式及计算数据极限载荷时的高度HjmmHj=H0 Pj=55312.5=25.323j P, 10.53实际工作行程hmmh=H“-Hn=55-31.733=23.267验工作区范围PPT0;P—=0.784Pj算高径比bH 55b- - -2.75由于该弹簧为两端固疋，所以咼