汽车悬架系统设计前后钢板弹簧悬架设计

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本次设计的ZY1160重型货车选用两轴方案。 2.1.2 驱动形式 汽车常用的驱动形式有4×2、6×4、4×4、6×6、8×4等，其中第一个数为汽车车轮总数（双排轮胎按一个胎计），第二个表示驱动轮数。 结合当前同类型的货车，本次设计的ZY1160重型货车选用4×2的驱动形式。 2.1.3 布置形式 货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，可以分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。 （1）平头式、短头式、长头式、偏置式货车 ①平头式货车 优点：最小转弯直径小；相比同质量其他类型货车，整备质量减少；视野开阔等。 缺点：空载时汽车通过性较差；发动机的噪声等对驾驶员影响比较大；发生安全事故时，更易使驾驶员受到伤害。 ②短头式货车 特点：最小转弯直径介于平头车和长头车之间；视野强于长头车，但低于平头车；发生安全事故，安全性好与平头车。 ③长头式货车 优点：通过性能好；发动机噪声，对驾驶员影响较小；发生安全事故，安全性好于平头式和短头式货车。 缺点：最小转弯直径大；视野相对较差等。 ④偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。 （2）发动机前置、中置、后置 ①发动机前置后桥驱动货车 优点：可以采用的发动机种类较多；发现故障时维修方便；容易布置操纵机构；货箱地板高度低。 缺点是:若安装在平头式货车上，会使驾驶室内部拥挤，产生的噪声会对驾驶员产生较大影响；若安装在长头式货车上，为使驾驶员视野开阔，则会增加整车和整车质心高度。 ②发动机中置后桥驱动 需要特殊设计的发动机；维修不方便；离合器、变速器等机构复杂；因发动机距离地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故不采用。 ③发动机后置后桥驱动 这种布置形式的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车地底盘基础上变形而来的，所以一般不采用。 由分析可以确定，ZY1160重型货车采用平头式、发动机前置后桥驱动的布置形式。 2.2 汽车主要参数的选择 汽车主要参数包括尺寸参数、质量参数和性能参数。 2.2.1 尺寸参数 汽车的尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸 （1）外廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。在进行设计时，要结合国家标准进设计。 表 2-1 二轴货车外廓尺寸的最大限值 二 轴 货 车 汽车总质量 车长/mm 车宽/mm 车高/mm 最大设计总质量≤3500kg 6000 2500 4000 最大设计总质量 >3500kg，且≤8000kg 7000 最大设计总质量 >8000kg,且≤12000kg 8000 最大设计总质量 >12000kg 9000 二轴货车外廓尺寸最大如上表所示，参考同类车型的货车，确定本次设计ZY1160重型货车的长取9000mm，宽取2500mm，高取2870mm。 （2）轴距L和轮距B 轴距的选取应在一定的范围。轴距过短会使车厢的长度变短；使汽车制动性变差；对汽车行驶平顺性也会有不好的影响。轴距过长则会使汽车整备质量变大；使汽车机动性变差等。对于载货量大的货车，轴距在选取时，可以选的尽量大些。轴距的选取可以参考表2-2。 轮距大可以提高车身的稳定性，但会使汽车的最小转弯直径和总质量的增加，降低汽车的机动性能。轮距在选取时，要满足汽车的总宽不能超过2.5m。前轮距在选取时，要使前轮的转向不受影响，同时还要保证前轮、车架、前悬架和发动机能有合适的位置。后轮距的选取则应考虑到轮胎、车架的宽度等。 表 2-2 各类汽车的轴距和轮距 4×2货车 汽车总质量Ma/t 轴距L/mm 轮距L/mm ≤1.8 1700～2900 1150～1350 1.8～6.0 230～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 ＞14 4500～5600 1840～2000 参考表2-32并结合同类车型，此次设计轴距取5000mm，前轮距取1920mm，后轮距取1800mm。 （3）前悬和后悬 前悬是指汽车前轮中心与汽车最前端的水平距离。前悬的长度应足以安装保险杠、固定和安装驾驶室前支点等。前悬增加会使汽车的通过性降低、增加前悬架的长度并且会使驾驶员的视野受到影响；但是在汽车发生安全事故时，可以对乘员进行保护，提高安全性。 后悬是指后桥中心至汽车最后端之间的水平距离。后悬的长度与汽车轴距、货厢长度和轴荷分配情况有很大关系。 后悬尺寸过长，会使汽车通过性降低、汽车追尾时的安全性提高和货箱长度增加。总质量在1.8～14.0t的货车后悬一般在1200～2200之间，特长货箱的汽车后悬可达到2600mm，但不得超过轴距的55％。 参考同类车型，本次设计的平头式货车前悬为1430mm，后悬为2570mm。 （4）货车车头长度 货车车头长度是指从汽车驾驶室后围到前保险杠的距离。驾驶室的形式对车头长度有特别大影响。此次设计取车头长度为1800mm。 （5）货车车厢尺寸 货车车厢尺寸在设计时要求在运送散装煤和袋装粮食时能装足够的吨数。车厢长度在满足要求的前提下尽可能短点，以减少整备质量。车厢宽度在设计时应在满足标准的要求下尽量宽点，以缩减整车长度。车厢高度增加会使货车的质心增高。参考同类型汽车，可取车箱长6600mm、宽2400mm、高600mm。 2.2.2 质量参数 质量参数包括整车汽车总质量、装载质量（载质量）、整备质量、质量系数、轴荷分配等。 （1）汽车总质量ma 汽车总质量在本次设计中已给出，ma=16000kg。 （2）整车整备质量m0 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响，整备质量为5900kg。 （3）装载质量（载质量）me 载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载质量。载质量在此次设计中为9900kg。 （4）质量系数ηm0 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值。该系数反应了汽车的设计水平和工艺水平，质量系数越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。 ηm0= me/m0=1.68 （5）轴荷分配 汽车轴荷分配是指汽车在空载和满载静止状态下，各轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配可参考2-3进行选择。 表2-3 各类货车的轴荷分配 货车类型 满载 空载 前轴％ 后轴％ 前轴％ 后轴％ 4×2后单胎 32～40 60～68 50～59 41～50 4×2后双胎（长头） 25～30 73～75 44～49 50～56 4×2后双胎（平头） 30～35 65～70 48～54 46～52 6×4后双胎 大多19～25 大多79～81 31～37 63～69 由于此次设计采用4×2后双胎（平头）重型货车，满载时可取前轴载荷58800N，后轴载荷98000N；空载时，前轴载荷28910N，后轴载荷28910N。 2.2.3 汽车性能参数 （1）动力性参数 汽车的动力性参数包括最高车速、比功率、比转矩、上坡能力和加速时间等。货车的动力性参数在选择时可以结合表2-4进行选择。 表2-4 货车动力性参数范围 最大总质量(t) 最高车速(km ▪ h-1) 比功率（kW•t-1） 比转矩（N ▪m•t-1） ≤1.8 80 ~135 16 ~28 30 ~44 1.8≤ma≤6.0 15 ~25 38 ~44 6.0≤ma≤14.0 75 ~120 10 ~20 33 ~47 ≥14.0 6 ~20 29 ~50 ①最高车速vmax 汽车的最高车速是指汽车在水平良好路面上，汽车能达到的最高行驶速度。最高车速已由本次设计给出，为80km/h。 ②比功率和比转矩 比功率是汽车所装发动机标定的最大功率与汽车最大总质量的比值。比功率大的汽车加速性能、速度性能会更好些。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。比转矩大的汽车牵引能力强。参考同类车型并结合表2-4，取比功率为8.5kW•t-1，比转矩为35 N•m•t-1。 ③加速时间 货车的加速时间是货车动力性的另一个表征参数，它知道时货车在良好的平直路面上，从原地起步并以最大的加速度进行加速达到一定车速所需要的时间。对于最高车速在100km/h以下的货车常用加速到60km/h的加速时间来表示。 ④上坡能力 货车的上坡能力是指货车在满载时在良好的路面条件下所能爬上的最大坡度。通常要求货车能够爬上30%的坡度，这个参数在选择最大传动比的时候往往是必须要考虑的对象。 （2）最小转弯直径 货车的转向盘转至其极限位置时，货车的前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆直径，称为汽车最小转弯直径。对于质量大于14t的货车，其最小转弯直径在13.0m~21.0m之间选取。本次设计最小转弯直径定为19m。 （3）通过性几何参数 通过性几何参数包括：最小离地间隙hmin、接近角γ1、离去角γ2、纵向通过半径ρ1。其取值如表2-5所示。 表2-5 汽车通过性几何参数 车型 hmin/mm γ1/(°) γ2/(°) ρ1/m 4×2乘用车 155～220 20～30 15～22 3.0～8.3 4×4乘用车 210～250 45～50 35～40 1.7～3.6 4×2货车 180～300 40～60 25～45 2.3～6.0 4×4货车、6×6货车 260～350 45～60 35～45 1.9～3.6 4×2客车、6×4客车 220～370 10～40 6～20 4.0～9.0 参考同类车型，取ZY1160货车的最小离地间隙为240mm，接近角50°，离去角35°，纵向通过半径4.5m。 2.3 发动机的选择 2.3.1 发动机形式的选择 现在汽车上常用的发动机有汽油机和柴油机。在相同功率条件下，柴油机要比汽油机重、尺寸也要大些；柴油机出故障的可能性要低于汽油机；相同条件下，柴油机的油耗量也低于汽油机；汽油机在冷启动方面又优于柴油机。对于本次设计的16吨重型货车，采用柴油机较为适合。 2.3.2 发动机气缸排列形式和冷却方式的选择 对于本次设计，发动机气缸排列形式可以采用直列式。直列式发动机结构相对简单、且发生故障时维修比较容易、工作性能稳定。但是高度尺寸比较高，不容易布置。 发动机的冷却方式采用水冷的形式。水冷方式的发动机具有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小等优点。因此，在汽车上受到广泛使用。 2.3.3 发动机主要性能指标的选择 （1）最大功率及对应转速 根据前面参考同类车型所得到的比功率8.5kW•t-1。将其乘以汽车的总质量16t，可以得到汽车的最大功率为 Pemax=8.5×16=136 kW 对于使用柴油机的重型货车，其最大功率对应的转速在1800～2600r/min内取值。此次设计取2500r/min。 （2）最大转矩及对应转速 发动机的最大转矩Temax： Temax=9549×αPemaxnP (2-1) 其中，α为转矩适应系数，一般在1.1～1.3之间选取，可取1.2；nP为最大功率转速2500r/min。可得 Temax=9549×1.2×136/2500=623N •m 最大转矩对应的转速nT应与nP有一定差值。nP/nT可在1.4～2.0之间选取。取nT为1400r/min。 2.3.4 发动机型号选择 结合以上分析，此次设计选取东风康明斯公司生产的ISDe180 30型号的发动机，其外形尺寸为长935mm、宽720mm、高820mm。 2.4 轮胎的选择 轮胎的选择对汽车的行驶能力、承载能力等有较大的影响，因此在进行轮胎的选择时要满足以下基本要求：在行驶时，可以承载额定的货物并能达到设计所需的速度；耐磨损、耐老化、耐扎刺；滚动阻力要小等。 轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷加倍后减少10％～15％。 结合以上分析此次设计轮胎规格为前轮采用9.00—20的轮胎形式，后轮采用9.00R20的轮胎形式。即断面宽度0.227m，轮胎滚动半径0.494m，轮胎的充气压力为600kpa。 3 货车前后悬架系统钢板弹簧设计 3.1 初始参数 （1）空载质量m0=5900kg 前轮所分配质量=2950kg 后轮分配质量=2950kg 前轴非簧载质量=500kg 后轴非簧载质量=1000kg 前悬架簧载质量m01=2950-550=2400kg 后悬架簧载质量m02=2950-950=2000kg （2）满载质量ma=16000kg 前轮所分配质量=6000kg 后轮分配质量=10000kg 前悬架簧载质量ma1=6000-500=5500kg 后悬架簧载质量ma2=10000-1000=9000kg （3）轴距=5000mm 前轮距=1920mm 后轮距=1800mm 3.2 悬架主要参数的确定 3.2.1 悬架静挠度设计 前后悬架静挠度fc1、fc2与汽车前后车身固有频率n1、n2的关系为： n1=5/fc1 n2=5/fc2 （3-1） fc1、fc2在选取的过程中，应选取近似值，并且使得fc1稍大于fc2，这有利于防止车身产生较大的纵向角。对于满载货车n1可在1.50～2.10Hz之间选取，n2可在1.70～2.17Hz之间选取。 取n1=1.60Hz n2=1.9Hz,并且带入式子（3-1） 得fc1=98mm fc2=69mm 3.2.2 悬架动挠度 对于货车，fd取值范围6～9cm； 可取fd=8cm 3.2.3 悬架弹性特性 钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，故本次设计前悬架的弹性特性是线性的；带有副簧的钢板弹簧，为刚度可变的非线性弹性特性悬架，故后悬架的弹性特性是非线性的。 3.2.4 后悬架主、副簧刚度分配 对于副簧开始参加工作的载荷和主、副簧的刚度分配，可使副簧开始起作用的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度f0，而使副簧开始起作用的前一瞬间的挠度fk等于满载时的悬架挠度fc。可得： Fk=F02Fa2 （3-2） 其中F02=m02g2=9800N Fa2=ma2g2=46550N 得Fk=21359N 副簧、主簧的刚度比为 ca/cm=λ-1 ,λ=F02/Fa2 代入解得ca/cm=1.18 悬架总体刚度c=Fa2/fc2=674.6N/mm 得主簧刚度cm=309.4N/mm 副簧刚度ca=365.2N/mm 3.3 弹性元件的计算 3.3.1 满载弧高 满载弧高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 不包括卷耳孔半径连线间的最大高度差。通常取fa=10~20mm 。本方案中fa初步定为15mm。 3.3.2 弹簧钢板长度的确定 钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。根据统计资料，弹簧伸直长度取值规律一般为： 货车前悬架：L=(0.26～0.35)轴距；后悬架：L=(0.35～0.45)轴距。 本设计初步选定前钢板弹簧的长度L1=1500mm。 后钢板弹簧主簧长度L21=2000mm ，副簧长度L22=1300mm 3.3.3 钢板断面尺寸及片数确定 （1）钢板弹簧断面形状确定 钢板弹簧断面一般采用矩形断面，宜于加工，成本低。 本方案中选用矩形断面。 （2）钢板弹簧断面尺寸及片数 钢板弹簧的总惯性矩计算公式为： J0=L-kS2Cδ48E (3-3) 式中，k为无效长度系数，取k=0.5； S为U型螺栓中心距,本设计取200mm； E为材料弹性模量，E=2.1×105N/mm2； δ为挠度增大系数。δ=1.5/[1.4×(1+0.5η)]，η=n1/n0，其中n1代表与主片重复片数，n0为总片数；C=Fw/fc。 钢板弹簧总截面系数W0用下式进行计算： W0≥FW(L-kS)/(4σw) （3-4） 式中，[σw]为许用弯应力，本次设计钢板弹簧材料采用60Si2Mn。[σw]的取值范围：前钢板弹簧350~450Mpa，取400MPa；后钢板弹簧450~550Mpa，取500MPa；后副簧220~250Mpa，取240MPa； 钢板弹簧平均片厚的计算公式为： hp=2J0/W0 （3-5） b/hp的比值在6-10之间选择。 又可表示为： J0=nbh312 （3-6） 式中，n为钢板弹簧总片数； b为板簧的宽度； h为板簧厚度。 由此可得： h=312J0nb （3-7） ① 前悬架钢板弹簧断面尺寸 前钢板弹簧满载载荷Fa1=ma1g/2=5500×9.8/2=26950N 前钢板弹簧刚度c1=Fa1/fc1=26950/98=275N/mm； 与主长重复片数2，总片数10 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31 根据公式（3-3）得： J01=[(1500-0.5×200)3×275×1.31]/(48×2.06×105)=99972mm4 根据公式（3-4）得： W01≥26950×(1500-0.5×200)/(4×400)=23581mm3 取W01=23581mm3 根据公式（3-5）得： Hp1=2×94519/21660=8.5mm 根据宽度和平均厚度hp的比值，取b1=80mm； 根据公式（3-7）得h=11.4mm 并结合国家标准取h1=12mm 前钢板弹簧的弹簧片均采用等厚度钢板。 后悬架钢板弹簧主簧断面尺寸 ② 后钢板弹簧主簧满载载荷Fw1=Fa2-Fk/2=35870N 后钢板弹簧主簧刚度cm=309.4N/mm 与主长重复片数2，总片数10 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31 根据公式（3-3）得： J02=[(2000-0.5×200)3×309.4×1.31]/(48×2.06×105)=281336mm4 根据公式（3-4）得： W02≥35870×(2000-0.5×200)/(4×500)=29367mm3 取W02=29367mm3 根据公式（3-5）得： Hp2=2×281336/29367=19.1mm 根据宽度和平均厚度hp的比值，取b2=120mm； 根据公式（3-7）且根据国家标准取h2=14mm 为了使主簧可以适应不同的条件，现将主片加厚到16mm。 ③后悬架钢板弹簧副簧断面尺寸 后钢板弹簧副簧满载载荷Fw1= Fk/2=10680N 后钢板弹簧副簧刚度cm=365.2N/mm 与主长重复片数1，总片数8 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×1/8)=1.36 根据公式（3-3）得： J02´=[(1300-0.5×200)3×365.2×1.36]/(48×2.06×105)=86797mm4 根据公式（3-4）得： W02´≥10680×(1300-0.5×200)/(4×500)=13350mm3 取W02´=13350mm3 根据公式（3-5）得： Hp2´=2×86797/13350=13mm 根据宽度和平均厚度hp的比值，取b2´=120mm； 根据公式（3-7）且根据国家标准取h2´=10mm. 后钢板弹簧的副簧弹簧片均采用等厚度钢板。 3.3.4 钢板弹簧各片长度确定 钢板弹簧长度的确定可由作图法求出。 图3-1 作图法确定钢板弹簧各片长度 可以得到弹簧片长度如下： （1）前悬架钢板弹簧 第一片：1500mm 第二片：1500mm 第三片：1360mm 第四片：1220mm 第五片：1080mm 第六片：940mm 第七片：800mm 第八片：660mm 第九片：500mm 第十片：340mm （2）后悬架钢板弹簧 ①主簧 第一片：2000mm 第二片：2000mm 第三片：1720mm 第四片：1440mm 第五片：1260mm 第六片：1080mm 第七片：910mm 第八片：730mm 第九片：550mm 第十片：380mm ②副簧 第一片：1300mm 第二片：1160mm 第三片：1020mm 第四片：890mm 第五片：750mm 第六片：610mm 第七片：480mm 第八片：340mm 3.3.5 钢板弹簧在自由状态的弧高及曲率半径的计算 （1）钢板弹簧在自由状态下的弧高H0为： H0=fc+fa+Δf （3-8） 式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；Δf为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化。Δf可由下式求得： Δf=S(3L-S)(fa+fc)2L2 （3-9） S为U型螺栓的中心距；L为钢板弹簧主片长度。 钢板弹簧总成在自由状态的曲率半径为 R0=L2(8H0) (3-10) ①前钢板弹簧 根据式子（3-9）得Δf1=200×(3×1500-200) ×(98+15)2×1500×1500=22mm 根据式子（3-8）得H01=98+15+22=135mm 根据式子（3-10）得R01=15002/(8×135)=2083mm ②后钢板弹簧 主簧： 根据式子（3-9）得Δf2=200×(3×2000-200) ×(69+15)2×2000×2000=12mm 根据式子（3-8）得H02=69+15+12=96mm 根据式子（3-10）得R02=20002/(8×96)=5208mm 副簧： 根据式子（3-9）得Δf2＇=200×(3×1300-200) ×(69+15)2×1300×1300=18mm 根据式子（3-8）得H02＇=69+15+18=102mm 根据式子（3-10）得R02＇=13002/(8×102)=2071mm （2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 钢板弹簧各片在自由状态下的曲率半径，可以由装配后产生的预应力来进行确定。 钢板弹簧在自由状态下各片的曲率半径为: Ri=R0[1+2σ0iR0Ehi] （3-11） 式中,Ri为自由状态时第i片弹簧的曲率半径； R0为自由状态时钢板弹簧总成的曲率半径； σ0i是每片弹簧的预应力； E为材料的弹性模量，取E为2.1×105Mpa； hi表示第 i片弹簧的厚度。 弹簧各片的预应力在选取时，应使各片弹簧在根部处所造成的弯矩代数和为零，即 i=1NMi=0 (3-12) 再由第i片弹簧的长度求出第i片弹簧的弧高为 Hi=Li2/(8Ri) （3-13） 根据公式（3-11）、（3-12）、（3-13）计算如下 ①前悬架钢板弹簧在自由状态下各片的弹簧的参数如表3-1所示。 表3-1 前悬架钢板弹簧自由状态下参数 序号 hi(mm) σi(Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 12 -150 1500 2770 101.5 2 12 -90 1500 2448 114.7 3 12 -40 1360 2230 103.7 4 12 20 1220 2016 92.3 5 12 20 1080 2016 72.3 6 12 20 940 2016 54.8 7 12 40 800 1954 40.9 8 12 60 660 1895 28.7 9 12 60 500 1895 16.5 10 12 60 340 1895 7.6 ②后悬架钢板弹簧主簧在自由状态下各片的参数如表3-2所示。 表3-2 后悬架钢板弹簧主簧在自由状态下参数 序号 hi(mm) σi(Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 16 -140 2000 9329 53.6 2 16 -100 2000 7652 65.3 3 16 -40 1720 6027 61.4 4 14 20 1440 4930 52.6 5 14 40 1260 4623 42.9 6 14 40 1080 4623 31.5 7 14 40 910 4623 22.4 8 14 60 730 4342 15.3 9 14 60 550 4342 8.7 10 14 60 380 4342 4.2 ③后悬架钢板弹簧副簧在自由状态下各片的参数如表3-3所示。 表3-3 后悬架钢板弹簧副簧自由状态下参数 序号 hi(mm) σi (Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 10 -120 1300 2714 77.8 2 10 -80 1160 2460 68.4 3 10 -30 1020 2135 60.9 4 10 30 890 2011 49.2 5 10 40 750 1919 36.6 6 10 40 610 1919 24.2 7 10 60 480 1852 15.6 8 10 60 340 1852 7.8 3.3.5 卷耳尺寸的确定 卷耳处所受应力为： σ=[3Fx(D+h1)]/(bh12)+Fx/(bh1) (3-14) 可得 D≤[[σ]- Fx/(bh1)](bh12)/(3Fx)-h1 (3-15) 其中，Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力[σ]取350Mpa。 （1）前悬架卷耳 Fx1=m1G01φ=1.1×26950×0.8=23716N D1≤52.67mm 取D1=30mm （2）后悬架卷耳 Fx2=m2G02φ=1.1×46550×0.8=40946N D2≤62.34mm 取D2=35mm 3.3.6 钢板弹簧弹簧销设计 钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力： σZ=FS/bd （3-16） 得 d=FS/(σZb) （3-17） 其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷； b为卷耳处叶片宽； d为钢板弹簧销直径； 用20Cr钢经渗碳处理后，其[σZ] ≤7～9 N/mm，[σZ]取8Mpa。 ①对于前钢板弹簧FS1=G1/2=26950/2=13475N d1=13475/(80×8)= 21.05mm 结合国家标准，d1取20mm。 ②对于后钢板弹簧FS2=G2/2=23275N d2=23275/(120×8) =24.24mm 结合国家标准，d2取24mm。 3.4 钢板弹簧的检验校核 3.4.1 钢板弹簧刚度的检验 钢板弹簧刚度的验算公式为： C=6αEi=1nak+13Yk-Yk+1 （3-18） 其中， ak+1=(l1-lk+1)； Yk=1/i=1kJi； Yk+1=1/i=1k+1Ji； Ji=bh312；为刚度修正系数，=0.9~0.94，这里取0.92；、为主片和第（k+1）片的长度的一半。将数据带入公式（3-18），得： ①前钢板弹簧的自由刚度 C1=(6×2.1×105×0.92)/4302.9=269.4 N/mm 与设计刚度C1=275N/mm差别不大，所以前钢板弹簧满足刚度要求。 ②后钢板弹簧主簧的自由刚度 C2=(6×2.1×105×0.92)/3815.7=303.8 N/mm 与设计刚度C2=309.4N/mm差别不大，所以后钢板弹簧主簧满足刚度要求。 ③后钢板弹簧副簧的自由刚度 C2´=(6×2.1×105×0.92)/3219.1=360.1 N/mm 与设计刚度C2´=365.2N/mm差别不大，所以后钢板弹簧副簧满足刚度要求。 3.4.2 钢板弹簧总成弧高核算 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 R0=i=1nLii=1nLiRi （3-19） 钢板弹簧的总成弧高为： H≈L2/(8R0 ) （3-20） 由公式（3-19）、（3-20），代入数据得： （1）前悬架钢板弹簧 R01=2161.9mm H1=130mm 计算结果与计算的结果135mm相差不大，符合设计要求。 （2）后悬架钢板弹簧 主簧：R02=5391.4mm H2=94mm 计算结果与计算的结果96mm相差不大，符合设计要求。 副簧：R02´=2133.8mm H2´=99mm 计算结果与计算的结果102mm相差不大，符合设计要求。 3.4.3 钢板弹簧强度的核算 （1）制动工况时，前悬架钢板弹簧应满足： δmax=m1´G1(l1+φC)l2(l1+l2)W0 （3-21） 式中， m1＇取1.5，φ取0.8。 得： δmax=[1.4×26950×750+0.8×500×750]/(1500×10×80×1226)=903.9Mpa <,所以钢板弹簧强度合格。 （2）驱动工况时，后悬架钢板弹簧应满足： σmax=G2m2´l2(l1+φC)(l1+l2)W0+G2m2´φbh1 （3-22） 式中， m2´取1.1；为道路附着系数取0.8，许用应力取为1000N/mm。 满载静止时有： f=(G2-Fk)/(C2+C2´)=(46550-21359)/(303.8+360.1)=37.9mm F主=Fk+C2f=21359+303.8×37.9=32873N F副=C2´f=360.1×37.9=13648N 由上式验算主簧强度： σmax=(Gl1l2+G2m2´l2φc)/[(l1+l2)W0]+G2m2´φ/bh1=762 Mpa 其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= (G2-F副)m2´=36137N =1.1 =0.8 验算副簧强度： σmax=F副m2´l1´l2´/( l1´+l2´)W0=469 Mpa 主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。 （3）验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。 主簧的极限载荷按下式计算： Fm1=F主+c2fd=44387N σm= Fm1l1l2/(l1+l2)W0=44387×1000×1000/[2000×(3×120×162+7×120×142)/6]=519Mpa＜[σ]=1000 Mpa 副簧的极限载荷按下式计算： Fm2=F副+c2´fd=29296N σm= Fm2l1´l2´/(l1´+l2´)W0´=672Mpa＜[σ] =1000 Mpa 不平路面上主副簧都符合强度要求。 4 减震器设计 减振器是悬架系统里面的组成的部件，它对汽车的乘坐舒适性及悬架的使用寿命有着非常大的影响。现在货车中的减震器大多是液力减震器。减震器根据不同的结构，还可分为摇臂式减震器和筒式减震器。筒式减震器因不易磨损、且对不同温度的适应性好，而被广泛适用。双筒充气液力减震器体积小、产生噪音较小和工作状态比较稳定的优点，使其应用最广。 综合分析，本次设计采用双筒式减震器。 4.1 相对阻尼系数 在卸荷阀没有打开时，减震器的阻力F和其振动速度v的关系表达式是 F=δv （4-1） 式中，为减振器阻尼系数。 算出汽车悬架的阻尼之后，就可以明白为什么簧上质量的振动在实际工作过程中是周期性的衰减振动了，用Ψ来表示振动速度的大小： Ψ=δ(2cms) （4-2） 式中，c为悬架系统垂直刚度；ms为簧上质量。 压缩行程时的相对阻尼系数ΨY与伸张行程时的相对阻尼系数ΨS两者之间保持ΨY=0.5ΨS的关系。 取ΨY与ΨS的平均值Ψ=0.3，则有： ΨS+0.5ΨS2=0.3 计算得:ΨY=0.2 ΨS=0.4 4.2 减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数δ=2Ψcms。因悬架系统固有振动频率ω=c/mS，所以 δ=2Ψmsω （4-3） ω=c/mS=2πn=2×3.14×1.8=11.3 δS=2ΨSmSω=2×0.4×2750×11.3=24860 δY=2ΨYmSω =2×0.2×2750×11.3=12430 4.3 最大卸荷力的确定 减震器在正常工作过程中，当活塞杆的的振动速度为某一数值时，为了尽量降低地面对汽车车身产生的冲击，减振器会立即打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度vx。一般vx的取值范围为0.15~0.3m/s。这里取vx=0.2m/s。 F0=δSvx=24860×0.2=4972N （4-4） 4.4 简式减振器工作缸直径的确定 根据计算出的F0和对应的可求得筒式减振器工作缸的直径D，表达式是 D=4F0πp1-λ2 （4-5） 式中，[p]为工作缸最大允许压力，取4Mpa；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ＝0.4。代入（3-5）式得： D=43.4mm 查阅汽车筒式减振器的有关国标（JB1459—1985），减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。如表4-1。 表4-1减振器基本尺寸 工作缸直径D 基长L 贮油缸最大外直径 吊环直径 吊环宽度B 活塞行程S 30 120 48 29 24 110~250 40 160 65 39 32 130~280 50 190 80 47 40 170~280 60 210 90 62 50 170~280 贮油缸的工作直径，按照标准选用,这里取=65mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=260mm，基长 L=210mm。 5 总结 通过此次一个学期的ZY1160货车底盘及悬架设计，让我学到了很多知识。首先让我更加理解底盘的各个总成的布置，对各个参数也知道该从那找标准进行选择、计算。特别在悬架的设计方面，更让我学到了很多。在此次毕业设计之前，只是对悬架有一定了解，但说到设计却是一窍不通。在进行设计的过程中，我边学习边进行设计，遇到难易理解的问题就广泛的查阅资料，从而寻找解决的途径。另外使用CAD进行画图，使我的绘图水平有了极大提高，绘图也更加熟练。 在这次设计我觉得特别难的地方钢板弹簧刚度检验这一部分，因为要确定出每片弹簧的惯性矩，其计算方法非常的繁琐，这是本次设计遇到的一大难点。还有就是各片弹簧预应力的选取问题，因为没有特定的选取方法，这就需要一次又一次的进行校核，直到符合要求为止。当然由于水平有限，此次设计难免存在疏漏，对于其中的一些不足和缺点，将是我以后努力的方向。 致 谢 在进行毕业设计的这段时间，我要感谢的人有很多。首先，我要感谢我的导师。刚接触到这次毕业设计，完全不知道该从何处入手进行设计。是老师给予我指导，帮助我找清方向，才使得我的毕业设计可以顺利进行下去。其次，我还要感谢和我在同一个小组的同学们。在设计中我遇到很多问题，比如参数的确定、数据的选择等。正是由于小组间的交流研讨，才使我尽可能快的将参数确定下来并进行设计。最后，在此感谢大学四年教过我的每一位老师，谢谢你们的教诲；感谢大学期间认识的每一位朋友，是你们让我的大学生活丰富多彩。 参考文献 [1]王望予.汽车设计[M].第 4 版.北京:机械工业出版社,2010.07 [2]余志生.汽车理论[M].第5 版.北京:机械工业出版社,2010.01 [3] 罗永革．汽车设计[M]．第1版．北京：机械工业出版社，2011.7 [4] 日本自动车技术会．汽车工程手册4：动力传动系统设计篇 [M]．第1版．北京：北京理工大学出版社，2010.12 [5] 日本自动车技术会．汽车工程手册5：底盘设计篇 [M]．第1版．北京：北京理工大学出版社，2010.12 [6] 唐文初．汽车构造 [M]．第1版．广州：华南理工大学出版社，2010.8 [7] 吉林大学汽车工程系．汽车构造（上）[M]．第6版．北京：人民交通出版社，2013.5 [8] 吉林大学汽车工程系．汽车构造（下）[M]．第6版．北京：人民交通出版社，2013.5 [9] 吴光强．汽车理论[M]. 第2版． 北京：人民交通出版社，2014.8 [10] 张文春．汽车理论[M]. 第2版． 北京：机械工业出版社，2010.2 [11] 林程、王文伟．汽车车身结构与设计[M]．北京：机械工业出版社，2014.1 [12] 吴宗泽．机械设计课程设计手册[M]．北京：高等教育出版社，2012.5 [13] 周长城. 汽车平顺性及悬架系统设计[M]. 北京：机械工业出版社，2011.9 [14] 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