轻型货车多片钢板弹簧前悬架设计

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1、 《轻型货车多片钢板弹簧前悬架设计》 课程设计 学生姓名： XXXXX 学 号： XXXXXX 专业班级： 车辆工程 指导教师： XXX 二○一二年一月十三日 目录 一、 整车性能参数…………………………………………………… 1 1.1整车基本参数…………………………………………………1 1.2制动系统参数…………………………………………………1 二、 悬架系统的结构与分析…………

2、……………………………… 1 2.1 悬架的设计要求………………………………………………1 2.2悬架主要参数确定……………………………………………2 2.3悬架弹性特性…………………………………………………3 三 、前悬架系统的设计………………………………………………3 3.1前悬架系统设计………………………………………………3 3.2钢板弹簧的布置方案…………………………………………4 3.3钢板弹簧主要参数的确定……………………………………4 3.4钢板弹簧各片长度的确定……………………………………7 3.5 钢板弹簧的刚度验算…………………………………………7 3.

3、6钢板主弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算……8 3.7钢板弹簧主簧总成弧高的核算………………………………8 3.8钢板弹簧的强度验算…………………………………………9 3.9钢板弹簧销强度计算…………………………………………10 四、 减震器设计………………………………………………………10 五、 结论………………………………………………………………11 参考文献 附录：matlab程序 一．整车性能参数 1.1.CA1040轻型载货汽车重量及外形尺寸 （表1-1） 种类 项目 基本参数 重量/kg 载重量 1750 汽车自重 1840 汽车

4、满载总重 3720 外形尺寸/mm 长度 4823 宽度 1807 高度 2023 1.2 CA1040系列轻型载货汽车的乘员及载荷分配参数 （表1-2） 种类 项目 载荷分配参数 载荷/kg 空载(前轴) 1010 空载(后轴) 830 满载(前轴) 1380 满载(后轴) 2340 1.3.CA1040系列轻型载货汽车的轴轮距参数 （表1-3） 种类 项目 轮轴距参数 轴轮距/mm 轴距 2500 前轮距 1414 后轮距 1370 二．悬架系统的结构与分析 2．1 悬架的设计要求 在悬架的设计中应该满足这些性能

5、的要求： （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）汽车制动或加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾，即点头或后仰；转弯时车身侧倾角要合适。 （5）有良好的隔音能力。 （6）结构紧凑、占用空间小。 （7）可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 2．2悬架主要参数确定 根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求，悬架首先应保证有良好的行驶平顺性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。 （1）车身固有频率 汽车的前、后悬架与簧载质量组成的振动系统的固有频率，

6、是影响汽车行驶平顺性主要参数之一。悬架固有频率选取的主要依据是“ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》”，固有频率取值与人步行时身体上下运动的频率接近。此外，前后悬架的固有频率接近可以避免产生较大的车身角振动，n1n2的汽车。本次设计选取的汽车前部分的车身固有频率n1为： （2）悬架的静挠度 悬架的静挠度是指满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即 （2-1） 因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车后部分车身的

7、固有频率n1可用下式表示 （2-2） 式中，前悬架的刚度（N/cm）；为前悬架的簧上质量（kg）。 悬架的弹性特性为线性变化时，前悬架的静挠度可用下式表示 （2-3） 式中，g为重力加速度, 。将代入得到 （2-4） 所以 =77.16mm 取后悬架静挠度 （3）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允的最大变形时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对于货

8、车 （2-5） 取悬架的动挠度 2.3悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的。 图2-1 悬架弹性特性曲线示意图 三．前悬架系统的设计 3.1前悬架系统设计 前悬架由前钢板弹簧和减振器组成。 钢板弹簧

9、中部用两个U型螺栓固定在前桥上。弹簧两端的卷耳孔中压入衬套。前端卷耳用钢板弹簧销与前支架相连，形成固定的铰链支点，与车架连起来；后端卷耳则通过钢板弹簧吊耳销与用铰链挂在后支架上可以自由摆动的吊耳相连，与车架连起来。从而保证了弹簧变形时两卷耳中心线间的距离有改变的可能。钢板弹簧工作时，越靠近中间受到的弯曲力矩越大，为了充分利用材料并有足够的强度和弹性，钢片长度由上到下逐渐缩短。并且各片的弯度是不等的，钢片越长弯度越小，这样装配后在工作时可以减小主片所受负荷，使各片负荷均匀接近。 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

10、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、下支架以及其橡胶衬套分别与车架和前轴连接。 3.2钢板弹簧的布置方案 钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在极少数汽车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故选用在CA1040轻型货车上。 纵置钢板弹簧又有对称与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴（桥）上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。CA1040货车采用对称式钢板弹簧。 3.3钢板弹簧主要参数的确定

11、（1）汽车轴距 汽车轴距是通过车辆同一侧相邻两车轮的中点，并垂直于车辆纵向对称平面的二垂线之间的距离。简单的说，就是汽车前轴中心到后轴中心的距离。对于三轴以上的汽车，其轴距由从前到后的相邻两车轮之间的轴距分别表示，总轴距为各轴距之和。 =2500mm （2）满载弧高 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴（桥）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。用来保证汽车具有给定的高度。 （2）. 钢板弹簧长度L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。 L=0.35×=875mm （3）钢板断面尺寸及片数的确定 1）钢板断面宽度b的确定

12、 有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数δ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要的总惯性矩。对于对称钢板弹簧： （3-1） 式中，s为U形螺栓中心距（mm）；k为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（刚性夹紧，取ks=0.5；挠性夹紧，取ks=0）；c为钢板弹簧垂直刚度（N/mm），；δ为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数,求得，然后用初定δ）E为材料的弹性模量。 s=60mm; k=0; =71.83N/mm; E=200000MPa ，取，则，将其代

13、入求得 （4）钢板弹簧总截面系数 （3-2） =L-ks;=350MPa 初取 ， 取 b=10=38.530mm 推荐片宽与片厚的比值b/在6~10范围内选取。 (2).钢板弹簧片厚h的选择 根据总惯性矩 （3-3） ； 片厚h选择的要求： 1）.增加片厚h，可以减少片数n 2）.钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。 3.）为使各

14、片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。 4.）钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。 查表确定b和h的值，使其符合国产型材规格尺寸，取b=50mm , h=7mm。 取各片片厚等厚：======7mm (3)钢板断面形状 图3-1 矩形断面 3.4钢板弹簧各片长度的确定 在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。 确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。用作图法确定各片长度的方法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来作图的,先将各叶片厚度的立方值 按同一比

15、例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半(即L／2)和u形螺拴中心距之半(即s／2)，得A、B两点。连接这两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即决定了各片长度。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连。该图中实线所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。 ,。其中，，s=60, mm,带入得 a=805/6mm 代入计算并经过圆整后分别是：（mm） 3.5 钢板弹簧的刚度验算 由于有关挠度增大系数δ、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状等的确定不够准确，所以要验算刚度。用共同曲率法来计算刚度。假定同一截

16、面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。刚度验算公式为 （3-4） 其中 （3-5） （3-6） （3-7） 式中，α—经验修正系数，α=0.90 E—材料的弹性模量，E=200000MPa 结果 km=88.7N/m 与前面计算所得的Km=71.83 N/mm 相差不大，因此无需修正。 3.6钢板主弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算

17、 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho，用下式计算 （3-8） （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 (3-9) =880.9725mm 3.7钢板弹簧主簧总成弧高的核算 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Ri （3-10） R1=R0/(1-2×50×Rm/E

18、/h)= 898.8049mm R2=R0/(1-2×30×Rm/E/h)= 898.1882mm R3=R0/(1+2×10×Rm/E/h)=893.4889mm R4=R0/(1+2×15×Rm/E/h)=891.2137mm R5=R0/(1+2×25×Rm/E/h)= 882.7362mm R6=R0/(1+2×30×Rm/E/h)= 855.8863mm = （3-11） 由 得 = 106.9257mm 相差不大，验算合格。 3.8钢板弹簧的强度验算 1.紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在其后半段出现的最大应力

19、 （3-12） 式中—作用在后轮上的垂直静载荷, G2=69200N —驱动时后轴负荷转移系数，=1.2 —道路附着系数，=0.8 b—钢板弹簧片宽，b=90mm —钢板弹簧前、后段长度,=437.5mm c—弹簧固定点到路面的距离,c=400mm Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo=3464.2 σmax=848.4Mpa

20、经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了减振阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用式减振器；反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。 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的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。 CA1040轻型货车选用的是单筒式减振器。 单筒式减振器工作缸直径D的确定 当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器即打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度 ，即 =0.3m/s。已知伸张行程时的阻尼系数近似为7500，则最大卸

21、荷力=7500×0.3=2500N 根据伸张行程的最大卸荷力Fo计算工作缸直径D (4-1) 式中，[P]—工作缸最大允许压力，[P]=4MPa Fo—最大卸荷力，Fo=6000N λ—连杆直径与缸筒直径之比，λ=0.4 D=30.78mm 根据标准选用，详见QC/T491-1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术要求》 取D=30mm 连杆直径d=0.4×30=12 mm 壁厚取2mm 五、结论 我的此次课程设计具体所作的工作主要有以下几点： 1、 查阅了大量书籍和资料，对悬架结构，尤其是钢板弹簧悬架有了深

22、刻的研究。 2、计算出了悬架，钢板弹簧，减振器的主要参数。 3、进行装配图的绘制。 4、完成说明书的编制。 经过设计计算我学到的东西和需要注意的地方： (1)选择合适的固有频率，保证汽车有良好的行驶平顺性，合适的衰减振动能力； (2)选择合理的阻尼系数，保证减振器能起到很好的减振效果； (3)计算悬架各部件的强度，保证可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩； (4)根据计算的相关参数绘制悬架装配图； (5)编写完成设计说明书。 在本次课程设计过程中，通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定轻型货车前悬架系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使我达到了综

23、合运用所学知识分析汽车基本性能和部件设计的训练，为今后实际工作打下了基础。 参考文献 [1] 王望舒.汽车设计，第四版.吉林大学，2008.4 [2] 吴宗泽主编.机械设计师手册. 北京:机械工程出版社,2002 [3] 王树伟.MATLAB6.5辅助图象处理.北京：电子工业出版社，2003. [4] 刘彦戎.张慧缘，李万用.汽车标准汇编（第四卷）.中国汽车技术研究中心标准化研究所出版社，2000 [5] 龚为寒．汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社，1995.8 [6] 顾柏良.汽车工程手册（第1版）.北京理工文学出版社，1999 附录：matla

24、b程序 %钢板弹簧前悬架设计 %主簧设计 clear clc g=9.81; %重力加速度 n=1.8; %满载自振频率 Ls=2500; %轴距 E=200000; fc=(5/n)^2*10; %悬架静挠度 Mw=1380; %满载前轴载荷 Mo=1010; %空载前轴载荷 Mu=250;

25、 %簧下载荷 fd=1*fc; %悬架动挠度 fd=1*fc Fw=(Mw-Mu)*g/2; %满载时单边悬架载荷 Fo=(Mo-Mu)*g/2; %空载时单边悬架载荷 C=Fw/fc; %弹簧刚度 L=0.35*Ls; %钢板弹簧长度 s=60; %U型螺栓中心距 k=0;

26、 %U型螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数 Ow=350; %许用弯曲应力 n0=6; %钢板弹簧片数 n1=1; %与主弹簧等长的重叠片数 ne=n1/n0; d=1.5/(1.04*(1+0.5*ne)); %挠度增大系数 J0=((L-k*s)^3*C*d)/(48*E); %总惯性矩 W0=Fw*L/(4*Ow); %钢板弹簧总截面系数 hp=2*J

27、0/W0; %钢板弹簧的平均厚度 b0=10*hp; %初取钢板弹簧片宽 h=(12*J0/(n0*b0))^(1/3); %初取钢板弹簧片厚 B=50; %钢板弹簧片宽 H=7; %钢板弹簧片厚 l1=L; %钢板弹簧长度 a=805/6; %l6=s+a;l6=l1-(6-1)a;

28、 l6=205; l=linspace(l6,l1,6) %各片长度数组 %刚度验算 J=B*H^3/12; %J为各片惯性矩数组 Y=[1/J,1/(2*J),1/(3*J),1/(4*J),1/(5*J),1/(6*J),0] km=6*0.9*E/((l(6)/2-l(5)/2)^3*(Y(1)-Y(2))+(l(6)/2-l(4)/2)^3*(Y(2)-Y(3))+(l(6)/2-l(3)/2)^3*(Y(3)-Y(4))+(l(6)/2-l(2)/2)^3*(Y(4)-Y(5))+

29、(l(6)/2-l(1)/2)^3*(Y(5)-Y(6))+(l(6)/2)^3*(Y(6)-Y(7))) %km>ct合格 fa=20; %满载弧高 H00=fc+fa+s*(3*L-s)*(fa+fc)/(2*L^2) %自由状态下弧高 R0=L^2/(8*H00) %钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 H0=[(l(6))^2/(8*R0),(l(5))^2/(8*R0),(l(4))^2/(8*R0),(l(3))^2/(8*R0),(l(2))^2/(8*R0),(l

30、(1))^2/(8*R0),] %每片弹簧弧高 o01=-50; o02=-30; o03=10; o04=15; o05=25; o06=30; %各片自由状态下的曲率 Ri=[R0/(1+(2*o01*R0)/(E*H0(1))),R0/(1+(2*o02*R0)/(E*H0(2))),R0/(1+(2*o03*R0)/(E*H0(3))),R0/(1+(2*o04*R0)/(E*H0(4))),R0/(1+(2*o05*R0)/(E*H0(5))),R0/(1+(2*o06*R0)/(E*H0(6)))] %各片弹簧的弧高 Hi=[(l(6))^2/(8*Ri

31、(1)),(l(5))^2/(8*Ri(2)),(l(4))^2/(8*Ri(3)),(l(3))^2/(8*Ri(4)),(l(2))^2/(8*Ri(5)),(l(1))^2/(8*Ri(6))] Li=2*[l(1) l(2) l(3) l(4) l(5) l(6)] %各片的片长 R0=sum(Li)/sum(Li./Ri) H=L^2/(8*R0) %钢板弹簧总成的弧高 m1=1.40; %驱动时后轴负荷转移系数 L1=437.5,

32、L2=437.5; %钢板弹簧前后段长度 P=0.8; %道路附着系数 c=400; %弹簧固定点到路面的距离 h1=H; %钢板弹簧主片厚度 Omax=((Mw-Mu)/2*g*m1*L2*(L1+P*c))/((L1+L2)*W0) %钢板弹簧的强度验算 Fx=Fw*P D=36 O=(3*Fx*(D+H))/(B*H^2)+Fx/(B*H)