钢板弹簧悬架设计.doc

专业课程设计说明书题目：商用汽车后悬架设计学 院 机械与汽车学院专业班级 10车辆工程一班学生姓名 学生学号 201030081360指导教师 提交日期 2013 年 7 月 12 日一设计任务：商用汽车后悬架设计二基本参数：协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定额定装载质量5000KG 最大总质量 8700KG 轴荷分配空载 前：后 52:48满载 前：后 32:68满载校核后 前：后 33：:67质心位置：高度：空载 793mm 满载 1070mm至前轴距离： 空载 2040mm 满载 2890mm 三设计内容主要进行悬架设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机最大力矩，驱动轮类型与规格，汽车总质量和使用工况，前后轴荷，前后簧上质量，轴距，制动时前轴轴荷转移系数，驱动时后轴轴荷转移系数)，选择悬架的布置方案及零部件方案，设计出一套完整的后悬架，设计过程中要进行必要的计算。3悬架结构设计和主要技术参数的确定（1）后悬架主要性能参数的确定（2）钢板弹簧主要参数的确定（3）钢板弹簧刚度与强度验算（4）减振器主要参数的确定4绘制钢板弹簧总成装配图及主要零部件的零件图5负责整车质心高度和轴荷的计算和校核。*6计算20m/s车速下，B级路面下整车平顺性(参见P278 题6.5之第1问)。四设计要求 1钢板弹簧总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为2周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 0.5周 绘图 0.5周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制总成装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页。 目录一、悬架的静挠度6二、 悬架的动挠度7三、 悬架的弹性特性7四、弹性元件的设计84.1 钢板弹簧的布置方案选择84.2 钢板弹簧主要参数的确定84.3 钢板弹簧刚度的验算134.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算154.5 钢板弹簧总成弧高的核算18五、钢板弹簧强度验算18六、钢板弹簧主片的强度的核算19七、钢板弹簧弹簧销的强度的核算19八、减振器的设计计算20九*、计算20m/s车速下，B级路面下整车平顺性23十、附录 计算程序27十一、参考文献30 设计的主要数据 载质量：5000kg 整备量：3700kg 空车时：前轴负荷：18855N 后轴负荷：17405N 满载时：前轴负荷： 28136N 后轴负荷： 57124N 尺 寸： 轴 距： 4250mm一、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Fw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）又静挠度可表示为： g：重力加速度（9.8N/kg）,代入上式得到： n=15.42/ n: hz: mm 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，货车的后悬架要求在1.702.17hz之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz.由 n=15.42/ 得， =65.8mm，取=66mm 二、 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69cm.。本设计选择：=80mm三、 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。由于货车在空载和满载时簧上质量变化大，为了减少振动频率和车身高度的变化，因此选用刚度可变的非线性悬架。n=1.9hz , m=2637kg,代入公式：（满载时的簧上质量m=25843/9.8=2637kg） n= 可得 C=375.4N/mm四、弹性元件的设计4.1 钢板弹簧的布置方案选择布置形式为对称纵置式钢板弹簧4.2 钢板弹簧主要参数的确定 已知满载静止时负荷=5829kg。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： （动尧度） 4.2.1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=1020mm.在此取： 4.2.2钢板弹簧长度L的确定：（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=(0.400.55)轴距；货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，后悬架：L=(0.350.45)轴距。（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 , 4.2.3钢板弹簧断面尺寸的确定：（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： SU形螺栓中心距（mm） kU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。 对于弹簧： L=1490mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/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450550N/，后副簧为220250 N/。=28225NL=1490mm k=0.5 S=200mm =500 N/.再计算主簧平均厚度： =15.6mm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610范围内选取。 b =102mm 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。（3）钢板断截面形状的选择：本设计选取矩形截面。（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614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14选取。 根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车弹簧的片数为14片， 4.2.4 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2确定主簧各片长度：图4-1 确定主簧各片长度图表4-1钢板弹簧各片长度序号1234567长度（mm）149013991306121411211029937序号891011121314长度（mm）8457536605694763842924.3 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，a为经验修正系数，取0.900.94，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。=1490/2-0.5*0.5*200=695mm(1) 主簧刚度验算表4-2 K123456745.592138184.5230.5276.5322.504288134.5180.5226.5272.5K8910111213368.5415460.5507553599318.5365410.5457503549由公式(mm-4)，得：Y1=1.1810-4 Y2=5.8810-5 Y3=3.9210-5 Y4=2.9410-5Y5=2.3510-5 Y6=1.9610-5 Y7=1.6810-5 Y8=1.4710-5 Y9=1.3110-5 Y10=1.1810-5 Y11=1.0710-5 Y12=0.9810-5 Y13=0.910-5 Y14=0.8510-5表4-3 K12345675.8810-51.9610-50.9810-50.5910-50.3910-50.2810-50.2110-5K89101112130.1610-50.1310-50.1110-50.0910-50.0810-50.0610-5 、列表如下， (mm-1)表4-4 、K12345675.515.325.837.0547.859.210501.456.714.42332.542.5K891011121311495.7103.5117.3135.3107.551.763.276.185.910299.3将上述数据代入公式，得总成自由刚度： 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 与设计值相差不大，基本满足主簧刚度要求。4.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算（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：弹簧： =15.58mm 则 =66+15+15.58=96.98mm （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：=2862mm.（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300350N/内选取。14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： E= N/ =10mm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4： 表4-6 钢板弹簧在自由状态下曲率半径i1234567Ri(mm)2884288028762872286828622860 i891011121314Ri(mm)2858285628542852285028482846（4）钢板弹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表4-7 簧总成各片在自由状态弧高i1234567Hi(mm)96.284.974.164.154.846.238.4i891011121314Hi(mm)31.224.819.014.29.96.53.74.5、 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 =96.86mm原设计值为H0=96.98mm，相差不大，符合要求。五、钢板弹簧强度验算当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力用下式计算 =+ 式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时后轴负荷转移系数；轿车：=1.251.30；货车：=1.11.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为1000N/mm。由上式验算主簧强度：其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= =1.15 =0.8 主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。六、钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力取为350MPa。代入上式得：主片符合强度要求。七、钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其79 N/mm。 弹簧销满足强度要求。八、减振器的设计计算8.1减振器的分类 减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式；按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。筒式减振器由于质量轻、性能稳定、工作可靠、易于大量生产等优点，成为了汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器在筒式减振器中充以一定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器产生的噪声，但由于成本及使用维修问题，使其推广应用受到一定限制。本设计中，前悬架选用双向作用筒式减振器。8.2主要性能参数的选择8.2.1相对阻尼系数 上图所示为减振器的阻力速度特性。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： 式中，为减振器阻尼系数。上图所示为减振器的阻力速度特性。该图具有如下特点：阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数=F/u，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数 与伸张行程的阻尼系数 不等。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动.式周期衰减振动，用相对阻尼系数 的大小来评定振动衰减的快慢速度。 的表达式为： 式中，c为悬架系统的垂直刚度，c=375.4 N/mm； 为簧上质量,Ms2 =2637kg 上式表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同刚度c和不同簧上质量 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则相反；通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 取得大些。两者之间保持有 =（0.250.50） 的关系。设计时，先选取 与 的平均值 。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取 =0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架， 值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车， 值应取大些，一般取 ；为避免悬架碰撞车架，取y =0.5 s 。本设计中， 取=0.3，s =0.4， y=0.2 8.2.2减振器阻尼系数的确定减振器的阻尼系数 。因悬架系统固有频率 ，所以理论上 。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。我选择下图的安装形式，则其阻尼系数 为： 图8.3根据公式 ， 可得出：可得出：=2n代入数据得： =11.9 Hz，取a/R = 0.7 ， =15按满载计算有：簧上质量 后悬： Ms2=2637kg 代入数据得减振器的阻尼系数为： 后悬 =16825.1N/m8.2.3 减振器最大卸荷力 F0 的确定 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 Vx ，按上图安装形式时有：=Aarcos/b式中，Vx为卸荷速度，一般为0.150.3m/s；A 为车身振幅，取 40 mm； 为悬架震动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为：Vx =0.0411.90.7cos15=0.30m/s符合Vx 在0.150.30 之间范围要求。 根据伸张行程最大卸荷力公式：F0 = cVx 可以计算最大卸荷力。式中，c 是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力 F0 为：后悬 F =7571N824 减振器工作缸直径D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力F 0计算工作缸直径D 为： 其中，p工作缸最大压力，在3 MPa 4 MPa ，取p=4MPa ； 连杆直径与工作缸直径比值， =0.40.5，取 =0.5。代入计算得工作缸直径D 为：后悬 D =65 mm减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。 后悬选择工作缸直径D=65mm 的减振器，对照下表选择其长度：活塞行程S=150mm，基长L=210mm，则：Lmin=L+S =210+150 =360mm（压缩到底的长度）Lmax= L+S= 360 +150 =510mm （拉足的长度）取贮油缸直径Dc = 90mm ，壁厚取2mm九*、计算20m/s车速下，B级路面下整车平顺性(参考汽车理论P278 题6.5之第1问) 9.1 基本参数的确定由汽车理论第六章可知，货车可以简化成仅有车身与车轮双质量系统，右图所示，车身-车轮双质量系统参数如下：“人体-座椅”系统参数：。车速，B级路面下的路面不平度系数，参考空间频率n0=0.1m-1。计算时频率步长，计算频率点数。9.2 汽车平顺性评价指标的计算通过计算并画出幅频特性、和均方根值谱、谱图。进一步计算值由计算公式得，将以上公式通过计算机编程求解可得， （程序请看附录一）幅频特性、和均方根值谱、谱图如下： 图9-1 幅频特性 图9-2 幅频特性 图9-3 幅频特性 图9-4均方根值谱 图9-5均方根值谱 图9-6均方根值谱计算值如下：路面不平度加速度均方根值=0.3523 车轮加速度均方根=0.3237车身加速度均方根值=0.0239 人体加速度均方根值= 0.0245加权加速度均方根值=0.0155 加权振级=83.8043dB由汽车理论表6-2查得车上乘客没有不舒适的感觉。十、附录 计算程序f0=1.9;yps=0.25;gama=9;mu=9.5;fs=3;ypss=0.25;g=9.8;a0=10(-6);ua=20;Gqn0=2.56*10(-8);n0=0.1;detaf=0.2;N=180;f=detaf*0:N;lamta=f/f0;lamtas=f/fs;Wf=0*f;deta=(1-lamta.2).*(1+gama-1/mu*lamta.2)-1).2+4*yps2*lamta.2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.2).2;z1_q=gama*sqrt(1-lamta.2).2+4*yps2*lamta.2)./deta);z2_z1=sqrt(1+4*yps2*lamta.2)./(1-lamta.2).2+4*yps2*lamta.2);p_z2=sqrt(1+(2*ypss*lamtas).2)./(1-lamtas.2).2+(2*ypss*lamtas).2);z2_q=gama*sqrt(1+4*yps2*lamta.2)./deta);p_q=p_z2.*z2_q;jfg_Gqddf=4*pi2*sqrt(Gqn0*n02*ua)*f;jfg_Gzdd1f=z1_q.*jfg_Gqddf;jfg_Gzdd2f=z2_q.*jfg_Gqddf;jfg_Gaf=p_q.*jfg_Gqddf;sigmaqdd=sqrt(trapz(f,jfg_Gqddf.2)sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f.2)sigmazdd2=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd2f.2)sigmaa=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf.2)for i=1:(N+1) if f(i)=2 Wf(i)=0.5; elseif f(i)=4 Wf(i)=f(i)/4; elseif f(i)=12.5 Wf(i)=1; else Wf(i)=12.5/f(i); endendkk=Wf.2.*jfg_Gaf.2;aw=sqrt(trapz(f,kk)Law=20*log10(aw/a0)plot(f,z1_q),title(幅频特性|z1/q|, (f=1.9Hz, =0.25,=9,=9.5),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|z1/q|)pauseplot(f,z2_z1),title(幅频特性|z2/z1|,(f=1.9Hz, =0.25,=9,=9.5),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|z2/z1|)pauseplot(f,p_z2),title(幅频特性|p/z2|,(fs=1.9Hz, s=0.25),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(|p/z2|)pauseplot(f,jfg_Gzdd1f),title(车轮加速度均方根值Gz1(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Gz1(f)pauseplot(f,jfg_Gzdd2f),title(车身加速度均方根值Gz2(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Gz2(f)pauseplot(f,jfg_Gaf),title(人体加速度均方根值Ga(f)谱图),xlabel(激振频率f/Hz),ylabel(Ga(f) 参考文献 1成大先 机械设计手册（第三版） 2汽车工程手册 机械工业出版社 3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社 4王望予 汽车设计 机械工业出版社 5余志生 汽车理论 机械工业出版社