專業(yè)課程設(shè)計指導(dǎo)書2014

1、 汽 車 專 業(yè) 課 程 設(shè) 計 指 導(dǎo) 書 韓宗奇/陳俊云燕山大學(xué)車輛與交通工程系2014年12月目 錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書 -1一、題目二、背景三、設(shè)計任務(wù)四、設(shè)計要求五、參考資料六、原載重車及改裝客車的主要結(jié)構(gòu)性能參數(shù)第二部分 課程設(shè)計指導(dǎo)書- 7一、參數(shù)選擇及計算方法-7二、關(guān)于畫圖-22三、板簧的材料及提高板簧壽命的途徑-23 四、其它工作-24第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、題目客車（貨車）鋼板彈簧非獨立懸架設(shè)計以“某中型客車鋼板彈簧非獨立懸架設(shè)計”為例二、背景國產(chǎn)某輕型卡車在國內(nèi)廣泛應(yīng)用。生產(chǎn)廠欲將該產(chǎn)品改裝成中型客車，用于中、短途客運。發(fā)動機、傳動系、轉(zhuǎn)向系、制動系、車架、車輪

2、等均不變。由于用于載客，乘座舒適性和行駛平順性要求較高，因此，必須對原車的懸架作改進。要求改型后的客車在動力性、經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性等均不低于原車，通過性指標可適當降低。三、設(shè)計任務(wù)1. 確定懸架的主要參數(shù)，包括載荷、靜撓度、動撓度、靜弧高、偏頻、剛度等；2. 確定鋼板彈簧的主要參數(shù)，如片數(shù)、斷面參數(shù)、各片長度等；3. 計算彈簧的剛度（總成剛度和裝配剛度）；4. 計算板簧滿載靜止時的應(yīng)力；5. 計算板簧的最大應(yīng)力和各種極限工況下的應(yīng)力；6. 計算板簧總成弧高和曲率半徑；7. 計算板簧各片弧高和曲率半徑；8. 繪出懸架的總成裝配圖；9. 繪出主片和至少一片非主片的零件圖。四、設(shè)計要求1.

3、選擇一種懸架作為設(shè)計對象（前或后懸架）；2. 盡可能考慮與原車零件的通用性；3. 所選用的材料（熱軋扁彈簧剛）必須符合國標GB1222-2007，并盡量用優(yōu)選系列；（見汽車常用金屬料標準匯編上冊）4. 所設(shè)計的板簧應(yīng)符合JB523-85，JB4040-85（見汽車標準匯編第三冊）五、參考資料1汽車設(shè)計機械工業(yè)出版社 2004年2汽車設(shè)計清華大學(xué)出版社 2000年3汽車理論機械工業(yè)出版社 2008年4汽車構(gòu)造機械工業(yè)出版社 2009年5. JB338383 汽車鋼板彈簧臺架實驗方法JB478384 汽車懸架系統(tǒng)固有頻率和阻尼比測定方法JB390185 汽車筒式減振器臺架實驗方法 （見汽車標準匯編

4、第3冊）六、原載重車及改裝客車的主要結(jié)構(gòu)與性能參數(shù)參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車車型xx1041xx6580外 形（mm）長47105814寬18501932高21002200空車重量(KN)18.8025.50軸荷分布9.40/9.4011.55/13.95滿載重量(KN)40.7537.10軸荷分布13.67/27.0812.00/25.10發(fā)動機型號4100Q直噴式柴油機同缸徑×沖程（mm）100×90同排量（l）2.89同最大功率(kw)66/3200rpm同最大扭矩(N·m)230/1800r/m同最低比油耗236 g/kw·hr同軸 距(

5、mm)2800同輪距(mm)前1480/后1470同最高車速88 km/hr同最大爬坡度32%33%頭檔最大動力因數(shù)0.3750.382參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車直接檔最大動力因數(shù)0.05470.0552滿載百公里油耗12.5 l/100km同最小離地間隙190mm同接近角42°28°離去角31°17°最小轉(zhuǎn)彎直徑(m)11.7(外前輪跡)同座位數(shù)318離合器單片干摩擦式同變速器5檔齒輪式同主減速器單級雙曲線齒輪同差速器行星齒輪式同轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式同制動系液壓，真空助力，鼓式同懸架型式縱置半橢圓鋼板彈簧式同前懸架長×寬×厚(主片

6、厚)1100×70×6.5(6.5)mm設(shè)計片數(shù)(主片數(shù))8(2)設(shè)計后懸架長×寬×厚(主片厚)1200×70×6.5(8)mm設(shè)計片數(shù)(主片數(shù))10(2)設(shè)計前簧騎馬螺栓距100 mm同參 數(shù)原 載 重 車改 裝 客 車后簧騎馬螺栓距120 mm同前板簧中心距750mm同后板簧中心距920mm同前簧減振器30雙向作用，筒式同后簧減振器無40雙向作用，筒式后懸架副簧雙層橡膠氣囊同輪胎6.50R6同第二部分 課程設(shè)計指導(dǎo)書一、參數(shù)選擇及計算方法1選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 等。滿載偏頻nc 對平順性影響很大。對于

7、客車，應(yīng)略低一點，建議取nc=1.21.8 Hz =72108次/min 滿載靜撓度fc由下式計算： fc=25/nc² （） ······································

8、83;·······(1)板簧線剛度Cs 可由下式初選：Cs = Q/fc （KN/cm）····································

9、3;·············(2)Q：單個板簧上的垂直載荷空載時的偏頻.n0及撓度f0由下式計算：f0 = Q0/Cs （）, n0 = 5/ (Hz )  ···················(3)Q0：空載時單個板簧上的垂直靜載荷。2確定板簧總長L，滿

10、載靜止弧高Ha，上、下跳動撓度fd下、fd上等。板簧總長度L一般由總布置人員確定，或由懸架設(shè)計人員與總體設(shè)計人員協(xié)商確定。L大,平順性變好。但重量也增大，成本提高，本客車懸架的板簧長度可取以下值：前板簧：Lf =1100、1150、2000后板簧：Lr =1200、1280、1350車軸可以放在板簧正中間，也可以稍微偏向一端。如前板簧設(shè)計時，常將車軸略向前固定卷耳靠近以增大接近角。但一般無特殊要求時，常將車軸置于板簧中間，以減少裝配時的麻煩。滿載靜止弧高fa是裝配到汽車上之后的板簧弧高。一般前懸架faf =1015，后懸架fa = 2030。上跳動撓度fd上一般取為(0.71.0) fc。過大

11、則板簧的最大應(yīng)力增大，過小則容易碰限位塊。下跳動撓度fd下略小于fd上。見教材表723選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù)在研究鋼板彈簧時，常將其抽象成簡支梁。因此可利用簡支梁的撓度公式計算板簧的總慣性矩J （mm）4 ·································

12、;··········(4)：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離；K：非工作長度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度；K= 0.5為剛性夾緊，K = 0 為撓性夾緊；初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1,建議前簧取n = 6 、7或8n1 =1或2；后簧取n = 1014，n1=2或3。主片取少，其厚度要大于其余各片，否則要取多主片。查手冊選取簧片的斷面參數(shù)，即寬度b，厚度h，若為矩形截面，則慣性矩為：= （mm）4·········

13、;··························(5) 若選用雙槽鋼，材料手冊上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為：··················

14、····(5)用（5）或（5）計算出的J與（4）計算的比較，應(yīng)大致相等，否則調(diào)整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止。4. 初步驗算板簧的平均應(yīng)力c，比應(yīng)力 和最大應(yīng)力max抽象成簡支梁的板簧在承受載荷Q變形為fc時，根部應(yīng)力為：c= c ··························（6）c為許用靜

15、應(yīng)力，經(jīng)應(yīng)力噴丸處理的彈簧鋼：前簧：c=350450 MPa,后簧：c=450550 MPa比應(yīng)力，即單位板簧變形對應(yīng)的應(yīng)力。它與載荷及變形無關(guān)，是衡量強度利用程度及使用壽命的一個很好的參數(shù)：= （MPa/mm）（7）在4.55.0 MPa/mm較好。最大應(yīng)力即板簧產(chǎn)生最大變形時的應(yīng)力：900-1000 Mpa (8)上述三種應(yīng)力有任一個不能滿足要求時，應(yīng)調(diào)整參數(shù)，再行計算直至滿意為止。5. 各片長度的確定簧片長度是指其各片的伸直長度。有兩種方法，一是等差級數(shù)法，二是作圖法。 設(shè)車軸位于板簧中間，可用作圖法確定各片的半長。設(shè) ，作圖法的具體步驟見教材圖715。用這種方法確定的各片長，能使整個板

16、簧較好的接近等應(yīng)力梁。（注意：教材上各片編號是自下而上的，與本指導(dǎo)書相反）！ 等差級數(shù)法是將板簧總長度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長度等差數(shù)列，相鄰各片的長度差是相等的。6. 板簧的剛度驗算對板簧剛度進行驗算時，可以把板簧抽象成前述簡支梁（載荷為Q）,也可以抽象成懸臂梁。抽象成懸臂梁的模型其插入端在車軸處，其長度和載荷都是簡支梁的1/2，即，。這兩種模型在力學(xué)特性上是等價的。進行剛度驗算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。這兩種方法都是在一定的假設(shè)前提下進行的。A: 共同曲率法該方法假設(shè)：（1）板簧各片之間密切接觸，無間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個假設(shè)等價于：在板簧的任何截

17、面上，各片的曲率（或曲率半徑）及其變化都相等；各片承受的彎矩與其慣性矩成正比。如圖1：圖 共同曲率法的力學(xué)模型設(shè)在任意截面上，第一片（主片）曲率半徑為，則第二片為，第片為（各片等厚）或者，由于厚度，故可認為：（）當載荷變化，變形（撓度）增大后，有：，即（10）式（9）和（10）說明板簧各片在任何載荷下都有相同的曲率半徑和變化量。這樣我們就可以把它重新組合成圖2所示的單片階梯型梁：0x圖共同曲率法的等效模型這是一個端部作用集中載荷的變截面懸臂梁模型。設(shè)各截面的彎矩在長度方向的變化為M（x），慣性矩為（x），用能量積分法求出端部變形: U = = (11) (12)剛度： 整理可得如下公式： (1

18、3)式中：為修正系數(shù)，修正由于抽象成懸臂梁模型引起得誤差，其值由經(jīng)驗確定。一般矩形截面簧片取0.900.95，雙槽鋼取0.830.87。 i = 1、2、3n (14)ABCDEFG 為各不同板簧段的慣性矩和。如圖3：圖3 板簧各段的慣性矩在AB段 i = 1, =J1在BC段： i = 2, =J1+J2在CD段： i = 3, =J1+J2+J3 如果式（14）中的各片長度取li=Li/2，則計算出的剛度是板簧總成的剛度；如果各片長度li=（Li-KS）/2，則計算出的剛度是板簧總成裝配的汽車上的裝配剛度。顯然，后者大于前者。前者用于檢驗鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度，后者對汽車性能有實際意義。B.

19、集中載荷法l1lip1 該方法假設(shè)：各片之間只在端部接觸和傳力，并忽略摩擦力。它的力學(xué)模型如圖4。 圖集中載荷法的力學(xué)模型lili+1PiAB Pi+1根據(jù)假設(shè)，每一片都受到上下兩個集中力的作用，除第一片和最后一片已知外，其余均未知。分析第片的受力及撓度：圖5第i片受力圖顯然這是一個靜不定的插入懸臂梁。OA=，OB=根據(jù)變形相等原理，必有下一片的端部撓度與上片的下面支承點的撓度相等。即：， （15）每片在A，B兩點的撓度都可以用材料力學(xué)中的公式求出。這樣雖有， 等個未知數(shù)，卻可以利用變形相等條件（式15）列出個方程組成一個線性方程組，解之可得， ，進而可求出各片端部的撓度，取，可得剛度： 為主

20、片撓度，即板簧的撓度。推導(dǎo)過程省略，列出的線性方程組如下： （16） 其中:（17）主片撓度：（18）線剛度： （19）與共同曲率法一樣，若式（17）中取，得出的剛度為檢驗剛度，取，得出的剛度為裝配剛度。這兩種計算剛度的方法（共同曲率法和集中載荷法）各有特點。實踐證明，真正的鋼板彈簧介于二者之間。片數(shù)多，主片多，共同曲率法的計算結(jié)果較準確；片數(shù)少，主片少，端部加工不圓滑，各片自由狀態(tài)的曲率半徑差別越大，集中載荷法就越接近。驗算剛度，應(yīng)與初選剛度（式2求出的）相接近，如差別較大，應(yīng)重新調(diào)整板簧參數(shù)（如片數(shù)、斷面參數(shù)、各片長度等）直至滿意為止。7. 各片應(yīng)力計算：上述兩種計算板簧剛度的方法，由于抽

21、象的力學(xué)模型不同，得到的變形（撓度）和剛度有所差別。由于應(yīng)力是與變形（撓度）成正比的。變形不同，計算應(yīng)力也就不同。如用共同曲率法，根據(jù)假設(shè)，在懸臂梁模型根部，各片所承受的彎矩與其慣性矩成正比，即： （20），分別為根部的總彎矩和總慣性矩。且 =，故有： （21）根部應(yīng)力：（22）主片根部比應(yīng)力：（23）為用共同曲率法求出的板簧剛度。lili+1PiAB Pi+1G如用集中載荷法，根據(jù)假設(shè)：第i片的受力及彎矩圖如圖6所示:圖6 第i片彎矩圖由圖可知，它有兩個危險截面，一個在B點，一個在根部G點。B點應(yīng)力： （24）比應(yīng)力： （25）根部應(yīng)力： （26）比應(yīng)力： = （27） i =1,2 n需要

22、說明的是，并非每片的彎矩和應(yīng)力分布都如上圖，為了便于說明應(yīng)力分布情況，引入分布系數(shù)： i=（28） 有三種分布情況： i>1，根部應(yīng)力大于端部，適用于主片。因主片在卷耳處受力極復(fù)雜，易損壞，所以要適當降低端部應(yīng)力。為達到這種應(yīng)力分布，可將次主片長度調(diào)大。i=1，這是比較理想的等應(yīng)力梁，適用于主片之外的其他各片。i<1，端部應(yīng)力大于根部，分部不合理，遇這種情況，可適當減小第 i + 1片的長度。上述兩種方法計算的應(yīng)力和比應(yīng)力，有一定差別。實踐證明，長片（主片和次主片）的實際應(yīng)力與共同曲率法的計算結(jié)果比較接近；短片的實際應(yīng)力與集中載荷法的結(jié)果比較接近。將應(yīng)力計算結(jié)果與用式（6），（7）

23、計算的結(jié)果比較，并與教材上推薦的許用應(yīng)力比較，不符合要求時，重新調(diào)整簧片參數(shù)。8預(yù)應(yīng)力及其選擇板簧在工作中，以主片斷裂最常見。斷裂的部位常發(fā)生在卷耳附近；騎馬螺栓附近；下片的端部。因此，在設(shè)計板簧時，適當加強主片的強度，對提高板簧的壽命和可靠性很有必要。加強主片的措施有以下幾種：一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他片，三是置預(yù)應(yīng)力。在設(shè)計板簧時，有意識地將各片設(shè)計成自由狀態(tài)下的曲率半徑不等，自上而下，曲率半徑逐漸減小，如圖7（b）所示，當中心螺栓裝配成總稱后，各片便緊密貼合，具有近似相等的曲率半徑。如圖7（a）所示，這時，雖然外載荷，但由于各片之間的相互作用，各片都產(chǎn)生了一定的應(yīng)力

24、。很明顯，主片及靠近主片的幾片，曲率半徑變小，上表面有了負應(yīng)力（壓應(yīng)力）；而下面幾片的上表面都有了正應(yīng)力（拉應(yīng)力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產(chǎn)生的應(yīng)力叫預(yù)應(yīng)力。設(shè)置預(yù)應(yīng)力不僅能夠充分利用材料，提高板簧壽命和可靠性，而且可以使片間貼合更緊，防止泥沙進入片間。圖7 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧（）（+）圖8 各片預(yù)應(yīng)力分布合理的各片根部預(yù)應(yīng)力分布如圖8所示。主片及靠近主片的幾片取負預(yù)應(yīng)力。（上表面受壓），下面幾片取正預(yù)應(yīng)力（上表面受拉），負預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過150MPa，正預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過6080Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩之和應(yīng)相等：（29） 為各

25、片上表面的預(yù)應(yīng)力，為各片抗彎截面系數(shù)。有了預(yù)應(yīng)力，則板簧在工作中的實際靜應(yīng)力應(yīng)為前述的計算應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的和：即： （30）9. 板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算板簧僅由中心螺栓裝配后，應(yīng)有適當?shù)幕「?，否則，就不能保證滿載時的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當?shù)臓顟B(tài)下工作，總成自由弧高H0可由下式估算：（31），fa意義同前，為預(yù)壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗公式計算：（32）是與板簧總長和騎馬螺栓中心矩S有關(guān)的附加變形，可用下式估算：（33）R0H0L板簧自由狀態(tài)的曲率半徑與有圖9所示關(guān)系：圖9 板簧長度、曲率半徑與弧高的關(guān)系故有： （34）10. 各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計算板簧各

26、片在未裝配前的曲率半徑和弧高是板簧制造必不可少的參數(shù)（例如彎曲成型機靠模和沖頭的曲率半徑都要由決定），設(shè)計者必須明確給出。由材料力學(xué)知，受彎矩作用的梁，為曲率，為梁的撓曲線表達式。因此各片在用中心螺栓裝配前后由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的曲率變化為：（35）其中為由預(yù)應(yīng)力產(chǎn)生的彎矩，R0為裝配成總成的曲率半徑。但， 因此： （36）為第i片的自由曲率半徑，為第i片厚度。各片在自由狀態(tài)時的弧高為： （37）在確定之后，一般還要驗算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與式（34）和式（31）計算的結(jié)果相符，差別較大時，仍要調(diào)整參數(shù)。與各片有如下關(guān)系：（38）若各片厚度相等，則可簡化為：（38）總成弧高：（39）11.

27、 板簧的動應(yīng)力和最大應(yīng)力鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設(shè)計時，除對上述靜應(yīng)力進行計算外，還要對動應(yīng)力和極限應(yīng)力進行校核。A、動應(yīng)力是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動行程消失，各片上表面所增加的拉應(yīng)力。 由于應(yīng)力與變形（撓度）成正比，因此各片的動應(yīng)力與靜止應(yīng)力有下述關(guān)系： （40）故： （41）B. 最大應(yīng)力最大應(yīng)力為各片靜應(yīng)力與動應(yīng)力的疊加： （42）為許用最大應(yīng)力，取為1000MPa或取為(0.850.9)。為材料的屈服極限。各種材料的見有關(guān)金屬材料手冊。一般來說，對設(shè)計出的板簧還要做特殊工況下的應(yīng)力較核。例如緊急制動時，最大加速度驅(qū)動時，縱向扭轉(zhuǎn)時（車身側(cè)傾時）等。因這些計算都要

28、用到其他參數(shù)，如懸架前后卷耳的高度，卷耳型式和直徑，發(fā)動機動力參數(shù)，傳動系參數(shù)，重心位置等，此處不再敘述。二、關(guān)于畫圖1. 板簧與車架的連接常用支座和卷耳，且前端采用固定卷耳，后端采用活動吊耳或滑板。也由采用撓性支承的（如CA30越野車）。前、后卷耳中心的高度決定了板簧安裝的姿態(tài)角，前高后低為仰角，前低后高為俯角。姿態(tài)角應(yīng)為仰角還是俯角及其大小，常由總體設(shè)計人員確定。因為它對操縱穩(wěn)定性有很大影響。如前簧用仰角，后簧用俯角，側(cè)傾時引起的干涉軸轉(zhuǎn)向?qū)υ龃蟛蛔戕D(zhuǎn)向有利。2. 為降低車高，可考慮將后板簧置于后軸之下，這樣騎馬螺栓承受拉力包括擰緊力矩拉力和工作拉力兩部分，要適當加強。前板簧由于原車前軸有落差，且要保持油底殼與前軸之間有一定距離，不必置于軸下。3. 為充分利用材料，改善葉片端部的應(yīng)力分布和減少端部摩擦，常將端部削弱。有的寬度削弱成梯形，有的厚度削弱，端頭做成圓的，如圖10所示。4. 為畫圖方便，可將板簧畫成直線，原車上可利用的另部分可以照抄。圖10 板簧片的端部形狀三、鋼板彈簧的材料及提高使用壽命的途徑1. 目前汽車鋼板彈簧廣泛使用的材料是熱軋扁彈簧鋼。例如：65Mn，55Si2M