巴頓級(jí)乘用車(chē)縱置鋼板彈簧設(shè)計(jì)書(shū)_圖文

1、巴頓級(jí)商用車(chē)前后縱置鋼板彈簧懸架設(shè)計(jì)一、課程設(shè)計(jì)的目的、題目和任務(wù) 1、設(shè)計(jì)的目的：（1）進(jìn)一步熟悉汽車(chē)設(shè)計(jì)理論教學(xué)內(nèi)容； （2）培養(yǎng)學(xué)生理論聯(lián)系實(shí)際的能力；（3）訓(xùn)練學(xué)生綜合運(yùn)用知識(shí)的能力以及分析問(wèn)題、解決問(wèn)題的能力。 2、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)的要求：（1）由已知參數(shù)確定汽車(chē)懸架的其他主要參數(shù)； （2）計(jì)算懸架總成中主要零件的參數(shù)； （3）繪制懸架總成裝配圖。 3、已知基本設(shè)計(jì)參數(shù) 二、汽車(chē)整體設(shè)計(jì)參數(shù)的確定1、軸數(shù)汽車(chē)可以有兩軸、三軸四軸甚至更多的軸數(shù)，影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車(chē)的總質(zhì)量道路法規(guī)對(duì)軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負(fù)荷能力以及汽車(chē)的結(jié)構(gòu)等。對(duì)于包括乘用車(chē)以及汽車(chē)總質(zhì)量小于19t 的公路運(yùn)輸車(chē)輛

2、均采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低廉的兩軸方案。 所以本設(shè)計(jì)采用兩軸形式。 2、驅(qū)動(dòng)形式汽車(chē)的用途、總質(zhì)量和對(duì)車(chē)輛通過(guò)性能的要求等是影響選取驅(qū)動(dòng)形式的主要因素，增加驅(qū)動(dòng)輪數(shù)能提高汽車(chē)的通過(guò)能力，驅(qū)動(dòng)輪數(shù)越多，汽車(chē)的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時(shí)也使汽車(chē)的總體布置工作變得困難，乘用車(chē)和總質(zhì)量小些的商用車(chē)，多采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低的4×2驅(qū)動(dòng)形式。所以本設(shè)計(jì)采用4×2驅(qū)動(dòng)形式。 3、布置形式商用車(chē)（貨車(chē)）按照駕駛室與發(fā)動(dòng)機(jī)的相對(duì)位置的不同，分為平頭式、短頭式、長(zhǎng)頭式和偏置式四種，又可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)位置不同，分為發(fā)動(dòng)機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。本設(shè)計(jì)采用短頭式，優(yōu)點(diǎn)：短

3、頭式貨車(chē)與長(zhǎng)頭式相比：汽車(chē)的總長(zhǎng)和軸距得到縮短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動(dòng)性能好（但不如平頭式貨車(chē)），與平頭式相比，汽車(chē)正面與其他物體碰撞時(shí)，駕駛員和前排乘員受到的傷害程度要小很多；采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)，優(yōu)點(diǎn)：發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇范圍廣，可選直列、V 型或臥式發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)的接近性良好，維修方便，離合器、變速器等操縱結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，容易布置。圖1 4、汽車(chē)主要尺寸的確定汽車(chē)的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距等尺寸。 4.1外廓尺寸汽車(chē)的長(zhǎng)、寬、高稱(chēng)為汽車(chē)外廓尺寸，在公路和市內(nèi)行駛的汽車(chē)最大外廓尺寸受有關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，根據(jù)法規(guī)限制、經(jīng)驗(yàn)以及參考車(chē)型，該設(shè)計(jì)外廓尺寸長(zhǎng)、寬、高5670×17

4、80×2700 （單位mm ） 4.2軸距L軸距L 對(duì)整備質(zhì)量、汽車(chē)總長(zhǎng)、汽車(chē)最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動(dòng)軸長(zhǎng)度等有影響，當(dāng)軸距短時(shí)，上述指標(biāo)減小，此外軸距還對(duì)軸荷分配、傳動(dòng)軸夾角有影響，原則上對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)、滿(mǎn)載質(zhì)量或載客量多的貨車(chē)，軸距取得長(zhǎng)。對(duì)機(jī)動(dòng)性要求高的汽車(chē)，軸距宜取短些，具體參照下表1-2。所以本設(shè)計(jì)軸距L 取3360mm 。圖2 4.3前輪距和后輪距改變汽車(chē)輪距B 會(huì)影響車(chē)廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車(chē)總款、總質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化，受汽車(chē)總轉(zhuǎn)不得超過(guò)2.5m 限制，輪距不宜過(guò)大，但在選定的前輪距B1范圍內(nèi)，應(yīng)該能布置下發(fā)動(dòng)機(jī)、 車(chē)架、前懸架和前輪，并保證有足夠的轉(zhuǎn)向孔徑

5、，同時(shí)轉(zhuǎn)向桿系與車(chē)架、車(chē)輪直徑有足夠的運(yùn)動(dòng)間隙。確定后輪距B2時(shí)，應(yīng)考慮車(chē)架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及他們之間應(yīng)留有必要的間隙。通過(guò)表2，并根據(jù)整體布置， 前輪距B1取1385mm 后輪距B2取1300mm 。 5、汽車(chē)質(zhì)量參數(shù)的確定汽車(chē)質(zhì)量參數(shù)主要由整車(chē)整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量、汽車(chē)總質(zhì)量、軸荷分配等。 5.1額定裝載質(zhì)量汽車(chē)的裝載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時(shí)所允許的額定載荷質(zhì)量，由已知參數(shù)得知：本設(shè)計(jì)的額定裝載質(zhì)量5.2最大總質(zhì)量、額定裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨=2000kg.商用貨車(chē)的總質(zhì)量由整備質(zhì)量行人員質(zhì)量三部分組成，即 式中，=+65kg=4500kg為包括駕駛員及隨行人員在

6、內(nèi)的人數(shù), 本設(shè)計(jì)為單排兩人。=4500kg本設(shè)計(jì) 最大總質(zhì)量5.3整車(chē)裝備質(zhì)量整車(chē)裝備質(zhì)量是指車(chē)上帶有全部裝備（包括隨車(chē)工具、備胎等），加滿(mǎn)燃料、水，但沒(méi)有裝貨和載人時(shí)的整車(chē)質(zhì)量，亦即我們常叫的“空載質(zhì)量”。 =-65kg=4500-2000-2×65=2370kg =2370kg 所以整車(chē)裝備質(zhì)量5.3軸荷分配汽車(chē)的軸荷分配是指汽車(chē)在空載和滿(mǎn)載靜止?fàn)顟B(tài)下，各掣肘對(duì)支撐平面的垂直負(fù)荷。軸荷分配對(duì)輪胎壽命和汽車(chē)的許多使用性能有影響，從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個(gè)車(chē)輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大，為了保證汽車(chē)有良好的動(dòng)力性能和通過(guò)性，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)有足夠的負(fù)荷，而從動(dòng)軸上的負(fù)荷可以適當(dāng)減小，以利減

7、小從動(dòng)輪滾動(dòng)阻力和提高在環(huán)路面上的通過(guò)性，為了保證汽車(chē)有良好的操縱穩(wěn)定性，有要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過(guò)小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對(duì)其要求是相互矛盾的。汽車(chē)的驅(qū)動(dòng)形式與發(fā)動(dòng)機(jī)位置、汽車(chē)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、車(chē)頭形式和使用條件等均對(duì)軸荷分配有顯著影響，各類(lèi)汽車(chē)的軸荷分配見(jiàn)圖3， 由于該汽車(chē)為4×2后輪雙胎，短頭式，所以滿(mǎn)載時(shí)，前軸軸荷25%，后軸軸荷75%；空載時(shí)，前軸軸荷45%，后軸軸荷55%。滿(mǎn)載時(shí)，前軸負(fù)荷：4500×25%=1125kg；后軸負(fù)荷：4500×75%=3375kg.空載時(shí)，前軸負(fù)荷：2370×45%=1066.5kg；后軸負(fù)

8、荷：2370×55%=1303.5kg.圖36、汽車(chē)性能參數(shù)的確定比功率P b 是汽車(chē)所裝發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率P emax 與汽車(chē)最大總質(zhì)量m 之比；比轉(zhuǎn)矩T b 是汽車(chē)所裝發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩T emax 與汽車(chē)最大總質(zhì)量m 之比；已知汽車(chē)最大總質(zhì)量為4500kg=4.5T，所以發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率P emax =4.5×16=72kW發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩T emax =4.5×30=135N.m；根據(jù)上述參數(shù)要求，選擇發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)如下： 該發(fā)動(dòng)機(jī)為北汽福田與英國(guó)蓮花公司、德國(guó)博世公司合作全新開(kāi)發(fā)的省油高效發(fā)動(dòng)機(jī)，產(chǎn)品滿(mǎn)足歐IV 排放法規(guī)要求，采用頂置雙凸輪軸、16氣門(mén)，采用先進(jìn)

9、的VVT 技術(shù)，提高駕駛性能，降低整車(chē)油耗和排放。三、懸架主要參數(shù)的確定已知基本設(shè)計(jì)參數(shù)額定裝載質(zhì)量：2000kg 整車(chē)整備質(zhì)量：2370kg最大總質(zhì)量：4500kg 駕乘人員質(zhì)量：130kg滿(mǎn)載時(shí)，前軸負(fù)荷： 1125kg ；后軸負(fù)荷： 3375kg.空載時(shí)，前軸負(fù)荷： 1066.5kg ；后軸負(fù)荷： 1303.5kg.設(shè)計(jì)外廓尺寸長(zhǎng)、寬、高5670×1780×2700（mm ）軸距3360 mm 前輪距：1385mm 后輪距：1300mm1、前后懸架結(jié)構(gòu)型式選擇根據(jù)本設(shè)計(jì)汽車(chē)的使用環(huán)境、舒適性、載貨情況以及參考市場(chǎng)同類(lèi)型乘用車(chē)的懸架型式，本設(shè)計(jì)懸架方式如下：前懸架采用少

10、片彈簧，主要因?yàn)榕c多片彈簧相比，少片彈簧重量降低40%左右；相應(yīng)地也就減少了對(duì)車(chē)架和車(chē)身的沖擊力。另外少片變截面彈簧在片間裝置有偏磨墊片，從而提高了彈簧的疲勞壽命。 后懸架采用主、副簧多片彈簧，副簧布置在主簧之上，中間用墊塊隔開(kāi)，兩簧在承載過(guò)程中不接觸，開(kāi)始時(shí)僅主簧起作用，當(dāng)載荷增加到某值時(shí)副簧與主簧共同起作用，彈性特性由兩條直線組成。 前懸架采用少片彈簧，后懸架采用主、副簧多片彈簧。2、懸架靜撓度懸架靜撓度是指汽車(chē)滿(mǎn)載靜止時(shí)懸架上的載荷度c 之比，即： =/c 與此時(shí)懸架剛貨車(chē)的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率, 是影響汽車(chē)行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車(chē)的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1,

11、因此貨車(chē)車(chē)軸上方車(chē)身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。貨車(chē)的車(chē)身的固有頻率n （亦稱(chēng)偏頻）, 可用下式來(lái)表示： 式中:c 為懸架的剛度(N/cm，m 為懸架的簧上質(zhì)量（kg ）當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，靜撓度可用下式表達(dá)： =mg/c其中g(shù) 為重力加速度，g=10N/kg；得到：n ： Hz ： cm分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車(chē)身的振動(dòng)頻率，因此欲保證汽車(chē)有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度后懸架的靜撓度和時(shí)，應(yīng)當(dāng)使之接近，并希望小些，這有利于防止車(chē)身產(chǎn)比前懸架的靜撓度生較大的縱向角振動(dòng)，考慮到乘用車(chē)前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓

12、度值大于后懸架的靜撓度值，推薦 =（0.60.8）2.1前、后懸架靜撓度確定對(duì)于我們要研究的汽車(chē)的前懸架系統(tǒng)，選取靜撓度為f c 1=8. 75cm 。后懸架系統(tǒng)，選取靜撓度f(wàn) c 2=0. 8f c 1=7cm ，由公式n =5f Hz , 得滿(mǎn)載偏頻為n =7=1. 89Hz 。2.2懸架主、副鋼板彈簧的剛度分配圖4 貨車(chē)主副簧為鋼板彈簧的彈性特性 如何確定副簧開(kāi)始參加工作的載荷和主、副簧之間剛度的分配，受懸架的彈性特性和主、副簧上載荷分配的影響，原則上要求車(chē)身從空載到滿(mǎn)載時(shí)的振動(dòng)頻率變化要小，以保證汽車(chē)有良好的平順性，還要求副簧參加工作前后的懸架振動(dòng)頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿(mǎn)足。由于

13、貨經(jīng)常處于滿(mǎn)載狀態(tài)，采用如下方法來(lái)確定。 使副簧開(kāi)始起作用時(shí)的懸架撓度 等于汽車(chē)空載時(shí)懸架的撓度 , 而使副簧開(kāi)始起作用前一瞬間的撓度 等于滿(mǎn)載時(shí)懸架的撓度 。于是可求： = 式中和分別為空載和滿(mǎn)載時(shí)的懸架負(fù)荷。副簧、主簧的剛度比為： 式中，為副簧剛度，為主簧剛度。單個(gè)鋼板彈簧滿(mǎn)載載荷： =1550kg=155010=15500N滿(mǎn)載時(shí)， 式中 為副簧簧上質(zhì)量，單個(gè)鋼板彈簧空載載荷： 為主簧簧上質(zhì)量。=514.25kg=514.2510=5142.5N=15500/5142.5=3.01 =0.732=15500/7=2214 N/cm, 懸架總體剛度c = =8928N =93.6 N/mm

14、， 得到：=127.8 N/mm, 副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開(kāi)始起作用到滿(mǎn)載的變形為 = +（） 所以=（15500-8928）/221.4=29.6mm =×= - =3793.5N =15500-3793.5=11706.5N3 、懸架的動(dòng)撓度懸架的動(dòng)撓度是指從滿(mǎn)載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到自由高度的1/2或2/3）車(chē)輪中心相對(duì)車(chē)架的垂直位移。對(duì)貨車(chē)，取69cm ，本設(shè)計(jì)： =8cm4、懸架彈性特性懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性?xún)煞N。由于貨車(chē)在空載和滿(mǎn)載時(shí)簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動(dòng)頻率和車(chē)身高度的變化，因此選用剛度

15、可變的非線性懸架。四、后懸架彈簧彈性元件的計(jì)算1、鋼板彈簧的布置方案及材料選擇鋼板彈簧在汽車(chē)上可以縱置或者橫置。后者因?yàn)橐獋鬟f縱向力，必須設(shè)置附加的導(dǎo)向傳力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車(chē)上應(yīng)用。縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，故在汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用?？v置鋼板彈簧又有對(duì)稱(chēng)式與不對(duì)稱(chēng)式之分。鋼板彈簧中部在車(chē)橋上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對(duì)稱(chēng)式鋼板彈簧；若不相等，則稱(chēng)為不對(duì)稱(chēng)式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車(chē)采用對(duì)稱(chēng)式鋼板彈簧。由于整車(chē)布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車(chē)上的安裝位置不動(dòng)，又要改變軸距或者通過(guò)變化軸距達(dá)到改善軸荷分配的目的時(shí)，采用不對(duì)

16、稱(chēng)式鋼板彈簧。根據(jù)鋼板彈簧的工作情況和GB/T1222-1984，選擇60Si2MnA 作為鋼板彈簧的材料。高溫回火后有良好的綜合力學(xué)性能。用60Si2MnA 制鋼板彈簧，熱處理：870油浴淬火、440中溫回火，再經(jīng)表面噴丸處理。我們此次研究的程勇汽車(chē)后懸掛系統(tǒng)鋼板彈簧擬采用縱置對(duì)稱(chēng)式鋼板彈簧。2、鋼板彈簧主要參數(shù)的確定2.1滿(mǎn)載弧高滿(mǎn)載弧高f a 是指鋼板彈簧裝到車(chē)軸上，汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差?；「遞 a 用來(lái)保證汽車(chē)具有給定的高度。它直接影響車(chē)身高度。一般希望它等于零，可使彈簧滿(mǎn)載時(shí)在對(duì)稱(chēng)位置工作，但考慮到彈簧在使用中會(huì)產(chǎn)生塑性變形，要由f

17、 a 給予補(bǔ)償。有時(shí)為了車(chē)架具有一定高度，而又不使動(dòng)撓度值過(guò)小，也許給予一定的f a 值進(jìn)行補(bǔ)償。通常取f a =1020mm 。在此我們選取f a =15mm 。2.2鋼板彈簧長(zhǎng)度L 的確定鋼板彈簧長(zhǎng)度L 是指鋼板彈簧伸直后兩卷耳中心線間的距離。它是鋼板彈簧的主要參數(shù)之一。要合理的確定彈簧長(zhǎng)度，必須考慮多方面的因素。增加鋼板彈簧長(zhǎng)度L 能顯著降低彈簧應(yīng)力，這不僅提高了彈簧的強(qiáng)度，而且隨L 的增長(zhǎng)，彈簧變形時(shí)應(yīng)力變化幅度減小，從而使彈簧使用壽命得以提高。因此，原則上在總布置許可的范圍內(nèi)，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些。原則上貨車(chē)，前懸架L=（0.260.35）軸距，后懸架L=（0.350.45）軸距

18、。本設(shè)計(jì)選擇：前懸架鋼板彈簧長(zhǎng)度=0.3×3360=1000 mm；后懸架主簧鋼板彈簧長(zhǎng)度：0.4×3360=1350 mm；副簧鋼板彈簧長(zhǎng)度：1100mm 。2.3鋼板端面尺寸及片數(shù)的確定有關(guān)鋼板彈簧的剛度、強(qiáng)度等，可按等截面簡(jiǎn)支梁的計(jì)算公式計(jì)算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩J o 。對(duì)于鋼板彈簧J 0=（式3.5）式中 撓度增大系數(shù)，=1.5/1.04(1+0.5n 1/n ；n 1與主片等長(zhǎng)的重疊片數(shù)；n 鋼板彈簧總片數(shù)；L 鋼板彈簧長(zhǎng)度，mm ；K . s 鋼板彈簧非工作部分長(zhǎng)度，s 是U 型螺栓中心距，s

19、=120mm，k 非工作長(zhǎng)度系數(shù)，如剛性?shī)A緊，取k =0.5；撓性加緊，取k =0；E 彈簧材料彈性模量，取E =2. 1105MPa , 材料為60Si2Mn（1）主簧： 取=2，n=10 (L -Ks 3C 48E則 =可 =1.311 得=26132.8（2）副簧：取=1，n=5則 =可 =1.311得=186972.4 根據(jù)強(qiáng)度要求計(jì)算鋼板彈簧總截面系數(shù)截面系數(shù)指機(jī)械零件和構(gòu)件的一種截面幾何參量，舊稱(chēng)截面模量。它用以計(jì)算零件、構(gòu)件的抗彎強(qiáng)度和抗扭強(qiáng)度，或者用以計(jì)算在給定的彎矩或扭矩條件下截面上的最大應(yīng)力。鋼板彈簧總截面系數(shù)用下面的計(jì)算公式： 對(duì)于60Si2MnA 彈簧鋼，表面經(jīng)噴丸處理

20、后，推薦許用靜應(yīng)力在下列范圍內(nèi)取值：前彈簧和平衡懸架彈簧為350450N /mm ；后主簧為450550N /mm ；后副簧為220250N /mm （1）主簧： =取550 222=11706.5N所以11706.5（2）副簧： =取240（1350-0.5）/4550=6864.2 =3793.5N（1100-0.5）/4240=4109.6所以3793.52.5鋼板彈簧平均厚度的計(jì)算計(jì)算公式：（1）主簧： 鋼板平均厚度（2）副簧： 鋼板平均厚度=218697/4109.6=9.1mm =226132.8/6864.2=7.6mmh p 2J o /W o2.6 鋼板彈簧葉片斷面形狀及尺寸

21、的選擇 2.6.1葉片寬度b推薦片寬與片厚的比值2.6.2葉片厚度h在610范圍內(nèi)選取。當(dāng)鋼板彈簧長(zhǎng)度受限不能加長(zhǎng)時(shí)，為了加強(qiáng)主片，常將主片的厚度加厚，這是在主片中可能引起較大的應(yīng)力，為了減小主片應(yīng)力，鋼板彈簧其余葉片通常選取較小的厚度，且給較大的曲率，以使它們承受較大的負(fù)荷來(lái)減輕主片的負(fù)荷。整幅彈簧的各片雖可用不等厚度，但不能超過(guò)三組，為使葉片壽命相差不多，最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5。參考葉片寬度范圍和彈簧鋼片斷面扁鋼的尺寸規(guī)格（GB/T 1222-1984），最終確定葉片厚度和寬度：主簧葉片斷面尺寸(mm ：b 副簧葉片斷面尺寸(mm ：bh=65h=809； 9；。圖5. 扁剛尺

22、寸規(guī)格 2.6.3葉片斷面形狀選擇葉片斷面除普遍應(yīng)用的矩形斷面(圖6a 外，為了提高鋼板彈簧耐疲勞強(qiáng)度和減輕重量，采用了特殊形狀的斷面，常見(jiàn)的是單面帶拋物線邊緣的（圖36c ）和單面帶槽的（圖6b 、d ）。圖4.1所示為目前采用的常見(jiàn)斷面形狀。 圖6 鋼板彈簧葉片的斷面形狀a矩形斷面 b 單面有單槽的斷面c單面有拋物線邊緣的斷面 d單面有雙槽的斷面 矩形斷面的中性線位于斷面中央，葉片的上下表面的拉、壓應(yīng)力的絕對(duì)值相等。使用經(jīng)驗(yàn)表明，鋼板彈簧葉片的疲勞裂紋往往是從受拉的一面開(kāi)始，特別是在斷面棱角處有較大的應(yīng)力集中。因此矩形斷的葉片呈受拉應(yīng)力的一面易破壞。目前廣泛采用的矩形斷面大致有兩種，一種是

23、兩邊帶圓弧的平扁鋼，另一種是具有一定的凹度的雙凹扁鋼。實(shí)踐證明，雙凹扁鋼的葉片在彎曲變形時(shí)，整個(gè)斷面的兩邊都略向上翹曲，下表面趨于平面，上表面則使原有的凹度大大增加，則各片間只有兩棱邊接觸。棱邊產(chǎn)生較大的接觸應(yīng)力和應(yīng)力集中, 成為早期疲勞破壞的起點(diǎn)。改成平扁鋼后，鋼板彈簧的疲勞壽命有大幅提高?？梢?jiàn)改進(jìn)葉片斷面形狀是提高彈簧疲勞壽命的一條重要途徑，因此近年來(lái)出現(xiàn)了一些特殊斷面的葉片14。矩形斷面是最常見(jiàn)的最簡(jiǎn)單的斷面形式。在此我們選取矩形斷面鋼板彈簧為此次設(shè)計(jì)的彈簧類(lèi)型。片數(shù)n 少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車(chē)的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)度梁的差別增大，

24、材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在 614 片之間選取，重型貨車(chē)可達(dá)20 片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在 14 選取。根據(jù)貨車(chē)的載荷并結(jié)合國(guó)內(nèi)外資料初步選取，初選的主、副簧總片數(shù)：主簧：=2，n=10副簧：=1，n=5h=65h=809； 9；。主簧葉片斷面尺寸(mm ：b 副簧葉片斷面尺寸(mm ：b 3、鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定為了盡量降低彈簧鋼材的消耗，減輕鋼板彈簧自重，在選擇各葉片長(zhǎng)度時(shí)，應(yīng)使沿彈簧長(zhǎng)度變化的應(yīng)力均勻分布，以保證各片有相同的疲勞強(qiáng)度（各片具有大致相同的使用壽命）。確定鋼板彈簧葉片各片長(zhǎng)度的方法，有計(jì)算法和作圖法兩種。目前大多數(shù)采用簡(jiǎn)單而實(shí)用的作圖法。該法是基于實(shí)際鋼

25、板彈簧各葉片的展開(kāi)圖接近梯形梁形狀這一原則來(lái)做圖的，其具體做法如下： 如圖7所示，先將各葉片厚度的立方值h ih i 3按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪出，再沿橫坐標(biāo)繪出主片長(zhǎng)度的一半L/2和U 型螺栓中心距的一半S/2，得A 、B 兩點(diǎn)。連接A 、B 兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開(kāi)圖。AB 線與各葉片上側(cè)邊的交點(diǎn)即決定了各片長(zhǎng)度。如果如為了加強(qiáng)主片而將第二片、第三片做的與主片等長(zhǎng)時(shí)，存在與主片等長(zhǎng)的重疊片，就從B 點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊端點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即決定了各片長(zhǎng)度。各片實(shí)際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)圓整后確定15。圖7 確定鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的作圖法3.1主簧各葉片長(zhǎng)度的確定根據(jù)作圖法要

26、求繪制出相關(guān)圖形，見(jiàn)圖8。 圖8 作圖法確定的主簧各片長(zhǎng)度 3.2副簧各葉片長(zhǎng)度的確定根據(jù)作圖法要求繪制出相關(guān)圖形，見(jiàn)圖9。圖9 作圖法確定的副簧各片長(zhǎng)度 4、鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算由于前面求得的慣性矩所確定的片厚、片寬等很難保證所要求的的靜撓度和彈簧剛度。這是因?yàn)閾隙认禂?shù)是在很大范圍(11. 5 內(nèi)選取的；在各片長(zhǎng)度尚未確定的情況下，值不可能選得準(zhǔn)確；另外選定各片厚度和片寬之后，計(jì)算出的實(shí)際慣性矩與理論要求的數(shù)值也有所差別；同時(shí)葉片端部形狀對(duì)剛度的影響也未予以考慮。為此，需要更精確的公式對(duì)剛度進(jìn)行計(jì)算。如不能滿(mǎn)足要求，可適當(dāng)?shù)恼{(diào)整各片長(zhǎng)度或改變斷面尺寸時(shí)期剛度接近所要求的理論值16。一般用共同曲

27、率法進(jìn)行計(jì)算，用共同曲率法計(jì)算剛度的前提是，假定同一截面上各片曲率變化值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時(shí)該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。 驗(yàn)算鋼板彈簧實(shí)際剛度公式為：c =6Eak =1n3k +1(Y k -Y k +1其中a k +1=l 1-l k +1，Y k =Ji =1ki，Y k +1=J Ji i =1k +1k,ii =1為第一片到第k 片處所有葉片的慣性矩之和。式中 為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，=(0. 900. 94 ；E 為材料彈性模量；l 1、l k +1為主片和第k +1片的一半長(zhǎng)度。主簧剛度計(jì)算：為計(jì)算方便，在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，通常采用列表法計(jì)算。 剛度公式中k

28、 =1ai3k +1(Y k -Y k +1部分計(jì)算見(jiàn)下圖：圖9 主簧相關(guān)計(jì)算 選擇修正系數(shù)=0. 90，將數(shù)據(jù)代入剛度公式，得后主簧實(shí)際總成自由剛度 c =nak =1n3k +1(Y k -Y k +1 =95316Eak =13=132 N/mmk +1(Y k -Y k +1與設(shè)計(jì)值=93.6N/mm 相差不大，基本滿(mǎn)足主簧剛度要求。 副簧剛度計(jì)算： 圖10 副簧相關(guān)計(jì)算 =0. 9剛度 c =nak =1n3k +1(Y k -Y k +1 =8217.6686Eak =13=138 N/mmk +1(Y k -Y k +1與設(shè)計(jì)值=127.8N/mm 相差不大，基本滿(mǎn)足副簧剛度要求

29、。 5、鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高和曲率半徑計(jì)算 5.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U 行螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑 連線間的最大高度差，稱(chēng)為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H o （圖11 ）。因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑R k 。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命接近17。 圖11 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H o 可用下式計(jì)算：H o =fc +fa

30、 +f （式3.12） 式中 f c 靜撓度；f a 滿(mǎn)載弧高；它的大小直接影響車(chē)輛的高度，一般希望它等于零，可是彈簧滿(mǎn)載時(shí)處于對(duì)稱(chēng)位置工作，但考慮到彈簧在使用中會(huì)產(chǎn)生塑性變形，必須給予補(bǔ)償。通常取f a =(1020 mm ；f 由于U 形螺栓夾緊后引起的鋼板彈簧總成弧高的變化量，取f a =15mm f =s (3L -s (f a +f c 2L 21）后主簧在自由狀態(tài)下的總成弧高f =120(31350-120(15+70 =10. 99mm 213502H o =70+15+10. 99=95. 99mm2）后副簧在自由狀態(tài)下的總成弧高f =120(31100-120(15+70 =

31、13. 40mm 221100H ' o =70+15+13. 40=98. 40mm5.2鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑根據(jù)上邊算得的彈簧總成弧高H o , 就可按幾何關(guān)系近似計(jì)算出鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑R 0(等于裝配后的主片曲率半徑 。其計(jì)算公式為： L 2R 08H 0后主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑13502R 0=2373. 29mm 895. 99后副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑11002R 0' =1537. 1mm 898. 405.3鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下曲率半徑的計(jì)算前已提及，為了加強(qiáng)主片及卷耳的強(qiáng)度，將主片盡量選的厚些。同時(shí)為了使各片應(yīng)力趨

32、近于接近，葉片應(yīng)采用不同的曲率半徑。當(dāng)用U 型螺栓將彈簧各片夾緊時(shí)，主片曲率半徑減小是指具有負(fù)的預(yù)應(yīng)力。在彈簧承受負(fù)荷后，主片應(yīng)力值相對(duì)減小些，使主片壽命與其他各片大致相同。對(duì)于這種葉片厚度不同的鋼板彈簧, 各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑, 是根據(jù)由這些曲率半徑所引起的預(yù)應(yīng)力應(yīng)保證各片應(yīng)有相同的疲勞強(qiáng)度來(lái)確定的。鋼板彈簧各片預(yù)應(yīng)力的確定：選取各片彈簧預(yù)應(yīng)力時(shí)，要求做到裝配前各片彈簧片間的間隙相差不大，且裝配后各片能很好的貼和；為保證主片及與其相鄰的長(zhǎng)片有足夠的使用壽命，應(yīng)適當(dāng)降低主片及與其相鄰的長(zhǎng)片的應(yīng)力。選取各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，可分為下列兩種情況：對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片預(yù)應(yīng)力值不宜選取過(guò)大；對(duì)于

33、片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預(yù)應(yīng)力可取大些。推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后的合成應(yīng)力在300350MPa 內(nèi)選取。14片長(zhǎng)片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長(zhǎng)片到短片由負(fù)值逐漸遞增至正值。設(shè)計(jì)時(shí)可取第一、二片的預(yù)應(yīng)力為-80-150MPa ，最后幾片的預(yù)應(yīng)力取2060MPa 。在確定各片的預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿(mǎn)足各片彈簧在根部處預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩M i 之代數(shù)和等于零，即M i =0i W i =0i =1i =1n nbh 式中 W i 鋼板彈簧第k 片的截面系數(shù)，W i =i ； 620i 鋼板彈簧第i 片的預(yù)應(yīng)力；主簧預(yù)應(yīng)力確定：各葉片預(yù)應(yīng)力值確定如下表：主簧各片預(yù)應(yīng)力

34、因?yàn)橹骰筛魅~片厚度相同，所以W 相同，M i =0i W i =-100-80-40-20+30+40+40+50+60=0i =1i =1n n所選預(yù)應(yīng)力符合要求。副簧預(yù)應(yīng)力確定：各片預(yù)應(yīng)力值確定如下表：副簧各片預(yù)應(yīng)力 W i ' Mi =1n i ' =0i ' W i ' =-120-60-0 +60+120=0 i =1n所選預(yù)應(yīng)力符合要求。5.4鋼板彈簧各葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑和弧高的計(jì)算因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同(圖12 ，裝配后各片產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑R k 。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：

35、使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應(yīng)力，使各片壽命接近。 圖12 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 鋼板彈簧各片的預(yù)應(yīng)力0i 確定之后，可用下式計(jì)算各葉片彈簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑R i ：R i =R 0 1+(20i R 0 (Eh i 式中，R i 為第i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm ）；R o 為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑；E 為材料彈性模量(MPa ，取；R 0=2373. 29mm ，E =2. 1105MPa ；h i 為第i 片的彈簧厚度（mm ）R 0' =1537. 1mm 。各片弧高H i 為L(zhǎng) H i =i 8R i 2式中

36、L i 第i 片彈簧長(zhǎng)度。列表計(jì)算彈簧各葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑和弧高：1） 主簧計(jì)算見(jiàn)下表：主簧各葉片自由狀態(tài)下的R i 和H i 計(jì)算見(jiàn)下表：副簧各片自由狀態(tài)下的R i ' 和H i '由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑R i 是經(jīng)選取預(yù)應(yīng)力0i 后用式R i =R 0計(jì)算的，受其影響，裝配后鋼板彈簧1+(20i R 0 (Eh i 總成的弧高與用式R 0=L 28H 0 計(jì)算的結(jié)果會(huì)不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)，可得計(jì)算公式：1 =R 0(J L i ii =1nR iiJ Li i =1

37、n對(duì)于葉片厚度相等的彈簧，則n1=(L i R i R 0i =1Li i =1n鋼板彈簧總成弧高為：H L 28R 01）主簧總成弧高核算：計(jì)算見(jiàn)下表：主簧總成弧高核算 2）副簧總成弧高核算：計(jì)算見(jiàn)下表：副簧總成弧高計(jì)算 以上所計(jì)算出的實(shí)際弧高與5.1鋼板彈簧在自由狀態(tài)下所得的弧高比較接近，所以彈簧各片所選的預(yù)應(yīng)力值合適。 6、鋼板彈簧的強(qiáng)度驗(yàn)算當(dāng)貨車(chē)牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車(chē)的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算： 式中 為作用在后輪上的垂直靜載荷；系數(shù)，轎車(chē)貨車(chē)寬， 為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000 MPa。為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移 =1.11.2，為道路附著系數(shù)，為

38、鋼板彈簧片對(duì)于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。 滿(mǎn)載靜止時(shí)有： = +（）所以=（15500-8928）/221.4=29.6mm =×= - =3793.5N=15500-3793.5=11706.5N主簧強(qiáng)度驗(yàn)算： =543.18MPa其中G= =， 副簧強(qiáng)度驗(yàn)算： =5MPa =226.6主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi), 符合強(qiáng)度要求。 7、葉片端部形狀的選擇常見(jiàn)的葉片端部形狀有三種：矩形、梯形、橢圓形（圖13）。圖13 鋼板彈簧葉片端部形狀葉片端部為矩形的鋼板彈簧（圖13a ），由于制造簡(jiǎn)單，廣泛地用在

39、貨車(chē)上。但是這種端部形狀會(huì)引起壓應(yīng)力的集中，因而增加了片間的摩擦和磨損，且端部剛性大，很難使彈簧接近等應(yīng)力梁。所以它的實(shí)際重量比理論上所需的大。葉片端部切去兩角呈梯形狀（圖13b ）的鋼板彈簧比較接近等應(yīng)力梁，在某種程度上克服了端部為矩形的缺點(diǎn)。圖13c 所示為橢圓形的端部形狀，并且將葉片端部壓延成沿長(zhǎng)度方向逐漸減薄的變斷面，改善了應(yīng)力延彈簧長(zhǎng)度的分布，使其更接近等應(yīng)力梁。增加了端部的彈性，減小了片間的摩擦，同時(shí)也減輕了重量。實(shí)踐證明， 葉片端部壓延的鋼板彈簧叫端部未壓延的可減輕重量約30%。這種端部形狀的彈簧在國(guó)外已廣泛采用。為了減小鋼板彈簧葉片端部的摩擦和接觸疲勞，以便延長(zhǎng)彈簧的使用壽命和

40、消除噪聲，有時(shí)在葉片端部裝有襯墊和鑲快（其材料是摩擦系數(shù)很小的青銅、塑料等）。有的采用鋼板彈簧套將鋼板彈簧裝在護(hù)套內(nèi)，以保護(hù)葉片之間的潤(rùn)滑劑。還有將葉片端部帶尖角的一邊向下或?qū)⒍瞬肯蛳戮韽?，以減少片間的局部壓力和減輕片間的磨損18。綜合考慮, 在此選取矩形作為鋼板彈簧端部形狀。8、鋼板彈簧兩端與車(chē)架的連接目前用鋼板彈簧與車(chē)架連接的結(jié)構(gòu)形式主要有三種：吊耳支撐式、滑板支撐式及橡膠塊支撐式。吊耳支撐式即用鉸鏈和吊耳將鋼板彈簧兩端固定在車(chē)架上的結(jié)構(gòu)形式，這種連接方式廣泛的應(yīng)用在汽車(chē)上。目前有些汽車(chē)采用滑板結(jié)構(gòu)來(lái)代替吊耳的連接方法，其主要優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、制造工藝簡(jiǎn)單、拆卸方便，減少了潤(rùn)滑點(diǎn)及減

41、小了主片附加應(yīng)力，延長(zhǎng)了彈簧壽命。橡膠塊支撐彈簧兩端裝在橡膠座內(nèi)，通過(guò)橡膠座將力傳給傳給車(chē)架。這種連接形式改善了主片的受力情況，提高了主片的強(qiáng)度；由于橡膠塊具有較大撓性，可以減小主片的扭曲應(yīng)力。同時(shí)減少了潤(rùn)滑點(diǎn)和噪聲。它的缺點(diǎn)是消耗優(yōu)質(zhì)橡膠多，相較易老化，壽命較吊耳及滑板結(jié)構(gòu)短19。選取吊耳支撐式為本次設(shè)計(jì)的鋼板彈簧支撐方式。9、鋼板彈簧彈簧銷(xiāo)和卷耳的設(shè)計(jì)鋼板彈簧主片端部制成卷耳以便安裝彈簧銷(xiāo)和用以與托架或吊耳連接。常見(jiàn)的卷耳根據(jù)卷耳軸線相對(duì)于主簧的位置分為：平卷耳、上卷耳。平卷耳其優(yōu)點(diǎn)是可以減小卷耳內(nèi)的應(yīng)力，但制造工藝性較差。上卷耳是目前廣泛采用的結(jié)構(gòu)形式，制造工藝性好，但卷耳內(nèi)的應(yīng)力較平卷

42、耳大。在汽車(chē)載荷較大或使用條件惡劣的情況下，鋼板彈簧主片卷耳需要得到加強(qiáng)，將第二、三葉片端部制成加強(qiáng)卷耳(即包耳 或采用鍛造的卷耳。為使葉片變形時(shí)不發(fā)生干涉，卷耳與包耳之間要有一定的間隙或帶包耳的葉片做成中間斷開(kāi)的。鍛造的卷耳可用螺栓固定或焊接在主片上。這種卷耳強(qiáng)度高、耐用，但制造成本高，采用的較少。鋼板彈簧卷耳內(nèi)的襯套，通常用金屬、橡膠或塑料三種材料制造。目前國(guó)內(nèi)外汽車(chē)上廣泛地采用塑料襯套, 因?yàn)樗哂心湍?、耐蝕、減摩、不需潤(rùn)滑、重量輕等優(yōu)點(diǎn)。常用的塑料襯套材料為尼龍1010，聚甲醛等。綜合考慮，選取上卷耳為卷耳形式，并且將主簧第二片制作成包耳，以加強(qiáng)卷耳強(qiáng)度。因貨車(chē)載重相對(duì)較大，在彈簧銷(xiāo)與

43、襯套間設(shè)置金屬套筒，同時(shí)將聚甲醛作為襯套的制作材料。10、彈簧銷(xiāo)的設(shè)計(jì)對(duì)鋼板彈簧銷(xiāo)，當(dāng)鋼板彈簧承受靜載荷時(shí)它受到擠壓應(yīng)力：z =F s /(bd 其中，F(xiàn) s 為滿(mǎn)載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷；b 為卷耳處葉片寬度；d 為鋼板彈簧銷(xiāo)直徑。用30或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時(shí)，彈簧銷(xiāo)擠壓應(yīng)力z 取為34MPa ；用20鋼或20Cr 鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，許用應(yīng)力z 79MPa 。則 在d F s 15500=32. 29mm b 608對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行圓整，取d =33mm 。11、卷耳尺寸的確定卷耳處所受應(yīng)力如圖14所示，其所受應(yīng)力是由彎曲應(yīng)力和拉壓合成的應(yīng)力， 圖14 鋼板彈簧主片卷耳受

44、力圖 =3F x (D +h 1(bh 12 +F x (bh 1 則： (bh 1 -4F x h 1 D 3F x 2=式中，F(xiàn) x 為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D 為卷耳內(nèi)經(jīng)；b 為鋼板彈簧寬度；h 1為主片厚度。許用應(yīng)力取為350MPa 。 式中，F(xiàn) b 為制動(dòng)時(shí)地面對(duì)后軸車(chē)輪的道路阻力；G 為作用在車(chē)輪上的載荷；為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)通常取=0. 8；m 2為后軸對(duì)于后軸驅(qū)動(dòng)的的汽車(chē)，一般制動(dòng)時(shí)重量重新分配系數(shù)。其具體數(shù)值，可按總體布置參數(shù)在附著系數(shù)為的道路上制動(dòng)而計(jì)算得出的，一般m 2=1. 11. 2。得： = D =15500 0.8=14260 3506599-414

45、6209=37. 59mm 314620對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行圓整，取D =38mm 。五、前懸架彈簧尺寸確定少片彈簧在乘用車(chē)和部分商用車(chē)上得到越來(lái)越多的應(yīng)用，其特點(diǎn)是葉片由等長(zhǎng)、等寬、變截面的13片組成，利用變厚斷面來(lái)保持等強(qiáng)度特性，與多片彈簧相比，少片彈簧重量降低40%左右，相應(yīng)地也就減少了對(duì)車(chē)架和車(chē)身的沖擊力。另外少片變截面彈簧在片間裝置有偏磨墊片，從而提高了彈簧的疲勞壽命。圖15所示為單片變截面彈簧的端部CD 段和中間加緊部分AB 段是厚度為和的等截面形狀，BC 端為變厚截面，BC 端可按拋物線形或線性變化。 圖15 單片變截面彈簧的一半5.1前懸架基本參數(shù)設(shè)計(jì)由n 片組成少片彈簧時(shí)，其總剛度為各

46、片剛度之和，其應(yīng)力則按各片所示的載荷分量計(jì)算。少片彈簧的寬度，在布置允許的情況下應(yīng)盡可能取寬些，以增強(qiáng)橫向?qū)挾龋Ｈ?5100mm ，厚度以保證足夠的抗剪強(qiáng)度并防止太薄而淬裂，8mm ，取1220mm 。 根據(jù)前面的初期設(shè)計(jì)，前懸架鋼板彈簧長(zhǎng)度=0.3×3360=1000 mm；片數(shù)n 根據(jù)以前的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)取n=3，寬度b=80mm， 初取10mm ，取15mm 。隨長(zhǎng)度本設(shè)計(jì)采用按拋物線變化，BC 段變化按拋物線變化，厚度的變化規(guī)律為 ，單片剛度為 其中E 為材料彈性模量，為修正系數(shù)，取0.92，= b 為鋼板寬度，k=1-。=122.45N/mm前懸架總成剛度C 總=C3=367.35N/mm彈簧在拋物線區(qū)段內(nèi)各點(diǎn)應(yīng)力相等，其值為： =522.5kg=5225N 為制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于貨車(chē)取1.41.6，本設(shè)計(jì)取1.5，所以=52251.5=7837.5 =435 MPa=1000MPa2、前懸架鋼板彈簧的強(qiáng)度驗(yàn)算當(dāng)貨車(chē)牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車(chē)的前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的 后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力 用下式計(jì)算： 式中 為作用在前輪上的垂直靜載荷； 系數(shù)，轎車(chē)貨車(chē) 為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移 =1.11.2， 為道路附