毕业设计（论文） - 图文

安徽工程大学毕业设计（论文）

3、钢板弹簧的刚度验算

采用共同曲率法验算刚度。前提是，假定同一截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：

?n3?c?6?E/??ak?1?Yk?Yk?1?? (2-11)

?k?1?其中 ak?1??l1?lk?1? Yk?1?J Yii?1kk?1?1?Ji?1k?1i

式中，?为经验修正系数，?＝0.90～0.94；E为材料弹性模量；l1、lk?1为主片和第k+1片的一半长度。

式中主片的一半l1，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得的刚度值为钢板弹簧总成的自由刚度cj；如果用有效长度，即l1'??l1?0.5ks?代入式中，则求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度cz。

a2?l1?l2?50mm a3?l1?l3?100mm a4?l1?l4?150mm a5?l1?l5?200mm

Y1?0.0006 Y2?0.0005 Y3?0.0004 Y4?0.0003 Y5?0.0002

代入数据，得出刚度为:c?1.5?104N/mm。

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H0

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H0，用下式计算

H0?fc?fa??f (2-12)

式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；Δf为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变

s?3L?s??fa?fc?化，?f? ；s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。

2L2代入数据, Δf=4.12mm。 得 H0?fc?fa??f=20.37mm。

钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：

R0?L2?8H0? (2-13) 带入数据，得R0=1534mm。

2)、钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好

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刘冬冬：某型轻型卡车悬架系统设计

地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。

矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定

Ri?R0??1??2?0iR0?(Ehi)?? (2-14) 式中，Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径(mm)；R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径(mm)；?0i为各片弹簧的预应力(Mpa)；E为材料弹性模量(Mpa)，取E＝4.06×105Mpa；hi为第i片的弹簧厚度(mm)。

图2-6 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径

设计各片的预应力，可取第一，二片的预应力为-80～-150Mpa，最后几片的预应力取20～60Mpa。根据要求，弹簧预应力取为-85，-80，20，20，30 Mpa。所确定的预应力还应该满足这样的条件，即在未受外界载荷的作用时，钢板弹簧任何断面预应力的内力矩（弯矩）之代数和等于零，即?Mi???i0Wi?0

i?1i?1nnbhi2式中，Wi为钢板弹簧第i片的截面系数，Wi?；?i0为钢板弹簧第i片的预应力。

6将相关数据代入公式，验算合格，预应力取值同上。

矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由式(2-14)计算如下：

R1?1467mm R2?1425mm R3?R4?1407mm R5?1389mm 如果第i片的片长是Li，则第i片弹簧的弧高为：

Hi?L2i/(8Ri) (2-15) 代入数据，得：

H1?74mm H2?61mm H3?55mm H4?43mm H5?31mm 5、钢板弹簧总成弧高的核算

由于钢板弹簧各片在自由状态下的曲率半径Ri是经选取预应力?i0后用式(2-14)计算，受其影响装配后钢板弹簧总成自由状态下的弧高与用式R0=L2/8H0计算的结果会不同。因此，需要核算钢板弹簧总成的弧高。

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为：

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1R0???LiRi?i?1n?L (2-16)

ii?1n式中，Li为钢板弹簧第i片长度。

代入数据验算，R0＝1544mm,与预先设定的R0相差不多。

钢板弹簧总成的弧高为H?L2?8R0?，代入数据得H?80mm，两次计算的弧高几乎相等，因此，选择的各片预应力数值合理。

表2-3 钢板弹簧各片的曲率半径和弧高 弹簧片号 曲率半径（mm） 弧高（mm） 1 2 3 4 5

6、钢板弹簧的强度验算

汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，其前半段出现的最大应力?max：

' ?max???G2m2l1?l2??c???[?l1?l2?W0]?G2m2??bh1? (2-17)

1467 1425 1407 1407 1389 74 61 55 43 31 '式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m2为驱动时后轴负荷转移系数，货车：=1.1～m21.2；?为道路附着系数，取??0.8；b为钢板弹簧片宽；h1为钢板弹簧主片厚度。 代入数据后得，?max?742.8Mpa小于许用应力??W??1000Mpa，符合要求。

2.2.2 减振器的选择

一、减震器的类型选择

悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，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。如果热量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称为单项作用式减振器；反之称为双向作用式减振器。后者因减震作用比前者好而得到广泛应用。因此本设计也采用双向作用式减震器。

二、减震器的阻尼系数δ

减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度v之间有如下关系：

F??v (2-18)

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式中，δ为减振器阻尼系数。

图2-7示出减振器的阻力一速度特性图。该图有如下特点：阻力一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一速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数δ=F/v，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而言。通常压缩行程的阻尼系数δy=Fy/vy与伸张行程的阻尼系数疗δs=Fs/vs不等。

(a)阻力-位移特性 (b)阻力-速度特性

图2-7 减振器特性图

汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。ψ的表达式为：

???（2cms） (2-19) 式中，c——悬架系统垂直刚度，N/mm；

ms——簧上质量，kg。

式3-8表明，相对阻尼系数ψ的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ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；ψ值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数ψy取得小些，伸张行程时相对阻尼系数ψs取得大些。两者之间保持中ψy=(0.25～0.5)ψs的关系。 设计时，先选取ψy与ψs的平均值ψ。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，ψ值应取大些，一般取ψs〉0.3；为避免悬架碰撞车架，取ψy=0.5ψs。在本设计中取ψ1=0.3，ψ2=0.35。 则减震器的阻尼系数为

????2cms （2-20）式中，c1=76N/mm，ms1=600kg；c2=141.2N/mm，ms2=900kg。

得?1=128N·s/mm；?2=250N·s/mm。

2.3 前悬架导向机构的设计

2.3.1 导向机构设计要求

对前轮独立悬架导向机构的设计要求是： 1) 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。

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