燕山大學(xué)車(chē)輛與能源學(xué)院鋼板彈簧課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、燕山大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)題目： BJ1040后懸架設(shè)計(jì) 燕山大學(xué)課程設(shè)計(jì)評(píng)審意見(jiàn)表指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)：成績(jī)： 指導(dǎo)教師： 年 月 日答辯小組評(píng)語(yǔ)：成績(jī)： 評(píng)閱人： 年 月 日課程設(shè)計(jì)總成績(jī)：答辯小組成員簽字：年 月 日目 錄1、參數(shù)計(jì)算- 1 -11選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0- 1 -1.2確定板簧總長(zhǎng)L，滿載靜止弧高Ha，上、下跳動(dòng)撓度f(wàn)d下、fd上- 2 -1.3選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù)- 3 -1.4板簧的應(yīng)力校核- 4 -1.5各片長(zhǎng)度的確定- 5 -1.6板簧的剛度驗(yàn)算- 6 -1.7各片應(yīng)力計(jì)算- 10 -1.8預(yù)應(yīng)力及其選擇- 10 -1.9板簧總成自由

2、狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算- 13 -1.10各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計(jì)算- 14 -1.11板簧的動(dòng)應(yīng)力和最大應(yīng)力- 17 -1.12板簧的強(qiáng)度驗(yàn)算- 19 -2 附件選取- 21 -2.1減震器- 21 -2.2U形螺栓- 22 -2.3U型螺栓上的螺母- 22 -2.4中心螺栓- 22 -2.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓- 22 -2.6卷耳處的銷(xiāo)及油杯- 23 -2.7滑動(dòng)軸承- 23 -3 參考文獻(xiàn)- 24 -1、參數(shù)計(jì)算11選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 滿載偏頻nc偏頻為評(píng)判整車(chē)平順性能的一個(gè)重要參數(shù)，在設(shè)計(jì)懸架初期就要先定義偏頻的范圍。根據(jù)書(shū)中要求，貨車(chē)滿

3、載時(shí)，后懸架滿載偏頻要求在1.702.17Hz，但貨車(chē)對(duì)于平順性的要求比較低，暫取nc =2.0Hz。滿載靜撓度 fc 懸架的靜撓度f(wàn)c會(huì)直接影響到車(chē)身振動(dòng)的滿載偏頻，因此，要想保證汽車(chē)有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。而且前懸架的靜撓度要比后懸架的靜撓度大些，這有利于防止車(chē)身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。在選定偏頻后可以依據(jù)下面的公式計(jì)算后懸架的靜撓度滿載靜撓度cm板簧線剛度Cs 懸架的線剛度指的是車(chē)輪保持在地面上而車(chē)廂做垂直運(yùn)動(dòng)時(shí)，單位車(chē)廂位移下，懸架系統(tǒng)給車(chē)廂的總彈簧恢復(fù)力。鋼板彈簧作為懸架中的彈性元件，它自身的線剛度會(huì)影響到懸架的線剛度，從而影響車(chē)廂的位移量，這里用如下的公式計(jì)算板

4、簧的線剛度。滿載時(shí)單個(gè)板簧上的垂直載荷空載時(shí)的偏頻n0 及撓度f(wàn)0 計(jì)算出滿載時(shí)的偏頻nc和靜撓度f(wàn)c后，還需要通過(guò)空載情況下的靜載荷求出此時(shí)的偏頻及撓度?？蛰d時(shí)單個(gè)板簧上的垂直載荷空載撓度空載偏頻n0 = 5/=5/=3.687Hz1.2確定板簧總長(zhǎng)L，滿載靜止弧高Ha，上、下跳動(dòng)撓度f(wàn)d下、fd上板簧總長(zhǎng) 板簧的長(zhǎng)度為彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。一般由設(shè)計(jì)人員確定，確定板簧的總長(zhǎng)時(shí)要從以下幾方面考慮。 a）增加鋼板彈簧的長(zhǎng)度能明顯降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命； b）板簧長(zhǎng)度增加能降低彈簧剛度，改善汽車(chē)行駛的平順性； c）在垂直剛度給定的條件下，板簧長(zhǎng)度增加又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度

5、。因此，原則上，在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些。對(duì)于貨車(chē)的后懸架推薦在如下的范圍內(nèi)選擇:L=(0.350.45)軸距 應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些,原因如下： 1,增加鋼板彈簧長(zhǎng)度L能顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命降低彈簧剛度，改善汽車(chē)平順性。 2,在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。 3,剛板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時(shí)，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。 4,增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時(shí)，能減少車(chē)輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形。 代入數(shù)據(jù)得 L=(0.350.45)2800=11201540mm，最后選擇的鋼板彈簧的長(zhǎng)度為1325mm。滿載靜止

6、弧高Ha 滿載靜止弧高 是裝配到汽車(chē)上之后的板簧弧高，一般后懸架為Har=2030mm，考慮到鋼板彈簧安裝好后有足夠的上跳動(dòng)撓度，將滿載靜止弧高取20mm。上、下跳動(dòng)撓度f(wàn)d上、fd下 懸架彈簧的動(dòng)撓度f(wàn)d與其限位行程有關(guān)，二者應(yīng)適當(dāng)配合，否則會(huì)增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。上跳動(dòng)撓度一般取為(0.71.0) fc，過(guò)大則板簧的最大應(yīng)力增大，過(guò)小則容易碰撞限位塊。 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)得出這里設(shè)計(jì)的后懸架的上跳動(dòng)撓度范圍(4.3756.25)cm，考慮到懸架彈簧的動(dòng)撓度與其限位行程很好的配合，將上跳動(dòng)撓度定為5.313cm。下跳動(dòng)撓度略小于，定為3.313cm。1.3選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù)板

7、簧片數(shù) 初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1，建議后簧取n = 10-14，n1 =2或3。片數(shù)少些有利于制造和裝配，并可以降低片之間的干摩擦，改善汽車(chē)行駛平順性。綜合考慮汽車(chē)的行駛平順性與靜載荷，將板簧總片數(shù)n 定為14，主片n1定為3。斷面寬度與高度在研究鋼板彈簧時(shí)，常將其抽象成簡(jiǎn)支梁。因此可利用簡(jiǎn)支梁的撓度公式計(jì)算板簧的總慣性矩J ：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離；K：非工作長(zhǎng)度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度；K= 0.5為剛性?shī)A緊，K = 0 為撓性?shī)A緊；查國(guó)標(biāo)GB122284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： 若選用雙槽鋼，材料手冊(cè)上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為

8、： 比較二者的結(jié)果，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（相對(duì)誤差小于5%）。其中各參數(shù)選取如下：= n1/n=3/14=0.214=1.5/1.04(1+0.5)=1.5/1.04(1+0.50.214)=1.303K=0.5S=100mmb=80mmh主=8mm h輔=8mm 將這些參數(shù)值代入公式= 48577.087mm4=47787mm4相對(duì)誤差符合要求。1.4板簧的應(yīng)力校核(1)平均應(yīng)力抽象成簡(jiǎn)支梁的板簧在承受載荷Q、變形為fc時(shí)，根部應(yīng)力為：c= cc為許用靜應(yīng)力，經(jīng)應(yīng)力噴丸處理的彈簧鋼：后簧：c=450550 MPa代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得 滿足要求。(2)最大應(yīng)力最大應(yīng)力即

9、板簧產(chǎn)生最大變形時(shí)的應(yīng)力：代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得：Mpa 900Mpa 滿足要求。1.5各片長(zhǎng)度的確定 簧片長(zhǎng)度是指其各片的伸直長(zhǎng)度。有兩種設(shè)計(jì)方法，一是等差級(jí)數(shù)法，二是作圖法。這里采用等差級(jí)數(shù)法：等差級(jí)數(shù)法是將板簧總長(zhǎng)度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長(zhǎng)度等差數(shù)列，相鄰各片的長(zhǎng)度差是相等的。 公差 代入相關(guān)數(shù)據(jù)得取公差d=95mm 則 1.6板簧的剛度驗(yàn)算對(duì)板簧剛度進(jìn)行驗(yàn)算時(shí)，可以把板簧抽象成前述簡(jiǎn)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(chē)軸處，其長(zhǎng)度和載荷都是簡(jiǎn)支梁的1/2。這兩種模型在力學(xué)特性上是等價(jià)的。進(jìn)行剛度驗(yàn)算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。此處

10、用共同曲率法。 該方法假設(shè)：（1）板簧各片之間密切接觸，無(wú)間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個(gè)假設(shè)等價(jià)于：在板簧的任何截面上，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1 共同曲率法力學(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(rèn)為：當(dāng)載荷變化，變形（撓度）增大后，有：，即說(shuō)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(gè)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(zhǎng)度方向的變化為M（x），慣性矩為（x

11、），用能量積分法求出端部變形: U = = 剛度： 整理可得如下公式： 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(yàn)確定。一般矩形截面簧片取0.900.95。 i = 1、2、3n 為各不同板簧段的慣性矩和。如圖3：ABCDEFG圖3 板簧各段的慣性矩在AB段 i = 1, 在BC段： i = 2, 在CD段： i = 3, 式中各片長(zhǎng)度取，則計(jì)算出的剛度是板簧總成的剛度可用于檢驗(yàn)鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度。 由于各個(gè)板簧有相同的厚度與寬度，則各個(gè)段的慣性矩相同，即。代入數(shù)據(jù)有 nc =2.0Hzfc=6.25cmQ=11.118KNCs=1.779KN/cmQ0=3.272KNf

12、0 =1.839cmn0 =3.687HzL=1325mmHa=20mmfd上=5.313cmfd下=3.313cmn=14n1=3=0.214=1.303K=0.5S=100mmb=80mmh主=8mmh輔=8mm48577.087mm447787mm4相對(duì)誤差=1.7c=291.819Mpa=539.866MpaL1=1325mmL2=1325mmL3=1325mmL4=1230mmL5=1135mmL6=1040mmL7=945mmL8=850mmL9=755mmL10=660mmL11=565mmL12=470mmL13=375mmL14=280mml1=662.5mml2=662.5

13、mml3=662.5mml4=615mml5=567.5mml6=520mml7=472.5mml8=425mml9=377.5mml10=330mml11=282.5mml12=235mml13=187.5mml14=140mma1=0mma2=0mma3=0mma4=47.5mma5=95mma6=142.5mma7=190mma8=237.5mma9=285mma10=332.5mma11=380mma12=427.5mma13=475mma14=522.5mmY1=2.93Y2=1.46Y3=0.98Y4=0.73Y5=0.59Y6=0.49Y7=0.42Y8=0.37Y9=0.33Y

14、10=0.29Y11=0.27Y12=0.33Y13=0.30Y14=0.28 滿足要求。1.7各片應(yīng)力計(jì)算上面用共同曲率法，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： i = 1n ，分別為根部的總彎矩和總慣性矩。且 =，故有： 根部應(yīng)力： 代入數(shù)據(jù)有滿足要求。1.8預(yù)應(yīng)力及其選擇板簧在工作中，以主片斷裂最常見(jiàn)。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(jì)板簧時(shí)，適當(dāng)加強(qiáng)主片的強(qiáng)度，對(duì)提高板簧的壽命和可靠性很有必要。加強(qiáng)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(jì)板簧時(shí)，有意識(shí)地將各片設(shè)計(jì)成自由狀

15、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(dāng)中心螺栓裝配成總成后，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(shí)，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。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(fù)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(jìn)入片間。 圖4 （a） 圖4 （b） 圖4 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧合理的各片根部預(yù)應(yīng)力分布如圖8所示。主片及靠近主片

16、的幾片取負(fù)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(fù)預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過(guò)150MPa，正預(yù)應(yīng)力最大值一般不超過(guò)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：（）（+）圖5 各片預(yù)應(yīng)力分布 為各片上表面的預(yù)應(yīng)力，為各片抗彎截面系數(shù)。由于所有板簧具有相同的厚度和寬度，則只需要。表1即各個(gè)板簧預(yù)應(yīng)力分配。表1-145-102-64-28018354655605545250 滿足要求。 圖6 預(yù)應(yīng)力分布板簧在工作中的實(shí)際靜應(yīng)力應(yīng)為前述的計(jì)算應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的和：即： 1.9板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算板簧僅由中心螺栓裝配后，應(yīng)有適當(dāng)?shù)幕「撸駝t，就不能

17、保證滿載時(shí)的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當(dāng)?shù)臓顟B(tài)下工作。總成自由弧高H0可由下式估算：、fa意義同前，為預(yù)壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： 是與板簧總長(zhǎng)和騎馬螺栓中心矩S有關(guān)的附加變形，可用下式估算： 板簧自由狀態(tài)的曲率半徑 與 有圖7所示關(guān)系:R0H0L圖7 板簧長(zhǎng)度、曲率半徑與弧高的關(guān)系故有： 代入數(shù)據(jù)可得：1.10各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計(jì)算 板簧各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)，由材料力學(xué)可知，受彎矩作用的梁： 為曲率，為梁的撓曲線表達(dá)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： 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。

18、但， 因此： 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(shí)的弧高為： 在確定之后，一般還要驗(yàn)算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與上節(jié)計(jì)算的結(jié)果相符，差別較大時(shí)，仍要調(diào)整參數(shù)。 與各片有如下關(guān)系：對(duì)于各片厚度相等，則可簡(jiǎn)化為： 總成弧高：代入數(shù)據(jù)可得驗(yàn)算： 符合要求。 符合要求。1.11板簧的動(dòng)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(jì)時(shí)，除對(duì)上述靜應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算外，還要對(duì)動(dòng)應(yīng)力和極限應(yīng)力進(jìn)行校核。A、動(dòng)應(yīng)力是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動(dòng)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(dòng)應(yīng)力與靜止應(yīng)力有下述關(guān)系： 故： B. 最大應(yīng)力最

19、大應(yīng)力為各片靜應(yīng)力與動(dòng)應(yīng)力的疊加： 為許用最大應(yīng)力，取為1000MPa其中最大值，滿足要求。1.12板簧的強(qiáng)度驗(yàn)算1）緊急制動(dòng)時(shí)，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)力為式中，為作用在后輪上的垂直靜負(fù)荷；為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車(chē)：；、為鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)；c為彈簧固定點(diǎn)到路面的距離，取500mm。代入數(shù)值有 1260Mpa 校核通過(guò)。2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷(xiāo)的強(qiáng)度校核。圖8 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 式中，F(xiàn)x為沿卷耳縱向作用在卷耳中心線的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為主片厚度。許用應(yīng)力取350Mpa。對(duì)鋼板彈簧銷(xiāo)

20、，要驗(yàn)算鋼板彈簧收靜載荷時(shí)它受到的擠壓應(yīng)力。式中Fs為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳出2葉片寬；d為鋼板彈簧銷(xiāo)直徑。許用擠壓應(yīng)力。取 滿足要求。滿足要求。=420.5Mpao1=-145Mpao2=-102Mpao3=-64Mpao4=-28Mpao5=0Mpao6=18Mpao7=35Mpao8=46Mpa=55Mpa=60Mpa=55Mpa=45Mpa=25Mpa=0Mpa=270.5Mpa=318.5Mpa=356.5Mpa=392.5Mpa=420.5Mpa=438.5Mpa=455.5Mpa=466.5Mpa=475.5Mpa=480.5Mpa=475.5Mpa=465.5M

21、pa=445.5Mpa=420.5Mpa=8mm=10.17mm=100.67mm=2098.35mm=3326.75mm=2834.64mm=2506.93mm=2259.46mm=2098.35mm=2006.38mm=1926.63mm=1878.32mm=1840.56mm=1820.23mm=1840.56mm=1882.61mm=1972.76mm=2098.35mm=65.97mm=77.42mm=87.54mm=83.70mm=76.74mm=67.38mm=57.94mm=48.08mm=38.71mm=29.91mm=21.68mm=14.67mm=8.91mm=4.67m

22、m=2195.27mm=96.23mm=234.19Mpa=270.75Mpa=303.05Mpa=333.65Mpa=357.45Mpa=372.76Mpa=387.21Mpa=396.56Mpa=404.21Mpa=408.46Mpa=404.21Mpa=395.71Mpa=378.71Mpa=357.45Mpa=509.69Mpa=589.25Mpa=659.55Mpa=726.15Mpa=777.95Mpa=811.26Mpa=842.71Mpa=863.06Mpa=879.71Mpa=888.96Mpa=879.71Mpa=861.21Mpa=824.21Mpa=777.95Mpa=

23、1231.54Mpa=3.1Mpa=325Mpa2 附件選取2.1減震器 設(shè)計(jì)減震器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車(chē)的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。從以下幾個(gè)方面對(duì)減震器進(jìn)行設(shè)計(jì)。a）相對(duì)阻尼系數(shù) 相對(duì)阻尼系數(shù)可以評(píng)價(jià)懸架振動(dòng)衰減的快慢程度。值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車(chē)身；值小則反之。b）阻尼系數(shù)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定減震器的阻尼系數(shù)。其中， ，所以c）最大卸荷為減小傳到車(chē)身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減震器打開(kāi)卸荷閥，卸荷速度一般為0.150.30m/s，取為0.25m/s。伸張行程的最大卸荷力d）減震器工作直徑D計(jì)算出以上的參數(shù)后，可以根據(jù)下面的公式估算減震器工作直徑D 式中，為工作缸最大允許壓力，取34 Mpa；為連桿直徑與鋼筒直徑之比，雙筒式減震器取。代入這些相關(guān)數(shù)據(jù)得，查QC/T4911999汽車(chē)筒式減震器 尺寸系列及技術(shù)條件，減震器的工作缸直徑D為30mm。貯油筒直徑，取為40mm。壁厚取為2mm，材料可選20鋼。最后減震器確定為直徑HH型、活