KD3200型自卸车车悬架设计毕业设计说明书(45页).doc

-KD3200型自卸车车悬架设计毕业设计说明书-第 41 页目 录前 言1第一章 绪论2§1.1 概述2§1.1.1 悬架2§1.1.2 副车架3第二章 悬架的结构形式与分析5§2.1 非独立悬架5§2.1.1 非独立式悬架简介5§2.1.2 非独立式悬架特点5§2.1.3 钢板弹簧式非独立悬架5§2.2 独立悬架6§2.3 悬架的主要影响因素7§2.3.1 影响平顺性的因素7§2.3.2 响操纵稳定性的因素7§2.3.3 影响纵向稳定性的因素7第三章 钢板弹簧设计计算8§3.1 前桥钢板弹簧的设计计算8§3.1.1 设计参数8§3.1.2 初选参数8§3.1.3 钢板弹簧各片长度的确定10§3.1.4 钢板弹簧总成弧高的核算14§3.1.5 钢板弹簧强度核算14§3.1.6 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算。15§3.2 后桥钢板弹簧的设计计算17§3.2.1 初选参数17§3.2.2 钢板弹簧各片长度的确定19§3.2.3 钢板弹簧总成弧高的核算22§3.2.4 钢板弹簧强度核算23§3.2.5 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算。24第四章 减震器设计计算27§4.1 减振器的分类27§4.2 减振器的选择27§4.2.1 减振器相对阻尼系数28§4.2.2 减振器阻尼系数的确定28§4.2.3 最大卸荷力的确定29§4.2.4 筒式减振器工作缸直径D的确定30§4.2.5 查表确定减振器参数31第五章 副车架的设计32§5.1 副车架截面形状及尺寸的设计32§5.2 副车架前端形状的设计33§5.3 举升机构位置的设计34§5.4 连接结构安装位置的选择34§5.5 副车架的最终选择方案36第六章 副车架及相关零部件结构设计37§6.1 纵梁的设计37§6.1.1 纵梁结构、材料设计、强度校核37§6.2 横梁的设计43§6.3 连接结构的设计44§6.3.1 副车架纵梁与横梁的连接方式的选择45§6.3.2 铆缝的强度计算45§6.3.3 焊接强度的计算46结 论48参考文献49致 谢51前 言悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。 悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。 尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架 (McPherson strut suspension，或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能。 在方案的确定和设计过程中参考了大量的资料。同时也得到了徐锐良和彭巧励老师的精心指导和同学们的无私帮助，在此特别表示感谢！第一章 绪论§1.1 概述自卸汽车是利用汽车本身的发动机动力驱动液压举升机构，使车厢倾斜一定角度进行卸货，并依靠车厢自重自动落下复位的专用汽车。 目前，自卸汽车的应用相当广泛，随着我国建设速度的加快，对自卸汽车的需求量越来越大。2007年自卸汽车产量为271830辆，2008年为242712辆。其中，重型自卸汽车在2007年产量占自卸汽车总产量的44.9，2008年为57.4。1 自卸汽车有多种不同的类型，通常按照用途可以分为两类：用于非公路运输用的重型和超重型自卸汽车，装载质量一般在20t以上，主要承担大型矿山、水利工地等的运输任务，通常与挖掘机配套使用，这类自卸汽车称为矿用自卸汽车，其长度、宽度、高度及轴荷不受公路法规限制，但是只能在工地、矿山或指定的地方使用；用于公路运输的车辆，分为轻、中、重型自卸汽车，装载质量为2到20t，主要承担沙石、泥土、煤炭等松散物质的运输，通常与装载机配套使用，称为普通自卸汽车。2 自卸汽车按照结构分类又可以分为后倾式自卸汽车、侧卸自卸汽车、三面卸自卸汽车和底卸式自卸汽车。重型自卸汽车多采用侧倾式结构，以避免后倾式引起的失稳或卸货不完全等问题。本课题就是针对总质量为20吨的中型自卸汽车进行悬架及副车架总成设计。§1.1.1 悬架悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来。其主要任务是专递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。悬架由弹性元件、导向元件、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件专递的垂直力以外飞各种力和力矩。当纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车抽对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。对悬架提出的设计要求有：1）保证汽车有良好的行驶平顺性。2）具有合适的衰减振动能力。3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。§1.1.2 副车架自卸汽车的副车架位于车厢底部与汽车底盘主车架之间。副车架可以起到一个缓冲的作用，改善主车架的承载情况，避免集中载荷。副车架通常通过U形螺栓和连接板等与主车架固定，副车架后端焊有铰接支座，车厢与副车架通过该铰链支座相连。车厢在举升机构的作用下，绕着这个铰链支座转动。副车架实际上就是自卸汽车车厢与自卸汽车主车架连接的一个缓冲带，在不破坏主车架的结构情况下，自卸汽车车厢跟自卸汽车主车架之间采用副车架过渡，可以改善自卸汽车主车架的承载情况，避免集中载荷。副车架可以有效的保护主车架，延长自卸汽车的使用寿命。副车架总成的设计有着很重要的现实意义。重型自卸汽车装载质量大，对副车架的的要求更加严格。采用刚性足够的副车架，可以使主车架纵梁所承受的载荷均匀分布，所受应力值较小，有效的避免了载荷集中，有利于增加车架纵梁的强度和寿命。第二章 悬架的结构形式与分析为适应不同车型和不同类型车桥的需要，悬架有不同的结构形式。§2.1 非独立悬架§2.1.1 非独立式悬架简介非独立悬架是相对与独立悬架（individual wheel suspension）的车轮结构。非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架或车身的下面。非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。§2.1.2 非独立式悬架特点非独立式悬架的两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时互相影响。而且由于非悬挂质量较重，悬挂的缓冲性能较差，行驶时汽车振动，冲击较大。该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。§2.1.3 钢板弹簧式非独立悬架钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件，由于它兼起导向机构的作用，使得悬架系统大为简化。这种悬架广泛用于货车的前、后悬架中。它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。§2.2 独立悬架独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种发展趋势。独立悬架的结构可分有烛式、麦弗逊式、连杆式等多种，其中烛式和麦克弗逊式形状相似，两者都是将螺旋弹簧与减振器组合在一起，但因结构不同又有重大区别。烛式采用车轮沿主销轴方向移动的悬架形式，形状似烛形而得名。特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦克弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与独立悬架正好相反。这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架。非独立悬架独立悬架图2-1 悬架简图§2.3 悬架的主要影响因素悬架设计可以大致分为结构形式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。§2.3.1 影响平顺性的因素悬架设计的主要目的之一是确保汽车具有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。建立汽车的整车和局部模型，可以反映汽车悬架参数与振动专递特性之间的关系。大量的研究及实践结果表明，对平顺性影响最为显著的三个悬架特性参数为：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非悬挂质量。【9】§2.3.2 响操纵稳定性的因素与平顺性相比，操纵稳定性的评价指标要复杂的多，包括稳态、瞬态转向性及保护直线行驶的能力。悬架参数通过影响转向时的车轮载荷转移、车轮跳动或车身侧倾时车轮定位角的变化以及悬架与转向杆系的运动干涉和整体桥的轴转向等方面影响汽车的操纵稳定性。§2.3.3 影响纵向稳定性的因素汽车在制动和加速行驶时，由于惯性力的作用会造成轴荷转移，并且伴随前、后悬架的变形，表现为制动时的“点头抬尾”和驱动时的“仰头垂尾”现象。悬架设计时应考虑采取相应的措施减少或消除制动及驱动时悬架的变形。【10】第三章 钢板弹簧设计计算多片钢板弹簧设计计算大体可分为四大步。第一，根据总布置给定的载荷、刚度要求以及对板簧长度、宽度的限制条件和最大许用应力初选参数；第二，综合考虑板簧的总成弧高要求和各片的工作应力、装配应力以及总应力的分布，并计入喷凡、预压等工艺过程的影响，确定各片的长度及自由状态下的曲率半径；第三，用计算或试验的方法详细分析各片的应力状况；第四，校核极限工况下板簧的应力及卷耳、弹簧销的强度。§3.1 前桥钢板弹簧的设计计算§3.1.1 设计参数1.满载质量：Ma=20020kg，前轴上承重Ma1=6612kg，后轴上承重Ma2=13408kg；2.轴距：L=4475mm §3.1.2 初选参数选择钢板弹簧长度时应考虑到在整车上布置的方便性，因此要与总布置共同协商确定。一般情况下，轿车后簧长度为轴矩的4055，载货汽车前后簧长度分别为轴距的2635和3545。【11】故前钢板弹簧长度范围：L=11631566 mm 取L=1348 mm目前国内货车所用的钢板弹簧材料多为钢，如60Si2Mn 、60SiMnA 、55SiMnVB这些材料有较高的弹性极限、屈强比及疲劳强度，而且价格便宜。60Si2Mn 、60SiMnA 弹簧钢适用于厚度在12 mm 以下的钢板弹簧，对于较厚的钢板弹簧可采用淬透性较好的55SiMnVB 弹簧钢。本车型选用的板簧单片厚度小于12 mm，材料为60Si2Mn。为了提高钢板弹簧疲劳寿命，对单片进行喷丸处理，对总成进行塑性预压缩处理。钢板弹簧经强化处理后，受拉表面产生残余压应力层，弹簧受载时，降低了受拉表面的拉应力。经塑性预压缩处理后的弹簧，使用中不易再产生塑性变形。选用的钢板弹簧材料60Si2Mn表面经应力喷丸处理后，弹簧满载静应力m：前弹簧350450，后弹簧450550；弹簧比应力： 前、后弹簧比应力415515 。【12】可按等截面简支梁的计算公式并引进一个修正系数加以修正，这时弹簧的挠度系数为 =（41）式中：挠度系数。 =1.251.42 可按式：=1.51.04 (1+0.5n1n ) 选取，其中n1为与主片等长的重叠片数N总片数B板簧宽度；Q支承载荷；L板簧长度；E材料的杨氏弹性模量，取；I0总截面惯性矩【13】，I0=。设计时希望：6bh10刚度（42）钢板弹簧总截面系数比应力:（43）=4.55.5N/mm2试取前钢板弹簧：长×宽×高总片数(主片数)=1348×75×1111（2）；由上面公式可得：1 挠度系数：；2 弯曲应力：350 450；3 比应力：4.5 5.5 ；4 静挠度：=85.56mm50 110；5 钢板弹簧截面系数:；6 刚度：；7 总截面惯性矩:。§3.1.3 钢板弹簧各片长度的确定考虑到弹簧安装的夹紧修正后的钢板弹簧所需的惯性矩和应满足的强度要求分别为：（44）（45）式中： sU型螺栓中心距，mm；k考虑U型螺栓夹紧板簧后的无效长度系数，刚性夹紧时k=0.5；挠性夹紧时k=0；W0钢板弹簧纵截面系数；许用弯曲应力，对前板簧取=350450MPa；对后主簧取=450550MPa；对后副簧取220550MPa 。计算得：s0 405 取s=106mm；确定各片长度可用展开作图法或者计算法，目前常用展开作图法，此法是基于实际钢板弹簧各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来做图的。由作图法可求得前钢板弹簧各片长度（圆整后）为：单位mm。第一片 1348 第二片 1348 第三片 1196 第四片 1144 第五片884 第六片724 第七片572 第八片 406 第九片 254 第十片 216 第十一片140钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0；用下式表示：（46）；式中，静挠度；满载弧高；钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化；（47）；sU型螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径(48)；静挠度；mm；满载弧高；10 20 mm 取=15 mm；把数据带入公式有：在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和为零，即（48）；或（49）；设计时可取第一片、第二片预应力为-80 -150，最后几片的预应力为2060MPa。对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选举过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。初取各片钢板弹簧的的预应力值分别为：（单位:）第一片-80；第二片 -60；第三片 -40；第四片 -20；第五片 -10；第六片0；第七片 5；第八片 10；第九片 20；第十片 25；十一片 30由公式：预应力（410）；可得（411）；式中第片钢板弹簧的高度；第片钢板弹簧的预应力；叶片装配后的曲率半径，可近视地看成与总成自由状态下的曲率半径；钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径；E材料的杨氏弹性模量，取；由计算可得出钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径为：（单位：mm）第一片：2028；第二片：2028；第三片：1788；第四片1664；第五片：1428；第六片：1376；第七片：1251；第八片：1142；第九片：1053；第十片：967；十一片：853如果第片的片长为，则第片弹簧的弧高为：（412）；计算可求出第片钢板弹簧的弧高为：（单位：mm）第一片：112；第二片：112；第三片：100；第四片87第五片：75；第六片：65；第七片：57；第八片48：第九片： 36第十片：21；十一片：9；§3.1.4 钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳态平衡状态是各片势能综合最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的为：（413）；式中为第片钢板弹簧的长度。钢板弹簧总成的弧高为（414）；由计算可求得：H=110.24 mm因为所以所选弹簧参数合理。§3.1.5 钢板弹簧强度核算紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它后半段出现的最大应力为：（415）；式中G1作用在前轮上的垂直静负荷；制动时前轴负荷转移系数，货车：=1.401.60；、钢板弹簧前后段长度；道路附着系数，取0.8；道路总截面系数；C为弹簧固定点到路面的距离。解得；所设计的钢板弹簧合理。故前桥钢板弹簧参数为：长×宽×高总片数(主片数)=1348×75×1111（2）§3.1.6 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算。前钢板弹簧设计还应校核强制动时的弹簧强度，以免在弹簧U形螺栓夹紧处产生纵扭塑变或卷耳损坏。这对重心较高、长度较短的前簧更有必要作强度校核。1)钢板弹簧卷耳的强度核算钢板弹簧卷耳主片卷耳受力如图4-2所示。卷耳处所受应力是所受弯曲应力和啦（压）应力合成的应力，即图4-2 汽车制动时钢板弹簧受力图作用在前后钢板弹簧座上的水平力和分别为： （416） (417)式中：G汽车总重；道路附着系数，取0.8；、汽车质心至前后轴的距离，mm；汽车质心高度；卷耳处所受应力为： （418）沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力，即=；D卷耳内径；b钢板弹簧宽度；主片厚度。许用应力 取350故由（418）式可知：所以得由计算可知卷耳的直径大于16mm即可本设计取40mm。 钢板弹簧销及衬套的挤压应力可按下式计算 (419)式中 满载静止时钢板弹簧端部负荷，；弹簧销轴直径，。材料为30号或40 号钢，经氰化处理的弹簧销许用挤压应力一般为。材料为20号钢或20Cr钢经渗碳处理或45号钢高频淬火后许用应力。【14】根据上面式子进行计算有前簧水平力： Kgf；卷耳直径D16 mm；弹簧销直径D12 mm；故弹簧销直径取D=16mm。§3.2 后桥钢板弹簧的设计计算一般中型自卸汽车的后悬架。由于该车是三个轴，所以采用等臂式平衡悬架。钢板弹簧的两端自由支撑在中后桥半轴套管上的滑板式支架内。这样钢板弹簧便相当于一根等臂平衡杆，它以悬架心轴为支撑点转动，从而保证汽车在不平道路上行驶时各轮都能着地，且使中后桥的垂直载荷平均分配。§3.2.1 初选参数选择钢板弹簧长度时应考虑到在整车上布置的方便性，因此要与总布置共同协商确定。一般情况下，轿车后簧长度为轴矩的4055，载货汽车前后簧长度分别为轴距的2635和3545。【11】故前钢板弹簧长度范围：L=15662013 mm 取L=1790 mm目前国内货车所用的钢板弹簧材料多为钢，如60Si2Mn 、60SiMnA 、55SiMnVB这些材料有较高的弹性极限、屈强比及疲劳强度，而且价格便宜。60Si2Mn 、60SiMnA 弹簧钢适用于厚度在12 mm 以下的钢板弹簧，对于较厚的钢板弹簧可采用淬透性较好的55SiMnVB 弹簧钢。本车型选用的板簧单片厚度小于12 mm，材料为60Si2Mn。为了提高钢板弹簧疲劳寿命，对单片进行喷丸处理，对总成进行塑性预压缩处理。钢板弹簧经强化处理后，受拉表面产生残余压应力层，弹簧受载时，降低了受拉表面的拉应力。经塑性预压缩处理后的弹簧，使用中不易再产生塑性变形。选用的钢板弹簧材料60Si2Mn表面经应力喷丸处理后，弹簧满载静应力m：前弹簧350450，后弹簧450550；弹簧比应力： 前、后弹簧比应力415515 。【12】可按等截面简支梁的计算公式并引进一个修正系数加以修正，这时弹簧的挠度系数为 =（41）式中：挠度系数。 =1.251.42 可按式：=1.51.04 (1+0.5n1n ) 选取，其中n1为与主片等长的重叠片数N总片数B板簧宽度；Q支承载荷；L板簧长度；E材料的杨氏弹性模量，取；I0总截面惯性矩【13】，I0=。设计时希望：6bh10刚度（42）钢板弹簧总截面系数比应力:（43）=4.55.5N/mm2试取后钢板弹簧：长×宽×高总片数(主片数)=1790×100×1511（2）；由上面公式可得：8 挠度系数：；9 弯曲应力：350 450；10 比应力：4.5 5.5 ；11 静挠度：=56.69mm50 110；12 钢板弹簧截面系数:；13 刚度：；14 总截面惯性矩:。§3.2.2 钢板弹簧各片长度的确定考虑到弹簧安装的夹紧修正后的钢板弹簧所需的惯性矩和应满足的强度要求分别为：（44）（45）式中： sU型螺栓中心距，mm；k考虑U型螺栓夹紧板簧后的无效长度系数，刚性夹紧时k=0.5；挠性夹紧时k=0；W0钢板弹簧纵截面系数；许用弯曲应力，对前板簧取=350450MPa；对后主簧取=450550MPa；对后副簧取220550MPa 。计算得：s0 405 取s=140mm；确定各片长度可用展开作图法或者计算法，目前常用展开作图法，此法是基于实际钢板弹簧各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来做图的。由作图法可求得前钢板弹簧各片长度（圆整后）为：单位mm。第一片 1790 第二片 1790 第三片 1590 第四片 1521 第五片1175 第六片962 第七片760 第八片 540 第九片 339 第十片 287 第十一片186钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0；用下式表示：（46）；式中，静挠度；满载弧高；钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化；（47）；sU型螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径(48)；静挠度；mm；满载弧高；10 20 mm 取=15 mm；把数据带入公式有：在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和为零，即（48）；或（49）；设计时可取第一片、第二片预应力为-80 -150，最后几片的预应力为2060MPa。对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选举过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。初取各片钢板弹簧的预应力值分别为：（单位:）第一片-80；第二片 -60；第三片 -40；第四片 -20；第五片 -10；第六片0；第七片 5；第八片 10；第九片 20；第十片 25；十一片 30由公式：预应力（410）；可得（411）；式中第片钢板弹簧的高度；第片钢板弹簧的预应力；叶片装配后的曲率半径，可近视地看成与总成自由状态下的曲率半径；钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径；E材料的杨氏弹性模量，取；由计算可得出钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径为：（单位：mm）第一片：5201；第二片：3450；第三片：1865；第四片1620；第五片：1458；第六片：1240；第七片：1238；第八片：1179；第九片：1168；第十片：1210；十一片：1233如果第片的片长为，则第片弹簧的弧高为：（412）；计算可求出第片钢板弹簧的弧高为：（单位：mm）第一片：77；第二片：77；第三片：70；第四片64第五片：57；第六片：48；第七片：37；第八片29：第九片： 17第十片：14；十一片：6；§3.2.3 钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳态平衡状态是各片势能综合最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的为：（413）；式中为第片钢板弹簧的长度。钢板弹簧总成的弧高为（414）；由计算可求得：H=75.34 mm因为所以所选弹簧参数合理。§3.2.4 钢板弹簧强度核算紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它后半段出现的最大应力为：（415）；式中G1作用在前轮上的垂直静负荷；制动时前轴负荷转移系数，货车：=1.401.60；、钢板弹簧前后段长度；道路附着系数，取0.8；道路总截面系数；C为弹簧固定点到路面的距离。解得；所设计的钢板弹簧合理。故前桥钢板弹簧参数为：长×宽×高总片数(主片数)=1790×100×1511（2）§3.2.5 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算。前钢板弹簧设计还应校核强制动时的弹簧强度，以免在弹簧U形螺栓夹紧处产生纵扭塑变或卷耳损坏。这对重心较高、长度较短的前簧更有必要作强度校核。1)钢板弹簧卷耳的强度核算钢板弹簧卷耳主片卷耳受力如图4-2所示。卷耳处所受应力是所受弯曲应力和啦（压）应力合成的应力，即图4-2 汽车制动时钢板弹簧受力图作用在前后钢板弹簧座上的水平力和分别为： （416） (417)式中：G汽车总重；道路附着系数，取0.8；、汽车质心至前后轴的距离，mm；汽车质心高度；卷耳处所受应力为： （418）沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力，即=；D卷耳内径；b钢板弹簧宽度；主片厚度。许用应力 取350故由（418）式可知：所以得由计算可知卷耳的直径大于16mm即可本设计取40mm。 钢板弹簧销及衬套的挤压应力可按下式计算 (419)式中 满载静止时钢板弹簧端部负荷，；弹簧销轴直径，。材料为30号或40 号钢，经氰化处理的弹簧销许用挤压应力一般为。材料为20号钢或20Cr钢经渗碳处理或45号钢高频淬火后许用应力。【14】根据上面式子进行计算有前簧水平力： Kgf；卷耳直径D16 mm；弹簧销直径D12 mm；故弹簧销直径取D=16mm。第四章 减震器设计计算为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的。§4.1 减振器的分类现代液压减振的的结构形式多种多样。目前，国内外常用的结构形式大致为三类，即弹性阀片型、弹性阀片和柱形弹簧结合型、阀门和柱形弹簧结合型。其共同的特点是：都采用带有常通孔的液流控制阀门来实现减振器的内特性，且节流形式大都属于薄壁小孔节流。安结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度的变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器又可分为单筒式、双筒式和充气式三种。本设计选用双筒式减振器。§4.2 减振器的选择设计减振，器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。§4.2.1 减振器相对阻尼系数在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F=×v式中 为减振器阻尼系数。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减震动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为：=/ (2式中，c为悬架系统的垂直刚度；为簧上质量。将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，将伸张行程时的相对阻尼取得大些。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；对于行驶路面较差的汽车，值应取大些，一般取0.3；为了避免悬架碰撞车架，取。本设计取=0.3=；得=0.4§4.2.2 减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数的计算式为悬架系统固有频率；n双横臂悬架的下臂长；a减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离；为减振器轴线与铅垂线之间的夹角；簧上质量；C悬架系统的垂直刚度。弹性元件的刚度有时与悬架的刚度相等，如钢板弹簧非独立悬架。【16】1所以对前悬架：C=160.09N/mm=2530÷2=1265 Kg=11.25 2对后悬架：C=190.33N/mm=3670÷2=1835 Kg=10.18§4.2.3 最大卸荷力的确定为了减小转到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀此时的活塞速度称为卸荷速度。【19】式中卸荷速度，一般为0.150.30m/s；A车身振副，取40mm；悬架振动固有频率如果已知伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力所以对前悬架有=0.23 m/s=31625 Kg/s对后悬架有=/5=0.21 m/s=41511.78 Kg/s§4.2.4 筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为【20】式中P工作缸最大许用压力，取34MPa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取=0.400.50减震器的工作钢直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。选择时应按标准选用，详见QC/T4911999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件。对前悬架：P=3.5MPa；=0.45=57.62mm对后悬架：P=3.5MPa；=0.45D=60.13mm前后悬架减振器都选工作缸直径D=65mm§4.2.5 查表确定减振器参数查QC/T4911999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件。表有：工作缸直径D=65；基长：（HH型）=210；贮油筒防尘罩最大外径=90mm；=102压缩到底长度最大拉伸长度：+4 ； 负值不限压缩到底长度最大拉伸长度：正值不限 ；-4第五章 副车架的设计在专用汽车设计时，为了改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架过渡。本车最大允许总质量为20T，在工作中可能会受较大的弯曲应力。因此，本车副车架纵梁将采用抗弯性能较好的材料，材料为16MnL，即Q345钢。这种材料在工程上一般用于汽车纵梁的生产制造。在增加副车架的同时，为了避免由于副车架刚度的急剧变化而引起主车架上的应力集中，所以对副车架的形状、安装位置及与主车架的连接方式都有一定的要求。§5.1 副车架截面形状及尺寸的设计专用汽车副车架的截面形状一般和主车架纵梁的截面形状相同，多采用如图2-2所示的槽形结构，其截面形状尺寸取决于专用汽车的种类及其承受载荷的大小。对于随车起重运输车的副车架来说，在安装起重装置的范围内，应按如图2-3和图2-4所示的方式用一块腹板将副车架截面封闭起来，以提高副车架的抗扭和抗弯能力。图2-2 副车架的截面形状图2-3 加强后的副车架截面形状1- 副车架；2-腹板§5.2 副车架前端形状的设计为了避免由于副车架截面高度尺寸的突然变化而引起主车架纵梁的应力集中，副车架的前端形状应采用逐步过渡的方式。例如采用如图2-2所示的3种过渡方式。对于这三种不同形状的副车架前端，在其与主车架纵梁相接触的翼面上部加工有局部斜面，其斜面尺寸如表2-5所列：h0=1mm；l0=12 20mm。2 图2-5 副车架的三种前端形状（a）U形；（b）角形；（c）L形表2-2 副车架前端的结构尺寸 序号类别ll0hh0aU形（1.01.2）H1520mm（0.60.7）H1mmb角形1520mm（0.20.3）H1mm30°cL形H1520mm(0.250.35)H1mm50°如果加工上述形状困难时，可以采用如图2-6所示的副车架前端简易形状，此时斜面尺寸较大。对于钢质副车架：h0=57mm；l0=200mm300mm。2对于硬木质副车架；h0=5mm10mm；l0=H。2图2-6 副车架前端简易形状（a）刚质副车架 ；（b）硬木质副车架本课题即采用图2-6 副车架前端简易形状中的（a）刚质副车架。初步选定其尺寸h0=57mm；l0=200mm。§5.3 举升机构位置的设计举升机构的液压油缸通过油缸支座铰接固定于副梁油缸支座横梁上，油缸可绕油缸下轴线在油缸支座内摆动。油缸下销轴位于副车架对称面并平行于副梁的对称中心线。副车架上的副梁油缸支座横梁形状如图2-7所示。在本设计中，举升液压缸的安装铰支座是有两根横梁组成的。如图，每根横