CSU1060C货车总体设计及前悬架设计说明书(共27页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上一、课程设计任务课题内容为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算前悬架的设计参数，绘出前悬架的装配图。给定参数如下：额定装载质量 3500Kg最大总质量 6730Kg最大车速： 100Km/h课题任务要求总体设计计算要求1 据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。2. 确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。3.选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号。4. 确定汽车轮胎。5. 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。6. 确定传动系最大传动比，

2、从而计算出变速器最大传动比。总成设计要求前悬架的结构形式，主要参数计算，弹性元件的详细设计。 课题完成后应提交的资料（或图表、设计图纸）1前悬架总装配图1张（零号图）2设计计算说明书1份（含设计方案论证，设计分析与计算，设计总结、结论，参考文献等），说明书正文不少于5000字。主要参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）M.机械工业出版社，2004.2 王霄峰汽车底盘设计M，清华大学出版社，2010.3 王国权，蔡国庆汽车设计课程设计指导书M机械工业出版社，2009.4 刘 涛.汽车设计M.北京大学出版社，2008.5 余志生.汽车理论（第5版）M.机械工业出版社，2010.6 汽车工程手册编辑

3、委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社，2001.7 陈家瑞.汽车构造（第3版）M.机械工业出版社，2009.8 闻邦椿.机械设计手册（第5版）M.机械工业出版社，2009.同组设计者苏弥 贺黎 吴伟 肖会 雷春华二、课程设计进度表：阶段日期应 完 成 任 务 内 容检查日期检 查 结 果18周2日前布置题目，借阅参考资料，完成方案选型、论证。18周5日前设计、计算并编写说明书19周4日前绘图、修改、完成专心-专注-专业三、学生课程设计装袋要求：1. 课程设计说明书按以下排列顺序印刷与装订成一本（撰写规范见教务处网页之毕业论文撰写规范）。(1) 封面 (2) 课程设计任务书 (3) 中文摘要

4、(4) 目录 (5) 正文 (6) 参考文献(7) 附录（公式的推演、图表、程序等）2. 图纸。3说明书及图纸电子文档。学生送交全部文件日期 学生（签名） 指导教师验收（签名） 目 录CSU1060C中型货车总体及前悬架设计摘要悬架是现代汽车的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传递给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；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。货车一般采用以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向

5、装置的非独立悬架。其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是：由于整车布置上的限制，刚度比较大，前轮易摆振，悬架易与转向传动机构干涉。关键词：非悬架设计；钢板弹簧第一章 总体设计计算根据任务书给定的要求如下表来设计货车的总体尺寸表1 CSU1060C的初始参数装载质量（Kg）汽车型号最大总质量（kg）最大车速(Kmh-1)3500CSU1060A67301001.1 轴数及驱动形式的确定汽车的轴数主要是根据车辆的总质量、公路车辆法规和汽车的用途来确定的。当汽车的总质量不超过19t 时，一般采用两轴。对于载货汽车的驱动型式，本次设计的两轴车辆为42。1.2 布置形式 按驾驶室与

6、发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏置式。长头式的特点是发动机位于驾驶室前部，当发动机有少部分位于驾驶室内时称为短头式，发动机位于驾驶室内时称为平头式，驾驶室偏置在发动机旁的货车称为偏置式。布置形式为平头式的货车，其主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。平头式货车的主要缺点有：前轴负荷大，因而汽车通过性能变坏；因为驾驶室有翻转机构和锁住机构，使机构复杂；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器

7、、变速器等操纵机构复杂；驾驶室内受热及振动均比较大；汽车正面与其它物体发生碰撞时，特别是微型、轻型平头货车，使驾驶员和前排乘员受到严重伤害的可能性增加。平头式货车的发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。发动机布置在驾驶员和副驾驶员座椅中间形成凸起隔断的布置方案仅在早期的平头车上得到应用。平头式货车在各种级别的货车上得到广泛应用。长头式货车的主要优缺点与平头式货车的优缺点相反，而短头式介于两者之间，但更趋于与长头式优缺点相近。长头式货车的前轮相对车头的位置有三种：靠前、居中、靠后。前轮靠前时因轴荷分配不合理，已不采用；前轮靠后时，轮罩凸包会影

8、响驾驶员的操作空间；前轮居中时外形美观、布置匀称，故得到广泛应用。偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。它具有平头式货车的一些优点，如轴距短、视野良好等，此外还具有驾驶室通风条件好、维修发动机方便等优点。因此，本设计选用平头、单排驾驶室的布置设计1.3 汽车主要参数设计1.3.1 汽车轴距和前、后轮距 在确定汽车轴距时，应该综合考虑汽车的主要性能、装载面积和轴荷分配等各方面的要求。在各方面均能得到满足的情况下，以轴距短些为宜。一般来说，轻型载货汽车对机动性要求高，故轴距应取短些；装运质量小，体积大货物的载货汽车的轴距可取长些；三轴汽车的中轴和后轴之间的轴距一般为轮胎直径的1.11.25倍

9、2。各类载货汽车的轴距选用范围如表2所示。 载货汽车的轮距与汽车的结构布置有关。前轮距主要取决于车架前部的宽度、前悬架宽度、前轮最大转角和轮胎宽度，同时还需考虑转向拉杆、转向轮和车架之间的运动间隙等。后轮距主要取决于车架后部宽度、后悬架宽度和轮胎宽度，同时还需考虑车轮和车架之间的间隙。各类载货汽车的轮距选用范围如表2所示。 表2 各类汽车的轴距和轮距总质量（t ）轴距（m）轮距（m ）2.21.72.91.151.352.23.02.33.21.301.503.55.02.63.31.401.656.09.03.64.21.701.8510.014.03.65.51.842.0014.017.

10、04.55.61.842.00结合本次设计，总质量大约为6.73t，故轴距范围为3.64.2 ；轮距范围为1.701.85m 。 本设计参数选择轴距为4000mm，前轮距为1500mm；后轮距：1400mm1.3.2 汽车的前悬和后悬汽车的前悬是通过两前轮中心的垂面与抵靠在车辆最前端并垂直于汽车纵向对称平面的垂面之间的距离。其长度应能布置发动机、水箱、转向器等部件；但不能过长，不然接近角太小，影响汽车的通过能力。汽车的后悬是通过汽车最后车轮轴线的吹面与抵靠在汽车最后端并垂直于汽车纵向对称平面的垂面之间的距离。其长度主要取决于货厢的长度、轴距和轴荷分配的要求。一般载货汽车的后悬在1.22.2m

11、的之间；但各类载货汽车的后悬不得超过轴距的55%。1.3.3 汽车的外廓尺寸GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，并参考同类车型选取，我国法规对载货汽车外廓尺寸的规定是：总高不大于4m。总宽（不包括后视镜）不大于2.5m ；外开窗、后视镜等突出部分宽度不大于250mm。总长不大于12m ；一般载货汽车的外廓尺寸随载荷的增大而增加。结合这次设计，并参考EQ1061G2D3272车型，保证汽车主要使用性能的条件下，所设计的车辆长为6790mm；宽为1899mm；空载时候的高度为2785mm。1.3.4 轴荷分配汽车的轴荷分配对汽车的使用性能和轮胎使用寿命有明显的影响。为使轮胎的寿命一致，

12、希望满载时每个轮胎负荷大致相同。对于本次设计的汽车，由于是42且后轮装有双胎的平头汽车，为了保证汽车后轮上有足够的附着力，后轮装有单胎的汽车，空车时后轴负荷应大于41%，满载时后轴负荷控制在66%左右。而前轴负荷在33%左右。根据有关公路车辆法规，公路允许车辆的单后轴轴载质量为13t，双后轴轴载质量为24t2 。表3商用车的轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴商用车4*2后轮单胎4*2后轮双胎，长、头式4*2后轮双胎，平头式6*4后轮双胎32%-40%25%-27%30%-35%19%-25%60%-68%73%-75%65%-70%75%-81%50%-59%44%-49%48%-54%31

13、%-37%41%-50%51%-56%46%-52%63%-69%在总布置的侧视图上确定各个总成的质心位置，即确定各总成质心到前轴的距离和距地面的高度。根据力矩平衡的原理，计算汽车各轴的负荷和汽车的质心位置。在总体布置时，汽车的左右负荷分配应尽量相等，一般可不计算。轴荷分配和质心位置应满足要求，否则要重新布置各总成的位置，如调整发动机或车厢位置，以至改变汽车的轴距。 本次设计满载时取前轴30%后轴满载70%，可算出G1=2019kg,G2=4711kg,G=6730kg1.4发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定1.4.1发动机功率的确定根据给定的基本设计参数按下式估算发动机的最大功率：式中

14、：Pemax_发动机最大功率，kw 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的42式汽车取0.85； h 汽车总质量，kgg重力加速度m/s2f滚动阻力系数，对载货汽车取0.02Vamax最高车速，km/h空气阻力系数，货车取0.81.0 A 汽车正面投影面积，A=B*H对于载货汽车若无测量数据，可按前轮距、汽车总高计算对于本次设计，式中各参数值如下： =0.9；g=9.81；f=0.02；Cd=0.9；A=B*H=1700*2255=4.177m2 =6730kg; 则可计算出：=95.56kw1.4.2 发动机最大转矩 Temax 及相应转速Nt的选择当发动机最大功率和其相应转速np确定后，

15、可用下式确定发动机的最大扭矩TeMAX和相应转速 np 随之确定式中：TeMAX 发动机最大扭矩，Nm；扭矩适应性系数；一般汽油机=1.1-1.3，值的大小，标志着行驶阻力增加时，发动机沿外特性曲线自动增加扭矩的能力。的大小可参考同类样机的数值进行选取。TP为最大功率点的扭矩，Nm；nP最大功率点转速，r/min。可根据所选发动机性能参数得：TeMAX =391.07Nm1.4.3 发动机的选择 通过以上的计算结果选择发动机型号如表4：表4 CSU1060C发动机型号发动机型号EQD6102-TAA:额定功率(kw/r/min)103/2800最大扭矩(Nm/r/min)420/1500-17

16、00汽油机形式直列、水冷、四冲程气缸直径(mm)100活塞行程 (mm)115工作容积(L)5.42发火次序1536241.4.4 发动机的布置 1）发动机的上下位置 发动机的上下位置对离地间隙和驾驶员视野有影响。轿车前部因没有前轴，发动机油底壳至路面的距离，应保证满载状态下最小离地间隙的要求。货车通常将发动机布置在前轴上方，考虑到悬架缓冲块脱落以后，前轴的最大向上跳动量达70100mm，这就要求发动机有足够高的位置，以防止前轴碰坏发动机油底壳。油底壳通常设计成深浅不一的形状，使位于前轴上方的地方最浅，同时再将前梁中部锻成下凹形状(注意前梁下部尺寸必须保证所要求的最小离地间隙)。所有这些措施将

17、有利于降低发动机位置的高度，并使发动机罩随之降低，这能改善长头车的驾驶员视野，同时有利于降低汽车质心高度。除此之外，还要检查油底壳与横拉杆之间的间隙。发动机高度位置初定之后，用气缸体前端面与曲轴中心线交点k到地面高度尺寸来标明其高度位置，如图所示。图1：发动机布置图在发动机高度位置初步确定之后，风扇和散热器的高度随之而定，要求风扇中心与散热器几何中心相重合，以使散热器在整个面积上接受风扇的吹风。护风罩用来增大送风量和减小散热器尺寸。为了保证空气的畅通，散热器中心与风扇之间应有不小于50mm的间隙，无护风罩时可减小到30mm。由于空气滤清器位于发动机进气支管上，其高度影响发动机罩高度，为此将空气

18、滤清器做成扁平状。发动机罩与发动机零件之间的间隙不得小于25mm，以防止关闭发动机罩时受到损伤。 2）发动机的前后位置 发动机的前后位置会影响汽车的轴荷分配，轿车前排座位的乘坐舒适性，发动机前置后轮驱动汽车的传动轴长度和夹角，以及货车的面积利用率。 为减小传动轴夹角，发动机前置后轮驱动汽车的发动机常布置成向后倾斜状，使曲轴中心线与水平线之间形成l4夹角，轿车多在34之间。 发动机前置后轮驱动的轿车，前纵梁之间的距离，必须考虑吊装在发动机上的所有总成(如发电机、空调装置的压缩机等)以及从下面将发动机安装到汽车上的可能性。还应保证在修理和技术维护情况下，从上面安装发动机的可能性。 发动机的前后位置

19、应与上下位置一起进行布置。前后位置确定以后，在侧视图上画下它的外形轮廓，然后用气缸体前端面与曲铀中心线交点久到前轮中心线之间的距离来标明其前后位置。此后可以确定汽车前围的位置：发动机与前围之间必须留有足够的间隙，以防止热量传人客厢和保证零部件的安装；离合器壳与变速器应能同拆下，而无需拆卸发动机的固定点，此时应特别注意离合器壳上面螺钉的接近性。 3）发动机的左右位置 发动机曲轴中心线在一般情况下与汽车中心线一致。这对底盘承载系统的受力和对发动机悬置支架的统一有利。少数汽车如44汽车，考虑到前桥是驱动桥，为了使前驱动桥的主减速器总成上跳时不与发动机发生运动干涉，将发动机和前桥主减速器向相反方向偏移

20、。 1.5 汽车轮胎的选择根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取，国产轮胎的知名品牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等。因此轮胎采用斜交轮胎，轮胎数量为6，前排2个，后排4个，根据参考的车型选用轮胎规格为：7.50-16-12pr1.6 确定传动系最小传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据汽车理论，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速即主减速器传动比： 式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速，为变速器的最高挡传动比，最高挡为直接挡，则=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=780mm 由=Fd/2得：滚动半径=371.

21、37mm,其中：子午线轮胎：F=3.05；斜交轮胎：F=2.99=2800r/min; =108.6km/h；=1代入公式中可以估算出：=3.61；本次设计取3.81.7确定传动系最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为：或 即 一般货车的最大爬坡度为30，即根据附着条件校核最大传动比： 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。所以： 其中本次设计中: =3990*9.8=39102N; =371.37m

22、m;=0.8；=4.0；=420nm；=0.9；可以算出：7.683本次设计取：=7.50通过计算得出本次总体设计的基本参数如表5：表5 CSU1060C总体基本参数汽车型号CSU1060A最大总质量(Kg)6730最大车速(Km/h)100装载质量(Kg)3500外型尺寸(长*宽*高)6790*1899*2255轴距(mm)4000前轮距(mm)1500后轮距(mm)1400发动机型号EQD6102-TAA额定功率(kw/r/min)103/28800最大扭矩(Nm/r/min)420/1500-1700轮胎尺寸17.50-16-12pr轴荷分配(前kg)2019轴荷分配(后kg)4711主

23、减速器传动比4.0第二章 汽车前悬架设计2.1 悬架结构及布置形式普通货车前悬架常采用钢板弹簧非独立悬架，布置形式为对称纵置式钢板弹簧。2.2 悬架主要参数的确定2.2.1 悬架的静挠度 悬架的静扰度是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即 货车的车身的固有频率n,可用下式来表示： n= 式中，c为悬架的刚度（N/cm）,m为悬架的簧上质量（kg）又静挠度可表示为： g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=5/ n: hz: cm因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的前悬架要求在1.502.10hz之间，因为货车主要以载货为主，所以本次设计选取频率为：1.8h

24、z.。因为n=5/，由式子算出fc =7.72cm 2.2.2 悬架的动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在69cm.。本设计选择：2.2.3 单个钢板弹簧的载荷 已知满载静止时负荷G1=2019kg。簧下部分荷重GZ1=150kg，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：单个钢板弹簧空载时的载荷：Fo=7500N单个钢板弹簧满载时的载荷：Fw=9345N2.3 钢板弹簧主要参数的确定2.3.1 满载弧高 满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的高度差。常取=1020mm.在此

25、取： 2.3.2 钢板弹簧长度L的确定货车前悬架：L=(0.260.35)轴距。根据经验L = 0.35轴距，初步选长度为1400mm 。2.3.3钢板弹簧断面宽度b的确定有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距。对于对称式钢板弹簧 式中： SU形螺栓中心距（mm） kU形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)； c钢板弹簧垂直刚度（N/mm）,c=; 为挠度增大系数。挠度增大系数的确定：先确定与主片等长的重叠片数，再估计一个总片数，求得，然后=1.5/，初定。 对于弹簧： L=1400mm k=0.5 c=1

26、41.81 N/mm S=140mm =1 =8 =1.5/=1.5/=1.357 E=2.1N/将上述数据代入以上公式得=4.49104计算弹簧总截面系数： 式中为许用弯曲应力。的选取：前弹簧为350450N/。=9345NL=1400mm k=0.5 S=140mm =400 N/.将上面数据代入公式，得：=7.8103再计算弹簧平均厚度：=10mm有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在610范围内选取。 b = 80mm 2.3.4钢板弹簧片厚h的选取:本设计弹簧采用等厚片，片厚分别为10mm。通过查手册可得钢板截面尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。2.3.5钢板断截面形状

27、的选择：本设计选取矩形截面。2.3.6钢板弹簧片数 本次设计选取8片等厚的钢板弹簧。2.3.7钢板弹簧各片长度的确定 先将各片的厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B两点，连接A，B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。由图2确定弹簧各片长度：图2 确定主簧各片长度图弹簧各片钢板的长度如表6表6 弹簧各片钢板的长度 序号12345678

28、长度（mm）140012501100950800650500350 2.3.8 钢板弹簧刚度的验算 在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为：C= 其中， ； ；。式中，a为经验修正系数，取0.900.94，E为材料弹性模量； 为主片和第（k+1）片的一般长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。刚度的验算：K1234567=(cm)7.51522.53037.54552.5由公式(mm-

29、4)，得：Y1=1.5*10-4 Y2=0.75*10-4 Y3=05*10-4 Y4=0.375*10-4 Y5=0.3*10-4Y6=0.25*10-4 Y7=0.214* 10-4 Y8=0.1875*10-4将上述数据代入公式，得总成自由刚度： =1436N/cm将上述数据代入公式有效长度，即，代入到公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度 =1480N/cm与设计值=1418N/cm相差不大，基本满足弹簧刚度要求。2.3.9钢板弹簧总成在自由状态下的弧高钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算： 式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的

30、中心距。L为钢板弹簧主片长度。下面计算弹簧总成在自由状态下的弧高： 由：fc =77.2mm =140(31400-140)(15+77.2)/(214002)=13.369mm 则=77.2+15+13.369=105.6mm 2.3.10 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：弹簧总成在自由状态下的曲率半径：=2320mm.2.3.11钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），在自由状态下的曲率半径（mm）（N/）；E为材料的弹性模量N/，取E为 N/；i片的弹簧

31、厚度（mm）。在已知计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300350N/内选取。14片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。 在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩： 或 下面计算弹簧的各片在自由状态下曲率半径的确定：表7各片的预应力 i12345678-12-9-6-3051012 E= N/ =10mm然后用上述公式计算弹簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表8：表8 弹簧各片在自由状态下曲率半径i123456

32、78(mm)2383.12367.12351.22335.523202294.82269.82245.9 2.3.12.弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算如果第i片的片长为，则第i 片弹簧的弧高为： 将各片长度和曲率半径代入上式，得弹簧总成各片在自由状态下弧高如表9： 表9 弹簧总成各片在自由状态下弧高 i12345678(mm)102.882.564.348.334.52313.86.82.3.13 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 1/= 式中，第i片长度。钢板弹簧的总成弧高为 H上式计算的结果应与计算的设

33、计结果相近。如果相差太多，可重新选择各片预应力再行核算。弹簧的总成弧高核算将弹簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得： 然后再代入H=。原设计值为H0=105.6mm，相差不大，符合要求。2.4钢板弹簧强度验算1）当货车紧急制动时，货车的前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力用下式计算 = 式中，G1为作用在前轮上的垂直静载荷，为制动时前轴负荷转移系数；货车：=1.11.2；l1、l2为钢板前、后段长度；为道路附着系数；Wo为钢板弹簧总截面系数；c为钢板弹簧固定点到路面的距离。许用应力取为1000N/mm。由上式验算弹簧强度：= =750MPa=1000Mpa2）汽车通过不平路面

34、时钢板弹簧的强度验算不平路面上时，按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷Fmj=F+Czmfd=9345+1480821185N=695.1Mpa=1000Mpa2.5钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力取为350MPa。代入上式得：主片符合强度要求。2.6钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高

35、频淬火后，其79 N/mm。 =弹簧销满足强度要求。2.7减振器设计普通货车的前悬架通常需要加装减振器。2.7.1结构形式货车一般采用双向作用筒式减振器。2.7.2减振器阻尼系数的确定或 式中 为相对阻尼系数，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；值小则反之。通常情况下，将压缩行程的Y取得小些，伸张行程的S取得大些。Y =（0.250.50） S设计时，先选取Y与S的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35，对于有内摩擦的弹性元件（如钢板弹簧）悬架，值取小些。本次设计选取值为0.3。 =2.7.3 最大卸荷力的确定当减振器当减振器在非独立悬架中垂直安装时，a

36、=0，an，则 =0.150.30m/s；A为车身振幅，取40mm，w为振动固有频率，伸张行程的最大卸荷力sVx=7056.40.503528.2N2.7.4 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 式中p为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。mm减振器的工作缸直径应按标准QC/T491-1999选用，系列有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。本次设计选取减震器的工作缸直径为40mm贮油筒直径Dc=（1.35 1.50）D=1.404056mm减震器贮油筒壁厚取为2mm，材

37、料可选20钢。参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）M.机械工业出版社，2004.2 王霄峰汽车底盘设计M，清华大学出版社，2010.3 王国权，蔡国庆汽车设计课程设计指导书M机械工业出版社，2009.4 刘 涛.汽车设计M.北京大学出版社，2008.5 余志生.汽车理论（第5版）M.机械工业出版社，2010.6 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社，2001.7 陈家瑞.汽车构造（第3版）M.机械工业出版社，2009.8 闻邦椿.机械设计手册（第5版）M.机械工业出版社，2009.致 谢衷心感谢谢竹生老师的指导。在课程设计的过程中，耐心地进行答疑，且多次细心地纠正我说明书和图纸的错误。老师高度的责任感、丰富的经验、严谨的治学态度都给我很大的启迪和帮助。其实这次课程设计我还要感谢同组的同学和都做悬架设计的同学，是他们给了我一个学习，进步的机会。在此，我在次向指导我的老师和同学表示深切的谢意。