汽车设计-悬架

附件2

内蒙古工业大学课程设计（论文）任务书

课程名称：汽车设计课程设计学院：能动学院班级：车辆工程11-1班学生姓名：宋鹏成学号： 2 _ 指导教师：刘占峰、宋力

中型载货汽车设计参数表

纵向通过半径（m） 3.5

·

（

二〇 15 年 1 月

本科课程设计说明书

学校代码： 10128

学号： 2

题目：重型载货汽车后悬架设计

学生姓名：宋鹏成

学院：能源与动力工程学院

系别：交通运输系

专业：车辆工程

班级：车辆11-1

指导教师：刘占峰宋力老师

目录

第一章悬架参数的确定 (1)

设计的主要数据?? 1.1设计的主要数据 (1)

1.2悬架主要参数的确定 (2)

第二章弹性元件参数确定 (3)

2.1钢板弹簧的布置方式 (4)

2.2钢板弹簧主要参数的确定 (5)

2.4钢板总成的弧高及半径 (9)

2.5钢板主片的强度计算 (11)

2.6弹簧销的强度计算 (12)

第七章减震器 (13)

参考文献 (14)

致谢 (15)

第一章 悬架参数的确定

1.1设计的主要数据

总质量：31000kg 整备量：12000kg

空车时： 后轴负荷：5280kg 满载时： 后轴负荷：15500kg

尺 寸： 总 长：11976 总 宽：2395

轴 距：5225 前 轮 距 ：1950/1950 后 轮 距：1847/1847 满载重心高度：1180

1.2悬架主要参数的确定

1.2.1 悬架的静挠度

c f

悬架的静扰度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷f c 与此时悬架刚度 c 之

比，即

c F f w c /=

货车的悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因汽车的质量分配系数近似等于1，因此货车车轴上方车身两点的振动不存在联系。货车的车身的固有频率n,可用下式来表示： n=

π2//m c

式中，c 为悬架的刚度（N/m ）,m 为悬架的簧上质量（kg ） 又静挠度可表示为：

c mg f c /=

g ：重力加速度（10N/kg ）,代入上式得到： n=5/

c f

n: hz

c f : cm

分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身的振动频率，因此欲保证汽车有良好的行驶平顺性，就必须正确选择悬架的静挠度。

又因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的后悬架要求在 1.70～2.17hz 之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz.。

1.2.2 悬架的静挠度

d f

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6～9cm.。本设计选择：

cm f d 0.8=

1.2.3 悬架的弹性特性

悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。由于货车在空载

和满载时簧上质量变化大，为了减少振动频率和车身高度的变化，因此选用刚度可变的非线性悬架。

W F =

N g G 70750102

8

60708001550022=??---=---轮重簧重后桥重

单个钢板弹簧空载载时簧上质量：

N g G F 19650102

8

60708005280220=??---=---=

轮重簧重后桥重

n=1.9hz , m=7075kg,代入公式： n=π2//m c

可得

C=10083N/cm

c f =

C F w =10083

70750

=7.02cm

第二章 弹性元件的设计

2.1 钢板弹簧的布置方案选择

布置形式为对称纵置式钢板弹簧。

2.2 钢板弹簧主要参数的确定

已知满载静止时负荷2G =15500kg 。簧下部分荷重kg G Z 13502=，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：

N g G G F Z W 70750102

1350

15500222=?-=-=

。 由前面选定的参数知：

cm f d 0.8=

2.2.1满载弧高

满载弧高a f 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a f =10～20mm.在此取：

mm f a 15=

2.2.2钢板弹簧长度L 的确定

（1） 选择原则：

钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车L=(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L=(0.26～0.35)轴距，后悬架：L=(0.35～0.45)轴距。

（2） 钢板弹簧长度的初步选定：

根据经验L = 0.35?轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为m L =1850mm ,

2.2.3钢板弹簧断面尺寸的确定

（1） 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

δ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0J 。对于对称式钢板弹簧

[]

E c kS L J 48/)(30δ-= 式中： S ——U 形螺栓中心距（mm ）

k ——U 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=c W f F /; δ——为挠度增大系数。 挠度增大系数δ的确定：

先确定与主片等长的重叠片数1n ，再估计一个总片数0n ，求得01/n n =η，然后δ=1.5/[])5.01(04.1η+，初定δ。 对于主簧：

L=1850mm k=0.5 S=200mm

1n =2

0n =18

18

2=

η δ=1.5/[])5.01(04.1η+=1.5/?????

?

?+?)1825.01(04.1=1.37

E=2.1510?N/4mm

将上述数据代入以上公式得

0J =734×103

4mm

计算弹簧总截面系数0W ：

0W [][]W W kS L F σ4/)(-≥

式中[]w σ为许用弯曲应力。[]w σ的选取：后主簧为450～550N/2mm ，后副簧为220～250 N/2mm 。

w F =m F =70750N L=1850mm

k=0.5 S=200mm

[]w σ=500 N/2mm .

将上面数据代入公式，得：

0W =61.9×103

3mm

再计算主簧平均厚度：

[]cm

w p Ef kS L W J h 6)(/2200σδ-=

==20mm 有了p h 以后，再选钢板弹簧的片宽b 。推荐片宽和片厚的比值在6～10范围内选取。

b = 150mm

（2）钢板弹簧片厚h 的选取:

本设计主簧和副簧均采用等厚片，片厚为20mm 。

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。 （3）钢板断截面形状的选择： 本设计选取矩形截面。 （4） 钢板弹簧片数的选择：

片数n 少些有利于制造和装配，并可以降低片与片之间的干摩擦，改善汽车的行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料的利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6～14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片弹簧时，片数在1～4选取。

根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车主簧的片数为18片，

2.2.4 钢板弹簧各片长度的确定

先将各片的厚度i h 的立方值3

i h 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1确定主簧各片长度：

图1 确定主簧各片长度图

主簧各片钢板的长度如表1：

表1 主簧各片钢板的长度

1 2 3 4 5 6 7 8 9 长度（mm ） 185 55.8 1558.7 1461.6 1364.5 1267.4 1170.3

序号 10 11 12 13 14 15 16 17 18 长度（mm ）

1073.2

976.1

879 781.9

684.8

587.7

490.6

393.5

296.4

2.2.5 钢板弹簧刚度的验算

在此之前，有关挠度增大系数δ，总惯性矩0J ，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=??

????-∑=++n i K K k Y Y a E 113

1)(/6α

其中，)(111++-=k k l l a ；∑==k

i i K J Y 1

/1 ；∑+=+=1

1

1/1k i i K J Y 。

式中，α为经验修正系数，取0.90～0.94，E 为材料弹性模量；,1l 1+k l 为主片和第（k+1）片的一般长度。

公式中主片的一半1l ，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j c ；如果用有效长度，即)5.0(1'

1kS l l -=代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度z c 。 （1）主簧刚度的验算：

由公式∑==i i K J Y 1

/1(mm -4

)，得：

Y 1=6.8×10

-5

Y 2=4.15×10-5 Y 3=2.1×10-5 Y 4=1.575×10

-5

Y 5=1.26×10-5

Y 6=1.05×10-5

Y 7=0.9×10-5

Y 10=0.63×10-5

Y 11=0.573 ×10

-5

Y 12=0.545×10

-5

Y 13=0.485 ×10

-5

Y 14=0.45×10-5

将上述数据代入公式，得总成自由刚度jm C ： jm C =10182/cm

将上述数据代入公式有效长度，即ks l l 5.01'1-=，代入到公式所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度zm C

zm C =10253N/cm

与设计值m c =10083N/cm 相差不大，基本满足主簧刚度要求。

2.3 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算

2.3.1钢板弹簧总成在自由状态下的弧高0H

钢板弹簧总成在自由状态下的弧高0H ，用下式计算：

)(0f f f H a c ?++= 式中，c f 为静挠度；a f 为满载弧高；f ?为钢板弹簧总成用U 型螺栓夹紧后引起的弧高变化，2

2)

)(3(L

f f S L S f c a +-=?；S 为U 型螺栓的中心距。L 为钢板弹簧主片长度。

下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高0H ： 主簧：

由：mm f 2.70c = mm f a 15= 2

2))(3(L

f f S L S f cm a +-=

?=()()()mm 3.1318502/152.70200185032002

=?+-?? 则)(0f f f H a cm ?++==70.5+15+13.3=98.9mm （2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：

主簧总成在自由状态下的曲率半径：02

08/H L R ==9

.98818502

?=4326mm.

2.3.2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

[]i i i Eh R R R /)2(1/000σ+=

式中，i R 为第i 片弹簧自由状态下的曲率半径（mm ），为钢板弹簧总成0R 在自由状态下的曲率半径（mm ）为各片钢板弹簧预应力i 0σ（N/2mm ）；E 为材料的弹性模量N/2mm ，取E 为5101.2? N/2mm ；为第i h i 片的弹簧厚度（

mm

）

。

在

已

知

的条件下，可以用式和各片弹簧的预应力i R 00σ[]i i i Eh R R R /)2(1/000σ+=计算

出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径R i 。

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300～350N/2mm 内选取。1～4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之代数和等于零，即i M ：

01=∑=n

i i M

或 01

0=∑=i n

i i W σ

下面分别计算主簧和副簧的各片在自由状态下曲率半径的确定： 主簧：

mm R 24590= E=5101.2? N/2mm i h =12mm

然后用上述公式计算主簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表4：

表4 主簧各片在自由状态下曲率半径

2.3.3主簧总成和副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i L ，则第i 片弹簧的弧高为： i i i R L H 8/2

= 主簧：

将各片长度和曲率半径代入上式，得主簧总成各片在自由状态下弧高如表7： 表7 主簧总成各片在自由状态下弧高

2.3.4 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为：0R

1/0R =∑∑==n

i i i n

i i L R L 1

1

/)/(

式中，为钢板弹簧i L 第i 片长度。

钢板弹簧的总成弧高为 H 028/R L ≈

上式计算的结果应与)(0f f f H a c ?++=计算的设计结果相近。如果相差太多，可重新选择各片预应力再行核算。 先对主簧的总成弧高核算

将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得： mm R 43260=

然后再代入H 02

8/R L ≈=

mm 89.984326

818502

=?。 原设计值为H 0=98.9mm ，相差不大，符合要求。

2.3.5钢板弹簧强度验算

当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力max σ用下式计算

max σ=[]

[]02112'22)(/)(w l l c l l m G ++?+1'

22/bh m G ?

式中，2G 为作用在后轮上的垂直静载荷，'

2m 为制动时后轴负荷转移系数；轿车：'

2m =1.25~1.30；货车：'

2m =1.1~1.2；?为道路附着系数；b 为钢板弹簧片宽；1h 为钢板弹簧主片厚度。许用应力[]σ取为1000N/mm 2。

对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，

主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。

满载静止时有：

f C f C F G zm za k ++=2

cm C F G f k 28.310083

4

.37285707502=-=-=

N f C F F zm k 5509728.354254.37285=?+=+=主 N f C F za 1562528.34764=?==副

由上式验算主簧强度：

]

[8592

141208

.015.170750)

6

1412014(18508108.092515.13604092592578502)(2'220212'2221max σ??σ<=????+???????+??=

+

++=MPa bh m G W l l c l m G l Gl pm

其中牵引驱动时，主簧载荷为 G=N m F G 6339315.1)1562570750()('

22=?-=-副

'

2m =1.15 ?=0.8

主簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。 验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。

不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度f d 计算载荷。 主簧的极限载荷按下式计算：

N f C F F d zm mj 984798542555079=?+=+=主

MPa MPa W l l l l F mj m 1000][830)

6

14

12014(185092592598479)(2

2121=<=?????=

+=

σσ

不平路面上主簧符合强度要求。

2.4钢板弹簧主片的强度的核算

钢板弹簧主片应力σ是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即：

1

2

11)(3bh F bh h D F s

s +

+=

σ 其中 ?'

22m G F s = 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力；pm h h 21= 卷耳

厚度；D 为卷耳内径；b 为钢板弹簧宽度。许用应力[σ]取为350MPa 。代入上式得：

()()][4.2021421208.015.170750142120142608.015.17075032

σσ<=????+???+????=MPa 主片符合强度要求。

2.5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

bd F S z /=σ。其中S F 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钢经高频淬火后，其[z σ]≤7—9 N/mm 2。

N G F S 353752/707502/2===

bd F S z /=σ=()2/21.460140/35375mm N mm mm N =? 弹簧销满足强度要求。

第三章 减震器

悬架阻尼力S D m G C i V F ????=22ψ

式中：ψ为悬架相对阻尼比，考虑到舒适性较好的因素及汽车最新实用手册，为悬架阻尼比，前悬架取ψ=0.6；D V 为减振器测试时的加载速度，取

D V =0.52m/s 的点；i 为汽车车轮和减振器跳动行程杠杆比，本设计取i=1；C

为悬架刚度，即2C =118.9N/mm ；s G 为悬架簧载质量，即后悬架2s G 为11740kg ，代入上述数据可得

悬架阻尼力2m F =0.52×2×0.6×21×11740109.1183??=23313.6N 根据后减振器垂直布置，悬架压缩时, 压缩阻力2D F = 4238.5N ，复原时, 复原阻力2Z F =21194.2N 。

由压缩阻力、复原阻力和减振器行程可同样选择481700131397号的减振器。

参考文献

[1] 王望予.汽车设计[M].北京.机械工业出版社,2004

[2]胡志勇. 计算机辅助设计基础[J].内蒙古大学出版社,2002,(06)

[3]王国权.汽车设计课程设计指导书.机械设计出版社,2009,(11)

[4]王国权.汽车构造.机械设计出版社,2009,(11)

[5]于志生.汽车理论.机械设计出版社,2009,(11)

致谢

本次设计对悬架系统进行了结构上的设计，通过对悬架静、动挠度的计算和悬架弹性特性分析确定了悬架的主要参数，以及对空气弹簧的刚度、固有频率的计算和刚度特性的分析进行了弹性元件的设计，由于工作量较大、时间短、个人知识能力尤其是理论水平还较为欠缺，还有许多不足之处，今后会努力补充。

感谢本专业的刘老师和宋老师，他们在我课程设计过程中给予我很多帮助，并为我提供了设计相关的知识。