掛車前橋與懸架設計【從動橋轉向裝置】【鋼板彈簧懸架】,從動橋轉向裝置,鋼板彈簧懸架,掛車前橋與懸架設計【從動橋轉向裝置】【鋼板彈簧懸架】,掛車,前橋,懸架,設計,從動,轉向,裝置,鋼板,彈簧 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 本設計的目的和意義 汽車是現代交通工具中應用的最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車的車橋和懸架是汽車上的重要組成部分。汽車的從動橋的轉向性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)得迅速發(fā)展和車流密度日益增大，人們對安全性、可靠性的要求越來越高。汽車已經成為現代社會發(fā)展不可缺少的交通工具，在人門的日常生活中扮演著重要的角色。汽車工業(yè)以其強有力的產業(yè)拉動作用，已經成為我國國民經濟發(fā)展的支柱性行業(yè)。隨著我汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，汽車零部件的自行開發(fā)和研究工作也隨之廣泛地展開。汽車在公路上高速行駛，汽車的零部件承受著靜載荷和動載荷作用，這些作用直接影響著汽車的使用壽命和汽車運行的可靠性。 車橋（也稱為車軸）通過懸架和車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝著車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身），與車輪之間的各方向的作用力及其力矩。 車橋是汽車的主要零件之一，它是汽車主要承載件和傳力件，支撐著汽車的載荷，并將載荷傳給車輪，在實際行駛中，作用在車輪上的牽引力、制動力、橫向力，也是經過橋殼傳到懸架及車架上的。同時汽車在路面上高速行駛，由于路面不平度的影響，汽車的車橋會受到交變載荷的作用，在這種復雜的交變載荷的反復作用下，會發(fā)生裂紋萌生和擴轉并導致突然斷裂。因此，在技術上了解車橋的靜態(tài)特性，有著及其重要的實際意義。 在汽車車橋及懸架的制造過程中，涵蓋了鑄（灰鑄鐵、可鍛鑄鐵、球墨鑄鐵、鑄鋼）、鍛（模鍛、精鍛、平鍛和熱壓）、焊（電焊、點焊、二氧化碳保護焊）、熱處理（表面淬火熱處理、表面高頻淬火處理）粉末冶金等各種熱加工工藝。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定掛車車橋和懸架的總體設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。進一步鞏固和加深對所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的認識掌握，使之系統化、綜合化。培養(yǎng)文獻查閱、使用、文件編輯、文字表達等基本實踐能力以及外文資料的閱讀和翻譯的基本技能，使初步掌握科學研究的基本方法。使樹立符合國情和生產實際的正確設計思想和觀點，培養(yǎng)嚴謹、負責、實事求是、刻苦鉆研、善于與他人合作的工作作風。 總之，由上述可見，汽車車橋及懸架設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現代機械制造工藝。因此，通過對汽車車橋與懸架的學習和設計實踐，再加上優(yōu)化設計，可靠性設計和有限元分析等內容，可以更好地學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 1.2 本設計的主要內容 掛車是本身沒有自帶動力及驅動裝置，由汽車牽引組成汽車列車用以載運人員及貨物的汽車。掛車分為全掛車和半掛車，全掛車與半掛車最大的不同是，汽車列車在運輸作業(yè)時，掛車的全部載荷由掛車承載，牽引車只起牽引作用。因此，全掛車的前支撐為輪軸結構，且通常具有轉向裝置，一減少側滑、摩擦和汽車列車的轉向阻力。本設計為全掛車。而全掛車的前橋為轉向從動橋。轉向方式為輪轉向式轉向裝置。采用輪轉向式轉向裝置的掛車的主要優(yōu)點是貨臺或車廂的地板離地面較低，且左右車輪可以實現正確的轉向角度，車輪磨損較小，但對桿系的傳動比精確度要求較高。 根據懸架的結構的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。 根據車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋、和支持橋四種類型。一般汽車多以前橋為轉向橋，以后橋、中橋為驅動橋。本設計為轉向橋。 轉向橋是利用車橋中的轉向節(jié)使車輪偏轉一定的角度，實現汽車的轉向。轉向橋一般位于汽車的前部，因此也常稱之為前橋。 前梁用鋼材鍛造，斷面為工字型以提高抗彎強度。為提高抗扭強度，接近兩端略制成方形。中部加工出兩處用以支撐鋼板彈簧的加寬面——彈簧座。中部向下凹，降低發(fā)動機位置，從而降低汽車的重心，擴展駕駛員的視野，并減小傳動軸與變速器輸出軸之間的夾角。前梁兩端各有一個加粗部分，呈拳形，其中有通孔，主銷即插入兩孔內。通過主銷將轉向節(jié)與前梁的拳部相連，并用帶螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在拳部孔內，是之不能轉動。前輪可以繞主銷偏轉一定角度而使汽車轉向。為了減小磨損，轉向節(jié)孔銷內壓入青銅襯套，襯套上的潤滑油槽在上面端部是切通的，用裝在轉向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑。為使轉向靈活輕便，在轉向節(jié)下耳與前梁拳部之間裝有推力滾子軸承。在轉向節(jié)上耳與拳部之間裝有調整墊片，以調整其間的間隙。在轉向節(jié)的上耳上裝有與轉向節(jié)臂制成一體的凸緣，在下耳上則裝著與轉向梯形臂制成一體的凸緣，這兩個凸緣均制成有一矩形鍵，因此在左轉向節(jié)的上下耳上都有與之配合的鍵槽。轉向節(jié)通過矩形鍵及帶有錐形套的雙頭螺栓與轉向節(jié)臂及梯形臂相連。在鍵槽端面間裝有條形的橡膠密封墊。 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉向節(jié)外端的軸頸上。軸承的松緊度可用調整螺母（裝于軸承外端）加以調整。輪轂外端用沖壓的金屬罩蓋住。輪轂內側裝有油封。如果油封漏油，則外面的擋油盤仍足以防止?jié)櫥瓦M入制動器內，轉向節(jié)上靠近主銷孔的一端有方形的凸緣，固定制動底板。 對車橋提出的設計要求： （1）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以足通過性要求。 （2）具有足夠的剛度和強度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。 （3）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修、調整方便。 （4）與懸架導向機構運動協調。 對車橋設計完成之后要進行校核和ANSYS有限元分析。 懸架是車架（或車載式車身）與車橋（或車輪）之間的一切傳力連接裝置的總稱。其功用是把路面作用于車輪上的垂直反力（支承力）、縱向反力(牽引力和制動力)和側向反力以及這些反力所造成的力矩都要傳遞給車架或車載式車身上，以保證汽車的正常行駛。 現代汽車的懸架盡管有各種不同的結構形式，但是一般都由彈性元件、導向裝置、減振器和輔助元件組成。輔助元件包括緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等。彈性元件的功用是緩和沖擊，減振器的作用是使振動迅速衰減，振幅迅速減小。導向機構的作用是使車輪按一定的軌跡相對于車架和車身運動。懸架是采用非獨立懸架，因為非獨立懸架結構簡單，工作可靠、制造簡單、維修方便。 非獨立懸架其結構特點是兩側的車輪有一整體式車橋相連。車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架（或承載式車身）連接。當一側車輪因道路不平而發(fā)生跳動時，必然引起另一側的車輪在汽車橫向平面內發(fā)生擺動，故稱為非獨立懸架。在中、重型汽車上普遍采用。 對懸架提出的設計要求有： （1）保證汽車有良好的行駛平順性。 （2）具有合適的衰減振動的能力。 （3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4）汽車制動或加速時，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉彎時車身側傾角要合適。 （5）有良好的隔聲能力。 （6）結構緊湊、占用空間尺寸小。 （7）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。 對懸架設計完成之后要進行校核。 1.3 本設計的主要參數 表1.1 結構參數表 前輪輪距 1840 彈簧座中心距 880 彈簧座中心到主銷中心距離 370 斷 面 尺 寸 全高 上凸緣寬度 下凸緣寬度 上下凸緣間距 幅板厚度 125 138/65 65/65 55/58 16/14 主銷長度 221 主銷直徑 50 主銷中心到上襯套中心距 81 主銷中心到下襯套中心距 81 上襯套長度 52 下襯套長度 52 止推軸承高度 16.5 轉 向 節(jié) 主銷中心到壓力中心距 主銷中心到轉向節(jié)大軸頸中心距 大軸頸寬度 小軸頸寬度 大軸頸直徑 小軸頸直徑 100 110 61 35 55 35 第2章 從動橋的概述及選型 2.1 從動橋的概述 從動橋即非驅動橋，又稱從動車軸。它是通過懸架與車架（或承載式車身）相聯，兩側安裝著從動車輪，用以在車架（或承載式車身）與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳遞制動力矩。 根據從動車輪能否轉向，從動橋分為轉向橋和非轉向橋。一般汽車多以前橋為轉向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉向橋直至全輪轉向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向從動橋。對于非轉向從動橋，由于它僅起支持汽車部分簧上質量的作用，因此又稱為支持橋或支持車軸。 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為斷開式和非斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋式一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，則其兩端經轉向主銷與轉向節(jié)相聯。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用的過程中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺陣，它是指汽車行駛轉向輪繞主銷不斷的擺動的現象，它將破壞汽車的正常行駛。轉向車輪的擺動有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響，使系統在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統作正功，即對外界系統輸入能量。如果后者的值大于系統內阻尼消耗的能量，則系統將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統將在某一振幅下持續(xù)振動，形成擺動。其振動頻率大致接近系統的固有頻率而與車輪轉速并不一致，而且會在較寬的車速范圍內發(fā)生。通常在低速行駛時發(fā)生的擺陣往往屬于自激振動型。當轉向車輪及轉向系統受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、斷面跳動、輪胎的幾何和機械特性不均勻以及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉向輪擺陣頻率與車輪轉速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共振范圍較窄。通常在高速行駛時發(fā)生的擺陣往往屬于受迫振動型。 1- 轉向節(jié)推力軸承；2-轉向節(jié)；3-調整墊片；4主銷；5-前梁 圖2.1 非斷開式轉向從動橋 如圖2.1所示，非斷開式轉向從動橋主要由前梁、轉向節(jié)及轉向主銷組成。轉向節(jié)利用主銷與前梁鉸接并經一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉向的目的。在左轉向節(jié)的上耳處安裝著轉向節(jié)臂，后者與轉向直拉桿相連；而在轉向節(jié)的下耳處則裝著與轉向橫拉桿相連接的轉向梯形臂。有的將轉向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡化結構。制動底板緊固在轉向節(jié)的突緣面上。轉向節(jié)的銷孔內壓入帶有潤滑槽的青銅襯套以減小摩擦。為使轉向輕便，在轉向節(jié)下耳與前梁拳部之間可裝滾子推力軸承，在轉向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。 主銷的幾種結構形式如圖2.2所示，其中最常使用的是（a）（b）兩種。 （a）圓柱實心型；（b）圓柱空心型（c）上、下端為直徑不等的圓柱、中間為椎體的主銷；（d）下部圓柱比上部細的主銷 圖2.2 主銷的結構型式 為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自動回正的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平面內都有一定的傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾角一個γ角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部內傾一個β角，稱為主銷內傾角。 主銷后傾使主銷軸線與路面的交點位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖地距。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時，汽車就偏離直線行駛而有所轉向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行駛穩(wěn)定性。此力矩稱穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩也不宜過大，否則在汽車轉向時為了克服此穩(wěn)定力矩需在方向盤上施加更大的力，導致方向盤沉重。后傾角通常在3°以內。 主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便。主銷內傾使主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距離減小，從而可減小轉向時需加在方向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減少轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內傾角使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內傾角一般為5°到8°;主銷偏移距離一般為30——40mm。輕型貨車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但內傾角也不宜過大，即主銷偏移距離不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滑動，從而增加輪胎與路面間的摩擦阻力，使轉向變的很沉重。 2.2 從動橋轉向裝置的結構形式選擇及確定 全掛車的轉向方式有兩種：一種是軸轉向式，即轉向時，車輪除繞其中心旋轉外，還與車軸一起繞車軸中心中點垂直線轉動。軸轉向式轉向通常有單轉盤轉向和雙轉盤轉向。另一種是輪轉向式，即轉向時，車輪繞轉向主銷轉動，而車軸不轉動。本設計采用輪轉向式轉向裝置。 掛車的牽引桿通過一個擺臂將牽引車轉向的擺動轉變?yōu)橹崩瓧U的推拉運動，然后再通過一個轉向拐臂拉動轉向梯形機構的橫拉桿使掛車隨牽引車一起實現轉向。采用輪轉向式轉向裝置的掛車的主要優(yōu)點是貨臺或車廂的地板離地面較低，且左右車輪可以實現正確的轉向角度，車輪磨損較小，但對桿系的傳動比精確度要求較高。 2.3 本章小結 本章對掛車前橋進行了系統的概述和總結，系統的分析了前橋的種類、結構形式、及工作原理，并根據本設計所要求的參數進行了嚴格規(guī)范的選取，選取了適合本設計的前橋的結構形式，還對跟前橋有關的零部件進行了細致地分析和選取，是以后計算和設計的理論基礎和工作依據。 第3章 從動橋設計計算及校核 3.1 轉向從動橋前梁的設計和校核 主要是計算前梁、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(即轉向節(jié)襯套)、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內傾角、主銷后傾角、車輪外傾角均為零，而左、右轉向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內，如圖3.1所示。 1-制動工況下的彎矩圖和轉矩圖；2-側滑工況下的彎矩圖 圖3.1 轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 3.1.1 在制動工況下的前梁應力計算 制動時前輪承受的制動力Pr和垂向力Z1傳給前梁，使前梁承受轉矩和彎矩。 考慮到制動時汽車質量向前轉向橋的轉移，則前輪所承受的地面垂向反力為： （3.1） 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時車橋給地面的載荷，取為; ——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.4~1.7。 緊急制動是車橋所承受的最惡劣的工況之一。此時，前梁的垂直載荷增大，水平彎曲力矩達最大值，同時還存在巨大的制動扭轉力矩。前梁垂直載荷增大的比例稱為質量轉移系數： （3.2） 式中：——車輪與道路的附著系數，?。? ——掛車重心的高度，取； ——掛車重心到后軸中心線的距離，取。 代入得：。 結合（3-1）和（3-2）兩式，代入得：Z1=43101.216N。 前輪所承受的制動力為： Pr=Z1 （3.3） 式中：——輪胎與路面的附著系數，取； Z1——前輪所承受的地面垂向反力，N。 代入得：Pr=30170.8512N。 由Z1和Pr對前梁引起的垂向彎矩和水平方向的彎矩在兩鋼板彈簧座之間達到最大值，分別為 （3.4） = Pr(t+g ） （3.5） 式中：——車輪中心至轉向節(jié)主銷中心的水平距離，取為100； ——轉向節(jié)主銷中心至鋼板彈簧座中心的水平距離，取為350； Z1——前輪所承受的地面垂向反力，N； Pr——前輪所承受的制動力，N。 代入得：=19395547.2 N·mm； =13576883.04 N·mm。 制動力Pr還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩: = Pr (3.6) 式中：Pr——前輪所承受的制動力，N； —輪胎的滾動半徑，取為500mm。 代入得：=15085425.6 N·mm。 轉向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂向平面內的剛度大、強度高。該斷面的垂向彎曲截面系數： (3.7) 代入得：。 該斷面的水平平面內的抗彎斷面系數： （3.8） 代入得：。 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處(拳部)抗扭截面系數： (3.9) 式中：——查表取 0.208； ——拳部截面寬取80。 代入得： 。 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力： （3.10） 代入得：。 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的扭轉應力： （3.11） 代入得：。 前梁可采用45，30Cr，40Cr等中碳鋼或中碳合金鋼制造，本設計采用40Cr，硬度為HB241～285HB，，；，。 可見前梁在制動工況下的彎曲應力和扭轉應力均小于許用應力值，故滿足使用條件。 3.1.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算 掛車發(fā)生側滑時，車輪上的橫向力達到最大值。前梁在垂直平面內的彎矩由垂直載荷和側滑時的橫向反作用力造成，且無縱向力作用，左、右車輪承受的地面垂向反力和與側向反力，各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為： (3.12) (3.13) (3.14) (3.15) 式中：——橫向附著系數，取為0.75； ——車輪輪距，?。? ——汽車停于水平路面前橋軸荷，N； ——掛車重心的高度，取。 代入得：Z1L=62101.538N； Z1R=682.435N； Y1L=46576.154N； Y1R=511.826N。 左鋼板彈簧座處彎矩： (3.16) 右鋼板彈簧座處彎矩： (3.17) 左拳部彎矩： (3.18) (3.19) 式中：Z1L——左車輪承受地面的垂向反力； Z1R——右車輪承受地面的垂向反力； Y1L——左車輪承受地面的側向反力； Y1R——右車輪承受地面的側向反力； ——車輪中心至轉向節(jié)主銷中心的水平距離，取為100； ——轉向節(jié)主銷中心至鋼板彈簧座中心的水平距離，取為350； ——橫向附著系數，取為0.75。 代入得：N·mm； N·mm； N·mm； N·mm。 拳部的抗彎斷面系數： (3.20) 式中：——拳部的高度，取 ——拳部的長度，取。 代入得：。 彎曲應力： (3.21) 代入得：，。 可見前梁在側滑工況下的彎曲應力小于許用應力值，故滿足使用條件。 約束和加載 當大梁校正儀安裝完畢保持穩(wěn)定是時，支架最低面就是固定面，所以約束就加在支架最低的面， 支撐重量全部作用在方口鋼立柱的上部截面上，豎直向下。加載時加的為面力，則載荷情況為。 求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。查看結果并分析 查看變形結果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution;X 、Y、 Z 和總變形 最大變形量DMX=0.138mm， 變形 3.2 轉向從動橋轉向節(jié)的設計和校核 轉向節(jié)多用中碳合金鋼模鍛成整體式結構。有些大型汽車的轉向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊接上去的，作用效果良好。轉向節(jié)推力軸承承受作用于汽車前梁上的重力，為減小摩擦使轉向輕便可采用滾動軸承，例如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承或圓錐滾子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。 如圖3.2所示，從動橋轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為d1的輪軸根部剖面處。 圖3.2 轉向節(jié)、主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖 3.2.1 在制動工況下的計算 Ⅲ—Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩和水平方向的彎矩而不受轉矩，因制動力矩不經轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉向節(jié)上的安裝平面。這時可按公式計算其垂向彎矩和水平方向的彎矩，則Ⅲ—Ⅲ剖面處的合成彎曲應力： （3.22） 式中：d1——轉向節(jié)的輪軸根部軸徑，mm； ——汽車停于水平路面前橋軸荷，N； ——質量轉移系數。 代入得：=399.445MPa。 上式的許用彎曲應力為=550MPa。故彎曲應力小于許用應力，滿足使用條件。轉向節(jié)采用40Cr中碳合金鋼制造，心部硬度HB245，高頻淬火后表面硬度HRC60，硬化層深1.8mm。輪軸根部的圓角滾壓處理。 3.2.2 在側滑工況下的計算 轉向節(jié)上的作用力按側滑情況考慮。要計算轉向節(jié)指軸根部的彎曲應力[7]，如向左側滑時： (3.23) 式中：——壓力中心到轉向節(jié)指軸根部的距離，取為。 代入得：N·mm。 轉向節(jié)的抗彎斷面系數： (3.24) 式中：——轉向節(jié)的指軸根部軸徑為84mm。 代入得：。 指軸根部的彎曲應力： (3.25) 代入得：。 轉向節(jié)采用30Cr中碳合金鋼制造，經過調制處理，心部硬度HRC241～285，高頻淬火后表面硬度HRC57～65，硬化層深1.5～2.0mm，輪軸根部的圓角液壓處理。應力的許用值為[]=550，，故滿足使用條件。 3.3 轉向從動橋的主銷和轉向節(jié)襯套的設計和校核 3.3.1 主銷在制動工況下的應力計算 主銷在制動工況下的受力簡圖如圖3.3所示： 圖3.3 主銷在制動工況下的受力分析簡圖 由所產生的反作用力和： (3.26) 由Pr所產生的反作用力和： (3.27) (3.28) 由橫拉桿所產生的反作用力和： (3.29) (3.30) 由制動力矩所產生的反作用力和： (3.31) 式中：——主銷中心到上襯套中心距，取； ——主銷中心到下襯套中心距，取。 代入得：； ； ； ； ； 。 主銷下端，其合力為： (3.32) 代入得： 3.3.2 主銷在側滑工況下的應力計算 主銷在側滑工況下的受力簡圖如圖3.4所示： 圖3.4 主銷在側滑工況下的受力分析簡圖 假設向左側滑，左側主銷上的垂直反作用力，側向反作用力，作用力臂：上端，下端，左側主銷上的作用力較大。 上端： (3.33) 下端： (3.34) 代入得：； 。 取，，中最大的作為主銷的計算載荷，即，計算主銷在前梁拳部下端面處的彎曲應力和剪切應力： (3.35) (3.36) 式中：——主銷直徑，取為50mm； ——轉向節(jié)下襯套中點到拳部下端面的距離，取28mm。 代入得：；。 主銷采用20Cr，20CrNi，20CrMnTi等低碳合金鋼制造，本設計采用20Cr，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm，HRC56～62，，；，。 可見主銷的彎曲應力和剪切應力都在許用值范圍內，故滿足使用條件。 3.3.3 轉向節(jié)襯套的應力計算 轉向節(jié)襯套的擠壓應力為： (3.36) 式中：——襯套長度，取為52mm； ——主銷直徑，取為50mm。 代入得：。 襯套一般采用ZCuSn10P1材料[10]，其許用擠壓應力，。 在靜載荷下，上式的計算載荷?。? (3.37) 代入得：。 此時，，襯套的擠壓應力在許用值范圍內，故滿足使用條件。 3.4整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計 轉向梯形機構用來保證轉彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉向中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動。為此，轉向梯形應保證內、外轉向車輪的理想轉向關系如公式（3.38）所示。因此，在設計中首先是要確定轉向梯形機構的幾何尺寸參數，其次是進行零件的強度計算。 汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸延長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。由于影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角的影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時兩轉向軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖3.5所示。設、分別為內、外轉向車輪的轉角，為汽車軸距，為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角關系為： (3.38) 若自變角為，則因變角的期望值為： (3.39) 轉向梯形機構實際上不能完全精確地滿足公式（3.38）的要求，而只能以足夠的工程精度接近該式。即轉向梯形機構使式（3.38）中的值不再是汽車的軸距，而是(見圖3.5)。若令,愈接近1，則該轉向梯形愈能精確地反映式（3.38）的要求，使轉向亦愈順暢。 （a）內、外轉向輪的理想轉角關系；（b）由轉向梯形決定的內、外轉向輪的實際轉角關系 圖3.5 不計輪胎側向彈性時的汽車轉向簡圖 由圖3-5（b）中的有： （3.40） 代入得： 轉向梯形機構的幾何尺寸參數有：兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離,轉向橫拉桿兩端球鉸接中心間的距離，轉向梯形臂長和梯形底角 。根據汽車的總體布置或轉向橋的布置圖，首先可找出汽車的軸距及轉向主銷間距,再按在圖(3-6)的關系曲線圖上找出，則有： （3.41） 代入得： 圖3.6 轉向梯形簡圖及與的關系曲線 確定整體式后置轉向梯形機構的幾何尺寸后就進行校核，而校核前是按經驗公式確定梯形的初選尺寸，即認為后置梯形的參數 從而求得： (3.42) 代入得： 3.5本章小結 本章對掛車的前橋進行設計計算，主要有轉向從動橋前梁的設計計算、轉向節(jié)的設計計算、主銷和轉向節(jié)襯套的設計計算、轉向梯形的計算。這些零部件的設計計算都是從兩方面進行的，即在制動工況下和最大側向力（側滑）工況下，其中前梁的力學要求比較高，所以針對前梁做了ANSYS分析，進一步對所設計的前梁進行校核分析，以保證本設計的質量。 第4章 懸架的概述及選型 4.1 懸架的概述 懸架式保證車輪或車橋與汽車承載系統（車架或承載式車身）之間具有彈性聯系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架（或承載式車身）之間的一切力和力矩，并緩和汽車行駛過不平路面時所產生的沖擊，衰減由此引起的承載系統的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩和沖擊的目的。采用彈性聯接后，汽車可以看作是由懸掛質量（即簧載質量）、非懸架質量（即非簧載質量）和彈簧（彈性元件）組成的振動系統，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。 掛車懸架是將掛車車架與車軸相連的全套裝置的總稱，其主要功能是傳遞作用在車輪和車架之間的各種載荷，并減少或消除由不平路面通過車軸傳給車架的沖擊和振動，以改善掛車行駛的平順性。掛車的懸架也是由彈性元件、減震器和導向裝置三部分組成的。懸架彈性元件很多，但掛車常用的彈性元件主要有鋼板彈簧、空氣彈簧、液壓彈簧以及它們的組合。掛車的懸架應用最普遍的是縱置鋼板彈簧非獨立懸架、獨立的或是非獨立的空氣彈簧懸架、鋼板彈簧平衡懸架和液壓彈簧平衡懸架等。我國現生產使用的通用型掛車半掛車仍然都裝用鋼板彈簧，它的優(yōu)點是結構和工藝簡單，安裝維修方便，價格低廉，在緩沖功能方面也能基本滿足要求。在一些較大裝載質量的掛車上，因其具有多軸承載，為保證各軸車輪與地面均有良好的接觸及使懸架系統的載荷均勻，多采用鋼板彈簧平衡懸架。進入20世紀90年代后期，空氣彈簧的結構更加成熟，并且功能更加多樣化，空氣彈簧懸架裝置的使用性能優(yōu)點越來越得到認同。據報道，在空氣彈簧生產地的歐洲，目前已有超過50%的新型掛車使用了空氣彈簧懸架。但是由于對空氣囊的折疊疲勞壽命、抗老化性能、上下蓋板的粘接強度和氣密性都要求甚嚴，同時對托臂的板材質量及變截面成形工藝設備也要求很高，因此使得空氣彈簧的成本很高。液壓懸架主要用于運載大噸位成套設備的低速、超寬、超重噸位的掛車上。除了一些客車掛車外，一般掛車懸架很少次用橫向穩(wěn)定器裝置。 為了緩和列車的垂直振動，希望所設計的懸架剛度要小。但懸架過軟，又容易引起車輛的縱向和側向角振動，制動和轉向時產生不安全感，使車輛的操縱惡化。若懸架的剛度過大，則列車在通過不平路面時，將產生很大的沖擊和劇烈的垂直振動，乘坐不舒適，駕駛員容易疲勞，所運載的貨物也容易遭致損壞。理論和實踐還證明，在懸架中，若減振器的阻尼特性與系統剛度不匹配，懸架的振動特性比不裝用減振器時還差。 4.2 前后懸架形式的選擇 掛車懸架設計要點：在設計汽車列車懸架時，必須解決以下幾個主要問題：①正確選擇彈性元件、減振器及導向裝置的最佳特性；②確定懸架所有零部件的最合理的結構形式和尺寸；③保證懸架中各零部件的必要的可靠性和壽命；④使用維護費用低，磨損部件少，潤滑點少，調整方便；⑤懸架結構參數與整車參數及有關系統具有最佳的匹配，保證列車具有良好的行駛性能。另外，所設計的懸架系統還應使輪胎的磨損量小、車輪的跳動量最小、保證各車軸相互平行并始終與車架垂直、轉向軸主銷后傾角變化盡量小以及制造成本低廉等。 汽車列車懸架設計中的匹配問題： 汽車列車懸架設計的關鍵是選型和匹配問題。首先，要決定懸架內部質量-彈性-阻尼的匹配，以獲得局部的彈性-阻尼特性；其次要進行車輛前后軸懸架之間剛度的匹配和牽引車與掛車之間的剛度匹配，以改善車輛的垂直振動特性和角振動特性等。另外，在整個懸架設計過程中，不僅要涉及懸架本身的彈性和阻尼特性，即行駛平順性問題，還要涉及列車的操縱穩(wěn)定性和通過性能等。同時，它還必須與車輛轉向系統、制動裝置等有良好的運動協調或匹配。這就是說，懸架的設計還必須與整車參數和其他系統有良好的協調和配合。 在常見的縱置鋼板彈簧的非獨立懸架中，轉向系的轉向節(jié)使與前軸一起跳動的，而轉向節(jié)搖臂球頭又與轉向直拉桿相連接。因此轉向節(jié)臂球頭的運動，既隨車架上下運動，又受到轉向直拉桿前后運動的牽連。因此，設計時必須使縱置鋼板彈簧與轉向直拉桿運動時不發(fā)生干涉，否則，車輪或車架的振動將會引起轉向車輪繞主銷的擺動和轉向盤的抖動，從而影響了汽車列車的操縱穩(wěn)定性。設計時，應盡量使轉向搖臂球頭中心布置在鋼板彈簧瞬時跳動中心附近。本設計的前后懸架都是縱置鋼板彈簧懸架，是有副簧的鋼板彈簧，優(yōu)點是結構簡單、制造容易、維修方便、價格低廉。由主鋼板彈簧和副鋼板彈簧疊合而成，是貨車懸架常用的結構形式。從受力情況而言，主、副鋼板彈簧是并聯的。當汽車空載或是實際裝載質量不大時，副簧不承受載荷而由主簧單獨工作。在重載或是滿載的情況下，車架相對車橋下移，使車架上的副簧滑板式支座與副簧接觸，即主、副簧共同參加工作，一起承受載荷而使懸架剛度增大，以保證車身振動頻率不致因載荷增大而變化過大。如下圖4.1所示載貨汽車主、副鋼板彈簧后懸架。 1-主簧 2-副簧 圖4.1 載貨汽車主、副鋼板彈簧后懸架 4.3 本章小結 本章對掛車懸架進行了系統的分析與總結，之后對本設計所應用的懸架進行了選取，本設計采用鋼板彈簧懸架，因為它有制造簡單、價格低廉、維修方便等一系列的優(yōu)點。本設計采用主、副簧鋼板彈簧懸架，當掛車所承載的載荷較小時，由主簧單獨起作用，當掛車滿載或裝載質量較大時，由主簧和副簧共同起作用。可以更好的完成懸架的作用和必要的裝載任務。 第5章 彈性元件的計算 5.1 懸架主要參數的確定計算 懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，既。 掛車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率和（亦稱偏頻），是影響掛車行使平順性的主要參數之一。因現代汽車的質量分配系數ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率和（亦稱偏頻）可用下列公式表示： =； =。 （5.1） 式中：1和2為前、后懸架的剛度； m1、m2為前、后懸架的簧上質量（kg）。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示： fc1=； fc2=。 （5.2） 式中：g為重力加速度，取g=981 ； 1和2為前、后懸架的剛度； m1、m2為前、后懸架的簧上質量（kg）。 靜撓度與偏頻的關系為，由分析可知：懸掛的靜撓度直接影響車身振動的偏頻。因此，欲保證掛車有良好的行使平順性，必須正確選取懸掛的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，應當使之接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，時的車身縱向角振動要比時小，考慮到掛車承載貨物的平順性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦。 根據平順性要求，后懸架期望滿載固有頻率取為。 所以，前懸架滿載固有頻率取為。 懸架動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸掛壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行使時經常碰撞緩沖塊。對貨車；取6～9cm。 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移（即懸掛的變形）的關系曲線，稱為懸架的彈性特性，其切線的斜率是懸架的剛度。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形f與所受垂直外力之間成固定的比例變化時，彈性特性為直線，稱為線性彈性特性。對于空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。本掛車前后懸架采用主副簧鋼板彈簧，為剛度可變的非線性彈性特性。 懸架主、副簧剛度的分配 為保證掛車有良好的平順性，要求固有頻率變化小。一是整個負荷變化范圍內頻率的變化應最?。欢歉变摪鍙椈山佑|支架前、后的頻率變化不能太大。這兩方面的要求是矛盾的。從前者考慮，導出了兩點等頻率法，從后者考慮，導出了一點等頻率法。本設計采用兩點等頻率法，既使副簧開始起作用時的懸掛撓度等于汽車空載時懸掛的撓度，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度等于滿載時懸掛的撓度。 于是，可求得： ； (5.3) 式中：、分別為滿載時鋼板彈簧主簧、副簧的撓度； 為空載時主簧的撓度。 副簧開始參加工作的載荷： (5.4) 式中：和分別為空載與滿載時的懸架載荷。 副簧、主簧的剛度比為： (5.5) 式中：——為副簧剛度； ——為主簧剛度； ——副簧、主簧的剛度比，。 主副簧的總剛度為： (5.6) 式中：——為副簧剛度； ——為主簧剛度； ——副簧、主簧的剛度比，； ——掛車滿載時的固有頻率。 鋼板彈簧的結構 葉片的截面形狀 最常用的板簧材料為熱軋彈簧扁鋼，其截面形狀為上下表面平坦（允許稍向內凹）。兩側為圓邊，半徑為厚度的0.65——0.85倍。由于板簧的疲勞破壞總是始于受拉伸的上表面，故下表面常采用如圖（b）,（c）,（d）所示，的拋物線側邊或單面單槽、單面雙槽形狀以使截面的中性軸向上移動，減小拉伸應力。通常認為許用壓應力可大于許用拉應力，其比值達1.27——1.30.經驗表明，采用圖（b）、（c）、（d）截面的板簧與采用傳統圖（a）截面的板簧相比可節(jié)約10%——14%的鋼材，疲勞壽命約可提高30%。 （a）標準型 （b）拋物線側邊 （c）單面單槽 （d）單面雙槽 葉片的端部結構圖5.1 葉片截面形狀 葉片的端部可以按其形狀和加工方式分為矩形、梯形（片端切角）、橢圓形（片端壓延）和片端壓延切斷四種，分別如圖（a）、（b）、（c）、（d）所示。其中矩形為制造成本最低的一種（由于對片端不做任何加工），但同時也是效果最差的一種。與壓延過的片端相比，再片端得接觸區(qū)域內，傳遞的壓力更大也更集中，導致片間摩擦和磨損加劇。同時也是板簧的作用機理與“應力方式”去甚遠，導致了板簧質量的增大。梯形片端切角結構比矩形有所改善，制造成本略有增加。片段壓延的橢圓形端部更接近于理想的“應力形狀”，并且在接觸區(qū)內壓力分布更均勻，片端片間摩擦磨損都有所減少，但需要專門的延壓設備。延壓后在切斷的端部結構制造成本最高，效果也最好。 圖5.2 葉片端部結構 鋼板彈簧端部的支撐形式 以板簧端部的支撐形式而言，可以大致分為卷耳和滑板（見圖）兩大類?；逍褪蕉嘁娪趦杉壥街鞲被蓱壹苤懈被傻闹魏推胶鈶壹苤邪鍙椈傻闹巍＞矶鶕湎鄬缮掀矫娴奈恢每梢苑譃樯暇矶?、平卷耳和下卷耳三類，分別如圖（b）（ｃ）（ｄ）所示。其中平卷耳的縱向作用力可以直接傳遞給主片，減少了附加的對主片的卷曲力矩，下卷耳可用于對板簧的安裝位置或角度有特殊要求的情況（比如使軸轉向趨于不足轉向）但采用下卷方式時無法像上卷耳和平卷耳那樣可以在必要的時候用第二片加強卷耳，加強結構多用于軍用車輛或重型載貨汽車，其主要目的是為了在竹片斷裂時起支撐作用，還可以在懸架反彈時與主片共同擔負非簧載部分的重力。為了方便采用非各向同性的橡膠支撐以減緩懸架所受的水平沖擊。 圖5.3 卷耳形式 5.2 懸架的基本參數的計算 該載貨汽車前、后懸架的總負荷空載時，該載貨汽車前懸架空載時總負荷；FRO該載貨汽車后懸架空載時的總負荷。滿載時，得。 求總剛度： 。 按兩點等頻率法求剛度分配及接觸點撓度： ； 。 根據和、比關系求得： ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； ； 。 式中：、分別為滿載時鋼板彈簧主簧、副簧承受的載荷。 鋼板彈簧主要參數的確定 鋼板彈簧長度L的確定： 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車行駛的平順性；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。鋼板彈簧的縱向角剛度，是指鋼板彈簧產生單位縱向轉角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形；選用長些的鋼板彈簧，會在汽車布置上時產生困難。原則上，在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。推薦掛車懸架前鋼板彈簧主簧長度L=（0.26-0.35）軸距，后懸架L=（0.35-0.45）軸距；取，副簧；后鋼板彈簧主簧，副簧。 鋼板斷面尺寸及片數的確定： 平均厚度： （5.7） 式中：——考慮U形螺栓夾緊板簧后的無效長度系數（剛性夾緊時=0.5，撓性夾緊時=0）； S——U形螺栓中心距，取120mm； ——為撓度增大系數（先確定與主片等長的重疊片數n1，再估計一個總片數n0，求的η=n1／n2，然后用初定）； ——材料的彈性模量，； ——許用彎曲應力，采用的55SiMnVB材料，表面經噴丸處理后，推薦的后主簧為450～550，后副簧為220～250。 前鋼板彈簧： 主簧：； 副簧：。 后鋼板彈簧： 主簧：； 副簧：。 片寬b： 推薦片寬與片厚的比值在6～10范圍內選取，取前后鋼板彈簧主副簧=100mm。 鋼板斷面形狀： 前后主副彈簧均采用矩形斷面形狀，其中性軸在鋼板斷面的對稱位置上，工作時，一面受拉應力、另一面受壓應力作用，并且應力絕對值相等。 鋼板彈簧片數： 根據掛車的總質量及結構形式，選取前后主簧的片數為=6片，副簧的片數為=5片。 鋼板彈簧各片長度的確定 鋼板彈簧各片長度就是基于實際鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來作圖確定的，具體進行步驟如下： 先將各片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫坐標量出主片長度的一半和U形螺栓中心距的一半，得到A、B兩點，連接A、B既得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片的上側邊交點既為各片長度。各片實際長度尺寸需經過圓整后確定。 L/2 S/2 A B h33 圖5.4 確定鋼板彈簧各片長度得作圖法 由上述方法得到前鋼板彈簧主簧各片長度：1350mm、1100mm、940mm、780mm、610mm、450mm；副簧各片長度：1150mm、880mm、610mm、450mm、350mm，后鋼板彈簧主簧各片長度：1575mm、1325mm、1075mm、835mm、585mm、335mm；副簧各片長度：1330mm、1100mm、860mm、630mm、400mm。 鋼板總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑的計算 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差（如圖5-5），稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高用公式計算 (5.8) 式中： 為靜撓度； 為滿載弧高； 為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化。 (5.9) 式中：為U形螺栓中心距； L為鋼板彈簧主片長度； 為靜撓度； 為滿載弧高。 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 （5.10） 圖5.5 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 前鋼板彈簧： 主簧： =15 =113.43 =15+113.43+16.6=145 副簧： =15 =40.38 =15+40.38+8.4=63.78 后鋼板彈簧： 主簧： =15 =97.02 =15+97.02+12.5=124.52 副簧： =15 =34.54 =6.5+15+34.54=56.04 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片產生預應力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地緊貼，減少主片工作應力，使各片壽命接近。 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定： （5.11） 式中：為第片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）; 為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）； 為各片彈簧預應力（MPa）； 為材料彈性模量（MPa），取MPa； 為第片的彈簧厚度（mm）。 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下曲率半徑和各片彈簧預加應力的條件下，可以用公式（5.11）計算各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前