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燕山大學 課 程 設 計 說 明 書 題目： 長安單排微貨SC1011后懸架設計 學院（系）： 車輛與能源學院 年級專業(yè)： 11級車輛工程(3)班 學 號： 110110050021 學生姓名： 張賀帥 指導教師： 梁 晨 唐先智 教師職稱： 副教授 燕山大學課程設計評審意見表 指導教師評語： 成績： 指導教師： 年 月 日 答辯小組評語： 成績： 評閱人： 年 月 日 課程設計總成績： 答辯小組成員簽字： 年 月 日 目 錄 摘要 - 1 - 1、鋼板彈簧主要參數(shù)確定 - 1 - 1.1長安單排微貨SC1011設計技術參數(shù) - 1 - 1.2選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 - 1 - 1.3確定板簧總長L，滿載靜止弧高Ha，動撓度fd - 2 - 1.4選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù) - 3 - 1.5板簧的應力校核 - 4 - 1.6各片長度的確定 - 5 - 1.7板簧的剛度驗算 - 6 - 1.8各片應力計算 - 10 - 1.9預應力及其選擇 - 10 - 1.10板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 - 13 - 1.11各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑及弧高計算 - 14 - 1.12板簧的動應力和最大應力 - 17 - 1.13板簧的強度驗算 - 19 - 2、附件選取 - 19 - 2.1減震器 - 19 - 2.2U形螺栓 - 20 - 2.3U型螺栓上的螺母 - 20 - 2.4中心螺栓 - 20 - 2.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓 - 21 - 2.6卷耳處的銷及套筒 - 21 - 3、參考文獻 - 22 - 致謝 - 22 - 摘要 中國汽車工業(yè)經(jīng)過60年的發(fā)展,特別是改革開放以后,世界各國的汽車企業(yè)紛紛進入中國市場,才步入了真正的競爭時代。中國汽車工業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為一個種類比較齊全、生產(chǎn)能力不斷增長、產(chǎn)品水平日益提高的汽車工業(yè)體系。質量、技術、服務、價格成為各個零部件供應商競爭的關鍵因素。 懸架是現(xiàn)代汽車上的主要總成之一,它能夠把車架(車身)與車軸(車輪)彈性的連接起來,其主要任務是傳遞作用在與車架和車輪之間的一切力和力矩,并且緩和由于路面不平而傳給車身的沖擊載荷,衰減由于沖擊載荷引起的承載系統(tǒng)的振動,保證汽車的懸架通常由彈性元件、導向機構及減振裝置組成。彈性元件主要有鋼板彈簧,螺旋彈簧,橡膠彈簧,空氣彈簧及油氣彈簧等。 板簧在汽車行駛過程中,除了承受車廂及載物的重量(靜載荷)外,還要承受因路面不平所引起的沖擊載荷,并因此造成單向循環(huán)彎曲應力。板簧的主要失效方式是疲勞斷裂和產(chǎn)生永久性塑性變形。影響板簧使用壽命的除了設計、安裝、潤滑和使用等因素外,更重要的是板簧本身的熱處理質量和表面質量。要保證和提高熱處理質量,必須加強質量管理,完善質量管理體系。提高產(chǎn)品質量已成為我國經(jīng)濟發(fā)展的一個戰(zhàn)略問題,是企業(yè)競爭的主要手段。 本文對長安單排微貨SC1011后懸架進行設計。從而引出汽車鋼板彈簧的分類和主要零件以及材質的選擇及鋼板彈簧的設計參數(shù)進行了詳細介紹和分析。 關鍵詞：鋼板彈簧、工藝設計 1鋼板彈簧主要參數(shù)確定 1．1長安單排微貨SC1011設計技術參數(shù) 長 3550mm 整備質量 660Kg 寬 1400mm 滿載質量 1100Kg 高 1660mm 空載軸荷分配系數(shù) 50%/50% 軸距 2000mm 空載軸荷分配系數(shù) 35%/65% 最小離地間隙 170mm 表1 長安單排微貨SC1011設計技術參數(shù) 1．2選擇懸架主要參數(shù)：nc 、fc、Cs、.n0、f0 1.1.1滿載偏頻nc 偏頻為評判整車平順性能的一個重要參數(shù)，在設計懸架初期就要先定義偏頻的范圍。根據(jù)書中要求，貨車滿載時，后懸架滿載偏頻要求在1.70~2.17Hz，但貨車對于平順性的要求比較低，暫取nc =1.85Hz。 1.1.2滿載靜撓度 fc 懸架的靜撓度fc會直接影響到車身振動的滿載偏頻，因此，要想保證汽車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，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。在選定偏頻后可以依據(jù)下面的公式計算后懸架的靜撓度 滿載靜撓度cm 1.1.3板簧線剛度Cs 懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上而車廂做垂直運動時，單位車廂位移下，懸架系統(tǒng)給車廂的總彈簧恢復力。鋼板彈簧作為懸架中的彈性元件，它自身的線剛度會影響到懸架的線剛度，從而影響車廂的位移量，這里用如下的公式計算板簧的線剛度。 滿載時單個板簧上的垂直載荷 1.1.4空載時的偏頻n0 及撓度f0 計算出滿載時的偏頻nc和靜撓度fc后，還需要通過空載情況下的靜載荷求出此時的偏頻及撓度。 空載時單個板簧上的垂直載荷 空載撓度 空載偏頻n0 = 5/=5/=2.21Hz 1.2確定板簧總長L，滿載靜止弧高Ha，動撓度fd 1.2.1板簧總長 L 板簧的長度為彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。一般由設計人員確定，確定板簧的總長時要從以下幾方面考慮。 a）增加鋼板彈簧的長度能明顯降低彈簧應力，提高使用壽命； b）板簧長度增加能降低彈簧剛度，改善汽車行駛的平順性； c）在垂直剛度給定的條件下，板簧長度增加又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。 因此，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。對于貨車的后懸架推薦在如下的范圍內選擇:L=(0.35~0.45)軸距 應盡可能將鋼板彈簧取長些,原因如下： 1,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)生單位縱向轉角時，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，能減少車輪扭轉力矩所引起的彈簧變形。 代入數(shù)據(jù)得 L=(0.35~0.45)2000=700~900mm，小型貨車的鋼板長度可略大于最高長度，最后選擇的鋼板彈簧的長度為930mm。 1.2.2滿載靜止弧高Ha 滿載靜止弧高 是裝配到汽車上之后的板簧弧高，一般后懸架為Har=10~20mm，考慮到鋼板彈簧安裝好后有足夠的上跳動撓度，將滿載靜止弧高取15mm。 1.2.3動撓度fd 懸架彈簧的動撓度fd與其限位行程有關，二者應適當配合，否則會增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。fd =6~9cm 1.3選擇板簧片數(shù)及斷面參數(shù) 1.3.1板簧片數(shù) 初選總片數(shù)n和主片數(shù)n1，建議后簧取n = 6-14，n1 =1或2。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，改善汽車行駛平順性。綜合考慮汽車的行駛平順性與靜載荷，將板簧總片數(shù)n 定為7，主片n1定為1。 1.3.2斷面寬度與高度 在研究鋼板彈簧時，常將其抽象成簡支梁。因此可利用簡支梁的撓度公式計算板簧的總慣性矩J∑ δ：撓度系數(shù)， S：騎馬螺栓距離； K：非工作長度系數(shù)，表征騎馬螺栓的夾緊程度； K= 0.5為剛性夾緊，K = 0 為撓性夾緊； 查國標GB1222—84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，材料手冊上都給出了J和中性層的位置，其慣性矩為： 比較二者的結果，應大致相等，否則調整片數(shù)或斷面參數(shù)，直至滿意為止（相對誤差小于5%）。 其中各參數(shù)選取如下： η= n1/n=1/7=0.143 δ=1.5/[1.04(1+0.5η)]=1.5/[1.04(1+0.50.143=1.44 K=0.5 S=100mm b=60mm h=5mm 將這些參數(shù)值代入公式 = 4220.51mm4 =4375.00mm4 相對誤差 符合要求。 1.4板簧的應力校核 1.4.1平均應力 抽象成簡支梁的板簧在承受載荷Q、變形為fc時，根部應力為： σc=≤ [σc] [σc]為許用靜應力，經(jīng)應力噴丸處理的彈簧鋼： 后簧：[σc]=450—550 MPa 代入相關數(shù)據(jù)可得 滿足要求。 1.4.2最大應力 最大應力即板簧產(chǎn)生最大變形時的應力： 代入相關數(shù)據(jù)可得： 滿足要求。 1.5各片長度的確定 簧片長度是指其各片的伸直長度。有兩種設計方法，一是等差級數(shù)法，二是作圖法。這里采用等差級數(shù)法：等差級數(shù)法是將板簧總長度與騎馬螺栓S之間的差分成與片數(shù)相等的長度等差數(shù)列，相鄰各片的長度差是相等的。 公差 代入相關數(shù)據(jù)得 取公差d=130mm 則 1.6板簧的剛度驗算 對板簧剛度進行驗算時，可以把板簧抽象成前述簡支梁（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軸處，其長度和載荷都是簡支梁的1/2。這兩種模型在力學特性上是等價的。 進行剛度驗算有兩種方法：一是共同曲率法，一是集中載荷法。此處用共同曲率法。 該方法假設：（1）板簧各片之間密切接觸，無間隙；（2）忽略片間摩擦力。這兩個假設等價于：①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；②各片承受的彎矩與其慣性矩成正比。如圖1。 圖1 共同曲率法力學模型 設在任意截面Ａ－Ａ上，第一片（主片）曲率半徑為，則第二片為，第ｉ片為（各片等厚），或者，由于厚度，故可認為： 　 當載荷變化，變形（撓度）增大后，有： 　， 即　 說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： 0 x 圖２　共同曲率法的等效模型 這是一個端部作用集中載荷的變截面懸臂梁模型。設各截面的彎矩在長度方向的變化為M（x），慣性矩為Ｊ（x），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)驗確定。一般矩形截面簧片取0.90—0.95。 i = 1、2、3……n 為各不同板簧段的慣性矩和。 如圖3： A B C D E F G 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, …… 式中各片長度取，則計算出的剛度是板簧總成的剛度可用于檢驗鋼板彈簧的產(chǎn)品剛度。 由于各個板簧有相同的厚度與寬度，則各個段的慣性矩相同，即。代入數(shù)據(jù)有 誤差= 滿足要求。 1.7各片應力計算 上面用共同曲率法，根據(jù)假設，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 = 1~n ，分別為根部的總彎矩和總慣性矩。 且 =，故有： 根部應力： 代入數(shù)據(jù)有 滿足要求。 1.8預應力及其選擇 板簧在工作中，以主片斷裂最常見。斷裂的部位常發(fā)生在①卷耳附近；②騎馬螺栓附近；③下片的端部。因此，在設計板簧時，適當加強主片的強度，對提高板簧的壽命和可靠性很有必要。 加強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，三是置預應力。 在設計板簧時，有意識地將各片設計成自由狀態(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，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，上表面有了負應力（壓應力）；而下面幾片的上表面都有了正應力（拉應力）。這種由于各片之間自由曲率半徑不等而相互作用產(chǎn)生的應力叫預應力。設置預應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，防止泥沙進入片間合理的各片根部預應力分布如圖8所示。主片及靠近主片的幾片取負預應力。（上表面受壓），下面幾片取正預應力（上表面受拉），負預應力最大值一般不超過150MPa，正預應力最大值一般不超 nc =1.85Hz fc=7.30cm Q=2627.63N Cs=35.97N/mm Q0=1837.5N f0 =51.08mm n0 =2.21Hz L=930mm Ha=20mm fd=8cm n=7 n1=1 η=0.143 δ=1.44 K=0.5 S=100mm b=60mm h=5mm 4220.51mm4 4375.00mm4 相對誤差=3.7％ σc=360.88Mpa =758.21Mpa L1=930mm L2=800mm L3=670mm L4=540mm L5=410mm L6=280mm L7=150mm l1=465mm l2=400mm l3=335mm l4=270mm l5=205mm l6=140mm l7=75mm a1=0mm a2=65mm a3=130mm a4=195mm a5=260mm a6=325mm a7=390mm a8=465mm Y1=1.6 Y2=8 Y3=5.33 Y4=4 Y5=3.2 Y6=2.67 Y7=2.28 Y8=0 =420.5Mpa 圖4 （a） 圖4 （b） 圖4 中心螺栓裝配前后的鋼板彈簧 過60~80Mpa。但在板簧懸臂梁模型根部，由預應力產(chǎn)生的彎矩之和應相等： （－） （+） 圖5 各片預應力分布 為各片上表面的預應力，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即各個板簧預應力分配。 表1 -115 -110 0 60 55 50 50 滿足要求。 圖6 預應力分布 板簧在工作中的實際靜應力應為前述的計算應力與預應力的和： 即： 1.9板簧總成自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 板簧僅由中心螺栓裝配后，應有適當?shù)幕「?，否則，就不能保證滿載時的弧高fa，因而也就不能保證板簧在適當?shù)臓顟B(tài)下工作?？偝勺杂苫「逪0可由下式估算： 、fa意義同前，為預壓縮式的塑性變形，由經(jīng)驗公式計算： 是與板簧總長和騎馬螺栓中心矩S有關的附加變形，可用下式估算： 板簧自由狀態(tài)的曲率半徑 與 有圖7所示關系: R0 H0 L 圖7 板簧長度、曲率半徑與弧高的關系 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》可知，受彎矩作用的梁： 為曲率，為梁的撓曲線表達式。因此各片在用中心螺栓裝配前后由預應力產(chǎn)生的曲率變化為： 其中為由預應力產(chǎn)生的彎矩，R0為裝配成總成的曲率半徑。 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)時的弧高為： 在確定之后，一般還要驗算一下板簧總成的曲率半徑和弧高是否與上節(jié)計算的結果相符，差別較大時，仍要調整參數(shù)。 與各片有如下關系： 對于各片厚度相等，則可簡化為： 總成弧高： 代入數(shù)據(jù)可得 驗算： 符合要求。 符合要求。 1.11板簧的動應力和最大應力 鋼簧彈簧葉片的工作狀況比較惡劣，在設計時，除對上述靜應力進行計算外，還要對動應力和極限應力進行校核。 A、動應力 是板簧從滿載靜止變形起，繼續(xù)變形，直到動行程消失，各片上表面所增加的拉應力。 由于應力與變形（撓度）成正比，因此各片的動應力與靜止應力有下述關系： 故： B. 最大應力 最大應力為各片靜應力與動應力的疊加： 為許用最大應力，取為1000MPa 其中最大值，滿足要求。 1.12板簧的強度驗算 1）汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應力為 + 式中，為作用在后輪上的垂直靜負荷；為后軸負荷轉移系數(shù)，貨車：；、為鋼板彈簧前、后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；h為鋼板彈簧主片厚度：c為彈簧固定點到路面的距離，取500mm。 代入數(shù)值有 <1000Mpa 校核通過。 2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度校核。 圖8 鋼板彈簧主片卷耳受力圖 卷耳處所受應力如圖所示，其所受應力是由彎曲應力和拉壓合成的應力， 已知 則: 式中，為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力且；為卷耳內經(jīng)；為鋼板彈簧寬度；為主片厚度。許用應力取為；為作用在車輪上的載荷；為道路附著系數(shù)，計算時通常取；為后軸對于后軸驅動的的汽車，一般制動時重量重新分配系數(shù)。其具體數(shù)值，可按總體布置參數(shù)在附著系數(shù)為的道路上制動而計算得出的，一般。 得： 對數(shù)據(jù)進行圓整，取。 2 附件選取 2.1減震器 設計減震器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。從以下幾個方面對減震器進行設計。 2.11 相對阻尼系數(shù) 相對阻尼系數(shù)可以評價懸架振動衰減的快慢程度。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。 2.12阻尼系數(shù) 根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。 o1=-115Mpa o2=-110Mpa o3=0Mpa o4=60Mpa o5=55Mpa o6=50Mpa o7=50Mpa =234.1Mpa =239.1Mpa =349.1Mpa =409.1Mpa =404.1Mpa =399.1Mpa =399.1Mpa =9mm =13.69mm =101.73mm =1062.66mm =1393.27mm =1373.27mm =1062.65mm =945.60mm =954.40mm =963.27mm =963.27mm =77.60mm =58.20mm =52.80mm =38.55mm =22.02mm =10.17mm =2.92mm =1136.16mm =95.15mm =256.38Mpa =261.86Mpa =382.33Mpa =448.04Mpa =442.60Mpa =437.10Mpa =437.10Mpa =490.48Mpa =500.96Mpa =731.43Mpa =857.14Mpa =846.67Mpa =836.20Mpa =836.20Mpa =721.87 Mpa 其中， ， 所以 2.13最大卸荷 為減小傳到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，卸荷速度一般為0.15~0.30m/s，取為0.25m/s。 伸張行程的最大卸荷力 2.14減震器工作直徑D 計算出以上的參數(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3~4 Mpa；為連桿直徑與鋼筒直徑之比，雙筒式減震器取。 代入這些相關數(shù)據(jù)得 ， 查QC/T491—1999《汽車筒式減震器 尺寸系列及技術條件》，減震器的工作缸直徑D為20mm。最后減震器確定為直徑HH型、工作缸外徑D=34mm、儲油缸外徑40、活塞行程。然后再根據(jù)標準確定相關的尺寸進行繪圖。 2.2 U形螺栓 根據(jù)《U形螺栓螺母技術條件QCT517-1999》進行選擇，可以確定下面的幾個參數(shù)。 （1）性能等級8.8級； （2）材料為低碳合金鋼，淬火并回火，硬度為242HB； （3）螺紋的精度等級為6f級； （4）考慮到安裝和強度要求，螺栓的公稱直徑d選為M20 2.3U型螺栓上的螺母 通過查《U形螺栓螺母技術條件QCT517-1999》螺母的精度等級、公稱直徑D與螺栓的相同，公稱高度定為35mm。 2.4中心螺栓 中心螺栓將自由狀態(tài)下的板簧連在一起，可以使鋼板彈簧形成預應力，減小板簧受到的最大應力，改善懸架的受力情況。綜合彈簧的受力情況和強度要求將中心螺栓選為M10。 2.5彈簧卡處的鉚釘和螺栓 鋼板彈簧由多片彈簧組成，彈簧卡可以將各簧片進行橫向定位，防止簧片橫向錯動。由于此處不是承受懸架所受載荷的主要部位，則此處的鉚釘和螺栓分別選為M8、M14。鉚釘將最后一片簧片與簧卡連在一起。為保證擰緊螺栓時彈簧卡不變形，在螺栓外側套一個與簧卡等寬的套筒。 2.6卷耳處的銷及套筒 鋼板彈簧主片卷耳處主要受靜載荷產(chǎn)生的剪切應力和擠壓應力合成的應力，根據(jù)下面的公式進行簡單的計算。 —剪切面和擠壓面受到的力； —剪切面和擠壓面的面積； 通過計算和查《機械設計手冊》選擇M15的圓柱銷，長度L=90mm。選擇M8的油杯對圓柱銷進行潤滑。 套筒連接銷及卷耳，長度L=60mm,厚度H=7.5，材料尼龍，耐磨。 3 參考文獻 1. 汽車設計.劉唯信.清華大學出版社，2001 2. 汽車設計.王望予.機械工業(yè)出版社，2000 3. 機械設計手冊 4. 汽車工程手冊（設計篇）.汽車工程手冊編輯委員會.人民交通出版社，2001 5.課程設計指導書 致謝 此次課程設計是在梁晨老師和唐先智老師的親切關懷和悉心指導下完成的。本人水平有限,在鋼板彈簧選型、資料收集、繪制圖形和說明書撰寫的整個過程中,梁老師和唐老師不厭其煩的給我講解指正,使我的課程設計得以順利完成。他們嚴謹?shù)闹螌W精神、謙和的態(tài)度給我留下了深刻印象,并使我受益終生。在此我向梁老師和唐老師表示衷心的感謝,并致以崇高的敬意。其次,在此次課程設計過程中,感謝我的朋友、同學為我的課程設計所做的工作。 最后,向所有幫助我的老師和學者致以崇高的敬意和深深的感謝! 張賀帥 2015年1月