庆铃NKR77GLEACJAX后悬架设计.doc

1、1/30课程设计说明书题目庆铃NKR77GLEACJAX后悬架设计学院（系）年级专业学号学生姓名指导教师教师职称燕山大学课程设计说明书共页第页计算及说明一、参数计算1选择悬架主要参数NC、FC、CS、N0、F0满载偏频NC偏频为评判整车平顺性能的一个重要参数，在设计悬架初期就要先定义偏频的范围。根据书中要求，货车满载时，后悬架满载偏频要求在170217HZ，但货车对于平顺性的要求比较低，暂取NC19HZ。满载静挠度FC悬架的静挠度FC会直接影响到车身振动的满载偏频CN，因此，要想保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。而且前悬架的静挠度要比后悬架的静挠度大些，这有利于防止车身产生

2、较大的纵向角振动。在选定偏频后可以依据下面的公式计算前悬架的静挠度满载静挠度FC25/NC225/192板簧线刚度CS悬架的线刚度指的是车轮保持在地面上而车厢做垂直运动时，单位车厢位移下，悬架系统给车厢的总弹簧恢复力。钢板弹簧作为悬架中的弹性元件，它自身的线刚度会影响到悬架的线刚度，从而影响车厢的位移量，这里用如下的公式计算板簧的线刚度。满载时单个板簧上的垂直载荷KNQ13672322205022503501000894530CMKNFQCCS03192561367空载时的偏频N0及挠度F0计算出满载时的偏频NC和静挠度FC后，还需要通过空载情况下的静载荷求出此时的偏频及挠度。NC19HZFC

3、6925CMQ7136KNCS103KN/CM燕山大学课程设计说明书共页第页空载时单个板簧上的垂直载荷KNQ98252322205022505010008927000空载挠度CMCQFS8055031928500空载偏频N05/0F5/80552确定板簧总长L，满载静止弧高HA，上、下跳动挠度FD下、FD上板簧总长板簧的长度为弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。一般由设计人员确定，确定板簧的总长时要从以下几方面考虑。A）增加钢板弹簧的长度能明显降低弹簧应力，提高使用寿命；B）板簧长度增加能降低弹簧刚度，改善汽车行驶的平顺性；C）在垂直刚度给定的条件下，板簧长度增加又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。

4、因此，原则上，在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。对于客车的后悬架推荐在如下的范围内选择L026035轴距应尽可能将钢板弹簧取长些,原因如下1,增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命降低弹簧刚度，改善汽车平顺性。2,在垂直刚度C给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。3,刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。4,增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。代入数据得L0260352700718996775，最后选择的钢板弹簧的长度为1020MM。满载静止弧高HA满载静止弧高是装配到汽车上之后的板簧

5、弧高，一般前悬Q05982KNF05805CMN02075HZL1020MM燕山大学课程设计说明书共页第页架为HAF1020MM，考虑到钢板弹簧安装好后有足够的上跳动挠度，将满载静止弧高取12MM。上、下跳动挠度FD上、FD下悬架弹簧的动挠度FD与其限位行程有关，二者应适当配合，否则会增加行驶中撞击限位的概率，使平顺性变坏。上跳动挠度一般取为0710FC，过大则板簧的最大应力增大，过小则容易碰撞限位块。带入相关数据得出这里设计的前悬架的上跳动挠度范围48486925CM，考虑到悬架弹簧的动挠度与其限位行程很好的配合，将上跳动挠度定为65CM。下跳动挠度略小于，定为6CM。3选择板簧片数及断面参

6、数板簧片数初选总片数N和主片数N1，建议前簧取N6、7或8，N11或2。片数少些有利于制造和装配，并可以降低片之间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。综合考虑汽车的行驶平顺性与静载荷，将板簧总片数N定为8，主片N1定为2。断面宽度与高度在研究钢板弹簧时，常将其抽象成简支梁。因此可利用简支梁的挠度公式计算板簧的总惯性矩J4348MMECSKLJS挠度系数，S骑马螺栓距离；K非工作长度系数，表征骑马螺栓的夹紧程度；K05为刚性夹紧，K0为挠性夹紧；查国标GB122284选取簧片的断面参数，即宽度B，厚度H，若为矩形截面，则惯性矩为413112MMHBJJNIIINII若选用双槽钢，材料手册上都给出了J和

7、中性层的位置，其HA12MMFD上65CMFD下60CMN8N12燕山大学课程设计说明书共页第页惯性矩为NIIJJ1用（5）或（5）计算出的J与（4）计算的比较，应大致相等，否则调整片数或断面参数，直至满意为止（相对误差小于5）。其中各参数选取如下N1/N2/815/10410515/104105025K05S68MMB70MMH65MM将这些参数值代入公式531006248031685010202821J813125670IJ相对误差01012816381280612816JJJ符合要求。4板簧的应力校核（1）平均应力抽象成简支梁的板簧在承受载荷Q、变形为FC时，根部应力为C126SKLEH

8、FCCC为许用静应力，经应力喷丸处理的弹簧钢0251282K05S68MMB70MMH65MMJ1280638MM4J12816MM4相对误差1燕山大学课程设计说明书共页第页前簧C350450MPA代入相关数据可得C381446685010209256561006262821125MPAC满足要求。（2）最大应力最大应力即板簧产生最大变形DCFFF时的应力MPA100090062MAXSKLFFEHDC代入相关数据可得3548656850102028215692565610052625MAX1000MPA满足要求。5各片长度的确定簧片长度是指其各片的伸直长度。有两种设计方法，一是等差级数法，二

9、是作图法。这里采用等差级数法等差级数法是将板簧总长度与骑马螺栓S之间的差分成与片数相等的长度等差数列，相邻各片的长度差是相等的。公差1NSLD代入相关数据得MMD13618681020则MML10201MML10202MMLL88413613MMLL75813614MMLL61213615MMLL47613616MMLL34013617MMLL204136186板簧的刚度验算对板簧刚度进行验算时，可以把板簧抽象成前述简支梁（载荷为Q）,也可以抽象成悬臂梁。抽象成悬臂梁的模型其插入端在车轴处，其长度和载荷都是简支梁的1/2。这两种模型在力学特性上是等价的。C446381MPAMAX865354M

10、PAL11020MML21020MML3884MML4758MML5612MML6476MML7340MML8204MM燕山大学课程设计说明书共页第页进行刚度验算有两种方法一是共同曲率法，一是集中载荷法。此处用共同曲率法。该方法假设（1）板簧各片之间密切接触，无间隙；（2）忽略片间摩擦力。这两个假设等价于在板簧的任何截面上，各片的曲率（或曲率半径）及其变化都相等；各片承受的弯矩与其惯性矩成正比。如图1。图1共同曲率法力学模型设在任意截面上，第一片（主片）曲率半径为1R，则第二片为112HRR，第片为HIRRI11（各片等厚），或者110IJJIHRR，由于厚度IIRH，故可认为NIRRRR21

11、当载荷变化，变形（挠度）增大后，有RRR11，RRR22RRRII即RRRRRRNI021说明板簧各片在任何载荷下都有相同的曲率半径和变化量。这样我们就可以把它重新组合成图2所示的单片阶梯型梁燕山大学课程设计说明书共页第页图共同曲率法的等效模型这是一个端部作用集中载荷2/QP的变截面悬臂梁模型。设各截面的弯矩在长度方向的变化为M（X），惯性矩为（X），用能量积分法求出端部变形CFUCFP21DXXEJXML1022DXXPEJXMFLC102刚度CCFPFQCS2整理可得如下公式/61113IINIISYYAEC式中为修正系数，修正由于抽象成悬臂梁模型引起得误差，其值由经验确定。一般矩形截面簧

12、片取090095，双槽钢取083087。IILLA1I1、2、3NIIJY/1IJ为各不同板簧段的惯性矩和。如图30XIL1L燕山大学课程设计说明书共页第页图3板簧各段的惯性矩在AB段I1,1JJI在BC段I2,JJJI1在CD段I3,321JJJJI如果式中的主片长度取有效长度2KSLLII，其余的各片2IILL，则计算出的刚度是板簧总成的刚度可用于检验钢板弹簧的产品刚度。49326850102021LLMMLL442233MMLL374244MMLL306255MMLL238266MMLL170277MMLL10228817111LLA17212LLA51313LLA119414LLA18

13、7515LLA255616LLA323717LLA391818LLA49319LA由于各个板簧有相同的厚度与宽度，则各个段的惯性矩相同，即123BHJ。代入数据有97916011256703J4111102469791601111JJY412210123979160121211JJY413310082979160131311JJYL1493MML2493MML3442MML4374MML5306MML6238MML7170MML8102MMA117MMA217MMA351MMA4119MMA5187MMA6255MMA7323MMA8391MMA9493MMY1624104Y2312104Y3

14、208104Y4156104Y5125104Y6104104Y7892105ABCDEFG燕山大学课程设计说明书共页第页414410561979160141411JJY415510251979160151511JJY416610041979160161611JJY517710928979160171711JJY518810807979160181811JJY09Y9960100626950/68113151113IIIIIINIISYYAYYAEC03409960031SC满足要求。7各片应力计算上面用共同曲率法，根据假设，在悬臂梁模型根部，各片所承受的弯矩与其惯性矩成正比，即IIIIJMJM

15、I1NIM，IJ分别为根部的总弯矩和总惯性矩。且IM11LP，故有IIIIIIJJLPMJJM11根部应力IIIIIIGJWJLPWM11NI21代入数据有MPAMPAJWJLPIIIIG4500514469791601865670979160149321367211满足要求。Y8780105Y90IG446051MPA燕山大学课程设计说明书共页第页8预应力及其选择板簧在工作中，以主片断裂最常见。断裂的部位常发生在卷耳附近；骑马螺栓附近；下片的端部。因此，在设计板簧时，适当加强主片的强度，对提高板簧的寿命和可靠性很有必要。加强主片的措施有以下几种一是多主片（二片或三片），二是主片的厚度大于其他

16、片，三是置预应力。在设计板簧时，有意识地将各片设计成自由状态下的曲率半径不等，自上而下，曲率半径逐渐减小，如图7（B）所示，当中心螺栓装配成总成后，各片便紧密贴合，具有近似相等的曲率半径。如图7（A）所示，这时，虽然外载荷0Q，但由于各片之间的相互作用，各片都产生了一定的应力。很明显，主片及靠近主片的几片，曲率半径变小，上表面有了负应力（压应力）；而下面几片的上表面都有了正应力（拉应力）。这种由于各片之间自由曲率半径不等而相互作用产生的应力叫预应力。设置预应力不仅能够充分利用材料，提高板簧寿命和可靠性，而且可以使片间贴合更紧，防止泥沙进入片间。图7（A）图7（B）图7中心螺栓装配前后的钢板弹簧

17、合理的各片根部预应力分布如图8所示。主片及靠近主片的几片取负预应力。（上表面受压），下面几片取正预应力（上表面受拉），负预应力最大值一般不超过150MPA，正预应力最大值一般不超过6080MPA。但在板簧悬臂梁模型根部，由预应力产生的弯矩之和应相等燕山大学课程设计说明书共页第页图8各片预应力分布NINIIOIOIWM110OI为各片上表面的预应力，IW为各片抗弯截面系数。由于所有板簧具有相同的厚度和宽度，则只需要NIOI10。表1即各个板簧预应力分配。表1O1O2O3O4O5O6O7O8145952040808060015015015060806080608060806080NIOI10608

18、080402095145满足要求。表2预应力分布O1145MPAO295MPAO320MPAO440MPAO580MPAO680MPAO760MPAO80MPA（）（）燕山大学课程设计说明书共页第页板簧在工作中的实际静应力应为前述的计算应力与预应力的和即OIIGINI21MPAOG0530114505446111MPAOG053519505446222MPAOG054262005446333MPAOG054864005446444MPAOG055268005446555MPAOG055268005446666MPAOG055066005446777MPAOG054460054468889板簧总

19、成自由状态下的弧高及曲率半径计算板簧仅由中心螺栓装配后，应有适当的弧高，否则，就不能保证满载时的弧高FA，因而也就不能保证板簧在适当的状态下工作。总成自由弧高H0可由下式估算FFFHACOCF、FA意义同前，为预压缩式的塑性变形，由经验公式计算07500550DCFFF是与板簧总长和骑马螺栓中心矩S有关的附加变形，可用下式估算232ACFFLSLSF板簧自由状态的曲率半径与有图9所示关系图9板簧长度、曲率半径与弧高的关系130105MPA235105MPA342605MPA448605MPA552605MPA652605MPA750605MPA844605MPAR0H0L燕山大学课程设计说明书

20、共页第页故有028HLRO代入数据可得MMFFDC01107165692560750055007500550MMFFLSLSFAC92810122569102026810203682322MMFFFHACO1710092810122569取1000MMHMMHLRO5130010081020820210各片在自由状态下的曲率半径及弧高计算板簧各片在未装配前的曲率半径OIR和弧高OIH是板簧制造必不可少的参数，由材料力学可知，受弯矩作用的梁EJXMDXYDR122为曲率，XY为梁的挠曲线表达式。因此各片在用中心螺栓装配前后由预应力产生的曲率变化为IOIIIOIIOIIEHHEWMEJXMRR22

21、1100其中OIM为由预应力OI产生的弯矩，R0为装配成总成的曲率半径。但OOIRR11，因此OIOIOIOIREHREHR2NI21OIR为第I片的自由曲率半径，IH为第I片厚度。各片在自由状态时的弧高为OIIOIRLH8210MMF892MMOH100MMOR13005MM燕山大学课程设计说明书共页第页在OIR确定之后，一般还要验算一下板簧总成的曲率半径OR和弧高0H是否与上节计算的结果相符，差别较大时，仍要调整参数。OR与各片OIR有如下关系NIOIIINIIIORLJLJR11若各片厚度IH相等，则可简化为NIOIINIIORLLR11总成弧高ORLH820代入数据可得MMRO4318

22、101455130025610062513005610062551MMRO801594955130025610062513005610062552MMRO071353205130025610062513005610062553MMRO741206405130025610062513005610062554MMRO581125805130025610062513005610062555MMRO581125805130025610062513005610062556MMRO751164605130025610062513005610062557MMRO51300051300256100625130

23、05610062558MMRLHOO837143181081020821211MMRLHOO5581801594810208222221OR181043MM2OR159480MM3OR135307MM4OR120674MM5OR112558MM6OR112558MM7OR116475MM8OR13005MM1OH7138MM2OH8155MM燕山大学课程设计说明书共页第页MMRLHOO19720713538884823233MMRLHOO96577412068748824244MMRLHOO59415811258612825255MMRLHOO16255811258476826266MMRLH

24、OO41127511648340827277MMRLHOO4513008204828288验算MMRLJLJRNIOIIINIII951362513002047511643405811254765811256127412067480713538848015941020431810102020434047661274888410201020110MMR4562513009513620符合要求。MMRLHO4295951362810208220MMH7544295171000符合要求。11板簧的动应力和最大应力钢簧弹簧叶片的工作状况比较恶劣，在设计时，除对上述静应力进行计算外，还要对动应力和极限应

25、力进行校核。A、动应力DD是板簧从满载静止变形起，继续变形，直到动行程DF消失，各片上表面所增加的拉应力。由于应力与变形（挠度）成正比，因此各片的动应力DI与静止应力I有下述关系CIDDIFF故CIDDIFFNI213OH7219MM4OH5796MM5OH4159MM6OH2616MM7OH1241MM8OH4MM0R136295MM0H9542MM燕山大学课程设计说明书共页第页MPAFFCDD572829256053015611MPAFFCDD503299256053515622MPAFFCDD903999256054265633MPAFFCDD114219256054865644MPAF

26、FCDD754939256055265655MPAFFCDD754939256055265666MPAFFCDD984749256055065677MPAFFCDD864189256054465688B最大应力MAX最大应力MAX为各片静应力与动应力的叠加MAXMAXDIIINI21MAX为许用最大应力，取为1000MPA或取为08509S。S为材料的屈服极限。MPA1260140090MAXMPAD62583053015728211MAX1MPAD55680053515032922MAX2MPAD95825054269039933MAX3MPAD16907054861142144MAX4MP

27、AD81019055267549355MAX5MPAD81019055267549366MAX6MPAD03981055069847477MAX7MPAD91864054468641888MAX8其中最大值MPAMPA126081019MAX5，满足要求。1D28257MPA2D32950MPA3D39990MPA4D42111MPA5D49375MPA6D49375MPA7D47498MPA8D41886MPAMAX158362MPAMAX268055MPAMAX382595MPAMAX490716MPAMAX510198MPAMAX610198MPAMAX798103MPAMAX88649

28、1MPA燕山大学课程设计说明书共页第页12板簧的强度验算1）紧急制动时，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MAX为0211211MAXWLLCLLMG式中，1G为作用在前轮上的垂直静负荷；1M为制动时前轴负荷转移系数，货车6014011M；1L、2L为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，取08；0W为钢板弹簧总截面系数；C为弹簧固定点到路面的距离，取500MM。代入数值有MPA54123165670849349350080493493417772MAX1260MPA校核通过。2）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度校核。图钢板弹簧主片卷耳受力图31211BHFBHHDFXX式中，FX

29、为沿卷耳纵向作用在卷耳中心线的力；D为卷耳内径；B为钢板弹簧宽度；H1为主片厚度。许用应力取350MPA。对钢板弹簧销，要验算钢板弹簧收静载荷时它受到的挤压应力BDFSZ。式中FS为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；B为卷耳出2叶片宽；D为钢板弹簧销直径。许用挤压应力MPAZ43。取MMD25MMD30MPAMPAZ4132570445满足要求。MPAMPA3503255670785670563078322满足要求。MAX123154MPAZ31MPA325MPA燕山大学课程设计说明书共页第页二、附件选取1减震器设计减震器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使

30、用寿命。从以下几个方面对减震器进行设计。A）相对阻尼系数相对阻尼系数可以评价悬架振动衰减的快慢程度。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，将压缩行程时的相对阻尼系数Y取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持有Y（025050）的关系。钢板弹簧属于有内摩擦的弹性元件悬架，取03，由（Y）得S04，Y02。B）阻尼系数根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。2COS2SM其中AN，KGMS12728，051所以911747651COS12728100311272840225SC）最大卸荷0F为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速

31、度达到一定值时，减震器打开卸荷阀，此时的卸荷速度用如下公式计算。COSAVX其中MMA40代入数据求得SMVX3051COS901140伸张行程的最大卸荷力NVFXSX575238309117476D）减震器工作直径D计算出以上的参数后，可以根据下面的公式估算减震器工30S04Y029117476SSMVX30NFX575238燕山大学课程设计说明书共页第页作直径D1420PFD式中，P为工作缸最大允许压力，取34MPA；为连杆直径与钢筒直径之比，双筒式减震器取500400。代入这些相关数据得MMD5844401414357523842，查QC/T4911999汽车筒式减震器尺寸系列及技术条件

32、，减震器的工作缸直径D为50MM。贮油筒直径MMDDC7556750501351501351，取为70MM。壁厚取为2MM，材料可选20钢。最后减震器确定为直径MM50HH型、MML1901、活塞行程MMS150。然后再根据标准确定相关的尺寸进行绘图。2U形螺栓根据U形螺栓螺母技术条件QCT5171999进行选择，可以确定下面的几个参数。（1）性能等级88级；（2）材料为低碳合金钢，淬火并回火，硬度为242HB；（3）螺纹的精度等级为6F级；（4）考虑到安装和强度要求，螺栓的公称直径D选为M203U型螺栓上的螺母通过查U形螺栓螺母技术条件QCT5171999螺母的精度等级、公称直径D与螺栓的相

33、同，公称高度定为30MM。4中心螺栓中心螺栓将自由状态下的板簧连在一起，可以使钢板弹簧形成预应力，减小板簧受到的最大应力，改善悬架的受力情况。综合弹簧的受力情况和强度要求将中心螺栓选为M8。5弹簧卡处的铆钉和螺栓钢板弹簧由多片弹簧组成，弹簧卡可以将各簧片进行横向定位，防止簧片横向错动。由于此处不是承受悬架所受载荷的MMD50MMDC70MML1901MMS150燕山大学课程设计说明书共页第页主要部位，则此处的铆钉和螺栓分别选为M4、M6。铆钉将最后一片簧片与簧卡连在一起。为保证拧紧螺栓时弹簧卡不变形，在螺栓外侧套一个与簧卡等宽的套筒。6卷耳处的销及油杯钢板弹簧主片卷耳处主要受静载荷产生的剪切应

34、力和挤压应力合成的应力，根据下面的公式进行简单的计算。AFQ/QF剪切面和挤压面受到的力；A剪切面和挤压面的面积；通过计算和查机械设计手册选择M16的圆柱销即可，长度L95MM。由标准可知M16的圆柱销可以有M10的螺纹孔，这决定了选择M10的油杯对圆柱销进行润滑。7滑动轴承卷耳处的销不能直接与钢板弹簧的主片，二者之间需一个滑动轴承，并且滑动轴承上加工有油道，与销径向的油道相适应，以便对销进行润滑。选内径为M25的整体无衬套的滑动轴承，材料选黄铜，壁厚为25MM。燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页燕山大学课程设计说明书共页第页