轻型货车(双排座)后悬架的设计

汽车设计课程设计说明书轻型货车（双排座）后悬架的设计

学院：机械与车辆工程学院

专业（班级）：车辆工程专业

作者（学号）：XXX(XXX)

指导教师：XXX（XXX）

完成日期：

201X年XX月XX日

蚌埠学院教务处制

目录

1 引言 (1)

2 设计的主要要求 (3)

2.1 悬架的主要性能 (3)

2.2 已知悬架参数 (3)

3 悬架各部分的参数 (5)

3.1 悬架的静挠度fc (5)

3.2 悬架的动挠度fd (5)

3.3 悬架的弹性特性 (6)

4 弹性元件的设计 (7)

4.1 钢板弹簧的布置方案选择 (7)

4.2 钢板弹簧的主要参数的确定 (7)

4.2.1 满载弧高fa (7)

4.2.2 钢板弹簧长度L的确定 (7)

4.2.3 钢板弹簧断面尺寸的确定 (7)

4.2.4 钢板弹簧各片尺寸的确定 (9)

4.3 弹簧刚度的验算 (10)

4.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (11)

4.5 钢板弹簧总成弧高的核算 (13)

5 钢板弹簧强度验算 (14)

6 钢板弹簧主片的强度的核算 (15)

7 钢板弹簧弹簧销的强度的核算 (16)

8 致谢 (17)

参考文献 (18)

轻型货车（双排座）后悬架的设计

1 引言

目前悬架系统主要有空气悬架、橡胶悬架和钢板弹簧悬架三种类型，本课程设计采用是主、副簧形式的板簧悬架，因而会侧重于介绍板簧悬架基本构造及研究现状。

钢板弹簧悬架又分为少片变截面钢板悬架与等截面多片板簧悬架。目前国内95%以上的重卡悬架系统是以钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工艺成熟，工作可靠。缺点是汽车平顺性、舒适性较差；簧下质量大，无法适应车辆轻量化的发展，并且不能同时兼顾车辆的舒适性与操纵稳定性。

钢板弹簧是汽车悬架中应用最广泛的一种弹性元件，它是由若干片等宽但不等长（厚度可以相等，也可以不相等）的合金弹簧片组合而成的一根近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。钢板弹簧的第一片也是最长的一片为主片，其两端弯成卷耳，内装衬套，以便于用弹簧销与固定在车架上的支架或吊耳作铰链连接。中心螺栓用以连接各弹簧片，并且保证装配时各片的相对位置。除中心螺栓以外，还有若干个弹簧夹将各片弹簧连接在一起，以保证当钢板弹簧发生反向变形时，各片不致于互相分开，以免主片单独承载，此外，还可防止各片横向错动。

中心螺栓距两端卷耳中心的距离相等时，称为对称式钢板弹簧，不相等时,称为非对称式钢板弹簧。

多片钢板弹簧是最古老的人们熟知的弹性元件形式，他的优点是不仅能承受作用在不同方向的力，而且还能承受原地起步和制动时的扭矩。此外这种弹簧还能使作用力合理的分布在车架和车身上，并能保证悬架弹性的渐进性。钢板弹簧横向布置能提高车身在转弯时的稳定性。是其也有许多缺点：弧高和片间摩擦力随时间变化；由于磨损以及由此出现的应力集中使其寿命降低。多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用，用于货车后悬架时可以不装减振器。近年来在许多国家的货车上采用了一种由单片或2-3片变厚度的断面的弹簧片构成的少片变截面钢板弹簧，其弹簧片的断面尺寸是沿长度方向变化的，片宽保

- 1 -

持不变，这种少片变截面钢板弹簧克服了多片钢板弹簧质量大性能差（由于片间摩擦的存在，影响了汽车行驶的平顺性）的缺点，据统计，在两种弹簧寿命相等的情况下，少片变截面钢板弹簧可减少质量40%-50%。因此，这种弹簧对实现车辆轻量化，节约能源和合金弹簧钢材大为有利，故应用日渐广泛，目前我国生产的中、轻型载货汽车的钢板弹簧悬架基本上都采用了这种少片变截面钢板弹簧。

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2 设计的主要要求

2.1 悬架主要性能

悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架的设计中应该满足以下性能要求：（1）保证汽车有良好的行驶平顺性。

（2）具有合适的衰减振动能力。

（3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。

（4）汽车制动或加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾，即点头或后仰；转弯时车身侧倾角要合适。

（5）结构紧凑、占用空间小。

（6）可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。

2.2 已知悬架参数

根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求，悬架首先应保证有良好的行驶平顺性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。

已知设计参数：车型：轻型货车

驱动形式：FR4

最高车速：90km/h

最大爬坡度：i

max

≥30%

汽车总质量：4110kg

整备质量：1790：kg

额定载质量：1995：kg

前/后轴允许载荷：1560kg/2550kg

货厢长宽高：3020×1610×360mm

前后悬：1100/1280mm

轴距：L=3050mm

前/后轮距：B

1=13850mm/B

2

=1340mm

- 3 -

接近角/离去角：180/200

离合器：单片干式摩擦离合器

变速器：手动五挡

主减速比：4.875 发动机：全柴4A1-68C40

最大功率：50kw 最大扭矩：170nm/1800rpm

外形尺寸：总长L

a ×总宽B

a

×总高H

a

=5790×1730×2150mm

- 4 -

- 5 -

3 悬架各部分的参数

3.1 悬架的静挠度fc

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：

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

上式中，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（9.8N/kg ）,代入上式得到:

n=15.76/

c f

式中n 的单位为Hz ；c f 的单位为mm

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1.5～2.0Hz 之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9Hz. 由n=15.76/

c f 得:c f =68.8mm,取c f =69mm

3.2 悬架的动挠度fd

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：

d f =80mm

- 6 -

3.3 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。

将n=1.9hz,m=3041kg ，代入公式（满载时的簧上质量m=总质量*76%）：

n=

2//m c

可得：C=433.4N/mm

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4 弹性元件的设计

4.1 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

4.2 钢板弹簧主要参数的确定

已知满载静止时负荷2G =2550kg 。簧下部分荷重kg G 6632u =，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：

N

g G G F u W 3.92462

2

2=-=

由前面选定的参数知：mm 69=c f ；mm 80=d f ；mm 3050=轴距L 4.2.1 满载弧高a f

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=

4.2.2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，初步选定弹簧主片的长度为1070mm =m L

4.2.3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 k L J 48/)s (30δ-=

- 8 -

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；

E ——材料的弹性模量（MPa ）。

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。

对于弹簧：Lm=1070mm

k=0.5 s=200mm

1n =2

0n =14

14/2=η

δ=1.5/[])5.01(04.1η+=1.5/??????

?+?)1425.01(04.1=1.35

E=2.1510?N/4

m m

计算弹簧总截面系数0W ：

0W [][])4/()s (W W k L F σ-≥

式中[]w σ为许用弯曲应力。[]w σ的选取：后弹簧为450～550N/2m m 。 已知：w F =m F =9246.3N

Lm=1070mm k=0.5 S=200mm

[]w σ=500 N/2m m .

再计算弹簧平均厚度：

ca w p Ef ks L W J h 6/][)/2200σδ-==（ =17.5mm

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p h b /在6～10范围内选取：

b=110mm

（3） 钢板弹簧片厚h 的选择

矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩0J 用下式计算：

- 9 -

12/n 30bh J =

式中,n 为钢板弹簧片数。

钢板弹簧各片的厚度采用相同的情况,将0J 、b 、n 代入上式中求得:

mm 88.9=h (取mm h 10=)

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。

（4） 钢板断截面形状的选择 本设计选取矩形截面。 （5） 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弹簧的片数为6片

4.2.4 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4-1确定弹簧各片长度

图4-1 确定钢板弹簧各片长度作图法

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表4-1 钢板各片长度

序号 1 2 3 4 5 6 长度（mm ）

1070

926

780

636

490

346

4.3 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 ；∑+=+=11

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）片的一半长度。

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，求得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 ，则'

1l =1070/2-0.5*0.5*200=485mm （1）弹簧刚度验算

表4-2 )(111++-=k k l l a

K 1 2 3 4 5 )(111++-=k k l l a

72 145 217 290 362 )(11'1'++-=k k l l a

22

95

167

240

312

表4-3 ∑==k

i i

K J

Y 1

/

1

序号

1

2

3

4

5

6

）

（4

mm -K Y 1.09×10-4

5.45×10

-5

3.63×10

-5

2.72×10

-5

2.18×10

-5

1.82×10

-5

表4-4 1+-K K Y Y

K 1

2

3

4

5

1+-K K Y Y 5.45×10

-5

1.82×10

-5

9.1×10

-6

6.0×10

-6

3.6×10

-6

- 11 -

)(131++-K K k Y Y a 、)('13

1++-K K k Y Y a 列表如下：

)mm 1-（ 表4-5 )(131++-K K k Y Y a 、)('13

1++-K K k Y Y a

K

1 2 3 4 5 )(13

1++-K K k Y Y a 20.34 55.48 92.99 146.33 170.78 )('13

1++-K K k Y Y a 0.58

15.60

42.38

82.94

109.34

将上述数据代入公式，得总成自由刚度jm C ：

431N/mm

=jm C 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 ：

394N/mm

=zm C 与设计值相差不大，基本满足主簧刚度要求。

4.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算

（1） 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。

下面分别计算弹簧总成在自由状态下的弧高0H ：

2

2))(3(L f f S L S f c a +-=? =22.08mm

则)(0f f f H a cm ?++= =69+15+15.58=106.98mm （2） 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定： 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：

0208/H L R ==1337.75mm.

（3）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：

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[]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 ），0R 为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm ）i 0σ为各片弹簧的预应力（N/2m m ）；E 为材料的弹性模量N/2m m ，取E 为5101.2? N/2m m ；为第i h i 片的弹簧厚度（mm ）。在已知

0R 和i 0σ的条件下可以用式[]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/2

m m 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

下面分别计算弹簧的各片在自由状态下曲率半径的确定：

表4-6 弹簧各片的预应力

i 1 2 3 4 5 6 i 0σ

-2.6

-1.6

0.5

1

1.5

mm R 75.13370= E=5101.2? N/2m m i h =10mm

表4-7 弹簧在自由状态下的曲率半径

i 1 2 3 4 5 6

i

R 1342.20 1340.48 1337.75 1336.90 1336.05 1335.20

（4） 钢板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i L ，则第i 片弹簧的弧高为：

i i i R L H 8/2

=

弹簧：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的弧高。

- 13 -

表4-8 弹簧总成各片在自由状态下的弧高

i 1 2 3 4 5 6 i H

106

80

57

38

22

11

4.5 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：

1/0R =∑∑==n

i i i n

i i L R L 1

1

/)/(

式中，i L 为钢板弹簧第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：

1337.75mm

=0R 然后再代入H 028/R L ≈ =106.62mm ，原设计值为H 0=96.98mm ，相差不大，符合要求。

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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；1l 、2l 为板簧前后段长度；货车：'2m =1.10~1.20；?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1000MPa 。

由上式验算弹簧强度：pm

bh m G W l l c l m G l l G ?

?σ'

220212'2221'

22max

)(m +

++=其中牵引驱动时，弹簧载荷为:'2G =18490N ；'2m =1.15；?=0.8 代入上式解得：

max σ=MPa MP 1000][a 642=<σ

弹簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。

- 15 -

6 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

21

1)(3bh F bh

h D F x x +

+=

σ

其中?'

22m G F x =为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力,算得x F =17011N ；

mm 101=h 卷耳厚度；D 为卷耳内径，取D=25mm ；b 为钢板弹簧宽度,b=110mm 。

许用应力[σ]取为350MPa 。代入上式得：350MPa ][178=<=σσMPa

主片符合强度要求。

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7 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

为钢板弹簧销直径。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 MPa 。N G F S 92452/2==； =/bd F S z =σMPa 36.3。因为z σ≤[z σ]，故弹簧销满足强度要求。

8 致谢

在这次课程设计的撰写过程中，我得到了许多人的帮助。

首先我要感谢我的老师在课程设计上给予我的指导、提供给我的支持和帮助，这是我能顺利完成这次报告的主要原因，更重要的是老师帮我解决了许多技术上的难题，让我能把系统做得更加完善。在此期间，我不仅学到了许多新的知识，而且也开阔了视野，提高了自己的设计能力。

其次，我要感谢帮助过我的同学，他们也为我解决了不少我不太明白的设计商的难题。同时也感谢学院为我提供良好的做课程设计的环境。

最后再一次感谢所有在设计中曾经帮助过我的良师益友和同学

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参考文献

[1]王望予.汽车设计[M].4版.北京:机械工业出版社,2004.

[2]余志生.汽车理论[M].5版.北京:机械工业出版社,2009.

[3]王国权,蔡国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京：机械工业出版社，2009.

[4] 闻邦椿.机械设计手册[M].5版.北京:机械工业出版社,2009.

[5]王志宏.后钢板弹簧悬架变形对传动轴最大滑出量的影响[J].汽车工

程,2001,3.

[6]机械设计手册编委会,机械设计手册[M].北京:机械工业出版

社,2004,180-185.

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