钢板弹簧悬架设计

专业课程设计说明书题目：商用汽车后悬架设计

学院机械与汽车学院

专业班级 10车辆工程一班

学生姓名

学生学号 201030081360

指导教师

提交日期 2013 年 7 月 12 日

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一．设计任务：商用汽车后悬架设计

二．基本参数：协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定

额定装载质量5000KG 最大总质量8700KG

轴荷分配

空载前：后52:48

满载前：后32:68

满载校核后前：后33：:67

质心位置：

高度：空载793mm

满载1070mm

至前轴距离：空载2040mm

满载2890mm

三．设计内容

主要进行悬架设计，设计的内容包括：

1．查阅资料、调查研究、制定设计原则

2．根据给定的设计参数(发动机最大力矩，驱动轮类型与规格，汽车总质量和使用工况，前后轴荷，前后簧上质量，轴距，制动时前轴轴荷转移系数，驱动时后轴轴荷转移系数)，选择悬架的布置方案及零部件方案，设计出一套完整的后悬架，设计过程中要进行必要的计算。

3．悬架结构设计和主要技术参数的确定

（1）后悬架主要性能参数的确定

（2）钢板弹簧主要参数的确定

（3）钢板弹簧刚度与强度验算

2

（4）减振器主要参数的确定

4．绘制钢板弹簧总成装配图及主要零部件的零件图

5．负责整车质心高度和轴荷的计算和校核。

*6．计算20m/s车速下，B级路面下整车平顺性(参见<汽车理论>P278 题6.5之第1问)。

四．设计要求

1．钢板弹簧总成的装配图，1号图纸一张。

装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。

2．主要零部件的零件图，3号图纸4张。

要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。

3．编写设计说明书。

五．设计进度与时间安排

本课程设计为2周

１．明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。

２．设计计算0.5周

３．绘图0.5周

４．编写说明书、答辩0.5周

3

六、主要参考文献

1．成大先机械设计手册（第三版）

2．汽车工程手册机械工业出版社

3．陈家瑞汽车构造（下册）人民交通出版社

4．王望予汽车设计机械工业出版社

5．余志生汽车理论机械工业出版社

七．注意事项

（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制总成装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。

（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。

（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。

八．成绩评定

出勤情况（20%）

设计方案与性能计算（40%）

图纸质量（20%）

说明书质量（20%）

注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页。

4

目录

一、悬架的静挠度 (6)

二、悬架的动挠度 (7)

三、悬架的弹性特性 (7)

四、弹性元件的设计 (8)

4.1 钢板弹簧的布置方案选择 (8)

4.2 钢板弹簧主要参数的确定 (8)

4.3 钢板弹簧刚度的验算 (13)

4.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (15)

4.5 钢板弹簧总成弧高的核算 (18)

五、钢板弹簧强度验算 (18)

六、钢板弹簧主片的强度的核算 (19)

七、钢板弹簧弹簧销的强度的核算 (19)

八、减振器的设计计算 (20)

九*、计算20m/s车速下，B级路面下整车平顺性 (23)

十、附录计算程序 (27)

十一、参考文献 (30)

5

6

设计的主要数据

载质量：5000kg 整备量：3700kg

空车时：前轴负荷：18855N 后轴负荷：17405N 满载时：前轴负荷： 28136N 后轴负荷： 57124N 尺 寸： 轴 距： 4250mm

一、悬架的静挠度

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

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：

7

n=15.42/

c f

n: hz

c f : 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1.70～2.17hz 之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.9hz. 由 n=15.42/

c f 得， c f =65.8mm ，取c f =66mm

二、 悬架的动挠度

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

三、 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。

n=1.9hz , m=2637kg,代入公式：（满载时的簧上质量m=25843/9.8=2637kg ） n= 2//m c

可得

8

C=375.4N/mm

四、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 =5829kg 。簧下部分荷重kg G Z 5552=，由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：

N g G G F Z W 258432

2

2=-=

由前面选定的参数知：

（动尧度） mm 80=d f

4.2.1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=

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：

9

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1490mm =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 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。

对于弹簧：

L=1490mm k=0.5

10

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/4m m

计算主簧总截面系数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/2m m ，后副簧为220～250 N/2m m 。

w F =m F =28225N L=1490mm k=0.5 S=200mm

[]w σ=500 N/2m m .

再计算主簧平均厚度：

11

[]ca

w p Ef kS L W J h 6)(/2200σδ-=

= =15.6mm 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 =102mm

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弹簧的片数为14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2确定主簧各片长度：

图4-1 确定主簧各片长度图表4-1钢板弹簧各片长度

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13

4.3 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 ；∑+=+=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 。

'

1l =1490/2-0.5*0.5*200=695mm

(1) 主簧刚度验算

表4-2 )(111++-=k k l l a

14

由公式∑==k

i i K J Y 1

/1(mm -4

)，得：

Y 1=1.18×10

-4

Y 2=5.88×10-5 Y 3=3.92×10-5 Y 4=2.94×10

-5

Y 5=2.35×10-5

Y 6=1.96×10-5

Y 7=1.68×10-5

Y 8=1.47×10-5

Y 9=1.31×10-5

Y 10=1.18×10

-5

Y 11=1.07×10-5 Y 12=0.98×10

-5

Y 13=0.9×10

-5

Y 14=0.85×10

-5

表4-3 1

+-K K Y Y

)(13

1++-K K k Y Y a 、)('13

1++-K K k Y Y a 列表如下， (mm -1

)

表4-4 )(13

1++-K K k Y Y a 、)('13

1++-K K k Y Y a

15

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

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 ： 弹簧：

2

2)

)(3(L f f S L S f c a +-=

? =15.58mm

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则)(0f f f H a cm ?++= =66+15+15.58=96.98mm

（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 ==2862mm. （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

[]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/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

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/2m 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

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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 28620= E=5101.2? N/2m m i h =10mm 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4-6 钢板弹簧在自由状态下曲率半径

（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

= 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

表4-7 簧总成各片在自由状态弧高

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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： 2862mm =0R

然后再代入H 028/R L ≈ =96.86mm

原设计值为H 0=96.98mm ，相差不大，符合要求。

五、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

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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。

由上式验算主簧强度：

Pa

MPa bh m G W l l c l m G l Gl pm M 1000][980)('

220212'2221max

=<+

++=σ??σ其中牵引驱动时，主簧载荷为 G=25000 '2m =1.15 ?=0.8

主副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。

六、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；mm 101=h 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：

350MPa ][275=<=σσMPa

主片符合强度要求。

七、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

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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 142812/2== =/bd F S z =σ2/07.4mm N 弹簧销满足强度要求。

八、减振器的设计计算

8.1减振器的分类

减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。

汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式；按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。筒式减振器由于质量轻、性能稳定、工作可靠、易于大量生产等优点，成为了汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器在筒式减振器中充以一定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器产生的噪声，但由于成本及使用维修问题，使其推广应用受到一定限制。本设计中，前悬架选用双向作用筒式减振器。

8.2主要性能参数的选择

8.2.1相对阻尼系数ψ

s

cm 2δ

ψ=

上图所示为减振器的阻力——速度特性。

减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F 与减振器振动速度v 之间的关系为： 0s x F v δ= 式中，σ为减振器阻尼系数。