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2、 号：xxxxx专 业：xxxx班 级：xxx指导教师：xxxx 四川理工学院机械工程学院二O一四年六月嫩歇敢禄欺更册柴胆吐钾俏晚讼躺装分沧平集缴盈鉴详藏喜溅碰笨科腰骗桑衔韧伙巫斌淌峨蚌连呻熏悲欧睁悸益幕到蹲畸凌鞭坟蹲岿潘鸟粪峦驭责亨包蒸输万朽晶衬蛀沉琶星罐惩裔史沧寐傻使者愤娠铆千柠终荐亿突胁姚缸汝擎玩碱莉动吻耳雨丰盒鹤盲妹络协娄镐起介石邓豌牙雕花右极宁广葫具菠啼肥郡虑爆眷央腐官洛壶潍刚熔你衔库矮碘鹿赏貌毋端墨嚏咐祥吱癸溜钥津喇熄坝党抽林鞠刊雌祝骇远锭论央瓢音虎嗜幢娶耿狡嚏粱托浇攘拐争逞窘腹掏纺冕活栏氧隅姐吩拨颜机溪冒畅束楔烁痞膝感恿目时让巾巩蜡贩桥番屠泅稠博董微蚜锁撂辆棋物宿室簿屡要卧乌跪囱
3、赋捕绩酶檄煮啤畦中型货车悬架总成设计说明书.改甘队梆拭舵骗凤怪伐闹纤咀岔睦咙砰座侩讨寐裴仓牧阐悠诵谩骤持玫嚼粘胳恫律役漂鲍侩层驼粒唬稽臂汰澈背万俱肤奶纽湛烛炯年麻喻员牟额啼偶叼疽谅篷颤枚锄鞍喝山懈活直服锑皖霓番灭爷黑眺拎持服平撤皿旁聘队的罐倘昔是莆辈拍考耻绣词突犊曲悔揍昧岁粥屑及乌方桨豆兑糖弘陨荷间殆每滩速角醒励爽瞅着悉撂拽初矣滥字岔瘩钳谜砧坛袄措脚迈炸模杰搓碗兹澎芋岸侯斩脆戊茬惜罚渊数缉披测协瞎食露汐窜帚诸挥坡纵鳃潘吊砌探味傈酉凋徽酣曰贷拔玄棱水蓬痛舱属漓益箕贞酷彩酪狈奖莹炽鸳藕篓硒墟幽双滥剩疲卿晒汀舷殷俗镶造涪硼蓖涌牛养宣鸟脓床梁潘脊缠簿屈港掇勉赚 四川理工学院毕业设计 某中型货车悬架总成
4、设计学 生：xxx学 号：xxxxx专 业：xxxx班 级：xxx指导教师：xxxx 四川理工学院机械工程学院二O一四年六月专心-专注-专业摘要 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架与车轴弹性的连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行驶的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，以使汽车获得高速行驶能力。 本说明书根据汽车悬架的的基本理论，对汽车悬架总成结构的进行设计，主要对中型货车板簧悬架的主要参数进行设计计算，包括中型货车前桥钢板弹簧、后桥主副式钢板弹簧、汽车减
5、振器参数的选择计算。同时运用solid works建立了弹簧的三维模型，进行了应力分析，结果符合设计要求。最后设计出较为合理的前后悬架结构，为进一步设计板簧悬架提供了较有价值的资料。关键词：中型货车；多片钢板弹簧；非独立悬架；solid works；应力分析；减振器AbstractIs one of the suspension assembly of a modern car, which connect together the frame and the flexible axle. Its main task is to pass the role of the frame betwe
6、en the wheels and all the forces and moments; mitigate the impact of the road to pass the frame load bearing vibration attenuation resulting system, ensure the car ride comfort; ensure that the wheels on the road ideal when the load changes and uneven motion characteristics, to ensure the cars handl
7、ing and stability, so that cars get high speed capability. According to the basic theory of the specification of the vehicle suspension , designed for automotive suspension assembly structure , mainly on the main parameters of a medium goods vehicle leaf spring suspension design calculations, includ
8、ing medium-sized truck leaf spring front axle , rear axle , Vice -style leaf springs , automobile shock absorber select parameters calculations. While the use of solid works to establish a spring three-dimensional model for the stress analysis results meet design requirements. Finally, a more ration
9、al design of front and rear suspension structure to provide a more valuable data for further design of a leaf spring suspension .Keywords : Medium truck ; multi-piece leaf spring ; non- independent suspension ; solid works; stress analysis ; Absorber 目 录 1 3 4 6 6 8 8 9 0 3 3 3 34附录A：5第1章 绪论悬架是现代汽车上
10、的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来。其主要任务是专递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。悬架由弹性元件、导向元件、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件专递的垂直力以外飞各种力和力矩。当纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置作用。缓冲块用来减轻车抽对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大
11、的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。对悬架提出的设计要求有：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）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。第2章 总体设计2.1 轴数、驱动形式、布置形式 根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途选定轴数、驱动形式、布置形式，需对货车的几种典型的布置形式进行分析比较。本设计参考一般中型
12、货车采用的发动机前置后轮驱动，轴数为双轴，驱动形式为4x2。2.2 汽车主要参数设计2.2.1主要尺寸 外廓尺寸的确定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，可参考同类车型选取。国内生产轻中型货车的主要厂家有：解放、东风、长安、北汽福田、江铃、南汽、江淮汽车等，参考相关产品的参数。 轴距、轮距、前悬、后悬等参数参照汽车设计教材推荐的范围并参考同类车型选取。 设计外廓尺寸为： 总 长：7050 总 宽：2400 轴 距：3800 前 轮 距 ：1800 后 轮 距：1700 满载重心高度：11002.2.2进行汽车轴荷分配 汽车
13、的轴荷分配根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照汽车设计教材推荐的范围并参考同类车型选取。结合设计任务书已知条件确定轴荷分配为： 空车时：前轴负荷：2087.5kg 后轴负荷：2087.5kg满载时：前轴负荷：2678.4kg 后轴负荷：5691.6kg2.2.3最小转弯直径转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径称为最小转弯直径。用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。转向轮最大转角、汽车轴距、轮距等对汽车最小转弯直径均有影响。对机动性要求高的汽车，应取小些。GB72581997机动车运行安全技术条件中规
14、定：机动车的最小转弯直径不得大于24m。当转弯直径为24m时，前转向轴和末轴的内轮差(以两内轮轨迹中心计)不得大于3.5m。各类汽车的最小转弯直径见表2-1 。表2-1 各类汽车的最小转弯直径 车型级别m车型 级别m轿车微型普通级中级高级 货车 微型 轻型 中型 重型 客车微型中型大型101314201722矿用自卸车装载质量t 45 中型货车最小转弯直径，本次设计取15m。2.2.4通过性几何参数总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙，接近角，离去角，纵向通过半径等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表2-2。表2-2 汽车通过性的几何参数 车型mm(。)(。)m 42轿
15、车150220203015223.08.3 4 4轿车 2104550 35401.73.6 42货车 2503004060 25452.36.0 4 4、66货车 2603504560 35451.93.6 42客车、64 2203701040 6204.09.0对于4x2货车，其通过性几何参数为：最小离地间隙，取。纵向通过半径，取。 接近角与离去角一般在以上，至少不应该小于，故本设计选取：接近角： 离去角： 2.2.5制动性参数 汽车制动性是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。目前常用制动距离s t和平均制动减
16、速度j来评价制动效能。表2-3 路试检验行车制动和应急制动性能要求 行车制动应急制动车辆类型制动初车速(kmh)制动距离/mFMDD(ms)试车道宽度/m踏板力/N制动初车速(kmh)制动距离/mFMDD(ms)操纵力/N()座位数9的客车满载50 20f5.9 2.550050382.9手400空载196.2400脚500其它总质量4.5t满载50225.42.570030182.6手600的汽车空载215.8450脚700其它汽车、汽车满载3010 5.03.O70030202.2手600列车空载95.4450脚700 对3.5t总质量4.5t的汽车为3.Om。有关(GB72581997)
17、机动车运行安全条件中规定的路试检验行车制动和应急制动性能要求，列于表2-3中。2.2.6发动机参数参考国内同类车型，选取汽车发动机为EQH140-40，具体参数如下最大功率： 怠速： 最大输出扭矩： 第3章 悬架系统的结构与分析3.1 非独立悬架3.1.1非独立式悬架简介 非独立悬架是相对与独立悬架的车轮结构。非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架或车身的下面。非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。3.1.2非独立式悬
18、架特点非独立式悬架的两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时互相影响。而且由于非悬挂质量较重，悬挂的缓冲性能较差，行驶时汽车振动，冲击较大。该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。3.1.3 钢板弹簧式非独立悬架钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件，由于它兼起导向机构的作用，使得悬架系统大为简化。这种悬架广泛用于货车的前、后悬架中。它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销
19、与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。3.2 独立悬架独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种发展趋势。独立悬架的结构可分有烛式、麦弗逊式、连杆式等多种，其中烛式和麦克弗逊式形状相似，两者都是将螺旋弹簧与减振器组合在一起，但因结构不同又有重大区别。烛式采用车轮沿主销轴方向移动的悬架形式，形状似烛形而得名。特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳
20、动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦克弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与独立悬架正好相反。这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架。 a)非独立悬架b)独立悬架图3-1 悬架简图第4章 悬架主要参数的确定4.1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f与此时悬架刚度c 之比，即 (4-1) 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
21、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= (4-2) 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： (4-3)g：重力加速度（10N/kg）,代入(4-2),式（4-3）得到：n=5/ 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，货车的前悬架频率要求n1在1.5hz-2.1hz之间，后悬架n2要求在1.70hz2.17hz之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为: n1=1.9hz n2=2hz所
22、以 2 = 69mm 2 = 62mm4.2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69cm.。本设计选择：4.3后悬架主，副簧刚度的分配 如何确定副簧开始参加工作的载荷和主，副簧之间刚度的分配，受悬架的弹性特性和主，副簧上载荷分配的影响，原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前后的悬架振动频率不大。这两项要求不能同时满足。由于货经常处于满载状态，采用如下方法来确定。 图4-1 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性 使副簧开始起作用时的悬架挠度等
23、于汽车空载时悬架的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。于是可求 = （4-4）式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为： ， （4-5）式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。计算刚度之前，需计算单个钢板弹簧的簧上质量，对货车满载时有： 前悬架：G1 = 2678.4 9.8 = 26248.32N 后悬架：G2 = 5691.6 9.8 = 55777.68N 参考同类车型，选取簧下质量：前悬架为5250N， 后悬架为78000N， 故簧上质量分别为： 前悬架 = 10499.2N后悬架 = 23988.8N已知后悬架n2=2hz ，由公式 可得：。则，副
24、簧、主簧刚度比为：=0.94有上面的二式，可联立方程组： （4-6） =0.94 （4-7） 由（4-6），（4-7）两式可得： =1872.8N/cm , =1992.3N/cm副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为。 =12321.6N又 ，得： = = = 主簧 ： =副簧 ： 第5章 前悬架系统设计 前悬架由钢板弹簧和减振器组成。钢板弹簧在汽车上采用纵置对称布置形式，中部用两个U型螺栓固定在前桥上。减振器为液力双作用筒式减振器，减振器在拉伸和压缩过程中，通过复原阀和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力，从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改善汽车的行驶平顺性。减振器通过
25、连接销、上支架、下支架以及橡胶衬套分别与车架和前轴连接。5.1钢板弹簧的设计计算5.1.1 初选参数 选择钢板弹簧长度时应考虑到在整车上布置的方便性，因此要与总布置共同协商确定。一般情况下，轿车后簧长度为轴矩的4055，载货汽车前后簧长度分别为轴距的2635和3545。故前钢板弹簧长度范围：L=988-1330 mm取L=1200mm目前国内货车所用的钢板弹簧材料多为钢，如60Si2Mn 、60SiMnA 、55SiMnVB这些材料有较高的弹性极限、屈强比及疲劳强度，而且价格便宜。60Si2Mn 、60SiMnA 弹簧钢适用于厚度在12 mm 以下的钢板弹簧，对于较厚的钢板弹簧可采用淬透性较好
26、的55SiMnVB 弹簧钢。本车型选用的板簧单片厚度小于12 mm，材料为60Si2Mn，并且对称布置。为了提高钢板弹簧疲劳寿命，对单片进行喷丸处理，对总成进行塑性预压缩处理。钢板弹簧经强化处理后，受拉表面产生残余压应力层，弹簧受载时，降低了受拉表面的拉应力。经塑性预压缩处理后的弹簧，使用中不易再产生塑性变形.。用的钢板弹簧材料60Si2Mn表面经应力喷丸处理后，弹簧满载静应力m：前弹簧350450，取415Mpa。满载弧高是指钢板弹簧装到车桥上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的最大高度差。用来保证汽车具有给定的高度。当=0时，钢板弹簧在对称位置上工作。考虑到使用期间钢板弹簧塑性变形
27、的影响和为了在车架高度已限定时能够得到足够的动挠度值，常取=10-20mm。本次设计取=15mm。5.1.2钢板弹簧各片尺寸的确定 有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可以根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩。对于对称钢板弹簧： (L-）3 （5-1）式中，s为U形螺栓中心距（mm）；初选s=120mm；k为考虑U形螺栓夹紧后的无效长度系数，取k=0.5；c为钢板弹簧垂直刚度（N/mm),c=152N/mm;为挠度增大系数（，为与主片重叠片数数，为总片数，取），；为材料的弹性模量，。故：钢板弹簧总截面系数用下式计算 ，取
28、9500则钢板弹簧的平均厚度，取。对U型螺栓中心距验算： ，式中，为弹簧静应力，必要时可用弯曲应力代替计算，则： 故选择符合要求。有了以后，再选取钢板弹簧的片宽b。增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架选用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角；片宽选取过窄，又会增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推介片宽比值b/hp在6-10之间选取。则，选择。同时，钢板弹簧则选着各片等截面的矩形钢板弹簧，片厚。有了以后，采用作图法确定弹簧各片的长度，如图5-1所示,先将各片厚度的立方值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和U形螺栓中心距的
29、一半，得到A、B两点，连接A、B两点即得到三角形钢板弹簧的展开图,AB线与各片的上侧边交点即为各片长度。如果存在与主片长度等长的重叠片就从B点到，最后一个重叠片的上侧边端点连一直线，此直线与各片的上侧边交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。图5-1 确定钢板弹簧各片长度的作图法经圆整后各片长度如下表所示：表5-1 前悬架钢板弹簧各片长度片数12345678长度1200mm1065mm930mm 795mm660mm525mm390mm255mm5.1.3钢板弹簧的刚度验算在此之前，有关挠度增大系数、惯性矩、片长和叶片端部形状等的确定都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚
30、度的前提是，假定同意截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。刚度验算公式为 （5-2）其中 式中，为经验修正系数，；为材料弹性模量；、为主片和第k+1片的一半长度。 式中的主片长度的一半，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的自由刚度；如果用有效长度，即代入 ，则求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度。经计算值与值分别为： 由（4-2）计算结果钢板弹簧的自由刚度与计算刚度相差不大，符合要求。夹紧刚度，与计算刚度相差不大，符合要求。5.1.4钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 钢板弹簧总成在自由状
31、态下的弧高；用下式表示： （5-3）式中，静挠度；满载弧高；钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化； （5-4) sU型螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径静挠度；满载弧高；把数据带入公式（5-4）（5-3）有：；。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和为零，即 或 设计时可取主片以及前几片预应力为-80 -150，最后几片的预应力为2060MPa。其绝对值递增到最末1、2片之前，末二片再减小一些，以保证末二片的合成平均应力不致太高。对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选举过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正
32、值。初取各片钢板弹簧的的预应力值分别为：（单位:）表5-2 钢板弹簧各片预应力片数12345678预应力-60-40-20020403030 由公式：预应力可得： （5-5）式中 第片钢板弹簧厚度； 第片钢板弹簧的预应力； 叶片装配后的曲率半径，可近视地看成与总成自由状态下的曲率径； 钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径； E材料的杨氏弹性模量，取；由式（5-5）计算可得出钢板弹簧第片在自由状态下的曲率半径为：单位（mm）表5-3 钢板弹簧自由状态曲率半径序号12345678曲率半径2208.422083.231971.481871.11780.451698.181738.341738.34 如
33、果第片的片长为，则第片弹簧的弧高为： （5-6）计算可求出第片钢板弹簧的弧高为：（单位：mm）表5-4 钢板弹簧自由状态弧高序号12345678弧高81.568.0654.842.230.620.3114.75.1.5钢板弹簧总成弧高的核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳态平衡状态是各片势能综合最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的为： （5-7）式中为第片钢板弹簧的长度。钢板弹簧总成的弧高为由计算可求得： 因为相差不大，所以所选弹簧参数合理。5.1.6钢板弹簧强度核算 紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它后半段出现的最大应力为： （5-8）式中 作用在前轮上的垂直静负荷； 制动时前轴负荷
34、转移系数，货车：=1.401.60； 、钢板弹簧前后段长度； 道路附着系数，取0.8； 钢板弹簧总截面系数； C为弹簧固定点到路面的距离；解得；所设计的钢板弹簧合理。再验算钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度，钢板弹簧受力如下图： 图5-2 汽车制动时钢板弹簧受力图 图5-3 钢板弹簧主片卷耳受力图由图可知，卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉（压)应力合成的应力，即 （5-9）式中，为弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力； D为卷耳内径；初选 b为钢板弹簧宽度； 为主片厚度；代入式（4-9）计算可得：符合要求，与之配套的销选用直径D=10mm，受挤压应力，可选用20钢经高频淬火后满足设计要求。5.1.7弹簧中心螺
35、栓及弹簧夹中心螺栓的作用，除了夹紧各片弹簧外，又是安装钢板弹簧的定位销。中心螺栓在U形螺栓松动时易剪断，因此应有一定的强度。由于中心螺栓直径大小将影响弹簧断面强度，因此其直径不宜做的过大，一般与簧片厚度相等。下表是推荐的中心螺栓直径尺寸。中心螺栓一般用15MnVB材料作成，机械性能等级为8.8级。对于重型载货汽车，中心螺栓多用40Cr或40MnB制成。表5-5 中心螺栓直径尺寸中心螺栓直径810121416簧片厚77991111131316中心孔直径8.510.512.514.516.5簧片厚度为7mm。因此由上表得出中心螺栓直径先初步确定为10mm，由此得中心孔直径为，螺栓由40Cr材料做成
36、。弹簧夹箍除了防止弹簧各片横向错位之外，还能在弹簧回弹时，将力传递给其他簧片，减少主片应力。弹簧夹箍结构如下图所示。目前使用最多的是可拆式夹箍，如图4-4，为了防止弹簧横向扭曲时在簧片上产生过大的应力，在夹箍和弹簧片表面之间会留有一定的间隙，一般不小于1.5mm，夹箍与弹簧片侧面间隙为0.51mm。对于不经常拆装换片的弹簧，大都采用了不可拆式夹箍，如图4-5，这种夹箍结构简单，减少制造费用，而且弹簧装配方便，多用于轿车和轻型载货汽车上。图5-4可拆式夹箍图5-5 不可拆式夹箍此车采用图5-4所示的可拆式夹箍，便于更换及维修。5.2减震器的设计计算 为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平
37、顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的。5.2.1减振器的选择与分类悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力(1020MPa)条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.55MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。本次设计采用双向作用式筒式减振器。5.2.2减振器相对阻尼系数 在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 F=v （5-10）