汽车设计前悬架设计.doc

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1、 CHANGSHA UNIVERSITY OF SCIENCE & TECHNOLOGY 汽车设计课程设计题目： CSU1070A货车总体设计及前悬架设计 学生姓名： 学 号： 班 级: 专 业： 车辆工程指导教师： 2014年 01月汽车设计课程设计任务书汽车与机械工程 学院 车辆工程 专业 1001 班题 目 CSU1070A货车总体设计及前悬架设计 任务起止日期： 2013 年 12 月 30 日2014 年 01 月 10 日学 生 姓 名 学 号 1指 导 教 师 教研室主任 年 月 日审查一、课程设计任务课题内容为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷

2、分配和轴数，确定主要尺寸参数；详细计算前悬架的设计参数，绘出前悬架的装配图和主要零件图。给定参数如下：额定装载质量 4000Kg最大总质量 7330Kg最大车速 80Km/h课题任务要求总体设计计算要求1根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。2. 确定汽车主要尺寸、轴荷分配，可参考同类车型选取参数。3.选定发动机功率、转速、扭矩，确定发动机型号。4. 确定汽车轮胎。5. 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。6. 确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。总成设计要求前悬架的结构型式，主要参数计算，弹性元件的详细设计。 课题完成后应提交的

3、资料（或图表、设计图纸）1前悬架总装配图1张（零号图）2设计计算说明书1份（含设计方案论证，设计分析与计算，设计总结、结论，参考文献等），说明书正文不少于5000字。主要参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）M.机械工业出版社，2004.2 王霄峰汽车底盘设计M，清华大学出版社，2010.3 谢竹生，张新，王明松，李岳林汽车设计课程设计指导书M国防科技大学出版社，2013.4 刘 涛.汽车设计M.北京大学出版社，2008.5 余志生.汽车理论（第5版）M.机械工业出版社，2010.6 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社，2001.7 陈家瑞.汽车构造（第3版）M.机械工业出

4、版社，2009.8 闻邦椿.机械设计手册（第5版）M.机械工业出版社，2009.二、课程设计进度表：阶段日期应 完 成 任 务 内 容检查日期检 查 结 果18周2日前布置题目，借阅参考资料，完成方案选型、论证。18周5日前设计、计算并编写说明书19周4日前绘图、修改、完成同组设计名单 三、学生课程设计装袋要求：1. 课程设计说明书按以下排列顺序印刷与装订成一本。(1) 封面 (2) 课程设计任务书 (3) 中文摘要 (4) 目录 (5) 正文 (6) 参考文献(7) 附录（公式的推演、图表、程序等）2. 图纸。3说明书及图纸电子文档。学生送交全部文件日期 学生（签名） 指导教师验收（签名）

5、CSU1070A货车总体设计及前悬架设计摘要 本文介绍了CSU1020B货车总体设计及前悬架设计，设计包括总体主要参数设计、悬架主要参数的确定、弹性元件的设计、钢板弹簧强度验算、钢板弹簧主片的强度的核算等。本设计采用较常用的非独立悬架，通过合理设计汽车的总体尺寸、合理选择悬架的静挠度、动挠度，合理确定悬架的弹性特性，合理分配悬架的刚度，合理的选择设计减震器，并进行校核，从而保证货车有良好的行驶平顺性，并保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证货车的操纵稳定性，使货车获得高速行驶能力。关键词：货车总体设计；悬架；钢板弹簧；减震器 目录1 总体设计11.1轴数、驱动形式、布置形式的选择

6、11.1.1 轴数选择11.1.2 驱动形式的选择11.1.3 布置形式的选择21.2 汽车主要参数设计31.2.1 主要尺寸31.2.2 进行汽车轴荷分配41.3 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定41.4 汽车轮胎的选择51.5 确定传动系最小传动比61.6 确定传动系最大传动比62 前悬架设计82.1 悬架结构形式82.2 悬架主要参数的确定.8 2.2.1 悬架的静挠度.8 2.2.2 悬架的动挠度.8 2.2.3 悬架的弹性特性.92.3 弹性元件的设计92.3.1 钢板弹簧的布置方案选择92.3.2 钢板弹簧主要参数的确定92.3.3 钢板弹簧刚度的验算112.3.4 钢板弹

7、簧总成在自由状态的弧高及曲率半径计算132.3.5 钢板弹簧总成弧高的核算152.3.6 钢板弹簧强度验算152.3.7 钢板弹簧主片强度的核算162.3.8 钢板弹簧弹簧销的强度的核算172.4 减振器设计172.4.1 结构形式172.4.2 减振器阻尼系数的确定172.4.3 最大卸荷力的确定182.4.4 筒式减振器工作缸直径的确定183 结论20参考文献21附件清单 22 1 总体设计 根据给定装载质量、整车质量及最高车速的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数等。已知设计参数如表1-1。表1-1 已知设计参数装载质量（kg）汽车型号最大总质量

8、（kg）最大车速（Km/h）4000CSU1070A733080根据已知数据，参考文献1得以下初步总体设计方案：1.1 轴数、驱动形式、布置形式 1.1.1 轴数选择根据国家道路交通法规、设计规范及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。根据GB 1589-2004 （2004-04-01发布，2004-10-01实施）道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表4 汽车、挂车及汽车列车最大允许总质量的最大限值及最大设计总质量的最小限值，及给定的货车总质量为7330kg，故设计采用两轴方案。

9、1.1.2 驱动形式的选择：42汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。根据参考文献1，总质量小于19吨的公路运输车，采用结构简单、制造成本低的42驱动形式，故此货车采用42的驱动形式。 1.1.3 布置形式的选择 本设计采用平头、单排驾驶室、发动机前置后驱动形式。 货车可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，分为平头式、短头式、长头式、和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。平头式货车

10、的发动机位于驾驶室内。这种形式货车的布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间，因此驾驶室的前羰不需要凸出去，没有独立的发动机舱。其优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；面积利用率比较高。缺点有：空载时前轴负荷大，因而在坏路上的汽车通过性变坏；驾驶室有翻转机构和锁上机构，结构较复杂；进出驾驶室不方便；离合器、变速器等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影响；汽车正面与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘员易受

11、到严重的伤害。平头式货车的发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。货车的几种典型的布置形式进行分析比较。综合其优缺点，平头式或车的到广泛的运用。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对

12、置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘基础上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。 综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。 参考车型：EQ1071G2AD3 和EQ1082FL。1.2 汽车主要参数设计 1.2.1

13、主要尺寸 1）外廓尺寸 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。根据 GB 1589-2004 （2004-04-01发布，2004-10-01实施）道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值中表1 汽车、挂车及汽车列车外廓尺寸的最大限值，并参考现有车型的尺寸，取：6985*2140*2255mm。 2）轴距和轮距 根据参考文献1中的表1-2 各类汽车的轴距和轮距，并参考同类车型，取：轴距3800mm、前轮距1750mm、后轮距1586mm。 3）前悬和后悬 前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬

14、尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下上述各总成、部件的同时尽可能短些。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角小，使通过性降低。总质量在1.814t的货车后悬一般在12002200mm之间。参考同类车型，并根据参考文献1，取：前悬1110mm、后悬2075m

15、m。4）货车车厢尺寸车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据参考文献1，并参考同类车型，取：4650*1930*550mm。1.2.2 进行汽车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,并参考同类车型和参考文献1中表1-6各类汽车的轴荷分配，选取轴荷分配如表1-2：表1-2 CSU1070A货车轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴42后轮双胎，平头式2565.55131166516651.3 发动机功率、转速、扭矩及发动机型号的确定根据已知参数，按公式2-1，估算发动机最大功率Pemax： (1-1)

16、式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算可得到：A=2140*2255=4.83 m2，CD为空气阻力系数，货车CD取0.81.0,这里取0.9，T 为传动系效率，根据参考文献1，对驱动桥单级主减速器的42汽车可取90%，故T取90%。fr为滚动阻力系数，根据参考文献1，对货车取0.02。 g为重力加速度，取9.8m/s2 ； ma为汽车总质量，7330kg； vamax为最高车速，80km/h； 由以上参数可计算得：Pemax =67.92KW。 其中，=1.2则可得出Temax=243.23N.m参考SD4BM85-3U 载货汽车，根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选

17、定发动机型式（汽油机或者柴油机）和型号，查询相关产品的型号及参数，确定发动机型号如表1-3： 表1-3 发动机的型号及参数 发动机型号 SD4BM85-3U 额定功率 81.5/3200（n/p） 最大扭矩 290/2200(n) 工作容积 3.43L 活塞行程 115mm 发动机形式四缸、直列式、水冷、四冲程、立式1.4 汽车轮胎的选择轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥（轴）与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是很重要的工作

18、。轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。根据参考文献1以及参考同类车型，选取如下：轮胎数：6个；规格：7.50-20斜交胎；7.50 是名义断面宽 ， 代表斜交胎 ，20是名义轮辋直径。则查看标准轮胎的参数如表1-4所示： 表1-4 轮胎的参数 负荷下静半径 445mm 外直径 972mm 轮胎气压 490kPa 负荷下静半径 445mm 外直径 972mm 轮胎气压 490kPa1.5 确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，

19、要考虑到最高挡行驶时有足够的动力性能。根据参考文献1，发动机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速 （1-2）即主减速器传动比： （1-3） 式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速（应根据选定发动机后的参数重新估算）， 为变速器的最高挡传动比，若最高挡为超速挡，则=1。由已选轮胎得： =3200rpm；滚动半径=445mm由已知参数可知，；=80km/h 根据公式可得：=6.2；故取6.2。1.6 确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当已知时，确定传动系最大传动比也

20、就是确定变速器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为： （1-4）或 （1-5）即 i g1 （1-6)一般货车的最大爬坡度为30，即；T = 90 %。根据参考文献1，表1-2 滚动阻力系数f的数值取一般的沥青或混凝土路面f=0.02。由已知数据和计算数据得，货车总重力G = ma g =（73309.8）N=71834N；r=467.5mm；Ttqmax=243.23Nm; =6.2 由此得：=6.36根据附着条件校核最大传动比： （1-7） 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。所以： （1-8）根据已知数据和计算数据得：=733065%9.

21、8=50284N;=0.8;rr=0.445m;Tremax=243.23(N.M)；=6.2; T=0.9可得：=13.19故取：=7.02 前悬架设计2.1 悬架结构形式普通货车常采用钢板弹簧非独立悬架。2.2 悬架主要参数的确定2.2.1. 静挠度悬架静挠度是指汽车满载静止悬架上的载荷与此时悬架刚度之比，即： =/。 （2-1）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,可用下式表示： （2-2）式中：为悬架的刚度（N/m），m为悬架的簧上质量（Kg） 又

22、静挠度可表示为： =mg/ （2-3）g:重力加速度（9.8N/kg），代入上式可得静挠度与固有频率之间有如下关系n=5/ （2-4） 式中，n的单位为Hz，的单位为cm 由2-4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。因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，因此本设计选取1.8Hz,可得=77.2mm2.2.2 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，选取8cm。2.2.3 悬

23、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。2.3 弹性元件的设计 2.3.1 钢板弹簧的布置方案选择 纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用，多数情况下，汽车又采用对称式钢板弹簧。故本设计布置形式选取对称纵置式钢板弹簧。2.3.2 钢板弹簧主要参数的确定a. 满载弧高满载弧高是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，用来保证汽车具有给定的高度。=1020mm，本设计选取=15mmb.

24、 钢板弹簧长度L确定货车前悬架：L=(0.260.35)轴距，设计轴距为3800mm根据经验L=0.303800mm=1140mm，初步选定L=1140mmc. 钢板弹簧断面宽度b由下式计算主簧平均厚度： （2-5）式中：SU形螺栓中心距（mm） kU形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)； 为挠度增大系数。为许用弯曲应力。的选取：前弹簧为350450N/，取=400Mpa挠度增大系数的确定：先确定钢板弹簧与主片的重叠片数，再估计一个总片数，求得，然后=1.5/，初定。对钢板弹簧： L=1140mm k=0.5 S=200mm =2 =8 =1.5/=1.5/=1.28 E=2.1N/ n=1.8

25、Hz =77.2mm将上面数据代入公式2-5，得：=5.69mm，取8mm有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在610范围内选取。b = 70mmd. 钢板弹簧片厚h钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。本设计钢板弹簧采用等厚片，片厚为9mm。通过查手册可得钢板弹簧截面尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。 e. 钢板断截面形状矩形截面制造简单，强度好不会引起应力集中，T形截面、单面有抛物线边缘断面、单面有双槽的断面可以提高钢板弹簧的疲劳强度和节约近10%的材料，因而各有优势。所以本设计选取矩形截面。f. 钢板弹簧片数片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片与

26、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614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14选取。根据货车的载荷并结合国内外资料初步选取本货车钢板弹簧的片数为8片。g. 钢板弹簧各片长度的确定采用作图法:先将各片的厚度(9 mm)的立方值(729)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(570mm)和U型螺栓中心距的一半s/2(100mm)，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

27、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2-1确定主簧各片长度：图2-1钢板弹簧长度的确定各片钢板的长度如表2-1：表2-1 弹簧各片钢板的长度序号12345678长度（mm）114011401000860720580450320 3.3.3 钢板弹簧刚度的验算 在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，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= （2-6）其中， ； ；。式中，a为经验修正系数，取0.900.94（0.92），E为材料弹性模量； 为主片和第（k+1

28、）片的一半长度。公式中主片的一半，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；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。弹簧刚度的验算： 求出与值，见表2-2：表2-2 与值K12345678=(mm)0701402102803454106651.50.390.150.0830.0360.0260.0170.067由公式()，得：Y1=2.35 Y2=0.78 Y3=0.39 Y4=0.24Y5=0.157 Y6=0.11 Y7=0.084 Y8=0.067 Y9=0 将上述数据代入公式2-6，得总成自由刚度： =954.3N/cm将上述数据

29、代入公式有效长度，即，代入到公式3-6所求得的是钢板弹簧总成的夹紧刚度 =1262.9N/cm 弹簧刚度： （2-7）式中： 单个钢板弹簧的载荷； n悬架的振动频率，本设计n=1.8Hz。 满载静止时前轴负荷：733035%9.8=25142N=（-轮重-簧重-减震器重-前桥重）/2=10856N 将数据代入上式得：=1406.9N/cm。 自由刚度和夹紧刚度值与设计值=1406.9N/cm相差不大，基本满足弹簧刚度要求。 2.3.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算a. 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算： （2-8） 式中，为静挠度；为满载

30、弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。=77.2mm=15mm=200（31140-200）（15+77.2）/（2）=22.8mm代入数据得：=77.2+15+22.8=115mm b. 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径=1412.6mm。c. 钢板弹簧各片自由状态下曲率半径钢板弹簧各片在自由状态下的和装配后曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径。各片自由状态下做成不同的曲率半径的目的是为了使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴在一起，减少主片的工作应力，使各片的寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲

31、率半径由下式确定： （2-9）式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），为钢板总成在自由状态下的曲率半径（mm）（N/）；E为材料的弹性模量N/，取E为 N/；i片的弹簧厚度（mm）。在已知计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。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300350N/内选取。14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： （2-10）或 （2-11）下面确定各片在自由状态下曲率半径

32、，各片的预应力如表3-3： 表2-3 各片的预应力 i12345678-4.5-3.5-2.500.91.82.73.61412.6mm E=2.1 N/ =9mm然后用上述公式计算弹簧各片在自由状态下曲率半径，结果见表2-4：表2-4 弹簧各片在自由状态下曲率半径i12345678(mm)1422.21420.01417.91412.61410.71408.81406.91405.0d.钢板弹簧各片在自由状态下弧高的计算如果第i片的片长为，则第i 片弹簧的弧高为： （2-12）将各片长度和曲率半径代入式3-12，得钢板弹簧总成各片在自由状态下弧高如表2-5： 表2-5 主簧总成各片在自由状态

33、下弧高 i12345678(mm)130.2114.488.265.545.929.818.09.12.3.5 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/= （2-13） 式中，第i片长度。钢板弹簧的总成弧高为： （2-14） 上式计算的结果应与计算的设计结果相近。符合要求。将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得： 1409.8 mm然后再代入H=115.23mm原设计值为H0=115.0mm，近似相等，符合要求。2.3.6 钢板弹簧强度验算当货车紧急制动时，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

34、为 = （2-15） 式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时前轴负荷转移系数；乘用车：=1.201.40；货车：=1.41.6（这里=1.5）；、为钢板弹簧前后段长度；为道路附着系数，取0.8；为钢板弹簧总截面系数；为弹簧固定点到路面的距离。许用应力取为1000N/mm。前轮垂直静载荷：=12571N =445+88+15=524mm由式2-15验算弹簧强度： =125711.5570(570+0.8524)/(114029100) =319.8 弹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。不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷。钢板弹簧的

35、极限载荷按下式计算： 1262.98=10103.2N = =10103.21.5570（570+0.8524）/ 1140 =741.9Mp不平路面上钢板弹簧符合强度要求。3.3.7 钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即： （2-16） 其中 为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力； 卷耳厚度；D为卷耳内径（40mm）；b为钢板弹簧宽度（70mm）。许用应力取为350MPa。代式2-16得：157.1Mp主片符合强度要求。3.3.8 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。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，

36、b为主片叶片宽（50mm）；d为钢板弹簧直径（35mm）。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其79 N/mm。6285.5 N =6285.5/（7035）=2.56弹簧销满足强度要求。2.4 减振器设计普通货车的前悬架通常需要加装减振器。2.4.1 结构形式货车一般采用双向作用筒式减振器。2.4.2 减振器阻尼系数的确定 （2-17） 或 （2-18）式中 为相对阻尼系数，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，将压缩行程的取得小些，伸张行程的取得大些。两者之间保持有=（0.250.50）的关系。设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35，对于有内摩擦的弹性元件（如钢板弹簧）悬架，值取小些。本设计取0.2。由式2-17得：=669.08为避免悬架碰撞车架，取=0.5，可得：=0.133=0.2672.4.3 最大卸荷力的确定当减振器按照参考文献图6-53b所示的安装时： （2-19） =6.49 Rad/s。