挂车前桥与悬架设计毕业论文.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1 本设计的目的和意义汽车是现代交通工具中应用的最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车的车桥和悬架是汽车上的重要组成部分。汽车的从动桥的转向性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业得迅速发展和车流密度日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高。汽车已经成为现代社会发展不可缺少的交通工具，在人门的日常生活中扮演着重要的角色。汽车工业以其强有力的产业拉动作用，已经成为我国国民经济发展的支柱性行业。随着我汽车工业的迅猛发展，汽车零部件的自行开发和研究工作也随之广泛地展开。汽车在公路上高速行驶，汽车的零部件承受着静载荷和动载荷作用，这些作用直接影响着汽车的使用寿命和汽车运行的可靠性。车桥（也称为车轴）通过悬架和车架（或承载式车身）相连，它的两端安装着车轮，其功用是传递车架（或承载式车身），与车轮之间的各方向的作用力及其力矩。车桥是汽车的主要零件之一，它是汽车主要承载件和传力件，支撑着汽车的载荷，并将载荷传给车轮，在实际行驶中，作用在车轮上的牵引力、制动力、横向力，也是经过桥壳传到悬架及车架上的。同时汽车在路面上高速行驶，由于路面不平度的影响，汽车的车桥会受到交变载荷的作用，在这种复杂的交变载荷的反复作用下，会发生裂纹萌生和扩转并导致突然断裂。因此，在技术上了解车桥的静态特性，有着及其重要的实际意义。在汽车车桥及悬架的制造过程中，涵盖了铸（灰铸铁、可锻铸铁、球墨铸铁、铸钢）、锻（模锻、精锻、平锻和热压）、焊（电焊、点焊、二氧化碳保护焊）、热处理（表面淬火热处理、表面高频淬火处理）粉末冶金等各种热加工工艺。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定挂车车桥和悬架的总体设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。进一步巩固和加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的认识掌握，使之系统化、综合化。培养文献查阅、使用、文件编辑、文字表达等基本实践能力以及外文资料的阅读和翻译的基本技能，使初步掌握科学研究的基本方法。使树立符合国情和生产实际的正确设计思想和观点，培养严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、善于与他人合作的工作作风。总之，由上述可见，汽车车桥及悬架设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车车桥与悬架的学习和设计实践，再加上优化设计，可靠性设计和有限元分析等内容，可以更好地学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。1.2 本设计的主要内容挂车是本身没有自带动力及驱动装置，由汽车牵引组成汽车列车用以载运人员及货物的汽车。挂车分为全挂车和半挂车，全挂车与半挂车最大的不同是，汽车列车在运输作业时，挂车的全部载荷由挂车承载，牵引车只起牵引作用。因此，全挂车的前支撑为轮轴结构，且通常具有转向装置，一减少侧滑、摩擦和汽车列车的转向阻力。本设计为全挂车。而全挂车的前桥为转向从动桥。转向方式为轮转向式转向装置。采用轮转向式转向装置的挂车的主要优点是货台或车厢的地板离地面较低，且左右车轮可以实现正确的转向角度，车轮磨损较小，但对杆系的传动比精确度要求较高。根据悬架的结构的不同，车桥分为整体式和断开式两种。根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥、和支持桥四种类型。一般汽车多以前桥为转向桥，以后桥、中桥为驱动桥。本设计为转向桥。转向桥是利用车桥中的转向节使车轮偏转一定的角度，实现汽车的转向。转向桥一般位于汽车的前部，因此也常称之为前桥。前梁用钢材锻造，断面为工字型以提高抗弯强度。为提高抗扭强度，接近两端略制成方形。中部加工出两处用以支撑钢板弹簧的加宽面弹簧座。中部向下凹，降低发动机位置，从而降低汽车的重心，扩展驾驶员的视野，并减小传动轴与变速器输出轴之间的夹角。前梁两端各有一个加粗部分，呈拳形，其中有通孔，主销即插入两孔内。通过主销将转向节与前梁的拳部相连，并用带螺纹的楔形锁销将主销固定在拳部孔内，是之不能转动。前轮可以绕主销偏转一定角度而使汽车转向。为了减小磨损，转向节孔销内压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑。为使转向灵活轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间装有推力滚子轴承。在转向节上耳与拳部之间装有调整垫片，以调整其间的间隙。在转向节的上耳上装有与转向节臂制成一体的凸缘，在下耳上则装着与转向梯形臂制成一体的凸缘，这两个凸缘均制成有一矩形键，因此在左转向节的上下耳上都有与之配合的键槽。转向节通过矩形键及带有锥形套的双头螺栓与转向节臂及梯形臂相连。在键槽端面间装有条形的橡胶密封垫。车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑在转向节外端的轴颈上。轴承的松紧度可用调整螺母（装于轴承外端）加以调整。轮毂外端用冲压的金属罩盖住。轮毂内侧装有油封。如果油封漏油，则外面的挡油盘仍足以防止润滑油进入制动器内，转向节上靠近主销孔的一端有方形的凸缘，固定制动底板。对车桥提出的设计要求：（1）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以足通过性要求。（2）具有足够的刚度和强度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的行驶平顺性。（3）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。（4）与悬架导向机构运动协调。 对车桥设计完成之后要进行校核和ANSYS有限元分析。 悬架是车架（或车载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。其功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支承力）、纵向反力(牵引力和制动力)和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递给车架或车载式车身上，以保证汽车的正常行驶。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、导向装置、减振器和辅助元件组成。辅助元件包括缓冲块和横向稳定器等。弹性元件的功用是缓和冲击，减振器的作用是使振动迅速衰减，振幅迅速减小。导向机构的作用是使车轮按一定的轨迹相对于车架和车身运动。悬架是采用非独立悬架，因为非独立悬架结构简单，工作可靠、制造简单、维修方便。 非独立悬架其结构特点是两侧的车轮有一整体式车桥相连。车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架（或承载式车身）连接。当一侧车轮因道路不平而发生跳动时，必然引起另一侧的车轮在汽车横向平面内发生摆动，故称为非独立悬架。在中、重型汽车上普遍采用。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的能力。（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。 对悬架设计完成之后要进行校核。1.3 本设计的主要参数表1.1 结构参数表前轮轮距1840弹簧座中心距880弹簧座中心到主销中心距离370断面尺寸全高上凸缘宽度下凸缘宽度上下凸缘间距幅板厚度125138/6565/6555/5816/14主销长度221主销直径50主销中心到上衬套中心距81主销中心到下衬套中心距81上衬套长度52下衬套长度52止推轴承高度16.5转向节主销中心到压力中心距主销中心到转向节大轴颈中心距大轴颈宽度小轴颈宽度大轴颈直径小轴颈直径10011061355535第2章 从动桥的概述及选型2.1 从动桥的概述从动桥即非驱动桥，又称从动车轴。它是通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架（或承载式车身）与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥和非转向桥。一般汽车多以前桥为转向桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向桥直至全轮转向。一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。对于非转向从动桥，由于它仅起支持汽车部分簧上质量的作用，因此又称为支持桥或支持车轴。从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为断开式和非断开式两种。与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥式一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。在汽车的设计、制造、装配调整和使用的过程中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆阵，它是指汽车行驶转向轮绕主销不断的摆动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。转向车轮的摆动有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用于轮胎的力对系统作正功，即对外界系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续振动，形成摆动。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致，而且会在较宽的车速范围内发生。通常在低速行驶时发生的摆阵往往属于自激振动型。当转向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡、断面跳动、轮胎的几何和机械特性不均匀以及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向轮摆阵频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄。通常在高速行驶时发生的摆阵往往属于受迫振动型。1- 转向节推力轴承；2-转向节；3-调整垫片；4主销；5-前梁图2.1 非断开式转向从动桥如图2.1所示，非断开式转向从动桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向节臂，后者与转向直拉杆相连；而在转向节的下耳处则装着与转向横拉杆相连接的转向梯形臂。有的将转向节臂与梯形臂连成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。制动底板紧固在转向节的突缘面上。转向节的销孔内压入带有润滑槽的青铜衬套以减小摩擦。为使转向轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前梁拳部的孔内，使之不能转动。主销的几种结构形式如图2.2所示，其中最常使用的是（a）（b）两种。（a）圆柱实心型；（b）圆柱空心型（c）上、下端为直径不等的圆柱、中间为椎体的主销；（d）下部圆柱比上部细的主销图2.2 主销的结构型式为了保证汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平面内都有一定的倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾角一个角，称为主销后倾角。在横向平面内，主销上部内倾一个角，称为主销内倾角。主销后倾使主销轴线与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖地距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转时，汽车就偏离直线行驶而有所转向，这时引起的离心力使路面对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生绕主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行驶稳定性。此力矩称稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在方向盘上施加更大的力，导致方向盘沉重。后倾角通常在3以内。主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距离减小，从而可减小转向时需加在方向盘上的力，使转向轻便，同时也可减少转向轮传到方向盘上的冲击力。主销内倾角使前轮转向时不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开方向盘时，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行驶。内倾角一般为5到8;主销偏移距离一般为3040mm。轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但内倾角也不宜过大，即主销偏移距离不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏转时，随着滚动将伴随着沿路面的滑动，从而增加轮胎与路面间的摩擦阻力，使转向变的很沉重。2.2 从动桥转向装置的结构形式选择及确定全挂车的转向方式有两种：一种是轴转向式，即转向时，车轮除绕其中心旋转外，还与车轴一起绕车轴中心中点垂直线转动。轴转向式转向通常有单转盘转向和双转盘转向。另一种是轮转向式，即转向时，车轮绕转向主销转动，而车轴不转动。本设计采用轮转向式转向装置。挂车的牵引杆通过一个摆臂将牵引车转向的摆动转变为直拉杆的推拉运动，然后再通过一个转向拐臂拉动转向梯形机构的横拉杆使挂车随牵引车一起实现转向。采用轮转向式转向装置的挂车的主要优点是货台或车厢的地板离地面较低，且左右车轮可以实现正确的转向角度，车轮磨损较小，但对杆系的传动比精确度要求较高。2.3 本章小结 本章对挂车前桥进行了系统的概述和总结，系统的分析了前桥的种类、结构形式、及工作原理，并根据本设计所要求的参数进行了严格规范的选取，选取了适合本设计的前桥的结构形式，还对跟前桥有关的零部件进行了细致地分析和选取，是以后计算和设计的理论基础和工作依据。第3章 从动桥设计计算及校核3.1 转向从动桥前梁的设计和校核 主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承(即转向节衬套)、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角均为零，而左、右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内，如图3.1所示。1-制动工况下的弯矩图和转矩图；2-侧滑工况下的弯矩图图3.1 转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图3.1.1 在制动工况下的前梁应力计算制动时前轮承受的制动力Pr和垂向力Z1传给前梁，使前梁承受转矩和弯矩。考虑到制动时汽车质量向前转向桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为： （3.1）式中：汽车满载静止于水平路面时车桥给地面的载荷，取为; 汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取1.41.7。 紧急制动是车桥所承受的最恶劣的工况之一。此时，前梁的垂直载荷增大，水平弯曲力矩达最大值，同时还存在巨大的制动扭转力矩。前梁垂直载荷增大的比例称为质量转移系数： （3.2）式中：车轮与道路的附着系数，取； 挂车重心的高度，取； 挂车重心到后轴中心线的距离，取。代入得：。结合（3-1）和（3-2）两式，代入得：Z1=43101.216N。前轮所承受的制动力为： Pr=Z1 （3.3）式中：轮胎与路面的附着系数，取； Z1前轮所承受的地面垂向反力，N。代入得：Pr=30170.8512N。由Z1和Pr对前梁引起的垂向弯矩和水平方向的弯矩在两钢板弹簧座之间达到最大值，分别为 （3.4）= Pr(t+g ） （3.5）式中：车轮中心至转向节主销中心的水平距离，取为100； 转向节主销中心至钢板弹簧座中心的水平距离，取为350； Z1前轮所承受的地面垂向反力，N；Pr前轮所承受的制动力，N。代入得：=19395547.2 Nmm； =13576883.04 Nmm。制动力Pr还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩: = Pr (3.6)式中：Pr前轮所承受的制动力，N； 轮胎的滚动半径，取为500mm。代入得：=15085425.6 Nmm。转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大、强度高。该断面的垂向弯曲截面系数： (3.7)1-主簧 2-副簧图4.1 载货汽车主、副钢板弹簧后悬架4.3 本章小结 本章对挂车悬架进行了系统的分析与总结，之后对本设计所应用的悬架进行了选取，本设计采用钢板弹簧悬架，因为它有制造简单、价格低廉、维修方便等一系列的优点。本设计采用主、副簧钢板弹簧悬架，当挂车所承载的载荷较小时，由主簧单独起作用，当挂车满载或装载质量较大时，由主簧和副簧共同起作用。可以更好的完成悬架的作用和必要的装载任务。第5章 弹性元件的计算5.1 悬架主要参数的确定计算悬架静挠度悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度之比，既。挂车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率和（亦称偏频），是影响挂车行使平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分车身的固有频率和（亦称偏频）可用下列公式表示：=；=。 （5.1）式中：1和2为前、后悬架的刚度；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示：fc1=；fc2=。 （5.2）式中：g为重力加速度，取g=981 ； 1和2为前、后悬架的刚度； m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。静挠度与偏频的关系为，由分析可知：悬挂的静挠度直接影响车身振动的偏频。因此，欲保证挂车有良好的行使平顺性，必须正确选取悬挂的静挠度。在选取前、后悬架的静挠度值和时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，时的车身纵向角振动要比时小，考虑到挂车承载货物的平顺性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐。根据平顺性要求，后悬架期望满载固有频率取为。所以，前悬架满载固有频率取为。悬架动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬挂压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行使时经常碰撞缓冲块。对货车；取69cm。悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力与由此所引起的车轮中心相对于车身位移（即悬挂的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性，其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力之间成固定的比例变化时，弹性特性为直线，称为线性弹性特性。对于空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。本挂车前后悬架采用主副簧钢板弹簧，为刚度可变的非线性弹性特性。悬架主、副簧刚度的分配为保证挂车有良好的平顺性，要求固有频率变化小。一是整个负荷变化范围内频率的变化应最小；二是副钢板弹簧接触支架前、后的频率变化不能太大。这两方面的要求是矛盾的。从前者考虑，导出了两点等频率法，从后者考虑，导出了一点等频率法。本设计采用两点等频率法，既使副簧开始起作用时的悬挂挠度等于汽车空载时悬挂的挠度，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬挂的挠度。于是，可求得：； (5.3)式中：、分别为满载时钢板弹簧主簧、副簧的挠度；为空载时主簧的挠度。副簧开始参加工作的载荷： (5.4)式中：和分别为空载与满载时的悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为： (5.5)式中：为副簧刚度； 为主簧刚度； 副簧、主簧的刚度比，。主副簧的总刚度为： (5.6)式中：为副簧刚度； 为主簧刚度；副簧、主簧的刚度比，；挂车满载时的固有频率。钢板弹簧的结构叶片的截面形状最常用的板簧材料为热轧弹簧扁钢，其截面形状为上下表面平坦（允许稍向内凹）。两侧为圆边，半径为厚度的0.650.85倍。由于板簧的疲劳破坏总是始于受拉伸的上表面，故下表面常采用如图（b）,（c）,（d）所示，的抛物线侧边或单面单槽、单面双槽形状以使截面的中性轴向上移动，减小拉伸应力。通常认为许用压应力可大于许用拉应力，其比值达1.271.30.经验表明，采用图（b）、（c）、（d）截面的板簧与采用传统图（a）截面的板簧相比可节约10%14%的钢材，疲劳寿命约可提高30%。（a）标准型 （b）抛物线侧边 （c）单面单槽 （d）单面双槽叶片的端部结构图5.1 叶片截面形状叶片的端部可以按其形状和加工方式分为矩形、梯形（片端切角）、椭圆形（片端压延）和片端压延切断四种，分别如图（a）、（b）、（c）、（d）所示。其中矩形为制造成本最低的一种（由于对片端不做任何加工），但同时也是效果最差的一种。与压延过的片端相比，再片端得接触区域内，传递的压力更大也更集中，导致片间摩擦和磨损加剧。同时也是板簧的作用机理与“应力方式”去甚远，导致了板簧质量的增大。梯形片端切角结构比矩形有所改善，制造成本略有增加。片段压延的椭圆形端部更接近于理想的“应力形状”，并且在接触区内压力分布更均匀，片端片间摩擦磨损都有所减少，但需要专门的延压设备。延压后在切断的端部结构制造成本最高，效果也最好。图5.2 叶片端部结构钢板弹簧端部的支撑形式以板簧端部的支撑形式而言，可以大致分为卷耳和滑板（见图）两大类。滑板型式多见于两级式主副簧悬架中副簧的支撑和平衡悬架中板弹簧的支撑。卷耳根据其相对簧上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类，分别如图（b）（）（）所示。其中平卷耳的纵向作用力可以直接传递给主片，减少了附加的对主片的卷曲力矩，下卷耳可用于对板簧的安装位置或角度有特殊要求的情况（比如使轴转向趋于不足转向）但采用下卷方式时无法像上卷耳和平卷耳那样可以在必要的时候用第二片加强卷耳，加强结构多用于军用车辆或重型载货汽车，其主要目的是为了在竹片断裂时起支撑作用，还可以在悬架反弹时与主片共同担负非簧载部分的重力。为了方便采用非各向同性的橡胶支撑以减缓悬架所受的水平冲击。图5.3 卷耳形式5.2 悬架的基本参数的计算该载货汽车前、后悬架的总负荷空载时，该载货汽车前悬架空载时总负荷；FRO该载货汽车后悬架空载时的总负荷。满载时，得。求总刚度：。 按两点等频率法求刚度分配及接触点挠度：； 。根据和、比关系求得：；。式中：、分别为满载时钢板弹簧主簧、副簧承受的载荷。钢板弹簧主要参数的确定钢板弹簧长度L的确定：钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。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，改善汽车行驶的平顺性；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。钢板弹簧的纵向角刚度，是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。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；选用长些的钢板弹簧，会在汽车布置上时产生困难。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。推荐挂车悬架前钢板弹簧主簧长度L=（0.26-0.35）轴距，后悬架L=（0.35-0.45）轴距；取，副簧；后钢板弹簧主簧，副簧。钢板断面尺寸及片数的确定：平均厚度： （5.7）式中：考虑U形螺栓夹紧板簧后的无效长度系数（刚性夹紧时=0.5，挠性夹紧时=0）；SU形螺栓中心距，取120mm；为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1，再估计一个总片数n0，求的=n1n2，然后用初定）；材料的弹性模量，；许用弯曲应力，采用的55SiMnVB材料，表面经喷丸处理后，推荐的后主簧为450550，后副簧为220250。前钢板弹簧：主簧：；副簧：。后钢板弹簧：主簧：；副簧：。片宽b：推荐片宽与片厚的比值在610范围内选取，取前后钢板弹簧主副簧=100mm。钢板断面形状：前后主副弹簧均采用矩形断面形状，其中性轴在钢板断面的对称位置上，工作时，一面受拉应力、另一面受压应力作用，并且应力绝对值相等。钢板弹簧片数：根据挂车的总质量及结构形式，选取前后主簧的片数为=6片，副簧的片数为=5片。钢板弹簧各片长度的确定钢板弹簧各片长度就是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来作图确定的，具体进行步骤如下：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形螺栓中心距的一半，得到A、B两点，连接A、B既得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片的上侧边交点既为各片长度。各片实际长度尺寸需经过圆整后确定。L/2S/2ABh33图5.4 确定钢板弹簧各片长度得作图法由上述方法得到前钢板弹簧主簧各片长度：1350mm、1100mm、940mm、780mm、610mm、450mm；副簧各片长度：1150mm、880mm、610mm、450mm、350mm，后钢板弹簧主簧各片长度：1575mm、1325mm、1075mm、835mm、585mm、335mm；副簧各片长度：1330mm、1100mm、860mm、630mm、400mm。钢板总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差（如图5-5），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高用公式计算 (5.8)式中： 为静挠度； 为满载弧高； 为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化。 (5.9)式中：为U形螺栓中心距； L为钢板弹簧主片长度； 为静挠度； 为满载弧高。 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 （5.10）图5.5 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径 前钢板弹簧： 主簧： =15 =113.43 =15+113.43+16.6=145 副簧： =15 =40.38 =15+40.38+8.4=63.78 后钢板弹簧： 主簧： =15 =97.02 =15+97.02+12.5=124.52 副簧： =15 =34.54 =6.5+15+34.54=56.04 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，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Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地紧贴，减少主片工作应力，使各片寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定： （5.11）式中：为第片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）; 为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）； 为各片弹簧预应力（MPa）； 为材料弹性模量（MPa），取MPa； 为第片的弹簧厚度（mm）。在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径和各片弹簧预加应力的条件下，可以用公式（5.11）计算各片弹簧自由状态下的曲率半径。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间的间隙相差不大，且装配后各片能很好地贴和；为保证主片及其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。为此，选取各片预应力时，对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。如果第片的片长为，则第片弹簧的弧高为： （5.12）5.3 悬架的强度校核计算钢板弹簧的刚度验算在此之前，有关挠度增大系数、惯性矩J0、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度的前提是，假定同一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： (5.13)其中：；。式中：经验修正系数，=0.90-0.94；E材料弹性模量；、主片和第片的一半长度。代入已知数据可得：；。 钢板弹簧总截面系数： （5.14）满载平均静应力： （5.15）比应力： （5.16）前钢板主簧：；。前钢板副簧：；。后钢板主簧：；。后钢板副簧：；。从实际规格尺寸及应力规范修正设计参数前后主副钢板弹簧比应力稍低于许用值下限，取主副弹簧的极限应力之比，；，；极限动行程系数取，则极限动行程为： （5.17） （5.18） 代入得：；。前钢板橡胶垫块高度为5cm，压缩量为3.6cm，所以极限动行程计算值应取为8.7+3.612.3cm。后钢板橡胶垫块高度为3cm，压缩量为1.4cm，极限动行程计算值应取为7.2+1.48.6cm。修正后的副钢板弹簧接触点挠度为： (5.19)于是可得：；。主副钢板弹簧负荷分配和应力核算满载主簧挠度： （5.20） 满载极限应力： （5.21） 于是可得：；。同理可得：；钢板弹簧采用的是55SiMnVB材料，表面经喷丸处理后，推荐的后主簧为450550，后副簧为220250；、范围内，、范围内，、在范围内。由上述计算结果可知，满载平均静应力和极限应力都在许用值范围内，故满足使用条件。5.4 本章小结本章对钢板弹簧进行了系统严谨的计算，从钢板弹簧的叶片形状到钢板弹簧的几何尺寸都进行了严格的选取和计算，钢板弹簧是本次设计比较重要的一部分，所以本章对其研究和探讨的也相当深入，对每一片钢板弹簧都进行了严格的计算和把关，以保证其质量。由于本设计是主副簧共同参与工作，所以本章也对副簧参加工作的条件，以及祝福簧的工作分配进行了计算。结 论 本次毕业设计是以挂车的前桥和悬架为研究对象，分成车桥和悬架两部分，所设计的挂车是全挂车，汽车列车在运输作业过程中，挂车的全部载荷有挂车承载，挂车的前支撑位轮轴形式，所以挂车的前桥主要有传递车架或承载式车身与车轮之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩的作用。挂车悬架是将挂车车架与车轴相连的全套装置的总称，其功用是传递作用在车轮和车架之间的各种载荷，并减少或消除由不平路面通过车轴传给车架的冲击和振动，以改善挂车行驶的平顺性。所设计的挂车悬架是主副簧共同工作的形式，当装载质量不大只有主簧工作，当挂车满载或装载质量较大时副簧与主簧共同参加工作。本次设计通过查阅相关资料，确定了所设计的形式，运用专业知识和资料对本设计的结构进行分析，总结出设计方案并进行了挂车前桥和悬架的各部件参数的选择和计算、校核。由于挂车前桥对力学要求较高，所以对前桥进行了ANSYS分析，以保证设计质量。最后通过CAD进行了图纸的绘制。参考文献1 刘惟信主编. 汽车车桥设计M. 北京：清华大学出版社，2004,4.2 刘惟信主编. 汽车设计M. 北京：清华大学出版社，2001,7.3 陈家瑞主编.汽车构造第四版M.北京：人民交通出版社，2006,1.4 王望予编.汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2000,5.5 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计M.北京：机械工业出版社，1981.6 李秀珍主编.机械设计基础第4版M.北京：机械工业出版社，2006,4.7 清华大学汽车工程系本书编写组编著. 汽车构造M.北京：人民邮电出版社，2000,3.8 张龙主编.机械设计课程设计手册M.北京：国防工业出版社，2006,5.9 唐增宝主编.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社，1998,6.10 成大先主编.机械设计手册第四版第2卷M.北京：化学工业出版社，2003,9.11 何铭新 钱可强主编.机械制图M.北京：高等教育出版社，2004,4. 12 刑静忠 王永岗等编著.ANSYS分析实例与工程应用M北京：机械工业出版社，2004.513 陈家瑞主编 汽车构造M.北京：人民交通出版社，2002.21