（优秀毕业全套设计）DF104型载货汽车悬挂机构设计（整套下载）

本设计初步选定前钢板弹簧的长度。

.钢板弹簧的设计计算钢板弹簧片厚的计算矩形断面等厚度的钢板弹簧的总惯性矩用下式计算式中，为钢板弹簧总片数为板簧的宽度为板簧厚度。

由上式可知，改变片数片厚片宽三者之，都影响到总惯性矩的变化。

又可表示为式中，为无效长度系数，取.为型螺栓中心距，本设计取为材料弹性模量，为挠度增大系数。

结合式可知总惯性矩的变化又会影响到钢板弹簧垂直刚度的变化，也就是影响汽车的平顺性。

其中，片厚的变化对钢板弹簧总惯性矩的影响最大，增大片厚，可减少片数。

钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况。

般都采用前者。

本设计方案中选片厚相等。

片厚的计算公式为式中，为许用弯应力，的取值范围前钢板弹簧，后钢板弹簧，后副簧取。

挠度增大系数为与主片等长的钢板片数，本次设计取为总的钢板片数，取。

将.，代入式等.，圆整为。

钢板弹簧片宽的计算有了以后，再选取钢板弹簧的片宽。

增大片宽能增大卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。

前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。

推荐片宽与片厚的比值在范围内选取。

本次设计取。

钢板弹簧各片长度的计算先将各片的厚度的立方值按同比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的半和型螺栓中心距的半，得到，两点，连接，两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。

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，就从点到最后个重叠片的上侧边断点连直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度如图。

各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。

各片长度如表所示。

表钢板弹簧各片长度板号长度图各片钢板弹簧的长度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，刚度的验算公式为其中，为刚度修正系数，，这里取.为主片和第片的长度的半。

钢板弹簧刚度计算结果如表所示。

表钢板弹簧刚度验算钢板弹簧的自由刚度用钢板弹簧的有效长度代替钢板弹簧的长度代入上面的计算中算得的刚度就是加紧刚度。

算得的钢板弹簧的夹紧刚度为，刚度与设计刚度相差不大，所以钢板弹簧满足刚度要求。

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，用下式计算式中，为静挠度为满载弧高为钢板弹簧总成用型螺栓夹紧后引起的弧高变化，为型螺栓的中心距。

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的确定簧总成在自由状态下的曲率半径.钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定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率半径由下式确定式中，为第片弹簧自由状态下的曲率半径，在自由状态下的曲率半径为材料的弹性模量，取为片的弹簧厚度在已知和各片弹簧的预应力的条件，可以用式计算出各片钢板弹簧自由状态的曲率半径。

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内选取。

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各片钢板弹簧的预应力自由状态的曲率半径和弧高如表。

表钢板弹簧预应力自由状态的曲率半径和弧高版号.钢板弹簧总成弧高的核算叶片在自由状态的曲率半径是根据预应力确定的。

由于选择预应力的关系，装配后钢板弹簧总成弧高不定和．的计算结果致，因此，还需要再计算次装配后的总成弧高。

如两者接近便认为合适。

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钢板弹簧的总成弧高为计算结果与计算的结果.相差不大，符合设计要求。

.钢板弹簧强度验算当汽车紧急制动的时候前钢板弹簧承受载荷最大。

钢板弹簧后半段最大应力课表示为式中，为作用在前轮上的垂直静载荷为制动时前轴负荷转移系数货车取乘用车取。

分别为钢板弹簧前后段长度为道路附着系数，取.为弹簧固装点到路面的距离为钢板弹簧总截面系数。

，所以钢板弹簧强度合格。

.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，即其中为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力卷耳厚度为卷耳内径为钢板弹簧宽度。

许用应力取为。

代入上式得钢板弹簧主片符合强度要求。

.钢板弹簧销的强度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，为主片叶片宽为钢板弹簧直径。

用钢或钢经渗碳处理或用钢经高频淬火后，其弹簧销满足强度要求.小结本章根据国内外汽车钢板弹簧设计经验结合汽车使用的实际道路情况，确定了钢板弹簧的长度，宽度厚度片数和刚度等基本数据。

采用共同曲率法对钢板弹簧的刚度进行了校核。

对前钢板弹簧在各种情况下的受力进行了分析，验算了钢板弹簧的最大的应力。

并对卷耳和弹簧销进行了强度的校核。

完成了前钢板弹簧的设计。

第三章减振器的设计.减振器的分类及选型减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。

摩擦式减振器利用两个紧压在起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。

但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小造价低容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。

液力减振器最早出现于年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。

筒式减振器质量较小性能稳定工作可靠，适宜大量生产，已经成为汽车减振器的主流。

筒式减振器有可以分为双筒式单筒式和充气筒式等结构，以双筒式应用最多。

经过对比分析本次设计选用双筒式减振器。

.相对阻尼系数的选择减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力与减振器振动速度之间有如下关系式中，为减振器阻尼系数。

图出示减振器的阻力速度特性。

该图具有如下特点阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。

在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数而言。

通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。

图减振器的特性阻力位移特性阻力速度特性汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。

的表达式为式中，为悬架系统垂直刚度为簧上质量。

式表明，相对阻尼系数的物理意义是减振器的阻尼作用在与不同刚度和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。

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，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。

两者之间保持的关系。

设计时，先选取与的平均值。

对于无内摩擦的弹性元件悬架，取对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。

对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，般取.为避免悬架碰撞车架，取.。

取，则有计算得.减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数。

因悬架系统固有振动频率，所以。

.最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到定值时，减振器打开卸荷。

减振器不在提供阻尼力，以限制减振器所提供的最大阻尼力。

此时的活塞速度称为卸荷速度。

般的取值范围为。

这里取.。

.简式减振器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径式中，为工作缸最大允许压力，取为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取，单筒式减振器取。

取，.，代入式得.查阅汽车筒式减振器的有关国标，减振器的工作缸直径有等几种。

如表。

表减振器基本尺寸工作缸直径基长贮油缸最大外直径吊环直径吊环宽度活塞行程贮油缸的工作直径，按照标准选用，这里取。

壁厚通常取，活塞形程，基长。

压缩到底的长度拉足的长度.小结本章通过分析常见的减振器的类型和优缺点，选择了双筒式液压减振器。

根据前悬架钢板弹簧的刚度和车身的振动频率，设计计算出减振器的基本参数。

第四章后钢板弹簧的设计.后钢板弹簧基本参数确定后悬架的载荷后悬架的空载轴重是，满载的轴重是。

非簧载质量是。

则空载单个钢板弹簧的载荷满载单个钢板弹簧的载荷后悬架振动频率的选择通常使前后悬架的偏频接近。

当汽车以较高车速行驶过单个路障时，时的车身角振动要比时的小。

前悬架的车身振动频率.，所以选择后悬架的振动频率为.。

动挠度的选择悬