流动警务室悬架部分设计_学士学位论文.doc

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1、青岛大学学士学位论文 本科毕业设计(论文)题 目： 流动警务室悬架部分设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械工程及自动化 姓 名： 刘向征 指导教师： 刘大维（教授） 2013年 6月 9日摘 要本文主要针对某厂流动警务室使用过程中出现的问题，通过分块设计对流动警务室悬架部分做了详细的分析研究，主要针对钢板弹簧以及减震器做了详细的设计计算。对保证流动警务室设计水平和行驶的安全性具有重要的指导意义。论文结合流动警务室悬架结构特点进行分析。选择钢板弹簧的中类、参数；以及对钢板弹簧各个重要参数的校核。对减震器的计算选型，并且对减震器的使用情况进行了强度以及稳定性的校核。成功的完成了整个悬架系统

2、的设计计算。本文成功地进行了流动警务室悬架部分的设计计算，获得正确的参数，验证了本文建立的流动警务室悬架部分设计计算正确性。关键词：悬架；流动警务室；钢板弹簧；减震器 AbstractThis article mainly aims at a factory in the course of using the flow chamber of police problem, through the block design for mobile police office suspension parts made detailed analysis and research, mainly

3、for leaf spring and shock absorber made a detailed design calculation. To ensure the flow of police room design level and has an important guiding significance to the safety of driving.Paper flow policing chamber suspension structure is analyzed Choose the classes, parameters of leaf spring; And che

4、ck the key parameters of leaf spring. Calculation of type selection of shock absorber, shock absorber and the usage of strength and stability check. Successful completion of the calculation in the design of the suspension system.This paper successfully conducted a flow chamber suspension parts of th

5、e design and calculation of police, get the right parameter, and verify the flow chamber of police suspension part of this paper to establish design calculation correctness.Key words: suspension; Flow chamber of police; Leaf spring; Shock absorber目 录第一章 引言11.1 课题的提出及意义11.2 国内外电动车的发展现状21.2.1 国外电动车的发展

6、状况21.2.2 国内电动车的发展状况31.3 主要研究内容31.3.1 设计要求41.3.2设计参数4第二章 悬架参数的确定52.1 悬架静挠度fc52.2悬架的动挠度fd52.3悬架的弹性特性52.4悬架的侧倾角刚度Kr及在前、后轴的分配62.5悬架系统的固有频率7本章小结7第三章 弹性元件的设计计算83.1 钢板弹簧选用83.1.1 钢板弹簧的种类83.1.2 多片钢板弹簧93.1.3 钢板弹簧设计的已知参数93.2 钢板弹簧的布置方案103.3 钢板弹簧主要参数的确定103.3.1 满载弧高fa103.3.2 钢板弹簧长度的确定103.3.3 钢板弹簧断面尺寸及片数的确定113.4 钢

7、板弹簧主要参数的校核143.4.1 实际根部惯性矩143.4.2 钢板弹簧满载压缩弧高143.4.3 钢板弹簧总截面系数143.4.4 钢板弹簧的根部应力143.4.5 钢板弹簧的比应力153.4.6 钢板弹簧刚度的校核153.4.7 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算163.4.8 钢板弹簧的强度验算193.4.922本章小结22第四章 减震器234.1 减震器种类的选择234.2 减震器的初步设计234.2.1 相对阻尼系数234.2.2 减震器阻尼系数的确定244.2.3 最大卸荷力F0的确定254.2.4 减震器工作缸直径D的确定254.2.5 型号选取264.3 减震器的

8、校核264.3.1 缸筒内径的确定264.3.2 活塞杆直径的确定274.3.3 强度校核274.3.4 稳定性校核284.4 减震器的参数如表4.330本章小结30参考文献3135第一章 引言1.1 课题的提出及意义随着城市人口密度不断增加，警务人员工作量增大，加剧了巡逻的困难，因此一种新型的、高效的警务车亟待推出。流动警务室是依据中华民共和国公安部实际需求，为方便警员更好地服务百姓，运用传统的生产工艺精心打造的可动的警务室。外观统一喷警用标志，配智能监控系统。用于广场、景区、繁华街道、居民区等人口密集的场所，在防控、监控、治安、巡逻、普查、执勤、处理突发事等活动中发挥不可替代的作用。流动警

9、室又叫治安巡逻室或是移动警务工作室，是一种新电动巡逻车型。最大的特点是可以适时的 “流动”，与“天网”、“110联网报警”等技防手有机结合，达到控制出城通道，监控人员密集场所治安状况，保护重点单位安全，维护县城良好治安的目的。图1.1 流动警务室移动警室是依现代电动车的设计理念，以车载电池为动源，用电机驱动一种低速电动车辆。移动警务室作为一种流动的警办公室而设计，具有灵活、机动、环保特点，它是纯电车与警室的完美结合。移动警务室可促进国内公安系统减少能源消耗，减轻政府财政压力。达到了既威慑犯罪分子，又降低污染排放的目的，电车与警室的完美结合。移动警务室可促进国内公安系统减少能源消耗，减轻政府财政

10、压力。达到了既威慑犯罪分子，又降低污染排放的目的，是公安干警们的新能源装备。移动警室是国内近几年出现的，作为两型社会公安系统装备，目前国内许多城市公安系统均要备移动警室，因此移动警室市场广阔，可为相关企业带来商机。作为一种商品的电动车，在结构上应该包括：电力驱动和控制系统、完成既定任务的装置驱动力传动等。并且这些系统应集成在一个底盘内，并且能够满足各种环境、温度、适度、一定里程、时速、爬坡等使用条件下的稳定性及其安全性要求。流动警务室的机械分块设计为：制动、转向、悬架、底盘、液压支撑五部分。1.2 国内外电动车的发展现状1.2.1 国外电动车的发展状况早在1830年，苏格兰RobertAnde

11、rson就将电动马达装在一部马车上。1842年并与ThomasDavenport合作，打造出第一部电动汽车。19世纪末20世纪初，电动汽车在欧美广泛应用。但是，由于内燃机技术提高和石油开采，汽车迅速被内燃机车取代，电动车逐渐淡出。从20世纪80年代末，节能环保问题成为社会问题，使电动汽车又进入了一个新的发展阶段。图1.2 流动警务室内室美国三大公司在1991年签订协议，合作研究电动车先进电池，成立先进电池联合体，同年7月美国电力院参加了先进电池联合体，1992年，美国电力院、克莱斯勒公司与南加州爱迪生公司，共同开发。通用公司1990年在洛杉矶展出“冲击”牌，1994年一年就生产50辆。通用欧洲

12、公司建立了一个全球代用燃料推进中心（GAPC），从事汽车燃料电池技术的开发和研究，他们在OpelVauxhallZafira轿车上装上燃料电池，采用甲醇作为燃料。戴姆勒克莱斯勒汽车公司成功利用燃料电池技术，制成可驾驶的无污染环保车“NECAR4”。 从世界电车产业化发展现状看，日本是最早发展电动汽车的国家之一。丰田的混合动力型车普瑞斯供不应求，年销量在百万辆以上。东京电力1988年联合日本电池开发“Iza”电动汽车。目前，日本新能源汽车的，研发重点是混合动力汽车。日本是国际上在混合动力方面最熟的国家。日本混合动力汽车形成产业化，目前，丰田、本田、日本等日本厂商的混合动车不仅在国内热销，在国际市

13、场上也令其他国家厂商望其项背。 雪铁龙和雷诺共同开发和推广电动汽车，并合资组建了电动汽车电池公司，由萨夫特(SAFT)公司承担高能电池的研究和开发，以及电池的租和维修等工作。1990年，J.5和C.25电动车投入生产，1995年，标致106和雪铁龙AX电动车也已经投入生产。英国汽车公司（IAO）从1979年研制电动汽车。1991年克罗德里蓄电池公司投资电动汽车生产集团，研制成MOLC3型混合驱动电动汽车。 其他国家，和地区，如瑞典、瑞士、丹麦捷克、奥地利、匈牙利、澳大利亚、俄罗斯、墨西哥已开展和研制电动汽车。1.2.2 国内电动车的发展状况国内电动车的研究始于20世纪60年代，但当时都是零小规

14、模的，投入少。1980年开始，我国开始掀起研究高潮，电动车被列为“八五”、“九五”科技项目。国内科研院所和企业开始研究电动汽车，并得成果。如清华研制的16座中巴，东风研制的电动车，华南理工的轻型电客车，远望集团研制的大客车，长江动力研制的电动双层大客都具有一定的水平。随着示范运行的持续深入，企业对电动汽车的研发和产业化投入显著增强，产业化步伐不断加快。为争取政府资源和政策倾斜及“十城千辆”电动车示范工程，国内大汽车厂商相机组建产业联盟东风、，一汽、长安、上汽、比亚迪、奇瑞等都已制定了电动车研发和产业规划。1.3 主要研究内容针对市场需求，提出开发一种移动警务室，以铅酸电池为动力，采用电机驱动车

15、轮行驶。车身尺寸为500021002800mm；最高时速为20公里；最大爬坡度为15%；可以连续行驶50公里；采用支腿驻扎支撑，支撑力1000kg4。1.3.1 设计要求（1）确定底盘结构方案，动力参数匹配设计，底盘总体结构设计；（2）画总底盘装配图、车架部件图和零件图；（3）撰写设计计算说明书（毕业论文）。1.3.2 设计参数（1）充电输入电压 220V（2）车身尺寸为500021002800mm； 制动距离6m；（3）最小离地间隙大于150mm；（4）驱动形式为42，后桥驱动，驱动桥减速比15.8；（5）轮距为1720mm，轴距约为3400mm；（6）总重3300kg；最大行驶速度 20k

16、m/h ，最大续驶里程65km。第二章 悬架参数的确定2.1 悬架静挠度fc悬架静挠度fc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fc=Fw/c。汽车前、后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行的主要参数之一。现代汽车的质量分配系数近似等于1，所以前后轴上方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n1和n2（亦称偏频）可以用式（2.1）表示：， （2.1）式中，c1、c2为前后悬架的刚度（N/mm），m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。 因为采用的是弹性特性为线性变化的悬架，前后悬架的静挠度可用下式表示：fc1=m1g/c1，fc2=

17、m2g/c2其中g为重力加速度g=981cm/s2。所以 ； （2.2）悬架的静挠度fc直接影响车身振动的偏频n。因此，应该正确选取悬架静挠度，保证汽车行驶的平顺性。图2.1 限位行程fd的示意图2.2 悬架的动挠度fd悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常是指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架的垂直位移。要求悬架应该有足够的动挠度，防止在坏路面上行驶时经常碰坏缓冲块。乘用车fd取79cm；客车fd取58cm；货车fd取69cm。2.3 悬架的弹性特性悬架的弹性特性是指悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬

18、架的变形）的关系，其切线的斜率就是悬架的刚度。图2.2 悬架弹性特性曲线1缓冲块复原点2复原行程中缓冲块脱离支架的点3主簧弹性特性曲线4复原行程5压缩行程6缓冲块压缩时悬架弹性特性曲线7缓冲块压缩时开始接触弹性支架的点8额定载荷的点悬架的弹性特性有线性弹性特性与非线性弹性特性两种。悬架变形f与所受垂直外力之间呈固定比值变化时，弹性特性为直线，称为线性特性弹性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比值变化时，悬架的刚度是变化的，特点是满载位置附近刚度小且曲线变化平缓，平顺性好；距离远处则相反。这样可在有限的动挠度fd范围内得到比线性悬架更多的动容量。动容量指悬架从静止载荷

19、的位置起，变形到结构允许的最大变形为止所消耗的功，其值越大，对缓冲块越有利。由于流动警务空载与满载时的质变化不大，可以选择刚度不变的线性悬架（即钢板弹簧非独立悬架）。2.4 悬架的侧倾角刚度Kr及在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度是指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角刚度过小而侧倾角过大会使乘员缺乏舒适与安全感。相反会使轮胎侧偏角增大。如果发生于后轮，会增加过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时，乘用车车身侧倾角2.54，货车67。转弯时在0.4g的侧向加速度下，前后侧偏角之差1-2应当在13之间。为满足不足转向特性要求，应使前轴轮胎

20、侧偏角略大于后轴轮胎侧偏角。为此，应该使得前悬架具有的侧倾角刚度大于后悬架的侧倾角刚度，前后比值在1.42.6之间。如果令T为悬架系统作用于车厢的总弹性恢复力偶矩，r为车厢转角，则悬架的侧倾角刚度为 （2.3）如果车厢发生小侧倾角dr时，等效弹簧的变形量为，故车厢受到的弹性恢复力偶矩为 （2.4）式中，Kl为一侧悬架的线刚度，（对于非独立悬架而言，如果一个弹簧的线刚度为ks，则悬架的线刚度为Kl=2ks）；B为轮距。悬架的侧倾角刚度为2.5 悬架系统的固有频率由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（簧载质量）所决定的车身固有频率（亦称悬架系统的自然振动频率），对平顺性影响很大。人体习惯的振动频率为11

21、.6Hz是人体步行时身体上下振动的频率。将汽车看成单自由度振动质量，则悬架固有频率为 （2.5）式中，g为重力加速度；f为悬架垂直变形；M为悬架簧载质量；K（K=Mg/f）为悬架刚度。由此可见：悬架所受垂直载荷一定时，悬架刚度越小，汽车固有频率越小；刚度一定时，簧载质量越大，垂直变形越大，固有频率越低。本章小结本章详细介绍了悬架参数的参数以及如何确定悬架参数的数值。其中包括悬架静挠度fc、悬架、的动挠度fd、悬架的弹性特性悬架的侧倾角刚度Kr及在前、后轴的分配以及悬架系统的固有频率等。第三章 弹性元件的设计计算3.1 钢板弹簧选用汽车钢板弹簧除了起弹性元件作用之外，还兼起导向作用，而多片弹簧片

22、间磨擦还起系统阻尼作用。由于钢板弹簧结构简单，使用维修、保养方便，长期以来钢板弹簧在汽车上得到广泛应用。3.1.1 钢板弹簧的种类目前汽车使用的钢板弹簧常见的有以下几种：（1）通多片钢板弹簧，如图3.1（a）所示，这种弹簧主要用在载货汽车和大型客车上，弹簧弹性特性如图所示呈线性特性。（2）少片变截面钢板弹簧，如图3.1（b）所示，为减少弹簧质量，弹簧厚度沿长度方向制成等厚，其弹性特性如一般多片钢板弹簧一样呈线性特性图。这种弹簧主要用于轻型货车及大、中型载货汽车前悬架。图3.1 板簧及其受力变形图（3）两级变刚度复式钢板弹簧，如图3.1（c）所示，这种弹簧主要用于大、中型载货车后悬架。弹性特性为

23、两级变刚度特性，开始时仅主簧起作用，当载荷增加到某值时副簧与主簧共同起作用，弹性特性由两条直线组成。（4）渐变度钢板弹簧，如图3.1（d）所示，这种弹簧多于轻型载货汽车与厢式客车后悬架。副放在主簧之下，副簧随汽载荷变化逐渐起作用。3.1.2 多片钢板弹簧 钢板弹簧计算实质上是在已知弹簧负荷情况下，根据汽车对悬架性能（频率）要求，确定弹簧刚度，求出弹簧长度、片宽、片厚、片数。并要求弹簧尺寸规格满足弹簧的强度要求。3.1.3 钢板弹簧设计的已知参数（1）弹簧负荷图3.2 钢板弹簧示意图通常根据整车布置给定的空、满载轴载质量减去估算的非簧载质量，得到在每副弹簧上的承载质量。一般将前、后轴，车轮，制动

24、鼓及转向节、传动轴、转向纵拉杆等总成视为非簧载质量。如果钢板弹簧布置在车桥上方，弹簧3/4的质量为非簧载质量，下置弹簧，1/4弹簧质量为非簧载质量。（2）弹簧伸直长度根据不同车型要求，由总布置给出弹簧伸直长度的控制尺寸。在布置可能的情况下，尽量增加弹簧长度，主要原因：1）由于弹簧刚度与弹簧长度的三次方成反比，因此从改善汽车平顺性角度看，希望弹簧长度长些好。2）在弹簧刚度相同情况下，长的弹簧在车轮上下跳动时，弹簧两卷耳孔距离变化相对较小，对前悬架来说，主销后倾角变化小，有利于汽车行驶稳定性。 3）增加弹簧长度可以降低弹簧工作应力和应力幅，从而提高弹簧使用寿命。 4）增加弹簧长度可以选用簧片厚的弹

25、簧，从而减少弹簧片数，并且簧片厚的弹簧对提高主片卷耳强度有利。（3）悬架静挠度 为防止汽车在不平路面行驶时经常撞击缓冲块，悬架设计时必须给出足够的动挠度值d。悬架动挠度值与汽车使用情况和静挠度值c有关，一般推荐： （3.1） 城市公用车辆=22.5，公路用车辆=2.53.5，越野车辆3.5。3.2 钢板弹簧的布置方案钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使得结构复杂、质量增加，因此，在汽车上应用很少。纵置钢板弹簧则可以传递各种力和力矩，结构简单，因此应用广泛。纵置钢板弹簧分为对称式和不对称式两种。本设计中不需要改变轴距或者通过变化轴距而改善轴荷分配

26、，因此可以采用对称式钢板弹簧。3.3 钢板弹簧主要参数的确定在进行钢弹簧的计算时，首先要计算前后、轴的负载，计算单个钢板弹簧的载荷：已知流动警务车满载前轴与后轴的载质量均为M1=M2=1600kg，因此各个簧载质量均为m1=m2=800kg。因此单个弹的载荷为： FW1=FW2=8009.8=7840N3.3.1 满载弧高fa满载弧高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（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差。当fa=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的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取fa=1020mm。本方案中初步定fa=1

27、5mm。3.3.2 钢板弹簧长度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，改善汽车行驶平顺性；在垂直刚度c给定的情况下，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，系指钢板弹簧产生单位纵向角时，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。由于整体布置的需要，初选弹簧钢板的长度为L=850mm。3.3.3 钢板弹簧断面尺寸及片数的确定（1）钢板断面宽度b的

28、确定有关钢板弹簧刚度、强度等，可以按照等截面简支梁的计算公式计算，但是需要引入挠度增大系数加以修正。因此，根据修正后的简支梁计算公式计算钢板弹簧所需要的总的惯性矩J0。对于对称钢板弹簧： 式中：E为钢板弹簧的弹性模量取E=210000MPa； k为考虑U型螺栓加紧弹簧后的无效长度因数k=0.5（刚性加紧取0.5，挠性加紧取0）； s为U型螺栓的中心距，取s=92mm； c为钢板弹簧垂直刚度（N/mm）。1） 初选钢板弹簧的固有频率（偏频）n=1.8HZ由偏频公式，。 （3.2） 因为采用的是弹性特性为线性变化的悬架，前后悬架的静挠度可用下式表示：fc1=m1g/c1，fc2=m2g/c2其中g

29、为重力加速度g=9810mm/s2。所以，。 得悬架钢板弹簧的刚度为 2）初选弹簧钢板片数为n0=7，与主片等长的片数为n1=1，则与主片等长的重叠片数与钢板弹簧总片数的比值为=n1/n0=0.1428，则挠度增大系数为： 带入数据得J0=7052.4895mm4（2）钢板弹簧片厚h的选择 钢板弹簧的总截面系数 （3.3）其中w为许用弯曲应力，取w=450MPa带入钢板弹簧的平均厚度公式： （3.4）带入数据得hp=5.0097mm得到hp后，再选择片宽b=70mm，推荐片宽与片厚的比值在610范围内，且所要采用的钢板弹簧是各片等厚的，所以初选钢板弹簧片厚为h=7mm。（3）钢板弹簧断面形状的

30、确定板弹簧断面通常采用矩形断面，宜于加工，成本低。但矩形断面也存在一些不足。矩形断面钢板弹簧的中性轴，在钢板断面的对称位置上。工作时，一面受拉应力，一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和压应力的绝对值相等。因材料的抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力作用的一面首先产生疲劳断裂。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片，其中性轴均上移，使受拉应力的一面的拉应力绝对值减小，而受压应力作用的一面的压应力绝对值增大，从而改善了应力在断面上的分布情况，提高了钢板弹簧的疲劳强度并节约了近10%的材料。本方案中选用矩形断面。图3.3 叶片断面形状矩形断面 b)T形断面 c)单面有抛物线边缘断面 d)单面有

31、双槽的断面（4）钢板弹簧各片长度的确定片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形(两个三角形)。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、叠放到一起，就形成接近实用价值的钢板弹簧。实际上的钢板弹簧不可能是三角形，因为为了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力，必须使它们有一定的宽度，因此应该用中部为矩形的双梯形钢板弹簧替代三角形钢板弹簧才有真正的实用意义。这种钢板弹簧各片具有相同的宽度，但长度不同。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的。首先假设各片厚度不同，则具体进行步骤如下：图

32、3.4 梯形钢板弹簧先将各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在0i图3.5上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从月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。图3.5 确定钢板弹簧各片长度的作图法则得到的钢板弹簧每一片的长度分别为 ：L1=850mm；L2=370.142mm=740.28mm=740mm；L3=315.292mm=630.58mm=630mm

33、；L4=260.432mm=520.86mm=520mm；L5=205.572mm=411.14mm=410mm；L6=150.712mm=301.42mm=300mm；L7=95.862mm=191.72mm=190mm。3.4 钢板弹簧主要参数的校核3.4.1 实际根部惯性矩在钢板弹簧的片数、宽度和片厚取定以后则可得出钢板弹簧的实际根部惯性矩=77073/12=14005.833mm4 右此可知，改变片数n、片宽b和片厚h三者之一，都影响到总惯性矩J0的变化；因总惯性矩J0的改变又会引起钢板弹簧垂直刚度的变化，也就是影响汽车的平顺性。片厚h对弹簧总惯性矩影响最大。3.4.2 钢板弹簧满载压

34、缩弧高= 800/18.75=42.67mm （3.5）3.4.3 钢板弹簧总截面系数=77072/6=4001.67 （3.6）3.4.4 钢板弹簧的根部应力 =430.117Mpa （3.7）钢板弹簧选用的材料为60Si2Mn,美国SAE推荐为：=（1.391.55）fc+(350450)，fc单位为mm =（1.391.55）fc+450=512.33519.5MPa故此时钢板弹簧的根部应力符合要求。3.4.5 钢板弹簧的比应力 =9.5914MPa/mm (3.8)钢板簧的许比应力：建议货车为4.55.5MPa/mm；平衡悬架为6.58.0 MPa/mm；后副簧为7.58.5 MPa/

35、mm，移动警务室行驶速度较低，可以完全满足工作要求。3.4.6 钢板弹簧刚度的校核 在此之前，有关挠度增大系数、惯性矩J0、片长和叶片端部的确定都不够准确，所以有必要验算刚度。共同曲率方法： 阶梯形展开法： 整理得：式中： l1：阶梯形单片弹簧主片长度一半l1=L/2； lk+1：阶梯形单片弹簧第k+1片弹簧长度一半； Ix ：阶梯形单片弹簧距离点x处的惯性矩； Yk：第一片弹簧至第i片弹簧惯性矩之和的倒数； 其中 Ii为阶梯形单片弹簧的第i片弹簧惯性矩 对于总片数为n的钢板弹簧：ln+1=0，an+1=l1，Yn+1=0 因此得钢板弹簧的刚度为： （3.9） 其中为钢板弹簧刚度的修正系数取0

36、.9.0.95，取0.92带入数据得K=168.952N/mm=17.24kg/mm 如果用有效长度l=l1.0.5ks计算，得出的刚度为钢板弹簧总成的加紧刚度Kz得Kz=18.7526kg/mm3.4.7 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算（1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0=fc+fa+f （3.10） 图3.6 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高式中：fc为静挠度，fa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的变化，。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径R0=L2/(8H0) （3.11）带入数据到（3.11）得静挠度fc为77.61mm，满载弧高fa为15mm，

37、U型螺栓的中心距92mm，钢板弹簧主片长度850mm。得f为14.24mm。则H0=106.5826mm，R0=847.3475mm。（2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 图3.7 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径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贴紧，减少主工作应力，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式（3.12）确定 （3.12） 式中：Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径； R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径；

38、0i为各片弹簧的预应力(N/mm2)； E为材料弹性模量，取E=210000MPa； hi为第i片的弹簧厚度。由悬架设计软件可以计算出钢板弹簧的预应力：表3.1 各片弹簧预应力 （N/mm2）/mm）片数1234567应力值-115-76.67-38.33038.3376.67115因此，自由状态下所有半径计算结果为：R1=976.8575mmR2=929.5020mmR3=886.5254mmR4=847.3475mmR5=811.4858mmR6=778.5362mmR7=748.1581mm 在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 R0和各片弹簧预加应力 0i的条件下，可以计算出各片弹簧自

39、由状态下的曲率半径Ri。选取各片弹簧预应力时要做到装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及与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，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可以取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300350N/mm2内选取。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之代数和等于零即或 如果第i片的片长为Li，则第i片弹簧的弧高为 HiLi2/8Ri （3.13）（3） 各片弹簧弧高的

40、确定设第K片弹簧的伸直长度为2lk，簧片曲率半径为rk，第K片弹簧的弧高为Hk。因为主片有卷耳，当K1时：Hk=Rk.Rkcos （3.13）如果Ik/Rk0.6，中心角可以写为=Ik/Rk 所以如果把一项展开成Ik/Rk的幂级数： （3.14）取前两项带入得： （3.15）当K=1时： （3.16）式中，R1为主片曲率半径。 所以 （3.17）带入Rk以及lk的值得：表3.2 各片弹簧弧高第k片1234567弧高Hk110.5673.6455.9639.8925.8914.456.033.4.8 钢板弹簧的强度验算（1）流动警务车制动时，前钢板弹簧所受的载荷最大，它的后半段出现最大应力max

41、为 （3.19）式中：G1为作用到前轮上的垂直静载荷； m1为制动时前轴负荷转移系数取1.4； l1及l2为钢板弹簧前后段长度； W0为钢板弹簧总截面系数，； c为弹簧固定点到地面的距离。（2）流动警务车驱动时，后钢板弹簧所受的载荷最大，它的前半段出现最大应力max为 （3.20）图3.8 钢板弹簧主片卷耳受力图此外，还应当验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。许用应力w取为1000N/mm2。（3）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 钢板弹簧主片卷耳受力如图3.9示。 卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉(压)应力合成的应力 （3.21） 式中，Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b

42、为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。图3.9 制动时钢板弹簧的受力图汽车制动时作用在钢板弹簧上的力和力矩如图3.9所示： 汽车静止时，地面对前后轮上的反作用力Fz1、Fz2分别为： （3.22） （3.23）式中：G为汽车总重；a、b分别为汽车质心到前后轴的汽车制动时忽略汽车的滚动阻力偶矩、空气阻力，以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩。对后轮接地点取力矩，得 （3.24）对后轮接地点取力矩，得 （3.25） 如果汽车制动时前后车轮都抱死，作用在整车质心上的制动力F=G或者du/dt=g。地面作用于前后轴上的法向反作用力为： （3.26） （3.27）比较式（3.27）可以看出，由于汽车制动，前轮载荷增加，后轮载荷减小，减少量为： （3.28）轮胎有效半径为r，作用在前后钢板弹簧的水平力Hf、Hr以及制动力矩Mf、Mr分别为： （3.29） （3.30）