毕业设计福田轻型货车悬架系统设计毕业论文(编辑修改稿)

毕业设计福田轻型货车悬架系统设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

） .钢板弹簧总截面系数 oW 钢板弹簧总截面系数    o w w/ ( 4 )W F L k s  式中， w[] — 许用弯曲应力， w[ ] 35 0 45 0 M pa  ～ 3o [ 8 0 1 6 .4 ( 1 0 8 0 0 .5 1 0 0 ) / ( 4 4 0 0 ) ] 5 1 6 0 .5 5 W m m      前悬架板簧选择 6 片。 在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。 确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。 本次设计采用计算法，确定了钢板弹簧总长之后，再确定最短片钢板弹簧的长度，其确定方法是比 U型螺栓直接的距离 s 梢大。 这二者确定好之后就可利用等比数列，使各弹簧长度差相等。 1 1080l mm 2 900l mm 3 720l mm 4 540l mm 5 360l mm 6 180l mm 算 的刚度验算 本科生毕业设计（论文） 10 由于有关挠度增大系数  、 惯 性矩 eJ 、片长和叶片端部形状等的确定不够准确，所以要验算刚度。 用共同曲率法来计算刚度。 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 ：  3 1116/ n kKkkcE a YY  60b 7h 3 /12J nbh 31 60 7 / 12 17 15J    32 2 6 0 7 / 1 2 1 7 1 5 5 1 4 5J      33 3 6 0 7 / 1 2 5 1 4 5 1 0 2 9 0J      34 4 6 0 7 / 1 2 1 0 2 9 0 1 7 1 5 0J      35 5 6 0 7 / 1 2 1 7 1 5 0 2 5 7 2 5J      36 6 60 7 / 12 25 72 5 36 01 5J      其中  1 1 1kka l l ， 11 kkiiY J ，1111 kkiiY J  111 / 1 / 171 5 058YJ   221 / 1 / 514 5 001 94YJ   3  4  5  6  式中，  — 经验修正系数，  E — 材料的弹性模量， 10E M Pa 1 k 1LL、 — 主片和第 1k 片的一半长度。 验算结果： /c N m ，其误差在 5% 以内，满足条件。 （ 1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 oH o c aH f f f    式中， cf 为静挠度 ； af 为满载弧高； f 为钢板弹簧总成用 U 型螺栓加紧后引起的弧高变化， 本科生毕业设计（论文） 11 f   22 )(3 L ffsLs ca  s 为 U型螺栓中心距； L 为钢板弹簧主片长度。 f = 23 1080100 (10 86)1001080 2=13mm 10 86 13 109oH m m    （ 2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 oR 2 / (8 )ooR L H 210 80 / 8 10 9 13 37 .6oR m m   钢板弹簧总成弧高为 H 2 0/ (8 )H L R 2108 0 / ( 8 133 ) 106H m m   钢板弹簧总成弧高 H 与钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 oH ，其验算结果接近，故满足要求。 （ 1）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max    m a x 1 1 2 1 1 2/ tG m L L c L L W         式中， 1G — 作用在前轮上的垂直静载荷 , 1  39。 1m — 制动时前轴负荷转移系数 , 39。 1m   — 道 路附着系数 ,   21 ll、 — 钢板弹簧前、后段长度 , 21 ll   1080mm oW — 钢板弹簧总截面系数 , 35161oW mm c — 弹簧固定点到路面的距离 , 400c mm m a x 935 100 0M Pa M Pa ，合格 （ 2）钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力  是由弯曲应力和压（拉）应力合成的应力，即 )/()/()](3[ 1211 bhFbhhDF xx  本科生毕业设计（论文） 12 式中， Fx — 沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力 , Fx 139。 121 Gm  D — 卷耳内径 , 40D mm b — 钢板弹簧宽度 , 60b mm 1h — 主片厚度 , 1 7h mm [ ]— 许用应力， [ ] 350MPa 2[ 3 4 4 8 9 ( 4 0 7 ) ] / ( 7 0 7 ) 4 4 8 9 / ( 7 0 7 )        1 5 2 3 5 0MP a MP a 合格 （ 3） 钢板弹簧销强度计算 )/(bdFsz  sF 为满载静止时弹簧端部的载荷 , xF = 1 / 2 801 6 / 2 400 8wFN； b 为卷耳处叶片宽 60mm ； d 为钢板弹簧销直径，取 16mm / ( ) 4 0 0 8 / ( 6 0 1 6 ) 3 .6zsF b d    MPa  []z =7 MPa ，合格 后悬架 系统设计 后悬架由钢板弹簧和减振器组成。 后钢板弹簧由主副钢板弹簧组成 ，主簧 4片，副簧 3片。 连接方法 ： 副钢板弹簧装在主钢板弹簧的 下 方。 主副钢板弹簧 在中心处用中心螺栓连接一体， 主簧4 片由夹箍全部夹紧，副簧 3 片则是自由状态。 主副簧整体 中部用盖板和 U型螺栓固定在后桥壳上 ，板簧纵置且布置在车架之外。 后钢板弹簧通过销、 连接板将前 端卷耳 与车架相连接，形成固定旋转支承端；后卷耳通过吊耳销、吊耳、支架销和后支架与车架连接，形成摆 动旋转支承端。 后悬架总成承受并传递各方向的力和力矩。 当汽车装载质量较小时，主簧单独工作，当载荷达到一定值时，主副簧开始接触，开始共同工作。 这样可以使汽车在不同载荷下，保证钢板弹簧既有适当的弹性又有足够的强度。 由于后悬也是钢板弹簧，所以计算步骤如 同 前 悬 ，同理可得后悬参数。 主、副钢板弹簧结构参数 空载静止时汽车后悬单个钢板弹簧的簧载质量 479m kg （ ） ①主簧单独作用时（空载）的刚度 /C N m 本科生毕业设计（论文） 13 ②主副簧完全贴合后的共同刚度 2 265 /C N mm ③主副簧开始接触的载荷，一般应高于空载，取 7000N ④主副簧完全接触对应的载荷，一般应小于设计载荷，取 9000N ⑤板簧从设计载荷位置到限位块压死的行程， 2 65df mm ⑥板簧空载弧高 ，满载弧高 15mm ⑦主簧 4 片，宽度选 70mm ，厚度选 7mm。 主簧验算刚度 522 /N mm。 满足要求。 ⑧副簧 3 片，宽度 70mm ，厚度 7mm。 主副 簧共同作用总验算刚度 268 /N mm。 满足要求。 L 的确定 0. 4 ( 2 1. 6) 1. 44 14 40L m m m     的 确定 1 1440l mm 2 1260l mm 3 1080l mm 4 900l mm 5 720l mm 6 540l mm 7 360l mm （ 1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 0H 0 caH f f f    式中， cf 为静挠度 ； af 为满载弧高； f 为钢板弹簧总成用 U型螺栓加紧后引起的弧高变化， f   22 )(3 L ffsLs ca  s 为 U 型螺栓中心距； L 为钢板弹簧主片长度。 f 23 1440120 ( 63 15 )1201440 2 0 20 63 mm    （ 2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径 oR 主簧曲率半径  2 0/8R L H  214 40 / 8 87 .5 29 62 .2 9R m m   副簧曲率半径 R 本科生毕业设计（论文） 14      1 / 1 / 1 /op l l E I R R   式中： P 空载时作用于板簧一端的载荷， 16464PN E — 材料的弹性模量， 10E M Pa I — 主簧根部的总截面惯性矩， 34/ 12 17025..21nbh m m 1l — 主簧主片半长 l — 副簧主片半长 oR — 主簧曲率半径 求得副簧曲率半径 mm 钢板弹簧的 验算 1. 钢板弹簧的 刚度 验算 用共同曲率法验算刚度。 矩形截面惯性矩 J=nbh3／ 12 式中， n 为钢板弹簧的片数， b 为片宽， h 为片厚。 则 1J =70 73／ 12=2020mm4 2J =2 70 73／ 12+2020=6003 mm4 3J =12020mm 4J =20208 mm 5J =30012 mm4 6J =42020 mm4 7J =56023 mm4 Y=1／ KJ Y1= 、 Y2= 、 Y3= 、 Y4= 、 Y5= 、 Y6= 、 Y7= ak+1=l— lk+1 a1=90 a2=180 a3=270 a4= 360 a5=450 a6=540 a7=0 取经验修正系数  = 钢板弹簧刚度计算公式 c=6 E／ 311 knk a（ Yk— Yk+1） =268N/mm 所以钢板弹簧刚 度足够 2. 钢板弹簧的强度验算 （ 1）汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在其前半段出现的最大应力max      m a x 2 2 1 2 1 2 2 2 1//oG m l l c l l W G m b h            式中， 2G — 作用在后轮上的垂直静载荷 , 2 16464GN 本科生毕业设计（论文） 15 39。 2m — 驱动时后轴负荷转移系数， 39。 2m   — 道路附着系数，   b — 钢板弹簧片宽， 70b mm 1h — 钢板弹簧主片厚度 , 1 7h mm 21 ll、 — 钢板弹簧前、后段 长度 , 21 ll、 770mm c — 弹簧固定点到路面的距离 , 400c oW — 钢板弹簧总截面系数 , 314303oW mm 钢板弹簧总截面系数 oW     /4o x wW F L k s  式中，  w — 许用弯曲应力，   350w MPa  314303oW mm    m a x 1 6 4 6 4 1 .4 7 7 0 7 7 0 0 .8 4 0 0 / 1 4 4 0 1 4 3 0 3         939 1000M P a M P a   合格 （ 2）钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力  是由弯曲应力和压（拉）应力合成的应力，即 )/()/()](3[ 1211 bhFbhhDF xx  式中， xF — 沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力 , xF 239。 221 Gm 9220N D — 卷耳内径 , 40D mm b — 钢板弹簧宽度 70b mm 1h — 主片厚度 , 1 7h mm  — 许用应力，   350MPa  2[ 3 9 2 2 0 ( 4 0 7 ) ] / ( 7 0 7 ) 9 2 2 0 / ( 7 0 7 )        33 1 35 0M P a M P a   合格 （ 3） 钢板弹簧销强度计算 )/(bdFsz  sF 为满载静止时弹簧端部的载荷 , sF 2 / 2 164 64 / 2 823   ； b 为卷耳处叶片宽 70mm ； d 为钢板弹簧销直径，取 16mm / ( ) 823 4 / ( 70 16) 5zs F bd M P a    4   7 ~ 9z M P a ，合格 本科生毕业设计（论文）。