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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: ZY1160底盤總體及懸架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx 年 5 月 15 日
目 次
1前言 1
2底盤總體設計 1
2.1汽車形式的選擇 1
2.2汽車主要參數(shù)的選擇 3
2.3發(fā)動機的選擇 7
2.4輪胎的選擇 8
3 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設計 8
3.1初始參數(shù) 8
3.2懸架主要參數(shù)的確定 9
3.3彈性元件的計算 10
3.4鋼板彈簧的檢驗校核 17
4減震器設計 20
4.1相對阻尼系數(shù) 20
4.2減振器阻尼系數(shù)的確定 20
4.3最大卸荷力的確定 21
4.4簡式減振器工作缸直徑的確定 21
5總結 21
致謝 22
參考文獻 22
1 前言
1.1 底盤設計概述
汽車底盤是汽車的重要組成部分，底盤接受來自動力裝置的力，并且使汽車產(chǎn)生運動，保證汽車的行駛。其構成包括：傳動系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)和制動系統(tǒng)。在汽車設計中，汽車底盤總體設計是非常關鍵的一個環(huán)節(jié)，它對汽車的質量、性能等方面有很大的影響。在進行汽車底盤總體設計時，一定要按照我國的現(xiàn)有法規(guī)、標準去進行。
1.2 懸架設計概述
懸架是汽車重要的總成之一，它連接著車架和車橋，傳遞二者之間的力和力矩。懸架主要有彈性元件、導向元件、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。其功用減少由地面?zhèn)鹘o車身的沖擊，并且減輕由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車可以平順行駛；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。
懸架的設計要求有：1）行駛平順性好；2）能衰減振動；3）操縱穩(wěn)定；4）汽車制動或加速時，保證車身的相對穩(wěn)定；5）隔聲效果好；6）緊湊的結構、小的使用空間。
2 底盤總體設計
2.1 汽車形式的選擇
2.1.1 汽車軸數(shù)
汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。對于總質量小于19t的汽車一般采用結構簡單、制造較成本低廉的兩軸方案。
本次設計的ZY1160重型貨車選用兩軸方案。
2.1.2 驅動形式
汽車常用的驅動形式有4×2、6×4、4×4、6×6、8×4等，其中第一個數(shù)為汽車車輪總數(shù)（雙排輪胎按一個胎計），第二個表示驅動輪數(shù)。
結合當前同類型的貨車，本次設計的ZY1160重型貨車選用4×2的驅動形式。
2.1.3 布置形式
貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，可以分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。
（1）平頭式、短頭式、長頭式、偏置式貨車
①平頭式貨車
優(yōu)點：最小轉彎直徑??；相比同質量其他類型貨車，整備質量減少；視野開闊等。
缺點：空載時汽車通過性較差；發(fā)動機的噪聲等對駕駛員影響比較大；發(fā)生安全事故時，更易使駕駛員受到傷害。
②短頭式貨車
特點：最小轉彎直徑介于平頭車和長頭車之間；視野強于長頭車，但低于平頭車；發(fā)生安全事故，安全性好與平頭車。
③長頭式貨車
優(yōu)點：通過性能好；發(fā)動機噪聲，對駕駛員影響較小；發(fā)生安全事故，安全性好于平頭式和短頭式貨車。
缺點：最小轉彎直徑大；視野相對較差等。
④偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。
（2）發(fā)動機前置、中置、后置
①發(fā)動機前置后橋驅動貨車
優(yōu)點：可以采用的發(fā)動機種類較多；發(fā)現(xiàn)故障時維修方便；容易布置操縱機構；貨箱地板高度低。
缺點是:若安裝在平頭式貨車上，會使駕駛室內部擁擠，產(chǎn)生的噪聲會對駕駛員產(chǎn)生較大影響；若安裝在長頭式貨車上，為使駕駛員視野開闊，則會增加整車和整車質心高度。
②發(fā)動機中置后橋驅動
需要特殊設計的發(fā)動機；維修不方便；離合器、變速器等機構復雜；因發(fā)動機距離地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；貨箱地板高度高。因為這種布置形式的缺點多，并且難以克服，故不采用。
③發(fā)動機后置后橋驅動
這種布置形式的貨車是在發(fā)動機后置后橋驅動的乘用車地底盤基礎上變形而來的，所以一般不采用。
由分析可以確定，ZY1160重型貨車采用平頭式、發(fā)動機前置后橋驅動的布置形式。
2.2 汽車主要參數(shù)的選擇
汽車主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和性能參數(shù)。
2.2.1 尺寸參數(shù)
汽車的尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸
（1）外廓尺寸
汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。在進行設計時，要結合國家標準進設計。
表 2-1 二軸貨車外廓尺寸的最大限值
二
軸
貨
車
汽車總質量
車長/mm
車寬/mm
車高/mm
最大設計總質量≤3500kg
6000
2500
4000
最大設計總質量 >3500kg，且≤8000kg
7000
最大設計總質量 >8000kg,且≤12000kg
8000
最大設計總質量 >12000kg
9000
二軸貨車外廓尺寸最大如上表所示，參考同類車型的貨車，確定本次設計ZY1160重型貨車的長取9000mm，寬取2500mm，高取2870mm。
（2）軸距L和輪距B
軸距的選取應在一定的范圍。軸距過短會使車廂的長度變短；使汽車制動性變差；對汽車行駛平順性也會有不好的影響。軸距過長則會使汽車整備質量變大；使汽車機動性變差等。對于載貨量大的貨車，軸距在選取時，可以選的盡量大些。軸距的選取可以參考表2-2。
輪距大可以提高車身的穩(wěn)定性，但會使汽車的最小轉彎直徑和總質量的增加，降低汽車的機動性能。輪距在選取時，要滿足汽車的總寬不能超過2.5m。前輪距在選取時，要使前輪的轉向不受影響，同時還要保證前輪、車架、前懸架和發(fā)動機能有合適的位置。后輪距的選取則應考慮到輪胎、車架的寬度等。
表 2-2 各類汽車的軸距和輪距
4×2貨車
汽車總質量Ma/t
軸距L/mm
輪距L/mm
≤1.8
1700～2900
1150～1350
1.8～6.0
230～3600
1300～1650
6.0～14.0
3600～5500
1700～2000
＞14
4500～5600
1840～2000
參考表2-32并結合同類車型，此次設計軸距取5000mm，前輪距取1920mm，后輪距取1800mm。
（3）前懸和后懸
前懸是指汽車前輪中心與汽車最前端的水平距離。前懸的長度應足以安裝保險杠、固定和安裝駕駛室前支點等。前懸增加會使汽車的通過性降低、增加前懸架的長度并且會使駕駛員的視野受到影響；但是在汽車發(fā)生安全事故時，可以對乘員進行保護，提高安全性。
后懸是指后橋中心至汽車最后端之間的水平距離。后懸的長度與汽車軸距、貨廂長度和軸荷分配情況有很大關系。 后懸尺寸過長，會使汽車通過性降低、汽車追尾時的安全性提高和貨箱長度增加?？傎|量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200之間，特長貨箱的汽車后懸可達到2600mm，但不得超過軸距的55％。
參考同類車型，本次設計的平頭式貨車前懸為1430mm，后懸為2570mm。
（4）貨車車頭長度
貨車車頭長度是指從汽車駕駛室后圍到前保險杠的距離。駕駛室的形式對車頭長度有特別大影響。此次設計取車頭長度為1800mm。
（5）貨車車廂尺寸
貨車車廂尺寸在設計時要求在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足夠的噸數(shù)。車廂長度在滿足要求的前提下盡可能短點，以減少整備質量。車廂寬度在設計時應在滿足標準的要求下盡量寬點，以縮減整車長度。車廂高度增加會使貨車的質心增高。參考同類型汽車，可取車箱長6600mm、寬2400mm、高600mm。
2.2.2 質量參數(shù)
質量參數(shù)包括整車汽車總質量、裝載質量（載質量）、整備質量、質量系數(shù)、軸荷分配等。
（1）汽車總質量ma
汽車總質量在本次設計中已給出，ma=16000kg。
（2）整車整備質量m0
整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟性有影響，整備質量為5900kg。
（3）裝載質量（載質量）me
載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定裝載質量。載質量在此次設計中為9900kg。
（4）質量系數(shù)ηm0
質量系數(shù)是指汽車載質量與整車整備質量的比值。該系數(shù)反應了汽車的設計水平和工藝水平，質量系數(shù)越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。
ηm0= me/m0=1.68
（5）軸荷分配
汽車軸荷分配是指汽車在空載和滿載靜止狀態(tài)下，各軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。軸荷分配可參考2-3進行選擇。
表2-3 各類貨車的軸荷分配
貨車類型
滿載
空載
前軸％
后軸％
前軸％
后軸％
4×2后單胎
32～40
60～68
50～59
41～50
4×2后雙胎（長頭）
25～30
73～75
44～49
50～56
4×2后雙胎（平頭）
30～35
65～70
48～54
46～52
6×4后雙胎
大多19～25
大多79～81
31～37
63～69
由于此次設計采用4×2后雙胎（平頭）重型貨車，滿載時可取前軸載荷58800N，后軸載荷98000N；空載時，前軸載荷28910N，后軸載荷28910N。
2.2.3 汽車性能參數(shù)
（1）動力性參數(shù)
汽車的動力性參數(shù)包括最高車速、比功率、比轉矩、上坡能力和加速時間等。貨車的動力性參數(shù)在選擇時可以結合表2-4進行選擇。
表2-4 貨車動力性參數(shù)范圍
最大總質量(t)
最高車速(km ? h-1)
比功率（kW?t-1）
比轉矩（N ?m?t-1）
≤1.8
80 ~135
16 ~28
30 ~44
1.8≤ma≤6.0
15 ~25
38 ~44
6.0≤ma≤14.0
75 ~120
10 ~20
33 ~47
≥14.0
6 ~20
29 ~50
①最高車速vmax
汽車的最高車速是指汽車在水平良好路面上，汽車能達到的最高行駛速度。最高車速已由本次設計給出，為80km/h。
②比功率和比轉矩
比功率是汽車所裝發(fā)動機標定的最大功率與汽車最大總質量的比值。比功率大的汽車加速性能、速度性能會更好些。比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比。比轉矩大的汽車牽引能力強。參考同類車型并結合表2-4，取比功率為8.5kW?t-1，比轉矩為35 N?m?t-1。
③加速時間
貨車的加速時間是貨車動力性的另一個表征參數(shù)，它知道時貨車在良好的平直路面上，從原地起步并以最大的加速度進行加速達到一定車速所需要的時間。對于最高車速在100km/h以下的貨車常用加速到60km/h的加速時間來表示。
④上坡能力
貨車的上坡能力是指貨車在滿載時在良好的路面條件下所能爬上的最大坡度。通常要求貨車能夠爬上30%的坡度，這個參數(shù)在選擇最大傳動比的時候往往是必須要考慮的對象。
（2）最小轉彎直徑
貨車的轉向盤轉至其極限位置時，貨車的前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓直徑，稱為汽車最小轉彎直徑。對于質量大于14t的貨車，其最小轉彎直徑在13.0m~21.0m之間選取。本次設計最小轉彎直徑定為19m。
（3）通過性幾何參數(shù)
通過性幾何參數(shù)包括：最小離地間隙hmin、接近角γ1、離去角γ2、縱向通過半徑ρ1。其取值如表2-5所示。
表2-5 汽車通過性幾何參數(shù)
車型
hmin/mm
γ1/(°)
γ2/(°)
ρ1/m
4×2乘用車
155～220
20～30
15～22
3.0～8.3
4×4乘用車
210～250
45～50
35～40
1.7～3.6
4×2貨車
180～300
40～60
25～45
2.3～6.0
4×4貨車、6×6貨車
260～350
45～60
35～45
1.9～3.6
4×2客車、6×4客車
220～370
10～40
6～20
4.0～9.0
參考同類車型，取ZY1160貨車的最小離地間隙為240mm，接近角50°，離去角35°，縱向通過半徑4.5m。
2.3 發(fā)動機的選擇
2.3.1 發(fā)動機形式的選擇
現(xiàn)在汽車上常用的發(fā)動機有汽油機和柴油機。在相同功率條件下，柴油機要比汽油機重、尺寸也要大些；柴油機出故障的可能性要低于汽油機；相同條件下，柴油機的油耗量也低于汽油機；汽油機在冷啟動方面又優(yōu)于柴油機。對于本次設計的16噸重型貨車，采用柴油機較為適合。
2.3.2 發(fā)動機氣缸排列形式和冷卻方式的選擇
對于本次設計，發(fā)動機氣缸排列形式可以采用直列式。直列式發(fā)動機結構相對簡單、且發(fā)生故障時維修比較容易、工作性能穩(wěn)定。但是高度尺寸比較高，不容易布置。
發(fā)動機的冷卻方式采用水冷的形式。水冷方式的發(fā)動機具有冷卻均勻可靠，散熱性好，噪聲小等優(yōu)點。因此，在汽車上受到廣泛使用。
2.3.3 發(fā)動機主要性能指標的選擇
（1）最大功率及對應轉速
根據(jù)前面參考同類車型所得到的比功率8.5kW?t-1。將其乘以汽車的總質量16t，可以得到汽車的最大功率為
Pemax=8.5×16=136 kW
對于使用柴油機的重型貨車，其最大功率對應的轉速在1800～2600r/min內取值。此次設計取2500r/min。
（2）最大轉矩及對應轉速
發(fā)動機的最大轉矩Temax：
Temax=9549×αPemaxnP (2-1)
其中，α為轉矩適應系數(shù)，一般在1.1～1.3之間選取，可取1.2；nP為最大功率轉速2500r/min。可得
Temax=9549×1.2×136/2500=623N ?m
最大轉矩對應的轉速nT應與nP有一定差值。nP/nT可在1.4～2.0之間選取。取nT為1400r/min。
2.3.4 發(fā)動機型號選擇
結合以上分析，此次設計選取東風康明斯公司生產(chǎn)的ISDe180 30型號的發(fā)動機，其外形尺寸為長935mm、寬720mm、高820mm。
2.4 輪胎的選擇
輪胎的選擇對汽車的行駛能力、承載能力等有較大的影響，因此在進行輪胎的選擇時要滿足以下基本要求：在行駛時，可以承載額定的貨物并能達到設計所需的速度；耐磨損、耐老化、耐扎刺；滾動阻力要小等。
輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷加倍后減少10％～15％。
結合以上分析此次設計輪胎規(guī)格為前輪采用9.00—20的輪胎形式，后輪采用9.00R20的輪胎形式。即斷面寬度0.227m，輪胎滾動半徑0.494m，輪胎的充氣壓力為600kpa。
3 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設計
3.1 初始參數(shù)
（1）空載質量m0=5900kg
前輪所分配質量=2950kg 后輪分配質量=2950kg
前軸非簧載質量=500kg 后軸非簧載質量=1000kg
前懸架簧載質量m01=2950-550=2400kg 后懸架簧載質量m02=2950-950=2000kg
（2）滿載質量ma=16000kg
前輪所分配質量=6000kg 后輪分配質量=10000kg
前懸架簧載質量ma1=6000-500=5500kg 后懸架簧載質量ma2=10000-1000=9000kg
（3）軸距=5000mm 前輪距=1920mm 后輪距=1800mm
3.2 懸架主要參數(shù)的確定
3.2.1 懸架靜撓度設計
前后懸架靜撓度fc1、fc2與汽車前后車身固有頻率n1、n2的關系為：
n1=5/fc1 n2=5/fc2 （3-1）
fc1、fc2在選取的過程中，應選取近似值，并且使得fc1稍大于fc2，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角。對于滿載貨車n1可在1.50～2.10Hz之間選取，n2可在1.70～2.17Hz之間選取。
取n1=1.60Hz n2=1.9Hz,并且?guī)胧阶樱?-1）
得fc1=98mm fc2=69mm
3.2.2 懸架動撓度
對于貨車，fd取值范圍6～9cm；
可取fd=8cm
3.2.3 懸架彈性特性
鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，故本次設計前懸架的彈性特性是線性的；帶有副簧的鋼板彈簧，為剛度可變的非線性彈性特性懸架，故后懸架的彈性特性是非線性的。
3.2.4 后懸架主、副簧剛度分配
對于副簧開始參加工作的載荷和主、副簧的剛度分配，可使副簧開始起作用的懸架撓度fa等于汽車空載時懸架的撓度f0，而使副簧開始起作用的前一瞬間的撓度fk等于滿載時的懸架撓度fc?？傻茫?
Fk=F02Fa2 （3-2）
其中F02=m02g2=9800N Fa2=ma2g2=46550N
得Fk=21359N
副簧、主簧的剛度比為
ca/cm=λ-1 ,λ=F02/Fa2
代入解得ca/cm=1.18
懸架總體剛度c=Fa2/fc2=674.6N/mm
得主簧剛度cm=309.4N/mm 副簧剛度ca=365.2N/mm
3.3 彈性元件的計算
3.3.1 滿載弧高
滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端 不包括卷耳孔半徑連線間的最大高度差。通常取fa=10~20mm 。本方案中fa初步定為15mm。
3.3.2 彈簧鋼板長度的確定
鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。根據(jù)統(tǒng)計資料，彈簧伸直長度取值規(guī)律一般為：
貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距；后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。
本設計初步選定前鋼板彈簧的長度L1=1500mm。
后鋼板彈簧主簧長度L21=2000mm ，副簧長度L22=1300mm
3.3.3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)確定
（1）鋼板彈簧斷面形狀確定
鋼板彈簧斷面一般采用矩形斷面，宜于加工，成本低。
本方案中選用矩形斷面。
（2）鋼板彈簧斷面尺寸及片數(shù)
鋼板彈簧的總慣性矩計算公式為：
J0=L-kS2Cδ48E (3-3)
式中，k為無效長度系數(shù)，取k=0.5；
S為U型螺栓中心距,本設計取200mm；
E為材料彈性模量，E=2.1×105N/mm2；
δ為撓度增大系數(shù)。δ=1.5/[1.4×(1+0.5η)]，η=n1/n0，其中n1代表與主片重復片數(shù)，n0為總片數(shù)；C=Fw/fc。
鋼板彈簧總截面系數(shù)W0用下式進行計算：
W0≥FW(L-kS)/(4σw) （3-4）
式中，[σw]為許用彎應力，本次設計鋼板彈簧材料采用60Si2Mn。[σw]的取值范圍：前鋼板彈簧350~450Mpa，取400MPa；后鋼板彈簧450~550Mpa，取500MPa；后副簧220~250Mpa，取240MPa；
鋼板彈簧平均片厚的計算公式為：
hp=2J0/W0 （3-5）
b/hp的比值在6-10之間選擇。
又可表示為：
J0=nbh312 （3-6）
式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)；
b為板簧的寬度；
h為板簧厚度。
由此可得：
h=312J0nb （3-7）
① 前懸架鋼板彈簧斷面尺寸
前鋼板彈簧滿載載荷Fa1=ma1g/2=5500×9.8/2=26950N
前鋼板彈簧剛度c1=Fa1/fc1=26950/98=275N/mm；
與主長重復片數(shù)2，總片數(shù)10
得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31
根據(jù)公式（3-3）得：
J01=[(1500-0.5×200)3×275×1.31]/(48×2.06×105)=99972mm4
根據(jù)公式（3-4）得：
W01≥26950×(1500-0.5×200)/(4×400)=23581mm3
取W01=23581mm3
根據(jù)公式（3-5）得：
Hp1=2×94519/21660=8.5mm
根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b1=80mm；
根據(jù)公式（3-7）得h=11.4mm
并結合國家標準取h1=12mm
前鋼板彈簧的彈簧片均采用等厚度鋼板。
后懸架鋼板彈簧主簧斷面尺寸
② 后鋼板彈簧主簧滿載載荷Fw1=Fa2-Fk/2=35870N
后鋼板彈簧主簧剛度cm=309.4N/mm
與主長重復片數(shù)2，總片數(shù)10
得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31
根據(jù)公式（3-3）得：
J02=[(2000-0.5×200)3×309.4×1.31]/(48×2.06×105)=281336mm4
根據(jù)公式（3-4）得：
W02≥35870×(2000-0.5×200)/(4×500)=29367mm3
取W02=29367mm3
根據(jù)公式（3-5）得：
Hp2=2×281336/29367=19.1mm
根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b2=120mm；
根據(jù)公式（3-7）且根據(jù)國家標準取h2=14mm
為了使主簧可以適應不同的條件，現(xiàn)將主片加厚到16mm。
③后懸架鋼板彈簧副簧斷面尺寸
后鋼板彈簧副簧滿載載荷Fw1= Fk/2=10680N
后鋼板彈簧副簧剛度cm=365.2N/mm
與主長重復片數(shù)1，總片數(shù)8
得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×1/8)=1.36
根據(jù)公式（3-3）得：
J02′=[(1300-0.5×200)3×365.2×1.36]/(48×2.06×105)=86797mm4
根據(jù)公式（3-4）得：
W02′≥10680×(1300-0.5×200)/(4×500)=13350mm3
取W02′=13350mm3
根據(jù)公式（3-5）得：
Hp2′=2×86797/13350=13mm
根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b2′=120mm；
根據(jù)公式（3-7）且根據(jù)國家標準取h2′=10mm.
后鋼板彈簧的副簧彈簧片均采用等厚度鋼板。
3.3.4 鋼板彈簧各片長度確定
鋼板彈簧長度的確定可由作圖法求出。
圖3-1 作圖法確定鋼板彈簧各片長度
可以得到彈簧片長度如下：
（1）前懸架鋼板彈簧
第一片：1500mm 第二片：1500mm 第三片：1360mm 第四片：1220mm
第五片：1080mm 第六片：940mm 第七片：800mm 第八片：660mm
第九片：500mm 第十片：340mm
（2）后懸架鋼板彈簧
①主簧
第一片：2000mm 第二片：2000mm 第三片：1720mm 第四片：1440mm
第五片：1260mm 第六片：1080mm 第七片：910mm 第八片：730mm
第九片：550mm 第十片：380mm
②副簧
第一片：1300mm 第二片：1160mm 第三片：1020mm 第四片：890mm
第五片：750mm 第六片：610mm 第七片：480mm 第八片：340mm
3.3.5 鋼板彈簧在自由狀態(tài)的弧高及曲率半徑的計算
（1）鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高H0為：
H0=fc+fa+Δf （3-8）
式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高；Δf為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化。Δf可由下式求得：
Δf=S(3L-S)(fa+fc)2L2 （3-9）
S為U型螺栓的中心距；L為鋼板彈簧主片長度。
鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)的曲率半徑為
R0=L2(8H0) (3-10)
①前鋼板彈簧
根據(jù)式子（3-9）得Δf1=200×(3×1500-200) ×(98+15)2×1500×1500=22mm
根據(jù)式子（3-8）得H01=98+15+22=135mm
根據(jù)式子（3-10）得R01=15002/(8×135)=2083mm
②后鋼板彈簧
主簧：
根據(jù)式子（3-9）得Δf2=200×(3×2000-200) ×(69+15)2×2000×2000=12mm
根據(jù)式子（3-8）得H02=69+15+12=96mm
根據(jù)式子（3-10）得R02=20002/(8×96)=5208mm
副簧：
根據(jù)式子（3-9）得Δf2＇=200×(3×1300-200) ×(69+15)2×1300×1300=18mm
根據(jù)式子（3-8）得H02＇=69+15+18=102mm
根據(jù)式子（3-10）得R02＇=13002/(8×102)=2071mm
（2）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定
鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑，可以由裝配后產(chǎn)生的預應力來進行確定。
鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的曲率半徑為:
Ri=R0[1+2σ0iR0Ehi] （3-11）
式中,Ri為自由狀態(tài)時第i片彈簧的曲率半徑；
R0為自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的曲率半徑；
σ0i是每片彈簧的預應力；
E為材料的彈性模量，取E為2.1×105Mpa；
hi表示第 i片彈簧的厚度。
彈簧各片的預應力在選取時，應使各片彈簧在根部處所造成的彎矩代數(shù)和為零，即
i=1NMi=0 (3-12)
再由第i片彈簧的長度求出第i片彈簧的弧高為
Hi=Li2/(8Ri) （3-13）
根據(jù)公式（3-11）、（3-12）、（3-13）計算如下
①前懸架鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的彈簧的參數(shù)如表3-1所示。
表3-1 前懸架鋼板彈簧自由狀態(tài)下參數(shù)
序號
hi(mm)
σi(Mpa)
Li(mm)
Ri(mm)
Hi(mm)
1
12
-150
1500
2770
101.5
2
12
-90
1500
2448
114.7
3
12
-40
1360
2230
103.7
4
12
20
1220
2016
92.3
5
12
20
1080
2016
72.3
6
12
20
940
2016
54.8
7
12
40
800
1954
40.9
8
12
60
660
1895
28.7
9
12
60
500
1895
16.5
10
12
60
340
1895
7.6
②后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-2所示。
表3-2 后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下參數(shù)
序號
hi(mm)
σi(Mpa)
Li(mm)
Ri(mm)
Hi(mm)
1
16
-140
2000
9329
53.6
2
16
-100
2000
7652
65.3
3
16
-40
1720
6027
61.4
4
14
20
1440
4930
52.6
5
14
40
1260
4623
42.9
6
14
40
1080
4623
31.5
7
14
40
910
4623
22.4
8
14
60
730
4342
15.3
9
14
60
550
4342
8.7
10
14
60
380
4342
4.2
③后懸架鋼板彈簧副簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-3所示。
表3-3 后懸架鋼板彈簧副簧自由狀態(tài)下參數(shù)
序號
hi(mm)
σi (Mpa)
Li(mm)
Ri(mm)
Hi(mm)
1
10
-120
1300
2714
77.8
2
10
-80
1160
2460
68.4
3
10
-30
1020
2135
60.9
4
10
30
890
2011
49.2
5
10
40
750
1919
36.6
6
10
40
610
1919
24.2
7
10
60
480
1852
15.6
8
10
60
340
1852
7.8
3.3.5 卷耳尺寸的確定
卷耳處所受應力為：
σ=[3Fx(D+h1)]/(bh12)+Fx/(bh1) (3-14)
可得 D≤[[σ]- Fx/(bh1)](bh12)/(3Fx)-h1 (3-15)
其中，F(xiàn)x為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為主片厚度。許用應力[σ]取350Mpa。
（1）前懸架卷耳
Fx1=m1G01φ=1.1×26950×0.8=23716N
D1≤52.67mm
取D1=30mm
（2）后懸架卷耳
Fx2=m2G02φ=1.1×46550×0.8=40946N
D2≤62.34mm
取D2=35mm
3.3.6 鋼板彈簧彈簧銷設計
鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力：
σZ=FS/bd （3-16）
得
d=FS/(σZb) （3-17）
其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；
b為卷耳處葉片寬；
d為鋼板彈簧銷直徑；
用20Cr鋼經(jīng)滲碳處理后，其[σZ] ≤7～9 N/mm，[σZ]取8Mpa。
①對于前鋼板彈簧FS1=G1/2=26950/2=13475N
d1=13475/(80×8)= 21.05mm
結合國家標準，d1取20mm。
②對于后鋼板彈簧FS2=G2/2=23275N
d2=23275/(120×8) =24.24mm
結合國家標準，d2取24mm。
3.4 鋼板彈簧的檢驗校核
3.4.1 鋼板彈簧剛度的檢驗
鋼板彈簧剛度的驗算公式為：
C=6αEi=1nak+13Yk-Yk+1 （3-18）
其中， ak+1=(l1-lk+1)； Yk=1/i=1kJi； Yk+1=1/i=1k+1Ji； Ji=bh312；為剛度修正系數(shù)，=0.9~0.94，這里取0.92；、為主片和第（k+1）片的長度的一半。將數(shù)據(jù)帶入公式（3-18），得：
①前鋼板彈簧的自由剛度
C1=(6×2.1×105×0.92)/4302.9=269.4 N/mm
與設計剛度C1=275N/mm差別不大，所以前鋼板彈簧滿足剛度要求。
②后鋼板彈簧主簧的自由剛度
C2=(6×2.1×105×0.92)/3815.7=303.8 N/mm
與設計剛度C2=309.4N/mm差別不大，所以后鋼板彈簧主簧滿足剛度要求。
③后鋼板彈簧副簧的自由剛度
C2′=(6×2.1×105×0.92)/3219.1=360.1 N/mm
與設計剛度C2′=365.2N/mm差別不大，所以后鋼板彈簧副簧滿足剛度要求。
3.4.2 鋼板彈簧總成弧高核算
根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的
R0=i=1nLii=1nLiRi （3-19）
鋼板彈簧的總成弧高為： H≈L2/(8R0 ) （3-20）
由公式（3-19）、（3-20），代入數(shù)據(jù)得：
（1）前懸架鋼板彈簧
R01=2161.9mm
H1=130mm
計算結果與計算的結果135mm相差不大，符合設計要求。
（2）后懸架鋼板彈簧
主簧：R02=5391.4mm
H2=94mm
計算結果與計算的結果96mm相差不大，符合設計要求。
副簧：R02′=2133.8mm
H2′=99mm
計算結果與計算的結果102mm相差不大，符合設計要求。
3.4.3 鋼板彈簧強度的核算
（1）制動工況時，前懸架鋼板彈簧應滿足：
δmax=m1′G1(l1+φC)l2(l1+l2)W0 （3-21）
式中， m1＇取1.5，φ取0.8。
得：
δmax=[1.4×26950×750+0.8×500×750]/(1500×10×80×1226)=903.9Mpa
<,所以鋼板彈簧強度合格。
（2）驅動工況時，后懸架鋼板彈簧應滿足：
σmax=G2m2′l2(l1+φC)(l1+l2)W0+G2m2′φbh1 （3-22）
式中， m2′取1.1；為道路附著系數(shù)取0.8，許用應力取為1000N/mm。
滿載靜止時有：
f=(G2-Fk)/(C2+C2′)=(46550-21359)/(303.8+360.1)=37.9mm
F主=Fk+C2f=21359+303.8×37.9=32873N
F副=C2′f=360.1×37.9=13648N
由上式驗算主簧強度：
σmax=(Gl1l2+G2m2′l2φc)/[(l1+l2)W0]+G2m2′φ/bh1=762 Mpa
其中牽引驅動時，主簧載荷為 G= (G2-F副)m2′=36137N =1.1 =0.8
驗算副簧強度：
σmax=F副m2′l1′l2′/( l1′+l2′)W0=469 Mpa
主副簧強度在許用應力范圍內，符合強度要求。
（3）驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。
主簧的極限載荷按下式計算：
Fm1=F主+c2fd=44387N
σm= Fm1l1l2/(l1+l2)W0=44387×1000×1000/[2000×(3×120×162+7×120×142)/6]=519Mpa＜[σ]=1000 Mpa
副簧的極限載荷按下式計算：
Fm2=F副+c2′fd=29296N
σm= Fm2l1′l2′/(l1′+l2′)W0′=672Mpa＜[σ] =1000 Mpa
不平路面上主副簧都符合強度要求。
4 減震器設計
減振器是懸架系統(tǒng)里面的組成的部件，它對汽車的乘坐舒適性及懸架的使用壽命有著非常大的影響?，F(xiàn)在貨車中的減震器大多是液力減震器。減震器根據(jù)不同的結構，還可分為搖臂式減震器和筒式減震器。筒式減震器因不易磨損、且對不同溫度的適應性好，而被廣泛適用。雙筒充氣液力減震器體積小、產(chǎn)生噪音較小和工作狀態(tài)比較穩(wěn)定的優(yōu)點，使其應用最廣。
綜合分析，本次設計采用雙筒式減震器。
4.1 相對阻尼系數(shù)
在卸荷閥沒有打開時，減震器的阻力F和其振動速度v的關系表達式是
F=δv （4-1）
式中，為減振器阻尼系數(shù)。
算出汽車懸架的阻尼之后，就可以明白為什么簧上質量的振動在實際工作過程中是周期性的衰減振動了，用Ψ來表示振動速度的大?。?
Ψ=δ(2cms) （4-2）
式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；ms為簧上質量。
壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)ΨY與伸張行程時的相對阻尼系數(shù)ΨS兩者之間保持ΨY=0.5ΨS的關系。
取ΨY與ΨS的平均值Ψ=0.3，則有：
ΨS+0.5ΨS2=0.3
計算得:ΨY=0.2 ΨS=0.4
4.2 減振器阻尼系數(shù)的確定
減振器阻尼系數(shù)δ=2Ψcms。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率ω=c/mS，所以 δ=2Ψmsω （4-3）
ω=c/mS=2πn=2×3.14×1.8=11.3
δS=2ΨSmSω=2×0.4×2750×11.3=24860
δY=2ΨYmSω =2×0.2×2750×11.3=12430
4.3 最大卸荷力的確定
減震器在正常工作過程中，當活塞桿的的振動速度為某一數(shù)值時，為了盡量降低地面對汽車車身產(chǎn)生的沖擊，減振器會立即打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度vx。一般vx的取值范圍為0.15~0.3m/s。這里取vx=0.2m/s。
F0=δSvx=24860×0.2=4972N （4-4）
4.4 簡式減振器工作缸直徑的確定
根據(jù)計算出的F0和對應的可求得筒式減振器工作缸的直徑D，表達式是
D=4F0πp1-λ2 （4-5）
式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ＝0.4。代入（3-5）式得：
D=43.4mm
查閱汽車筒式減振器的有關國標（JB1459—1985），減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。如表4-1。
表4-1減振器基本尺寸
工作缸直徑D
基長L
貯油缸最大外直徑
吊環(huán)直徑
吊環(huán)寬度B
活塞行程S
30
120
48
29
24
110~250
40
160
65
39
32
130~280
50
190
80
47
40
170~280
60
210
90
62
50
170~280
貯油缸的工作直徑，按照標準選用,這里取=65mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=260mm，基長 L=210mm。
5 總結
通過此次一個學期的ZY1160貨車底盤及懸架設計，讓我學到了很多知識。首先讓我更加理解底盤的各個總成的布置，對各個參數(shù)也知道該從那找標準進行選擇、計算。特別在懸架的設計方面，更讓我學到了很多。在此次畢業(yè)設計之前，只是對懸架有一定了解，但說到設計卻是一竅不通。在進行設計的過程中，我邊學習邊進行設計，遇到難易理解的問題就廣泛的查閱資料，從而尋找解決的途徑。另外使用CAD進行畫圖，使我的繪圖水平有了極大提高，繪圖也更加熟練。
在這次設計我覺得特別難的地方鋼板彈簧剛度檢驗這一部分，因為要確定出每片彈簧的慣性矩，其計算方法非常的繁瑣，這是本次設計遇到的一大難點。還有就是各片彈簧預應力的選取問題，因為沒有特定的選取方法，這就需要一次又一次的進行校核，直到符合要求為止。當然由于水平有限，此次設計難免存在疏漏，對于其中的一些不足和缺點，將是我以后努力的方向。
致謝
在進行畢業(yè)設計的這段時間，我要感謝的人有很多。首先，我要感謝我的導師——孟奎老師。剛接觸到這次畢業(yè)設計，完全不知道該從何處入手進行設計。是孟老師給予我指導，幫助我找清方向，才使得我的畢業(yè)設計可以順利進行下去。其次，我還要感謝和我在同一個小組的同學們。在設計中我遇到很多問題，比如參數(shù)的確定、數(shù)據(jù)的選擇等。正是由于小組間的交流研討，才使我盡可能快的將參數(shù)確定下來并進行設計。最后，在此感謝大學四年教過我的每一位老師，謝謝你們的教誨；感謝大學期間認識的每一位朋友，是你們讓我的大學生活豐富多彩。
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