3.4鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高巷中踢踏的慢跑。人們的生活節奏緩慢，既沉重又舒展20世紀初，蒸汽車、電動車、汽油車相互競爭，形成三足鼎漸漸的被淘汰。而汽油機慢慢的變成了最可靠和最方便的發動術日益發展，汽車的各項性能也日臻完善。現代汽車洲的汽車手工制作革命。隨著蒸汽機、汽油機、柴油機等動力械裝在馬車上，就誕生了各種各樣的汽車。那時的汽車都是一坊里或一個小車間里，就可以生產一部汽車。這種單一的生產以汽車只是富豪們的享受品。即便在汽車制造完全機械化的今大地降低了汽車的安裝時間和成本。福特汽車公司生產眾的起點。流水線的發明不僅是汽車歷史上的一次革命，也給汽車是國民經濟的支柱產業。汽車帶動著很多行業的車展上廠家不斷推出獨具風情的款式?，F在汽車發展新汽車款式、提高汽車性能，不斷將生產和采購向發展中國家汽車界正在萌發一場新的革命，這次革命的核心還比較模糊。機，它一般由機體、曲柄連桿機構、配氣機構、燃料供給系統底盤接受發動機的動力，使汽車產生運動，并保證汽車按傳動系統：將發動機的動力傳給車輪。傳動系統包括離合器用，緩和道路沖擊和振動。它包括支撐全車的承載式制動系統：是汽車減速或停車，并可保證駕駛員離統、電視、音響等電子設備、微機處理、中它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。（或車身）之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證懸架系統的這些作用是緊密相連的，但又是性就會降低。所以懸架系統的設計就是要爭有影響，因此在選擇懸架參數及布置導向機構時，應注意汽車懸架盡管有各中不同的結構形式，但一般都是由鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈能絕對平坦，路面作用于車輪上的垂直反力往往是沖擊性的，特種沖擊力將達到很大的數值。沖擊力傳到車身時，可能引起汽車貨物時，將使乘員感到極不舒適，貨物也可能受到損傷。為了緩了采用彈性的充氣輪胎之外，還應采用彈性元件來緩和振動。持和疲勞。故懸架系統還應具有減振作用，以使振動衰減，振幅減系統中都設有專門的減振器。即減振器用來衰減由于彈性系統引式減振器，阻力可調式新式減振器，充氣式減振器。導向機構用矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構有些轎車和客車上，為防止車身在轉向等情況下發生過大的橫向穩定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉向特性，改善與車架做固定鉸鏈連接時，就可擔負起決定車輪運動導向機構。此外，一般鋼板彈簧是多片疊成的，它本求不高時，在采用鋼板彈簧作為彈性元件的懸架系統影響到另一側車輪，當車輪上下跳動時定位參數變化小。起導向作用，使結構大為簡化，降低成本。目前廣泛應用也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質量比較大，高速行獨立懸架：隨著高速公路網的發展，促使汽車速度不汽車行駛平順性和操縱穩定性等方面提出的要求。因此，獨立懸架的結構特點是兩側車輪分別獨立地與車架（沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同獨立懸架中多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧作為彈性元件）；）；上面講述的是傳統的懸架系統，其剛度和阻尼是些參數設計的方法懸架結構，在汽車行駛過程中，其就是說，傳統的懸架系統只能保證在一定的道路狀態行駛平順性、安全性受到一定的影響。故稱傳統的懸展和路面條件的改善，人們希望汽車不僅有很高的行架(或承載式車身)與車軸(或與車輪)彈性的連接起來.其主要任務是傳遞作用在車輪與車架(或承載式車身)之間的一切力和力矩,并且緩和不平路面傳給車架(或承載式車身)的沖擊載荷,衰懸架結構形式和性能參數的選擇合理與否，通過性、安全性等，故而對其懸架系統的性能也提出更高的要求:設計，提高零部件強度和使用壽命，降低生產近年來，國內外隨著高速公路的發展，車速的進一步提高性、操縱穩定性要求高的緣故。大客車、貨車的懸架也在在重型礦自卸用車上，為改善駕駛員的勞動條件，減少顛為了提高載重汽車的運輸效率，應盡量增加路允許范圍，采用了多軸汽車。多軸汽車由于懸架系統的靜不外已有不少車型使用一種擺臂式后軸平衡懸架。這種懸架的主平衡懸架來說，取消了從動軸的整體梁所以減小了非簧載質量和車架兩點支撐，對車架受力有利；和一般貨車的零、部件多衡，并且汽車向前行駛時，由于載荷轉移而增加了驅動輪對地間的附著性能等。此外，如在從動軸上安裝一個簡單的舉升油其最好的方法是在靜不定的車軸上裝空氣彈簧懸架。但當和不易保修等。所以，應該力圖采用專同形式的鋼板據分析得知，在多軸汽車上采用傳統的鋼板彈簧時，應利用隨吊耳實際擺角迅速增加的吊耳水平分力，可得到曲線。在這個最大值附近，懸架可以在近乎載荷不變的在板簧式非獨立懸架中，鋼板彈簧一般是縱向安置形螺栓，將鋼板彈簧的中部剛性地固定在車橋上鋼板彈簧由若干長度不等、等寬等厚（厚度也可不等）的彈于等強度的彈性梁，最長的第一片稱為主片，兩端有卷耳。鋼弱處。為改善主片卷耳的受力情況，常將第二片末端也彎曲成鋼板彈簧變形時，為保證車架兩端與鋼板彈簧連接的卷耳間后端卷耳通過銷子與車架上的擺動吊耳相連，形成活貨車后懸架所受載荷因汽車裝載量不同在很大范圍內變化，要求懸架剛度可變，一般采用加置加副彈簧的方式以達到設計要求。副鋼板彈簧總成一般裝在主鋼板彈簧總成上方，當后懸架負荷較小時，僅由主鋼板彈簧起作用。在負荷增加到一定程度時，副鋼板彈簧總成與車架上的支架接觸，開始起作用。此時，主、副鋼板彈簧一起工作，一起承受載荷而使懸架剛度增大，保證車身振動頻率不致因載荷增加而變化過大。這種結構形式的懸架，其主要缺點是剛度的增加很突然，對汽車行駛平順性不利。為提高汽車的平順性，有的輕型汽車上采用將副簧置于主簧下面的漸變剛度鋼板彈簧。2.6.2鋼板彈簧的布置方案及材料選擇鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在少數輕、微型車多數情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配根據鋼板彈簧的工作情況和GB/T1222-1984，選擇60Si懸架的設計和主要參數的選擇首先取決于整車每副彈簧上的載荷就和整車重量、軸距、重心位置等參數有關必須與整車總體布置相適應。所以，確定懸架的主要性能參數車的綜合性能要求，懸架應首先考慮保證汽車有良好的行駛平表3.1汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度載貨汽車越野汽車滿載時偏頻n/Hz滿載靜撓度f/㎝滿載動撓度f/㎝前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架根據表3.1，前后懸架靜撓度的匹配對汽車行駛平順性靜撓度值以及振動頻率值都比較接近，這樣可以減少共振機會，同時希望后懸架的靜撓度f比前懸架的f小一些，以減少車身縱向角振動，據統計，一般取f=(0.7~0.9)f。貨車后懸架滿載弧高f是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a孔半徑)連線間的最大高度差。弧高f用來保證汽車具有給定的高度。它直接影響車身高度。一a要由f給予補償。有時為了車架具有一定高度，而又不使動撓度值過小，也許給予一定的f值進因此，原則上在總布置許可的范圍內，應盡設副簧開始作用時的懸架撓度f等于汽車空載時懸架的撓度f；副簧即將起作用時的撓度f等于滿載時的懸架撓度f，由此可到以下等式，即根據上述假設，即f=f，f=f。則mpk=p0mpk=p0maKC有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁o/n)]；則則截面系數指機械零件和構件的一種截面幾何參量，舊稱截根據材料力學，在承受彎矩Μ的梁截面上和承受扭矩T的桿截面上,最大的彎曲應力σ和最為Jxx和J0分別圍繞中性軸線XX和中性點O的截面慣性矩;Jxx/y和J0/y分別為彎曲和扭轉的截面 /即c得3c得303p3pfc=pwcmdp能引起較大的應力，為了減小主片應力，鋼板彈簧其余葉片通曲率，以使它們承受較大的負荷來減輕主片的負荷。整幅彈簧參考葉片寬度范圍和彈簧鋼片斷面扁鋼的尺寸規格（GB/T12表3.2扁鋼尺寸規格×××××××××××××a)矩形斷面b)單面有單槽的斷面c)單面有拋物線邊緣的斷面d)單面有雙槽的斷面矩形斷面的中性線位于斷面中央，葉片的上下表面的拉、表明，鋼板彈簧葉片的疲勞裂紋往往是從受拉的一面開始，特的接觸應力和應力集中,成為早期疲勞破壞的起點。改成平扁鋼后，鋼板彈簧的疲勞壽命有大幅提高?？梢姼倪M葉片斷面形狀是提高彈簧疲勞壽命的一條矩形斷面是最常見的最簡單的斷面形式。在此我們選取矩為了盡量降低彈簧鋼材的消耗，減輕鋼板彈確定鋼板彈簧葉片各片長度的方法，有計算法和作圖的作圖法。該法是基于實際鋼板彈簧各葉片的展開圖接近ii主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半如果如為了加強主片而將第二片、第三片做從B點到最后一個重疊片的上側邊端點連一直線，圖3.2確定鋼板彈簧各片長度的作圖法圖3.3主簧長度計算-作圖法表3.3作圖法確定的主簧各片長度圖3.3副簧長度計算-作圖法表3.4作圖法確定的副簧各片長度第k片12345678h'/mm'3/mm同時葉片端部形狀對剛度的影響也未予以考慮。為此，需要更變化值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該k=1i=1i=1i=1=li=1i=1i=1剛度公式中部分計算見下表：k=1表3.5主簧相關計算序號k1234567890JJii=1428800432006869290876Yk6.9442.3150.9810.8840.8050.7390.6830.6350.5790.2800.2030.1530.1190.0970.0790.0660.0560.0480.0423027.44092.610327.680527.334795.0702053.7902810.1143430.0001025.93137.77750.13562.75477.12290.126葉片序號k12345678表3.6副簧相關計算42880043200864006.9442.3150.9920.8680.5790.3470.2320.1650.1240.86832.74624.60480.00375.954640.0002160.000(Y—Y)—19.53428.46746.32064.57587.221徑)連線間的最大高度差，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高H（圖3.4）。ok圖3.4鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高Ho可用下H=fc+fa+Δfo式中f—靜撓度；cf—滿載弧高；它的大小直接影響車輛的高度，一般希望它等于零，可是彈簧滿載時處aa取f=15mmaoo根據上邊算得的彈簧總成弧高H,就可按幾何關系近似計算出鋼板彈簧在自由狀態下的曲率半徑o0具有負的預應力。在彈簧承受負荷后，主片應對于這種葉片厚度不同的鋼板彈簧,各片在自由狀態下的曲率半徑,是根據由這些曲率半徑選取各片彈簧預應力時，要求做到裝配前各片彈簧片間的很好的貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些在確定各片的預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩M之代數和i等于零，即i=1i=1式中Wi—鋼板彈簧第k片的截面系數，表3.7主簧各片預應力序號i預應力0i表3.8副簧各片預應力葉片序號k12345678ii=1i=1k度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。圖3.5鋼板彈簧各片自由狀態下的曲率半徑0ii式中，R為第i片彈簧自由狀態下的曲ioi00各片弧高H為ii表3.9主簧各葉片自由狀態下的R和Hii片序號0i片序號0i00i0i—5HiL0ii0iii—5—1i-0.393-0.337-0.225-0.0840．0610.0920.0920.1230.1230.1530.1530.1840.1840.184—1-140-120-80-3057.659-9.910-8.494-5.663-2.1242.1242.1242.8312.8314.2474.2474.2475830.845338.344566.863863.893335.833241.143241.143151.673151.673069.663069.662989.292989.292989.2912345678962.97861.58562.97861.58559.83655.77347.51838.56731.41624.1308.8482.409表3.10副簧各片自由狀態下的R'和H'ii弧高計算弧高計算葉0i00i0—5—1片序號0iiiii0i0i—5—1234-120-80-30-0.190234-120-80-30-0.190-0.127-0.0470.047-4.385-2.924-1.09668.3845.842255.842093.05556782.1932.1930.0630.0630.0950.09520.43i0i根據最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩定平衡狀態是i=1H≈L2表3.11主簧總成弧高核算片序片序JLJLRiii4LRLRi4HiHiii1號223456789∑4566.863863.893335.833241.143241.143151.673151.673069.663069.66298