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1、第1章 绪 论1.1课题的背景和意义目前，矿用防爆车是矿藏开采行业迫切需要的生产设备之一，国内大型矿藏井下运输车辆(包括人员运送车、货运车辆)主要为4x2防爆车辆，还有3000辆以上非防爆车辆。从2008年4月起，国家安全监督局己下文明令禁止井下使用非防爆车辆。由于井下道路状况较差，形同越野路面，矿用越野防爆车对于提高井下劳动效率，改善工人的劳动条件和减轻劳动强度显得尤为重要。我国目前尚未有此类产品，在用矿用越野车均为进口产品，因此设计该款车在替代进口，结束国外公司的垄断，研发具有自主知识产权的矿用越野车等方面具有重要的意义。国内矿用井下越野车辆基本为澳大利亚的SMV及德国的PAUS垄断，购买
2、和维护费用高昂，制约其大量推广使用，自主开发一款适合中国国情的，具有自主知识产权的矿用越野车显得迫在眉睫。本论文研究的特种防爆矿用越野车国产化程度高，无论在购买成本和使用成本等方面都将大大低于进口产品，设计针对性较强，在性能上将更加适应我国井下作业，针对井下作业车这一细分市场其前景非常看好。全套图纸，加153893706虽然国内学者对普通汽车悬架的设计己经进行了大量的研究工作，如多连杆独立悬架、双横臂独立悬架等。但对一些特种车辆的悬架设计研究很少，如该矿用作业越野防爆车的多连杆非独立悬架。如果把普通汽车的悬架设计经验套加在此特种汽车悬架设计的研究上，是不合适的。因此，有必要将其作为特殊对象来加
3、以研究。该特种矿用作业车是应我国某矿生产现场人员的强烈要求，为提高工作效率、减少安全事故专门开发的4x4防爆车辆。1.2国内外研究现状 在国外，汽车悬架运动学的研究起步较早，几乎是随着独立悬架的诞生就开始了，而汽车悬架弹性运动学的研究是在上世纪80年代兴起的。德耶尔森.赖姆帕尔著的汽车底盘基础对车轮定位参数做了准确的定义，着重分析了车桥运动学和弹性运动学时轴距、轮距、侧倾轴线和前轮定位参数的变化对悬架性能的影响以及对整车操纵稳定性的影响。阿达姆措莫托著的汽车行驶性能和安培正人著的汽车的运动与操纵介绍了悬架运动学对汽车行驶性能的影响，并对悬架弹性运动学对汽车操纵稳定性的影响进行了较为系统的分析。
4、德国Wolfgang Matschinsky编写的车辆悬架从悬架的理论建模、橡胶支撑的模型出发对悬架弹性运动学特性的理论分析作了较为深入的研究。在悬架运动学分析中，将悬架简化成多连杆机构，用图解法来分析轮胎的跳动所引起的悬架变形;在悬架弹性运动学分析中，则对悬架模型作了受力分析，推导出变形与力的关系，并将橡胶衬套铰接的处理简化成三根两两垂直的弹簧。在国内，近几十年来才逐步开展对汽车悬架运动学的研究。中国工程院院士郭孔辉所著汽车操纵稳定性对悬架运动学作了最为系统的分析，并且在国内首次提出了从侧向力、纵向力转向的角度研究悬架运动学。吉林大学的林逸教授等人在90年代也先后在各报刊发表文章阐述了橡胶元
5、件的基本性能，着重分析了独立悬架中橡胶元件对汽车操纵稳定性的和平顺性的影响，并提出了处理弹性运动学问题的一般思路和方法。吉林大学工学博士杨树凯发表博士论文橡胶衬套对悬架弹性运动与整车转向特性影响的研究，重点分析了影响悬架弹性运动的因素及本质原因(橡胶衬套变形)。在分析悬架橡胶衬套工况特点和传统衬套模型不足的基础上，基于有限元与模态综合理论建立了面向结构的橡胶衬套柔性体模型，并进行了试验研究。1.3课题研究的目的和内容矿用越野车在我国应用较广，其中悬架是矿用越野车的的主要部件，其设计的成功与否决定着车辆的行驶平顺性和操纵稳定性、舒适性等多方面的设计要求。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的悬架系
6、统，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。所以本题设计一款结构优良的矿用越野车悬架系统具有一定的实际意义。本课题主要研究内容包括:(l)悬架系统的总体方案设计，它包括对悬架系统结构形式设计和系统各零部件的总体布置设计。(2)悬架系统的弹簧元件性能设计和导向机构布置设计，根据整车总体布置方案对平顺性提出的要求确定悬架系统弹性元件的刚度;根据行驶路面的状况来确定悬架系统的动挠度;根据整车行驶的姿态和要求来确定弹性元件的自由长度等;根据悬架导向机构设计要求确定导向机构布置参数;根据悬架总体布置方案来确定悬架导向机构在汽车纵向平面、横向平面以及水平面内布置方案。第2章 悬架结构形式的设计及主
7、要参数的确定2.1悬架的概论悬架的形式根据其是用于可转向的前桥，还是后桥，是用于驱动桥，还是非驱动桥而有所不同。按照导向机构的形式不同，悬架基本上可以分为非独立悬架和独立悬架两大类。属于后者的有双横臂式悬架、麦弗逊式悬架、纵臂式悬架以及斜置单臂式悬架等。在所有非独立悬架中，车桥在整个弹簧行程范围内运动，为此必须提供车桥上方的空间。对于后桥来说，这就要减小行李箱空间，并使备胎布置困难;而对于前桥来说，车桥要布置在发动机下方，为了获得足够的弹簧压缩行程，即不可避免地要抬高发动机或者是把它后移。由于这个原因，非独立悬架用于前桥常常是在载货汽车以及全轮驱动的多用途轿车中汽车悬架包括弹性元件，减振器和传
8、力装置等三部分，这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。从轿车上来讲，弹性元件多指螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架(或车身)有确定的相对运动规律。2.2独立悬架和非独立悬架的特点双横臂独立悬架的特点是在汽车的每一侧均有两根横臂，横臂外端通过球铰与转向节轴连接。两横臂可使车轮的上下跳动符合所需的运动学特性，并由横臂
9、传力给车身。但是侧向力会产生一个附加力矩，使得曲线行驶时汽车车身的侧倾度增大，这是一个缺点。摆臂需用支座支承，这些支座会在载荷下变形，并影响悬架刚度；由于支座中的橡胶件的扭转使得刚度增大，或是由于部件之间的相互滑动增大了摩擦。因此，要尽可能的减小曲线行驶时车身的侧倾。通过采用较硬的弹簧，附加横向稳定杆或是增大侧倾中心的高度可以达到这一目的。不等臂双横臂上臂比下臂短。当汽车车轮上下运动时，上臂比下臂运动弧度小。这将使轮胎上部轻微地内外移动，而底部影响很小。这种结构有利于减少轮胎磨损，提高汽车行驶平顺性和方向稳定性，如图2.1所示。 图2.1 双横臂式独立悬架示意图非独立悬架的结构特点是两侧车轮由
10、一根刚性整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架的下面。其主要优点是:(l)结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠;(2)车轮同向跳动时，轮距、前束和外倾角没有变化，从而使得轮胎磨损小和具有良好的转向安全性;(3)弯道行驶时车身侧倾后也没有车轮外倾角变化(忽略车轴的弹性变形)，即可保持轮胎传递侧向力的能力不变;(4)侧向力产生的力矩通过一根可布置在合适高度的横臂来承受，并由此影响侧向力引起的不足转向或过多转向性能。其主要缺点是:(1)纵向板簧式非独立悬架由于其纵向长度的限制，使之刚度较大，影响平顺性;簧下质量大;(2)在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴(桥)和车身侧
11、斜;(3)当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆，影响汽车操纵稳定性;(4)前轮跳动时，悬架容易与转向传动机构产生运动干涉;(5)当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动，或者一侧车轮跳动时，会产生轴转向特性，影响操纵稳定性。2.3前后悬架方案的选择本设计参考车型为SMV矿用越野车的技术参数，参数如下 表2.1 SMV矿用越野车参数总长x总宽x总高(mm)5500x1800x2100轴距(mm)3300整车整备质量(kg)4700满载质量(kg)7800空载前桥轴荷(kg)2320满载前桥轴荷(kg)2380空载后桥轴荷(kg)2380满载后拼轴荷(kg)5420车轮外倾
12、() 1主销内倾()8前轮距(mm)1575后轮距(mm)1575 最高车速(kmh) 50 满载质心高(mm) 1000图2.2 SMV外形图由于矿井下的路面环境恶劣，为了提高驾驶员的舒适性，前悬架采用上下不等长的双横臂独立悬架。如图2.3所示。后悬架的轴载荷比较大，采用钢板弹簧的非独立悬架。图2.3双横臂独立悬架2.4悬架主要参数的确定 1.前后悬架的静挠度悬架静挠度fc是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度k之比，即 fc=Fwk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性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两
13、点的振动不存在联系。且汽车前、后部分车身的固有频率(也称偏频)n1和n2可用下式表示: =; = (2.1) 用途不同的汽车，对平顺性要求亦不同。以运送人为主的乘用车，对平顺性的要求最高，客车次之，货车更次之。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求在1.702.17Hz。选定偏频以后便可以计算悬架的静挠度，且希望前、后悬架的静挠度接近的同时，后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小一些，从而有利于防止车身产生较大的纵向角振动。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐 =(0.60.8)。根据整车总体设计要求，取前、后悬偏频
14、=l.75Hz， =2Hz。将偏频代入上述公式，即可算得该车前悬静挠度=8.16cm，取静挠度值为82mm;后悬静挠度=6.25cln，取静挠度值为63mm。 2.前后悬架的动挠度悬架的动挠度是指从满载静止平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块对乘用车取58cm，对货车取69cm。本设计取80mm。 3.前后悬架的弹性特性悬架受到的垂直外力F与由此引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。本文所选螺旋弹簧为线性螺旋簧，在动挠度行程内，其
15、弹簧刚度为线性。 4.前后悬架的侧倾刚度及其在前后悬架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。侧倾角过大或过小都不好。一般要求，当汽车弯道行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，货车车身侧倾角不超过67，轿车的车身侧倾角在2.54。前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角的大小，从而影响车辆的操纵稳定性。为满足汽车稍有不足转向特性要求，汽车在曲线行驶中，一般应使前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应使前悬架具有的侧倾角刚度略大于后悬架的侧倾角刚度。另外，汽车设计上常常采用较硬的弹簧，附加横向稳定杆或增大侧倾中心的高度，减小曲线行驶时车身的侧倾
16、。因整车布置的原因，后轴轴荷较大，必须布置大刚度后悬弹簧，因此引起后悬侧倾角刚度过大，造成前后悬侧倾角刚度失配。由于悬架的侧倾角刚度同时受悬架导向机构结构参数、刚度参数和弹性元件刚度、簧距的影响，所以可以通过设计合理的导向机构来避免前、后悬架侧倾角刚度比例不合理。本文所研究的特种车后悬导向结构采用独特的交叉纵臂结构，当车身倾斜时，不提供附加侧倾刚度;前悬导向结构采用两个具有合适角度的斜置纵臂，当车身倾斜时，提供较大的附加侧倾刚度，实现前、后轴悬架侧倾角刚度的合理分配。2.5本章小结 本章介绍了了悬架的基本结构，介绍了独立悬架与非独立悬架的特点，进而根据该车的工作环境以及整车的总布置要求完成了该
17、特种车的悬架系统的总体设计，根据前后轴荷的分配及其大小确定了前后悬架的结构形式和总体布置方案。并且根据给定的参数确定了前后悬架的静挠度和动挠度，了解前后悬架的弹性特性，了解悬架的侧倾角刚度及其再在前后悬架的分配。 第3章 前后悬架弹性元件的设计3.1前悬架弹性元件的设计弹性元件作为悬架的重要组成部分，对悬架的各项性能影响很大。为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的振动系统的固有频率应在合适范围，并尽可能低。3.1.1前悬架螺旋弹簧的计算由第2.4.1可知:前悬静挠度=82mm，前桥轴空载质量2320kg， 前桥满载质量2380kg，前轮距1575mm。 选择弹簧的类型
18、为冷卷压缩弹簧，材料为60Si2MnA C类 初选弹簧钢丝直径 初选旋绕比 弹簧中经 = 初选工作行程 1.螺旋弹簧刚度 = （3.1）式中： 弹簧最大工作载荷； 弹簧最小工作载荷。= 2.螺旋弹簧的工作圈数 = （3.2）式中： 弹簧中经 mm d 弹簧钢丝直径 mm 弹簧工作圈数 弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3MPa = =8.16取 3.弹簧的总圈数 查机械设计手册 =i+2=8+2=10 4.弹簧在最小工作载荷下的变形量 = （3.3） = 5.弹簧最大工作载荷下的变形量 （3.4） 6.弹簧极限载荷下的变形量 （3.5）式中： 极限工作载荷 取 7.弹簧的并紧高度 8.弹簧的自由高
19、度 （3.6）式中： 弹簧压并时的变形量，根据弹簧的工作区应在全变形的20%80%。取 根据机械设计手册查得 = 9.弹簧的节距 10.弹簧的螺旋角 =arctan （3.6） =arctan=25.72 11.弹簧的曲度系数 = （3.7） = 12.弹簧的最小切应力 （3.8） = = 13.弹簧的最大切应力 = （3.9） = 14.弹簧的许用应力查机械设计手册得 3.1.2前悬架螺旋弹簧的校核圆柱螺旋弹簧按所受载荷分三类，本设计选第二类，载荷作用次数在次范围内。 1.螺旋弹簧的稳定性验算髙径比b较大的压缩弹簧，当轴向载荷达到一定值时就会产生侧向弯曲而失去稳定性。为了保证使用稳定，髙径比
20、应满足要求。本设计为弹簧两端回转，应满足b2.6。 b=S 符合设计要求3.1.3前悬架减震器的匹配 1.减震器的选择减震器主要用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡及来自路面的冲击，在经过不平路面时，虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动，单弹簧自身还有往复运动，而减震器就是用来抑制这种弹簧跳跃的。悬架用得最多的减震器是内部冲有液体的液力减震器。汽车车身和车轮振动时，减震器的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了动阻力将震动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减震动的作用。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程，就把这种减震器称为单向作用式减震器，反之称为双向作用式减震器。本设
21、计选用的是双向作用式减震器。根据结构形式的不同，减震器分为摇臂式和筒式两种，筒式又分为单筒式，双筒式和充气式三种。本设计选用的是双筒式减震器。本设计选用的双向作用筒式液压减振器，一般都具有四个阀，即压缩阀、伸张阀、流通阀和补偿阀。流通阀和补偿阀是一般的单向阀，其弹簧很弱，当阀上的油压作用力与弹簧力同向时，阀处于关闭状态，完全不流通液流；而当油压作用力与弹簧力反向时，只要有很小的油压，阀便能开启。压缩阀和伸张阀是卸载阀，其弹簧较强，预紧力较大，只有当油压增高到一定程度时，阀才能开启；而当油压减低到一定程度时，阀即自行关闭。双向作用筒式减振器的基本结构如图3.1所示双向作用筒式减振器的作用原理是当
22、车架与车桥作往复相对运动时，减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦便形成对振动的阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。减振器阻尼力的大小随车架与车桥（或车轮）的相对速度的增减而增减，并且与油液黏度有关。 双向作用筒式减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的
23、容积，一部分油液于是就推开压缩阀，流回贮油缸。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀关闭，上腔内的油液推开伸张阀流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。 图3.1 双向作用筒式减振器基本结构 1压缩阀 2储油缸 3伸张阀活塞 4油封 5与车架(身)相 连 6防尘罩 7导向座 8流通阀 9工作缸 10补偿阀 11与车桥相连减振器与弹性元件承
24、担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。 (1) 在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。 (2) 在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 (3) 当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总
25、和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。 2.相对阻尼系数在减振器卸荷阀打开之前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系为 (3.11)式中： 减振器阻尼系数汽车悬架在有阻尼以后，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 = (3.12)式中: c 悬架系统的垂直刚度 簧上质量相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在不同刚度c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y 取小些，伸张行程
26、时的相对阻尼系数s 取大些，两者保持有y=（0.250.5）s的关系。设计时，先选取y与s的平均值。对于无内摩擦的弹性元件 (螺旋弹簧)悬架，取=0.250.35。对于有内摩擦的弹性元件 (扭杆弹簧)悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取s0.3；为避免悬架碰撞车架，取y=0.5 s。本设计取=0.32 (3.13) (3.14) y =0.213 s=0.427 3.减振器阻尼系数的确定 前悬架系统固有振动频率 (3.15) 减振器的阻尼系数 = 2 (3.16) 式中： 减振器下横臂上的连接点到下横臂在车身上的交接点之间的距离； 双横臂悬架下横臂长； 减振器轴线与铅
27、垂线之间的夹角。 本设计取 =0 = 同理可求拉伸行程的阻尼系数 4.最大卸荷力的确定为求出减振器的最大卸荷力，先求出当减振器打开卸荷阀时活塞的速度，即卸荷速度。 (3.17)式中： 一般在0.150.30 车身振幅，取 伸张时的最大卸荷力 = 5.减振器工作刚直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作刚直径公式为： D= （3.18）式中： 工作缸最大许用压力，取34MPa，本设计取4MPa； 连杆直径与缸筒直径之比。双筒式减振器取0.400.50，本设计取 =0.40 根据QC/T4911999汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件中规定的工作缸直径径系列为：20mm、30mm、40mm、（
28、45mm）、50mm、65mm等几种。连杆直径d=D，储油筒直径Dc=（1.351.50）D，壁厚取为3mm，材料可选20钢。本设计取D=50mm。 活塞杆直径 贮油筒直径 （） 取 3.2后悬架弹性元件的设计 后悬架参数：满载后桥载质量为5420kg，簧下载重为542026%=1409.2kg，单个弹簧载荷=（5420-1409.2）9.80.5=19625.92N，轴距为3300mm，后悬架的静挠度=63mm，动挠度=80mm。选钢板弹簧材料为；查机械设计手册可知，；弹簧的弯曲应力为441490；满载弧高取=15mm；钢板弹簧长度取L=0.4轴距，L=0.43300=1320mm；U型螺栓
29、中心距取S=10.8cm。3.2.1后悬架钢板弹簧的计算 1.刚板弹簧的总惯性矩 （3.19）式中：S U型螺栓中心距（mm） k U型螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（刚性夹紧取k=0.5；挠性夹紧取 k=0） c 钢板弹簧的垂直刚度（） = 挠度增大系数，查机械设计手册取1.35 E 材料的弹性模量，E=0.2058MPa。 = 2.叶片厚度，宽度和数目的计算 本设计取叶片数n=8，而且8片叶片的厚度相同。 主叶片厚度h； （3.20）式中： 主片长度 许用弯曲应力，取450MPa 取 h=13mm 叶片的宽度b 612 取 =10 3.叶片长度计算如表3.2 表3.2 叶片长度计算 片号片厚
30、 1+下一排的1130.912130.910.520.3330.8113130.910.520.3110.7824130.910.520.2820.7435130.910.520.2440.6866130.910.520.1900.5967130.910.520.1070.4328130.910.5200-3=/mm/mm实际长度之半/mm6606606601.1892.3781.1261.428582.2587.66601.2182.4361.1451.502508.5513.95501.2572.5151.1721.608433.9439.34831.3142.6291.2101.7703
31、58.6365.04201.4042.8081.2692.048282.6288.03521.5683.1361.3792.628204.9210.3315241.6674.632122.9128.3170 注：（1）如片端经压延时，第（5）项方括号内数值要计入（此外方括号内数值没 计入）。 （2）=有效长度（即减去U型螺栓中心距后的板簧长度）； 理论长度（即根据计算所得的板簧长度）； 实际长度（即根据计算所得的理论长度，再考虑结构要求最后确定长 度）； S = 10.8cm （U型螺栓中心距）； 叶片末端形状系数。 4.钢板弹簧的刚度计算 （3.21）式中： 修正系数，取。 见表3.3 表3
32、.3的计算片号 / / / / 1660.911.0992660.1820.5490.5500355112.730.3660.1831331243.6448.317.73.640.2750.0915545.2504.6542244.550.2200.05513824760.32635.230.85.460.1830.03729281.1121081.1731.534.56.370.1570.02641063.6251067.7817497.280.1370.0201176492352.98660.1372874963938765.560.13728178438604 弹簧的检验刚度 = =22
33、85N/cm 装配刚度 2325N/cm 5.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径 自由状态下弧高H H=+ （3.22）式中： 一般取=（0.050.06），取=0.05（手工制造的板簧取=0.07）。 一般为12cm，取1.2 钢板弹簧在预压缩时的挠度，cm。 = （3.23） 钢板弹簧最厚片厚度，cm。 A 材料系数，对于铬钢与硅钢 A=800。 L 钢板弹簧伸直长度。 =16.75 H=+=1.2+16.75+0.0516.75（cm） H=18.79cm 自由状态下钢板弹簧的曲率半径 6.叶片在自由状态下的曲率半径及弧高的计算 钢板弹簧的所有叶片通常冲压成不同的曲率半径。组装时，
34、用中心螺栓或簧箍将叶片夹紧在一起，致使所有叶片的曲率半径均发生变化。由于组装夹紧时各叶片曲率半径的变化，使各叶片在未受外载荷作用之前就产生了预应力。叶片为矩形截面，则 （3.24）式中: 第k片叶片在组装后的曲率半径。 第k片叶片在自由状态下的曲率半径。 当各叶片的预应力值给定后，便可以求出叶片在自由状态下的曲率半径。在预定预应力时，应使主板的预应力为负值，而使短板的预应力值为正值，其他叶片取中间值。根据资料指出，对于等厚度叶片的板弹簧，设计时一般取第一二主叶片的预应力为-（）MPa，最后几片预应力值为+（）MPa。对于不等厚叶片的板弹簧，为了保证各叶片有相近的使用寿命，组装预应力的选择应按疲劳曲线确定。在确定预应力时，对于矩形叶片还应满足下述条件
