某型大客车板簧悬架设计与实体建模(2)

　　3.2钢板弹簧厚度

　　由《汽车设计》可得如下公式：hρ=2J0/ω0。所以hρ≤2×310317.2/44331≈14（mm）。

　　3.3断面尺寸的选择

　　若叶片太宽，当车子受侧向力作用而倾斜时，弹簧扭曲应力会增大；但若叶片太窄，势必要增加片数，从而加大片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐6≤b/h≤10，取b=120mm。

　　3.4钢板弹簧片数的确定

　　对于等厚度的矩形断面钢板弹簧，其片数可根据如下公式来确定：由J0=nbh3/12得出n=12J0/bh3=12×310317.2/120×143=11.3。取n=12。

　　3.5钢板弹簧弹度的验算

　　3.5.1比应力的验算σ=σc/fc=6Ehρ/δ（L-ks）2=4.77∈4.5～5.5，符合要求。

　　3.5.2最大的动行程时最大应力验算σmax=σ（fc+fd）=4.77×（97.7+78.2）=839.0<900～1000N/mm2

　　4叶片断面形状选择

　　叶片断面的形状有矩形、单面带抛光抛物线边缘、单面带槽等形式，本设计采用矩形断面。矩形断面的中性轴线x-x位于断面中央，叶片上下表面的拉压应力绝对值相等。使用经验表明，钢板弹簧叶片的疲劳裂纹往往从受拉的一面开始，特别是断面棱角处有较大的应力集中。因此，矩形断面的叶片承拉应力的一面易被破坏。目前广泛采用的矩形断面大致有2种：一种是两边带弧的扁平钢；另一种是具有一定凹度的双凹度扁刚。实践证明，双凹扁钢的叶片弯曲时，整个断面的两边都略向上翘；下表面趋于平面。上表面使原有凹度大大增加，则各片只有两棱边接触，棱边产生较大的接触应力和集中应力，成为早期疲劳损坏的起点。改成扁平钢后，钢板弹簧的疲劳提高。改进叶片断面是提高疲劳寿命的一条重要途径，因此近年来出现了一些特殊断面的叶片。

　　常见的端部形状有矩形、梯形、椭圆形3种，本设计采用矩形。叶片端部为矩形的钢板弹簧，制造简单，广泛用于大客车。但是这种端部形状会引起压力集中，增加片间的摩擦和磨损。端部刚性大，很难使弹簧接近等应力梁。叶片端部切区两角呈梯形状的钢板弹簧，比较接近等应力梁，在某种程度上克服了端部为矩形的缺点。

　　5钢板弹簧的两端与车架的连接方式

　　5.1连接的结构形式

　　目前，用铰链和吊耳将钢板弹簧的两端固定在车驾上的结构形式，广泛应用在汽车上。吊耳的长度和倾斜位置对悬架刚度和车架的高度均有影响，其长度一般取刚板弹簧长度的7%～10%，而吊耳中心线与伸直钢板弹簧卷耳中心连线的夹角不超过75%～85%，以使钢板弹簧卸载时的夹角先到90°而后向相反方向转动。

　　5.2钢板弹簧的卷耳和衬套

　　钢板弹簧主片端部制成卷耳，以便安装弹簧销及与托架（或吊耳）连接。客车上采用的卷耳衬套材料有金属和塑料两种。金属衬套可以承受较大的挤压应力，板簧销和卷耳结构紧凑，可以降低耳根部应力，中型以上客车均采用这种衬套，但是要求有良好的润滑。塑料衬套一般采用尼龙或聚甲醛材料。塑料的热膨胀系数比金属大，且吸水后体积膨胀，因此衬套壁不宜过厚。确定衬套与卷耳的孔径时，最好根据不同塑料的性能，经过试验后给出合理的过盈量，并选择合适的钢板销配合。

　　6主要性能参数选择

　　6.1相对性能参数的选择

　　减振器的阻尼效果通常用相对阻尼系数ψ来描述，ψ=（ψy+ψ1）/2。板簧悬架由于钢板弹簧片间摩擦存在，ψ可以取得小些，多片弹簧悬架可选。为增加减振阻尼效果，又不传递大的冲击力，ψy=（0.25～0.50）ψ1。取ψ=0.16，ψy=0.4ψ1。则ψ1=0.286；ψy=0.114。

　　减振器阻尼系数δ=2ψ，其伸张阻尼系数γ1和压缩阻尼系数存在以下关系：γy=（025～0.50），δ=2×0.16×=14151.82。

　　减振器的最大卸荷力（伸张阻尼力）F=δ1Vx。式中，Vx为卸荷速度，一般为0.2～0.3m/s取Vx-=0.2。最大卸荷力F=δ1Vx=14151.82×0.2=2380.36（N）。

　　6.2主要尺寸选择

　　减振器工作直径D=。式中：[P]为缸内最大容许压力，为3～4MPa。本设计取4MPa；λ为缸筒直径与连杆直径比，取0.5。