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②主副簧完全贴合后的共同刚度C2?265N/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，fd2?65mm ⑥板簧空载弧高87.5mm，满载弧高15mm
⑦主簧4片，宽度选70mm，厚度选7mm。主簧验算刚度522N/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268N/mm。满足要求。
2.钢板弹簧主片长度L的确定
L?0.4?(2?1.6)?1.44m?1440mm
3.各片长度的确定
l1?1440mml6?540mm l2?1260mm l3?1080mm l4?900mm l5?720mm
l7?360mm
4.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 （1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0
H0?fc?fa??f
式中，fc为静挠度 ；fa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?s?3L?s?(fa?fc)2L2
s为U型螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。
?3?1440?120???(63?15)?120??9.5mm?f?21440?2H0?20?63?9.5?87.5mm
（2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro 主簧曲率半径
R?L/?8H0?
2R?1440/?8?87.5??2962.29mm
2副簧曲率半径R
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p?l1?l?/?EI???1/Ro?1/R?
式中：P空载时作用于板簧一端的载荷，P?16464N
E—材料的弹性模量，E?2.06?105MPa
—主簧根部的总截面惯性矩，nbh3/12?17025..21mm4
Il1—主簧主片半长 l—副簧主片半长 Ro
—主簧曲率半径
求得副簧曲率半径R?2763.32mm
3.2.2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?J1=70?73／12=2001mm4
?J=42016 mm4 ?JY=1／?J
36?J?J?J2=2?70?73／12+2001=6003 mm4 =12005mm4、
47=20008 mm4、 =56023 mm4
?J5=30012 mm4
KY1=0.000499 、Y2=0.0001666 、Y3=0.0000833 、Y4=0.000054 、 Y5=0.000033 、Y6=0.000024 、Y7=0.0000178 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?=0.91
钢板弹簧刚度计算公式c=6?E／?ak?1k?1n3（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
?max???G2m2l1?l2??c???/???l1?l2?Wo???G2m2?/?bh1?
式中，G2—作用在后轮上的垂直静载荷, G2?16464N
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''m2—驱动时后轴负荷转移系数，m2?1.4
?—道路附着系数，??0.8
b—钢板弹簧片宽，b?70mm
h1—钢板弹簧主片厚度, h1?7mml1、l2—钢板弹簧前、后段长度,l1、l2?770mm
c—弹簧固定点到路面的距离, c?400
Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo?14303mm3
钢板弹簧总截面系数Wo
Wo??Fx?L?ks?/?4??w??? ??式中，??w?—许用弯曲应力，??w??350MPa3
Wo?14303mm?max?16464?1.4?770??770?0.8?400?/?1440?14303?
?939MPa?????1000MPa 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
??[3Fx(D?h1)]/(bh1)?Fx/(bh1)
2式中，Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx?D12m2G2??9220N'
—卷耳内径, D?40mm —钢板弹簧宽度b?70mm
bh1—主片厚度, h1?7mm
???—许用应力，????350MPa
2??[3?9220?(40?7)]/(70?7)?9220/(70?7)?331MPa?????350MPa
合格
（3） 钢板弹簧销强度计算
?z?Fs/(bd)
Fs为满载静止时弹簧端部的载荷,Fs?Fw2/2?16464/2?8233.4Nbd；
为卷耳处叶片宽70mm； 为钢板弹簧销直径，取16mm
?z?Fs/(bd)?8233.44/(70?16)?7.35MPa4???z??7~9MPa，合格
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第4章 减振器设计
4.1减振器分类
悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了减振阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用式减振器，反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。
根据结构形式的不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力（10-20MPa）条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.5-5Mpa，但由于工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式和双筒式和充气筒式三种。双筒液力减振器具有工作性能稳定和噪声小等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。
设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。
福田货车选用的是双筒式减振器
4.2前后悬架减振器计算
4.2.1相对阻尼系数和阻尼系数
1.前减振器相对阻尼系数?和阻尼系数?的确定 相对阻尼系数??0.25，
取??10°， ms?817kg，杠杆比n/a?1.2，n1?1.7Hz ，?为悬架固有频率??2?n1?10.7rad/s。
阻尼系数
??2?ms?/cos??2?0.25?817?10.7?1.2/cos10?6372
2222.后减振器相对阻尼系数?和阻尼系数?的确定
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