车架缓冲弹簧设计计算说明

车架缓冲弹簧设计计算说明弹簧最大载荷及最小载荷的确定：取整车最大总重量为100Kg则最大G=m*g取g=9.8当机构在地面行走时，该弹簧作用为履带行走机构中的支重轮缓冲弹簧，当路面不平整时，取至少有4组弹簧接地工作，其分单侧布为：前端为履带导向轮，后端为履带驱动轮，中间为3组弹簧。由上述条件及预测工作状态得：最大工作载荷NGPn2454/最小工作载荷1P：由上述弹簧作用及其安装位置得，预测最小工作载荷为前导向轮和后驱动轮完全接地，并承受所有重量，中间支重轮无支重，则弹簧最小载荷为01P或在特殊情况下取601P。设计计算公式及相关数据确定：项目单位公式及计算数据原始条件最大工作载荷nP最小工作载荷1P工作行程h弹簧外径2D弹簧类别端部结构弹簧材料NNmmmmNGPn2454/601Ph=18202D7510~10N两端并紧，磨平，支承圈各一圈热轧弹簧钢（GB1222）60Si2Mn参数计算初算弹簧刚度,PmmN/89.131802501,hPPPn工作极限载荷jPN因为该弹簧为Ⅱ类工作载荷，所以njPP25.1故5.31224525.1jP参数计算项目单位公式及计算数据弹簧材料直径d及弹簧中径D与有关参数根据jP与D条件，由《机械设计手册第五版成大先主编》表11-2-19查得dDMPaTP/jPjf,dPmaxXDminTD3.020785339.763.3981001426注：jf工作极限载荷下的单圈变形量,dP单圈刚度maxXD最大心轴直径minTD最小套筒直径有效圈数n圈199.489.13100,,PPnd按照标准选择n=7.5总圈数1n圈1n=7.5+2=9.5弹簧刚度,PmmN/53.105.9100,,nPPd工作极限载荷下的变形量jFmm485.25398.35.7jjfnF节距tmm398.635.7485.25dnFtj自由高度0Hmm485.5235.1389.65.75.10dntH取标准值550H弹簧外径2Dmm233202dDD弹簧内径1Dmm173201dDD螺旋角（°）8.58142.520398.6arctanarctanDt展开长度Lmm60097.5998.5cos205.9cos1DnL脉动疲劳极限0MPa根据表11-2-4得2020b查表11-2-16当710N时60620203.03.00b参数计算项目单位公式及计算数据许用应力pMPa根据表11-2-4得2020b查表11-2-6有限疲劳寿命动负荷许用切应力712~568p取600p初定C和K根据公式：59.979245206008223nPPDKC查表11-2-20：取C=6.8K=1.2214.11K确定旋绕比C67.6320dDC确定曲度系数KCCCK615.04414或查表11-2-20取K=1.223最小切应力min此时取601PMPa415.13832060223.188331mindKDP最大切应力maxMPa196.56583mindKDPn疲劳安全系数S25587.1196.565415.13875.060675.0maxmin0S即S=1.25587≈1.7~3.1PS弹簧自振频率fHz该弹簧为减震弹簧，所以23.32245980053.102121,WgPf取g=9800mm/2sW=nP=245N被迫振动频率率rfHzTfr1取T=0.1s，即rf=10Hz验算最小载荷时的高度1Hmm550,101HPPHH最大载荷时的高度nHmm733.3153.1024555,0PPHHnn验算项目单位公式及计算数据极限载荷时的高度jHmm323.2553.105.31255,0PPHHjj实际工作行程hmm267.23733.31551nHHh工作区范围01jPP;784.0jnPP高径比b75.220550PDHb由于该弹簧为两端固定，所以高径比b≤5.3，不必进行稳定性验算共振验算55.0rf；f=32.23即f＞55.0rf，故不必进行共振验算注：上表中的所有数据计算参数以及所查表格参数均查机械设计手册（第五版）单行版.弹簧/成大先主编.—化学工业出版社，2010.1ISBN978-7-122-07143-9