低速電動貨車懸掛系統的設計

低速電動貨車懸掛系統的設計,低速,電動,貨車,懸掛,系統,設計 畢業(yè)設計任務書 學院 機械工程學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生 孔碩 學號 20160431018 設計題目 低速電動貨車懸掛系統的設計 一、畢業(yè)設計的內容 此課題是對于低速電動貨車懸掛系統的設計，顧名思義此處設計汽車的懸掛系統。汽車懸掛系統是指由車身與輪胎間的彈簧和避震器組成整個支持系統。此系統決定了車身的穩(wěn)定性和安全性，是貨車的關鍵部件之一。通過設計過程可以學習到懸掛的重要性，以及在設計、制圖過程中增加學習認識，并可以運用到以后的生產和生活中，增強理論聯系實際的能力。 二、畢業(yè)設計的要求 工作量要求：側重于設計、計算與制圖能力的培養(yǎng)和工程基本訓練。 畢業(yè)設計的要求： 1. 查閱文獻資料，進行英文翻譯； 2. 參考同類零件，選擇和確定所設計的重要零件的材料，保證強度和性能要求； 3. 設計平行片狀彈簧、車軸的重要數據； 4. 繪出平行片狀彈簧式非獨立懸掛系統的尺寸配合圖和重要的零件圖。 畢業(yè)設計的數據： 重要參數： 車型： CX100 乘員數量： 2/4 最大離地間隙： 120mm 最大爬坡： >20 加速時間： 10s 最高車速： 100km/h 汽車總質量： 970kg 車寬： 1500mm 軸距： 2085mm 前、后輪距： 1300mm 前懸掛： 605mm 后懸掛： 500mm 畢業(yè)設計應完成的工作： 1. 翻譯英文資料：檢索與本設計相關的英文資料，完成文獻綜述和設計方案論證報告；翻譯中文字數不少于2000字，譯文要求排版打??； 2. 各個階段的進程表和中期檢查表； 3. 繪圖工作量：總體要求不少于折合A0圖紙3張, 其中手工繪圖不少于折合成圖幅為A0號的圖紙1張；有三維裝配圖的，其二維繪圖量不少于折合成圖幅為A0的圖紙2張，應用計算機進行設計、計算。 4. 設計說明書的字數至少1.2萬字（含插圖折合字數）； 5. 查閱文獻類15篇以上，其中外文文獻要在2篇以上。 三、畢業(yè)設計進程安排 序 號 階段任務 日 期 1 資料查閱 3月1日之前 2 畢業(yè)實習、外文翻譯、畢業(yè)設計方案 3月1日—4月5日 3 裝配圖設計，完成總圖、部件圖 4月6日—5月6日 4 零件圖設計 5月7日—5月14日 5 完善畢業(yè)設計說明書、準備答辯 5月15日—5月31日 4、 文獻查詢方向及范圍 該部分注意收集的資料和參考文獻需要提綱挈領的說明所查資料的主要途徑（包括數據庫、網絡資源、中英文文獻、書籍及相關碩博論文資料）?？蓞⒖嫉奈墨I和數據庫有《機械設計》、《汽車設計》、《汽車底盤構造》和數據庫CNKI、萬方、維普、ScienceDirect、施普林格等。 畢業(yè)設計起止時間: 2017年3月1日—— 2017年5月31日 指導教師（簽字） 系 主 任（簽字） 2017 年 月 日 濟 南 大 學 畢業(yè)設計方案 畢業(yè)設計方案 題 目 低速電動貨車懸掛系統的設計 學 院 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化專業(yè) 班 級 機設16G2班 學 生 孔碩 學 號 20160431018 指導教師 王文明 二〇一八年四月一日 - 6 - 濟南大學 學院 機械工程學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生 孔碩 學號 20160431018 設計題目 低速電動貨車懸掛系統的設計 一、選題背景與意義 1. 國內外研究現狀 國內汽車除了保證其基本性能，即行駛性、轉向性和制動性等之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，對此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須進行相應的改進。舒適性是汽車最重要的使用性能之一，是汽車上的重要總成之一，懸架的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。 國外的汽車懸掛發(fā)展現狀，隨著汽車結構和功能的不斷改進和完善，研究汽車振動，設計新型懸懸架電控系統，將振動控制到最低水平是提高現代汽車品質的重要措施。汽車振動是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，以及汽車零部件疲勞壽命的重要因素。嚴重的振動還會影響汽車的行駛速度，并產生環(huán)境噪聲污染。汽車減振主要使用懸架系統。懸架系統一般由彈性元件和阻尼元件構成，用以緩沖和吸收因路面不平而產生的激振力，同時承受汽車轉向時產生的側傾力。而汽車行駛的平順性與操縱穩(wěn)定性在汽車設計中又是矛盾的，故傳統懸架系統難以同時滿足這種要求。 2. 選題的目的及意義 簡單來說，汽車懸掛系統就是指由車身與輪胎間的彈簧和避震器組成整個支持系統。懸掛系統應有的功能是支持車身，改善乘坐的感覺，不同的懸掛設置會使駕駛者有不同的駕駛感受。外表看似簡單的懸掛系統綜合多種作用力，決定著轎車的穩(wěn)定性、舒適性和安全性，是汽車十分關鍵的部件之一。 懸掛系統是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。典型的懸掛系統結構由彈性元件、導向機構以及減震器等組成，個別結構則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現代轎車懸掛系統多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。懸掛系統是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯系起來，關系到汽車的多種使用性能。 本文研究的是低速電動貨車懸掛系統的設計，通過對懸掛系統的設計來增加低速電動貨車行駛的穩(wěn)定性。 二、研究內容與目標 2.1 懸掛的分類 懸掛分為獨立懸掛系統和非獨立懸掛系統兩類。 非獨立懸掛 獨立懸掛 2.2 獨立懸掛系統 獨立懸掛系統是每一側的車輪都是單獨地通過彈性懸掛系統懸掛在車架或車身下面的。其優(yōu)點是:質量輕，減少了車身受到的沖擊，并提高了車輪的地面附著力;可用剛度小的較軟彈簧，改善汽車的舒適性;可以使發(fā)動機位置降低，汽車重心也得到降低，從而提高汽車的行駛穩(wěn)定性;左右車輪單獨跳動，互不相干，能減小車身的傾斜和震動。不過，獨立懸掛系統存在著結構復雜、成本高、維修不便的缺點?，F代轎車大都是采用獨立式懸掛系統，按其結構形式的不同，獨立懸掛系統又可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸掛系統等。 2.3 非獨立懸掛系統 非獨立懸掛系統的結構特點是兩側車輪由一根整體式車架相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸掛系統懸掛在車架或車身的下面。非獨立懸掛系統具有結構簡單、成本低、強度高、保養(yǎng)容易、行車中前輪定位變化小的優(yōu)點，但由于其舒適性及操縱穩(wěn)定性都較差，在現代轎車中基本上已不再使用，多用在貨車和大客車上。 2.3.1平行片狀彈簧式非獨立懸掛系統 平行片狀彈簧式是用二組平行安裝的片狀彈簧支撐車軸，片狀彈簧當做避震裝置的彈簧，也作為車軸的定位之用。由于這種懸掛方式的構造非常的簡單，使制造成本減少，因片狀彈簧的強度高而有較高的可靠度，以及可以降低車身底板的高度。使用在車身重量變化大的汽車上，可以在車身高度降低時還不容易改變車輪的角度，使操控的感覺保持一致，因而保持不變的乘坐舒適性。市面上強調乘載量的商用和輕載貨車車型，其后懸掛多采用平行片狀彈簧式。 2.3.2扭力梁車軸式非獨立懸掛系統 扭力梁車軸式主要使用在前置引擎前輪驅動(FF)的車。有一連結左右輪的梁，在梁的二端有用來作為前后方向定位的拖曳臂，整個懸掛系統以拖曳臂的前端與車身連結，在梁的上方有用來作為橫向定位的連桿。在車身傾斜時因扭力梁車軸的扭曲，使車輪的傾角會有變化。由于扭力梁車軸式的構造簡單，以及占用車底的空間較小，相對的車室空間就可以加大，因此大多使用在小型車。 2.3.3扭力梁式非獨立懸掛系統 扭力梁式在左右拖曳臂的中間設置扭力梁，使懸掛的外形類似H型，懸掛系統以拖曳臂的前端與車身連結。因左右拖曳臂的剛性大，所以不需要裝設橫向連桿。在車身傾斜時因扭力梁車軸的扭曲，會使車輪的傾角發(fā)生變化。歐洲小型掀背車之后懸掛，多采用扭力梁式設計。而Toyota現行的ETA Beam系統中，加入了可控制方向的襯套(Toe-Control Bushing)，使懸掛在車身傾斜時有較佳的指向性。 三、研究方法與手段 3.1鋼板彈簧的布置方案及材料選擇 鋼板彈簧在汽車上的布置方式可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在極少數汽車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故在汽車上得到廣泛應用。 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。在多數情況下，汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，采用不對稱式鋼板彈簧。 我們此次研究的低速電動載貨汽車后懸架鋼板彈簧擬采用縱置對稱式鋼板彈簧。 3.2汽車后懸架系統鋼板彈簧的設計計算 3.2.1 鋼板彈簧主要參數的確定 懸架的設計和主要參數的選擇首先取決于整車的一系列總布置參數，以及它們之間的關系。例如每副鋼板彈簧上的載荷就和整車重量、軸距、重心位置等參數有關；懸架的結構布置和幾何參數也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也應從整車出發(fā)來考慮。根據汽車的綜合性能要求，懸架應首先考慮保證汽車有良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，這就是我們選擇懸架主要參數的基本依據。 3.2.2 前后懸架靜撓度和動撓度的選擇 以下是汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度 車 型 滿載時偏頻 /Hz 滿載靜撓度/㎝ 滿載動撓度/㎝ 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 客車 1.29~1.89 7~15 5~8 載貨汽車 1.51~2.04 1.67~2.23 6~11 5~9 6~9 6~8 越野汽車 1.39~2.04 6~13 7~13 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時的懸架剛度c之比，即。汽車前后懸架與其質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一?，F代汽車的質量分配系數，可以近似認為。因此，可認為前后軸上方車身兩點的振動不存在聯系，視為單獨運動。此時的振動頻率亦稱為偏頻。另外，前后懸架的偏頻及靜撓度的匹配對汽車行駛平順性有很大影響，一般希望前、后懸架的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比前懸架的小一些，以減少車身縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高的車速駛過單個路障，時的車身縱向角振動要比時小，故推薦取?？紤]到貨車前，后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦取值：。 對于我所設計的HFJ1010微型貨車的后懸架鋼板彈簧,。后懸架系統的滿載偏頻為n=1.5~1.7Hz，由公式,得靜撓度范圍為~11.1），選取=8.8cm。進而由公式可得微型貨車后懸架系統的滿載偏頻n=1.686Hz ,前懸架靜撓度=/0.8=11cm。懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面行駛時經常碰撞緩沖塊。對于客車，取5~8cm；對于貨車，取6~9cm；因為我所設計的為微型貨車，所以滿載動撓度選取。 3.2.3 標準件的選擇 遇到系列化、標準化的零件時，應盡量選擇標準件，這樣可以節(jié)省成本提高效率。比如軸承，絕大多數已經標準化。其他的零件也盡量選擇標準件。 3.2.4 三維建模及繪圖 經過前面的選型、計算以及對鋼板彈簧結構性設計，可以基本掌握各零部件的參數，然后開始進行繪制草圖。之后使用SolidWorks進行三維建模分析。最后進行手工繪制重要零件圖。 3.2.5設計思路總結 本論文是對低速電動貨車懸掛系統的設計，首先選擇懸掛的方式。之后根據任務書的參數，對懸掛類型進行選擇。再對鋼板彈簧進行設計計算以及強度校核，之后用三維軟件進行建模，將其重要零部件進行手工繪圖。 四、參考文獻 [1] 胡勇,《汽車底盤檢測與維修實訓》,機械工業(yè)出版社,2008年3月? 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[19] Journal of Sound and Vibration 330 (2011) 1891–1903 五、指導教師評語 指導教師（簽字） 201 年 月 日 六、審核意見 系主任（簽字） 201 年 月 日 I摘摘 要要本文分析了公司生產的 CX100 低速貨車懸架實際使用中存在的問題。結合汽車使用區(qū)域的道路條件，汽車的前后懸架都進行了重新設計。通過比較各種板簧的優(yōu)缺點和生產成本，確定板簧的橫截面形狀。借鑒國內外板簧設計的經驗，參考了片材數量，片材寬度，片材厚度，片材長度，弧高，曲率半徑，試驗剛度和裝配剛度等技術參數。對板簧進行力分析，剛度檢查和強度檢查，驗證所選參數基本滿足空載和滿載條件下車輛的平穩(wěn)性，舒適性和安全性的要求。還要檢查簧片銷的強度。另外，通過計算確定雙管減振器的主要參數，選擇符合國家標準的減振器型號。關鍵詞關鍵詞：非獨立懸架 鋼板彈簧 減震器 設計IIABSTRACTThis article analyzes the problems existing in the actual use of the suspension of a low-speed truck produced by a company. In combination with the road conditions in the area where the car is used, the front and rear suspensions of the car were redesigned. By comparing the advantages and disadvantages of various leaf springs and production costs, the cross-sectional shape of the leaf spring is determined. Drawing on the experience of designing leaf springs at home and abroad, the technical parameters such as the number of sheets, sheet width, sheet thickness, sheet length, arc height, radius of curvature, test stiffness, and assembly stiffness are referenced. The leaf springs were subjected to force analysis, stiffness checking and strength checking, verifying that the selected parameters basically satisfied the requirements for smoothness, comfort, and safety of the car under the empty and full load condition. Also check the strength of the leaf spring pin. In addition, the main parameters of the double-tube shock absorber are determined by calculation, and the type of shock absorber that meets the national standard is selected.Key words: Suspension ;multi-leaf spring ;vibration damper ;Design目目 錄錄第一章 前 言.11.1 論文的研究的意義和目的.1III1.2 國內外研究的現狀及發(fā)展趨勢.21.2.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢.21.2.2 國內外懸架的研究方向.21.3 設計的主要參數.4第二章 前鋼板彈簧的設計.52.1 鋼板彈簧基本參數的確定.52.1.1 單個鋼板彈簧的載荷.52.1.2 鋼板彈簧撓度計算.52.1.3 鋼板彈簧的動撓度.62.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高.62.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定.62.1.6 鋼板彈簧主長度的確定.72.2 鋼板彈簧的設計計算.72.2.1 鋼板彈簧片厚的計算.72.2.2 鋼板彈簧片寬的計算.82.2.4 鋼板彈簧各片長度的計算.82.2.5 鋼板彈簧剛度的驗算.92.2.6 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算.102.2.7 鋼板彈簧總成弧高的核算.122.3 鋼板彈簧強度驗算.132.4 鋼板彈簧主片的強度的核算.132.5 鋼板彈簧銷的強度核算.14第三章減振器的設計.153.1 減振器的分類及選型.153.2 相對阻尼系數的選擇.153.3 減振器阻尼系數的確定.173.4 最大卸荷力的確定.173.5 減振器工作缸直徑的確定.18第四章后鋼板彈簧的設計.194.1 后鋼板彈簧基本參數確定.194.1.1 后懸架的載荷.19IV4.1.2 后懸架振動頻率的選擇.194.1.3 動撓度的選擇.194.1.4 懸架的彈性特性.204.1.5 懸架主、副簧剛度的分配.204.2 彈性元件的設計.224.2.1 鋼板彈簧主要參數的確定.224.3 鋼板彈簧剛度的驗算.244.4 鋼板彈簧弧高及曲率半徑計算.264.5 鋼板彈簧總成弧高的核算.284.6 鋼板彈簧強度驗算.294.7 鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算.304.8 小結.31第三章總結與展望.31致 謝.33參考文獻.341第一章 前 言1.1 論文的研究的意義和目的懸架是載貨汽車中重要的組件，它彈性地將車架（或車身）與車軸（或車輪）聯結起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的所有力和力矩，并減輕從不平坦表面?zhèn)鬟f到車架（或車身）的沖擊載荷，并衰減由此引起的軸承系統的振動，從而確保汽車的平穩(wěn)運行。駕駛。由于其結構簡單，維修方便，并且使用各種類型的彈性元件，非獨立懸架廣泛用于卡車和公共汽車的前后懸架。一些全輪驅動多用途車也使用非獨立懸架作為前懸架和后懸架。隨著彈性元件，減震器等結構部件的設計制造技術的不斷進步，非獨立懸架的性能也日益提高，并且仍然用于大批量生產高檔轎車和運動型橋式車。非獨立懸架用于后懸架。對于前驅車輛，特別是輕型卡車，由于后橋沒有笨重的主減速器和差速器，獨立懸架與獨立懸架的無懸架質量差別不大，因此不是獨立的。懸架具有良好的應用前景。當汽車在不平坦路面上行駛時，車輛的垂直振動是由懸架的彈性效應引起的。為了快速衰減這種振動并抑制車身和車輪的共振，并減小車輪的振幅，懸架應該配備一個減振器并進行合理的減振。利用減震器的減震效果，車輛振動的振幅不斷減小，直到振動停止。本研究項目旨在對段建興機械有限公司生產的低速貨車懸架進行研究分析。懸架根據道路環(huán)境和實際使用載荷進行重新設計。在惡劣的山路上提高乘坐舒適性和操控穩(wěn)定性。根據車輛的實際裝載質量，對懸架的彈性部件進行力分析和強度檢查，增加懸架的使用壽命。21.2 國內外研究的現狀及發(fā)展趨勢1.2.1 懸架彈性元件發(fā)展趨勢非獨立懸架是汽車中最早使用的懸架。它仍然廣泛用于卡車和客車的前后懸架以及橋式轎車的后懸架。用于非獨立懸架的彈性元件也從原始的板簧和扭桿彈簧發(fā)展到空氣懸架和液壓氣動懸架。空氣懸架彈簧是一種用于高檔乘用車和重型卡車的懸架系統。這是世界板簧的發(fā)展趨勢。 100的外國客車，100的拖車和 85的重型卡車都使用空氣懸掛彈簧來降低噪音，提高穩(wěn)定性和舒適性。在 20 世紀50 年代，空氣懸掛彈簧開始用于卡車，汽車，公共汽車和鐵路車輛。在20 世紀 60 年代，在德國和美國等工業(yè)國家生產的大多數巴士上安裝了空氣彈簧懸架。目前，幾乎所有的國產長途客車，長途客車和高速客車都采用空氣彈簧懸架，部分車型也采用空氣彈簧懸架，如德國奔馳300SE13 梅賽德斯 - 奔馳 600 以及近年來重型卡車中的其他人。它也被廣泛使用12。早在 20 世紀 60 年代，國內空氣彈簧懸架就已經設計和制造了。然而，由于行業(yè)技術條件有限，當時使用的產品并不十分令人滿意。經過很長一段時間后，產品沒有進一步發(fā)展。因此，生產空氣懸架彈簧的國外制造商憑借其資金和技術優(yōu)勢進入國內市場，為國內豪華客車制造商提供了成熟的空氣彈簧懸架產品。隨著道路條件的改善，國內消費水平的提高以及乘用車產品的升級，空氣彈簧逐漸被市場接受。目前，安凱，金龍客車，桂林大， ，合肥現代，杭州客車等配套有空氣懸架的國內乘用車廠生產的一批豪華轎車。中國使用空氣懸掛彈簧的乘用車數量已超過 1 萬輛。 。隨著國內汽車產量的增加，空氣懸架彈簧的數量將逐漸增加，并且彈簧片數量將繼續(xù)下降16。1.2.2 國內外懸架的研究方向目前，國內外對懸架的研究主要集中在電控懸架系統。主動懸架研究目前主要集中在兩個方面：一是控制策略;另一個是執(zhí)行器。最早的主3動懸架控制策略是天鉤原理。假設車身上方有一個固定的慣性基準。車身和慣性基準之間有一個阻尼器。執(zhí)行器模擬阻尼器的力量以衰減車身的振動。這種控制算法很簡單，并已應用于一些國外模型。隨著現代控制理論的發(fā)展，提出了一種主動懸架的最優(yōu)控制方法。它考慮比天花板原則更多的變量，并且具有更好的控制效果。目前，最優(yōu)控制規(guī)則有三種：線性最優(yōu)控制，HQ 最優(yōu)控制和最優(yōu)預測控制。由于在實際懸架系統中存在許多非線性，時變高階電力系統，所以最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此開發(fā)了自適應控制方法。自適應控制方法具有參數識別功能，能夠適應懸架負載和部件特性的變化，自動調節(jié)控制參數，并保持最佳性能。自適應控制方法也有三類：增益調度控制，模型參考自適應控制和自調整控制。目前發(fā)展最為迅速的控制策略是智能控制（模糊控制和神經網絡控制） 。模糊控制方法具有自動調整輸入變量組合，隸屬度函數參數和模糊規(guī)則數量的學習功能。計算機仿真結果表明該方法更有效。神經網絡是由大量處理單元組成的高度并行非線性動態(tài)系統。它可以執(zhí)行數據融合，學習適應性和并行處理。研究表明，它比傳統控制有更好的表現。執(zhí)行器是實現控制目標的重要組成部分。因此，對執(zhí)行器的研究也是主動懸架研究的重要組成部分。為了確保主動懸架的良好性能，執(zhí)行器必須靈敏，隱含，可靠，能耗低，成本低，總成本低。目前用于主動懸架的執(zhí)行器主要是水工結構。日產汽車公司開發(fā)了一種儲能減震器，它將壓力控制閥與小容量蓄能器和液壓缸結合起來，吸收路面不規(guī)則造成的振動。振動被蓄能器吸收，車身隔振包括主動阻尼和被動阻尼。一起，能源消耗減少。但液壓系統仍存在諸多不足之處，如對工作環(huán)境有一定的要求;部件制造精度要求高，成本難以下降;數字信號處理，錯誤檢測和放大，測試和補償，自動化和實現距離和其他功能不像電氣系統那樣靈活和準確。所以現在致動器的研究主要集中在直線伺服電機和電磁蓄電池的方向上。電力系統中的直線伺服電機具有更多的優(yōu)點。永磁直流直線伺服電機比液壓系統具有更好的驅動性能，并將取代未來的液壓驅動器。利用電磁能量存儲原理，結合自整定控制器進行參數估計，可以設計出高性能，低功耗的電磁儲能自適應主動懸架。41.3 設計的主要參數裝載質量：970kg整備質量：670kg空載時：前軸負荷：250 kg 后軸負荷：420kg滿載時：前軸負荷：400kg 后軸負荷：570kg軸距：2085mm5第二章 前鋼板彈簧的設計 2.1 鋼板彈簧基本參數的確定2.1.1 單個鋼板彈簧的載荷已知汽車滿載靜止時汽車前軸荷 ， 非簧載質量 ， 則據此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： ( 2-1 )1115592uWGGFkg進而得到: ( 2-2 )119.815278.2wwPFN2.1.2 鋼板彈簧撓度計算懸架的擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 f 與此時懸架剛度 c c之比，即：cFfwc/前后彈簧的靜態(tài)偏轉直接影響汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛過程中產生猛烈震動（縱向角度振動） ，前后彈簧的靜態(tài)撓度比應接近1.另外，適當增加靜態(tài)撓度也可以降低振動頻率的車來改善汽車的舒適性。但是，靜態(tài)變形不能無限增大（一般不超過 240mm） ，因為變形太大，頻率太低，也會使人感到不舒服，產生暈動感。另外，在前輪非獨立懸掛的情況下，過度的撓曲也會降低車輛的可操縱性。由卡車懸掛和懸掛質量組成的振動系統的固有頻率是影響車輛行駛舒適性的主要參數之一。由于轎廂的質量分配系數近似等于 1，所以在車軸上方的車身兩點之間沒有連接。貨車車體的固有頻率 n 可以用下式表示： n= 2/mc6（2-3）式中，c 為懸架的剛度（N/m）,m 為懸架的簧上質量（kg）又靜撓度可表示為： （2-cmgfc4）由（2-3） 、 （2-4）式得： （2-4.98cnf5）因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.702.17hz 之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.8hz 則 224.984.987.6576.51.8cfcmmmn2.1.3 鋼板彈簧的動撓度懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在 69cm.。本設計選擇：cmfd0 . 82.1.4 鋼板彈簧滿載靜弧高滿載弧高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 不包括卷孔半徑 連線間的最大高度差。當=0 時 鋼板彈簧在af對稱位置上工作。慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取=1020mm 。本方案中af初步定為 15mm。af72.1.5 鋼板彈簧斷面形狀的確定板簧部分通常為矩形截面，適合加工并且成本低。但是，矩形部分存在一些缺陷。矩形截面鋼板的中和軸位于鋼段對稱位置。工作時，一側受拉應力，一側受壓應力，上下表面的絕對拉應力和壓應力相等。由于材料的拉伸性能低于壓縮性能，疲勞斷裂首先在拉應力側出現。除了葉片的截面形狀之外的其中軸向上移動的矩形截面之外，拉伸應力側上的拉伸應力的絕對值減小，并且壓縮應力側上的壓縮應力的絕對值從而提高了橫截面上的應力分布，增加了板簧的疲勞強度，并節(jié)省了近 10的材料。矩形部分用于此情況。2.1.6 鋼板彈簧主長度的確定板簧長度 L 是指彈簧矯直后兩個卷起耳朵中心之間的距離。增加片簧長度 L 可以顯著降低彈簧的剛度并提高車輛的乘坐舒適性。在垂直剛度 C 的情況下，板簧的縱向彈簧剛度可以顯著增加。板簧的縱向角剛度是指當板簧產生單位縱向角度時作用在板簧上的縱向力矩值。在增加板簧的縱向角剛度的同時，可以減小由車輪的扭矩引起的彈簧變形。使用較長的板簧可能會給汽車的布局帶來困難。原則上，只要總體布置是可能的，板簧應該盡可能長。據統計，彈簧延伸長度的長度如下：卡車前懸掛：L =（0.260.35）軸距，后懸掛：L =（0.350.45）軸距。這種設計最初選擇前鋼板彈簧的長度 L = 1330mm。2.2 鋼板彈簧的設計計算2.2.1 鋼板彈簧片厚的計算矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩 用下式計算:0J （2-6）3012nbhJ 式中，n 為鋼板彈簧總片數；b 為板簧的寬度；h 為板簧厚度。8由上式可知，改變片數、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變化。又可表示為：0J （2-7）2048LkSCJE式中，k 為無效長度系數，取 k=0.5；S 為 U 型螺栓中心距,本設計取140mm；E 為材料彈性模量，E=N/mm2；為撓度增大系數。52.1 10結合式可知：總慣性矩的變化又會影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，0J也就是影響汽車的平順性。其中，片厚 h 的變化對鋼板彈簧總慣性矩的影響最大,增大片厚 h，可減少片數 n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況。一般都采用前者。本設計方案中選片厚相等。片厚的計算公式為： （2- 26cLkshEf 8） 式中，為許用彎應力，的取值范圍：前鋼板彈簧 350450Mpa,后鋼板彈簧 450550Mpa,后副簧 220250Mpa；取=400Mpa。 撓度增大系數；為與主片等長的鋼板1.51.321.041 0.5nnn片數，本次設計取 2；n 為總的鋼板片數，取 11。將=1.32，代入式（2-8）等：h=8.69mm,圓整為 h=9mm。2.2.2 鋼板彈簧片寬和長度的計算有了 h 以后，再選取鋼板彈簧的片寬 b。增大片寬能增大卷耳強度，但當車身受側向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉向輪的最大轉角；片寬選取過窄，又得增加片數，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在 610 范圍內選取。本次設計取 b=80mm。先將各片的厚度 h 的立方值 h3按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫坐標量出主片長度的一半 L/2 和 U 型螺栓中心距的一半 s/2，得到9A,B 兩點，連接 A，B 兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB 線與各片上側邊的交點即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B 點到最后一個重疊片的上側邊斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度如圖 2-1。各片實，際長度尺寸需經圓整后確定。各片長度如表 2-1 所示。表 2-1 鋼板彈簧各片長度板號1234567891011長度13301330121110929738547356164973782593 圖 2-1 各片鋼板彈簧的長度2.2.3 鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關撓度增大系數，總慣性矩，片長和葉片端部的0J形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度10的驗算公式為： （2-31116nkkkiECaYY9）其中， ； )(111kkllakiiKJY1/1；為剛度修正系數，=0.90.94，這里取111/1kiiKJY312ibhJ 0.91； 、為主片和第（k+1）片的長度的一半。鋼板彈簧剛度計算結1l1kl果如表 2-2 所示。表 2-2 鋼板彈簧剛度驗算板號1665.00.00020576 2665.00.00.000102880.0001028810.003605.559.56.8587E-053.42936E-05210644.97.2237611454546.0119.05.144E-051.71468E-051685159.028.895044585486.5178.54.1152E-051.02881E-055687411.658.512465286427.0238.03.4294E-056.85871E-0613481272.092.464142667367.5297.52.9394E-054.89908E-0626330609.4128.99573478308.0357.02.572E-053.67431E-0645499293.0167.17847229248.5416.52.2862E-052.8578E-0672251192.1206.479172710189.0476.02.0576E-052.28624E-06107850176.0246.571047111129.5535.51.8706E-051.87056E-06153560113.9287.24301146651.87056E-05294079625.05500.928264kl1kakY1kkYY31ka311kkkaYY 鋼板彈簧的自由剛度56 2.1 100.91170.56724.5CN mmN mm用鋼板彈簧的有效長度代替鋼板彈簧的長度 L 代入上面的計算中eL算得的剛度就是加緊剛度。11 （2-13300.5 1401260eLLkSmm10）算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：，剛度與設計剛度2005jCN mm相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。1997CN mm2.2.4 鋼板彈簧的弧高及曲率半徑計算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高0H鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算：0H （2-)(0fffHac11）式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用 U 型螺cfaff栓夾緊后引起的弧高變化，；S 為 U 型螺栓的中22)(3(LffSLSfca心距。L 為鋼板彈簧主片長度。=mm22)(3(LffSLSfcma 21403 1330 1401576.513.92 1330=76.5+15+13.9=105.4mm)(0fffHacm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2097.8mm0208/ HLR 4 .105813302（3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定每個板簧在自由狀態(tài)下的曲率半徑不同于組裝后的板簧的曲率半徑。 裝配完成后，每個零件會發(fā)生預應力，并且該值決定了自由狀態(tài)下的曲率半徑。 在各件自由狀態(tài)下制作不同曲率半徑的目的是為了使各件厚度12相同的板簧配合良好，減少主件的工作應力，使每件件的壽命接近。矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑。由下式確定: （2-12）iiiEhRRR/ )2(1/000式中，為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm） ，iR在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）為鋼板彈簧總成0R（N/） ；E 為材料的彈性模量 N/，取為各片鋼板彈簧預應力i02mm2mmE 為 N/；i 片的彈簧厚度（mm）在已知和各片彈5101 . 2 2mm為第ih0R簧的預應力的條件，可以用（2-12）式計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)0i的曲率半徑。iR對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在 300350N/內選取。14 片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應2mm力從長片由負值逐漸遞增為正值。在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩之代數和等于零，即iM 01niiM各片鋼板彈簧的預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高如表 2-3。表 2-3 鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高版號12345678910110i-80-50-1505102030402020iR22512360217020982075205220091967192720092009iH86.793.784.571.15744.433.624.1168.94.22.2.5 鋼板彈簧總成弧高的核算葉片在自由狀態(tài)的曲率半徑是根據預應力確定的。 由于選擇預應力的關系， 裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和 3 1 的計算結果一致， 13因此， 還需要再計算一次裝配后的總成弧高。 如兩者接近便認為合適。根據最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為：0R=2157mm （2-niiiniiRLLR11013）鋼板彈簧的總成弧高為: mmRLH5 .10221578133082020（2-14）計算結果與計算的結果 105.4mm 相差不大，符合)(0fffHac設計要求。2.3 鋼板彈簧強度的計算當汽車緊急制動的時候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大應力課表示為: （2-1112max120m GlClllW15）式中，為作用在前輪上的垂直靜載荷；為制動時前軸負荷轉移系1G1m數（貨車取 1.41.6；乘用車取 1.21.4） 。 、分別為鋼板彈簧前、后1l2l段長度；為道路附著系數，取 0.8；c 為彈簧固裝點到路面的距離；為鋼板彈簧總截面系數。0W =1112max120m GlClllW14Mpa21.4 15278.26650.8 500665958.711 80 913306,所以鋼板彈簧強度合格。max 1000Mpa2.4鋼板彈簧主片的強度的核算鋼板彈簧主片應力 是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，即： （2-16）1211)(3bhFbhhDFss其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；11mGFs 卷耳厚度；D 為卷耳內徑；b 為鋼板彈簧寬度。許用應力取pmhh21為 350MPa。代入上式得：=97N/mm223 15278.2 1.4 0.825 1815278.2 1.4 0.880 1880 18 鋼板彈簧主片符合強度要求。2.5 鋼板彈簧銷的強度核算對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力。其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b 為主片葉bdFSz/SF片寬；d 為鋼板彈簧直徑。用 20 鋼或 20Cr 鋼經滲碳處理或用 45 鋼經高頻淬火后，其79 N/mmz2 （2-17）115278.27639.122sGFN （2-18） 7639.16.080 16szzFMpabd15彈簧銷滿足強度要求16第三章減振器的設計3.1 減振器的分類及選型減震器大致分為兩大類，即摩擦減震器和液壓減震器。摩擦阻尼器利用兩個緊壓盤之間的摩擦力提供阻尼。但庫侖摩擦力隨相對移動速度的增加而減小，易受油，水等影響，不能正常工作，不能滿足平滑的要求。因此，庫侖摩擦具有質量低，制造成本低，調整容易的優(yōu)點。 ，但現在這種減震器不再用于汽車。液壓減震器首次出現于 1901 年，主要結構形式有搖臂和搖臂兩種。氣缸減振器質量小，性能穩(wěn)定，運行可靠，適合大批量生產，已成為汽車減震器的主流。管式減震器可分為雙管，單管和充氣管等結構，最具雙管應用。經過比較分析后，該設計使用雙管減震器。3.2 相對阻尼系數的選擇減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力 F 與減振器振動速度 之v間有如下關系 vF(3-1)式中，為減振器阻尼系數。圖 3-1 出示減振器的阻力速度特性。該圖具有如下特點：阻力速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數，vF /所以減振器有四個阻尼系數。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數而言。通常壓縮行程的阻尼系數與伸張行Y程的阻尼系數不等。S17圖 31 減振器的特性a)阻力一位移特性 b)阻力一速度特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為: (3-scm22)式中，c 為懸架系統垂直剛度；為簧上質量。sm式(32)表明，相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質量的懸架系統匹配時，會產生不同的阻sm尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取Y得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持S的關系。(0.25 0.5)YS設計時，先選取與的平均值。對于無內摩擦的彈性元件懸YS架，取0.250.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應取大些，一般取0.3；為避免S18懸架碰撞車架，取0.5。YS取，則有：0.30.50.32SS計算得： 0.4S0.2Y3.3 減振器阻尼系數的確定減振器阻尼系數。因懸架系統固有振動頻率，2scmsmc/所以 。 sm2（3-3）22 3.14 1.811.3scnm22 0.4 1559 11.314093.4sssmN S m22 0.2 1559 11.37046.68YYsmN S m3.4 最大卸荷力的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷。減振器不在提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時的活塞速度稱為卸荷速度。一般的取值范圍為xVxV0.150.3m/s。這里取=0.2m/s。xV 014093.4 0.22818.7sxFVN（3-4）193.5 減振器工作缸直徑的確定根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑 D0F )1 (420pFD（3-5）式中，為工作缸最大允許壓力，取 34Mpa；為連桿直徑與缸 p筒直徑之比，雙筒式減振器取0.400.50，單筒式減振器取0.300.35。取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得： p=32.7mm 02244 2818.713.14 41 0.4FDp 查閱汽車筒式減振器的有關國標（JB14591985） ，減振器的工作缸直徑 D 有 20mm、30mm、40mm、 （45mm） 、50mm、65mm 等幾種。如表 3-1。表 3-1 減振器基本尺寸工作缸直徑 D基長 L貯油缸最大外直徑cD吊環(huán)直徑吊環(huán)寬度 B活塞行程 S2090349020030120482924110250401606539321302805019080474017028060210906250170280貯油缸的工作直徑，按照標準選用,這里取1.35 1.5cDD=45mm。壁厚通常取 2mm，活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm。cD（壓縮到底的長度）min240 110350LLSmm20350+2 110=570mm（拉足的長度）maxmin2LLS第四章后鋼板彈簧的設計4.1 后鋼板彈簧基本參數確定4.1.1 后懸架的載荷后懸架的空載軸重是 2150kg，滿載的軸重是 6396kg。非簧載質量是442kg。則：空載單個鋼板彈簧的載荷0(2150442) 9.883692FN滿載單個鋼板彈簧的載荷(6396442) 9.8291752wFN4.1.2 后懸架振動頻率的選擇通常使前后懸架的偏頻接近。當汽車以較高車速行駛過單個路障時9，1 時的小。前懸架的車身振動頻率12n n12n n=1.8，所以選擇后懸架的振動頻率為=1.9。1n2n4.1.3 動撓度的選擇懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構容許的最21大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在 69cm.。本設計后懸架動撓度選擇：mmfd804.1.4 懸架的彈性特性懸架的彈性特性是線性彈性特性和非線性彈性特性。 由于卡車的彈簧質量在空載和滿載時變化很大，為了減小振動頻率和車輛高度的變化，選擇具有可變剛度的非線性懸架。 后懸掛采用主，輔鋼板復合懸掛。4.1.5 懸架主、副簧剛度的分配圖圖 4-14-1 貨車主、副簧為鋼板彈簧結構的彈性特性貨車主、副簧為鋼板彈簧結構的彈性特性11根據懸架的彈性特性以及主彈簧和副彈簧的載荷分布情況，確定二級彈簧的負載，以參與主彈簧和二級彈簧之間的工作和剛度分布。 原則上，從空載到滿載的車身振動頻率需要改變，確保車有良好的乘坐感，而且還要求副駕駛前后的懸掛振動工作頻率不大。 這兩項要求不能同時滿足。 由于商品通常處于滿負荷狀態(tài)，請使用以下方法確定。當二級彈簧啟動時的懸架偏轉等于車輛卸載時懸架的偏轉，并且二級彈簧即將開始運行之前的偏轉等于滿載時懸架的偏轉。 = （4-kFWFF01）式中分別為空載和滿載時的懸架的載荷。WFF 和022 副簧，主簧的剛度之比為：，其中1/macc0/ FFw式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。acmc因為 ，所以0291753.58369wFF=0.87 （4-1/macc2）將 n=1.9hz,m=2977kg 代入公式： ，得 c=423.8N/mm2c mn由上面的式子，可聯立方程組： 4238/amcccN mm（1） 0.87amcc （2）由（1） （2）式解得： 197.2/acN mm226.6/mcN mm副簧起作用后，近似認為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為caf =1526NWkFFF0又： ，得：acamcakWCfCfFF =)/()(makWCCFFacf 29175 152632.0423.8mmNmmNmmCfFaaca6310/197232WmFF =29175-6310=22865NaacCf主簧 ： =100.9mmcmfmmCFmm6 .22622865副簧 ： =mm=32mmcafaaCF19726310234.2 彈性元件的設計4.2.1 鋼板彈簧主要參數的確定滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上af表面與兩端連線間的高度差。常取=1020mm.在此?。篴f mmfa15鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.400.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架：L=(0.350.45)軸距. 根據經驗 L = 0.45 軸距，并結合國內外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為1616mm , 副簧主片的長度為mL1155mm.aL有關鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數加以修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧0JEckSLJ48/)(30式中： SU 形螺栓中心距（mm） ，S=140mm kU 形螺栓夾緊(剛性夾緊，k 取 0.5)； c鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=;cWfF / 為撓度增大系數。撓度增大系數的確定：主鋼板彈簧：= =1.311.51.040.52nn1.521.040.521024副鋼板彈簧：= =1.311.51.040.52nn1.511.040.525式中，n 為鋼板彈簧總片數，主簧取 10，副簧取 5；為與主片等長的n片數，主簧取 2，副簧取 1。計算主簧總截面系數：0W 0W WWkSLF4/)(式中為許用彎曲應力。的選?。汉笾骰蔀?450550N/，后 w w2mm副簧為 220250 N/。主簧取 500N/mm2,付簧取 245N/mm2。2mm鋼板彈簧平均厚度的確定： cmwpEfkSLWJh6)(/2200主簧：12.3mm2516160.5 1401.31 5006 2.1 10100.9ph付簧：9.4mm2511550.5 1401.31 2456 2.1 1032ph圓整后取主簧的厚度為 12mm，付簧的厚度取 10mm。有了以后，再選鋼板彈簧的片寬 b。推薦片寬和片厚的比值在ph610 范圍內選取。 b=80mm通過查詢彈簧手冊可得鋼板彈簧截面尺寸 b 和 h 符合國產型材規(guī)格尺寸。鋼板彈簧截面形狀的選擇：本設計選取等截面矩形鋼板彈簧。25通過作圖法確定鋼板彈簧的尺寸。主簧各片長度如表 4-1。表 4-1 主鋼板彈簧各片長度片號12345678910長度16161616145212881124960796632468304付簧各片長度如表 4-2。表 4-2 副鋼板彈簧各片長度片號12345長度11559527495463434.3 鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關撓度增大系數，總慣性矩，片長和葉片端部的0J形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為：C=niKKkYYaE1131)(/6其中， ； ；為經驗修正)(111kkllakiiKJY1/1111/1kiiKJY系數，取 0.900.9415，E 為材料彈性模量； 為主片和第,1l1kl（k+1）片的一般長度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，1l求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長度，即jc代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。)5 . 0(11kSllzc26主簧剛度的驗算如表 4-3。表 4-3 主鋼板彈簧驗算片號L1 1616 8088.68056E-052 1616 80804.34028E-05 4.34028E-05003 1452 726822.89352E-05 1.44676E-055513687.9769675934 1288 6441642.17014E-057.2338E-06441094431.907870375 1124 5622461.73611E-05 4.34028E-06 1488693664.61343756960 4803281.44676E-05 2.89352E-06 35287552102.10518527796 3984101.24008E-052.0668E-06 68921000142.44584998632 3164921.08507E-051.5501E-06 1.19E+08184.60982149468 2345749.64506E-06 1.20563E-06 1.89E+08228.008323710304 1526568.68056E-06 9.64506E-07 2.82E+08272.28049388088.68056E-06 5.28E+084579.1155561kailKY1KKYY31ka311kKKaYY主鋼板彈簧自由剛度：=31116zmnkKKiECaYY56 0.9 2.1 10202.05613N mm主鋼板彈簧加緊剛度：331616202230.71546jmzmeLCCN mmL與設計值=226.6N/mm 相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧mC的剛度驗算如表 4-4。表 4-4 副鋼板彈簧的驗算27片號L11155577.50.0001529524761020.0000750.000075106120879.59063749374.5203.50.000050.000025 8427392.875210.684821945462733050.00003750.000012528372625354.65781255343171.5406.50.000030.0000075 67170974.63503.7823097577.50.00003 192599859.45777.995781KL1KKYY311KKKaYY31Ka1kakY副鋼板彈簧自由剛都：=31116zankKKiECaYY56 0.9 2.1 10163.76926.7N mm副鋼板彈簧的加緊剛度：331155163.7197.51085jazaeLCCN mmL與設計值=197.2N/mm 相差不多，副簧的剛度滿足要求。aC4.4 鋼板彈簧弧高及曲率半徑計算鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算：0H )(0fffHac式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用 U 型螺栓夾cfaff緊后引起的弧高變化。S 為 U 型螺栓的中心距。L 為鋼板彈簧主片長度。22)(3(LffSLSfca下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：0H主簧：28=14.6mm232acmSLSfffL 21403 1616 14015 100.92 1616=100.9+15+14.6=130.5mm)(0fffHacm副簧：=8.2mm232acaSLSfffL 21403 1155 14015322 1155=32+15+8.2=55.2mm)(0fffHaca主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2501mm0208/ HLR 5 .130816162副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=0208/ HLRmm30212 .55811552矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 iiiEhRRR/ )2(1/000式中，為第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm） ，iR在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);為鋼板彈簧總成0R（N/） ；E 為材料的彈性模量，取 E 為為各片鋼板彈簧預應力i02mm N/;i 片的彈簧厚度(mm)。在已知5101 . 2 2mm為第ih的條件下，可以用式和各片彈簧的預應力iR00計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑iiiEhRRR/ )2(1/000Ri。對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在 300350N/內選取。14 片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應2mm力從長片由負值逐漸遞增為正值。529在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩：13之代數和等于零，即iM 01niiM主簧各片預應力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計算結果如表 4-5。表 4-5 主鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號123456789100i-100-80010203040502020Ri3200297325012452240623602317227524062406Hi1021101058566493422115副簧各片預應力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計算結果如表 4-6。表 4-6 副鋼板彈簧預應力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號123450i-800103030Ri39243021293727812781Hi423824135根據最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為：0R1/=0RniiiniiLRL11/ )/(式中，第 i 片長度。為鋼板彈簧iL先對主簧的總成弧高核算，將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：mmR2564022001616127.388 2564LHmmR與原設計值為 H0=130.5mm 相差不大，符合要求。 對副簧總成弧高的核算，將副簧各片的長度和曲率半徑代入上述公30式可得：=3121mm0R=53.4mm2200115588 3121LHR與原設計值=55.2mm 相差不大，符合要求。0H4.5 鋼板彈簧強度計算當貨車牽引驅動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現的最大應力用下式計算11 max=+ max0211222)(/)(wllcllmG122/bhmG式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負荷轉2G2m移系數；轎車：=1.251.30；貨車：=1.11.2；為道路附著系數；2m2mb 為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應力取為1h 1000N/mm 。2對于具有副簧的懸架，驗算強度時應按主、副簧所受的實際載荷計算，主、副簧的參數應取驗算后的實際值，剛度應取夾緊剛度。滿載靜止時有：fCfCFGzmzak2mmCCFGfzmzak6 .311977230715626291752NfCFFzmk2291616. 3230715626主NfCFza624716. 31977副由上式驗算主簧強度：31956212808 . 015. 129175)6128010(16165548 . 080815. 12917580826367)(222202122221maxMPabhmGWllclmGlGlpm其中牽引驅動時，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8NmFG2636715. 1)624729175()(22副2m驗算副簧強度：311)610805(11555 .57715. 16247)(22021212maxMPaWllllmFaaaa副主副簧強度在許用應力范圍內，符合強度要求。驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。不平路面上時，應按鋼板彈簧的極限變形即動撓度 fd計算載荷。18主簧的極限載荷按下式計算：NfCFFdzmmj413728230722916主MPaMPaWlll lFmjm1000870)6128010(161680841372)(2202121副簧的極限載荷按下式計算：NfCFFdzaaj22063819776247副MPaMPaWllllFaaaaaja1000956)610805(11555 .57722063)(2202121不平路面上主副簧都符合強度要求。324.6 鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力。其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b 為主片葉bdFSz/SF片寬；d 為鋼板彈簧直徑。用 20 鋼或 20Cr 鋼經滲碳處理或用 45 鋼經高頻淬火后，其79 N/mm 。z2NGFS5 .145872/291752/2 =bdFSz/2/63080/5 .14587mmNmmmmN彈簧銷滿足強度要求。第三章總結與展望通過這個畢業(yè)設計，我深深體會到懸架對汽車的重要性。它還承認在懸架設計過程中需要注意的一些問題。板簧是用作汽車懸架彈性部件的最早的彈簧。今天，隨著汽車懸架不斷被更換，板簧仍廣泛用于卡車和橋式汽車的懸架，這證明了它的優(yōu)點。目前電控空氣懸架技術雖然先進，但仍然有其研究價值。經過這么多年的關于板簧的研究。板簧設計方法不斷完善。我在這個設計中感受到的最難的部分是確定板簧的截面尺寸。在許多設計方法中，沒有計算板簧截面尺寸的確切公式。設計人33員通常依靠經驗先考慮一個或兩個參數，然后使用公式確定其他參數。這對于沒有經驗的新手來說有點困難。為了同時滿足剛度和強度的要求，國產型材的尺寸必須根據國家標準進行選擇。這通常由許多重復的計算確定。所以有人專門開發(fā)了一款彈簧設計軟件，主要是為了減輕設計師的計算工作量。沒有經驗的人可以不斷地改變軟件中的設計參數。從最符合設計要求的參數。確定每個板簧的預應力也更困難。有關這方面的大量信息被咨詢。有很多不同的方法。有些方法計算復雜，需要建立相當復雜的數學模型。有些方法依賴經驗并依賴重復計算。沒有方法被發(fā)現更準確。本設計中使用的通用曲率方法所做的假設與實際的板簧不同。導致計算不準確。另外，這種方法不能計算每個板簧上的應力，只能計算板簧上的平均應力。不能真正反映每個春天的力量。現在人們開始使用有限元分析來計算每個板簧的力。通過各種計算機軟件，可以模擬板簧。板簧的設計也將越來越簡單。34致 謝歷時近三個月的畢業(yè)設計終于完成。在此期間，完成了大學課程的學習，使個人理論水平和實際操作能力得到了飛躍，從而加強了個人在設計，分析，實踐操作中的能力和使專業(yè)知識得到充分鞏固和加強。這個畢業(yè)設計可以順利完成，我的指導老師給予了很多專業(yè)幫助，指導老師非常關心我選擇的開題報告，指出了開題的方向，幫助分析了該開題的可行性以及實踐中可能出現的問題和注意事項。在選擇課程時，我指出了我需要關注的知識范圍，并幫助我分析相應知識困難的原理，使我的畢業(yè)設計能順利進行。同時，我也要感謝大學四年所有教過和傳輸知識的老師，他們也幫了我很大的忙,他們的許多想法和建議都激勵著我,提前致謝！還有那些在中國工業(yè)控制網和中國汽車協會默默無聞的人，雖然不知道名字，在此我也想在此一并致謝！由于個人的時間，知識和能力有限，論文中會出現一些疏乎或錯誤是在所難免，在此歡迎各位老師提出批評和糾正并表示感謝！35參考文獻1柴華. 機械臂操作柔性負載系統的振動控制方法D.吉林大學,2011.2陳曦,張偉. 可伸縮機翼實驗裝置控制系統設計及振動控制A. 中國力學學會動力學與控制專業(yè)委員會.第九屆全國動力學與控制學術會議會議手冊C.中國力學學會動力學與控制專業(yè)委員會:,2012:2.3梁新成,黃志剛,朱亭,穆以東.汽車懸架的發(fā)展現狀和展望J.北京工商大學學報(自然科學版),2006(02):30-33.4何廣忠,高洪明,吳林.基于焊接位置數學模型的變位機逆運動學算法J.機械工程學報,2006(06):86-91.5劉玉梅. 汽車懸架系統故障診斷方法研究D.吉林大學,2009.6馮勝強. 基于 UG 的弧焊機器人離線編程與統計方法的焊接質量判定D.天津大學,2010.7唐創(chuàng)奇,孟正大.弧焊機器人與變位機協調運動的實現J.工業(yè)控制計算機,2008(01):47-49.8許勇,程浩,王鑫.閥體密封面變位焊接機器人系統運動學建模J.計算機集成制造系統,2016,22(11):2580-2587.9楊芹. 裝填支架焊接機器人工作站設計D.西南交通大學,2017.10孫牧原. 汽車三元催化器焊接機器人系統設計及應用研究D.河北工程大學,2017.11楊明釗. 基于 KUKA 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