低速电动货车悬挂系统的设计说明书

PAGEIV摘要本文分析了公司生产的CX100低速货车悬架实际使用中存在的问题。结合汽车使用区域的道路条件，汽车的前后悬架都进行了重新设计。通过比较各种板簧的优缺点和生产成本，确定板簧的横截面形状。借鉴国内外板簧设计的经验，参考了片材数量，片材宽度，片材厚度，片材长度，弧高，曲率半径，试验刚度和装配刚度等技术参数。对板簧进行力分析，刚度检查和强度检查，验证所选参数基本满足空载和满载条件下车辆的平稳性，舒适性和安全性的要求。还要检查簧片销的强度。另外，通过计算确定双管减振器的主要参数，选择符合国家标准的减振器型号。关键词：非独立悬架钢板弹簧减震器设计

ABSTRACTThisarticleanalyzestheproblemsexistingintheactualuseofthesuspensionofalow-speedtruckproducedbyacompany.Incombinationwiththeroadconditionsintheareawherethecarisused,thefrontandrearsuspensionsofthecarwereredesigned.Bycomparingtheadvantagesanddisadvantagesofvariousleafspringsandproductioncosts,thecross-sectionalshapeoftheleafspringisdetermined.Drawingontheexperienceofdesigningleafspringsathomeandabroad,thetechnicalparameterssuchasthenumberofsheets,sheetwidth,sheetthickness,sheetlength,archeight,radiusofcurvature,teststiffness,andassemblystiffnessarereferenced.Theleafspringsweresubjectedtoforceanalysis,stiffnesscheckingandstrengthchecking,verifyingthattheselectedparametersbasicallysatisfiedtherequirementsforsmoothness,comfort,andsafetyofthecarundertheemptyandfullloadcondition.Alsocheckthestrengthoftheleafspringpin.Inaddition,themainparametersofthedouble-tubeshockabsorberaredeterminedbycalculation,andthetypeofshockabsorberthatmeetsthenationalstandardisselected.Keywords:Suspension;multi-leafspring;vibrationdamper;Design目录第一章前言 11.1论文的研究的意义和目的 11.2国内外研究的现状及发展趋势 21.2.1悬架弹性元件发展趋势 21.2.2国内外悬架的研究方向 21.3设计的主要参数 4第二章前钢板弹簧的设计 52.1钢板弹簧基本参数的确定 52.1.1单个钢板弹簧的载荷 52.1.2钢板弹簧挠度计算 52.1.3钢板弹簧的动挠度 62.1.4钢板弹簧满载静弧高 62.1.5钢板弹簧断面形状的确定 62.1.6钢板弹簧主长度的确定 72.2钢板弹簧的设计计算 72.2.1钢板弹簧片厚的计算 72.2.2钢板弹簧片宽的计算 82.2.4钢板弹簧各片长度的计算 82.2.5钢板弹簧刚度的验算 92.2.6钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 102.2.7钢板弹簧总成弧高的核算 122.3钢板弹簧强度验算 132.4钢板弹簧主片的强度的核算 132.5钢板弹簧销的强度核算 14第三章减振器的设计 153.1减振器的分类及选型 153.2相对阻尼系数的选择 153.3减振器阻尼系数的确定 173.4最大卸荷力的确定 173.5减振器工作缸直径的确定 18第四章后钢板弹簧的设计 194.1后钢板弹簧基本参数确定 194.1.1后悬架的载荷 194.1.2后悬架振动频率的选择 194.1.3动挠度的选择 194.1.4悬架的弹性特性 204.1.5悬架主、副簧刚度的分配 204.2弹性元件的设计 224.2.1钢板弹簧主要参数的确定 224.3钢板弹簧刚度的验算 244.4钢板弹簧弧高及曲率半径计算 264.5钢板弹簧总成弧高的核算 284.6钢板弹簧强度验算 294.7钢板弹簧弹簧销的强度的核算 304.8小结 31第三章总结与展望 31致谢 33参考文献 34PAGE4第一章前言1.1论文的研究的意义和目的悬架是载货汽车中重要的组件，它弹性地将车架（或车身）与车轴（或车轮）联结起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的所有力和力矩，并减轻从不平坦表面传递到车架（或车身）的冲击载荷，并衰减由此引起的轴承系统的振动，从而确保汽车的平稳运行。驾驶。由于其结构简单，维修方便，并且使用各种类型的弹性元件，非独立悬架广泛用于卡车和公共汽车的前后悬架。一些全轮驱动多用途车也使用非独立悬架作为前悬架和后悬架。随着弹性元件，减震器等结构部件的设计制造技术的不断进步，非独立悬架的性能也日益提高，并且仍然用于大批量生产高档轿车和运动型桥式车。非独立悬架用于后悬架。对于前驱车辆，特别是轻型卡车，由于后桥没有笨重的主减速器和差速器，独立悬架与独立悬架的无悬架质量差别不大，因此不是独立的。悬架具有良好的应用前景。当汽车在不平坦路面上行驶时，车辆的垂直振动是由悬架的弹性效应引起的。为了快速衰减这种振动并抑制车身和车轮的共振，并减小车轮的振幅，悬架应该配备一个减振器并进行合理的减振。利用减震器的减震效果，车辆振动的振幅不断减小，直到振动停止。本研究项目旨在对段建兴机械有限公司生产的低速货车悬架进行研究分析。悬架根据道路环境和实际使用载荷进行重新设计。在恶劣的山路上提高乘坐舒适性和操控稳定性。根据车辆的实际装载质量，对悬架的弹性部件进行力分析和强度检查，增加悬架的使用寿命。1.2国内外研究的现状及发展趋势1.2.1悬架弹性元件发展趋势非独立悬架是汽车中最早使用的悬架。它仍然广泛用于卡车和客车的前后悬架以及桥式轿车的后悬架。用于非独立悬架的弹性元件也从原始的板簧和扭杆弹簧发展到空气悬架和液压气动悬架。空气悬架弹簧是一种用于高档乘用车和重型卡车的悬架系统。这是世界板簧的发展趋势。100％的外国客车，100％的拖车和85％的重型卡车都使用空气悬挂弹簧来降低噪音，提高稳定性和舒适性。在20世纪50年代，空气悬挂弹簧开始用于卡车，汽车，公共汽车和铁路车辆。在20世纪60年代，在德国和美国等工业国家生产的大多数巴士上安装了空气弹簧悬架。目前，几乎所有的国产长途客车，长途客车和高速客车都采用空气弹簧悬架，部分车型也采用空气弹簧悬架，如德国奔驰300SE〜13梅赛德斯-奔驰600以及近年来重型卡车中的其他人。它也被广泛使用[12]。早在20世纪60年代，国内空气弹簧悬架就已经设计和制造了。然而，由于行业技术条件有限，当时使用的产品并不十分令人满意。经过很长一段时间后，产品没有进一步发展。因此，生产空气悬架弹簧的国外制造商凭借其资金和技术优势进入国内市场，为国内豪华客车制造商提供了成熟的空气弹簧悬架产品。随着道路条件的改善，国内消费水平的提高以及乘用车产品的升级，空气弹簧逐渐被市场接受。目前，安凯，金龙客车，桂林大，，合肥现代，杭州客车等配套有空气悬架的国内乘用车厂生产的一批豪华轿车。中国使用空气悬挂弹簧的乘用车数量已超过1万辆。。随着国内汽车产量的增加，空气悬架弹簧的数量将逐渐增加，并且弹簧片数量将继续下降[16]。1.2.2国内外悬架的研究方向目前，国内外对悬架的研究主要集中在电控悬架系统。主动悬架研究目前主要集中在两个方面：一是控制策略;另一个是执行器。最早的主动悬架控制策略是天钩原理。假设车身上方有一个固定的惯性基准。车身和惯性基准之间有一个阻尼器。执行器模拟阻尼器的力量以衰减车身的振动。这种控制算法很简单，并已应用于一些国外模型。随着现代控制理论的发展，提出了一种主动悬架的最优控制方法。它考虑比天花板原则更多的变量，并且具有更好的控制效果。目前，最优控制规则有三种：线性最优控制，HQ最优控制和最优预测控制。由于在实际悬架系统中存在许多非线性，时变高阶电力系统，所以最优控制方法变得不稳定，为此开发了自适应控制方法。自适应控制方法具有参数识别功能，能够适应悬架负载和部件特性的变化，自动调节控制参数，并保持最佳性能。自适应控制方法也有三类：增益调度控制，模型参考自适应控制和自调整控制。目前发展最为迅速的控制策略是智能控制（模糊控制和神经网络控制）。模糊控制方法具有自动调整输入变量组合，隶属度函数参数和模糊规则数量的学习功能。计算机仿真结果表明该方法更有效。神经网络是由大量处理单元组成的高度并行非线性动态系统。它可以执行数据融合，学习适应性和并行处理。研究表明，它比传统控制有更好的表现。执行器是实现控制目标的重要组成部分。因此，对执行器的研究也是主动悬架研究的重要组成部分。为了确保主动悬架的良好性能，执行器必须灵敏，隐含，可靠，能耗低，成本低，总成本低。目前用于主动悬架的执行器主要是水工结构。日产汽车公司开发了一种储能减震器，它将压力控制阀与小容量蓄能器和液压缸结合起来，吸收路面不规则造成的振动。振动被蓄能器吸收，车身隔振包括主动阻尼和被动阻尼。一起，能源消耗减少。但液压系统仍存在诸多不足之处，如对工作环境有一定的要求;部件制造精度要求高，成本难以下降;数字信号处理，错误检测和放大，测试和补偿，自动化和实现距离和其他功能不像电气系统那样灵活和准确。所以现在致动器的研究主要集中在直线伺服电机和电磁蓄电池的方向上。电力系统中的直线伺服电机具有更多的优点。永磁直流直线伺服电机比液压系统具有更好的驱动性能，并将取代未来的液压驱动器。利用电磁能量存储原理，结合自整定控制器进行参数估计，可以设计出高性能，低功耗的电磁储能自适应主动悬架。1.3设计的主要参数装载质量：970kg整备质量：670kg空载时：前轴负荷：250kg后轴负荷：420kg满载时：前轴负荷：400kg后轴负荷：570kg轴距：2085mm

第二章前钢板弹簧的设计2.1钢板弹簧基本参数的确定2.1.1单个钢板弹簧的载荷已知汽车满载静止时汽车前轴荷，非簧载质量，则据此可计算出单个钢板弹簧的载荷：(2-1)进而得到:(2-2)2.1.2钢板弹簧挠度计算悬架的扰度是指汽车满载静止时悬架上的载荷f与此时悬架刚度c之比，即：前后弹簧的静态偏转直接影响汽车的行驶性能。为了防止汽车在行驶过程中产生猛烈震动（纵向角度振动），前后弹簧的静态挠度比应接近1.另外，适当增加静态挠度也可以降低振动频​​率的车来改善汽车的舒适性。但是，静态变形不能无限增大（一般不超过240mm），因为变形太大，频率太低，也会使人感到不舒服，产生晕动感。另外，在前轮非独立悬挂的情况下，过度的挠曲也会降低车辆的可操纵性。由卡车悬挂和悬挂质量组成的振动系统的固有频率是影响车辆行驶舒适性的主要参数之一。由于轿厢的质量分配系数近似等于1，所以在车轴上方的车身两点之间没有连接。货车车体的固有频率n可以用下式表示：n=（2-3）式中，c为悬架的刚度（N/m）,m为悬架的簧上质量（kg）又静挠度可表示为：（2-4）由（2-3）、（2-4）式得：（2-5）因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，货车的后悬架要求在1.70～2.17hz之间，因为货车主要以载货为主，所以选取频率为：1.8hz则2.1.3钢板弹簧的动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在6～9cm.。本设计选择：2.1.4钢板弹簧满载静弧高满载弧高指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端不包括卷孔半径连线间的最大高度差。当=0时钢板弹簧在对称位置上工作。虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取=10~20mm。本方案中初步定为15mm。2.1.5钢板弹簧断面形状的确定板簧部分通常为矩形截面，适合加工并且成本低。但是，矩形部分存在一些缺陷。矩形截面钢板的中和轴位于钢段对称位置。工作时，一侧受拉应力，一侧受压应力，上下表面的绝对拉应力和压应力相等。由于材料的拉伸性能低于压缩性能，疲劳断裂首先在拉应力侧出现。除了叶片的截面形状之外的其中轴向上移动的矩形截面之外，拉伸应力侧上的拉伸应力的绝对值减小，并且压缩应力侧上的压缩应力的绝对值从而提高了横截面上的应力分布，增加了板簧的疲劳强度，并节省了近10％的材料。矩形部分用于此情况。2.1.6钢板弹簧主长度的确定板簧长度L是指弹簧矫直后两个卷起耳朵中心之间的距离。增加片簧长度L可以显着降低弹簧的刚度并提高车辆的乘坐舒适性。在垂直刚度C的情况下，板簧的纵向弹簧刚度可以显着增加。板簧的纵向角刚度是指当板簧产生单位纵向角度时作用在板簧上的纵向力矩值。在增加板簧的纵向角刚度的同时，可以减小由车轮的扭矩引起的弹簧变形。使用较长的板簧可能会给汽车的布局带来困难。原则上，只要总体布置是可能的，板簧应该尽可能长。据统计，弹簧延伸长度的长度如下：卡车前悬挂：L=（0.26〜0.35）轴距，后悬挂：L=（0.35〜0.45）轴距。这种设计最初选择前钢板弹簧的长度L=1330mm。2.2钢板弹簧的设计计算2.2.1钢板弹簧片厚的计算矩形断面等厚度的钢板弹簧的总惯性矩用下式计算:（2-6）式中，n为钢板弹簧总片数；b为板簧的宽度；h为板簧厚度。由上式可知，改变片数、片厚、片宽三者之一，都影响到总惯性矩的变化。又可表示为：（2-7）式中，k为无效长度系数，取k=0.5；S为U型螺栓中心距,本设计取140mm；E为材料弹性模量，E=N/mm2；为挠度增大系数。结合式可知：总惯性矩的变化又会影响到钢板弹簧垂直刚度的变化，也就是影响汽车的平顺性。其中，片厚h的变化对钢板弹簧总惯性矩的影响最大,增大片厚h，可减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况。一般都采用前者。本设计方案中选片厚相等。片厚的计算公式为：（2-8）式中，为许用弯应力，的取值范围：前钢板弹簧350~450Mpa,后钢板弹簧450~550Mpa,后副簧220~250Mpa；取=400Mpa。挠度增大系数；为与主片等长的钢板片数，本次设计取2；n为总的钢板片数，取11。将=1.32，代入式（2-8）等：h=8.69mm,圆整为h=9mm。2.2.2钢板弹簧片宽和长度的计算有了h以后，再选取钢板弹簧的片宽b。增大片宽能增大卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角；片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值在6~10范围内选取。本次设计取b=80mm。先将各片的厚度h的立方值h3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B两点，连接A，B两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各片上侧边的交点即为各片的长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边断点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度如图2-1。各片实，际长度尺寸需经圆整后确定。各片长度如表2-1所示。表2-1钢板弹簧各片长度板号1234567891011长度1330133012111092973854735616497378259图2-1各片钢板弹簧的长度2.2.3钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为：（2-9）其中，；；；；为刚度修正系数，=0.9~0.94，这里取0.91；、为主片和第（k+1）片的长度的一半。钢板弹簧刚度计算结果如表2-2所示。表2-2钢板弹簧刚度验算钢板弹簧的自由刚度用钢板弹簧的有效长度代替钢板弹簧的长度L代入上面的计算中算得的刚度就是加紧刚度。（2-10）算得的钢板弹簧的夹紧刚度为：，刚度与设计刚度相差不大，所以钢板弹簧满足刚度要求。2.2.4钢板弹簧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钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算：（2-11）式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化，；S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。=mm=76.5+15+13.9=105.4mm（2）钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径的确定：簧总成在自由状态下的曲率半径：==2097.8mm（3）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定每个板簧在自由状态下的曲率半径不同于组装后的板簧的曲率半径。装配完成后，每个零件会发生预应力，并且该值决定了自由状态下的曲率半径。在各件自由状态下制作不同曲率半径的目的是为了使各件厚度相同的板簧配合良好，减少主件的工作应力，使每件件的寿命接近。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径。由下式确定:（2-12）式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），在自由状态下的曲率半径（mm）（N/）；E为材料的弹性模量N/，取E为N/；i片的弹簧厚度（mm）在已知和各片弹簧的预应力的条件，可以用（2-12）式计算出各片钢板弹簧自由状态的曲率半径。对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300～350N/内选取。1～4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩各片钢板弹簧的预应力、自由状态的曲率半径和弧高如表2-3。表2-3钢板弹簧预应力、自由状态的曲率半径和弧高版号1234567891011-80-50-15051020304020202251236021702098207520522009196719272009200986.793.784.571.15744.433.624.1168.94.22.2.5钢板弹簧总成弧高的核算叶片在自由状态的曲率半径是根据预应力确定的。由于选择预应力的关系，装配后钢板弹簧总成弧高不一定和3．1的计算结果一致，因此，还需要再计算一次装配后的总成弧高。如两者接近便认为合适。根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的=2157mm（2-13）钢板弹簧的总成弧高为:（2-14）计算结果与计算的结果105.4mm相差不大，符合设计要求。2.3钢板弹簧强度的计算当汽车紧急制动的时候前钢板弹簧承受载荷最大。钢板弹簧后半段最大应力课表示为:（2-15）式中，为作用在前轮上的垂直静载荷；为制动时前轴负荷转移系数（货车取1.4~1.6；乘用车取1.2~1.4）。、分别为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，取0.8；c为弹簧固装点到路面的距离；为钢板弹簧总截面系数。=Mpa<,所以钢板弹簧强度合格。2.4钢板弹簧主片的强度的核算钢板弹簧主片应力σ是由弯曲应力和拉（压）应力合成，即：（2-16）其中为沿弹簧纵向作用力在主片中心线上的力；卷耳厚度；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度。许用应力[σ]取为350MPa。代入上式得：=97N/mm2<钢板弹簧主片符合强度要求。2.5钢板弹簧销的强度核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其[]≤7—9N/mm（2-17）（2-18）弹簧销满足强度要求

第三章减振器的设计3.1减振器的分类及选型减震器大致分为两大类，即摩擦减震器和液压减震器。摩擦阻尼器利用两个紧压盘之间的摩擦力提供阻尼。但库仑摩擦力随相对移动速度的增加而减小，易受油，水等影响，不能正常工作，不能满足平滑的要求。因此，库仑摩擦具有质量低，制造成本低，调整容易的优点。，但现在这种减震器不再用于汽车。液压减震器首次出现于1901年，主要结构形式有摇臂和摇臂两种。气缸减振器质量小，性能稳定，运行可靠，适合大批量生产，已成为汽车减震器的主流。管式减震器可分为双管，单管和充气管等结构，最具双管应用。经过比较分析后，该设计使用双管减震器。3.2相对阻尼系数的选择减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度之间有如下关系(3-1)式中，为减振器阻尼系数。图3-1出示减振器的阻力－速度特性。该图具有如下特点：阻力－速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力－速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。图3—1减振器的特性阻力一位移特性b)阻力一速度特性汽车悬架有阻尼以后，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:(3-2)式中，c为悬架系统垂直刚度；为簧上质量。式(3－2)表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度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取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持的关系。设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取＝0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，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＞0.3；为避免悬架碰撞车架，取＝0.5。取，则有：计算得：3.3减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以。（3-3）3.4最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷。减振器不在提供阻尼力，以限制减振器所提供的最大阻尼力。此时的活塞速度称为卸荷速度。一般的取值范围为0.15~0.3m/s。这里取=0.2m/s。（3-4）3.5减振器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D（3-5）式中，为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取＝0.40～0.50，单筒式减振器取＝0.30～0.35。取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得：=32.7mm查阅汽车筒式减振器的有关国标（JB1459—1985），减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。如表3-1。表3-1减振器基本尺寸工作缸直径D基长L贮油缸最大外直径吊环直径吊环宽度B活塞行程S20903490~20030120482924110~25040160653932130~28050190804740170~28060210906250170~280贮油缸的工作直径，按照标准选用,这里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程S=240mm，基长L=110mm。（压缩到底的长度）350+2110=570mm（拉足的长度）第四章后钢板弹簧的设计4.1后钢板弹簧基本参数确定4.1.1后悬架的载荷后悬架的空载轴重是2150kg，满载的轴重是6396kg。非簧载质量是442kg。则：空载单个钢板弹簧的载荷满载单个钢板弹簧的载荷4.1.2后悬架振动频率的选择通常使前后悬架的偏频接近。当汽车以较高车速行驶过单个路障时[9]，<1时的车身角振动要比>1时的小。前悬架的车身振动频率=1.8，所以选择后悬架的振动频率为=1.9。4.1.3动挠度的选择悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常货车的动挠度的选择范围在6～9cm.。本设计后悬架动挠度选择：4.1.4悬架的弹性特性悬架的弹性特性是线性弹性特性和非线性弹性特性。由于卡车的弹簧质量在空载和满载时变化很大，为了减小振动频率和车辆高度的变化，选择具有可变刚度的非线性悬架。后悬挂采用主，辅钢板复合悬挂。4.1.5悬架主、副簧刚度的分配图4-1货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性[1]根据悬架的弹性特性以及主弹簧和副弹簧的载荷分布情况，确定二级弹簧的负载，以参与主弹簧和二级弹簧之间的工作和刚度分布。原则上，从空载到满载的车身振动频率需要改变，确保车有良好的乘坐感，而且还要求副驾驶前后的悬挂振动工作频率不大。这两项要求不能同时满足。由于商品通常处于满负荷状态，请使用以下方法确定。当二级弹簧启动时的悬架偏转等于车辆卸载时悬架的偏转，并且二级弹簧即将开始运行之前的偏转等于满载时悬架的偏转。=（4-1）式中分别为空载和满载时的悬架的载荷。副簧，主簧的刚度之比为：，其中式中，为副簧的刚度，为主簧的刚度。因为，所以=0.87（4-2）将n=1.9hz,m=2977kg代入公式：，得c=423.8N/mm由上面的式子，可联立方程组：（1）（2）由（1）（2）式解得：副簧起作用后，近似认为变形相同，从副簧开始起作用到满载的变形为=1526N又：，得：==29175-6310=22865N主簧：===100.9mm副簧：==mm=32mm4.2弹性元件的设计4.2.1钢板弹簧主要参数的确定满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的高度差。常取=10～20mm.在此取：钢板弹簧长度是弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。轿车L=(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L=(0.26～0.35)轴距，后悬架：L=(0.35～0.45)轴距.根据经验L=0.45轴距，并结合国内外货车资料，初步选定主簧主片的长度为1616mm,副簧主片的长度为1155mm.有关钢板弹簧的刚度，强度可按等截面的简支梁计算，引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需的总惯性距。对于对称式钢板弹簧式中：S——U形螺栓中心距（mm），S=140mmk——U形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)；c——钢板弹簧垂直刚度（N/mm）,c=;——为挠度增大系数。挠度增大系数的确定：主钢板弹簧：==1.31副钢板弹簧：==1.31式中，n为钢板弹簧总片数，主簧取10，副簧取5；为与主片等长的片数，主簧取2，副簧取1。计算主簧总截面系数：式中为许用弯曲应力。的选取：后主簧为450～550N/，后副簧为220～250N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。钢板弹簧平均厚度的确定：主簧：12.3mm付簧：9.4mm圆整后取主簧的厚度为12mm，付簧的厚度取10mm。有了以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽和片厚的比值在6～10范围内选取。b=80mm通过查询弹簧手册可得钢板弹簧截面尺寸b和h符合国产型材规格尺寸。钢板弹簧截面形状的选择：本设计选取等截面矩形钢板弹簧。通过作图法确定钢板弹簧的尺寸。主簧各片长度如表4-1。表4-1主钢板弹簧各片长度片号12345678910长度16161616145212881124960796632468304付簧各片长度如表4-2。表4-2副钢板弹簧各片长度片号12345长度11559527495463434.3钢板弹簧刚度的验算在此之前，有关挠度增大系数，总惯性矩，片长和叶片端部的形状都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度，刚度的验算公式为：C=其中，；；；为经验修正系数，取0.90～0.94[15]，E为材料弹性模量；为主片和第（k+1）片的一般长度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度；如果用有效长度，即代入上式，求得的刚度值为钢板弹簧总成的夹紧刚度。主簧刚度的验算如表4-3。表4-3主钢板弹簧验算主钢板弹簧自由刚度：=主钢板弹簧加紧刚度：与设计值=226.6N/mm相差不多，主簧的刚度满足要求。副钢板弹簧的刚度验算如表4-4。表4-4副钢板弹簧的验算副钢板弹簧自由刚都：=副钢板弹簧的加紧刚度：与设计值=197.2N/mm相差不多，副簧的刚度满足要求。4.4钢板弹簧弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高，用下式计算：式中，为静挠度；为满载弧高；为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化。S为U型螺栓的中心距。L为钢板弹簧主片长度。下面分别计算主簧和副簧总成在自由状态下的弧高：主簧：==14.6mm=100.9+15+14.6=130.5mm副簧：==8.2mm=32+15+8.2=55.2mm主簧总成在自由状态下的曲率半径：==2501mm副簧总成在自由状态下的曲率半径：=矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定式中，为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm），在自由状态下的曲率半径(mm);（N/）；E为材料的弹性模量，取E为N/;i片的弹簧厚度(mm)。在已知计算出各片钢板弹簧自由状态下的曲率半径Ri。对于片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力值应不宜选取过大；推荐主片在根部的工作应力与预应力叠和后的合成应力应在300～350N/内选取。1～4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片由负值逐渐递增为正值。[5]在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处的预应力所造成的弯矩：[13]主簧各片预应力以及自由状态下曲率半径计算结果如表4-5。表4-5主钢板弹簧预应力、自由状态曲率半径及弧高片号12345678910σ0i-100-80010203040502020Ri3200297325012452240623602317227524062406Hi1021101058566493422115副簧各片预应力以及自由状态下曲率半径计算结果如表4-6。表4-6副钢板弹簧预应力、自由状态曲率半径及弧高片号12345σ0i-800103030Ri39243021293727812781Hi423824135根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的1/=式中，第i片长度。先对主簧的总成弧高核算，将主簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：与原设计值为H0=130.5mm相差不大，符合要求。对副簧总成弧高的核算，将副簧各片的长度和曲率半径代入上述公式可得：=3121mm=53.4mm与原设计值=55.2mm相差不大，符合要求。4.5钢板弹簧强度计算当货车牵引驱动时，货车的后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现的最大应力用下式计算[11]=+式中，为作用在后轮上的垂直静载荷，为制动时后轴负荷转移系数；轿车：=1.25~1.30；货车：=1.1~1.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；为钢板弹簧主片厚度。许用应力取为1000N/mm。对于具有副簧的悬架，验算强度时应按主、副簧所受的实际载荷计算，主、副簧的参数应取验算后的实际值，刚度应取夹紧刚度。满载静止时有：由上式验算主簧强度：其中牵引驱动时，主簧载荷为G==1.15=0.8验算副簧强度：主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。不平路面上时，应按钢板弹簧的极限变形即动挠度fd计算载荷。[18]主簧的极限载荷按下式计算：副簧的极限载荷按下式计算：不平路面上主副簧都符合强度要求。4.6钢板弹簧弹簧销的强度的核算对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力。其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷，b为主片叶片宽；d为钢板弹簧直径。用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其[]≤7—9N/mm。=弹簧销满足强度要求。第三章总结与展望通过这个毕业设计，我深深体会到悬架对汽车的重要性。它还承认在悬架设计过程中需要注意的一些问题。板簧是用作汽车悬架弹性部件的最早的弹簧。今天，随着汽车悬架不断被更换，板簧仍广泛用于卡车和桥式汽车的悬架，这证明了它的优点。目前电控空气悬架技术虽然先进，但仍然有其研究价值。经过这么多年的关于板簧的研究。板簧设计方法不断完善。我在这个设计中感受到的最难的部分是确定板簧的截面尺寸。在许多设计方法中，没有计算板簧截面尺寸的确切公式。设计人员通常依靠经验先考虑一个或两个参数，然后使用公式确定其他参数。这对于没有经验的新手来说有点困难。为了同时满足刚度和强度的要求，国产型材的尺寸必须根据国家标准进行选择。这通常由许多重复的计算确定。所以有人专门开发了一款弹簧设计软件，主要是为了减轻设计师的计算工作量。没有经验的人可以不断地改变软件中的设计参数。从最符合设计要求的参数。确定每个板簧的预应力也更困难。有关这方面的大量信息被咨询。有很多不同的方法。有些方法计算复杂，需要建立相当复杂的数学模型。有些方法依赖经验并依赖重复计算。没有方法被发现更准确。本设计中使用的通用曲率方法所做的假设与实际的板簧不同。导致计算不准确。另外，这种方法不能计算每个板簧上的应力，只能计算板簧上的平均应力。不能真正反映每个春天的力量。现在人们开始使用有限元分析来计算每个板簧的力。通过各种计算机软件，可以模拟板簧。板簧的设计也将越来越简单。

致谢历时近三个月的毕业设计终于完成。在此期间，完成了大学课程的学习，使个人理论水平和实际操作能力得到了飞跃，从而加强了个人在设计，分析，实践操作中的能力和使专业知识得到充分巩固和加强。这个毕业设计可以顺利完成，我的指导老师给予了很多专业帮助，指导老师非常关心我选择的开题报告，指出了开题的方向，帮助分析了该开题的可行性以及实践中可能出现的问题和注意事项。在选择课程时，我指出了我需要关注的知识范围，并帮助我分析相应知识困难的原理，使我的毕业设计能顺利进行。同时，我也要感谢大学四年所有教过和传输知识的老师，他们也帮了我很大的忙,他们的许多想法和建议都激励着我,提前致谢！还有那些在中国工业控制网和中国汽车协会默默无闻的人，虽然不知道名字，在此我也想在此一并致谢！由于个人的时间，知识和能力有限，论文中会出现一些疏乎或错误是在所难免，在此欢迎各位老师提出批评和纠正并表示感谢！参考文献[1]柴华.机械臂操作柔性负载系统的振动控制方法[D].吉林大学,2011.[2]陈曦,张伟.可伸缩机翼实验装置控制系统设计及振动控制[A].中国力学学会动力学与控制专业委员会.第九届全国动力学与控制学术会议会议手册[C].中国力学学会动力学与控制专业委员会:,2012:2.[3]梁新成,黄志刚,朱亭,穆以东.汽车悬架的发展现状和展望[J].北京工商大学学报(自然科学版),2006(02):30-33.[4]何广忠,高洪明,吴林.基于焊接位置数学模型的变位机逆运动学算法[J].机械工程学报,2006(06):86-91.[5]刘玉梅.汽车悬架系统故障诊断方法研究[D].吉林大学,2009.[6]冯胜强.基于UG的弧焊机器人离线编程与统计方法的焊接质量判定[D].天津大学,2010.[7]唐创奇,孟正大.弧焊机器人与变位机协调运动的实现[J].工业控制计算机,2008(01):47-49.[8]许勇,程浩,王鑫.阀体密封面变位焊接机器人系统运动学建模[J].计算机集成制造系统,2016,22(11):2580-2587.[9]杨芹.装填支架焊接机器人工作站设计[D].西南交通大学,2017.[10]孙牧原.汽车三元催化器焊接机器人系统设计及应用研究[D].河北工程大学,2017.[11]杨明钊.基于