低速電動(dòng)貨車懸掛系統(tǒng)的設(shè)計(jì)說(shuō)明書

PAGEIV摘要本文分析了公司生產(chǎn)的CX100低速貨車懸架實(shí)際使用中存在的問(wèn)題。結(jié)合汽車使用區(qū)域的道路條件，汽車的前后懸架都進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)。通過(guò)比較各種板簧的優(yōu)缺點(diǎn)和生產(chǎn)成本，確定板簧的橫截面形狀。借鑒國(guó)內(nèi)外板簧設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，參考了片材數(shù)量，片材寬度，片材厚度，片材長(zhǎng)度，弧高，曲率半徑，試驗(yàn)剛度和裝配剛度等技術(shù)參數(shù)。對(duì)板簧進(jìn)行力分析，剛度檢查和強(qiáng)度檢查，驗(yàn)證所選參數(shù)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(qiáng)度。另外，通過(guò)計(jì)算確定雙管減振器的主要參數(shù)，選擇符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的減振器型號(hào)。關(guān)鍵詞：非獨(dú)立懸架鋼板彈簧減震器設(shè)計(jì)

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目錄第一章前言 11.1論文的研究的意義和目的 11.2國(guó)內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 21.2.1懸架彈性元件發(fā)展趨勢(shì) 21.2.2國(guó)內(nèi)外懸架的研究方向 21.3設(shè)計(jì)的主要參數(shù) 4第二章前鋼板彈簧的設(shè)計(jì) 52.1鋼板彈簧基本參數(shù)的確定 52.1.1單個(gè)鋼板彈簧的載荷 52.1.2鋼板彈簧撓度計(jì)算 52.1.3鋼板彈簧的動(dòng)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(zhǎng)度的確定 72.2鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 72.2.1鋼板彈簧片厚的計(jì)算 72.2.2鋼板彈簧片寬的計(jì)算 82.2.4鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的計(jì)算 82.2.5鋼板彈簧剛度的驗(yàn)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(jì)算 102.2.7鋼板彈簧總成弧高的核算 122.3鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 132.4鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算 132.5鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算 14第三章減振器的設(shè)計(jì) 153.1減振器的分類及選型 153.2相對(duì)阻尼系數(shù)的選擇 153.3減振器阻尼系數(shù)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(shè)計(jì) 194.1后鋼板彈簧基本參數(shù)確定 194.1.1后懸架的載荷 194.1.2后懸架振動(dòng)頻率的選擇 194.1.3動(dòng)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(shè)計(jì) 224.2.1鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 224.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 244.4鋼板彈簧弧高及曲率半徑計(jì)算 264.5鋼板彈簧總成弧高的核算 284.6鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 294.7鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算 304.8小結(jié) 31第三章總結(jié)與展望 31致謝 33參考文獻(xiàn) 34PAGE4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(lián)結(jié)起來(lái)。其主要任務(wù)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(tǒng)的振動(dòng)，從而確保汽車的平穩(wěn)運(yùn)行。駕駛。由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維修方便，并且使用各種類型的彈性元件，非獨(dú)立懸架廣泛用于卡車和公共汽車的前后懸架。一些全輪驅(qū)動(dòng)多用途車也使用非獨(dú)立懸架作為前懸架和后懸架。隨著彈性元件，減震器等結(jié)構(gòu)部件的設(shè)計(jì)制造技術(shù)的不斷進(jìn)步，非獨(dú)立懸架的性能也日益提高，并且仍然用于大批量生產(chǎn)高檔轎車和運(yùn)動(dòng)型橋式車。非獨(dú)立懸架用于后懸架。對(duì)于前驅(qū)車輛，特別是輕型卡車，由于后橋沒(méi)有笨重的主減速器和差速器，獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架的無(wú)懸架質(zhì)量差別不大，因此不是獨(dú)立的。懸架具有良好的應(yīng)用前景。當(dāng)汽車在不平坦路面上行駛時(shí)，車輛的垂直振動(dòng)是由懸架的彈性效應(yīng)引起的。為了快速衰減這種振動(dòng)并抑制車身和車輪的共振，并減小車輪的振幅，懸架應(yīng)該配備一個(gè)減振器并進(jìn)行合理的減振。利用減震器的減震效果，車輛振動(dòng)的振幅不斷減小，直到振動(dòng)停止。本研究項(xiàng)目旨在對(duì)段建興機(jī)械有限公司生產(chǎn)的低速貨車懸架進(jìn)行研究分析。懸架根據(jù)道路環(huán)境和實(shí)際使用載荷進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。在惡劣的山路上提高乘坐舒適性和操控穩(wěn)定性。根據(jù)車輛的實(shí)際裝載質(zhì)量，對(duì)懸架的彈性部件進(jìn)行力分析和強(qiáng)度檢查，增加懸架的使用壽命。1.2國(guó)內(nèi)外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)1.2.1懸架彈性元件發(fā)展趨勢(shì)非獨(dú)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(dú)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(dòng)懸架?？諝鈶壹軓椈墒且环N用于高檔乘用車和重型卡車的懸架系統(tǒng)。這是世界板簧的發(fā)展趨勢(shì)。100％的外國(guó)客車，100％的拖車和85％的重型卡車都使用空氣懸掛彈簧來(lái)降低噪音，提高穩(wěn)定性和舒適性。在20世紀(jì)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(jì)60年代，在德國(guó)和美國(guó)等工業(yè)國(guó)家生產(chǎn)的大多數(shù)巴士上安裝了空氣彈簧懸架。目前，幾乎所有的國(guó)產(chǎn)長(zhǎng)途客車，長(zhǎng)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(guó)奔馳300SE?13梅賽德斯-奔馳600以及近年來(lái)重型卡車中的其他人。它也被廣泛使用[12]。早在20世紀(jì)60年代，國(guó)內(nèi)空氣彈簧懸架就已經(jīng)設(shè)計(jì)和制造了。然而，由于行業(yè)技術(shù)條件有限，當(dāng)時(shí)使用的產(chǎn)品并不十分令人滿意。經(jīng)過(guò)很長(zhǎng)一段時(shí)間后，產(chǎn)品沒(méi)有進(jìn)一步發(fā)展。因此，生產(chǎn)空氣懸架彈簧的國(guó)外制造商憑借其資金和技術(shù)優(yōu)勢(shì)進(jìn)入國(guó)內(nèi)市場(chǎng)，為國(guó)內(nèi)豪華客車制造商提供了成熟的空氣彈簧懸架產(chǎn)品。隨著道路條件的改善，國(guó)內(nèi)消費(fèi)水平的提高以及乘用車產(chǎn)品的升級(jí)，空氣彈簧逐漸被市場(chǎng)接受。目前，安凱，金龍客車，桂林大，，合肥現(xiàn)代，杭州客車等配套有空氣懸架的國(guó)內(nèi)乘用車廠生產(chǎn)的一批豪華轎車。中國(guó)使用空氣懸掛彈簧的乘用車數(shù)量已超過(guò)1萬(wàn)輛。。隨著國(guó)內(nèi)汽車產(chǎn)量的增加，空氣懸架彈簧的數(shù)量將逐漸增加，并且彈簧片數(shù)量將繼續(xù)下降[16]。1.2.2國(guó)內(nèi)外懸架的研究方向目前，國(guó)內(nèi)外對(duì)懸架的研究主要集中在電控懸架系統(tǒng)。主動(dòng)懸架研究目前主要集中在兩個(gè)方面：一是控制策略;另一個(gè)是執(zhí)行器。最早的主動(dòng)懸架控制策略是天鉤原理。假設(shè)車身上方有一個(gè)固定的慣性基準(zhǔn)。車身和慣性基準(zhǔn)之間有一個(gè)阻尼器。執(zhí)行器模擬阻尼器的力量以衰減車身的振動(dòng)。這種控制算法很簡(jiǎn)單，并已應(yīng)用于一些國(guó)外模型。隨著現(xiàn)代控制理論的發(fā)展，提出了一種主動(dòng)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(yù)測(cè)控制。由于在實(shí)際懸架系統(tǒng)中存在許多非線性，時(shí)變高階電力系統(tǒng)，所以最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此開發(fā)了自適應(yīng)控制方法。自適應(yīng)控制方法具有參數(shù)識(shí)別功能，能夠適應(yīng)懸架負(fù)載和部件特性的變化，自動(dòng)調(diào)節(jié)控制參數(shù)，并保持最佳性能。自適應(yīng)控制方法也有三類：增益調(diào)度控制，模型參考自適應(yīng)控制和自調(diào)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(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制）。模糊控制方法具有自動(dòng)調(diào)整輸入變量組合，隸屬度函數(shù)參數(shù)和模糊規(guī)則數(shù)量的學(xué)習(xí)功能。計(jì)算機(jī)仿真結(jié)果表明該方法更有效。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)是由大量處理單元組成的高度并行非線性動(dòng)態(tài)系統(tǒng)。它可以執(zhí)行數(shù)據(jù)融合，學(xué)習(xí)適應(yīng)性和并行處理。研究表明，它比傳統(tǒng)控制有更好的表現(xiàn)。執(zhí)行器是實(shí)現(xiàn)控制目標(biāo)的重要組成部分。因此，對(duì)執(zhí)行器的研究也是主動(dòng)懸架研究的重要組成部分。為了確保主動(dòng)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(dòng)懸架的執(zhí)行器主要是水工結(jié)構(gòu)。日產(chǎn)汽車公司開發(fā)了一種儲(chǔ)能減震器，它將壓力控制閥與小容量蓄能器和液壓缸結(jié)合起來(lái)，吸收路面不規(guī)則造成的振動(dòng)。振動(dòng)被蓄能器吸收，車身隔振包括主動(dòng)阻尼和被動(dòng)阻尼。一起，能源消耗減少。但液壓系統(tǒng)仍存在諸多不足之處，如對(duì)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(shù)字信號(hào)處理，錯(cuò)誤檢測(cè)和放大，測(cè)試和補(bǔ)償，自動(dòng)化和實(shí)現(xiàn)距離和其他功能不像電氣系統(tǒng)那樣靈活和準(zhǔn)確。所以現(xiàn)在致動(dòng)器的研究主要集中在直線伺服電機(jī)和電磁蓄電池的方向上。電力系統(tǒng)中的直線伺服電機(jī)具有更多的優(yōu)點(diǎn)。永磁直流直線伺服電機(jī)比液壓系統(tǒng)具有更好的驅(qū)動(dòng)性能，并將取代未來(lái)的液壓驅(qū)動(dòng)器。利用電磁能量存儲(chǔ)原理，結(jié)合自整定控制器進(jìn)行參數(shù)估計(jì)，可以設(shè)計(jì)出高性能，低功耗的電磁儲(chǔ)能自適應(yīng)主動(dòng)懸架。1.3設(shè)計(jì)的主要參數(shù)裝載質(zhì)量：970kg整備質(zhì)量：670kg空載時(shí)：前軸負(fù)荷：250kg后軸負(fù)荷：420kg滿載時(shí)：前軸負(fù)荷：400kg后軸負(fù)荷：570kg軸距：2085mm

第二章前鋼板彈簧的設(shè)計(jì)2.1鋼板彈簧基本參數(shù)的確定2.1.1單個(gè)鋼板彈簧的載荷已知汽車滿載靜止時(shí)汽車前軸荷，非簧載質(zhì)量，則據(jù)此可計(jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷：(2-1)進(jìn)而得到:(2-2)2.1.2鋼板彈簧撓度計(jì)算懸架的擾度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c之比，即：前后彈簧的靜態(tài)偏轉(zhuǎn)直接影響汽車的行駛性能。為了防止汽車在行駛過(guò)程中產(chǎn)生猛烈震動(dòng)（縱向角度振動(dòng)），前后彈簧的靜態(tài)撓度比應(yīng)接近1.另外，適當(dāng)增加靜態(tài)撓度也可以降低振動(dòng)頻??率的車來(lái)改善汽車的舒適性。但是，靜態(tài)變形不能無(wú)限增大（一般不超過(guò)240mm），因?yàn)樽冃翁?，頻率太低，也會(huì)使人感到不舒服，產(chǎn)生暈動(dòng)感。另外，在前輪非獨(dú)立懸掛的情況下，過(guò)度的撓曲也會(huì)降低車輛的可操縱性。由卡車懸掛和懸掛質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率是影響車輛行駛舒適性的主要參數(shù)之一。由于轎廂的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，所以在車軸上方的車身兩點(diǎn)之間沒(méi)有連接。貨車車體的固有頻率n可以用下式表示：n=（2-3）式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）又靜撓度可表示為：（2-4）由（2-3）、（2-4）式得：（2-5）因?yàn)椴煌钠噷?duì)平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.8hz則2.1.3鋼板彈簧的動(dòng)撓度懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇：2.1.4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(shí)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(dāng)=0時(shí)鋼板彈簧在對(duì)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(shí)能得到足夠的動(dòng)撓度值，常取=10~20mm。本方案中初步定為15mm。2.1.5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(duì)稱位置。工作時(shí)，一側(cè)受拉應(yīng)力，一側(cè)受壓應(yīng)力，上下表面的絕對(duì)拉應(yīng)力和壓應(yīng)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(yīng)力側(cè)出現(xiàn)。除了葉片的截面形狀之外的其中軸向上移動(dòng)的矩形截面之外，拉伸應(yīng)力側(cè)上的拉伸應(yīng)力的絕對(duì)值減小，并且壓縮應(yīng)力側(cè)上的壓縮應(yīng)力的絕對(duì)值從而提高了橫截面上的應(yīng)力分布，增加了板簧的疲勞強(qiáng)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(zhǎng)度的確定板簧長(zhǎng)度L是指彈簧矯直后兩個(gè)卷起耳朵中心之間的距離。增加片簧長(zhǎng)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(dāng)板簧產(chǎn)生單位縱向角度時(shí)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(shí)，可以減小由車輪的扭矩引起的彈簧變形。使用較長(zhǎng)的板簧可能會(huì)給汽車的布局帶來(lái)困難。原則上，只要總體布置是可能的，板簧應(yīng)該盡可能長(zhǎng)。據(jù)統(tǒng)計(jì)，彈簧延伸長(zhǎng)度的長(zhǎng)度如下：卡車前懸掛：L=（0.26?0.35）軸距，后懸掛：L=（0.35?0.45）軸距。這種設(shè)計(jì)最初選擇前鋼板彈簧的長(zhǎng)度L=1330mm。2.2鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算2.2.1鋼板彈簧片厚的計(jì)算矩形斷面等厚度的鋼板彈簧的總慣性矩用下式計(jì)算:（2-6）式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)；b為板簧的寬度；h為板簧厚度。由上式可知，改變片數(shù)、片厚、片寬三者之一，都影響到總慣性矩的變化。又可表示為：（2-7）式中，k為無(wú)效長(zhǎng)度系數(shù)，取k=0.5；S為U型螺栓中心距,本設(shè)計(jì)取140mm；E為材料彈性模量，E=N/mm2；為撓度增大系數(shù)。結(jié)合式可知：總慣性矩的變化又會(huì)影響到鋼板彈簧垂直剛度的變化，也就是影響汽車的平順性。其中，片厚h的變化對(duì)鋼板彈簧總慣性矩的影響最大,增大片厚h，可減少片數(shù)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(shè)計(jì)方案中選片厚相等。片厚的計(jì)算公式為：（2-8）式中，為許用彎應(yīng)力，的取值范圍：前鋼板彈簧350~450Mpa,后鋼板彈簧450~550Mpa,后副簧220~250Mpa；取=400Mpa。撓度增大系數(shù)；為與主片等長(zhǎng)的鋼板片數(shù)，本次設(shè)計(jì)取2；n為總的鋼板片數(shù)，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(zhǎng)度的計(jì)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(qiáng)度，但當(dāng)車身受側(cè)向力作用傾斜時(shí)，彈簧的扭曲應(yīng)力增大。前懸架用寬的彈簧片，會(huì)影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角；片寬選取過(guò)窄，又得增加片數(shù)，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6~10范圍內(nèi)選取。本次設(shè)計(jì)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(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長(zhǎng)度。如果存在與主片等長(zhǎng)的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長(zhǎng)度如圖2-1。各片實(shí)，際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)圓整后確定。各片長(zhǎng)度如表2-1所示。表2-1鋼板彈簧各片長(zhǎng)度板號(hào)1234567891011長(zhǎng)度1330133012111092973854735616497378259圖2-1各片鋼板彈簧的長(zhǎng)度2.2.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長(zhǎng)和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為：（2-9）其中，；；；；為剛度修正系數(shù)，=0.9~0.94，這里取0.91；、為主片和第（k+1）片的長(zhǎng)度的一半。鋼板彈簧剛度計(jì)算結(jié)果如表2-2所示。表2-2鋼板彈簧剛度驗(yàn)算鋼板彈簧的自由剛度用鋼板彈簧的有效長(zhǎng)度代替鋼板彈簧的長(zhǎng)度L代入上面的計(jì)算中算得的剛度就是加緊剛度。（2-10）算得的鋼板彈簧的夾緊剛度為：，剛度與設(shè)計(jì)剛度相差不大，所以鋼板彈簧滿足剛度要求。2.2.4鋼板彈簧的弧高及曲率半徑計(jì)算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算：（2-11）式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾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(zhǎng)度。=mm=76.5+15+13.9=105.4mm（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：==2097.8mm（3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定每個(gè)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(gè)零件會(huì)發(fā)生預(yù)應(yīng)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相同的板簧配合良好，減少主件的工作應(yīng)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）式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為N/；i片的彈簧厚度（mm）在已知和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力的條件，可以用（2-12）式計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)的曲率半徑。對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過(guò)大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長(zhǎng)片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長(zhǎng)片由負(fù)值逐漸遞增為正值。在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩各片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)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(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)的曲率半徑和弧高版號(hào)1234567891011-80-50-15051020304020202251236021702098207520522009196719272009200986.793.784.571.15744.433.624.1168.94.22.2.5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(jù)預(yù)應(yīng)力確定的。由于選擇預(yù)應(yīng)力的關(guān)系，裝配后鋼板彈簧總成弧高不一定和3．1的計(jì)算結(jié)果一致，因此，還需要再計(jì)算一次裝配后的總成弧高。如兩者接近便認(rèn)為合適。根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的=2157mm（2-13）鋼板彈簧的總成弧高為:（2-14）計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果105.4mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。2.3鋼板彈簧強(qiáng)度的計(jì)算當(dāng)汽車緊急制動(dòng)的時(shí)候前鋼板彈簧承受載荷最大。鋼板彈簧后半段最大應(yīng)力課表示為:（2-15）式中，為作用在前輪上的垂直靜載荷；為制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)（貨車取1.4~1.6；乘用車取1.2~1.4）。、分別為鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度；為道路附著系數(shù)，取0.8；c為彈簧固裝點(diǎn)到路面的距離；為鋼板彈簧總截面系數(shù)。=Mpa<,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。2.4鋼板彈簧主片的強(qiáng)度的核算鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即：（2-16）其中為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得：=97N/mm2<鋼板彈簧主片符合強(qiáng)度要求。2.5鋼板彈簧銷的強(qiáng)度核算對(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9N/mm（2-17）（2-18）彈簧銷滿足強(qiáng)度要求

第三章減振器的設(shè)計(jì)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(gè)緊壓盤之間的摩擦力提供阻尼。但庫(kù)侖摩擦力隨相對(duì)移動(dòng)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(kù)侖摩擦具有質(zhì)量低，制造成本低，調(diào)整容易的優(yōu)點(diǎn)。，但現(xiàn)在這種減震器不再用于汽車。液壓減震器首次出現(xiàn)于1901年，主要結(jié)構(gòu)形式有搖臂和搖臂兩種。氣缸減振器質(zhì)量小，性能穩(wěn)定，運(yùn)行可靠，適合大批量生產(chǎn)，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(jié)構(gòu)，最具雙管應(yīng)用。經(jīng)過(guò)比較分析后，該設(shè)計(jì)使用雙管減震器。3.2相對(duì)阻尼系數(shù)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(dòng)速度之間有如下關(guān)系(3-1)式中，為減振器阻尼系數(shù)。圖3-1出示減振器的阻力－速度特性。該圖具有如下特點(diǎn)：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(shù)，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒(méi)有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。圖3—1減振器的特性阻力一位移特性b)阻力一速度特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)的大小來(lái)評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。的表達(dá)式為:(3-2)式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。式(3－2)表明，相對(duì)阻尼系數(shù)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(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)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(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關(guān)系。設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值。對(duì)于無(wú)內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，?。?.25～0.35；對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對(duì)于行駛路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般取＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5。取，則有：計(jì)算得：3.3減振器阻尼系數(shù)的確定減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率，所以。（3-3）3.4最大卸荷力的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，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(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。一般的取值范圍為0.15~0.3m/s。這里取=0.2m/s。（3-4）3.5減振器工作缸直徑的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D（3-5）式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器?。?.30～0.35。取=4Mpa，=0.4，代入（3-5）式得：=32.7mm查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國(guó)標(biāo)（JB1459—1985），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(zhǎng)L貯油缸最大外直徑吊環(huán)直徑吊環(huán)寬度B活塞行程S20903490~20030120482924110~25040160653932130~28050190804740170~28060210906250170~280貯油缸的工作直徑，按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這里取=45mm。壁厚通常取2mm，活塞形程S=240mm，基長(zhǎng)L=110mm。（壓縮到底的長(zhǎng)度）350+2110=570mm（拉足的長(zhǎng)度）第四章后鋼板彈簧的設(shè)計(jì)4.1后鋼板彈簧基本參數(shù)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(zhì)量是442kg。則：空載單個(gè)鋼板彈簧的載荷滿載單個(gè)鋼板彈簧的載荷4.1.2后懸架振動(dòng)頻率的選擇通常使前后懸架的偏頻接近。當(dāng)汽車以較高車速行駛過(guò)單個(gè)路障時(shí)[9]，<1時(shí)的車身角振動(dòng)要比>1時(shí)的小。前懸架的車身振動(dòng)頻率=1.8，所以選擇后懸架的振動(dòng)頻率為=1.9。4.1.3動(dòng)撓度的選擇懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架的垂直位移。通常貨車的動(dòng)撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計(jì)后懸架動(dòng)撓度選擇：4.1.4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(zhì)量在空載和滿載時(shí)變化很大，為了減小振動(dòng)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(fù)合懸掛。4.1.5懸架主、副簧剛度的分配圖4-1貨車主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性[1]根據(jù)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(jí)彈簧的負(fù)載，以參與主彈簧和二級(jí)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(dòng)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(dòng)工作頻率不大。這兩項(xiàng)要求不能同時(shí)滿足。由于商品通常處于滿負(fù)荷狀態(tài)，請(qǐng)使用以下方法確定。當(dāng)二級(jí)彈簧啟動(dòng)時(shí)的懸架偏轉(zhuǎn)等于車輛卸載時(shí)懸架的偏轉(zhuǎn)，并且二級(jí)彈簧即將開始運(yùn)行之前的偏轉(zhuǎn)等于滿載時(shí)懸架的偏轉(zhuǎn)。=（4-1）式中分別為空載和滿載時(shí)的懸架的載荷。副簧，主簧的剛度之比為：，其中式中，為副簧的剛度，為主簧的剛度。因?yàn)?，所?0.87（4-2）將n=1.9hz,m=2977kg代入公式：，得c=423.8N/mm由上面的式子，可聯(lián)立方程組：（1）（2）由（1）（2）式解得：副簧起作用后，近似認(rèn)為變形相同，從副簧開始起作用到滿載的變形為=1526N又：，得：==29175-6310=22865N主簧：===100.9mm副簧：==mm=32mm4.2彈性元件的設(shè)計(jì)4.2.1鋼板彈簧主要參數(shù)的確定滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此取：鋼板彈簧長(zhǎng)度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距.根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L=0.45軸距，并結(jié)合國(guó)內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長(zhǎng)度為1616mm,副簧主片的長(zhǎng)度為1155mm.有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡(jiǎn)支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對(duì)于對(duì)稱式鋼板彈簧式中：S——U形螺栓中心距（mm），S=140mmk——U形螺栓夾緊(剛性?shī)A緊，k取0.5)；c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=;——為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)的確定：主鋼板彈簧：==1.31副鋼板彈簧：==1.31式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)，主簧取10，副簧取5；為與主片等長(zhǎng)的片數(shù)，主簧取2，副簧取1。計(jì)算主簧總截面系數(shù)：式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250N/。主簧取500N/mm2,付簧取245N/mm2。鋼板彈簧平均厚度的確定：主簧：12.3mm付簧：9.4mm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6～10范圍內(nèi)選取。b=80mm通過(guò)查詢彈簧手冊(cè)可得鋼板彈簧截面尺寸b和h符合國(guó)產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。鋼板彈簧截面形狀的選擇：本設(shè)計(jì)選取等截面矩形鋼板彈簧。通過(guò)作圖法確定鋼板彈簧的尺寸。主簧各片長(zhǎng)度如表4-1。表4-1主鋼板彈簧各片長(zhǎng)度片號(hào)12345678910長(zhǎng)度16161616145212881124960796632468304付簧各片長(zhǎng)度如表4-2。表4-2副鋼板彈簧各片長(zhǎng)度片號(hào)12345長(zhǎng)度11559527495463434.3鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長(zhǎng)和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為：C=其中，；；；為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94[15]，E為材料彈性模量；為主片和第（k+1）片的一般長(zhǎng)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，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長(zhǎng)度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。主簧剛度的驗(yàn)算如表4-3。表4-3主鋼板彈簧驗(yàn)算主鋼板彈簧自由剛度：=主鋼板彈簧加緊剛度：與設(shè)計(jì)值=226.6N/mm相差不多，主簧的剛度滿足要求。副鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算如表4-4。表4-4副鋼板彈簧的驗(yàn)算副鋼板彈簧自由剛都：=副鋼板彈簧的加緊剛度：與設(shè)計(jì)值=197.2N/mm相差不多，副簧的剛度滿足要求。4.4鋼板彈簧弧高及曲率半徑計(jì)算鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計(jì)算：式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾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(zhǎng)度。下面分別計(jì)算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)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主簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：==2501mm副簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm);（N/）；E為材料的彈性模量，取E為N/;i片的彈簧厚度(mm)。在已知計(jì)算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。對(duì)于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過(guò)大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長(zhǎng)片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長(zhǎng)片由負(fù)值逐漸遞增為正值。[5]在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩：[13]主簧各片預(yù)應(yīng)力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-5。表4-5主鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號(hào)12345678910σ0i-100-80010203040502020Ri3200297325012452240623602317227524062406Hi1021101058566493422115副簧各片預(yù)應(yīng)力以及自由狀態(tài)下曲率半徑計(jì)算結(jié)果如表4-6。表4-6副鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力、自由狀態(tài)曲率半徑及弧高片號(hào)12345σ0i-800103030Ri39243021293727812781Hi423824135根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的1/=式中，第i片長(zhǎng)度。先對(duì)主簧的總成弧高核算，將主簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入上述公式可得：與原設(shè)計(jì)值為H0=130.5mm相差不大，符合要求。對(duì)副簧總成弧高的核算，將副簧各片的長(zhǎng)度和曲率半徑代入上述公式可得：=3121mm=53.4mm與原設(shè)計(jì)值=55.2mm相差不大，符合要求。4.5鋼板彈簧強(qiáng)度計(jì)算當(dāng)貨車牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算[11]=+式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。對(duì)于具有副簧的懸架，驗(yàn)算強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按主、副簧所受的實(shí)際載荷計(jì)算，主、副簧的參數(shù)應(yīng)取驗(yàn)算后的實(shí)際值，剛度應(yīng)取夾緊剛度。滿載靜止時(shí)有：由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度：其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為G==1.15=0.8驗(yàn)算副簧強(qiáng)度：主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。不平路面上時(shí)，應(yīng)按鋼板彈簧的極限變形即動(dòng)撓度f(wàn)d計(jì)算載荷。[18]主簧的極限載荷按下式計(jì)算：副簧的極限載荷按下式計(jì)算：不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。4.6鋼板彈簧彈簧銷的強(qiáng)度的核算對(duì)鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9N/mm。=彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。第三章總結(jié)與展望通過(guò)這個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)，我深深體會(huì)到懸架對(duì)汽車的重要性。它還承認(rèn)在懸架設(shè)計(jì)過(guò)程中需要注意的一些問(wèn)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(diǎn)。目前電控空氣懸架技術(shù)雖然先進(jìn)，但仍然有其研究?jī)r(jià)值。經(jīng)過(guò)這么多年的關(guān)于板簧的研究。板簧設(shè)計(jì)方法不斷完善。我在這個(gè)設(shè)計(jì)中感受到的最難的部分是確定板簧的截面尺寸。在許多設(shè)計(jì)方法中，沒(méi)有計(jì)算板簧截面尺寸的確切公式。設(shè)計(jì)人員通常依靠經(jīng)驗(yàn)先考慮一個(gè)或兩個(gè)參數(shù)，然后使用公式確定其他參數(shù)。這對(duì)于沒(méi)有經(jīng)驗(yàn)的新手來(lái)說(shuō)有點(diǎn)困難。為了同時(shí)滿足剛度和強(qiáng)度的要求，國(guó)產(chǎn)型材的尺寸必須根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行選擇。這通常由許多重復(fù)的計(jì)算確定。所以有人專門開發(fā)了一款彈簧設(shè)計(jì)軟件，主要是為了減輕設(shè)計(jì)師的計(jì)算工作量。沒(méi)有經(jīng)驗(yàn)的人可以不斷地改變軟件中的設(shè)計(jì)參數(shù)。從最符合設(shè)計(jì)要求的參數(shù)。確定每個(gè)板簧的預(yù)應(yīng)力也更困難。有關(guān)這方面的大量信息被咨詢。有很多不同的方法。有些方法計(jì)算復(fù)雜，需要建立相當(dāng)復(fù)雜的數(shù)學(xué)模型。有些方法依賴經(jīng)驗(yàn)并依賴重復(fù)計(jì)算。沒(méi)有方法被發(fā)現(xiàn)更準(zhǔn)確。本設(shè)計(jì)中使用的通用曲率方法所做的假設(shè)與實(shí)際的板簧不同。導(dǎo)致計(jì)算不準(zhǔn)確。另外，這種方法不能計(jì)算每個(gè)板簧上的應(yīng)力，只能計(jì)算板簧上的平均應(yīng)力。不能真正反映每個(gè)春天的力量?，F(xiàn)在人們開始使用有限元分析來(lái)計(jì)算每個(gè)板簧的力。通過(guò)各種計(jì)算機(jī)軟件，可以模擬板簧。板簧的設(shè)計(jì)也將越來(lái)越簡(jiǎn)單。

致謝歷時(shí)近三個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)終于完成。在此期間，完成了大學(xué)課程的學(xué)習(xí)，使個(gè)人理論水平和實(shí)際操作能力得到了飛躍，從而加強(qiáng)了個(gè)人在設(shè)計(jì)，分析，實(shí)踐操作中的能力和使專業(yè)知識(shí)得到充分鞏固和加強(qiáng)。這個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)可以順利完成，我的指導(dǎo)老師給予了很多專業(yè)幫助，指導(dǎo)老師非常關(guān)心我選擇的開題報(bào)告，指出了開題的方向，幫助分析了該開題的可行性以及實(shí)踐中可能出現(xiàn)的問(wèn)題和注意事項(xiàng)。在選擇課程時(shí)，我指出了我需要關(guān)注的知識(shí)范圍，并幫助我分析相應(yīng)知識(shí)困難的原理，使我的畢業(yè)設(shè)計(jì)能順利進(jìn)行。同時(shí)，我也要感謝大學(xué)四年所有教過(guò)和傳輸知識(shí)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(lì)著我,提前致謝！還有那些在中國(guó)工業(yè)控制網(wǎng)和中國(guó)汽車協(xié)會(huì)默默無(wú)聞的人，雖然不知道名字，在此我也想在此一并致謝！由于個(gè)人的時(shí)間，知識(shí)和能力有限，論文中會(huì)出現(xiàn)一些疏乎或錯(cuò)誤是在所難免，在此歡迎各位老師提出批評(píng)和糾正并表示感謝！參考文獻(xiàn)[1]柴華.機(jī)械臂操作柔性負(fù)載系統(tǒng)的振動(dòng)控制方法[D].吉林大學(xué),2011.[2]陳曦,張偉.可伸縮機(jī)翼實(shí)驗(yàn)裝置控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)及振動(dòng)控制[A].中國(guó)力學(xué)學(xué)會(huì)動(dòng)力學(xué)與控制專業(yè)委員會(huì).第九屆全國(guó)動(dòng)力學(xué)與控制學(xué)術(shù)會(huì)議會(huì)議手冊(cè)[C].中國(guó)力學(xué)學(xué)會(huì)動(dòng)力學(xué)與控制專業(yè)委員會(huì):,2012:2.[3]梁新成,黃志剛,朱亭,穆以東.汽車懸架的發(fā)展現(xiàn)狀和展望[J].北京工商大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2006(02):30-33.[4]何廣忠,高洪明,吳林.基于焊接位置數(shù)學(xué)模型的變位機(jī)逆運(yùn)動(dòng)學(xué)算法[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2006(06):86-91.[5]劉玉梅.汽車懸架系統(tǒng)故障診斷方法研究[D].吉林大學(xué),2009.[6]馮勝?gòu)?qiáng).基于UG的弧焊機(jī)器人離線編程與統(tǒng)計(jì)方法的焊接質(zhì)量判定[D].天津大學(xué),2010.[7]唐創(chuàng)奇,孟正大.弧焊機(jī)器人與變位機(jī)協(xié)調(diào)運(yùn)動(dòng)的實(shí)現(xiàn)[J].工業(yè)控制計(jì)算機(jī),2008(01):47-49.[8]許勇,程浩,王鑫.閥體密封面變位焊接機(jī)器人系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)建模[J].計(jì)算機(jī)集成制造系統(tǒng),2016,22(11):2580-2587.[9]楊芹.裝填支架焊接機(jī)器人工作站設(shè)計(jì)[D].西南交通大學(xué),2017.[10]孫牧原.汽車三元催化器焊接機(jī)器人系統(tǒng)設(shè)計(jì)及應(yīng)用研究[D].河北工程大學(xué),2017.[11]楊明釗.基于