轿车双摆臂悬架的设计及产品建模设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 目 录 1 前言 . 1 1.1 课题研究的目的和意义 . 1 1.2 主要研究内容 . 2 2 悬架 . 4 2.1 悬架的功用和组成 . 4 2.2 悬架系统的自然振动频率 . 4 2.3 汽车悬架的类型 . 5 2.4 双横臂独立悬架 . 6 3悬架主要参数的确定 . 8 3.1 悬架静挠度cf. 8 3.2 悬架的动挠度df. 9 3.3 悬架弹性特性 . 9 3.4 后悬架螺旋弹簧刚度及应力计算 . 9 4 独立 悬架导向机构设计及强度校核 . 13 4.1 设计要求 . 13 4.2 导向机构的布置参数 . 13 4.3 双横臂式独立悬架导向机构设计 . 16 5 减振器机构类型及主要参数的选择计算 . 20 5.1 分类 . 20 5.2 相对阻尼系数 . 20 5.3 减振器阻尼系数 的确定 . 21 5.4 最大卸荷力0F的确定 . 22 5.5 简式减振器工作缸直径 D的确定 . 22 6 Pro/E 三维建模 . 24 6.1 关于 Pro/E . 24 6.3 应用现状 . 27 6.4 本章小结 . 27 7 结论 . 28 参考文献 . 29 致 谢 . 30 附 录 . 31 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 1 1 前言 1.1 课 题研究的目的和意 义 悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统 (车架或承载式车身 )之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。 悬架最主要的功能 1是传递作用在车轮和车架 (或车身 )之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产 生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量 (即簧载质量 )、非悬挂质量 (即非簧载质量 )和弹簧 (弹性元件 )组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或 车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。 一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架 (McPherson strut suspension，或称滑柱摆 臂式独立悬架 )中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能。 根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。 除上述非独立悬架和独立悬架外，还 有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈 V 形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。 按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等。 按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。 本课题来源于东风悦达起亚汽车制造有限公司的远舰款轿车的后悬架，按其上“远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 2 下横臂的长短可 分为等长双横臂和不等长双横臂两种。等长双横臂悬架在其车轮做上下跳动时，可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，多为不等长双摆臂悬架代替，后一种悬架在其车轮上下跳动时候只需要适当的选择上下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化限定在一定的范围之内，这种不大的轮距的改变，不应引起车轮沿路面的滑移，而为轮胎的弹性变形所补偿，因此其保持了汽车良好的行使平顺性，双横臂悬架的突出优点在于其设计的灵活性，可以通过合理选择空间杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并 且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。 如前所述，汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求： A、通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能 ，并能避免在悬架的压缩伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力； B、合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性要求； C、导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转向轮摆振； D、侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾 (即所谓“点头”和“后仰” )； E、悬架构件的质量要小 尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小； F、便于布置，在轿车设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间； G、所有零部件应具有足够的强度和使用寿命； H、制造成本低； I、便于维修、保养。 悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。 1.2 主要研究内容 对双横臂独立悬架进行运动分析，得出原始参数，计算推导随着车轮的跳动主销内倾角、后倾角、车轮外倾角、前束角、车轮轮距的变化及悬架 各点位置的变化情况。用 PRO/E软件设计模型，对其进行运动分析，获得最为理想的结果。 A、以双横臂式独立悬架为研究对象，研究基于机构运动学和零部件数据计算方法 ,使用 PRO/E软件给出双横臂独立悬架结构模型； 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 3 B、研究悬架结构参数与定位参数之间的关系，进行设计计算，对悬架的主要参数进行分析以及确定主要参数。 C、对悬架进行运动学仿真分析，通过改变悬架有关参数，评价悬架运动学响应特性，得出悬架结构参数对整车性能 (操纵稳定性、行驶平顺性等 )的影响规律。“远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 4 2 悬架 2.1 悬架的功用和组成 悬架是车架 (或承载式车身 )与车桥 (或车轮 )之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力 (支承力 )、纵向反力 (牵引力和制动力 )和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架 (或承载式车身 )上，以保证汽车的正常行驶。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。 由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，因此，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，尤其在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将很大，不仅能引起汽车机件的早期损坏，还将使驾驶员感到极不舒适，或使货物受到损伤。为了 缓和冲击，在汽车行驶系中，除了采用弹性的元气轮胎之外，在悬架中还必须装有弹性元件，使车架 (或车身 )与车桥 (或车轮 )之间作弹性联接。但弹性系统在受到冲击后，将产生振动，持续的振动易使乘员感到不舒适或疲劳，故悬架还具有减振作用 ,使振动迅速衰减 (振幅迅速减小 )。为此 ,在许多结构形式的汽车悬架中都设有专门的减振器。 车轮相对于车架和车身跳动时，车轮 (特别是转向轮 )的运动轨迹应符合一定的要求 ,否则对汽车的某些行驶性能 (特别是操纵稳定性 )有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身 跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。 由此可见，汽车悬架的功能是缓冲、导向和减振，然而三者共同的任务则是传力。 在多数轿车和客车上，为了防止车身在转向行驶等情况下发生过大的倾斜，在悬梁中还设有辅助弹性元件 横向稳定器。 为限制弹簧的最大变形并防止弹簧直接撞击车架，在货车上辅助设有缓冲块 。在一些轿车上也设有缓冲块，以限制悬架的最大变形。 应当指出，悬架只有具备上述功能，在结构上并非一定要设置满足上述各功能的单独的装置不可。例如常见的钢板弹簧，除了作为弹性元件起缓冲作用外，当它在汽车上纵向 安置并且一端与车架作固定铰链连接时，它本身还能起到传递各向力和力矩以及决定车轮运动轨迹的作用，因而没有必要再另设置导向机构。此外， 般钢板弹簧是多片叠成的，其本身具有一定的减振能力，因而在对减振要求不高的车辆上，也可以不装减振器。 2.2 悬架系统的自然振动频率 由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量 (簧载质量 )所决定的车身固有频率 (亦称振动系统的自由振动频率 )，是影响汽车行驶平顺性的悬架重要性能指标之一。人体所习惯的垂直振动频率是步行时身体上下运动的频率，约为 1-1.6Hz。车身固有频率应当尽可能地处于或接近 这 频率范围。根据力学分析，如果将汽车看成 个在弹性悬架上作单自由度振动的质量，则悬架系统的固有频率 2为 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 5 n=21 MK =21 fg(2-1) 式中， g为重力加速度； f为悬架垂直变形 (挠度 )； M为悬架簧裁质量； K (K Mg/f)为悬架刚度 (不 定等于弹性元件的刚度 )，是指车轮中心相对于车架和车身向 上移动的单位距离 (即使悬架产生单位垂直压缩变形 )所需要加于悬架上的垂直载荷。 由上式可见： A、在悬架所受垂直载荷一定时，悬架刚度越小，则汽车固有频率越低。但悬架刚度越小，在 定载荷下悬架垂直变形就越大，即车轮上下跳动所需要的空间越大。这对于簧载质量大的货车，在结构上是难以保证的，故实际上货车的车身固有频率往往偏高，而大大超过了上述理想的频率范围。 B、当悬架刚度 定时，簧载质量越大，则悬架垂直变形越大，而固有频率越低，故空车行驶时的车身固有频率要比满载行驶时的高。簧载质量变化范围越大，则频率变化范围也越大 。 为了使簧载质量从相当于汽车空载到满载的范围内变化时，车身固有频率保持不变成变化很小，就需要将悬架刚度做成可变的，即空车时悬架刚度小。而载荷增加时，悬架刚度随之增加。 有些弹性元件本身的刚度就是可变的，如气体弹簧；有些悬架所用的弹性元件的刚度虽然是不变的，但是安装在悬架中之后，可使整个悬架具有可变的刚度，例如扭杆弹簧悬架。 2.3 汽车悬架的类型 汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。 非独立悬架如图 2 1a：其结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架 (或车身 )连 接。当一侧车轮因道路不平而发生跳动时，必然引起另一侧车轮在汽车横向平面内发生摆动故称为非独立悬架。 图 2-1 独立悬架与非独立悬架示意图 独立悬架如图 2 1b：其结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独地通过弹性悬架与车架 (或车身 )连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响故称为独立悬架 3 。 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 6 2.4 双横臂独立悬架 双横臂式独立悬架又称双摆臂独立悬架 ,是汽车悬架的一种常见形式。按其上、下横臂的长短又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种。等长双横臂式 悬架在其车轮做上、下跳动时，可以保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，所以很少采用，多为不等长双横臂式悬架所取代。后一种形式的悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在允许的范围内。这种不大的轮距改变，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此，不等长双横臂式独立悬架 3能保证汽车有良好的行驶稳定性，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。 图 2-2 双横臂独立悬架结构示意图 双横臂悬架如图 2-2所示其突 出优点在于设计的灵活性 ,可以通过合理选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂 (或称为控制臂 )的长度 ,使得悬架具有合适的运动特征 (亦即当车轮跳动或车身侧倾时 ,车轮定位角及轮距的变化能尽量满足设计的要求 ),并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。 为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在各铰接点处一般采用橡胶支承。显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也越精确。分析表明，为减小铰接点处的作用力，应当尽可能增大、下横臂间的距离，减小下横臂地面的垂向距离和下铰点 至车轮接地点之间的横向距离。当然，上、下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特征是否合适。 双横臂悬架可采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭转弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最常见的为螺旋弹簧。 双横臂悬架一般作为轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野汽车的前、后悬架。当双横臂悬架用作前置前驱动轿车的前悬架时，必须在结构上给摆动半径留出位置。一种方法是将弹簧置于上控制臂上方，这样做的缺点在于减小了上、下横臂间的垂直距离和弹簧的行程，并且振动直接传递给车身前端。另一种做法是采用专 门的叉形构件为摆动半轴留出空间或者经过特别设计，使弹簧、减振器位于摆动半轴后方。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 7 从 20世纪 80年代后期开始，为提高行驶安全性，越来越多的高级轿车后悬架采用双横臂结构。其运动特性的优劣关系到汽车操纵的稳定性，舒适性，转向轻便性和轮胎的使用寿命等诸多因素。汽车双横臂独立悬架在空间布置上有较多的自由度，各导向杆件在空间上倾斜布置，再加上悬架不可避免地与转向系统在运动中产生干涉，因此悬架系统运动全过程一般都是复杂的非线性的空间运动过程。双横臂悬架系统导向机构的优化，可以保证车辆在恶劣的行驶条件下既有良好的行驶平顺 性，操作稳定性和通过性，同时使悬架和车轮的运动空间最小，车内空间最大，使轮胎的侧向滑移量最小，使用寿命最大 4 。 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 8 3悬架主要参数的确定 3.1 悬架静挠度cf悬架静挠度cf是指汽车满载静止时悬架上的载荷WF与此时悬架刚度 c 之比，即cFf Wc / 。 汽车前 、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数 近似等于 1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率 1n 和 2n (亦称偏频 )可用下式表示 111 21 mcn （ 3 1） 222 21 mcn （ 3 2） 式中， 1c 、 2c 为前、后悬架的刚度 (N cm)； 1m 、 2m 为前、后悬架的簧上质量(kg)。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 111 cgmfc =146248mm 222 c gmfc = 110.25181.4mm 式中， g 为重力加速度 (g 981cm 2s )。 将1cf、2cf代人式 (3 1)得到 115cfn =11.3hz (3 - 3) 225cfn = 1.171.5hz （ 3 4） 分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频 n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度 5。 在选取前、后悬架的静挠度值1cf和2cf时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度2cf比前悬架 的静挠度1cf小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障， 1n / 2n 1 时的车身纵向角振动要比 1n /2n 1时小，故推荐取2cf（ 0.8 0.9）1cf。考虑到货车前、后轴荷的差 别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐2cf（ 0.6 0.8）1cf。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 9 用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在 1.00 1.45Hz，后悬架则要求在 1.17 1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车 满载的情况，前悬架偏频要求在 0.80 1.15Hz，后悬架则要求在 0.98 1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在 1.50 2.10Hz，而后悬架则要求在 1.70 2.17Hz。选定偏频以后，再利用式 (3 2)即可计算出悬架的静挠度。 3.2 悬架的动挠度df悬架的动挠度df是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1 2或 2 3)时，车轮中心相对车架 (或车身 )的垂直位移。要 求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，df取 7 9cm；对大客车，df取 5 8cm；对货车，df取 6 9cm,本设计的动挠度df选取 7 9cm。 3.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力 F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移厂 (即悬架的变形 )的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 悬架的弹 性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形厂与所受垂直外力 F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形 f 与所受垂直外力 F之间不呈固定比例变化时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样可在有限的动挠度df范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构 允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。 空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。 钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。 3.4 后悬架螺旋弹簧刚度及应力计算 螺旋弹簧作为弹性元件，由 于其结构简单，制造方便及具有较高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当的普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下依然具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器，行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距或用变直径弹簧钢丝绕制的或者两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 10 3.4.1 螺旋弹簧刚度及应力计算 螺旋弹簧在其轴向载荷 P 作用下变形 F为： 348 mPD if Gd （ 3-5） 式中 mD ：弹簧中径， 160mm D：弹簧钢丝直径， 14mm I：弹簧工作圈数 , 5； G：弹簧材料的剪切弹性数量，取 48.3 10 aMP 。 弹簧在压缩时工作方式与扭杆相似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为 328 8mP D K P C Kdd aMP （ 3-6） 式中 C：弹簧指数（旋绕比）， C= /mDd； K ：曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， 4 1 0 . 6 1 544CK CC。 对于前面讨论的直的扭杆，其表面的剪应力呈均匀分布，而螺旋弹簧钢丝表面的剪应力则相对复杂。 在静载状态下，这种截面内的应力分布不均匀可以忽略不计，但在承受动载时，由于弹簧内侧应力水平较高并且应力变化幅值也更大，导致螺旋弹簧的失效总是发生在内侧。为了在设计时考虑内侧应力的增大，引如修正系数 K 。 一般情况下，弹簧钢的许用剪应力 与许用拉应力 成比例关系，通常情况下，可以取 =0.63 。 3.4.2 弹簧端部形状 螺旋弹簧端部可以碾细，并紧，直角切断或向内弯曲，其中 a 为两端碾细，亦即在绕制弹簧之前先将钢丝两端碾细，碾细部分长度在绕后约占 240。 ，末端厚度为钢丝直径的 1/3 左右，绕制成后末端几乎贴紧相连一端弹簧。必要时两端都要磨平。这种结构的特点是节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以取任意值，不必限于整数。其缺点是碾细需要专门工序和设备，增加了制造成 本。 b为直角切断型，其中一端并紧形成与弹簧轴线垂直的平面。这种结构的特点在于绕制简单，成本低，其缺点是增加了垂向的尺寸和材料的消耗，安装时需要一定方向并且与之相配套的弹簧座，若两端都未平齐，则修改设计时，弹簧圈数必须按整数增减。 c为端部向内弯曲并形成与弹簧轴线垂直的平面，这种结构长用于和弹簧座配合起定位作用，若两端都内弯，则需要专用设备。 表 3-1列出了不同端部结构时弹簧总圈数 n 与有效圈数 i以及弹簧完全并紧时的高度 sH 公式中的系数 1.01 为考虑螺旋角的补偿关 系， t为端部碾细时的末端厚度6。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 11 总圈数 n 完全并紧时的高度 sH 两端碾细 i+2 1.01d(n-1)+2t 两端切断 i+1.33 1.01d(n+1) 两端内弯 i+1.50 1.01d(n-1.25) 一端碾细一端切断 i+1.67 1.01dn+t 一端碾细一端内弯 i+1.75 1.01dn(n-1)+t 一端切断一端内弯 i+1.42 1.01dn 表 3-1.螺旋弹簧不同端部结构时的总圈数及并紧高度 3.4.3 螺旋弹簧 的设计计算 螺旋弹簧的设计计算分以下几个步骤： A、根据总布置要求及悬架的具体结构形式求需要的弹簧刚度 Cs，设计载荷时的弹簧的受力 Pi 及弹簧高度 Hi，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度 mH 。 B、初步选择弹簧中径 Dm，端部结构形式及所用的材料。 C、参考相关标准确定台架实验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的 弹簧变形量 1, 2ff，并且确定要想达到的寿命 cn （循环次数）。 D、初选钢丝直径 d，并由相关材料标准查出许用拉应力 。 E、由式（ 3-6）解出 i，用表 3-1中的相应公式求出 sH 。 F、由 sH ， iP ， iH 及 sC 可求出弹簧在完全压缩时候的载荷 sP 。 1122()()s i s i sisism i s i mP P C H HP P C fP P C fP p C H H G、按弹簧指数 /mC D d 及 K 的表达式求得 K ，并且求出载荷 1P ， 2P ， SP 以及mP 所对应的剪切应力 1 ， 2 ， s ，（以及 max ， s max ，但 max 是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态）。 H、校核 max 是否小于 =0.63 ，若不成立，则重新选择钢丝直径 d；若余量很大，则视寿命校核结果决定是否重新选取较小些的直径 d。 I、校核台架实验条件下的寿命。给定实验条件下的循环次数 cn 可按下式估算： 10 .1 31 .8 0 8()cen K （ 3-7） 式中 21210 . 7 4 ( )1 . 4 8 ( )eK 若算出的预期寿命小于预期台架寿命，则返回重新选择 d；若有较大余量，则综合考虑是否需要选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量。 J、得到合适的 d 以后，可以进一步确定弹簧的高度 0H 和弹簧的最小工作 高度“远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 12 nH： 0 /i i sH H P Cn s iH H d式中 与弹簧指数 /miC D d有关的系数见下图 6： 表 3-2.弹簧指数的关系曲线 弹簧总圈数可由表 3-2中求出。 K、稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅和其高度对直径之比 0 / mHD 有关，还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面是圆形的螺旋弹簧，其相对变形量 0/fH必须小于如下临界值： 200( ) 0 . 8 1 1 ( 1 1 6 . 8 9 ( ) )cr CfH 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 13 4 独立悬架导向机构设计及强度校核 4.1 设计要求 A、悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。 B、悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。 C、汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在 0.4g 侧向加速 度作用下，车身侧倾角不大于 6 7，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 D、汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。 4.2 导向机构的布置参数 4.2.1 侧倾中心 双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图 4 1 所示方式得出。将横臂内外转动点的连线延 长，以便得到极点 P，并同时获得户点的高度。将户点与车轮接地点 N 连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心 W。当横臂相互平行时如图 4 2，户点位于无穷远处。作出与其平行的通过 N 点的平行线，同样可获得侧倾中心 W。 图 4 1 横臂式悬架和 纵横臂式悬架的距离Wh和 P 的计算法和图解法 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 14 图 4 2 横臂相互平行的双横臂式悬架侧倾中心的确定 双横臂式独立悬架的侧倾中心的高度Wh通过下式计算得出 0t anco s2 RdKpbh VW (4 1) 式中)s in ()90s in ( cK dKp sin 麦弗逊 式独立悬架的侧倾中心由如图 4 3 所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点 E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长 7。两条线的交点即为 P 点。 图 4 3 普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸Wh和 P 的计算法和图解法 麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱 EG布置得越垂直，下横臂 GD布置得越接近水平，则侧倾中心 W 就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。如加长下横臂，则可改善运动学特性。 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度Wh可通过下式计算 sVW rdK pbh t anco s2(4-2) 式中)sin( ocKdKp sin 4.2.2 侧倾中心 在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 15 等，从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。 然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限 制且几乎不可能超过 150mm。此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。因此，独立悬架 (纵臂式悬架除外 )的侧倾中心高度为： 前悬架 0 120mm；后悬架 80 150mm。 设计时首先要确定 (与轮距变化有关的 )前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。 4.2.3 .纵倾中心 双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图 4 4。自铰接点正和 G 作摆臂转动轴 C 和 D 的平行线，两线的交点即为纵倾中心。 麦弗逊式悬架的纵倾中心，可由正点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过 G 点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心 8O，如图 4 5 所示。 图 4 4 双横臂式悬架的纵倾中心 图 4 5 麦弗逊式悬架的纵倾中心 4.2.4 抗制动纵倾性 (抗制动前俯角 ) 抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥 (轴 )之间时，这一性能方可实现，如图 4 6 所“远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 16 示。 图 4 6 抗制动纵倾性 4.2.5 抗驱动纵倾性 (抗驱动后仰角 ) 抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架而言，是纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。 4.2.6 悬架摆臂的定位角 独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位角定义为：摆臂的水平斜置角 ，悬架抗前俯角 ，悬架斜置初始角 ，如图 46 所示。 4.3 双横臂式独立悬架导向机构设计 4.3.1 纵向平面内上、下横臂的布置方案 上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。图 4 7 给出了六种可能布置方案的主销后倾角 值随车轮跳动的曲线。图中横坐标为 值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量 Z。各匹配方案中， 1 、 2 角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定 9。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 17 图 4 7 、 、 的定义 图 4 8 1 、 2 的匹配对 的影响 为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动 前俯的力矩。 分析图 4 8 中 的变化曲线可知，第 4、第 5 方案的 变化规律为压缩行程 减“远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 18 小，拉伸行程 增大，这与所希望的规律正好相反，因此不宜用在汽车前悬架中；第 3 方案虽然主销后倾角的变化最小，但其抗前俯的作用也小，所以现代汽车中也很少采用；第 1、 2、 6 方案的主销后倾角变化规律是比较好的，所以这三种方案在现代汽车中被广泛采用。 4.3.2 横向平面内上、下横臂的布置方案 10 图 4 9 上、下横臂在横向平面内的布置方案 比较图 4 9a、 b、 c 三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。 4.3.3 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种 8，如图 4 1011所示。 下横臂轴 M M 和上横臂轴 N N 与纵轴线的夹角，分别用 1 和 2 来表示，称为导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，与汽车纵轴线平行者，夹角为零。 图 4 10 水平面内上、下横臂轴布置方案 为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让，以减少传到车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 M M 的斜置角 1 为正，而上横臂轴 N N 的斜置角 2 则有正值、零值和负值三种布置方案，如图 4 10 中的 a、 b、 c 所示。上、下横臂斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大影响。如车轮上跳、下横臂斜置角 1 为盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 19 正、上横臂斜置角2为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。如组合方案为上、下横臂斜置角1、2都为正值，如图 4 33a 所示，则主销后倾角随车轮的上跳较少增加甚至减少 (当12时。至于采取哪种方案为好，要和上、下横臂在纵向平面内的布置一起考虑。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时前俯的作用。但主销后倾角变得太大时，会使支抵处反力矩过人，川时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。因此，希望轿车的主销后倾角原始值为 -1 +2。当车轮上跳时，悬架每压缩 10mm，主销后倾角变化范围为 10 40。 4.3.4 上、下横臂长度的确定 12 双横臂式悬架的上、下臂 长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到布置发动机方便。另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。 设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应选择上、下摆臂长度之比在 0.6 附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择上、下摆臂长度之比在 1.0 附近。综合以上分析，该悬架的上、下摆臂长度之比应在 0.6 1.0 范围内。美国克莱斯勒和通用汽车公司分别认为，上、下摆臂长度之比取 0.7 和 0.66 为最佳。根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时，上、下摆臂长度之比取 0.65 为宜。 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 20 5 减振器机构类型及主要参数的选择计算 5.1 分类 13 悬架中用得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振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，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是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之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。 根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够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，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿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行驶平顺性的性能稳定。 5.2 相对阻尼系数 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 v 间有如下关系 14 vF (5 1) 式中， 为减振器阻尼系数。 图 5 1b 示出减振器的阻力速度特性图。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 vF/ ，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 YYY vF / 与伸张行程的阻尼系数SSS vF /不等。 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 21 图 5 1 减振器的特性 a) 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 15为 scm2 (5 2) 式中， c 为悬架系统垂直刚度；sm为簧上质量。 式 (4 52)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sm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 Y 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持 Y (0.25 0.50) S的关系。 设计时，先选取 Y 与S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S 0.3；为避免悬架碰撞车架，取 Y 0.5S。 5.3 减振器阻尼系数 的确定 减振器阻尼系数 cm 2 。因悬架系统固有振动频率smc /，所以理论上 sm2。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系 数。例如，当减振器如图 5 2a 安装时，减振器阻尼系数 用下式 16计算 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 22 图 5 2 减振器安装位置 222a nm s (5 3) 式中， n为双横臂悬架的下臂长； a 为减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接之间的距离。 减振器如图 5 2b 所示安装时，减振器的阻尼系数占用下式计算 222cos2a nm s(5 4) 式中， a 为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。 减振器