双横臂独立悬架设计计算说明书

图4车轮定位参数所示。在现代轿车中，主销内倾角=6~14°，主销偏移距=-18~+30mm。主销后倾角CasterAngle主销后倾角是指转向节主销中心线在汽车纵向平面上的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。可取=12，主销后倾角一般变化很小。前轮前束角（ToeAngel）为了不因轮胎的侧偏而使磨损加剧、滚动阻力增大以及直线行驶能力受到损害，无论在车轮上跳还是下跳时都不想出现前束值变化，但这是理想的情况，实际允许与理想形式有较小的偏差。在悬架运动时，前束角的变化应使汽车具有不足转向的性能。即，使车轮上跳时，前束角向负值方向变化，而车轮下跳时，前束角向正值方向变化（运用横拉杆的内外侧球铰的高度差，可实现不足转向的措施），前束角变化的最大值在1左右。车轮接地点侧向滑移量（SidewaysDisplacement）左右前轮中心面接地点之距即为轮距。车轮上下跳动时，轮距随之变化。一般来说，在满足对侧倾中心要求的前提下，应尽量使车轮上下跳动时，轮距变化量最小（一般要求单侧轮距在5mm/50mm5mm/50mm范围内）。上、下横臂长度双横臂悬架上、下横臂的长度对车轮跳动时的定位参数影响很大。现代乘用车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到不知发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。大量实验数据证明，当上、下横臂长度比在0.6附近时，轮距变化较小，从而可以减少轮胎磨损，提高其使用寿命；当上、下横臂长度比在1.0附近时，前轮定位角的变化较小，从而可以保证汽车具有良好的操纵稳定性。综上所述，双横臂悬架的上、下横臂长度比应在0.6~1.0范围内。根据我国乘用车设计经验，在初选尺寸时上、下横臂长度比取0.65为宜。结合以上各点，得出一些常见的双横臂导向机构布置方式如图5所示，其中○标记为推荐布置方式，△标记为非推荐布置方式，×标记为需避免布置方式。图5双横臂导向机构布置图2、双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算图6双横臂悬架导向机构与转向梯形机构示意图悬架系统刚度直接影响汽车平顺性。汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（簧载质量）所决定。人体所习惯的垂直振动频率约为1～1.6Hz。一般货车固有频率是1.5～2Hz，旅行客车1.2～1.8Hz，高级轿车1～1.3Hz。车身振动的固有频率应接近或处于人体适应的频率范围，才能满足舒适性要求。单轮簧载质量为W(kg)，本题中取满载时整车总质量为m=1000kg，假定单轮簧载质量W=250kg，取f=1.4。为了衰减车身自由振动和抑制车身、车轮的共振，以减小车身的垂直振动加速度和车轮的振幅(减小车轮对地面压力的变化，防止车轮跳离地面)，悬架系统中应具有适当的阻尼。这里取相对阻尼比。根据功能原理，可以导出线性螺旋弹簧刚度与悬架等效刚度、减振器阻尼系数与悬架等效阻尼系数之间的非线性关系。另，图6所示的机构受力平衡关系可求得上、下摆臂与转向节之间联接球铰B、C处的反力FB、FC。据此，研制成便捷、准确的设计计算工具“双横臂独立悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析辅助软件，以方便课程设计的计算与分析。根据工程实际，取Q与K点重合、R与J点重合，以简化结构图7双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算软件运行结果得到，符合的要求，得到了最终的优化结果。通过软件可以得出：单轮悬架刚度kP=19344(N/m)悬架垂向阻尼系数CP=1759.3弹簧刚度Ks=17267.1N/m临界阻尼系数Cr=2911.7（N*s/m）平衡位置减振器长度KJ0=266.76mm平衡位置弹簧初始量L0=358mm车轮跳动减振器最大长度Kjmax=325.9mm车轮跳动减振器最小长度Kjmin=182.6mm软件输出参数如下表：αψφδcFBFCF(N)-30-17,62377739101,6324358243,2247292432,8329487832,0771332959,2785468-27-16,26770499102,1899616244,8851897474,8178133996,77746361118,103985-24-14,87143656102,7594243246,2332197516,24330391170,2095111280,943154-21-13,44045825103,3378947247,344689557,83170311352,022671447,607946-18-11,97977717103,9226274248,27318600,16747341541,9271521617,849613-15-10,49398771104,511029249,0576418643,74808951739,6842891791,375807-12-8,987327566105,100631249,7271512689,01495371945,0950131967,85688-9-7,463725199105,6890656250,3039667736,37278622157,9875762146,926123-6-5,926839933106,2740457250,8055435786,20191072378,2047222328,176422-3-4,380095807106,8533461251,2458995838,86584532605,5901842511,1546870-2,826710028107,4247875251,6365607894,71553532839,974272695,3548633-1,269716714107,9862226251,9872317954,09095663081,1582552880,21004960,288013486108,535523252,30627831017,3204643328,8972883065,08408691,843757431109,070568252,60108181084,718043582,8815773249,262959123,394926787109,5892344252,8783011156,5784513842,7156523431,946333154,939058268110,0893872531702714107,8955893612,239587186,473806493110,5688699253,40413691314,7266284377,7842243789,146779217,996939227111,0254988253,66398871401,4335924651,5845213961,565028249,506334737111,4570527253,92891491493,4160864928,3114624128,280892710,99998102111,8612668254,20407051590,7213085206,763084287,9693713012,47597666112,2358241254,49451051693,299715485,4915274439,196257图8汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构及受力分析模型如图8所示，此时上横臂可视为二力杆，球铰B处的反力FB应沿AB方向，它与地面反力F的力作用线相交于G点。按三力汇交于一点的力平衡关系，下横臂CD通过球铰C作用于转向节CB的力FC应沿CG连线方向。以悬架上跳至最大位置时考虑，此时弹簧处于压缩最大量状态，不考虑减振器的影响，此时悬架下横臂处于最危险工况，以此工况来校核。根据软件计算所得参数：下横臂上R点处安装承载弹簧，承受弹簧力FR和球铰反力FC的其同作用，不考虑车轮纵向力和侧向力时，在汽车横向垂直面内的最大弯矩Mmax发生在悬架弹簧支承处R点处。根据软件的计算结果，当时，，，三、双横臂悬架下摆臂结构的强度设计下臂受力如下图:当时，图8中δc=254.5，ψ=12.5，φ=100.5，此时的与悬架的夹角为δc-180-ψ=62同时可以由与下横臂的夹角为100.5-12.5-90=-2由这些数据，根据杠杆平衡原理可以计算得到可以计算得到R点处存在最大弯矩，为以两根圆管以一定角度焊接成A字形，选用碳素结构钢Q235，安全系数1.5，选用外径D＝30mm，壁厚t＝5mm钢管进行强度校核。式中，Mmax－弯矩；Wz－抗弯模量；D－钢管外径；t－钢管壁厚。可得138.6MPa<156.7MPa下横臂校核合格，可以选用Q235材料，外径D＝30mm，壁厚t＝5mm钢管。上横臂选用直径为20mm，厚度为1.5mm的两根圆管组成A型结构四、全浮式半轴计算及轮毂轴承选择由于是前轮为驱动，当汽车处于急加速工况时，半轴所承受扭矩最大。而汽车处于紧急制动工况时，半轴并不承受扭矩（由制动钳传承受并车身），故无需考虑制动状况下的半轴受力校核。全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着转矩计算：这里计算时，忽略载荷转移系数，并设前后轴承受最大静载荷相同。满载时重1000kg。故M使，故不妨取d=20mm另需满足扭转刚度要求，其中，选用半轴材料选用40Cr，40Cr的屈服极限σs=785MPa，常温20度时的弹性模量E=211GPa，切变模量因此要求故d=20mm满足要求据此选取花键：（GB1144-87）其参数为：小径23，大径26，规格：NxdxDxB=6x23x26x6，键数6，齿宽6设t=7则d1=d+2t=26+14=40轴承选取：DAC4007237，其参数为d=40,D=72,B=C=37轴承单元型号外形尺寸dDB和CDAC3006037306037DAC3506837356837DAC35