毕业设计-汽车悬架设计

成都航空职业技术学院2015年毕业设计论文题目：汽车多功能转向系统〔悬架设计〕学生：叶成忠专业：车辆工程班级：51314班学号：123373 指导老师：刘宇目录摘要〔满载时车上5名成员，60kg/名〕。表2-1轴荷分配表前悬架刚度：后悬架刚度：第三章弹性元件设计3.1螺旋弹簧的刚度由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度仅指弹簧本身单位挠度所需的力。但两者可根据经验公式〔悬架刚度=弹簧刚度/杠杆比的平方〕进行转换，杠杆比的取值范围为〔0—1〕，本设计中取为1，使弹簧刚度的校核值为最大值。故：3.2计算螺旋弹簧的直径根据公式(3-1)可以计算：(3-1)式中i——弹簧有效工作圈数，先取8G——弹簧材料的剪切弹性模量，取Mpa——弹簧中径，取110mm可得初确定螺旋弹簧直径为，弹簧外径D=123mm，弹簧有效工作圈数n=83.3螺旋弹簧校核3.3.1螺旋弹簧刚度校核弹簧刚度的计算公式为：(3-2)代入数据计算可得弹簧刚度为：所以弹簧选择符合刚度要求。3.3.2弹簧外表剪切应力校核弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝外表的剪应力为：(3-3)式中C——弹簧指数〔旋绕比〕，——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，P——弹簧轴向载荷

=110mm，d=13mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数：P=那么弹簧外表剪切应力为：[τ]=0.63[σ]=0.63×1000Mpa，因为τ<[τ]，所以弹簧满足要求。综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=13mm，弹簧外径D=123mm，弹簧有效工作圈数n=8。第四章减振器设计4.1减振器结构类型的选择减振器作为阻尼元件是悬架的重要组成元件之一，其作用是迅速衰减汽车振动，改善汽车行驶平顺性，增强车轮与路面附着性能，减少汽车因惯性力引起的车身倾角变化，提高汽车操纵性和稳定性。另外减振器能够降低车身局部动载荷，延长汽车使用寿命。减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。目前汽车上使用的减振器主要是筒式液力减振器，筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式，本次设计为双筒充气式减振器。双筒充气式减振器的优点有:①在小振幅时阀的响应也比拟敏感;②改善了坏路上的阻尼特性;③提高了行驶平顺性;④气压损失时，仍可发挥减振功能;⑤与单筒充气式减振器相比，占用轴向尺寸小，由于没有浮动活塞，摩擦也较小。图4-3双筒充气式减振器用于麦克弗逊悬架时的结构图1六方;2盖板;3导向座;4贮油缸筒;5补偿腔;6活塞杆;7弹簧托架;8限位块;9压缩阀;10密封环;11阀片;12活塞紧固螺母;13活塞杆小端;14底阀4.2减振器参数的设计4.2.1相对阻尼系数ψ相对阻尼系数ψ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。ψ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；ψ值小那么反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些，两者之间保持=〔0.25-0.50〕的关系。设计时，先选取与的平均值ψ。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些，为防止悬架碰撞车架，取=0.5取ψ=0.3，那么有：，计算得：=0.4，=0.24.2.2减振器阻尼系数确实定减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。根据下列图的安装形式，那么阻尼系数为：图4-4减振器布置简图根据公式，可得出：满载时计算前悬刚度代入数据得：=6.3Hz，取,按满载计算有：簧上质量kg，代入数据得减振器的阻尼系数为：4.2.3减振器最大卸荷力确实定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度到达一定值时，减振器翻开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度，按上图安装形式时有：式中，为卸荷速度，一般为0.15~0.3m/s，A为车身振幅，取；为悬架振动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为：符合在0.15~0.3m/s之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式：式中，c是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力为：4.2.4减振器工作缸直径D确实定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为：(4-1)其中，——工作缸最大压力，在3Mpa~4Mpa,取=3Mpa；——连杆直径与工作缸直径比值，=0.4~0.5，取=0.4。代入公式〔4-1〕计算得工作缸直径D为：减振器的工作缸直径D有20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。表4-1工作缸直径D基长L贮油直径吊环直径φ吊环直径宽度B活塞行程S30110〔120〕44〔47〕2924230、240、250、260、270、28040140〔150〕543932120、130、140、150、270、28050170〔180〕70〔75〕4740120、130、140、150、160、170、180652102106250120、130、140、150、160、170、180、190所以选择工作缸直径D=30mm的减振器，对照上表选择相关参数：考虑到需要减少导向套上的横向力以及整个悬架的布置空间要求，选取活塞行程S=240mm，基长L=110mm，那么：〔最小行程〕〔最大行程〕取贮油缸直径=44mm，壁厚取2mm。4.3横向稳定杆的设计4.3.1横向稳定杆的作用横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内侧悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。4.3.2横向稳定杆参数的选择横向稳定杆的主要参数由悬架的空间布置尺寸来定，具体尺寸如下：杆的直径d=20mm，杆长L=1200mm，圆角半径R=26mm。图4-5横向稳定杆第五章麦弗逊式独立悬架导向机构设计5.1导向机构的布置参数5.1.1麦弗逊式独立悬架的侧倾中心麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图5-1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。两条线的交点即为极点P。将P点与车轮接地点N的连线交在汽车轴线上，交点W即为侧倾中心。图5-1麦弗逊式独立悬架侧倾中心确实定各数据为：，，，，d=300mm，麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度为〔5-1〕式中代入公式〔5-1〕得前悬架的侧倾中心高度受到允许的轮距变化限制，并且几乎不可能超过150mm。此外，在前轮前驱的汽车上，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故因尽可能使前轮轮荷变化小。因此，在独立悬架中，侧倾中心高度为：前悬0～120mm，后悬80～150mm。此次设计的前悬侧倾中心高度为66mm，因而设计符合要求。5.2导向机构受力分析图5-2导向机构受力图分析麦佛逊式独立悬架受力简图〔图5-2〕：作用在导向套上的横向力得：式中,F1前轮上的静载荷F1'减去前轴簧下质量的1/2。横向力越大，那么作用在导向套上的摩擦力越大〔为摩擦因数〕，这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞外表应用了减摩材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小，要求尺寸c+b越大越好，或者减小尺寸a。增大c+b使悬架占用空间增加，在布置上有困难；假设采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可到达减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以到达缩短尺寸a的目的，又可以获得小、较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性能。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。本次设计在满足设计对象车型的布置空间前提下通过外伸G点至车轮内部到达减少横向力的效果。5.3下横臂轴线布置方式的选择麦弗逊式独立悬架的下横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾稳定性。如图5-3所示。其中O点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当下横臂的抗俯角-β′等于静平衡位置的主销后倾角γ时，下横臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此，γ值保持不变。当-β′与γ的匹配使运动瞬心O交于前轮前方时，在悬架压缩行程，γ角有增大的趋势。当-β′与γ的匹配使运动瞬心O交于前轮前方时，在悬架压缩行程，γ角有减小的趋势。为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角γ有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应该选择参数β′能使运动瞬心O交于前轮前方。图5-3γ角变化示意图本次设计的麦佛逊式独立悬架下横臂轴线布置方式如下：图5-4麦佛逊式独立悬架下横臂轴线布置图5.4下横摆臂主要参数下列图为某乘用车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输入数据的计算结果。图中的几组曲线是下横臂L取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，下横臂越长，By曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内倾角β、车轮外倾角α和主销后倾角γ曲线的变化规律也都与yB类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。具体设计时，在满足布置要求的前提下，应尽量加长横臂长度。图5-5麦弗逊式独立悬架运动特性本次设计的下横臂长度参数如下列图所示：图5-6下横臂

第六章论文总结本文的研究工作取得了一定的成果，初步到达课题研究目的。课题研究建立了大量的数据、较为可靠的模型，为今后的工作奠定了良好的根底。然而，比照汽车生产商在汽车独立悬架设计上，无论是车辆模型还是操纵性都还有一定距离，因此为更好地提高整车的操纵稳定性，下一步的研究重点应专注在以下几个方面：(1)对整车的操纵平顺性进行进一步的分析与优化，利用如ADMAS仿真软件进行相关的仿真，根据国标中关于汽车操纵稳定性指标限值与评价方法进行各试验的计算评分，得出量化评价，使整车操纵稳定性评价结果更为客观标准。(2)对悬架的关键零部件进行更详细的应力分析及优化，如应力分析，有限元分析及干预分析等，进一步优化悬架的主要零部件，从而提高整车的平顺性。致谢在三年航空职业技术学院的读书生活在这个季节即将划上一个句号，而于我的人生却只是一个逗号，我将面对又一次征程的开始。这四年是我人生中的一段重要旅程，我的师长、我的老师、我的同学给予我的关心和帮助，使我终身收益，我真心地感谢他们。在论文即将完成之际，我要感谢我这次的辅导老师刘宇老师和以往教过我的老师们，他们治学严谨，学识渊博，视野广阔，为我营造了一种良好的学术气氛，从论文题目的选定到论文写作的指导,经由您悉心的点拨,再经思考后的领悟,常常让我有“山重水复疑无路,柳暗花明又一村”，正是由于您在百忙之中屡次审阅全文，对细节进行修改，并为本文的撰写提供了许多中肯而且