《矿用越野车悬架系统设计9900字（论文）》

[2]。第2章悬架总体设计2.1独立悬架和非独立悬架在现代汽车悬架系统的发展岁月里，它可以划分为两大类那就是独立和非独立悬架。这两类悬架最大的不同就是内部的结构构造是不一样的，正如独立悬架的名字一样其最大的特点就是左右两个轮子分别通过各自的悬架系统与汽车的车架相互连接，左右两车轮的悬架是相互独立的他们两者之间不会产生影响。而非独立悬架的特点也如它的名字一样其内部结构的特点就是左右两个车轮之间是会相互影响的，他们通过一整根轴来进行连接，然后再通过一整个悬架将左右两个车轮和汽车车身直接连接起来。随着对汽车悬架研究的不断深入独立悬架的种类已经发展出有很多种类了，它们可以按照导向装置内部结构形式的不同进行划分，一般来说我们通常将其划分为双横臂式，单横臂式，双纵臂式，单纵臂式，单斜臂式，麦弗逊式等多个种类型。通过分析研究可得上述这几种类型的悬架都有各自的的优劣之处，但是这其中的的双横臂的独立悬架它的侧倾中心高度要比其他几种汽车悬架的高度要低一些，而且它的横向刚度相较于其他几种悬架来说要大一些，如果采用这种类型的悬架可以让轮胎的寿命更长，获得更好的经济效益，而且还不会使车轮发生摆振的情况。其结构形式如图2.1所示。图2.1双横臂式独立悬架示意图双横臂式独立悬架还可以根据两横臂的长度关系继续进行划分，有一种就是两横臂长度不相等的双横臂式独立悬架，它的上横臂长度会略短于下横臂的长度，这种悬架的好处就是在汽车行驶到不平的路面时车轮会因为振动上下跳动，但是因为上横臂的长度是略短的，这就造成上臂在运动时转过的弧度会小于下臂转过的弧度，这就可以在一定程度上减少车轮的磨损来提高轮胎寿命。其结构如图2.2所展示。图2.2不等长式双横臂独立悬架对于另外一种悬架——非独立悬架而言，它其中一个设计特点就是一般会选则这种可以充当导向装置的纵置式钢板弹簧作为它的弹性元件，因为没有导向装置就使得这种悬架的结构变得十分简单，而且它的制作工艺相对简单大多是一体成型的，越是复杂的装置越容易出现问题，越是简单的东西就会越可靠，但是它也存在这明显的缺点，那就是因为钢板弹簧的长度都是比较长的这就造成这种悬架在布置的时候就需要很大的空间，但是这样的话就会限制住了整车在其他部分的布置情况，更为严重的就是如果把这种悬架应用到前悬架的设计之中还会出现前轮摆振的现象，这不但会影响汽车的稳定性乘坐的舒适性甚至还会影响汽车行驶的安全性发生危险的可能，所以这种悬架很少会应用到乘用车的前悬架的设计中，主要还是应用在质量大的商用汽车的前后悬架或者乘用车的后悬架的设计当中。2.2前后悬架方案的选择本设计参考的数据如表2.1表2.1参考数据总长x总宽x总高(mm)5500x1800x2100轴距(mm)3300整车质量(kg)4700满载质量(kg)7800空载前桥轴荷(kg)2320满载前桥轴荷(kg)2480空载后桥轴荷(kg)2380满载后拼轴荷(kg)5420车轮外倾(°)1主销内倾(°)8前轮距(mm)1575后轮距(mm)1575根据之前对悬架的简单叙述我们已经可以简单了解各种悬架的优劣之处和所适用的情况，再结合我所选择的汽车参数和该越野车所处的工作环境，所以我在这次毕业设计当中选择了上下横臂不等长的双横臂式独立悬架作为我的汽车前轮悬架，选择纵置钢板弹簧的非独立悬架作为我的汽车后轮悬架。2.3悬架主要参数的确定2.3.1前后悬架静挠度通过前辈们的不懈努力，我们得以了解到影响汽车平顺性的一个主要因素就是偏频，其定义就是前后悬架和它的簧上质量二者合为一体共同组成一个振动系统，这个中系统的的固有频率就是前后悬架的偏频a，它的计算公式就是（2-1）通常情况下在所有类型的汽车中，乘用车对于其在行驶过程中的平顺性要求是最高的，所以它的偏频应该是比较小的。对于汽车的静挠度还存在一个关系那就是前悬架的静挠度应该比后悬架的静挠度要大一些二者之间还应该存在一种比例关系那就是。综合我所选择的汽车数据和该越野车所处的工作环境，而且还能应该考虑到这种类型的越野车既要兼顾车内乘员的乘坐舒适性又要保证具有一定程度的载货能力，由此可以选择前悬架的偏频为=l.5Hz，后悬架的偏频为=1.8Hz。然后再将数据代入公式（2-1）之中，可以得到本次设计的越野车的前悬架静挠度为=11.11cm，取静挠度值为112mm,后悬的静挠度=7.72cm，取静挠度值为78mm。2.3.2前后悬架动挠度这里对于什么是悬架静挠度先做一个的解释那就是，当汽车处于满载平衡状态的时候悬架中的弹簧就会处于工作状态，当弹簧一直被到压缩到最大形变的时候车轮相对于车架在竖直方向上会移动一段距离，我们将这段距离称之为汽车悬架的动挠度。乘用车的动挠度的取值范围一般是7~9cm，载货汽车的取值范围一般是6~9cm。根据之间的设计数据选为70mm。第3章弹性元件设计3.1弹性元件概述在组成汽车悬架系统的诸多零部件中最重要的一个就是弹性元件。弹性元件的种类有很多，每个都有各自的特点，选择一款合适的弹性元件对整车的悬架系统来说是为重要的，其类型的选择和质量的好坏都将直接影响整个悬架系统的好坏，间接影响汽车乘坐的舒适性和行驶过程的平顺性。能够作为汽车悬架的弹性元件的弹簧种类是有很多在这些弹簧中最常见的三种就是螺旋弹簧，钢板弹簧和空气弹簧。一般来说汽车悬架中的弹性元件在工作时都需要搭配相应的减振器才能正常使用，但是因钢板弹簧不但可以作为弹性元件还能充当减振器的身份起到减缓振动的功用这就是他优于其他弹簧之处。上述三种弹簧中的螺旋弹簧具有刚度十分稳定特性曲线为线性制造工艺成熟成本相对比较低结构相对比较简单而且不会占用很多的空间等诸多优点特别适用在前悬架当中。所以我选择圆柱螺旋压缩式弹簧作为前悬架的弹性元件。螺旋压缩弹簧可以按照制造工艺的不同划分为两类，第一种是热成型螺旋弹簧，第二种冷成型螺旋弹簧。一般情况下，当制造钢丝直径大于10mm的弹簧时就会采用弹簧成型之后再进行淬火回火的制造工艺，这样制作而成的弹簧就是热成型螺旋弹簧。当制造钢丝直径小于10mm的弹簧时则会使用经过回火处理的钢丝进行去应力退火处理之后再成型的工艺，这样制作而成的弹簧就是冷成型螺旋弹簧。3.2弹簧参数计算根据之前的计算得到得的结果和所选汽车的组成参数可知，汽车前悬架的静挠度=112mm，当前桥空载时的质量，当前桥满载时的质量，前轮的轴距是1575mm。将上述这些计算数代入公式中可得，空载时单边簧上载荷为。满载时单边簧上载荷为。3.2.1选择材料根据所选择的汽车参数可知其簧上载荷是比较大的，所以我所选择的弹性元件是使用硅锰弹簧钢制成的热成型螺旋弹簧。初选弹簧钢丝直径。由表3.1初选旋绕比（因为一般情况下旋绕比越小它的制造难度就会越大，所以在满足使用条件的同时需要尽可能地选择大一些的旋绕比）。根据GB/T23935-2009圆柱螺旋弹簧的许用切应力相关规定可查得热卷压缩弹簧的许用切应力。表3.1旋绕比C的规范标准d/mm0.2~0.50.5~1.11.1~2.52.5~77~16>16E7~165~125~104~94~84~63.2.2计算弹簧曲度系数K（3-1）式中：C为旋绕比3.2.3计算簧丝直径d（3-2）经过计算得出的数据与初选相接近，再根据表3.2（节选自GB/T1358-2009）可知d=20mm。表3.2圆柱螺旋压缩弹簧簧丝直径尺寸系列簧丝直径d/mm50.30.350.40.40.80.911.21.622.533.544.55681012151620253035404550603.2.4计算弹簧中径D和旋绕比E（3-2）根据表3.3（节选自GB/T1358-2009）可知D=120mm.表3.3圆柱螺旋压缩弹簧弹簧中径尺寸系列弹簧中径D/mm0.91.855.566.577.588.591012141618202225283032384245485052555860657075808590951001051101151201251301351401451501601701801902002102202302402502602702802903003203403603804004505005506003.2.5计算螺旋弹簧刚度（3-3）式中的h为弹簧工作行程初选为5mm3.2.6计算弹簧工作圈数b（3-4）式中的G为弹簧切变模量，根据GB/T23935-2009中关于弹簧钢的切变模量的规定可知G=78500MPa，再根据表3.4（节选自GB/T1358-2009）对于弹簧有效圈数的规定可知b=8。因为我选择的弹簧的端部结构形式为YI型，样式结构如图2.1所示，这一结构形式的特点就是在两端各有一圈为支承圈因此所选弹簧的总圈数是（3-5）表3.4圆柱螺旋压缩弹簧有效圈数尺寸系列压缩弹簧有效圈数b55555.566.577.588.599.51010.511.512.513.514.51516182022252830图3.1螺旋弹簧端部结构图3.2.6验算弹簧稳定性确定弹簧节距k（3-6） 取k=40mm计算弹簧的自有高度H（3-7）根据表3.5中关于弹簧自由高度的规范标准应选择其自由高度为。表3.5圆柱螺旋压缩弹簧自由高度尺寸系列压缩弹簧自由高度H/mm2345678910111213141516171819202224262830323538404245485052555860657075808590951001051101151201301401501601701801902002202402602803003203403804004204504805005205505806006206506807007207507808008509009501000判断稳定性判断其弹簧在工作时能否处于稳定状态主要依据的是弹簧的高径比f即（3-8）经过计算b<5.3可以判断该弹簧稳定。3.2.7验算弹簧疲劳强度根据弹簧的实际工作情况，用对应的疲劳强度安全系数R来判断（3-9）（3-10）（3-11）带入数据计算R为1.69满足要求。为小安全系数（)。综合上述计算结果先将计算数据整理于表3.6中名称簧丝直径d弹簧中径D弹簧节距k弹簧工作圈数b弹簧自由高度H尺寸/mm20120408340表3.6计算数据第4章减振器设计4.1减振器的选择在汽车悬架的总体设计中被广泛使用的减振器类型为液力式减振器，因其内部充有大量液体而得名。这种类型的减振器它的工作原理就是因汽车在行驶的过程中车身和车轮会发生振动，减振器内部充盈的液体处于流动状态，这些液体在流过阻尼孔时受到的摩擦力和液体之间流动时产生的粘性摩擦力两者相互作用这就形成了振动阻力，这些因汽车行驶振动所产生的能量通过摩擦作用转化为热能之后就被散发到空气当中，从而达到减缓车身振动的效果。应用于悬架系统的减振器按照一次做功还是两次做工可以分成两类，即单向作用或双向作用这两种减振器REF_Toc2629\r\h[1]。这两种类型的减振器相比双向作用的减振器工作效率更高所以得到更为广泛的应用。悬架系统中的减振器还有另外一种根据结构形式的不同进行种类划分的方法可以分为摇臂式和筒式。筒式减振器因其可以长期使用而不会损坏且在工作时更为可靠，所以在大部分的前悬架都会使用是筒式减振器。尤其是双筒式充气液力减振器工作性能稳定能够可靠，干摩擦阻力较小，噪音低在乘用车上得到更多的应用。所以在本次设计中选择的减振器类型为双筒式减振器，如图4.1所示。图4.1双筒式减振器工作原理图4.2减振器参数计算4.2.1相对阻尼系数S我们已经了解到汽车在行驶到不平整的路面时就会产生振动这时悬架就开始发挥作用。但是我们不能一下就将振动全部吸收，这个减振过程会呈现出一种渐变的、周期性的衰减的形式，通常情况我们会把这种振动衰减的快慢情况用相对阻尼系数来表示。其表达式为（4-1）式中：b——为悬架系统的垂直刚度——为悬架的簧上质量T——阻尼系数因为我选取的是双向行程的减振器，减振器在双向行程中都会产生减震效果，这就存在两个相对阻尼系数，他们分别为压缩行程的相对阻尼系数和伸张行程的相对阻尼系数。但是我们不能直接计算出这两个行程的相对阻尼系数，求解方法就是先求出和的平均值S。和还存在一种比例关系二者满足的比例关系，我们可以根据这种关系对其求解。通常的取值应该在0.25~0.35之间，我所取的是，则（4-2）求得，。4.2.2减振器阻尼系数T通常情况下减振器在汽车前悬架中的布置形式一共有三种如图4.2所示。不同的放置位置在计算阻尼系数的时候都会有不同的计算方法在计算时需要根据行驶不同来选择公式，我所选的就应该使用式（4-3）的公式。（4-3）式中：a——减振器与下横臂连接处到下横臂与车架连接处的距离b——汽车下横臂长度——减振器轴线和竖直面之间夹角图4.2减振器布置形式根据所选形式和汽车参数，将，，等数据代入公式（4-3）之中就得到减振器的阻尼系数。4.2.3最大卸荷力想要求出最大卸荷力我们需要借助式（4-6）。只有当卸荷速度达到最大的时候（也就是当卸荷阀刚打开时的活塞速度），我们才能得出计算结果，所以我们先求卸荷速度。其计算公式为（4-4）式中：B——车身振幅为w是悬架振动的固有频率，其计算公式为（4-5）式中：——弹簧刚度代入数据到式子中得将上述所得数据代入式（4-6）中得（4-6）4.2.4减振器工作缸直径D工作缸直径的计算公式公式为：（4-7）式中：[P]——为工作缸最大许用压力，取3MPat——连杆和缸筒的直径比，取0.40代入数据得D=54.5mm在选择工作缸直径时其数据需要满足表4.1汽车筒式减振器尺寸系列中关于减振器工作缸尺寸的规定（QC/T491—1999)，取D=65mm。然后通过减振器之间各处比例关系经过计算可以得到连杆的外侧直径为，再根据规范标准可得到储油筒的外侧直径，缸体材料使用的20钢即可，厚度一般为2mm。表4.1汽车筒式减振器尺寸系列减振器工作缸直径D/mm203040455065依据所选工作缸直径为65mm，按照国家规定标准可以得到活塞的基长为210mm，活塞的行程为190mm。因此当活塞压缩到底时的长度为210+190=400mm，活塞被拉伸的最大长度为210+190x2=590mm。综合上述计算结果将计算数据整理于表4.2中表4.2计算数据名称连杆工作缸储油筒壁厚直径/mm266588长度/mm4001901002第5章导向装置设计5.1导向装置的简介汽车独立悬架的导向装置通常所指的就是悬架中的横臂，是连接车轮、减振器和车架的桥梁。导向装置除了起到连接作用还能发挥规范作用，那就是当汽车在行驶过程中遇到不好的路面时汽车的车轮就会上下跳动，这时候悬架的导向装置就会规范车轮跳动的轨迹。5.2导向装置的参数确定5.2.1确定纵向平面内上、下横臂布置形式一般情况下，双横臂式独立悬架上下横臂的布置形式一共有6种情况，这几种情况在图5.1中展示出了。图5.1纵向平面内上、下横臂轴布置方案将上述六种不同的布置方案横向进行对比可以得知第126这三个方案上下横臂的放置位置比较好，是现代汽车中双横臂式独立悬架所经常使用的方案，我选择的是第二种放置方案。5.2.2确定侧倾中心并计算侧倾中心高度想要求得汽车的双横臂式独立悬架侧倾中心的位置可以使用图5.2所展示的求解方法。按照这种方法首先需要找到前轮悬架的导向装置中上横臂和下横臂的内外传力点。然后将内外传力点连接形成一条直线。之后再将这两条直线进行延长可以获得一点P。最后就是把车轮和地面的交点N与刚刚所得到的点进行连线，这条连线会和汽车的轴线形成一个交点，这一交点即为侧倾中心点。如果前悬架上下横臂的结构形式是相互平行于水平面布置的时候我们还可以采用第二种方法获得悬架侧倾中心的位置。那就是将其中一条横臂的内外传力点连线向下平移到与车轮和地面的交点N相互重合时，这条平行线与汽车轴线的交点就是汽车悬架侧倾中点的位置。图5.2双横臂独立悬架侧亲中心位置计算方法想要求出侧倾中心高度可以使用计算公式（5-1）式中：A——前轮距，；f——主销长度，c=330mm；——主销内倾角，；——上横臂与汽车横平面夹角，；——下横臂与汽车横平面夹角，；b——满载时最小离地高度，取；e——主销偏移距，取e=50mm。X——比例系数（5-2）——p点高度（5-3）将数据代入式中得5.2.3确定纵倾中心如果想要求出双横臂独立悬架的侧倾中心可以用图5.3所展示方式进行计算求得。其方法就是先找到上下两横臂转动轴的位置再将其轴线进行延长最后确定这两根延长线的交点o就是纵倾中心，用这种方法就确定出了纵倾中心的位置。图5.3双横臂独立悬架纵倾中心计算方法5.2.4确定上、下横臂的长度在本次设计中我所选择的是上下横臂长度不相等的不等长式双横臂式悬架。而且根据日常使用的情况进行分析，上下横臂的长度之比应该在0.65左右，所以我选择的下横臂长度是根据比例进行计算可以得到上横臂的长度为。

结论我这次的毕业设计是设计一款矿用越野车的悬架系统，在我的这次设计中借鉴了许多前辈的研究，查阅了许多资料，综合考虑之后我所选择的悬架种类为上下横臂长度不等的双横臂式独立悬架。经过这次设计我体会到了前辈们的艰辛和努力，相比于前辈们为了造福社会促进科技进步所耗费的时间和精力，我所做的工作量是微不足道的。但是对于我这个即将大学毕业走进工厂参与机械设计工作的人来说，这次毕业设计无疑使对我本科四年学习成果的一次综合性考验，我将这四年来学到的知识进行了融合贯通，特别是对于以后工作至关重要的绘图能力有了较大的提升，通过这段时间的对三维立体图和二维平面图的绘制，我不但复习了之前进行课程学习时所掌握的知识，还获得了一些新的技能，比如掌握了螺旋压缩弹簧的绘制方法。在这次设计当中我还学习到对于不了解的知识如何获取的能力，我们并不能掌握所有知识当时我们却可以通过网络书籍的渠道去获得知识。就像是大学本科学习了四年，蓦然回事，我好像什么都没有学到，但是细细品味又好像学到了很多，这就是大学的魅力。大学教导我们抛弃高中填鸭式的学习方法，逐渐掌握了自主学习的能力。就像这次的毕业设计，老师不再像以前一样手把手的教我们怎么往下进行设计工作，只能靠自己搜集资料进行设计。很感谢这次的设计给了我一次检验自己的机会知道自己哪里不足，知道了如何弥补不足。在毕业设计期间时间紧任务重，通过不断地学习，我也变得更加的成熟对悬架系统的相关知识有了更加深入的了解，掌握了许多之前所不了解的知识和欠缺的能力，对于毕业之后的工作也更有信心了，这段经历我将永远铭记。

参考文献王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2004余志生.汽车理论[M].北京:机械工艺出版社,2018耶尔森·赖姆帕尔(德).汽车底盘基础[M].北京：科学普及出版社，1992郭孔辉.汽车操纵动力学[M].吉林:吉林科学技术出版社,1991李建