汽车设计悬架系统方案.doc

. . 目录第1章 悬架的结构形式的选择 第一节 悬架的构成和类型 第二节 独立悬架结构形式分析 第三节 前后悬架的选择第2章 悬架主要参数的选择 第一节 悬架性能参数的选择 第二节 悬架的自振频率第三节 侧倾角刚度第四节 悬架的静动挠度的选择第3章 弹性元件的设计分析与计算 第一节 前悬架弹簧 第二节 后悬架弹簧第4章 独立悬架导向机构的设计分析与计算 第一节 导向机构设计要求 第二节 麦弗逊独立悬架示意图 第三节 导向机构受力分析 第四节 横臂轴线布置方式 第五节 导向机构的布置参数第5章 减震器的设计分析与计算 第一节第1章 悬架的结构形式的选择1.1悬架的构成和类型1.1.1 构成 （1）弹性元件具有传递垂直力和缓和冲击的作用。常见的弹性元件有： 钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧、橡胶弹簧等。 （2）导向装置其作用是传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。常见的导向装置有：斜置单臂式、单横臂式、双横臂式、双纵臂式、麦弗逊式等。 （3）减震器具有衰减振动的作用。常见的减震器有：简式减震器、充气式减震器、阻力可调式减震器等。 （4）缓冲块其作用是减轻车轴对车架的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。 （5）横向稳定器其作用是减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。1.1.2 类型 悬架可分为非独立悬架和独立悬架。 （1）非独立悬架 非独立悬架的特点是：左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架连接。优点是：结构简单、制造容易、维修方便、工作可靠。缺点是：由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差。 簧下质量较大。 在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴和车身倾斜。 当两侧车轮不同步跳动，车轮会左、右摇摆，使前轮容易产生摆振。 前轮跳动时，悬架易与转向传动机构产生运动干涉。 汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性。 车轴上方要求有与弹簧行程相适应的空间。然而由于非独立悬架结构简单、易于维护以与可以使用多种类型的弹性元件等优点，非独立悬架多用于载货汽车和大客车的前、后悬架。 （2）独立悬架 独立悬架的特点是：左、右车轮通过各自的悬架与车架连接。优点是：簧下质量小。 悬架占用的空间小 弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶的平顺性。 由于采用了断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车行驶的稳定性。 左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在好的路面上能获得良好的地面附着能力。缺点是：结构复杂、成本较高、维修困难然而由于独立悬架具有以上优点，因此现代轿车多采用独立悬架。1.2 独立悬架结构形式分析独立悬架又可以分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊式和扭转梁随动臂式等。对于不同形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较大区别。评价时常从以下几个方面进行：侧倾中心高度 车轮定位参数的变化 悬架倾角刚度 横向刚度 不同形式悬架的特点 导向机构形式 特性双横臂式单横臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式扭转梁随动臂式侧倾中心高度比较低比较高比较低居单横臂和单纵臂之间比较高比较高车轮相对车身跳动时车轮定位参数变化车轮外倾角与主销倾角均有变化车轮外倾角与主销倾角变化大主销倾角变化大有变化变化小左右轮同时跳动时不变轮距变化小，故轮胎磨损速度慢变化大，故轮胎磨损速度快不变变化不大变化很小不变悬架侧倾角刚度较小，需要有横向稳定器较大，可不装横向稳定器较小，需要用横向稳定器居单横臂式和单纵臂式之间较大，可不装横向稳定器横向刚度横向刚度大横向刚度小横向刚度较小横向刚度大占用的空间尺寸占用较多的空间占用较少的空间几乎不占用高度空间占用的空间小1.3 前后悬架的选择目前汽车的前后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮和后轮均采用独立悬架。由于麦弗逊独立悬架具有以下特性：车轮相对车身跳动时车轮定位参数变化小；轮距变化很小；悬架侧倾角刚度较大，可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间小。故此次设计前后轮均采用麦弗逊独立悬架。第二章 悬架主要参数的选择2.1 悬架性能参数的选择悬架设计可大致分为结构型式与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，并且涉与其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。2.2 悬架的自振频率悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。由于个体对振动的反应千差万别，人们提出了各种各样的平顺性评价指标。n=/2=/2n-悬架的频率M-簧载质量K-悬架的刚度悬架频率n随簧载质量的变化而变化，人体最舒适的频率围为1.6Hz，如果要将汽车行驶过程中的频率保持在11.6Hz。依据ISO2631人体承受全身振动的评价指南，轿车的自振频率围为0.71.6Hz，对于簧载质量大的车型取偏小的方向，（大致为1Hz或更低）本设计选的围是0.71.6Hz。取n1=1.2Hz；悬架n1/n2=0.9所以n2=1.3Hz悬架的刚度Ka+b=1.25+1.35=2.6m前：a/a+b=1.25/2.6=0.48后：b/a+b=1.35/2.6=0.52m1=1650*0.52=856.7Kgm2=1650*0.48=793.3Kgms1=856.7 50=801.7Kgms2=793.3 65=728.3Kg依据悬架刚度公式可得：=（K / M）-悬架的角速度K-悬架的刚度m-簧上质量即K = 2m2.3侧倾角刚度 随着汽车车速的不断提高，所设计的悬架不仅应该保持良好的行驶稳定性，还应该保证良好的操作稳定性。在悬架的性能参数中，以前后悬架的侧倾角刚度的分配以与侧倾中心高度值对操作稳定有较大的影响。所以选择悬架的主要参数时还要加以考虑。在汽车转弯时，为了使车身的侧倾角不超过规定值（按规定总体设计要求，当侧向惯性力不超过车重的1/4时，车身的侧倾角不大于6度7度）。悬架应该有足够的侧倾角刚度。所谓的侧倾角刚度的侧倾力矩。侧倾角刚度不足会使汽车转弯时由于侧倾角过大使乘客有不稳定的感觉。侧倾角过大，会有减轻驾驶员的路感，防害他正确的掌握车速。所以，对侧倾角刚度要选择适当。从汽车理论中知，为了保证良好的操作稳定性，希望汽车有一些不足的转向，而不希望有过多的转向。而悬架的侧倾角刚度会影响到车轮的侧倾角，前后悬架的侧倾角刚度值的不同匹配就会改变前后轮的侧倾角的比值，从而改变转向特性。则前后悬架的单个弹簧的侧倾角刚度值为：n1=/4=(n1*2)2 * ms1 /2=(1.2*6.28)2 *801.7/2=22765N/mn2=/4=(n2*2)2 * ms1 /2=(1.3*6.28)2 *728.3/2=24271N/m2.4 悬架的静动挠度的选择 悬架的静挠度fc是汽车满载静止时悬架的载荷Fw与此时的悬架的刚度之比，即fc=Fw/c。汽车前后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车的行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量参数分配系数近似等于1，于是汽车前后轴上方车身两点的振动不存在联系。对于刚度为常数的悬架，静挠度fc完全由所选择的自振频率所决定：fc=g/(2n)2由上式可知道，悬架的静挠度fc直接影响车身的偏振n。因此，欲保证汽车的良好的行驶平顺性，必须正确的选择悬架的静挠度。在选择前后悬架的静挠度时，应使之接近，并希望后悬架的静挠度fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角摆动。理论分析证明：若汽车以较高的车速行驶过单个路障，n1/n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小故取值为 fc1=g/(2n1)2=9.8/(2*1.2)2=172.57173 fc2=g/(2n2)2=9.8/(2*1.3)2=147.88148轿车的静挠度取值围如下：fc=100300mm ，所以我的选择满足条件。悬架的动挠度fd是指悬架从满载静止平衡位置开始压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对于车架的垂直位移。要求悬架有足够大挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰到缓冲块。对于轿车悬架的动挠度fd可按以下围选取：fd=（0.50.7）fc 所以我的选取为：fd1=0.6*173=104mmfd2=0.6*149=89mm动挠度与静挠度的总和为：fc1+ fd1=173+104=277 fc2+ fd2=149+89=238第三章 弹性元件的设计计算3.1 前悬架弹簧（1）弹簧中经、钢丝直径、与结构形式 定弹簧中经Dm=90mm 钢丝直径d=10mm 结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为硅锰弹簧钢，查机械设计手册得=1600MpaG=80Gpa则=0.625=0.625*1600=1000Mpa（2）弹簧圈数 由前知fc1=0.174m 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为 P=mcos=400.8cos12°9.8 =3925N 其中m-前悬架单侧弹簧质量（400.8Kg） -前悬架减震器安装角（12°） 螺旋弹簧在P下的变形f为 f=fc/ cos=0.174/ cos12°0.177 螺旋弹簧的刚度C=P/f=3952/0.17722557N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得弹簧工作圈数i i= Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/8(90/1000)322557 5.86 取i=6 又弹簧总圈数n与有效圈数i关系为n=i+2 则弹簧总圈数n=8（3）弹簧完全并紧时的高度 弹簧总圈数n与有效圈数i以与弹簧完全并紧时的高度Hs间的关系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0110(8-1)+676.7 则Hs+ fc+ fd=76.7+173.6+80=330mm 则取弹簧的总高度H=300mm（4）应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： =8PCK/d2 又C=Dm/d=90/10=9 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16 则=8PCK/d2=8392591.16/3.14(10/1000)2 879Mpa<=1000Mpa式中K-曲度系数 C-弹簧指数3.2 后悬架弹簧（1）弹簧中经、钢丝直径、与结构形式 定弹簧中经Dm=100mm 钢丝直径d=11mm 结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为硅锰弹簧钢，查机械设计手册得=1600MpaG=80Gpa则=0.625=0.625*1600=1000Mpa（2）弹簧圈数 由前知fc2=0.147m 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为 P=mcos=364cos5°9.8 =3553N 其中m-前悬架单侧弹簧质量（364Kg） -前悬架减震器安装角（5°） 螺旋弹簧在P下的变形f为 f=fc/ cos=0.147/ cos5°0.148 螺旋弹簧的刚度C=P/f=3553/0.14824006N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得弹簧工作圈数i i= Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/8(90/1000)324006 6.7 取i=7 又弹簧总圈数n与有效圈数i关系为n=i+2 则弹簧总圈数n=9（3）弹簧完全并紧时的高度 弹簧总圈数n与有效圈数i以与弹簧完全并紧时的高度Hs间的关系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0111(9-1)+694.88 则Hs+ fc+ fd=94.88+1148+80=3323mm 则取弹簧的总高度H=323mm（4）应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： =8PCK/d2 又C=Dm/d=100/11=9.09 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16 则=8PCK/d2=83553101.16/3.14(11/1000)2 765Mpa<=1000Mpa式中K-曲度系数 C-弹簧指数第四章 悬架导向机构的设计4.1 导向机构设计要求对前轮独立悬架导向机构的要：1. 悬架上的载荷变化时，保证轮距变化不超过正负4.0mm，轮距变化会引早期磨损。2. 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。3. 转弯时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度下侧倾角不大于6°7°并使车轮与车身的侧倾同向，以增加不足转向效应。 对后轮独立悬架导向机构的要：1. 悬架的载荷无变化时，轮距无显著变化。2. 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身侧倾相反，以减小过多转向的效应。 此外，导向机构还应具有足够的强度，并可靠传递除垂直力以外的各种力和力矩。4.2 麦弗逊独立悬架示意图（1）适应弹簧：螺旋弹簧；（2）主要使用车型：轿车前轮（3）车轮上下振动时前轮定位的变化1）轮距、外倾角的变化比较小2）拉杆布置可在某种程度上进行调整侧摆刚度：很高、不需稳定器（4）操作稳定性：1）横向刚度高2）在某种程度上可由调整外倾角的变化对操作稳定性进行调整4.3导向机构受力分析F3-作用到导向套上的力 F1-前轮上的静载荷F1-减去前轴簧下质量的1/2 F6-弹簧轴向力a-弹簧和减震器的轴线相互偏移的距离分析麦弗逊独立悬架导向机构受力简图可知，作用在导向套上的横向力F3可根据图上的布置尺寸求得 F3=F1ad/(c+b)(d-c)横向力F3越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力F3f越大（f为摩擦系数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小F3，要求尺寸 c+d越大越好，或者减小尺寸a。增大c+d使悬架占用空间增大，在布置上有困难；若采用增加减震器轴线倾斜度的方法，可达到减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减震器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮部，既可以达到缩短尺寸a的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距离，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不在与减震器轴线重合。由图可知，将弹簧和减震器的轴线相互偏移距离s，再考虑到弹簧轴向力F6 的影响，则作用到导向套上的力将减小，即F3= F1ad/(c+b)(d-c)-F6s/(d-c) 由上式可知，增加距离s，有助于减小作用到导向套上的横向力F3。为了发挥弹簧减小横向力F3的作用，有时还将弹簧下端布置靠近车轮，从而造成弹簧轴线与减震器轴线成一角度。这就是麦弗逊式独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。4.4 横臂轴线布置方式麦弗逊式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的侧倾稳定性。当摆臂轴线的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆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作平动。因此，主销后倾角保持不变。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮后方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有增大的趋势。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有减小的趋势。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有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应选择参数当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮后方。4.5导向机构的布置参数 4.51 侧倾中心 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度hw为hw=bvp/2（kcos+dtan+r3）式中 k=（c+o）/sin（+） p=ksin+d 其中c=800mm ，=0°，=10°，=12°则k=（c+o）/sin（+）=（0.8+o）/sin（12+10）=2.14 p= ksin+d=2.14sin10+0.17=0.54mmhw=bvp/2（kcos+dtan+r3）=1.480.54/2（2.14cos10+0.17tan12+0.15）=0.22mm第五章减震器的设计分析与计算5.1 减震器的概述为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统部装有减震器。在麦弗逊式悬架中，减震器与弹性元件是串联的安装。汽车悬架系统中广泛的采用液力减震器。液力减震器的工作原理是，当车架和车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒作往复的运动时，减震器壳底的油液便反复的通过一些窄小的空隙流入另一腔。此时孔壁与油液间的摩擦与液体分子摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减震器壳所吸引，然后散到大气中。减震器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增加而增减，并且与油液的黏度有关。要求油液的黏度受温度的变化的影响尽可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以与对各种金属和非金属零件不起腐蚀的作用等性能。减震器的阻尼力越大，振动消除的越快，但却使串联的弹性元件的作用发挥的作用不能充分的发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减震器连接零件与车架的损坏。为解决弹性元件与减震器之间的这一矛盾，对减震器提出了如下的要求：1）在悬架的压缩行程，减震器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击。2）在悬架的伸行程，减震器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振。3）当车桥与车架的相对速度较大时，减震器能自动加大液流通道的面积，使阻尼力始终保持在一定的限度之，以避免承受过大的冲击载荷。5.2 减震器的分类减震器按结构形式的不同可分为：筒式减震器和摇臂式减震器。虽然摇臂式能够在较大的工作压力下（1020Mpa）工作，但由于它的工作特性受活塞的磨损和工作温度变化影响大，现在已经被淘汰。筒式减震器的工作压力仅为2.55Mpa，但是由于工作性能稳定而得到广泛应用。减震器按作用方式不同，可分为单向作用减震器和双向作用减震器。在压缩和伸行程都能起作用的减震器车称为双向作用减震器，仅在伸行程起作用的叫单向作用减震器。该设计选用双向筒式减震器。5.3 减震器参数选取通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y取得小些，伸行程的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持Y=(0.250.50) S的关系 。设计时，先选取Y与S的平均值。对于无摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35；对于有摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件比较差的汽车，值应取大些，一般取S >0.3;为避免悬架碰撞车架，取Y=0.5S对于本设计选用的悬架，取前0.3 后0.35.4 减震器阻尼系数减震器阻尼系数=2。因悬架系统固有频率W=，所以理论上=2MW。实际上应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。例如，当减震器如图安装时，减震器的阻尼系数为=（2MW）/cos2所以 前=（2M1W1）/cos21 =（20.380121.23.14）/cos22° =3626.2（单边）后=（2M2W2）/cos22=（20.372821.33.14）/cos25°=3950（单边）在下摆臂长度不变的条件下，改变减震器下横臂的上固定点位置或者减震器轴线与铅直线之间的夹角，会影响减震器的阻尼系数的变化。5.5 最大卸荷力为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度Vx。在减震器安装如图时，Vx=Awcos 式中A-车身振幅，取40mm w-悬架系统的固有频率 Vx为卸荷速度，一般为0.150.30m/s Vx前= Awcos1=0.0423.141.2cos2°=0.30m/sVx后= Awcos2=0.0423.141.3cos15°=0.27m/sVx前、Vx后均符合要求如已知伸时的阻尼系数s，在伸行程的最大卸荷力F0=s Vx则 F0前=s前 Vx前=36260.30=1088 F0后=s后 Vx后=39500.27=10675.6 筒式减震器主要尺寸 5.61 筒式减震器工作直径 可根据最大卸荷力和缸最大压力强度来近似的求工作缸的直径 D= 4F0p(1-2)式中p-工作缸最大允许压力，取34Mpa-连杆直径与缸筒直径之比，双筒式取=0.400.50由QC/T491-1999汽车筒式减震器尺寸系列与技术条件可知：减震器的工作缸直径D有20、30、40、（45、）、50、65mm所以筒式减震器工作直径D可取：D前= 4F0p(1-2) = 410883.143.5(1-0.322) =21mm取D前=30mmD后= 4F0p(1-2) = 410673.143.5(1-0.322) =20.9mm取D后=30mm5.62 油筒直径贮油筒直径Dc=（1.351.50）D，壁厚取2mm，材料可取20钢前贮油筒直径Dc前 =1.50D =1.5026=39 取Dc前=40mm后贮油筒直径Dc后 =1.35D =1.3526=37 取Dc后=40mm连杆直径选择：d前 =10mm d后 =10mm. . . .