汽车悬架系统毕业设计.doc

1、 目 录第1章 绪论1.1 悬挂系统概述.1.2 设计要求.第2章 悬挂系统总体参数设计与计算2.1主要技术参数2.2悬架性能参数确定2.3悬架静挠度2.4悬架动挠度2.5悬架弹性特性曲线第3章 弹性元件的设计计算3.1前悬架弹3.2后悬架弹第4章 悬架导向机构的设计 4.1导向机构设计要求4.2麦弗逊独立悬架示意图4.3导向机构受力分析4.4横臂轴线布置方式4.5导向机构的布置参数第5章 减振器主要参数设计5.1减振器概述5.2减振器分类 5.3减振器参数选取 5.4减振器阻尼系数 5.5最大卸荷力5.6筒式减振器主要尺寸 第6章 横向稳定杆设计 6.1横向稳定杆参数确定 第7章 结 论 参

2、考文献 致 谢附 录 附 录II第一章 悬挂系统概述（1）概述 汽车悬架系统是底盘平台的重要组成部分，直接影响到汽车行驶的操作稳定性，乘坐的舒适性和安全性，往往被编入技术规格表，作为评价汽车性能品质的标准之一。汽车悬架是安装在车桥和车轮之间用来吸收汽车在高低不平的路面上行驶所产生的颠簸力。因此，汽车悬架系统对汽车的操作稳定性、乘坐舒适性都有很大的影响。由于悬架系统的结构得到不断改进，其性能及其控制技术也得到了迅速提高。尽管一百多年来汽车悬架从结构形式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是有弹性元件、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

3、弹簧兼起弹性元件和导向机构的作用，麦克弗逊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。 （2）总体设计方案1. 完成悬挂系统总体参数设计：2. 完成弹性元件设计计算3. 完成减震器主要参数选择4. 完成悬架导向机构及横拉杆设计5. 完成设计相关的图纸6. 编写设计说明书第2章 悬挂系统总体参数设计与计算2.1主要技术参数整车的基本参数见表 尺寸参数 轴距（mm） 2650 轮距前轴（mm） 1502后轴（mm） 1492 质量参数 轴荷分布 空载前轴（kg） 640后轴（kg） 610 满载前轴（kg） 760后轴（kg）

4、860前悬非簧载质量为50kg 后悬非簧载质量为80kg 簧载质量（满载）前簧载质量满载轴荷质量非簧载质量 77050720kg 后簧载质量满载轴荷质量非簧载质量 86080780kg非簧载质量：前悬非簧载质量为50kg 后悬非簧载质量为80kg3.2悬架性能参数确定(1）自振频率（固有频率）选取根据国家规定对发动机排量在1.6L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在1.001.45Hz，后悬架要求在1.171.58Hz。理论上，乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，要求满载前悬架偏频在0.801.15Hz，后悬架则要求在1.702.17Hz。因此取：前悬架偏频 n=1.1Hz 后悬架偏频 n

5、=1.2Hz ) 悬架刚度前后悬架刚度C1,C2分别为C1=4h2mn2 =43.1427201.12 =34468 N/m C2=4h2mn2 =43.1427801.22=44297 N/m 重力加速度g=9.8m/s2D前悬架静挠度：fc1=m1g/c1=7209.8/34468= 20.4 mm 后悬架静挠度：fc2=m2g/c2=7809.8/44297= 17.3mm Fc2/fc1=17.3/20.4=0.848符合=fc2=(0.7-0.9)fc1式中：Fw汽车静止时悬架上的载荷 G-重力加速度(g=9.8cm/s2) 前、后悬架的静挠度fc1和fc2应当接近，并使后悬架静挠度

6、fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。3.4悬架动挠度为了防止在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还必须具备足够的动挠度fd。前、后悬架的动挠度常按其相应的静挠度来选取，对于轿车fd取79cm。因此取 fd=8cm3.5悬架弹性特性曲线图 3-1悬架弹性特性曲线1-缓冲块复原点 2-复原行程缓冲块脱离支架3-主弹簧弹性特性曲线 4-复原行程5-压缩行程 6-缓冲块压缩期悬架特性曲线7-缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8-额定载荷6弹性元件的设计计算4.1前悬架弹簧1）弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径Dm =95mm 钢丝直径d=10mm 结构形式：端

7、部并紧、不磨平、支撑圈为1圈 所选用的材料为60Si2Mn查机械设计手册得 s=1585Mpa 则t=0.63s=0.631585=998.55MPa2）弹簧圈数由前知 fc1=0.188m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P=mcosa=362.5cos2o9.8=3547N 其中m前悬架单侧簧载质量（362.5kg）a前悬架减振器安装角（2o）螺旋弹簧在P下的变形f为f=fccosa=0.cos2o0.188 螺旋弹簧的刚度C=Pf=3547/0.18818867Nm 3由C=Pf=Gd4Dmi3得弹簧工作圈数i 3i=Gd48DmCs=7.81010(12)48(120)188676.2取i=

8、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=73）弹簧完全并紧时的高度弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度HS间的关系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0112(9-1)+6102.96mm 则HS+fc+fd=103+188+80=371mm取弹簧总高度H=400mm4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为：t=8PCKd27又C=Dmd=10K=(4C-1)(4C-4)+0.=(410-1)(410-4)+0.1.14 则t=8PCKd2=83547101.3.14()2728.9MPat=800MPa式中 K曲度系数C弹簧指数4.2后悬架弹簧1）弹

9、簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径Dm=120mm 钢丝直径d=12mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为60Si2Mn查机械设计手册得 s=1585Mpa则t=0.63s=0.631585=998.55MPa2） 弹簧圈数由前知 fc2=0.159m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P=mcosa=400cos5o9.8=3917N其中m后悬架单侧簧载质量（400kg）a后悬架减振器安装角（5o）螺旋弹簧在P下的变形f为f=fccosa=0.1cos5o=0.159 螺旋弹簧的刚度Cs=Pf=3917/0.15924635Nm 3由Cs=f=Gd4Dmi3得弹簧工作圈数i

10、3i=Gd48DmCs=8.851010(12)48(120)246356.7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=93）弹簧完全并紧时的高度弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度HS间的关系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0112(9-1)+6103mm则HS+fc+fd=103+159+80=342mm8取弹簧总高度H=350mm 4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为：t=8PCKd2又C=DmK=(4C-1)(4C-4)+0.C=(410-1)(410-4)+0.1.14则d=10t=8PCKd2=83917101.3.14()267

11、5.15MPa 0.35；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 = 0.35y后 = 0.306.4减振器阻尼系数 减震器上的阻尼系数=2MC,悬架系统固有频率W=C/M,理论上=2MW 但是实际上应根据减振器的布置特点来确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器减振器如图6-2安装时，减振器阻尼系数为 =2MW / cos2所以 前= 2M1W 1/ cos2= =(20.3572021.143.14) / cos2 2o= =3608.1（单边） d 后=2M2W 2/ cos2 = =(20.378021.143.14)cos2 5o = =3383.6（单边）

12、图6-2 减振器安装位置在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角a，会影响减振器阻尼系数的变化。6.5最大卸荷力为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度Vx。在减振器安装如图7-2所示时 Vx =Awcos式中 A车身振幅，取 35mm W悬架系统的固有频率 Vx为卸荷速度,一般为0.150.30s Vx前 =Awcos1 =0.035 2 3.14 1.14 cos3 = 0.254 m/s Vx后 =Awcos2 =0.0352 3.14 1.14 cos15 = 0.245 m

13、/s Vx前、Vx后均符合要求.如已知伸张时的阻尼系数 s在伸张行程的最大卸荷力 F0 =s Vx 则 F0前=s前Vx前 =3608.1 0.254 = 916.5N F0后=s后Vx前 =3383.6 0.245= 829 N6.6筒式减振器主要尺寸1）筒式减振器工作直径可根据最大卸荷力和缸内最大压力强度来近似的求工作缸的直径 D =式中 P-工作缸内最大允许压力,取34.5MPal -连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取 = 0.400.50 由QC/T491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件可知:减振器的工作缸直径D 有20、30、40、(45)、50、65mm等几种。所以筒式减振

14、器工作直径D可取： D前=取D前=30mm16D后=4F0后pP(1-l2)=4809=19.4mm 23.143.5(1-0.47) 取D后=20mm2）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=1.5030=45mm后贮油筒直径DC后=1.35D=1.4030=42mm连杆直径的选择：d前=15mm；d后=15mm17 取DC前=45mm 取DC后=45mm第7章 横向稳定杆设计7.1横向稳定杆参数确定当用于独立悬架时，横向稳定器侧倾角刚度Cjb与车轮处的等效侧倾角刚度Cjw之间的换算关系可如下求出：设汽车左右车轮接地点处

15、分别作用大小相等，方向向反的垂向力微量dFw，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为dfw，相应的横向稳定杆部受到的垂向力和位移分别为dFb和 dfb，由于此时要考察的是稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有dFw 与dFb所作的功相等，即dFwdfw= dFb dfb而作用在杆上的弯矩和转角分别为dMb= dFbLdjb=2dfb/LL横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度Cjb=dMb/ djb=同理可知车轮的等效角刚度Cjw=B为车轮轮距由此可得Cjb=Cjw(1dFb2L 2dfb1dFw2B 2dfwfw2L2)() Bfw由于连接点处橡胶件的变

16、形，稳定杆的侧倾角会较小15%30%当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用时，其端点的位移f可用材料力学的办法求出，具体为f=P3L2l1-a3+(a+b)2+4l2(b+c) 3EI2E材料的弹性模量，E=2.06105MPa pd4mm4 I稳定杆的截面惯性矩，I=64d稳定杆的直径，mmP端点作用力，NF端点位移，mm由上式可知横向稳定杆的角刚度18Cjb=1P2L2(b+c) L=3EIL2/2l13-a3+(a+b)2+4l22f2当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径d 128Cjb3L32d=l-a+(a+b)2+4l2(b+c)=20mm 123pLE2还应满足转应力不超过700MPa16Pl2Kt=t=700MPa t615MPa 3pdK曲度系数，K=4C-1/4C-4+0.615/CC弹簧指数，C=（2R+d）/d横向稳定器其他参数： L=1040mm ，a=220mm，b=120mm, l=800mm， 其中 L横向稳定杆两端点的距离l横向稳定杆中部长度a两端纵向部分的长度b横向稳定杆与车身支点距离19.忽略此处.