桑塔纳2000前后悬架结构设计【毕业论文】【汽车专业】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 I 摘 要 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它最主要的功能是传递作用在车轮和车架 (或车身 )之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。因此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性连接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。采用弹性连接后，汽车可以看作是由悬架质量 (即簧载质量 )、非悬架质量 (即非簧载质量 )和弹簧 (弹性元件 )组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。 为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上提高了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。本文主要对桑塔纳 2000 前后悬架进行结构设计。 关键词 麦弗逊独立 悬架、单纵臂独立悬架 、 减振器、螺旋弹簧、横向稳定器 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 II Abstract Suspension is the modern car on the important assembly, which has one of the main function is to transfer function in the wheels and frame (or body) all between the force and moment, and ease when rough road surface cars driving by the impact of attenuation arising from the vibration of the bearing system, to ensure the smooth running of the car. So must the wheel and frame or body to provide flexible connection between, rely on the elastic element to deliver the wheel or axle and frame or between vertical load of the body, and depend on the deformation to absorb energy, to achieve the purpose of the buffer After using elastic and connection, can be regarded as a car bysuspension quality (i.e. spring load quality), the suspension quality (namely the spring load quality) and spring (elastic components) composition of the vibration system, and inherit from rough road surface, air power and transmission, engine incentive. In order to quickly attenuation unnecessary vibration, the suspension and it must also include damping components, namely the shock absorber. In addition, the suspension of the wheel and the frame or body to ensure the effective and reliable between torque transfer and decided to the wheels of the car body or relative to the frame of the displacement characteristics connected device collectively referred to as steering mechanism. Steering mechanism of the wheel to beat trajectory and wheel positioning parameters, and the change of the side before the car out of the longitudinal center and pour the position of the center, thus greatly improve the vehicle steering stability and resistance to the ability to pour. Keyphrase Paper independent suspension, single ZongBei independent suspension, shock absorber, spiral spring, horizontal WenDingQi 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 III 目 录 摘 要 . I ABSTRACT. II 第 1 章 绪论 .1 1.1 课题目的与意义 .1 1.2 悬架的发展方向 .1 1.3 悬架的功用及组成 .1 1.3.1 悬架的功用 .1 1.3.2 悬架的组成 .2 1.4 悬架的分类 .3 1.4.1 独立悬架 .3 1.4.2 非独立悬架 .8 第 2 章 悬架结构方案选择 .10 2.1 独立悬架与非独立悬架的选择 .10 2.2 独立悬架具体结构形式的选择 .10 2.3 悬架组成元件的选择 .10 2.3.1 弹性元件 .10 2.3.2 减振元件 .10 2.3.3 传力构件及导向机构 .11 2.3.4 横向稳定器 .12 第 3 章 前后悬架主要参数的确定 .13 3.1 悬架的空间几何参数 .13 3.2 悬架的弹性特性和工作行程 .14 3.2.1 前 后悬架偏频的选择 .14 3.2.2 前后悬架的静挠度、动挠度及工作行程的计算 .14 3.3 前后悬架刚度的计算 .15 第 4 章 前后悬 架主要零件的设计 .17 4.1 前后螺旋弹簧的设计 .17 4.1.1 前后弹簧刚度的设计 .17 4.1.2 前后弹簧主要几何参 数的确定 .17 4.1.3 前后螺旋弹簧的校核 .19 4.2 横向稳定器的设计 .23 4.2.1 横向稳定器的作用 .23 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 IV 4.2.2 横向稳定器参数的选择 .24 4.3 前后减振器的设计 .25 4.3.1 减振器的工作原理 .25 4.3.2 减振器的阻尼特性 .26 4.3.3 前后减振器参数的设计 .28 结 论 .32 致 谢 .33 参考文献 .34 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 1 第 1 章 绪论 1.1 课题目的与意义 轿车悬架是把路面作用于车轮上的各种力以及这些反力所造成的力矩传递到车身上，缓冲路面冲击，保证汽车的正常行驶以及乘坐人员的舒适性 【 1】 。由于轿车对乘坐舒适性的要求较高，一般采用独立 悬架，本设计以桑塔纳 2000 轿车为研究对象，桑塔纳 2000 的前悬架为麦弗逊式独立悬架，而 麦弗逊式独立悬架是众多悬 架 中的一种，它以结构简单、成本低廉、舒适性 较好 的优点赢得了广泛的市场应用 。 后悬架为单纵臂式独立悬架，它的结构简单、成本低。主要对其前后悬架进行结构设计。 1.2 悬架的发展方向 汽车悬架的发展十分 迅速 ，不断出现崭新的悬架装置。 正常情况 按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架 ， 20 世纪 80 年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中 ， 主动悬架 可以 主 动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。随着当前世界汽车工业朝着高速、高性能、舒适、安全可靠的方向发展 ， 空气悬架弹簧是当今汽车发展的 一大 趋势，国内早在 20 世纪 60 年代就设计生产了空气弹簧悬架，但由于工业技术条件有限，当时生产的产品使用效果不甚理想，以后在很长一段时期，产品没有进一步发展，因此，国外生产空气悬架弹簧的厂家凭借着资金与技术优势进入国内市场， 同时 我国公路条件的改善为汽车悬架创造了基本的使用条件，并产生了很大的促进作用 【 4】 。由于 主动式 空气悬架弹簧价格较贵，为降 低成本，有的企业部分车型前桥使用钢板弹簧，后桥使用空气悬架弹簧。 由此可知 悬架 正 充分关注这方面的变化，提高综合开发能力，以适应市场的需求和变化 ，新型悬架的诞生迫在眉睫。 1.3 悬架的功用及组成 1.3.1 悬架的功用 悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接装置的总称。功用： (1)传递它们之间一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 (2)缓和，抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车良好的平顺性，操纵稳定性。 (3)迅速衰减车身和车桥的振动。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 2 悬架系统在汽车上所起到的这几个功用是 紧密相连的。要想迅速的衰减振动、冲击，就应该降低悬架刚度。但这样，又会降低整车的操纵稳定性。必须找到一个平衡点，即保证操纵稳定性，又能具备较好的平顺性。 悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。 1.3.2 悬架的组成 现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式，种类，会因不同的公司和设计单位，而有不同形式。但是，悬架系统一般由弹性元件、减振器、缓冲块、横向稳定器等几部分组成 【 3】 。它们分别起到缓冲、减振 、力的传递 、限位和控制车辆侧倾角度的作用。悬架基本形式如图 1-1 所示 图 1-1 悬架基本形式 1-弹性元件； 2-纵向推力杆； 3-减振器 ； 4-横向稳定器 ； 5-横向推力杆； 弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。 这里选用螺旋弹簧。 减振器是为了加速衰减 由于弹性系统引起的 振动， 减振器有筒式减振哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 3 器，阻力可调式减振器，充气式减振器。 它是悬架机构中最精密和最复杂的机械元件。 导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定的运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控 制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定器，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。 1.4 悬架的分类 悬架的分类： 汽车的悬架从大的方面来看，可以分为两类：非独立悬架和独立悬架。 1.4.1 独立悬架 独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受 到 冲击 时 ，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬 架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。如图 1-2 所示。 图 1-2 独立悬架 独立悬架的类型及特点： 独立悬架 的车轴分成两段 如图 1-3 所示 ，每只车轮用螺旋弹簧独立地，弹性地连接 安装在车架 (或车身 )下面 ，当一侧车轮受到冲击时，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 4 图 1-3 独立悬架车轴 现在，前悬架基本上都采用独立悬架，最常见的有双横臂式和麦弗逊式（又滑柱连杆式）。 （ 1） 双横臂式独立悬架 它由上短下长两根 横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。 这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成 A 字形或V 字形， V 字形臂的上下两个 V 形摆臂以一定的距离分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。 优点：结构比较复杂，但经久耐用，同时减振器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型小型货车的前桥。 缺点：因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。如图 1-4 所示 图 1-4 双横臂式独立前悬架 （ 2） 麦弗逊式独立悬架（滑柱连杆式） 如图 1-5 所示 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 5 图 1-5 麦弗逊式独立前悬架 这种悬架目前在轿车中采用很多。这种悬架 将减振器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。这种悬架将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承，允许滑柱上端作少许角位移。内侧空间大，有利于发动机布置，并降低汽车的重心。 车轮上下运动时，主销轴线的角度会有变化，这是因为减振器下端支点随横摆臂摆动。以上问题可通过调整杆系设计布置得到解决。 麦弗逊独立悬架的特点： 优点：从上面的构造图可以看出，麦弗逊独立悬架的构造其实非常简单，而这种简单带来的最大好处就是其质量很轻，并且体积很小，对于很多前置前驱发动机的车辆来说，车头部分的大部分空间都要用来布置横置 的发动机以及变速箱，留给悬架的空间并不大，因此麦弗逊悬架体积小质量轻的优势就会表现的非常明显。 缺点：而结构简单也是麦弗逊悬架最大的软肋。与双横臂以及多连杆悬架相比，由于减振器和螺旋弹簧都是对车辆上下的晃动起到支撑和缓冲，因此对于侧向的力量没有提供足够的支撑力度。这样就使得车辆在转向的时候车身有比较明显的侧倾，并且在刹车的时候有比较明显的点头现象。很多采用麦弗逊悬架的小型车为了控制成本，也只能将这样的缺陷保留。虽然通过增加防倾杆能减小车辆侧倾，但是却不能根治这种情况。不过象宝马 M3，保时捷911 这样的高性能车 型上，通过调整弹性元件以及增加拉杆等调校，麦弗哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 6 逊悬架也一样可以变得非常强悍，但这也背离了麦弗逊悬架体积小，质量轻，成本低的特点。 典型的结构如图 1-6 所示 图 1-6 麦弗逊悬架结构 1-减振器外筒 ；2-活塞杆 ；3-弹簧支座 ；4-横向稳定杆支架 ； 5-横向稳定杆拉杆； 6-副车架 ；7-横向稳定杆 ；8-发动机支座 ； 9-弹簧上支座 ；10-隔离座 ；11-辅助弹簧 ；12-防尘罩 ；13-U 形夹 ； 14-轴承 ；15-定位螺栓 现在，后 悬架也基本上采用独立悬架，最常见的有多连杆式和纵臂式。 （ 3） 多连杆式独立悬架 它不仅可以保证拥有一定的舒适性，而且由于连杆较多，可以使车轮和地面尽可能保持垂直，尽最大可能地减小车身倾斜，维持轮胎的贴地性。多连杆后悬架一般为 4 连杆或 5 连杆，多连杆式悬架能使车轮绕着与汽车纵轴线成一定角度的轴线摆动，是横臂式和纵摆臂式的折中方案，适当的选择摆臂轴线与汽车纵轴线所成的夹角，可不同程度地获得横臂式与纵臂式悬架的优点，能满足不同的使用性能要求 【 9】 。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 7 优点：车轮跳动时轮距和前束的变化很小，不管汽车是在驱动、制动状态都 可以按驾驶人的意图进行平稳的转向。 缺点：汽车高速时有轴摆现象。 多连杆式独立悬架如图 1-7 所示 图 1-7 多连杆式独立悬架 （ 4） 单纵臂式独立悬架 单纵臂式独立悬架系统是指汽车在纵向平面内摆动的悬架系统结构。如果转向轮采用单纵臂式独立悬架，车轮上下跳动将使主销后倾角产生很大变化。因此，单纵臂式独立悬架一般多用于不转向的后轮。桑塔纳和捷达轿车的后悬架结构相同，也属于单纵臂式独立悬架。它有一根整体的 V形断面横梁，在其两端焊接着变截面的管状纵臂，从而形成了一个整体 构哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 8 架 后轴体。纵臂前端通过橡胶金属支承与车身作铰 链 连接。纵臂后端与轮毂、减振器相连。汽车行驶时，车轮连同后轴体相对车身以橡胶金属支承为支点作上下摆动，相当于单纵臂式独立悬架。当两侧悬架变形不等时，后轴体的 V 形断面横梁发生扭转变形，由于该横梁有较大的弹性，可起横向稳定器的作用。它不像普通带有整体轴的非独立悬架那样，一侧车轮的跳动会直接影响 到 另一侧车轮 【 6】 。 单纵臂式独立悬架如图 1-8 所示 图 1-8 单纵臂式独立悬架 1.4.2 非独立悬架 其特点是两侧车轮安装于一整 体式车桥上，当一侧车轮受 到 冲击力时会直接影响到另一侧车轮，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。非独立悬架如图 1-9 所示。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 9 图 1-9 非独立悬架哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 10 第 2 章 悬架结构方案选择 2.1 独立悬架与非独立悬架的选择 为适应不同车型和不同类型车桥的需要，悬架有不同的结构型式 ，主要有独立悬架与非独立悬架 。 独立悬架与非 独立悬架各自的特点在上一章中已经作了介绍，本章不再赘述，轿车对乘坐舒适性要求较高，故前后悬架均选择独立悬架。 2.2 独立悬架具体结构形式的选择 麦弗逊式独立悬架是独立悬架中的一种，是一种减振器作滑动支柱并与下控制臂铰接组成的一种悬架形式 ,与其它悬架系统相比 ,结构简单、性能好、布置紧凑 ,占用空间少。因此对布置空间要求高的前置前驱的轿车，前悬架几乎全部采用了麦弗逊式独立悬架。对于后悬架， 单纵臂式独立悬架结构简单、成本低。 此次设计的悬架为发动机前置前驱的桑塔纳 2000 车型，故前悬架选择麦弗逊式独立悬架，后悬 架选择 单纵臂式独立悬架。 2.3 悬架组成元件的选择 2.3.1 弹性元件 弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉，对货物可减少其被破坏的可能性。 弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常用类型。除了钢板弹簧自身有减 振 作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备减振元件 ，使已经发生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用的弹性元件，由于存在诸多设计不足之处，现逐步 被其它弹性元件所取代，本文前后悬架均选择螺旋弹簧。 2.3.2 减振元件 减 振元件 主要 起减振作用 。为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的，如图 2-1 所示。汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 11 体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能 量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。本文前后悬架均选择双作用筒式液力减振器。 图 2-1 含减振器的悬架简图 1.车身 2.减振器 3.弹性元件 4.车桥 2.3.3 传力构件及导向机构 车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。 对前轮导向机构的要求 （ 1）悬架上载荷变化时， 保证轮距变化不超过 4.0mm，轮距变化不会引起轮胎早期磨损。 （ 2）悬架上载荷变化时，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）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在 0.4g 侧向加速度作用下，车身侧倾角要小于 7 度。并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 （ 4）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。 （ 5）具有足够的疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。 对后轮导向机构的要求 （ 1）车轮跳动时，轮距无显著变化。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 12 （ 2）转弯时，车身侧倾角尽可能小，并使 车轮和车身倾斜同向，增强不足转向效应。 2.3.4 横向稳定器 在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件 横向稳定器。 横向稳定器实际是一根近似 U 型的杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来防止车身产生过大侧倾。 其原理是当一侧车轮相对车身位移比另外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。本文前悬架安装横向稳定器，后悬架不安装。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 13 第 3 章 前后悬架主要参数的确定 悬 架设计可以大致分为结构型式及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 。 桑塔纳 2000 基本 参数如下： 长 /宽 /高 (mm) 4680/1700/1423 发动机型式 74(kw)4 缸 2 气门电子控制多点喷射汽油机 (AYJ) 变速器型式 自动变速箱 /手动变速箱 排量 (ml) 1781 最大功率 (kw)(r/min) 74/5200 最大扭矩 (N.m)(r/min) 155/3800 油耗 (L/100km) 6.8 轴距 (mm) 2656 前轮距（ mm） 1414 后轮距（ mm） 1422 满载质量（ kg） 1540 空车质量（ kg） 1120 满载前轴允许负荷 810kg 满载后轴允许负荷 810kg 3.1 悬架的空间几何参数 在确定零件尺寸之前，需要先确定悬架的空间几何参数。麦弗逊式悬架的受力图如图 3-1 所示 图 3-1 悬架的受力图 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 14 根据车轮尺寸，确定 G 点离地高度为 158.3mm，根据车身高度确定 C大致高度为 700mm， O 点距车轮中心平面 110mm，减振器安装角度 14。 3.2 悬架的弹性特性和工作行程 3.2.1 前后悬架偏频的选择 汽车前后悬架与其簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。悬架偏频选取的主要依据是 “ ISO2631” 【 1】 ，偏频的取值与人步行时的身体上下运动的频率相近。 理论证明，若汽车以较高速度行驶过单个路障时，前后悬架的偏频之比 1n / 2n 1 时的车身纵向角振动要小。因此，不同用途的车辆对前后悬架的偏频有不同的要求。 对于轿车，当发动机排量小于 1.8L 时，前悬架的满载偏频要求是1.001.45HZ ，取 1n =1.2HZ ，后悬架的满载偏频要求是 1.171.58HZ ；取2n =1.3 HZ ；当发动机排量大于 1.8L 时，前悬架的满载偏频要求是0.801.15HZ ，后悬架的满载偏频要求是 0.981.3HZ ，随着发动机排量的增大，悬架的偏频应越小 【 10】 。 3.2.2 前后悬架的静挠度、动挠度及工作行程的计算 （ 1） 前后悬架静挠度的确定 cf= 22 ng （ 3-1） 则：前悬架的静挠度1cf= 212 ng 解得：1cf=176.1mm 后悬架的静挠度2cf= 222 ng 解得：2cf=150.0mm 对于轿车，后悬架的静挠度是前悬架的 0.80.9 倍，2cf/1cf=0.85 符合要求。 （ 2） 前后悬架动挠度的确定 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 15 df=（ 0.50.7）cf （ 3-2） 则：前悬架的动挠度1df=0.51cf=88.05mm 后悬架的动挠度2df=0.52cf=75mm （ 3） 前后悬架工作行程的确定 悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 为了得到良好的平顺性，因此当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于 160mm。 前悬架的工作行程 :1s =1cf+1df=176.1+88.05=264.15mm160mm 符合要 求。 后悬架的工作行程 :2s =2cf+2df=150+75=225mm160mm符合要求。 3.3 前后悬架刚度的计算 根据桑塔纳 2000 轿车类型的参数以及对前后悬架的偏频、静挠度和动挠度的要求，对悬架刚度进行设计。 已知：整车整备质量 m=1120kg， 取簧上质量为 1055kg；取簧下质量为 65kg， 则由轴荷分配表 3-1 知： 表 3-1轴荷分配表 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 16 空载前轴单轮轴荷取 60%： 2 %60105511 m= 5.316 kg 满载前轴单轮轴荷取 50%： 错误 !未找到引用源。 （满载时车上按 5 名成员计算， 65kg/名）。 由公式：悬架刚度cfFC 满载 （ 3-3） 则：前悬架刚度11cs fFC 满载 = 1.1763450 =19.59 mmN/ 空载后轴单轮轴荷取 40%： 21m =2%401055 =211kg 满载后轴单轮轴荷取 50%： 错误 !未找到引用源。 则：后悬架刚度22cs fFC 满载 = 1503450 =23.0 mmN/ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 17 第 4 章 前后悬架主要零件的设计 4.1 前后螺旋弹簧的设计 4.1.1 前后弹簧刚度的设计 螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下的汽车悬架中广泛应用。根据桑塔纳 2000 工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求，选择 60Si2MnA 为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。由于悬架弹簧一般不安装在轮轴上方，并且有时悬架弹簧的纵轴线又与轮轴垂线成某种角度，因此，在考虑悬架弹簧安装位置或角度的情况下，悬架弹 簧刚度可根据不同情况进行计算。本文设计考虑悬架杠杆比，如果悬架杠杆比为 i ，则根据前后悬架刚度可分别求得前后悬架弹簧刚度tC。 tC iCs （ 4-1） 则：前悬架的弹簧刚度 t1C=211iCs = 28.0 59.19=30.6N mmN/ 后悬架的弹簧刚度 2tC=222iCs = 28.0 0.23=35.9 mmN/ 式中： i 杠杆比， 1i 、 2i =0.8 C s 悬架刚度 4.1.2 前后弹簧主要几何参数的确定 (1)选择弹簧旋绕比 旋绕比（弹簧指数）影响着弹簧的加工工艺，当旋绕比过小时将给弹簧的制造带来困难。一般的选择范围是 C =48,这里选择 C 1 =8， C 2 =7。 (2)钢丝直径 d 的计算 曲率系数 k =CCC 615.044 14 （ 4-2）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 18 代入数据解得： k1=1.10， k2=1.12 由公式： d =1.6GCKF2 （ 4-3） 则：前弹簧丝直径1d=1.6GCFK 11 1 代入数据解得： 1d =12.5mm 后弹簧丝直径 d2=1.6GCFK 222 代入数据解得 ： d2 =12.7mm 所以前后弹簧钢丝直径都取 13mm。 式中 G 弹簧材料的剪切弹性模量，取 4103.8 Mpa 1F 、 2F 为最大工作载荷 ， 1F = 2F =3140N 弹簧中径： D1 =C1d1 =8 10413 mm 选 D1 =100mm D2=C2 d2 =7 9113 mm 选 D2=90mm （ 3） 弹簧圈数的选择 由公式： N =34D8G tCd （ 4-4） 则： 1N =31141D8G tCd 代入数据解得： 1N =7.6，取 8 圈。 2N = 3224D8G 2 tCd 代入数据解得 ： 2N =9.7，取 10 圈。 （ 4） 弹簧的几何尺寸 弹簧外径： D11 =D1 +d1 =100+13=113mm D21 =D2 +d2 =90+13=103mm 弹簧内径 : D01=D1 -d1 =100-13=87mm D02 =D2 -d2 =90-13=77mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 19 弹簧节距 ：1p=(0.280.25)D1=0.25 100 =26mm 2p=(0.280.25)D2=0.25 90 =22.75mm 弹簧自由高度 :H01=1N 1p+1.5d1=8 135.125 219.5mm H02=2N 2p+1.5d2=10 135.15.22 =244.5mm 螺旋角： 1= arctg11Dp解得： 1=5.1 2 =arctg22Dp解得： 2 =5.4 由于 在 59之间，所以符合要求。 支撑圈数： N3=N4 =2，总圈数： N11 =8+2=10 N21 =10+2=12 并紧高度： H1b=（ N11 -0.5） d1 =123.5mm H2b=( N21 -0.5)d2 =149.5mm 总变形量 :1b= H01- H1b=219.5-123.5=96mm 2b = H02 - H2b =244.5-149.5=95mm 弹簧钢丝展开长度： L1 = D1 N11 =3.14 10100 =3140mm L2 = D2 N21 =3.14 1290 3391.2mm 4.1.3 前后螺旋弹簧的校核 （ 1） 弹簧刚度的校核 弹簧刚度也就是弹簧特性线上某点的斜率，它越大，弹簧越硬，弹簧刚度tC为常数的弹簧称为定刚度弹簧，其特性线为一直线，等节距圆柱形螺旋弹簧就是定刚度弹簧。定刚度压缩弹簧的刚度为： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 20 N8 34DGdCt （ 4-5） 则：334111 N81DGdCt 代 入数据解得：11tC=28.56N/mmt1C=30.6N/mm 434212 N82DGdCt 代入数据解得：12tC=32.6N/mm2tC=35.9N/mm 所以，前后螺旋弹簧的刚度均满足刚度要求。 （ 2） 弹簧表面剪切应力的校核 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，弹簧钢丝表面的剪应力为：38dKPD （ 4-6） 则：3111118dKDP 代入数据解得： 1 paM58.466 3222228dKDP 代入数据解得： 2 Mpa5.470 其中： 1P 2P N3 1 8 1c o s103 4 5 对于类弹簧 =640Mpa， 1 ,2 ,所以，满足要求。 式中 C 弹簧指数（旋绕比） K 曲 度 系数 ， 为 考虑 簧 丝 曲率 对 强度 影 响 的系 数 ，CCCK 615.044 14 P 弹簧轴向载荷 弹簧材料的许用切应力 ， Mpa 取 640Mpa 减振器安装角度 （ 3） 验算稳定性 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 21 压缩弹簧的自由高度 H0与中径 D 之比称为高径比，即 ： bDH0,高径比 b 的值较大，当轴向载荷 F 达到一定值后，弹簧就会发生较大的侧 向弯曲而丧失稳定，这是不允许的。压缩弹簧自由高度越大，越容易失稳。弹簧的稳定性还与弹簧两端的支撑形式有关。为保证压缩弹簧的稳定性，其高径比 b的值应满足下列要求： 两端固定时 b5.3 一端固定另一端自由转动时 b3.7 两端均自由转动时 b2.6 本文设计的螺旋弹簧属于两端固定型 则： b1 3.5195.21005.219101 DH b2 3.572.2905.244202 DH,所以，前后螺旋弹 簧均符合要求。 （ 4） 前后弹簧的疲劳强度验算 对于受变载荷作用的弹簧，当载荷的作用次数 N 310 时，应进行疲劳强度验算；当 N103 或载荷变化幅度不大时，通常只进行静强度验算；本文设计同时进行两种强度验算。 弹簧丝内部的最大和最小切应力分别为： max am 228 d CFK （ 4-7） min 218 d CFKam （ 4-8） 对于前螺旋弹簧：1max am 2110218 dCFK 代 入 数 据 解 得 ：1max Mpa58.466 1min 211011 8 d CFKam 代 入 数 据 解 得 ：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 22 1min 437.2 Mpa 其中： F10、 F20分别为弹簧的最小工作载荷和最大工作载荷。 疲劳强度安全系数为： Smaxmin0 75.0 fS （ 4-9） 则：1S1max1min0 75.0 fS 解得：1S 3.13.1 fS1.7 符合要求。 对 于 后 螺 旋 弹 簧 ：2max am 222122 8 d CFK 代 入 数 据 解 得 ：2max Mpa1.397 2min 222112 8 d CFKam 代入数据解得：2min 263.4 Mpa 其中 : 11F 、 21F 分别为弹簧的最小工作载荷和最大工作载荷。 疲 劳 强 度 安 全 系 数 为 ： 2S2max2min0 75.0 fS 解 得 ：2S 35.1 3.1 fS 1.7 符合要求。 式中：0 脉动循环条件下弹簧材料的扭剪疲劳极限，根据变载荷作用次数 N 由表 4-1 查取：本文设计取0 B35.0。 fS 许用安全系数，当设计计算及材料性能数据精度高时，fS 3.11.7；当精度低时，fS 8.12.2。 表 4-1弹簧材料的脉动循环扭切疲劳极限 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 23 载荷作用次数 N 410 510 610 710 0 B45.0 B35.0 B33.0 B30.0 注：此表适用于优质钢丝、铍青铜和硅青铜，但对于硅青铜、不锈钢丝，当 N 410时，0 B35.0。 对喷丸处理的弹簧，表中数值可提高 20%。 B 为弹簧材料的抗拉强度极限 Mpa 。 （ 5） 前后弹簧的静强度验算 静强度安全系数为 : ss SS max （ 4-10） 对于前螺旋弹簧：ss SS 1max1 代入数据解得： 3.132.11 sSS 1.7符合要求。 对于后螺旋弹簧：ss SS 2max2 代入数据解得： 2S 3.141.1 sS 1.7符合要求。 式中：s 弹簧材料的扭切屈服极限，其值可查有关资料，亦可按下列关系选取；碳素弹簧钢s B5.0；铬锰弹簧钢s B6.0；硅锰弹簧钢s B7.0； sS 静强度疲劳强度许用安全系数，其值与fS相同。 4.2 横向稳定器的设计 4.2.1 横向稳定器的作用 横向稳定器是一根拥有一 定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬架的下托臂哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 24 或减振器滑柱相连。当左右悬架都处于颠簸路面时，两边的悬架同时上下运动，稳定器不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬架承受的力量较大，车身发生一定的侧倾。此时外侧悬架收缩，内测悬架舒张，那么横向稳定器就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。 4.2.2 横向稳定器参数的选择 具体尺寸选择如下：杆长 L=1000mm， c=363mm， a=68mm， b=69mm，2l=156mm， 圆角半径 R=23mm。 计算简图如图 4-1 所示。横向稳定器直径d 可按如下公式计算： （ 4-11） 代入数据解得： d mm96.17 ，取 d mm18 式中： E 材料的弹性模量， E Gpa210 I 稳定杆的截面惯性矩， I644d bC 前悬架侧倾角刚度 图 4-1 横向稳定器计算简图 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 25 4.3 前后减振器的设计 4.3.1 减振器的工作原理 汽车减振器是悬架中重要部件之一，在车辆行驶过程中起着重要作用，其中，应用最广泛的是筒式减振器。减振器的阻尼力主要是由油液流经小孔、缝隙的节流压力差产生的 ，它能有效地衰减簧上、簧下质量的相对运动，提高车辆的行驶平顺性和操纵稳定性。 双筒式液力减振器的工作原理如图 4-2 所示。其中 A 为工作腔， C 为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞 1 在工作腔 A 中上下移动，迫使减振器液体流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞 1 向下运动，油液通过阀进入工作腔上腔， 但是由于活塞杆 9 占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀进入补偿腔 C；当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞 1 向上运动，工作腔 A 中的压力升高，油液经阀 流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔 6 进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠储油缸筒 3 散发。减振器的工作温度可高达 120 摄氏度，有时甚至可达 200 摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油 液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封 7 进入补偿腔甚至经阀吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 26 图 4-2 双筒式减振器工作原理图 1-活塞 ； 2-工作缸筒； 3-贮油缸筒； 4-底阀座； 5-导向座； 6-回流孔活塞杆 ； 7-油封 ； 8-防尘罩 ； 9-活塞杆 4.3.2 减振器的阻尼特性 图 4-3 减振器的阻尼特性 减振器的特性可用图 4-3 所示的示功图和阻尼力 -速度曲线 描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启压力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性沿程阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。 由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著，因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不易受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比，如图 4-4 所示。图中曲线 A 所示为在某一给定的 A 通道下阻尼力 F 与液流速度 v 的关系，若与通道 A 并联一个直径更大的通道 B，则总的特性将如图中曲线 A+B 所示。如果 B 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线 A 与曲线 A+B 间的过渡特性。恰当选择 A、B 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定的特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。 通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到 0. lm/s 时阀就哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 27 开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。 图 4-4 阀的开启程度对减振器特性影响示意图 图 4-5 典型的减振器特性曲线 图 4-6 减振器斜置时计算传递比 图 4-5 给出了三种典型的减振器特性曲线。第一种为斜率递增型的，第二种为等斜率的 (线性的 )，第三种为斜率递减型的。其中第一种在小速度时，阻尼力较小，有利于保证平坦路面上的平顺性，第三种则在相当宽的振动速度范围内都可提供足够的阻尼力，有利于提高车轮的接地能力和汽车的行驶性能。根据汽车的型式、道路条件和使用要求，可以选择恰当的阻尼力特性。 需要注意的是，在大部分汽车上，减振器不是完 全垂直安装的，如图4-6 所示为刚性桥非独立悬架的情况。这时减振器本身的阻尼力与车轮处的阻尼力之间存在差异，当左右车轮同向等幅跳动时，阻尼力的传递比哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 28 cos/1Di ，由于角度 同时造成车轮处力的减小和减振器行程的减小，因此减振器的阻尼系数应为车轮处阻尼系数的 2Di倍。当车身侧倾时，相应的传递比 cos/ bBi D ，式中 B 为轮距 ， b 为减振器下固定点的安装距。 双作用筒式减 振器的优点有 :在小振幅时阀的响应也比较敏感 ；改善了坏路上的阻尼特性 ；提高了行驶平顺性 ；气压损失时，仍可发挥减振功能 ；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。因而本次设计选择双作用筒式减振器。 4.3.3 前后减振器参数的设计 （ 1） 相对阻尼系数 的选择 相对阻尼系数 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sm的悬架系统 匹配时，会产生不同的阻尼效果。相对阻尼系数 值取得较大，能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击传给车身； 值选的小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性 【 4】 。通常在压缩行程选择较小的相对阻尼系数c，在伸张行程选择较大的相对阻尼系数0。一般减振器有c 5.025.0 0。当c 0，0 0时，即：减振器压缩时无阻尼，伸张时有阻尼，这种特性的减振器称为单向作用减振器。 设计时通常先选择压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值 。 35.025.0 ，本文设计先取 Y 与 S 的平均值 ，为避免悬架碰撞车架，取 Y =0.5S，取 =0.3，则有： 3.02 0.5 S S，计算得：S=0.4， Y =0.2 （ 2） 前后减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数 mCs2，不同悬架导向机构杠杆比不同，悬架阻尼系数应具体计算 ,图 4-7 所示桑塔纳 2000 的安装形式，阻尼系数可由哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 29 下式计算 : 22 imC s / 2cos （ 4-12） 对于前减振器：1Y 1212 mC sY 2i/ 2cos 代入数据解得：1Y msN /5.1711 1s 1212 mC ss 2i / 2cos代入数据解得：1s msN /9.3422 对 于 后 减 振 器 ： 2Y2222 mC sY 2i/ 2cos 代入数据解得：2Y msN /7.1866 2s 2222 mC ss 2i / 2cos代 入 数 据解 得 ：2s msN /3.3733 式中： 减振器安装角 m 簧载质量 sC 悬架系统刚度 图 4-7 减振器安装形式 （ 3） 前后 减振器最大卸荷力 0F 的确定 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 30 为减少传给车身上的冲击力，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xV，按上图安装形式 iAV x cos （ 4-13） 式中：xV 为卸荷速度，一般为 0.150.3m/s。 A 为 车身振幅，取 mm40 ； 为悬架振动固有频率， mCs 。 若伸张行程时的阻尼系数为0，则最大卸荷力为：xVF 00 对于前减振器：1211 mC s