课程设计（论文）-乘用车麦弗逊悬架结构设计.doc

辽宁工程技术大学 课 程 设 计 题 目： 乘用车麦弗逊悬架结构设计 班 级： 汽车 08-2 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期：2011 年 12 月 29 日 一、设计题目一、设计题目：乘用车麦弗逊悬架结构设计 二、设计参数二、设计参数 驱动形式：42 前置前驱 轴距：2471mm 前轮轮距：1429mm 后轮轮距：1422mm 整车整备质量：1060kg 最高车速：180km/h 最大爬坡度：35% 制动距离：5.6m 最小转弯直径：11m 发动机最大功率：74kg 转速：5800r/m 转矩：150nm 轮胎型号：185/60r14t 档位数：手动 5 档 空载前轴轴载质量：636kg 空载后轴轴载质量：424kg 三、设计要求三、设计要求 （1）总装图 1 张 （2）零件图 2 张 （3）课程设计说明书（50008000 字） 1 份 四、进度安排（参考）四、进度安排（参考） （1）熟悉相关资料和参考图 2 天 （2）确定基本参数和主要结构尺寸 2 天 （3）设计计算 3 天 （4）绘制总装配草图 4 天 （5）绘制总装配图 2 天 （6）绘制零件图 2 天 （7）编写说明书 3 天 （8）准备及答辩 3 天 五、指导教师评语五、指导教师评语 成 绩： 指导教师 日 期 摘 要 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或轮胎） 弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩， 比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、 衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。 本文主要讲的是爱丽舍轿车前悬架设计，重点从爱丽舍轿车前悬架的选型、 减振器的计算及选型、弹性元件形式的选择计算及选型和横向稳定杆的设计计 算。首先，我把形式不同的悬架的优缺点进行了比较，然后定下爱丽舍轿车前 悬架的形式麦弗逊式悬架。然后围绕麦弗逊式悬架的部件进行设计。先是弹 簧的设计计算，再是减振器的计算选型，最后是横向稳定杆的计算。 关键词：悬架、麦弗逊式、设计、减震器、横向稳定杆 abstract suspension is an important element of one of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration，ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. the main stress is front suspension design，training emphasis from the former car models, and models absorber calculations, flexible choice of components and models and forms of stabilizer bar design data .first of all, i have a different form of a suspension of the advantages and disadvantages compared to the previous suspension of the car and then set form- macpherson suspension. then design around macpherson suspension components. first, the spring-loaded design terms, to be absorber calculation models, a horizontal stabilizer bar final calculation. stabilizer bar keyword：suspension、 macpherson 、design shock absorber、 lateral stable pole 目录目录 1 绪论.1 1.1 悬架重要性 .1 1.2 悬架的作用及功能 .1 13 悬架的设计要求 1 1.4 已知参数2 2 悬架挠度 f 的计算.3 2.1 悬架静挠度 fc 的计算 3 2.2 悬架动挠度 f d计算3 2.3 悬架弹性特性 .4 3 弹性元件的设计5 31 弹簧参数的计算选择 5 311空载计算刚度5 312满载计算刚度5 313按满载计算弹簧钢丝直径 d.5 314确定弹簧参数6 3.2 弹簧校核 .6 3.2.1 弹簧刚度校核6 3.2.2 弹簧表面剪切应力校核6 4 导向机构设计8 41 导向机构设计要求 8 42 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 8 421 导向机构受力分析8 422 横臂轴线布置方式的选择9 423 横摆臂主要参数9 5 减振器的计算11 51 相对阻尼系数.11 52 减振器阻尼系数 的确定.11 53 减振器最大卸荷力 f0 的确定12 54 减振器工作缸直径 d 的确定.13 6 结论15 辽宁工程技术大学课程设计 1 1 绪论 1.1 悬架重要性 现代汽车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性等之外，目前 正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。 对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须进行相应的改进。 舒适性是汽车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而 车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。悬架是现代汽车上的重要总成之一， 它把车架（或车身）与车轴（或轮胎）弹性地连接起来。 1.2 悬架的作用及功能 悬架的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑 力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此 引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。其主要任务 是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架 （或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平 顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵 稳定性，使汽车获得高速行驶能力。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹 性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共 振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振 器的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。 13 悬架的设计要求 为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的 振动系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹 配应合理，对乘用车，要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率，还要尽 量避免悬架撞击车架（或车身） 。在簧上质量变化的情况下，车身高度变化要小， 因此，应采用非线性弹性特性悬架。要正确地选择悬架方案和参数，在车轮上、 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 2 下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前 轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。悬架与汽车的多种使用性能 有关，为满足这些性能，对悬架提出的设计要求有： 1）保证汽车有良好的行驶平顺性。 2）具有合适的衰减振动的能力。 3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。 4）汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要 合适。 5）有良好的隔声能力。 6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。 7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时， 还要保证有足够的强度和寿命。 1.4 已知参数 :驱动形式:42 前置前驱 轴距：2471mm 前轮轮距：1429mm 后轮轮距：1422mm 整车整备质量：1060kg 空载前轴轴载质量：636kg 空载后轴轴载质量：424kg 最高车速：180km/h 最大爬坡度：35% 制动距离：5.6m 最小转弯直径：11m 发动机最大功率：74kg 转速：5800r/m 转矩：150nm 轮胎型号：185/60r14t 档位数：手动 5 档 辽宁工程技术大学课程设计 3 2 悬架挠度 f 的计算 2.1 悬架静挠度 fc 的计算 悬架静挠度 f c汽车在满载静止时悬架上的载荷 f w此时悬架刚度才 c 之 比，即 fc=fw/c 汽车悬架的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参 数之一。而汽车部分车身固有率（偏频）可用下式表示： s s m c n 2 1 （ 2-1） 式中 c s汽车前悬架刚度，n/mm； m s汽车前悬架簧上质量，kg； n汽车前悬架偏频，hz 而汽车悬架的静挠度可用下式表示： cgmf sc / （2-2） 由这两式可得出： 2 25 n fc （2-3） 设计时取前悬架的偏频 n=1.1hz。 根据上面公式可以计算出前悬架的静挠度为： fc=25/n2=206mm 2.2 悬架动挠度 f d 计算 悬架的动挠度 f d是指从满载经平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大 变形（通常指缓冲块压缩到妻子有高度的 1/2 或 2/3）时，车轮中心相对车架 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 4 （或车身）的垂直位移。要求悬架应由足够大的动挠度，以防止在坏路面上行 驶时经常碰到缓冲块。对乘用车， d f 取 7090mm；对客车， d f 取 5080mm；对货车， d f 取 6090mm。取悬架动挠度 d f 为 80mm。 2.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力 f 与由此引起的车轮中心相对于车身位移 f（即悬架 的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 悬架的弹性特性有线性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形 f 与所受 垂直外力 f 之间成固定的比例变化时，弹性特性为以直线，称为线性弹性特性， 此时，悬架刚度为常数。当悬架变形 f 与所受垂直外力 f 之间不成固定比例变 化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置附 近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡， 刚度增大。这样，可在有限的动挠度 fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量。 悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形位置消 耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。 辽宁工程技术大学课程设计 5 3 弹性元件的设计 31 弹簧参数的计算选择 对于大多数汽车而言，起悬挂质量分配系数 =y2 /ab =0.81.2，因而 可以近似的认为 =1，即前、后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相 互独立的，并用偏频来表示各自、的自由振动频率。偏频越小。则汽车的平顺 性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，前悬架的偏频 n=11.3hz，非常接近 人体步行时的自然频率。 设计时取前悬架的偏频 n=1.1hz，根据下面公式可以计算出前悬架的刚度： s s m c n 2 1 ss mnc 22 4 （3-1） 式中 cs 汽车前悬架刚度，n/mm； ms 汽车前悬架簧上质量，kg； n汽车前悬架偏频，hz 311空载计算刚度 根据估算可估计出前悬架簧下质量为 52kg，已知前悬架空载前轴载质量为 636kg，则起单侧簧上质量为 ms ： ms = *(636-52)=292kg； 2 1 n=1.1hz； 代入计算得：cs = 41.12 3.142 292 =13948.5n/m 312满载计算刚度 已知前悬架满载时轴载质量为 753kg，则单侧簧上质量为 ms ： ms = 1/2 (753 52) =350.5kg n=1.1hz； 代入计算得：cs = 41.12 3.142 350.5=16743.0n/m 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 6 313按满载计算弹簧钢丝直径 d 根据下面的公式可以计算： id gd c m s 3 4 8 4 3 8 g cid d im （3-2） 式中 i弹簧有效工作圈数，先取 8 g弹簧材料的剪切弹性摸量，取 8.3 104mpa 弹簧中径，取 110mm m d 代入计算得： d=12.5mm 3.1.4 确定弹簧参数 弹簧钢丝直径 d=12mm；弹簧外径 d=122mm；弹簧有效工作圈数 n=8； 3.2 弹簧校核 3.2.1 弹簧刚度校核 弹簧刚度的计算公式为： id gd c m s 3 4 8 （3-3） 代入数据计算可得弹簧刚度 cs 为： mmn id gd c m s /1707 81108 12103 . 8 8 410 3 4 （3-4） 所以弹簧选择符合刚度要求。 3.2.2 弹簧表面剪切应力校核 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， 弹簧钢丝表面的剪应力为： 辽宁工程技术大学课程设计 7 23 88 d pck d kpdm （3-5） 式中 c 弹簧指数（旋绕比） ，c= dm/d; k曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， k=+ 44 14 c c c 615 . 0 p弹簧轴向载荷。 已知= 110mm ，d=12mm，可以算出弹簧指数 c 和曲度系数 k ： m d c= dm/d;= 110/12=9.16 ； k=+=1.02 44 14 c c c 615. 0 p=（753-52）1/29.8cos10=3382.7n 则弹簧表面的剪切应力： =558.9mpa 3 8 d kpdm 2 8 d pck )1012(14 . 3 02 . 1 16 . 9 7 .33828 3 =0.63 =0.631000 mpa =630 mpa 因为 ，所以弹簧满足要求。： 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 8 4 导向机构设计 41 导向机构设计要求 对前轮导向机构的设计要求是： 1） 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm，轮距变化大会引起轮胎 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，车轮不应该产生 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 侧倾角小于等于 67，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，有抗后俯作用。 对汽车后轮独立悬架导向机构的要求： 1） 悬架上载荷变化时，轮距无显著变化。 2） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减 小过多转向效应。此外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以 外的各种力和力矩。 42 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 4.2.1 导向机构受力分析 作用在导向套上的横向力 f3 得： )( 1 3 cdbc adf f 辽宁工程技术大学课程设计 9 （4-1） 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 f3 越大，则作用在导向套上的摩擦力 f 3f 越大（f 为摩擦因数） ，这对 汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减摩擦 材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小 f 3，要求尺寸 c+b 越大越好，或者 减小尺寸 a。增大 c+出版使悬架占用空间增加，在布置上有困难；若采用增加 减振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 可以达到缩短尺寸 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。 4.2.2 横臂轴线布置方式的选择 麦弗逊式独立悬架的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。 当摆臂的抗俯角- 等于静平衡位置的主销后倾角 时，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， 值保持不变。当- 与 的匹配使运动瞬心 o 交于前轮后方时，在悬 架压缩行程， 角有增大的趋势。当- 与 德匹配使运动瞬心 o 交于 前轮前方时，在悬架压缩行程， 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，应该选择参数 能使运动瞬心 o 交于前轮后方。 图 4-1 角变化示意图 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 10 4.2.3 横摆臂主要参数 下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 l 取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，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 、车轮外倾角 和主销后倾角 曲线的变化规律也都与 y b 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 4-2 麦弗逊式独立悬架运动特性 辽宁工程技术大学课程设计 11 5 减振器的计算 51 相对阻尼系数 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 ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 值大，震动能 迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身； 值小则反之。通常情况 下，将压缩行程时的相对阻尼系数 y 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 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 。相对无摩擦的弹性元件悬架，取 =0.250.35；对有内摩擦的弹性元件悬架， 值取的小些。为避免悬架碰撞 车驾，取 y =0.5 s。 取 =0.3，则有： 3 . 0 2 5 . 0 ss 计算得： s=0.4 ， y=0.2 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 12 52 减振器阻尼系数 的确定 减振器的阻尼系数 。因悬架系统固有频率 ，所以理 s cm2 s m c 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。 s m2 我选择下图的安装形式，则其阻尼系数 为： aa bms 22 2 cos 2 （5-1） 图 5-1 减震器安装位置 根据公式， 可得出： s s m c n 2 1 2 s m c （5-2） 代入数据得： =6.9hz ，取 a/b = 0.8 ， =10 按满载计算有：簧上质量kg 5 . 350)52753( 2 1 s m 辽宁工程技术大学课程设计 13 代数据得减振器的阻尼系数为： msn/. 6 . 2382) 9755 . 0 1 () 8 . 0 1 (9 . 6 5 . 3503 . 02 22 53 减振器最大卸荷力 f0 的确定 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 ，按上图安装形式时有 baa x /cos （5-3） 式中，v x为卸荷速度，一般为 0.150.3m/s；a 为车身振幅，取 40 mm； 为悬架震动固有频率。 代入数据计算得卸荷速度为： v x=0.046.90.8cos10=0.22m/s 符合 vx 在 0.150.30 之间范围要求。 根据伸张行程最大卸荷力公式：f0 = cvx 可以计算最大卸荷力。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 f0 为： 54 减振器工作缸直径 d 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 f 0计算工作缸直径 d 为： )1 ( 4 2 0 p f d (5- 4) 其中，p工作缸最大压力，在 3 mpa 4 mpa ，取p=3 mpa ； nf26.78622 . 0 6 . 23825 . 1 0 佟磊：乘用车麦弗逊式悬架结构设计 14 连杆直径与工作缸直径比值， =0.40.5，取 =0.4。 代入计算得工作缸直径 d 为： mm 9 . 19 )4 . 01 (10314 . 3 26.7864 26 d 减振器的工作缸