毕业论文(初稿5.24)

安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 某某 SUVSUV 汽车多连杆后独立悬架设计与分析汽车多连杆后独立悬架设计与分析 摘摘 要要 近年来，随着汽车工业的快速发展，人们对汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性的要 求越来越高，因此对汽车的悬架系统也提出了更高的要求。多连杆式独立悬架以其综 合指标过硬、兼顾操控性和行驶舒适性在内的多种特性受到广大消费者的青睐。然而 多年以来，结构复杂、成本高昂、舒适性较好的多连杆式独立悬架只用于豪华轿车， 或少部分定位较高端的中高级别轿车。伴随着汽车制造技术的不断提升，零部件单位 生产成本逐步降低，汽车厂商们开始更多的在低端轿车上装备这种结构复杂、性能优 异的悬架，以此来提高车辆在行驶过程中的综合表现，并在同级别车型中形成鹤立鸡 群的效应。我这次设计的奔驰 GLK300 的悬架系统正是符合大众的需求，采用多连杆式 独立悬架。 本次设计的主要内容是：奔驰 GLK300SUV 的后悬架系统的设计，后悬架采用目前 较为流行的多连杆式独立悬架系统。减振器采用双作用液力减振器，并对其进行参数 计算。对导向机构和横向稳定杆进行结构计算及强度校核。采用 CATIA 软件对多连杆 式独立悬架的零件进行建模并对悬架进行装配。同时采用 CATIA 软件对悬架的性能进 行分析，论证悬架系统设计参数的合理正确性。 在这次设计中，采用了性能较好的多连杆式独立悬架系统，虽然多连杆式独立悬 架还未广泛应用于中低端轿车，但随着成本的降低，此悬架系统将越来越多的得到使 用。通过 CATIA 软件对悬架系统的建模及对其进行仿真优化，验证了多连杆式独立悬 架的优异性能。因此，这次设计的悬架系统具有广泛的发展前景。 关键词：关键词：多连杆；独立悬架；仿真优化；CATIA 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 A SUV multi-link independent rear suspension of automobile design and analysis Abstract In recent years, with the rapid development of automobile industry, people on the handling stability and riding comfort of the increasingly high demand, so the cars suspension system is also put forward higher requirements. Multi-link independent suspension with its comprehensive index, consideration of different characteristics of excellent handling and ride comfort, favored by the vast number of consumers. However, over the years, complex structure, high cost, comfort good multi-link independent suspension is used only for luxury cars, or a few more high-end positioning in high-grade car. Along with the automobile manufacturing technology continues to improve, spare parts production costs per unit decrease gradually, the automobile manufacturers began more equipment of this structure in the low-end cars complex, excellent performance of suspension, in order to improve the comprehensive performance of vehicles in the process, and the effect of forming in the same stand head and shoulders above others dont models. Suspension system I the design of the Mercedes-Benz GLK300 is in line with the needs of the public, the multi-link independent suspension. The design of the main content is: the design of rear suspension system of the Mercedes-Benz GLK300SUV, rear suspension uses the popular multi-link independent suspension system. Damper adopts double acting hydraulic shock absorber, and parameter calculation of its. The guide mechanism and a transverse stable rod structure calculation and strength check. The components of CATIA software for multi-link independent suspension modeling and assembly of suspension. At the same time were analyzed by CATIA software performance of suspension, reasonable design parameter argumentation suspension system. In this design, the multi-link independent suspension system with better performance, although the multi-link independent suspension is not widely used in the low-end cars, but with lower costs, this suspension system will be more and more use. Through the CATIA software model of suspension system and simulation and optimization of its, verify the multi- link independent suspension performance. Therefore, the design of the suspension system has a broad development prospects. Keywords：Connecting rod；independent suspension ；Simulation optimization；CATIA 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 目录目录 引言引言.2 第第 1 1 章章 概述概述.6 悬架系统概述 .6 第第 2 章章 悬架分类及选择悬架分类及选择.9 2.1 非独立悬架9 2.2 独立悬架9 2.2.1 横臂式悬挂系统.9 2.2.2 多连杆式悬挂系统.10 2.2.3 纵臂式悬挂系统.10 2.2.4 烛式悬挂系统.10 2.2.5 麦弗逊式悬挂系统.10 2.2.6 主动悬挂系统.10 2.3 辅助元件11 2.3.1 横向稳定器.11 2.3.2 缓冲块.12 第第 3 章章 悬架参数计算悬架参数计算.13 3.1 参数选定13 3.1.1 自振频率.13 3.1.2 悬架刚度.13 3.1.3 悬架静挠度.13 3.1.4 悬架动挠度.14 第第 4 章章 弹性元件的设计计算弹性元件的设计计算.15 4.1 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式.15 4.2 弹簧圈数15 第第 5 章章 悬架导向机构设计悬架导向机构设计.17 5.1 导向机构设计要求 17 5.2 导向机构的布置参数 18 5.2.1 侧倾中心18 5.2.2 侧倾轴线18 5.2.3 纵倾中心18 5.2.4 抗制动纵倾性18 5.3. 悬架导向机构结构形式选择18 第第 6 章章 减振器设计减振器设计.19 6.1 减振器概述19 6.2 减振器分类19 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 6.3 减振器主要性能参数 19 6.3.1 相对阻尼系数 .20 6.3.2 减振器阻尼系数 21 6.4 最大卸荷力 F0 .21 6.5 筒式减振器主要尺寸 22 6.5.1 筒式减振器工作直径 D.22 6.5.2 油筒直径 Dc.22 第第 7 章章 横向稳定杆设计横向稳定杆设计.23 第第 8 章章 平顺性分析平顺性分析.25 8.1 平顺性概念25 8.2 汽车的等效振动分析 25 8.3 车身加速度的幅频特性 27 8.4 相对动载，对的幅频特性 28 8.5 影响平顺性的因素 28 第第 9 章章 多连杆独立悬架三维图多连杆独立悬架三维图.29 9.1 CATIA 软件的简介29 9.2 悬架三维图29 结论与展望结论与展望 致致 谢谢9 参考文献参考文献10 附录附录11 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 引引 言言 近年来，随着汽车工业的快速发展，人们对汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性提出 了更高的要求，而车辆悬架决定和影响车辆行驶的平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性。 当前非独立悬架系统逐步被淘汰，独立悬架系统因其车轮触地性良好、乘坐舒适 性及操纵安定性大幅提升、左右两轮可自由运动、轮胎与地面的自由度大、车辆操纵 性较好等优点目前被汽车厂家普遍采用。而在独立悬架系统中，麦弗逊式悬架系统与 拖拽臂式悬挂系统的使用居多。作为综合性能更好的多连杆式独立悬挂系统因为制造 成本的原因，应用的还不是很广泛。但随着汽车制造技术的不断提升，汽车厂商们得 以逐渐降低零部件的生产成本，多连杆式独立悬架系统将会得到广泛的使用。 作为汽车研究的一大热点，有关悬架的期刊或论文虽然较多，但国内关于悬架系 统的专著却是屈指可数。无论是在图书馆，还是在网上查找，可查阅的书籍都为数不 多。 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 第第 1 章章 概述概述 悬架系统概述 悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递 作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力， 并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。 图 1-1 梅赛德斯-奔驰 CLK 车型多连杆悬架 悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的 多种使用性能。从外表上看如图 1-1，轿车悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千 万不要以为它很简单，相反轿车悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为 悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互 相对立的。比如，为了取得良好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要 设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头”以及左右侧倾严重 的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。 悬架最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。悬架与汽车的多种使用性能有关， 为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求:首先，悬架系统要保证汽车有 良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度 不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时， 车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有 就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬 架系统的可靠性，有足够的刚度、强度和寿命。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的 重要部件。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但一般都由弹性元件、减振装置和 导向机构三部分组成。由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，路面作用于车轮上的垂 直反力往往是冲击性的，特别是在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将达到很大的数 值。冲击力传到车架和车身时，可能引起汽车基件的早期损坏，传给乘员和货物时， 将使乘员感到极不舒服，货物也可能受到损伤。为了缓和冲击，在悬架中必须装有弹 性元件，使车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系。但弹性系统在受到冲 击后，将产生振动。在持续的振动易使乘员感到不舒适和疲劳。故悬架还应当具有减 振作用，使振动迅速衰减。为此，在许多结构形式的汽车悬架中都设有专门的减振器。 车轮相对于车架和车身跳动时，车轮的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车行驶 性能有不利的影响。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的导向机构。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大的横向倾斜，在悬架中还设有辅 助弹性元件横向稳定杆。 汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大 程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运 营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响 到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的 作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求： (1) 通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较 低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩伸张 行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力； (2) 合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证 车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性要 求； (3) 导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转 向轮摆振； (4) 侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能 保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾(即所谓“点头”和“后仰”)； (5) 悬架构件的质量要小尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小； (6) 便于布置，在轿车设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间； 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 (7) 所有零部件应具有足够的强度和使用寿命； (8) 制造成本低； (9) 便于维修、保养。 为了满足汽车具有良好的行使平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的振动系 统的固有频率应适应于合适的频段，并尽可能的低。前后悬架的固有频率的匹配应合 理，对轿车，要求前悬架的固有频率略低于后悬架的固有频率，还要求尽量避免悬架 撞击悬架。在簧上质量变化的情况下，车身的高度变化要小，因此，要用非线性弹性 特性的悬架。 汽车在不平的路面上行使时，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，使汽车的振动幅度连续减小，直至 振动停止。 要正确的选择悬架的方案参数，在车轮上下跳动时，使主销的定位参数变化车架、 车轮运动与到导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之具有不足转 向特性。 独立悬架导向杆系数铰接处多用橡胶的衬套，能隔绝车轮来自不平路面上的冲击 向车身的传递。 悬架设计的主要目的之一是确保汽车良好的行驶平顺性，也是汽车的重要使用性 能之一，汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差，不仅影响到成员的乘坐舒适性和货 物的安全可靠的运输，还影响到汽车的多种使用性能的发挥和系统寿命，也影响汽车 的燃油经济性和运输效率。由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面-汽车-人”构成的 系统,因此影响汽车行驶平顺性的主要因素是路面的不平(它是震动的起源)和汽车的悬 架、轮胎、座椅、车身等总成部件的特性-包括刚度、频率、阻尼和惯性参数(质量、 转动惯量等)产生变化和破坏。为此，通过对影响汽车平顺性因素的分析，建立具有代 表性的二由度汽车振动系统动力学模型，并运用随机振动理论，计算出悬架动挠度、 车轮与路面间的相对动载荷、响应均方根值等参量，同时利用汽车主要参数数据，利 用 MATLAB 对汽车平顺性进行仿真，通过仿真分析各种因素和主要参数对汽车平顺性 的影响，以达到参数调整和优化设计的目的。此外,本文通过对汽车平顺性进行预估， 可以提高汽车设计质量，缩短研发和设计周期，具有极其重要的理论意义和实用价值。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 第第 2 章章 悬架分类及选择悬架分类及选择 2.1 非独立悬架 非独立悬挂系统的结构特点是两侧车轮由一根整体式车架相连，车轮连同车桥一 起通过弹性悬挂系统悬挂在车架或车身的下面。非独立悬挂系统具有结构简单、成本 低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定 性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。 非独立悬架 独立悬架 2.2 独立悬架 独立悬挂系统是每一侧的车轮都是单独地通过弹性悬挂系统悬挂在车架或车身下 面的。其优点是：质量轻，减少了车身受到的冲击，并提高了车轮的地面附着力；可 用刚度小的较软弹簧，改善汽车的舒适性；可以使发动机位置降低，汽车重心也得到 降低，从而提高汽车的行驶稳定性；左右车轮单独跳动，互不相干，能减小车身的倾 斜和震动。不过，独立悬挂系统存在着结构复杂、成本高、维修不便的缺点。现代轿 车大都是采用独立式悬挂系统，按其结构形式的不同，独立悬挂系统又可分为横臂式、 纵臂式、多连杆式、烛式以及麦弗逊式悬挂系统等。 与非独立悬架相比其优点有： 1) 非悬挂质量小，悬架所受带的并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行 驶平顺性及轮胎的接地性能； 2) 左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动； 3) 占用横向空间少，便于发动机布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽 车质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；易于实现驱动车轮转向 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 2.2.1 横臂式悬挂系统 横臂式悬挂系统是指车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬挂系统，按横臂数量的 多少又分为双横臂式和单横臂式悬挂系统。 单横臂式具有结构简单，侧倾中心高，有 较强的抗侧倾能力的优点。但随着现代汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳 动时轮距变化大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大，导致后 轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度，从而产生高速甩尾的严重工况。单横臂式独立悬 挂系统多应用在后悬挂系统上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。 双 横臂式独立悬挂系统按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两 种悬挂系统。等长双横臂式悬挂系统在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮 距变化大(与单横臂式相类似)，造成轮胎磨损严重，现已很少用。对于不等长双横臂式 悬挂系统，只要适当选择、优化上下横臂的长度，并通过合理的布置、就可以使轮距 及前轮定位参数变化均在可接受的限定范围内，保证汽车具有良好的行驶稳定性。目 前不等长双横臂式悬挂系统已广泛应用在轿车的前后悬挂系统上，部分运动型轿车及 赛车的后轮也采用这一悬挂系统结构。 2.2.2 多连杆式悬挂系统 多连杆式悬挂系统是由(35)根杆件组合起来控制车轮的位置变化的悬挂系统。多 连杆式能使车轮绕着与汽车纵轴线成二定角度的轴线内摆动，是横臂式和纵臂式的折 衷方案，适当地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 纵臂式悬挂系统的优点，能满足不同的使用性能要求。多连杆式悬挂系统的主要优点 是：车轮跳动时轮距和前束的变化很小，不管汽车是在驱动、制动状态都可以按司机 的意图进行平稳地转向，其不足之处是汽车高速时有轴摆动现象。 2.2.3 纵臂式悬挂系统 纵臂式独立悬挂系统是指车轮在汽车纵向平面内摆动的悬挂系统结构，又分为单 纵臂式和双纵臂式两种形式。单纵臂式悬挂系统当车轮上下跳动时会使主销后倾角产 生较大的变化，因此单纵臂式悬挂系统不用在转向轮上。双纵臂式悬挂系统的两个摆 臂一般做成等长的，形成一个平行四杆结构，这样，当车轮上下跳动时主销的后倾角 保持不变。双纵臂式悬挂系统多应用在转向轮上。 2.2.4 烛式悬挂系统 烛式悬挂系统的结构特点是车轮沿着刚性地固定在车架上的主销轴线上下移动。 烛式悬挂系统的优点是：当悬挂系统变形时，主销的定位角不会发生变化，仅是轮距、 轴距稍有变化，因此特别有利于汽车的转向操纵稳定和行驶稳定。但烛式悬挂系统有 一个大缺点：就是汽车行驶时的侧向力会全部由套在主销套筒的主销承受，致使套筒 与主销间的摩擦阻力加大，磨损也较严重。烛式悬挂系统现已应用不多。 2.2.5 麦弗逊式悬挂系统 麦弗逊式悬挂系统的车轮也是沿着主销滑动的悬挂系统，但与烛式悬挂系统不完 全相同，它的主销是可以摆动的，麦弗逊式悬挂系统是摆臂式与烛式悬挂系统的结合。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 与双横臂式悬挂系统相比，麦弗逊式悬挂系统的优点是：结构紧凑，车轮跳动时前轮 定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂，给发动机及转向系 统的布置带来方便；与烛式悬挂系统相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善。 麦弗逊式悬挂系统多应用在中小型轿车的前悬挂系统上，保时捷 911、国产奥迪、桑塔 纳、夏利、富康等轿车的前悬挂系统均为麦弗逊式独立悬挂系统。虽然麦弗逊式悬挂 系统并不是技术含量最高的悬挂系统结构，但它仍是一种经久耐用的独立悬挂系统， 具有很强的道路适应能力。 2.2.6 主动悬挂系统 主动悬挂系统是近十几年发展起来的、由电脑控制的一种新型悬挂系统。它汇集 了力学和电子学的技术知识，是一种比较复杂的高技术装置。例如装置了主动悬挂系 统的法国雪铁龙桑蒂雅，该车悬挂系统系统的中枢是一个微电脑，悬挂系统上的 5 种 传感器分别向微电脑传送车速、前轮制动压力、踏动油门踏板的速度、车身垂直方向 的振幅及频率、转向盘角度及转向速度等数据。电脑不断接收这些数据并与预先设定 的临界值进行比较，选择相应的悬挂系统状态。同时，微电脑独立控制每一只车轮上 的执行元件，通过控制减振器内油压的变化产生抽动，从而能在任何时候、任何车轮 上产生符合要求的悬挂系统运动。因此，桑蒂雅轿车备有多种驾驶模式选择，驾车者 只要扳动位于副仪表板上的“正常”或“运动”按钮，轿车就会自动设置在最佳的悬 挂系统状态，以求最好的舒适性能。 主动悬挂系统具有控制车身运动的功能。当汽车 制动或拐弯时的惯性引起弹簧变形时，主动悬挂系统会产生一个与惯力相对抗的力， 减少车身位置的变化。例如德国奔驰 2000 款 Cl 型跑车，当车辆拐弯时悬挂系统传感器 会立即检测出车身的倾斜和横向加速度。电脑根据传感器的信息，与预先设定的临界 值进行比较计算，立即确定在什么位置上将多大的负载加到悬挂系统上，使车身的倾 斜减到最小。 我此次设计所选择的悬架为多连杆式独立悬架系统。 2.3 辅助元件 2.3.1 横向稳定器 为了降低汽车固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车的悬架垂直刚度都较小， 使得汽车的侧倾角刚度值也很小，导致汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车行驶过 程中的稳定性。因此，现代汽车大多都装有横向稳定杆如图 2-1 所示以此来加大悬架 的侧倾角刚度从而改善汽车行驶稳定性。选择恰当的前、后悬架的侧倾角刚度比值， 也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。通常，在汽车的前、后悬架中都装有横 向稳定杆，或者只在前悬架中安装横向稳定杆。 汽车转弯时产生侧倾力矩，使内外侧车轮的负荷发生转移，并且影响车轮侧偏角 刚度和车轮侧偏角的变化。前后轴车轮负荷的转移大小，主要取决于前后悬架的侧倾 角刚度值。当前后悬架侧倾角刚度值大于后悬架的侧倾角刚度值时，前轴的负荷大于 后轴车轮的负荷转移，并使前轮侧倾角大于后轮的侧倾角，以保证汽车具有不足转向 特性。在汽车悬架上设计横向稳定器，能增大前悬架的侧倾角刚度。 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 2.3.2 缓冲块 缓冲块一般有两种，即橡胶 制造和多孔聚氨酯制造。 缓冲块通常采用如图 2-2 的橡胶制造。橡胶制造的通过硫化将橡胶与钢板连为 一体，再焊接在钢板上的螺钉将缓冲块固定在车身上，起到限制悬架最大行程的作 用。 有些汽车装用的缓冲块为多孔聚氨脂制造。它兼由辅助弹性元件的作用。多孔 聚氨脂是一种很高强度的和耐磨性能的复合材料。这种材料起泡时形成了致密的耐 磨外层，它保护内部的发泡不受损失。由于在材料中有封闭的气泡，在载荷下压缩， 但其外轮廓尺寸变化却不大，这点与橡胶不同。 综合考虑，本次设计选择多孔聚氨脂制成的缓冲块。 图 2-2 缓冲块 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 第第 3 章章 悬架参数计算悬架参数计算 3.1 参数选定 3.1.1 自振频率 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺 性的主要参数之一。由于现代汽车的质量分配系数 近似等于 1，因此汽车前、后轴 上方车身两点的振动不存在联系。 用途不同的汽车，对平顺性的要求也不同。以运送人为主的乘用车，对平顺性的 要求最高，客车次之，货车更次之。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，后悬架则要求在 1.171.58Hz。原则上，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 0.981.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在 1.502.10Hz，而后悬架则要求在 1.702.17Hz。偏频越小，则平顺性越好。选定偏频以后，即可计算出悬架的静挠度。 我设计所选择的后悬架偏频为：n=1.1。 3.1.2 悬架刚度 依据悬架刚度公式可得： （3-mnK 2 )2( 1） 式中：m簧载质量 K悬架的角刚度 n悬架的偏频， 后轮簧载质量： （3- 2） m K n 2 1 kgm ba b mm r 2 . 105165 755. 2 24. 1 2480 满后 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 后悬架的理论刚度： （3- 3） mml350mma200 10 后悬架的实际刚度： （3- 4） 3.1.3 悬架静挠度 悬架的静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度 之比，即= c f w Fc c f / （3-5） w Fc 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，后悬架的静挠度可表示为： （3- Kmgfc 6） 式中：g重力加速度， g=981cm/s2 后悬架的静挠度： （3- mmKgmf 6 . 205 8 . 501639810 2 . 1051 后后后 7） 图 3-1 悬架自振频率 mm N mnK 8 . 50163 2 . 10511 . 122 22 2 ）（）（ 后后 mm N a l KK114838 10cos200 350 64625 cos 后后 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 3.1.4 悬架动挠度 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时， d f 车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块， 悬架应当有足够的动挠度，对于轿车的值应不小于 0.5，大客车应不小于 cd ff 0.75，载货汽车 1.0，而行驶路况恶劣的越野车，这个值还要大一些。 我设计的是乘用车的悬架，所以的值应不小于 0.5。 cd ff 后悬架的动挠度： （3- mmff cd 8 .1026 .2055 . 05 . 0 8） 所以后悬架的动挠度取 120mm。 第第 4 章章 弹性元件的设计计算弹性元件的设计计算 4.1 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 悬架单侧最大工作载荷 F1由下式求得： （4-1） 悬架单侧最小工作载荷 F2由下式求得： （4-2） 弹簧指数（旋绕比）取 C=6， 则曲度系数由下式求得： K （4-3） 查表得钢丝拉伸强度极限MPa B 1200 则许用应力由下式得出： Nmm ba b F r 5256210652480 755. 2 24 . 1 2101 满 Nmm ba b F r 3793210651830 755 . 2 24 . 1 2102 空 2525 . 1 6 615. 0 464 164615 . 0 44 14 CC C K 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 （4-4） MPa B 60012005 . 05 . 0 弹簧的簧丝直径 d 由下式得出： （4-5） 则弹簧中径由下式可得出： 2 D （4-6） 计算弹簧刚度： 弹 K （4-7） 本次设计弹簧所才用的结构形式为螺旋弹簧。 4.2 弹簧圈数 工作圈数取6Z 则弹簧总圈数由下式得出： 1 Z （4- 8262 1 ZZ 8） 弹簧节距 P 由下式得出： （4-9） 两圈间隙 由下式得出： （4- mmdP131326 10） 弹簧的自由高度由下式得出： （4- mmdPZH 5 . 227135 . 18265 . 1 10 11） mm CFK d13 4 . 12 60014. 3 648232525 . 1 88 2 mmCdD78136 2 mm N l a K K98966 350 200 2 64625 2 22 后 弹 mm D P26 3 78 3 2 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 第第 5 章章 悬架导向机构设计悬架导向机构设计 5.1 导向机构设计要求 悬架的分类及形式的选择依据主要是悬架导向机构的结构形式，导向机构承担 着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨 迹和车轮定位角的变化。因此在设计独立悬架的导向机构时，应使其满足以下要求： (1)当车轮与车身产生相对运动时，保证轮距变化在一定的范围之内，以免轮胎过早 磨损。 (2)当车轮上下跳动时，前轮定位参数要有合理的变化特性； (3)转弯时，应使车轮与车身倾斜方向相同，增加汽车的不足转向效应； (4)车辆加速和制动时能保持车身稳定，减少车身纵倾的可能性； (5)制动时，悬架导向机构的运动应使车身具有抗点头的作用；加速时有抗 俯仰的作用； (6)行程恰当的侧倾中心，保证悬架有足够的侧倾刚度； (7)各铰接点处受力尽量小，减少橡胶元件的弹性变形，以保证导向精度； (8)导向杆系有足够的强度、刚度和疲劳强度。 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 多杆式独立悬架中多采用螺旋弹簧，因而对于侧向力，垂直力以及纵向力需加设 导向装置即采用杆件来承受和传递这些力。因而一些轿车上为减轻车重和简化结构采 用多杆式悬架。 多连杆式导向机构在独立式后悬架得到了广泛的应用，主要有四连杆式和五连杆式， 适用于要求为车轮提供纵向力、侧向控制和承受制动力矩的场合。多连杆式导向机构 给与设计者以很大的设计空间，通过优化设计可以对侧倾中心位置，抗点头、抗后蹲 以及侧倾转向性能都能有很好的控制，以获得更好的乘坐舒适性以及 NVH 特性。缺点 是价格昂贵，主要用于高性能轿车，如梅赛德斯-奔驰 CLK 车型。随着技术水平的提高， 多连杆式导向机构有向中级桥车普及的趋势，如马自达 3 和速腾也都采用了多连杆式 导向机构。 图 2 为本田雅阁车型用多连杆导向机构悬架 第第 6 章章 减振器设计减振器设计 6.1 减振器概述 为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行使平顺性，在大多数汽车的 悬架系统内部装有减振器。在麦弗逊式悬架中，减振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振器。液力减振器的工作原理是，当车架和 车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒内作往复的运动时，减振器壳底内的油液便反 复的通过一些窄小的空隙流入另一内腔。此时孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩 擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减振器 壳所吸引，然后散到大气中。减振器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增减 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近可能的小， 且具有抗氧化性，抗汽化以及对各种金属和非金属零件不起腐蚀的作用等性能。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 减振器的阻尼力越大，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振器连接零件及车架的损 坏。为解决弹性元件与减振器之间的这一矛盾，对减振器提出了如下的要求： 1. 再悬架的压缩行程内，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击。 2. 在悬架的伸张行程内，减振器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振。 3.当车桥与车架的相对速度较大时，减振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内，以避免承受过大的冲击载荷。 6.2 减振器分类 减振器大体可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。筒式减振器的质量 仅为摆臂式的约 1/2，并且制造方便，工作寿命长，因此现代汽车都采用筒式减振器。 而筒式减振器最常用的三种结构型式包括：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。 双筒充气式减振器的基本构造、尺寸等与双筒式减振器一样，所不同的只是在工 作缸。 筒与贮油筒之间充以低压气体。由于气压低，将活塞向外推出的力就很小。双筒 充气式减振器具有以下优点： 1. 在小振幅时阀的响应也比较敏感； 2. 改善了坏路上的阻尼特性； 3. 提高了行驶平顺性； 4. 气压损失时，仍可发挥减振功能； 5. 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。 设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能 稳定；有足够的使用寿命。所以本设计采用双筒充气式减振器。 6.3 减振器主要性能参数 6.3.1 相对阻尼系数 减振器的性能通常用阻力-速度特性图表示。如下图 6-1 所示。该图具有如下的点：阻 力-速度特性由四段近似的直线线段组成，其中的压缩行程和伸张行程的阻力速度 各占两段；各段特性的指明时，减振器的阻尼系数是指当卸荷阀开启前的阻尼系数而 言。通常的压缩行程的阻尼系数 y=Fy/Vy 与伸张行程的阻尼系数 s=Fs/Vs 不等。 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 图 6-1 减振器特性 （a）阻力位移特性 （b）阻力速度特性 汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减的振动，用相对阻尼系数 来表 示评定振动衰减的快慢程度。 的表达方式为： mKSU2 式中 悬架系统的垂直刚度； SU K m簧上质量； 相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同的刚度 c 和不同的簧载质量 m 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 值小则反之。通常情况下，将压缩 行程时的阻尼系数 y 取的小些，将伸张行程时的阻尼系数 s 取的大些。两者之间 的保持 y=（0.250.50）s 的关系。 设计时，先取 y 与 s 的平均值 。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取 =0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，s0.3；为了避免悬架碰撞车架， 取 y=0.5s。本次设计取 s 取 0.4。 对于我选用的后悬架相对阻尼系数 后=0.2； 平均相对阻尼系数 由下式计算得出： （6-3 . 022 . 04 . 02 ys 1） 6.3.2 减振器阻尼系数 减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论 mKSU2mKSU 上。实际上,应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，减 m2 振器如下图 6-2 安装时，减振器阻尼系数用下式计算 2 cos2m 后悬架的单个减振器阻尼系数由下式得出： （6- 22 0.350163.8 1051.24357 SU KmNS mm 前前前 2） 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 图 6-2 减振器安装位置 在下摆臂长度 n 不变的条件下，改变减振器下横摆臂上的固定点位置或者减振器轴线 与铅直线之间的夹角 ，会影响减振器阻尼系数的变化。 6.4 最大卸荷力 F0 为减小传到车身上的冲击，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。在减振器安装如图 6-2 所示时， x v （6- naAvxcos 3） 式中： A车身振幅，取40mm； 为悬架系统的固有频率； 为卸荷速度，一般为 0.150.30m/s； x v 如已知伸张时的阻尼系数 s，在伸张行程的最大卸荷力， xsv F 0 本次设计取后悬架卸荷速度为： x v （6-4） smvx3 . 0 后 后悬架单个减振器伸张行程时的阻尼系数由下式得： （6-22 0.450163.8 1051.25809 ssSU KmNS mm 后后后 5） 后悬架单个减振器最大卸荷力由下式得： （6- 0 5809 0.31742.7 sx FvN 后后后 6） 6.5 筒式减振器主要尺寸 6.5.1 筒式减振器工作直径 D 根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径 D 为： 0 F （6-7） 2 0 1 4 P F D 申飞：某 SUV 多连杆后独立悬架设计与分析 式中，为工作缸最大允许压力，取 34Mpa； 为连杆直径与缸筒直径之比，双 P 筒式减振器取 =0.400.50，单筒式减振器取 =0.300.35。 减振器的工作缸直径 D 有 20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等 几种。选取时应按标准选用。 本次设计取 =0.5 3P 后悬架减振器工作缸直径由下式得： （6- 8） 6.5.2 油筒直径 Dc 贮油筒直径，壁厚取为 2mm，材料可选 20 钢。DDC50 . 1 35 . 1 后贮油筒直径由下式得出： 后C D （6-mmDDC56404 . 14 . 1 后 9） 第第 7 章章 横向稳定杆设计横向稳定杆设计 稳定杆，也叫防侧倾杆，横行稳定器，它是汽车悬架系统的一部分，与减振器或 滑柱配合使用，以便为行驶的汽车提供附加稳定性。 mm P F D40 7 . 32 5 . 01314 . 3 18994 1 4 22 0 后 后 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） 稳定杆是一个横跨整个车轴的金属杆，它连接到前轮前方的车架上，但要用衬套 连接以使其可以旋转，两臂连接到两侧的前悬架梁上，将悬架的两侧有效地连接在一 起。稳定杆在悬架中的安装如图 1.17 所示。 如果汽车左右轮分别通过不同路面凸起或坑洞时，也就是左右两轮的水平高度不 相同时，会使横向稳定杆扭转而产生防倾阻力抑制车身侧倾。也就是说当左右两边的 悬架上下同步小动作时横向稳定杆就不会发生作用，只有在左右两边悬架因为路面起 伏或转向过弯造成的不同步动作时横向稳定杆才会产生作用。横向稳定杆只有在起作 用时才会使悬架变硬，不像硬的弹簧会全面的使悬架变硬。当汽车转弯时，弯道外侧 的前悬架梁会向上推稳定杆的臂，从而对稳定杆施加转矩，转矩会使另一端的臂发生 转动，导致车辆另一侧的悬架也发生压缩，这样可以使行驶更平稳，并减少了车辆的 倾斜度，尤其是它能抵消转弯时悬架上的汽车的侧倾趋势。 横向稳定杆和弹簧所提供的防倾阻力是相辅相成的，而且防倾阻力是成对发生的， 也就是说车头的防倾阻力是和车尾防倾阻力伴随发生的，但是由于车身配重比例以及 其他外力的作用会使得前后的防倾阻力并不平衡，这样便会直接影响车身重量的转移 和操纵的平衡。假如后轮的防倾阻力太大会造成转向过度，反之如果前轮的防倾阻力 太大会造成转向不足。为了改善操控，不仅可利用横向稳定杆来抵制车身侧倾，还可 以用来控制车身倾阻力的前后分配比例。横向稳定杆的功能就是保持车身的良好平衡 和限制过转弯时的车身侧倾，以及改善轮胎的贴地性。因此，设计合适刚度的稳定杆， 在不影响车辆转弯性能的情况下，不仅可降低车身侧倾度，还可改善车辆的舒适性。 为了降低汽车的固有频 率以改善行使稳定性，现代 汽车的垂直刚度较小，从而 使汽车的侧倾角刚度值也很 小，结果使汽