越野车双横臂式独立悬架设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 摘要 双横臂式独立悬架是常见的悬架形式之一，在汽车领域有着广泛的应用，要求具有稳定的可靠性。其突出优点是在于设计的灵活性，可以通过合理选择空间导向杆系的接触点的位置及控制臂的长度，使得悬架具有合理的运动特性。本设计 2.0L 越野车车型进行双横臂式悬架的设计，利用平面作图法和平面解析法对悬架的上、下横臂的尺寸和空间布局进行设计，计算选用双同时减震器和螺旋弹簧匹配悬架系统，保证轮胎的几何定位参数在各种悬架的摆动情况下都符合汽车行驶的要求，反复核算以保证在各种形式条件下获得最佳平顺性和操作稳定性。 关键字 ： 双横臂式 独立悬架；越野车；螺旋弹簧；双筒式减震器 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 Abstract Double wishbone independent suspension is a common form of suspension in the automotive sector has a wide range of applications, requires a stable reliability. Advantage lies in its outstanding design flexibility, a reasonable choice by the Department of guide bar contact point location and the length of the control arm, making the suspension has a reasonable flow conditions. 2.0L SUV models the design of double wishbone suspension design, mapping method and the plane using the plane analytical method the suspension of the upper and lower arm of the size and spatial layout design, calculations also use double-shock matching device and the coil spring suspension system, Geometric alignment parameters to ensure that the tire swing in a variety of suspension cases are in line with the requirements of automobile driving, repeated in various forms of accounting to ensure the best under the conditions of smoothness and operational stability. Keywords: Double wishbone independent suspension； off-road vehicles； coil spring； double-barrel shock absorber 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 全套 资料 ， 扣扣 414951605 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 课题研究 的目的和意义 1 1.2 要研究内容 2 第 2 章 悬架 3 2.1 悬架的功用和组成 3 2.2 汽车悬架的类型 3 2.3 双横臂独立悬架 4 第 3 章 悬架主要参数的确定 6 3.1 悬架静挠度 6 3.2 悬架的动挠度 7 3.3 悬架弹性特性 7 3.4 小结 7 第 4 章 独立悬架导向机构设计及强度校核 9 4.1 设计要求 9 4.2 导向机构的布置参数 9 4.2.1 侧倾中心 9 4.2.2 纵倾中心 9 4.3 双横臂式独立悬架导向机构设计 10 4.3.1 纵向平面内上、下横臂轴布置方案 11 4.3.2 横向平面内的上、下横臂的布局方案 11 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 4.3.3 水平面内上、下横臂轴的布置方案 12 4.4 悬架螺旋弹簧刚 度及应力计算 13 4.4.1 螺旋弹簧材料的选择 14 4.4.2 弹簧几何参数的计算 15 4.4.3 弹簧的校核 17 4.5 小结 17 第 5章 减振器机构类型及主要参数的选择计算 18 5.1 分类 18 5.2 相对阻尼系数 18 5.3 减振器阻尼系数的确定 20 5.4 最大卸荷力 的确定 21 5.5 简式减振器工作缸直径 D的确定 21 5.6 小结 21 第 6 章 CATIA V5 三维建模 22 6.1 关于 CATIA V5 22 6.2 CATIA 应用现状 22 结 论 27 致 谢 28 参考文献 29 附 录 30 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -1- 第 1 章 绪论 1.1 课题研究的目的和意义 当代汽车工业已成为国民经的支柱产业之一，其发展水平反映了一个国家工业技术的综合水平，而 且是否具有独自的开发技术关乎一个民族汽车工业的生死存亡。现阶段，越来越多的企业把自主的开发能力，独立的设计能力当作自己发展战略中的重要一环，并且体会到这一过程艰巨，需选择适当的技术切入点逐步的积累和提升。其中，现在各类汽车广泛采用弹性元件，尤其作为越野车对悬架的要求十分的高，因其更整车性能密切相关，针对悬架系统的结构和性能的开发越来越成为汽车整车开发的焦点，悬架系统是自主开发的能力不得不考虑的开发的关键点之一。 随着中国经济社会不断的发展以及人们生活水平夫人不断提高，汽车已成为们日常生活中不可或缺的交通工具 。人们在不断提高经济性和动力性指标的情况下，更加注重了对整车的操控性性能的要求。这性要求不但体现在轿车上还体现越野车也逐步体现开始提出在整车操控性上稳定性评价体系。悬架系统直接影响汽车的操控稳定性及平顺性，因此的研究已成为汽车工作者日益关注的问题和工作重点 6。 悬挂的构件虽然简单但参数的确定却相当的复杂，厂家不但要考虑汽车的舒适性，操控稳定性还要考虑到成本问题。基于这三个问题不同厂家有不同的倾向性策略 ,也就产生了国内现在比较常见的五种悬挂：麦弗逊式独立悬挂、双叉臂式独立悬挂、单纵臂扭杆梁式半独立 悬挂、双横臂式独立悬挂、多连杆式独立悬挂。 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性 ,所以悬架对于整车的意义重大。 鉴于悬架设计在汽车特别是在轿车总成开发中的重要地位， 越野车 必需重视悬架总成的设计开发。由于悬架本身的性能特点与整车的匹配关系等直接决定了汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性，进而影响着整车的档次和价格。因此，对悬架 的研究有着重要的实用意义。 本论文是基于某 2.0L 型车的改型总体方案要求进行的，与生产实际结合较紧密。通过对悬架系统中重要零部件的设计、计算和校核；各定位参数涵义及其对整车动力学性能影响的分析，初步达到介绍悬架设计全过程目的，具有很强的操作性，能够为 生产 提供一定意义上的指导。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -2- 1.2 主要研究课题、方法、内容 1.2.1 课题来源及要求 本课题来源于生产实际，要求根据 2.0L 越野 车的改型总体方案要求，针对其前独立悬架进行重新设计。在此设计中需要完成悬架中关键零部件的设计计算和校核、减振器的选型、导向机构 的分析、 CATIA 三维建模等。另外，设计还需包括悬架系统部分零件的 CAD 装配图和 CATIA 三维装配图的绘制。本设计从生产实际中来，因此， 设计的方法和结果应对生产实际具有一定的指导作用。 1.2.2 研究方法 在设计时首先考虑改型车的总体方案要求，根据汽车的总体空间结构对悬架结构布局进行设计。接着，根据悬架总体方案，进行悬架系统各零部件的设计计算，在计算时应重点计算对悬架整体性能影响较大的零部件如：螺旋弹簧、上横臂、下横臂、减振器等。最后，对关键零件进行强度校核 . 1.2.3 研究的主要内容 本文的研究 对象是的前悬架，通过对悬架弹性元件的计算、 分析，导向机构的核算和校核，可以验证悬架中关键零部件的可行性，掌握悬架的适用范围和使用条件，计算整车的行驶平顺性和操纵稳定性。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -3- 第 2 章 悬架 2.1 悬架的功用和组成 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平在和载荷变化是有理想的运动特性，使汽车获得高 速的行驶能力和理想的运动特性。 汽车悬架的功用总结如下： 抑制、缓和由不平路面引起的振动和冲击； 传递汽车垂直力以外，还传递其它个方向的力和力矩； 保证车轮和车身（或车架）之间有确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能。 汽车悬架是车架（或车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接的部件。汽车悬架主要由弹性元件、减振器和导向机构三个基本部分组成。此外还包括一些特殊功能的部件，如稳定器和缓冲块等。现代汽车还采用了控制机构，形成可控式悬架，如半主动悬架和全主动悬架等。 弹性元件使车架（或车身）与车桥（或车轮） 之间 实现弹性连接，用来承受并传递垂直载荷，缓和不平路面、紧急制动、加速和转弯引起的冲击。减振器用来衰减由于弹性系统受到冲击后引起的振动。导向机构是用来使车轮 (特别是转向轮 )按一定运动轨迹相对于车身运动。同时以上三者兼有传递力的作用。若钢板弹簧作为弹性元件时，它本身兼有导向作用，可不另设导向机构。在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件 横向稳定器，用以提高侧倾的刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶的平顺性。 要保持车身自然振动频率不变或变化 很小，在汽车空载到满载的范围内变化，就需要将悬架刚度做成可变的。如悬架中的有些弹性元件本身的刚度就是可变的，例如气体弹簧；有些弹性元件的刚度虽是不变的，但如果其结构中采取某些措施，也可使整个悬架具有可变的刚度，例如渐变刚度钢板弹簧。这样就使汽车空车对悬架刚度小，而载荷增加时，悬架刚度随之增加。改善了汽车行驶时的平顺性。 2.2 汽车悬架的类型 根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影 响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -4- 梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。 除上述非独立悬架和独立悬架外，还有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈 V 形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。 按照弹性元件的种类，汽车悬架又可 以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等 4。 按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。 2.3 双横臂独立悬架 双横臂式独立悬架的结构如图 2.1 所示。 图 2-1 双横臂式独立悬架 1下横臂； 2球头节； 3-外球笼； 4橡胶衬套； 5球头 6下横臂； 7上橡胶衬套； 8下橡胶衬套 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -5- 按其上下横臂的长短可分为等长双横臂和不等长双横臂两种。等长双横臂悬架在其车轮做上下跳动时，可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，多为 不等长双摆臂悬架代替，后一种悬架在其车轮上下跳动时候只需要适当的选择上下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化限定在一定的范围之内，这种不大的轮距的改变，不应引起车轮沿路面的滑移，而为轮胎的弹性变形所补偿，因此其保持了汽车良好的行使平顺性，双横臂悬架的突出优点在于其设计的灵活性，可以通过合理选择空间杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。 这种不等臂悬架的优点是改善了汽车的乘坐舒适性和平顺性，保证了轮胎的使用寿命 ,双横臂式独立悬架在轿车的 前轮上应用得较广泛。 双横臂式独立悬架按所使用的弹性元件可分为螺旋弹簧、扭杆弹簧和空气弹簧。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -6- 第 3 章 悬架主要参数的确定 在设计时首先对悬架总体参数进行计算，如悬架的刚度、悬架的挠度等，这样在下文对零部件的计算时，就可以以悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参数。下面是针对悬架设计所需要的基本参数： 表 3-1 越野车的基本参数 车长 车高 /宽 前轮距 后轮距 轴距 4629mm 1653/1880mm 1617mm 1613mm 2807mm 车身重量 加速时间 最大功率 最大扭矩 最高速度 1900 kg 10.0 秒（ 0-100km/h） 155/4300-6000 KW/rpm 350/1500-4200 Nm/rpm 180.0 km/h 轮胎 轮毂尺寸 最小转弯半径 最小离地间隙 235/65 R17 17 5.8 m 185 mm 3.1 悬架静挠度 悬架静扰度 错误 !未找到引用源。 是指汽车满载静止时悬架的载荷 Fw 与此时悬架刚度 c 之比，即 错误 ! 未找到引用源。 =Fw/c 。 （ 3.1） 汽车弹簧与簧上质量组成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。而汽车部分车身的固有频率 n（亦称偏频）可以用式 表示： 错误 !未找到引用源。 （ 3.2） 式中： 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的刚度， N/mm错误 !未找到引用源。 ； 错误 !未找到引用源。 指前悬架的簧上质量， Kg； 错误 !未找到引用源。 指前悬架偏频，； 汽车的前悬架的静绕度可以下式表示： 错误 ! 未找到引用源。 (3.3) 所以，悬架的静挠度 1cf和悬架刚度 错误 !未找到引用源。 之间有如下关系： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -7- 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 （ 3.4） 车用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，满载情况下前悬架偏频在0.80 1.15Hz 之间取 ,后悬架要求在 0.98 1.30Hz。 错误 !未找到引用源。=1.15 Hz 代入数值得： 错误 !未找到引用源。 。 3.2 悬架的动挠度 悬架的动绕度 错误 !未找到引用源。 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构充许的最大变形 (通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1/2 或 1/3)时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。乘用车 错误 !未找到引用源。 取 7 9cm，货车 错误 !未找到引用源。 取 6 9cm，客车 错误 !未找到引用源。 取 5 8cm。 从越野车的通过性越野性能出发选此悬架的动挠度 mmfd 903.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力 F 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 ,其切线的斜率式悬 架的刚度。如图 3.1 所示： 悬架的弹性特性有线性和非线性特性两种。当悬架变形和受垂直外力 F之间成固定的比例关系时，弹性特性是一条直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数；当悬架变形和受垂直外力 F 之间不成固定的比例关系时，称为成为非弹性特性 6。 乘用车的簧上质量虽然变化不大，但是为了减少车轴对车架的冲击，减少转弯时的侧倾与制动时的前倾角和加速时的后仰角，因该采用刚度了变得非线性悬架，如图 3.1 所示： 图 3-1 悬架特性曲线 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -8- 悬架的主要参数总结如下表 3-2： 表 3-2 悬架的主要参数 悬架静扰动1cf悬架动挠度 错误 !未找到引用源。 悬架弹性特性 189mm 90mm 非线性 1.4 小结 本章通过利用通用公式计算确定了悬架的主要参数，为悬架下一步的设计确定了最主要的依据，确定悬架的主要技术标要求。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -9- 第 4 章 独立悬架导向机构设计及强度校核 4.1 设计要求 针对前双横臂对立悬架导向机构的设计要求： 1） 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 错误 !未找到引用源。 mm，轮距变化会引起轮胎 的早期磨损。 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，应该车身侧倾角小。在 0.4g 侧加速度作用下，车身侧倾角 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 ，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强转向不足效应。 4） 制动时，因该有车身的抗前俯作用；加速时，应该有抗后仰作用。 目前，汽车上广泛采用上下不等臂长的双横臂独立悬架且主要应用前悬架。 静止平衡的时候轮胎的定位参数如下表 4.1： 表 4-1 前轮定位参数 前轮前束 外倾角（ ） 主销后倾 ( ) 主销 内倾（ ） 前轮距变化 后轮距变化 在 0 左右 0 30 3 12 3mm 4mm 4.2 导向机构的布置参数 4.2.1 侧倾中心 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -10- 双 横臂的独立悬架的侧倾中心，如图 4.1 所示方式得出； 图 4-1 双横臂式独立悬架侧倾中心 W 的确定 将上下横臂内外转动点的连线延长，以得到极点 P，比且得到 P 的高度。将P点与车轮接地点 N连接，即可得到汽车轴线上的侧倾中心 W点 10。双横臂式独立悬架侧倾中心的高度 错误 !未找到引用源。 为： 错误 !未找到引用源。 （ 4.1） 式中： 错误 !未找到引用源。 （ 4.2） 错误 !未找到引用源。 （ 4.3） 其中： C=397mm， =7 ， =5 ， =12 代入（ 4.2）得： k=397 错误 !未找到引用源。 =1909mm 且 d=235mm 代入（ 4.3）得到： P=401mm 且 错误 !未找到引用源。 =110mm ， 错误 !未找到引用源。 =808.5mm 代入式中： 侧倾中心高度： 错误 !未找到引用源。 =288.5 mm 4.2.2 纵倾中心 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -11- 双横臂式独立悬架纵倾中心点 O可用做图法得出，如图 4.2 所示： 图 4-2 纵倾中心 作出两条横臂转动轴的延长线 C和 D，两条线的交点 O即为纵倾中心。 4.3 双横臂式独立悬架导向机构设计 4.3.1 纵向平面内上下横臂轴布置方案 上、下横臂轴抗前倾角的匹对对主销后倾角的变化有较大的影响，图 4.3给出了六种可以匹配方案的主销后倾角 值随车轮跳动的变化曲线。纵坐标为车轮接地点的垂 直位移量的变化 Z。各匹配方案中 错误 !未找到引用源。 、 错误 !未找到引用源。 的取值如图 4.3 所示，其正负角按图所示确定。 图 4-4 角的定义 图 4-3 错误 !未找到引用源。 、 错误 !未找到引用源。 的匹配对 的影响 其中 的定义如图所示 4.4 所示； 为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角变大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以制造制动时主销后倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。第 1、 2、 6 方案主销后倾角的变化规律很好，根据实际的设计的布局情况我选择二方案 错误 !未找到引用源。 取 0 、 错误 !未找到引用源。 取 -5 5。 4.3.2 横向平面内的上、下横臂的布局方案 比较图 4.5a、 b、 c三图可以清晰的看到，上下横臂的布置不同，所得侧倾中心位置也不同，根据实际前悬架侧倾中心高度在 0 120mm 之间，设计上、下 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -12- 横臂在横向平面内的布置方案选用 a方案。 图 4-5 上、下横臂在横向平面内的布置方案 4.3.3 水平面内上、下横臂轴的布置方案 横臂轴在水平面的布置方案有三 种，如图 4.6 所示 图 4-6 水平面内上、下横臂轴的布置方案 下横臂轴 MM 和尚横臂轴 NN 与轴线的夹角，分别用 错误 !未找到引用源。 和错误 !未找到引用源。 表示，称为导向机构的上下横臂的水平斜直角。一般规定，轴线前端远离汽车轴线的夹角为正角，之为负。与汽车轴线平行者，夹角为零。 双横臂式悬架的上下横臂的长度对车轮上下跳动时的定位参数影响很大。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计，这样可以方便发动机的布置请可以得到理想的运动特性。 为了使车轮在遇到凸起路障时能够使车轮一起跳动，一面向后退让，以 减 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -13- 少到车身的冲击力，还为了布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 MM 线的斜置缴角为正值。如图 4.6 所示，当上、下横臂轴倾斜角 错误 !未找到引用源。 均为正值，主销后倾角随轮胎的上跳有较小增加甚至减少（当 错误 !未找到引用源。 时）。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支撑出会产生反力矩，有助于产生制动时的抗前俯作用。但是注销后倾变的太大时，会在支撑处产生过的反力矩，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆动或方向盘上的力的变化。 横臂轴在水平面的布置方案有三种，如图 4.6 所示 为了使车 轮在遇到凸起路障时能够使车轮一起跳动，一面向后退让，以减少到车身的冲击力，还为了布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 MM 线的斜置缴角为正值。如图 4.6 所示，当上、下横臂轴倾斜角 错误 !未找到引用源。 均为正值，主销后倾角随轮胎的上跳有较小增加甚至减少（当 错误 !未找到引用源。 时）。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支撑出会产生反力矩，有助于产生制动时的抗前俯作用。但是注销后倾变的太大时，会在支撑处产生过的反力矩，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆动或方向盘上的力的变化。 4.3 .4 上下横臂长度的确定 双横臂式悬架的上下横臂的长度对车轮上下跳动时的定位参数影响很大8。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计，这样可以方便发动机的布置请可以得到理想的运动特性。 如图 4.7 所示为下横臂长度 L1 保持不变，改变上横臂的长度不 L2，使得L1/L2 的比值分别是 0.40、 0.6、 0.8、 1.0、 1.2 时计算得到的悬架的运动特性。其中 Z 错误 !未找到引用源。 （ Z 轴表示轮胎上下跳动的位移量， 错误 !未找到引用源。 表示为 1/2 轮距）表示为车轮接地点在横向平面内随车轮跳动的特性曲线 。有图可以看出，当上、下横臂之比为 0.6 时， 错误 !未找到引用源。 曲线变化最平缓； L1/L2 增大或减小时， 错误 !未找到 引用源。 的曲线的曲率都会 增加。图中 Z 和 Z 分别表示车轮外倾角和车轮内倾角随车路跳动的特 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -14- 征曲线如图 4.7。 图 4-7 上、下横臂长度之比 L1/L2 改变时的悬架特性 设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应该选择 L1/L2 在 0.6 附近的；为了保证汽车有良好的操作性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择 L1/L2 在 1.0 附近，综合以上分析， 悬架的L1/L2 应该在 0.6 1.0 的范围内。根据我国的乘用车设计经验，在初选尺寸时，L1/L2 取 0.65 为宜 4.4 螺旋弹簧的设计计算 4.4.1 螺旋弹簧材料的选择 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，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍 。 螺旋弹簧通常应用于独立悬架，特别是前轮独立悬架中。在有些轿车的后轮非独立悬架中，其弹性元件也采用螺旋弹簧。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成，可做成等螺距或变螺距。前者刚度不变，后者刚度是可变的。螺旋弹簧具有以下优点：无需润滑，不忌 泥污；安置它所需的纵向空间不大；弹簧本身质量小。 根据汽车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析），选择 60Si2MnA 为簧丝的材料 1，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。弹簧材料特性如下表 4.2： 表 4-2 弹簧材料特性 许用切应力 许用剪应力 剪切模量 G 弹性模量 E 强度范围 48 2/ mmfkg100 2/ mmfkg80002/ mmfkg 20000MP 45-50HRC 4.4.2 弹簧几何参数的计算 表 4-3 设计参数 前悬架满载轴荷错误 !未找到引用源。 前悬架空载轴荷错误 !未找到引用源。 前悬架总质量 错误 !未找到引用源。 前悬架设计偏频 n 1150Kg 950Kg 102Kg 1.15Hz 4.4.2.1 弹簧所受压力 P： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -15- P= 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 / 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。=575 9.81/0.9847=5727.815N 弹簧所受到的最大的 力：动荷系数 k取 2.5 则弹簧所受到的最大压力 错误 !未找到引用源。 =14319.54N 4.4.2.2 车轮到弹簧的力及位移传递比 车轮与路面接触点和零件连接点检的传递比即表明形成不同也表明在二处的里的大小不同。弹簧的刚度 错误 !未找到引用源。 悬架的线刚度 错误 !未找到引用源。 可由传递比建立联系：利用传递比 i便可计算螺旋弹簧的刚度 错误 !未找到引用源。 ： fihivNFFk xyvFws / （ 4.4） 其中分数 错误 !未找到引用源。 代表悬架的线刚度。 从而，得到如下关系式： （ 4.5） 根据文献 7，悬架的行程传递比及力的传递比为 代入数值可得到 i x 1.185， i y 1.818。所以，位移传递比 i x i y 为 2.15 4.4.2.3 弹簧在最大压缩力作用下的变形量 由前悬给定的偏频 f 1.15Hz，可得到了汽车悬架的线刚度： )/(56.250 . 715.114.344 222222 mmnMfk x （ 4.6） 于是可得出弹簧的刚度sk)/(95.5415.256.25 mmNiikk yxxs （ 4.7） 进而可得到弹簧在最大压缩力 Pdmax 作用下的变形量 F： )(6.2 6 095.54/54.1 4 3 1 9m a x / mmkPdF s （ 4.8） 所以，弹簧所受最大弹簧力 错误 !未找到引用源。 14319.54N 和相应的最大变形为 F=260.6mm： 根据公式 4.4 可以算出前悬架的刚度： 错误 ! 未找到引用源。 (4.9) 式中； 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架刚度， N/mm 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的簧上质量， Kg 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的偏频， Hz 汽车空载刚度计算： 错误 !未找到引用源。 =（ 950102） /2=424Kg yxxs iikk 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -16- 错误 !未找到引用源。 =1.15Hz 代 入 计 算 得 ： 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 =4 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 3.14 3.14 424=22114.7N/m 汽车满载刚 度计算 错误 !未找到引用源。 =（ 1150102） /2=524Kg 错误 !未找到引用源。 =1.15Hz 代入计算得： 错误 !未找到引用源。 =4错误 !未找到引用源。 3.14 3.14 524= 27330.4N/m 4.4.2.4 按满载计算弹簧钢丝几何参数 错误 !未找到引用源。 (4.10) 所以得出： 错误 !未找到引用源。 (4.11) 式中： i指弹簧的有效工作参数，取 5 G指弹簧材料的剪切弹性模量，取 8.3 错误 !未找到引用源。 MPa 错误 !未找到引用源。 指弹簧中经，取 112mm 代入式 (4.11)中： d=14.3mm 弹簧直径 d 取 14mm 弹簧设计中，螺旋比 错误 !未找到引用源。 ,弹簧指数越小，其刚度越大，弹簧越大，弹簧越硬。弹簧内外侧的应力相差越大，反之，弹簧越软。弹簧丝直径与螺旋的选取范围如表 4.4 所示 : 表 4-4 弹簧直径与螺旋比的选取关系 弹簧丝直径 d(mm) 0.2 0.4 0.5 1 1.1 2.2 2.5 6 7 16 18 0 螺旋比 C 7 14 5 12 5 10 4 10 4 8 4 6 一般的选择范围是 C=4 8，初选螺旋比为 8. 弹簧总圈数与其工作圈数的关系为： 错误 !未找到引用源。 +2（ 1.25+0.75） =7 弹簧的节距 t一般按公式取： 错误 !未找到引用源。 14+260/8+ 56mm 弹簧的自由高度： 错误 !未找到引用源。 (4.12) 式中： 错误 !未找到引用源。 指工作圈数，取 5 错误 !未找到引用源。 弹簧钢丝的工作间隙，为 42mm 错误 !未找到引用源。 指弹簧的总圈数 ,是 7 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -17- d指弹簧的直径，为 14mm 代入式 (4.12)中 ： H=322mm 弹簧螺旋升角： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =9.04 4.4.3 弹簧的校核 4.4.3.1 弹簧的刚度校核计算： 弹簧刚度的计算公式： 错误 !未找到引用源。 (4.13) 式中： i指弹簧的有效工作 参数，取 5 G指弹簧材料的剪切弹性模量，取 8.3 错误 !未找到引用源。 MPa 错误 !未找到引用源。 指弹簧中经，取 112mm d 指弹簧直径 d 取 14mm 代入式中得： 错误 !未找到引用源。 =51.04N/mm 符合要求 4.4.3.2 弹簧表面的剪切应力校核： 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，弹簧表面切应力为： (4.14) 式中： C指弹簧的螺旋比， C=错误 !未找到引用源。 /d 错误 !未找到引用源。 指曲度系数，为考虑弹簧圈数曲率对强度的影响的系数， 错误 !未找到引用源。 P指弹簧的轴向载荷， P=5727.815N 已知： 错误 !未找到引用源。 112mm,d=14mm 计算得到： C=112/14=8 错误 !未找到引用源。 =（ 4错误 !未找到引用源。 ） /（ 4 8 错误 !未找到引用源。 ） +0.615/8=1.184 代入式 (4.14)中得出弹簧表面的减切应力：代入式中得出 =705MPa 因为： 错误 !未找到引用源。 ，所以弹簧满足要求 悬架弹簧的最终弹簧选定的参数如表 4-5： 表 4-5 综上所述最终弹簧选定的参数 弹簧高度 H 弹簧圈数 n 螺旋角 C 内径 错误 !未找外径 错误 !未找节距 t 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -18- 到引用源。 到引用源。 322mm 7 9.04 98mm 126mm 56mm 4.5 小结 本章主要对悬架的上、下横臂的相对长度、空间的相对位置和总体的布局进行选择与计算，同时对对减震器弹簧参数进行设计技术和轻度校核。 第五章 减振器机构类型及主要参数的选 择计算 5.1 减振器 汽车在不平道路上行驶时，车身将产生振动。为此在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器是产生阻尼力的主要元件，其作用是迅速衰减汽车振动，改善汽车行驶平顺性，增强车轮与路面附着性能，减少汽车因惯性力引起的车身倾角变化，提高汽车操纵性和稳定性。此外，减振器能够降低车身部分载荷，延长汽车使用寿命。 为了协调弹性元件与减振器工作，对减振器提出如下要求： （ 1）当车桥（或车轮）与车架的相对速度过大时，减振器应当能自动加大液流通道截面积，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的 冲击载荷； （ 2）在悬架压缩行程（车桥与车架相互移近的行程）内，减振器阻尼力应较小，以便充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击； （ 3）在悬架伸张行程（车桥与车架相对远离的行程）内，减振器的阻尼力 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -19- 应大，以求迅速减振。 汽车上广泛采用双向作用筒式减振器，既在压缩和伸张两行程内均能起减振作用的减振器称为 双向作用式减振器 。另有一种减振器仅在伸张行程内起作用，称为 单向作用式减振器 。 双向作用筒式减振器双向作用筒式减振器（又称双筒式减振器）一般都具有四个阀，即压缩阀、伸张阀、流通阀和补偿阀 2。同时减震器工作 压力虽然仅有 2.5 5MPa，但是其工作性能稳定在现代汽车广泛使用，双作用筒式夜里减震器具有工作性能稳定、干燥阻力小、噪声低、总长度短等优点。在乘用车广泛使用。在设计的应当满足的要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用性能。 5.2 相对阻尼系数 减震器卸荷阀打开前，其中的阻力 F 与减震器振动速度 之间的关系为 F= 错误 ! 未 找 到 引 用 源。 （ 5.1） 式中， 为减震器阻尼系数。 减震 器的阻尼系数是指阀体开启前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数 错误 !未找到引用源。 与压缩行程的阻尼系数 错误 !未找到引用源。 的阻尼系数一般不等。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数错误 !未找到引用源。 的大小来评价振动衰减的快慢程度。 错误 !未找到引用源。的表达式： 错误 !未找到引用源。 （ 5.2） 式中 :c 指悬架系统的垂直刚度； 错误 !未找到引用源。 指簧上质量 从中 表明，相对阻尼系数 错误 !未找到引用源。 的物理意义是：减震器的阻尼作用在于不同刚度 c 和不同的簧上质量 错误 !未找到引用源。 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 错误 !未找到引用源。 值越大，振动能衰减越快，同时又能将较大的路面冲击力传到车身 ；错误 !未找到引用源。 值小则反之。通常情况下，压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程的相对阻尼系数取得大些。两者的关系是 错误 !未找到引用源。 .设计时，选取 错误 !未找到引用源。 与错误 !未找到引用源。 的平均值 错误 !未找到引用源。 。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取 错误 !未找到引用源。 =0.25 0.35。对于行驶路面较差的汽车， 应取大一些，一般取 错误 !未找到引用源。 0.3；为了避免悬架碰到车架，取 错误 !未找到引用源。 =0.5 错误 !未找到引用源。 。根据越野车的形式要求，取 错误 ! 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -20- 未找到引用源。 =0.35。则有：（ 错误 !未找到引用源。 +错误 !未找到引用源。 ）/2=0.35 计算得出 ： 错误 !未找到引用源。 =0.467， 错误 !未找到引用源。 =0.234 5.3 减振器阻尼系数的确定 减 震器的阻尼系数 错误 !未找到引用源。 .因悬架系统的固有频率 错误 !未找到引用源。 ,所以理论上 错误 !未 找到引用源。 。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。根据如图的布置形式，则其阻尼系数： 错误 !未找到引用源。 （ 5.3） 图 5-1 双横臂横向布置示意图 根据公式 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 ，可以得出： 错误 !未找到引用源。 式中 n=1.15 Hz,故得出 错误 !未找到引用源。 7.22Hz 式（ 5.3）中 ；错误 !未找到引用源。 ,错误 !未找到引用源。 ,错误 !未找到引用源。524Kg 所以： 错误 !未找到引用源。 =2 7.22 524 0.35/错误 !未找到引用源。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -21- =7730.5N 错误 !未找到引用源。 5.4 最大卸荷力 的确定 为了减少传到车身的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定的值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 错误 !未找到引用源。 nA w av x /c o s （ 5.4） 式中， 错误 !未找到引用源。 为卸荷速度一般为 0.15 0.30m/s， A为车身振幅，取 40mm 错误 !未找到引用源。 为悬架振动固有频率， 错误 !未找到引用源。 7.22Hz 代入式 （ 5.4） 中： 错误 !未找到引用源。 =0.04 7.22 0.6 0.9848=0.17m/s 已知伸张行程的阻尼系数 错误 !未找到引用源。 ，在伸张行程的最大卸荷力 错误 !未找到引用源。 ： 错误 !未找到引用源。 （ 5.5） 式中， 错误 !未找到引用源。 =2.2 7730.5=17007N 最大卸荷力 ；错误 !未找到引用源。 =17007 0.17=2891N 5.5 简式减振器工作缸直径 D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D为 )1(420 PFD (5.6) 式中： 错误 !未找到引用源。 为工作缸最大充许压力，取 3 4MPa； 错误 !未找到引用源。 指连杆与缸筒直径