论文pdf.pdf

哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 I 长城风骏 5 皮卡悬架的设计 摘 要 悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切的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 并衰减由此引起的振动 以保证汽车能平顺地行驶 本文主要研究长城风骏 5 皮卡悬架的设计 主要分成了两个部分 第一 部分是前悬架的设计 选取运动性能出色的双叉臂独立悬架 首先确定悬架 的挠度及刚度 然后计算扭杆弹簧的尺寸参数 并对其进行强度校核 对导 向机构进行了详细的计算 并对下叉臂进行了强度校核 确保不会发生断裂 其次是横向稳定杆的设计计算 减振器的设计计算 然后基于 ADAMS 进行 仿真分析 对分析结果进行优化 第二部分是后悬架的设计 参考风骏 5 的 结构形式 选取结构简单 工作可靠 成本低廉的钢板弹簧作为后悬架的弹 性元件 详细计算了悬架挠度 板簧应力等和钢板弹簧尺寸相关的的参数 并对相对薄弱的卷耳进行了强度校核 其次是减振器的设计计算 然后基于 有限元分析软件 ANSYS 对钢板弹簧进行强度分析 对分析结果进行优化 关键词 关键词 钢板弹簧 双叉臂独立悬架 横向稳定杆 减振器 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 II Design of The Great Wall Wingle 5 Pickup Suspension Abstract Suspension is a general term for all connected devices power transmission car frame and axle or between the wheels and its role is to pass between the wheels and the role of forces and twisting the frame and the frame buffer passed by the uneven road or vehicle body impact and vibration attenuation caused thereby to ensure that the car can travel smoothly This paper studies the design of the Great Wall Wingle 5 Pickup suspension mainly divided into three parts The first part is the design of the rear suspension refer Wingle 5 structure simple select structure reliable low cost leaf spring rear suspension as the elastic element The detailed calculations of the suspension deflection stress and leaf spring leaf spring dimensions relevant parameters and the relatively weak intensity of the Word were checked based on finite element analysis software ANSYS leaf spring strength analysis The second part is the design of the front suspension and select outstanding sports performance double wishbone independent suspension First determine the stiffness of the suspension deflection and then calculate the torsion bar spring dimensions and its strength check To guide agencies carried out a detailed calculation and the lower wishbone strength check to ensure that the fracture does not occur Followed by a roll bar design calculations and then based on ADAMS simulation analysis The third part is the design calculations damper Select the front and rear suspension are dual acting telescopic shock absorbers dampers here include the size parameter calculations Key Words Leaf spring Double Wishbone Independent Suspension Stabilizer bar Shock Absorber 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 III 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1 1 课题研究的目的和意义 1 1 2 国内外研究现状 1 1 2 1 国外研究现状 1 1 2 2 国内研究现状 2 1 3 本论文主要研究内容 3 第 2 章 前悬架的结构设计 4 2 1 悬架主要参数确定 4 2 1 1 悬架静挠度 4 2 1 2 悬架动挠度 4 2 1 3 悬架的刚度 5 2 2 弹性元件设计 5 2 2 1 扭杆弹簧的设计 5 2 2 2 扭杆弹簧校核 6 2 3 导向机构设计 7 2 3 1 对前轮独立悬架导向机构的要求 7 2 3 2 悬架导向机构参数 7 2 3 3 上下叉臂的布置方案 7 2 3 4 上下叉臂长度的确定 8 2 3 5 下叉臂结构强度设计 8 2 4 横向稳定杆的设计 10 2 4 1 横向稳定杆的作用 10 2 4 2 横向稳定杆的设计计算 10 2 5 前悬架减振器设计 10 2 5 1 减振器主要性能参数 11 2 5 2 最大卸荷力 12 2 5 3 减振器主要尺寸 13 2 6 双叉臂独立悬架的仿真分析及优化 13 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 IV 2 6 1 建模所需要的数据 13 2 6 2 仿真分析 14 2 6 3 前悬架的优化 16 2 7 本章小结 18 第 3 章 后悬架的结构设计 19 3 1 钢板弹簧主要元件结构选取 19 3 1 1 钢板弹簧断面形状 19 3 1 2 弹簧端部形状 19 3 1 3 弹簧卷耳 20 3 1 4 弹簧包耳 20 3 1 5 钢板弹簧中心螺栓 21 3 1 6 弹簧夹箍 21 3 2 钢板弹簧设计的已知参数 21 3 2 1 弹簧负荷 21 3 2 2 轴距 22 3 3 钢板弹簧具体计算 22 3 3 1 材料的选取 22 3 3 2 悬架的静挠度和动挠度以及满载弧高的确定 22 3 3 3 期望的弹簧断面尺寸和有效长度的确定 23 3 3 4 钢板弹簧各片预应力 弧高及曲率半径 25 3 3 5 钢板弹簧卷耳内径和弹簧销直径确定及其强度校核 28 3 4 后悬架减振器设计 29 3 4 1 减振器主要性能参数 29 3 4 2 最大卸荷力 30 3 4 3 减振器主要尺寸 30 3 5 钢板弹簧的有限元分析及优化设计 31 3 5 1 钢板弹簧有限元模型建立 31 3 5 2 钢板弹簧的刚度及强度分析 32 3 5 3 多片钢板弹簧的优化设计 35 3 6 本章小结 37 结论 38 致 谢 39 参考文献 40 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 1 第 1 章 绪论 1 1 课题研究的目的和意义 悬架系统是指车身 车架和车轮之间的一个连接结构系统 而这个系统 包含了避振器 悬架弹簧 防倾杆 悬吊副梁 下控臂 纵向杆 转向节臂 橡皮衬套和连杆等部件 当汽车行驶在路面上时因地面的变化而受到振动及冲击 这些冲击力其 中一部分会由轮胎吸收 但绝大部分是依靠轮胎与车身间的悬架装置来吸收 的 悬架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 是汽 车最重要的三大总成之一 从结构上看 汽车悬架仅是由一些杆 筒以及弹簧等简单构件组成 但 汽车悬架却是一个非常难达到完美要求的汽车总成 这是因为悬架系统关系 到汽车的许多性能 如操纵稳定性 制动安全性 驾驶舒适性和动力加速性 等 悬架的设计必须满足下面这些要求 1 悬架系统必须保证汽车具有良好的行驶平顺性 2 悬架系统必须保证车身和车桥在共振区具有较小的振幅 同时能让振 动很快地衰减 4 3 悬架系统必须保证汽车具有优异的操纵稳定性 4 4 悬架系统必须保证车身在制动 转弯 加速时的稳定性 同时尽量低 减小车身的俯仰角和侧倾角 4 5 悬架系统必须保证悬架系统具有较高地可靠性 即 具有足够的刚度 强度和较长的使用寿命 4 通过运用现代三维设计软件对悬架进行三维实体建模 仿真分析 结构 尺寸设计 优化设计 能够锻炼学生运用现代设计方法和设计软件进行汽车 零部件快速设计的能力 分析和解决实际工程问题 积累工程设计经验 1 2 国内外研究现状 1 2 1 国外研究现状 20 世纪 30 年代 美国的 Olley 英国的 Lanchester 对独立悬架的运动性能 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 2 展开了研究 为使悬架具有良好的操控性 工程师正致力于对悬架运动性能和 转向性能的研究 德国的 WolfgangMatschinsky 从悬架的理论建模 橡胶支撑 模型角度 对悬架的弹性运动学进行了深入研究 根据 R W 法 图论法 工程师 应用关联矩阵和通路矩阵描述了悬架的结构特征和连接关系 对悬架运动学进 行了分析 德国宇航中心与 INTEC 等公司合作 共同开发了 SIMPACK Automotive 模块 用户可以通过专用数据库建立多种车辆模型并进行高精度 求解 20 世纪 90 年代初 国外的研究人员开始把多柔体动力学理论应用于汽 车技术 不仅提高了复杂车辆系统的高精度仿真能力 也为建立及求解更加精 细的车辆模型提供了可能性 应用前景广泛 1976 年 Thompson 建立了二自由 度的主动悬架数学模型 确定了主动悬架的最优控制率 并通过部分状态反馈 最优控制理论 得到了主动悬架的次最优反馈矩阵 20 世 80 年代 继通用公司 提出了主动悬架的设计思想后 世界各大汽车制造商便竞相开发和研制主动悬 架 并进行了较为成功的试验 主动悬架的研究虽然起步较早 但由于成本昂 贵 结构与控制技术复杂 涉及众多的学科和领域 所以对主动悬架的研究始终 没能取得重大突破 目前只有少数几种主动悬架成为了商业化产品 20 世纪 80 年代后期 半主动悬架技术的发展逐渐成熟 福特和日产公司率先在其生产的 轿车上应用了半主动悬架并取得了较好效果 德国的 Freeudenberg 公司开发 了利用液力控制实现不同路况下最优阻尼的半主动悬架 2002 年 福特将 MAGNCRide 半主动悬架成功应用于凯迪拉克 SEV LTESTS 上 半主动悬架 的性能虽然不如主动悬架理想 但其耗能低 结构简单 成本低 故应用前景广 泛 半主动悬架在安全性 稳定性 舒适性和实用性等方面都显示出了巨大 的发展潜力 5 1 2 2 国内研究现状 国内悬架研究起步比较晚 虽然国内能够生产悬架的企业有很多 但是 真正拥有悬架系统独立设计开发和制造的公司却是非常地少 国内的公司主 要是代理美日韩德的产品 随着汽车行业的发展 越来越多的专家学者开始 研究独立悬架系统了 如 艾延廷用模糊控制策略对多自由度车辆模型进行 仿真控制 为车辆的半主动悬架设计提供了一定的参考价值 李克强用 H 方法对多自由度的主动悬架车辆模型进行了鲁棒控制 讨论了 4 自由度 6 自 由度和 8 自由度的车轮模型的振动问题 张洪欣运用矢量分析方法对麦弗逊 悬架进行了分析 为悬架设计提供的理论支持 为评估悬架性能提供了依据 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 3 湖南大学的肖力军运用 ADAMS 软件对汽车悬架系统进行了整车性能优化 通过仿真模拟结果和试验结果想比较 证实了仿真模拟结果的正确性 通过 优化提高了整车性能 郝海生利用 ADAMS 软件对悬架和轮胎的前轮外倾角 前束角 内倾角 主销后倾角以及车轮侧滑量进行了仿真分析 朱华利用 ADAMS 软件对 ATV 悬架进行仿真分析 测量了整车质心垂向加速度的大小 通过参数修改 保证了行驶的平顺性 孙丽等对传统的扭杆式双横臂独立悬 架进行了改型设计 并对改型后的悬架进行了轮距变化特性 主销后倾角变 化特性 前轮外倾角变化特性 前束角的变化特性和主销后倾角变化特性进 行了对比 得到了最优的一种改型悬架 李槟给出了双横臂独立悬架的运动 瞬心 轮胎侧滑量 外倾角 前束角 转向拉杆理想长度 抗点头效应 刚 度等的计算方法 为双横臂悬架的设计提供了理论依据 赵娜对一种新型的 独立悬架断开式重型驱动桥进行了重新设计 新型的驱动桥主要由减速器 差速器 半轴等构成 设计的断开式重型驱动桥能很好的改善汽车的平顺性 通过性和动力性 王锡兵针对扭矩梁式后悬架的不足 利用 ADAMS 软件建 立此后悬架的仿真模型 分析车轮外倾角和车轮前束角 通过优化提高了悬 架的整体性能 4 1 3 本论文主要研究内容 本论文主要研究长城风骏 5 皮卡悬架的设计 研究的主要内容如下 1 根据风骏 5 后悬架的结构形式 计算相关的几何参数 基于 CATIA 建立后悬架模型 2 基于 ANSYS 对后悬架钢板弹簧进行有限元分析 轻量化设计 3 根据风骏 5 前悬架的结构形式 计算相关的几何参数 基于 CATIA 建立前悬架模型 4 基于 ADAMS 建立前悬架模型 对原来的双叉臂独立悬架进行仿真 分析 优化设计 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 4 第 2 章 前悬架的结构设计 2 1 悬架主要参数确定 2 1 1 悬架静挠度 悬架静挠度 fc是指汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw于此时 c 之比 即 cw fFc 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 因现代汽车的质量分配系数近似等于 1 于是汽 车前 后轴上方车身两点的振动不存在联系 根据汽车设计理论可以得出 汽车前 后部分车身的固有频率 亦称偏频 可用下式表示 此处只讨论前悬架 5 c n f 取 n 1 3Hz 则 fc 14 79mm 2 1 2 悬架动挠度 悬架的动挠度 fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大 垂直位移 要求悬架应有足够大的动挠度 以防止在坏路面上行驶时经常碰 撞缓冲块 有 0 50 7 dc ff 取 fd 8 87cm 对于一般皮卡车而言 悬架总工作行程 静扰度与动扰度之和 应当不 小于 160mm 而 fc fd 236 6mm 符合要求 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 5 2 1 3 悬架的刚度 已知皮卡总质量 m 2695kg 取前悬簧下质量为 100kg 则由轴荷分配 表可求得前悬架单侧簧上质量 Ms 满载前轴单轮轴荷取 48 Ms 596 8kg 于是 前悬架的刚度为 2 2 n s CM C 39 8N mm 2 2 弹性元件设计 2 2 1 扭杆弹簧的设计 设计扭杆弹簧需要确定的主要尺寸有扭杆直径 d 和扭杆长度 L 扭杆弹簧 采用 45CrNiMoVA 优质合金弹簧钢制造扭杆 采用淬火 回火热处理工艺 表面硬度在 44 52HRC 为了提高疲劳强度 扭杆需要经预扭和喷丸处理 经过预扭和喷丸处理的扭杆许用切应力 可在 800 900MPa 范围内选取 轿 车可取上限 货车宜取下限 本次设计取 900MPa 1 端部结构 为了便于安装扭杆 端部一般制成花键轴形 细齿形和多角形 细齿形用 的最多 若杆径为 d 那么 细齿形端部外径 0 1 151 25 dd 端部长度 1 0 50 7 ld 细齿形端部尺寸见表 2 1 表 2 1 细齿形端部尺寸 齿形 模数 m 压力角 外径 内径 外径 长度 渐开线 0 7 1 0 45 Z 1 m Z 1 m 1 25d 0 6d 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 6 本次设计采用细齿形端部 圆弧过渡结构 2 扭杆直径的确定 取下叉臂长度为 400mm 对于此次选择的扭杆 应力集中系数 Kt 1 2 N 1 25 则产生的扭转力 F 为 F 9508N max MFR Mmax 950796 N mm max 3 16 M d 得 d 22 478mm 取整后得 d 25mm 3 扭杆工作长度设计 在设计计算时 应将两端的过渡部分换算为当量长度 对于圆形截面扭 杆 其过渡部分当量长度 le 0 8lg L l 2le 686 5 1 5mm 扭杆臂的长度 R1取 100mm 2 2 2 扭杆弹簧校核 扭转刚度 4 32 n d G c L cn 43 01N mm 满足皮卡车的舒适性要求 扭杆弹簧 CATIA 模型见图 2 1 图 2 1 扭杆弹簧 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 7 2 3 导向机构设计 2 3 1 对前轮独立悬架导向机构的要求 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 产生纵向加速度 3 在 0 4g 侧向加速度作用下 车身侧倾角不大于 6 7 并使车轮与 车身的倾斜同向 以增强不足转向效应 4 汽车制动时 应使车身有抗前俯作用 加速时 有抗后仰作用 2 3 2 悬架导向机构参数 本次设计资料源于长城风骏 5 皮卡 要兼顾轿车的舒适性和货车的载货 性能 综合以上两点 选取导向机构参数 导向机构参数选取见表 2 2 表 2 2 导向机构参数 悬架导向机构参数 推荐值 选取值 前轮外倾角 0 1 1 主销内倾角 6 14 7 主销后倾角 1 2 1 主销偏移距 l 18 30mm 10mm 前轮前束角 1 0 5 车轮接地点侧向滑移量 5 50mm 10mm 2 3 3 上下叉臂的布置方案 上 下叉臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响 初取 1 0 2 5 按设计要求 取上叉臂姿态角 2 6 下叉臂姿态角 2 10 横向平面内上下臂布置见图 2 2 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 8 图 2 2 横向平面内上下臂布置 此次设计取 4 6 2 3 4 上下叉臂长度的确定 双叉臂式悬架的上 下臂长度对车轮上 下跳动时前轮的定位参数影响 很大 一般设计成上臂短 下臂长 这一方面是考虑到布置发动机方便 另 一方面也是为了得到理想的悬架运动特性 设计悬架时 希望轮距变化要小 以减少轮胎磨损 提高其使用寿命 因此应选择 l2 l1在 0 6 附近 为保证汽车具有良好的操纵稳定性 希望前轮定 位角度的变化要小 这时应选择 l2 l1在 1 0 附近 综合以上分析 该悬架的 l2 l1 应在 0 6 1 0 范围内 初选 l2 l1 0 75 因此 我们初选上横臂长为 300mm 下横臂长为 400mm 球销距为 300mm 2 3 5 下叉臂结构强度设计 下叉臂受力如图 2 3 图 2 3 下臂受力图 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 9 图中 FR是减振器的反作用力 F 是轮胎传来的地面反作用力 F 6242 6N 减振器的位置距车轮为 246mm 得 FR 11673 15N R 点处存在最大弯矩 max cy MFRC Mmax 1222N m 取安全系数 ns 1 5 2 6 z bh W max z M W 109MPa 157MPa 安全 同理得上摆臂同样满足要求 建立的模型如图 2 4 2 5 图 2 4 上叉臂 图 2 5 下叉臂 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 10 2 4 横向稳定杆的设计 2 4 1 横向稳定杆的作用 汽车在高速行驶时 车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动 因此悬 架中中需添设横向稳定杆 采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外 还会影 响汽车的操纵稳定性 主要包括以下两点 1 前悬架中采用较硬的横向稳定杆有助于汽车的不足转向性 并能改 善汽车的蛇形行驶性能 2 增大后悬架的稳定性 会使前轮驱动汽车具有中性转向性能 使后 轮驱动车具有更大的过度转向性 2 4 2 横向稳定杆的设计计算 皮卡车采用的前置后驱 FR 方案 因此汽车总布置对空间的要求比较 严格 可利用的空间不大 横向稳定杆直径 d0 3223 4 0052 74 3 22 3 32 s s Ce dkll ll ll EG 式中 Cs 34 08N mm E 20GPa G 80GPa k 对于圆截面杆段 所采用的修正系数 l0 523mm l2 363mm l4 200mm l5 210mm l7 500mm ls 1145mm 于是可求得横向稳定杆直径 d0 24 8mm 选取整数标准 25mm 2 5 前悬架减振器设计 皮卡车的工作工况一般较为复杂 悬架的减振器在这样的路面上工作时 振动的幅值可能较大 频率适中 所以 在此设计方案中选用双向作用筒式 减振器 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 11 2 5 1 减振器主要性能参数 减振器的性能通常用阻力 速度特性图来表示 见图 2 6 图 2 6 减振器特性 阻力 速度特性 图 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 的大小来评定振动衰减的快慢程度 的表达式为 2 CM 式中 阻尼系数 C 悬架的垂直刚度 M 簧上质量 通常情况下 将压缩行程时的相对阻尼系数 y取得小些 伸张行程的相 对阻尼系数 s取得大些 有 0 250 50 ys 本次设计 取 前 0 3 伸张行程时的相对阻尼系数 1s 0 4 压缩行程时的相对阻尼系数 1y 0 2 压缩行程时减振器阻尼 1111 2 ss c m 1s 5468 47N mm s 伸张行程时减振器阻尼 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 12 1111 2 yy c m 1y 5468 47 N mm s 2 5 2 最大卸荷力 悬架系统固有振动频率 s C m 前悬架 1 5 82Hz 减振器安装位置见图 2 7 图 2 7 减振器安装位置 取 10 车身振幅取 40mm 卸荷速度 cos x A an 最大卸荷力 0 sx F 取 v1x 0 3m s 伸张行程时的最大卸荷力 F10 820 269N 压缩行程时的最大卸荷力 F10 1640 541N 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 13 2 5 3 减振器主要尺寸 工作缸直径 0 2 4 1 F D P 式中 P 工作缸内最大允许压力 取 3 5MPa 连杆直径与缸筒直径之比 双筒式取 0 45 D1 0 02735m 工作缸直径取 D1 30mm 贮油桶直径 Dc 1 35 1 50 D 壁厚取 2mm 材 料可取 45 钢 前贮油桶直径 Dc1取 45mm 连杆直径的选择 d1 12mm 2 6 双叉臂独立悬架的仿真分析及优化 2 6 1 建模所需要的数据 数据源于所建立的 CATIA 模型 列举如表 2 3 表 2 3 建模所需主要硬点坐标 左侧 定位点 坐标 X Y Z mm 扭杆弹簧后硬点 1260 380 190 下臂内侧前硬点 80 330 230 下臂外侧硬点 260 700 180 下臂内侧后硬点 440 330 235 减振器下硬点 260 540 230 转向横拉杆内侧硬点 110 580 330 转向横拉杆外侧硬点 160 580 330 减振器上硬点 280 475 620 上臂内侧前硬点 115 410 490 上臂外侧硬点 280 660 495 上臂内侧后硬点 415 460 500 轮心点 260 180 330 建立的双叉臂扭杆弹簧悬架模型如图 2 8 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 14 图 2 8 双叉臂扭杆弹簧悬架模型 2 6 2 仿真分析 此次设计主要分析了车轮前束角 车轮外倾角 主销后倾角 主销内倾 角 结果如图 2 9 2 12 图 2 9 前轮前束角 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 15 图 2 10 前轮外倾角 图 2 11 主销后倾角 图 2 12 主销内倾角 在 50mm 50mm 的上下跳动过程中 比较理想的前束角的变化范围是 2 2 6 从图 2 9 可以看出 在 50mm 50mm 的上下跳动过程中 车轮前 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 16 束角的变化范围超过了允许范围 需要优化 在车轮相对车身跳动时 设计中应该尽量较小车轮外倾角的变化 在所 设定的 50mm 50mm 范围内 车轮外倾角的变化量应该控制在 2 2 6 从 图 2 10 可以看出 车轮外倾角变化趋势理想 总体上符合要求 范围是 2 5 1 0 可以稍加改动 一般主销后倾角越大 回正力矩也就越大 但是回正力矩不宜过大 否 则在转向时为了克服此力矩驾驶员必须在方向盘上施加较大的力 因此主销 后倾角不宜过大 一般认为前置后驱车 3 10 1 从图 2 11 可以看出 在车 轮下跳 50mm 和上跳 50mm 时 主销后倾角分别为 4 37 和 3 23 符合要求 主销内倾角的作用是使车轮可以自动回正 理论上主销内倾角的变化范 围是 6 12 6 从图 2 12 可以看出 在车轮下跳 50mm 和上跳 50mm 时 主 销内倾角分别为 6 2 和 9 符合要求 2 6 3 前悬架的优化 根据上述前悬架仿真分析结果可以看出 原设计方案存在问题 前束角 及外倾角不理想 需要改进设计 可以从调整导向机构下手 本次主要调整了上下叉臂的空间位置 将 由 4 调整到 6 将 由 6 调 整到 4 改进后结果见图 2 13 2 14 图 2 13 优化后前轮前束角 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 17 图 2 14 优化后前轮外倾角 由上图可以看出 优化后的前轮前束角范围是 1 8 1 8 优化后的前轮 外倾角变化范围是 1 7 0 4 均符合要求 创建的前悬架模型如图 2 15 所示 图 2 15 前悬架 CATIA 模型 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 18 2 7 本章小结 本章主要介绍了前悬架的结构设计及其仿真分析 确定悬架主要参数 包括悬架静挠度 悬架动挠度 悬架的刚度 弹性元件设计 本次设计选取 扭杆弹簧 主要是扭杆弹簧的设计及校核 导向机构设计 着重点是上下叉 臂的计算 横向稳定杆设计计算及校核 减振器的计算 车轮跳动分析 主 要包括车轮前束角 车轮外倾角 主销后倾角等车轮定位参数 根据仿真结 果 发现存在不符合要求的性能参数 然后针对存在的问题提出相应的方案 最后进行仿真 分析 在保证原来满足要求的参数在调整后仍然符合要求 又使原来不符合要求的参数得到改善的原则下 使整体大致符合设计要求 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 19 第 3 章 后悬架的结构设计 3 1 钢板弹簧主要元件结构选取 3 1 1 钢板弹簧断面形状 汽车钢板弹簧断面形状主要有图 3 1 3 4 所示的 4 种形式 图 3 1 矩形断面簧片 图 3 2 单面带槽断面 图 3 3 T 形断面 图 3 4 单面带双槽断面 图 3 1 的矩形断面簧片由于制造简单 目前应用的比较多 矩形断面的中 性轴位于断面中央 钢板上下表面的拉应力和拉应力是相等的 由于材料的 抗拉性能比抗压性能差 因此矩形断面钢板弹簧在承受拉应力的一面易破坏 一般轻型汽车多用此类的簧片 图 3 2 图 3 3 和图 3 4 的断面形状设计成不对称型式 使断面中性轴移 近受拉断面 改善了应力分布情况 从而减小弹簧拉应力 实验表明 采用 这种断面的钢板弹簧比矩形断面弹簧寿命提高 30 节约材料 10 左右 但 考虑皮卡车是轻型车 矩形断面许用应力足够 而且加上制造方便 成本低 选用图 3 1 矩形断面 3 1 2 弹簧端部形状 簧片端部形状常见有图 3 5 3 7 所示 3 种型式 图 3 5 矩形端部 图 3 5 这种弹簧制造简单 在载货汽车上使用较多 片端呈矩形的簧片间 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 20 摩擦阻力较大 增大了弹簧刚度 图 3 6 梯形端部 为了克服矩形端部的缺点 将簧片端部切去两角而呈梯形如图 3 6 图 3 7 压延端部 或将端部沿长度方向逐渐压延减薄如图 3 7 也能克服矩形端部的缺点 但制造工艺复杂 综合考虑 选用图 3 5 矩形端部形状 3 1 3 弹簧卷耳 钢板弹簧卷耳一般有 3 种结构 即上卷耳 下卷耳和平卷耳 上卷耳使 用的较多 采用下卷耳主要是为了协调钢板弹簧与转向系的运动 下卷耳在 载荷作用下容易张开 强度不宜保证 平卷耳可以较小卷耳的应力 因为纵 向作用力方向和弹簧主片断面的中心线重合 对于不能增加主片厚度但又要 保证主片卷耳强度的弹簧多采用平卷耳 此次设计采用平卷耳 3 1 4 弹簧包耳 汽车在使用条件恶劣的情况下 需要采用加强卷耳的措施 常见的是将 第二片弹簧做成包耳形式 以保护主片 包耳常见的有 1 4 包耳和 3 4 包耳 轻型车或厢式客车多采用 1 4 包耳 而大型载货汽车和大型客车多采用 3 4 包 耳 本车属于轻型皮卡 故本车采用 1 4 包耳 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 21 3 1 5 钢板弹簧中心螺栓 中心螺栓的作用 除了夹紧各片弹簧外 又是安装钢板弹簧的定位销 中心螺栓在 U 形螺栓松动时易剪断 因此应有一定的强度 由于中心螺栓直 径大小将影响弹簧断面强度 因此其直径不宜做的过大 一般与簧片厚度相 等 下表是推荐的中心螺栓直径尺寸 中心螺栓一般用 15MnVB 材料做成 机械性能等级为 8 8 级 对于重型载货汽车 中心螺栓多用 40Cr 或 40MnB 制 成 中心螺栓直径尺寸见表 3 1 表 3 1 中心螺栓直径尺寸 中心螺栓直径 mm 8 10 12 14 16 簧片厚 mm 7 7 9 9 11 11 13 13 16 中心孔直径 mm 8 5 10 5 12 5 14 5 16 5 本车类型为轻型皮卡 故簧片不需太厚 初步预订簧片厚度不大于 8cm 因此由上表得出中心螺栓直径初步确定为 10mm 由此得中心孔直径为 10 5mm 螺栓由 15MnVB 材料制成 3 1 6 弹簧夹箍 弹簧夹箍除了防止弹簧各片横向错位之外 还能在弹簧回弹时将力传递 给其他簧片 减小主片应力 目前使用做多的是可拆式夹箍 如下图 3 9 为 了防止弹簧横向扭曲时在簧片上产生过大的应力 在夹箍和弹簧片表面之间 会留有一定的间隙 一般不小于 1 5mm 夹箍与弹簧片侧面间隙为 0 5 1mm 对于不经常拆换的簧片大都采用了不可拆式夹箍 如下图 3 10 这种夹箍结 构简单 制造费用低 而且弹簧装配方便 多用于轿车和轻型载货汽车上 此次设计采用配合两种夹箍使用 3 2 钢板弹簧设计的已知参数 3 2 1 弹簧负荷 通常在设计时 根据整车布置给定的空 满载轴载质量减去估算的非簧 载质量 得到在每副弹簧上的承载质量 一般将前 后轴 车轮 制动鼓及 转向节 传动轴 转向纵拉杆等总成视为非簧载质量 如果钢板弹簧布置在 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 22 车桥上方 弹簧 3 4 的质量为非簧载质量 下置弹簧 1 4 弹簧质量为非簧载质 量 本车考虑到车内人员的舒适性悬架采用下置弹簧 这样可以减小非簧载 质量 本车数据如下表 3 2 表 3 2 风骏 5 皮卡数据 前悬非簧载质 量 kg 后悬非簧载质 量 kg 前悬簧载质量 kg 后悬簧载质量 kg 空载 100 350 984 456 满载 1174 1071 3 2 2 轴距 查数据得此车的轴距为 3350mm 3 3 钢板弹簧具体计算 3 3 1 材料的选取 钢板弹簧多数情况下采用 55SiMnVB 钢或 60Si2Mn 钢制造 本车选 60Si2Mn 钢 钢材弹性模量 E 2 1 105N mm2 3 3 2 悬架的静挠度和动挠度以及满载弧高的确定 用途不同的汽车 对平顺性的要求是不同的 查资料得各种车型车身固 有频率 的实用范围为 货车 1 5 2 7Hz 旅行客车 1 2 1 8Hz 高级轿车 1 1 3Hz 货车后悬架一般要求是在 1 7 2 17Hz 本车为微卡 比一般的大货 车舒适性要求要高 故可选择为 n0 1 8Hz 由式 0 5 c n f 式中 n0 车身固有频率 Hz fc 悬架静挠度 得 fc 7 7cm 悬架的动挠度是指悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构允许的最大变 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 23 形时 车轮中心相对车架的垂直位移 要求悬架应有足够的动挠度 以防止 在坏路面行驶时经常碰到缓冲块 一般 轿车 7 9cm 大客车 5 8cm 货车 6 9cm 故选择动挠度为 7cm 满载弧高 fa是指钢板弹簧装到车轴上 汽车满载时主片上表面与两端连 线间的最大高度差 fa用来保证汽车具有给定的高度 为了在车架高度内已限 定时能得到足够的动挠度值 常取 fa 10 20mm 考虑到轻卡空间和载荷 取 fa 10mm 3 3 3 期望的弹簧断面尺寸和有效长度的确定 期望的弹簧刚度值 夹紧刚度 c Q K f 式中 K 弹簧刚度 N mm 初步确定钢板弹簧片数 片数少些有利于制造和装配 并可以降低片间的干摩擦 改善汽车行驶 平顺性 但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大 材料利用率变坏 多片钢板弹簧一般片数在 6 14 片之间选取 由于此车属于轻型皮卡 故不需 太多片数 暂时选取 5 片 则弹簧挠度增大系数 1 1 5 1 04 1 2 n n 式中 n1 和主片相等的片数 n 总片数 计算得 1 20 钢板弹簧的长度一般由总布置选取 钢板弹簧长度 L 是指弹簧两卷耳中 心之间的距离 皮卡车后钢板弹簧 L 0 35 0 45La 得到 L 1172 5 1507 5mm 取 L 1500mm 弹簧的无效长度 s Lk S 弹簧的有效长度 es LLLLk S 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 24 式中 k 无效长度系数 一般取 k 0 4 0 6 本次设计取 k 0 6 S U 形螺栓夹紧距 S 92mm 得 Le 1444 8mm 钢板弹簧需要的总惯性矩 J0 理想刚度 0 3 48 EJ K L 计算得 J0 19589mm3 梯形单片弹簧在根部应力 0 4W QL 3 0 6 bh Wn 式中 W0 梯形单片弹簧在根部的断面系数 b 钢板弹簧的片宽 h 钢板弹簧的厚度 设计时要求 0 Q L k S 4 w W 式中 w 许用弯曲应力 对于 60Si2Mn 材料 表面经喷丸处理后 推荐 w 在 450 550N mm2内选取 此次设计选取 w 500N mm2 而钢板弹簧平均厚度 0 0 2 p J h W 式中 hp 钢板的平均厚度 有了 hp以后 在选钢板弹簧的片宽 b 增大片宽 能加强卷耳强度 但 当车身受侧向力作用倾斜时 弹簧的扭曲应力增大 片宽选得太窄 又得增 加片数 从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚 推荐片宽和平均片厚的比值 b hp 在 6 10 间选取 结合考虑强度故选择 b 60mm 反过来确定片厚 h 根据式 3 0 12 Jn b h 确定 h 7 8mm 取 8mm 重新对刚度进行验算 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 25 得出 K 38 2N mm 符合要求 钢板弹簧各片长度的确定 非对称钢板弹簧在一定的汽车轴距下 可以调整前后悬架的长度和轴荷 分配 可以改变接近角和离去角的大小 可以协调车桥和发动机的位置矛盾 等 非对称度即为弹簧主片长度 L分配于长边的长度lL1和短边的长度lS1之比 1 1 L S l Y l 基于弹簧各片展开图接近于梯形梁形状这一实际情况 用作图法来确定 弹簧各片长度 各片长度可按如下方式分配 短边长度为 1 1 Skk lL Y 长边长度为 1 Lkk Y lL Y 根据前面已经算得的数据进行画图 通过做图确定出钢板弹簧各片长度 整理如表 3 3 所示 表 3 3 各片板簧长度 1 2 3 4 5 短边长度 mm 241 444 534 625 625 长边长度 mm 338 622 748 875 875 总长度 mm 579 1066 1282 1500 1500 3 3 4 钢板弹簧各片预应力 弧高及曲率半径 由于各片钢板弹簧在自由状态下曲率半径不等 用中心螺栓将各片弹簧 夹紧时 各片曲率半径将发生变化 并产生预加应力 钢板弹簧在未承受外 加负荷时 这种应力就已经存在了 由于各片弹簧存在预应力 当弹簧承载 时弹簧各片应力状态将重新发生变化 下面用共同曲率法计算各片弹簧因曲率变化产生的预应力 假设装配好 的钢板弹簧各片彼此完全接触 而且每一片弹簧在自由状态或装配成总成后 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 26 沿整个长度曲率半径都相等 基于这种假设 各片弹簧在装配时 弹簧变形 可看成是纯弯曲 弹簧各片端作用大小相等 方向相反的力矩 由材料力学 作用在任一弹簧片上的弯矩与曲率半径变化值之间关系可 用下式表示 0 11 K KKK M RREI 式中 Mk 第 K 片弹簧各断面的弯矩 N mm Rk 第 K 片弹簧在自由状态下的曲率半径 mm R0k 第 K 片弹簧在装配后的曲率半径 mm Ik 第 K 片弹簧断面惯性矩 mm4 弹簧预应力 0k与弯矩 Mk及装后断面系数 Wk之间关系式 K aK K M W 0 0 11 K K KKK EI WRR 各片弹簧均为矩形断面 装配后的各片弹簧曲率半径等于弹簧总成在自 由状态下的曲率半径 各片弹簧上的预应力可以写成 0 0 11 2 k K K Eh RR 式中 hK 第 K 片弹簧片厚 mm R0 弹簧总成在自由状态下曲率半径 mm 如果知道弹簧总成自由状态下的曲率半径 R0和预加在各片弹簧上的预应 力 0k 那么可求出各片弹簧在自由状态下的曲率半径 Rk 0 0 211 K KK RREh 弹簧各片预应力的选择 原则上应考虑以下几个因素 a 弹簧各片未装配前 各片间隙不要相差太大 各片装配后 应使各片 能很好配合 b 由于主片受力复杂 为保证主片及长片有较长使用寿命 希望适当降 低主片及长片应力 基于上述原因 选择各片预应力时 片厚相等的钢板弹簧 各片预应力 值不宜过大 对片厚不等的弹簧 厚片预应力大一些 一般推荐主片在根部 的工作应力与预应力叠加后的合成应力约为 300 350N mm2 短片根部合成 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 27 应力约 700 800N mm2 1 4 片长片弹簧应预加负的应力 短片弹簧为正的预 应力 预应力由负值逐渐递增至正值 现取各片预应力分别为 01 02 100 N mm2 03 50 N mm2 04 0 N mm2 05 50 N mm2 钢板弹簧总成在自由状态下弧高 H0是由满载弧高 fa 静挠度 fc及弹簧总 成在 U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化 f 三部分组成 0 ac Hfff 2 3L S ff 2 ca S f L 式中 S 为型中心螺栓中心距 L 为钢板弹簧主片长度 计算得 f 7 8mm H0 94 8mm 钢板弹簧总成在自由状态下曲率半径 2 0 8 RLH 得 R0 2076 5mm 则各片弹簧在自由状态下的曲率半径 Rk为 R1 2758 3mm R2 2758 3mm R3 2369 4mm R4 2076 5mm R5 1918 4mm 建立的钢板弹簧模型如图 3 8 图 3 8 钢板弹簧 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 28 3 3 5 钢板弹簧卷耳内径和弹簧销直径确定及其强度校核 卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉压合成的应力 1 2 11 3 D h xx FF bhbh 式中 Fx 沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力 D 卷耳内径 b 钢板弹簧宽度 h1 主片厚度 许用应力 取为 350 N mm2 先初步确定 D 30mm 11 x FmG 则算得 146 72 N mm2 故满足强度要求 z z F bd 式中 Fz 为满载静止时钢板弹簧端部的载荷 b 为卷耳处叶片宽 d 为钢板弹簧销的直径 用 20 钢或 20Cr 钢经渗碳处理或用 45 钢经 高频淬火 许用应力为 z 7 9 N mm2 Fz 2624N z 1 46 N mm2 故符合要求 归总钢板弹簧簧片参数如表 3 4 表 3 4 钢板弹簧参数 片号 各片长度 mm 各片厚度 mm 各片宽度 mm 自由状态下曲 率半径 mm 1 1500 8 60 2758 3 2 1500 8 60 2758 3 3 1282 8 60 2369 4 4 1066 12 60 2076 5 5 579 12 60 1918 4 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 29 3 4 后悬架减振器设计 皮卡车的工作工况一般较为复杂 悬架的减振器在这样的路面上工作时 振动的幅值可能较大 频率适中 所以 在此设计方案中选用双向作用筒式 减振器 3 4 1 减振器主要性能参数 减振器的性能通常用阻力 速度特性图来表示 如图 3 9 图 3 9 减振器特性 阻力 速度特性 图 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 的大小来评定振动衰减的快慢程度 的表达式为 2 CM 式中 阻尼系数 C 悬架的垂直刚度 M 簧上质量 通常情况下 将压缩行程时的相对阻尼系数 y取得小些 伸张行程的相 对阻尼系数 s取得大些 有 0 250 50 ys 本次设计 取 后 0 2 伸张行程时的相对阻尼系数 2s 0 33 压缩行程时的相对阻尼系数 2y 0 17 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 30 压缩行程时减振器阻尼 2222 2 ss c m 2s 4988 68N mm s 伸张行程时减振器阻尼 2222 2 yy c m 2y 2949 34 3 4 2 最大卸荷力 悬架系统固有振动频率 s C m 后悬架 2 5 82 卸荷速度 cos x A an 最大卸荷力 0 sx F 后悬架取 v2x 0 25m s 伸张行程时的最大卸荷力 F20 623 585N 压缩行程时的最大卸荷力 F20 1247 17N 3 4 3 减振器主要尺寸 工作缸直径 0 2 4 P 1 F D 式中 P 工作缸内最大允许压力 取 3 5MPa 连杆直径与缸筒直径之比 双筒式取 0 45 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 31 D2 0 02385 m 后悬架减振器工作缸直径取 D2 30mm 贮油桶直径 Dc 1 35 1 50 D 壁厚取 2mm 材料可取 45 钢 后贮油桶直径 Dc2取 45mm 连杆直径的选择 d2 12mm 3 5 钢板弹簧的有限元分析及优化设计 3 5 1 钢板弹簧有限元模型建立 前面已经给出了钢板弹簧的有关尺寸 并通过 CATIA 建立了后悬架钢板 弹簧模型 为计算方便 以