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哈佛H6轿车悬挂设计含3张CAD图,哈佛,H6,轿车,悬挂,设计,CAD
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汽车设计课程设计哈佛H6悬挂设计目录1 前言11.1 课题研究的目的和意义12 悬架22.1 悬架的功用和组成22.2 悬架系统的自然振动频率22.3 汽车悬架的类型32.4 双横臂独立悬架43悬架主要参数的确定63.1 悬架静挠度63.2 悬架的动挠度73.3 悬架弹性特性73.4 后悬架螺旋弹簧刚度及应力计算73.4.1 螺旋弹簧刚度及应力计算73.4.2 弹簧端部形状83.4.3 螺旋弹簧的设计计算9结论11参考文献11I1 前言1.1 课题研究的目的和意义悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。悬架最主要的功能1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。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，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。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(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，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。参数长/宽/高：4640/1825/1690(mm)发动机最大功率为110KW / 5600r/min；最大扭矩为210 N.m / 2200-4500r/min最高车速：180km/h轴距：2680mm；前/后轮距：1565/1565 mm轮胎规格：225/65R17整车整备质量：1588kg；座位数：5个驱动桥速比：4.2222 悬架2.1 悬架的功用和组成悬架是车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力(支承力)、纵向反力(牵引力和制动力)和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架(或承载式车身)上，以保证汽车的正常行驶。现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、减振器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，因此，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，尤其在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将很大，不仅能引起汽车机件的早期损坏，还将使驾驶员感到极不舒适，或使货物受到损伤。为了缓和冲击，在汽车行驶系中，除了采用弹性的元气轮胎之外，在悬架中还必须装有弹性元件，使车架(或车身)与车桥(或车轮)之间作弹性联接。但弹性系统在受到冲击后，将产生振动，持续的振动易使乘员感到不舒适或疲劳，故悬架还具有减振作用,使振动迅速衰减(振幅迅速减小)。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(特别是转向轮)的运动轨迹应符合一定的要求,否则对汽车的某些行驶性能(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。由此可见，汽车悬架的功能是缓冲、导向和减振，然而三者共同的任务则是传力。在多数轿车和客车上，为了防止车身在转向行驶等情况下发生过大的倾斜，在悬梁中还设有辅助弹性元件横向稳定器。为限制弹簧的最大变形并防止弹簧直接撞击车架，在货车上辅助设有缓冲块 。在一些轿车上也设有缓冲块，以限制悬架的最大变形。应当指出，悬架只有具备上述功能，在结构上并非一定要设置满足上述各功能的单独的装置不可。例如常见的钢板弹簧，除了作为弹性元件起缓冲作用外，当它在汽车上纵向安置并且一端与车架作固定铰链连接时，它本身还能起到传递各向力和力矩以及决定车轮运动轨迹的作用，因而没有必要再另设置导向机构。此外， 般钢板弹簧是多片叠成的，其本身具有一定的减振能力，因而在对减振要求不高的车辆上，也可以不装减振器。2.2 悬架系统的自然振动频率由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量(簧载质量)所决定的车身固有频率(亦称振动系统的自由振动频率)，是影响汽车行驶平顺性的悬架重要性能指标之一。人体所习惯的垂直振动频率是步行时身体上下运动的频率，约为1-1.6Hz。车身固有频率应当尽可能地处于或接近这频率范围。根据力学分析，如果将汽车看成个在弹性悬架上作单自由度振动的质量，则悬架系统的固有频率2为n= (2-1)式中，g为重力加速度；f为悬架垂直变形(挠度)；M为悬架簧裁质量；K (KMg/f)为悬架刚度(不定等于弹性元件的刚度)，是指车轮中心相对于车架和车身向上移动的单位距离(即使悬架产生单位垂直压缩变形)所需要加于悬架上的垂直载荷。由上式可见：A、在悬架所受垂直载荷一定时，悬架刚度越小，则汽车固有频率越低。但悬架刚度越小，在定载荷下悬架垂直变形就越大，即车轮上下跳动所需要的空间越大。这对于簧载质量大的货车，在结构上是难以保证的，故实际上货车的车身固有频率往往偏高，而大大超过了上述理想的频率范围。B、当悬架刚度定时，簧载质量越大，则悬架垂直变形越大，而固有频率越低，故空车行驶时的车身固有频率要比满载行驶时的高。簧载质量变化范围越大，则频率变化范围也越大。为了使簧载质量从相当于汽车空载到满载的范围内变化时，车身固有频率保持不变成变化很小，就需要将悬架刚度做成可变的，即空车时悬架刚度小。而载荷增加时，悬架刚度随之增加。有些弹性元件本身的刚度就是可变的，如气体弹簧；有些悬架所用的弹性元件的刚度虽然是不变的，但是安装在悬架中之后，可使整个悬架具有可变的刚度，例如扭杆弹簧悬架。2.3 汽车悬架的类型汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架如图21a：其结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架(或车身)连接。当一侧车轮因道路不平而发生跳动时，必然引起另一侧车轮在汽车横向平面内发生摆动故称为非独立悬架。图2-1 独立悬架与非独立悬架示意图独立悬架如图21b：其结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独地通过弹性悬架与车架(或车身)连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响故称为独立悬架。2.4 双横臂独立悬架双横臂式独立悬架又称双摆臂独立悬架,是汽车悬架的一种常见形式。按其上、下横臂的长短又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种。等长双横臂式悬架在其车轮做上、下跳动时，可以保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，所以很少采用，多为不等长双横臂式悬架所取代。后一种形式的悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、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量限定在允许的范围内。这种不大的轮距改变，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此，不等长双横臂式独立悬架3能保证汽车有良好的行驶稳定性，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。图2-2 双横臂独立悬架结构示意图双横臂悬架如图2-2所示其突出优点在于设计的灵活性,可以通过合理选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂(或称为控制臂)的长度,使得悬架具有合适的运动特征(亦即当车轮跳动或车身侧倾时,车轮定位角及轮距的变化能尽量满足设计的要求),并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在各铰接点处一般采用橡胶支承。显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也越精确。分析表明，为减小铰接点处的作用力，应当尽可能增大、下横臂间的距离，减小下横臂地面的垂向距离和下铰点至车轮接地点之间的横向距离。当然，上、下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特征是否合适。双横臂悬架可采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭转弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最常见的为螺旋弹簧。双横臂悬架一般作为轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野汽车的前、后悬架。当双横臂悬架用作前置前驱动轿车的前悬架时，必须在结构上给摆动半径留出位置。一种方法是将弹簧置于上控制臂上方，这样做的缺点在于减小了上、下横臂间的垂直距离和弹簧的行程，并且振动直接传递给车身前端。另一种做法是采用专门的叉形构件为摆动半轴留出空间或者经过特别设计，使弹簧、减振器位于摆动半轴后方。从20世纪80年代后期开始，为提高行驶安全性，越来越多的高级轿车后悬架采用双横臂结构。其运动特性的优劣关系到汽车操纵的稳定性，舒适性，转向轻便性和轮胎的使用寿命等诸多因素。汽车双横臂独立悬架在空间布置上有较多的自由度，各导向杆件在空间上倾斜布置，再加上悬架不可避免地与转向系统在运动中产生干涉，因此悬架系统运动全过程一般都是复杂的非线性的空间运动过程。双横臂悬架系统导向机构的优化，可以保证车辆在恶劣的行驶条件下既有良好的行驶平顺性，操作稳定性和通过性，同时使悬架和车轮的运动空间最小，车内空间最大，使轮胎的侧向滑移量最小，使用寿命最大。3悬架主要参数的确定3.1 悬架静挠度悬架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c之比，即。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。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率和 (亦称偏频)可用下式表示 （31） （32）式中，、为前、后悬架的刚度(Ncm)；、为前、后悬架的簧上质量(kg)。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 =146248mm = 110.25181.4mm 式中，g为重力加速度(g981cm)。将、代人式(31)得到=11.3hz (3 - 3) = 1.171.5hz （34）分析上式可知：悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度5。在选取前、后悬架的静挠度值和时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，/1时的车身纵向角振动要比/1时小，故推荐取（0.80.9）。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐（0.60.8）。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1.001.45Hz，后悬架则要求在1.171.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在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。选定偏频以后，再利用式(32)即可计算出悬架的静挠度。3.2 悬架的动挠度 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(通常指缓冲块压缩到其自由高度的12或23)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。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。对轿车，取79cm；对大客车，取58cm；对货车，取69cm,本设计的动挠度选取79cm。3.3 悬架弹性特性悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移厂(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弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形厂与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，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为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。3.4 后悬架螺旋弹簧刚度及应力计算螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单，制造方便及具有较高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当的普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下依然具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器，行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距或用变直径弹簧钢丝绕制的或者两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。3.4.1 螺旋弹簧刚度及应力计算螺旋弹簧在其轴向载荷P作用下变形F为： （3-5）式中：弹簧中径，160mmD：弹簧钢丝直径，14mmI：弹簧工作圈数, 5；G：弹簧材料的剪切弹性数量，取。弹簧在压缩时工作方式与扭杆相似，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 （3-6）式中C：弹簧指数（旋绕比），C=； ：曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，。对于前面讨论的直的扭杆，其表面的剪应力呈均匀分布，而螺旋弹簧钢丝表面的剪应力则相对复杂。在静载状态下，这种截面内的应力分布不均匀可以忽略不计，但在承受动载时，由于弹簧内侧应力水平较高并且应力变化幅值也更大，导致螺旋弹簧的失效总是发生在内侧。为了在设计时考虑内侧应力的增大，引如修正系数。一般情况下，弹簧钢的许用剪应力与许用拉应力成比例关系，通常情况下，可以取=0.63。3.4.2 弹簧端部形状螺旋弹簧端部可以碾细，并紧，直角切断或向内弯曲，其中a为两端碾细，亦即在绕制弹簧之前先将钢丝两端碾细，碾细部分长度在绕后约占，末端厚度为钢丝直径的1/3左右，绕制成后末端几乎贴紧相连一端弹簧。必要时两端都要磨平。这种结构的特点是节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以取任意值，不必限于整数。其缺点是碾细需要专门工序和设备，增加了制造成本。b为直角切断型，其中一端并紧形成与弹簧轴线垂直的平面。这种结构的特点在于绕制简单，成本低，其缺点是增加了垂向的尺寸和材料的消耗，安装时需要一定方向并且与之相配套的弹簧座，若两端都未平齐，则修改设计时，弹簧圈数必须按整数增减。c为端部向内弯曲并形成与弹簧轴线垂直的平面，这种结构长用于和弹簧座配合起定位作用，若两端都内弯，则需要专用设备。表3-1列出了不同端部结构时弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度公式中的系数1.01为考虑螺旋角的补偿关系，t为端部碾细时的末端厚度6。总圈数n完全并紧时的高度两端碾细i+21.01d(n-1)+2t两端切断i+1.331.01d(n+1)两端内弯i+1.501.01d(n-1.25)一端碾细一端切断i+1.671.01dn+t一端碾细一端内弯i+1.751.01dn(n-1)+t一端切断一端内弯i+1.421.01dn表3-1.螺旋弹簧不同端部结构时的总圈数及并紧高度3.4.3 螺旋弹簧的设计计算螺旋弹簧的设计计算分以下几个步骤：A、根据总布置要求及悬架的具体结构形式求需要的弹簧刚度，设计载荷时的弹簧的受力及弹簧高度，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度。B、初步选择弹簧中径Dm，端部结构形式及所用的材料。C、参考相关标准确定台架实验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量，并且确定要想达到的寿命（循环次数）。D、初选钢丝直径d，并由相关材料标准查出许用拉应力。E、由式（3-6）解出i，用表3-1中的相应公式求出。F、由，及可求出弹簧在完全压缩时候的载荷。G、按弹簧指数及的表达式求得，并且求出载荷，以及所对应的剪切应力，（以及，但是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态）。H、校核是否小于=0.63，若不成立，则重新选择钢丝直径d；若余量很大，则视寿命校核结果决定是否重新选取较小些的直径d。I、校核台架实验条件下的寿命。给定实验条件下的循环次数可按下式估算： （3-7）式中 若算出的预期寿命小于预期台架寿命，则返回重新选择d；若有较大余量，则综合考虑是否需要选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量。J、得到合适的d以后，可以进一步确定弹簧的高度和弹簧的最小工作高度： 式中与弹簧指数有关的系数见下图6：表3-2.弹簧指数的关系曲线弹簧总圈数可由表3-2中求出。K、稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅和其高度对直径之比有关，还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面是圆形的螺旋弹簧，其相对变形量必须小于如下临界值：结论本文通过对悬挂架的结构和性能的分析，以及对悬架零部件参数的计算和强度的校核在性能上达到轿车对悬架的要求，本设计为悬挂架的结构的提供了依据，
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