某越野车前独立悬架的设计_图文

1、路虎揽胜双横臂式独立悬架设计摘 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。本文主要讲的是越野车前悬架设计，重点从越野车路虎揽胜前悬架的选型、弹性元件形式的选择计算及选型、减振器的计算及选型和双横臂的设计计算。首先，我把形式不同的悬架的优缺点进行了比较，然后定下越野车路虎揽胜前悬架的形式双横臂式悬架。然后围绕双横臂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

2、算选型，最后是横向稳定杆的计算。【关键词】:双横臂独立悬架、导向机构、减震器、弹簧、双横臂。- II -AbstractSuspension 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 bodybetween the wheels and all the power and moment, such as s

3、upport 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 of cross-country vehicle design, mianly from the Land Rover Range

4、 Rover SUV front suspension type selection 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

5、then set form- double wishbone independent suspension.Then design around Macpherson suspension components. First, the spring-loaded design terms,to be absorber calculation models, a horizontal stabilizer bar final calculation.【Keyword 】:double wishbone independent suspension ；Sterring ；Dampers ；Spri

6、ngs ；Anti-roll bar .- III -目 录摘 要 . I Abstract . II 前言 . VI第一章 绪论 . 71.1课题背景与设计意义 . 71.2路虎揽胜的基本参数 . 81.3研究目的和主要内容 . 8第二章 悬架结构方案分析 . 102.1悬架的结构方案 . 102.2双横臂式悬架的结构分析 . 11第三章 悬架主要参数的确定 . . 133.1悬架的空间几何参数 . 133.2悬架的弹性特性和工作行程 . 13- IV -第四章 悬架的主要零件设计 . . 154.1 螺旋弹簧的设计 . . 164.2减震器的设计 . 204.2.4阀系的设计 . . 31

7、4.3双横臂的设计 . 35第五章 悬架性能的校核 . . 395.1对汽车平顺性的校核 . 395.2对汽车操纵稳定性的校核 . 42第六章 总结 . 46参考文献 . 47 谢 辞 . 错误！未定义书签。附 图 . 48- VI -前 言悬架是现代汽车上的重要总成之一，它最主要的功能是传递作用在车轮和车架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。因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

8、量、非悬挂质量和弹簧组成的振动系统，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，从而在很大程度上提高了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。总之，悬架的设计关系到汽车的操纵稳定性、转向轻便性、行驶舒适性、轮胎寿命以及汽车布置中的运动干涉等诸多方面。越野车要求在野外适应各种路面而且要能保证乘坐的舒适性，对悬架的要求比一般乘用车高

9、。为了保证乘坐舒适性要求悬架要软，为了减小车体的侧倾和俯仰，提高汽车的操纵稳定性有要求悬架要硬，在低速及好路面行驶时要求悬架要软，在高速时有要求悬架要硬。总之，在汽车行驶中，要求悬架根据实际需要随时调节其刚度和阻尼力，已达到最佳的行驶平顺性及操作稳定性。此次设计是对路虎揽胜前独立悬架设计。第一章 绪论1.1课题背景与设计意义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，悬架对于整车的意义重大。鉴于悬架设计在汽车特别是在越野

10、车车总成开发中的重要地位，路虎揽胜越野车一直非常重视悬架的设计和改装。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。 图1双横臂式独立悬架本论文是基于路虎揽胜的改型总体方案要求进行的，与生产实际结合较紧密。通过对悬架系统中各零部件的计算、校核，初步达到悬架设计全过程目的，具有很强的操作性，能够为路虎揽胜的生产实际提供一定意义上的指导。1.2路虎揽胜的基本参数表1-1 路虎揽胜的基本参数参数数据长宽高(mm 轴距（mm ） 前轮距（mm ） 后轮距（mm ） 整备质量（kg ） 空车质量

11、（kg ）最小离地间隙（mm ） 最小转弯半径（m ） 前轮规格最大扭矩（N.m ）4680170014232880 1629 1625 2774 2300 205 10.6 265/60R18 640/20001.3研究目的和主要内容本课题来源于生产实际，要求根据路虎揽胜整体参数，针对其悬架进行校准和改装，在此设计中需要对实车进行检测和测量。本设计从生产实际中来，有很强的针对性，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。在设计时首先考虑改型车的总体方案要求，在借鉴原型车悬架系统结构的基础上，对改型悬架进行校核。接着，根据悬架的校核后数据，进行悬架的改装。路虎揽胜前独立悬架的设计要

12、求：(1保证汽车具有良好的行驶平顺性； (2具有合适的衰减振动能力； (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可靠的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；(8要求有足够最小的离地高以便在崎岖的路面上行驶；(9要求能消除来自路面的过度转向引起的反冲作用，能依靠轮胎颠动保证不受路面起伏影响的随迹性能和垂直向外力的吸收性能，即便与障碍物碰撞也能维持足够高的刚度；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

13、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，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。在簧上质量变化的情况下，车身高度变化要小。汽车在不平路面上行驶，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，悬架应装有减震器，并使之具有合理的阻尼。要正确的选择悬架方案和参数，在车轮上、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。针对高重心车易翻车这一缺陷，在设计悬架横摆，横轴中心变化特征，静态，动态横摆刚性时需相加考虑。第二章

14、悬架结构方案分析2.1悬架的结构方案由于越野车为越野而特别设计的，要求在各种复杂的路面上都有较高的平顺性。此外越野车还要求有较高的舒适性，所以悬架的减震能力要非常强。越野车平顺性及通过性对悬架的要求很高，麦弗逊式独立悬架能够在多方面满足越野车的需要。此改型车是一款越野型轿车，总体参数要求见表2-1。鉴于设计时间、经济性以及双横臂式悬架特点方面的考虑前悬架采用双横臂式式悬架（结构如图2-1所示），但需要对其相关零部新进行计算和选择。表2-1 路虎揽胜的总体参数要求 2.2双横臂式悬架的结构分析双横臂式独立悬架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架。等长双横臂式悬架在车轮上

15、下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大，造成轮胎磨损严重，现已很少用。对于不等长双横臂式悬架，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架已广泛应用在轿车的前后悬架上，部分运动型轿车及赛车的后轮也采用这一悬架结构。弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。减振元件主要起减振作用。为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺

16、性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的，如图8所示。汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。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为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。本文选择双筒式液力减振器。 图2含减振器的悬架简图 1. 车身2. 减震器3. 弹性原件4. 车桥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

17、车某些行驶性能（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。 对前轮导向机构的要求（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） 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6-7度。并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。第三章 悬架主要参数的确定悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交

18、叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同配合确定。此次设计是对路虎揽胜前独立悬架设计。3.1悬架的空间几何参数在确定零件尺寸之前，需要先确定悬架的空间几何参数。双横臂式悬架的受力图如图3-1： 根据车轮尺寸，确定G 点离地高度为175mm ，根据车身高度确定C 大致高度为800mm ，O 点距车轮中心平面110mm ，减震器安装角度14°。3.2悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数=0.81.2，因而可以近似地认为=1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频n 1，n 2表示各自的自由振

19、动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于钢悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 由 cf 5n =（3-1） 式中 错误！未找到引用源。悬架静挠度 得悬架静挠度：2c n 5f =（3-2） 6. 1732. 15f 2c =mm则悬架动挠度：d f =（0.50.7）c f （3-3） 取d f =0.5c f 错误！未找到引用源。=0.5×17.3686.8mm为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于160mm 。而d f +c f =173.6+86.8=2

20、60.4mm>160mm （3-5） 符合要求已知：已知整车装备质量：m =2300kg，取簧上质量为2150kg ；取簧下质量为150kg ，则由轴荷分配图知：空载前轴单轮轴荷取60%： kg 6452602150m 1=满载前轴单轮轴荷取50%：错误！未找到引用源。（满载时车上5名成员，60kg/名，装其他物件200kg ）。表3-1 各类汽车轴荷分配 悬架刚度：mm 16. 386. 1736625f F f F C c w cN =满载 （3-6）第四章 悬架的主要零件设计4.1 螺旋弹簧的设计（1）根据总布置要求及悬架具体结构形式求出需要的弹簧刚度s2c ，设计载荷时弹簧的受力

21、Pi ，弹簧高度Hi 及悬架在压缩行程极限位置是的弹簧高度Hm由参考资料汽车悬架的偏频及相对阻尼比 选钢制弹簧，参考轿车，得悬架偏频 n=1.2Hz 单侧悬架设计簧载质量2s m =（2300-150）/4=537.5kg由参考资料s2s2221n =（4-1）得 s2c =(s222m n 2=(5. 5372. 114. 322=53. 3052N/m （4-2）Pi=537.5×9.8=5267.5N Hi=400500mm Hm=250350mm(2 初步选择弹簧中径Dm, 端部结构形式及所用的材料参考乘用车车相关数据，初选Dm=180mm端部结构形状：弹簧端部圈面均与邻圈并

22、紧且磨平的YI 型制造工艺包括： a卷制 b断面圈的精加工 c热处理d 工艺试验及强压处理材料：碳素弹簧钢 C级由参考资料得弹簧材料及其许用应力 按载荷性质类选择表4-1 弹簧的类型 许用切应力0.4B（4-3）许用弯曲应力b =0.5B （4-4） 由参考资料查得此弹簧材料切变模量 G=7.88×410Mpa（3）参考相关标准确定台架试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f ,f，并确定想达到的寿命nc （循环次数）f =28.4mm f =28.4mm5c 106. 1n =（4）初选钢丝直径d=12mm由GB/T 4357-1989查得弹簧钢丝的拉伸强度极限BB

23、 =13201530MPa=1320×0.4MPa=528MPab =0.5B =660MPa(5由参考资料解出ii8d C 3m 4S D G = （4-5） 78. 8C 8d i S3m 4=D G （4-6）由参考资料中的相应公式得：总圈数n=i+1=9.78 （4-7） 圆整n=10弹簧完全并紧时的Hs=1.01d(n+1=1.01×12×(12+1=157.6mm （4-8 （6）由Hs, Pi, Hi及Cs 可求出弹簧在完全压紧时的载荷Ps ，台架试验伸张，压缩极限位置对应的载荷P1, P2 以及工作压缩极限位置的载荷Pm 分别为:Ps=Pi +Cs

24、(Hi + Hs (4-9 P=Pi-Csf (4-10P= Pi+Csf (4-11）Pm =Pi+ Cs( Hi- Hm （4-12）Pi=5238.1N Cs =3035.1N/m由参考资料得，螺旋角DP arctan=，一般在5°9°之间，取=8螺距P 为41.2mm 74.6mm ，考虑安装空间取P=50mm，弹簧自由高度 H0=50×10=500mm最小工作高度Hn=Hs+i d =157.6+0.30×12×9.78=192.8mm （4-13） 弹簧完全并紧时的高度Hs=157.6mm （7） 按弹簧指数C=mD 及K 的表达式

25、，求的K 095. 115615. 04-1541-154c 615. 04-c 41-c 4k =+=+=' （4-14） 运用参考资料求出载荷P ,P ,Ps 以及Pm 所对应的剪切应力max s 21，2d8K PC '= （4-15） pa 8. 2401M =pa 2. 3662M =（8） 校核maxmax=2'8d PmCK =493.22Mpamax<,满足要求。(9校核台驾试验条件下的寿命给定试验条件下的循环次数13. 01e c k 808. 1n =(25. 08. 2402. 36666048. 18. 2402. 36674. 0-48.

26、 1-74. 0k 1212e =+-=+= （4-16） 7c 106. 7n =，满足要求（10）稳定性校核9. 3180700m 0=D H （4-17）相对变形量0f必须如下临界值 (0. 10=C 41. 1C 89. 6-11811. 0f 200= +=H （4-18） 综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=180mm，弹簧有效工作圈数n=10。4.2减震器的设计减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，

27、于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。液力减振主要的结构型式为摇臂式和筒式。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，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。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。双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图3所示。其中A 为工作腔，C 为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1

28、在工作腔A 中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀进入补偿腔C; 当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A 中的压力升高，油液经阀流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减振器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液

29、膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至经阀吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。 图3双筒式减振器工作原理图1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆 减振器的特性可用图4所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性沿程阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二

30、为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著，因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不易受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比，如图10所示。图中曲线A 所示为在某一给定的A 通道下阻尼力F 与液流速度v 的关系，若与通道A 并联一个直径更/大的通道B ，则总的特性将如图中曲线A+B所示。如果B 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线A 与曲线A+B间的过渡特性。恰当选择A,B 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定

31、的特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0. lm/s时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。 图4 阀的开启程度对减振器特性影响示意图图5给出了三种典型的减振器特性曲线。第一种为斜率递增型的，第二种为等斜率的(线性的 ，第三种为斜率递减型的。其中第一种在小速度时，阻尼力较小，有利于保证平坦路面上的平顺性，第三种则在相当宽的振动速度范围内都可提供足够的阻尼力，有利于提高车轮的接地能力和汽车的行驶性能。根据汽车的型式、道路条件和使用要求，可以选择恰当的阻尼力特性。 图

32、5 典型的减振器特性曲线 图6 减振器斜置时计算传递比示意图需要注意的是，在大部分汽车上，减振器不是完全垂直安装，如图6所示为刚性桥非独立悬架的情况。这时减振器本身的阻尼力与车轮处的阻尼力之间存在差异，当左右车轮同向等幅跳动时，阻尼力的传递比cos /1=D i ，由于角度 (见图6 同时造成车轮处力的减小和减振器行程的减小，因此减振器的阻尼系数应为车轮处阻尼系数的2D i 倍。当车身侧倾时，相应的传递比(cos /b B i D =，式中B 为轮距，b 为减振器下固定点的安装距。双筒充气式减振器的优点有:在小振幅时阀的响应也比较敏感; 改善了坏路上的阻尼特性; 提高了行驶平顺性; 气压损失时

33、，仍可发挥减振功能; 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。因而本次设计选择双筒式减振器。相对阻尼系数的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度C 和不同簧上质量s m 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，振动能迅速衰减，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 =（0.25-0.50）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=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，值取的小些，为避免悬架碰撞车架，取y

34、=0.5s 取=0.3，则有：3. 025. 0ss =+，计算得：s =0.4，y =0.2m c =，所以理论上s m 2=。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。我选择下图的安装形式，则起阻尼系数为： 222s cos a b m 2= （4-19） 图7 减振器斜置示意图 根据公式s m c 21n =，可得出：5. 72. 114. 32n 2m c s= 代入数据得：=7.5HZ，取8. 0b a =, 014= 按满载计算有：簧上质量kg 5. 662m s =，代入数据得减震器的阻尼系数为：为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷

35、阀。此时的活塞速度称为卸荷速度x V ，按上图安装形式时有： bacos x A V = （4-20） 式中，x V 为卸荷速度，一般为0.150.3m/s，A 为车身振幅，取mm 40±；为悬架振动固有频率。 代入数据计算得卸荷速度为：s m 233. 014cos 8. 05. 704. 00x =V x V 符合在0.15-0.3m/s之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式：x 0c V F =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0F 为：N F 65. 1713233. 015. 49035. 10=根据伸张行程的最大卸荷力0F

36、 计算工作缸直径D 为： 214-=P F D （4-21） 其中，P 工作缸最大压力，在3Mpa-4Mpa, 取P =3.5Mpa； 连杆直径与工作缸直径比值，=0.4-0.5，取=0.45。 代入计算得工作缸直径D 为：mm 97. 2745. 01105. 314. 365. 1713426=-=D 减震器的工作缸直径D 有20mm ，30mm ，40mm ，45mm ，50mm ，65mm ，等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。表4-2 活塞结构 所以选择工作缸直径D=30mm的减震器，对照上表选择起长度： 活塞行程S=240mm，基长L=110mm，则：mm 350110240m

37、 in =+=+=S L L （压缩到底的长度） （4-22） mm 590240350m in m ax =+=+=S L L （拉足的长度） （4-23）活塞（工作缸）直径D 与活塞杆直径g d 可按下式计算经验数据：g d （0.40.5）D ，取D 30mm 则g d 15mm.如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。又因为在减振器工作时，活塞杆与导向座之间是相对滑动的。在导向座内设计一衬套，在减少活塞杆的摩擦的同时也使活塞杆滑动轻便，迅速。活塞的宽度B ，一般取B （0.61.0）D; 缸盖滑动支承面的

38、长度1l , 根据液压缸内径D 而定：当D<80mm时，取1l （0.10.6）D ； （4-24） 当D>80mm时，取1l （0.61.0）D ； （4-25） 所以：导向座的长度：1l 0.63018mm 活塞宽度：B 0.63018mm减振器与整车连接结构指的是减振器和整车安装连接的部分，为了加强减振器的减振效果，一般在连接部分都附有各种结构形式的橡胶缓冲垫，因此连接部分主要由吊环(螺栓等 和橡胶衬套等组成。而本文设计的连接结构是一种上部为螺纹连接、下部为吊环连接形式的减振器，上部以上螺纹及穿在螺纹上的橡胶衬套、垫圈和车身连接，下部以吊环及吊环内的附件和横臂连接。如图3-1

39、、3-2所示： 图8 上螺纹连接示意图 图9 下吊环连接示意图下面表A1是吊环设计标准尺寸，本文设计的工作缸直径是30mm 根据下表可查出吊环的尺寸。本文选取：4H 型吊环，h d 30mm,D=19mm, 1D =30mm,2D =44.5mm, h=28，1h =33mm。表4-3 吊环的标准尺寸 1.油封设计：本文设计的油封，是指对液压油的密封。其主要功能是把油腔和外界隔离，对内封油，对外封尘。油封的工作范围如下：工作压力3Mpa ；密封线速度，低速型小于4m/s，高速型为45m/s；工作温度-60150（与橡胶种类有关）；适用介质：油、水及弱腐蚀性液体，寿命12000h10.O形橡胶密

40、封圈具有良好的密封性，它是一种压缩性密封件，同时又具有自封能力。所以使用范围很宽，密封的压力范围从1.33×510Pa 的真空到400Mpa的高压（动密封可达35Mpa ）。如果材料选择适当，使用温度范围为-60+200。使用不同材料的O 形圈，可以分别满足各种介质和运转条件的要求。同时，O 形圈形状简单，制造容易，成本低廉，使用方便，用于动密封的O 形圈的密封性不受运动方向的影响。因此，O 形圈成了一种广泛的密封件11。1. 选择的弹簧片材料是合金弹簧钢，它的特点是具有很高的弹性强度。合金弹簧钢一般用于制造截面尺寸较大，承受较重载荷的弹簧和各种弹性零件，也用于制造具有一定耐磨性的零

41、件。选择钢号：60Si2Mn 热处理：用温度为870C 煤油淬火，回火的温度是480C ，这种钢使用于制造R10R12.5的弹簧，工作温度低于300C .2. 弹簧片尺寸标准的选择12：1）流通阀蝶形弹簧片：系列A ，D=31.5mm,d=16.3mm,t=1.75mm, mm 7. 0h 0=, mm 45. 2H 0=;2 补偿阀蝶形弹簧片：系列A ，D=10mm,d=5.2mm,t=0.5mm,mm 25. 0h 0= ,mm 75. 0H 0=. 结构图如10 图10 蝶形弹簧片结构简图注：在选出这两片弹簧片后，最好在弹簧片上打上几个空，有利于液压油的流通顺畅。选用液压油应考虑的因素是

42、系统的工作环境:如温度、湿度、空气的清洁度等，选择的油液黏度一定要适中, 随温度变化小:黏度太大会造成系统压力损失大, 系统效率降低。另外随温度变化, 要求液压油黏度变化小。要具有良好的润滑性，能够减少各运动部件之间的磨损, 延长机械设备的使用寿命。并能使各运动部件动作灵敏。如环境温度高则选用粘度大的液压油，加注液压油时一定要通过过滤器, 并在干燥、洁净的环境中进行13。根据以上的要求，选择了由上海海联润滑材料有限公司生产的HRI28减振器油，密度3m kg 14001100=，体积弹性模量pa 1065. 2K 3M =。 4.2.4阀系的设计减震器阻尼特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各

43、阀开启力的选择。 通过上述对可调减震器的流体力学模型及各阀的力学模型分析来看，不论是哪种工况下，减震器的阻力都大致与速度的平方成正比。如图11所示，以伸张阀为例，分析伸张阀的开启程度对减震器特性的影响。 图11阀的开启程度对减振器特性影响示意图图中曲线A 所示为给定的伸张阀常通孔1A K 通道下阻尼力F 与液流速度y V 的关系，B 表示伸张阀的阀门通道s A ，当伸张阀的阀门s A 逐渐打开时，可获得曲线1A K 与曲线s 1A A K +间的过度特性。恰当的选择1A K 的孔径和s A 的逐渐开启量，可以获得任何给定伸张行程的特性曲线。压缩阀的开启程度对减振器特性的影响与伸张阀相同。即恰当

44、的选择底阀常通孔2A K 的孔径和压缩阀的阀门y A 的逐渐开启量，也可以获得任何给定的压缩行程的特性曲线。本设计选择活塞行程S 240mm 温度t 是在-10C 0120C 之间，关于开阀速度的说明：我国“QC/T 4911999”标准并没有采用先进国家普遍采用的，以0.3（m/s）来定义减震器阻尼力的规范限值，保持原“74”标准采用的0.52m/s的中速定义限值；而前者由于实际接近减震器外特定开阀速度（0.20.3m/s）因而是指在设计和测试上都具有稳定基础，由它决定的阻尼系数主要是满足车辆平顺性的匹配需要，是构成平安比（）, 鉴定减震器外特性和车辆阻尼匹配特性的一个重要因素。而“85”标

45、准当时采用0.52m/s来定义减震器阻力，强调的是外特性开阀点之后的中速，来保持较高阻尼的检测规范，以保证在中国条件下，通常道路条件较差，一般需要较重阻尼的需要。由于本文所设计的是在城市一些比较好的路面上行驶，故本文采用的开阀速度是0.25m/s，, 伸张行程的开阀力为1200N ，压缩行程的开阀力300N 。根据所确定阻尼值及开阀参数，同时要保证压缩阻尼力与伸张阻尼力的比值在0.20.65之间，作者拟定了趋势性的经验设计曲线，即理想阻力特性曲线，为优化各阻尼孔的尺寸及阀片的个数提供依据，见图12。所示在设计阀系时候，采用了最佳一致逼近的理论，使理论特性曲线向理想曲线逼近。已知参数如下：0.

46、60. 61d C =-，3=1200k g / m , 321. 25610h A m -=, -32=0. 25410m g A 0.0245d K C =，6 0 0. 110P P a = 。 图12理想阻尼特性曲线活塞常通孔（k1A ）、流通阀的流通面积（l A ）及阻尼孔（z A ）的设计计算 伸张行程开阀前理论的阻力特性：20221( r h g g rs q B h k B VA A A V F A P A K A K A - （4-26）根据图410所示可得到理想特性：F=4800y V （4-27）100. 2(m a r s q V f F =- （4-28）1）设计变量

47、为k1A 、B A 2）目标函数：由（426）、（427）、（428）目标函数可化为：6521220. 11. 68102. 7310(i n 125. 672V k B f A A -=-(4-29 3）约束条件：为防止悬架减震器在高频激振条件下出现外特性呈现双向空程畸变， 要保证伸张行程内特性连续，确保补偿阀要响应好，供油足。根据液流连续原理和减震器伸张行程的液力计算，伸张阀和补偿阀在结构设计和工艺设计上需保持如下的工程近似制约关系：g h fsg -2f P A A P AA = (4-30式中伸张阀的最大通流面积；P减震器的最大复原阻力为2826N 。视减震器活塞杆的速度为V =1m/

48、s时为工作极限点6.则此时的252f g h 2s m 1044. 2-(f -=KP A A V ） （忽略大气压） (4-31 补偿阀的最大通流面积要小于其预留空间。(2422m 100192. 4028. 0036. 04-=-B A （4-32）544. 636104. 019210B A -10k A >由 m 25. 0=V ，0-sp F F 代入435式 26k1m 1018. 7-A 取26k1m 1007. 7-=A 4）求解结果：活塞常通孔总面积：26k1m 1007. 7-=A ，个数：n 9，半径R 0.5mm ； 补偿阀孔：25k1m 106. 8-=A ，n

49、=8,R=1.85mm 伸张阀孔总面积：25sm ax m 1044. 2-=A ，n=8,R=1mm减振器在压缩行程时，活塞杆受压缩作用。因此要校核减震器在硬阻尼的情况下压杆的稳定性。将减震器简化为两端铰支杆，等效长度系数=1，对于危险段，g d 0.018，有效长度l =110mm，651028010120692p 21=E （4-33） 50105001i l = （4-34）1满足欧拉公式的使用条件，再根据欧拉公式：529222cr 1073. 45010120=E P (4-35而最大的压力(48000-a g min =+=P M P M(g+a- min P =48000 （4-

50、36） 这里取极限情况a=3g, min P =0,得：85. 9480001073. 4n 5cr cr =P P (4-37 满足4n cr 的要求，即压杆稳定。4.3双横臂的设计上横臂可视为二力杆，球铰B 处的反力B F 应沿AB 方向，它与地面反力F 的力作用线相交于G 点。按三力汇交于一点的力平衡关系，下横臂CD 通过球铰C 作用于转向节CB 的力C F 应沿CG 连线方向。以悬架上跳至最大位置时考虑，此 图13汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构及受力分析模型时弹簧处于压缩最大量状态，不考虑减振器的影响，此时悬架下横臂处于最危险工况，以此工况来校核。下横臂上R 点处安装承载弹簧，承

51、受弹簧力N F 和球铰反力C F 的其同作用，不考虑车轮纵向力和侧向力时，在汽车横向垂直面内的最大弯矩M max 发生在悬架弹簧支承处R 点处。当=30时，N F B 3. 1693m ax =，N F C 5. 5485m ax =，N 2. 4439F max当=30时，图13中c =254.5 ，=12.5 ，=100.5 ，此时的CF 与悬架的夹角为c-180 -=62 , R F 与下横臂的夹角100.5 -12.5 -90 =-2 图14下臂受力如下图由这些数据，根据杠杆平衡原理可以计算得到N F F C Cx 3. 257562cos = (4-38 N F F C Cy 4.

52、484362sin = (4-39 350280=Cy Ry F F (4-40 N F Ry 3. 6054=(N F F Ry Rx 4. 2112tan -=-= (4-41 可以计算得到R 点处存在最大弯矩，为 m N RC F M Cy . 339max = (4-42 N F F F Rx Cx Dy 9. 2363=+= (4-43以两根圆管以一定角度焊接成A 字形，选用碳素结构钢Q235，m N . 339M max =安全系数s n =1.5，s s 235=156. 7M P a n 1. 5选用外径D 30mm ，壁厚d 5mm 钢管进行强度校核。(32143-=D W x Dd D -= (4-44 4. 138 1(M 1(M 43m ax 22m ax D m ax =-MP D D F A F W M A N DXZ X Z (4-45式中，Mmax 弯矩；Wz抗弯模量；D钢管外径；d钢管壁厚。可得max =138.6MPa<156.7MPa下横臂校核合格，可以选用Q235材料，外径D 30mm ，壁厚d 5mm 钢管。 上横臂选用直径为20mm ，厚度为1.5mm 。双横臂悬架上、下横臂的