电动车悬架系统设计

1、本科生毕业设计说明书摘要随着汽车工业技术的开展，人们对汽车的行驶平顺性，操纵稳定性以及乘坐舒适性和平安性的要求越来越高。汽车行驶平顺性反映了人们的乘坐舒适性，而舒适性那么与悬架密切相关。因此，悬架系统的开发与设计具有很大的实际意义。本次设计主要研究的是比亚迪F3轿车的前、后悬架系统的硬件选择设计，计算出悬架的刚度、静挠度和动挠度及选择出弹簧的各局部尺寸，并且通过阻尼系数和最大卸荷力确定了减振器的主要尺寸，最后进行了横向稳定杆的设计以及汽车平顺性能的分析。本设计在轿车前后悬架的选型中均采用独立悬架。其中前悬架采用当前家庭轿车前悬流行的麦弗逊悬架。前、后悬架的减振器均采用双向作用式筒式减，后悬那么

2、采用半拖曳臂式独立悬架振器。这种结构的设计，有效的提高了乘座的舒适性和驾驶稳定性。采用CAXA软件分别绘制前后悬架的装配图和局部主要零件图。关键词：悬架；平顺性；弹性元件；阻尼器；1本科生毕业设计说明书AbstractWiththedevelopmentoftheautomobileindustryofmotorvehiclesonridecomfort,handlingandstabilityaswellascomfortandsafetyoftheincreasinglydemanding,VehicleRidealsocloselyrelatedwiththesuspension.The

3、refore,thedesignofthesuspensionsystemhasapracticalsignificance.ThemaindesignofthestudyisBYDF3carfrontandrearthesuspensionsystemofchoiceofhardwaredesign,calculatethesuspensionstiffness,staticanddynamicdeflectiondeflection.Bydampingandunloadingofthelargestabsorberidentifiedthemaindimensions.Finally,th

4、edesignofthehorizontalstabilizer.Thedesignofthecarbeforeandafterthesuspensionareusedintheselectionofindependentsuspension.SuspensionofthemadoptedbeforethecurrentfamilysedanbeforehangingpopularMcPhersonsuspension,wassuspendedafteradragarmsuspension.Beforeandafterthesuspensionoftheshockabsorberhaveado

5、ptedatwo-wayrole-ShockAbsorber.Thedesignofthisstructure,effectivelyraisingtheofcomfortanddrivingstability.ByCAXAsoftwareweredrawnbeforeandafterthesuspensionoftheassemblyandpartsplans.Keywords:suspension;ridecomfort;elasticelement;buffer;2本科生毕业设计说明书目录摘要.1Abstract.2目录.3第1章绪论.1悬架系统概述.1悬架的构成和类型.3构成.3类型.

6、3课题研究的目的及意义.4第2章前、后悬架结构的选择.5悬架的结构形式.5非独立悬架.5独立悬架.62.4前后悬架方案的选择.7主要元件.8弹性元件.8减振器.9辅助元件.9横向稳定器.9缓冲块.10第3章技术参数确定与计算.11悬架性能参数的选择.11悬架的自振频率.11侧倾角刚度.12悬架的动、静挠度选择.13第4章弹性元件的设计计算.14前悬架弹簧.14后悬架弹簧.143本科生毕业设计说明书第5章悬架导向机构的设计.14导向机构设计要求.17麦弗逊独立悬架示意图.18导向机构受力分析.20横臂轴线布置方式.21导向机构的布置参数.215.5.1侧倾中心.18第6章减振器设计.22减振器的

7、概述.22减振器的分类.23减振器参数选取.23减振器阻尼系数.24最大卸荷力.24筒式减振器主要尺寸.25筒式减振器工作直径.25油筒直径.25第7章横向稳定杆的设计.26第8章平顺性分析.28平顺性概念.28汽车的等效振动分析.28车身加速度的幅频特性.29相对动载的幅频特性.30悬架动挠度的幅频特性.32影响平顺性的因数.33结构参数对平顺性的影响.33使用因素对平顺性的影响.34第9章总结.35参考文献.36致谢.37附录.38SuspensionPrincipleOfWork.38附录.494本科生毕业设计说明书第1章绪论自十九世纪末期出现第一辆汽车以来，汽车工业经历了一百多年的开展

8、过程。由于汽车设计在社会需求的不断增长和科学技术开展的推动下其运输生产率和各项性能都有很大的提高。因此，现代汽车已成为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的一种运输工具。汽车工业的规模和其产品的品质也成为衡量一个国家技术水平的重要标志之一。近年来,舒适性问题对于汽车企业的要求逐年提高,影响舒适性的主要因素有操纵稳定性和乘坐舒适性对于这些因素,起着主要作用.作为悬架的根本性能,首先是为了保护车辆、乘员、货物等,防止由于路面的凸凹不平而引起的振动和噪声。其次,为了把车轮和路面间产生的驱动力、制动力、横向力等的前后、左右载荷有效地传递给车体,用最正确的状态使轮胎与路面接地,到达理想的汽车运动状态。并

9、且现代汽车悬架是重要总成之一，它把悬架或车身与车轴或轮胎弹性的连接在一起。其作用为：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，保证汽车的行驶平顺性。保证车轮在路面不平和载荷变化有理想的运动特性，保证汽车的操作稳定性，使汽车获得高速行驶能力。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

10、收能量，到达缓冲的目的。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、发动机的鼓励。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1本科生毕业设计说明书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。尽管一百多年来汽车悬架从结构型

11、式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三局部组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比方钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬梁(McPhersonstrutsuspension，或称滑枝摆臂式独立悬架)中的减振器枝兼起减振器及局部导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器那么具有弹性元件、减振器和局部导向机构的功能。悬架是汽车几大系统当中主要总成之一，悬架的设计是否合理直接关系到汽车的使用性能的好坏，并且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

12、、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，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和适宜的减振性能，并能防止在悬架的压缩或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的要求；(3)导向机构

13、的运动应与转向杆系的运动相协调，防止发生运动十涉，否那么可能引发转向轮摆振；(4)侧摆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，防止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)结构紧凑、占用空间尺寸要小。(6)在保证零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。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适宜的频段，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2本科生毕业设计说明书尽量防止悬架撞击悬架。在簧上质量变化的情况下

14、，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，防止前轮摆振；汽车转向时，应使之具有缺乏转向特性。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。1弹性元件具有传递垂直力和缓和冲击的作用。常见的弹性元件有：钢板弹簧、螺旋弹簧、

15、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧、橡胶弹簧。2阻尼元件具有衰减振动的作用。常见的阻尼元件有：筒式液力减振器、摇臂式液力减振器、充气式减震器、阻尼可调式减振器等。3导向装置其作用是传递除垂直力外的其它力和全部力矩、保证车轮按最正确轨迹相对于车身运动。常见的导向装置有：斜置单臂式、单横臂式、双横臂式、双纵臂式、烛式、麦弗逊式等。1非独立悬架其特点是左右车轮由一整体式车桥相联接，具有结构简单、本钱低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但其舒适性及操纵稳定性都较差。2独立悬架每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或者车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不

16、影响，而且由于非3本科生毕业设计说明书悬挂质量较轻；缓冲与减震能力很强，乘坐舒适。各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系变得复杂起来。随着人们对汽车舒适性的要求逐渐提高，悬架的设计和改良变得越来越重要。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扭矩，比方支撑力、制动力和驱动力等，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，保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。故进行比亚迪F3悬架设计可使汽车具有良好的平顺性和可靠性。4本科生毕业设计说明书第2章前、后悬架结构的选择为适应不同车型和不

17、同类型车桥的需要，悬架有不同的结构型式，总体可分为独立悬架和非独立悬架。而独立悬架的结构又可分为横臂式、纵臂式、烛式、麦弗逊式、连杆式、半拖曳臂式等多种形式。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。非独立悬架的优点：(1)结构简单，制造、维护方便，经济性好；(2)工作可靠，使用寿命长；(3)车轮跳动时，轮距、前束不变，因而轮胎磨损小；(4)转向时，车身例倾后车轮的外倾角不变，传递侧向力的能力不降低；(5)侧倾中心位置较高，有利于减小转向时车身的侧倾角。非独立悬架的缺点是：(1)由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影

18、响发动机或行李箱的布置。用于轿车或载货汽车的前悬架时，一般需要拾高发动机或是将车桥(轴)做成中间下凹的形状以利发动机布置，这将增加制造本钱；用于轿车后悬架时，会导致行李箱容积减小，备胎的布置也不方便；(2)用于驱动桥时，会使得非悬挂质量较大，不利于汽车的行驶乎顺性及轮胎的接地性能；(3)当两侧车轮跳动高度不一致时(例如左右车轮驶过的凸起高度不同)，整根车桥会倾斜，使左右车轮直接相互影响；(4)在不平路面直线行驶时，由于左右车轮跳动不一致而导致的轴转向会降低直线行驶的稳定性；然而由于非独立悬架结构简单、便于维护以及可使用多种类型的弹性元件等优点，非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前、后悬架

19、。一些全轮驱动5本科生毕业设计说明书的多用途车(MPV,multiplepurposevehicle)也采用非独立悬架作为其前、后悬架。随着弹性元件、减振器及其他结构件的设计、制造技术的不断进步，非独立悬架的性能也日益得到改善，在一些大批量生产的高级轿车和运动型轿车中，仍采用非独立悬梁用于其后悬架。对于前置前驱动汽车尤其是轻型载货汽车而言，由于后桥没有笨重的主减速器与差速器，其非独立悬架与独立悬架的非悬挂质量相差不太大，因而非独立后悬架具有很好的应用前景。独立悬架现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种开展趋势。独立悬架的结构可分有横臂式、纵臂式、烛式、麦弗逊式、连杆式、半拖曳臂式等多

20、种形式。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架，需要适中选择、优化上下横臂的长度，以及合理的布置、才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，从而能保证汽车具有良好的行驶稳定性。多连杆悬架能使车轮绕着汽车纵轴线成一定角度的轴线摆动，是横臂式和纵臂式悬架的折中方案，适中选择横臂轴线和汽车纵轴线所成的夹角，它虽能够较好的消除对地外倾角的变化，即使车身晃动时，也能让车轮胎保持垂直，这在目前低扁平比的趋势中，是非

21、常重要的特性；同样它对轮跳时车轮前束和轮距的变化有较好的抑制作用；能较好的消除转弯时重心升高、对地外倾角减少引起的顶起现象；还能提高悬架系统的刚性，使其不易受横向力影响而产生几何变化。然而由于结构复杂造成它占用的空间较大，另外对于连杆的材质要求也较高，零件较多，组装复杂也就导致了多连杆的制造本钱较高，故多连杆悬架只是在高档轿车中越来越多的使用。麦弗逊式独立悬挂通常在轿车前悬上应用最广泛，麦弗逊式独立悬架有结构简单、本钱低廉、舒适性尚可的优点且其主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，且前轮定位变化小，拥有良好的行6本科生毕业设计说明书图2-1麦弗逊式独立悬架驶稳定性。在麦弗逊式独立悬架中，

22、支柱式减震器除具备减震效果外，还要担负起支撑车身的作用，所以它的结构必须紧凑且刚度足够，并且套上螺旋弹簧后还要能减震，而弹簧与减震器一起，构成了一个可以上下运动的滑柱，节省汽车前部空间，有利于发动机布置。与双横臂独立悬架相比麦弗逊式悬架的优点是：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的缘故，给发动机及转向系统的布置带来方便，麦弗逊式独立悬架简图如图2-1所示。半拖曳臂式悬架是专为后轮而设计的悬架结构，它的构成非常简单以上下摆动式拖臂实现车轮与车身或车架的硬性连接，并且通过横梁或支架连接两车轮，然后以液压减震器和螺旋弹簧充当软性连接，起到吸震和支撑车身的

23、作用。半拖曳臂式悬挂本身具有非独立悬挂的存在的缺点但同时也兼有独立悬挂的优点，半拖曳臂式悬挂的最大优点是左右两轮的空间较大，而且车身的外倾角没有变化，避震器不发生弯曲应力，所以摩擦小，并且与多连杆独立悬架相比有结构简单，造价较低的优点，故半拖曳臂式独立悬架更适合作为中级轿车后悬架。半拖曳臂是独立悬架简图如图2-2所示。图2-2半拖曳臂式独立悬架2.4前后悬架方案的选择目前轿车的前后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用独立悬架；前轮用独立悬架，后轮用非独立悬架。本设计要求是前后均是独立悬架，因为独立悬架具有如下优点：非簧下质量小，悬架所受到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

24、接地性能；悬架占用的空间小，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；左右车轮各自独立运动，互不影响，可减小车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着力。非独立悬架的缺点是在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，会降低直线行驶的稳定性；由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影响发动机或行李箱的布置。根据有关资料，麦7本科生毕业设计说明书弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性

25、。麦弗逊悬架由于构造简单，性能优越的缘故，被行家誉为经典的设计。故该设计前悬架为:目前较为流行的麦弗逊式悬架.结构如上述图2-3所示。半拖曳臂式是专为后轮设计的悬吊系，以支臂结合车轴前方的车身部主轴与车轴，其中车身部主轴的旋转轴垂直于车身中心线者，亦图2-3麦弗逊独立悬架即直向前方，称为半拖曳臂式，使用这类系统的车，像PEUGEOT车系、CITROEN车系、OPEL车系等，而半拖曳臂式之摆动臂系倾斜于车身中心线即斜向前方。拖曳臂式悬吊的结构为车身部的主轴直接结合于车身，然后将主轴结合于悬吊系统，再将此构件安装于车身，弹簧与避震器通常是分开安装或是构成一体，直立安装于车轴附近。悬吊系统本身的运动

26、，支臂以垂直车身中心线的轴，亦即平行于车轴的轴为中心进行运动，车轴不倾斜于车身，在任一上下运动位置，车轴平行于车身，对车身外倾角变化为零。其最大的优点乃在于左右两轮的空间较大，而且车身的外倾角没有变化，避震器不发生弯曲应力，所以摩擦小，当其刹车时除了车头较重会往下沉外，拖曳臂悬吊的后轮也会往下沉平衡车身。悬架弹性元件有钢板弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧等几种。钢板弹簧优点是不仅能承受作用在不同方向的力(垂直、侧向、和纵向)，而且还能承受原地起步和制动时的扭矩。但是其也有许多缺点：弧高和片间摩擦力随时间变化；由于磨损以及由此出现的应力集中使其寿命降低，这样使得其在货车或客车的非独立悬架中使用

27、较多。扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。因为扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多，所以扭杆弹簧质量小簧8本科生毕业设计说明书下质量得以减少，目前在总长较短的客车和总质量较小的货车上得到比拟广泛的应用。除此之外，空气弹簧的单位质量储能比拟大，所以空气弹簧本身的质量比拟轻，因而簧下质量小。又因为气囊内空气介质的内摩擦小，工作是几乎没有噪声，对高频振动的吸收和隔声性能均良好。除此之外，空气弹簧的寿命是钢板弹簧的2-3倍。但采用空气悬架是，必须设置能传递垂直力的其他各种力和力矩的杆系，因此悬架结构复杂；空气悬架对蜜密封要求严格，不得漏气。除此之外，悬架复杂、本钱较高等缺点。螺旋弹簧广

28、泛地应用于独立悬架，特别是前轮独立悬架中。然而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。螺旋弹簧与钢板弹簧相比拟有以下优点：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，且较空气弹簧结构简单，安装方便等优势，故综合以上弹性元件的特点，本设计方案的悬架均用螺旋弹簧作为弹性元件。减振器根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能比拟大的工作压力下工作，单由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而被淘汰。筒式减振器工作压力虽然较小，单因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒式充气液力减振

29、器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。该方案采用双筒式充气液力减振器。横向稳定器通过减小悬架的垂直刚度c，能减低车身的振动固有频率n，到达改善汽车平顺性的目的。但因为悬架的侧倾角刚度c和垂直刚度的之间c的正比的关系，所以减小垂直刚度c的同时使侧倾角刚度减小，并使侧倾角增加，结果车厢中的成员会感到不舒服和降低了行车的平安感。解决这一矛盾的主要方法就是在汽车上安装横向稳定器。有了横向稳定器，就可以做到在不增大悬架垂直刚度的前提下，增大悬架的侧倾角刚度。汽车转弯是产生侧倾力矩，使内外侧车轮的负荷发生转移且影响车轮侧偏角刚度和车轮侧偏角的变化。前后轴车

30、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9本科生毕业设计说明书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，以保证汽车具有缺乏转向特性。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。故该设计方案的前悬架选择加横向稳定器，而后悬不加横向稳定器。缓冲块通常由橡胶制造。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。有些汽车装用的多孔聚氨脂做成。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

31、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。所以在设计中，我选择了多孔聚氨脂制成的缓冲块。10本科生毕业设计说明书第3章技术参数确定与计算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协商确定。悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，那么平顺性越差。由于个体对振动的反响干差万别，人们提出了各种各样的平顺性评价标难。n悬架的频率；M簧载质量；K悬架刚度；悬架频率n随簧载质量的变化而变化，人

32、体最舒适的频率范围为1.6Hz，如果要将汽车行驶过程中的频率保持在11.6Hz内。依据ISO2631?人体承受全身振动的评价指南?，轿车的自振频率范围为0.7-1.6Hz，对于簧载质量大的车型取偏小的方向，大致为1Hz或更低本设计选取的范围是0.7-1.6Hz。取n=1.2Hz;1悬架n/n12所以n=1.3Hz;2悬架的刚度K11本科生毕业设计说明书a前：abb后：abm=16501m16502=ms1依据悬架刚度公式可得：=K/mms2悬架的角速度，=2nK悬架刚度m簧上质量即K=2m1/4kf(n*2)22*ms/2=(1.2*6.28)22*8n11=111随着汽车车速的不断提高，所设

33、计的悬架不仅应该保持良好的行使稳定性，还应保证良好的操纵稳定性。在悬架的性能参数中，以前后悬架的侧倾角刚度的分配以及侧倾中心高度值对操纵稳定性有较大的影响。所以选择悬架的主要参数时要加以考虑。在汽车转弯时，为了使车身的侧倾角不超过规定值按规定总体设计要求，当侧向惯性力不超过车重的1/4时，车身的侧倾角不大于6度7度。悬架应该有足够的的侧倾角刚度。所谓的侧倾角刚度的侧倾力矩。侧倾角刚度缺乏会使汽车转弯时由于侧倾过大使乘客有不稳的感觉。侧倾角过大，有会减轻驾驶员的路感，防害他正确的掌握车速。所以，对侧倾角刚度要选择适当。从汽车理论中知，为了保证良好的操纵稳定性，希望汽车有一些缺乏的转向，而不希望有

34、过多的转向。而悬架的侧倾角刚度会影响到车轮的侧倾角，前后悬架的侧倾角刚度值的不同匹配就会改变前后车轮的侧倾角的比值，从而改变转向特性。那么前后悬架的单个弹簧的侧倾角刚度值为：kf/mskf/ms1n2201.7/2=22765N/m。kv/mskv/ms2728.3/2=24271N/m。2/4kv(n2*2)22*ms22/2=(1.3*6.28)22*12本科生毕业设计说明书3.4悬架的动、静挠度选择悬架的静挠度fc是汽车满载静止时悬架的载荷Fw与此时的悬架的刚度之比，即fc=Fw/c。汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车的行使平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质

35、量参数分配系数近视等于1，于是汽车前后轴上方车身两点的振动不存在联系。对于刚度为常数的悬架，静挠度fc完全由所选择的自振频率所决定：fc=g/2n2图3-1悬架自振频率由上式可以知道，悬架的静挠度fc直接影响车身的偏振n。因此，欲保证汽车的良好的行使平顺性，必须正确的选择悬架的静挠度。在选择前后悬架的静挠度时，应使之接近，并希望后悬架的静挠度fc比前悬架的静挠度fc小些，这有21利于防止车身产生较大的纵向角摆动。理论分析证明：假设汽车以较高的车速驶过单个路障，n/n1时的车身纵向角振动要比n/n1时小，1212故取值为fc=g/(2n)2=9.8/(2*1.2)2=172.57173mm1lf

36、c=g/(2n)2=9.8/(2*1.3)2=147.88148mm22轿车的静挠度取值范围如下：fc=100300mm，所以我的选择满足条件。悬架的动挠度fd是指从悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对于车架的垂直位移。要求悬架有足够大的挠度，以防止在坏路面上行使时经常碰到缓冲块。对于轿车悬架的动挠度fd可按以下范围选取：fd=0.50.7fc所以我的选取为:Fd=0.6*173=104mm1Fd=0.6*149=89mm213本科生毕业设计说明书动挠度与静挠度的总和为：fc+fd=173+104=277mm11fc+fd=149+89=238mm22第4章弹性元件

37、的设计计算1弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径Dm90mm钢丝直径d10mm所选用的材料为硅锰弹簧钢，查?机械设计手册?得1600M单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为前悬架减振器安装角12螺旋弹簧在下的变形ff为结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈G80Gpa那么0.6250.62516001000M2弹簧圈数由前知fc10.174mPmcos400.8cos29.83925N其中m前悬架单侧簧载质量400.8kgPffcos0.174cos120.177c螺旋弹簧的刚度CPf3925/0.1772255Nm由CPfGd48D3im弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度S间的关系

38、如下：得弹簧工作圈数iiGd48D3C81010(101000)48(90100)32255.86ms取i6，又弹簧总圈数n与有效圈数i关系为ni2那么弹簧总圈数n83弹簧完全并紧时的高度HH1.01d(n1)2t1.0110(81)676.7ms那么Hff76.7173.680330mScd14本科生毕业设计说明书取弹簧总高度H330mmCDd901094应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为：8PCKd2又mK(4C1)(4C4)0.615C(4101)(4104)0.61101.1那么8PCKd2839291.163.14(1010)287M1M式中K曲度系数C弹簧指数定弹簧中径D100mmm钢

39、丝直径所选用的材料为硅锰弹簧钢，查?机械设计手册?得1600M1弹簧中径、钢丝直径、及结构形式d11mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈那么0.6250.62516001000M2弹簧圈数由前知fc20.147m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为Pmcos364cos59.83553N后悬架减振器安装角5螺旋弹簧在下的变形ff为螺旋弹簧的刚度sCPfGd48D3i其中m后悬架单侧簧载质量364kgPffcos0.147cos50.148cCPf3553/0.1482400Nm由sm得弹簧工作圈数iiGd48D3C81010(111000)48(100100)32406.7ms取i7，又弹簧总

40、圈数n与有效圈数i关系为ni2那么弹簧总圈数n915本科生毕业设计说明书3弹簧完全并紧时的高度弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度HS间的关系如下：H1.01d(n1)2t1.0111(91)694.88ms那么HSfcfd94.8814880323m取弹簧总高度H330mm所8选PCK旋弹d簧的剪应力为：CDd100119.094应力校核螺2又mK(4C1)(4C4)0.615C(4101)(4104)0.61101.16那么：8PCKd28355101.163.14(1110)276M1M式中K曲度系数C弹簧指数16本科生毕业设计说明书第5章悬架导向机构的设计对前轮独立悬架机构

41、的要求是：1.悬架上的载荷变化时，保证轮距变化不超过正负4.0mm，轮距变化会引起早期磨损。2.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.转弯时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度下车身侧倾角不大于67，并使车轮与车身的侧倾同向，以增加缺乏转向效应。对后独立悬架导向机构的要求是：1.悬架的载荷无变化时，轮距无显著变化。2.汽车转弯行使时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身侧倾相反，以减小过多转向的效应。此外，导向机构还应有足够的强度，并可靠传递除垂直力以外的各种力和力矩。17本科生毕业设计说明书图5-1麦弗逊式独立悬架1适用弹簧：螺旋弹簧；2主要使用车型：轿车前

42、轮；3车轮上下振动时前轮定位的变化：1)轮距、外倾角的变化比稍小；2)拉杆布置可在某种程度上进行调整。侧摆刚度：很高、不需稳定器；4操纵稳定性：1)横向刚度高；2)在某种程度上可由调整外倾角的变化对操纵稳定性进行调整。18本科生毕业设计说明书F3作用到导向套上的力F1前轮上的静载荷F1减去前轴簧下质量的12横向力3可根据图上的布置尺寸求得F6弹簧轴向力a弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离图5-2麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(a)分析如图5-2所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知，作用在导向套上的FF3Fad1(cb)(dc)了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小3，要求尺寸cd越大越

43、好，横向力F3越大，那么作用在导向套和活塞上的摩擦力F3f越大f为摩擦系数，这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞外表应用F或者减小尺寸a。增大cd使悬架占用空间增大，在布置上有困难；假设采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可到达减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以到达缩短尺寸a的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。由图5-3可知，将弹簧和减振器的轴线相互偏移距离s，再考虑到弹簧轴向19(cb)(dc)(dc)本科生毕业设计说明书力F6的影响

44、，那么作用到导向套上的力将减小，即FadFs1F63由上式可知，增加距离s，有助于减小作用到导向套上的横向力F3。图5-3麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(b)为了发挥弹簧减小横向力F3的作用，有时还将弹簧下端布置靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。这就是麦弗逊式独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。麦弗逊式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的侧倾稳定性。当摆臂轴的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动作平动。因此，主销后倾角保持不变。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前

45、轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有增大的趋势。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有减小的趋势。20d本科生毕业设计说明书为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮前方。5.5.1侧倾中心麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度hw为2hbp（kcosdtanr)wvs式中k(co)sin()pksinpksind=2.14sin100.1=0.54m;5-4麦弗逊式悬架侧倾中心其中c=800mm,=0，=10，=12；那么k(co)sin()=(0.8

46、o)sin(1210)=2.14；22hbp（kcosdtanr)1.480.54（2.14cos100.17ta120.1)wvs=0.22m。21本科生毕业设计说明书第6章减振器设计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22本科生毕业设计说明书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

47、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。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

48、)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，以防止承受过大的冲击载荷。尼系数S取得大些。两者之间保持YS的关系减振器按结构形式的不同可分为：筒式减振器和摇臂式减振器。虽然摇臂式能够在较大的工作压力下1020MP工作，但由于它的工作特性受活塞的磨损和工作温度变化影响大，现在已经被淘汰。筒式减振器的工作压力仅为2.55MP，但是由于工作性能稳定而得到广泛应用。减振器按作用方式不同，可分为单向作用减振器和双向作用减振器。在压缩和伸张行程都能起作用的减振器车称为双向作用减振器；仅在伸张行程起作用的叫单向作用减振器。该设计选用双向筒式减振器。通常情况

49、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(0.250.50)11设计时，先选取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，值取小些。对于行使路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取0.5YSS0.3；为防止悬架碰撞车架，取23本科生毕业设计说明书对于本设计选用的悬架，取前0.3后0.3减振器阻尼系数2CM。因悬架系统固有频率WCM，所以理论上2MW。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如图6-2安装时，减振器阻尼系数为(2MW)cos2所以前(2MW)cos2111(20.380121.23.14)co

50、s223626.2单边后(2MW)cos2222(20.372821.33.14)cos25395单边图6-1减振器安装位置在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上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。为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度到达一定值时，减振器翻开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度VX。在减振器安装如图7-2所示时，VAwcosX式中A车身振幅，取40mm24本科生毕业设计说明书W悬架系统的固有频率VX为卸荷速度,一般为0.150.30msVAwcos0.0423.141.2cos20.30msX前1VAwcos0.0423.14

51、1.3cos150.27msX后2VX前VX前、VX后VX后均符合要求.那么FV如伸张时的阻尼系数S,在伸张行程的最大卸荷力F0SXV36260.301088N0前S前X前FV39500.271067N0后S后X后D4F可根据最大卸荷力和缸内最大压力强度来近似的求工作缸的直径0P(12)式中P-工作缸内最大允许压力,取34MP-连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取0.400.5径D有20、(45)、m等几种。由QCT4911999?汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件?可知:减振器的工作缸直305065所以筒式减振器工作直径D可取：4FD前410880前2P(1)3.143.5(10.322)21mm

52、取D30mm前D后4F410670后20.9mm2P(1)3.143.5(10.322)取D30mm后，壁厚取2mm，材料可取20钢D(1.351.50)D前贮油筒直径C前D1.50D1.502639mD40mm后贮油筒直径C后取C后贮油筒直径C取C前D1.35D1.402637mD40mm25本科生毕业设计说明书连杆直径的选择：d前10mm；d后10mm第7章横向稳定杆的设计为了降低汽车的固有频率，改善行使稳定性，近代汽车的垂直刚度设计的很低。结果，在汽车转弯时，产生很大的车身侧倾角，影响了行使的稳定性。为了26d=128/3*Cb/lEL1aL/2(ab)(4/2)(bc)本科生毕业设计说

53、明书克服这一缺点，经常在悬架中特别是前悬架中采用横向稳定器来提高侧倾角刚度。在独立悬架中，横向稳定杆还兼起导向杆的作用，为了缓冲隔振和降低噪声，横向稳定杆与车轮及车架连接处有橡胶支撑。悬架的侧倾角刚度为：K11=1/2Kssf(Ba/n)22=17629N/mK22=1/2Kvvf(Ba/n)22=35921N/m由K11+Cbb=1.5K22Cbb=1.5K22-K11a=100b=100c=300L=1200L11=270L22=24023322128/3*Cb/l2EL31a3L/2(ab)2(4/2)2(bc)d15.6m取d=16mm。侧倾角刚度的大小对车身的侧倾角影响很大。要求在侧

54、倾力矩为0.4倍的车重时，轿车为1.45度。侧倾惯性力矩为：M1=0.4*总簧载质量*g*质心到侧倾中心的距离=0.4*1530*9.8*0.56=3358N.m。相对系数为=M1/C=50，不在2度4度之间，所以前悬架必须安装横向稳定杆。27本科生毕业设计说明书第8章平顺性分析概念汽车行使时，由路面不平以及发动机、传动系和车轮等旋转部件激发汽车的振动。通常，路面不平是汽车振动的根本输入。汽车的平顺性主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之内。因此平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能，它是现代汽车的主要性能之一。建立

55、建立具有代表性的二自由度汽车振动系统动力学模型，如下图1()1()kk24Mm1()1()kk24Mm根据力学定理，上图所示系统的振动微分方程：MZc(Zs)k(Zs)0msc(Zs)k(Zs)kskqtt解式1可得该系统振动的两个主频率：222222t1t0t0222222t2t0t00式中，2k2M，tkktm。由上式可知，汽车振动存在两个主频1和2，它们仅为系统结构参数的函数而与外界的鼓励条件无关，是表征系统特征的固有参数。28本科生毕业设计说明书一般地说，其中较小值的一阶主频10，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率0，而较大值的二阶主频率2t，较接近主要由轮胎刚度kt和非簧载质量m

56、所决定的频率t。方程MZc(Zs)k(Zs)0的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成。Z2bZ2Z0令2bck2M，0M，那么齐次方程为0式中的0称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于b和0的比值变化，2Mk称为阻尼比bc0汽车悬架系统阻尼比的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为ZAentsin(20b2ta)f1.1Hz，质量比9,刚度比9，阻尼比0.25、两种情双质量系统在0f、f0.5况下的幅频特性曲线。由0四个参数可按下式确定车轮局部的固有频率t(1)10.4f2和阻尼比tftKK)Mt0c2MtKKt(1)t1t22.374.74一阶阻尼比二阶阻

57、尼比29本科生毕业设计说明书8-2车身加速度的幅频特性曲线图图8-2双质量系统，车轮局部的具体参数为ft10.4，t12.37，t24.74共振时，增大而幅频减小，在第一共振峰和第二共振峰之间的高频区，增大幅频也增大，在fft高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在fft之后，幅频按一定斜率衰减，也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑，取0.20.4比拟适宜。K(z车轮动载Fdt1q)，频率响应函数FzqKdH(j)1tFdGqGqqm(1)g将qAAA2zAKAK12t2tN321代入上式，得：30本科生毕业设计说明书FdGqAKK2t1tNm(1)g422F1Gqg1222dmC2

58、式中A1jCKAjK2图8-3的参数采用与图8-2所示双质量系统同样的参数。相对动载的幅频特性曲线在ff0低频共振区，与车身加速度的幅频特性曲线趋势不同，；在fft高频共振区，阻尼比对相对动载的幅频特性曲线的峰值影响很大；在f0ft之间的幅频，阻尼比越大幅频就越大；在fft之后，相对动载幅频特性曲线按一定斜率衰减，越大幅频衰减越快。综合考虑，取0.20.4比拟适宜。31本科生毕业设计说明书图8-3相对动载的幅频特性曲线图图8-4限位行程fd的示意图由图8-4所置起，悬架允许的其限位行程fd。位行程fd应适当加行驶中撞击限位变坏。频率响应函数示，由车身平衡位最大压缩行程就是弹簧动挠度fd与限配合

59、，否那么会增的概率，使平顺性为H(j)fdqfdq将qAAA2与qzqzAKAK12t2tN321zzzAK2211tN1代入上式，得：fAKAKK(AA)d1t2tt12qNNN212fdq1悬架系统对于车身位移Z来说，是将高频输入衰减的低通滤波器；对于动挠度fd来说，是将低频输入衰减的高通滤波器。阻尼比对d只在共振区起作用，而且当fq0.5时已不呈现峰值。且阻尼比与幅频值成反比，如图8-5所示。32本科生毕业设计说明书图8-5悬架动挠度的幅频特性曲线图通过分析，当阻尼比0.3时，本悬架系统的平顺性特性较好，符合ISO02631-1：1997E标准。1悬架刚度k弹性元件是汽车悬架的主要组成局

60、部，弹性元件的刚度或悬架等效刚度k及其特性是影响平顺性的主要因素。当簧载质量M一定时，减小k可降低车体固有振动频率0M，但k值过小会使车体振动过程中的悬架动行程增大，并使非簧载质量m的振动位移也增大，甚至导致车轮离开地面，对汽车操纵稳定性产生k不利后果。汽车在实际使用中，簧载质量M随汽车的装载情况而变，当k值一定时，0M将随M减小而增大。因此，理想的悬架弹性特性应具有变刚度或非线性特性，即随汽车载荷的变化，悬架刚度能自动增大或减小，以减小悬架限位块碰撞车身的机率，使车体免遭撞击。33k轮胎径向刚度t与轮胎结构、尺寸和气压有关，假设以t与悬架刚度k之比k来表示，那么可见，对于一定型号的轮胎，降低