汽车设计悬架系统

汽车设计悬架系统目录悬架的结构形式的选择第一节悬架的构成和类型第二节独立悬架结构形式分析第三节前后悬架的选择悬架主要参数的选择第一节悬架性能参数的选择第二节悬架的自振频率第三节侧倾角刚度第四节悬架的静动挠度的选择弹性元件的设计分析及计算第一节前悬架弹簧第二节后悬架弹簧独立悬架导向机构的设计分析及计算第一节导向机构设计要求第二节麦弗逊独立悬架示意图第三节导向机构受力分析第四节横臂轴线布置方式第五节导向机构的布置参数减震器的设计分析及计算第一节悬架的结构形式的选择1.1悬架的构成和类型1.1.1构成（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、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧、橡胶弹簧等。（2）导向装置其作用是传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。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、麦弗逊式等。（3）减震器具有衰减振动的作用。常见的减震器有：简式减震器、充气式减震器、阻力可调式减震器等。（4）缓冲块其作用是减轻车轴对车架的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。（5）横向稳定器其作用是减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。1.1.2类型悬架可分为非独立悬架和独立悬架。（1）非独立悬架非独立悬架的特点是：左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架连接。悬架n1/n2=0.9所以n2=1.3Hz悬架的刚度Ka+b=1.25+1.35=2.6m前：a/a+b=1.25/2.6=0.48后：b/a+b=1.35/2.6=0.52m1=1650*0.52=856.7Kgm2=1650*0.48=793.3Kgms1=856.7–50=801.7Kgms2=793.3–65=728.3Kg依据悬架刚度公式可得：=（K/M）-------悬架的角速度K--------悬架的刚度m--------簧上质量即K=2m2.3侧倾角刚度随着汽车车速的不断提高，所设计的悬架不仅应该保持良好的行驶稳定性，还应该保证良好的操作稳定性。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作稳定有较大的影响。所以选择悬架的主要参数时还要加以考虑。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）。悬架应该有足够的侧倾角刚度。所谓的侧倾角刚度的侧倾力矩。侧倾角刚度不足会使汽车转弯时由于侧倾角过大使乘客有不稳定的感觉。侧倾角过大，会有减轻驾驶员的路感，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，为了保证良好的操作稳定性，希望汽车有一些不足的转向，而不希望有过多的转向。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轮的侧倾角的比值，从而改变转向特性。则前后悬架的单个弹簧的侧倾角刚度值为：n1=/4=(n1*2)2*ms1/2=(1.2*6.28)2*801.7/2=22765N/mn2=/4=(n2*2)2*ms1/2=(1.3*6.28)2*728.3/2=24271N/m2.4悬架的静动挠度的选择悬架的静挠度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，是影响汽车的行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量参数分配系数近似等于1，于是汽车前后轴上方车身两点的振动不存在联系。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/(2n)2由上式可知道，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驶平顺性，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fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角摆动。理论分析证明：若汽车以较高的车速行驶过单个路障，n1/n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小故取值为fc1=g/(2n1)2=9.8/(2*1.2)2=172.57173fc2=g/(2n2)2=9.8/(2*1.3)2=147.88148轿车的静挠度取值范围如下：fc=100~300mm，所以我的选择满足条件。悬架的动挠度fd是指悬架从满载静止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。要求悬架有足够大挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰到缓冲块。对于轿车悬架的动挠度fd可按下列范围选取：fd=（0.5~0.7）fc所以我的选取为：fd1=0.6*173=104mmfd2=0.6*149=89mm动挠度与静挠度的总和为：fc1+fd1=173+104=277fc2+fd2=149+89=238第三章弹性元件的设计计算3.1前悬架弹簧（1）弹簧中经、钢丝直径、及结构形式定弹簧中经Dm=90mm钢丝直径d=10mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为硅锰弹簧钢，查《机械设计手册》得[]=1600MpaG=80Gpa则[]=0.625[]=0.625*1600=1000Mpa（2）弹簧圈数由前知fc1=0.174m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P=mcos=400.8cos12°9.8=3925N其中m----前悬架单侧弹簧质量（400.8Kg）-----前悬架减震器安装角（12°）螺旋弹簧在P下的变形f为f=fc/cos=0.174/cos12°0.177螺旋弹簧的刚度C=P/f=3952/0.17722557N/m由C=P/f=Gd4/8Dm3i得弹簧工作圈数ii=Gd4/8Dm3C=81010(10/1000)4/[8(90/1000)322557]5.86取i=6又弹簧总圈数n与有效圈数i关系为n=i+2则弹簧总圈数n=8（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：Hs1.01d(n-1)+2t=1.0110(8-1)+676.7则Hs+fc+fd=76.7+173.6+80=330mm则取弹簧的总高度H=300mm（4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为：=8PCK/d2又C=Dm/d=90/10=9K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16则=8PCK/d2=8392591.16/[3.14(10/1000)2]879Mpa<[]=1000Mpa式中K---曲度系数C---弹簧指数3.2后悬架弹簧（1）弹簧中经、钢丝直径、及结构形式定弹簧中经Dm=100mm钢丝直径d=11mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为硅锰弹簧钢，查《机械设计手册》得[]=1600MpaG=80Gpa则[]=0.625[]=0.625*1600=1000Mpa（2）弹簧圈数由前知fc2=0.147m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P=mcos=364cos5°9.8=3553N其中m----前悬架单侧弹簧质量（364Kg）-----前悬架减震器安装角（5°）螺旋弹簧在P下的变形f为f=fc/cos=0.147/cos5°0.148螺旋弹簧的刚度C=P/f=3553/0.14824006N/m由C=P/f=Gd4/8Dm3i得弹簧工作圈数ii=Gd4/8Dm3C=81010(10/1000)4/[8(90/1000)324006]6.7取i=7又弹簧总圈数n与有效圈数i关系为n=i+2则弹簧总圈数n=9（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：Hs1.01d(n-1)+2t=1.0111(9-1)+694.88则Hs+fc+fd=94.88+1148+80=3323mm则取弹簧的总高度H=323mm（4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为：=8PCK/d2又C=Dm/d=100/11=9.09K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16则=8PCK/d2=83553101.16/[3.14(11/1000)2]765Mpa<[]=1000Mpa式中K---曲度系数C---弹簧指数第四章悬架导向机构的设计4.1导向机构设计要求对前轮独立悬架导向机构的要求是：悬架上的载荷变化时，保证轮距变化不超过正负4.0mm，轮距变化会引早期磨损。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。转弯时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度下侧倾角不大于6°~7°并使车轮与车身的侧倾同向，以增加不足转向效应。对后轮独立悬架导向机构的要求是：悬架的载荷无变化时，轮距无显著变化。汽车转弯行驶时，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，导向机构还应具有足够的强度，并可靠传递除垂直力以外的各种力和力矩。4.2麦弗逊独立悬架示意图（1）适应弹簧：螺旋弹簧；（2）主要使用车型：轿车前轮（3）车轮上下振动时前轮定位的变化1）轮距、外倾角的变化比较小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）操作稳定性：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作稳定性进行调整4.3导向机构受力分析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1/2F6-------弹簧轴向力a-------弹簧和减震器的轴线相互偏移的距离分析麦弗逊独立悬架导向机构受力简图可知，作用在导向套上的横向力F3可根据图上的布置尺寸求得F3=F1ad/[(c+b)(d-c)]横向力F3越大，则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，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小F3，要求尺寸c+d越大越好，或者减小尺寸a。增大c+d使悬架占用空间增大，在布置上有困难；若采用增加减震器轴线倾斜度的方法，可达到减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减震器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距离，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不在与减震器轴线重合。由图可知，将弹簧和减震器的轴线相互偏移距离s，再考虑到弹簧轴向力F6的影响，则作用到导向套上的力将减小，即F3=F1ad/[(c+b)(d-c)]-F6s/(d-c)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。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震器轴线成一角度。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。4.4横臂轴线布置方式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。当摆臂轴线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轮后方时，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。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，应选择参数当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮后方。4.5导向机构的布置参数4.51侧倾中心麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度hw为hw=bvp/2（kcos+dtan+r3）式中k=（c+o）/sin（+）p=ksin+d其中c=800mm，=0°，=10°，=12°则k=（c+o）/sin（+）=（0.8+o）/sin（12+10）=2.14p=ksin+d=2.14sin10+0.17=0.54mmhw=bvp/2（kcos+dtan+r3）=1.480.54/2（2.14cos10+0.17tan12+0.15）=0.22mm第五章减震器的设计分析及计算5.1减震器的概述为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内部装有减震器。在麦弗逊式悬架中，减震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震器。液力减震器的工作原理是，当车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，减震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，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减震器壳所吸引，然后散到大气中。减震器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增加而增减，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尽可能的小，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。减震器的阻尼力越大，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震器连接零件及车架的损坏。为解决弹性元件与减震器之间的这一矛盾，对减震器提出了如下的要求：1）在悬架的压缩行程内，减震器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击。2）在悬架的伸张行程内，减震器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振。3）当车桥与车架的相对速度较大时，减震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，以避免承受过大的冲击载荷。5.2减震器的分类减震器按结构形式的不同可分为：筒式减震器和摇臂式减震器。虽然摇臂式能够在较大的工作压力下（10~20Mpa）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。筒式减震器的工作压力仅为2.5~5Mpa，但是由于工作性能稳定而得到广泛应用。减震器按作用方式不同，可分为单向作用减震器和双向作用减震器。在压缩和伸张行程都能起作用的减震器车称为双向作用减震器，仅在伸张行程起作用的叫单向作用减震器。该设计选用双向筒式减震器。5.3减震器参数选取通常情况下，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。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。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.25~0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件比较差的汽车，值应取大些，一般取S>0.3;为避免悬架碰撞车架，取Y=0.5S对于本设计选用的悬架，取前＝0.3后＝0.35.4减震器阻尼系数减震器阻尼系数=2。因悬架系统固有频率W=，所以理论上=2MW。实际上应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。例如，当减震器如图安装时，减震器的阻尼系数为=（2MW）/cos2所以前=（2M1W1）/cos21=（20.380121.23.14）/cos22°=3626.2（单边）后=（2M2W2）/cos22=（20.372821.33.14）/cos25°=3950（单边）在下摆臂长度不变的条件下，改变减震器下横臂的上固定点位置或者减震器轴线与铅直线之间的夹角，会影响减震器的阻尼系数的