毕业设计（论文）-SUV后桥与多连杆后悬架设计

SUV后桥与多连杆后悬架设计摘要悬架系统是关系到汽车通过性及舒适性的一个关键系统，而驱动系统则是汽车动力的表现。因此在对此类汽车的设计过程中要兼顾悬架的舒适性调校又要满足SUV的越野通过性能。而在满足越野性能的时候SUV会配备四驱系统，本设计主要针对SUV的后独立悬架及后驱动桥进行设计。悬架系统选用多连杆独立后悬架的结构，主要对悬架的动态及静态强度进行分析，对减震器连杆等主要零部件进行设计计算。后驱动桥形式为断开式驱动桥，差速器与后轮直接通过驱动轴相连，在驱动轴两端装有等速万向节满足悬架的需要。通过齿轮设计、轴承校核完成后驱动桥的设计。关键词：悬架系统；多连杆独立悬架；驱动桥；驱动轴；万向节

AbstractSuspensionsystemisakeysystemrelatedtovehicletrafficabilityandcomfort,anddrivingsystemistheperformanceofvehiclepower.Therefore,inthedesignprocessofthiskindofvehicle,thecomfortadjustmentofsuspensionshouldbeconsidered,andtheoff-roadperformanceofSUVshouldalsobesatisfied.TheSUVwillbeequippedwithfour-wheeldrivesystemwhenitmeetstheoff-roadperformance.ThisdesignmainlyaimsattherearindependentsuspensionandreardriveaxleofSUV.Thesuspensionsystemadoptsthestructureofmultilinkindependentrearsuspension,mainlyanalyzesthedynamicandstaticstrengthofthesuspension,anddesignsandcalculatesthemainpartssuchastheconnectingrodoftheshockabsorber.Theformofthereardriveaxleisthesplitdriveaxle.Thedifferentialandtherearwheelaredirectlyconnectedbythedriveshaft.Theconstantvelocityuniversaljointisinstalledatbothendsofthedriveshafttomeettheneedsofthesuspension.Thedesignofthereardriveaxleiscompletedthroughgeardesignandbearingverification.Keywords:suspensionsystem;multilinkindependentsuspension;driveaxle;driveshaft;universaljoint

目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 1Abstract 2第1章绪论 41.1悬架及驱动桥的简介 41.2国内外的发展状况 51.2.1多连杆独立悬架发展状况 51.2.2后驱动桥发展状况 71.3悬架及后驱动桥的功用 71.4课题研究内容及意义 91.4.1课题研究的意义 91.4.2课题研究的内容 91.5悬架的分类 101.5.1非独立悬架 101.5.2独立悬架 101.6驱动桥的分类 121.6.1非断开式驱动桥 121.6.2断开式驱动桥 131.7设计车型基础参数 13第2章多连杆独立后悬架的设计 142.1悬架特性参数的确定 142.1.1自振频率 142.1.2悬架的刚度 142.1.3悬架静挠度 152.1.4悬架动挠度 152.2弹性元件的设计计算 162.2.1弹簧结构计算 162.2.2弹簧圈数 172.3悬架导向机构设计 172.4减振器设计 192.4.1减振器的设计要求 192.4.2减振器主要性能参数的计算 202.4.3减振器主要尺寸的确定 22第3章多连杆后悬架的强度与平顺性分析 223.1汽车的等效振动分析 223.2幅频特性分析 253.3动载的幅频特性分析 263.4平顺性的分析 26第4章驱动桥的总体结构设计 264.1传动系载荷计算 264.2主减速器设计计算 284.2.1锥齿轮齿数的选择 284.2.2锥齿轮模数的计算 284.2.3锥齿轮的齿宽计算 284.2.4齿轮的偏移距计算 294.2.5螺旋角的选择 294.2.6法向压力角的选择 294.3双曲面齿轮的强度校核 294.3.1圆周力的计算 294.3.2齿轮轮齿弯曲强度校核 314.3.3轮齿接触强度校核 324.4后驱动桥的轴承的校核 334.4.1轴承支承力计算 334.4.2轴承的寿命校核 36第5章主减速器的总成结构设计 365.1差速器的齿轮设计 365.2差速器的齿轮校核 38总结 39参考文献 40致谢 42

绪论悬架及驱动桥的简介悬架系统是关系到汽车通过性及舒适性的一个关键系统，而驱动系统则是汽车动力的表现。随着国内外汽车行业的飞速发展，汽车已经进入了舒适化与智能化动力性并存的时代。而对于中国人民的需求而言，大多数人对城市SUV情有独钟。因此在对此类汽车的设计过程中要兼顾悬架的舒适性调校又要满足SUV的越野通过性能。而在满足越野性能的时候SUV会配备四驱系统，本设计主要针对SUV的后独立悬架及后驱动桥进行设计。国内外的发展状况1.2.1多连杆独立悬架发展状况随着汽车工程技术的进步，决定乘坐舒适性和操纵稳定性的汽车悬架技术得到了广泛重视和深入研究，在汽车工业领域中主动悬架受到日益广泛的重视，已成为悬架技术发展的重要趋势。主动悬架控制技术的进展最早提出的主动悬架控制方法是天棚阻尼器控制，由于控制算法简单，已经得到了应用。随着现代控制理论的应用，提出了主动悬架随机最优控制方法。与天棚阻尼器控制相比，由于考虑了更多变量的影响，因而控制效果更好。自适应控制方法具有参数辨识功能，能适应悬架载荷和元件特性的变化，自动调整控制参数，保持性能指标最优。90年代以来，模糊控制方法开始应用于悬架控制中[13]。神经网络是一个由大量处理单元(神经元)所组成的高度并行的非线性动力系统，其特点是数据融合、学习适应性和并行分布处理，故在车辆悬架的振动控制中具有广泛的应用前景。主动悬架作动器技术的进展作动器是影响振动主动控制实现的重要环节，主动悬架作动器的研制正日益得到广泛的重视。目前应用于振动主动控制的新型作动器不断涌现，主要有反作用式作动器以及由压电陶瓷、形状记忆合金、电/磁致伸缩材料或电流变流体等构成的作动器。主动悬架技术的发展预测对比目前各种控制方法，采用控制有效、应用较成熟、算法较简单、基于预测优化的参数估计自校正控制律是较为理想的选择。电气动力系统中的直线伺服电机具有较多的优点，永磁直流直线伺服电机，其驱动性能优于液压系统，今后将会取代液压执行机构。运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，有望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架[15]。采用新型电控技术，研究和开发一类控制有效、能耗低、造价合理的汽车悬架系统具有较高的经济效益和社会效益。针对悬架系统的非线性特点，研究适宜的悬架系统电控技术是汽车悬架系统振动性能改进的方向。多连杆式独立悬架，是指通过各种连杆成一定角度设置吧车轮与车身相连的悬挂机构。由于三连杆结构已不能满足人们对于汽车操纵稳定性性能越来越高的追求，只有结构更为精准、定位更加准确的四连杆式或五连杆式悬架才能算得上是真正的多连杆式悬架。目前主流的多连杆悬架，连杆数量大多为四或五连杆，其结构要比双横臂、扭转梁式、麦弗逊式等其他悬架复杂很多。多连杆式悬架能使车轮围绕着与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这种方案，适当地调整摆臂轴线与汽车纵轴线所称的家教，能不同程度上几种横臂式悬架和纵臂式悬架的优点，能满足多种性能需求。可以说多连杆式悬架是解决舒适性和操纵稳定性矛盾的最优选择。因此，目前对整车综合性能要求较高的中高档轿车开始越来越多地采用这种形式的悬架系统。国内前后悬挂均采用多连杆的车型有：北奔-戴克奔驰E级轿车、华晨宝马的5系轿车、一汽大众奥迪A4L及A6L；采用多连杆前悬挂的车型有上海大众的帕萨特领域；采用多连杆后悬挂的有东南汽车三菱翼神、戈蓝、蓝瑟、V3菱悦、广汽传祺GA3、广汽传祺GS5、长安福特福克斯、广州本田雅阁、上海通用君越、一汽丰田皇冠及锐志、一汽轿车马自达6、长安马自达3、V5菱致、V6菱仕，比亚迪S6、S7、F6、G6、思锐、奇瑞A3、瑞麒G5、奇瑞艾瑞泽7、长城腾翼C50、哈弗H2、雪铁龙C5、标致508、海马M8、吉利远景SUV等。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合适的频段，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，还要求尽量避免悬架撞击悬架。在簧上质量变化的情况下，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，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之具有不足转向特性。1.2.2后驱动桥发展状况汽车能够实现在道路上行驶，主要使靠传递动力和能够改变力的传递方向的驱动桥去实现的，但是如何降低动力的损失，还有减少燃油的消耗这是进行汽车设计时必须要考虑的问题，同时对于购车的人来说，这也是他们选择汽车的主要性能指标。随着社会的发展，近几年以来人民大众经济都好起来，对汽车的舒适性方面和动力性方面等要求非常高。21世纪以来，微电子技术的发展及机电一体化技术的发展已经在人们生活当中随处可见，汽车行业的发展，主要是向着多元化和工业化的方向发展，其中驱动桥的设计和生产在汽车中具有非常重要的位置。目前汽车对车速和燃油量的要求方面很高，所以驱动桥的使用对性能将会有十分重要的影响。目前，我国自主汽车的行业发展已到达一定的阶段，针对主要性能零部件已完成了自主研发及批量生产。而且随着近些年汽车行业的飞速发展，国内主要汽车零部件也竞争激烈。针对驱动桥就是其中很重要的一部分，因为驱动桥关系着整车的性能及运动安全性。在国外，一方面汽车行驶的路况越来越好，平均车速逐渐提高，另一方面节约能源，减少对环境的污染意识使得发动机正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥速比应该减小，主减速比小的驱动桥没必要采用双级减速器。对于普通城市SUV来说，单级驱动桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效率高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。因此被广泛应用，在本设计中也主要对单级减速驱动桥进行结构的设计。1.3悬架及后驱动桥的功用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，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。而后驱动桥则是满足汽车的驱动性能，通过差速器满足汽车的转弯性能。悬架是汽车中的一个重要总成，它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。轿车悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千万不要以为它很简单，相反轿车悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。比如，为了取得良好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车“点头”、加速“抬头”以及左右侧倾严重的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。悬架最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。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求:首先，悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可靠性，有足够的刚度、强度和寿命。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但一般都由弹性元件、减振装置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，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，特别是在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将达到很大的数值。冲击力传到车架和车身时，可能引起汽车基件的早期损坏，传给乘员和货物时，将使乘员感到极不舒服，货物也可能受到损伤。为了缓和冲击，在悬架中必须装有弹性元件，使车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系。但弹性系统在受到冲击后，将产生振动。在持续的振动易使乘员感到不舒适和疲劳。故悬架还应当具有减振作用，使振动迅速衰减。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，车轮的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车行驶性能有不利的影响。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的导向机构。在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件横向稳定杆。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、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。1.4课题研究内容及意义1.4.1课题研究的意义研究多连杆悬架的目的就是在保证高水平的操纵稳定性的前提下，获得较好的平顺性。多连杆悬架通过各种连杆配置，以及对连接运动点的约束角度设计，使悬架在收缩时能主动调整车轮定位，而且设计自由度非常大，完全能针对车型匹配和调校。因此，多连杆悬架能最大程度的发挥车辆的操纵性能，同时获得更好的平顺性。悬架设计的主要目的之一是确保汽车良好的行驶平顺性，也是汽车的重要使用性能之一，汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差，不仅影响到成员的乘坐舒适性和货物的安全可靠的运输，还影响到汽车的多种使用性能的发挥和系统寿命，也影响汽车的燃油经济性和运输效率。由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面汽车人”构成的系统,因此影响汽车行驶平顺性的主要因素是路面的不平(它是震动的起源)和汽车的悬架、轮胎、座椅、车身等总成部件的特性包括刚度、频率、阻尼和惯性参数(质量、转动惯量等)产生变化和破坏。为此，通过对影响汽车平顺性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽车振动系统动力学模型，并运用随机振动理论，计算出悬架动挠度、车轮与路面间的相对动载荷、响应均方根值等参量。此外,本文通过对汽车平顺性进行预估，可以提高汽车设计质量，缩短研发和设计周期，具有极其重要的理论意义和实用价值。1.4.2课题研究的内容通过本次毕业设计，培养自己综合运用汽车设计、机械设计、材料力学、理论力学等课程中所学理论知识的能力；掌握汽车设计基本步骤，并了解汽车多连杆悬架设计过程中应注意的一些细节问题。系统性地掌握汽车设计知识，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，使自己学到的理论知识与生产实践进行一次结合，为今后适应工作岗位和创造性地开展工作打下坚实基础。设计中主要对多连杆独立后悬架的连接杆、减震器、摆臂等以及对后驱动桥的驱动轴、主减速器齿轮等进行设计计算与强度校核。通过设计计算的数据绘制二维模型图纸。1.5悬架的分类1.5.1非独立悬架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。非独立悬挂系统具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。非独立悬架独立悬架

1.5.2独立悬架

独立悬挂系统是每一侧的车轮都是单独地通过弹性悬挂系统悬挂在车架或车身下面的。其优点是：质量轻，减少了车身受到的冲击，并提高了车轮的地面附着力；可用刚度小的较软弹簧，改善汽车的舒适性；可以使发动机位置降低，汽车重心也得到降低，从而提高汽车的行驶稳定性；左右车轮单独跳动，互不相干，能减小车身的倾斜和震动。不过，独立悬挂系统存在着结构复杂、成本高、维修不便的缺点。现代轿车大都是采用独立式悬挂系统，按其结构形式的不同，独立悬挂系统又可分为横臂式、纵臂式、多连杆式、烛式以及麦弗逊式悬挂系统等。与非独立悬架相比其优点有：非悬挂质量小，悬架所受带的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接地性能；左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动；占用横向空间少，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；易于实现驱动车轮转向而对于独立悬架又有横臂式、多连杆式、纵臂式、麦弗逊式等几种。（1）横臂式悬挂系统横臂式悬挂系统是指车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬挂系统，按横臂数量的多少又分为双横臂式和单横臂式悬挂系统。单横臂式具有结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。但随着现代汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大，导致后轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度，从而产生高速甩尾的严重工况。单横臂式独立悬挂系统多应用在后悬挂系统上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。双横臂式独立悬挂系统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挂系统。等长双横臂式悬挂系统在车轮上下跳动时，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挂系统，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挂系统已广泛应用在轿车的前后悬挂系统上，部分运动型轿车及赛车的后轮也采用这一悬挂系统结构。（2）多连杆式悬挂系统多连杆式悬挂系统是由(3—5)根杆件组合起来控制车轮的位置变化的悬挂系统。多连杆式能使车轮绕着与汽车纵轴线成二定角度的轴线内摆动，是横臂式和纵臂式的折衷方案，适当地选择摆臂轴线与汽车纵轴线所成的夹角，可不同程度地获得横臂式与纵臂式悬挂系统的优点，能满足不同的使用性能要求。多连杆式悬挂系统的主要优点是：车轮跳动时轮距和前束的变化很小，不管汽车是在驱动、制动状态都可以按司机的意图进行平稳地转向，其不足之处是汽车高速时有轴摆动现象。（3）纵臂式悬挂系统纵臂式独立悬挂系统是指车轮在汽车纵向平面内摆动的悬挂系统结构，又分为单纵臂式和双纵臂式两种形式。单纵臂式悬挂系统当车轮上下跳动时会使主销后倾角产生较大的变化，因此单纵臂式悬挂系统不用在转向轮上。双纵臂式悬挂系统的两个摆臂一般做成等长的，形成一个平行四杆结构，这样，当车轮上下跳动时主销的后倾角保持不变。双纵臂式悬挂系统多应用在转向轮上。（4）麦弗逊式悬挂系统麦弗逊式悬挂系统的车轮也是沿着主销滑动的悬挂系统，但与烛式悬挂系统不完全相同，它的主销是可以摆动的，麦弗逊式悬挂系统是摆臂式与烛式悬挂系统的结合。与双横臂式悬挂系统相比，麦弗逊式悬挂系统的优点是：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，给发动机及转向系统的布置带来方便；与烛式悬挂系统相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善。麦弗逊式悬挂系统多应用在中小型轿车的前悬挂系统上，保时捷911、国产奥迪、桑塔纳、夏利、富康等轿车的前悬挂系统均为麦弗逊式独立悬挂系统。虽然麦弗逊式悬挂系统并不是技术含量最高的悬挂系统结构，但它仍是一种经久耐用的独立悬挂系统，具有很强的道路适应能力。结合设计车型的参数及用途本次设计所选择的悬架为多连杆式独立悬架系统。1.6驱动桥的分类1.6.1非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。1.6.2断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。结合设计车型的参数及用途本次设计所选择的后驱动桥形式为断开式驱动桥，差速器与后轮直接通过驱动轴相连，在驱动轴两端装有等速万向节满足悬架的需要。1.7设计车型基础参数发动机最大功率/转速：120kw/6200r/min最大转矩/转速：194N.m/4600r/min整车外形尺寸：4420x1820x1660mm轴距：2640mm整备质量1398kg第2章多连杆独立后悬架的设计2.1悬架特性参数的确定2.1.1自振频率汽车前、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。由于现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，因此汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。用途不同的汽车，对平顺性的要求也不同。以运送人为主的乘用车，对平顺性的要求最高，客车次之，货车更次之。对发动机排量在1.6L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在1.00～1.45Hz，后悬架则要求在1.17～1.58Hz。原则上，乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，要求满载前悬架偏频在0.80～1.15Hz，后悬架则要求在0.98～1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.50～2.10Hz，而后悬架则要求在1.70～2.17Hz。偏频越小，则平顺性越好。选定偏频以后，即可计算出悬架的静挠度。我设计所选择的后悬架偏频为：n=1.1。2.1.2悬架的刚度依据悬架刚度公式可得：式中：m——簧载质量K——悬架的角刚度n——悬架的偏频，后轮簧载质量：后悬架的理论刚度：后悬架的实际刚度：2.1.3悬架静挠度悬架的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之比，即=/当采用弹性特性为线性变化的悬架时，后悬架的静挠度可表示为：式中：g——重力加速度，g=981cm/s2后悬架的静挠度：图2-1悬架自振频率2.1.4悬架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时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，悬架应当有足够的动挠度，对于轿车的值应不小于0.5，大客车应不小于0.75，载货汽车1.0，而行驶路况恶劣的越野车，这个值还要大一些。我设计的是乘用车的悬架，所以的值应不小于0.5。后悬架的动挠度：所以后悬架的动挠度取120mm。2.2弹性元件的设计计算2.2.1弹簧结构计算悬架单侧最大工作载荷F1由下式求得：悬架单侧最小工作载荷F2由下式求得：弹簧指数（旋绕比）取C=6，则曲度系数由下式求得：查表得钢丝拉伸强度极限则许用应力由下式得出：弹簧的簧丝直径d由下式得出：则弹簧中径由下式可得出：计算弹簧刚度：本次设计弹簧所才用的结构形式为螺旋弹簧。2.2.2弹簧圈数工作圈数取则弹簧总圈数由下式得出：弹簧节距P由下式得出： 两圈间隙δ由下式得出：弹簧的自由高度由下式得出：2.3悬架导向机构设计悬架的分类及形式的选择依据主要是悬架导向机构的结构形式，导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化。因此在设计独立悬架的导向机构时，应使其满足以下要求：(1)当车轮与车身产生相对运动时，保证轮距变化在一定的范围之内，以免轮胎过早磨损。(2)当车轮上下跳动时，前轮定位参数要有合理的变化特性；(3)转弯时，应使车轮与车身倾斜方向相同，增加汽车的不足转向效应；(4)车辆加速和制动时能保持车身稳定，减少车身纵倾的可能性；(5)制动时，悬架导向机构的运动应使车身具有抗点头的作用；加速时有抗俯仰的作用；(6)行程恰当的侧倾中心，保证悬架有足够的侧倾刚度；(7)各铰接点处受力尽量小，减少橡胶元件的弹性变形，以保证导向精度；(8)导向杆系有足够的强度、刚度和疲劳强度。多杆式独立悬架中多采用螺旋弹簧，因而对于侧向力，垂直力以及纵向力需加设导向装置即采用杆件来承受和传递这些力。因而一些轿车上为减轻车重和简化结构采用多杆式悬架。多连杆式导向机构在独立式后悬架得到了广泛的应用，主要有四连杆式和五连杆式，适用于要求为车轮提供纵向力、侧向控制和承受制动力矩的场合。多连杆式导向机构给与设计者以很大的设计空间，通过优化设计可以对侧倾中心位置，抗点头、抗后蹲以及侧倾转向性能都能有很好的控制，以获得更好的乘坐舒适性以及NVH特性。缺点是价格昂贵，主要用于高性能轿车，如梅赛德斯-奔驰CLK车型。随着技术水平的提高，多连杆式导向机构有向中级桥车普及的趋势，如马自达3和速腾也都采用了多连杆式导向机构。图2-1多连杆导向机构悬架2.4减振器设计2.4.1减振器的设计要求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：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。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。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，以避免承受过大的冲击载荷。2.4.2减振器主要性能参数的计算相对阻尼系数ψ减振器的性能通常用阻力-速度特性图表示。如下图2-2所示。该图具有如下的点：阻力-速度特性由四段近似的直线线段组成，其中的压缩行程和伸张行程的阻力——速度各占两段；各段特性的指明时，减振器的阻尼系数是指当卸荷阀开启前的阻尼系数而言。通常的压缩行程的阻尼系数δy=Fy/Vy与伸张行程的阻尼系数δs=Fs/Vs不等。图2-2减振器特性（a）阻力——位移特性（b）阻力——速度特性汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减的振动，用相对阻尼系数ψ来表示评定振动衰减的快慢程度。ψ的表达方式为：式中——悬架系统的垂直刚度；m——簧上质量；相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同的刚度c和不同的簧载质量m的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的阻尼系数ψy取的小些，将伸张行程时的阻尼系数ψs取的大些。两者之间的保持ψy=（0.25～0.50）φs的关系。设计时，先取ψy与ψs的平均值ψ。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，ψs＞0.3；为了避免悬架碰撞车架，取ψy=0.5φs。本次设计取ψs取0.4。对于我选用的后悬架相对阻尼系数ψ后=0.2；平均相对阻尼系数ψ由下式计算得出：减振器阻尼系数δ减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上。实际上,应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，减振器如下图安装时，减振器阻尼系数用下式计算后悬架的单个减振器阻尼系数由下式得出：图2-3减振器安装位置在下摆臂长度n不变的条件下，改变减振器下横摆臂上的固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角α，会影响减振器阻尼系数的变化。最大卸荷力F0为减小传到车身上的冲击，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装如图3-3所示时，式中：A——车身振幅，取±40mm；ω——为悬架系统的固有频率；为卸荷速度，一般为0.15～0.30m/s；如已知伸张时的阻尼系数δs，在伸张行程的最大卸荷力，本次设计取后悬架卸荷速度为：后悬架单个减振器伸张行程时的阻尼系数由下式得：后悬架单个减振器最大卸荷力由下式得：2.4.3减振器主要尺寸的确定筒式减振器工作直径D根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为：式中，为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ=0.40～0.50，单筒式减振器取λ=0.30～0.35。减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。选取时应按标准选用。本次设计取λ=0.5后悬架减振器工作缸直径由下式得：油筒直径Dc贮油筒直径，壁厚取为2mm，材料可选20钢。后贮油筒直径由下式得出：第3章多连杆后悬架的强度与平顺性分析3.1汽车的等效振动分析本设计根据目前现有的测试条件和计算精度以及建立整车模型要实现的目标的要求，建立了二自由度汽车振动系统动力学模型如图3-1。图3-1二自汽车振动系统动力学模型这个系统能反映车轮部分在10～15Hz范围产生高频共振时的动态特性，它对平顺性和车轮的接地性有较大影响，更接近汽车悬挂系统的实际情况。图中，M为悬挂质量；m为非悬挂质量；K为弹簧刚度；C为减振器阻尼系数；Kt为轮胎刚度。车轮与车身垂直位移坐标为z、s，坐标原点选在各自的平衡位置，其运动方程为：无阻尼自由振动时，运动方程变成由运动方程可以看出，M与m的振动是相互耦合的。若m不动（s=0）则得这相当于只有车身质量M的单自由度无阻尼自由振动。其固有圆频率同样，若M不动（Z=0），相当于车轮质量m作单自由度无阻尼振动，于是得车轮部分固有频率ω0与ωt是双质量系统，只有单独一个质量振动时的部分频率（偏频）。在无阻尼自由振动时，设两个质量以相同的圆频率ω和相角φ作简谐振动，振幅为z10、z20则其解为将上面两个解代入微分方程组得 将、代入上式可得此方程组有非零解的条件是z10和z20的系数行列式为零即上式称为系统的频率方程或特征方程，它的两个跟为双质量主频率ω1和ω2的平方车身与车轮两个自由度系统的主振型如图⑵-1。在强迫振动情况下，激振频率ω接近ω1时产生的低频共振，按一阶主振型振动，车身质量M的振幅比车轮质量m的振幅大将近10倍，所以主要是车身质量M在振动，称为车身型振动。当激振频率ω接近ω2时，产生高频共振，按二阶主振型振动，此时车轮质量m的振幅比车身质量M的振幅大将近100倍，称为车轮型振动。此时，由于车身基本不动，所以可将两个自由度系统简化如图3-2所示车轮部分的单质量系统，来分析车轮部分在高频共振区的振动。图3-2车轮部分单质量系统此时，质量m的运动方程为将各复振幅代上式，得车轮位移z1对q的频率响应函数为将上式分子、分母除以K+Kt，并把车轮部分固有频率ωt，车轮部分阻尼比ζt带入上式，则得其幅频特性为在高频共振ω=ωt时，车轮加速度均方根值谱正比于幅频特性式中，车轮部分固有频率车轮部分阻尼比可见，降低轮胎刚度Kt能使ω1下降和ζt加大，这是减小车轮部分高频共振时加速度的有效方法；降低非悬挂质量m使ω和ζt都加大，车轮部分高频共振时的加速度基本不变，但车轮部分动载m下降，对降低相对动载有利。3.2幅频特性分析对该车悬架进行平顺性分析，在车轮和车身垂直方向上建立两自由度的平顺性分析模型。根据公式其中，为刚度比，为质量比；3.3动载的幅频特性分析车轮动载，静载。对q的频率响应函数：3.4平顺性的分析由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面汽车人”构成的系统,因此影响汽车行驶平顺性的主要因素是路面的不平(它是震动的起源)和汽车的悬架、轮胎、座椅、车身等总成部件的特性包括刚度、频率、阻尼和惯性参数(质量、转动惯量等)产生变化和破坏。这些参数是根据各种不同使用要求的车辆设计的,在使用时要保证不破坏这些参数。例如悬架系统的钢板弹簧片间的润滑不良,等于增加了悬架刚度；减震器漏油等于减小了悬架系统的阻尼等。第4章驱动桥的总体结构设计4.1传动系载荷计算（1）按发动机最大扭矩与最低档传动比确定从动锥齿轮的计算扭矩(4.1)式中：k—液力变矩系数，k=1—发动机最大转矩，=194N·m—变速器一挡传动比，=5.557—主减速器传动比，=5.83—发动机到主减速器从动齿轮的传动效率，对于双曲面齿轮，取=0.9—计算驱动桥数，=1—猛接离合器所产生的动载系数，取=1将数据代入公式中得N·m（2）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算扭矩(4.2)式中：—满载状态下驱动桥上的静载荷，N—最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车=1.1~1.2，取1.2—轮胎和路面间的附着系数。对安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土和沥青路面上，=0.85。—车轮滚动半径(m)，=0.345m(轮胎高宽比按80%计算)—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，取=1—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，取=1将数据代入公式得=N·m(3)按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算扭矩(4.3)式中：—汽车满载总重量，=13989.81000=13700.4N—车轮滚动半径(m)，=0.345m—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，取=1—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，取=1—驱动桥数，=1—性能参数，取，当时，=0，，所以=0—公路坡度系数，对于商用车而言，=0.05～0.09，取=0.08—道路滚动阻力系数，对于商用车而言，=0.015～0.020，取=0.019将数据代入公式（STYLEREF1\s3.3）得N·m4.2主减速器设计计算4.2.1锥齿轮齿数的选择为了保证磨合均匀，主、从动锥齿轮的齿数应避免出现公约数，对于商用车,一般不小于6。本次设计取7，根据主减速比取41。4.2.2锥齿轮模数的计算节圆直径可以根据经验公式确定，（4.4）式中：—从动齿轮大端分度圆直径（mm）—直径系数，一般为13.0～15.3—从动齿轮的计算转矩（N·m），=4821.2N·m将数据代入公式（3.4）得=（272～320）mm初选则=7.32根据（4.5）校核=（0.3～0.4）=（6.27～8.36），所以取值满足条件。4.2.3锥齿轮的齿宽计算对于汽车工业，主减速器从动锥齿轮齿宽=0.155（4.6）将数据代入公式（4.6）得=46.5mm，=51.1mm4.2.4齿轮的偏移距计算对于轿车、轻型载货汽车来说，一般情况下，偏移距=60mm，E选择45mm，双曲面齿轮的螺旋方向为：主动锥齿轮左旋、从动锥齿轮右旋。主动锥齿轮在从动锥齿轮中心线下方。4.2.5螺旋角的选择由于主动锥齿轮与从动锥齿轮为双曲面齿轮，所以二者的螺旋角并不是一样的，且主动锥齿轮的螺旋角大于从动锥齿轮，本次设计初选主动锥齿轮螺旋角50°，从动锥齿轮螺旋角30°。4.2.6法向压力角的选择压力角的选择与轮齿的强度有关，压力角越大，轮齿的强度越高。并且能减少齿轮不产生根切的最小齿数。载货汽车一般选用22.5°的压力角。4.3双曲面齿轮的强度校核4.3.1圆周力的计算主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用齿轮上的单位齿长圆周力来计算，即=（4.7）式中：—轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm）—作用在轮齿上的圆周力（N）—从动齿轮齿面宽（mm）1）按发动机最大转矩计算时=（4.8）式中：—变速器传动比—主动锥齿轮中点分度圆直径，由前面表中数据计算得mm（1）当变速器挂第一挡时，==5.557=×10=758.45N/mm（2）当变速器挂直接挡时，==1，=×10=136.49N/mm2）按驱动轮打滑的转矩计算时=×10（4.9）式中：—满载状态下驱动桥上的静载荷，N—最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车=1.1~1.2，取1.1将数据带入（3.9）得=×10=1414.69N/mm许用单位齿长的圆周力见表4.2。在现代汽车设计中，由于材质和加工工艺的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中所列数值20％~25％。表4.2单位齿长的圆周力汽车类别按发动机最大转矩计算时/N∙mm按驱动轮打滑转矩计算时/N∙mm轮胎与地面的附着系数一挡直接挡轿车8933218930.85货车142925014290.85大客车9822140.85牵引车5362500.85对于货车而言，挂一挡时单位齿长圆周力许用值[P]=1429N/mm；挂直接挡时单位齿长圆周力许用值[P]=250N/mm；按驱动轮打滑转矩计算时[P]=1429N/mm。对照后发现本次设计满足许用值。4.3.2齿轮轮齿弯曲强度校核汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲应力为=×10（4.9）1）对于主动锥齿轮来说（1）按驱动轮打滑计算，对于主动锥齿轮，代入数值得=×10=302.99MPa<700MPa（2）按汽车日常行驶当量计算=×10=47.07MPa<210MPa2）对于从动锥齿轮来说（1）按驱动轮打滑计算，对于从动锥齿轮=×10=491.98MPa<700MPa（2）按汽车日常行驶当量计算=×10=76.43MPa<210MPa所以齿轮轮齿满足弯曲强度。4.3.3轮齿接触强度校核因为主、从动锥齿轮的齿面接触应力相等，所以只需求得一个齿轮上应力就可以，锥齿轮轮齿的齿面接触应力为=(4.10)按=min[]计算的最大接触应力不应超过2800MPa,按=计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。（1）锥齿轮按=计算时==1927.38MPa≦[]=2800MPa，符合要求。（2）锥齿轮按=计算时==759.65MPa≦[]=1750MPa，符合要求。所以主减速器双曲面齿轮轮齿满足接触强度。4.4后驱动桥的轴承的校核4.图STYLEREF1\s4.3轴承受力分析图4.1轴承支承力计算图STYLEREF1\s4.3轴承受力分析图本课题设计中用到四个轴承，受力分析如图4.31所示1）主减速器齿轮上力的计算齿轮齿面宽中点处的圆周力F为F=（kN）（4.11）式中：—作用在从动齿轮上的转矩=-—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径—从动齿轮齿面宽46.5mm—从动齿轮节锥角，=78.42°=300-46.5×=254.45mm=29.3451×2=58.6902mm将数据带入式（4.11）得==11.1456kN2）锥齿轮的轴向力和径向力根据主动锥齿轮为左旋，顺时针旋转（1）主动锥齿轮轴向力=（4.12）按照上式计算出来的轴向力若为正值，说明轴向力方向离开锥顶，若为负值，指向锥顶。径向力为正值表明径向力使该齿轮离开配合齿轮，若为负值，则使该齿轮趋向相配齿轮。==15.0242KN（2）主动锥齿轮径向力（4.13）=3.1243kN（3）从动锥齿轮轴向力=（4.14）==2.8590KN（4）从动锥齿轮径向力=（4.5）==15.0769KN图STYLEREF1\s4.图STYLEREF1\s4.4一种单级主减速器轴承的布置形式主动锥齿轮靠近锥齿轮的轴承是轴承A主动锥齿轮远离锥齿轮的轴承是轴承B从动锥齿轮靠近锥齿轮的轴承是轴承C从动锥齿轮远离锥齿轮的轴承是轴承Da—主动锥齿轮轴上两轴承的距离，取a=112mmb—主动锥齿轮轴上前轴承到小齿轮端面的距离，b=42mmc—从动锥齿轮支撑轴承中距离从动锥齿轮近的轴承距离从动锥齿轮齿宽中点的距离，90mmd—从动锥齿轮支撑轴承中距离从动锥齿轮远的轴承距离从动锥齿轮齿宽中点的距离，110mm轴承A轴向力==15024.2N轴承A的径向力=（4.16）==15327.90N轴承B轴向力=0轴承B的径向力=（4.17）==5395.51N轴承C轴向力==2859N轴承C的径向力=（4.18）==11824.06N轴承D的轴向力=0轴承D的径向力=（4.19）==5309.85N4.4.2轴承的寿命校核查轴承选用表30211轴承的Y值正好是1.5，所以不用进行第二次校核，对于这类转速较高的轴承也不用进行静强度校核。第5章主减速器的总成结构设计5.1差速器的齿轮设计1）行星齿轮数行星齿轮数需根据承载情况来选择，在承载不大的情况下，可取两个，反之应取=4。本次设计选取=4。2）行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力可根据经验公式来确定。=(5.1)式中：—行星齿轮球面半径系数，=2.5～3.0。对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值2.5—差速器器计算转矩（即主减速器从动齿轮的转矩）=min[]=9128N·m将数据代入式（6.1）==52mm，取=50mm确定后，可根据下式预选其节锥距。=(0.98～0.99)=(0.98～0.99)×50=49～49.5mm取=49mm3）行星齿轮和半轴齿轮齿数、为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在14～25之间选取。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2.0范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速器齿轮不能装配。本次设计行星齿轮齿数=10，半轴齿轮齿数=16。4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、=arctg=arctg=32°=arctg=arctg=57.99°初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m====5.79mm将m标准化，取m=6mm行星齿轮节圆半径：=6×10=70mm半轴齿轮节圆半径：=6×16=96mm5）压力角目前汽车差速器齿轮大都选用22.5°的压力角，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。因此，=22.5°6）行星齿轮轴半径dd=(5.2)式中：—差速器传递的转矩（N·m）（即主减速器从动齿轮转矩）—行星齿轮数—支承面允许挤压应力，取=69MPa—行星齿轮支承面中心到锥顶的距离（mm）约为半轴齿轮齿宽中点处平均半径的一半，=0.5，≈0.8故=0.5=0.5×0.8=0.4=0.4×96=38.5mm将数据代入式(6.2)得d==27.9mm7）支承长度L行星齿轮在轴上的支承长度L为L=1.1d=1.1×27.9=30.7mm注：行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。5.2差速器的齿轮校核对于差速器齿轮，主要进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力（MPa）=(5.3)1）当=min[]=9128N·m时，[]=980MPa==894.04MPa<[]=980MPa2）当==1418N·m时，[]=210MPa==138.89MPa<[]=210MPa本次设计差速器齿轮强度满足强度要求。总结本设计主要是对SUV汽车多连杆独立后悬架及后驱动桥进行结构设计与计算校核。悬架系统作为汽车几大系统中重要的一部分，其设计的合理性直接影响到用户的驾驶感与安全性能，因此对于悬架的设计尤为重要。在汽车的行驶过程中，其速度可在0-120Km/h之间运行，由于不同速度下轮胎的附着力不同，且速度越高转向性能对于整车的影响越大，因此在悬架的设计过程中要考虑到不同速度的驱动力及稳定性。在高速行驶的过程中，可能在方向盘上小小的一个偏差就会导致整车失控，从而发生事故。因此在悬架的设计的过程中必须要考虑以下几个方面：悬架的设计要保证满足整车在不同速度下的转向性能，从而满足驾驶员的操作性能；悬架的材质选用及零部件设计要满足整车耐久性能，不允许出现断裂、失效等重大问题从而导致转向失效发生安