【《汽车多连杆后悬架的设计分析案例》4400字】

汽车多连杆后悬架的设计分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u3982汽车多连杆后悬架的设计分析案例 124381.1悬架设计的一般要求 1225541.2减振器选择 2267081.2.1减震器工作原理 2285291.2.2阻尼系数的确定 3285891.2.3最大卸载力 4141991.2.4减振器的尺寸设计 4110201.3螺旋弹簧的设计计算 6169251.4横向稳定杆设计 8285191.5悬架系统的杆系设计 101.1悬架设计的一般要求 对于整车的操纵稳定性、抗纵倾能力悬架起着决定性作用，因此在设计的时候要考虑下面几方面的要求[22]：为确保汽车拥有良好的行驶平顺性，防止压缩或伸张行程极限点的硬冲击，需要合理设计弹性特性和阻尼特性。导向机构要合理，确保力和力矩在车轮和车架之间的可靠传递，防止车轮跳动时定位参数变化过大。导向机构的运动与转向杆系相合理协调，转向轮摇摆不能发生干涉使。纵、侧倾中心位置恰当，避免汽车加速时‘后仰’，制动时发生‘点头’。悬架质量不宜过大，尤其是非悬挂质量。设计计算时，给轿车发动机和行李箱留下合理且足够的预设空间。零件设计应考虑有足够强度和使用寿命。成本低，便于维修。1.2减振器选择1.2.1减震器工作原理减震器的作用是吸收悬架垂直振动的产生的能量，并转化为热能耗散掉，使振动快速衰减。减震器结构上可以分为两类，即摩擦式减震器和液力减震器，由于库伦摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且容易受油水的影响，因此现代的汽车上已经不再采用，1901年首次出现了液力减震器，主要有两种结构，摇臂式和筒式，筒式减震器的质量为摆臂式的一般，不但制作方便而且工作寿命长[23]。筒式减振器常用的三种结构可分为双筒式、单筒充气式和双筒充气式。选用双筒式液力减振器如下图图1.1减震器1-活塞杆， 2-工作缸筒，3-活塞，4-伸张阀，5-储油缸筒 ，6-压缩阀，7-补偿阀，8-流通阀9-导向座，10-防尘罩，11—油封活塞上设有伸张阀和流通阀，工作缸筒的下端有压缩阀和补偿阀，一般流通阀和补偿阀都是单向阀，由于弹簧非常软，当油压在阀上产生的作用力和弹簧伸张方向同向时，油阀关闭，当阀上产生的油压作用力反相时，即使缸内油压很小，阀门也能打开。压缩阀和伸张阀是卸压阀，其弹簧较硬，油压升到一定高度才能打开。压缩行程：活塞往下移，下腔的油液顶开流通阀8流入上腔室，因设有活塞杆，下腔减少的容积小于上腔室增加的容积，导致下腔油压升高，顶开压缩阀6流入储油筒，这过程中受到阻尼力，振动进而衰减。伸张行程：活塞上移，上腔的油液顶开伸张阀4流入下腔室，因设有活塞杆，下腔增加的体积小于上腔室减小的体积，导致下腔油压降低，储油筒油液顶开补偿法7进行补充，这些节流阀就起到了阻尼作用。 为充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击，使乘客感到舒适，在压缩行程，减振器阻尼力应较小。这时，弹性元件起主要作用，在悬架伸张行程中，减振器阻尼力应不小，迅速减振。因此压缩行程比伸张行程的阻尼小，所以伸张行程的油液通孔面积比压缩行程小。1.2.2阻尼系数的确定ψ=δ式中，K为悬架系统的刚度；δ为阻尼系数；ms相对阻尼系数ψ的物理意义是：在与不同簧上质量ms和不同刚度K的悬架系统匹配时，减震器会呈现不同的阻尼效果。ψ值越大，说明振动能衰减越迅速，这会导致较大冲击力传到车身，汽车稳定性会受到不利影响；ψ值越小时情形与之相反。通常情况下，压缩行程的相对阻尼系数ψY和伸张行程的相对阻尼系数ψS之间的关系为ψ设计计算时，先选取ψY与ψS的平均值。内摩擦悬架系统对于弹性元件无，通常取ψ＝0.25～0.35；对于弹性元件有内摩擦悬架系统，ψ值取偏小些。为避免悬架碰撞车架，取ψY根据以上所述：取ψSψY＝0.5ψS＝0.5×0.4＝0.2ψ＝0.3减振器阻尼系数δ=2ψKms图1.2减震器的样式后多连杆悬架属于B型,所以压缩阻尼系数δYδY=2ψYδY=2×0.2×48.02×490×伸张阻尼系数δSδ1.2.3最大卸载力当减震器活塞振动到接近值时，活塞速度等于卸载速度，此时卸载速度是个平均计大小的值。VX=Awcos∂(3-5)车身振幅A=0.4mm,则 Vx=0.04×9.9×cos14=0.384压缩行程的最大卸载力 FY=δY*Vx=588.56*0.336=197.8N 拉伸行程的最大卸载力 FS=*δsVX=1177.12*0.336=395.5N FY<1800N,Fs<5000N,满足要求。1.2.4减振器的尺寸设计减震器活塞杆的材料一般选用Q235、40、45、40Cr冷拉圆钢，其硬度在HRC18～HRC32。本文中初步采用Q235钢，其硬度为HRC19[23]。1)减震器工作缸的直径D 根据减振器运动行程的最大卸荷力（即伸张行程的最大卸荷力）计算确定工作缸直径DD=4式中p为工作缸允许最大压力，一般取值3~4MPa，在此取1.5MPa；λ为活塞杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器一般λ=0.4~0.5，在此取0.45，表1.1减震器活塞行程根据悬架的静挠度为120m，动挠度为80mm,选取工作缸直径为40mm,工作行程为200mm,参照下图表1.2减震器尺寸D=4×2806π×4×1−0.52根据悬架的静挠度为100m，动挠度为70mm,选取工作缸直径为40mm,工作行程为170mm。多连杆悬架，属于CG杆杆类型。因为活塞杆的长度要大于活塞的行程，初步选取活塞杆的长度为40+170+15=225mm。余出安装长度15mm,D1=56mm,D2=64mm.压杆强度校核由λ由查询结果可知，E=206GPa，σp活塞杆件的柔度λ：λ=其中，I为截面惯性半径I=π64Dλ=则不能使用欧拉公式。λ2查相关手册对于Q235钢，a值为304MPa，b值为1.12MPa，σs值为235MPa。λ2=61.6>λ临界压力：F活塞杆的工作安全系数为n=Fnst一般取值6～10。n>活塞的宽度B=0.6~1.0 （4-15）1.3螺旋弹簧的设计计算后多连杆悬架系统中，弹簧最小的工作载荷F1=g×ml=2624.40NF2=g×m满=4459N工作中变形量f2=fc=

根据汽车的工作条件，采用热轧弹簧钢60Si2MnA，进行淬火回火处理。τ=式中螺旋弹簧的强度校核弹簧指数值取8，弹簧的曲度系数K：3128+τp查相关手册值为785MPad≥查相关手册选取圆整直径d=12mm。由D2=dC=12×8=96mm,以此螺旋弹簧的外径D=D2+d=108mm,内径D1=D2螺旋弹簧的圈数为了保证F2和h不变，必须重新计算最小工况下工作载荷FF符合技术要求。验算螺旋弹簧工作极限载荷,查相关手册可得τF4702>4459满足技术要求。弹簧的节距p：p=本文中

弹簧总圈数n1：n1弹簧的自由高度H0H弹簧的满载高度Hn

压缩的最大高度为H0-f2=254-170=84m。弹簧螺旋导程角γ：γ=arctanpπD2=螺旋弹簧稳定性校核2.65<5.3，弹簧不会失稳。目前，我们国家常用的螺旋弹簧材料主要有50CrVA、45CrNiMoV、60Si2MnA和60Si2CrVAT，其中50CrVA弹簧钢的强度较低，45CrNiMoV弹簧钢的成本较高，60Si2MnA和60Si2CrVAT弹簧钢存在高脱碳倾向，这直接影响螺旋弹簧的疲劳性能、弹性衰减和应用。目前，国外用于越野车变刚度悬架螺旋弹簧的材料是51CrV4和52CrMoV4，51CrV4弹簧钢的工艺性不足，最大抗拉强度为1650MPa；52CrMoV4弹簧钢的工艺性优于51CrV4弹簧钢，但强度与其相当且成本较高。

另外有一种新型材料50CrMnSiVNb弹簧钢由于国外同类产品。1.4横向稳定杆设计稳定杆，主要用在多连杆之间的连接和稳定作用，也叫防止侧面倾斜杆，横向稳定器，它也属于是汽车悬架系统的一个部件，与减振器或滑柱配合使用，以便为行驶的汽车提供附加稳定性。1.3稳定杆的安装示意图稳定杆是一个金属杆他横跨整个车轴，它安装在前轮前方的车架上，需要用衬套链接使其可旋转，两臂连接到两侧的前悬架梁上，将有效地把悬架的两侧连接在一起。稳定杆在悬架中的安装如图1.3所示。假如我们行驶的汽车左右轮分别通过不同路面凸起或坑洞时，也就是左右两轮的水平高度不相同时，会使横向稳定杆扭转而产生防倾阻力抑制车身侧倾。当左右两边的悬架上下同步进行小动作时横向稳定杆就不会起作用，横向稳定杆只有在左右两边悬架因为路面起伏或转向过弯造成的不同步动作时才会产生作用。横向稳定杆不像硬的弹簧会全面的使悬架变硬，它只有在起作用时才会使悬架变硬。当汽车转弯时，弯道外侧的前悬架梁会向上推稳定杆的臂，从而对稳定杆施加转矩，转矩会使另一端的臂发生转动，导致车辆另一侧的悬架也发生压缩，这样可以使行驶更平稳，并减少了车辆的倾斜度，尤其是它能抵消转弯时悬架上的汽车的侧倾趋势。为了达到改善汽车的行驶平顺性的目的，只能降低汽车的固有振动频率，这导致现代轿车悬架的垂直刚度值都不大，从而使汽车的倾斜角刚度值也很小从而汽车转弯时车身更容易侧倾，所以现代汽车大多数都有横向稳定杆来提高侧倾角刚度，从而提高行驶稳定性，这样能约束汽车转向时，车身的侧倾角，如果恰当的选择前后悬架的刚度比值，可以弥补汽车转向性不足。当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右车轮有相对的唯一，增加了横向稳定杆之后，就增加了车轮处的垂直刚度，从而提高汽车的行驶平顺性。由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角刚度会小了约15％～31％。当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂向力P，其端点的垂向位移f可用材料力学的办法求出，具体为f=p45号弹性圆钢一般为稳定杆的材料，为了减小质量一般采用空心杆管壁厚与外径比一般为0.126，这样外径虽然增加了11.8%，但质量可以减小50%。 式中E——材料的弹性模量，E＝2.06105Mpa；I——稳定杆的截面惯性矩，I=πdd——稳定杆的直径mmP——端点作用力，N；f——端点位移，mm。稳定杆的角刚度公式为 Cϕb=12Cφbb=πdG/32Bd=41283π =17.6mm,取d=18mm，R=40mm在通常情况下，如图2所示的稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧，其大小只与B处的圆角半径有关，曲度系数因为R决定了此处的。对于稳定杆，最大扭转应力不应超过700MPa，τ=式中K'——曲度系数，K'=4C−14C−4QUOTE+0.615C； C——弹簧指数。 由式(公式1)和K'及C的表达式，可求出需要的最小圆角半径R。通常为了减小扭转应力，推荐R的取值不小于1.25d。载荷作用下，B处的弯曲应力应小于等于1250MPa。取R=40mm。 所选尺寸可用其尺寸参数如下表表1.4横向稳定杆的结构参数/mm参数LabcL2L1d尺寸1110.412560365.2250280181.5悬架系统的杆系设计前悬架导向机构的要求：1）悬架上载荷变化时，轮距的变化不应超过±4．0mm，变化大会引起轮胎早期磨损，不