汽车专业课程设计-双横臂独立悬架转向系统的分析与设计

1、目录1.项目描述.21.1。问题描述.21.2。本课程设计的具体内容.32.设计过程.52.1。整体尺寸的确定和优化.52.1.1。总体几何尺寸和基本参数的选择和确定.52.1.2。导向机构和转向梯形机构的运动学设计.52.1.3。转向机构几何参数的确定与优化.52.1.4。用ADAMS软件优化转向机构和转向机构.72.2。悬架弹性元件和阻尼元件的结构选择和参数计算.142.3。悬架导向机构的应力分析及主要承载部件的设计选择和强度计算 152.3.1。导向机构各杆件的应力分析.152.3.2。驱动桥轴、轮毂和转向节的结构尺寸计算和选型.172.3.3。悬挂球铰、橡胶弹性铰和快速弹性缓冲器的结构

2、类型2.3.4。双横臂独立悬架导向机构结构装配图.213.设计体验.224.参考.23按钮3346389410或301225050显示完整的图纸双横臂独立悬架转向系统的分析与设计主题描述首先，问题描述图1是汽车前轮采用的双横臂悬架-转向系统的示意图(简化)。导向机构ABCD由上叉骨AB、转向主销BC、下叉骨CD和车架ad组成。其中，A和D是上、下横臂与车架连接的铰链销中心(假设两个铰链销的轴线平行于车辆的纵向方向)，而B和C是转向销BC与上、下横臂连接的球铰链中心。在车辆的横向垂直面上，上横臂和下横臂相对于水平面的摆动角度分别用J和Y表示，转向主销的内倾角用b0表示。转向传动机构采用由齿条式转

3、向器驱动的断开式梯形转向机构GFEEFG(F和F，G和G对称，未示出)。左轮转向梯形机构EFG由齿条式转向器的输出齿条EE、左轮转向横拉杆EF、左轮转向节臂FG和车架组成。e和e分别是与转向齿条上的左右拉杆铰接的球铰的中心，f是与左拉杆ef和左转向节臂FG铰接的球铰的中心，g是左转向节臂FG和左转向主销BC与FGBC.的交点此外，车轮轴线KH在h处与转向主销BC相交，并在J处与车轮中心平面相交.bBA转向齿条FjEE2RGJKHb0yPD(地面)C(后视图)J腰神经2L2以前EFEL3YG转向装置CKa0ABD(水平俯视图)B在.之后图1描述悬架ABCD导向机构运动学的几何参数主要包括：上横臂

4、AB=h1的长度、转向主销球节BC=h2的中心距、下横臂CD=h3的长度、上、下横臂J和Y的摆角(横臂向外和向下倾斜时为负值)、转向主销b0的内倾角。为简单起见，不考虑主销后倾角的影响，假设与车架铰接的上、下横臂的轴线平行于车辆的纵向，所示导向机构ABCD的上、下横臂AB和CD以及转向主销轴线BC将总是在车辆穿过前轮轴线的横向垂直面内移动。在水平面平面图中，描述EFG左轮转向梯形机构运动学的几何参数主要包括：EE=L1，EF=L2，FG=L3，运动方向间的偏置距离Y双横臂独立悬架系统的弹性元件可以是螺旋弹簧或扭杆弹簧，阻尼元件通常是筒式减振器。根据整车的结构布置，弹簧和阻尼元件通常安装在下横臂

5、和车架(车身)之间，但也有安装在上横臂和车架(车身)之间的情况。因此，导向机构的每个部件和每个连接铰接点的应力大小和方向与弹簧元件的类型和安装位置密切相关。双横臂悬架-转向系统的设计一般包括以下内容：1.转向机构的运动学设计和部件结构设计2.悬架导向机构的运动学设计和部件结构设计3.悬架弹性元件和阻尼元件的结构选择和设计计算4.构件的必要应力分析和结构强度计算5.绘制系统装配的装配图和零件图二、本课程设计的具体内容根据以上悬架结构，尝试设计前轮驱动双横臂微型汽车的前悬架转向系统。参数选择范围如下：轨道B=1200 1400mm毫米，轴距l=2000 2500毫米。当车辆满载时，车辆总质量为m=

6、1000 1300kg公斤，最大速度Vmax=140公里/小时，最大坡度为20%，0-100公里/小时的加速时间小于14秒，最小转弯半径Rmin=4000 4500mm毫米前轮轮胎的外径为2R=520mm毫米，轮胎宽度b=145毫米。导向机构几何参数：AB=h1=160 200mm毫米，BC=h2=200 300mm毫米，CD=h3=330 380mm毫米，JH=80 110毫米，BH=90 150mm毫米。当车辆处于满载平衡位置时，前悬架导向机构的位置参数为J=2转向机构几何参数：EE=L1=50 580毫米，EF=L2=180 500毫米，FG=L3=100 140mm毫米，Y=-80 8

7、0毫米，BG=80 130mm毫米，齿条左右运动行程为S=50 70毫米.转向节臂的安装角A0为175 190，转向梯形机构的最大压力角Amax为45 50。要求每个学生完成以下课程设计：1.导向机构和转向梯形机构的运动学设计(1)在上述参数范围内，独立选择一组整车参数和导向机构的几何参数(例如，B=1250 mm，L=2050 mm，单轮弹簧质量W=300 kg，最大速度Vmax=140km/h，最大坡度20%，最小转向半径rmin=4050mmh1=180mm毫米，h2=280mm毫米，h3=340mm毫米，JH=90毫米，BH=140毫米，BG=110毫米，j=2，y=3.5，b0=8

8、.最大压力角amax=48)。(2)转向梯形机构GFEEFG近似视为水平面内的平面连杆机构。根据选定的轴距、履带、最小转向半径要求、最大压力角和转向节臂安装角，转向机构的其他几何参数，如L1、L2、L3、Y和a0，由优化设计方法根据阿克曼转向几何原理在适当的转向器行程范围(如s=60 mm)内确定。绘制了左右轮转向角关系的理论曲线和实际曲线。(3)按比例绘制上述导向机构和转向梯形机构的运动示意图。(4)附加选择题(可选):利用三维计算机辅助设计/计算机辅助工程软件等工具(如ADAMS)，建立上述导向机构和转向梯形机构的运动学仿真模型，分析车轮从满载平衡位置(如60 mm)上下跳动时车轮外倾角、

9、前束和轨道宽度等车轮定位参数的变化，并绘制变化曲线。如果变化太大，改进机构的设计。2.悬架弹性元件和阻尼元件的结构选择和参数计算(5)根据单轮弹簧质量W和车辆平顺性的要求，确定悬架的等效刚度和阻尼参数，绘制车轮上下跳动时的变化曲线；(6)根据悬架在满载平衡位置的等效刚度和阻尼参数，根据弹性元件和阻尼元件的实际安装位置，通过换算确定弹簧刚度和减振器参数(阻尼系数、拉伸和压缩行程)。3.悬架导向机构的应力分析及主要承载部件的结构设计和强度计算(7)考虑到糟糕的工作(8)根据上述应力分析结果，对导向系统各构件进行结构设计和强度校核计算，选择合理的承载结构、杆件截面形状和铰链形式。在结构设计中，应灵活

10、运用轻量化设计原则，并考虑制造工艺的可行性。在选择球形铰链时，必须确定其结构是拉伸型还是压缩型，以避免错误使用。橡胶弹性铰链可作为上、下横臂与车架之间的支撑铰链，以提高悬架的隔振性能。(9)根据车轮载荷和全浮动驱动半轴计算扭矩，确定驱动半轴的直径和与其连接的轮毂结构尺寸，选择合适的轮毂轴承设计驱动桥转向节结构。(10)绘制上述双横臂前悬架系统总成和主要部件(如上下横臂、转向节、支撑铰链销等)的结构设计图。)。(11)附加选择题(可选):完成三维计算机辅助设计模型(UG或CATIA等)。)的运动干涉，以及悬架上下跳动时车轮运动姿态的变化。设计过程一.总体尺寸的确定和优化1.1。总体几何尺寸和基本

11、参数的选择和确定根据主题要求选择一组基本尺寸参数满载质量为m=1200kg千克，最大速度为140千米/小时，最大坡度为20%，轮胎宽度为145毫米，轮胎半径为260毫米，轨道距离为B=1200mm毫米，轴距为L=2300mm毫米，单轮弹簧负载质量为300千克。1.2。导向机构和转向梯形机构的运动学设计导向机构几何参数的选择；为了简化设计过程，上下横臂水平放置，如下图所示；同时，上下摆臂的轴线也沿纵向水平布置，主销的后倾角和车轮的前束和外倾角被抵消。因此，只考虑主销的倾角。在参数范围内，初步选择了一组车辆参数和导向机构的几何参数。悬架导向机构的基本参数为：上横臂AB=190mm毫米，下横臂CD=

12、360mm毫米，转向主销BC=250mm毫米，JH=100毫米，BH=120mm毫米。在满载平衡位置，导向机构的位置参数为j=4，y=5和b=9。1.3。转向机构几何参数的确定与优化转向梯形机构GFEEFG近似认为是水平面内的平面连杆机构。根据选定的轴距、履带、最小转向半径要求、最大压力角和转向节臂安装角，转向机构的其他几何参数，如L1、L2、L3、Y和a0，根据阿克曼转向几何原理，在适当的转向器行程范围(如s=60 mm)内通过优化设计方法确定。绘制了左右轮转向角关系的理论曲线和实际曲线。忽略脚轮角度的影响。转向器采用齿轮齿条式，齿条左右球与中心的距离为S=齿条左右行程。转向机构基本参数：E

13、E=L1=500毫米，EF=L2=250毫米，FG=L3=120mm毫米，Y=50毫米，BG=120mm毫米，齿条左右运动行程为s=60毫米，转向节臂安装角A0为180，梯形转向机构最大压力角Amax为45 50。四轮车辆转向示意图上图显示了四轮车的转向图。为了避免汽车转弯时额外的路面阻力和轮胎磨损，汽车转弯时要求所有车轮做纯滚动。因此，图中左右前轮的转向角和应满足所谓的阿克曼转向几何关系余=余-B/L其中-内侧车轮角度-外侧车轮角度B -左右前轮转向主销轴线交点与地面之间的距离左-车轴距右-转向半径根据上述原则，利用陈新波教授编写的程序断开式转向梯形机构（齿轮齿条）优化设计对所选转向机构进行

14、了优化。根据这个程序根据以上条件，软件依次进行两次优化：下图(生成的数据文件附在手册后的附录1中)参数优化结果：腰神经2L2L3ya0一种管理信件暂存区的工具程序是bM(s=60毫米)d525250115-4518349.836.126.900.826d=0.826上述值仍然很小，因此这种优化是可以的。最小转弯半径的计算是根据公式根据内车轮角度进行的和R=l/sin (BM)=2000/sin26.90=4420，400042204500，满足最小转弯半径要求。1.4。用ADAMS软件优化转向机构和转向机构利用三维计算机辅助设计/计算机辅助工程软件等工具(如ADAMS)，建立了上述导向机构和转

15、向梯形机构的运动学仿真模型，分析了车轮从满载平衡位置(如60 mm)上下跳动时前轮外倾角、前束角和履带宽度等车轮定位参数的变化，并绘制了变化曲线。如果变化太大，改进机构的设计。步骤：以主销下支点的C点为坐标原点，首先计算转向机构和转向机构的连杆端点坐标，然后用气缸将这些点连接起来，在连杆连接的地方用球连接。然后，建立起球角度约束、固定约束、移动副和旋转副，再在轮胎接触点加入驱动，使轮胎开始上下移动，建立模型。这些点的坐标如下：导向机构和转向机构的型号如下：模型建立后，利用Function Builder中的函数可以测量车轮上下跳动时车轮定位参数的变化，从而判断导向机构是否合理，是否需要优化。主销倾角是指转向节主销中心线(上