越野車雙橫臂式獨立懸架設(shè)計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 摘要 雙橫臂式獨立懸架是常見的懸架形式之一，在汽車領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用，要求具有穩(wěn)定的可靠性。其突出優(yōu)點是在于設(shè)計的靈活性，可以通過合理選擇空間導(dǎo)向桿系的接觸點的位置及控制臂的長度，使得懸架具有合理的運動特性。本設(shè)計 2.0L 越野車車型進行雙橫臂式懸架的設(shè)計，利用平面作圖法和平面解析法對懸架的上、下橫臂的尺寸和空間布局進行設(shè)計，計算選用雙同時減震器和螺旋彈簧匹配懸架系統(tǒng)，保證輪胎的幾何定位參數(shù)在各種懸架的擺動情況下都符合汽車行駛的要求，反復(fù)核算以保證在各種形式條件下獲得最佳平順性和操作穩(wěn)定性。 關(guān)鍵字 ： 雙橫臂式 獨立懸架；越野車；螺旋彈簧；雙筒式減震器 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 Abstract Double wishbone independent suspension is a common form of suspension in the automotive sector has a wide range of applications, requires a stable reliability. Advantage lies in its outstanding design flexibility, a reasonable choice by the Department of guide bar contact point location and the length of the control arm, making the suspension has a reasonable flow conditions. 2.0L SUV models the design of double wishbone suspension design, mapping method and the plane using the plane analytical method the suspension of the upper and lower arm of the size and spatial layout design, calculations also use double-shock matching device and the coil spring suspension system, Geometric alignment parameters to ensure that the tire swing in a variety of suspension cases are in line with the requirements of automobile driving, repeated in various forms of accounting to ensure the best under the conditions of smoothness and operational stability. Keywords: Double wishbone independent suspension； off-road vehicles； coil spring； double-barrel shock absorber 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 全套 資料 ， 扣扣 414951605 目 錄 摘要 Abstract 第 1 章 緒論 1 1.1 課題研究 的目的和意義 1 1.2 要研究內(nèi)容 2 第 2 章 懸架 3 2.1 懸架的功用和組成 3 2.2 汽車懸架的類型 3 2.3 雙橫臂獨立懸架 4 第 3 章 懸架主要參數(shù)的確定 6 3.1 懸架靜撓度 6 3.2 懸架的動撓度 7 3.3 懸架彈性特性 7 3.4 小結(jié) 7 第 4 章 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計及強度校核 9 4.1 設(shè)計要求 9 4.2 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 9 4.2.1 側(cè)傾中心 9 4.2.2 縱傾中心 9 4.3 雙橫臂式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 10 4.3.1 縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 11 4.3.2 橫向平面內(nèi)的上、下橫臂的布局方案 11 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 4.3.3 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案 12 4.4 懸架螺旋彈簧剛 度及應(yīng)力計算 13 4.4.1 螺旋彈簧材料的選擇 14 4.4.2 彈簧幾何參數(shù)的計算 15 4.4.3 彈簧的校核 17 4.5 小結(jié) 17 第 5章 減振器機構(gòu)類型及主要參數(shù)的選擇計算 18 5.1 分類 18 5.2 相對阻尼系數(shù) 18 5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 20 5.4 最大卸荷力 的確定 21 5.5 簡式減振器工作缸直徑 D的確定 21 5.6 小結(jié) 21 第 6 章 CATIA V5 三維建模 22 6.1 關(guān)于 CATIA V5 22 6.2 CATIA 應(yīng)用現(xiàn)狀 22 結(jié) 論 27 致 謝 28 參考文獻 29 附 錄 30 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -1- 第 1 章 緒論 1.1 課題研究的目的和意義 當(dāng)代汽車工業(yè)已成為國民經(jīng)的支柱產(chǎn)業(yè)之一，其發(fā)展水平反映了一個國家工業(yè)技術(shù)的綜合水平，而 且是否具有獨自的開發(fā)技術(shù)關(guān)乎一個民族汽車工業(yè)的生死存亡?，F(xiàn)階段，越來越多的企業(yè)把自主的開發(fā)能力，獨立的設(shè)計能力當(dāng)作自己發(fā)展戰(zhàn)略中的重要一環(huán)，并且體會到這一過程艱巨，需選擇適當(dāng)?shù)募夹g(shù)切入點逐步的積累和提升。其中，現(xiàn)在各類汽車廣泛采用彈性元件，尤其作為越野車對懸架的要求十分的高，因其更整車性能密切相關(guān)，針對懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和性能的開發(fā)越來越成為汽車整車開發(fā)的焦點，懸架系統(tǒng)是自主開發(fā)的能力不得不考慮的開發(fā)的關(guān)鍵點之一。 隨著中國經(jīng)濟社會不斷的發(fā)展以及人們生活水平夫人不斷提高，汽車已成為們?nèi)粘Ｉ钪胁豢苫蛉钡慕煌üぞ?。人們在不斷提高經(jīng)濟性和動力性指標(biāo)的情況下，更加注重了對整車的操控性性能的要求。這性要求不但體現(xiàn)在轎車上還體現(xiàn)越野車也逐步體現(xiàn)開始提出在整車操控性上穩(wěn)定性評價體系。懸架系統(tǒng)直接影響汽車的操控穩(wěn)定性及平順性，因此的研究已成為汽車工作者日益關(guān)注的問題和工作重點 6。 懸掛的構(gòu)件雖然簡單但參數(shù)的確定卻相當(dāng)?shù)膹?fù)雜，廠家不但要考慮汽車的舒適性，操控穩(wěn)定性還要考慮到成本問題?；谶@三個問題不同廠家有不同的傾向性策略 ,也就產(chǎn)生了國內(nèi)現(xiàn)在比較常見的五種懸掛：麥弗遜式獨立懸掛、雙叉臂式獨立懸掛、單縱臂扭桿梁式半獨立 懸掛、雙橫臂式獨立懸掛、多連桿式獨立懸掛。 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性 ,所以懸架對于整車的意義重大。 鑒于懸架設(shè)計在汽車特別是在轎車總成開發(fā)中的重要地位， 越野車 必需重視懸架總成的設(shè)計開發(fā)。由于懸架本身的性能特點與整車的匹配關(guān)系等直接決定了汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，進而影響著整車的檔次和價格。因此，對懸架 的研究有著重要的實用意義。 本論文是基于某 2.0L 型車的改型總體方案要求進行的，與生產(chǎn)實際結(jié)合較緊密。通過對懸架系統(tǒng)中重要零部件的設(shè)計、計算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對整車動力學(xué)性能影響的分析，初步達到介紹懸架設(shè)計全過程目的，具有很強的操作性，能夠為 生產(chǎn) 提供一定意義上的指導(dǎo)。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -2- 1.2 主要研究課題、方法、內(nèi)容 1.2.1 課題來源及要求 本課題來源于生產(chǎn)實際，要求根據(jù) 2.0L 越野 車的改型總體方案要求，針對其前獨立懸架進行重新設(shè)計。在此設(shè)計中需要完成懸架中關(guān)鍵零部件的設(shè)計計算和校核、減振器的選型、導(dǎo)向機構(gòu) 的分析、 CATIA 三維建模等。另外，設(shè)計還需包括懸架系統(tǒng)部分零件的 CAD 裝配圖和 CATIA 三維裝配圖的繪制。本設(shè)計從生產(chǎn)實際中來，因此， 設(shè)計的方法和結(jié)果應(yīng)對生產(chǎn)實際具有一定的指導(dǎo)作用。 1.2.2 研究方法 在設(shè)計時首先考慮改型車的總體方案要求，根據(jù)汽車的總體空間結(jié)構(gòu)對懸架結(jié)構(gòu)布局進行設(shè)計。接著，根據(jù)懸架總體方案，進行懸架系統(tǒng)各零部件的設(shè)計計算，在計算時應(yīng)重點計算對懸架整體性能影響較大的零部件如：螺旋彈簧、上橫臂、下橫臂、減振器等。最后，對關(guān)鍵零件進行強度校核 . 1.2.3 研究的主要內(nèi)容 本文的研究 對象是的前懸架，通過對懸架彈性元件的計算、 分析，導(dǎo)向機構(gòu)的核算和校核，可以驗證懸架中關(guān)鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，計算整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -3- 第 2 章 懸架 2.1 懸架的功用和組成 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平在和載荷變化是有理想的運動特性，使汽車獲得高 速的行駛能力和理想的運動特性。 汽車懸架的功用總結(jié)如下： 抑制、緩和由不平路面引起的振動和沖擊； 傳遞汽車垂直力以外，還傳遞其它個方向的力和力矩； 保證車輪和車身（或車架）之間有確定的運動關(guān)系，使汽車具有良好的駕駛性能。 汽車懸架是車架（或車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接的部件。汽車懸架主要由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機構(gòu)三個基本部分組成。此外還包括一些特殊功能的部件，如穩(wěn)定器和緩沖塊等。現(xiàn)代汽車還采用了控制機構(gòu)，形成可控式懸架，如半主動懸架和全主動懸架等。 彈性元件使車架（或車身）與車橋（或車輪） 之間 實現(xiàn)彈性連接，用來承受并傳遞垂直載荷，緩和不平路面、緊急制動、加速和轉(zhuǎn)彎引起的沖擊。減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)受到?jīng)_擊后引起的振動。導(dǎo)向機構(gòu)是用來使車輪 (特別是轉(zhuǎn)向輪 )按一定運動軌跡相對于車身運動。同時以上三者兼有傳遞力的作用。若鋼板彈簧作為彈性元件時，它本身兼有導(dǎo)向作用，可不另設(shè)導(dǎo)向機構(gòu)。在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件 橫向穩(wěn)定器，用以提高側(cè)傾的剛度，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛的平順性。 要保持車身自然振動頻率不變或變化 很小，在汽車空載到滿載的范圍內(nèi)變化，就需要將懸架剛度做成可變的。如懸架中的有些彈性元件本身的剛度就是可變的，例如氣體彈簧；有些彈性元件的剛度雖是不變的，但如果其結(jié)構(gòu)中采取某些措施，也可使整個懸架具有可變的剛度，例如漸變剛度鋼板彈簧。這樣就使汽車空車對懸架剛度小，而載荷增加時，懸架剛度隨之增加。改善了汽車行駛時的平順性。 2.2 汽車懸架的類型 根據(jù)導(dǎo)向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當(dāng)單邊車輪駛過凸起時，會直接影 響另一側(cè)車輪。獨立懸架中沒有這樣的剛性 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -4- 梁，左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構(gòu)成斷開式車橋，按結(jié)構(gòu)特點又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等等，各種懸架的結(jié)構(gòu)特點將在以下章節(jié)中進一步討論。 除上述非獨立懸架和獨立懸架外，還有一種近似半獨立懸架，它與近似半剛性的非斷開式后支持橋相匹配。當(dāng)左右車輪跳動幅度不一致時，后支持橋中呈 V 形斷面并與左右縱臂固結(jié)在一起的橫梁受扭，由于其具有一定的扭轉(zhuǎn)彈性，故此種懸架既不同于非獨立懸架，也與獨立懸架有別。該彈性橫梁還兼起橫向穩(wěn)定桿的作用。 按照彈性元件的種類，汽車懸架又可 以分為鋼板彈簧懸架、螺旋彈簧懸架、扭桿彈簧懸架、空氣懸架以及油氣懸架等 4。 按照作用原理，可以分為被動懸架、主動懸架和介于二者之間的半主動懸架。 2.3 雙橫臂獨立懸架 雙橫臂式獨立懸架的結(jié)構(gòu)如圖 2.1 所示。 圖 2-1 雙橫臂式獨立懸架 1下橫臂； 2球頭節(jié)； 3-外球籠； 4橡膠襯套； 5球頭 6下橫臂； 7上橡膠襯套； 8下橡膠襯套 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -5- 按其上下橫臂的長短可分為等長雙橫臂和不等長雙橫臂兩種。等長雙橫臂懸架在其車輪做上下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴(yán)重，多為 不等長雙擺臂懸架代替，后一種懸架在其車輪上下跳動時候只需要適當(dāng)?shù)倪x擇上下橫臂的長度并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數(shù)的變化限定在一定的范圍之內(nèi)，這種不大的輪距的改變，不應(yīng)引起車輪沿路面的滑移，而為輪胎的彈性變形所補償，因此其保持了汽車良好的行使平順性，雙橫臂懸架的突出優(yōu)點在于其設(shè)計的靈活性，可以通過合理選擇空間桿系的鉸接點的位置及導(dǎo)向臂的長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當(dāng)?shù)膫?cè)傾中心和縱傾中心。 這種不等臂懸架的優(yōu)點是改善了汽車的乘坐舒適性和平順性，保證了輪胎的使用壽命 ,雙橫臂式獨立懸架在轎車的 前輪上應(yīng)用得較廣泛。 雙橫臂式獨立懸架按所使用的彈性元件可分為螺旋彈簧、扭桿彈簧和空氣彈簧。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -6- 第 3 章 懸架主要參數(shù)的確定 在設(shè)計時首先對懸架總體參數(shù)進行計算，如懸架的剛度、懸架的撓度等，這樣在下文對零部件的計算時，就可以以懸架的總體參數(shù)為依據(jù)，根據(jù)懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)求出相關(guān)零部件的受力、剛度等參數(shù)。下面是針對懸架設(shè)計所需要的基本參數(shù)： 表 3-1 越野車的基本參數(shù) 車長 車高 /寬 前輪距 后輪距 軸距 4629mm 1653/1880mm 1617mm 1613mm 2807mm 車身重量 加速時間 最大功率 最大扭矩 最高速度 1900 kg 10.0 秒（ 0-100km/h） 155/4300-6000 KW/rpm 350/1500-4200 Nm/rpm 180.0 km/h 輪胎 輪轂尺寸 最小轉(zhuǎn)彎半徑 最小離地間隙 235/65 R17 17 5.8 m 185 mm 3.1 懸架靜撓度 懸架靜擾度 錯誤 !未找到引用源。 是指汽車滿載靜止時懸架的載荷 Fw 與此時懸架剛度 c 之比，即 錯誤 ! 未找到引用源。 =Fw/c 。 （ 3.1） 汽車彈簧與簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一。而汽車部分車身的固有頻率 n（亦稱偏頻）可以用式 表示： 錯誤 !未找到引用源。 （ 3.2） 式中： 錯誤 !未找到引用源。 指汽車前懸架的剛度， N/mm錯誤 !未找到引用源。 ； 錯誤 !未找到引用源。 指前懸架的簧上質(zhì)量， Kg； 錯誤 !未找到引用源。 指前懸架偏頻，； 汽車的前懸架的靜繞度可以下式表示： 錯誤 ! 未找到引用源。 (3.3) 所以，懸架的靜撓度 1cf和懸架剛度 錯誤 !未找到引用源。 之間有如下關(guān)系： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -7- 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。 （ 3.4） 車用車的發(fā)動機排量越大，懸架的偏頻應(yīng)越小，滿載情況下前懸架偏頻在0.80 1.15Hz 之間取 ,后懸架要求在 0.98 1.30Hz。 錯誤 !未找到引用源。=1.15 Hz 代入數(shù)值得： 錯誤 !未找到引用源。 。 3.2 懸架的動撓度 懸架的動繞度 錯誤 !未找到引用源。 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)充許的最大變形 (通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的 1/2 或 1/3)時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。乘用車 錯誤 !未找到引用源。 取 7 9cm，貨車 錯誤 !未找到引用源。 取 6 9cm，客車 錯誤 !未找到引用源。 取 5 8cm。 從越野車的通過性越野性能出發(fā)選此懸架的動撓度 mmfd 903.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 由此引起的車輪中心相對于車身位移 f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性 ,其切線的斜率式懸 架的剛度。如圖 3.1 所示： 懸架的彈性特性有線性和非線性特性兩種。當(dāng)懸架變形和受垂直外力 F之間成固定的比例關(guān)系時，彈性特性是一條直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)；當(dāng)懸架變形和受垂直外力 F 之間不成固定的比例關(guān)系時，稱為成為非彈性特性 6。 乘用車的簧上質(zhì)量雖然變化不大，但是為了減少車軸對車架的沖擊，減少轉(zhuǎn)彎時的側(cè)傾與制動時的前傾角和加速時的后仰角，因該采用剛度了變得非線性懸架，如圖 3.1 所示： 圖 3-1 懸架特性曲線 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -8- 懸架的主要參數(shù)總結(jié)如下表 3-2： 表 3-2 懸架的主要參數(shù) 懸架靜擾動1cf懸架動撓度 錯誤 !未找到引用源。 懸架彈性特性 189mm 90mm 非線性 1.4 小結(jié) 本章通過利用通用公式計算確定了懸架的主要參數(shù)，為懸架下一步的設(shè)計確定了最主要的依據(jù)，確定懸架的主要技術(shù)標(biāo)要求。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -9- 第 4 章 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計及強度校核 4.1 設(shè)計要求 針對前雙橫臂對立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求： 1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過 錯誤 !未找到引用源。 mm，輪距變化會引起輪胎 的早期磨損。 2） 懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)該產(chǎn)生縱向加速度。 3） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)該車身側(cè)傾角小。在 0.4g 側(cè)加速度作用下，車身側(cè)傾角 錯誤 !未找到引用源。 錯誤 !未找到引用源。 ，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強轉(zhuǎn)向不足效應(yīng)。 4） 制動時，因該有車身的抗前俯作用；加速時，應(yīng)該有抗后仰作用。 目前，汽車上廣泛采用上下不等臂長的雙橫臂獨立懸架且主要應(yīng)用前懸架。 靜止平衡的時候輪胎的定位參數(shù)如下表 4.1： 表 4-1 前輪定位參數(shù) 前輪前束 外傾角（ ） 主銷后傾 ( ) 主銷 內(nèi)傾（ ） 前輪距變化 后輪距變化 在 0 左右 0 30 3 12 3mm 4mm 4.2 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 4.2.1 側(cè)傾中心 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -10- 雙 橫臂的獨立懸架的側(cè)傾中心，如圖 4.1 所示方式得出； 圖 4-1 雙橫臂式獨立懸架側(cè)傾中心 W 的確定 將上下橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動點的連線延長，以得到極點 P，比且得到 P 的高度。將P點與車輪接地點 N連接，即可得到汽車軸線上的側(cè)傾中心 W點 10。雙橫臂式獨立懸架側(cè)傾中心的高度 錯誤 !未找到引用源。 為： 錯誤 !未找到引用源。 （ 4.1） 式中： 錯誤 !未找到引用源。 （ 4.2） 錯誤 !未找到引用源。 （ 4.3） 其中： C=397mm， =7 ， =5 ， =12 代入（ 4.2）得： k=397 錯誤 !未找到引用源。 =1909mm 且 d=235mm 代入（ 4.3）得到： P=401mm 且 錯誤 !未找到引用源。 =110mm ， 錯誤 !未找到引用源。 =808.5mm 代入式中： 側(cè)傾中心高度： 錯誤 !未找到引用源。 =288.5 mm 4.2.2 縱傾中心 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -11- 雙橫臂式獨立懸架縱傾中心點 O可用做圖法得出，如圖 4.2 所示： 圖 4-2 縱傾中心 作出兩條橫臂轉(zhuǎn)動軸的延長線 C和 D，兩條線的交點 O即為縱傾中心。 4.3 雙橫臂式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 4.3.1 縱向平面內(nèi)上下橫臂軸布置方案 上、下橫臂軸抗前傾角的匹對對主銷后傾角的變化有較大的影響，圖 4.3給出了六種可以匹配方案的主銷后傾角 值隨車輪跳動的變化曲線?？v坐標(biāo)為車輪接地點的垂 直位移量的變化 Z。各匹配方案中 錯誤 !未找到引用源。 、 錯誤 !未找到引用源。 的取值如圖 4.3 所示，其正負角按圖所示確定。 圖 4-4 角的定義 圖 4-3 錯誤 !未找到引用源。 、 錯誤 !未找到引用源。 的匹配對 的影響 其中 的定義如圖所示 4.4 所示； 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角變大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以制造制動時主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。第 1、 2、 6 方案主銷后傾角的變化規(guī)律很好，根據(jù)實際的設(shè)計的布局情況我選擇二方案 錯誤 !未找到引用源。 取 0 、 錯誤 !未找到引用源。 取 -5 5。 4.3.2 橫向平面內(nèi)的上、下橫臂的布局方案 比較圖 4.5a、 b、 c三圖可以清晰的看到，上下橫臂的布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同，根據(jù)實際前懸架側(cè)傾中心高度在 0 120mm 之間，設(shè)計上、下 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -12- 橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案選用 a方案。 圖 4-5 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 4.3.3 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案 橫臂軸在水平面的布置方案有三 種，如圖 4.6 所示 圖 4-6 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案 下橫臂軸 MM 和尚橫臂軸 NN 與軸線的夾角，分別用 錯誤 !未找到引用源。 和錯誤 !未找到引用源。 表示，稱為導(dǎo)向機構(gòu)的上下橫臂的水平斜直角。一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車軸線的夾角為正角，之為負。與汽車軸線平行者，夾角為零。 雙橫臂式懸架的上下橫臂的長度對車輪上下跳動時的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計，這樣可以方便發(fā)動機的布置請可以得到理想的運動特性。 為了使車輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一起跳動，一面向后退讓，以 減 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -13- 少到車身的沖擊力，還為了布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸 MM 線的斜置繳角為正值。如圖 4.6 所示，當(dāng)上、下橫臂軸傾斜角 錯誤 !未找到引用源。 均為正值，主銷后傾角隨輪胎的上跳有較小增加甚至減少（當(dāng) 錯誤 !未找到引用源。 時）。當(dāng)車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支撐出會產(chǎn)生反力矩，有助于產(chǎn)生制動時的抗前俯作用。但是注銷后傾變的太大時，會在支撐處產(chǎn)生過的反力矩，同時使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對側(cè)向力十分敏感，易造成車輪擺動或方向盤上的力的變化。 橫臂軸在水平面的布置方案有三種，如圖 4.6 所示 為了使車 輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一起跳動，一面向后退讓，以減少到車身的沖擊力，還為了布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸 MM 線的斜置繳角為正值。如圖 4.6 所示，當(dāng)上、下橫臂軸傾斜角 錯誤 !未找到引用源。 均為正值，主銷后傾角隨輪胎的上跳有較小增加甚至減少（當(dāng) 錯誤 !未找到引用源。 時）。當(dāng)車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支撐出會產(chǎn)生反力矩，有助于產(chǎn)生制動時的抗前俯作用。但是注銷后傾變的太大時，會在支撐處產(chǎn)生過的反力矩，同時使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對側(cè)向力十分敏感，易造成車輪擺動或方向盤上的力的變化。 4.3 .4 上下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上下橫臂的長度對車輪上下跳動時的定位參數(shù)影響很大8?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計，這樣可以方便發(fā)動機的布置請可以得到理想的運動特性。 如圖 4.7 所示為下橫臂長度 L1 保持不變，改變上橫臂的長度不 L2，使得L1/L2 的比值分別是 0.40、 0.6、 0.8、 1.0、 1.2 時計算得到的懸架的運動特性。其中 Z 錯誤 !未找到引用源。 （ Z 軸表示輪胎上下跳動的位移量， 錯誤 !未找到引用源。 表示為 1/2 輪距）表示為車輪接地點在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動的特性曲線 。有圖可以看出，當(dāng)上、下橫臂之比為 0.6 時， 錯誤 !未找到引用源。 曲線變化最平緩； L1/L2 增大或減小時， 錯誤 !未找到 引用源。 的曲線的曲率都會 增加。圖中 Z 和 Z 分別表示車輪外傾角和車輪內(nèi)傾角隨車路跳動的特 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -14- 征曲線如圖 4.7。 圖 4-7 上、下橫臂長度之比 L1/L2 改變時的懸架特性 設(shè)計汽車懸架時，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應(yīng)該選擇 L1/L2 在 0.6 附近的；為了保證汽車有良好的操作性，希望前輪定位角度的變化要小，這時應(yīng)選擇 L1/L2 在 1.0 附近，綜合以上分析， 懸架的L1/L2 應(yīng)該在 0.6 1.0 的范圍內(nèi)。根據(jù)我國的乘用車設(shè)計經(jīng)驗，在初選尺寸時，L1/L2 取 0.65 為宜 4.4 螺旋彈簧的設(shè)計計算 4.4.1 螺旋彈簧材料的選擇 螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便及高的比能容量等特點，在輕型以下汽車的懸架中運用普遍 。 螺旋彈簧通常應(yīng)用于獨立懸架，特別是前輪獨立懸架中。在有些轎車的后輪非獨立懸架中，其彈性元件也采用螺旋彈簧。螺旋彈簧用彈簧鋼棒料卷制而成，可做成等螺距或變螺距。前者剛度不變，后者剛度是可變的。螺旋彈簧具有以下優(yōu)點：無需潤滑，不忌 泥污；安置它所需的縱向空間不大；彈簧本身質(zhì)量小。 根據(jù)汽車工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求（可參考下文的計算分析），選擇 60Si2MnA 為簧絲的材料 1，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。彈簧材料特性如下表 4.2： 表 4-2 彈簧材料特性 許用切應(yīng)力 許用剪應(yīng)力 剪切模量 G 彈性模量 E 強度范圍 48 2/ mmfkg100 2/ mmfkg80002/ mmfkg 20000MP 45-50HRC 4.4.2 彈簧幾何參數(shù)的計算 表 4-3 設(shè)計參數(shù) 前懸架滿載軸荷錯誤 !未找到引用源。 前懸架空載軸荷錯誤 !未找到引用源。 前懸架總質(zhì)量 錯誤 !未找到引用源。 前懸架設(shè)計偏頻 n 1150Kg 950Kg 102Kg 1.15Hz 4.4.2.1 彈簧所受壓力 P： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -15- P= 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。 / 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。=575 9.81/0.9847=5727.815N 彈簧所受到的最大的 力：動荷系數(shù) k取 2.5 則彈簧所受到的最大壓力 錯誤 !未找到引用源。 =14319.54N 4.4.2.2 車輪到彈簧的力及位移傳遞比 車輪與路面接觸點和零件連接點檢的傳遞比即表明形成不同也表明在二處的里的大小不同。彈簧的剛度 錯誤 !未找到引用源。 懸架的線剛度 錯誤 !未找到引用源。 可由傳遞比建立聯(lián)系：利用傳遞比 i便可計算螺旋彈簧的剛度 錯誤 !未找到引用源。 ： fihivNFFk xyvFws / （ 4.4） 其中分?jǐn)?shù) 錯誤 !未找到引用源。 代表懸架的線剛度。 從而，得到如下關(guān)系式： （ 4.5） 根據(jù)文獻 7，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為 代入數(shù)值可得到 i x 1.185， i y 1.818。所以，位移傳遞比 i x i y 為 2.15 4.4.2.3 彈簧在最大壓縮力作用下的變形量 由前懸給定的偏頻 f 1.15Hz，可得到了汽車懸架的線剛度： )/(56.250 . 715.114.344 222222 mmnMfk x （ 4.6） 于是可得出彈簧的剛度sk)/(95.5415.256.25 mmNiikk yxxs （ 4.7） 進而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax 作用下的變形量 F： )(6.2 6 095.54/54.1 4 3 1 9m a x / mmkPdF s （ 4.8） 所以，彈簧所受最大彈簧力 錯誤 !未找到引用源。 14319.54N 和相應(yīng)的最大變形為 F=260.6mm： 根據(jù)公式 4.4 可以算出前懸架的剛度： 錯誤 ! 未找到引用源。 (4.9) 式中； 錯誤 !未找到引用源。 指汽車前懸架剛度， N/mm 錯誤 !未找到引用源。 指汽車前懸架的簧上質(zhì)量， Kg 錯誤 !未找到引用源。 指汽車前懸架的偏頻， Hz 汽車空載剛度計算： 錯誤 !未找到引用源。 =（ 950102） /2=424Kg yxxs iikk 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -16- 錯誤 !未找到引用源。 =1.15Hz 代 入 計 算 得 ： 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。 =4 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。 3.14 3.14 424=22114.7N/m 汽車滿載剛 度計算 錯誤 !未找到引用源。 =（ 1150102） /2=524Kg 錯誤 !未找到引用源。 =1.15Hz 代入計算得： 錯誤 !未找到引用源。 =4錯誤 !未找到引用源。 3.14 3.14 524= 27330.4N/m 4.4.2.4 按滿載計算彈簧鋼絲幾何參數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 (4.10) 所以得出： 錯誤 !未找到引用源。 (4.11) 式中： i指彈簧的有效工作參數(shù)，取 5 G指彈簧材料的剪切彈性模量，取 8.3 錯誤 !未找到引用源。 MPa 錯誤 !未找到引用源。 指彈簧中經(jīng)，取 112mm 代入式 (4.11)中： d=14.3mm 彈簧直徑 d 取 14mm 彈簧設(shè)計中，螺旋比 錯誤 !未找到引用源。 ,彈簧指數(shù)越小，其剛度越大，彈簧越大，彈簧越硬。彈簧內(nèi)外側(cè)的應(yīng)力相差越大，反之，彈簧越軟。彈簧絲直徑與螺旋的選取范圍如表 4.4 所示 : 表 4-4 彈簧直徑與螺旋比的選取關(guān)系 彈簧絲直徑 d(mm) 0.2 0.4 0.5 1 1.1 2.2 2.5 6 7 16 18 0 螺旋比 C 7 14 5 12 5 10 4 10 4 8 4 6 一般的選擇范圍是 C=4 8，初選螺旋比為 8. 彈簧總?cè)?shù)與其工作圈數(shù)的關(guān)系為： 錯誤 !未找到引用源。 +2（ 1.25+0.75） =7 彈簧的節(jié)距 t一般按公式?。?錯誤 !未找到引用源。 14+260/8+ 56mm 彈簧的自由高度： 錯誤 !未找到引用源。 (4.12) 式中： 錯誤 !未找到引用源。 指工作圈數(shù)，取 5 錯誤 !未找到引用源。 彈簧鋼絲的工作間隙，為 42mm 錯誤 !未找到引用源。 指彈簧的總?cè)?shù) ,是 7 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -17- d指彈簧的直徑，為 14mm 代入式 (4.12)中 ： H=322mm 彈簧螺旋升角： 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =9.04 4.4.3 彈簧的校核 4.4.3.1 彈簧的剛度校核計算： 彈簧剛度的計算公式： 錯誤 !未找到引用源。 (4.13) 式中： i指彈簧的有效工作 參數(shù)，取 5 G指彈簧材料的剪切彈性模量，取 8.3 錯誤 !未找到引用源。 MPa 錯誤 !未找到引用源。 指彈簧中經(jīng)，取 112mm d 指彈簧直徑 d 取 14mm 代入式中得： 錯誤 !未找到引用源。 =51.04N/mm 符合要求 4.4.3.2 彈簧表面的剪切應(yīng)力校核： 彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧表面切應(yīng)力為： (4.14) 式中： C指彈簧的螺旋比， C=錯誤 !未找到引用源。 /d 錯誤 !未找到引用源。 指曲度系數(shù)，為考慮彈簧圈數(shù)曲率對強度的影響的系數(shù)， 錯誤 !未找到引用源。 P指彈簧的軸向載荷， P=5727.815N 已知： 錯誤 !未找到引用源。 112mm,d=14mm 計算得到： C=112/14=8 錯誤 !未找到引用源。 =（ 4錯誤 !未找到引用源。 ） /（ 4 8 錯誤 !未找到引用源。 ） +0.615/8=1.184 代入式 (4.14)中得出彈簧表面的減切應(yīng)力：代入式中得出 =705MPa 因為： 錯誤 !未找到引用源。 ，所以彈簧滿足要求 懸架彈簧的最終彈簧選定的參數(shù)如表 4-5： 表 4-5 綜上所述最終彈簧選定的參數(shù) 彈簧高度 H 彈簧圈數(shù) n 螺旋角 C 內(nèi)徑 錯誤 !未找外徑 錯誤 !未找節(jié)距 t 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -18- 到引用源。 到引用源。 322mm 7 9.04 98mm 126mm 56mm 4.5 小結(jié) 本章主要對懸架的上、下橫臂的相對長度、空間的相對位置和總體的布局進行選擇與計算，同時對對減震器彈簧參數(shù)進行設(shè)計技術(shù)和輕度校核。 第五章 減振器機構(gòu)類型及主要參數(shù)的選 擇計算 5.1 減振器 汽車在不平道路上行駛時，車身將產(chǎn)生振動。為此在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器。減振器是產(chǎn)生阻尼力的主要元件，其作用是迅速衰減汽車振動，改善汽車行駛平順性，增強車輪與路面附著性能，減少汽車因慣性力引起的車身傾角變化，提高汽車操縱性和穩(wěn)定性。此外，減振器能夠降低車身部分載荷，延長汽車使用壽命。 為了協(xié)調(diào)彈性元件與減振器工作，對減振器提出如下要求： （ 1）當(dāng)車橋（或車輪）與車架的相對速度過大時，減振器應(yīng)當(dāng)能自動加大液流通道截面積，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的 沖擊載荷； （ 2）在懸架壓縮行程（車橋與車架相互移近的行程）內(nèi)，減振器阻尼力應(yīng)較小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊； （ 3）在懸架伸張行程（車橋與車架相對遠離的行程）內(nèi)，減振器的阻尼力 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -19- 應(yīng)大，以求迅速減振。 汽車上廣泛采用雙向作用筒式減振器，既在壓縮和伸張兩行程內(nèi)均能起減振作用的減振器稱為 雙向作用式減振器 。另有一種減振器僅在伸張行程內(nèi)起作用，稱為 單向作用式減振器 。 雙向作用筒式減振器雙向作用筒式減振器（又稱雙筒式減振器）一般都具有四個閥，即壓縮閥、伸張閥、流通閥和補償閥 2。同時減震器工作 壓力雖然僅有 2.5 5MPa，但是其工作性能穩(wěn)定在現(xiàn)代汽車廣泛使用，雙作用筒式夜里減震器具有工作性能穩(wěn)定、干燥阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點。在乘用車廣泛使用。在設(shè)計的應(yīng)當(dāng)滿足的要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用性能。 5.2 相對阻尼系數(shù) 減震器卸荷閥打開前，其中的阻力 F 與減震器振動速度 之間的關(guān)系為 F= 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源。 （ 5.1） 式中， 為減震器阻尼系數(shù)。 減震 器的阻尼系數(shù)是指閥體開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 與壓縮行程的阻尼系數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 的阻尼系數(shù)一般不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)錯誤 !未找到引用源。 的大小來評價振動衰減的快慢程度。 錯誤 !未找到引用源。的表達式： 錯誤 !未找到引用源。 （ 5.2） 式中 :c 指懸架系統(tǒng)的垂直剛度； 錯誤 !未找到引用源。 指簧上質(zhì)量 從中 表明，相對阻尼系數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 的物理意義是：減震器的阻尼作用在于不同剛度 c 和不同的簧上質(zhì)量 錯誤 !未找到引用源。 的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 錯誤 !未找到引用源。 值越大，振動能衰減越快，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身 ；錯誤 !未找到引用源。 值小則反之。通常情況下，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者的關(guān)系是 錯誤 !未找到引用源。 .設(shè)計時，選取 錯誤 !未找到引用源。 與錯誤 !未找到引用源。 的平均值 錯誤 !未找到引用源。 。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 錯誤 !未找到引用源。 =0.25 0.35。對于行駛路面較差的汽車， 應(yīng)取大一些，一般取 錯誤 !未找到引用源。 0.3；為了避免懸架碰到車架，取 錯誤 !未找到引用源。 =0.5 錯誤 !未找到引用源。 。根據(jù)越野車的形式要求，取 錯誤 ! 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -20- 未找到引用源。 =0.35。則有：（ 錯誤 !未找到引用源。 +錯誤 !未找到引用源。 ）/2=0.35 計算得出 ： 錯誤 !未找到引用源。 =0.467， 錯誤 !未找到引用源。 =0.234 5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減 震器的阻尼系數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 .因懸架系統(tǒng)的固有頻率 錯誤 !未找到引用源。 ,所以理論上 錯誤 !未 找到引用源。 。實際上，應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。根據(jù)如圖的布置形式，則其阻尼系數(shù)： 錯誤 !未找到引用源。 （ 5.3） 圖 5-1 雙橫臂橫向布置示意圖 根據(jù)公式 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 ，可以得出： 錯誤 !未找到引用源。 式中 n=1.15 Hz,故得出 錯誤 !未找到引用源。 7.22Hz 式（ 5.3）中 ；錯誤 !未找到引用源。 ,錯誤 !未找到引用源。 ,錯誤 !未找到引用源。524Kg 所以： 錯誤 !未找到引用源。 =2 7.22 524 0.35/錯誤 !未找到引用源。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） -21- =7730.5N 錯誤 !未找到引用源。 5.4 最大卸荷力 的確定 為了減少傳到車身的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動速度達到一定的值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 錯誤 !未找到引用源。 nA w av x /c o s （ 5.4） 式中， 錯誤 !未找到引用源。 為卸荷速度一般為 0.15 0.30m/s， A為車身振幅，取 40mm 錯誤 !未找到引用源。 為懸架振動固有頻率， 錯誤 !未找到引用源。 7.22Hz 代入式 （ 5.4） 中： 錯誤 !未找到引用源。 =0.04 7.22 0.6 0.9848=0.17m/s 已知伸張行程的阻尼系數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 ，在伸張行程的最大卸荷力 錯誤 !未找到引用源。 ： 錯誤 !未找到引用源。 （ 5.5） 式中， 錯誤 !未找到引用源。 =2.2 7730.5=17007N 最大卸荷力 ；錯誤 !未找到引用源。 =17007 0.17=2891N 5.5 簡式減振器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計算工作缸直徑 D為 )1(420 PFD (5.6) 式中： 錯誤 !未找到引用源。 為工作缸最大充許壓力，取 3 4MPa； 錯誤 !未找到引用源。 指連桿與缸筒直徑