1、汽车悬架系统毕业设计 第1章 绪论1.1 悬挂系统概述.1.2 设计要求.第2章 悬挂系统总体参数设计与计算2.1主要技术参数2.2悬架性能参数确定2.3悬架静挠度2.4悬架动挠度2.5悬架弹性特性曲线第3章 弹性元件的设计计算3.1前悬架弹3.2后悬架弹第4章 悬架导向机构的设计 4.1导向机构设计要求4.2麦弗逊独立悬架示意图4.3导向机构受力分析4.4横臂轴线布置方式4.5导向机构的布置参数第5章 减振器主要参数设计5.1减振器概述5.2减振器分类 5.3减振器参数选取 5.4减振器阻尼系数 5.5最大卸荷力5.6筒式减振器主要尺寸 第6章 横向稳定杆设计 6.1横向稳定杆参数确定 第7
2、章 结 论 参考文献 致 谢附 录 附 录II第一章 悬挂系统概述（1）概述 汽车悬架系统是底盘平台的重要组成部分，直接影响到汽车行驶的操作稳定性，乘坐的舒适性和安全性，往往被编入技术规格表，作为评价汽车性能品质的标准之一。汽车悬架是安装在车桥和车轮之间用来吸收汽车在高低不平的路面上行驶所产生的颠簸力。因此，汽车悬架系统对汽车的操作稳定性、乘坐舒适性都有很大的影响。由于悬架系统的结构得到不断改进，其性能及其控制技术也得到了迅速提高。尽管一百多年来汽车悬架从结构形式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是有弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种
3、作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件和导向机构的作用，麦克弗逊悬架中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能。 （2）总体设计方案1. 完成悬挂系统总体参数设计：2. 完成弹性元件设计计算3. 完成减震器主要参数选择4. 完成悬架导向机构及横拉杆设计5. 完成设计相关的图纸6. 编写设计说明书第2章 悬挂系统总体参数设计与计算2.1主要技术参数整车的基本参数见表 尺寸参数 轴距（mm） 2650 轮距前轴（mm） 1502后轴（mm） 1492 质量参数 轴荷分布 空载前轴（kg） 640后轴（kg） 610 满载前轴（kg） 760
4、后轴（kg） 860前悬非簧载质量为50kg 后悬非簧载质量为80kg 簧载质量（满载）前簧载质量满载轴荷质量非簧载质量 77050720kg 后簧载质量满载轴荷质量非簧载质量 86080780kg非簧载质量：前悬非簧载质量为50kg 后悬非簧载质量为80kg3.2悬架性能参数确定(1）自振频率（固有频率）选取根据国家规定对发动机排量在1.6L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在1.001.45Hz，后悬架要求在1.171.58Hz。理论上，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0.801.15Hz，后悬架则要求在1.702.17Hz。因此取：前悬架偏频 n=1.1Hz
5、后悬架偏频 n=1.2Hz ) 悬架刚度前后悬架刚度C1,C2分别为C1=4h2mn2 =43.1427201.12 =34468 N/m C2=4h2mn2 =43.1427801.22=44297 N/m 重力加速度g=9.8m/s2 前悬架静挠度：fc1=m1g/c1=7209.8/34468= 20.4 mm 后悬架静挠度：fc2=m2g/c2=7809.8/44297= 17.3mm Fc2/fc1=17.3/20.4=0.848符合 fc2=(0.7-0.9)fc1式中：Fw汽车静止时悬架上的载荷 G-重力加速度(g=9.8cm/s2) 前、后悬架的静挠度fc1和fc2应当接近，并
6、使后悬架静挠度fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。3.4悬架动挠度为了防止在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还必须具备足够的动挠度fd。前、后悬架的动挠度常按其相应的静挠度来选取，对于轿车fd取79cm。因此取 fd=8cm3.5悬架弹性特性曲线图 3-1悬架弹性特性曲线1-缓冲块复原点 2-复原行程缓冲块脱离支架3-主弹簧弹性特性曲线 4-复原行程5-压缩行程 6-缓冲块压缩期悬架特性曲线7-缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8-额定载荷6弹性元件的设计计算4.1前悬架弹簧1）弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径Dm =95mm 钢丝直径d=10mm
7、 结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈 所选用的材料为60Si2Mn查机械设计手册得 1585Mpa 则 0.63 0.63 1585 998.55MPa2）弹簧圈数由前知 fc1 0.188m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P m cos 362.5 cos2 9.8 3547N 其中m前悬架单侧簧载质量（362.5kg） 前悬架减振器安装角（2 ）螺旋弹簧在P下的变形f为f fccos 0.cos2 0.188 螺旋弹簧的刚度C Pf 3547/0.188 18867Nm 3由C Pf Gd4Dmi3得弹簧工作圈数i 3i Gd48DmCs 7.8 1010 (12)48 (120) 18
8、867 6.2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 73）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： Hs 1.01d(n 1) 2t 1.01 12 (9 1) 6 102.96mm 则HS fc fd 103 188 80 371mm取弹簧总高度H 400mm4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为： 8PCKd27又C Dmd 10K (4C 1)(4C 4) 0. (4 10 1)(4 10 4) 0. 1.14 则 8PCKd2 8 3547 10 1.3.14 ()2 728.9MPa 800MPa式中 K曲
9、度系数C弹簧指数4.2后悬架弹簧1）弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径Dm 120mm 钢丝直径d 12mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为60Si2Mn查机械设计手册得 1585Mpa则 0.63 0.63 1585 998.55MPa2） 弹簧圈数由前知 fc2 0.159m单侧螺旋弹簧所受轴向载荷P为P m cos 400 cos5 9.8 3917N其中m后悬架单侧簧载质量（400kg） 后悬架减振器安装角（5 ）螺旋弹簧在P下的变形f为f fccos 0.1cos5 0.159 螺旋弹簧的刚度Cs Pf 3917/0.159 24635Nm 3由Cs f
10、Gd4Dmi3得弹簧工作圈数i 3i Gd48DmCs 8.85 1010 (12)48 (120) 24635 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 93）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： Hs 1.01d(n 1) 2t 1.01 12 (9 1) 6 103mm则HS fc fd 103 159 80 342mm8取弹簧总高度H 350mm 4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为： 8PCKd2又C DmK (4C 1)(4C 4) 0.C (4 10 1)(4 10 4) 0. 1.14则d 10
11、 8PCKd2 8 3917 10 1.3.14 ()2 675.15MPa 800MPa式中 K曲度系数C弹簧指数9第5章 悬架导向机构的设计5.1导向机构设计要求1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧加速度下，车身侧倾角不大于6 7，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4）汽车制动时，应使车身有抗前俯作用，加速时有抗后仰作用。5.2麦弗逊独立悬架示意图图5-1 麦弗逊式独立悬架1）适用弹簧：螺旋弹簧2）主要使用车
12、型：轿车前轮；103）车轮上下振动时前轮定位的变化：（1） 轮距、外倾角的变化比稍小；（2） 拉杆布置可在某种程度上进行调整。4）侧摆刚度：很高、不需稳定器；5）操纵稳定性：（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纵稳定性进行调整。5.3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2F6弹簧轴向力a弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离图5-2麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(a)11分析如图5-2所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知。F1ad F3 (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
13、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；若采用增加减振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，在保持减振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，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。图5-3麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(b)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
14、减振器轴线成一角度。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。125.4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
15、弗逊式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮后方。13第6章 减振器设计6.1减振器概述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。在麦弗逊悬架中，减振器与弹性元件是串联安装。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运动时，减振器壳底内的油液便反复的通过一些狭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体所吸收，然后释放到大气中。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
16、，并且与油液的黏度有关。要求油液的黏度受温度变化的影响近可能的小，且具有抗氧化抗汽化性及对各种金属和非金属零件不起腐蚀作用等性能。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不能充分发挥，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，对减振器提出如下的要求：1）在悬架的压缩行程内，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击；2）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；3）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。6.2减振
17、器分类减振器按结构形式不同，分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力(1020MPa) 条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为(2.55MPa) ，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。6.3减振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 = (0.3 0.50)s的关系 设计时，先选取y与s
18、的平均值,对于无内摩擦的弹性元件悬架，取= 0.25 0.4；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行使路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取s 0.35；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 = 0.35 后 = 0.306.4减振器阻尼系数 减震器上的阻尼系数=2MC,悬架系统固有频率W=C/M,理论上=2MW 但是实际上应根据减振器的布置特点来确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器减振器如图6-2安装时，减振器阻尼系数为 =2MW / cos2所以 前= 2M1W 1/ cos2 =(20.3572021.143.14) / cos2 2 =3608.1
19、（单边） 后=2M2W 2/ cos2 =(20.378021.143.14)cos2 5 =3383.6（单边）图6-2 减振器安装位置在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角 ，会影响减振器阻尼系数的变化。6.5最大卸荷力为减小传到车身上的冲击力，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Vx。在减振器安装如图7-2所示时 Vx =Awcos式中 A车身振幅，取 35mm W悬架系统的固有频率 Vx为卸荷速度,一般为0.150.30s Vx前 =Awcos1 =0.035 2 3.14 1.14 cos3
20、= 0.254 m/s Vx后 =Awcos2 =0.0352 3.14 1.14 cos15 = 0.245 m/s Vx前、Vx后均符合要求.如已知伸张时的阻尼系数 s在伸张行程的最大卸荷力 F0 =s Vx 则 F0前=s前Vx前 =3608.1 0.254 = 916.5N F0后=s后Vx前 =3383.6 0.245= 829 N6.6筒式减振器主要尺寸1）筒式减振器工作直径可根据最大卸荷力和缸内最大压力强度来近似的求工作缸的直径 D =式中 P-工作缸内最大允许压力,取34.5MPa -连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取 = 0.400.50 由QC/T491-1999汽车筒式减振
21、器尺寸系列及技术条件可知:减振器的工作缸直径D 有20、30、40、(45)、50、65mm等几种。所以筒式减振器工作直径D可取： D前= 取D前 30mm16D后 4F0后 P(1 2) 4 809 19.4mm 23.14 3.5 (1 0.47) 取D后 20mm2）油筒直径贮油筒直径DC (1.351.50)D，壁厚取2mm，材料可取20钢 前贮油筒直径DC前 1.50D 1.50 30 45mm后贮油筒直径DC后 1.35D 1.40 30 42mm连杆直径的选择：d前 15mm；d后 15mm17 取DC前 45mm 取DC后 45mm第7章 横向稳定杆设计7.1横向稳定杆参数确定
22、当用于独立悬架时，横向稳定器侧倾角刚度C b与车轮处的等效侧倾角刚度C w之间的换算关系可如下求出：设汽车左右车轮接地点处分别作用大小相等，方向向反的垂向力微量dFw，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为dfw，相应的横向稳定杆部受到的垂向力和位移分别为dFb和 dfb，由于此时要考察的是稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有dFw 与dFb所作的功相等，即dFwdfw= dFb dfb而作用在杆上的弯矩和转角分别为dMb= dFbLd b=2dfb/LL横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度C b=dMb/ d b=同理可知车轮的等效角刚度C w=B为
23、车轮轮距由此可得C b=C w(1dFb2L 2dfb1dFw2B 2dfwfw2L2)() Bfw由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角会较小15%30%当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用时，其端点的位移f可用材料力学的办法求出，具体为f=P3L2l1 a3 (a b)2 4l2(b c) 3EI2E材料的弹性模量，E=2.06105MPa d4mm4 I稳定杆的截面惯性矩，I=64d稳定杆的直径，mmP端点作用力，NF端点位移，mm由上式可知横向稳定杆的角刚度18C b=1P2L2(b c) L=3EIL2/2l13 a3 (a b)2 4l22f2当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径d 128C b3L32d=l a (a b)2 4l2(b c)=20mm 123 LE2还应满足转应力不超过700MPa16Pl2K 700MPa 615MPa 3 dK曲度系数，K=4C-1/4C-4+0.615/CC弹簧指数，C=（2R+d）/d横向稳定器其他参数： L=1040mm ，a=220mm，b=120mm, l=800mm， 其中 L横向稳定杆两端点的距离l横向稳定杆中部长度a两端纵向部分的长度b横向稳定杆与车身支点距离19.忽略此处.
