车辆工程毕业设计论文-双横臂前悬架参数匹配与运动仿真(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-双横臂前悬架参数匹配与运动仿真(编辑修改稿)内容摘要：

（ ）   22 fCPP Si  （ ）   )(1 miSm HHCPP  （ ） )180240(   弹簧指数  dDC m 旋绕比 C 范围 8~4 （满足要求）。 曲率系数是考虑簧圈曲率对强度影响的系数 : CCCK 14     1 剪切应力计算 1 、 2 、 3 、 max 33 88 d KPCd KPD m   （ ） 12 M p ad KCPd KDP m 0 ) 5 8 0(888 231311   ； M p ad KCPd KDP m 5 6 3 8888 232322   ； M p ad KCPd KDP m 5 3 6 1 4888 233333   ； 33m a x 88 d KCPd KDP mmm   2 7 68   M paM pa ][][   1 校核台架试验条件下弹簧寿命 给定试验条件下循环次数 可估算： 1)(ec Kn  （ ） 式中 ) 0 5 7(1 5 6 ) 0 5 7()(][ )( 12 12     eK； 因此： 81 1 8) 80 ()80 ( 1 ec Kn （满足要求）。 1 确定弹簧自由高度 0H SCPHH /110  （ ）   取 mmH 3200 。 1 最小工作高度 0H iSn dHH  （ ） 13 式中  —— 与弹簧指数有关的系数 dDC m / 有关的系数： C  iSn dHH  ()   1 稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅与高度和直径之比 : 032 00  mDH （两端固定）。 取 C0=1 (不同支撑方式下 C0 取值见刘维信汽车设计图 1366) ))(()( 200 CHf cr  () )) 1(( 2 = 由于 H0已经设计出得 H0=320mm f为螺旋弹簧在其轴向载荷 P 作用下变形 mmGd iPDf m 91003 5 9 08844343   () 2 7 4 5 3 2 0/Hf () 因此： CrHfHf )/(/ 00  （弹簧稳定）。 减震器计算 悬架用得最多的减震器是内部充有液体的液力式减震器。 汽车车身和车轮振动时，减震器的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动 14 能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。 如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，这把这种减震器称为单向作用式减震器；反之称为双向作用式减震器。 本设计选用双向作用式减震器。 根据结构形式不同，减震器分为摇臂式和筒式两种筒式减震器又分为单筒式、双筒式和充气筒式 三种。 由于双筒充气液力减振器具有工作稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，因此在乘用车上得到了越来越多的应用。 所以选择的减振器形式为双筒充气式液力减振器。 相对阻尼系数  用 相对阻尼系数  的大小来评定振动衰减的快慢程度。  值大，振动能迅速衰减，同时又能将较 大的路面冲击力传到车身；  值小则反之。 F 式中 F —— 阻力，  —— 减振器阻尼系数。 scm2 式中 c —— 悬架刚度， sm —— 簧载质量。 减振器的阻尼力作用在不同刚度 c 和簧载质量式会产生不同的阻尼效果，  值大，振动能衰减的快，同时也会将较大的路面冲击传到车身。  值小则相反，振动衰减的比较慢，但是传到车身的冲击也较小。 因此通常取减 振器的压缩行程的 Y 值取小些，伸张行程时的 s 取的大些。 并保持 Y =（ ～ ） s 的关系，设计时取 Y与 s 的平均值  ，  的范围时 ～。 初取  =。 减振器阻尼系数的确定 15 减震器阻尼系数 scm 2。 因悬架系统固有 振动频率smc，所以理论上 sm2。 实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数，如图。 图 减振器安装 位置 1 00 46 46 222  anm s  () 式中： n —— 双横臂悬架的下臂长； a —— 减震器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上铰链点之间距离 ；  —— 减震器轴线与铅垂线之间的夹角，取 90 ， n。 最大卸荷力 0F 的确定 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，此时活塞的速度为卸荷速度。 为求出减震器的 最大卸荷力，先求出当减震器打开卸荷阀时活塞的速度即卸荷速度。  Ax  （ ） 式中： x 一般都在 sm/~ ； A 车身振幅，取  40mm；  Ax  6 310 0  sm/ 因此可求得在伸张时的最大卸荷力： NF X 0 0 20   （ ） 16 筒式减震器工作缸 D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D 为 )1]([ 4 20   P FD （ ） 式中 [P]为工作缸最大允许压力， Mpa4~3 ；取 λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减震器取 ~ ， 取 )1]([ 4 20   P FD )( 2  = 减震器的工作缸直径 D 有 20mm、 30mm、 40mm、（ 45mm）、 50mm、 65mm 等几种。 选取时按标准选用，相见 QC/T491——1999《 汽车筒式减震器 尺寸系列及技术条件》。 取 D 值 40mm。 贮油筒直径 Dc=（ ） D,壁厚取为 2mm，材料为可选 20 钢。 mmDD C )60~52(40)~()~(  Dc 取值 50mm。 侧倾中心 双横臂独立悬架的侧倾中心由下图所示得出。 将上下横臂内外转动点的连线延长，一边得到极点 P 同时活的 P 点的高度。 将 P 点与车轮接地点 N 连接，即可在汽车轴线上或的侧倾中心 W。 17 图 双横臂独立悬架侧倾中心 W 的确定 双横臂独立悬架的侧倾中心高度为： adk hBh PW   t a nc o s21 () mmB 15511  0 8 mma 60 mmc 330 mmd 200 式中 ： )s in( )90s in(    ack () 3 30)08s in ( )8890s in (    = dkhp  sin () 20xxs   =200mm 因此 adk hBh PW   t a nc o s21 608t a n20xxc o 20xx1551  = 前悬架侧倾中心高度在 mm120~0 范围内，所以满足要求。 横向平面内上、下横臂轴布置方案 18 将上、下横 臂内外转动点的连线延长，以便得到极点 P，并同时获得 P 点的高度。 将 P 点与车轮接地点 P 连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心 。 图 上下横臂在横向平面内的布置方案 水平面内上下横臂轴的布置方案 上下横臂轴线在水平面内的布置方案为三种 a） 1a 和 2a 皆为正 b） 1a 为正值， 2a 为零 c） 1a 为正值， 2a 为负值 图 上下横臂水平面布置方案图 大多数前置发动机汽车悬架下横臂轴的斜置角为正值，而上横臂轴的斜置角有正值、零值和负值三种布置方案。 上、下横臂轴斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大的影响。 如车轮上跳，下横臂轴斜置角为正，上横臂轴斜置角为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。 如组合方案为上、下横臂都为正值时，则主销后倾角随车轮的上跳有较小增加甚至减小。 本设计选择 方案（ b） ，选择下横臂轴的斜置角为正值，上横臂轴的斜置角为零值。 取值： 101a ，02a。 上下横臂长度确定 双横臂式悬架上、下横臂的长度对车轮上、下跳动时的定位参数影响很大。 现代乘用车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短，下横臂长。 下图为 下横臂长度 19 保持不变，改变上横臂长度 2l ，使 12ll 分别为 ， ， ， ， 时计算得到悬架运 动特性曲线。 图 上、下横臂长度之比改变时悬架运动特性图 美国克莱斯勒和通用公司分别认为，上、下横臂长度之比取 和 为最佳，根据我国乘用车设计的经验，在初选尺寸时取上、下横臂长度之比为 为宜。 本设计初选尺寸 下摆臂长度 1l =400mm， 因 ll ，上摆臂长度 mml 2602 。 半轴计算 半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式， 3/4 浮式和全浮式三种形式。 此次设计为全浮式半轴。 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算，即 : 。