轿车前独立悬架设计与实现毕业论文(编辑修改稿)

轿车前独立悬架设计与实现毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

尼系数有 关。  =2 xMK （ ） 当减振器安装在悬架中与垂直线成一定夹角时，如图 所 示，则此时的阻尼系数应根据减 震 器的布置特点确定： 2222 cossm wna  （ ） 22 2 02 24 31 3 21 0 205420 1 c os 5    式中： w—— 杠杆比 ,i=n/a； N—— 为下横臂的长度 —— 减振器安装角。 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。 此时的活塞速度称为卸荷速度 xv cos /xv Awa n （ ） 式中， xv 为卸荷速度一般为 － ， A 为车身振幅，取  40mm； w为悬架振动固有频率。 由悬架结构总体布置方案知 a＝ 201mm n=212mm 所以， cos /xv Awa n ＝ 40 310  0cos5 ＝ m/s 取伸张行程的阻尼系数 s = =2054=310 ，在伸张行程的最大卸荷力 0 ssFv ＝ 310 ＝ （ N） （ ） D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 0F 计算工 作缸直径 D 为：   0241FD p  （ ）  24 3 1 mm   式中， p 最大允许压力，取 3M ap ；  为连杆直径与缸筒直径之比，取  ＝ 根 据求得的工作缸直径，查汽车筒式减振器的有关国标 (JB1459— 85)，就可以就近选用一个标准尺寸。 这里我们选用的工作缸直径 D=25mm。 一般 Dc=(~)D=，壁厚取 2mm，材料选用 20 号钢。 汽车上连接车轮与车身的一些零件，在悬架运动到上下极限位置时，其转动角度、长度等有可能出现某些变化。 有时为了降低生产成本，增加零件的耐久性与刚度，设计的这些参数的储备量都比较小 [13] [14]。 在夏利汽车的前悬中，导向臂和转向拉杆的铰接只允许有一定的转角，如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值。 此时，相关零件会因为冲击而损坏并发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。 为了防止悬架相关零件在汽车行驶过程中的直接碰撞，限制悬架相对车身的行程，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。 为了提高汽车的平顺性和舒适性，现代轿车的悬架都被设计得非常软 [15] （夏利汽车前悬的垂直刚度为 ） ，这样，悬架就能够最大限度地保证车身的平稳、保证车轮与路面的良好接触。 在一般的城市工况下软的悬架对汽车操纵稳定性和使用特性有利，但当汽车在恶劣的道路工况下行驶时，却会大大增加悬架弹性元件与车身碰撞的几率，此时，缓冲块就显得尤为重要。 如 图 簧和 与 减振缓冲块复合使用两种状 态下试验所得 3条力 － 形变 曲 线 [16]。 图 螺旋弹簧和缓冲减震块的力－形变比例关系 由图中 曲 线 ① 可 以 看出没有 减 振 缓冲 块 时， 当 螺 旋弹 簧压缩至 行程极限时（轿车行驶中遇到恶劣路面，常常会发生），产生非常尖锐的拐点，来 自 地面的力值将直接传递到汽车底盘上，不仅轿车内的司乘 人员会感 到极度的不舒服， 而且也加 速 了 减振器甚至汽车底盘 的 损坏；曲线 ② 、 ③ 描述的是减振缓冲块与螺旋弹簧复合作用的情况。 当轿车遇到恶劣路面时 ， 螺旋弹簧先产生一定量的形变，随后减振缓冲块开始吸收冲击能并产生形变，这样便能够使 曲 线连续平稳过渡。 同时，通过设计还能找出最佳组合 曲 线来满足乘坐人员乘坐的舒适性要求和轿车行驶的平稳性 要求。 现代轿车上普遍使用的缓冲块材料有两种：一种是橡胶，另一种是 微孔聚氨 酯。 夏利轿车前悬架拟采用的是 微孔聚氨 酯 减振缓 冲块，因为和橡胶缓冲快相比 微孔聚氨 酯 减振缓 冲块具有如下优点 [17] ： （ 1）它具 有比 软橡胶材 料 有更要 好的 柔性； （ 2） 具 有 非 常高的 可 压 缩 性 和 变形能 力， 试验表明圆 柱体 零 件被压缩到其高度 的 50％ 时 ， 微聚氨酯 零件压缩变形 的 横 向 尺 寸增大的量为原尺寸 的 12％ ， 而 橡 胶零件 变 形增大的量则达到原尺寸的 40％； （ 3）优 良 的 力 学 性 能。 微 孔聚氨酯具有低的压缩变形和蠕变性能、优良的耐气候 性、耐低温性、耐腐蚀性、 耐磨性和耐老化性能 ， 具有较好的化学稳定性，使用寿命 更长 ； （ 4） 非 常优 秀的耐 动 态 疲 劳性 能。 微孔 聚 氨 酯 减 振缓冲块在 往 复 压 缩中产生的内生 热少，而且分散热 量 的 速度也 比 橡 胶 块 ，因 此在实际 应用中有更好的耐久性。 在 2HZ的高频率下（超过 了 轿车行驶中实际的颠簸压缩频率） ,在大位移设计形变下往复压缩 可 以 超过 100万次以 上， 这是橡胶材料远不能 达到的； （ 5） ．优 良的柔 度 曲 线。 微孔聚氨酯减振缓冲块可从小的压缩力产生大形变非常平稳地过渡 到 大的压缩力值小形变状态 ， 提供的曲 线 比 橡胶的更加平缓 、 柔和 ，与减振器结合使用能充分体现缓冲 、 限 位的作用，给乘客的感觉更为舒适，为轿车的平稳行驶提 供了保障。 缓冲限位块要想很好地实现与悬架系统及整车的性能匹配，实现整车对悬架系统行驶平顺性等性能的要求，必须具有以下性能要求： （ 1）耐动态疲劳能好，延 长 悬架系统的寿命 ； （ 2）适当的柔性，能够有效地使弹簧受的力平稳地过渡到缓冲限位块上来，从而减少车内的振动； （ 3）非常好的可压缩性和变形能 力，使其 静 态 曲 线更加柔和； （ 4）优良的力学 性能； （ 5）较好 的 耐 环 境 性 能 ， 减少减振 器 油水 或 微生物对其 寿 命 的 影响 ； （ 6）耐高低温性能好，以便悬架系统能在严寒或酷热气候下仍然能够正常工作。 同时，缓冲限位块作为辅助弹簧决定着整车的舒适性和行驶平顺， ，如果设计选用不当将会严重影响悬架系统的工作效果和使用寿命。 首先， ，缓冲限 位 块的 静态特征 曲 线即力 一 行程 曲 线必需和螺旋弹簧的性能相匹配 ， 并 且能满 足 整 车 的 设计要求 ： 曲 线过硬不 能 发挥缓冲功能 ， 行 驶平顺 性 较差 ； 曲 线过软 不 能 发 挥限 位 功能 ， 以致螺旋弹簧 和 减振器的 寿 命变短。 缓冲 限 位块 的静态工作 曲 线主要受材料形状尺寸 和 重 量影响。 其次，缓冲限位块的耐久性能直接影响悬架系统的寿命。 缓冲限位块长期 在大 载 荷 、 高频率条 件 下工作 ， 如 果材 料选用不 当 或者重量不合适 、 形状尺寸 设计不合理等，都会 导 致缓 冲 限 位 块过早损坏减少 弹 簧 和减 振器的 工 作时间。 使用得当的缓冲块能够在很大程度上改善悬架的使用特性、降低汽车对行驶工况条件的要求、扩大汽车的使用范围。 一般来讲，缓冲限位块块和螺旋弹簧、减振器一起工作，其三部分的结构如图。 图 夏 历 轿车悬架系统部分结构图 螺旋弹簧的工作曲线通常是线性 的 ， 当 遇 到 大 的载 荷 或 振动使弹簧 达 到 行程极限时，常出现尖锐的过渡曲线结果将 产生强 烈 的振动颠簸和 噪 音。 使 用 缓 冲限位块后 ， 当 螺 旋 弹簧被 压 缩到一 定 行程 时 它将发 生 作用，使力 由 弹 簧 平稳 地过渡到 缓 冲 限 位 块上 见，然后利用其高 分 子 材 料的 阻 尼功能 ． 迅速地振 动 能转 化 成热能 ． 从 而减少车内的振动改善行驶平顺性 [18]。 另外轿车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有 关 ， 微孔聚氨 酯 缓 冲 限 位 块 材 料的 共 振频率 （ 一 般 50～ 70HzJ） 离路面噪音 的 频率 （ 一 般15～ 20Hz)较 远 ， 因 此能显著 减 少轿 内的噪音提供更加安静的环境。 佛 逊式悬架导向机构的设计与仿真 在以上的分析中已经给出夏利轿车前悬的结构形式，既麦 弗逊式独 立 悬架。 其运动特性 关 系到整车的操纵稳定性、舒适性、转向轻 便 性等性能。 因此 ,对其运动情况进行精 确 分 析 可提高系 统 设计水平 ,提高整车性能。 目前，对于 其 运动分析通常采用机构学理论中的矢量法 、解析 法 等方法 ,该方法有诸多不便之处。 本章将多刚 体运动学方法和空间机构运动学相结合 ,来分析麦式悬架的空间运动规律，并在此基础上对转向横拉杆的断开点进行优化。 机构 当车轮受到路面的作用力而上下跳动时，导向机构也将随之上下跳动。 在此过程中将不可避免的引起轮距、主销倾角、侧倾中心和纵倾中心等车轮定位参数的变化。 这将直接影响车轮与地面的接触特性，进而影响车辆行驶的动力性、操纵稳定性、制动性等性能。 此外，独立悬架导向机构承担了悬架中除垂向力以外的所有力和力矩，对零件的使用特性、寿命有着不可忽视的影响。 因此，在设计独立悬架导向机构时要注意以下几点要求 [19] ： （ 1）形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线； （ 2）形成恰当的纵倾中心； （ 3）各铰接点处受力尽量小，减小元件的弹性变形，以保证导向精确； （ 4）保证车轮定位参数以及车轮跳动时的变化能满足要求； （ 5）具有足够的疲劳强度和寿命。 本章限于篇幅和设计任务的要求重点讨论悬架工作时（上下跳动时）车轮定位角的变化及对整车行使性能的影响。 3. 2 麦弗逊式悬架系统物理模型的建立 在建立悬架系统的数学模型之前需要首先建立悬架系统的物理模型，通过对物理模型的分析可以很直观的了解悬架系统在工作过程中各构件的运动情况和各关键点之间 图 悬架运动学计算模型简图 的相对位置关系。 如图 所示， L 为悬架下摆臂轴线在空间中的抽象， A1B1 为下摆臂， EF为转向横拉杆， A4 为减振器和车身的上联接点， B1 为下摆臂外球销位置， T 为减振器的下支点， E 为转向节臂的外端点， F 为横行稳定杆的断开点， D 为车轮的转动中心， C 为车轮与地面的接触点。 导向机构运动学分析 数学准备 （ 1）直线与 x、 y、 z 轴正方向的夹角分别是： zyx  , 则其方向余弦为：zyxcoscoscos （ ） （ 2）已知两点 A,B 在空间坐标系中的坐标为： [A]=[XA,YA,ZA]T [B]=[XB,YB,ZB]T 可根据确定 [A] 、 [B]的坐标和相关理论确定直线 AB 的方向余弦。 直线 AB 的方向余弦为： [U]=[Ux,Uy,Uz]T （ ） Ux= ABXAXB , Uy= ABYAYB , Uz= ABZAZB （ 3）已知空间某一直线 L 的投影角，确定该直线的方向余弦。 空间直线 L 在 XOY 平面内的投影角为  ，在 XOZ 平面内的投影角 为 。 UxUztg  UxUytg  （ ） 直线的方向余弦为： [U]=tgUxtgUx1tgtg/1UzUyUx 22 （ 4）线段 OB 绕其轴线 L 摆动了角  ，确定摆动后点的坐标： 已知空间轴线 L 的方向余弦 [u]=[ux,uy,uz]T；点 O,B 的初始坐标分别为：[O]=[Xo,Yo,Zo]T， [B]=[XB,YB,ZB]T,摆动角度  后，点 B 的坐标为： [B]=[Q]([B][O])+[O] （ ） 式中坐标变换 矩阵为： [Q]=1)qq(2,qqqq(2),qqqq(2)qqqq(2,1)qq(2),qqqq(2)qqqq(2),qqqq(2,1)qq(2232010322031103222203021203130212120 其中，欧拉参数 q0=cos。