(毕业设计0现代suv轿车悬架系统设计说明书(编辑修改稿)

(毕业设计0现代suv轿车悬架系统设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

稳定性进行调整。 导向机构受力分析 分析如图 53 所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力 F3，可根 据图上的布置尺寸求得 （ 51） 式中， 1F 为前轮上的静载荷 39。 1F 减去前轴簧下质量的 1／ 2。 力 3F 越大，则作用在导向套上 的摩擦力 3F f越大 (f 为摩擦因数 )，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。 为了减小力 3F ，要求尺 寸 c+b 越大越好，或者减小尺寸 a。 增大尺寸 c+b 使悬架占用空间增加， 在布置上有困难。 若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸 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 52 悬架受力简图  cddc adFF  )( 13 本科生毕业设计（论文） 15 有时为了发挥弹簧反力减小横向力 3F 的作用，还 将弹簧下端布置得尽量靠近车轮，从 而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。 这就是麦弗逊式悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。 导向机构的布置参数 侧倾中心 在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴 线。 侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。 平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。 然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm。 此外， 在前轮驱动的车辆中，由于前轿 轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。 因此，独立悬架 (纵臂式悬架除外 )的侧倾中心高度为： 前悬架 O～ 120mm；后悬架 80～ 150mm。 设计时首先要确定 (与轮距变化有关的 )前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧 倾中心高度。 当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。 如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 55 所示方式得出。 从悬架与车身的固定连接 点 E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。 两条线的交点即为 P点。 麦弗逊式悬架的弹簧减 振器柱 EG 布置得越垂直，下横臂 GD 布置得越接近水平，则 侧倾中心 W 就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。 如加长下 横臂，则可改善运动学特性。 麦弗逊式独立悬架侧倾中心 的高度 wh 可通过下式计算 （ 52） 式中： mmdKP 68 617 93s in98 02s in   式中： 10 ； 3 ； r=296mm； d=173mm； svw rdK pbh   t a nc o s2    mmcK 9 8 0 230s in 5 1 3s in    本科生毕业设计（论文） 16 rs=40mm； bv=1500mm； c+o=513mm； 带入上式求得 h 为： 图 5— 3麦弗逊式悬架 的尺寸 wh 和 P的计算法和图解法 mmrdK Pbh sv a n1 7 33c o s9 8 0 2 6 8 621 5 0 0t a nc o s2   本科生毕业设计（论文） 17 第六章 横向稳定杆的 设计 为了降低汽车的固有频率以改善行使稳定性，现代汽车的垂直刚度较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车行使的稳定性。 为此，现代汽车大多都装 有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。 横向稳定杆在独立悬架中的典型安装方式如图 71 所示。 当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。 横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，恰当地选择前、后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。 通常，在汽车的前、后悬架中都装有横向稳定杆，或者只在前悬架中安装。 若只在后悬架中安装，则会使汽车趋于过多转向。 横向稳定杆带来的不利因素 有：当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右轮之间有垂向相对位移，由于横向稳定杆的作用，增加了车轮处的垂向刚度，回影响汽车的行驶平顺性。 在有些悬架中，横向稳定杆还兼起部分导向杆系的作用，其余情况下则在设计时应当注意避免与悬架的导向杆系发生运动干涉。 为了缓冲隔振和降低噪声，横向稳定杆与车轮及车架的连接处均有橡胶支承。 前悬架弹簧刚度 spK 的计算： 2112  nmKK spsu 式中 suK 悬架刚度 （ 61） 根据结构需要，选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离 m=280mm，从悬图 61横向稳定杆 本科生毕业设计（论文） 18 架支撑点到轮胎中心之间的距离 n=350mm。 因此，前悬架每个弹簧的刚度为： mNnmKK susp / 3 3 0 33 5 03 5 0 7 7 1 42 2211  后悬架弹簧刚度 spK 的计算： 选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离 m=375mm，从悬架支撑点到轮胎中心之间的距离 n=375mm。 因此，后悬架每个弹簧的刚度为： mNnmKK susp / 1 6 2 53 7 53 7 5 6 1 9 92 2222  前悬架的侧倾角 刚度 1K 为： mNnBmKK sp / 11 17 33 032121 2211   后悬架的侧倾角刚度 2K 为： mNnBmKK sp / 55 793 3 16 252121 2222   由 21  KCK b  （ 62） 则稳定杆的角刚度： mNKKC b / 2 1 9 1 1 7 5 5 7 12     )(4)(23 222331 cblbaLalEIPf （ 63） 式中 E－－－材料的弹性模量， M P aE  d－－－稳定杆的直径， mm P－－－端点作用力， N f－－－端点位移， mm I－－－稳定杆的截面惯性矩， 44 ,64 mmdI  前悬架横向稳定杆直径 d： 本科生毕业设计（论文） 19 mmcblbaLalELCd b22)()(23128)(4)(231284 22331124 2223312   式中： E—— 材料的弹性模量， E= 105MPa； L—— 横向稳定杆两端点间的距离； 所以本次设计横向稳定杆的直径 d=22mm。 图 62 横向稳定杆设计示意图 本科生毕业设计（论文） 20 第七 章 减振器设计 减振器概述 悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。 此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为 油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。 在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。 减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。 因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。 (1) 在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。 这时，弹性元件起主要作用。 (2) 在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 (3) 当车桥（或车轮）与 车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 减振器分类 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 （ 10～ 20MPa） 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 （ ～5MPa） ，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。 本科生毕业设计（论文） 21 减振器主要性能参数 相对阻尼系数确定 表 空气弹簧 钢制弹簧 轿车 载货汽车 轿车 载货汽车 前悬架 后悬架 前悬架 后悬架 前悬架 后悬架 前悬架 后悬架 偏 频 n/Hz 相对阻尼比 由表 初选前、后悬架 平均阻尼系数：  ；  压缩、 伸张行程时的相对阻尼系数一般取： SY  )~( 本次设计取 倍。 前悬架，伸张行程时的相对阻尼系数 S ，压缩行程时的相对阻尼系数 11  SY  后悬架，伸张行程时的相对阻尼系数 S ，压缩行程时的相对阻尼系数 22  SY  前悬架，伸张行程时的相对阻尼系数 S ，压缩行程时的相对阻尼系数 11  SY  后悬架，伸张行程时的相对阻尼系数 S ，压缩行程时的相对阻尼系数 22  SY  减震器阻尼系数 悬架相对阻尼比：smC2  （ 71） 式中 C —— 悬架系统的垂直刚度； sm —— 悬挂部分的质量 减震器阻尼系数 SCm 2 （ 72） 前悬架，伸张行程时减振器阻尼 3 0 3 2 7 7 1 1111  mCss  平均行程时减振器阻尼 7 7 1 1111  mCYY  本科生毕业设计（论文） 22 后悬架，伸张行程时减振器阻尼 2222  mCss  平均行程时减振器阻 3 0 3 0 1 6 2 2222  mCYY  最大卸荷力 前悬架的最大卸荷力 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， naAv x  c os （ 73） 式中 ， vx：卸荷速度，一般为 ~。 A：车身振幅，取  40mm；  ：悬架振动固有频率。 m/s 最大卸荷力 xsvF 0 （ 74） 伸张行程时的最大卸荷力 NvF xs 1 0 3 91110   平均行程时的最大卸荷力 NvF xY 2 7 91110   后悬架的最大卸荷力 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， naAv x  c os 式中 ， vx：卸荷速度，一般为 ~。 A：车身振幅，取  40mm；  ：悬架振动固有频率。 取xv m/s 最大卸荷力 xsvF 0。