(毕业设计)红旗世纪星轿车悬架设计毕业论文(编辑修改稿)

(毕业设计)红旗世纪星轿车悬架设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

轴线的角度会有变化，这是因为减振器下端支点随横摆臂摆动。 以上问题可通过调整杆系设计布置合理得到解决。 本科生毕业设计（论文） 5 筒式减振器装在滑柱桶内，滑柱桶与转向 节刚性连接，螺旋弹簧安装在滑柱桶及转向节总成上端的支承座内，弹簧上端通过软垫支承在车身连接的前簧上座内，滑柱桶的下端通过球铰链与悬架的横摆臂相连。 当车轮上下运动时，滑柱桶及转向节总成沿减振器活塞运动轴线移动，同时，滑柱桶的下支点还随横摆臂摆动。 该悬架突出的优点是增大了两前轮内侧的空间，便于发动机和其他一些部件的布置；其缺点是滑动立柱摩擦和磨损较大。 为减摩擦通常是将螺旋弹簧中心线与滑柱中心线 图 21 麦弗逊式独立悬架 的布置不相重合。 另外，还可将减振器导向座和活塞的摩擦表面用减磨材料制成，以减少磨损。 但麦弗逊式悬架在使用中也有缺点，就是行驶在不平路面时，车轮容易自动转向，故驾驶者必须用力保持方向盘的方向，当受到剧烈冲击时，滑柱易造成弯曲，因而影响转向性能， 减振器活塞杆受的侧向力较大，从而摩擦力大。 麦弗逊式 独立悬架是目前前置前驱动轿车和某些轻型客车首选的较好的悬架结构形式。 辅助元件 横向稳定 杆 图 为了降低汽车固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架垂直 刚度都较小，而使汽车的侧倾角刚度值也很小，使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。 为此，现代车大多装有横向稳定杆如图 22所示 ， 来加大悬架的侧倾角刚度来改善汽车行驶稳定性。 恰当的选择前、后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使 图 22横向稳定杆 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。 本科生毕业设计（论文） 6 汽车转弯 时 产生侧倾力矩，使内外侧车轮的负荷发生转移且影响车轮侧偏角刚度和车轮侧偏 角的变化。 前后轴车轮负荷的转移大小，主要取决于前后悬架的侧倾角刚度值。 当前后悬架侧倾角刚度值大于后悬架的侧倾角刚度值时，前轴的负荷大于后轴车轮的负荷转移，并使前轮侧倾角大于后轮的侧倾角，以保证汽车具有不足转向特性。 在汽车悬架上设计横向稳定器，能增大前悬架的侧倾角刚度。 导向机构 导向机构 的作用是 传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动， 它由 导向机构由控制摆臂式杆件组成。 出于对中级轿车的考虑为了在原有独立悬架的基础上添加导向机构又不使结构复杂，决定采用单杆式导向机构。 本科生毕业设计（论文） 7 第 3 章 技术参数确定与计算 自振频率 对于普通级以下轿车满载的情况 ,前悬架偏频 (车身的固有频率 )要求在~ ,后悬架偏频要求在 ~。 对于高级轿车满载的情况 , 前悬架偏频要求在 ~ ,后悬架偏频要求在 ~。 原则上轿车的级别越 高 ,悬架的偏频越小。 因此取：前悬架偏频为 ，即 Hzn  后悬架偏频为 ，即 Hzn  悬架刚度 前、后悬架的簧载质量 21,mm 分别为： 90010010001 m kg 800808802 m kg 前、后悬架的刚度 21,cc 分别为： 5 1 1 1 2221121   nmc mN 5 3 3 2 0 044 2222222   nmc mN 悬架静挠度 cFf wc 前悬架静挠度： mm　cgmf c 1735 1 1 1 2/981900111  后悬架静挠度： mmcgmf c 1475 3 3 2 1981800222  cc ff 符合 12 )~( cc ff  式中： WF — 汽车静止时悬架上的载荷 g — 重力加速度 )981( 2scmg  前、后悬架的静挠度 1cf 和 2cf 应当接近，并使后悬架静挠度 2cf 比前悬架的静挠度 1cf 小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。 本科生毕业设计（论文） 8 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 df。 前、后悬架的动挠度常按其相应的静挠度来选取，对于轿车 df 取 cm9~7。 cd ff )~(因为： 0 4 4 2 7 7 21  dd ff ；所以：mm901 df因此取： mm802 df 悬架弹性特性曲线 图 31 悬架弹性特性曲线 本科生毕业设计（论文） 9 第 4 章 弹性元 件的设计计算 前悬架弹簧 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 初定 弹簧中径 mmDm 120 钢丝直径 mmd 12 结构形式为两端辗细 所选用的材料为 MnSi260 查《机械设计手册》得 Mpa1585][  则 M P 815 ][][   弹簧圈数 由前知 mfc  单侧螺旋弹簧所受轴向载荷 P 为 NgmP 4 4 0 o s4 5 0c o s1   其中 1m — 前悬架单侧簧载质量（ kg450 ）  — 前悬架减振器安装角（ 3 ） 螺旋弹簧在 P 下的变形 f 为 mff c o o s   螺旋弹簧的刚度 mNfPC s 2 5 4 5 71 7  由 iDGdfPC ms 34 8 G 为切变模量， 得弹簧工作圈数 i ]25457)1000120(8[)100012( 341034  sm CDGdi 取 i ， 又 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 关系为 2in 则弹簧总圈数 8n 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 SH 间的关系如下： mmtndH s 916)18()1(  本科生毕业设计（论文） 10 t 为节距，取 t=3mm 则 mmffH dcS 3 5 4901 7 391  取弹簧总高度 mmH 400 应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： 239。 8 dPCK   C 为 弹簧指数（旋绕比）， 10121 2 0  dDC m )4104()1104()44()14(39。  CCCKK 为曲度系数，则 ： M P aM P adP C K ][][ 2239。   符合要求。 后悬架弹簧 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 初定 弹簧中径 mmDm 120 钢丝直径 mmd 12 结构形式为两端辗细 所选用的材料为 MnSi260 查《机械设计手册》得 Mpa1585][  则 M P 815 ][][   弹簧圈数 由前知 mf  单侧螺旋弹簧所受轴向载荷 P 为 NgmP 3 9 1 o s004c o s2   其中 2m — 后悬架单侧簧载质量（ kg400 ）  — 后悬架减振器安装角（ 2 ） 螺旋弹簧在 P 下的变形 f 为 mff c o o s   螺旋弹簧的刚度 mNfPC s 2 6 6 5  由 iDGdfPC ms 34 8 G 为切变模量， 得弹簧工作圈数 i 本科生毕业设计（论文） 11 4 . 9 5]26653)1000120(8[)100012( 341034  sm CDGdi 取 5i ， 又 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 关系为 2in 则弹簧总圈数 7n 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 SH 间的关系如下： mmtndH s 796)17()1(  t 为节距，取 t=3mm。 则 mmffH dcS 3068014779  取弹簧总高度 mmH 350 应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： 239。 8 dPCK   C 为弹簧指数（旋绕比）， 10121 2 0  dDC m )4104()1104()44()14(39。 39。  CCCKK 为曲度系数，则 ： M P aM P adP C K ][][ 2239。  符合要求。 本科生毕业设计（论文） 12 第 5 章 悬架导向机构的设计 导向机构设计要求 独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩， 并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化。 因此在设计独立悬架的导向机构时，应使其满足以下要求： (1) 适当 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，减小橡胶元件的弹性变形，以保证导向精确； (4) 保证车轮定位参数及其随车轮跳动的变化能满足要求； (5) 具有足够的疲劳强度和寿命。 麦弗逊独立悬架示意图 图 51 麦弗逊式独立悬架 本科生毕业设计（论文） 13 1） 适用弹簧：螺旋弹簧 2） 主要使用车型：轿车前轮； 3） 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。 导向机构受力分析 3F — 作用到导向套上的力 1F — 前轮上的静载荷 39。 1F 减去前轴簧下质量的 21 6F — 弹簧轴向力 a — 弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离 图 52 麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图 分析如图 52 所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知，作用在导向套上的横向力 3F 可根据图上的布置尺寸求得 本科生毕业设计（论文） 14 ))(( 13 cdbc adFF  横向力 3F 越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力越大，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 3F ，要求尺寸 dc 越大越好，或者减小尺寸 a。 增大 dc 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。 为了发挥弹簧减小横向力 3F 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。 横臂轴线布置方式 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。 导向机构的布置参数 侧倾 中心 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度 wh 为 )t a nc o s2 svw rdkpbh  （ 式中 )s in ()(   ck dkp  sin 注： 式中 vb 为轮距 本科生毕业设计（论文） 15 53 麦弗逊式悬架侧倾中心。