奇瑞微型汽车悬架系统设计毕业论文(编辑修改稿)

奇瑞微型汽车悬架系统设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

12 结构形式 ：端部并紧、不磨平、支撑圈为 1 圈 所选用的材料为 MnSi260 查《机械设计手册》得 Mpa1585][  则 M P 815 ][][   2） 弹簧圈数 由前知 mfc  单侧螺旋弹簧所受轴向载荷 P 为 NmP 39 os40 0c os   其中 m — 后悬架单侧簧载质量（ kg400 ）  — 后悬架减振器安装角（ 5 ） 螺旋弹簧在 P 下的变形 f 为 o o s  cff 螺旋弹簧的刚度 mNfPC s 2 4 6 3  由 iDGdfPC ms 34 8 得弹簧工作圈数 i ]24635)1000120(8[)100012( 341034  sm CDGdi 取 7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 9n 3）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 1 0 36)19()1(  则 mmffH dcS 3 4 2801 5 91 0 3  本科生毕业设计（论文） 9 取弹簧总高度 mmH 350 4）应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： 239。 8 dPCK   又 10121 2 0  dDC m 1 )4104()1104(6 1 )44()14(39。  CCCK 则 M P aM P adP C K 8 0 0][ 7 5])1 0 0 010([ 9 1 788 2239。   式中 39。 K — 曲度系数 C — 弹簧指数 本科生毕业设计（论文） 10 第 5章 悬架导向机构的设计 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  ，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 侧加速度下，车身侧倾角不大于  7~6 ，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。 图 51 麦弗逊式独立悬架 1） 适用弹簧：螺旋弹簧 2） 主要使用车型：轿车前轮； 本科生毕业设计（论文） 11 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。 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 )(a 本科生毕业设计（论文） 12 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。 ))(( 13 cdbc adFF  横向力 3F 越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力 fF3 越大（ f 为摩擦系数），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 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。 图 53 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 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。 本科生毕业设计（论文） 13 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。 本科生毕业设计（论文） 14 第 6 章 减振器设计 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，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。 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 )20~10( MPa 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 )5~( MPa ，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） 15 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 SY  )~( 的关系 ]1[ 设计时，先选取 Y 与 S 的平均值 。 对于无内摩擦的弹性元件悬架，取~ ；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 ；为避免悬架碰撞车架，取 SY   对于本设计选用的悬架，取 前 后 减振器阻尼系数 减振 器阻尼系数 CM 2。 因悬架系统固有频率MCW，所以理论上MW 2。 实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。 例如，当减振器如图 62 安装时，减振器阻尼系数为  2c o s)2( MW 所以 1211 c o s)2(  WM前 2c o s) 2 ( 2  （单边） 2222 c o s)2(  WM后 5c o s) 0 ( 2 2892 （单边） 图 62 减振器安装位置 本科生毕业设计（论文） 16 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。 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 XV。 在减振器安装如图 72 所示时， cosAwVX  式中 A — 车身振幅，取 mm40 W — 悬架系统的固有频率 XV 为卸荷速度 ,一般为 ~ smAwV X o o s 1  前 smAwV X o o s 2  后 前XV 、 后XV 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 XS VF 0 则 NVF XS 0 1 1 40  前前前  NVF XS 0 8 9 20  后后后  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 )1]([ 4 20   P FD 式中 [P]工作缸内最大允许压力 ,取 MPa4~3  连杆直径与缸筒直径之比 ,双筒式取 ~ 由 1999491 TQC 《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》可知 :减振器的工作缸直径 D 有 mm6550)45(403020 、、 等几种。 所以筒式减振器工作直径 D 可取： mmP FD )( 0 34)1]([ 4 220    前前 取 mmD 30前 本科生毕业设计（论文） 17 mmP FD )( 8 0 94)1]([ 4 220    后后 取 mmD 20后 2） 油筒直径 贮油筒直径 DD C )~( ，壁厚取 mm2 ，材料可取 20 钢 前贮油筒直径 mmDD C 前 取 mmDC 45前 后贮油筒直径 mmDD C 后 取 mmDC 45后 连杆直径的 选择： mmd 15前 ； mmd 15后 本科生毕业设计（论文） 18 第 7 章 横向稳定杆设计 横向稳定杆参数确定 当 用于独立悬架时 ，横向稳定器侧倾角刚度 bC 与车轮处的等效侧倾角刚度wC 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 d wF ，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为 d wf ，相应的横向稳定杆 部受到的垂向力和位移分别为 d bF 和 d bf ，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d wF 与 d bF 所作的功相等， 即 d wF ∙d wf = d bF ∙ d bf 而作用在杆上的弯矩和转角分别为 d bM = d bF L d b =2d bf /L L—— 横向稳定器两端点之间的距离 由此可得出杆的 角刚度 bC =d bM / d b =21bbdfdF 2L 同理可知车轮的等效角刚度 wC =21wwdfdF 2B B—— 为 车轮轮距 由此可得 bC = wC 2)(wwff 2)(BL 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= )](4)(2[3 222331 cblbaLalEIP  E—— 材料的弹性模量， E= 510 MPa I—— 稳定杆的截面惯性矩， I= 644d 4mm d—— 稳定杆的直径， mm P—— 端点作用力， N F—— 端点位移， mm 由上式可知横向稳定杆的角刚度 本科生毕业设计（论文） 19 bC =21fP2L =3EI。