(毕业设计)现代途胜20gl轿车悬架设计毕业论文(编辑修改稿)

(毕业设计)现代途胜20gl轿车悬架设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

立悬架 本科生毕业设计（说明书） 6 弯时，上下两个叉臂能同时吸收轮胎所受的横向力，加上两叉臂的横向刚度较大，所以转弯的侧倾较小。 它的主要优点有：横向刚度大、抗侧性能优异、抓地性能好、路感清晰。 双叉 骨 式独立悬架通常采用上下不等长叉臂（上短下长），让车轮在上下运动时能自动改变外倾角并且减小轮距变化减小轮胎磨损，并且能自适应路面，轮胎接地面积大，贴地 性好。 从结构上来看，双叉 骨 式独立悬架和麦弗逊式悬架有着紧密的血缘关系，它们的共同点为：下控制臂都由一根 V字形或 A 字形的叉形控制臂构成，液压减震器充当支柱支撑整个车身。 不同处则在于双叉臂式独立悬架多了一根连接支柱减震器的上控制臂，这样一来有效增强了悬架整体的可靠性和稳定性。 适用于运动型轿车，超级跑车以及高档 SUV 前后悬架。 所以我设计的前、后悬架分别为 麦弗逊式 独立悬架和后悬架为双叉 骨 独立悬架。 横向稳定器 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，现代汽车大多装有横向稳定杆如图 23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。 汽车转弯是产生侧倾力矩，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。 在汽车图 23横向稳定器 本科生毕业设计（说明书） 7 悬架上设计横向稳定器，能增大前悬架的侧倾角刚度。 缓冲块 缓冲块通常由如图 24 的橡胶制造。 通过硫化将橡胶与钢板连为一体，再焊接在钢板上的螺钉将缓冲块固定在车身上，起到限制悬架最大行程的作用。 有些汽车装用的多孔聚氨脂做成。 它兼由辅助弹性元件的作用。 多孔聚氨脂是一种很高强度的和耐磨性能的复合材料。 这种材料起泡时形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡不受损失。 由于在材料中有封闭的气泡，在载荷下压缩，但其外轮廓尺寸变化却不大，这点与橡胶不同。 所以在设计中，我选择了多孔聚氨脂制成的缓冲块。 图 24缓冲块 本科生毕业设计（说明书） 8 第三章技术参数确定与计算 自振频率 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。 因现代汽车的质量分配系数ε近似等于 1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。 因此，汽车前、后部分的固有频率（亦称偏频）可用下式表示： 用途不同的汽车，对平顺性要求 亦不同。 以运送人为主的乘用车，对平顺性的要求最高，客车次之，货车更次之。 对发动机排量在 以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在 ～ ，后悬架则要求在 ～。 原则上，乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，要求满载前悬架偏频在 ～ ，后悬架则要求在 ～。 货车满载时，前悬架偏频要求在 ～ ，而后悬架则要求在 ～。 偏频越小，则平顺性越好。 选定偏频以后，即可计算出悬架的静挠度。 所以我设计的前悬架偏频选择 n1=,后悬架偏频选择 n2=。 悬架刚度 KSU 依据悬架刚度公式可得： mnK 2)2(  式中： m—— 簧载质量 K—— 悬架的角刚度 n—— 悬架的偏频， 前轮簧载质量： 后轮簧载质量： 前悬架的理论刚度： 后悬架的理论刚度： mml 330 mma 330 12 mKn 21kgmba amm f 1 0 1 8 0  满前kgmba bmm r 6 1 8 0  满后mmNmnK 62 7 0 )2 221  ）（（ 前前 mmNmnK 64 6 222  ）（）（ 后后  本科生毕业设计（说明书） 9 前悬架的实际刚度： mml 350 mma 200 10 后悬架的实际刚度： 因为前后悬架实际刚度 前K 、 后K 均比前后悬架理论刚度 前K 、 后K 大，所以均满足要求。 悬架静挠度 cf 悬架的静挠度 cf 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 wF 与此时悬架刚度 c 之比，即 fc=Fw/c。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用式表示： Kmgfc  式中： g—— 重力加速度， g=981cm/s2 前悬架的静挠度： mmKgmf 1 7 36 2 7 7 79 8 1 1 0 5  前前前 后悬 架的静挠度： mmKgmf 1 4 76 4 6 2 59 8 1 6 9  后后后 理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障， 121 nn 时的车身纵向角振动要比 121 nn 时小，故取 前后 ）（ f～f 。 因为 前后 ff ，所以前、后悬架静挠度满足要求。 图 31悬架自振频率 mmNa lKK 6 4 1 7 912c o s3 3 0 3 3 06 2 7 7 7c o s   前前mmNa lKK 1 1 4 8 3 810c o s2 0 0 3 5 06 4 6 2 5c o s  后后 本科生毕业设计（说明书） 10 悬架动挠度 df 悬架的动挠 度 df 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。 为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车 cd ff 的值应不小于 ，大客车应不小于 ，载货汽车 ，而行驶路况恶劣的越野车，这个值还要大一些。 我设计的是乘用车的悬架，所以 cd ff 的值应不小于。 前悬架的动挠度： mmff cd 7  后悬架的动挠度： mmff cd  所以前悬架的动挠度取 100mm，后悬架的动挠度取 90mm。 本科生毕业设计（说明书） 11 第四章弹性元件的设计计算 前悬架弹簧（麦弗逊悬架） 螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。 螺旋弹簧 在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。 通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 悬架单侧最大工作载荷 1F 由下式求得： 悬架单侧最小工作载荷 1F 由下式求得： 弹簧指数（旋绕比）取 C=6， 则曲度系数 K 由下式求得： 查表得钢 丝拉伸强度极限 MPaB 1400 则许用应力  由下式得出：   M P aB 7 0 01 4 0   弹簧的簧丝直径 d 由下式得出： Nmmba aF f 5 7 9 8210)502 1 8 (210)(1  满Nmmba aF f )(1   空 14   CCCK  mmCFKd 1    本科生毕业设计（说明书） 12 则弹簧中径 2D 由下式可得出： 计算弹簧刚度 弹K ： 本次设计弹簧所才用的结构形式为螺旋弹簧。 弹簧圈数 工作圈数取 6Z 则弹簧总圈数 1Z 由下式得出： 82621  ZZ 弹簧节距 P由下式得出： 两圈间隙δ由下式得出： mmdP 131326  弹簧的自由高度由下式得出： mmdPZH 2  后悬架弹簧（双叉骨悬架） 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 悬架单侧最大工作载荷 2F 由下式求得： 悬架单侧最小工作载荷 1F 由下式求得： 弹簧指数（旋绕比）取 C=6， 则曲度系数 K 由下式求得： mmCdD 781362 mmNlaKK 3 1 3 8 833033026 2 7 7 7222  前弹mmDP 2637832 Nmmba bF r 4 8 2 3210552 1 8    满Nmmba bF r    空 14   CCCK 本科生毕业设计（说明书） 13 查表得钢丝拉伸强度极限 MPaB 1200 则许用应力  由下式得出：   M P aB 6 0 01 2 0   弹簧的簧丝直径 d 由下式得出： 则弹簧中径 2D 由下式可得出： 计算弹簧刚度 弹K ： 本次设计弹簧所才用的结构形式为螺旋弹簧。 弹簧圈数 工作圈数取 6Z 则弹簧总圈数 1Z 由下式得出： 82621  ZZ 弹簧节距 P由下式得出： 两圈间隙δ由下式得出： mmdP 131326  弹簧的自由高度由 下式得出： mmdPZH 2    mmCFKd 2   mmCdD 781362 mmNlaKK 9 8 9 6 635020206 4 6 2 5222  后弹mmDP 2637832  本科生毕业设计（说明书） 14 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) 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双叉骨独立架示意图 本科生毕业设计（说明书） 15 双叉骨独立架示意图 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 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 5— 2双叉骨独立架示意图  cddc adFF  )( 13 本科生毕业设计（说明书） 16 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。