前麦弗逊独立悬架毕业设计

前麦弗逊独立悬架毕业设计内容摘要：

用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。 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尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。 本文选择双筒式液力减振器。 图 21 含减振器的悬架简图 ； ； ；。 传力构件及导向机构 车轮相对于车 架和车身 跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求。 因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 12 机构。 对前轮导向机构的要求 （ 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，前轮定位参数要有合理的变化特性，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 ，车身侧倾角≤ 67度。 并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 （ 4）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。 （ 5）具有足够的疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。 横向稳定器 在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件 —— 横向稳定器。 横向稳定器实际是一根近似 U 型的杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来 防止车身产生过大侧倾。 其原理是当一侧车轮相对车身位移比另外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。 本 章小结 本章主要介绍麦弗逊悬架的主要结构组成，各个零部件的工作原理以及在汽车整体运动中的主要功用。 对在以后的悬架设计中提供了理论基础。 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 13 第 3 章 悬架主要参数的确定 悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。 由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同配合确定。 此次设计是对 哈飞路宝7110 前独立悬架设计。 哈飞路宝 7110 参数如表 31所示 表 31 哈飞路宝 7110参数 长 /宽 /高（ mm） 3618/1563/1533 变数器型式 排量（毫升） 1075 最大功率（ kw） 最大扭矩（ ） 72/3500 油耗（ L/100km） 轴距（ mm） 2335 前轮距（ mm） 1360 后轮距（ mm） 1355 满载质量（ kg） 1270 空车质量（ kg） 920 主销内倾角 11176。 56′ 注销后倾角 4176。 30′ 车轮外倾角 22′ 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 14 前束 2～ 4 满载前轴允许负荷 810kg 满载后轴允许负荷 810kg 悬架的空间几何参 数 在确定零件尺寸之前，需要先确定悬架的空间几何参数。 麦弗逊式悬架的 受力图如图 31所示 图 31麦弗逊式悬架的 受力分析 根据车轮尺寸，确定 G点离地高度为 ，根据车身高度确定 C 大致高度为 700mm， O点距车轮中心平面 110mm，减震器安装角度 14176。 悬架的弹性特性和工作行程 对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数 ε =～ ，因而可以近似地认为 ε =1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频 1n ， 2n 表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。 一般对于钢制弹簧的轿车， 1n 约为 1～ （ 60～ 80次 /min） ， 2n 约为 ～（ 70～ 90次 /min），非常接近人体步行时的自然频率。 取 n= 悬架的工作行程 悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 15 由 ncf5 (31) 式中 ： cf — 悬架静挠度 得悬架静挠度： 25nfc (32) mmfc 2  则悬架动挠度： df =（ — ） cf 取 df = cf = ＝ 为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于 160mm。 而 dc ff  =+=160mm 符合要求 已知：已知整车装备质量： m =920kg， 取簧上质量为 870kg；取簧下质量为 50kg，则由轴荷分配图知： 空载前轴单轮轴荷取 60%： 2 %608701 m=261kg 满载前轴单轮轴荷取 50%： kgm %50)605870(2 （满载时车上5 名成员， 60kg/名）。 悬架刚度： cWc fFfFC  满载 = mnN /  本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 16 本章小结 本章主要介绍了哈飞路宝 7110的主要参数。 基于哈飞路宝的数据参数对悬架系统的刚度进行计算。 针对各个零部件的设计都是在悬架总体刚度的基础上设计。 第 4 章 悬架主要零件设计 螺旋弹簧的设 计计算 螺旋弹簧材料的选择。 螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑，制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍。 根据哈飞路宝汽车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析），选择 60Si2MnA 为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。 由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度 C与弹簧刚度 SC 是不相等的，其区别在于悬架刚度 C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度 SC 仅指弹簧本身单位挠度所需的 力。 例如麦弗逊独立悬架的悬架刚度 C 的计算方法： 选定下摆臂长： EH=284mm；半轮距： B=680mm ；减震器布置角度：β =9176。 ，高度。 可知悬架刚度与弹簧刚度的关系如下： 可知 ： C=(uCosδ /PCosβ )Cs （ 41） 式中 ： C— 悬架刚度 ； Cs— 弹簧刚度。 已知 u= p= δ =16176。 β =24176。 得：  c os/c os PU CC S N/mm 弹簧的受力及变形 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 17 根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析 计算可以得到平衡位置处弹簧所受压缩力 P与车轮载荷 N’v 的关系式 : P=Ay=  39。 coscosNv a=  2 9 2 .5 co s 2 2 39。 9 .8 1co s 2 2 39。 9 3。 =2890(N) （ 42） 式中 ：  车轮外倾角 ；  减震 器的内倾角  主销轴线与减震器的夹角。 图 41弹簧的受力 （ 1） 弹簧所受的最大力 取动载荷系数 k= 则弹簧所受的最大力 Pdmax 为 Pdmax=k p= 2890=  (N) 图 42 螺旋弹簧受力 （ 2） 车轮到弹簧的力及位移传动比 车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。 弹簧的刚度 Ks与悬架刚度 Kx可由 传递比建立联系；利用位移传递比 ix便可计算出螺旋弹簧的刚度 Ks .w= F N vhiyixKsFf f (43) 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 18 其中分数 .Nvhf 代表悬架的线性刚度。 从而，得到如下关系式 Ks kxiyix 当球头支撑 B由减震器向车轮移动 t值时，根据文献，悬架的行程传递比及力的传递比为 ix=1/cos(  )= (44) iy=  c o s ( ) s in ( )c o s ( )( ) ( )R o d tg t c oc o c tg t                = (45) 代入数值可得 ix= iy= 所以，位移传递比 iyix为 （ 3） 弹簧在最大压缩力作用下得变形量 由于哈飞路宝的前悬架给定的偏频 f= K= 2 2 24 f 4 3 ( / m m )mN    (46) 可得到弹簧的刚度 Ks Ks=Kxiyix=() (47) 进而可得到弹簧在最大压缩力 Pdmax作用下的变形量 F F=Pdmax/Ks=(mm) (48) 所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为： Pdmax=4913N F= mm 弹簧几何参数的计算 根据以求得的弹簧所受的最大力和相应的变形进行弹簧的设计 （ 1） 弹簧的材料许用应力 根据其工作条件已经选择弹簧材料 60Si2MnA。 材料的 表 41 所示。 表 41 60Si2MnA性能参数 许用应力 48kgf/ 2mm 许用剪切力 100kgf/ 2mm 剪切模量 8000kgf/ 2mm 弹性模量 2020mp 强度范围 4550 HRC （ 2） 选择弹簧旋绕比 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 40133。