夏利轿车前独立悬架设计-毕业设计学位论文范文模板参考资料

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应的最大变形为： Pdmax=5420N F=258mm 根据已求得的弹簧所受的最大力和相应的变形进行弹簧的设计。 湖南大学毕业设计（论文） 第 6 页 根据其工作条件已经选择簧丝材料 60Si2MnA。 材料的性能参数如表 表 60Si2MnA 性能参数 许用切应力 []σ 48 2gKf/mm 许用剪应力 []σ 100 2gKf/mm 剪切模量 G 8000 2gKf/mm 弹性模量 E 20200 MP 强度范围 4550 HRC ： 旋绕比（弹簧指数）影响着弹簧的加工工艺，当旋绕比过小时将给弹簧的制造带来困难。 一般的选择范围是 C=4~8,这里初选旋绕比 C=8。 3. 计算钢丝直径 d 曲率系数 K==+−− （ ） d][≥= 选 d= D2选择 D2=C*d=8*＝ 84mm 选 D2=90mm n选择 n=()−= （ ） 选 n=6圈 两端均选 ，则弹簧总圈数为： n1=n+n2=6+= 6 .弹簧的工作极限变形 F ≤==（ ） 工作极限载荷： 湖南大学毕业设计（论文） 第 7 页 P ≤=（ ） 节距 t t=d+F/n+=++=mm 自由高度 H0 H0=nt+ =+= 选 H0=370mm 螺旋角α： 176。 === 外径 D： D=D2+d=90+= 进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而定）。 内径 D1： D1=D2d== 上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表 表 螺旋弹簧的参数 自由高度 H0 370mm 弹簧圈数 n 螺旋角 α 内径 D1 外径 D 节距 t 在 AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图 ）所示。 为了改善弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为 ，根据文献 [18]，粗糙度值选为。 湖南大学毕业设计（论文） 第 8 页 图 螺旋弹簧的零件图 进而可根 据螺旋弹簧二维图在 UG软件的三维建模环境下建立零件的三维模型如图 2.所示。 图 基于 UG软件的螺旋弹簧三维零件图 汽车在高速行驶时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。 因此，悬架湖南大学毕业设计（论文） 第 9 页 中需添设横向稳定杆 [9。 采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外，还会影响汽车的操纵稳定性。 主要包括以下两点 [1： 10]�1] （ 1）前悬架中采用较硬的横向稳定杆有助于汽车的不足转向性，并能改善汽车的蛇形行驶性能； （ 2）增大后悬架的稳定性，会使前轮驱动汽车具有中性转向性能，使后轮驱动车具有更大的过度转向性。 夏利轿车采用的前置前驱（ FF）方案，因此汽车总布置对空间的要求比较严格，可利用的空间不大。 基于这样的布置要求和使用条件，这里选用 Ⅱ 型稳定器（图 夏利汽车横向稳定杆的三维图）。 确定横向稳定杆杆径 d0的公式如下： 32230052743(22)332ssCedklllllEGπ=++ （ ） 其中： Cs=。 E=196Gpa。 G=80Gpa。 k—— 对于圆截面杆段，所采用的修正系数； l0 =523mm。 l2=363mm。 l4=200mm。 l5=210mm。 l7=500mm。 ls=1145mm. 各参数的含义如图 ，其数值可参考横向稳定杆的零件图。 ，选择整数标准值湖南大学毕业设计（论文） 第 10 页 稳定 工程图（如图 ）所示。 为了使横 向稳 杆的形状应由它的空间布置要求来定。 在 AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的 定杆在拐角处的半径值不至于过小，此处取最小半径 R＝ 18mm。 三维模型如图。 湖南大学毕业设计（论文） 第 11 页 夏利轿车的工作工况一般为城市道路工况，总体来说，它所行驶的路面较为平缓。 悬架的减振器在这样的路面上工作时，振动的幅值不大，但频率较高。 所以，在此设计方案中选用液力式减振器如图。 使用液力减振器后，当车架与车桥作往复相对运动时，减振器能够通过内部粘性油液的流动，将车身和车架的振动能量转化为热能，最终散到大气中，从而达到使振动迅速衰减的目的。 图 夏利轿车减振器的三维模型图 能参数的选择 减振器的主要性能参数主要有两个：相对阻尼系数 ϕ和阻尼系数δ。 它们决定了减振器的阻力 — 位移特性和阻力 — 速度特性 [8。 ] ϕ的选择 在选择相对阻尼系数时，应考虑到：取得大虽然能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身；另一方面，取得过小又会使振动衰减慢，不利于行驶平顺性。 由前面的计算得知螺旋弹簧的刚度为 21N/m、汽车悬架的偏频为 ，为了使减振器和螺旋弹簧有较好的匹配关系，在考虑型车设计要求的湖南大学毕业设计（论文） 第 12 页 情况下，本车的相对阻 尼系数拟选为： ϕ=，这样能够让悬架发挥其较佳的性能。 减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。 δ =2ϕxMK （ ） 夏利轿车中减振器安装在悬架中与垂直线成 的 夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定： 05 2222cossmwnaψδα= （ ） == 式中： w—— 杠杆比 ,i=n/a； N—— 为下横臂的长度 α —— 减振器安装角。 0F 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 cos/xvAwaα= （ ） 式中， xv 为卸荷速度一般为 － ， A为车身振幅，取 40mm； w为悬架振动固有频率。 由悬架结构总体布置方案知 a＝ 201mm n=212mm 177。 所以， cos/xvAwaα= ＝ 400cos5＝ m/s 取伸张行程的阻尼系数 sδ==2054=，在伸张行程的最大卸荷力 310 0ssFδ=＝ ＝ （ N） （ ） 310湖南大学毕业设计（论文） 第 13 页 D的确定 根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径 D为： 0F []()0241FDpπλ=− （ ） ()==− 式中， []p最大允许压力，取 3Map； λ为连杆直径与缸筒直径之比，取λ＝ 根据求得的工作缸直径，查 汽车筒式减振器的有关国标 (JB1459— 85)，就可以就近选用一个标准尺寸。 这里我们选用的工作缸直径 D=25mm。 一般 Dc=(~)D=，壁厚取 2mm，材料选用 20号钢。 上述的计算结果如表 ，减振器的装配简图如图 表 减振器的参数 阻尼系数δ 2054 最大允许压力 []p 3MP 工作缸直径 D 25mm 储油筒直径 Dc 连杆与缸筒直径之比λ 壁厚 2mm 湖南大学毕业设计（论文） 第 14 页 图 夏历轿车减振器结构简图 鉴于减振器对污染、磨损等的敏感性，在绘制装配图时是根据减振器的使用条件的要求注明了技术要求（可参考减振器的零件图），零件配合处的粗糙度 Ra值选为。 在夏利汽车的前悬中，因结构的限制，导向臂和转向拉杆间的转角被限制在 177。 范围内。 如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值，此时，零件会因为冲击而发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。 因此，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。 013 夏利汽车前悬的垂直刚度为 ，这就意味着悬架被设计得非常软，当然，这样有利于提高汽车的平顺性和舒适性，但同时却增加了螺旋弹簧达到压缩极限的可能性。 因此，为了解决这种矛盾，就需要选择合适的缓冲块阻尼。 根据约森 赖姆佩尔 .著的《悬架元件及底盘力学》，在此夏利轿车前悬的设计中，选择缓冲快的阻尼为 1100。 另外，轿车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有关。 选用夏利轿车用缓冲块的工作频率为 60Hz左右，这样离路面噪音的频率（ 15～ 20Hz)较远，这样可以显著减少轿车内的噪音，为车内提供更 加安静的环境。 湖南大学毕业设计（论文） 第 1 页 3 麦弗逊式悬架导向机构的仿真与优化 以上的分析中已经给出夏利轿车前悬的结构形式，即麦弗逊式独立悬架。 其运动特性关系到整车的操纵稳定性、舒适性、转向轻便性等性能。 因此 ,对其运动情况进行精确分析可提高系统设计水平 ,进而改善整车性能。 当车轮受到路面的作用力而上下跳动时，导向机构也将随之上下跳动。 在此过程中将不可避免的引起轮距、主销倾角、侧倾中心和纵倾中心等车轮定位参数的变化。 因此，在夏利轿车的设计时应重点注意以下几点 要求 [1： 3] （ 1）形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线和纵倾中心； （ 2）保证车轮定位参数以及车轮跳动时的变化满足要求； 本章限于篇幅和设计任务的要求重点讨论悬架工作时（上下跳动时）车轮定位角的变化及对整车性能的影响。 3. 2 麦弗逊式悬架系统物理模型的建立 在建立悬架系统的数学模型之前首先需要建立悬架系统的物理模型，通过将 图 悬架的实体模型（图 ）抽象为物理模型，我们可以很直观的了解悬架系统在工作过程中各构件的运动情况和各关键点之间 的相对位置关系。 湖南大学毕业设计（论文） 第 2 页 图 夏利轿车前悬架的运动学模型 如图 所示， L为悬架下摆臂轴线在空间中的抽象， A1B1为下摆臂， EF为转向横拉杆， A4为减振器和车身的上联接点， B1为下摆臂外球销位置， T为减振器的下支点， E为转向节臂的外端点， F为横行稳定杆的断开点， D为车轮的转动中心，C为车轮与地面的接触点。 导向机构运动学分析 数学准备 （ 1）直线与 x、 y、 z轴正方向的夹角分别是： zyxθθθ, 则其方向余弦为： （ ） ⎪⎩⎪⎨⎧ zyxθθθcoscoscos湖南大学毕业设计（论文） 第 3 页 图 （ 2）已知两点 A,B在空间坐标系中的坐标为： [A]=[XA,YA,ZA]T [B]=[XB,YB,ZB]T 可根据确定 [A] 、 [B]的坐标和相关理论确定直线 AB的方向余弦。 直线 AB的方向余弦为 ： [U]=[Ux,Uy,Uz]T （ ） Ux=ABXAXB−, Uy=ABYAYB−, Uz=ABZAZB− （ 3）已知空间某一直线 L的投影角，确定该直线的方向余弦。 空间直线 L在 XOY平 面内的投影角为θ，在 XOZ平面内的投影角 为 ϕ。 UxUztg−=ϕ UxUytg=θ （ ） 直线的方向余弦为：[U]=221/1UxtgtgUyUxtgUzUxtgϕθθϕ⎡⎡++⎤ ⎤ ⎢ ⎢ ⎥ ⎥ =⎢ ⎢ ⎥ ⎥ ⎢ ⎢ ⎥ ⎥ −⎦ ⎦ ⎢ ⎢ ⎣ ⎣ （ 4）线段 OB绕其轴线 L摆动了角α，确定摆动后点的坐标： 已知空间轴线 L的方向余弦 [u]=[ux,uy,uz]T；点 O,B的初始坐标分别为：[O]=[Xo,Yo,Zo]T， [B]=[XB,YB,ZB]T,摆动角度α后，点 B的坐标为： [B]=[Q]([B][O])+[O] （ ） 式中坐标变换矩阵为： 湖南大学毕业设计（论文） 第 4 页 [Q]= 2202020313022212030223012213022301032()1,2(),2()2(),2()1,2()2(),2(,2()1qqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqqq⎡ +−−+⎤⎢⎥++−−⎢⎥⎢⎥−++⎦⎣ 其中，欧拉参数 q0=cos(α/2), q1=uxsin(α/2) q2=uysin(α/2), q3=uzsin(α/2) 当车 轮跳动时，摆臂绕其轴线旋转（设下摆臂向上摆动α角），其正、负号由右手法则确定。 根据空间机构学原理，悬架各点运动后的坐标可通过下述方法加以确定： 已知摆臂上两点的坐标 M、 N，利用投影关系可以求得摆臂线 L在 XOY平面和XOZ 平面与 X轴的夹角分别θ、 ϕ，如图。 图 摆臂绕主销的转动图 [M]=[XM,YM,ZM]T [N]=[XN,YN,ZN]T Ux=XNXMMN−, Uy=YNYMMN−, Uz=ZNZMMN− 则 UxUztg−=ϕ UxUytg=θ （ ） 2. 求得连体坐标系下各点的坐标 A439。 =[0,2O4Asinε,2O4Acosε]T。 O239。 =[0,0,0]T。 湖南大学毕业设计（论文） 第 5 页 B139。 =[0,T2Osinε+T1Bcosε, T2Ocosε+T1Bsinε]T。 T39。 =[0,T2Osinε,T2Ocosε]T. 另外可以查零件图得到 P点的连体坐标 P’和减振器的内倾角的大小。 ε [U]=[ux。 uy。