基于adams软件轿车前悬架动态模拟与仿真本科生毕业论文(编辑修改稿)

基于adams软件轿车前悬架动态模拟与仿真本科生毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

对于轿车的非驱动桥，其非簧载质量约为 （ 50~90） kg之间，采用独立悬架时约为下限，采用非独立悬架时约为上限，采用复合纵臂式后支持桥悬架时约为中间值。 轿车的驱动桥，独立悬架的非簧载质量约为 （ 60~100） kg，而非独立悬架由于带有主减速器、差速器和刚体桥壳，非簧载质量可达 （ 100~140） kg。 螺旋弹簧的设计计算 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，由于要求良好的乘用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，本设计中小型观光本科生毕业设计 14 旅游车选用螺旋弹簧作为其弹性元件。 螺旋弹簧 计算 公式 （ 1） 应力公式 38DPKd  （ ） 式中 ：  —— 弹簧钢丝表面的剪 应力 ， MPa； P —— 弹簧载荷 ， N； D —— 弹簧中径 ， mm； d —— 钢丝直径 ， mm； K —— 应力修正 系数 4 1 6544CK CC （ ） 式中： C 为弹簧指数。 （ 2） 弹簧钢度公式 （ 或挠度公式 ） 438Gdk nD （ ） 348nD PGd （ ） 式中 ： k—— 弹簧钢度 ， N/mm； n—— 弹簧工作 圈数 ； —— 弹簧挠度 ， mm。 对弹簧钢、硬 钢丝、琴钢丝、油回火钢丝等材料，不管其钢丝直径粗细，原则上都取剪切弹性模数 G=83000MPa。 （ 3） 固有频率公式 0 1 1 12 2 2k k g gf mP         （ ） 式中： 0f —— 悬挂质量的固有频率 ， Hz； g —— 重力加速度 ， 9800mm/s2。 本科生毕业设计 15 （ 4） 阻尼公式（临界阻尼系数公式） gPkmkC c r /22  （ ） 式中： Ccr 临界阻尼系数 ,是决定减 振 器阻尼力的基础。 对应力公式来说，在应力计算中有四个变量，其中包含应力修正系数 K、弹簧钢丝直径的三次方计算等。 计算起来很麻烦，而且当计算结果应力过大时还要改变 d、 D值，反复多次才能算好。 而实际上是先决定许用应力，在许用应力的范围内寻求 d、 D值。 对弹簧钢度的计算也是如此。 但是，在这些计算公式中，预先决定许用应力、弹簧钢度，然后定出 d、 D 值中的一个，再求出另一个是相当费事的。 由 公式 （ ） 变形 得 328 2 / 2 2/2D P K D K P d CP K KCPd d A A      （ ） 故 应力计算公式 变形 为： 2KC SP A A  （ ） 式中： K—— 应力修正 系数， 4 1 6544CK CC ； A—— 弹簧钢丝截面积 , 24Ad （ mm2） ； S—— 由弹簧指数 C 决定的值。 S=2KC （ ） AS P （ ） 将 C 作为待求的量，改变上式得弹簧指数 计算公式 0 . 2 5 [ ( 0 . 7 3 ) ( 8 . 1 9 ) 1 . 2 7 ]C S S S     （ ） 由 公式 （ ） 变形 得 4333888 ( )G d G d G dk Dn D n Cn d   （ ） 设 0k 为每一圈弹簧的钢度，则 0 38dGk k n C   （ ） 取 G=83000Mpa，则 本科生毕业设计 16 30 1 0 0 0 /k k n d C   （ ） 螺旋 弹簧的计算 由于弹簧需要承受的冲击载荷较大，因此需要弹簧有较高的强度。 在此选取60Si2Mn 为悬架弹簧材料。 满载 静 平衡 时弹簧载荷 P=1637N， 从汽车平顺性考虑 取固有频率 0f =。 初选弹簧钢丝直径 d=8mm， 查表得许用拉应力 1520][  Mpa， 则 许用切应力 5 7][][   Mpa。 当悬架弹簧经喷丸处理时，最大载荷剪切应力应控制在 [ ]   Mpa 以下。 作用在弹簧上的负荷倍数 n 一般取 左右。 由于采用橡胶缓冲块等故可防止过载，静载荷时把应力控制在 600 Mpa 以下为好。 （即当载荷倍数 n= 时，使最大载荷时的应力不超过 [ ]   Mpa，同时为以后改进设计留有增加的重量的余地）。 在此选取静载荷 时应力 580 Mpa。 由 d=8mm 可算出钢丝截面积 8 444Ad    mm2 由 式 （ ） 解得 58 0 50 .2 4 17 .81637AS P    将 S 带入式 （ ） 得 0 . 2 5 [ ( 1 7 . 8 0 . 7 3 ) ( 1 7 . 8 8 . 1 9 ) 1 7 . 8 1 . 2 7 ] 7 . 5C        由式 C=D/d 得 7 .5 6 6 0D C d    mm 把 C、 d 带入式 （ ） 得 0 338 8 3 0 0 0 1 8 9 .6 38 8 7 .5dGk C   N/mm 根据 式 （ ） 求得弹簧钢度和静挠度 2 20( 2 ) ( 2 3 . 1 4 1 . 3 5 ) 1 6 3 7 309810fPk g     N/mm 220 9810 135( 2 ) ( 2 4 5 )g f   mm 根据式 （ ） 求得 弹簧的有效圈数 本科生毕业设计 17 0 630kn k   压并高度 )(  dnH s mm。 为了保证弹簧有足够大的动挠度，取载荷指数为 ，即弹簧最大工作载荷 F2= 1637= 最大行程 m a x 1 .5 1 .5 1 3 5 2 0 5   mm。 动挠度 m a x 2 0 5 1 3 5 7 0dcff    mm，在允许范围内。 弹簧的自由高度可由弹簧压并高度和最大行程决定，即 maxfsHH。 但为了避免全压缩，使自由高度 fH 高出一段距离  更安全 ，  取 5mm。 因此 弹簧 自由高度 m a x 60 20 5 5 27 0fsHH       mm。 对弹簧钢丝直径进行校核， 因为弹簧指数 C=，则曲度系数 4 1 0 .1 6 5 4 7 .5 1 0 .1 6 5 1 .1 9 74 4 4 7 .5 4 7 .5CK CC         ][8 2    CKFd j jd 小于原 设 定的值，取 d=8mm。 长径比 0 270 4. 5 5. 360HD    ， 不失稳 （ 合格 ）。 减振 器 的 计算 （ 1） 相对阻尼系数 在选择时应考虑到  的取值较大，能使系统振动迅速衰减，但会使较大的不平路面的冲击力传到车身 ；  选得过小，振动衰减过慢，不利于行驶平顺性。 对于内无摩擦弹性元件 （ 螺旋弹簧 ） 悬架，取 。 （ 2） 主要尺寸参数的选择 工作缸筒常由低炭无缝钢管支撑，其壁厚一般取 )~( mm。 单筒式减振器为防止外物撞击而产生变形，应取 2mm。 贮油筒直径  ， 壁厚取 2mm， 材料选本科生毕业设计 18 取 20 钢， 活塞杆直径 d 一般取 （ ~） D，工作缸筒长度的长度一般设计为减振器工作行程的 2~3 倍， D 为筒式减振器工作直径。 为了能以最少产品型号满足各类汽车的需要，我国己制订了汽车筒式减振器标准，由专业厂进行系列化生产。 筒式减振器以工作缸直径制定系列，国家标准确定了工作缸径的系列为 ： 50、 6 80（ mm）。 所计算得到的工作缸径，要在系列尺寸中找出相近的缸径作为最后确定尺寸。 （ 3） 减振器阻尼系数 2 ssr C m （ ） 式中： sC —— 悬架刚度 ， N/m； sm —— 簧载质量 ， kg。 式中 167sm kg， 11990sC  N/m， 。 2 2 0 . 3 1 1 9 9 0 1 6 7 1 2 9 7 . 6ssr C m     KN/ms1 为满足减 振 器阻尼特性，伸张行程 相对 阻尼系数与压缩行程 相对 阻尼系数之间的关系 应满足 式 （ ） 和 （ ） 的要求  12sy   （ ）  （ ） 解式 （ ） 和 （ ） 得   ，   ， 满足式 （ ） 中要求， 则 减 振 器压缩 行程 阻尼 系数： 2 7 4 8 .7 8y y s sr C mKN/ms1 减振器伸张 行程 阻尼 系数： 2 2 4 9 5 .0 3s s s sr C mKN/ms1 （ 4） 卸荷速度 为减少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，减振器应打开卸荷阀。 打开卸荷阀瞬时的减振器活塞速度称为卸荷速度 v。 一般 v 为 ~（ 5） 筒式减振器工作直径的 确定 24[ ] (1 )epD p  （ ） 本科生毕业设计 19 4 2 4 9 5 .7 8 0 .2 1 7 .8 33 .1 4 4 0 .7 5 mm 取标准值 D=20mm。 式 中 ： []p —— 缸内最大容许压力，取 2[ ] 4 /p N mm ； ep —— 为最大卸荷力 （ 伸张过程 ） ， esp rv ； sr —— 为伸张阻力系数 ， KN/ms1；  —— 为缸筒直径与连杆直径之比，取 。 （ 6） 筒式减振器外形尺寸的确定 选取减 振 器基长 150l mm， 工作行程 135S mm； 工作缸长度 27013521 l mm； 减 振 器 贮油筒直径 1 .5 1 .5 2 0 3 0cDD   mm； 选取 活塞杆直径 0 .5 2 0 1 0dD    mm； 减 振 器最大长度 m a x 2 1 5 0 2 1 3 5 4 2 0L l S     mm； 减 振 器最小长度 m i n 1 5 0 1 3 5 2 8 5L l S    mm。 悬架导向机构设计 分析 图 麦弗逊式悬架结构简图 悬架 导向机构空间位置的 分析 麦弗逊式悬架由横摆臂、转向节、减振器 和车身构成机构组成部分。 如 图 为麦弗逊式左 1/2 悬架的结构示意图 ,其中 BD 为主销中心线， MN 为下摆臂旋转轴线，本科生毕业设计 20 DE 为减振器中心线， P 点为拉臂球头中心， F。