汽车悬架优化设计 - 毕业设计论文

汽车悬架优化设计_毕业设计论文

率增加。另外，n0值选得过低，悬架设计不采取一定措施，就会增大制动“点头”角和转弯侧倾角，使空、满载时车身高度的变化过大。n0值低于1HZ时，还会引起晕车的低频振动能量增大。根据货车固有频率n0的实用范围1.5~2HZ。

因为该车整备质量是2730kg，总质量是3980kg，加载到前悬架的质量是1186kg和2730kg，为了保证汽车能在两个工况下n0都能在实用范围内， 并且因为汽车经常是在静挠度附近作小幅度的振动，故应将静挠度副近的悬架刚度选得较低。这里选定悬架刚度c为80000N/m。 1.3螺旋弹簧的结构设计 1.3.1螺旋弹簧的工作条件。

1.若要求该车的车轮上下跳动的距离为70mm的话，根据计算l=mg/c=598*9.8/80000=0.07232m=72.32mm可知该弹簧一直工作在压缩状态。

2.最大工作负荷P2=1005kg 3. 弹簧受动载荷的作用。 1.3.2弹簧的结构、材料、加工

为了保证弹簧端部和弹簧座良好接触。采用弹簧端部磨平的形式。弹簧选用II级精度，决定采用热扎弹簧钢60Si2MnA,加热成型，而后进行淬火，回火等处理。

1.3.3 弹簧直径及钢丝直径

当弹簧仅受轴向载荷 F2=1365因为 τ=8F2KC/(πd2)<= τp

9.8=13377

故 d1.6

式中 τp ---弹簧的许用应力，查表得τp=471MPa C---旋绕比，取C=6.5 K---曲度系数，K=+由此可得的

=1.23

24.11mm 取d=27.7mm

因为 C=，得D2=180 D2----弹簧中径

1.3.4 弹簧的工作圈数

n=Gd4F2/8P2D32=

=8.58

G----剪切弹性模数为7600kg\\mm2

P2---弹簧上跳至顶点时的载荷取为最大载荷的1.8倍 取n=9

1.3.5弹簧的刚度

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k= Gd4/8nD32=1.3.6弹簧其他参数计算 弹簧外径 弹簧内径 总圈数 节距 自由高度 压并高度 104.42N/mm

D=D2+d=180+27.7=207.7 D1=D2-d=140-23=152.3 N1=n+1/4+1=9+1/4+1=10.25圈 t=(0.28~0.5) D2=0.3H0=pn+1.5d=42Hb=(n1-0.5)d=(10.25-0.5) 419.6 螺旋导角 =arc tan(p/πD2)=5.3° 展开长度 L=πD2n1/cos =5820.7 1.3.7弹簧的校验 压缩螺旋弹簧轴向变形较大时，会产生侧向弯曲而失去稳定性，特别是弹簧自由高度超过弹簧中径的4倍时，更容易产生这种现象，因而设计时要进行稳定性计算。

高径比 b=H0/D2=419.6/180=2.33<4

故稳定性负荷要求 1.4 减振器的结构设计 1.4.1减振器结构形式选择

本设计决定采用单筒充气式减振器，由于减震器充入高压气体可以得到稳定的阻力特性，不容易产生噪声。另一方面，由于麦弗逊悬架可以保证有较大的箱式空间，正好弥补了单缸充气式减振器轴向尺寸大的缺点，根据连接的形式决定选用GH型。

1.4.2减振器基本参数的选择

1. 当量阻力系数

=2?

式中?-----相对阻尼系数

-----减振器的当量阻力系数，Ns/m C-----悬架刚度，N/m M-----簧载质量，kg

由于麦弗逊悬架其他部分的阻尼不大，所以减振器的阻尼选择相对较大，取?=0.4；

簧载质量这里近似取为1365kg 计算得 =7173.3Ns/m

2. 由于导向机构的不同，减振器布置的差异，车速的跳动速度并不一定等于减振器的工作速度，减振器的阻力系数及当量阻力系数与杠杆比的关系为：

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j=（）

式中 j----减振器的阻力系数Ns/m B----摆臂铰链到车轮中心距，mm C----摆臂铰链到减速器中心距，mm α---减振器与摆臂的夹角，deg 这里B=805mm, C=785, α=8° j=7284.5Ns/m

1.4.3减振器的工作缸径的确定

减振器大小选定的基准是，在工作速度的范围内能够取得稳定阻尼力，保证温升在既不妨碍其机能又能使其有足够的耐久性。

根据最大阻力和缸内的最大压力强度近似估计工作缸的直径。

D=(mm) 式中

-----缸内最大容许压力，取3.5 N/m

Fmax----减振器拉伸行程的最大阻力，

λ -----减振器杆直径与工作缸直径之比，单筒减振器取为0.35 计算得D=48.18mm根据标准取D=50mm 1.4.4减振器的其他主要参数

根据标准，减振器干的直径一般为工作缸径的4/10,麦弗逊独立悬架减振器杆兼起主销作用，取0.56

28mm，上面螺栓配合选择取标

准值M24。贮油缸直径Dc=1.4D=70mm壁厚为2mm，外径D2=90mm ,外径D1=80mm。l3应大于上跳行程和下跳行程之和取为165mm

1.5 独立悬架导向机构布置参数 1.5.1侧倾中心

麦弗逊式独立悬架的侧倾中心如图所示方式得出。从悬架与车身的固定节点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线段交点极为极点p;将P点与车轮接地点N的连线交在汽车轴线上，交点W即为侧倾中心

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各数据为：α=2°，β=2°，σ=8°，c+o=1005/cosσ=1015mm，d=400mm 内倾拖距rs=150mm

麦弗逊式独立悬架的侧倾中心的高度hw为

hw=

式中k==14550.72mm

hp=ksinβ+d=14550.72sin2°+400=907.8mm 带入式子得

=52.6mm

前悬架的侧倾中心高度收到允许的轮距变化限制，并且几乎不可能超过150mm。在独立悬架中，侧倾中心的高度为0~120mm。此次设计的前悬架侧倾中心高度为52.6，因而设计符合要求。 1.5.2侧倾轴线

在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中心的连线称为侧倾轴线，侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行式为了使使得在曲线行驶前、后轴上的轴荷变化接近相等从而保证中性转向特性；而尽可能高是为了使车身的侧倾限制在允许的范围内。 1.5.3纵倾中心

麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可有E点做减速器运动方向那个的垂直线。该垂直线与横摆臂D的延长线的交点O即为纵倾中心，如图所示

hw=

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