桑塔納2000前后懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)【前麥弗遜 后單縱臂】【2張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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transfer function in the wheels and frame or body all between the force and moment and ease when rough road surface cars driving by the impact of attenuation arising from the vibration of the bearing system to ensure the smooth running of the car So must the wheel and frame or body to provide flexible connection between rely on the elastic element to deliver the wheel or axle and frame or between vertical load of the body and depend on the deformation to absorb energy to achieve the purpose of the buffer After using elastic and connection can be regarded as a car by suspension quality i e spring load quality the suspension quality namely the spring load quality and spring elastic components composition of the vibration system and inherit from rough road surface air power and transmission engine incentive In order to quickly attenuation unnecessary vibration the suspension and it must also include damping components namely the shock absorber In addition the suspension of the wheel and the frame or body to ensure the effective and reliable between torque transfer and decided to the wheels of the car body or relative to the frame of the displacement characteristics connected device 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) III collectively referred to as steering mechanism Steering mechanism of the wheel to beat trajectory and wheel positioning parameters and the change of the side before the car out of the longitudinal center and pour the position of the center thus greatly improve the vehicle steering stability and resistance to the ability to pour In short the suspension design relationship to the car s steering stability steering portability driving comfort tire life and the sports car decorate interference and other aspects Keyphrase Paper independent suspension single ZongBei independent suspension steering mechanism shock absorber spiral spring horizontal WenDingQi 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) IV 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 III 第 1 章 緒論 1 1 1 課題目的與意義 1 1 2 懸架的發(fā)展方向 1 1 3 懸架的功用及組成 1 1 3 1 懸架的功用 1 1 3 2 懸架的組成 2 1 4 懸架的分類 3 1 4 1 獨(dú)立懸架 3 1 4 2 非獨(dú)立懸架 87 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)方案選擇 109 2 1 獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架的選擇 109 2 2 獨(dú)立懸架具體結(jié)構(gòu)形式的選擇 109 2 3 懸架組成元件的選擇 109 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) V 2 3 1 彈性元件 109 2 3 2 減振元件 109 2 3 3 傳力構(gòu)件及導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 1110 2 3 4 橫向穩(wěn)定器 1210 第 3 章 前后懸架主要參數(shù)的確定 1312 3 1 懸架的空間幾何參數(shù) 1312 3 2 懸架的彈性特性和工作行程 1413 3 2 1 前后懸架偏頻的選擇 1413 3 2 2 前后懸架的靜撓度 動撓度及工作行程的計(jì)算 1413 3 3 前后懸架剛度的計(jì)算 1514 第 4 章 前后懸架主要零件的設(shè)計(jì) 1716 4 1 前后螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 1716 4 1 1 前后彈簧剛度的設(shè)計(jì) 1716 4 1 2 前后彈簧主要幾何參數(shù)的確定 1716 4 1 3 前后螺旋彈簧的校核 1918 4 2 橫向穩(wěn)定器的設(shè)計(jì) 2321 4 2 1 橫向穩(wěn)定器的作用 2321 4 2 2 橫向穩(wěn)定器參數(shù)的選擇 2421 4 3 前后減振器的設(shè)計(jì) 2422 4 3 1 減振器的工作原理 2422 4 3 2 減振器的阻尼特性 2623 4 3 3 前后減振器參數(shù)的設(shè)計(jì) 2825 結(jié) 論 3229 致 謝 3330 參考文 獻(xiàn) 3431 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 第 1 章 緒論 1 1 課題目的與意義 轎車懸架是把路面作用于車輪上的各種力以及這些反力所造成的力矩傳遞 到車身上 緩沖路面沖擊 保證汽車的正常行駛以及乘坐人員的舒適性 1 由于轎車對乘坐舒適性的要求較高 一般采用獨(dú)立懸架 本設(shè)計(jì)以桑塔納 2000 轎車為研究對象 桑塔納 2000 的前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架 而麥 弗 遜 式 獨(dú) 立 懸 架 是 眾 多 懸 架 中 的 一 種 它 以 結(jié) 構(gòu) 簡 單 成 本 低 廉 舒 適 性 較 好 的 優(yōu) 點(diǎn) 贏 得 了 廣 泛 的 市 場 應(yīng) 用 后懸架為單縱臂式獨(dú)立懸架 它的結(jié)構(gòu)簡單 成 本低 主要對其前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 2 懸架的發(fā)展方向 汽車懸架的發(fā)展十分迅速 不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置 正常情況按控制形 式不同分為被動式懸架和主動式懸架 目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架 20 世 紀(jì) 80 年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應(yīng)用 并且目前還在進(jìn)一步研究 和開發(fā)中 主動懸架可以主動地控制垂直振動及其車身姿態(tài) 根據(jù)路面和行駛 工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼 隨著當(dāng)前世界汽車工業(yè)朝著高速 高性能 舒 適 安全可靠的方向發(fā)展 空氣懸架彈簧是當(dāng)今汽車發(fā)展的一大趨勢 國內(nèi)早 在 20 世紀(jì) 60 年代就設(shè)計(jì)生產(chǎn)了空氣彈簧懸架 但由于工業(yè)技術(shù)條件有限 當(dāng) 時(shí)生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效果不甚理想 以后在很長一段時(shí)期 產(chǎn)品沒有進(jìn)一步發(fā)展 因此 國外生產(chǎn)空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術(shù)優(yōu)勢進(jìn)入國內(nèi)市場 同 時(shí)我國公路條件的改善為汽車懸架創(chuàng)造了基本的使用條件 并產(chǎn)生了很大的促 進(jìn)作用 4 由于主動式空氣懸架彈簧價(jià)格較貴 為降低成本 有的企業(yè)部分 車型前橋使用鋼板彈簧 后橋使用空氣懸架彈簧 由此可知懸架正充分關(guān)注這 方面的變化 提高綜合開發(fā)能力 以適應(yīng)市場的需求和變化 新型懸架的誕生 迫在眉睫 1 3 懸架的功用及組成 1 3 1 懸架的功用 懸架是車架 或承載式車身 與車橋 或車輪 之間彈性連接裝置的總稱 功用 1 傳遞它們之間一切的力 反力 及其力矩 包括反力矩 2 緩和 抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊 以保證汽車良好的平 順性 操縱穩(wěn)定性 3 迅速衰減車身和車橋的振動 懸架系統(tǒng)在汽車上所起到的這幾個(gè)功用是緊密相連的 要想迅速的衰減振 動 沖擊 就應(yīng)該降低懸架剛度 但這樣 又會降低整車的操縱穩(wěn)定性 必須 找到一個(gè)平衡點(diǎn) 即保證操縱穩(wěn)定性 又能具備較好的平順性 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否 直接對汽車行駛平順性 操縱穩(wěn)定 性和舒適性有很大的影響 由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一 1 3 2 懸架的組成 現(xiàn)代汽車 特別是乘用車的懸架 形式 種類 會因不同的公司和設(shè)計(jì)單 位 而有不同形式 但是 懸架系統(tǒng)一般由彈性元件 減振器 緩沖塊 橫向 穩(wěn)定器等幾部分組成 3 它們分別起到緩沖 減振 力的傳遞 限位和控制 車輛側(cè)傾角度的作用 懸架基本形式如圖 1 1 所示 圖 1 1 懸架基本形式 1 彈性元件 2 縱向推力桿 3 減振器 4 橫向穩(wěn)定器 5 橫向推力桿 彈性元件又有鋼板彈簧 空氣彈簧 螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式 現(xiàn)代轎車 懸架多采用螺旋彈簧 個(gè)別高級轎車則使用空氣彈簧 螺旋彈簧只承受垂直載 荷 緩和抑制不平路面對車體的沖擊 具有占用空間小 質(zhì)量小 無需潤滑的 優(yōu)點(diǎn) 但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用 這里選用螺旋彈簧 減振器是為了加速衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動 減振器有筒式減振器 阻力可調(diào)式減振器 充氣式減振器 它是懸架機(jī)構(gòu)中最精密和最復(fù)雜的機(jī)械元 件 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)用來傳遞車輪與車身間的力和力矩 同時(shí)保持車輪按一定的運(yùn)動 軌跡相對車身跳動 通常導(dǎo)向機(jī)構(gòu)由控制擺臂式桿件組成 種類有單桿式或多 連桿式的 鋼板彈簧作為彈性元件時(shí) 可不另設(shè)導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 它本身兼起導(dǎo)向作 用 有些轎車和客車上 為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜 在 懸架系統(tǒng)中加設(shè)橫向穩(wěn)定器 目的是提高橫向剛度 使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性 改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 1 4 懸架的分類 懸架的分類 汽車的懸架從大的方面來看 可以分為兩類 非獨(dú)立懸架和 獨(dú)立懸架 1 4 1 獨(dú)立懸架 獨(dú)立懸架是兩側(cè)車輪分別獨(dú)立地與車架 或車身 彈性地連接 當(dāng)一側(cè)車 輪受到?jīng)_擊時(shí) 其運(yùn)動不直接影響到另一側(cè)車輪 獨(dú)立懸架所采用的車橋是斷 開式的 這樣使得發(fā)動機(jī)可放低安裝 有利于降低汽車重心 并使結(jié)構(gòu)緊湊 獨(dú)立懸架允許前輪有大的跳動空間 有利于轉(zhuǎn)向 便于選擇軟的彈簧使平順性 得到改善 同時(shí)獨(dú)立懸架非簧載質(zhì)量小 可提高汽車車輪的附著性 如圖 1 2 所示 圖 1 2 獨(dú)立懸架 獨(dú)立懸架的類型及特點(diǎn) 獨(dú)立懸架的車軸分成兩段如圖 1 3 所示 每只車輪用螺旋彈簧獨(dú)立地 彈性 地連接安裝在車架 或車身 下面 當(dāng)一側(cè)車輪受到?jīng)_擊時(shí) 其運(yùn)動不直接影 響到另一側(cè)車輪 獨(dú)立懸架所采用的車橋是斷開式的 圖 1 3 獨(dú)立懸架車軸 現(xiàn)在 前懸架基本上都采用獨(dú)立懸架 最常見的有雙橫臂式和麥弗遜式 又滑柱連桿式 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 1 雙橫臂式獨(dú)立懸架 它由上短下長兩根橫臂連接車輪與車身 通過選擇比例合適的長度 可使車輪 和主銷的角度及輪距變化不大 這種獨(dú)立懸架被廣泛應(yīng)用在轎車前輪上 雙橫臂的臂有做成 A 字形或 V 字形 V 字形臂的上下兩個(gè) V 形擺臂以一定的距離分別安裝在車輪上 另一端 安裝在車架上 優(yōu)點(diǎn) 結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜 但經(jīng)久耐用 同時(shí)減振器的負(fù)荷小 壽命長 可以 承載較大負(fù)荷 多用于輕型 小型貨車的前橋 缺點(diǎn) 因?yàn)橛袃蓚€(gè)擺臂 所以占用的空間比較大 所以 乘用車的前懸架一般 不用此種結(jié)構(gòu)形式 如圖 1 4 所示 圖 1 4 雙橫臂式獨(dú)立前懸架 2 麥弗遜式獨(dú)立懸架 滑柱連桿式 如圖 1 5 所示 圖 1 5 麥弗遜式獨(dú)立前懸架 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 這種懸架目前在轎車中采用很多 這種懸架將減振器作為引導(dǎo)車輪跳動的滑柱 螺旋彈簧與其裝于一體 這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承 允許滑 柱上端作少許角位移 內(nèi)側(cè)空間大 有利于發(fā)動機(jī)布置 并降低汽車的重心 車輪上下運(yùn)動時(shí) 主銷軸線的角度會有變化 這是因?yàn)闇p振器下端支點(diǎn)隨 橫擺臂擺動 以上問題可通過調(diào)整桿系設(shè)計(jì)布置得到解決 麥弗遜獨(dú)立懸架的特點(diǎn) 優(yōu)點(diǎn) 從上面的構(gòu)造圖可以看出 麥弗遜獨(dú)立懸 架的構(gòu)造其實(shí)非常簡單 而這種簡單帶來的最大好處就是其質(zhì)量很輕 并且體 積很小 對于很多前置前驅(qū)發(fā)動機(jī)的車輛來說 車頭部分的大部分空間都要用 來布置橫置的發(fā)動機(jī)以及變速箱 留給懸架的空間并不大 因此麥弗遜懸架體 積小質(zhì)量輕的優(yōu)勢就會表現(xiàn)的非常明顯 缺點(diǎn) 而結(jié)構(gòu)簡單也是麥弗遜懸架最 大的軟肋 與雙橫臂以及多連桿懸架相比 由于減振器和螺旋彈簧都是對車輛 上下的晃動起到支撐和緩沖 因此對于側(cè)向的力量沒有提供足夠的支撐力度 這樣就使得車輛在轉(zhuǎn)向的時(shí)候車身有比較明顯的側(cè)傾 并且在剎車的時(shí)候有比 較明顯的點(diǎn)頭現(xiàn)象 很多采用麥弗遜懸架的小型車為了控制成本 也只能將這 樣的缺陷保留 雖然通過增加防傾桿能減小車輛側(cè)傾 但是卻不能根治這種情 況 不過象寶馬 M3 保時(shí)捷 911 這樣的高性能車型上 通過調(diào)整彈性元件以 及增加拉桿等調(diào)校 麥弗遜懸架也一樣可以變得非常強(qiáng)悍 但這也背離了麥弗 遜懸架體積小 質(zhì)量輕 成本低的特點(diǎn) 典型的結(jié)構(gòu)如圖 1 6 所示 圖 1 6 麥弗遜懸架結(jié)構(gòu) 1 減振器外筒 2 活塞桿 3 彈簧支座 4 橫向穩(wěn)定桿支架 5 橫向穩(wěn)定桿拉桿 6 副車架 7 橫向穩(wěn)定桿 8 發(fā)動機(jī)支座 9 彈簧上支座 10 隔離座 11 輔助彈簧 12 防塵罩 13 U 形夾 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 14 軸承 15 定位螺栓 現(xiàn)在 后懸架也基本上采用獨(dú)立懸架 最常見的有多連桿式和縱臂式 3 多連桿式獨(dú)立懸架 它不僅可以保證擁有一定的舒適性 而且由于連桿較多 可以使車輪和地 面盡可能保持垂直 盡最大可能地減小車身傾斜 維持輪胎的貼地性 多連桿 后懸架一般為 4 連桿或 5 連桿 多連桿式懸架能使車輪繞著與汽車縱軸線成一 定角度的軸線擺動 是橫臂式和縱擺臂式的折中方案 適當(dāng)?shù)倪x擇擺臂軸線與 汽車縱軸線所成的夾角 可不同程度地獲得橫臂式與縱臂式懸架的優(yōu)點(diǎn) 能滿 足不同的使用性能要求 9 優(yōu)點(diǎn) 車輪跳動時(shí)輪距和前束的變化很小 不管汽車是在驅(qū)動 制動狀態(tài) 都可以按駕駛?cè)说囊鈭D進(jìn)行平穩(wěn)的轉(zhuǎn)向 缺點(diǎn) 汽車高速時(shí)有軸擺現(xiàn)象 多連桿式獨(dú)立懸架如圖 1 7 所示 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 圖 1 7 多連桿式獨(dú)立懸架 4 單縱臂式獨(dú)立懸架 單縱臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)是指汽車在縱向平面內(nèi)擺動的懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu) 如果 轉(zhuǎn)向輪采用單縱臂式獨(dú)立懸架 車輪上下跳動將使主銷后傾角產(chǎn)生很大變化 因此 單縱臂式獨(dú)立懸架一般多用于不轉(zhuǎn)向的后輪 桑塔納和捷達(dá)轎車的后懸 架結(jié)構(gòu)相同 也屬于單縱臂式獨(dú)立懸架 它有一根整體的 V 形斷面橫梁 在其 兩端焊接著變截面的管狀縱臂 從而形成了一個(gè)整體構(gòu)架 后軸體 縱臂前 端通過橡膠 金屬支承與車身作鉸鏈連接 縱臂后端與輪轂 減振器相連 汽 車行駛時(shí) 車輪連同后軸體相對車身以橡膠 金屬支承為支點(diǎn)作上下擺動 相 當(dāng)于單縱臂式獨(dú)立懸架 當(dāng)兩側(cè)懸架變形不等時(shí) 后軸體的 V 形斷面橫梁發(fā)生 扭轉(zhuǎn)變形 由于該橫梁有較大的彈性 可起橫向穩(wěn)定器的作用 它不像普通帶 有整體軸的非獨(dú)立懸架那樣 一側(cè)車輪的跳動會直接影響到另一側(cè)車輪 6 單縱臂式獨(dú)立懸架如圖 1 8 所示 圖 1 8 單縱臂式獨(dú)立懸架 1 4 2 非獨(dú)立懸架 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 其特點(diǎn)是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上 當(dāng)一側(cè)車輪受到?jīng)_擊力時(shí)會直 接影響到另一側(cè)車輪 當(dāng)車輪上下跳動時(shí)定位參數(shù)變化小 若采用鋼板彈簧作 彈性元件 它可兼起導(dǎo)向作用 使結(jié)構(gòu)大為簡化 降低成本 目前廣泛應(yīng)用于 貨車和大客車上 有些轎車后懸架也有采用的 非獨(dú)立懸架由于非簧載質(zhì)量比 較大 高速行駛時(shí)懸架受到?jīng)_擊載荷比較大 平順性較差 非獨(dú)立懸架如圖 1 9 所示 圖 1 9 非獨(dú)立懸架 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)方案選擇 2 1 獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架的選擇 為適應(yīng)不同車型和不同類型車橋的需要 懸架有不同的結(jié)構(gòu)型式 主要有 獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架 獨(dú)立懸架與非獨(dú)立懸架各自的特點(diǎn)在上一章中已經(jīng)作 了介紹 本章不再贅述 轎車對乘坐舒適性要求較高 故前后懸架均選擇獨(dú)立 懸架 2 2 獨(dú)立懸架具體結(jié)構(gòu)形式的選擇 麥弗遜式獨(dú)立懸架是獨(dú)立懸架中的一種 是一種減振器作滑動支柱并與下 控制臂鉸接組成的一種懸架形式 與其它懸架系統(tǒng)相比 結(jié)構(gòu)簡單 性能好 布 置緊湊 占用空間少 因此對布置空間要求高的前置前驅(qū)的轎車 前懸架幾乎 全部采用了麥弗遜式獨(dú)立懸架 對于后懸架 單縱臂式獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)簡單 成 本低 此次設(shè)計(jì)的懸架為發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)的桑塔納 2000 車型 故前懸架選擇麥 弗遜式獨(dú)立懸架 后懸架選擇單縱臂式獨(dú)立懸架 2 3 懸架組成元件的選擇 2 3 1 彈性元件 彈性元件是懸架的最主要部件 因?yàn)閼壹茏罡镜淖饔檬菧p緩地面不平度 對車身造成的沖擊 即將短暫的大加速度沖擊化解為相對緩慢的小加速度沖擊 使人不會造成傷害及不舒服的感覺 對貨物可減少其被破壞的可能性 彈性元件主要有鋼板彈簧 螺旋彈簧 扭桿彈簧 空氣彈簧等常用類型 除了 鋼板彈簧自身有減振作用外 配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件 使已經(jīng)發(fā)生振動的汽車盡快靜止 鋼板彈簧是汽車最早使用的彈性元件 由于 存在諸多設(shè)計(jì)不足之處 現(xiàn)逐步被其它彈性元件所取代 本文前后懸架均選擇 螺旋彈簧 2 3 2 減振元件 減振元件主要起減振作用 為加速車架和車身振動的衰減 以改善汽車的 行駛平順性 在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器 減振器和彈性元件是 并聯(lián)安裝的 如圖 2 1 所示 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器 液力減振 器的作用原理是當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對運(yùn)動時(shí) 而減振器中的活塞在缸筒內(nèi) 也作往復(fù)運(yùn)動 則減振器殼體內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過一些窄小的孔 隙流入另一內(nèi)腔 此時(shí) 孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動 的阻尼力 使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能 而被油液和減振器殼體所吸 收 然后散到大氣中 本文前后懸架均選擇雙作用筒式液力減振器 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 圖 2 1 含減振器的懸架簡圖 1 車身 2 減振器 3 彈性元件 4 車橋 2 3 3 傳力構(gòu)件及導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 車輪相對于車架和車身跳動時(shí) 車輪 特別是轉(zhuǎn)向輪 的運(yùn)動軌跡應(yīng)符合 一定的要求 否則對汽車某些行駛性能 特別是操縱穩(wěn)定性 有不利的影響 因此 懸架中某些傳力構(gòu)件同時(shí)還承擔(dān)著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身 跳動的任務(wù) 因而這些傳力構(gòu)件還起導(dǎo)向作用 故稱導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 對前輪導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求 1 懸架上載荷變化時(shí) 保證輪距變化不超過 4 0mm 輪距變化不會引 起輪胎早期磨損 2 懸架上載荷變化時(shí) 前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性 車輪不應(yīng) 產(chǎn)生縱向加速度 3 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí) 應(yīng)使車身側(cè)傾角小 在 0 4g 側(cè)向加速度作用下 車身側(cè)傾角要小于 7 度 并使車輪與車身的傾斜同向 以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng) 4 制動時(shí) 應(yīng)使車身有抗前俯作用 加速時(shí) 有抗后仰作用 5 具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命 可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和 力矩 對后輪導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求 1 車輪跳動時(shí) 輪距無顯著變化 2 轉(zhuǎn)彎時(shí) 車身側(cè)傾角盡可能小 并使車輪和車身傾斜同向 增強(qiáng)不 足轉(zhuǎn)向效應(yīng) 2 3 4 橫向穩(wěn)定器 在多數(shù)的轎車和客車上 為防止車身在轉(zhuǎn)向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向 傾斜 在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件 橫向穩(wěn)定器 橫向穩(wěn)定器實(shí)際是一根近似 U 型的桿件 兩個(gè)端頭與車輪剛性連接 用來防止 車身產(chǎn)生過大側(cè)傾 其原理是當(dāng)一側(cè)車輪相對車身位移比另外一側(cè)位移大時(shí) 穩(wěn)定桿承受扭矩 由其自身剛性限制這種傾斜 特別是前輪 可有效防止因一 側(cè)車輪遇障礙物時(shí) 限制該側(cè)車輪跳動幅度 本文前懸架安裝橫向穩(wěn)定器 后 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 懸架不安裝 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 第 3 章 前后懸架主要參數(shù)的確定 懸架設(shè)計(jì)可以大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細(xì)設(shè)計(jì)兩個(gè)階段 有 時(shí)還要反復(fù)交叉進(jìn)行 由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性 并且涉及其他 總成的布置 因而一般要與總布置共同配合確定 桑塔納 2000 基本參數(shù)如下 長 寬 高 mm 4680 1700 1423 發(fā) 動 機(jī) 型 式 74 kw 4 缸 2 氣 門 電 子 控 制 多 點(diǎn) 噴 射 汽 油 機(jī) AYJ 變 速 器 型 式 自 動 變 速 箱 手 動 變 速 箱 排 量 ml 1781 最 大 功 率 kw r min 74 5200 最 大 扭 矩 N m r min 155 3800 油 耗 L 100km 6 8 軸 距 mm 2656 前 輪 距 mm 1414 后 輪 距 mm 1422 滿 載 質(zhì) 量 kg 1540 空 車 質(zhì) 量 kg 1120 滿 載 前 軸 允 許 負(fù) 荷 810kg 滿 載 后 軸 允 許 負(fù) 荷 810kg 3 1 懸架的空間幾何參數(shù) 在確定零件尺寸之前 需要先確定懸架的空間幾何參數(shù) 麥弗遜式懸架的 受力圖如圖 3 1 所示 圖 3 1 懸架的受力圖 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 圖 3 1 懸架的受力圖 根據(jù)車輪尺寸 確定 G 點(diǎn)離地高度為 158 3mm 根據(jù)車身高度確定 C 大 致高度為 700mm O 點(diǎn)距車輪中心平面 110mm 減振器安裝角度 14 3 2 懸架的彈性特性和工作行程 3 2 1 前后懸架偏頻的選擇 汽車前后懸架與其簧載質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率 是影響汽車行駛 平順性的主要參數(shù)之一 懸架偏頻選取的主要依據(jù)是 ISO2631 1 偏頻的 取值與人步行時(shí)的身體上下運(yùn)動的頻率相近 理論證明 若汽車以較高速度行駛過單個(gè)路障時(shí) 前后懸架的偏頻之比 1 時(shí)的車身縱向角振動要小 因此 不同1n2 1n2 用途的車輛對前后懸架的偏頻有不同的要求 對于轎車 當(dāng)發(fā)動機(jī)排量小于 1 8L 時(shí) 前懸架的滿載偏頻要求是 1 00 1 45 取 1 2 后懸架的滿載偏頻要求是 1 17 1 58 取HZ1ZHZ 1 3 當(dāng)發(fā)動機(jī)排量大于 1 8L 時(shí) 前懸架的滿載偏頻要求是 0 80 1 152n 后懸架的滿載偏頻要求是 0 98 1 3 隨著發(fā)動機(jī)排量的增大 懸架HZ 的偏頻應(yīng)越小 10 3 2 2 前后懸架的靜撓度 動撓度及工作行程的計(jì)算 1 前后懸架靜撓度的確定 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 3 cf 2ng 1 則 前懸架的靜撓度 解得 176 1mm1cf 2ng1cf 后懸架的靜撓度 解得 150 0mm2cf2 2cf 對于轎車 后懸架的靜撓度是前懸架的 0 8 0 9 倍 0 85 符合要求 2cf1 2 前后懸架動撓度的確定 0 5 0 7 3 dfcf 2 則 前懸架的動撓度 0 5 88 05mm1df1cf 后懸架的動撓度 0 5 75mm22 3 前后懸架工作行程的確定 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成 為了得到良好的平順性 因 此當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻 但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大 對 于一般轎車而言 懸架總工作行程 靜擾度與動擾度之和 應(yīng)當(dāng)不小于 160mm 前懸架的工作行程 176 1 88 05 264 15mm 160mm 符合要求 1scf1d 后懸架的工作行程 150 75 225mm 160mm 符合要求 2cf2d 3 3 前后懸架剛度的計(jì)算 根據(jù)桑塔納 2000 轎車類型的參數(shù)以及對前后懸架的偏頻 靜撓度和動撓 度的要求 對懸架剛度進(jìn)行設(shè)計(jì) 已知 整車整備質(zhì)量 m 1120kg 取簧上質(zhì)量為 1055kg 取簧下質(zhì)量為 65kg 則由軸荷分配表 3 1 知 表 3 1 軸荷分配表 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 空載前軸單輪軸荷取 60 2 6015 m5 31kg 滿載前軸單輪軸荷取 50 滿載時(shí)車上4 21 按 5 名成員計(jì)算 65kg 名 由公式 懸架剛度 3 3 cfFC滿 載 則 前懸架剛度 19 591csf滿 載 76 3450mN 空載后軸單輪軸荷取 40 21121 kg 滿載后軸單輪軸荷取 50 34520 650 則 后懸架剛度 23 022csfFC滿 載 15034mN 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 第 4 章 前后懸架主要零件的設(shè)計(jì) 4 1 前后螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 4 1 1 前后彈簧剛度的設(shè)計(jì) 螺旋彈簧作為彈性元件的一種 具有結(jié)構(gòu)緊湊 制造方便及高的比能容量 等特點(diǎn) 在輕型以下的汽車懸架中廣泛應(yīng)用 根據(jù)桑塔納 2000 工作時(shí)螺旋彈 簧的受力特點(diǎn)和壽命要求 選擇 60Si2MnA 為簧絲的材料 以提高彈簧在交變 載荷下的疲勞壽命 由于懸架彈簧一般不安裝在輪軸上方 并且有時(shí)懸架彈簧 的縱軸線又與輪軸垂線成某種角度 因此 在考慮懸架彈簧安裝位置或角度的 情況下 懸架彈簧剛度可根據(jù)不同情況進(jìn)行計(jì)算 本文設(shè)計(jì)考慮懸架杠桿比 如果懸架杠桿比為 則根據(jù)前后懸架剛度可分別求得前后懸架彈簧剛度 i tC tCis 4 1 則 前懸架的彈簧剛度 30 6Nt12iCs 28 059mN 后懸架的彈簧剛度 35 92tis2 3 式中 杠桿比 0 8 i1i2 懸架剛度Cs 4 1 2 前后彈簧主要幾何參數(shù)的確定 1 選擇彈簧旋繞比 旋繞比 彈簧指數(shù) 影響著彈簧的加工工藝 當(dāng)旋繞比過小時(shí)將給彈簧的 制造帶來困難 一般的選擇范圍是 4 8 這里選擇 8 7 CC12 2 鋼絲直徑 d 的計(jì)算 曲率系數(shù) 4 k615 04 2 代入數(shù)據(jù)解得 1 10 1 121k2 由公式 1 6 4 dGCKF2 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 3 則 前彈簧絲直徑 1 6 代入數(shù)據(jù)解得 12 5mm1dGCFK1 1d 后彈簧絲直徑 d 1 6 代入數(shù)據(jù)解得 d 12 7mm22 2 所以前后彈簧鋼絲直徑都取 13mm 式中 彈簧材料的剪切彈性模量 取 MpaG4103 8 為最大工作載荷 3140N1F2 1F2 彈簧中徑 D C d 8 mm 選 D 100mm 1043 D C d 7 mm 選 D 90mm292 3 彈簧圈數(shù)的選擇 由公式 4 N3 48GtC 4 則 代入數(shù)據(jù)解得 7 6 取 8 圈 131 4Dtd1N 代入數(shù)據(jù)解得 9 7 取 10 圈 2N3248GtC2 4 彈簧的幾何尺寸 彈簧外徑 D D d 100 13 113mm D D d 90 13 103mm11 212 彈簧內(nèi)徑 D D d 100 13 87mm D D d 90 13 77mm0 0 彈簧節(jié)距 0 28 0 25 D 0 25 26mm1p1 0 28 0 25 D 0 25 22 75mm229 彈簧自由高度 H 1 5d 8 219 5mm01N1 135 H 1 5d 10 244 5mm22p 螺旋角 arctg 解得 5 1 11D 1 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 arctg 解得 5 4 22Dp 2 由于 在 5 9 之間 所以符合要求 支撐圈數(shù) N N 2 總?cè)?shù) N 8 2 10 N 10 2 1234121 并緊高度 H N 0 5 d 123 5mm 1b H N 0 5 d 149 5mm22 總變形量 H H 219 5 123 5 96mm 1b01b H H 244 5 149 5 95mm22 彈簧鋼絲展開長度 L D N 3 14 3140mm1 110 L D N 3 14 3391 2mm22 29 4 1 3 前后螺旋彈簧的校核 1 彈簧剛度的校核 彈簧剛度也就是彈簧特性線上某點(diǎn)的斜率 它越大 彈簧越硬 彈簧剛 度 為常數(shù)的彈簧稱為定剛度彈簧 其特性線為一直線 等節(jié)距圓柱形螺旋彈tC 簧就是定剛度彈簧 定剛度壓縮彈簧的剛度為 4 N83 4DGdt 5 則 代入數(shù)據(jù)解得 28 56N mm 30 6N mm3 411Ct 1tCt1C 代入數(shù)據(jù)解得 32 6N mm 35 9N mm43212N8DGdt 12t 2t 所以 前后螺旋彈簧的剛度均滿足剛度要求 2 彈簧表面剪切應(yīng)力的校核 彈簧在壓縮時(shí)其工作方式與扭桿類似 都是靠材料的剪切變形吸收能量 彈簧鋼絲表面的剪應(yīng)力為 4 38dKPD 6 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 20 則 代入數(shù)據(jù)解得 3118dKDP 1 paM58 46 代入數(shù)據(jù)解得 322 2 70 其中 1P N318cos1045 對于 類彈簧 640Mpa 所以 滿足要求 2 式中 C 彈簧指數(shù) 旋繞比 曲度系數(shù) 為考慮簧絲曲率對強(qiáng)度影響的系數(shù) K615 04 彈簧軸向載荷P 彈簧材料的許用切應(yīng)力 Mpa 取 640Mpa 減振器安裝角度 3 驗(yàn)算穩(wěn)定性 壓縮彈簧的自由高度 H 與中徑 D 之比稱為高徑比 即 b 高徑比0 DH0 b 的值較大 當(dāng)軸向載荷 F 達(dá)到一定值后 彈簧就會發(fā)生較大的側(cè)向彎曲而喪 失穩(wěn)定 這是不允許的 壓縮彈簧自由高度越大 越容易失穩(wěn) 彈簧的穩(wěn)定性 還與彈簧兩端的支撐形式有關(guān) 為保證壓縮彈簧的穩(wěn)定性 其高徑比 b 的值應(yīng) 滿足下列要求 兩端固定時(shí) b 5 3 一端固定另一端自由轉(zhuǎn)動時(shí) b 3 7 兩端均自由轉(zhuǎn)動時(shí) b 2 6 本文設(shè)計(jì)的螺旋彈簧屬于兩端固定型 則 b 1 3 519 20 DH b 所以 前后螺旋彈簧均符合要求 2 7 4 4 前后彈簧的疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 對于受變載荷作用的彈簧 當(dāng)載荷的作用次數(shù) N 時(shí) 應(yīng)進(jìn)行疲勞強(qiáng)310 度驗(yàn)算 當(dāng) N 10 或載荷變化幅度不大時(shí) 通常只進(jìn)行靜強(qiáng)度驗(yàn)算 本文設(shè)計(jì)3 同時(shí)進(jìn)行兩種強(qiáng)度驗(yàn)算 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 彈簧絲內(nèi)部的最大和最小切應(yīng)力分別為 4 max a 28dCFK 7 4 min 21a 8 對于前螺旋彈簧 代入數(shù)據(jù)解得 1max a 2108dCFK 1max Mp58 46 代入數(shù)據(jù)解得 437 2 1min 2108da 1min Mpa 其中 F F 分別為彈簧的最小工作載荷和最大工作載荷 102 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)為 4 Smaxin075 fS 9 則 解得 1 7 符合要求 1S1maxin075 f 13 1 f 對于后螺旋彈簧 代入數(shù)據(jù)解得 2axam 218dCFK 2max Mp1 397 代入數(shù)據(jù)解得 2min 218da 263 4 2min pa 其中 分別為彈簧的最小工作載荷和最大工作載荷 1F2 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)為 解得 2S2maxin075 fS 1 7 符合要求 2S35 1 f 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 式中 脈動循環(huán)條件下彈簧材料的扭剪疲勞極限 根據(jù)變載荷作用次數(shù)0 由表 4 1 查取 本文設(shè)計(jì)取 N0 B 35 許用安全系數(shù) 當(dāng)設(shè)計(jì)計(jì)算及材料性能數(shù)據(jù)精度高時(shí) fS 1 7 當(dāng)精度低時(shí) 2 2 f3 1 fS8 1 表 4 1 彈簧材料的脈動循環(huán)扭切疲勞極限 載荷作用次數(shù) N41056107100 B 5 B3 B 3 B 注 此表適用于優(yōu)質(zhì)鋼絲 鈹青銅和硅青銅 但對于硅青銅 不銹鋼絲 當(dāng) 時(shí) N410 0 B 35 對噴丸處理的彈簧 表中數(shù)值可提高 20 為彈簧材料的抗拉強(qiáng)度極限 B Mpa 5 前后彈簧的靜強(qiáng)度驗(yàn)算 靜強(qiáng)度安全系數(shù)為 4 ssS max 10 對于前螺旋彈簧 代入數(shù)據(jù)解得 1 7 符ssS1max 3 12 1 sS 合要求 對于后螺旋彈簧 代入數(shù)據(jù)解得 1 7 符ss 2max2 2 4 s 合要求 式中 彈簧材料的扭切屈服極限 其值可查有關(guān)資料 亦可按下列關(guān)系s 選取 碳素彈簧鋼 鉻錳彈簧鋼 硅錳彈簧鋼 s B 5 0 s B 6 0 s B 7 0 靜強(qiáng)度疲勞強(qiáng)度許用安全系數(shù) 其值與 相同 sS fS 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 4 2 橫向穩(wěn)定器的設(shè)計(jì) 4 2 1 橫向穩(wěn)定器的作用 橫向穩(wěn)定器是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧 它和左右懸架的下托臂或減 振器滑柱相連 當(dāng)左右懸架都處于顛簸路面時(shí) 兩邊的懸架同時(shí)上下運(yùn)動 穩(wěn) 定器不發(fā)生扭轉(zhuǎn) 當(dāng)車輛在轉(zhuǎn)彎時(shí) 由于外側(cè)懸架承受的力量較大 車身發(fā)生 一定的側(cè)傾 此時(shí)外側(cè)懸架收縮 內(nèi)測懸架舒張 那么橫向穩(wěn)定器就會發(fā)生扭 轉(zhuǎn) 產(chǎn)生一定的彈力 阻止車輛側(cè)傾 從而提高車輛行駛穩(wěn)定性 4 2 2 橫向穩(wěn)定器參數(shù)的選擇 具體尺寸選擇如下 桿長 L 1000mm c 363mm a 68mm b 69mm 156mm 圓角半徑2l R 23mm 計(jì)算簡圖如圖 4 1 所示 橫向穩(wěn)定器直徑 可按如下公式計(jì)算 d 4 11 代入數(shù)據(jù)解得 取dm96 17 d18 式中 材料的彈性模量 EEGpa20 穩(wěn)定桿的截面慣性矩 I I64 前懸架側(cè)傾角剛度bC 圖 4 1 橫向穩(wěn)定器計(jì)算簡圖 4 3 前后減振器的設(shè)計(jì) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 4 3 1 減振器的工作原理 汽車減振器是懸架中重要部件之一 在車輛行駛過程中起著重要作用 其 中 應(yīng)用最廣泛的是筒式減振器 減振器的阻尼力主要是由油液流經(jīng)小孔 縫 隙的節(jié)流壓力差產(chǎn)生的 它能有效地衰減簧上 簧下質(zhì)量的相對運(yùn)動 提高車 輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性 雙筒式液力減振器的工作原理如圖 4 2 所示 其中 A 為工作腔 C 為補(bǔ)償 腔 兩腔之間通過閥系連通 當(dāng)汽車車輪上下跳動時(shí) 帶動活塞 1 在工作腔 A 中上下移動 迫使減振器液體流過相應(yīng)閥體上的阻尼孔 將動能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芎?散掉 車輪向上跳動即懸架壓縮時(shí) 活塞 1 向下運(yùn)動 油液通過閥 進(jìn)入工作 腔上腔 但是由于活塞桿 9 占據(jù)了一部分體積 必須有部分油液流經(jīng)閥 進(jìn) 入補(bǔ)償腔 C 當(dāng)車輪向下跳動即懸架伸張時(shí) 活塞 1 向上運(yùn)動 工作腔 A 中的 壓力升高 油液經(jīng)閥 流入下腔 提供大部分伸張阻尼力 還有一部分油液經(jīng) 過活塞桿與導(dǎo)向座間的縫隙由回流孔 6 進(jìn)人補(bǔ)償腔 同樣由于活塞桿所占據(jù)的 體積 當(dāng)活塞向上運(yùn)動時(shí) 必定有部分油液經(jīng)閥 流入工作腔下腔 減振器工 作過程中產(chǎn)生的熱量靠儲油缸筒 3 散發(fā) 減振器的工作溫度可高達(dá) 120 攝氏度 有時(shí)甚至可達(dá) 200 攝氏度 為了提供溫度升高后油液膨脹的空間 減振器的油 液不能加得太滿 但一般在補(bǔ)償腔中油液高度應(yīng)達(dá)到缸筒長度的一半 以防止 低溫或減振器傾斜的情況下 在極限伸張位置時(shí)空氣經(jīng)油封 7 進(jìn)入補(bǔ)償腔甚至 經(jīng)閥 吸入工作腔 造成油液乳化 影響減振器的工作性能 圖 4 2 雙筒式減振器工作原理圖 1 活塞 2 工作缸筒 3 貯油缸筒 4 底閥座 5 導(dǎo)向座 6 回流孔活塞桿 7 油封 8 防塵罩 9 活塞桿 4 3 2 減振器的阻尼特性 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 圖 4 3 減振器的阻尼特性 減振器的特性可用圖 4 3 所示的示功圖和阻尼力 速度曲線描述 減振器 特性曲線的形狀取決于閥系的具體結(jié)構(gòu)和各閥開啟壓力的選擇 一般而言 當(dāng) 油液流經(jīng)某一給定的通道時(shí) 其壓力損失由兩部分構(gòu)成 其一為粘性沿程阻力 損失 對一般的湍流而言 其數(shù)值近似地正比于流速 其二為進(jìn)入和離開通道 時(shí)的動能損失 其數(shù)值也與流速近似成正比 但主要受油液密度而不是粘性的 影響 由于油液粘性隨溫度的變化遠(yuǎn)比密度隨溫度的變化顯著 因而在設(shè)計(jì)閥系 時(shí)若能盡量利用前述的第二種壓力損失 則其特性將不易受油液粘性變化的影 響 也即不易受油液溫度變化的影響 不論是哪種情形 其阻力都大致與速度 的平方成正比 如圖 4 4 所示 圖中曲線 A 所示為在某一給定的 A 通道下阻尼 力 F 與液流速度 v 的關(guān)系 若與通道 A 并聯(lián)一個(gè)直徑更大的通道 B 則總的特 性將如圖中曲線 A B 所示 如果 B 為一個(gè)閥門 則當(dāng)其逐漸打開時(shí) 可獲得 曲線 A 與曲線 A B 間的過渡特性 恰當(dāng)選擇 A B 的孔徑和閥的逐漸開啟量 可以獲得任何給定的特性曲線 閥打開的過程可用三個(gè)階段來描述 第一階段 為閥完全關(guān)閉 第二階段為閥部分開啟 第三階段為閥完全打開 通常情況下 當(dāng)減振器活塞相對于缸筒的運(yùn)動速度達(dá)到 0 lm s 時(shí)閥就開始 打開 完全打開則需要運(yùn)動速度達(dá)到數(shù)米每秒 圖 4 4 閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 圖 4 5 典型的減振器特性曲線 圖 4 6 減振器斜置時(shí)計(jì)算傳遞比 圖 4 5 給出了三種典型的減振器特性曲線 第一種為斜率遞增型的 第二 種為等斜率的 線性的 第三種為斜率遞減型的 其中第一種在小速度時(shí) 阻 尼力較小 有利于保證平坦路面上的平順性 第三種則在相當(dāng)寬的振動速度范 圍內(nèi)都可提供足夠的阻尼力 有利于提高車輪的接地能力和汽車的行駛性能 根據(jù)汽車的型式 道路條件和使用要求 可以選擇恰當(dāng)?shù)淖枘崃μ匦?需要注意的是 在大部分汽車上 減振器不是完全垂直安裝的 如圖 4 6 所示為剛性橋非獨(dú)立懸架的情況 這時(shí)減振器本身的阻尼力與車輪處的阻尼力 之間存在差異 當(dāng)左右車輪同向等幅跳動時(shí) 阻尼力的傳遞比 由 cos 1 Di 于角度 同時(shí)造成車輪處力的減小和減振器行程的減小 因此減振器的阻尼 系數(shù)應(yīng)為車輪處阻尼系數(shù)的 倍 當(dāng)車身側(cè)傾時(shí) 相應(yīng)的傳遞比2Di 式中 B 為輪距 b 為減振器下固定點(diǎn)的安裝距 cos bBiD 雙作用筒式減振器的優(yōu)點(diǎn)有 在小振幅時(shí)閥的響應(yīng)也比較敏感 改善了 壞路上的阻尼特性 提高了行駛平順性 氣壓損失時(shí) 仍可發(fā)揮減振功能 與單筒充氣式減振器相比 占用軸向尺寸小 由于沒有浮動活塞 摩擦也較 小 因而本次設(shè)計(jì)選擇雙作用筒式減振器 4 3 3 前后減振器參數(shù)的設(shè)計(jì) 1 相對阻尼系數(shù) 的選擇 相對阻尼系數(shù) 的物理意義是 減振器的阻尼作用在與不同剛度 C 和不同 簧上質(zhì)量 的懸架系統(tǒng)匹配時(shí) 會產(chǎn)生不同的阻尼效果 相對阻尼系數(shù) 值sm 取得較大 能使振動迅速衰減 但會把較大的不平路面的沖擊傳給車身 值 選的小 振動衰減慢 不利于行駛平順性 4 通常在壓縮行程選擇較小的相 對阻尼系數(shù) 在伸張行程選擇較大的相對阻尼系數(shù) 一般減振器有c 0 c 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 當(dāng) 時(shí) 即 減振器壓縮時(shí)無阻尼 伸張時(shí)有 5 0 2 c0 阻尼 這種特性的減振器稱為單向作用減振器 設(shè)計(jì)時(shí)通常先選擇壓縮行程和伸張行程相對阻尼系數(shù)的平均值 本文設(shè)計(jì)先取 與 的平均值 為避免懸架碰撞車架 取3 YS 0 5 取 0 3 則有 計(jì)算得 0 4 0 2Y S 3 02 5 SY 2 前后減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) 不同懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)杠桿比不同 懸架阻尼 mCs 系數(shù)應(yīng)具體計(jì)算 圖 4 7 所示桑塔納 2000 的安裝形式 阻尼系數(shù)可由下式計(jì)算 4 2is co 12 對于前減振器 代入數(shù)據(jù)解得 1Y12mCs i 2cos1Y sN 5 17 代入數(shù)據(jù)解得 1s 12s i 21s 9 342 對于后減振器 代入數(shù)據(jù)解得 2Y2mCs i 2cos2Y msN 7 186 代入數(shù)據(jù)解得 2s 2s i 2cs2ss 3 式中 減振器安裝角 簧載質(zhì)量 懸架系統(tǒng)剛度sC 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 圖 4 7 減振器安裝形式 3 前后減振器最大卸荷力 的確定0F 為減少傳給車身上的沖擊力 當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時(shí) 減 振器打開卸荷閥 此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 按上圖安裝形式xV 4 13 iAVx cos 式中 為卸荷速度 一般為 0 15 0 3m s x 為車身振幅 取 Am40 為懸架振動固有頻率 Cs 若伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)為 則最大卸荷力為 0 xVF0 對于前減振器 解得 12mCs HZ5 71 iAx cos1Vx 3 0 則 101xsF N85 796 4 對于后減振器 解得 2mCs HZ1 2 iAVx cos2 Vx 5 0 則 NFxs 3 9 37202 4 前后減振器主要尺寸參數(shù)的確定 雙作用筒式減振器工作直徑 D 可根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 和缸內(nèi)允許0F 壓力 來近似求得 P 4 143 2014 PFD 式中 工作缸最大壓力 在 3 4 取 3 Mpa PMpa 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 連桿直徑與工作缸直徑比值 0 4 0 5 取 0 4 計(jì)算出 D 后 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)將缸徑圓整為 20 30 40 50 65mm 工作缸筒 常由低碳無縫鋼管制成 壁厚一般取 1 5 2mm 儲油缸筒直徑 壁厚為 C5 1 3 m0 2 51 對于前減振器 工作缸筒直徑 代入數(shù)據(jù)解得 21014 PFDG 取 連桿直徑 壁mDG07 21 G301 mDGL12304 11 厚取 儲油缸筒直徑 壁厚取 GC3045 1 對于后減振器 工作缸筒直徑 代入數(shù)據(jù)解得 22 PFD 取 連桿直徑 mDG3 28 mG302 mDGL12304 022 壁厚取 儲油缸筒直徑 壁厚取 GC345 1 2 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 結(jié) 論 本次設(shè)計(jì)是以桑塔納 2000 車型為基礎(chǔ) 結(jié)合 AutoCAD 制圖軟件 對桑塔 納 2000 前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 通過對懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和運(yùn)動特性進(jìn)行分析 重新對前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 通過查閱相關(guān)資料 運(yùn)用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識完成桑塔納 2000 前 后懸架結(jié)構(gòu)形式的選擇 2 完成前后懸架主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 并對其進(jìn)行校核計(jì)算 3 利用 AutoCAD 制圖軟件繪制前后懸架的總裝配圖 雖然在老師和同學(xué)們的幫助下完成了畢業(yè)設(shè)計(jì) 但是由于本人的能力有 限 還存在許多不足之處 希望老師批評指正 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 致 謝 在設(shè)計(jì)期間我遇到了很多困難 通過老師和同學(xué)們的幫助 這些困難都得 以及時(shí)的解決 我特別要感謝我的指導(dǎo)老師謝春麗 她給了我大量的指導(dǎo) 并 專門為我買了兩本關(guān)于懸架設(shè)計(jì)的書籍 使我的畢業(yè)設(shè)計(jì)得以順利的進(jìn)行 讓 我學(xué)到了知識 掌握了設(shè)計(jì)的方法 也獲得了實(shí)踐鍛煉的機(jī)會 在我遇到困難 的時(shí)候謝春麗老師總是能耐心的幫我解答 為我能順利完成畢業(yè)設(shè)計(jì)提供了非 常必要的幫助 在此對謝春麗老師的幫助表示最誠摯的感謝 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)的收獲是巨大的 這不僅僅是因?yàn)樽约旱母冻龊团?更重 要是還有指導(dǎo)老師 以及同學(xué)們的幫助 在此我再次向幫助過我的人表示深深 的感謝 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 參考文獻(xiàn) 1 劉惟信 汽車設(shè)計(jì) M 北京 清華大學(xué)出版社 2001 2 余志生 汽車?yán)碚?M 5 版 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2000 3 郭新華 汽車構(gòu)造 M 2 版 北京 高等教育出版社 2004 4 過學(xué)迅 鄧業(yè)東 汽車設(shè)計(jì) M 北京 人民交通出版社 2005 5 王黎欽 陳鐵鳴 機(jī)械設(shè)計(jì) M 3 版 哈爾濱 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 2008 6 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 4 版 北京 人民交通出版社 2004 7 王望予 汽車設(shè)計(jì) M 4 版 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2004 8 王連明 宋寶玉 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) M 4 版 哈爾濱 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 出版社 2009 9 周長城 汽車平順性與懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2011 10 周長城 車輛懸架設(shè)計(jì)及理論 M 北京 北京大學(xué)出版社 2011 11 張景田 季雅娟 丁建梅 畫法幾何及機(jī)械制圖 M 哈爾濱 哈爾濱工 業(yè)大學(xué)出版社 2005 12 Martin W Stockel Martin T Stockel Auto Fundamentals R U S A Goodheart Wilcox Company 2003 13 Bryson George Y Deal III Walter F The automobile A designer sdream J Technology Teacher 1996