轻型货车前后独立悬架

轻型货车前后独立悬架 西 南 交 通 大 学 本科毕业设计 轻型汽车前后独立悬架设计 THE DESIGN OF A LIGHT TRUCK'S INDEPENDENT SUSPENSIONS 年 级:2006级 学 号:20061440 姓 名:刘璐璐 专 业:车辆工程 指导老师:万里翔 2010年 06月 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 院 系 机械工程学院 专 业 车辆工程 年 级 2006级 姓 名 刘璐璐 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目 轻型货车前后独立悬架设计 指导教师 评 语 指导教师 (签章) 评 阅 人 评 语 评 阅 人 (签章) 成 绩 答辩委员会主任 (签章) 年 月 日 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 毕业设计(论文)任务书 班 级 车辆四班 学生姓名 刘璐璐 学 号 20061440 发题日期: 年 月 日 完成日期: 月 日 题 目 轻型货车前后独立悬架设计 1、本论文的目的、意义 (1) 根据汽车总体设计要求对悬架系统进行匹配; (2) 掌握汽车独立悬架的设计方法; (3) 进一步培养学生的计算机制图，外文资料的阅读、查阅文献资料和文字表达等 技能。 (4) 树立正确的设计思想及工作作风。 2、学生应完成的任务 (1)参加毕业实习，完成对设计题目的调研工作; (2) 收集资料，并完成外文资料翻译约,,,,字(10000英文字符); (3) 完成约2万字毕业设计论文; (4) 完成图纸工作量0#图纸两张或相当于两张的0#图纸。 3、论文各部分内容及时间分配:(共 12 周) 第一部分 收集资料， 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 确定;( 1周) 第二部分 主要参数及尺寸确定、有关计算和校核; (2周) 第三部分 完成图纸工作量0#图纸两张或相当于两张的0#图纸[前独立悬架，后单 斜臂独立悬架图纸一张] (,周 ) 第四部分 撰写毕业设计论文。 (,周 ) 第五部分 论文修改及正式论文、论文打印和图纸绘制。 (,周 ) 评阅及答辩 指导教师评阅及答辩 ( 1周 ) 备 注 给定参数为:汽车最高车速125km/h;装载质量1.5吨;最小转弯直径为 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 13m;最大爬坡度0.3。 指导教师: 年 月 日 审 批 人: 年 月 日 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 摘 要 悬架是汽车中的一个重要总成部分，它把车架与车轮弹性地联系起来，影响到汽车的多种使用性能。悬架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。 本文根据设计要求对轻型货车前后悬架进行设计。首先根据要求完成汽车的总体设计，并选择汽车的主要参数，包括尺寸参数、质量参数和主要性能参数。在完成汽车的总体设计的基础上，分析悬架的类型及结构特点，为汽车选择前后悬架的类型。本设计中前悬架采用麦弗逊独立悬架，后悬架采用斜置单臂式独立悬架。接着对悬架的性能参数进行选择，并且完成悬架的结构元件的设计计算，包括螺旋弹簧、减振器、导向机构、横向稳定杆等。螺旋弹簧的设计计算，包括刚度和强度等的校核，使设计的弹簧能满足设计的偏频要求。为前、后悬架匹配减振器，计算减振器的尺寸参数，并且检验减振器是否满足强度要求。为了防止车身在转弯时发生过大的横向侧倾，为前后悬架各匹配了一个横向稳定杆，提高悬架的侧倾刚度。 关键词: 麦弗逊 悬架 单斜臂 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 Abstract Suspension is an important assembly part in the vehicle.It used to connect the wheels to the body elasticity,affects a variety of performances of car.Suspension is not only meet the vehicle requirements of comfort, but also meet the requirements of its handling stability.The two aspects are mutually exclusive. This article is designed to design the front and rear suspension of light trucks.First, it designs the scheme of whole car based on the parameters which were already been given,and selects the main parameters of the car,Including the size parameters, quality parameters and main performance parameters.Based on the completion of automotive Design,it analysis the structural characteristics and type of suspensions, choose the types of suspensions for front and rear suspensions.It chooses the McPherson independent suspension for front suspension,and the Oblique single arm for rear suspension.Then on the suspension of the performance parameters of selection, and the complete suspension of the structural elements of the design calculation,including the coil spring, shock absorber, oriented institutions, horizontal stabilizer bar and so on.Helical spring's design and calculation, including the stiffness and strength of the check, make the design of the spring biasing to meet the design requirements. For the front and rear suspension matched shock absorber, damper size calculation parameters, and test whether the shock absorber to meet the strength requirements. In order to prevent the body in turn occurs when excessive lateral roll, each match for the front and rear suspension, a roll bar, to increase suspension roll stiffness. key words:Mcpherson suspension Oblique single arm 西南交通大学本科毕业设计(论文) 第?页 目 录 第1章 绪论..................................................................................................................... 1 1.1 论文的研究目的和意义 ..................................................................................... 1 1.2 国内外研究现状发展趋势 ................................................................................. 2 1.3 论文的主要研究内容 ......................................................................................... 4 第2章 汽车总体参数的确定 .......................................................................................... 5 2.1汽车形式的选择 ................................................................................................. 5 2.2 汽车主要参数的选择 ......................................................................................... 5 2.2.1汽车主要尺寸的确定 ............................................................................... 5 2.2.2 汽车质量参数的选择 ................................................................................ 8 2.2.3 汽车主要性能参数的选择 .................................................................... 10 2.3汽车发动机的选择 ........................................................................................... 12 2.4 轮胎的选择 ...................................................................................................... 14 2.5 本章小节 .......................................................................................................... 16 第3章 汽车悬架方案的选择 ........................................................................................ 17 3.2 悬架的结构型式与分析 ................................................................................... 17 3.2.1 非独立悬架和独立悬架 ........................................................................ 17 3.2.2 独立悬架结构形式分析 ........................................................................ 19 3.3 前、后悬架方案的选择 ................................................................................... 20 3.4 本章小节 .......................................................................................................... 22 第4章 悬架的设计计算 ............................................................................................... 24 4.1悬架主要参数的选择计算 ................................................................................ 24 4.2弹性元件的计算 ............................................................................................... 26 4.2.1 前悬架螺旋弹簧的设计计算................................................................. 26 4.3 独立悬架导向机构的设计 ............................................................................... 29 4.3.1 设计要求 ............................................................................................... 29 4.3.2前轮定位参数与主销轴的布置 .............................................................. 30 4.3.3导向机构的布置参数 ............................................................................. 33 4.3.3 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 ......................................................... 39 4.4 减振器的设计 .................................................................................................. 42 4.4.1 相关参数的计算 .................................................................................... 42 4.4.2 减振器主要尺寸 .................................................................................... 44 4.5 横向稳定杆的设计 .......................................................................................... 45 结论 ................................................................................................................................ 47 致谢 ................................................................................................................................ 48 参考文献 ........................................................................................................................ 49 西南交通大学本科毕业设计 第1页 第1章 绪论 1.1 论文的研究目的和意义 悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。 根据导向装置，悬架系统分为独立悬架和非独立悬架。 独立悬架:两侧车轮分别独立地与车架或车身弹性地连接，当一侧车轮受到冲击时，其运动不会直接影响到另一侧车轮。因独立悬架允许车轮有较大的跳动空间，这样便于选装较软的弹性元件，使平顺性得到改善，同时独立悬架簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性能。独立悬架按车轮运动形式可分为如下3种: 1)车轮在汽车横向平面内摆动的悬架(横臂式独立悬架，分为单横臂式和双横臂式)。 2)车轮在汽车纵向平面内摆动的悬架(纵臂式独立悬架，分为单纵臂式和双纵臂式)。 3)车轮沿主销移动的悬架(如滑柱连杆式悬架，分为烛式悬架和麦弗逊式悬架)。 非独立悬架:特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，车轮连同车桥一起通过弹性元件悬挂在车架或车身上。非独立悬架由于簧载质量大，所以汽车平顺性较差。 本次设计中前悬架采用麦弗逊独立悬架，取消了前轴，可使发动机的位置降低，汽车质心下降，从而提高了汽车行驶稳定性，左右车轮的单独跳动，减少了车身的倾斜和振动;同时正确的导向机构型式和参数，有助于消除前轮摆振、纵倾现象等。本设计中后悬架采用单斜臂式独立悬架，是单横臂和单纵臂独立悬架的折衷方案。其摆臂绕与汽车纵轴线具有一定交角的轴线摆动，选择合适的交角可以满足汽车操纵稳定性要求。本论文的研究内容是根据给定参数对汽车进行总体设计，然后对前后悬架进 西南交通大学本科毕业设计 第2页 行设计匹配，满足前后悬架的偏频要求。 1.2 国内外研究现状发展趋势 1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定，在行驶过程中保持不变。它是一系列路况的折中，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服遣弛缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架， 比如桑塔纳、夏利、赛欧等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。 半主动悬架的研究工作开始于1973年，由D(A(C r o s b y和D( C( Ka r n -o p p首先提出。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主， 一般较少考虑改变悬架的刚度。工作原理是:根据簧上质量相对车轮的速度响应、 加速度响应等反馈信号， 按照一定的控制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度(半主动悬架产生力的方式与被动悬架相似 ， 但其阻尼或刚度系数可根据运行状态调节，这和主动悬架极为相似( 有 级式半主动悬架是将阻尼分成几级，阻尼级由驾驶员根据“路感”选择或由传感器信号自动选择。无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架的阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构简单，工作时不需要:消耗车辆的动力，而且可取得与主动悬架相近的性能，具有很好的发展前景。 随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很犬的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954年美国通用汽车司在悬架设计中率先提出的。它在被动悬架的基础上， 增加可调节刚度和阻尼的控制装置，使汽车悬架在任何路面上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架。丰田、洛特斯、沃尔沃、奔驰等在汽车上进行了较为成功的试验。装置主动悬架的汽车，即使在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平(特点是乘坐非常舒服，但结构复杂、能耗高，成本昂贵，可靠性存在问题。 由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的研究 西南交通大学本科毕业设计 第3页 方面起步晚，与国外的差距大。在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80年代后期趋于成熟，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果。主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20世纪90年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道， 只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对主动悬架展开研究。 被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果(但它的理论成熟、结构简单、性能可靠， 成本相对低廉且不需额外能量， 因而应用最为广泛(在我国现阶段，仍然有较高的研究价值(被动悬架性能的研究主要集中在三个方面: 1)通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元 法寻找悬架的最优参数 2)研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持 良好的 运行状态; 3)研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高。 半主动悬架的研究集中在两个方面: 1)执行策略的研究; 2)执行器的研究。阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼，一种是通过改变减振液的粘性调节阻尼。节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节，这种方法成本较高，结构复杂、通过改变减振液的粘性来改变阻尼系数，具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。在国外，改变减振液粘性的方法主要有电流变液体和磁流变液体两种。北京理工大学的章一鸣教授进行了阻尼可调节半主动悬架的研究，林野进行了悬架自适应调节的控制决策研究，哈工大的陈卓如教授对车辆的自适应控制方面进行了研究 。执行策略的研究是通过确定性能指标，然后进行控制器的设定。目前，模糊控制在这方面应用较多。 主动悬架研究也集中在两个方面:1)可靠性;2)执行器。由于主动悬架采用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，元器件的增加降低了悬架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件。电气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，今后将会取代液压执行机构。运用磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架，使主动悬架由理论转化 西南交通大学本科毕业设计 第4页 为实际应用。 悬架技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关。计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为悬架的进一步发展提供了有力的保障。悬架的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。 现有的被动悬架将逐渐向半主动、主动悬架过渡。电动器件的优越性，将会取代液压器件。大规模和超大规模集成电路的发展，会使电子元件集成度得以提高，从而 促进可靠性得到保障，使悬架更加智能化而满足人们的要求。 1.3 论文的主要研究内容 根据给定的设计要求设计汽车的前后悬架。完成汽车的总体设计及悬架的主要结构元件螺旋弹簧等的设计，然后对前后悬架进行设计匹配，满足前后悬架的偏频要求。 西南交通大学本科毕业设计 第5页 第2章 汽车总体参数的确定 设计 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 中的参数如下表所示: 最高车速 125m/s 装载质量 1.5t 最小转弯半径 13m 最大爬坡度 0.3 2.1汽车形式的选择 (1) 轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。 有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在19~26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴和四轴以上的形式。 (2) 驱动形式 汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难、乘用车和 ，总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的42驱动形式。 (3) 布置形式 汽车的布置形式为前置后驱轻型载货汽车。 2.2 汽车主要参数的选择 2.2.1汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、轮距、总长、总宽、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。 西南交通大学本科毕业设计 第6页 (1) 汽车的外廓尺寸 汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 、法规限制等因素来确定。GB1589-79对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m，总宽(不包括后视镜)不大于2.5m;外开窗，后视镜等突出部分宽250mm。总长:货车及越野车不大于12m;一般大客车不大于12m，铰接式大客车不大于18m;牵引车带半挂车不大于16m，汽车拖带挂车不大于20m，挂车长度不大于8m。 (2) 轴距L 轴距的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距L 短些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长;汽车行驶时其纵向角振动过大;汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操稳性变坏;万向节的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑有关方面的影响。当然，在满足所设计的汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计的要求等。 从最小转弯半径的角度来设计轴距的大小: 由转向中心O到外转向轮与地面接触点的距离称为汽车转弯半径R。转弯半径越小，则汽车转向所需场地就越小。由图可知，当外转向轮偏转角达到最大值时，,max转弯半径R为最小。在图示的理想情况下，最小转弯半径与外转向轮最大偏转角Rmin 的关系为: ,max L R,minsin,max 一般来说，，=6.5m，则计算出最大轴距为3588mmm R,,33.5minmax 所以，取汽车的轴距为:L=3200mm 西南交通大学本科毕业设计 第7页 图2-1 理想的内、外转向轮转向角间的关系 (3) 前后轮距 BB与12 汽车轮距B对汽车的总宽、总质量、横向稳定性和机动性都有较大的影响。轮距越大，则悬架的角刚度越大，汽车的横向稳定性越好，车厢内横向空间也越大。但轮距也不宜过大，否则，会使汽车的总宽和总质量过大。轮距必须和汽车的总宽相适应。 载货汽车的前轮距与车架前部宽、前悬架宽、轮胎宽、前轮最大转角、转向B1 拉杆和转向车轮以及和车架间的运动空间等因素有关，应经过具体布置和计算才能最后确定。后轮距与后板宽、后板簧距、轮胎宽、板簧与轮胎间的间隙等尺寸有关。 B2 设计时依然可以通过内、外转向轮转向角间的关系来初选出轮距。如图2-1，两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足内外转向轮转向角间的匹配应保证当汽车转弯行驶时，全部车轮绕同一瞬时转向中心旋转，各车轮只有滚动而无侧滑的要求其内、外转向轮理想的转角关系如图2-1所示，由下式决定: CODOK, cotcot,,,,,0iBDL 其中内轮最大转角，外轮最大转角，轴距L=3200mm，可计,,33.5,,39.60i 西南交通大学本科毕业设计 第8页 算出K=964mm。由于前轮为转向轮，即前轮两转向主销中心线与地面交点间的距离为K=964mm，轮距一般都比大，所以取前轮轮距B1=1600mm，后轮距B2=1600mm。 K 汽车的前悬 (4)LL和后悬FR 汽车的前悬尺寸是由总布置最后确定的。前悬的长度与汽车的类型、LL和后悬FR 驱动形式、发动机的布置形式和驾驶室的形式以及布置密切相关。汽车的前悬不宜过长，以免使汽车的接近角过小而影响通过性。汽车的后悬长度主要与货箱长度、轴距及轴荷分配有关。后悬也不宜过长，以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地，同时转弯也不灵活。城市大客车的后悬一般不大于其轴距的60%，绝对值不大于3.5m。轻型及以上的货车的后悬一般在1.2m~2.2m。长轴距、特长货箱的汽车，其后悬可长达约2.6m。 综上，本轻型货车主要尺寸参数的选择如表2-2: 轴距 轮距 外廓尺寸 前悬和后悬 长:5220 =1600 =720 BL1F L=3200mm 宽:1950 =1600 =1350 BL2R高:2050 表2-2 汽车的主要尺寸参数 2.2.2 汽车质量参数的选择 汽车的质量参数包括整车整备质量，载客量、装载质量、质量系数，汽车,m0m0总质量、轴荷分配等。其中装载质量的参数已给定，即=1.5t mmaG (1)汽车的整备质量 m0 汽车的整备质量就是汽车经整备后在完备状态下的自身质量，即指汽车在加满燃料、轮滑油、工作油液及发动机冷却水和装备齐全后但未载人、货时的质量。它是一个重要的设计指标。 mm/载货汽车可参考国内外同类型同级别的汽车的装载量与整备质量之比e0 ,(称为汽车的整备质量利用系数)为新车型选择一个适当的整备质量利用系数，m0 西南交通大学本科毕业设计 第9页 (/)mm,,m然后按其装载量计算汽车的整备质量。 00eme ,,mm/,由于质量系数在(0.8~1.1)之间，取=1.1，所以=1.65t。 mme00m00 汽车的总质量 (2)ma 汽车的总质量是指已整备完好、装备齐全并按规定载满客、货时的汽车质量。除包括汽车的整备质量及装载量外，载货汽车还应计入驾驶室坐满人的质量。 mmmm,，，aep0计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 为:，驾驶室可乘坐两人，， mkg,，,652130p 所以货车的总质量计算为=3.28t 。 ma (3) 汽车的轴荷分配 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。 轴荷的分配对前后轮胎的磨损有直接影响。为了使其磨损均匀，对后轮装单胎的双轴汽车，要求其满载时的前后轴荷分配为50%，而对后胎为双胎的双轴汽车，则前后轴荷大致按1/3和2/3分配。由于货车的总质量为=3.28t，所以假设后轮采用单胎时，则四个轮胎每个轮胎承受的静载荷约为8200kg，而对于货车所常用的轮胎中，轮胎所能承受的载荷大都小于9000kg，所以这里采用后轮单胎的形式。 空载 满载 车型 前轴 后轴 前轴 后轴 32%,40% 60%,68% 50%,59% 41%,50% 货车 42，后轮单胎 表2-3 4×2后轮单胎平头形式的货车轴荷分配范围 综上，汽车的质量参数如下: 整备质量利用系数,装载质量(t) 整备质量(t) 总质量(t) mmmmG0a0 1.5 1.65 3.28 1.1 表2-4 汽车的质量参数 西南交通大学本科毕业设计 第10页 空载 满载 前轴 后轴 前轴 后轴 54% 46% 35% 65% 表2-5 设计货车的轴荷分配 2.2.3 汽车主要性能参数的选择 (1) 汽车的动力性参数 汽车的动力性参数主要有直接档和一档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。 1) 直接档最大动力因数 D0max 的选择主要是根据对汽车加速性和燃油经济性的要求，以及汽车类型、用D0max 途和道路条件而异。载货汽车的值是随汽车总质量的增大而逐渐减小的，但也D0max 有个限度。微型货车的值较大，轻型货车次之，因为它们不会拖挂车，而且对D0max 平均车速和加速性能的要求也较高。 DD汽车类别 最高车速 比功率 比转矩 0maxImax mt,1.8~6轻型货车 0.06~0.10 0.30~0.40 90~120 15~21 38~44 a 表2-6 轻型载货汽车的动力性参数的取值范围 根据表2-6，可以初步选取直接档动力因数为:。 D,0.080max 2)一档最大动力因数 DImax 直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力以及起步并连续换挡DImax 时的加速能力。它和汽车总质量关系不明显而主要取决于所要求的最大爬坡度和附着条件。根据表2-6，可以初步选取I档动力因数为: 。 D,0.35Imax 3)最高车速 Vamax 西南交通大学本科毕业设计 第11页 最高车速=125km/h Vamax 4)汽车的比功率和比转矩 这两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。比功率是评价汽车动力性能如速度性能和加速性能的综合指标，比转矩则反映了汽车的比牵引力和牵引能力。各类汽车的比功率和比转矩值的范围见表2-6，比功率初选为18kw/t, 比转矩为40N.m/t。 (2) 汽车的燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗率(L/100km)来评价。该值越小燃油经济性越好。而货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价(表2-7) 汽油机 柴油机 总质量 mt/a <4 3.0,4.0 2.0,2.8 4,6 1.9,2.1 1.9,2.1 6,12 2.68,2.82 1.55,1.86 >12 2.50,2.60 1.43,1.53 表2-7 载货汽车的单位燃料消耗量 (3) 汽车的机动性参数 汽车的最小转弯半径是汽车机动性的主要参数。是指转向盘转至极限位RRminmin 置时转向中心至前外轮接地中心的距离，它反映了汽车通过小曲率半径道路的能力和在狭窄路面上或场地上掉头的能力。其值与汽车的轴距、轮距及转向车轮的最大转角等有关，并应根据汽车的用途、类型、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。 R=6.5mm min 汽车的通过性参数 (4) ,总体设计要确定的通过性参数有:最小离地间隙、接近角、离去角及纵h,min 向通过半径。这些参数取值主要是根据汽车的类型和道路条件., 其范围见表2-8: , 西南交通大学本科毕业设计 第12页 ,,,h车型 /(?) min/m /(?) /mm 4×2轿车 150,220 20,30 15,22 3.0,8.3 210 4×4轿车 45,50 35,40 1.7,3.6 4×2货车 250,300 40,60 25,45 2.3,6.0 4×4货车、6×6货车 260,350 45,60 35,45 1.9,3.6 表2-8 汽车通过性的几何参数 由上表，可以初步选取的通过性几何参数分别为: 最小离地间隙为:=260mm , hmin ,接近角: =42? ,离去角:=26?， ,纵向通过性=3mm 。 综上，汽车的主要性能参数选定如下:(表2-9) 表2-9 汽车的主要性能参数值 动力性参数 机动性参数 通过性参数 D,0.08=6.5m =260mm Rh0maxminmin , =42? D,0.35Imax ,=26? =125km/h Vamax ,=3mm P.ma=18kw/t T(ma-1=42N.m/t 2.3汽车发动机的选择 (1) 发动机的选型 在汽车发动机基本型式的选择中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其次是汽缸的排列型式和发动机的冷却方式。 西南交通大学本科毕业设计 第13页 1) 汽油机与柴油机的选择 与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好，工作可靠，寿命长，使用成本低及排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴，振动及噪声大，尺寸和质量大，造价高，起动较困难及易生黑烟等缺点。近年来，由于柴油机设计的不断完善，以上缺点得到较好的克服，并提高了转速，故在轻型车和轿车上采用柴油机的也日益增多。 在选用发动机型式时，除了上述因素外，还要考虑燃料使用的平衡，汽油大部分供应汽车，而柴油用途广泛，需要的部门多。因此从全局出发，今后将仍然以汽油为汽车的主要燃料，在2000年时，汽油机和柴油机的分工将是这样的:装载2t以下的轻型车用汽油机;装载质量6t以上的汽车将全部用柴油机。由于设计的该货车的装载质量为2t，并且对动力性要求较高，(最高车速为115km/h，最大爬坡度为30?)故采用汽油机作为发动机。 2) 发动机排列形式的选择 按汽缸排列形式，发动机又有直列、水平对置和V型等区别。直列式的结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上和排量不大的轿车上使用。在中高级以上的轿车、重型载货汽车和越野汽车上，水平对置式的发动机高度低易于平衡。综合考虑结构、工作可靠性以及造价成本，动力性要求等，选择6缸直列式汽油机。 3) 发动机冷却形式的选择 发动机按冷却方式分为水冷和风冷发动机两种，后者的优点是冷却系统简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性好，但存在冷却不均，消耗功率大和噪声大等缺点，在汽车上应用不多，只在22kW以下的小发动机和军用越野车上有所应用。大部分汽车都采用水冷发动机。它的主要优点有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小，能解决车内供暖等。所以在本次设计中采用水冷方式。 综上，对于设计的货车初步选取的发动机型式为:6缸直列水冷式汽油机。 (2)发动机主要性能指标的选择 pemax1)发动机最大功率 mgf1CA,,3aD,，pvveaamaxmaxmax,,,360076140,,T pemax式中:—发动机最大功率，kw ; 西南交通大学本科毕业设计 第14页 —传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的式汽车取; 42，,,,0.9TT — 汽车总质量，kg ; ma 2 g — 重力加速度， ; ms/ — 滚动阻力系数，对载货汽车取0.02 。 f vamax—最高速度，km/h ; CD —空气阻力系数，货车取0.8—1.0; 2 A —汽车正面投影面积，，无测量数据，可按前轮距、汽车总高H、Bm1 汽车总宽B等尺寸近似计算: 对轿车 ， ABH,0.781 对货车 ABH,1 2m此处取 A=3.280 13280，9.8，0.020.8，3.2803 P,(，125，，125)emax0.9360076140 = 99.59kw 考虑空调系统和其它电器设备影响发动机使用特性曲线的，(比万有特性曲pemax线的小)发动机最大功率比计算的最大功率应大15%。 pemax PP=×1.15 = 114.53kw emaxemax 1000P1000，114.53emax,,34.9kw/h2)比功率= m3280a 2.4 轮胎的选择 轮胎及车轮部件应满足下述基本要求:足够的负荷能力和速度能力;较小的滚动阻力和行驶噪声;良好的均匀性和质量平衡性;耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性;质量小、价格低、拆装方便、互换性好。 在轮胎的选择上需要遵循的基本原则是: 西南交通大学本科毕业设计 第15页 (1)满足轮胎负荷的要求 所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值，我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准。表2-8提供了一些货车的轮胎规格和特征。表中各列数据中如无带括号的数据，表示该列数据对斜交轮胎和子午线轮胎通用，否则，不带括号的数据适用于斜交胎，而带括号的数据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加10%~15%。货车轮胎标准见GB516-82. (2) 考虑轮胎负荷系数 轮胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数。为了避免超载，此系数取0.9~1.0之间。对于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数允许取1.1。但不得大于1.2。因为轮胎超载20%，其寿命将下降30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限;重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此，同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少。 (3) 选择轮胎胎体的中的帘线形式 轮胎按照胎体中帘线的排列不同，可分为三种，子午线轮胎、斜交轮胎和带束斜交轮胎。子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和附着性能都比斜交轮胎要好，装好后耗油低、耐磨损寿命长、高速性能好。但子午线轮胎制造较困难、造价不如斜交轮胎。 综上所述，采用子午线轮胎。根据整车的综合要求选定轮胎型号为7.00,16 LT(7.00R16) 主要尺寸 使用条件 最大相应气压 外直径 允许 ，0.1 p轮胎规则 层数 负荷 断面标准 使用 宽 轮辋 普通加深越野 N MPa 轮辋 花纹 花纹 花纹 轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎 6 5850 3.2 14 J6.50-14 180 705 - - 5J 28 6900 4.2 西南交通大学本科毕业设计 第16页 6.50-16 6 6350 3.2(3.5) 5.50E 755 765 765 - 5.50F (6.50R16) 8 7550 4.2(4.6) 5.50F 7.55-15 6 6800 3.2(3.5) 200 750 760 - 5.50F 6.00G (7.00R15) 8 8000 4.2(4.6) 7.00-16 8 8500 4.2(4.6) 200 780 790 - 5.50F 6.00G (7.00R16) 10 9650 5.3(5.6) 8 9700 4.2(4.6) 7.50-16 5.00F 10 220 810 820 - 11050 5.3(5.6) 6.00G (7.50R16) 6.50H 12 12400 6.3(6.7) 表2-10国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件 2.5 本章小节 本章完成了汽车的总体设计部分，包括汽车主要参数的选择以及发动机和轮胎的选择。 西南交通大学本科毕业设计 第17页 第3章 汽车悬架方案的选择 3.1 悬架的设计要求 悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和路面冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。悬架的主要作用是传递车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩;缓和、抑制路面对车身的冲击和振动;保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性。保证汽车的操纵稳定性。 在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求: 1)保证汽车有良好的行驶平顺性。 2)具有合适的衰减振动能力。 3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。 4)汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾;转弯时车身侧倾角要合 适。 5)有良好的隔声能力。 6)结构紧凑、占用空间尺寸要小。 7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命 3.2 悬架的结构型式与分析 3.2.1 非独立悬架和独立悬架 悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。非独立悬架的结构特点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架(或车身)连接;独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架(或车身)连接，见(图3-1): 西南交通大学本科毕业设计 第18页 a)非独立悬架 b)独立悬架 图3-1 悬架的结构形式简图 以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是:结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是:由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度(特别是前悬架)，使之刚度较大，所以汽车平顺性较差;簧下质量大;在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴(桥)和车身倾斜;当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆使前轮容易产生败阵;前轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉;当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性;汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性;车轴(桥)上方 西南交通大学本科毕业设计 第19页 要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在总质量大些的商用车前、后悬架以及某些乘用车的后悬架上。 非独立悬架主要用于货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架。 独立悬架的优点是:簧下质量小;悬架占用的空间小;弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车的行驶平顺性;由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性;左、右车轮各自独立运动互不影响，可减小车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力; 独立悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车 。 3.2.2 独立悬架结构形式分析 独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊式和扭转梁随动臂式等几种。 对于不同结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较大区别。评价时常从以下几个方面进行: 1) 侧倾中心高度 汽车在侧向力作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心称之为侧倾中心。侧倾中心到地面的距离称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。 2) 车轮定位参数的变化 车轮相对车身上、下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振;若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。 3) 悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力作用下，车厢绕侧倾轴线转动，并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。 西南交通大学本科毕业设计 第20页 4) 横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。 不同形式的悬架占用的空间尺寸不同，占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度;占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此，悬架占用的空间尺寸也用来作为评价指标之一。 悬架 双横臂式 单横臂式 单纵臂式 单斜臂式 麦弗逊式 扭转梁随动臂式 居单横臂和 侧倾中心高 比较低 比较高 比较低 比较高 比较低 单纵臂之间 车轮外倾角 车轮外倾角 车轮定位 主销后倾角 左、右轮同时跳与主销内倾 与主销内倾 有变化 变化小 参数的变化 变化大 动时不变 角均有变化 角变化大 变化小，轮 变化大，轮 轮距 胎磨损速度 胎磨损速度 不变 变化不大 变化很小 不变 慢 快 较大，可不 居单横臂式 悬架侧倾角 较小，需用 较小，需用 装横向稳定 和单纵臂式 较大，可不装横向稳定器 刚度 横向稳定器 横向稳定器 器 之间 横向刚度较横向刚度 横向刚度大 横向刚度小 横向刚度大 小 占用空间尺占用较多 占用较少 几乎不占用高度空间 占用的空间小 寸 结构简单、 结构复杂 结构简单、成 结构简单，用于 紧凑，轿车 其它 前悬架用 本低，前悬架 结构简单、成本低 发动机前置前轮 上用得较得较多 上用得少 驱动轿车后悬架 多 表3-2 不同形式悬架的特点 3.3 前、后悬架方案的选择 目前汽车的前、后悬架采用的方案有:前轮和后轮均采用非独立悬架;前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架;前轮与后轮均采用独立悬架等几种。 前悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架时，因前轮容易发生摆振现象，不能保证汽车有良好的操纵稳定性，所以汽车的前悬架多采用独立悬架。 发动机前置的汽车，常采用麦弗逊式前悬架。 麦弗逊悬架通常由两个基本部分组成:支柱式减震器和A字型托臂。之所以叫减 西南交通大学本科毕业设计 第21页 震器支柱是因为它除了减震还有支撑整个车身的作用，他的结构很紧凑，把减震器和减震弹簧集成在一起，组成一个可以上下运动的滑柱;下托臂通常是A字型的设计，用于给车轮提供部分横向支撑力，以及承受全部的前后方向应力。整个车体的重量和汽车在运动时车轮承受的所有冲击就靠这两个部件承担。所以麦弗逊的一个最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是:悬架重量轻和占用空间小。我们知道，汽车悬架属于运动部件，运动部件越轻，那么悬架响应速度和回弹速度就会越快，所以悬架的减震能力也就越强;而且悬架质量减轻也意味着弹簧下质量减轻，那么在车身重量一定的情况下，舒适性也越好。占用空间小带来的直接好处就是设计师能在发动机仓布置下更大的发动机，而且发动机的放置方式也能随心所欲。在中型车上能放下大型发动机，在小型车上也能放下中型发动机，让各种发动机的匹配更灵活。但同时也有很多不足比如稳定性差.抗侧倾和制动点头能力弱.增加稳定杆以后有所缓解但无法从根本上解决问题.耐用性不高.减震器容易漏油需要定期更换。 图3-3 麦弗逊式悬架的后视图。 为了减小活塞2和导向套之间的摩擦，弹簧上斜置的活塞杆和弹簧上托盘9通过一个可分离支座:在E点固定在汽车翼子板上。由弹性塑料制成的辅助弹簧11与托盘9的内孔连接，下端支承在防尘罩12上。它放在弹簧托盘3上，保护镀铬的杆2。当车轮上跳时，辅助弹簧压在管1的封盖上。 西南交通大学本科毕业设计 第22页 支架4和U形夹13焊接在管 1上。横向稳定杆的拉杆 5的上球铰固定在支架 4内。U形夹则把车轮支架支承在 U 形弯脚中。为了能不外倾角精确地调整到设计值，U 形夹的上孔加工成长形孔。车轮的导向由一个第二代双排径向止推滚珠轴承来承担。 导向铰 G 的转向球通过夹钳与车轮支架连接。横置的螺栓15穿过转向球销的环形槽，以防止球销在螺栓出现意外松动时滑脱。副车架6是为了车身连接而采用的。 斜置单臂式独立悬架是单横臂式和单纵臂式独立悬架的折衷方案。如图3-4所示。 ::单斜臂绕与汽车纵轴线成一定角度的轴线摆动。适当地选择夹角，可,,(090),,,以调整轮距、车轮倾角、前束等变化最小。从而可获得良好的操纵稳定性。这种悬架适于做后悬架。 图3-4 斜置单臂式独立悬架 本论文悬架方案的选择为前麦弗逊悬架后斜置单臂式独立悬架。 3.4 本章小节 本章对汽车的悬架做了系统的介绍，并对各种悬架的结构型式和性能特点进行了 西南交通大学本科毕业设计 第23页 分析，确定了前后悬架的类型为前麦弗逊式独立悬架和后斜置单臂式独立悬架。 西南交通大学本科毕业设计 第24页 第4章 悬架的设计计算 4.1悬架主要参数的选择计算 (1) 悬架静挠度 fc 悬架静挠度，是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比， Ffcw 即 。 fFc,/cw 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴 nn和12上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率 (亦称偏频)可用下式表示 1c1c12 ， (4-1) ,,nn12,,2m2m12 式中，为前、后悬架的刚度(N,cm);、为前、后悬架的簧上质量(kg)。 nn和mm1212 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 f,mgcf,mgcc111c222 2式中，g为重力加速度(g=981cm,s)。 将、 代入式(4—1)得到 ffcc12 55 (4-2) n,n,12ffcc12 分析上式可知:悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车fc 有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。 在选取前、后悬架的静挠度值和时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠ffcc12 度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分ffcc21 析证明:若汽车以较高车速驶过单个路障，,<1时的车身纵向角振动要比nn12 西南交通大学本科毕业设计 第25页 />1时小，故推荐取 =(0(8,0(9) 。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾nnff12cc21 驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐=(0(6,0(8) fc2 。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的fc1 偏频。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为。 nn/0.85~0.95,12 用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1(00,1(45Hz，后悬架则要求在1(17,1(58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。货车满载时，前悬架偏频要求在1(50,2(10Hz，而后悬架则要求在1(70,2(17Hz。选定偏频以后，再利用式(4—2)即可计算出悬架的静挠度。 选择货车满载时前后悬架的偏频分别为: ， 所以，满足要求。 n,1.8Hn,2.0Hn/n,1.8/2.0,0.91Z2Z12 利用公式(4—2)，得到=7.72cm，=6.25cm 。 ffc1c2 (2)悬架的动挠度 fd 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通fd 常指缓冲块压缩到其自由高度的1,2或2,3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，取7—9cm;对大客车, 取5,8cm;对货车取6,9cm。对于轿车ff/fffddddc的值应不小于0.5，大客车应不小于0.75，载货汽车1.0。所以选取货车前后悬架的动挠度等于静挠度，即: ==7.72cm ， ==6.25cm 。 ffffd1c1d1c2 (3)悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响;侧倾角过大或过小都不好。乘坐侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0(4倍车重时，轿车车身侧倾角在2(5?,4?，货车车身侧倾角不超过6?,7?。 西南交通大学本科毕业设计 第26页 此外，还要求汽车转弯行驶时，在0(4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差δ1-δ2应当在1?,3?范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，所以设计时还应考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1(4,2(6。 4.2弹性元件的计算 4.2.1 前悬架螺旋弹簧的设计计算 (1)螺旋弹簧的刚度计算 汽车满载质量 Q=3280 kg 前轴负荷 G,0.35Q,1148kg1 后轴负荷 G,0.65Q,2132kg2 Qkg,701非簧质量 前悬架 Qkg,802后悬架 簧载质量 前悬架 Q,(G,Q)/2,(1148,70)/2,539kg0111 后悬架 Q,(G,Q)/2,(2132,80)/2,1026kg0222 螺旋弹簧的刚度 Qg539，9.8101 前悬架 c,,,684.92N/cm1f7.72c1 Qg1026，9.8102 后悬架 c,,,1610.41N/cm2f6.25c2 (2) 弹簧的静挠度和动挠度 ffcdss 麦弗逊悬架在振动时，由于弹簧与车体并不垂直，所以悬架的静挠度并不等于螺旋弹簧的静挠度。可以通过振动时螺旋弹簧位置的改变来寻找几何关系根据已知的悬架静挠度来求出螺旋弹簧的静挠度，如图4-1所示: 西南交通大学本科毕业设计 第27页 图中 ——前悬架的静挠度，已知=77.2mm; ffcc ——螺旋弹簧的静挠度。 fc1 图4-1 前悬架振动示意图 解三角形ABC: 222450，77.2,(450,)fc1cos4:, 2，450，77.2 =76.97mm fc1 同理，可以求出后悬架螺旋弹簧的静挠度为:=62.32mm fc2 f,f,76.97mmdc11 ==62.32mm ffdc22 (3) 螺旋弹簧的主要尺寸的确定 1) 弹簧中径D和钢丝直径d 取 前悬架 D=110mm =15mm d11 西南交通大学本科毕业设计 第28页 后悬架 =90mm =15mm dD22 2) 工作圈数可按下式求得: i 4Gd 式(4-3) i,38cD 4式中 ——弹簧材料的剪切弹性模量，取; GMPa,，8.310G ——螺旋弹簧刚度。 c 448.3，10，15前悬架: i,,5.76138，68.49，110 所以取工作圈数为:圈。 i,61 448.3，10，15后悬架: i,,3.62238，161，90 取工作圈数为:圈 i,42 (4) 弹簧端部结构型式及所用材料的选定 首先，采用弹性特性为线性的等节距螺旋弹簧，由于钢丝直径=18mm>10mm，d所以在热处理工艺上需要成形后淬火并回火，即热成形弹簧。在端部形状的选择上采取两端碾细的端部结构，这种结构节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以去任意值，不必限于整数。 螺旋弹簧材料的选择可参考下表4-2: 弹簧钢种 应用 65、70 、85 汽车板簧、圆形螺旋弹簧、<12mm 的小型弹簧 55Si2Mn 用作<25mm 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 55SiMnB 55SiMnVB 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 西南交通大学本科毕业设计 第29页 60SiMn 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 60SiMnA 55CrMnA <50mm 的螺旋弹簧和钢板弹簧 60CrMnA 表4-2部分弹簧钢种在汽车上的应用 材料选用60CrMnA (5) 弹簧的强度校核 螺旋弹簧的扭转应力可以表示为: fGdc1 式(4-4) ,,c2Di, 动载荷下的扭转应力表示为: fGdd1 式(4-5) ,,d2,Di 前悬架:420.4MPa ，=420.4MPa ,,,,,cdc111 后悬架: 762.6MPa ，=762.6MPa ,,,,,cdc222 选取弹簧许用扭转应力时，应根据悬架结构型式和工作特点来确定，一般推荐满 500~700MPa980~1078MPa载需用扭转应力为，弹簧最大扭转应力在范围内。故设计符合强度要求。 4.3 独立悬架导向机构的设计 4.3.1 设计要求 (1)前悬导向机构: 1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过?4.Omm，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0(4g侧向加速度作用下，车身侧倾 西南交通大学本科毕业设计 第30页 角不大于6?,7?，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用;加速时，有抗后仰作用。 (2)后悬导向机构: 1)悬架上的载荷变化时，轮距无显著变化。 2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。 4.3.2前轮定位参数与主销轴的布置 筒式减振器上铰链的中心与横摆臂外端的球铰链中心的连线为麦弗逊悬架的主销轴线。 (1)主销偏移距 图4-3所示为麦弗逊式前悬架，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎冠印迹中心线外侧时，具有负的主销偏移距，可以保证汽车制动稳定性。在这里也选rs 取负主销的偏移距，主销轴线与车轮纵向中心线的夹角为12?。 图4-3麦弗逊悬架的主销偏移距 (2)主销内倾角 西南交通大学本科毕业设计 第31页 从车前后方向看轮胎时，主销轴向车身内侧倾斜，该角度称为主销内倾角。当车轮以主销为中心回转时，车轮的最低点将陷入路面以下，但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，而是将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样汽车本身的重力有使转向车轮回复到原来中间位置的效应，因而方向盘复位容易。 此外，主销内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离减小，从而减小转向时驾驶员加在方向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减少从转向轮传到方向盘上的冲击力。但主销内倾角也不宜过大，否则加速了轮胎的磨损。 图4-4 主销内倾角 (3)前轮外倾角 从前后方向看车轮时，轮胎并非垂直安装，而是稍微倾倒呈现“八”字形张开，称为负外倾，而朝反方向张开时称正外倾。使用斜线轮胎的鼎盛时期，由于使轮胎倾斜触地便于方向盘的操作，所以外倾角设得比较大。现在汽车一般将外倾角设定得很小，接近垂直。汽车装用扁平子午线轮胎不断普及，由于子午线轮胎的特性(轮胎花纹刚性大，外胎面宽)，若设定大外倾角会使轮胎磨偏，降低轮胎摩擦力。还由于助力转向机构的不断使用，也使外倾角不断缩小。尽管如此，设定少许的外倾角可对车轴上的车轮轴承施加适当的横推力。在采用独立悬架和复合悬架的后悬架中，为了提高轮胎的侧偏性能，车轮外倾角常设计成负值。各种轿车在空载下的外倾角一般是γ=1?。 (4)前轮前束 汽车的左右前轮分别向内倾斜，采用这种结构目的是修正上述前轮外倾角引起的车轮向外侧转动。如前所述，由于有外倾，方向盘操作变得容易。另一方面，由于车轮倾斜，左右前轮分别向外侧转动，为了修正这个问题，如果左右两轮带有向内的角 西南交通大学本科毕业设计 第32页 度，则正负为零，左右两轮可保持直线行进，减少轮胎磨损。 图4-5前束 (5)主销后倾角 从侧面看车轮，转向主销(车轮转向时的旋转中心)向后倾倒，称为主销后倾角。设置主销后倾角后，主销中心线的接地点与车轮中心的地面投影点之间产生距离(称作主销纵倾移距，与自行车的前轮叉梁向后倾斜的原理相同)，使车轮的接地点位于转向主销延长线的后端，车轮就靠行驶中的滚动阻力被向后拉，使车轮的方向自然朝向行驶方向。设定很大的主销后倾角可提高直线行驶性能，同时主销纵倾移距也增大。主销纵倾移距过大，会使转向盘沉重，而且由于路面干扰而加剧车轮的前后颠簸。 图4-6 主销后倾角 前轮定位参数初定如下:表4-7 主销内倾角 前轮外倾角 前轮前束 主销后倾角 西南交通大学本科毕业设计 第33页 6? 1? 7mm 6? 4.3.3导向机构的布置参数 ( 1) 侧倾中心 侧倾中心是指通过车轮中心的横向垂直平面上的一点，在这点上给簧载质量,即车身,施加一个侧向力(y轴方向)，可以不产生侧倾角运动。因此侧倾中心是汽车是汽车轴线(从前面看)和车桥中心(从侧面看)上的点，围绕着这点车身在侧向力力作用下做侧倾运动。此外车桥和车身之间的侧向力通过这个点。 图4-8 侧倾中心W 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图4-9所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为P点。 西南交通大学本科毕业设计 第34页 图4-9 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定 麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱EG布置得越垂直，下横臂GD布置得越接近水平，则侧倾小心W就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。如加长下横臂，则可改善运动学特性。 根据图中的几何关系，可以得到麦弗逊悬架的侧倾中心高度为: hw bpv,hw2costan,,，，kdrs 式(4-6) co，p,ksin,，d式中 ， k,sin,,，，， 解得=587mm hw (2) 侧倾轴线 图4-10前后悬架侧倾中心之间的连线C 西南交通大学本科毕业设计 第35页 在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线侧倾线C(图4-5)。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性;而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。 然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm。此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。因此，独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度为: 0,120mm;后悬架 80,150mm。 前悬架 设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。 (3) 纵倾中心 麦弗逊式悬架的纵倾中心，可由E点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心O，，如图4-11所示。 V 图4-11 麦弗逊式悬架的纵倾中心 (4) 抗制动纵倾性(抗制动前俯角) 抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小，但仅当纵倾中心位于两根车桥之间时，这一性能方可实现(针对制动器置于车轮之外而言)。对于独立悬架来说，使中心位置高于驱动桥车桥中心是非常重要的。。 西南交通大学本科毕业设计 第36页 图4-12 抗制动纵倾性 图4-12画出制动时汽车承受的各种动态作用力，没有考虑汽车静止时所受重力的作用，故在图上没有画出汽车质心上重心及前、后轮上的静止反力。当汽车以减速度制动时，汽车质心上作用有惯性力，它使前、后轮上的负荷发生转移。jFmj,ja 前、后轮负荷的增减量为，其大小是,为汽车质心高度，为轴距。L,,GFhL/,Ghj 前、后轮上的制动力为、，总制动力为，则前、后轮的制动力为: FFFF,BjB1B2 FFF,,,,,BBj1, 式(4-7) ,11FFFFF,,,,,,，，，，,,,BBBBj21, 式中 ——制动力分配系数。 , 依据ECE法规货车的制动力分配见图4-13: 制动力的分配系数的选择可以根据ECE法规进行选取，参考辽宁工程技术大学学报《依ECE法规进行汽车制动力分配新方法》一文，文中得出了依据ECE法规规定的制动力分配要求选取货车制动力分配系数的方法，结论如图4-14所示。 由于货车的重心高度在0.65m左右，所以选取货车的制动力分配系数为。 ,,0.38 在的作用下，车身产生前俯现象，同时引起前弹簧有附加压缩变形和后弹 F,fj1 西南交通大学本科毕业设计 第37页 图4-13 ECE法规制动力分配 图4-14 货车制动力分配系数的控制曲线 簧附加伸张变形，结果在前、后轮弹簧上端产生附加力和，,f,,,FCf,,,FCf2111s222s式中的和分别为前、后弹簧刚度。如果取车轮和悬架作自由体进行分析，并假CCs1s2 定:弹簧上的载荷可以转移可用车轮上的载荷转移来替代;忽略车轮惯性力矩和滚动阻力不计，则根据前、后悬架各动态力对、的力矩平衡条件得: OO12 CfGdFe,,,，,0,，，sB11111, 式(4-8) ,CfGdFe,,,，,0，，,sB22222, 式中，、为前、后悬架纵倾中心到前、后轴中心的距离;、为前、后edde1212 西南交通大学本科毕业设计 第38页 悬架纵倾中心到地面的高度。 F,h,,j,,,fde,111,,,cdL,,,11s整理得: 式(4-9) ,Fh,,j,1,,,,fde，，,222,,,cdL,,s22, 分析式4-9得，反映制动时车身前俯程度的和除与总布置参数、制动力大,f,f12 小及其分配以及悬架刚度有关外，主要取决于纵倾中心位置和。对前轮而言，OOO121点位置可用、值确定。满足无前俯现象的纵倾中心位置，对车身前部而言应满足ed11 。因此，由式4-9可得: ,,f01 h de,,,011L eh1 或 式(4-10) ,,dL1 以通过选择悬架纵倾中心位置来获得预期的抗前俯效果。为了减小车轮传到车身上的冲击力，纵倾中心位置的选择不能达到理想的无前俯效果。一般是使 ，即制动时仍有一定程度的前俯现象，并用抗前俯率表示，即: edhL//,,,11d eL,1 式(4-11) ,，100%,ddh1 取，取=500mm ，质心高度，制动力分配系数为，,,50%e,,0.38hmm,6501d 轴距L=3200mm 。代入上式得出=1870.77mm 。处于两根车桥之间，这一性能可实d1 现。 (5)抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角) 抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架而言，是纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。 ’ (6)悬架摆臂的定位角 独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位角定义为:摆臂的水平斜置角α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ，如图4-15所 西南交通大学本科毕业设计 第39页 示: 图4-15 、、 的定义 ,,, 4.3.3 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 (1) 导向机构受力分析 分析如图4-6a所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力F，可3根据图上的布置尺寸求得 Fad1F,3cbdc，,，，，， (4-12) ,式中，为前轮上的静载荷减去前轴簧下质量的1/2。力越大，则作用在导FFF113 向套上的摩擦力f越大(f为摩擦因数)，这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦F3 力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式(4-12)可知，为了减小力，要求尺寸c十b越大越好，或者减小尺寸a。增大尺寸c+b使悬架占用空间增加，F3 在布置上有困难。若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。 西南交通大学本科毕业设计 第40页 图4-16 麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图 由图4-16可知，将弹簧和减振器的轴线相互便宜距离，再考虑到弹簧轴向力Fs6的影响，则作用到导向套上的力将减小，即: FsFad61 式(4-13) F,,3cbdcdc，,,，，，，，， 由式(4-13)可知，增加距离，有助于减小作用到导向套上的横向力。 Fs3 为了发挥弹簧反力减小横向力的作用，可以把弹簧的下端布置得尽量靠近车F3 轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一个角度。在本次设计中，将弹簧轴轴线与减振器中心线的夹角取为6?，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线。 (2) 摆臂轴线布置方式的选择 麦弗逊式悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响汽车的纵倾稳定性，图4-7中，C点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂轴的抗前俯角等,,于静平衡位置的主销后倾角时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无,0 穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此，值保持不变。 , 0 当与的匹配使运动瞬心C交于前轮后方时(图4-17a)，在悬架压缩行程，λ角,,,0 有增大的趋势。 当与的匹配使运动瞬心C交于前轮前方时(图4-17b)，在悬架压缩行程，λ,,,0 角有减小的趋势。 西南交通大学本科毕业设计 第41页 为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角λ有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式悬架时，应选择参数能使运动瞬心C交于前轮后方。 , 图4-17 角变化示意图 , (3) 摆臂长度的确定 现在麦弗逊前悬架的下控制臂设计都由传统的A 形变成了 L 形 ,L 形控制臂的球销和控制臂前部连接衬套的中心在汽车纵向接近于“0 偏移” , 即在汽车纵轴线上坐标相同 ,如图4-18所示。从车轮传递到球销的侧向力通过L 形下控制臂前衬套直接传递到副车架(后连接衬套的影响很小) ,这样只需要通过设定前衬套的刚度来调节汽车的侧向刚度。 图4-18 纵向“0 偏移” L 形下控制臂 西南交通大学本科毕业设计 第42页 1—下控制臂球铰 2—下控制臂前连接衬套 3—控制臂后连接衬套 在汽车通过有凹坑的路面引起在车轮接地点产生纵向力时，此纵向力绕下控制臂球销和前衬套的轴线形成纵向力矩，通过设定 L 形下控制臂后衬套的刚度来控制该力矩，缓和路面带来的冲击使车轮产生纵向柔性。可见L 型下控制臂的设计，使汽车在侧向和纵向的受力分别通过前、后衬套进行控制，使需要的侧向刚度独立于纵向柔性，使侧向力和纵向力同时作用时相互间不发生耦合，避免了悬架臂共振的发生，从而提高了汽车行驶的平顺性。另外，L 形控制臂的前后连接衬套刚度一般都设定为前硬后软，这有助于在转向时受到侧向力时前轮形成负前束，增加不足转向的趋势，有利于提高汽车行驶的稳定性。 4.4 减振器的设计 悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。 根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力(10,20MPa)条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2(5,5MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。 本设计选用双筒式液力减振器。 4.4.1 相关参数的计算 ,(1)相对阻尼系数 F在减振器卸荷阀打开之前，其中的阻力与减振器振动速度之间的关系为: v i (式4-14) F,,, 式中，为减振器阻尼系数。 , 西南交通大学本科毕业设计 第43页 汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大,小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为: , , (式4-15) ,, 2cm 式中，为悬架系统的垂直刚度;为簧上质量。 mcs 的取值较大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身: 选,,得过小，振动衰减过慢，不利于行驶平顺性。通常情况下，把压缩形成的相对阻尼系数选得小于伸张行程时的相对阻尼系数s ,,Y 设计时，先选取与的平均值。对无内摩擦弹性元件(螺旋弹簧)悬架，取,,,sY =0. 25-0. 35。对有内摩擦弹性元件(扭杆弹簧)悬架，则取小一些。 ,, 本次设计取=0.3 , Fr(2)计算力臂传递比 R ,Frcos,a 式中 R—悬架下摆臂长;a—减振器下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰链 ,点之间的距离;:减振器安装位置角 1对于前麦弗逊式独立悬架R=a ，所以 F,r,cos 11即==1.0055 F,r,,cos6cos 对于后单斜臂独立悬架，取=1.0 Fr ,(3)减振器阻尼系数的确定 2,,，KFdr 2式中Kcm,,,ds cn:悬架系统的垂直刚度 :汽车的簧载质量 :汽车悬架的偏频 ms 2前悬架减振器阻尼系数 : ,,2，0.3，68492，539，1.0055,3685.81 2后悬架减振器组尼系数: ,,2，0.3，161041，1026，1.0,7712.52 西南交通大学本科毕业设计 第44页 (4)减振器阻尼力 F, FV,,,,d 式中为减振器振动速度，取为0.524m/s Vd 前悬架阻尼力: F,3685.8，0.524,1931.4N,1 后悬架阻尼力: F,7712.5，0.524,4041.4N,2 (5)工作缸最大许用压力P 8FF,r,P,22DF，,11,,，，，，r ,式中的连杆工作缸径比，双筒式取0.45 ，单筒式取0.325 工作缸径D，国标JB1459-85中规定的工作缸径系列为:20、30、40、(45)、50、65mm等几种，选取时应按标准选用。详见JB1495《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》 前悬架最大许用压力:(取D=30mm) 8，1.0055，1931.4 P,,3.4MPa1223.14，30(1.0055，1)(1,0.45) 后悬架最大许用压力:(取D=40mm) 8，1.0，4041.4 P,,3.6MPa2223.14，40(1.0，1)(1,0.325) P为减振器所传递的最大阻力形成的液压力，一般推荐值为3.0一6.0 MPa，国标取3.0-4.0 Mpa。 4.4.2 减振器主要尺寸 (1) 筒式减振器工作缸直径D: 前悬架减振器工作缸直径D取为30mm; 后悬架减振器工作缸直径D取为40mm。 (2) 贮油筒直径的确定 Dc 一般取，壁厚取2mm，材料选用20钢。 DD,,1.351.5，，c 前悬架减振器贮油筒直径取为42mm; Dc 后悬架减振器贮油筒直径取为54mm。 Dc 西南交通大学本科毕业设计 第45页 4.5 横向稳定杆的设计 横向稳定杆，是汽车悬架中的一种辅助弹性元件。它的作用是防止车身在转弯时发生过大的横向侧倾。目的是防止汽车横向倾翻和改善平顺性。 横向稳定杆是用弹簧钢制成的扭杆弹簧，形状呈―U‖形，横置在汽车的前端和后端。杆身的中部，用套筒与车架铰接，杆的两端分别固定在左右悬架上。当车身只作垂直运动时，两侧悬架变形相同，横向稳定杆不起作用。当车身侧倾时，两侧悬架跳动不一致，横向稳定杆发生扭转，杆身的弹力成为继续侧倾的阻力，起到横向稳定的作用。 当车身只作垂直移动而两恻悬架变形相等时，横向稳定杆在套筒内自由转动，横向稳定杆不起作用。当两侧悬架变形不等而车身对于路面横向倾斜时，车架的一侧移近弹簧支座，稳定杆的该侧末端就相对于车架向上移，而车架的另一侧远离弹簧支座，相应的稳定杆的末端则相对于车架向下移，然而在车身和车架倾斜时，横向稳定杆的中部对于车架并无相对运动。这样在车身倾斜时，稳定杆两边的纵向部分向不同方向偏转，于是稳定杆便被扭转。弹性的稳定杆所产生的扭转的内力矩就妨碍了悬架弹簧的变形，因而减小了车身的横向倾斜和横向角振动。 横向稳定器的任务是减轻曲线行驶时车身的侧倾，从而提高行驶安全性。当车身两侧车轮同向等幅跳动时，杆身1(图4-19)在支座L中转动，横向稳定器不起作用。对减轻车身侧倾起主要作用的是折算到车桥的两个车轮上的横向稳定器刚度。横向稳定器的端点布置得离车轮愈近，在保证其功能的前提下可做得愈轻，成本也愈低，而且作用在所有构件中的力也愈小。解决此问题的方法如图4-19所示。在此采用了一种摆式横向稳定器。这种结构至今只用在麦弗逊式悬架中。连接杆5固定在外管1上，其位移量大致与车轮相同。 图4-19 横向稳定杆 西南交通大学本科毕业设计 第46页 采用横向稳定器除了可减轻车身侧倾外，还会影响汽车的操纵稳定性。只用包括以下两点: 1)前悬架中采用较硬的横向稳定器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。 图4-20 单斜臂式后悬横向稳定杆 西南交通大学本科毕业设计 第47页 结论 本设计根据给定的整车参数要求，对整车进行了总体设计，并对整车的前、后悬架进行了匹配性分析 论文的主要工作有如下三个方面: (1) 根据任务书的设计参数要求完成汽车的总体设计，包括主要尺寸的确定、质 量参数和性能参数的确定，以及发动机形式和轮胎的选择; (2)分析多种悬架悬架的特点，为整车匹配前、后悬架方案。本次设计是选择麦 弗逊独立悬架为前悬架，斜置单臂式独立悬架作为后悬架。 (3)计算悬架的多种参数—悬架的偏颇、挠度、前轮定位参数等。设计汽车前后 悬架的结构元件，包括螺旋弹簧、导向机构、减振器等主要构件。 西南交通大学本科毕业设计 第48页 致谢 毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面的考核，也是对我们进行科学研究基本功的训练，培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下良好的基础。 本次设计能够顺利完成，首先我要感谢我的母校——西南交通大学，是她为我们提供了学习知识的土壤，使我们在这里茁壮成长;其次我要感谢机械工程学院的老师们，他们不仅教会我们专业方面的知识，而且教会我们做人做事的道理;尤其要感谢在本次设计中给与我大力支持和帮助的万里翔老师，每有问题，老师总是耐心的解答，使我能够充满热情的投入到毕业设计中去;还要感谢我的同学们，他们热心的帮助，使我感到了来自兄弟姐妹的情谊;最后还要感谢相关资料的编著者和给予我们支持的社会各界人士，感谢您们为我们提供一个良好的环境，使本次设计圆满完成。 西南交通大学本科毕业设计 第49页 参考文献 [1] 王望予.汽车设计.第4版.北京:机械工业出版社，2003 [2] 陈家瑞.汽车构造.第5版.北京:人民交通出版社，2006 [3] 余志生.汽车理论.第4版.北京:机械工业出版社，2006 [4] 刘惟信.汽车设计.第1版.北京:清华大学出版社，2001 [5] 邱宣怀.机械设计.第4版.北京:高等教育出版社，1997 [6] 刘朝儒，彭福荫，高政一.机械制图.第4版.北京:高等教育出版社，2001 [7] 谢进，万朝燕，杜立杰.机械原理.第1版.北京:高等教育出版社，2004 [8] 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