(毕业设计)克莱斯勒300c轿车悬架系统设计说明书(编辑修改稿)

(毕业设计)克莱斯勒300c轿车悬架系统设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

s uk s f /7 3 0 9 4420270*26 0 4 1 3222  前前  cFkd 18  本科生毕业设计（说明书） 10 K — 曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， 1F — 前悬架的最大工作载荷 NF 63331  查表得许用应力   pa7 5 0 M1 5 0 0*0 .5B* ＝＝＝  [材料：碳素弹簧钢丝 ] 弹簧中径 Dm： mmdcD m 9113*7* 前 取 mmm 100D 前 弹簧圈数 弹簧的工作圈数： 81 ＝前z 弹簧总圈数： 10282 1 ＝＝前前  zz 后悬架弹簧（多连杆独立悬架） 弹簧中径、钢丝直径、及结构形式 在本次设计中后悬架弹性元件选择螺旋弹簧。 根据强度公式计算钢丝直径 d： C 取 7， k 取 后悬架的最大工作载荷： mNF /5222  弹簧圈数 弹簧的工作圈数： 81 ＝后z 弹簧总圈数： 10282 1 ＝＝后后  zz 2 1 1 14  ccck  mmmmcFkd 0* 7*63 33*21 *88 1  前  mmmmcFkd 0* 7*54 62*21 *88 2  后 本科生毕业设计（说明书） 11 第五章 悬架导向机构的设计 导向机构设计要求 独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化。 因此在设计独立悬架的导向机构时，应使其满足以下要求： (1) 当的侧倾中心和侧倾轴线； (2) 形成恰当的纵倾中心； (3) 各铰接点处受力尽量小，减小橡胶元件的弹性变形，以保证导向精确； (4) 保证车轮定位参数及其随 车轮跳动的变化能满足要求； (5) 具有足够的疲劳强度和寿命。 双横臂式独立悬架示意图 图 5－ 1双横臂式独立悬架示意图 本科生毕业设计（说明书） 12 多连杆式独立悬架示意图 图 5－ 2多连杆式独立悬架示意图 双横臂轴线布置方式 横向平面内上 、 下横臂的布置方案 比较图 5－ 3 a、 b、 c 三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位 置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。 本科生毕业设计（说明书） 13 . 图 5－ 3 上 、下横臂在横向平面内的布置方案 导向机构的布置参数 侧倾中心 双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图 55所示方式得出。 将横臂内外转动点的连线延 长，以便得到极点 P，并同时获得 P 点的高度。 将 P点与车轮接地点 N 连接，即可在汽车 轴线上获得侧倾中心 W。 当横臂相互平行时 (图 56)， P点位于无穷远处。 作出与其平 行的通过 N 点的平行线，同样可获得侧倾中心 W。 图 55 双横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离 wh 和 P的计算法和图解法 本科生毕业设计（说明书） 14 双横臂式独立悬架的侧倾中心的高度 wh 通过下式计算得出 式中 mmdKP 17817803786s in   其中：δ =10 度；β =0度； c+o=330mm； d=178mm； k=3786mm； rs=102mm； bv=800mm； 带入 hw可以求出： 纵倾中心 在独立悬架中前后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些。 平行是为了使得曲线行使时前后轴的轮荷变化接近于相等，从而保证了中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许的范围之内。 然而，前悬架的侧倾中心的高度受到允许轮距变化限制几乎不可能超过150mm。 此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轮轴荷大，且为驱动桥，故尽可能使前轮轮荷变化小。 因而，独立悬架的侧倾中心高度为：前后悬架 0～ 150mm。 设计时首先要确定前悬架的侧倾中心高度，然而确定后悬架的侧倾中性的高度。 当后悬架用独立悬架时，其侧倾中心的高度要大一些。 0ta nc o s2 RdKpbh vw      mmocK 3 7 8 605s in 3 3 0s in  mmrdK Pbh。 sv 1810210ta n1780c o s3786 1782800ta nc o s2   本科生毕业设计（说明书） 15 第六章 减 振器设计 减振器概述 减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。 汽车悬架系统中广泛的采用液力减振器。 液力减振器的工作原理是，当车架和车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒内作往复的运动时，减振器壳底内的油液便反复的通过一些窄小的空隙流入另一内腔。 此时孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减振器壳所吸引，然后散到大气中。 减振器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增减而增减，并且与油液的黏度有关。 要求油液的黏度受温度的 变化的影响近可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及对各种金属和非金属零件不起腐蚀的作用等性能。 减振器的阻尼力越大，振动消除的越快，但却使串联的弹性元件的作用发挥的作用不能充分的发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架的损坏。 为解决弹性元件与减振器之间的这一矛盾，对减振器提出了如下的要求： ，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击。 ，减振器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振。 ，减振器能自动加大液流通道的面积 ，使阻尼力始终保持在一定的限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 减振器分类 减振器按结构形式的不同可分为：筒式减振器和摇臂式减振器。 减振器按作用方式不同，可分为单向作用减振器和双向作用减振器。 在压缩和伸张行程都能起作用的减振器车称为双向作用减振器；仅在伸张行程起作用的叫单向作用减振器。 与双筒式减振器相比，单筒充气式减振器具有以下优点： (1) 工作缸筒直接暴露在空气中，冷却效果好； (2) 在缸筒外径相同的前提下，可采用大直径活塞，活塞面积可增大将近一倍，从而降低工作油压； (3) 在充气压力作用下 ，油液不会乳化，保证了小振幅高频振动时的减振效果； 本科生毕业设计（说明书） 16 (4) 由于浮动活塞将油、气隔开，因而减振器的布置与安装方向可以不受限制。 因此本次设计采用单筒充气液力式减振器。 减振器主要性能参数 相对阻尼系数 减振器的性能通常用阻力 速度特性图表示。 如下（图 61）所示。 该图具有如下的特点：阻力 速度特性由四段近似的直线线段组成，其中的压缩行程和伸张行程的阻力 —— 速度各占两段；各段特性的指明时，减振器的阻尼系数是指当卸荷阀开启前的阻尼系数而言。 通常的压缩行程的阻尼系数δ y=Fy/Vy 与伸张行 程的阻尼系数δ s=Fs/Vs 不等。 图 61减振器特性 （ a）阻力 —— 位移特性 （ b）阻力 —— 速度特性 汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减的振动，用相对阻尼系数φ来表示评定振动衰减的快慢程度。 φ的表达方式为： φ =δ /[2（ Ksu ms） 1/2] 式中 Ksu —— 悬架系统的垂直刚度； sm —— 簧上质量； 相 对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同的刚度 suK 和不同的簧载质量 sm 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 φ值小则反之。 通常情况下，将压缩行程时的阻尼系数φ y 取的小些，将伸张行程时的阻尼系数φ s取的大些。 两者之间的保持φ y=（ ～ ）φ s 的关系。 设计时，先取φ y 与φ s 的平均值φ。 对于无内摩擦的弹性元件悬架，取φ=～ ；对于有内摩擦的弹性元件悬架，φ s＞ ；为了避免悬 架碰撞车架， 本科生毕业设计（说明书） 17 取φ y= s。 本次设计取φ s取。 对于我选用的前悬架φ 前 =； 后悬架φ 后 =； 减振器阻尼系数 减振器阻尼系数 ssumK 2＝。 因悬架系统固有频率 ssu mKw / ，所以理论上 wms 2＝。 实际上应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。 例如，减振器如下（图 62）所示，安装时，其阻尼系数δ为： 前悬架的单个减振 器阻尼系数： 后悬架的单个减振器阻尼系数： 图 62减振器安装位置 在下摆臂长度 n不变的条件下，改变减振器下横摆臂上的固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角α，会影响减振器阻尼系数的变化。 22 /2 awnm s＝mNmk sssu /49381092*62020*0 . 3*22 ＝＝＝ 后后后 mNmk sssu /52471266*60413*0 . 3*22 ＝＝＝ 前前前  本科生毕业设计（说明书） 18 最大卸荷力 为减小传到车身上的冲击，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 Vx。 在减振器安装如图所示时， Vx=Acosα 式中： A—— 车身振幅，取177。 40mm； W—— 为悬架系统的固有频 率； Vx为卸荷速度，一般为 ～ ，本次设计 Vx 取。 如已知伸张时的阻尼系数δ s，在伸张行程的最大卸荷力 F0=δ s*Vs。 前悬架的单个减振器伸张行程时的阻尼系数： 后悬架的单个减振器伸张行程时的阻尼系数： 前悬架单个减振器的最大卸荷力 前0F ： 后悬架单个减振器的最大卸荷力 后0F ： 筒式减振器主要尺寸 筒式减振器工作直径 根据伸张行程时 的最大卸荷力和缸内最大压力强度来计算工作缸的直径： 式中： [p]— 工作缸内最大允许压力，取 3～ 4Mpa； λ — 为连杆直径与缸筒直径之比，单筒式取λ为 ～ mNmk sssuss /3 4 9 8/21 2 6 6*6 0 4 1 3*0 . 4*2/2*2 ＝＝前前前  mNmk sssuss /3292/21092*62020*0 . 4*2/2*2 ＝＝后后后  NVF xs 1 0 4 *3 4 9 8*0 前前 ＝ NVF xs 9 8 *3 2 9 2*0 后后 ＝   2020   p FD 本科生毕业设计（说明书） 19 本次设计 [p]＝ 3Mpa λ＝ 前悬架减振器工作缸直径： 后悬架减振器工作缸直径： 油筒直径 贮油筒直径 Dc=（ ～ ） D，壁厚取 2mm。 前贮油筒直径 42m m30* ＝＝前D 后贮油筒直径 mmD 4230* ＝＝后 前后的贮油筒的材料为 20钢      mmDmp FD 30 0 . 0 2 30 . 3 51*10*3*3 . 1 4 1049*414 2620 ＝取＝－＝＝ 前前前       mmDmp FD 30 0 . 0 2 20 . 3 51*10*3*3 . 1 4 9 8 8*414 2620 ＝取＝－＝－＝ 后后后  本科生毕业设计（说明书） 20 第七章 向稳定杆设计 为了降低汽车的固有频率以改善行使稳定性，现代汽车的垂直刚度较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车行使的稳定性。 为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。 当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。 横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小 汽车转向时车身的侧倾角外，恰当地选择前、后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。 通常，在汽车的前、后悬架中都装有横向稳定杆，或者只在前。