（毕业设计全套）纳米磁性液体轻型汽车电子控制悬架设计（打包下载）㊣精品文档值得下载

（毕业设计全套）纳米磁性液体轻型汽车电子控制悬架设计（打包下载）

而式又可表达为式式中，的单位为。所以，由式求出前后悬架的静挠度分别为。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常指缓冲块压缩到其自由高度的时，车轮中心相对车架或车身的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，选取汽车前后悬架的动挠度等于静挠度，即。此时悬架总的工作行程即静挠度和动挠度之和等于．悬架的阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续很长的时间，因此，悬架中定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。对于个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧质量阻尼系统，可用相对阻尼比来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。相对阻尼比可表达为式式中弹簧刚度悬挂部分的质量。上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数有关外，也与悬架的刚度及悬挂质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻尼比如表表汽车悬架的偏频及相对阻尼比空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架偏频.悬架螺旋弹簧的设计计算．悬架静动挠度和螺旋弹簧静动挠度的关系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，如图所示图中前悬架的静挠度，已知螺旋弹簧的静挠度。由图中的几何关系可以得到下式解三角形图悬架振动示意图同理，可以求出螺旋弹簧的动挠度为。．螺旋弹簧基本参数的选择弹簧中径和钢丝直径初步取。工作圈数可按下式求得式式中弹簧材料的剪切弹性模量，取螺旋弹簧刚度。对于螺旋弹簧的刚度可以由螺旋弹簧的静挠度反求出，因为，根据式得出螺旋弹簧的偏频为，根据式式求出螺旋弹簧刚度为。代入式求出工作圈数为所以取工作圈数为圈。弹簧的刚度动静挠度由上面的分析，已知了弹簧的刚度为，弹簧的动静挠度为。．螺旋弹簧端部形状和材料的选择首先，采用弹性特性为线性的等节距螺旋弹簧，由于钢丝直径，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表部分弹簧钢种在汽车上的应用弹簧钢种应用汽车板簧圆形螺旋弹簧的小型弹簧用作汽车板簧螺旋弹簧气缸阀簧汽车板簧螺旋弹簧气缸阀簧汽车板簧螺旋弹簧气缸阀簧的螺旋弹簧和钢板弹簧阀门弹簧活塞弹簧安全阀弹簧这里选用弹簧的材料为。．螺旋弹簧强度校核螺旋弹簧的扭转应力可以表示为式动载荷下的扭转应力表示为式将已知数据代入上式，其中动静挠度,剪切弹性模量，螺旋弹簧中径，钢丝直径，工作圈数为圈。所以，。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，般推荐满载需用扭转应力为，弹簧最大扭转应力在范围内。可见这里计算所得的扭转应力，故强度可靠。.独立悬架导向机构的设计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形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线形成恰当的纵倾中心各铰链点处受力尽量小，减小橡胶元件的弹性变形，以保证导向精确保证车轮定位参数及其随车轮跳动的变化能满足要求具有足够的疲劳强度和寿命。麦弗逊悬架受力情况与螺旋弹簧斜置分析如图所示的麦弗逊独立悬架受力简图可知作用在导向套上的横向力，可根据图上的布置尺寸求得，式式中单侧前轮簧载质量横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力越大为摩擦因数，这对汽车平顺性有不良的影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式可知，为了减小，要求尺寸越大越好，或者减小尺寸。增大前者会使悬架占用的空间增加，在布置上产生困难若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小的目的，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。移动点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。图麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图由图可知，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的影响，则作用到导向套上的力将减小，即式由式可知，增加距离，有助于减小作用到导向套上的横向力。所以，为了发挥弹簧反力减小横向力的作用，可以把弹簧斜置，即将弹簧的下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成个角度。在本次设计中，将该弹簧的斜置角度即弹簧中心线与减振器中心线的夹角取为。横臂轴的选型与布置．导向机构横臂轴的选型麦弗逊悬架的下控制臂主要有两种形式形臂和形臂，形臂如图所示，由于形臂可以使汽车纵向接近于“偏移”，所以该设计中选用当前流行的形下控制臂。形控制臂的球销和控制臂前部连接衬套的中心在，即在汽车纵轴线上坐标相同。从车轮传递到球销的侧向力通过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。图纵向“偏移”型下控制臂下控制臂球铰下控制臂前连接衬套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，形控制臂的前后连接衬套刚度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。．导向机构横臂轴的布置方式侧倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响前面介绍了侧倾中心的高度为。侧倾高度的确定会影响悬架操纵稳定性。同样知道了侧倾中心的高度会影响到导向机构中横臂轴的布置方式，如图所示，图麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定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式式中已知，主销内倾角为，轮距，侧倾中心高度为，初选主销拖矩为，长度为，。未知数有三个，代入数据，解上面三个方程组，解出分别为。纵倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响前面提到了麦弗逊悬架的纵倾中心需要根据减振器的上点和横摆臂的方向和离地位置确定，见图，图麦弗逊式独立悬架纵向回转中心示意图设从前轮接地点到点的直线与水平轴线形成的角为图。在汽车制动时，分配在前轮上的制动力绕悬架臂的回转中心点在前轮接地点形成个方向向上大小为的分力，这个力与车身前倾的力相反，是前轮的抗前倾力。显然，角越大，这个抗前倾力越大，即角的大小表征着悬架抗汽车前倾能力的强弱。因此，为加强防前倾效果，在悬架设计时应使角尽可能的大，加大角可采用两种方法是使减振支柱后倾二是加大下控制臂摇动轴的侧视图倾斜角。由于减振支柱后倾会增大主销后倾角，而主销后倾角般都是设定好的本设计中的主销后倾角为.，所以现在麦式前悬架下控制臂的两个安装点从以前的垂直方向等高布置变成前低后高，有效地防止制动时发生的“点头”现象。由于受到副车架安装位置和悬架其它设计因素的影响，角能调节的幅度有限，但适当提高后连接点点的高度就可以有效地提高汽车的抗前倾能力。现在般用抗点头率抗前倾力和由于惯性力作用使车身前部下沉的力的比值来表征汽车的抗前倾能力的大小，与安装点等高的下控制臂轿车相比，铰接点的安装位置提高了约的轿车抗点头率高了近倍。.减振器的设计汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时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，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。减振器分为单向作用式和双向作用式，本次设计采用双向作用式筒式液体减振器。悬架麦弗逊悬架的减振器如下图所示图麦弗逊式悬架的减振器安装示意图减振器相对阻尼系数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式式中，为减振器阻尼系数。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。的表达式为式式中，为悬架系统的垂直刚度为簧上质量。相对阻尼系数的选择原则在选择值时，应该考虑到值取得大能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身值取得过小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性。为了使减振器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常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。般减振器的和之间有下列关系，即，当时，即减振器压缩时无阻尼，只有在伸张行程由阻尼作用，具有这种特性的减振器称为单向作用减振器。对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大小应有所不同，在设计时，往往先选取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值对于无内摩擦的弹性元件悬架，取。在这里选择相对阻尼系数.减振器阻尼系数的确定悬架中的减振器阻尼系数，式式式中有上面导向机构的设计可知，减震器安装在悬架中与垂直线之间的夹角为，故。在此，由于下摆臂的，所以，。其中，悬架系统的固有振动频率为所以，悬架减振器的阻尼系数为。最大卸荷力的确定为减少传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到定值时，减振器即打开卸荷阀。此时的活塞速度成为卸荷速度，式式中，为卸荷速度，般为为车身振幅，取为悬架振动固有频率。如已知伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力。悬架的减振器最大卸荷力悬架需要考虑到驾乘人员的乘坐舒适性，对车身的振幅可以取小些，取。所以卸荷速度为，由前面已知，悬架的.，若取，则，得到，故伸张行程的阻尼系数为，所以最大卸荷力为。筒式减振器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径为式式中，工作缸最大允许压力，取连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取，单筒式减振器取根据汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件，减振器的工作缸径有等几种。悬架的减振器工作缸直径计算悬架减振器，选取工作缸最大压力为，取为，并已知最大卸荷力为。将上述数据代入式中，。所以，根据标准，选取悬架减振器的工作缸直径为。悬架的减振器贮油筒直径计算贮油筒直径，壁厚取为，材料可选钢。在这里，选取贮油筒直径为。.横向稳定杆的设计为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，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，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。本次设计中在悬架中加上横向稳定杆来增大侧倾