汽車多功能轉向系統(tǒng)汽車懸架設計畢業(yè)設計(編輯修改稿)
2025-07-22 11:58 本頁面
【文章內容簡介】 荷變化時，保證輪距變化不超過+，輪距變化大會引起輪胎早期磨損；（2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度；（3） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。，車身側傾角≤67度。并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。（4） 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。（5） 具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，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，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。 下擺臂類型選擇麥弗遜懸掛通常由兩個基本部分組成：支柱式減振器和A（或L型）字型托臂，整個車體的重量和汽車在運動時車輪承受的所有沖擊就靠這兩個部件承擔。下擺臂主要受的三個力：；；。結合本次設計的目的，考慮到汽車需要原地旋轉，為了防止轉向車輪與下擺臂發(fā)生干涉，故選取L型托臂。第二章 懸架主要參數(shù)確定對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)ε=～，因而可以近似地認為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車，約為1～（60～80次/min），～（70～90次/min），非常接近人體步行時的自然頻率。 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，即。汽車懸架的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一。而汽車部分車身固有率（偏頻）可用下式表示： (21)式中 C s——汽車前懸架剛度，N/mm； m s——汽車前懸架簧上質量，kg；n——汽車前懸架偏頻，Hz而汽車懸架的靜撓度可用下式表示： (22)由這兩式可得出： (23)設計時取前懸架的偏頻根據(jù)公式(23)可以計算出前懸架的靜撓度為：=25/n2=在選取前后懸架的靜撓度值和時，應當使其接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這樣有利于防止車身產生較大的縱向角振動，推薦為：故后懸架靜撓度取： 懸架動撓度計算 懸架的動撓度是指從滿載經(jīng)平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2 或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對乘用車，取70～90mm；對客車，取50～80mm；對貨車，取60～90mm。本次設計取懸架動撓度為80mm。為了得到良好的平順性，因當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）應當不小于160mm。對于前懸架：因為： 故設計合理對于后懸架：因為： 故設計合理 懸架剛度計算已知：已知整車裝備質量：m =1470kg，參考本次設計車型，取簧上質量為1400kg；取簧下質量為70kg，則由表21軸荷分配圖知：滿載前軸單輪軸荷取55%：（滿載時車上5名成員，60kg/名）。表21軸荷分配表前懸架剛度： 后懸架剛度：第三章 彈性元件設計 螺旋彈簧的剛度由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C與彈簧剛度是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度僅指彈簧本身單位撓度所需的力。但兩者可根據(jù)經(jīng)驗公式（懸架剛度=彈簧剛度/杠桿比的平方）進行轉換，杠桿比的取值范圍為（0—1），本設計中取為1，使彈簧剛度的校核值為最大值。故： 計算螺旋彈簧的直徑根據(jù)公式(31)可以計算： (31)式中 i——彈簧有效工作圈數(shù)，先取8 G——彈簧材料的剪切彈性模量，取 Mpa ——彈簧中徑，取110mm可得 初確定螺旋彈簧直徑為，彈簧外徑D=123mm，彈簧有效工作圈數(shù)n=8 螺旋彈簧校核 螺旋彈簧剛度校核 彈簧剛度的計算公式為： (32)代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度為：所以彈簧選擇符合剛度要求。 彈簧表面剪切應力校核彈簧在壓縮時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力為： (33)式中 C——彈簧指數(shù)（旋繞比）， ——曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)，
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