汽车双横臂独立悬架的设计 含三维二维运动学分析和计算.rar
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汽车双横臂独立悬架的设计 含三维二维运动学分析和计算 汽车 双横臂 独立 悬架 设计 三维 二维 运动学 分析 以及 计算
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1 汽车设计课程设计 双横臂独立悬架导向-转向系统的 分析与设计 计算说明书 目录目录 一、一、任务说明任务说明 1设计任务设计任务.........................................................................................................2 2问题描述问题描述.........................................................................................................2 3设计条件设计条件.........................................................................................................2 二、双横臂独立悬架导向二、双横臂独立悬架导向-转向系统的设计过程转向系统的设计过程 1导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计.........................................4 1.1 参数选择参数选择.....................................................................................................2 1.2 参数优化参数优化.....................................................................................................2 2 2考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚度、减震器阻考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚度、减震器阻 尼参数的设计与分析方法尼参数的设计与分析方法 .............................................................................4 2.1 悬架导向机构参数悬架导向机构参数.....................................................................................2 2.2 受力分析与阻尼参数计算受力分析与阻尼参数计算.........................................................................2 3双横臂悬架下摆臂结构的强度设计双横臂悬架下摆臂结构的强度设计.............................................................4 4全浮式半轴计算及轮毂轴承选择全浮式半轴计算及轮毂轴承选择.................................................................4 三、三、设计心得设计心得 ................................................................................2 四、四、参考资料参考资料 ................................................................................2 3 双横臂独立悬架导向双横臂独立悬架导向转向系统的分析与设计转向系统的分析与设计 计算说明书计算说明书 (一)(一)任务说明任务说明 1 1设计任务设计任务 双横臂独立悬架和转向系统是现代汽车上典型的底盘总成系统。本课程设 计以某微型汽车前轮转向驱动桥所采用的双横臂独立悬架和转向系统为对象, 主要完成以下环节的分析与设计内容: 1. *独立设计、CAD 绘制或手绘双横臂悬架系统总成装配图一张(0 号或 1 号) 零部件顺序编号 明细栏、标题栏(注材料、标准件型号和数量) 主要轮廓尺寸、特征尺寸、尺寸公差配合标注 设计要求 2. *独立设计、手工绘制转向节零件图一张 尺寸标注完备 尺寸链封闭 设计基准尽量与制造工艺基准一致 形位公差标注要注意参考基准标注 信息完整 材料、热处理方法的技术条件 3. *独立完成设计、计算说明书一份(4000-8000 字) 包括内容、流程、理论方法、方案、公式、计算过程、成果归纳和设计心得等 2 2问题描述问题描述 图 1 所示为汽车前轮采用的一种双横臂悬架-转向系统机构示意图(简化), 导向机构 ABCD 由上横臂 AB、转向主销 BC 和下横臂 CD 及车架 AD 构成。其中, A、D 分别为上、下横臂与车架联接的铰销中心(假定两铰销轴线均平行于车辆 纵向),B、C 分别为转向主销 BC 与上、下横臂联接的球铰中心。在车辆横向 垂直平面内,上、下横臂相对水平面的摆角分别用、表示,转向主销内倾角 用0 表示。 转向传动机构采用由齿轮-齿条转向器驱动的断开式转向梯形机构 GFE EFG(F与 F,G与 G 对称,未画出)。其中,左轮转向梯形机构 EFG 由齿轮- 齿条转向器输出齿条 EE、左轮转向横拉杆 EF、左轮转向节臂 FG 及车架构成。 E、E分别为转向器齿条上与左右转向横拉杆铰接的球铰中心, F 为左轮转向横 拉杆 EF 与左轮转向节臂 FG 铰接的球铰中心,G 为左轮转向节臂 FG 与左轮转向 主销 BC 连线的交点,且 FGBC。另外,车轮轴线 KH 与转向主销 BC 交于 H,与 车轮中心面交于 J。 4 图 1 描述悬架 ABCD 导向机构运动学的机构几何参数主要有:上横臂杆长 AB=h1,转向主销球铰中心距 BC= h2,下横臂杆长 CD=h3,上、下横臂的摆角 、(横臂向外下倾时,取负值) ,转向主销内倾角0。为简便计,不考虑主 销后倾角的影响,并假设上、下横臂与车架铰接的轴线均平行于车辆纵向,则 图示导向机构 ABCD 的上、下横臂 AB、CD 和转向主销轴线 BC 将始终在过前 轮轴线的汽车横向垂直平面内运动。 在水平面俯视图中,描述 EFG 左轮转向梯形机构运动学的机构几何参数主 要有:EE=L1,EF= L2,FG= L3,车架上齿条移动方向线 EE与前轮轴线的偏 移距 Y(轴线在前方时,取正值) ,转向节臂 FG 相对于汽车纵向的安装角0。 另外,左右车轮的转向角分别用、表示。 双横臂独立悬架系统的弹性元件可采用螺旋弹簧或扭杆弹簧,阻尼元件常 用筒式减振器。根据整车结构布置,弹簧和阻尼元件通常安装于下横臂与车架 (车身)之间,但也有安装于上横臂与车架(车身)之间的情形。因此,导向 机构各构件及各连接铰点的受力大小与方向,与弹簧元件的类型和安装位置密 切相关。 3 3技术条件技术条件 轮距 B=12001400mm,轴距 L=20002500 mm。满载时整车总质量为 m=10001300kg,最高车速 Vmax=140km/h,最大爬坡度 20%,0-100 km/h 加速 A B C D E F G H K E P 转向器齿条 0 (后视图) (地面) b 2R D G B F A E E (水平俯视图) K 前 后 C转向器齿轮 J Y L1 L2 L3 B J 0 5 时间不超过 14 秒,最小转向半径 Rmin =40004500mm。 前轮轮胎外径为 2R=520mm,轮胎宽度 b=145 mm。 导向机构几何参数:AB=h1=160200mm, BC=h2=200300mm,CD= h3 =330380mm, JH=80110mm,BH=90150mm,车辆处于满载平衡位置时, 前悬架导向机构的位置参数为=26,=210,0=710。 转向机构几何参数: EE= L1=50580mm,EF= L2=180500mm,FG= L3=100140mm,Y=8080mm,BG=80130mm,齿条左右移动行程为 s=5070 mm。转向节臂安装角0=175190,转向梯形机构的最大压力角 max=4550。 (二)(二)双横臂独立悬架导向双横臂独立悬架导向-转向系统的设计过程转向系统的设计过程 一、双横臂独立悬架导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计一、双横臂独立悬架导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计 1 1、参数选择、参数选择 根据已知条件条件,先初选一些参数,其数值如下: 齿条左右移动行程 s60mm 轮距 B1300 mm 轴距 L2200 mm 满载整车总质量 m1200 kg 车轮中心与转向节距离 JH=Lw100 mm 上横臂杆长 AB= h1180mm 转向主销球铰中心距 BC= h2300mm 下横臂杆长 CD= h3350mm 上横臂主销球铰与转向节距离 BH120mm 转向梯形最大压力角 max49 前悬架导向机构位置参数(满载平衡位置) 8 0 2 2、转向梯形机构几何参数的优化设计、转向梯形机构几何参数的优化设计 1)1) 转向机构优化设计原理:转向机构优化设计原理: 6 图图 2 齿轮齿条转向器驱动的断开式转向梯形结构示意图齿轮齿条转向器驱动的断开式转向梯形结构示意图 设 S 为转向齿条位移量(S1SS2) ,则对于齿轮齿条式转向机驱动的断开 式转向梯形机构,容易求得左右前轮的转向角和 如下。 (1) 00 2 0 2 0 2 00 0 CB CBAA (2) 0 222 arctan2 CB CBAA (3) CB CBAA 222 0 arctan2 = 其中,A=-2L3(S0-S), B=-2L3y, C=L22-L32-( S0-S) 2-y2 A0=-2L3S0, B0=-2L3y , C0=L22-L32- S02-y2 A=-2L3(S0+S), B=-2L3y, C=L22-L32-( S0+S)2-y2 L1转向机齿条左右球铰中心的距离; L2左、右横拉杆长度; L3左、右转向节臂长度; Lw车轮中心至转向主销的距离; S1转向齿条从中心位置向左的位移量(取正值) ; S2转向齿条从中心位置向右的位移量(取负值) ; y 转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距。图 3 示位置取正值,反之取负值; S0 直线行驶时,转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的水平距离; 0转向节臂与汽车纵轴线的夹角。 7 图图 3 四轮汽车转向示意图四轮汽车转向示意图 图 3 为一种含驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。所谓驱动滑块,实际 上是齿轮齿条式转向机的齿条。即,方向盘的转向操纵,由齿轮齿条式转向机 变换为齿条(滑块)的直线运动,从而驱使转向梯形机构实现左右前轮转向。 为了避免汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损,要 求所有车轮在汽车转向时都作纯滚动。因此,图 2 中,左右前轮转向角 和 应满足阿克曼转向几何学关系, (4)cotcot B L 其中,---内侧车轮转角; ---外侧车轮转角; B---左右前轮转向主销轴线与地面交点之间的距离; L---汽车轴距; R---转向半径。 则可得理想的右轮转角 (5) 1 0 tan tan 1tanBL 故优化设计目标函数为 (S1SS2) (6) 2 0 1 / n i n 其中,实际右轮转角 与理想右轮转向角 0之间均方根偏差; n取值次数。 可见, 值越小,在各转角下,实际的右轮转角越接近于理想右轮转角, 即优化结果越理想。根据以上原理,利用“断开式转向梯形机构(齿条驱动)优 化设计”程序,对转向机构部分的参数进行优化。在优化时,选取不同的参数, 看那些参数得到的数值最小。 2 2)利用优化软件进行设计)利用优化软件进行设计 8 9 10 s,alfa,beta,beta0 -60,-30.5539676961854,-36.6153738886709,-39.94659 -58,-29.4985189836357,-35.0859635336518,-38.26963 -56,-28.4503872774486,-33.5927799735434,-36.61877 -54,-27.408907274291,-32.1331428577741,-34.99409 -52,-26.373451988192,-30.7046544205285,-33.3956 -50,-25.343428394435,-29.3051581210072,-31.82328 -48,-24.3182735895894,-27.9327047403287,-30.27701 -46,-23.29745138883,-26.5855243483829,-28.75664 -44,-22.2804492949929,-25.2620029383085,-27.26197 -42,-21.266775784546,-23.9606628069738,-25.79274 -40,-20.2559578643539,-22.6801459674757,-24.34864 -38,-19.2475388601996,-21.4192000350891,-22.92933 -36,-18.2410764038261,-20.1766661456902,-21.5344 -34,-17.2361405900202,-18.9514685555572,-20.16346 -32,-16.2323122791796,-17.7426056408015,-18.81602 -30,-15.2291815240433,-16.5491420686453,-17.4916 -28,-14.2263461019324,-15.3702019551138,-16.1897 -26,-13.2234101360599,-14.204962857185,-14.90977 -24,-12.2199827912811,-13.0526504741008,-13.65125 -22,-11.2156770311531,-11.9125339539082,-12.41358 -20,-10.2101084243783,-10.7839217185358,-11.19616 -18,-9.20289398968651,-9.66615773468722,-9.998395 -16,-8.19365106897065,-8.55861816924079,-8.819671 -14,-7.18199621907285,-7.46070837718453,-7.65937 -12,-6.16754411302882,-6.37186017781784,-6.516866 -10,-5.14990644183593,-5.29152938131033,-5.391527 -8,-4.12869080792177,-4.21919353299154,-4.282719 -6,-3.10349960145897,-3.15434984714126,-3.189803 -4,-2.07392885050059,-2.09651330571987,-2.112138 -2,-1.03956703559375,-1.04521490054644,-1.049083 0,0,0,0 2,1.04521490054644,1.03956703559375,1.035769 4,2.09651330571987,2.07392885050059,2.058862 6,3.15434984714126,3.10349960145897,3.069927 8,4.21919353299154,4.12869080792177,4.069614 10,5.29152938131033,5.14990644183593,5.058572 12,6.37186017781784,6.16754411302882,6.037457 14,7.46070837718453,7.18199621907285,7.006925 16,8.55861816924079,8.19365106897065,7.96764 18,9.66615773468722,9.20289398968651,8.92027 20,10.7839217185358,10.2101084243783,9.865492 22,11.9125339539082,11.2156770311531,10.80399 11 24,13.0526504741008,12.2199827912811,11.73646 26,14.204962857185,13.2234101360599,12.66362 28,15.3702019551138,14.2263461019324,13.5862 30,16.5491420686453,15.2291815240433,14.50493 32,17.7426056408015,16.2323122791796,15.42059 34,18.9514685555572,17.2361405900202,16.33397 36,20.1766661456902,18.2410764038261,17.2459 38,21.4192000350891,19.2475388601996,18.15724 40,22.6801459674757,20.2559578643539,19.0689 42,23.9606628069738,21.266775784546,19.98181 44,25.2620029383085,22.2804492949929,20.897 46,26.5855243483829,23.29745138883,21.81553 48,27.9327047403287,24.3182735895894,22.73854 50,29.3051581210072,25.343428394435,23.66728 52,30.7046544205285,26.373451988192,24.60307 54,32.1331428577741,27.408907274291,25.54737 56,33.5927799735434,28.4503872774486,26.50179 58,35.0859635336518,29.4985189836357,27.46809 60,36.6153738886709,30.5539676961854,28.44822 在软件界面中分别输入各参数,经优化选择 机构优化结果列表(max为最大压力角) L1L2L3y 0MmaxM (s=60mm) 525300110-2518036.648.830.55 1.41 理论转向半径计算: R=L/sinM=2200/sin30.55=4328mm4000,4500mm 最大压力角 max=48.845,50 优化结果均满足题目要求。 故,得出数据: L1525mm L2300mm L3110mm Y-25mm LW100mm 齿条左右移动行程 s48.9mm 转向梯形最大压力角 max48.8 内侧车轮最大转向角 aM36.6 转向节臂与纵轴夹角 0 180 二、考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚二、考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚 度、减震器阻尼参数的设计与分析方法度、减震器阻尼参数的设计与分析方法 12 1、悬架导向机构参数:、悬架导向机构参数: 前轮外倾角前轮外倾角((Camber Angel)) 图 4 车轮定位参数 前轮外倾角 是指车轮中心平面和道路平面垂线之间的夹角,如果车轮上 部向外倾斜,外倾角取正值,向内倾斜则取负值。 轿车前轮通常设计成具有微小的正外倾角(乘坐23名乘员时),以便轮胎 尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动,并使磨损均匀和滚动阻力小。理想的 外倾角可取为约为00.1。 为了获得良好的轮胎转弯侧偏性能,目前所取得外倾角大都偏离了理想值。 轿车空载时的外倾角基本上在理想值附近,而加载状态下车轮则取有轻微的负 值外倾角。 独立悬架的缺点在于汽车做曲线行驶时车轮随车身一起倾斜,即车身外侧 车轮相对于地面向正的外倾角方向变化,从而降低了承载较高一侧的轮胎侧偏 性能。为了消除这一影响,轿车的悬架常常设计成车轮上跳时外倾角朝负值方 向变化,而下跳时朝正值方向变化。 当然,基本原则还是使车轮上下跳动时,外倾角变化尽量小。 主销内倾角主销内倾角((Kingpin Inclination)) 主销内倾角是指转向节主销中心线(上摆臂球铰与下摆臂球铰中心的连线) 与一个垂直于路面的平面之间的夹角。主销偏移距是指转向节主销中心线与 路面的交点至车轮中心平面与路面之交线的距离,如 图4 车轮定位参数所示。在现代轿车中,主销内倾角=614,主销偏移距=- 18+30mm。 主销后倾角主销后倾角 Caster Angle 主销后倾角是指转向节主销中心线在汽车纵向平面上的投影与过车轮中心 13 的垂直线之间的夹角。可取=12,主销后倾角一般变化很小。 前轮前束前轮前束角角((Toe Angel)) 为了不因轮胎的侧偏而使磨损加剧、滚动阻力增大以及直线行驶能力受到 损害,无论在车轮上跳还是下跳时都不想出现前束值变化,但这是理想的情况, 实际允许与理想形式有较小的偏差。 在悬架运动时,前束角的变化应使汽车具有不足转向的性能。即,使车轮 上跳时,前束角向负值方向变化,而车轮下跳时,前束角向正值方向变化(运 用横拉杆的内外侧球铰的高度差,可实现不足转向的措施),前束角变化的最 大值在1左右。 车轮接地点侧向滑移量(车轮接地点侧向滑移量(Sideways Displacement)) 左右前轮中心面接地点之距即为轮距。车轮上下跳动时,轮距随之变化。 一般来说,在满足对侧倾中心要求的前提下,应尽量使车轮上下跳动时,轮距 变化量最小(一般要求单侧轮距在5mm/50mm5mm/50mm范围内)。 上、下横臂长度上、下横臂长度 双横臂悬架上、下横臂的长度对车轮跳动时的定位参数影响很大。现代乘 用车所用的双横臂式前悬架,一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考 虑到不知发动机方便,另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。大量实验 数据证明,当上、下横臂长度比在 0.6 附近时,轮距变化较小,从而可以减少 轮胎磨损,提高其使用寿命;当上、下横臂长度比在 1.0 附近时,前轮定位角 的变化较小,从而可以保证汽车具有良好的操纵稳定性。综上所述,双横臂悬 架的上、下横臂长度比应在 0.6 1.0 范围内。根据我国乘用车设计经验,在初 选尺寸时上、下横臂长度比取 0.65 为宜。 结合以上各点,得出一些常见的双横臂导向机构布置方式如图 5 所示,其 中 标记为推荐布置方式,标记为非推荐布置方式, 标记为需避免布置方 式。 14 图图 5 双横臂导向机构布置图双横臂导向机构布置图 2、双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算、双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算 图 6 双横臂悬架导向机构与转向梯形机构示意图 悬架系统刚度直接影响汽车平顺性。汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的 重要参数,它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量(簧载质量)所决定。人体所 习惯的垂直振动频率约为 11.6Hz。一般货车固有频率是 1.52Hz,旅行客车 1.21.8Hz,高级轿车 11.3Hz。车身振动的固有频率应接近或处于人体适应 的频率范围,才能满足舒适性要求。单轮簧载质量为 W(kg),本题中取满载时 整车总质量为 m=1000kg,假定单轮簧载质量 W=250kg,取 f=1.4。 为了衰减车身自由振动和抑制车身、车轮的共振,以减小车身的垂直振动 加速度和车轮的振幅(减小车轮对地面压力的变化,防止车轮跳离地面),悬架 系统中应具有适当的阻尼。这里取相对阻尼比。4 . 0 0 C 根据功能原理,可以导出线性螺旋弹簧刚度与悬架等效刚度、减振器阻尼 系数与悬架等效阻尼系数之间的非线性关系。另,图6所示的机构受力平衡关系 可求得上、下摆臂与转向节之间联接球铰B、C处的反力FB、FC 。 据此,研制成便捷、准确的设计计算工具“双横臂独立悬架受力及刚度阻尼 特性非线性分析辅助软件,以方便课程设计的计算与分析。 根据工程实际,取 Q 与 K 点重合、R 与 J 点重合,以简化结构 15 图 7 双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算软件运行结果 得到,符合的要求,得到了最终的优化结果。9 . 4210 通过软件可以得出: 单轮悬架刚度 kP= 19344(N/m) 悬架垂向阻尼系数 CP = 1759.3 弹簧刚度 Ks=17267.1N/m 临界阻尼系数 Cr= 2911.7(N*s/m) 平衡位置减振器长度 KJ0=266.76mm 平衡位置弹簧初始量 L0=358mm 车轮跳动减振器最大长度 Kjmax=325.9mm 车轮跳动减振器最小长度 Kjmin=182.6mm 软件输出参数如下表: cFBFCF(N) - 30 - 17,6237773 9 101,632435 8 243,224729 2 432,832948 7 832,077133 2 959,278546 8 16 - 27 - 16,2677049 9 102,189961 6 244,885189 7 474,817813 3 996,777463 6 1118,10398 5 - 24 - 14,8714365 6 102,759424 3 246,233219 7 516,243303 9 1170,20951 1 1280,94315 4 - 21 - 13,4404582 5 103,337894 7247,344689 557,831703 11352,02267 1447,60794 6 - 18 - 11,9797771 7 103,922627 4248,27318 600,167473 4 1541,92715 2 1617,84961 3 - 15 - 10,4939877 1104,511029 249,057641 8 643,748089 5 1739,68428 9 1791,37580 7 - 12 - 8,98732756 6105,100631 249,727151 2 689,014953 7 1945,09501 31967,85688 -9 - 7,46372519 9 105,689065 6 250,303966 7 736,372786 2 2157,98757 6 2146,92612 3 -6 - 5,92683993 3 106,274045 7 250,805543 5 786,201910 7 2378,20472 2 2328,17642 2 -3 - 4,38009580 7 106,853346 1 251,245899 5 838,865845 3 2605,59018 4 2511,15468 7 0 - 2,82671002 8 107,424787 5 251,636560 7 894,715535 32839,97427 2695,35486 3 3 - 1,26971671 4 107,986222 6 251,987231 7 954,090956 6 3081,15825 5 2880,21004 9 6 0,28801348 6108,535523 252,306278 3 1017,32046 4 3328,89728 8 3065,08408 6 9 1,84375743 1109,070568 252,601081 81084,71804 3582,88157 7 3249,26295 9 12 3,39492678 7 109,589234 4252,878301 1156,57845 1 3842,71565 2 3431,94633 3 15 4,93905826 8110,089387 253,144068 4 1233,17027 1 4107,89558 9 3612,23958 7 18 6,47380649 3 110,568869 9 253,404136 9 1314,72662 8 4377,78422 4 3789,14677 9 217,99693922111,025498253,6639881401,433594651,584523961,56502 17 787218 24 9,50633473 7 111,457052 7 253,928914 9 1493,41608 6 4928,31146 24128,28089 27 10,9999810 2 111,861266 8 254,204070 5 1590,72130 85206,76308 4287,96937 1 30 12,4759766 6 112,235824 1 254,494510 51693,29971 5485,49152 7 4439,19625 7 图 8 汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构及受力分析模型 如图 8 所示,此时上横臂可视为二力杆,球铰 B 处的反力 FB应沿 AB 方向,它与地面 反力 F 的力作用线相交于 G 点。按三力汇交于一点的力平衡关系,下横臂 CD 通过球铰 C 作用于转向节 CB 的力 FC应沿 CG 连线方向。 以悬架上跳至最大位置时考虑,此时弹簧处于压缩最大量状态,不考虑减振器的影响, 此时悬架下横臂处于最危险工况,以此工况来校核。根据软件计算所得参数: 下横臂上 R 点处安装承载弹簧,承受弹簧力 FR和球铰反力 FC的其同作用,不考虑车 轮纵向力和侧向力时,在汽车横向垂直面内的最大弯矩 Mmax发生在悬架弹簧支承处 R 点 处。 根据软件的计算结果,当时,, 30N 3 . 1693F maxB ,NFc 5 . 5485 max N2 .4439Fmax 三、双横臂悬架下摆臂结构的强度设计三、双横臂悬架下摆臂结构的强度设计 下臂受力如下图: 18 当时,图 8 中 c =254.5 ,=12.5 ,=100.5 , 30 此时的与悬架的夹角为c-180 -=62 C F 同时可以由与下横臂的夹角为100.5 -12.5 -90 =-2 R F 由这些数据,根据杠杆平衡原理可以计算得到 NFc cx 3 . 2575)62cos(F NFc cy 4 . 4843)62sin(F NFF RYCYRY 3 . 6054350F280 NFRY RX 4 .211)2tan(F 可以计算得到 R 点处存在最大弯矩,为 mNRCFcy.339Mmax NFFF RxCx 9 . 2363 Dx 以两根圆管以一定角度焊接成 A 字形,选用碳素结构钢 Q235,安全mN.339Mmax 系数1.5, s n s s 235 =156.7MPa n1.5 选用外径 D30mm,壁厚 t5mm 钢管进行强度校核。 D dD D z ,1 32 W 43 4 . 138 )1 ( M )1 ( M 43 16 max 22 2 maxDmax max MPa DD F WA F W M A N DX Z X Z 式中,Mmax弯矩; 19 Wz抗弯模量; D钢管外径; t钢管壁厚。 可得138.6MPa<156.7MPa max 下横臂校核合格,可以选用 Q235 材料,外径 D30mm,壁厚 t5mm 钢管。 上横臂选用直径为 20mm,厚度为 1.5mm 的两根圆管组成 A 型结构 四、全浮式半轴计算及轮毂轴承选择四、全浮式半轴计算及轮毂轴承选择 由于是前轮为驱动,当汽车处于急加速工况时,半轴所承受扭矩最大。而汽车处于紧 急制动工况时,半轴并不承受扭矩(由制动钳传承受并车身) ,故无需考虑制动状况下的半 轴受力校核。 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着转矩计算:M 22 1 2 r Mm G r 这里计算时,忽略载荷转移系数,并设前后轴承受最大静载荷相同。满载时重 1000kg。 故 MmN 9 . 4457 . 026 . 0 28 . 910005 . 0 max 使,故不妨取 d=20mmMP dd M 600 2272 16 33 max max 另需满足扭转刚度要求,6 /15 /mm 3 18010 p M lGI 其中,选用半轴材料选用 40Cr,40Cr 的屈服极限 ,常温 20 4 32 p d I = 785 度时的弹性模量 ,切变模量 = 211 = 80800 因此要求15101806 3 p GI M l mmdmm 3 . 21 1 . 16 故 d=20mm 满足要求 据此选取花键:(GB1144-87) 其参数为:小径 23,大径 26,规格:NxdxDxB=6x23x26x6,键数 6,齿宽 6 设 t=7 则 d1=d+2t=26+14=40 轴承选取:DAC 4007237,其参数为 d=40,D=72,B=C=37 轴承单元型号外形尺寸 20 dDB 和 C DAC 3006037306037 DAC 3506837356837 DAC 3507234357234 DAC 4007237407237 DAC 4207537427537 DAC 4208237428237 表 1 DAC 型双列角接触球轴承单元外形尺寸系列 孔用弹性挡圈:材料:65Mn,热处理 HRC4754,经表面氧化处理的 A 型孔用弹性挡 圈。挡圈 GB893.1-86 40 D=76.5, S=2.5, b=5.7 查手册后,取角接触球轴承系列 7208C。 进行寿命校核后,满足寿命要求。 收稿日期: 20010711 作者简介:戴旭文(1969 - ) ,男,吉林市人,硕士研究生,研究方向为汽车车身设计. 文章编号: 10094687 (2002)02002905 汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算 戴旭文, 谷中丽, 刘 剑 (北京理工大学车辆与交通工程学院,北京 100081) 摘 要:利用机构运动学中的坐标变换以及数值计算的方法对汽车双横臂独立悬架系统 进行运动学分析,从而建立悬架系统结构的运动模型.实例的优化结果表明,将传统机 构学方法与现代数值计算方法相结合,使悬架设计的更为精确和清晰,提高了工作效率. 关键词:双横臂独立悬架;导向机构;运动学分析 中图分类号: U463133 +1 文献标识码: A 1 引 言 采用双横臂独立悬架的车辆具有良好的行驶平顺性和操纵稳定性,所以在现代汽车上得 到广泛应用.通常情况下,在汽车设计过程中对前轮独立悬架导向机构的设计要求如下1: 当车轮与车身产生相对运动时,保证轮距变化在一定的范围之内(410mm) ,以免轮胎 过早磨损;当车轮上下跳动时,前轮定位参数要有合理的变化特性,不应产生纵向加速 度.转弯时,应使车轮与车身倾斜方向相同,增加汽车的不足转向效应. 双横臂独立悬架的布置是空间的,机构的空间运动分析过程比较复杂,计算量很大.传 统设计一般采用经验设计、查表法以及作图等方法,设计虽然可以基本满足要求,但精度和 效率不高.作者建立了悬架机构的运动模型,简化了运动分析过程;数值计算模型的建立和 计算机的使用,减轻了手工计算量,提高工作效率. 2 双横臂独立悬架的导向机
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