汽車麥弗遜前懸架設計說明書

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1湖南科技大學課程設計說明書題 目 名 稱 轎車前懸架設計 課 程 名 稱 汽車設計 學 生 姓 名 學 號 專 業(yè) 指 導 教 師 2017 年 5 月2設計任務書轎車前懸架設計1.整車性能參數(shù) 驅(qū)動形式 4*2 前輪軸距：2471mm前輪輪距：1429mm后輪輪距：1422mm整車整備質(zhì)量：1060kg空載時前軸分配負荷 60%最高車速 180km/h最大爬坡度 35%制動距離（初速 30km/h） 5.6最小轉(zhuǎn)向直徑 11m最大功率/轉(zhuǎn)速：74/5800kw/rpm最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速：150/4000N*m/rpm輪胎型號：185/60R14T手動 5 檔2.具體設計任務1）查閱汽車懸架的相關材料，確定捷達轎車前懸架的結(jié)構尺寸參數(shù)。2）確定車輛的縱傾中心，計算懸架擺臂的定位角，對導向機構進行受力分析。3）設計減振彈簧，選定減震器。4）根據(jù)設計參數(shù)對主要零部件進行設計與強度計算。5）繪制所有零件圖、二維裝配圖、三維裝配圖。6）完成 8 千字的設計說明書。3摘 要懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）和車軸（或車輪）彈性的連接在一起。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩；緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。本文根據(jù)設計題目要求，設計捷達轎車前懸架，選用麥弗遜式懸架作為轎車前懸架并以此為基礎進行設計，重點從捷達轎車前懸架的選型、減振器的計算及選型、彈性元件形式的選擇計算及選型和橫向穩(wěn)定桿的設計計算。首先將形式不同的懸架的優(yōu)缺點進行了比較，然后定下捷達轎車前懸架的形式—麥弗遜式懸架。然后圍繞麥弗遜式懸架的部件進行設計。先是彈簧的設計計算，再是減振器的計算選型，最后是橫向穩(wěn)定桿的計算。關鍵詞：懸架，麥弗遜式，設計，轎車AbstractSuspension is one of the most important assembly on modern cars,which combine the carframe and axle elastically.The mainly mission is to deliver every forces and torques which react between wheels and The carframe and soft the impact load delivered from the rough road and weak the vibration、assure the passengers’comfort and cut down the dynamic load.According to the requirement of this subject,this essay designs the front suspension based on macpherson suspension.First,it compare the characteristic of different suspension finally,we decide to design the form of the front suspension based on macpherson suspension.we design and calculate the spring firstly,then it turns to be the shock absorber.The last is Anti-Roll Bar.Keywords: suspension macpherson design carriage 4目 錄摘要 …………………………………………………………………………………………3第一章 總論…………………………………………………………………………………61．懸架的作用及功能 ……………………………………………………………………62．懸架設計應滿足的要求 ………………………………………………………………63．已知參數(shù) ………………………………………………………………………………6第二章 懸架的結(jié)構形式分析………………………………………………………………71.獨立懸架與非獨立懸架…………………………………………………………………72.獨立懸架與非獨立懸架優(yōu)缺點分析……………………………………………………73.懸架形式比較選型………………………………………………………………………84．獨立懸架的主要分類以及評價指標 …………………………………………………85．輔助元件的選擇 ………………………………………………………………………11第三章 懸架的撓度計算 …………………………………………………………………121．懸架靜撓度 fc 的計算 ………………………………………………………………122.懸架動撓度的計算 ……………………………………………………………………133.懸架彈性特性 …………………………………………………………………………13第四章 減振器的結(jié)構類型與主要參數(shù)的選擇……………………………………………141.減振器的分類 …………………………………………………………………………142.雙筒式液力減振器工作原理 …………………………………………………………143.減振器計算 ……………………………………………………………………………16第五章 彈性元件的設計……………………………………………………………………121.彈簧參數(shù)的選擇 ………………………………………………………………………182.滿載計算剛度 …………………………………………………………………………183.螺旋彈簧設計計算 ……………………………………………………………………19第六章導向機構設計 ………………………………………………………………………201．導向機構設計要求……………………………………………………………………202．麥弗遜式獨立懸架導向機構設計……………………………………………………20第七章 橫向穩(wěn)定桿的設計…………………………………………………………………2251.橫向穩(wěn)定桿的作用 ……………………………………………………………………222.橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇 ………………………………………………………………23第八章 結(jié)論…………………………………………………………………………………23參考文獻 ……………………………………………………………………………………246一、總論1. 懸架的作用及功能懸架的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅(qū)動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。汽車在不平路面上行駛時，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動。為了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的振幅連續(xù)減小，直至振動停止。2． 懸架設計應滿足的要求為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動系統(tǒng)的固有頻率應在合適的頻段，并盡可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應合理，對乘用車，要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要盡量避免懸架撞擊車架（或車身） 。在簧上質(zhì)量變化的情況下，車身高度變化要小，因此，應采用非線性彈性特性懸架。要正確地選擇懸架方案和參數(shù)，在車輪上、下跳動時，使主銷定位角變化不大、車輪運動與導向機構運動要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振；汽車轉(zhuǎn)向時，應使之稍有不足轉(zhuǎn)向特性。 懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，對懸架提出的設計要求有：1）保證汽車有良好的行駛平順性。2）具有合適的衰減振動的能力。3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。4）汽車制動或加速時，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。5）有良好的隔聲能力。6）結(jié)構緊湊、占用空間尺寸要小。7）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。73.已知參數(shù)空載時前軸分配負荷 60%（即空載前軸軸載質(zhì)量：636kg 空載后軸軸載質(zhì)量：424kg）整車整備質(zhì)量：1060kg 軸距：2471mm前輪輪距：1429mm 后輪輪距：1422mm最大爬坡度 ： 35% 制動距離（初速度 30km/h）： 5.6m最小轉(zhuǎn)向直徑：11m 最大功率/轉(zhuǎn)速 ：74/5800kw/rpm最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 ：150/4000N·m/rpm 輪胎型號：185/60R14T 手動 5 檔二、懸架的結(jié)構形式分析1．獨立懸架與非獨立懸架汽車懸架可以分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類（如圖 3.1） 。非獨立懸架的車輪裝在一根整體車軸的兩端，當一邊車輪跳動時，影響另一側(cè)車輪也作相應的跳動，使整個車身振動或傾斜，汽車的平穩(wěn)性和舒適性較差，但由于構造較簡單，承載力大，目前仍有部分轎車的后懸架采用這種型式。1)非獨立懸架 2)獨立懸架圖 2.1獨立懸架將車軸分成兩段，每只車輪用螺旋彈簧獨立地安裝在車架(或車身)下面，當一邊車輪發(fā)生跳動時，另一邊車輪不受波及，汽車的平穩(wěn)性和舒適性好。但這種懸架構造較復雜，承載力小。現(xiàn)代轎車前后懸架大都采用了獨立懸架，并已成為一種發(fā)展趨勢。2.獨立懸架與非獨立懸架優(yōu)缺點分析（1）獨立懸架優(yōu)缺點分析非獨立懸架的結(jié)構特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接。優(yōu)點是：結(jié)構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：1）由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架） ，使之剛度較大，所以汽車平順性較差； 2）簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時，左、8右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；3）當兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機構產(chǎn)生運動干涉； 4）當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的周轉(zhuǎn)向特性；5）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在總質(zhì)量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。（2）.獨立懸架優(yōu)缺點分析獨立懸架的結(jié)構特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接。優(yōu)點是：1）簧下質(zhì)量??；2）懸架占用的空間小；3）彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性；4）由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；5）左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力；6）獨立懸架可提供多種方案供設計人員選用，以滿足不同設計要求。缺點是：結(jié)構復雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于乘用車和部分總質(zhì)量不大的商用車上。3.懸架形式比較選型由于這次題目要求是設計捷達轎車前懸架，對比捷達轎車前懸架實際應用，采用麥弗遜式獨立懸架作為設計準則。4. 獨立懸架的主要分類以及評價指標獨立懸架又分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等幾種類型。對于不同結(jié)構形式的獨立懸架，不僅結(jié)構特點不同，而且許多基本特性也有較大區(qū)別。（1） 評價指標評價時常從以下幾個方面進行：1）側(cè)傾中心高度 汽車在側(cè)向力作用下，車身在通過左、右車輪中心的橫向垂直平面內(nèi)產(chǎn)生側(cè)傾時，相對于地面的瞬時轉(zhuǎn)動中心，稱為側(cè)傾中心高度。側(cè)傾中心位置高，它到車身質(zhì)心的距離縮短，可使側(cè)向力臂及側(cè)傾力矩小些，車身的側(cè)傾角也會減少。但側(cè)傾中心過高，會使車身傾斜時輪距變化大，加快輪胎的磨損。2）車輪定位參數(shù)的變化 車輪相對車身上、下跳動時，主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、9車輪外傾角及車輪前束等定位參數(shù)會發(fā)生變化。若主銷后傾角變化大，容易使轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響汽車的直線行駛穩(wěn)定性，同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度。3）懸架側(cè)傾角剛度 當汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，在側(cè)向力作用下，車廂繞側(cè)傾軸線轉(zhuǎn)動，并將此轉(zhuǎn)動角度稱之為車廂側(cè)傾角。車廂側(cè)傾角與側(cè)傾力矩和懸架總的側(cè)傾角剛度大小有關，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。4）橫向剛度 懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉(zhuǎn)向軸上的懸架橫向剛度小，則容易造成轉(zhuǎn)向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象。(2)主要分類圖 2.21） 雙橫臂式結(jié)構及特性分析特性：側(cè)傾中心高度較低；車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角均有變化；輪距變化小，故輪胎磨損速度慢；懸架側(cè)傾角剛度較小需要橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；空間尺寸大；結(jié)構稍復雜，前懸架用得較多。2） 單橫臂式懸架結(jié)構及特性分析結(jié)構如下圖：，圖 2.310特性：側(cè)傾中心高度較高；車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化大；輪距變化大，故輪胎磨損速度快；懸架側(cè)傾角剛度較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；空間尺寸較小；結(jié)構簡單、成本低，前懸架用得較少。3） 單縱臂式懸架結(jié)構及特性分析結(jié)構如右圖： 圖 2.4特性：側(cè)傾中心高度較低；車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化大；輪距變化不大；懸架側(cè)傾角剛度較小需要橫向穩(wěn)定器；橫向剛度??；幾乎不占用高度空間；結(jié)構簡單、成本低。4) 單斜臂式懸架結(jié)構及特性分析結(jié)構如下圖：，圖 2.5特性：心高度在單橫臂式和單縱臂式之間；車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化大；輪距變化不大；懸架側(cè)傾角剛度在單橫臂式和單縱臂式之間；橫向剛度較?。粠缀醪徽加酶叨瓤臻g；結(jié)構簡單、成本低。5)麥弗遜式懸架結(jié)構及特性分析結(jié)構如下圖：11圖 2.6特性：側(cè)傾中心高度較高；車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化??；輪距變化很小，故輪胎磨損速度慢；懸架側(cè)傾角剛度較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間尺寸小；結(jié)構簡單、緊湊，用車上用得較多。6) 扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式懸架結(jié)構及特性分析結(jié)構如下圖：圖 2.7特性：側(cè)傾中心高度較低；左右車輪同時跳動時不變；輪距不變，故輪胎磨損速度慢；懸架側(cè)傾角剛度較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間尺寸?。唤Y(jié)構簡單，用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動乘用車的后懸架。5.輔助元件選擇遜式懸架的側(cè)傾剛度較大可以不裝橫向穩(wěn)定器，所以輔助元件不需要橫向穩(wěn)定器，下面就主要選擇緩沖塊。用橡膠制造（如圖 4.1） 。通過硫化將橡膠與鋼板連接為一體，再經(jīng)焊在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定到車架（車身）或其他部位上，起到限制懸架最大行程的作用。12圖 2.8 橡膠緩沖帶裝用多孔聚氨脂制成的幾種形狀的緩沖塊（如圖 4.2） ，它兼有輔助彈性元件的作用。多孔聚氨脂是一種有很高強度和耐磨性能的符合材料。這種材料起泡時就形成了致密的耐磨層，它保護內(nèi)部的發(fā)泡部分不受損傷。由于在該材料中有密封的起泡，在載荷作用下彈性元件被壓縮，但其外廓尺寸增加卻不大，這點與橡膠不同。有些汽車的緩沖塊裝在減振器上。圖 2.6 由多孔聚氨酯制成的輔助彈性元件形狀三、懸架的撓度計算1． 懸架靜撓度 f C的計算懸架靜撓度 f C是指汽車在滿載靜止時懸架上的載荷 F W此時懸架剛度才 c 之比，即 fC=Fw/c 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：（3-1）??=????????/(2π )式中 C s——汽車前懸架剛度，N/mm；13m s——汽車前懸架簧上質(zhì)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：（3-2） ????=????g/c滿載時前軸載荷 m f =753kg ； 前軸單側(cè)簧下質(zhì)量為 25kg；前懸簧上質(zhì)量 m 1 =351.5kg ； 后軸簧上質(zhì)量 m 2 =371kg ；設計時取前懸架的偏頻 n1=1.1Hz，后懸架偏頻 n2=1.2Hz（捷達轎車的排量為1.595L<1.6L）懸架剛度計算公式 C=4π 2n2m2 （3-3）則前懸剛度 C1 =16790.8 N/m ；后懸剛度 C2 = 21090.9N/m 根據(jù)上面公式可以計算出前懸架的靜撓度為： 205 mm????1=??1g/c = 后懸架的靜撓度為： 172 mm????2=??2g/c =懸架前后靜撓度關系為 ????2=0.84????1滿足設計要求2． 懸架動撓度 f d計算 懸架的動撓度 f d是指從滿載經(jīng)平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到妻子有高度的 1/2 或 2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應由足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對乘用車， f d取 70～90mm；對客車， f d 取 50～80mm；對貨車，f d 取 60～90mm。取懸架動撓度 d f 為 80mm。143． 懸架彈性特性懸架受到的垂直外力 F 與由此引起的車輪中心相對于車身位移 f（即懸架的變形）的關系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間成固定的比例變化時，彈性特性為以直線，稱為線性彈性特性，此時，懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間不成固定比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置（圖中電 8）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣，可在有限的動撓度 fd范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構允許的最大變形位置消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。乘用車簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大，但是為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時點的側(cè)傾與制動時的俯仰角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。四、 減振器的結(jié)構類型與主要參數(shù)的選擇1. 減振器分類減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩15個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價低、容易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力減振器最早出現(xiàn)于 1901 年，有兩種主要的結(jié)構形式分別是搖臂式和筒式。懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。所以我選擇筒式減振器。而在筒式減振器中，常用的三種形式是：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。我選擇雙筒式液力減振器。圖 4.12． 雙筒式液力減振器工作原理雙筒式液力減振器的工作原理如圖所示。其中 A 為工作腔，C 為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞 1 在工作腔 A 中上下移動，迫使減振器液流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉。車輪向上跳動即懸架壓縮時，活塞 1 向下運動，油通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿 9 占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液經(jīng)閥Ⅳ進入補償腔 C；當車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞 1 向上運動，工作腔 A 中的壓力升高，油液經(jīng)閥Ⅰ流入下腔，提供大部分升張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔 6 進入補償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當活塞向上運動時，必定有部分油液經(jīng)閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產(chǎn)生的熱量靠貯油缸筒 3 散發(fā)。減振器的工作溫度可達到 120 度，有時甚至可達 200 度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經(jīng)油封 7 進入補償腔甚至經(jīng)閥Ⅲ吸如工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲16線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結(jié)構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設計閥系時若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線 A 所示為在某一給定的 A 通道下阻尼力 F 與液流速度 v 的關系，若遇通道 A 并聯(lián)一個直徑更大的通道 B，則總的特性將如圖中曲線 A+B 所示。如果 B 為一個閥門，則當其逐漸打開時，可獲得曲線 A 與曲線 A+B 間的過渡特性。恰但選擇 A、B 的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定特性曲線。閥打開的過程可用三個階段來描述，第一階段為閥完全關閉，第二階段為閥部分開啟，第三階段為閥完全打開。通常情況下，當減振器活塞相對于缸筒的運動速度達到 0.1m/s 時閥就開始打開，完全打開則需要運動速度達到數(shù)米每秒。圖 4.23． 減振器計算（1）相對阻尼系數(shù) ψ相對阻尼系數(shù) ψ 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質(zhì)量 ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ 值大，震動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ 值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) ψ Y 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù) ψ S取得大些。兩者之間保持 ψ 17Y=（0.25～0.50）ψ S的關系。設計時，先選取 ψ Y 與 ψ S的平均值 ψ 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取 ψ =0.25～0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ 值取的小些。為避免運動干涉，取 ψ Y =0.5 ψ S ；取 ψ =0.25，則有： ????+0.5????2 =0.25計算得： ψ S=0.33 ，ψ Y=0.17（2）減振器阻尼系數(shù) δ 的確定減振器的阻尼系數(shù) 。因懸架系統(tǒng)固有頻率 ，所以理論上scm??2? smc??。sm???2?則其阻尼系數(shù) δ 為：abs根據(jù)公式 ， （4-1）smcn?21?可推出： （4-2）??=??????=2πn代入數(shù)據(jù)得：ω =6.9Hz ，取 a/b = 0.8 ， 取 α =10° , ????=351.5????減振器的阻尼數(shù)為： （4-3）??=2??????????2/??2代入數(shù)據(jù) ??=1953.7 ??·??/??（3）減振器最大卸荷力 F 0 的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 V x 有：（4-4） ????=??????cos??/??式中，v x為卸荷速度，一般為 0.15～0.3m/s；A 為車身振幅，取± 40 mm；ω 為懸架震動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：v x=0.04×6.9×0.8×cos10°=0.217m/s符合 v x 在 0.15～0.30 之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： （4-5） ??0=????????代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 為：??0??0=2605×0.217=565.3 ??18（4）減振器工作缸直徑 D 的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F 0計算工作缸直徑 D 為：（4-6）??= 4??0π [p](1-??2)其中，[p]——工作缸最大壓力，在 3 MPa ～4 MPa ，取[p]=3.5 MPa ；λ ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ =0.4～0.5，取 λ =0.45。代入計算得工作缸直徑 D 為：16.1 mm??=減振器的工作缸直徑 D 有 20mm、30mm、40mm、 （45mm） 、50mm、65mm 等幾種。選取時按照標準選用，按下表選擇。所以選擇工作缸直徑 D=30mm 的減振器，防塵罩直徑 D2=56 mm貯油缸直徑 Dc = 48mm ，壁厚取 2mm ，材料選 20 鋼 ；連桿直徑 D3 =13.5 mm對照下表選擇其長度：活塞形程 S=240mm，工作筒基長 L1=120mm，五、彈性元件的設計1． 彈簧參數(shù)的計算選擇對于大多數(shù)汽車而言，起懸掛質(zhì)量分配系數(shù) ε=ρ y2 /ab =0.8—1.2，因而可以近似的認為 ε =1，即前、后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂向振動是相互獨立的，并用偏頻來表示各自、的自由振動頻率。偏頻越小。則汽車的平順性越好。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，前懸架的偏頻 n=1—1.3Hz，非常接近人體步行時的自然頻率。設計時取前懸架的偏頻 n=1.1Hz，根據(jù)下面公式可以計算出前懸架的剛度：??=12π ???????? (5-1) 即：19????=4??2π 2????式中 C s ——汽車前懸架剛度，N/mm；ms ——汽車前懸架簧上質(zhì)量，kg；n——汽車前懸架偏頻，Hz2．滿載計算剛度已知前懸架滿載時軸載質(zhì)量為 753kg，則單側(cè)簧上質(zhì)量為 ms ：ms =0.5 × (753 ? 50) =351.5kgn=1.1Hz；代入計算得：C S = 4×1.12 × 3.142 × 351.5=16790.8N/m3．螺旋彈簧設計計算懸架剛度分配確定之后，懟常用螺旋彈簧的直徑、絲徑、圈數(shù)和長度進行設計和計算，對彈簧材料進行選擇（1） 彈簧直徑的設計對于汽車減振器彈簧，應根據(jù)安裝的位置和空間確定彈簧直徑，如很多汽車彈簧安裝在減振器外缸筒的外側(cè)，因此所設計的彈簧直徑 D 應大于減振器外缸筒直徑 Dd（2） 絲徑 d 的設計彈簧許用剪切應力為[ ]，在載荷 F 的作用下，彈簧的最大剪切應力 應該?? ??max滿足應力條件，即(5-2)????????=??8????π ??2式中，C 未彈簧的纏繞比，C=D/d；K 為彈簧的曲度系數(shù)， ??=4???14??+4+0.615??將 C 和 K 代入上式， 取 600N/mm， [??] ??=??????=3444.7 ??計算得 d=12mm（3） 彈簧節(jié)距彈簧節(jié)距 t 一般在（0.3~0.5）D 2范圍內(nèi)，取 t=0.4D2=44 mm（4） 彈簧指數(shù)（旋繞比）??=??2d=9.17（5） 彈簧有效圈數(shù)彈簧兩端圓整并磨平，取 n2=220有效圈數(shù)(5-3)??=????48????23式中，G 是剪切彈性模數(shù)，一般取 ,K 是彈簧剛度，K=27.1N/mm??=8×104??/????2可得 圓整得 ??=4.2 ??=4.5則彈簧總?cè)?shù)??=??1+??2=6.5(6) 自由高度與壓并高度自由高度 ??0=????+1.5??=216 ????壓并高度 ????=(??1?0.5)??=72 ????六．導向機構設計1. 導向機構設計要求對前輪導向機構的設計要求是：1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4.0mm，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，車輪不應該產(chǎn)生縱向加速度。3） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應使車身側(cè)傾角小。在 0.4g 側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角小于等于 6°～7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉(zhuǎn)向效應。4） 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用。對汽車后輪獨立懸架導向機構的要求：1） 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。2） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應。此外，導向機構還應有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。2.麥弗遜式獨立懸架導向機構設計（1） 導向機構受力分析 受力簡圖（如圖 6.1） ，21圖 6.1由圖可知：作用在導向套上的橫向力 F 3 得：)(13cdba???式中,F 1 前輪上的靜載荷 F1' 減去前軸簧下質(zhì)量的 1/2。橫向力 F3 越大，則作用在導向套上的摩擦力 F 3f 越大（f 為摩擦因數(shù)） ，這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減摩擦材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小 F 3，要求尺寸 c+b 越大越好，或者減小尺寸 a。增大 c+出版使懸架占用空間增加，在布置上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小 a 的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的 G 點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達到縮短尺寸 a 的目的，又可以獲得小、較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性能。移動 G 點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。（2） 橫臂軸線布置方式的選擇麥弗遜式獨立懸架的橫臂軸線與主銷后傾角的匹配，影響汽車的縱傾穩(wěn)定性。如圖所示。其中 O 點為汽車縱向平面內(nèi)懸架相對于車身跳動的運動瞬心。當擺臂的抗俯角-β ′ 等于靜平衡位置的主銷后傾角 γ 時，橫臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠處，主銷軸線在懸架跳動時作平動。因此，γ 值保持不變。當-β ′ 與γ 的匹配使運動瞬心 O 交于前輪后方時，在懸架壓縮行程，γ 角有增大的趨勢。當-β ′ 與 γ 德匹配使運動瞬心 O 交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，γ 角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角 γ 有增加的趨勢。因此，在設計麥弗遜式獨立懸架時，應該選擇參數(shù) β ′ 能使運動瞬心 O 交于前輪后方。22圖 6.2（3） 橫擺臂主要參數(shù)下圖為某乘用車采用的麥弗遜式前懸架的實測參數(shù)為輸入數(shù)據(jù)的計算結(jié)果。圖中的幾組曲線是下橫臂 L l 取不同值時的懸架運動特性。由圖可以看出，橫臂越長， By 曲線越平緩，即車輪跳動時輪距變化越小，有利于提高輪胎壽命。主銷內(nèi)傾角 β 、車輪外傾角 α 和主銷后傾角 γ 曲線的變化規(guī)律也都與 y B 類似，說明擺臂越長，前輪定位角度的變化越小，將有利于提高汽車的操縱穩(wěn)定性。具體設計時，在滿足布置要求的前提下，應盡量加長橫臂長度。圖 6.3七．橫向穩(wěn)定桿的設計1． 橫向穩(wěn)定桿作用橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，他與左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當左右懸掛都處于顛簸路面時，兩邊的懸掛同時上下運動，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉(zhuǎn)；23當車輛在轉(zhuǎn)彎時，由于外側(cè)懸掛承受的力量較大，車身發(fā)生一定側(cè)傾。此時外側(cè)懸掛收縮，內(nèi)側(cè)懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會發(fā)生扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車輛側(cè)傾。從而提高了車輛行駛穩(wěn)定性。而再增加支撐桿部件，則能達到同時提高懸掛縱向剛度的目的。但是，光靠增加穩(wěn)定桿所提高的性能是有限的，使用各種穩(wěn)定桿設計能從一定程度上提高穩(wěn)定性和懸掛幾何剛度。如果要從根本解決這些問題，就必須改變整個懸掛的幾何形狀，那么多連桿和雙搖臂懸掛就成了高性能懸掛的代表。麥弗遜懸掛除了在穩(wěn)定性和剛度方面要遜色于多連桿以外，在耐用性上也不能與多連桿懸掛相提并論。由于麥弗遜懸掛的減震器支柱需要承受橫向力，同時又要起到上下運動減低震動的目的，所以減震器支撐桿的摩擦很不均勻，減震器油封容易磨損造成液壓油泄露降低減震效果。為了降低汽車的固有振動頻率以改善行駛平順性，現(xiàn)代轎車懸架的垂直剛度值都較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾嚴重，影響了汽車的行駛穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿在獨立懸架中的典型安裝形式如下圖示。圖 7.1當左右車輪同向等振幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂直的相對位移時，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時車身的側(cè)傾角外，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。2． 橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇具體尺寸選擇如下：桿的直徑 d=18mm，桿長L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，24L2=156mm，圓角半徑 R=23mm。八、結(jié)論通過這次課程設計設計，我們認識到懸架對汽車的重要性，也認識到在懸架設計過程中要注意的一些問題?，F(xiàn)在一般轎車的前后懸掛基本都是麥弗遜式或其變型。雖然麥弗遜式懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結(jié)構體積不大，可有效擴大車內(nèi)乘坐空間，但也由于其構造為直筒式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭作用較差。麥弗遜式懸掛是因應前置發(fā)動機前輪驅(qū)動車型的出現(xiàn)而誕生的。前置前驅(qū)車型不僅要求發(fā)動機要橫向放置，而且還要增加變速箱、差速器、驅(qū)動機構、轉(zhuǎn)向機，以往的前懸掛空間不得不加以壓縮并大幅刪掉，因此工程師才設計出節(jié)省空間、成本低的麥弗遜式懸掛，以符合汽車需求?，F(xiàn)在一般轎車的前后懸掛基本都是麥弗遜式或其變型。雖然麥弗遜式懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結(jié)構體積不大，可有效擴大車內(nèi)乘坐空間，但也由于其構造為直筒式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭作用較差。麥弗遜式懸掛是因應前置發(fā)動機前輪驅(qū)動車型的出現(xiàn)而誕生的。前置前驅(qū)車型不僅要求發(fā)動機要橫向放置，而且還要增加變速箱、差速器、驅(qū)動機構、轉(zhuǎn)向機，以往的前懸掛空間不得不加以壓縮并大幅刪掉，因此工程師才設計出節(jié)省空間、成本低的麥弗遜式懸掛，以符合汽車需求。在整個設計過程中，選擇麥弗遜懸架因其在現(xiàn)代汽車中普遍采用。我們了解到麥弗遜式懸架設計最重要的是減振器的設計計算及選型。在正確的選擇好減振器后，下一個重要的任務就是彈簧的計算。在彈簧的計算過程中非常重要的是初選彈簧的中徑和彈簧的有效工作圈數(shù)及彈簧的自由長度。再一個就是橫向穩(wěn)定桿的設計，這三個都是需要校核的。其次就是一些輔助元件和連接件的選擇，這些只是選擇并不需要什么計算。通過這次設計我們組對懸架有了更為深刻的認識，組員間的相互配合讓我們了解到合作的重要性，團隊的密切合作對于任何一項工作是不可或缺的。我們各取所長，在兩周的時間高效的完成了這次課程設計。同時我們也了解到我們在知識的掌握上還有所欠缺，這是我們再今后的需要改進的地方。九、參考文獻1．王望予主編. 汽車設計. 機械工業(yè)出版社，20092．陳家瑞主編．汽車構造．人民交通出版社，19933．余志生編著．汽車理論．機械工業(yè)出版社，20014. 王豐元、馬明星主編 汽車設計課程設計指導書. 中國電力出版社，2009235. 周長城主編 車輛懸架設計及理論 北京大學出版社，2011