汽車懸架設計說明書

1、摘 要本文從汽車振動學介入，建立二自由度汽車振動模型，在以安全性為主，兼顧舒適性的基礎上導出懸架系統(tǒng)最佳阻尼系數(shù)（阻尼比）的計算式。結合前人的經(jīng)驗，合理選擇懸架簧上、下質量，剛度比等參數(shù)，計算懸架系統(tǒng)的剛度、阻尼、撓度等整體性參數(shù)。以此為基礎，分別設計減震器、螺旋彈簧以及導向結構，并基于CATIA建立三維模型。由振動模型可以得到汽車對路面不平度的響應，車身部分的響應關聯(lián)舒適性，而車輪的響應直接體現(xiàn)安全性，二者不可得兼，彼此的平衡問題就是阻尼比的選取問題。解決此問題后，由經(jīng)驗選擇幾個參數(shù)作為原始數(shù)據(jù)，計算得到懸架的整體性能參數(shù)，并以此為基礎進行減震器的選型、安裝布置及計算，接著確定懸架螺旋彈簧的

2、參數(shù)尺寸。值得注意是懸架的阻尼、剛度和減震器的阻尼、彈簧剛度存在某種換算關系，取決于各自的安裝情況。難點在于導向機構的空間位置復雜，相關因素眾多，本文在此做到盡可能詳細。關鍵詞：雙橫臂獨立懸架，阻尼匹配，減震器，螺旋彈簧，導向機構AbstractThis paper from the automobile vibration intervention, the establishment of two degree of freedom vehicle vibration model, in order to safety, balance the basic comfort on the o

3、ptimal damping coefficient derived suspension system (damping) formula. Combined with previous experience, reasonable selection of suspension spring, mass, stiffness ratio; stiffness, damping, deflection whole parameter calculation of suspension system. On this basis, designed shock absorber, helica

4、l spring and guide structure. A three-dimensional model based on CATIA Get the response of automobile unevenness of pavement by the vibration model, the response relationship of body part comfort, while the wheels directly reflect the response of the security, the two can not have both, balance each

5、 other's damping ratio selection problem. To solve this problem, the experience of several parameters as the original data, calculate the performance parameters of the suspension, selection, and use it as the basis for shock absorber mounting arrangement and calculation of parameters; and then d

6、etermine the size of suspension coil spring. It is interesting to note that the suspension damping, stiffness and shock absorber damping, spring stiffness has a conversion relation, depending on the installation of their. The difficulty lies in the spatial position of steering mechanism is complex,

7、many relevant factors, this paper do as much detail as possible.Keywords: double wishbone suspension, damping matching, shock absorber, helical spring, the guide mechanism of suspension前 言懸架系統(tǒng)是汽車的重要總成之一。汽車懸架系統(tǒng)設計是提高汽車懸架性能的重要方法。懸架系統(tǒng)設計方法是車輛工程專業(yè)本科學生應掌握的知識之一。通過畢業(yè)設計進行汽車懸架系統(tǒng)設計，是培養(yǎng)學生掌握汽車設計基本功的重要手段之一。以十七座客車為

8、對象，進行前懸架系統(tǒng)參數(shù)設計，并完成懸架系統(tǒng)的結構設計。對于獨立懸架的設計技術，國內外都進行了研究，這些研究主要集中在以下幾個方面：獨立懸架設計方法，獨立懸架參數(shù)對汽車行駛平順性的影響；獨立懸架對汽車操縱穩(wěn)定性的影響。國內的研究主要表現(xiàn)為：獨立懸架和轉向系的匹配；獨立懸架與轉向橫拉桿長度和斷開點的確定；懸架彈性元件的設計分析；導向機構的運動分析；獨立懸架對前輪定位參數(shù)的影響；獨立懸架的優(yōu)化設計等。國外除上述研究外，還進入了微觀領域的研究，如用原子力學顯微鏡觀察懸架材料內部聚合體的原子轉化情況，研究懸架作為彈性介質的流變特性2等，從而使得獨立懸架向著智能化、輕量化、小型化、通用化方向發(fā)展。同時由

9、于電子、微機技術的發(fā)展，使得獨立懸架技術向著半主動、主動懸架方向發(fā)展。本文首先收集市場上幾款十七座客車的主要參數(shù)，通過綜合對比，選擇懸架形式；通過對基于客車的安全性懸架系統(tǒng)最佳匹配阻尼和基于舒適性懸架系統(tǒng)最佳匹配阻尼進行加權，得到十七座客車懸架系統(tǒng)阻尼比。其次，根據(jù)懸架系統(tǒng)阻尼比確定減震器的阻尼特性并設計減震器。然后參考已知車型的懸架系統(tǒng)參數(shù)或參照經(jīng)驗值確定該懸架主要參數(shù)：懸架靜撓度、懸架動撓度、懸架側傾角剛度及其在前后軸的分配；確定彈性元件主要參數(shù)；彈簧直徑、絲徑、有效圈數(shù)、長度、節(jié)距等。最后設計穩(wěn)定桿，使各組成部分相互協(xié)調工作以及使局部的設計符合整體性能的要求。第一章 懸架概述 懸架是現(xiàn)代

10、汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性地連接起來，并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減震振動以及調節(jié)汽車行駛中的稱車身位置等，都保證汽車行駛的平順性。盡管一百多年來汽車懸架從結構型式到作用原理一直不斷的演進，但從結構功能上、它都是有彈性元件、減振裝置和到導向機構三部分組成。1.1非獨立懸架圖1-1 螺旋彈簧非獨立懸架兩側車輪安裝在一根車軸的兩端，車軸通過彈性元件與車架或車身相連，當一側車輪因道路不平而跳動時，將影響另一側車輪的工作。其種類主要有鋼板彈簧非獨立懸架和螺旋彈簧非獨立懸架（圖1-1）兩類。非獨立懸架的優(yōu)點：結構簡單、制造容易、維修方便、工作可靠。而其缺點：汽車平順性較差

11、、高速行駛時操穩(wěn)性差、轎車不利于安裝發(fā)動機和行李艙的布置。故適用于貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架。1.2獨立懸架型式獨立懸架的車軸分成兩段，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。獨立懸架的結構可分為麥弗遜式、連桿式等多種。圖1-2 麥克弗遜式懸架麥克弗遜式懸架（圖1-2）將螺旋彈簧與減振器組合在一起，減振器可兼做轉向主銷，轉向節(jié)可以繞著它轉動。特點是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動而變化，這種懸架構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性。但是由于質量較

12、輕，麥克弗遜式懸架的響應速度很快，車輪的主銷可以擺動，外傾角度可以調整，這樣在車輛轉彎時，輪胎的接地面積可以達到最大化。但簡單的結構也使得懸架剛性較弱，穩(wěn)定受到影響，轉彎時側傾會略微明顯。 雙橫臂式懸架分為等長式和不等長式。不等長式上下各有一個不等長搖臂，共同吸收橫向力，因此橫向剛度大，并且通過合理的布置，可以使輪距和前輪的定位參數(shù)在可接受的限定范圍內變化，這就克服了等長式雙橫臂懸架輪胎磨損嚴重的弊端。路面的適應力好，輪胎接地面大、貼地性好。可以應用在轎車的前后懸架上，運動型轎車、賽車的后輪也采用這一布置。由于存在上搖臂，占用空間大，許多中小型車都放棄了這種選擇。圖1-3 多連桿式懸架多連桿式

13、懸架（圖1-3）是最近比較流行的一種后懸架。目前在中高檔轎車上使用的多連桿式后懸架并不新鮮，但隨著技術的發(fā)展，多連桿式后懸架也開始被用在緊湊型轎車上，成為了廠家宣傳的賣點。多連桿式懸架能夠更加精確地控制車輪與地面接觸的角度，因此它是一種比較先進的后懸架結構方案。目前只有福特?？怂埂ⅠR自達3、大眾速騰等高端緊湊型車才采用這種后懸架設計。它有雙橫臂懸架的所有性能，在雙橫臂的基礎上通過連桿接抽的約束作用使得輪胎在上下運動時前束角度也能相應改變，這意味著彎道適應性更好，如果用在前驅車的前懸架，可以緩解轉向不足，有精確轉向的感覺。如果用在后懸架上，在轉向側傾的作用下改變后輪的前束角，這就意味著后輪可以一

14、定的程度地隨前輪一同轉向，達到舒適操控兩不誤的目的。 但跟雙橫臂一樣，多連桿懸架同樣需要占用較多的空間。多連桿懸架的制造成本、研發(fā)成本都是最高的，所以常用在中高級車的后橋上。1.3懸架發(fā)展趨勢隨著技術的進步，生活水平的提高，人們對汽車的舒適性要求越來越高。汽車懸架也不斷發(fā)展，從非獨立懸架到獨立懸架，由半主動到主動懸架。所謂的主動懸架系統(tǒng)是在普通懸架系統(tǒng)中附加一個可以控制阻尼作用力的裝置，由執(zhí)行機構、測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)和能源系統(tǒng)四部分組成。主動懸架能夠根據(jù)汽車的運動狀態(tài)和路面狀況，適時地調節(jié)懸架的剛度和阻尼，使懸架系統(tǒng)處于最佳減振狀態(tài)，使車輛在各種路面狀況下都會有良好的舒適性。主動懸架的關鍵

15、部位是其執(zhí)行機構，也就是可以調節(jié)的懸架阻尼系統(tǒng)，研究重點是控制方法。近年來 ,Nissan(日產(chǎn) )和 Toyota(豐田 )公司宣布在轎車上成功地應用了液力主動懸架。至今已發(fā)展了三類典型的液力主動控制系統(tǒng)。第一種由 Lotus(蓮花 )公司開發(fā) ,它的雙作用油缸和高速響應液力控制閥直接耦合。這個系統(tǒng)的控制能力較強 ,但能耗很大 ,尤其是在粗糙路面上非懸掛質量共振時這一問題尤為突出 。第二種由 AP公司發(fā)展的氣液懸架 ,它通過一個流量控制閥把油液輸送到單作用油缸和充填蓄能器執(zhí)行主動控制 ,這種控制裝置同樣需要消耗較高的能量 。 第三種由 Nissan公司開發(fā) ,它的主要特征之一是壓力控制閥同小

16、型蓄能器和液壓油缸相結合 ,在不平路面上的振動輸入被蓄能器吸收 ,從而減少整個系統(tǒng)所需要的流量。懸掛質量的振動控制由液力系統(tǒng)的主動阻尼和被動阻尼共同完成。同前兩種主動控制相比 ,該類主動控制的耗能較少。 最早的主動懸架控制策略是天棚原理，假設車身上方有一固定的慣性參考，在車身和慣性參考之間有一阻尼器，作動器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振動。這種控制算法簡單，在國外某些車型上已經(jīng)得到了應用。隨著現(xiàn)代控制理論的發(fā)展，提出了主動懸架的最優(yōu)控制方法，它比天棚原理考慮了更多的變量，控制效果更好。目前最優(yōu)控制規(guī)律有三種:線性最優(yōu)控制、HQ最優(yōu)控制和最優(yōu)預見控制。由于實際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時變的

17、、高階動力系統(tǒng)，使最優(yōu)控制方法變得不穩(wěn)定，為此又發(fā)展了自適應控制方法。自適應控制方法具有參數(shù)識別功能，能適應懸架載荷和元件特性的變化，自動調整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應控制方法也有增益調度控制、模型參考自適應控制和自校正控制三類。在德國大眾汽車公司的底盤上應用了自適應控制規(guī)律。綜上所述，汽車懸架逐漸趨向于主動懸架，并結合先進的電控設備，使懸架系統(tǒng)自動化、智能化。第二章 懸架系統(tǒng)的阻尼匹配汽車懸架系統(tǒng)阻尼匹配決定懸架的特性，對汽車行駛平順性和安全性具有重要的影響。因此本章對汽車懸架系統(tǒng)阻尼匹配進行分析：首先建立汽車振動模型，對汽車振動簡要闡述；然后分別基于安全性與舒適性設計最佳阻尼比；最后合

18、理加權得到懸架系統(tǒng)最佳阻尼比的計算式。2.1雙質量車身車輪振動分析對于雙軸汽車4個自由度的振動模型，懸掛質量分配系數(shù)，其中為車身繞y軸回轉半徑的平方；a、b為前后軸距；當?shù)闹到咏?時，前后懸掛系統(tǒng)的垂直振動幾乎是獨立的，于是汽車可以簡化為1/4汽車雙質量二自由度系統(tǒng)振動模型，如圖2-1所示。該模型由簧上質量（車身質量）、彈簧剛度k、減震器阻尼系數(shù)C、簧下質量（車輪質量）和輪胎剛度kt組成，q為路面不平度函數(shù)，它是沿路面前進方向的坐標x為參數(shù)的隨機過程。取車身垂直位移坐標Z的原點在靜力平衡位置，可得到系統(tǒng)運動微分方程為 （2-1）為簡化微分方程和下文討論的方便，引入幾個量:圖2-1 單輪雙質量二

19、自由度模型令，；其中p為系統(tǒng)固有圓頻率，為阻尼比，決定阻尼對系統(tǒng)的影響。無阻尼自由振動時，運動方程變成 （2-2）由運動方程可以看出，m2 與m1的振動是相互耦合的。若m1不動，則得 （2-3）這相當于只有車身質量m2作單質量無阻尼自由振動，其固有頻率為 （2-4）同樣，若m2不動，相當于只有車輪質量m1作單質量無阻尼自由振動，于是可得 （2-5）車輪部分固有頻率為 （2-6）固有頻率p0和pt是只有一個質量（車身質量或車輪質量）振動時的部分頻率，成為偏頻。無阻尼自由振動時，設兩個質量以相同的圓頻率和相角做簡諧振動，振幅為和，則它們的振動響應分別為 （2-7）以上代入微分方程（2-2）得 （2

20、-8）將，代入方程（2-8），可得 （2-9）次方程組有非零解的條件是和的系數(shù)行列式為零，即得系統(tǒng)的特征方程 （2-10）方程（2-10）的兩個根即為二自由度系統(tǒng)的兩個主頻率和的平方。 （2-11）將和代入式（2-9）中的任何一式，可得一階主振型和二階主振型，即一階主振型 （2-12）二階主振型 （2-13）假設（于志生.汽車理論（第五版）P223），代入式（2-11）得。即低的主頻與接近，高的主頻與接近。將代入式（2-8）得可得到如下結論：在強迫振動情況下，激振頻率接近時產(chǎn)生低頻共振，按一階主振型振動，車身質量的振幅比車輪質量的振幅大將近10倍，所以主要是車身質量在振動，稱車身型振動。當激振

21、頻率接近時產(chǎn)生高頻共振，按二階主振型振動，此時車輪質量的振幅比車身質量的振幅大將近100倍，稱車輪型振動。2.2基于舒適性和安全性的懸架系統(tǒng)阻尼最佳匹配2.2.1單輪二自由度懸架系統(tǒng)響應函數(shù)二自由度懸架系統(tǒng)的振動微分方程如式（2-1）所示，對其進行拉普拉斯變換，可得 （2-14）為使討論的物理意義更加明確，引入以下輔助變量式中，為剛度比；為質量比；為車身固有頻率。令，代入式（2-14），求得和對路面不平度輸入q的頻響函數(shù)分別為 （2-15） （2-16）式中=/，為頻率比。根據(jù)振動響應與輸入量之間的頻率響應函數(shù)之間的關系，可求得車輪和車身振動響應加速度和，對路面不平度輸入速度的頻響函數(shù)分別為

22、（2-17） （2-18）2.2.2車身垂直加速度均方值當車輛在不同等級的道路上行駛時，可把路面速度輸入譜視為白噪聲，即 （2-19）式中，為參考空間頻率，；為車速。根據(jù)隨機振動理論，響應均方值為 （2-20）式中， 為響應量x對路面不平度輸入速度的頻響函數(shù)，其中，響應量x可代表振動車身和車輪的位移、車身和車輪的加速度、懸架動撓度和車輪動載。因此，根據(jù)頻響函數(shù)式（2-18）及式（2-20），可得到車身垂直加速度的均方值為 （2-21）2.2.3基于舒適性的汽車懸架最佳阻尼比通過對車身垂直加速度均方值求阻尼比的偏導數(shù)，可以得到基于舒適性的最佳阻尼比，由式（2-21）可得當時， （2-22）即得到

23、基于舒適性的汽車懸架最佳阻尼比。2.2.4基于安全性的汽車懸架最佳阻尼比根據(jù)車輪動載頻響函數(shù)式（2-17）及式（2-19）和式（2-20），可得車輪動載的均方值為 （2-23）車輪動載均方值對阻尼比求偏導數(shù)，可以得到基于安全性的最佳阻尼比，由式（2-22）可得當時， （2-24）即得到基于舒適性的汽車懸架最佳阻尼比。當質量比、剛度比時，可得，。取C級路面、車速=60km/h、輪胎剛度為1000000N/m時，車身加速度和車輪動載與最佳阻尼比的變化關系如圖2-2、圖2-3所示。 圖2-.3 C級路面車輪動載隨阻尼比變化曲線圖2-2 C級路面車身加速度隨阻尼比變化曲線2.2.5加權阻尼比對于十七座

24、中輕型客車而言，主要用于短途運輸，相對而言安全性要比舒適性的需求大，故取基于安全性的懸架阻尼比加權系數(shù)，基于舒適性的懸架阻尼比加權系數(shù)；即客車的懸架阻尼比 （2-25）第三章 懸架主要參數(shù)確定不同用途的車輛，對平順性要求也不同，其中，轎車對平順性要求最高，客車次之，而貨車更低。若懸架簧上質量為，懸架剛度為，則懸架偏頻為 （3-1）對于客車而言，前懸架的偏頻在1.20-1.50Hz之間?；缮腺|量可根據(jù)客車滿載總質量與軸荷分配簡單計算，一般十七座輕客整備質量在3500kg左右，每位乘客平均按60kg計算，則載質量是1020kg，總質量4520kg,滿載時，4×2后輪雙胎的長、短頭式商用車

25、前軸荷為25%27%，故單輪簧上質量。而簧下質量，它指的是汽車懸掛系統(tǒng)支撐的重量如輪胎、輪轂、剎車等的總和，假定則。由式（3-1）得懸架剛度 （3-2）取，則。一般客車的輪胎徑向剛度在500N/mm左右，為方便計算，令，即輪胎剛度為懸架剛度的10倍。將代入式（2-22）、（2-24）并再將結果代入式（2-25）得懸架最佳阻尼比=0.3605。當采用彈性為線性變化的懸架時，可得到前懸架靜撓度 （3-3）而動撓度是指從滿載平衡位置開始，懸架壓縮到結構允許的最大變形時（通常是指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3），車輪中心相當于車架或車身的垂直位移。通常客車的動撓度取值58cm,這里取。將懸架系

26、統(tǒng)以上參數(shù)整理后得表3-1如下所示。表3-1 懸架系統(tǒng)主要參數(shù)簧上質量懸架剛度簧下質量懸架阻尼比0.3605質量比懸架靜撓度113mm剛度比懸架動撓度6cm第四章 減震器設計減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內業(yè)作往復運動，于是減震器殼體內的油液反復地從一個腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。4.1雙筒式液力減震器簡介圖4-.1雙筒

27、式減振器工作原理圖1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-1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，將動能轉變?yōu)闊崮芎纳⒌?。車輪向上跳動即懸架壓縮時，活塞1向下運動，油液通過閥進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經(jīng)閥進入補償腔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)閥流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一

28、部分油液經(jīng)過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，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高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。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)閥吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。4-3減震器的分段線性特性減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關系 (4-1)式中，為減振器阻尼系

29、數(shù)。圖4-2a為減震器的阻力位移特性圖，也叫示功圖，反應減震器的阻尼特性；圖4-2b為減振器的阻力速度特性圖。該圖具有如下特點：阻力速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)，即伸張行程的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。減震器阻尼是非線性的，一般將減震器速度特性分段線性化，并將減震器伸張行程的阻尼系數(shù)與壓縮行程的阻尼系數(shù)的比值定義為減震器平安比，即 (4-2)其取值在1.32.4之間。b)阻力一速度特性a)阻力一

30、位移特性 圖4-2 減振器的特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為 (4-3)式(43)表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度k和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。4.3減振器阻尼系數(shù)確定減振器阻尼系數(shù)，因懸架系統(tǒng)固有振動角頻率，所以理論上。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當減振器如圖4-3a、b、c三種安裝時，減振器阻尼系數(shù)計算如下：圖4-3 減振器安裝位置4-3a所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)用下式計算 (4-3)式中，定義為杠桿比；n為雙橫臂懸架的下臂長；

31、a為減震器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點間的距離。4-3b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)的計算 (4-4)式中，為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。4-3c所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)的計算 (4-5)當選用4-3b所示形式安裝時，取,代入式(4-4)計算得阻尼系數(shù)。取減震器平安比，則。4.3卸荷力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。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖4-3b所示時 (4-6)式中，為卸載速度；A為車身振幅，取±40mm，為懸架振動固有頻率。如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力為 (4-7)壓

32、縮行程的最大卸荷力： (4-8)將各自的阻尼系數(shù)代入式(4-7)得。4.4缸筒的設計計算根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑的計算式為 (4-8)式中，為工作缸最大允許壓力，取34Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取0.400.50，單筒式減振器取0.300.35。圖4-4 HG型減震器示意圖減振器的工作缸直徑D有20、30、40、（45）、50、65mm等幾種；常見活塞桿桿徑有8、10、12、12.5、16、18、20、22、25、28mm等等。選取時應按標準選用。采用雙筒式減震器，代入數(shù)據(jù)得，故取。令，則連桿直徑。貯油筒直徑，取，壁厚取為2mm，材料可選ZG45號鋼。至于外部

33、結構，可根據(jù)QC/T4911999汽車筒式減振器 尺寸系列及技術條件中規(guī)定的，取L2=140mm，外徑D1=65mm，外徑D2=75mm，活塞行程S=120mm，L2=140mmHG型；參數(shù)詳情見圖4-4所示。將減震器有關參數(shù)整理得表4-1。表4-1 懸架螺旋彈簧主要參數(shù)伸張行程阻尼系數(shù)工作缸直徑壓縮行程阻尼系數(shù)連桿直徑伸張行程卸荷力貯油筒直徑壓縮行程卸荷力杠桿比0.9平安比1.80安裝角度第五章 懸架彈簧設計彈性元件是懸架的最主要部件，因為懸架最根本的作用是減緩地面不平度對車身造成的沖擊，即將短暫的大加速度沖擊化解為相對緩慢的小加速度沖擊。使人不會造成傷害及不舒服的感覺；對貨物可減少其被破壞

34、的可能性。彈性元件主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧等常用類型。除了板彈簧自身有減振作用外，配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件，使已經(jīng)發(fā)生振動的汽車盡快靜止。鋼板彈簧是汽車最早使用的彈性元件，由于存在諸多設計不足之處，逐步被其它種類彈性元件所取代，本文介紹螺旋彈簧的設計。5.1螺旋彈簧剛度計算由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度k與彈簧剛度是不相等的，二者關系同減震器阻尼系數(shù)與懸架阻尼比關系類似，彈簧與減震器同軸安裝時，懸架剛度k和彈簧剛度有以下關系： (5-1）代入相關數(shù)據(jù)得彈簧剛度5.2螺旋彈簧設計彈簧剛度確定以后，應對常用螺旋彈簧的直徑、絲徑、圈數(shù)、節(jié)距和長度進行設計和

35、計算，對彈簧材料進行選擇。5.2.1螺旋彈簧絲徑與圈徑已知簧上質量，根據(jù)彈簧的安裝位置及受力分析可得彈簧的徑向載荷 (5-2）彈簧在徑向載荷的作用下，最大剪應力應滿足 (5-3）故： (5-4）式中，C為彈簧纏繞比，常見取值范圍 49，在此，D為圈徑，d為絲徑；為彈簧的曲度系數(shù)，。懸架彈簧材料一般有合金彈簧鋼65Mn、60Si2Mn、55Si2Mn等，在此選用55Si2Mn，其力學性能，而;剪切模量。將數(shù)據(jù)代入式(5-2）、(5-4）得。查閱機械零件手冊得到有關圓柱螺旋彈簧的標準如表5-1所示。故取。表5-1 圓柱螺旋彈簧取值系列5.2.2螺旋彈簧圈數(shù)彈簧的有效圈數(shù)計算式為 (5-5）將代入式

36、(5-5）得；元整后。彈簧支撐圈數(shù)由彈簧端部形狀確定根據(jù)下表：表5-2螺旋彈簧支撐圈數(shù)取值參考表選用上表中的第Y類，取支撐圈數(shù):，則總圈數(shù)：。5.2.3螺旋彈簧節(jié)距和長度一般壓縮螺旋彈簧的螺旋角，在此，則螺旋彈簧節(jié)距 (5-6）代入數(shù)據(jù)得。螺旋彈簧的設計長度。將螺旋彈簧相關數(shù)據(jù)整理得表5-3。表5-3 懸架螺旋彈簧參數(shù)表絲徑d圈徑D總圈數(shù)n節(jié)距t長度L12mm80mm1035.3mm353mm第六章 懸架導向機構設計與建模獨立懸架上的彈性元件，大多只能傳遞垂直載荷而不能傳遞縱向力和橫向力，必須另設導向機構，以承受傳遞車輪傳遞過來的縱向力和力矩以及側向力。懸架導向機構決定著車輪定位參數(shù)及其動態(tài)性

37、能，是懸架的關鍵部件之一。6.1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） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在側向加速度作用下，車身側傾角，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，有抗后俯作用。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。6.2導向機構的布置參數(shù)6.2.1側傾中心雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由如圖6-1所示方式得出。將橫臂內外轉動

38、點的連線延長，以便得到極點P，并同時獲得P點的高度。將P點與車輪接地點N連接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心W。當橫臂相互平行時（圖6-2），P點位于無窮遠處。作出與其平行的通過N點的平行線，同樣可獲得側傾中心W。本次設計采用非相互平行的雙橫臂布置。圖6-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定圖6-1雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定 6.2.2側傾軸線在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性（保證轉向特性這并不是唯一的措施）；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在

39、允許范圍內。但是前懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm（上下擺臂初始角度過大）。獨立懸架的側傾中心高度推薦值如下：前懸架；后懸架。設計時首先要確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取得更大些。6.2.3縱傾中心雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖6-3。自鉸接點E和G作擺臂轉動軸C和D的平行線，兩線的交點即為縱傾中心。圖6-3 雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心6.2.4懸架橫臂的定位角獨立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描

40、述方便，將擺臂空間定位角（圖6-4）定義為：擺臂的水平斜置角，懸架抗前俯角，懸架斜置初始角。圖6-4 、的定義6.2.5縱向平面內上、下橫臂的布置方案上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。圖6-5給出了六種可能布置方案的主銷后傾角值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標為（主銷后傾角）值，縱坐標為車輪接地中心的垂直位移量Z。角度的取值見圖注，其正負號按右手定則確定。圖5-5 -1、2的匹配對的影響為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。1

41、方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減??；2 方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減??；3方案：主銷后傾角基本不變化，但抗前俯的作用也最小，現(xiàn)代汽車中采用的較少。4 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大；5 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大；6方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減小。1，2，6的跳動規(guī)律是比較好的，目前被廣泛采用。本次設計選擇方案2進行設計。6.2.6橫向平面內上、下橫臂的布置方案比較圖6-6 a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內的布置方案。本次按照圖6-6a進行設計。 a) b) c)

42、圖6-6上、下橫臂在橫向平面內的布置方案6.2.7水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案上、下橫臂軸線在水平面內的布置方案有三種，如圖6-7：圖6-7上、下橫臂軸線在水平面內的布置方案下橫臂軸M-M和上橫臂軸N-N與縱軸線的夾角，分別用1與2來表示，稱為導向機構上、下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負；與汽車縱軸線平行者，夾角為零。為了使得車輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一面上跳，一面后退，以減少傳到車身上的沖擊力，還為了便于布置發(fā)動機，多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸線M-M的斜置角1為正，而上橫臂軸N-N的斜置角2則有正、有零或有負值三中布置方案；如圖中的

43、a、b、c所示。上下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大的影響。如車輪上跳，下橫臂軸斜置角1為正、上橫臂軸斜置角2為負值或者零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂軸斜置角1、2都為正值時，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較少增加甚至減少（當1<2時）。至于采取哪種方案好，要與上下橫臂在縱平面內的布置一起考慮。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支承處會產(chǎn)生反力矩，有抑制制動時的前俯作用。但是主銷后傾角變得太大時，會使支承處反力矩過大，同時使得轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，容易造成車輪擺振或轉向盤上力的變化。因此，希望乘用車的主銷后傾角原始

44、值為-1°+2°，取注銷后傾角為，內傾角。當車輪上調時，懸架壓縮10mm，主銷后傾角變化范圍為1040。綜合上述要求，選擇恰當?shù)目骨案┙?，國外已根?jù)設計經(jīng)驗制定出一套列線圖，如圖6-8所示。該圖由三組線圖組成：圖6-8a為汽車在不同減速度時(以重力加速度g百分數(shù)表示)，前輪上方車身下沉量與抗前俯率的關系；圖6-8b為下橫臂擺動軸線與水平線夾角不相同時，主銷后傾角的變化率與抗前俯率的關系；圖6-8c為不同球銷中心距時，主銷后傾角的變化率與上、下橫臂擺動軸線夾角的關系。運用此圖的步驟如下：先根據(jù)設計的允許前俯角(在0.5g時為º)確定，然后找到相應的，并在圖6-8b上

45、初選，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮10mm時為)，如超出范圍，即重新選，直至達到要求為止。接著可用圖6-8c，先選定球銷中心距240mm，從圖6-8b所定的值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角，布置上允許。圖6-8 選擇上、下橫臂軸線縱向傾角的線圖6.2.8上、下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代汽車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。圖6-9 上、下橫臂長度之比L1/L2改變時的懸架運動特性上圖為下橫臂長度L1保持原車值不變，改變上橫臂長度L2，使分別為0.4，0.6，0.8，1.0，1.2時計算得到的懸架運動特性曲線。其中（z為車輪接地點的