1、中級轎車前懸架設計 2012 年6月 第頁摘 要本文主要研究中級轎車的前懸架設計分析方法，以及懸架運動與前輪定位參數的變化關系。首先根據設計給定的參數對整車進行總體設計，包括整車的尺寸參數、質量參數和性能參數，在選擇這些參數的時候可以通過國家標準以及相關的經驗參數得到，在選擇之后進行了相關的驗證，保證各參數能達到各項性能的基本要求。在總體設計完成之后，對前懸架進行方案的選擇，本設計懸架采用麥弗遜獨立懸架。然后對懸架的性能參數進行選擇，包括懸架的偏頻、相對阻尼系數、非簧載質量。在選擇完基本參數后，對懸架的彈性元件（螺旋彈簧）進行設計計算，包括剛度和強度等的校核，使設計的彈簧能滿足設計的偏頻要求。

2、之后為懸架匹配減振器，計算減振器的尺寸，并且驗算減振器是否滿足強度要求和穩定性要求。最后,利用Pro/E軟件對已設計的好的零件進行三維建模，得到懸掛的裝配圖，并用Pro/E中的機構模塊對懸掛進行運動學分析。關鍵詞： 麥弗遜 懸架 Pro/E 機構仿真 第VI頁AbstractThis article is mainly about to study the method of designing a light cars front suspension, also the article analyze the relation between suspension movement and

3、 front wheel alignment parameters. First, it designs the scheme of whole car based on the four parameters which was already been given, this including the whole cars size parameters, weight parameters, and property parameters. we may choose those parameters refer to national standards or some relati

4、ve experience parameters. we may also do some work to prove the chosen was correct after those parameters being chosen, as to make every parameters meet the basic demand of every property. when the whole car schemes were already designed, it then comes to choose the scheme of the front and back susp

5、ensions, and in this design, we use McPherson type front suspension, Back suspensions steel spings.and then, we choose the suspensions property paremeters,including front and back suspensions frequency, relative viscosity,unsprung mass and roll center height, roll angular rigidity which effect the c

6、ars controllability and stability,besides,we also choose the trim center height which effect the cars longitudinal controllability. After these basic parameters were chosen, we comes on to calculate the spring of the suspension,(spiral spring ),and the calculation including checking both the springs

7、 stiffness and strength, as to make the spring designed to meet the demand of frequency. And next comes to design the control bars of the front independent suspension, it contains to design the roll center height an trim center height and the locations of the main controlbar.Then,we design shock abs

8、orbers to match with the front and the back suspension, including calculate the size of the absorbers and also check the absorbers to see if it meets the demand of strength. Since McPherson type front suspension is lack of roll angular rigidity, in order to meet the property demands of cars under st

9、eer speciality,Here it also designs a anti-roll bar to improve the front suspensions roll angular rigidity.key words：Mcpherson suspension Pro/E 第VIII頁目 錄第1章 緒論11.1 論文研究的目的和意義11.2 國內外研究現狀及發展趨勢11.3 論文主要研究內容2第2章 汽車的總體設計32.1設計參數與設計目標32.2汽車形式的選擇32.2.1發動機的布置形式32.3汽車質量參數的選擇52.3.1 整車整備質量52.3.2 汽車的總質量62.3.3

10、汽車的軸荷分配6第3章 汽車懸架的結構選型與分析73.1 懸架的設計要求73.2 懸架的結構形式分析83.2.1 懸架結構形式的分類83.2.2 懸架的組成及各部件作用93.3懸架方案的選擇10第4章 懸架的設計計算114.1 懸架主要參數的確定114.1.1 影響平順性的參數114.2 彈性元件的計算164.2.1 前懸架螺旋彈簧的設計計算164.3 獨立懸架導向機構的設計204.3.1 設計要求204.3.2 前輪定位參數與主銷軸的布置214.3.3 橫臂軸的選型與布置244.4 減振器的設計274.4.1減振器的結構與工作原理:274.4.2 減振器相對阻尼系數324.4.3 減振器阻尼

11、系數的確定344.4.4 最大卸荷力的確定344.4.5 筒式減振器工作缸直徑的確定354.4.6活塞桿的設計計算354.4.7導向座寬度和活塞寬度的設計計算364.4.8活塞桿的強度校核37第五章 麥弗遜懸架建模及仿真385.1 Pro/E軟件的簡介385.1.1.ProEngineer設計方法主要特性395.2 懸架零件三維圖的形成415.2.1 Pro/E設計界面415.2.2主要零件的三維圖形425.2.3裝配圖的形成435.2.4運動仿真445.2.5結果分析45結論47參考文獻47 第49頁第1章 緒論1.1 論文研究的目的和意義懸架是現代汽車上重要的總成之一，它把車架（或車身）與

12、車軸（或車輪）彈性連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪與車架之間的一切力和力矩，并且緩和由不平路面傳給車身（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，以保證汽車平順的行駛。懸架一般分為獨立懸架和非獨立懸架，獨立懸架的優點是：非簧載質量小，有利于提高駕乘舒適性；由于彈性元件只承受垂直載荷，使之可用剛度較小的彈簧，降低了車身振動的頻率，改善了行駛平順性；本次設計中前懸架采用麥弗遜獨立懸架，取消了前軸，可使發動機的位置降低，汽車質心下降，從而提高了汽車行駛穩定性，左右車輪的單獨跳動，減少了車身的傾斜和振動；同時正確的導向機構型式和參數，有助于消除前輪擺振、縱傾現象等。非獨立懸架的優點是：結構

13、簡單，工作可靠等， 本論文的研究目的是根據給定參數對汽車進行總體設計，然后對前后懸架進行設計匹配，滿足前后懸架的偏頻要求。通過對麥弗遜懸架的空間解析法分析懸架的運動特性，分析前懸架在車輪跳動時前輪定位系數的改變等。并對后懸架板簧的設計過程加深認識與理解。1.2 國內外研究現狀及發展趨勢獨立懸架早期只單純用于轎車上，目前大部分輕型汽車和越野汽車為了提高舒適性也開始采用獨立懸架，同時一些中型卡車及客車為了提高駕乘的舒適性和行駛性也開始采用獨立懸架，在國外甚至一些輪式工程機械如吊車和重型卡車也開始采用獨立懸架。因此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

14、計方法，獨立懸架參數對汽車行駛平順性的影響；獨立懸架對汽車操縱穩定性的影響。國內的研究主要表現為：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的影響；獨立懸架的優化設計等。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電子轉化情況，研究懸架作為彈性介質的流變特性等，從而使得獨立懸架向著智能化，輕量化，小型化，通用化方向發展。同時由于電子，微機技術的發展，使得獨立懸架技術向著半主動、主動懸架方向發展。非獨立懸架早期廣泛應用于除了轎車以外的其它車型中，由于其可靠性和簡單的特性

15、，現在還被廣泛的用于轎車的后橋，輕型汽車和越野汽車的后橋，重型汽車的前后橋都采用非獨立懸架。1.3 論文主要研究內容本論文研究內容主要包括以下幾個方面：(1)汽車總體設計和參數的選擇；(2)汽車懸架方案確定；(3)前懸架設計計算；(4)前懸架的三維建模及仿真。第2章 汽車的總體設計2.1設計參數與設計目標設計任務中給定的參數如下表所示：表2-1 給定設計參數最高車速140整備質量1100kg最小轉彎半徑13.5最大爬坡度30° 軸距3050mm乘坐定員5人設計的懸架能夠傳遞作用在車輪和車架之間的力和力矩；緩和路面傳給車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，保證汽車的行駛平順性；

16、保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩定性，由于該汽車的設計最高車速較高，所以設計的懸架也必須能夠保證高速行駛的能力。2.2汽車形式的選擇2.2.1發動機的布置形式發動機應當是汽車上最重要的部分，而它的布置形式對于汽車的性能具有重大影響。對于轎車來說，發動機的布置位置可以簡單的分為前置，中置和后置三種。下面介紹幾種發動機的常見布置形式及其特點。1.布置方式的分類：(1) 發動機前置、后輪驅動(FR)：國內外的大多數載重車，部分轎車及部分客車均采用這種傳統的驅動形式。它是前輪轉向、后輪驅動，發動機輸出動力通過離合器變速器傳動軸輸送到驅動橋上，在此減速增扭后傳送到后面的左

17、右半軸上，驅動后輪使汽車運行，前后輪各行其職，轉向與驅動分開，負荷分布比較均勻。 (2) 發動機前置、前輪驅動(FF)：是20世紀90年代在國內外轎車上逐漸流行的布置形式。為縮短整車長度，減輕轎車質量，常將發動機置于前軸之前，變速器之后的東西都往前挪，變速器與驅動橋做成一體，固定在發動機旁，動力直接輸送到前輪上，降低底盤高度，改善高速時操縱穩定性。如常見的奧迪100轎車，還有微型轎車(夏利、奧拓等)均采用發動機前置，前輪驅動的傳動系布置形式，常見的發動機前置，前軸驅動轎車也有兩種給構：一是發動機軸線與前橋平行的橫置式(如夏利轎車)；二是發動機縱置式(如桑塔納、奧迪等轎車)。(3) 后置發動機、

18、后輪驅動(RR)：它似乎是FF車的翻版，只不過是將車前的“五臟六腑”移到車后。此種車輛保持了FF車的優點，也消除了FF車的缺點，由于車內布置趨于合理，且對車內噪聲和溫度有所改善，以其獨特的結構和良好的使用性能受到用戶的歡迎。(4) 全輪驅動(NWD)：是越野汽車特有的形式。(如BJ2020切諾基等)。通常發動機前置，在變速器后裝有分動器，以便將動力分別輸送到全部車輪上。全輪驅動動力性好，爬坡及越野能力強。但與單獨的前、后輪驅動相比結構復雜，成本高，傳動效率低。2.各種布置方式的特點：（1）發動機前置前輪驅動 1) 發動機前置及前輪驅動，使前軸軸荷增大，汽車具有明顯的不足轉向性能，提高了卓越的高

19、速行駛操縱性和穩定性，前軸負荷提高近60，具有明顯的轉向不足趨勢。另外，由于前輪具有驅動力，降低了前輪的側向偏離剛度，增加了汽車不足轉向的趨勢，從而保證了高速行駛安全。 2) 發動機前置，前輪驅動的橫置發動機傳動線路短，發動機前艙尺寸緊湊，可提高車內空間的利用率；其曲軸與轎車前驅動軸平行，省去了螺旋錐齒輪傳動(主傳動器的主傳動齒輪可采用圓柱形齒輪)，減少了傳動噪音，簡化了工藝減少了零件，降低了成本；傳動效率高，加之整車質量較小，使轎車具有良好的燃油經濟性。 3) 前置、前輪驅動傳動裝置的離合器、變速器、驅動輪等都布置在轎車的前部，使得車頭相對縮短，由于取消了縱貫前后的傳動軸，降低底盤高度，減少

20、了振動，地板上也不必設置凸起的傳動軸通道，它最大限度地增加了車廂內容積；使行李箱的地板降低了，增加了行李箱的空間，車身地板高度降低，使地板平坦，室內寬敞，后座位置更加安靜、舒適，有助于改善乘客乘坐的舒適性。 4) 由于后軸是固定式，減少了非簧載質量，提高了平穩性，所以后座比較安穩舒適，同時也降低了輪胎的磨耗；若采用鼓式制動器，前輪不必裝制動鼓，把制動鼓裝在傳動軸上即可得到前輪的制動效果，減少了前輪上的非簧載質量，提高了汽車的行駛平順性。 （2）后置式發動機后輪驅動： 目前國內外長途和旅游大客車，很多都采用后置式發動機、后輪驅動(如國產東風大客車)，這類車輛由于動力總成緊湊，機動性好，整車整備質

21、量小。車內布置趨于合理，車廂內地板平坦，且發動機與車廂分隔開，所以室內振動和噪聲小，對車內溫度有所改善，舒適性好，車廂面積利用率高；軸荷分配較合理，可在車外修理發動機；此外地板下可形成容積較大的行李艙。但其缺點是：發動機移到后面使冷卻問題不好解決，散熱條件差，容易引起過熱，對冷卻系統要求較高，水箱布置困難。行動中，車尾部所形成的負壓及車輪揚起的灰塵，使得進氣環境惡化，發動機防塵比較困難，對進氣系統的濾清效果和密封性要求較高，后橋易超載，滿載時汽車具有過度轉向傾向；發動機距駕駛員較遠，變速器、離合器、油門等操縱桿要通過狹窄的車底，從車頭駕駛員位置連通到車尾發動機的位置上，操縱機構復雜，操縱穩定性

22、差；改裝成貨車和旅行轎車困難；不易根據發動機聲響判斷其故障和異響；乘員前面失去了發動機做“安全屏障”，汽車前端要經過加固處理而使成本上升，另外發動機噪聲易傳給乘客，影響了乘坐舒適性，為此，制約了此類型轎車的發展。不過對于有充分空間位置的大客車來講(如東風大客車)，既能解決上述麻煩，又能減低廢氣竄入車廂的程度，因此還比較流行此類形式。考慮到本次設計的車型是中級轎車，因此采用結構相對簡單、緊湊的前置前驅的布置方式。此種形式降低了底盤高度，提高了高速行駛的穩定性和操縱性，傳動效率高。2.3汽車質量參數的選擇汽車的質量參數包括整車整備質量，載客量、裝載質量、質量系數，汽車總質量、軸荷分配等。2.3.1

23、 整車整備質量整車整備質量是指車上帶有全部設備（包括隨車工具，備胎等），加滿燃料，水但是沒有載貨和載人時的整車質量。它是一個重要的設計指標。由于在設計方法、產品材料、制造工藝以及道路狀況等方面的不斷完善，汽車的整備質量這一設計指標有不斷減小的趨勢。因為這樣不僅可以降低造價，而且是降低汽車使用油耗的重要途徑。在總體設計階段可對同類型同級別且結構相似的樣車及其部件的質量進行測定分析，并以此為基礎初步估算出新設計汽車各部件的質量及整車的整備質量。在此，我們參考桑塔納 2007款 1.8 景暢型的整車的整備質量,取m0=1100kg2.3.2 汽車的總質量汽車總質量是指已整備完好，裝備齊全并按規定裝滿

24、客，轎車的整車質量，可按表2-2中的公式確定： 表2-2汽車總質量計算公式汽車類別計算公式說明載貨汽車大客車轎車由前述可知，乘坐定員為五人，故mp=65×5=325kg，所以汽車的總質量計算為ma=m0+me+mp=1100+8×5+325=1465kg2.3.3 汽車的軸荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。在設計軸荷分配的時候，需要同時考慮到以下幾點：(1) 應使輪胎磨損均勻，為此，希望滿載時每個輪胎負荷大致相等。(2) 應滿足汽車使用條件。 (3)在確定軸荷分配時還要充分考慮到汽車的結

25、構特點及性能要求。表2-3 軸荷分配范圍 車型布置形式空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置前驅56% -66%34% -44%47% - 60%40% -53% 根據上表，可以初步選取該汽車的軸荷分配，表2-4 設計汽車的軸荷分配空載滿載前軸后軸前軸后軸60%40%50%50%879kg586kg732.5kg732.5kg第3章 汽車懸架的結構選型與分析3.1 懸架的設計要求懸架的主要功能是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩，并緩和汽車行駛過不平路面時所產生的沖擊，衰減由此引起的承載系統的振動，以保證汽車的行駛平順性。在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：(1)通過合理設計懸架的

26、彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，即具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力；(2)合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩定性的要求；(3)導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協調，避免發生運動干涉，否則可能引發轉向輪擺振；(4)側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩定，避免發生汽車在制動和加速時車身縱傾；(5)懸架構件的質量要小尤其是非懸

27、掛部分的質量要盡量小；(6)所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命；(7)制造成本低；(8)便于維修、保養。3.2 懸架的結構形式分析3.2.1 懸架結構形式的分類(1)按照汽車導向機構分:懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結構特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經過懸架與車架（或車身）連接；獨立懸架的結構特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接。（圖3-1）圖3-1 懸架的結構形式簡圖a) 非獨立懸架 b)獨立懸架1)獨立懸架系統的特點及分類：獨立懸架的優點是：a) 在懸架彈性元件一定的變形范圍內，兩側車輪可以單獨運動，互不影響，不但減小了行駛時車架和車身的振動，而

28、且可以防止轉向輪的偏擺。b) 獨立懸架系統一般都配備穩定桿，可減少轉彎時的左右搖晃，改進穩定性。c) 汽車的非簧載質量小。采用獨立懸架時，非簧載質量只包括車輪質量和懸架系統中部分零件的質量，所以比非獨立懸架的非簧載質量要小得多，可提高汽車的平順性和乘坐舒適性。d) 由于左右輪之間沒有車軸相連，所以地板和發動機的安裝位置可以降低，這樣可降低車輛的重心，有利于提高汽車行駛的穩定性。按車輪運動形式獨立懸架可以分成四種類型：a) 橫臂式獨立懸架：其車輪可以在橫向平面內擺動的。b) 縱臂式獨立懸架：車輪可以在縱向平面內擺動。c) 車輪沿主銷移動的懸架：含燭式懸架和麥弗遜式懸架。(2)按照控制方式分:按照

29、控制方式的不同,汽車懸架可分為主動控制和被動控制。傳統的機械控制屬于被動控制，即汽車的狀態只能被動地取決于路面、行駛狀況和汽車的彈性元件、減震器和導向機構等機械部件。而主動控制采用電子控制技術，它能根據路面和行駛狀況，自動調節懸架剛度和阻尼，可控制汽車的震動和狀態，使汽車平順行駛。3.2.2 懸架的組成及各部件作用懸架作為一個完整的系統主要包括四大部分：(1)彈性元件作用是：避免道路沖擊力直接傳到車架、車身并緩和沖擊力。用于懸架的彈性元件主要有：1) 鋼板彈簧，大多用于非獨立懸架；2) 螺旋彈簧，廣泛用于獨立懸架，特別是前輪獨立懸架，有些后輪非獨立懸架，必須加減振器和導向機構；3) 扭桿彈簧，

30、扭桿本身扭轉剛度是常數，但采用扭桿彈簧的懸架是變剛度的；4) 氣體彈簧，變剛度彈簧，一般要導向機構；5) 橡膠彈簧，多作懸架副簧和緩沖塊。(1) 減振器作用是：加速車架與車身振動的衰減，改善汽車行駛的平順性。用于懸架的減振器有以下幾種：1) 油液式雙向作用筒式減振器，在壓縮和伸張兩行程內部起減振作用；2) 油液式單向作用筒式減振器，僅在伸張行程起減振作用；3) 油氣充氣式減振器4) 阻尼可調式減振器，當懸架系統某一參數變化時，減振器阻力也隨之變化。(2) 導向機構作用是：作傳力機構的同時，使車輪按照一定的軌跡相對于車架和車身跳動，起導向作用。(3) 橫向穩定器作用是：安裝于多數轎車和客車上，目

31、的是為了防止汽車轉向時，發生過大的橫向傾斜。3.3懸架方案的選擇由于本設計是針對中級汽車的底盤結構，并且汽車的布置采用前置前驅，故在前懸架的選擇上可以采用當前主流的麥弗遜式懸架。麥克弗遜懸架是以福特汽車公司的工程師Earle S. McPherson的名字命名的。典型的結構如圖3-2所示。麥弗遜懸架相對雙橫臂懸架而言，它不僅簡化了結構，減小了質量，還節省了空間，降低了制造成本，并且幾乎不占用橫向空間，有利于車身前部地板的構造和發動機布置，這一點在用于緊湊型轎車的前懸架時，具有無可比擬的優勢。麥弗遜懸架的另外一些優點包括：鉸接點的數目較少；上下鉸點與車輪接地點之間的距離較小，這對減小鉸點處的受力

32、有利；彈簧行程較大、另外，當車輪跳動時，其輪距、前束及車輪外傾角等均改變不大，減輕了輪胎的磨損，也使汽車具有良好的行駛穩定性。圖3-2 麥克弗遜式前懸架結構簡圖麥弗遜懸架的缺點是：由于自由度減少，懸架運動特性的可設計性不如雙橫臂懸架；振動通過上支承點傳遞給汽車頭部，需采取相應措施隔離振動、噪聲；減振器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加顯著；對輪胎的不平衡較敏感；減振器緊貼車輪布置，其間空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。第4章 懸架的設計計算4.1 懸架主要參數的確定4.1.1 影響平順性的參數懸架設計的主要目的之一是確保汽車具

33、有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。1，平順性評價指標ISO2631規定，當振動波形峰值系數時，用加速度的加權均方根值來評價振動對人體舒適性和健康的影響。評價時采用人體坐姿受振模型，如圖4-1，不僅考慮座椅支撐面處輸入點3個方向的線振動，還考慮該點3個方向的角振動及座椅靠背和腳支撐面兩個輸入點各3個方向的線振動，共3個輸入點12個軸向的振動。對于每個軸向的振動，其加權加速度均方根值可由下式得到： （式4-1）式中 振動加速度功率譜密度函數，可由加速度時間歷程得到； 考慮人體對不同頻率振動的敏感程度不同而引入的頻率加權函數。圖4-1 人體坐姿受振模型考慮到不同輸入點、不同軸向

34、的振動對人體影響的差異，總的加權加速度均方根值可求出為： （式4-2）式中 用式4-1求出的各軸向振動加速度均方根值； 各軸向加權系數。總的加權加速度均方根值與人體主觀感覺之間的對應關系如表4-1：表4-1 加權加速度均方根值與人途主觀感覺之間的關系加權加速度均方根值/人體主觀感覺<0.315沒有不舒適0.3150.63略有不舒適0.51.0有些不舒適0.81.6不舒適1.252.5很不舒適>2.0極不舒適汽車的振動輸出由道路激勵輸入和汽車對振動的傳遞特性共同決定。路面不平度可以用道路功率譜表征，其中為空間頻率，是路面不平度波長的倒數。當汽車以車速駛過給定的路面時，道路激勵的時間功

35、率譜可表述為： （式4-3）式中 路面不平度系數，； 時間頻率，。大量的研究和實踐結果表明，對平順性影響最為顯著的三個懸架特性參數為：懸架的彈性特性、阻尼特性以及非懸掛質量。2，懸架的彈性特性和工作行程對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數，因而可以近似地認為，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂向振動是相互獨立的，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。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，約為，約為非常接近人體步行時的自然頻率。載貨汽車的偏頻略高于轎車，前懸架約為，后懸架則可能超過。為了減小汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏頻之比約為。下表為各類汽車的偏頻和靜、動撓度值的一般范

36、圍。對于舒適性要求高的汽車偏頻值取低限。對于前、后懸架的靜撓度值和 的匹配，推薦取；而對于貨車考慮到前、后軸荷的差別和避免駕駛員疲勞，則前、后靜撓度值之比要更大些。具體的偏頻選取可參考表4-2：表4-2 汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度車型滿載時偏頻滿載時靜撓度滿載時動撓度載貨汽車1.512.041.672.23611596968普通、中級轎車1.021.441.181.58122410188111014高級轎車0.911.120.981.29203015268111014客車1.291.891.291.897157155858越野汽車1.392.041.392.0412241224713713

37、由上表選取滿載時前后懸架的偏頻分別為：n1=1.4Hz,n2=1.5Hz所以n1/ n2=0.93，滿足要求。當時，汽車前、后橋上方車身部分的垂向振動頻率，與其相應的懸架剛度以及懸掛質量之間有如下關系： n1=12Cs1ms1=12gCs1Gs1 （式4-4） 式中 重力加速度，； 前、后懸架剛度，； 前、后懸架簧載重力，。為了求出前后懸架的垂直剛度，必須先求出前后懸架的簧載質量。而可以通過滿載時前后輪的軸荷減去前后非簧載質量得到。簧載質量分為簧上質量與簧下質量兩部分，由彈性元件承載的部分質量，如車身、車架及其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質量。車輪、非獨立懸架的車軸等屬于簧下質量，也叫非

38、簧載質量M。如果減小非簧載質量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。非簧載質量對平順性的影響，常用非簧載質量和簧載質量之比m/M進行評價，此比值越小越佳為了獲得良好的平順性和操縱性，非簧載質量應盡量小些。根據同類車型類比，取前懸架的非簧載質量為60kg，將數據代入式4-5得出：ms1=12(732.5-60)=336.25kg；將計算所得的ms1代入式4-4，得到：前懸架的剛度為：Cs1=2n12gGs1=25.99Nmm；由于懸架的靜撓度，因而式4-4又可表達為： （式4-6）式中 的單位為。所以 由式4-6求出前、后懸架的靜撓度分別為：fc= 1

39、72.48mm 。懸架的動撓度是指從滿載靜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）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。為了防止汽車行駛過程中頻繁撞擊限位塊，應當有足夠的動撓度，對于轎車的值應不小于0.5，大客車應不小于0.75。取的值為0.6.所以fd=0.6×fc=0.6×172.48=103.49mm.此時懸架總的工作行程即靜撓度和動撓度之和等于：fc+fd=275.97mm3，懸架的阻尼特性當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車懸掛質量的振動將會延續很長的時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。對于選定的懸架剛度，只有

40、恰當地選擇阻尼力才能充分發揮懸架的緩沖減振作用。對于一個帶有線性阻尼減振器的懸架系統或彈簧質量阻尼系統，可用相對阻尼比來評價阻尼的大小或振動衰減的快慢程度。相對阻尼比可表達為： （式4-7）式中 彈簧剛度； 懸掛部分的質量。上式表明，減振器的阻尼作用除與其阻尼系數有關外，也與懸架的剛度及懸掛質量有關。不同剛度和不同質量的懸架系統匹配時會產生不同的阻尼效果。為了獲得良好的平順性，典型的相對阻尼比如表4-3：表4-3 汽車懸架的偏頻及相對阻尼比空氣彈簧鋼制彈簧轎車載貨汽車轎車載貨汽車前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架偏頻1.21.00.80.60.

41、0.40.34，懸架的非簧載質量前懸架為麥弗遜獨立懸架，其非簧載質量包括車輪和轉向節的質量等；后懸架為縱置鋼板彈簧非獨立懸架，其非簧載質量包括車輪和轉向節的質量以及連接左右車輪的從動橋的整個剛性梁，包括主減速器、差速器以及半軸的質量，還有傳動軸的部分質量。由上述的分析中，已知了懸架的非簧載質量取為50kg，后懸架的非簧載質量為100kg。4.2 彈性元件的計算4.2.1 前懸架螺旋彈簧的設計計算1，前懸架靜、動撓度和螺旋彈簧靜、動撓度的關系麥弗遜懸架在振動時，由于彈簧與車體并不垂直，所以懸架的靜撓度并不等于螺旋彈簧的靜撓度。可以通過振動時螺旋彈簧位置的改變來尋找幾何關系根據

42、已知的懸架靜撓度來求出螺旋彈簧的靜撓度，如圖4-8所示：圖中 前懸架的靜撓度，已知fc=172.48mm； fs螺旋彈簧的靜撓度。根據后面確定的前輪定位參數可知減振器布置角0=8°。由圖中的幾何關系可以得到下式：解三角形ABC：cos80=4002+172.482+400-fs22×400×172.48求得:fs =169.54mm 圖4-8 前懸架振動示意圖2，螺旋彈簧基本參數的選擇(1) 彈簧中徑D和彈簧有效工作圈數n初步取 =130mm，n=8圈 (2) 計算螺旋彈簧的鋼絲直徑d 根據下面的公式進行計算： d=48D3×n×CsG式中：n

43、彈簧有效工作圈數 G彈簧材料的剪切模量，取8.0×104MPa D彈簧中經代入數值求得： d=13.62mm查閱GBT20891994圓柱螺旋壓縮彈簧兩端圈并緊磨平或鍛平型尺寸及參數確定鋼絲直徑d=14mm。3，螺旋彈簧端部形狀和材料的選擇首先，采用彈性特性為線性的等節距螺旋彈簧，由于鋼絲直徑=18mm>10mm，所以在熱處理工藝上需要成形后淬火并回火，即熱成形彈簧。在端部形狀的選擇上采取兩端碾細的端部結構，這種結構節約材料，占用垂向空間小，特別是由于兩端都平整，安裝時可以任意轉動，因而設計時彈簧的圈數可以去任意值，不必限于整數。螺旋彈簧材料的選擇可參考下表4-4:表4-4選用

44、彈簧的材料為：60Si2Mn 由于汽車螺旋彈簧受變載荷作用次數在106以上，因此屬于類彈簧，其=480Mpa,查閱機械設計手冊可知：熱處理方式為淬火加高溫回火，淬火劑為油，淬火溫度為870。回火溫度為480。經過高溫回火后，有良好的綜合力學性能。主要用于制作機車車輛、汽車和拖拉機上的板簧、螺旋管彈簧，安全閥和止回閥用彈簧，以及其他高應力下工作的重要彈簧，還可制作耐熱彈簧等。4旋彈簧強度校核螺旋彈簧的扭轉應力可以表示為： c=fsGdD2i 式(4-15)將已知數據代入上式，其中靜撓度fs=169.54,剪切彈性模量G=80000MPa：，螺旋彈簧中徑：=130mm，鋼絲直徑：d =14mm，有

45、效圈數為：n=8圈，兩端均選0.75圈支承圈，則彈簧總圈數為：Na=n+n2=8+1.5=9.5圈所以，c=fsGdD2i =447.24MPa 。 選取彈簧許用扭轉應力時，應根據懸架結構型式和工作特點來確定。由上述分析可知該材料許用切應力為=480MPa，c=447.24 MPa <=480MPa而故強度可靠。5彈簧幾何尺寸的計算彈簧的最大變形量為fmax=fs+0.6fs=1.6*169.54=271.26mm在Fmax作用下相鄰兩圈的間距0.1d=1.4，取=1.5mm，則無載荷作用下彈簧的節距為 ：t=d+fmax/n+ =14+271.26/8+1.5mm=49.40mm自由高

46、度： H0=nt+(n2-0.5)d=8*49.40+1*14=409.26mm選 H0=410mm螺旋角： = arctgtD2= 6.85。外徑D2： D2=D+d=130+14=144mm內徑D1： D1=D-d=130-14=116mm6計算結果的整理:根據上述計算螺旋彈簧的參數如下：自由高度H0410mm彈簧有效圈數n8圈螺旋角6.85度內徑D1116mm外徑D2144mm節距t49.40mm彈簧中徑130mm鋼絲直徑14mm4.3 獨立懸架導向機構的設計4.3.1 設計要求獨立懸架的導向機構承擔著懸架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且決定了懸架跳動時車輪的運動軌跡和車輪定位角的

47、變化。因此，在設計獨立懸架的導向機構時，應使其滿足以下要求：(1) 形成恰當的側傾中心和側傾軸線；(2) 形成恰當的縱傾中心；各鉸鏈點處受力盡量小，減小橡膠元件的彈性變形，以保證導向精確；保證車輪定位參數及其隨車輪跳動的變化能滿足要求；(3) 具有足夠的疲勞強度和壽命。輪前束3，麥弗遜懸架受力情況與螺旋彈簧斜置分析如圖4-21所示的麥弗遜獨立懸架受力簡圖可知：作用在導向套上的橫向力，可根據圖上的布置尺寸求得， 式(4-34)式中 單側前輪簧載質量；橫向力越大，則作用在導向套上的摩擦力越大（為摩擦因數），這對汽車平順性有不良的影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。由式

48、(4-34)可知，為了減小，要求尺寸越大越好，或者減小尺寸。增大前者會使懸架占用的空間增加，在布置上產生困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小的目的，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，常將圖中的點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸的目的，又可獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩定性。移動點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。圖4-21 麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖由圖4-21可知，將彈簧和減振器的軸線相互便宜距離，再考慮到彈簧軸向力的影響，則作用到導向套上的力將減小，即： 式(4-35)由式(4-35)可知，增加距離，有助于減小作用到導向套上的橫向

49、力。所以，為了發揮彈簧反力減小橫向力的作用，可以把彈簧斜置，即將彈簧的下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一個角度。在本次設計中，將該彈簧的斜置角度（即彈簧中心線與減振器中心線的夾角）取為7°。4.3.2 前輪定位參數與主銷軸的布置筒式減振器上鉸鏈的中心與橫擺臂外端的球鉸鏈中心的連線為麥弗遜懸架的主銷軸線。此結構也為無注銷結構。1，主銷偏移距圖4-16所示為麥弗遜式前懸架，當主銷軸線的延長線與地面的交點位于輪胎胎冠印跡中心線外側時，具有負的主銷偏移距，可以保證汽車制動穩定性。在這里也選取負主銷的偏移距，令主銷軸線與車輪縱向中心線的夾角為12°。圖4-16

50、麥弗遜懸架的主銷偏移距2， 四個前輪定位參數的初步選取如下表4-5：主銷后傾角主銷內傾角前輪外傾角前輪前束減振器布置角5.5°9°0.85°5mm8° 圖4-17 主銷后傾角 圖4-18 主銷內傾角 圖4-19 前輪外傾角 圖4-20 前輪前束3，麥弗遜懸架受力情況與螺旋彈簧斜置分析如圖4-21所示的麥弗遜獨立懸架受力簡圖可知：作用在導向套上的橫向力，可根據圖上的布置尺寸求得， 式(4-34)式中 單側前輪簧載質量；橫向力越大，則作用在導向套上的摩擦力越大（為摩擦因數），這對汽車平順性有不良的影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工

51、藝。由式(4-34)可知，為了減小，要求尺寸越大越好，或者減小尺寸。增大前者會使懸架占用的空間增加，在布置上產生困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小的目的，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，常將圖中的點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸的目的，又可獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩定性。移動點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。圖4-21 麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖由圖4-21可知，將彈簧和減振器的軸線相互便宜距離，再考慮到彈簧軸向力的影響，則作用到導向套上的力將減小，即： 式(4-35)由式(4-35)可知，增加距離，有助于減小作用到導向套

52、上的橫向力。所以，為了發揮彈簧反力減小橫向力的作用，可以把彈簧斜置，即將彈簧的下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一個角度。在本次設計中，將該彈簧的斜置角度（即彈簧中心線與減振器中心線的夾角）取為5°。4.3.3 橫臂軸的選型與布置1，導向機構橫臂軸的選型麥弗遜懸架的下控制臂主要有兩種形式：A形臂和L形臂，L形臂如圖4-22所示，由于L形臂可以使汽車縱向接近于“0 偏移”，所以該設計中選用當前流行的L形下控制臂。L 形控制臂的球銷和控制臂前部連接襯套的中心在，即在汽車縱軸線上坐標相同。從車輪傳遞到球銷的側向力通過L 形下控制臂前襯套直接傳遞到副車架(后連接襯套的影響

53、很小)，這樣只需要通過設定前襯套的剛度來調節汽車的側向剛度。圖4-22 縱向“0偏移”L型下控制臂1下控制臂球鉸 2下控制臂前連接襯套 3控制臂后連接襯套在汽車通過有凹坑的路面引起在車輪接地點產生縱向力時，此縱向力繞下控制臂球銷和前襯套的軸線形成縱向力矩，通過設定L 形下控制臂后襯套的剛度來控制該力矩，緩和路面帶來的沖擊使車輪產生縱向柔性。可見L 型下控制臂的設計，使汽車在側向和縱向的受力分別通過前、后襯套進行控制,使需要的側向剛度獨立于縱向柔性，使側向力和縱向力同時作用時相互間不發生耦合，避免了懸架臂共振的發生，從而提高了汽車行駛的平順性。另外，L 形控制臂的前后連接襯套剛度一般都設定為前硬后軟，這有助于在轉向時受到側向力時前輪形成負前束，增加不足轉向的趨勢，有利于提高汽車行駛的穩定性。2， 導向機構橫臂軸的布置方式(1) 縱傾中心對導向機構橫臂軸的布置方式的影響前面4.1.2節中也介紹了汽車縱傾中心的確定方法，提到了