汽車設計第六章從動橋設計第一節概述第二節從動橋結構方案分析第三節從動橋主要參數的選擇第四節從動橋的設計與計算第一節概述一、分類按照功能不同可以分為轉向橋和支持橋按照結構形式不同可以分為斷開式和非斷開式二、功用承受并傳遞車輪和懸架之間全部的力和力矩，保證整車的平順性能和操縱穩定性能轉向橋要實現車輪繞主銷的偏轉與回正，實現整車的轉向運動第一節概述三、組成轉向橋：前梁、轉向節、主銷、軸承轉向輪定位參數主銷后傾角主銷內傾角前輪外傾角車輪前束第一節概述三、組成支持橋：由橫梁和縱臂組焊而成的后橋焊接總成它將車身、車輪、懸架連接到 一起，并在車身和車輪之間傳遞縱向力和橫向力，帶動車輪旋轉。第一節概述四、設計要求從動橋應該有足夠的強度；轉向橋要保證主銷和轉向輪有正確的定位角度；轉向橋總成應有足夠的剛度要求保證轉向輕便性，并有足夠的耐磨性；轉向輪的擺振應該盡量的小，提高汽車的操縱穩定性；盡量減小從動橋的質量，以減小整車整備質量并提高汽車行駛平順性。第二節從動橋結構方案分析一、轉向橋結構方案分析主銷結構形式圓柱實心型圓柱空心型中間錐體型兩段圓柱型第二節從動橋結構方案分析一、轉向橋結構方案分析轉向節結構形式多用中碳合金鋼模鍛成整體式結構有些大型汽車的轉向節，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊上去的轉向節推力軸承為減小摩擦使轉向輕便，可采用滾動軸承，如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承或圓錐滾子軸承等。也有采用青銅止推墊片的主銷與轉向節叉孔之間軸承滑動軸承、滾針軸承第二節從動橋結構方案分析二、支持橋結構方案分析貨車支持橋通常是一根剛性橫梁，兩端帶有輪軸和固定制動底板用的凸緣。橫梁可以是具有工字形斷面的整體鍛造式的，也可以由兩端的鍛造輪軸凸緣與中間的無縫鋼管組焊而成第二節從動橋結構方案分析二、支持橋結構方案分析轎車支持橋由一根用鋼板制成呈V形斷面的橫梁和分別與其左、右端焊成一體并伸向后車輪的縱臂構成，稱為復合縱臂式后支持橋第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇主銷后傾角與后傾拖距a主銷后傾角γ使主銷軸線與路面的交點位于輪胎接地中心之前,該距離稱為后傾拖距a。當汽車直線行駛過程中,轉向輪偶然受到外力作用而偏轉時,地面對車輪的側向力Fy產生的繞主銷轉動的力矩將阻礙車輪偏轉,此力矩稱為穩定力矩。它可以保證汽車具有較好的直線行駛穩定性,但在汽車轉向時它卻成了阻力矩,因此主銷后傾角也不宜過大,通常在3°以內。第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇主銷后傾角與后傾拖距a現代轎車采用低壓寬斷面輪胎,由于胎壓降低,彈性增加,具有較大的彈性回正力矩,故主銷后傾角就可以減小到接近于零,甚至為負值。第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇主銷內傾角與主銷偏移距c主銷軸線接地點D與輪胎中心平面接地點C之間的距離稱為主銷偏移距c。當D點落在C點內側，則c為正值,否則c為負值。第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇主銷內傾角與主銷偏移距c主銷內傾角大,則轉向時自動回正的能力就大;同時,主銷偏移距減小,即轉向時地面作用在轉向輪上的阻力矩減小,使轉向輕便;另外,偏移距減小也可以減少轉向輪傳遞到轉向盤的沖擊力。但是如果主銷內傾角過大,在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時,車輪將出現相對路面的滑動,摩擦阻力變大,反而會使轉向沉重。一般主銷內傾角為5°~8°,主銷偏移距一般為30~40mm。第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇主銷內傾角與主銷偏移距c主銷偏移距取為負值可以克服汽車制動跑偏現象第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇車輪外傾角可以避免汽車重載時車輪產生負的外傾現象車輪外傾也與拱形路面相適應由于車輪外傾使輪胎接地點A向內縮縮小了主銷偏移距使轉向輕便改善制動時的方向穩定性第三節從動橋主要參數的選擇一、車輪定位參數的選擇車輪前束一般汽車前束值（即B-A）約為0~12mm可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整第三節從動橋主要參數的選擇二、斷面參數的選擇轉向橋前梁工字形斷面在保證其垂向平面內彎曲剛度和強度前提下盡量的減少質量當量斷面（虛線）的垂向抗彎截面系數Wv和水平抗彎截面系數Wh可近似取為Wv=20a3mm3Wh=5.5a3mm3第三節從動橋主要參數的選擇二、斷面參數的選擇前梁在板簧座處抗彎截面系數Wv采用經驗公式進行初選Wv=ml/22mm3m為作用于前梁上的簧上質量，kg；l為車輪中面至板簧座中面間的橫向距離，mm。第三節從動橋主要參數的選擇二、斷面參數的選擇其他參數轉向橋前梁拳部的高度約等于前梁工字形斷面的高度；主銷直徑可取為拳部高度的0.35~0.45倍。主銷上、下滑動軸承（即壓入轉向節上、下孔中的襯套）的長度則取為主銷直徑的1.25~1.50倍。第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算假設條件忽略車輪定位參數，即假設均為零左、右轉向節輪軸軸線重合且與主銷軸線位于同一橫向垂直平面內前橋簧載質量載荷G1u作用在板簧支承座處第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算假設條件非簧載質量載荷分成兩部分：前梁載荷Gs等效作用在板簧支承座處每個車輪（包括輪轂、制動器等）的載荷Gw分別作用在各自的車輪平面內第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算制動工況受力分析前輪地面垂向反力前輪制動力

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算制動工況受力分析垂直方向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh在兩鋼板彈簧座之間達到最大值前梁系統繞橫軸的轉矩

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算制動工況受力分析危險斷面處的彎曲應力和扭轉應力假設各截面的抗彎截面系數、扭轉截面系數近似相等

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析假設前橋載荷G1都集中作用在整車質心位置，忽略前梁、車輪等非簧載質量的載荷第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析地面反力左、右前輪承受的地面垂向反力和側向反力

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析鋼板彈簧對前梁的垂向作用力

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析輪轂軸承徑向支承力

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析前梁最大彎矩：汽車側滑方向一側（左側）拳部的主銷孔處。截面Ⅰ-Ⅰ，相當于前梁的最左端。另一側最大彎矩截面出現在鋼板彈簧座處（截面Ⅱ-Ⅱ）

第四節從動橋的設計與計算一、前梁強度計算側滑工況受力分析前梁危險截面及應力假設前梁各截面處的抗彎截面系數相等，則截面Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ即為危險截面；利用彎矩除以抗彎截面系數即為危險截面的彎曲應力。如果考慮前梁不同位置的截面形狀不同，抗彎截面系數不同，則需進一步細化分析危險截面和彎曲應力第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算受力分析轉向節的危險斷面處于輪軸根部，即Ⅲ-Ⅲ剖面處第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算制動工況轉向節輪軸在Ⅲ-Ⅲ剖面處僅承受垂向彎矩Mv和水平方向彎矩Mh而不承受轉矩

第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算制動工況危險斷面的合成彎曲應力

第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算側滑工況左、右轉向節在危險斷面Ⅲ-Ⅲ處的彎矩是不等的（右轉彎工況）

第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算側滑工況轉向節在危險斷面處的彎曲應力

第四節從動橋的設計與計算二、轉向節強度計算一般采用30Cr、40Cr等中碳合金鋼制造心部硬度241~285HB高頻淬火后表面硬度為57~65HRC硬化層深1.5~2.0mm輪軸根部的圓角須經滾壓處理許用彎曲應力為［σw]=550MPa第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算主銷受力的簡化將主銷與轉向節孔之間的作用力簡化為作用在上、下襯套中點處的水平力。對于主銷而言,轉向節孔（或襯套）對它的作用力即為與輪軸中心線相距分別為c和d的兩點處，在橫向和縱向平面內垂直于其軸線方向的力。主銷與前梁拳部主銷孔之間的作用力簡化為作用在中點處的力和力矩第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況在橫向平面內，地面對前輪的垂向支承反力FZ1將產生作用在主銷上的力矩FZ1l2；此力矩由前梁拳部主銷孔產生的力矩TZ相平衡；將此力矩等效為作用主銷上、下襯套中點處垂直力

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況主銷受到的制動力矩FB1rr的作用，由縱向平面內前梁拳部作用在主銷上的力矩TB所平衡；可以等效為縱向平面內作用于主銷上、下襯套中點處的力FMτ

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況制動力FB1通過車輪、轉向節作用于主銷，等效為上、下襯套中點處的力Fτu和Fτl，并由前梁孔處的縱向力FC1（=FB1）相平衡

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況制動時轉向橫拉桿的作用力在橫向平面內，將FN通過轉向節等效作用到主銷上則形成上、下襯套中點處的力FNu和FNl和一個側向力矩。

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況橫向平面內作用在主銷上、下襯套中點處的力力FN從著力點處平移至輪軸中心線處，將對主銷產生一個側向力矩FMN(c+d）

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算制動工況在轉向節上、下襯套的中點處作用于主銷的合力Fu和Fl分別為

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算側滑工況只考慮在橫向平面內起作用的力和力矩這時作用于左、右轉向節主銷上的力FMZ是不等的

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算應力計算取Fl、FMZL、FMZR中最大值作計算載荷Fj計算主銷在前梁拳部下端面處的彎曲應力σw和剪切應力τs主銷的許用彎曲應力為［σw]=500MPa；許用剪切應力為[τs]=lOOMPa。主銷采用20Cr、20CrNi、20CrMnTi等低碳合金鋼制造，并進行滲碳淬火處理，滲碳層深1.0~1.5mm，硬度達到56~62HRC。

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算轉向節襯套的擠壓應力轉向節襯套的擠壓應力式中，l為襯套長度，mm；Fj為計算載荷，Fj=max{Fl,FMZL,FMZR}，N；轉向節襯套的許用擠壓應力為［σc]=50MPa。

第四節從動橋的設計與計算三、主銷與轉向節襯套的強度計算轉向節襯套的擠壓應力在靜載荷下，式中的計算載荷取?。郐襝]≤1.5MPa

第四節從動橋的設計與計算四、轉向節推力軸承和止推墊片的計算推力軸承的計算載荷標準計算工況：汽車以等速va=40km/h、沿半徑R=50m（或va=20km/h、R=12m）的圓周行駛。如果汽車向右轉彎，則其前外輪（即前左輪）的地面垂向反力FZ1L將增大。這時汽車前橋的側滑條件為

第四節從動橋的設計與計算四、轉向節推力軸承和止推墊片的計算推力軸承的計算載荷標準工況下，車輪垂向最大載荷為代入va、R等數據，并設hg／B=0.5，則推力軸承最大軸向載荷Fa近似等于上述垂向反力。轉向節推力軸承的選擇按其靜載荷C0進行，且取當量靜載荷P0=(0.33~0.5)C0。

FZ1L=1.25G1/2=0.625G1第四節從動橋的設計與計算四、轉向節推力軸承和止推墊片的計算止推墊片的擠壓應力當采用青銅止推墊片代替轉向節推力軸承時，在汽車滿載情況下，止推墊片的靜載荷可取為Fa=G1/2，這時止推墊片的擠壓應力為式中：d和D為止推墊片的內、外徑通常取［σc]≤30MPa

汽車設計第七章懸架設計第一節概述第二節懸架結構方案分析第三節懸架主要參數的選擇第四節彈性元件的設計與計算第五節獨立懸架導向機構的設計第六節減振器第七節懸架結構元件的設計第一節概述一、功用彈性連接車架（車身）與車軸（車輪）傳遞作用在車輪與車架（車身）之間的一切力和力矩緩和路面傳給車架（車身）的沖擊載荷，緩和振動，保證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，保證汽車操縱穩定性，使汽車獲得高速行駛能力第一節概述二、組成彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩定器第一節概述三、設計要求1.保證汽車有良好的行駛平順性2.具有合適的衰減振動能力3.保證汽車有良好的操縱穩定性4.汽車制動或加速時要保證車身穩定5.有良好的隔聲能力6.結構緊湊、占用空間尺寸要小7.可靠地傳遞各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命第一節概述四、分類分類

非獨立懸架

獨立懸架

簡圖

結構特點

左右車輪用一根整體軸連接，再經懸架與車架（身）連接

左右車輪用各自的軸和懸架再經懸架與車架（身）連接

第一節概述四、分類被動懸架半主動懸架/主動懸架：剛度或/和阻尼特性動態自適應調節第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析非獨立懸架因其結構簡單，工作可靠，被廣泛應用于載貨汽車中和部分乘用車后懸架中。非獨立懸架的結構，特別是導向機構的結構，隨所采用的彈性元件不同而有差異。采用螺旋、空氣彈簧時，需要有較復雜的導向機構采用鋼板彈簧時，由于鋼板彈簧本身可兼起導向機構的作用，并有一定的減振作用，使得懸架結構大為簡化，因而在非獨立懸架中大多數采用鋼板彈簧作為彈性元件第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析縱置鋼板彈簧懸架吊耳式、滑板式第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析縱置鋼板彈簧懸架主副簧式第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析縱置鋼板彈簧懸架漸變剛度式第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析縱置鋼板彈簧懸架優點：結構簡單．制造容易，維修方便，工作可靠。缺點：平順性較差；前輪容易產生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉向傳動機構運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，會產生不利的軸轉向特性；汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應的空間。第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析空氣彈簧懸架采用空氣彈簧以后，在汽車左、右側的簧載質量不均勻時，通過高度控制閥的作用，可以保證整車車身處于水平狀態。在汽車高速轉彎的行駛條件下，與采用鋼板彈簧懸架的汽車比較，采用空氣彈簧懸架的汽車車身側傾角明顯減小。第二節懸架結構方案分析一、非獨立懸架方案分析空氣彈簧懸架汽車行駛在路上，車輪對路面作用有沖擊力，車速越高沖擊力越大。在垂直、縱向和橫向力的綜合作用下，形成對路面的剪切力，使路面形成凸包、波浪等而損壞?？傎|量越大的汽車，對高速公路破壞的程度越嚴重，這也是造成高速公路損壞的主要原因之一。裝用空氣懸架的汽車，因空氣懸架的剛度低，所以車輪對路面作用的動載荷要小，這就使路面受到的破壞程度得以減輕。第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析橫臂式獨立懸架（車輪在汽車橫向平面內擺動）縱臂式獨立懸架（車輪在汽車縱向平面內擺動）麥弗遜式懸架（車輪沿主銷移動的懸架）斜臂式獨立懸架（車輪在汽車斜向平面內擺動）第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析1.橫臂式獨立懸架單橫臂式結構簡單，側傾中心較高，有較強的抗側傾能力，但車輪上下運動時，車輪平面將產生傾斜而改變輪距的大小，并使主銷內傾角及車輪外傾角均發生較大變化輪距變化使輪胎產生橫向滑移，破壞輪胎與地面的附著因此這種懸架較少應用于前懸架。第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析1.橫臂式獨立懸架雙橫臂式等長雙橫臂式：車輪作上、下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少采用。不等長雙橫臂式：車輪上、下跳動時，只要適當地選擇上、下橫臂長度并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數的變化量限定在允許范圍內第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析1.橫臂式獨立懸架雙橫臂式優點：設計靈活性，可以通過合理選擇空間導向桿系的鉸接點的位置及導向臂（或稱為控制臂）的長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當的側傾中心和縱傾中心第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析1.橫臂式獨立懸架雙橫臂式可采用螺旋彈簧、空氣彈簧、扭桿彈簧或鋼板彈簧作為彈性元件，其中螺旋彈簧最為常見第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析1.橫臂式獨立懸架雙橫臂式：在驅動橋中應用彈簧置于上臂上方彈簧置于下臂上方（叉形臂）第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析2.縱臂式獨立懸架也稱拖曳臂式獨立懸架，由平行于汽車行駛方向的縱臂承擔導向和傳力作用單縱臂式、雙縱臂式第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析2.縱臂式獨立懸架采用螺旋彈簧或扭桿彈簧作為彈性元件第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析2.縱臂式獨立懸架結構簡單、占用垂向及橫向空間小，縱臂轉動點即為懸架的縱傾中心，將兩個縱臂長度做成相等，形成平行四連桿機構，可使車輪上下運動時，主銷后傾角不變，因而這種形式的懸架適用于轉向輪但側傾中心位于地面，增加了汽車轉向時慣性力的作用力臂，使在同等側傾角剛度下車身側傾角增大，同時汽車轉向時，在側向力的作用下，有增加“過多轉向”的趨勢第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析3.麥弗遜式獨立懸架車輪沿擺動的主銷軸線移動的懸架，一般有滑動立柱和下控制臂組成。變形時主銷定位角和輪距都有些許變化。通過合理地調整桿系的布置，可使定位參數變化極小第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析3.麥弗遜式獨立懸架將導向機構及減振器集成到一起，簡化了結構，減小了質量，節省了空間，降低了制造成本，幾乎不占用橫向空間，有利于地板的構造和發動機布置彈簧行程較大；鉸接點數目較少；上下鉸點之間有較大的距離，下鉸點與車輪接地點之間距離較小，這對減少鉸點處的受力有利另外，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第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析4.單斜臂式獨立懸架也稱半拖曳臂式獨立懸架，是介于單橫臂和單縱臂之間的一種懸架形式單斜臂繞與汽車縱軸線成一定夾角的軸線擺動。適當選擇夾角能形成恰當的側傾中心及縱傾中心，可使輪距、車輪外傾及前束等車輪定位參數變化較小，從而獲得良好的操縱穩定性縱臂式斜臂式第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析5.多連桿式獨立懸架采用多根桿件組合在一起來控制車輪位置變化的獨立懸架能較好地消除外傾角變化，使輪胎保持垂直能在車輪跳動時很好地抑制輪距和前束變化能提高懸架的整體剛性能實現主銷后傾的最佳位置，并改善加速和制動工況下的平順性和舒適性，同時保證直線行駛穩定性但結構相對復雜、占用側向空間大（不便于發動機布置）、成本偏高、維修不便第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析6.扭轉梁隨動臂式獨立懸架左右車輪之間用一根可扭轉的彈性梁連接，而使左右后輪介于獨立懸架的不直接相連與非獨立懸架的剛性連接之間其中的彈性橫梁還兼起橫向穩定桿的作用結構簡單、成本較低、占用空間小，且維修方便半獨立懸架第二節懸架結構方案分析二、獨立懸架方案分析第二節懸架結構方案分析三、前后懸架方案的選擇前輪和后輪均采用非獨立懸架前輪采用獨立懸架、后輪采用非獨立懇架前輪與后輪均采用獨立懸架第二節懸架結構方案分析三、前后懸架方案的選擇前輪和后輪均采用非獨立懸架前、后懸架均采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架軸轉向、前輪擺振第二節懸架結構方案分析三、前后懸架方案的選擇麥弗遜式前懸架+扭轉梁隨動臂式后懸架前懸架負主銷偏移距，有利于制動穩定性后懸架各向異性橡膠襯套抑制軸轉向，防止過多轉向第二節懸架結構方案分析四、輔助元件1.橫向穩定器在不增大垂直剛度條件下增大懸架側傾角剛度第二節懸架結構方案分析四、輔助元件1.橫向穩定器橫向穩定桿（彈簧鋼）呈扁平U形，其中部兩端自由地支承在兩個橡膠套筒（固定于車架上）內，其兩側縱向部分的末端通過支桿與懸架下擺臂上的彈簧支座相連

第二節懸架結構方案分析四、輔助元件1.橫向穩定器兩側懸架變形相同時，橫向穩定器不起作用。當兩側懸架變形不等、車身相對路面橫向傾斜時，車架一側移近彈簧支座，穩定桿同側末端就隨車架向上移動，而另一側車架遠離彈簧座，相應橫向穩定桿的末端相對車架下移，橫向穩定桿中部對于車架沒有相對運動，而穩定桿兩邊的縱向部分向不同方向偏轉，于是穩定桿被扭轉。彈性的穩定桿產生扭轉內力矩就阻礙懸架彈簧的變形，減少了車身的橫向傾斜和橫向角振動第二節懸架結構方案分析四、輔助元件2.緩沖塊用來限制懸架最大行程的緩沖塊。通過硫化將橡膠與鋼板連接成一體，再經焊在鋼板上的螺栓將緩沖塊固定到車架或其他部位上，起到限制懸架最大行程的作用第二節懸架結構方案分析四、輔助元件2.緩沖塊多孔聚氨脂制作的緩沖塊，兼有輔助彈性元件作用它是一種有很高強度和耐磨性的復合材料。起泡時就形成了致密的耐磨外層，保護內部的發泡部分不受損失。由于該材料中有封閉的氣泡，在載荷作用下彈簧元件被壓縮，但外廓尺寸增加卻不大第三節懸架主要參數的選擇一、懸架靜撓度fc1.定義：是指汽車滿載靜止時，懸架上的載荷FW與此時懸架剛度C之比。即fc=FW/C2.影響因素汽車平順性：fc大少碰緩沖塊：fc小緊急制動時汽車前俯角?。篺c小轉彎行駛時側傾角小：fc小縱置鋼板彈簧長度短：fc小

第三節懸架主要參數的選擇一、懸架靜撓度fc3.選取原則1）對以運送人為主的乘用車而言應保證有良好的平順性，即偏頻低，大客車次之，載貨汽車居最后。2）級別越高的乘用車n應越小。3）fc2<fc1∵分析證明當n1/n2<1時，車身縱向角振動要比n1/n2>1時小?！嘣O計時應使n1<n2，即fc2<fc1，推薦fc2=（0.8-0.9）fc1第三節懸架主要參數的選擇一、懸架靜撓度fc4.取值范圍設計時，先從為了保證汽車有良好的平順性，來確定n，然后可算得fc。n的選定范圍見下表第三節懸架主要參數的選擇二、懸架動撓度fd1.定義：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1/2或1/3）時，車輪中心相對車架（車身）的垂直位移。2.影響因素：第三節懸架主要參數的選擇二、懸架動撓度fd3.選取fd的原則懸架剛度小、使用條件又不好的汽車，fd應取大。4.推薦fd的選取范圍第三節懸架主要參數的選擇三、懸架彈性特性1.定義：懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f（懸架變形）的關系曲線。剛度：彈性特性曲線上某點的切線與水平坐標軸夾角的正切為該點剛度。第三節懸架主要參數的選擇三、懸架彈性特性2.線性彈性特性特點（1）定義懸架變形與所受垂直外力之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱之為線性彈性特性（2）特點懸架的剛度為常數。使用中由于m的變化（空、半、滿載等），引起n變化，空、半載時，n↑,平順性變壞；滿載時n↓、平順性↑第三節懸架主要參數的選擇三、懸架彈性特性2.線性彈性特性特點（2）特點懸架動容量定義：懸架從滿載靜載荷的位置起，變形到結構允許的最大變形為止所消耗的功。動容量大，懸架碰撞緩沖塊的可能性愈小。具有線性特性的懸架，在n比較低的條件下與非線性特性懸架比較，當動容量相同時，其動撓度增加很多，—→碰撞車架，—→舒適性↓。為不碰撞車架，可抬高車架，但將hg↑、汽車穩定性↓。第三節懸架主要參數的選擇三、懸架彈性特性3.非線性彈性特性特點（1）定義：懸架變形f與所受垂直外力F之間，不呈固定比例變化時，彈性特性為曲線。（2）特點①懸架剛度是變化的，規律如下：滿載位置附近（點8）C要小，特性曲線平緩、平順性↑；空載位置附近（點1到點2）C要大，特性曲線變陡，碰撞車架的機會↓；動載荷位置附近（點7以上）C要大，曲線變陡，擊穿緩沖塊的機會↓。②∵圖中兩端（1～2和7以上）C大，∴在動容量不變的條件下fd↓。第三節懸架主要參數的選擇三、懸架彈性特性4.影響選取彈性特性的因素第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配1.工作特點（兩個階段）1）空載及小載荷工況下，只有主簧工作，副簧不參與工作。從結構變形看，主簧是下凹狀，隨載荷增加向平的狀態接近。隨之副簧與托架之間的間隙逐漸減小。懸架的彈性特性是線性的，且剛度C較小。2）載荷增加到FK時，副簧與托架之間間隙消除。從此，副簧與主簧共同承擔作用在懸架上的載荷。剛度C增大，懸架的彈性特性曲線變陡。所以只有主簧或者是主副簧共同工作以后，單看這兩段彈性特性都是線性的，合在一起是非線性的。第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配2.載荷分配主副簧共同工作時，載荷與其剛度成正比分配。3．剛度分配設計有副簧的懸架，需要確定兩個參數：1）主副簧之間的剛度分配。2）副簧開始參加工作時的載荷?？紤]的原則是：使空載時頻率n0(f0)、滿載時懸架的頻率nc(fc)、副簧起作用前瞬間的振動頻率nk(fk)、起作用后懸架的頻率na(fa)相差不大，即保證汽車滿載和空載平順性良好為基本出發點。第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配5.第一種分配方法使副簧開始起作用時頻率等于空載頻率（na=n0）使副簧開始其作用前的頻率等于滿載頻率（nk=nc）na=n0,nk=nc→fa=f0,fk=fcf0=F0/cmfa=Fk/(cm+ca)fk=Fk/cmfc=Fw/(cm+ca)Fk/(cm+ca)=F0/cmFk/cm=Fw/(cm+ca)(cm+ca)/cm=Fk/F0=Fw/Fk第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配5.第一種分配方法得到：Fk2=F0Fw,ca/cm=sqrt(λ)-1;令λ=Fw/F0副簧在空載與滿載載荷比例中項時起作用，可保證在使用范圍內頻率變化不大，但副簧接觸托架前后振動頻率變化比較大。第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配5.第二種分配方法副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平均值，Fk=0.5(F0+FW)，并使F0和Fk間的平均載荷對應的頻率與Fk和FW間平均載荷對應的頻率相等，即圖中f1=f2第三節懸架主要參數的選擇四、后懸架主副簧剛度的分配5.第二種分配方法（1）只有主簧工作時，C不變，隨F↑，n↓（2）副簧參加工作瞬間C↑，∴n↑。當F繼續↑時，n又↓由圖可知只要作到n0、nc、nk、na相近，汽車的平順性在空、滿載和副簧起作用前后等均良好。對于經常處于半載運輸狀態的車輛，采用此法較為合適。第三節懸架主要參數的選擇五、懸架側傾角剛度及其在前后軸的分配1.懸架側傾角剛度定義簧上質量產生單位側傾角時懸架給車身的彈性恢復力矩。2.懸架側傾角剛度對下列使用性能有影響

第三節懸架主要參數的選擇五、懸架側傾角剛度及其在前后軸的分配3.車身側傾角當側向慣性力等于0.4倍車重時，車身側傾角的范圍第三節懸架主要參數的選擇五、懸架側傾角剛度及其在前后軸的分配4.前后懸架側傾角剛度前后懸架側傾角剛度的分配影響前后輪側偏角大小

要求汽車轉彎行駛時,在0.4g側向加速度作用下δ1-δ2=1°～3°內為滿足不足轉向特性要求，應使前懸架側傾角剛度略大于后懸架的側傾角剛度轎車前后懸架側傾角剛度比值為1.4～2.6

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（一）布置方案縱置：對稱、不對稱橫置第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（一）布置方案縱置/橫置第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算結構要素鋼板彈簧套管螺栓螺母中心螺栓卷耳彈簧夾第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（二）主要參數的確定1.滿載弧高fa是指板簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端（不含卷耳孔半徑）連線間的最大高度差。推薦：10-20mm第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（二）主要參數的確定2.鋼板彈簧長度L鋼板彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。在總布置允許的條件下盡可能長第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（二）主要參數的確定3.鋼板斷面尺寸及片數的確定片厚h：片寬b：推薦b=(6~12)hp片寬與片厚均應符合國標,參考GBT33164.1

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（二）主要參數的確定3.鋼板斷面尺寸及片數的確定片數n：厚度不宜超過3組；最厚與最薄之比應小于1.5第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（二）主要參數的確定4.各片長度的確定第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（三）剛度驗算——共同曲率法假設：1）同一截面各片曲率半徑變化值相同；2）各片承受的彎矩正比于其慣性矩；3）截面上各片的彎矩和等于外力所引起的力矩

l1、lk+1——主片和第（k+1）片的一半長度E——材料彈性模量α——經驗修正系數α=0.90~0.94l1用主片一半代入得到總成自由剛度Cj

(l1-0.5ks)代入得到總成夾緊剛度Cz

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（四）自由狀態弧高及曲率半徑計算

1.弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U型螺栓夾緊前，主片上表面與兩端（不含卷耳孔半徑）連線間的最大高度差H0。計算公式：H0=(fc+fa+△f)Δf——鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化量。

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（四）自由狀態弧高及曲率半徑計算

2.曲率半徑鋼板彈簧總成在自由狀態下的曲率半徑R0各片曲率半徑

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（四）自由狀態弧高及曲率半徑計算

2.曲率半徑——選取各片預應力裝配前各片間隙相差不大，且裝配后各片能很好地貼合；應適當降低主片及其相鄰長片的應力；片厚相同時鋼板彈簧，各片預應力不宜選取過大片厚不同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值，其中1~4片長片疊加負的預應力主片根部工作應力與預應力疊加后合成應力300～500MPa

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（五）鋼板彈簧總成弧高的核算等厚葉片R0用下式計算：鋼板彈簧總成弧高H用下式計算兩式核算結果應相近。如果相差甚多須重新選取σ0i再核算

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（六）鋼板彈簧強度驗算（制動工況）

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（六）鋼板彈簧強度驗算（側滑工況）第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（六）鋼板彈簧強度驗算第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（六）鋼板彈簧強度驗算卷耳和彈簧銷的強度核算第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（六）鋼板彈簧強度驗算提高壽命的處理噴丸處理：用噴丸機將丸粒高速打向葉片凹面，使葉片表面引起塑性變形而形成殘余壓應力，提高疲勞強度；同時改變晶體排列提高表面強度。包括一般噴丸和應力噴丸(在預變形狀態下噴丸，可使殘余應力達到1000Mpa)。預壓縮處理：通過塑性變形來達到表面強化減少表面脫碳層深度表面拋光第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（七）少片簧設計特點是由等長、等寬、變截面的1～3片葉片組成。利用變厚斷面來保持等強度特性，并比多片彈簧減少20％～40％的質量。片間放有減摩作用的塑料墊片，或做成只在端部接觸以減少片間摩擦。第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（七）少片簧設計1）厚度按拋物線形變化E為材料彈性模量；ξ為修正系數，取0.92；J2=bh23/12;k=1-(h1/h2)3;

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（七）少片簧設計2）厚度按線性變化當l1>l2(2β-1)或2h1<h2時，最大應力為3Fs/2bA’B’當l1≤l2(2β-1)時，最大應力為3Fsl2/2bh22

第四節彈性元件的設計與計算一、鋼板彈簧的設計與計算（七）少片簧設計其寬度，在布置允許的情況盡可能大些，以便增加橫向剛度，通常75-100mm其最薄處厚度不小于8mm，以保證足夠抗剪強度，并且防止因太薄而淬裂其最厚處厚度一般取12-20mm，以保證淬透性好淬透性：鋼淬火時得到淬硬層深度大小的能力，表示鋼接受淬火的能力。主要取決于它的化學成分，特別是含增大淬透性的合金元素及晶粒度，加熱溫度和保溫時間等因素有關。第四節彈性元件的設計與計算二、螺旋彈簧的設計與計算剛度計算彈簧剛度式中：Dm為彈簧中徑，d為鋼絲直徑，i為工作圈數，G為剪切彈性模量，取8.3e4MPa端部結構總圈數n端部結構總圈數n兩端碾細i+2一端碾細一端切斷i+1.67兩端切斷i+1.33一端碾細一端內彎i+1.75兩端內彎i+1.50一端切斷一端切斷i+1.42

第四節彈性元件的設計與計算

d（mm）2.5~67~1617~50C4~94~84~6

第四節彈性元件的設計與計算二、螺旋彈簧的設計與計算非線性彈性特性如何變剛度第四節彈性元件的設計與計算二、螺旋彈簧的設計與計算非線性彈性特性變絲徑：等螺旋角圓錐螺旋彈簧變中徑：等節距圓錐螺旋彈簧變節距：由小到大單向/兩端小中間大雙向第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算扭桿特點扭桿彈簧兩端分別與車架（車身）和導向臂連接，利用桿體的扭轉實現彈性作用與鋼板彈簧相比，扭桿彈簧具有比能容量高、質量輕、結構緊湊、便于布置、保養維修容易等優點，但對材料及工藝要求較嚴，且需要另設導向機構第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算分類第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算斷面形狀及端部結構第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算斷面形狀及端部結構第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算斷面形狀及端部結構第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算布置方案第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算圓形斷面扭桿設計扭桿直徑d扭桿有效長度L設計時先根據平順性要求選定懸架剛度C，而懸架剛度有與扭桿扭轉剛度成正比。所以，扭轉剛度不宜過大，以防汽車平順性變壞。

第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算材料40Cr,45CrNiMoVA,42CrMo,50CrV,經過預扭處理和噴丸處理，許可切應力800~900MPa形狀端部、桿部、過渡段圓形扭桿端部占多數，為使端部和桿部壽命相近，一般端部直徑D=(1.2~1.3)d，其中d為扭桿直徑，花鍵長度L1=0.4D；漸開線花鍵第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算形狀過渡段：端部到桿部之間。為降低應力，尺寸應逐步變化。30°夾角椎體連接過渡段長：Lg=(D-d)/2tg15o過渡圓角：r=1.5d第四節彈性元件的設計與計算三、扭桿彈簧的設計與計算形狀扭桿有效長度

第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算空氣彈簧特點非線性彈性特性(1)負載能力可調;(2)剛度隨負載變化;(3)負載變化時,固有頻率幾乎不變;(4)固有頻率較低。第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算囊式空氣彈簧膜式空氣彈簧復合式空氣彈簧第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算剛度彈簧內充氣p與載荷關系P=(p-pa)AA為有效面積，pa為大氣壓力而p=p0(V0/V)k式中：p/v為任意位置時壓力與容積，p0/V0為靜平衡時壓力和容積；k為多變指數，振動緩慢時接近等溫過程取1，振動劇烈時接近絕熱過程，取1.4，一般可取1.3-1.38

第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算剛度靜平衡位置f=0,V=V0,p=p0

有效面積變化率第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算彈性特性第四節彈性元件的設計與計算四、空氣彈簧的設計與計算空氣彈簧的布置（導向桿系）提高側傾角剛度:在可能時將其置于車架外側鋼板彈簧/A型架/單縱臂第五節獨立懸架導向機構設計一、設計要求1．對前輪獨立懸架導向機構的要求1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化<±4.0mm2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數有合理變化特性，車輪不應產生縱向加速度。（有縱向加速度，就有縱向沖擊，引起慣性力矩作用在轉向節上，使轉向盤上的力矩變化。）3）轉彎行使時，車身側傾角小。要求作到：①在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角不大于6o~7o②車輪與車身同向傾斜，增強不足轉向效應。4）制動時應使車身有抗前俯的作用；加速時應使車身有抗后仰的作用。第五節獨立懸架導向機構設計一、設計要求2．對后輪獨立懸架導向機構的要求1）懸架上載荷變化時，輪距無明顯變化。2）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向。減少過多轉向效應。此外，導向機構還擁有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。第五節獨立懸架導向機構設計一、設計要求廣泛采用上下臂不等長的雙橫臂式獨立懸架和麥弗遜式獨立懸架。第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數1．側傾中心在側向力的作用下，車身在通過左、右車輪中心的橫向平面內發生側傾時，相對于地面的瞬時擺動中心。獨立懸架導向機構在橫向平面內的布置位置對側傾中心位置有影響。

第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數1．側傾中心1)雙橫臂式獨立懸架側傾中心位置的確定首先延長上、下橫臂交于P點，其次P點與車輪接地中心點N連線，PN線與汽車橫斷面對稱線交于W點。W點即是側傾中心。W點至地面距離hw稱之為側傾中心高度。

第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數1．側傾中心1)雙橫臂式獨立懸架側傾中心位置的確定如果上下橫臂相互平行，則極點P位于無窮遠處，作出與其平行的通過N點的平行線，與汽車橫斷面對稱線所交的點即為側傾中心W。第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數1．側傾中心2)麥弗遜式獨立懸架側傾中心位置的確定從懸架與車身固定點E做活塞桿運動方向的垂直線與下橫臂延長線（GD）交于P點，P點于車輪接地中心點N連線，交在汽車橫斷面對稱線上W點，W為懸架側傾中心。

第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數2．側傾軸線含義：汽車前后側傾中心的連線要求：（1）大致與地面平行，并盡可能離地面高些：與地面平行是為了在汽車轉彎行駛時，前、后軸上的軸荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性。離地面高些是為了使它到車身質心的距離短些，結果側向力造成的側傾力矩的力臂減少，從而減小車身側傾角，使其限制在允許范圍內（2）前懸架側傾中心位置的高度越高，輪距變化可能越大。第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數2．側傾軸線推薦值設計時首先確定前懸架的側傾中心高度（與輪距變化密切相關），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，側傾中心高度稍大；如果采用非獨立懸架則更大。第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數3．縱傾中心

定義：縱向運動的瞬時轉動中心（1）雙橫臂式懸架縱傾中心位置的確定作兩橫臂轉動軸C和D的延長線，兩線交點即為縱傾中心第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數3．縱傾中心

（2）麥弗遜式懸架縱傾中心位置的確定由E點作減振器運動方向垂直線，與橫臂軸D延長線交點即為縱傾中心第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數4．抗制動前俯角當汽車前、后懸架的縱傾中心位于軸距以內時，縱傾中心便具有抗制動前俯角性能第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數4．抗制動前俯角假設：彈簧上的載荷轉移可用車輪載荷轉移來替代；忽略車輪慣性力矩和滾動阻力；可見制動時前俯程度Δf1和Δf2除與總布置參數、制動力大小及分配和及剛度有關外，主要取決于縱傾中心位置O1和O2。無前俯的前部位置應滿足Δf1=0，即e1/d1=h/βL第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數4．抗制動前俯角如發生前俯現象，即Δf1>0，e1/d1<h/βL當h\L\β等參數已定，可通過選擇縱傾中心位置來獲得預期的抗前俯效果。為了減少車輪傳到車身上的沖擊力，縱傾中心位置一般不能達到理想效果，故使e1/d1<h/βL抗前俯率：ηd1=(e1βL/d1h)x100%對乘用車，一般取50-70%類似有抗驅動后仰率：ηd2=[e1（1-β）

L/d1h]x100%第五節獨立懸架導向機構設計二、導向機構的布置參數5．抗驅動后仰角（抗驅動縱傾性）求解與4相似，結論如下：1)汽車為單橋驅動才有抗驅動縱傾性作用2)對于獨立懸架，縱傾中心位置應高于驅動橋車輪中心6．懸架擺臂定位角橫臂軸水平斜置角α’

、抗前俯角β’和斜置初始角θ’第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計1.縱向平面內上、下橫臂的布置1)上、下橫臂軸軸線在汽車縱向平面內的布置方案第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計1.縱向平面內上、下橫臂的布置2）主銷后傾角變化規律為了提高制動穩定性和舒適性，一般希望：（1）懸架彈簧壓縮時后傾角增大（2）懸架彈簧拉伸時后傾角減小按上述規律變化，制動時汽車前俯角減小。第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計1.縱向平面內上、下橫臂的布置3）β1、β2角的匹配對主銷后傾角的影響β1、β2角有多種匹配方案。在車輪上、下跳動（z）時,不同匹配方案對主銷后傾角的影響不一樣。第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計1.縱向平面內上、下橫臂的布置3）β1、β2角的匹配對主銷后傾角的影響第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計2.橫向平面內上、下橫臂的布置方案上、下橫臂在橫向平面內的布置方案組合起來有多種。不同方案匹配結果影響側傾中心位置不同。第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案1)布置方案與主銷后傾角的關系在水平面內上、下橫臂的擺動軸線，可以與汽車縱軸軸線平行，也可能與之呈一定的夾角，稱為水平斜置角，并規定軸線前端遠離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負，平行者為零。下橫臂軸MM與縱軸軸線夾角用α1’表示，上橫臂軸NN與縱軸軸線夾角用α2’表示α1’與α2’的匹配有三種方案，不同方案對車輪上跳主銷后傾角變化有影響第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案1)布置方案與主銷后傾角的關系第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案2)主銷后傾角λ變化范圍λ增大：(1)如圖使主銷延長線與地面交點變化，并使c增至c1。結果，車輪易擺振，操縱穩定性變壞，∴車輪上跳時要求λ不易增大(2)λ增大，車身上的懸架支承處，會產生反力矩，具有抑制制動時前俯作用，∴要求λ增大為好。要求：轎車的λ值為-1o~+2o。車輪上跳時，懸架每壓縮10mm，主銷后傾角變化范圍為10ˊ~40ˊ。第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案2)主銷后傾角λ變化范圍先根據允許前俯角值去確定車身下沉量f1第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案2)主銷后傾角λ變化范圍找到相應的ηd第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案2)主銷后傾角λ變化范圍初選β1可得主銷后傾角變化率dλ/df1第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計3.水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案2)主銷后傾角λ變化范圍選定球銷中心距求得（β2-β1）第五節獨立懸架導向機構設計三、雙橫臂式獨立懸架導向機構設計4.上、下橫臂長度的確定1）上、下橫臂長度不同影響車輪上、下跳動時，前輪定位參數和輪距的變化要求：①前輪定位參數變化小，保證良好的操縱穩定性②輪距變化小，減少輪胎的磨損1/2輪距外傾內傾推薦取上下臂長比0.66~0.7第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計1.導向機構受力分析1)作用在導向套上的橫向力F3

增加該尺寸，可以減少F3，但會導致懸架多占用高度空間，總體布置有困難第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計1.導向機構受力分析1)作用在導向套上的橫向力F3

增加該尺寸，可以減少F3，但會導致懸架多占用高度空間，總體布置有困難減小a可以減少F3，但會增大減振器傾斜角度，導致下部更靠近車輪，布置上也有難度第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計1.導向機構受力分析2)減小F3力的途徑減振器軸線保持不變，將G點向車輪方向移動，使主銷軸線與減振器軸線不重合，既減小了a，又相對便于布置將彈簧軸線與減振器軸線偏移s顯然，增大s有利于減小F3減振器軸線、主銷軸線、彈簧軸線三者不重合但受彈簧下部彈簧托盤的空間限制（增大后容易與車輪有碰上的危險），s增加是有限的

第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計1.導向機構受力分析2)減小F3力的途徑SideLoadSpring第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計1.導向機構受力分析2)減小F3力的途徑為了使活塞桿、導向套耐磨，在活塞桿表面采用微裂紋鍍鉻工藝處理，裂紋處可存入少量潤滑油有利于減少磨損，鍍鉻本身又耐磨損，從而增加使用壽命第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計2.擺臂軸線布置方式的選擇(1)麥弗遜式懸架擺臂軸線布置方式與主銷后傾角λ的匹配影響汽車縱傾穩定性(2)要求：懸架壓縮行程時，主銷后傾角λ有增加的趨勢，以利于減少制動時的縱傾（前俯）(3)匹配方案第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計3.擺臂長度的確定1)麥弗遜式懸架下擺臂長度不同，影響：(1)輪距By的變化(2)主銷內傾角γ、車輪外傾角δ、主銷后傾角λ的變化2)要求(1)車輪上跳時，By變化愈小愈好，以利增加輪胎的壽命(2)γ、δ、λ變化愈小愈好，以利有良好的操縱穩定性第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計3.擺臂長度的確定3)擺臂長度的確定原則第五節獨立懸架導向機構設計四、麥弗遜式獨立懸架導向機構設計3.擺臂長度的確定3)擺臂長度的確定原則圖中下擺臂長度l1是變化的，曲線1，l1最小，依次曲線5的l1最長。分析上圖可得到的結論是：①

l1愈長，By變化愈小②

l1愈長，車輪上跳時λ變化愈?、?/p>

車輪上跳40mm以前，各參數變化不明顯確定擺臂長度的原則是：在布置允許的條件下，盡可能加長擺臂長度第六節減振器一、分類1.形式第六節減振器一、分類2.優缺點分析雙筒充氣液力式減振器的優點：

1）工作性能穩定2）干摩擦阻力小

3）噪聲低4）長度短∴應用廣泛第六節減振器一、分類3.對減振器的要求減振器應當滿足的基本要求有：1）保證行駛平順性性能穩定；2）工作可靠，有足夠的壽命。第六節減振器二、主要參數的選擇1.阻尼特性阻尼-位移特性和阻尼-速度特性

阻尼系數第六節減振器二、主要參數的選擇1.阻尼特性1）阻尼—速度特性曲線由四段近似直線的線段組成。其中壓縮行程和伸張行程各占兩段2）有四個阻尼系數3）壓縮行程阻尼系數為δY=FY/VY；伸張行程阻尼系數為δs=Fs/Vs；Y≠δs第六節減振器二、主要參數的選擇2.阻尼比ψ減振器的阻尼作用在與不同剛度和不同簧上質量的懸架系統匹配時，會產生不同的阻尼效果ψ的表達式：

第六節減振器二、主要參數的選擇2.阻尼比ψ①壓縮行程時，推薦ΨY取小些(即δ取小些)②伸張行程時，推薦Ψs取大些(即δ取大些)且使ΨY=（0.25~0.50）Ψs第六節減振器二、主要參數的選擇3.阻尼系數δ不考慮布置特點

第六節減振器二、主要參數的選擇3.阻尼系數δ考慮布置特點第六節減振器二、主要參數的選擇4.最大卸荷力F0當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器應打開卸荷閥，以減少傳遞到車身上的沖擊力。打開卸荷閥瞬時的減振器活塞速度稱為卸荷速度vx=Aωcosα/n式中A為車身振幅，一般±40mm；ω為固有頻率；α為減振器安裝角;vx一般為0.15-0.3m/s伸張行程的最大卸荷力：F0=δsVx第六節減振器二、主要參數的選擇5.工作缸直徑D根據伸張行程的最大卸荷力F0，可初定減振器工作缸直徑D

第六節減振器二、主要參數的選擇5.工作缸直徑D減振器的工作缸直徑有等多種規格，選取時可參考QC/T491-2018《汽車減振器性能要求及臺架試驗方法》等相關標準選用雙筒式減振器最大外徑尺寸參考值工作缸直徑D2025273032354045506570貯液缸最大外徑Dc3445464655586368788895防塵罩最大外徑Do495456566770758090102110第七節懸架結構元件的設計一、鋼板彈簧的葉片和卷耳1.葉片的斷面形狀標準型（矩形）、拋物線側邊、單面單槽、單面雙槽第七節懸架結構元件的設計一、鋼板彈簧的葉片和卷耳2.葉片的端部形狀矩形、梯形、橢圓形第七節懸架結構元件的設計一、鋼板彈簧的葉片和卷耳3.端部的支承形式卷耳：上卷式、平卷式、下卷式滑板第七節懸架結構元件的設計一、鋼板彈簧的葉片和卷耳4.吊耳的形式與布置方案固定式和活動式C形、叉形、分體式第七節懸架結構元件的設計一、鋼板彈簧的葉片和卷耳4.吊耳的形式與布置方案吊耳與車架之間連接第七節懸架結構元件的設計二、控制臂與推力桿1.控制臂與推力桿控制臂：獨立懸架中的縱臂、橫臂、斜臂統稱為控制臂推力桿：車輪與車架之間用來傳力（力矩）的桿件控制臂與推力桿用來在車輪與車架之間傳遞力或力矩，控制臂還決定了車輪跳動時的運動規律2.要求1)足夠的縱向彎曲應力：用鋼管制造，沿桿件軸線方向傳遞拉力或壓力時，注意使之有足夠的縱向彎曲應力2)足夠的強度、剛度：如控制臂受力狀態復雜，為了保證有足夠的剛度可以用箱形斷面結構、或用深沖壓成型的構件3)能調節長度或者角度：如用螺紋連接即可改變長度，以方便安裝，消除制造誤差。第七節懸架結構元件的設計三、接頭與球銷1.分類2.要求1）摩擦阻力小2）使用期間不需要進行保養3）有少許彈性4)隔音第七節懸架結構元件的設計三、接頭與球銷3．球銷式接頭球頭銷、球頭碗第七節懸架結構元件的設計三、接頭與球銷3．球銷式接頭殼體第七節懸架結構元件的設計三、接頭與球銷4．軸銷式接頭汽車設計第八章轉向系統設計第一節概述第二節機械轉向系統方案分析第三節轉向系統主要參數的選擇第四節機械轉向器的設計與計算第五節助力轉向機構第六節轉向梯形第一節概述一、功用保持或改變汽車行駛方向機構在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協調的轉角關系二、組成轉向器轉向操縱機構轉向傳動機構助力轉向系統防傷機構和轉向減振器第一節概述三、設計要求1．轉彎行駛時全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑2．轉向后駕駛員在松開轉向盤的條件下，轉向輪應能自動回正3．在任何行駛狀態下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動（各型汽車要求不同）4．轉向傳動機構和懸架導向機構共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小5．保證有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力第一節概述三、設計要求6．操縱輕便7．轉向輪碰撞到障礙物時，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小8．轉向器和轉向傳動機構球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構9．有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置10．保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致第一節概述三、設計要求在設計轉向系，需要滿足以下性能指標：要求M1類汽車以50km/h，M2、M3、N1、N2、N3類汽車以40km/h沿半徑為50m的彎道的切線方向駛離時，轉向盤不得有異常振動最小轉彎半徑大小能達到汽車軸距的2~2.5倍當汽車以10km/h從直線進入轉彎半徑為12m的彎道上行駛時，作用到轉向盤上的最大手力對M1、M2類汽車為150N，對M3、N1類汽車為200N，對N2、N3類汽車為245N乘用車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析主要分類第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器由與轉向軸成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿成一體的齒條組成。優點：結構簡單、緊湊；質量比較??；傳動效率高；磨損后間隙調整容易；體積較??；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器缺點：逆效率高（60~70%），反沖大，易使駕駛員精神緊張，并難以精確控制方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時造成傷害。反沖：汽車在不平路面上行駛時，發生在轉向輪與路面間沖擊力的大部分能傳到轉向盤，稱之為反沖。第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器輸入齒輪位置與輸出特點第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器輸入齒輪位置與輸出特點第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合：運轉平穩，沖擊和噪聲下降，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求；但因斜齒工作時有軸向力作用，影響軸承壽命，同時斜齒輪滑磨也比較大第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器的布置形式第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析2.循環球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條構成的傳動副組成。優點：傳動效率較高；使用壽命較長；工作平穩可靠；間隙調整容易；適合用作整體式動力轉向器。缺點：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析3.蝸桿滾輪式轉向器由蝸桿和滾輪嚙合而成。優點：結構簡單；制造容易；強度較高；工作可靠，磨損小，壽命長；逆效率低。缺點：正效率低；調整嚙合間隙比較困難；傳動比不能變化。蝸桿齒扇式蝸桿滾輪式第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析4.蝸桿指銷式轉向器根據銷是否能夠自轉，分為固定銷（死銷）和旋轉銷兩種；根據銷子數量，分為單銷和雙銷。優點：傳動比可以變化；指銷和蝸桿磨損后，調整間隙比較容易。固定銷：結構簡單，制造容易；但銷子不能自轉，磨損快，效率低。旋轉銷：效率高，磨損慢，但結構復雜。第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析4.蝸桿指銷式轉向器要求搖臂軸有較大轉角時，應采用雙銷式結構。此時雙銷同時工作，磨損較低；當一個銷子脫離嚙合狀態時，另一個銷子承受全部作用力，要注意校核強度。雙銷與單銷相比：結構復雜，尺寸和質量大；對兩銷位置精度、螺紋槽形狀及尺寸精度等要求高；傳動比變化特性和傳動間隙特性的變化受到限制。第二節機械轉向系統方案分析一、機械轉向器方案分析第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析1.轉向盤圓形轉向盤結構簡單，工藝性能好，適宜于需要用大幅度轉向角的轉向系，有很好的控制感和路感，符合人們的使用習慣，因此得到廣泛使用。圓形轉向盤一般由輪緣、輪輻和輪轂等組成，有兩輻條、三輻條或四輻條等結構形式第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析1.轉向盤圓形轉向盤基本尺寸有380、400、425、450、475、500、550等多種規格其輪轂孔可采用45°壓力角的圓柱直齒漸開線花鍵與轉向軸連接，模數一般取0.5mm左右第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析1.轉向盤轉向盤內部由成形的金屬骨架構成骨架外面一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有包皮革的，這樣可有良好的手感當汽車發生碰撞時，從安全性考慮，不僅要求轉向盤應具有柔軟的外表皮，起到緩沖作用，而且還要求轉向盤在撞車時，其骨架能產生一定變形，以吸收沖擊能量，減輕駕駛員受傷的程度第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析2.轉向軸與轉向管柱及防傷安全機構轉向軸是連接轉向盤和轉向器的傳動件，并傳遞它們之間的轉矩轉向柱管安裝在車身上，支承著轉向盤。轉向軸從轉向柱管中穿過，支承在柱管內的軸承和襯套上第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析2.轉向軸與轉向管柱及防傷安全機構萬向節式防傷安全機構結構簡單正面撞車轉向盤不會后移但不能吸收碰撞能量第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析2.轉向軸與轉向管柱及防傷安全機構可分離式防傷安全機構結構較為簡單，制造容易。在受到一定軸向力時，上、下轉向軸能自動脫開,以確保駕駛員安全第二節機械轉向系統方案分析二、轉向操縱機構方案分析2.轉向軸與轉向管柱及防傷安全機構聯軸套管緩沖吸能式防傷安全機構正面沖撞時會剪斷塑料銷釘，導致套管與軸相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，套管與軸相互壓縮，長度縮短，可以減少轉向盤向駕駛員一側的移動量，起到保護駕駛員的作用。撞車后因套管與軸仍