麥弗遜懸架設計說明書

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1、目錄 摘要2 ABASTRACT3 第一章 前言4 第二章 設計任務5 第三章 懸架的結構分析及選型6 3.1懸架的分類6 3.2非獨立懸架與獨立懸架優(yōu)缺點分析6 3.3獨立懸架結構形式分類及分析7 第四章 方案論證8 4.1 懸架結構方案分析8 4.2彈性元件9 4.3減震元件10 4.4傳力構件及導向機構10 4.5橫向穩(wěn)定器11 第五章 前懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響11 5.1懸架的靜擾度11 5.2懸架的動擾度12 5.3懸架的彈性特性12 5.4前懸架主銷側傾

2、角與后傾角13 第六章 彈性元件的計算14 6.1 螺旋彈簧的設計14 第七章 減震器機構的類型及主要參數(shù)的選擇計算15 7.1減震器分類15 7.2相對阻尼系數(shù)15 7.3減震器阻尼系數(shù)的確定14 7.4最大卸荷力的確定17 7.5減震器工作缸直徑的確定18 結 論19 參考文獻20 摘 要 為了提高汽車行駛的平順性和穩(wěn)定性, 本課題進行了產(chǎn)品名稱為QF1020貨車前后懸架的設計。通過對課題內(nèi)容的分析, 并結合相關設計手冊,進行了方案設計與比較, 設計了麥弗遜前懸架, 鋼板彈簧后懸架。在設計中，首先，分析了麥弗遜獨立

3、懸架的組成和功用；其次，進行懸架的上各零部件強度的校核；第三，詳細考慮各部件之間的連接關系；最后在此基礎上進行懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算。在分析麥弗遜懸架的組成和作用以及各零部件的尺寸確定的基礎上，再利用CAD軟件進行二維制圖。此次的設計進行了準確的計算和詳細的結構分析，為麥弗遜懸架的結構優(yōu)化提供了依據(jù)，從而在運動學和動力學方面提高汽車的性能。 關鍵詞：麥弗遜懸架；汽車；設計； ABSTRACT In order to enhance the automobile smooth running and the stability, This topic

4、has carried on the suspension design of the Product Nameof QF1020 vehicle. Through analyzing the topic content, and combine the correlation design handbook, carried on the plan to design and to compare, the McPherson strut front suspension , the leaf spring behind suspension and trapezium’s frame ar

5、e designed. This thesis first analyzes the consists and function of the McPherson suspension in the design, then check the up and down of the suspension,Third, the various components of the link between relations is considered the suspension on the basis of the natural vibration frequency is calcula

6、ted as well as static suspension deflection and dynamic deflection and elastic characteristics of the suspension terms at last. On the basis of Analysis of the composition and role of the size of the componentsinthe two suspension,then to use CAD software, 2D software mapping .We make an accurate an

7、d detailed structural analysis on the design, which provides the?reference for optimal design of the suspension. The approach canenhance the?performance of the McPherson suspension and leaf spring behind suspension. Keyword: McPherson suspension;Motor vehicle; Design; 第一章 前 言 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(

8、車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。 懸架最主要的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，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質量(即簧載質量)、非懸掛質量(即非簧載質量)和彈簧(彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要

9、的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。 盡管一百多年來汽車懸架從結構型式到作用原理一直在不斷地演進，但從結構功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。在有些情況下，某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導向機構的作用，麥克弗遜懸架(或稱滑柱擺臂式獨立

10、懸架)中的減振器柱兼起減振器及部分導向機構的作用。 如前所述，汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求[1]： a、通過合理設計懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，既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(fā)生硬沖擊，同時還要保

11、證輪胎具有足夠的接地能力； b、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(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； c、導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引發(fā)轉向輪擺振； d、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(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂“點頭”和“后仰”）； e、懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量小； f、便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間； g、所有零部件應具有足夠的

12、強度和使用壽命； h、制造成本低； i、便于維修、保養(yǎng)。 為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質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，并盡量可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應合理。 第二章 設計任務 本課題的名稱是進行QF1020輕型貨車的前后懸架設計。 主要研究的內(nèi)容是： 1.進行前懸架的底盤布置； 2.懸架結構型式分析和主要參數(shù)的確定； 3.用AUTOCAD完成懸架裝配圖及主要零件圖。 解決的問題有： 1.解決汽車零部件企業(yè)麥弗遜懸架產(chǎn)品開發(fā)過程中設計與產(chǎn)品建模等問題； 2.規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結構和布置合理； 3.分析其結構形式及主要

13、參數(shù)的確定。 參考數(shù)據(jù) 外形尺寸 3800mm*1475mm*1810mm 軸距 1350mm 前輪距 1280mm 后輪距 1290mm 總質量 1750kg 滿載軸荷分配 590kg(前)，1170kg(后) 空載軸荷分配 440kg(前)，400kg(后) 發(fā)動機標定功率 5300r/min)39kw 最大扭矩 （3000～3500r/min)78N.m 第三章 懸架的結構分析及選型 3.1懸架的分類 根據(jù)導向機構的不同可將汽車懸架分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類（如圖1）。70年代又發(fā)展了一種前后懸架或左右懸架相通的交聯(lián)式懸架。 圖1

14、 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[2]。 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?，F(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[3]。 3.2非獨立懸架與獨立懸架優(yōu)缺點分析 3.2.1非獨立懸架的優(yōu)缺點分析 非獨立懸架的結構特點是，左、右

15、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）簧下質量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜； 3）當兩側車輪不同步跳動時，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，由于左右兩側車輪反向跳動或只有一側車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利

16、的周轉向特性； 5）汽車轉彎行駛時，離心力也會產(chǎn)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[4]。 這種懸架主要用在總質量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 3.2.2獨立懸架優(yōu)缺點分析 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。 缺點是：結構復雜，成本較高，維修困難[5]。 優(yōu)點是：1）簧下質量??； 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

17、式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，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。 這種懸架主要用于乘用車和部分總質量不大的商用車上。 3.3獨立懸架結構形式分類及分析 獨立懸架有多種結構形式,主要分為雙橫臂式；單橫臂式；雙縱臂式；單縱臂式；麥弗遜式和扭轉梁隨動臂式等幾種類型。對于不同結構形式的獨立懸架，不僅結構特點不同，而且許多基本特性也有較大區(qū)別。評價時常從以下幾個方面進行

18、： （1）側傾中心高度 汽車在側向力作用下，車身在通過左、右車輪中心的橫向垂直平面內(nèi)產(chǎn)生側傾時，相對于地面的瞬時轉動中心，稱為側傾中心高度。側傾中心位置高，它到車身質心的距離縮短，可使側向力臂及側傾力矩小些，車身的側傾角也會減少。但側傾中心過高，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、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）懸架側傾角剛度 當汽車作穩(wěn)態(tài)

19、圓周行駛時，在側向力作用下，車廂繞側傾軸線轉動，并將此轉動角度稱之為車廂側傾角。車廂側傾角與側傾力矩和懸架總的側傾角剛度大小有關，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。若用于轉向軸上的懸架橫向剛度小，則容易造成轉向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象[6]。 第四章 方案論證 4.1懸架結構方案分析 4.1.1獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇 為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有不同的結構型式，主要有獨立懸架與非獨立懸架。獨立懸架與非獨立懸架各自的特點在上一章中已經(jīng)作了介紹，鑒于輕型貨車的特點，綜合懸架的各自特性以及成本等方面，貨車前部載人，后部載

20、貨，故將汽車的前懸設計為麥弗遜懸架，后懸設計為鋼板彈簧懸架[7]。 4.1.2懸架具體結構形式的選擇 麥弗遜式獨立懸架是獨立懸架中的一種，是一種減振器作滑動支柱并與下控制臂鉸接組成的一種懸架形式,與其它懸架系統(tǒng)相比,結構簡單、性能好、布置緊湊,占用空間少。因此對布置空間要求高的發(fā)動機前置前驅動轎車的前懸架幾乎全部采用了麥弗遜式懸架[8]。 此次設計的懸架為發(fā)動機前置前輪驅動的車型，故選擇麥弗遜式懸架形式。 4.1.3麥弗遜式懸架簡介 1.麥弗遜式獨立懸架的優(yōu)點 與其他獨立懸架相比，麥克弗遜懸架的突出特點在于可將導向機構及減振裝置集合到一起，將多個零件集成在一個單元里。這

21、樣一來，相對雙橫臂懸架而言，它不僅簡化了結構，減小了質量，還節(jié)省了空間，降低了制造成本，并且?guī)缀醪徽加脵M向空間，有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置，這一點在用于緊湊型轎車(例如微型轎車，它們幾乎全部采用前置前驅動方式)的前懸架時，具有無可比擬的優(yōu)勢。麥克弗遜懸架的另外一些優(yōu)點包括:（1）鉸接點的數(shù)目較少;（2）上下鉸點之間有較大的距離，下鉸點與車輪接地面間距離較小，這對減少鉸點處的受力有利;（3）彈簧行程較大，（4）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(wěn)定性[9]。 2.麥弗遜懸架的缺點 由于自由度減少，懸架運動特性的可

22、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。 4.2彈性元件 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

23、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，現(xiàn)逐步被其它種類彈性元件所取代，本文選擇螺旋彈簧。 4.3減震元件 減振元件主要起減振作用。為加速車架和車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器。減振器和彈性元件是并聯(lián)安裝的，如圖2-2所示。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，而減振器中的活塞在缸筒內(nèi)也作往復運動，則減振器殼體內(nèi)的油液便反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對

24、振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。本文選擇筒式液力減振器[10]。 圖2-2減震器簡圖 4.4傳力構件及導向機構 車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求，王光轎車麥弗遜式前懸 否則對汽車某些行駛性能（特別是操縱穩(wěn)定性）有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。 對前輪導向機構的要求 （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

25、參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產(chǎn)生縱向加速度； （3） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角≤6-7度。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，有抗后仰作用。 （5） 具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 4.5橫向穩(wěn)定器 在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產(chǎn)生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移

26、大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度[11]。 第五章 前懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響 5.1懸架靜撓度（公式來自《汽車設計》第四版） 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即。 汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質量分配系數(shù)近似等于1[12]，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率和(亦稱偏頻)可用下式表示 n2=（5-1） 式中，、

27、為前、后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 =（5-2） 式中，g為重力加速度(g＝981cm／)。 將、代人式(5-1)到 n2=（5-3） 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，使之接近，并且后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。 理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，/＜1時的車身縱向角振動要比/＞1時小，故推

28、薦取＝（0.8～0.9）?？紤]到貨車前后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦＝（0.6～0.8）。為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.00～1.45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50

29、～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。取=1.5Hz，=1.7Hz。代入（5-3）得=11.11cm,=8.65cm取=11cm，=8cm。 5.2懸架的動撓度 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。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，取7～9cm；對大客車，取5～8cm；對貨車，取6～9cm。由此可以看出，為了得到很好的平順性，應當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定的載荷下其變形也大。對于一般貨車懸架總的工作行

30、程即靜撓度與動撓度之和應當不小于13cm。懸架的靜撓度及動撓度值受到汽車總布置允許的工作行程的限制，取前后懸架的動撓度均為130mm[13]。 前懸架單側懸架設計簧載質量445kg,空載簧載質量408kg，設計偏頻為=1.5Hz，后懸架單側懸架設計簧載質量620kg,空載簧載質量357kg，設計偏頻為=1.7Hz，為了滿足空載時的偏頻要求，代入（5-1）得=31.54N/mm，=55N/mm。 5.3懸架彈性特性 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(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彈性特性和非線性彈性特性

31、兩種。當懸架變形廠與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖3-1所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(圖中點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，變形到結構允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 空載與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性

32、懸架。轎車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 圖3.1懸架彈性特性曲線 5.4前懸架主銷側傾角與后傾角 主銷的工作原理:汽車主銷并沒有一個固定的模式,不同類型的汽車主銷的表現(xiàn)形式也不同.汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉向輪,轉向輪又始終圍繞誰在轉,具備了這兩個條件的就可以稱為“主銷”[14]。 A.主銷后傾角:主銷軸線在縱向平面內(nèi)與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷

33、后傾角. 主銷后傾角的作用: a)保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。主銷后傾角越大,行駛中產(chǎn)生的離心力就越大,汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好.但主銷后傾角越大,汽車轉向時所克服的反向推力就越大,轉向就越重,所以主銷后傾角不能超過3°。 b)適當加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法。 主銷后傾角取3°。 B.主銷內(nèi)傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時,上斷略微向內(nèi)傾斜一個角度,這個角度叫主銷內(nèi)傾角。 (a)主銷內(nèi)傾角的作用： a) 幫助車輪自動回正; b) 使轉向輕便。 (b)主銷內(nèi)傾角的確定： 傳統(tǒng)汽車的主銷內(nèi)傾角通常在6°～8°,而20世紀70年代以后開發(fā)的無論是麥弗遜懸架還是燭式懸架,

34、主銷內(nèi)傾角通常在10°30′～12°30′左右。懸架取 9°。 第六章 彈性元件的計算 6.1螺旋彈簧的設計 螺旋彈簧作為彈性元件,其結構簡單、制造方便及其有高的比能容量,有良好的乘坐舒適性和懸架導向機構在大擺動能量下仍能具有保持車輪定位角的能力。 選取[τ]=350mPa切變模量G=280GPa的彈簧鋼的材料 a)根據(jù)總體布置要求及懸架的具體結構形式可知彈簧的剛度C=31.54N/mm,設計載荷時彈簧受力P=4361N,及彈簧高度Hi=300mm,彈簧在壓縮行程極限位置時彈簧高度H=210mm,自由高度H=390mm。 b)初選彈簧中徑簧圈中徑取D=142mm,鋼絲直徑12mm

35、,彈簧材料65Mn， 有效圈數(shù)n=4.5節(jié)距t=48mm自由高度H=380mm 彈簧指數(shù)c=D/d=9.45代入求得K=1.154 求出彈簧在完全壓緊時的載荷P與彈簧的最大載荷P P=P+C(H+H) 求得P=9964N,P=7992.9N。 進行校核：驗證 K為修正系數(shù)， K= 將=853N／,=685N／代入得 <=0.63=750N／。 所以彈簧合適。 第七章

36、 減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算 7.1減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器[15]。后者因減振作用比前者好所以采用后種。 根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10—20Mpa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響

37、大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5～5Mpa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低等優(yōu)點，所以采用此種減振器。 設計減振器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。 7.2相對阻尼系數(shù) 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 (7-1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖5.1b示出減振器的阻力－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，

38、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)而言。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[16]。 圖5.1減振器的特性 a) 阻力一位移特性b)阻力一速度特性 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 (7-2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質量。 式(5-2)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c和

39、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。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持＝(0.25～0.50)的關系[17]。 設計時，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，?。?.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應取大些，一般取＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5。 =0.35則取=0.5=0.175 7.3減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應根據(jù)

40、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5.2a安裝時，減振器阻尼系數(shù)用下式計算 圖7.2減振器安裝位置 (7-3) 中，n為雙橫臂懸架的下臂長；a為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接之間的距離。 減振器如圖5.2b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計算 (7-4) 式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 減振器如圖5.2c所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)用下式計算 (7-5) 分析式(7-3)～式(7-4

41、)可知：在下橫臂長度n不變的條件下，改變減振器在下橫上的固定點位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。 前后懸架的減振器均采用圖5-2c所示安裝的,所以代人數(shù)據(jù)進5-5可以求得前懸架減振器的=63.153后懸架減振器的=99.51 7.4最大卸荷力的確定 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8－2c所示時 (7-6) 式中，為卸載速度，一般為0.15～0.30m/s；A為車身振幅，取±40mm，為懸架振動固有頻率。 減振

42、器=126.56mm。 又已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力。 求得減振器=7992.9N。 7.5減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （7-7） 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器?。?.30～0.35。 壁厚取為4mm，材料選20號鋼。 求得減振器D=52mm。 結 論 懸架主要是針對QF1020輕型貨車而設計的。懸架的主要創(chuàng)新點在于麥弗遜懸架的突出特點在于可將導向機構及減振器裝置集

43、合在一起,可將多個零件集成在一個單元里。這樣一來,相對于雙橫擺臂懸架而言,他不僅簡化了結構,減小了質量,還節(jié)省了空間,降低了執(zhí)照成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置。另外,當車輪跳動時,其輪距和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(wěn)定性。前懸架采用獨立懸架,。這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時還具有一定的剛度。 懸架設計中由于考慮成本與安裝復雜性問題,采用了純機械結構。在以后可以改進為用一個有自身能源的動力發(fā)生器來代替被動懸架中的彈簧和減振器的主動懸架,這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能。 參考文獻 [1]張金柱

44、.懸架系統(tǒng)[M].北京:化學工業(yè)出版社,2005 [2]王望予.汽車設計[M].北京::機械工業(yè)出版社,2000 [3]劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001. [4]甘永力.幾何量公差與檢測[M].上海:科學技術出版社,2005. [5]陳家瑞.汽車構造[M].北京:機械工業(yè)出版社,2001. [6]錢志峰、劉蘇.工程圖學基礎教程[M].北京:科學出版社,2003. [7]朱德照.汽車懸架設計[M].北京:人民交通出版社,1980. [8]馮國勝.車輛現(xiàn)代設計方法[M].北京:科學出版社,2006. [9]成大先.機械設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,20

45、04. [10]余志生.汽車理論[M].北京:機械工業(yè)出版社,2000. [11]徐錦康.機械設計[M].北京:高等教育出版社,2005. [12]陳秀寧、施高義.機械設計課程設計[M].杭州:浙江大學出版社,2006. [13]陸波.麥式懸架系統(tǒng)運動分析[J].汽車技術,1994(6):23-27. [14]卞學良.輪式車輛雙橫臂懸架轉向機構優(yōu)化設計[J].兵工學報,2006,21(1):1—4. [15]牛翼萍、徐建國.McPherson式懸架的運動學及靜力學計算分析[J].輕型汽車技術,2006 (8):11—14. [16]張越今.多剛體系統(tǒng)動力學在汽車轉向和懸架系統(tǒng)運動分析中的應用[J].汽車工程,1995 (5):263—273. [17]趙和平、黃宏稱、習綱,等.非線性彈簧汽車懸架動態(tài)特性研究[J].機械強度,2005,23(2): 165—167.