目錄摘要 III Abstract .IV 第 1章 緒論 11.1 設計的背景和目的 11.2 主要任務和要求 11.3 懸架的結(jié)構(gòu) 11.4 雙橫臂式獨立懸架 21.5 懸架的設計要求 3第 2章 懸架主要參數(shù)的確定 42.1 研究的轎車參數(shù) 42.2 懸架靜撓度的計算 42.3 懸架動撓度的計算 52.4 懸架的彈性特性 52.5 小結(jié) 6第 3章 懸架導向機構(gòu)的設計 73.1 設計的要求 73.2 導向機構(gòu)的設計參數(shù) 73.2.1 側(cè)傾中心 73.2.2 側(cè)傾軸線 83.2.3 縱傾中心 83.3 導向機構(gòu)的布置 83.3.1 縱向平面內(nèi)上下橫臂的布置方案 83.3.2 橫向平面內(nèi)的上下橫臂的布置方案 93.3.3 水平面內(nèi)上下橫臂軸的布置方案 .103.3.4 上下橫臂長度的確定 .11第 4章 螺旋彈簧的設計 .134.1 螺旋彈簧材料的選擇 .134.2 螺旋彈簧幾何參數(shù)的選擇 .134.2.1 彈簧所受壓力 .134.2.2 彈簧剛度的計算 .134.2.3 計算彈簧鋼絲的幾何參數(shù) .144.3 彈簧的校核 .154.3.1 彈簧的剛度校核計算 .154.3.2 彈簧的剪切應力校核 .154.4 計算結(jié)果及小結(jié) .16第五章 減振器的選擇 .175.1 減震器的類型 .175.2 雙筒式液力減振器的結(jié)構(gòu)及工作原理 .175.3 相對阻尼系數(shù)的確定 .195.4 阻尼系數(shù)的確定 .195.5 最大卸荷力的確定 .205.6 減振器工作缸直徑的確定 .20小結(jié) 22參考文獻 23致謝 24轎車雙橫臂懸架的設計摘要雙橫臂式獨立懸架是一種常見的汽車懸架，由于工作性能好且穩(wěn)定可靠，許多汽車，尤其是高檔轎車，使用了這種懸架。該懸架可以通過改變導向桿系的接觸點的位置及控制臂的長度，使得懸架得到良好的的運動特性。尤其是采用上下橫臂不等長的結(jié)構(gòu)可以延長輪胎的使用壽命，能夠提高汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。本次設計的是不等長橫臂的雙橫臂式獨立懸架懸架。在設計時，首先根據(jù)汽車參數(shù)，計算懸架的主要參數(shù)；接著設計導向機構(gòu)，分析如何計算得到側(cè)傾中心和縱傾中心，合理設計懸架的布置方案，并分析上下橫臂長度的比值對汽車的影響，參考已有車型數(shù)據(jù)設計了上下橫臂的長度；接著參照各種要求和之前計算的的數(shù)據(jù)設計了螺旋彈簧并校核合格；然后按照標準和之前的數(shù)據(jù)選擇了減震器，最后通過 CAD 完成圖形的繪制。關(guān)鍵詞: 汽車； 雙橫臂獨立懸架； 螺旋彈簧； 減振器 金陵科技學院學士論文 AstractDesign of double wish-bone suspension of carAbstractDouble wish-bone independent suspension is a common vehicle suspension, because the work is stable and reliable, is widely used in the car, especially the luxury car. Through the reasonable selection of the position of the contact point and the length of the control arm of the guide bar, the suspension can have reasonable movement characteristics. Especially, the use of the upper and lower cross arm structure can extend the service life of the tire, can improve the ride comfort and handling stability of the car. This object of design is unequal length double wish-bone suspension. In the design, first of all，according to the vehicle parameters, main parameters for calculation of suspension; and guiding mechanism were designed, analysis how to calculate get roll center and pitch center, design the reasonable layout of suspension, and Analysis on cross arm length ratio of vehicle impact, reference has been design data model on lower cross arm length; then according to various requirements and calculation data of the design of the spiral spring and checking of qualified; then in accordance with the standards and before the data choose shock absorber. Finally, draw graphics though software CAD .Key words: Automotive； Double wish-bone independent suspension； Coil spring； Shock absorber 金陵科技學院學士論文第 1 章 緒論1第 1 章 緒論1.1 設計背景自世界上第一臺汽車誕生以來，整個汽車產(chǎn)業(yè)都在不斷發(fā)展，汽車已越來越成為人類生活中必不可少的一部分，至少在短期內(nèi)，汽車都將是我們最為重要的交通運輸方式。它極大地提高了我們?nèi)祟惿a(chǎn)生活的效率，在汽車工業(yè)高度發(fā)展的現(xiàn)在，汽車的各方面性能比起過去的汽車有了極大的提升，在行駛速度，載貨載人能力，加滿燃料的行駛里程，乘坐舒適性和安全性上有了質(zhì)的飛躍，汽車產(chǎn)業(yè)的水平已經(jīng)成為衡量一個國家的工業(yè)水平的重要標準之一。汽車懸架可以將因路面不平引起并傳遞給車身的振動衰減，為成員帶來舒適的乘用體驗，使汽車具有高速行駛的能力，是汽車上非常重要的一個部件，其性能的好壞，駕駛員和乘客能很直接的感受到。1.2 主要任務和要求汽車懸架的作用主要是衰減因路面不平而引起的振動而傳遞到車內(nèi)的乘客或貨物上的振動，減振性能優(yōu)秀的轎車可以為乘客帶來舒適的乘坐體驗，提高行駛尤其是高速行駛中的安全性。減振性能優(yōu)秀的貨車可以為貨物提供更好的防護，減少運輸過程中的損傷。其中雙橫臂式獨立懸架上的橫向力由兩個橫臂同時吸收，減振器只承受簧上載荷，不承受側(cè)向力，具有十分良好的減振性能，但相對的，因為結(jié)構(gòu)更為復雜，所以生產(chǎn)成本較高。因此這種獨立懸架通常被應用在高檔轎車，越野車和部分轎車的前輪上。要求完成：確定雙橫臂式懸架的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，對導向機構(gòu)進行受力分析并選擇合適的布置方案，計算減振彈簧并根據(jù)結(jié)果選擇合適的減振器；上下擺臂等主要零部件設計與強度計算；繪制零件圖及裝配總成圖。1.3 懸架的結(jié)構(gòu)懸架是車輪和車架之間的連接并傳遞載荷和振動的的一系列裝置的總稱，并且能夠在傳遞振動時吸收一部分振動的能量，盡量減少車輪跳動對車身振動的影響，使整個車身的運動較少或者是較為平緩。金陵科技學院學士論文第 1 章 緒論2懸架的的主要部件有彈性元件（通常是彈簧）、導向機構(gòu)和減振器，此外，根據(jù)不同的使用要求和設計方案，有時還會加裝緩沖塊又或是橫向穩(wěn)定桿等部件。汽車在不平整的路面上行駛時，車輪會持續(xù)跳動，并將這持續(xù)的傳遞給車身，使車內(nèi)的乘客感到的不舒適，如果裝有減振器，振動將被迅速衰減，使振幅迅速減小，從而獲得較好的乘坐舒適性。導向機構(gòu)的作用是來確定車輪相對于車身的運動和傳遞除垂直力以外的力和力矩。部分汽車的懸架上裝有緩沖塊，作用是限制移動行程，從而緩和車軸對車身的撞擊力量。此外，如果希望減少汽車轉(zhuǎn)彎時車身的側(cè)傾，提高地面和輪胎之間的相互作用力，可以通過加裝橫向穩(wěn)定桿來解決。圖 1.1 懸架示意圖1.4 雙橫臂獨立懸架雙橫臂式獨立懸架擁有上下兩個橫臂，橫向力由兩個橫臂同時吸收，支柱只承載車身重量，因此橫向剛度大。雙橫臂式獨立懸架通過上下兩個橫臂可以精確的定位車輪的各種參數(shù)，當汽車轉(zhuǎn)彎時，上下兩個橫臂能同時吸收輪胎所受的橫向力，加之兩橫臂的橫向剛度較大，所以轉(zhuǎn)彎時的側(cè)傾較小。雙橫臂臂式獨立懸架通常把上橫臂設計的較短，把下橫臂設計得較短，采用這種結(jié)構(gòu)可以使車輪在上下運動時，外傾角的大小并自動改變。并且能夠減小輪距變化進而減小輪胎的磨損，同時能夠自適應路面，增大輪胎與地面之間的接觸面積，提高附著力，金陵科技學院學士論文第 1 章 緒論3獲得優(yōu)秀的運動能力。雖然性能出色，但這種懸架的結(jié)構(gòu)比起其他懸架更為復雜，且生產(chǎn)成本更高，故雙橫臂式獨立懸架通常使用在高級轎車，跑車，越野車上，部分汽車的前輪也會采用該種懸架。1.5 懸架設計的要求一個汽車懸架系統(tǒng)的性能的好壞對汽車整車的操縱性能有著很大的影響，一個好的懸架能夠合理分配各零件上的載荷，使各零部件能有足夠的壽命，并能夠合理傳遞并衰減沖擊，提高車內(nèi)乘員的乘坐舒適度。此外，一個性能優(yōu)秀的懸架可以減少汽車在行駛時的振動，這有助于提高汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性，使汽車更高效地運行。因此，為了能得到優(yōu)秀的使用性能，在設計汽車懸架時需要嚴格遵循下面的六個要求：(1)要能夠保證車輪與車身之間的連接和力的傳遞穩(wěn)定可靠，協(xié)調(diào)導向機構(gòu)的運動應與轉(zhuǎn)向桿系的運動，避免發(fā)生運動干涉，避免懸架在壓縮和伸張行程的極限位置發(fā)生硬沖擊。(2)設計的懸架要有合適的彈性特性及阻尼特性，較低的振動頻率和較小的振動加速度值，這樣才能保證汽車具有較好的行駛穩(wěn)定性和操縱穩(wěn)定性。(3)懸架的側(cè)傾中心和縱傾中心在設計時，要能夠保證汽車在轉(zhuǎn)向時具有一定的抗側(cè)傾能力，在制動和加速時能夠保持車身的穩(wěn)定，具有一定的抗縱傾能力。(4)懸架各構(gòu)件的質(zhì)量尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡可能的小，同時又要有足夠的強度和使用壽命。(5) (6)保證懸架具有一定的使用價值的前提下，盡量降低生產(chǎn)成本。金陵科技學院學士論文第 2 章 懸架主要參數(shù)的確定4第 2 章 懸架主要參數(shù)的確定2.1 研究的轎車參數(shù)表 2.1 轎車參數(shù)車長 車高/寬 前輪距 后輪距 軸距4629mm 1653/1880mm 1617mm 1613mm 2807mm車身重量 百公里加速時間 最大功率 最大扭矩 最高速度1900 kg 10.0 秒 155/4300-6000 KW/rpm 350/1500-4200 N·m/rpm 180.0 km/h輪胎 輪轂尺寸 最小轉(zhuǎn)彎半徑 最小離地間隙235/65 R17 17 5.8 m 185 mm2.2 懸架靜撓度的計算 ， 可 按 下 式 計 算 ：車 身 固 有 頻 率 n0 MC210???的 靜 撓 度則 在 靜 載 荷 作 用 下 懸 架 ）是 簧 載 質(zhì) 量 （） ；是 懸 架 剛 度 （） ；是 角 振 動 頻 率 （式 中 kgN/mrad/s0?Cgfc?要想使汽車具有較好的行駛平順性和乘坐舒適性，根據(jù)相關(guān)研究人員的不斷試驗與研究，得知車身振動的固有頻率應為人體正常步行時身體上、下運動的頻率（約為1～1.4） 。金陵科技學院學士論文第 2 章 懸架主要參數(shù)的確定5固有頻率的值越低，則車身加速度的均方根值越小，但這并不意味著車身固有頻率值越低越好。在設計懸架時，通常對于貨車，取固有頻率的值為 1.5Hz至 2.0Hz，對于客車取 1.2Hz至 1.8Hz，對于高檔轎車取 1Hz至 1.3Hz。可見通常固有頻率的值應該根據(jù)需求取在一定范圍內(nèi)，并不是車身固有頻率值越低越好。當固有頻率的值取得過低時，懸架的動撓度就會過大，因而不能在懸架上保證足夠大小的限位行程，從而加大限位快撞擊的概率。同時會增大轉(zhuǎn)彎側(cè)傾角，導致汽車在不同條件下行駛時的車身高度變化巨大，影響汽車的整車性能。按要求，選擇 = 1.15 Hz0n 1.53.498n4gf220c ???計算得 m0.18fc?2.3 懸架動撓度的計算懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)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(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。一般而言對于轎車取 7～9 cm；對于大客車取 5～8cm；對于貨車取 6～9cm 。本次設計取mm90fd?對于一般的轎車，懸架的靜擾度與動擾度之和應當大于或等于 160mm ，而mm16027891fdc ??根據(jù)計算，懸架的靜擾度 與動擾度 設計合理。cd2.4 懸架的彈性特性金陵科技學院學士論文第 2 章 懸架主要參數(shù)的確定6線性彈性特性指車身位移 f和受垂直外力 F之間成固定的比例時的特性，此時曲線是一條直線，懸架剛度為常數(shù)，車身位移法 f固定的隨垂直外力 F的增加而增加。由之前撓度的計算可知固有振動頻率，隨載荷的變化而變化，載荷越大，頻率越低。當車身位移 f和受垂直外力 F之間有固定的比值時，稱為成為具有非線性彈性特性。對于使用時載荷變化較大的的汽車（特別是大型客車和和貨車），如采用具有線性彈性特性的懸架，汽車在不同工況下行駛時，車身的振動頻率變化將會很大，加大了汽車縱向的振動，嚴重破壞了汽車行駛時的安全性和平順性。所以應該使用具有非線性彈性特性的懸架。非線性彈性特性的懸架，因為剛度隨載荷的變化而變化，使得汽車在不同的行駛狀況下，都能使車身振動的固有頻率變化很小甚至是保持不變（即等頻）。為了得到這樣的的彈性特性，在任意載荷 P時，特性曲線上 M點點的懸架剛度應滿足下式： 常 數(shù)?cmfC式中， 是任意點 M的懸架剛度（N/m），f 是在任意載荷 P下懸架從原點的變形mC（mm）， 是在靜載荷 時的懸架靜撓度（mm）。cfcP因為 dfPCm?可將上式改寫成 fP?積分得 Aflnc??因為當 f= 時，P= ，所以cfcP1-lnPAc?金陵科技學院學士論文第 2 章 懸架主要參數(shù)的確定7由此得到的等頻彈性特性表達式 ）（ 1-fceP?2.5 小結(jié)本章根據(jù)本次設計所選擇的汽車參數(shù)，選擇車身的固有振動頻率 = 1.15 Hz，經(jīng)0n計算得懸架的靜撓度 mm ，懸架的動撓度 mm ，并檢驗合格，最后分析了0.18fc?90fd?懸架的彈性特性。金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計8第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計3.1 設計的要求 4 76)3( 2 0.4m(1) ;時 ， 應 有 抗 后 仰 作 用 。身 的 抗 前 俯 作 用 ； 加 速） 制 動 時 ， 應 該 具 有 車（ 而 增 強 轉(zhuǎn) 向 不 足 效 應 。與 車 身 的 傾 斜 同 鄉(xiāng) ， 從 ， 并 使 車 輪～保 證 車 身 側(cè) 傾 角向 加 速 度 的 作 用 下 ， 要汽 車 轉(zhuǎn) 彎 行 駛 時 ， 在 側(cè)加 速 度 。 該 產(chǎn) 生 縱 向 的夠 合 理 變 化 ， 車 輪 不 應， 前 輪 的 定 位 參 數(shù) 要 能當 懸 架 上 的 載 荷 變 化 時期 磨 損 。 ， 否 則 會 引 起 輪 胎 的 早超 過化 時 ， 輪 距 的 變 化 不 能要 保 證 當 懸 架 上 載 荷 變機 構(gòu) 的 設 計 要 求雙 橫 臂 式 獨 立 懸 架 導 向 ???靜止汽車輪胎的定位參數(shù)如表格所示表 3.1前輪前束 外傾角 主銷后傾 主銷內(nèi)傾 前輪距變化 后輪距變化0°左右 0°30` 3° 12° 3mm 4mm3.2 導向機構(gòu)的布置參數(shù)3.2.1 側(cè)傾中心金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計9圖 3.1 側(cè)傾中心的求法如圖 3.1所示?？梢詫M臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動點的 ，W傾 中 心雙 橫 臂 式 獨 立 懸 架 的 側(cè) 連 線 延 長，并同時獲得 P點的高度。然后將 P點與車輪接地點 N相連接，與汽車軸P相 交 得 到 極 點，并可以帶入數(shù)據(jù)即計算出側(cè)傾中心高度 。即 為 側(cè) 傾 中 心線 的 交 點 Wwh圖 3.2 側(cè)傾中心的求法同樣的， ，也可通過圖 3.2用幾何方法求出側(cè)傾中心。此時，當 上 下 橫 臂 相 互 平 行 時因為上下橫臂平行，無法得到交點 P。但可以過接地點 N作與橫臂的平行線并交于汽車軸線，交點即為側(cè)傾中心 W。并可以得到傾中心高度 ，計算方法與上圖類似。wh3.2.2 側(cè)傾軸線金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計10，前后側(cè)傾中心的連線。應該基本與地面平行，并盡量增中側(cè) 傾 軸 線 是 指 獨 立 懸 架大與地面的距離。與地面保持平行 可，保證前、后軸上的載駛 時可 以 使 得 汽 車 在 曲 線 行荷變化基本相等，從而能夠 （但這并不是不是唯一的措施）；而盡可保 證 中 性 轉(zhuǎn) 向 特 性能增大 是為了使車身的側(cè)傾限制在允許范圍內(nèi)。但是與 地 面 的 距 離，所以幾乎不到 允前 懸 架 側(cè) 傾 中 心 高 度 受 到 允 許 輪 距 變 化 的 限 制前 懸 架 側(cè) 傾 中 心 高 度 受可能超過 150mm 。查詢相關(guān)數(shù)據(jù)，我們可以得到，通常情況下，取汽車 為前 懸 架 的 側(cè) 傾 中 心 高 度 wh0mm到 120mm ，取汽車后懸架的側(cè)傾中心高度為 80mm至 150mm ，過大或者過小都不利于汽車的通過性。而且，在設計 時一般按照先前懸架后后懸架的順序，懸 架 的 側(cè) 傾 中 心 高 度此外當后懸架選擇非獨立懸架時，側(cè)傾中心高度 的取值要 要更大一wh比 選 擇 獨 立 懸 架 時些。3.2.3 縱傾中心圖 3.3 縱傾中心的求法如圖 3.3所示。 點即為 。與之前的側(cè)傾中心類似可由幾何vO雙 橫 臂 懸 架 的 縱 傾 中 心方法求得位置。如圖所示，作出兩條橫臂轉(zhuǎn)動軸的延長線 C和 D并線交于點 O，點 O即是縱傾中心。3.3 導向機構(gòu)的布置金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計113.3.1 縱向平面內(nèi)上下橫臂軸的布置方案如圖所示，圖 3.4中左邊標有數(shù)字 1～6 的曲線，其 （單位），橫 坐 標 是 主 銷 后 傾 角 ?Z（單位 mm），它表示的是 6種不同的布置方垂 直 位 移 的 變 化 量縱 坐 標 為 車 輪 接 地 點 的案下值隨車輪跳動的變化曲線。圖中右上方的表示 6種不同的方案時，車輪位置的示意圖。右下方表示的是 6種方案時分別對應的 和 的取值。1?2圖 3.4為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和乘坐舒適性，一般希望 以下變的主 銷 后 傾 角 后 傾 角 有化規(guī)律：（1） ；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以產(chǎn)生制角 角 變 大在 懸 架 壓 縮 時 后 傾 后 傾動時 防止制動前俯的力矩。制 臂 支 架 上 產(chǎn) 生主 銷 后 傾 角 變 大 而 在 控根據(jù)圖形可得， 。 化 曲 線 很 好號 方 案 主 銷 后 傾 角 的 變，，第 621根據(jù)實際的設計的布局情況我選擇 2號方案，此時取 、 取 。??01???-523.3.2 橫向平面內(nèi)上下橫臂的布置方案金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計12圖 3.5 三種布置方案圖 3.5中 a、b、c 為 3種不同的橫向平面內(nèi)的布置方案，由圖我們可以知道：，所得側(cè)傾中心的位置也不同，因為設計師要求前懸架的同上 下 橫 臂 的 布 置 方 式 不在 0mm至 120mm 之間，所以我們選用方案 a。側(cè) 傾 中 心 高 度 wh3.3.3 水平面 內(nèi)上下橫 臂軸的布置方案圖 3.6圖 3.6中（a）,(b),(c)分別為 3種不同的橫臂軸在平面上的布置方案。其中下橫臂軸 MM與軸線的夾角用 表示，稱為 ，而 則表示上橫臂軸 NN1?角上 橫 臂 的 水 平 斜 置 斜 置 2?與軸線的夾角，稱為下橫臂的水平斜置角。規(guī)定，若 ，則對應的軸 線 前 端 遠 離 汽 車 軸 線水平斜置角為正，若軸線前端接近軸線，則對應的 ，若與汽車軸線相平水 平 斜 置 角 為 負行，則對應的水平斜置角為零。金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計13當汽車行駛在不平整的路面時，車輪傳遞給車身的沖擊力，大多數(shù)發(fā)動機采用前置的汽車的 ，并且這樣比較便于發(fā)動機的布置。當上下橫常 為 正 值懸 架 下 橫 臂 的 斜 置 角 通臂軸 ， 會有小幅度增加。當傾 斜 角 均 為 正 值 時 跳主 銷 后 傾 角 隨 輪 胎 的 上變大時， ，有助于產(chǎn)生車 輪 上 跳 ， 主 銷 后 傾 角 現(xiàn) 反 向 力 矩車 身 上 的 懸 架 支 撐 會 出。但是若變的得太大，則會 ，這樣會使得抗 前 俯 作 用 向 力 矩在 支 撐 處 產(chǎn) 生 過 大 的 反，容易造成車輪擺動或是方向盤上的力的變化。根據(jù)分十 分 敏 感轉(zhuǎn) 向 系 統(tǒng) 對 側(cè) 向 力 變 得析本次設計選取 b方案。3.3.4 上下橫臂長度的確定圖 3.7為了得到理想的運動特性和使布置發(fā)動機更為方便，現(xiàn)在的汽車通常將 L雙橫臂式獨立 設計成上橫臂短，下橫臂長的的結(jié)構(gòu)。圖 3-7中所示為在下橫臂懸 架情況下，通過 ，使得兩者的比值 分別設保 持 不的 長 度 2L變 的 改 變 上 橫 臂 的 長 度 2L21/是 0.4，0.6，0.8，1.0，1.2 時，得到的懸架的運動特性。其中曲線 （其中 Z軸表yB-金陵科技學院學士論文 第 3 章 懸架導向機構(gòu)的設計14示 ）表示為車輪 隨車輪跳動的特性曲線。從輪 胎 上 下 跳 動 的 位 移 量 接 地 點 在 橫 向 平 面 內(nèi)圖中可以看出，當比值 為 0.6時，曲線 變化得最平緩；無論比值 是增大21/LyB-Z21/L還是減小，曲率都會增加。圖中曲線 和 分別表示?-?。曲 線角 隨 著 車 輪 跳 動 的 特 性車 輪 外 傾 角 和 車 輪 內(nèi) 傾在設計汽車懸架時，我們希望 ，這樣可以 ，延長壽命，輪 距 的 變 化 要 小 減 少 輪 胎 磨 損所以選擇 在 0.6左右是較為理想的；同時為了要保證汽車有良好的操作性，希望21/L，此時選擇比值 在 1.0左右較為合理，綜合上述分析，懸小前 輪 定 位 角 度 的 變 化 要 21/L架 應該在 0.6～1.0 之間。懸 架 上 下 橫 臂 的 比 值 21/參照我國的乘用車的設計經(jīng)驗，本次設計選取 。下表為國外某幾種轎車0.65/21?懸架橫臂長度的相關(guān)參數(shù)。表 3.2 某幾款車型的懸架的相關(guān)參數(shù)轎車名稱 上臂長，mm下臂長，mm球銷距，mm奔馳600伏爾加(蘇)雷諾(法)伏克斯豪爾(英)雪佛蘭(美)3302002152501904794453503803302562502002002150.7020.450.610.660.601.290.81.071.250.89分析比較得本次設計選擇的 與表中伏克斯豪爾較為接近，參照相關(guān)數(shù)據(jù)，0.65/L21?我們選擇 ，則 ，取球銷距 340mL1?m342?20mL3?金陵科技學院學士論文 第 4 章 螺旋彈簧的設計15第 4 章 螺旋彈簧的設計4.1 螺旋彈簧材料的選擇螺旋彈簧因為具有質(zhì)量小，且單位體積彈性勢能大等優(yōu)點，被大量使用在在轎車和廂式貨車的懸架上。螺旋彈簧的橫截面的形狀多是圓形，根據(jù)彈簧特性不同，所以螺旋彈簧 ，等節(jié)距彈簧的剛度固定不變，通種為 等 節(jié) 距 和 不 等 節(jié) 距 兩按 節(jié) 距 是 否 相 等 可 以 分常用于 ，不等節(jié)距彈簧的剛度可變，通常被用于線 性 彈 性 特 性 的 懸 架。非 線 性 彈 性 特 性 的 懸 架螺旋彈簧對工作環(huán)境的要求不高，它無需潤滑，不怕泥污。此外，螺旋彈簧安裝所需的空間不大，而且螺旋彈簧本身的質(zhì)量小，相對較為節(jié)省材料，降低成本。本次設計的是 ，所以我們選擇等節(jié)距的螺旋彈簧。根據(jù)汽車工作時彈簧受力線 性 彈 性 特 性 的 懸 架的特點，和查詢汽車設計課程設計指導書的到的壽命要求，我們選擇的材料。作 為 彈 簧 絲60Si2MnA4.2 彈簧的幾何參數(shù)的選擇表 4.2 設計車的參數(shù)前懸架滿載軸荷 前懸架空載軸荷 前懸架總質(zhì)量 前懸架設計偏頻 n1150Kg 950Kg 102Kg 1.15Hz4.2.1 彈簧所受壓力取減震器安裝角度為 ，則?10572Ncos10298cos10gmP?????取動載荷系數(shù) k=2.5，則彈簧所受最大壓力為金陵科技學院學士論文 第 4 章 螺旋彈簧的設計161305N72.5kPmax???4.2.2 彈簧剛度的計算彈簧的剛度 ，懸架的線剛度 C和 和零件的連接點的傳遞比 isC車 輪 與 路 面 的 接 觸 點三者之間有固定數(shù)學的關(guān)系。利用傳遞比 i便可計算彈簧的剛度 。根據(jù)資料，取sC，1.85x?1.8iy?根據(jù) MC210n???推出 4n20?式中C是懸架剛度（ N/m）； M 是簧載質(zhì)量（kg）； 是車身固有頻率（Hz）0n按滿載時計算得 27.3N/m1-51.4C2????則彈簧的剛度 58./iyxs進而可以得到彈簧在最大壓縮力 作用下的變形量 ：maxPL?24.95m58.130CLsax???金陵科技學院學士論文 第 4 章 螺旋彈簧的設計17綜上，彈簧所受的最大彈簧力和對應的最大變形量為 。4.2.3 計算彈簧鋼絲的幾何參數(shù)根據(jù)式中， ，本次設計初取 5數(shù)表 示 彈 簧 的 有 效 工 作 圈n，等于 Mpa性 模 量表 示 彈 簧 材 料 的 剪 切 彈G指彈簧中經(jīng)，初取 112mm推出帶入數(shù)據(jù)計算得 mm查表取 mm 。取彈簧的支承圈數(shù)則總?cè)?shù)彈簧的節(jié)距 t一般選取 0.3～0.5，對應的螺旋角在內(nèi)。取 ，螺旋角為 。當取 2時，彈簧的自由高度經(jīng)計算得金陵科技學院學士論文 第 4 章 螺旋彈簧的設計184.3 彈簧的校核4.3.1 彈簧的剛度校核計算根據(jù)公式其中， ，設計圈數(shù)為 5數(shù)表 示 彈 簧 的 有 效 工 作 圈n，等于 Mpa性 模 量表 示 彈 簧 材 料 的 剪 切 彈G，設計尺寸為 112mm表 示 彈 簧 中 徑2D，設計尺寸為 14mm表 示 彈 簧 絲 直 徑帶入得 4.3.2 彈簧的剪切應力校核剪切應力式中，k 為曲度系數(shù)，可由下式計算式中，C 為彈簧指數(shù)（即旋繞比），可由下式計算得到計算得 C=8,金陵科技學院學士論文 第 4 章 螺旋彈簧的設計19計算得 k=1.184，計算得 ，符合要求。4.4 計算結(jié)果及小結(jié)本章首先介紹了螺旋彈簧的優(yōu)點，說明我為何選擇螺旋彈簧。然后根據(jù)所選轎車的相關(guān)參數(shù)計算了彈簧的受力，并據(jù)此查詢相關(guān)手冊和資料設計了一系列的彈簧的尺寸，然后計算了該尺寸下彈簧的實際剛度，最后對彈簧的剪切應力做了校核且結(jié)果合格。最終確定的螺旋彈簧的參數(shù)如下表 4.2 設計的彈簧參數(shù)自由高度 彈簧總?cè)?shù) 螺旋角 彈簧中徑 彈簧絲直徑 d 節(jié)距 t301mm 7 9 112mm 14mm 56mm金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇20第 5 章 減振器的選擇當汽車駛過障礙物時，車輪會跳動，并將該跳動傳遞到懸架上，減振器可以將該跳動的能量轉(zhuǎn)化為腔內(nèi)油液的內(nèi)能并散發(fā)掉，從而達到衰減振動的效果。減振器作為懸架重要的一部分，他的性能的好壞能很大程度上影響懸架的性能，改善整車的行駛性能。減震器的種類有和多種，現(xiàn)在使用最廣泛的是液力式減震器。它能將汽車振動的能量吸收并轉(zhuǎn)化為油液的內(nèi)能，最后散發(fā)到大氣之中。5.1 減震器的類型 振 器 有 內(nèi) 外 兩 個。 雙 筒 式 減 振 器 是 指 減減 振 器 和 單 筒 式 減 振 器減 振 器 可 以 分 為 雙 筒 式 隨 之 增 大 或 收 縮 ， 所抽 出 ， 內(nèi) 筒 中 油 的 體 積， 因 為 活 塞 桿 的 進 入 與筒 ， 活 塞 在 內(nèi) 筒 中 運 動 器 要 有 四 個 閥 ， 即 除衡 。 因 此 ， 雙 筒 式 減 振換 來 維 持 內(nèi) 筒 中 油 的 平以 要 通 過 與 外 筒 進 行 交 ， 用 于 完 成 油 液 的 交它 們 被 裝 在 內(nèi) 外 筒 之 間還 有 流 通 閥 和 補 償 閥 ，了 上 述 的 兩 個 節(jié) 流 閥 ，換。，減少了一套閥門系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)更為簡單。它在缸筒式 減 振 器單 筒 式 減 振 器 比 起 雙 筒的下部裝有一個 ，在 的下面形成一個密閉的氣室，充有 。上浮 動 活 塞 浮 動 活 塞 高 壓 氮 氣面提到的 而造成的液面高度的變化就通過 的浮動來自我適應。因 活 塞 桿 進 出 油 液 浮 動 活 塞除了上面所述兩種減振器之外，還有 ，在載荷變化時氣囊的氣壓改變，阻 力 可 調(diào) 式 減 振 器并帶動一系列機構(gòu)，最終改變節(jié)流孔的大小。汽車的 使 用 在制 式 減 振 器 被 越 來 越 多發(fā) 展 ， 近 幾 年 ， 電 子 控隨 著 電 子 計 算 機 技 術(shù) 的上，它可以通過傳感器檢測汽車行駛時的各種數(shù)據(jù)，并將將數(shù)據(jù)傳輸?shù)接嬎銠C中，然后通過計算機 ，再控制減振器上 來調(diào)整阻尼力。計 算 得 出 最 佳 阻 尼 力 的 阻 尼 力 調(diào) 節(jié) 機 構(gòu)5.2 雙筒式液力減振器的結(jié)構(gòu)及工作原理金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇21圖 5.1 減振器工作原理1-活塞；2-工作缸筒；3-除油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回油孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿圖 5.1中，減振器的下部為 I,II,III,IV四個閥門，這四個閥門控制著內(nèi)部的和外部的補償腔 C的連接。當汽車行駛在不平整的路面上時，車輪跳動，帶動A工 作 腔活塞 1在工作腔 A內(nèi)運動，通過壓力使腔中中的油液流過相應閥上的阻尼孔，把動能轉(zhuǎn)變?yōu)橛鸵旱膬?nèi)能，油液溫度升高，并最終通過熱傳遞散發(fā)到大氣中。當車輪向上跳動時，會帶動活塞 1向下運動，油液 的上部，但AI進 入 工 作 腔通 過 閥是因為活塞桿 9需要占據(jù)一定的空間，所以要有部分油液從閥 IV流入補償腔 C。同樣的，當車輪向下跳動時，會帶動活塞 1向上運動，使 中的壓力增大，油液從閥Ⅰ流A工 作 腔入 下部，提供大部分 ，此外還有一部分油液流經(jīng)活塞桿 9與導向座 5A工 作 腔 伸 張 阻 力的縫 流進補償腔 C，同樣由于活塞桿 9需要占據(jù)一定的空間，必定有部分油6隙 從 回 流 空液經(jīng)閥Ⅲ流入 的下部。工 作 腔雙筒式液力減振器結(jié)構(gòu)簡單，但性能優(yōu)秀，即使在振幅很小的時候，閥的響應也較為敏感。能夠改善汽車在不平整路面上行駛時的阻尼特性和行駛平順性，顯著提高成員的乘坐舒適度。 摩擦也較小，安裝較為便捷。占 用 軸 向 尺 寸 較 小 ，與 單 筒 式 減 振 器 相 比 ，即使是在氣壓損失時，依然可以發(fā)揮一定的減振效果。金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇22減振器的工作時的溫度很高，有時甚至可以達到 200，所以必須要要為在高溫下膨脹的油液預留一定的空間，因此減振器的加油量需要合理的選擇，通常補償腔中油液高度加到缸筒長度的一半左右即可。否則，在減振器工作溫度低 的情況下，在或 傾 斜時空氣通過 7進入補償腔 C，更嚴重的情況下甚至會經(jīng)閥 III進入極 限 位 置 油 封，導致油液乳化，嚴重影響了減振器的工作性能。 A工 作 腔5.3 相對阻尼系數(shù)的確定相對阻尼系數(shù)是指減振器在與不同剛度 C和不同 的懸架相配合時，產(chǎn)生m簧 載 質(zhì) 量的效果也不盡相同。值較大，振動能就以較快的速度衰減，值較小則振動的速度衰減緩慢，影響整個懸架的性能，一般在壓縮行程時會取一個較小的值，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)的值則取得大些，通常保持的四分之一到二分之一關(guān)系。其中 為與的平均值，在設計時，對轎車一般取在 0.25～0.3 的范圍內(nèi)。為了 ，取的二分之一 避 免 懸 架 碰 撞 車 架，本次設計的是轎車的雙橫臂懸架，選取 。 0.3=ψ根據(jù)得到 0.2=ψ，.4ys5.4 阻尼系數(shù)的確定減振器的阻尼系數(shù) 因懸架固有角振動頻率 在根據(jù)懸架的布置參數(shù)得金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇23圖 5.2 懸架布置圖因為且計算得其中， ，計算得5.5 最大卸荷力的確定活塞的卸荷速度是指當減振器 達到了一定的值時，為了減少傳遞到活 塞 的 振 動 速 度車身的沖擊力，減振器 時的活塞速度。打 開 卸 荷 閥式中， 40mA為 車 身 振 幅 ， 初 取為 ，由之前的計算得懸 架 振 動 的 固 有 頻 率帶入得金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇24通常情況下卸荷速度的范圍為 0.15－0.30 m/s，顯然 0.176m/s符合要求。最大卸荷力根據(jù)得則5.6 減振器工作缸直徑的確定工作缸直徑 D的計算公式為 。， 本 次 取～力 ， 通 常 取為 工 作 缸 的 最 大 允 許 壓式 中 ， 3Mpa4pa3[P]指 ，選取范圍為 0.40～0.50，本次設計選取 0.40 。連 桿 與 缸 筒 直 徑 之 比帶入數(shù)據(jù)計算查閱相關(guān)資料，得到的減振器的工作缸直徑 D有 20mm、30mm、40mm、50mm 等幾種，依照下表的數(shù)據(jù)選擇。表 5.1 工 作 缸 的 選 取 規(guī) 格工作剛直徑 D 基長 L 儲油直徑 吊環(huán)直徑 吊環(huán)直徑寬度 B活塞行程 S金陵科技學院學士論文 第 5 章 減振器的選擇2520 11(120) 44(47) 29 24 230、240、250、260、270、28030 14(150) 54 39 32 120、130、140、150、270、28040 17(180) 70(75) 47 40 120、130、140、150、160、170、18050 210 90 62 50 120、130、140、150、160、170、180、190選擇工作直徑 D為 30mm ，此時對應的儲油筒直徑，取壁厚 ， 。號 鋼材 料 選 擇 20取活塞行程 S為 280mm ，取基長 L為 150mm 。綜上，減振器的參數(shù)為表 5.2 設 計 的 減 震 器 尺 寸阻 尼 系 數(shù) ?最 大 允 許 壓 力 ? 工 作 缸 直 徑 D 儲 油 筒 直 徑 連 桿 與 缸 筒 直 徑 之 比 壁 厚 H6502 3Mma 40mm 54mm 0.4 2mm