汽車懸架設(shè)計(jì)說明書模板

年4月19日汽車懸架設(shè)計(jì)說明書文檔僅供參考摘要本文從汽車振動(dòng)學(xué)介入，建立二自由度汽車振動(dòng)模型，在以安全性為主，兼顧舒適性的基礎(chǔ)上導(dǎo)出懸架系統(tǒng)最佳阻尼系數(shù)（阻尼比）的計(jì)算式。結(jié)合前人的經(jīng)驗(yàn)，合理選擇懸架簧上、下質(zhì)量，剛度比等參數(shù)，計(jì)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(chǔ)，分別設(shè)計(jì)減震器、螺旋彈簧以及導(dǎo)向結(jié)構(gòu)，并基于CATIA建立三維模型。由振動(dòng)模型能夠得到汽車對(duì)路面不平度的響應(yīng)，車身部分的響應(yīng)關(guān)聯(lián)舒適性，而車輪的響應(yīng)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(yàn)選擇幾個(gè)參數(shù)作為原始數(shù)據(jù)，計(jì)算得到懸架的整體性能參數(shù)，并以此為基礎(chǔ)進(jìn)行減震器的選型、安裝布置及計(jì)算，接著確定懸架螺旋彈簧的參數(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(guān)系，取決于各自的安裝情況。難點(diǎn)在于導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的空間位置復(fù)雜，相關(guān)因素眾多，本文在此做到盡可能詳細(xì)。關(guān)鍵詞：雙橫臂獨(dú)立懸架，阻尼匹配，減震器，螺旋彈簧，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)

AbstractThispaperfromtheautomobilevibrationintervention,theestablishmentoftwodegreeoffreedomvehiclevibrationmodel,inordertosafety,balancethebasiccomfortontheoptimaldampingcoefficientderivedsuspensionsystem(damping)formula.Combinedwithpreviousexperience,reasonableselectionofsuspensionspring,mass,stiffnessratio;stiffness,damping,deflectionwholeparametercalculationofsuspensionsystem.Onthisbasis,designedshockabsorber,helicalspringandguidestructure.Athree-dimensionalmodelbasedonCATIA

Gettheresponseofautomobileunevennessofpavementbythevibrationmodel,theresponserelationshipofbodypartcomfort,whilethewheelsdirectlyreflecttheresponseofthesecurity,thetwocannothaveboth,balanceeachother'sdampingratioselectionproblem.Tosolvethisproblem,theexperienceofseveralparametersastheoriginaldata,calculatetheperformanceparametersofthesuspension,selection,anduseitasthebasisforshockabsorbermountingarrangementandcalculationofparameters;andthendeterminethesizeofsuspensioncoilspring.Itisinterestingtonotethatthesuspensiondamping,stiffnessandshockabsorberdamping,springstiffnesshasaconversionrelation,dependingontheinstallationoftheir.Thedifficultyliesinthespatialpositionofsteeringmechanismiscomplex,manyrelevantfactors,thispaperdoasmuchdetailaspossible.Keywords:doublewishbonesuspension,dampingmatching,shockabsorber,helicalspring,theguidemechanismofsuspension

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(shè)計(jì)是提高汽車懸架性能的重要方法。懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法是車輛工程專業(yè)本科學(xué)生應(yīng)掌握的知識(shí)之一。經(jīng)過畢業(yè)設(shè)計(jì)進(jìn)行汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)，是培養(yǎng)學(xué)生掌握汽車設(shè)計(jì)基本功的重要手段之一。以十七座客車為對(duì)象，進(jìn)行前懸架系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)，并完成懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。對(duì)于獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)技術(shù)，國內(nèi)外都進(jìn)行了研究，這些研究主要集中在以下幾個(gè)方面：獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)方法，獨(dú)立懸架參數(shù)對(duì)汽車行駛平順性的影響；獨(dú)立懸架對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性的影響。國內(nèi)的研究主要表現(xiàn)為：獨(dú)立懸架和轉(zhuǎn)向系的匹配；獨(dú)立懸架與轉(zhuǎn)向橫拉桿長(zhǎng)度和斷開點(diǎn)的確定；懸架彈性元件的設(shè)計(jì)分析；導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析；獨(dú)立懸架對(duì)前輪定位參數(shù)的影響；獨(dú)立懸架的優(yōu)化設(shè)計(jì)等。國外除上述研究外，還進(jìn)入了微觀領(lǐng)域的研究，如用原子力學(xué)顯微鏡觀察懸架材料內(nèi)部聚合體的原子轉(zhuǎn)化情況，研究懸架作為彈性介質(zhì)的流變特性[2]等，從而使得獨(dú)立懸架向著智能化、輕量化、小型化、通用化方向發(fā)展。同時(shí)由于電子、微機(jī)技術(shù)的發(fā)展，使得獨(dú)立懸架技術(shù)向著半主動(dòng)、主動(dòng)懸架方向發(fā)展。本文首先收集市場(chǎng)上幾款十七座客車的主要參數(shù)，經(jīng)過綜合對(duì)比，選擇懸架形式；經(jīng)過對(duì)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(jìn)行加權(quán)，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(shè)計(jì)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(yàn)值確定該懸架主要參數(shù)：懸架靜撓度、懸架動(dòng)撓度、懸架側(cè)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(zhǎng)度、節(jié)距等。最后設(shè)計(jì)穩(wěn)定桿，使各組成部分相互協(xié)調(diào)工作以及使局部的設(shè)計(jì)符合整體性能的要求。

第一章懸架概述懸架是現(xiàn)代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(dòng)以及調(diào)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(jié)構(gòu)型式到作用原理一直不斷的演進(jìn)，但從結(jié)構(gòu)功能上、它都是有彈性元件、減振裝置和到導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成。1.1非獨(dú)立懸架圖1-1螺旋彈簧非獨(dú)立懸架兩側(cè)車輪安裝在一根車軸的兩端，車軸經(jīng)過彈性元件與車架或車身相連，當(dāng)一側(cè)車輪因道路不平而跳動(dòng)時(shí)，將影響另一側(cè)車輪的工作。其種類主要有鋼板彈簧非獨(dú)立懸架和螺旋彈簧非獨(dú)立懸架（圖1-1）兩類。非獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易、維修方便、工作可靠。而其缺點(diǎn)：汽車平順性較差、高速行駛時(shí)操穩(wěn)性差、轎車不利于安裝圖1-1螺旋彈簧非獨(dú)立懸架1.2獨(dú)立懸架型式獨(dú)立懸架的車軸分成兩段，每只車輪用螺旋彈簧獨(dú)立地安裝在車架(或車身)下面，當(dāng)一邊車輪發(fā)生跳動(dòng)時(shí)，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(gòu)造較復(fù)雜，承載力小。獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向主銷，轉(zhuǎn)向節(jié)能夠繞著它轉(zhuǎn)動(dòng)。特點(diǎn)是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動(dòng)而變化，這種懸架構(gòu)造簡(jiǎn)單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性?？墒怯捎谫|(zhì)量較輕，麥克弗遜式懸架的響應(yīng)速度很快，車輪的主銷能夠擺動(dòng)，外傾角度能夠調(diào)整，這樣在車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)，輪胎的接地面積能夠達(dá)到最大化。但簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)也使得懸架剛性較弱，穩(wěn)定受到影響，轉(zhuǎn)彎時(shí)側(cè)傾會(huì)略微明顯。圖1-2麥克弗遜式懸架雙橫臂式懸架分為等長(zhǎng)式和不等長(zhǎng)式。不等長(zhǎng)式上下各有一個(gè)不等長(zhǎng)搖臂，共同吸收橫向力，因此橫向剛度大，而且經(jīng)過合理的布置，能夠使輪距和前輪的定位參數(shù)在可接受的限定范圍內(nèi)變化，這就克服了等長(zhǎng)式雙橫臂懸架輪胎磨損嚴(yán)重的弊端。路面的適應(yīng)力好，輪胎接地面大、貼地性好。能夠應(yīng)用在轎車的前后懸架上，運(yùn)動(dòng)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懸架（圖1-3）是最近比較流行的一種后懸架。當(dāng)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(shù)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(diǎn)。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(jìn)的后懸架結(jié)構(gòu)方案。當(dāng)前只有福特?？怂?、馬自達(dá)3、大眾速騰等高端緊湊型車才采用這種后懸架設(shè)計(jì)。它有雙橫臂懸架的所有性能，在雙橫臂的基礎(chǔ)上經(jīng)過連桿接抽的約束作用使得輪胎在上下運(yùn)動(dòng)時(shí)前束角度也能相應(yīng)改變，這意味著彎道適應(yīng)性更好，如果用在前驅(qū)車的前懸架，能夠緩解轉(zhuǎn)向不足，有精確轉(zhuǎn)向的感覺。如果用在后懸架上，在轉(zhuǎn)向側(cè)傾的作用下改變后輪的前束角，這就意味著后輪能夠一定的程度地隨前輪一同轉(zhuǎn)向，達(dá)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，因此常見在中高級(jí)車的后橋上。圖1-3多連桿式懸架1.3懸架發(fā)展趨勢(shì)隨著技術(shù)的進(jìn)步，生活水平的提高，人們對(duì)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(dú)立懸架到獨(dú)立懸架，由半主動(dòng)到主動(dòng)懸架。所謂的主動(dòng)懸架系統(tǒng)是在普通懸架系統(tǒng)中附加一個(gè)能夠控制阻尼作用力的裝置，由執(zhí)行機(jī)構(gòu)、測(cè)量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)和能源系統(tǒng)四部分組成。主動(dòng)懸架能夠根據(jù)汽車的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和路面狀況，適時(shí)地調(diào)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(huì)有良好的舒適性。主動(dòng)懸架的關(guān)鍵部位是其執(zhí)行機(jī)構(gòu)，也就是能夠調(diào)節(jié)的懸架阻尼系統(tǒng)，研究重點(diǎn)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(yīng)用了液力主動(dòng)懸架。至今已發(fā)展了三類典型的液力主動(dòng)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(yīng)液力控制閥直接耦合。這個(gè)系統(tǒng)的控制能力較強(qiáng),但能耗很大,特別是在粗糙路面上非懸掛質(zhì)量共振時(shí)這一問題尤為突出。第二種由AP公司發(fā)展的氣液懸架,它經(jīng)過一個(gè)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(dòng)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型蓄能器和液壓油缸相結(jié)合,在不平路面上的振動(dòng)輸入被蓄能器吸收,從而減少整個(gè)系統(tǒng)所需要的流量。懸掛質(zhì)量的振動(dòng)控制由液力系統(tǒng)的主動(dòng)阻尼和被動(dòng)阻尼共同完成。同前兩種主動(dòng)控制相比,該類主動(dòng)控制的耗能較少。最早的主動(dòng)懸架控制策略是天棚原理，假設(shè)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(dòng)器模擬此阻尼器的作用力來衰減車身的振動(dòng)。這種控制算法簡(jiǎn)單，在國外某些車型上已經(jīng)得到了應(yīng)用。隨著現(xiàn)代控制理論的發(fā)展，提出了主動(dòng)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。當(dāng)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(yù)見控制。由于實(shí)際懸架系統(tǒng)中有許多非線性的、時(shí)變的、高階動(dòng)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(yīng)控制方法。自適應(yīng)控制方法具有參數(shù)識(shí)別功能，能適應(yīng)懸架載荷和元件特性的變化，自動(dòng)調(diào)整控制參數(shù)，保持性能最優(yōu)。自適應(yīng)控制方法也有增益調(diào)度控制、模型參考自適應(yīng)控制和自校正控制三類。在德國大眾汽車公司的底盤上應(yīng)用了自適應(yīng)控制規(guī)律。綜上所述，汽車懸架逐漸趨向于主動(dòng)懸架，并結(jié)合先進(jìn)的電控設(shè)備，使懸架系統(tǒng)自動(dòng)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(duì)汽車行駛平順性和安全性具有重要的影響。因此本章對(duì)汽車懸架系統(tǒng)阻尼匹配進(jìn)行分析：首先建立汽車振動(dòng)模型，對(duì)汽車振動(dòng)簡(jiǎn)要闡述；然后分別基于安全性與舒適性設(shè)計(jì)最佳阻尼比；最后合理加權(quán)得到懸架系統(tǒng)最佳阻尼比的計(jì)算式。2.1雙質(zhì)量車身車輪振動(dòng)分析 對(duì)于雙軸汽車4個(gè)自由度的振動(dòng)模型，懸掛質(zhì)量分配系數(shù)，其中為車身繞y軸回轉(zhuǎn)半徑的平方；a、b為前后軸距；當(dāng)ξ的值接近1時(shí)，前后懸掛系統(tǒng)的垂直振動(dòng)幾乎是獨(dú)立的，于是汽車能夠簡(jiǎn)化為1/4汽車雙質(zhì)量二自由度系統(tǒng)振動(dòng)模型，如圖2-1所示。該模型由簧上質(zhì)量（車身質(zhì)量）、彈簧剛度k、減震器阻尼系數(shù)C、簧下質(zhì)量（車輪質(zhì)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(jìn)方向的坐標(biāo)x為參數(shù)的隨機(jī)過程。取車身垂直位移坐標(biāo)Z的原點(diǎn)在靜力平衡位置，可得到系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程為（2-1）為簡(jiǎn)化微分方程和下文討論的方便，引入幾個(gè)量:圖2-1單輪雙質(zhì)量二自由度模型令，，；其中p為系統(tǒng)固有圓頻率，ε圖2-1單輪雙質(zhì)量二自由度模型無阻尼自由振動(dòng)時(shí)，運(yùn)動(dòng)方程變成（2-2）由運(yùn)動(dòng)方程能夠看出，m2與m1的振動(dòng)是相互耦合的。若m（2-3）這相當(dāng)于只有車身質(zhì)量m2（2-4）同樣，若m2不動(dòng)，相當(dāng)于只有車輪質(zhì)量m（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(gè)質(zhì)量（車身質(zhì)量或車輪質(zhì)量）振動(dòng)時(shí)的部分頻率，成為偏頻。無阻尼自由振動(dòng)時(shí)，設(shè)兩個(gè)質(zhì)量以相同的圓頻率ω和相角φ做簡(jiǎn)諧振動(dòng)，振幅為和，則它們的振動(dòng)響應(yīng)分別為（2-7）以上代入微分方程（2-2）得（2-8）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(gè)根即為二自由度系統(tǒng)的兩個(gè)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(shè)（于志生.汽車?yán)碚摚ǖ谖灏妫㏄223），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(jié)論：在強(qiáng)迫振動(dòng)情況下，激振頻率接近時(shí)產(chǎn)生低頻共振，按一階主振型振動(dòng)，車身質(zhì)量的振幅比車輪質(zhì)量的振幅大將近10倍，因此主要是車身質(zhì)量在振動(dòng)，稱車身型振動(dòng)。當(dāng)激振頻率接近時(shí)產(chǎn)生高頻共振，按二階主振型振動(dòng)，此時(shí)車輪質(zhì)量的振幅比車身質(zhì)量的振幅大將近100倍，稱車輪型振動(dòng)。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(yīng)函數(shù) 二自由度懸架系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程如式（2-1）所示，對(duì)其進(jìn)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(zhì)量比；為車身固有頻率。令，代入式（2-14），求得和對(duì)路面不平度輸入q的頻響函數(shù)分別為（2-15）（2-16） 式中λ=ω/，為頻率比。根據(jù)振動(dòng)響應(yīng)與輸入量之間的頻率響應(yīng)函數(shù)之間的關(guān)系，可求得車輪和車身振動(dòng)響應(yīng)加速度和，對(duì)路面不平度輸入速度的頻響函數(shù)分別為（2-17）（2-18）2.2.2車身垂直加速度均方值 當(dāng)車輛在不同等級(jí)的道路上行駛時(shí)，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，；ν為車速。根據(jù)隨機(jī)振動(dòng)理論，響應(yīng)均方值為（2-20）式中，為響應(yīng)量x對(duì)路面不平度輸入速度的頻響函數(shù)，其中，響應(yīng)量x可代表振動(dòng)車身和車輪的位移、車身和車輪的加速度、懸架動(dòng)撓度和車輪動(dòng)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 經(jīng)過對(duì)車身垂直加速度均方值求阻尼比的偏導(dǎo)數(shù)，能夠得到基于舒適性的最佳阻尼比，由式（2-21）可得當(dāng)時(shí)，（2-22）即得到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(dòng)載頻響函數(shù)式（2-17）及式（2-19）和式（2-20），可得車輪動(dòng)載的均方值為（2-23）車輪動(dòng)載均方值對(duì)阻尼比求偏導(dǎo)數(shù)，能夠得到基于安全性的最佳阻尼比，由式（2-22）可得當(dāng)時(shí)，（2-24）即得到基于舒適性的汽車懸架最佳阻尼比。當(dāng)質(zhì)量比、剛度比時(shí)，可得，。取C級(jí)路面、車速ν=60km/h、輪胎剛度為1000000N/m時(shí)，車身加速度和車輪動(dòng)載與最佳阻尼比的變化關(guān)系如圖2-2、圖2-3所示。圖2-.3C圖2-.3C級(jí)路面車輪動(dòng)載隨阻尼比變化曲線圖2-2C級(jí)路面車身加速度隨阻尼比變化曲線2.2.5加權(quán)阻尼比 對(duì)于十七座中輕型客車而言，主要用于短途運(yùn)輸，相對(duì)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(quán)系數(shù)，基于舒適性的懸架阻尼比加權(quán)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(duì)平順性要求也不同，其中，轎車對(duì)平順性要求最高，客車次之，而貨車更低。若懸架簧上質(zhì)量為，懸架剛度為，則懸架偏頻為（3-1）對(duì)于客車而言，前懸架的偏頻在1.20-1.50Hz之間。簧上質(zhì)量可根據(jù)客車滿載總質(zhì)量與軸荷分配簡(jiǎn)單計(jì)算，一般十七座輕客整備質(zhì)量在3500kg左右，每位乘客平均按60kg計(jì)算，則載質(zhì)量是1020kg，總質(zhì)量4520kg,滿載時(shí)，4×2后輪雙胎的長(zhǎng)、短頭式商用車前軸荷為25%~27%，故單輪簧上質(zhì)量。而簧下質(zhì)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(jì)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(jié)果代入式（2-25）得懸架最佳阻尼比ε=0.3605。當(dāng)采用彈性為線性變化的懸架時(shí)，可得到前懸架靜撓度（3-3）而動(dòng)撓度是指從滿載平衡位置開始，懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時(shí)（一般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(dāng)于車架或車身的垂直位移。一般客車的動(dòng)撓度取值5~8cm,這里取。將懸架系統(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(zhì)量懸架剛度簧下質(zhì)量懸架阻尼比0.3605質(zhì)量比懸架靜撓度113mm剛度比懸架動(dòng)撓度6cm第四章減震器設(shè)計(jì)減振器的功能是吸收懸架垂直振動(dòng)的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動(dòng)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(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，于是減震器殼體內(nèi)的油液重復(fù)地從一個(gè)腔經(jīng)過另一些狹小的孔隙流入另一個(gè)腔。此時(shí)，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車身和車架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)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(jiǎn)介圖4-.1雙筒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(dǎo)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(bǔ)償腔，兩腔之間經(jīng)過閥系連通，當(dāng)汽車車輪上下跳動(dòng)時(shí)，帶動(dòng)活塞1在工作腔A中上下移動(dòng)，迫使減振器液流過相應(yīng)閥體上的阻尼孔，將動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芎纳⒌?。車輪向上跳?dòng)即懸架壓縮時(shí)，活塞1向下運(yùn)動(dòng)，油液經(jīng)過閥Ⅱ進(jìn)入工作腔上腔，可是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經(jīng)閥Ⅳ進(jìn)入補(bǔ)償腔C;當(dāng)車輪向下跳動(dòng)即懸架伸張時(shí)，活塞1向上運(yùn)動(dòng)，工作腔A中的壓力升高，油液經(jīng)閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)過活塞桿與導(dǎo)向座間的縫隙由回流孔6進(jìn)人補(bǔ)償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當(dāng)活塞向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，必定有部分油液經(jīng)閥Ⅲ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(dá)120攝氏度，有時(shí)甚至可達(dá)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(bǔ)償腔中油液高度應(yīng)達(dá)到缸筒長(zhǎng)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(shí)空氣經(jīng)油封7進(jìn)入補(bǔ)償腔甚至圖4-.1雙筒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(dǎo)向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿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(dòng)速度之間有如下關(guān)系(4-1)式中，為減振器阻尼系數(shù)。圖4-2a為減震器的阻力?位移特性圖，也叫示功圖，反應(yīng)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(diǎn)：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)，因此減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，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)。一般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1.3~2.4之間。b)阻力一b)阻力一速度特性a)阻力一位移特性圖4圖4-2減振器的特性汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)ε的大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。ε的表示式為(4-3)式(4－3)表明，相對(duì)阻尼系數(shù)ε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(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)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(dòng)角頻率，因此理論上。實(shí)際上應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當(dāng)減振器如圖4-3a、b、c三種安裝時(shí)，減振器阻尼系數(shù)計(jì)算如下：圖4-圖4-3減振器安裝位置4-3a所示安裝時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)用下式計(jì)算(4-3)式中，定義為杠桿比；n為雙橫臂懸架的下臂長(zhǎng)；a為減震器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上的鉸接點(diǎn)間的距離。4-3b所示安裝時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)的計(jì)算(4-4)式中，α為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。4-3c所示安裝時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)的計(jì)算(4-5)當(dāng)選用4-3b所示形式安裝時(shí)，取,,代入式(4-4)計(jì)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(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖4-3b所示時(shí)(4-6)式中，為卸載速度；A為車身振幅，取±40mm，為懸架振動(dòng)固有頻率。如已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力為(4-7)壓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(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑的計(jì)算式為(4-8)式中，為工作缸最大允許壓力，取3~4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40~0.50，單筒式減振器取＝0.30~0.35。圖4-4HG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(shí)應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)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。圖4-4HG型減震器示意圖貯油筒直徑，取，壁厚取為2mm，材料可選ZG45號(hào)鋼。至于外部結(jié)構(gòu)，可根據(jù)QC/T491—1999《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)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(guān)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η1.80安裝角度α第五章懸架彈簧設(shè)計(jì)彈性元件是懸架的最主要部件，因?yàn)閼壹茏罡镜淖饔檬菧p緩地面不平度對(duì)車身造成的沖擊，即將短暫的大加速度沖擊化解為相對(duì)緩慢的小加速度沖擊。使人不會(huì)造成傷害及不舒服的感覺；對(duì)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、空氣彈簧等常見類型。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(dòng)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)。5.1螺旋彈簧剛度計(jì)算由于存在懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的關(guān)系，懸架剛度k與彈簧剛度是不相等的，二者關(guān)系同減震器阻尼系數(shù)與懸架阻尼比關(guān)系類似，彈簧與減震器同軸安裝時(shí)，懸架剛度k和彈簧剛度有以下關(guān)系：(5-1）代入相關(guān)數(shù)據(jù)得彈簧剛度5.2螺旋彈簧設(shè)計(jì)彈簧剛度確定以后，應(yīng)對(duì)常見螺旋彈簧的直徑、絲徑、圈數(shù)、節(jié)距和長(zhǎng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算，對(duì)彈簧材料進(jìn)行選擇。5.2.1螺旋彈簧絲徑與圈徑已知簧上質(zhì)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(yīng)力應(yīng)滿足(5-3）故：(5-4）式中，C為彈簧纏繞比，，常見取值范圍4~9，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(xué)性能，而;剪切模量。將數(shù)據(jù)代入式(5-2）、(5-4）得。查閱《機(jī)械零件手冊(cè)》得到有關(guān)圓柱螺旋彈簧的標(biāo)準(zhǔn)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(jì)算式為(5-5）將代入式(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YⅠ類，取支撐圈數(shù):，則總?cè)?shù)：。5.2.3螺旋彈簧節(jié)距和長(zhǎng)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(shè)計(jì)長(zhǎng)度。將螺旋彈簧相關(guān)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?cè)?shù)n節(jié)距t長(zhǎng)度L12mm80mm1035.3mm353mm第六章懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與建模獨(dú)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(shè)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以承受傳遞車輪傳遞過來的縱向力和力矩以及側(cè)向力。懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)決定著車輪定位參數(shù)及其動(dòng)態(tài)性能，是懸架的關(guān)鍵部件之一。6.1設(shè)計(jì)要求對(duì)前輪導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求是：1）懸架上載荷變化時(shí)，保證輪距變化不超過±4.0mm，輪距變化大會(huì)引起輪胎早期磨損。2）懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)該產(chǎn)生縱向加速度。3）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。4）制動(dòng)時(shí)，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時(shí)，有抗后俯作用。另外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有足夠強(qiáng)度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。6.2導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)6.2.1側(cè)傾中心雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖6-1所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動(dòng)點(diǎn)的連線延長(zhǎng)，以便得到極點(diǎn)P，并同時(shí)獲得P點(diǎn)的高度。將P點(diǎn)與車輪接地點(diǎn)N連接，即可在汽車軸線上獲得側(cè)傾中心W。當(dāng)橫臂相互平行時(shí)（圖6-2），P點(diǎn)位于無窮遠(yuǎn)處。作出與其平行的經(jīng)過N點(diǎn)的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心W。本次設(shè)計(jì)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(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定圖6-1雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定圖6-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定圖6-1雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定6.2.2側(cè)傾軸線在獨(dú)立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。側(cè)傾軸線應(yīng)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(shí)前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉(zhuǎn)向特性（保證轉(zhuǎn)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(cè)傾限制在允許范圍內(nèi)?？墒乔皯壹軅?cè)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(dú)立懸架的側(cè)傾中心高度推薦值如下：前懸架；后懸架。設(shè)計(jì)時(shí)首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾中心高度。當(dāng)后懸架采用獨(dú)立懸架時(shí)，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時(shí)，后懸架的側(cè)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(diǎn)E和G作擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)軸C和D的平行線，兩線的交點(diǎn)即為縱傾中心。圖6-3雙橫臂式獨(dú)立懸架的縱傾中心6.2.4懸架橫臂的定位角獨(dú)立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角（圖6-4）定義為：擺臂的水平斜置角α，懸架抗前俯角β，懸架斜置初始角θ。圖6-4α、β、θ的定義6.2.5縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對(duì)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(dòng)的曲線。圖中橫坐標(biāo)為λ（主銷后傾角）值，縱坐標(biāo)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(fù)號(hào)按右手定則確定。圖5-5-β1、β2的匹配對(duì)λ的影響為了提高汽車的制動(dòng)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(shí)后傾角增大；在彈簧拉伸時(shí)后傾角減小，用以造成制動(dòng)時(shí)因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動(dòng)前俯的力矩。1方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時(shí)減??；2方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時(shí)減?。?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(shí)增大；5方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時(shí)增大；6方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時(shí)減小。1，2，6的跳動(dòng)規(guī)律是比較好的，當(dāng)前被廣泛采用。本次設(shè)計(jì)選擇方案2進(jìn)行設(shè)計(jì)。6.2.6橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 比較圖6-6a、b、c三圖能夠清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對(duì)側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計(jì)上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。本次按照?qǐng)D6-6a進(jìn)行設(shè)計(jì)。a)b)c)圖6-6上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案6.2.7水平面內(nèi)上、下橫臂擺動(dòng)軸線的布置方案上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)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(nèi)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α1與α2來表示，稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)上、下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠(yuǎn)離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負(fù)；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(shí)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(dòng)機(jī)，多數(shù)前置發(fā)動(dòng)機(jī)汽車的懸架下橫臂軸線M-M的斜置角α1為正，而上橫臂軸N-N的斜置角α2則有正、有零或有負(fù)值三中布置方案；如圖中的a、b、c所示。上下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對(duì)車輪跳動(dòng)時(shí)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α1為正、上橫臂軸斜置角α2為負(fù)值或者零值時(shí)，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α1、α2都為正值時(shí)，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較少增加甚至減少（當(dāng)α1<α2時(shí)）。至于采取哪種方案好，要與上下橫臂在縱平面內(nèi)的布置一起考慮。當(dāng)車輪上跳、主銷后傾角變大時(shí)，車身上的懸架支承處會(huì)產(chǎn)生反力矩，有抑制制動(dòng)時(shí)的前俯作用。可是主銷后傾角變得太大時(shí)，會(huì)使支承處反力矩過大，同時(shí)使得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)側(cè)向力十分敏感，容易造成車輪擺振或轉(zhuǎn)向盤上力的變化。因此，希望乘用車的主銷后傾角原始值為-1°~+2°，取注銷后傾角為，內(nèi)傾角。當(dāng)車輪上調(diào)時(shí)，懸架壓縮10mm，主銷后傾角變化范圍為10′~40′。綜合上述要求，選擇恰當(dāng)?shù)目骨案┙牵瑖庖迅鶕?jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)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(shí)(以重力加速度g百分?jǐn)?shù)表示)，前輪上方車身下沉量與抗前俯率的關(guān)系；圖6-8b為下橫臂擺動(dòng)軸線與水平線夾角不相同時(shí)，主銷后傾角的變化率與抗前俯率的關(guān)系；圖6-8c為不同球銷中心距時(shí)，主銷后傾角的變化率與上、下橫臂擺動(dòng)軸線夾角的關(guān)系。運(yùn)用此圖的步驟如下：先根據(jù)設(shè)計(jì)的允許前俯角(在0.5g時(shí)為o)確定，然后找到相應(yīng)的，并在圖6-8b上初選，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮10mm時(shí)為)，如超出范圍，即重新選，直至達(dá)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(zhǎng)度的確定雙橫臂式懸架的上、下臂長(zhǎng)度對(duì)車輪上、下跳動(dòng)時(shí)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(shè)計(jì)成上橫臂短、下橫臂長(zhǎng)。這一方面是