轿车前悬架设计说明书(共25页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上年级专业车辆工程111学生姓名 学 号题目名称 轿车前悬架设计设计时间20141215201515课程名称 个性化培养课程编号设计地点机械楼417一、 课程设计（论文）目的（1）能熟练应用汽车设计课程的基本理论以及在实习中学到的实践知识，正确地解决汽车前悬架设计过程中各种问题，设计轿车前悬架。（2）提高产品结构设计能力。（3）学会使用手册及图表资料。二、 已知技术参数和条件整车整备质量：1060kg 轴距：2471mm空载时前轴分配负荷60%（空载前轴轴载质量：636kg 空载后轴轴载质量：424kg）前轮轮距：1429mm后轮轮距：1422mm最大爬坡度 ： 35%

2、制动距离（初速度30km/h）： 5.6m最小转向直径：11m最大功率/转速 ：74/5800kw/rpm最大转矩/转速 ：150/4000Nm/rpm轮胎型号：185/60R14T 手动5档三、 任务和要求 （1）查阅汽车悬架的相关资料，确定轿车前悬架的结构尺寸。（2）确定车辆的纵倾中心，计算悬架摆臂的定位角，对导向机构进行受力分析。（3）设计减震弹簧，选定减震器。（4）根据设计参数对主要部件进行设计与强度校核。（5）绘制零件图和装配图。（6）完成设计说明书。目录摘要41.绪论4 1.1悬架的重要性4 1.2悬架的作用与功能4 1.3悬架的设计要求52已知参数53悬架的结构分析及选型6 3.

3、1悬架的分类63.1.1非独立悬架优缺点分析63.1.2独立悬架优缺点分析7 3.1.3比较选型7 3.2独立悬架的分类及选型7 3.2.1双横臂式悬架结构及特性8 3.2.2单横臂式悬架结构及特性8 3.2.3单纵横臂式悬架结构及特性9 3.2.4单斜横臂式悬架结构及特性9 3.2.5麦弗逊式悬架结构及特性10 3.2.6扭转梁随动臂式悬架结构及特征10 3.2.7比较选型104辅助元件的选择105悬架的挠度计算11 5.1悬架静挠度的计算11 5.2悬架动挠度的计算12 5.3悬架的弹性特性126弹性元件的计算13 6.1弹性元件的选择13 6.1.1空载计算刚度13 6.1.2满载计算刚

4、度14 6.1.3 按满载计算弹簧钢丝直径d14 6.2弹簧校核14 6.2.1弹簧刚度校核14 6.2.2表面切应力校核14 6.2.3小结157导向机构设计15 7.1导向机构设计要求15 7.2麦弗逊式独立悬架导向机构设计要求16 7.2.1导向机构受理分析16 7.2.2横臂轴线布置方案选择16 7.2.3横摆臂主要参数178减震器的结构分类与主要参数的选择17 8.1减震器的分类18 8.2双筒式液力减震器的工作原理18 8.3减震器的计算19 8.3.1相对阻尼系数19 8.3.2减震器阻尼系数的确定20 8.3.3减震器最大卸荷力的确定21 8.3.4减震器工作直径D的确定219

5、悬架的结构元件22 9.1控制臂与推动杆22 9.2接头2310 总结2411 参考文献25摘 要悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或轮胎）弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。本文主要讲的是爱丽舍轿车前悬架设计，重点从爱丽舍轿车前悬架的选型、减振器的计算及选型、弹性元件形式的选择计算及选型和横向稳定杆的设计计算。首先，我把形式不同的悬架的优缺点进行了比较，然后定下爱丽舍轿车前悬架的形式麦弗逊式悬架。然后围

6、绕麦弗逊式悬架的部件进行设计。先是弹簧的设计计算，再是减振器的计算选型，最后是横向稳定杆的计算。关键词：悬架，麦弗逊式，设计，轿车1 绪论1.1 悬架重要性 现代汽车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性等之外，目前正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须进行相应的改进。舒适性是汽车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或轮胎）弹性地连接起来。 1.1 悬架图1.2 悬架的作用及功能 悬架的主要

7、作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。其主要任务是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器

8、的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。13 悬架的设计要求 为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的振动系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理，对乘用车，要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率，还要尽量避免悬架撞击车架（或车身）。在簧上质量变化的情况下，车身高度变化要小，因此，应采用非线性弹性特性悬架。要正确地选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，对悬架提出的设计要求有：1

9、）保证汽车有良好的行驶平顺性。2）具有合适的衰减振动的能力。3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。4）汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。2 已知参数整车整备质量：1060kg 轴距：2471mm空载时前轴分配负荷60%（空载前轴轴载质量：636kg 空载后轴轴载质量：424kg）前轮轮距：1429mm 后轮轮距：1422mm最大爬坡度 ： 35%制动距离（初速度30km/h）： 5.6m最小转向直径：11m最

10、大功率/转速 ：74/5800kw/rpm最大转矩/转速 ：150/4000Nm/rpm轮胎型号：185/60R14T 手动5档3 悬架的结构分析及选型31 悬架的分类 根据导向机构的不同可将汽车悬架分为独立悬架和非独立悬架两大类（如图3.1）。70 年代又发展了一种前后悬架或左右悬架相通的交联式悬架。非独立悬架的车轮装在一根整体车轴的两端，当一边车轮跳动时，影响另一侧车轮也作相应的跳动，使整个车身振动或倾斜，汽车的平稳性和舒适性较差，但由于构造较简单，承载力大，目前仍有部分轿车的后悬架采用这种型式。 a)非独立悬架 b)独立悬架图3.1 独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在

11、车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种发展趋势。311 非独立悬架优缺点分析 非独立悬架的结构特点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接。优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是：1）由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差； 2）簧下质量大；在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴（桥）和车身倾斜； 3）当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆，使前轮容易产生摆振

12、；前轮跳动时，悬架易与转向传动机构产生运动干涉； 4）当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的周转向特性。 5）汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴（桥）上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在总质量大些的商用车前、后悬架以及某些乘用车的后悬架上。312 独立悬架优缺点分析 独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。优点是： 1）簧下质量小； 2）悬架占用的空间小； 3）弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性； 4）由

13、于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性； 5）左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力； 6）独立悬架可提供多种方案供设计人员选用，以满足不同设计要求。缺点是：结构复杂，成本较高，维修困难。 这种悬架主要用于乘用车和部分总质量不大的商用车上。313 比较选型 由于我这次设计的是轿车前悬架，是乘用车，再加上对两种悬架的比较，我选择独立悬架作为设计方向。32 独立悬架的分类及比较 独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊式和扭转梁随动臂式等几种类型。 对于不同

14、结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较大区别。评价时常从以下几个方面进行： （1）侧倾中心高度 汽车在侧向力作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内产生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心，称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧向力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减少。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加快轮胎的磨损。 （2）车轮定位参数的变化 车轮相对车身上、下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车的直线行驶稳定性，同时也会

15、影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。 （3）悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力作用下，车厢绕侧倾轴线转动，并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。 （4）横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。结构如下图：321 双横臂式结构及特性分析 特性：侧倾中心高度较低；车轮外倾角与主销内倾角均有变化；轮距变化小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器；横向刚度大；空间尺寸大；结构稍复杂，前悬架用得较多。322 单横臂式悬架结构及特性分析结构如下图

16、：，特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化大，故轮胎磨损速度快；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；空间尺寸较小；结构简单、成本低，前悬架用得较少。323 单纵臂式悬架结构及特性分析结构如右图：特性：侧倾中心高度较低；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化不大；悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器；横向刚度小；几乎不占用高度空间；结构简单、成本低。324 单斜臂式悬架结构及特性分析结构如下图：，特性：心高度在单横臂式和单纵臂式之间；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化不大；悬架侧倾角刚度在单横臂式和单纵臂式之间；横向刚度较小；几乎不占用高度空间；结构简单、成本

17、低。325 麦弗逊式悬架结构及特性分析结构如下图：特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变化小；轮距变化很小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单、紧凑，用车上用得较多。326 扭转梁随动臂式悬架结构及特性分析结构如下图：特性：侧倾中心高度较低；左右车轮同时跳动时不变；轮距不变，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单，用于发动机前置前轮驱动乘用车的后悬架。327 比较选型 几种独立悬架的结构和特性进行的比较，我选择麦弗逊式独立悬架作为我设计的对象4 辅助元件选择 麦弗逊式悬架的侧倾

18、刚度较大可以不装横向稳定器，所以辅助元件不需要横向稳定器，下面就主要选择缓冲块。 用橡胶制造（如图4.1）。通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其他部位上，起到限制悬架最大行程的作用。图4.1橡胶缓冲带装用多孔聚氨脂制成的几种形状的缓冲块（如图4.2），它兼有辅助弹性元件的作用。多孔聚氨脂是一种有很高强度和耐磨性能的符合材料。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有密封的起泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。5 悬架挠度f 的计算5.1 悬架静

19、挠度 fC的计算 悬架静挠度f C汽车在满载静止时悬架上的载荷 F W此时悬架刚度才c 之比，即fC=Fw/c汽车悬架的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一。而汽车部分车身固有率（偏频）可用下式表示：式中 C s汽车前悬架刚度，N/mm； m s汽车前悬架簧上质量，kg；n汽车前悬架偏频，Hz而汽车悬架的静挠度可用下式表示：由这两式可得出：设计时取前悬架的偏频n=1Hz。根据上面公式可以计算出前悬架的静挠度为：fc=25/n2=250mm5.2 悬架动挠度 f d计算 悬架的动挠度 f d是指从满载经平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到妻子有高度的1/2

20、或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应由足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰到缓冲块。对乘用车， d f 取7090mm；对客车， d f 取5080mm；对货车， d f 取6090mm。取悬架动挠度d f 为80mm。5.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力F 与由此引起的车轮中心相对于车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 悬架的弹性特性有线性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f 与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为以直线，称为线性弹性特性，此时，悬架刚度为常数。当悬架变形f 与所受垂直外力F

21、之间不成固定比例变化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置（图中电8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样，可在有限的动挠度fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形位置消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。6 弹性元件的设计61 弹簧参数的计算选择 对于大多数汽车而言，起悬挂质量分配系数=y2 /ab =0.81.2，因而可以近似的认为 =1，即前、后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频来表示各自、的自由振动频率。偏频越小

22、。则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，前悬架的偏频n=11.3Hz，非常接近人体步行时的自然频率。 设计时取前悬架的偏频 n=1Hz，根据下面公式可以计算出前悬架的刚度：式中 Cs 汽车前悬架刚度，N/mm； ms 汽车前悬架簧上质量，kg； n汽车前悬架偏频，Hz611空载计算刚度 根据估算可估计出前悬架簧下质量为50kg，已知前悬架空载前轴载质量为636kg，则起单侧簧上质量为ms ：ms = *(636-50)=293kg；n=1Hz；代入计算得：Cs = 412 3.142 293 =11555.4N/m612满载计算刚度已知前悬架满载时轴载质量为753kg，则单侧簧上质量

23、为ms ：ms = *(753-50)=351.5kg n=1Hz；代入计算得：CS = 412 3.142 351.5=13862.6N/m613按满载计算弹簧钢丝直径d根据下面的公式可以计算：式中 i弹簧有效工作圈数，先取8 G弹簧材料的剪切弹性摸量，取8.3 104MPa Dm 弹簧中径，取100mm代入计算得： d=10.9mm614确定弹簧参数查表可取：弹簧钢丝直径d=14mm；弹簧外径D=100mm；弹簧有效工作圈数n=8；6.2 弹簧校核6.2.1 弹簧刚度校核弹簧刚度的计算公式为：代入数据计算可得弹簧刚度Cs =26.892N/mm13.862N/mm所以弹簧选择符合刚度要求。

24、6.2.2 弹簧表面剪切应力校核 弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为：式中 C 弹簧指数（旋绕比），C= Dm/d; K曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， K=+ P弹簧轴向载荷。已知D= 100 mm ，d=14mm，可以算出弹簧指数C 和曲度系数K ：C= Dm/d;= 100/14=7.14 ；K=+=1.2P=（753-50）1/29.8cos10=3382.7N则弹簧表面的剪切应力： =558.9MPa =0.63 =0.631000 MPa =630 MPa因为 ，所以弹簧满足要求。6.2.3 小结综上可以最终选定弹簧的参

25、数为：弹簧钢丝直径d=14mm，弹簧外径D=100mm，弹簧有效工作圈数n=8。7 导向机构设计71 导向机构设计要求对前轮导向机构的设计要求是：1） 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2） 悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应该产生纵向加速度。3） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g 侧向加速度作用下，车身侧倾角小于等于67，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4） 制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后俯作用。对汽车后轮独立悬架导向机构的要求：1） 悬架上载荷变化时，轮距无显著变化。2） 汽车转弯行

26、驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。此外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。72 麦弗逊式独立悬架导向机构设计721 导向机构受力分析 受力简图（如图7.1），图7.1由图可知：作用在导向套上的横向力 F3 得：式中,F1 前轮上的静载荷F1 减去前轴簧下质量的1/2。横向力F3 越大，则作用在导向套上的摩擦力F 3f 越大（f 为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减摩擦材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小F 3，要求尺寸c+b 越大越好，或者减小尺寸a。增大c+出版使悬架占用空间增加，

27、在布置上有困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小a 的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a 的目的，又可以获得小、较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性能。移动G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。722 横臂轴线布置方式的选择 麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾稳定性。如图所示。其中O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂的抗俯角- 等于静平衡位置的主销后倾角 时，横臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此，

28、值保持不变。当- 与 的匹配使运动瞬心O 交于前轮后方时，在悬架压缩行程， 角有增大的趋势。当- 与 德匹配使运动瞬心O 交于前轮前方时，在悬架压缩行程， 角有减小的趋势。为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角 有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应该选择参数 能使运动瞬心O 交于前轮后方。图7.2723 横摆臂主要参数下图为某乘用车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输入数据的计算结果。图中的几组曲线是下横臂L l 取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，横臂越长， By 曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内倾角 、车轮外倾角和主销后倾角

29、 曲线的变化规律也都与y B 类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。具体设计时，在满足布置要求的前提下，应尽量加长横臂长度。图7.38 减振器的结构类型与主要参数的选择8.1 减振器分类减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式

30、和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。所以我选择筒式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。我选择双筒式液力减振器。图8.182 双筒式液力减振器工作原理 双筒式液力减振器的工作原理如图所示。其中A 为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1 在工作腔A 中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转化为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1 向下运动，油通过阀进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9 占据了一部分体积，必须有部分油液经阀进入补偿腔C；当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1 向上运动

31、，工作腔A 中的压力升高，油液经阀流入下腔，提供大部分升张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6 进入补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3 散发。减振器的工作温度可达到120 度，有时甚至可达200 度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7 进入补偿腔甚至经阀吸如工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线

32、描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著， 因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比。图中曲线A 所示为在某一给定的A 通道下阻尼力F 与液流速度v 的关系，若遇通道A 并联一个直径更大的

33、通道B，则总的特性将如图中曲线A+B 所示。如果B 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线A 与曲线A+B 间的过渡特性。恰但选择A、B 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。图8.283 减振器计算831 相对阻尼系数 相对阻尼系数 的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c 和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 值大，震动能迅速衰减，同时又能将

34、较大的路面冲击力传到车身； 值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 S取得大些。两者之间保持 Y=（0.250.50） S的关系。设计时，先选取Y 与S的平均值 。相对无摩擦的弹性元件悬架，取 =0.250.35；对有内摩擦的弹性元件悬架， 值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取Y =0.5 S。取 =0.3，则有： 计算得： S=0.4 ， Y=0.2832 减振器阻尼系数 的确定 减振器的阻尼系数 。因悬架系统固有频率 ，所以理论上。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。我选择下图的安装形式，则其阻尼系数 为： .8）图8.3根据

35、公式， 可得出：代入数据得： =6.28Hz ，取a/b = 0.8 ， =10按满载计算有：簧上质量ms=351.5kg代入数据得减振器的阻尼系数为：=2207.4N.S/m 833 减振器最大卸荷力 F0 的确定 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx ，按上图安装形式时有：式中，v x为卸荷速度，一般为0.150.3m/s；A 为车身振幅，取 40 mm； 为悬架震动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为：v x=0.046.280.8cos10=0.196m/s符合 vx 在0.150.30 之间范围要求。 根据伸张行

36、程最大卸荷力公式：F0 = cvx 可以计算最大卸荷力。式中，c 是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力 F0 为：F0 = cvx =649N834 减振器工作缸直径D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力F 0计算工作缸直径D 为：其中，p工作缸最大压力，在3 MPa 4 MPa ，取p=3 MPa ； 连杆直径与工作缸直径比值， =0.40.5，取 =0.4。代入计算得工作缸直径D 为：D=18.11mm 减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。所以选择工作缸直径D=30mm 的减振器，对照

37、下表选择其长度：活塞形程S=240mm，基长L=110mm，则：Lmin=L+S =240+110 =350mm（压缩到底的长度）Lmax= L+S= 350 +240 =590mm （拉足的长度）取贮油缸直径Dc = 44mm ，壁厚取2mm9 悬架的结构元件9.1 控制臂与推力杆 独立悬架中用纵臂、横臂或斜臂（统称控制臂）中的三者之一，将车轮（或车轴）与车架（或车身）连接起来。有些悬架在车轴与车架（车身）之间布置有纵向或横向推力杆。控制臂或推力杆在车轮（或车轴）与车架（或车身）之间传递力和力矩，并决定了它们的结构形式。对于仅沿轴线方向传递拉力或压力，并伴随有纵向弯曲作用的推力杆，大多数用端

38、部有接头的简单钢管制造，并应当保证有足够的纵向弯曲应力；少数情况下也可以用能获得比较大的纵向抗弯强度、断面为异形的板材制造，如用两个槽形断面的梁组合成一个工字形的梁。为了保证顺利的装配和补偿制造与安装时可能产生的误差，有时要求推力杆具有调节长度的功能。如果两个推力杆连接成为一体并有一定的夹角，基于上述相同的理由，还可能提出改变两个臂之间夹角的要求。在下图所示结构中，接头与推力杆经螺纹连接，使两者相对转动就能达到调节长度的目的；而松开加紧螺栓2，又能调节两个推力杆之间的夹角。控制臂在比较复杂的受力状态下工作，要承受牵引力、制动力、侧向力和力矩等。为了提高控制臂的刚度，臂的断面应该该采用具有较深结

39、构的构件或者封闭式的箱形断面结构。9.2 接头 控制臂或推力杆通常过位于他们端部的接头与其它件实现连接。这些接头应该满足下述要求：1）有较小的摩擦；2）在使用期间不需要进行保养，以减少使用成本或降低劳动强度；3）连接应该有一定的弹性；4）具有隔声性能。 因为上述四个要求互有矛盾，所以同时都满足有困难。目前，在接头内设计有橡胶衬套或者塑料衬套，橡胶衬套接头使接头有弹性变形，并有隔声性能；塑料衬套应该用聚氨酯或聚四氟乙烯材料制造。根据结构不同，街头有轴销式接头和球头销两种。接头所连接的两部分之间的相对运动形式和传力特点，将影响接头形式的选择。我选择球头销连接，其特点是：用塑料制成整体式球碗，利用塑

40、料的弹性将球头销压入球碗后再装到球座上，工作时球头销的球面部分在球头碗内滑动。这种球头连接球头承受各个方向的作用力，在使用中又不要求保养。 10 总结通过这次毕业设计，我深刻的认识到悬架对汽车的重要性。也认识到在悬架设计过程中要注意的一些问题。 在整个设计过程中，我觉得麦弗逊式悬架设计最重要的是减振器的设计计算及选型。在正确的选择好减振器后，下一个重要的任务就是弹簧的计算。在弹簧的计算过程中非常重要的是初选弹簧的中径和弹簧的有效工作圈数及弹簧的自由长度。，这两个都是需要校核的。其次就是一些辅助元件和连接件的选择，这些只是选择并不需要什么计算。 虽然麦弗逊式悬挂在行车舒适性上的表现令人满意，其结构体积不大，可有效扩大车内乘坐空间，但也由于其构造为直筒式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头作用较差。总之通过这次设计我对悬架有了比较深刻的认识。参考文献1. 刘昭度主编，汽车学，高等教育出版社，20122. 陈家瑞主编，汽车构造（下册），机械工业出版社，20093. 王望予主编，汽车设计，机械工业出版社，20044. 过学迅主编