汽车悬架设计说明书.docx

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1、本文从汽车振动学介入，建立二自由度汽车振动模型，在以安全性为主，兼顾舒适 性的基础上导出悬架系统最佳阻尼系数（阻尼比）的计算式。结合前人的经验，合理 选择悬架簧上、下质量，刚度比等参数，计算悬架系统的刚度、阻尼、挠度等整体性 参数。以此为基础，分别设计减震器、螺旋弹簧以及导向结构，并基于CATIA建立三 维模型。由振动模型可以得到汽车对路面不平度的响应，车身部分的响应关联舒适性，而车 轮的响应直接体现安全性，二者不可得兼，彼此的平衡问题就是阻尼比的选取问题。 解决此问题后，由经验选择几个参数作为原始数据，计算得到悬架的整体性能参数， 并以此为基础进行减震器的选型、安装布置及计算，接着确定悬架螺

2、旋弹簧的参数尺 寸。值得注意是悬架的阻尼、刚度和减震器的阻尼、弹簧刚度存在某种换算关系，取 决于各自的安装情况。难点在于导向机构的空间位置复杂，相关因素众多，本文在此 做到尽可能详细。关键词：双横臂独立悬架，阻尼匹配，减震器，螺旋弹簧，导向机构2. 2. 2车身垂直加速度均方值当车辆在不同等级的道路上行驶时，可把路面速度输入谱视为白噪声，即G . (/)= 4P 2Gq (n以切(2-19)式中，。为参考空间频率，% = 0.1勿一；v为车速。根据随机振动理论，响应均方值 为9.2G, 6(川)i-df(2-20)一z式中，|(扪为响应量X对路面不平度输入速度4的频响函数，其中，响应量X 可代

3、表振动车身和车轮的位移、车身和车轮的加速度、悬架动挠度和车轮动载。因此, 根据频响函数式(2-18)及式(2-20),可得到车身垂直加速度外的均方值为S ： = p 2Gq()“河+(2-21)2. 2. 3基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比通过对车身垂直加速度均方值求阻尼比的偏导数，可以得到基于舒适性的最佳阻尼比，由式(2-21)可得0时,(2-22)即得到基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比外。2. 2. 4基于安全性的汽车悬架最佳阻尼比根据车轮动载频响函数式(2-17)及式(2-19)和式(2-20),可得车轮动载的均方值为k；P 2Gq 5。)由I2- 2)+ (1+ 与)3+4弓4/。+ 零y

4、(2-23)车轮动载均方值对阻尼比求偏导数，可以得到基于安全性的最佳阻尼比，由式(2-22) 可得0时,0时,(2-24) 与4(与4 2- 2/)+ Q+ E2。+ 川rrk即得到基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比J O当质量比4 = 10、刚度比片9时，可得幺=0.1748, 4=0.4136。取C级路面、车速 v=60km/h、轮胎刚度为lOOOOOON/m时，车身加速度和车轮动载与最佳阻尼比的变化 关系如图2-2图2-3所示。图2-2 C级路面车身加速度随阻尼比图2-. 3 C级路面车轮动载随阻尼比2. 2. 5加权阻尼比对于十七座中轻型客车而言，主要用于短途运输，相对而言安全性要比舒适性

5、的需 求大，故取基于安全性的悬架阻尼比加权系数氏,二。.7,基于舒适性的悬架阻尼比加 权系数s=03；即客车的悬架阻尼比(2-25)(2-25)3+ bses第三章悬架主要参数确定不同用途的车辆，对平顺性要求也不同，其中，轿车对平顺性要求最高，客车次之, 而货车更低。若悬架簧上质量为H1 2,悬架刚度为左，则悬架偏频为(3-1)对于客车而言，前悬架的偏频在L20-1.50HZ之间。簧上质量可根据客车满载总质 量与轴荷分配简单计算,一般十七座轻客整备质量在3500kg左右，每位乘客平均按60kg 计算，则载质量是1020kg,总质量4520kg，满载时，4x2后轮双胎的长、短头式商用车 前轴荷为

6、25%27%,故单轮簧上质量肛二4520仓出7% 0.5fc)= 610 而簧下质量力,它指的是汽车悬挂系统支撑的重量如轮胎、轮毂、刹车等的总和，假定?= 654g则与二勿2/勿1 = 9.4。由式(3T)得悬架刚度k= 4p 2 端m 2(3-2)取W=1.5z,则= 54130/。一般客车的轮胎径向刚度在500N/mm左右，为方便计算，令q=kjk=14,即轮胎刚度为悬架刚度的10倍。将与=9.4,4= 10代入式(2-22) . (2-24)并再将结果代入式(2-25)得悬架最佳阻尼比=0.3605。当采用弹性为线性变化的悬架时，可得到前悬架静挠度d -一 二113勿勿(3-3)c k而

7、动挠度是指从满载平衡位置开始，悬架压缩到结构允许的最大变形时(通常是指缓 冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3),车轮中心相当于车架或车身的垂直位移。通常 客车的动挠度取值58cm,这里取6cm。将悬架系统以上参数整理后得表3-1如下所示。表3-1悬架系统主要参数簧上质量m?610Ag悬架刚度A54130N /簧下质量明654g悬架阻尼比e0. 3605质量比49.4悬架静挠度叁113mm刚度比410悬架动挠度W6cm图4-1双筒式减振器工作原理图活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒;4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆;7-油封;8-防尘罩;9-活塞杆第四章减震器设计减振器的功能是吸收悬架垂

8、直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰 减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相 对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地 从一个腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分 子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸 收，然后散到大气中。4.1双筒式液力减震器简介双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工 作原理如图4-1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

9、孔， 将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬 架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀n进 入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部 分体积，必须有部分油液流经阀IV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，工作腔A中的压力升高，油液经阀I流 入下腔，提供大部分伸张阻尼力，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 进人补偿腔，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III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高达 120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提 供温度升高后油液膨胀的空间，减振器

10、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ni吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。4-3减震器的分段线性特性减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度以之间有如下关系 F - du(4-1)式中，5为减振器阻尼系数。图4-2a为减震器的阻力-位移特性图，也叫示功图，反应减震器的阻尼特性；图 4-2b为减振器的阻力一速度特性图。该图具有如下特点：阻力一速度特性由四段近似 直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力一速度特性各占两段；各段特性线的 斜率是减振器的阻尼系数

11、F /u ,所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时， 减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数，即伸张行程的阻尼系数。通常压缩 行程的阻尼系数%=尸,/叫与伸张行程的阻尼系数四=4/%不等。减震器阻尼是非 线性的，一般将减震器速度特性分段线性化，并将减震器伸张行程的阻尼系数与压缩 行程的阻尼系数的比值定义为减震器平安比，即二4(4-2)dyb)阻力-速度特性图4-2减振器的特性汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小 来评定振动衰减的快慢程度。e的表达式为2,k 勿 2(4-3)式(4 3)表明，相对阻尼系数e的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度k 和

12、不同簧上质量人的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。4. 3减振器阻尼系数确定减振器阻尼系数，因悬架系统固有振动角频率所以理论上图4-3减振器安装位置图4-3减振器安装位置d=2e实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振 器如图4-3a、b、c三种安装时，减振器阻尼系数计算如下：4-3a所示安装时，减振器的阻尼系数用下式计算(4-3)(4-3)d = 2e/n /乙 u式中，=/，定义为杠杆比；n为双横臂悬架的下臂长；a为减震器在下横臂上的连接 点到下横臂在车身上的较接点间的距离。4-3b所示安装时，减振器的阻尼系数的计算(4-4)(4-4)2em2i cos a式中，

13、a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。4-3c所示安装时，减振器的阻尼系数的计算2e/n 2w0cos2 a当选用4-3b所示形式安装时，取占0.9, a = 20,代入式(4-4)计算得阻尼系数图4-4 HG型减震器示意图ds = 5792tV?s/zz7 o 取减震器平安比/z= 1.80,则4=3218N ?s/r。4.3卸荷力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。此时的活塞速度称为卸荷速度八。在减振器安装如图4-3b所示时uv - A w.icosa(4-6)yiU式中，叭为卸载速度；A为车身振幅，取40mm,以为悬架振动固有频率。如已知伸张行程

14、时的阻尼系数人,载伸张行程的最大卸荷力为Fs= dsux(4-7)压缩行程的最大卸荷力：Fy = dyux(4-8)将各自的阻尼系数代入式(4-7)得a= 1148邛,=805N o4. 4缸筒的设计计算根据伸张行程的最大卸荷力&计算工作缸直径的计算式为I 4F Q： )(4-8)式中，夕为工作缸最大允许压力，取34Mpa；入为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取2=0. 400. 50,单筒式 减振器取1=0.300. 35o减振器的工作缸直径D有20、30、40、(45)、50、65mm 等几种;常见活塞杆杆径有8、10、12、12, 5、16、18、20、 22、25、28mm等等。选

15、取时应按标准选用。采用双筒式减震器，代入数据得25.56勿勿#D7 33.06/27/77 ,故取D - 40m m。令/ = 0.50,则连杆直径 D I - 20mm o贮油筒直径,.= (1.35L50)z，取产56勿力,壁厚取为2rrun,材料可选ZG45 号钢。至于外部结构，可根据QC/T4911999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条 件中规定的，取L2=140ninb外径Dl=65mm,外径D2=75mm,活塞行程S=120mm, L2=140niniHG型；参数详情见图4-4所示。将减震器有关参数整理得表4-1。表4-1悬架螺旋弹簧主要参数伸张行程阻尼系数么5792N xs/勿工作

16、缸直径740mm压缩行程阻尼系数%3218N xs/连杆直径内20nlm伸张行程卸荷力&11487V贮油筒直径，.56mm压缩行程卸荷力小805N杠杆比，0.9平安比n1.80安装角度a20第五章悬架弹簧设计弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身 造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造 成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常用类型。除了板 弹簧自身有减振作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备减振元件，使已经发 生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用

17、的弹性元件，由于存在诸多设计不 足之处，逐步被其它种类弹性元件所取代，本文介绍螺旋弹簧的设计。5.1螺旋弹簧刚度计算由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度k与弹簧刚度勺是不相等的，二者关系同减震器阻尼系数与悬架阻尼比关系类似，弹簧与减震器同轴安装时，悬架刚度k和 弹簧刚度心有以下关系：(5-1)故:max= kdRFCPd2t 8k Fcp(5-3)(5-4)仁=丁 q)代入相关数据得弹簧刚度=75670/V /m2螺旋弹簧设计弹簧刚度确定以后，应对常用螺旋弹簧的直径、丝径、圈数、节距和长度进行设 计和计算，对弹簧材料进行选择。5. 2.1螺旋弹簧丝径与圈径已知簧上质量m? = 610Ag，根据

18、弹簧的安装位置及受力分析可得弹簧的径向载荷(5-2)(5-2)F - m 2gcosa弹簧在径向载荷厂的作用下，最大剪应力心应满足式中，C为弹簧缠绕比，C= D1d ,常见取值范围49,在此c=6, D为圈径，d为丝径；为弹簧的曲度系数,小二黑十等。悬架弹簧材料一般有合金弹簧钢65Mn、60Si2Mn 55Si2Mn等，在此选用55Si2Mn,其力学性能卜=12007a,而知=0.6卜=720尸d；剪切模量G= 78400W /勿勿2。将数据代入式(5-2)、(5-4)得d 96mm。查阅机械零件手册得到有关圆柱螺旋弹簧的标准如表5T所示。故取d- 12/n /n ,D - 80勿勿。丝直径d

19、/mm弹簧中 径D/mm有效圈表5-1圆柱螺旋弹簧取值系列0. 3 0.35 0.4 0.45系列1.2 1.6 2 2.5 330 35 40 45 500.5 0.6 0.7 0.8 0.9 13.5 4 4.5 5 6 8 12 16 20 2560 70 80第二系列压缩弹簧0.32 0.55 0.65 1.4 1.8 2.2 2.8 3.2 5.5 6.5 79 11 14 18 22 28 32 38 42 55 6525.5282.26302.56.5352.8 38 8.538 403.2 3.5 3.8 4 4.29421045124814 16 1850 52 554.52

20、0584.8226052565708085 90 95 100140 145 150 160 1702 2.25 2.5 2.75 35.5 6 6.5 7 7.5 8 8.515 16 18 20 2210510115 120 125180 90 2001301353.25 3.5 3.75 4 4.25 4.5 4.75 59 9.5 10 10.5 11.5 12.5 13.5 14.525 28 302. 2螺旋弹簧圈数弹簧的有效圈数计算式为(55)(55)Gd8kD3将。二78400/V /mm 2,d- 12力力,D - 80勿力，4=54.130 V /mm 代入式(5-5)得

21、= 7.3 ；元整后q=8。弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定根据下表:表5-2螺旋弹簧支撑圈数取值参考表两端圈并紧并磨平2. 52=1两端圈并紧不磨 n2 = 1. 52冷 卷 压 缩 弹两端圈不并紧 n2 = O1AbstractThis paper from the automobile vibration intervention, the establishment of two degree of freedom vehicle vibration model, in order to safety, balance the basic comfort on the optimal d

22、amping coefficient derived suspension system (damping) formula. Combined with previous experience, reasonable selection of suspension spring, mass, stiffness ratio; stiffness, damping, deflection whole parameter calculation of suspension system. On this basis, designed shock absorber, helical spring

23、 and guide structure. A three-dimensional model based on CATIAGet the response of automobile unevenness of pavement by the vibration model, the response relationship of body part comfort, while the wheels directly reflect the response of the security, the two can not have both, balance each others d

24、amping ratio selection problem. To solve this problem, the experience of several parameters as the original data, calculate the performance parameters of the suspension, selection, and use it as the basis for shock absorber mounting arrangement and calculation of parameters; and then determine the s

25、ize of suspension coil spring. It is interesting to note that the suspension damping, stiffness and shock absorber damping, spring stiffness has a conversion relation, depending on the installation of their. The difficulty lies in the spatial position of steering mechanism is complex, many relevant

26、factors, this paper do as much detail as possible.Keywords: double wishbone suspension, damping matching, shock absorber, helical spring, the guide mechanism of suspension选用上表中的第Y I类，取支撑圈数：4= 2,则总圈数：n=%=1。5. 2. 3螺旋弹簧节距和长度一般压缩螺旋弹簧的螺旋角5 = 69,在此。=8,则螺旋弹簧节距 tan （5-6）代入数据得仁353mm。螺旋弹簧的设计长度= nt= 353,勿。将螺旋弹

27、簧相关数据 整理得表5-3 o表5-3悬架螺旋弹簧参数表丝径d圈径D总圈数n节距t长度L12mni80mm1035. 3mm353mm第六章悬架导向机构设计与建模独立悬架上的弹性元件，大多只能传递垂直载荷而不能传递纵向力和横向力，必须 另设导向机构，以承受传递车轮传递过来的纵向力和力矩以及侧向力。悬架导向机构 决定着车轮定位参数及其动态性能，是悬架的关键部件之一。5.1 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

28、使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角 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。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。6. 2导向机构的布置参数2. 1侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图6-1所示方式得出。将横臂内外转动点的连线 延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。将P点与车轮接地点N连接，即可 在汽车轴线上获得侧倾中心W。当横臂相互平行时（图6-2）, P点位于无穷远处。作 出与其平行的通过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W。本次设计采用非相互平行 的双横臂布置。

29、图6-1双横臂式独立悬 架侧倾中心W的确定图6-1双横臂式独立悬 架侧倾中心W的确定图6-2横臂相互平行的双横臂 式独立悬架侧倾中心W的确定2. 2侧倾轴线在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平行， 且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等， 从而保证中性转向特性（保证转向特性这并不是唯一的措施）；而尽可能高则是为了使 车身的侧倾限制在允许范围内。但是前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且 几乎不可能超过150mm （上下摆臂初始角度过大）。独立悬架的侧倾中心高度推荐值如 下：前悬架0120勿勿；后悬架80150/加。设计时首先

30、要确定（与轮距变化有关的）前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架 的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。如果用钢板 弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。6. 2.3纵倾中心双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图6-3。自较接点E和G作摆臂转 动轴C和D的平行线，两线的交点即为纵倾中心。图6-3双横臂式独立悬架的纵倾中心6. 2. 4悬架横臂的定位角独立悬架中的摆臂较链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位 角（图6-4）定义为：摆臂的水平斜置角a,悬架抗前俯角仇悬架斜置初始角9。图6-4 a、0、9的定义6. 2. 5纵向平面内上、下横臂

31、的布置方案上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。图6-5给出了六 种可能布置方案的主销后倾角值随车轮跳动的曲线。图中横坐标为入（主销后倾角） 值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量Z。角度的取值见图注，其正负号按右手定则 确定。压 缩1.80604020 EW 0z v-20-40 -60 拉TO 仙/金6 金1为历历/?1155。2=-5 62=-S 力引 夕 2=+5 027。 夕 2=-1012 3 4 56图5-5- 8 1、B 2的匹配对x的影响为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬 架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以

32、造成制动时因主销后倾角 变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。1方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；2方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；3方案:主销后倾角基本不变化，但抗前俯的作用也最小，现代汽车中采用的较少。4方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；5方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；6方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小。1,2,6的跳动规律是比较好的，目前被广泛采用。本次设计选择方案2进行设计。6. 2. 6横向平面内上、下横臂的布置方案比较图6-6 a、b、c三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位 置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂

33、在横向平面内的布置方案。本次按照图6-6a进行设计。p-r卜 b1暇1匚百;LT1置方案。本次按照图6-6a进行设计。p-r卜 b1暇1匚百;LT1a)b)c)图6-6上、下横臂在横向平面内的布置方案6. 2. 7水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图6-7：a)图6-7上、下横臂轴线在水平面内的布置方案下横臂轴M-M和上横臂轴N-N与纵轴线的夹角，分别用al与a2来表示，称为导 向机构上、下横臂轴的水平斜置角。一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正， 反之为负；与汽车纵轴线平行者，夹角为零。为了使得车轮在遇到凸起路障时能够使车轮一面上跳，一面后

34、退，以减少传到车 身上的冲击力，还为了便于布置发动机，多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴线M-M 的斜置角al为正，而上横臂轴N-N的斜置角a2则有正、有零或有负值三中布置方案； 如图中的a、b、c所示。上下横臂轴斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位 参数的变化规律有很大的影响。如车轮上跳，下横臂轴斜置角al为正、上横臂轴斜置 角a2为负值或者零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。如组合方案为上、下横臂 轴斜置角al、a2都为正值时，则主销后倾角随车轮的上跳有较少增加甚至减少（当 ala2时）。至于采取哪种方案好，要与上下横臂在纵平面内的布置一起考虑。当车轮 上跳、主销后倾角变大时，车身上

35、的悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时的前俯 作用。但是主销后倾角变得太大时，会使支承处反力矩过大，同时使得转向系统对侧 向力十分敏感，容易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。因此，希望乘用车的主销后 倾角原始值为T+2。，取注销后倾角为2。，内倾角8。当车轮上调时，悬架压缩 10mm,主销后倾角变化范围为104（/。综合上述要求，选择恰当的抗前俯角，国外已根据设计经验制定出一套列线图， 如图6-8所示。该图由三组线图组成：图6-8a为汽车在不同减速度时（以重力加速度g 百分数表示），前轮上方车身下沉量与抗前俯率的关系；图6-8b为下横臂摆动轴线与 水平线夹角不相同时，主销后倾角的变化率与抗前俯率

36、的关系；图6-8c为不同球销中 心距时，主销后倾角的变化率与上、下横臂摆动轴线夹角的关系。运用此图的步骤如下：先根据设计的允许前俯角（在0. 5g时为1。3。）确定 工=24mm ,然后找到相应的50% ,并在图6-8b上初选= 0,求出主销后倾角 变化率（推荐悬架每压缩10mm时为1040）,如超出范围，即重新选直至达到要 求为止。接着可用图6-8c,先选定球销中心距240mll1,从图6-8b所定的，值与初选 的球销中心距在图上沿虚线所示的路线找到上、下横臂的夹角从-b= 9.5,布置上 允许。125 32 O 二口、壬粕wri% (%)图6-8选择上、下横臂轴线纵向倾角的线图上、下横臂长

37、度的确定双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。 现代汽车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑 到布置发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。图6-9 上、下横臂长度之比L1/L2改变时的悬架运动特性80604020020406080上图为下横臂长度L1保持原车值不变,改变上横臂长度L2,使2/1分别为0. 4, 0.6, 0.8, 1.0, 1.2时计算得到的悬架运动特性曲线。其中z- By （z为车轮接地点 的垂直位移，/为1/2轮距）为车轮接地点在横向平面内随车轮跳动的特性曲线。由图可以看出，当上、下横臂的长度之比为0

38、.6时，8y曲线变化最平缓；2/1增大或 减小时，8,曲线的曲率都增加。图中的Z-”和z- 6分别为车轮外倾角和注销内倾 角随车轮跳动的特性曲线。当2/1=1.0时，ot和B均为直线并与横坐标垂直，a和 B在悬架运动过程中保持定值。设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此 应选择2/1在0.6附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的 变化要小，这时应选择2在1.0附近。综合以上分析，该悬架的2/1应在0.61.0范围内。美国克莱斯勒和通用汽车分司分别认为，上、下摆臂长度之比取0.7和0.66为最佳。根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时，2/1取0.

39、 65为宜。故 本次设计选择2/1=0.65进行设计。参考国内外汽车的相关数据见表6-1；故取 L2= 450勿肛1= 290勿勿。并将悬架的机构参数列入表6-2。表6T国内外双横臂悬架臂长参数统计车牌名奔驰600（西德）伏尔加（苏）雷诺（法）王子（口）伏克斯豪尔（英）雪佛兰（美）上臂长A, tnm330200215245250190下臂长G mm479445350305380330球销距B, mm256250200200200215A_ C05020.450.610.800.660.60BL29 0.8 1.07 1.22 1.25 0.89表6-2悬架结构参数下横臂450勿勿F臂抗前附角/

40、0上横臂入2290勿勿上臂抗前附角勾9.5下臂水平斜置角巴0注销后倾角Y2上臂水平斜置角”218主销内倾角98球销中心距B240/77/77抗制动前附角%50%6. 3基于CAT IA三维建模第七章小结参考文献1王望予.汽车设计【M】北京:机械工业出版社,20062余志生.汽车理论【M.北京:机械工业出版社,20053陈家瑞.汽车构造【M】北京:机械工业出版社,20054刘惟信.汽车设计【M】.北京:清华大学出版社,20015刘惟信.机械最优化设计【M】.北京:清华大学出版社,19946汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册【Z.北京：人民交通出版社, 2001【7】龚微寒.汽车现代设计制造【M

41、】.北京：人民交通出版社，1995【8】周长城.车辆悬架设计及理论【M.北京：北京大学出版社，20H9彭莫.汽车悬架构件的设计计算北京：机械工业出版社，2012【10耶尔森.汽车悬架（中文版原书第2版）【M】.北京：机械工业出版社， 20121 吴志成. Survey of Controllable Suspension System for Off-road Vehicles. J, Journal of China Ordnance, 200712 方子帆.A tunable fuzzy logic controller for the vehicle semi-active suspen

42、sion system. J, Journal of Chongqing University, 200213 Marglis D L. Semi active control of wheel hop in ground vehicles J. Vehicle System Dynamics, 1983。14 Williams R A. Control of a low frequency active suspensionC %Control 94, Conference Publication, IEE,1994。15 John Fenton. Handbook of vehicle d

43、esign analysis M . US: Society of Automotive Engineering, 199916 ZHONG Shaohua, LIU Wangyu, LIU Jianguo. Research on active suspension and control theory J . Journal of Wuhan Automotive PolytechnicUniversity, 1999刖百悬架系统是汽车的重要总成之一。汽车悬架系统设计是提高汽车悬架性能的重要方 法。悬架系统设计方法是车辆工程专业本科学生应掌握的知识之一。通过毕业设计进 行汽车悬架系统设计，

44、是培养学生掌握汽车设计基本功的重要手段之一。以十七座客车为对象，进行前悬架系统参数设计，并完成悬架系统的结构设计。对于独立悬架的设计技术，国内外都进行了研究，这些研究主要集中在以下几个 方面：独立悬架设计方法，独立悬架参数对汽车行驶平顺性的影响；独立悬架对汽车 操纵稳定性的影响。国内的研究主要表现为：独立悬架和转向系的匹配；独立悬架与 转向横拉杆长度和断开点的确定；悬架弹性元件的设计分析；导向机构的运动分析； 独立悬架对前轮定位参数的影响；独立悬架的优化设计等。国外除上述研究外，还进 入了微观领域的研究，如用原子力学显微镜观察悬架材料内部聚合体的原子转化情况, 研究悬架作为弹性介质的流变特性等

45、，从而使得独立悬架向着智能化、轻量化、小型 化、通用化方向发展。同时由于电子、微机技术的发展，使得独立悬架技术向着半主 动、主动悬架方向发展。本文首先收集市场上几款十七座客车的主要参数，通过综合对比，选择悬架形式; 通过对基于客车的安全性悬架系统最佳匹配阻尼和基于舒适性悬架系统最佳匹配阻尼 进行加权，得到十七座客车悬架系统阻尼比。其次，根据悬架系统阻尼比确定减震器 的阻尼特性并设计减震器。然后参考已知车型的悬架系统参数或参照经验值确定该悬 架主要参数：悬架静挠度、悬架动挠度、悬架侧倾角刚度及其在前后轴的分配；确定 弹性元件主要参数；弹簧直径、丝径、有效圈数、长度、节距等。最后设计稳定杆， 使各

46、组成部分相互协调工作以及使局部的设计符合整体性能的要求。图1-1螺旋弹簧非独立悬架第一章悬架概述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（或车轮）弹性 地连接起来，并能传递载荷、缓和冲击、衰减震振动以及调节汽车行驶中的称车身位 置等，都保证汽车行驶的平顺性。尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一 直不断的演进，但从结构功能上、它都是有弹性元件、减振装置和到导向机构三部分 组成。1.1 非独立悬架两侧车轮安装在一根车轴的两端，车轴通过弹性元 件与车架或车身相连，当一侧车轮因道路不平而跳动 时，将影响另一侧车轮的工作。其种类主要有钢板弹 簧非独立悬架和螺旋弹簧非独立悬架（图-1）两类。 非独立悬架的优点：结构简单、制造容易、维修方便、 工作可靠。而其缺点：汽车平顺性较差、高速行驶时 操稳性差、轿车不利于安装发动机和行李舱的布置。故适用于货