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1、遼寧工程技術大學課 程 設 計題 目： 乘用車麥弗遜懸架結構設計 班級：汽車 08-2 學 號： 姓名： 指導教師： 完成日期：2011 年 12 月 29 日一、設計題目一、設計題目：乘用車麥弗遜懸架結構設計二、設計參數(shù)二、設計參數(shù) 驅動形式：42 前置前驅 軸距：2471mm前輪輪距：1429mm 后輪輪距：1422mm 整車整備質量：1060kg最高車速：180km/h 最大爬坡度：35%制動距離：5.6m 最小轉彎直徑：11m發(fā)動機最大功率：74kg 轉速：5800r/m轉矩：150Nm 輪胎型號：185/60R14T 檔位數(shù)：手動 5 檔空載前軸軸載質量：636Kg 空載后軸軸載質量

2、：424kg 三、設計要求三、設計要求（1）總裝圖 1 張（2）零件圖 2 張（3）課程設計說明書（50008000 字） 1 份四、進度安排（參考）四、進度安排（參考）（1）熟悉相關資料和參考圖 2 天 （2）確定基本參數(shù)和主要結構尺寸 2 天（3）設計計算 3 天（4）繪制總裝配草圖 4 天（5）繪制總裝配圖 2 天（6）繪制零件圖 2 天（7）編寫說明書 3 天（8）準備及答辯 3 天五、指導教師評語五、指導教師評語成 績： 指導教師日期摘 要懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或輪胎）彈性地連接起來。它的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力

3、、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。本文主要講的是愛麗舍轎車前懸架設計，重點從愛麗舍轎車前懸架的選型、減振器的計算及選型、彈性元件形式的選擇計算及選型和橫向穩(wěn)定桿的設計計算。首先，我把形式不同的懸架的優(yōu)缺點進行了比較，然后定下愛麗舍轎車前懸架的形式麥弗遜式懸架。然后圍繞麥弗遜式懸架的部件進行設計。先是彈簧的設計計算，再是減振器的計算選型，最后是橫向穩(wěn)定桿的計算。關鍵詞：懸架、麥弗遜式、設計、減震器、橫向穩(wěn)定桿AbstractSuspension is an important element of one

4、of the modern automobile, it to the chassis (or body) and axle (or tires) flexibly link. Its main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics and driving force, and easing the road to the whole body impact load, de

5、cay resulting vibration，ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load.The main stress is front suspension design，Training emphasis from the former car models, and models Absorber calculations, flexible choice of components and models and forms of stabilizer bar design d

6、ata .First of all, I have a different form of a suspension of the advantages and disadvantages compared to the previous suspension of the car and then set form- Macpherson suspension. Then design around Macpherson suspension components. First, the spring-loaded design terms, to be absorber calculati

7、on models, a horizontal stabilizer bar final calculation. Stabilizer barKeyword：Suspension、 Macpherson 、Design Shock absorber、 Lateral stable pole目錄目錄1 緒論.11.1 懸架重要性 .11.2 懸架的作用及功能 .113 懸架的設計要求 .11.4 已知參數(shù).22 懸架撓度 F 的計算.32.1 懸架靜撓度 FC 的計算 .32.2 懸架動撓度 F D計算.32.3 懸架彈性特性 .43 彈性元件的設計.531 彈簧參數(shù)的計算選擇 .5311空載

8、計算剛度.5312滿載計算剛度.5313按滿載計算彈簧鋼絲直徑 d.5314確定彈簧參數(shù).63.2 彈簧校核 .63.2.1 彈簧剛度校核.63.2.2 彈簧表面剪切應力校核.64 導向機構設計.841 導向機構設計要求 .842 麥弗遜式獨立懸架導向機構設計 .8421 導向機構受力分析.8422 橫臂軸線布置方式的選擇.9423 橫擺臂主要參數(shù).95 減振器的計算.1151 相對阻尼系數(shù).1152 減振器阻尼系數(shù) 的確定.1153 減振器最大卸荷力 F0 的確定.1254 減振器工作缸直徑 D 的確定.136 結論.15遼寧工程技術大學課程設計11 緒論1.1 懸架重要性現(xiàn)代汽車除了保證其

9、基本性能，即行駛性、轉向性和制動性等之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，向高附加價值、高性能和高質量的方向發(fā)展。對此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須進行相應的改進。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。舒適性與車身的固有振動特性有關，而車身的固有振動特性又與懸架的特性相關。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（或輪胎）彈性地連接起來。1.2 懸架的作用及功能 懸架的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。其主要任務是

10、傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。汽車在不平路面上行駛時，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動。為了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的振幅連續(xù)減小，直至振動停止。13 懸架的設計要求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，并盡可能低。前、后懸架

11、固有頻率的匹配應合理，對乘用車，要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要盡量避免懸架撞擊車架（或車身） 。在簧上質量變化的情況下，車身高度變化要小，因此，應采用非線性彈性特性懸架。要正確地選擇懸架方案和參數(shù)，在車輪上、佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計2下跳動時，使主銷定位角變化不大、車輪運動與導向機構運動要協(xié)調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之稍有不足轉向特性。懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，對懸架提出的設計要求有：1）保證汽車有良好的行駛平順性。2）具有合適的衰減振動的能力。3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。4）汽車制動或加速時，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉彎時車身側

12、傾角要合適。5）有良好的隔聲能力。6）結構緊湊、占用空間尺寸要小。7）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。1.4 已知參數(shù):驅動形式:42 前置前驅軸距：2471mm前輪輪距：1429mm 后輪輪距：1422mm整車整備質量：1060kg空載前軸軸載質量：636Kg 空載后軸軸載質量：424kg 最高車速：180km/h最大爬坡度：35%制動距離：5.6m最小轉彎直徑：11m發(fā)動機最大功率：74kg轉速：5800r/m轉矩：150Nm輪胎型號：185/60R14T 檔位數(shù)：手動 5 檔遼寧工程技術大學課程設計32 懸架撓度 f 的計算

13、2.1 懸架靜撓度 fC 的計算 懸架靜撓度 f C汽車在滿載靜止時懸架上的載荷 F W此時懸架剛度才 c 之比，即 fC=Fw/c 汽車懸架的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一。而汽車部分車身固有率（偏頻）可用下式表示： ssmcn21 （ 2-1）式中 C s汽車前懸架剛度，N/mm； m s汽車前懸架簧上質量，kg；n汽車前懸架偏頻，Hz而汽車懸架的靜撓度可用下式表示：cgmfsc/ （2-2）由這兩式可得出： 225nfc （2-3）設計時取前懸架的偏頻 n=1.1Hz。根據(jù)上面公式可以計算出前懸架的靜撓度為：fc=25/n2=206mm2.2 懸架動撓度 f d 計算

14、 懸架的動撓度 f d是指從滿載經(jīng)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妻子有高度的 1/2 或 2/3）時，車輪中心相對車架佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計4（或車身）的垂直位移。要求懸架應由足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對乘用車， d f 取 7090mm；對客車， d f 取5080mm；對貨車， d f 取 6090mm。取懸架動撓度 d f 為 80mm。2.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力 F 與由此引起的車輪中心相對于車身位移 f（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特性和

15、非線性彈性特性兩種。當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間成固定的比例變化時，彈性特性為以直線，稱為線性彈性特性，此時，懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間不成固定比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置附近，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 fd范圍內，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位置消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。遼寧工程技術大學課程設計53 彈性元件的設計31 彈簧參數(shù)的計算選擇 對于大

16、多數(shù)汽車而言，起懸掛質量分配系數(shù) =y2 /ab =0.81.2，因而可以近似的認為 =1，即前、后橋上方車身部分的集中質量的垂向振動是相互獨立的，并用偏頻來表示各自、的自由振動頻率。偏頻越小。則汽車的平順性越好。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，前懸架的偏頻 n=11.3Hz，非常接近人體步行時的自然頻率。 設計時取前懸架的偏頻 n=1.1Hz，根據(jù)下面公式可以計算出前懸架的剛度： ssmcn21ssmnc224（3-1）式中 Cs 汽車前懸架剛度，N/mm； ms 汽車前懸架簧上質量，kg； n汽車前懸架偏頻，Hz311空載計算剛度 根據(jù)估算可估計出前懸架簧下質量為 52kg，已知前懸架空載前軸

17、載質量為636kg，則起單側簧上質量為 ms ：ms = *(636-52)=292kg；21n=1.1Hz；代入計算得：Cs = 41.12 3.142 292 =13948.5N/m312滿載計算剛度已知前懸架滿載時軸載質量為 753kg，則單側簧上質量為 ms ：ms = 1/2 (753 52) =350.5kgn=1.1Hz；代入計算得：CS = 41.12 3.142 350.5=16743.0N/m佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計6313按滿載計算彈簧鋼絲直徑 d根據(jù)下面的公式可以計算： iDGdcms348438GCiDdim（3-2）式中 i彈簧有效工作圈數(shù)，先取 8 G彈簧

18、材料的剪切彈性摸量，取 8.3 104MPa 彈簧中徑，取 110mmmD代入計算得： d=12.5mm3.1.4 確定彈簧參數(shù)彈簧鋼絲直徑 d=12mm；彈簧外徑 D=122mm；彈簧有效工作圈數(shù) n=8；3.2 彈簧校核3.2.1 彈簧剛度校核彈簧剛度的計算公式為：iDGdCms348（3-3）代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度 Cs 為：mmNiDGdCms/17078110812103 . 8841034（3-4）所以彈簧選擇符合剛度要求。3.2.2 彈簧表面剪切應力校核 彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為：遼寧工程技術大學課程設計72388d

19、PCKdKPDm（3-5）式中 C 彈簧指數(shù)（旋繞比） ，C= Dm/d; K曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)， K=+4414CCC615. 0 P彈簧軸向載荷。已知= 110mm ，d=12mm，可以算出彈簧指數(shù) C 和曲度系數(shù) K ：mDC= Dm/d;= 110/12=9.16 ；K=+=1.024414CCC615. 0P=（753-52）1/29.8cos10=3382.7N則彈簧表面的剪切應力： =558.9MPa38dKPDm28dPCK)1012(14. 302. 116. 97 .338283 =0.63 =0.631000 MPa =630 MPa因為 ，所以彈簧

20、滿足要求。：佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計84 導向機構設計41 導向機構設計要求對前輪導向機構的設計要求是：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，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應該產(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，車身側傾角小于等于 67，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，有抗后俯作用。對汽車后輪獨立懸架導向機構的要求：1） 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。2） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車

21、輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉向效應。此外，導向機構還應有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。42 麥弗遜式獨立懸架導向機構設計4.2.1 導向機構受力分析作用在導向套上的橫向力 F3 得：)(13cdbcadFF遼寧工程技術大學課程設計9（4-1）式中,F1 前輪上的靜載荷 F1 減去前軸簧下質量的 1/2。橫向力 F3 越大，則作用在導向套上的摩擦力 F 3f 越大（f 為摩擦因數(shù)） ，這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減摩擦材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小 F 3，要求尺寸 c+b 越大越好，或者減小尺寸 a。增大 c+出版使懸架占用空

22、間增加，在布置上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小 a 的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的 G 點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸 a 的目的，又可以獲得小、較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性能。移動 G 點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。4.2.2 橫臂軸線布置方式的選擇 麥弗遜式獨立懸架的橫臂軸線與主銷后傾角的匹配，影響汽車的縱傾穩(wěn)定性。如圖所示。其中 O 點為汽車縱向平面內懸架相對于車身跳動的運動瞬心。當擺臂的抗俯角- 等于靜平衡位置的主銷后傾角 時，橫臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠處，主銷軸線在懸架

23、跳動時作平動。因此， 值保持不變。當- 與 的匹配使運動瞬心 O 交于前輪后方時，在懸架壓縮行程， 角有增大的趨勢。當- 與 德匹配使運動瞬心 O 交于前輪前方時，在懸架壓縮行程， 角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角 有增加的趨勢。因此，在設計麥弗遜式獨立懸架時，應該選擇參數(shù) 能使運動瞬心 O 交于前輪后方。圖 4-1 角變化示意圖佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計104.2.3 橫擺臂主要參數(shù)下圖為某乘用車采用的麥弗遜式前懸架的實測參數(shù)為輸入數(shù)據(jù)的計算結果。圖中的幾組曲線是下橫臂 L l 取不同值時的懸架運動特性。由圖可以看出，橫臂越長， By 曲線越平

24、緩，即車輪跳動時輪距變化越小，有利于提高輪胎壽命。主銷內傾角 、車輪外傾角 和主銷后傾角 曲線的變化規(guī)律也都與y B 類似，說明擺臂越長，前輪定位角度的變化越小，將有利于提高汽車的操縱穩(wěn)定性。具體設計時，在滿足布置要求的前提下，應盡量加長橫臂長度。圖 4-2 麥弗遜式獨立懸架運動特性遼寧工程技術大學課程設計115 減振器的計算51 相對阻尼系數(shù) 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 和不同簧上質量 ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 值大，震動能迅速衰減，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) Y 取得小些，伸

25、張行程時的相對阻尼系數(shù) S取得大些。兩者之間保持 Y=（0.250.50） S的關系。設計時，先選取 Y 與 S的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取 =0.250.35；對有內摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 Y =0.5 S。取 =0.3，則有： 3 . 025 . 0SS計算得： S=0.4 ， Y=0.2佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計1252 減振器阻尼系數(shù) 的確定 減振器的阻尼系數(shù) 。因懸架系統(tǒng)固有頻率 ，所以理scm2smc論上。實際上，應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。sm2我選擇下圖的安裝形式，則其阻尼系數(shù) 為： aabms222cos2（

26、5-1） 圖 5-1 減震器安裝位置根據(jù)公式， 可得出：ssmcn21 2smc（5-2）代入數(shù)據(jù)得： =6.9Hz ，取 a/b = 0.8 ， =10按滿載計算有：簧上質量kg5 .350)52753(21sm遼寧工程技術大學課程設計13代數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為：msN/.6 .2382)9755. 01()8 . 01(9 . 65 .3503 . 022253 減振器最大卸荷力 F0 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，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx ，按上圖安裝形式時有 baAx/cos（5-3）式中，v x為卸荷速度，一般為 0

27、.150.3m/s；A 為車身振幅，取 40 mm； 為懸架震動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：v x=0.046.90.8cos10=0.22m/s符合 vx 在 0.150.30 之間范圍要求。 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0 = cvx 可以計算最大卸荷力。式中，c 是沖擊載荷系數(shù)，取 c=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 F0 為：54 減振器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F 0計算工作缸直徑 D 為： )1 (420pFD(5-4)其中，p工作缸最大壓力，在 3 MPa 4 MPa ，取p=3 MPa ；NF26.78622. 06 .23825 . 10佟磊

28、：乘用車麥弗遜式懸架結構設計14 連桿直徑與工作缸直徑比值， =0.40.5，取 =0.4。代入計算得工作缸直徑 D 為：mm9 .19)4 . 01 (10314. 326.786426D 減振器的工作缸直徑 D 有 20mm、30mm、40mm、 （45mm） 、50mm、65mm 等幾種。選取時按照標準選用，按下表選擇。所以選擇工作缸直徑 D=30mm 的減振器，對照下表選擇其長度：活塞形程 S=240mm，基長 L=110mm，則：Lmin=L+S =240+110 =350mm（壓縮到底的長度）Lmax= L+S= 350 +240 =590mm （拉足的長度）取貯油缸直徑 Dc =

29、 44mm ，壁厚取 2mm遼寧工程技術大學課程設計156 結論 通過這次課程設計，我深刻的認識到懸架對汽車的重要性。也認識到在懸架設計過程中要注意的一些問題. 雖然麥弗遜式懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結構體積不大，可有效擴大車內乘坐空間，但也由于其構造為直筒式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭作用較差。麥弗遜式懸掛是因應前置發(fā)動機前輪驅動(ff)車型的出現(xiàn)而誕生的。ff 車型不僅要求發(fā)動機要橫向放置，而且還要增加變速箱、差速器、驅動機構、轉向機，以往的前懸掛空間不得不加以壓縮并大幅刪掉，因此工程師才設計出節(jié)省空間、成本低的麥弗遜式懸掛，以符合汽車需求?，F(xiàn)在一般轎車的前后懸掛基本

30、都是麥弗遜式或其變型。佟磊：乘用車麥弗遜式懸架結構設計16參考文獻1王望予主編. 汽車設計M. 機械工業(yè)出版社，20092陳家瑞主編汽車構造M人民交通出版社，19933劉惟信主編機車設計M清華大學出版社，20004鄧楚南編著轎車構造M人民交通出版社20015彭文生編著機械設計手冊M華中理工大學出版社，20006張小虞編著汽車工程手冊M人民交通出版社，20017余志生編著汽車理論M機械工業(yè)出版社，20018唐曾寶、何永然編著機械設計課程設計M華中理工大學出版社，19989劉雅琴主編上海桑塔納轎車結構圖冊M上?？茖W技術出版社，199710孫存真、王占岐主編中外汽車構造圖冊M吉林科學技術出版社，遼寧工程技術大學課程設計17199611.王豐元、馬明星主編 汽車設計課程設計指導書M. 中國電力出版社，200912. J.Seiler,D.schr der. Hybrid vehicle Operating Strategies.EVS16 1999