麥弗遜懸架的設計--輕型貨車,麥弗遜,懸架,設計,輕型,貨車 一.概述 畢業(yè)設計是教學過程中的一個重要環(huán)節(jié)，是學生走向工作崗位的橋梁，而畢業(yè)實習是學生進行畢業(yè)設計的一個重要步驟，是根據(jù)教學計劃的安排和具體課題的內(nèi)容，性質(zhì)和要求來實施的。通過畢業(yè)實習，特別是參觀有關對口工廠企業(yè)，使同學們深入到生產(chǎn)第一線，進一步了解現(xiàn)代工業(yè)生產(chǎn)的全過程，了解新技術，新設備的應用，開闊眼界。同時，了解專業(yè)化生產(chǎn)的先進技術和管理，讓同學圍繞畢業(yè)設計課題進一步了解相關的知識和進行資料的收集，在調(diào)查研究的基礎上進行畢業(yè)設計，克服了閉門造車，為完成課題任務提供必要的條件。 二.實習過程 為期兩周的生產(chǎn)實習，我們先后去了江蘇悅達起亞汽車制造有限公司、鹽城中大集團，鹽城市專用車制造廠等。了解這些工廠的生產(chǎn)情況，與本專業(yè)有關的各種知識，各廠工人的工作情況等等。再次親身感受了所學知識與實際的應用：電子技術在機械制造工業(yè)的應用，精密機械制造在機器制造的應用等等理論與實際的相結合，讓我們大開眼界,也是對以前所學知識的一個初審。通過這次生產(chǎn)實習，進一步鞏固和深化所學的理論知識，彌補以前單一理論教學的不足,為后續(xù)的畢業(yè)設計打好基礎?。 三．實習內(nèi)容 實習的第一天，我們來到了江蘇悅達起亞汽車制造有限公司。東風悅達起亞汽車有限公司是由東風汽車公司、江蘇悅達投資股份有限公司、韓國起亞自動車株式會社共同組建的中外合資轎車制造企業(yè)。現(xiàn)已建成沖壓、焊裝、涂裝、總裝、檢測等先進生產(chǎn)線，具備年產(chǎn)13萬輛轎車的能力。主產(chǎn)品嘉華、遠艦、賽拉圖、千里馬、RIO銳歐系列車型均引自韓國起亞，以先進技術精心打造，競爭力極強。2005年10月28日，東風悅達起亞第二工廠奠基。新工廠建筑面積364,792平方米，員工逾3100人，具備年產(chǎn)30萬輛整車的產(chǎn)能規(guī)模。到2010年最終建成時，東風悅達起亞將提升產(chǎn)能至45萬輛，成為一家大型現(xiàn)代化、綜合性乘用車制造企業(yè)。承“挑戰(zhàn)、精誠、和合、超越”的企業(yè)理念，東風悅達起亞全體員工將以顧客至上為宗旨，不斷挖掘企業(yè)蓬勃的創(chuàng)造力，在“激情超越夢想”的品牌精神鼓舞下，向中國消費者奉獻安全環(huán)保、超越期望的汽車產(chǎn)品以及完善的售后服務，為消費者創(chuàng)造更美好、更便捷的汽車生活。從我設計課題出發(fā)我著重看了懸架的生產(chǎn)流程線，生產(chǎn)的自動化程度令人驚嘆！我們知道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。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。同時，汽車懸架做為車架(或車身)與車軸(或車輪)之間作連接的傳力機件，又是保證汽車行駛安全的重要部件。因此，汽車懸架往往列為重要部件編入轎車的技術規(guī)格表，作為衡量轎車質(zhì)量的指標之一。 汽車車架（或車身）若直接安裝于車橋（或車輪）上，由于道路不平，由于地面沖擊使貨物和人會感到十分不舒服，這是因為沒有懸架裝置的原因。汽車懸架是車架（或車身）與車軸（或車輪）之間的彈性聯(lián)結裝置的統(tǒng)稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架（或車身），緩和行駛中車輛受到的沖擊力。保證貨物完好和人員舒適；衰減由于彈性系統(tǒng)引進的振動，使汽車行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔著傳遞垂直反力，縱向反力（牽引力和制動力）和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩作用到車架（或車身）上，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。 懸架結構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。 然后，我們對鹽城中大集團進行了參觀實習。在一位總工程師的帶領下我們參觀了客車從零部件到以整車的全過程，了解了為什么中大客車能夠在短時間內(nèi)一舉躍為國內(nèi)客車出口的前十強。中大客車以獨創(chuàng)的視角理念，捕捉最新流行的時尚，運用于客車的設計中。因此中大客車在外觀設計上最突出的特點就是將中西方文化完美結合，時尚與典雅兼具。?以中大A系列豪華客車為例，該款客車引人注目之處正是因為獨具匠心的造型設計顛覆了傳統(tǒng)客車的形象，構成整車的優(yōu)美流線車身造型，使得A系列車型外觀匠心獨運又奔放豪邁。前檔風與倒車鏡的有機結合、側(cè)圍倉門流線與后圍的完美銜接使整車既有時尚風范又不失典雅，完整地體現(xiàn)了客車的豪華、協(xié)調(diào)、優(yōu)美和柔中帶剛的造型風格，盡顯流暢簡潔理念。?由于設計理念前衛(wèi)，中大客車被海外眾多客戶所喜愛，市場也隨之越做越大，2006年高增長的成績就是最好的證明。? 最后，我們在老師帶領下對江蘇悅達專用車有限公司進行了參觀學習并由該工作人員介紹該廠相關產(chǎn)品和有關安全工作，江蘇悅達專用車有限公司系江蘇悅達集團和世界500強企業(yè)日本富士重工業(yè)株式會社合作，全面引進國際領先的垃圾車生產(chǎn)、制造和管理的專業(yè)生產(chǎn)后壓縮式垃圾車的制造企業(yè)。注冊資本5000萬元，投資總額1.8億元。現(xiàn)有沖壓、焊接、總裝、涂裝、檢測等先進設備工藝。通過參觀我們了解了貨車的總體結構和生產(chǎn)制造過程，對汽車的底盤有了更深入的了解,對專用車的特別性能和其構造有了一點了解著重參觀和了解了車及垃圾車的設計，制造，車身焊接等過程，我們在單位的負責人的帶領和解說下，了解了垃圾車的工作原理，貨車的設計制造，車身的鍛壓，切割等，車身零件的檢測，工作人員還給我們演示了垃圾車的運用過程，使我們受益匪淺！ 四、麥弗遜懸架的國內(nèi)現(xiàn)狀分析 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)，嶄新的懸架裝置。一般懸架由彈性元件、導向機構、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。彈性元件用來承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧。減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調(diào)式新式減振器，充氣式減振器。導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構由控制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設導向機構，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。根據(jù)汽車導向機構不同懸架種類又可分為獨立懸架，非獨立懸架。獨立懸架是兩側(cè)車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。汽車通常使用的是麥弗遜懸架。對其分析，確定其結構參數(shù)，進行必要的受力分析和計算，可以提高汽車的舒適性。 五、 實習感想 通過這次的實習我了解到汽車從研發(fā)到生產(chǎn)的總體過程。掌握了各個零部件的生產(chǎn)加工的方法。對書本上所學的知識有了更深的認識； 就關于所做的課題（懸架的設計）我認識到乘坐的舒適性可以通過懸架技術的改善得到提高，認識到如何的選取不同車型所對應的不同的懸架。 這次實習把我們從學校純理論學習中拉到了在實踐中學習的環(huán)境。讓我們熟悉了公司的氣氛，讓我意識到一旦我們進入崗位，該把學生時代的野性收斂了。沒有規(guī)矩無以成方圓，雖然公司沒有老套的束縛，但它有不可違反的規(guī)定，我們就應該嚴于律己，這樣不僅可以遵守公司的規(guī)矩，對我們自己更有好處。與公司員工的相處中，我也學到了待人、處事的態(tài)度、方式，意識到探求真理勇于創(chuàng)新的進取精神、勤奮鉆研獨立思考對一個技術人員的重要性。這次實習給了我很多啟發(fā)，使我對我所做的課題有了更深的認識，對我完成畢業(yè)設計有很大的幫助。 3 畢業(yè)實習報告 專 業(yè) 學 生 姓 名 班 級 學 號 指 導 教 師 日 期 麥弗遜懸架的設計 摘要：為了提高汽車行駛的平順性和穩(wěn)定性, 本課題進行了產(chǎn)品名稱為QF1020貨車前后懸架的設計。通過對課題內(nèi)容的分析, 并結合相關設計手冊,進行了方案設計與比較, 設計了麥弗遜前懸架, 鋼板彈簧后懸架。在設計中，首先，分析了麥弗遜獨立懸架的組成和功用；其次，進行懸架的上各零部件強度的校核；第三，詳細考慮各部件之間的連接關系；最后在此基礎上進行懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算。在分析麥弗遜懸架的組成和作用以及各零部件的尺寸確定的基礎上，再利用CAD軟件進行二維制圖。此次的設計進行了準確的計算和詳細的結構分析，為麥弗遜懸架的結構優(yōu)化提供了依據(jù)，從而在運動學和動力學方面提高汽車的性能。 關鍵詞：麥弗遜懸架；汽車；設計； The design of McPherson suspension Abstract：In order to enhance the automobile smooth running and the stability, This topic has carried on the suspension design of the Product Name of QF1020 vehicle. Through analyzing the topic content, and combine the correlation design handbook, carried on the plan to design and to compare, the McPherson strut front suspension , the leaf spring behind suspension and trapezium’s frame are designed. This thesis first analyzes the consists and function of the McPherson suspension in the design, then check the up and down of the suspension, Third, the various components of the link between relations is considered the suspension on the basis of the natural vibration frequency is calculated as well as static suspension deflection and dynamic deflection and elastic characteristics of the suspension terms at last. On the basis of Analysis of the composition and role of the size of the components in the two suspension, then to use CAD software, 2D software mapping .We make an accurate and detailed structural analysis on the design, which provides the?reference for optimal design of the suspension. The approach can enhance the?performance of the McPherson suspension and leaf spring behind suspension. Keyword: McPherson suspension; Motor vehicle; Design; 文獻資料 專業(yè) 學生姓名 班級 學號 指導教師 文獻資料 [1]劉臣亞,劉淑艷,尹文杰.麥式獨立懸架運動學分析與優(yōu)化[J].華南理工大學學報(自然科學版),2003,31(9):94—98. [2]張禎云.麥弗遜式懸架系統(tǒng)動力學分析與仿真[J].江西科學,2007(06):256—262. [3]牛翼萍,徐建國.McPherson式懸架的運動學及靜力學計算分析[J].輕型汽車技術,2003(8):11—14. [4]張越今.多剛體系統(tǒng)動力學在汽車轉(zhuǎn)向和懸架系統(tǒng)運動分析中的應用[J].汽車工程,1995(5):263—273. [5]趙和平,黃宏稱,習綱,等.非線性彈簧汽車懸架動態(tài)特性研究[J].機械強度,2001,23(2):165—167. [6]陸波.麥式懸架系統(tǒng)運動分析[J].汽車技術,1994(6):23-27. [7]張景騫.輪式車輛雙橫臂獨立懸架的運動優(yōu)化設計[J].汽車工程,1997,19(3):180—185. [8]卞學良.輪式車輛雙橫臂懸架轉(zhuǎn)向機構優(yōu)化設計[J].兵工學報,2000,21(1):1—4. [9]宋宇，陳無畏，黃森仁.車輛懸架多剛體動力學分析及PD控制研究[J].農(nóng)業(yè)機械學報,2004,35(1):4—7. [10]祈宏鐘,雷雨成,吳云飛,等.某懸架減振器的精確建模及仿真[J].機械科學與技術,2002,21(5):714-716. 目錄 1前言 1 2 總體方案論證 3 2.1 非獨立懸架與獨立懸架 3 2.2 獨立懸架結構形式分析 3 2.3 懸架選擇的方案確定 3 3 前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響 5 3.1 懸架靜撓度 5 3.2 懸架動撓度 6 3.3懸架彈性特性 6 3.4 前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 7 4彈性元件的設計 9 4.1螺旋彈簧的設計 9 4.2鋼板彈簧的設計 9 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 9 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 9 4.2.3鋼板彈簧各片長度的確定 12 4.2.4鋼板許用靜彎曲應力驗算 13 4.2.5鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 14 4.2.6鋼板彈簧總成弧高的核算 15 4.2.7鋼板彈簧強度驗算 16 5減震器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算 18 5.1減震器的分類 18 5.2相對阻尼系數(shù) 18 5.3減震器阻尼系數(shù)的確定 19 5.4最大卸荷力的確定 20 5.5筒式減震器工作缸直徑的確定 20 6 結論 21 參考文獻 22 致 謝 23 附 錄 24 1前言 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調(diào)節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質(zhì)量(即簧載質(zhì)量)、非懸掛質(zhì)量(即非簧載質(zhì)量)和彈簧(彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側(cè)傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。 盡管一百多年來汽車懸架從結構型式到作用原理一直在不斷地演進，但從結構功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。在有些情況下，某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導向機構的作用，麥克弗遜懸架(McPhersonstrutsuspension，或稱滑柱擺臂式獨立懸架)中的減振器柱兼起減振器及部分導向機構的作用。 如前所述，汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： a、通過合理設計懸架的彈性特征及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，既具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； b、合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求； c、導向機構的運動應與轉(zhuǎn)向桿系的運動相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振； d、側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉(zhuǎn)向時具有抗側(cè)傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾（即所謂“點頭”和“后仰”）； e、懸架構件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量??； f、便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間； g、所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命； h、制造成本低； i、便于維修、保養(yǎng)。 為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)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，并盡量可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應合理。 本課題的名稱是進行YC1020貨車的前后懸架設計。課題來源于鹽城奧馳機械有限公司。主要研究的內(nèi)容是1.進行前后懸架的底盤布置；2.懸架結構型式分析和主要參數(shù)的確定；3.用AUTOCAD完成懸架裝配圖及主要零件圖。解決的問題有1.解決汽車零部件企業(yè)麥弗遜懸架產(chǎn)品開發(fā)過程中設計與產(chǎn)品建模等問題；2.規(guī)范合理的型式和尺寸選擇，結構和布置合理；3.分析其結構形式及主要參數(shù)的確定。 鑒于QF1020輕型貨車的特點，綜合懸架的各自特性以及成本等方面，貨車前部載人，后部載貨，故將汽車的前懸設計為麥弗遜懸架，后懸設計為鋼板彈簧懸架。 2總體方案論證 2.1非獨立懸架與獨立懸架 根據(jù)導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側(cè)車輪。獨立懸架左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋。 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差；簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振；前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機構產(chǎn)生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左、右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主演運用在總質(zhì)量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 獨立懸架的優(yōu)點是:非懸掛質(zhì)量小,懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小,有利用于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能;左右車輪的跳動沒有直接的相互影響,可減少車身的傾斜和振動;占有橫向空間少,便于發(fā)動機布置,可以降低發(fā)動機的安裝位置,從而降低汽車質(zhì)心位置,有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性;易于實現(xiàn)驅(qū)動輪轉(zhuǎn)向。 2.2獨立懸架結構形式分析 獨立懸架有多種結構形式,主要分為雙橫臂式；單橫臂式；雙縱臂式；單縱臂式；麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等幾種類型。 對于不同結構形式的獨立懸架，不僅結構特點不同，而且許多基本特征也有較大區(qū)別。時常從側(cè)傾中心高度，車輪定位參數(shù)的變化，懸架側(cè)傾角剛度，橫向剛度幾個方面進行評價。 不同類型的懸架占用的空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機的布置和從車上拆裝發(fā)動機的困難程度。占用高度空間小的懸架，則允許行李箱寬敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此懸架占用的空間尺寸也用來作為評價指標之一。 2.3懸架選擇的方案確定 目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架等幾種。 前、后懸架均采用非縱置鋼板彈簧非獨立懸架的汽車轉(zhuǎn)向行駛時，內(nèi)側(cè)懸架處于減載而外側(cè)懸架處于加載狀態(tài)，于是內(nèi)側(cè)懸架受到拉伸,外側(cè)懸架受到壓縮，結果與懸架固定連接的車軸（橋）的軸線相對汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一個角度α。對前軸，這種偏轉(zhuǎn)使汽車不足轉(zhuǎn)向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉(zhuǎn)向趨勢。汽車將后懸架縱置鋼板彈簧的前部吊耳位置布置得比后邊吊耳低，于是懸架的瞬時運動中心位置降低，結果后橋軸線的偏離不再使汽車具有過多轉(zhuǎn)向趨勢。 另外，前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以前懸架采用獨立懸架。 針對本課題(1020輕型貨車的懸架)從經(jīng)濟性,結構布置的合理性等方面考慮前懸架采用麥弗遜懸架,后懸架采用鋼板彈簧懸架。如圖2.1為麥弗遜懸架。 3前后懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及對整車性能的影響 3.1懸架靜撓度（公式來自《汽車設計》第四版） 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即。 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率和(亦稱偏頻)可用下式表示 n2= （3-1） 式中，、為前、后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 = （3-2） 式中，g為重力加速度(g＝981cm／)。 將、代人式(3-1)到 n2= （3-3） 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，使之接近，并且后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，/＜1時的車身縱向角振動要比/＞1時小，故推薦?。剑?.8～0.9）?？紤]到貨車前后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦＝（0.6～0.8）。為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.00～1.45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。取=1.5Hz，=1.7Hz。代入（3-3）得=11.11cm,=8.65cm取=11cm，=8cm。 3.2懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜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其自由高度的1／2或2／3)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。對轎車，取7～9cm；對大客車，取5～8cm；對貨車，取6～9cm。由此可以看出，為了得到很好的平順性，應當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定的載荷下其變形也大。對于一般貨車懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應當不小于13cm。懸架的靜撓度及動撓度值受到汽車總布置允許的工作行程的限制，取前后懸架的動撓度均為130mm。 前懸架單側(cè)懸架設計簧載質(zhì)量445kg,空載簧載質(zhì)量408kg，設計偏頻為=1.5Hz，后懸架單側(cè)懸架設計簧載質(zhì)量620kg,空載簧載質(zhì)量357kg，設計偏頻為=1.7Hz，為了滿足空載時的偏頻要求，代入（3-1）得=31.54N/mm，=55N/mm。 3.3懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移(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彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形廠與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖3-1所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(圖中點8)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范圍內(nèi)，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為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 空載與滿載時簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。轎車簧上質(zhì)量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時的側(cè)傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 圖3.1懸架彈性特性曲線 1—緩沖塊復原點2—復原行程緩沖塊脫離支架3—主彈簧彈性特性曲線4—復原行程5—壓縮行程6—緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線7—緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架8—額定載荷 3.4前懸架主銷側(cè)傾角與后傾角 主銷的工作原理:汽車主銷并沒有一個固定的模式,不同類型的汽車主銷的表現(xiàn)形式也不同.汽車前軸的軸荷通過誰給傳給轉(zhuǎn)向輪,轉(zhuǎn)向輪又始終圍繞誰在轉(zhuǎn),具備了這兩個條件的就可以稱為“主銷”。 A.主銷后傾角:主銷軸線在縱向平面內(nèi)與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾角. 主銷后傾角的作用: a)保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。主銷后傾角越大,行駛中產(chǎn)生的離心力就越大,汽車直線行駛的穩(wěn)定性就越好.但主銷后傾角越大,汽車轉(zhuǎn)向時所克服的反向推力就越大,轉(zhuǎn)向就越重,所以主銷后傾角不能超過3°。 b)適當加大主銷后傾是幫助車輪回正的有效方法。 主銷后傾角取3°。 B.主銷內(nèi)傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時,上斷略微向內(nèi)傾斜一個角度,這個角度叫主銷內(nèi)傾角。 (a)主銷內(nèi)傾角的作用： a) 幫助車輪自動回正; b) 使轉(zhuǎn)向輕便。 (b)主銷內(nèi)傾角的確定： 傳統(tǒng)汽車的主銷內(nèi)傾角通常在6°～8°,而20世紀70年代以后開發(fā)的無論是麥弗遜懸架還是燭式懸架,主銷內(nèi)傾角通常在10°30′～12°30′左右。懸架取 9°。 4.彈性元件的計算 4.1螺旋彈簧的設計 螺旋彈簧作為彈性元件,其結構簡單、制造方便及其有高的比能容量,有良好的乘坐舒適性和懸架導向機構在大擺動能量下仍能具有保持車輪定位角的能力。 選取[τ]=350mPa切變模量G=280GPa的彈簧鋼的材料 a)根據(jù)總體布置要求及懸架的具體結構形式可知彈簧的剛度C=31.54N/mm,設計載荷時彈簧受力P=4361N,及彈簧高度Hi=300mm,彈簧在壓縮行程極限位置時彈簧高度H=210mm,自由高度H=390mm。 b)初選彈簧中徑簧圈中徑取D=142mm,鋼絲直徑12mm,彈簧材料65Mn， 有效圈數(shù)n=4.5節(jié)距t=48mm自由高度H=380mm 彈簧指數(shù)c=D/d=9.45代入求得K=1.154 求出彈簧在完全壓緊時的載荷P與彈簧的最大載荷P P=P+C(H+H) 求得P=9964N,P=7992.9N。 進行校核：驗證 K為修正系數(shù)，K= 將=853N／,=685N／ <=0.63=750N／。 彈簧合適。 4.2鋼板彈簧的設計 4.2.1鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質(zhì)量加大，所以只在少數(shù)輕、微型車上應用。縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單，故采用縱置鋼板彈簧。 縱置鋼板彈簧又有對稱式與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸(橋)上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。多數(shù)情況下汽車采用對稱式鋼板彈簧。由于整車布置上的原因，或者鋼板彈簧在汽車上的安裝位置不動，又要改變軸距或者通過變化軸距達到改善軸荷分配的目的時，才采用不對稱式鋼板彈簧。所以采用對稱式鋼板彈簧。 4.2.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 初始條件：滿載靜止時滿載時簧上質(zhì)量620kg,空載時簧上質(zhì)量為357kg。靜撓度為110mm,動撓度為130mm。軸距2350mm，半軸套直徑80mm。 A.滿載弧高 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4.1)。用來保證汽車具有給定的高度。當＝0時，鋼板彈簧在對稱位置上工作。為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常?。?0～20mm。取=20mm。 B.鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加鋼板彈簧長度L能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車平順性；在垂直剛度c給定的條件下，又能明顯增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧產(chǎn)生單位縱向轉(zhuǎn)角時，作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板彈簧縱向角剛度的同時，能減少車輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形；選用長些的鋼板彈簧，會在汽車上布置時產(chǎn)生困難。原則上在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。推薦在下列范圍內(nèi)選用鋼板彈簧的長度：貨車前懸架，L=（0.26～0.35）軸距，后懸架L=（0.35～0.45）軸距。設計取長度L為40%軸距，則L=40%×2350mm≈940mm。 圖4.1鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 C.鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定 a)鋼板斷面寬b的確定有關鋼板彈簧的剛度、強度等，可按等截面簡支梁的計算公式計算，但需引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需要的總慣性矩。對于對稱鋼板彈簧 (4-1) 式中，s為U形螺栓中心距(mm)；是為考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(如剛性夾緊，取，撓性夾緊，取)；c為鋼板彈簧垂直剛度(N／mm)，;為撓度增大系數(shù)(先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)=6，求得=0.16，然后用初定)；E為材料的彈性模量。E取2.06×Mpa,可求出 =1.5Hz =1.332 由，求出=7643.2N/mm 鋼板彈簧總截面系數(shù)用下式計算 ≥ (4-2) 式中，為許用彎曲應力。 對于60Si2Mn等材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦在下列范圍內(nèi)選取：前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450N／；后主簧為450～550N／；后副簧為220～250N／。 取500N／ 將式(4-2)代人下式計算鋼板彈簧平均厚度 (4-3) 求得=9.613mm, 有了以后，選鋼板彈簧的片寬b。增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側(cè)向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。前懸架用寬的彈簧片，會影響轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角。片寬選取過窄，又得增加片數(shù)，從而增加片間的摩擦和彈簧的總厚。推薦片寬與片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。取b=70mm。 b)鋼板彈簧片厚h的選擇矩形斷面等厚鋼板彈簧的總慣性矩用下式計算 (4-4) 式中，n為鋼板彈簧片數(shù)。求得h=9.7mm 由式(4-4)可知，改變片數(shù)n、片寬b和片厚h三者之一，都影響到總慣性矩的變化；再結合式(4-1)可知，總慣性矩的改變又會影響到鋼板彈簧垂直剛度c的變化，也就是影響汽車的平順性變化。其中，片厚丸的變化對鋼板彈簧總慣性矩了。影響最大。增加片厚九，可以減少片數(shù)n。鋼板彈簧各片厚度可能有相同和不同兩種情況，希望盡可能采用前者。但因為主片工作條件惡劣，為了加強主片及卷耳，也常將主片加厚，其余各片厚度稍薄。此時，要求一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組。為使各片壽命接近又要求最厚片與最薄片厚度之比應小于1.5。 最后，鋼板斷面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 圖4.2葉片斷面形狀 a)矩形斷面b)T形斷面c)單面有拋物線邊緣斷面d)單面有雙槽的斷面 c)鋼板斷面形狀矩形斷面鋼板彈簧的中性軸，在鋼板斷面的對稱位置上(圖4.2a)。工作時一面受拉應力，另一面受壓應力作用，而且上、下表面的名義拉應力和壓應力的絕對值相等。因材料抗拉性能低于抗壓性能，所以在受拉應力作用的一面首先產(chǎn)生疲勞斷犁。除矩形斷面以外的其它斷面形狀的葉片(圖4.2b、c、d)，其中性軸均上移，使受拉應力作用的一面的拉應力絕對值減小，而受壓應力作用的一面的壓應力絕對值增大，從而改善了應力在斷面上的分布狀況，提高了鋼板彈簧的疲勞強度和節(jié)約近10％的材料。采用矩形斷面。 d)鋼板彈簧片數(shù)n片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片間的干摩擦，改善汽車行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片簧時，片數(shù)在1～4片之間選取。 設計采用多片普通鋼板彈簧，片數(shù)取8片。 4.2.3鋼板彈簧各片長度的確定 片厚不變寬度連續(xù)變化的單片鋼板彈簧是等強度梁，形狀為菱形(兩個三角形)。將由兩個三角形鋼板組成的鋼板彈簧分割成寬度相同的若干片，然后按照長度大小不同依次排列、疊放到一起，就形成接近實用價值的鋼板彈簧。實際上的鋼板彈簧不可能是三角形，因為為了將鋼板彈簧中部固定到車軸(橋)上和使兩卷耳處能可靠地傳遞力，必須使它們有一定的寬度，因此應該用中部為矩形的雙梯形鋼板彈簧(圖4.3)替代三角形鋼板彈簧才有真正的實用意義。這種鋼板彈簧各片具有相同的寬度，但長度不同。鋼板彈簧各片長度就是基于實際鋼板各片展開圖接近梯形梁的形狀這一原則來作圖的。首先假設各片厚度不同，則具體進行步驟如下： 先將各片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標繪制在圖上(圖4.4)，再沿橫坐標量出主片長度的一半L／2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B兩點，連接A、B即得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點即為各片長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從月點到最后一個重疊片的上側(cè)邊端點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確。求得各片的長度為=940mm,=940mm,=818mm,=697mm,=576mm,=454mm,=333mm,=211mm. 圖4.3雙梯形鋼板彈簧 圖4.4確定鋼板彈簧各片長度的作圖法 4.2.4鋼板許用靜彎曲應力驗算 用公式：， 算出=485.5Mpa。 在用公式：， 算出=447.95Mpa≤900Mpa。 ∴所選鋼板彈簧合適。 4.2.5鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 a)鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差(圖4-1)，稱為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算 (4-5) 式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U形螺栓夾緊后引起的弧高變化，；s為U形螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。 =18.3mm,=148mm。 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑=860mm。 b)鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定因鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下和裝配后的曲率半徑不同(圖4.5)，裝配后各片產(chǎn)生預應力，其值確定了自由狀態(tài)下的曲率半徑各片自由狀態(tài)下做成不同曲率半徑的目的是：使各片厚度相同的鋼板彈簧裝配后能很好地貼緊，減少主片工作應力，使各片壽命接近。 圖4.5鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定 (4-6) 式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)；為鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑(mm)；為各片彈簧的預應力(N／)；正為材料彈性模量(N／)，取N/；為第i片的彈簧厚度(mm)。 在已知鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的曲率半徑和各片彈簧預應力條件下，可以用式(4-6)計算各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間間隙相差不大，且裝配后各片能很好貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及與其相鄰的長片的應力。 為此，選取各片預應力時，可分為下列兩種情況：對于片厚相同的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大；對于片厚不相同的鋼板彈簧，厚片預應力可取大些。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300～350N／內(nèi)選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處預應力所造成的彎矩之代數(shù)和等于零，即 =0 (4-7) 或=0 (4-8) 各片彈簧的預應力為: =-90Mpa,=-60Mpa,=-180Mpa,=-300Mpa,=0Mpa,=30Mpa =60Mpa,=180Mpa。 用式(4-6)計算出各片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑。 =2910mm,=2368mm,=2037mm,=1786mm,=1697mm,=1642mm, =1642mm,=1642mm 如果第i片的片長為，則第i片彈簧的弧高為 (4-9) 算得=38mm,=46mm,=41mm,=34mm,=24mm,=15.6mm, =8.4mm,=3.4mm。 4.2.6鋼板彈簧總成弧高的核算 由于鋼板彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預應力后用式(4-6)計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成的弧高與用式計算的結果會不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的為 (4-10) 式中，為鋼板彈簧第i片長度。求得=905mm。 鋼板彈簧總成弧高為 (4-11) 求得H=140mm。 用式(4-11)與用式(4-5)計算的結果相近,所選鋼板合適。 4.2.7鋼板彈簧強度驗算 a)汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)最大應力用下式計算 (4-12) 式中，G2為作用在后輪上的垂直靜負荷；m；為驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：＝1.25～1.30，貨車：＝1.1～1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。 此外，還應當驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度。許用應力[]取為1000N／。 =894.8N／<1000N／, 所以選用的鋼板合適。 b)鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算鋼板彈簧主片卷耳受力如圖4.7所示。卷耳處所受應力是由彎曲應力和拉(壓)應力合成的應力。 圖4.6汽車制動時鋼板彈簧的受力圖 圖4.7鋼板彈簧主片卷耳受力圖 (4-13) 式中，為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；為主片厚度。 許用應力[]取為350N／。 =117.9N／<350N／ 合適。 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力。其中，為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷；b為卷耳處葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。 用30鋼或40鋼經(jīng)液體碳氮共滲處理時，彈簧銷許用擠壓應力[]取為3～4N／；用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其許用應力[]≤7～9N／mm2。 鋼板彈簧60Si2Mn鋼制造。表面噴丸處理工藝和減少表面脫碳層深度的措施來提高鋼板彈簧的壽命。表面噴丸處理有一般噴丸和應力噴丸兩種，本設計中采用后者,這樣可使鋼板彈簧表面的殘余應力比前者大很多。 5減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算 5.1減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好所以采用后種。 根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10—20Mpa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5～5Mpa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低等優(yōu)點，所以采用此種減振器。 設計減振器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。 5.2相對阻尼系數(shù) 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關系 (5-1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖5.1b示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：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)，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 圖5.1減振器的特性 a) 阻力一位移特性b)阻力一速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為 (5-2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。 式(5-2)表明，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(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，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)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持＝(0.25～0.50)的關系。 設計時，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，?。?.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應取大些，一般?。?.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5。 =0.35則取=0.5=0.175 5.3減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。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)。例如，當減振器如圖5.2a安裝時，減振器阻尼系數(shù)用下式計算 圖5.2減振器安裝位置 (5-3) 中，n為雙橫臂懸架的下臂長；a為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接之間的距離。 減振器如圖5.2b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計算 (5-4) 式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 減振器如圖5.2c所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)用下式計算 (5-5) 分析式(5-3)～式(5-4)可知：在下橫臂長度n不變的條件下，改變減振器在下橫上的固定點位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。 前后懸架的減振器均采用圖5-2c所示安裝的,所以代人數(shù)據(jù)進5-5可以求得前懸架減振器的=63.153后懸架減振器的=99.51 5.4最大卸荷力的確定 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。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖8－2c所示時 (5-6) 式中，為卸載速度，一般為0.15～0.30m/s；A為車身振幅，取±40mm，為懸架振動固有頻率。 減振器=126.56mm。 又已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力。 求得減振器=7992.9N。 5.5簡式減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （5-7） 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；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?。?.30～0.35。 壁厚取為4mm，材料選20號鋼。 求得減振器D=52mm。 6結論 懸架主要是針對QF1020輕型貨車而設計的。懸架的主要創(chuàng)新點在于麥弗遜懸架的突出特點在于可將導向機構及減振器裝置集合在一起,可將多個零件集成在一個單元里。這樣一來,相對于雙橫擺臂懸架而言,他不僅簡化了結構,減小了質(zhì)量,還節(jié)省了空間,降低了執(zhí)照成本,并且?guī)缀醪徽加脵M向空間,有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置。另外,當車輪跳動時,其輪距和前束及車輪外傾角等均改變不大,減輕了輪胎的磨損,也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。前懸架采用獨立懸架,后懸架采用非獨立懸架。這樣保證汽車有一定穩(wěn)定性的同時還具有一定的剛度。不足的是,后懸架采用的是鋼板彈簧降低了乘坐的舒適性。 懸架設計中由于考慮成本與安裝復雜性問題,采用了純機械結構。在以后可以改進為用一個有自身能源的動力發(fā)生器來代替被動懸架中的彈簧和減振器的主動懸架,這樣可以在不同的路面及行駛條件下顯著地提高車輛性能。 參考文獻 [1]張金柱.懸架系統(tǒng)[M].北京:化學工業(yè)出版社,2005 [2]王望予.汽車設計[M].北京::機械工業(yè)出版社,2000 [3]劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001. 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[17]趙和平、黃宏稱、習綱,等.非線性彈簧汽車懸架動態(tài)特性研究[J].機械強度,2001,23(2): 165—167. 致　謝 為期四個月的畢業(yè)設計已經(jīng)結束.回顧整個畢業(yè)設計過程,雖然充滿了困難與曲折,但我感到收益非淺.畢業(yè)設計課題是1020輕型貨車的懸架系統(tǒng)的設計.設計是為了解決貨車行駛的穩(wěn)定性.畢業(yè)設計是學完大學期間本專業(yè)應修的課程以后所進行的,是對我三年半來所學知識的一次大檢驗.是我能夠在畢業(yè)前將理論與實踐更加融會貫通,加深了我對理論知識的理解,強化了我對實際工作的感性認識. 此次畢業(yè)設計是在老師的認真指導下進行的.經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題,以及知道我的思想,引導我的思路.在經(jīng)歷四個多月的設計過程中,一直熱心輔導.另外,我還得到了主任的悉心指導,在此表示衷心的感謝! 通過這次設計,我基本掌握了機械設計的方法和步驟,以及設計時應注意的問題等,另外還更加熟悉運用查閱各種相關手冊,選擇使用工藝裝備等. 總的來說,這次設計使我在理論的綜合運用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛煉,提高了我獨立思考問題,解決問題以及創(chuàng)新設計的能力,縮短了我與工廠技術人員的差距,為我以后從事實際技術工作奠定了一個堅實的基礎. 設計任務已順利完成,但由于本人水平有限,缺乏經(jīng)驗,難免會留下一些遺憾,在此懇請各位專家和老師不吝賜教. 附錄 序號 圖樣名稱 圖樣代號 幅面代號 1 麥弗遜懸架裝配圖 QF1020QXJ-00 A0 2 鋼板彈簧懸架裝配圖 QF1020HXJ-00 A1 3 轉(zhuǎn)向節(jié) QF1020QXJ-12 A2 4 球籠式萬向節(jié) QF1020QXJ-16 A2 5 上支承座 QF1020QXJ-01 A4 6 螺旋彈簧 QF1020QXJ-03 A3 7 減振器滑柱 QF1020QXJ-05 A3 8 彈簧下支座 QF1020QXJ-06 A4 9 活塞 QF1020QXJ-07 A4 10 U型夾 QF1020QXJ-09 A4 11 下擺臂 QF1020QXJ-14 A3 12 上連接板 QF1020QXJ-17 A3 13 軸承定位套筒 QF1020QXJ-18 A4 14 U型螺栓 QF1020HXJ-12 A3 15 鋼板彈簧第二片 QF1020HXJ-02 A3 16 鋼板彈簧下板塊 QF1020HXJ-11 A3 17 球頭銷 QF1020QXJ-13 A4 19