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SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 年 月 日 迄今已進行 周剩余 周 學生姓名 路麒 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-8班 指導教師姓名 呂德剛 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 松花江微型車懸架設計 指 導 教 師 填 寫 畢業(yè) 設計 （論文）工作 進度 已完成主要內容 待完成主要內容 　 存在問題及努力方向 學生簽字： 指導教師 意 見 　 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 松花江微型車懸架設計 類別 學生姓名 路麒 院（系）、專業(yè)、班級 汽車與交通工程學院 指導教師 呂德剛 職 稱 講師 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院、系公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文、畢業(yè)設計、其它 本科生畢業(yè)設計 松花江微型車懸架設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-8班 學生姓名： 路麒 指導教師： 呂德剛 職 稱： 講 師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree The Songhuajiang Miniature Car Suspension Design Candidate：Lu Qi Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-8 Supervisor：Lecturer Lu Degang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 松花江微型車前懸架所使用的是麥弗遜式獨立懸架，后懸架是整體橋非獨立懸架。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）彈性的連接起來。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、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、衰減由此引起的震動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。麥弗遜式獨立懸架有著結構簡單、緊湊、占用空間小等眾多優(yōu)點，整體橋懸架有結構簡單，堅固耐用，技術成熟的優(yōu)點，在現(xiàn)代輕型汽車中得到了廣泛運用。 本文主要講的是松花江微型車的懸架的設計，對其懸架進行設計計算。 并對懸架中關鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減震器等的設計、選型校核。 關鍵詞：松花江微型車；麥弗遜式懸架；鋼板彈簧懸架；設計計算 ABSTRACT Songhuajiang mini car used by the pre-suspension Macpherson independent suspension. The suspension is integral bridge after the independent suspension.Suspension is an important element of one of the modern automobile,it to the classis(or body ) and axle (or tires) flexibly link .It 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 ,decay resulting vibration,ensure the comfort of the crew,cargo and vehicles reduce their moving load. Macpherson independent suspension. with simple structure, compact, small footprint, and many other advantages, Integral bridge suspension has simple structure, durable, mature technology advantages,in a modern light vehicles has been widely used. The main stress is suspension design, The calculation of their front suspension design. Specifications set out the key suspension components such as:spiral springs, sway bar, shock absorber such as design,selection and calibration. Key words: Songhua river mini; Macpherson suspension; Leaf spring suspensio; Pressure; Temperature; Mini II 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒論 1.1 懸架設計的背景及研究意義 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性。懸架對于整車的意義重大。 現(xiàn)代車除了保證其基本性能，即行駛性、轉向性和制動性之外，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加以改進。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。 與生產(chǎn)實際結合較緊密。通過對懸架系統(tǒng)中重要零部件的設計、計算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對整車動力學性能影響的分析，初步達到介紹懸架設計全過程目的，具有很強的操作性，能夠為標致轎車的生產(chǎn)實際提供一定意義上的指導。 1.2 懸架設計的主要內容、要求和研究方法 1.2.1 主要內容 本文的研究對象是松花江微型車的前懸架。通過對懸架彈性元件的計算、 分析，導向機構的核算和校核，可以驗證懸架中關鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。在此基礎上文章還進一步提出和懸架性能有著密切關系的轉向橫拉桿斷開點位置的分析方案，并對結果進行了剖析。 具體內容包括： （1）對懸架中的彈性元件、減震器、橫向穩(wěn)定桿等重要部件進行了設計計算和可行性校核； （2）運用空間坐標變換理論和空間剛體運動學原理，通過對懸架的簡化和抽象，將實物模型轉成可供分析和研究的物理模型和數(shù)學模型； （3）提出轉向橫拉桿斷開點位置的設計方案，通過前后干涉量與車輪跳動量關系曲線的對比分析，提出斷開點位置方案。 1.2.2 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，還有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、下跳動時，使主銷定位角變化不大、車輪運動與導向運動要協(xié)調，避免前輪擺振，汽車轉向時，應使之稍有不足的轉向特性。 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. 保證汽車具有良好的行駛平順性； 2. 具有合適的衰減震動的能力； 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，轉彎時車身側傾要合適； 5. 具有良好的隔聲能力； 6. 結構緊湊、占用空間尺寸要??； 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。 1.2.3 研究方法 在設計時首先考慮車的總體方案要求，接著根據(jù)懸架總體方案，進行懸架系統(tǒng)各零部件的設計計算，在計算時應重點計算對懸架整體性能影響較大的零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減振器等。最后，對關鍵零件進行強度校核 1.3 麥弗遜式懸架的特點 麥弗遜懸架一般用于轎車的前輪。與其它懸架系統(tǒng)相比，麥弗遜式懸架系統(tǒng)具有結構簡單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點。麥式懸架還具有較為合理的運動特性，能夠保證整車性能要求。雖然麥弗遜懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結構簡單體積不大，可有效擴大車內乘坐空間，但也由于其構造為滑柱式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭等性能較差。 麥弗遜懸掛通常由兩個基本部分組成：支柱式減震器和A字型托臂之所以叫減震器支柱是因為它除了減震還有支撐整個車身的作用，他的結構很緊湊，把減震器和減震彈簧集成在一起，組成一個可以上下運動的滑柱；下托臂通常是A字型的設計，用于給車輪提供部分橫向支撐力，以及承受全部的前后方向應力。整個車體的重量和汽車在運動時車輪承受的所有沖擊就這兩個部件承擔。所以麥弗遜的一個最大的設計特點就是結構簡單，結構簡單能帶來兩個直接好處那就是：懸掛重量輕和占用空間小。我們知道，汽車懸掛屬于運動部件，運動部件越輕，那么懸掛響應速度和回彈速度就會越快，所以懸掛的減震能力也就越強；而且懸掛質量減輕也意味著彈簧下質量減輕，那么在車身重量一定的情況下，舒適性也越好。占用空間小帶來的直接好處就是設計師能在發(fā)動機倉布置下更大的發(fā)動機，而且發(fā)動機的放置方式也能隨心所欲。在中型車上能放下大型發(fā)動機，在小型車上也能放下中型發(fā)動機，讓各種發(fā)動機的匹配更靈活。 為了追求運動性，把其重心布置在前軸之后，因此發(fā)動機要占用大量的引擎?zhèn)}空間，那么，選用一款結構簡單，占用空間小的懸掛設計就顯得由為重要。麥弗遜懸掛在向上行程時，也就是在發(fā)生轉向側傾時，車輪外傾角會自動加大，使輪胎能更好的跟路面結合，給整車提供更大的橫向力，提高了轉向操控極限。擁有出色的操控和響應性再加上緊湊的結構，很顯然就成了哈飛設計師設計前懸架時的首選方案。對于小型車和微型車來說，盡可能的在狹小的發(fā)動機倉騰出空間布置發(fā)動機就更加重要了，所以他們也不得不選擇麥弗遜懸掛，況且，如果做出合理的匹配，麥弗遜無論是操控和舒適性都是相當出色的。 圖1-1 麥弗遜懸架 也正是因為麥弗遜結構過于簡單，造成懸掛的剛度有限。由于麥弗遜懸掛只能下托臂和減震器支柱來承受強大的車輪沖擊力，所以較易發(fā)生幾何變形。這種變形體現(xiàn)到駕駛感受上，就是駕駛者會明顯的感覺到車身穩(wěn)定性較差。無論是轉彎側傾，還是剎車點頭現(xiàn)象，都非常明顯。當然，設計師們也想了不少辦法來解決穩(wěn)定性問題。我們經(jīng)常聽說的橫向穩(wěn)定桿，防傾桿，平衡桿等等都是用來提高麥福遜懸掛幾何剛度和橫向穩(wěn)定性的部件。 橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，他與左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當左右懸掛都處于顛簸路面時，兩邊的懸掛同時上下運動，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉；當車輛在轉彎時，由于外側懸掛承受的力量較大，車身發(fā)生一定側傾。此時外側懸掛收縮，內側懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會發(fā)生扭轉，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車輛側傾。從而提高了車輛行駛穩(wěn)定性。而再增加支撐桿部件，則能達到同時提高懸掛縱向剛度的目的。 但是，光增加穩(wěn)定桿所提高的性能是有限的，使用各種穩(wěn)定桿設計能從一定程度上提高穩(wěn)定性和懸掛幾何剛度。如果要從根本解決這些問題，就必須改變整個懸掛的幾何形狀，那么多連桿和雙搖臂懸掛就成了高性能懸掛的代表。麥弗遜懸掛除了在穩(wěn)定性和剛度方面要遜色于多連桿以外，在耐用性上也不能與多連桿懸掛相提并論。由于麥弗遜懸掛的減震器支柱需要承受橫向力，同時又要起到上下運動減低震動的目的，所以減震器支撐桿的摩擦很不均勻，減震器油封容易磨損造成液壓油泄露降低減震效果?？傇u：優(yōu)點：麥弗遜懸掛擁有良好的響應性和操控性，而且結構簡單，占用空間小，成本低，適合布置大型發(fā)動機以及裝配在小型車身上。缺點：穩(wěn)定性差，抗側傾和制動點頭能力弱，增加穩(wěn)定桿以后有所緩解但無法從根本上解決問題，耐用性不高，減震器容易漏油需要定期更換。 1.4 麥弗遜式懸架的經(jīng)濟性分析 自20世紀30年代美國通用汽車的一名工程師麥弗遜（McPherson）發(fā)明了麥弗遜式懸架以來，麥弗遜式獨立懸架已成為使用量最多的懸架結構形式之一。從寶馬M3，保時捷911等高性能車，到菲亞特STILO，福特FOCUS，標致和國產(chǎn)的夏利、哈飛面包車等前懸掛采用的都是麥弗遜式懸架。麥弗遜式懸架的有效性和經(jīng)濟型已經(jīng)得到了無數(shù)事實的佐證。隨著世界能源的日益匱乏，微型汽車和節(jié)能汽車已成為世界汽車工業(yè)發(fā)展的一個重要方向，小排量汽車和經(jīng)濟型汽車的推廣勢必會帶來麥弗遜式獨立懸架更為廣泛的運用，麥弗遜式懸架的經(jīng)濟性也將得到充分的體現(xiàn)。麥弗遜式懸架最大的設計特點就是結構簡單，結構簡單能帶來兩個直接好處是：懸掛質量輕和占用空間小。我們知道，汽車的質量是影響汽車燃油經(jīng)濟性的一個關鍵因素，減輕懸架的質量進而減輕整車的質量就可以有效地降低汽車的油耗，從而達到減少能源 消耗和降低使用成本的目的；同樣，由于麥式懸架有著結構緊湊、占用空間小等 結構特點，這就使汽車的前置前驅式布置方案（FF）成為可能。這樣，不僅省去 了采用前置后驅式布置（FB）時所使用的驅動軸，減輕了汽車的質量降低了油耗，還縮小的整車的尺寸，便于汽車向著微型化方向發(fā)展。 當然，和其它結構形式的懸架相比從使用經(jīng)濟性角度來講，麥弗遜式懸架也存在一定的不足。我們知道，懸掛屬于運動部件，在汽車運行過程中，懸架將要承受來之路面和車身各個方向的力和力矩。對于麥弗遜式懸架這些沖擊載荷將完全由減振器支柱和下擺臂來承受，所以這些部位較易發(fā)生幾何變形，進而使零件 損害造成懸架的失效。 第2章 麥弗遜式懸架的設計計算 2.1 懸架的總體布置方案和相關參數(shù)的計算 2.1.1 懸架的總體布置方案 此型車是一款經(jīng)濟型商用車，總體參數(shù)要求見表2.1。 表2.1總布置參數(shù)要求 滿載軸荷 623/787kg 空載時的前軸軸載 400/280kg 前橋左右懸架的總質量 mu 73kg 前懸架的設計偏頻 n1 1.31Hz 主銷內傾角 12°30′ 主銷后傾角 2°30′ 車輪外傾角 1°30′ 整車整備質量 870kg 2.1.2 麥弗遜懸架的結構分析 麥弗遜懸架由多個零件組成，故在懸架機構分析中采用空間機構分析法對其進行分析。在運用此方法進行分析時，將懸架總成中的構件等效成剛體來研究懸架系統(tǒng)的空間運動。 圖2-2是麥弗遜式懸架的等效機構圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個移動副；減振器的上支點和車身的聯(lián)接被等效成一個轉動副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機構。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統(tǒng)的分析變得簡單，且不會在很大程度上影響分析的結果 圖 2-1 麥弗遜懸架的等效機構圖 2.1.3 懸架總體參數(shù)的計算 在設計時首先對懸架總體參數(shù)進行計算，如懸架的剛度、懸架的撓度等，這樣，在下文對零部件的計算時，就可以以懸架的總體參數(shù)為依據(jù)，根據(jù)懸架的結構參數(shù)求出相關零部件的受力、剛度等參數(shù)。 1.懸架的剛度 根據(jù)設計要求給定的設計狀態(tài)下的軸荷及簧下質量，可求得前懸架單側的簧上質量 (2.1) 于是，前懸架的剛度 C 為 (23.1415926531.31)357=24186.362(N/m)=21.6(N/mm) 2.懸架的靜撓度 懸架的靜撓度 和懸架剛度之間有如下關系： (2.2) 代入數(shù)值得：，取 3.懸架的動撓度 為了防止汽車在壞路面上行使駛時懸架經(jīng)常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠大的動撓度。 從結構和使用要求上來考慮選此懸架的動撓度 2.2 螺旋彈簧的設計計算 2.2.1 螺旋彈簧材料的選擇 螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊、制造方便及高的比能容量等特點，在輕型以下汽車的懸架中運用普遍 。根據(jù)松花江微型車工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求（可參考下文的計算分析），選擇60Si2MnA為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。 2.2.2 彈簧的受力及變形 根據(jù)懸架系統(tǒng)的裝配圖，對其進行結構分析、計算可以得出平衡位置 處彈簧所受壓縮力 P 與車輪載荷的關系式： (2.3) 式中， 為車輪外傾角，?為減振器內傾角， 為主銷軸線與減振器的夾角 式中角度如圖 2-3 所示。 彈簧所受的最大力 取動荷系數(shù) k=1.7，則彈簧所受的最大力 Pdmax 為： Pdmax= (2.4) 圖 2-2 彈簧安裝角度示意圖 2.車輪到彈簧的力及位移傳遞比 車輪與路面接觸點和零件連接點間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的剛度與懸架的線剛度可由傳遞比建立聯(lián)系[6] ： 利用位移傳遞比便可計算出螺旋彈簧的剛度 (2.5) 其中分數(shù)代表懸架的線剛度。從而，得到如下關系式： 當球頭支承 B 由減振器向車輪移動 t 值時，根據(jù)文獻[7]，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數(shù)說明詳見圖 2-4）： (2.6) (2.7) 圖 2-3 懸架受力和位移比分析 代入數(shù)值可得到 i x ＝1.002 i y ＝1.146。所以，位移傳遞比 i x i y 為 1.148 3.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量 由松花江微型前懸給定的偏頻 f＝1.31Hz，可得到了汽車懸架的線剛度： (2.8) 于是可得出彈簧的剛度 (2.9) 進而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax 作用下的變形量 F： (2.10) 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為： Pdmax=7310N F=191.9mm 2.2.3 彈簧幾何參數(shù)的計算 根據(jù)已求得的彈簧所受的最大力和相應的變形進行彈簧的設計。 1.彈簧的材料許用應力 根據(jù)其工作條件已經(jīng)選擇簧絲材料 60Si2MnA。 表2.2材料的性能參數(shù) 許用切應力[] 48kgf/mm2 許用剪應力[] 100kgf/mm2 剪切模量G 8000kgf/mm2 彈性模量E 20000MP 強度范圍 45-50HRC 2.選擇彈簧旋繞比： 旋繞比（彈簧指數(shù)）影響著彈簧的加工工藝，當旋繞比過小時將給彈簧的制造帶來困難。一般的選擇范圍是 C=4-16,這里初選旋繞比 C=8。 3.計算鋼絲直徑 d 曲率系數(shù) (2.11） =14.5mm 選d=14.5 4.彈簧中徑 D2 選擇 D2=Cd=8 10.5＝116mm 選D2=116mm 5.彈簧圈數(shù) n 選擇 (2.12) 選n=7圈 兩端均選 0.5 圈支承圈，則彈簧總圈數(shù)為： n1=n+n2=7+1=8 圈 6 .彈簧的工作極限變形 (2.13) 工作極限載荷： (2.14) 7.彈簧的幾何尺寸 節(jié)距 自由高度 H0 H0=nt+1.5d 選 H0=329mm 螺旋角 ： 外徑 D： D=D2+d=116+14.5=130.5mm 進而需將原有彈簧座的尺寸作相應的改變（實際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而 定）。內徑 D1： D1=D2-d=116-14.5=101.5mm 2.2.4 計算結果的處理 上述對螺旋彈簧的計算的結果如下表 2.3 所示。 表2.3螺旋彈簧參數(shù) 自由高度 H0 329mm 彈簧圈數(shù) n 8 圈 螺旋角 6.88° 內徑 D1 101.5mm 外徑 D 130.5mm 節(jié)距 t 43.9mm 在 AUTOCAD 軟件環(huán)境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖 2-5）所示。為了改善 彈簧在安裝后的受力狀況，螺旋彈簧的兩端需作端平處理，在裝配時此處的配合 精度選為七級精度，又因為彈簧的外徑為130.5mm，根據(jù)文獻[18]，粗糙度值選為3.2。 圖 2-4 螺旋彈簧的零件圖 2.3 橫向穩(wěn)定桿的設計計算 2.3.1 橫向穩(wěn)定桿的作用 汽車在高速行駛時，車身會產(chǎn)生很大的橫向傾斜和橫向角振動。因此，懸架中需添設橫向穩(wěn)定桿。采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車身傾斜外，還會影響汽車的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點： （1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車的不足轉向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能； （2）增大后懸架的穩(wěn)定性，會使前輪驅動汽車具有中性轉向性能，使后輪驅動車具有更大的過度轉向性。 2.3.2 橫向穩(wěn)定桿的設計計算 松花江微型車采用的前置前驅（FF）方案，因此汽車總布置對空間的要求比較嚴格，可利用的空間不大。基于這樣的布置要求和使用條件，這里選用Ⅱ型穩(wěn)定器。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下： 其中：Cs=9.52N/mm; E=196Gpa; G=80Gpa; k——對于圓截面桿段，所采用的修正系數(shù)； =523mm; =363mm; =200mm; =210mm; =500mm; ls=1145mm. 各參數(shù)的含義如圖 2-6 所示，其數(shù)值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。 圖 2-5 橫向穩(wěn)定桿示意圖 于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑 d0=20.9，選擇整數(shù)標準值 d1＝21mm，橫向穩(wěn)定桿的形狀應由它的空間布置要求來定。 在 AUTOCAD 軟件環(huán)境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖 2-8）所示。為了使橫向穩(wěn)定桿在拐角處的半徑值不至于過小，此處取最小半徑 R＝18mm。 圖2-6 橫向穩(wěn)定桿零件簡圖 2.4 減震器的選型與設計 2.4.1 減振器類型的選擇 懸架中用的最多的減振器是內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的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和粘性液體的摩擦形成了振動阻尼，將振動能量轉化為熱能，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的消耗僅僅只是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用減振器；反之稱為雙向作用減振器。后者因為減振作用比前者好而得到廣泛應用。 減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿 足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、容易調整等優(yōu)點，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。 液力減振器最早出現(xiàn)于1901 年，有兩種主要的結構形式分別是搖臂式和筒式。懸架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。松花江微型車的工作工況一般為城市道路工況，總體來說，它所行駛的路面較為平緩。懸架的減振器在這樣的路面上工作時，振動的幅值不大，但頻率較高。所以我選擇筒式減振器。而在筒式減振器中，常用的三種形式是：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。我選擇雙筒式液力減振器。 使用雙筒式液力減振器后，當車架與車橋作往復相對運動時，減振器能夠通過內部粘性油液的流動，將車身和車架的振動能量轉化為熱能，最終散到大氣中，從而達到使振動迅速衰減的目的。 圖2-7 減振器 2.4.2 汽車懸架與減震器的匹配與減震器的放置 結構如右圖， 特性：側傾中心高度較高；車輪外傾角與主銷內傾角變 化??；輪距變化很小，故輪胎磨損速度慢；懸架側傾角剛度 較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間尺寸??；結構簡單、緊湊乘用車上用得較多。 (2-8) 2.4.3 雙筒式液壓減振器的外特性 懸架減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對）運動的位移或（相對）運動的速度，與相應產(chǎn)生的工作阻力之間的關系，通常我們分別稱之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動特性。設計的減振器在實際使用中，其外特性必須保證良好的相對穩(wěn)定性。 減振器外特性的畸變往往會使預期設計的外特性出現(xiàn)某些缺陷，因此，減振器的設計有兩個基本質量要求：一是外特性必須滿足車輛懸架的性能需求；二是無畸變，即這種外特性要有穩(wěn)定而持久的工作質量。減振器的外特性即為其速度特性，如圖2-9所示。 圖2-9 減振器特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設計閥系時若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線A 所示為在某一給定的A 通道下阻尼力F 與液流速度v 的關系，若遇通道A 并聯(lián)一個直徑更大的通道B，則總的特性將如圖中曲線A+B 所示。如果B 為一個閥門，則當其逐漸打開時，可獲得曲線A 與曲線A+B 間的過渡特性。恰但選擇A、B 的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定特性曲線。閥打開的過程可用三個階段來描述，第一階段為閥完全關閉，第二階段為閥部分開啟，第三階段為閥完全打開。通常情況下，當減振器活塞相對于缸筒的運動速度達到0.1m/s 時閥就開始打開，完全打開則需要速度達到數(shù)米每秒。 2.4.4 雙筒式減振器的外特性設計原則 對外特性的基本設計依據(jù)，需要研究車身的振動。車身的振動又取決與輪軸的振動。輪軸的振動同時受上、下兩端的影響，與車輪的阻尼有關。車輪的激振力等于懸架質量的慣性力和輪軸質量的慣性力之和。同時車輪的激振力又決定了車輪的接地性能，是行駛安全性的重要尺度，在懸架系統(tǒng)中配置適當?shù)臏p振器，能有效的阻尼車身振動，保證良好的平順性。通過查閱資料可以知道，增大相對阻尼系數(shù)將有效的抑制車身加速度和車輪動栽增大，但是增大相對阻尼系數(shù)雖然有利于降低車身動載，但車身的加速度會相對于阻尼系數(shù)的增大而增大。因此在高的激振情況下，減振器的作用加劇了車身的振動，降低了舒適性，但減振器此時由于對車輪動載有抑制作用，卻能提高行駛的安全性。因此外特性的設計應該有兩個基本方面的意義：一是使減振器的外特性與車輛懸架振動特性相匹配；二是在復雜的運行工況下，能較穩(wěn)定的保持這種相適應的外特性。車輛在復雜的運行工況下，減振器的相對穩(wěn)定地保持其外特性的預期設計能力，是評價懸架減振器減振效能和等級質量的決定性標志。 2.4.5 主要性能參數(shù)的選擇 筒式減振器設計中涉及的參數(shù)較多，大致可以分為如下幾類： （1）整車參數(shù) 包括車輛全重、懸置質量、車輛縱向的轉動慣量、車輛懸架剛度、車輛振動固有頻率（圓頻率）、減振器個數(shù)等。 （2）幾何布置參數(shù) 包括減振器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。 （3）減振器結構參數(shù) 包括減振器長度、減振器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個數(shù)、閥孔直徑、減振器筒徑、工作缸直徑與長度、儲液筒直徑與長度等。 （4）減振器工作參數(shù) 包括減振器的工作長度、限壓閥閥門彈簧的剛度、彈簧預緊壓縮量、閥門附加最大行程、活塞行程、活塞最大線速度、活塞正反最大阻力、開閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等。 這些參數(shù)在設計中有的是作為已知量，有的是作為待確定量，所以選擇參數(shù)時，要考慮的情況比較多，但一般來說，主要包括活塞面積計算、閥門機構設計計算、阻尼比或者阻尼系數(shù)，最大卸荷力等參數(shù)的計算，尺寸設計計算，強度校合，壽命計算等?；钊娣e按反行程的最大阻力來確定，反行程最大阻力與活塞最大線速度有關，活塞最大線速度取決于懸架裝置結構。閥門機構設計主要包括常通孔面積計算和閥門彈簧的計算。減振器內通常有兩個常通孔，活塞上常通孔和補償閥座上的常通孔?；钊铣Ｍ酌娣e按壓縮行程最大活塞線速度即開閥速度計算。設計減振器時，阻尼比的確切值是未知的，它只能通過測定減振器工作時的衰減振動情況計算求得。但是阻尼比的大小又關系到活塞最大線速度、減振器阻尼力等物理量的值，所以，在設計過程中通常從減振器吸收振動能量的角度來估計阻尼比的值。 表2.4松花江微型技術參數(shù) 車型 松花江微型HFJ1010系列 長×寬×高（mm） 3215×1405×1660 軸距（mm） 1840 輪距 前/后（mm） 1300/1310 最小離地間隙（mm） 180 最小轉彎直徑（m） 8.2 行李箱容積（L） ---------------- 油箱容積（L） 36 整備質量（kg） 870 最大功率（PS(kW)/rpm） 35.5/5000 最大扭矩（N·m/rpm） 74/3500 發(fā)動機型式 水冷直列斜置四缸四沖程 排量（ml） 797（870） 壓縮比 10 燃料要求 93號及以上無鉛汽油，可使用符合國家標準的乙醇汽油 懸架 前：麥克弗遜式獨立懸架，螺旋彈簧，帶三角型下橫臂及橫向穩(wěn)定桿 轉向系統(tǒng) 循環(huán)球齒條齒扇式 制動系統(tǒng) 雙領蹄式制動 最高車速（km/h） 120 2.4.6 主要尺寸的確定 1.筒式減振器工作缸半徑徑 D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計算工作缸半徑 D為 式中，[ p] 最大允許壓力，取 3M pa ； 為連桿半徑與缸筒直徑之比，取 ＝0.48根據(jù)求得的工作缸半徑，查汽車筒式減振器的有關國標(JB1459—85)，就可以就近選用一個標準尺寸。這里我們選用的工作缸半徑 D=25mm。 2.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，振器 打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx (2.16) 式中， vx 為卸荷速度一般為 0.15－0.30m/s，A為車身振幅，取 ± 40mm 為懸架振動固有頻率。由懸架結構總體布置方案知 a＝201mm n=212mm 所以， 3 取伸張行程的阻尼系數(shù) =1.8 =1.8×2054=3.769×103 ，在伸張行程的最大卸荷力為 (2.17) 3.減振器的阻尼系數(shù) 減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質量和懸架剛度有關，還與相對阻尼系數(shù)有關。 (2.18) 松花江微型車中減振器安裝在懸架中與垂直線成的夾角，則此時的阻尼系數(shù)應根據(jù)減震器的布置特點確定： (2.19) 式中： w ——杠桿比,i=n/a； N ——為下橫臂的長度 á ——減振器安裝角。 2.4.7 計算結果的處理 上述的計算結果如表 2.5 所示： 圖2.5減震器缸內數(shù)據(jù)處理 阻尼系數(shù) 2094 最大允許壓力p 3MP 工作缸直徑D 50mm 儲油桶直徑Dc 73mm 連桿與缸筒直徑之比 0.48 壁厚 2mm 鑒于減振器對污染、磨損等的敏感性，在繪制裝配圖時是根據(jù)減振器的使用條件的要求注明了技術要求（可參考減振器的零件圖），零件配合處的粗糙度Ra 值選為0.16um。 2.5 彈簧限位緩沖塊的設計 在松花江微型車的前懸中，因結構的限制，導向臂和轉向拉桿被限制在±130 范圍內。如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值，此時，零件會因 為沖擊而發(fā)出噪聲，鉸接的銷軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險。因此，懸架中要設置彈簧限位緩沖塊。 松花江微型車前懸的垂直剛度為21.6N/m，這就意味著懸架被設計得非常軟，當然，這樣有利于提高汽車的平順性和舒適性，但同時卻增加了螺旋彈簧達到壓縮極限的可能性。因此，為了解決這種矛盾，就需要選擇合適的緩沖塊阻尼。根據(jù)約森·賴姆佩爾.著的《懸架元件及底盤力學》，在此松花江微型車前懸的設計中，選擇緩沖快的阻尼為1100。 另外，車內噪音水平跟懸架系統(tǒng)零件的共振頻率和路面噪音的頻率有選用車用緩沖塊的工作頻率為60Hz左右，這樣離路面噪音的頻率（15～20Hz)較遠，這樣可以顯著減少車內的噪音，為車內提供更加安靜的環(huán)境。 以前軸的中心點為原點，汽車的前進方向為X軸方向，Y軸指向駕駛者的右側，Z軸根據(jù)右手螺旋定則來確定。松花江微型車前懸左側空間機構在上述坐標系中的坐標如表3.1所示。以表中的坐標值和部分相關點之間的距離為初始狀態(tài)值，以車輪的上下跳動量為輸入，車輪的定位參數(shù)為輸出，根據(jù)空間機構學的理論知識和理論分析表靜態(tài)時懸架空間機構各關鍵點的坐標和車輪定位角 懸架上的點X軸坐標（mm）Y軸坐標（mm）Z軸坐標（mm）減振器上支點 -8.8 -517.2 587.4減振器下支點 -31.6 -690.0 -66.3下擺臂擺動軸線與下擺臂中心交點 -11 -371.9 -21.44輪胎接地點 -28.1 -710.5 180.96下擺臂擺動軸線的前端點 -31.3 -680 -56.8轉向節(jié)臂球頭銷中心 -121.7 658.3 29.9轉向橫拉桿斷開點球頭銷中心的設計坐標104 -264 132.3前輪中心-28.1 -710.5 35.96主銷內傾角140主銷后傾角20'前輪前束量2mm車輪外傾角20' 2.6油液的選取 由于大多數(shù)減震器是通過油的流動阻尼力來吸收沖擊和震動能量，并轉化為油的熱量散發(fā)掉。所以，阻尼力與油的粘度有著密切的關聯(lián)，而油的粘度是隨溫度變化的。摩托車使用時間的長短，使用時的環(huán)境溫度等都是不同的。因此，為適應摩托車運行地域的各種氣候條件，對減震器油提出了以下技術要求： （1）減震器油不但要具有良好的粘溫性能以及較高的粘黏度指數(shù)，還應有低的凝固點。當環(huán)境溫度發(fā)生變化或隨著工作時間的延長，減震器油本身溫度變化時，其油的粘度變化應很小； （2）在我國境內使用的減震器油，其凝點不得低于-40℃。也就是說，當進入嚴寒冬季氣溫下降至0～-40℃時，其油液應不失去流動性； （3）減震器油在所有的使用范圍內（包括高速、滿負荷以及超載行駛等特殊情況），要盡可能少的汽化損失，即所謂的汽化小性能； （4）當減震器油與空氣接觸時，必須具有抗氧化穩(wěn)定性和抗油氣混合穩(wěn)定性，即所謂的良好的工作穩(wěn)定性能； （5）由于含有雜質的減震器油液會在摩托車行駛過程中，很快將活塞桿劃傷或造成油封刃口殘缺，從而導致漏油。所以，減震器油液一定要保持絕對的清潔； （6）減震器油必須具有良好的防銹和抗磨作用。 根據(jù)GB7631.2—87，選用型號為L—HFC的液壓油。該產(chǎn)品通常為含乙二醇或其他聚合物的水溶液，低溫性、粘溫性和對橡膠的適用性好。他的耐燃性好，通常用于低壓和中壓系統(tǒng)中，對溫度適應性好，使用溫度為-20—50oC.適用于中國的大部分地區(qū)的氣溫。 2.7 結果及分析 1.輪距變化量 如上文所述，幾乎所有的獨立懸架中，車輪的上下跳動量都會導致輪距發(fā)生變化。輪距變化的缺點是會引起滾動輪胎的側偏，從而產(chǎn)生側向力、較大的滾動 阻力和導致直線行使能力的下降。此外，輪距變化對轉向也有較大的影響。圖2.12為輪距變化量與車輪上下跳動量的對應關系曲線。因麥弗遜式前懸的側傾中心位置較高，所以輪距變化量較大。輪距變化量為上跳時?b＝4mm，下跳時?b＝21mm，（這是不利因素）。但作為城市用車，它的車輪跳動量范圍很小,一般 在-20mm-20mm范圍內變化，所以設計方案依然可行。 2.車輪外傾角的變化 圖2-10 輪距變化量和車輪跳動量的關系曲線 圖2-11 車輪外傾角和輪距變化量的關系曲線 外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直直線之間的夾角。一方面，通過設置外傾角可以消除支承及轉向節(jié)中的間隙；另一方面，外傾角還可以保證汽車在 承載時車輪和地面保持垂直。理想的外傾角為?= 5' ? 10'，這樣可以使磨損均勻和滾動阻力小，但為了獲得良好的輪胎轉向側偏性能，實際所取的車輪外傾角大都 偏離理想值，空載時外傾角在理想值附近；加載狀態(tài)下，車輪有輕微的負外傾角。圖2.13為標致轎車前輪外傾角與車輪上下跳動量的關系曲線，其麥弗遜懸架在車輪上跳時曲線向負角方向凹入，彰顯了此懸架的優(yōu)點。當車輪向下跳動時，外傾角向正角方向變化，意味著車身內側車輪承受側向力的性能很好。 3.主銷內傾角的變化 圖2-12 主銷內傾角和車輪跳動量的關系曲線 主銷內傾角和主銷偏移距之間有著緊密的聯(lián)系。小的主銷偏移距可以有效地保證汽車的不足轉向特性，但為了得到較小的或負值主銷偏移距，就必須有較大 的主銷內傾角。從圖2.15中可以看出，主銷內傾角為負值，負的主銷內傾角有利于汽車的轉向回正力矩。主銷內傾角的絕對值隨著車輪上跳動量的增加而增變，下跳量的增加 而減小，角度在?10.20 160范圍內變化。這樣的變化趨勢使車輪在上跳過程中主銷偏移距不斷變大，轉向回正力矩也不斷增大，從而保證了汽車的直線行駛性能。 但同時，前橋的縱向力敏感性也愈大。 4.主銷后傾角的變化 圖 2-13 主銷后傾角和車輪跳動量的關系曲線 正的主銷后傾角可以保證汽車的直線行使性能，將正的主銷后傾角和負的車輪拖距聯(lián)合使用，這樣不僅可以使縱傾中心離車輪較近，以減小轉向時的輸入力矩，還可以減小路面不平度對轉向性能的影響。大的主銷后傾角在汽車直線行駛 時并不單有優(yōu)點,也有缺點.路面不平度在車輪接地點上引起的交變側向力會產(chǎn)生繞轉向節(jié)軸的力矩,力矩作用在轉向橫拉桿上就會引起轉向沖擊和轉向不穩(wěn)定.如圖2.15所示,標致轎車的主銷后傾角隨著車輪的上跳而變大,隨著車輪的下跳而變小.此變化特性意味著車輪在受到?jīng)_擊或遇到障礙物后縱傾中心將向后移動,這樣可以保證汽車的抗俯仰和抗前蹲特性.基于轉向橫拉桿斷開點的計算.麥弗遜式懸架導向機構對轉向梯形的影響汽車懸架導向機構和轉向梯形之間通過轉向橫拉桿相聯(lián)系(圖為標致轎 車左前懸橫向穩(wěn)定桿的位置圖).當轉向橫拉桿的斷開點位置選擇不當時,汽車運動過程中將出現(xiàn)橫拉桿與懸架導向機構運動不協(xié)調,前輪擺振等現(xiàn)象,這些不利情況的出現(xiàn)將會加劇輪胎磨損，破壞操縱穩(wěn)定性。 2.8 本章小結 敘述了在減振器的設計中需要的各種設計參數(shù)。通過對減振器外特性了解確定了外特性的設計原則，介紹了雙筒式液力減振器各類參數(shù)的選用方法和在設計過程中需要的各種公式以及對重要參數(shù)的確定。 第3章 麥弗遜式懸架關鍵零部件的校核 3.1 螺旋彈簧的強度校核 1.穩(wěn)定性驗算 在彈簧受到較大的垂向載荷時，彈簧可能因為過大的高徑比而出現(xiàn)彎曲失穩(wěn)現(xiàn)象，根據(jù)文獻可知當彈簧的高徑比小于 5.3時便不會出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象 高徑比b： (3.1) 滿足穩(wěn)定性要求。 2.彈簧的實際性能參數(shù) 實際彈簧剛度： (3.2) 平衡位置彈簧所受的壓縮力： (3.3) 相應的彈簧變形： (3.4) 平衡位置時的彈簧長度（上、下彈簧座的實際位置）： (3.5) 3.彈簧對整車的影響 根據(jù)彈簧的實際剛度及懸架的行程傳遞比及力的傳遞比可以計算出懸架的實際線剛度： (3.6) 進而可得到汽車的偏頻： (3.7) 對阻尼比ξ 進行檢驗： (3.8) 根據(jù)松花江微型車的參數(shù)要求，經(jīng)比較可知此設計方案滿足設計要求。 3.2 橫向穩(wěn)定桿的強度校核 Ⅱ型橫向穩(wěn)定桿的強度校核須對下述三處進行[ ： 中段中央處的強度校核（圖 3-1）： 圖3-1橫向穩(wěn)定桿的中部 端部向外彎的距離越大（），此區(qū)域的應力將越大。 (3.9) ；；；； ：比應力（=1.6125）； 運算結果為： 中段鉸接區(qū)的強度校核（圖 3-2）： 上述關系也適用于點H出的應力： 線段越大，其應力越高。 圖3-2橫向穩(wěn)定桿的中段鉸接處 (3.10) 各參數(shù)的定義同上，運算結果為： =418.8Mpa 由中段向端部過渡的圓角處的強度校核（圖 3-3）： 圖3-3橫向穩(wěn)定桿圓角過渡處 盡管通常此處比中段產(chǎn)生的應力較低，但由于疲勞應力的作用,多半會在此處發(fā)生斷裂。按橫向穩(wěn)定桿中線所確定的半徑R越大，其應力就越高。線段 l9的符號是個有影響的參數(shù)，應將其納入計算公式中。算出比值 p=R/l1 和 q=l9/l10后,可通過查圖表確定系數(shù) Km。桿端向外彎曲 l9越小，Km 值就越小，因而應力也越小。 R=18mm;l9=0; l10=523mm; P=R/l10=0.034; q=l9/l10=0 根據(jù)p、q查圖可得。 運算結果為： 4.結果分析 按上述三個應力中最大者校核所設計橫向穩(wěn)定桿的可行性： 許用應力 式中，V:強度儲備系數(shù)，v=1.05~1.1 應為 ， 所以穩(wěn)定桿的強度足夠。 由上述公式可以看出：剛度取決于傳遞比，即應盡可能使橫向穩(wěn)定桿的固定點靠近車輪；為縮短的長度，鉸接點應盡可能地外移。 3.3 本章小結 主要通過計算校核螺旋彈簧和橫向穩(wěn)定桿，檢查是否符合強度標準，確保選擇材料的成功。 第4章 后懸架基本尺寸和參數(shù)的選擇與校核 4.1懸架主要參數(shù)的確定 （1）懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸掛剛度之比，既。 車前、后懸架與其簧上質量組成的前后部分車身的固有頻率和（亦稱偏頻），是影響掛車行使平順性的主要參數(shù)之一。 靜撓度與偏頻的關系為，由分析可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻。因此，欲保證掛車有良好的行使平順性，必須正確選取懸掛的靜撓度。 在選取后懸架的靜撓度值時，應當使之接近，并希望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，時的車身縱向角振動要比時小，考慮到車承載貨物的平順性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦。 根據(jù)平順性要求，后懸掛期望滿載固有頻率取為。 （2）懸架動撓度 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。要求懸掛應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行使時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對貨車；取6～9cm，選8cm。 （3）懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力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。本車后懸架采用鋼板彈簧，為剛度可變的非線性彈性特性。 （4）懸架剛度的分配 為保證懸架有良好的平順性，要求固有頻率變化小。整個負荷變化范圍內頻率的變化應最小?？汕蟮茫? (4.1) 總剛度為： =267.3 ——掛車滿載時的固有頻率。 4.2懸掛的基本參數(shù)計算 該載貨汽車后懸掛的總負荷空載時，滿載時 ；； ； (3)鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 式中：、分別為滿載時鋼板彈簧主簧、副簧承受的載荷。 鋼板彈簧長度L的確定： 在總布置可能的條件下，應盡可能將鋼板彈簧取長些。推薦掛車懸掛后鋼板彈簧主簧長度軸距；??；鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定： 平均厚度： (4.2) 式中：——考慮U形螺栓夾緊板簧后的無效長度系數(shù)（剛性夾緊時=0.5，撓性夾緊時=0）； S——U形螺栓中心距； ——為撓度增大系數(shù)； ——材料的彈性模量，； ——許用彎曲應力，采用的55SiMnVB材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦的后主簧為450～550，后副簧為220～250。 主簧： 片寬b： 推薦片寬與片厚的比值在6～10范圍內選取，取前后鋼板彈簧主副簧=4.3cm。 鋼板斷面形狀 彈簧采用矩形斷面形狀，其中性軸在鋼板斷面的對稱位置上，工作時，一面受拉應力、另一面受壓應力作用，并且應力絕對值相等。 鋼板彈簧片數(shù)： 根據(jù)掛車的總質量，選取的片數(shù)為=6片 (4)鋼板彈簧各片長度的確定 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確定的，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，再沿橫坐標量出主片長度的一半和U形螺栓中心距的一半，得到A、B兩點，連接A、B既得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片的上側邊交點既為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)過圓整后確定。 L/2 s/2 A B h33 圖4-1確定鋼板彈簧各片長度的作圖法 鋼板彈簧各片長度：1012mm、865mm、715mm、542mm、408mm、255mm 4.3懸掛的強度校核計算 (1)鋼板彈簧的剛度驗算 根據(jù)懸架布置的可能性及生產(chǎn)工藝的允許條件，最后決定的彈簧剛度為： (4.3) 其中：；；。 式中：——經(jīng)驗修正系數(shù)，=0.83～0.93； E——材料彈性模量； 、——主片和第片的一半長度。 代入已知數(shù)據(jù)可得： ； 鋼板彈簧總截面系數(shù)： (4.4) 滿載平均靜應力： =37.26Mpa (4.5) 比應力： (4.6) （2）從實際規(guī)格尺寸及應力規(guī)范修正設計參數(shù) 鋼板橡膠墊塊高度為3cm，壓縮量為1.4cm，極限動行程計算值應取為7.4+1.48.8cm。 （3）主副鋼板彈簧負荷分配和應力核算 滿載主簧撓度： (4.7) 滿載極限應力： (4.8) 鋼板彈簧采用的是55SiMnVB材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦的為450～550，由上述計算結果可知，滿載平均靜應力和極限應力都在許用值范圍內，故滿足使用條件。 4.4 本章小結 敘述了在鋼板彈簧式懸架的設計中需要的各種設計參數(shù)與校核。介紹了鋼板彈簧式減振器各類參數(shù)的選用方法和在設計過程中需要的各種公式以及對重要參數(shù)的確定。 結 論 本畢業(yè)設計根據(jù)松花江微型車給定的設計要求，分別從設計、制造、分析設計等方面著手，完成了懸架中關鍵零部件的設計計算和校核、導向機構的分析、轉向斷開點的設計等工作。從而較系統(tǒng)地闡述了松花江微型車用麥弗遜式前懸架和鋼板彈簧式后懸架的設計優(yōu)化過程，這對生產(chǎn)實際具有一定的指導意義。 作為本科畢業(yè)設計，其設計目的重在對課本知識的鞏固和運用。因此，文章從和書本知識結合較緊密的計算開始，分別從零件的結構形式和受力分析兩方面，對懸架中關鍵零部件進行了設計，并對它們的可行性進行了校核。然后，文章又不拘泥于課本知識，在對懸架導向機構進行分析時，從運動學角度對懸架進行了分析。 我的畢業(yè)設計是在黑龍江工程學院完成的，在此過程中我遇到了很多以前沒有接觸過的問題，在查閱大量資料的基礎上和老師、同學的幫助下這些問題基本得到了解決。但限于篇幅和設計時間，尚有很多值得深入研究和改進的地方。如本文在建立物理模型和數(shù)學模型時，對左前車輪和懸架單獨考慮，而沒有考慮左右車輪在轉向時的聯(lián)動關系，盡管對結果不會產(chǎn)生較大影響，但總的來說存在一定偏差。如果同時對左右兩側的轉向橫拉桿斷開點位置進行分析，需要先確定內側或者外側的車輪轉角，然后按照阿克曼原理計算出另外一側車輪的理想轉角，將理想轉角和實際轉角之差的絕對值作為另一個目標函數(shù)，這樣，對左右兩側橫拉桿斷開點進行分析就變成了一個多目標函數(shù)的問題。 參考文獻 [1]劉惟信主編. 汽車車橋設計[M]. 北京：清華大學出版社，2004,4. 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