前麥弗遜獨立懸架的設計【CATIA】,CATIA,前麥弗遜,獨立,懸架,設計 第1章 緒 論 1.1懸架的功用 懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接裝置的總稱。 (1) 傳遞它們之間一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 (2）緩和，抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車良好的平順性，操縱穩(wěn)定性。 (3）迅速衰減車身和車橋的振動。 懸架系統(tǒng)的在汽車上所起到的這幾個功用是緊密相連的。要想迅速的衰減振動、沖擊，乘坐舒服，就應該降低懸架剛度。但這樣，又會降低整車的操縱穩(wěn)定性。必須找到一個平衡點，即保證操縱穩(wěn)定性的優(yōu)良，又能具備較好的平順性。 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。 1.2 懸架的組成 現(xiàn)代汽車，特別是乘用車的懸架，形式，種類，會因不同的公司和設計單位，而有不同形式。 但是，懸架系統(tǒng)一般由彈性元件、 減振器、緩沖塊、橫向穩(wěn)定器等幾部分組成等，見圖1-1所示。 它們分別起到緩沖、減振 、力的傳遞、限位和控制車輛側傾角度的作用。 圖1-1 汽車懸架組成示意圖 1-彈性元件 2-縱向推力桿 3-減震器 4-橫向穩(wěn)定器 5-橫向推力桿 彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。螺旋彈簧只承受垂直載荷，緩和及抑制不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質量小，無需潤滑的優(yōu)點，但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用。這里我們選用螺旋彈簧。 減振器是為了加速衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動，減振器有筒式減振器，阻力可調(diào)式新式減振器，充氣式減振器。它是懸架機構中最精密和復雜的機械件。 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，使汽車具有不足轉向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。 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。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，也就是說汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件。 1.3懸架的分類 汽車的懸架從大的方面來看，可以分為兩類：非獨立懸架系統(tǒng)， 如圖1-2所示。 圖1-2 獨立懸架 1.3.1獨立懸架 獨立懸架是兩側車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，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量小，可提高汽車車輪的附著性。 獨立懸架的類型及特點：獨立懸架的車軸分成兩段（如圖1-3），每只車輪用螺旋彈簧獨立地，地連接安裝在車架(或車身)下面，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。 圖1-3獨立懸架的運動 現(xiàn)在，前懸架基本上都采用獨立懸架系統(tǒng)，最常見的有雙橫滑柱 臂式（又稱麥弗遜式）。 （1）雙橫臂式（圖1-4） 。 圖1-4 雙橫臂式獨立前懸架 工作原理：由上短下長兩根橫臂連接車輪與車身，通過選擇比例合適的長度，可使車輪和主銷的角度及輪距變化不大 這種獨立懸架被廣泛應用在轎車前輪上。雙橫臂的臂有做成A字形或V字形，V形臂的上下2個V形擺臂以一定的距離，分別安裝在車輪上，另一端安裝在車架上。 優(yōu)點：結構比較復雜，但經(jīng)久耐用，同時減振器的負荷小，壽命長。可以承載較大負荷，多用于輕型﹑小型貨車的前橋。 缺點：因為有兩個擺臂，所以占用的空間比較大。所以，乘用車的前懸架一般不用此種結構形式。 （2）麥弗遜式（圖1-5） 圖1-5 麥弗遜式獨立前懸架 工作原理：這種懸架目前在轎車中采用很多。這種懸架將減振器作為引 車輪跳動的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。 這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。內(nèi)側空間大，有利于發(fā)動機布置，并降低車子的重心。 車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器 端支點橫擺臂擺動。以上問題可通過調(diào)整桿系設計布置合理得到解決。 麥弗遜獨立懸架的特點： 優(yōu)點：技術成熟，結構緊湊，響應速度快，占用空間少，便于裝車及整車布局，多用于中低檔乘用車的前橋。 缺點：由于結構過于簡單，剛度小，穩(wěn)定性較差，轉彎側傾明顯，必須加裝橫向穩(wěn)定器，加強剛度。 1.3.2非獨立懸架 非獨立懸架如圖1-6所示。其特點是兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受沖擊力時會直接 影響到另一側車輪上，當車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結構大為簡化，降低成本。目前廣泛應用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 圖1-6懸架在汽車的承載力 1.4懸架的國內(nèi)外發(fā)展情況 汽車懸架的發(fā)展十分迅速，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。正常情況按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能主動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼。 隨著當前世界汽車工業(yè)朝著高速、高性能、舒適、安全可靠的方向發(fā)展，空氣懸架彈簧是當今汽車發(fā)展的一大趨勢，特別是在大型客車和載重汽車上尤為突出。其實，早在20世紀50年代，空氣懸架彈簧就開始應用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。到60年代，德國、美國等工業(yè)發(fā)達國家生產(chǎn)的大部分公共汽車上裝有了主動式空氣彈簧懸架。 國內(nèi)早在20世紀60年代就設計生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術條件有限，當時生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效果不甚理想，以后在很長一段時期，產(chǎn)品沒有進一步發(fā)展，因此，國外生產(chǎn)空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術優(yōu)勢進入國內(nèi)市場，為國內(nèi)生產(chǎn)豪華客車的廠家配套成熟的主動式空氣彈簧懸架產(chǎn)品。 同時我國公路條件的改善為汽車懸架創(chuàng)造了基本的使用條件，并產(chǎn)生了很大的促進作用。高速公路的迅速發(fā)展、運輸量的增加以及對高性能客車的需求，都對汽車的操縱穩(wěn)定性、平順性、安全性提出了更高的要求。此外，重型汽車對路面破壞機制的研究及認識的進一步加深，政府對高速公路養(yǎng)護的重視，限制超載逐步在國內(nèi)各地受到重視，這些因素都將促使新型懸架在重型車市場的應用將進一步擴大。 隨著國內(nèi)客車產(chǎn)品檔次的逐步升級，空氣懸架彈簧逐步被市場接受。目前，在國內(nèi)有多家客車廠生產(chǎn)的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客車、桂林大宇、合肥現(xiàn)代、杭州客車等。 由于主動式空氣懸架彈簧價格較貴，為降低成本，有的企業(yè)部分車型前橋使用鋼板彈簧，后橋使用空氣懸架彈簧。由此可知懸架正充分關注這方面的變化，提高綜合開發(fā)能力，以適應市場的需求和變化，新型懸架的誕生迫在眉睫。 本章小結 本章主要介紹了麥弗遜懸架的功用和優(yōu)缺點。并且針對麥弗遜獨立懸架的未來發(fā)展趨勢有了一定了解。 第2章 懸架分析設計 2.1懸架結構方案分析 2.1.1 獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇 為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有不同的結構型式，主要有獨立懸架與非獨立懸架。獨立懸架與非獨立懸架各自的特點在上一章中已經(jīng)作了介紹，本章不再累述，轎車對乘坐舒適性要求較高，故選擇獨立懸架。 2.1.2 懸架具體結構形式的選擇 麥弗遜式獨立懸架是獨立懸架中的一種，是一種減振器作滑動支柱并與下控制臂鉸接組成的一種懸架形式,與其它懸架系統(tǒng)相比,結構簡單、性能好、布置緊湊,占用空間少。因此對布置空間要求高的發(fā)動機前置前驅動轎車的前懸架幾乎全部采用了麥弗遜式懸架。 此次設計的懸架為發(fā)動機前置前輪驅動的哈飛路寶7110車型，故選擇麥弗遜式獨立懸架形式。 2.2彈性元件 彈性元件是懸架的最主要部件，因為懸架最根本的作用是減緩地面不平度對車身造成的沖擊，即將短暫的大加速度沖擊化解為相對緩慢的小加速度沖擊。使人不會造成傷害及不舒服的感覺；對貨物可減少其被破壞的可能性。 彈性元件主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧等常用類型。除了板彈簧自身有減振作用外，配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件，使已經(jīng)發(fā)生振動的汽車盡快靜止。鋼板彈簧是汽車最早使用的彈性元件，由于存在諸多設計不足之處，現(xiàn)逐步被其它種類彈性元件所取代，本文選擇螺旋彈簧。 2.3減振元件 減振元件主要起減振作用。為加速車架和車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器。減振器和彈性元件是并聯(lián)安裝的，如圖2-1所示。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，而減振器中的活塞在缸筒內(nèi)也作往復運動，則減振器殼體內(nèi)的油液便反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。本文選擇雙筒式液力減振器。 圖2-1 含減振器的懸架簡圖 1.車身；2.減震器；3.彈性原件；4.車橋。 2.4傳力構件及導向機構 車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。 對前輪導向機構的要求 （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≤6-7度。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，有抗后仰作用。 （5）具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 2.5橫向穩(wěn)定器 在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產(chǎn)生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。 本章小結 本章主要介紹麥弗遜懸架的主要結構組成，各個零部件的工作原理以及在汽車整體運動中的主要功用。對在以后的懸架設計中提供了理論基礎。 第3章 懸架主要參數(shù)的確定 懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數(shù)選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同配合確定。此次設計是對哈飛路寶7110前獨立懸架設計。哈飛路寶7110參數(shù)如表3-1所示 表3-1 哈飛路寶7110參數(shù) 長/寬/高（mm） 3618/1563/1533 變數(shù)器型式 排量（毫升） 1075 最大功率（kw） 33.5/5000 最大扭矩（N.M） 72/3500 油耗（L/100km） 6.5 軸距（mm） 2335 前輪距（mm） 1360 后輪距（mm） 1355 滿載質量（kg） 1270 空車質量（kg） 920 主銷內(nèi)傾角 11°56′ 注銷后傾角 4°30′ 車輪外傾角 22′ 前束 -2～4 滿載前軸允許負荷 <810kg 滿載后軸允許負荷 <810kg 3.1懸架的空間幾何參數(shù) 在確定零件尺寸之前，需要先確定懸架的空間幾何參數(shù)。麥弗遜式懸架的受力圖如圖3-1所示 圖3-1麥弗遜式懸架的受力分析 根據(jù)車輪尺寸，確定G點離地高度為158.3mm，根據(jù)車身高度確定C大致高度為700mm，O點距車輪中心平面110mm，減震器安裝角度14°。 3.2懸架的彈性特性和工作行程 3.2.1懸架頻率的選擇 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)ε=0.8～1.2，因而可以近似地認為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車，約為1～1.3Hz（60～80次/min），約為1.17～1.5Hz（70～90次/min），非常接近人體步行時的自然頻率。 取n=1.2HZ 3.2.2 懸架的工作行程 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。 由 n (3-1) 式中： —懸架靜撓度 得懸架靜撓度： (3-2) 則懸架動撓度： =（0.5—0.7） 取 =0.5=0.5×173.6＝86.8mm 為了得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于160mm。 而=173.6+86.8=260.4mm>160mm 符合要求 3.2.3懸架剛度計算 已知：已知整車裝備質量：m =920kg，取簧上質量為870kg；取簧下質量為50kg，則由軸荷分配圖知： 空載前軸單輪軸荷取60%： =261kg 滿載前軸單輪軸荷取50%：（滿載時車上5名成員，60kg/名）。懸架剛度： = 本章小結 本章主要介紹了哈飛路寶7110的主要參數(shù)?；诠w路寶的數(shù)據(jù)參數(shù)對懸架系統(tǒng)的剛度進行計算。針對各個零部件的設計都是在懸架總體剛度的基礎上設計。 第4章 懸架主要零件設計 4.1 螺旋彈簧的設計計算 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)哈飛路寶汽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。 4.1.1螺旋彈簧的剛度 由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C與彈簧剛度是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度僅指彈簧本身單位撓度所需的力。 例如麥弗遜獨立懸架的懸架剛度C的計算方法： 選定下擺臂長：EH=284mm；半輪距：B=680mm ；減震器布置角度：β=9°，高度430.48mm。 可知懸架剛度與彈簧剛度的關系如下： 可知： C=(uCosδ/PCosβ)Cs （4-1） 式中： C—懸架剛度；Cs—彈簧剛度。 已知u=1392.9mm p=1565.3mm δ=16°β=24° 得： 19.36 N/mm 4.2 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 計算可以得到平衡位置處彈簧所受壓縮力P與車輪載荷N’v的關系式: P=Ay===2890(N) （4-2） 式中：-車輪外傾角；-減震器的內(nèi)傾角 -主銷軸線與減震器的夾角。 圖4-1彈簧的受力 （1）彈簧所受的最大力 取動載荷系數(shù)k=1.7 則彈簧所受的最大力Pdmax 為 Pdmax=k×p=1.7×2890=(N) 圖4-2 螺旋彈簧受力 （2）車輪到彈簧的力及位移傳動比 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Ks與懸架剛度Kx可由傳遞比建立聯(lián)系；利用位移傳遞比ix便可計算出螺旋彈簧的剛度Ks (4-3) 其中分數(shù) 代表懸架的線性剛度。從而，得到如下關系式 當球頭支撐B由減震器向車輪移動t值時，根據(jù)文獻，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為 ix=1/cos(-)=1.005 (4-4) iy==1.022 (4-5) 代入數(shù)值可得ix=1.005 iy=1.022 所以，位移傳遞比iyix為1.027 （3）彈簧在最大壓縮力作用下得變形量 由于哈飛路寶的前懸架給定的偏頻f=1.2Hz.可得汽車懸架的線剛度 K= (4-6) 可得到彈簧的剛度Ks Ks=Kxiyix=28.43(n.mm) (4-7) 進而可得到彈簧在最大壓縮力Pdmax作用下的變形量F F=Pdmax/Ks=172.8(mm) (4-8) 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為： Pdmax=4913N F=172.8 mm 4.2.1 彈簧幾何參數(shù)的計算 根據(jù)以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)選擇彈簧材料60Si2MnA。材料的表4-1所示。 表4-1 60Si2MnA性能參數(shù) 許用應力 48kgf/ 許用剪切力 100kgf/ 剪切模量 8000kgf/ 彈性模量 2000mp 強度范圍 45-50 HRC （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作帶來困難。一般的選擇范圍是C=4-8 這里初選旋繞比C=8. （3）計算鋼絲的直徑d 曲率系數(shù) (4-9) = (4-10) d≧ 選 d=10 mm （4）彈簧中經(jīng)D2的選擇 D2=c×d=8×10=80 mm (4-11) 選擇 D2=92 （5）彈簧圈數(shù)n的選擇 選擇n=6圈 （4-12） 兩端均選0.75的支承圈，則彈簧總圈數(shù)為 N1=n+n2=7.5 （6）彈簧的工作極限變形 Fj≦1.12F=1.12×0.173=0.194 工作極限載荷 Pj≦P （7）彈簧的幾何尺寸 節(jié)距t t=d+F/n+=33.03 自由高度Ho Ho=nt+1.5d=279.34 選 Ho=280 mm 螺旋角 （4-13） 外徑 D=D2+d=102 mm 進而需將原有彈簧座尺寸作相應的改變（實際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而定內(nèi)徑D1；D1=D2-d=92-10=82 4.2.2彈簧校核 彈簧剛度校核 彈簧剛度的計算公式為： （4-16） 代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度為：N/mm 所以彈簧選擇符合剛度要求。 計算結果的處理 表4.2 螺旋彈簧的參數(shù) 自由高度Ho 280 mm 彈簧圈數(shù) n 7.5 圈 螺旋角 6.67度 內(nèi)徑 D1 82mm 外徑 D 102mm 節(jié)距 t 33mm 為了改善彈簧在安裝后的受力狀況，螺旋彈簧的兩端做端平處理，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102mm，根據(jù)文獻（18），粗糙度值選為3.2 圖4-3 螺旋彈簧 4.3 減振器結構類型的選擇 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復運動，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復地從一個內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內(nèi)腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。 減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，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。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結構型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結構型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。 雙筒式液力減振器 雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-4所示。其中A為工作腔，C為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞1在工作腔A中上下移動，迫使減振器液流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉變?yōu)闊崮芎纳⒌?。車輪向上跳動即懸架壓縮時，活塞1向下運動，油液通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經(jīng)閥Ⅳ進入補償腔C;當車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞1向上運動，工作腔A中的壓力升高，油液經(jīng)閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當活塞向上運動時，必定有部分油液經(jīng)閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產(chǎn)生的熱量靠貯油缸筒3散發(fā)。減振器的工作溫度可高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經(jīng)油封7進入補償腔甚至經(jīng)閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。 圖4-4 雙筒式減振器工作原理圖 1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩9-活塞桿 減振器的特性可用圖4-5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。其一為粘性沿程阻力損失，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，也即不易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，如圖10所示。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，若與通道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。恰當選擇A,B的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定的特性曲線。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. lm/s時閥就開始打開，完全打開則需要運動速度達到數(shù)米每秒。 圖4-5 閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖 圖4-5給出了三種典型的減振器特性曲線。第一種為斜率遞增型的，第二種為等斜率的(線性的)，第三種為斜率遞減型的。其中第一種在小速度時，阻尼力較小，有利于保證平坦路面上的平順性，第三種則在相當寬的振動速度范圍內(nèi)都可提供足夠的阻尼力，有利于提高車輪的接地能力和汽車的行駛性能。根據(jù)汽車的型式、道路條件和使用要求，可以選擇恰當?shù)淖枘崃μ匦浴? 圖4-6 典型的減振器特性曲線 圖4-7減振器斜置時計算傳遞比示意圖 需要注意的是，在大部分汽車上，減振器不是完全垂直安裝，如圖4-7所示為剛性橋非獨立懸架的情況。這時減振器本身的阻尼力與車輪處的阻尼力之間存在差異，當左右車輪同向等幅跳動時，阻尼力的傳遞比，由于角度 (見圖4-7)同時造成車輪處力的減小和減振器行程的減小，因此減振器的阻尼系數(shù)應為車輪處阻尼系數(shù)的倍。當車身側傾時，相應的傳遞比，式中B為輪距，b為減振器下固定點的安裝距。 單筒充氣式液力減振器 單筒充氣式減振器的工作原理如圖（4-8）所示。其中浮動活塞3將油液和氣體分開并且將缸筒內(nèi)的容積分成工作腔4和補償腔2兩部分。當車輪下落即懸架伸張時，活塞桿8帶動活塞5下移，壓迫油液經(jīng)過伸張閥10從工作腔下腔流入上腔。此時，補償腔2中的氣體推動活塞3下移以補償活塞桿抽出造成的容積減小;車輪上跳時，活塞5向上運動，油液通過壓縮閥6由上腔流入下腔，同時浮動活塞向上移動以補償活塞桿在油液中的體積變化。 與前述的雙筒式減振器相比，單筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點:①工作缸筒n直接暴露在空氣中，冷卻效果好;②在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓;③在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果;④由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點在于:①為保證氣體密封，要求制造精度高;②成本高;③軸向尺寸相對較大;④由于氣體壓力的作用，活塞桿上大約承受190-250N的推出力，當工作溫度為100℃時，這一值會高達450N，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。 圖4-8單筒充氣式減振器 雙筒充氣式減振器的優(yōu)點有:①在小振幅時閥的響應也比較敏感;②改善了壞路上的阻尼特性;③提高了行駛平順性;④氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功。 圖4-9 為雙筒充氣式減振器用于麥克弗遜懸架時的結構圖 1-六方;2-蓋板;3-導向座;4-貯油缸筒;5-補償腔;6-活塞桿;7-彈簧托架;8-限位塊;9-壓縮閥;10-密封環(huán);11-閥片;12-活塞緊固螺母;13-活塞桿小端;14-底閥 4.3.1減震器參數(shù)的設計 （1）相對阻尼系數(shù)ψ 相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減震器的阻尼作用在與不同剛度C和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ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；ψ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ψ。相對無摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25-0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值取的小些，為避免懸架碰撞車架，取=0.5 取ψ=0.3，則有： ，計算得：=0.4，=0. （2）減震器阻尼系數(shù)的確定 減震器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上，應根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。我選擇下圖的安裝形式，則起阻尼系數(shù)為： （4-18） 圖4-10 減震器的布置 根據(jù)公式，可得出： 滿載時計算前懸剛度N/m 代入數(shù)據(jù)得：=6.3HZ，取, 按滿載計算有：簧上質量kg，代入數(shù)據(jù)得減震器的阻尼系數(shù)為： （4-19） （3）減震器最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度，按上圖安裝形式時有： (4-20) 式中，為卸荷速度，一般為0.15~0.3m/s，A為車身振幅，?。粸閼壹苷駝庸逃蓄l率。 代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： 符合在0.15~0.3m/s之間范圍要求。 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：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)可得最大卸荷力為： （4）減震器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： (4-21) 其中，——工作缸最大壓力，在3Mpa~4Mpa,取=3Mpa； ——連桿直徑與工作缸直徑比值，=0.4~0.5，取=0.4。 代入計算得工作缸直徑D為： (4-22) 減震器的工作缸直徑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。 表4.3 減震器的工作缸選擇 工作缸直徑D 基長L 貯油直徑 吊環(huán)直徑φ 吊環(huán)直徑寬度B 活塞行程S 30 11 （120） 44 （47） 29 24 230、240、250、260、270、280 40 14 （150） 54 39 32 120、130、140、150、270、280 50 17 （180） 70 （75） 47 40 120、130、140、150、160、170、180 65 210 210 62 50 120、130、140、150、160、170、180、190 所以選擇工作缸直徑D=30mm的減震器，對照上表選擇起長度： 活塞行程S=240mm，基長L=110mm，則： （壓縮到底的長度） （拉足的長度） 取貯油缸直徑=45mm，壁厚取2.6mm。 4.4 橫向穩(wěn)定桿的設計 4.4.1 橫向穩(wěn)定桿的作用 橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，它和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)生一定得側傾。此時外側懸掛收縮，內(nèi)測懸掛舒張，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。從而提高車輛行駛穩(wěn)定性。 4.4.2 橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇 具體尺寸選擇如下：桿的直徑d=22mm，桿長L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，=156mm，圓角半徑R=23mm。 圖4-11橫拉桿 本章小結 本章主要是針對零部件主要參數(shù)的計算和校核。在設計過程中主要根據(jù)整體懸架在整個汽車中的剛度的基礎上進行計算設計。并且在計算和設計過程中不斷的了解到了整體懸架的剛度在其零部件的設計中的作用。 第五章 麥弗遜獨立懸架catia建模 5.1 麥弗遜獨立懸架零部件的設計 根據(jù)CAD總裝和零部件圖對螺旋彈簧、減震器、下擺臂件設計。 圖5-1麥弗遜獨立懸架零部件 5.2 對懸架系統(tǒng)零部件的總 裝 基于CATIA平臺的零部件總裝 圖5-2 懸架系統(tǒng)零部件的總裝設計 5.3 麥弗遜懸架的整體安裝 對麥弗遜懸架安裝轉向系 輪胎 輪轂等安裝 圖5-3麥弗遜懸架及轉向系統(tǒng)的整體安裝 本章小結 本章主要是基于CAD圖紙利用CATIA進行三維建模的設計，在利用CATIA的制圖了解它的具體形狀和在整體懸架中的具體位置的設計和作用， 在三維建模過程中應不斷的與實體與設計理論相結合。 結 論 在畢業(yè)設計過程中，通過對哈飛路寶7110麥弗遜懸架的設計工作。本文按照劉惟信編著的《汽車設計》一書詳細研究了麥弗遜懸架的設計方案，提出了比較可行的設計思路，并按照這一思路進行詳細地計算，最終根據(jù)計算數(shù)據(jù)繪制出麥弗遜懸架系統(tǒng)的總裝配圖及其零部件圖。 在設計過程中，查閱了很多汽車相關的資料，對大學期間學到的汽車知識有了更高層次的認識。通過親自查找資料和分析計算，充分鍛煉了自己設計的能力；通過發(fā)現(xiàn)問題、提出問題、解決問題，體驗到了設計的樂趣；在繪圖的過程中，我熟悉并掌握了CAD制圖的一些標準和技巧，當然也會存在一些問題，期待批評指正。用CAD繪過圖之后，我更深刻地體會到CAD制圖的效率，也認識到其成為主流的深層原因。手繪零件圖后，我進一步熟悉了手繪圖紙的各個細節(jié)，同時進一步感受到了手繪圖紙的麻煩與機繪圖紙的簡便。 通過這次畢業(yè)設計，考驗了我在大學所學的知識，是我大學四年課程的一次大的總結。在設計過程中，我明顯地感覺到自己專業(yè)知識不足、專業(yè)經(jīng)驗欠缺以及知識面狹窄。我以后會努力拓展自己的知識面，積累各方面的經(jīng)驗，彌補專業(yè)知識的不足，使自己得到全面的發(fā)展，在以后的工作中作出理大的成績。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車會走進千家萬戶，普通老百姓擁有自己的轎車不將只是夢想，隨著新車型的推出，轎車驅動橋的設計工作將會變得更為頻繁。為了提高工作效率和降低開發(fā)成本，越來越多的軟件和技術將會應用到傳統(tǒng)的設計工作中去，CAD、CATIA也會得到廣泛的應用。通過這次畢業(yè)設計可以了解到，傳統(tǒng)的設計工作根本達不到轎車輕量化的要求，零部件也不一定能夠達到所需的強度要求，隨著有限元技術和優(yōu)化分析軟件的發(fā)展，設計工作將會變得更合理，優(yōu)化設計需要兼顧的因素也會越來越多，約束條件和優(yōu)化目標越來越復雜，優(yōu)化設計的結果也會更加滿足轎車所需要達到的要求。這樣將設計結果應用到實踐中才會更有實際意義。 參考文獻 ［1］ 陳家瑞 馬天飛 【汽車構造 】 第5版 人民交通出版社 ［2］ 王望予 【汽車設計】 第4版 機械工業(yè)出版社 ［3］ 程耀東 李培玉 【機械振動學】 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