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B327汽车双横臂独立悬架的设计,b327,汽车,双横臂,独立,悬架,设计
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1 汽车设计 课程设计 双横臂独立悬架 导向 分析与设计 计算说明书 目录 一、 任务说明 1 设计任务 . 错误 !未定义书签。 2 问题描述 . 错误 !未定义书签。 3 设计条件 . 错误 !未定义书签。 二、 双横臂独立悬架导向 1 导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 2 2考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚度、减震器阻 尼参数的设计与分析方法 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 3双横臂悬架下摆臂结构的强度设计 . 错误 !未定义书签。 4全浮式半轴计算及轮毂轴承选择 . 错误 !未定义书签。 三、 设计心得 . 错误 !未定义书签。 四、 参考资料 . 错误 !未定义书签。 3 双横臂独立悬架 导向 转向系统的分析与设计 计算说明书 （一） 任务说明 1 设计任务 双横臂独立 悬架和转向系统是现代汽车上典型的底盘总成系统。本课程设计以某微型汽车前轮转向驱动桥所采用的双横臂独立悬架和转向系统为对象，主要完成以下环节的分析与设计内容 ： 1. *独立设计、 0 号或 1号 ) 零部件顺序编号 明细栏、标题栏 (注材料、标准件型号和数量 ) 主要轮廓尺寸、特征尺寸、尺寸公差配合标注 设计要求 2. *独立设计、手工绘制转向节零件图一张 尺寸标注完备 尺寸链封闭 设计基准尽量与制造工艺基准一致 形位公差标注要注意参考基准标注 信息完整 材料、热处理方法的技术条件 3. *独立完成设计、计算说明书一份 (4000 包括内容、流程、理论方法、方案、公式、计算过程、成果归纳和设计心得等 2 问题描述 图 1所示为汽车前轮采用的一种双横臂悬架 化），导向机构 B、转向主销 中， A、D 分别为上、下横臂与车架联接的铰销中心（假定两铰销轴线均平行于车辆纵向）， B、 横臂联接的球铰中心。在车辆横向垂直平面内，上、下横臂相对水平面的摆角分别用 、 表示，转向主销内倾角用 0表示。 转 向传动机构采用由齿轮 FG（ F与 F， G与 G 对称，未画出）。其中，左轮转向梯形机构 齿轮 E、左轮转向横拉杆 轮转向节臂 E、E分别为转向器齿条上与左右转向横拉杆铰接的球铰中心， 左轮转向节臂 接的球铰中心， G 为左轮转向节臂 左轮转向主销 C。另外，车轮轴线 转向主销 ，与车轮中心面交于 J。 4 图 1 描述悬架 向机构运动学的机构几何参数主要有：上横臂杆长AB=向主销球铰中心 距 横臂杆长 CD=、下横臂的摆角 、（横臂向外下倾时，取负值），转向主销内倾角 0。为简便计，不考虑主销后倾角的影响，并假设上、下横臂与车架铰接的轴线均平行于车辆纵向，则图示导向机构 上、下横臂 转向主销轴线 始终在过前轮轴线的汽车横向垂直平面内运动。 在水平面俯视图中，描述 轮转向梯形机构运动学的机构几何参数主要有： 架上齿条移动方向线 前轮轴线的偏移距 Y（轴线在前方时，取正值），转向节臂 对于汽车纵向 的安装角 0。另外，左右车轮的转向角分别用 、 表示。 双横臂独立悬架系统的弹性元件可采用螺旋弹簧或扭杆弹簧，阻尼元件常用筒式减振器。根据整车结构布置，弹簧和阻尼元件通常安装于下横臂与车架（车身）之间，但也有安装于上横臂与车架（车身）之间的情形。因此，导向机构各构件及各连接铰点的受力大小与方向，与弹簧元件的类型和安装位置密切相关。 3 技术条件 轮距 B=12001400距 L=20002500 载时整车总质量为m=10001300高车速 40km/h，最大爬坡度 20%， 0km/h 加速时间不超过 14 秒，最小转向半径 40004500 前轮轮胎外径为 2R=520胎宽度 b=145 A B C D E F G H K E P 转向器齿条 0 (后视图 ) (地面 ) b 2 B F A E E (水平俯视图 ) K 前 后 C 转向器齿轮 J Y 2 J 0 5 导向机构几何参数： AB=60200 BC=00300330380 01100150辆处于满载平衡位置时，前悬架导向机构的位置参数为 =26， =210， 0=710。 转向机构几何参数： 05808050000140Y=80800130条左右移动行程为 s=5070 向节臂安装角 0=175190，转向梯形机构的最大压力角 550。 （二） 双横臂独立悬架 导向 一、 双横臂独立悬架导向机构及转向梯形布置方案分析与优化设计 1、 参数选择 根据已知条件条件，先初选一些参数，其数值如下： 齿条左右移动行程 s 60距 B 1300 距 L 2200 载整车总质量 m 1200 轮中心与转向 节距离 w 100 横臂杆长 80向主销球铰中心距 00横臂杆长 50横臂主销球铰与转向节距离 20向梯形最大压力角 9 前悬架导向机构位置参数（满载平衡位置） 80 2、 转向梯形机构几何参数的优化设计 1) 转向机构优化设计原理： 6 图 2 齿轮齿条转向器驱动的断开式转向梯形结构示意图 设 S 为转向齿条位移量（ 则对于齿轮齿条式转向 机驱动的断开式转向梯形机构，容易求得左右前轮的转向角 和 如下。 0020202000 （ 1） 0222ar ct 2） 2220 ar ct （ 3） 其中， A=0 B= C=20= 2 2202=0+S), B=C=)21转向机齿条左右球铰中心的距离； 左、右横拉杆长度； 左、右转向节臂长度； 车轮中心至转向主销的距离； 转向齿条从中心位置向左的位移量（取正值）； 转向齿条从中心位置向右的位移量（取负值）； y 转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距。图 3示位置取正值，反之取负值； 直线行驶时，转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的水平距离； 0转向节臂 与汽车纵轴线的夹角。 图 3 四轮汽车转向示意图 图 3 为一种含驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。所谓驱动滑块，实际上是齿轮齿条式转向机的齿条。即，方向盘的转向操纵，由齿轮齿条式转向机变换为齿条（滑块）的直线运动，从而驱使转向梯形机构实现左右前轮转向。 为了避免汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求所有车轮在汽车转向时都作纯滚动。因此，图 2 中，左右前轮转向角 和 应满 7 足阿克曼转向几何学关系， c o t c o t B L （ 4） 其中， 则可得理想的右轮转角 10 t a nt a n 1 t a （ 5） 故优化设计目标函数为 201/ （ （ 6） 其中， 实际右轮转角 与理想右轮转向角 0 之间均方根偏差； n取值次数。 可见， 值越小，在各转角下，实际的右轮转角越接近 于理想右轮转角，即优化结果越理想。根据以上原理，利用 “断开式转向梯形机构（齿条驱动）优化设计 ”程序，对转向机构部分的参数进行优化。 在优化时，选取不同的参数，看那些参数得到的数值最小。 2）利用优化软件进行设计 8 9 10 s,58,56,54,52,50,48,46,44,42,40,38,36,34,32,30,28,26,24,22,20,18,16,14,12,10,8,6,4,2,0,0,0 2,0,2,4,6,8,0,2,11 24,6,8,0,2,4,6,8,0,2,4,6,8,0,2,4,6,8,0,软件界面中分别输入各参数，经优化选择 机构优 化结果列表 ( 2 L3 y 0 M M (s=60 525 300 110 80 理论转向半径计算 : R=L/=2200/=43284000， 4500大压力角 45， 50 优化结果均满足题目要求。 故，得出数据： 252 3003 110 W 100条左右移 动行程 s 向梯形最大压力角 内侧车轮最大转向角 转向节臂与纵轴夹角 180 二、考虑导向机构非线性特征的双横臂独立悬架系统弹簧刚度、减震器阻尼参数的设计与分析方法 12 1、 悬架导向机构参数： 前轮外倾角 （ 图 4 车轮定位参数 前轮外倾角 是指车轮中心平面和道路平面垂线之间的夹角，如果车轮上 部向外倾斜，外倾角取正值，向内倾斜则取负值。 轿车前轮通常设计成具有微小的正外倾角（乘坐 23名乘员时），以便轮胎尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动，并使磨损均匀和滚动阻力小。理想的外倾角可取为 约为 0 为了获得良好的轮胎转弯侧偏性能，目前所取得外倾角大都偏离了理想值。轿车空载时的外倾角基本上在理想值附近，而加载状态下车轮则取有轻微的负值外倾角。 独立悬架的缺点在于汽车做曲线行驶时车轮随车身一起倾斜，即车身外侧车轮相对于地面向正的外倾角方向变化， 从而降低了承载较高一侧的轮胎侧偏性能。为了消除这一影响，轿车的悬架常常设计成车轮上跳时外倾角朝负值方向变化，而下跳时朝正值方向变化。 当然，基本原则还是使车轮上下跳动时，外倾角变化尽量小。 主销内倾角 （ 主销内倾角 是指转向节主销中心线（上摆臂球铰与下摆臂球铰中心的连线）与一个垂直于路面的平面之间的夹角。主销偏移距 是指转向节主销中心线与路面的交点至车轮中心平面与路面之交线的距离，如 图 4 车轮定位参数 所示。在现代轿车中，主销内倾角 =614，主销偏移距=30 主销后倾角 销后倾角 是指转向节主销中心线在汽车纵向平面上的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。 可取 =12， 主销后倾角一般变化很小 。 13 前轮 前束 角 （ 为了不因轮胎的侧偏而使磨损加剧、滚动阻力增大以及直线行驶能力受到损害，无论在车轮上跳还是下跳时都不想出现前束值变化，但这是理想的情况，实际允许与理想形式有较小的偏差。 在悬架运动时，前束角的变化应使汽车具有不足转向的性能。即，使车轮上跳时，前束角向负值方向变化，而车轮下跳时，前束角向正值 方向变化（运用横拉杆的内外侧球铰的高度差，可实现不足转向的措施 ），前束角变化的最大值在1左右。 车轮接地点侧向滑移量（ 左右前轮中心面接地点之距即为轮距。车轮上下跳动时，轮距随之 变化。一般来说，在满足对侧倾中心要求的前提下，应尽量使车轮上下跳动时，轮距变化量最小（一般要求单侧轮距在 500 上、下横臂长度 双横臂悬架上、下横臂的长度对车轮跳动时的定位参数影响很大。现代乘用车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到不知发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。大量实验数据证明，当上、下横臂长度比在 近时，轮距变化较小，从而可以减少轮胎磨损，提高其使用寿命；当上、下横臂长度比在 近时，前轮定位角的变 化较小，从而可以保证汽车具有良好的操纵稳定性。综上所述，双横臂悬架的上、下横臂长度比应在 围内。根据我国乘用车设计经验，在初选尺寸时上、下横臂长度比取 宜。 结合以上各点，得出一些常见的双横臂导向机构布置方式如图 5 所示，其中 标记为推荐布置方式， 标记为非推荐布置方式， 标记为需避免布置方式。 图 5 双横臂导向机构布置图 14 2、 双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算 图 6 双横臂 悬架导向机构与转向梯形机构示意图 悬架系统刚度直接影响汽车平 顺性。汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（簧载质量）所决定。人体所习惯的垂直振动频率约为 1 般货车固有频率是 2行客车 级轿车 1 身振动的固有频率应接近或处于人体适应的频率范围，才能满足舒适性要求。单轮簧载质量为 W(本题中取满载时整车总质量为 m=1000定单轮簧载质量 W=250 f= 为了衰减车身自由振动和抑制车身、车轮的共振，以减小车身的垂直振动加速度和车轮的振幅 (减小车轮对 地面压力的变化，防止车轮跳离地面 )，悬架系统中应具有适当的阻尼。这里取相对阻尼比 C。 根据功能原理，可以导出线性螺旋弹簧刚度与悬架等效刚度、减振器阻尼系数与悬架等效阻尼系数之间的非线性关系。另， 图 6所示的机构受力平衡关系可求得上、下摆臂与转向节之间联接球铰 B、 B、 据此，研制成便捷、准确的设计计算工具 “双横臂独立悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析辅助软件，以方便课程设计的计算与分析。 根据工程实际， 取 Q 与 K 点重合、 R 与 J 点重合，以简化结构 15 图 7 双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算软件运行结果 得到 ，符合 2 10 的要求，得到了最终的优化结果。 通过软件可以得出： 单轮悬架刚度 19344(N/m) 悬架垂向阻尼系数 簧刚度 m 临界阻尼系数 N*s/m） 平衡位置减振器长度 衡位置弹簧初始量 58轮跳动减振器最大长度 轮跳动减振器最小长度 件输出参数如下表： c C F(N) 17,62377739 101,6324358 243,2247292 432,8329487 832,0771332 959,2785468 16,267704 102,189961 244,885189 474,817813 996,777463 1118,10398 16 7 99 6 7 3 6 5 14,87143656 102,7594243 246,2332197 516,2433039 1170,209511 1280,943154 13,44045825 103,3378947 247,344689 557,8317031 1352,02267 1447,607946 11,97977717 103,9226274 248,27318 600,1674734 1541,927152 1617,849613 10,49398771 104,511029 249,0576418 643,7480895 1739,684289 1791,375807 8,987327566 105,100631 249,7271512 689,0149537 1945,095013 1967,85688 7,463725199 105,6890656 250,3039667 736,3727862 2157,987576 2146,926123 5,926839933 106,2740457 250,8055435 786,2019107 2378,204722 2328,176422 4,380095807 106,8533461 251,2458995 838,8658453 2605,590184 2511,154687 0 26710028 107,4247875 251,6365607 894,7155353 2839,97427 2695,354863 3 69716714 107,9862226 251,9872317 954,0909566 3081,158255 2880,210049 6 0,288013486 108,535523 252,3062783 1017,320464 3328,897288 3065,084086 9 1,843757431 109,070568 252,6010818 1084,71804 3582,881577 3249,262959 12 3,394926787 109,5892344 252,878301 1156,578451 3842,715652 3431,946333 15 4,939058268 110,089387 253,1440684 1233,170271 4107,895589 3612,239587 18 6,473806493 110,5688699 253,4041369 1314,726628 4377,784224 3789,146779 21 7,996939227 111,0254988 253,6639887 1401,433592 4651,584521 3961,565028 24 9,506334737 111,4570527 253,9289149 1493,416086 4928,311462 4128,28089 27 10,99998102 111,8612668 254,2040705 1590,721308 5206,76308 4287,969371 30 12,47597666 112,2358241 254,4945105 1693,29971 5485,491527 4439,196257 17 图 8 汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构及受力分析模型 如 图 8 所示 ， 此时上横臂可视为二力杆 ， 球铰 B 处的反力 B 方向 ， 它与地面反力 F 的力作用线相交于 G 点。按三力汇交于一点的力平衡关系，下横臂 过球铰 B 的力 沿 线方向。 以悬架上跳至最大位置时考虑，此时弹簧处于压缩最大量状态，不考虑减振器的影响，此时悬架下横臂处于最危险工况，以此工况来校核。根据软件计算所得参数： 下横臂上 R 点处安装承载弹簧，承受弹簧力 球铰反力 其同作用，不考虑车轮纵向力和侧向力时，在汽车横向垂直面内的最大弯矩 点处。 根据软件的计算结 果， 当 30 时， a ， a x ，m a x 三 、 双横臂悬架下摆臂结构的强度设计 下臂受力如下图 : 当 30 时， 图 8 中 c = ， =， =， 此时的 62 同时可以 由= 18 由这些数据，根据杠杆平衡原理可以计算得到 NF 7 5)62co s (F NF 4 3)62s F 5 43 5 0 0 1)2t a n (F 可以计算得到 R 点处存在最大弯矩， 为 339M m a x 6 3 以两根圆管以一定角度焊接成 A 字形，选用碳素结构钢 339Mm a x 安全系数.5， = 1 5 6 . 7 M P . 5 选用 外径 D 30厚 t 5 D ,132W 43 (M)1(M 4316m a a a xm a x M P 矩； 弯模量； D钢管外径； t钢管壁厚。 可得横臂校核合格，可以选用 料， 外径 D 30厚 t 5 上横臂选用直径为 20度为 两根圆管组成 A 型结构 四 、 全浮式半轴计算及轮毂轴承选择 由于是前轮为驱动，当汽车处于急加速工况时，半轴所承受扭矩最大。而汽车处于紧急制动工况时，半轴并不承受扭矩（由制动钳传承受并车身），故无需考虑制动状况下的半轴受力校核。 19 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着转矩 M计算： 221 2 rM m G r 这里计算时，忽略载荷转移系数，并设前后轴承受最大静载荷相同。满载时重 1000 故 M 0 a x使 0 02 2 7 21633 m a xm a x ，故不妨取 d=20需满足扭转刚度要求 6 / 1 5 / ， 31 8 0 1 0 I 其中 432p ， 选用半轴材料选用 4040屈服极限 ，常温 20度时的弹性模量 ，切变模量 因此要求 15101806 3 6 故 d=20足要求 据此选取花键：（ 其参数为：小径 23，大径 26，规格： 数 6，齿宽 6 设 t=7 则 d1=d+2t=26+14=40 轴承选取： 007237，其参数为 d=40,D=72,B=C=37 轴承单元型号 外形尺寸 d D B 和 C 006037 30 60 37 506837 35 68 37 507234 35 72 34 007237 40 72 37 207537 42 75 37 208237 42 82 37 表 1 双列角接触球轴承单元外形尺寸系列 孔用弹性挡圈：材料： 65处理 4，经表面氧化处理的 A 型孔用弹性挡圈。挡圈 0 D=S=b=手册后，取角接触球轴承系列 7208C。 进行寿命校核后，满足寿命要求。 20 收稿日期 : 2001 07 11作者简介 : 戴旭文 (1969 - ) , 男 , 吉林市人 , 硕士研究生 , 研究方向为汽车车身设计 1009 4687 (2002) 02 0029 05汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算戴旭文 , 谷中丽 , 刘剑(北京理工大学车辆与交通工程学院 , 北京 100081)摘 要 : 利用机构运动学中的坐标变换以及数值计算的方法对汽车双横臂独立悬架系统进行运动学分析 , 从而建立悬架系统结构的运动模型 . 实例的优化结果表明 , 将传统机构学方法与现代数值计算方法相结合 , 使悬架设计的更为精确和清晰 , 提高了工作效率 双横臂独立悬架 ; 导向机构 ; 运动学分析中图分类号 : 1 文献标识码 : 引言采用双横臂独立悬架的车辆具有良好的行驶平顺性和操纵稳定性 , 所以在现代汽车上得到广泛应用 . 通常情况下 , 在汽车设计过程中对前轮独立悬架导向机构的设计要求如下 1 :当车轮与车身产生相对运动时 , 保证轮距变化在一定的范围之内 ( 410, 以免轮胎过早磨损 ; 当车轮上下跳动时 , 前轮定位参数要有合理的变化特性 , 不应产生纵向加速度 . 转弯时 , 应使车轮与车身倾斜方向相同 , 增加汽车的不足转向效应 机构的空间运动分析过程比较复杂 , 计算量很大 . 传统设计一般采用经验设计、查表法以及作图等方法 , 设计虽然可以基本满足要求 , 但精度和效率不高 . 作者建立了悬架机构的运动模型 , 简化了运动分析过程 ; 数值计算模型的建立和计算机的使用 , 减轻了手工计算量 , 提高工作效率 双横臂独立悬架的导向机构运动学分析典型的双横臂独立悬架导向机构如图 1 所示 . 为了简化分析 , 图中略去了转向节臂 D 分别为上、下横臂的回转中心点 , 主轴销通过 B , C 两个球面副与上下横臂相连接 2、 3、 4 杆组成的空间机构 , 是由 A , D 两个转动副与车身相连组成的一个典型 211 系统的上横臂输入 2 与下横臂输出 1按照 标系的规定 2 , 取坐标系如图 1. 分别与转动副的轴线重合 , 行 ( 2 = 0) 且通过球面副 B 的中心 , 通过主销球头的中心 . 另外取两个回转轴的公垂线为 通过球心 B 垂直于 直线 2002 年第 2 期 车 辆 与 动 力 技 术 第 86 期 1994 双横臂独立悬架导向机构简图横臂 ; B C 主轴销 ; 横臂 ; 轮轴 ; A , D 转动副 ; B , C 球副 ; Q 车轮中心 ; G 接地点机构的位姿方程 : 34 = I , (1)其中 分别为 1 , 2 , 1 , 2 的函数 ; I 为单位阵 2 = 0 , 从而 = I , 式 (1) 简化为 : 34 = I , (2)根据机构运动学 2 可知 :P = 6 1( = h1 s1 h2 h4 s4 0 , (3)参数代入、化简可得 :A 1 + A 2 + A 3 = 0 , (4)其中 A 1 = s1 - h2 , A 2 = h1 h2 ,A 3 = 12 ( - s4 + h1 - s4 1 = 2 1 A 21 + A 22 - A 23 A 3. (5)式 (5) 描述了上横臂的角输入 2 与相应的下横臂的角输出 1 之间存在的确定的函数关系 , 通过式 (5) 可以对整个导向机构进行运动学分析、计算 主销两球头坐标的求解由机构运动学原理可知 , 设有某一任意轴 方向向量为 : = ( 1 , 2 , 3) , 那么绕 回转的变换矩阵为 , 则主销两端 B , C 两点的坐标为 :B = 1 1) B 0C = 2 2) (6)03 车辆与动力技术 2002 年 1994 01 , 02 , B 0 , 初始值 C 的坐标求出后 , 设 = | | B C| , 车轮回转中心点 J 的坐标 J = (1 - ) B + 是悬架导向机构和车轮的理论连接点 , 它的确定是进一步分析车轮运动的基础 汽车车轮部分的运动分析311 车轮中心点 Q 的坐标求解第一步先求解出转向节臂的回转中心 H 点的坐标 - C - J - Q - G 从图 1 中分离出来 , 见图 2. H 点的运动具有以下的约束条件 :图 2 车轮及转向节I H 转向拉杆 ; J H 转向节臂 ; H , I 球副| = = = (7)其中 以根据系统的初始条件获得 . B , I , J 点的坐标均已在上面求出 ,所以式 (7) 是三元二次方程组 . 利用数值解法 3 解得 H 点的坐标 : ( H Y , 由于 Q 点到 B , C , H 的距离不变 ,所以存在下列方程组 :| Q H| = = = (8)其中 以根据系统的初始条件获得 点的坐标 : ( Q X , Q Y , Q Z) 车轮接地点 G 的坐标求解设车轮平面的方向向量 n = ( a , b , c) T , 根据汽车结构的特点 , 车轮平面的法线方向向量与 的方向向量相同 , 且 Q 点位于车轮平面内 , 由此可以设车轮平面的方程为 : b Y + d = 0 ; 另外 G 点位于车轮的圆周上 , 车轮圆周的方程为 : b Y + d = 0( X - Q X) 2 + ( Y - Q Y) 2 + ( Z - Q Z) 2 = (9)其中 车轮半径 . G 点是这个圆周上 Z 坐标值最小的一点 , 可以利用计算机采用优化解法求得 G 点的坐标 车轮定位参数的确定汽车车轮定位参数可按照下面的公式计算 4 :主销的后倾角 X - B 主销的内倾角 Y - B 13第 2 期 戴旭文等 : 汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算 1994 车轮的外倾角 L Y = Y - 车轮的前束角 X - J J Y;轮距的变化量 = 2 ( 2 + ( 2 + ( 2 ;车轮的纵向加速度 a = 前束角减小 ; 内侧车轮处于复原行程 , 前束角增大 ; 车轮向汽车纵向中心转动 , 增加了不足转向量 . 从车轮的纵向位移变化幅度可以计算出车轮在跳动时的附加纵向加速度 车轮上下跳运时 , 只有主销及车轮的定位参数变化在所要求的范围内 , 且车轮运动与导向机构的运动彼此协调 , 才能保证汽车行驶过程中具有良好的操纵稳定性和平顺性 计算实例如图 1 所示的双横臂系统 , 建立固定在汽车车身上的直角坐标系 , 原点位于 A 点 . 在 平面中与 X 轴的夹角分别为 - 115 115 , 6 . 初始时刻 A , B , C , D , J ,Q , H , I 点的坐标 (为 :A (0 , 0 , 0) , B (3 , 281 , - 21144) , C (7 , 317 , - 295) ,D (10 , - 121 , - 238) , H (154 , 256 , - 327) , I (74 , - 151 , - 264) ,Q (815 , 419 , - 241) , J (518 , 306 , 31515) 标 , 计算车轮的定位参数 . 当车轮上下跳动的范围为 50 :前轮外倾角的变化范围 : - 014 217 ;车轮前束角的变化范围 : 1 1157 ;车轮横向滑移变化范围 : - 714 612 主销内倾角的变化范围 : 715 9 ;主销后倾角的变化范围 : 0165 1 ;车轮的纵向加速度为 : 01076 a 此设计的指标不高 , 尤其是车轮的滑移特性很差 . 另外 , 车轮前束角和主销后倾角的变化范围有些大 , 总之这个设计方案不十分理想 行 优化 , 得到 :A (0 , 0 , 0) , B (516 , 266 , - 74) , C (1217 , 30118 , - 345) ,D (59 , - 159 , - 286) , H (201 , 212 , - 277) , I (11313 , - 199 , - 214) ,Q (1318 , 469 , - 271) , J (43 , 291 , 298) 车轮上下跳动 50车轮定位参数如下 :前轮外倾角的变化范围 : 0134 1173 ;车轮前束角的变化范围 : 1103 1110 ;车轮横向滑移变化范围 : - 2196 2102 23 车辆与动力技术 2002 年 1994 9142 ;主销后倾角的变化范围 : 1134 1184 ;车轮的纵向加速度为 : 01045 a 虽然主销内倾角的变化范围有所增加 , 但是其他指标都有了一定的改善 , 尤其是车轮滑移特性得到了明显的提高 . 综合比较 , 第二个方案比较理想 结论本文所建立的运动模型适合于 构的各种车型双横臂独立悬架的结构参数设计 , 具有较高的设计精度 , 同时可以对各个参数进行定量及定性的分析 , 使设计者能够清楚地了解悬架的各种运动特性 .在具体的实用软件的使用中 , 只需设计输入约束条件即可对机构进行运动分析和优化设计 . 设计者只需要了解参数的实际含义 , 正确确定各个约束条件即可 . 由于计算机的使用 , 可以摆脱依靠试验和查表以及经验的设计方式 , 不但可以提高设计效率 , 同时还可以提高设计的准确性 1 张洪欣 . 汽车设计 M . 北京 : 机械工业出版社 , 1989.2 谢存禧 , 郑时雄 , 林怡青 . 空间机构设计 M . 上海 : 上海科学技术出版社 , 1996.3 丁丽娟 . 数值计算方法 M . 北京 : 北京理工大学出版社 , 1997.4 毛 明 , 张相麟 . 轮式车辆双横臂独立悬架的运动优化设计 . 汽车工程 J . 1997 (3) : 38 - of L 100081 , of a of a of of of of 3第 2 期 戴旭文等 : 汽车双横臂独立悬架的运动学分析和计算 1994 本科毕业设计（论文） 汽车双横臂独立悬架 的 设计 学 院 机械工程学院 专业班级 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2016年 月 日 华南理工大学广州学院 学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所 取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 日期： 2016 年 月 日 学位论文版权使用授权书 本人完全了解华南理工大学广州学院关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：按照有关要求提交学位论文的印刷本和电子版本；华南理工大学广州学院图书馆有权保存学位论文的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务； 可以采用复印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的的前提下，可以公布论文的部分或全部内容。 学位论文作者签名： 日期： 2016 年 月 日 指导教师签名： 日期： 2016 年 月 日 作者联系电话： 电子邮箱： I 摘 要 随着科技和社会的发展和进步，各种各样的车辆将会陆续出现在公路上面 ，随着人们生活水平的提高，人们对车的质量和稳定性提出了更高的要求 。对这个问题解决的程度如何，反映着一 个社会从科技水平到人文关怀等各方面的发达程度。 双横臂式独立悬架是常见的悬架形式之一，在汽车领域有着广泛的应用，要求具有稳定的可靠性。其突出优点是在于设计的灵活性，可以通过合理选择空间导向杆系的接触点的位置及控制臂的长度，使得悬架具有合理的运动特性。本设计以汽车车型进行双横臂式悬架的设计，利用平面作图法和平面解析法对悬架的上、下横臂的尺寸和空间布局进行设计，计算选用双同时减震器和螺旋弹簧匹配悬架系统，保证轮胎的几何定位参数在各种悬架的摆动情况下都符合汽车行驶的要求，反复核算以保证在各种形式条件下获得最佳平顺 性和操作稳定性。 关键词： 双横臂独立悬架；横臂；稳定性；参考 of of on of s on of to a of to of is of of a of in is of of of of a to of of of of a in of to in of a on of to on at of a a of of 结论 录 摘 要 . I . 一章 绪论 . 1 题研究的目的和意义 . 2 究的主要内容 . 3 第二章 悬架的设计 . 5 架的功用和组成 . 7 车悬架的类型 . 7 横臂独立悬架 . 8 第三章 悬架主要参数的确定 . 9 架静挠度 . 10 架的动挠度 . 11 架弹性特性 . 12 第四章 独立悬架导向机构设计及强度校核 . 12 计要求 . 13 向机构的布置参数 . 14 倾中心 . 14 倾中心 . 15 横臂式独立悬架导向机构设计 . 16 向平面内上、下横臂轴布置方案 . 16 向平面内的上、下横臂的布局方案 . 17 平面内上、下横臂轴的布置方案 . 18 架螺旋弹簧刚度及应力计算 . 19 旋弹簧材料的选择 . 19 簧几何参数的计算 . 20 簧的校核 . 2I 结 论 . 22 致 谢 . 23 参考文献 . 24 结论 1 第一章 绪 论 题研究的目的和意义 汽车是现代社会的重要交通工具，为人们提供了便捷、舒适的出行服务，随着人们生活水平的提高，对于车辆的质量和稳定性都有着越来越高的要求了。所以鉴于这些原因，汽车横臂独立悬架以其性能稳定，经久耐用，功能多样化等等诸多特点问居于世。以双横臂独立悬架为主要结构使得汽车在行驶过程中的稳定性能更强。目前，我国正在大力研发高稳定性的横臂独立悬架。 在未来的几年里，双横臂独立悬架的使用将会越来越普遍，越来越多的人们将会选择采用 双横臂独立悬架的汽车，长此以往，我国的汽车工业将会在安全和稳定方面得到更一步的改变。 双横臂独立悬架用的功率转换器用作不同频率的 换和 换。换器又称直流斩波器，用于直流电动机驱动系统。两象限直流斩波器能把蓄电池的直流电压转换为可变的直流电压，并能将再生制动能量进行反向转换。换器通常称作逆变器，用于交流电动机驱动系统，它将蓄电池的直流电转换为频率和电压均可调的交流电。双横臂独立悬架一般只使用电压输入式逆变器，因其结构简单又能进行双向能量转换。 鉴于悬架设计在 汽车特别是在轿车总成开发中的重要地位， 汽车 必需重视悬架总成的设计开发。由于悬架本身的性能特点与整车的匹配关系等直接决定了汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性，进而影响着整车的档次和价格。因此，对悬架的研究有着重要的实用意义。 本论文 的题目是汽车双横臂独立悬架的设计，本课题 与生产实际结合较紧密。通过对悬架系统中重要零部件的设计、计算和校核；各定位参数涵义及其对整车动力学性能影响的分析，初步达到介绍悬架设计全过程目的，具有很强的操作性，能够为生产提供一定意义上的指导。 究 的主要 内容 本次设计主要针 对 汽车双横臂独立悬架进行设计 ，从 汽车双横臂独立悬架 的整体方案出发，然后具体细化出具体内部结构，其具体内部结构主要包括以下几个方面： （ 1）到图书馆里查阅大量相关知识的资料，搜集出各类 汽车双横臂独立悬架 的原理及结构，挑选相关内容记录并学习。 （ 2）分析 汽车双横臂独立悬架 的结构与参数。 （ 3）确定设计总体方案。 结论 2 （ 4）确定具体设计方案。 （ 5） 汽车双横臂独立悬架 的三维图的绘制、 配图、零件图的绘制。 （ 6）说明书的整理 第 2 章 悬架 的设计 架的功用和组 成 悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平在和载荷变化是有理想的运动特性，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。汽车悬架的功用总结如下： 抑制、缓和由不平路面引起的振动和冲击； 传递汽车垂直力以外，还传递其它个方向的力和力矩； 保证车轮和车身（或车架）之间有确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能。 汽车悬架是车架（ 或车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接的部件。汽车悬架主要由弹性元件、减振器和导向机构三个基本部分组成。此外还包括一些特殊功能的部件，如稳定器和缓冲块等。现代汽车还采用了控制机构，形成可控式悬架，如半主动悬架和全主动悬架等。 弹性元件使车架（或车身）与车桥（或车轮） 之间实现弹性连接，用来承受并传递垂直载荷，缓和不平路面、紧急制动、加速和转弯引起的冲击。减振器用来衰减由于弹性系统受到冲击后引起的振动。导向机构是用来使车轮 (特别是转向轮 )按一定运动轨迹相对于车身运动。同时以上三者兼有传递力的作用。若钢板弹簧作为 弹性元件时，它本身兼有导向作用，可不另设导向机构。在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件 横向稳定器，用以提高侧倾的刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶的平顺性。 要保持车身自然振动频率不变或变化很小，在汽车空载到满载的范围内变化，就需要将悬架刚度做成可变的。如悬架中的有些弹性元件本身的刚度就是可 结论 3 变的，例如气体弹簧；有些弹性元件的刚度虽是不变的，但如果其结构中采取某些措施，也可使整个悬架具有可变的刚度，例如渐变刚度钢板弹簧。这样就使汽车空车对悬架刚度小，而载荷增加时，悬架刚度随之增加。改善了汽车行驶时的平顺性。 汽车悬架的类型 根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。 除上述非独立悬架和独立悬架外，还有 一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈 V 形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。 按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等 4。 按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。 横臂独立悬架 本次设计的汽车双横臂式独立悬架的结构如图 示。 结论 4 图 2双横臂式独立悬架 按其上下横臂的长短可分为等长双横臂和不等长双横臂两种。等长双横臂悬架在其车轮做上下跳动时，可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，多为不等长双摆臂悬架代替，后一种悬架在其车轮上下跳动时候只需要适当的选择上下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化限定在一定的范围之内，这种不大的轮距的改变，不应引起车轮沿路面的滑移，而为轮胎的弹性变形所补偿，因此其保持了汽车良好的行使平顺性，双横臂悬架的突出优点在于其设计的灵活性，可以通过合 理选择空间杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。 这种不等臂悬架的优点是改善了汽车的乘坐舒适性和平顺性，保证了轮胎的使用寿命 ,双横臂式独立悬架在轿车的前轮上应用得较广泛。 双横臂式独立悬架按所使用的弹性元件可分为螺旋弹簧、扭杆弹簧和空气弹簧。 结论 5 第 3 章 悬架主要参数的确定 在设计时首先对悬架总体参数进行计算，如悬架的刚度、悬架的挠度等，这样在下文对零部件的计算时，就可以以悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参 数。下面是针对悬架设计所需要的基本参数： 表 3汽车 的基本参数 车长 车高 /宽 前轮距 后轮距 轴距 4629653/1880617613807身重量 加速时间 最大功率 最大扭矩 最高速度 1900 （ 0h） 155/4300W/50/1500m/180.0 km/h 轮胎 轮毂尺寸 最小转弯半径 最小离地间隙 235/65 7 5.8 m 185 架静挠度 悬架静扰度 错误 !未找到引用源。 是指汽车满载静止时悬架的载荷 此时 悬 架 刚 度 c 之 比 ， 即 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 =Fw/c 。 （ 汽车弹簧与簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一。而汽车部分车身的固有频率 n（亦称偏频）可以用式表示： 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 （ 式中： 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的刚度， N/误 !未找到引用源。 ； 错误 !未找到引用源。 指前悬架的簧上质量， 错误 !未找到引用源。 指前悬架偏频，； 汽车的前悬架的静绕度可 以下式表示： 错误 !未找到引用源。 (所以，悬架的静挠度 1和悬架刚度 错误 !未找到引用源。 之间有如下关系： 错误 ! 未找到引用源。 结论 6 （ 车用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，间取 ,后悬架要 求在 错误 !未找到引用源。 =z 代入数值得： 错误 !未找到引用源。 。 架的动挠度 悬架的动绕度 错误 !未找到引用源。 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构充许的最大变形 (通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1/2 或 1/3)时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。乘用车 错误 !未找到引用源。 取 7 9车 错误 !未找到引用源。 取 6 9车 错误 !未找到引用源。 取 5 8汽车的通过性越野性能出发选此悬架的动挠度 d 90 架弹性特性 悬架受到的垂直外力 F 由此引起的车轮中心相对于车身位移 f（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性 ,其切线的斜率式悬架的刚度。如图 示： 悬架的弹性特性有线性和非线性特性两种。当悬架变形和受垂直外力 F 之间成固定的比例关系时，弹性特性是一条直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数；当悬架变形和受垂直外力 F 之间不成固定的比例关系时，称为成为非弹性特性 6。 乘用车的簧上质量虽然变化不大，但是为了减少车轴对车架的冲击，减少转弯时的侧倾与制动时的 前倾角和加速时的后仰角，因该采用刚度了变得非线性悬架，如图 示： 图 3悬架特性曲线 悬架的主要参数总结如下表 3 结论 7 表 3悬架的主要参数 悬架静扰动1误 !未找到引用源。 悬架弹性特性 1890非线性 第 4 章 独立悬架导向机构设计及强度校核 计要求 针对前双横臂对立悬架导向机构的设计要求： 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 错误 !未找到引用源。 距变化会引起轮胎的早期磨损。 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。 汽车转弯行驶时，应该车身侧倾角小。在 加速度作用下，车身侧倾角 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 ，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强转向不足效应。 制动时，因该有车身的抗前俯作用；加速时，应该有抗后仰作用。 目前，汽车上广泛采用上下不等臂长的双横臂独立悬架且主要应用前悬架。 静止平衡的时候轮胎的定位参数如下表 表 4前轮定位参数 前轮前束 外倾角（ ） 主销后倾 ( ) 主销内倾（ ） 前轮 距变化 后轮距变化 在 0 左右 0 30 3 12 3向机构的布置参数 倾中心 双 横臂的独立悬架的侧倾中心，如图 示方式得出； 图 4双横臂式独立悬架侧倾中心 结论 8 将上下横臂内外转动点的连线延长，以得到极点 P，比且得到 P 的高度。将 连接，即可得到汽车轴线上的侧倾中心 W 点 10。双横臂式独立悬架侧倾中心的高度 错误 ! 未找到引用源。 为： 错误 !未找到引用源。 （ 式中： 错误 !未找到引用 源。 （ 错误 !未 找到 引用 源。 （ 其中： C=397 =7， =5， =12 代入（ ： k=397 错误 !未找到引用源。 =1909 d=235代入（ 到： P=401 错误 !未找到引用源。 =110 错误 !未找到引用源。 =代入式中： 侧倾中心高度： 错误 !未找到引用源。 =288.5 纵倾中心 双横臂式独立悬架纵倾中心点 O 可用做图法得出，如图 示： 图 4倾中心 作出两条横臂转动轴的延长线 C 和 D，两条线的交点 O 即为纵倾中心。 横臂式独立悬架导向机构设计 向平面内上下横臂轴布置方案 上、下横臂轴抗前倾角的匹对对主销后倾角的变化有较大的影响，图 出了六种可以匹配方案的主销后倾角值随车轮跳动的变化曲 线。纵坐标为车轮 结论 9 接地点的垂直位移量的变化 Z。各匹配方案中 错误 !未找到引用源。 、 错误 !未找到引用源。 的取值如图 示，其正负角按图所示确定。 图 4的定义 图 4 错误 !未找到引用源。 、 错误 !未找到引用源。 的匹配对 的影响 其中 的定义如图所示 示； 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变大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以制造制动时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。第 1、 2、 6 方案主销后倾角的变化规律很好，根据实际的设计的布局情况我选择二方案 错误 !未找到引用源。 取 0、 错误 !未找到引用源。 取 5。 向平面内的上、下横臂的布局方案 比较图 b、 c 三图可以清晰的看到，上下横臂的布置不同，所得侧倾中心位置也不同，根据实际前悬架侧倾中心高度在 0 120间，设计上、下横臂在横向平面内的布置方案选用 a 方案。 图 4 上、下横臂在横向平面内的布置方案 平面内上、下横臂轴的布置方案 横臂轴 在水平面的布置方案有三种，如图 结论 10 图 4水平面内上、下横臂轴的布置方案 下横臂轴 尚横臂轴 轴线的夹角，分别用 错误 !未找到引用源。 和 错误 !未找到引用源。 表示，称为导向机构的上下横臂的水平斜直角。一般规定，轴线前端远离汽车轴线的夹角为正角，之为负。与汽车轴线平行者，夹角为零。 双横臂式悬架的上下横臂的长度对车轮上下跳动时的定位参数影响很大。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计，这样可以方便发动机的布置请可以得到理想的运动特性。 为了使车轮在遇到凸起路障时能够使车轮一起 跳动，一面向后退让，以减少到车身的冲击力，还为了布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 图 示，当上、下横臂轴倾斜角 错误 !未找到引用源。 均为正值，主销后倾角随轮胎的上跳有较小增加甚至减少（当 错误 !未找到引用源。时）。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支撑出会产生反力矩，有助于产生制动时的抗前俯作用。但是注销后倾变的太大时，会在支撑处产生过的反力矩，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆动或方向盘上的力的变化。 横臂轴在水平面的布置方案有三种，如 图 示 为了使车轮在遇到凸起路障时能够使车轮一起跳动，一面向后退让，以减少到车身的冲击力，还为了布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 图 示，当上、下横臂轴倾斜角 错误 !未找到引用源。 均为正值，主销后倾角随轮胎的上跳有较小增加甚至减少（当 错误 !未找到引用源。时）。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支撑出会产生反力矩，有助于产生制动时的抗前俯作用。但是注销后倾变的太大时，会在支撑处产生过的反力矩，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆动或方 向盘上的力的变化。 4 上下横臂长度的确定 双横臂式悬架的上下横臂的长度对车轮上下跳动时的定位参数影响很大 8。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计，这样可以方便发动机的布置请可以得到理想的运动特性。 结论 11 如图 示为下横臂长度 持不变，改变上横臂的长度不 得 2 的比值分别是 计算得到的悬架的运动特性。其中 Z错误 !未找到引用源。 （ Z 轴表示轮胎上下跳动的位移量， 错误 !未找到引用源。 表示为 1/2 轮距）表示为车轮接地点在横 向平面内随车轮跳动的特性曲线。有图可以看出，当上、下横臂之比为 ， 错误 !未找到引用源。 曲线变化最平缓；2 增大或减小时， 错误 !未找到 引用源。 的曲线的曲率都会 增加。图中 Z 和 Z 分别表示车轮外倾角和车轮内倾角随车路跳动的特征曲线如图 图 4上、下横臂长度之比 2改变时的悬架特性 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，因此应该选择 2在 近的；为了保证汽车有良好的操作性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择 2在 合以上分析，悬架的 2 据我国的乘用车设计经验，在初选尺寸时， 2 取 旋弹簧的设计计算 旋弹簧材料的选择 螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍 。 螺旋弹簧通常应用于独立悬架，特别是前轮独立悬架中。在有些轿车的后轮非独立悬架中，其弹性元件也采用螺旋弹簧。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成，可做成等螺距或变螺距。前者刚度不变，后者刚度是可变的。螺旋弹簧具有 以下优点：无需润滑，不忌泥污；安置它所需的纵向空间不大；弹簧本身质量小。根据汽车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析），选择 60簧丝的材料 1，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。弹簧材料特性如下表 结论 12 表 4弹簧材料特性 许用切应力 许用剪应力 剪切模量 G 弹性模量 E 强度范围 48 2/ !未找到引用源。 前悬架空载轴荷错误 !未找到引用源。 前悬架总质量 错误 !未找到引用源。 前悬架设计偏频 n 11505002弹簧所受压力 P： P=错误 !未找到引用源。 /错误 !未找到引用源。 =575 簧所受到的最大的力：动荷系数 弹簧所受到的最大压力 错误 !未找到引用源。 =轮到弹簧的力及位移传递比 车轮与路面接触点和零件连接点检的传递比即表明形成不同也表明在二处的里的大小不同。弹簧的刚度 错误 !未找到引用源。 悬架的线刚度 错误 !未找到引用源。 可由传递比建立联系：利用传递比 误 !未找到引用源。 ： （ 其 中分数 错误 !未找到引用源。 代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式： （ 根据文献 7，悬架的行程传递比及力的传递比为代入数值可得到 i x i y 以，位移传递比 i x i y 为 弹簧在最大压缩力作用下的变形量 由前悬给定的偏频 f 得到了汽车悬架的线刚度： )/( 22222 x （ 于是 可得出弹簧的刚度 )/( （ 结论 13 进而可得到弹簧在最大压缩力 用下的变形量 F： )( 3 1 9m a x / s （ 所以，弹簧所受最大弹簧力 错误 !未找到引用源。 根据公式 错误 !未找到引用源。 (式中； 错误 !未找到引用源。 指汽车前悬架刚度， N/误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的簧上质量， 误 !未找到引用源。 指汽车前悬架的偏频， 车空载刚度计算： 错误 !未找到引用源。 =（ 950102） /2=424误 !未找到引用源。 = 入 计 算 得 ： 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 =4 错误
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