中级轿车前悬架设计

1、中级轿车前悬架设计 2012 年6月 第页摘 要本文主要研究中级轿车的前悬架设计分析方法，以及悬架运动与前轮定位参数的变化关系。首先根据设计给定的参数对整车进行总体设计，包括整车的尺寸参数、质量参数和性能参数，在选择这些参数的时候可以通过国家标准以及相关的经验参数得到，在选择之后进行了相关的验证，保证各参数能达到各项性能的基本要求。在总体设计完成之后，对前悬架进行方案的选择，本设计悬架采用麦弗逊独立悬架。然后对悬架的性能参数进行选择，包括悬架的偏频、相对阻尼系数、非簧载质量。在选择完基本参数后，对悬架的弹性元件（螺旋弹簧）进行设计计算，包括刚度和强度等的校核，使设计的弹簧能满足设计的偏频要求。

2、之后为悬架匹配减振器，计算减振器的尺寸，并且验算减振器是否满足强度要求和稳定性要求。最后,利用Pro/E软件对已设计的好的零件进行三维建模，得到悬挂的装配图，并用Pro/E中的机构模块对悬挂进行运动学分析。关键词： 麦弗逊 悬架 Pro/E 机构仿真 第VI页AbstractThis article is mainly about to study the method of designing a light cars front suspension, also the article analyze the relation between suspension movement and

3、 front wheel alignment parameters. First, it designs the scheme of whole car based on the four parameters which was already been given, this including the whole cars size parameters, weight parameters, and property parameters. we may choose those parameters refer to national standards or some relati

4、ve experience parameters. we may also do some work to prove the chosen was correct after those parameters being chosen, as to make every parameters meet the basic demand of every property. when the whole car schemes were already designed, it then comes to choose the scheme of the front and back susp

5、ensions, and in this design, we use McPherson type front suspension, Back suspensions steel spings.and then, we choose the suspensions property paremeters,including front and back suspensions frequency, relative viscosity,unsprung mass and roll center height, roll angular rigidity which effect the c

6、ars controllability and stability,besides,we also choose the trim center height which effect the cars longitudinal controllability. After these basic parameters were chosen, we comes on to calculate the spring of the suspension,(spiral spring ),and the calculation including checking both the springs

7、 stiffness and strength, as to make the spring designed to meet the demand of frequency. And next comes to design the control bars of the front independent suspension, it contains to design the roll center height an trim center height and the locations of the main controlbar.Then,we design shock abs

8、orbers to match with the front and the back suspension, including calculate the size of the absorbers and also check the absorbers to see if it meets the demand of strength. Since McPherson type front suspension is lack of roll angular rigidity, in order to meet the property demands of cars under st

9、eer speciality,Here it also designs a anti-roll bar to improve the front suspensions roll angular rigidity.key words：Mcpherson suspension Pro/E 第VIII页目 录第1章 绪论11.1 论文研究的目的和意义11.2 国内外研究现状及发展趋势11.3 论文主要研究内容2第2章 汽车的总体设计32.1设计参数与设计目标32.2汽车形式的选择32.2.1发动机的布置形式32.3汽车质量参数的选择52.3.1 整车整备质量52.3.2 汽车的总质量62.3.3

10、汽车的轴荷分配6第3章 汽车悬架的结构选型与分析73.1 悬架的设计要求73.2 悬架的结构形式分析83.2.1 悬架结构形式的分类83.2.2 悬架的组成及各部件作用93.3悬架方案的选择10第4章 悬架的设计计算114.1 悬架主要参数的确定114.1.1 影响平顺性的参数114.2 弹性元件的计算164.2.1 前悬架螺旋弹簧的设计计算164.3 独立悬架导向机构的设计204.3.1 设计要求204.3.2 前轮定位参数与主销轴的布置214.3.3 横臂轴的选型与布置244.4 减振器的设计274.4.1减振器的结构与工作原理:274.4.2 减振器相对阻尼系数324.4.3 减振器阻尼

11、系数的确定344.4.4 最大卸荷力的确定344.4.5 筒式减振器工作缸直径的确定354.4.6活塞杆的设计计算354.4.7导向座宽度和活塞宽度的设计计算364.4.8活塞杆的强度校核37第五章 麦弗逊悬架建模及仿真385.1 Pro/E软件的简介385.1.1.ProEngineer设计方法主要特性395.2 悬架零件三维图的形成415.2.1 Pro/E设计界面415.2.2主要零件的三维图形425.2.3装配图的形成435.2.4运动仿真445.2.5结果分析45结论47参考文献47 第49页第1章 绪论1.1 论文研究的目的和意义悬架是现代汽车上重要的总成之一，它把车架（或车身）与

12、车轴（或车轮）弹性连接起来。其主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力和力矩，并且缓和由不平路面传给车身（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺的行驶。悬架一般分为独立悬架和非独立悬架，独立悬架的优点是：非簧载质量小，有利于提高驾乘舒适性；由于弹性元件只承受垂直载荷，使之可用刚度较小的弹簧，降低了车身振动的频率，改善了行驶平顺性；本次设计中前悬架采用麦弗逊独立悬架，取消了前轴，可使发动机的位置降低，汽车质心下降，从而提高了汽车行驶稳定性，左右车轮的单独跳动，减少了车身的倾斜和振动；同时正确的导向机构型式和参数，有助于消除前轮摆振、纵倾现象等。非独立悬架的优点是：结构

13、简单，工作可靠等， 本论文的研究目的是根据给定参数对汽车进行总体设计，然后对前后悬架进行设计匹配，满足前后悬架的偏频要求。通过对麦弗逊悬架的空间解析法分析悬架的运动特性，分析前悬架在车轮跳动时前轮定位系数的改变等。并对后悬架板簧的设计过程加深认识与理解。1.2 国内外研究现状及发展趋势独立悬架早期只单纯用于轿车上，目前大部分轻型汽车和越野汽车为了提高舒适性也开始采用独立悬架，同时一些中型卡车及客车为了提高驾乘的舒适性和行驶性也开始采用独立悬架，在国外甚至一些轮式工程机械如吊车和重型卡车也开始采用独立悬架。因此对于独立悬架的设计技术，国内外都进行了研究，这些研究主要集中在以下几个方面：独立悬架设

14、计方法，独立悬架参数对汽车行驶平顺性的影响；独立悬架对汽车操纵稳定性的影响。国内的研究主要表现为：独立悬架和转向系的匹配；独立悬架与转向横拉杆长度和断开点的确定；悬架弹性元件的设计分析；导向机构的运动分析；独立悬架对前轮定位参数的影响；独立悬架的优化设计等。国外除上述研究外，还进入了微观领域的研究，如用原子力学显微镜观察悬架材料内部聚合体的电子转化情况，研究悬架作为弹性介质的流变特性等，从而使得独立悬架向着智能化，轻量化，小型化，通用化方向发展。同时由于电子，微机技术的发展，使得独立悬架技术向着半主动、主动悬架方向发展。非独立悬架早期广泛应用于除了轿车以外的其它车型中，由于其可靠性和简单的特性

15、，现在还被广泛的用于轿车的后桥，轻型汽车和越野汽车的后桥，重型汽车的前后桥都采用非独立悬架。1.3 论文主要研究内容本论文研究内容主要包括以下几个方面：(1)汽车总体设计和参数的选择；(2)汽车悬架方案确定；(3)前悬架设计计算；(4)前悬架的三维建模及仿真。第2章 汽车的总体设计2.1设计参数与设计目标设计任务中给定的参数如下表所示：表2-1 给定设计参数最高车速140整备质量1100kg最小转弯半径13.5最大爬坡度30° 轴距3050mm乘坐定员5人设计的悬架能够传递作用在车轮和车架之间的力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；

16、保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，由于该汽车的设计最高车速较高，所以设计的悬架也必须能够保证高速行驶的能力。2.2汽车形式的选择2.2.1发动机的布置形式发动机应当是汽车上最重要的部分，而它的布置形式对于汽车的性能具有重大影响。对于轿车来说，发动机的布置位置可以简单的分为前置，中置和后置三种。下面介绍几种发动机的常见布置形式及其特点。1.布置方式的分类：(1) 发动机前置、后轮驱动(FR)：国内外的大多数载重车，部分轿车及部分客车均采用这种传统的驱动形式。它是前轮转向、后轮驱动，发动机输出动力通过离合器变速器传动轴输送到驱动桥上，在此减速增扭后传送到后面的左

17、右半轴上，驱动后轮使汽车运行，前后轮各行其职，转向与驱动分开，负荷分布比较均匀。 (2) 发动机前置、前轮驱动(FF)：是20世纪90年代在国内外轿车上逐渐流行的布置形式。为缩短整车长度，减轻轿车质量，常将发动机置于前轴之前，变速器之后的东西都往前挪，变速器与驱动桥做成一体，固定在发动机旁，动力直接输送到前轮上，降低底盘高度，改善高速时操纵稳定性。如常见的奥迪100轿车，还有微型轿车(夏利、奥拓等)均采用发动机前置，前轮驱动的传动系布置形式，常见的发动机前置，前轴驱动轿车也有两种给构：一是发动机轴线与前桥平行的横置式(如夏利轿车)；二是发动机纵置式(如桑塔纳、奥迪等轿车)。(3) 后置发动机、

18、后轮驱动(RR)：它似乎是FF车的翻版，只不过是将车前的“五脏六腑”移到车后。此种车辆保持了FF车的优点，也消除了FF车的缺点，由于车内布置趋于合理，且对车内噪声和温度有所改善，以其独特的结构和良好的使用性能受到用户的欢迎。(4) 全轮驱动(NWD)：是越野汽车特有的形式。(如BJ2020切诺基等)。通常发动机前置，在变速器后装有分动器，以便将动力分别输送到全部车轮上。全轮驱动动力性好，爬坡及越野能力强。但与单独的前、后轮驱动相比结构复杂，成本高，传动效率低。2.各种布置方式的特点：（1）发动机前置前轮驱动 1) 发动机前置及前轮驱动，使前轴轴荷增大，汽车具有明显的不足转向性能，提高了卓越的高

19、速行驶操纵性和稳定性，前轴负荷提高近60，具有明显的转向不足趋势。另外，由于前轮具有驱动力，降低了前轮的侧向偏离刚度，增加了汽车不足转向的趋势，从而保证了高速行驶安全。 2) 发动机前置，前轮驱动的横置发动机传动线路短，发动机前舱尺寸紧凑，可提高车内空间的利用率；其曲轴与轿车前驱动轴平行，省去了螺旋锥齿轮传动(主传动器的主传动齿轮可采用圆柱形齿轮)，减少了传动噪音，简化了工艺减少了零件，降低了成本；传动效率高，加之整车质量较小，使轿车具有良好的燃油经济性。 3) 前置、前轮驱动传动装置的离合器、变速器、驱动轮等都布置在轿车的前部，使得车头相对缩短，由于取消了纵贯前后的传动轴，降低底盘高度，减少

20、了振动，地板上也不必设置凸起的传动轴通道，它最大限度地增加了车厢内容积；使行李箱的地板降低了，增加了行李箱的空间，车身地板高度降低，使地板平坦，室内宽敞，后座位置更加安静、舒适，有助于改善乘客乘坐的舒适性。 4) 由于后轴是固定式，减少了非簧载质量，提高了平稳性，所以后座比较安稳舒适，同时也降低了轮胎的磨耗；若采用鼓式制动器，前轮不必装制动鼓，把制动鼓装在传动轴上即可得到前轮的制动效果，减少了前轮上的非簧载质量，提高了汽车的行驶平顺性。 （2）后置式发动机后轮驱动： 目前国内外长途和旅游大客车，很多都采用后置式发动机、后轮驱动(如国产东风大客车)，这类车辆由于动力总成紧凑，机动性好，整车整备质

21、量小。车内布置趋于合理，车厢内地板平坦，且发动机与车厢分隔开，所以室内振动和噪声小，对车内温度有所改善，舒适性好，车厢面积利用率高；轴荷分配较合理，可在车外修理发动机；此外地板下可形成容积较大的行李舱。但其缺点是：发动机移到后面使冷却问题不好解决，散热条件差，容易引起过热，对冷却系统要求较高，水箱布置困难。行动中，车尾部所形成的负压及车轮扬起的灰尘，使得进气环境恶化，发动机防尘比较困难，对进气系统的滤清效果和密封性要求较高，后桥易超载，满载时汽车具有过度转向倾向；发动机距驾驶员较远，变速器、离合器、油门等操纵杆要通过狭窄的车底，从车头驾驶员位置连通到车尾发动机的位置上，操纵机构复杂，操纵稳定性

22、差；改装成货车和旅行轿车困难；不易根据发动机声响判断其故障和异响；乘员前面失去了发动机做“安全屏障”，汽车前端要经过加固处理而使成本上升，另外发动机噪声易传给乘客，影响了乘坐舒适性，为此，制约了此类型轿车的发展。不过对于有充分空间位置的大客车来讲(如东风大客车)，既能解决上述麻烦，又能减低废气窜入车厢的程度，因此还比较流行此类形式。考虑到本次设计的车型是中级轿车，因此采用结构相对简单、紧凑的前置前驱的布置方式。此种形式降低了底盘高度，提高了高速行驶的稳定性和操纵性，传动效率高。2.3汽车质量参数的选择汽车的质量参数包括整车整备质量，载客量、装载质量、质量系数，汽车总质量、轴荷分配等。2.3.1

23、 整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部设备（包括随车工具，备胎等），加满燃料，水但是没有载货和载人时的整车质量。它是一个重要的设计指标。由于在设计方法、产品材料、制造工艺以及道路状况等方面的不断完善，汽车的整备质量这一设计指标有不断减小的趋势。因为这样不仅可以降低造价，而且是降低汽车使用油耗的重要途径。在总体设计阶段可对同类型同级别且结构相似的样车及其部件的质量进行测定分析，并以此为基础初步估算出新设计汽车各部件的质量及整车的整备质量。在此，我们参考桑塔纳 2007款 1.8 景畅型的整车的整备质量,取m0=1100kg2.3.2 汽车的总质量汽车总质量是指已整备完好，装备齐全并按规定装满

24、客，轿车的整车质量，可按表2-2中的公式确定： 表2-2汽车总质量计算公式汽车类别计算公式说明载货汽车大客车轿车由前述可知，乘坐定员为五人，故mp=65×5=325kg，所以汽车的总质量计算为ma=m0+me+mp=1100+8×5+325=1465kg2.3.3 汽车的轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。在设计轴荷分配的时候，需要同时考虑到以下几点：(1) 应使轮胎磨损均匀，为此，希望满载时每个轮胎负荷大致相等。(2) 应满足汽车使用条件。 (3)在确定轴荷分配时还要充分考虑到汽车的结

25、构特点及性能要求。表2-3 轴荷分配范围 车型布置形式空载满载前轴后轴前轴后轴轿车前置前驱56% -66%34% -44%47% - 60%40% -53% 根据上表，可以初步选取该汽车的轴荷分配，表2-4 设计汽车的轴荷分配空载满载前轴后轴前轴后轴60%40%50%50%879kg586kg732.5kg732.5kg第3章 汽车悬架的结构选型与分析3.1 悬架的设计要求悬架的主要功能是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩，并缓和汽车行驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求：(1)通过合理设计悬架的

26、弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩或伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；(2)合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求；(3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引发转向轮摆振；(4)侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时车身纵倾；(5)悬架构件的质量要小尤其是非悬

27、挂部分的质量要尽量小；(6)所有零部件应具有足够的强度和使用寿命；(7)制造成本低；(8)便于维修、保养。3.2 悬架的结构形式分析3.2.1 悬架结构形式的分类(1)按照汽车导向机构分:悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。非独立悬架的结构特点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。（图3-1）图3-1 悬架的结构形式简图a) 非独立悬架 b)独立悬架1)独立悬架系统的特点及分类：独立悬架的优点是：a) 在悬架弹性元件一定的变形范围内，两侧车轮可以单独运动，互不影响，不但减小了行驶时车架和车身的振动，而

28、且可以防止转向轮的偏摆。b) 独立悬架系统一般都配备稳定杆，可减少转弯时的左右摇晃，改进稳定性。c) 汽车的非簧载质量小。采用独立悬架时，非簧载质量只包括车轮质量和悬架系统中部分零件的质量，所以比非独立悬架的非簧载质量要小得多，可提高汽车的平顺性和乘坐舒适性。d) 由于左右轮之间没有车轴相连，所以地板和发动机的安装位置可以降低，这样可降低车辆的重心，有利于提高汽车行驶的稳定性。按车轮运动形式独立悬架可以分成四种类型：a) 横臂式独立悬架：其车轮可以在横向平面内摆动的。b) 纵臂式独立悬架：车轮可以在纵向平面内摆动。c) 车轮沿主销移动的悬架：含烛式悬架和麦弗逊式悬架。(2)按照控制方式分:按照

29、控制方式的不同,汽车悬架可分为主动控制和被动控制。传统的机械控制属于被动控制，即汽车的状态只能被动地取决于路面、行驶状况和汽车的弹性元件、减震器和导向机构等机械部件。而主动控制采用电子控制技术，它能根据路面和行驶状况，自动调节悬架刚度和阻尼，可控制汽车的震动和状态，使汽车平顺行驶。3.2.2 悬架的组成及各部件作用悬架作为一个完整的系统主要包括四大部分：(1)弹性元件作用是：避免道路冲击力直接传到车架、车身并缓和冲击力。用于悬架的弹性元件主要有：1) 钢板弹簧，大多用于非独立悬架；2) 螺旋弹簧，广泛用于独立悬架，特别是前轮独立悬架，有些后轮非独立悬架，必须加减振器和导向机构；3) 扭杆弹簧，

30、扭杆本身扭转刚度是常数，但采用扭杆弹簧的悬架是变刚度的；4) 气体弹簧，变刚度弹簧，一般要导向机构；5) 橡胶弹簧，多作悬架副簧和缓冲块。(1) 减振器作用是：加速车架与车身振动的衰减，改善汽车行驶的平顺性。用于悬架的减振器有以下几种：1) 油液式双向作用筒式减振器，在压缩和伸张两行程内部起减振作用；2) 油液式单向作用筒式减振器，仅在伸张行程起减振作用；3) 油气充气式减振器4) 阻尼可调式减振器，当悬架系统某一参数变化时，减振器阻力也随之变化。(2) 导向机构作用是：作传力机构的同时，使车轮按照一定的轨迹相对于车架和车身跳动，起导向作用。(3) 横向稳定器作用是：安装于多数轿车和客车上，目

31、的是为了防止汽车转向时，发生过大的横向倾斜。3.3悬架方案的选择由于本设计是针对中级汽车的底盘结构，并且汽车的布置采用前置前驱，故在前悬架的选择上可以采用当前主流的麦弗逊式悬架。麦克弗逊悬架是以福特汽车公司的工程师Earle S. McPherson的名字命名的。典型的结构如图3-2所示。麦弗逊悬架相对双横臂悬架而言，它不仅简化了结构，减小了质量，还节省了空间，降低了制造成本，并且几乎不占用横向空间，有利于车身前部地板的构造和发动机布置，这一点在用于紧凑型轿车的前悬架时，具有无可比拟的优势。麦弗逊悬架的另外一些优点包括：铰接点的数目较少；上下铰点与车轮接地点之间的距离较小，这对减小铰点处的受力

32、有利；弹簧行程较大、另外，当车轮跳动时，其轮距、前束及车轮外倾角等均改变不大，减轻了轮胎的磨损，也使汽车具有良好的行驶稳定性。图3-2 麦克弗逊式前悬架结构简图麦弗逊悬架的缺点是：由于自由度减少，悬架运动特性的可设计性不如双横臂悬架；振动通过上支承点传递给汽车头部，需采取相应措施隔离振动、噪声；减振器的活塞杆与导向套之间存在摩擦力，使得悬架的动刚度增加，弹性特性变差，小位移时这一影响更加显著；对轮胎的不平衡较敏感；减振器紧贴车轮布置，其间空间很小，有些情况下不便于采用宽胎或加装防滑链。第4章 悬架的设计计算4.1 悬架主要参数的确定4.1.1 影响平顺性的参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车具

33、有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。1，平顺性评价指标ISO2631规定，当振动波形峰值系数时，用加速度的加权均方根值来评价振动对人体舒适性和健康的影响。评价时采用人体坐姿受振模型，如图4-1，不仅考虑座椅支撑面处输入点3个方向的线振动，还考虑该点3个方向的角振动及座椅靠背和脚支撑面两个输入点各3个方向的线振动，共3个输入点12个轴向的振动。对于每个轴向的振动，其加权加速度均方根值可由下式得到： （式4-1）式中 振动加速度功率谱密度函数，可由加速度时间历程得到； 考虑人体对不同频率振动的敏感程度不同而引入的频率加权函数。图4-1 人体坐姿受振模型考虑到不同输入点、不同轴向

34、的振动对人体影响的差异，总的加权加速度均方根值可求出为： （式4-2）式中 用式4-1求出的各轴向振动加速度均方根值； 各轴向加权系数。总的加权加速度均方根值与人体主观感觉之间的对应关系如表4-1：表4-1 加权加速度均方根值与人途主观感觉之间的关系加权加速度均方根值/人体主观感觉<0.315没有不舒适0.3150.63略有不舒适0.51.0有些不舒适0.81.6不舒适1.252.5很不舒适>2.0极不舒适汽车的振动输出由道路激励输入和汽车对振动的传递特性共同决定。路面不平度可以用道路功率谱表征，其中为空间频率，是路面不平度波长的倒数。当汽车以车速驶过给定的路面时，道路激励的时间功

35、率谱可表述为： （式4-3）式中 路面不平度系数，； 时间频率，。大量的研究和实践结果表明，对平顺性影响最为显著的三个悬架特性参数为：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非悬挂质量。2，悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数，因而可以近似地认为，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频，表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，约为，约为非常接近人体步行时的自然频率。载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为，后悬架则可能超过。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为。下表为各类汽车的偏频和静、动挠度值的一般范

36、围。对于舒适性要求高的汽车偏频值取低限。对于前、后悬架的静挠度值和 的匹配，推荐取；而对于货车考虑到前、后轴荷的差别和避免驾驶员疲劳，则前、后静挠度值之比要更大些。具体的偏频选取可参考表4-2：表4-2 汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车型满载时偏频满载时静挠度满载时动挠度载货汽车1.512.041.672.23611596968普通、中级轿车1.021.441.181.58122410188111014高级轿车0.911.120.981.29203015268111014客车1.291.891.291.897157155858越野汽车1.392.041.392.0412241224713713

37、由上表选取满载时前后悬架的偏频分别为：n1=1.4Hz,n2=1.5Hz所以n1/ n2=0.93，满足要求。当时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率，与其相应的悬架刚度以及悬挂质量之间有如下关系： n1=12Cs1ms1=12gCs1Gs1 （式4-4） 式中 重力加速度，； 前、后悬架刚度，； 前、后悬架簧载重力，。为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量。而可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非

38、簧载质量M。如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M进行评价，此比值越小越佳为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为60kg，将数据代入式4-5得出：ms1=12(732.5-60)=336.25kg；将计算所得的ms1代入式4-4，得到：前悬架的刚度为：Cs1=2n12gGs1=25.99Nmm；由于悬架的静挠度，因而式4-4又可表达为： （式4-6）式中 的单位为。所以 由式4-6求出前、后悬架的静挠度分别为：fc= 1

39、72.48mm 。悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车的值应不小于0.5，大客车应不小于0.75。取的值为0.6.所以fd=0.6×fc=0.6×172.48=103.49mm.此时悬架总的工作行程即静挠度和动挠度之和等于：fc+fd=275.97mm3，悬架的阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续很长的时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有

40、恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧质量阻尼系统，可用相对阻尼比来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。相对阻尼比可表达为： （式4-7）式中 弹簧刚度； 悬挂部分的质量。上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数有关外，也与悬架的刚度及悬挂质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻尼比如表4-3：表4-3 汽车悬架的偏频及相对阻尼比空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架偏频1.21.00.80.60.

41、0.40.34，悬架的非簧载质量前悬架为麦弗逊独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量等；后悬架为纵置钢板弹簧非独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量以及连接左右车轮的从动桥的整个刚性梁，包括主减速器、差速器以及半轴的质量，还有传动轴的部分质量。由上述的分析中，已知了悬架的非簧载质量取为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。4.2 弹性元件的计算4.2.1 前悬架螺旋弹簧的设计计算1，前悬架静、动挠度和螺旋弹簧静、动挠度的关系麦弗逊悬架在振动时，由于弹簧与车体并不垂直，所以悬架的静挠度并不等于螺旋弹簧的静挠度。可以通过振动时螺旋弹簧位置的改变来寻找几何关系根据

42、已知的悬架静挠度来求出螺旋弹簧的静挠度，如图4-8所示：图中 前悬架的静挠度，已知fc=172.48mm； fs螺旋弹簧的静挠度。根据后面确定的前轮定位参数可知减振器布置角0=8°。由图中的几何关系可以得到下式：解三角形ABC：cos80=4002+172.482+400-fs22×400×172.48求得:fs =169.54mm 图4-8 前悬架振动示意图2，螺旋弹簧基本参数的选择(1) 弹簧中径D和弹簧有效工作圈数n初步取 =130mm，n=8圈 (2) 计算螺旋弹簧的钢丝直径d 根据下面的公式进行计算： d=48D3×n×CsG式中：n

43、弹簧有效工作圈数 G弹簧材料的剪切模量，取8.0×104MPa D弹簧中经代入数值求得： d=13.62mm查阅GBT20891994圆柱螺旋压缩弹簧两端圈并紧磨平或锻平型尺寸及参数确定钢丝直径d=14mm。3，螺旋弹簧端部形状和材料的选择首先，采用弹性特性为线性的等节距螺旋弹簧，由于钢丝直径=18mm>10mm，所以在热处理工艺上需要成形后淬火并回火，即热成形弹簧。在端部形状的选择上采取两端碾细的端部结构，这种结构节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以去任意值，不必限于整数。螺旋弹簧材料的选择可参考下表4-4:表4-4选用

44、弹簧的材料为：60Si2Mn 由于汽车螺旋弹簧受变载荷作用次数在106以上，因此属于类弹簧，其=480Mpa,查阅机械设计手册可知：热处理方式为淬火加高温回火，淬火剂为油，淬火温度为870。回火温度为480。经过高温回火后，有良好的综合力学性能。主要用于制作机车车辆、汽车和拖拉机上的板簧、螺旋管弹簧，安全阀和止回阀用弹簧，以及其他高应力下工作的重要弹簧，还可制作耐热弹簧等。4旋弹簧强度校核螺旋弹簧的扭转应力可以表示为： c=fsGdD2i 式(4-15)将已知数据代入上式，其中静挠度fs=169.54,剪切弹性模量G=80000MPa：，螺旋弹簧中径：=130mm，钢丝直径：d =14mm，有

45、效圈数为：n=8圈，两端均选0.75圈支承圈，则弹簧总圈数为：Na=n+n2=8+1.5=9.5圈所以，c=fsGdD2i =447.24MPa 。 选取弹簧许用扭转应力时，应根据悬架结构型式和工作特点来确定。由上述分析可知该材料许用切应力为=480MPa，c=447.24 MPa <=480MPa而故强度可靠。5弹簧几何尺寸的计算弹簧的最大变形量为fmax=fs+0.6fs=1.6*169.54=271.26mm在Fmax作用下相邻两圈的间距0.1d=1.4，取=1.5mm，则无载荷作用下弹簧的节距为 ：t=d+fmax/n+ =14+271.26/8+1.5mm=49.40mm自由高

46、度： H0=nt+(n2-0.5)d=8*49.40+1*14=409.26mm选 H0=410mm螺旋角： = arctgtD2= 6.85。外径D2： D2=D+d=130+14=144mm内径D1： D1=D-d=130-14=116mm6计算结果的整理:根据上述计算螺旋弹簧的参数如下：自由高度H0410mm弹簧有效圈数n8圈螺旋角6.85度内径D1116mm外径D2144mm节距t49.40mm弹簧中径130mm钢丝直径14mm4.3 独立悬架导向机构的设计4.3.1 设计要求独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的

47、变化。因此，在设计独立悬架的导向机构时，应使其满足以下要求：(1) 形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线；(2) 形成恰当的纵倾中心；各铰链点处受力尽量小，减小橡胶元件的弹性变形，以保证导向精确；保证车轮定位参数及其随车轮跳动的变化能满足要求；(3) 具有足够的疲劳强度和寿命。轮前束3，麦弗逊悬架受力情况与螺旋弹簧斜置分析如图4-21所示的麦弗逊独立悬架受力简图可知：作用在导向套上的横向力，可根据图上的布置尺寸求得， 式(4-34)式中 单侧前轮簧载质量；横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力越大（为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良的影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式

48、(4-34)可知，为了减小，要求尺寸越大越好，或者减小尺寸。增大前者会使悬架占用的空间增加，在布置上产生困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。图4-21 麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图由图4-21可知，将弹簧和减振器的轴线相互便宜距离，再考虑到弹簧轴向力的影响，则作用到导向套上的力将减小，即： 式(4-35)由式(4-35)可知，增加距离，有助于减小作用到导向套上的横向

49、力。所以，为了发挥弹簧反力减小横向力的作用，可以把弹簧斜置，即将弹簧的下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一个角度。在本次设计中，将该弹簧的斜置角度（即弹簧中心线与减振器中心线的夹角）取为7°。4.3.2 前轮定位参数与主销轴的布置筒式减振器上铰链的中心与横摆臂外端的球铰链中心的连线为麦弗逊悬架的主销轴线。此结构也为无注销结构。1，主销偏移距图4-16所示为麦弗逊式前悬架，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎冠印迹中心线外侧时，具有负的主销偏移距，可以保证汽车制动稳定性。在这里也选取负主销的偏移距，令主销轴线与车轮纵向中心线的夹角为12°。图4-16

50、麦弗逊悬架的主销偏移距2， 四个前轮定位参数的初步选取如下表4-5：主销后倾角主销内倾角前轮外倾角前轮前束减振器布置角5.5°9°0.85°5mm8° 图4-17 主销后倾角 图4-18 主销内倾角 图4-19 前轮外倾角 图4-20 前轮前束3，麦弗逊悬架受力情况与螺旋弹簧斜置分析如图4-21所示的麦弗逊独立悬架受力简图可知：作用在导向套上的横向力，可根据图上的布置尺寸求得， 式(4-34)式中 单侧前轮簧载质量；横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力越大（为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良的影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工

51、艺。由式(4-34)可知，为了减小，要求尺寸越大越好，或者减小尺寸。增大前者会使悬架占用的空间增加，在布置上产生困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。图4-21 麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图由图4-21可知，将弹簧和减振器的轴线相互便宜距离，再考虑到弹簧轴向力的影响，则作用到导向套上的力将减小，即： 式(4-35)由式(4-35)可知，增加距离，有助于减小作用到导向套

52、上的横向力。所以，为了发挥弹簧反力减小横向力的作用，可以把弹簧斜置，即将弹簧的下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一个角度。在本次设计中，将该弹簧的斜置角度（即弹簧中心线与减振器中心线的夹角）取为5°。4.3.3 横臂轴的选型与布置1，导向机构横臂轴的选型麦弗逊悬架的下控制臂主要有两种形式：A形臂和L形臂，L形臂如图4-22所示，由于L形臂可以使汽车纵向接近于“0 偏移”，所以该设计中选用当前流行的L形下控制臂。L 形控制臂的球销和控制臂前部连接衬套的中心在，即在汽车纵轴线上坐标相同。从车轮传递到球销的侧向力通过L 形下控制臂前衬套直接传递到副车架(后连接衬套的影响

53、很小)，这样只需要通过设定前衬套的刚度来调节汽车的侧向刚度。图4-22 纵向“0偏移”L型下控制臂1下控制臂球铰 2下控制臂前连接衬套 3控制臂后连接衬套在汽车通过有凹坑的路面引起在车轮接地点产生纵向力时，此纵向力绕下控制臂球销和前衬套的轴线形成纵向力矩，通过设定L 形下控制臂后衬套的刚度来控制该力矩，缓和路面带来的冲击使车轮产生纵向柔性。可见L 型下控制臂的设计，使汽车在侧向和纵向的受力分别通过前、后衬套进行控制,使需要的侧向刚度独立于纵向柔性，使侧向力和纵向力同时作用时相互间不发生耦合，避免了悬架臂共振的发生，从而提高了汽车行驶的平顺性。另外，L 形控制臂的前后连接衬套刚度一般都设定为前硬后软，这有助于在转向时受到侧向力时前轮形成负前束，增加不足转向的趋势，有利于提高汽车行驶的稳定性。2， 导向机构横臂轴的布置方式(1) 纵倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响前面4.1.2节中也介绍了汽车纵倾中心的确定方法，提到了