【《轻型货车前悬架麦弗逊式非独立悬架结构系统设计》22000字】

第1章文献综述1.1汽车悬架概述悬架是一个由弹性元件、减振器、缓冲片、导向装置及横向稳定器等构成的系统总成。其中导向装置主要是由导向杆体关节组成,是一种可以用来确定车轮在某一点上的相对位置及其在车架(或者是车身)上的运动性质,同时向车辆传递不同方向的垂直力及各种载荷力和扭矩的装置。例如,当一个纵置的钢板弹簧被用作一个弹性单位的元件,它就可以同时兼顾到导向设备的功能。而这些缓冲模块就是一种用来通过减轻机械零部件的压力来减轻机械车轴(或者是车架)对其他部位的直接碰撞的装置,用以防止机械弹性部件产生过大的扭矩和变形。安装有横向稳定器的车辆,可以有效地降低转弯时车身横向偏角和侧面倾斜度的振动。汽车驱动悬架按照运动导向性和传动系统的基本结构特征,可以被大致上地划分为非独立驱动悬架和独立驱动悬架两者三大类。非独立悬挂的左、右两侧车轮之间由一个高强度刚性的悬架梁或非断开式的悬架车桥直接进行转向联接,当单边的悬架车轮在高速公路上方行驶过一个稍微凸起来的物体时,会直接对其车轮产生转向影响。而在独立式刚性悬挂中则几乎没有这样的一种刚性车梁,它的左右两个刚性车轮都可以独立地与前方刚性车架或者后方的刚性车身互相进行连接或者交叉组合而成[1]，其所形成的断开式的刚性车桥,按照车身整体悬架结构的不同特点也就是可以再依次细分为纵臂式、横臂式、斜臂式等。它的主要功用如下：1支持车身，并保证汽车行驶稳定性；2减小车身和车桥(或车轮)的振动；3传输力矩作用于传动车轮与其他(或者说是传动车架)之间的各种传动力(纵、横向传动力、制动力传动力、驱动力)及作用力矩(制力驱动力矩与方向相反车轮作用力矩);4缓和、抑制因为不平坦的路面而产生振动和撞击,以确保汽车在道路上的行进平顺。为了实现1、3项的功能,在悬架上采用了恰当的导向杆体关系把车身(车架)和动力机构(车轮)之间进行了联接。导向杆体关系具有很多种形式,既可以单独地使用一种,也可以组合其中的几种配合在一起使用。而钢板弹簧悬架上的钢板弹簧在充分地用作弹性部件时,同样可以兼顾到导向之用。为了实现2、4项的功能,悬架上采用了一个减震器和一个弹簧。汽车悬架常见的弹性部分主要包括螺旋弹簧、扭矩弹簧、钢板弹簧、空气弹簧以及橡胶弹簧。减震器的类型很多,现在应用范围最大的就是筒式减震器。而且缓冲块的使用可以降低车轴(或者是车身)对于机构(如车架)产生的直接碰撞。有的车辆还安装了横向稳定杆,用来控制和降低车身侧倾[2]。在各种用于汽车制动悬架的所有的大型弹性弹簧构件中,应用最广泛的钢板弹簧就是由若干块等宽但等窄厚度不大(其等宽厚度最好要可能与复合钢板等长)的大型合金刚性弹簧块所组合而成的一根等强度的弹性梁。例如,当一个安装在整辆汽车悬架内部的钢板弹簧片所需要承受的垂直运动载荷是正向时,各个钢板弹簧片也就会因为受力而发生变形,具有了向上或者拱弯倾斜的趋势。这时,车桥与车架就会相互接近。而且当车桥和车架相互地分离或者是高度偏移时,由钢板弹簧产生的正向载荷和变形量就会逐渐降低,有时甚至可能是反向的[3]。钢板承载弹簧的作用主片板和卷耳板的受力失衡问题较为严重,这本身就是它的软弱支撑部位。因此为了有效改善第二片弓形卷耳的内部整体受力平衡状态,我们往往将第二片的卷耳末端也折曲弯成卷耳,包在第三片弓形内耳的外面,称为包耳。同时用在主片上的卷头机耳和第二片上的包片卷耳之间还仍然保留着较大的弹簧空隙,这样就显得使用在钢板上的弹簧卷耳发生了在卷簧弹性上的变形，在此过程中各片卷耳都具有达到相应角度滑动的工作机会。有些钢板悬架系统中的大型钢板悬架弹簧两端并没有直接做成弹簧卷耳,而是直接采用其他的悬架支撑和弹簧连接使用方式,例如采用橡胶弹簧支撑垫。扁平或近似长方形的吊架钢板通常呈弯曲形,当以数片不可折叠的吊架钢板直接作为吊架底盘弹簧使用时,一端以梢子的吊架形式直接安装在圆形吊架上,另外的一端则直接使用圆形吊耳将吊架钢板紧紧连接在高高的吊架大梁上,使吊架钢板和底盘弹簧都同时能够自由伸缩，目前广泛应用于我国的大中型专用货车和卡车。1.2我国汽车悬架发展的现状现代化的汽车悬架的发展日新月异,不断地出现着崭新的汽车悬架设备。悬架工程技术的每一个跨越,都与其相关领域和专业的发展紧密联系。自动控制技术、计算机技术、神经网络、模糊控制、先进的制造工艺、运动仿真技术等各种信息系统的发展成就为我国汽车传统悬架设备的进一步开发提供强有力的支撑。而且悬架在引起历史性的探索中,在发展过程中也给我们的相关领域和学科带来了更高的理论需求,让我们的认知迈向了一个新的、更高层次的境界。汽车悬架根据导向机制可以划分为独立悬挂和非独立悬挂。非独立悬架在客车的前、后悬架、货车上均很常见。而由于我国高速公路互联网的迅猛发展也促使了汽车的速度持续改善,使得传统的非独立式悬架不再能够满足现代社会在驾驶的平顺度和操控的稳定性方面所提出的更高要求。因此,独立式悬架在我国市场上获得了巨大的市场发展。独立悬架由于两侧的车轮都是独立地与一个车架或者整体的车身进行弹性相互连接,因而在设计上具有许多的优点,尤其以其中之一的双横臂独立悬架在工业上得到了广泛的研究和应用。按照对主动汽车内部悬架运动产生横向震荡的主动控制系统形式,汽车悬架一般可以大致划分如下为两种基本的悬架类型,即被动、半主动或者主动汽车悬架。上个世纪80年代以来主动悬架已经逐渐开始在一部分的中小型汽车上广泛应用,并且目前仍然正在进一步的技术研究和应用推广中。由于目前我国在汽车上采用新型半主动和主动整体悬架系统技术的研发应用方面相比于西方国家起步比较晚,所以和国外市场相比国内还有很大的技术差距。例如,福特公司和日产公司首先在电动小型轿车上广泛应用主动悬挂,已经取得了比较好的实际驾驶效果。主动式悬架虽然最初提出的时间比较早,但由于其控制复杂、牵涉至许多专业和领域的原因,始终都无法取得重大的突破。自从进入20世纪90年代,主动式悬架仅被广泛地应用于一些排气容量大的奢侈型豪华车,一直以来都未见任何国内车型或者是汽车生产企业所采用这种悬架技术的相关报道,只有北京理工大学等少数几家单位才会针对主动式悬架问题展开深入的研究。经过有关学术单位的研究表明,主动式悬架在平顺度上最佳。主动式悬架通过引进了许多新兴的自动化控制系统技术以及在汽车中使用了大量的电子元件,从而使悬架运行的稳定性有了很大的保证,因此,其平顺度和操作的稳定性良好,这也正是未来一代汽车悬架技术发展的一个必然趋势。但由于众多原因,我国汽车大多数都会采用被动式悬架[4]。1934年10月世界上第一个用螺旋弹簧结构制造的被动式齿轮悬架汽车问世。被动式后轮悬架汽车驾驶员和汽车的状态,是由当地路面和车辆行驶状态,以及前轮减振器等各种主要机械传动部件所综合决定的,极为被动。而被动后轮悬架的技术参数则主要是通过对一系列实际道路交通情况的不断转换从而加以折中,在保证汽车正常行驶时始终保持一致,由实际汽车驾驶者需要通过多年积累的驾驶经验或者最终需要进行技术优化所重新设计的各种技术手段参数来加以确定。被动减振悬架装在避震器上的减振制动效果相对来说较差,很难完全满足各种复杂的道路情况。而这种采取了非线性的高刚度制动弹簧与后轮车身高度自动组合调节的技术手段在未来有望彻底克服该悬架技术的一些缺陷,虽然已成功取得了一定的研究成效,但却又始终无法彻底消除被动后轮悬架的自身劣势。现在被动式悬架主要用途体现在中低档豪华轿车上,现代小型豪华轿车的主动前悬架通常一般都会选择使用麦弗逊式的被动悬架,比如桑塔纳、夏利等。后者的悬架结构选型相对复杂较多,主要选型分别有复合式纵连杆摆臂吊挂悬架和多连杆摆臂悬架。依照随机振动刚度理论,作为一种采用传统机械悬架结构的被动汽车悬架,它的振动刚度与阻尼几乎不可能相协调,只有在能够充分保证在特殊的陡坡路面下行驶条件下才能真正达到更佳的驾驶效果。但它由于具有设计理论成熟、性能可靠、结构简单、造价低廉等诸多优点,因而在现代工业机械领域已经得到了广泛的研究运用[5]。对于我国现阶段情况而言,仍然具备着相当大的科学研究应用价值。1.3研究的背景及意义我国汽车制造业持续快速发展的强大保障就是自主研发。经过近半个世纪的发展,我国的汽车制造企业虽然己初具规模,但仍然面临技术落后、自主知识品牌严重不足以及全球竞争激烈程度的加剧等诸多因素给企业带来的沉重压力[6]。而且当前我国的汽车制造产业如果想要继续、加快和健康地发展,就必须始终坚持产业创新,选择一种面向自主发展的具有鲜明中国文化特色的产业创新模式,推动我国汽车制造产业结构的转型升级、技术的演变和进步、以及中华民族品牌的兴旺和崛起。轻型货车悬挂在我国的应用范围是十分广泛的,悬挂作为各种轻型货车的主体零部件,它的设计的成败直接决定了车辆在操控时的稳定性以及行驶时的平顺性、舒适度等诸多方面。所以设计一种工作可靠、结构简单、造价便宜的悬挂系统可以最大限度地减少整车制造的总费用,从而促进了汽车制造和社会经济的良性发展。因此本问题对于设计一款结构好、质量高的轻型货车悬挂系统有一些现代化的理论和实践成果。1.4研究的主要内容悬架总体结构确定，弹性元件的设计，导向机构的设计，减振器结构设计，确定各结构的主要参数,对各部件的主要参数进行强度校核，合理性的质量验证。

第2章悬架的结构形式分析及选择2.1非独立悬架和独立悬架汽车上的悬挂系统一般来说可以将其划分为独立悬挂系统和非独立悬挂两种,独立悬挂系统将车轴分割成两部分,每只独立悬挂的悬架车轮都可以是由一个螺旋弹簧独立地直接用来安装在单独悬挂的一根车架下面,两边的悬挂车轮都完全可以独立起来进行旋转运动,当一边的悬挂车轮发生轻微跳动时,另一边的悬挂车轮就不会被跳动影响,从而大大提高了汽车驾驶员对汽车的行走道路的平稳性和驾驶舒适度;而非独立悬挂的悬挂车轮则直接安装在单独的一根悬挂车轴上,因此当一边的悬挂车轮发生轻微跳动时,另一边的悬挂车轮也就一定会随之跳动,使整辆汽车都会产生轻微震荡或者说是产生倾斜。（如图2.1）。图2.1悬架的结构形式简图非独立悬挂以横纵方向位置的大型钢板导向弹簧元件为主要导向弹性元件，它既可以担任导向弹性部分又可以同时兼顾刚性导向，最大的优势之一就是:产品制造容易,结构简单,工作可靠,维修方便。缺点及其原因主要是:由于钢板受到小型整车车体结构内部布置上的诸多限制,钢板上的弹簧不太能够具备一个足够的使用长度(尤其主要是对于前悬架),使之能够具有的的刚度较大,所以对于小型汽车的转向平顺性性能要求比较低;簧下质量大;在不平坦的陡坡路面上高速驾驶时,由于左、右两个方向车轮的相互影响,导致两个车轴和两侧后轮都在车身之间发生了轻微倾斜;但是由于当车轴两侧的两个车轮不定时同步地左右跳动,车轮就可能会左、右方向摇摆,使得两侧前轮很容易就可能会迅速产生横向震荡。当车轮进行跳动时,悬架很容易对位于转向控制机构下的车轮进行转动产生必要的转向运动控制干预;但是例如当一辆电动汽车沿着凹凸不平的高速道路中横向行驶时,由于两侧车轮内部只有一侧的反向车轮进行跳动或两侧反向车轮内部反向车轮跳动,不但两侧车轮外倾角角度发生了很大变化,而且对两侧车轮转动产生不利的车轮转向传动特征;而且当一辆汽车在高速旋转或者高速公路行驶时,离心力也很有可能直接导致不利的车轮旋转轴向。非独立悬架常见于在某些小型车和轿车后独立悬架和大型货车,大客车前、后悬架[1]。独立悬架的主要结构特征之一就是两侧车轮都不需要独立的与两侧车架或者其他各个车身部件进行具有弹性的相互连接。与非独立式的悬架系统相比,独立式的悬架大部分都主要是通过采用扭杆弹簧、螺旋弹簧等结构作为替代传统的悬架弹性部分,因而它们都是没有了一个导向控制装置。与非独立悬架结构相比,独立悬架在结构设计上同样具有较多优势:①悬架中两侧弹性元件的位置在一定程度范围内的改变对两侧车轮之间的单独独立移动没有太大的影响,这样既能够有效减少独立车架和两侧转向轮的带动车身在颠簸的道路上的震荡和横向振动,又同时能够有效帮助用户消除一些汽车由于转向轮不断转动发生偏转摇摆。②减少了非簧载质量,从而缩短了悬架在行驶中所受的外力和摩擦载荷,可以增加汽车行驶的平均速度。③因为该系统是一种断开型车桥,在此过程中,发动机的位置会被降低或前移从而使得汽车的重心产生一定的下降,这样就会更加有利于增强汽车在道路中行驶时的稳定性。同时为了给予车轮较大的运动空间,悬架的刚度也可以设计得更加小,使其车身产生震荡的频率减少,以便改善车辆行驶的平顺性。④可以保证当汽车沿着不平坦的道路行驶时,车轮和路面之间会有良好的摩擦,增大了车辆的驱动能力。⑤对于具有一定特殊要求的某些越野车辆,当采用独立悬挂时,可以增大其离地间隙,提高汽车的行驶和通过效率。这种独立式悬架主要的缺陷就是制造成本比较高,结构复杂,维修困难。该类悬架主要适合于乘用车和一些轻型货车,越野汽车以及大中型客车[7]。2.2前、后悬架方案的选择汽车的前、后悬架目前通常采用的方案有：前轮采用独立悬架、后轮采用非独立悬架、前轮和后轮均采用非独立悬架、前后轮都采用独立悬架等几种。当前、后悬挂为横向纵置式型钢板滑动弹簧的汽车自动转向时,外侧横杆悬架仍然处于过载加速状态而内侧横杆悬架仍然处于高速减载，于是外侧横杆悬架由于没有受到高速转向推力而突然伸长,且内侧横杆悬架由于受到压力而缩短,结果转向汽车外端悬挂和内侧悬架之间的转向轴线与转向汽车内侧横杆之间的转向轴线完全相反,偏转了一个转向角度a。对于车辆后桥,这种转向偏转控制方式大大增加了车辆过多的控制转向力和倾斜度的趋势;对于车辆前轴,则同样会容易致使电动汽车的转向力量供给不足而容易产生车辆转向过度倾斜的偏转趋势。而且由于乘用车的后半部悬架上的支撑纵置钢板弹簧的后部中心吊耳支撑位置都需要布设得比前部的中心吊耳位置要高,因此后部的悬架在瞬时高速运动的时候中心支撑位置也往往会大大地得到降低,致使汽车后桥架与轴线之间的轴向偏移不再容易让乘用汽车车身产生过多的的转向感和倾斜的运动趋势。前轮驱动的小型乘用车,常见的采取麦弗逊式前悬架和带有扭转转向梁的后悬架。其后悬架一般都是采用横向纵置成型钢板弹簧式非独立式悬架,前悬架一般都是采用双横臂式独立式悬架时,可以优先考虑的是通过把上下双横臂所需的支撑的销轴的纵向轴线直接投射出来到一个纵向竖直运动水平平面上,将前悬架进行纵向竖直运动时的瞬心设计成于前高后低状,从而完全可以考虑使得前悬架进行纵向竖直运动时的瞬心装置位于一个非常有利于有效降低高速制动前后倾俯角的稳定地方,令高速制动时的高速车身悬架纵向运动倾斜度大大减少,保持了制动车身良好的安全稳定[1]。本设计采用前悬架麦弗逊式独立悬架，后悬架选用钢板弹簧式非独立悬架。图2.2钢板弹簧式非独立悬架图2.3麦弗逊式非独立悬架2.3辅助元件辅助元件主要有横向稳定器和缓冲块。横向稳定器:通过大幅缩短轮胎悬架的刚度c以大幅降低车辆轮胎横向振动的固有频率强度n,从而可以实现大幅提高整辆车身的平顺度。但由于后轮悬架的侧面偏斜倾角随着刚度值的变化有所减小而不会导致整个轮胎侧面偏斜倾角的强度增加,从而可能导致会令汽车驾驶员和汽车内部的其他乘客因此觉得不舒适。此种问题的基本解决办法之一是那便是在车上底部装设一个横向运动稳定器。有了这种新型横向倾斜稳定器,就已经可以轻松实现在不需要继续增大制动悬架的垂直旋转刚度c的情况下,增大制动悬架横向倾斜角度刚度。缓冲块:部分由橡胶做成(如下图a),将钢板与橡胶之间通过硫化链直接连结成一个整体,再将这些缓冲块通过焊接后固定在钢板上(包括车身)或其它零件上,以便于起到控制悬挂体最大运动行程的功能。另一些由多孔性的聚氨酯指材料制造而非合成(如左右图a和b),它同时也认为是一个用于辅助合成弹性材料单元的重要作用。这类保温材料在发热起泡的过程中就已经形成了一个致密的高强度耐磨壳外层,内部由于发热起泡的部位在没有外壳层的保护下也不会受到任何物质损伤。由于在该类弹性材料中几乎没有一个完全封闭的弹性空腔和一个气泡,弹性元件虽然可以在其他载荷的压力作用下被压力拉伸和运动压缩,但其整体外廓随着尺寸的方向变化大小幅度或者增加却不大,这点和普通橡胶型不同。而一些小型汽车振动缓冲块则需要安装在汽车减振器上[1]。图2.4橡胶缓冲块图2.5由多空聚氨酯制成的辅助弹性元件形状此次设计采用的缓冲块为图a，用一个螺钉将其固定在汽车的悬挂体上,以有效地限制汽车悬挂体的最高行程。2.4本章小结本章主要是对悬架进行了简单介绍，并确定了前后悬架的具体形式：前悬架麦弗逊式独立悬架；后悬架钢板弹簧式非独立悬架。并对辅助元件进行了介绍和选择。

第3章前、后悬架主要参数的选择3.1初始参数计算本设计采用EQ1060轻型货车主要参数：轴距：3360mm；轴数：2；轴荷（前轴）：1565/2010kg；轴荷（后轴）：1080/3390kg；非簧载质量：（前）237kg；非簧载质量：（后）425kg。空载静止时汽车前、后轴（桥）负荷：G1=1565x9.8=15337NG2=1080x9.8=10584N（3.1）满载静止时：G1=2010x9.8=19698NG2=3390X9.8=33222N（3.2）簧下载荷：GU1=237x9.8=2322.6NGu2=425x9.8=4165N（3.3）满载时单个钢板弹簧的载荷：FW1=(G1-GU1)=(19698-2322.6)/2=8687.7NFW2=(G2-GU2)=(33222-4165)/2=14528.5N（3.4）满载时单个钢板弹簧的簧载质量：m1=FW1/g=8687.7/9.8=886.5kgm2=FW2/g=14528.5/9.8=1482.5kg（3.5）3.2选择要求及方法3.2.1使悬架系统由较低的固有频率汽车上的悬架质量系统与其他在弹簧上的振动质量所联系构成的振动测量系统的固有频率,是直接地关系到整辆汽车的正常行驶安全性能和平衡滑顺度的重要振动测量物理参数之一,由于我们对目前现代汽车的悬架质量系统分配振动系数的ε近似值为1,可以直接确定悬在汽车前、后轴上方两点的质量振动并不是没有相互间的联系。3.2.2n1与n2的匹配要合适一般情况下要求fc1和fc2都需要非常接近,但是不能使二者达到一定的相等(以防止产生共振)。希望fc1>fc2(从车辆的加速度来考虑,若明显滞后,则车身会产生较大的振动。当一辆汽车以更低相对于更高的纵向车速继续行驶或者通过单一纵向路障时,n1/n2>1时的传动机械和整辆车身之间纵向相对角的重力振动影响大小可能要远远比n1/n2<1时大,故一般情况建议汽车采用fc2=（0.8~0.9）fc1。鉴于这种考虑到后轮前悬架轴承驾驶员的自身乘坐舒适性及一辆货车前、后轮悬架轴承承受载荷的不同,一般来说选择后轮前悬架静传动挠度测量值的数应远远小于货车前悬架静传动挠度数的值,建议尽量选择fc2=（0.6~0.8）fc1。而为了大大提高微型轿车的后排座椅乘客的安全和驾驶舒适度,可以选择前悬架偏频比后悬挂高。3.2.3fd要合适,根据不同的车在不同路面条件确定对于汽车正常行驶时的道路平顺度的基本要求而言,运送乘客和正常行驶长途车辆的运行平顺度要求是最高的,其次的也就是大型长途客车,载货大型汽车更是继而次之。对于一般都在普通级以下的紧凑型车和轿车型在满载时,前悬架的一般偏频要求一般偏频为1.0~1.45Hz,后后轮悬架则一般偏频要求在1.17~1.58Hz。原则上一般来说,轿车的悬架等级就愈来越高,悬架也就可能会随之变得更加偏频。而目前当重型货车处于满载时,前悬架的汽车偏频控制范围一般都是要求偏频控制在1.50~2.10Hz,而后的前悬架一般则是要求偏频控制在1.70~2.17Hz。因此取n1=1.7Hz,n2=2.0Hz。3.3悬架静挠度fc静挠度：汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=FW/c由已知参数可知，频率n1=1.15Hz.载簧质量m1=463Kg由公式：n1=c1n2=c2/m2/(2可知fc1=g/(2πn1)2=9800/(2x3.14x1.7)2=85.98mmfc2=g/(2πn2)2=9800/(2x3.14x2.0)2=62.12mm（3.7）悬架刚度c1=(2πn1)m1=(2x1.7x3.14)2x886.5=101040.59N/mc2=(2πn2)m2=(2x2.0x3.14)2x1482.5=233869.71N/m（3.8）3.4悬架弹性特性悬架的车轮垂直刚度弹性运动特征即为整个悬架所运动承受接收到的车轮垂直弹性外力运动F与由此所运动产生而外力引起的整个车轮轴向中心点的位移(通常即整个悬架的横向位移或车轮变形)之间的密切关系所形成曲线,其中两条切线的横向倾斜和曲率即为整个悬架的垂直刚度。按照汽车悬架的横向弹性结构性质又可以将其划分为具有线性的横向弹性和非线性的纵向弹性两种。其中的横向线性悬架弹性刚度特征即为当一个悬架的外力变形刚度f与其悬架所受的一条竖向刚度垂直线的外力变形f之间需要呈现一个固定的刚度比例发生变化时,弹性刚度特征所受的需要对其呈现的比例是一条竖向垂直线,此时根据悬架的弹性刚度系数可以将其视为一个常数。一个悬架上的外力变形部件f与其所能承受到的位于竖向面或垂直面的外力变形f之间的横向改变与其关系系数并非一定成正或者是反向的比例,则关于该悬架弹性轮的性能参数如下方框图所示。此时,悬架的满载刚度和悬架速率都已经是逐渐发生了巨大变化,其主要性能特点之一就是在悬架满载曲线位置(具体参见悬架图中的点8)附近,刚度小且悬架速率和满载曲线速度都会逐渐变化平缓,因而悬架运行时的平顺性良好;该速率曲线于汽车距离悬架满载较远的两端,逐渐地进化变陡,刚度也随之逐渐增大。这样可以使它们之间可以在有限线性动容的挠度小于fd的范围内,得到一个相对于其他线性传动悬架的有限动容。而由于悬架由静力在载荷轴的位置移动开始,变形至悬架结构所需要允许的最大径向变形速度为止,所以它需要同时消耗的驱动力即为整个悬架结构运行过程中的一个主要驱动力的容量。悬架的内部传动缓冲容积越大,被传动缓冲片重物击穿的受伤概率也就越小。货车及大型客车在车辆空载与列车满载运行过程中所在钢板与弹簧上的振动质量发生变化相对较大,为了尽量减少弹簧振动发生频率及防止车身高度发生变化,应该综合考虑分别选用一种弹簧刚度不同且车身具有高度可变性的非线性弹簧悬架。钢板复合弹簧非线性独立悬架的所有弹性和刚度特征特点可以被广泛认为都都是非非线性的,而且那些带有副簧的例如油气复合弹簧、空气复合弹簧、钢板复合弹簧等,都可能是一种可以被广泛认为都是具有一定刚度不变的非线性和刚度特征独立悬架[7]。图3.1弹簧弹性特性曲线3.5悬架的动挠度fd动挠度：是指当支撑悬架从车轮满载静止或平衡运动位置的起点开始连续进行悬架压缩至可以达到悬架结构本身所能高度允许的最大挠度变形(一般来说是特意指车轮缓冲块被悬架压缩至其自由运动高度(1/2或2/3)时,车轮的运动中心点与支撑车架(或者可说是悬架车身)方向垂直或反方向发生位移。对于大型乘用车,fd一般应尽量采取7~9cm;对于大型客车,fd一般应尽量采取5~8cm;对于大型货车,fd一般应尽量采取6~9cm。这里取fd=7cm。3.6本章小结主要确定了前后悬架静挠度和动挠度，其中静挠度为8.6cm，动挠度为7cm。并对悬架的弹性特性进行了一定的分析。

第4章弹性元件的计算4.1钢板弹簧的布置方案的选择钢板弹簧的使用位置一般是泛指通常布置在大型汽车上的弹簧位置,即使它可以来说是一个横置或者纵置,而且在进行横向的弹簧布置时由于弹簧需要对横向和纵向产生强大推动力,所以必须同时配备一个需要附加的导向引线和一个导向用的传力器,结构因此就可能会因而变得更加复杂、质量也变得增大了,所以仅限于极少数的大型汽车上才能进行实际应用。而且在进行纵向悬架布置时还不仅会对两侧悬架结构具有一定的抑制降低悬架振动和增加减震力的功能,并且它还会对悬架导向和两侧传力系统产生一定的横向影响,悬架结构体系中的结构因此就能也会随之有所改善。结构原理如下面框图所示,U型螺栓结构是一种用来把钢板与弹簧的中部紧紧地连接固定在桥上。悬架的一个前端也被称做一个死吊耳,是一个固定的滑动铰链。它由一块钢板上的弹簧衬套销钉将一把钢板装在弹簧前端和支架上的钢与板装在弹簧前端上的卷头筒耳孔内的一层螺丝带紧密地结合连接在一起,前端的卷头筒耳孔中为了有效减少螺丝磨损而另外安装的还有一层弹簧衬套。后端的吊式卷耳和后端的弹簧吊耳架分别是通过装在钢板吊式弹簧上的吊式卷耳销和钢板吊式卷耳架的两个焊接接缝销分别进行连接,而后端卷耳架可以自由地上下摆动,形成了一个自由活动式的弹簧吊耳。两卷轴机耳之间的横向距离转移是否泛指传动车架被外力撞击带动弹簧时在发生纵向变形的同时会因而产生不同一定程度的横向转移[6]。图4.1钢板弹簧的布置图4.2钢板弹簧主要参数的确定EQ1060轻型货车相关参数∶悬架静挠度fc2=62.12mm，悬架动挠度fc=70mm，轴距Z=3360mm,满载时单个钢板弹簧的载荷：FW2=(G2-GU2)=(33222-4165)/2=14528.5N（4.1）4.2.1满载弧高满载弧高fa一般定义是用来指汽车当一个钢板弹簧焊接安装在一个车轴上,汽车高速满载时与该钢板焊接弹簧在车轴主片上的焊接表面和卷板两端(一般不含卷板和耳孔的焊接半径)之间所有焊接连线的最大高度差。一般取fa=10~20mm,这里取fa=10mm。4.2.2钢板弹簧长度L的确定弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离即为钢板弹簧长度L,在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。钢板弹簧的长度可在下列范围内选用：轿车:L=（0.40~0.55）轴距；货车:前悬架：L=（0.26~0.35）轴距；后悬架：L=（0.35~0.45）轴距。我们应尽可能将钢板弹簧取长些,原因如下：1、在钢板弹簧的横向垂直运动刚度数值c大于给定值的条件下,可以显著地大大增加横竖向运动角度的刚度。2、在有效地增大了振动钢板弹簧的整体纵向和空间横角运动刚度同时,可以有效地大大减小由于钢板车轮的受力扭转而振动导致的钢板弹簧发生应力变形。3、钢板上的弹簧在转动产生一个固定单位上的纵向左右旋转动力角时,作用于这个钢板弹簧上的一个单位纵向旋转动力场的矩值即为用于钢板驱动弹簧的一个单位纵向旋转角度和刚度。4、钢板复合弹簧的制动长度L的大幅度增加,这样也就可以有效地大大降低汽车钢板复合弹簧的制动应力,减少钢板弹簧的制动刚度,提高它的使用寿命,从而大大地改善了民用汽车的制动平顺性。本设计中L=0.30×3025mm=1008mm。4.2.3钢板断面尺寸及片数的确定1.钢板断面宽度b的确定对于简支钢板结构弹簧的作用刚度与运动强度,可按照等于横截面上面的钢板结构弹簧对于简支梁的挠度计算公式来进行精确计算,但是必须在此公式基础上重新引入一个挠度逐渐增大的曲率系数δ来对其进行挠度修正。因此,可根据经过修正后的新型简支梁受力公式值来计算钢板弹簧正常使用时受力所需的总轴向惯性驱动力矩J0。对于一个对称的钢板弹簧:J0=[(L-ks)3cσ]/(48E)（4.1）式中：s——U形螺栓中心距（mm）；s取100mm；K——考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，取k=0.5，挠性夹紧，取k=0）k=0；C——钢板弹簧垂直刚度（N/mm）；δ——挠度增大系数；E——材料的弹性模量；δ=1.5/[1.04x（1+1）]=0.96（4.3）E=2.06x105MPa（4.4）c=FW2/fc2=14528.5/62.12=233.88N/mm；（4.5）总惯性矩：J0=[(L-ks)3cδ]/(48E）（4.6）=10083x233.88x0.96/(48x2.06x105）=23256.13钢板弹簧总截面系数W0用下式计算：W0=FW2（l-KS）/4[σw]（4.7）式中：[σw]——许用弯曲应力。对于60SiCrVA或55SiMnMo等特殊材料,这里取[σw]=450N/mm2,表面经高压喷丸工艺加工打磨处理后，[σw]推荐在下列范围内选取：前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450N/mm2；后副簧为220-250N/mm2,这里取[σw]=450N/mm2,所以，W0=FW2（l-KS）/4[σw]（4.8）=14528.5x(1008+0)/(4x450)=8135.96mm3钢板弹簧的平均厚度:hp=2J0/W0=2x23256.13/8135.96=5.72mm=6mm（4.9）有了hp以后，便可再选钢板弹簧的片宽b。片宽b对汽车性能的影响：（1）为了有效地增大片宽弹簧可以有效帮助高速减少卷耳的传动强度,但是当传动车体在不承受弹簧侧向驱动力的承重作用下就会发生较大倾斜时,弹簧在车体扭曲部件上的侧向应力也就可能会随之有所减小。（2）前悬架采用了较宽的弹簧片,转向轮的最高旋转角度也会被这些因素所影响。如果对片宽的选择太狭窄,又要求增加片数,从而使得增加片之间的摩擦力提高了弹簧总厚度。（3）一般推荐片宽与片厚的比值b/hp在6~10范围内选取。本设计中取b=50mm。钢板弹簧片厚h的选择矩形弹簧断面上的等于较厚钢板相对弹簧的总惯性矩阵为J0用以下式来进行计算等厚钢板弹簧的总惯性矩J0用下式计算：J0=nbh3/12（4.10）式中：n——钢板弹簧片数,取n=3所以可得到。h≥312J0nb=9.1mm片厚h选择的要求：（1）增加片厚h，可以减少片数n。（2）由于钢板弹簧的各片厚度分别具有相同和不同的两种使用情况,我们普遍期待尽可能多地采用前者但由于钢板弹簧主片在工作环境中所处的条件较为恶劣,为了更好地加强钢板弹簧主片及卷耳,通常把钢板弹簧主片进行加厚,其余各片的厚度略微偏薄。此时,一般规定要求一副钢板弹簧的总厚度应不宜大于三组。（3）为了能够使各片的使用寿命更加容易接近而特别要求最大的厚片和最薄片的外壳厚度相间之比宜不得小于1.5。（4）钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。本设计中取h=6mm。钢板断面形状一般来说,矩形断面的结构简单,制造容易,因此在可以改变截面的少片钢板弹簧大多数都是采用矩形断面的结构,如下图。图4.2标准型矩形断面叶片的端部结构按照它的整体形状和使用切削以及加工的各种方式,叶片的四个端部大致来说可以依次划分分别为一个大型矩形(大的片端切角)、一个大的片端切角压延的端部切断和一个小的椭圆形(一个片端切角压延)四种。其中矩形是制造费用最少的一类(因可以在片端处进行任何修整)。在本设计中,它是采用了矩形的端部。图4.3矩形端部结构钢板弹簧片数n一般而言装在钢板上装弹簧片的数n少些更加安全有利于汽车产品的设计制造及加工装配,同时装在钢板上的弹簧还同样可以有效地帮助降低片间的高温湿度和增加摩擦力,改善了纯电动汽车的车辆行驶视觉舒适度和行驶平顺。但是在片钢板上的弹簧和等不同强度片钢梁之间的强度差异也可能会随着片钢板数量的减小而逐渐略微增大,材料的综合利用率也可能会随之发生很大变坏。多片式复合钢板制动弹簧一般片型多数控制为6~14片之间并可进行多种选择,重型长途货车最多片数可达20片。用转矩器或变矩器截面方法减小传动片簧时,片簧系数大小应尽量控制在1~10片之间。故本设计n=6。各种复合叶片的板簧长度在抉择选用时,应该主要是为了使得板簧应力在片之间和沿板簧片长的不同方向之间分布尽可能合理,以达到便于同时达到能够使各片的使用寿命都更加可靠接近且有效节约所用材料、降低复合板簧片的质量等主要目的。确定每一个矩形叶片的直线长度的计算方法主要分为有使用做图法和使用计算法的方法两种。本次的方法设计主要就是采用一种进行计算法的方法,在首先设计确定了U型矩形钢板螺栓弹簧的间隙总长之后,再根据进行计算确定最终在短片上的U型矩形钢板螺栓弹簧的间隙长度,方法目的是比短片U型钢板螺栓直接的弹簧间隙长度s稍大。这二种特殊情况在弹簧确定正常后就已经出现可以充分地做到利用这个等比值的数列,使各个单位弹簧的运动长度基本相等。表4.1钢板弹簧各片长度L1=1008mmL2=840mmL3=672mmL4=504mmL5=336mmL6=168mm6.钢板弹簧端部的支承型式以位于板簧结构端部的卷耳支撑结构型式而言,可以大体上依次划分为弹簧卷耳滑板支撑和弹簧滑板卷耳支撑。滑板的使用型式大多在主动两极式主副动板簧支撑悬架支承中的主动副簧悬架支承和平衡式副簧悬架支承中的主动板簧撑撑支承中都有出现。卷耳按照它们在相对的水平板簧上的水平面所所在处的物理位置,可将它们进行划分分别为上、平、下卷耳三类。本设计中采用上卷耳。图4.4上卷耳7.吊耳及钢板弹簧销的结构大多数采用板簧的支撑轴承吊耳装置使用方式通常是其中的一端可以采用自由摆动的卷曲吊耳,另外的一端则通常是直接采用固定的卷曲吊耳。摆动吊耳的机械摆动结构大致可以分为是b或c形、叉状和圆形分体式。弹簧式轴销的支承、润滑式的形式很多,有各种自润滑式、螺纹型、橡胶座式支承、滑动式式轴承或者把一个板簧销的支承直接安装在一个橡胶座内形式等。自润滑式因其本身具有完全无需额外添加任何润滑油、减少振动噪声的特殊润滑性能,多年来适合广泛应用于紧凑型轿车和轻型重载汽车。本设计中采用自润滑式弹簧销结构。8.少片弹簧目前,少片式弹簧已经在家用轿车、轻型专用货运车和汽车上应用获得了越来越广泛的经济使用。它的主要技术特点之一是那就是能将叶片从等长、等宽、改变为横截面1~3片。它们分别利用了逐渐变厚的弹簧断面来降低维护等级高强度的弹簧特性,并较多片式弹簧可以降低20%~40%弹簧质量。片间可以置放一块可以具有较强减摩摩擦作用的弹性塑料制作垫片,或者把它做成仅在两个垫片端部相互之间接触而可以减少对片间的压力摩擦。如下表图4.2所示的是单片等效变厚的截面形状弹簧的两个单片端部段和中间夹紧的部分及其ab段都用的是一个单片厚度分别为长量h1和宽度h2的等效变截面状弹簧结构,bc段分别为变厚的单片截面。bc段的抛物厚度及其大小通常可以根据一个抛物的一种线性化形式或者抛物是非线性而有所改变。图4.5单片弹簧和少片弹簧4.2.4钢板弹簧总成在自由状态下的弧高计算图4.6钢板弹簧悬架总成1.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0钢板弹簧各片装配后，钢板弹簧各片卷头进行精密装配后,在预应力压缩和使用U型夹紧螺栓进行夹紧前,其中同轴钢板弹簧整体主片上的卷头两端弹簧表面与卷头和耳孔最大半径(其中不含卷头和耳孔)之间的最大高度差(如下表图4.3),称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0用如下式方法进行精确计算:H0=（fc+fa+∆f）（4.12）式中：fc——静挠度；fa——满载弧高；∆f——钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化，∆f=S(3L−S)(fa+fc)2L2S——U形螺栓中心距；S=100mm；L——钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径：R0=L27∆f=S(3L−S)(fa+fc)==10.38mmH0=（fc+fa+∆f）=62.12+10.38+10=82.5mm（4.16）RO=L4.3螺旋弹簧的设计计算4.3.1螺旋弹簧形式、材料的选择由于这种螺旋式弹簧的的制造量相对比较大,应用范围广泛并且制造的成本相对较低,因此最终选择了压缩型的圆柱螺旋式弹簧。为了更好地使得弹簧在机械上能够可靠地运行,弹簧的材料一定要具有很高的耐磨性极限和强度,并且还要求其具备足够的柔韧性和耐热塑性,以及良好的耐热处理特性。根据汽车的实际工作情况,采用热扎弹簧型复合钢60Si2MnA,加热成型,而后进行淬火﹑回火等处理。材料的主要性能参数如表4.2。表4.2材料的性能参数性能参数数据许用切应力[τ]64kgf/mm2剪切应力[σ]100kgf/mm2剪切模量G8000kgf/mm2弹性模量E20000pa图4.7螺旋弹簧4.3.2确定弹簧直径及刚度当弹簧仅承受轴向载荷F2=2010x9.8/2=9849N时，因为，τ=8F2D2Kπd≥1.6F2KCτpmm式中：d2——弹簧中径；τp——弹簧的许用应力，查表得τp=471Mpa；C——旋绕比，取C=8；K——曲度系数。K=4C−14C−4+0.165d≥22.48mm取d=23mm又因为C=D2/d,得D2=184mm。在最大工作负荷F2作用下，取弹簧的有效圈数为：n=10圈。弹簧的刚度计算公式为：K=Gd48式中：G——切变模量，查表得，G=785000N/mm2代入数据得：K=Gd484.3.3其他参数的计算表4.3螺旋弹簧各尺寸弹簧外径：D=D2+d=184+23=207mm弹簧内径：D1=D2-d=184-23=158mm总圈数：n1=n+2=10圈节距：p=(0.28~0.5）D2=0.329X184=60mm自由高度：H0=pn+1.5d=60x10+1.5x23=634.5mm压拼高度：Hb=(n1-0.5)d=(12-0.5)x23=264.5mm螺旋导角：γ=tan−1展开长度：L=πD2n4.4弹性元件的校核4.4.1钢板弹簧的校核（1）钢板弹簧的刚度验算由于对有关挠度增加的系数δ、惯性矩、片长、叶片端部形貌等的测量确定并不太精确,因此需要进行验算。这里我们采用共同的曲率方法来计算各片的刚度,我们可以假定同一个截面上的各片曲率的变化量平均值相同,且各片所需要承受的弯矩与其惯性扭转矩成反比,同时在同一个截面上各片的弯矩和应当等于由外力引起的弯矩。刚度验算公式为:C=6αE/[k=1nb=50mmh=6mmJ=nbh3/12J1=50x63/12=900JJ3=3x50x63/12+2700=5400JJ5=5x50x63/12+9000=13500J其中，αK+1=(L1-Lk+1),YK=1/i=1kJi,YK+1=1/Y1=1/J1=1/900=0.0011Y2=1/J2=1/2700=0.00037Y3=0.00019Y4=0.00011Y5=0.000074Y6=0.000053式中，α—经验修正系数，α=0.9；E—材料的弹性模量，E=2.06x105Mpa；L1、Lk+1—主片和第K+1片的一半长度。验算结果：c=90.15N/m，其误差在5%以内，满足条件。（2）钢板弹簧的强度验算在汽车驱动时，后钢板弹簧所承受的载荷是最大的，在其前半段出现的最大应力。σmax=[G2m2L1(L2+ΦC)]/[(L1+L2)W0]+G2m2Φ/(bh1式中，G2——作用在后轮上的垂直静载荷，G2=14528.5N；m2——驱动时后轴负荷转移系数，m2φ——道路附着系数，φ=0.8；

b——钢板弹簧片宽，b=50mm；

h1——钢板弹簧主片厚度，h1=6mm；

L1、L2——钢板弹簧前、后段长度，L1、L2=554mm；

c——弹簧固定点到路面的距离，c=400；

W0——钢板弹簧总截面系数，W0=8135.96mm3钢板弹簧总截面系数W0≥[Fx（L-ks）/(4[σw])](4.26)式中，[σw]——许用弯曲应力，[σw]=350Mpa。W0≥8135.96mm3σmax=14528.5x1.4x554x(554+0.8x400)/（1008x8135.96）=935Mpa≤1000Mpa（3）弹簧卷耳和弹簧销的强度核算图4.8钢板弹簧主片卷耳受力图钢板弹簧主片卷耳受力如上图所示。卷耳处所受应力σ是由弯曲应力和(压)应力合成的应力。σ=[3FX(D+h1)]/bh12+FX/bh1(4.27)式中：FX——沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；FX=0.5m2G2D——卷耳内径；D=40mm；b——钢板弹簧宽度；b=50mm；h1——主片厚度;h1=6mm；许用应力[σ]取为350N／mm2。σmax=325.44Mpa≤[σ]=350Mpa在范围之内，满足要求。对于钢板弹簧销,这里需要进行应力验算,即是在钢板通过弹簧在受静止力载荷时承受钢板通过弹簧运动销所能承受到的外部载荷挤压和外力摩擦时的应力。σZ=FS/bd。其中，FS为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径，σZ=8135.96250X40=2.03Mpa满足要求。用30钢或40钢钢在经过多次液体环氧碳素脱氮共浸或渗共浸加热高温处理时,弹簧焊接销面上允许用高频挤压增加应力[σz]的可取为3~4N/mm2;用20钢或20Cr20钢经液体渗碳共浸加热高温处理或用45钢经高频挤压淬火后,其许用的挤压应力[σz]≤7~9N/mm2。多数特殊场合下装在钢板上的弹簧都可以是由60Si2MnV板钢或55SiMnVb板等钢材焊接制成。通常认为是通过大幅降低新型钢板复合弹簧基层表面的喷射脱碳层氧化深度及对新型钢板表层进行弹簧表面激光喷射脱碳处理等作为技术手段的一种措施,从而有效延长新型钢板复合弹簧的正常使用寿命。减少了装在钢板外壳表面上的弹性脱碳层氧化深度,这样就已经能够直接使得装在钢板上的弹簧在钢体外壳上面的表面应力残余下的应力较前者还要增加了很多,后者主要可以分为弹簧一般性的自动喷丸式和残余应力型的手动喷丸式两种。4.4.2螺旋弹簧的校核（1）稳定性计算当一个弹簧的自由轴向弯曲变形较大时,压缩式螺旋弹簧就很有可能会由于侧向弯曲从而直接使整个弹簧结构失去其它的稳定性,尤其重要的一点是相比当一个螺旋弹簧的自由高度已经大大超过了一个弹簧的自由中径4倍之时,更容易发生出现这种变形情况,因而在弹簧结构设计时常常需要对其中径进行弹簧稳定性的分析计算。高径比b=H0/D2=634.5/184=3.45<4(4.29)在4倍范围内故稳定性符合要求。（2）弹簧表面剪切应力校核弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为:τ=8pD式中C弹簧指数(旋绕比)，C=8;K--曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数；K'=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.18

；

P弹簧轴向载荷,P=0.5(2010-237)X9.8Xcos10°则弹簧表面的剪切应力为：τ=8p所以弹簧满足要求。4.5本章小结本章是设计计算的重难点，本章主要对螺旋弹簧和钢板弹簧的各部分尺寸进行了设计计算，确定了钢板弹簧的块数为6和每块钢板弹簧的长、宽、高。通过已给的参数计算并进行应力的计算。同时本章也对螺旋弹簧的各尺寸参数进行了计算。

第5章减振器的计算及选择5.1减振器的分类减振器在各类车辆的悬架系统中占据着重要地位,其性能的优劣与好坏会对于车辆和悬架系统的寿命和车辆舒适度等都会产生较大的影响。汽车的悬架式弹簧虽然可以有效地缓和这种在行驶过程中受到的来自于不平坦路面的震动,但同时也会引起激发较长一段时间的震动,使乘坐舒适性降低。而与这种弹性元件配合进行高速并联制动设计时所需要安装的制动减振器则同样能很快速地降低这种弹性振动,提高了汽车高速行驶的制动平顺度和汽车操控的高度稳定性[5]。液压减振器已被广泛地大量应用于轻型汽车前轮悬挂传动系统中。按其本身整体运动结构的不同,液压气动减振器又一般可以分别细分为摇臂型和筒式;根据它们的实际工作运动原理,它们一般可以分别划分排列为两种运动方式,即双向动力运动联合作用型和单向动力运动型。其中筒式气动减振器因其自身具有产品质量轻、工作可靠、性能稳定、易于大批量规模开发生产等特殊性能优点,已经发展成为目前汽车气动减振器生产市场上的一种主流之选[7]。而筒式的空气减振器也一般可以大致细分为三种充气筒式、单柱型和充气双筒式,其中以两者的综合应用最多。在筒式压力减振器中添加充以一定振动压力的惰性气体即为高速充气筒式压力减振器,可以有效提供高速时筒式减振器的性能,同时也可以有利于降低减震器在高频高速运行时可能产生的振声噪音,但由于成本造价及其在使用过程中的检修维护费等问题,使其被大量推广应用时也受到一定的技术限制。本文在其设计中,选择了两个双向自动做功的筒式自动减振器，如下图5.1。图5.1双向作用筒式减振器1-压缩阀2-储油缸筒3-伸张阀4-工作缸筒5-活塞杆6-油封7-防尘罩8-导向座9-活塞10-流通阀11-补偿阀5.2主要性能参数的选择5.2.1相对阻尼系数和阻尼系数

1.前减振器相对阻尼系数p和阻尼系数8的确定

相对阻尼系数φ=0.25,取a=6°,ms=886.5kg，杠杆比n/a=1.2,n1=1.7Hz

，ω为悬架固有频率：ω=

2πn1=2πx1.7=10.68rad/s(5.1)

阻尼系数：δ=2φmsω/(cosα)2=2x0.25x10.68x1.22x886.5/0.99=6885.69(5.2)

5.2.2最大卸荷力为了减少传给车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达一定值时，减振器应打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度Vx,一般为0.15~0.3m/s。

Vx=Acosα(5.3)

VxA为车身振幅，取A=±40mm;ω为悬架固有频率。Vx=40x10.68x0.99=418.66mm/s=0.42m/s

最大卸荷力：F=δVx=9089.11x0.42=3817.43N5.3筒式减振器主要尺寸参数的确定5.3.1工作缸直径筒式减振器工作缸直径D可由最大卸荷力F0和缸内允许压力[p]来近似求得：D=4F0π[P](1−λ式中：[p]——缸内最大允许压力，取;[p]=3~4Mpa；λ——缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器λ=0.4~0.5；单筒式减振器λ=0.3~0.35计算出D后，根据下表将缸径圆整为20、30、40、50、60mm。D=4F0π[P](1−λ2)表5.1工作缸基本尺寸选择表工作缸直径D基长L贮油直径DC吊环直径φ吊环直径宽度B活塞行程S3011（120）44（47）2924230、240、250、160、270、2804014（150）543932120、130、140、150、270、2805017（180）70（75）4740120、130、140、150、160、170、180652102106250120、130、140、150、160、170、180、190由表5.1取D=40mm。所以选择工作缸直径D=Φ40mm的减振器，壁厚取2mm，材料取35#冷拔精密无缝钢管。对照上表选择长度：活塞行程S=130mm，基长L=140mm,则：Lmin=L+S=130+140=270mm(压缩到底的长度）Lmax=Lmin+S=270+140=410mm（拉足的长度）5.3.2储油筒直径DC=(1.35~1.5)D=1.5X40=60mm(5.6)壁厚按一般情况选择为2mm，材料选Q235直缝钢管。DC=Φ60mm，储油筒外径取Φ64mm。5.3.3活塞杆的设计计算活塞杆直径dg可由下式计算经验数据：dg=（0.4~0.5）D，则dg=Φ20mm。由于活塞的行程是130mm,而且其中的活塞杆长度应该远远超过了活塞的行程,初步设置的活塞杆长度应该是150mm。材料为：冷拉45#圆钢。5.3.4导向座宽度和活塞宽度的设计计算导向的间隙长度若变得过小,将来就会直接造成整个液压缸初始最低挠度(由于导向间隙过大所致的最低挠度)减速加快,从而严重地直接影响整个液压缸正常运行的运动稳定性,因此我们在开始进行液压导向轴的设计时一定首先要注意保证导向具备一定的最低挠度导向轴的长度。又由于在滑动减振器正常运行工作的这种情况下,活塞杆和滑动导向座之间的滑动距离应该是相对应的滑动。在两个导向座内部分别重新设计了一个滑动衬套,在这样可以有效减少与滑动活塞杆之间的较大摩擦力同时,也就是可以有效使得其在活塞杆的内部滑动轻便,迅速。活塞的宽度B，一般取B=(0.6~1.0)D;缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定:当D<80mm时，取L1=(0.6~1.0)D;

即:导向座的长度:L1=0.6x40=24mm,活塞宽度:B=0.6x40=24mm。(5.7)5.4本章小结本章主要是对减震器的特点进行简单地说明和选型,本次的设计最终是采用了双向作用的筒式减震器,并对筒式减震器的普通尺寸做了计算,其中工作气缸的直径d为40mm壁厚为2mm,对筒式减震器的主要特点和性能参数也做了计算。

第6章导向机构的设计6.1导向机构的布置参数6.1.1麦弗逊式独立悬架的侧倾中心麦弗逊式独立运动悬架的前轮侧倾转向中心是用一种运动方式由如下的图6.1所示确定。从运动悬架顶部到整体车身之间的一个固定链接接口处有一E直线作为控制活塞杆横向移动运行方向的一条横臂垂直线,并把下面的横臂垂直线横向伸长。这时候两条线的相互作用交点也是这就是说被称为极端曲线P。将N的P点与整辆汽车内部车轮的两个接地点通过N的一个中心连线互相连接交于整辆汽车的一个轴线上,交点上的W即为整个汽车的侧角和倾角及其中心。图6.1麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定各数据为：ɑ=6°，β=17°,σ=8°，rs=150mm,c+0=800mm，d=300mm，B12=麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度hw为，hw=B12hp式中：K=c+0sin(α+β)hp=ksinβ+d=2051.28sin代入式子6-1得，hw=B12hpkcosβ+dtanσ+由于车辆前悬架的车体侧向局部倾斜度和中心高度已经完全受到了限制允许车辆轮距和汽车转速的巨大变化所以受到限制,几乎不会出现有一个高度能够超过150mm。此外,在一些采用轮式前轮驱动前驱式后轮传动的小型汽车上,由于位在前桥的转向轴驱动荷载较大,且其主要驱动部件通常是前轮驱动桥,故因尽量不能使位于前轮的驱动轴荷载值变化较小。因此,在一种独立式自动悬架中,侧倾时其悬架中心高度差的定义公式为:前悬0～120mm，后悬80～150mm。此次设计的前悬侧倾中心高度为90mm，因而设计符合要求。6.1.2侧倾轴线侧倾高的轴线设计指的也就是在一种独立式悬架中,汽车的前部和后部之间有一个侧倾高的轴线并与中心的轴线连接。其中的侧倾角度轴线宜大致接近平行于基层地面,并同时应尽量距离应比地表高些。平行方向转动主要是为了能够使得在这个曲线上汽车行驶前、后轴上的传承轴力和荷载力与其变化幅度趋于完全接近或者基本保持相等从而有效地可以保证这种集中式高速转向的运动特性;而尽量高则主要目的是为了将整个车身转向侧倾角的极限角度控制在所有车允许的侧倾角度。6.1.3纵倾中心麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由E点作减振器运动方向的垂直线。该垂直线与横臂轴D的延长线的交点O即为纵倾中心，如图6.2所示。图6.2麦弗逊式独立悬架的纵倾中心6.2麦弗逊式悬架导向机构设计6.2.1导向机构受力分析图6.3悬架受力简图分析如图6.3a所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力F3，可根据图上的布置尺寸求得：F3=F1ad(c+b)(d−c)式中，式中,F1为轴在前轮上的静力下载荷质量F,并减去后轮前轴承在弹簧下承载质量的1/2。横向摩擦力因数f3越大,则其受力作用于汽车导向保护套上的最大摩擦力因数f3f越大(f为其最大摩擦阻力因数),这对于电动汽车的柔顺性可能会对其产生不良影响。为了有效降低它的摩擦力,在电动导向活塞套和电动活塞套的表面均分别采用了多种可以减少研磨剂的原料和专门的耐磨工艺。由式(6-3)中的公式表示可知,为了大大减小零件力矩为f3,要求零件尺寸中的c十b越大就可能会做得更好,或者不需要大大减小要求尺寸c十a。增大的悬架尺寸称为c+b,从而就会使得汽车悬架所需要占用的内部空间大大的的增加,在其悬架布置上就可能会显得有困难;所以若我们采取的是增加悬架减振器在车轴线上的倾斜移动程度的一种设计方法,可以直接轻松达到汽车减少悬架尺寸的主要目标,但也可能会容易出现悬架布置困难等复杂问题。为此,在一定大的程度上是在保持电动减振器的点外轴线尺寸长度不变的实际情况下,往往把示意图中曲线G中的点外轴线延伸至装有减振器的电动车轮内部,既利于能够有效达到电动减振器车轮缩短电动车轮轴线尺寸长度a的主要目标,又利于能够有效获得较小的甚至正负的电动减振器轴与主销轴的偏移角度差距,提高电动减振器车轮制动的轴向稳定性。移动重合G点节点后的移动减振器G点主销驱动轴线不再用于重合移动减振器的G点主销驱动轴线。6.2.2摆臂轴线布置方式的选择图6.4角变化示意图麦弗逊式悬架的车身摆臂节点轴线和汽车主销后向前倾角速度匹配与否会直接影响检测到一辆汽车的主轴横纵向后倾角及转速和横向稳定性,图6.4中,c轴节点轴线表示为是在汽车的一个纵向运动平面内车身悬架摆臂相对于横向车身悬架发生横向跳动的一个横向运动速度瞬心。例如,当整个摆臂中心轴的高度抵抗前推后俯角-β大约几乎等于静止和平衡固定位置的整个摆臂主销后推前倾角λ0时,摆臂的中心轴线正好和整个主销摆臂轴线的运动方向完全垂直,运动瞬心轴线交于摆臂无限远处,主销的摆臂轴线就有机会在摆臂悬架上快速跳动。所以λ0值一直可以保持恒定。当-β与λ0的匹配使运