车辆工程毕业设计（论文）松花江微型悬架设计【全套图纸】

1、第1章 绪论1.1 悬架设计的背景及研究意义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，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。悬架对于整车的意义重大。现代车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性之外，目前正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须加以改进。舒适性是汽车最重要的使用性能之一。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

2、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，能够为标致轿车的生产实际提供一定意义上的指导。全套图纸，加1538937061.2 悬架设计的主要内容、要求和研究方法1.2.1 主要内容本文的研究对象是松花江微型车的前悬架。通过对悬架弹性元件的计算、 分析，导向机构的核算和校核，可以验证悬架中关键零部件的可行性，掌握悬架的适用范围和使用条件，改善整车的行驶平顺性和操纵稳定性。在此基础上文章还进一步提出和悬架性能有着密切关系的转向横拉杆断开点位置的分析方案，并对结果进行了剖析。具体内容包括：（1）对悬架中的弹性元件、减震器、横向稳定杆等重要部件进行了设计计算和可行性

3、校核；（2）运用空间坐标变换理论和空间刚体运动学原理，通过对悬架的简化和抽象，将实物模型转成可供分析和研究的物理模型和数学模型； （3）提出转向横拉杆断开点位置的设计方案，通过前后干涉量与车轮跳动量关系曲线的对比分析，提出断开点位置方案。1.2.2 设计要求为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组成的振动系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理，对乘用车要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率，还有尽量避免悬架撞击车架（或车身）。在簧上质量变化的情况下，车身高度变化要小，因此，应采用非线性弹性特性悬架。要正确地选择悬架方案和参数，在车轮上、下

4、跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向运动要协调，避免前轮摆振，汽车转向时，应使之稍有不足的转向特性。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，对悬架提出的设计要求有：1. 保证汽车具有良好的行驶平顺性；2. 具有合适的衰减震动的能力；3. 保证汽车具有良好的操纵稳定性；4. 汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾要合适；5. 具有良好的隔声能力；6. 结构紧凑、占用空间尺寸要小；7. 可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。1.2.3 研究方法在设计时首先考虑车的总体方案要求，接着根据悬架总体方案，进行

5、悬架系统各零部件的设计计算，在计算时应重点计算对悬架整体性能影响较大的零部件如：螺旋弹簧、横向稳定杆、减振器等。最后，对关键零件进行强度校核1.3 麦弗逊式悬架的特点麦弗逊悬架一般用于轿车的前轮。与其它悬架系统相比，麦弗逊式悬架系统具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。麦式悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求。虽然麦弗逊悬挂在行车舒适性上的表现令人满意，其结构简单体积不大，可有效扩大车内乘坐空间，但也由于其构造为滑柱式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头等性能较差。麦弗逊悬挂通常由两个基本部分组成：支柱式减震器和a字型托臂之所以叫减震器支柱是因为它除了减震还有支撑整

6、个车身的作用，他的结构很紧凑，把减震器和减震弹簧集成在一起，组成一个可以上下运动的滑柱；下托臂通常是a字型的设计，用于给车轮提供部分横向支撑力，以及承受全部的前后方向应力。整个车体的重量和汽车在运动时车轮承受的所有冲击就这两个部件承担。所以麦弗逊的一个最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是：悬挂重量轻和占用空间小。我们知道，汽车悬挂属于运动部件，运动部件越轻，那么悬挂响应速度和回弹速度就会越快，所以悬挂的减震能力也就越强；而且悬挂质量减轻也意味着弹簧下质量减轻，那么在车身重量一定的情况下，舒适性也越好。占用空间小带来的直接好处就是设计师能在发动机仓布置下更大的发动机，而且

7、发动机的放置方式也能随心所欲。在中型车上能放下大型发动机，在小型车上也能放下中型发动机，让各种发动机的匹配更灵活。为了追求运动性，把其重心布置在前轴之后，因此发动机要占用大量的引擎仓空间，那么，选用一款结构简单，占用空间小的悬挂设计就显得由为重要。麦弗逊悬挂在向上行程时，也就是在发生转向侧倾时，车轮外倾角会自动加大，使轮胎能更好的跟路面结合，给整车提供更大的横向力，提高了转向操控极限。拥有出色的操控和响应性再加上紧凑的结构，很显然就成了哈飞设计师设计前悬架时的首选方案。对于小型车和微型车来说，尽可能的在狭小的发动机仓腾出空间布置发动机就更加重要了，所以他们也不得不选择麦弗逊悬挂，况且，如果做出

8、合理的匹配，麦弗逊无论是操控和舒适性都是相当出色的。图1-1 麦弗逊悬架也正是因为麦弗逊结构过于简单，造成悬挂的刚度有限。由于麦弗逊悬挂只能下托臂和减震器支柱来承受强大的车轮冲击力，所以较易发生几何变形。这种变形体现到驾驶感受上，就是驾驶者会明显的感觉到车身稳定性较差。无论是转弯侧倾，还是刹车点头现象，都非常明显。当然，设计师们也想了不少办法来解决稳定性问题。我们经常听说的横向稳定杆，防倾杆，平衡杆等等都是用来提高麦福逊悬挂几何刚度和横向稳定性的部件。横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，他与左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭

9、转；当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定侧倾。此时外侧悬挂收缩，内侧悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高了车辆行驶稳定性。而再增加支撑杆部件，则能达到同时提高悬挂纵向刚度的目的。但是，光增加稳定杆所提高的性能是有限的，使用各种稳定杆设计能从一定程度上提高稳定性和悬挂几何刚度。如果要从根本解决这些问题，就必须改变整个悬挂的几何形状，那么多连杆和双摇臂悬挂就成了高性能悬挂的代表。麦弗逊悬挂除了在稳定性和刚度方面要逊色于多连杆以外，在耐用性上也不能与多连杆悬挂相提并论。由于麦弗逊悬挂的减震器支柱需要承受横向力，同时又要起到上下运动减低震动的

10、目的，所以减震器支撑杆的摩擦很不均匀，减震器油封容易磨损造成液压油泄露降低减震效果。总评：优点：麦弗逊悬挂拥有良好的响应性和操控性，而且结构简单，占用空间小，成本低，适合布置大型发动机以及装配在小型车身上。缺点：稳定性差，抗侧倾和制动点头能力弱，增加稳定杆以后有所缓解但无法从根本上解决问题，耐用性不高，减震器容易漏油需要定期更换。1.4 麦弗逊式悬架的经济性分析自20世纪30年代美国通用汽车的一名工程师麦弗逊（mcpherson）发明了麦弗逊式悬架以来，麦弗逊式独立悬架已成为使用量最多的悬架结构形式之一。从宝马m3，保时捷911等高性能车，到菲亚特stilo，福特focus，标致和国产的夏利、

11、哈飞面包车等前悬挂采用的都是麦弗逊式悬架。麦弗逊式悬架的有效性和经济型已经得到了无数事实的佐证。随着世界能源的日益匮乏，微型汽车和节能汽车已成为世界汽车工业发展的一个重要方向，小排量汽车和经济型汽车的推广势必会带来麦弗逊式独立悬架更为广泛的运用，麦弗逊式悬架的经济性也将得到充分的体现。麦弗逊式悬架最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处是：悬挂质量轻和占用空间小。我们知道，汽车的质量是影响汽车燃油经济性的一个关键因素，减轻悬架的质量进而减轻整车的质量就可以有效地降低汽车的油耗，从而达到减少能源 消耗和降低使用成本的目的；同样，由于麦式悬架有着结构紧凑、占用空间小等 结构特点，这就

12、使汽车的前置前驱式布置方案（ff）成为可能。这样，不仅省去 了采用前置后驱式布置（fb）时所使用的驱动轴，减轻了汽车的质量降低了油耗，还缩小的整车的尺寸，便于汽车向着微型化方向发展。当然，和其它结构形式的悬架相比从使用经济性角度来讲，麦弗逊式悬架也存在一定的不足。我们知道，悬挂属于运动部件，在汽车运行过程中，悬架将要承受来之路面和车身各个方向的力和力矩。对于麦弗逊式悬架这些冲击载荷将完全由减振器支柱和下摆臂来承受，所以这些部位较易发生几何变形，进而使零件 损害造成悬架的失效。第2章 麦弗逊式悬架的设计计算2.1 悬架的总体布置方案和相关参数的计算2.1.1 悬架的总体布置方案此型车是一款经济型

13、商用车，总体参数要求见表2.1。表2.1总布置参数要求满载轴荷623/787kg空载时的前轴轴载400/280kg前桥左右悬架的总质量 mu73kg前悬架的设计偏频 n11.31hz主销内倾角1230主销后倾角230车轮外倾角130整车整备质量870kg2.1.2 麦弗逊悬架的结构分析麦弗逊悬架由多个零件组成，故在悬架机构分析中采用空间机构分析法对其进行分析。在运用此方法进行分析时，将悬架总成中的构件等效成刚体来研究悬架系统的空间运动。 图2-2是麦弗逊式悬架的等效机构图，借助图中所示的等效方式，我们可以清楚地看出悬架摆臂和转向节之间的连接通过球副来等效；减振器外套筒和活塞的联接方式被等效成一

14、个移动副；减振器的上支点和车身的联接被等效成一个转动副。这样，麦弗逊式悬架被抽象成一个封闭的空间机构。通过图示的等效方案可以使我们对悬架系统的分析变得简单，且不会在很大程度上影响分析的结果图 2-1麦弗逊悬架的等效机构图2.1.3 悬架总体参数的计算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。1.悬架的刚度根据设计要求给定的设计状态下的轴荷及簧下质量，可求得前悬架单侧的簧上质量 (2.1)于是，前悬架的刚度 c 为(23.1415926531.31)357=241

15、86.362(n/m)=21.6(n/mm)2.悬架的静挠度悬架的静挠度 和悬架刚度之间有如下关系： (2.2)代入数值得：，取3.悬架的动挠度为了防止汽车在坏路面上行使驶时悬架经常碰撞到缓冲块，悬架必须有足够大的动挠度。从结构和使用要求上来考虑选此悬架的动挠度2.2 螺旋弹簧的设计计算2.2.1 螺旋弹簧材料的选择 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 。根据松花江微型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60si2mna为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。2.2.2 弹簧的受力及变形根

16、据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置 处弹簧所受压缩力 p 与车轮载荷的关系式： (2.3)式中，为车轮外倾角，为减振器内倾角，为主销轴线与减振器的夹角式中角度如图 2-3 所示。弹簧所受的最大力取动荷系数 k=1.7，则弹簧所受的最大力 pdmax 为：pdmax= (2.4)图 2-2 弹簧安装角度示意图2.车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间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。弹簧的刚度与悬架的线刚度可由传递比建立联系6 ：利用位移传递比便可计算出螺旋弹簧的刚度 (2.5)其中分数代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式：当球头

17、支承 b 由减振器向车轮移动 t 值时，根据文献7，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数说明详见图 2-4）： (2.6) (2.7)图 2-3 悬架受力和位移比分析代入数值可得到 i x 1.002i y 1.146。所以，位移传递比 i x i y 为 1.1483.弹簧在最大压缩力作用下的变形量由松花江微型前悬给定的偏频 f1.31hz，可得到了汽车悬架的线刚度： (2.8)于是可得出弹簧的刚度 (2.9) 进而可得到弹簧在最大压缩力 pdmax 作用下的变形量 f： (2.10)所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为：pdmax=7310n f=191.9mm2.2.3 弹簧

18、几何参数的计算根据已求得的弹簧所受的最大力和相应的变形进行弹簧的设计。1.弹簧的材料许用应力根据其工作条件已经选择簧丝材料 60si2mna。表2.2材料的性能参数许用切应力48kgf/mm2许用剪应力100kgf/mm2剪切模量g8000kgf/mm2弹性模量e20000mp强度范围45-50hrc2.选择弹簧旋绕比：旋绕比（弹簧指数）影响着弹簧的加工工艺，当旋绕比过小时将给弹簧的制造带来困难。一般的选择范围是 c=4-16,这里初选旋绕比 c=8。3.计算钢丝直径 d 曲率系数 (2.11）=14.5mm 选d=14.54.弹簧中径 d2 选择d2=cd=8 10.5116mm选d2=11

19、6mm5.弹簧圈数 n 选择 (2.12)选n=7圈两端均选 0.5 圈支承圈，则弹簧总圈数为：n1=n+n2=7+1=8 圈6 .弹簧的工作极限变形 (2.13)工作极限载荷： (2.14)7.弹簧的几何尺寸节距 自由高度 h0h0=nt+1.5d 选h0=329mm螺旋角 ： 外径 d：d=d2+d=116+14.5=130.5mm进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而 定）。内径 d1：d1=d2-d=116-14.5=101.5mm2.2.4 计算结果的处理上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表 2.3 所示。表2.3螺旋弹簧参数自由高度 h0329mm弹簧圈数

20、n8 圈螺旋角6.88内径 d1101.5mm外径 d130.5mm节距 t43.9mm在 autocad 软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图 2-5）所示。为了改善弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合 精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为130.5mm，根据文献18，粗糙度值选为3.2。图 2-4 螺旋弹簧的零件图2.3 横向稳定杆的设计计算2.3.1 横向稳定杆的作用汽车在高速行驶时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。因此，悬架中需添设横向稳定杆。采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外，还会影响汽车的操纵稳定性。主要包括以下两点：（1）前悬架中采用较硬的

21、横向稳定杆有助于汽车的不足转向性，并能改善汽车的蛇形行驶性能；（2）增大后悬架的稳定性，会使前轮驱动汽车具有中性转向性能，使后轮驱动车具有更大的过度转向性。2.3.2 横向稳定杆的设计计算松花江微型车采用的前置前驱（ff）方案，因此汽车总布置对空间的要求比较严格，可利用的空间不大。基于这样的布置要求和使用条件，这里选用型稳定器。确定横向稳定杆杆径d0的公式如下：其中：cs=9.52n/mm;e=196gpa;g=80gpa;k对于圆截面杆段，所采用的修正系数； =523mm;=363mm;=200mm;=210mm; =500mm;ls=1145mm.各参数的含义如图 2-6 所示，其数值可参

22、考横向稳定杆的零件图。图 2-5横向稳定杆示意图于是可以求得横向稳定杆的杆径 d0=20.9，选择整数标准值 d121mm，横向稳定杆的形状应由它的空间布置要求来定。在 autocad 软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图 2-8）所示。为了使横向稳定杆在拐角处的半径值不至于过小，此处取最小半径 r18mm。图2-6 横向稳定杆零件简图2.4 减震器的选型与设计2.4.1 减振器类型的选择悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和粘性液体的摩擦形成了振动阻尼，将振动能量转化为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。

23、如果能量的消耗仅仅只是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用减振器；反之称为双向作用减振器。后者因为减振作用比前者好而得到广泛应用。减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。松花江微型

24、车的工作工况一般为城市道路工况，总体来说，它所行驶的路面较为平缓。悬架的减振器在这样的路面上工作时，振动的幅值不大，但频率较高。所以我选择筒式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。我选择双筒式液力减振器。使用双筒式液力减振器后，当车架与车桥作往复相对运动时，减振器能够通过内部粘性油液的流动，将车身和车架的振动能量转化为热能，最终散到大气中，从而达到使振动迅速衰减的目的。图2-7 减振器2.4.2 汽车悬架与减震器的匹配与减震器的放置结构如右图，特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变化小；轮距变化很小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向

25、稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单、紧凑乘用车上用得较多。 (2-8)2.4.3 双筒式液压减振器的外特性 悬架减振器的外特性，是指减振器伴随（相对）运动的位移或（相对）运动的速度，与相应产生的工作阻力之间的关系，通常我们分别称之为示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配悬架的性能需要，就能获得良好的振动特性。设计的减振器在实际使用中，其外特性必须保证良好的相对稳定性。 减振器外特性的畸变往往会使预期设计的外特性出现某些缺陷，因此，减振器的设计有两个基本质量要求：一是外特性必须满足车辆悬架的性能需求；二是无畸变，即这种外特性要有稳定而持久的工作质量。减振器的外特性即为其速度特性，如图2

26、-9所示。图2-9 减振器特性a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著， 因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致

27、与速度的平方成正比。图中曲线a 所示为在某一给定的a 通道下阻尼力f 与液流速度v 的关系，若遇通道a 并联一个直径更大的通道b，则总的特性将如图中曲线a+b 所示。如果b 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线a 与曲线a+b 间的过渡特性。恰但选择a、b 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就开始打开，完全打开则需要速度达到数米每秒。2.4.4 双筒式减振器的外特性设计原则 对外特性的基本设计依据，需要研究车身的

28、振动。车身的振动又取决与轮轴的振动。轮轴的振动同时受上、下两端的影响，与车轮的阻尼有关。车轮的激振力等于悬架质量的惯性力和轮轴质量的惯性力之和。同时车轮的激振力又决定了车轮的接地性能，是行驶安全性的重要尺度，在悬架系统中配置适当的减振器，能有效的阻尼车身振动，保证良好的平顺性。通过查阅资料可以知道，增大相对阻尼系数将有效的抑制车身加速度和车轮动栽增大，但是增大相对阻尼系数虽然有利于降低车身动载，但车身的加速度会相对于阻尼系数的增大而增大。因此在高的激振情况下，减振器的作用加剧了车身的振动，降低了舒适性，但减振器此时由于对车轮动载有抑制作用，却能提高行驶的安全性。因此外特性的设计应该有两个基本方

29、面的意义：一是使减振器的外特性与车辆悬架振动特性相匹配；二是在复杂的运行工况下，能较稳定的保持这种相适应的外特性。车辆在复杂的运行工况下，减振器的相对稳定地保持其外特性的预期设计能力，是评价悬架减振器减振效能和等级质量的决定性标志。2.4.5 主要性能参数的选择筒式减振器设计中涉及的参数较多，大致可以分为如下几类：（1）整车参数包括车辆全重、悬置质量、车辆纵向的转动惯量、车辆悬架刚度、车辆振动固有频率（圆频率）、减振器个数等。（2）几何布置参数包括减振器的位置、弹性元件位置、安装杠杆角度等。（3）减振器结构参数包括减振器长度、减振器活塞直径、活塞杆直径、阀孔位置、阀孔个数、阀孔直径、减振器筒径

30、、工作缸直径与长度、储液筒直径与长度等。（4）减振器工作参数包括减振器的工作长度、限压阀阀门弹簧的刚度、弹簧预紧压缩量、阀门附加最大行程、活塞行程、活塞最大线速度、活塞正反最大阻力、开阀压力、减振器阻尼系数等。这些参数在设计中有的是作为已知量，有的是作为待确定量，所以选择参数时，要考虑的情况比较多，但一般来说，主要包括活塞面积计算、阀门机构设计计算、阻尼比或者阻尼系数，最大卸荷力等参数的计算，尺寸设计计算，强度校合，寿命计算等。活塞面积按反行程的最大阻力来确定，反行程最大阻力与活塞最大线速度有关，活塞最大线速度取决于悬架装置结构。阀门机构设计主要包括常通孔面积计算和阀门弹簧的计算。减振器内通常

31、有两个常通孔，活塞上常通孔和补偿阀座上的常通孔。活塞上常通孔面积按压缩行程最大活塞线速度即开阀速度计算。设计减振器时，阻尼比的确切值是未知的，它只能通过测定减振器工作时的衰减振动情况计算求得。但是阻尼比的大小又关系到活塞最大线速度、减振器阻尼力等物理量的值，所以，在设计过程中通常从减振器吸收振动能量的角度来估计阻尼比的值。表2.4松花江微型技术参数车型松花江微型hfj1010系列长宽高（mm）321514051660轴距（mm）1840轮距 前/后（mm）1300/1310最小离地间隙（mm）180最小转弯直径（m）8.2行李箱容积（l）-油箱容积（l）36整备质量（kg）870最大功率（ps

32、(kw)/rpm）35.5/5000最大扭矩（nm/rpm）74/3500发动机型式水冷直列斜置四缸四冲程排量（ml）797（870）压缩比10燃料要求93号及以上无铅汽油，可使用符合国家标准的乙醇汽油悬架前：麦克弗逊式独立悬架，螺旋弹簧，带三角型下横臂及横向稳定杆转向系统循环球齿条齿扇式制动系统双领蹄式制动最高车速（km/h）1202.4.6 主要尺寸的确定1.筒式减振器工作缸半径径 d的确定根据伸张行程的最大卸荷力 f0 计算工作缸半径 d为 式中， p 最大允许压力，取 3m pa ；为连杆半径与缸筒直径之比，取 0.48根据求得的工作缸半径，查汽车筒式减振器的有关国标(jb145985

33、)，就可以就近选用一个标准尺寸。这里我们选用的工作缸半径 d=25mm。2.最大卸荷力f0的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx (2.16)式中，vx 为卸荷速度一般为 0.150.30m/s，a为车身振幅，取 40mm为悬架振动固有频率。由悬架结构总体布置方案知 a201mm n=212mm所以， 3取伸张行程的阻尼系数 =1.8 =1.82054=3.769103 ，在伸张行程的最大卸荷力为 (2.17)3.减振器的阻尼系数减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。 (2.18)松花江

34、微型车中减振器安装在悬架中与垂直线成的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定： (2.19)式中：w 杠杆比,i=n/a；n 为下横臂的长度 减振器安装角。2.4.7 计算结果的处理上述的计算结果如表 2.5 所示：图2.5减震器缸内数据处理阻尼系数2094最大允许压力p3mp工作缸直径d50mm储油桶直径dc73mm连杆与缸筒直径之比 0.48壁厚2mm鉴于减振器对污染、磨损等的敏感性，在绘制装配图时是根据减振器的使用条件的要求注明了技术要求（可参考减振器的零件图），零件配合处的粗糙度ra 值选为0.16um。2.5 弹簧限位缓冲块的设计在松花江微型车的前悬中，因结构的限制，导向臂

35、和转向拉杆被限制在130 范围内。如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值，此时，零件会因 为冲击而发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。因此，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。松花江微型车前悬的垂直刚度为21.6n/m，这就意味着悬架被设计得非常软，当然，这样有利于提高汽车的平顺性和舒适性，但同时却增加了螺旋弹簧达到压缩极限的可能性。因此，为了解决这种矛盾，就需要选择合适的缓冲块阻尼。根据约森赖姆佩尔.著的悬架元件及底盘力学，在此松花江微型车前悬的设计中，选择缓冲快的阻尼为1100。另外，车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有选用车用缓冲块的工作频率为60hz左右

36、，这样离路面噪音的频率（1520hz)较远，这样可以显著减少车内的噪音，为车内提供更加安静的环境。以前轴的中心点为原点，汽车的前进方向为x轴方向，y轴指向驾驶者的右侧，z轴根据右手螺旋定则来确定。松花江微型车前悬左侧空间机构在上述坐标系中的坐标如表3.1所示。以表中的坐标值和部分相关点之间的距离为初始状态值，以车轮的上下跳动量为输入，车轮的定位参数为输出，根据空间机构学的理论知识和理论分析表静态时悬架空间机构各关键点的坐标和车轮定位角 悬架上的点x轴坐标（mm）y轴坐标（mm）z轴坐标（mm）减振器上支点 -8.8 -517.2 587.4减振器下支点 -31.6 -690.0 -66.3下摆

37、臂摆动轴线与下摆臂中心交点 -11 -371.9 -21.44轮胎接地点 -28.1 -710.5 180.96下摆臂摆动轴线的前端点 -31.3 -680 -56.8转向节臂球头销中心 -121.7 658.3 29.9转向横拉杆断开点球头销中心的设计坐标104 -264 132.3前轮中心-28.1 -710.5 35.96主销内倾角140主销后倾角20前轮前束量2mm车轮外倾角202.6油液的选取 由于大多数减震器是通过油的流动阻尼力来吸收冲击和震动能量，并转化为油的热量散发掉。所以，阻尼力与油的粘度有着密切的关联，而油的粘度是随温度变化的。摩托车使用时间的长短，使用时的环境温度等都是不

38、同的。因此，为适应摩托车运行地域的各种气候条件，对减震器油提出了以下技术要求：（1）减震器油不但要具有良好的粘温性能以及较高的粘黏度指数，还应有低的凝固点。当环境温度发生变化或随着工作时间的延长，减震器油本身温度变化时，其油的粘度变化应很小；（2）在我国境内使用的减震器油，其凝点不得低于-40。也就是说，当进入严寒冬季气温下降至0-40时，其油液应不失去流动性；（3）减震器油在所有的使用范围内（包括高速、满负荷以及超载行驶等特殊情况），要尽可能少的汽化损失，即所谓的汽化小性能；（4）当减震器油与空气接触时，必须具有抗氧化稳定性和抗油气混合稳定性，即所谓的良好的工作稳定性能；（5）由于含有杂质的

39、减震器油液会在摩托车行驶过程中，很快将活塞杆划伤或造成油封刃口残缺，从而导致漏油。所以，减震器油液一定要保持绝对的清洁；（6）减震器油必须具有良好的防锈和抗磨作用。根据gb7631.287，选用型号为lhfc的液压油。该产品通常为含乙二醇或其他聚合物的水溶液，低温性、粘温性和对橡胶的适用性好。他的耐燃性好，通常用于低压和中压系统中，对温度适应性好，使用温度为-2050oc.适用于中国的大部分地区的气温。2.7 结果及分析 1.轮距变化量如上文所述，几乎所有的独立悬架中，车轮的上下跳动量都会导致轮距发生变化。轮距变化的缺点是会引起滚动轮胎的侧偏，从而产生侧向力、较大的滚动 阻力和导致直线行使能力

40、的下降。此外，轮距变化对转向也有较大的影响。图2.12为轮距变化量与车轮上下跳动量的对应关系曲线。因麦弗逊式前悬的侧倾中心位置较高，所以轮距变化量较大。轮距变化量为上跳时b4mm，下跳时b21mm，（这是不利因素）。但作为城市用车，它的车轮跳动量范围很小,一般 在-20mm-20mm范围内变化，所以设计方案依然可行。2.车轮外倾角的变化图2-10 轮距变化量和车轮跳动量的关系曲线图2-11 车轮外倾角和轮距变化量的关系曲线外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直直线之间的夹角。一方面，通过设置外倾角可以消除支承及转向节中的间隙；另一方面，外倾角还可以保证汽车在 承载时车轮和地面保持垂直。理想的外倾

41、角为= 5 10，这样可以使磨损均匀和滚动阻力小，但为了获得良好的轮胎转向侧偏性能，实际所取的车轮外倾角大都 偏离理想值，空载时外倾角在理想值附近；加载状态下，车轮有轻微的负外倾角。图2.13为标致轿车前轮外倾角与车轮上下跳动量的关系曲线，其麦弗逊悬架在车轮上跳时曲线向负角方向凹入，彰显了此悬架的优点。当车轮向下跳动时，外倾角向正角方向变化，意味着车身内侧车轮承受侧向力的性能很好。 3.主销内倾角的变化图2-12 主销内倾角和车轮跳动量的关系曲线主销内倾角和主销偏移距之间有着紧密的联系。小的主销偏移距可以有效地保证汽车的不足转向特性，但为了得到较小的或负值主销偏移距，就必须有较大 的主销内倾角

42、。从图2.15中可以看出，主销内倾角为负值，负的主销内倾角有利于汽车的转向回正力矩。主销内倾角的绝对值随着车轮上跳动量的增加而增变，下跳量的增加 而减小，角度在10.20160范围内变化。这样的变化趋势使车轮在上跳过程中主销偏移距不断变大，转向回正力矩也不断增大，从而保证了汽车的直线行驶性能。 但同时，前桥的纵向力敏感性也愈大。4.主销后倾角的变化 图 2-13 主销后倾角和车轮跳动量的关系曲线正的主销后倾角可以保证汽车的直线行使性能，将正的主销后倾角和负的车轮拖距联合使用，这样不仅可以使纵倾中心离车轮较近，以减小转向时的输入力矩，还可以减小路面不平度对转向性能的影响。大的主销后倾角在汽车直线

43、行驶 时并不单有优点,也有缺点.路面不平度在车轮接地点上引起的交变侧向力会产生绕转向节轴的力矩,力矩作用在转向横拉杆上就会引起转向冲击和转向不稳定.如图2.15所示,标致轿车的主销后倾角随着车轮的上跳而变大,随着车轮的下跳而变小.此变化特性意味着车轮在受到冲击或遇到障碍物后纵倾中心将向后移动,这样可以保证汽车的抗俯仰和抗前蹲特性.基于转向横拉杆断开点的计算.麦弗逊式悬架导向机构对转向梯形的影响汽车悬架导向机构和转向梯形之间通过转向横拉杆相联系(图为标致轿 车左前悬横向稳定杆的位置图).当转向横拉杆的断开点位置选择不当时,汽车运动过程中将出现横拉杆与悬架导向机构运动不协调,前轮摆振等现象,这些不

44、利情况的出现将会加剧轮胎磨损，破坏操纵稳定性。2.8 本章小结叙述了在减振器的设计中需要的各种设计参数。通过对减振器外特性了解确定了外特性的设计原则，介绍了双筒式液力减振器各类参数的选用方法和在设计过程中需要的各种公式以及对重要参数的确定。 第3章 麦弗逊式悬架关键零部件的校核3.1 螺旋弹簧的强度校核1.稳定性验算 在弹簧受到较大的垂向载荷时，弹簧可能因为过大的高径比而出现弯曲失稳现象，根据文献可知当弹簧的高径比小于 5.3时便不会出现失稳现象 高径比b： (3.1)满足稳定性要求。2.弹簧的实际性能参数 实际弹簧刚度： (3.2)平衡位置弹簧所受的压缩力： (3.3)相应的弹簧变形： (3

45、.4)平衡位置时的弹簧长度（上、下弹簧座的实际位置）： (3.5)3.弹簧对整车的影响根据弹簧的实际刚度及悬架的行程传递比及力的传递比可以计算出悬架的实际线刚度： (3.6)进而可得到汽车的偏频： (3.7)对阻尼比 进行检验： (3.8)根据松花江微型车的参数要求，经比较可知此设计方案满足设计要求。3.2 横向稳定杆的强度校核型横向稳定杆的强度校核须对下述三处进行 ：中段中央处的强度校核（图 3-1）：图3-1横向稳定杆的中部端部向外弯的距离越大（），此区域的应力将越大。 (3.9)；：比应力（=1.6125）；运算结果为：中段铰接区的强度校核（图 3-2）：上述关系也适用于点h出的应力：线

46、段越大，其应力越高。图3-2横向稳定杆的中段铰接处 (3.10)各参数的定义同上，运算结果为： =418.8mpa由中段向端部过渡的圆角处的强度校核（图 3-3）：图3-3横向稳定杆圆角过渡处尽管通常此处比中段产生的应力较低，但由于疲劳应力的作用,多半会在此处发生断裂。按横向稳定杆中线所确定的半径r越大，其应力就越高。线段 l9的符号是个有影响的参数，应将其纳入计算公式中。算出比值 p=r/l1 和 q=l9/l10后,可通过查图表确定系数 km。杆端向外弯曲 l9越小，km 值就越小，因而应力也越小。r=18mm;l9=0;l10=523mm; p=r/l10=0.034;q=l9/l10=

47、0根据p、q查图可得。运算结果为：4.结果分析按上述三个应力中最大者校核所设计橫向稳定杆的可行性：许用应力 式中，v:强度储备系数，v=1.051.1应为，所以稳定杆的强度足够。由上述公式可以看出：刚度取决于传递比，即应尽可能使横向稳定杆的固定点靠近车轮；为缩短的长度，铰接点应尽可能地外移。3.3 本章小结 主要通过计算校核螺旋弹簧和横向稳定杆，检查是否符合强度标准，确保选择材料的成功。 第4章 后悬架基本尺寸和参数的选择与校核4.1悬架主要参数的确定（1）悬架静挠度悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬挂刚度之比，既。车前、后悬架与其簧上质量组成的前后部分车身的固有频率和（亦称偏频

48、），是影响挂车行使平顺性的主要参数之一。静挠度与偏频的关系为，由分析可知：悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频。因此，欲保证挂车有良好的行使平顺性，必须正确选取悬挂的静挠度。在选取后悬架的静挠度值时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度比前悬架的静挠度小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，时的车身纵向角振动要比时小，考虑到车承载货物的平顺性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐。根据平顺性要求，后悬挂期望满载固有频率取为。（2）悬架动挠度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1/2或

49、2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬挂应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行使时经常碰撞缓冲块。对货车；取69cm，选8cm。（3）悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力与由此所引起的车轮中心相对于车身位移（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性，其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。本车后悬架采用钢板弹簧，为刚度可变的非线性弹性特性。（4）悬架刚度的分配为保证悬架有良好的平顺性，要求固有频率变化小。整个负荷变化范围内频率的变化应最小。可求得： (4.1)总刚度为：=267.3挂车满载时的固有频率。4.2悬挂的基本参数计算该载货汽车后悬

50、挂的总负荷空载时，满载时； (3)钢板弹簧主要参数的确定式中：、分别为满载时钢板弹簧主簧、副簧承受的载荷。钢板弹簧长度l的确定：在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐挂车悬挂后钢板弹簧主簧长度轴距；取；钢板断面尺寸及片数的确定：平均厚度： (4.2) 式中：考虑u形螺栓夹紧板簧后的无效长度系数（刚性夹紧时=0.5，挠性夹紧时=0）；su形螺栓中心距；为挠度增大系数；材料的弹性模量，；许用弯曲应力，采用的55simnvb材料，表面经喷丸处理后，推荐的后主簧为450550，后副簧为220250。主簧：片宽b：推荐片宽与片厚的比值在610范围内选取，取前后钢板弹簧主副簧=4.3cm。钢

51、板断面形状弹簧采用矩形断面形状，其中性轴在钢板断面的对称位置上，工作时，一面受拉应力、另一面受压应力作用，并且应力绝对值相等。钢板弹簧片数：根据挂车的总质量，选取的片数为=6片(4)钢板弹簧各片长度的确定钢板弹簧各片长度就是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来作图确定的，具体进行步骤如下：先将各片厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上，再沿横坐标量出主片长度的一半和u形螺栓中心距的一半，得到a、b两点，连接a、b既得到三角形的钢板弹簧展开图。ab线与各叶片的上侧边交点既为各片长度。各片实际长度尺寸需经过圆整后确定。l/2s/2abh33图4-1确定钢板弹簧各片长度的作图法钢板弹簧各片长度：1012mm、865mm、715mm、542mm、408mm、255mm4.3悬挂的强度校核计算(1)钢板弹簧的刚度验算根据悬架布置的可能性及生产工艺的允许条件，最后决定的弹簧刚度为： (4.3)其中：；。式中：经验修正系数，=0.830.93；e材料弹性模量；、主片和第片的一半长度。代入已知数据可得：；钢板弹簧总截面系数： (4.4)满载平均静应力：=37.26mpa (4.5)比