汽车设计基础自测题课件

1第六章悬架设计第一节概述第二节悬架结构形式分析第三节悬架主要参数的确定第四节弹性元件的计算第五节独立悬架导向机构的设计第六节减振器2

第一节概述

功用传递作用在车轮和车架（车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）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；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，使汽车获得高速行驶能力。一、悬架的功用和组成3组成弹性元件导向装置减振器缓冲块横向稳定器一、悬架的功用和组成4保证汽车有良好的行驶平顺性；具有合适的衰减振动能力；保证汽车具有良好的操纵稳定性；保证车身稳定，制动或加速时纵倾要小，转弯时车身侧倾角要合适；二、悬架的设计要求5有良好的隔声能力；结构紧凑、占用空间尺寸要小；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。二、悬架的设计要求（续）6

第二节悬架结构形式分析非独立悬架 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 左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。一、非独立悬架和独立悬架7结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠；钢板弹簧刚度较大，且簧下质量大，汽车平顺性较差；在不平路面上行驶时，左、右车轮相互影响；前轮跳动时，悬架与转向传动机构运动干涉，摆振；容易出现不利的轴转向特性；主要用在总质量大的商用车以及少数乘用车的后悬架上。非独立悬架的优缺点8簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件刚度小，汽车行驶平顺性好；采用断开式车轴，整车质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；独立悬架的优缺点9左、右车轮独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，并能获得良好的地面附着能力；形式多样，可以满足不同的设计要求；结构复杂，成本较高，维修困难；主要用于乘用车和部分总质量不大的商用车上。独立悬架的优缺点（续）10分类二、独立悬架结构形式分析双横臂式单横臂式单纵臂式11分类二、独立悬架结构形式分析单斜臂式麦弗逊式扭转梁随动臂式12评价指标侧倾中心高度 位置高，则到车身质心的距离缩短，侧倾力矩减小； 位置过高，则车身倾斜时轮距变化大，轮胎磨损加快。车轮定位参数的变化 车轮相对车身上、下跳动时，定位参数变化要小。轮距 影响轮胎磨损。13评价指标（续）悬架侧倾角刚度 车厢侧倾角影响汽车的操纵稳定性和平顺性。横向刚度 影响操纵稳定性，容易造成转向轮发生摆振现象。悬架占用空间尺寸 横向尺寸大，影响发动机的布置和拆装； 高度尺寸小，则行李箱宽敞，底部平整，布置油箱容易。14不同形式独立悬架的对比分析导向机构双横臂式单横臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式扭转梁随动臂式侧倾中心高度比较低比较高比较低居中比较高比较低车轮定位参数变化变化不大变化大变化大有变化变化小左、右轮同时跳动时不变轮距变化小变化大不变变化不大变化很小不变侧倾角刚度较小较大较小居中较大横向刚度大小较小大占用空间较多较少占用高度空间很少占用的空间小其它结构稍复杂结构简单成本低结构简单、成本低结构简单、紧凑结构简单，应用前悬架用得较多前悬架上用得少乘用车上用得较多用于FF乘用车后悬架15前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架三、前、后悬架方案的选择汽车的轴转向效应16麦弗逊式前悬架和扭转梁随动臂式后悬架麦弗逊式前悬架结构紧凑负的主销偏移距对保证汽车制动稳定性有利。扭转梁随动臂式后悬架后轴轴转向而产生过多转向。可采用各向异性的橡胶衬套消除，还具有隔振性能。17横向稳定器为改善汽车平顺性，可以通过减小悬架垂直刚度，降低车身振动固有频率来实现。但是悬架的侧倾角刚度和垂直刚度成正比关系，所以侧倾角刚度也将减小，使车厢侧倾角增加，乘员不舒适并降低了行车安全感。解决这一矛盾的主要方法就是设置横向稳定器。横向稳定器可以在不增大悬架垂直刚度的条件下，增大其侧倾角刚度。四、辅助元件18横向稳定器汽车转弯行驶产生的侧倾力矩，使内、外侧车轮的负荷发生转移，并影响车轮侧偏刚度和车轮侧偏角的变化。当前悬架侧倾角刚度大于后悬架侧倾角刚度时，则前桥的车轮负荷转移大于后桥车轮，并使前轮侧偏角大于后轮侧偏角，以保证汽车有不足转向特性。因此，在汽车前悬架上设置横向稳定器，以增大前悬架的侧倾角刚度。19缓冲块橡胶缓冲块多孔聚氨酯缓冲块20第三节悬架主要参数的确定汽车满载静止时悬架上的载荷F与此时悬架刚度C之比，即f=F/C。悬架振动系统的固有频率是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。前后悬架系统的偏频一、悬架静挠度fc21当悬架弹性特性为线性特性时，有可见，悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频n。前、后悬架的静挠度值fc1和fc2应当接近，fc2小，有利于减小车身纵向角振动，推荐fc2=（0.8~0.9）fc1fc2=（0.6~0.8）fc1（货车）一、悬架静挠度fc（续）22乘用车的满载偏频0.80~1.15Hz（前）；0.98~1.30Hz（后）原则上，发动机排量越大，偏频越小。排量在1.6升以下的乘用车1.00~1.45Hz（前），1.17~1.58Hz（后）货车的满载偏频1.50~2.10Hz（前），1.70~2.17Hz（后）选定偏频，即可计算出悬架的静挠度。一、悬架静挠度fc（续）23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2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。乘用车，取7~9cm；客车，取5~8cm；货车，取6~9cm。二、悬架动挠度fd24悬架受到的垂直外力F与由此所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。线性弹性特性——悬架刚度为常数三、悬架弹性特性25非线性弹性特性在有限的动挠度范围内得到更多的动容量。悬架的动容量：指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。三、悬架弹性特性26确定副簧开始参加工作的载荷Fk和主、副簧之间的刚度分配的原则要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性；要求副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。四、后悬架主副簧刚度的分配货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。27方法一

使副簧开始起作用时的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度fo，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fk等于满载时悬架的挠度fc。主、副簧刚度比值能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。四、后悬架主副簧刚度的分配28方法二

使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，并使Fo和Fk间的平均载荷对应的频率与Fk和FW间平均载荷对应的频率相等。能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。四、后悬架主副簧刚度的分配29悬架侧倾角刚度是指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。侧倾刚度过小，则侧倾角过大，乘员缺乏舒适感和安全感；侧倾刚度过大，则侧倾角过小，又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时，乘用车车身侧倾角在2.5°~4°范围；货车车身侧倾角不超过6°~7°。

五、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配30为使汽车稍有不足转向特性，要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差应当在1°~3°范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对乘用车前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1.4~2.6。五、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配31第四节弹性元件的计算以钢板弹簧为例介绍弹性元件的计算。一、钢板弹簧的布置方案汽车上的钢板弹簧多为纵向布置，能传递各方向的力和力矩，结构简单，应用广泛。对称式板簧板簧与车桥的固定中心至板簧两端卷耳中心之间的距离相等。

不对称式板簧便于整车布置变型车改变轴距32二、钢板弹簧主要参数的确定在进行钢板弹簧计算之前，应当已知如下条件：前后桥静负荷及簧下质量，计算出单个板簧的载荷；悬架静挠度fc、动挠度fd、轴距。1、满载弧高fa钢板弹簧装到车桥上，汽车 满载时钢板弹簧主片上表面 与两端（不包括卷耳孔半径） 连线间的最大高度差。在车架高度已限定时，为了得到足够的动挠度，常取fa=10~20mm。332、钢板弹簧长度L钢板弹簧伸直后，两卷耳中心之间的距离。板簧长度增大，则可显著降低弹簧应力，提高使用寿命；可以降低弹簧垂直刚度，改善平顺性；可以增加板簧纵向角刚度，减少制动、加速时的俯仰角。但板簧过长，布置时会有困难。原则上，在总布置可能的条件下，应尽量取大些。推荐：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343、钢板断面尺寸及片数的确定（对称式钢板弹簧）钢板断面宽度b根据等截面简支梁的挠度公式可求出满足钢板弹簧刚度条件所需的总惯性矩式中，s为U型螺栓中心距；

k为U型螺栓夹紧后板簧的无效长度系数，0.5或0；

c为板簧垂直刚度；

δ为挠度增大系数，一般大于1；

E为材料弹性模量。35钢板断面宽度b根据简支梁的强度公式可求出满足钢板弹簧强度条件所需的总截面系数式中，[σw]为许用弯曲应力，对于60Si2Mn等材料，表面喷完处理后，推荐前悬架和平衡悬架：350~450N/mm2；后主簧：450~550N/mm2；后副簧：220~250N/mm2。36钢板断面宽度b钢板弹簧的平均厚度hp这就是既能满足板簧的刚度条件，又能满足板簧的强度条件所需的钢板平均厚度。钢板弹簧片宽b片宽增大，可提高卷耳刚度，但车身倾斜时弹簧的扭曲应力增大。前悬架片宽过大会影响转向轮最大转角；片宽过窄，为提高承载能力又要增加片数，增加了片间摩擦和弹簧总厚。推荐：b/hp应在6~10的范围内。37钢板弹簧片厚h的选取钢板弹簧的片厚对板簧实际的总惯性矩J0影响最大而J0又影响板簧的垂直刚度，进而影响整车的平顺性。片厚的选取原则增大片厚h可以减少片数n。板簧各片的厚度可以相同（推荐），也可以不同。考虑到主片及其卷耳工作条件恶劣，常将它加厚；一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组；最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5，以使寿命接近。钢板断面尺寸b和h应符合国产型材的规格尺寸。38钢板断面形状矩形断面钢板弹簧中性轴（横截面上弯曲应力为零的线）在截面的对称位置上。工作时，上下表面的最大拉、压应力的绝对值是相等的。材料的抗压能力较强，因此受拉的一面首先产生疲劳断裂。非矩形截面将矩形断面簧片的下部去除部分 材料，使其截面的中性轴上移， 上面拉应力减小而下面压应力增 大，改善了断面的应力状态，提 高了疲劳强度，同时也节约材料10%。39钢板弹簧的片数n片数少，则有利于制造和装配；可以降低片间干摩擦，改善平顺性；但会使板簧与等强度梁差别增大，材料利用率变坏。片数选取范围多片簧一般为6~14片，重型货车可达20片。少片簧为1~4片。40三、钢板弹簧各片长度的确定1、双梯形钢板弹簧理论上讲，等厚的菱形钢板是等强度梁；考虑到实际安装的需要，将菱形钢板修整成近似的双梯形形状。裁成等宽不等长的簧片并按照上长下短叠在一起，形成近似的等强度梁。412、作图法确定各片长度沿纵坐标方向绘出各片厚度的立方值；沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点；AB线与各叶片上边的交点到左端的距离即为各片长度；如果存在与主片等长的重叠片，就将A点下移等长的重叠片数，其余同上；各片实际长度尺寸需经 圆整后确定。42四、钢板弹簧刚度验算前面在确定钢板弹簧结构尺寸时，多处进行了修正与圆整，在确定了实际尺寸后，需验算刚度。利用共同曲率法计算刚度式中，α为经验修正系数，0.9~0.94；E为材料弹性模量； ak+1=(l1-lk+1)，li为第i片长度的一半；

43五、钢板弹簧总成弧高和曲率半径的验算1、自由状态下的总成弧高H0是指板簧各片装配后，在预压缩和U型螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，即式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；

Δf为板簧总成用U形螺栓夹紧后引起的

弧高变化 其中：s为U型螺栓中心距；L为板簧主片长；板簧总成在自由状态下的曲率半径应为442、自由状态下板簧各片弧高和曲率半径板簧各簧片在自由状态下的曲率半径以及装配后的都是不同的。其目的是为了在装配后各簧片能够很好的贴紧，减少主片单独工作的机会，减少其工作应力，使各片寿命接近。为了保证总成的自由弧高和曲率半径，各簧片的自由状态曲率半径应为式中，σ0i为各片弹簧的预应力；hi为第i片的弹簧厚度。如果知道各簧片的预应力值，就可以求出各片在自由状态下的曲率半径。若第i片弹簧片长为Li，则它的自由弧高为452、自由状态下板簧各片弧高和曲率半径各片弹簧预应力的选取装配前各簧片间的间隙相差不大，装配后各片能很好的贴合；适当降低主片及长片的工作应力，以保证他们有足够的寿命；主片根部的工作应力与预应力叠加后应在300~350MPa内；

1~4片的长片应叠加负的预应力，短片叠加正的预应力；预应力从长片到短片应由负值逐渐地增至正值；各片预应力不宜过大，厚片的预应力可以大一些；各片弹簧在根部的预应力所造成的弯矩之和为零。463、钢板弹簧总成弧高的核算由于弹簧叶片在自由状态下的曲率半径Ri是经过选取预应力后计算得到的，因此装配后的总成弧高与理论值一定不同，所以要核算总成弧高。根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小的状态。即装配后的总成曲率应为实际的总成弧高为如果总成弧高的实际值与理论值相差较多，则需重新选取板簧预应力进行计算。47六、钢板弹簧强度的验算1、紧急制动工况此时由于质心前移，前钢板弹簧承受的载荷达到最大。危险截面出现在它后半段靠近中间的位置。最大应力为式中，G1为作用在前轮上的垂直静负荷； 为制动时前轴负荷转移系数，轿车为1.2~1.4，货车为1.4~1.6；

φ为路面附着系数，一般取0.8；

W0为危险断面处的总截面系数； 尺寸参数l1、l2、c如图所示。482、加速工况此时由于质心后移，后钢板弹簧承受的载荷达到最大。危险截面出现在它前半段靠近中间的位置。最大应力为式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷； 为驱动加速时后轴负荷转移系数，轿车为1.25~1.3，货车为1.1~1.2；

b为钢板弹簧片宽；

h1为主片厚度。此外，还应验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。493、钢板弹簧卷耳的强度计算主片卷耳主要受到纵向力的作用。其根部受到弯曲和拉压作用，是危险截面。危险点A处的应力为式中，Fx为作用在卷耳中心线上的纵向力；

D为卷耳内径；b为板簧宽度；h1为主片厚度。504、钢板弹簧弹簧销的强度计算弹簧销需要验算静载荷下受到的挤压应力式中，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为弹簧销直径。采用30或40钢进行液体碳氮共渗，[σ]为3~4MPa；

20、20Cr渗碳处理或45钢高频淬火，[σ]为7~9MPa；5、钢板弹簧的材料多用55SiMnVB或60Si2Mn钢。表面喷丸可提高板簧寿命。51七、少片钢板弹簧1、结构少片簧由1~3片等长、等宽、不等厚的叶片组成。每片簧片厚度的变化使它更接近等强度梁，质量比同类多片簧减少20%~40%。片间放置塑料垫片，叶片只在端部接触，以减少片间摩擦。少片簧主要应用在轻型车上。522、单片簧的形状两端和中间夹紧部分的厚度是不变的；变截面部分的厚度可按抛物线形变化或线性变化。3、少片簧的设计少片簧的宽度在布置允许的 情况下尽可能取得宽一些， 以增强横向刚度，一般取

b=75~100mm。为了保证簧片有足够的抗剪强度，并防止因太薄而淬裂，一般h1>8mm，h2=12~20mm。各片是并联的，总刚度等于各片刚度之和，各片应力可按照所承受的载荷分量计算。53第五节独立悬架导向机构的设计一、设计要求车轮上下跳动时，轮距变化要小，否则轮胎早期磨损；前轮距变化要小于4mm。车轮跳动时，前轮定位参数变化要合理；转弯时，车身侧倾角要小；在0.4g的侧向加速度作用下，车身侧倾角要小于6~7度。制动和加速时，应使车身有抗前俯和后仰的作用；导向机构应有足够的强度，能够可靠的传递各种力和力矩。54二、导向机构的布置参数（以不等长双横臂式和麦弗逊式悬架为例）1、侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心可由作图法获得551、侧倾中心（续）麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定2、侧倾轴线汽车的侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高一些。一般，侧倾中心高度：前悬架：0~120mm；后悬架：80~150mm。563、纵倾中心纵倾中心可以通过作图法确定研究表明，当前、后悬架的纵倾中心位于两车桥之间时，才能提高抗制动纵倾性；当纵倾中心位置高于驱动车轮中心时，才能提高抗驱动纵倾性。574、悬架横臂的定位角独立悬架的摆臂铰链轴多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂轴的空间定位角定义为：摆臂轴的水平斜置角α悬架抗前俯角β悬架斜置初始角θ58三、双横臂式独立悬架导向机构设计1、纵向平面内上、下横臂轴布置方案上、下横臂轴抗前俯角β的匹配对主销后倾角γ的变化有较大影响。不同β匹配方案，主销后倾角γ值随车轮跳动量Z的变化曲线。β的正、负号按右手定则确定。为了提高汽车的制动稳定性

和舒适性，一般希望主销后

倾角在悬架弹簧压缩时增大，

在弹簧拉伸时后倾角减小。59三、双横臂式独立悬架导向机构设计2、横向平面内上、下横臂轴布置方案上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同。可以根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。603、水平面内上、下横臂轴布置方案下横臂轴M—M和上横臂轴N—N与纵轴线的夹角，分别为水平斜置角α1'和α2'。一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负。大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴的斜置角为正，而上横臂轴斜置角则有正值、零值和负值三种布置方案。可以使车轮在遇到凸起路障时能够一面上跳，一面向后退让，以减少传到车身上的冲

击力；还可以便于布置发动机。614、上、下横臂长度的确定上、下臂长度对车轮上、下跳动时定位参数影响很大。上横臂短、下横臂长，一方面是布置发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。上、下摆臂的长度比应在0.6~1.0范围内。克莱斯勒：0.70；通用：0.66；我国：0.65。62四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计1、导向机构的受力分析根据悬架受力简图，可以得到作用在导向套上的横向力在保持减振器轴线不变的条件下，常将G点外伸至车轮内部。可以缩短尺寸a，又可获得负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。631、导向机构的受力分析（续）考虑到弹簧轴向力的影响，将弹簧和减振器的轴线相互偏移距离S，则作用到导向套上的力将减小。为了发挥弹簧反力减小横向力F3

的作用，还将弹簧下端布置得尽

量靠近车轮，使弹簧轴线与减振器

轴线成一角度。这样，麦弗逊式独立悬架中的主销

轴线、滑柱轴线和弹簧轴线就不再

共线了。642、摆臂轴线的布置方式麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配