汽车悬架设计说明书模板

年4月19日汽车悬架设计说明书文档仅供参考摘要本文从汽车振动学介入，建立二自由度汽车振动模型，在以安全性为主，兼顾舒适性的基础上导出悬架系统最佳阻尼系数（阻尼比）的计算式。结合前人的经验，合理选择悬架簧上、下质量，刚度比等参数，计算悬架系统的刚度、阻尼、挠度等整体性参数。以此为基础，分别设计减震器、螺旋弹簧以及导向结构，并基于CATIA建立三维模型。由振动模型能够得到汽车对路面不平度的响应，车身部分的响应关联舒适性，而车轮的响应直接体现安全性，二者不可得兼，彼此的平衡问题就是阻尼比的选取问题。解决此问题后，由经验选择几个参数作为原始数据，计算得到悬架的整体性能参数，并以此为基础进行减震器的选型、安装布置及计算，接着确定悬架螺旋弹簧的参数尺寸。值得注意是悬架的阻尼、刚度和减震器的阻尼、弹簧刚度存在某种换算关系，取决于各自的安装情况。难点在于导向机构的空间位置复杂，相关因素众多，本文在此做到尽可能详细。关键词：双横臂独立悬架，阻尼匹配，减震器，螺旋弹簧，导向机构

AbstractThispaperfromtheautomobilevibrationintervention,theestablishmentoftwodegreeoffreedomvehiclevibrationmodel,inordertosafety,balancethebasiccomfortontheoptimaldampingcoefficientderivedsuspensionsystem(damping)formula.Combinedwithpreviousexperience,reasonableselectionofsuspensionspring,mass,stiffnessratio;stiffness,damping,deflectionwholeparametercalculationofsuspensionsystem.Onthisbasis,designedshockabsorber,helicalspringandguidestructure.Athree-dimensionalmodelbasedonCATIA

Gettheresponseofautomobileunevennessofpavementbythevibrationmodel,theresponserelationshipofbodypartcomfort,whilethewheelsdirectlyreflecttheresponseofthesecurity,thetwocannothaveboth,balanceeachother'sdampingratioselectionproblem.Tosolvethisproblem,theexperienceofseveralparametersastheoriginaldata,calculatetheperformanceparametersofthesuspension,selection,anduseitasthebasisforshockabsorbermountingarrangementandcalculationofparameters;andthendeterminethesizeofsuspensioncoilspring.Itisinterestingtonotethatthesuspensiondamping,stiffnessandshockabsorberdamping,springstiffnesshasaconversionrelation,dependingontheinstallationoftheir.Thedifficultyliesinthespatialpositionofsteeringmechanismiscomplex,manyrelevantfactors,thispaperdoasmuchdetailaspossible.Keywords:doublewishbonesuspension,dampingmatching,shockabsorber,helicalspring,theguidemechanismofsuspension

前言悬架系统是汽车的重要总成之一。汽车悬架系统设计是提高汽车悬架性能的重要方法。悬架系统设计方法是车辆工程专业本科学生应掌握的知识之一。经过毕业设计进行汽车悬架系统设计，是培养学生掌握汽车设计基本功的重要手段之一。以十七座客车为对象，进行前悬架系统参数设计，并完成悬架系统的结构设计。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原子转化情况，研究悬架作为弹性介质的流变特性[2]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。本文首先收集市场上几款十七座客车的主要参数，经过综合对比，选择悬架形式；经过对基于客车的安全性悬架系统最佳匹配阻尼和基于舒适性悬架系统最佳匹配阻尼进行加权，得到十七座客车悬架系统阻尼比。其次，根据悬架系统阻尼比确定减震器的阻尼特性并设计减震器。然后参考已知车型的悬架系统参数或参照经验值确定该悬架主要参数：悬架静挠度、悬架动挠度、悬架侧倾角刚度及其在前后轴的分配；确定弹性元件主要参数；弹簧直径、丝径、有效圈数、长度、节距等。最后设计稳定杆，使各组成部分相互协调工作以及使局部的设计符合整体性能的要求。

第一章悬架概述悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来，并能传递载荷、缓和冲击、衰减震振动以及调节汽车行驶中的称车身位置等，都保证汽车行驶的平顺性。尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直不断的演进，但从结构功能上、它都是有弹性元件、减振装置和到导向机构三部分组成。1.1非独立悬架图1-1螺旋弹簧非独立悬架两侧车轮安装在一根车轴的两端，车轴经过弹性元件与车架或车身相连，当一侧车轮因道路不平而跳动时，将影响另一侧车轮的工作。其种类主要有钢板弹簧非独立悬架和螺旋弹簧非独立悬架（图1-1）两类。非独立悬架的优点：结构简单、制造容易、维修方便、工作可靠。而其缺点：汽车平顺性较差、高速行驶时操稳性差、轿车不利于安装图1-1螺旋弹簧非独立悬架1.2独立悬架型式独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。独立悬架的结构可分为麦弗逊式、连杆式等多种。图1-2麦克弗逊式悬架麦克弗逊式悬架（图1-2）将螺旋弹簧与减振器组合在一起，减振器可兼做转向主销，转向节能够绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。可是由于质量较轻，麦克弗逊式悬架的响应速度很快，车轮的主销能够摆动，外倾角度能够调整，这样在车辆转弯时，轮胎的接地面积能够达到最大化。但简单的结构也使得悬架刚性较弱，稳定受到影响，转弯时侧倾会略微明显。图1-2麦克弗逊式悬架双横臂式悬架分为等长式和不等长式。不等长式上下各有一个不等长摇臂，共同吸收横向力，因此横向刚度大，而且经过合理的布置，能够使轮距和前轮的定位参数在可接受的限定范围内变化，这就克服了等长式双横臂悬架轮胎磨损严重的弊端。路面的适应力好，轮胎接地面大、贴地性好。能够应用在轿车的前后悬架上，运动型轿车、赛车的后轮也采用这一布置。由于存在上摇臂，占用空间大，许多中小型车都放弃了这种选择。图1-3多连杆式悬架多连杆式悬架（图1-3）是最近比较流行的一种后悬架。当前在中高档轿车上使用的多连杆式后悬架并不新鲜，但随着技术的发展，多连杆式后悬架也开始被用在紧凑型轿车上，成为了厂家宣传的卖点。多连杆式悬架能够更加精确地控制车轮与地面接触的角度，因此它是一种比较先进的后悬架结构方案。当前只有福特福克斯、马自达3、大众速腾等高端紧凑型车才采用这种后悬架设计。它有双横臂悬架的所有性能，在双横臂的基础上经过连杆接抽的约束作用使得轮胎在上下运动时前束角度也能相应改变，这意味着弯道适应性更好，如果用在前驱车的前悬架，能够缓解转向不足，有精确转向的感觉。如果用在后悬架上，在转向侧倾的作用下改变后轮的前束角，这就意味着后轮能够一定的程度地随前轮一同转向，达到舒适操控两不误的目的。但跟双横臂一样，多连杆悬架同样需要占用较多的空间。多连杆悬架的制造成本、研发成本都是最高的，因此常见在中高级车的后桥上。图1-3多连杆式悬架1.3悬架发展趋势随着技术的进步，生活水平的提高，人们对汽车的舒适性要求越来越高。汽车悬架也不断发展，从非独立悬架到独立悬架，由半主动到主动悬架。所谓的主动悬架系统是在普通悬架系统中附加一个能够控制阻尼作用力的装置，由执行机构、测量系统、反馈控制系统和能源系统四部分组成。主动悬架能够根据汽车的运动状态和路面状况，适时地调节悬架的刚度和阻尼，使悬架系统处于最佳减振状态，使车辆在各种路面状况下都会有良好的舒适性。主动悬架的关键部位是其执行机构，也就是能够调节的悬架阻尼系统，研究重点是控制方法。近年来,Nissan(日产)和Toyota(丰田)公司宣布在轿车上成功地应用了液力主动悬架。至今已发展了三类典型的液力主动控制系统。第一种由Lotus(莲花)公司开发,它的双作用油缸和高速响应液力控制阀直接耦合。这个系统的控制能力较强,但能耗很大,特别是在粗糙路面上非悬挂质量共振时这一问题尤为突出。第二种由AP公司发展的气液悬架,它经过一个流量控制阀把油液输送到单作用油缸和充填蓄能器执行主动控制,这种控制装置同样需要消耗较高的能量。第三种由Nissan公司开发,它的主要特征之一是压力控制阀同小型蓄能器和液压油缸相结合,在不平路面上的振动输入被蓄能器吸收,从而减少整个系统所需要的流量。悬挂质量的振动控制由液力系统的主动阻尼和被动阻尼共同完成。同前两种主动控制相比,该类主动控制的耗能较少。最早的主动悬架控制策略是天棚原理，假设车身上方有一固定的惯性参考，在车身和惯性参考之间有一阻尼器，作动器模拟此阻尼器的作用力来衰减车身的振动。这种控制算法简单，在国外某些车型上已经得到了应用。随着现代控制理论的发展，提出了主动悬架的最优控制方法，它比天棚原理考虑了更多的变量，控制效果更好。当前最优控制规律有三种:线性最优控制、HQ最优控制和最优预见控制。由于实际悬架系统中有许多非线性的、时变的、高阶动力系统，使最优控制方法变得不稳定，为此又发展了自适应控制方法。自适应控制方法具有参数识别功能，能适应悬架载荷和元件特性的变化，自动调整控制参数，保持性能最优。自适应控制方法也有增益调度控制、模型参考自适应控制和自校正控制三类。在德国大众汽车公司的底盘上应用了自适应控制规律。综上所述，汽车悬架逐渐趋向于主动悬架，并结合先进的电控设备，使悬架系统自动化、智能化。第二章悬架系统的阻尼匹配 汽车悬架系统阻尼匹配决定悬架的特性，对汽车行驶平顺性和安全性具有重要的影响。因此本章对汽车悬架系统阻尼匹配进行分析：首先建立汽车振动模型，对汽车振动简要阐述；然后分别基于安全性与舒适性设计最佳阻尼比；最后合理加权得到悬架系统最佳阻尼比的计算式。2.1双质量车身车轮振动分析 对于双轴汽车4个自由度的振动模型，悬挂质量分配系数，其中为车身绕y轴回转半径的平方；a、b为前后轴距；当ξ的值接近1时，前后悬挂系统的垂直振动几乎是独立的，于是汽车能够简化为1/4汽车双质量二自由度系统振动模型，如图2-1所示。该模型由簧上质量（车身质量）、弹簧刚度k、减震器阻尼系数C、簧下质量（车轮质量）和轮胎刚度kt组成，q为路面不平度函数，它是沿路面前进方向的坐标x为参数的随机过程。取车身垂直位移坐标Z的原点在静力平衡位置，可得到系统运动微分方程为（2-1）为简化微分方程和下文讨论的方便，引入几个量:图2-1单轮双质量二自由度模型令，，；其中p为系统固有圆频率，ε图2-1单轮双质量二自由度模型无阻尼自由振动时，运动方程变成（2-2）由运动方程能够看出，m2与m1的振动是相互耦合的。若m（2-3）这相当于只有车身质量m2（2-4）同样，若m2不动，相当于只有车轮质量m（2-5）车轮部分固有频率为（2-6）固有频率p0和pt是只有一个质量（车身质量或车轮质量）振动时的部分频率，成为偏频。无阻尼自由振动时，设两个质量以相同的圆频率ω和相角φ做简谐振动，振幅为和，则它们的振动响应分别为（2-7）以上代入微分方程（2-2）得（2-8）将，代入方程（2-8），可得（2-9）次方程组有非零解的条件是和的系数行列式为零，即得系统的特征方程（2-10）方程（2-10）的两个根即为二自由度系统的两个主频率和的平方。（2-11）将和代入式（2-9）中的任何一式，可得一阶主振型和二阶主振型，即一阶主振型（2-12）二阶主振型（2-13）假设（于志生.汽车理论（第五版）P223），代入式（2-11）得。即低的主频与接近，高的主频与接近。将代入式（2-8）得可得到如下结论：在强迫振动情况下，激振频率接近时产生低频共振，按一阶主振型振动，车身质量的振幅比车轮质量的振幅大将近10倍，因此主要是车身质量在振动，称车身型振动。当激振频率接近时产生高频共振，按二阶主振型振动，此时车轮质量的振幅比车身质量的振幅大将近100倍，称车轮型振动。2.2基于舒适性和安全性的悬架系统阻尼最佳匹配2.2.1单轮二自由度悬架系统响应函数 二自由度悬架系统的振动微分方程如式（2-1）所示，对其进行拉普拉斯变换，可得（2-14）为使讨论的物理意义更加明确，引入以下辅助变量式中，为刚度比；为质量比；为车身固有频率。令，代入式（2-14），求得和对路面不平度输入q的频响函数分别为（2-15）（2-16） 式中λ=ω/，为频率比。根据振动响应与输入量之间的频率响应函数之间的关系，可求得车轮和车身振动响应加速度和，对路面不平度输入速度的频响函数分别为（2-17）（2-18）2.2.2车身垂直加速度均方值 当车辆在不同等级的道路上行驶时，可把路面速度输入谱视为白噪声，即（2-19）式中，为参考空间频率，；ν为车速。根据随机振动理论，响应均方值为（2-20）式中，为响应量x对路面不平度输入速度的频响函数，其中，响应量x可代表振动车身和车轮的位移、车身和车轮的加速度、悬架动挠度和车轮动载。因此，根据频响函数式（2-18）及式（2-20），可得到车身垂直加速度的均方值为（2-21）2.2.3基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比 经过对车身垂直加速度均方值求阻尼比的偏导数，能够得到基于舒适性的最佳阻尼比，由式（2-21）可得当时，（2-22）即得到基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比。2.2.4基于安全性的汽车悬架最佳阻尼比 根据车轮动载频响函数式（2-17）及式（2-19）和式（2-20），可得车轮动载的均方值为（2-23）车轮动载均方值对阻尼比求偏导数，能够得到基于安全性的最佳阻尼比，由式（2-22）可得当时，（2-24）即得到基于舒适性的汽车悬架最佳阻尼比。当质量比、刚度比时，可得，。取C级路面、车速ν=60km/h、轮胎刚度为1000000N/m时，车身加速度和车轮动载与最佳阻尼比的变化关系如图2-2、图2-3所示。图2-.3C图2-.3C级路面车轮动载随阻尼比变化曲线图2-2C级路面车身加速度随阻尼比变化曲线2.2.5加权阻尼比 对于十七座中轻型客车而言，主要用于短途运输，相对而言安全性要比舒适性的需求大，故取基于安全性的悬架阻尼比加权系数，基于舒适性的悬架阻尼比加权系数；即客车的悬架阻尼比（2-25）第三章悬架主要参数确定 不同用途的车辆，对平顺性要求也不同，其中，轿车对平顺性要求最高，客车次之，而货车更低。若悬架簧上质量为，悬架刚度为，则悬架偏频为（3-1）对于客车而言，前悬架的偏频在1.20-1.50Hz之间。簧上质量可根据客车满载总质量与轴荷分配简单计算，一般十七座轻客整备质量在3500kg左右，每位乘客平均按60kg计算，则载质量是1020kg，总质量4520kg,满载时，4×2后轮双胎的长、短头式商用车前轴荷为25%~27%，故单轮簧上质量。而簧下质量，它指的是汽车悬挂系统支撑的重量如轮胎、轮毂、刹车等的总和，假定则。由式（3-1）得悬架刚度（3-2）取，则。一般客车的轮胎径向刚度在500N/mm左右，为方便计算，令，即轮胎刚度为悬架刚度的10倍。将代入式（2-22）、（2-24）并再将结果代入式（2-25）得悬架最佳阻尼比ε=0.3605。当采用弹性为线性变化的悬架时，可得到前悬架静挠度（3-3）而动挠度是指从满载平衡位置开始，悬架压缩到结构允许的最大变形时（一般是指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3），车轮中心相当于车架或车身的垂直位移。一般客车的动挠度取值5~8cm,这里取。将悬架系统以上参数整理后得表3-1如下所示。表3-1悬架系统主要参数簧上质量悬架刚度簧下质量悬架阻尼比0.3605质量比悬架静挠度113mm刚度比悬架动挠度6cm第四章减震器设计减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液重复地从一个腔经过另一些狭小的孔隙流入另一个腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。4.1双筒式液力减震器简介图4-.1双筒式减振器工作原理图1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图4-1所示。其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间经过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液经过阀Ⅱ进入工作腔上腔，可是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀Ⅳ进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀Ⅰ流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减振器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至图4-.1双筒式减振器工作原理图1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆4-3减震器的分段线性特性 减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度之间有如下关系(4-1)式中，为减振器阻尼系数。图4-2a为减震器的阻力−位移特性图，也叫示功图，反应减震器的阻尼特性；图4-2b为减振器的阻力－速度特性图。该图具有如下特点：阻力－速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力－速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，因此减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数，即伸张行程的阻尼系数。一般压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。减震器阻尼是非线性的，一般将减震器速度特性分段线性化，并将减震器伸张行程的阻尼系数与压缩行程的阻尼系数的比值定义为减震器平安比，即(4-2)其取值在1.3~2.4之间。b)阻力一b)阻力一速度特性a)阻力一位移特性图4图4-2减振器的特性汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数ε的大小来评定振动衰减的快慢程度。ε的表示式为(4-3)式(4－3)表明，相对阻尼系数ε的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度k和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。4.3减振器阻尼系数确定减振器阻尼系数，因悬架系统固有振动角频率，因此理论上。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如图4-3a、b、c三种安装时，减振器阻尼系数计算如下：图4-图4-3减振器安装位置4-3a所示安装时，减振器的阻尼系数用下式计算(4-3)式中，定义为杠杆比；n为双横臂悬架的下臂长；a为减震器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点间的距离。4-3b所示安装时，减振器的阻尼系数的计算(4-4)式中，α为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。4-3c所示安装时，减振器的阻尼系数的计算(4-5)当选用4-3b所示形式安装时，取,,代入式(4-4)计算得阻尼系数。取减震器平安比，则。4.3卸荷力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，减振器打开卸荷。此时的活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装如图4-3b所示时(4-6)式中，为卸载速度；A为车身振幅，取±40mm，为悬架振动固有频率。如已知伸张行程时的阻尼系数，载伸张行程的最大卸荷力为(4-7)压缩行程的最大卸荷力：(4-8)将各自的阻尼系数代入式(4-7)得。4.4缸筒的设计计算根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径的计算式为(4-8)式中，为工作缸最大允许压力，取3~4Mpa；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取＝0.40~0.50，单筒式减振器取＝0.30~0.35。图4-4HG型减震器示意图减振器的工作缸直径D有20、30、40、（45）、50、65mm等几种；常见活塞杆杆径有8、10、12、12.5、16、18、20、22、25、28mm等等。选取时应按标准选用。采用双筒式减震器，代入数据得，故取。令，则连杆直径。图4-4HG型减震器示意图贮油筒直径，取，壁厚取为2mm，材料可选ZG45号钢。至于外部结构，可根据QC/T491—1999《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》中规定的，取L2=140mm，外径D1=65mm，外径D2=75mm，活塞行程S=120mm，L2=140mmHG型；参数详情见图4-4所示。将减震器有关参数整理得表4-1。表4-1悬架螺旋弹簧主要参数伸张行程阻尼系数工作缸直径压缩行程阻尼系数连杆直径伸张行程卸荷力贮油筒直径压缩行程卸荷力杠杆比0.9平安比η1.80安装角度α第五章悬架弹簧设计弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常见类型。除了板弹簧自身有减振作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备减振元件，使已经发生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用的弹性元件，由于存在诸多设计不足之处，逐步被其它种类弹性元件所取代，本文介绍螺旋弹簧的设计。5.1螺旋弹簧刚度计算由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度k与弹簧刚度是不相等的，二者关系同减震器阻尼系数与悬架阻尼比关系类似，弹簧与减震器同轴安装时，悬架刚度k和弹簧刚度有以下关系：(5-1）代入相关数据得弹簧刚度5.2螺旋弹簧设计弹簧刚度确定以后，应对常见螺旋弹簧的直径、丝径、圈数、节距和长度进行设计和计算，对弹簧材料进行选择。5.2.1螺旋弹簧丝径与圈径已知簧上质量，根据弹簧的安装位置及受力分析可得弹簧的径向载荷(5-2）弹簧在径向载荷的作用下，最大剪应力应满足(5-3）故：(5-4）式中，C为弹簧缠绕比，，常见取值范围4~9，在此，D为圈径，d为丝径；为弹簧的曲度系数，。悬架弹簧材料一般有合金弹簧钢65Mn、60Si2Mn、55Si2Mn等，在此选用55Si2Mn，其力学性能，而;剪切模量。将数据代入式(5-2）、(5-4）得。查阅《机械零件手册》得到有关圆柱螺旋弹簧的标准如表5-1所示。故取。表5-1圆柱螺旋弹簧取值系列5.2.2螺旋弹簧圈数弹簧的有效圈数计算式为(5-5）将代入式(5-5）得；元整后。弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定根据下表：表5-2螺旋弹簧支撑圈数取值参考表选用上表中的第YⅠ类，取支撑圈数:，则总圈数：。5.2.3螺旋弹簧节距和长度一般压缩螺旋弹簧的螺旋角，在此，则螺旋弹簧节距(5-6）代入数据得。螺旋弹簧的设计长度。将螺旋弹簧相关数据整理得表5-3。表5-3悬架螺旋弹簧参数表丝径d圈径D总圈数n节距t长度L12mm80mm1035.3mm353mm第六章悬架导向机构设计与建模独立悬架上的弹性元件，大多只能传递垂直载荷而不能传递纵向力和横向力，必须另设导向机构，以承受传递车轮传递过来的纵向力和力矩以及侧向力。悬架导向机构决定着车轮定位参数及其动态性能，是悬架的关键部件之一。6.1设计要求对前轮导向机构的设计要求是：1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2）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。3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在侧向加速度作用下，车身侧倾角，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后俯作用。另外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。6.2导向机构的布置参数6.2.1侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图6-1所示方式得出。将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。将P点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心W。当横臂相互平行时（图6-2），P点位于无穷远处。作出与其平行的经过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W。本次设计采用非相互平行的双横臂布置。图6-2横臂相互平行的双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定图6-1双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定图6-2横臂相互平行的双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定图6-1双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定6.2.2侧倾轴线在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性（保证转向特性这并不是唯一的措施）；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。可是前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm（上下摆臂初始角度过大）。独立悬架的侧倾中心高度推荐值如下：前悬架；后悬架。设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。6.2.3纵倾中心双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图6-3。自铰接点E和G作摆臂转动轴C和D的平行线，两线的交点即为纵倾中心。图6-3双横臂式独立悬架的纵倾中心6.2.4悬架横臂的定位角独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位角（图6-4）定义为：摆臂的水平斜置角α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ。图6-4α、β、θ的定义6.2.5纵向平面内上、下横臂的布置方案上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。图6-5给出了六种可能布置方案的主销后倾角值随车轮跳动的曲线。图中横坐标为λ（主销后倾角）值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量Z。角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定。图5-5-β1、β2的匹配对λ的影响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增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因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。1方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；2方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；3方案：主销后倾角基本不变化，但抗前俯的作用也最小，现代汽车中采用的较少。4方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；5方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；6方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小。1，2，6的跳动规律是比较好的，当前被广泛采用。本次设计选择方案2进行设计。6.2.6横向平面内上、下横臂的布置方案 比较图6-6a、b、c三图能够清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可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。本次按照图6-6a进行设计。a)b)c)图6-6上、下横臂在横向平面内的布置方案6.2.7水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图6-7：图6-7上、下横臂轴线在水平面内的布置方案下横臂轴M-M和上横臂轴N-N与纵轴线的夹角，分别用α1与α2来表示，称为导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负；与汽车纵轴线平行者，夹角为零。为了使得车轮在遇到凸起路障时能够使车轮一面上跳，一面后退，以减少传到车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴线M-M的斜置角α1为正，而上横臂轴N-N的斜置角α2则有正、有零或有负值三中布置方案；如图中的a、b、c所示。上下横臂轴斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大的影响。如车轮上跳，下横臂轴斜置角α1为正、上横臂轴斜置角α2为负值或者零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。如组合方案为上、下横臂轴斜置角α1、α2都为正值时，则主销后倾角随车轮的上跳有较少增加甚至减少（当α1<α2时）。至于采取哪种方案好，要与上下横臂在纵平面内的布置一起考虑。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时的前俯作用。可是主销后倾角变得太大时，会使支承处反力矩过大，同时使得转向系统对侧向力十分敏感，容易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。因此，希望乘用车的主销后倾角原始值为-1°~+2°，取注销后倾角为，内倾角。当车轮上调时，悬架压缩10mm，主销后倾角变化范围为10′~40′。综合上述要求，选择恰当的抗前俯角，国外已根据设计经验制定出一套列线图，如图6-8所示。该图由三组线图组成：图6-8a为汽车在不同减速度时(以重力加速度g百分数表示)，前轮上方车身下沉量与抗前俯率的关系；图6-8b为下横臂摆动轴线与水平线夹角不相同时，主销后倾角的变化率与抗前俯率的关系；图6-8c为不同球销中心距时，主销后倾角的变化率与上、下横臂摆动轴线夹角的关系。运用此图的步骤如下：先根据设计的允许前俯角(在0.5g时为º)确定，然后找到相应的，并在图6-8b上初选，求出主销后倾角变化率(推荐悬架每压缩10mm时为)，如超出范围，即重新选，直至达到要求为止。接着可用图6-8c，先选定球销中心距240mm，从图6-8b所定的值与初选的球销中心距在图上沿虚线所示的路线找到上、下横臂的夹角，布置上允许。图6-8选择上、下横臂轴线纵向倾角的线图6.2.8上、下横臂长度的确定双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。现代汽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