【轻型货车悬架结构设计11000字（论文）】

VII轻型货车悬架结构设计摘要轻型货车车架与车辆或车轮之间的所有动力传输连接的通用名称可称为轻型货车悬架。其功能是负责车轮与框架之间传递的力和扭矩，缓冲由于路面不均匀而传递到框架或车身的冲击力，减小其引起的振动，并确保轻型卡车在路上的安全。相比于家用轿车，货车拥有优良的载货性能，但其驾驶舒适性相比于家用轿车较差，本设计意在货车保证载货性的同时，舒适性也要得到保证。本设计首先确定悬架结构的总体布置方案、其次对前后悬架主要参数、钢板弹簧几何尺寸、减振器阻尼系数和导向机构的相关参数进行确定。最后，对悬架的弹性元件进行应力、强度校核以达到设计出的货车悬架系统既能保证行驶平顺性又保证载货性能且符合设计标准的目的。关键词：货车悬架；减振器；钢板弹簧目录TOC\o"1-3"\h\u6086摘要 I4249第1章绪论 2135931.1研究目的和意义 2238921.1.1研究目的 2229921.1.2研究意义 3195851.2国内外研究现状 394561.2.1国外研究现状 339241.2.2国内研究现状 496041.3研究内容 54496第2章总体设计方案及主要参数确定 6300872.1初始参数 6300782.2总体设计方案 6177762.3设计要求 7112102.3.1具有较低固有频率 7258852.3.2与匹配适当 7264122.3.3适当,要因不同的车型道路条件而异 7157072.4主要参数的确定 7129072.4.1悬架静挠度 716192.4.2悬架动挠度 8254772.4.3悬架弹性特性 810909第3章弹性元件的计算 10156123.1后悬架钢板弹簧的设计 109823.1.1钢板弹簧主要参数的确定 10221663.1.2钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 14176323.1.3钢板弹簧的刚度验算 15289463.1.4弹簧的最大应力点及最大应力  16182373.1.5弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 17134773.2前悬架螺旋弹簧设计 19235883.2.1螺旋弹簧形式、材料的选择 1962003.2.2确定弹簧直径及刚度  1918453.2.3其他参数的计算 20245133.2.4螺旋弹簧的校验 2030726第4章减振器参数的确定 22210344.1主要性能参数的确定 222194.1.1相对阻尼系数Ψ的确定 2229744.1.2减振器阻尼系数的确定 23318094.1.3最大卸荷力F0的确定 23141484.2筒式减振器主要尺寸参数的确定 2424681第5章导向机构的设计 2550245.1导向机构的布置参数 25303255.1.1麦弗逊式独立悬架的侧倾中心 25325695.1.2侧倾轴线 2674455.1.3纵倾中心 26305185.2麦弗逊式悬架导向机构设计 26310155.2.1导向机构受力分析 2685.2.2摆臂轴线布置方式的选择 27195105.2.3摆臂长度的确定 2828777结论 296444参考文献 31

第1章绪论1.1研究目的和意义1.1.1研究目的汽车的车架与车轮（轴）间所有的连接传递动力的装置都可以命名为汽车悬架，它的功用是对作用在车轮和车架间的力进行传递，缓冲因路况不平而产生的车架冲击力，因这种道路情况而引起的车体震动也会得以衰减，通过悬架汽车才能平顺地行驶。伴随着中国急行物流产业的迅速发展，高度分散式物流与分层配送成为主流。由于轻型卡车的特点、物流运输模式是高效和便捷的，在城市物流领域的销售数量呈爆炸式增长，轻型卡车已经成为城市物流车辆的主要销售车辆，但是，轻型卡车的质量比高，卡车对质量、稳定性和安全性的要求也不断提高，这就提高了卡车在研发企业和制造企业的重要性。1.1.2研究意义轻型载货汽车的悬架设计成不成功会对汽车的行驶平顺性、操纵稳定性等多个方面造成影响。因此设计一款具有简单的结构、可靠的工作性能、成本节约等优点的轻型载货汽车悬架系统可以较大程度地节约生产成本，促进货车制造业的发展。因此设计一款结构新颖的轻型货车悬架系统结构具有一定程度的意义。1.2国内外研究现状1.2.1国外研究现状2018年，SuhInKim等人在《InternationalJournalforNumericalMethodsinEngineEring》发表的“Topologyoptimizationofvehiclerearsuspensionmechanisms”（汽车后悬架机构的拓扑优化）中提到使用一个由非线性杆和零长度弹簧构建的三维模型，离散了底盘框架和车轮之间的三维空间，为了进行优化，将杆截面和弹簧刚度值作为设计变量，同时将杆单元的节点位置作为形状优化变量，以同时优化拓扑和形状[1]。说明了用所提出的优化方法设计新型和先进悬架的可能性。2019年，우창수,박현성等人发表的“RubberMaterialPropertiesTestandEvaluationforAutomobileSuspensionBush”（汽车悬架衬套橡胶材料性能试验与评价）一文中提到通过一种能够较准确地预测橡胶构件在研制初期的疲劳寿命的方法，推导出橡胶材料的疲劳寿命预测方程，对橡胶材料的疲劳寿命进行了评价，通过研究获得的橡胶材料的静态、动态和疲劳寿命特性有望有助于评估橡胶部件的寿命和可靠性，而这一直是难以评估的[2]。2020年，BetülSultanYıldız等人在《MaterialsTesting》发表的“Butterflyoptimizationalgorithmforoptimumshapedesignofautomobilesuspensioncomponents”（汽车悬架部件形状优化设计的蝴蝶优化算法）一文中提到本文提出了一个实现的最新优化方法获得轻型车辆设计，首先，利用蝴蝶优化算法(BOA)对螺栓环的耦合问题进行了优化，最后，利用BOA求解了某汽车悬架臂的形状优化问题，利用克立格元建模方法，得到了形状优化的目标函数和约束函数方程组，在本文研究的最后，使用BOA对悬架臂的减重率为32.9%[3]。1.2.2国内研究现状2017年，陆建辉、周孔亢等人在《机械工程学报》中发表的“基于遗传算法的厢式货车平顺性优化”一文中提到钢板弹簧的刚度是影响车辆平顺性的主要因素，减振器阻尼增加，振动减弱，平顺性改善，通过调整悬架参数和驾驶室悬置参数可以改变整车平顺性仿真结果，悬架的刚度和阻尼是影响整车平顺性的主要因素[4]。2018年，王飞、李晓娜在《机械设计与制造》中发表的“非独立悬架参数变化对悬架系统特性影响分析”一文中提到这种形式的悬架轮跳行程，对轮胎的垂向跳动有控制作用，横拉干长度增加时，同向和反向轮跳中后桥的各向位移均减小，可见非独立悬架的参数的变化确实可以影响悬架系统整体的特性[5]。为本设计中的后悬非独立悬架式悬架的设计提供设计准则。2019年，刘振成等人在《汽车实用术》中发表的“厢式轻型货车侧倾稳定性研究分析”一文中以车辆使用工况为出发点，分析了悬架影响侧倾稳定性的因素，对侧倾稳定性影响机理进行了理论分析，分析出了影响车辆侧倾角的主要悬架参数，增加横向稳定杆、调整板簧距离、降低质心高度是改善车辆侧倾角的有效途径[6]。这位本设计在考虑影响悬架系统设计的因素方面提供了理论依据。2019年，王伟等人在《北京汽车》发表的“轻型电动载货车减磨板簧的设计与分析”一文中提到设计一种带减磨垫的轻量化少片板簧,在动刚度方面优于普通少片板簧，在满足可靠性前提下，有效解决了板簧噪声问题,但整车舒适性提升效果不明显[7]。为本设计在钢板弹簧的设计方面提供了参考。2020年，陈汉君等人在《汽车实用技术》中发表的“我国载货汽车悬架技术发展与研究”一文中我国载货汽车悬架技术发展情况并简要分析，介绍了国内新型板簧悬架、空气悬架、橡胶悬架、油气悬架等各类悬架的技术特点及应用情况，对载货汽车悬架的技术升级及发展趋势进行了简要梳理[8]。这对本设计中的钢板弹簧设计及分析提供了很重要的理论依据。综上所述，近三年国外对货车悬架方面的设计主要是集中在新技术、轻量化方面，突破性的技术改变并不突出，基本都是对悬架中某一部件或某一技术开发新的分析方法和设计研究，以达到无需做技术性改变即可对货车的承载性能及部分零部件的特性进行改进。而我国对货车悬架的研究还主要基于悬架的类型及其原理上的创新和部件的工作对比分析阶段。总体来说，我国在货车悬架的设计方面照比国外还存在一定差距有待弥补。1.3研究内容本设计主要包括以下研究内容：（1）根据货车悬架的工作原理和所选车型的基本参数，设计悬架弹性元件（前悬的螺旋弹簧和后悬的板簧）的主要参数的确定；（2）前、后悬架类型的选择、前、后悬架主要参数的确定；（3）前、后悬架弹性元件如后悬的钢板弹簧的主要参数的确定及强度校核、前悬螺旋弹簧的主要参数的确定及强度校核；（4）减震器主要参数（如相对阻尼系数）的确定；（5）麦弗逊式前悬架导向机构的设计。

第2章总体设计方案及主要参数确定2.1初始参数本设计参照MEIYA某一轻型货车的初始参数进行设计，初始参数如表2-1：表2-1初始参数名称参数外型尺寸(长×宽×高)（mm）5430×1710×1720总质量（kg）2340整备质量(kg)1520轴距(mm)3390前悬/后悬(mm)845/1225前轮距（mm）1460后轮距（mm）轴荷（kg）接近角/离去角1440967/137321/192.2总体设计方案本设计的悬架前后悬架类型以麦弗逊式悬架为前部分悬架，以钢板弹簧式为后部分悬架。麦式前悬架因其弹性元件安装在减震器外，使其结构紧凑，且其负的主销偏移距在汽车制动性能的保障方面有很大的帮助；钢板弹簧式非独立悬架其板簧纵置，有利于降低制动前俯角，汽车制动时，车身的纵倾减少有利于稳定车身。对于板簧来说，当某块板簧损坏时，仅换用这一块已损坏的的钢板，这一点具有很高的经济价值[9]。本设计总体设计方案如下：（1）首先确定前、后悬架的主要参数（悬架静、动挠度等）；（2）其次对前后悬架弹性元件的主要参数（钢板弹簧几何尺寸、螺旋弹簧几何尺寸等）进行确定；（3）之后对减振器相关参数（液压筒壁厚、相对阻尼系数等）、导向机构的布置形式进行确定；（4）最后，对悬架的弹性元件进行应力、强度校核。2.3设计要求2.3.1具有较低固有频率确定轻舒适性的参数是由前后悬架和弹簧质量组成的振动系统的固有频率。多数货车的悬挂质量分配系数既通常取，我们可将近乎取1，由此可以得出结论：货车前后车轴上车体质量的垂直振动是独立的，无关联的[10]。2.3.2与匹配适当设计希望与既要接近又要防止相等以免产生共振危害车身部件，同时，参考汽车加速性方面，同时，设计还希望。因为如果过大，会导致车身振动过大。设为与的比值，若在车速较高通过障碍物时，时的车身纵向角振动要比时大，所以建议取。因为是载货型汽车，车前车后轴载荷相似点和差异点对乘车感觉的影响，应使后悬的小于前悬的，建议取。为了使司机的乘坐舒适性有所改善，还可以让前悬偏频高于后悬偏频。2.3.3适当,要因不同的车型道路条件而异不同的汽车因为所承载的对象不同，对平顺性的要求也各不相同，从高到低依次为：轿车、大客、货车。一般情况下，随着车的级别的升高，悬架的偏僻逐渐降低，在满载情况下，对普通级别的车而言，前悬要求，后悬要求。对高级车而言，前悬要求，后悬要求。对于货车而言，前悬要求，后悬要求。可见，汽车的平顺性与悬架偏频呈负相关关系，因此设计的偏频取即，。2.4主要参数的确定2.4.1悬架静挠度定义：在载货汽车全负载且静止的条件下，载货汽车悬架所承受的载荷FW和悬架刚度C之比，即由已经确定的参数可知，频率，载簧质量。由公式（2-1）（2-2）可知由公式（2-3）可知2.4.2悬架动挠度定义：当货车完全负载和静止状态下，货车轮心与车体的相对垂直位移为0.5倍时，货车的悬架从平衡位置开始收紧，使既缓冲块受力，又被压缩到缓冲块不受力状态下的高度，乘用车的取; 载客汽车的取；货车取，本设计的取。2.4.3悬架弹性特性如图2-1，悬挂系统垂直外力F与车轮中心相对车身位移(悬挂变形)关系的曲线称为悬挂系统弹性特性。切削斜面是悬挂的刚度。悬挂系统的弹性特性可分为线性弹性和非线性弹性。当悬架形状F与垂向外力F成线性变化时，其弹性特性为线性，C为常数。当悬挂变形F与垂直外力F成非线性变化时，弹性特性如图所示。C不恒定，在全负荷位置附近，曲线变化缓慢刚性与舒适性成负相关关系。设计以此为落脚点。有限的动力偏转范围下，动态容量要大于线性悬挂。悬架的动容量可用于从静态载荷位置到结构最大允许变形。悬挂的动态容量越大，缓冲块失效的可能性越小。为降低振动频率和机身高度，为使悬挂系统无载荷和整体载荷有较大变化，必须选择高刚性非线性悬挂。刚体悬挂系统也可以用来减小轴向对车架的影响，转动，制动时的倾斜角度，非线性悬挂系统的变化性，加速时的倒退角等。钢板弹簧的弹性特性为线性，辅助弹簧和空气弹簧为变刚度非线性悬挂。图2-1悬架特性曲线

第3章弹性元件的计算3.1后悬架钢板弹簧的设计板簧可以纵横放置，或者放在车的旁边。在纵向布置的情况下，可以引导力来传递，并且具有一定的衰减效果，悬挂系统结构得到简化。在其横向加设导引力传递装置，使其结构复杂，提高了导引力的传递效率。所以只能适用于几辆车。钢板弹簧由

U型螺栓中心固定。安装铰链位于悬挂的前端。后端旋转式耳通过板簧销与后端提升耳和提升耳连接，后端自由摆动形成可移动的提升耳。板簧销子是用来连接板簧的前轮和后轮支撑件。轴套配置在滚动体耳孔中，减少因摩擦而造成的零件损失。机架受弹簧力变形时，两卷耳间距应改变。3.1.1钢板弹簧主要参数的确定美亚某一轻型卡车相关参数：悬架静态偏差、悬架动态位移、车轮基座Z＝3025mm。由公式（3-1）可知钢板弹簧的负载其中，m1——货车的簧上质量1、满载弧高满载弧高是指将板簧设置在轴（桥）上，载货汽车全负载的状态下，板簧两端的连接线(除耳孔半径外)与板簧上表面的最大高度差。常用A=10~20mm，本设计A=10mm。2、确定L板簧的长度经弹簧校正后两个滚耳中心间的距离为板弹簧长度

L。板簧的通用布局簧片的长度必须尽可能长。要想优化转向系的工作、提高汽车的行驶性能，可以合理地延长弹簧的长度，这样做还可以加厚主片进而以此来加强弹簧卷耳的强度。同样的变形条件下，延长弹簧的使用寿命，还可以减小应力振幅，延长弹簧的使用寿命。由于弹簧的长度与车轴距离有关。因此在考虑布局合理的情况下，合理设计弹簧长度L。根据《机械设计手册第3版》中有关板簧长度L的标准，轻型载货汽车板簧长度L：后悬：长度L为轴距的0.35倍至0.45倍；前悬：长度Ｌ为轴距的0.25倍至0.35倍。长度L要长,因为：弹簧纵向角刚性增大可避免弹簧变形；减小刚性增加弹簧寿命，优化平滑度；（3）长度L大的板簧可减小应力。该设计的板簧长度L为1356mm。3、钢板断面尺寸及片数的确定b板簧断面宽度的确定：板弹簧的刚度与强度运用简支梁方程计算。板簧总惯性矩定义公式如下：（3-2）其中，s——轻型载货汽车U形螺栓（板簧悬挂中）的中心距（mm）；K——板簧悬挂系统中U形螺栓对板簧片施加压紧力之后的无效长度系数，刚性取K=0.5，挠性取K=0；δ——根据所选板簧的类型和《机械设计手册第3版》中有关挠度增大系数的标准取；E——材料的弹性模量，这里。由公式（3-3）可知总惯性矩由公式（3-2）可知钢板弹簧总截面系数定义公式形式如下：（3-4）其中，σw——许用弯曲应力表3-1板簧材料及力学性能材料/MPa/%使用范围55Si2Mn12742560Si2MnA156820一般在厚度为<9.5mm时采用55SiMnVB137220一般在厚度为10~14mm时采用55SiMnMoVNb137235一般在厚度为16~15mm时采用如表3-1，本设计采用金属材料60Si2MnA为板簧所用材料，该种材料市面上应用最多，上述材料在经过一定的金属加工工艺处理后其许用的弯曲应力取：后簧490-588，取σw=490，由公式（3-4）可知板簧悬挂系统中板簧片的平均厚度公式如下：（3-5）由公式（3-5）可知有了后，才能选择板簧悬挂中板簧的片宽b，其对货车相关性能的影响如下：（1）片宽变宽后会使货车板簧悬挂系统中板簧的卷耳刚度得到加强，但当车身倾斜时，板簧的扭曲应力会逐渐变强；（2）宽大弹簧片安装在前悬会影响方向盘的最大角度。如果板材过窄，为了增加板间摩擦弹簧的总厚度，必须增加板材张数；（3）值应该在6至10内取。本设计中的板簧的片宽b的取值为14mm4、板簧的片厚h的选择及其选择要求：矩形断面等厚板簧J0公式（3-6）由公式（3-7）可知选择要求：（1）为减少板簧系统中板簧的片数n可以通过增加板簧的片厚h的方法减少；（2）弹簧板厚度可不相同，设计时要尽量多数相同，但因工作环境问题，主板除加强主板和卷耳，也往往会增加主板的厚度，而其余的不加厚。目前，板簧的厚度不应超过三个组。（3）为了使每一片的寿命更接近又想有一个比钢板厚度和厚度小于1.5本设计中取h=14mm 板簧系统中板簧的断面形状：简单矩形截面结构易于制造，矩形的制造成本是最便宜的（因为对板材末端可做任何加工）。矩形末端结构为本设计板簧断截面形状。6、n板簧片数：降低片数有利于货车企业的制造和装配，板簧之间的摩擦业能降低，进而提高汽车的行驶舒适性。但减少板簧片数后，板簧与等强度梁的强度相差较大，板簧原料的利用率变差。一般情况下，多片簧弹簧的数量为6～14个。当采用可变截面的板簧时，可在1～10个。故本设计的板簧片数为8。7、钢板弹簧端部的支承形式：可大致分为滚动板和滑动板。滑动板型与支撑双极主副弹簧和副弹簧悬架的副弹簧和平衡悬架上的板簧支承是共通的。按板簧相对于上部的位置，可将滚耳分为三类。本设计中采用上卷耳。8、吊耳及钢板弹簧销的结构：市面上超50%的汽车的弹簧的一端运用固定的滚动耳固定支撑，另一端为摆动的吊耳。其结构为C字型、叉形、分离型。销支撑和润滑可以是螺旋支撑的橡胶板，自动润滑，滑动轴承，橡胶支架或钢板弹簧。自润滑类型主要用于汽车和轻型卡车，其优点不需添加润滑脂，噪音低。自动润滑式弹簧销为本设计所用类型。3.1.2钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算1、板簧自由状态弧高弧高H0定义公式形式如下（3-8）其中，为货车板簧的满载挠度；L前面已经说明。为螺栓（用于夹紧板簧总成）夹紧时弧高变化，其公式如下：（3-9）2、自由状态下板簧片组的曲率半径由公式（3-10）可知由公式（3-9）可知在现代汽车板簧中，应取10~20mm，这里取10mm由公式（3-11）可知3、各片曲率半径确定（自由状态）板簧片的曲率半径不相同时，各部分在组合件后产生压力。由自由状态值定义的不同自由状态曲率半径的曲率半径为板簧装配后，板的厚度相等，贴合力高，降低主簧片所受的应力，使各片的疲劳寿命相近似。各片（矩形截面的板簧）曲率半径公式如下：（3-12）其中，为第i片曲率半径（mm）；为总成曲率半径（mm）；为各片预应力（）。由公式（3-12）可知其中，曲率半径R0，在已知的自由状态板簧和预应力弹簧条件下，利用表达式计算每片簧片的曲率半径（在自由状态时）。选择板簧片的预应力时，为了使组装后簧片之间可以很好地结合起来，在必须装配前，应使簧片之间的间隙减小；为了确保主板簧片和相关的簧片之间有能够满足实际使用要求的疲劳寿命，必须合理地减低主片与其他与其解除的簧片之间的压紧的状态。选择钢板时应分两种情况：厚板弹簧每片预应力值不应过高；对于板簧，厚度不同，预应力材料板的厚度最好。建议选择根上的主工作电压加上预应力应力在300-350，取1-4片长叠加负预应力短片可以与正片重叠。由长片到短片，压板由负向正逐渐增大。3.1.3钢板弹簧的刚度验算图3-1板簧的一半图3-1表示可变截面板簧的尺寸，厚度与截面长度关系方程：，式中，；。单片刚度定义公式形式如下：（3-13）其中，为板簧片的修正系数，根据弹簧设计的相关标准，这里取0.92；如图3-１所示；，k的定义公式形式如下：（3-14）其中：由公式（3-13）可知所以，由公式（3-13）可知3.1.4弹簧的最大应力点及最大应力图3-１中BC处的尺寸关系式为：（3-15）若，则可求得板簧片等厚部分的理论值关系式如下：（3-16）当l1≥l时，板簧片的所受的极大应力在x=B/A处（3-17）它的应力值关系式如下：（3-18）当l1≤l时，板簧片所受的极大应力在B点，它的由于l1=100mm，l1板簧片的极大应力值点应该在x≤l2（3-19）由公式（3-18）可知板簧所受到的最大应力为：在的取值区间内，所以满足要求。3.1.5弹簧卷耳和弹簧销的强度核算  图3-2板簧主片的卷耳力学分析图 如图3-2所示。卷耳处受应力公式如下：（3-20）其中，Fx为沿纵向在卷耳中心线上作用的载荷D为内径。根据《弹簧设计手册》，弹簧许用应力取350。在标准要求的取值区间内，满足要求在静载荷下，检查钢板弹簧销挤压应力的公式如下：（3-21）其中，Fs为满载静止端部的载荷由公式（3-21）可知表3-2钢板弹簧片的参数序号长度有效长度厚度宽度11356131114140212411196141403112610811414041011966141405896851141406781736141407866655162150614141401403.2前悬架螺旋弹簧设计3.2.1螺旋弹簧形式、材料的选择因其市面产量高，为降低成本，可根据车辆的使用情况选用压缩圆柱螺旋弹簧。采用热扎弹簧钢60Si2MnA，加热成型后经一系列热处理工艺加强材料性能。3.2.2确定弹簧直径及刚度 当弹簧仅承受轴向载荷F2=676.9×9.8=6633.62N时，因为（3-22）故（3-23）d≥14.7mm，取d=16mm。其中，D2为为许用切应力；C为螺旋弹簧的旋绕比C=8；K为弹簧的曲度相关系数；τ为扭曲应力。（3-24）由此可得其中，又因结构需求，根据《机械设计手册第3版》中有关弹簧中径标准要求，取得取弹簧的有效圈数为：n=10圈刚度计算公式为（3-25）其中，G为切变模量G=785000；K为弹簧刚度。由公式（3-25）可知3.2.3其他参数的计算弹簧其他参数的计算如表3-3表3-3螺旋弹簧尺寸尺寸名称表达式外径内径弹簧圈数圈节距高度（自由状态）高度（压拼状态）导角长度（展开）3.2.4螺旋弹簧的校验在轴载达到某一阈值时，高径比

b大的压缩弹簧会产生横向弯曲，从而失去稳定性。要想保证弹簧能正常实现预期的功能，弹簧的高径比b要满足：。由公式（3-26）可知符合稳定性的要求。强度验算：由于本设计的弹簧是受循环载荷的重要弹簧所以应进行除稳定性外，螺旋弹簧还需进行疲劳强度验算，由公式：安全系数（3-27）其中，τ0τmax——最大工作载荷所产生的最大切应力，；τmin——最小工作载荷所产生的最小切应力，；Sp——许用安全系数，当弹簧材料试验精确度高时，；当其低时，；这里取。由公式3.34可知S=2.24，符合设计要求。

第4章减振器参数的确定4.1主要性能参数的确定4.1.1相对阻尼系数Ψ的确定图4-1减震器F-u特性阻尼阀开启前阻尼系数

F与振动速度

v的关系如下所示：（4-1）图4-1所示为减振器的阻力——速度特性，该图具有如下特点：F-u特性由压缩行程和扩展行程的直线线段特所组成，分别在两段中占据了四个近似直线段，轻型载货汽车的减震器缓冲区的阻尼系数ζ=F/u是每条特性曲线段的斜率，因此，该缓冲装置应有四个不同的斜率，通常情况下除特殊规定以外，缓冲装置的阻尼系数应该是打开减震器卸载阀之前的系数值。减震器通过车体的垂向振动能量而控制车辆的振动[11]。减震器装车后的基本参数一般用相对阻尼系数表示[12]。通常压缩行程的σ=Fy/Uy轻型载货汽车的缓冲装置的振动形式是周期衰减型振动，取相对阻尼系数Ψ为其单位，评定振动衰减速度[13]。Ψ的表达公式如下：（4-2）其中，c——系统垂直刚度，取266；——货车的悬架系统的弹簧上的载重质量经过上式证明，不相同的刚度、扭向质量的货车悬架系统在相匹配时，其Ψ物理意义不同。数值大时，能迅速降低路面振动，在一定程度上提高汽车路面冲击力；压缩行程相对衰减系数小，拉伸行程大；这两者有联系。即ΨY=0.25~0.35SΨ。在设计中，现选用SΨ和ΨY之间的均值Ψ。就无内部能量消耗的弹性元件悬挂而言，通常运用内耗系数法计算。对于货车在路况较差的路面行驶时，应取较大值，一般取Ψ4.1.2减振器阻尼系数的确定阻尼系数δ=2Ψc/m，由于不同车型的悬挂的导向机构不同，其杠杆比也会不同，悬挂的这类数值应（4-3）其中，k——杠杆比；由公式（4-4）可知其中，α为安装角（减震器上），取α=所以，由公式（4-5）可知4.1.3最大卸荷力F0的确定当减震器的缓冲活塞振动速度达到固定阀值时，卸载阀被冲击吸收器开启以达到减小冲击吸收力的目的把活塞速度称为卸载速度Vx，一般为0.15~0.3m/s，（4-6）其中，A——车身的振幅，在-40mm~+40mm之间；ω——轻型载货汽车的悬架的固有频率。当拉力冲程衰减系数δs最大时，（4-7）可知4.2筒式减振器主要尺寸参数的确定筒式减震器可分为双筒式、单筒式，其中以双筒式应用最多[14]。从根本上讲，使用最大卸载力F0和允许气缸压力P可以得到圆筒型缓冲装置的工作筒径D。以下定义表达式（4-8）其中，P——减震器液压缸内所允许的极限压力，取3至4Mpa；λ——减震器活塞的连杆的直径与Ｄ之比值，对于双筒式减震器，取λ=0.4~0.5；计算出D后，根据标准缸将径圆整为20、30、40、50、60mm，由公式（4-8）可知圆整后取D=60mm，储油筒直径Dc=1.35~1.5

第5章导向机构的设计5.1导向机构的布置参数5.1.1麦弗逊式独立悬架的侧倾中心如图5-1所示，麦式立悬挂的侧倾中心。由悬挂与主体之间的固定联接点

E画出活塞杆运动方向的垂直直线，从下侧延伸出十字臂线。二线交点为

P，连接线配置于车辆两轴上

P点与

N点之间。图5-1麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定各数据为：α=2其侧倾中心高度定义公式形式如下：（5-1）其中，（5-2）代入子式（5-1）得受轮距变化限制，前悬挂的不得超过150毫米。前轮载荷变化程度必须尽量减少因为前轮驱动汽车中作为传动轴的前轮轴，其轴荷较大。所以，在独立悬挂系统中，前悬的：0~120

mm，后悬的：80~150

mm。46mm为本章导向机构设计的前悬侧倾中心高度，根据《汽车工程手册》，该结果符合设计要求。5.1.2侧倾轴线独立悬挂前、后轮中心线为侧倾轴，基本平行于地面，且必须尽可能高。这种平行化，是指使前后车轴载荷变化，以保证空挡特性中性，并在允许的范围内限制车身的横摇。5.1.3纵倾中心如图5-2所示O是纵倾中心，悬架纵倾中心可从E点作前悬挂中的减振器的运动方向的垂线。垂直线和横臂轴

D正交延长线相交于点O。图5-2麦弗逊式独立悬架的纵倾中心5.2麦弗逊式悬架导向机构设计5.2.1导向机构受力分析图5-3麦弗逊式悬架受力简图分析，横向力作用于导向套上，上图中尺寸关系式如下：（5-2）其中，0.5倍前轴簧下质量与F（前轮静载荷）之差即为F1横向力越大F3，作用在导套上的摩擦力与驾驶员的乘坐舒适性呈负相关关系。导套和活塞表面采用耐磨材料和特殊工艺以降低构件之间的摩擦，增加机构的平顺性。根据式（5-2），为了减小力F3。C和B的几何尺寸越大越能达到设计要求，还可以通过减少A的几何尺寸来达到同样的效果，增加尺寸

BC，按顺序增加被占用的空间。布置起来比较困难；减小尺寸可通过增大减振器轴线倾角的方法。G点被移除之后，主销轴和缓冲轴不再平行。在不改变轴线且G点常延伸至轮毂内部的情况下，不仅能缩短尺寸a，还能使主销偏移量变小或变负，以5.2.2摆臂轴线布置方式的选择图5-4γ角变化示意图悬架摇臂轴线与主销后倾角的匹配关系影响到整个车体的平稳性。在图5-4中，点C是悬挂纵体的瞬时车身跳动运动中心。静力平衡状态下，摆动臂轴的反角β值等于脚轮角时，挥杆臂轴垂直于主销轴，而销轴则无限制地与瞬间运动中心相交，利用悬挂臂水平移动。所以λ0的值保持不变。-如果-β和λ0的匹配和瞬时运动中心

C在前轮后交叉(图5-4

A)，当-β和λ0相等时，λ0匹配和瞬时运动中心

C在前轮前交叉(图5-4

B)，从而进入悬架压缩行程。压缩行程的λ0角度倾向于减小。考虑到在悬吊式压缩行程趋于增大时，5.2.3摆臂长度的确定根据麦弗逊式悬架“取不同值”时的悬架运动特性曲线。可以得出一下结论，随着摆臂的增加，在车轮轮跳时其轮距变化幅度不大，有利于保护轮胎。在主销中，内倾角γ、外倾角δ、后倾角λ、Bγ其四者的变化规律是相同的，为改善轻型载货汽车的操纵稳定性，其前悬架的摆臂长度与前轮定位角的变化幅度应成负相关的关系基于这一原理，摆臂长度应尽量延长。为了减小车身的侧倾角，有的汽车还装有横向稳定杆[15]。

结论本设计主要是根据货车悬架的工作原理对悬架弹性元件（前悬的螺旋弹簧和后悬的板簧）的主要参数、减震器主要参数的确定如阻尼计算、各个机构的类型的选择。最