汽车设计（悬架部分） - 图文

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前 言

本小组程设计的课题是悬架的设计。在选择车型时我们参考以下几个要求：可靠，坚固，耐用，使用成本较低，油耗处于国内中等水平，为当前主流技术水平，车型新颖等等。所以，悬架的设计宜选用成熟技术，零部件，彻底的贯彻“三化”原则，较为合理的成本控制。选择参考车型为日产NV200。

悬架是现代汽车的重要组成部分之一。因而悬架设计成功与否，极大的影响汽车的操纵稳定性和平顺性，对整车性能有着重要的影响。在汽车市场竞争日益加剧的今天，人们对汽车的性能的认识更多的靠更为直接的感观感受，而这种感官感受都是由汽车悬架传递给驾驶者的，人们对汽车悬架的设计也是越来越重视。

因此，对汽车操纵稳定性﹑平顺性的提升成为了各大汽车厂商的共识。与此关系密切的悬架系统也被不断改进，主动半主动悬架等具有反馈的电控系统在高端车辆上的应用日趋广泛。无论定位高端市场，还是普通家庭的经济型轿车， 没有哪个厂家敢忽视悬架系统及其在整车中的作用。这一切，都是因为悬架系统对乘员的主观感受密切联系。悬架系统的优劣，乘员在车上可以马上感受到。

现在悬架的设计也是国内汽车厂商一个重要提升的方向。以前对汽车的要求相对较低，国人更注重外观和汽车配置方面的要求，因此对汽车悬架的概念及要求并没有很高的要求。随着现在人们对汽车操纵稳定性﹑平顺性越来越重视，人们不仅需要一辆好看配置高的车，更需要一辆好开乘坐舒适的车。因此现在国内出现很多汽车厂商将新汽车的悬架设计及调校交给国外一些有实力汽车厂商，这也实实在在的提升了自身车型的市场竞争力，不过从另一方面也反映出国内悬架设计及调校所存在的问题，也使我们知道悬架设计的重要性，从而让我们对汽车悬架设计更加重视。

悬架从无到有，是人们对汽车稳定性﹑平顺性不断追求下诞生。悬架从简单到复杂，是人们对更高的汽车稳定性﹑平顺性和操纵稳定性的不断追求。所以对悬架设计的重视，就能使整车性能得以提升，从而提高车型的竞争力，赢得更好的表现。

而悬架设计涉及到部件与整体的关系。一句话：整体离不开部件，部件也成不了整体。整体可以提供部件提供不了的功能，反过来部件又对整体有着重要影响。

正因为悬架在现代汽车上的重要重要作用，应该重视汽车悬架的设计。只有认真，严谨的设计才能确保其与整车的完美匹配。而要做到这一点，就必须，查阅大量相关书籍，图册，行业和国家标准。

这些是对我们这些将来要从事汽车设计，制造工作的工科出身的大学生的必须经历的一个必不可少的训练。没有经过严格的训练的洗礼，是不可能具备这种专业精神和素质的。通过这样的设计让我们对汽车整体及局部有更好更深的认识，使我们在今后的学习及工作道路上有更好的适应性，从而提高自身实力。

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车型 满载 前轴 乘用车 发动机前置 Nv200

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空载 后轴 40%~53% 50% 前轴 56%~66% 56% 后轴 34%~44% 44% 47%~60% 50% 安徽工程大学07级

汽车质量参数

整车整备质量m0=1290Kg 汽车总质量ma

ma?m0?65n?an(参考《汽车设计》选择a=10）故ma?1290?65?5?10?5?1665kg

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目录

前言----------------------------------------------------------------------------------------------------------1 参考汽车参数----------------------------------------------------------------------------------------------2 第一章 悬架系统的功用组成及设计要求----------------------------------------7 1.1功用-------------------------------------------------------------------7 1.2组成-------------------------------------------------------------------7 1.3设计要求---------------------------------------------------------------9 第二章 悬架的类型及其特点--------------------------------------------------10 2.1 非独立悬架的类型及特点------------------------------------------------10 2.1.1 非独立悬架的分类---------------------------------------------------10 2.1.2 非独立悬架的总体特点-----------------------------------------------11 2.2 独立悬架的类型及特点--------------------------------------------------11 2.2.1 独立悬架的分类-----------------------------------------------------11 2.2.2 独立悬架的总体特点-------------------------------------------------14 第三章 悬架形式的选择------------------------------------------------------15 3.1 总 评-----------------------------------------------------------------15 3.2 前后悬架的确定-------------------------------------------------------15 3.2.1 前独立悬架的选择---------------------------------------------------15 3.2.2 后悬架的选择-------------------------------------------------------16 第四章悬架主要参数的确定---------------------------------------------------18 4.1影响平顺性的参数-------------------------------------------------------18 4.1.1 悬架的弹性特性和工作行程-------------------------------------------18 4.1.2悬架的阻尼特性------------------------------------------------------19 4.1.3.悬架的非簧载质量---------------------------------------------------20 4.2影响操纵稳定性的参数主要考虑悬架的侧倾中心和侧倾角刚度。---------------20 4.2.1.侧倾中心-----------------------------------------------------------20 4.2.2.侧倾角刚度---------------------------------------------------------21 4.3 影响纵向稳定性的参数-------------------------------------------------23 第五章 前悬架的设计技算----------------------------------------------------25

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5.1.前悬架螺旋弹簧的设计计算----------------------------------------------25 5.1.1.前悬架静、动挠度和螺旋弹簧静、动挠度的关系-------------------------25 5.2..螺旋弹簧基本参数的选择-----------------------------------------------25 5.3螺旋弹簧端部形状和材料的选择------------------------------------------26 5-4.螺旋弹簧强度校核-----------------------------------------------------26 第六章 后悬架的设计计算---------------------------------------------------28 6.1 弹性元件的选择-------------------------------------------------------28 6.2 钢板弹簧参数的设计计算-----------------------------------------------29 6.2.1初选满载弧高-------------------------------------------------------29 6.2.2 各片长度的确定----------------------------------------------------29 6.2.3 断面高度及片数的确定----------------------------------------------29 6.2.4 厚度的确定--------------------------------------------------------30 6.2.5 钢板弹簧总成在自由状态下得弧高及其曲率半径------------------------30 6.3 钢板弹簧的强度校验---------------------------------------------------31 6.3.1 驱动时，后板簧承受的最大载荷时，前半段出现的最大应力--------------31 6.3.2 板簧自由振动频率--------------------------------------------------31 第七章独立悬架导向机构的设计----------------------------------------------32 7.1.设计要求-------------------------------------------------------------32 7.2 前轮定位参数与主销轴的布置------------------------------------------32 7.2.1.主销偏移距--------------------------------------------------------32 7.2.2 四个前轮定位参数的初步选取----------------------------------------32 7.2.3麦弗逊悬架受力情况与螺旋弹簧斜置-----------------------------------32 7.3 横臂轴的选型与布置---------------------------------------------------35 7.3.1.导向机构横臂轴的选型----------------------------------------------35 7.3.2.导向机构横臂轴的布置方式------------------------------------------36 第八章 减振器的设计------------------------------------------------------39 8.1 减振器相对阻尼系数?-------------------------------------------------39 8.2 减振器阻尼系数d 的确定-----------------------------------------------40 8.3 最大卸荷力F0 的确定---------------------------------------------------41 8.4 筒式减振器工作缸直径D的确定------------------------------------------42

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第九章 横向稳定器的作用和设计-------------------------------------------43 9.1. 横向稳定器的作用---------------------------------------------------43 9.2横向稳定杆的设计-----------------------------------------------------44 小结--------------------------------------------------------------------46 参考文献-----------------------------------------------------------------47

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第一章 悬架系统的功用组成及设计要求

1.1功用

悬架，其名源于西方。在英语里悬架系统对应的是单词――Suspension.顾名思义，它是将车轮通过弹簧连接在车体上，并与其它部件构成可动的机构。

悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接装置的总称。 1.传递它们之间一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 2.缓和，抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车 良好的平顺性，操纵稳定性。 3.迅速衰减车身和车桥的振动。

悬架系统的在汽车上所起到的这几个功用是紧密相连的。要想迅速的衰减振动、冲击，乘坐舒服，就应该降低悬架刚度。但这样，又会降低整车的操纵稳定性。必须找到一个平衡点，即保证操纵稳定性的优良，又能具备较好的平顺性。

悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。

1.2组成

现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式，种类，会因不同的公司和设计单位，而有不同形式。

但是，悬架系统一般由弹性元件、减振器和传力装置,部缓冲块、横向稳定器等几部分组成等(如图1-1所示）。

它们分别起到缓冲、减振 、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用。

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弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。

减振器是为了加速衰减由于弹性系统引起的振动，减振器有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。 导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。

现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，也就是说汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。20世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身

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姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。

1.3设计要求

1）保证汽车有良好的行驶平顺性。 2）具有合适的衰减振动能力。 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；转弯时车身侧倾角要合适。

5）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。

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第二章 悬架的类型及其特点

汽车的悬架从大的方面来看，可以分为两类：非独立悬架和独立悬架系统。 2.1 非独立悬架的类型及特点

图2-1

非独立悬架前部与车身或车架铰接，后端则通过吊耳或滑板连接在车身或车架之上。减振器上端于车身或车架铰接，下端铰接与车桥。图3-1是非独立悬架的示意图。

2.1.1 非独立悬架的分类 ⒈钢板弹簧式非独立悬架

在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件。这种形式的悬架技术成熟，结构简单，成本低廉。

广泛应用于货车的前、后悬架中。也常见于中低挡的确乘用车辆的后悬架。 它中部用U型螺栓将钢板弹簧固定在车桥上。悬架前端为固定铰链，也叫死吊耳。它由钢板弹簧销钉将钢板弹簧前端卷耳部与钢板弹簧前支架连接在一起，前端卷耳孔中为减少摩损装有衬套。后端卷耳通过钢板弹簧吊耳销与后端吊耳与吊耳架相连，后端可以自由摆动，形成活动吊耳。当车架受到冲击弹簧变形时两卷耳之间的距离有变化的可能。

为了提高汽车的平顺性，有些轻型货车采用主簧下加装副簧，实现渐变刚度钢板弹簧。如南京汽车工业公司引进的依维柯后悬架。其主簧由厚度为9mm的4片（或3片）和副簧厚度为15mm的2片（或3片）组成几种车型渐变刚度钢板弹簧。

⒉螺旋弹簧非独立悬架

因为螺旋弹簧作为弹性元件，只能承受垂直载荷，所以其悬架系统要加设导

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向机构和减振器。

⒊空气弹簧非独立悬架

空气弹簧只承受垂直载荷，因而必加设减振器，其纵向力和横向力及其力矩由悬架中的纵向推力杆和横向推力杆来传递。

对于轿车要求在好路上降低车身高度，提高车速行驶；在坏路上提高车身，可以增大通过能力。因而要求车身高度随使用要求可以调节。空气弹簧非独立悬架可以满足要求。

2.1.2 非独立悬架的总体特点 优点：

1.结构简单、成本低廉，易于维护，对汽车厂家比较有利，

2.承载能力强，钢板弹簧做弹性元件的非独立悬架，可承载达几十吨的负荷。中、重载车辆常常采用非独立悬架。 缺点：

1.由于是用一根杆件直接刚性地连接在两侧车轮上，一侧车轮受到的冲击、振动必然要影响另一侧车轮。操纵稳定性、平顺性不理想。.

2.由于左右两侧车轮的互相影响，容易影响车身的稳定性，在转向的时,侧倾较大，容易侧翻。 2.2 独立悬架的类型及特点

图2-2

独立悬架的车轴分成两段（如图2-2），每只车轮用螺旋弹簧独立地，弹性地连接安装在车架(或车身)下面，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。 2.2.1 独立悬架的分类

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现在，前悬架基本上都采用独立悬架系统，最常见的有双横臂式和滑柱摆臂式（又称麦弗逊式）。 ⒈双横臂式

工作原理：由上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可

使车轮和主销的角度及轮距变化不大

图2-3双横臂式独立前悬架

这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成A字形或V字形，V形臂的上下2个V形摆臂以一定的距离，分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。

优点：结构比较复杂，但经久耐用，同时减振器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型﹑小型货车的前桥。

缺点：因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。

⒉麦弗逊式（滑柱连杆式）

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图2-4麦弗逊式独立前悬架

工作原理：这种悬架目前在轿车中采用很多。这种悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。

这种悬架将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承，允许滑柱上端作少许角位移。内侧空间大，有利于发动机布置，并降低车子的重心。

车轮上下运动时，主销轴线的角度会有变化，这是因为减振器下端支点随横摆臂摆动。以上问题可通过调整杆系设计布置合理得到解决。

图2-5 奥迪100型轿车弗逊式前悬架

麦弗逊独立悬架的特点： 优点：

技术成熟，结构紧凑，响应速度快，占用空间少，便于装车及整车布局，多

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用于中低档乘用车的前桥。 缺点：

由于结构过于简单，刚度小，稳定性较差，转弯侧倾明显，必须加装横向稳定器，加强刚度。 2.2.2 独立悬架的总体特点 优点：

（1）发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使之结构紧凑。 （2） 允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。

（3）非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。 缺点：

（1）由于在转向时由于受离心力的作用内侧车轮要比外侧车轮受到的力大得多，极端情况下，是危险区域

（2）某些特殊情况下(如转速过快、侧向风较大、路况较差等)，侧倾较大，乘员感到不适。

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第三章 悬架形式的选择

3.1 总 评

通过上一章的分析，比较，可以知道当前汽车悬架的前沿技术是带反馈的闭环自控 悬架系统统。比如，主动，半主动悬架系统，已经在一些高档轿车上得以应用。

普通乘用车所使用的仍旧是传统的机械式的悬架系统，发展趋势是，四轮全部采用独立悬架系统。目前，乘用车上应用的悬架系统，五花八门，全部采用非独立，全部独立，抑或是将二者结合，这主要源于汽车厂商的不同市场定位，市场策略。

不管在一辆车上采用何种技术对比，目的只有一个--提供一台操纵稳定性，平顺性，舒适性兼顾的车子。

以尽可能低的成本制造出技术性能尽可能好的产品是每一个汽车设计人员的最大追求。这也是与车场利益相吻合的。

这次我的课程设计课题是汽车车悬架系统的设计，选的车型是日产的nv200，由于本车总成本在7-10万人民币，这个区位的汽车市场，集中了大量车型，竞争激烈。为了增强本车的市场竞争力，在保持各项技术达标的前提下，应尽可能的压缩成本。

虽然，采用四轮全独立悬架的轿车操纵稳定性，平顺性及舒适性都比较理想。从设计角度来讲，倾向于采用。但是，相对来说，总成本比较高，不适和本车的实际情况。

出于综合考虑，经过慎重思考，选定了本车的悬架系统：前独立悬架+后整体式悬架。 3.2 前后悬架的确定 3.2.1 前独立悬架的选择

通过前一章的分析、对比，认为，到滑柱连杆式独立前悬比较适合本车的设

计要求。因为,它既能很好的满足舒适性的要求,又能使车辆的技术指标符合设计任务的规定.所以,前悬决定选用麦弗逊式独立前悬架。麦克弗逊悬架是以福特汽车公司的工程师 Earle S. McPherson 的名字命名的。

麦克弗逊悬架是以福特汽车公司的工程师Earle S. McPherson 的名字命名

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的。典型的结构如图3-1 所示。麦弗逊悬架相对双横臂悬架而言，它不仅简化了结构，减小空间，有利于车身前 部地板的构造和发动机布置，这一点在用于紧凑型轿车的前悬架时，具有无可比拟的 优势。麦弗逊悬架的另外一些优点包括：铰接点的数目较少；上下铰点与车轮接地点 之间的距离较小，这对减小铰点处的受力有利；弹簧行程较大、另外，当车轮跳动时， 其轮距、前束及车轮外倾角等均改变不大，减轻了轮胎的磨损，也使汽车具有良好的 行驶稳定性。

图 3-1 麦克弗逊式前

悬架结构简图

3.2.2 后悬架的选择

为了有效的降低本车的制造，使用,维护,购买的成本。后悬架决定采用普通的钢板弹簧整体式悬架(如图3-2所示)。虽然,普通钢板弹簧式非独立后悬架在乘用车上来看,技术不够先进,平顺性也没独立悬架优良,但是它可以合理的照顾整车成本,寿命长且使用期间维护简单,成本低，坚固,可靠，耐用。

如此，既可兼顾技术的主流性，易于被客户接受,又可降低制造成本，增强市场竞争力。

毕竟，就目前的形势来说，国产车在与国外巨头竞争中，手中的牌不多，价格是最为有效和杀伤力的一张。只有用好这张牌，才有可能在不远的将来打一个漂亮的防守反攻。最终使民族品牌成为国内乃至全球的强势汽车品牌。

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图 3-2 纵置钢板弹簧非独立

悬架结构简图

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第四章悬架主要参数的确定

4.1影响平顺性的参数

4.1.1 悬架的弹性特性和工作行程

对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数???????ab =0.8 ~ 1.2，因而可以近似地认为e =1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频n1 ，n2表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，n1约为1 —1.3Hz(60 — 80次/ min）， n2约为1.17 ~ 1.5Hz 非常接近人体步行时的自然频率。载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为1.3Hz ，后悬架则可能超过1.5Hz 。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为 n1/n2 = 0.85 ~ 0.95。具体的偏频选取可参考表4-2： 表4-1 汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度

满载时偏频 n / Hz 满载时静挠度 fc / cm 满载时动挠度 fd / cm 车型 空载 n 1.0-1.45Hz 满载 n 1.17~1.58Hz fc1 6~11 fc 2 5~9 fd1 6~9 fd2 6~8 载货汽车

由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：

n1 =1.4Hz， n2 = 1.5Hz 所以n1 /n2 =1.4 / 1.5 = 0.93，满足要求。 当???1时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率n1、n2 与其相应的悬架 刚度Cs1 和Cs2 以及悬挂质量ms1 和ms2 之间有如下关系：

1n1?2?1n2?2?Cs1?ms1Cs2ms2

gCs1??Gs1??gCs2??Gs2??

式中 g ——重力加速度，g = 9810mm/s 2；

Cs1 ,Cs2 ——前、后悬架刚度，N / mm；

s1

G ,Gs2 ——前、后悬架簧载重力，N 。

为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量ms1 和ms2 。而

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ms1 和ms2 可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。即：

ms1=1/2(m前轮轴荷-m前轮非簧载质量）

ms2=1/2(m后轮轴荷-m后轮非簧载质量） （式4-5）

为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。 将数据代入式4-5 得出：

ms1=1/2(0.645t-0.05t)=0.2975t Ms2=1/2(0.645-0.1t)=0.2725t

将计算所得的 ms1 和ms2 代入式4-4，得到： 前、后悬架的刚度分别为：

Cs1 =23 N/ mm； Cs2 =24.2 N /mm。

由于悬架的静挠度 fc ??ms g/Cs ，因而式4-4 又可表达为：

15.76?fc1???15.76?n2?fc2?? n1?式中 f1c , f2c 的单位为mm。

所以 由式4-6 求出前、后悬架的静挠度分别为：fc1 = 126.9mm fc2 = 110.5mm。 悬架的动挠度fd 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1/ 3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车 fd /fc 的值应不小于0.5，大客车应不小于0.75，载货汽车1.0。所以选取货车前后悬架的动挠度等于静挠度， 即fd1 =0.5fc1 =63.45 mm fd2 =0.5fc2 =55.25mm。 此时悬架总的工作行程即静挠度 fc 和动挠度fd 之和等于： f1 =190mm，f2 =166mm 4.1.2悬架的阻尼特性

当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续

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很长的时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。

对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧—质量—阻尼系统，可用相对阻尼比?来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。 相对阻尼比可表达为：??式中 Cs ——弹簧刚度； ms ——悬挂部分的质量。

上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数k 有关外，也与悬架的刚度及悬挂 质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻尼比如表4-2

表4-2汽车悬架的偏频及相对阻尼比

k

2Csms 钢制弹簧 轿车 前悬架 后悬架 1.2 0.2 货车

偏频n ? 前悬架 1.3 0.4 后悬架 1.5 0.3 1.0 0.4 4.1.3.悬架的非簧载质量

前悬架为麦弗逊独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量等；后悬架为 纵置钢板弹簧非独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量以及连接左右车轮的从动桥的整个刚性梁，包括主减速器、差速器以及半轴的质量，还有传动轴的部分质量。由上述的分析中，已知了悬架的非簧载质量取为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。

4.2影响操纵稳定性的参数主要考虑悬架的侧倾中心和侧倾角刚度。 4.2.1.侧倾中心

取车身的质心高度为40%车身高度=74cm。

根据SAE J670e 的定义，侧倾中心为通过左右车轮中心的垂直横断面上的一点，

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在该点向悬挂质量上施加一个横向作用力不会引起悬架的侧倾变形。

侧倾中心的高度变化实质上并不改变由悬挂质量离心力以及侧倾后质心偏移所 带来的轮荷转移量，它改变的是在轮荷转移过程中侧倾力矩的大小和由弹性元件、传力杆系所分担的力的比例。侧倾中心越高，则侧倾力矩越小；在一定侧倾角刚度下车身的侧倾角越小，由弹簧及横向稳定杆传递的力越小，而由传力杆系所传递的力就越大，反之亦然。独立悬架的侧倾中心太高的话可能导致车轮跳动时轮距变化过大，加剧轮胎磨损。综合考虑以上因素，选取悬架的侧倾中心高度为74cm。

4.2.2.侧倾角刚度

1.前悬架麦弗逊悬架的侧倾角刚度c?

根据总体设计要求在侧倾惯性力等于0.4 倍车重时，货车车身侧倾角不超过 60 -70。首先绘图画出前悬架侧倾时的侧倾中心，如图4-2：

图 4-2 麦弗逊式悬架侧倾角刚度图

作过减振器的上支点做减振器中心线的垂线，延长转向节的下支点和下摆臂的端点的连线，从而使其与前一条线相交，交点为M，N，将M，N 点分别与两边轮胎的接地点连接，从而与汽车的侧倾中心线相交一点O，此O 点即为汽车的侧倾中心。而麦弗逊悬架的侧倾角刚度通过下式可求出：

?ms? C??2Cs??n??

2

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其中d 和a 可以通过几何关系求出:

?1??1?m??B1??6002???1490??6002?956.57

?2??2?22有下文导向机构的设计中，可以知道s ??715mm，n ?1032mm。 将上述数据代入式4-8，得到麦弗逊悬架的侧倾角刚度为：

715?956.572?ms?C??2Cs???2?23?()?2.02?107 Nmm

1032?n?2.后悬架钢板弹簧的侧倾角刚度c?? c??2dm12?csq d?2同样地，首先绘出钢板弹簧悬架在侧倾时的侧倾中心示意图，如图4-3。 式中 M ——悬架抵抗侧倾的弹性恢复力矩，它与车身所受侧倾力矩等值异号； cs ——钢板弹簧垂直刚度； q ——两侧钢板弹簧的中心距。

图 4-3 非独立悬架侧倾中心示意图

前面已经求出钢板弹簧的垂直刚度为cs ??214.58N/mm；；两侧钢板弹簧的中心距为：q =1200mm；代入上式求出钢板弹簧的侧倾角刚度为：

c??11csq2?214.58?12002?1.54?108 22

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3，验证侧倾角刚度的可靠性

在确定悬架的侧倾角刚度时，应当使前、后悬架的侧倾角刚度之和c???c??? ?足够大，以保证汽车转弯行驶时车身的侧倾角不致过大，通常在0.4g 横向加速度下车身侧倾角应小于6o

这里假设汽车的悬架质量ms由两部分组成，即位于前悬架上的质点ms1和位于后悬架上的质点ms2，ms1 和ms2 的分配及位置刚好符合ms 质心位置,ms1 和ms2 之间通过无质量，扭转刚度无限大的纵向平面连接以保证有同样的侧倾角?。这样在横向加速度ay作用下，离心力 Ms1?ms1ay和 Ms2?ms2ay，分别向前、后悬架的侧倾中心处简化得Ms1?ms1ayd1和Ms2?ms2ayd2

6 2 3 1 0?2.代入数据得到， Ms1?ms1ayd?9.?8956.?571?595?0.4

Ms2?ms2ayd2?545?0.4?9.8?735?3.555?106

Ms1?Ms22.488?106?3.555?106??所以，总的侧倾角为?? ??0.0256?1.47?678c?s1?c?s28.27?10?1.54?10可见，刚度满足侧倾角要求。

4.3 影响纵向稳定性的参数

汽车在制动或加速行驶时，由于惯性力的作用会造成轴荷转移，并伴随前、后

悬架的变形，表现为制动时的“抬头抬尾”和驱动加速时的“仰头垂尾”现象。悬架设计时应考虑采取相应的措施减小或消除制动及驱动时悬架的变形。 4.3.1.前、后悬架纵倾中心

前悬架：麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由E 点做减振器运动方向的垂直线。 该垂直线与横臂轴D 延长线的交点O 即为纵倾中心，如图4-4 所示： 后悬架：纵置钢板弹簧非独立悬架结构，纵倾中心近似位于钢板弹簧前卷耳中心 O2 处，如图4-5 所示。

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图4-4 麦弗逊式独立悬架的纵倾中心

2，抗制动纵倾性（抗制动前俯角）

抗制动纵倾性可使制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有在 前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥（轴）之间时，这一性能才能实现，如图4-5 所示。

第五章 前悬架的设计技算

5.1.前悬架螺旋弹簧的设计计算

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5.1.1.前悬架静、动挠度和螺旋弹簧静、动挠度的关系

麦弗逊悬架在振动时，由于弹簧与车体并不垂直，所以悬架的静挠度并不等于螺 旋弹簧的静挠度。可以通过振动时螺旋弹簧位置的改变来寻找几何关系根据已知的悬 架静挠度来求出螺旋弹簧的静挠度，如图 4-8 所示： 图中 fc ——前悬架的静挠度，已知fc =126.9mm； fc1——螺旋弹簧的静挠度。 由图中的几何关系可以到下式 解三角形 ABC:

4002?126.92??(400?f2cos4?c)2?400?126.9 ----------------(式5-1) fc1?126.4mm

图4-8 前悬架振动示意图

同理，可以求出螺旋弹簧的动挠度为： fd1 = 0.5fc1 = 63.2mm 5.2..螺旋弹簧基本参数的选择

(1) 弹簧中径D 和钢丝直径d: 初步取 D=90mm d =10mm。 (2) 工作圈数i 可按下式求得：

i?Gd4 8cD3----------------(式5-2)

式中 G ——弹簧材料的剪切弹性模量，取G?8.3?104MPa;；

c ——螺旋弹簧刚度。

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对于螺旋弹簧的刚度可以由螺旋弹簧的静挠度反求出,因为fc=126.4解得n=1.4 故可求出螺旋弹簧刚度为c=23N/mm，将数据带入5-2解得：i=6圈 (3) 弹簧的刚度、动静挠度

由上面的分析，已知了弹簧的刚度为c = 23N / mm，弹簧的动、静挠度为： fc1 =126.4mm fd1 =63.2mm 5.3螺旋弹簧端部形状和材料的选择

首先，采用弹性特性为线性的等节距螺旋弹簧，由于钢丝直径d =10mm， 所以在热处理工艺上需要成形后淬火并回火，即热成形弹簧。在端部形状的选择上采取两端碾细的端部结构，这种结构节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以去任意值，不必限于整数。

螺旋弹簧材料的选择可参考下表5-1

表4-4 部分弹簧钢种在汽车上的应用

弹簧65、70 、85 55Si2Mn 55SiMnB 55SiMnVB 60SiMn 60SiMnA 55CrMnA 60CrMnA 50CrVA 60Si2CrVA 这里选用弹簧的材料为： 5-4.螺旋弹簧强度校核

应用 汽车板簧、圆形螺旋弹簧、<12mm 的小型弹 簧 用作<25mm 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 汽车板簧、螺旋弹簧、气缸阀簧 <50mm 的螺旋弹簧和钢板弹簧 阀门弹簧、活塞弹簧、安全阀弹簧 fc1Gd螺旋弹簧的扭转应力可以表示为： ?c?

?D2ifd1Gd动载荷下的扭转应力表示为： ?d?

?D2i将已知数据代入上式，其中动、静挠度fc1 = 126.9mm fd1=63.45 mm剪切弹性模量：G = 8.3×104MPa，螺旋弹簧中径：D=120mm，钢丝直径：d =18mm，工作圈数为：i = 8圈。

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126.9?8.3?104?10解得?c??690N

??902?663.45?8.3?104?10 ?d??345.1N 2??90?6选取弹簧许用扭转应力时，应根据悬架结构型式和工作特点来确定，一般推荐满 载需用扭转应力为500 ~ 700MPa ，弹簧最大扭转应力在980 ~ 1078MPa 范围内。可见这里计算所得的扭转应力?c=419.2MPa <700 MPa，?d=345.1<980MPa 故强度可靠。

第六章 后悬架的设计计算

6.1 弹性元件的选择

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本车后悬架决定采用钢板弹簧作为弹性元件的非独立悬架。钢板弹簧即是后悬架的弹性元件，又起到导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。

钢板弹簧是这种形式非独立悬架的最重要的部件。钢板弹簧一般选用 60Si2Mn 6.1.1 加工要求：

热轧弹簧钢加热成形，而后淬火﹑回火，还要经过实效处理，以消除内应力。

§6.1.2材料的参数：

弯曲应力： ?P?445MPa , G?79?10 ， 弹性模量： E?206?10 使用温度： ?40?200C033

剪切应力：?b?1569MPa -------据《机械零件设计手册》

大都是专业的钢铁公司轧制，装配好，以钢板弹簧总成的形式出现。 钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金材料的弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。如图下右侧所示。钢板弹簧3的第一片（最长的一片）称为主片，其两端弯成卷耳1，内装青铜或塑料或橡胶。粉沫冶金、制成的衬套，用弹簧销与固定在车架上的支架、或吊耳作铰链连接。钢板弹簧的中间用U形螺栓与后桥固定。

1-卷耳 2-弹簧夹 3-钢板弹簧主片 4-中心螺栓

图6-1

中心螺栓4用来连接各弹簧片，并保证各片的装配时的相对位置。中心螺栓到两端卷耳中心的距离可以相等，也可以不相等如下图所示。为了增加主片卷耳的强度，将第二片末端也弯成半卷耳，包在主片卷耳和外面，且留有较大的间隙，使得弹簧在变形时，各片间有相对滑动的可能。

6.2 钢板弹簧参数的设计计算

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6.2.1初选满载弧高

满载弧同fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间的最大高度差（图6-2）. fa用来保证汽车具有给定的高度 当fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作 ，为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度(P181)值，常fa=10~20mm。

初选满载弧高fa?20 mm

6.2.2 各片长度的确定

乘用车钢板弹簧主片长度L＝（0.40－0.55）轴距

初选 L=0.43?轴距?0.43?2725mm?1172mm；

依靠作图法求其余各片长度（如图所示）。

?h3i 图6-2（作图法定各片长度）

得L2?920 mm , L3=720 mm , L4?580 mm

L为主片长度

6.2.3 断面高度及片数的确定 （1）钢板断面宽度b的确定：

根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J0 钢板的垂直刚度：cFw645?9.8Na?f?mm?57.2N/mm c60U型螺栓中心距：S＝76 mm （ U型螺旋中心距） 求?：（?为挠度增大系数）

n1..........与主片长度相等的片数n0..........总片数

??n1n?1,04??1.5(1.04?0.5?)?1.5? 1.04?(1?11.154)E=206?103 N/mm3（弹性模量） 取k＝0.5 总惯性矩J0：

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J?[(L?kS)3c?]048E?[(1172?0.5?76)3?57.2?1.15]48?206?103

?9701.2钢板弹簧总截面系数w0

wFw(L-ks)0?4??w??6321?(1172?0.5?76)4?500

?3584 取 w0?3584 计算钢板弹簧的平均厚度hp

hJ02p?2W??9701.2?5.4mm 03584?hp?h'p?5.4mm,?hp?5mm ?bh＝6?10取值 ?取b＝8 求得b＝40mm php

6.2.4 厚度的确定 由前得 J0?9701.2

? Jnbh30?12 ?h?9mm

6.2.5钢板弹簧总成在自由状态下得弧高及其曲率半径 1.弧高的计算

H0?fc?fa??f

fc?110.5 mm ――――静挠度 fa?20 mm ―――－满载弧高

?f ――――――钢板弹簧总成用U 型螺旋夹紧后弧高的变化量 30

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?f?S(3L?S)(fa?fc)2?L276?(3?1172?76)(110.5?20) ?2?11722?12.4mmH0?110.5?20?12.4mm

＝142.9 mm 2. 曲率半径的计算

L211722mmR0???1201.5mm

8H08?142.9mm――――――――L是板簧主片长度，前已取得； 6.3 钢板弹簧的强度校验

6.3.1 驱动时，后板簧承受的最大载荷时，前半段出现的最大应力

?max??G2m2'l1(l2??c)?G2m'2?????c(l?l)W(bh)?120?13160.5?1.25?586??586?0.8?276?3160.5?586?0.8

?40?9?586?586??3584?448.7MP?????1000MP【G2?3160.5N， （为满载时后轴轴荷），取m2＝1.2， （m2＝1.2?1.4乘用车，）取 ?c＝0.8 ， l1＝l2＝586 mm；W0＝3584 mm ，h1＝9 mm； c＝276mm，b＝40 mm。】

故强度符合要求

-后悬架的自振频率：

''n2?

900900??116.19 次/分 fC260后悬自振频率值：n2?105?130 次/分 fC2?50?80 mm }

后悬架刚度 ： c2?Z3562.5??59.375 fC260 第七章独立悬架导向机构的设计

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7.1.设计要求

独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且因此，在设计独立悬架决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化。的导向机 构时，应使其满足以下要求： (1) 形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线； (2) 形成恰当的纵倾中心；

(3) 各铰链点处受力尽量小，减小橡胶元件的弹性变形，以保证导向精确； (4) 保证车轮定位参数及其随车轮跳动的变化能满足要求; (5) 具有足够的疲劳强度和寿命。 7.2 前轮定位参数与主销轴的布置

筒式减振器上铰链的中心与横摆臂外端的球铰链中心的连线为麦弗逊悬架的主 销轴线。此结构也为无注销结构。 7.2.1.主销偏移距

图 7-1 所示为麦弗逊式前悬架，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎 冠印迹中心线外侧时，具有负的主销偏移距 rs ，可以保证汽车制动稳定性。在这里也 选取负主销的偏移距，令主销轴线与车轮纵向中心线的夹角为 12°。

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图7-1 麦弗逊悬架的主销偏移距

7.2.2 四个前轮定位参数的初步选取 如下表 7-1：

主销后倾角（图 4-17） 主销内倾角（图 4-18） 前轮外倾角（图 4-19） 前轮前束（图 4-20） 5.5° 9° 1.5°

图 7-2 主销后倾 图 7-3 主销内倾角

图 7-4

7.2.3麦弗逊悬架受力情况与螺旋弹簧斜置

分析如图 4-21 所示的麦弗逊独立悬架受力简图可知：作用在导向套上的横向

前轮外倾角 图 7-5 前轮前束

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力F 3 ，可根据图上的布置尺寸求得，F3? 式中 F1 ——单侧前轮簧载质量；

F1ad ------（式7-1）

c?bd?c???? 横向力3 F 越大，则作用在导向套上的摩擦力3 F f 越大（ f 为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良的影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式(4-34)可知，为了减小F3，要求尺寸c + b越大越好，或者减小尺寸a。增大前者会使悬架占用的空间增加，在布置上产生困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小a 的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a 的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，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。

图 7-6

麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图

由图4-21 可知，将弹簧和减振器的轴线相互便宜距离s ，再考虑到弹簧轴向力

F6 的影响，则作用到导向套上的力将减小，即： F3?

FsF1ad?6 ---------（式7-2）

?c?b??d?c??d?c? 34

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由式(4-35)可知，增加距离s ，有助于减小作用到导向套上的横向力F3 。 所以，为了发挥弹簧反力减小横向力3 F 的作用，可以把弹簧斜置，即将弹簧的下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一个角度。在本次设计中，将该弹簧的斜置角度（即弹簧中心线与减振器中心线的夹角）取为7°。 7.3 横臂轴的选型与布置 7.3.1.导向机构横臂轴的选型

麦弗逊悬架的下控制臂主要有两种形式：A 形臂和L 形臂，L 形臂如图4-22 所示，由于L 形臂可以使汽车纵向接近于“0 偏移”，所以该设计中选用当前流行的L 形下控制臂。

L 形控制臂的球销和控制臂前部连接衬套的中心在，即在汽车纵轴线上坐标相同。从车轮传递到球销的侧向力通过L 形下控制臂前衬套直接传递到副车架(后连接衬套的影响很小)，这样只需要通过设定前衬套的刚度来调节汽车的侧向刚度。

图 7-7 纵向“0 偏移”L 型下控制臂

1—下控制臂球铰 2—下控制臂前连接衬套 3—控制臂

后连接衬套

在汽车通过有凹坑的路面引起在车轮接地点产生纵向力时，此纵向力绕下控制臂 球销和前衬套的轴线形成纵向力矩，通过设定 L 形下控制臂后衬套的刚度来控制该 力矩，缓和路面带来的冲击使车轮产生纵向柔性。可见L 型下控制臂的设计，使汽 车在侧向和纵向的受力分别通过前、后衬套进行

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控制,使需要的侧向刚度独立于纵向 柔性，使侧向力和纵向力同时作用时相互间不发生耦合，避免了悬架臂共振的发生， 从而提高了汽车行驶的平顺性。另外，L 形控制臂的前后连接衬套刚度一般都设定为 前硬后软，这有助于在转向时受到侧向力时前轮形成负前束，增加不足转向的趋势， 有利于提高汽车行驶的稳定性。 7.3.2.导向机构横臂轴的布置方式

(1) 侧倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响

前面4.1.2 节中介绍了侧倾中心的高度为65cm。侧倾高度的确定会影响悬架操纵稳定性。同样知道了侧倾中心的高度会影响到导向机构中横臂轴的布置方式，如图7-8 所示，

图 7-8 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定

根据图中的几何关系，可以得到麦弗逊悬架的侧倾中心高度hw 为：

hpB1 hw?

2kcos??dtan??ac?osin(???)式中

hp?ksin??dk?

已知，主销内倾角为s = 9o ，轮距 bv = 1490mm，侧倾中心高度为 hw = 740mm，初选主销拖矩为 rs = 100mm，EG 长度为c + o = 600mm， d = 280mm。未知数有三个，代入数据，解上面三个方程组，解出分别为：

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??27?,k?826,hw?626mm

(2) 纵倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响

前面也介绍了汽车纵倾中心的确定方法，提到了麦弗逊悬架的纵倾中 心需要根据减振器的上点和横摆臂的方向和离地位置确定，见图4-24，

图7-9

麦弗逊式独立悬架纵向回转中心示意图

设从前轮接地点到C点的直线与水平轴线形成的角为q (图4-24)。在汽车制动时，分配在前轮上的制动力Z F 绕悬架臂的回转中心C点在前轮接地点形成一个方向向上、大小为FZ × tanq 的分力，这个力与车身前倾的力相反，是前轮的抗前倾力。显然，q角越大，这个抗前倾力越大，即q 角的大小表征着悬架抗汽车前倾能力的强弱。因此，为加强防前倾效果，在悬架设计时应使q 角尽可能的大，加大q 角可采用两种方法：一是使减振支柱后倾；二是加大下控制臂摇动轴DE的侧视图倾斜角。由于减振支柱后倾会增大主销后倾角，而主销后倾角一般都是设定好的（本设计中的主销后倾角为5.5°），所以现在麦式前悬架下控制臂的两个安装点从以前的垂直方向等高布置变成前低后高，有效地防止制动时发生的“点头”现象。由于受到副车架安装位置和悬架其它设计因素的影响，q 角能调节的幅度有限，但适当提高后连接点E点的高度就可以有效地提高汽车的抗前倾能力。现在一般用抗点头率(抗前倾力和由于惯性力作用使车身前部下沉的力的比值) 来表征汽车的抗前倾能力的大小，与安装D、E点等高的下控制臂轿车相比，铰接点E的安装位置提高了约10mm的轿车抗点头率高了近一倍。

这里为了有效提高汽车抗点头能力，采用上述方法，即将摆臂右侧的铰链点相对左侧的铰链点高20mm，设计如下图所示，

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图 7-10麦弗逊式独立悬架纵向摆臂斜置

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第八章 减振器的设计

汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时摩擦和液体的粘性摩擦 形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减 振动的目的。减振器分为单向作用式和双向作用式，本次设计采用双向作用式筒式液 体减振器。后悬架纵置钢板的减振器布置如图 8-1，前悬架麦弗逊悬架的减振器如下 图所示：

图 8-1 麦弗逊式悬架的减振器安装示意图

8.1 减振器相对阻尼系数?

在减振器卸荷阀打开之前，其中的阻力F 与减振器振动速度v 之间的关系为：

式中，d为减振器阻尼系

F??vi数。

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y的大 小来评定振动衰减的快慢程度。? 的表达式为：

式中， c 为悬架系统的

???2cm垂直刚度； ms为簧上质量。

相对阻尼系数y的选择原则：

在选择y值时，应该考虑到y值取得大能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路

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面的冲击力传到车身；?值取得过小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性。为了使减振器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常把压缩形成的相对阻尼系数 选得小于伸张行程时的相对阻尼系数?0。

一般减振器的?0 和?c之间有下列关系，即 ?c = (0.25-0.5) ?0 ，当?c =0 时，即减振器压缩时无阻尼，只有在伸张行程由阻尼作用，具有这种特性的减振器称为单向作用减振器。

对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大小应有所不同，在设计时，往往先选取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值，对于无内摩擦的弹性元件悬架，取?=0.25-0.5. 对于有内摩擦的钢板弹簧悬架，相对阻尼系数可取小些。选择相对阻尼系数如下 对于前悬架（麦弗逊式悬架）取?=0.3

对于后悬架（纵置板簧式非独立悬架）取?=0.12 8.2 减振器阻尼系数d 的确定 (1) 前悬架中的减振器阻尼系数，

2m??i2 ??

cos2a式中，i ?杠杆比，i = n/a，a ?减振器安装角，有上面导向机构的设计可知，减震器安装在悬架中与垂直线之间的夹角为9o，a = 9o 。

在此，由于下摆臂的n = a，所以i =1，m = 645kg ，?= 0.3，a = 9? 。 ---其中，悬架系统的固有振动频率为：??c/m?63.38/0.645?9.9r/min

2?0.645?0.3?9.9?12?3.93。 所以，前悬架减振器的阻尼系数为：?1?cos29?(2) 后悬架中的减振器阻尼系数，计算方法同上 在此，i =1，m = 645kg ，?= 0.12， a=0。

悬架系统的固有振动频率为??c/m?68.33/0.645?10.3r/min

2?0.645?0.12?10.3?12?1.63。 后悬架减振器的阻尼系数为?1?cos29?

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8.3 最大卸荷力F0 的确定

为减少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，减振器即打开卸荷阀。此时的活塞速度成为卸荷速度vx vx?A?cosa i式中，vx为卸荷速度，一般为0.15~0.30m/s；A 为车身振幅，取±40mm；悬架振动固有频率。

如已知伸张行程的阻尼系数?s ，在伸张行程的最大卸荷力(1) 前悬架的减振器最大卸荷力

?为

F0??svx。

前悬架需要考虑到驾乘人员的乘坐舒适性，对车身的振幅可以取小些，取A=25，

i =1，? =9.9r/min,a = 9o

所以卸荷速度为： vx =25 ×9.9 ×cos9o = 0.244m/s，

0.4?0??0?0.3???c02由前面已知，前悬架的=0.3，若取=0.4 ，则

得到：?0 = 0.43，

故伸张行程的阻尼系数为：

?s?2?0.645?9.9?0.43?5.63cos29?

所以最大卸荷力为： F0 = 5.63x244 = 1.37KN

(2) 后悬架的减振器最大卸荷力

后悬架的振幅也取为A=25mm,i =1,?=10.3r/min, a = 0o 所以卸荷速度为： vx =25x10.3 =0.258m/s，卸荷速度稍大。 0.45?0??0?0.12，得到?0?0.1722?0.645?10.3?0.17?2.26 故伸张行程的阻尼系数为：?s?1后悬架的y =0.12，若取?c= 0.45?0 ，则

所以最大卸荷力为： F0 = 2.26×258 =0.58KN 。

8.4 筒式减振器工作缸直径D的确定

根据伸张行程的最大卸荷力F0 计算工作缸直径D为：

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D?4F0 2??P??1???式中，[ p]——工作缸最大允许压力，取3-4MPa；

?——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；

根据QC/T491—1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件》，减振器的工作缸径有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。 (1) 前悬架的减振器工作缸直径计算

前悬架减振器，选取工作缸最大压力为[ p] = 3MPa，取为?= 0.45，并已知最大卸荷力为F0 = 1.37KN 。

将上述数据代入式4-40 中，解得D=27mm

所以，根据标准，选取前悬架减振器的工作缸直径为D = 30mm。 (2) 前悬架的减振器贮油筒直径计算

贮油筒直径Dc=D(1.35 ~ 1.50)，壁厚取为2mm，材料可选20 钢。 在这里，选取贮油筒直径为：Dc = 1.5D = 1.5×30=45mm 。 (3) 后悬架的减振器工作缸直径计算

后悬架减振器，选取工作缸最大压力为[ p] = 3.5MPa，取为?= 0.45， 并已知最大卸荷力为F0 =0.58KN 。 将上述数据代入式4-40 中解得D=26MM

所以，根据标准，选取后悬架减振器的工作缸直径也为D = 30mm 。 (4) 后悬架的减振器贮油筒直径计算

在这里，也选取贮油筒直径为：Dc = 1.5D = 1.5×30 =45mm 。

第九章 横向稳定器的作用和设计 9.1. 横向稳定器的作用

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现代轿车悬架很软，即固有频率f0很低，而f0与悬架阻尼比?成正比,由于 固有频率f0的?，可以明显的使a?（车身加速度），从而改善汽车的平顺性。 悬架的侧倾刚度 C??a

所以C?,?C??； 使车厢侧倾角增加。

?r是影响汽车操纵稳定性、平顺性的重要参数。而侧倾角的数值影响到汽车的

横摆角速度稳态响应及瞬态响应。它是评定汽车操纵稳定性的一个重要指标

如果,Cr?,则,有?r?之势;对于平顺性而言乘员会感到不舒服。

如果,Cr过大，则乘员会感到不稳定。

1.支杆2.套筒3.杆4.弹簧支座 图9-1横向稳定器

为提高悬架的侧倾角刚度，减小横向倾斜，常在悬架中添设横向稳定器（杆），来保证良好操纵稳定性如上图所示杆式横向稳定器。当两则悬架变形相同时，横向稳定器不起作用。当两侧悬架变形不等时，车身相对路面横向倾斜时，车架一侧移近弹簧支座，稳定杆的同侧末端就随车架向上移动，而另一侧车架远离弹簧座，相应横向稳定杆的末端相对车架下移，横向稳定杆中部对于车架没有相对运动，而稳定杆两边的纵向部分向不同方向偏转，于是稳定杆被扭转。弹性的稳定杆产生扭转内力矩就阻碍悬架弹簧的变形，减少了车身的横向倾斜和横向角振动。

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图9-2 横向稳定杆装置的工作原理示意图

9.2横向稳定杆的设计

为 了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性

本次设计中前悬架的侧倾角刚度相对后悬架的侧倾角刚度差一个数量级，所以这 里在前悬架中加上横向稳定杆来增大侧倾角刚度提高前悬抗侧倾能力。横向稳杆图9-3的角刚度用下式计算：

式中——材料的弹性模量； C E?b?d——稳定杆的直径。

3EIL2L?3?2222l?a?(a?b)?4l(b?c)I——稳定杆的截面惯性矩 12??2?? 44

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图9-3 横向稳定杆计算简图

当稳定杆角刚度给定时，可求得所需要的的稳定杆直径d 为：

128C?bd?3?EL24L?3?222l?a?(a?b)?4l(b?c)12??2??

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小结

经过这次课程设计我学习到了许多，它使我对汽车悬架系统有了一个系统，全面的认识，特别是对麦弗逊式独立悬架和钢板弹簧整体式悬架的结构，原理有了特别深入的理解。

在设计的过程中，也发现了自己的不足和问题。总结起来，大概有以下几点：1.对麦弗逊式独立前悬架导向机构和横向稳定杆参数确定的问题。2、对要查的数据的相关书籍，找的很艰难。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大！而且还大大提高了我的动手能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，使我终身受益。

在今后的学习工作中一定要保持一种严谨谨慎的态度对待每一次设计！

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参考文献

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[6]王昆，何小柏，汪信远.机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，2004 [7] 汽车工程手册编委会编.汽车工程手册.设计篇.北京：人民交通出版社，2001

参考网址

http://www.autohome.com.cn/--汽车之家

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