普通级轿车前悬架（麦弗逊式）设计毕业论文（含外文翻译）

摘 要

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（或轮胎）弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。

本文完成的是东方之子轿车前悬架设计，重点从东方之子轿车前悬架的选型、减振器的计算及选型、弹性元件形式的选择计算及选型和横向稳定杆的设计计算。首先，我把形式不同的悬架的优缺点进行了比较，然后定下东方之子轿车前悬架的形式—麦弗逊式悬架，最后围绕麦弗逊式悬架的部件进行设计。先是弹簧的设计计算，再是减振器的计算选型，最后是横向稳定杆的设计。

关键词：悬架；麦弗逊式；设计

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Abstract

Suspension is an important element of one of the modern automobile, it flexibly to link the chassis (orbody) and axle (or tires) . Its main role is the role of transmission in the bodybetween the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics anddriving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration,ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load.

The main stress is front suspension design，Training emphasis from the former car models,and models Absorber calculations, flexible choice of components and models and forms ofstabilizer bar design data.First of all, I have a different form of a suspension of the advantages and disadvantagescompared to the previous suspension of the car and then set form Eastar on suspension.Then design around Eastar suspension components. First, the spring-loaded design terms,to be absorber calculation models, a horizontal stabilizer bar final calculation. stabilizer bar.

Keyword : Suspension, Macpherson ,Design

II

目 录

摘 要............................................................................................................................... I Abstract ......................................................................................................................... II 1 绪论............................................................................................................................ 1

1.1 课题背景和意义.............................................................................................. 1 1.2 悬架的发展历史和现状.................................................................................. 2 1.3 悬架的发展趋势.............................................................................................. 4 1.4 课题主要内容和研究目的.............................................................................. 5 2 悬架结构方案分析.................................................................................................... 6

2.1 悬架总成分析.................................................................................................. 6 2.2 独立悬架优缺点分析...................................................................................... 7 2.3 独立悬架特点与分类...................................................................................... 8

2.3.1 双横臂式悬架结构及特性分析............................................................ 8 2.3.2 单横臂式悬架结构及特性分析............................................................ 9 2.3.3 单纵臂式悬架结构及特性分析.......................................................... 10 2.3.4 单斜臂式悬架结构及特性分析.......................................................... 11 2.3.5 麦弗逊式悬架结构及特性分析.......................................................... 12 2.1.6 扭转梁式悬架结构及特性分析.......................................................... 13

3 麦弗逊式独立悬架设计.......................................................................................... 14

3.1 麦弗逊式独立悬架设计概述........................................................................ 14 3.3 麦弗逊悬架的结构分析................................................................................ 15 3.4 悬架的弹性特性设计.................................................................................... 16 3.5 悬架挠度fc 的设计..................................................................................... 17

3.5.1 悬架静挠度 fc 的设计...................................................................... 17 3.5.2 悬架动挠度fd设计............................................................................ 18 3.6 悬架弹性元件设计........................................................................................ 18

3.6.1 螺旋弹簧分析...................................................................................... 18 3.6.2 螺旋弹簧的材料及许用应力选择...................................................... 19 3.6.3 弹簧参数的计算选择.......................................................................... 20 3.6.4 计算空载刚度...................................................................................... 20

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3.6.5 计算满载刚度...................................................................................... 20 3.6.6 按满载计算弹簧钢丝直径.................................................................. 21 3.6.7 螺旋弹簧校核...................................................................................... 21 3.6.8 小结...................................................................................................... 22 3.7 导向机构设计................................................................................................ 23

3.7.1 导向机构的设计要求.......................................................................... 23 3.7.2 导向机构的布置参数.......................................................................... 24 3.7.3 导向机构的受力分析.......................................................................... 27 3.7.4 横臂轴线布置方式的选择.................................................................. 27 3.7.5 横摆臂参数对车轮定位参数的影响.................................................. 28 3.7.6 导向机构建模...................................................................................... 29 3.8 减振器的设计................................................................................................ 30

3.8.1 减振器的简单分类.............................................................................. 30 3.8.2 双向筒式液力减振器工作原理.......................................................... 30 3.8.3 相对阻力系数ψ.................................................................................. 31 3.8.4 减振器阻尼系数δ的确定.................................................................. 32 3.8.5 减振器工作缸直径D 的确定 ............................................................ 33 3.8.6 小结...................................................................................................... 33 3.9 横向稳定器.................................................................................................... 34 3.10 悬架结构元件.............................................................................................. 35 4 前轮定位参数.......................................................................................................... 37

4.1 主销后倾角.................................................................................................... 37 4.2 主销内倾角.................................................................................................... 39 4.3 前轮外倾角.................................................................................................... 40 4.4 前轮前束........................................................................................................ 41 5 麦弗逊悬架其他零件基于CATIA的建模 ............................................................ 43

5.1 车轮的建模.................................................................................................... 43 5.2 车轮轴承建模................................................................................................ 44 5.3 转向节建模.................................................................................................... 44 5.4 减振器与转向节连接件建模........................................................................ 45 5.5 车架和横向稳定器联合建模........................................................................ 45

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5.6 麦弗逊悬架建模装配图................................................................................ 46 6 基于adams的悬架仿真分析 ................................................................................. 47

6.1 主销内倾角仿真分析.................................................................................... 47 6.2 主销后倾角分析............................................................................................ 47 6.3 前轮外倾角分析............................................................................................ 48 6.4 车轮跳动量分析............................................................................................ 49 6.5 前轮前束分析................................................................................................ 49 6.6 定位参数与车轮跳动量联合分析................................................................ 50 6.7 小结................................................................................................................ 51 结束语.......................................................................................................................... 52 致谢.............................................................................................. 错误！未定义书签。 参考文献...................................................................................................................... 53 附录A........................................................................................................................... 54 附录B........................................................................................................................... 61

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1 绪论

1.1 课题背景和意义

最近这几年，中国汽车产销不断上升，自2002年之后，中国汽车行业开始进入爆发式增长阶段，特别是随着私人消费的兴起，轿车需求量开始迅速攀升，并成为推动中国汽车发展的一股重要力量。与此同时，中国在全球汽车产业中的地位也逐渐上升。2007年，中国汽车需求总量为879万辆，在全球市场占比从2001年4.3%上升到2007年的12.2%。2009年首次超越美国成为全球第一大汽车产销国后， 2012年中国再次稳坐全球销量第一的位置。全年销量超过3000万辆。

目前中国汽车市场自主品牌发展态势良好。自主品牌乘用车的销售量也是十分可观的。之所以自主品牌的销量不断上升，跟中国汽车品牌在乘用车领域技术不断学习进步不无关系。

中国汽车工业这些年逐步建立起有竞争性、不同技术层次的零部件配套体系。并积极开展节能、环保型的汽车研发，推动技术进步，加快汽车产品的结构升级。坚持对外开放和自主发展相结合的原则，努力提高自主研发能力，培育自主品牌产品。

为了实现由“汽车大国”向“汽车强国”转变，一方面，国家通过宏观调控、政策扶持等措施，鼓励和支持汽车产业的转型升级；另一方面，企业在国家政策的引导下，在组织结构、产品结构、技术结构、市场结构等方面积极实施转型升级战略，全面、有效提升汽车产业的国际竞争力。

汽车强国就必须要具有完全自主知识产权的汽车。一辆具有自主知识产权的汽车，并不是那么容易就能制造出来的。虽然目前中国已经有许多自主品牌的汽车，不但在国内销量不错，而且有个别车型能够出口。然而，其实很多自主品牌的汽车，内部零部件或多或少也都不是中国自己的技术，没有自主知识产权，虽然从整车角度看，是中国的自主品牌，其实不然。零部件是组成一辆整车的基本，而在零部件制造生产上具有自主知识产权，才能使中国的自主品牌汽车真正畅销市场，经久不衰。因此要发展汽车工业，创造自主品牌汽车，就要从基础做起，从零部件的设计开发做起。零部件做到了自主研发，用自主研发的零部件组成的整车就是自主研发的汽车了，汽车研发要从零部件研发开始。

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一辆汽车有多个系统组成，传动系统，制动系统，转向系统，行驶系统等等，而决定汽车的操纵稳定性和行驶平顺性的是汽车悬架系统。悬架是现代汽车上重要总成之一。汽车悬架把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。悬架的最主要的功能是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩，缓和汽车驶过不平路面时路面传递给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。

悬架由弹性元件、导向装置、减震器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除了弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。减振器是具有减振作用，使振动迅速衰减，减轻振动使乘员感到不舒适和疲劳。弹性元件则是为了缓和冲击，使车架和车桥之间具有弹性。

因此，汽车悬架往往列为重要部件编入轿车的技术规格表，作为衡量轿车质量的指标之一。完善的汽车悬架系统可以很好的缓解路面给予车辆的冲击，减轻汽车振动给乘客带来头晕，晕车等不良反应，使乘客感受到很好的乘坐舒适性。同时将汽车的悬架系统调校好，好的悬架系统在弯道性能上就能很好的表现出来，还有出去郊游时，能在恶劣的路况下通行，可以给驾驶员带来更好的操作稳定性以及一定的驾驶乐趣。优良的悬架避震性能，也可以减轻振动给零件带来的冲击导致损坏，减少故障，降低维修成本和行驶安全。悬架系统使汽车能精准的过弯转向，也能避免一定的交通事故发生可能性。因此可以发现，悬架对于整辆车具有重大的意义，不可或缺。而当前的汽车悬架虽然已经十分先进，但是毕竟没有完美的事物，不论什么形式的独立悬架或非独立悬架都有其缺点和不足。因此还需要不断的研究发展。

1.2 悬架的发展历史和现状

科技进步是人类永恒的追求。在马车出现的时候，为了乘坐更舒适，人类就

开始对马车的悬架—叶片弹簧进行孜孜不倦的探索。在1776 年，马车用的叶片弹簧取得了专利，并且一直使用到20 世纪30 年代，叶片弹簧才逐渐被螺旋弹簧

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代替。汽车诞生后，随着对悬架研究的深入，相继出现了扭杆弹簧、气体弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等弹性件。1934 年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定，在行驶过程中保持不变。它是一系列路况的折中，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、赛欧等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架等。

半主动悬架的研究工作开始于1973 年，由D.A.Crosby和D.C.Karnopp 首先提出。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主，一般较少考虑改变悬架的刚度。工作原理是：根据簧上质量相对车轮的速度响应、加速度响应等反馈信号，按照一定的制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度。半主动悬架产生力的方式与被动悬架相似，但其阻尼或刚度系数可根据运行状态调整，这和主动悬架极为相似。有级式半主动悬架是将阻尼分成几级，阻尼级由驾驶员根据“路感”选择或由传感器信号自动选择；无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架的阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构较简单，工作时不需要消耗车辆的动力，而且可取得与主动悬架相近的性能，具有广阔的发展空间。

随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很大的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954 年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的。它在被动悬架的基础上，增加可调节刚度和阻尼的控制装置，使汽车的悬架在任何路面上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20 世纪80 年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架。奔驰、沃尔沃、洛特斯、丰田等在汽车上进行了较为成功的试验。装备主动悬架的汽车，在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平。其特点是乘坐非常舒服，但不同程度存在着结构复杂、能耗高、成本昂贵、可靠性问题。

由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的研究方面起步晚，与国外的差距大。在西方发达国家，半主动悬架在20 世纪80 年代后期趋于成熟，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果。

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主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20 世纪90 年代，仍仅应用于排气量大的豪华汽车。未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个研究机构对主动悬架展开研究[14]。

1.3 悬架的发展趋势

由于汽车行驶的平顺性和操纵稳定性的要求，具有安全、智能和清洁的绿色智能悬架将是今后汽车悬架发展的趋势。

(1)被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果。但它的理论成熟、结构简单、性能可靠、成本相对低廉且不需额外能量，因而应用最为广泛。在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。被动悬架性能的研究主要集中在三个方面：

通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数；研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态；研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有较大的提高。

（2）半主动悬架的研究集中在两个方面：执行策略的研究；执行器的研究。阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼；一种是通过改变减振液的粘性调节阻尼。节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节，这种方法成本较高，结构复杂。通过改变减振液的粘性来改变阻尼系数，具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。

（3）主动悬架研究也集中在两个方面：可靠性；执行器。由于主动悬架采用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，由于元器件较多，降低了悬架的可靠性，所以，加大元件的集成程度，是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件。电气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，今后将会取代液压执行机构。运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架，使主动悬架由理论研究转化为实际应用[1]。

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1.4 课题主要内容和研究目的

1. 根据原型车的设计要求和布置方案对悬架中的弹性元件、减振器、缓冲限位块等重要零部件进行了设计计算和可行性校核。

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，用CATIA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. 运用ADAMS进行运动分析。

4. 研究目的是让我们对汽车的设计有更深层次的认识，为以后的工作打好基础。

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2 悬架结构方案分析

2.1 悬架总成分析

悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。

悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。

尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能。

根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。

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除上述非独立悬架和独立悬架外，还有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈V 形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用[14]。

如今汽车独立悬架已经风靡了全世界。

图2.1悬架图

2.2 独立悬架优缺点分析

独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接。优点是：

1）簧下质量小； 2）悬架占用的空间小；

3）弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；

4）由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；

5）左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力；

6）独立悬架可提供多种方案供设计人员选用，以满足不同设计要求。

缺点是：结构复杂，成本较高，维修困难。 这种悬架主要用于乘用车和部分总质量不大的商用车上。

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2.3 独立悬架特点与分类

独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗逊式和扭转梁随动臂式等几种类型。

对于不同结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较大区别。评价时常从以下几个方面进行：

（1）侧倾中心高度：汽车在侧向力作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内产生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心，称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧向力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减少。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加快轮胎的磨损。

（2）车轮定位参数的变化：车轮相对车身上、下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车的直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。

（3）悬架侧倾角刚度：当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力作用下，车厢绕侧倾轴线转动，并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。

（4）横向刚度：悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。 2.3.1 双横臂式悬架结构及特性分析

双横臂式独立悬架。上下两摆臂不等长，选择长度比例合适，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。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。不等臂双横臂上臂比下臂短。当汽车车轮上下运动时，上臂比下臂运动弧度小。这将使轮胎上部轻微地内外移动，而底部影响很小。这种结构有利于减少轮胎磨损，提高汽车行驶平顺性和方向稳定性。

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图2.2双横臂式悬架结构图

特性：侧倾中心高度较低；车轮外倾角与主销内倾角均有变化；轮距变化小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器；横向刚度大；空间尺寸大；结构稍复杂，前悬架用得较多。 2.3.2 单横臂式悬架结构及特性分析

单横臂式具有结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。但随着现代汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大，导致后轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度，从而产生高速甩尾的严重工况。单横臂式独立悬架多应用在后悬架上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。

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图2.3单横臂式独立悬架结构图

特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化大，故轮胎磨损速度快；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；空间尺寸较小；结构简单、成本低，前悬架用得较少。 2.3.3 单纵臂式悬架结构及特性分析

单纵臂式具有布置车身时车轮跳动的占用空间小、质量轻和成本低等优势, 因此被广泛地应用到B 级左右的乘用车上。单纵臂式悬架属于车轮在汽车纵向平面内可以摆动的悬架结构型式, 这类悬架一般通过加装控制随动转向的橡胶悬置块提高车辆操纵特性, 采用的车型有Citroen公司的Elysee 等。

图3.3单纵臂悬架结构图

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特性：侧倾中心高度较低；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化不大；悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器；横向刚度小；几乎不占用高度空间；结构简单、成本低。

2.3.4 单斜臂式悬架结构及特性分析

单斜臂式悬架又称斜置单臂式独立悬架, 是介于单横臂式悬架和单纵臂式悬架之间的一种悬架结构形式, 单斜臂式悬架中车轮与制动器总成和斜臂固连在一起, 因此适用于非转向轮桥或后轮驱动汽车的后桥上。单斜臂悬架的斜臂围绕一根与汽车纵轴成一定夹角的空间轴线摆动, 通过适当地布置斜臂旋转轴线的空间位置, 可以对车轮上下弹跳时轮距、车轮外倾角、车轮前束角这些参数的变化规律进行调节以获取满意的车辆操控性能。在20 世纪80 年代一些欧洲汽车制造商就已经将这种悬架形式用在后轮驱动轿车后桥上, 并广泛出现在运动型轿车的设计中。此种悬架是一种经典的轿车后悬架结构形式。由于单斜臂式悬架结构简单紧凑, 并且弹簧和减振器布置空间上的自由度较大, 使用在轮毂电机驱动的微型电动车上可以避免弹性元件与体积较大的轮边电机或减速器发生干涉所带来的布置上的难题。

图3.4单斜臂式悬架结构图

特性：侧倾中心高度在单横臂式和单纵臂式之间；车轮外倾角与主销内倾角变化大；轮距变化不大；悬架侧倾角刚度在单横臂式和单纵臂式之间；横向刚度较小；几乎不占用高度空间；结构简单、成本低。

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2.3.5 麦弗逊式悬架结构及特性分析

麦弗逊式悬架是当今世界用的最广泛的轿车前悬挂之一。麦弗逊式悬挂由螺旋弹簧、减振器、三角形下摆臂组成，绝大部分车型还会加上横向稳定杆。主要结构简单的来说就是螺旋弹簧套在减震器上组成，减震器可以避免螺旋弹簧受力时向前、后、左、右偏移的现象，限制弹簧只能作上下方向的振动，并可以用减震器的行程长短及松紧，来设定悬挂的软硬及性能。麦弗逊式悬挂结构简单所以它轻量、响应速度快。并且在一个下摇臂和支柱的几何结构下能自动调整车轮外倾角，让其能在过弯时自适应路面，让轮胎的接地面积最大化，虽然麦弗逊式悬架并不是技术含量很高的悬架结构，但麦弗逊式悬挂在行车舒适性上的表现还是令人满意，不过由于其构造为直筒式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头作用较差，悬挂刚度较弱，稳定性差，转弯侧倾明显。由于其占用空间小适合小型车以及大部分中型车使用国内常见的广州本田飞度、东风标致307、一汽丰田卡罗拉、上海通用君越、一汽大众迈腾等前悬挂均采用了麦弗逊式独立悬挂。

图3.5麦弗逊式悬架结构图

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稳定器；横向刚度大；占用

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空间尺寸小；结构简单、紧凑乘用车上用得较多。 2.1.6 扭转梁式悬架结构及特性分析

该悬架主要作为汽车后悬架使用。 目前不少普通小型轿车就采用前麦弗逊式独立悬架，后扭转梁式悬架的布置方式。但相对多连杆式后悬架，在操控性和舒适性方面要略逊一筹。可以把它看作是非独立悬架，只不过这里的车轴不是刚性的；也可以把它看作独立悬架，因为这个非刚性车轴实际上可以看作是一种特殊的防倾杆。它的“车轴”的安装位置可以有各种变化，其具体形式也有很多变体。

图3.6扭转梁式悬架结构图

特性：侧倾中心高度较低；左右车轮同时跳动时不变；轮距不变，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单，用于发动机前置前轮驱动乘用车的后悬架。

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3 麦弗逊式独立悬架设计

3.1 麦弗逊式独立悬架设计概述

首先，要想设计麦弗逊悬架，我们必须先明确麦弗逊悬架的所有结构特点，

例如侧倾中心高度较高；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稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单等，让我们的悬架设计的有针对性。其次，我们就要弄清楚一些必要的设计参数和它们的相互关系。然后才能一步步的计算下去。

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，还要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、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。

麦弗逊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）保证汽车有良好的行驶平顺性。 2）具有合适的衰减振动功能。 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。

3.2 麦弗逊悬架设计的原始数据

2003年 6月3日 东方之子上市，东方之子以“超值价格”、“超值动力”、

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“超值装备”、“超值实用”，“超值安全”的五大优势著称，极大地满足了中国消费者对经济型商务轿车的多层次需求！一举打破了“合资及外资汽车才有好品质”车市传统观念，开创了中国汽车的精品时代！全新前格栅和优化后的尾部视觉感受使整车显得更为大气；自动雨刷、自动开启氙气大灯、远距遥控门锁、降噪轮胎、人性化阅读灯等新配置很好地体现了东方之子的商务特点；此外转向系统经过了重新调校，发动机舱增加了底盘强化护板，进一步提升了车辆性能。

图3.1东方之子

悬架方面，前麦弗逊后五连杆的典型的舒适性设计使得手自一体变速器所想要表达的一点点运动感消失得所剩无几。中性的调教使得在转弯、变线的情况下它的 侧倾也不是很夸张。由于转向盘的齿比较低，因而转弯时感觉打轮的速度快不起来，故而侧倾总是难以达到极限状态，自然也就不易发生危险。

现奇瑞东方之子汽车的部分参数列表如下： 表3.1原始参数

原始参数名称 数据（mm） 长*宽*高 4770*1815*1445 轴距 2700 前轮距 1550 满载质量 1470（kg）

3.3 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

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架系统的空间运动。

图3.1是1/2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3.2麦弗逊悬架的等效机构图

3.4 悬架的弹性特性设计

悬架受到的垂直外力F与由此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。其切线的斜率是悬架的刚度。

悬架的弹性特性有线性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为以直线，称为线性弹性特性，此时，悬架刚度为常数。当悬架变形f 与所受垂直外力F 之间不成固定比例变化时，弹性特性如图所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置（图3.3点8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样，可在有限的动挠度fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量。

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悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形位置消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。

图3.3悬架弹性特性曲线

3.5 悬架挠度fc 的设计

3.5.1 悬架静挠度 fc 的设计

悬架的静挠度fc是指汽车在满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即是fc=Fw/c[2]。

汽车悬架与其簧上质量组成的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。因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前部分车身的固有频率N(偏频)可用下式表示

N?c2? (3.1) m式中，c为悬架刚度(N/cm);m为悬架簧上质量（kg）。

当采用弹性特性为线性变化的悬架时，悬架静挠度可用下式表示：

fc?mgc (3.2)

式中，g为重力加速度，g = 981cm/s2.。

将fc代入式（3.1）得到：

N?5fc (3.3)

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分析式（3.3）可知：悬架的静挠度fc直接影响车身振动的偏频N。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选择悬架的静挠度。

用途不同的汽车，对于平顺性要求不同。以运送人为主的乘用车，对平顺性的要求最高，客车次之，货车更次之。对发动机排量在1.6L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在1.00到1.45（Hz）之间。原则上乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小要求满载前悬架偏频在0.08到1.15（Hz）之间。

选定偏频以后，即可利用式（3.3）计算出悬架的静挠度如下： 取偏频 n = 1.1Hz 反代入式（3.3）得出

fc?25N2 = 251.21 = 20.66cm = 206.6mm 3.5.2 悬架动挠度fd设计

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2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求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。对乘用车，fd取7到9（cm）之间；对客车，fd取5到8（cm）之间；对货车，fd取6到9（cm）之间。

由于东方之子属于乘用车型，故取悬架动挠度fd为80cm。

3.6 悬架弹性元件设计

3.6.1 螺旋弹簧分析

螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。

就螺旋弹簧的端部形状来说也是值得注意的，螺旋弹簧端部可以碾细、并紧，直角切断或向内弯曲，典型结构如图3.4所示其中(a)为两端碾细，亦即在绕制弹簧之前先将钢丝两端碾细，碾细部分长度在绕后约占240°，末端厚度为钢丝直

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径的1／3 左右，绕成后末端几乎贴紧相邻一圈弹簧。必要时，两端都要磨平。这种结构的优点是节约材料，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取任意值，不必限于整数。其缺点是碾细需要专门工序和设备，增加了制造成本。(b)为直角切断型，其中一端并紧形成与弹簧轴线垂直的平面。这种结构的优点在于绕制简单，成本低，其缺点是增大了垂向尺寸和材料消耗，安装时需要一定方向并且需与之相配套的弹簧座，若两端都未整平，则修改设计时，弹簧圈数必须按整数增减。(c)为端部向内弯曲并形成与弹簧轴线垂直的平面，这种结构常用于和弹簧座配合起定位作用，若两端都内弯，则需要专用设备。

图3.4螺旋弹簧的端部结构

3.6.2 螺旋弹簧的材料及许用应力选择

为了使弹簧能够可靠地工作，弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，同时应具有足够的韧性和塑性，以及良好的可热处理性。

故初选弹簧材料为60Si2MnA ，材料的性能参数如表3.1中所示：

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表3.1 60Si2MnA 性能参数

性能参数 数据 许用切应力[?] 64Kgfmm2 剪切应力[?] 100Kgfmm2 剪切模量G 8000Kgfmm2 弹性模量E 20000MP

3.6.3 弹簧参数的计算选择

对于大多数汽车而言，起悬挂质量分配系数 μ =ρ2y /ab =0.8--1.2,因而可以近似的认为μ = 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，并用偏频来表示各自、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，前悬架的偏频 N = 1--1.3Hz,非常接近人体步行时的自然频率。

设计时取前悬架的偏频 N=1.1Hz，根据下面公式可以计算出前悬架的刚度：

N?12?CsMs ? Cs?4N2?2Ms (3.4)

式中 Cs ---- 汽车前悬架刚度， N/mm

Ms ---- 汽车前悬架簧上质量，kg N ---- 汽车前悬架偏频，Hz 3.6.4 计算空载刚度

根据估算可估计出前悬架簧下质量为70kg，已知前悬架空载前轴载质量为

840kg，则单侧的簧上质量为Ms： Ms?12(840?70) = 385 kg ； 由于N取值为 1.1Hz

以上数据代入公式3.1，可得如下数据： Cs?4N2?2Ms = 10372.4 N/m 3.6.5 计算满载刚度

已知前悬架满载时轴载质量为425kg，则单侧簧上质量为Ms：

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Ms?12(425?70) = 390 kg 由于N = 1.1 Hz

Cs?4N2?2Ms = 18610.9 N/m 3.6.6 按满载计算弹簧钢丝直径

根据下面的公式可以计算弹簧钢丝直径：

3Cs?Gd48Dmi ? d?48DmiCsG (3.5)

3式中 i-----弹簧有效工作圈数，先取8

G-----弹簧材料的剪切弹性摸量，取8.33 104MPa Dm------弹簧中径，取100mm 带入计算得： d = 10.9mm 查表可取近似的标准值 d = 14mm 故可以初步确定下列参数：

d = 14mm （弹簧丝直径） Dm = 100mm （弹簧中径） i = 8 （弹簧圈数） 3.6.7 螺旋弹簧校核 1弹簧刚度校核

弹簧刚度的计算公式为：Cs?Gd48Dmi (3.6) 代入数据计算可得弹簧刚度Cs为：

Cs?Gd48Dmi = 26.892N/mm > 18.6 N/mm 所以弹簧选择符合刚度要求。 2弹簧表面剪切应力校核

弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为：

??8pDmK’?d2 (3.7) ?d3 = 8pCK’式中 C-----弹簧指数（旋绕比），C = Dm/d ；

K’-----曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，

K’?（4C?1）（4C-4）?0.615C （3.8） P-----弹簧轴向载荷。

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已知 ：Dm = 100mm ， d = 14mm 可以算出弹簧指数C 和曲度系数K’： C?Dmd = 7.14

K’?（4C?1）（4C-4）?0.615C = 1.20 p?12(425?70)*9.8*cos100= 3763.94 N 则弹簧表面的剪切应力为：

??8pDmK’?d2 = 415MP < [?] = 640 MP ?d3 = 8pCK’所以弹簧满足要求。 3.6.8 小结

综合上面的计算可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=14mm，弹簧外径D=100mm，弹簧有效工作圈数n=8。

且由公式可得如下数据：

F（最大变形量）= pdmaxCs = 209.55mm t(节距) = d?Fi?? = 28.65mm

H0（自由高度）= i*t?1.5d= 330.72mm ≈330mm 弹簧整体参数列表及建模如下：

表3.2弹簧参数表

弹簧参数名称 数据（mm） 弹簧丝直径 14

弹簧中经 100 最大变形量 209.55 自由高度 330.72 节距 28.65

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图3.5螺旋弹簧

3.7 导向机构设计

悬架导向机构的结构形式有很多，根据不同的用途有多种。轿车上，对于整体式车轴，主要有多连杆式(常见的主要有四连杆式、五连杆式)、第迪安式；对于独立悬架，主要有单(双)纵臂式、双横臂式、麦弗逊撑杆式、多连杆式、拖曳臂式、半拖曳臂式和摆动轴式。现在轿车上广泛采用的是双横臂式导向机构。中型和重型货车一般都采用整体式车轴，导向机构形式主要有板簧式、A形架式、双横臂式、双纵臂式、拖曳臂式和柔性梁式[1]。

本次毕业设计选用的是A形架式导向机构，设计如下。 3.7.1 导向机构的设计要求

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0.4g 侧向加速度作用下，车身侧倾角小于等于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。

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4）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后俯作用。 对汽车后轮独立悬架导向机构的要求： 1）悬架上载荷变化时，轮距无显著变化。

2）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。

此外，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。

3.7.2 导向机构的布置参数

导向机构布置参数对于汽车操纵稳定性有重要的影响，其布置参数包括：侧倾中心、纵倾中心、悬架摆臂的定位角。 1 侧倾中心

麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 3.6所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为P 点。

图 3.6 普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸

麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱EG 布置得越垂直，下横臂GD 布置得越接近水平，则侧倾中心W 就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。如加长下横臂，则可改善运动学特性。

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；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。然而，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

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过150mm。此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。

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。

图3.7侧倾中心示意图

图3.7中可以看出测出的侧倾中心为185.7mm，符合要求。 2 纵倾中心

麦弗逊式悬架的纵倾中心，可由正点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心O，，如图3.8 所示。

图3.8麦弗逊式悬架的纵倾中心示意图

实际建模的纵倾中心如下图：

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图3.9侧倾中心

测得图3.9中侧倾中心为244.9mm，符合要求。 3 悬架摆臂的定位角

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 ， 如图3.10所示。

图3.10 α、β、θ的定义

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3.7.3 导向机构的受力分析

受力简图（如图3.11），由图可知：作用在导向套上的横向力F3 得：

F3 = F1ad/[(c+b)(d-c)]

式中，F1 前轮上的静载荷 F1’减去前轴簧下质量的1/2。

横向力 F3 越大，则作用在导向套上的摩擦力 F3f 越大（f为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减摩擦材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小 F3 ，要求尺寸 c + b 越大越好，或者减小尺寸a。增大c使悬架占用空间增加，在布置上有困难；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，又可以获得小、较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性能。移动G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。

图3.11悬架受力简图

3.7.4 横臂轴线布置方式的选择

麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾稳定性。如图（3.12）所示。其中O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动

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瞬心。当摆臂的抗俯角-β’等于静平衡位置的主销后倾角γ时，横臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此γ值保持不变。

当-β’与γ的匹配使运动瞬心O 交于前轮后方时，在悬架压缩行程，γ角有增大的趋势。

当-β’与γ的匹配使运动瞬心O交于前轮前方时，在悬架压缩行程，γ有减小的趋势。

为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角γ有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应该选择参数β’能使运动瞬心O 交于前轮后方。

图3.12角变化示意图

3.7.5 横摆臂参数对车轮定位参数的影响

图7.13为某乘用车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输入数据的计算结果。图中的几组曲线是下横臂l1 取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，横臂越长，By曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。

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图3.13麦弗逊式悬架运动特性

主销内倾角β、车轮外倾角α和主销后倾角γ曲线的变化规律也都与By类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。

具体设计时，在满足布置要求的前提下，应尽量加长横臂长度。 3.7.6 导向机构建模

导向机构建模如下：

图3.14导向机构

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3.8 减振器的设计

3.8.1 减振器的简单分类

悬架中用得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，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。

根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力(10—20MPa)条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.5～5MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。 3.8.2 双向筒式液力减振器工作原理

双筒式液力减振器的工作原理如图3.15所示。其中A 为工作腔，C为补偿腔两腔之间通过阀系连通，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，将动能转化为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1 向下运动，油通过阀Ⅱ进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9 占据了一部分体积，必须有部分油液经阀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，提供大部分升张阻尼力，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 进入补偿腔，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达到120 度，有时甚至可达200 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 进入补偿腔甚至经阀Ⅲ吸如工作腔，造成油液乳

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化，影响减振器的工作性能。

图3.15减振器简图

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，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。 3.8.3 相对阻力系数ψ

相对阻尼系数ψ的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c 和不同簧

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上质量Ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ值大，震动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；ψ值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数ψy取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数ψs取得大些。两者之间保持ψy =（0.25～0.50）ψs的关系。

设计时，先选取ψy于ψs的平均值ψ。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25～0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取ψy=0.5ψs。

取ψ=0.3，则有：（ψs+0.5ψ）/2 = 0.3 计算可得到：ψs=0.4 ψy=0.2 3.8.4 减振器阻尼系数δ的确定

减振器的阻尼系数??2?CMs。因悬架系统固有频率??CMs,所以理论上??2?Ms? 。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。我选择下图(8.16)的安装形式，则其阻尼系数δ为：

??2?Ms?b2a2cos2? (3.9)

图3.16减振器位置图

根据公式n?12?CsMs，可得出：

??CMs=2πn (3.10)

代入数据得：

μ=6.908Hz，取a/b=0.8,α取100

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代入数据得减振器的阻力系数为：??2?Ms?b23.8.5 减振器工作缸直径D 的确定

a2cos2?=2654.2N2s/m。

根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D 为：

D?4F0?[p](1??2) 其中，[P]——工作缸最大压力，在3 MP ～4 MP ，取[p]=3 MP ； λ——连杆直径与工作缸直径比值λ =0.4～0.5，λ=0.4。 代入计算得工作缸直径D 为：

D= 21mm

(3.11)

减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。选取时按照标准选用，故这里选择D为30mm，查表可得活塞形程S=240mm，基长L=110mm，则有如下数据：

Lmin = L + S = 350mm （压缩到底的长度） Lmax = Lmin + S = 590 （拉足的长度） 取储油缸直径Dc=44mm，壁厚取2mm。 3.8.6 小结

减振器主要参数名称列表如下：

表3.3减振器参数

减振器参数名称 数据mm 工作缸直径 30 主油缸直径 44 最大压缩长度 350 拉足长度 590

减振器建模如下：

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图3.17减振器

3.9 横向稳定器

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，光靠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。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

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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的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。横向稳定杆在独立悬架中的典型安装形式如下图所示。

图3.18横向稳定杆示意图

3.10 悬架结构元件

1 控制臂与推力杆

独立悬架中用纵臂、横臂或斜臂（统称控制臂）中的三者之一，将车轮（或车轴）与车架（或车身）连接起来。有些悬架在车轴与车架（车身）之间布置有纵向或横向推力杆。控制臂或推力杆在车轮（或车轴）与车架（或车身）之间传递力和力矩，并决定了它们的结构形式。对于仅沿轴线方向传递拉力或压力，并伴随有纵向弯曲作用的推力杆，大多数用端部有接头的简单钢管制造，并应当保证有足够的纵向弯曲应力；少数情况下也可以用能获得比较大的纵向抗弯强度、断面为异形的板材制造，如用两个槽形断面的梁组合成一个工字形的梁。

为了保证顺利的装配和补偿制造与安装时可能产生的误差，有时要求推力杆具有调节长度的功能。如果两个推力杆连接成为一体并有一定的夹角，基于上述相同的理由，还可能提出改变两个臂之间夹角的要求。在下图所示结构中，接头与推力杆经螺纹连接，使两者相对转动就能达到调节长度的目的；而松开加紧螺栓2，又能调节两个推力杆之间的夹角。

控制臂在比较复杂的受力状态下工作，要承受牵引力、制动力、侧向力和力矩等。为了提高控制臂的刚度，臂的断面应该该采用具有较深结构的构件或者封闭式的箱形断面结构。

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