《轎車前懸架設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《轎車前懸架設(shè)計（21頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 轎車前懸架設(shè)計 姓名： 學(xué)院： 指導(dǎo)老師： 學(xué)號： 專心---專注---專業(yè) 目錄 一?設(shè)計任務(wù) 1.1整車性能參數(shù) 1.2具體設(shè)計任務(wù) 二?懸架的結(jié)構(gòu)形式分析 2.1對懸架提出的設(shè)計要求有 2.2懸架分類 2.1.1非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點以及優(yōu)缺點 2.1.2獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點以及優(yōu)缺點 2.1.3獨立懸架的分類 2.1.4捷達轎車前懸

2、架的選擇 三?懸架主要參數(shù)的確定 3.1懸架的靜撓度 3.2懸架的動撓度 3.3懸架的彈性特性 3.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前?后軸的分配 四?彈性元件的設(shè)計 4.1彈簧參數(shù)的計算選擇 4.2空載時的剛度 4.3滿載時計算剛度 4.4螺旋彈簧的選擇及校核 五?麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計 5.1對前輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求 5.2對后輪輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求 5.3麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 5.3.1側(cè)傾中心 5.3.2側(cè)傾軸線 5.3.3縱傾中心 5.3.4抗制動縱傾性（抗制動前俯角） 5.4麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 5.4.1

3、導(dǎo)向機構(gòu)受力分析 六?減振器 6.1分類 6.2相對阻尼系數(shù) 6.3減振器阻尼系數(shù)的確定 6.3.1減振器阻尼系數(shù) 6.3.2麥弗遜式獨立懸架減振器如圖6.3.2.1所示，按照如圖安裝時，其阻尼系數(shù) 6.3.3阻尼系數(shù)的確定 6.4最大卸荷力的確定 6.4.1卸荷速度的確定 6.4.2最大卸荷力的確定 6.5筒式減振器工作缸直徑D的確定 七?懸架結(jié)構(gòu)元件 7.1三角形下控制臂長度GB=362mm 7.2減振器長度 7.3螺旋彈簧的長度，自由高度 八?懸架結(jié)構(gòu)元件的尺寸 8.1三角形下控制臂 8.2減振器 8.3固定架 九?懸架裝配圖 十?參考文獻

4、 一?設(shè)計任務(wù) 1.1整車性能參數(shù)： 驅(qū)動形式 4×2 前輪 最大爬坡度 35% 軸距 2471mm 制動距離（初速30km/h）5.6m 輪距 前/后 1429/1422mm 最小轉(zhuǎn)向直徑 11m 整備質(zhì)量 1060kg 最大功率/轉(zhuǎn)速 74/5800kw/rpm 空載時前軸分配負荷 60%

5、 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 150/4000N·m/rpm 最高車速 180km/h 輪胎型號 185/60 R14 T 手動擋5擋 1.2具體設(shè)計任務(wù) （1） 查閱汽車懸架的相關(guān)資料，確定捷達轎車前懸架的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù) （2） 確定車輛的縱傾中心，計算懸架擺臂的定位角 ，對導(dǎo)向機構(gòu)進行受力分析。 （3） 設(shè)計減振彈簧，選定減振器。 （4） 根據(jù)設(shè)計參數(shù)對主要零部件進行設(shè)計與強度計算。 （5） 繪制所有零件圖?二維裝配圖?三維裝配圖。 （6） 完成8千字的設(shè)計說明書。 二?懸架的結(jié)構(gòu)形式分析 2

6、.1對懸架提出的設(shè)計要求有： （1） 保證汽車有良好的行駛平順性。 （2） 具有合適的衰減振動的能力。 （3） 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4） 汽車制動或加速時，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 （5） 有良好的隔聲能力。 （6） 結(jié)構(gòu)緊湊?占用空間尺寸要小。 （7） 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。 2.2懸架分類 懸架分為：非獨立懸架和獨立懸架 圖2.2.1 2.1.1非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點以及優(yōu)缺點 （1）非獨立懸架結(jié)構(gòu)特點：左?右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（

7、或車身）連接；非獨立懸架與整體式驅(qū)動橋連用。 （2）非獨立懸架主要優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。 （3）非獨立懸架主要缺點： ?由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差； ?簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時，左?右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜； ?當兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左?右搖擺，是前輪容易產(chǎn)生擺振； ④前輪跳動時，懸架易于轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉； ⑤當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性； ⑥汽車

8、轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性； （4）應(yīng)用場合：非獨立懸架主要應(yīng)用在總質(zhì)量大些的商用車前?后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 2.1.2獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點以及優(yōu)缺點 （1）獨立懸架結(jié)構(gòu)特點：左?右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接；獨立懸架與斷開式驅(qū)動橋連用。 （2）獨立懸架主要優(yōu)點： ①簧下質(zhì)量?。? ②懸架占用空間??； ③彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛平順性； ④由于采用了斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性； ⑤左?右車輪各自獨立運動互不影響可以減少車身的傾斜

9、和振動，同時在起伏的路面上也能獲得良好的地面附著力； （3）獨立懸架主要缺點：結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難。 （4）應(yīng)用場合：獨立懸架主要應(yīng)用與乘用車和部分總質(zhì)量不大的商用車上。 2.1.3獨立懸架的分類 獨立懸架的分類：雙橫臂式獨立懸架?單臂式獨立懸架?雙縱臂式獨立懸架?單斜臂式獨立懸架?麥弗遜式獨立懸架?扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式獨立懸架等 2.1.4捷達轎車前懸架的選擇 查汽車之家資料得到，捷達轎車前懸架為麥弗遜式獨立懸架。 圖2.1.4.1麥弗遜式獨立懸架 三?懸架主要參數(shù)的確定 3.1懸架的靜撓度 懸架的靜撓度：是汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即=/c。

10、 （3.1-1） 式中，c為前?后懸架的剛度（N/cm）；m為前?后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。 此處采用彈性特性為線性變化的懸架，前?后懸架的靜撓度可用下式表示 （3.1-2） 式中，g為重力加速度， 將代入（3.1-1）得到： （3.1-3） 設(shè)計時取前懸架的偏頻n=1.1Hz 由公式（3

11、.1-3）得： 3.2懸架的動撓度 懸架的動撓度：是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。 對乘用車，取7～9mm，此處 3.3懸架的彈性特性 懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。 懸架的彈性特性有線性彈性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時，彈性特性為一直線,稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形與所受垂直外力F之間不成固定

12、的比例變化時，彈性特性如圖3.3.1所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置（圖中點8）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距載荷較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣，可在有限的動撓度范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 對于空載與滿載時簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應(yīng)當選用剛度可變的非線性懸架。乘用車簧上質(zhì)量在使用過程中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時的傾斜與制動時的前俯角和加速時的后仰角，應(yīng)當采用剛

13、度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧?空氣彈簧?油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 此處設(shè)計采用線性彈簧 3.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前?后軸的分配 懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過大過小都不好。乘坐側(cè)傾角剛度過小而側(cè)傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾剛度過大而側(cè)傾角過小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺，同時使輪胎側(cè)偏角增大。如果發(fā)生在后輪，會使汽車增加過多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向慣性力等于0.4倍車重時，乘用車車身側(cè)傾角在，貨車車身側(cè)傾角不

14、超過。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前?后輪側(cè)偏角之差應(yīng)當在范圍內(nèi)。而前?后懸架側(cè)傾剛度的分配會影響前?后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，所以設(shè)計時還要考慮懸架側(cè)傾剛度在前?后軸上的分配。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性的要求，應(yīng)使汽車前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應(yīng)使前懸架具有的側(cè)傾角剛度略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對乘用車，前?后懸架側(cè)傾角剛度的比值一般為。 四?彈性元件的設(shè)計 4.1彈簧參數(shù)的計算選擇 由《汽車設(shè)計》中公式（6-1）得： 式中，c為前?后懸架的剛度（N/cm）；m為前?后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。 則

15、 （4.1.1） 4.2空載時的剛度 估算可估計出前懸架的簧上質(zhì)量為52kg，已知空載時前軸分配負荷的60%即 則汽車前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量為： 由3.1得偏頻n=1.1Hz則： 4.3滿載時計算剛度 由《汽車設(shè)計》中公式 式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；為行李數(shù) 查《汽車設(shè)計》取n=5 查《汽車設(shè)計》表1-5行李系數(shù)取10 則滿載時汽車前懸架的載荷 簧下質(zhì)量仍為52kg，則單側(cè)簧上質(zhì)量 則 4.4螺旋彈簧的選擇及校核 4.4.1按滿載計算彈簧鋼絲直徑d（選擇材料

16、) (1) 由《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》公式（5-17）得： 彈性變形： 其中：P-彈簧所受載荷 -彈簧中徑 n-壓縮彈簧的有效圈數(shù) G-剪切彈性模數(shù)，一般取 C-彈簧指數(shù) （2）由《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》公式（5-18）得： 其中k為曲度系數(shù)： （3）查《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表5-6取有效圈數(shù)n=5 查《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》取彈簧指數(shù)C=10 （4）螺旋彈簧直徑d的確定 由上知即： 查《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》得 且由上得單側(cè)懸架所受的載荷 又 則 取，則 查《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表5-5取中徑=200mm

17、則 滿足要求 （5） 螺旋彈簧變形 由4.1.1-（1）得： 彈性變形： 即： 彈簧自由高度,取支撐圈圈數(shù)時， 彈簧節(jié)距t，一般t取，取t=80mm 則 滿足要求 綜上所述，選擇材料，直徑d=20mm，中徑=200mm，有效圈數(shù)n=5的螺旋彈簧 五?麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計 5.1對前輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求： （1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過，輪距變化大會引起輪胎早期磨損； （2） 懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度； （3） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角≤6

18、°～7°，并使車輪與車身傾斜同向，以增強不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)； （4） 制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時，由抗后仰作業(yè)； 5.2對后輪輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求： （1） 懸架上載荷變化時，輪距無明顯變化； （2） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜方向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)； 5.3麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 5.3.1側(cè)傾中心 （1）麥弗遜式獨立懸架的側(cè)傾中心麥弗遜式獨立懸架的由如圖圖5.3.1-1所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點E作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點即為極點P。將P點與車輪接地點N的連線交在汽車軸線上，交

19、點W即為側(cè)傾中心。 麥弗遜式獨立懸架的彈簧減振器軸線EG布置得越接近垂直，下橫臂GD布置得越接近水平，則側(cè)傾中心W就越接近地面，從而使得在車輪丄跳時車輪外傾角的變化不理想。 麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度為： 式（5.3.1-1） 式中 圖5.3.1-1 （2）設(shè)計選定懸架參數(shù) 查懸架設(shè)計手冊，取，，，，， 則 則 5.3.2側(cè)傾軸線 在獨立懸架中，汽車前部與后部側(cè)傾中線的連線稱為側(cè)傾軸線，側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛前?后軸上的軸荷變化接近相等，從而保證中性轉(zhuǎn)向特性。而盡可能高則是為了使車身的側(cè)傾限制

20、在允許范圍內(nèi)。 然而，前懸架的側(cè)傾中心高度受到允許的輪距變化限制，并且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅(qū)動的汽車中，由于前橋軸荷大，且為驅(qū)動橋，故應(yīng)盡可能使前輪輪荷變化小。因此，在獨立懸架中（縱臂式懸架除外）側(cè)傾中心高度為： 前懸架：0～120mm 后懸架：80～150mm 5.3.3縱傾中心 (1) 麥弗遜式獨立懸架縱傾中心 麥弗遜式獨立懸架的縱傾中心，可由E點作減振器運動方向的垂直線。該垂直線與橫臂軸D延長線的交點O即為縱傾中心，如圖5.3.3.1所示。 圖5.3.3.1 5.3.4抗制動縱傾性（抗制動前俯角） 抗制動縱傾性可使制動過程中汽車車頭的下

21、沉量及車尾的抬高量減少。只有在前?后懸架的縱傾中心位于兩根車橋軸之間，這一性能方能實現(xiàn)。 5.4麥弗遜式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 5.4.1導(dǎo)向機構(gòu)受力分析 分析如圖5.4.1.1所示的麥弗遜式獨立懸架受力簡圖：作用在導(dǎo)向套上橫向力，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 （5.4.1-1） 式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質(zhì)量的1/2 橫向力越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力（為摩擦因數(shù)），這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。由式（5.4.1-1）可知，為了

22、減小，要求尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。增大c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可以達到減小a的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常用圖中的G點外申至車輪內(nèi)部，既可以達到縮短尺寸a的目的，又可以獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動G點后的主銷軸線不再與減振器重合。 圖5.4.1.1 5.4.2橫臂軸線布置方式的選擇 麥弗遜式獨立懸架的橫臂軸線與主銷后傾角的匹配，影響汽車的縱傾穩(wěn)定性。圖5.4.2.1中，O點為汽車縱向平面內(nèi)懸架相對于車身跳動的運動瞬心。當擺臂軸的抗前俯角等于靜平衡位置的主銷后

23、傾角時， 六?減振器 6.1分類 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復(fù)相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運動，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內(nèi)腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。? 減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速

24、度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價低、易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結(jié)構(gòu)型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結(jié)構(gòu)型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。 設(shè)計減振器時應(yīng)當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命

25、。 6.2相對阻尼系數(shù) 在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度之間的關(guān)系為： (6.2-1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖6.2.1-b所示減振器的阻力-速度特性。該圖具有如下特點：阻力-速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力-速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。

26、 （a)阻力-位移特性 （b）阻力-速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期性衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為： （6.2-2） 式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度，為簧上質(zhì)量。 式 （6.2-2）表明相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減震器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值越大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則相反之。通常情況下，將壓縮行程時的相

27、對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持有的關(guān)系。 設(shè)計時，先選取 與 的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 ；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般??；為了避免懸架碰撞車架，取。 此處，由于為有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 6.3減振器阻尼系數(shù)的確定 6.3.1減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如雙橫臂懸架，當減振器如圖6.3.1.1所示安裝時，其阻尼系數(shù)為：

28、 （6.3-1） 式中，n為雙橫臂懸架的下臂長；a為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離。 圖6.3.1.1 ⑵減振器如圖6.3.3.2安裝所示，其阻尼系數(shù)為： （6.3-2） 式中，為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 圖6.3.1.2 6.3.2麥弗遜式獨立懸架減振器如圖6.3.2.1所示，按照如圖安裝時，其阻尼系數(shù)為： 式中，n為三角形下控制臂水平長度，為減振器軸線與鉛垂線的夾角。 圖6.3.2.1 6.3.3阻尼系數(shù)的確定 由前面知

29、，則 式中，c取c=17。 由上分析可知，改變夾角，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。 6.4最大卸荷力的確定 6.4.1卸荷速度的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如上圖6.3.2.1時，其卸荷速度為： （6.4-1） 式中，為卸荷速度，一般?。籄為車身振幅，??；為懸架振動固有頻率。 則 6.4.2最大卸荷力的確定 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力。 此處取，則:

30、 6.5筒式減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： （6.5-1） 式中，為工作缸最大允許壓力，??；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取，單筒式減振器取。 減振器的工作缸直徑D有20mm?30mm?40mm?50mm?65mm等幾種。選取時應(yīng)按照標準選用。 貯油筒直徑，壁厚取2mm，材料可選20鋼。 此處，取，取 則 選擇D=20mm 七?懸架結(jié)構(gòu)元件 7.1三角形下控制臂長度GB=362mm 7.2減振器長度 減振器長度EG=780mm 7.3螺旋彈簧的長度，自由高度 總?cè)?shù)圈 自由高度：當時， （7.3-1） 式中t為彈簧節(jié)距，一般取范圍內(nèi)，對應(yīng)的螺旋角在內(nèi)。當角大于時，計算彈簧變形時應(yīng)考慮螺旋角的影響。 由上知， 取t=80mm則 八?懸架結(jié)構(gòu)元件的尺寸 8.1三角形下控制臂 8.2減振器 8.3減振器固定架 九?懸架裝配圖 十?參考文獻 [1]大連理工大學(xué)工程圖學(xué)教研室，《機械制圖》，高等教育出版社。 [2]王望予，《汽車設(shè)計》，機械工業(yè)出版社。 [3]王國權(quán)，龔國慶，《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》，機械工業(yè)出版社。