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1、目錄第一章 懸架的結(jié)構(gòu)形式的選擇第一節(jié) 懸架的構(gòu)成和類型 第二節(jié) 獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 第三節(jié) 前后懸架的選擇第二章 懸架主要參數(shù)的選擇第一節(jié)懸架性能參數(shù)的選擇第二節(jié)懸架的自振頻率第三節(jié)側(cè)傾角剛度第四節(jié)懸架的靜動撓度的選擇第三章 彈性元件的設(shè)計分析及計算第一節(jié)前懸架彈簧第二節(jié)后懸架彈簧第四章 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計分析及計算第一節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計要求 第二節(jié) 麥弗遜獨立懸架示意圖第三節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)受力分析第四節(jié)橫臂軸線布置方式第五節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)第五章 減震器的設(shè)計分析及計算第一節(jié)第一章 懸架的結(jié)構(gòu)形式的選擇1.1懸架的構(gòu)成和類型1.1.1 構(gòu)成（1）彈性元件具有傳遞垂直力和緩和沖擊的作用。常見的

2、彈性元件有：鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧、橡膠彈簧等。（2）導(dǎo)向裝置其作用是傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。常見的導(dǎo)向裝置有：斜置單臂式、單橫臂式、雙橫臂式、雙縱臂式、麥弗遜式等。（3）減震器具有衰減振動的作用。常見的減震器有：簡式減震器、充氣式減震器、阻力可調(diào)式減震器等。（4）緩沖塊其作用是減輕車軸對車架的直接沖撞，防止彈性元件產(chǎn)生過大的變形。（5）橫向穩(wěn)定器其作用是減少轉(zhuǎn)彎行駛時車身的側(cè)傾角和橫向角振動。1.1.2 類型懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架。（1）非獨立懸架非獨立懸架的特點是：左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架連接。優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單、制

3、造容易、維修方便、工作可靠。缺點是：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)量較大。在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸和車身傾斜。當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振。前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉。汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性。車軸上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。然而由于非獨立懸架結(jié)構(gòu)簡單、易于維護以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點，非獨立懸架多用于載貨汽車和大客車的前、后懸架。（2）獨立懸架獨立懸架的特點是：左、右車輪通過各自的懸架與車架連接。優(yōu)點是：簧

4、下質(zhì)量小。懸架占用的空間小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，改善了汽車行駛的平順性。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，改善了汽車行駛的穩(wěn)定性。左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在好的路面上能獲得良好的地面附著能力。缺點是：結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本較高、維修困難然而由于獨立懸架具有以上優(yōu)點，因此現(xiàn)代轎車多采用獨立懸架。1.2 獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析獨立懸架又可以分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等。對于不同形式的獨立懸架，不僅結(jié)構(gòu)特點不同，而且許多基本特性也有較大區(qū)別。

5、評價時常從以下幾個方面進行：側(cè)傾中心高度車輪定位參數(shù)的變化懸架傾角剛度橫向剛度不同形式懸架的特點 導(dǎo)向機構(gòu)形式 特性雙橫臂式單橫臂式單縱臂式單斜臂式麥弗遜式扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式側(cè)傾中心高度比較低比較高比較低居單橫臂和單縱臂之間比較高比較高車輪相對車身跳動時車輪定位參數(shù)變化車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角均有變化車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變化大主銷內(nèi)傾角變化大有變化變化小左右輪同時跳動時不變輪距變化小，故輪胎磨損速度慢變化大，故輪胎磨損速度快不變變化不大變化很小不變懸架側(cè)傾角剛度較小，需要有橫向穩(wěn)定器較大，可不裝橫向穩(wěn)定器較小，需要用橫向穩(wěn)定器居單橫臂式和單縱臂式之間較大，可不裝橫向穩(wěn)定器橫向剛度橫向剛度大橫向剛度

6、小橫向剛度較小橫向剛度大占用的空間尺寸占用較多的空間占用較少的空間幾乎不占用高度空間占用的空間小1.3 前后懸架的選擇目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪和后輪均采用獨立懸架。由于麥弗遜獨立懸架具有以下特性：車輪相對車身跳動時車輪定位參數(shù)變化??；輪距變化很小；懸架側(cè)傾角剛度較大，可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間小。故此次設(shè)計前后輪均采用麥弗遜獨立懸架。第二章懸架主要參數(shù)的選擇2.1 懸架性能參數(shù)的選擇懸架設(shè)計可大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細設(shè)計兩個階段，有時還要反復(fù)交叉進行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及

7、其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)商確定。2.2 懸架的自振頻率懸架設(shè)計的主要目的之一是確保汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。由于個體對振動的反應(yīng)千差萬別，人們提出了各種各樣的平順性評價指標。n=/2=/2n-懸架的頻率M-簧載質(zhì)量K-懸架的剛度懸架頻率n隨簧載質(zhì)量的變化而變化，人體最舒適的頻率范圍為1.6Hz，如果要將汽車行駛過程中的頻率保持在11.6Hz內(nèi)。依據(jù)ISO2631人體承受全身振動的評價指南，轎車的自振頻率范圍為0.71.6Hz，對于簧載質(zhì)量大的車型取偏小的方向，（大致為1Hz或更低）本設(shè)計選的范圍是0.71.6Hz。取n1=1.2Hz；懸架n1/

8、n2=0.9所以n2=1.3Hz懸架的剛度Ka+b=1.25+1.35=2.6m前：a/a+b=1.25/2.6=0.48后：b/a+b=1.35/2.6=0.52m1=1650*0.52=856.7Kgm2=1650*0.48=793.3Kgms1=856.7 50=801.7Kgms2=793.3 65=728.3Kg依據(jù)懸架剛度公式可得：=（K / M）-懸架的角速度K-懸架的剛度m-簧上質(zhì)量即K = 2m2.3側(cè)傾角剛度隨著汽車車速的不斷提高，所設(shè)計的懸架不僅應(yīng)該保持良好的行駛穩(wěn)定性，還應(yīng)該保證良好的操作穩(wěn)定性。在懸架的性能參數(shù)中，以前后懸架的側(cè)傾角剛度的分配以及側(cè)傾中心高度值對操作穩(wěn)

9、定有較大的影響。所以選擇懸架的主要參數(shù)時還要加以考慮。在汽車轉(zhuǎn)彎時，為了使車身的側(cè)傾角不超過規(guī)定值（按規(guī)定總體設(shè)計要求，當(dāng)側(cè)向慣性力不超過車重的1/4時，車身的側(cè)傾角不大于6度7度）。懸架應(yīng)該有足夠的側(cè)傾角剛度。所謂的側(cè)傾角剛度的側(cè)傾力矩。側(cè)傾角剛度不足會使汽車轉(zhuǎn)彎時由于側(cè)傾角過大使乘客有不穩(wěn)定的感覺。側(cè)傾角過大，會有減輕駕駛員的路感，防害他正確的掌握車速。所以，對側(cè)傾角剛度要選擇適當(dāng)。從汽車理論中知，為了保證良好的操作穩(wěn)定性，希望汽車有一些不足的轉(zhuǎn)向，而不希望有過多的轉(zhuǎn)向。而懸架的側(cè)傾角剛度會影響到車輪的側(cè)傾角，前后懸架的側(cè)傾角剛度值的不同匹配就會改變前后輪的側(cè)傾角的比值，從而改變轉(zhuǎn)向特性。

10、則前后懸架的單個彈簧的側(cè)傾角剛度值為：n1=/4=(n1*2)2*ms1/2=(1.2*6.28)2 *801.7/2=22765N/mn2=/4=(n2*2)2*ms1 /2=(1.3*6.28)2*728.3/2=24271N/m2.4 懸架的靜動撓度的選擇懸架的靜撓度fc是汽車滿載靜止時懸架的載荷Fw與此時的懸架的剛度之比，即fc=Fw/c。汽車前后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車的行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量參數(shù)分配系數(shù)近似等于1，于是汽車前后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。對于剛度為常數(shù)的懸架，靜撓度fc完全由所選擇的自振頻率所決定：fc=g/(2n

11、)2由上式可知道，懸架的靜撓度fc直接影響車身的偏振n。因此，欲保證汽車的良好的行駛平順性，必須正確的選擇懸架的靜撓度。在選擇前后懸架的靜撓度時，應(yīng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc1小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角擺動。理論分析證明：若汽車以較高的車速行駛過單個路障，n1/n21時小故取值為 fc1=g/(2n1)2=9.8/(2*1.2)2=172.57173 fc2=g/(2n2)2=9.8/(2*1.3)2=147.88148轎車的靜撓度取值范圍如下：fc=100300mm ，所以我的選擇滿足條件。懸架的動撓度fd是指懸架從滿載靜止平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)容許

12、的最大變形時，車輪中心相對于車架的垂直位移。要求懸架有足夠大撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對于轎車懸架的動撓度fd可按下列范圍選?。篺d=（0.50.7）fc所以我的選取為：fd1=0.6*173=104mmfd2=0.6*149=89mm動撓度與靜撓度的總和為：fc1+fd1=173+104=277fc2+fd2=149+89=238第三章彈性元件的設(shè)計計算3.1 前懸架彈簧（1）彈簧中經(jīng)、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式定彈簧中經(jīng)Dm=90mm 鋼絲直徑d=10mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查機械設(shè)計手冊得=1600MpaG=80Gpa則=0.62

13、5=0.625*1600=1000Mpa（2）彈簧圈數(shù)由前知fc1=0.174m單側(cè)螺旋彈簧所受軸向載荷P為P=mcos=400.8cos129.8 =3925N其中m-前懸架單側(cè)彈簧質(zhì)量（400.8Kg）-前懸架減震器安裝角（12）螺旋彈簧在P下的變形f為 f=fc/cos=0.174/cos120.177 螺旋彈簧的剛度C=P/f=3952/0.17722557N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得彈簧工作圈數(shù)ii=Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/8(90/1000)3225575.86 取i=6 又彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i關(guān)系為n=i+2 則彈簧總?cè)?shù)n=8

14、（3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度Hs間的關(guān)系如下：Hs1.01d(n-1)+2t=1.0110(8-1)+676.7則Hs+fc+fd=76.7+173.6+80=330mm則取彈簧的總高度H=300mm（4）應(yīng)力校核所選螺旋彈簧的剪應(yīng)力為：=8PCK/d2又C=Dm/d=90/10=9 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16 則=8PCK/d2=8392591.16/3.14(10/1000)2879Mpa=1000Mpa式中K-曲度系數(shù) C-彈簧指數(shù)3.2 后懸架彈簧（1）彈簧中經(jīng)、

15、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式定彈簧中經(jīng)Dm=100mm 鋼絲直徑d=11mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查機械設(shè)計手冊得=1600MpaG=80Gpa則=0.625=0.625*1600=1000Mpa（2）彈簧圈數(shù)由前知fc2=0.147m單側(cè)螺旋彈簧所受軸向載荷P為 P=mcos=364cos59.8 =3553N其中m-前懸架單側(cè)彈簧質(zhì)量（364Kg）-前懸架減震器安裝角（5）螺旋彈簧在P下的變形f為 f=fc/cos=0.147/cos50.148 螺旋彈簧的剛度C=P/f=3553/0.14824006N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得彈簧工

16、作圈數(shù)ii=Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/8(90/1000)3240066.7 取i=7 又彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i關(guān)系為n=i+2 則彈簧總?cè)?shù)n=9（3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度Hs間的關(guān)系如下：Hs1.01d(n-1)+2t=1.0111(9-1)+694.88則Hs+fc+fd=94.88+1148+80=3323mm則取彈簧的總高度H=323mm（4）應(yīng)力校核所選螺旋彈簧的剪應(yīng)力為：=8PCK/d2又C=Dm/d=100/11=9.09 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）

17、+0.615/101.16 則=8PCK/d2=83553101.16/3.14(11/1000)2765Mpa0.3;為避免懸架碰撞車架，取Y=0.5S對于本設(shè)計選用的懸架，取前0.3 后0.35.4 減震器阻尼系數(shù)減震器阻尼系數(shù)=2。因懸架系統(tǒng)固有頻率W=，所以理論上=2MW。實際上應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。例如，當(dāng)減震器如圖安裝時，減震器的阻尼系數(shù)為=（2MW）/cos2所以前=（2M1W1）/cos21 =（20.380121.23.14）/cos22 =3626.2（單邊）后=（2M2W2）/cos22=（20.372821.33.14）/cos25=3950（單邊

18、）在下擺臂長度不變的條件下，改變減震器下橫臂的上固定點位置或者減震器軸線與鉛直線之間的夾角，會影響減震器的阻尼系數(shù)的變化。5.5 最大卸荷力為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度Vx。在減震器安裝如圖時，Vx=Awcos式中A-車身振幅，取40mm w-懸架系統(tǒng)的固有頻率Vx為卸荷速度，一般為0.150.30m/sVx前=Awcos1=0.0423.141.2cos2=0.30m/sVx后=Awcos2=0.0423.141.3cos15=0.27m/sVx前、Vx后均符合要求如已知伸張時的阻尼系數(shù)s，在伸張行程的最大卸荷力F0

19、=sVx則 F0前=s前Vx前=36260.30=1088 F0后=s后Vx后=39500.27=10675.6筒式減震器主要尺寸5.61 筒式減震器工作直徑可根據(jù)最大卸荷力和缸內(nèi)最大壓力強度來近似的求工作缸的直徑 D=4F0p(1-2)式中p-工作缸內(nèi)最大允許壓力，取34Mpa-連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式取=0.400.50由QC/T491-1999汽車筒式減震器尺寸系列及技術(shù)條件可知：減震器的工作缸直徑D有20、30、40、（45、）、50、65mm所以筒式減震器工作直徑D可取：D前=4F0p(1-2)=410883.143.5(1-0.322) =21mm取D前=30mmD后=4F0p(1-2)=410673.143.5(1-0.322) =20.9mm取D后=30mm5.62 油筒直徑貯油筒直徑Dc=（1.351.50）D，壁厚取2mm，材料可取20鋼前貯油筒直徑Dc前 =1.50D =1.5026=39 取Dc前=40mm后貯油筒直徑Dc后 =1.35D =1.3526=37 取Dc后=40mm連桿直徑選擇：d前 =10mm d后 =10mm