【文章內容簡介】 軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。以上問題可通過調整桿系設計布置合理得到解決 。 本科生畢業(yè)設計（論文） 5 筒式減振器裝在滑柱桶內，滑柱桶與轉向 節(jié)剛性連接，螺旋彈簧安裝在滑柱桶及轉向節(jié)總成上端的支承座內，彈簧上端通過軟墊支承在車身連接的前簧上座內，滑柱桶的下端通過球鉸鏈與懸架的橫擺臂相連。當車輪上下運動時，滑柱桶及轉向節(jié)總成沿減振器活塞運動軸線移動，同時，滑柱桶的下支點還隨橫擺臂擺動。 該懸架突出的優(yōu)點是增大了兩前輪內側的空間，便于發(fā)動機和其他一些部件的布置；其缺點是滑動立柱摩擦和磨損較大。為減摩擦通常是將螺旋彈簧中心線與滑柱中心線 圖 21 麥弗遜式獨立懸架 的布置不相重合。另外，還可將減振器導向座和活塞的摩擦表面用減磨材料制成，以減少磨損。 但麥弗遜式懸架在使用中也有缺點，就是行駛在不平路面時，車輪容易自動轉向，故駕駛者必須用力保持方向盤的方向，當受到劇烈沖擊時，滑柱易造成彎曲，因而影響轉向性能， 減振器活塞桿受的側向力較大，從而摩擦力大。 麥弗遜式 獨立懸架是目前前置前驅動轎車和某些輕型客車首選的較好的懸架結構形式。 輔助元件 橫向穩(wěn)定 桿 圖 為了降低汽車固有振動頻率以改善行駛平順性，現(xiàn)代轎車懸架垂直 剛度都較小，而使汽車的側傾角剛度值也很小，使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車的行駛穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代車大多裝有橫向穩(wěn)定桿如圖 22所示 ， 來加大懸架的側傾角剛度來改善汽車行駛穩(wěn)定性 。恰當?shù)倪x擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使 圖 22橫向穩(wěn)定桿 汽 車獲得所需要的不足轉向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。 本科生畢業(yè)設計（論文） 6 汽車轉彎 時 產生側傾力矩，使內外側車輪的負荷發(fā)生轉移且影響車輪側偏角剛度和車輪側偏 角的變化。前后軸車輪負荷的轉移大小，主要取決于前后懸架的側傾角剛度值。當前后懸架側傾角剛度值大于后懸架的側傾角剛度值時，前軸的負荷大于后軸車輪的負荷轉移，并使前輪側傾角大于后輪的側傾角，以保證汽車具有不足轉向特性。在汽車懸架上設計橫向穩(wěn)定器，能增大前懸架的側傾角剛度。 導向機構 導向機構 的作用是 傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動， 它由 導向機構由控制擺臂式桿件組成 。出于對中級轎車的考慮為了在原有獨立懸架的基礎上添加導向機構又不使結構復雜，決定采用單桿式導向機構。 本科生畢業(yè)設計（論文） 7 第 3 章 技術參數(shù)確定與計算 自振頻率 對于普通級以下轎車滿載的情況 ,前懸架偏頻 (車身的固有頻率 )要求在~ ,后懸架偏頻要求在 ~ 。對于高級轎車滿載的情況 , 前懸架偏頻要求在 ~ ,后懸架偏頻要求在 ~ 。原則上轎車的級別越 高 ,懸架的偏頻越小。 因此?。呵皯壹芷l為 ，即 Hzn ? 后懸架偏頻為 ，即 Hzn ? 懸架剛度 前、后懸架的簧載質量 21,mm 分別為： 90010010001 ???m kg 800808802 ???m kg 前、后懸架的剛度 21,cc 分別為： 5 1 1 1 2221121 ????? ?? nmc mN 5 3 3 2 0 044 2222222 ????? ?? nmc mN 懸架靜撓度 cFf wc? 前懸架靜撓度： mm　cgmf c 1735 1 1 1 2/981900111 ???? 后懸架靜撓度： mmcgmf c 1475 3 3 2 1981800222 ???? ??cc ff 符合 12 )~( cc ff ? 式中： WF — 汽車靜止時懸架上的載荷 g — 重力加速度 )981( 2scmg ? 前、后懸架的靜撓度 1cf 和 2cf 應當接近，并使后懸架靜撓度 2cf 比前懸架的靜撓度 1cf 小些，這樣有利于防止車身產生較大的縱向角振動。 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 懸架動撓度 為了防止在不平路面上行駛時經常沖擊緩沖塊，懸架還必須具備足夠的動撓度 df 。 前、后懸架的動撓度常按其相應的靜撓度來選取，對于轎車 df 取 cm9~7 。 cd ff )~(?因為： 0 4 4 2 7 7 21 ???????????? dd ff ；所以：mm901 ?df因此?。? mm802 ?df 懸架彈性特性曲線 圖 31 懸架彈性特性曲線 本科生畢業(yè)設計（論文） 9 第 4 章 彈性元 件的設計計算 前懸架彈簧 彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 初定 彈簧中徑 mmDm 120? 鋼絲直徑 mmd 12? 結構形式為兩端輾細 所選用的材料為 MnSi260 查《機械設計手冊》得 Mpa1585][ ?? 則 M P 815 ][][ ???? ?? 彈簧圈數(shù) 由前知 mfc ? 單側螺旋彈簧所受軸向載荷 P 為 NgmP 4 4 0 o s4 5 0c o s1 ?????? ?? 其中 1m — 前懸架單側簧載質量（ kg450 ） ? — 前懸架減振器安裝角（ ?3 ） 螺旋彈簧在 P 下的變形 f 為 mff c o o s ??? ?? 螺旋彈簧的剛度 mNfPC s 2 5 4 5 71 7 ??? 由 iDGdfPC ms 34 8?? G 為切變模量， 得彈簧工作圈數(shù) i ]25457)1000120(8[)100012( 341034 ??????? sm CDGdi 取 ?i ， 又 彈簧總圈數(shù) n 與有效圈數(shù) i 關系為 2??in 則彈簧總圈數(shù) 8?n 簧完全并緊時的高度 彈簧總圈數(shù) n 與有效圈數(shù) i 以及彈簧完全并緊時的高度 SH 間的關系如下： mmtndH s 916)18()1( ????????? 本科生畢業(yè)設計（論文） 10 t 為節(jié)距，取 t=3mm 則 mmffH dcS 3 5 4901 7 391 ?????? 取彈簧總高度 mmH 400? 應力校核 所選螺旋彈簧的剪應力為： 239。8 dPCK ?? ? C 為 彈簧指數(shù)（旋繞比）， 10121 2 0 ??? dDC m )4104()1104()44()14(39。 ??????????? CCCKK 為曲度系數(shù)，則 ： M P aM P adP C K ][][ 2239。 ????????? ??? 符合要求。 后懸架彈簧 彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 初定 彈簧中徑 mmDm 120? 鋼絲直徑 mmd 12? 結構形式為兩端輾細 所選用的材料為 MnSi260 查《機械設計手冊》得 Mpa1585][ ?? 則 M P 815 ][][ ???? ?? 彈簧圈數(shù) 由前知 mf ? 單側螺旋彈簧所受軸向載荷 P 為 NgmP 3 9 1 o s004c o s2 ?????? ?? 其中 2m — 后懸架單側簧載質量（ kg400 ） ? — 后懸架減振器安裝角（ ?2 ） 螺旋彈簧在 P 下的變形 f 為 mff c o o s ??? ?? 螺旋彈簧的剛度 mNfPC s 2 6 6 5 ??? 由 iDGdfPC ms 34 8?? G 為切變模量， 得彈簧工作圈數(shù) i 本科生畢業(yè)設計（論文） 11 4 . 9 5]26653)1000120(8[)100012( 341034 ??????? sm CDGdi 取 5?i ， 又 彈簧總圈數(shù) n 與有效圈數(shù) i 關系為 2??in 則彈簧總圈數(shù) 7?n 彈簧完全并緊時的高度 彈簧總圈數(shù) n 與有效圈數(shù) i 以及彈簧完全并緊時的高度 SH 間的關系如下： mmtndH s 796)17()1( ????????? t 為節(jié)距，取 t=3mm。 則 mmffH dcS 3068014779 ?????? 取彈簧總高度 mmH 350? 應力校核 所選螺旋彈簧的剪應力為： 239。8 dPCK ?? ? C 為彈簧指數(shù)（旋繞比）， 10121 2 0 ??? dDC m )4104()1104()44()14(39。39。 ??????????? CCCKK 為曲度系數(shù)，則 ： M P aM P adP C K ][][ 2239。 ????????? ???符合要求。 本科生畢業(yè)設計（論文） 12 第 5 章 懸架導向機構的設計 導向機構設計要求 獨立懸架的導向機構承擔著懸架中除垂向力之外的所有作用力和力矩， 并且決定了懸架跳動時車輪的運動軌跡和車輪定位角的變化。因此在設計獨立懸架的導向機構時，應使其滿足以下要求： (1) 適當 的側傾中心和側傾軸線； (2) 形成恰當?shù)目v傾中心； (3) 各鉸接點處受力盡量小，減小橡膠元件的彈性變形，以保證導向精確； (4) 保證車輪定位參數(shù)及其隨車輪跳動的變化能滿足要求； (5) 具有足夠的疲勞強度和壽命。 麥弗遜獨立懸架示意圖 圖 51 麥弗遜式獨立懸架 本科生畢業(yè)設計（論文） 13 1） 適用彈簧：螺旋彈簧 2） 主要使用車型：轎車前輪； 3） 車輪上下振動時前輪定位的變化： （ 1） 輪距、外傾角的變化比稍?。? （ 2） 拉桿布置可在某種程度上進行調整。 4） 側擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器； 5） 操縱穩(wěn)定性： （ 1） 橫向剛度高； （ 2） 在某種程度上可由調整外傾角的變化對操縱穩(wěn)定性進行調整。 導向機構受力分析 3F — 作用到導向套上的力 1F — 前輪上的靜載荷 39。1F 減去前軸簧下質量的 21 6F — 彈簧軸向力 a — 彈簧和減振器的軸線相互偏移的距離 圖 52 麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖 分析如圖 52 所示麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力 3F 可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 本科生畢業(yè)設計（論文） 14 ))(( 13 cdbc adFF ??? 橫向力 3F 越大，則作用在導向套和活塞上的摩擦力越大，這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小 3F ，要求尺寸 dc? 越大越好，或者減小尺寸 a 。增大 dc? 使懸架占用空間增大，在布置上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小 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，常將圖中的 G 點外伸至車輪內部，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軸線重合。 為了發(fā)揮彈簧減小橫向力 3F 的作用，有時還將彈簧下端布置靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式獨立懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。 橫臂軸線布置方式 麥弗遜式獨立懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響到汽車的側傾穩(wěn)定性。當擺臂軸的抗前傾俯角等于靜平 衡位置的主銷后傾角時，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠處，主銷軸線在懸架跳動作平動。因此，主銷后傾角保持不變。 當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪后方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有增大的趨勢。當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角有增加的趨勢。因此，在設計麥弗遜式獨立懸架時，應選擇參數(shù)抗前傾俯角能使運動瞬心交于前輪后方。 導向機構的布置參數(shù) 側傾 中心 麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度 wh 為 )t a nc o s2 svw rdkpbh ??? ??（ 式中 )s in ()( ??? ??? ck dkp ?? ?sin 注： 式中 vb 為輪距 本科生畢業(yè)設計（論文） 15 53 麥弗遜式懸架側傾中心