【文章內(nèi)容簡介】 身高度的變化，本設計應當采用鋼度可變的非線性彈性特性懸架，即懸架變形與所受垂直力之間不成固定的比例變化。汽車懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因此，固有頻率（Hz）可用式（）表示。 （）式中：——重力加速度，g=9810mm/s2；——懸架鋼度，N/mm；——懸架簧載重力，N。由于本車單輪簧載質(zhì)量kg，則N。一般乘用車的固有頻率在1~，本設計取Hz，由式（）得懸架的鋼度為N/mm由于懸架靜撓度，因此式（）又可表達為 （）式中的單位為mm。當時mm為了避免汽車行駛過程中頻繁撞擊車架，應當有足夠的動撓度，一般乘用車的動撓度范圍為（70~90mm）。 阻尼特性當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車簧載質(zhì)量的振動將會延續(xù)很長時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。對于選定的懸架剛度，只有恰當?shù)倪x擇阻尼力才能充分發(fā)揮懸架的緩沖減振作用。當汽車在不平的路面上行駛時或當車輪受到?jīng)_擊負荷時，為了衰減車身的自由振動和抑制車身、車輪的共振，以減小車身的垂直加速度和車輪的振幅，懸架系統(tǒng)應具有合適的阻尼。雖然在懸架中存在干摩擦能衰減振動，但阻尼力不穩(wěn)定，不易控制，而且干摩擦的存在又使懸架在承受路面沖擊時，將部分沖擊傳給車身，損壞了行駛平順性。故目前多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)中盡量減少干摩擦而裝液力減振器，促使振動迅速衰減以提高汽車行駛平順性。 非簧載質(zhì)量根據(jù)是否由懸架彈簧支撐，汽車的總質(zhì)量可以分為簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量兩部分。非簧載質(zhì)量即為非懸掛質(zhì)量，例如車輪和轉向節(jié)的質(zhì)量，此外，還應包括車輪和車身或車橋之間各連接件質(zhì)量的一半，比如導向機構的擺臂、彈簧（固定在車架上的扭桿彈簧除外）、減振器、橫向推力桿、轉向橫拉桿等。為了獲得良好的平順性，非簧載質(zhì)量應該盡量小。一般而一言，對于轎車的非驅(qū)動橋，其非簧載質(zhì)量約為（50~90）kg之間，采用獨立懸架時約為下限，采用非獨立懸架時約為上限，采用復合縱臂式后支持橋懸架時約為中間值。轎車的驅(qū)動橋，獨立懸架的非簧載質(zhì)量約為（60~100）kg，而非獨立懸架由于帶有主減速器、差速器和剛體橋殼，非簧載質(zhì)量可達（100~140）kg。 螺旋彈簧的設計計算 螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單、制造方便及有高的比能容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架中應用相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘用舒適性和懸架導向機構在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力，本設計中小型觀光旅游車選用螺旋彈簧作為其彈性元件。 螺旋彈簧計算公式（1）應力公式 （）式中：——彈簧鋼絲表面的剪應力，MPa；——彈簧載荷，N；——彈簧中徑，mm；——鋼絲直徑，mm；——應力修正系數(shù) （）式中：為彈簧指數(shù)。（2）彈簧鋼度公式（或撓度公式） （） （）式中： ——彈簧鋼度，N/mm； ——彈簧工作圈數(shù)； ——彈簧撓度，mm。對彈簧鋼、硬 鋼絲、琴鋼絲、油回火鋼絲等材料，不管其鋼絲直徑粗細，原則上都取剪切彈性模數(shù)G=83000MPa。（3）固有頻率公式 （）式中：——懸掛質(zhì)量的固有頻率，Hz；——重力加速度，9800mm/s2。（4）阻尼公式（臨界阻尼系數(shù)公式） （）式中：Ccr臨界阻尼系數(shù),是決定減振器阻尼力的基礎。對應力公式來說，在應力計算中有四個變量，其中包含應力修正系數(shù)K、彈簧鋼絲直徑的三次方計算等。計算起來很麻煩，而且當計算結果應力過大時還要改變d、D值，反復多次才能算好。而實際上是先決定許用應力，在許用應力的范圍內(nèi)尋求d、D值。對彈簧鋼度的計算也是如此。但是，在這些計算公式中，預先決定許用應力、彈簧鋼度，然后定出d、D值中的一個，再求出另一個是相當費事的。由公式（）變形得 （）故應力計算公式變形為： （）式中：K——應力修正系數(shù)，；A——彈簧鋼絲截面積,（mm2）；S——由彈簧指數(shù)C決定的值。S=2KC （） （）將C作為待求的量，改變上式得彈簧指數(shù)計算公式 （）由公式（）變形得 （）設為每一圈彈簧的鋼度，則 （）取G=83000Mpa，則 （） 螺旋彈簧的計算由于彈簧需要承受的沖擊載荷較大，因此需要彈簧有較高的強度。在此選取60Si2Mn為懸架彈簧材料。滿載靜平衡時彈簧載荷P=1637N，從汽車平順性考慮取固有頻率=。初選彈簧鋼絲直徑d=8mm，查表得許用拉應力Mpa，則許用切應力Mpa。當懸架彈簧經(jīng)噴丸處理時，最大載荷剪切應力應控制在Mpa以下。由于采用橡膠緩沖塊等故可防止過載，靜載荷時把應力控制在600 Mpa以下為好。（即當載荷倍數(shù)n=，使最大載荷時的應力不超過Mpa，同時為以后改進設計留有增加的重量的余地）。在此選取靜載荷時應力Mpa。由d=8mm可算出鋼絲截面積 mm2由式（）解得將S帶入式（）得由式C=D/d得mm把C、d帶入式（）得N/mm 根據(jù)式（）求得彈簧鋼度和靜撓度N/mmmm根據(jù)式（）求得彈簧的有效圈數(shù)壓并高度mm。為了保證彈簧有足夠大的動撓度，即彈簧最大工作載荷F2==最大行程mm。動撓度mm，在允許范圍內(nèi)。彈簧的自由高度可由彈簧壓并高度和最大行程決定，即。但為了避免全壓縮，使自由高度高出一段距離更安全，取5mm。因此彈簧自由高度mm。對彈簧鋼絲直徑進行校核，因為彈簧指數(shù)C=，則曲度系數(shù)小于原設定的值，取d=8mm。長徑比，不失穩(wěn)（合格）。 減振器的計算（1）相對阻尼系數(shù)在選擇時應考慮到的取值較大，能使系統(tǒng)振動迅速衰減，但會使較大的不平路面的沖擊力傳到車身；選得過小，振動衰減過慢，不利于行駛平順性。對于內(nèi)無摩擦彈性元件（螺旋彈簧）懸架，取。（2）主要尺寸參數(shù)的選擇工作缸筒常由低炭無縫鋼管支撐，其壁厚一般取mm。單筒式減振器為防止外物撞擊而產(chǎn)生變形，應取2mm。貯油筒直徑，壁厚取2mm，材料選取20鋼，活塞桿直徑d一般?。▇）D，工作缸筒長度的長度一般設計為減振器工作行程的2~3倍，為筒式減振器工作直徑。為了能以最少產(chǎn)品型號滿足各類汽車的需要，我國己制訂了汽車筒式減振器標準，由專業(yè)廠進行系列化生產(chǎn)。筒式減振器以工作缸直徑制定系列，國家標準確定了工作缸徑的系列為：50、680（mm）。所計算得到的工作缸徑，要在系列尺寸中找出相近的缸徑作為最后確定尺寸。（3）減振器阻尼系數(shù) （）式中：——懸架剛度，N/m；——簧載質(zhì)量，kg。式中kg，N/m。KN/ms1為滿足減振器阻尼特性，伸張行程相對阻尼系數(shù)與壓縮行程相對阻尼系數(shù)之間的關系應滿足式（）和（）的要求 （） （）解式（）和（）得， ，滿足式（）中要求，則減振器壓縮行程阻尼系數(shù)：KN/ms1減振器伸張行程阻尼系數(shù)：KN/ms1（4）卸荷速度為減少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，減振器應打開卸荷閥。打開卸荷閥瞬時的減振器活塞速度稱為卸荷速度。~（5）筒式減振器工作直徑的確定 （）mm取標準值D=20mm。式中：——缸內(nèi)最大容許壓力，??；——為最大卸荷力（伸張過程），；——為伸張阻力系數(shù)，KN/ms1； ——為缸筒直徑與連桿直徑之比，取。（6）筒式減振器外形尺寸的確定選取減振器基長mm，工作行程mm；工作缸長度mm；減振器貯油筒直徑mm；選取活塞桿直徑mm；減振器最大長度mm；減振器最小長度mm。 懸架導向機構設計分析 懸架導向機構空間位置的分析麥弗遜式懸架由橫擺臂、轉向節(jié)、減振器和車身構成機構組成部分。,其中BD為主銷中心線，MN為下擺臂旋轉軸線，DE為減振器中心線，P點為拉臂球頭中心，F(xiàn)為車輪的中心，Q點為主銷的中心線與車輪軸線的在后視圖上的交點，O點為MN連線的中點，G為車輪的著地點，G＇為主銷中心線與地面的交點。坐標系X_Y_Z為靜坐標系，為了方便后續(xù)的計算，取坐標系的原點在懸架對稱中心平面（即YZ平面）上，并且XY平面過O點，XZ平面為地面。Z軸指向汽車的尾部，Y軸垂直向上，X軸由右手定，拇指指向Z軸，食指指向Y軸，則中指指向的則是X軸。