【文章內(nèi)容簡介】 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。圖51雙叉骨獨立架示意圖圖5—2雙叉骨獨立架示意圖分析如圖53所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力F3，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質(zhì)量的1／2。力越大，則作用在導向套上的摩擦力f越大(f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，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。為了減小力，要求尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。增大尺寸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，可達到減小尺寸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(nèi)部，既可以達到縮短尺寸a的目的，又可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。圖5—3懸架受力簡圖有時為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力的作用，還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。 側(cè)傾中心在獨立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。側(cè)傾軸線應大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，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)傾限制在允許范圍內(nèi)。然而，前懸架側(cè)傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅(qū)動的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅(qū)動橋，故應盡可能使前輪輪荷變化小。因此，獨立懸架(縱臂式懸架除外)的側(cè)傾中心高度為：前懸架O～120mm；后懸架80～150mm。設(shè)計時首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側(cè)傾中心高度要取得更大些。麥弗遜式獨立懸架的側(cè)傾中心由如圖55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P點。麥弗遜式懸架的彈簧減振器柱EG布置得越垂直，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，從而使得在車輪上跳時車輪外傾角的變化很不理想。如加長下橫臂，則可改善運動學特性。麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度可通過下式計算 式中： 式中：；；r=296mm；d=179mm； rs=40mm；bv=775mm；c+o=513mm；帶入上式求得為：圖5—5普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸和P的計算法和圖解法第6章 減振器設(shè)計為加速車架與車身的振動的衰減，以改善汽車的行使平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)部裝有減振器。在麥弗遜式懸架中，減振器與彈性元件是串聯(lián)的安裝。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減振器。液力減振器的工作原理是，當車架和車橋作往復的相對運動而活塞在鋼筒內(nèi)作往復的運動時，減振器殼底內(nèi)的油液便反復的通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化成為熱能被油液和減振器殼所吸引，然后散到大氣中。減振器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對速度的增減而增減，并且與油液的黏度有關(guān)。要求油液的黏度受溫度的變化的影響近可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及對各種金屬和非金屬零件不起腐蝕的作用等性能。減振器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用發(fā)揮的作用不能充分的發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導致減振器連接零件及車架的損壞。為解決彈性元件與減振器之間的這一矛盾，對減振器提出了如下的要求：1. 再懸架的壓縮行程內(nèi)，減振器的阻尼力應該小，以充分利用彈性元件來緩和沖擊。2. 在懸架的伸張行程內(nèi)，減振器的阻尼力應該大，以要求迅速的減振。3. 當車橋與車架的相對速度較大時，減振器能自動加大液流通道的面積，使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。減振器大體可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。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，因此現(xiàn)代汽車都采用筒式減振器。而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。雙筒充氣式減振器的基本構(gòu)造、尺寸等與雙筒式減振器一樣，所不同的只是在工作缸。筒與貯油筒之間充以低壓氣體。由于氣壓低，將活塞向外推出的力就很小。雙筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點：1. 在小振幅時閥的響應也比較敏感；2. 改善了壞路上的阻尼特性；3. 提高了行駛平順性；4. 氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能；5. 與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動活塞，摩擦也較小。設(shè)計減振器時應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。所以本設(shè)計采用雙筒充氣式減振器。減振器的性能通常用阻力速度特性圖表示。如下圖61所示。該圖具有如下的特點：阻力速度特性由四段近似的直線線段組成，其中的壓縮行程和伸張行程的阻力——速度各占兩段；各段特性的指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指當卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常的壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=Fy/Vy與伸張行程的阻尼系數(shù)δs=Fs/Vs不等。圖61減振器特性（a）阻力——位移特性 （b）阻力——速度特性汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減的振動，用相對阻尼系數(shù)ψ來表示評定振動衰減的快慢程度。ψ的表達方式為式中 ——懸架系統(tǒng)的垂直剛度； m——簧上質(zhì)量；相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同的剛度c和不同的簧載質(zhì)量m的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的阻尼系數(shù)ψy取的小些，將伸張行程時的阻尼系數(shù)ψs取的大些。兩者之間的保持ψy=（～）φs的關(guān)系。設(shè)計時，先取ψy與ψs的平均值ψ。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=～；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψs＞；為了避免懸架碰撞車架，取ψy=。對于我選用的前懸架相對阻尼系數(shù)ψ前=； 后懸架相對阻尼系數(shù)ψ后=；平均相對阻尼系數(shù)ψ由下式計算得出： 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上,應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，減振器如下圖62安裝時，減振器阻尼系數(shù)用下式計算 前懸架的單個減振器阻尼系數(shù)由下式得出：后懸架的單個減振器阻尼系數(shù)由下式得出：圖62減振器安裝位置在下擺臂長度n不變的條件下，改變減振器下橫擺臂上的固定點位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角α，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。為減小傳到車身上的沖擊，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。在減振器安裝如圖62所示時，式中：A——車身振幅，取177。40mm；ω——為懸架系統(tǒng)的固有頻率；為卸荷速度，～；如已知伸張時的阻尼系數(shù)δs，在伸張行程的最大卸荷力，本次設(shè)計取前、后懸架卸荷速度為： 前懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)由下式得：后懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)由下式得： 前懸架單個減振器最大卸荷力由下式得：后懸架單個減振器最大卸荷力由下式得：根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為：式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ=～，單筒式減振器取λ=～。減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時應按標準選用。本次設(shè)計取 λ=前懸架減振器工作缸直徑由下式得：后懸架減振器工作缸直徑由下式得：貯油筒直徑，壁厚取為2mm，材料可選20鋼。前貯油筒直徑由下式得出：后貯油筒直徑由下式得出：第7章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計圖71橫向穩(wěn)定桿為了降低汽車的固有頻率以改善行使穩(wěn)定性，現(xiàn)代汽車的垂直剛度較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾嚴重，影響了汽車行使的穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿在獨立懸架中的典型安裝方式如圖71所示。當左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時車身的側(cè)傾角外，恰當?shù)剡x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)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。若只在后懸架中安裝，則會使汽車趨于過多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當汽車在坑洼不平的路面行駛時，左右輪之間有垂向相對位移，由于橫向穩(wěn)定桿的作用，增加了車輪處的垂向剛度，回影響汽車的行駛平順性。在有些懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起部分導向桿系的作用，其余情況下則在設(shè)計時應當注意避免與懸架的導向桿系發(fā)生運動干涉。為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩(wěn)定桿與車輪及車架的連接處均有橡膠支承。前懸架側(cè)傾角剛度由下式計算得：后懸架側(cè)傾角剛度由下式計算得：穩(wěn)定桿的角剛度由式得到式：由下式可計算橫向穩(wěn)定桿直徑：式中：E——材料的彈性模量，E=105MPa；L——橫向穩(wěn)定桿兩端點間的距離；所以本次設(shè)計橫向穩(wěn)定桿的直徑d=20mm。第8章 平順性分析行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內(nèi)行駛時，能保證乘員不會因車身振動而引起不舒服和疲勞的感覺，以及保持所運貨物完整無損的性能。由于行駛平順性主要是根據(jù)乘員的舒適程度來評價，又稱為乘坐舒適性。本設(shè)計根據(jù)目前現(xiàn)有的測試條件和計算精度以及建立整車模型要實現(xiàn)的目標的要求，建立了二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型如圖81。圖81 二自汽車振動系統(tǒng)動力學模型這個系統(tǒng)能反映車輪部分在10～15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，它對平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中，M為懸掛質(zhì)量；m為非懸掛質(zhì)量；K為彈簧剛度；C為減振器阻尼系數(shù)；Kt為輪胎剛度。車輪與車身垂直位移坐標為z、s，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方程為：無阻尼自由振動時，運動方程變成由運動方程可以看出，M與m的振動是相互耦合的。若m不動（s=0）則得這相當于只有車身質(zhì)量M的單自由度無阻尼自由振動