【文章內(nèi)容簡介】 借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個移動副；減振器的上支點和車身的聯(lián)接被等效成一個轉(zhuǎn)動副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機構(gòu)。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統(tǒng)的分析變得簡單，且不會在很大程度上影響分析的結(jié)果。 懸架的彈性特性設(shè)計懸架受到的垂直外力F與由此引起的車輪中心相對于車身位移f（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特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時，彈性特性為以直線，稱為線性彈性特性，此時，懸架剛度為常數(shù)。當懸架變形f 與所受垂直外力F 之間不成固定比例變化時，彈性特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置（）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣，可在有限的動撓度fd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)允許的最大變形位置消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小。 懸架撓度fc 的設(shè)計 懸架靜撓度 fc 的設(shè)計懸架的靜撓度fc是指汽車在滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即是fc=Fw/c[2]。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。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(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。因此，汽車前部分車身的固有頻率N(偏頻)可用下式表示 () 式中，c為懸架剛度(N/cm)。m為懸架簧上質(zhì)量（kg）。當采用彈性特性為線性變化的懸架時，懸架靜撓度可用下式表示： ()式中，g為重力加速度，g = 981cm/s2.。將fc代入式（）得到： ()分析式（）可知：懸架的靜撓度fc直接影響車身振動的偏頻N。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選擇懸架的靜撓度。用途不同的汽車，對于平順性要求不同。以運送人為主的乘用車，對平順性的要求最高，客車次之，貨車更次之。，（Hz）之間。原則上乘用車的發(fā)動機排量越大，（Hz）之間。選定偏頻以后，即可利用式（）計算出懸架的靜撓度如下：取偏頻 n = 反代入式（）得出 = = = 懸架動撓度fd設(shè)計 懸架的動撓度fd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。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對乘用車，fd取7到9（cm）之間；對客車，fd取5到8（cm）之間；對貨車，fd取6到9（cm）之間。由于東方之子屬于乘用車型，故取懸架動撓度fd為80cm。 懸架彈性元件設(shè)計 螺旋彈簧分析螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結(jié)構(gòu)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(yīng)用相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘坐舒適性和懸架導(dǎo)向機構(gòu)在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力，因此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧。螺旋彈簧在懸架布置中可在彈簧內(nèi)部安裝減振器、行程限位器或?qū)蛑菇Y(jié)構(gòu)緊湊。通過采用變節(jié)距的或用變直徑彈簧鋼絲繞制的或兩者同時采用的彈簧結(jié)構(gòu)，可以實現(xiàn)變剛度特性。就螺旋彈簧的端部形狀來說也是值得注意的，螺旋彈簧端部可以碾細、并緊，直角切斷或向內(nèi)彎曲，(a)為兩端碾細，亦即在繞制彈簧之前先將鋼絲兩端碾細，碾細部分長度在繞后約占240176。，末端厚度為鋼絲直徑的1／3 左右，繞成后末端幾乎貼緊相鄰一圈彈簧。必要時，兩端都要磨平。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點是節(jié)約材料，占用垂向空間小，特別是由于兩端都平整，安裝時可以任意轉(zhuǎn)動，因而設(shè)計時彈簧的圈數(shù)可以取任意值，不必限于整數(shù)。其缺點是碾細需要專門工序和設(shè)備，增加了制造成本。(b)為直角切斷型，其中一端并緊形成與彈簧軸線垂直的平面。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點在于繞制簡單，成本低，其缺點是增大了垂向尺寸和材料消耗，安裝時需要一定方向并且需與之相配套的彈簧座，若兩端都未整平，則修改設(shè)計時，彈簧圈數(shù)必須按整數(shù)增減。(c)為端部向內(nèi)彎曲并形成與彈簧軸線垂直的平面，這種結(jié)構(gòu)常用于和彈簧座配合起定位作用，若兩端都內(nèi)彎，則需要專用設(shè)備。 螺旋彈簧的材料及許用應(yīng)力選擇為了使彈簧能夠可靠地工作，彈簧材料必須具有高的彈性極限和疲勞極限，同時應(yīng)具有足夠的韌性和塑性，以及良好的可熱處理性。故初選彈簧材料為60Si2MnA ，： 60Si2MnA 性能參數(shù) 性能參數(shù) 數(shù)據(jù) 許用切應(yīng)力[] 64 剪切應(yīng)力[] 100 剪切模量G 8000 彈性模量E 20000MP 彈簧參數(shù)的計算選擇對于大多數(shù)汽車而言，起懸掛質(zhì)量分配系數(shù) 181。 =ρ2y /ab =,因而可以近似的認為181。 = 1，即前、后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂向振動是相互獨立的，并用偏頻來表示各自、的自由振動頻率。偏頻越小。則汽車的平順性越好。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，前懸架的偏頻 N = ,非常接近人體步行時的自然頻率。設(shè)計時取前懸架的偏頻 N=，根據(jù)下面公式可以計算出前懸架的剛度： ? () 式中 Cs 汽車前懸架剛度， N/mm Ms 汽車前懸架簧上質(zhì)量，kg N 汽車前懸架偏頻，Hz 計算空載剛度 根據(jù)估算可估計出前懸架簧下質(zhì)量為70kg，已知前懸架空載前軸載質(zhì)量為840kg，則單側(cè)的簧上質(zhì)量為Ms： = 385 kg ； 由于N取值為 ，可得如下數(shù)據(jù)： = N/m 計算滿載剛度 已知前懸架滿載時軸載質(zhì)量為425kg，則單側(cè)簧上質(zhì)量為Ms： = 390 kg 由于N = Hz = N/m 按滿載計算彈簧鋼絲直徑根據(jù)下面的公式可以計算彈簧鋼絲直徑： ? ()式中 i彈簧有效工作圈數(shù)，先取8 G彈簧材料的剪切彈性摸量， 104MPa Dm彈簧中徑，取100mm帶入計算得： d = 查表可取近似的標準值 d = 14mm故可以初步確定下列參數(shù)： d = 14mm （彈簧絲直徑） Dm = 100mm （彈簧中徑） i = 8 （彈簧圈數(shù)） 螺旋彈簧校核1彈簧剛度校核 彈簧剛度的計算公式為： () 代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度Cs為： = N/mm所以彈簧選擇符合剛度要求。2彈簧表面剪切應(yīng)力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應(yīng)力為： = ()式中 C彈簧指數(shù)（旋繞比），C = Dm/d ； K’曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)， （） P彈簧軸向載荷。已知 ：Dm = 100mm ， d = 14mm 可以算出彈簧指數(shù)C 和曲度系數(shù)K’： = = = N則彈簧表面的剪切應(yīng)力為： = = 415MP = 640 MP所以彈簧滿足要求。 小結(jié)綜合上面的計算可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑d=14mm，彈簧外徑D=100mm，彈簧有效工作圈數(shù)n=8。且由公式可得如下數(shù)據(jù)：F（最大變形量）= = t(節(jié)距) = = H0（自由高度）= = ≈330mm彈簧整體參數(shù)列表及建模如下： 彈簧參數(shù)名稱 數(shù)據(jù)（mm） 彈簧絲直徑 14 彈簧中經(jīng) 100 最大變形量 自由高度 節(jié)距 導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 懸架導(dǎo)向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式有很多，根據(jù)不同的用途有多種。轎車上，對于整體式車軸，主要有多連桿式(常見的主要有四連桿式、五連桿式)、第迪安式；對于獨立懸架，主要有單(雙)縱臂式、雙橫臂式、麥弗遜撐桿式、多連桿式、拖曳臂式、半拖曳臂式和擺動軸式。現(xiàn)在轎車上廣泛采用的是雙橫臂式導(dǎo)向機構(gòu)。中型和重型貨車一般都采用整體式車軸，導(dǎo)向機構(gòu)形式主要有板簧式、A形架式、雙橫臂式、雙縱臂式、拖曳臂式和柔性梁式[1]。 本次畢業(yè)設(shè)計選用的是A形架式導(dǎo)向機構(gòu)，設(shè)計如下。 導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求對前輪導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求是：1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過177。，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)該產(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。 側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角小于等于6176?！?176。，并使車輪與車身的傾斜同向，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，有抗后俯作用。對汽車后輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求：1） 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。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反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)。此外，導(dǎo)向機構(gòu)還應(yīng)有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 導(dǎo)向機構(gòu)布置參數(shù)對于汽車操縱穩(wěn)定性有重要的影響，其布置參數(shù)包括：側(cè)傾中心、縱傾中心、懸架擺臂的定位角。1 側(cè)傾中心麥弗遜式獨立懸架的側(cè)傾中心由如圖 。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。圖 普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸 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(xué)特性。 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(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(yīng)盡可能使前輪輪荷變化小。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。，符合要求。2 縱傾中心麥弗遜式懸架的縱傾中心，可由正點作減振器運動方向的垂直線，該垂直線與過G點的擺臂軸平行線的交點即為縱傾中心O， 所示。實際建模的縱傾中心如下圖：，符合要求。3 懸架擺臂的定位角獨立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角定義為擺臂的水平斜置角α ，懸架抗前俯角β ，懸架斜置初始角θ ， 。 α、β、θ的定義 導(dǎo)向機構(gòu)的受力分析 受力簡圖（），由圖可知：作用在導(dǎo)向套上的橫向力F3 得：F3 = F1ad/[(c+b)(dc)]式中，F(xiàn)1 前輪上的靜載荷 F1’減去前軸簧下質(zhì)量的1/2。橫向力 F3 越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力 F3f 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(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減摩擦材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小 F3 ，要求尺寸 c + b 越大越好，或者減小尺寸a。增大c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，又可以獲得小、較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性能。移動G 點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。 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。如圖（）所示。其中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。當擺臂的抗俯角β’等于靜平衡位置的主銷后傾角γ時，橫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時作平動。因此γ值保持不變。當β’與γ的匹配使運動瞬心O 交于前輪后方時，在懸架壓縮行程，γ角有增大的趨勢。當β’與γ的匹配使運動瞬心O交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，γ有減小的趨勢