【文章內(nèi)容簡介】 又 則： 式中 —曲度系數(shù) —彈簧指數(shù) 第5章 懸架導向機構的設計對前輪獨立懸架機構的要求是：，輪距變化會引起早期磨損。，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產(chǎn)生縱向加速度。，應使車身側(cè)傾角小。176?！?176。，并使車輪與車身的側(cè)傾同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應。對后獨立懸架導向機構的要求是：，輪距無顯著變化。，應使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身側(cè)傾相反，以減小過多轉(zhuǎn)向的效應。此外，導向機構還應有足夠的強度，并可靠傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 圖51 麥弗遜式獨立懸架（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?。?) 拉桿布置可在某種程度上進行調(diào)整。側(cè)擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器；（4）操縱穩(wěn)定性：1) 橫向剛度高；2) 在某種程度上可由調(diào)整外傾角的變化對操縱穩(wěn)定性進行調(diào)整?！饔玫綄蛱咨系牧Α拜喩系撵o載荷減去前軸簧下質(zhì)量的—彈簧軸向力—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 可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 橫向力越大，則作用在導向套和活塞上的摩擦力越大（為摩擦系數(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。由上式可知，為了減小，要求尺寸越大越好，或者減小尺寸。增大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，常將圖中的點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達到縮短尺寸的目的，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。移動點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。由圖53可知，將彈簧和減振器的軸線相互偏移距離，再考慮到彈簧軸向力的影響，則作用到導向套上的力將減小，即 由上式可知，增加距離，有助于減小作用到導向套上的橫向力。圖53麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖為了發(fā)揮彈簧減小橫向力的作用，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。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(cè)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。 側(cè)傾中心 麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度為 式中 54麥弗遜式懸架側(cè)傾中心其中=800mm , =0176。，=10176。， =12176。；則== ；==。= 。第6章減振器設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。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。減振器按結構形式的不同可分為：筒式減振器和搖臂式減振器。雖然搖臂式能夠在較大的工作壓力下（10～20MP）工作，但由于它的工作特性受活塞的磨損和工作溫度變化影響大，現(xiàn)在已經(jīng)被淘汰。～5MP，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛應用。減振器按作用方式不同，可分為單向作用減振器和雙向作用減振器。在壓縮和伸張行程都能起作用的減振器車稱為雙向作用減振器；僅在伸張行程起作用的叫單向作用減振器。該設計選用雙向筒式減振器。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關系 設計時，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，??；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行使路面條件較差的汽車，值應取大些，一般取；為避免懸架碰撞車架，取 對于本設計選用的懸架，取 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當減振器如圖62安裝時，減振器阻尼系數(shù)為 所以 （單邊） （單邊） 圖61 減振器安裝位置 在下擺臂長度不變的條件下，改變減振器下橫臂的上固定點位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角，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力，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72所示時， 式中 —車身振幅，取 —懸架系統(tǒng)的固有頻率為卸荷速度,一般為、均符合要求.如已知伸張時的阻尼系數(shù),在伸張行程的最大卸荷力 則 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 式中 [P]工作缸內(nèi)最大允許壓力,取 連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式取 由《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》可知:減振器的工作缸直徑 有等幾種。所以筒式減振器工作直徑可?。? 取 取貯油筒直徑，壁厚取，材料可取鋼 前貯油筒直徑 取后貯油筒直徑 取連桿直徑的選擇：；第7章橫向穩(wěn)定桿的設計為了降低汽車的固有頻率，改善行使穩(wěn)定性，近代汽車的垂直剛度設計的很低。結果，在汽車轉(zhuǎn)彎時，產(chǎn)生很大的車身側(cè)傾角，影響了行使的穩(wěn)定性。為了克服這一缺點，經(jīng)常在懸架中（特別是前懸架中）采用橫向穩(wěn)定器來提高側(cè)傾角剛度。在獨立懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起導向桿的作用，為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩(wěn)定桿與車輪及車架連接處有橡膠支撐。懸架的側(cè)傾角剛度為：Kφ=1/2Kf(Ba/n)=17629N/mKφ=1/2Kf(Ba/n)=35921N/m由Kφ+Cφ= Kφ Cφ= Kφ Kφ=*1762935921=a=100 b=100 c=300 L=1200 L=270 L=240d=取d=16mm 。側(cè)傾角剛度的大小對車身的側(cè)傾角影響很大。，～5度。側(cè)傾慣性力矩為：M1=*總簧載質(zhì)量*g*質(zhì)心到側(cè)傾中心的距離=*1530**= 。相對系數(shù)φ為 φ=M1/C=50，不在2度～4度之間，所以前懸架必須安裝橫向穩(wěn)定桿。第8章 平順性分析汽車行使時，由路面不平以及發(fā)動機、傳動系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激發(fā)汽車的振動。通常，路面不平是汽車振動的基本輸入。汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)。因此平順性主要根據(jù)乘員主觀感覺的舒適性來評價，對于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代汽車的主要性能之一。 建立建立具有代表性的二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型，如圖所示根據(jù)力學定理，上圖所示系統(tǒng)的振動微分方程： 解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率： 式中。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結構參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運動的影響取決于和的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 ，屬于小阻尼，此時微分方程的通解為 雙質(zhì)量系統(tǒng)在，質(zhì)量比剛度比，阻尼比兩種情況下的幅頻特性曲線。由四個參數(shù)可按下式確定車輪部分的固有頻率和阻尼比 （一階阻尼比） （二階阻尼比）82 車身加速度的幅頻特性曲線圖圖82雙質(zhì)量系統(tǒng)，車輪部分的具體參數(shù)為 ， ，共振時，增大而幅頻減小，在第一共振峰和第二共振峰之間的高頻區(qū)，增大幅頻也增大，在高頻共振區(qū)，雙質(zhì)量系統(tǒng)出現(xiàn)第二共振峰，在之后，幅頻按一定斜率衰減，也減小，所以對共振與高頻段的效果相反，綜合考慮，取比較合適。車輪動載 ，頻率響應函數(shù) 將 代入上式，得： 式中 圖83的參數(shù)采用與圖82所示雙質(zhì)量系統(tǒng)同樣的參數(shù)。相對動載的幅頻特性曲線在低頻共振區(qū)，與車身加速度的幅頻特性曲線趨勢不同，；在高頻共振區(qū)， 阻尼比對相對動載的幅頻特性曲線的峰值影響很大；在之間的幅頻，阻尼比越大幅頻就越大；在之后，相對動載幅頻特性曲線按一定斜率衰減，越大幅頻衰減越快。綜合考慮，取比較合適。 圖83 相對動載的幅頻特性曲線圖圖84 限位行程的示意圖由圖84所示，由車身平衡位置起，懸架允許的最大壓縮行程就是其限位行程。彈簧動撓度與限位行程應適當配合，否則會增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。頻率響應函數(shù)為 將 與 代入上式，得： 懸架系統(tǒng)對于車身位移來說，是將高頻輸入衰減的低通濾波器；對于動撓度來說，是將低頻輸入衰減的高通濾波器。阻尼比對只在共振區(qū)起作用，而且當時已不呈現(xiàn)峰值。且阻尼比與幅頻值成反比，如圖85所示。圖85 懸架動撓度的幅頻特性曲線圖通過分析，當阻尼比時，本懸架系統(tǒng)的平順性特性較好，符合ISO026311：1997 （E）標準。（1）懸架剛度彈性元件是汽車懸架的主要組成部分，彈性元件的剛度或懸架等效剛度及其特性是影響平順性的主要因素。當簧載質(zhì)量一定時，減小可降低車體固有振動頻率，但值過小會使車體振動過程中的懸架動行程增大，并使非簧載質(zhì)量的振動位移也增大，甚至導致車輪離開地面，對汽車操縱穩(wěn)定性產(chǎn)生不利后果。汽車在實際使用中，簧載質(zhì)量隨汽車的裝載情況而變，當值一定時，將隨減小而增大。因此，理想的懸架彈性特性應具有變剛度或非線性特性，即隨汽車載荷的變化，懸架剛度能自動增大或減小，以減小懸架限位塊碰撞車身的機率，使車體免遭撞擊。（2）懸架阻尼汽車懸架系統(tǒng)中裝有減振器。減振器阻尼對車體固有頻率的影響不大，但卻能使車體振動迅速衰減，改善車內(nèi)乘員的舒適感。研究表明，懸架阻尼的大小還對操縱穩(wěn)定性和制動方向穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。(3)輪胎輪胎徑向剛度與輪胎結構、尺寸和氣壓有關，若以與懸架剛度之比來表示，則可見，對于一定型號的輪胎，降低胎內(nèi)氣壓（即剛度減?。┛筛纳破巾樞?，但也將增加車輪的側(cè)向偏離，以惡化操縱穩(wěn)定性，應予以注意。(4)非簧載質(zhì)量在整車質(zhì)量一定時，減小非簧載質(zhì)量可改善平順性。目前多數(shù)轎車采用獨立懸架結構，優(yōu)點之一可在一定總質(zhì)量下減小非簧載質(zhì)量，改善平順性。主要因素是路面的不平(它是振動的起源)還有例如懸架系統(tǒng)的鋼板彈簧片間的潤滑不良,等于增加了懸架剛度；減振器漏油等于減小了懸架系統(tǒng)的阻尼等。第9章 總結本次設計為比亞迪F3轎車懸架系統(tǒng)設計。設計的基本步驟為根據(jù)給定車型的各項基本參數(shù)計算出懸架的剛度，靜撓度，動撓度，以及減振器的阻尼系數(shù)，最大卸荷力，再經(jīng)過校核應力及平順性分