【文章內容簡介】 用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，而減振器中的活塞在缸筒內也作往復運動，則減振器殼體內的油液便反復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。本文選擇雙筒式液力減振器。 圖 21 含減振器的懸架簡圖 ； ； ； 。 傳力構件及導向機構 車輪相對于車 架和車身 跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求 。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 12 機構。 對前輪導向機構的要求 （ 1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過 +，輪距變化大會引起輪胎早期磨損； （ 2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度； （ 3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在 ，車身側傾角≤ 67度。并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。 （ 4）制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。 （ 5）具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 橫向穩(wěn)定器 在多數的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件 —— 橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器實際是一根近似 U 型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來 防止車身產生過大側傾。 其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。 本 章小結 本章主要介紹麥弗遜懸架的主要結構組成，各個零部件的工作原理以及在汽車整體運動中的主要功用。 對在以后的懸架設計中提供了理論基礎。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 13 第 3 章 懸架主要參數的確定 懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同配合確定。 此次設計是對 哈飛路寶7110 前獨立懸架設計 。 哈飛路寶 7110 參數如表 31所示 表 31 哈飛路寶 7110參數 長 /寬 /高（ mm） 3618/1563/1533 變數器型式 排量（毫升） 1075 最大功率（ kw） 最大扭矩（ ） 72/3500 油耗（ L/100km） 軸距（ mm） 2335 前輪距（ mm） 1360 后輪距（ mm） 1355 滿載質量（ kg） 1270 空車質量（ kg） 920 主銷內傾角 11176。56′ 注銷后傾角 4176。30′ 車輪外傾角 22′ 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 14 前束 2～ 4 滿載前軸允許負荷 810kg 滿載后軸允許負荷 810kg 懸架的空間幾何參 數 在確定零件尺寸之前，需要先確定懸架的空間幾何參數。麥弗遜式懸架的 受力圖如圖 31所示 圖 31麥弗遜式懸架的 受力分析 根據車輪尺寸，確定 G點離地高度為 ，根據車身高度確定 C 大致高度為 700mm， O點距車輪中心平面 110mm，減震器安裝角度 14176。 懸架的彈性特性和工作行程 對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數 ε =～ ，因而可以近似地認為 ε =1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻 1n ， 2n 表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車， 1n 約為 1～ （ 60～ 80次 /min） ， 2n 約為 ～（ 70～ 90次 /min），非常接近人體步行時的自然頻率。 取 n= 懸架的工作行程 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 15 由 ncf5? (31) 式中 ： cf — 懸架靜撓度 得懸架靜撓度： 25???????nfc (32) mmfc 2 ???????? 則懸架動撓度： df =（ — ） cf 取 df = cf = ＝ 為了得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于 160mm。 而 dc ff ? =+=160mm 符合要求 已知：已知整車裝備質量： m =920kg， 取簧上質量為 870kg；取簧下質量為 50kg，則由軸荷分配圖知： 空載前軸單輪軸荷取 60%： 2 %608701 ??m=261kg 滿載前軸單輪軸荷取 50%： kgm %50)605870(2 ?????（滿載時車上5 名成員， 60kg/名）。 懸架剛度： cWc fFfFC ?? 滿載 = mnN / ? 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 16 本章小結 本章主要介紹了哈飛路寶 7110的主要參數?；诠w路寶的數據參數對懸架系統的剛度進行計算。針對各個零部件的設計都是在懸架總體剛度的基礎上設計。 第 4 章 懸架主要零件設計 螺旋彈簧的設 計計算 螺旋彈簧材料的選擇 。 螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊，制造方便及高的比能容量等特點，在輕型以下汽車的懸架中運用普遍。根據哈飛路寶汽車工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求（可參考下文的計算分析），選擇 60Si2MnA 為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。 由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度 C與彈簧剛度 SC 是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度 C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度 SC 僅指彈簧本身單位撓度所需的 力。 例如麥弗遜獨立懸架的懸架剛度 C 的計算方法： 選定下擺臂長： EH=284mm；半輪距： B=680mm ；減震器布置角度：β =9176。，高度 。 可知懸架剛度與彈簧剛度的關系如下： 可知 ： C=(uCosδ /PCosβ )Cs （ 41） 式中 ： C— 懸架剛度 ； Cs— 彈簧剛度 。 已知 u= p= δ =16176。β =24176。 得： ????? c os/c os PU CC S N/mm 彈簧的受力及變形 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 17 根據懸架系統的裝配圖，對其進行結構分析 計算可以得到平衡位置處彈簧所受壓縮力 P與車輪載荷 N’v 的關系式 : P=Ay= ? ?39。 coscosNv a?????= ? ?2 9 2 .5 co s 2 2 39。 9 .8 1co s 2 2 39。 9 3??? 。 。=2890(N) （ 42） 式中 ： ? 車輪外傾角 ； ? 減震 器的內傾角 ? 主銷軸線與減震器的夾角。 圖 41彈簧的受力 （ 1） 彈簧所受的最大力 取動載荷系數 k= 則彈簧所受的最大力 Pdmax 為 Pdmax=k p= 2890= ? (N) 圖 42 螺旋彈簧受力 （ 2） 車輪到彈簧的力及位移傳動比 車輪與路面接觸點和零件連接點間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的剛度 Ks與懸架剛度 Kx可由 傳遞比建立聯系；利用位移傳遞比 ix便可計算出螺旋彈簧的剛度 Ks .w= F N vhiyixKsFf f? (43) 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 18 其中分數 .Nvhf 代表懸架的線性剛度。從而，得到如下關系式 Ks kxiyix? 當球頭支撐 B由減震器向車輪移動 t值時，根據文獻，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為 ix=1/cos(? ? )= (44) iy= ? ?c o s ( ) s in ( )c o s ( )( ) ( )R o d tg t c oc o c tg t? ? ? ? ??? ? ? ?? ? ? ? ? ??? ? ? ? ?= (45) 代入數值可得 ix= iy= 所以，位移傳遞比 iyix為 （ 3） 彈簧在最大壓縮力作用下得變形量 由于哈飛路寶的前懸架給定的偏頻 f= K= 2 2 24 f 4 3 ( / m m )mN? ? ? ? (46) 可得到彈簧的剛度 Ks Ks=Kxiyix=() (47) 進而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax作用下的變形量 F F=Pdmax/Ks=(mm) (48) 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為： Pdmax=4913N F= mm 彈簧幾何參數的計算 根據以求得的彈簧所受的最大力和相應的變形進行彈簧的設計 （ 1） 彈簧的材料許用應力 根據其工作條件已經選擇彈簧材料 60Si2MnA。材料的 表 41 所示 。 表 41 60Si2MnA性能參數 許用應力 48kgf/ 2mm 許用剪切力 100kgf/ 2mm 剪切模量 8000kgf/ 2mm 彈性模量 2020mp 強度范圍 4550 HRC （ 2） 選擇彈簧旋繞比 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 40133