【正文】 當車輪。其中 A為工作腔，C 為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞 1 在工作腔 A中上下移動，迫使減振器液流過相應(yīng)閥體上的阻尼孔，將動能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芎纳⒌?。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。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達7530MPa，而筒式只有 。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價低、易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。 減振器的分類 減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。其作用原理是，當車架與車橋作往復(fù)相對運動廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 32 時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運動，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內(nèi)腔。 第 7章 振器的結(jié)構(gòu)類型與主要參數(shù)的選擇 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。 小結(jié) 綜上可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑 d=12mm，彈簧中徑 Dm=90mm，彈簧外徑 D=102m，彈簧有效工作圈數(shù) i=8。 =800— 1000N/錯誤 !未找到引用源。K ： dDC m /? =90/12= (69) 1439。K — 曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)， CCCK 1439。 =8 27+12=228mm 彈簧校核 彈簧剛度的計算公式為：iDGdC mS 348? (66) 代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度 SC 為： 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 31 90 3 4434 ??? ???? iDGdC mSN/mm 彈簧選擇符合剛度要求。 =it+d 式中 i—— 為工作圈數(shù) 錯誤 !未找到引用源。 代入上式得：?? ???? 2) ( (N/mm) 計算彈簧中徑 Dm 根據(jù)下面的公式可以計算： iDGdC mS 348? (63) 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模量，取 104 Mpa d—— 彈簧鋼絲直徑，取 12 )(834 mmiG CdD sm ??mm (64) 故確定鋼絲直徑 d=12mm，彈簧中徑 Dm=90mm,彈簧外徑 D=102m，彈簧有效工作圈數(shù)i= [12]： 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 30 62 螺旋彈簧的端部結(jié)構(gòu)圖 選用上表中的第 YⅠ類，取支撐圈數(shù) : ?n 則總?cè)?shù)： n=i+錯誤 !未找到引用源。由導(dǎo)向機構(gòu)及安裝要求得： Lw= mm。雙橫臂式獨立懸架的懸架剛度 C的計算方法 ,如下圖所示 : 圖 61 雙橫臂式獨立懸架的懸架剛度 C 的計算方法 懸架剛度 C和彈簧剛度 Cs 關(guān)系： CsiCOSC m 2????????? ? (61） 式中 oLLwLLim ??? 1 （杠桿比） 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 29 得： 21cos???????? ? ????LwL oLLCCs? (62） 取減震器筒的安裝角為 10176。 螺旋彈簧的剛度 螺旋彈簧的剛度 由于存在懸架導(dǎo)向機構(gòu)的關(guān)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。除了板彈簧自身有減振作用外，配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件，使已經(jīng)發(fā)生振動的汽車盡快靜止。使人不會造成傷害及不舒服的感覺；對貨物可減少其被破壞的可能性。 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 26 圖 510 麥弗遜式前懸架 四個前輪定位參數(shù)的初步選取 如下表所示： 表 51 前輪定位參數(shù)表 主銷后傾角（圖 511） 主銷內(nèi)傾角（圖 512） 前輪外傾角（圖 513） 前輪前束角（圖 514） 10 50 10 176。 主銷偏移距 圖 510所示為麥弗遜式前懸架，當主銷軸線的延長線與地面的交點位于輪胎胎冠印跡中心線外側(cè)時，具有負的主銷偏移距。 前輪定位參數(shù)與主銷軸的布置 筒式減振器上鉸鏈的中心與橫擺臂外端的球鉸鏈中心的連線為麥弗遜懸架的主 銷軸線。根據(jù)我國轎車設(shè)計的經(jīng)驗，在初 選尺寸時， L1/L2 取 為宜。綜合以上分析，該懸 架的 L1/L2 應(yīng)在 ～ 范圍內(nèi)。 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 25 輪距變化 車輪外傾角 主銷內(nèi)傾角 圖 59 上、下橫臂長度之比 L1/L2 改變時的懸架運動特性 上圖為下橫臂長度 L1保持原車值不變，改變上橫臂長度 L2，使 L1/L2 分別 為 ， ， ， ， ?，F(xiàn)代轎車所 用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計成上橫臂短、下橫臂長。 圖 58 選擇上、下橫臂軸線縱向傾角的線圖 充分考慮，本次設(shè)計按照圖 57b）方案進行布置。接著可用圖 58c，先選定球銷中心距，從圖58b 所定的值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角，如布置上允許即認為初選成功。～ 3186。該圖由三組線圖組成：圖 58a 為汽車在不同減速度時 (以重力加速度 g百分數(shù)表示 )，前輪上方車身下沉量與抗前俯率的關(guān)系；圖 58b 為下橫臂擺動軸線與水平線夾角不相同時，主銷后傾角的變化率與抗前俯率的關(guān)系；圖 58c 為不同球銷中心距時，主銷后傾角的變化率與上、下橫臂擺動軸線夾角 (一 )的關(guān)系。當車輪上調(diào)時，懸架壓縮 10mm，主銷后傾角變化范圍為 10′ ~40′。因此，希望乘用車的主銷后傾角原始值為1176。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支承處會產(chǎn)生反力矩，有抑制制動時的前俯作用。如組合方案為上、下橫臂軸斜置角α α 2 都為正值時，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較少增加甚至減少（當α 1α 2時）。上下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大的影響。一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負；與汽車縱軸線平行者，夾角為零。 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 23 圖 56 a) b) c) 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 本次按照圖 7） a 進行設(shè)計。 本次設(shè)計選擇方案 2進行設(shè)計。 4 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大； 5 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大； 6方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減小。 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 22 圖 55 β β 2 的匹配對λ的影響 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前 俯的力矩。圖中橫坐標為λ（主銷后傾角）值，縱坐標為車輪接地中心的垂直位移量 Z。 圖 54 α、β、θ的 定義 縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 21 圖 53 雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心 懸架橫臂的定位角 獨立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。 縱傾中心 雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖 53。當后懸 架采用獨立懸架時，其側(cè)傾中心高度要稍大些。獨立懸架的側(cè)傾中心高度推薦值如下： 前懸架 O～ 120mm； 后懸架 80～ 150mm。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（保證轉(zhuǎn)向特性這并不是唯一的措施）；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)。 側(cè)傾軸線 在獨立懸架中，前 后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。作出與其平行的通過 N點的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心 W。將 P 點與車輪接地點 N 連 接，即可在汽車軸線上獲得側(cè)傾中心 W。 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 側(cè)傾中心 雙橫臂式獨立懸架的側(cè)傾中心由如圖 51 所示方式得出。 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)。 4） 制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用。～ 7176。 3） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。 ，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。前后懸架采用雙橫臂獨立懸架。 而 dc ff ? =250+80=330mm160mm 符合要求。故選擇動撓度為 8cm 即：?df 80mm。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。 由 ncf5? (41) 式中 錯誤 !未找到引用源。 取 n=。轎車對平順性的 要求最高，客車次之，載貨車更次之。0k 1k w0 廣西科技大學(xué)（籌） 2021屆畢業(yè)設(shè)計說明書 17 第 4章 懸架主要參數(shù)的確定 懸架靜撓度的計算 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配系數(shù)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(zhì)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。 通過對本章內(nèi)容得學(xué)習(xí)和研究，知道影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的幾個因素，知道在設(shè)計鋼板彈簧懸架時，應(yīng)該著重考慮這些因素，通過對這些因素的分析和研究，了解這些因素是如何影響汽車行駛平順性和 操縱穩(wěn)定性，從而在設(shè)計時綜合各個方面的知識，設(shè)計出使汽車同時具有適當?shù)男旭偲巾樞院筒倏v穩(wěn)定性的鋼板彈簧懸架。 本章小結(jié) 本章主要介紹了影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的一些主要因素，如影響汽車行駛穩(wěn)定性的有鋼板彈簧的彈性特性、減震器的阻尼系數(shù)、非簧載質(zhì)量等。 由此可知，在側(cè)向力作用下，若汽車前軸左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨向于增加不足轉(zhuǎn)向量；若后鈾左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減少不足轉(zhuǎn)向量一般應(yīng)使汽車有適度的不足轉(zhuǎn)向特性。0k ，即α 0? 。0k 即為梯形 abcd 中線 ef 的高度。0k 為垂直載荷重新分配后每個車輪的平均側(cè)偏剛度，則兩個車輪的側(cè)偏角為 α =39。由于左、右車輪的側(cè)偏角相等，故有 YF =1k α +rk α (315) 或 α =rYkkF?1 (316) 若令 39。 無側(cè)向力作用時，令 0w 為車軸左、右車輪的垂直載荷， 0k 為每個車輪的側(cè)偏剛度 有側(cè)向力作用時，設(shè)左、右車輪垂直載荷沒有發(fā)生變化，則相應(yīng)的側(cè)偏角 0? 為： 0? =02kFY (314) 實際上，在側(cè)向力作用下，左、右車輪垂直載荷均發(fā)生變化。 垂直載荷的變化對輪胎側(cè)偏特性有顯著影響 [20]~ [22]。這將使車輪垂直載荷在左、右車輪上是不相等（外側(cè)車輪是增加垂直反力的，而在內(nèi)側(cè)車輪則是減少垂直反力的），將影響輪胎的側(cè)偏特性，導(dǎo)致汽車穩(wěn)態(tài)響應(yīng)發(fā)生變化。） 側(cè)傾時垂直載荷對穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的影響 在正常工作狀態(tài)下，汽車左、有車輪的垂直載荷大體上是相等的。實際轎車的前側(cè)傾角剛度為 3001200Nm／（176。 若已知懸架的線剛度，即可算出該懸架的側(cè)傾角剛度。這個相當?shù)膹椈煞Q為等效彈簧。即： Δ ZF ／ Δ tS (311) (2) 懸架的側(cè)傾角剛度 [19] 車身側(cè)傾時受到懸架的彈性恢復(fù)力偶矩，可以用等效彈簧的概念來進行分析。若一個彈簧的線剛度為 ks,則懸架的線剛度為 ： K=2ks