【正文】 到了許多同學的寶貴建議，特別是室友的鼓勵、對問題的爭執(zhí)、相關素材的提供，對我來說都是我莫大的財富。 感謝所有支持和幫助過我的良師益友。從開題報告的修改、論文的架構擬定到最終定稿，他給予了殷切的指導，提出了許多寶貴的意見。謝辭在本論文完成之際，我要向所有幫助過我的老師、同學表示衷心的感謝！我要特別感謝我的指導老師李剛老師的熱情關懷和悉心指導。這種球頭能承受各個方向的作用力，在使用中又不需要保養(yǎng)。位于轉向輪內側的雙橫臂獨立懸架上的接頭，由于轉向時車輪繞主銷軸線回轉，同時車輪在垂直面內有位移，因此要求橫臂與轉向節(jié)連接處接頭能夠完成空間運動，故在此處選擇球銷式接頭。 根據結構不同，接頭有軸銷式和球銷式接頭兩種。 接頭 控制臂或推力桿常通過位于它們端部的接頭與其他部件實現連接。筒式減振器工作缸直徑D的確定根據伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為： D==式中，[p]——工作缸的最大允許壓力，取3～4MPa； ——連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=～。 最大卸荷力F0=δsvs。在減振器安裝如圖34b所示時Vx= (310)式中，vx——卸荷速度，～； A——車身振幅，取177。最大卸荷力F0的確定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。 代入數據得=1320。 (a) (b) (c)圖34 減振器安裝位置例如，如圖三種方式安裝減振器時，計算公式均不相同，本設計中選擇第二種方式。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。對于行駛路面條件較差的汽車，ψ值應取大些，在本設計中取ψ=。兩者之間保持中ψy=(～)ψs的關系。ψ值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ值小則反之。ψ的表達式為： (38)式中，c——懸架系統(tǒng)垂直剛度，N/mm；ms——簧上質量，kg。通常壓縮行程的阻尼系數δ=F/v與伸張行程的阻尼系數療δs=Fs/vs不等。該圖具有如下特點：阻力一速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力一速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數δ=F/v，所以減振器有四個阻尼系數。 減振器主要參數的選擇相對阻尼系數減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度v之間有如下關系： (37)式中，δ為減振器阻尼系數。其缺點在于：，要求制造精度高；；；，活塞桿上大約承受190N～250N的推出力，當工作溫度為100℃時，這一值會高達450N，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器的制造工藝相對比較成熟，所以我在這兩種方案中選擇。這類減振器的顯著缺點是在高速工況下會出現補償室向壓縮室充油不及時的問題，從而導致減振器工作特性發(fā)生畸變，不但影響減振效果，還會導致沖擊和噪聲。筒式液阻減振器最初采用雙筒式結構，該結構目前仍是懸架減振器中最常見的形式，其優(yōu)點是工藝簡單、成本低廉，缺點是散熱困難，且安裝角度受到限制。它具有工藝性好、成本低、壽命長、質量輕等優(yōu)點，主要零件采用了沖壓、粉末冶金及精密拉管等高效工藝，適于大批量生產。壓縮圈數取為n2=2，則總圈數n1=n+ n2=4+2=6。表32 普通圓柱螺旋彈簧的尺寸系列彈簧絲直徑d/mm第一系列0．3 1 2 3 4 5 6 8 12 16 20 25 30 35 40 45 50 60 70 80 第二系列 7 9 11 14 18 22 28 32 38 42 55 65 彈簧中徑D/mm2 3 4 5 6 8 9 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 35 38 40 42 45 48 50 52 55 58 60 65 70 80 85 90 95 100 105 10 115 120 125 130 135 140 145 150 160 170 180 90 200 有效圈數 n/圈壓縮彈簧2 3 4 5 6 7 8 9 10 15 16 18 20 22 25 28 30 拉伸彈簧2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 22 25 28 30 35 40 45 50 55 60 65 70 80 90 100 自由高度/mm壓縮彈簧4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 22 24 26 28 30 32 35 38 40 42 45 48 50 52 55 58 60 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 115 120 130 140 150 160 170 180 190 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 450 480 500 520 550 580 600根據彈簧直徑查《機械設計手冊》GB1222選取圓柱螺旋彈簧，其基本參數如下:d=16mm，C=6，D=95mm，=740Mpa，Fs=12529N，fsd=，k=745N/mm，Dx=73mm，DT=117mm。其基本參數如下： 簧條直徑d=5～80mm切變模量G=7810Mpa彈性模量E=19710Mpa 許用切應力=590Mpa由公式 (34)K= (35)得 d= (36)式中：——切應力，Mpa； F——工作載荷，N； D——彈簧中徑，mm；d——簧條直徑，mm；C——旋繞比，C=D/d；K——曲度系數；k——彈簧剛度，N/mm；f——工作載荷下的變形量，mm。滿載時彈簧受力為F2=3600N。但它只能承受垂直方向力，而且不足有減振作用，因此在懸架中必須要有導向機構和減振器。以內。左右， 為了盡量減少車輪相對車身跳動時的外傾角的變化，希望在常見車輪跳動范圍內，其變化量在177。圖31 主銷內傾角與車輪外傾角前輪外傾角α是通過車輪中心的汽車橫向平面與車輪平面的交線與地面垂線之間的夾角，如圖31所示。所以主銷內傾角變化范圍有明顯增大的趨勢，一般取值為2～12176。主銷偏移距c一般為40～60mm。過去規(guī)定，一般主銷內傾角不大于8176。 其他參數的確定 主銷內傾角β是主銷軸線和地面垂直線在汽車橫向斷面內的夾角，如圖31所示。上下橫臂鉸點間距離為200mm。根據我國汽車設計經驗，在初選尺寸時，l2/?，F代轎車設計時，l2/～?，F代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。增大靜撓度對縱置鋼板彈簧而言，要增大彈簧長度，使布置發(fā)生困難，同時增加彈簧重量。靜撓度增大后，彈簧顯得很軟，在緊急制動時會產生嚴重的汽車“點頭”現象；在轉彎時，由于懸架側傾剛度的降低，會使車身產生較大的側傾角，這些對乘坐舒適性都是不利的。一般情況下動撓度fd=(～)fc，取fd=90mm。對乘用車，一般fc2=(～)fc1。此處取n1=，則fc1=174mm。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確的選取懸架的靜撓度。采用懸架彈性特性為線性變化的懸架時，前后懸架的靜撓度可用下式表示 f= (32)式中，g為重力加速度(g=981cm/s2)。因現代汽車的質量分配系數接近1，于是汽車前后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。 第三章 螺旋彈簧懸架設計 懸架基本參數的選定 懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比。其主要特點是主銷內傾角(前輪胎外傾角)及前束在車輪上下運動時是隨時間變化的，而主銷后傾角在運動中是保持不變的。本次商務車懸架結構為前獨立懸架，前懸架采用雙橫臂式獨立懸架，圓截面螺旋彈簧，帶橫向穩(wěn)定桿。同一種懸架結構中也可以采用不同的彈性元件。彈性元件的選擇主要是根據懸架的結構和性能的要求進行。因而一些轎車上為減輕車重和簡化結構采用多桿式懸架。這種懸架適于做后懸架。圖 23 麥弗遜式懸架斜置單臂式獨立懸架 這種懸架是單橫臂和單縱臂獨立懸架的折衷方案。車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。如圖23 所示。單縱臂獨立懸架，由于車輪跳動時主銷后傾角變化大，故轉向輪不宜采用，但其結構較簡單，可用于非轉向的后輪。當車輪跳動時，可保持主銷后傾角不變，故適用于轉向輪。這種懸架又分為雙縱臂式和單縱臂式兩種。圖 22 不等臂式懸架縱臂式獨立懸架 其擺臂在汽車縱向平面內擺動。這將使輪胎上部輕微地內外移動，而底部影響很小。圖 21 雙橫臂式獨立懸架不等臂雙橫臂上臂比下臂短。雙橫臂的臂有做成A字形或V字形，如圖22所示。上下兩擺臂不等長，選擇長度比例合適，可使車輪和主銷的角度及輪距變化不大。采用更多的是螺旋彈簧。按目前采用較多的有以下三種形式：(1) 雙橫臂式，(2) 滑柱連桿式，(3)斜置單臂式。性能良好的懸架，還可以保證汽車在較壞的路面上也能以經濟車速的速度行駛，從而在某種程度上提高了汽車的燃料經濟性。車輪的側向位移不宜大于4～8mm，對于越野汽車不宜大于8～10mm 。一般這里上下橫臂的比值為(～)。 導向機構對前輪定位的影響 前輪定位參數隨車輪上下跳動的變化特性，通常是從滿載靜平衡位置到車輪跳動40mm范圍內的特性，首先應該考慮到車輪外傾角和主銷后傾角的變化特性，車輪跳動時，外傾角的變化包括由車身側傾產生的車輪外傾變化和車輪相對車身的跳動而引起的外傾變化兩部分，在雙橫臂懸架中，前者使車輪像車身側傾的方向傾斜，外傾角增大，增加不足轉向；后者引起的外傾角變化情況，取決于懸架上下橫臂運動的幾何關系。因而它廣泛地應用在轎車設計中。非獨立懸架在側向慣性力作用下，其車輪平面可認為未發(fā)生傾斜(不考慮輪胎的法向變形所引起的影響)，車輪側偏角數值不變,為了獲得良好的行駛穩(wěn)定性，在整車設計時，前后懸架應考慮不同型式的導向機構，以便得到合適的側偏角關系，使整車具有所需的不足轉向性。汽車轉彎行駛時，在側向慣性力的作用下，因懸架導向機構型式的不同，將對車輪傾斜角和軸轉向有著不同的影響, 雙橫臂式、縱置臂式和滑柱擺臂式導向機構的懸架，它們在側向慣性力Y作用下使車輪與車身向著側向力方向傾斜，故側偏角增大。)，以便得到良好的行駛穩(wěn)定性。懸架參數通過影響轉向時的車輪載荷轉移，車輪跳動或車身側傾時車輪定位角的變化以及懸架與轉向桿的運動干涉和整體橋的軸轉向等影響汽車的操縱性。因此，在汽車設計中，為提高汽車行駛平順性，采用非簧載質量較小的獨立懸架更為有利。 非簧載質量對汽車行駛平順性的影響 根據是否由懸架彈簧支撐，汽車的總質量可以分為懸掛質量和非懸掛質量兩部分，在非獨立懸架中還包括連接左右車輪的從動橋的整個剛性梁，或非斷開式驅動橋的質量，包括主減速器、差速器以及半軸的質量，還有傳動軸的部分質量。所以，有的汽車采用鋼板彈簧懸架時，可以不裝減振器。例如，在有相對運動的摩擦副中，輪胎變形時橡膠分子間的摩擦，或在系統(tǒng)中裝置減振器等。 現代汽車懸架都裝有專門的減振裝置，即減振器，其減振的阻尼力F可用下公式表達； F=kv (13)式中： k———減振器阻尼系數； v———減振器活塞相對缸筒的運動速度。一般是靠增加上下行程限位塊或輔助彈簧以及增加行程端點的剛度，非線性的懸架彈性特性可以采用適當的懸架結構(導向機構)或彈性元件(如加輔助彈簧、調節(jié)彈簧、空氣彈簧等)來實現。由此可以看出，為了得到良好的平順性，應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也大，對一般轎車而言，懸架的工作行程即靜撓度fc與動撓度fd之和應該不小于160mm，這里商務車懸架可適當減小一些，取150mm左右都可以。而這種力和變形(G=c 懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響 汽車是一個多質量的復雜的振動系統(tǒng)，為簡化計算，可將汽車車身看成一個在彈性懸架上作單自由度振動的質量，其固有頻率n可由下式確定： n=Hz (11)式中 g——重力加速度，g=9810mm/s； c——懸架剛度，N/mm； G——簧載重量，N。實驗得知，為了汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應為人體所習慣的步行時身體上下運動的頻率，約為60～85 1/min(1Hz～)，振動加速度的極限容許值為3～4m/s2。 汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據人體對振動的生理反應及對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用表征振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化等作為行駛平順性的評價指標。 便于布置；零部件具有足夠的壽命；制造成本低；便于維修、保養(yǎng)。能