【正文】 時還可調節(jié)車架的高度，適用于重型車輛和大客車使用。減振器多采用筒式減振器，利用油液在小孔內(nèi)的節(jié)流作用來消耗振動能量。多數(shù)為壓縮和伸張行程都起作用的雙作用減振器。減振器是懸架的阻尼元件。現(xiàn)代轎車的懸架都有減振器，當轎車在不平坦的道路上行駛，車身會發(fā)生振動，減振器能迅速衰減車身的振動，利用本身的油液流動的阻力來滄海橫流振動的能量。阻尼力會將車身的機械能轉化為熱能，并被油液和殼體所吸收。因此，有些轎車的減振器是可調式的，將阻尼分兩級或三級，根據(jù)傳感器信號自動選擇所需要的阻尼級。汽車懸架的彈性元件有鋼板彈簧，螺旋彈簧等輕型汽車的懸架一般很軟，它可以提高汽車的平順性，為減少傾斜并提高剛性，通常設置橫向穩(wěn)定桿。 麥弗遜懸架的特點麥弗遜式懸架（Macpherson Suspension）是獨立懸架的一種，于1947年當時任職福特汽車公司的麥弗遜（Earl 5. MacPherson）發(fā)明。根據(jù)對日本在1987年到2000年之間生產(chǎn)的轎車的統(tǒng)計，轎車中前懸架導向機構型式都是以麥弗遜式為主，雙橫臂式獨立懸架次之。在全球范圍內(nèi)，前懸架導向機構的機構型式比較單一，發(fā)展趨勢較為明朗，都是麥弗遜式（滑柱連桿式）占主導地位，這種結構廣泛應用于從微型轎車到高級轎車的所有轎車中，且不分驅動橋或非驅動軸均適用[7]。與雙橫臂式懸架相比，麥弗遜式懸架用汽車翼子板上的鉸鏈點代替了上橫臂，減振器的活塞桿頭和螺旋彈簧支承在這里。與雙橫臂式懸架相比，麥弗遜式懸架的側擺中心高，車體側擺時側擺中心的變化比較小，車輪作上下振動時車輪外傾角、主銷后傾角和輪距的變化小。同時，由于路面沖擊分散得很廣以及能夠把懸架裝在車輪附近，所以懸架彈簧剛度小而有利于車體構造，占用空間小。轉向系的轉動慣量大一些，車體不是整體構造時難于使用。麥弗遜式懸架系統(tǒng)與其它懸架系統(tǒng)相比，具有結構簡單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點。因此麥弗遜式懸架在轎車和微型汽車上有著廣泛的應用[8]。1—橫擺臂 2—車輪 3—轉向節(jié) 4—減振器 5—車身 6—彈簧 麥弗遜式懸架結構圖筒式減振器4的上端用螺栓和橡膠墊圈與車身5連接，減振器鋼筒下端固定在轉向節(jié)3上，而轉向節(jié)通過球鉸鏈與橫擺臂1連接。因此，這種結構形式較其余懸架在一定的程度上減少了滑動摩擦。主銷的軸線通過上下鉸鏈中心。因此，這種懸架在變形時，使得主銷的定位角和輪距都有些變化。 麥弗遜懸架的結構分析 麥弗遜懸架機構簡圖以下用空間機構知識分析麥弗遜懸架機構。機構都是由構件組成的。一個構件可以是一個零件，也可以是由幾個甚至很多零件組成。構件和構件是由運動副連接成運動鏈。運動副按照其接觸情況分為高副和低副。表示汽車前懸架機構圖。 本章小結本章介紹了汽車懸架的重要作用和組成元件以及懸架的分類，介紹了麥弗遜式懸架的特點及設計要求，并對麥弗遜式懸架的結構加以分析。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。 阻尼特性懸架受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移（即懸架的變形）的關系，稱為懸架的彈性特性。汽車懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。 （）式中：——重力加速度，g=9810mm/s2；——懸架鋼度，N/mm；——懸架簧載重力，N。一般乘用車的固有頻率在1~，本設計取Hz，由式（）得懸架的鋼度為N/mm由于懸架靜撓度，因此式（）又可表達為 （）式中的單位為mm。 阻尼特性當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車簧載質量的振動將會延續(xù)很長時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。當汽車在不平的路面上行駛時或當車輪受到?jīng)_擊負荷時，為了衰減車身的自由振動和抑制車身、車輪的共振，以減小車身的垂直加速度和車輪的振幅，懸架系統(tǒng)應具有合適的阻尼。故目前多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)中盡量減少干摩擦而裝液力減振器，促使振動迅速衰減以提高汽車行駛平順性。非簧載質量即為非懸掛質量，例如車輪和轉向節(jié)的質量，此外，還應包括車輪和車身或車橋之間各連接件質量的一半，比如導向機構的擺臂、彈簧（固定在車架上的扭桿彈簧除外）、減振器、橫向推力桿、轉向橫拉桿等。一般而一言，對于轎車的非驅動橋，其非簧載質量約為（50~90）kg之間，采用獨立懸架時約為下限，采用非獨立懸架時約為上限，采用復合縱臂式后支持橋懸架時約為中間值。 螺旋彈簧的設計計算 螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單、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用相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘用舒適性和懸架導向機構在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力，本設計中小型觀光旅游車選用螺旋彈簧作為其彈性元件。（2）彈簧鋼度公式（或撓度公式） （） （）式中： ——彈簧鋼度，N/mm； ——彈簧工作圈數(shù)； ——彈簧撓度，mm。（3）固有頻率公式 （）式中：——懸掛質量的固有頻率，Hz；——重力加速度，9800mm/s2。對應力公式來說，在應力計算中有四個變量，其中包含應力修正系數(shù)K、彈簧鋼絲直徑的三次方計算等。而實際上是先決定許用應力，在許用應力的范圍內(nèi)尋求d、D值。但是，在這些計算公式中，預先決定許用應力、彈簧鋼度，然后定出d、D值中的一個，再求出另一個是相當費事的。S=2KC （） （）將C作為待求的量，改變上式得彈簧指數(shù)計算公式 （）由公式（）變形得 （）設為每一圈彈簧的鋼度，則 （）取G=83000Mpa，則 （） 螺旋彈簧的計算由于彈簧需要承受的沖擊載荷較大，因此需要彈簧有較高的強度。滿載靜平衡時彈簧載荷P=1637N，從汽車平順性考慮取固有頻率=。當懸架彈簧經(jīng)噴丸處理時，最大載荷剪切應力應控制在Mpa以下。（即當載荷倍數(shù)n=，使最大載荷時的應力不超過Mpa，同時為以后改進設計留有增加的重量的余地）。由d=8mm可算出鋼絲截面積 mm2由式（）解得將S帶入式（）得由式C=D/d得mm把C、d帶入式（）得N/mm 根據(jù)式（）求得彈簧鋼度和靜撓度N/mmmm根據(jù)式（）求得彈簧的有效圈數(shù)壓并高度mm。動撓度mm，在允許范圍內(nèi)。但為了避免全壓縮，使自由高度高出一段距離更安全，取5mm。對彈簧鋼絲直徑進行校核，因為彈簧指數(shù)C=，則曲度系數(shù)小于原設定的值，取d=8mm。 減振器的計算（1）相對阻尼系數(shù)在選擇時應考慮到的取值較大，能使系統(tǒng)振動迅速衰減，但會使較大的不平路面的沖擊力傳到車身；選得過小，振動衰減過慢，不利于行駛平順性。（2）主要尺寸參數(shù)的選擇工作缸筒常由低炭無縫鋼管支撐，其壁厚一般取mm。貯油筒直徑，壁厚取2mm，材料選取20鋼，活塞桿直徑d一般?。▇）D，工作缸筒長度的長度一般設計為減振器工作行程的2~3倍，為筒式減振器工作直徑。筒式減振器以工作缸直徑制定系列，國家標準確定了工作缸徑的系列為：50、680（mm）。（3）減振器阻尼系數(shù) （）式中：——懸架剛度，N/m；——簧載質量，kg。KN/ms1為滿足減振器阻尼特性，伸張行程相對阻尼系數(shù)與壓縮行程相對阻尼系數(shù)之間的關系應滿足式（）和（）的要求 （） （）解式（）和（）得， ，滿足式（）中要求，則減振器壓縮行程阻尼系數(shù)：KN/ms1減振器伸張行程阻尼系數(shù)：KN/ms1（4）卸荷速度為減少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，減振器應打開卸荷閥。~（5）筒式減振器工作直徑的確定 （）mm取標準值D=20mm。（6）筒式減振器外形尺寸的確定選取減振器基長mm，工作行程mm；工作缸長度mm；減振器貯油筒直徑mm；選取活塞桿直徑mm；減振器最大長度mm；減振器最小長度mm。,其中BD為主銷中心線，MN為下擺臂旋轉軸線，DE為減振器中心線，P點為拉臂球頭中心，F(xiàn)為車輪的中心，Q點為主銷的中心線與車輪軸線的在后視圖上的交點，O點為MN連線的中點，G為車輪的著地點，G＇為主銷中心線與地面的交點。Z軸指向汽車的尾部，Y軸垂直向上，X軸由右手定，拇指指向Z軸，食指指向Y軸，則中指指向的則是X軸。主銷內(nèi)傾角為主銷中心線BD與YZ平面的夾角。 （）前輪外傾角主要由轉向節(jié)EF的零件設計來保證，為EF和XZ平面的夾角。 （）B、O、D點的坐標O、D、S點坐標在懸架運動中保持相對不變，可由總布置要求來確定其取值范圍。在選取初始值的同時，根據(jù)底盤布