轿车前悬架设计学士学位论文.doc

轿车前悬架设计

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目录
一､设计任务
1.1整车性能参数
1.2具体设计任务
二､悬架的结构形式分析
2.1对悬架提出的设计要求有
2.2悬架分类
2.1.1非独立悬架的结构特点以及优缺点
2.1.2独立悬架的结构特点以及优缺点
2.1.3独立悬架的分类
2.1.4捷达轿车前悬架的选择
三､悬架主要参数的确定
3.1悬架的静挠度
3.2悬架的动挠度
3.3悬架的弹性特性
3.4悬架侧倾角刚度及其在前､后轴的分配
四､弹性元件的设计
4.1弹簧参数的计算选择
4.2空载时的刚度
4.3满载时计算刚度
4.4螺旋弹簧的选择及校核
五､麦弗逊式独立悬架导向机构的设计
5.1对前轮独立悬架导向机构的设计要求
5.2对后轮轮独立悬架导向机构的设计要求
5.3麦弗逊式独立悬架导向机构的布置参数
5.3.1侧倾中心
5.3.2侧倾轴线
5.3.3纵倾中心
5.3.4抗制动纵倾性（抗制动前俯角）
5.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计
5.4.1导向机构受力分析
六､减振器
6.1分类
6.2相对阻尼系数
6.3减振器阻尼系数的确定
6.3.1减振器阻尼系数
6.3.2麦弗逊式独立悬架减振器如图6.3.2.1所示，按照如图安装时，其阻尼系数
6.3.3阻尼系数的确定
6.4最大卸荷力的确定
6.4.1卸荷速度的确定
6.4.2最大卸荷力的确定
6.5筒式减振器工作缸直径D的确定
七､悬架结构元件
7.1三角形下控制臂长度GB=362mm
7.2减振器长度
7.3螺旋弹簧的长度，自由高度
八､悬架结构元件的尺寸
8.1三角形下控制臂
8.2减振器
8.3固定架
九､悬架装配图
十､参考文献

一､设计任务
1.1整车性能参数：
驱动形式 4×2 前轮 最大爬坡度 35%
轴距 2471mm 制动距离（初速30km/h）5.6m
轮距 前/后 1429/1422mm 最小转向直径 11m
整备质量 1060kg 最大功率/转速 74/5800kw/rpm
空载时前轴分配负荷 60% 最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm
最高车速 180km/h 轮胎型号 185/60 R14 T
手动挡5挡
1.2具体设计任务
（1） 查阅汽车悬架的相关资料，确定捷达轿车前悬架的结构尺寸参数
（2） 确定车辆的纵倾中心，计算悬架摆臂的定位角 ，对导向机构进行受力分析。
（3） 设计减振弹簧，选定减振器。
（4） 根据设计参数对主要零部件进行设计与强度计算。
（5） 绘制所有零件图､二维装配图､三维装配图。
（6） 完成8千字的设计说明书。
二､悬架的结构形式分析
2.1对悬架提出的设计要求有：
（1） 保证汽车有良好的行驶平顺性。
（2） 具有合适的衰减振动的能力。
（3） 保证汽车具有良好的操纵稳定性。
（4） 汽车制动或加速时，要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要合适。
（5） 有良好的隔声能力。
（6） 结构紧凑､占用空间尺寸要小。
（7） 可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。
2.2悬架分类
悬架分为：非独立悬架和独立悬架

图2.2.1
2.1.1非独立悬架的结构特点以及优缺点
（1）非独立悬架结构特点：左､右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接；非独立悬架与整体式驱动桥连用。
（2）非独立悬架主要优点：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。
（3）非独立悬架主要缺点：
由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；
‚簧下质量大；在不平路面上行驶时，左､右车轮相互影响，并使车轴（桥）和车身倾斜；
ƒ当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左､右摇摆，是前轮容易产生摆振；
④前轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉；
⑤当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性；
⑥汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；
（4）应用场合：非独立悬架主要应用在总质量大些的商用车前､后悬架以及某些乘用车的后悬架上。
2.1.2独立悬架的结构特点以及优缺点
（1）独立悬架结构特点：左､右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接；独立悬架与断开式驱动桥连用。
（2）独立悬架主要优点：
①簧下质量小；
②悬架占用空间小；
③弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；
④由于采用了断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；
⑤左､右车轮各自独立运动互不影响可以减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上也能获得良好的地面附着力；
（3）独立悬架主要缺点：结构复杂，成本较高，维修困难。
（4）应用场合：独立悬架主要应用与乘用车和部分总质量不大的商用车上。
2.1.3独立悬架的分类
独立悬架的分类：双横臂式独立悬架､单臂式独立悬架､双纵臂式独立悬架､单斜臂式独立悬架､麦弗逊式独立悬架､扭转梁随动臂式独立悬架等
2.1.4捷达轿车前悬架的选择
查汽车之家资料得到，捷达轿车前悬架为麦弗逊式独立悬架。

图2.1.4.1麦弗逊式独立悬架
三､悬架主要参数的确定
3.1悬架的静挠度
悬架的静挠度：是汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比，即=/c。
（3.1-1）
式中，c为前､后悬架的刚度（N/cm）；m为前､后悬架的簧上质量（kg）。
此处采用弹性特性为线性变化的悬架，前､后悬架的静挠度可用下式表示
（3.1-2）
式中，g为重力加速度，
将代入（3.1-1）得到：
（3.1-3）
设计时取前悬架的偏频n=1.1Hz
由公式（3.1-3）得：

3.2悬架的动挠度
悬架的动挠度：是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。
对乘用车，取7～9mm，此处
3.3悬架的弹性特性
悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移（即悬架的变形）的关系曲线，称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。
悬架的弹性特性有线性弹性和非线性弹性特性两种。当悬架变形与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为一直线,称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形与所受垂直外力F之间不成固定的比例变化时，弹性特性如图3.3.1所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置（图中点8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距载荷较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样，可在有限的动挠度范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。
对于空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。乘用车簧上质量在使用过程中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的倾斜与制动时的前俯角和加速时的后仰角，应当采用刚度可变的非线性悬架。
钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧､空气弹簧､油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。
此处设计采用线性弹簧
3.4悬架侧倾角刚度及其在前､后轴的分配
悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大过小都不好。乘坐侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大。如果发生在后轮，会使汽车增加过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时，乘用车车身侧倾角在，货车车身侧倾角不超过。
此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前､后轮侧偏角之差应当在范围内。而前､后悬架侧倾刚度的分配会影响前､后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，所以设计时还要考虑悬架侧倾刚度在前､后轴上的分配。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应使前悬架具有的侧倾角刚度略大于后悬架的侧倾角刚度。对乘用车，前､后悬架侧倾角刚度的比值一般为。
四､弹性元件的设计
4.1弹簧参数的计算选择
由《汽车设计》中公式（6-1）得：

式中，c为前､后悬架的刚度（N/cm）；m为前､后悬架的簧上质量（kg）。
则 （4.1.1）
4.2空载时的刚度
估算可估计出前悬架的簧上质量为52kg，已知空载时前轴分配负荷的60%即
则汽车前悬架单侧的簧上质量为：

由3.1得偏频n=1.1Hz则：

4.3满载时计算刚度
由《汽车设计》中公式
式中，n为包括驾驶员在内的载客数；为行李数
查《汽车设计》取n=5

查《汽车设计》表1-5行李系数取10

则满载时汽车前悬架的载荷
簧下质量仍为52kg，则单侧簧上质量
则
4.4螺旋弹簧的选择及校核
4.4.1按满载计算弹簧钢丝直径d（选择材料)
(1) 由《汽车设计课程设计指导书》公式（5-17）得：
弹性变形：
其中：P-弹簧所受载荷 -弹簧中径 n-压缩弹簧的有效圈数 G-剪切弹性模数，一般取 C-弹簧指数
（2）由《汽车设计课程设计指导书》公式（5-18）得：

其中k为曲度系数：

（3）查《汽车设计课程设计指导书》表5-6取有效圈数n=5
查《汽车设计课程设计指导书》取弹簧指数C=10
（4）螺旋弹簧直径d的确定
由上知即：

查《汽车设计课程设计指导书》得
且由上得单侧悬架所受的载荷
又
则
取，则

查《汽车设计课程设计指导书》表5-5取中径=200mm则
满足要求
（5） 螺旋弹簧变形
由4.1.1-（1）得：
弹性变形： 即：
弹簧自由高度,取支撑圈圈数时，
弹簧节距t，一般t取，取t=80mm
则
满足要求
综上所述，选择材料，直径d=20mm，中径=200mm，有效圈数n=5的螺旋弹簧
五､麦弗逊式独立悬架导向机构的设计
5.1对前轮独立悬架导向机构的设计要求：
（1） 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过，轮距变化大会引起轮胎早期磨损；
（2） 悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度；
（3） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角≤6°～7°，并使车轮与车身倾斜同向，以增强不足转向效应；
（4） 制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，由抗后仰作业；
5.2对后轮轮独立悬架导向机构的设计要求：
（1） 悬架上载荷变化时，轮距无明显变化；
（2） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜方向，以减小过多转向效应；
5.3麦弗逊式独立悬架导向机构的布置参数
5.3.1侧倾中心
（1）麦弗逊式独立悬架的侧倾中心麦弗逊式独立悬架的由如图图5.3.1-1所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为极点P。将P点与车轮接地点N的连线交在汽车轴线上，交点W即为侧倾中心。
麦弗逊式独立悬架的弹簧减振器轴线EG布置得越接近垂直，下横臂GD布置得越接近水平，则侧倾中心W就越接近地面，从而使得在车轮丄跳时车轮外倾角的变化不理想。
麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度为：
式（5.3.1-1）
式中

图5.3.1-1
（2）设计选定悬架参数
查悬架设计手册，取，，，，，

则

则
5.3.2侧倾轴线
在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中线的连线称为侧倾轴线，侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶前､后轴上的轴荷变化接近相等，从而保证中性转向特性。而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。
然而，前悬架的侧倾中心高度受到允许的轮距变化限制，并且几乎不可能超过150mm。此外，在前轮驱动的汽车中，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。因此，在独立悬架中（纵臂式悬架除外）侧倾中心高度为：
前悬架：0～120mm
后悬架：80～150mm
5.3.3纵倾中心
(1) 麦弗逊式独立悬架纵倾中心
麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由E点作减振器运动方向的垂直线。该垂直线与横臂轴D延长线的交点O即为纵倾中心，如图5.3.3.1所示。

图5.3.3.1
5.3.4抗制动纵倾性（抗制动前俯角）
抗制动纵倾性可使制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减少。只有在前､后悬架的纵倾中心位于两根车桥轴之间，这一性能方能实现。

5.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计
5.4.1导向机构受力分析
分析如图5.4.1.1所示的麦弗逊式独立悬架受力简图：作用在导向套上横向力，可根据图上的布置尺寸求得
（5.4.1-1）
式中，为前轮上的静载荷减去前轴簧下质量的1/2
横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力（为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式（5.4.1-1）可知，为了减小，要求尺寸c+b越大越好，或者减小尺寸a。增大c+b使悬架占用空间增加，在布置上有困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可以达到减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常用图中的G点外申至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器重合。

图5.4.1.1
5.4.2横臂轴线布置方式的选择
麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾稳定性。图5.4.2.1中，O点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂轴的抗前俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，

六､减振器
6.1分类
减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。 
减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。
设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使用寿命。
6.2相对阻尼系数
在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度之间的关系为：
(6.2-1)
式中，为减振器阻尼系数。
图6.2.1-b所示减振器的阻力-速度特性。该图具有如下特点：阻力-速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力-速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。

（a)阻力-位移特性 （b）阻力-速度特性

汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期性衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为：
（6.2-2）
式中，c为悬架系统的垂直刚度，为簧上质量。
式 （6.2-2）表明相对阻尼系数的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值越大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则相反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持有的关系。
设计时，先选取 与 的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取 ；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取；为了避免悬架碰撞车架，取。
此处，由于为有内摩擦的弹性元件悬架，取
6.3减振器阻尼系数的确定
6.3.1减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以理论上。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如双横臂悬架，当减振器如图6.3.1.1所示安装时，其阻尼系数为：
（6.3-1）
式中，n为双横臂悬架的下臂长；a为减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离。

图6.3.1.1
⑵减振器如图6.3.3.2安装所示，其阻尼系数为：
（6.3-2）
式中，为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。

图6.3.1.2
6.3.2麦弗逊式独立悬架减振器如图6.3.2.1所示，按照如图安装时，其阻尼系数为：

式中，n为三角形下控制臂水平长度，为减振器轴线与铅垂线的夹角。

图6.3.2.1
6.3.3阻尼系数的确定
由前面知，则

式中，c取c=17。

由上分析可知，改变夹角，会影响减振器阻尼系数的变化。
6.4最大卸荷力的确定
6.4.1卸荷速度的确定
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装如上图6.3.2.1时，其卸荷速度为：
（6.4-1）
式中，为卸荷速度，一般取；A为车身振幅，取；为悬架振动固有频率。
则
6.4.2最大卸荷力的确定
如已知伸张行程时的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力。
此处取，则:

6.5筒式减振器工作缸直径D的确定
根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为：
（6.5-1）
式中，为工作缸最大允许压力，取；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取，单筒式减振器取。
减振器的工作缸直径D有20mm､30mm､40mm､50mm､65mm等几种。选取时应按照标准选用。
贮油筒直径，壁厚取2mm，材料可选20钢。
此处，取，取
则
选择D=20mm
七､悬架结构元件
7.1三角形下控制臂长度GB=362mm
7.2减振器长度
减振器长度EG=780mm
7.3螺旋弹簧的长度，自由高度
总圈数圈
自由高度：当时， （7.3-1）
式中t为弹簧节距，一般取范围内，对应的螺旋角在内。当角大于时，计算弹簧变形时应考虑螺旋角的影响。
由上知，
取t=80mm则
八､悬架结构元件的尺寸
8.1三角形下控制臂

8.2减振器

8.3减振器固定架

九､悬架装配图

十､参考文献
[1]大连理工大学工程图学教研室，《机械制图》，高等教育出版社。
[2]王望予，《汽车设计》，机械工业出版社。
[3]王国权，龚国庆，《汽车设计课程设计指导书》，机械工业出版社。

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