《《轎車前懸架設(shè)計(jì)》word版》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《《轎車前懸架設(shè)計(jì)》word版（11頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、轎車前懸架設(shè)計(jì) 姓名： 學(xué)院： 指導(dǎo)老師： 學(xué)號(hào)： 目錄 一?設(shè)計(jì)任務(wù) 1.1整車性能參數(shù) 1.2具體設(shè)計(jì)任務(wù) 二?懸架的結(jié)構(gòu)形式分析 2.1對(duì)懸架提出的設(shè)計(jì)要求有 2.2懸架分類 2.1.1非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及優(yōu)缺點(diǎn) 2.1.2獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及優(yōu)缺點(diǎn) 2.1.3獨(dú)立懸架的分類 2.1.4捷達(dá)轎車前懸架的選擇 三?懸架主要參數(shù)的確定 3.1懸架的靜撓度 3.2懸架的動(dòng)撓度 3.3懸架的彈性特性 3.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前?后軸的分配 四?彈性元件的設(shè)計(jì) 4.1彈簧參數(shù)的計(jì)算選擇 4.2空載時(shí)的剛度 4.3滿載時(shí)計(jì)

2、算剛度 4.4螺旋彈簧的選擇及校核 五?麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5.1對(duì)前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 5.2對(duì)后輪輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 5.3麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù) 5.3.1側(cè)傾中心 5.3.2側(cè)傾軸線 5.3.3縱傾中心 5.3.4抗制動(dòng)縱傾性（抗制動(dòng)前俯角） 5.4麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.4.1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析 六?減振器 6.1分類 6.2相對(duì)阻尼系數(shù) 6.3減振器阻尼系數(shù)的確定 6.3.1減振器阻尼系數(shù) 6.3.2麥弗遜式獨(dú)立懸架減振器如圖6.3.2.1所示，按照如圖安裝時(shí)，其阻尼系數(shù) 6.3.3阻尼系數(shù)的確

3、定 6.4最大卸荷力的確定 6.4.1卸荷速度的確定 6.4.2最大卸荷力的確定 6.5筒式減振器工作缸直徑D的確定 七?懸架結(jié)構(gòu)元件 7.1三角形下控制臂長(zhǎng)度GB=362mm 7.2減振器長(zhǎng)度 7.3螺旋彈簧的長(zhǎng)度，自由高度 八?懸架結(jié)構(gòu)元件的尺寸 8.1三角形下控制臂 8.2減振器 8.3固定架 九?懸架裝配圖 十?參考文獻(xiàn) 一?設(shè)計(jì)任務(wù) 1.1整車性能參數(shù)： 驅(qū)動(dòng)形式 4×2 前輪 最大爬坡度 35% 軸距 2471mm 制動(dòng)距離（初速30km/h）5.6m 輪距

4、 前/后 1429/1422mm 最小轉(zhuǎn)向直徑 11m 整備質(zhì)量 1060kg 最大功率/轉(zhuǎn)速 74/5800kw/rpm 空載時(shí)前軸分配負(fù)荷 60% 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 150/4000N·m/rpm 最高車速 180km/h 輪胎型號(hào) 185/60 R14 T 手動(dòng)擋5擋 1.2具體設(shè)計(jì)任務(wù) （1） 查閱汽車懸架的相關(guān)資料，確定捷達(dá)轎車前懸架的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù) （

5、2） 確定車輛的縱傾中心，計(jì)算懸架擺臂的定位角 ，對(duì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析。 （3） 設(shè)計(jì)減振彈簧，選定減振器。 （4） 根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算。 （5） 繪制所有零件圖?二維裝配圖?三維裝配圖。 （6） 完成8千字的設(shè)計(jì)說(shuō)明書。 二?懸架的結(jié)構(gòu)形式分析 2.1對(duì)懸架提出的設(shè)計(jì)要求有： （1） 保證汽車有良好的行駛平順性。 （2） 具有合適的衰減振動(dòng)的能力。 （3） 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4） 汽車制動(dòng)或加速時(shí)，要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾角要合適。 （5） 有良好的隔聲能力。 （6） 結(jié)構(gòu)緊湊?占用空間尺寸要小。 （7）

6、 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零件質(zhì)量要小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。 2.2懸架分類 懸架分為：非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架 圖 2.1.1非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及優(yōu)缺點(diǎn) （1）非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：左?右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過(guò)懸架與車架（或車身）連接；非獨(dú)立懸架與整體式驅(qū)動(dòng)橋連用。 （2）非獨(dú)立懸架主要優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，維修方便，工作可靠。 （3）非獨(dú)立懸架主要缺點(diǎn)： ?由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長(zhǎng)度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差； ?簧下質(zhì)量大；在不平路面上行駛時(shí)，左?右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車

7、身傾斜； ?當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動(dòng)時(shí)，車輪會(huì)左?右搖擺，是前輪容易產(chǎn)生擺振； ④前輪跳動(dòng)時(shí)，懸架易于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉； ⑤當(dāng)汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時(shí)，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動(dòng)或只有一側(cè)車輪跳動(dòng)時(shí)，不僅車輪外傾角有變化，還會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性； ⑥汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力也會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性； （4）應(yīng)用場(chǎng)合：非獨(dú)立懸架主要應(yīng)用在總質(zhì)量大些的商用車前?后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 2.1.2獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及優(yōu)缺點(diǎn) （1）獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：左?右車輪通過(guò)各自的懸架與車架（或車身）連接；獨(dú)立懸架與斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋連用。 （2）獨(dú)立懸架主要優(yōu)點(diǎn)： ①簧下質(zhì)量小

8、； ②懸架占用空間小； ③彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動(dòng)頻率降低，改善了汽車行駛平順性； ④由于采用了斷開(kāi)式車軸，所以能降低發(fā)動(dòng)機(jī)的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性； ⑤左?右車輪各自獨(dú)立運(yùn)動(dòng)互不影響可以減少車身的傾斜和振動(dòng)，同時(shí)在起伏的路面上也能獲得良好的地面附著力； （3）獨(dú)立懸架主要缺點(diǎn)：結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難。 （4）應(yīng)用場(chǎng)合：獨(dú)立懸架主要應(yīng)用與乘用車和部分總質(zhì)量不大的商用車上。 2.1.3獨(dú)立懸架的分類 獨(dú)立懸架的分類：雙橫臂式獨(dú)立懸架?單臂式獨(dú)立懸架?雙縱臂式獨(dú)立懸架?單斜臂式獨(dú)立懸架?麥弗遜式獨(dú)立懸架?扭轉(zhuǎn)梁隨

9、動(dòng)臂式獨(dú)立懸架等 2.1.4捷達(dá)轎車前懸架的選擇 查汽車之家資料得到，捷達(dá)轎車前懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架。 圖2.1.4.1麥弗遜式獨(dú)立懸架 三?懸架主要參數(shù)的確定 3.1懸架的靜撓度 懸架的靜撓度：是汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸架剛度c之比，即=/c。 （3.1-1） 式中，c為前?后懸架的剛度（N/cm）；m為前?后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。 此處采用彈性特性為線性變化的懸架，前?后懸架的靜撓度可用下式表示

10、 （3.1-2） 式中，g為重力加速度， 將代入（3.1-1）得到： （3.1-3） 設(shè)計(jì)時(shí)取前懸架的偏頻n=1.1Hz 由公式（3.1-3）得： 3.2懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度：是指從滿載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時(shí)，車輪中心相對(duì)車架（或車身）的垂直位移。 對(duì)乘用車，取7～9mm，此處 3.3懸架的彈性特性 懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對(duì)于車身位移（即懸架的

11、變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。 懸架的彈性特性有線性彈性和非線性彈性特性兩種。當(dāng)懸架變形與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時(shí)，彈性特性為一直線,稱為線性彈性特性，此時(shí)懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)懸架變形與所受垂直外力F之間不成固定的比例變化時(shí)，彈性特性如圖3.3.1所示。此時(shí)，懸架剛度是變化的，其特點(diǎn)是在滿載位置（圖中點(diǎn)8）附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距載荷較遠(yuǎn)的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣，可在有限的動(dòng)撓度范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動(dòng)容量。懸架的動(dòng)容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動(dòng)容量越大，對(duì)緩沖塊擊穿

12、的可能性越小。 對(duì)于空載與滿載時(shí)簧上質(zhì)量變化大的貨車和客車，為了減少振動(dòng)頻率和車身高度的變化，應(yīng)當(dāng)選用剛度可變的非線性懸架。乘用車簧上質(zhì)量在使用過(guò)程中雖然變化不大，但為了減少車軸對(duì)車架的撞擊，減少轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)的傾斜與制動(dòng)時(shí)的前俯角和加速時(shí)的后仰角，應(yīng)當(dāng)采用剛度可變的非線性懸架。 鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧?空氣彈簧?油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。 此處設(shè)計(jì)采用線性彈簧 3.4懸架側(cè)傾角剛度及其在前?后軸的分配 懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時(shí)，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對(duì)簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過(guò)大過(guò)小都不好。乘坐側(cè)

13、傾角剛度過(guò)小而側(cè)傾角過(guò)大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾剛度過(guò)大而側(cè)傾角過(guò)小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺(jué)，同時(shí)使輪胎側(cè)偏角增大。如果發(fā)生在后輪，會(huì)使汽車增加過(guò)多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向慣性力等于0.4倍車重時(shí)，乘用車車身側(cè)傾角在，貨車車身側(cè)傾角不超過(guò)。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前?后輪側(cè)偏角之差應(yīng)當(dāng)在范圍內(nèi)。而前?后懸架側(cè)傾剛度的分配會(huì)影響前?后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，所以設(shè)計(jì)時(shí)還要考慮懸架側(cè)傾剛度在前?后軸上的分配。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性的要求，應(yīng)使汽車前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應(yīng)使前懸架具有的側(cè)傾角剛度略大于后懸架的

14、側(cè)傾角剛度。對(duì)乘用車，前?后懸架側(cè)傾角剛度的比值一般為。 四?彈性元件的設(shè)計(jì) 4.1彈簧參數(shù)的計(jì)算選擇 由《汽車設(shè)計(jì)》中公式（6-1）得： 式中，c為前?后懸架的剛度（N/cm）；m為前?后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。 則 （4.1.1） 4.2空載時(shí)的剛度 估算可估計(jì)出前懸架的簧上質(zhì)量為52kg，已知空載時(shí)前軸分配負(fù)荷的60%即 則汽車前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量為： 由3.1得偏頻n=1.1Hz則： 4.3滿載時(shí)計(jì)算剛度 由《汽車設(shè)計(jì)》中公式 式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；為行

15、李數(shù) 查《汽車設(shè)計(jì)》取n=5 查《汽車設(shè)計(jì)》表1-5行李系數(shù)取10 則滿載時(shí)汽車前懸架的載荷 簧下質(zhì)量仍為52kg，則單側(cè)簧上質(zhì)量 則 4.4螺旋彈簧的選擇及校核 4.4.1按滿載計(jì)算彈簧鋼絲直徑d（選擇材料) (1) 由《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》公式（5-17）得： 彈性變形： 其中：P-彈簧所受載荷 -彈簧中徑 n-壓縮彈簧的有效圈數(shù) G-剪切彈性模數(shù)，一般取 C-彈簧指數(shù) （2）由《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》公式（5-18）得： 其中k為曲度系數(shù)： （3）查《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》表5-6取有效圈數(shù)n=5 查《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》取

16、彈簧指數(shù)C=10 （4）螺旋彈簧直徑d的確定 由上知即： 查《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》得 且由上得單側(cè)懸架所受的載荷 又 則 取，則 查《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》表5-5取中徑=200mm則 滿足要求 （5） 螺旋彈簧變形 由4.1.1-（1）得： 彈性變形： 即： 彈簧自由高度,取支撐圈圈數(shù)時(shí)， 彈簧節(jié)距t，一般t取，取t=80mm 則 滿足要求 綜上所述，選擇材料，直徑d=20mm，中徑=200mm，有效圈數(shù)n=5的螺旋彈簧 五?麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5.1對(duì)前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求： （1） 懸架上載荷變化時(shí)，保證輪距變化不超過(guò)

17、，輪距變化大會(huì)引起輪胎早期磨損； （2） 懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度； （3） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角≤6°～7°，并使車輪與車身傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)； （4） 制動(dòng)時(shí)，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時(shí)，由抗后仰作業(yè)； 5.2對(duì)后輪輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求： （1） 懸架上載荷變化時(shí)，輪距無(wú)明顯變化； （2） 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜方向，以減小過(guò)多轉(zhuǎn)向效應(yīng)； 5.3麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù) 5.3.1側(cè)傾中心 （1）麥弗遜式獨(dú)

18、立懸架的側(cè)傾中心麥弗遜式獨(dú)立懸架的由如圖圖5.3.1-1所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點(diǎn)E作活塞桿運(yùn)動(dòng)方向的垂直線并將下橫臂線延長(zhǎng)。兩條線的交點(diǎn)即為極點(diǎn)P。將P點(diǎn)與車輪接地點(diǎn)N的連線交在汽車軸線上，交點(diǎn)W即為側(cè)傾中心。 麥弗遜式獨(dú)立懸架的彈簧減振器軸線EG布置得越接近垂直，下橫臂GD布置得越接近水平，則側(cè)傾中心W就越接近地面，從而使得在車輪丄跳時(shí)車輪外傾角的變化不理想。 麥弗遜式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心的高度為： 式（5.3.1-1） 式中 （2）設(shè)計(jì)選定懸架參數(shù) 查懸架設(shè)計(jì)手冊(cè)，取，，，，， 則 則 5.3.2側(cè)傾軸線 在獨(dú)立懸架中，汽車前部與后部側(cè)傾中線的

19、連線稱為側(cè)傾軸線，側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛前?后軸上的軸荷變化接近相等，從而保證中性轉(zhuǎn)向特性。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)。 然而，前懸架的側(cè)傾中心高度受到允許的輪距變化限制，并且?guī)缀醪豢赡艹^(guò)150mm。此外，在前輪驅(qū)動(dòng)的汽車中，由于前橋軸荷大，且為驅(qū)動(dòng)橋，故應(yīng)盡可能使前輪輪荷變化小。因此，在獨(dú)立懸架中（縱臂式懸架除外）側(cè)傾中心高度為： 前懸架：0～120mm 后懸架：80～150mm 5.3.3縱傾中心 (1) 麥弗遜式獨(dú)立懸架縱傾中心 麥弗遜式獨(dú)立懸架的縱傾中心，可由E點(diǎn)作減振器運(yùn)動(dòng)方向的垂直線。該垂直線與橫臂軸

20、D延長(zhǎng)線的交點(diǎn)O即為縱傾中心，如圖5.3.3.1所示。 5.3.4抗制動(dòng)縱傾性（抗制動(dòng)前俯角） 抗制動(dòng)縱傾性可使制動(dòng)過(guò)程中汽車車頭的下沉量及車尾的抬高量減少。只有在前?后懸架的縱傾中心位于兩根車橋軸之間，這一性能方能實(shí)現(xiàn)。 5.4麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.4.1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析 分析如圖5.4.1.1所示的麥弗遜式獨(dú)立懸架受力簡(jiǎn)圖：作用在導(dǎo)向套上橫向力，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 （5.4.1-1） 式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質(zhì)量的1/2 橫向力越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力

21、（為摩擦因數(shù)），這對(duì)汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。由式（5.4.1-1）可知，為了減小，要求尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。增大c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可以達(dá)到減小a的目的，但也存在布置困難的問(wèn)題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常用圖中的G點(diǎn)外申至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸a的目的，又可以獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏移距，提高制動(dòng)穩(wěn)定性。移動(dòng)G點(diǎn)后的主銷軸線不再與減振器重合。 5.4.2橫臂軸線布置方式的選擇 麥弗遜式獨(dú)立懸架的橫臂軸線與主銷后傾角的匹配，影響汽車的縱傾穩(wěn)定性。

22、圖5.4.2.1中，O點(diǎn)為汽車縱向平面內(nèi)懸架相對(duì)于車身跳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)瞬心。當(dāng)擺臂軸的抗前俯角等于靜平衡位置的主銷后傾角時(shí)， 六?減振器 6.1分類 減振器的功能是吸收懸架垂直振動(dòng)的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動(dòng)迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過(guò)另一些狹小的孔隙流入另一個(gè)內(nèi)腔。此時(shí)，孔與油液見(jiàn)的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車身和車架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。 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。

23、故名思義，摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤片之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力提供阻尼。由于庫(kù)侖摩擦力隨相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無(wú)法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結(jié)構(gòu)型式分別為搖臂式和筒式。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(dá)75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)量?jī)H為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長(zhǎng)，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。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

24、充氣式。 設(shè)計(jì)減振器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。 6.2相對(duì)阻尼系數(shù) 在減振器卸荷閥打開(kāi)前，其中的阻力F與減振器振動(dòng)速度之間的關(guān)系為： (6.2-1) 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 圖6.2.1-b所示減振器的阻力-速度特性。該圖具有如下特點(diǎn)：阻力-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-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(shù)，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒(méi)有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)

25、是指卸荷閥開(kāi)啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 （a)阻力-位移特性 （b）阻力-速度特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期性衰減振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)的大小來(lái)評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。的表達(dá)式為： （6.2-2） 式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度，為簧上質(zhì)量。 式 （6.2-2）表明相對(duì)阻尼系數(shù)的物理意義是：減震器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。值越大，振動(dòng)能

26、迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則相反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持有的關(guān)系。 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取 與 的平均值。對(duì)于無(wú)內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 ；對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對(duì)于路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般??；為了避免懸架碰撞車架，取。 此處，由于為有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 6.3減振器阻尼系數(shù)的確定 6.3.1減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率，所以理論上。實(shí)際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如雙橫臂懸架，當(dāng)減振器如圖6.3.1.1所示安裝時(shí)，其阻尼系數(shù)為：

27、 （6.3-1） 式中，n為雙橫臂懸架的下臂長(zhǎng)；a為減振器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上的鉸接點(diǎn)之間的距離。 ⑵減振器如圖6.3.3.2安裝所示，其阻尼系數(shù)為： （6.3-2） 式中，為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 6.3.2麥弗遜式獨(dú)立懸架減振器如圖6.3.2.1所示，按照如圖安裝時(shí)，其阻尼系數(shù)為： 式中，n為三角形下控制臂水平長(zhǎng)度，為減振器軸線與鉛垂線的夾角。 6.3.3阻尼系數(shù)的確定 由前

28、面知，則 式中，c取c=17。 由上分析可知，改變夾角，會(huì)影響減振器阻尼系數(shù)的變化。 6.4最大卸荷力的確定 6.4.1卸荷速度的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開(kāi)卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如上圖6.3.2.1時(shí)，其卸荷速度為： （6.4-1） 式中，為卸荷速度，一般?。籄為車身振幅，取；為懸架振動(dòng)固有頻率。 則 6.4.2最大卸荷力的確定 如已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力。 此處取，則:

29、6.5筒式減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D為： （6.5-1） 式中，為工作缸最大允許壓力，??；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取，單筒式減振器取。 減振器的工作缸直徑D有20mm?30mm?40mm?50mm?65mm等幾種。選取時(shí)應(yīng)按照標(biāo)準(zhǔn)選用。 貯油筒直徑，壁厚取2mm，材料可選20鋼。 此處，取，取 則 選擇D=20mm 七?懸架結(jié)構(gòu)元件 7.1三角形下控制臂長(zhǎng)度GB=362mm 7.2減振器長(zhǎng)度 減振器長(zhǎng)度EG=780mm 7.3螺旋彈簧的長(zhǎng)度，自由高度 總?cè)?shù)圈 自由高度：當(dāng)時(shí)， （7.3-1） 式中t為彈簧節(jié)距，一般取范圍內(nèi)，對(duì)應(yīng)的螺旋角在內(nèi)。當(dāng)角大于時(shí)，計(jì)算彈簧變形時(shí)應(yīng)考慮螺旋角的影響。 由上知， 取t=80mm則 八?懸架結(jié)構(gòu)元件的尺寸 8.1三角形下控制臂 8.2減振器 8.3減振器固定架 九?懸架裝配圖 十?參考文獻(xiàn) [1]大連理工大學(xué)工程圖學(xué)教研室，《機(jī)械制圖》，高等教育出版社。 [2]王望予，《汽車設(shè)計(jì)》，機(jī)械工業(yè)出版社。 [3]王國(guó)權(quán)，龔國(guó)慶，《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》，機(jī)械工業(yè)出版社。