1、汽车悬架设计,第一节 概述 第二节 悬架结构形式分析 第三节 悬架主要参数的确定 第四节 弹性元件计算 第五节 独立悬架导向机构的设计 第六节 减振器 第七节 悬架的结构元件,第一节 概述,一、功用 弹性连接车架（车身）与车轴（车轮） 传递作用在车轮与车架（车身）之间的一切力和力矩 缓和路面传给车架（车身）的冲击载荷，缓和振动，保证行驶平顺性 保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力,第一节 概述,二、组成 弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器,第一节 概述,三、设计要求 1.保证汽车有良好的行驶平顺性 2.具有合适的衰减振动能力 3
2、.保证汽车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.可靠地传递各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命,第一节 概述,四、分类,第一节 概述,四、分类独立悬架,第二节 悬架结构形式分析,一、非独立悬架和独立悬架,第二节 悬架结构形式分析,二、独立悬架结构方式分析,第二节 悬架结构形式分析,二、独立悬架结构方式分析 侧倾中心位置高，它到车身质心距离短，则侧倾力臂及力矩小，车身侧倾角小。侧倾中心位置高，车身侧倾时轮距变化大，轮胎磨损 主销后倾角变化大转向轮易摆振
3、；外倾角变化大影响直线行驶稳定性和轮距变化，轮胎磨损速度 轮距变化影响轮胎磨损速度 悬架侧倾角刚度影响车厢侧倾角大小 悬架横向刚度小，转向轮容易摆振 占用空间大小影响发动机布置、拆装的方便性,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 1. 前后悬架的匹配,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 1）前、后轮采用非独立悬架,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 1）前、后轮采用非独立悬架 上述优缺点是指一副钢板弹簧而言，如果前后轴（桥）四个车轮都装有纵置钢板弹簧，对整车来说又有下述缺点： （1）汽车转弯行驶有轴转向效应：对前轴
4、增加不足转向趋势；对后桥增加过多转向趋势。为克服后者，轿车要求将后悬架的前吊耳位置布置低些。 （2）前悬架采用纵置钢板弹簧，前轮容易摆振，汽车操纵稳定性变坏。应用：中、重型货车,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 1）前、后轮采用非独立悬架,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 1）前、后轮采用非独立悬架,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 2）前轮独立、后轮非独立 （1）目前轿车前轮多采用车轮上、下跳动时，车轮定位参数变化小的麦弗逊式悬架，因而可以保证前轮不易发生摆振现象，使汽车有良好的操纵稳
5、定性。 麦弗逊式悬架优、缺点见前述。除此之外，两前轮装上麦弗逊式悬架以后，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎冠印迹中心外侧时，具有负主销偏移距rs，有利于制动稳定性,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 2）前轮独立、后轮非独立 （2） 前悬架采用双横臂式独立悬架、后悬架采用纵置钢板 弹簧非独立悬架时，可通过将双横臂中的上横臂支承轴销的轴线布置成前高后低状，使悬架的纵向运动瞬心位于能减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，达到保持车身有良好的稳定性能 。,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 3）前、后轮独立 轿车前轮用麦弗
6、逊式悬架，后轮用扭转梁随动臂式后悬架。用的非常广泛。,第二节 悬架结构形式分析,三、前后悬架方案的选择 2. 三种匹配方式 3）前、后轮独立橡胶衬套 因橡胶衬套横截面方向上，按对角线方向开有楔形孔。结果在不同方向衬套的刚度不一样。即：在汽车纵轴线方向衬套的刚度小；衬套的纵向刚度大；衬套的总扭转刚度大 b、c两项大的原因是： 转向行驶时，车轮与地面之间作用有侧向力FY1、 FY2 简化作用到衬套上的力F1、F2和力矩M1、M2在F1和F2作用下衬套内、外侧相对移动，同时处于橡胶衬套内径处的金属隔套突肩压紧橡胶衬套，使之纵向刚度，扭转刚度。减轻轴转向效应，操纵稳定性好。,第二节 悬架结构形式分析,
7、四、弹性元件分析,第二节 悬架结构形式分析,四、弹性元件分析 变厚少片簧比多片减少20%40%的质量； 油气弹簧比多片钢板弹簧轻50% 扭杆弹簧本身固定在车架上，簧下质量小。 板簧轴销处要求每天或行驶500公里保养一次，即加注润滑脂。 板簧在交变应力作用下，并有污泥、浊水腐蚀，易产生细而深裂纹疲劳裂纹。板簧 寿命 好路 1015万Km坏路 11.5万Km一般 45万Km空气弹簧气囊寿命是板簧四倍.,第二节 悬架结构形式分析,五、辅助元件分析 1. 横向稳定器 通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率，达到改善平顺性的目的。 但因为悬架侧倾角刚度和悬架垂直刚度之间是正比关系，所以减小垂直刚度
8、同时会减小侧倾角刚度，并使车厢侧倾角增加，使乘员不舒服和降低了行车安全感。 因此设置横向稳定器，在不增大垂直刚度条件下增大悬架侧倾角刚度。 汽车转弯行驶时前后轴车轮负荷转移大小，主要取决于前后悬架的侧倾角刚度。当前角刚度大于后角刚度时，前轴车轮负荷转移大于后轴，并使前轮侧偏角大于后轮侧偏角，以保证汽车有不足转向特性。,第二节 悬架结构形式分析,五、辅助元件分析 2. 缓冲块 仅用来限制悬架最大行程的缓冲块，用半个椭圆形橡胶硫化到钢板上制成。 兼有辅助弹性元件作用的缓冲块，用多孔聚氨脂制作。它的特点是强度高、耐磨。,第三节 悬架主要参数的确定,一、悬架静挠度fc 1. 定义：是指汽车满载静止时，
9、悬架上的载荷FW与此时悬架刚度C之比。即fc=FW/C 2. 影响因素,第三节 悬架主要参数的确定,一、悬架静挠度fc 3. 选取原则 1）对轿车应保证有良好的平顺性，即n低，大客车次之，载货汽车最后。 2）级别越高的轿车n应越小。 3）fc21时小。 设计时应使n1n2，即fc2fc1,第三节 悬架主要参数的确定,一、悬架静挠度fc 4. 取值范围 设计时，先从为了保证汽车有良好的平顺性，确定n，然 后可算得fc。n的选定范围见下表,第三节 悬架主要参数的确定,二、悬架动挠度fd 1.定义：从满载静平衡位置开始，悬架压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架（车身）的垂直位移。 2.影响因
10、素：,第三节 悬架主要参数的确定,二、悬架动挠度fd 3. 选取fd的原则 悬架刚度小、使用条件又不好的汽车，fd应取大。 4. 推荐fd的选取范围,第三节 悬架主要参数的确定,三、悬架弹性特性 1.定义：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f（悬架变形）的关系曲线。 刚度：弹性特性曲线上某点的切线与水平坐标轴夹角的正切为该点刚度。,第三节 悬架主要参数的确定,三、悬架弹性特性 2. 线性的弹性特性特点 （1）定义：悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称之为线性弹性特性。 （2）特点：悬架的刚度为常数。使用中由于m的变化（空、半、超载等），引起
11、n变化，空、半载时，n,平顺性变坏。 超载时n、平顺性。 悬架动容量定义：悬架从满载静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止，消耗的功。 动容量大，悬架碰撞缓冲块的可能性愈小。 具有线性特性的悬架，在n比较低的条件下与非线性特性悬架比较，当动容量相同时，其动挠度增加很多，碰撞车架，舒适性。 为不碰撞车架，可抬高车架hg、汽车稳定性。,第三节 悬架主要参数的确定,三、悬架弹性特性 3. 非线性的弹性特性特点 （1）定义：悬架变形f与所受垂直外力F之间，不呈固定比例变化时，弹性特性为曲线。 （2）特点悬架的刚度C是变化的。要求C的变化规律如下：满载位置附近（点8）C要小，特性曲线平缓、平顺性；
12、空载位置附近（点2到点1）C要大，特性曲线变陡，碰撞车架的机会；动载荷位置附近（点7以上）C要大，曲线变陡，击穿缓冲块的机会。图中两端（21和7以上）C大，在动容量不变的条件下fd。,第三节 悬架主要参数的确定,三、悬架弹性特性 4.影响选取弹性特性的因素,第三节 悬架主要参数的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 1. 工作特点（两个阶段） 1）空载及小载荷工况下，只有主簧工作，副簧不参与工作。从结构变形看，主簧仍是下凹状，随载荷增加向平的状态接近。随之副簧与托架之间的间隙逐渐减小。悬架的弹性特性是线性的，且刚度C较小。 2）载荷增加到FK瞬间，副簧与托架之间间隙消除。从此，副簧与主簧共同承担作
13、用在悬架上的载荷。刚度C增大，悬架的弹性特性曲线变陡。所以只有主簧或者是主副簧共同工作以后，单看这两段弹性特性都是线性的，合在一起是非线性的。,第三节 悬架主要参数的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 2. 载荷分配 主副簧共同工作时，作用到主副簧上的载荷与它们的刚度成正比分配。 3刚度分配 设计有副簧的悬架，需要确定两个参数： 1）主副簧之间的刚度分配。 2）副簧开始参加工作时的载荷。 考虑的原则是： 使空载时频率n0(f0)、满载时悬架的频率nc(fc)、副簧起作用前瞬间的振动频率nk(fk)、起作用后悬架的频率na(fa)相差不大，即保证汽车满载和空载平顺性良好为基本出发点。,第三节 悬架
14、主要参数的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 5. 第一种分配方法 副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，Fk=0.5(F0+FW)，并使Fo和Fk间的平均载荷对应的频率与Fk和FW间平均载荷对应的频率相等，即图中f1=f2,第三节 悬架主要参数的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 5. 第一种分配方法 （1）只有主簧工作时，C不变，随F，n （2）副簧参加工作瞬间C，n。当F继续时，n又 由图可知只要作到n0、nc、nk、na相近，汽车的平顺性在空、满载和副簧起作用前后等均良好。,第三节 悬架主要参数的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 6. 第二种分配方法,第三节 悬架主要参数
15、的确定,四、后悬架主副簧刚度的分配 6. 第二种分配方法,第三节 悬架主要参数的确定,五、悬架侧倾角刚度及其在前后轴的分配 1.悬架侧倾角刚度定义 簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。 2. 悬架侧倾角刚度对下列使用性能有影响,第三节 悬架主要参数的确定,五、悬架侧倾角刚度及其在前后轴的分配 3. 车身侧倾角 当侧向惯性力等于0.4倍车重时，车身侧倾角的范围4.前后悬架侧倾角刚度 前后悬架侧倾角刚度的分配影响前后轮侧偏角大小,(要求汽车转弯行驶时,在0.4g侧向加速度作用下1-2=1030内)为满足不足转向特性要求，应使前悬架侧倾角刚度略大于后悬架的侧倾角刚度。轿车前后悬架侧倾角
16、刚度比值为1.42.6。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （一）布置方案对称式：钢板弹簧中部在车轴（桥）上固定中心至两端卷耳中心距离相等 不对称式：钢板弹簧中部在车轴（桥）上固定中心至两端卷耳中心距离不相等,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 由总体布置给出的初始条件： G1、G2 满载静止时，汽车前、后轴（桥）负荷 Gu1、Gu2 簧下部分荷重 板簧载荷：Fw1 =（G1 - Gu1）/2；Fw2 =（G2 - Gu2）/2 L 汽车轴距 已选定的参数：fc、fd,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 1. 满载弧高fa
17、1）定义：是指板簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不含卷耳孔半径）连线间的最大高度差。 2）影响选取fa的因素 3）fa的推荐值 10 20 mm,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 2. 钢板弹簧长度L 1）定义：钢板弹簧伸直后，两卷耳中心之间的距离 。 2）影响选取L的因素,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 2. 钢板弹簧长度L 纵向角刚度C的定义：钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩（T）值。分析上式可知：在垂直刚度不变的条件下，CL2所以L增加的同时C也上升，结果因扭转力矩T引起的变形减少（
18、即r角减少）导致扭转力矩T产生的应力减少：,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 2. 钢板弹簧长度L 3）选取原则：在总布置允许的条件下，L尽可能选长些。 4）推荐L的选取范围,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 1）钢板断面宽度b 影响因素,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 1）钢板断面宽度b 平均厚度hp,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 1）钢板断面宽度b 推荐 b=(6
19、10) hp ，b应符合国标,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 2）钢板弹簧片厚h影响因素,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 2）钢板弹簧片厚h选取原则 h应当符合国家标准规格 h选用=(10.1)h计算 厚度组数三组，而且hmax/hmin1.5 相邻两组的厚度比1.25 ,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 3）钢板断面形状 钢板断面形状不同的原因：图a示出的矩形断面钢板弹簧中性轴在对称位置处。工作时，
20、上、下表面的拉、压应力绝对值相等。因为材料抗压能力大于抗拉能力，所以，受拉应力的上表面先行损坏。移动中性轴可以使拉应力下降，压应力上升，寿命提高。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 4）钢板弹簧片数n推荐范围,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （二）主要参数的确定 3. 钢板断面尺寸及片数的确定 4）钢板弹簧片数n影响因素,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （三）各片长度的确定,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （四）刚度验算共同曲率法 假设：1）同一截面各片曲率半径变化值相同；2）各片承受的弯矩正比
21、于其惯性矩；3）截面上各片的弯矩和等于外力所引起的力矩,l1、lk+1主片和第（k+1）片的一半长度 E材料弹性模量 经验修正系数 =0.900.94 l1用主片的一半代入得到的是钢板弹簧总成自由刚度Cj (l1-0.5ks)代入得到的是钢板弹簧总成夹紧刚度Cz,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 1. 弧高 定义：钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U型螺栓夹紧前，主片上表面与两端（不含卷耳孔半径）连线间的最大高度差H0。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 1. 弧高 计算公式：H0=(fc+fa+f) f钢板弹
22、簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化量。 2. 曲率半径 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 2. 曲率半径 （1）自由状态下曲率半径的特点：各片曲率半径不同，而且如图所示：主片附近的几片曲率半径比较大，片越短，曲率半径越小。装配夹紧之后，各片曲率半径相同。 （2）自由状态下曲率半径不同的原因 保证各片有相同的寿命 由式 可知：在承受垂直载荷作用时，片厚h厚的片应力稍大。主片又承受其它力。故早于其它片损坏的机会多。 当将各片曲率半径作成不一样时，装配后用U形螺栓夹紧。有些片产生负预应力。有些片则产生正的预应力。工
23、作时产生的应力与之合成。使各片应力大致接近。寿命也接近。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 2. 曲率半径 减轻主片的工作条件： a 各片厚度一样，各片曲率半径也作成不同。目的是利用各片曲率半径不同，装配夹紧后各片之间贴合良好，当载荷小时，各片也能参加工作，减轻主片负荷。 b 若各片曲率半径相同，在车轮自由落下时，下面几片松脱（因为有U形螺栓，不会散开）、车轮、车轴的质量由主片承担，不合理。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 2. 曲率半径 （3）要求 各片自由状态下具有的曲率半径，经装配夹紧后产生的预应力
24、，能保证各片有相同的疲劳强度。 （4）各片自由状态下的曲率半径Ri的确定,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 2. 曲率半径 （5）0i的确定原则 1）装配前各片弹簧片间间隙相差不大。装配后贴合良好 2）适当降低主片及相邻长片的应力，保证有足够的使用寿命。原则：各片厚度相同的钢板弹簧0i不宜选取过大；各片厚度不同的钢板弹簧，厚片0i可取大些。,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （五）自由状态弧高及曲率半径计算 2. 曲率半径 （6）推荐0i的取值范围 预应力从长片到短片由负值逐渐增至正值。 14片长片叠加负的的预应力，短片叠加正的的预应力。
25、主片根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力要在300350 N/mm2,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （六）钢板弹簧总成弧高的核算 等厚叶片Ro用下式计算：钢板弹簧总成弧高H用下式计算 两式核算结果应相近。 如果相差甚多须从新选取0i再核算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （七）钢板弹簧强度验算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （七）钢板弹簧强度验算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （七）钢板弹簧强度验算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （七）钢板弹簧强度验算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （七）钢板弹簧强度验算 卷耳
26、和弹簧销的强度核算,第四节 弹性元件的计算,一、钢板弹簧的设计 （八）少片簧,第四节 弹性元件的计算,二、扭杆弹簧 分类,第四节 弹性元件的计算,二、扭杆弹簧 布置形式分析,第四节 弹性元件的计算,二、扭杆弹簧 圆形断面扭杆设计 扭杆直径d 扭杆有效长度L设计时先根据平顺性要求选定悬架刚度C，而悬架刚度有与扭杆扭转刚度成正比。所以，扭转刚度不宜过大，以防汽车平顺性变坏。,第四节 弹性元件的计算,二、扭杆弹簧 材料 40Cr , 45CrNiMoVA, 42CrMo,50CrV,经过预扭处理和喷丸处理 端部形状, 如用三角形花键，花键角度若取太小，载荷分布不均匀；花键角度若取太大，套管会因强度不
27、足而裂开。一般应选用90三角花键或渐开线花键 组合式用的多,第四节 弹性元件的计算,二、扭杆弹簧 端部尺寸,推荐： D=(1.2 1.3)dL1=0.4D,过渡段尺寸推荐：端部到杆部用30夹角椎体过渡，使之应力集中最小 过渡段长：Lg =(D-d)/2tg15过渡圆角： r=1.5d,L=Lo+2Le,第五节 独立悬架导向机构的设计,一、设计要求 1对前轮独立悬架导向机构的要求 1）悬架上载荷的变化，保证轮距变化4.0mm 2）悬架上载荷的变化, 前轮定位参数有合理变化特性，车轮不应产生纵 向加速度。有纵向加速度，就有纵向冲击。就能引起惯性力矩作用在转向节上，使转向盘上的力矩变化。 3）转弯行
28、使时，车身侧倾角小。要求作到：在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6 7 车轮与车身同向倾斜，增强不足转向效应。 4）制动时，应使车身有抗前俯的作用，加速时，应使车身有抗后仰的作用。,第五节 独立悬架导向机构的设计,一、设计要求 2对后轮独立悬架导向机构的要求 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反向。减少过多转向效应。,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 1侧倾中心位置的确定方法,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 1侧倾中心位置的确定方法 1) 双横臂式独立悬架侧倾中心位置的确定
29、首先延长上、下横臂交于P点，其次P点与车轮接地中心点N连线，PN线与汽车横断面对称线交于W点。W点即是侧倾中心。W点至地面距离hw称之为侧倾中心高度。,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 1侧倾中心位置的确定方法 2) 滑柱摆臂式独立悬架侧倾中心位置的确定,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 1侧倾中心位置的确定方法 2) 滑柱摆臂式独立悬架侧倾中心位置的确定 首先，从E点做活塞杆运动方向的垂直线与下横臂延长线（GD）交于P点，P点于车轮接地中心点N连线，交在汽车横断面对称线上W点，W为悬架侧倾中心。,式中,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的
30、布置参数 1侧倾中心位置的确定方法 （1）侧倾中心的定义：在侧向力的作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向平面内发生侧倾时，相对于地面的瞬时摆动中心。 （2） 独立悬架导向机构在横向平面内的布置位置对侧倾中心位置有影响。,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 2侧倾中心 1） 侧倾轴线： 汽车前后侧倾中心的连线称为侧倾轴线 要求： （1）侧倾轴线大致与地面平行，并尽可能离地面高些。 侧倾轴线与地面平行，为的是在汽车转弯行驶时，汽车前、后轴上的轴荷变化接近相等，从而保证中性转向特性。 侧倾轴线离地面高些，是为了使它到车身质心的距离短些，结果侧向力造成的侧倾力矩的力臂减少，结果车
31、身的侧倾角减少。 （2）前悬架侧倾中心位置的高度越高，轮距变化可能越大。,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 2侧倾中心 2） 推荐值,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 3纵倾中心 定义 确定方法 （1） 双横臂式悬架纵倾中心位置的确定,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 3纵倾中心 确定方法 （2）麦弗逊式悬架纵倾中心位置的确定,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 4抗制动前俯角 当汽车前、后悬架的纵倾中心位于轴距以内时，纵倾中心便具有抗制动前俯角性能,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 5
32、抗驱动纵倾性（后仰） 求解方法与4相似，结论如下： 1)汽车为单桥驱动才有抗驱动纵倾性作用 2)对于独立悬架，纵倾中心位置应高于驱动桥车轮中心,第五节 独立悬架导向机构的设计,二、导向机构的布置参数 6悬架摆臂定位角,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 1. 纵向平面内上、下横臂的布置 1) 上、下横臂轴轴线在汽车纵向平面内的布置方案,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 1. 纵向平面内上、下横臂的布置 2）主销后倾角变化规律 （1）悬架弹簧压缩时后倾角增大 （2）悬架弹簧拉伸时后倾角减小 按上述规律变化，制动时汽车前俯角减小。,第五
33、节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 1. 纵向平面内上、下横臂的布置 3）1、2角的匹配对主销后倾角的影响 1、2角有多种匹配方案。在车轮上、下跳动（z）时,不同匹配方案对主销后倾角的影响不一样。,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 1. 纵向平面内上、下横臂的布置 3）1、2角的匹配对主销后倾角的影响,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 2. 横向平面内上、下横臂的布置方案 上、下横臂在横向平面内的布置方案组合起来有多种。不同方案匹配结果影响侧倾中心位置不同。,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独
34、立悬架导向机构设计 2. 横向平面内上、下横臂的布置方案 1）侧倾中心位置求解过程 （1）首先求悬架的瞬时摆动中心（如图a,O14） （2）从瞬时摆动中心与车轮接地中心连线 （3）左、右瞬时摆动中心与车轮接地中心连线交在O点，即为侧倾中心所在位置处,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 2. 横向平面内上、下横臂的布置方案 2) 图例特点根据已初步选定的侧倾中心位置高度尺寸和为保证此尺寸能准确实现，利用改变上、下横臂位置即可,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 3. 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 1) 布置方案与主销后倾角的关系
35、 在水平面内上、下横臂的摆动轴线，可以与汽车纵轴轴线平行，也可能与之呈一定的夹角，称为水平斜置角，并规定轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，平行者为零。 下横臂轴MM与纵轴轴线夹角用1表示， 上横臂轴NN与纵轴轴线夹角用2表示 1与2的匹配有三种方案，不同方案对车轮上跳主销后倾角变化有影响,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 3. 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 1) 布置方案与主销后倾角的关系,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 3. 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 2) 主销后倾角变化范围 增大：(1) 如图
36、使主销延长线与地面交点变化，并使c增至c1。结果，车轮易摆振，操纵稳定性变坏，车轮上跳时要求不易增大(2) 增大，车身上的悬架支承处，会产生反力矩，具有抑制制动时前俯作用，要求增大为好。,要求： 轿车的值为-1o +2o。 车轮上跳时，悬架每压缩10mm，主销后倾角变化范围为10 40。,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 3. 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 2) 主销后倾角变化范围,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 3. 水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案 3）抗前俯角的确定（1、2的确定） 图中a)为不同减速度时，车身
37、下沉量f1与d的关系；b)为1不同时，主销后倾角变化率d/df1与d的关系；c)为不同球销距、d/df与（2-1）之间的关系 确定步骤： （1）先定允许前俯角值（如0.4g时为1o 3o）,再定f1并在a)图沿虚线求得d （2）在b)图初选1，求得主销后倾角变化率d/df1，如不满足悬架每压缩10mm，后倾角变化范围10 40则应重选1 （3）先在c)图上选定球销中心距，与前面定的d/df1虚线相交，求得（2-1） 经布置后确定2、1角可行，即告结束。,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 4.上、下横臂长度的确定 1）上、下横臂长度不同影响车轮上、下跳动时，前轮定
38、位参数和轮距的变化 要求： 前轮定位参数变化小，保证汽车有良好的操纵稳定性 轮距变化小，减少轮胎的磨损,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 4.上、下横臂长度的确定 2）上、下横臂长度的确定,第五节 独立悬架导向机构的设计,三、双横臂式独立悬架导向机构设计 4.上、下横臂长度的确定 2）上、下横臂长度的确定 l2/ l1=0.6时，By曲线曲率半径最大，表明轮距变化最小。而和角变化曲线的曲率接近最小，和变化大。 l2/ l1=1.0时，和角变化曲线为一垂直线，表明车轮上、下跳动时和角没有变化，l2/ l1=1.0，By变化很大，曲线曲率半径接近最小。 满足By变化
39、最小时，应选择l2/ l1=0.6 满足和变化最小时，应选择l2/ l1=1.0 因此同时满足By、和都小是不可能的，推荐取l2/ l1=0.66 0.7,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 1. 导向机构受力分析 1) 作用在导向套上的横向力F3,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 1. 导向机构受力分析 2) 减小F3力的途径 (1) 分析式可知，增加(c+b)尺寸，可以减少F3，但增加(c+b)尺寸，会导致悬架占用的高度空间增多，总体布置有困难 (2) 分析式可知，减小尺寸a，可以减少F3，但减小尺寸a，在给出的图例，即将减
40、振器倾斜角度增大，下部更靠近车轮，布置上也有难度(3) 减振器轴线保持不变，仅将下端G点向车轮方向移，使主销轴线与减振器轴线不重合，既解决了布置上的困难，又减小了a,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 1. 导向机构受力分析 2) 减小F3力的途径 (4) 弹簧轴线与减振器轴线相互偏移s，如b)图所示，两轴线偏移后，由于有s的存在和弹簧轴向力F6的作用,使F3力用下式表示：增加s可以使F3，但受弹簧下部托盘与车轮有碰上的危险，s增加是有限的。 麦弗逊式悬架减振器轴线、主销轴线、弹簧轴线三者不重合的根本原因即为上述。,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式
41、独立悬架导向机构设计 1. 导向机构受力分析 2) 减小F3力的途径 (5) 为了使活塞杆、导向套耐磨，在活塞杆表面采用微裂纹镀铬工艺处理，裂纹处可存入少量润滑油有利于减少磨损，镀铬本身又耐磨损寿命,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 2.摆臂轴线布置方式的选择 (1) 麦弗逊式悬架摆臂轴线布置方式与主销后倾角的匹配影响汽车纵倾稳定性 (2) 要求：悬架压缩行程时，主销后倾角有增加的趋势，以利于减少制动时的纵倾（前俯） (3) 匹配方案,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 3.摆臂长度的确定 1) 麦弗逊式悬架下摆臂长度不同，影响
42、： (1) 轮距By的变化 (2) 主销内倾角、车轮外倾角、主销后倾角的变化 2) 要求 (1) 车轮上跳时，By变化愈小愈好，以利增加轮胎的寿命 (2) 、变化愈小愈好，以利有良好的操纵稳定性,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 3.摆臂长度的确定 3) 摆臂长度的确定原则,第五节 独立悬架导向机构的设计,四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计 3.摆臂长度的确定 3) 摆臂长度的确定原则 图中下摆臂长度l1是变化的，曲线1，l1最小，依次曲线5的l1最长。分析上图可得到的结论是： l1愈长，By变化愈小 l1愈长，车轮上跳时变化愈小 车轮上跳40mm以前，各参数
43、变化不明显 确定摆臂长度的原则是：在布置允许的条件下，尽可能加长摆臂长度,第六节 减振器,一、分类 1. 形式,第六节 减振器,一、分类 2. 优缺点分析,双筒充气液力式减振器的优点：1）工作性能稳定 2）干摩擦阻力小3）噪声低 4）长度短 应用广泛,第六节 减振器,一、分类 3.对减振器的要求 减振器应当满足的基本要求有： 1）保证行驶平顺性性能稳定； 2）工作可靠，有足够的寿命。,第六节 减振器,二、相对阻尼系数 1. 阻尼系数及其特点 定义：减振器中的振动阻力F与减振器的振动速度V之比称之为减振器阻尼系数，即=F/v 1）阻力速度特性曲线由四段近似直线的线段组成。其中压缩行程和伸张行程各
44、占两段 2）有四个阻尼系数（各线段特性曲线的斜率为减振器的阻尼系数=F/v） 3）压缩行程阻尼系数为Y=FY/VY； 伸张行程阻尼系数为s=Fs/Vs；Ys,第六节 减振器,二、相对阻尼系数 2. 相对阻尼系数 汽车悬架系统装有减振器有阻尼簧上质量振动为周期衰减振动振动衰减速度用相对阻尼系数来评定 1) 的物理意义 的表达式： c为悬架垂直刚度；ms为簧上质量 的物理意义：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。,第六节 减振器,二、相对阻尼系数 2. 相对阻尼系数 2) 推荐值 压缩行程时，Y取小些 (即取小些) 伸张行程时，s取大些 (即取大
45、些) 且使Y =（0.25 0.50）s,第六节 减振器,三、减振器阻尼系数的确定 1. 不考虑布置特点的确定,第六节 减振器,三、减振器阻尼系数的确定 2.考虑减振器安装特点时的确定,第六节 减振器,四、最大卸荷力F0的确定 伸张行程的最大卸荷力：Fo=sVx Vx为打开卸荷阀时，活塞运动速度称为卸荷速度。如b)所示安装减振器时：Vx = 0.15 0.30m/s ; A为车身振幅,取40mm ;为悬架系统固有振动频率 减振器活塞振动速度达到一定值时，打开卸荷阀，可减少传到车身上的冲击力。,第六节 减振器,五、筒式减振器工作缸直径D的确定p 许用压力，取34MPa 为连杆直径与缸筒直径之比D
46、的系列：20、30、40、（45）、50、65mm,第七节 悬架的结构元件,一、控制臂与推力杆 1. 控制臂与推力杆 控制臂：独立悬架中的纵臂、横臂、斜臂统称为控制臂 推力杆：车轮与车架之间用来传力（力矩）的杆件 控制臂与推力杆用来在车轮与车架之间传递力或力矩，控制臂还决定了车轮跳动时的运动规律 2. 要求 1) 足够的纵向弯曲应力：用钢管制造，沿杆件轴线方向传递拉力或压力时，注意使之有足够的纵向弯曲应力 2) 足够的强度、刚度：如控制臂受力状态复杂，为了保证有足够的刚度可以用箱形断面结构、或用深冲压成型的构件 3) 能调节长度或者角度：如用螺纹连接即可改变长度，以方便安装，消除制造误差。,第七节 悬架的结构元件,二、接头 1. 分类2. 要求 1）摩擦阻力小 2）使用期间不需要进行保养 3）有少许弹性 4) 隔音,第七节 悬架的结构元件,二、接头 3球销式接头 球头销、球头碗,第七节 悬架的结构元件,二、接头 3球销式接头 壳体,第七节 悬架的结构元件,二、接头 4轴销式接头,
