1、摘要 汽车悬架设计 专业： 车辆工程 学号： 20080310150223 学生姓名： 杨波 指导老师： 程贤福 摘要 悬架 是现代汽车上的重要组成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速的行驶能力。 本次毕业设计是采 用 前悬 麦弗逊 式 独立悬架 。 麦弗逊 式 独立悬架 有着结构简单、紧凑、占用空间小等众多优点，在现在轻型汽车中得到广泛运用
2、。 通过给定的捷达汽车前悬架的相关参数，对前悬架的关键零部件螺旋弹簧、横向稳定 杆、减振器等进行设计计算、选型和校核；并对导向机构进行受力分析和 分析悬架的结构特点 。 关键词： 汽车前悬架； 麦弗逊 式 独立悬架 ；设计计算 Abstract Automobile suspended frame design Abstract Suspension is the important part in the modern car, which has one of the frame (or body) and axle (or wheel) elastic connect. Its main
3、 task is to transfer function in the wheels and frame (or body) all between the force and moment; Ease road to frame (or body) the impact load, attenuation arising from the vibration of the bearing system, ensure the smooth running of the car; Ensure that the wheels on the road uneven and load chang
4、e the motion characteristics is ideal, ensure control stability of car, for high-speed car driving ability. The graduation design is to use before hanging McPherson independent suspension. McPherson independent suspension has simple structure, compact, take up the space is small and many other advan
5、tages, now in light car used widely in. Through a given jetta related parameters of the car front suspension, the front suspension key parts of the spiral spring, horizontal stabilizer bar, shock absorber of design calculation, selection and check; And to guide agencies on stress analysis and analys
6、is of the structure characteristics of the suspension Keyword： Auto front suspension; McPherson independent suspension; Design calculation 目录 目录 摘要 Abstract 第一章 绪论 1 1.1 悬架的功用和组成 1 1.2 悬架的分类 1 1.2.1 非独立悬架 1 1.2.2 独立悬架 2 1.3 悬架设计的要求 2 1.4悬架对汽车性能的影响 3 1.4.1 悬架对汽车行驶平顺性的影响 3 1.4.2 悬架对汽车行驶稳定性的影响 4 第二章 独立
7、悬架结构形式分析 6 2.1独立悬架结构形式分析 6 2.2 弹性元件分析 8 2.3 减振元件 9 2.4 传力构件及导向机构 9 2.5 横向稳定器 10 第三章 麦弗逊式悬架的设计计算 11 3.1 悬架主要参数的确定 11 3.1.1悬架的静挠度计算 11 3.1.2悬架的动挠度计算 12 3.1.3 悬架的刚度计算 12 3.2螺旋弹簧的设计计算 12 3.2.1 螺旋弹簧的选择 12 3.2.2 弹簧的受力与变形 13 3.2.3弹簧几何参数计算 14 3.2.4 弹簧校核 16 3.2.5 计算结果的处理 16 3.3 横向稳定杆的设计计算 17 3.3.1 横向稳定杆的作用 1
8、7 3.3.2 横向稳定杆的设计计算 17 3.3.3 横向稳定杆的强度校核 19 3.4 减振器的结构选型与设计 19 3.4.1减振器类型 的选择 19 3.4.2减振器主要性能参数选择 20 3.4.3 筒式减振器工作缸直径 D 的确定 22 3.5 弹簧限位缓冲块的设计 23 3.6 独立悬架导向机构的设计 23 3.6.1 导向机构的布置参数 23 3.6.2 导向机构受力分析 26 总结 28 参考文献 29 目录 IV 致谢 30 附录 A 外文翻译 原文部分 31 附录 B 外文翻译 译文部分 39 华东交通大学毕业设计（论文） 1 第一章 绪论 1.1 悬架 的 功用和组成
9、悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统 (车架或承载式车身 )之间具有弹性连接并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。 悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架 (或车身 )之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性连接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到 缓冲的目的。采用弹性连接后，汽车可以看作是由悬挂质量 (即簧载质量 )、非悬挂质量 (非簧载质量 )和弹簧 (弹性元件 )组成的振动系统，承载来自不平路
10、面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。导向机构 决定 了车轮跳动的运动 轨迹 和车轮定位 参数 的变化， 引起 汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置 位置 ，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬 架中还有缓冲块和横向稳定杆。 即悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成（如图 1-1） 。 1- 弹性元件； 2-纵向推力杆； 3-减振器； 4-横向稳定器； 5-横向推力杆 图 1-1
11、 汽车悬架组成示意图 导向装置 由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作弹性元件时，它兼起导向装置的作用。缓冲块用来减轻 车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动 。 1.2 悬架的分类 悬架可分为非独立悬架和独立悬架 两大类 。 1.2.1 非独立悬架 杨波：汽车悬架设计 2 其特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导
12、向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差 （如图 1-2 所示） 。 图 1-2 非独立悬架 1.2.2 独立悬架 独立悬架是两侧车轮分别独立地 与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性 （如图 1-3所示） 。 图
13、 1-3 独立悬架 独立悬架 的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地， 弹性地连接 安装在车架 (或车身 )下面 ，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。 1.3 悬架设计的要求 汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响了汽车的行驶车速、燃油华东交通大学毕业设计（论文） 3 经济性，该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多部件的动载，并进而影响到这些部件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵性稳定性、抗纵倾能力也有决定性的作用。因而在设计悬架必须考虑以下几个方面的要求。 （ 1） 通过合
14、理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，即具有较低的振动频率，较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩 或伸张行程 极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力； （ 2） 合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵 稳定性的要求； （ 3） 导向机构的运动不 应与转向杆系的运动干涉，否则可能引发转向摆振； （ 4） 侧倾中心及纵倾中心恰当，汽车具有抗 侧倾能力，汽车制动和加速时能保证车身的稳定，避免汽车在制动和加速时的车身纵倾 (“ 点头 ” 和 “ 后
15、仰 ” )； （ 5）悬架构件的质量要小尤其是 非悬挂 部分的 质量 要尽量小； （ 6）便于布置，在轿车 设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间； （ 7）所以零部件应具有足够的强度和使用寿命； （ 8）制造成本低； （ 9）便于维修、保养。 1.4 悬架对汽车性能的影响 1.4.1 悬架对汽车行驶平顺性的影响 悬架设计的主要目的之一是保证汽车具有良好的行驶平顺性，良好的汽车行驶平顺性不仅能保证乘员的舒适与所运货物的完整无损，而且还可以提高汽车的运输生产率，降低燃料消耗，延长零件使用寿命和提高零件的工作可靠性等。 汽车行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完
16、整性的影响来制订的，并用 表征振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化等作为行驶平顺性的评价指标。 目前常用汽车车身振动的固有频率 (低频 )和振动加速度来评价汽车的行驶平顺性。实验得知，为了汽车具有良好的行驶平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时身体上下运动的频率，约为 60 85 /min(1Hz 1.6Hz)，振动加速度的极限容许值为 3 4m/s2。 因此，在设计汽车或进行实验分析时，除车身振动固有频率外，还应以车身振动加速度作为行驶平顺性的评价指标。 （ 1） 悬架弹性特性对汽车行驶平顺性的影响 汽车是一个多质量 的复杂的振动系统，为简化计算，可将汽车车身看成一个在弹
17、性悬架上作单自由度振动的质量，其固有频率 n 可由下式确定： n= 21GgcHz (1-1) 式中 g 重力加速度， g=9810mm/s； c 悬架刚度， N/mm； 杨波：汽车悬架设计 4 G 簧载重量， N。 因为 G/C=f(f 重量 G 作用下的悬架的静挠度， mm)，则 n= 21 gfHz (1-2) 从式 (1-1)和 (1-2)看出，车身振动的固有频率 n，由簧载重量 G、悬架刚度 c 或悬架静挠度 f 决定。而这种力和变形 (G=cf)的关系曲线称为悬架的弹性特性。由此可以看出，为了得到良好的平顺性，应当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形也大，对一般轿
18、车而言，悬架的工作行程即静挠度 fc 与动挠度 fd 之和应该不小于 160mm，这里商务车悬架可适当减小一些，取 150mm 左右都可以。 为了同时满足在设计载荷位置附近的低刚度和有限的工作行 程的要求，悬架必须设计成有非线性的弹性特性。一般是靠增加上下行程限位块或辅助弹簧以及增加行程端点的刚度，非线性的悬架弹性特性可以采用适当的悬架结构 (导向机构 )或弹性元件 (如加辅助弹簧、调节弹簧、空气弹簧等 )来实现。 （ 2） 悬架系统中的阻尼对汽车行驶平顺性的影响 当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续很长时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力，对于选定的悬架刚
19、度，只有恰当的阻尼力才能发挥悬架的缓冲减振作用。 现代汽车悬架都装有专门的减振装置，即减振器，其减振的阻尼力 F 可用下 公式表达； F=kv (1-3) 式中： k 减振器阻尼系数； v 减振器活塞相对缸筒的运动速度。 在悬架系统中，引起振动衰减的阻尼来源很多。例如，在有相对运动的摩擦副中，轮胎变形时橡胶分子间的摩擦，或在系统中装置减振器等。对于各种悬架结构，以钢板弹簧悬架系统中的干摩擦最大，钢板弹簧叶片数目越多，摩擦越大。所以，有的汽车采用钢板弹簧悬架时，可以不装减振器。而采用其他内摩擦很小的弹性元件 (如螺旋弹簧、扭杆弹簧等 )的悬架，则需用减振器使自由振动衰减，以提高汽车行驶平顺性。
20、（ 3） 非簧载质量对汽车行驶平顺性的影响 根据是否由悬架弹簧支撑，汽车的总质量可以分为悬挂质量和非悬挂质量两部分，在非独立悬架中还包括连接左右车轮的从动桥的整个刚性梁，或非断开式驱动桥的质量，包括主减速器、差速器以及半轴的质量，还有传动轴的部分质量。 为了获得良好的平顺性和操纵性，非悬挂质量应当尽量小，可以减少高频共振区车身振动加速度和减少车轮离开地面的几率。因此，在汽车设计中，为提高汽车行驶平顺性，采用非簧载质量较小的独立悬架更为有利。 1.4.2 悬架对汽车行驶稳定性的影响 与平顺性相比，操纵稳定 性的评价指标要复杂得多，包括稳态、瞬态转向特性及保持直线行驶的能力。悬架参数通过影响转向时
21、的车轮载荷转移，车轮跳动或车身侧倾时车轮定位角的变化以及悬架与转向杆的运动干涉和整体桥的轴转向等影响汽车的操纵性。 （ 1） 悬架导向机构对车轮侧偏角 (偏离角 )影响 从汽车理论得知，汽华东交通大学毕业设计（论文） 5 车应具有不足转向性，即前轮侧偏角大于后轮侧偏角 (一般希望在向心加速度为0.4g 时，前轮侧偏角减去后轮侧偏角 等于 1 3 )，以便得到良好的行驶稳定性。侧偏角的大小，不仅与侧向力的大小、轮胎的机械特性及法向载荷等有关，而且还与悬架导向机构的 型式有关。汽车转弯行驶时，在侧向惯性力的作用下，因悬架导向机构型式的不同，将对车轮倾斜角和轴转向有着不同的影响 , 双横臂式、纵置臂
22、式和滑柱摆臂式导向机构的悬架，它们在侧向惯性力 Y 作用下使车轮与车身向着侧向力方向倾斜，故侧偏角增大。而单横臂式导向机构的悬架则使车轮的倾斜方向与侧向惯性力方向相反，故侧偏角减小。非独立悬架在侧向惯性力作用下，其车轮平面可认为未发生倾斜 (不考虑轮胎的法向变形所引起的影响 )，车轮侧偏角数值不变 ,为了获得良好的行驶稳定性，在整车设计时，前后悬架应考虑不同型式的导向机构，以便得到合适的侧 偏角关系，使整车具有所需的不足转向性。例如，在前悬架中采用双横臂式、纵置臂式或滑柱摆臂式等独立悬架，而后悬架中采用非独立悬架或单横臂式独立悬架，就是一种能满足上述要求，比较满意的比配方案。因而它广泛地应用在
23、轿车设计中。 （ 2） 汽车的侧倾 包括汽车车厢的侧倾中心的高度、悬架的侧倾角刚度 (悬架的线刚度和悬架的侧倾角刚度 )、车厢的侧倾角刚度。 （ 3） 导向机构对前轮定位的影响 前轮定位参数随车轮上下跳动的变化特性，通常是从满载静平衡位置到车轮跳动 40mm 范围内的特性，首先应该考虑到车轮外倾角和主销后倾角的变化特 性，车轮跳动时，外倾角的变化包括由车身侧倾产生的车轮外倾变化和车轮相对车身的跳动而引起的外倾变化两部分，在双横臂悬架中，前者使车轮像车身侧倾的方向倾斜，外倾角增大，增加不足转向；后者引起的外倾角变化情况，取决于悬架上下横臂运动的几何关系。 在双横臂悬架中，往往是外倾角随弹簧压缩行
24、程的增大而减小，这种变化与车身侧倾引起的外倾角变化相反，产生过多转向趋势，所以尽量减少车轮跳动引起的外倾角变化。一般这里上下横臂的比值为 (0.6 0.77)。通常在车轮跳动全行程范围内，其车轮外倾角的变化不大于 1 3 。车轮的侧向 位移不宜大于 4 8mm，对于越野汽车不宜大于 8 10mm 。 此外，悬架对汽车的通过性、燃料经济性等都有很大影响。性能良好的悬架，还可以保证汽车在较坏的路面上也能以经济车速的速度行驶，从而在某种程度上提高了汽车的燃料经济性。 杨波：汽车悬架设计 6 第二章 独立 悬架结构形式分析 2.1 独立悬架结构形式分析 独立悬架可分为：双横臂，单横臂，纵臂式，单斜臂，
25、多杆式及滑柱 (杆 )连杆 (摆臂 )式等等。按目前采用较多的有以下三种形式： (1) 双横臂式， (2) 滑柱连杆式， (3)斜置单臂式。按弹性元件采用不同分为：螺旋弹 簧式，钢板弹簧式，扭杆弹簧式，气体弹簧式。采用更多的是螺旋弹簧。 现在，前悬架基本上都采用独立悬架系统，最常见的有双横臂式 （见图 2-1）和滑柱摆臂式（又称麦弗逊式） （见图 2-2） 。 。 图 2-1 双横臂式独立前悬架 工作原理：由上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大 。 这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成 A 字形或 V 字形， V 形臂的上下
26、 2 个 V 形摆臂以一定的距离，分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。 优点：结构比较复杂，但经久耐用，同时减振 器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型小型货车的前桥。 缺点：因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。 华东交通大学毕业设计（论文） 7 图 2-2 麦弗逊式独立前悬架 特性 ：这种悬架目前在轿车中采用很多。这种悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。这种悬架将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承，允许滑柱上 端作少许角位移。内侧空间大，有利于发动机布置，并降低车子的重心。 车轮上下运动时，主销轴线的角度会有变化，这是因
27、为减振器下端支点随横摆臂摆动。以上问题可通过调整杆系设计布置合 理得到解决。 此次设计的悬架为发动机前置前轮驱动的 捷达 车型，故选择麦弗逊式独立悬架形式。 图 2-3 所示为捷达轿车的 麦弗逊式 前 独立前悬架 的典型结构图。筒式减振器 7 为滑动立柱，横摆臂 12 的内端通过铰链 10 与车身相连，其外端通过球铰链 15 与转向节 8 相连。减振器的上端通过带轴承的隔振块总成 2 与车身相连，减振器的下端与转向节相连。车轮所受的测向力通过转向节大部分由横摆臂承受，其余部分由减振器活塞和活塞杆承受。因此，这种结构形式较烛式悬架在一定程度上减少了滑动摩擦和磨损。 麦弗逊独立悬架的特点： 优点：
28、技术成熟，结构紧凑 ，响应速度快，占用空间少，便于装车及整车布局，多用于中低档乘用车的前桥。 缺点：由于结构过于简单，刚度小，稳定性较差，转弯侧倾明显，必须加装横向稳定器，加强刚度。 杨波：汽车悬架设计 8 1-连接板总成（汽车翼子板）； 2-带轴承的隔板总成； 3-螺旋弹簧上托盘； 4-前缓冲块；5-防尘罩； 6-螺旋弹簧； 7-筒式减振器； 8-转向节； 9-转向拉杆内铰链； 10-横摆臂内铰链；11-横向稳定器； 12-横摆臂； 13-橡胶缓冲块； 14-传动轴； 15-横摆臂球铰链 图 2-3 麦弗逊式独立前悬架 结构图 2.2 弹性元件分析 弹性元件是悬架的最主 要部件，因为悬架最根
29、本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。 弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、 气 体 弹簧 （空气弹簧、油气弹簧）、橡胶弹簧等 类型。除了板弹簧自身有减 振 作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备 减振元件 ，使已经发生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用的弹性元件，由于存在诸多设计不足之处，现逐步被其它种类弹性元件所取代，本文选择螺旋弹簧。 本次毕设 悬架结构为前独立悬架， 前悬架采用 麦弗逊 式独立悬架，圆截面螺旋弹簧，带横向稳定杆。主要结构如图 2-4
30、所示。 华东交通大学毕业设计（论文） 9 图 2-4 麦弗逊式独立悬架 2.3 减振元件 减振元件 主要 起减振作用 。为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的，如图 2-5 所示。 1. 车身 2.减震器 3.弹性原件 4.车桥 图 2-5 含减振器的悬架简图 汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便 反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，
31、使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。本文选择双筒式液力减振器。 2.4 传力构件及导向机构 杨波：汽车悬架设计 10 车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。 对前轮导 向机构的要求 （ 1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 4.0mm，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
32、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 。并使车轮与车身的倾斜同向，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，有抗后仰作用。 （ 5） 具有足够的疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。 2.5 横向稳定器 在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件 横向稳定器。 横向稳定器实际是一根近似 U 型的杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来防止车身产生过大侧倾。 其原理是当一侧车轮相对车身位移比另外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身
33、刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。 华东交通大学毕业设计（论文） 11 第三章 麦弗逊式悬架的设计计算 悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要 反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同配合确定。 已知参数： 驱动形式 ： 42 前轮； 轴距： 2471mm； 轮距前 /后： 1429/1422mm 整备质量 ： 1060kg； 最高车速： 180km/h； 最大爬坡度： 35%； 空载时前轴分配负荷： 60%； 制动距离（初速 30 km/h）： 5.6m；
34、最小转弯半径： 11m； 最大功率 /转速： 74/5800kW/rpm； 最大转矩 /转速： 150/4000Nm/rpm； 轮胎型号： 185/60R14T；手 动 5 挡 3.1 悬架主要参数的确定 在设计时首先 对悬架总体参数进行计算，如悬架的 挠度 、悬架的 刚度 等，这样，在下文对零部件的计算时，就可以以悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参数。 3.1.1 悬架的静挠度计算 悬架静挠度是指汽车满载时悬架上的载荷与此时悬架刚度之比。汽车前后悬架与其簧载质量组成的振动系统的固有频率是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数接近 1，于
35、是汽车前后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，前后部分的车身的固有频率为： 12 Cn m(3-1) 此处 C 为悬架的刚度 (N/cm)； m 为簧上质量 (kg)。采用悬架弹性特性为线性变化的悬架时，前后悬架的静挠度可用下式表示 c mgf C(3-2) 式中， g 为重力加速度 （ g=981cm/s2） 。 将式 （ 3-2） 代入式 （ 3-1） 得 c5n f (3-3) 由上式可知，悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确的选取悬架的静挠度。 对 发动机排量在 1.6L 以下的 乘用车，一般前悬架要求偏频为 1 1.45Hz，杨波：汽车悬
36、架设计 12 后悬架为 1.17 1.58Hz，且汽车的排量越大 ，则 n 越小。此处取 n=1.1，则 代入数值得： cf =206mm。 3.1.2 悬架的动挠度计算 悬架的动挠度 df 是指从满载经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妻子有高度的 1/2 或 2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。 为了防止汽车在坏路面上行驶时悬架经常碰撞到缓冲块，悬架必须有足够大的动挠度。对乘用车， df 取 70 90mm；对客车 df 取 5080mm；对货车 ， df 取 60 90mm。 从结构和使用要求上来考虑选此 悬架动挠度 80mmdf 。 3.1.3
37、悬架的刚度计算 根据已知给定的参数，可求得前悬架空载时前轴分配 负荷 ： 1 1 0 6 0 k g 6 0 % 6 3 6 k gm （ 3-4） 后轴分配负荷： 2 1 0 6 0 k g 6 3 6 k g 4 2 4 k gm （ 3-5） 取前桥左右悬架总质量 ： 1 52kgm 由上式可得单侧簧上质量 sm 为： 11 6 3 6 5 2 k g 2 9 2k g22s mmm （ 3-6） 于是，前悬架的刚度 C 为： 12 Cn m 21= sC n m （ 2 ） （ 3-7） 2=( 2 3 . 1 4 1 . 1 ) 2 9 2 N / m m 1 3 9 4 8 . 5
38、 N / m m 13.95N/mm 3.2 螺旋弹簧的设计计算 3.2.1 螺旋弹簧的选择 螺旋弹簧质量小、单位体积贮存的弹性变形能较大，在轿车和厢式可车上使用较多。螺旋弹簧截面形状多的是圆形，其次是矩形。弹簧节距根据 弹簧特性不同，有等节距和不等节距两种，这里我们原则等节距圆形截面的圆柱螺旋弹簧作为研究对象，选用 60Si2MnA 为钢丝材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。 华东交通大学毕业设计（论文） 13 3.2.2 弹簧的受力与变形 根据悬架的装配图，对其 进行结构分析， 从图 3-1 中 计算得出平衡位置处弹簧所受压缩力 P 与车轮载荷 vN 的关系式： v 0 0c o s
39、2 9 2 9 . 8 1 c o s 2 0c o s + c o sNP （ - ） （ 2 0 + 1 2 - 3 0 ）（ 3-8） =2.92103N 其中（ 3-8）式中， 为车轮外倾角为 =20 ， 0 为主销轴线与减振器的夹角0 30 ， 为减振器倾角 0=12 。 式中角度关系如图 3-1 所示。 图 3-1 弹簧安装角度示意图 （ 1） 弹簧所受最大力 取动荷系数 k=1.7，则弹簧所受的最大力： Pmax=kP （ 3-9） =1.72.92103N （ 2） 车轮到弹簧的力及位移传递比 车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比即表明行程不同、也表明作用在该二处的力的大小不
40、同。 弹簧的刚度 sC 与悬架的线刚度可 xC 可由传递比建立联系；利用位移传递比 xi 便可计算出螺旋弹簧的刚度 sC ： ,v h x yws fN i iFC Ff （ 3-10） 其中 wx fFC F、 , /vhNf代表悬架的线刚度；从而，得到如下关系式： s x x yC Ci i （ 3-11） 杨波：汽车悬架设计 14 当球头支承由减振器向车轮移动 t 值时，根据材料可知，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数见图 3-2）： 01cosxi （ ） （ 3-12） 0 0 0 00 0+ d t g + c o s + s i nc o s + +y Rti （ - ）
41、 （ c+o ） （ - ）（ - ） （ c+o ） ctg （ - ） -t （ 3-13） 代入数值可以得出 ： ix=1.002,iy=1.146； 所以位移 传递 比 1.148xyii 。 图 3-2 悬架的受力和位移比分析 （ 3） 弹簧在最大压缩力的作用下变形量 由（ 3-11）式可以得出弹簧的刚度 sC ： s x x yC Ci i =13.951.148N/mm=16N/mm 从而可得到弹簧再最大压缩力 maxP 作用下的变形量 f ： 3m a x 4 . 9 6 1 0 m m 3 1 0 m m16sPf C （ 3-14） 所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为： 3max =4.9
