麥弗遜式懸架課程設計說明書

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1、前言： 懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。典型的懸架結構由彈性元件、導向機構以及減震器等組成，個別結構則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。懸架是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，因此懸架與車輛的行駛平順性、操控穩(wěn)定性具有極大的關系。懸架設計的好壞直接影響到整車的性能。因此開發(fā)出高品質的懸架是車輛

2、工程師的一項重要任務。而懸架部分涉及的專業(yè)知識也比較高深，本文期望通過對懸架進行初級設計以達到對懸架有進一步了解的目的。 關鍵詞:懸架；減震器；彈簧計算 1懸架 1.1懸架的功用 汽車懸架是車架（或車身）與車軸（或車輪）之間的彈性聯(lián)結裝置的統(tǒng)稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架（或車身），緩和行駛中車輛受到的沖擊力；保證貨物完好和人員舒適；衰減由于彈性系統(tǒng)引進的振動，使汽車行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔著傳遞垂直反力，縱向反力（牽引力和制動力）和側向反力以及這些力所造成的力矩作用到車架（或車身）上

3、，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。 1.2 懸架的組成 一般懸架由彈性元件、導向機構、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。 1.彈性元件 彈性元件用來承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧等，這里我們選用螺旋彈簧。 2.減振器 減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調式新式減振器，充氣式減振器。 3.導向機構 導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同

4、時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構由控制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設導向機構，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。 1.3懸架的分類 1.3.1獨立懸架 圖1.1 獨立懸架 獨立懸架是兩側車輪分別獨立地與車架（或車身）彈性地連接，當一側車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結構緊湊。獨立懸架

5、允許前輪有大的跳動空間，有利于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質量小，可提高汽車車輪的附著性。如圖1.1所示。 1.3.2非獨立懸架 非獨立懸架如圖1.2所示。其特點是兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受沖擊力時會直接影響到另一側車輪上，當車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導向作用，使結構大為簡化，降低成本。目前廣泛應用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質量比較大，高速行駛時懸架受到沖擊載荷比較大，平順性較差。 1.4懸架的國內外發(fā)展情況 汽車懸架的發(fā)展十分迅速，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。正常

6、情況按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能主動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調整懸架剛度和阻尼。 隨著當前世界汽車工業(yè)朝著高速、高性能、舒適、安全可靠的方向發(fā)展，空氣懸架彈簧是當今汽車發(fā)展的一大趨勢，特別是在大型客車和載重汽車上尤為突出。其實，早在20世紀50年代，空氣懸架彈簧就開始應用在載重車、小轎車、大客車及鐵道車輛上。到60年代，德國、美國等工業(yè)發(fā)達國家生產的大部分公共汽車上裝有了主動式空氣彈簧懸架。 國內早在20世紀60年代就設計生

7、產了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術條件有限，當時生產的產品使用效果不甚理想，以后在很長一段時期，產品沒有進一步發(fā)展，因此，國外生產空氣懸架彈簧的廠家憑借著資金與技術優(yōu)勢進入國內市場，為國內生產豪華客車的廠家配套成熟的主動式空氣彈簧懸架產品。 同時我國公路條件的改善為汽車懸架創(chuàng)造了基本的使用條件，并產生了很大的促進作用。高速公路的迅速發(fā)展、運輸量的增加以及對高性能客車的需求，都對汽車的操縱穩(wěn)定性、平順性、安全性提出了更高的要求[2]。此外，重型汽車對路面破壞機制的研究及認識的進一步加深，政府對高速公路養(yǎng)護的重視，限制超載逐步在國內各地受到重視，這些因素都將促使新型懸架在重型車市場的應用將進一步擴

8、大。 隨著國內客車產品檔次的逐步升級，空氣懸架彈簧逐步被市場接受。目前，在國內有多家客車廠生產的豪華大客車裝有空氣懸架，如安凱、金龍客車、桂林大宇、合肥現(xiàn)代、杭州客車等，現(xiàn)在全國裝用主動式空氣懸架彈簧的客車已超過1萬輛[6]。 由于主動式空氣懸架彈簧價格較貴，為降低成本，有的企業(yè)部分車型前橋使用鋼板彈簧，后橋使用空氣懸架彈簧。由此可知懸架正充分關注這方面的變化，提高綜合開發(fā)能力，以適應市場的需求和變化，新型懸架的誕生迫在眉睫。 2 方案論證 2.1懸架結構方案分析 2.1.1 獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇 為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有不同的結構型式，主要有獨立懸

9、架與非獨立懸架。獨立懸架與非獨立懸架各自的特點在上一章中已經作了介紹，本章不再累述，轎車對乘坐舒適性要求較高，故選擇獨立懸架。 2.1.2 懸架具體結構形式的選擇 麥弗遜式獨立懸架是獨立懸架中的一種，是一種減振器作滑動支柱并與下控制臂鉸接組成的一種懸架形式,與其它懸架系統(tǒng)相比,結構簡單、性能好、布置緊湊,占用空間少。因此對布置空間要求高的發(fā)動機前置前驅動轎車的前懸架幾乎全部采用了麥弗遜式懸架。 此次設計的懸架為發(fā)動機前置前輪驅動的車型，故選擇麥弗遜式懸架形式。 2.1.3麥弗遜式懸架簡介 1麥弗遜式獨立懸架的優(yōu)點： 與其他獨立懸架相比，麥克弗遜懸架的突出特點在于可將導向機構及減振裝

10、置集合到一起，將多個零件集成在一個單元里。這樣一來，相對雙橫臂懸架而言，它不僅簡化了結構，減小了質量，還節(jié)省了空間，降低了制造成本，并且?guī)缀醪徽加脵M向空間，有利于車身前部地板的構造和發(fā)動機布置，這一點在用于緊湊型轎車(例如微型轎車，它們幾乎全部采用前置前驅動方式)的前懸架時，具有無可比擬的優(yōu)勢。麥克弗遜懸架的另外一些優(yōu)點包括:鉸接點的數(shù)目較少;上下鉸點之間有較大的距離，下鉸點與車輪接地面間距離較小，這對減少鉸點處的受力有利;彈簧行程較大。另外，當車輪跳動時，其輪距、前束及車輪外傾角等均改變不大，減輕了輪胎的磨損，也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。 2.麥弗遜懸架的缺點 由于自由度減少，懸架運動

11、特性的可設計性不如雙橫臂懸架;振動通過上支承點傳遞給汽車頭部，需采取相應措施隔離振動、噪聲;減振器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加顯著;對輪胎的不平衡較敏感;減振器緊貼車輪布置，其間空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈[9]。典型的結構如圖2.1和2.2。 圖2.1 麥弗遜懸架結構 1-減振器外筒;2-活塞桿;3-彈簧支座;4-橫向穩(wěn)定桿支架;5-橫向穩(wěn)定桿拉桿; 6-副車架;7-橫向穩(wěn)定桿;8-發(fā)動機支座;9-彈簧上支座;10-隔離座;11-輔助彈簧; 12-防塵罩;1

12、3-U形夾;14-軸承;15-定位螺栓 圖2.2 麥弗遜懸架的另一種結構圖 1-橫向擺臂;2-球形支承;3-減振器外筒;4-彈簧;5-上支承軸承;6-反跳緩沖彈簧 2.2彈性元件 彈性元件是懸架的最主要部件，因為懸架最根本的作用是減緩地面不平度對車身造成的沖擊，即將短暫的大加速度沖擊化解為相對緩慢的小加速度沖擊。使人不會造成傷害及不舒服的感覺；對貨物可減少其被破壞的可能性。 彈性元件主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧等常用類型[7]。除了板彈簧自身有減振作用外，配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件，使已經發(fā)生振動的汽車盡快靜止。鋼板彈簧是汽車最早使用的彈性元件，由

13、于存在諸多設計不足之處，現(xiàn)逐步被其它種類彈性元件所取代，本文選擇螺旋彈簧。 2.3減振元件 減振元件主要起減振作用。為加速車架和車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內都裝有減振器。減振器和彈性元件是并聯(lián)安裝的，如圖2-3所示。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，而減振器中的活塞在缸筒內也作往復運動，則減振器殼體內的油液便反復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。本文選

14、擇雙筒式液力減振器。 圖2.3 含減振器的懸架簡圖 1.車身2.減震器3.彈性原件4.車橋 2.4傳力構件及導向機構 車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求，否則對汽車某些行駛性能（特別是操縱穩(wěn)定性）有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。 對前輪導向機構的要求 （1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過+4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損； （2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度； （3） 汽車

15、轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角≤6-7度。并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。 （4） 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。 （5） 具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 2.5橫向穩(wěn)定器 在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有

16、效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。 3 懸架主要參數(shù)的確定 懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數(shù)選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)商確定。 本設計參照奇瑞A3參數(shù)： 表3.1參考數(shù)據(jù) 總長（mm） 4352 總寬(mm) 1794 總高(mm) 1464 軸距L(mm) 2550 前后輪距(mm) 1540/1530 發(fā)動機型式 ACTECO-SQR484F 排量（cc） 1971 整車整備質量（kg） 1420 車輪 鋁合金 輪胎 2

17、05/55R16 驅動型式 前驅 3.1懸架的空間幾何參數(shù) 在確定零件尺寸之前，需要先確定懸架的空間幾何參數(shù)。麥弗遜式懸架的受力圖如圖3-1： 根據(jù)車輪尺寸，確定G點離地高度為158.3mm，根據(jù)車身高度確定C大致高度為700mm，O點距車輪中心平面110mm，減震器安裝角度14。 3.2懸架的彈性特性和工作行程 3.2.1懸架頻率的選擇 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)=0.8～1.2，因而可以近似地認為，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車，約為1～1.3Hz

18、（60～80次/min），約為1.17～1.5Hz（70～90次/min），非常接近人體步行時的自然頻率。 取n=1.2HZ 3.2.2 懸架的工作行程 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。 由 n=5fc 3-1 式中 fc—————懸架靜撓度 得懸架靜撓度 fc=(5n)2 3-2 fc=(51.2)2=173.6mm 則懸架動撓度： fd

19、=（0.5—0.7）fc 取 fd=0.5fc=0.5173.6＝86.8mm 為了得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于160mm。 -------------《汽車設計》劉惟信主編 而 fd+fc=173.6+85=260.4mm>160mm 符合要求 3.2.3懸架剛度計算 已知：已知整車裝備質量：m =1420kg 取簧上質量為1340kg；取簧下質量為80kg，則由軸荷分配圖知： 空載前軸單輪軸荷取60%：m1=134060%2=402

20、kg 滿載前軸單輪軸荷取50%：m2=（1340+560）55%2=451kg （滿載時車上5名成員，60kg/名）。 ----------------《汽車設計》劉惟信主編 P47 懸架剛度： C=F滿載fc=4510173.6=25.98N/mm 4懸架主要零件設計 4.1 螺旋彈簧的設計 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，由于要求良好的乘坐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，因此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧。螺旋彈簧在懸架布置中可在彈簧內部安裝減振器

21、、行程限位器或導向柱使結構緊湊。通過采用變節(jié)距的或用變直徑彈簧鋼絲繞制的或兩者同時采用的彈簧結構，可以實現(xiàn)變剛度特性。 4.1.1.螺旋彈簧的剛度 由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C與彈簧剛度CS是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度C僅指彈簧本身單位撓度所需的力。 例如麥弗遜獨立懸架的懸架剛度C的計算方法：如圖10所示。 選定下擺臂長：EH=390.41mm；半輪距：B=740mm ；減震器布置角度：β=14，高度561.76mm 可知懸架剛度與彈簧剛度的關系如下： 由圖可知：C=(uCosδ/PCosβ)Cs

22、 （4-1） 式中 C——懸架剛度，Cs ——彈簧高度 已知u=1995.95mm p=2103.02mm δ=4β=14 得： Cs=CUcosδ/Pcosβ==25.98(1995.95*cos4)/(2103.02*cos14)=26.63N/mm 4.1.2彈簧基本參數(shù)的計算 1 彈簧鋼絲直徑的選擇及中徑的計算 首先根據(jù)GB-4361可以找出，用油淬火回火硅錳彈簧鋼絲（60Si2MnA）,來做本次彈性元件的設計材料，因為其強度高，彈性好，易脫碳，用于較高負荷的彈簧。A類用于一般用途彈簧。B類用于一般用途

23、和汽車懸掛彈簧，C類用于汽車懸掛彈簧。因而選C類。其直徑規(guī)格為2.0~14.0mm，變切模量G=79103,推薦溫度范圍：-40~200 根據(jù)表7計算相應的彈簧中經D。 -------（中華人民共和國國家標準 GB/T1239.6—92 P11） 因此去材料直徑初選為： d=12.0mm0.08 由表取旋繞比： C=8 因此彈簧中經為 ： D=C*d=96.0mm。 一般情況下，彈簧剛的許用剪應力[τ]與許用拉應力δb成比例關系，通常情況下，可以取用[τ]=0.55δb。 如下圖： 油淬火-

24、回火硅錳合金彈簧鋼絲60Si2MnA中C類直徑為12.0mm的許用拉應力δb為1569Mpa。 ------------《金屬材料手冊》 P310 則許用切應力[τ]=0.55*δb=0.55*1569=863Mpa 曲度系數(shù)K可以通過公式4-2算出， K=4C-14C-4+0.615C （4-2） K=4*8-14*8-4+0.6158=1.18 鋼絲直徑校核：d≥1.6*kpc[τ]=1.6*1.18*4510*cos1

25、4*8863=11mm 與基本假設相符合。 式中 p——彈簧垂直載荷 綜合： 彈簧中經：D=d*c=12*8=96mm 彈簧內徑：D1=D-d=96-12=84mm 彈簧外徑：D2=D+d=96+12=108mm 2 彈簧圈數(shù)的確定 CS=GD8C4i （4-3） 式中 G——變切模量 n——彈簧工作圈數(shù) 由式（4-3）有 彈簧工作圈數(shù)：i=GD8*C4*Cs=79*103*968*84*26.63=7.6 取i=7.5圈

26、彈簧支撐圈數(shù)由彈簧端部形狀確定根據(jù)下圖： 螺旋彈簧的端部結構圖 選用YⅢ類，支撐圈數(shù)n2=1 則總圈數(shù)：n=i+n2=7.5+1=8.5 3 彈簧的強度校核 彈簧靜撓度：fcs=8FwD3iGd4 （4-4） 式中 Fw——彈簧垂直載荷 fcs=8*4020*cos14*963*7.579*103*124=110 彈簧動撓度：fds=8FwD3iGd4 （4-5） fds=

27、8*4510*cos14*963*7.579*103*124=141 彈簧靜扭轉應力： τc=fcsGdπD2i （4-6） τc=110*79*103*123.14*962*7.5=474Mpa< [τc]=500N/mm2 彈簧最大扭轉應力：τd=fdsGdπD2i （4-7） τd=141*79*103*123.14*962*7.5=615Mpa< [τc]=800—1000N/mm2 符合要求。 4

28、彈簧節(jié)距、間距、自由高度等 彈簧節(jié)距：t=(0.28—0.5)D ——GB/T1239[16-92]圓柱螺旋彈簧 取t=0.28D=0.28*96=21.6mm 彈簧間距：δ=t-d ——GB/T1239[16-92]圓柱螺旋彈簧 δ=21.6-12=9.6mm 彈簧自由高度：自由高度H0受端部機構的影響，難以計算出精確值，其近似值可按下表所列的公式計算，并推薦按GB1538的規(guī)定。 ------- （中華人民共和國國家標準 GB/T1239.6—92 由于設計彈簧兩端圈

29、磨平，因此 取H0= nt+d 式中 n——為工作圈數(shù) H0= nt+d （4-8） H0=7.5*21.6+12=174mm 彈簧螺旋角：α=arctantπD （4-9） α=arctan21.63.14*96=7 符合推薦用值 5—9 ------（中華人民共和國國家標準 GB/T1239.6—92 P13） 彈簧轉向一般為右旋

30、，在組合彈簧中各層彈簧的旋向為左右旋相間，外層一般為右旋。 彈簧材料展開長度： L=πDn （4-10） L =3.14*96*8.5=1922mm ——GB/T1239[16-92]圓柱螺旋彈 5 彈簧的穩(wěn)定性校核 為了穩(wěn)定性和便于制造，彈簧高徑比b=H0D ,應滿足下列要求： 兩端固定 b≤5.3 一端固定一端回轉 b≤3.7

31、 兩端回轉 b≤2.6 ——GB/T1239[16-92]圓柱螺旋彈 此次選擇兩端回轉型： b=H0D=17496=1.8<2.6 符合要求。 4.2 減振器結構類型的選擇 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內業(yè)作往復運動，于是減震器殼體內的油液反復地從一個內腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振

32、動能量轉換為熱能，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。故名思義，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、易調整等優(yōu)點，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，其兩種主要的結構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75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便

33、，工作壽命長，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構型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。 雙筒式液力減振器 雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-4所示。其中A為工作腔，C為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞1在工作腔A中上下移動，迫使減振器液流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉變?yōu)闊崮芎纳⒌簟＼囕喯蛏咸鴦蛹磻壹軌嚎s時，活塞1向下運動，油液通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經閥Ⅳ進入補償腔C;當車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞1向上運動，工作腔A中的壓力升高，油液經閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸

34、張阻尼力，還有一部分油液經過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當活塞向上運動時，必定有部分油液經閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產生的熱量靠貯油缸筒3散發(fā)。減振器的工作溫度可高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經油封7進入補償腔甚至經閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。 圖4.4雙筒式減振器工作原理圖 1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；

35、 6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿 減振器的特性可用圖4.6所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性沿程阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著，因而在設計閥系時若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不易受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速

36、度的平方成正比，如圖4.6所示。圖中曲線A所示為在某一給定的A通道下阻尼力F與液流速度v的關系，若與通道A并聯(lián)一個直徑更/大的通道B，則總的特性將如圖中曲線A+B所示。如果B為一個閥門，則當其逐漸打開時，可獲得曲線A與曲線A+B間的過渡特性。恰當選擇A,B的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定的特性曲線。閥打開的過程可用三個階段來描述，第一階段為閥完全關閉，第二階段為閥部分開啟，第三階段為閥完全打開。通常情況下，當減振器活塞相對于缸筒的運動速度達到0. lm/s時閥就開始打開，完全打開則需要運動速度達到數(shù)米每秒。 圖4.6 閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖 圖4.7給出了三種典型的

37、減振器特性曲線。第一種為斜率遞增型的，第二種為等斜率的(線性的)，第三種為斜率遞減型的。其中第一種在小速度時，阻尼力較小，有利于保證平坦路面上的平順性，第三種則在相當寬的振動速度范圍內都可提供足夠的阻尼力，有利于提高車輪的接地能力和汽車的行駛性能。根據(jù)汽車的型式、道路條件和使用要求，可以選擇恰當?shù)淖枘崃μ匦浴? 圖4.7 典型的減振器特性曲線 圖4.8 減振器斜置時計算傳遞比示意圖 需要注意的是，在大部分汽車上，減振器不是完全垂直安裝，如圖3.7所示為剛性橋非獨立懸架的情況。這時減振器本身的阻尼力與車輪處的阻尼力之間存在差異，當左右車輪同向等幅跳動時，阻尼力的傳遞比，由

38、于角度(見圖4.8)同時造成車輪處力的減小和減振器行程的減小，因此減振器的阻尼系數(shù)應為車輪處阻尼系數(shù)的倍。當車身側傾時，相應的傳遞比，式中B為輪距，b為減振器下固定點的安裝距。 單筒充氣式液力減振器 單筒充氣式減振器的工作原理如圖（4.9）所示。其中浮動活塞3將油液和氣體分開并且將缸筒內的容積分成工作腔4和補償腔2兩部分。當車輪下落即懸架伸張時，活塞桿8帶動活塞5下移，壓迫油液經過伸張閥10從工作腔下腔流入上腔。此時，補償腔2中的氣體推動活塞3下移以補償活塞桿抽出造成的容積減小;車輪上跳時，活塞5向上運動，油液通過壓縮閥6由上腔流入下腔，同時浮動活塞向上移動以補償活塞桿在油液中的體積變化。

39、 與前述的雙筒式減振器相比，單筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點:①工作缸筒n直接暴露在空氣中，冷卻效果好;②在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓;③在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果;④由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點在于:①為保證氣體密封，要求制造精度高;②成本高;③軸向尺寸相對較大;④由于氣體壓力的作用，活塞桿上大約承受190-250N的推出力，當工作溫度為100℃時，這一值會高達450N，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。 雙筒充氣式減振器的優(yōu)點有:

40、①在小振幅時閥的響應也比較敏感;②改善了壞路上的阻尼特性;③提高了行駛平順性;④氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能;⑤與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動活塞，摩擦也較小。因而本次設計選擇雙筒式減振器。 圖4.10 為雙筒充氣式減振器用于麥克弗遜懸架時的結構圖。 1-六方;2-蓋板;3-導向座;4-貯油缸筒;5-補償腔;6-活塞桿;7-彈簧托架;8-限位塊; 9-壓縮閥;10-密封環(huán);11-閥片;12-活塞緊固螺母;13-活塞桿小端;14-底閥 4.2.1減震器參數(shù)的設計 1減震器阻尼系數(shù)： 通常根據(jù)汽車平順性、操縱性和穩(wěn)定性的要求確定減震器阻力特性。減震器阻力值能

41、滿足汽車操縱性、穩(wěn)定性要求。但不一定能滿足汽車平順性要求，反之亦然。因此減震器阻力特性的選擇應按所涉及車型對汽車平順性、操縱性、穩(wěn)定性進行綜合考慮。 減震器裝車后的基本參數(shù)，一般用相對阻尼系數(shù)表示，相對阻尼系數(shù)的表達式為: ψ=δ2Cm （4-11） 式中 δ——減震器阻尼系數(shù) C——懸架剛度 m——簧載質量 先對阻尼系數(shù)的選擇：通常在壓縮行程選擇較小的相對阻尼系數(shù)ψc，在伸張行程選擇較大的相對阻尼系數(shù)ψ0 ，一般減震器有ψc=（0.25—

42、0.5）ψ0 。設計中通常先選擇壓縮行程和伸張行程的平均值ψ 。轎車可取ψ=0.25—0.35 。 取ψ=0.3 則ψc=0.5ψ0 ψc+ψ0=ψ 得ψc=0.1 ψ0=0.2 減震器阻尼系數(shù)：δ=2ψ*Cmcosα*i2 （4-12） 減震器伸張阻尼系數(shù)：δ0=2ψ0*Cmcos2α*i2=2*0.2*25.98*451/9800cos214*1.32=0.79 式中 i——杠桿比，i=na=1.3 α——減震器安裝角度 減震器安裝示意圖 2減震器最大卸

43、荷力F0及尺寸的確定: F0=δ0vx (4-13) 式中 vx —— 卸荷速度，一般為0.15—0.3m/s 取 vx=0.3m/s 則F0=δ0vx=0.79*0.3*103=237N 筒式減震器工作直徑D可有卸荷力F0和缸內允許壓力[p]來近似求得： D=4F0πP(1-λ2) (4-14) 式中 [P]——缸內最大允許壓力，取3—4N/mm2 在此

44、取[P]=3 N/mm2 λ ——缸筒直徑與連桿直徑比，雙筒是減震器λ=0.4-0.5。在此取λ=0.5 D=4*2373.14*3*(1-0.52）=12mm 求得工作直徑后，要和汽車筒式減震器的有關國際（JB1459-85）對應，對照標準將缸徑圓整為D=20mm。如下圖： ——減振器國標QCT 491-1999 工作缸筒有低碳無縫鋼管制成，壁厚一般取1.5—2mm， 貯油桶直徑： Dc=1.35-1.5D 取Dc=1.5D=1.5*20=30mm 壁厚為1.5-2mm。 根據(jù)下表， 可選活塞桿直徑為： d=10mm 根據(jù)

45、下表 選取減震器基長L2=80mm 最大防塵罩外徑D2=40mm 根據(jù)下表： ——減振器國標QCT 491-1999 可選活塞行程：S=210 則減震器壓縮到底長度：Lmin=l+s 減震器最大拉伸長度：Lmxa=l+2s ——減振器國標QCT 491-1999 Lmin=l+s=80+210=290mm Lmxa=l+2s=80+2*210=500mm 參考文獻 ［1］ 陳家瑞 馬天飛 【汽車構造 】 第5版 人民交通出版社。 ［2］ 王望予 【汽車設計】 第4版 機械工業(yè)出版社。 ［2］ 程耀東 李培玉 【機械振動學】 浙江大學出版社 ［3］ 于志生 【汽車理論】 第5版 機械工業(yè)出版社 ［4］ 李鵬 【汽車概論】 人民交通出版社 ［5］ 姜鐵均 傅強 【汽車機械基礎】 同濟大學出版社 ［6］ 劉維信 【機械最優(yōu)化設計】 第2版 清華大學出版社 ［7］ 哈工大理論力學教研室 【理論力學】 第6版 高等教育出版社 ［8］ 中國國家標準 ［9］ 劉惟信 【汽車設計】 清華大學出版社 25