桑塔納2000前后懸架結構設計【前麥弗遜 后單縱臂】

桑塔納2000前后懸架結構設計【前麥弗遜 后單縱臂】,前麥弗遜 后單縱臂,桑塔納2000前后懸架結構設計【前麥弗遜,后單縱臂】,桑塔納,2000,前后,懸架,結構設計,前麥弗遜,后單縱臂 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 桑塔納2000前后懸架結構設計 專 業(yè) 車輛工程 學 號 1089311120 學 生 陳廣新 指導教師 謝春麗 答辯日期 2011.12.30 哈工大華德學院 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語 姓名： 陳廣新 學號： 1089311120 專業(yè)： 車輛工程 畢業(yè)設計（論文）題目： 桑塔納2000前后懸架結構設計 　 工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月 29 日止 指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見： 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 答辯委員會評語： 根據(jù)畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語： 答辯委員會主任（簽字） 職稱： 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： 答辯委員會委員（簽字）： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 陳廣新 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程0893111 指導教師姓名 謝春麗 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 ■是□否 題目名稱 桑塔納2000前后懸架結構設計 一、設計（論文）目的、意義 轎車懸架是把路面作用于車輪上的各種力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車身上，緩沖路面沖擊，保證汽車的正常行駛以及駕乘人員的乘坐舒適性。由于轎車對乘坐舒適性的要求較高，一般采用獨立懸架，本設計以發(fā)動機前置前驅的轎車為對象，對其前懸架及后懸架進行設計。本設計的完成除可以鞏固學生關于汽車構造的基礎知識外，還可以鍛煉學生的機械設計能力和機械制圖能力，為從事汽車零部件的設計奠定基礎。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 本設計以發(fā)動機前置前驅轎車為研究對象，主要完成前后懸架的結構設計，具體設計內容和技術要求如下： （1） 查閱發(fā)動機前置前驅轎車所采用前后懸架的相關技術參數(shù)資料，確定相關技術參數(shù) （2） 進行彈性元件、減振器和導向機構的相關設計及校核 （3） 設計麥弗遜式前懸架并利用制圖軟件繪制其裝配圖 （4） 設計單縱臂式后懸架并繪制其裝配圖 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 完成麥弗遜式前懸架及單縱臂式后懸架的彈性元件、減振器和導向機構等的結構設計及相關校核工作。 （二）圖紙部分 前懸架裝配圖A0圖紙一張；后懸架裝配圖A0圖紙一張。 四、設計（論文）進度安排 2011年10月1日——10月20日 查閱相關資料，初步確定設計方案，撰寫開題報告 10月21日 開題 10月22日——11月10日 完成前懸架的裝配圖繪制及相關零件的校核 11月11日——11月22日 完成后懸架的裝配圖繪制及相關零件的校核 11月23日——11月25日 完成裝配圖并參加中期檢查 11月26日——12月5日 完成說明書的整理和撰寫工作，并檢查圖紙 12月6日——12月9日 準備結題 12月10日——12月19日 最后核定說明書及圖紙，準備上交全部材料 五、主要參考資料 1、汽車構造 2、機械制圖 3、AutoCAD 4、機械設計 5、機械設計課程設計 6、汽車設計 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 摘 要 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。因此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性連接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性連接后，汽車可以看作是由懸架質量(即簧載質量)、非懸架質量(即非簧載質量)和彈簧 (彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上提高了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。本文主要對桑塔納2000前后懸架進行結構設計。 關鍵詞 麥弗遜獨立懸架、單縱臂獨立懸架、減振器、螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定器 Abstract Suspension is the modern car on the important assembly, which has one of the main function is to transfer function in the wheels and frame (or body) all between the force and moment, and ease when rough road surface cars driving by the impact of attenuation arising from the vibration of the bearing system, to ensure the smooth running of the car. So must the wheel and frame or body to provide flexible connection between, rely on the elastic element to deliver the wheel or axle and frame or between vertical load of the body, and depend on the deformation to absorb energy, to achieve the purpose of the buffer After using elastic and connection, can be regarded as a car by suspension quality (i.e. spring load quality), the suspension quality (namely the spring load quality) and spring (elastic components) composition of the vibration system, and inherit from rough road surface, air power and transmission, engine incentive. In order to quickly attenuation unnecessary vibration, the suspension and it must also include damping components, namely the shock absorber. In addition, the suspension of the wheel and the frame or body to ensure the effective and reliable between torque transfer and decided to the wheels of the car body or relative to the frame of the displacement characteristics connected device collectively referred to as steering mechanism. Steering mechanism of the wheel to beat trajectory and wheel positioning parameters, and the change of the side before the car out of the longitudinal center and pour the position of the center, thus greatly improve the vehicle steering stability and resistance to the ability to pour. In short, the suspension design relationship to the car's steering stability, steering portability, driving comfort, tire life and the sports car decorate interference, and other aspects. Keyphrase Paper independent suspension, single ZongBei independent suspension, steering mechanism, shock absorber, spiral spring, horizontal WenDingQi 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1課題目的與意義 1 1.2懸架的發(fā)展方向 1 1.3懸架的功用及組成 1 1.3.1懸架的功用 1 1.3.2懸架的組成 2 1.4懸架的分類 3 1.4.1獨立懸架 3 1.4.2非獨立懸架 7 第2章 懸架結構方案選擇 9 2.1 獨立懸架與非獨立懸架的選擇 9 2.2 獨立懸架具體結構形式的選擇 9 2.3懸架組成元件的選擇 9 2.3.1彈性元件 9 2.3.2減振元件 9 2.3.3傳力構件及導向機構 10 2.3.4橫向穩(wěn)定器 10 第3章 前后懸架主要參數(shù)的確定 12 3.1懸架的空間幾何參數(shù) 12 3.2懸架的彈性特性和工作行程 13 3.2.1前后懸架偏頻的選擇 13 3.2.2前后懸架的靜撓度、動撓度及工作行程的計算 13 3.3前后懸架剛度的計算 14 第4章 前后懸架主要零件的設計 16 4.1 前后螺旋彈簧的設計 16 4.1.1 前后彈簧剛度的設計 16 4.1.2 前后彈簧主要幾何參數(shù)的確定 16 4.1.3 前后螺旋彈簧的校核 18 4.2 橫向穩(wěn)定器的設計 21 4.2.1 橫向穩(wěn)定器的作用 21 4.2.2 橫向穩(wěn)定器參數(shù)的選擇 21 4.3 前后減振器的設計 22 4.3.1 減振器的工作原理 22 4.3.2 減振器的阻尼特性 23 4.3.3前后減振器參數(shù)的設計 25 結 論 29 致 謝 30 參考文獻 31 34 第1章 緒論 1.1 課題目的與意義 轎車懸架是把路面作用于車輪上的各種力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車身上，緩沖路面沖擊，保證汽車的正常行駛以及乘坐人員的舒適性【1】。由于轎車對乘坐舒適性的要求較高，一般采用獨立懸架，本設計以桑塔納2000轎車為研究對象，桑塔納2000的前懸架為麥弗遜式獨立懸架，而麥弗遜式獨立懸架是眾多懸架中的一種，它以結構簡單、成本低廉、舒適性較好的優(yōu)點贏得了廣泛的市場應用。后懸架為單縱臂式獨立懸架，它的結構簡單、成本低。主要對其前后懸架進行結構設計。 1.2 懸架的發(fā)展方向 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，國內早在20世紀60年代就設計生產(chǎn)了空氣彈簧懸架，但由于工業(yè)技術條件有限，當時生產(chǎn)的產(chǎn)品使用效果不甚理想，以后在很長一段時期，產(chǎn)品沒有進一步發(fā)展，因此，國外生產(chǎn)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，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(chǎn)生了很大的促進作用【4】。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。 1.3 懸架的功用及組成 1.3.1 懸架的功用 懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接裝置的總稱。功用： (1)傳遞它們之間一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。 (2)緩和，抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車良好的平順性，操縱穩(wěn)定性。 (3)迅速衰減車身和車橋的振動。 懸架系統(tǒng)在汽車上所起到的這幾個功用是緊密相連的。要想迅速的衰減振動、沖擊，就應該降低懸架剛度。但這樣，又會降低整車的操縱穩(wěn)定性。必須找到一個平衡點，即保證操縱穩(wěn)定性，又能具備較好的平順性。 懸架結構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。1.3.2 懸架的組成 現(xiàn)代汽車，特別是乘用車的懸架，形式，種類，會因不同的公司和設計單位，而有不同形式。但是，懸架系統(tǒng)一般由彈性元件、減振器、緩沖塊、橫向穩(wěn)定器等幾部分組成【3】。它們分別起到緩沖、減振 、力的傳遞、限位和控制車輛側傾角度的作用。懸架基本形式如圖1-1所示 圖1-1懸架基本形式 1-彈性元件；2-縱向推力桿；3-減振器；4-橫向穩(wěn)定器；5-橫向推力桿； 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，現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧。螺旋彈簧只承受垂直載荷，緩和抑制不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質量小，無需潤滑的優(yōu)點，但由于本身沒有摩擦而沒有減振作用。這里選用螺旋彈簧。 減振器是為了加速衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動，減振器有筒式減振器，阻力可調式減振器，充氣式減振器。它是懸架機構中最精密和最復雜的機械元件。 導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定的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)定器，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。 1.4 懸架的分類 懸架的分類：汽車的懸架從大的方面來看，可以分為兩類：非獨立懸架和獨立懸架。 1.4.1 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，當一側車輪受到?jīng)_擊時，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。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉向，便于選擇軟的彈簧使平順性得到改善。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1-2所示。 圖1-2 獨立懸架 獨立懸架的類型及特點： 獨立懸架的車軸分成兩段如圖1-3，每只車輪用螺旋彈簧獨立地，彈性地連接安裝在車架(或車身)下面，當一側車輪受到?jīng)_擊時，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。 圖1-3 獨立懸架車軸 現(xiàn)在，前懸架基本上都采用獨立懸架，最常見的有雙橫臂式和麥弗遜式（又滑柱連桿式）。 （1）雙橫臂式獨立懸架 它由上短下長兩根橫臂連接車輪與車身，通過選擇比例合適的長度，可使車輪和主銷的角度及輪距變化不大。 這種獨立懸架被廣泛應用在轎車前輪上。雙橫臂的臂有做成A字形或V字形，V字形臂的上下兩個V形擺臂以一定的距離分別安裝在車輪上，另一端安裝在車架上。 優(yōu)點：結構比較復雜，但經(jīng)久耐用，同時減振器的負荷小，壽命長。可以承載較大負荷，多用于輕型﹑小型貨車的前橋。 缺點：因為有兩個擺臂，所以占用的空間比較大。所以，乘用車的前懸架一般不用此種結構形式。如圖1-4所示 圖1-4 雙橫臂式獨立前懸架 （2）麥弗遜式獨立懸架（滑柱連桿式） 如圖1-5所示 圖1-5 麥弗遜式獨立前懸架 這種懸架目前在轎車中采用很多。這種懸架將減振器作為引導車輪跳動的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。內側空間大，有利于發(fā)動機布置，并降低汽車的重心。 車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。以上問題可通過調整桿系設計布置得到解決。 麥弗遜獨立懸架的特點：優(yōu)點：從上面的構造圖可以看出，麥弗遜獨立懸架的構造其實非常簡單，而這種簡單帶來的最大好處就是其質量很輕，并且體積很小，對于很多前置前驅發(fā)動機的車輛來說，車頭部分的大部分空間都要用來布置橫置的發(fā)動機以及變速箱，留給懸架的空間并不大，因此麥弗遜懸架體積小質量輕的優(yōu)勢就會表現(xiàn)的非常明顯。缺點：而結構簡單也是麥弗遜懸架最大的軟肋。與雙橫臂以及多連桿懸架相比，由于減振器和螺旋彈簧都是對車輛上下的晃動起到支撐和緩沖，因此對于側向的力量沒有提供足夠的支撐力度。這樣就使得車輛在轉向的時候車身有比較明顯的側傾，并且在剎車的時候有比較明顯的點頭現(xiàn)象。很多采用麥弗遜懸架的小型車為了控制成本，也只能將這樣的缺陷保留。雖然通過增加防傾桿能減小車輛側傾，但是卻不能根治這種情況。不過象寶馬M3，保時捷911這樣的高性能車型上，通過調整彈性元件以及增加拉桿等調校，麥弗遜懸架也一樣可以變得非常強悍，但這也背離了麥弗遜懸架體積小，質量輕，成本低的特點。典型的結構如圖1-6所示 圖1-6 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;13-U形夾; 14-軸承;15-定位螺栓 現(xiàn)在，后懸架也基本上采用獨立懸架，最常見的有多連桿式和縱臂式。 （3）多連桿式獨立懸架 它不僅可以保證擁有一定的舒適性，而且由于連桿較多，可以使車輪和地面盡可能保持垂直，盡最大可能地減小車身傾斜，維持輪胎的貼地性。多連桿后懸架一般為4連桿或5連桿，多連桿式懸架能使車輪繞著與汽車縱軸線成一定角度的軸線擺動，是橫臂式和縱擺臂式的折中方案，適當?shù)倪x擇擺臂軸線與汽車縱軸線所成的夾角，可不同程度地獲得橫臂式與縱臂式懸架的優(yōu)點，能滿足不同的使用性能要求【9】。 優(yōu)點：車輪跳動時輪距和前束的變化很小，不管汽車是在驅動、制動狀態(tài)都可以按駕駛人的意圖進行平穩(wěn)的轉向。 缺點：汽車高速時有軸擺現(xiàn)象。多連桿式獨立懸架如圖1-7所示 圖1-7多連桿式獨立懸架 （4）單縱臂式獨立懸架 單縱臂式獨立懸架系統(tǒng)是指汽車在縱向平面內擺動的懸架系統(tǒng)結構。如果轉向輪采用單縱臂式獨立懸架，車輪上下跳動將使主銷后傾角產(chǎn)生很大變化。因此，單縱臂式獨立懸架一般多用于不轉向的后輪。桑塔納和捷達轎車的后懸架結構相同，也屬于單縱臂式獨立懸架。它有一根整體的V形斷面橫梁，在其兩端焊接著變截面的管狀縱臂，從而形成了一個整體構架——后軸體?？v臂前端通過橡膠－金屬支承與車身作鉸鏈連接?？v臂后端與輪轂、減振器相連。汽車行駛時，車輪連同后軸體相對車身以橡膠－金屬支承為支點作上下擺動，相當于單縱臂式獨立懸架。當兩側懸架變形不等時，后軸體的V形斷面橫梁發(fā)生扭轉變形，由于該橫梁有較大的彈性，可起橫向穩(wěn)定器的作用。它不像普通帶有整體軸的非獨立懸架那樣，一側車輪的跳動會直接影響到另一側車輪【6】。單縱臂式獨立懸架如圖1-8所示 圖1-8單縱臂式獨立懸架 1.4.2 非獨立懸架 其特點是兩側車輪安裝于一整體式車橋上，當一側車輪受到?jīng)_擊力時會直接影響到另一側車輪，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?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。非獨立懸架如圖1-9所示。 圖1-9非獨立懸架第2章 懸架結構方案選擇 2.1 獨立懸架與非獨立懸架的選擇 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(jīng)作了介紹，本章不再贅述，轎車對乘坐舒適性要求較高，故前后懸架均選擇獨立懸架。 2.2 獨立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前置前驅的轎車，前懸架幾乎全部采用了麥弗遜式獨立懸架。對于后懸架，單縱臂式獨立懸架結構簡單、成本低。 此次設計的懸架為發(fā)動機前置前驅的桑塔納2000車型，故前懸架選擇麥弗遜式獨立懸架，后懸架選擇單縱臂式獨立懸架。 2.3 懸架組成元件的選擇 2.3.1 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。除了鋼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(jīng)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，由于存在諸多設計不足之處，現(xiàn)逐步被其它彈性元件所取代，本文前后懸架均選擇螺旋彈簧。 2.3.2 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2-1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。本文前后懸架均選擇雙作用筒式液力減振器。 圖2-1含減振器的懸架簡圖 1.車身2.減振器3.彈性元件4.車橋 2.3.3 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，輪距變化不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(chǎn)生縱向加速度。 （3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角要小于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。 對后輪導向機構的要求 （1）車輪跳動時，輪距無顯著變化。 （2）轉彎時，車身側傾角盡可能小，并使車輪和車身傾斜同向，增強不足轉向效應。 2.3.4 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(chǎn)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，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。本文前懸架安裝橫向穩(wěn)定器，后懸架不安裝。 第3章 前后懸架主要參數(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配合確定。 桑塔納2000基本參數(shù)如下：　　 長/寬/高(mm) 4680/1700/1423 　　發(fā)動機型式 74(kw)4缸2氣門電子控制多點噴射汽油機(AYJ) 　　變速器型式 自動變速箱/手動變速箱 排量(ml) 1781 　　最大功率(kw)(r/min) 74/5200 　　最大扭矩(N.m)(r/min) 155/3800 　　油耗(L/100km) 6.8 　　軸距(mm) 2656 　　前輪距（mm）1414 　　后輪距（mm）1422 　　滿載質量（kg）1540 　　空車質量（kg）1120 　　滿載前軸允許負荷<810kg 滿載后軸允許負荷<810kg 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所示 圖3-1懸架的受力圖 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，減振器安裝角度14°。 3.2 懸架的彈性特性和工作行程 3.2.1 前后懸架偏頻的選擇 汽車前后懸架與其簧載質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。懸架偏頻選取的主要依據(jù)是“ISO2631”【1】，偏頻的取值與人步行時的身體上下運動的頻率相近。 理論證明，若汽車以較高速度行駛過單個路障時，前后懸架的偏頻之比/<1的車身縱向角振動比/>1時的車身縱向角振動要小。因此，不同用途的車輛對前后懸架的偏頻有不同的要求。 對于轎車，當發(fā)動機排量小于1.8L時，前懸架的滿載偏頻要求是1.00~1.45，取=1.2，后懸架的滿載偏頻要求是1.17~1.58；取=1.3；當發(fā)動機排量大于1.8L時，前懸架的滿載偏頻要求是0.80~1.15，后懸架的滿載偏頻要求是0.98~1.3，隨著發(fā)動機排量的增大，懸架的偏頻應越小【10】。 3.2.2 前后懸架的靜撓度、動撓度及工作行程的計算 （1）前后懸架靜撓度的確定 = （3-1） 則：前懸架的靜撓度= 解得：=176.1mm 后懸架的靜撓度= 解得：=150.0mm 對于轎車，后懸架的靜撓度是前懸架的0.8~0.9倍，/=0.85符合要求。 （2）前后懸架動撓度的確定 =（0.5~0.7） （3-2） 則：前懸架的動撓度=0.5=88.05mm 后懸架的動撓度=0.5=75mm （3）前后懸架工作行程的確定 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。為了得到良好的平順性，因此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。 前懸架的工作行程:=+=176.1+88.05=264.15mm>160mm符合要求。 后懸架的工作行程:=+=150+75=225mm>160mm符合要求。 3.3 前后懸架剛度的計算 根據(jù)桑塔納2000轎車類型的參數(shù)以及對前后懸架的偏頻、靜撓度和動撓度的要求，對懸架剛度進行設計。 已知：整車整備質量m=1120kg，取簧上質量為1055kg；取簧下質量為65kg，則由軸荷分配表3-1知： 表3-1軸荷分配表 空載前軸單輪軸荷取60%： = 滿載前軸單輪軸荷取50%： （滿載時車上按5名成員計算，65kg/名）。 由公式：懸架剛度 （3-3） 則：前懸架剛度==19.59 空載后軸單輪軸荷取40%： ==211 滿載后軸單輪軸荷取50%： 則：后懸架剛度==23.0第4章 前后懸架主要零件的設計 4.1 前后螺旋彈簧的設計 4.1.1 前后彈簧剛度的設計 螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊、制造方便及高的比能容量等特點，在輕型以下的汽車懸架中廣泛應用。根據(jù)桑塔納2000工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求，選擇60Si2MnA為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。由于懸架彈簧一般不安裝在輪軸上方，并且有時懸架彈簧的縱軸線又與輪軸垂線成某種角度，因此，在考慮懸架彈簧安裝位置或角度的情況下，懸架彈簧剛度可根據(jù)不同情況進行計算。本文設計考慮懸架杠桿比，如果懸架杠桿比為，則根據(jù)前后懸架剛度可分別求得前后懸架彈簧剛度。 （4-1） 則：前懸架的彈簧剛度 ===30.6N 后懸架的彈簧剛度 ===35.9 式中：——杠桿比，、=0.8 ——懸架剛度 4.1.2 前后彈簧主要幾何參數(shù)的確定 (1)選擇彈簧旋繞比 旋繞比（彈簧指數(shù)）影響著彈簧的加工工藝，當旋繞比過小時將給彈簧的制造帶來困難。一般的選擇范圍是=4~8,這里選擇=8，=7。 (2)鋼絲直徑d的計算 曲率系數(shù)= （4-2）代入數(shù)據(jù)解得：=1.10， =1.12 由公式：=1.6 （4-3） 則：前彈簧絲直徑=1.6 代入數(shù)據(jù)解得：=12.5mm 后彈簧絲直徑d=1.6 代入數(shù)據(jù)解得：d=12.7mm 所以前后彈簧鋼絲直徑都取13mm。 式中 ——彈簧材料的剪切彈性模量，取Mpa 、——為最大工作載荷，==3140N 彈簧中徑：D=Cd=8mm 選D=100mm D=Cd=7mm 選D=90mm （3）彈簧圈數(shù)的選擇 由公式：= （4-4） 則：= 代入數(shù)據(jù)解得：=7.6，取8圈。 = 代入數(shù)據(jù)解得：=9.7，取10圈。 （4）彈簧的幾何尺寸 彈簧外徑：D=D+d=100+13=113mm D=D+d=90+13=103mm 彈簧內徑: D=D-d=100-13=87mm D=D-d=90-13=77mm 彈簧節(jié)距：=(0.28~0.25)D=0.25=26mm =(0.28~0.25)D=0.25=22.75mm 彈簧自由高度:H=+1.5d=8219.5mm H=+1.5d=10=244.5mm 螺旋角：= arctg解得：=5.1° =arctg解得：=5.4° 由于在5°~9°之間，所以符合要求。 支撐圈數(shù)：N=N=2，總圈數(shù)：N=8+2=10 N=10+2=12 并緊高度：H=（N-0.5）d=123.5mm H=( N-0.5) d=149.5mm 總變形量:= H- H=219.5-123.5=96mm = H- H=244.5-149.5=95mm 彈簧鋼絲展開長度：L=DN=3.14=3140mm L=DN=3.143391.2mm 4.1.3 前后螺旋彈簧的校核 （1）彈簧剛度的校核 彈簧剛度也就是彈簧特性線上某點的斜率，它越大，彈簧越硬，彈簧剛度為常數(shù)的彈簧稱為定剛度彈簧，其特性線為一直線，等節(jié)距圓柱形螺旋彈簧就是定剛度彈簧。定剛度壓縮彈簧的剛度為： （4-5） 則： 代入數(shù)據(jù)解得：=28.56N/mm<=30.6N/mm 代入數(shù)據(jù)解得：=32.6N/mm<=35.9N/mm 所以，前后螺旋彈簧的剛度均滿足剛度要求。 （2）彈簧表面剪切應力的校核 彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為： （4-6） 則： 代入數(shù)據(jù)解得： 代入數(shù)據(jù)解得： 其中： 對于Ⅱ類彈簧=640Mpa，<,<,所以，滿足要求。 式中 C——彈簧指數(shù)（旋繞比） ——曲度系數(shù)，為考慮簧絲曲率對強度影響的系數(shù)， ——彈簧軸向載荷 ——彈簧材料的許用切應力，Mpa取640Mpa ——減振器安裝角度 （3）驗算穩(wěn)定性 壓縮彈簧的自由高度H與中徑D之比稱為高徑比，即：b,高徑比b的值較大，當軸向載荷F達到一定值后，彈簧就會發(fā)生較大的側向彎曲而喪失穩(wěn)定，這是不允許的。壓縮彈簧自由高度越大，越容易失穩(wěn)。彈簧的穩(wěn)定性還與彈簧兩端的支撐形式有關。為保證壓縮彈簧的穩(wěn)定性，其高徑比b的值應滿足下列要求： 兩端固定時 b<5.3 一端固定另一端自由轉動時 b<3.7 兩端均自由轉動時 b<2.6 本文設計的螺旋彈簧屬于兩端固定型 則：b b,所以，前后螺旋彈簧均符合要求。 （4）前后彈簧的疲勞強度驗算 對于受變載荷作用的彈簧，當載荷的作用次數(shù)N時，應進行疲勞強度驗算；當N<10或載荷變化幅度不大時，通常只進行靜強度驗算；本文設計同時進行兩種強度驗算。 彈簧絲內部的最大和最小切應力分別為： （4-7） （4-8） 對于前螺旋彈簧： 代入數(shù)據(jù)解得： 代入數(shù)據(jù)解得：437.2 其中：F、F分別為彈簧的最小工作載荷和最大工作載荷。 疲勞強度安全系數(shù)為： （4-9） 則： 解得：~1.7符合要求。 對于后螺旋彈簧： 代入數(shù)據(jù)解得： 代入數(shù)據(jù)解得：263.4 其中:、分別為彈簧的最小工作載荷和最大工作載荷。 疲勞強度安全系數(shù)為： 解得：~1.7符合要求。 式中：——脈動循環(huán)條件下彈簧材料的扭剪疲勞極限，根據(jù)變載荷作用次數(shù)由表4-1查?。罕疚脑O計取。 ——許用安全系數(shù)，當設計計算及材料性能數(shù)據(jù)精度高時，~1.7；當精度低時，~2.2。 表4-1彈簧材料的脈動循環(huán)扭切疲勞極限 載荷作用次數(shù) 注：①此表適用于優(yōu)質鋼絲、鈹青銅和硅青銅，但對于硅青銅、不銹鋼絲，當時，。 ②對噴丸處理的彈簧，表中數(shù)值可提高20%。 ③為彈簧材料的抗拉強度極限。 （5）前后彈簧的靜強度驗算 靜強度安全系數(shù)為: （4-10） 對于前螺旋彈簧： 代入數(shù)據(jù)解得：~1.7符合要求。 對于后螺旋彈簧： 代入數(shù)據(jù)解得：~1.7符合要求。 式中：——彈簧材料的扭切屈服極限，其值可查有關資料，亦可按下列關系選??；碳素彈簧鋼；鉻錳彈簧鋼；硅錳彈簧鋼； ——靜強度疲勞強度許用安全系數(shù)，其值與相同。 4.2 橫向穩(wěn)定器的設計 4.2.1 橫向穩(wěn)定器的作用 橫向穩(wěn)定器是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，它和左右懸架的下托臂或減振器滑柱相連。當左右懸架都處于顛簸路面時，兩邊的懸架同時上下運動，穩(wěn)定器不發(fā)生扭轉，當車輛在轉彎時，由于外側懸架承受的力量較大，車身發(fā)生一定的側傾。此時外側懸架收縮，內測懸架舒張，那么橫向穩(wěn)定器就會發(fā)生扭轉，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車輛側傾。從而提高車輛行駛穩(wěn)定性。 4.2.2 橫向穩(wěn)定器參數(shù)的選擇 具體尺寸選擇如下：桿長L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，=156mm，圓角半徑R=23mm。計算簡圖如圖4-1所示。橫向穩(wěn)定器直徑可按如下公式計算： （4-11） 代入數(shù)據(jù)解得：，取 式中：——材料的彈性模量， ——穩(wěn)定桿的截面慣性矩， ——前懸架側傾角剛度 圖4-1橫向穩(wěn)定器計算簡圖 4.3 前后減振器的設計 4.3.1 減振器的工作原理 汽車減振器是懸架中重要部件之一，在車輛行駛過程中起著重要作用，其中，應用最廣泛的是筒式減振器。減振器的阻尼力主要是由油液流經(jīng)小孔、縫隙的節(jié)流壓力差產(chǎn)生的，它能有效地衰減簧上、簧下質量的相對運動，提高車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。 雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-2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，迫使減振器液體流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉變?yōu)闊崮芎纳⒌?。車輪向上跳動即懸架壓縮時，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(jīng)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(jīng)閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)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(jīng)閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產(chǎn)生的熱量靠儲油缸筒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(jīng)油封7進入補償腔甚至經(jīng)閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。 圖4-2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； 6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿 4.3.2 減振器的阻尼特性 圖4-3減振器的阻尼特性 減振器的特性可用圖4-3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壓力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)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，其阻力都大致與速度的平方成正比，如圖4-4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4-4閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖 圖4-5典型的減振器特性曲線 圖4-6 減振器斜置時計算傳遞比 圖4-5給出了三種典型的減振器特性曲線。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? 需要注意的是，在大部分汽車上，減振器不是完全垂直安裝的，如圖4-6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，由于角度 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。 雙作用筒式減振器的優(yōu)點有: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作用筒式減振器。 4.3.3 前后減振器參數(shù)的設計 （1）相對阻尼系數(shù)的選擇 相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度C和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。相對阻尼系數(shù)值取得較大，能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊傳給車身；值選的小，振動衰減慢，不利于行駛平順性【4】。通常在壓縮行程選擇較小的相對阻尼系數(shù)，在伸張行程選擇較大的相對阻尼系數(shù)。一般減振器有。當，時，即：減振器壓縮時無阻尼，伸張時有阻尼，這種特性的減振器稱為單向作用減振器。 設計時通常先選擇壓縮行程和伸張行程相對阻尼系數(shù)的平均值。，本文設計先取與的平均值，為避免懸架碰撞車架，取=0.5，取=0.3，則有：，計算得：=0.4，=0.2 （2）前后減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)，不同懸架導向機構杠桿比不同，懸架阻尼系數(shù)應具體計算,圖4-7所示桑塔納2000的安裝形式，阻尼系數(shù)可由下式計算: / （4-12） 對于前減振器：/代入數(shù)據(jù)解得： 代入數(shù)據(jù)解得： 對于后減振器： /代入數(shù)據(jù)解得： 代入數(shù)據(jù)解得： 式中：——減振器安裝角 ——簧載質量 ——懸架系統(tǒng)剛度 圖4-7減振器安裝形式 （3）前后減振器最大卸荷力的確定 為減少傳給車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度，按上圖安裝形式 式中：——為卸荷速度，一般為0.15~0.3m/s。 ——為車身振幅，??； ——為懸架振動固有頻率，。 若伸張行程時的阻尼系數(shù)為，則最大卸荷力為： 對于前減振器： ， 解得： 則： 對于后減振器： ， 解得： 則： （4）前后減振器主要尺寸參數(shù)的確定 雙作用筒式減振器工作直徑D可根據(jù)伸張行程的最大卸荷力和缸內允許壓力來近似求得： （4-13） 式中：——工作缸最大壓力，在3~4,取=3； ——連桿直徑與工作缸直徑比值，=0.4~0.5，取=0.4。 計算出D后，根據(jù)標準將缸徑圓整為20、30、40、50、65mm，工作缸筒常由低碳無縫鋼管制成，壁厚一般取1.5~2mm,儲油缸筒直徑，壁厚為。 對于前減振器，工作缸筒直徑 代入數(shù)據(jù)解得：，取，連桿直徑，壁厚取。儲油缸筒直徑，壁厚取。 對于后減振器，工作缸筒直徑 代入數(shù)據(jù)解得：， 取，連桿直徑 壁厚取。儲油缸筒直徑，壁厚取。 結 論 本次設計是以桑塔納2000車型為基礎，結合AutoCAD制圖軟件，對桑塔納2000前后懸架進行結構設計。通過對懸架的結構特點和運動特性進行分析，重新對前后懸架進行結構設計。 (1) 通過查閱相關資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識完成桑塔納2000前后懸架結構形式的選擇。 (2)完成前后懸架主要零部件的設計計算和結構設計，并對其進行校核計算。 (3)利用AutoCAD制圖軟件繪制前后懸架的總裝配圖。 雖然在老師和同學們的幫助下完成了畢業(yè)設計，但是由于本人的能力有限，還存在許多不足之處，希望老師批評指正。 致 謝 在設計期間我遇到了很多困難，通過老師和同學們的幫助，這些困難都得以及時的解決。我特別要感謝我的指導老師謝春麗，她給了我大量的指導，并專門為我買了兩本關于懸架設計的書籍，使我的畢業(yè)設計得以順利的進行，讓我學到了知識，掌握了設計的方法，也獲得了實踐鍛煉的機會。在我遇到困難的時候謝春麗老師總是能耐心的幫我解答，為我能順利完成畢業(yè)設計提供了非常必要的幫助。在此對謝春麗老師的幫助表示最誠摯的感謝。 這次畢業(yè)設計的收獲是巨大的，這不僅僅是因為自己的付出和努力，更重要是還有指導老師、以及同學們的幫助，在此我再次向幫助過我的人表示深深的感謝 參考文獻 [1] 劉惟信. 汽車設計[M].北京：清華大學出版社,2001. 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