輕型貨車前后獨立懸架設計畢業(yè)設計

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1、 西南交通大學本科畢業(yè)設計(論文) 第Ⅲ頁 本科畢業(yè)設計 輕型汽車前后獨立懸架設計 THE DESIGN OF A LIGHT TRUCKS INDEPENDENT SUSPENSIONS 西南交通大學本科畢業(yè)設計(論文) 第Ⅴ頁 摘 要 懸架是汽車中的一個重

2、要總成部分，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，影響到汽車的多種使用性能。懸架既要滿足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。 本文根據(jù)設計要求對輕型貨車前后懸架進行設計。首先根據(jù)要求完成汽車的總體設計，并選擇汽車的主要參數(shù)，包括尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和主要性能參數(shù)。在完成汽車的總體設計的基礎上，分析懸架的類型及結(jié)構(gòu)特點，為汽車選擇前后懸架的類型。本設計中前懸架采用麥弗遜獨立懸架，后懸架采用斜置單臂式獨立懸架。接著對懸架的性能參數(shù)進行選擇，并且完成懸架的結(jié)構(gòu)元件的設計計算，包括螺旋彈簧、減振器、導向機構(gòu)、橫向穩(wěn)定桿等。螺旋彈簧的設計計算，包括剛度和強度等的校核，使設計的

3、彈簧能滿足設計的偏頻要求。為前、后懸架匹配減振器，計算減振器的尺寸參數(shù)，并且檢驗減振器是否滿足強度要求。為了防止車身在轉(zhuǎn)彎時發(fā)生過大的橫向側(cè)傾，為前后懸架各匹配了一個橫向穩(wěn)定桿，提高懸架的側(cè)傾剛度。 關鍵詞： 麥弗遜 懸架 單斜臂 Abstract Suspension is an important assembly part in the vehicle.It used to connect the wheels to the body elasticity,affects a variety of pe

4、rformances of car.Suspension is not only meet the vehicle requirements of comfort, but also meet the requirements of its handling stability.The two aspects are mutually exclusive. This article is designed to design the front and rear suspension of light trucks.First, it designs the scheme of whol

5、e car based on the parameters which were already been given,and selects the main parameters of the car,Including the size parameters, quality parameters and main performance parameters.Based on the completion of automotive Design,it analysis the structural characteristics and type of suspensions, ch

6、oose the types of suspensions for front and rear suspensions.It chooses the McPherson independent suspension for front suspension,and the Oblique single arm for rear suspension.Then on the suspension of the performance parameters of selection, and the complete suspension of the structural elements o

7、f the design calculation,including the coil spring, shock absorber, oriented institutions, horizontal stabilizer bar and so on.Helical springs design and calculation, including the stiffness and strength of the check, make the design of the spring biasing to meet the design requirements. For the fro

8、nt and rear suspension matched shock absorber, damper size calculation parameters, and test whether the shock absorber to meet the strength requirements. In order to prevent the body in turn occurs when excessive lateral roll, each match for the front and rear suspension, a roll bar, to increase sus

9、pension roll stiffness. key words：Mcpherson suspension Oblique single arm 西南交通大學本科畢業(yè)設計(論文) 第Ⅵ頁 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 論文的研究目的和意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀發(fā)展趨勢 2 1.3 論文的主要研究內(nèi)容 4 第2章 汽車總體參數(shù)的確定 5 2.1汽車形式的選擇 5 2.2 汽車主要參數(shù)的選擇 5 2.2.1汽車主要尺寸

10、的確定 5 2.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的選擇 8 2.2.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 10 2.3汽車發(fā)動機的選擇 12 2.4 輪胎的選擇 14 2.5 本章小節(jié) 16 第3章 汽車懸架方案的選擇 17 3.2 懸架的結(jié)構(gòu)型式與分析 17 3.2.1 非獨立懸架和獨立懸架 17 3.2.2 獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 19 3.3 前、后懸架方案的選擇 20 3.4 本章小節(jié) 22 第4章 懸架的設計計算 24 4.1懸架主要參數(shù)的選擇計算 24 4.2彈性元件的計算 26 4.2.1 前懸架螺旋彈簧的設計計算 26 4.3 獨立懸架導向機構(gòu)的設計 29 4.3.1

11、 設計要求 29 4.3.2前輪定位參數(shù)與主銷軸的布置 30 4.3.3導向機構(gòu)的布置參數(shù) 33 4.3.3 麥弗遜式獨立懸架導向機構(gòu)設計 39 4.4 減振器的設計 42 4.4.1 相關參數(shù)的計算 42 4.4.2 減振器主要尺寸 44 4.5 橫向穩(wěn)定桿的設計 45 結(jié)論 47 致謝 48 參考文獻 49 西南交通大學本科畢業(yè)設計 第52頁 第1章 緒論 1.1 論文的研究目的和意義 懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力

12、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(jié)構(gòu)由彈性元件、導向機構(gòu)以及減震器等組成，個別結(jié)構(gòu)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。 根據(jù)導向裝置，懸架系統(tǒng)分為獨立懸架和非獨立懸架。 獨立懸架：兩側(cè)車輪分別獨立地與車架或車身彈性地連接，當一側(cè)車輪受到?jīng)_擊時，其運動不會直接影響到另一側(cè)車輪。因獨立懸架允許車輪有較大的跳動空間，這樣便于選裝較軟的彈性元件，使平順性得

13、到改善，同時獨立懸架簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性能。獨立懸架按車輪運動形式可分為如下3種： 1）車輪在汽車橫向平面內(nèi)擺動的懸架（橫臂式獨立懸架，分為單橫臂式和雙橫臂式）。 2）車輪在汽車縱向平面內(nèi)擺動的懸架（縱臂式獨立懸架，分為單縱臂式和雙縱臂式）。 3）車輪沿主銷移動的懸架（如滑柱連桿式懸架，分為燭式懸架和麥弗遜式懸架）。 非獨立懸架：特點是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，車輪連同車橋一起通過彈性元件懸掛在車架或車身上。非獨立懸架由于簧載質(zhì)量大，所以汽車平順性較差。 本次設計中前懸架采用麥弗遜獨立懸架，取消了前軸，可使發(fā)動機的位置降低，汽車質(zhì)心下降，從而提高了汽車行駛穩(wěn)定性，左

14、右車輪的單獨跳動，減少了車身的傾斜和振動；同時正確的導向機構(gòu)型式和參數(shù)，有助于消除前輪擺振、縱傾現(xiàn)象等。本設計中后懸架采用單斜臂式獨立懸架，是單橫臂和單縱臂獨立懸架的折衷方案。其擺臂繞與汽車縱軸線具有一定交角的軸線擺動，選擇合適的交角可以滿足汽車操縱穩(wěn)定性要求。本論文的研究內(nèi)容是根據(jù)給定參數(shù)對汽車進行總體設計，然后對前后懸架進行設計匹配，滿足前后懸架的偏頻要求。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀發(fā)展趨勢 1934年世界上出現(xiàn)了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變。它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服遣弛缺陷，

15、采用了非線性剛度彈簧和車身高度調(diào)節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現(xiàn)代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架， 比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。 半主動懸架的研究工作開始于1973年，由D．A．C r o s b y和D． C． Ka r n -o p p首先提出。半主動懸架以改變懸架的阻尼為主， 一般較少考慮改變懸架的剛度。工作原理是：根據(jù)簧上質(zhì)量相對車輪的速度響應、 加速度響應等反饋信號， 按照一定的控制規(guī)律調(diào)節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度．半主動懸架產(chǎn)生力的方式與被動懸架相似 ， 但其

16、阻尼或剛度系數(shù)可根據(jù)運行狀態(tài)調(diào)節(jié)，這和主動懸架極為相似． 有 級式半主動懸架是將阻尼分成幾級，阻尼級由駕駛員根據(jù)“路感”選擇或由傳感器信號自動選擇。無級式半主動懸架根據(jù)汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內(nèi)由最小到最大進行無級調(diào)節(jié)。由于半主動懸架結(jié)構(gòu)簡單，工作時不需要：消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有很好的發(fā)展前景。 隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很犬的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954年美國通用汽車司在懸架設計中率先提出的。它在被動懸架的基礎上， 增加可調(diào)節(jié)剛度和阻尼

17、的控制裝置，使汽車懸架在任何路面上保持最佳的運行狀態(tài)?？刂蒲b置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家競相研制開發(fā)這種懸架。豐田、洛特斯、沃爾沃、奔馳等在汽車上進行了較為成功的試驗。裝置主動懸架的汽車，即使在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉(zhuǎn)向和制動時車身保持水平．特點是乘坐非常舒服，但結(jié)構(gòu)復雜、能耗高，成本昂貴，可靠性存在問題。 由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大。在西方發(fā)達國家，半主動懸架在20世紀80年代后期趨于成熟，福特公司和日產(chǎn)公司首先在轎車上應用，

18、取得了較好的效果。主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入20世紀90年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內(nèi)汽車產(chǎn)品采用此技術(shù)的報道， 只有北京理工大學和同濟大學等少數(shù)幾個單位對主動懸架展開研究。 被動懸架是傳統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)，剛度和阻尼都是不可調(diào)的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果．但它的理論成熟、結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠， 成本相對低廉且不需額外能量， 因而應用最為廣泛．在我國現(xiàn)階段，仍然有較高的研究價值．被動懸架性能的研究主要集中在三個方面： 1） 通過對汽車進行受力分析后，建立數(shù)學模型，然后再用計算機仿真技術(shù)或有限元法尋找懸架

19、的最優(yōu)參數(shù) 2） 研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕大部分路況上保持 良好的運行狀態(tài)； 3） 研究導向機構(gòu)，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高。 半主動懸架的研究集中在兩個方面： 1）執(zhí)行策略的研究； 2）執(zhí)行器的研究。阻尼可調(diào)減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調(diào)節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調(diào)節(jié)阻尼。節(jié)流孔的大小一般通過電磁閥或步進電機進行有級或無級的調(diào)節(jié)，這種方法成本較高，結(jié)構(gòu)復雜、通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數(shù)，具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種

20、。北京理工大學的章一鳴教授進行了阻尼可調(diào)節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調(diào)節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究 。執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前，模糊控制在這方面應用較多。 主動懸架研究也集中在兩個方面：1）可靠性；2）執(zhí)行器。由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件的增加降低了懸架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件。電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構(gòu)。運用磁蓄能原理，結(jié)合參數(shù)

21、估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉(zhuǎn)化為實際應用。 懸架技術(shù)的每次跨越，都和相關學科的發(fā)展密切相關。計算機技術(shù)、自動控制技術(shù)、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡、先進制造技術(shù)、運動仿真等為懸架的進一步發(fā)展提供了有力的保障。懸架的發(fā)展也給相關學科提出更高的理論要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界。 現(xiàn)有的被動懸架將逐漸向半主動、主動懸架過渡。電動器件的優(yōu)越性，將會取代液壓器件。大規(guī)模和超大規(guī)模集成電路的發(fā)展，會使電子元件集成度得以提高，從而促進可靠性得到保障，使懸架更加智能化而滿足人們的要求。 1.3 論文的主要研究內(nèi)容 根據(jù)給定的設計要求設計汽

22、車的前后懸架。完成汽車的總體設計及懸架的主要結(jié)構(gòu)元件螺旋彈簧等的設計，然后對前后懸架進行設計匹配，滿足前后懸架的偏頻要求。 第2章 汽車總體參數(shù)的確定 設計說明書中的參數(shù)如下表所示： 最高車速 125m/s 裝載質(zhì)量 1.5t 最小轉(zhuǎn)彎半徑 13m 最大爬坡度 0.3 2.1汽車形式的選擇 （1） 軸數(shù) 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。 有關部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制，包括乘用車以及汽

23、車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，如礦用自卸車等，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在19~26t的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸和四軸以上的形式。 （2） 驅(qū)動形式 汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難、乘用車和總質(zhì)量小些的商用車，多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的42驅(qū)動形式。 （3） 布置形式 汽車的布置形式為前置后驅(qū)輕型載貨汽車。 2

24、.2 汽車主要參數(shù)的選擇 2.2.1汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距、輪距、總長、總寬、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。 （1） 汽車的外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據(jù)汽車的類型、用途、承載量、道路條件、結(jié)構(gòu)選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因素來確定。GB1589-79對汽車外廓尺寸界限做了規(guī)定，總高不大于4m，總寬（不包括后視鏡）不大于2.5m；外開窗，后視鏡等突出部分寬250mm。總長：貨車及越野車不大于12m；一般大客車不大于12m，鉸接式大客車不大于18m；牽引車帶半掛車不大于16m，汽車拖帶掛車不大于20m，掛車長

25、度不大于8m。 （2） 軸距L 軸距的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短些，汽車總長、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大而導致其制動性和操穩(wěn)性變壞；萬向節(jié)的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮有關方面的影響。當然，在滿足所設計的汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中包括檢查最小轉(zhuǎn)彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是

26、否舒適以及能否滿足整車總體設計的要求等。 從最小轉(zhuǎn)彎半徑的角度來設計軸距的大?。? 由轉(zhuǎn)向中心O到外轉(zhuǎn)向輪與地面接觸點的距離稱為汽車轉(zhuǎn)彎半徑R。轉(zhuǎn)彎半徑越小，則汽車轉(zhuǎn)向所需場地就越小。由圖可知，當外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角達到最大值時，轉(zhuǎn)彎半徑R為最小。在圖示的理想情況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角的關系為： 一般來說，，=6.5m，則計算出最大軸距為3588mmm 所以，取汽車的軸距為：L=3200mm 圖2-1 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向角間的關系 （3） 前后輪距 汽車輪距B對汽車的總寬、總質(zhì)量

27、、橫向穩(wěn)定性和機動性都有較大的影響。輪距越大，則懸架的角剛度越大，汽車的橫向穩(wěn)定性越好，車廂內(nèi)橫向空間也越大。但輪距也不宜過大，否則，會使汽車的總寬和總質(zhì)量過大。輪距必須和汽車的總寬相適應。 載貨汽車的前輪距與車架前部寬、前懸架寬、輪胎寬、前輪最大轉(zhuǎn)角、轉(zhuǎn)向拉桿和轉(zhuǎn)向車輪以及和車架間的運動空間等因素有關，應經(jīng)過具體布置和計算才能最后確定。后輪距與后板寬、后板簧距、輪胎寬、板簧與輪胎間的間隙等尺寸有關。 設計時依然可以通過內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向角間的關系來初選出輪距。如圖2-1，兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足內(nèi)外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向角間的匹配應保證當汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪繞同一瞬時轉(zhuǎn)

28、向中心旋轉(zhuǎn)，各車輪只有滾動而無側(cè)滑的要求其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關系如圖2-1所示，由下式?jīng)Q定： 其中內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角，外輪最大轉(zhuǎn)角，軸距L=3200mm，可計算出K=964mm。由于前輪為轉(zhuǎn)向輪，即前輪兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離為K=964mm，輪距一般都比大，所以取前輪輪距B1=1600mm，后輪距B2=1600mm。 （4） 汽車的前懸 汽車的前懸尺寸是由總布置最后確定的。前懸的長度與汽車的類型、驅(qū)動形式、發(fā)動機的布置形式和駕駛室的形式以及布置密切相關。汽車的前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小而影響通過性。汽車的后懸長度主要與貨箱長度、軸距及軸荷分配有關。后懸也不宜過長，

29、以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉(zhuǎn)彎也不靈活。城市大客車的后懸一般不大于其軸距的60%，絕對值不大于3.5m。輕型及以上的貨車的后懸一般在1.2m~2.2m。長軸距、特長貨箱的汽車，其后懸可長達約2.6m。 綜上，本輕型貨車主要尺寸參數(shù)的選擇如表2-2： 軸距 輪距 外廓尺寸 前懸和后懸 L=3200mm =1600 =1600 長：5220 寬：1950 高：2050 =720 =1350 表2-2 汽車的主要尺寸參數(shù) 2.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的選擇 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量，載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)，汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。其中裝載

30、質(zhì)量的參數(shù)已給定，即=1.5t （1）汽車的整備質(zhì)量 汽車的整備質(zhì)量就是汽車經(jīng)整備后在完備狀態(tài)下的自身質(zhì)量，即指汽車在加滿燃料、輪滑油、工作油液及發(fā)動機冷卻水和裝備齊全后但未載人、貨時的質(zhì)量。它是一個重要的設計指標。 載貨汽車可參考國內(nèi)外同類型同級別的汽車的裝載量與整備質(zhì)量之比（稱為汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)）為新車型選擇一個適當?shù)恼麄滟|(zhì)量利用系數(shù)，然后按其裝載量計算汽車的整備質(zhì)量。 由于質(zhì)量系數(shù)在（0.8~1.1）之間，取=1.1，所以=1.65t。 （2） 汽車的總質(zhì)量 汽車的總質(zhì)量是指已整備完好、裝備齊全并按規(guī)定載滿客、貨時的汽車質(zhì)量。除包括汽車的整備質(zhì)量及裝載量外，載貨汽車

31、還應計入駕駛室坐滿人的質(zhì)量。 計算公式為：，駕駛室可乘坐兩人，， 所以貨車的總質(zhì)量計算為=3.28t 。 （3） 汽車的軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計時應根據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。 軸荷的分配對前后輪胎的磨損有直接影響。為了使其磨損均勻，對后輪裝單胎的雙軸汽車，要求其滿載時的前后軸荷分配為50%，而對后胎為雙胎的雙軸汽車，則前后軸荷大致按1/3和2/3分配。由于貨車的總質(zhì)量為=3.28t，所以假設后輪采用單胎時，則四

32、個輪胎每個輪胎承受的靜載荷約為8200kg，而對于貨車所常用的輪胎中，輪胎所能承受的載荷大都小于9000kg，所以這里采用后輪單胎的形式。 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 貨車 后輪單胎 32%～40% 60%～68% 50%～59% 41%～50% 表2-3 42后輪單胎平頭形式的貨車軸荷分配范圍 綜上，汽車的質(zhì)量參數(shù)如下： 裝載質(zhì)量（t） 整備質(zhì)量（t） 總質(zhì)量（t） 整備質(zhì)量利用系數(shù) 1.5 1.65 3.28 1.1 表2-4 汽車的質(zhì)量參數(shù) 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 54% 46% 3

33、5% 65% 表2-5 設計貨車的軸荷分配 2.2.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 （1） 汽車的動力性參數(shù) 汽車的動力性參數(shù)主要有直接檔和一檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩等。 1） 直接檔最大動力因數(shù) 的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性和燃油經(jīng)濟性的要求，以及汽車類型、用途和道路條件而異。載貨汽車的值是隨汽車總質(zhì)量的增大而逐漸減小的，但也有個限度。微型貨車的值較大，輕型貨車次之，因為它們不會拖掛車，而且對平均車速和加速性能的要求也較高。 汽車類別 最高車速 比功率 比轉(zhuǎn)矩 輕型貨車 0.06~0.10 0.30~0.4

34、0 90~120 15~21 38~44 表2-6 輕型載貨汽車的動力性參數(shù)的取值范圍 根據(jù)表2-6，可以初步選取直接檔動力因數(shù)為：。 2） 一檔最大動力因數(shù) 直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力以及起步并連續(xù)換擋時的加速能力。它和汽車總質(zhì)量關系不明顯而主要取決于所要求的最大爬坡度和附著條件。根據(jù)表2-6，可以初步選取I檔動力因數(shù)為： 。 3） 最高車速 最高車速=125km/h 4） 汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩 這兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。比功率是評價汽車動力性能如速度性能和加速性能的綜合指標，比轉(zhuǎn)矩則反映了汽車的比牽引力和牽引能力。

35、各類汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩值的范圍見表2-6，比功率初選為18kw/t, 比轉(zhuǎn)矩為40N.m/t。 （2） 汽車的燃油經(jīng)濟性參數(shù) 汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經(jīng)濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗率（L/100km）來評價。該值越小燃油經(jīng)濟性越好。而貨車有時用單位質(zhì)量的百公里油耗量來評價（表2-7） 總質(zhì)量 汽油機 柴油機 <4 3.0～4.0 2.0～2.8 4～6 1.9～2.1 1.9～2.1 6～12 2.68～2.82 1.55～1.86 >12 2.50～2.60 1.43～1.53 表2-7 載貨汽車的

36、單位燃料消耗量 （3） 汽車的機動性參數(shù) 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑是汽車機動性的主要參數(shù)。是指轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時轉(zhuǎn)向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑道路的能力和在狹窄路面上或場地上掉頭的能力。其值與汽車的軸距、輪距及轉(zhuǎn)向車輪的最大轉(zhuǎn)角等有關，并應根據(jù)汽車的用途、類型、道路條件、結(jié)構(gòu)特點及軸距等尺寸選取。 =6.5mm （4） 汽車的通過性參數(shù) 總體設計要確定的通過性參數(shù)有：最小離地間隙、接近角、離去角及縱向通過半徑。這些參數(shù)取值主要是根據(jù)汽車的類型和道路條件., 其范圍見表2-8: 車型 /mm /（） /（） /m 42轎車 150～220 2

37、0～30 15～22 3.0～8.3 44轎車 210 45～50 35～40 1.7～3.6 42貨車 250～300 40～60 25～45 2.3～6.0 44貨車、66貨車 260～350 45～60 35～45 1.9～3.6 表2-8 汽車通過性的幾何參數(shù) 由上表，可以初步選取的通過性幾何參數(shù)分別為： 最小離地間隙為：=260mm , 接近角： =42 離去角：=26， 縱向通過性=3mm 。 綜上，汽車的主要性能參數(shù)選定如下：（表2-9） 表2-9 汽車的主要性能參數(shù)值 動力性參數(shù) 機動性參數(shù) 通過性參數(shù) =12

38、5km/h P.ma=18kw/t T．ma-1=42N.m/t =6.5m =260mm =42 =26 =3mm 2.3汽車發(fā)動機的選擇 (1) 發(fā)動機的選型 在汽車發(fā)動機基本型式的選擇中首先應確定的是采用汽油機還是柴油機，其次是汽缸的排列型式和發(fā)動機的冷卻方式。 1) 汽油機與柴油機的選擇 與汽油機相比，柴油機具有燃料經(jīng)濟性好，工作可靠，壽命長，使用成本低及排污少等優(yōu)點。但是柴油機也有工作粗暴，振動及噪聲大，尺寸和質(zhì)量大，造價高，起動較困難及易生黑煙等缺點。近年來，由于柴油機設計的不斷完善，以上缺點得到較好的克服，

39、并提高了轉(zhuǎn)速，故在輕型車和轎車上采用柴油機的也日益增多。 在選用發(fā)動機型式時，除了上述因素外，還要考慮燃料使用的平衡，汽油大部分供應汽車，而柴油用途廣泛，需要的部門多。因此從全局出發(fā)，今后將仍然以汽油為汽車的主要燃料，在2000年時，汽油機和柴油機的分工將是這樣的：裝載2t以下的輕型車用汽油機；裝載質(zhì)量6t以上的汽車將全部用柴油機。由于設計的該貨車的裝載質(zhì)量為2t，并且對動力性要求較高，（最高車速為115km/h，最大爬坡度為30）故采用汽油機作為發(fā)動機。 2) 發(fā)動機排列形式的選擇 按汽缸排列形式，發(fā)動機又有直列、水平對置和V型等區(qū)別。直列式的結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬

40、度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上和排量不大的轎車上使用。在中高級以上的轎車、重型載貨汽車和越野汽車上，水平對置式的發(fā)動機高度低易于平衡。綜合考慮結(jié)構(gòu)、工作可靠性以及造價成本，動力性要求等，選擇6缸直列式汽油機。 3) 發(fā)動機冷卻形式的選擇 發(fā)動機按冷卻方式分為水冷和風冷發(fā)動機兩種，后者的優(yōu)點是冷卻系統(tǒng)簡單，維修方便，對沙漠和異常氣候環(huán)境的適應性好，但存在冷卻不均，消耗功率大和噪聲大等缺點，在汽車上應用不多，只在22kW以下的小發(fā)動機和軍用越野車上有所應用。大部分汽車都采用水冷發(fā)動機。它的主要優(yōu)點有冷卻均勻可靠，散熱性好，噪聲小，能解決車內(nèi)供暖等。所以在本次設計中采用水冷方式。 綜上

41、，對于設計的貨車初步選取的發(fā)動機型式為：6缸直列水冷式汽油機。 （2）發(fā)動機主要性能指標的選擇 1）發(fā)動機最大功率 式中：—發(fā)動機最大功率，kw ； —傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的式汽車取； — 汽車總質(zhì)量，kg ； g — 重力加速度， ； — 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02 。 —最高速度，km/h ； —空氣阻力系數(shù)，貨車取0.8—1.0； A —汽車正面投影面積，，無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距、汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算：

42、對轎車 ， 對貨車 此處取 A=3.280 = 99.59kw 考慮空調(diào)系統(tǒng)和其它電器設備影響發(fā)動機使用特性曲線的，（比萬有特性曲線的小）發(fā)動機最大功率比計算的最大功率應大15%。 =1.15 = 114.53kw 2）比功率= 2.4 輪胎的選擇 輪胎及車輪部件應滿足下述基本要求：足夠的負荷能力和速度能力；較小的滾動阻力和行駛噪聲；良好的均勻性和質(zhì)量平衡性；耐磨損、耐老化、抗刺扎和良好的氣密性；質(zhì)量小、價格低、拆裝方便、互換性好。 在輪胎的選擇上需要遵循的基本原則是： （1）滿足

43、輪胎負荷的要求 所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查輪胎的國家標準。表2-8提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數(shù)據(jù)中如無帶括號的數(shù)據(jù)，表示該列數(shù)據(jù)對斜交輪胎和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數(shù)據(jù)適用于斜交胎，而帶括號的數(shù)據(jù)適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加10%~15%。貨車輪胎標準見GB516-82. (2) 考慮輪胎負荷系數(shù) 輪胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數(shù)。為了避免超載，此系數(shù)取0.9~1.0之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數(shù)允許取1.1。

44、但不得大于1.2。因為輪胎超載20%，其壽命將下降30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數(shù)應取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數(shù)可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。 (3) 選擇輪胎胎體的中的簾線形式 輪胎按照胎體中簾線的排列不同，可分為三種，子午線輪胎、斜交輪胎和帶束斜交輪胎。子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和附著性能都比斜交輪胎要好，裝好后耗油低、耐磨損壽命長、高速性能好。但子午線輪胎制造較困難、造價不如斜交輪胎。 綜上所述，采用子午線輪胎。根據(jù)整車的綜合要求選定輪胎型

45、號為7.00﹣16 LT（7.00R16） 輪胎規(guī)則 層數(shù) 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應氣壓p0.1 標準輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 4 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00

46、R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 表2-10國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)

47、格、尺寸及使用條件 2.5 本章小節(jié) 本章完成了汽車的總體設計部分，包括汽車主要參數(shù)的選擇以及發(fā)動機和輪胎的選擇。 第3章 汽車懸架方案的選擇 3.1 懸架的設計要求 懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和路面沖擊、衰減振動以及調(diào)節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。懸架的主要作用是傳遞車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩;緩和、抑制路面對車身的沖擊和振動；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性。保證汽車的操縱穩(wěn)定性。 在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： 1）保證汽車有良好的行駛平順性

48、。 2）具有合適的衰減振動能力。 3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 4）汽車制動或加速時要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾；轉(zhuǎn)彎時車身側(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）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命 3.2 懸架的結(jié)構(gòu)型式與分析 3.2.1 非獨立懸架和獨立懸架 懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類。非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是，左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接；獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是，左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接，見（圖3-1）：

49、a)非獨立懸架 b)獨立懸架 圖3-1 懸架的結(jié)構(gòu)形式簡圖 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導向裝置的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（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，左、右車輪相互影響，并使車軸（橋）和車身傾斜；當兩側(cè)車輪不同步跳動時，車輪會左、右搖擺使前輪容易產(chǎn)生敗陣；前輪跳動時，懸架易于轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉；當汽車直線行駛在凹凸不平的路段上時，由于左右兩側(cè)車輪反向跳動或只有一側(cè)車輪跳動時，不僅車輪

50、外傾角有變化，還會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性；車軸（橋）上方要求有與彈簧行程相適應的空間。這種懸架主要用在總質(zhì)量大些的商用車前、后懸架以及某些乘用車的后懸架上。 非獨立懸架主要用于貨車、大客車的前、后懸架以及某些轎車的后懸架。 獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質(zhì)量小；懸架占用的空間??；彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車的行駛平順性；由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減小車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著

51、能力； 獨立懸架主要用于轎車和部分輕型貨車、客車及越野車 。 3.2.2 獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析 獨立懸架又分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等幾種。 對于不同結(jié)構(gòu)形式的獨立懸架，不僅結(jié)構(gòu)特點不同，而且許多基本特性也有較大區(qū)別。評價時常從以下幾個方面進行： 1) 側(cè)傾中心高度 汽車在側(cè)向力作用下，車身在通過左、右車輪中心的橫向垂直平面內(nèi)發(fā)生側(cè)傾時，相對于地面的瞬時轉(zhuǎn)動中心稱之為側(cè)傾中心。側(cè)傾中心到地面的距離稱為側(cè)傾中心高度。側(cè)傾中心位置高，它到車身質(zhì)心的距離縮短，可使側(cè)傾力臂及側(cè)傾力矩小些，車身的側(cè)傾角也會減小。但側(cè)傾中心過高，會使車身

52、傾斜時輪距變化大，加速輪胎的磨損。 2) 車輪定位參數(shù)的變化 車輪相對車身上、下跳動時，主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、車輪外傾角及車輪前束等定位參數(shù)會發(fā)生變化。若主銷后傾角變化大，容易使轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響汽車直線行駛穩(wěn)定性，同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度。 3) 懸架側(cè)傾角剛度 當汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，在側(cè)向力作用下，車廂繞側(cè)傾軸線轉(zhuǎn)動，并將此轉(zhuǎn)動角度稱之為車廂側(cè)傾角。車廂側(cè)傾角與側(cè)傾力矩和懸架總的側(cè)傾角剛度大小有關，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。 4) 橫向剛度 懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉(zhuǎn)向軸上的懸架橫向剛度小，則容易造成

53、轉(zhuǎn)向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象。 不同形式的懸架占用的空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機的布置和從車上拆裝發(fā)動機的困難程度；占用高度空間小的懸架，則允許行李箱寬敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此，懸架占用的空間尺寸也用來作為評價指標之一。 懸架 雙橫臂式 單橫臂式 單縱臂式 單斜臂式 麥弗遜式 扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式 側(cè)傾中心高 比較低 比較高 比較低 居單橫臂和 單縱臂之間 比較高 比較低 車輪定位 參數(shù)的變化 車輪外傾角 與主銷內(nèi)傾 角均有變化 車輪外傾角 與主銷內(nèi)傾 角變化大 主銷后傾角 變化大 有變化 變化小 左、右輪同時跳動時不變

54、輪距 變化小，輪 胎磨損速度 慢 變化大，輪 胎磨損速度 快 不變 變化不大 變化很小 不變 懸架側(cè)傾角 剛度 較小，需用 橫向穩(wěn)定器 較大，可不 裝橫向穩(wěn)定 器 較小，需用 橫向穩(wěn)定器 居單橫臂式 和單縱臂式 之間 較大，可不裝橫向穩(wěn)定器 橫向剛度 橫向剛度大 橫向剛度小 橫向剛度較小 橫向剛度大 占用空間尺寸 占用較多 占用較少 幾乎不占用高度空間 占用的空間小 其它 結(jié)構(gòu)復雜 前懸架用 得較多 結(jié)構(gòu)簡單、成 本低，前懸架 上用得少 結(jié)構(gòu)簡單、成本低 結(jié)構(gòu)簡單、 緊湊，轎車 上用得較多 結(jié)構(gòu)簡單，用于

55、 發(fā)動機前置前輪 驅(qū)動轎車后懸架 表3-2 不同形式懸架的特點 3.3 前、后懸架方案的選擇 目前汽車的前、后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架等幾種。 前懸架采用縱置鋼板彈簧非獨立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象，不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以汽車的前懸架多采用獨立懸架。 發(fā)動機前置的汽車，常采用麥弗遜式前懸架。 麥弗遜懸架通常由兩個基本部分組成：支柱式減震器和A字型托臂。之所以叫減震器支柱是因為它除了減震還有支撐整個車身的作用，他的結(jié)構(gòu)很緊湊，把減震器和減震彈簧集成在一起，組成一個可以上

56、下運動的滑柱；下托臂通常是A字型的設計，用于給車輪提供部分橫向支撐力，以及承受全部的前后方向應力。整個車體的重量和汽車在運動時車輪承受的所有沖擊就靠這兩個部件承擔。所以麥弗遜的一個最大的設計特點就是結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)簡單能帶來兩個直接好處那就是：懸架重量輕和占用空間小。我們知道，汽車懸架屬于運動部件，運動部件越輕，那么懸架響應速度和回彈速度就會越快，所以懸架的減震能力也就越強；而且懸架質(zhì)量減輕也意味著彈簧下質(zhì)量減輕，那么在車身重量一定的情況下，舒適性也越好。占用空間小帶來的直接好處就是設計師能在發(fā)動機倉布置下更大的發(fā)動機，而且發(fā)動機的放置方式也能隨心所欲。在中型車上能放下大型發(fā)動機，在小型車上也能

57、放下中型發(fā)動機，讓各種發(fā)動機的匹配更靈活。但同時也有很多不足比如穩(wěn)定性差.抗側(cè)傾和制動點頭能力弱.增加穩(wěn)定桿以后有所緩解但無法從根本上解決問題.耐用性不高.減震器容易漏油需要定期更換。 圖3-3 麥弗遜式懸架的后視圖。 為了減小活塞2和導向套之間的摩擦，彈簧上斜置的活塞桿和彈簧上托盤9通過一個可分離支座：在E點固定在汽車翼子板上。由彈性塑料制成的輔助彈簧11與托盤9的內(nèi)孔連接，下端支承在防塵罩12上。它放在彈簧托盤3上，保護鍍鉻的桿2。當車輪上跳時，輔助彈簧壓在管1的封蓋上。 支架4和U形夾13焊接在管 1上。橫向穩(wěn)定桿的拉桿 5的上球鉸固定在支架 4內(nèi)。U形夾則把車輪支架

58、支承在 U 形彎腳中。為了能不外傾角精確地調(diào)整到設計值，U 形夾的上孔加工成長形孔。車輪的導向由一個第二代雙排徑向止推滾珠軸承來承擔。 導向鉸 G 的轉(zhuǎn)向球通過夾鉗與車輪支架連接。橫置的螺栓15穿過轉(zhuǎn)向球銷的環(huán)形槽，以防止球銷在螺栓出現(xiàn)意外松動時滑脫。副車架6是為了車身連接而采用的。 斜置單臂式獨立懸架是單橫臂式和單縱臂式獨立懸架的折衷方案。如圖3-4所示。單斜臂繞與汽車縱軸線成一定角度的軸線擺動。適當?shù)剡x擇夾角，可以調(diào)整輪距、車輪傾角、前束等變化最小。從而可獲得良好的操縱穩(wěn)定性。這種懸架適于做后懸架。 圖3-4 斜置單臂式獨立懸架 本論文懸架方案的選擇為前麥弗遜懸架后斜

59、置單臂式獨立懸架。 3.4 本章小節(jié) 本章對汽車的懸架做了系統(tǒng)的介紹，并對各種懸架的結(jié)構(gòu)型式和性能特點進行了分析，確定了前后懸架的類型為前麥弗遜式獨立懸架和后斜置單臂式獨立懸架。 第4章 懸架的設計計算 4.1懸架主要參數(shù)的選擇計算 （1） 懸架靜撓度 懸架靜撓度，是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比， 即 。 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)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。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩

60、點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率 (亦稱偏頻)可用下式表示 ， (4-1) 式中，為前、后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 式中，g為重力加速度(g=981cm／s2)。 將、 代入式(4—1)得到 (4-2) 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸

61、架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，應當使之接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，／<1時的車身縱向角振動要比/>1時小，故推薦取 =(0．8～0．9) 。考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦=(0．6～0．8) 。為了改善微型轎車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。為了減小汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏頻之比約為。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車

62、更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1．00～1．45Hz，后懸架則要求在1．17～1．58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1．50～2．10Hz，而后懸架則要求在1．70～2．17Hz。選定偏頻以后，再利用式(4—2)即可計算出懸架的靜撓度。 選擇貨車滿載時前后懸架的偏頻分別為： ， 所以，滿足要求。 利用公式(4—2)，得到=7.72cm，=6.25cm 。 （2）懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(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，車輪中心相對車架(或車身)的垂

63、直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，取7—9cm；對大客車, 取5～8cm；對貨車取6～9cm。對于轎車的值應不小于0.5，大客車應不小于0.75，載貨汽車1.0。所以選取貨車前后懸架的動撓度等于靜撓度，即： ==7.72cm ， ==6.25cm 。 （3）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)傾角時懸架給車身的彈性恢復力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響；側(cè)傾角過大或過小都不好。乘坐側(cè)傾角剛度過小而側(cè)傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾剛度過大而側(cè)傾角過小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺，同時使輪

64、胎側(cè)偏角增大，如果發(fā)生在后輪會使汽車增加了過多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向慣性力等于0．4倍車重時，轎車車身側(cè)傾角在2．5～4，貨車車身側(cè)傾角不超過6～7。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0．4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)偏角之差δ1-δ2應當在1～3范圍內(nèi)。而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，所以設計時還應考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、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，應該使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對轎車，前、后懸架側(cè)傾角剛度比值一般為1．4～2．6。 4.

65、2彈性元件的計算 4.2.1 前懸架螺旋彈簧的設計計算 （1）螺旋彈簧的剛度計算 汽車滿載質(zhì)量 Q=3280 kg 前軸負荷 后軸負荷 非簧質(zhì)量 前懸架 后懸架 簧載質(zhì)量 前懸架 后懸架 螺旋彈簧的剛度 前懸架 后懸架 （2） 彈簧的靜撓度和動撓度 麥弗遜懸架在振動時，由于彈簧與車體并不垂直，所以懸架的靜撓度并不等于螺旋彈簧的靜撓度?？梢酝ㄟ^振

66、動時螺旋彈簧位置的改變來尋找?guī)缀侮P系根據(jù)已知的懸架靜撓度來求出螺旋彈簧的靜撓度，如圖4-1所示： 圖中 ——前懸架的靜撓度，已知=77.2mm； ——螺旋彈簧的靜撓度。 圖4-1 前懸架振動示意圖 解三角形ABC： =76.97mm 同理，可以求出后懸架螺旋彈簧的靜撓度為：=62.32mm ==62.32mm （3） 螺旋彈簧的主要尺寸的確定 1) 彈簧中徑D和鋼絲直徑d 取 前懸架 =110mm =15mm 后懸架 =90mm =15mm 2) 工作圈數(shù)可按下式求得： 式(4-3) 式中 ——彈簧材料的剪切彈性模量，?。? ——螺旋彈簧剛度。 前懸架： 所以取工作圈數(shù)為：圈。 后懸架： 取工作圈數(shù)為：圈 （4） 彈簧端部結(jié)構(gòu)型式及所用材料的選定 首先，采用彈性特性為線性的等節(jié)距螺旋彈簧，由于鋼絲直徑=18mm>10mm，所以在熱處理工藝上需要成