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1、哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,1,第8章 懸架設計,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,2,本章重點,懸架的設計要求 懸架的結構形式 懸架主要性能參數(shù)的確定 獨立懸架導向機構的設計算 減振器的參數(shù)確定 橫向穩(wěn)定桿的設計計算,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,3,8.1 概述,懸架把車架(或車身)與車軸(或車輪)彈性地連接起來，傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的力和力矩；緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架(或車身)的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時，具有理想的運動特性；保證汽車的操縱穩(wěn)定性。 8.1.1 懸架的設計要求 1. 保證汽車具
2、有良好的行駛平順性 2. 保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性 3. 具備良好的傳力特性,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,4,8.1 概述,8.1.2 懸架的構成 懸架主要由彈性元件、導向機構和減振器組成。在有些懸架中，還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。下面詳細分析彈性元件。 彈性元件用來傳遞垂直力，緩和沖擊和振動。彈性元件有多種形式，如鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧及橡膠彈簧等。彈性元件主要靠材料變形來儲存能量。 下表列出了幾種彈性元件的單位質量儲能量。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,5,8.2 懸架的結構形式,懸架通常分為獨立懸架和非獨立懸架兩類，各種懸架的結構簡圖如下：,(a
3、) （b）,(c) （d）,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,6,8.2 懸架的結構形式,(a) （b）,(c) （d）,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,7,8.3 懸架主要性能參數(shù)確定,8.3.1 懸架靜撓度和動撓度的選擇 1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的懸架剛度之比，即 。 下表列出了現(xiàn)代車輛常用偏頻、靜撓度和動撓度值。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,8,8.3 懸架主要性能參數(shù)確定,8.3.1 懸架靜撓度和動撓度的選擇 2動撓度 懸架的動撓度是指從滿載平衡位置開始，壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到1/2或2/3自由高度)時，車輪中心
4、相對車架或車身的垂直位移。 為了防止在不平路面上行駛時緩沖塊經常受到沖擊，懸架還必須具備足夠的動撓度。對乘用車，取79cm；對客車，取58cm；對貨車，取69cm。 前、后懸架的動撓度值常按其相應的靜撓度值來選取，與車型和經常使用的路況有關。對于行駛路況較好的乘用車，的取值較??；對于經常在惡劣路況行駛的越野車，應取值較大。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,9,8.3 懸架主要性能參數(shù)確定,8.3.2 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性指懸架變形 與所受垂直載荷 之間的關系。 當懸架變形 與所受載荷 成固定比例時，為“線性彈性特性”。具有線性懸架的汽車，難以獲得令人滿意的平順性。線性懸架的彈簧
5、剛度 是個常數(shù)。若選擇使得汽車的偏頻 在滿載情況下滿足要求，則當空載時，偏頻 增大，平順性變差。若懸架剛度 能夠隨著汽車的懸掛質量而變化，就可以在滿載和空載時都能獲得令人滿意的平順性。懸架剛度 可變的懸架稱為非線性懸架。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,10,8.3 懸架主要性能參數(shù)確定,8.3.2 懸架的彈性特性 非線性懸架的彈性特性如下圖所示。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,11,8.3 懸架主要性能參數(shù)確定,8.3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 貨車后懸架主、副簧的彈性特性如下圖所示。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,12,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧
6、的計算 1. 鋼板彈簧主要參數(shù)和尺寸的確定 理想的多片等應力 鋼板彈簧構成如圖。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,13,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 2. 鋼板彈簧各片長度的確定 確定各片長度可采用展開作圖法或計算法。目前，經常采用比較簡便的展開作圖法，如圖所示。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,14,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 3. 鋼板彈簧剛度校核 各片長度和斷面尺寸確定以后，需要進行剛度校核。通常采用共同曲率法或集中載荷法進行剛度校核。 4. 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,15
7、,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 5. 鋼板彈簧組裝后總成弧高 6. 鋼板彈簧強度校核 1) 汽車緊急制動時,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,16,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 6. 鋼板彈簧強度校核 2) 驅動時,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,17,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 6. 鋼板彈簧強度校核 3) 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度計算 卷耳應力為 鋼板彈簧銷的擠壓應力,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,18,8.4 彈性元件的計算,8.4.1 鋼板彈簧的計算 7. 少片鋼板彈簧的結構特點,哈爾濱工業(yè)大學汽車
8、工程學院車輛工程系,19,8.4 彈性元件的計算,8.4.2 扭桿彈簧的計算 目前在輕型車、微型車以及越野車上都有采用扭桿彈簧懸架的，在坦克、裝甲車輛上則較廣泛地采用了扭桿彈簧。其結構如圖所示。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,20,8.4 彈性元件的計算,8.4.2 扭桿彈簧的計算 在設計扭桿彈簧時，通常先根據(jù)汽車行駛平順性要求確定扭桿懸架的平均剛度 ，再確定扭桿長 和斷面面積 等參數(shù)。 扭桿彈簧本身的剛度是固定值，但是由于有導向機構的影響，扭桿彈簧懸架的剛度是可變的。在單縱臂式獨立懸架中，如果彈性元件用扭桿彈簧，如圖所示 。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,21,8.4 彈性元
9、件的計算,8.4.3 螺旋彈簧的計算 螺旋彈簧常用于獨立懸架中，它通常只能承受垂直載荷。螺旋彈簧的主要尺寸是平均直徑 ，鋼絲直徑 和工作圈數(shù) ，如圖所示。 設計時先根據(jù)行駛平順性的要求，確定懸架的靜撓度 和動撓度 ，然后根據(jù)導向機構特點選擇桿杠比，從而換算得彈簧的靜撓度 和動撓度 ；再進行設計計算。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,22,8.4 彈性元件的計算,8.4.4 空氣彈簧和油氣彈簧的計算 1. 空氣彈簧 采用空氣彈簧的懸架中也需要導向機構。,(a) 鋼板彈簧式 (b) A型架式 (c) 單縱臂式,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,23,8.4 彈性元件的計算,8.4.4 空
10、氣彈簧和油氣彈簧的計算 根據(jù)氣囊結構型式不同，空氣彈簧可分為囊式、膜式和復合式三種。囊式又分為單曲式、雙曲式和多曲式；與膜式相比，囊式壽命較長、制造方便，剛度較大，故常用于商用車。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,24,8.4 彈性元件的計算,8.4.4 空氣彈簧和油氣彈簧的計算 2. 油氣彈簧 油氣彈簧是空氣彈簧的一種特例，它以氣體作為彈性元件，在氣體與活塞之間引入油液作為中間介質。油氣彈簧的工作缸由氣室和浸在油液中的阻尼閥組成。 油氣彈簧有雙氣室和兩級壓力式。 油氣彈簧與空氣彈簧相比，由于前者采用鋼筒作為氣室，氣壓可以比囊式空氣彈簧的高1020倍，通常可達57MPa，甚至達20MPa
11、。因此，其機構體積小，承載能力強，若用于重型自卸車可比鋼板彈簧輕50%以上。油氣彈簧也可以得到較低的固有頻率，并且容易實現(xiàn)車身高度調節(jié)，這些優(yōu)點使其在乘用車上也有應用前景。但是，油氣彈簧的加工、裝配及密封性要求高，維修不便。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,25,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.1 獨立懸架導向機構的設計要求 1. 對前獨立懸架導向機構的要求 (1) 具有恰當?shù)膫葍A中心和側傾軸線。 (2) 當車輪跳動(懸架壓縮伸張)時，輪距變化盡量小，以免造成輪胎早期磨損。 (3) 側傾中心的位置受軸荷變化影響小。 (4) 當車輪跳動時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性。 (5) 車
12、輪跳動時，產生的縱向加速度盡量小以減少縱向沖擊，避免慣性力矩作用到轉向節(jié)上。 (6) 轉彎時，保證車身側傾角較小，并使車輪與車身同向傾斜，以減少過多轉向效應。 (7) 制動時，使車身抗“點頭”；加速時，抗“后仰”。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,26,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.1 獨立懸架導向機構的設計要求 2. 對后獨立懸架導向機構的要求 (1) 當車輪跳動時，輪距變化盡量小。 (2) 在轉彎時，保證車身側傾角較小，并使車輪與車身傾斜反向，減少過多轉向效應。 此外，導向機構還應有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 目前汽車上廣泛采用上、下臂不等長的雙橫臂式
13、獨立懸架(主要用于前懸架)和麥弗遜式懸架，在這里主要以此為例來討論獨立懸架導向機構參數(shù)的確定方法。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,27,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.2 獨立懸架導向機構的布置參數(shù) 1側傾中心 側傾中心的位置隨導向機構的型式而不同。可用圖解法或實驗法求得。如圖所示。,(a) 單橫臂式 (b) 單縱臂式 (c) 雙橫臂式,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,28,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.2 獨立懸架導向機構的布置參數(shù) 1側傾中心,(d) 雙橫臂式 (e) 雙橫臂式 (f) 雙縱臂式,(g) 燭式 (h) 麥弗遜式,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程
14、系,29,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.2 獨立懸架導向機構的布置參數(shù) 2側傾軸線 在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行，且盡可能離地面高些。 然而，前懸架側傾中心的高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，由于前橋軸荷大，且為驅動橋，故應盡可能使前輪軸荷變化小。 設計時，應首先確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取大些。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,30,8.5 獨立懸
15、架導向機構設計,8.5.2 獨立懸架導向機構的布置參數(shù) 3側傾角剛度 懸架的側傾角剛度是指發(fā)生單位側傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。汽車總體設計中要求：側向加速度為0.4g時，商用車車身的側傾角不超過67，乘用車不超過2.54。乘坐側傾角剛度過小而側傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感；而側傾角剛度過大，則會減弱駕駛員的路感；如果過大的側傾角剛度出現(xiàn)在后軸，有增大后軸車輪間負荷轉移、使車輛趨于過多轉向的作用。 此外，要求汽車轉彎行駛時，在0.4g的側向加速度下，前后輪的側偏角之差應當在13范圍內。而前、后懸架側傾角剛度的分配會影響前、后輪的側偏角大小，從而影響轉向特性，所以，為了保證汽車的
16、操縱穩(wěn)定性，設計中應適當分配前、后懸架的側傾角剛度。對于乘用車，懸架側傾角剛度的比值一般為1.42.6。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,31,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 1前輪定位參數(shù)的變化 前輪定位參數(shù)隨車輪上下跳動的變化特性，通常是指從滿載靜平衡位置到車輪跳動40mm范圍內的特性。,a) 主銷長度不變且等于0.6倍下臂長 ； b) 上臂長不變且等于0.6倍下臂長,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,32,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 1前輪定位參數(shù)的變化 表中列出了幾種國外乘用車雙橫臂式獨立懸架的一些參數(shù)，
17、供設計時參考。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,33,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 2上、下橫臂在橫向平面內布置方案的確定 如圖所示三種布置形式。其中(a)、(b)所示情況的上橫臂與水平線傾斜一個角度，且它們的傾斜方向不同；(c)所示情況的上、下橫臂均水平布置。 這三種布置形式所獲得的車身側傾中心的位置不同。應根據(jù)對側傾中心位置的要求來選擇上、下橫臂在橫向平面內的布置方案。,(a) (b) (c),哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,34,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 3上、下橫臂擺動軸線在縱向垂直平面內的布置,(
18、a) (b),(c) (d),哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,35,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 4上、下橫臂擺動軸線在水平面內的布置,（a） (b) (c),哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,36,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 5導向機構的受力分析與強度計算 1) 車輪上只有垂直力作用,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,37,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 5導向機構的受力分析與強度計算 2) 車輪僅受到側向力作用,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,38,8.5 獨立懸
19、架導向機構設計,8.5.3 雙橫臂懸架導向機構設計 5導向機構的受力分析與強度計算 3) 車輪上僅受縱向力作用,(a) 車輪制動 (b) 傳動軸制動,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,39,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.4 麥弗遜式懸架導向機構設計 1導向機構的受力分析,(a) （b） 麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,40,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.4 麥弗遜式懸架導向機構設計 2橫臂軸線布置設計,主銷后傾角變化示意圖,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,41,8.5 獨立懸架導向機構設計,8.5.4 麥弗遜式懸架導向機構設計
20、3橫臂長度的確定,麥弗遜式獨立懸架運動特性,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,42,8.6 減振器,8.6.1 減振器主要性能參數(shù)的選擇 減振器的性能一般用阻力位移特性和阻力速度特性來表示。,(a) 阻力-位移特性 (b) 阻力-速度特性,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,43,8.6 減振器,8.6.1 減振器主要性能參數(shù)的選擇 (1) 相對阻尼系數(shù) 的選擇 若 取值較大，有利于使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面沖擊傳給車身，降低懸架的緩沖性能；若 值選得過小，振動衰減慢，共振幅度大。因此，相對阻尼系數(shù) 需要在合理的范圍內，才能獲得令人滿意的行駛平順性。 為了使減振器的阻尼效果好，
21、又不傳遞大的沖擊力，常使壓縮行程的相對阻尼系數(shù) 小于伸張行程時的相對阻尼系數(shù) 。 一般取 (0.250.5) 。如 =0，即減振器壓縮時無阻尼，只在伸張行程有阻尼作用，則為單向作用減振器。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,44,8.6 減振器,8.6.1 減振器主要性能參數(shù)的選擇 (2) 減振器阻尼系數(shù) 的確定,為杠桿比，in/a；,為減振器安裝角。,在懸架中減振器的軸線與垂直線成夾角的情況,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,45,8.6 減振器,8.6.1 減振器主要性能參數(shù)的選擇 (3) 最大卸荷力 的確定 為減少傳到車身的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器的卸荷閥
22、便被打開，減振器不再提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時的活塞速度稱為卸荷速度，即 式中， 為車身振幅，取40mm； 為卸荷速度，取0.150.3m/s； 為車身振動偏頻。 如果已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，則最大卸荷力為,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,46,8.6 減振器,8.6.2 減振器主要尺寸的確定 1) 筒式減振器工作缸直徑 的確定 式中， 為缸筒直徑與連桿直徑之比，d/D； 為缸內最大容許壓力，取34Mpa。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,47,8.6 減振器,8.6.2 減振器主要尺寸的確定 2) 貯油筒直徑 的確定 一般取 (1.351.5)D。壁厚通常
23、取2mm。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,48,8.7 橫向穩(wěn)定桿,為了降低偏頻和改善行駛平順性，乘用車懸架的垂直剛度和側傾角剛度設計得較低，在轉彎時可能產生較大側傾，影響行駛穩(wěn)定性。 為同時獲得較大的靜撓度和側傾角剛度，在汽車中廣泛地采用了橫向穩(wěn)定桿，如圖所示。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,49,8.7 橫向穩(wěn)定桿,(a) 橫向穩(wěn)定桿尺寸示意圖 (b) 車輪位移與橫向穩(wěn)定桿位移圖,橫向穩(wěn)定桿安裝尺寸及位移圖如下。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,50,8.7 橫向穩(wěn)定桿,下圖為橫向穩(wěn)定桿半邊的彎矩圖。在力作用下橫向穩(wěn)定桿發(fā)生彈性變形，作的功與橫向穩(wěn)定桿中總的變形位能相
24、等。,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,51,8.7 橫向穩(wěn)定桿,(1) 段的扭轉位能 (2) 段的彎曲位能 段的彎曲位能 (4) 段的彎曲位能,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,52,8.7 橫向穩(wěn)定桿,在 作用下橫向穩(wěn)定桿端點的位移為,橡膠支座(軸承)和連接桿上橡膠墊所產生的位移為,相應的橫向穩(wěn)定桿的端點位移為,哈爾濱工業(yè)大學汽車工程學院車輛工程系,53,習 題,8-1 懸架設計應滿足那些要求，在設計中如何滿足這些要求？ 8-2 懸架有哪些具體說明類型？如何根據(jù)車型選擇懸架的結構形式？ 8-3 分析側傾角剛度對汽車操縱穩(wěn)定性的影響。 8-4 分析影響選取鋼板彈簧的長度、片厚、片寬以及片數(shù)的因素。 8-5 獨立懸架導向機構的設計要求有哪些？前輪定位參數(shù)的變化特性與導向機構有哪些關系？ 8-6 減振器的主要性能參數(shù)有哪些？在設計中如何選取這些參數(shù)？,
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