桑塔纳2000前麦弗逊独立悬架毕业设计

悬架是现代汽车上的重要总成之一，它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。因此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，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。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、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时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上提高了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。总之，悬架的设计关系到汽车的操纵稳定性、转向轻便性、行驶舒适性、轮胎寿命以及汽车布置中的运动干涉等诸多方面。

此次设计是对桑塔纳2000前独立悬架设计。

关键词:麦弗逊独立悬架、导向机构、减震器、弹簧、横向稳定杆。

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1绪论： 1.1悬架的功用

悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接装置的总称。

1.传递它们之间一切的力（反力）及其力矩（包括反力矩）。

2.缓和，抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车良好的平顺性，操纵稳定性。

3.迅速衰减车身和车桥的振动。

悬架系统的在汽车上所起到的这几个功用是紧密相连的。要想迅速的衰减振动、冲击，乘坐舒服，就应该降低悬架刚度。但这样，又会降低整车的操纵稳定性。必须找到一个平衡点，即保证操纵稳定性的优良，又能具备较好的平顺性。

悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。 1.2 悬架的组成

现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式，种类，会因不同的公司和

设计单位，而有不同形式。

但是，悬架系统一般由弹性元件、减振器、缓冲块、横向稳定器等几部分组成等。

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它们分别起到缓冲、减振 、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用。

弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。这里我们选用螺旋弹簧。

减振器是为了加速衰减由于弹性系统引起的振动，减振器有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。

导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导

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向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。

现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，也就是说汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。

1.3悬架的分类：汽车的悬架从大的方面来看，可以分为两类：非独立悬架和独立悬架系统。

1.3.1独立悬架

图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。

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如图2所示。

独立悬架的类型及特点：

图3

独立悬架的车轴分成两段（如图3），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。

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和滑柱摆臂式（又称麦弗逊式）。 ⒈双横臂式

。

图4 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

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字形，V形臂的上下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。

⒉麦弗逊式（滑柱连杆式）

图5 麦弗逊式独立前悬架

工作原理：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

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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。 典型的结构如图6和7。

图6 麦弗逊悬架结构

1-减振器外筒;2-活塞杆;3-弹簧支座;4-横向稳定杆支架;5-横向稳定杆拉

杆;

6-副车架;7-横向稳定杆;8-发动机支座;9-弹簧上支座;10-隔离座;11-辅助

弹簧;

12-防尘罩;13-U形夹;14-轴承;15-定位螺栓

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图7 麦弗逊悬架的另一种结构图

1-横向摆臂;2-球形支承;3-减振器外筒;4-弹簧;5-上支承轴承;6-反跳缓冲弹簧

麦弗逊独立悬架的特点：

优点：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。

1.3.2非独立悬架

非独立悬架如图8所示。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，它可兼起导向作用，使结构大为简

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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。

图8

1.4悬架的国内外发展情况

汽车悬架的发展十分迅速，不断出现崭新的悬架装置。正常情况按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，20世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。主动悬架可以能主动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。

随着当前世界汽车工业朝着高速、高性能、舒适、安全可靠的方向发展，空气悬架弹簧是当今汽车发展的一大趋势，特别是在大型客车和载重汽车上尤为突出。其实，早在20世纪50年代，空气悬架弹簧就开始应用在载重车、小轿车、大客车及铁道车辆上。到60年代，德国、美国等工业发达国家生产的大部分公共汽车上装有了主动式空气弹簧悬架。

国内早在20世纪60年代就设计生产了空气弹簧悬架，但由于工业技术

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条件有限，当时生产的产品使用效果不甚理想，以后在很长一段时期，产品没有进一步发展，因此，国外生产空气悬架弹簧的厂家凭借着资金与技术优势进入国内市场，为国内生产豪华客车的厂家配套成熟的主动式空气弹簧悬架产品。

同时我国公路条件的改善为汽车悬架创造了基本的使用条件，并产生了很大的促进作用。高速公路的迅速发展、运输量的增加以及对高性能客车的需求，都对汽车的操纵稳定性、平顺性、安全性提出了更高的要求。此外，重型汽车对路面破坏机制的研究及认识的进一步加深，政府对高速公路养护的重视，限制超载逐步在国内各地受到重视，这些因素都将促使新型悬架在重型车市场的应用将进一步扩大。

随着国内客车产品档次的逐步升级，空气悬架弹簧逐步被市场接受。目前，在国内有多家客车厂生产的豪华大客车装有空气悬架，如安凯、金龙客车、桂林大宇、合肥现代、杭州客车等，。

由于主动式空气悬架弹簧价格较贵，为降低成本，有的企业部分车型前桥使用钢板弹簧，后桥使用空气悬架弹簧。由此可知悬架正充分关注这方面的变化，提高综合开发能力，以适应市场的需求和变化，新型悬架的诞生迫在眉睫。

2悬架分析设计 2.1悬架结构方案分析

2.1.1 独立悬架与非独立悬架结构形式的选择

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为适应不同车型和不同类型车桥的需要，悬架有不同的结构型式，主要有独立悬架与非独立悬架。独立悬架与非独立悬架各自的特点在上一章中已经作了介绍，本章不再累述，轿车对乘坐舒适性要求较高，故选择独立悬架。 2.1.2 悬架具体结构形式的选择

麦弗逊式独立悬架是独立悬架中的一种，是一种减振器作滑动支柱并与下控制臂铰接组成的一种悬架形式,与其它悬架系统相比,结构简单、性能好、布置紧凑,占用空间少。因此对布置空间要求高的发动机前置前驱动轿车的前悬架几乎全部采用了麦弗逊式悬架。

此次设计的悬架为发动机前置前轮驱动的桑塔纳2000车型，故选择麦弗逊式独立悬架形式。 2.2弹性元件

弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根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、空气弹簧等常用类型。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。

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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8所示。

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，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。

图8 含减振器的悬架简图 1.车身2.减震器3.弹性原件4.车桥

2.4传力构件及导向机构

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

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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度。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。

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3 悬架主要参数的确定

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。此次设计是对桑塔纳2000前独立悬架设计。 桑塔纳2000参数：

长/宽/高(mm) 4680/1700/1423

发动机型式 74千瓦4缸2气门电子控制多点喷射汽油机(AYJ) 变速器型式 自动变速箱/手动变速箱 排量(毫升) 1781 最大功率(KW) 72/5200 最大扭矩(N.m) 155/3500 油耗(L/100km) 6.2 轴距(mm) 2656 前轮距（mm）1414 后轮距（mm）1422 满载质量（kg）1540 空车质量（kg）1120 满载前轴允许负荷<810kg

满载后轴允许负荷<810kg 3.1悬架的空间几何参数

在确定零件尺寸之前，需要先确定悬架的空间几何参数。麦弗逊式悬架的受

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力图如图3-1：

根据车轮尺寸，确定G点离地高度为158.3mm，根据车身高度确定C大致高度为700mm，O点距车轮中心平面110mm，减震器安装角度14°。 3.2悬架的弹性特性和工作行程 3.2.1悬架频率的选择

对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数ε=0.8～1.2，因而可以近似地认为ε=1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频n1，n2表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于钢制弹簧的轿车，n1约为1～1.3Hz（60～80次/min），n2约为1.17～1.5Hz（70～90次/min），非常接近人体步行时的自然频率。取n=1.2HZ 3.2.2 悬架的工作行程

悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 由n

5fc 3-1

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式中 fc—————悬架静挠度 得悬架静挠度：

5fc 3-2

n25fc173.6mm

12则悬架动挠度：fd=（0.5—0.7）fc 取fd=0.5fc=0.5×173.6＝86.8mm

为了得到良好的平顺性，因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量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于160mm。

而fcfd=173.6+86.8=260.4mm>160mm 符合要求 3.2.3悬架刚度计算

已知：已知整车装备质量：m =1120kg，取簧上质量为1060kg；取簧下质量为60kg，则由轴荷分配图知：

2106060%空载前轴单轮轴荷取60%： m1=318kg

2满载前轴单轮轴荷取50%：m2员，60kg/名）。

(1060560)50%340kg（满载时车上5名成

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悬架刚度：

CF满载fcFW3400=fc173.619.59N/mn

4悬架主要零件设计 4.1 螺旋弹簧的设计 4.1.1螺旋弹簧的刚度

由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度CS是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度CS仅指弹簧本身单位挠度所需的力。

例如麦弗逊独立悬架的悬架刚度C的计算方法：如下图所示。

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选定下摆臂长：EH=390.41mm；半轮距：B=740mm ；减震器布置角度：β=14°，高度561.76mm

可知悬架刚度与弹簧刚度的关系如下：

由图可知：C=(uCosδ/PCosβ)Cs （4-1） 式中 C——悬架刚度，Cs ——弹簧刚度

已知u=1995.95mm p=2103.02mm δ=4°β=14°

C19.5920.08 N/mm 得：CSUcos/Pcos(1995.95cos4)/(2103.02cos14)4.1.2 计算弹簧钢丝直径d 根据下面的公式可以计算：

CSGd48Dmi3  d48DmiCs G式中 i——弹簧有效工作圈数，先取8

G——弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3104Mpa Dm——弹簧中径，取110mm

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代入计算得：d=11.98mm

4.1.3 确定钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=122mm，弹簧有效工作圈数n=8； 4.1.4 弹簧校核 （1）弹簧刚度校核

弹簧刚度的计算公式为：CSGd48Dmi3

代入数据计算可得弹簧刚度CS为：

8.31010124 CS17.7N/mm 3811088DmiGd4

所以弹簧选择符合刚度要求。 （2）弹簧表面剪切应力校核

弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为：

8PDmK'8PCK'  32dd式中 C——弹簧指数（旋绕比），CDm/d

K'——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，

K'4C10.615 4C4C P——弹簧轴向载荷

已知Dm=110mm，d=12mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数K'： CDm/d=110/2=9.16 K'4C10.61549.1610.6151.02 4C4C49.1649.16 P=3409.8cos143233.03N

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8PDmK'8PCK'83233.039.161.02则弹簧表面的剪切应力：534.45Mpa 32d3d23.141210[τ]=0.63[σ]=0.63×1000Mpa，因为τ<[τ]，所以弹簧满足要求。 4.1.5 小结

综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=122mm，弹簧有效工作圈数n=8。

4.2 减振器结构类型的选择

减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。

减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，

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工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。 双筒式液力减振器

双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图9所示。其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀Ⅱ进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀Ⅳ进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀Ⅰ流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减振器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至经阀Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。

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图9双筒式减振器工作原理图

1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；

6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆

减振器的特性可用图10所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性沿程阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著，因而在

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设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不易受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比，如图10所示。图中曲线A所示为在某一给定的A通道下阻尼力F与液流速度v的关系，若与通道A并联一个直径更/大的通道B，则总的特性将如图中曲线A+B所示。如果B为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线A与曲线A+B间的过渡特性。恰当选择A,B的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定的特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0. lm/s时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。

图10 阀的开启程度对减振器特性影响示意图

图11给出了三种典型的减振器特性曲线。第一种为斜率递增型的，第二种为等斜率的(线性的)，第三种为斜率递减型的。其中第一种在小速度时，阻尼力较小，有利于保证平坦路面上的平顺性，第三种则在相当宽的振动速度范围内都可提供足够的阻尼力，有利于提高车轮的接地能力和汽车的行驶性能。根据汽车的型式、道路条件和使用要求，可以选择恰当的阻尼力特性。

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图11 典型的减振器特性曲线 图12 减振器斜置时计算传递比示意图 需要注意的是，在大部分汽车上，减振器不是完全垂直安装，如图3.7所示为刚性桥非独立悬架的情况。这时减振器本身的阻尼力与车轮处的阻尼力之间存在差异，当左右车轮同向等幅跳动时，阻尼力的传递比iD1/cos，由于角度 (见图12)同时造成车轮处力的减小和减振器行程的减小，因此减振器的阻尼系数应为车轮处阻尼系数的iD2倍。当车身侧倾时，相应的传递比

iDB/bcos，式中B为轮距，b为减振器下固定点的安装距。

单筒充气式液力减振器

单筒充气式减振器的工作原理如图（13）所示。其中浮动活塞3将油液和气体分开并且将缸筒内的容积分成工作腔4和补偿腔2两部分。当车轮下落即悬架伸张时，活塞杆8带动活塞5下移，压迫油液经过伸张阀10从工作腔下腔流入上腔。此时，补偿腔2中的气体推动活塞3下移以补偿活塞杆抽出造成的容积减小;车轮上跳时，活塞5向上运动，油液通过压缩阀6由上腔流入下腔，同时浮动活塞向上移动以补偿活塞杆在油液中的体积变化。

与前述的双筒式减振器相比，单筒充气式减振器具有以下优点:①工作缸筒n直接暴露在空气中，冷却效果好;②在缸筒外径相同的前提下，可采用大

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直径活塞，活塞面积可增大将近一倍，从而降低工作油压;③在充气压力作用下，油液不会乳化，保证了小振幅高频振动时的减振效果;④由于浮动活塞将油、气隔开，因而减振器的布置与安装方向可以不受限制。其缺点在于:①为保证气体密封，要求制造精度高;②成本高;③轴向尺寸相对较大;④由于气体压力的作用，活塞杆上大约承受190-250N的推出力，当工作温度为100℃时，这一值会高达450N，因此若与双筒式减振器换装，则最好同时换装不同高度

的弹簧。

图13

双筒充气式减振器的优点有:①在小振幅时阀的响应也比较敏感;②改善了坏路上的阻尼特性;③提高了行驶平顺性;④气压损失时，仍可发挥减振功能;⑤与单筒充气式减振器相比，占用轴向尺寸小，由于没有浮动活塞，摩擦也较小。因而本次设计选择双筒式减振器。

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图14 为双筒充气式减振器用于麦克弗逊悬架时的结构图。

1-六方;2-盖板;3-导向座;4-贮油缸筒;5-补偿腔;6-活塞杆;7-弹簧托架;8-限位块;

9-压缩阀;10-密封环;11-阀片;12-活塞紧固螺母;13-活塞杆小端;14-底阀 4.2.1减震器参数的设计 （1）相对阻尼系数ψ

相对阻尼系数ψ的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；ψ值小则反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y取小些，伸张行程时的相对阻尼系数S26

取得大些，两者之间保持Y=（0.25-0.50）S的关系。

设计时，先选取Y与S的平均值ψ。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些，为避免悬架碰撞车架，取Y=0.5S 取ψ=0.3，则有：

S0.5S 20.3，计算得：S=0.4，Y=0.2

（2）减震器阻尼系数的确定

减震器阻尼系数2cms。因悬架系统固有频率c，所以理论上ms2ms。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。我选

择下图的安装形式，则起阻尼系数为：

2msb22acos2

根据公式n12Cs，可得出：msc2n ms满载时计算前悬刚度CS4123.14234013409.056N/m 代入数据得：=6.3HZ，取a/b0.8,14

按满载计算有：簧上质量m2340kg，代入数据得减震器的阻尼系数为：

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1120.33406.32132.9N•s/m

0.80.970322（3）减震器最大卸荷力F0的确定

为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度Vx，按上图安装形式时有：

VxAacos/b

式中，Vx为卸荷速度，一般为0.15~0.3m/s，A为车身振幅，取40mm；为悬架振动固有频率。

代入数据计算得卸荷速度为：Vx0.046.30.8cos140.245m/s 符合Vx在0.15~0.3m/s之间范围要求。

根据伸张行程最大卸荷力公式：F0cVx可以计算最大卸荷力。式中，c是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力F0为：

F01.52132.90.245783.84N

（4）减震器工作缸直径D的确定

根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D为：

4F0DP12

其中，P——工作缸最大压力，在3Mpa~4Mpa,取P=3Mpa；  ——连杆直径与工作缸直径比值，=0.4~0.5，取=0.4。 代入计算得工作缸直径D为：

D4783.8419.91mm 623.1431010.4 减震器的工作缸直径D有20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种。

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选取时按照标准选用，按下表选择。 工作缸直基长L 径D 30 11 （120） 40 14 （150） 50 17 （180） 70 （75） 47 40 54 39 32 贮油直径吊环直径吊环直径宽活塞行程S Dc φ 度B 24 230、240、250、260、270、280 120、130、140、150、270、280 120、130、140、150、160、170、180 44 （47） 29 65 210 210 62 50 120、130、140、150、160、170、180、190 所以选择工作缸直径D=30mm的减震器，对照上表选择起长度： 活塞行程S=240mm，基长L=110mm，则：

LminLS240110350mm（压缩到底的长度）

LmaxLminS350240590mm（拉足的长度）

取贮油缸直径DC=44mm，壁厚取2mm。 4.3 横向稳定杆的设计 4.3.1 横向稳定杆的作用

横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，

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稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内测悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。 4.3.2 横向稳定杆参数的选择

具体尺寸选择如下：杆的直径d=18mm，杆长L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，l2=156mm，圆角半径R=23mm。

结论

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参考文献

［1］ 陈家瑞 马天飞 【汽车构造 】 第5版 人民交通出版社。 ［2］ 王望予 【汽车设计】 第4版 机械工业出版社。 ［3］ 程耀东 李培玉 【机械振动学】 浙江大学出版社 ［4］ 余志生 【汽车理论】 第5版 机械工业出版社 ［5］ 李鹏 【汽车概论】 人民交通出版社

［6］ 姜铁均 傅强 【汽车机械基础】 同济大学出版社 ［7］ 刘维信 【机械最优化设计】 第2版 清华大学出版社 ［8］ 哈工大理论力学教研室 【理论力学】 第6版 高等教育出版社 ［9］ 中国国家标准

［10］ 刘惟信 【汽车设计】 清华大学出版社

［11］ 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 【机械设计】 第八版

高等教育出版社

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