51015202530354045V點擊這里錄入標題〉V點擊此處添加作者信息〉<作者單位〉摘要:捷達轎車前懸架所使用的是麥弗遜式獨立懸架。懸架是現代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或輪胎）彈性的連接起來。它的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面傳給車身的沖擊載荷、衰減由此引起的震動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。麥弗遜式獨立懸架有著結構簡單、緊湊、占用空間小等眾多優點，在現代輕型汽車中得到了廣泛運用。本文主要講的是捷達轎車的前懸架的設計，對其前懸架進行設計計算。并對懸架中關鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩定桿、減震器等的設計、選型校核。關鍵詞：捷達轎車；麥那遜式懸架；設計計算中圖分類號：<PlaceTitleofArticleHero<AuthoiJsName><Autlior*sAddress>Abstract:Jettacaiusedbythepre-suspensionMacphersonmdependentsuspension.Suspensionisailmipoitantelementofoneofthemodernautomobilejttotheclassis（orbody）andaxle（ortiies）flexiblylink.Itmamroleistheroleoftiaiisniissioninthebodybem^eenthewheelsandalltliepowerandmoment,suchassupportofsystemdynamicsanddrivingforce、andeasingtheroadtothewholebodyimpactload,decayresultingvibration.ensuiethecomfortoftliecrew,cargoandvehiclesreducetheifmovingload?Macphersonmdependentsuspension?witlisunpiestmctuie,compact,smallfbotprmt,andnianvotheradvantages,inamodernlightvehicleshasbeenwidelyused.Theinamstressisfiontsuspensiondesign,Thecalculationofthekfrontsuspensiondesign.Specificationssetoutthekeysuspensioncomponentssuchas:spualsprings,swaybai;shockabsorbersuchasdesign.selectionandcalibration?Keywords:Jettacar;McPhersonsuspension;Designandcalculation0引言懸架是現代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面傳給車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性。懸架對于整車的意義重大。現代轎車除了保證其基本性能，即行駛性、轉向性和制動性之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，向高附加價值、高性能和高質量的方向發展。對此，尤其作為提高操縱穩定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須加以改進。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。與生產實際結合較緊密。通過對懸架系統中重要零部件的設計、計算和校核；各定位參數涵義及其對整車動力學性能影響的分析，初步達到介紹懸架設計全過程目的，具有很強的操作性，能夠為標致轎車的生產實際提供一定意義上的指導。

1 麥弗遜式懸架的設計計算懸架的總體布置方案和相關參數的計算懸架的總體布置方案50 此型轎車是一款小排量的經濟型轎車，總體參數要求見表。表1-1捷達轎車的總布置參數要求設計狀態下的前軸軸荷710kg空載時的前軸軸載639kg前橋左右懸架的總質量mu73Kg前懸架的設計偏頻ill1.31Hz主銷內傾角120主銷后傾角20201車輪外傾角20'麥弗遜懸架的結構分析麥邛遜懸架由多個零件組成，故在懸架機構分析中采用空間機構分析法對其進行分析。在運55 用此方法進行分析時，將懸架總成中的構件等效成剛體來研究懸架系統的空間運動。圖2-2是麥州遜式懸架的等效機構圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉向節之間的連接通過球副來等效：減振器外套筒和活塞的聯接方式被等效成一個移動副：減振器的上支點和車身的聯接被等效成一個轉動副。這樣，麥死遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機構。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統的分析變得簡單，且不會在60 很人程度上影響分析的結果減振器桿

圖1?2 麥弗遜懸架的等效機構圖1-13 懸架總體參數的計算在設計時首先對懸架總體參數進行計算，如懸架的剛度、懸架的撓度等，這樣，在下文對零部件的計算時，就可以以懸架的總體參數為依據，根據懸架的結構參數求出相關零部件的受力.剛度等參數。65707580859095于是，前懸架的即度C為C=(2m\Yxms=(2x3.1415926x131)2x318.5=21578.027(2V/m)?21.6(N/mm)2?懸架的靜撓度2?懸架的靜撓度懸架的靜撓少7; 如下關系:代入數值得：幾=1必98（肋），取辦=146咖3?懸架的動撓度為了防止汽車在壞路面上行使駛時懸架經常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠人的動撓度。從結構和使用要求上來考慮選此懸架的動撓度為=螺旋彈簧的設計計算1-2.1螺旋彈簧材料的選擇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，在輕型以下汽車的懸架中運用普遍。根據捷達汽車工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求（可參考下文的計算分析）,選擇60S12NI11A為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。1.2.2彈簧的受力及變形根據懸架系統的裝配圖，對其進行結構分析、計算可以得出平衡位置處彈簧所受壓縮力P與車輪載荷"I的關系式：P—A—Nlcos0P—A—Nlcos0— —cos(0+cro_a)31&5xcos20"x9?81cos(20=l2—30)=319x10"“)式中，0為車輪外傾角, “為減振器內傾角,G為主銷軸線與減振器的夾角式中角度如圖2-3所示。彈簧所受的最大力取動荷系數k=1.7,則彈簧所受的最人力Pdniax為:Pdmax=RxP=1?7x3?19x10‘=5?42xlO"N）

100105110115120車輪到彈簧的力及位移傳遞比車輪與路面接觸點和零件連接點間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的別度人與懸架的線剛度人可由傳遞比建立聯系⑹:利用位移傳遞比J便可計算出螺旋彈簧的剛度匚其中分數NvHf代表懸架的線剛度。從而，得到如下關系式：匕=們人當球頭支承B由減振器向車輪移動t值時，根據文獻[7],懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為(其中的參數說明詳見圖2-4):ix=1/cosQo-a)(c+o)c?(Q+5o-3)-『圖1.4懸架受力和位移比分析=COS?—a)+尺o+血心+『(c+o)c?(Q+5o-3)-『圖1.4懸架受力和位移比分析代入數值可得到ix=1.002 iy=1.146。所以，位移傳遞比ixiy為1.148彈簧在最大壓縮力作用下的變形量由捷達轎車前懸給定的偏頻f=1.31Hz,4得到了汽車懸架的線剛度：kx=4丹xf2xM2=3.142xl.312x0.72=8.29(n/mm)于是可得出彈簧的剛度人ks=kxixiy=21(///mm)進而可得到彈簧在最大壓縮力Pdmax作用下的變形量F：F=Pdinax/ks=5420/21=258(nmi)所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為：Pdmax=5420NF=258mm1.2.3彈簧幾何參數的計算根據已求得的彈簧所受的最大力和相應的變形進行彈簧的設計。

1251301351401451501?彈簧的材料許用應力根據其工作條件已經選擇簧絲材料60Si2NIiiAo材料的性能參數如表所示■ C■ n許用切應力[5]48忍門〃曲許用剪應力[5]卄hrurr100sJ剪切模量G—Qt/加時80002彈性模量E20000NIP強度范圍45-50HRC選擇彈簧旋繞比：旋繞比（彈簧指數）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C=4-8,這里初選旋繞比C=8。計算鋼絲直徑d曲率系數K二容+警=1.18d>1.596^y=10.4//W7 選d=10.5彈簧中徑D2選擇D2=Cd=8*10.5=84mm選D2二90mm彈簧圈數n選擇n=Gd*=78-5x10X25x2—3）4=49—8￡>23 — 8x0.093x21x103 — '選n二6圈兩端均選0.75圈支承圈，則彈簧總圈數為：nl二n+n2二6+1.5二7.5圈6?彈簧的工作極限變形Fy<1.12F=1.12x0.258=0.289m工作極限載荷：P.<P^=6.07x10?TVJ 尸7.彈簧的幾何尺寸節距t-dFIn+8-10.5+乎+0.14x10.5=44.2mm自由高度H0H0=nt+l.5d=8x44.2+1.5x10.5=369.3mm

155160165170175180選H0二370mm螺旋角°:Q=arctS^=皿娥鴿=8.89。外徑D：D=D2+d=90+10.5=100.5imn進而需將原有彈簧座的尺寸作相應的改變（實際尺寸根據彈簧的外徑尺寸而定）。內徑D1：Dl=D2-d=90-10.5=78.5nun1.2.4計算結果的處理上述對螺旋彈簧的計算的結果如下表1?3所示。自由高度H0370111111彈簧圈數n5.5圈螺旋角Q8.89度內徑D178.5nun外徑D100.5mm節距t44.2nun在AUTOCAD軟件環境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖2-5）所示。為了改善彈簧在安裝后的受力狀況，螺旋彈簧的兩端需作端平處理，在裝配時此處的配合精度選為七級精度，又因為彈簧的外徑為100.5mm,根據文獻[18],粗糙度值選為3.2。橫向穩定桿的設計計算橫向穩定桿的作用汽車在高速行駛時，車身會產生很人的橫向傾斜和橫向角振動。因此，懸架中需添設橫向穩定桿。采用橫向穩定桿除了可減輕車身傾斜外，還會影響汽車的操縱穩定性。主要包括以下兩點：（1） 前懸架中采用較硬的橫向穩定桿有助于汽車的不足轉向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能；（2） 增人后懸架的穩定性，會使前輪驅動汽車具有中性轉向性能，使后輪驅動車具有更犬的過度轉向性。橫向穩定桿的設計計算捷達轎車采用的前置前驅（FF）方案，因此汽車總布置對空間的要求比較嚴格，可利用的空間不犬。基于這樣的布置要求和使用條件，這里選用I【型穩定器（圖2-6為捷達汽車橫向穩定桿的三維圖）。確定橫向穩定桿桿徑d0的公式如下：

185190195200205210其中：Cs=9.52N/niiii;E=196Gpa; <k一對于圓截面桿段，所采用的修1E‘°=523111111； =363nmi; =200nw圖1-7橫向穩定桿示意圖'=21Onun;'7=500nun;ls=1145nu:各參數的含義如圖2-6所示，其數值圖1-7橫向穩定桿示意圖于是可以求得橫向穩定桿的桿徑d0=20.9,選擇整數標準值dl=21nmi,橫向穩定桿的形狀應由它的空間布置要求來定。在AUTOCAD軟件環境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖2-8）所示。為了使橫向穩定桿在拐角處的半徑值不至于過小，此處取最小半徑R=lSinino1.41.4減震器的選型與設計14.1減振器類型的選擇捷達轎車的工作工況一般為城市道路工況，總體來說，它所行駛的路面較為平緩。懸架的減振器在這樣的路面上工作時，振動的幅值不人，但頻率較高。所以，在此設計方案中選用液力式減振器。使用液力減振器后，當車架與車橋作往復相對運動時，減振器能夠通過內部粘性油液的流動，將車身和車架的振動能量轉化為熱能，最終散到人氣中，從而達到使振動迅速衰減的目的。1.4.2主要性能參數的選擇減振器的主要性能參數主要有兩個：相對阻尼系數?和阻尼系數5。它們決定了減振器的阻力一位移特性和阻力一速度特性。1?相對阻尼系數。的選擇在選擇相對阻尼系數時，應考慮到：取得人雖然能使振動迅速衰減，但會把較人的不平路面的沖擊力傳到車身；另一方面，取得過小又會使振動衰減慢，不利于行駛平順性。由前面的計算得知螺旋彈簧的剛度為21N/m.汽車懸架的偏頻為1.31HZ,為了使減振器和螺旋彈簧有較好的匹配關系，在考慮型車設計要求的情況卞，本車的相對阻尼系數擬選為：°=0.324,這樣能夠讓懸架發揮其較佳的性能。

2152202252302352?減振器的阻尼系數$哼捱茅朗護［不僅與非簧載質量和懸架剛度有關，還與相對■阻尼系數有關。捷達轎車中減振器安裝在懸架中與垂直線成亍的夾角，則此時的阻尼系數應根據減震器的布置特點確定：&=2054=2x0324x31&5x8.23x21()2=2054— 2012cos25°式中：w 杠桿比,i=n/a；N一一為下橫臂的長度°—減振器安裝角。2.儲油筒的確定一般$=（13~1.5）?=35.5訕，壁厚取2皿材料選用20號鋼。根據主要性能選取減震器阻尼系數/2054最大允許壓力P3MP工作缸直徑D42nun儲油筒直徑De35.511U11連桿與缸筒直徑之比20.48壁厚2111111鑒于減振器對污染、磨損等的敏感性，在繪制裝配圖時是根據減振器的使用條件的要求注明了技術要求（可參考減振器的零件圖），零件配合處的粗糙度Ra值選為0.16Unu1.5彈簧限位緩沖塊的設計在捷達汽車的前懸中，因結構的限制，導向臂和轉向拉桿被限制在±130范|制內。如果懸架行程增犬，這些角度將可能超出規定值，此時，零件會因為沖擊而發出噪聲，較接的銷軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險。因此，懸架中要設置彈簧限位緩沖塊。捷達汽車前懸的垂直剛度為21.6N/m,這就意味著懸架被設計得非常軟，當然，這樣有利于提高汽車的平順性和舒適性，但同時卻增加了螺旋彈簧達到壓縮極限的可能性。因此為了解決這種矛盾，就需要選擇合適的緩沖塊阻尼。根據約森?賴姆佩爾.著的《懸架元件及底盤力學》，在此標致轎車前懸的設計中，選擇緩沖快的阻尼為1100c另外，轎車內噪音水平跟懸架系統零件的共振頻率和路面噪音的頻率有選用轎車用緩沖塊的工作頻率為60Hz左右，這樣離路面噪音的頻率（15?20Hz）較遠，這樣可以顯著減少轎車內的噪音，為車內提供更加安靜的壞境。

240245250255260265以前軸的中心點為原點，汽車的前進方向為X軸方向，Y軸指向駕駛者的右側，Z軸根據右手螺旋定則來確定。標致轎車前懸左側空間機構在上述坐標系中的坐標如表3.1所示。以表中的坐標值和部分相關點之間的距離為初始狀態值，以車輪的上卞跳動量為輸入，車輪的定位參數為輸出，根據空間機構學的理論知識和理論分析表靜態時懸架空間機構各關鍵點的坐標和車輪定位角懸架上的點X軸坐標（mm）Y軸坐標（mm）Z軸坐標（mm）減振器上支點-8.8-517.2587.4減振器下支點-31.6-690.0-66.3F擺臂擺動軸線與下擺臂中心交點-11-371.9-21.44輪胎接地點-2&1-710.5180.96下擺臂擺動軸線的前端點-31.3-680-56.8轉向節臂球頭銷中心-121.7658.329.9轉向橫拉桿斷開點球頭銷中心的設計坐標104-264132.3前輪中心-28.1-710.535.96主銷內傾角kiiigpuunclination140主銷后傾角casterangle2020'前輪前束量toe_iiiangle2mm車輪外傾角cambeiangle20'1.6獨立懸架導向機構的設計1.6.1設計要求對前輪獨立懸架導向機構的要求是：1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4.0mm,輪距變化人會引起輪胎早期磨損。2） 懸架上載荷變化時，前輪定位參數要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度。3） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在O.4g側向加速度作用下，車身側傾角不人于6°?7°,并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。4） 汽車制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。對后輪獨立懸架導向機構的要求是：1） 懸架上的載荷變化時，輪距無顯著變化。2） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉向效應。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獨立懸架（主要用于前懸架）和滑柱擺臂（麥邛遜）式獨立懸架。下面以這兩種懸架為例，分別討論獨立懸架導向機構參數的選擇方法，分析導向機構參數對前輪定位參數和輪距的影響。1.6.2導向機構的布置參數

普通規格的麥弗遜式懸架的尺寸力”和P的計算法和圖解法麥界遜式獨立懸架的側傾中心由如圖6-26所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點E作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點即為P點。麥界遜式懸架的彈簧減振器柱EG布置得越垂直，下橫臂GD布置得越接近水平，則側傾中心W就越接近地面，從而使得在車輪上跳時車輪外傾角的變化很不理想。如加長下橫臂，則可改善運動學特性。麥界遜式獨立懸架側傾中心的高度，K可通過下式計算h" 匕 2/Ccosp+Jtanc+r.二]]5g270275280285290式中c+b

siii(a+p)p=Ksin0+d式中c+b

siii(a+p)p=Ksin0+d側傾中心在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應人致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許范圍內。然而，前懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且幾乎不可能超過150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，由于前轎軸荷犬，且為驅動橋，故應盡可能使前輪輪荷變化小。因此,獨立懸架（縱臂式懸架除外）的側傾中心高度為：前懸架O?120mm：麥界遜式懸架的縱傾中心，可由E點作減振器運動方向的垂直線，該垂直線與過G點的擺臂軸平行線的交點即為縱傾中心,如圖6-28所示。圖6-28麥弗遜式懸架的縱傾中心圖6-28麥弗遜式懸架的縱傾中心2關鍵零部件的校核2.1螺旋彈簧的強度校核2.1.1.穩定性驗算在彈簧受到較人的垂向載荷時，彈簧可能因為過人的高徑比而岀現彎曲失穩現彖，根據文獻可知當彈簧的高徑比小于5.3時便不會出現失穩現象高徑比b： b=欝■二帶=4.1<5.3滿足穩定性要求。 '2.1.2彈簧的實際性能參數實際彈簧剛度：&=^=2.38xl047V/m平衡位置彈簧所受的壓縮力:295300305310315320Nvcos/7cos(/7Nvcos/7cos(/7+<5q—2S66.2N相應的彈贊變形:3?3?19xl()3—K—2.522xl04=113.6mm平衡位置時的彈贊長度（上、下彈贊座的實際位置）:H二HO—卜二340-113.6=226?伽2-1.3彈簧對整車的影響根據彈簧的實際剛度及懸架的行程傳遞比及力的傳遞比可以計算出懸架的實際線剛度:K、252201.0448x1.01442.38X104(3-6)進而可得到汽車的偏頻:1.3595x10'4二一 -K、252201.0448x1.01442.38X104(3-6)進而可得到汽車的偏頻:1.3595x10'4二一 -2jMK2V288.5x2.38x1041.445Hz=0.259(3-7)(3-8)根據捷達車的參數要求，經比較可知此設計方案滿足設計要求。橫向穩定桿的強度校核2-2.1 中段中央處的強度校核325圖2」橫向穩定桿的中部端部向外彎的距離越人（厶〉厶'）,此區域的應力325圖2」橫向穩定桿的中部端部向外彎的距離越人（厶〉厶'）,此區域的應力5口將越人。(3-10)330/6330/6=0；2=M_1(厶=725)；￡=88咖；C51=C5[J1/J0J4；乙：比應力(^=1.6125)；運算結果為：久=371.5MPd2.2.2中段較接區的強度校核335上述關系也適用于點H出的應力&2