桑塔納2000前后懸架結(jié)構(gòu)設計【畢業(yè)論文】【汽車專業(yè)】

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 I 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(zhì)量 (即簧載質(zhì)量 )、非懸架質(zhì)量 (即非簧載質(zhì)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(gòu)。導向機構(gòu)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(cè)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(jié)構(gòu)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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 II 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 bysuspension 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. Keyphrase Paper independent suspension, single ZongBei independent suspension, shock absorber, spiral spring, horizontal WenDingQi 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 III 目 錄 摘 要 . I ABSTRACT. II 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 .8 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)方案選擇 .10 2.1 獨立懸架與非獨立懸架的選擇 .10 2.2 獨立懸架具體結(jié)構(gòu)形式的選擇 .10 2.3 懸架組成元件的選擇 .10 2.3.1 彈性元件 .10 2.3.2 減振元件 .10 2.3.3 傳力構(gòu)件及導向機構(gòu) .11 2.3.4 橫向穩(wěn)定器 .12 第 3 章 前后懸架主要參數(shù)的確定 .13 3.1 懸架的空間幾何參數(shù) .13 3.2 懸架的彈性特性和工作行程 .14 3.2.1 前 后懸架偏頻的選擇 .14 3.2.2 前后懸架的靜撓度、動撓度及工作行程的計算 .14 3.3 前后懸架剛度的計算 .15 第 4 章 前后懸 架主要零件的設計 .17 4.1 前后螺旋彈簧的設計 .17 4.1.1 前后彈簧剛度的設計 .17 4.1.2 前后彈簧主要幾何參 數(shù)的確定 .17 4.1.3 前后螺旋彈簧的校核 .19 4.2 橫向穩(wěn)定器的設計 .23 4.2.1 橫向穩(wěn)定器的作用 .23 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 IV 4.2.2 橫向穩(wěn)定器參數(shù)的選擇 .24 4.3 前后減振器的設計 .25 4.3.1 減振器的工作原理 .25 4.3.2 減振器的阻尼特性 .26 4.3.3 前后減振器參數(shù)的設計 .28 結(jié) 論 .32 致 謝 .33 參考文獻 .34 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 1 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡單、成本低。主要對其前后懸架進行結(jié)構(gòu)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(diào)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(nèi)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(nèi)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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 2 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(jié)構(gòu)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(cè)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(zhì)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， 減振器有筒式減振哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 3 器，阻力可調(diào)式減振器，充氣式減振器。 它是懸架機構(gòu)中最精密和最復雜的機械元件。 導向機構(gòu)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(gòu)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(gòu)，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(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 沖擊 時 ，其運動不直接影響到另一側(cè)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(jié)構(gòu)緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)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(zhì)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 所示 ，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(cè)車輪受到?jīng)_擊時，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 4 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(jié)構(gòu)比較復雜，但經(jīng)久耐用，同時減振器的負荷小，壽命長?？梢猿休d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(jié)構(gòu)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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 5 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(nèi)側(cè)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(diào)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(gòu)造圖可以看出，麥弗遜獨立懸架的構(gòu)造其實非常簡單，而這種簡單帶來的最大好處就是其質(zhì)量很輕，并且體積很小，對于很多前置前驅(qū)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(zhì)量輕的優(yōu)勢就會表現(xiàn)的非常明顯。 缺點：而結(jié)構(gòu)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(cè)向的力量沒有提供足夠的支撐力度。這樣就使得車輛在轉(zhuǎn)向的時候車身有比較明顯的側(cè)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(cè)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(diào)整彈性元件以及增加拉桿等調(diào)校，麥弗哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 6 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(zhì)量輕，成本低的特點。 典型的結(jié)構(gòu)如圖 1-6 所示 圖 1-6 麥弗遜懸架結(jié)構(gòu) 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】 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 7 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(qū)動、制動狀態(tài)都 可以按駕駛?cè)说囊鈭D進行平穩(wěn)的轉(zhuǎn)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(nèi)擺動的懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。如果轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向的后輪。桑塔納和捷達轎車的后懸架結(jié)構(gòu)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(gòu)哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 8 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(cè)懸架變形不等時，后軸體的 V 形斷面橫梁發(fā)生扭轉(zhuǎn)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(cè)車輪的跳動會直接影響 到 另一側(cè)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(cè)車輪安裝于一整 體式車橋上，當一側(cè)車輪受 到 沖擊力時會直接影響到另一側(cè)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(jié)構(gòu)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(zhì)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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 9 圖 1-9 非獨立懸架哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 10 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(qū)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(jié)構(gòu)簡單、成本低。 此次設計的懸架為發(fā)動機前置前驅(qū)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(nèi)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(nèi)也作往復運動，則減振器殼體內(nèi)的油液便反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 11 體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能 量轉(zhuǎn)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(gòu)件及導向機構(gòu) 車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉(zhuǎn)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(gòu)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(gòu)件還起導向作用，故稱導向機構(gòu)。 對前輪導向機構(gòu)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(zhuǎn)彎行駛時，應使車身側(cè)傾角小。在 0.4g 側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)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(zhuǎn)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(gòu)的要求 （ 1）車輪跳動時，輪距無顯著變化。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 12 （ 2）轉(zhuǎn)彎時，車身側(cè)傾角盡可能小，并使 車輪和車身傾斜同向，增強不足轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)傾。 其原理是當一側(cè)車輪相對車身位移比另外一側(cè)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(cè)車輪遇障礙物時，限制該側(cè)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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 13 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(jié)構(gòu)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 。 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(zhì)量（ kg） 1540 空車質(zhì)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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 14 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(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。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 1n / 2n 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1.001.45HZ ，取 1n =1.2HZ ，后懸架的滿載偏頻要求是 1.171.58HZ ；取2n =1.3 HZ ；當發(fā)動機排量大于 1.8L 時，前懸架的滿載偏頻要求是0.801.15HZ ，后懸架的滿載偏頻要求是 0.981.3HZ ，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 cf= 22 ng （ 3-1） 則：前懸架的靜撓度1cf= 212 ng 解得：1cf=176.1mm 后懸架的靜撓度2cf= 222 ng 解得：2cf=150.0mm 對于轎車，后懸架的靜撓度是前懸架的 0.80.9 倍，2cf/1cf=0.85 符合要求。 （ 2） 前后懸架動撓度的確定 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 15 df=（ 0.50.7）cf （ 3-2） 則：前懸架的動撓度1df=0.51cf=88.05mm 后懸架的動撓度2df=0.52cf=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 :1s =1cf+1df=176.1+88.05=264.15mm160mm 符合要 求。 后懸架的工作行程 :2s =2cf+2df=150+75=225mm160mm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(zhì)量 m=1120kg， 取簧上質(zhì)量為 1055kg；取簧下質(zhì)量為 65kg， 則由軸荷分配表 3-1 知： 表 3-1軸荷分配表 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 16 空載前軸單輪軸荷取 60%： 2 %60105511 m= 5.316 kg 滿載前軸單輪軸荷取 50%： 錯誤 !未找到引用源。 （滿載時車上按 5 名成員計算， 65kg/名）。 由公式：懸架剛度cfFC 滿載 （ 3-3） 則：前懸架剛度11cs fFC 滿載 = 1.1763450 =19.59 mmN/ 空載后軸單輪軸荷取 40%： 21m =2%401055 =211kg 滿載后軸單輪軸荷取 50%： 錯誤 !未找到引用源。 則：后懸架剛度22cs fFC 滿載 = 1503450 =23.0 mmN/ 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 17 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(jié)構(gòu)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 i ，則根據(jù)前后懸架剛度可分別求得前后懸架彈簧剛度tC。 tC iCs （ 4-1） 則：前懸架的彈簧剛度 t1C=211iCs = 28.0 59.19=30.6N mmN/ 后懸架的彈簧剛度 2tC=222iCs = 28.0 0.23=35.9 mmN/ 式中： i 杠桿比， 1i 、 2i =0.8 C s 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 C =48,這里選擇 C 1 =8， C 2 =7。 (2)鋼絲直徑 d 的計算 曲率系數(shù) k =CCC 615.044 14 （ 4-2）哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 18 代入數(shù)據(jù)解得： k1=1.10， k2=1.12 由公式： d =1.6GCKF2 （ 4-3） 則：前彈簧絲直徑1d=1.6GCFK 11 1 代入數(shù)據(jù)解得： 1d =12.5mm 后彈簧絲直徑 d2=1.6GCFK 222 代入數(shù)據(jù)解得 ： d2 =12.7mm 所以前后彈簧鋼絲直徑都取 13mm。 式中 G 彈簧材料的剪切彈性模量，取 4103.8 Mpa 1F 、 2F 為最大工作載荷 ， 1F = 2F =3140N 彈簧中徑： D1 =C1d1 =8 10413 mm 選 D1 =100mm D2=C2 d2 =7 9113 mm 選 D2=90mm （ 3） 彈簧圈數(shù)的選擇 由公式： N =34D8G tCd （ 4-4） 則： 1N =31141D8G tCd 代入數(shù)據(jù)解得： 1N =7.6，取 8 圈。 2N = 3224D8G 2 tCd 代入數(shù)據(jù)解得 ： 2N =9.7，取 10 圈。 （ 4） 彈簧的幾何尺寸 彈簧外徑： D11 =D1 +d1 =100+13=113mm D21 =D2 +d2 =90+13=103mm 彈簧內(nèi)徑 : D01=D1 -d1 =100-13=87mm D02 =D2 -d2 =90-13=77mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 19 彈簧節(jié)距 ：1p=(0.280.25)D1=0.25 100 =26mm 2p=(0.280.25)D2=0.25 90 =22.75mm 彈簧自由高度 :H01=1N 1p+1.5d1=8 135.125 219.5mm H02=2N 2p+1.5d2=10 135.15.22 =244.5mm 螺旋角： 1= arctg11Dp解得： 1=5.1 2 =arctg22Dp解得： 2 =5.4 由于 在 59之間，所以符合要求。 支撐圈數(shù)： N3=N4 =2，總?cè)?shù)： N11 =8+2=10 N21 =10+2=12 并緊高度： H1b=（ N11 -0.5） d1 =123.5mm H2b=( N21 -0.5)d2 =149.5mm 總變形量 :1b= H01- H1b=219.5-123.5=96mm 2b = H02 - H2b =244.5-149.5=95mm 彈簧鋼絲展開長度： L1 = D1 N11 =3.14 10100 =3140mm L2 = D2 N21 =3.14 1290 3391.2mm 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tC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： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 20 N8 34DGdCt （ 4-5） 則：334111 N81DGdCt 代 入數(shù)據(jù)解得：11tC=28.56N/mmt1C=30.6N/mm 434212 N82DGdCt 代入數(shù)據(jù)解得：12tC=32.6N/mm2tC=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：38dKPD （ 4-6） 則：3111118dKDP 代入數(shù)據(jù)解得： 1 paM58.466 3222228dKDP 代入數(shù)據(jù)解得： 2 Mpa5.470 其中： 1P 2P N3 1 8 1c o s103 4 5 對于類彈簧 =640Mpa， 1 ,2 ,所以，滿足要求。 式中 C 彈簧指數(shù)（旋繞比） K 曲 度 系數(shù) ， 為 考慮 簧 絲 曲率 對 強度 影 響 的系 數(shù) ，CCCK 615.044 14 P 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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 21 壓縮彈簧的自由高度 H0與中徑 D 之比稱為高徑比，即 ： bDH0,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(cè) 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 b5.3 一端固定另一端自由轉(zhuǎn)動時 b3.7 兩端均自由轉(zhuǎn)動時 b2.6 本文設計的螺旋彈簧屬于兩端固定型 則： b1 3.5195.21005.219101 DH b2 3.572.2905.244202 DH,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 310 時，應進行疲勞強度驗算；當 N103 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(nèi)部的最大和最小切應力分別為： max am 228 d CFK （ 4-7） min 218 d CFKam （ 4-8） 對于前螺旋彈簧：1max am 2110218 dCFK 代 入 數(shù) 據(jù) 解 得 ：1max Mpa58.466 1min 211011 8 d CFKam 代 入 數(shù) 據(jù) 解 得 ：哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 22 1min 437.2 Mpa 其中： F10、 F20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： Smaxmin0 75.0 fS （ 4-9） 則：1S1max1min0 75.0 fS 解得：1S 3.13.1 fS1.7 符合要求。 對 于 后 螺 旋 彈 簧 ：2max am 222122 8 d CFK 代 入 數(shù) 據(jù) 解 得 ：2max Mpa1.397 2min 222112 8 d CFKam 代入數(shù)據(jù)解得：2min 263.4 Mpa 其中 : 11F 、 21F 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 ： 2S2max2min0 75.0 fS 解 得 ：2S 35.1 3.1 fS 1.7 符合要求。 式中：0 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) N 由表 4-1 查?。罕疚脑O計取0 B35.0。 fS 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，fS 3.11.7；當精度低時，fS 8.12.2。 表 4-1彈簧材料的脈動循環(huán)扭切疲勞極限 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 23 載荷作用次數(shù) N 410 510 610 710 0 B45.0 B35.0 B33.0 B30.0 注：此表適用于優(yōu)質(zhì)鋼絲、鈹青銅和硅青銅，但對于硅青銅、不銹鋼絲，當 N 410時，0 B35.0。 對噴丸處理的彈簧，表中數(shù)值可提高 20%。 B 為彈簧材料的抗拉強度極限 Mpa 。 （ 5） 前后彈簧的靜強度驗算 靜強度安全系數(shù)為 : ss SS max （ 4-10） 對于前螺旋彈簧：ss SS 1max1 代入數(shù)據(jù)解得： 3.132.11 sSS 1.7符合要求。 對于后螺旋彈簧：ss SS 2max2 代入數(shù)據(jù)解得： 2S 3.141.1 sS 1.7符合要求。 式中：s 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?。惶妓貜椈射搒 B5.0；鉻錳彈簧鋼s B6.0；硅錳彈簧鋼s B7.0； sS 靜強度疲勞強度許用安全系數(shù)，其值與fS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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 24 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(zhuǎn)，當車輛在轉(zhuǎn)彎時，由于外側(cè)懸架承受的力量較大，車身發(fā)生一定的側(cè)傾。此時外側(cè)懸架收縮，內(nèi)測懸架舒張，那么橫向穩(wěn)定器就會發(fā)生扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車輛側(cè)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，2l=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d 可按如下公式計算： （ 4-11） 代入數(shù)據(jù)解得： d mm96.17 ，取 d mm18 式中： E 材料的彈性模量， E Gpa210 I 穩(wěn)定桿的截面慣性矩， I644d bC 前懸架側(cè)傾角剛度 圖 4-1 橫向穩(wěn)定器計算簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 25 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(zhì)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(zhuǎn)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 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)閥吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 26 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(jié)構(gòu)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(gòu)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 時閥就哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 27 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(nèi)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，阻尼力的傳遞比哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 28 cos/1Di ，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 2Di倍。當車身側(cè)傾時，相應的傳遞比 cos/ bBi D ，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 :在小振幅時閥的響應也比較敏感 ；改善了壞路上的阻尼特性 ；提高了行駛平順性 ；氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能 ；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(zhì)量sm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)c，在伸張行程選擇較大的相對阻尼系數(shù)0。一般減振器有c 5.025.0 0。當c 0，0 0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 。 35.025.0 ，本文設計先取 Y 與 S 的平均值 ，為避免懸架碰撞車架，取 Y =0.5S，取 =0.3，則有： 3.02 0.5 S S，計算得：S=0.4， Y =0.2 （ 2） 前后減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) mCs2，不同懸架導向機構(gòu)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)可由哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 29 下式計算 : 22 imC s / 2cos （ 4-12） 對于前減振器：1Y 1212 mC sY 2i/ 2cos 代入數(shù)據(jù)解得：1Y msN /5.1711 1s 1212 mC ss 2i / 2cos代入數(shù)據(jù)解得：1s msN /9.3422 對 于 后 減 振 器 ： 2Y2222 mC sY 2i/ 2cos 代入數(shù)據(jù)解得：2Y msN /7.1866 2s 2222 mC ss 2i / 2cos代 入 數(shù) 據(jù)解 得 ：2s msN /3.3733 式中： 減振器安裝角 m 簧載質(zhì)量 sC 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 0F 的確定 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 30 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xV，按上圖安裝形式 iAV x cos （ 4-13） 式中：xV 為卸荷速度，一般為 0.150.3m/s。 A 為 車身振幅，取 mm40 ； 為懸架振動固有頻率， mCs 。 若伸張行程時的阻尼系數(shù)為0，則最大卸荷力為：xVF 00 對于前減振器：1211 mC s