毕业设计标志206中级轿车悬架系统设计说明书

毕业标志206中级轿车悬架系统设计说明书 (毕业设计)标志206中级轿车悬架系统设计说明书 本科生毕业设计(论文) 摘 要 本次设计的主要内容是:标致206汽车的前、后悬架系统的结构设计。其前悬架采用目前 比较流行的麦弗逊式独立悬架，后悬架采用拖曳臂式独立悬架。减震器为液力双向作用筒式 减震器。本说明书还包括前、后悬架性能和结构特点的介绍，悬架参数的确定，减震器设计 及计算过程，螺旋弹簧设计及设计过程，悬架刚度和挠度的计算以及各零部件包括连接处的 选择。并用MATLAB软件编程平顺性的分析，论证了该系统设计的正确性和可行性。 在对样车悬架进行平顺性分析中，建立了两自由度的平顺性分析模型，分别绘制车身加速 度幅频特性曲线、相对动载幅频特性曲线、弹簧动挠度幅频特性曲线分析了悬架参数对汽车 平顺性的影响。因此，这次设计的悬架系统具有良好的行使平顺性。 关键词:悬架设计;独立悬架;平顺性;自由度 I 本科生毕业设计(论文) Abstract The project mainly includes the designs of the front and suspension system of the Peugeot 206Automobiles.The independent McPherson suspension in common use is adopted in the front suspension system，The rear suspension is Independent Suspension Arm drag The shock absorber with two-direction hydraulic-cylinder is applied here. This papers introduced the structure characteristics of the front and rear suspension, determined the suspension parameters, designed and calculated the shock absorbers and coil spring, etc. Furthermore, a program for ride performance computation is compiled by using MATLAB software. In the suspension analysis of the sample car, a model with two degree of freedoms is established. Some curves for ride quality analysis are carried out. From the calculated curves, some topics on how the suspension parameters effect on the ride comfort are discussed. Therefore, a conclusion can be drawn that the current designed suspension system has a good ride performance. Key word: Suspension fork design; Independent suspension fork; Smoothness; Degrees of freedom II 本科生毕业设计(论文) 第1章 绪 论 .......................................................................................................... 1 第2章 前后悬架结构的选择 ............................................................................... .2 2.1 汽车悬架的性能要求 ............................................................................... 2 2.2 悬架结构形式分析 ................................................................................... 2 2.2.1 悬架的分类 .................................................................................... 2 2.2.2 独立悬架结构形式 ........................................................................ 3 第3章 悬架技术参数确定计算 ............................................................................ 5 3.1 自振频率 ................................................................................................... 5 3.2 悬架的刚度C ............................................................................................ 6 3.3 悬架的静挠度fc和动挠度fd .................................................................. 6 3.3.1 悬架的静挠度fc ............................................................................ 6 3.3.2 悬架的动挠度fd ............................................................................ 7 第4章 弹性元件的设计计算 ................................................................................ 8 4.1 前悬架弹簧 ............................................................................................... 8 4.2 后悬架弹簧 ............................................................................................... 9 第5章 悬架导向机构 .......................................................................................... 11 5.1 导向机构设计要求 ................................................................................. 11 5.2 麦弗逊独立悬架示意图 ......................................................................... 11 5.3导向机构受力分析 .................................................................................. 12 5.4 横臂轴线布置方式 ................................................................................. 14 第6章 减振器设计 .............................................................................................. 15 6.1 减震器的概述 ......................................................................................... 15 6.2 减振器分类 ............................................................................................ 15 6.3 减振器参数选择 ..................................................................................... 16 6.4减振器阻尼系数 ...................................................................................... 16 6.5最大卸荷力 .............................................................................................. 17 6.6 筒式减振器工作缸直径 ......................................................................... 17 第7章 横向稳定杆设计 ...................................................................................... 19 7.1 横向稳定杆作用 ..................................................................................... 19 III 本科生毕业设计(论文) 7.2 稳定杆直径计算 .................................................................................... 19 第8章 平顺性分析 .............................................................................................. 21 8.1 平顺性概念 ............................................................................................. 21 8.2 汽车的等效振动分析 ............................................................................ 21 8.3 车身加速度的幅频特性 ......................................................................... 23 8.4相对动载的幅频特性 .............................................................................. 25 8.5悬架动挠度的幅频特性 .......................................................................... 25 8.6影响平顺性的因素 .................................................................................. 27 8.6.1结构参数对平顺性的影响 ............................................................. 27 8.6.2使用因素对平顺性的影响 ............................................................. 27 第9章 结论 .......................................................................................................... 29 参考文献 ................................................................................................................ 30 致 谢 ...................................................................................................................... 31 附 录 ? ................................................................................................................. .32 附 录? .................................................................................................................. 36 IV 本科生毕业设计(论文) 第1章 绪 论 这次毕业设计的题目是标致206悬架系统设计。该题目来源于科研课题。近年来，随着汽 车工业的发展，人们对汽车的的乘坐舒适性，操纵稳定性的要求逐渐提高，舒适性要求汽车 有良好的行驶平顺性。汽车行驶平顺性又与悬架密切相关。悬架系统设计是否合理直接关系 到汽车的舒适性能。 汽车悬架是车架与车轴之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架， 缓和行驶中车辆受到的冲击力。 悬架系统必须能满足以下这些性能的要求:首先悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺 性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界 限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车 有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另 一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定， 减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可能性，有足够的刚度、强度和寿命。 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 本科生毕业设计(论文) 第2章 前、后悬架结构的选择 2.1 汽车悬架的性能要求 汽车悬架是车架(车身)与车桥(或车轮)之间弹性连接的部件。它的主要作用是缓和、抑制由不平路面引起的振动和冲击，保证乘员乘坐舒适和所运货物完好;除传递汽车垂直力以外，还传递其它各个方向的力和力矩，并保证车轮和车身(或车架)之间有确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能。 汽车悬架性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和行速度的重要因素，在悬架的设计中应满足如下性能的要求: (1)保证汽车有良好的行驶平顺性。为此，汽车应有较低的振动频率，乘员在 车中承受的振动加速度应满足国际ISO-2631-97规定的人体承受振动界限值。 (2)有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好匹配，保证车身和车轮在 共振区的振幅小，振动衰减快，使汽车具有良好的乘坐舒适性。 )保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定为 (3 参数变化过大，车轮运动与导向机构运动协调，不出现摆振现象。转向时整车应有一些不足转向特性。 (4)汽车制动时和加速时能保持车身稳定，减少车身纵倾(即‘点头’或‘后 仰’)的可能性。 (5)能可靠地传递车身与车轮的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度 和寿命，保证车辆的正常行驶，和减少轮胎磨损等功能。 2.2 悬架结构形式分析 2.2.1 悬架的分类 汽车悬架可分为两大类: 非独立悬架和独立悬架。 非独立悬架(如图2.1 ) 2 本科生毕业设计(论文) 的特点是左右车轮用一根刚性轴连接起来，并通过悬架与车架(车身)相连。其典型代表是纵置板簧式悬架。主要形式有纵置板簧式非独立悬架、螺旋弹簧非独立悬架、空气弹簧非独立悬架、油气弹簧非独立悬架。非独立悬架结构简单，工作可靠，被广泛应用于货车的前、后悬架。在轿车中，非独立悬架仅用于后桥。现代轿车的前悬架都用独立悬架来代替非独立悬架。 1.非独立悬架优点: 1)结构简单;2)制造容易;3)维修方便;4)工作可靠。 2.非独立悬架缺点: 1)汽车行使平顺性较差;2)容易使车轴和车身倾斜;3)前轮容易产生摆动;4)非簧载质量大，高速行使时稳定性不容易保证。 独立悬架(如图2.2)的特点是左右车轮不连在一根轴上，单独通过悬架和车架(或车身)相连。独立悬架 按车轮运动的形式可分为:车轮 在汽车横向平面内摆动的(单横 臂式或双横臂式)悬架;车轮在 汽车纵向平面内摆动的(单纵臂 式或双纵臂式)悬架;车轮绕着 汽车纵轴线一定角度的轴线摆动 的(斜臂式)悬架;车轮沿主销 滑动的滑柱摆臂式悬架(麦弗逊式悬架)。 3独立悬架的优点是:簧下质量小;悬架占用的空间小;弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性;由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性;左、右车轮独自运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力;独立悬架可提供多种方案供设计人员选用，以满足不同设计要求。。 4独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和部分质量不大的商用车上。 2.2.2 独立悬架结构形式 麦弗逊式(滑柱摆臂式)悬架系统有下横臂和减振器—弹簧组两个机构连接车轮与车身，其结构简单、质量小、占用空间小、上下行程长等,缺点是由于减振器—弹簧组充当了主销的角色,使它同时也承受了地面作用于车轮上的横向力，它具 有很强的道路适应能力和良好的行驶稳定性，是一种经济实用、安全可靠的独立 3 本科生毕业设计(论文) 架。 拖曳臂独立悬架占用车身空间小，不会让车身在运动中发生外倾角变化，减振器不会发生应力弯曲加剧轮胎磨损，同时该悬架制造成本低，装配简单。目前市场上的主流微型、小型车低端SUV都采用了 这种形式的后悬架。拖拽式独立悬架的设置可 以保证良好的驾乘舒适性。 本次设计为，前悬架为麦弗逊式悬架，后 悬架为拖曳臂独立悬架。 4 本科生毕业设计(论文) 第3章 技术参数确定与计算 3.1 自振频率 汽车前后悬架与其簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。由于个体对振动的反应干差万别，人们提出了各种各样的平顺性评价标难。 悬架自振频率选取的主要依据是“ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》”自振频率的取值与人不行时身体上下运动的频率相近。 轿车的自振频率范围为0.7-1.6Hz。簧载质量的车型取值偏小(约为1Hz或更低)，反之则取大值。 货车的自振频率范围为1.5-4.0Hz。由于货车空、满载时簧载质量变化很大，且前、后悬架簧载质量变化也很大，因此，货车的自振频率按如下方法取:前悬架自振频率你n1在满载时取1.5-2.3Hz，空载时为1.7-2.4Hz;后悬架自振频率n2在满载时取1.7-2.4Hz，空载时为2.0-4.0Hz。 前、后悬架的自振频率的匹配对汽车行驶平顺性影响也很大，一般使二者接近以免产生较大的车身纵向角振动。由于汽车高速通过单个路障时，n1<n2引起的车身角振动小于n1>n2的，故推荐n1/n2的取值范围是0.55-0.95。对于一些微型轿 车，也有设计成后悬架的自振频率低于前悬架的，以改善后座的舒适性。 n1 1 2 c11 m12 g.c11 及 n2 G12 c21 m22 g.c2 G2 式中g—重力加速度.g 981cm/s2 c1、c2—前后悬架刚度.N/cm G1、G2—前后悬架簧载重量.N 轿车的自振频率范围为0.7-1.6Hz。所以我取n1=1.2Hz; n1/n2=0.9 所以n2=1.33Hz; 5 本科生毕业设计(论文) 3.2 悬架的刚度C a+b=1.2+1.23=2.43m 前: a=1.2/2.43=0.494 a,b b=1.23/2.43=0.506 a,b m1=1550 0.494=765.4kg m2=1550 0.506=784.6kg ms1=765.4-55=710.4kg ms2=784.6-60=724.6kg 后: c1 (2 n1)2m1 (2 3.14 1.2)2 710.4 40344.5N/m c2 (2 n2)2m2 (2 3.14 1.33)2 724.6 50550N/m 3.3 悬架的静挠度fc及动挠度fd 3.3.1 悬架的静挠度fc 悬架的静挠度fc是指汽车满载静止时悬架的载荷Fw与此时的悬架的刚度c之比，即fc=Fw/c。 汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车的行使平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量参数分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的固有频率n1和n2可用下式表示 n1= N2=krs2/(2 )。 kfs1/(2 ); 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式来表示 fc1 m1gc1 6 本科生毕业设计(论文) fc2 m2gc2 式中g 为重力加速度。 由上式可以知道，悬架的静挠度fc直接影响车身的偏振n。因此，欲保证汽车的良好的行使平顺性，必须正确的选择悬架的静挠度。 在选择前、后悬架的静挠度时，应使之接近，并希望后悬架的静挠度fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角摆动。理论 分析证明:若汽车以较高的车速驶过单个路障，n1/n2,1时的车身纵向角振动 要比n1/n2,1时小，故推荐取fc2=(0.8-0.9)fc1。考虑到货车的前、后轴荷的 差别与驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=(0.6-0.8)fc1。为了改善小排量乘用车后排乘客的乘坐舒适性，有时取 后悬架的偏频低于前悬架的偏频。 故计算前、后悬架的静挠度为: 前悬架静挠度:fc1 m1gc1 710.4 981/40344.5 17.3cm 后悬架静挠度:fc2 m2gc2 724.6 14.06cm fc2 0.81fc1 符合fc2 (0.7~0.9)fc1 3.3.2 悬架的动挠度fd 悬架的动挠度fd是指从悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对于车架的垂直位移。要求悬架有足够大的挠度，以防止在坏路面上行使时经常碰到缓冲块。对于轿车悬架的动挠度fd可按下列范围选取: fd=(0.5,0.7)fc 。 故我选取fd=0.5fc fd1=0.5fc1=0.5*173=86.54mm; Fd2=0.6fc2=0.5*140.6=70.3mm 7 本科生毕业设计(论文) 第4章 弹性元件的设计计算 4.1前悬架弹簧 根据弹簧工作条件选用用油淬火回火硅锰(60Si2MnA)弹簧钢丝，由《机械设计手册单 行本(弹簧)》表7-2-17查的材料切变模量G 8 104N/mm2;根据表7-2-6按?类负荷取 许用切应力 480N/mm2。 确定簧丝直径: 按式计算: d 1.6KPC 初定簧丝直径d‟=13mm, 查表取 C=6，K=1.24 其中C为旋绕比，K为曲度系数 F [1.2 (1.2,1.23) 1550,55] 9.81 2 710.43 4.905 3484.6N F1 F cos8 3484.6 0.99 3450.7N d 1.6KPC 1.6.4 3450.7 6 480 12.43mm 根据标准系列值，取d 13mm。基本与原假设相符合。 弹簧的钢丝直径:d 13mm 弹簧中径:D2 Cd 6 13 78mm 弹簧 :P D2 2 78 2 39 确定工作圈数和总圈数 前单侧最大载荷为3450.7N 弹簧在载荷下的变形为 fc1 cos 0.173 0.99 17.47mm GD 8 104 13 17.47n 3.05其中G为切变模量 8FC38 3450.7 63 弹簧有效圈数:n 3.5 弹簧总圈数:n1 n,2 3.5,2 5.5 弹簧自由高度:H0 Pn,1.5d 39 3.5,1.5 13 156mm 8 本科生毕业设计(论文) 螺旋角: arctanp39 arctan 7.8 D3.14 91 材料展开长度:L D2n1 78 5.5 1347.1mm 弹簧间隙: p,d 39,13 26mm 弹簧刚度: KF Gd 8nc3 80000 13 8 3.5 63 1.72 108N/ 4.2后悬架弹簧 根据弹簧工作条件选用用油淬火回火硅锰(60Si2MnA)弹簧钢丝。由《机械设计手册单行本(弹簧)》表7-2-17查的材料切变模量G 8 104N/mm2;根据表7-2-6按?类负荷取许用切应力 480N/mm2确定簧丝直径: 按式计算: d 1.6KPC 初定簧丝直径d‟=12mm, 查表取C=5，K=1.3 其中C为旋绕比，K为曲度系数 F [1.23 (1.2,1.23) 1550,60] 9.81 2 3554N F1 F cos10 3554 0.985 3550N d 1.6KPC 1.6.3 3550 5 480 11.02mm 根据标准系列值，取d 12mm。基本与原假设相符合。 弹簧的钢丝直径:d 12mm 弹簧中径:D2 Cd 5 12 60mm 弹簧 :P D2 2 60 2 30 确定工作圈数和总圈数 前单侧最大载荷为3500N 弹簧在载荷下的变形为 fc1 cos 0.1406 0.985 14.27mm GD 8 104 12 14.27n 4.03其中G为切变模量 8FC38 3550 53 弹簧有效圈数:n 5 弹簧总圈数:n1 n,2 5,2 7 弹簧自由高度:H0 Pn,1.5d 30 5,1.5 12 168mm 9 本科生毕业设计(论文) 螺旋角: arctanp30 arctan 7.56 D3.14 72材料展开长度:L D2n1 60 7 1318.8mm 弹簧间隙: p,d 30,12 18mm 弹簧刚度: KF Gd 8nc3 80000 12 8 5 53 1.92 108N/ 10 本科生毕业设计(论文) 第5章 悬架导向机构的设计 5.1导向机构设计要求 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侧加速度下，车身侧倾角不大于6 ~7 ， 并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用，加速时有抗后仰作用。 5.2麦弗逊独立悬架示意图 -1 麦弗逊式独立悬架 图5 1)适用弹簧:螺旋弹簧 2)主要使用车型:轿车前轮; 3)车轮上下振动时前轮定位的变化: (1) 轮距、外倾角的变化比稍小; 11 本科生毕业设计(论文) (2) 拉杆布置可在某种程度上进行调整。 4)侧摆刚度:很高、不需稳定器; 5)操纵稳定性: (1) 横向刚度高; (2) 在某种程度上可由调整外倾角的变化对操纵稳定性进行调整。 5.3导向机构受力分析 F3—作用到导向套上的力 F1—前轮上的静载荷 F1‟减去前轴簧下质量的2 F6—弹簧轴向力 a—弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离 图5-2麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(a) 分析如图5-2所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知。 12 本科生毕业设计(论文) F3 F1ad (c,b)(d,c) 横向力F3越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力F3f越大(f为摩擦系数)，这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小F3，要求尺寸c,d越大越好，或者减小尺寸a。增大c,d使悬架占用空间增大，在布置上有困难;若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小a的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。 图5-3麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图(b) 为了发挥弹簧减小横向力F3的作用，有时还将弹簧下端布置靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。这就是麦弗逊式独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。 13 本科生毕业设计(论文) 5.4 麦弗逊式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的侧倾稳定性。当摆臂轴的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动作平动。因此，主销后倾角保持不变。 当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮后方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有增大的趋势。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有减小的趋势。为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮后方。 14 本科生毕业设计(论文) 第6章 减振器设计 6.1减振器概述 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。为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行使平顺性，在大多数汽车的悬架系统内部装有减振器。在麦弗逊式悬架中，减振器与弹性元件是串联的安装。汽车悬架系统中广泛的采用液力减振器。液力减振器的工作原理是，当车架和车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒内作往复运动时，减振器壳底内的油液便反复的通过一些狭小的空隙流入另一内腔。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力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减振器壳体所吸收，然后释放到大气中。减振器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增减而增减，并且与油液的黏度有关。要求油液的黏度受温度变化的影响近可能的小，且具有抗氧化抗汽化性及对各种金属和非金属零件不起腐蚀作用等性能。 减振器的阻尼力越大，振动消除的越快，但却使串联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架的损坏。为解决弹性元件与减振器之间的这一矛盾，对减振器提出如下的要求: 1)在悬架的压缩行程内，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击; 2)在悬架的伸张行程内，减振器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振; 3)当车桥与车架的相对速度较大时，减振器能自动加大液流通道的面积，使阻尼力始终保持在一定的限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 6.2减振器分类 减振器按结构形式不同，分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力(10~20MPa) 条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为(2.5~5MPa) ，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。 15 本科生毕业设计(论文) 6.3减振器参数选取 通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 Y取得小些，伸张行程的相对阻尼系数 S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 。对于无 后 0.25 6.4减振器阻尼系数 C，所以理论上 2 MW。M 实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如图6-1安装时，减振器阻尼系数为 (2 MW)2 减振器阻尼系数 2 CM。因悬架系统固有频率W 所以 前 (2 M1W1)cos 1 (2 0.35 2 710.440344.5 2 )cos28 2710.4 2 2704N/m 后 (2 M2W2)cos2 2 (2 0.25 724.6 2 50550 2)cos210 2205N/m 724.6 2 图6-1 减振器安装位置 16 本科生毕业设计(论文) 在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角 ，会影响减振器阻尼系数的变化。 6.5最大卸荷力 上面取到 前 0.35 后 0.25 Y (0.25~0.50) S 所以取 前Y 0.2， 前S 0.5, 后Y 0.1， 后S 0.4 前悬架: 40344.5 2 3785.5N/m 710.4 2 由于Vx为卸荷速度，一般为0.15~0.30m/s取VX 0.3m/s s1 2 S m 2 0.5 710.4 2 F01 s1 VX 3785.5 0.3 1135.7N; 后悬架: s2 2 S m 2 0.4 724.6 2 取VX 0.3m/s 50550 2 3423.6N/m 724.6 2 F02 s2 Vx2 3423.6 0.3 1027.1N; 6.6筒式减振器的工作缸直径 根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸的直径D为 D 4F0 2 [P](1, ) 式中 [P]为工作缸内最大允许压力,取3~4MPa 为连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取 0.40~0.50，单筒式取 0.30~0.40。 前取[P]=3, 0.5 前悬架减振器的工作缸直径D1 D1 4F014 1135.7 25.36mm;22 [P](1, )3.14 3.3 (1,0.5) 取标准值D1=30mm; 17 本科生毕业设计(论文) 贮油筒直径取DC 1.4D1 1.4 30 42mm 后悬架减振器的工作缸直径D2 后取[P]=4, 0.4 D2 4F024 1027.1 19.5mm; 22 [P](1, )3.14 4 (1,0.4)取标准值D1=20mm; 贮油筒直径取DC 1.4D1 1.4 20 28mm 18 本科生毕业设计(论文) 第7章 横向稳定杆设计 7.1横向稳定杆的作用 为了降低汽车的固有振动频率以改善行使平顺性，现代汽车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行使稳定性。为此，现代汽车大多数都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行使稳定性。当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用;当左右车轮有垂直的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，恰当地选择前后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。通常，在汽车的前后悬架中都装横向稳定杆，或者只在前悬架中安装。若只在后悬架中安装，则会使汽车趋于过多转向。横向稳定杆带来的不利因素有: 当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右车轮有垂直的相对位移，由于横向稳定杆的作用，增加了车轮处的垂直刚度，会影响汽车的行驶平顺性。 7.2 稳定杆直径计算 横向稳定杆用来增加侧倾角刚度，从而改善稳定性。稳定杆是横置的扭杆弹簧，以阻止一个车轮相对另一个车轮作垂直运动。 图4.1为结构稳定杆[9]的一种，由于结构对称，取其一半来分析。若在整个稳定杆两端A施加彼此反向且垂直于稳定杆平面的力P。 1.侧倾角刚度计算 前悬架的侧角刚度为: 1 Bm 1.3 0.30 C1 c1 .5 .4N/m 0.5 40344 247252 n 0.35 M为弹簧中心至横臂铰接点距离，n为横臂长 后悬架的侧倾角刚度为: 22 19 本科生毕业设计(论文) 图7-1横向稳定杆设计计算示意图 C2 1c2B 0.5 50550 1.43 36143.3N/m 2 由式C1,C 1.5C2可知: C 1.5C2,C1 29489.6N/m L 1080mm，R 15mm, 初步选取l0 250mm，l2 290mm，l3 l4 125mm， 60 。其中l1 216.5mm 将其代入下式得所需要的稳定杆直径d为: C313[l,l,L(l3,l4)2,4l12(l2,l3)] 0423 LE2 E—材料的弹性模量，E 2.06 105MPa 求得d 22mm。 d 一般情况下，稳定杆的最大应力发生在图中截面B的 3 d 式中，k —曲度系数，k 4C,10.615,; 4C,4C 求得k 1.8 C—弹簧指数，C (2R,d)d。 16Pl1k 16 765.4 0.2165 1.88 1.43 10Pa 143MPa 700MPa 33 d3.14 0.022 满足设计要求。横向稳定杆材料取45钢。 20 本科生毕业设计(论文) 第8章 平顺性分析 8.1平顺性概念 汽车行使时，由路面不平以及发动机、传动系和车轮等旋转部件激发汽车的振动。通常，路面不平是汽车振动的基本输入。汽车的平顺性主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之4汽车振动系统模型 根据力学定理，可列出图8-1所示系统的振动微分方程: 21 本科生毕业设计(论文) ,,,c(Z,,s,),k(Z,s) 0 MZ ,,s,,c(Z,),k(Z,s),ks kq m,stt 式中，M为簧载质量(765.4kg); m为非簧载质量(55kg); k为左右两侧悬架的合成刚度(90894.5Nm); c为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数(0.3N m); kt为左右两侧悬架的合成轮胎刚度(Nm); Z为簧载质量M的垂直位移(m); s为簧载质量m的垂直位移(m); q为路面不平度赋值函数(m)，即路面不平度对汽车的实际激励。 解式(1)可得该系统振动的两个主频率: 2 12 ( t2, 0),1 2 1 2k kt1222 ( t, 0),4Mmk kt1222 ( t, 0),4Mm k,ktk式中， 02 ， t2 。由上式可知，汽车振动存在两个主频 1和 2，它Mm22 2 ( t2, 0), 们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，是表征系统特征的固有参数。一般地说，其中较小值的一阶主频 1 0，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率 0，而较大值的二阶主频率 2 t，较接近主要由轮胎刚度kt和非簧载质量m所决定的频率 t。 ,,,c(Z,,s,),k(Z,s) 0的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特方程MZ 解之和组成。 令2b ck， 02 ，则齐次方程为 MM ,,,2bZ,, 2Z 0 Z0 式中的 0称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于b和 0的比值变化ζ， 22 本科生毕业设计(论文) ζ 0 2Mk 汽车悬架系统阻尼比ζ的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为 2,b2t,a) Z Ae,ntsin(0 8.3车身加速度的幅频特性 0.5两种双质量系统在f1 1.2Hz，质量比 12.9,刚度比 9，阻尼比 0.25、 情况下的幅频特性曲线。由f1、 、 、 四个参数可按下式确定车轮部分的固有频率ft 和阻尼比 t K,Kt)M f0(1,) 13.6 2 cK,Kt t (1, ) 2M ft t1 2.83(一阶阻尼比) t2 5.67(二阶阻尼比) 23 本科生毕业设计(论文) 共振时， 增大而幅频减小，在第一共振峰和第二共振峰之间的高频区， 增大幅频也增大，在f ft高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在f ft之后，幅频按一定斜率衰减， 也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑， 取0.2~0.4比较合适。 8.4相对动载的幅频特性 车轮动载Fd Kt(z1,q) ，频率响应函数 H(j )Fd 将 G~q FdKtz,q 1Gqqm( ,1)gA2KtA2Ktz1 代入上式，得: qA3A2,A12N Fd A2KtKt ,1 Gq Nm( ,1)g 2 22 ,4 Fd 1, ,Gqg 式中 A1 j C,K A2 , 2m,j C,K 图8-3的参数采用与图8-2所示双质量系统同样的参数。相对动载的幅频特性曲线在f f1低频共振区，与车身加速度的幅频特性曲线趋势不同，;在f ft高频共振区， 阻尼比对相对动载的幅频特性曲线的峰值影响很大;在f1~ft之间的幅频，阻尼比越大幅频就越大;在f ft之后，相对动载幅频特性曲线按一定斜率衰减， 越大幅频衰减越快。综合考虑， 取0.2~0.4比较合适。 212 24 本科生毕业设计(论文) 图8-3相对动载的幅频特性曲线 8.5悬架弹簧动挠度的幅频特性 1.悬架动挠度fd对q幅频特性 由图8.4所示，由车身平衡位置起，悬架允许的最大压缩行程就是其限位行程[fd]。弹簧动挠度fd与限位行程 [fd]应适当配合，否则会增加行驶中撞击限位的概率，使平顺性变坏。 悬架弹簧动挠度的复振幅fd z,q，因此fd对q的频率响应函数为: fdz,qz ,1将其代入下式 qqq H(j )z~qfdzK,jC 2 得 q(,m2 2,K),jC q1, 2,2j 1 2图8-4 限位行程[fd]的示意图 fd 4 则 可知fd对q幅频特性: 222 q (1, ),(2 ) 25 本科生毕业设计(论文) ,幅频特性 2.悬架动挠度fd对q ,的频率响应函数为H(j )fd~q fd对qfdz2,z1z2z1 , qqqq 有车轮z1对路面位移q的频率响应函数A2KtA2Ktz1 qA3A2,A12N 式中， A1 j C,K,A2 , 2m2,j C,K, N A3A2,A12，A3 , 2m1,j C,K,Kt 其车身位移z2对路面位移q的频率响应函数，可得 得:fdAKAKK(A,A2) 1t,2t t1 qNNN fd 1 2 , q 12z2z2z1A1A2KtA1Kt qz1qA2NN,幅频特性则fd对q 图8-5 弹簧动挠度的幅频特性曲线 悬架系统对于车身位移Z来说，是将高频输入衰减的低通滤波器;对于动挠度fd来说，是将低频输入衰减的高 26 本科生毕业设计(论文) 通滤波器。阻尼比 对fd/q只在共振区起作用，而且当 0.5时已不呈现峰值。 且阻尼比 与幅频值成反比，如图8.5所示 8.6影响平顺性的因素 8.6.1结构参数对平顺性的影响 (1)悬架刚度 弹性元件是汽车悬架的主要组成部分，弹性元件的刚度或悬架等效刚度k及其特性是影响平顺性的主要因素。当簧载质量M一定时，减小k可降低车体固有振k，但k值过小会使车体振动过程中的悬架动行程增大，并使非簧M 载质量m的振动位移也增大，甚至导致车轮离开地面，对汽车操纵稳定性产生不利后果。汽车在实际使用中，簧载质量M随汽车的装载情况而变，当k值一定时，动频率 0 k将随M减小而增大。因此，理想的悬架弹性特性应具有变刚度或非线性M 特性，即随汽车载荷的变化，悬架刚度能自动增大或减小，以减小悬架限位块碰撞车身的机率，使车体免遭撞击。 (2)悬架阻尼 0 汽车悬架系统中装有减振器。减振器阻尼对车体固有频率的影响不大，但却能使车体振动迅速衰减，改善车内乘员的舒适感。研究表明，悬架阻尼的大小还对操纵稳定性和制动方向 稳定性产生影响。 (3)轮胎 轮胎径向刚度kt与轮胎结构、尺寸和气压有关，若以kt与悬架刚度k之比kr t来表示，则可见，对于一定型号的轮胎，降低胎内气压(即刚度kt减小)可k改善平顺性，但也将增加车轮的侧向偏离，以恶化操纵稳定性，应予以注意。 (4)非簧载质量 在整车质量一定时，减小非簧载质量m可改善平顺性。目前多数轿车和客车采用独立悬架结构，优点之一可在一定总质量下减小非簧载质量m，改善平顺性。 8.6.2使用因素对平顺性的影响 道路不平是引起汽车振动的主要原因，当汽车在不平路面行驶时，前、后车桥和车体都经常受来自道路的冲击。路面越恶劣，行驶速度越高，车体加速度均 27 本科生毕业设计(论文) 方根值越大。当激励频率与车辆系统的一阶主频率 1或二阶主频率 2重和时，将产生车体的共振，加速车体的振动。路面的激励频率由路面谱的频率分量和车速决定，因此对应一定的路面必有某一引起车体共振的车速，行驶时应远离共振车速。 此外，汽车的自身技术状况的不正常，如减振器油液黏度过大或漏油及密封失效等故障，均将导致车体振动加剧、冲击频繁、平顺性恶化。 28 本科生毕业设计(论文) 第9章 结论 通过本次设计了解常见的独立悬架和非独立悬架，并针对设计的车型选择所需的悬架，即前悬架采用麦弗逊式独立悬架，后悬架采用拖曳臂独立悬架。 首先，根据悬架的结构形式选取悬架的自振频率，计算出悬架的刚度，求出悬架的静挠度和动挠度。采用以上数据计算弹性元件，设计横向稳定杆的尺寸。在设计减振器时，根据阻尼系数和最大卸荷力来计算选取减振器的主要尺寸。在所有结构尺寸确定后采用CAD软件绘制前后悬架的装配图和零件图。 其次，在对汽车悬架进行平顺性分析中，建立了两自由度的平顺性分析模型，绘制了车身 加速度、相对动载与弹簧动挠度等三条幅频特性曲线，研究它们和悬架参数对汽车平顺性的影响。这些工作使数据的选取更加适当，使所设计的汽车悬架系统的性能得到改善。 29 本科生毕业设计(论文) 参考文献 [1]刘惟信.汽车设计[M].北京.清华大学出版社. 2001年 [2]余志生.汽车理论[M].北京.机械工业出版社. 2006年 [3]陈家瑞.汽车构造[M].北京.人民交通出版社. 2005年 [4]王望予(汽车设计[M](北京.机械工业出版社.2004年 [5]龚微寒(汽车现代设计制造[M](北京.人民交通出版社.1995年 [6]周林福.汽车底盘构造与维修[M](北京.人民交通出版社.2005年 [7]张金柱. 悬架系统[M].北京.化学工业出版社.2005年 [8]嵇伟.新型汽车悬架与车轮定位[M].北京.机械工业出版社.2004年 [9]何光里. 汽车运用工程师手册[M].北京. 清华大学出版社.2001年 [10]吴宗泽.机械设计师手册[M].北京.机械工程出版社,2002年 [11]蒋立盛.汽车设计手册[M].长春汽车研究所.1998年 [12]赵学敏.汽车底盘构造与维修[M].北京.国防工业出版社.2003年 [13]陆 波.麦式悬架系统运动分析[J].汽车技术.1994(6) [14]曾庆东.机动车减振器设计[M].北京.机械工业出版社.2000年 [15]飞思科技产品研发中心.Matlab6.5辅助优化计算与设计[M].电子工业出版 社.2003年 [16] J. 厄尔贾维克R.沙尔夫著. 汽车构造与检修[M].机械工业出版社.1999年 [17] 吴文琳.图解汽车底盘构造手册[M].北京化学工业出版社.2007年 [18]John C.Dixon. Tires,Suspension and Handling.2nd Edition,Warrendale,PA. ,USA;Society of Automotive Engineers,Inc.,1996 [19]Geoferey Hoeard. Chass,Suspension Engineering. London:Osprey Publishing limited,1987 30 本科生毕业设计(论文) 致谢 毕业设计马上就要结束了，在这一段的时间里我学到了许多东西，对我来说受益匪浅。 我能顺利的完成毕业设计离不开老师和同学的帮助，首先感谢我的导师张立军老师。张老师从一开始就对我严格指导，纠正我的错误。牺牲个人的时间来审阅我的设计。本设计是在张老师的悉心指导下完成的，无论是在设计的题目、参数的计算，还是图纸绘制，都得到了张老师极大的帮助和指导。在此向张老师表示衷心的感谢。 再次还要感谢辽宁工业大学的汽车学院的所有指导过我的老师，在四年的课程学习和毕业设计期间，是他们给予的指导与关怀帮助我在困难面前一次次重新振作起来，开阔了我进取的思路，富于有益的启迪，是我一生享用不尽的财富。 最后感谢所有的同学，在紧张的学习和工作中，与各位同学的交流，不仅使我得到了许多有益的帮助和启示，而且感受到了真实的快乐。感谢我的亲人和朋友，多年来是亲人们无私的爱成为我前行路上的动力;还有我的朋友，在设计过程中多次得到他们的指点。正是他们的理解、帮助和支持，使我顺利地完成了毕业设计。这次毕业设计为我以后走向工作岗位打下了坚实的基础。 31 本科生毕业设计(论文) 附 录? 1.车身加速度幅频特性曲线 x=0.1:0.1:20; m2=710.4; m1=55; u=m2/m1; x0=1.2; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.35; a=((1-(w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). )-1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./d=w./w0; g=9.8; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel(„激振频率 f/HZ‟); ylabel(„|Z2/q|,s-1‟); title(„车身加速度幅频特性曲线‟); gtext(„前悬‟); legend(„f1=1.2,f2=1.33u=9‟ ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=724.6; m1=60; u=m2/m1; x0=1.33; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; u+1).*(w./w0). ). ; 32 本科生毕业设计(论文) a=((1-(w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). )-1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./d=w./w0; g=9.8; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel(„激振频率 f/HZ‟); title(„车身加速度 幅频特性曲线‟); gtext(„后悬‟); u+1).*(w./w0). ). ; ylabel(„|Z2/q|,s-1‟); 2.相对动载的幅频特性曲线 x=0.1:0.1:10; m2=710.4; m1=55; u=m2/m1; x0=1.2; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.35; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./ud=w./w0; g=9.8; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1). +4.*b.*b.*d.*d)./a); loglog(x,y) grid xlabel(„激振频率 f/HZ‟); ylabel(„|Fd/Gq|,(s.m-1)‟); title(„相对动载的幅频特性曲线‟); gtext(„前悬‟); legend(„f1=1.2,f2=1.33,u=9‟ ); hold on x=0.1:0.1:10; +1).*(w./w0). ). ; 33 本科生毕业设计(论文) m2=724.6; m1=60; u=m2/m1; x0=1.33; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./ud=w./w0; g=9.8; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1). +4.*b.*b.*d.*d)./a); loglog(x,y) +1).*(w./w0). ). ; gtext(„后悬‟); 3.弹簧动挠度的幅频特性曲线 x=0.1:0.1:10; m2=710.4; m1=55; u=m2/m1; x0=1.2; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.35; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./ud=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); semilogx(x,y) grid xlabel(„激振频率 f/HZ‟); ylabel(„|fd/q|,s‟); title(„弹 簧动挠度的幅频特性曲线‟); gtext(„前悬‟); legend(„f1=1.2,f2=1.33,u=9‟ ); +1).*(w./w0). ). ; 34 本科生毕业设计(论文) hold on x=0.1:0.1:10; m2=724.6; m1=60; u=m2/m1; x0=1.33; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./ud=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); semilogx(x,y) gtext(„后悬‟); +1).*(w./w0). ). ; 35 本科生毕业设计(论文) 附 录? 外文资料及翻译 Suspension system The primary purpose of the suspension system is to support the weight of that truck.Additional requirements placed upon the suspension system include:the ability to stabilize the truck when traveling over normal terrain as well as over rough ground;be capable of absorbing or cushioning the truck chassis from road shocks while simultaneously allowing the driver/operator to steer the truck;Maintain the proper axle speed and alignment;and be efficient over a wide of speed and load conditions.Any attempts to wverload or exceed the maximum suspension load rating will damage not only the suspension system itself but also the truck’s frame,axles,and tires. In it‟s most basic form, suspension consists of two basic components: Springs These come in three types. They are coil springs, torsion bars and leaf springs. Coil springs are what most people are familiar with, and are actually coiled torsion bars. Leaf springs are what you would find on most American cars up to about 1985 and almost all heavy duty vehicles. They look like layers of metal connected to the axle. The layers are called leaves, hence leaf-spring. The torsion bar on its own is a bizarre little contraption which gives coiled-spring-like performance based on the twisting properties of a steel bar. It‟s used in the suspension of VW Beetles and Karmann Ghias, air-cooled Porsches (356 and 911 until 1989 when they went to springs), and the rear suspension of Peugeot 205s amongst other cars. Instead of having a coiled spring, the axle is attached to one end of a steel shaft. The other end is slotted into a tube and held there by splines. As the suspension moves, it twists the shaft along it‟s length, which in turn resist. Now image that same shaft but instead of being straight, it‟s coiled up. As you press on the top of the coil, you‟re actually 36 本科生毕业设计(论文) inducing a twisting in the shaft, all the way down the coil. I know it‟s hard to visualise, but believe me, that‟s what is happening. There‟s a whole section further down the page specifically on torsion bars and progressive springs. Shock absorbers Strangely enough, absorb shocks. Actually they dampen the vertical motion induced by driving your car along a rough surface. If your car only had springs, it would boat and wallow along the road until you got physically sick and had to get out. Or at least until it fell apart. Shock absorbers perform two functions. Firstly, they absorb any larger-than-average bumps in the road so that the shock isn‟t transmitted to the car chassis. Secondly, they keep the suspension at as full a travel as possible for the given road conditions. Shock absorbers keep your wheels planted on the road. Without them, your car would be a travelling deathtrap. You want more technical terms? Technically they are called dampers. Even more technically, they are velocity-sensitive hydraulic damping devices - in other words, the faster they move, the more resistance there is to that movement. They work in conjunction with the springs. The spring allows movement of the wheel to allow the energy in the road shock to be transformed into kinetic energy of the unsprung mass, whereupon it is dissipated by the damper. The damper does this by forcing gas or oil through a constriction valve (a small hole). Adjustable shock absorbers allow you to change the size of this constriction, and thus control the rate of damping. The smaller the constriction, the stiffer the suspension. Phew!....and you thought they just leaked oil didn‟t you? 37 本科生毕业设计(论文) MacPherson Strut This is currently, without doubt, the most widely used front suspension system in cars of European origin. It is simplicity itself. The system basically comprises of a strut-type spring and shock absorber combo, which pivots on a ball joint on the single, lower arm. At the top end there is a needle roller bearing on some more sophisticated systems. The strut itself is the load-bearing member in this assembly, with the spring and shock absorber merely performing their duty as oppose to actually holding the car up. In the picture here, you can‟t see the shock absorber because it is encased in the black gaiter inside the spring. The steering gear is either connected directly to the lower shock absorber housing, or to an arm from the front or back of the spindle (in this case). When you steer, it physically twists the strut and shock absorber housing (and consequently the spring) to turn the wheel. Simple. The spring is seated in a special plate at the top of the assembly which allows this twisting to take place. If the spring or this plate are worn, you‟ll get a loud „clonk‟ on full lock as the spring frees up and jumps into place. This is sometimes confused for CV joint knock. Rover 2000 MacPherson derivative During WWII, the British car maker Rover worked on experimental gas-turbine engines, and after the war, retained a lot of knowledge about them. The gas-turbine Rover T4, which looked a lot like the Rover P6, Rover 2000 and Rover 3500, was one of the prototypes. The chassis was fundamentally the same as the other Rovers and the net result was the the 2000 and 3500 ended up with a very odd front suspension layout. The gas turbine wasn‟t exactly small, and Rover needed as much room as possible in the engine bay to fit it. The suspension was derived from a normal MacPherson strut but with an added bellcrank. This allowed the suspension unit to sit horizontally along the outside of the engine bay 38 本科生毕业设计(论文) rather than protruding into it and taking up space. The bellcrank transferred the upward forces from the suspension into rearward forces for the spring / shock combo to deal with. In the end, the gas turbine never made it into production and the Rover 2000 was fitted with a 2-litre 4-cylinder engine, whilst the Rover 3500 was fitted with an „evergreen‟ 3.5litre V8. Open the hood of either of these classics and the engine looks a bit lost in there because there‟s so much room around it that was never utilised. The image on the left shows the Rover-derivative MacPherson strut. Moulton rubber suspension This suspension system is based on the compression of a solid mass of rubber - red in both these images. The two types are essentially derivatives of the same design. It is named after Dr. Alex Moulton - one of the original design team on the Mini, and the engineer who designed its suspension system in 1959. This system is known by a few different names including cone and trumpet suspension (due to the shape of the rubber bung shown in the right hand picture). The rear suspension system on the original Mini also used Moulton‟s rubber suspension system, but laid out horizontally rather than vertically, to save space again. The Mini was originally intended to have Moulton‟s fluid-filled Hydrolastic suspension, but that remained on the drawing board for a few more years. Eventually, Hydrolastic was developed into Hydragas (see later on this page), and revised versions were adopted on the Mini Metro and the current MGF-sportscar. Ultimately, Moulton rubber suspension is now used in a lot of bicycles - racing and mountain bikes. Due to the compact design and the simplicity of its operation and maintenance, it‟s an ideal solution. 39 本科生毕业设计(论文) 译文: 悬挂系统 悬挂装置的主要用途支撑载重汽车的重量。这个装置的额外的用途还包括:1、无论是平 常还是恶劣路况，使汽车都能稳定通过;2、在司机或者操作人员驱动汽的同时，使其盘能 够吸收或者减缓路途中的震动;3、使轮轴保持适当的速度和校准;4、使汽车在各种速度和 载重条件下都有效的运行。任何误载或者超载都将毁掉的不仅是悬挂而且是汽车的框架、轮 轴和轮胎。 悬挂的最基本组成包括以下2个基本要素。 弹簧 弹簧分为3种，分别是:螺旋弹簧、扭力杆和板簧。大多数人所熟悉的应该是螺旋弹簧，而其实质是螺旋状的扭力杆。板簧是大约在1985年被应用于大多数的美国汽车，几乎都是载重汽车。他们看上去象连接在轮轴上的金属层。这些层被称做板，因此这种弹簧被叫做板簧。扭力杆本身就是一个奇妙的小装置，它利用钢条的扭曲属性起到螺旋弹簧的作用，常常应用在VW Beetles and Karmann Ghias的悬挂，和用空气冷却的Porsches(直到1989年当他们都使用了弹簧356和911型采用扭力杆)，在其他车型中Peugeot 205s的后悬挂。代替使用螺旋弹簧，这种轮轴一端衔接在一根钢轴，另一端深入一根管中，与里面的齿槽咬合。当悬挂移动时，悬挂会沿着轮轴的长度轮流扭曲它。我们现在想像下同样的轮轴但是是直的话，将盘绕。当你压在这个螺旋的顶部，实际引起轮轴扭曲，所有的方法都作用在这个螺旋物上。我知道这个是很难形容的，但相信我，那是正在发生的事。一个完整的具体的关于扭力杆和改进弹簧的描述将在更多页中被发现。 减震器 说也奇怪，减震器。实际上，他们减缓在粗糙表面驱车引起的垂直运动。如果你的车只有弹簧，那车将会沿路滑行、翻转直到你感到恶心不得不逃出来。或者至少等到车崩裂。 减震器有2个作用。首先，吸收在路上产生的无论多大程度的撞击力，为了使震动不传送到汽车底盘。第二，在给定路况条件下，尽可能充分保持行驶中的悬挂。减震器保持你的车轮紧贴路面。如果没有他们，将会是死亡之旅。 你想知道更多的技术术语吗,技术上，他们被叫做减震器。更深入的技术术语是振速敏感式液体减震设备。--换句话说，他们移动的越快，就会有更多的阻力去对付这种运动。他们与弹簧齐心协力工作。弹簧使车轮运动和道路震动产生 40 本科生毕业设计(论文) 的能量转换成簧下质量使用的动能，因此能量被减震器消耗掉。减震器通过压缩真空管压迫气体或液体起作用。可调式减震器让你可以改变这种压缩的大小，进而控制减震的程度。压缩的越小，悬挂就更坚硬。唷!你是不是想会漏油, 麦克逊式悬挂系统 不必怀疑，这个是最近被广泛应用的来自欧洲的前置悬挂系统。本身很简单。这个装置基本上由一个压杆式弹簧和减震器结合组成，绕着一个球状和低的单臂壮结合装置运行。在顶端的一些更复杂的装置有一个针状滚柱轴承。这个压杆包含弹簧减震器的压杆本身就是装配中的载重部分，他们的作用实际是针对汽车的抬升。在这个图里，你不能看到减震器因为它被装在弹簧里的黑色筒状物里。 这个操舵装置既直接连到较低的减震器机体，也连到了一个从前或者后轴伸出的臂状物(在本例中)。当你驾驶时，压杆、减震器、(弹簧)扭曲使轮胎转动。很简单，弹簧被安装在一个特殊的金属板上，在配件的顶部可以使扭曲发生。如果弹簧或者金属板毁坏，你将听到大的丁当声，因为弹簧弹出来。有时指挥车也深受这样的联合的敲打的烦恼。 Rover2000麦克逊式悬挂系统的演变 在二战期间，英国汽车制造商Rover对气体涡轮发动 机进行实验。战争结束后，他积累了很多相关方面的知识。燃气轮机Rover T4，很像 Rover R6, Rover 2000和Rover 3500，是其中的一种。它的底盘从根本上讲和其他的Rovers是一样的，只不过2000年和3500用的是单个的前悬挂布局。燃气轮机并不是很小，并且引擎需要很大的空间来放置Rover。悬挂器是源自于加了Bellcrank的普通麦克逊式压杆。这使悬挂组件可以横向放置于引擎外，而不是突出的放置其内，从而节省了空间。该Bellcrank把从悬挂器向上的力量转移为向后的力量，并交给弹簧/减震器组合来处理。最终，燃气轮机并没有得到生产，Rover 2000则是被用在2公升4缸发动机，而Rover 3500是被用在‟常绿‟ 3.5 公升V8引擎。打开引擎盖那些杰作和引擎看起来有些让人迷惑，那是因为有很多空间没有被充份利用。左边的图片则演示了Rover 演变的麦克逊式的悬挂系统 Moulton 橡胶悬挂系统 这个悬挂系统是基于压缩了的固体橡胶-这两个图象红色的部分。这两类是同一设计衍生出来的。来自Mini设计团队的Alex Moulton博士在1959年设计出了这个悬挂式系统，后来又重新命名。这个系统也有数个不同的名称，比如cone 和 trumpet悬挂系统(因形状的愿意，如右图所示) 。原Mini的后部悬架系统还使用Moulton的橡胶悬架系统，但所规定的水平，而非垂直，以节省空间。 Mini 41 本科生毕业设计(论文) 的原意是有Moulton着的充液hydrolastic悬挂系统，但该设计只维持了纪念时间。最终， hydrolastic发展成为油气减振器(见稍后在此页) ，以及订正的版本通过了关于Mini Metro和目前的MGF - sportscar 。 最终， Moulton着橡胶悬架是现在使用的大量的自行车-赛车和山地自行车。由于简洁的设计与其操作和维修的简易性，这是一个理想的解决办法。 42