汽车悬架设计项目说明指导书.docx

摘 要

本文从汽车振动学介入，建立二自由度汽车振动模型，在以安全性为主，兼顾舒适性基础上导出悬架系统最好阻尼系数（阻尼比）计算式。结合前人经验，合理选择悬架簧上、下质量，刚度比等参数，计算悬架系统刚度、阻尼、挠度等整体性参数。以此为基础，分别设计减震器、螺旋弹簧和导向结构，并基于CATIA建立三维模型。
由振动模型能够得到汽车对路面不平度响应，车身部分响应关联舒适性，而车轮响应直接表现安全性，二者不可得兼，相互平衡问题就是阻尼比选择问题。处理此问题后，由经验选择多个参数作为原始数据，计算得到悬架整体性能参数，并以此为基础进行减震器选型、安装部署及计算，接着确定悬架螺旋弹簧参数尺寸。值得注意是悬架阻尼、刚度和减震器阻尼、弹簧刚度存在某种换算关系，取决于各自安装情况。难点在于导向机构空间位置复杂，相关原因众多，本文在此做到尽可能具体。

关键词：双横臂独立悬架，阻尼匹配，减震器，螺旋弹簧，导向机构

Abstract

This paper from the automobile vibration intervention, the establishment of two degree of freedom vehicle vibration model, in order to safety, balance the basic comfort on the optimal damping coefficient derived suspension system (damping) formula. Combined with previous experience, reasonable selection of suspension spring, mass, stiffness ratio; stiffness, damping, deflection whole parameter calculation of suspension system. On this basis, designed shock absorber, helical spring and guide structure. A three-dimensional model based on CATIA
Get the response of automobile unevenness of pavement by the vibration model, the response relationship of body part comfort, while the wheels directly reflect the response of the security, the two can not have both, balance each other's damping ratio selection problem. To solve this problem, the experience of several parameters as the original data, calculate the performance parameters of the suspension, selection, and use it as the basis for shock absorber mounting arrangement and calculation of parameters; and then determine the size of suspension coil spring. It is interesting to note that the suspension damping, stiffness and shock absorber damping, spring stiffness has a conversion relation, depending on the installation of their. The difficulty lies in the spatial position of steering mechanism is complex, many relevant factors, this paper do as much detail as possible.

Keywords: double wishbone suspension, damping matching, shock absorber, helical spring, the guide mechanism of suspension

前 言
悬架系统是汽车关键总成之一。汽车悬架系统设计是提升汽车悬架性能关键方法。悬架系统设计方法是车辆工程专业本科学生应掌握知识之一。经过毕业设计进行汽车悬架系统设计，是培养学生掌握汽车设计基础功关键手段之一。
以十七座客车为对象，进行前悬架系统参数设计，并完成悬架系统结构设计。
对于独立悬架设计技术，中国外全部进行了研究，这些研究关键集中在以下多个方面：独立悬架设计方法，独立悬架参数对汽车行驶平顺性影响；独立悬架对汽车操纵稳定性影响。中国研究关键表现为：独立悬架和转向系匹配；独立悬架和转向横拉杆长度和断开点确实定；悬架弹性元件设计分析；导向机构运动分析；独立悬架对前轮定位参数影响；独立悬架优化设计等。国外除上述研究外，还进入了微观领域研究，如用原子力学显微镜观察悬架材料内部聚合体原子转化情况，研究悬架作为弹性介质流变特征[2]等，从而使得独立悬架向着智能化、轻量化、小型化、通用化方向发展。同时因为电子、微机技术发展，使得独立悬架技术向着半主动、主动悬架方向发展。
本文首先搜集市场上几款十七座客车关键参数，经过综合对比，选择悬架形式；经过对基于客车安全性悬架系统最好匹配阻尼和基于舒适性悬架系统最好匹配阻尼进行加权，得到十七座客车悬架系统阻尼比。其次，依据悬架系统阻尼比确定减震器阻尼特征并设计减震器。然后参考已知车型悬架系统参数或参考经验值确定该悬架关键参数：悬架静挠度、悬架动挠度、悬架侧倾角刚度及其在前后轴分配；确定弹性元件关键参数；弹簧直径、丝径、有效圈数、长度、节距等。最终设计稳定杆，使各组成部分相互协调工作和使局部设计符合整体性能要求。

第一章 悬架概述

悬架是现代汽车上关键总成之一，它把车架（或车身）和车轴（或车轮）弹性地连接起来，并能传输载荷、缓解冲击、衰减震振动和调整汽车行驶中称车身位置等，全部确保汽车行驶平顺性。尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直不停演进，但从结构功效上、它全部是有弹性元件、减振装置和到导向机构三部分组成。
1.1非独立悬架
图1-1 螺旋弹簧非独立悬架
两侧车轮安装在一根车轴两端，车轴经过弹性元件和车架或车身相连，当一侧车轮因道路不平而跳动时，将影响另一侧车轮工作。其种类关键有钢板弹簧非独立悬架和螺旋弹簧非独立悬架（图1-1）两类。非独立悬架优点：结构简单、制造轻易、维修方便、工作可靠。而其缺点：汽车平顺性较差、高速行驶时操稳性差、轿车不利于安装发动机和行李舱部署。故适适用于货车、大客车前、后悬架和一些轿车后悬架。
1.2独立悬架型式
独立悬架车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受波及，汽车平稳性和舒适性好。但这种悬架结构较复杂，承载力小。独立悬架结构可分为麦弗逊式、连杆式等多个。
图1-2 麦克弗逊式悬架
麦克弗逊式悬架（图1-2）将螺旋弹簧和减振器组合在一起，减振器可兼做转向主销，转向节能够绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮上下跳动而改变，这种悬架结构简单，部署紧凑，前轮定位改变小，含有良好行驶稳定性。不过因为质量较轻，麦克弗逊式悬架响应速度很快，车轮主销能够摆动，外倾角度能够调整，这么在车辆转弯时，轮胎接地面积能够达成最大化。但简单结构也使得悬架刚性较弱，稳定受到影响，转弯时侧倾会略微显著。
双横臂式悬架分为等长式和不等长式。不等长式上下各有一个不等长摇臂，共同吸收横向力，所以横向刚度大，而且经过合理部署，能够使轮距和前轮定位参数在可接收限定范围内改变，这就克服了等长式双横臂悬架轮胎磨损严重弊端。路面适应力好，轮胎接地面大、贴地性好。能够应用在轿车前后悬架上，运动型轿车、赛车后轮也采取这一部署。因为存在上摇臂，占用空间大，很多中小型车全部放弃了这种选择。
图1-3 多连杆式悬架
多连杆式悬架（图1-3）是最近比较流行一个后悬架。现在在中高级轿车上使用多连杆式后悬架并不新鲜，但伴随技术发展，多连杆式后悬架也开始被用在紧凑型轿车上，成为了厂家宣传卖点。多连杆式悬架能够愈加正确地控制车轮和地面接触角度，所以它是一个比较优异后悬架结构方案。现在只有福特福克斯、马自达3、大众速腾等高端紧凑型车才采取这种后悬架设计。它有双横臂悬架全部性能，在双横臂基础上经过连杆接抽约束作用使得轮胎在上下运动时前束角度也能对应改变，这意味着弯道适应性愈加好，假如用在前驱车前悬架，能够缓解转向不足，有正确转向感觉。假如用在后悬架上，在转向侧倾作用下改变后轮前束角，这就意味着后轮能够一定程度地随前轮一同转向，达成舒适操控两不误目标。 但跟双横臂一样，多连杆悬架一样需要占用较多空间。多连杆悬架制造成本、研发成本全部是最高，所以常见在中高级车后桥上。
1.3悬架发展趋势
伴随技术进步，生活水平提升，大家对汽车舒适性要求越来越高。汽车悬架也不停发展，从非独立悬架到独立悬架，由半主动到主动悬架。所谓主动悬架系统是在一般悬架系统中附加一个能够控制阻尼作用力装置，由实施机构、测量系统、反馈控制系统和能源系统四部分组成。主动悬架能够依据汽车运动状态和路面情况，适时地调整悬架刚度和阻尼，使悬架系统处于最好减振状态，使车辆在多种路面情况下全部会有良好舒适性。主动悬架关键部位是其实施机构，也就是能够调整悬架阻尼系统，研究关键是控制方法。
多年来 ,Nissan(日产 )和 Toyota(丰田 )企业宣告在轿车上成功地应用了液力主动悬架。至今已发展了三类经典液力主动控制系统。第一个由 Lotus(莲花 )企业开发 ,它双作用油缸和高速响应液力控制阀直接耦合。这个系统控制能力较强 ,但能耗很大 ,尤其是在粗糙路面上非悬挂质量共振时这一问题尤为突出 。第二种由 AP企业发展气液悬架 ,它经过一个流量控制阀把油液输送到单作用油缸和充填蓄能器实施主动控制 ,这种控制装置一样需要消耗较高能量 。 第三种由 Nissan企业开发 ,它关键特征之一是压力控制阀同小型蓄能器和液压油缸相结合 ,在不平路面上振动输入被蓄能器吸收 ,从而降低整个系统所需要流量。悬挂质量振动控制由液力系统主动阻尼和被动阻尼共同完成。同前两种主动控制相比 ,该类主动控制耗能较少。
最早主动悬架控制策略是天棚原理，假设车身上方有一固定惯性参考，在车身和惯性参考之间有一阻尼器，作动器模拟此阻尼器作用力来衰减车身振动。这种控制算法简单，在国外一些车型上已经得到了应用。伴随现代控制理论发展，提出了主动悬架最优控制方法，它比天棚原理考虑了更多变量，控制效果愈加好。
　　现在最优控制规律有三种:线性最优控制、HQ最优控制和最优预见控制。因为实际悬架系统中有很多非线性、时变、高阶动力系统，使最优控制方法变得不稳定，为此又发展了自适应控制方法。自适应控制方法含有参数识别功效，能适应悬架载荷和元件特征改变，自动调整控制参数，保持性能最优。自适应控制方法也有增益调度控制、模型参考自适应控制和自校正控制三类。在德国大众汽车企业底盘上应用了自适应控制规律。
总而言之，汽车悬架逐步趋向于主动悬架，并结合优异电控设备，使悬架系统自动化、智能化。

第二章 悬架系统阻尼匹配

汽车悬架系统阻尼匹配决定悬架特征，对汽车行驶平顺性和安全性含相关键影响。所以本章对汽车悬架系统阻尼匹配进行分析：首先建立汽车振动模型，对汽车振动简明叙述；然后分别基于安全性和舒适性设计最好阻尼比；最终合理加权得到悬架系统最好阻尼比计算式。

2.1双质量车身车轮振动分析
对于双轴汽车4个自由度振动模型，悬挂质量分配系数，其中为车身绕y轴回转半径平方；a、b为前后轴距；当ξ值靠近1时，前后悬挂系统垂直振动几乎是独立，于是汽车能够简化为1/4汽车双质量二自由度系统振动模型，图2-1所表示。
该模型由簧上质量（车身质量）、弹簧刚度k、减震器阻尼系数C、簧下质量（车轮质量）和轮胎刚度kt组成，q为路面不平度函数，它是沿路面前进方向坐标x为参数随机过程。取车身垂直位移坐标Z原点在静力平衡位置，可得到系统运动微分方程为
（2-1）
为简化微分方程和下文讨论方便，引入多个量:
图2-1 单轮双质量二自由度模型
令，，；其中p为系统固有圆频率，ε为阻尼比，决定阻尼对系统影响。
无阻尼自由振动时，运动方程变成
（2-2）
由运动方程能够看出，m2 和m1振动是相互耦合。若m1不动，则得
（2-3）
这相当于只有车身质量m2作单质量无阻尼自由振动，其固有频率为
（2-4）
一样，若m2不动，相当于只有车轮质量m1作单质量无阻尼自由振动，于是可得
（2-5）
车轮部分固有频率为
（2-6）
固有频率p0和pt是只有一个质量（车身质量或车轮质量）振动时部分频率，成为偏频。无阻尼自由振动时，设两个质量以相同圆频率ω和相角φ做简谐振动，振幅为和，则它们振动响应分别为
（2-7）
以上代入微分方程（2-2）得
（2-8）
将，代入方程（2-8），可得
（2-9）
次方程组有非零解条件是和系数行列式为零，即得系统特征方程
（2-10）
方程（2-10）两个根即为二自由度系统两个主频率和平方。
（2-11）
将和代入式（2-9）中任何一式，可得一阶主振型和二阶主振型，即
一阶主振型 （2-12）
二阶主振型 （2-13）
假设（于志生.汽车理论（第五版）P223），代入式（2-11）得。即低主频和靠近，高主频和靠近。将代入式（2-8）得

可得到以下结论：在强迫振动情况下，激振频率靠近时产生低频共振，按一阶主振型振动，车身质量振幅比车轮质量振幅大快要10倍，所以关键是车身质量在振动，称车身型振动。当激振频率靠近时产生高频共振，按二阶主振型振动，此时车轮质量振幅比车身质量振幅大快要100倍，称车轮型振动。
2.2基于舒适性和安全性悬架系统阻尼最好匹配
2.2.1单轮二自由度悬架系统响应函数
二自由度悬架系统振动微分方程如式（2-1）所表示，对其进行拉普拉斯变换，可得
（2-14）
为使讨论物理意义愈加明确，引入以下辅助变量

式中，为刚度比；为质量比；为车身固有频率。
令，代入式（2-14），求得和对路面不平度输入q频响函数分别为
（2-15）
（2-16）
式中λ=ω/，为频率比。依据振动响应和输入量之间频率响应函数之间关系，可求得车轮和车身振动响应加速度和，对路面不平度输入速度频响函数分别为
（2-17）
（2-18）
2.2.2车身垂直加速度均方值
当车辆在不相同级道路上行驶时，可把路面速度输入谱视为白噪声，即
（2-19）
式中，为参考空间频率，；ν为车速。依据随机振动理论，响应均方值为
（2-20）
式中， 为响应量x对路面不平度输入速度频响函数，其中，响应量x可代表振动车身和车轮位移、车身和车轮加速度、悬架动挠度和车轮动载。所以，依据频响函数式（2-18）及式（2-20），可得到车身垂直加速度均方值为
（2-21）
2.2.3基于舒适性汽车悬架最好阻尼比
经过对车身垂直加速度均方值求阻尼比偏导数，能够得到基于舒适性最好阻尼比，由式（2-21）可得
当初， （2-22）
即得到基于舒适性汽车悬架最好阻尼比。
2.2.4基于安全性汽车悬架最好阻尼比
依据车轮动载频响函数式（2-17）及式（2-19）和式（2-20），可得车轮动载均方值为
（2-23）
车轮动载均方值对阻尼比求偏导数，能够得到基于安全性最好阻尼比，由式（2-22）可得
当初， （2-24）
即得到基于舒适性汽车悬架最好阻尼比。
当质量比、刚度比时，可得，。取C级路面、车速ν=60km/h、轮胎刚度为1000000N/m时，车身加速度和车轮动载和最好阻尼比改变关系图2-2、图2-3所表示。

图2-.3 C级路面车轮动载随阻尼比改变曲线
图2-2 C级路面车身加速度随阻尼比改变曲线

2.2.5加权阻尼比
对于十七座中轻型客车而言，关键用于短途运输，相对而言安全性要比舒适性需求大，故取基于安全性悬架阻尼比加权系数，基于舒适性悬架阻尼比加权系数；即客车悬架阻尼比
（2-25）

第三章 悬架关键参数确定

不一样用途车辆，对平顺性要求也不一样，其中，轿车对平顺性要求最高，客车次之，而货车更低。若悬架簧上质量为，悬架刚度为，则悬架偏频为
（3-1）
对于客车而言，前悬架偏频在1.20-1.50Hz之间。簧上质量可依据客车满载总质量和轴荷分配简单计算，通常十七座轻客整备质量在3500kg左右，每位乘客平均按60kg计算，则载质量是1020kg，总质量4520kg,满载时，4×2后轮双胎长、短头式商用车前轴荷为25%~27%，故单轮簧上质量。而簧下质量，它指是汽车悬挂系统支撑重量如轮胎、轮毂、刹车等总和，假定则。由式（3-1）得悬架刚度
（3-2）
取，则。
通常客车轮胎径向刚度在500N/mm左右，为方便计算，令，即轮胎刚度为悬架刚度10倍。将代入式（2-22）、（2-24）并再将结果代入式（2-25）得悬架最好阻尼比ε=0.3605。
当采取弹性为线性改变悬架时，可得到前悬架静挠度
（3-3）
而动挠度是指从满载平衡位置开始，悬架压缩到结构许可最大变形时（通常是指缓冲块压缩到其自由高度1/2或2/3），车轮中心相当于车架或车身垂直位移。通常客车动挠度取值5~8cm,这里取。将悬架系统以上参数整理后得表3-1以下所表示。
表3-1 悬架系统关键参数
簧上质量

悬架刚度

簧下质量

悬架阻尼比
0.3605
质量比

悬架静挠度
113mm
刚度比

悬架动挠度
6cm

第四章 减震器设计

减振器功效是吸收悬架垂直振动能量，并转化为热能耗散掉，使振动快速衰减。汽车悬架系统中广泛采取液力式减震器。其作用原理是，当车架和车桥作往复相对运动时，减震器中活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内油液反复地从一个腔经过另部分狭小孔隙流入另一个腔。此时，孔和油液见摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动阻尼力，使车身和车架振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。
4.1双筒式液力减震器介绍
图4-.1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

双筒式液力减振器双筒式液力减振器工作原理图4-1所表示。其中A为工作腔，C为赔偿腔，两腔之间经过阀系连通，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，迫使减振器液流过对应阀体上阻尼孔，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，油液经过阀Ⅱ进入工作腔上腔，不过因为活塞杆9占据了一部分体积，必需有部分油液流经阀Ⅳ进入赔偿腔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和导向座间缝隙由回流孔6进人赔偿腔，一样因为活塞杆所占据体积，当活塞向上运动时，肯定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生热量靠贮油缸筒3散发。减振器工作温度可高达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空间，减振器油液不能加得太满，但通常在赔偿腔中油液高度应达成缸筒长度二分之一，以预防低温或减振器倾斜情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入赔偿腔甚至经阀Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器工作性能。
4-3减震器分段线性特征
减振器在卸荷阀打开前，减振器中阻力F和减振器振动速度之间有以下关系
(4-1)
式中，为减振器阻尼系数。
图4-2a为减震器阻力−位移特征图，也叫示功图，反应减震器阻尼特征；图4-2b为减振器阻力－速度特征图。该图含有以下特点：阻力－速度特征由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程阻力－速度特征各占两段；各段特征线斜率是减振器阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。在没有尤其指明时，减振器阻尼系数是指卸荷阀开启前阻尼系数，即伸张行程阻尼系数。通常压缩行程阻尼系数和伸张行程阻尼系数不等。减震器阻尼是非线性，通常将减震器速度特征分段线性化，并将减震器伸张行程阻尼系数和压缩行程阻尼系数比值定义为减震器平安比，即
(4-2)
其取值在1.3~2.4之间。
b)阻力一速度特征
a)阻力一位移特征

图4-2 减振器特征

汽车悬架有阻尼以后，簧上质量振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数ε大小来评定振动衰减快慢程度。ε表示式为
(4-3)
式(4－3)表明，相对阻尼系数ε物理意义是：减振器阻尼作用在和不一样刚度k和不一样簧上质量悬架系统匹配时，会产生不一样阻尼效果。
4.3减振器阻尼系数确定
减振器阻尼系数，因悬架系统固有振动角频率，所以理论上。实际上应依据减振器部署特点确定减振器阻尼系数。比如，当减振器图4-3a、b、c三种安装时，减振器阻尼系数计算以下：
图4-3 减振器安装位置

4-3a所表示安装时，减振器阻尼系数用下式计算
(4-3)
式中，定义为杠杆比；n为双横臂悬架下臂长；a为减震器在下横臂上连接点到下横臂在车身上铰接点间距离。
4-3b所表示安装时，减振器阻尼系数计算
(4-4)
式中，α为减振器轴线和铅垂线之间夹角。
4-3c所表示安装时，减振器阻尼系数计算
(4-5)
当选择4-3b所表示形式安装时，取,,代入式(4-4)计算得阻尼系数。取减震器平安比，则。
4.3卸荷力确实定
为减小传到车身上冲击力，当减振器活塞振动速度达成一定值时，减振器打开卸荷。此时活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装图4-3b所表示时
(4-6)
式中，为卸载速度；A为车身振幅，取±40mm，为悬架振动固有频率。
如已知伸张行程时阻尼系数，载伸张行程最大卸荷力为
(4-7)
压缩行程最大卸荷力：
(4-8)
将各自阻尼系数代入式(4-7)得。
4.4缸筒设计计算
依据伸张行程最大卸荷力计算工作缸直径计算式为
(4-8)
式中，为工作缸最大许可压力，取3~4Mpa；λ为连杆直径和缸筒直径之比，双筒式减振器取＝0.40~0.50，单筒式减振器取＝0.30~0.35。
图4-4 HG型减震器示意图
减振器工作缸直径D有20、30、40、（45）、50、65mm等多个；常见活塞杆杆径有8、10、12、12.5、16、18、20、22、25、28mm等等。选择时应按标准选择。采取双筒式减震器，代入数据得，故取。令，则连杆直径。
贮油筒直径，取，壁厚取为2mm，材料可选ZG45号钢。至于外部结构，可依据QC/T491—1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件》中要求，取L2=140mm，外径D1=65mm，外径D2=75mm，活塞行程S=120mm，L2=140mmHG型；参数详情见图4-4所表示。将减震器相关参数整理得表4-1。

表4-1 悬架螺旋弹簧关键参数
伸张行程阻尼系数

工作缸直径

压缩行程阻尼系数

连杆直径

伸张行程卸荷力

贮油筒直径

压缩行程卸荷力

杠杆比
0.9
平安比η
1.80
安装角度α

第五章 悬架弹簧设计

弹性元件是悬架最关键部件，因为悬架最根本作用是减缓地面不平度对车身造成冲击，立即短暂大加速度冲击化解为相对缓慢小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒适感觉；对货物可降低其被破坏可能性。
弹性元件关键有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常见类型。除了板弹簧本身有减振作用外，配置其它种类弹性元件悬架必需配置减振元件，使已经发生振动汽车立即静止。钢板弹簧是汽车最早使用弹性元件，因为存在很多设计不足之处，逐步被其它种类弹性元件所替换，本文介绍螺旋弹簧设计。
5.1螺旋弹簧刚度计算
因为存在悬架导向机构关系，悬架刚度k和弹簧刚度是不相等，二者关系同减震器阻尼系数和悬架阻尼比关系类似，弹簧和减震器同轴安装时，悬架刚度k和弹簧刚度有以下关系：
(5-1）
代入相关数据得弹簧刚度
5.2螺旋弹簧设计
弹簧刚度确定以后，应对常见螺旋弹簧直径、丝径、圈数、节距和长度进行设计和计算，对弹簧材料进行选择。
5.2.1螺旋弹簧丝径和圈径
已知簧上质量，依据弹簧安装位置及受力分析可得弹簧径向载荷
(5-2）
弹簧在径向载荷作用下，最大剪应力应满足
(5-3）
故： (5-4）
式中，C为弹簧缠绕比，，常见取值范围 4~9，在此，D为圈径，d为丝径；为弹簧曲度系数，。悬架弹簧材料通常有合金弹簧钢65Mn、60Si2Mn、55Si2Mn等，在此选择55Si2Mn，其力学性能，而;剪切模量。将数据代入式(5-2）、(5-4）得。
查阅《机械零件手册》得到相关圆柱螺旋弹簧标准如表5-1所表示。故取。

表5-1 圆柱螺旋弹簧取值系列

5.2.2螺旋弹簧圈数
弹簧有效圈数计算式为
(5-5）
将代入式(5-5）得；元整后。弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定依据下表：
表5-2螺旋弹簧支撑圈数取值参考表
选择上表中第YⅠ类，取支撑圈数:，则总圈数：。
5.2.3螺旋弹簧节距和长度
通常压缩螺旋弹簧螺旋角，在此，则螺旋弹簧节距
(5-6）
代入数据得。螺旋弹簧设计长度。将螺旋弹簧相关数据整理得表5-3。

表5-3 悬架螺旋弹簧参数表
丝径d
圈径D
总圈数n
节距t
长度L
12mm
80mm
10
35.3mm
353mm

第六章 悬架导向机构设计和建模

独立悬架上弹性元件，大多只能传输垂直载荷而不能传输纵向力和横向力，必需另设导向机构，以承受传输车轮传输过来纵向力和力矩和侧向力。悬架导向机构决定着车轮定位参数及其动态性能，是悬架关键部件之一。
6.1设计要求
对前轮导向机构设计要求是：
1） 悬架上载荷改变时，确保轮距改变不超出±4.0mm，轮距改变大会引发轮胎早期磨损。
2） 悬架上载荷改变时，前轮定位参数要有合理改变特征，车轮不应该产生纵向加速度。
3） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在侧向加速度作用下，车身侧倾角，并使车轮和车身倾斜同向，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，有抗后俯作用。
另外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传输除垂直力以外多种力和力矩。
6.2导向机构部署参数
6.2.1侧倾中心
双横臂式独立悬架侧倾中心由图6-1所表示方法得出。将横臂内外转动点连线延长，方便得到极点P，并同时取得P点高度。将P点和车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上取得侧倾中心W。当横臂相互平行时（图6-2），P点在无穷远处。作出和其平行经过N点平行线，一样可取得侧倾中心W。此次设计采取非相互平行双横臂部署。
图6-2横臂相互平行双横臂
式独立悬架侧倾中心W确实定
图6-1双横臂式独立悬
架侧倾中心W确实定

6.2.2侧倾轴线
在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致和地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上轮荷改变靠近相等，从而确保中性转向特征（确保转向特征这并不是唯一方法）；而尽可能高则是为了使车身侧倾限制在许可范围内。不过前悬架侧倾中心高度受到许可轮距改变限制且几乎不可能超出150mm（上下摆臂初始角度过大）。独立悬架侧倾中心高度推荐值以下：前悬架；后悬架。
设计时首先要确定(和轮距改变相关)前悬架侧倾中心高度，然后确定后悬架侧倾中心高度。当后悬架采取独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。假如用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架侧倾中心高度要取得更大些。
6.2.3纵倾中心
双横臂式悬架纵倾中心可用作图法得出，见图6-3。自铰接点E和G作摆臂转动轴C和D平行线，两线交点即为纵倾中心。

图6-3 双横臂式独立悬架纵倾中心
6.2.4悬架横臂定位角
独立悬架中摆臂铰链轴大多为空间倾斜部署。为了描述方便，将摆臂空间定位角（图6-4）定义为：摆臂水平斜置角α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ。

图6-4 α、β、θ定义
6.2.5纵向平面内上、下横臂部署方案
上、下横臂轴抗前俯角匹配对主销后倾角改变有较大影响。图6-5给出了六种可能部署方案主销后倾角值随车轮跳动曲线。图中横坐标为λ（主销后倾角）值，纵坐标为车轮接地中心垂直位移量Z。角度取值见图注，其正负号按右手定则确定。

图5-5 -β1、β2匹配对λ影响

为了提升汽车制动稳定性和舒适性，通常期望主销后倾角改变规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生预防制动前俯力矩。
1 方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；
2 方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小；
3方案：主销后倾角基础不改变，但抗前俯作用也最小，现代汽车中采取较少。
4 方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；
5 方案：弹簧压缩后倾角减小，拉伸时增大；
6方案：弹簧压缩后倾角增大，拉伸时减小。
1，2，6跳动规律是比很好，现在被广泛采取。此次设计选择方案2进行设计。
6.2.6横向平面内上、下横臂部署方案
比较图6-6 a、b、c三图能够清楚地看到，上、下横臂部署不一样，所得侧倾中心位置也不一样，这么就可依据对侧倾中心位置要求来设计上、下横臂在横向平面内部署方案。此次根据图6-6a进行设计。

a) b) c)
图6-6上、下横臂在横向平面内部署方案
6.2.7水平面内上、下横臂摆动轴线部署方案
上、下横臂轴线在水平面内部署方案有三种，图6-7：

图6-7上、下横臂轴线在水平面内部署方案

下横臂轴M-M和上横臂轴N-N和纵轴线夹角，分别用α1和α2来表示，称为导向机构上、下横臂轴水平斜置角。通常要求，轴线前端远离汽车纵轴线夹角为正，反之为负；和汽车纵轴线平行者，夹角为零。
为了使得车轮在碰到凸起路障时能够使车轮一面上跳，一面后退，以降低传到车身上冲击力，还为了便于部署发动机，多数前置发动机汽车悬架下横臂轴线M-M斜置角α1为正，而上横臂轴N-N斜置角α2则有正、有零或有负值三中部署方案；图中a、b、c所表示。上下横臂轴斜置角不一样组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数改变规律有很大影响。如车轮上跳，下横臂轴斜置角α1为正、上横臂轴斜置角α2为负值或零值时，主销后倾角随车轮上跳而增大。如组合方案为上、下横臂轴斜置角α1、α2全部为正值时，则主销后倾角随车轮上跳有较少增加甚至降低（当α1<α2时）。至于采取哪种方案好，要和上下横臂在纵平面内部署一起考虑。当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时前俯作用。不过主销后倾角变得太大时，会使支承处反力矩过大，同时使得转向系统对侧向力十分敏感，轻易造成车轮摆振或转向盘上力改变。所以，期望乘用车主销后倾角原始值为-1°~+2°，取注销后倾角为，内倾角。当车轮上调时，悬架压缩10mm，主销后倾角改变范围为10′~40′。
综合上述要求，选择合适抗前俯角，国外已依据设计经验制订出一套列线图，图6-8所表示。该图由三组线图组成：图6-8a为汽车在不一样减速度时(以重力加速度g百分数表示)，前轮上方车身下沉量和抗前俯率关系；图6-8b为下横臂摆动轴线和水平线夹角不相同时，主销后倾角改变率和抗前俯率关系；图6-8c为不一样球销中心距时，主销后倾角改变率和上、下横臂摆动轴线夹角关系。
利用此图步骤以下：先依据设计许可前俯角(在0.5g时为º)确定，然后找到对应，并在图6-8b上初选，求出主销后倾角改变率(推荐悬架每压缩10mm时为)，如超出范围，即重新选，直至达成要求为止。接着可用图6-8c，先选定球销中心距240mm，从图6-8b所定值和初选球销中心距在图上沿虚线所表示路线找到上、下横臂夹角，部署上许可。

图6-8 选择上、下横臂轴线纵向倾角线图
6.2.8上、下横臂长度确实定
双横臂式悬架上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮定位参数影响很大。现代汽车所用双横臂式前悬架，通常设计成上横臂短、下横臂长。这首先是考虑到部署发动机方便，其次也是为了得到理想悬架运动特征。

图6-9 上、下横臂长度之比L1/L2改变时悬架运动特征
上图为下横臂长度L1保持原车值不变，改变上横臂长度L2，使分别为0.4，