麦弗逊式悬架的课程设计讲解

2023年12月31日发(作者：新款奥迪rs8报价及图片)

前言：

悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。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，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，因此悬架与车辆的行驶平顺性、操控稳定性具有极大的关系。悬架设计的好坏直接影响到整车的性能。因此开发出高品质的悬架是车辆工程师的一项重要任务。而悬架部分涉及的专业知识也比较高深，本文期望通过对悬架进行初级设计以达到对悬架有进一步了解的目的。

关键词:悬架；减震器；弹簧计算

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1悬架

1.1悬架的功用

汽车悬架是车架（或车身）与车轴（或车轮）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（或车身），缓和行驶中车辆受到的冲击力；保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架（或车身）上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。

1.2 悬架的组成

一般悬架由弹性元件、导向机构、减振器和横向稳定杆组成。

1.弹性元件

弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧等，这里我们选用螺旋弹簧。

2.减振器

减振器用来衰减由于弹性系统引起的振动，减振器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。

3.导向机构

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。

1.3悬架的分类

1.3.1独立悬架

图1.1 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。如图1.1所示。

1.3.2非独立悬架

非独立悬架如图1.2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。

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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[2]。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，现在全国装用主动式空气悬架弹簧的客车已超过1万辆[6]。

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 方案论证

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

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车型，故选择麦弗逊式悬架形式。

2.1.3麦弗逊式悬架简介

1麦弗逊式独立悬架的优点：

与其他独立悬架相比，麦克弗逊悬架的突出特点在于可将导向机构及减振装置集合到一起，将多个零件集成在一个单元里。这样一来，相对双横臂悬架而言，它不仅简化了结构，减小了质量，还节省了空间，降低了制造成本，并且几乎不占用横向空间，有利于车身前部地板的构造和发动机布置，这一点在用于紧凑型轿车(例如微型轿车，它们几乎全部采用前置前驱动方式)的前悬架时，具有无可比拟的优势。麦克弗逊悬架的另外一些优点包括:铰接点的数目较少;上下铰点之间有较大的距离，下铰点与车轮接地面间距离较小，这对减少铰点处的受力有利;弹簧行程较大。另外，当车轮跳动时，其轮距、前束及车轮外倾角等均改变不大，减轻了轮胎的磨损，也使汽车具有良好的行驶稳定性。

2.麦弗逊悬架的缺点

由于自由度减少，悬架运动特性的可设计性不如双横臂悬架;振动通过上支承点传递给汽车头部，需采取相应措施隔离振动、噪声;减振器的活塞杆与导向套之间存在摩擦力，使得悬架的动刚度增加，弹性特性变差，小位移时这一影响更加显著;对轮胎的不平衡较敏感;减振器紧贴车轮布置，其间空间很小，有些情况下不便于采用宽胎或加装防滑链[9]。典型的结构如图2.1和2.2。

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图2.1 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

图2.2 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

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[7]。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。

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2-3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2.3 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，7

否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。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。

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协商确定。

本设计参照奇瑞A3参数：

表3.1参考数据

总长（mm）

总宽(mm)

总高(mm)

轴距L(mm)

前后轮距(mm)

4352

1794

1464

2550

1540/1530

发动机型式

排量（cc）

整车整备质量（kg）

车轮

轮胎

驱动型式

ACTECO-SQR484F

1971

1420

铝合金

205/55R16

前驱

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?=0.8～1.2，因而可以近似地认为??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9

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=错误！未找到引用源。

3-1

式中 错误！未找到引用源。—————悬架静挠度

得悬架静挠度

错误！未找到引用源。 3-2

错误！未找到引用源。173.6mm

则悬架动挠度：错误！未找到引用源。=（0.5—0.7）错误！未找到引用源。

取错误！未找到引用源。=0.5错误！未找到引用源。=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。

-------------《汽车设计》刘惟信主编

而错误！未找到引用源。+错误！未找到引用源。=173.6+85=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 =1420kg 取簧上质量为1340kg；取簧下质量为80kg，则由轴荷分配图知：

空载前轴单轮轴荷取60%：错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。

满载前轴单轮轴荷取50%：错误！未找到引用源。=451kg （满载时车上5名成员，60kg/名）。

----------------《汽车设计》刘惟信主编 P47

悬架刚度：

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。

4悬架主要零件设计

4.1 螺旋弹簧的设计

螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。

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与弹簧刚度错误！未找到引用源。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C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：如图10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 ——弹簧高度

已知u=1995.95mm p=2103.02mm δ=4°β=14°

得： Cs=错误！未找到引用源。==错误！未找到引用源。=26.63N/mm

4.1.2弹簧基本参数的计算

1 弹簧钢丝直径的选择及中径的计算

首先根据GB-4361可以找出，用油淬火回火硅锰弹簧钢丝（60Si2MnA）,来做本次弹性元件的设计材料，因为其强度高，弹性好，易脱碳，用于较高负荷的弹簧。A类用于一般用途弹簧。B类用于一般用途和汽车悬挂弹簧，C类用于汽车悬挂弹簧。因而选C类。其直径规格为2.0~14.0mm，变切模量错误！未找到引用源。,推荐温度范围：-40~200

根据表7计算相应的弹簧中经D。

-------（中华人民共和国国家标准 GB/T1239.6—92 P11）

因此去材料直径初选为： d=12.0mm±0.08

由表取旋绕比： C=8

因此弹簧中经为 ： D=C*d=96.0mm。

一般情况下，弹簧刚的许用剪应力[τ]与许用拉应力错误！未找到引用源。成比例关系，通常情况下，可以取用[τ]=0.55错误！未找到引用源。。 如下图：

油淬火-回火硅锰合金弹簧钢丝60Si2MnA中C类直径为12.0mm的许用拉应力错误！未找到引用源。为1569Mpa。

------------《金属材料手册》 P310

则许用切应力[τ]=0.55*错误！未找到引用源。=0.55*1569=863Mpa

曲度系数K可以通过公式4-2算出，

错误！未找到引用源。

（4-2）

错误！未找到引用源。=1.18

钢丝直径校核：d≥1.6*错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=11mm

与基本假设相符合。

式中 p——弹簧垂直载荷

综合：

弹簧中经：D=d*c=12*8=96mm

错误！未找到引用源。=D+d=96+12=108mm

2 弹簧圈数的确定

错误！未找到引用源。

（4-3）

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式中 G——变切模量

n——弹簧工作圈数

由式（4-3）有

弹簧工作圈数：i=错误！未找到引用源。=7.6

取i=7.5圈

弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定根据下图：

螺旋弹簧的端部结构图

选用错误！未找到引用源。类，支撑圈数错误！未找到引用源。

则总圈数：n=i+错误！未找到引用源。=7.5+1=8.5

3 弹簧的强度校核

弹簧静挠度：错误！未找到引用源。

（4-4）

式中 错误！未找到引用源。——弹簧垂直载荷

错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。

弹簧动挠度：错误！未找到引用源。

（4-5）

弹簧静扭转应力： 错误！未找到引用源。

（4-6）

错误！未找到引用源。474Mpa< [错误！未找到引用源。=500N/错误！未找到引用源。

弹簧最大扭转应力：错误！未找到引用源。

（4-7）

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。615Mpa< [错误！未找到引用源。=800—1000N/错误！未找到引用源。

符合要求。

4 弹簧节距、间距、自由高度等

弹簧节距：t=(0.28—0.5)D ——GB/T1239[16-92]圆柱螺旋弹簧

取t=0.28D=0.28*96=21.6mm

弹簧间距：δ=t-d ——GB/T1239[16-92]圆柱螺旋弹簧

δ=21.6-12=9.6mm

弹簧自由高度：自由高度错误！未找到引用源。受端部机构的影响，难以计算出精确值，其近似值可按下表所列的公式计算，并推荐按GB1538的规定。

------- （中华人民共和国国家标准 GB/T1239.6—92

由于设计弹簧两端圈磨平，因此

取错误！未找到引用源。= nt+d 式中 n——为工作圈数

错误！未找到引用源。= nt+d

（4-8）

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错误！未找到引用源。=7.5*21.6+12=174mm

弹簧螺旋角：α=arctan错误！未找到引用源。

（4-9）

错误！未找到引用源。=7°

符合推荐用值 5?—9? ------（中华人民共和国国家标准 GB/T1239.6—92 P13）

弹簧转向一般为右旋，在组合弹簧中各层弹簧的旋向为左右旋相间，外层一般为右旋。

弹簧材料展开长度：

L=πDn （4-10）

L =3.14*96*8.5=1922mm

——GB/T1239[16-92]圆柱螺旋弹

5 弹簧的稳定性校核

为了稳定性和便于制造，弹簧高径比b=错误！未找到引用源。 ,应满足下列要求：

两端固定 b≤5.3

一端固定一端回转 b≤3.7

两端回转 b≤2.6

——GB/T1239[16-92]圆柱螺旋弹

此次选择两端回转型： b=错误！未找到引用源。 符合要求。

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，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4-4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。

图4.4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；

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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4.6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4.6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4.6 阀的开启程度对减振器特性影响示意图

图4.7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。

图4.7 典型的减振器特性曲线 图4.8 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4.8)同时造成车轮处力的2iD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（4.9）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，可采用大直径活塞，活塞面积可19

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。

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。

图4.10 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减震器阻尼系数：

通常根据汽车平顺性、操纵性和稳定性的要求确定减震器阻力特性。减震器阻力值能满足汽车操纵性、稳定性要求。但不一定能满足汽车平顺性要求，反之亦然。因此减震器阻力特性的选择应按所涉及车型对汽车平顺性、操纵性、稳定性进行综合考虑。

减震器装车后的基本参数，一般用相对阻尼系数表示，相对阻尼系数 的表达式为:

ψ=错误！未找到引用源。

（4-11）

式中 错误！未找到引用源。——减震器阻尼系数

C——悬架刚度

m——簧载质量

先对阻尼系数的选择：通常在压缩行程选择较小的相对阻尼系数错误！未找到引用源。，在伸张行程选择较大的相对阻尼系数错误！未找到引用源。 ，一般减震器有错误！未找到引用源。=（0.25—0.5）错误！未找到引用源。 。设计中通常先选择压缩行程和伸张行程的平均值ψ 。轿车可取ψ=0.25—0.35 。

取ψ=0.3

则错误！未找到引用源。=0.5错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。+错误！未找到引用源。=ψ

得错误！未找到引用源。=0.1 错误！未找到引用源。=0.2

减震器阻尼系数：δ（4-12）

减震器伸张阻尼系数：错误！未找到引用源。2错误！未找到引用源。*错误！未找到引用源。=2*0.2*错误！未找到引用源。=0.79

式中 i——杠杆比，i=错误！未找到引用源。=1.3

α——减震器安装角度

=2ψ*错误！未找到引用源。

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减震器安装示意图

2减震器最大卸荷力错误！未找到引用源。及尺寸的确定:

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。

(4-13)

式中 错误！未找到引用源。 —— 卸荷速度，一般为0.15—0.3m/s 取 错误！未找到引用源。=0.3m/s

则错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=0.79*0.3*错误！未找到引用源。=237N

筒式减震器工作直径D可有卸荷力错误！未找到引用源。和缸内允许压力[p]来近似求得：

D=错误！未找到引用源。 (4-14)

式中 [P]——缸内最大允许压力，取3—4N/错误！未找到引用源。 在此取[P]=3 N/错误！未找到引用源。

λ ——缸筒直径与连杆直径比，双筒是减震器λ=0.4-0.5。在此取λ=0.5

D=错误！未找到引用源。=12mm

求得工作直径后，要和汽车筒式减震器的有关国际（JB1459-85）对应，对照标准将缸径圆整为D=20mm。如下图：

——减振器国标QCT 491-1999

工作缸筒有低碳无缝钢管制成，壁厚一般取1.5—2mm，

贮油桶直径：

取错误！未找到引用源。 壁厚为1.5-2mm。

根据下表，

可选活塞杆直径为：

d=10mm

根据下表

选取减震器基长错误！未找到引用源。=80mm 最大防尘罩外径错误！未找到引用源。=40mm

根据下表：

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——减振器国标QCT 491-1999

可选活塞行程：S=210

则减震器压缩到底长度：错误！未找到引用源。

减震器最大拉伸长度：错误！未找到引用源。

——减振器国标QCT 491-1999

错误！未找到引用源。=80+210=290mm

错误！未找到引用源。=80+2*210=500mm

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。

［2］ 程耀东 李培玉 【机械振动学】 浙江大学出版社

［3］ 于志生 【汽车理论】 第5版 机械工业出版社

［4］ 李鹏 【汽车概论】 人民交通出版社

［5］ 姜铁均 傅强 【汽车机械基础】 同济大学出版社

［6］ 刘维信 【机械最优化设计】 第2版 清华大学出版社

［7］ 哈工大理论力学教研室 【理论力学】 第6版 高等教育出版社

［8］ 中国国家标准

［9］ 刘惟信 【汽车设计】 清华大学出版社

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