轎車前懸架(麥弗遜式)

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1、中國科技論文在線 <點擊這里錄入標(biāo)題> <點擊此處添加作者信息>1.51.51.51.51.51.51.51.51.51.51.51.51.5 - 14 - <作者單位> 摘要：捷達(dá)轎車前懸架所使用的是麥弗遜式獨立懸架。懸架是現(xiàn)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(qū)動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o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(jié)構(gòu)簡單、緊湊、占用空間小等眾多優(yōu)點，在現(xiàn)

2、代輕型汽車中得到了廣泛運(yùn)用。 本文主要講的是捷達(dá)轎車的前懸架的設(shè)計，對其前懸架進(jìn)行設(shè)計計算。 并對懸架中關(guān)鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減震器等的設(shè)計、選型校核。 關(guān)鍵詞：捷達(dá)轎車；麥弗遜式懸架；設(shè)計計算 中圖分類號： Abstract: Jetta car used by the pre-suspension Macpherson independent suspension. Suspension is an importan

3、t element of one of the modern automobile,it to the classis(or body ) and axle (or tires) flexibly link .It main role is the role of transmission in the body between the wheels and all the power and moment, such as support of system dynamics and driving force ,and easing the road to the whole body

4、 impact load ,decay resulting vibration,ensure the comfort of the crew,cargo and vehicles reduce their moving load. Macpherson independent suspension. with simple structure, compact, small footprint, and many other advantages, in a modern light vehicles has been widely used. The main stress is fr

5、ont suspension design, Thecalculation of their front suspension design. Specifications set out the key suspension components such as:spiral springs, sway bar, shock absorber such as design,selection and calibration. Key words: Jetta car; McPherson suspension; Design and calculation 0 引言 懸架是現(xiàn)

6、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?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運(yùn)動特性。懸架對于整車的意義重大。 現(xiàn)代轎車除了保證其基本性能，即行駛性、轉(zhuǎn)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(zhì)量的方向發(fā)展。對此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須加以改進(jìn)。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。 與生產(chǎn)實際結(jié)合較緊密。通過對懸架系統(tǒng)中重要零部件的設(shè)計、計算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對整車動力學(xué)性能影響的分析，初步達(dá)到介紹懸

7、架設(shè)計全過程目的，具有很強(qiáng)的操作性，能夠為標(biāo)致轎車的生產(chǎn)實際提供一定意義上的指導(dǎo)。 1 麥弗遜式懸架的設(shè)計計算 1.1 懸架的總體布置方案和相關(guān)參數(shù)的計算 1.1.1 懸架的總體布置方案 此型轎車是一款小排量的經(jīng)濟(jì)型轎車，總體參數(shù)要求見表。 表1-1捷達(dá)轎車的總布置參數(shù)要求 設(shè)計狀態(tài)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(zhì)量 mu 73Kg 前懸架的設(shè)計偏頻 n1 1.31Hz 主銷內(nèi)傾角 120 主銷后傾角 2 0 20 ' 車輪外傾角 20 ' 1.1.2 麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)分析 麥弗遜懸架由

8、多個零件組成，故在懸架機(jī)構(gòu)分析中采用空間機(jī)構(gòu)分析法對其進(jìn)行分析。在運(yùn)用此方法進(jìn)行分析時，將懸架總成中的構(gòu)件等效成剛體來研究懸架系統(tǒng)的空間運(yùn)動。 圖2-2是麥弗遜式懸架的等效機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個移動副；減振器的上支點和車身的聯(lián)接被等效成一個轉(zhuǎn)動副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機(jī)構(gòu)。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統(tǒng)的分析變得簡單，且不會在很大程度上影響分析的結(jié)果 圖 1-2 麥弗遜懸架的等效機(jī)構(gòu)圖 1.1.3 懸架總體參數(shù)的計算 在設(shè)計時首先

9、對懸架總體參數(shù)進(jìn)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(shù)為依據(jù)，根據(jù)懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)求出相關(guān)零部件的受力、剛度等參數(shù)。 1.懸架的剛度 根據(jù)設(shè)計要求給定的設(shè)計狀態(tài)下的軸荷及簧下質(zhì)量，可求得前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量 于是，前懸架的剛度 C 為 2.懸架的靜撓度 懸架的靜撓度 和懸架剛度之間有如下關(guān)系： 代入數(shù)值得：，取 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(jīng)常碰撞到緩沖塊，懸架必須

10、有足夠大的動撓度。 從結(jié)構(gòu)和使用要求上來考慮選此懸架的動撓度 1.2 螺旋彈簧的設(shè)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(jié)構(gòu)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(yùn)用普遍 。根據(jù)捷達(dá)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60Si2MnA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(jù)懸架系統(tǒng)的裝配圖，對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、計算可以得出平衡位置 處彈簧所受壓縮力 P 與車輪載荷的關(guān)系式： 式中， 為車輪外傾角，?為減振器內(nèi)傾角， 為主銷軸線

11、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(shù) k=1.7，則彈簧所受的最大力 Pdmax 為： Pdmax= 2.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。彈簧的剛度與懸架的線剛度可由傳遞比建立聯(lián)系[6] ： 利用位移傳遞比便可計算出螺旋彈簧的剛度 其中分?jǐn)?shù)代表懸架的線剛度。從而，得到如下關(guān)系式： 當(dāng)球頭支承 B 由減振器向車輪移動 t 值時，根據(jù)文獻(xiàn)

12、[7]，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數(shù)說明詳見圖 2-4）： 圖 1.4 懸架受力和位移比分析 代入數(shù)值可得到 i x ＝1.002 i y ＝1.146。所以，位移傳遞比 i x i y 為 1.148 3.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量 由捷達(dá)轎車前懸給定的偏頻 f＝1.31Hz，可得到了汽車懸架的線剛度： 于是可得出彈簧的剛度 進(jìn)而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax 作用下的變形量 F：

13、 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應(yīng)的最大變形為： Pdmax=5420N F=258mm 1.2.3 彈簧幾何參數(shù)的計算 根據(jù)已求得的彈簧所受的最大力和相應(yīng)的變形進(jìn)行彈簧的設(shè)計。 1.彈簧的材料許用應(yīng)力 根據(jù)其工作條件已經(jīng)選擇簧絲材料 60Si2MnA。 材料的性能參數(shù)如表 1-2 所示 許用切應(yīng)力[] 48 許用剪應(yīng)力[] 100 剪切模量G 8000 彈性模量E 20000MP 強(qiáng)度范圍 45-50HRC 2.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(dāng)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

14、=4-8,這里初選旋繞比 C=8。 3. 計算鋼絲直徑 d 曲率系數(shù) 選d=10.5 4.彈簧中徑 D2 選擇 D2=Cd=8*10.5＝84mm 選 D2=90mm 5.彈簧圈數(shù) n 選擇 選n=6圈 兩端均選 0.75 圈支承圈，則彈簧總?cè)?shù)為： n1=n+n2=6+1.5=7.5 圈 6 .彈簧的工作極限變形 工作極限載荷： 7.彈簧的幾

15、何尺寸 節(jié)距 自由高度 H0 H0=nt+1.5d 選 H0=370mm 螺旋角 ： 外徑 D： D=D2+d=90+10.5=100.5mm 進(jìn)而需將原有彈簧座的尺寸作相應(yīng)的改變（實際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而 定）。內(nèi)徑 D1： D1=D2-d=90-10.5=78.5mm 1.2.4 計算結(jié)果的處理 上述對螺旋彈簧的計算的結(jié)果如下表 1-3 所示。 自由高度 H0 370mm 彈簧圈數(shù) n 5.5 圈 螺旋角 8.89 度 內(nèi)徑 D1 78.5mm 外徑 D 100.5mm 節(jié)距 t 44.2mm

16、 在 AUTOCAD 軟件環(huán)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(jù)文獻(xiàn)[18]，粗糙度值選為3.2。 1.3 橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計計算 1.3.1 橫向穩(wěn)定桿的作用 汽車在高速行駛時，車身會產(chǎn)生很大的橫向傾斜和橫向角振動。因此，懸架中需添設(shè)橫向穩(wěn)定桿。采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車身傾斜外，還會影響汽車的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點： （1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車的不足轉(zhuǎn)向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能； （2）增大后

17、懸架的穩(wěn)定性，會使前輪驅(qū)動汽車具有中性轉(zhuǎn)向性能，使后輪驅(qū)動車具有更大的過度轉(zhuǎn)向性。 1.3.2 橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計計算 捷達(dá)轎車采用的前置前驅(qū)（FF）方案，因此汽車總布置對空間的要求比較嚴(yán)格，可利用的空間不大?；谶@樣的布置要求和使用條件，這里選用Ⅱ型穩(wěn)定器（圖 2-6 為捷達(dá)汽車橫向穩(wěn)定桿的三維圖）。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下： 其中：Cs=9.52N/mm; E=196Gpa; G=80Gpa; k——對于圓截面桿段，所采用的修正系數(shù)； =523mm; =363mm; =200mm; =210mm; =500mm; ls=1145mm. 各參數(shù)的含義如圖 2

18、-6 所示，其數(shù)值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。 圖 1-7 橫向穩(wěn)定桿示意圖 于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑 d0=20.9，選擇整數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 d1＝21mm，橫向穩(wěn)定桿的形狀應(yīng)由它的空間布置要求來定。 在 AUTOCAD 軟件環(huán)境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖 2-8）所示。為了使橫向穩(wěn)定桿在拐角處的半徑值不至于過小，此處取最小半徑 R＝18mm。 1.4 1.4 減震器的選型與設(shè)計 1.4.1 減振器類型的選擇 捷達(dá)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，振動的幅值不大，但頻率較高。所以，在此設(shè)計方案中選用

19、液力式減振器。使用液力減振器后，當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對運(yùn)動時，減振器能夠通過內(nèi)部粘性油液的流動，將車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能，最終散到大氣中，從而達(dá)到使振動迅速衰減的目的。 1.4.2 主要性能參數(shù)的選擇 減振器的主要性能參數(shù)主要有兩個：相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)。它們決定了減振器的阻力—位移特性和阻力—速度特性 。 1.相對阻尼系數(shù)的選擇 在選擇相對阻尼系數(shù)時，應(yīng)考慮到：取得大雖然能使振動迅速衰減，但會把較大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

20、旋彈簧有較好的匹配關(guān)系，在考慮型車設(shè)計要求的情況下，本車的相對阻尼系數(shù)擬選為：=0.324，這樣能夠讓懸架發(fā)揮其較佳的性能。 2.減振器的阻尼系數(shù) 減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質(zhì)量和懸架剛度有關(guān)，還與相對阻尼系數(shù)有關(guān)。 （2-16） 捷達(dá)轎車中減振器安裝在懸架中與垂直線成的夾角，則此時的阻尼系數(shù)應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點確定： 式中： w ——杠桿比,i=n/a； N ——為下橫臂的長度 á ——減振器安裝角。 2.儲油筒的確定 一般，壁厚取 2mm，材料選用 20

21、號鋼。 1.4.3 根據(jù)主要性能選取減震器 阻尼系數(shù) 2054 最大允許壓力[ p] 3MP 工作缸直徑 D 42mm 儲油筒直徑Dc 35.5mm 連桿與缸筒直徑之比 0.48 壁厚 2mm 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(jù)減振器的使用條件的要求注明了技術(shù)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0.16um。 1.5 彈簧限位緩沖塊的設(shè)計 在捷達(dá)汽車的前懸中，因結(jié)構(gòu)的限制，導(dǎo)向臂和轉(zhuǎn)向拉桿被限制在±130 范圍內(nèi)。如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值，此時，零件會因 為沖擊而發(fā)出噪聲，鉸接的銷軸也將承受

22、彎曲載荷，具有斷裂的危險。因此，懸架中要設(shè)置彈簧限位緩沖塊。 捷達(dá)汽車前懸的垂直剛度為21.6N/m，這就意味著懸架被設(shè)計得非常軟，當(dāng)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(dá)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(jù)約森·賴姆佩爾.著的《懸架元件及底盤力學(xué)》，在此標(biāo)致轎車前懸的設(shè)計中，選擇緩沖快的阻尼為1100。 另外，轎車內(nèi)噪音水平跟懸架系統(tǒng)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(yuǎn)，這樣可以顯著減少轎車內(nèi)的噪音，為車內(nèi)提供更加安靜的環(huán)境。 以前軸的中心

23、點為原點，汽車的前進(jìn)方向為X軸方向，Y軸指向駕駛者的右側(cè)，Z軸根據(jù)右手螺旋定則來確定。標(biāo)致轎車前懸左側(cè)空間機(jī)構(gòu)在上述坐標(biāo)系中的坐標(biāo)如表3.1所示。以表中的坐標(biāo)值和部分相關(guān)點之間的距離為初始狀態(tài)值，以車輪的上下跳動量為輸入，車輪的定位參數(shù)為輸出，根據(jù)空間機(jī)構(gòu)學(xué)的理論知識和理論分析表靜態(tài)時懸架空間機(jī)構(gòu)各關(guān)鍵點的坐標(biāo)和車輪定位角 懸架上的點X軸坐標(biāo)（mm）Y軸坐標(biāo)（mm）Z軸坐標(biāo)（mm）減振器上支點 -8.8 -517.2 587.4減振器下支點 -31.6 -690.0 -66.3下擺臂擺動軸線與下擺臂中心交點 -11 -371.9 -21.44輪胎接地點 -28.1 -710.5 180.9

24、6下擺臂擺動軸線的前端點 -31.3 -680 -56.8轉(zhuǎn)向節(jié)臂球頭銷中心 -121.7 658.3 29.9轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點球頭銷中心的設(shè)計坐標(biāo)104 -264 132.3前輪中心-28.1 -710.5 35.96主銷內(nèi)傾角kingpininclination140主銷后傾角casterangle2020'前輪前束量toe_inangle 2mm車輪外傾角camberangle20' 1.6 獨立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計 1.6.1 設(shè)計要求 對前輪獨立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是： 1)懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。 2)懸架上載荷

25、變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度。 3)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在O.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于6o～7o，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 4)汽車制動時，應(yīng)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(dǎo)向機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 此外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有足夠強(qiáng)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(

26、麥弗遜)式獨立懸架。下面以這兩種懸架為例，分別討論獨立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇方法，分析導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)對前輪定位參數(shù)和輪距的影響。 1.6.2 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù) 普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸和P的計算法和圖解法 麥弗遜式獨立懸架的側(cè)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(yùn)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。 麥弗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(cè)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(yùn)動學(xué)特性。 麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度可通過下式

27、計算 =115.6 式中 1.6.3 側(cè)傾中心 在獨立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，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(zhuǎn)向特性；而盡可能高則是為了使車身的側(cè)傾限制在允許范圍內(nèi)。 然而，前懸架側(cè)傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅(qū)動的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅(qū)動橋，故應(yīng)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(cè)傾中心高度為： 前懸架O～120mm； 麥弗遜式懸架的縱傾中心，可由E點作減振器運(yùn)動方向的垂直線，該垂直線

28、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 2 關(guān)鍵零部件的校核 2.1 螺旋彈簧的強(qiáng)度校核 2.1.1 .穩(wěn)定性驗算 在彈簧受到較大的垂向載荷時，彈簧可能因為過大的高徑比而出現(xiàn)彎曲失穩(wěn)現(xiàn)象，根據(jù)文獻(xiàn)可知當(dāng)彈簧的高徑比小于 5.3時便不會出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象 高徑比b： 滿足穩(wěn)定性要求。 2.1.2 彈簧的實際性能參數(shù) 實際彈簧剛度： 平衡位置彈簧所受的壓縮力：

29、 相應(yīng)的彈簧變形： 平衡位置時的彈簧長度（上、下彈簧座的實際位置）： 2.1.3 彈簧對整車的影響 根據(jù)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： （3-6） 進(jìn)而可得到汽車的偏頻： (3-7) 對阻尼比ξ 進(jìn)行檢驗： (3-8) 根據(jù)捷達(dá)車的參數(shù)要求，經(jīng)比較可知此設(shè)計方案滿足設(shè)計要求。 2.2 橫向穩(wěn)定桿的強(qiáng)度校核 2.2.1 中段中央處的強(qiáng)度校核 圖2-1橫向穩(wěn)定桿的中

30、部 端部向外彎的距離越大（），此區(qū)域的應(yīng)力將越大。 （3-10） ；；；； ：比應(yīng)力（=1.6125）； 運(yùn)算結(jié)果為： 2.2.2 中段鉸接區(qū)的強(qiáng)度校核 上述關(guān)系也適用于點H出的應(yīng)力： 線段越大，其應(yīng)力越高。 圖2-2橫向穩(wěn)定桿的中段鉸接處 (3-11) 各參數(shù)的定義同上，運(yùn)算結(jié)果為： =418.8Mpa 2.2.3 由中段向端部過渡的圓角處的強(qiáng)度校核 圖2-3橫向穩(wěn)定桿圓角過渡處 盡管通常此處比中段產(chǎn)生的應(yīng)力較低，但由于疲勞應(yīng)力的作用,多半會在此處發(fā)生斷裂。按橫向穩(wěn)定桿中線所確定的半徑R越大，其應(yīng)力就越高

31、。線段 l9的符號是個有影響的參數(shù)，應(yīng)將其納入計算公式中。算出比值 p=R/l1 和 q=l9/l10后,可通過查圖表確定系數(shù) Km。桿端向外彎曲 l9越小，Km 值就越小，因而應(yīng)力也越小。 R=18mm;l9=0; l10=523mm; P=R/l10=0.034; q=l9/l10=0 根據(jù)p、q查圖可得。 運(yùn)算結(jié)果為： 2.2.4 結(jié)果分析 按上述三個應(yīng)力中最大者校核所設(shè)計橫向穩(wěn)定桿的可行性： 許用應(yīng)力

32、 式中，V:強(qiáng)度儲備系數(shù)，v=1.05~1.1 應(yīng)為 ， 所以穩(wěn)定桿的強(qiáng)度足夠。 由上述公式可以看出：剛度取決于傳遞比，即應(yīng)盡可能使橫向穩(wěn)定桿的固定點靠近車輪；為縮短的長度，鉸接點應(yīng)盡可能地外移。 3 結(jié)論 懸架是現(xiàn)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?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運(yùn)動特性。懸架對于整車的意義重大。 現(xiàn)代轎車除了保證其基本性能，即行駛性、轉(zhuǎn)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(zhì)量的方向發(fā)展。對此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須加以改進(jìn)。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。 與生產(chǎn)實際結(jié)合較緊密。通過對懸架系統(tǒng)中重要零部件的設(shè)計、計算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對整車動力學(xué)性能影響的分析，初步達(dá)到介紹懸架設(shè)計全過程目的，具有很強(qiáng)的操作性，能夠為標(biāo)致轎車的生產(chǎn)實際提供一定意義上的指導(dǎo)。 致謝（可選） 應(yīng)。 [參考文獻(xiàn)] (References)