架操纵稳定性。同样知道了侧倾中心的高度会影响到导向机构中横臂轴的布置方式，如图所示，西南交通大学本科毕业设计第页图麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定根据图中的几何关系，可以得到麦弗逊悬架的侧倾中心高度为式式中已知，主销内倾角为，轮距，侧倾中心高度为，初选主销拖矩为，长度为，。未知数有三个，代入数据，解上面三个方程组，解出分别为，，。纵倾中心对导向机构横臂轴的布置方式的影响前面节中也介绍了汽车纵倾中心的确定方法，提到了麦弗逊悬架的纵倾中心需要根据减振器的上点和横摆臂的方向和离地位置确定，见图，图麦弗逊式独立悬架纵向回转中心示意图西南交通大学本科毕业设计第页设从前轮接地点到点的直线与水平轴线形成的角为图。在汽车制动时，分配在前轮上的制动力绕悬架臂的回转中心点在前轮接地点形成个方向向上大小为的分力，这个力与车身前倾的力相反，是前轮的抗前倾力。显然，角越大，这个抗前倾力越大，即角的大小表征着悬架抗汽车前倾能力的强弱。因此，为加强防前倾效果，在悬架设计时应使角尽可能的大，加大角可采用两种方法是使减振支柱后倾二是加大下控制臂摇动轴的侧视图倾斜角。由于减振支柱后倾会增大主销后倾角，而主销后倾角般都是设定好的本设计中的主销后倾角为，所以现在麦式前悬架下控制臂的两个安装点从以前的垂直方向等高布置变成前低后高，有效地防止制动时发生的点头现象。由于受到副车架安装位置和悬架其它设计因素的影响，角能调节的幅度有限，但适当提高后连接点点的高度就可以有效地提高汽车的抗前倾能力。现在般用抗点头率抗前倾力和由于惯性力作用使车身前部下沉的力的比值来表征汽车的抗前倾能力的大小，与安装点等高的下控制臂轿车相比，铰接点的安装位置提高了约的轿车抗点头率高了近倍。这里为了有效提高汽车抗点头能力，采用上述方法，即将摆臂右侧的铰链点相对左侧的铰链点高，设计如下图所示，图麦弗逊式独立悬架纵向摆臂斜置西南交通大学本科毕业设计第页减振器的设计汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。减振器分为单向作用式和双向作用式，本次设计采用双向作用式筒式液体减振器。后悬架纵置钢板的减振器布置如图，前悬架麦弗逊悬架的减振器如下图所示图麦弗逊式悬架的减振器安装示意图减振器相对阻尼系数在减振器卸荷阀打开之前，其中的阻力与减振器振动速度之间的关系为式式中，为减振器阻尼系数。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为式式中，为悬架系统的垂直刚度为簧上质量。相对阻尼系数的选择原则在选择值时，应该考虑到值取得大能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身值取得过小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性。为了使减振西南交通大学本科毕业设计第页器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常把压缩形成的相对阻尼系数选得小于伸张行程时的相对阻尼系数。般减振器的和之间有下列关系，即，当时，即减振器压缩时无阻尼，只有在伸张行程由阻尼作用，具有这种特性的减振器称为单向作用减振器。对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大小应有所不同，在设计时，往往先选取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值对于无内摩擦的弹性元件悬架，取。对于有内摩擦的钢板弹簧悬架，相对阻尼系数可取小些。参考表，可以选择相对阻尼系数如下对于前悬架麦弗逊式悬架取对于后悬架纵置板簧式非独立悬架取减振器阻尼系数的确定前悬架中的减振器阻尼系数，式式式中，杠杆比减振器安装角有上面导向机构的设计可知，减震器安装在悬架中与垂直线之间的夹角为，故。在此，由于下摆臂的，所以，，，。其中，悬架系统的固有振动频率为所以，前悬架减振器的阻尼系数为。后悬架中的减振器阻尼系数，计算方法同上，即在此,,西南交通大学本科毕业设计第页其中，悬架系统的固有振动频率为所以，后悬架减振器的阻尼系数为。最大卸荷力的确定为减少传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到定值时，减振器即打开卸荷阀。此时的活塞速度成为卸荷速度，式式中，为卸荷速度，般为为车身振幅，取为悬架振动固有频率。如已知伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力。前悬架的减振器最大卸荷力前悬架需要考虑到驾乘人员的乘坐舒适性，对车身的振幅可以取小些，取，。所以卸荷速度为，由前面已知，前悬架的，若取，则，得到，故伸张行程的阻尼系数为，所以最大卸荷力为。后悬架的减振器最大卸荷力后悬架的振幅也取为，，,。所以卸荷速度为，卸荷速度稍大。后悬架的，若取，则，得到，故伸张行程的阻尼系数为，所以最大卸荷力为。西南交通大学本科毕业设计第页筒式减振器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径为式式中，工作缸最大允许压力，取连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取，单筒式减振器取根据汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件，减振器的工作缸径有等几种。前悬架的减振器工作缸直径计算前悬架减振器，选取工作缸最大压力为，取为，并已知最大卸荷力为。将上述数据代入式中，。所以，根据标准，选取前悬架减振器的工作缸直径为。前悬架的减振器贮油筒直径计算贮油筒直径，壁厚取为，材料可选钢。在这里，选取贮油筒直径为。后悬架的减振器工作缸直径计算后悬架减振器，选取工作缸最大压力为，取为，并已知最大卸荷力为。将上述数据代入式中，。所以，根据标准，选取后悬架减振器的工作缸直径也为。后悬架的减振器贮油筒直径计算在这里，也选取贮油筒直径为。西南交通大学本科毕业设计第页横向稳定杆的设计为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿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，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。本次设计中前悬架的侧倾角刚度相对后悬架的侧倾角刚度差个数量级，所以这里在前悬架中加上横向稳定杆来增大侧倾角刚度提高前悬抗侧倾能力。横向稳定杆如图的角刚度用下式计算式式中材料的弹性模量稳定杆的截面惯性矩稳定杆的直径。图横向稳定杆计算简图当稳定杆角刚度给定时，可求得所需要的的稳定杆直径为式西南交通大学本科毕业设计第页第章空间解析法分析麦弗逊悬架运动悬架结构的运动学特性关系到汽车操纵稳定性转向轻便性行驶舒适性轮胎寿命以及汽车布置设计中的运动干涉等诸多方面，是汽车设计过程中十分重要的问题，欲设计合乎需要的悬架结构,必须准确分析悬架结构的运动特性。目前，已经可以借助专业计算机分析软件等方法进行多缸体动力学分析，但是由于此类方法不是需要事先进行坐标变换处理，就是软件价格昂贵，无法让各类汽车开发企业所接受，且由于此类软件的分析过程具有封闭性，往往难以根据实际需要，对分析内容加以分解利用，这里采用空间解析几何的方法，探讨分析了麦弗逊式悬架的运动学特性，由于该方法能够直接使用整车布置设计坐标系,无需进行坐标转换,且直观方便,易于理解,所以具有实际应用的意义。悬架的数学模型若忽略悬架各铰接点弹性变形，根据各铰接点运动自由度，可以将麦弗逊式悬架简化为图所示的模型，其中点是悬架下摆臂铰链点的回转中心。由悬架静平衡位置,即和点的静态坐标,可以获得该悬架结构参数。图麦弗逊式悬架模型设已知和点静态坐标为，，,,,和,则直线方程为式西南交通大学本科毕业设计第页所以方向数为,,同理有方程为式所以方向数为,,则与的夹角为式若令，，，，，则式式式式设由点构成的平面方程为其中可由下面的行列式求得