現(xiàn)代途勝2.0gl轎車懸架設(shè)計(jì)畢業(yè)論文（外文翻譯）

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對(duì)汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高，因此對(duì)汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。這次設(shè)計(jì)的現(xiàn)代途勝2.0GL轎車的懸架系統(tǒng)是具有實(shí)際意義的。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是：現(xiàn)代途勝2.0GL轎車的前、后懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，前懸架采用的是目前較為流行的麥弗

2、遜式獨(dú)立懸架，后懸架采用的是平順性較好的雙叉骨獨(dú)立懸架。前、后懸架的減振器均采用雙作用液力減振器。還進(jìn)行了懸架參數(shù)的確定。彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和橫向穩(wěn)定桿的結(jié)構(gòu)計(jì)算及強(qiáng)度校核。采用MATLAB軟件對(duì)懸架系統(tǒng)的平順性進(jìn)行了編程分析，論證了該懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)的合理正確性。采用CAXA軟件分別繪制前后懸架的裝配圖和部分零件圖。</p><p>　　在這次設(shè)計(jì)中，采用了傳統(tǒng)典型的懸架系統(tǒng)，盡量采用通用件，降低了設(shè)

3、計(jì)的成本。在平順性分析上，建立二個(gè)自由度的汽車振動(dòng)模型，分別對(duì)輪胎、車身和座椅進(jìn)行振動(dòng)分析，可以體現(xiàn)出懸架衰減振動(dòng)的能力是較強(qiáng)的。因此，這次設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)具有良好的行駛平順性。</p><p>　　關(guān)鍵詞：獨(dú)立懸架； 汽車減振器；導(dǎo)向機(jī)構(gòu)；平順性</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　With the dev

4、elopment of the Automobile industry, people have been promoting the requirement for the safety and ride comfort quality of the vehicle. As a result, there is a higher demand on the suspension and the shock absorber syste

5、m of the vehicle. The design of the Tucson2.0GL suspension system of the Tucson has a practical significance. </p><p>　　The project mainly includes the design of construction of Tucson2.0GL front and rear su

6、spension system. The popular Macpherson independent suspension is adoptd, and the Ride comfort is better double-wishbone independent suspension. Both front and back suspension includes the hydraulic double action shock a

7、bsorber . The design includes confirming the parameters of suspension system, calculating concerning the components with the features of springs, checking the intensity and calculating regardin</p><p>　　In t

8、he project, the traditionally classic suspension system is adopted and the common components are adopted as many as possible in order to decrease the cost of the design. When it comes to the design regarding the ride com

9、fort, the shock model of the vehicle with 5 DOF is built for doing the shock analysis concerning these such as tires, body and seat of the vehicle, to do so can show the high capability in the attenuation shock of the su

10、spension system. Therefore, this project of the suspensi</p><p>　　Key words：Independent suspension；automobile shock absorber ；guide mechnism；ride comfort</p><p><b>　　目 錄</b></p

11、><p><b>　　第一章 緒 論1</b></p><p>　　第二章前、后懸架結(jié)構(gòu)的選擇4</p><p>　　2.1獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)4</p><p>　　2.2獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式及評(píng)價(jià)指標(biāo)分析4</p><p>　　2.3前、后懸架結(jié)構(gòu)方案4</p><p>

12、<b>　　2.4輔助元件6</b></p><p>　　2.4.1橫向穩(wěn)定器6</p><p>　　2.4.2緩沖塊7</p><p>　　第三章技術(shù)參數(shù)確定與計(jì)算8</p><p><b>　　3.1自振頻率8</b></p><p>　　3.2懸架剛度KSU

13、8</p><p>　　3.3懸架靜撓度9</p><p>　　3.4懸架動(dòng)撓度10</p><p>　　第四章彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算11</p><p>　　4.1前懸架彈簧（麥弗遜懸架）11</p><p>　　4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式11</p><p>　　4.1.

14、2彈簧圈數(shù)12</p><p>　　4.2后懸架彈簧（雙叉骨懸架）12</p><p>　　4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式12</p><p>　　4.2.2彈簧圈數(shù)13</p><p>　　第5章 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)14</p><p>　　5.1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求14</p>&l

15、t;p>　　5.2麥弗遜獨(dú)立懸架示意圖14</p><p>　　5.3雙叉骨獨(dú)立架示意圖15</p><p>　　5.4導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析15</p><p>　　5.5導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)16</p><p>　　5.5.1 側(cè)傾中心16</p><p>　　第6章 減振器設(shè)計(jì)18</p>

16、<p>　　6.1減振器概述18</p><p>　　6.2減振器分類18</p><p>　　6.3減振器主要性能參數(shù)19</p><p>　　6.3.1相對(duì)阻尼系數(shù)ψ19</p><p>　　6.3.2減振器阻尼系數(shù)δ20</p><p>　　6.4最大卸荷力F021</p>

17、<p>　　6.5筒式減振器主要尺寸21</p><p>　　6.5.1筒式減振器工作直徑D21</p><p>　　6.5.2油筒直徑Dc22</p><p>　　第7章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)23</p><p>　　第8章 平順性分析25</p><p>　　8.1平順性概念25</p&g

18、t;<p>　　8.2汽車的等效振動(dòng)分析25</p><p>　　8.3車身加速度的幅頻特性28</p><p>　　8.4相對(duì)動(dòng)載，對(duì)的幅頻特性28</p><p>　　8.5車身振動(dòng)相應(yīng)均方根值28</p><p>　　8.6影響平順性的因素29</p><p>　　第9章 結(jié) 論30&l

19、t;/p><p><b>　　參考文獻(xiàn)31</b></p><p><b>　　致 謝32</b></p><p><b>　　附 錄Ⅰ33</b></p><p><b>　　附錄 Ⅱ38</b></p><p><b

20、>　　第一章 緒 論</b></p><p><b>　　懸架系統(tǒng)概述</b></p><p>　　懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動(dòng)，以保證汽車能平順地行駛。</p><p>　　懸架是汽車中的一

21、個(gè)重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關(guān)系到汽車的多種使用性能。從外表上看如圖1-1，轎車懸架僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它很簡(jiǎn)單，相反轎車懸架是一個(gè)較難達(dá)到完美要求的汽車總成，這是因?yàn)閼壹芗纫獫M足汽車的舒適性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對(duì)立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動(dòng)，這樣彈簧就要設(shè)計(jì)得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點(diǎn)頭”、加速“抬頭”以及左右側(cè)傾嚴(yán)重的不良

22、傾向，不利于汽車的轉(zhuǎn)向，容易導(dǎo)致汽車操縱不穩(wěn)定等。</p><p>　　懸架最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(dòng)力和驅(qū)動(dòng)力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動(dòng)、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動(dòng)載荷。懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，為滿足這些性能，懸架系統(tǒng)必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統(tǒng)要保證汽車有良好的行駛平順性，對(duì)以載人為主要目的的轎車來講，

23、乘員在車中承受的振動(dòng)加速度不能超過國(guó)標(biāo)規(guī)定的界限值。其次，懸架要保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動(dòng)衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，一方面懸架要保證車輪跳動(dòng)時(shí)，車輪定位參數(shù)不發(fā)生很大的變化，另一方面要減小車輪的動(dòng)載荷和車輪跳動(dòng)量。還有就是要保證車身在制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎、加速時(shí)穩(wěn)定，減小車身的俯仰和側(cè)傾。最后要保證懸架系統(tǒng)的可靠性，有足夠的剛度、強(qiáng)度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。</p><p

24、>　　現(xiàn)代汽車的懸架盡管有各種不同的結(jié)構(gòu)形式，但一般都由彈性元件、減振裝置和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成。由于汽車行駛的路面不可能絕對(duì)平坦，路面作用于車輪上的垂直反力往往是沖擊性的，特別是在壞路面上高速行駛時(shí)，這種沖擊力將達(dá)到很大的數(shù)值。沖擊力傳到車架和車身時(shí)，可能引起汽車基件的早期損壞，傳給乘員和貨物時(shí)，將使乘員感到極不舒服，貨物也可能受到損傷。為了緩和沖擊，在懸架中必須裝有彈性元件，使車架（或車身）與車橋（或車輪）之間作彈性聯(lián)系。但彈性

25、系統(tǒng)在受到?jīng)_擊后，將產(chǎn)生振動(dòng)。在持續(xù)的振動(dòng)易使乘員感到不舒適和疲勞。故懸架還應(yīng)當(dāng)具有減振作用，使振動(dòng)迅速衰減。為此，在許多結(jié)構(gòu)形式的汽車懸架中都設(shè)有專門的減振器。車輪相對(duì)于車架和車身跳動(dòng)時(shí)，車輪的運(yùn)動(dòng)軌跡應(yīng)符合一定的要求，否則對(duì)汽車行駛性能有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構(gòu)件同時(shí)還承擔(dān)著使車輪按一定軌跡相對(duì)于車架和車身跳動(dòng)的任務(wù)，因而這些傳力構(gòu)件還起導(dǎo)向作用的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)。在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向行駛等情況下發(fā)生大的橫向傾斜

26、，在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件橫向穩(wěn)定桿。</p><p>　　汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成了一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)，該振動(dòng)系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營(yíng)經(jīng)濟(jì)性。該振動(dòng)系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動(dòng)載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對(duì)整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計(jì)懸架時(shí)必須考慮以下幾個(gè)方面的要求： </

27、p><p>　　通過合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，具有較低的振動(dòng)頻率、較小的振動(dòng)加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬沖擊，同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力； </p><p>　　合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動(dòng)時(shí)車輪定位參數(shù)的變化不會(huì)過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性要求；

28、</p><p>　　導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào)，避免發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，否則可能引起轉(zhuǎn)向輪擺振；</p><p>　　側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng)，汽車轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能力，汽車制動(dòng)和加速時(shí)能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動(dòng)和加速時(shí)的車身縱傾(即所謂“點(diǎn)頭”和“后仰”)； </p><p>　　懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是其非懸掛部分的質(zhì)量要盡量小； </

29、p><p>　　便于布置，在轎車設(shè)計(jì)中特別要考慮給發(fā)動(dòng)機(jī)及行李箱留出足夠的空間； </p><p>　　所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命； </p><p><b>　　制造成本低； </b></p><p><b>　　便于維修、保養(yǎng)。</b></p><p>　　為了滿足

30、汽車具有良好的行使平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)適應(yīng)于合適的頻段，并盡可能的低。前后懸架的固有頻率的匹配應(yīng)合理，對(duì)轎車，要求前懸架的固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要求盡量避免懸架撞擊懸架。在簧上質(zhì)量變化的情況下，車身的高度變化要小，因此，要用非線性彈性特性的懸架。</p><p>　　汽車在不平的路面上行使時(shí)，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動(dòng)，為了迅速衰減這種振動(dòng)和抑制車身、

31、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應(yīng)裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車的振動(dòng)幅度連續(xù)減小，直至振動(dòng)停止。</p><p>　　要正確的選擇懸架的方案參數(shù)，在車輪上下跳動(dòng)時(shí)，使主銷的定位參數(shù)變化車架、車輪運(yùn)動(dòng)與到導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振；汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，應(yīng)使之具有不足轉(zhuǎn)向特性。</p><p>　　獨(dú)立懸架導(dǎo)向桿系數(shù)鉸接處多用橡膠的襯套，能隔絕車輪來自不平路面上

32、的沖擊向車身的傳遞。</p><p>　　懸架設(shè)計(jì)的主要目的之一是確保汽車良好的行駛平順性，也是汽車的重要使用性能之一，汽車行駛時(shí)振動(dòng)越劇烈，則平順性越差，不僅影響到成員的乘坐舒適性和貨物的安全可靠的運(yùn)輸，還影響到汽車的多種使用性能的發(fā)揮和系統(tǒng)壽命，也影響汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)輸效率。由于汽車行駛平順性涉及的對(duì)象是“路面---汽車---人”構(gòu)成的系統(tǒng),因此影響汽車行駛平順性的主要因素是路面的不平(它是震動(dòng)的起源)和

33、汽車的懸架、輪胎、座椅、車身等總成部件的特性---包括剛度、頻率、阻尼和慣性參數(shù)(質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等)產(chǎn)生變化和破壞。為此，通過對(duì)影響汽車平順性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并運(yùn)用隨機(jī)振動(dòng)理論，計(jì)算出懸架動(dòng)撓度、車輪與路面間的相對(duì)動(dòng)載荷、響應(yīng)均方根值等參量，同時(shí)利用汽車主要參數(shù)數(shù)據(jù)，利用MATLAB對(duì)汽車平順性進(jìn)行仿真，通過仿真分析各種因素和主要參數(shù)對(duì)汽車平順性的影響，以達(dá)到參數(shù)調(diào)整和優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的。此外,本文

34、通過對(duì)汽車平順性進(jìn)行預(yù)估，可以提高汽車設(shè)計(jì)質(zhì)量，縮短研發(fā)和設(shè)計(jì)周期，具有極其重要的理論意義和實(shí)用價(jià)值。</p><p>　　第二章前、后懸架結(jié)構(gòu)的選擇</p><p>　　2.1獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)</p><p>　　獨(dú)立懸架是每一側(cè)的車輪都是單獨(dú)地通過彈性懸架懸掛在車架或車身下面的。</p><p>　　2.2獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式及評(píng)價(jià)指標(biāo)分析&

35、lt;/p><p>　　獨(dú)立懸架可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸架等形式。</p><p>　　與非獨(dú)立懸架相比其優(yōu)點(diǎn)有：</p><p>　　非懸掛質(zhì)量小，懸架所受帶的并傳給車身的沖擊載荷小，有利于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；</p><p>　　左右車輪的跳動(dòng)沒有直接的相互影響，可減少車身的傾斜和振動(dòng)；</p

36、><p>　　占用橫向空間少，便于發(fā)動(dòng)機(jī)布置，可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝位置，從而降低汽車質(zhì)心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；</p><p>　　易于實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)向。</p><p>　　2.3前、后懸架結(jié)構(gòu)方案</p><p>　　目前轎車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用獨(dú)立懸架；前輪用獨(dú)立懸架，后輪用非獨(dú)立懸架。我所設(shè)計(jì)的是前、后均采

37、用獨(dú)立懸架。因?yàn)楠?dú)立懸架具有如下優(yōu)點(diǎn)是：質(zhì)量輕，減少了車身受到的沖擊，并提高了車輪的地面附著力；可用剛度小的較軟彈簧，改善汽車的舒適性；可以使發(fā)動(dòng)機(jī)位置降低，汽車重心也得到降低，從而提高汽車的行駛穩(wěn)定性；左右車輪單獨(dú)跳動(dòng)，互不相干，能減小車身的傾斜和震動(dòng)。不過，獨(dú)立懸架存在著結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高、維修不便的缺點(diǎn)。現(xiàn)代轎車上大都采用獨(dú)立式懸架，我的設(shè)計(jì)為：前懸架為目前較為流行的麥弗遜式懸架，后懸架為雙叉骨獨(dú)立懸架。</p>&l

38、t;p>　　如圖2—1所示，麥弗遜式獨(dú)立懸架也稱滑柱連桿式懸架，它是由滑動(dòng)立柱和橫擺臂組成。該結(jié)構(gòu)可看做是燭式懸架的改進(jìn)型，由于增加了橫擺臂改善了滑動(dòng)立柱的受力狀況?；鶖[臂式懸架將減振器作為引導(dǎo)車輪跳動(dòng)的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。內(nèi)側(cè)空間大，有利于發(fā)動(dòng)機(jī)布置，并降低車子的重心。車輪上下運(yùn)動(dòng)時(shí)，主銷軸線的角度會(huì)有變化，這是因?yàn)闇p振器下端支點(diǎn)隨橫擺臂擺動(dòng)。以上問題可

39、通過調(diào)整桿系設(shè)計(jì)布置合理得到解決。</p><p>　　筒式減振器裝在滑柱桶內(nèi)，滑柱桶與轉(zhuǎn)向節(jié)剛性連接，螺旋彈簧安裝在滑柱桶及轉(zhuǎn)向節(jié)總成上端的支承座內(nèi)，彈簧上端通過軟墊支承在車身連接的前簧上座內(nèi)，滑柱桶的下端通過球鉸鏈與懸架的橫擺臂相連。當(dāng)車輪上下運(yùn)動(dòng)時(shí)，滑柱桶及轉(zhuǎn)向節(jié)總成沿減振器活塞運(yùn)動(dòng)軸線移動(dòng)，同時(shí)，滑柱桶的下支點(diǎn)還隨橫擺臂擺動(dòng)。</p><p>　　該懸架突出的優(yōu)點(diǎn)是增大了兩前輪內(nèi)側(cè)

40、的空間，便于發(fā)動(dòng)機(jī)和其他一些部件的布置；其缺點(diǎn)是滑動(dòng)立柱摩擦和磨損較大。為減少摩擦通常是將螺旋彈簧中心線與滑柱中心線的布置不相重合。另外，還可將減振器導(dǎo)向座和活塞的摩擦表面用減磨材料制成，以減少磨損。</p><p>　　但麥弗遜式懸架在使用中也有缺點(diǎn)，就是行駛在不平路面時(shí)，車輪容易自動(dòng)轉(zhuǎn)向，故駕駛者必須用力保持方向盤的方向，當(dāng)受到劇烈沖擊時(shí)，滑柱易造成彎曲，因而影響轉(zhuǎn)向性能，減振器活塞桿受的側(cè)向力較大，從而摩擦

41、力大。</p><p>　　麥弗遜式獨(dú)立懸架是目前前置前驅(qū)動(dòng)轎車和某些輕型客車首選的較好的懸架結(jié)構(gòu)形式。</p><p>　　如圖2—2所示，雙叉骨式獨(dú)立懸架又稱雙A臂式獨(dú)立懸架，雙叉骨懸架擁有上下兩個(gè)叉臂，橫向力由兩個(gè)叉臂同時(shí)吸收，支柱只承載車身重量，因此橫向剛度大。雙叉骨式獨(dú)立懸架的上下兩個(gè)A字形叉臂可以精確的定位前輪的各種參數(shù)，前輪轉(zhuǎn)彎時(shí)，上下兩個(gè)叉臂能同時(shí)吸收輪胎所受的橫向力，加上

42、兩叉臂的橫向剛度較大，所以轉(zhuǎn)彎的側(cè)傾較小。它的主要優(yōu)點(diǎn)有：橫向剛度大、抗側(cè)性能優(yōu)異、抓地性能好、路感清晰。</p><p>　　雙叉骨式獨(dú)立懸架通常采用上下不等長(zhǎng)叉臂（上短下長(zhǎng)），讓車輪在上下運(yùn)動(dòng)時(shí)能自動(dòng)改變外傾角并且減小輪距變化減小輪胎磨損，并且能自適應(yīng)路面，輪胎接地面積大，貼地性好。</p><p>　　從結(jié)構(gòu)上來看，雙叉骨式獨(dú)立懸架和麥弗遜式懸架有著緊密的血緣關(guān)系，它們的共同點(diǎn)為：下

43、控制臂都由一根V字形或A字形的叉形控制臂構(gòu)成，液壓減震器充當(dāng)支柱支撐整個(gè)車身。不同處則在于雙叉臂式獨(dú)立懸架多了一根連接支柱減震器的上控制臂，這樣一來有效增強(qiáng)了懸架整體的可靠性和穩(wěn)定性。適用于運(yùn)動(dòng)型轎車，超級(jí)跑車以及高檔SUV前后懸架。</p><p>　　所以我設(shè)計(jì)的前、后懸架分別為麥弗遜式獨(dú)立懸架和后懸架為雙叉骨獨(dú)立懸架。</p><p><b>　　2.4輔助元件</b

44、></p><p>　　2.4.1橫向穩(wěn)定器</p><p>　　為了降低汽車固有振動(dòng)頻率以改善行駛平順性，現(xiàn)代轎車懸架垂直剛度都較小，而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小，使汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾嚴(yán)重，影響了汽車的行駛穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多裝有橫向穩(wěn)定桿如圖2-3所示來加大懸架的側(cè)傾角剛度來改善汽車行駛穩(wěn)定性。恰當(dāng)?shù)倪x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。通

45、常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。</p><p>　　汽車轉(zhuǎn)彎是產(chǎn)生側(cè)傾力矩，使內(nèi)外側(cè)車輪的負(fù)荷發(fā)生轉(zhuǎn)移且影響車輪側(cè)偏角剛度和車輪側(cè)偏角的變化。前后軸車輪負(fù)荷的轉(zhuǎn)移大小，主要取決于前后懸架的側(cè)傾角剛度值。當(dāng)前后懸架側(cè)傾角剛度值大于后懸架的側(cè)傾角剛度值時(shí)，前軸的負(fù)荷大于后軸車輪的負(fù)荷轉(zhuǎn)移，并使前輪側(cè)傾角大于后輪的側(cè)傾角，以保證汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性。在汽車懸架上設(shè)計(jì)橫向穩(wěn)定器，能增大前

46、懸架的側(cè)傾角剛度。</p><p><b>　　2.4.2緩沖塊</b></p><p>　　緩沖塊通常由如圖2-4的橡膠制造。通過硫化將橡膠與鋼板連為一體，再焊接在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定在車身上，起到限制懸架最大行程的作用。</p><p>　　有些汽車裝用的多孔聚氨脂做成。它兼由輔助彈性元件的作用。多孔聚氨脂是一種很高強(qiáng)度的和耐磨性能的復(fù)

47、合材料。這種材料起泡時(shí)形成了致密的耐磨外層，它保護(hù)內(nèi)部的發(fā)泡不受損失。由于在材料中有封閉的氣泡，在載荷下壓縮，但其外輪廓尺寸變化卻不大，這點(diǎn)與橡膠不同。所以在設(shè)計(jì)中，我選擇了多孔聚氨脂制成的緩沖塊。</p><p><b>　　圖2-4緩沖塊</b></p><p>　　第三章技術(shù)參數(shù)確定與計(jì)算</p><p><b>　　3.1自振

48、頻率</b></p><p>　　汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的固有頻率（亦稱偏頻）可用下式表示：</p><p>　　用途不同的汽車，對(duì)平順性要求亦不同。以運(yùn)送人為主的乘用車，對(duì)平順性的要求最高，客車次之，貨車更次

49、之。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)排量在1.6L以下的乘用車，前懸架滿載偏頻要求在1.00～1.45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上，乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量越大，懸架的偏頻應(yīng)越小，要求滿載前懸架偏頻在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時(shí)，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。偏頻越小，則平順性越好。選定偏頻以后，即可計(jì)算出懸架的靜撓度。</p><

50、p>　　所以我設(shè)計(jì)的前懸架偏頻選擇n1=1.2,后懸架偏頻選擇n2=1.3。</p><p>　　3.2懸架剛度KSU</p><p>　　依據(jù)懸架剛度公式可得：</p><p>　　式中：m——簧載質(zhì)量</p><p><b>　　K——懸架的角剛度</b></p><p><b&g

51、t;　　n——懸架的偏頻，</b></p><p><b>　　前輪簧載質(zhì)量：</b></p><p><b>　　后輪簧載質(zhì)量：</b></p><p><b>　　前懸架的理論剛度：</b></p><p><b>　　后懸架的理論剛度：</b&

52、gt;</p><p><b>　　前懸架的實(shí)際剛度：</b></p><p><b>　　后懸架的實(shí)際剛度：</b></p><p>　　因?yàn)榍昂髴壹軐?shí)際剛度、均比前后懸架理論剛度、大，所以均滿足要求。</p><p><b>　　3.3懸架靜撓度</b></p>

53、<p>　　懸架的靜撓度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸架剛度之比，即fc=Fw/c。</p><p>　　當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用式表示：</p><p>　　式中：g——重力加速度， g=981cm/s2</p><p><b>　　前懸架的靜撓度：</b></p>&l

54、t;p><b>　　后懸架的靜撓度：</b></p><p>　　理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個(gè)路障，時(shí)的車身縱向角振動(dòng)要比時(shí)小，故取。</p><p>　　因?yàn)椋郧?、后懸架靜撓度滿足要求。</p><p>　　圖 3-1懸架自振頻率</p><p><b>　　3.4懸架動(dòng)撓度</b&

55、gt;</p><p>　　懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時(shí)，車輪中心相對(duì)車架（或車身）的垂直位移。為了防止汽車行駛過程中頻繁撞擊限位塊，應(yīng)當(dāng)有足夠的動(dòng)撓度，對(duì)于轎車的值應(yīng)不小于0.5，大客車應(yīng)不小于0.75，載貨汽車1.0，而行駛路況惡劣的越野車，這個(gè)值還要大一些。</p><p>　　我設(shè)計(jì)的是乘用車的懸架，所以的值應(yīng)不小于0.5。</p>

56、<p><b>　　前懸架的動(dòng)撓度：</b></p><p><b>　　后懸架的動(dòng)撓度：</b></p><p>　　所以前懸架的動(dòng)撓度取100mm，后懸架的動(dòng)撓度取90mm。</p><p>　　第四章彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　4.1前懸架彈簧（麥弗遜懸架）</

57、p><p>　　螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便及有高的比能容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架中應(yīng)用相當(dāng)普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘坐舒適性和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在大擺動(dòng)量下仍具有保持車輪定位角的能力，因此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧。螺旋彈簧在懸架布置中可在彈簧內(nèi)部安裝減振器、行程限位器或?qū)蛑菇Y(jié)構(gòu)緊湊。通過采用變節(jié)距的或用變直徑彈簧鋼絲繞制的或兩者同時(shí)采用的彈簧結(jié)構(gòu)，可以實(shí)現(xiàn)變剛度特性。<

58、;/p><p>　　4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　懸架單側(cè)最大工作載荷由下式求得：</p><p>　　懸架單側(cè)最小工作載荷由下式求得：</p><p>　　彈簧指數(shù)（旋繞比）取C=6，</p><p>　　則曲度系數(shù)由下式求得：</p><p>　　查表得鋼絲拉伸強(qiáng)

59、度極限</p><p>　　則許用應(yīng)力由下式得出：</p><p>　　彈簧的簧絲直徑d由下式得出：</p><p>　　則彈簧中徑由下式可得出：</p><p><b>　　計(jì)算彈簧剛度：</b></p><p>　　本次設(shè)計(jì)彈簧所才用的結(jié)構(gòu)形式為螺旋彈簧。</p><p&g

60、t;<b>　　4.1.2彈簧圈數(shù)</b></p><p><b>　　工作圈數(shù)取</b></p><p>　　則彈簧總?cè)?shù)由下式得出：</p><p>　　彈簧節(jié)距P由下式得出：</p><p>　　兩圈間隙δ由下式得出：</p><p>　　彈簧的自由高度由下式得出：&l

61、t;/p><p>　　4.2后懸架彈簧（雙叉骨懸架）</p><p>　　4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　懸架單側(cè)最大工作載荷由下式求得：</p><p>　　懸架單側(cè)最小工作載荷由下式求得：</p><p>　　彈簧指數(shù)（旋繞比）取C=6，</p><p>　　則曲度

62、系數(shù)由下式求得：</p><p>　　查表得鋼絲拉伸強(qiáng)度極限</p><p>　　則許用應(yīng)力由下式得出：</p><p>　　彈簧的簧絲直徑d由下式得出：</p><p>　　則彈簧中徑由下式可得出：</p><p><b>　　計(jì)算彈簧剛度：</b></p><p>　　

63、本次設(shè)計(jì)彈簧所才用的結(jié)構(gòu)形式為螺旋彈簧。</p><p><b>　　4.2.2彈簧圈數(shù)</b></p><p><b>　　工作圈數(shù)取</b></p><p>　　則彈簧總?cè)?shù)由下式得出：</p><p>　　彈簧節(jié)距P由下式得出：</p><p>　　兩圈間隙δ由下式得出

64、：</p><p>　　彈簧的自由高度由下式得出：</p><p>　　第5章 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)</p><p>　　5.1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求</p><p>　　獨(dú)立懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)承擔(dān)著懸架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且決定了懸架跳動(dòng)時(shí)車輪的運(yùn)動(dòng)軌跡和車輪定位角的變化。因此在設(shè)計(jì)獨(dú)立懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)使其滿足以下要求：</p

65、><p>　　(1) 當(dāng)?shù)膫?cè)傾中心和側(cè)傾軸線；</p><p>　　(2) 形成恰當(dāng)?shù)目v傾中心；</p><p>　　(3) 各鉸接點(diǎn)處受力盡量小，減小橡膠元件的彈性變形，以保證導(dǎo)向精確；</p><p>　　(4) 保證車輪定位參數(shù)及其隨車輪跳動(dòng)的變化能滿足要求；</p><p>　　(5) 具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命。&

66、lt;/p><p>　　5.2麥弗遜獨(dú)立懸架示意圖</p><p>　　5.3雙叉骨獨(dú)立架示意圖</p><p>　　5.4導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析</p><p>　　分析如圖5-3所示麥弗遜式懸架受力簡(jiǎn)圖可知，作用在導(dǎo)向套上的橫向力F3，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 </p><p>　　式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質(zhì)量的1

67、／2。力越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力f越大(f為摩擦因數(shù))，這對(duì)汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。為了減小力，要求尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。增大尺寸c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難。若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達(dá)到減小尺寸a的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的G點(diǎn)外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸a的目的，又可獲得較小的

68、甚至是負(fù)的主銷偏移距，提高制動(dòng)穩(wěn)定性。移動(dòng)G點(diǎn)后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。</p><p>　　有時(shí)為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力的作用，還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。</p><p>　　5.5導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)</p><p>　　5.5.1 側(cè)傾中心&

69、lt;/p><p>　　在獨(dú)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(shí)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)。</p><p>　　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(dòng)的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅(qū)動(dòng)橋，故應(yīng)盡

70、可能使前輪輪荷變化小。因此，獨(dú)立懸架(縱臂式懸架除外)的側(cè)傾中心高度為：</p><p>　　前懸架O～120mm；后懸架80～150mm。</p><p>　　設(shè)計(jì)時(shí)首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾中心高度。當(dāng)后懸架采用獨(dú)立懸架時(shí)，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時(shí)，后懸架的側(cè)傾中心高度要取得更大些。</p><

71、p>　　麥弗遜式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖5-5所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點(diǎn)E作活塞桿運(yùn)動(dòng)方向的垂直線并將下橫臂線延長(zhǎng)。兩條線的交點(diǎn)即為P點(diǎn)。</p><p>　　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(shí)車輪外傾角的變化很不理想。如加長(zhǎng)下橫臂，則可改善運(yùn)動(dòng)學(xué)特性。</p><p>　　麥弗遜式獨(dú)立懸

72、架側(cè)傾中心的高度可通過下式計(jì)算</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　式中：；；r=296mm；d=179mm；</p><p>　　rs=40mm；bv=775mm；c+o=513mm；</p><p><b>　　帶入上式求得為：</b></p>

73、<p>　　圖5—5普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸和P的計(jì)算法和圖解法</p><p><b>　　第6章 減振器設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　6.1減振器概述</b></p><p>　　為加速車架與車身的振動(dòng)的衰減，以改善汽車的行使平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)部裝有減振器。在麥弗遜式懸架中，

74、減振器與彈性元件是串聯(lián)的安裝。</p><p>　　汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減振器。液力減振器的工作原理是，當(dāng)車架和車橋作往復(fù)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)而活塞在鋼筒內(nèi)作往復(fù)的運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器殼底內(nèi)的油液便反復(fù)的通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時(shí)孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車身和車架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化成為熱能被油液和減振器殼所吸引，然后散到大氣中。減振器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對(duì)速度的增減而增減，

75、并且與油液的黏度有關(guān)。要求油液的黏度受溫度的變化的影響近可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及對(duì)各種金屬和非金屬零件不起腐蝕的作用等性能。</p><p>　　減振器的阻尼力越大，振動(dòng)消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用發(fā)揮的作用不能充分的發(fā)揮，同時(shí)，過大的阻尼力還可能導(dǎo)致減振器連接零件及車架的損壞。為解決彈性元件與減振器之間的這一矛盾，對(duì)減振器提出了如下的要求：</p><p>　　再懸

76、架的壓縮行程內(nèi)，減振器的阻尼力應(yīng)該小，以充分利用彈性元件來緩和沖擊。</p><p>　　在懸架的伸張行程內(nèi)，減振器的阻尼力應(yīng)該大，以要求迅速的減振。</p><p>　　當(dāng)車橋與車架的相對(duì)速度較大時(shí)，減振器能自動(dòng)加大液流通道的面積，使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。</p><p><b>　　6.2減振器分類</b>

77、;</p><p>　　減振器大體可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。筒式減振器的質(zhì)量?jī)H為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長(zhǎng)，因此現(xiàn)代汽車都采用筒式減振器。</p><p>　　而筒式減振器最常用的三種結(jié)構(gòu)型式包括：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。</p><p>　　雙筒充氣式減振器的基本構(gòu)造、尺寸等與雙筒式減振器一樣，所不同的只是在工作缸。<

78、;/p><p>　　筒與貯油筒之間充以低壓氣體。由于氣壓低，將活塞向外推出的力就很小。雙筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點(diǎn)：</p><p>　　在小振幅時(shí)閥的響應(yīng)也比較敏感；</p><p>　　改善了壞路上的阻尼特性；</p><p><b>　　提高了行駛平順性；</b></p><p>　　氣壓損失時(shí)

79、，仍可發(fā)揮減振功能；</p><p>　　與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動(dòng)活塞，摩擦也較小。</p><p>　　設(shè)計(jì)減振器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。所以本設(shè)計(jì)采用雙筒充氣式減振器。</p><p>　　6.3減振器主要性能參數(shù)</p><p>　　6.3.1相對(duì)阻

80、尼系數(shù)ψ</p><p>　　減振器的性能通常用阻力-速度特性圖表示。如下圖6-1所示。該圖具有如下的特點(diǎn)：阻力-速度特性由四段近似的直線線段組成，其中的壓縮行程和伸張行程的阻力——速度各占兩段；各段特性的指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指當(dāng)卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常的壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=Fy/Vy與伸張行程的阻尼系數(shù)δs=Fs/Vs不等。</p><p><b>　　圖6-

81、1減振器特性</b></p><p>　?。╝）阻力——位移特性 （b）阻力——速度特性</p><p>　　汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減的振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)ψ來表示評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。ψ的表達(dá)方式為</p><p>　　式中 ——懸架系統(tǒng)的垂直剛度；</p><p><b>　

82、　m——簧上質(zhì)量；</b></p><p>　　相對(duì)阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同的剛度c和不同的簧載質(zhì)量m的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的阻尼系數(shù)ψy取的小些，將伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)ψs取的大些。兩者之間的保持ψy=（0.25～0.50）φs的關(guān)系。</p><p>　　設(shè)計(jì)時(shí)，先取ψy與ψs的平均值ψ。對(duì)于無內(nèi)

83、摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25～0.35；對(duì)于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψs＞0.3；為了避免懸架碰撞車架，取ψy=0.5φs。本次設(shè)計(jì)取ψs取0.4。</p><p>　　對(duì)于我選用的前懸架相對(duì)阻尼系數(shù)ψ前=0.2；</p><p>　　后懸架相對(duì)阻尼系數(shù)ψ后=0.2；</p><p>　　平均相對(duì)阻尼系數(shù)ψ由下式計(jì)算得出：</p><p&g

84、t;　　6.3.2減振器阻尼系數(shù)δ</p><p>　　減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實(shí)際上,應(yīng)該根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，減振器如下圖6-2安裝時(shí)，減振器阻尼系數(shù)用下式計(jì)算 </p><p>　　前懸架的單個(gè)減振器阻尼系數(shù)由下式得出：</p><p>　　后懸架的單個(gè)減振器阻尼系數(shù)由下式得出：</p>

85、<p>　　圖6-2減振器安裝位置</p><p>　　在下擺臂長(zhǎng)度n不變的條件下，改變減振器下橫擺臂上的固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角α，會(huì)影響減振器阻尼系數(shù)的變化。</p><p>　　6.4最大卸荷力F0</p><p>　　為減小傳到車身上的沖擊，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器

86、安裝如圖6-2所示時(shí)，</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　A——車身振幅，取±40mm；</p><p>　　ω——為懸架系統(tǒng)的固有頻率；</p><p>　　為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s；</p><p>　　如已知伸張時(shí)的阻尼系數(shù)δs，在伸

87、張行程的最大卸荷力，</p><p>　　本次設(shè)計(jì)取前、后懸架卸荷速度為：</p><p>　　前懸架單個(gè)減振器伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)由下式得：</p><p>　　后懸架單個(gè)減振器伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)由下式得：</p><p>　　前懸架單個(gè)減振器最大卸荷力由下式得：</p><p>　　后懸架單個(gè)減振器最大卸荷力由下

88、式得：</p><p>　　6.5筒式減振器主要尺寸</p><p>　　6.5.1筒式減振器工作直徑D</p><p>　　根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D為：</p><p>　　式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ=0.40～0.50，單筒式減振器取λ=0.30～0.35。&l

89、t;/p><p>　　減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時(shí)應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)選用。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)取 λ=0.5</p><p>　　前懸架減振器工作缸直徑由下式得：</p><p>　　后懸架減振器工作缸直徑由下式得：</p><p>　　6.5.2油

90、筒直徑Dc</p><p>　　貯油筒直徑，壁厚取為2mm，材料可選20鋼。</p><p>　　前貯油筒直徑由下式得出：</p><p>　　后貯油筒直徑由下式得出：</p><p>　　第7章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)</p><p>　　為了降低汽車的固有頻率以改善行使穩(wěn)定性，現(xiàn)代汽車的垂直剛度較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛

91、度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾嚴(yán)重，影響了汽車行使的穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿在獨(dú)立懸架中的典型安裝方式如圖7-1所示。當(dāng)左右車輪同向等幅跳動(dòng)時(shí)，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當(dāng)左右車輪有垂向的相對(duì)位移時(shí)，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時(shí)車身的側(cè)傾角外，恰當(dāng)?shù)剡x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車

92、獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。若只在后懸架中安裝，則會(huì)使汽車趨于過多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當(dāng)汽車在坑洼不平的路面行駛時(shí)，左右輪之間有垂向相對(duì)位移，由于橫向穩(wěn)定桿的作用，增加了車輪處的垂向剛度，回影響汽車的行駛平順性。</p><p>　　在有些懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起部分導(dǎo)向桿系的作用，其余情況下則在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)當(dāng)注意避免與懸架的導(dǎo)向桿系發(fā)生運(yùn)

93、動(dòng)干涉。為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩(wěn)定桿與車輪及車架的連接處均有橡膠支承。</p><p>　　前懸架側(cè)傾角剛度由下式計(jì)算得：</p><p>　　后懸架側(cè)傾角剛度由下式計(jì)算得：</p><p>　　穩(wěn)定桿的角剛度由式得到式：</p><p>　　由下式可計(jì)算橫向穩(wěn)定桿直徑：</p><p><b>　　式

94、中：</b></p><p>　　E——材料的彈性模量，E=2.06×105MPa；</p><p>　　L——橫向穩(wěn)定桿兩端點(diǎn)間的距離；</p><p>　　所以本次設(shè)計(jì)橫向穩(wěn)定桿的直徑d=20mm。</p><p>　　第8章 平順性分析</p><p><b>　　8.1平順性概

95、念</b></p><p>　　行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內(nèi)行駛時(shí)，能保證乘員不會(huì)因車身振動(dòng)而引起不舒服和疲勞的感覺，以及保持所運(yùn)貨物完整無損的性能。由于行駛平順性主要是根據(jù)乘員的舒適程度來評(píng)價(jià)，又稱為乘坐舒適性。</p><p>　　8.2汽車的等效振動(dòng)分析</p><p>　　本設(shè)計(jì)根據(jù)目前現(xiàn)有的測(cè)試條件和計(jì)算精度以及建立整車模型要實(shí)現(xiàn)的

96、目標(biāo)的要求，建立了二自由度汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型如圖8-1。</p><p>　　圖8-1 二自汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型</p><p>　　這個(gè)系統(tǒng)能反映車輪部分在10～15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時(shí)的動(dòng)態(tài)特性，它對(duì)平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實(shí)際情況。圖中，M為懸掛質(zhì)量；m為非懸掛質(zhì)量；K為彈簧剛度；C為減振器阻尼系數(shù)；Kt為輪胎剛度。</p><

97、;p>　　車輪與車身垂直位移坐標(biāo)為z、s，坐標(biāo)原點(diǎn)選在各自的平衡位置，其運(yùn)動(dòng)方程為：</p><p>　　無阻尼自由振動(dòng)時(shí)，運(yùn)動(dòng)方程變成</p><p>　　由運(yùn)動(dòng)方程可以看出，M與m的振動(dòng)是相互耦合的。若m不動(dòng)（s=0）則得</p><p>　　這相當(dāng)于只有車身質(zhì)量M的單自由度無阻尼自由振動(dòng)。其固有圓頻率</p><p>　　同樣，若

98、M不動(dòng)（Z=0），相當(dāng)于車輪質(zhì)量m作單自由度無阻尼振動(dòng)，于是得</p><p><b>　　車輪部分固有頻率</b></p><p>　　ω0與ωt是雙質(zhì)量系統(tǒng)，只有單獨(dú)一個(gè)質(zhì)量振動(dòng)時(shí)的部分頻率（偏頻）。</p><p>　　在無阻尼自由振動(dòng)時(shí)，設(shè)兩個(gè)質(zhì)量以相同的圓頻率ω和相角φ作簡(jiǎn)諧振動(dòng)，振幅為z10、z20則其解為</p>&

99、lt;p>　　將上面兩個(gè)解代入微分方程組得</p><p><b>　　將、代入上式可得</b></p><p>　　此方程組有非零解的條件是z10和z20的系數(shù)行列式為零即</p><p>　　上式稱為系統(tǒng)的頻率方程或特征方程，它的兩個(gè)跟為雙質(zhì)量主頻率ω1和ω2的平方</p><p>　　車身與車輪兩個(gè)自由度系統(tǒng)

100、的主振型如圖⑵-1。在強(qiáng)迫振動(dòng)情況下，激振頻率ω接近ω1時(shí)產(chǎn)生的低頻共振，按一階主振型振動(dòng)，車身質(zhì)量M的振幅比車輪質(zhì)量m的振幅大將近10倍，所以主要是車身質(zhì)量M在振動(dòng)，稱為車身型振動(dòng)。當(dāng)激振頻率ω接近ω2時(shí)，產(chǎn)生高頻共振，按二階主振型振動(dòng)，此時(shí)車輪質(zhì)量m的振幅比車身質(zhì)量M的振幅大將近100倍，稱為車輪型振動(dòng)。此時(shí)，由于車身基本不動(dòng)，所以可將兩個(gè)自由度系統(tǒng)簡(jiǎn)化如圖8-2所示車輪部分的單質(zhì)量系統(tǒng)，來分析車輪部分在高頻共振區(qū)的振動(dòng)。</

101、p><p>　　圖8-2 車輪部分單質(zhì)量系統(tǒng)</p><p>　　此時(shí)，質(zhì)量m的運(yùn)動(dòng)方程為</p><p>　　將各復(fù)振幅代上式，得</p><p>　　車輪位移z1對(duì)q的頻率響應(yīng)函數(shù)為</p><p>　　將上式分子、分母除以K+Kt，并把車輪部分固有頻率ωt，車輪部分阻尼比ζt帶入上式，則得</p>&

102、lt;p><b>　　其幅頻特性為</b></p><p>　　在高頻共振ω=ωt時(shí)，車輪加速度均方根值譜正比于幅頻特性</p><p>　　式中，車輪部分固有頻率</p><p><b>　　車輪部分阻尼比</b></p><p>　　可見，降低輪胎剛度Kt能使ω1下降和ζt加大，這是減小車

103、輪部分高頻共振時(shí)加速度的有效方法；降低非懸掛質(zhì)量m使ω和ζt都加大，車輪部分高頻共振時(shí)的加速度基本不變，但車輪部分動(dòng)載m下降，對(duì)降低相對(duì)動(dòng)載有利。</p><p>　　8.3車身加速度的幅頻特性</p><p>　　對(duì)該車懸架進(jìn)行平順性分析，在車輪和車身垂直方向上建立兩自由度的平順性分析模型。</p><p><b>　　根據(jù)公式</b><

104、;/p><p>　　其中，為剛度比，為質(zhì)量比；</p><p>　　8.4相對(duì)動(dòng)載，對(duì)的幅頻特性</p><p>　　車輪動(dòng)載，靜載。對(duì)q的頻率響應(yīng)函數(shù)：</p><p>　　8.5車身振動(dòng)相應(yīng)均方根值</p><p>　　當(dāng)確定了路面不平度系數(shù)和車速u之后，可計(jì)算路面速度功率譜密度，并求出振動(dòng)相應(yīng)量、Fd/G、f對(duì)的幅頻

105、特性，然后就可以求出響應(yīng)量的功率譜密度。由于這三個(gè)振動(dòng)響應(yīng)量地均值為零，所以這幾個(gè)量的統(tǒng)計(jì)特征值—方差等于均方值，此值可由功率譜密度對(duì)頻率積分求得。</p><p>　　一般難以用解析的方法直接進(jìn)行積分，在工程上采用數(shù)值積分的方法。等間隔取N個(gè)離散頻率值，頻帶寬度為</p><p>　　n=(1,2,3,……，N)</p><p>　　編入程序輸出結(jié)果為0.2561

106、</p><p><b>　　輸出圖形為：</b></p><p>　　圖8-3 MATLAB編程得到的車身加速度的幅頻特性曲線圖</p><p>　　8.6影響平順性的因素</p><p>　　由于汽車行駛平順性涉及的對(duì)象是“路面---汽車---人”構(gòu)成的系統(tǒng),因此影響汽車行駛平順性的主要因素是路面的不平(它是震動(dòng)

107、的起源)和汽車的懸架、輪胎、座椅、車身等總成部件的特性---包括剛度、頻率、阻尼和慣性參數(shù)(質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等)產(chǎn)生變化和破壞。這些參數(shù)是根據(jù)各種不同使用要求的車輛設(shè)計(jì)的,在使用時(shí)要保證不破壞這些參數(shù)。例如懸架系統(tǒng)的鋼板彈簧片間的潤(rùn)滑不良,等于增加了懸架剛度；減震器漏油等于減小了懸架系統(tǒng)的阻尼等。</p><p><b>　　第9章 結(jié) 論</b></p><p>　　

108、本次畢業(yè)設(shè)計(jì)給我提供了一次非常難得的理論與實(shí)際相結(jié)合的機(jī)會(huì)，通過這次對(duì)途勝2.0轎車懸架的設(shè)計(jì)，我將理論知識(shí)和實(shí)際設(shè)計(jì)結(jié)合了起來，鍛煉了我的綜合運(yùn)用所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)來解決實(shí)際工程問題的能力，同時(shí)也提高我查閱文獻(xiàn)資料、設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力的水平，而且通過對(duì)整體的掌控，對(duì)局部的取舍，以及對(duì)細(xì)節(jié)的斟酌處理，都使我的綜合能力得到了鍛煉與提高。</p><p>　　根據(jù)計(jì)算數(shù)據(jù)，我選擇了切實(shí)可行的

109、方案，前懸架采用用了目前較流行的麥弗遜式獨(dú)立懸架，后懸架則采用平順性更加出色的雙叉骨獨(dú)立懸架，前、后懸架的減振器均采用雙向作用式筒式減振器。這種設(shè)計(jì)有利于提高汽車行使穩(wěn)定性與乘坐舒適性。</p><p>　　考慮到轎車的使用條件增強(qiáng)汽車乘坐舒適性，我選用了螺旋彈簧做為彈性元件，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便及有較高的比能容量，在導(dǎo)向機(jī)構(gòu)大擺動(dòng)量下任具有保持車輪定位角的能力，因此得到了廣泛采用。</p><

110、;p>　　為了降低汽車的固有振動(dòng)頻率以改善行駛平順性，增強(qiáng)懸架的垂直剛度值，減小汽車在轉(zhuǎn)彎時(shí)車身的側(cè)傾，我在前懸架增加了橫向穩(wěn)定桿來增強(qiáng)汽車的行駛穩(wěn)定性。</p><p>　　考慮到現(xiàn)代人對(duì)汽車的行駛平順性與乘坐舒適性的要求越來越高，我利用MATLAB軟件進(jìn)行平順性分析，保證汽車的平順性達(dá)與乘坐舒適性的到要求。</p><p>　　歷時(shí)四個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)工作即將結(jié)束了。本次對(duì)途勝2.0

111、轎車懸架的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理，完成了指導(dǎo)教師所下達(dá)的任務(wù)量，達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)。為我今后走向工作崗位打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1] 王望予.汽車設(shè)計(jì).吉林：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.</p><p>　　[2] 余志生.汽車?yán)碚?吉林：機(jī)械工業(yè)出版社 ,2001.6.</p>&

112、lt;p>　　[3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造.北京：人民交通出版社，2002.6.</p><p>　　[4] 趙學(xué)敏.汽車底盤構(gòu)造與維修.北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2003.1.</p><p>　　[5] 王樹偉.MATLAB6.5輔助圖象處理.北京：電子工業(yè)出版社，2003.</p><p>　　[6] 高樹新.汽車行駛平順性評(píng)價(jià)方法述評(píng).北京:北京總后汽車試驗(yàn)場(chǎng)

113、，2001.3.</p><p>　　[7] 容一鳴.車輛隨機(jī)輸入的動(dòng)態(tài)仿真和試驗(yàn)研究.汽車工程，2001年第3卷 第5期.</p><p>　　[8] 王國(guó)權(quán).車輛平順性的虛擬現(xiàn)實(shí)仿真技術(shù).COMPUTER SIMULATION，2004年第7期.</p><p>　　[9] 李佩林.汽車舒適性評(píng)價(jià)方法的研究.湖南：南昌工程學(xué)院，2004.</p>

114、<p>　　[10] (德)M.米奇克.汽車動(dòng)力學(xué).北京：人民交通出版社，1997.[11] John Fenton.Hand Book of Vehicle Design Analysis.Warrendale,PA.,USA:Society of Automo-tive Engineers,Inc.,1996[12] ISO/DIS 2631-1-1994，Mechanical Vibration and shock-

115、Evaluation of Human Exposure to Whole-body Vibration.[13] [蘇]И.H.烏斯潘斯基，A.A.緬里尼柯夫 著，朱德照 譯，劉惟信，肖德炳，趙六奇，余志生校.汽車懸架設(shè)計(jì).北京：人民交通出版社，1980[14] 杜子學(xué).基于乘用車型平順性分析的新指標(biāo).西南交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2000.[15] 毛恩榮，張紅，宋正河.車輛人機(jī)工程學(xué)第2版. 北京理工大學(xué)出版社2007.<