現(xiàn)代SUV轎車懸架系統(tǒng)設(shè)計說明書畢業(yè)設(shè)計論文

1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)優(yōu)秀論文審核通過未經(jīng)允許切勿外傳目錄第一章 緒 論. .11.1懸架系統(tǒng)概述 .1第二章前、后懸架結(jié)構(gòu)的選擇 .42.1前、后懸架結(jié)構(gòu)方案 .42.2輔助元件 .52.2.1橫向穩(wěn)定桿 . .52.2.2導(dǎo)向機構(gòu) . .6第三章技術(shù)參數(shù)確定與計算 .73.1主要技術(shù)參數(shù) .73.2懸架性能參數(shù)確定 .73.3懸架靜撓度 .83.4懸架動撓度 .83.5懸架彈性特性曲線 .8第四章彈性元件的設(shè)計計算 .104.1前懸架彈簧（麥弗遜獨立懸架） .104.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑及結(jié)構(gòu)形式 .104.1.2彈簧圈數(shù) . .104.2后懸架彈簧（

2、四連桿非獨立懸架） .114.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑及結(jié)構(gòu)形式 .114.2.2彈簧圈數(shù) . .11第五章懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計 .135.1導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計要求 .13I5.2麥弗遜獨立懸架示意圖 .135.3導(dǎo)向機構(gòu)受力分析 .145.4導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) .155.4.1側(cè)傾中心 . .15第六章橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計 .17第七章減振器設(shè)計 . .207.1減振器概述 .207.2減振器分類 .207.3減振器主要性能參數(shù) .217.3.1相對阻尼系數(shù)確定 .217.3.2減震器阻尼系數(shù) .217.4最大卸荷力 .227.4.1前懸架的最大卸荷力 .227.4.2后懸架的最大卸荷力 .227.5筒

3、式減振器主要尺寸 .237.5.1筒式減振器工作直徑 .237.5.2油筒直徑 . .24第八章平順性分析 . .258.1平順性概念 .258.2汽車的等效振動分析 .258.3車身加速度的幅頻特性 .288.4相對動載 FDG，對 Q的幅頻特性 .288.5影響平順性的因素 .30第 9 章結(jié) 論 . .31參考文獻.32致 謝.33附 錄 .34外文翻譯.34譯文 .37附 錄 .391車身加速度的幅頻特性曲線程序 .39II2. 相對動載的幅頻特性曲線41III第一章緒論1.1 懸架系統(tǒng)概述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

4、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，以保證汽車能平順地行駛。懸架是汽車中的一個重要總成，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單，相反轎車懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸架既要滿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，這樣彈簧就要設(shè)計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點頭”、加速“抬頭”以及左右側(cè)傾嚴重的不良傾向，不利于汽車的轉(zhuǎn)向，容易導(dǎo)致汽車操縱不

5、穩(wěn)定等。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、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。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，對以載人為主要目的的轎車來講，乘員在車中承受的振動加速度不能超過國標規(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時，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載荷和車輪跳動量

6、。還有就是要保證車身在制動、轉(zhuǎn)彎、加速時穩(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、強度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件?，F(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)向機構(gòu)三部分組成。由于汽車行駛的路面不可能絕對平坦，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，這種沖擊力將達到很大的數(shù)值。沖擊力傳到車架和車身時，可能引起汽車基件的早期損壞，傳給乘員和貨物時，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。但彈性系統(tǒng)在受

7、到?jīng)_擊后，將產(chǎn)生振動。在持續(xù)的振動易使乘員感到不舒適和疲勞。故懸架還應(yīng)當具有減振作用，使振動迅速衰減。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。車輪相對于車架和車身跳動時，車輪的運動軌跡應(yīng)符合一定的要求，否則對汽車行駛性能有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構(gòu)件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務(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，在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件橫向穩(wěn)定桿。汽車懸架和懸掛質(zhì)量、非懸掛質(zhì)量構(gòu)成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速

8、、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。 該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設(shè)計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：1)通過合理設(shè)計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， 具有較低的振動頻率、 較小的振動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發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力；2) 合理設(shè)計導(dǎo)向機構(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，保證車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不會過大， 并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性要求；3) 導(dǎo)向機

9、構(gòu)的運動應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運動相協(xié)調(diào)， 避免發(fā)生運動干涉， 否則可能引起轉(zhuǎn)向輪擺振；4) 側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當， 汽車轉(zhuǎn)向時具有抗側(cè)傾能力， 汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾 ( 即所謂“點頭”和“后仰” ) ；5) 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；6) 便于布置，在轎車設(shè)計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間；7) 所有零部件應(yīng)具有足夠的強度和使用壽命；8) 制造成本低；9) 便于維修、保養(yǎng)。為了滿足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

10、匹配應(yīng)合理，對轎車，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。汽車在不平的路面上行使時，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動，為了迅速衰減這種振動和抑制車身、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，使汽車的振動幅度連續(xù)減小，直至振動停止。要正確的選擇懸架的方案參數(shù)，在車輪上下跳動時，使主銷的定位參數(shù)變化車架、車輪運動與到導(dǎo)向機構(gòu)運動要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振；汽車轉(zhuǎn)向時，應(yīng)使之具有不足轉(zhuǎn)向特性。獨立懸架導(dǎo)向桿系數(shù)鉸接處多用橡膠的襯套，能隔絕車輪

11、來自不平路面上的沖擊向車身的傳遞。懸架設(shè)計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，汽車行駛時振動越劇烈，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)濟性和運輸效率。由于汽車行駛平順性涉及的對象是“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)動慣量等 ) 產(chǎn)生變化和破壞。為此，通過對影響汽車平順性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽

12、車振動系統(tǒng)動力學模型，并運用隨機振動理論，計算出懸架動撓度、車輪與路面間的相對動載荷、響應(yīng)均方根值等參量，同時利用汽車主要參數(shù)數(shù)據(jù)， 利用 MATLAB對汽車平順性進行仿真，通過仿真分析各種因素和主要參數(shù)對汽車平順性的影響，以達到參數(shù)調(diào)整和優(yōu)化設(shè)計的目的。此外 , 本文通過對汽車平順性進行預(yù)估，可以提高汽車設(shè)計質(zhì)量，縮短研發(fā)和設(shè)計周期，具有極其重要的理論意義和實用價值。第二章前 、后懸架結(jié)構(gòu)的選擇2.1 前、后懸架結(jié)構(gòu)方案目前轎車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用獨立懸架；前輪用獨立懸架，后輪用非獨立懸架。我所設(shè)計的是前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架。因為獨立懸架具有如下優(yōu)點是：質(zhì)量

13、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)動機位置降低，汽車重心也得到降低，從而提高汽車的行駛穩(wěn)定性；左右車輪單獨跳動，互不相干，能減小車身的傾斜和震動。不過，獨立懸架存在著結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高、維修不便的缺點；非獨立懸架結(jié)構(gòu)簡單，成本低，維修方便，工作可靠等優(yōu)點。本次設(shè)計為：前懸架為目前較為流行的麥弗遜式懸架，后懸架為近似于獨立懸架的四連桿非獨立懸架。如圖 21 所示，麥弗遜式獨立懸架也稱滑柱連桿式懸架，它是由滑動立柱和橫擺臂組成。該結(jié)構(gòu)可看做是燭式懸架的改進型，由于增加了橫擺臂改善了滑動立柱的受力狀況?；鶖[臂式懸架將減振器作為引導(dǎo)車輪

14、跳動的滑柱，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)動機布置，并降低車子的重心。車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。以上問題可通過調(diào)整桿系設(shè)計布置合理得到解決。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。當車輪上下運動時，滑柱桶及轉(zhuǎn)向節(jié)總成沿減振器活塞運動軸線移動，同時，滑柱桶的下支點還隨橫擺臂擺動。該懸架突出的優(yōu)點是增大了兩前輪內(nèi)側(cè)的空間，便于發(fā)動機

15、和其他一些部件的布置；其缺點是滑動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。但麥弗遜式懸架在使用中也有缺點，就是行駛在不平路面時，車輪容易自動轉(zhuǎn)向，故駕駛者必須用力保持方向盤的方向，當受到劇烈沖擊時，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，從而摩擦力大。麥弗遜式獨立懸架是目前前置前驅(qū)動轎車和某些輕型客車首選的較好的懸架結(jié)構(gòu)形式。四連桿非獨立懸架的結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量輕，制造成本低，維修方便，工作可靠；而四連桿非獨立懸架近似于獨立懸架，它分別通過上連桿，車橋橫向拉桿，縱向控制

16、臂與車身和整體式車橋相連接。前后方向的力由縱向控制臂承受；側(cè)面的力由上連桿和車橋橫向拉桿承受，懸架系統(tǒng)的剛性較好。彈性元件采用螺旋彈簧并配以筒式減振器，實現(xiàn)緩和路面不平產(chǎn)生的沖擊載荷。通過設(shè)計來獲得滿意的操縱穩(wěn)定性和平順性。所以本次設(shè)計的前、后懸架分別為麥弗遜式獨立懸架和四連桿非獨立懸架。2.2輔助元件橫向穩(wěn)定桿為了降低汽車固有振動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)彎時車身側(cè)傾嚴重，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?shù)倪x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助

17、于使汽車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。汽車轉(zhuǎn)彎是產(chǎn)生側(cè)傾力矩，使內(nèi)外側(cè)車輪的負荷發(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，前軸的負荷大于后軸車輪的負荷轉(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)計橫向穩(wěn)定器，能增大前懸架的側(cè)傾角剛度。導(dǎo)向機構(gòu)導(dǎo)向機構(gòu)的作用是傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，它由導(dǎo)向機構(gòu)由控制擺臂式桿件組成。第三章技術(shù)參數(shù)確定與計算3

18、.1主要技術(shù)參數(shù)尺寸參數(shù)質(zhì)心位置質(zhì)量參數(shù)軸荷分配非簧載質(zhì)量：前懸非簧載質(zhì)量為65kg表 31 整車基本參數(shù)輪距（ mm）1500a（ mm）1300b（mm）1340空載前軸（ kg）761后軸（ kg）739滿載前軸（ kg）1041后軸（ kg）1009后懸非簧載質(zhì)量為60kg簧載質(zhì)量（滿載）前簧載質(zhì)量滿載軸荷質(zhì)量非簧載質(zhì)量104165 976kg后簧載質(zhì)量滿載軸荷質(zhì)量非簧載質(zhì)量100960 949kg3.2懸架性能參數(shù)確定1）自振頻率（固有頻率）選取轎車自振頻率取值范圍為0.7 1.6Hz。對于簧載質(zhì)量大的車型取值偏向小的方向，對于簧載質(zhì)量小的車型取值偏向大的方向。貨車自振頻率取值范圍為

19、1.5 4.0 Hz 。北京現(xiàn)代 SUV轎車要兼顧轎車和越野車的性能。因此，前懸架偏頻為1.20Hz ，即 =1.20Hz后懸架偏頻為 1.30Hz ，即 =1.30Hz2) 懸架剛度汽車前、后部分車身的自振頻率和（亦稱偏頻）可用下式表示；（3-1 ）上式中，、為前、后懸架的剛度（Nm）；將、代入式（ 3-1 ），得c 97655428.3Nm單邊c 94963251.7Nm單邊3.3懸架靜撓度靜撓度：（3-2）g 為重力加速度， gmms=172.74mm=147.18mm3.4懸架動撓度前后懸架自振頻率的不同，決定了他們撓度數(shù)值不同。各類汽車動靜撓度取值范圍如下：貨車越野車大客車轎車所以，

20、3.5懸架彈性特性曲線1- 緩沖塊復(fù)原點2- 復(fù)原行程緩沖塊脫離支架3- 主彈簧彈性特性曲線4- 復(fù)原行程5- 壓縮行程6- 緩沖塊壓縮期懸架特性曲線7- 緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架8- 額定載荷圖 3-1 懸架彈性特性曲線第四章彈性元件的設(shè)計計算4.1前懸架彈簧（麥弗遜獨立懸架）彈簧中徑、鋼絲直徑及結(jié)構(gòu)形式：汽車滿載靜止時懸架上的載荷（4-1 ）單邊: N彈簧指數(shù)，設(shè)計中一般推薦取，常用的初選范圍為C=5 8所以，初選 C=6曲度系數(shù) =1.25彈簧絲直徑設(shè)計：（4-2 ）彈簧壓縮時類載荷范圍內(nèi)；許用切應(yīng)力MPad 8KFC1.6 KFw1C 1.6 1.25 4782.4 6 12.48

21、 590取d=13mmD=Cd=78mm因此D 取 80mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1 圈查機械設(shè)計手冊得。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60Si2MnA)其節(jié)距為 P= =2740mm4.1.2彈簧圈數(shù)彈簧工作圈數(shù) i=6 7初選 i=6螺旋彈簧的靜撓度：（4-3 ）式中 G- 彈簧材料的剪切彈性模量，查表得fcs 8FwD 3 i Gd 48 4782.4 8036 8 104 13451.44mmfcsGd500MPacD 2ic則 c51.44 8104 132443.7MPac806符合要求。4.2后懸架彈簧（四連桿非獨立懸架）彈簧中徑、鋼絲直徑及結(jié)構(gòu)形式：汽車滿載靜止時懸

22、架上的載荷單邊 :彈簧指數(shù)，設(shè)計中一般推薦取，常用的初選范圍為C=58所以，初選 C=6曲度系數(shù) =1.25彈簧絲直徑設(shè)計：（4-4 ）彈簧壓縮時類載荷范圍內(nèi)；許用切應(yīng)力MPad 8KFC1.6 KFw1C 1.6 1.25 4650.1 6 12.3 590取 d=13mmD=Cd=78mm因此 D 取 80mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1 圈查機械設(shè)計手冊得。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60Si2Mn)其節(jié)距為 P=2740mm彈簧圈數(shù)彈簧工作圈數(shù) i=67初選 i=6螺旋彈簧的靜撓度： fcs8FD 3 i Gd 48 4650.1 80368 1044mmw1350.01G彈

23、簧材料的剪切彈性模量，查表得f csGd500MPacD 2 ic則 c50.01 8 104132431.35MPac806符合要求。圖 4-1螺旋彈簧第五章懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計5.1導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計要求1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。2 ）懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)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。在側(cè)加速度下，車身側(cè)傾角不大于，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉(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。5.2麥弗遜獨立懸架示意圖圖 5-1 麥弗遜式獨立懸架1）適用彈簧：螺旋

24、彈簧2）主要使用車型：轎車前輪；3）車輪上下振動時前輪定位的變化：（ 1） 輪距、外傾角的變化比稍??；（ 2） 拉桿布置可在某種程度上進行調(diào)整。4）側(cè)擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器；5）操縱穩(wěn)定性：（1）橫向剛度高；（2）在某種程度上可由調(diào)整外傾角的變化對操縱穩(wěn)定性進行調(diào)整。5.3導(dǎo)向機構(gòu)受力分析分析如圖 5-3 所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知， 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（5-1 ）式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質(zhì)量的12。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

25、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 點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達到縮短尺寸 a 的目的，又可獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動 G點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。圖 5-2懸架受力簡圖有時為了發(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。5.4

26、 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)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 O120mm；后懸架 80 150mm。設(shè)計時首先要確定 ( 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。

27、當后懸架采用獨立懸架時，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側(cè)傾中心高度要取得更大些。麥弗遜式獨立懸架的側(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E 作活塞桿運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，則可改善運動學特性。麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度可通過下式計算（5-2 ）式中：PK sind9802sin 3179686mm式中：； r=296mm；d=173mm；rs=4

28、0mm；bv=1500mm；c+o=513mm；帶入上式求得為：圖 5 3 麥弗遜式懸架的尺寸和P 的計算法和圖解法第六章橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計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)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾嚴重，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)定桿在獨立懸架中的典型安裝方式如圖 7-1 所示。當左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，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)向時車

29、身的側(cè)傾角外，恰當?shù)剡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：當汽車在坑洼不平的路面行駛時，左右輪之間有垂向相對位移，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。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)計時應(yīng)當注意避免與懸架的導(dǎo)向桿系發(fā)生運動干涉。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。前懸架彈簧剛度的計算：式中懸架剛度（6-1 ）根據(jù)結(jié)構(gòu)需要， 選

30、定從懸架支撐點到螺旋彈簧中心之間的距離m=280mm，從懸架支撐點到輪胎中心之間的距離n=350mm。因此，前懸架每個彈簧的剛度為：K su127714.1543303.4 N / mK sp1222 m350n350后懸架彈簧剛度的計算：選定從懸架支撐點到螺旋彈簧中心之間的距離 m=375mm，從懸架支撐點到輪胎中心之間的距離 n=375mm。因此，后懸架每個彈簧的剛度為：K sp2K su256199.731625.85N / m222 m375n375前懸架的側(cè)傾角剛度為：1 K sp122K 1Bm143303.41.500.28311178.4N / m2n20.35后懸架的側(cè)傾角剛

31、度為：1 K sp222K 2Bm131625.851.50 0.37535579.1N / m2n20.375由（6-2 ）則穩(wěn)定桿的角剛度：C b 1.5K 2K 11.535579.131178.422190.25N / mfPl 13a 3L ( a b) 24l 22 (b c)（6-3）3EI2式中 E 材料的彈性模量，d 穩(wěn)定桿的直徑， mm P 端點作用力， Nf 端點位移， mmI 穩(wěn)定桿的截面慣性矩，前懸架橫向穩(wěn)定桿直徑 d：4128C b33L22d3L2 El1a2(ab)4l2(b c)412822190.250.30.1431.10.16)24 0.252(0.16

32、 0.25)31.0622.06113(0.1410222mm式中：E材料的彈性模量，E=2.06× 105MPa；L橫向穩(wěn)定桿兩端點間的距離；所以本次設(shè)計橫向穩(wěn)定桿的直徑d=22mm。圖 6-2 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計示意圖第七章減振器設(shè)計7.1減振器概述懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器，為衰減振動，汽車懸架系統(tǒng)中采用減振器多是液力減振器，其工作原理是當車架（或車身）和車橋間受振動出現(xiàn)相對運動時，減振器內(nèi)的活塞上下移動，減振器腔內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個腔經(jīng)過不同的孔隙流入另一個腔內(nèi)。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦對振動形成

33、阻尼力，使汽車振動能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，再由減振器吸收散發(fā)到大氣中。在油液通道截面和等因素不變時，阻尼力隨車架與車橋（或車輪）之間的相對運動速度增減，并與油液粘度有關(guān)。減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務(wù)，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。(1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。(2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應(yīng)大，迅速減振。(3) 當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一

34、定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。7.2減振器分類減振器按結(jié)構(gòu)形式不同， 分為搖臂式和筒式兩種。 雖然搖臂式減振器能在比較大的工作壓力（ 10 20MPa）條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為（2.5 5MPa），但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應(yīng)用。7.3減振器主要性能參數(shù)相對阻尼系數(shù)確定表汽車懸架的偏頻及相對阻尼比空氣彈簧鋼制彈簧轎車載貨汽車轎車載貨汽車前懸架后 懸

35、前懸架后 懸前 懸后懸架前懸架后懸架架架架偏頻0.50.80.81.21.01.21.31.5nHz相對阻尼0.80.60.80.60.40.20.40.3比由表初選前、后懸架平均阻尼系數(shù)： ；壓縮、伸張行程時的相對阻尼系數(shù)一般?。罕敬卧O(shè)計取 0.5 倍。前懸架，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)后懸架，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)前懸架，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)后懸架，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)減震器阻尼系數(shù)懸架相對阻尼比：（ 7-1）式中 懸架系統(tǒng)的垂直剛度； 懸掛部分的質(zhì)量減震器阻尼系數(shù)（ 7-2）前

36、懸架，伸張行程時減振器阻尼1s2 1s C1m120.427714.15520.53039平均行程時減振器阻尼1Y2 1Y C1m120.327714.15520.52279后懸架，伸張行程時減振器阻尼2s2 2s C2 m220.431625.85504.53196平均行程時減振器阻2Y2 2Y C2 m220.331625.85504.530397.4最大卸荷力前懸架的最大卸荷力為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx，（7-3）式中，vx：卸荷速度，一般為0.150.30ms 。A：車身振幅，取40mm；：懸架振動固有

37、頻率。ms最大卸荷力（7-4）伸張行程時的最大卸荷力 F101sv1x30390.3911.7N平均行程時的最大卸荷力 F101Y v1x22790.3683.7N后懸架的最大卸荷力為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx，式中，vx：卸荷速度，一般為0.150.30ms 。A：車身振幅，取40mm；：懸架振動固有頻率。ms最大卸荷力伸張行程時的最大卸荷力 F202 sv2 x3196 0.3 958.8N平均行程時的最大卸荷力 F202 Y v2x2397 0.3 719.1N7.5筒式減振器主要尺寸筒式減振器工作直徑可根

38、據(jù)最大卸荷力和缸內(nèi)最大壓力強度來近似的求工作缸的直徑（7-5 ）式中 P-工作缸內(nèi)最大允許壓力 , 取- 連桿直徑與缸筒直徑之比 , 雙筒式取由汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)條件可知 : 減振器的工作缸直徑有等幾種。所以筒式減振器工作直徑可?。?F04911.70.023mD12310610.52P 1減振器的工作缸直徑為30mmD24F04958.80.024mP 12310610.52減振器的工作缸直徑為40mm圖 7-1懸架減振器安裝示意圖油筒直徑貯油筒直徑，壁厚取，材料可取鋼前貯油筒直徑 DC前1.40D1.40 3042mm后貯油筒直徑 DC后1.40D1.404056mm第八章平順性

39、分析8.1 平順性概念行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內(nèi)行駛時，能保證乘員不會因車身振動而引起不舒服和疲勞的感覺，以及保持所運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價，又稱為乘坐舒適性。8.2 汽車的等效振動分析本設(shè)計根據(jù)目前現(xiàn)有的測試條件和計算精度以及建立整車模型要實現(xiàn)的目標的要求，建立了二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型如圖8-1 。圖 8-1二自汽車振動系統(tǒng)動力學模型這個系統(tǒng)能反映車輪部分在10 15Hz 范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，它對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。車輪與車身垂直位移坐標為 z、s，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方程為：無阻尼自由振動時，運動方程變成由運動方程可以看出， M與 m的振動是相互耦合的。若m不動（ s=0）則得這相當于只有車身質(zhì)量M的單自由度無