(毕业设计)奔腾b50轿车悬架系统设计毕业论文正文

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1、(毕业设计)奔腾B50轿车悬架系统设计毕业论文-正文 本科生毕业设计论文摘要如今汽车技术的开展越来越快，人们对汽车舒适性的要求也越来越高，而汽车的这一方面性能需要靠悬架系统予以保证。根据当前轿车悬架的开展情况，本设计的轿车前后悬架均采用独立悬架的形式。并且前悬采用比拟流行的双横臂悬架。根据确定的结构选取悬架的自振频率，从而可以计算出悬架的刚度、静挠度和动挠度。采用以上数据计算弹性元件尺寸并且进行应力校核。在设计减振器时，根据阻尼系数和最大卸荷力来计算选取减振器的主要尺寸。然后再依次确定导向机构和横向稳定杆。在所有结构尺寸确定后采用CAXA软件绘制前后悬架的装配图和零件图。在对样车悬架进行平顺性

2、分析中，建立了两自由度的平顺性分析模型，分别绘制车身加速度幅频特性曲线、弹簧动挠度幅频特性曲线分析了悬架参数对汽车平顺性的影响。 关键词：汽车；悬架；减震器；平顺性分析； 1 本科生毕业设计论文AbstractNow the development of automobile technology more and more rapidly, people on car comfort requirements are also increasing, and this aspect of performance cars on the need to ensure that suspensi

3、on system.Based on the current developments in the car suspension, the design of the car before and after the suspension are used in the form of independent suspension. Before the hanging and are used more popular double withbone arm type suspension. According to determine the structure of the selec

4、ted suspension natural frequency, which can calculate the stiffness of the suspension, static and dynamic deflection deflection. More flexible use of data of components and size of a stress check. In the design of shock absorber, in accordance with the largest damping and unloading of the terms of t

5、he main shock absorber selected size. Then bodies were identified and horizontal orientation Wending Gan. In all structure size is determined by CAXA mapping software before and after the suspension of the assembly and parts plans.In the car-like suspension of a ride, a two degree of freedom of the

6、ride analysis model, were drawn body acceleration of the rate of frequency, the relative frequency of dynamic curve, moving spring deflection increase the frequent cy of a hanging curve analysis - Parameters on the car ride impact.In this paper, for the work done by Ben Teng B 50 cars suspension sys

7、tem design provide a theoretical basis, the practical application of a certain significance. Key words: Car; Suspension;shock absorber ; Ride analysis 2 本科生毕业设计论文 目录第一章 绪 论 . 1第二章 前、后悬架结构的选择 . 22.1 独立悬架结构特点 . 22.2 独立悬架结构形式及评价指标分析 . 22.3 前后悬架结构方案 . 32.4 辅助元件 . 32.4.1 横向稳定杆 . 32.4.2 导向机构 . 3第三章 技术参数确定

8、与计算 . 43.1 主要技术参数 . 43.2 悬架性能参数确定 . 43.3 悬架静挠度 . 53.4 悬架动挠度 . 5.5 悬架弹性特性曲线 . 6第四章 弹性元件的设计计算 . 74.1 前悬架弹簧麦弗逊悬架 . 74.1.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式 . 74.1.2 弹簧圈数 . 74.2 后悬架弹簧双横臂独立悬架 . 84.2.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式 . 84.2.2 弹簧圈数 . 8第五章 悬架导向机构及横向稳定的设计 . 105.1 导向机构设计要求 . 105.2双横臂独立悬架示意图 . 105.3横臂轴线布置方式 . 115.4导向机构的布置参数 . 11

9、5.4.1 侧倾中心 . 115. 4.2纵倾中心 . 125. 4.3抗制动纵倾性抗制动前俯角 . 135. 4.4抗驱动纵倾性抗驱动后仰角 . 135. 4.5悬架横臂的定位角 . 13第六章 减振器设计 . 17 1 本科生毕业设计论文6.1 减振器概述 . 176.2 减振器分类 . 176.3 减振器主要性能参数 . 186.3.1 相对阻尼系数确定 . 186.3.2 减震器阻尼系数 . 186.4 最大卸荷力 . 196.4.1 前悬架的最大卸荷力 . 196.4.2 后悬架的最大卸荷力 . 196.5 筒式减振器主要尺寸 . 206.5.1 筒式减振器工作直径 . 206.5.

10、2 油筒直径 . 21第七章 平顺性分析 . 227.1 平顺性概念 . 227.2 汽车的等效振动分析 . 227.3车身加速度的幅频特性 . 247.4悬架动挠度的幅频特性 . 25第八章 结论 . 27参考文献 . 28附 录I . 30附录II . 42 2 本科生毕业设计论文第一章 绪 论悬架是现代汽车最重要的总成之一。悬架结构的选用，不但在很大程度上决定了汽车平顺性的优劣，而且随着汽车速度的提高，对于与行驶速度密切相关的操纵稳定性的影响也越来越大。随着时代的开展，进口城市休闲车对国内市场的影响，使得市场竞争的加剧，与此同时人们对城市休闲车的舒适性和稳定性提出了新的要求。由于汽车悬架

11、系统的结构参数及布置型式对汽车的各项使用性能有着举足轻重的影响，因此悬架得到了人们广泛重视和深入研究。运用优化的设计方法在保证减小悬架整体质量的同时又不缺少应有的刚度、强度与韧度，从而提高了车速，降低了能耗是目前国内汽车悬架系统开展的主方向。 悬架系统可以在凹凸不平路段，缓和路面传给车身的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车行驶平顺；轿车乘坐舒适性主要取决于悬架系统的好坏，设计良好的悬架系统可以使汽车行驶中保持稳定的姿势，减小车身移动，改善操纵稳定性。汽车悬架包括弹性元件，减振器和传力装置等三局部，这三局部分别起缓冲、减振和力的传递作用。在汽车行驶中，由于路面的不平坦和悬架的弹性作用

12、，使汽车产生垂直振动，减振器缓和及抑制不平路面对车体的冲击，使汽车振动的振幅减小，直至振动停止，防止汽车部件的损坏。车轮相对于车架和车身跳动时，车轮的运动轨迹应该符合一定的要求，否那么会产生运动干预，影响汽车的行驶性能，特别是操纵稳定性，所以就要安装传力装置，如上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，让它来传递纵向力、侧向力及力矩，并保证车轮对于车架或车身有确定的相对运动规律。这些传力机构还起导向作用，又称导向机构。导向杆系铰接处多采用橡胶衬套，能隔绝车轮所受来自路面的冲击向车身的传递。非独立悬架的车轮装在一根整体车轴的两端，当一边车轮跳动时，影响另一侧车轮也作相应的跳动，使整个车身振动或倾斜，汽车

13、的平稳性和舒适性较差，但由于构造较简单，承载力大，目前仍有局部轿车的后悬架采用这种型式。独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面，当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受涉及，汽车的平稳性和舒适性好。但这种悬架构造较复杂，承载力小。现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种开展趋势。 1 本科生毕业设计论文第二章 前、后悬架结构的选择2.1 独立悬架结构特点独立悬架的结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独的通过弹性悬架与车架车身连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响。轿车和载重量1t以下的货车前悬架广为采用独立悬架，轿车后悬架上也在逐渐采用独立悬架，越野

14、车、矿用车和大客车的前悬架也有一些采用独立悬架。独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮单独运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力；独立悬架可提供多种方案供设计人员选用，以满足不同设计要求。独立悬架的缺点是结构复杂，本钱较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和局部质量不大的商用车上。2.2 独立悬架结构形式及评价指标分析根据导向机构不同的结构特点，独立悬架

15、可分为：双横臂，单横臂，纵臂式，单斜臂，多杆式及滑柱杆连杆摆臂式等等。按目前采用较多的有以下三种形式：双横臂式，滑柱连杆式，斜置单臂式。按弹性元件采用不同分为：螺旋弹簧式，钢板弹簧式，扭杆弹簧式，气体弹簧式，中级轿车目前采用最多的是螺旋弹簧悬架。评价时常从以下几个方面进行：1侧倾中心高度 汽车在侧向力作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面 车轮相对车身上、下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。假设主销内倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；假设车轮外倾角变化大，会影响汽车的直线行驶稳定性， 2 本科生毕业设计论文 同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度

16、。3悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力作用下，车厢绕侧倾轴线转动，并将此转动角称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。4横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性。假设用于转向轴上的悬架横向刚度小，那么容易造成转向轮发生摆振现象。悬架不同占用的空间尺寸不同，占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度。占用空间小的悬架，那么允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。因此，悬架占用的空间尺寸也用来作为评价指标之一。2.3 前后悬架结构方案目前汽车的前、后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采

17、用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮和后轮均采用独立悬架等几种。参照本车型的实际用处。本设计的前、后悬架均采用独立悬架。前悬架采用不等长双横臂独立悬架，后悬架采用麦弗逊式独立悬架。2.4 辅助元件2.4.1 横向稳定杆横向稳定杆，是汽车悬架中的一种辅助弹性元件。它的作用是防止车身在转弯时发生过大的横向侧倾。目的是防止汽车横向倾翻和改善平顺性。 横向稳定杆是用弹簧钢制成的扭杆弹簧，横置在汽车的前端和后端。杆身的中部，用套筒与车架铰接，杆的两端分别固定在左右悬架上。当车身只作垂直运动时，两侧悬架变形相同，横向稳定杆不起作用。当车身侧倾时，两侧悬架跳动不一致，使横向稳定杆发生扭转，杆身的弹力成为继续

18、侧倾的阻力，起到横向稳定的作用。稳定杆使汽车行驶较稳定、舒适，翻车几率大大降低，并能提高车辆的操纵稳定性。2.4.2 导向机构导向机构的作用是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，它由导向机构由控制摆臂式杆件组成。出于对中级轿车的考虑为了在原有独立悬架的根底上添加导向机构又不使结构复杂，决定采用单杆式导向机构。 3 本科生毕业设计论文第三章 技术参数确定与计算3.1 主要技术参数表31整车根本参数簧载质量满载前簧载质量满载轴荷质量非簧载质量96260902kg后簧载质量满载轴荷质量非簧载质量78850738kg 非簧载质量：前悬非簧载质量为60kg 后悬非簧载质量

19、为50kg3.2 悬架性能参数确定1自振频率固有频率选取轿车自振频率取值范围为0.71.6Hz。对于簧载质量大的车型取值偏向小的方向，对于簧载质量小的车型取值偏向大的方向。货车自振频率取值范围为1.54.0 Hz。CRV轿车要兼顾轿车和越野车的性能。因此，前悬架偏频为 1.20Hz，即n1=1.20Hz后悬架偏频为 1.30Hz，即n2=1.30Hz2) 悬架刚度汽车前、后局部车身的自振频率n1和n2亦称偏频可用下式表示n1=c1/m1/(2p)； n2=c2/m2/(2p) 3-1上式中，C1、C2 为前、后悬架的刚度N/m；将m1、m2代入式3-1，得c=(2n1p)2m1=(21.203

20、.14)2902=51225.7N/m 单边c1=25612.87N/m 4 本科生毕业设计论文 12 单边23.3 悬架静挠度静挠度：fc=g2pn2 3-2g为重力加速度，g9810mm/sfc1=fc2=g9810=172.7mm =222pn2p1.2g9810=147.0 mm =222pn2p1.253.4 悬架动挠度前后悬架自振频率的不同，决定了他们挠度数值不同。各类汽车动静挠度取值范围如下：货 车 fc=50110mm fd=(0.71.0)fc越野车 fc=60130mm fdfc大客车 fc=70150mm fd=(0.71.0)fc轿 车 fc=100300mm fd=(

21、0.50.7)fc所以，fd1=0.7fc1=120.79mm fd2=0.7fc2=102.91mm 5 本科生毕业设计论文 .5 悬架弹性特性曲线1-缓冲块复原点2-复原行程缓冲块脱离支架3-主弹簧弹性特性曲线4-复原行程5-压缩行程6-缓冲块压缩期悬架特性曲线7-缓冲块压缩时开始接触弹性支架8-额定载荷 图 3-1悬架弹性特性曲线 6 本科生毕业设计论文第四章 弹性元件的设计计算4.1 前悬架弹簧麦弗逊悬架4.1.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式Fw：汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw=fcc=mg 4-1 Fw=9029.8=8839.6N 单边:Fw1=4419.8N 弹簧指数C=所以

22、，初选C=6. 曲度系数K=4C-10.615+=1.2525 4C-4CD2，设计中一般推荐取4C6，常用的初选范围为C=58 d弹簧丝直径设计：d8KFCpt 4-2弹簧压缩时 II类载荷103106范围 取d=12mm D=Cd=72mm 因此D取75mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈查?机械设计手册?得。材料名称：硅锰合金弹簧钢丝(60Si2MnA) DD其节距为P=22=2537.5mm 324.1.2 弹簧圈数弹簧工作圈数 i=67 初选 i=6.5螺旋弹簧的静挠度：fcs=8FwD3iGd4 4-3 式中 G-弹簧材料的剪切弹性模量，查表得79103MPA 7 本科生毕

23、业设计论文 fcs=8FwD3i4=84419.875379103124=54.6mmfGdt=500MPa tc=cs2cDi354.67910那么tc=(7526)=488.4MPat c符合要求。4.2 后悬架弹簧双横臂独立悬架4.2.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式Fw：汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw=fcc=mgFw=7389.8=7232.4N 单边:Fw2=3616.2N 弹簧指数C=所以，初选C=6 曲度系数K=4C-10.615+=1.2525 4C-4CD2，设计中一般推荐取4C6，常用的初选范围为C=58 d弹簧丝直径设计：d8KFCpt 4-4弹簧压缩时 II类载荷1

24、03106范围 取d=12mm D=Cd=72mm 因此D取75mm结构形式：端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈查?机械设计手册?得。材料名称：硅锰合金弹簧钢丝(60Si2Mn) DD其节距为P=22=2537.5mm 324.2.2 弹簧圈数弹簧工作圈数 i=67 初选 i=6 8 本科生毕业设计论文 螺旋弹簧的静挠度：fcs=8FwD3i4=83616.275379103124=44.7mmG弹簧材料的剪切弹性模量，查表得79103MPAfGdt=500MPa tc=cs2cDi3那么tc=44.77910(9026)=300.67MPat c符合要求。 9 本科生毕业设计论文第五章 悬架导向

25、机构及横向稳定的设计5.1 导向机构设计要求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侧加速度下，车身侧倾角不大于6o7o，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强缺乏转向效应。4汽车制动时，应使车身有抗前俯作用，加速时有抗后仰作用。5.2双横臂独立悬架示意图 图5-1 双横臂式独立悬架 1适用弹簧：螺旋弹簧2主要使用车型：轿车前轮；3车轮上下振动时前轮定位的变化： 10 本科生毕业设计论文4轮距、外倾角的变化比稍小；5拉杆布置可在某种程度上进行

26、调整。6侧摆刚度：很高、不需稳定器；7操纵稳定性：8横向刚度高；9在某种程度上可由调整外倾角的变化对操纵稳定性进行调整。5.3横臂轴线布置方式双横臂式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的侧倾稳定性。当摆臂轴的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动作平动。因此，主销后倾角保持不变。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有增大的趋势。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有减小的趋势。为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行

27、程主销后倾角有增加的趋势。因此，在设计双横臂式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮前方。5.4导向机构的布置参数5.4.1 侧倾中心双横臂式独立悬架侧倾中心的高度hw为 hw=B1hP2kcosb+dtans+a)式中 k=sin(900+s-a)a+b)p=ksinb+d 11 本科生毕业设计论文 5-4双横臂式悬架侧倾中心确实定 独立悬架的侧倾高度为前悬架0120mm；后悬架80150mm。5. 4.2纵倾中心双横臂式独立悬架的纵倾中心，可由用作图法得出，作两横臂转动轴C和D的延长线，两线的交点O即为纵倾中心，如图5-5所示。 图 5-5 双横臂式独立悬架的纵倾中心 12

28、本科生毕业设计论文5. 4.3抗制动纵倾性抗制动前俯角抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量与车尾的抬高量减小。只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥轴之间时，这一性能方可实现，如图5-6所示。 图5-6 抗制动纵倾性5. 4.4抗驱动纵倾性抗驱动后仰角抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前驱动汽车车头的抬高量。与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架而言，当纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心时，这一性能方可实现。5. 4.5悬架横臂的定位角 图5-7 a、b、q的定义 13 本科生毕业设计论文 如图5-7为横臂轴的水平斜置角a 、悬架抗前俯角b 、

29、悬架斜置初始角q的定义5.5 横向稳定杆的作用当车身侧倾时，两侧悬架跳动不一致，横向稳定杆发生扭转，杆身的弹力成为继续侧倾的阻力，起到横向稳定的作用。当车身只作垂直移动而两恻悬架变形相等时，横向稳定杆在套筒 su1=Ksp1 式中Ksu悬架刚度 5-1 2n根据结构需要，选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离m=350mm，从悬架支撑点到轮胎中心之间的距离n=350mm。因此，前悬架每个弹簧的刚度为：Ksu150941.8Ksp1=65205.5N/m 22m30022n480后悬架弹簧刚度Ksp的计算：选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离m=220mm，从悬架支撑点到轮胎中心之间的距离

30、n=370mm。因此，后悬架每个弹簧的刚度为：Ksu241988.4Ksp2=45402.68N/m 22m34022n500前悬架的侧倾角刚度Kf1为： 2 14 本科生毕业设计论文1Bm11.540.30Kj1=Ksp1=65205.5=30203.391N/m 2n20.48后悬架的侧倾角刚度Kf2为： 22Kj21Bm11.540.34=Ksp2=45402.68=24894.921N/m 20.5n222由Kf1+Cjb=1.5Kf2 5-2那么稳定杆的角刚度：Cfb=1.5Kj2-Kj1=1.524894.921-30203.391=19586.452N/mf=P3L322 5-3

31、 l-a+(a+b)+4l(b+c)123EI25式中 E材料的弹性模量，E=2.0610MPad稳定杆的直径，mmP端点作用力，Nf端点位移，mmI稳定杆的截面惯性矩，I=前悬架横向稳定杆直径d： d=pd464,mm4 20.22mm16PL2K1623570.241.476=515.91MPat=800MPa t=33pdp0.02024C-10.61543.5-10.615+=+=1.476 式中 K-曲度系数，K=4C-4C43.5-43.5C-弹簧指数，C=(2R+d)/d=(21.25d+d)/d=3.5R的取值不小于1.25d后悬架稳定杆的角刚度 Cfb=0.5Kj2=0.52

32、4894.92=12447.5N/md=18.mm15 本科生毕业设计论文 16PL2K1619310.241.476t=597.35MPat=800MPa 33pdp0.018 图5-3 横向稳定杆设计示意图 16 本科生毕业设计论文第六章 减振器设计6.1 减振器概述悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架或车身和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对

33、振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥或车轮之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。减振器与弹性元件承当着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。(1) 在压缩行程车桥和车架相互靠近，减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。(2) 在悬架伸张行程中车桥和车架相互远离，减振器阻尼力应大，迅速减振。(3) 当车桥或车轮与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之

34、内，以防止承受过大的冲击载荷。6.2 减振器分类减振器按结构形式不同，分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比拟大的工作压力1020MPa条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.55MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。 17 本科生毕业设计论文6.3 减振器主要性能参数6.3.1 相对阻尼系数确定表6.3.1汽车悬架的偏频及相对阻尼比由表6.3.1初选前、后悬

35、架平均阻尼系数：y1=0.3；y2=0.3压缩、伸张行程时的相对阻尼系数一般取：yY=(0.250.5)yS 本次设计取0.5倍。前悬架，伸张行程时的相对阻尼系数y1S=0.4，压缩行程时的相对阻尼系数y1Y=0.5y1S=0.2后悬架，伸张行程时的相对阻尼系数y2S=0.4，压缩行程时的相对阻尼系数y1Y=0.5y1S=0.26.3.2 减震器阻尼系数悬架相对阻尼比：y=d2ms6-1式中 C悬架系统的垂直刚度；ms悬挂局部的质量减震器阻尼系数d=2yCmS 6-2 前悬架，压缩行程时减振器阻尼d1s=2y1=20.4=3834.56伸张行程时减振器阻尼d1Y=2y1Y=20.2=1917.

36、3 后悬架，压缩行程时减振器阻尼d2s=2y =0.22=738 3408.2818 本科生毕业设计论文 伸张行程时减振器阻 d2Y=2y2Y=20.2=1704.14 悬架系统固有频率w= 6-3s由上式可知：前悬架：w1=后悬架：w2=5.35.8 =6.4 最大卸荷力6.4.1 前悬架的最大卸荷力为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度到达一定值时，减 振器翻开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度vx，vx=Awacosa 6-4 式中，vx：卸荷速度，一般为0.150.30m/s 。A：车身振幅，取40mm；w：悬架振动固有频率。a：减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点

37、之间的距离； n：悬架的下臂长；前悬架为双横臂式独立悬架，轮距B=1.54m最大卸荷力F0=dsvx 6-5伸张行程时的最大卸荷力F10=d1sv1x=3823.90.3=1147.17N压缩行程时的最大卸荷力F10=d1Yv1x=1.91190.3=573.585N6.4.2 后悬架的最大卸荷力后悬架为麦弗逊式独立悬架，即B=1.54m最大卸荷力F0=dsvx伸张行程时的最大卸荷力F20=d2sv2x=3408.20.3=1022.46N压缩行程时的最大卸荷力F20=d2Yv2x=1704.10.3=511.23N 19 本科生毕业设计论文6.5 筒式减振器主要尺寸6.5.1 筒式减振器工作

38、直径可根据最大卸荷力和缸 D=4F0 2pP(1-l) 6-6式中 P-工作缸由QC491-1999?汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件?可知:减振器30、40、(45)、50、65mm等几种。 的工作缸直径D 有20、所以筒式减振器工作直径D可取：D1=0.025m减振器的工作缸直径为30mmD2=0.024m减振器的工作缸直径为30mm 图6-1 悬架减振器安装示意图 20 本科生毕业设计论文6.5.2 油筒直径贮油筒直径DC=(1.351.50)D，壁厚取2mm，材料可取20钢前贮油筒直径DC前=1.50D=1.5030=45mm 取DC前=45mm后贮油筒直径DC后=1.50D=1.50

39、30=45mm 取DC后=45mm连杆直径的选择：d前=10mm；d后=10mm 21 本科生毕业设计论文第七章 平顺性分析7.1 平顺性概念汽车的平顺性是指汽车行驶时对不平路面的隔振特性。汽车是由包括车轮、 悬架弹簧及弹性减震坐垫等，具有固有振动特性弹性元件组成，这些弹性元件可缓和不平路面对汽车的冲击，使乘员舒适和减少货物损伤。但路面不平激起的振动到达一定程度时，会使乘员感到不适和疲劳或使运载的货物损坏，车轮载荷的波动还影响地面与车轮间的附着性能，影响到汽车的操纵稳定性。因此平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能，它是现代汽车的主要性能之一。7.2 汽

40、车的等效振动分析为增强车内乘员的舒适感，必须降低汽车行驶中的振动，即提高汽车的行驶 平顺性能。汽车在一定路面上行驶时，其振动量振幅、振动速度及加速度的大小取决于汽车的质量、悬架刚度、轮胎刚度和阻尼等结构参数。但是，汽车振动是一个极为复杂的空间多自由度振动系统。为便于分析，需把复杂的实际汽车在某些假设条件下，简化为等效振动系统。 图7-1 汽车振动系统模型 22 本科生毕业设计论文 根据力学定理，可列出系统的振动微分方程：&+c(Z&-s&)+k(Z-s)=0 MZ&-s&+c(Z&)+k(Z-s)+kts=ktq m&s式中，M为簧载质量(962kg)；m为非簧载质量(60kg)；k为左右两侧

41、悬架的合成刚度(51225.7Nm)；c为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数(0.3Nsm)；kt为左右两侧悬架的合成轮胎刚度(Nm)；Z为簧载质量M的垂直位移(m)；s为非簧载质量m的垂直位移(m)；q为路面不平度赋值函数(m)，即路面不平度对汽车的实际鼓励。解式1可得该系统振动的两个主频率：2w12=(wt2+w0)-12kkt1222 (wt+w0)-4Mmkkt1222 (wt+w0)-4Mmk+ktk式中，w02=，wt2=。由上式可知，汽车振动存在两个主频w1和w2，它们Mm22w2=(wt2+w0)+12仅为系统结构参数的函数而与外界的鼓励条件无关，是表征系统特征的固有参数。一般地说

42、，其中较小值的一阶主频w1wt，较接近主要由轮胎刚度kt和非簧载质量m所决定的频率wt。&+c(Z&-s&)+k(Z-s)=0的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解方程MZ之和组成。 令2b=ck，w02=，那么奇次方程为 MM&+2bZ&+w2Z=0 Z0式中的w0称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于b和w0的比值变化， bc = =w02Mk 23 本科生毕业设计论文汽车悬架系统阻尼比的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通2-b2t+a)解为 Z=Ae-ntsin(w07.3车身加速度的幅频特性双质量系统在f1=1.2Hz，质量比m=11.5,刚度比g=9，阻尼

43、比z=0.25、0.5两种情况下的幅频特性曲线。由f1、m、g、z四个参数可按下式确定车轮局部的固有频率ft和阻尼比zt 2pcK+Kt zt=zm(1+g) 2Mzt1=2.68一阶阻尼比 ft=K+Kt)M=f1m(1+g)=12.9 zt2=5.36二阶阻尼比 图7-2车身加速度的幅频特性曲线图共振时，z增大而幅频减小，在第一共振峰和第二共振峰之间的高频区，z增大幅 24 本科生毕业设计论文 频也增大，在f=ft高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在fft之后，幅频按一定斜率衰减，z也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑，z取0.20.4比拟适宜。7.4悬架动挠度的幅频特性 图7-4 限位行程fd的示意图由图7-4所示，由车身平衡位置起，悬架允许的最大压缩行程就是其限位行 程fd。弹簧动挠度fd与限位行程fd应适当配合，否那么会增加行驶中撞击限位的概率，使平顺性变坏。频率响应函数为 H(jw)fdq=将 fd qA2KtA2K