1、本科生畢業設計（論文）i目目 錄錄第一章第一章 緒緒 論論 .11.1 懸架系統概述.1第二章第二章 前、后懸架結構的選擇前、后懸架結構的選擇 .42.1 前、后懸架結構方案.42.2 輔助元件 .52.2.1 橫向穩定桿 .52.2.2 導向機構 .6第三章第三章 技術參數確定與計算技術參數確定與計算 .73.1 主要技術參數 .73.2 懸架性能參數確定 .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第四章第四章 彈性元件的設計計算彈性元件的設計計算 .104.1 前懸架彈簧（麥弗遜獨立懸架） .104.1.1 彈簧中徑、鋼絲直徑及結構形式 .104.1

2、.2 彈簧圈數 .104.2 后懸架彈簧（四連桿非獨立懸架） .114.2.1 彈簧中徑、鋼絲直徑及結構形式 .114.2.2 彈簧圈數 .11第五章第五章 懸架導向機構的設計懸架導向機構的設計 .135.1 導向機構設計要求 .135.2 麥弗遜獨立懸架示意圖 .135.3 導向機構受力分析 .145.4 導向機構的布置參數.155.4.1 側傾中心 .15第六章第六章 橫向穩定桿的設計橫向穩定桿的設計 .17本科生畢業設計（論文）ii第七章第七章 減振器設計減振器設計 .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 .217.3.1 相對阻尼系數確定

3、.217.3.2 減震器阻尼系數 .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第八章第八章 平順性分析平順性分析 .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 fd/g，對 q 的幅頻特性 .288.5 影響平順性的因素.30第第 9 9 章章 結結 論論 .31參考文獻參考文獻 .32致致 謝謝 .33附附 錄錄 .34外文翻譯 .34譯文 .37附附 錄錄 .3

4、91車身加速度的幅頻特性曲線程序 .392.相對動載的幅頻特性曲線 .41本科生畢業設計（論文）1第一章 緒 論1.11.1 懸架系統概述懸架系統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力扭，并且緩沖由不平路面傳給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系起來，關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

5、足其操縱穩定性的要求，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，這樣彈簧就要設計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發生剎車“點頭” 、加速“抬頭”以及左右側傾嚴重的不良傾向，不利于汽車的轉向，容易導致汽車操縱不穩定等。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、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面傳給車身的沖擊載荷、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，為滿足這些性能，懸架系統必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統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

6、車中承受的振動加速度不能超過國標規定的界限值。其次，懸架要保證車身和圖 1-1 懸架系統結構圖本科生畢業設計（論文）2車輪在共振區的振幅小，振動衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩定性，一方面懸架要保證車輪跳動時，車輪定位參數不發生很大的變化，另一方面要減小車輪的動載荷和車輪跳動量。還有就是要保證車身在制動、轉彎、加速時穩定，減小車身的俯仰和側傾。最后要保證懸架系統的可靠性，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。現代汽車的懸架盡管有各種不同的結構形式，但一般都由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。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

7、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）之間作彈性聯系。但彈性系統在受到沖擊后，將產生振動。在持續的振動易使乘員感到不舒適和疲勞。故懸架還應當具有減振作用，使振動迅速衰減。為此，在許多結構形式的汽車懸架中都設有專門的減振器。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，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身

8、跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用的導向機構。在多數的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發生大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件橫向穩定桿。汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統，該振動系統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、燃油經濟性和運營經濟性。該振動系統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，懸架對整車操縱穩定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： 1) 通過合理設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

9、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) 合理設計導向機構，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的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩定性要求； 3) 導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協調，避免發生運動干涉，否則可能引起轉向輪擺振；4) 側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩定，避免發生汽車在制動和加速時的車身縱傾(即所謂本科生畢業設計（論文）3“點頭”和“后仰”)； 5) 懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量

10、小； 6) 便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發動機及行李箱留出足夠的空間； 7) 所有零部件應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。為了滿足汽車具有良好的行使平順性，要求由簧上質量與彈性元件組成的振動系統的固有頻率應適應于合適的頻段，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，懸架應裝

11、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減小，直至振動停止。要正確的選擇懸架的方案參數，在車輪上下跳動時，使主銷的定位參數變化車架、車輪運動與到導向機構運動要協調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之具有不足轉向特性。獨立懸架導向桿系數鉸接處多用橡膠的襯套，能隔絕車輪來自不平路面上的沖擊向車身的傳遞。懸架設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揮和系統壽命，也影響汽車的燃油經濟性和運輸效率。由于汽車行駛平順性涉及的對

12、象是“路面-汽車-人”構成的系統,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(質量、轉動慣量等)產生變化和破壞。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車振動系統動力學模型，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、響應均方根值等參量，同時利用汽車主要參數數據，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對汽車平順性的影響，以達到參數調整和優化設計的目的。此外,本文通過對汽車平順性進行預估，可以提高汽車設計質量，縮短研發和設計

13、周期，具有極其重要的理論意義和實用價值。本科生畢業設計（論文）4第二章 前 、后懸架結構的選擇2.12.1 前、后懸架結構方案前、后懸架結構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點是：質量輕，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，獨立懸架存在著結構復雜、成本高、維修不便的缺點；非獨立懸架結構簡

14、單，成本低，維修方便，工作可靠等優點。本次設計為：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。該結構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。滑柱擺臂式懸架將減振器作為引導車輪跳動的滑柱，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。內側空間大，有利于發動機布置，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。以上問題可通過調整桿系設計布置合理得到解決。筒式減振器裝在

15、滑柱桶內，滑柱桶與轉向節剛性連接，螺旋彈簧安裝在滑柱桶及轉向節總成上端的支承座內，彈簧上端通過軟墊支承在車身連接的前簧上座內，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，滑柱桶及轉向節總成沿減振器活塞運動軸線移動，同時，滑柱桶的下本科生畢業設計（論文）5支點還隨橫擺臂擺動。該懸架突出的優點是增大了兩前輪內側的空間，便于發動機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，車輪容易自動轉向，故駕

16、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，因而影響轉向性能，減振器活塞桿受的側向力較大，從而摩擦力大。麥弗遜式獨立懸架是目前前置前驅動轎車和某些輕型客車首選的較好的懸架結構形式。四連桿非獨立懸架的結構簡單，質量輕，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；側面的力由上連桿和車橋橫向拉桿承受，懸架系統的剛性較好。彈性元件采用螺旋彈簧并配以筒式減振器，實現緩和路面不平產生的沖擊載荷。通過設計來獲得滿意的操縱穩定性和平順性。所以本次設計的前、后懸架分別為麥弗

17、遜式獨立懸架和四連桿非獨立懸架。2.22.2 輔助元件輔助元件2.2.1 橫向穩定桿為了降低汽車固有振動頻率以改善行駛平順性，現代轎車懸架垂直剛度都較小，而使汽車的側傾角剛度值也很小，使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車的行駛穩定性。為此，現代汽車大多裝有橫向穩定桿如圖 2-3 所示來加大懸架的側傾角剛度來改善汽車行駛穩定性。恰當的選擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩定桿，或者只在前懸架中安裝。汽車轉彎是產生側傾力矩，使內外側車輪的負圖 2-1 麥弗遜式獨立懸架圖 2-3 橫向穩定器本科生畢業設計（論文）6荷發生轉移且影

18、響車輪側偏角剛度和車輪側偏角的變化。前后軸車輪負荷的轉移大小，主要取決于前后懸架的側傾角剛度值。當前后懸架側傾角剛度值大于后懸架的側傾角剛度值時，前軸的負荷大于后軸車輪的負荷轉移，并使前輪側傾角大于后輪的側傾角，以保證汽車具有不足轉向特性。在汽車懸架上設計橫向穩定器，能增大前懸架的側傾角剛度。2.2.2 導向機構導向機構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，它由導向機構由控制擺臂式桿件組成。本科生畢業設計（論文）7第三章 技術參數確定與計算3.13.1 主要技術參數主要技術參數表 31 整車基本參數輪距（mm）1500a （mm）1300尺寸參數質心位置b

19、 （mm）1340前軸（kg）761空載后軸（kg）739前軸（kg）1041質量參數軸荷分配滿載后軸（kg）1009非簧載質量：前懸非簧載質量為 65kg 后懸非簧載質量為 60kg簧載質量（滿載）前簧載質量滿載軸荷質量非簧載質量104165976kg后簧載質量滿載軸荷質量非簧載質量100960949kg3.23.2 懸架性能參數確定懸架性能參數確定1）自振頻率（固有頻率）選取轎車自振頻率取值范圍為 0.71.6hz。對于簧載質量大的車型取值偏向小的方向，對于簧載質量小的車型取值偏向大的方向。貨車自振頻率取值范圍為1.54.0 hz。北京現代 suv 轎車要兼顧轎車和越野車的性能。因此，前懸

20、架偏頻為 1.20hz，即=1.20hz1n后懸架偏頻為 1.30hz，即=1.30hz 2n2) 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1n2n本科生畢業設計（論文）8； （3-1） )(2/111mcn )(2/222mcn 上式中，、為前、后懸架的剛度（n/m） ；1c2c將、代入式（3-1） ，得 1m2mc97655428.3n/m 單邊121)2(mn2)14. 320. 12(m27714.15n/1cc94963251.7n/m 單邊221)2(mn2)14. 330. 12(m31625.85n/2c3.33.3 懸架靜撓度懸架靜撓度靜撓度： （3-2

21、） 22 ngfcg為重力加速度，gmm s9810/=172.74mm212 ngfc22 . 129810=147.18mm222 ngfc230. 1298103.43.4 懸架動撓度懸架動撓度前后懸架自振頻率的不同，決定了他們撓度數值不同。各類汽車動靜撓度取值范圍如下： 貨 車 mmfc11050cdff)0 . 17 . 0( 越野車 mmfc13060cdff 大客車 mmfc15070cdff)0 . 17 . 0( 轎 車 mmfc300100cdff)7 . 05 . 0(所以， 120.89mm7 . 011cdff103.03mm7 . 022cdff本科生畢業設計（論文

22、）93.53.5 懸架彈性特性曲線懸架彈性特性曲線1-緩沖塊復原點 2-復原行程緩沖塊脫離支架3-主彈簧彈性特性曲線 4-復原行程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 本科生畢業設計（論文）10第四章 彈性元件的設計計算4.14.1 前懸架彈簧（麥弗遜獨立懸架）前懸架彈簧（麥弗遜獨立懸架）4.1.1 彈簧中徑、鋼絲直徑及結構形式 ：汽車滿載靜止時懸架上的載荷 （4-1）wfmgcffcw 單邊:n 9564.8n8 . 9976wf4 .47821wf彈簧指數，設計中一般推薦取，常用的初選范圍為 c=58 ddc2

23、64 c所以，初選 c=6曲度系數=1.25ccck615. 04414彈簧絲直徑設計： （4-2） kfcd8彈簧壓縮時 類載荷范圍內；許用切應力 mpa631010 590 48.1259064 .478225. 16 . 16 . 181ckfkfcdw取 d=13mm d=cd=78mm 因此 d 取 80mm結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為 1 圈查機械設計手冊得。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60si2mna)其節距為 p=2740mm32d22d4.1.2 彈簧圈數彈簧工作圈數 i=6 7 初選 i=6螺旋彈簧的靜撓度： （4-3）438gdidffwcs本科生畢業設計（論文）

24、11 式中 g-彈簧材料的剪切彈性模量，查表得amp4108mmgdidffwcs44.51131086804 .47828844343 mpaidgdfccsc5002則 ccmpa7 .4436801310844.5124 符合要求。4.24.2 后懸架彈簧（四連桿非獨立懸架）后懸架彈簧（四連桿非獨立懸架）4.2.1 彈簧中徑、鋼絲直徑及結構形式：汽車滿載靜止時懸架上的載荷 wfmgcffcw 單邊:nfw2 .93008 . 9949nfw1 .46502彈簧指數，設計中一般推薦取，常用的初選范圍為 c=58 ddc264 c所以，初選 c=6曲度系數=1.25ccck615. 0441

25、4彈簧絲直徑設計： （4-4） kfcd8彈簧壓縮時 類載荷范圍內；許用切應力 mpa631010 590 3 .1259061 .465025. 16 . 16 . 181ckfkfcdw取 d=13mm d=cd=78mm 因此 d 取 80mm結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為 1 圈查機械設計手冊得。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60si2mn)其節距為 p=2740mm32d22d4.2.2 彈簧圈數彈簧工作圈數 i=6 7 初選 i=6本科生畢業設計（論文）12螺旋彈簧的靜撓度： mmgdidffwcs01.50131086801 .46508844343g彈簧材料的剪切彈性模量，

26、查表得amp4108 mpaidgdfccsc5002則 ccmpa35.4316801310801.5024 符合要求。 圖 4-1 螺旋彈簧本科生畢業設計（論文）13第五章 懸架導向機構的設計5.15.1 導向機構設計要求導向機構設計要求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mm0 . 4輪胎早期磨損。 2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度。 3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在側加速度下，車身側傾g4 . 0角不大于，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。76 4）汽車制動時，應使車身有抗前俯作用，加速時有抗后仰作用。

27、5.25.2 麥弗遜獨立懸架示意圖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：本科生畢業設計（論文）14（1） 輪距、外傾角的變化比稍小；（2） 拉桿布置可在某種程度上進行調整。4）側擺剛度：很高、不需穩定器；5）操縱穩定性：（1）橫向剛度高；（2）在某種程度上可由調整外傾角的變化對操縱穩定性進行調整。5.35.3 導向機構受力分析導向機構受力分析分析如圖 5-3 所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力f3，可根據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量的 12。力

28、越大，則作1f1f3f用在導向套上的摩擦力f 越大(f 為摩擦因數)，這對汽車平順性有不良影響。3f為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應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3f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，提高制動穩定性。移動 g 點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。cddcadff)(13本科生畢業設計（

29、論文）15圖 5-2 懸架受力簡圖有時為了發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3f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。5.45.4 導向機構的布置參數導向機構的布置參數5.4.1 側傾中心在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行，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，從而保證中性轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許范圍內。然而，前懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且幾乎不可能超過150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，

30、由于前轎軸荷大，且為驅動橋，故應盡可能使前輪輪荷變化小。因此，獨立懸架(縱臂式懸架除外)的側傾中心高度為：前懸架 o120mm；后懸架 80150mm。設計時首先要確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取得更大些。麥弗遜式獨立懸架的側傾中心由如圖 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。本科生畢業設計（論文）16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

31、近水平，則側傾中心 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傾中心的高度可通過下式計算wh （5-2）式中： mmdkp6861793sin9802sin式中：；r=296mm；d=173mm；10 3 rs=40mm；bv=1500mm；c+o=513mm；帶入上式求得為：h圖 53 麥弗遜式懸架的尺寸和 p 的計算法和圖解法whsvwrdkpbhtancos2mmck980230sin513sinmmrdkpbhsv2 .524010tan1733cos980268621500tancos2本科生畢業設計（論文）1

32、7第六章 橫向穩定桿的設計為了降低汽車的固有頻率以改善行使穩定性，現代汽車的垂直剛度較小，從而使汽車的側傾角剛度值也很小，結果使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車行使的穩定性。為此，現代汽車大多都裝有橫向穩定桿來加大懸架的側傾角剛度以改善汽車的行駛穩定性。橫向穩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，橫向穩定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，穩定桿受扭，發揮彈性元件的作用。橫向穩定桿帶來的好處除了可增加懸架的側傾角剛度，從而減小汽車轉向時車身的側傾角外，恰當地選擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向特性。通常，在汽車的前、后

33、懸架中都裝有橫向穩定桿，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向。橫向穩定桿圖 6-1 橫向穩定桿本科生畢業設計（論文）18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，橫向穩定桿還兼起部分導向桿系的作用，其余情況下則在設計時應當注意避免與懸架的導向桿系發生運動干涉。為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩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：spk 式中懸架剛度 （6-1）2112nmkkspsusuk 根據結構需要，選定從懸架支撐點到螺旋彈簧中

34、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：mnnmkksusp/4 .4330335035015.2771422211后懸架彈簧剛度的計算：spk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：mnnmkksusp/85.316253753757 .5619922222前懸架的側傾角剛度為：1kmnnbmkksp/4 .31117835. 028. 050. 14 .4330321212211后懸架的側傾角剛度為：2kmnnbmkksp/

35、1 .35579375. 0375. 050. 185.3162521212222由 （6-2）215 . 1kckb則穩定桿的角剛度：mnkkcb/25.221904 .311781 .355795 . 15 . 112 （6-3）)(4)(23222331cblbalaleipf本科生畢業設計（論文）19式中 e材料的彈性模量，mpae51006. 2 d穩定桿的直徑，mm p端點作用力，n f端點位移，mm i穩定桿的截面慣性矩，44,64mmdi前懸架橫向穩定桿直徑 d： mmcblbalalelcdb22)25. 016. 0(25. 04)16. 014. 0(21 . 114.

36、03 . 01006. 206. 125.221903128)(4)(231284223311242223312式中：e材料的彈性模量，e=2.06105mpa；l橫向穩定桿兩端點間的距離；所以本次設計橫向穩定桿的直徑 d=22mm。 圖 6-2 橫向穩定桿設計示意圖本科生畢業設計（論文）20第七章 減振器設計7.17.1 減振器概述減振器概述懸架系統中由于彈性元件受沖擊產生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯安裝減振器，為衰減振動，汽車懸架系統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相對運動時，減振器內的活塞上下移動，減振器腔內的油液便反復地從一

37、個腔經過不同的孔隙流入另一個腔內。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內摩擦對振動形成阻尼力，使汽車振動能量轉化為油液熱能，再由減振器吸收散發到大氣中。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。減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調節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），減振器阻尼力應大，迅速減振。 (3)

38、 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定限度之內，以避免承受過大的沖擊載荷。7.27.2 減振器分類減振器分類減振器按結構形式不同，分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在本科生畢業設計（論文）21比較大的工作壓力 （1020mpa）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（2.55mpa），但是因為工作性能穩定而在現代汽車上得到廣泛的應用。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定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優點，在乘用車上得到越來

39、越多的應用。7.37.3 減振器主要性能參數減振器主要性能參數 7.3.1 相對阻尼系數確定表表 7.3.17.3.1 汽車懸架的偏頻及相對阻尼比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架前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架偏 頻n/hz0.50.80.81.21.01.21.31.5相對阻尼比0.80.60.80.60.40.20.40.3由表 6.3.1 初選前、后懸架平均阻尼系數：；3 . 013 . 02壓縮、伸張行程時的相對阻尼系數一般取： sy)5 . 025. 0(本次設計取 0.5 倍。前懸架，伸張行程時的相對阻尼系數，壓縮行程時的相對阻尼系

40、數4 . 01s2 . 05 . 011sy后懸架，伸張行程時的相對阻尼系數，壓縮行程時的相對阻尼系數4 . 02s2 . 05 . 022sy前懸架，伸張行程時的相對阻尼系數，壓縮行程時的相對阻尼系數4 . 01s2 . 05 . 011sy后懸架，伸張行程時的相對阻尼系數，壓縮行程時的相對阻尼系數4 . 02s2 . 05 . 022sy7.3.2 減震器阻尼系數懸架相對阻尼比： （7-1）smc2本科生畢業設計（論文）22式中 懸架系統的垂直剛度； c 懸掛部分的質量sm減震器阻尼系數 （7-2）scm2前懸架，伸張行程時減振器阻尼30395 .52015.277144 . 022111

41、1mcss平均行程時減振器阻尼22795 .52015.277143 . 0221111mcyy后懸架，伸張行程時減振器阻尼 31965 .50485.316254 . 0222222mcss 平均行程時減振器阻30395 .50485.316253 . 0222222mcyy7.47.4 最大卸荷力最大卸荷力7.4.1 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）naavxcos式中，vx：卸荷速度，一般為 0.150.30m/s 。a：車身振幅，取40mm；：懸架振動固有頻率。m/s3 . 0

42、1取xv最大卸荷力 （7-4）xsvf0伸張行程時的最大卸荷力nvfxs7 .9113 . 030391110平均行程時的最大卸荷力nvfxy7 .6833 . 0227911107.4.2 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， naavxcos式中，vx：卸荷速度，一般為 0.150.30m/s 。a：車身振幅，取40mm；本科生畢業設計（論文）23：懸架振動固有頻率。m/s3 . 02取xv最大卸荷力 xsvf0伸張行程時的最大卸荷力nvfxs8 .9583 . 031962220平均行程時的最大

43、卸荷力nvfxy1 .7193 . 0239722207.57.5 筒式減振器主要尺寸筒式減振器主要尺寸7.5.1 筒式減振器工作直徑可根據最大卸荷力和缸內最大壓力強度來近似的求工作缸的直徑 （7-5）)1(420pfd式中 p-工作缸內最大允許壓力,取mpa43 -連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式取 50. 040. 0由汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件可知:減振器1999491tqc的工作缸直徑 有等幾種。dmm6550)45(403020、所以筒式減振器工作直徑可取：d mpfd023. 05 . 011037 .91141426201減振器的工作缸直徑為 30mm mpfd024. 05

44、 . 011038 .95841426202減振器的工作缸直徑為 40mm本科生畢業設計（論文）24圖 7-1 懸架減振器安裝示意圖7.5.2 油筒直徑貯油筒直徑，壁厚取，材料可取鋼 ddc)50. 135. 1 (mm220前貯油筒直徑 mmddc423040. 140. 1前后貯油筒直徑 mmddc564040. 140. 1后本科生畢業設計（論文）25第八章 平順性分析8.18.1 平順性概念平順性概念行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內行駛時，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乘員的舒適程度來評價，又稱為乘坐舒

45、適性。8.28.2 汽車的等效振動分析汽車的等效振動分析本設計根據目前現有的測試條件和計算精度以及建立整車模型要實現的目標的要求，建立了二自由度汽車振動系統動力學模型如圖 8-1。圖 8-1 二自汽車振動系統動力學模型本科生畢業設計（論文）26這個系統能反映車輪部分在 1015hz 范圍產生高頻共振時的動態特性，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的實際情況。圖中，m 為懸掛質量；m 為非懸掛質量；k 為彈簧剛度；c 為減振器阻尼系數；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0szkzm0skz

46、sksmt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0 kzzm這相當于只有車身質量 m 的單自由度無阻尼自由振動。其固有圓頻率zk0同樣，若 m 不動（z=0） ，相當于車輪質量 m 作單自由度無阻尼振動，于是得0)(skksmt車輪部分固有頻率mkktt0與 t是雙質量系統，只有單獨一個質量振動時的部分頻率（偏頻） 。在無阻尼自由振動時，設兩個質量以相同的圓頻率 和相角 作簡諧振動，振幅為 z10、z20則其解為 tjezs10tjezz20將上面兩個解代入微分方程組得將、代入上式可得mk20mkktt20szkszczm0qskzskzscsmt010

47、20220zmkzmkz01020210zmkkzmkzt0102020220zz本科生畢業設計（論文）27此方程組有非零解的條件是 z10和 z20的系數行列式為零即0/2022022024mktt上式稱為系統的頻率方程或特征方程，它的兩個跟為雙質量主頻率 1和2的平方車身與車輪兩個自由度系統的主振型如圖-1。在強迫振動情況下，激振頻率 接近 1時產生的低頻共振，按一階主振型振動，車身質量 m 的振幅比車輪質量 m 的振幅大將近 10 倍，所以主要是車身質量 m 在振動，稱為車身型振動。當激振頻率 接近 2時，產生高頻共振，按二階主振型振動，此時車輪質量 m的振幅比車身質量 m 的振幅大將近

48、 100 倍，稱為車輪型振動。此時，由于車身基本不動，所以可將兩個自由度系統簡化如圖 8-2 所示車輪部分的單質量系統，來分析車輪部分在高頻共振區的振動。圖 8-2 車輪部分單質量系統此時，質量 m 的運動方程為qkskkscsmtt將各復振幅代上式，得qkskkcsjmstt2車輪位移 z1對 q 的頻率響應函數為0102220zzmktmmkkttt22022022214121、cjkkmkqstt2本科生畢業設計（論文）28將上式分子、分母除以 k+kt，并把車輪部分固有頻率 t，車輪部分阻尼比t帶入上式，則得其幅頻特性為在高頻共振 =t時，車輪加速度均方根值譜正比于幅頻特性 tzg式中

49、，車輪部分固有頻率mkktt車輪部分阻尼比mkkctt2可見，降低輪胎剛度 kt 能使 1 下降和 t 加大，這是減小車輪部分高頻共振時加速度的有效方法；降低非懸掛質量 m 使 和 t 都加大，車輪部分高頻共振時的加速度基本不變，但車輪部分動載 m 下降，對降低相對動載有利。gfd8.38.3 車身加速度的幅頻特性車身加速度的幅頻特性對該車懸架進行平順性分析，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。根據公式其中，為剛度比，為質量比：8.48.4 相對動載相對動載 fd/gfd/g，對，對 q q 的幅頻特性的幅頻特性車輪動載，靜載。對 q 的頻率qzkftd1gmgmmg1gfd響

50、應函數：tttttjkkkqs21222221tttttjkkkqsttttkkkqst222020222020)(11()(41)(11)()(1 (212241qz本科生畢業設計（論文）29輸出圖形為：gmkqqzgqfjhtdgfd11本科生畢業設計（論文）30圖 7-3 車身加速度的幅頻特性曲線圖圖 7-4 相對動載的幅頻特性曲線圖本科生畢業設計（論文）318.58.5 影響平順性的因素影響平順性的因素由于汽車行駛平順性涉及的對象是“路面-汽車-人”構成的系統,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、

51、阻尼和慣性參數(質量、轉動慣量等)產生變化和破壞。這些參數是根據各種不同使用要求的車輛設計的,在使用時要保證不破壞這些參數。例如懸架系統的鋼板彈簧片間的潤滑不良,等于增加了懸架剛度；減震器漏油等于減小了懸架系統的阻尼等。本科生畢業設計（論文）32第 9 章 結 論本次畢業設計給我提供了一次非常難得的理論與實際相結合的機會，通過這次對北京現代 suv 轎車懸架的設計，我將理論知識和實際設計結合了起來，鍛煉了我的綜合運用所學的專業基礎知識來解決實際工程問題的能力，同時也提高我查閱文獻資料、設計手冊、設計規范以及電腦制圖等其他專業能力的水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節的斟酌處理，

52、都使我的綜合能力得到了鍛煉與提高。根據計算數據，我選擇了切實可行的方案，前懸架采用用了目前較流行的麥弗遜式獨立懸架，后懸架則采用平順性更加出色的雙叉骨獨立懸架，前、后懸架的減振器均采用雙向作用式筒式減振器。這種設計有利于提高汽車行使穩定性與乘坐舒適性。考慮到轎車的使用條件增強汽車乘坐舒適性，我選用了螺旋彈簧做為彈性元件，其結構簡單、制造方便及有較高的比能容量，在導向機構大擺動量下任具有保持車輪定位角的能力，因此得到了廣泛采用。為了降低汽車的固有振動頻率以改善行駛平順性，增強懸架的垂直剛度值，減小汽車在轉彎時車身的側傾，我在前懸架增加了橫向穩定桿來增強汽車的行駛穩定性。考慮到現代人對汽車的行駛平

53、順性與乘坐舒適性的要求越來越高，我利用matlab 軟件進行平順性分析，保證汽車的平順性達與乘坐舒適性的到要求。歷時四個月的畢業設計工作即將結束了。本次對北京現代 suv 轎車懸架的設計結構合理，完成了指導教師所下達的任務量，達到了預期目標。為我今后走向工作崗位打下了堅實的基礎。本科生畢業設計（論文）33參考文獻1 劉惟信.汽車設計m.北京:清華大學出版社,2001 2 余志生.汽車理論m.北京:機械出版社,2000 3 陳家瑞.汽車構造m.北京:人民交通出版社，19994 王望予.汽車設計m.北京:機械工業出版社，20045 崔心存.現代汽車新技術m.北京:人民交通出版社,20016 吳宗澤

54、.機械設計師手冊m.北京:機械工程出版社,20027 細川武志編,魏朗譯.汽車構造圖冊m.北京:人民交通出版社,20048 龔微寒.汽車現代設計制造m.北京:人民交通出版社，19959 趙學敏.汽車底盤構造與維修m.北京:國防工業出版社，2003,110屠衛星.汽車底盤構造與維修m.北京:人民交通出版社，2001,811宋 森.汽車底盤維修實例m.北京:機械工業出版社，200212高樹新.汽車行駛平順性評價方法述評.總后汽車試驗場期刊j.2001（3）13蔣立盛.汽車設計手冊 整車 底盤卷（4.4，4.5）長春汽車研究所，1998,514yu f., crolla d.a. a state o

55、bserver design for an adaptivevehicle suspensionm.vehicle suspension dynamic, 1998 15griffin，m.j. evaluation of vibration with respect to human response. warrendale pa: sae paperj.1986(47) 16張洪圖.汽車構造底盤部分m.北京：北京理工大學出版社，1996,9本科生畢業設計（論文）34致 謝首先要感謝遼寧工業大學給我們提供了四年的學習和生活的良好環境，且提供給我們一次又一次受益非牽的課程設計和實習的機會，使我

56、掌握了大量的科學文化知識之余，更能學以致用，及時彌補我們在學習中的漏洞，并在我們即將離開校園走向社會之時，提供了一次使我受益終身的畢業設計的機會。本次設計得到了張立軍老師的悉心指導，使我順利完成了本次設計。張老師治學嚴謹和富有創新的精神對我以后的學習和工作都將產生深遠的影響。在設計期間，張老師更是給了我無微不至的關懷和悉心的指導。另外，系里的各位老師都能在我們遇到困難時，給予熱情的解答，在此向張老師及系里的各位老師致以最忠心的感謝！汽車與交通工程學院為我們提供了專用畢業設計的機房，給我們創造了一個良好的設計環境。在此表示感謝！在本次設計中遇到過很多困難，但在老師幫助和跟同學共同討論下都得以解決

57、。在此表示感謝！最后，向所有幫助過我的老師、同學還有實習單位表示忠心的謝意！本科生畢業設計（論文）35附 錄外文翻譯外文翻譯mcpherson model of the independent suspensionmcpherson front suspension in the car on the other is the breadth of application of the hoisting second to none. to the big bmw m3, porsche 911 such high-performance cars, small fiat stilo, for

58、d focus, even before chinas hafei van maifuxunshi hoisting and are based on the design. what is the reason in the end allow the hoisting of the mcpherson such wide application this so commonly used hoisted in the 本科生畢業設計（論文）36end what characteristics it we start with the design of structural underst

59、anding from the bar. diagram below is a typical example of the hoisting of the mcpherson，construction of the-1: figure -1 mcpherson hoisted chartmcpherson usually hoisted by two basic components: a pillar of shock absorbers and fonts care arm. the reason is because it is the pillar of shock absorber

60、 damping is also available in addition to supporting the role of the whole body, his structure is compact, the shock absorber damping and spring together to form a movement from top to bottom can slip column; under a boom is usually entrusted the design fonts, for the wheels to provide some of the l