【正文】 可使車身振動(dòng)頻率降低，而車輪振動(dòng)頻率升高，這對(duì)減少共振，改善汽車的平順性是有利的。所以，整車側(cè)傾角剛度應(yīng)滿足：，～4176。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以及減震器等組成，個(gè)別結(jié)構(gòu)則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定器等。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導(dǎo)向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化，降低成本。(5) 堅(jiān)固耐用，適合重載。(9) 由于左右車輪的運(yùn)動(dòng)相互影響，很容易產(chǎn)生顫動(dòng)和搖擺現(xiàn)象。同時(shí)獨(dú)立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。（3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。在滿足零部件質(zhì)量小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。此外，前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動(dòng)，n1n2的汽車高速通過(guò)單個(gè)路障時(shí)引起的車身角振動(dòng)小于n1n2的汽車。懸架的彈性特性為線性變化時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用下式表示fc1=m1g/c1；fc2=m2g/c2式中，g為重力加速度,g=981cm/s2 。 懸架彈性特性懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對(duì)于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。（如圖21） 圖21 懸架彈性特性曲線 后懸架主、副簧剛度的分配EQ1092中型貨車后懸架采用主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。它對(duì)簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會(huì)影響前、后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，設(shè)計(jì)還要考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、后軸上的分配。彈簧兩端的卷耳孔中壓入襯套。并且各片的彎度是不等的，鋼片越長(zhǎng)彎度越小，這樣裝配后在工作時(shí)可以減小主片所受負(fù)荷，使各片負(fù)荷均勻接近。鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對(duì)稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對(duì)稱式鋼板彈簧。fa用來(lái)保證汽車具有給定的高度。確定各葉片長(zhǎng)度的方法有作圖法和計(jì)算法。當(dāng)有與主片等長(zhǎng)的重疊片時(shí)，可將B點(diǎn)與最下一個(gè)重疊片的上側(cè)端點(diǎn)相連。用共同曲率法來(lái)計(jì)算剛度。鋼板彈簧總成弧高HH=L2/(8Ro) (313)H=L2/(8Ro)=12702/(81906)=105mm（1）緊急制動(dòng)時(shí)，前鋼板彈簧承受的載荷最大在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmaxσmax=[G1]/[] (314)式中，G1—作用在前輪上的垂直靜載荷, G1=—制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù), =—道路附著系數(shù), =—鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度,=635mmWo—鋼板彈簧總截面系數(shù), Wo=c—彈簧固定點(diǎn)到路面的距離,c=750mmσmax=[]/[]=Mpa,為許用應(yīng)力，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強(qiáng)度核算卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即 （315）式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, Fx==11100ND—卷耳內(nèi)徑,D=36mmb—鋼板彈簧寬度,b=75mmh1—主片厚度,h1=9mm[]—許用應(yīng)力，[]=350MPa=262MPa[]=350MPa 合格（3） 鋼板彈簧銷強(qiáng)度計(jì)算 ，對(duì)于45鋼經(jīng)過(guò)高頻淬火后， 許用應(yīng)力合格 懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和干摩擦力小和噪生低等優(yōu)點(diǎn)，在乘用車上得到越來(lái)越多的應(yīng)用。已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)近似為20000，則最大卸荷力==20000=6000 N根據(jù)伸張行程的最大卸荷力Fo計(jì)算工作缸直徑DD= (316)式中，[P]—工作缸最大允許壓力，[P]=4MPaFo—最大卸荷力，F(xiàn)o=6000Nλ—連桿直徑與缸筒直徑之比，λ=D== 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)選用，詳見(jiàn)QC/T4911999《汽車筒式減振器 尺寸系列及技術(shù)要求》取D=50mm 連桿直徑=50=20 mm 壁厚取2 mm后懸架只有鋼板彈簧組成。當(dāng)汽車裝載質(zhì)量較大時(shí)，副鋼板彈簧抵在輔助鋼板彈簧支架下面，主副鋼板彈簧共同參加工作。由于后懸也是鋼板彈簧，所以計(jì)算步驟如前，同理可得后懸參數(shù)。通常把汽車緩和振動(dòng)，減少對(duì)乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來(lái)描述，即汽車不因振動(dòng)而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。它約為60～85次/分(1HZ～)，～。在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》。舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。暴露極限通常作為人體可以承受振動(dòng)量的上限。為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動(dòng)，即提高汽車的行駛平順性能。圖41 汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型根據(jù)力學(xué)定理，可列出圖41所示系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程： （41）式中，為簧載質(zhì)量；為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側(cè)懸架的合成剛度；為左右兩側(cè)懸架的合成當(dāng)量阻尼系數(shù)；為左右兩側(cè)懸架的合成輪胎剛度；為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對(duì)汽車的實(shí)際激勵(lì)。方程的解是由自由振動(dòng)齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。前懸架系統(tǒng)采用鋼板彈簧和減振器的非獨(dú)立懸架，后懸架采用了主副鋼板彈簧式非獨(dú)立懸架。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)中主要對(duì)鋼板彈簧的剛度比進(jìn)行了分配并確定主副簧的各項(xiàng)參數(shù)，然后進(jìn)行校核。參考文獻(xiàn)[1] :人民交通出版社,2004[2] 齊志鵬．汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理與檢修．北京：人民郵電出版社，2000[3] 張正智．中國(guó)貨車叢書．北京：北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，． [4] 龔為寒．：人民交通出版社， [5] 曹永堂．汽車底盤維修．北京：人民交通出版社，1999[6] 屠衛(wèi)星．汽車底盤構(gòu)造與維修．北京：人民交通出版社，．[7] :上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,2003．[8] Yu F.,Crolla .,A State Observer Design for an Adaptive Vehicle Suspension,Vehicle Suspension Dynamic,1999[9] 汽車工程手冊(cè)，2001[10] . 北京:機(jī)械工程出版社,2002[11] :北京總后汽車試驗(yàn)場(chǎng)，.[12] ：電子工業(yè)出版社，2003.[13] ，（第四卷）.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心標(biāo)準(zhǔn)化研究所出版社，2000[14] 整車 底盤卷（，）.長(zhǎng)春汽車研究所，[15] （第1版）.北京理工文學(xué)出版社，1999[16] 中國(guó)汽車車型手冊(cè)（上卷） 中國(guó)汽車技術(shù)研究中心 2003年 第四版致 謝這次設(shè)計(jì)是在遼寧工業(yè)大學(xué)郝亮老師的悉心指導(dǎo)下完成的。由于本人水平有限，本次設(shè)計(jì)難免有不足之處，希望各位老師多包涵和指正。工程學(xué)上的改變是很困難的，費(fèi)用也很昂貴。這些參數(shù)是建立在結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)基礎(chǔ)之上的。這個(gè)方法提供了描述系統(tǒng)自然頻率的頻率回應(yīng)響應(yīng)函數(shù)。正弦波的振幅隨意輸入能約束加速度或者轉(zhuǎn)移抑制。實(shí)驗(yàn)分析關(guān)于通過(guò)共振分析、形式分析獲得座椅共振頻率數(shù)據(jù)對(duì)照的論文，振動(dòng)平臺(tái)測(cè)試使用六自由度模擬再制造正弦波和模擬路面數(shù)據(jù)。座椅被安置了兩個(gè)電動(dòng)機(jī)，一個(gè)安放在座椅靠背的側(cè)面，另一個(gè)安放在座椅靠背底部的前邊或后邊。脈沖信號(hào)通過(guò)傅立葉變換分析，這是一個(gè)假想信號(hào)，因?yàn)樗艽_保信號(hào)從水平零點(diǎn)開始直到計(jì)算的最后。激勵(lì)信號(hào)是一個(gè)80%的脈沖任意函數(shù)。形式分析形式分析是用來(lái)表現(xiàn)座椅動(dòng)力性特色的方法，這是一個(gè)收集相關(guān)頻率的測(cè)量方法，得到準(zhǔn)確的頻率回應(yīng)響應(yīng)函數(shù)來(lái)描述動(dòng)態(tài)特性。實(shí)驗(yàn)室允許復(fù)制復(fù)雜的實(shí)驗(yàn)樣本時(shí)間記錄。振動(dòng)工作臺(tái)試驗(yàn)是用來(lái)測(cè)定座椅系統(tǒng)共振頻率另一種方法。這個(gè)方法提供了最徹底的使座椅系統(tǒng)隔離的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的解說(shuō)。形式分析是一種正處于發(fā)展當(dāng)中的動(dòng)力學(xué)結(jié)構(gòu)模型或者機(jī)械系統(tǒng)，它是用來(lái)解決那些彈射、仿真、預(yù)測(cè)和最佳化問(wèn)題的方法。 dynamic impact testing, modal analysis, sin sweep shaker table evaluation, and road data replication on the shaker table provide different information about the seating system being tested. It is necessary to understand the merits, as well as the limits, of each method when paring data between methods. This paper has shown that determining an accurate frequency response model requires the synthesis of data from each of the testing methods to understand and optimize the characteristics of a seating system.附 錄 Ⅱ：中文翻譯座椅系統(tǒng)共振頻率的測(cè)試方法的比較座椅系統(tǒng)的發(fā)展如果沒(méi)有精確的動(dòng)力學(xué)模型，那么它發(fā)出吱吱聲，座椅靠背產(chǎn)生過(guò)多的振動(dòng)，和乘坐時(shí)疲勞等特征發(fā)生的可能性很高。這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中的點(diǎn)點(diǎn)滴滴，對(duì)我以后的學(xué)習(xí)或者工作都有深遠(yuǎn)的影響，在此向郝老師致以最衷心的感謝。利用MATLAB軟件進(jìn)行時(shí)域計(jì)算，根據(jù)所列微分方程得到車身加速度功率譜、相對(duì)動(dòng)載Fd/G對(duì)q的幅頻特性和懸架動(dòng)撓度f(wàn)d對(duì)q的幅頻特性，利用MATLAB軟件作出曲線圖。接著對(duì)鋼板彈簧的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了校核，使它們充分滿足要求。圖4—3 懸架動(dòng)撓度的幅頻特性曲線圖通過(guò)分析，當(dāng)阻尼比時(shí)，本懸架系統(tǒng)的平順性特性較好，符合ISO026311：1997 （E）標(biāo)準(zhǔn)。由上式可知，汽車振動(dòng)存在兩個(gè)主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵(lì)條件無(wú)關(guān)，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。但是，汽車振動(dòng)是一個(gè)極為復(fù)雜的空間多自由度振動(dòng)系統(tǒng)。三個(gè)界限只是振動(dòng)加速度容許值不同。疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。我國(guó)參照ISO2631制定了國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》和《客車平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)及極限》。如果車身加速度達(dá)到1g，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。目前，常用汽車車身振動(dòng)的固有頻率和振動(dòng)加速度評(píng)價(jià)汽車的行駛平順性。當(dāng)振動(dòng)達(dá)到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。后鋼板彈簧通過(guò)銷、前支架與車架相連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后端卷耳通過(guò)吊耳銷、吊耳、支架銷和支架與車架連接，形成擺動(dòng)旋轉(zhuǎn)支承端。主鋼板彈簧由數(shù)片鋼片疊成，副鋼板彈簧用數(shù)片鋼片疊成，連接方法副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的上方。EQ1092中型貨車選用的是雙筒式減振器。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器；反之稱為雙向作用式減振器。剛度驗(yàn)算公式為c=6αE/[] (37)其中 Yk= Yk+1=式中，α—經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，α=E—材料的彈性模量，E=105MPallk+1—主片和第k+1片的一半長(zhǎng)度。有的葉片端部裝有卡箍，則需伸出卡箍稍許。連接這兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。（2）. 鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定鋼板彈簧長(zhǎng)度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。初始條件：滿載靜止時(shí)汽車前、后軸（橋）負(fù)荷G1=、G2==4847N、Gu2=9403N，懸架的靜撓度f(wàn)c和動(dòng)撓度f(wàn)d，單個(gè)鋼板彈簧的載荷：N (31)N (32)汽車的軸距Lz=3950mm?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，故選用在EQ1092中型貨車上。減振器在拉伸和壓縮過(guò)程中，通過(guò)復(fù)原閥和壓縮閥及其相應(yīng)的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動(dòng)速度衰減以改善汽車的行駛平順性。從而保證了彈簧變形時(shí)兩卷耳中心線間的距離有改變的可能。第3章 前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。EQ1092中型貨車車身側(cè)傾角選為6o。載荷小時(shí)副簧不工作，載荷達(dá)到一定值時(shí)副簧與主簧共同工作。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時(shí)，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時(shí)懸架剛度為常數(shù)。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。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。汽車的前、后懸架與簧載質(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主要參數(shù)之一。（5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。 懸架的設(shè)計(jì)要求懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，在懸架的設(shè)計(jì)中應(yīng)該滿足這些性能的要求：（1）保證汽車有良好的行駛平順性。這樣使得發(fā)動(dòng)機(jī)可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。(7) 車輪定位幾乎不因其上下運(yùn)動(dòng)而改變，所以輪胎磨損較少。非獨(dú)立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時(shí)懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 汽車懸架的分類根據(jù)汽車導(dǎo)向機(jī)構(gòu)不同懸架種類又可分為獨(dú)立懸架，非獨(dú)立懸架?！缜昂髴壹鼙旧聿荒軡M足上述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。懸架的側(cè)傾角剛度及前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)?；奢d質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量?jī)刹糠?，由彈性元件承載的部分質(zhì)量，如車身、車架及其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量?？哲嚂r(shí)的固有頻率要比滿載時(shí)的高。這樣若無(wú)有足夠大的限位行程，就會(huì)使撞擊限位塊的概率增