【正文】 每個(gè)減振器的最大卸荷力為： NVF xs 1 8 7 2 3 3101 ????? ? 后懸架每個(gè)減振器的最大卸荷力為： NVF xs 1 8 5 1 7 8202 ????? ? 筒式減振器主要尺寸 筒式減振器工作直徑 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 0F 計(jì)算工作缸直徑 D, 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 19 )1]([ 4 20 ?? －P F D ? 式中， [P]為工作缸最大允許壓力，?。场?Mpa，這里?。?Mpa。 橫向穩(wěn)定器主要由 U形橫向穩(wěn)定桿、連接桿和支座組成，支座固定在車身上，穩(wěn)定桿兩端通過連桿與下擺臂相連。 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)動(dòng)干涉。汽車平順性的好壞不僅影響乘客的舒適性、身體健康狀況及正常工作的能力，而且還影響汽車的動(dòng)力性的發(fā)揮及汽車零部件的使用壽命等，所以對平順性進(jìn)行研究是十分必要的。虛擬試驗(yàn)用于車輛平順性研究，具有理論的深刻性和實(shí)際應(yīng)用的雙重意義。所以研究汽車平順性是以隨機(jī)振動(dòng)理論為基礎(chǔ)應(yīng)用概率統(tǒng)計(jì)的方法來研究?？偟膩碇v可分為兩 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 22 大類 :試驗(yàn)研究方法和理論研究方法。近年來，由于計(jì)算機(jī)和信號(hào)處理技術(shù)的發(fā)展為汽車實(shí)驗(yàn)提供了先進(jìn)的測試工具和測試手段。 二、理論研究方法。 在系統(tǒng)建模方面，人們最初把汽車簡化成單自由度系統(tǒng)。 汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型的建立 本設(shè)計(jì)根據(jù)目前現(xiàn)有的測試條件和計(jì)算精度以及建立整車模型要實(shí)現(xiàn)的目標(biāo)的要求，既考慮到能夠準(zhǔn)確的預(yù)測汽車的振動(dòng)響應(yīng)，又確立了對汽車振動(dòng)影響主次因素，從而對一些次要因素進(jìn)行 了舍棄。 若該系統(tǒng)無阻尼自由振動(dòng)時(shí)，運(yùn)動(dòng)方程變?yōu)? 0)( 1222 ??? zzKzm ?? （ 83） 0)( 12111 ???? zKzzKzm t?? （ 84） 由運(yùn)動(dòng)方程可以知道， 2m 與 1m 的振動(dòng)是相互耦合的。振幅為 10z 、 20z ，則其解為： )(101 ?? ?? tjezz )(202 ?? ?? tjezz 將上面兩個(gè)解代入微分方程（ 83）、（ 84）得： 0102202220 ???? zmKzmKz ? （ 88） 0101202010 ????? zm KKzmKz t? （ 89） 將 220 mK?? 、 12 )( mKK tt ??? 代入式（ 88）、（ 89）得： 0)( 102020220 ??? zz ??? 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 24 0)( 1022201 ???? zzmK t ?? 此方程組有非零解的條件是 10z 、 20z 的系數(shù)行列式為零，即： 0)()(22120220??????????tmK 或 0))(( 12022220 ???? mKt ????? 則得： 0)( 12022022024 ????? mKtt ??????? （ 810） 解方程式（ 810）得兩個(gè)根為雙質(zhì)量系統(tǒng)主頻率 1? 和 2? 的平方 12220220221 )(41)(21 mmKK ttt ????? ????? （ 811） 12220220222 )(41)(21 mmKK ttt ????? ????? （ 812） 圖 7－ 1 二自汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型 平順性的評(píng)價(jià)方法 本次設(shè)計(jì)采用的平順性的 評(píng)價(jià)方法是： 頻率加權(quán)法，即總加權(quán)加速度有效值 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 25 評(píng)價(jià)法。當(dāng)激勵(lì)頻率與車輛系統(tǒng)的一階主頻率 1? 或二階主頻率 2? 重和時(shí)，將產(chǎn)生車體的共振，加速車體的振動(dòng)。 設(shè)計(jì)內(nèi)容： ① 確定了懸架主要參數(shù)：有懸架自振頻率、靜撓度、動(dòng)撓度、 懸架剛度、前后懸架彈簧剛度； ② 確定螺旋彈簧的設(shè)計(jì)方案和計(jì)算出螺旋彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括螺旋彈簧絲直徑、彈簧中徑、彈簧外徑、彈簧內(nèi)徑、節(jié)距、螺旋升角、自由高度及節(jié)端面形狀； ③ 確定導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)包括側(cè)傾中心、縱傾中心、抗制動(dòng)縱傾性、抗驅(qū)動(dòng)縱傾性； ④ 選擇懸架的減振器 為液力雙向作用筒式減振器 ；⑤ 計(jì)算減振器主要性能參數(shù)：相對阻尼系數(shù)、減振器阻尼系數(shù)、最大卸荷力，并且根據(jù)性能參數(shù)確定減振器工作缸直徑和 油筒直徑。 s2， 按 ISO2631 評(píng)價(jià) 標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行評(píng)價(jià) 。 本次設(shè)計(jì)得到了張立軍老師的悉心指導(dǎo)，使我順利完成了本次設(shè)計(jì)。在此表示感謝！ 在本次設(shè)計(jì)中遇到過很多困難，但在老師幫助和跟同學(xué)共同討論下都得以解決。在設(shè)計(jì)期間，張老師更是給了我無微不至的關(guān)懷和悉心的指導(dǎo)。從平順性評(píng)價(jià)結(jié)果上看懸架的參數(shù)匹配合理。 對懸架進(jìn)行平順性分析， 建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動(dòng)力模型， 引用論文中的汽車振動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程和 具有相關(guān)特性的四輪輸入的 B 級(jí) 路面的時(shí)域模型 。 此外，汽車的自身技術(shù)狀況的不正常，如減振器油液黏度過大或漏油及密封失效等故障，均將導(dǎo)致車體振動(dòng)加劇、沖擊頻繁、平順性惡化。（如圖42） 影響平順性的因素 道路不平是引起汽車振動(dòng)的主要原因，當(dāng)汽車在不平路面行駛時(shí)，前、 后車橋和車體都經(jīng)常受來自道路的沖擊 。其固有圓頻率 20 mK?? 采用同樣的假設(shè)，若 2m 不動(dòng)（ 02?z ），相當(dāng)于車輪質(zhì)量 1m 作單自由度無阻尼振動(dòng)，則由式（ 84）可得： 01111 ??? zKKzzm t?? （ 86） 車輪部分固有圓頻率 1)( mKK tt ??? （ 87） 0? 與 t? 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。最后建立了二自由度 汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型 。在系統(tǒng)的物理模型建立以后，就可以利用牛頓定律或拉格朗日方程求出整車系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程，即建立數(shù)學(xué)模型。對應(yīng)于簡化系統(tǒng)模型的微分方程有線性和非線性之分，其解法也有時(shí)域和頻域解法之分。 。通過試驗(yàn)可以發(fā)現(xiàn)在平順性方面存在的問題，探索產(chǎn)生問題的原因，并找出結(jié)構(gòu)參數(shù) (輪胎、懸架、座墊的剛度和阻尼 )對平順性的影響。然后根據(jù)人體對振動(dòng)的反應(yīng) 一乘坐者的舒適程度來評(píng)價(jià)汽車的平順性 .總體來講，即是把路面不平度的統(tǒng)計(jì)規(guī)律作為汽車振動(dòng)系統(tǒng)的輸入，然后用一定的算法求出與事實(shí)一致的響應(yīng)，并進(jìn)行符合實(shí)際的評(píng)價(jià)。 汽車 平順性的研究方法 汽車平順性主要研究“輸入”一“系統(tǒng)”一“輸出”三者間的關(guān)系，以及進(jìn)行符合實(shí)際的評(píng)價(jià)。 計(jì)算機(jī) 技術(shù)的發(fā)展，虛擬現(xiàn)實(shí)技術(shù)的逐漸應(yīng)用，可以實(shí)現(xiàn)在計(jì)算機(jī)上建立汽車 產(chǎn)品的三維實(shí)體模型和試驗(yàn)道路虛擬場景，使虛擬汽車在虛擬的試驗(yàn)道路上行駛，以三維實(shí)體模型的運(yùn)動(dòng)體現(xiàn)車輛的平順性情況。 前 懸架側(cè)傾角剛度 1?。? ： mNNBMKK sp /19419) (3001721)(21 2211 ???????? 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 20 后懸架側(cè)傾角剛度 2?。? ： mNK / ????? 由 21 ??? ?? KCＫ b　 則 mN－－KKC b /47 9 619 7 12 ???? ??? 6－ 1橫向穩(wěn)定桿 當(dāng)角剛度給定時(shí)，可求得所需要的橫向穩(wěn)定桿直徑 d為 4 2223212 )](4)(2[3128 cbLbaL－aLELCd b ?????? ?? mm17? 其中 a= b= c= ?L ?L ?L 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書） 21 第 7章 平順性分析 平順性概念 平順性是現(xiàn)代高速度、高舒適性車輛的一個(gè)主要性能，所有新開發(fā)的車輛或經(jīng)過改裝的車輛都要進(jìn)行平順性分析和試驗(yàn)。當(dāng)兩側(cè)懸架變形不等而車身相對于路面橫向傾斜時(shí)，穩(wěn)定桿一端向上運(yùn)動(dòng)，另一端向下運(yùn)動(dòng)，從而被扭轉(zhuǎn)。 所以前懸架減振器工作缸直徑為 mm－４－P F D 32)( 1870)1]([ 4 2620 ???? ?? ＝前 ?? ，取 40mm 后懸架減振器工作缸直徑為 mm－４－P F D 32)( 1853)1]([ 4 2620 ???? ?? ＝后 ?? ，取 40mm 油筒直徑 貯油筒直徑 Dc=（ ～ ） D，壁厚取 2mm。 40mm；ω為懸架振動(dòng)固有頻率； Vx 為卸荷速度，一般為 ～ ，在這里 Vx選擇 。 此次設(shè)計(jì)的前懸架φ 1 =； 后懸架φ 2 = 減振器阻尼系數(shù) 減振器阻尼系數(shù) sCmφδ 2? 。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的阻尼系數(shù)φ y 取的小些，將伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)φ s 取的大些。通常的壓縮行程的阻尼系數(shù)δ y=Fy/Vy 與伸張行程的阻尼系數(shù)δ s=Fs/Vs 不等。 減振器主要性能參數(shù) 相對阻尼系數(shù) 在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力 F 與減振器振動(dòng)速度 V 之間的關(guān)系為 F＝δ V，式中δ為減振器阻尼系數(shù)。筒式減振器的工作壓力僅為 ～5MP，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛應(yīng)用。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠(yuǎn)離），減振器阻尼力 應(yīng)該 大，迅速減振。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，抗汽化以及對各種金屬和非金屬零件不起腐蝕的作用等性能。 13＝ 230mm 彈簧圈數(shù) 兩圈間隙δ =P－ d=30－ 13＝ 17mm 工作圈數(shù) Z 取 7。 13＝ 230mm 彈簧圈數(shù) 兩圈間隙δ =P－ d=30－ 13＝ 17mm 考慮到螺旋彈簧的工作圈數(shù) Z 對于壓縮后的螺旋彈簧高度及下擺臂與車身的相對位置有很大影響，故 Z 取 7。其缺點(diǎn)是碾細(xì)需要專 門的工序和設(shè)備，增加了制造成本。 螺旋彈簧的端部形狀 螺旋彈簧端部可以碾細(xì)、并緊，直角切斷或向內(nèi)彎曲，我選擇的典型結(jié)構(gòu)為兩端碾細(xì)亦在繞制彈簧之前將鋼絲兩端碾細(xì)，碾細(xì)部分長度在饒后約占 240176。通常 cd f～f )(? 。 后懸架的靜撓度為 mmfc 1472 ? 。 本次設(shè)計(jì)的 SUV 前懸架自振頻率 1n ＝ ,后懸架自振頻率 2n ＝? 。偏頻越小，則汽車的 平順性越好。 彈性元件 懸架的彈性元件包括鋼板彈簧 、 螺旋彈簧 、 扭桿彈簧、氣體彈簧、油氣彈簧、橡膠彈簧等。 本次設(shè)計(jì)選用的橫向穩(wěn)定器是桿式橫向穩(wěn)定器 。 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。 輔助元件 橫向穩(wěn)定器 通過減小 懸架的垂直剛度 c，能減低車身的振動(dòng)固有頻率 n，達(dá)到改善汽車平順性 的目的。 二連式 螺旋彈簧 非 獨(dú)立懸架的主要優(yōu)點(diǎn)是：汽車 在制動(dòng)狀態(tài) 可以按司機(jī)的意圖進(jìn)行平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向，其不足之處是汽車高速時(shí)有軸擺動(dòng)現(xiàn)象。 3） 二連式 螺旋彈簧非獨(dú)立懸架 二連式 螺旋彈簧非獨(dú)立懸架是一種復(fù)合式懸架 ， 裝有該類后懸架的轎車 ， 其后橋的結(jié)構(gòu)形式對后懸架的剛度特性有重要影響 。當(dāng)空車時(shí)車身被抬高，滿載時(shí)車身則被壓得很低，會(huì)出現(xiàn)撞擊緩沖塊的情況。 后端卷耳通過鋼板彈簧吊耳銷與后端吊耳與吊耳架相連，后端可以自由擺動(dòng)，形成活動(dòng)吊耳。這種懸架廣泛用于貨車的前、后懸架中。 所以從經(jīng)濟(jì)性 、行駛平順、穩(wěn)定性以及占用空間等幾方面因素考慮，所設(shè)計(jì)的前獨(dú)立懸架采用車輪定位參數(shù)和輪距變化很小、橫向剛度大、占用空間小結(jié)構(gòu) 緊湊、便于發(fā)動(dòng)機(jī)布置的麥弗遜式獨(dú)立懸架。這種懸架允許滑柱上端作少許角位移。 多連桿式獨(dú)立懸架是由 多根桿件組合起來控制車輪的位置變化的懸架。因此 ，單縱臂式獨(dú)立懸架 不適宜做前 懸架。 在擺臂不等長的獨(dú)立懸架中，如將兩臂長度選擇適當(dāng)，可以使車輪和主銷的角度以 有輪距的變化都不太大。例如太脫拉 138 型和 148 型越野車的前懸架，就是采用這種單橫臂式獨(dú)立懸架，其彈性元件是扭彈簧。 前后懸架結(jié)構(gòu)方案 獨(dú)立懸架 按照結(jié)構(gòu)型式可分為 單橫臂式、雙橫臂式、單縱臂式、雙縱臂式、單斜臂式麥弗遜式和多連桿式。該懸掛一般多用于載重汽車、普通客車和一些其他車輛上。非獨(dú)立懸架具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、強(qiáng)度高、保養(yǎng)容易、行車中前輪定位變化小的優(yōu)點(diǎn)，但由于其舒適性及操縱穩(wěn)定性都較差，在現(xiàn)代轎車中基本上已不再使用，多用在貨車和大客車上。這種懸架采用的是通過減振器上固 定點(diǎn)和橫梁叉形臂的下固定點(diǎn)與車身相連組成的懸架形式。 優(yōu)點(diǎn)：由于采用斷開式車軸，可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)及整車底板高度；允許車輪有較大的跳動(dòng)空間，彈簧可以設(shè)計(jì)得比較軟，平順性好；能保證汽車行駛性能得多樣設(shè)計(jì)；簧載質(zhì)量小，輪胎接地性好。球鉸將下連桿的外端與轉(zhuǎn)向節(jié)相連。上連桿用支架與車身 (或車架 )相連，上連桿外端與第三連桿相連。其擺臂繞與汽車縱軸線具有一定交角的軸線擺