【文章內(nèi)容簡介】 形也大，對于一般轎車而言，懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應(yīng)當(dāng)不小于160mm。動撓度與靜撓度的總和為：fc1+fd1=172+103=275mm fc2+fd2=147+88=235mm第4章 彈性元件的設(shè)計計算 前懸架彈簧（麥弗遜懸架）螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結(jié)構(gòu)簡單、制造方便及有高的比熱容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架中應(yīng)用的相當(dāng)普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的舒適性和懸架導(dǎo)向機構(gòu)在大擺動下仍具有保持車輪角定位的能力，因此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧懸架。螺旋彈簧在懸架布置中可以在彈簧內(nèi)部安裝減振器、行程限位塊或?qū)蛑菇Y(jié)構(gòu)緊湊。 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。，末端厚度為鋼絲直徑的1/3左右，繞后末端幾乎貼近相鄰的一圈彈簧。必要時，兩端都要磨平。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點是節(jié)約材料，占用垂直空間小，特別是由于兩端都平整，安裝時可以隨意的傳動，因而設(shè)計時可以取圈數(shù)任意值，不必限于整數(shù)。其缺點是碾細(xì)需要專門的工序和設(shè)備，增加了制造成本。 螺旋彈簧的參數(shù)計算懸架剛度與彈簧剛度的關(guān)系為可得出彈簧剛度前懸架彈簧剛度后懸架彈簧剛度螺旋受力根據(jù)螺旋受力＝4780N確定合金彈簧鋼絲材料的許用剪切應(yīng)力[τ]=700N/mm螺旋彈簧的強度條件表達(dá)式為τ＝式中K－曲度系數(shù)，按下式計算，其中彈性指數(shù)C＝7彈簧絲直徑d的設(shè)計計算式為取螺旋彈簧中徑螺旋彈簧外徑螺旋彈簧內(nèi)徑節(jié)距螺旋升角自由高度＝PZ+＝307+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?？?cè)?shù)＝Z+2＝9 后懸架彈簧（二連桿懸架） 螺旋彈簧的參數(shù)計算懸架剛度與彈簧剛度的關(guān)系為可得出彈簧剛度前懸架彈簧剛度后懸架彈簧剛度螺旋受力根據(jù)螺旋受力＝5119N確定合金彈簧鋼絲材料的許用剪切應(yīng)力[τ]=700N/mm螺旋彈簧的強度條件表達(dá)式為τ＝式中K－曲度系數(shù)，按下式計算，其中彈性指數(shù)C＝7彈簧絲直徑d的設(shè)計計算式為取螺旋彈簧中徑螺旋彈簧外徑螺旋彈簧內(nèi)徑節(jié)距螺旋升角自由高度＝PZ+＝307+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?？?cè)?shù)＝Z+2＝9第5章 減振器設(shè)計 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，液力減振器的工作原理是，當(dāng)車架和車橋作往復(fù)的相對運動而活塞在鋼筒內(nèi)作往復(fù)的運動時，減振器殼底內(nèi)的油液便反復(fù)的通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化成為熱能被油液和減振器殼所吸引，然后散到大氣中。減振器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對速度的增減而增減，并且與油液的黏度有關(guān)。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。減振器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用發(fā)揮的作用不能充分的發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導(dǎo)致減振器連接零件及車架的損壞。為解決彈性元件與減振器之間的這一矛盾，對減振器提出了如下的要求：(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(yuǎn)離），減振器阻尼力應(yīng)該大，迅速減振。 (3) 當(dāng)車橋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(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 減振器分類減振器按結(jié)構(gòu)形式的不同可分為：筒式減振器和搖臂式減振器。雖然搖臂式能夠在較大的工作壓力下（10～20MP）工作，但由于它的工作特性受活塞的磨損和工作溫度變化影響大，現(xiàn)在已經(jīng)被淘汰。～5MP，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛應(yīng)用。減振器按作用方式不同，可分為單向作用減振器和雙向作用減振器。在壓縮和伸張行程都能起作用的減振器被稱為雙向作用減振器；單向作用減振器僅在伸張行程起作用。雙向作用減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力、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。 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與減振器振動速度V之間的關(guān)系為 F＝δV，式中δ為減振器阻尼系數(shù)。減振器的性能通常用阻力速度特性圖表示。如下圖36所示。該圖具有如下的特點：阻力速度特性由四段近似的直線線段組成，其中的壓縮行程和伸張行程的阻力——速度各占兩段；各段特性的指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指當(dāng)卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常的壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=Fy/Vy與伸張行程的阻尼系數(shù)δs=Fs/Vs不等。圖51減振器特性（a）阻力——位移特性 （b）阻力——速度特性汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減的振動，用相對阻尼系數(shù)φ來表示評定振動衰減的快慢程度。φ的表達(dá)方式為 φ=δ/[2（cms）1/2]式中 C——懸架系統(tǒng)的垂直剛度； ms——簧上質(zhì)量；相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同的剛度c和不同的簧載質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。φ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的阻尼系數(shù)φy取的小些，將伸張行程時的阻尼系數(shù)φs取的大些。兩者之間的保持φy=（～）φs的關(guān)系。設(shè)計時，先取φy與φs的平均值φ。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取φ=～；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，φs＞；為了避免懸架碰撞車架，取φy=。此次設(shè)計的前懸架φ=；后懸架φ= 減振器阻尼系數(shù)減振器阻尼系數(shù)。則前懸架減振器的阻尼系數(shù)為：則后懸架減振器的阻尼系數(shù)為：伸張行程時前懸架減振器的阻尼系數(shù)為：伸張行程時后懸架減振器的阻尼系數(shù)為： 最大卸荷力為減小傳到車身上的沖擊，當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)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。Vx=Aωacosα/n式中，A為車身振幅，取177。40mm；ω為懸架振動固有頻率；Vx為卸荷速度，～。懸架在伸張行程時，最大卸荷力最大，為。前懸架每個減振器的最大卸荷力為：后懸架每個減振器的最大卸荷力為： 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計算工作缸直徑D,式中，[P]為工作缸最大允許壓力，?。场碝pa，這里?。矼pa。λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ=～，取λ=。所以前懸架減振器工作缸直徑為，取40mm后懸架減振器工作缸直徑為，取40mm 油筒直徑貯油筒直徑Dc=（～）D，壁厚取2mm。前貯油筒直徑Dc前==*40=56mm=*40=56mm前后的貯油筒的材料為20鋼第6章 橫向穩(wěn)定器設(shè)計現(xiàn)代轎車懸架很軟，即固有頻率很低，為提高懸架的側(cè)傾角剛度，減小橫向傾斜，常在懸架中添設(shè)橫向穩(wěn)定桿，保證良好操縱穩(wěn)定性。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。當(dāng)車身只作垂直移動而兩側(cè)懸架變形相等時，橫向穩(wěn)定桿在支座的套筒內(nèi)自由轉(zhuǎn)動，橫向穩(wěn)定桿不起作用。當(dāng)兩側(cè)懸架變形不等而車身相對于路面橫向傾斜時，穩(wěn)定桿一端向上運動，另一端向下運動，從而被扭轉(zhuǎn)。彈性穩(wěn)定桿所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)內(nèi)力矩妨礙了懸架彈簧的變形，因而減小了車身的橫向傾斜和橫向角振動。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(dāng)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。前懸架側(cè)傾角剛度：后懸架側(cè)傾角剛度：由則6－1橫向穩(wěn)定桿當(dāng)角剛度給定時，可求得所需要的橫向穩(wěn)定桿直徑d為 其中a= b= c= 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。平順性是指汽車在行駛過程中保持乘員所處的振動環(huán)境具有一定舒適性的性能，對于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能。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。傳統(tǒng)的分析方法是對車輛進(jìn)行抽象簡化，建立其振動微分方程，通過在頻域范圍求解預(yù)估其平順性，分析結(jié)論都以曲線和數(shù)據(jù)來表示，缺乏直觀性和交互性。計算機技術(shù)的發(fā)展，虛擬現(xiàn)實技術(shù)的逐漸應(yīng)用，可以實現(xiàn)在計算機上建立汽車產(chǎn)品的三維實體模型和試驗道路虛擬場景，使虛擬汽車在虛擬的試驗道路上行駛，以三維實體模型的運動體現(xiàn)車輛的平順性情況。即通過在計算機上“再現(xiàn)”、“體驗”試驗過程，在產(chǎn)品的設(shè)計階段進(jìn)行車輛的平順性試驗，為減少開發(fā)過程中試驗和制造費用提供求解方案。虛擬試驗用于車輛平順性研究，具有理論的深刻性和實際應(yīng)用的雙重意義。圍繞車輛平順性的虛擬試驗技術(shù)，本文在設(shè)計與建立桌面式車輛平順性虛擬試驗系統(tǒng)、建立平順性動力學(xué)分析模型，虛擬場景中車輛平順性試驗的實現(xiàn)，試驗數(shù)據(jù)的再現(xiàn)等方面進(jìn)行了探索性的工作。 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)行符合實際的評價。系統(tǒng)的“輸入”主要是汽車以一定車速駛過隨機的路面不平度而引起，因此產(chǎn)生的振動也是隨機的。所以研究汽車平順性是以隨機振動理論為基礎(chǔ)應(yīng)用概率統(tǒng)計的方法來研究。系統(tǒng)的“輸入”經(jīng)過由輪胎、懸架、座墊等彈性阻尼元件和懸掛質(zhì)量、非懸架質(zhì)量構(gòu)成的振動系統(tǒng)，傳遞到懸掛質(zhì)量或人體，這兩部分的加速度就是“輸出”的振動物理量。，即是把路面不平度的統(tǒng)計規(guī)律作為汽車振動系統(tǒng)的輸入，然后用一定的算法求出與事實一致的響應(yīng)，并進(jìn)行符合實際的評價。目前，人們在平順性研究方一面積累了大量的研究方法?？偟膩碇v可分為兩大類:試驗研究方法和理論研究方法。一、試驗研究方法:新設(shè)計或改進(jìn)的汽車，在試制出來以后要對它進(jìn)行平順性試驗，以便對這些車輛的平順性進(jìn)行評定。通過試驗可以發(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。所以對汽車平順性進(jìn)行試驗研究是必須的。近年來，由于計算機和信號處理技術(shù)的發(fā)展為汽車實驗提供了先進(jìn)的測試工具和測試手段。汽車試驗按試驗方法可分為三類: 。二、理論研究方法。傳統(tǒng)的理論研究方法就是力求建立能完全反映客觀實際的振動模型，用精確的算法求出與實際一致的響應(yīng)。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，其解法也有時域和頻域解法之分。近年來，人們在平順性研究上提出了各種各樣的簡化模型和求解方法。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)。隨著研究的深入，又發(fā)展了二自由度、四自由度、五自由度、八自由度、十自由度等乃至更多自由度；系統(tǒng)的模型也由一維增加到二維過渡到三維立體；路面輸入也從單輪發(fā)展到雙輪直至四輪輸入；系統(tǒng)的性態(tài)由線性發(fā)展到非線性。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)的運動微分方程，即建立數(shù)學(xué)模型。然后采用不同的算法進(jìn)行微分方程求解。 汽車振動系統(tǒng)模型的建立本設(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(biāo)的要求，既考慮到能夠準(zhǔn)確的預(yù)測汽車的振動響應(yīng)，又確立了對汽車振動影響主次因素，從而對一些次要因素進(jìn)行了舍棄。對整車的振動模型進(jìn)行的某種程度的簡化，既保證了分析的準(zhǔn)確性，又給計算和分析帶來了很大的方便。最后建立了二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學(xué)模型。(如圖41)車輪與車身垂直位移坐標(biāo)為、坐標(biāo)原點選在各自的平衡位置，其運動方程為： （81） （82）式中，為簧載質(zhì)量，=1034kg；為非簧載質(zhì)量，=55kg；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； 為簧載質(zhì)量的垂直位移；為簧載質(zhì)量的垂直位移；為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對汽車的實際激勵。若該系統(tǒng)無阻尼自由振動時，運動方程變?yōu)? （83） （84）由運動方程可以知道，與的振動是相互耦合的。若不動（），則由式（83）得： （85）這相當(dāng)于只有車身質(zhì)量單自由度無阻尼自由振動。其固有圓頻率采用同樣的假設(shè)，若不動（），相當(dāng)于車輪質(zhì)量作單自由度無阻尼振動，則由式（84）可得： （86）車輪部分固有圓頻率 （87）與是雙質(zhì)量系統(tǒng)，只有單獨一個質(zhì)量振動時的部分頻率。在無阻尼自由振動時，設(shè)兩個質(zhì)量以相同的圓頻率和相角作簡諧振動。振幅為、則其解為： 將上面兩個解代入微分方程（83）、（84）得： （88） （89）