【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 架的側(cè)傾中心的高度受到允許輪距變化限制幾乎不可能超過(guò)150mm。此外，在前輪驅(qū)動(dòng)的車輛中，由于前輪軸荷大，且為驅(qū)動(dòng)橋，故盡可能使前輪輪荷變化小。因而，獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心高度為：前后懸架0～150mm。設(shè)計(jì)時(shí)首先要確定前懸架的側(cè)傾中心高度，然而確定后懸架的側(cè)傾中性的高度。當(dāng)后懸架用獨(dú)立懸架時(shí)，其側(cè)傾中心的高度要大一些。第六章 減振器設(shè)計(jì)減振器的功能是吸收懸架垂直振動(dòng)的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動(dòng)迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減振器。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(duì)運(yùn)動(dòng)而活塞在鋼筒內(nèi)作往復(fù)的運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器殼底內(nèi)的油液便反復(fù)的通過(guò)一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時(shí)孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車身和車架的振動(dòng)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(duì)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(duì)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(dòng)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(shí)，過(guò)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(duì)減振器提出了如下的要求：，減振器的阻尼力應(yīng)該小，以充分利用彈性元件來(lái)緩和沖擊。，減振器的阻尼力應(yīng)該大，以要求迅速的減振。，減振器能自動(dòng)加大液流通道的面積，使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過(guò)大的沖擊載荷。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。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車稱為雙向作用減振器；僅在伸張行程起作用的叫單向作用減振器。與雙筒式減振器相比，單筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點(diǎn)：(1) 工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效果好；(2) 在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓；(3) 在充氣壓力作用下，油液不會(huì)乳化，保證了小振幅高頻振動(dòng)時(shí)的減振效果；(4) 由于浮動(dòng)活塞將油、氣隔開(kāi)，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。 因此本次設(shè)計(jì)采用單筒充氣液力式減振器。減振器的性能通常用阻力速度特性圖表示。如下（圖61）所示。該圖具有如下的特點(diǎn)：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(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指當(dāng)卸荷閥開(kāi)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61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(dòng)是周期衰減的振動(dòng)，用相對(duì)阻尼系數(shù)φ來(lái)表示評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。φ的表達(dá)方式為： φ=δ/[2（Kms）1/2]式中 K——懸架系統(tǒng)的垂直剛度；——簧上質(zhì)量；相對(duì)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和不同的簧載質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)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(shí)的阻尼系數(shù)φy取的小些，將伸張行程時(shí)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(jì)時(shí)，先取φy與φs的平均值φ。對(duì)于無(wú)內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取φ=～；對(duì)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=。對(duì)于我選用的前懸架φ前=； 后懸架φ后=；減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實(shí)際上應(yīng)該根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，減振器如下（圖62）所示，安裝時(shí)，其阻尼系數(shù)δ為： 前懸架的單個(gè)減振器阻尼系數(shù)：后懸架的單個(gè)減振器阻尼系數(shù)： 圖62減振器安裝位置在下擺臂長(zhǎng)度n不變的條件下，改變減振器下橫擺臂上的固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角α，會(huì)影響減振器阻尼系數(shù)的變化。為減小傳到車身上的沖擊，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開(kāi)卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度Vx。在減振器安裝如圖所示時(shí)，Vx=Acosα式中：A——車身振幅，取177。40mm； W——為懸架系統(tǒng)的固有頻率；Vx為卸荷速度，～。如已知伸張時(shí)的阻尼系數(shù)δs，在伸張行程的最大卸荷力F0=δs*Vs。前懸架的單個(gè)減振器伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)：后懸架的單個(gè)減振器伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)：前懸架單個(gè)減振器的最大卸荷力：后懸架單個(gè)減振器的最大卸荷力：根據(jù)伸張行程時(shí)的最大卸荷力和缸內(nèi)最大壓力強(qiáng)度來(lái)計(jì)算工作缸的直徑：式中：[p]—工作缸內(nèi)最大允許壓力，取3～4Mpa； λ—為連桿直徑與缸筒直徑之比，～本次設(shè)計(jì) [p]＝3Mpa λ＝前懸架減振器工作缸直徑：后懸架減振器工作缸直徑：貯油筒直徑Dc=（～）D，壁厚取2mm。前貯油筒直徑 后貯油筒直徑 前后的貯油筒的材料為20鋼第七章 向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)為了降低汽車的固有頻率以改善行使穩(wěn)定性，現(xiàn)代汽車的垂直剛度較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾嚴(yán)重，影響了汽車行使的穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來(lái)加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。當(dāng)左右車輪同向等幅跳動(dòng)時(shí)，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當(dāng)左右車輪有垂向的相對(duì)位移時(shí)，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來(lái)的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時(shí)車身的側(cè)傾角外，恰當(dāng)?shù)剡x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。若只在后懸架中安裝，則會(huì)使汽車趨于過(guò)多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來(lái)的不利因素有：當(dāng)汽車在坑洼不平的路面行駛時(shí)，左右輪之間有垂向相對(duì)位移，由于橫向穩(wěn)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(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。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。前懸架的側(cè)傾角剛度為：后懸架的側(cè)傾角剛度為：由當(dāng)角剛度給定時(shí)，可求得所需要的穩(wěn)定桿直徑d：式中：E—材料的彈性模量，E=105MPa；L—橫向穩(wěn)定桿兩端點(diǎn)間的距離；所以本次設(shè)計(jì)橫向穩(wěn)定桿d＝30mm。第八章 平順性分析汽車平順性是現(xiàn)代高速、高效率汽車的一個(gè)主要性能指標(biāo)。它是指汽車在行駛過(guò)程中保持乘員所處的振動(dòng)環(huán)境具有一定舒適性的性能，對(duì)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(dòng)力性的發(fā)揮及汽車零部件的使用壽命等，所以對(duì)平順性進(jìn)行研究是十分必要的。要進(jìn)行汽車懸架的平順性分析與優(yōu)化，就必須建立汽車的平順性模型并進(jìn)行頻響特性求解。汽車是一個(gè)復(fù)雜的多自由度非線性系統(tǒng)，從理論上講建立的模型自由度越多就越接近汽車的實(shí)際情況，但實(shí)際情況并非這樣，因?yàn)樽杂啥仍龆嘈枰_定的參數(shù)也隨之增多，而確定較多的參數(shù)困難也增大，并且參數(shù)越多誤差也越大。因此自由度數(shù)目應(yīng)根據(jù)實(shí)際情況而定，本設(shè)計(jì)選取比較典型的模型——二自由度進(jìn)行分析MATLAB是一套功能非常強(qiáng)大的商業(yè)數(shù)學(xué)軟件，從信號(hào)處理，語(yǔ)音處理，數(shù)據(jù)采集，數(shù)值運(yùn)算，圖像處理，到電子仿真，金融分析等等，幾乎在各個(gè)工業(yè)領(lǐng)域，他都已經(jīng)得到了廣泛應(yīng)用，同時(shí)也取得了巨大的成功。建立建立具有代表性的二自由度汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，如圖所示圖81 二自汽車振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型根據(jù)力學(xué)定理，上圖所示系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程： 解式（1）可得該系統(tǒng)振動(dòng)的兩個(gè)主頻率： 式中。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)。一般地說(shuō)，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。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。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對(duì)運(yùn)動(dòng)的影響取決于和的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 ，屬于小阻尼，此時(shí)微分方程的通解為 對(duì)該車懸架進(jìn)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(jù)公式其中，為剛度比，為質(zhì)量比；當(dāng)確定了路面不平度系數(shù)和車速u(mài)之后，可計(jì)算路面速度功率譜密度，并求出振動(dòng)相應(yīng)量、Fd/G、f對(duì)的幅頻特性，然后就可以求出響應(yīng)量的功率譜密度。由于這三個(gè)振動(dòng)響應(yīng)量地均值為零，所以這幾個(gè)量的統(tǒng)計(jì)特征值—方差等于均方值，此值可由功率譜密度對(duì)頻率積分求得。一般難以用解析的方法直接進(jìn)行積分，在工程上采用數(shù)值積分的方法。等間隔取N個(gè)離散頻率值，頻帶寬度為 n=(1,2,3,…….,n)編入程序：for i=1:1500n=i/10。f(i)=n/(2*pi)。 N=*2*pi。b=10。c=。d=。e=n/N。a=[(1(n/N)^2)*(1+b(1/c)*(n/N)^2)1]^2+4*d^2*(n/N)^2*[b(1/c+1)*(n/N)^2]^2。Z(i)=n*b*[(1+4*d^2*e^2)/a]^(1/2)。z1(i)=Z(i)^2。endplot(f,Z)xlabel(39。f/Hz)39。)ylabel(39。H(w)39。)gridccc=mean(z1)*80*256*10^(6)*(2*pi*)^2figure輸出圖形為：圖8－2車身加速度的幅頻特性由于汽車行駛平順性涉及的對(duì)象是“路面汽車人”構(gòu)成的系統(tǒng),因此影響汽車行駛平順性的主要因素