【正文】 s 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 monly used hoisted in the end what characteristics it 187。在此表示感謝！ 在本次設(shè)計中遇到過很多困難，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)。 本次設(shè)計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。為我今后走向工作崗位打下了堅實的基礎(chǔ)。 歷時四個月的畢業(yè)設(shè)計工作即將結(jié)束了。 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(zhuǎn)彎時車身的側(cè)傾，我在前懸架增加了橫向穩(wěn)定桿來增強汽車的行駛穩(wěn)定性。這種設(shè)計有利于提高汽車行使穩(wěn)定性與乘坐舒適性。 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 31 第 9 章 結(jié) 論 本次 畢業(yè)設(shè)計給我提供了一次非常難得的理論與實際相結(jié)合的機會，通過這次對途勝 轎車懸架的設(shè)計，我將理論知識和實際設(shè)計結(jié)合了起來，鍛煉了我的綜合運用所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)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(shè)計手冊、設(shè)計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)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(jié)的斟酌處理，都使我的綜合能力得到了鍛煉與提高。例如懸架系統(tǒng)的鋼板彈簧片間的潤滑不良 ,等于增加了懸架剛度；減ffnqzfnGNn qz????? ??2等間隔取 N 個離散頻率值，頻帶寬度為 f? n=(1,2,3,?? ， N) 編入程序輸出結(jié)果為 輸出圖形為： 圖 83 MATLAB編程得到的車身加速度的幅頻特性曲線圖 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(gòu)成的系統(tǒng) ,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(shù) (質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等 )產(chǎn)生變化和破壞。 ? ?tttt KKKqst ???? 2 GFd 對 q 的頻率響應(yīng)函數(shù)： 車身振動相應(yīng)均方根值 當確定了路面不平度系數(shù) )( 0nGq 和車速 u之后，可計算路面速度功率譜密度)(fGq? ，并求出振動相應(yīng)量 ?z 、 Fd/G、 fd 對 ?q 的幅頻特性，然后就可以求出響應(yīng)量的功率譜密度 。 根據(jù)公式 其中， ? 為剛度比， ? 為質(zhì)量比； 相對動載 GFd ，對 將各復(fù)振幅代上式，得 ? ? qKsKKCsjms tt ???? ?? 2 車輪位移 z1對 q的頻率響應(yīng)函數(shù)為 將上式分子、分母除以 K+Kt，并把車輪部分固有頻率ω t，車輪部分阻尼比ζ t帶入上式，則得 其幅頻特性為 在高頻共振ω =ω t時，車輪加速度均方根值 譜 ? ?tzG ?正比于幅頻特性 ? ? CjKKm Kqs tt ?? ????? 2? ?? ?ttttt j KKKqs ????? 21 2 ?? ??? ?? ?? ? ? ?222 21 tttttjKKKqs????? ???? 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 28 式中，車輪部分固有頻率 mKK tt ??? 車輪部分阻尼比 ? ?mKKC tt ?? 2? 可見，降低輪胎剛度 Kt 能使ω 1 下降和ζ 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(zhì)量 m使ω和ζ 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 GFd 有利。此時，由于車身基本不動 ，所以可將兩個自由度系統(tǒng)簡化如圖 82所示車輪部分的單質(zhì)量系統(tǒng)，來分析車輪部分在高頻共振區(qū)的振動。在強迫振動情況下，激振頻率ω接近ω 1時產(chǎn)生的低頻共振，按一階主振型振動，車身質(zhì)量 M 的振幅比車輪質(zhì)量 m的振幅大將近 10倍，所以主要是車身質(zhì)量 M在振動，稱為車身型振動。 在無阻尼自由振動時，設(shè)兩個質(zhì)量以相同的圓頻率ω和相角φ作簡諧振動，振幅為 z z20則其解為 ? ????? tjezs 10 ? ????? tjezz 20 將上面兩個解代入微分方程組得 將 MK?20? 、 ? ? mKK tt ??2? 代入上式可得 此方程組有非零解的條件是 z10和 z20的 系數(shù)行列式為零即 ? ? 0/2022022024 ????? mKtt ??????? 上式稱為系統(tǒng)的頻率方程或特征方程，它的兩個跟為雙質(zhì)量主頻率ω 1 和ω 2 的平方 ?? ? ? 0其固有圓頻率zK?0? 同樣，若 M不動（ Z=0），相當于車輪質(zhì)量 m 作單自由度無阻尼振動，于是得 0)(若 m 不動（ s=0）則得 0 ??? szKzM ?? 0 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： ?? 0 圖 81 二自汽車振動系統(tǒng)動力學(xué)模型 這個系統(tǒng)能反映車輪部分在 10～ 15Hz 范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)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(tǒng)的實際情況。由于行駛平順性主要是根據(jù)乘員的舒適程度來評價，又稱為乘坐舒適性。 前懸架側(cè)傾角剛度由下式計算得： 后懸架側(cè)傾角剛度由下式計算得： mNlBaKK 2 65 13 882121 22 ??????? ??????????? 彈前前?mNlBaKK 27 30 96 62121 22 ??????? ??????????? 彈后后?圖 71橫向穩(wěn)定桿 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 24 穩(wěn)定桿的角剛度 bC? 由式 后前 ??? KCK b ?? 得到式： mNKKC b ?????? 前后 ??? 由下式可計算橫向穩(wěn)定桿直徑： 式中： E— — 材料的彈性模量， E= 105MPa； L—— 橫向穩(wěn)定桿兩端點間的距離； 所以本次設(shè)計橫向穩(wěn)定桿的直徑 d=20mm。 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)當注意避免與懸架的導(dǎo)向桿系發(fā)生運動干涉。若只在后懸架中安裝，則會使汽車趨于過多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來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)向時車身的側(cè)傾角外，恰當?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。橫向穩(wěn)定桿在獨立懸架中的典型安裝方式如圖 71 所示。 前貯油筒直徑 前CD 由下式得出： mmDD C ????前 后貯油筒直徑 后CD 由下式得出： mmDD C ????后 ? ?? ? ? ? mmP FD 1 9 9 9414 220 ????? ???? ?? 前前? ?? ? ? ? mmP FD 1 8 9 9414 220 ????? ???? ?? 后后 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 23 第 7 章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計 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)彎時車身側(cè)傾嚴重，影響了汽車行使的穩(wěn)定性。選取時應(yīng)按標準選用。 40mm； ω —— 為懸架系統(tǒng)的固有頻率； xv 為卸荷速度，一般為 ～ ； 如已知伸張時的阻尼系數(shù)δ s，在伸張行程的 最大卸荷力 xsvF ??0 ， 本次設(shè)計取前、后懸架卸荷速度 xv 為： smvx ?前 smvx ?后 前懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)由下式得： mmNSmK SUss 2 7 7 ?????? 前前前 ?? 后懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)由下式得： mmNSmK SUss ?????? 后后后 ?? 前懸架單個減振器最大 卸荷力由下式 得： NvF xs 1 9 9 6 6 40 ????? 前前前 ? 后懸架單個減振器最大 卸荷力由下式得： NvF xs 1 8 9 3 3 20 ????? 后后后 ? 筒式減振器主要尺寸 筒式減振器工作直徑 D 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 0F 計算工作缸直徑 D 為： 式中， ??P 為工作缸最大允許壓力，取 3～ 4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ =～ ，單筒式減振器取λ =～ 。此時的活塞速度稱為卸荷速度 xv 。例如，減振器如下圖 62 安裝時，減振器阻尼系數(shù)用下式計算 ???? 2c os2 ／m? 前懸架的單個減振器阻尼系數(shù)由下式得出： mmNSmK SU 2 7 7 ?????? 前前前 ?? 后懸架的單個減振器阻尼系數(shù)由下式得出： mmNSmK SU ?????? 后后后 ?? 圖 62減振器安裝位置 在下擺臂長度 n不變的條件下，改變減振器下橫擺臂上的固定點位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角 α，會影響減振器阻尼系數(shù)的變化。因懸架系統(tǒng)固有頻率 mKSU?? ，所以理論上 ??? m2? 。本次設(shè)計取 ψ s 取 。 設(shè)計時，先取 ψ y 與 ψ s的平均值 ψ 。通常情 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 20 況下，將壓縮行程時的阻尼系數(shù) ψ y取的小些，將伸張行程時的阻尼系數(shù) ψ s取的大些。 ψ 的表達方式為 ? ?mK SU2?? ? 式中 SUK —— 懸架系統(tǒng)的垂直剛度； m—— 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 m的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。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。如下圖 61所示。所以本設(shè)計采用雙筒充氣式減振器。雙筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點： 1. 在小振幅時閥的響應(yīng)也比較敏感； 2. 改善了壞路上的阻尼特性； 3. 提高了行駛平順性； 4. 氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能； 5. 與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動活塞，摩擦也較小。 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 19 筒與貯油筒之間充以低壓氣體。 而筒式減振器最常用的三種結(jié)構(gòu)型式包括：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。 減振器分類 減振器大體可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。 2. 在懸架的伸張行程內(nèi)，減振器的阻尼 力應(yīng)該大，以要求迅速的減振。 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。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)。液力減振器的工作原理是，當車架和車橋作往復(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。在麥弗遜式懸架中，減振器與彈性元件是串聯(lián)的安裝。如加長下 橫臂，則可改善運動學(xué)特性。兩條線的交點即為 P點。 麥弗遜式獨立懸架的側(cè)傾中心由如圖 55所示方式得出。當后懸架采用獨立懸架時， 其側(cè)傾中心高度要稍大些。因此，獨立懸架 (縱臂式懸架除外 )的側(cè)傾中心高度為： 前懸架 O～ 120mm；后懸架 80～ 150mm。 然而，前懸架側(cè)傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^ 150mm。側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡 可能離地面高些。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。移動 G點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。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。 為了減小力 3F ，要求尺 寸 c+b 越大越好，或者減小尺寸 a。力 3F 越大，則作用在 導(dǎo)向套上 的摩擦力 3F f 越大 (f 為摩擦因數(shù) )，這對汽車平順性有不良影響。 麥弗遜獨立懸架示意圖 圖 51雙叉骨獨立架示意圖 本科生畢業(yè)設(shè)計（說明書） 15 雙叉骨獨立架示意圖 導(dǎo)向機構(gòu)受力分析 分析如圖 53 所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導(dǎo)向套上的橫向力 F3，可根 據(jù)圖上的布置尺寸求得 式中， 1F 為前輪上的靜載荷 39。 彈簧圈數(shù) 工作圈數(shù)取 6?Z 則彈簧總?cè)?shù) 1Z 由下式得出： 82621 ????? ZZ 彈簧節(jié)距 P由下式得出：