【正文】 在此表示感謝！ 在本次設計中遇到過很多困難，但在老師幫助和跟同學共同討論下都得以解決。在設計期間，張老師更是給了我無微不至的關懷和悉心的指導。 本次設計得到了張立軍老師的悉心指導，使我順利完成了本次設計。從平順性評價結果上看懸架的參數(shù)匹配合理。 s2， 按 ISO2631 評價 標準進行評價 。 對懸架進行平順性分析， 建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動力模型， 引用論文中的汽車振動系統(tǒng)的振動微分方程和 具有相關特性的四輪輸入的 B 級 路面的時域模型 。 設計內(nèi)容： ① 確定了懸架主要參數(shù)：有懸架自振頻率、靜撓度、動撓度、 懸架剛度、前后懸架彈簧剛度； ② 確定螺旋彈簧的設計方案和計算出螺旋彈簧結構參數(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 確定導向機構的布置參數(shù)包括側(cè)傾中心、縱傾中心、抗制動縱傾性、抗驅(qū)動縱傾性； 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。 此外，汽車的自身技術狀況的不正常，如減振器油液黏度過大或漏油及密封失效等故障，均將導致車體振動加劇、沖擊頻繁、平順性惡化。當激勵頻率與車輛系統(tǒng)的一階主頻率 1? 或二階主頻率 2? 重和時，將產(chǎn)生車體的共振，加速車體的振動。（如圖42） 影響平順性的因素 道路不平是引起汽車振動的主要原因，當汽車在不平路面行駛時，前、 后車橋和車體都經(jīng)常受來自道路的沖擊 。振幅為 10z 、 20z ，則其解為： )(101 ?? ?? tjezz )(202 ?? ?? tjezz 將上面兩個解代入微分方程（ 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)設計（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 二自汽車振動系統(tǒng)動力學模型 平順性的評價方法 本次設計采用的平順性的 評價方法是： 頻率加權法，即總加權加速度有效值 本科生畢業(yè)設計（說明書） 25 評價法。其固有圓頻率 20 mK?? 采用同樣的假設，若 2m 不動（ 02?z ），相當于車輪質(zhì)量 1m 作單自由度無阻尼振動，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)，只有單獨一個質(zhì)量振動時的部分頻率。 若該系統(tǒng)無阻尼自由振動時，運動方程變?yōu)? 0)( 1222 ??? zzKzm ?? （ 83） 0)( 12111 ???? zKzzKzm t?? （ 84） 由運動方程可以知道， 2m 與 1m 的振動是相互耦合的。最后建立了二自由度 汽車振動系統(tǒng)動力學模型 。 汽車振動系統(tǒng)模型的建立 本設計根據(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)的目標的要求，既考慮到能夠準確的預測汽車的振動響應，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行 了舍棄。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)學模型。 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)。對應于簡化系統(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。 二、理論研究方法。 。近年來，由于計算機和信號處理技術的發(fā)展為汽車實驗提供了先進的測試工具和測試手段。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，并找出結構參數(shù) (輪胎、懸架、座墊的剛度和阻尼 )對平順性的影響?？偟膩碇v可分為兩 本科生畢業(yè)設計（說明書） 22 大類 :試驗研究方法和理論研究方法。然后根據(jù)人體對振動的反應 一乘坐者的舒適程度來評價汽車的平順性 .總體來講，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，并進行符合實際的評價。所以研究汽車平順性是以隨機振動理論為基礎應用概率統(tǒng)計的方法來研究。 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”三者間的關系，以及進行符合實際的評價。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用的雙重意義。 計算機 技術的發(fā)展，虛擬現(xiàn)實技術的逐漸應用，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。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，所以對平順性進行研究是十分必要的。 前 懸架側(cè)傾角剛度 1?。? ： mNNBMKK sp /19419) (3001721)(21 2211 ???????? 本科生畢業(yè)設計（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 當角剛度給定時，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)設計（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行平順性分析和試驗。 在有些懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起部分導向桿系的作用，其余情況下則在設計時應當注意避 免與懸架的導向桿系發(fā)生運動干涉。當兩側(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)。 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。 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。 前懸架每個減振器的最大卸荷力為： NVF xs 1 8 7 2 3 3101 ????? ? 后懸架每個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 計算工作缸直徑 D, 本科生畢業(yè)設計（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。 40mm；ω為懸架振動固有頻率； Vx 為卸荷速度，一般為 ～ ，在這里 Vx選擇 。此時的活塞速度稱為卸荷速度 Vx。 此次設計的前懸架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? 。 設計時，先取φ y 與φ s的平均值φ。通常情況下，將壓縮行程時的阻尼系數(shù)φ y 取的小些，將伸張行程時的阻尼系數(shù)φ s 取的大些。φ的表達方式為 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。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 36 所示。 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 之間的關系為 F＝δ V，式中δ為減振器阻尼系數(shù)。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 本科生畢業(yè)設計（說明書） 17 在伸張行程起作用。筒式減振器的工作壓力僅為 ～5MP，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛應用。 減振器分類 減振器按結構形式的不同可分為：筒式減振器和搖臂式減振器。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力 應該 大，迅速減振。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。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。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。 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。 ?? ????? ?? FCKd 取 mmd 13? 螺旋彈簧中徑 mmd 91137CD 2 ????＝ 螺旋彈簧外徑 mmd 1041391DD 2 ????? 螺旋彈簧內(nèi)徑 mmdDD 78139121 ????? 節(jié)距 mmDP 30. 039132 ＝?? 螺旋升角 ??? ???? 121 DP?? 自由高度 0H ＝ PZ+＝ 30179。 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。 ?? ????? ?? FCKd 取 mmd 13? 螺旋彈簧中徑 mmd 91137CD 2 ????＝ 螺旋彈簧外徑 mmd 1041391DD 2 ????? 螺旋彈簧內(nèi)徑 mmdDD 78139121 ????? 節(jié)距 mmDP 30. 039132 ＝?? 螺旋升角 ??? ???? 121 DP?? 自由高度 0H ＝ PZ+＝ 30179。其缺點是碾細需要專 門的工序和設備，增加了制造成本。必要時，兩端都要磨平。 螺旋彈簧的端部形狀 螺旋彈簧端部可以碾細、并緊，直角切斷或向內(nèi)彎曲，我選擇的典型結構為兩端碾細亦在繞制彈簧之前將鋼絲兩端碾細，碾細部分長度在饒后約占 240176。 動撓度與靜撓度的總和為： fc1+fd1=172+103=275mm fc2+fd2=147+88=235mm 本科生畢業(yè)設計（說明書） 13 第 4章 彈性元件的設計計算 前懸架彈簧（麥弗遜懸架） 螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單、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用的相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的舒適性和懸架導向機構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。通常 cd f～f )(? 。 懸架動撓度 df 懸架的動撓度 df 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到