【正文】 和教育的方式都是我應該銘記在心的。感謝所有的同學對我的幫助，在緊張的學習和工作中，與各位同學的交流，不僅使我得以開闊了思路，并且得到了許多有益的幫助和啟示，在這當中我感受到了真實的快樂與充實。除了敬佩老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將影響我今后在學習和工作當中的態(tài)度。老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，無論是在設計的選題、數(shù)據(jù)的計算，還是圖紙繪制，都得到了老師極大的幫助和指導。 這些工作使數(shù)據(jù)的選取更加適當，使所設計的汽車懸架系統(tǒng)的性能得到改善。在平順性分析中，建立兩自由度的平順性分析模型，取值繪制影響平順性的特性曲線。其工作特點為當一邊車輪發(fā)生跳動時，另一邊車輪不受干擾，這樣提高了汽車的平順性和舒適性。設計的基本步驟為根據(jù)給定車型的各項基本參數(shù)計算出懸架的剛度，靜撓度，動撓度，以及減振器的阻尼系數(shù)，最大卸荷力，再經(jīng)過校核應力及平順性分析，選取適當尺寸進行裝配圖和零件圖的繪制。此外，汽車的技術狀況不正常，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)的一階主頻率或二階主頻率重和時，將產(chǎn)生車體的共振，加速車體的振動。2）使用因素對平順性的影響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。（4） 非簧載質(zhì)量在整車質(zhì)量一定時，減小非簧載質(zhì)量可改善平順性。研究表明，懸架阻尼的大小還對操縱穩(wěn)定性和制動方向穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。（2）懸架阻尼汽車懸架系統(tǒng)中裝有減振器。汽車在實際使用中，簧載質(zhì)量隨汽車的裝載情況而變，當值一定時，將隨減小而增大。1）結構參數(shù)對平順性的影響（1）懸架剛度彈性元件是汽車懸架的主要組成部分，彈性元件的剛度或懸架等效剛度及其特性是影響平順性的主要因素。且阻尼比與幅頻值成反比，如圖75所示。頻率響應函數(shù)為 將 與 代入上式，得： 懸架系統(tǒng)對于車身位移來說，是將高頻輸入衰減的低通濾波器；對于動撓度來說，是將低頻輸入衰減的高通濾波器。 圖83 相對動載的幅頻特性曲線圖圖84 限位行程的示意圖由圖74所示，由車身平衡位置起，懸架允許的最大壓縮行程就是其限位行程。相對動載的幅頻特性曲線在低頻共振區(qū)，與車身加速度的幅頻特性曲線趨勢不同，；在高頻共振區(qū)， 阻尼比對相對動載的幅頻特性曲線的峰值影響很大；在之間的幅頻，阻尼比越大幅頻就越大；在之后，相對動載幅頻特性曲線按一定斜率衰減，越大幅頻衰減越快。由四個參數(shù)可按下式確定車輪部分的固有頻率和阻尼比 （一階阻尼比） （二階阻尼比）82 車身加速度的幅頻特性曲線圖圖82雙質(zhì)量系統(tǒng)，車輪部分的具體參數(shù)為 ， ，共振時，增大而幅頻減小，在第一共振峰和第二共振峰之間的高頻區(qū)，增大幅頻也增大，在高頻共振區(qū)，雙質(zhì)量系統(tǒng)出現(xiàn)第二共振峰，在之后，幅頻按一定斜率衰減，也減小，所以對共振與高頻段的效果相反，綜合考慮，取比較合適。方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結構參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵條件無關，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。圖81 汽車振動系統(tǒng)模型根據(jù)力學定理，可列出圖71所示系統(tǒng)的振動微分方程： 式中，為簧載質(zhì)量；為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側懸架的合成剛度；為左右兩側懸架的合成當量阻尼系數(shù)；為左右兩側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。本設計采用汽車振動系統(tǒng)模型。但是，汽車振動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。 為增強車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)。所以筒式減振器工作直徑可?。? 取 取2）油筒直徑貯油筒直徑，壁厚取，材料可取鋼 前貯油筒直徑 取后貯油筒直徑 取連桿直徑的選擇：；第7章 橫向穩(wěn)定桿設計當用于獨立懸架時，橫向穩(wěn)定器側傾角剛度與車輪處的等效側傾角剛度之間的換算關系可如下求出：設汽車左右車輪接地點處分別作用大小相等，方向向反的垂向力微量d，在該二力作用下左右車輪處的垂直位移為d，相應的橫向穩(wěn)定桿部受到的垂向力和位移分別為d和 d，由于此時要考察的是穩(wěn)定桿在車輪處的等效側傾角剛度，因而不考慮懸架中彈簧的作用力，則必然有d 與d所作的功相等，即d?d= d? d而作用在桿上的彎矩和轉角分別為d= dLd=2d/LL——橫向穩(wěn)定器兩端點之間的距離由此可得出桿的角剛度=d/ d=同理可知車輪的等效角剛度=B——為車輪輪距由此可得=由于連接點處橡膠件的變形，穩(wěn)定桿的側傾角會較小15%~30%當穩(wěn)定桿兩端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用時，其端點的位移f可用材料力學的辦法求出，具體為f=E——材料的彈性模量，E=MPaI——穩(wěn)定桿的截面慣性矩，I=d——穩(wěn)定桿的直徑，mmP——端點作用力，NF——端點位移，mm由上式可知橫向穩(wěn)定桿的角剛度 ==3EI/2當角剛度給定時，由此可得出穩(wěn)定桿直徑dd==20mm還應滿足轉應力不超過700MPa ≈615MPa ——曲度系數(shù)，=4C1/4C4+C——彈簧指數(shù)，C=（2R+d）/d橫向穩(wěn)定器其他參數(shù)： L=1040mm ，a=220mm，b=120mm, l=800mm， 其中 L—橫向穩(wěn)定桿兩端點的距離 l—橫向穩(wěn)定桿中部長度 a—兩端縱向部分的長度 b—橫向穩(wěn)定桿與車身支點距離第8章 平順性分析汽車行使時，由路面不平以及發(fā)動機、傳動系和車輪等旋轉部件激發(fā)汽車的振動。為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。對于行使路面條件較差的汽車，值應取大些，一般??；為避免懸架碰撞車架，取 對于本設計選用的懸架，取 減振器阻尼系數(shù)。兩者之間保持的關系 設計時，先選取與的平均值。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應用。筒式減振器工作壓力雖然僅為 ，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應用。減振器按結構形式不同，分為搖臂式和筒式兩種。減振器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導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。液力減振器的工作原理是，當車架和車橋作往復的相對運動而活塞在鋼筒內(nèi)作往復運動時，減振器殼底內(nèi)的油液便反復的通過一些狹小的空隙流入另一內(nèi)腔。在麥弗遜懸架中，減振器與彈性元件是串聯(lián)安裝。因此，在設計麥弗遜式獨立懸架時，應選擇參數(shù)抗前傾俯角能使運動瞬心交于前輪后方。當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有減小的趨勢。因此，主銷后傾角保持不變。麥弗遜式獨立懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響到汽車的側傾穩(wěn)定性。圖53麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖為了發(fā)揮彈簧減小橫向力的作用，有時還將彈簧下端布置靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達到縮短尺寸的目的，又可以獲得較小的甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。由上式可知，為了減小，要求尺寸越大越好，或者減小尺寸。 橫向力越大，則作用在導向套和活塞上的摩擦力越大（為摩擦系數(shù)），這對汽車平順性有不良影響。4） 側擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器；5） 操縱穩(wěn)定性：（1） 橫向剛度高；（2） 在某種程度上可由調(diào)整外傾角的變化對操縱穩(wěn)定性進行調(diào)整。 4）汽車制動時，應使車身有抗前俯作用，加速時有抗后仰作用。 3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。因此取 圖 31懸架彈性特性曲線1緩沖塊復原點 2復原行程緩沖塊脫離支架3主彈簧彈性特性曲線 4復原行程5壓縮行程 6緩沖塊壓縮期懸架特性曲線 7緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架 8額定載荷第4章 彈性元件的設計計算1）彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式定彈簧中徑 鋼絲直徑結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為查《機械設計手冊》得 則 2）彈簧圈數(shù)由前知 單側螺旋彈簧所受軸向載荷為 其中m—前懸架單側簧載質(zhì)量（）—前懸架減振器安裝角（）螺旋彈簧在下的變形為 螺旋彈簧的剛度由 得彈簧工作圈數(shù)取，又彈簧總圈數(shù)與有效圈數(shù)關系為 則彈簧總圈數(shù) 3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總圈數(shù)與有效圈數(shù)以及彈簧完全并緊時的高度間的關系如下： 則 取彈簧總高度4）應力校核所選螺旋彈簧的剪應力為： 又 則 式中 —曲度系數(shù) —彈簧指數(shù) 1）彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式定彈簧中徑 鋼絲直徑結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為查《機械設計手冊》得 則 2） 彈簧圈數(shù)由前知 單側螺旋彈簧所受軸向載荷為 其中—后懸架單側簧載質(zhì)量（）—后懸架減振器安裝角（）螺旋彈簧在下的變形為 螺旋彈簧的剛度由 得彈簧工作圈數(shù)取，又彈簧總圈數(shù)與有效圈數(shù)關系為 則彈簧總圈數(shù) 3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總圈數(shù)與有效圈數(shù)以及彈簧完全并緊時的高度間的關系如下： 則 取彈簧總高度4）應力校核所選螺旋彈簧的剪應力為： 又 則 式中 —曲度系數(shù) —彈簧指數(shù) 第5章 懸架導向機構的設計 1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。為了防止在不平路面上行駛時經(jīng)常沖擊緩沖塊，懸架還必須具備足夠的動撓度。原則上，乘用車的發(fā)動機排量越大，懸架的偏頻應越小，――，――。出于對中級轎車的考慮為了在原有獨立懸架的基礎上添加導向機構又不使結構復雜，決定采用單桿式導向機構。它除了可增加懸架的側傾角剛度，從而減小汽車轉向時車身的側傾角外，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向。為了減少這種橫向傾斜，往往在懸架中添置橫向穩(wěn)定器來加大懸架的側傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。所以麥弗遜的一個最大的設計特點就是結構簡單，結構簡單能帶來兩個直接好處那就是：懸掛重量輕和占用空間小。之所以叫減震器支柱是因為它除了減震還有支撐整個車身的作用，他的結構很緊湊，把減震器和減震彈簧集成在一起，組成一個可以上下運動的滑柱；下托臂通常是A字型的設計，用于給車輪提供部分橫向支撐力，以及承受全部的前后方向應力。這種懸架構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性。麥克弗遜式是絞結式滑柱與下橫臂組成的懸架形式，減振器可兼做轉向主銷，轉向節(jié)可以繞著它轉動。對于不等長雙橫臂式懸架，只要適當選擇、優(yōu)化上下橫臂的長度，并通過合理的布置、就可以使輪距及前輪定位參數(shù)變化均在可接受的限定范圍內(nèi)保證汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。雙橫臂式獨立懸架按上下橫臂是否等長，又分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種懸架。按彈性元件采用不同分為：螺旋彈簧式，鋼板彈簧式，扭桿彈簧式，氣體彈簧式，中級轎車目前采用最多的是螺旋彈簧懸架。根據(jù)導向機構不同的結構特點，獨立懸架可分為：雙橫臂，單橫臂，縱臂式，單斜臂，多桿式及滑柱（桿）連桿（擺臂）式等等。獨立懸架的缺點是結構復雜，成本較高，維修困難。轎車和載重