【正文】 線圖本科生畢業(yè)設計（論文）31 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。根據(jù)公式其中， 為剛度比， 為質(zhì)量比：?? 相對動載 Fd/G，對 q 的幅頻特性車輪動載 ，靜載 。將各復振幅代上式，得 jtt?2車輪位移 z1對 q 的頻率響應函數(shù)為10220mKt??ttt?20202141?、??CjKmst???2本科生畢業(yè)設計（論文）28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 正比于幅頻特性??tzG?式中，車輪部分固有頻率 mKtt???車輪部分阻尼比 ??Ct2?可見，降低輪胎剛度 Kt 能使 ω1 下降和 ζt 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 ζt 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 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。??sKst車輪部分固有頻率 ??tt?ω 0與 ω 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（偏頻） 。z這相當于只有車身質(zhì)量 M 的單自由度無阻尼自由振動。???szKMsmt由運動方程可以看出，M 與 m 的振動是相互耦合的。圖中，M 為懸掛質(zhì)量；m 為非懸掛質(zhì)量；K 為彈簧剛度；C 為減振器阻尼系數(shù)；K t為輪胎剛度。 汽車的等效振動分析本設計根據(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，建立了二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型如圖 81。Dm650)4(所以筒式減振器工作直徑 可取：?????? ?????????減振器的工作缸直徑為 30mm?????? ?????????減振器的工作缸直徑為 40mm本科生畢業(yè)設計（論文）24圖 71 懸架減振器安裝示意圖 油筒直徑貯油筒直徑 ，壁厚取 ，材料可取 鋼 DC)~3.(?m220前貯油筒直徑 434??前后貯油筒直徑 56..后本科生畢業(yè)設計（論文）25第八章 平順性分析 平順性概念行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內(nèi)行駛時，能保證乘員不會因車身振動而引起不舒服和疲勞的感覺，以及保持所運貨物完整無損的性能。A：車身振幅，取 40mm；?本科生畢業(yè)設計（論文）23：懸架振動固有頻率。m/最大卸荷力 （74）xsvF??伸張行程時的最大卸荷力 Nvxs ????平均行程時的最大卸荷力 Y6827 后懸架的最大卸荷力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 vx， （73）naAvx??cos?式中 ， vx：卸荷速度，一般為 ~。 減振器主要性能參數(shù) 相對阻尼系數(shù)確定表 汽車懸架的偏頻及相對阻尼比空氣彈簧 鋼制彈簧轎車 載貨汽車 轎車 載貨汽車前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架 前懸架 后懸架偏 頻n/Hz 相對阻尼比 ? 由表 初選前、后懸架平均阻尼系數(shù)： ；??.2壓縮、伸張行程時的相對阻尼系數(shù)一般取： SY?)5~(本次設計取 倍。 筒式 減 振 器 又 分 為 單 筒 式 、 雙 筒 式 和 充 氣 筒 式 三 種 。 雖 然 搖 臂 式 減 振 器 能 在本科生畢業(yè)設計（論文）21比 較 大 的 工 作 壓 力 （ 10～ 20MPa） 條 件 下 工 作 ， 但 由 于 它 的 工 作 特 性 受 活 塞 磨損 和 工 作 溫 度 變 化 的 影 響 大 而 遭 淘 汰 。 (3) 當 車 橋 （ 或 車 輪 ） 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 。 這 時 ， 彈 性 元 件 起 主 要 作 用 。 因 面 要 調(diào)節(jié) 彈 性 元 件 和 減 振 器 這 一 矛 盾 。在 油 液 通 道 截 面 和 等 因 素 不 變 時 ， 阻 尼 力 隨 車 架 與 車 橋 （ 或 車 輪 ） 之 間 的 相 對運 動 速 度 增 減 ， 并 與 油 液 粘 度 有 關 。 圖 62 橫向穩(wěn)定桿設計示意圖本科生畢業(yè)設計（論文）20第七章 減振器設計 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 ， 其 工 作 原 理 是 當 車 架 （ 或 車 身 ） 和 車 橋 間 受 振 動 出 現(xiàn) 相 對 運 動 時 ，減 振 器 內(nèi) 的 活 塞 上 下 移 動 ， 減 振 器 腔 內(nèi) 的 油 液 便 反 復 地 從 一 個 腔 經(jīng) 過 不 同 的 孔隙 流 入 另 一 個 腔 內(nèi) 。因此，前懸架每個彈簧的剛度為： mNnmKsusp / ???????????后懸架彈簧剛度 的計算：sp選定從懸架支撐點到螺旋彈簧中心之間的距離 m=375mm，從懸架支撐點到輪胎中心之間的距離 n=375mm。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。橫向穩(wěn)定桿圖 61 橫向穩(wěn)定桿本科生畢業(yè)設計（論文）18帶來的不利因素有：當汽車在坑洼不平的路面行駛時，左右輪之間有垂向相對位移，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。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。當左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。如加長下橫臂，則可改善運動學特性。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，要求尺寸 c+b 越大越好，或者減小尺寸 a。1F3F用在導向套上的摩擦力 f 越大(f 為摩擦因數(shù))，這對汽車平順性有不良影響。 導向機構(gòu)受力分析分析如圖 53 所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力F3，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 （51）式中， 為前輪上的靜載荷 減去前軸簧下質(zhì)量的 1／2。 麥弗遜獨立懸架示意圖圖 51 麥弗遜式獨立懸架1）適用彈簧：螺旋彈簧2）主要使用車型：轎車前輪；3）車輪上下振動時前輪定位的變化：本科生畢業(yè)設計（論文）14（1） 輪距、外傾角的變化比稍小；（2） 拉桿布置可在某種程度上進行調(diào)整。在 側(cè)加速度下，角不大于 ，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉(zhuǎn)向效應。 2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)有合理的變化特性，車輪不應產(chǎn)生縱向加速度。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60Si2Mn)其節(jié)距為 P= ～ =27～40mm32D 彈簧圈數(shù)彈簧工作圈數(shù) i=6 ~7 初選 i=6本科生畢業(yè)設計（論文）12螺旋彈簧的靜撓度： mGdiDFfwcs 433 ?????G－－彈簧材料的剪切彈性模量，查表得 aMP ??Paidfccs 502???????????則 ????cc ????? 符合要求。材料名稱：硅錳合金彈簧鋼絲(60Si2MnA)其節(jié)距為 P= ～ =27～40mm32D 彈簧圈數(shù)彈簧工作圈數(shù) i=6 ~7 初選 i=6螺旋彈簧的靜撓度： （43）438GdiDFfwcs?本科生畢業(yè)設計（論文）11 式中 G彈簧材料的剪切彈性模量，查表得 aMP4108?mdiDFfwcs . 4343 ???? ??MPaifccs 502??????????則 ????cc a?????? 符合要求。因此，前懸架偏頻為 ，即 =后懸架偏頻為 ，即 = 22) 懸架剛度汽車前、后部分車身的自振頻率 和 （亦稱偏頻）可用下式表示1n2本科生畢業(yè)設計（論文）8；　　 　　 （31） )(2/11?m? )(2/2?m?上式中， 、 　為前、后懸架的剛度（N/m） ；C將 、 代入式（31） ，得 12c＝ ＝ 976＝)(n?2)(? ?Cc＝ ＝ 949＝)(m2).( 懸架靜撓度靜撓度： （32） ??2ngfc??g 為重力加速度， g＝ mm s２9810/=??21fc ?2.?=?? 懸架動撓度前后懸架自振頻率的不同，決定了他們撓度數(shù)值不同。貨車自振頻率取值范圍為～ Hz。本科生畢業(yè)設計（論文）7第三章 技術參數(shù)確定與計算 主要技術參數(shù)表 3－1 整車基本參數(shù)輪距（mm） 1500a （ mm） 1300尺寸參數(shù) 質(zhì)心位置b （mm） 1340前軸（kg） 761空載后軸（kg） 739前軸（kg） 1041質(zhì)量參數(shù) 軸荷分配滿載后軸（kg） 1009非簧載質(zhì)量：前懸非簧載質(zhì)量為 65kg 后懸非簧載質(zhì)量為 60kg簧載質(zhì)量（滿載）前簧載質(zhì)量＝滿載軸荷質(zhì)量—非簧載質(zhì)量＝1041—65＝976kg后簧載質(zhì)量＝滿載軸荷質(zhì)量—非簧載質(zhì)量＝1009－60＝949kg 懸架性能參數(shù)確定1）自振頻率（固有頻率）選取轎車自振頻率取值范圍為 ～。在汽車懸架上設計橫向穩(wěn)定器，能增大前懸架的側(cè)傾角剛度。前后軸車輪負荷的轉(zhuǎn)移大小，主要取決于前后懸架的側(cè)傾角剛度值。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。為此，現(xiàn)代汽車大多裝有橫向穩(wěn)定桿如圖 23 所示來加大懸架的側(cè)傾角剛度來改善汽車行駛穩(wěn)定性。所以本次設計的前、后懸架分別為麥弗遜式獨立懸架和四連桿非獨立懸架。彈性元件采用螺旋彈簧并配以筒式減振器，實現(xiàn)緩和路面不平產(chǎn)生的沖擊載荷。四連桿非獨立懸架的結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量輕，制造成本低，維修方便，工作可靠；而四連桿非獨立懸架近似于獨立懸架，它分別通過上連桿，車橋橫向拉桿，縱向控制臂與車身和整體式車橋相連接。但麥弗遜式懸架在使用中也有缺點，就是行駛在不平路面時，車輪容易自動轉(zhuǎn)向，故駕駛者必須用力保持方向盤的方向，當受到劇烈沖擊時，滑柱易造成彎曲，因而影響轉(zhuǎn)向性能，減振器活塞桿受的側(cè)向力較大，從而摩擦力大。為減少摩擦通常是將螺旋彈簧中心線與滑柱中心線的布置不相重合。當車輪上下運動時，滑柱桶及轉(zhuǎn)向節(jié)總成沿減振器活塞運動軸線移動，同時，滑柱桶的下本科生畢業(yè)設計（論文）5支點還隨橫擺臂擺動。以上問題可通過調(diào)整桿系設計布置合理得到解決。內(nèi)側(cè)空間大，有利于發(fā)動機布置，并降低車子的重心?；鶖[臂式懸架將減振器作為引導車輪跳動的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。如圖 2—1 所示，麥弗遜式獨立懸架也稱滑柱連桿式懸架，它是由滑動立柱和橫擺臂組成。不過，獨立懸架存在著結(jié)構(gòu)復雜、成本高、維修不便的缺點；非獨立懸架結(jié)構(gòu)簡單，成本低，維修方便，工作可靠等優(yōu)點。我所設計的是前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架。此外,本文通過對汽車平順性進行預估，可以提高汽車設計質(zhì)量，縮短研發(fā)和設計周期，具有極其重要的理論意義和實用價值。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。獨立懸架導向桿系數(shù)鉸接處多用橡膠的襯套，能隔絕車輪來自不平路面上的沖擊向車身的傳遞。利用減振器的阻尼作用，使汽車的振動幅度連續(xù)減小，直至振動停止。在簧上質(zhì)量變化的情況下，車身的高度變化要小，因此，要用非線性彈性特