(毕业设计)某轿车悬架系统设计毕业论文正文设计修改稿.doc

摘要如今汽车技术的开展越来越快,人们对汽车舒适性的要求也越来越高,而汽车的这一方面性能需要靠悬架系统予以保证根据当前轿车悬架的开展情况,本设计的轿车前后悬架均采用独立悬架的形式并且前悬采用比拟流行的双横臂悬架根据确定的结构选取悬架的自振频率,从而可以计算出悬架的刚度静挠度和动挠度采用以上数据计算弹性元件尺寸并且进行应力校核在设计减振器时,根据阻尼系数和最大卸荷力来计算选取减振器的主要尺寸然后再依次确定导向机构和横向稳定杆在所有结构尺寸确定后采用CAXA软件绘制前后悬架的装配图和零件图在对样车悬架进行平顺性分析中,建立了两自由度的平顺性分析模型,分别绘制车身加速度幅频特性曲线弹簧动挠度幅频特性曲线分析了悬架参数对汽车平顺性的影响本文所做工作可为奔腾B50轿车的悬架系统设计提供理论依据,具有一定的实际应用意义关键词:汽车;悬架;减震器;平顺性分析;AbstractNow the development of automobile technology more and more rapidly, people on car comfort requirements are also increasing, and this aspect of performance cars on the need to ensure that suspension system. Based on the current developments in the car suspension, the design of the car before and after the suspension are used in the form of independent suspension. Before the hanging and are used more popular double withbone arm type suspension. According to determine the structure of the selected suspension natural frequency, which can calculate the stiffness of the suspension, static and dynamic deflection deflection. More flexible use of data of components and size of a stress check. In the design of shock absorber, in accordance with the largest damping and unloading of the terms of the main shock absorber selected size. Then bodies were identified and horizontal orientation Wending Gan. In all structure size is determined by CAXA mapping software before and after the suspension of the assembly and parts plans.In the car-like suspension of a ride, a two degree of freedom of the ride analysis model, were drawn body acceleration of the rate of frequency, the relative frequency of dynamic curve, moving spring deflection increase the frequent cy of a hanging curve analysis - Parameters on the car ride impact. In this paper, for the work done by Ben Teng B 50 car's suspension system design provide a theoretical basis, the practical application of a certain significance. Key words: Car; Suspension;shock absorber ; Ride analysis目录第一章 绪 论1第二章 前后悬架结构的选择22.1 独立悬架结构特点22.2 独立悬架结构形式及评价指标分析22.3 前后悬架结构方案32.4 辅助元件32.4.1 横向稳定杆32.4.2 导向机构3第三章 技术参数确定与计算43.1 主要技术参数43.2 悬架性能参数确定43.3 悬架静挠度53.4 悬架动挠度5.5 悬架弹性特性曲线6第四章 弹性元件的设计计算74.1 前悬架弹簧(麦弗逊悬架)74.1.1 弹簧中径钢丝直径及结构形式74.1.2 弹簧圈数74.2 后悬架弹簧(双横臂独立悬架)84.2.1 弹簧中径钢丝直径及结构形式84.2.2 弹簧圈数8第五章 悬架导向机构及横向稳定的设计105.1 导向机构设计要求10双横臂独立悬架示意图10横臂轴线布置方式11导向机构的布置参数115.4.1 侧倾中心11纵倾中心125. 4.3抗制动纵倾性(抗制动前俯角)13抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)13悬架横臂的定位角13第六章 减振器设计176.1 减振器概述176.2 减振器分类176.3 减振器主要性能参数186.3.1 相对阻尼系数确定186.3.2 减震器阻尼系数186.4 最大卸荷力196.4.1 前悬架的最大卸荷力196.4.2 后悬架的最大卸荷力196.5 筒式减振器主要尺寸206.5.1 筒式减振器工作直径206.5.2 油筒直径21第七章 平顺性分析227.1 平顺性概念227.2 汽车的等效振动分析22车身加速度的幅频特性24悬架动挠度的幅频特性25第八章 结论27参考文献28附 录I30附录II42第一章 绪 论悬架是现代汽车最重要的总成之一悬架结构的选用,不但在很大程度上决定了汽车平顺性的优劣,而且随着汽车速度的提高,对于与行驶速度密切相关的操纵稳定性的影响也越来越大随着时代的开展,进口城市休闲车对国内市场的影响,使得市场竞争的加剧,与此同时人们对城市休闲车的舒适性和稳定性提出了新的要求由于汽车悬架系统的结构参数及布置型式对汽车的各项使用性能有着举足轻重的影响,因此悬架得到了人们广泛重视和深入研究运用优化的设计方法在保证减小悬架整体质量的同时又不缺少应有的刚度强度与韧度,从而提高了车速,降低了能耗是目前国内汽车悬架系统开展的主方向 悬架系统可以在凹凸不平路段,缓和路面传给车身的冲击,衰减由此引起的承载系统的振动,以保证汽车行驶平顺;轿车乘坐舒适性主要取决于悬架系统的好坏,设计良好的悬架系统可以使汽车行驶中保持稳定的姿势,减小车身移动,改善操纵稳定性汽车悬架包括弹性元件,减振器和传力装置等三局部,这三局部分别起缓冲减振和力的传递作用在汽车行驶中,由于路面的不平坦和悬架的弹性作用,使汽车产生垂直振动,减振器缓和及抑制不平路面对车体的冲击,使汽车振动的振幅减小,直至振动停止,防止汽车部件的损坏车轮相对于车架和车身跳动时,车轮的运动轨迹应该符合一定的要求,否那么会产生运动干预,影响汽车的行驶性能,特别是操纵稳定性,所以就要安装传力装置,如上下摆臂等叉形刚架转向节等元件,让它来传递纵向力侧向力及力矩,并保证车轮对于车架(或车身)有确定的相对运动规律这些传力机构还起导向作用,又称导向机构导向杆系铰接处多采用橡胶衬套,能隔绝车轮所受来自路面的冲击向车身的传递非独立悬架的车轮装在一根整体车轴的两端,当一边车轮跳动时,影响另一侧车轮也作相应的跳动,使整个车身振动或倾斜,汽车的平稳性和舒适性较差,但由于构造较简单,承载力大,目前仍有局部轿车的后悬架采用这种型式独立悬架的车轴分成两段,每只车轮用螺旋弹簧独立地安装在车架(或车身)下面,当一边车轮发生跳动时,另一边车轮不受涉及,汽车的平稳性和舒适性好但这种悬架构造较复杂,承载力小现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架,并已成为一种开展趋势第二章 前后悬架结构的选择2.1 独立悬架结构特点独立悬架的结构特点是车桥做成断开的,每一侧的车轮可以单独的通过弹性悬架与车架(车身)连接,两侧车轮可以单独跳动,互不影响轿车和载重量1t以下的货车前悬架广为采用独立悬架,轿车后悬架上也在逐渐采用独立悬架,越野车矿用车和大客车的前悬架也有一些采用独立悬架 独立悬架的优点是:簧下质量小;悬架占用的空间小;弹性元件只承受垂直力,所以可以用刚度小的弹簧,使车身振动频率降低,改善了汽车行驶平顺性;由于采用断开式车轴,所以能降低发动机的位置高度,使整车的质心高度下降,改善了汽车的行驶稳定性;左右车轮单独运动互不影响,可减少车身的倾斜和振动,同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力;独立悬架可提供多种方案供设计人员选用,以满足不同设计要求独立悬架的缺点是结构复杂,本钱较高,维修困难这种悬架主要用于乘用车和局部质量不大的商用车上2.2 独立悬架结构形式及评价指标分析根据导向机构不同的结构特点,独立悬架可分为:双横臂,单横臂,纵臂式,单斜臂,多杆式及滑柱(杆)连杆(摆臂)式等等按目前采用较多的有以下三种形式:双横臂式,滑柱连杆式,斜置单臂式按弹性元件采用不同分为:螺旋弹簧式,钢板弹簧式,扭杆弹簧式,气体弹簧式,中级轿车目前采用最多的是螺旋弹簧悬架 评价时常从以下几个方面进行:(1)侧倾中心高度 汽车在侧向力作用下,车身在通过左右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时,相对于地面的瞬时转动中心,称为侧倾中心侧倾中心到地面的距离,称为侧倾中心高度侧倾中心位置高,它到车身质心的距离缩短,可使侧向力臂及侧倾力矩小些,车身的侧倾角也会减小但侧倾中心过高,会使车身倾斜时轮距变化大,加快轮胎的磨损(2)车轮定位参数的变化 车轮相对车身上下跳动时,主销内倾角主销后倾角车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化假设主销内倾角变化大,容易使转向轮产生摆振;假设车轮外倾角变化大,会影响汽车的直线行驶稳定性,同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度(3)悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时,在侧向力作用下,车厢绕侧倾轴线转动,并将此转动角称之为车厢侧倾角车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关,并影响汽车的操纵稳定性和平顺性(4)横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性假设用于转向轴上的悬架横向刚度小,那么容易造成转向轮发生摆振现象悬架不同占用的空间尺寸不同,占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度占用空间小的悬架,那么允许行李箱宽敞,而且底部平整,布置油箱容易因此,悬架占用的空间尺寸也用来作为评价指标之一2.3 前后悬架结构方案目前汽车的前后悬架采用的方案有:前轮和后轮均采用非独立悬架;前轮采用独立悬架,后轮采用非独立悬架;前轮和后轮均采用独立悬架等几种参照本车型的实际用处本设计的前后悬架均采用独立悬架前悬架采用不等长双横臂独立悬架,后悬架采用麦弗逊式独立悬架2.4 辅助元件2.4.1 横向稳定杆横向稳定杆,是汽车悬架中的一种辅助弹性元件它的作用是防止车身在转弯时发生过大的横向侧倾目的是防止汽车横向倾翻和改善平顺性 横向稳定杆是用弹簧钢制成的扭杆弹簧,横置在汽车的前端和后端杆身的中部,用套筒与车架铰接,杆的两端分别固定在左右悬架上当车身只作垂直运动时,两侧悬架变形相同,横向稳定杆不起作用当车身侧倾时,两侧悬架跳动不一致,使横向稳定杆发生扭转,杆身的弹力成为继续侧倾的阻力,起到横向稳定的作用稳定杆使汽车行驶较稳定舒适,翻车几率大大降低,并能提高车辆的操纵稳定性2.4.2 导向机构导向机构的作用是传递车轮与车身间的力和力矩,同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动,它由导向机构由控制摆臂式杆件组成出于对中级轿车的考虑为了在原有独立悬架的根底上添加导向机构又不使结构复杂,决定采用单杆式导向机构第三章 技术参数确定与计算3.1 主要技术参数表3-1整车根本参数尺寸参数轮距(mm)1540质心位置a (mm)1380b (mm)1300质量参数轴荷分配空载前轴(kg)687后轴(kg)563满载前轴(kg)962后轴(kg)788非簧载质量:前悬非簧载质量为60kg 后悬非簧载质量为50kg簧载质量(满载)前簧载质量=满载轴荷质量非簧载质量=96260=902kg后簧载质量=满载轴荷质量非簧载质量=788-50=738kg3.2 悬架性能参数确定1)自振频率(固有频率)选取轿车自振频率取值范围为0.71.6Hz对于簧载质量大的车型取值偏向小的方向,对于簧载质量小的车型取值偏向大的方向货车自振频率取值范围为1.54.0 HzCRV轿车要兼顾轿车和越野车的性能因此,前悬架偏频为 ,即0Hz后悬架偏频为 ,即Hz 2) 悬架刚度汽车前后局部车身的自振频率和(亦称偏频)可用下式表示; (3-1) 上式中, 为前后悬架的刚度(N/m);将代入式(3-1),得 单边 单边3.3 悬架静挠度静挠度: (3-2) g为重力加速度,g=mms2=147.0 mm3.4 悬架动挠度前后悬架自振频率的不同,决定了他们挠度数值不同各类汽车动静挠度取值范围如下: 货 车 越野车 大客车 轿 车 所以, .5 悬架弹性特性曲线1-缓冲块复原点 2-复原行程缓冲块脱离支架3-主弹簧弹性特性曲线 4-复原行程5-压缩行程6-缓冲块压缩期悬架特性曲线7-缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8-额定载荷图 3-1悬架弹性特性曲线第四章 弹性元件的设计计算 4.1 前悬架弹簧(麦弗逊悬架)4.1.1 弹簧中径钢丝直径及结构形式 :汽车满载静止时悬架上的载荷 (4-1) 单边:弹簧指数,设计中一般推荐取,常用的初选范围为C=58 所以,初选C=6.曲度系数弹簧丝直径设计: (4-2)弹簧压缩时 类载荷范围内;许用切应力 MPa 取d=12mm D=Cd=72mm 因此D取75mm结构形式:端部并紧不磨平支撑圈为1圈查?机械设计手册?得材料名称:硅锰合金弹簧钢丝(60Si2MnA)其节距为P=254.1.2 弹簧圈数弹簧工作圈数 i=67 初选螺旋弹簧的静挠度: (4-3) 式中 G-弹簧材料的剪切弹性模量,查表得MPA 那么 符合要求4.2 后悬架弹簧(双横臂独立悬架)4.2.1 弹簧中径钢丝直径及结构形式:汽车满载静止时悬架上的载荷 单边:弹簧指数,设计中一般推荐取,常用的初选范围为C=58 所以,初选C=6曲度系数弹簧丝直径设计: (4-4)弹簧压缩时 类载荷范围内;许用切应力 MPa 取d=12mm D=Cd=72mm 因此D取75mm结构形式:端部并紧不磨平支撑圈为1圈查?机械设计手册?得材料名称:硅锰合金弹簧钢丝(60Si2Mn)其节距为P=254.2.2 弹簧圈数弹簧工作圈数 i=67 初选 i=6螺旋弹簧的静挠度: G-弹簧材料的剪切弹性模量,查表得MPA 那么 符合要求 第五章 悬架导向机构及横向稳定的设计5.1 导向机构设计要求1)悬架上载荷变化时,保证轮距变化不超过,轮距变化大会引起轮胎早期磨损 2)悬架上载荷变化时,前轮定位参数有合理的变化特性,车轮不应产生纵向加速度 3)汽车转弯行驶时,应使车身侧倾角小在侧加速度下,车身侧倾角不大于,并使车轮与车身的倾斜同向,以增强缺乏转向效应 4)汽车制动时,应使车身有抗前俯作用,加速时有抗后仰作用双横臂独立悬架示意图图5-1 双横臂式独立悬架（1） 适用弹簧:螺旋弹簧（2） 主要使用车型:轿车前轮;（3） 车轮上下振动时前轮定位的变化:(4)轮距外倾角的变化比稍小;(5)拉杆布置可在某种程度上进行调整(6)侧摆刚度:很高不需稳定器;(7)操纵稳定性:(8)横向刚度高;(9)在某种程度上可由调整外倾角的变化对操纵稳定性进行调整横臂轴线布置方式双横臂式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的侧倾稳定性当摆臂轴的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时,摆臂轴线正好与主销轴线垂直,运动瞬心交于无穷远处,主销轴线在悬架跳动作平动因此,主销后倾角保持不变当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时,在悬架压缩行程,主销后倾角有增大的趋势当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时,在悬架压缩行程,主销后倾角有减小的趋势为了减少汽车制动时的纵倾,一般希望在悬架压缩行程主销后倾角有增加的趋势因此,在设计双横臂式独立悬架时,应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮前方5.4导向机构的布置参数.1 侧倾中心 双横臂式独立悬架侧倾中心的高度为 式中 5-4双横臂式悬架侧倾中心确实定独立悬架的侧倾高度为前悬架;后悬架 5. 4.2纵倾中心 双横臂式独立悬架的纵倾中心,可由用作图法得出,作两横臂转动轴C和D的延长线,两线的交点即为纵倾中心,如图5-5所示图 5-5 双横臂式独立悬架的纵倾中心5. 抗制动纵倾性(抗制动前俯角)抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量与车尾的抬高量减小只有当前后悬架的纵倾中心位于两根车桥(轴)之间时,这一性能方可实现,如图5-6所示图5-6 抗制动纵倾性5. 抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前驱动汽车车头的抬高量与抗制动纵倾性不同的是,只有当汽车为单桥驱动时,该性能才起作用对于独立悬架而言,当纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心时,这一性能方可实现5. 悬架横臂的定位角图5-7 的定义如图5-7为横臂轴的水平斜置角 悬架抗前俯角 悬架斜置初始角的定义5.5 横向稳定杆的作用当车身侧倾时,两侧悬架跳动不一致,横向稳定杆发生扭转,杆身的弹力成为继续侧倾的阻力,起到横向稳定的作用当车身只作垂直移动而两恻悬架变形相等时,横向稳定杆在套筒内自由转动,横向稳定杆不起作用当两侧悬架变形不等而车身对于路面横向倾斜时,车架的一侧移近弹簧支座,稳定杆的该侧末端就相对于车架向上移,而车架的另一侧远离弹簧支座,相应的稳定杆的末端那么相对于车架向下移,然而在车身和车架倾斜时,横向稳定杆的中部对于车架并无相对运动这样在车身倾斜时,稳定杆两边的纵向局部向不同方向偏转,于是稳定杆便被扭转弹性的稳定杆所产生的扭转的内力矩就阻碍了悬架弹簧的变形,因而减小了车身的横向倾斜和横向角振动 横向稳定杆带来的不利因素有:当汽车在坑洼不平的路面行驶时,左右车轮有垂直的相对位移,由于横向稳定杆的作用,增加了车轮处的垂直刚度,会影响汽车的行驶平顺性5.6 横向稳定杆的设计计算前悬架弹簧刚度的计算: 式中悬架刚度 (5-1) 根据结构需要,选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离m=350mm,从悬架支撑点到轮胎中心之间的距离n=350mm因此,前悬架每个弹簧的刚度为:后悬架弹簧刚度的计算:选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离m=220mm,从悬架支撑点到轮胎中心之间的距离n=370mm因此,后悬架每个弹簧的刚度为:前悬架的侧倾角刚度为:后悬架的侧倾角刚度为:由 (5-2)那么稳定杆的角刚度: (5-3)式中 E-材料的弹性模量, d-稳定杆的直径,mm P-端点作用力,N f-端点位移,mm I-稳定杆的截面惯性矩,前悬架横向稳定杆直径d: 式中 -曲度系数, C-弹簧指数, R的取值不小于后悬架稳定杆的角刚度 图5-3 横向稳定杆设计示意图第六章 减振器设计6.1 减振器概述悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动,为改善汽车行驶平顺性,悬架中与弹性元件并联安装减振器,为衰减振动,汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器,其工作原理是当车架(或车身)和车桥间受振动出现相对运动时,减振器内的活塞上下移动,减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力,使汽车振动能量转化为油液热能,再由减振器吸收散发到大气中在油液通道截面和等因素不变时,阻尼力随车架与车桥(或车轮)之间的相对运动速度增减,并与油液粘度有关减振器与弹性元件承当着缓冲击和减振的任务,阻尼力过大,将使悬架弹性变坏,甚至使减振器连接件损坏因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾 (1) 在压缩行程(车桥和车架相互靠近),减振器阻尼力较小,以便充分发挥弹性元件的弹性作用,缓和冲击这时,弹性元件起主要作用 (2) 在悬架伸张行程中(车桥和车架相互远离),减振器阻尼力应大,迅速减振 (3) 当车桥(或车轮)与车桥间的相对速度过大时,要求减振器能自动加大液流量,使阻尼力始终保持在一定限度之内,以防止承受过大的冲击载荷6.2 减振器分类减振器按结构形式不同,分为摇臂式和筒式两种虽然摇臂式减振器能在比拟大的工作压力(1020MPa)条件下工作,但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰筒式减振器工作压力虽然仅为(2.55MPa),但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用筒式减振器又分为单筒式双筒式和充气筒式三种双筒充气液力减振器具有工作性能稳定干摩擦阻力小噪声低总长度短等优点,在乘用车上得到越来越多的应用6.3 减振器主要性能参数6.3.1 相对阻尼系数确定空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架偏 频n/Hz相对阻尼比后悬架平均阻尼系数:;压缩伸张行程时的相对阻尼系数一般取: 本次设计取倍前悬架,伸张行程时的相对阻尼系数,压缩行程时的相对阻尼系数后悬架,伸张行程时的相对阻尼系数,压缩行程时的相对阻尼系数6.3.2 减震器阻尼系数悬架相对阻尼比: (6-1)式中 悬架系统的垂直刚度; 悬挂局部的质量减震器阻尼系数 (6-2)前悬架,压缩行程时减振器阻尼伸张行程时减振器阻尼后悬架,压缩行程时减振器阻尼 伸张行程时减振器阻悬架系统固有频率 (6-3)由上式可知:前悬架:后悬架:6.4 最大卸荷力6.4.1 前悬架的最大卸荷力为减小传到车身上的冲击力,当减振器活塞振动速度到达一定值时,减振器翻开卸荷阀此时的活塞速度称为卸荷速度vx, (6-4)式中,vx:卸荷速度,一般为m/s A:车身振幅,取40mm;:悬架振动固有频率a:减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离;n:悬架的下臂长;前悬架为双横臂式独立悬架, 轮距最大卸荷力 (6-5)伸张行程时的最大卸荷力压缩行程时的最大卸荷力6.4.2 后悬架的最大卸荷力后悬架为麦弗逊式独立悬架,即最大卸荷力伸张行程时的最大卸荷力压缩行程时的最大卸荷力6.5 筒式减振器主要尺寸6.5.1 筒式减振器工作直径可根据最大卸荷力和缸内最大压力强度来近似的求工作缸的直径 (6-6)式中 P-工作缸内最大允许压力,取 -连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取 由?汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件?可知:减振器的工作缸直径 有等几种所以筒式减振器工作直径可取:减振器的工作缸直径为30mm减振器的工作缸直径为30mm 图6-1 悬架减振器安装示意图6.5.2 油筒直径贮油筒直径,壁厚取,材料可取钢 前贮油筒直径 取后贮油筒直径 取连杆直径的选择:;第七章 平顺性分析7.1 平顺性概念汽车的平顺性是指汽车行驶时对不平路面的隔振特性汽车是由包括车轮悬架弹簧及弹性减震坐垫等,具有固有振动特性弹性元件组成,这些弹性元件可缓和不平路面对汽车的冲击,使乘员舒适和减少货物损伤但路面不平激起的振动到达一定程度时,会使乘员感到不适和疲劳或使运载的货物损坏,车轮载荷的波动还影响地面与车轮间的附着性能,影响到汽车的操纵稳定性因此平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价,对于载货汽车还包括保持货物完好的性能,它是现代汽车的主要性能之一7.2 汽车的等效振动分析为增强车内乘员的舒适感,必须降低汽车行驶中的振动,即提高汽车的行驶平顺性能汽车在一定路面上行驶时,其振动量(振幅振动速度及加速度)的大小取决于汽车的质量悬架刚度轮胎刚度和阻尼等结构参数但是,汽车振动是一个极为复杂的空间多自由度振动系统为便于分析,需把复杂的实际汽车在某些假设条件下,简化为等效振动系统图7-1 汽车振动系统模型根据力学定理,可列出系统的振动微分方程: 式中,为簧载质量;为非簧载质量;为左右两侧悬架的合成刚度;为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数;为左右两侧悬架的合成轮胎刚度;为簧载质量的垂直位移;为非簧载质量的垂直位移;为路面不平度赋值函数,即路面不平度对汽车的实际鼓励解式(1)可得该系统振动的两个主频率: 式中,由上式可知,汽车振动存在两个主频和,它们仅为系统结构参数的函数而与外界的鼓励条件无关,是表征系统特征的固有参数一般地说,其中较小值的一阶主频,且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率,而较大值的二阶主频率,较接近主要由轮胎刚度和非簧载质量所决定的频率方程的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成令,那么奇次方程为 式中的称为系统固有频率,而阻尼对运动的影响取决于和的比值变化, 汽车悬架系统阻尼比的数值通常在0.25左右,属于小阻尼,此时微分方程的通解为 车身加速度的幅频特性双质量系统在,质量比刚度比,阻尼比两种情况下的幅频特性曲线由四个参数可按下式确定车轮局部的固有频率和阻尼比 (一阶阻尼比)(二阶阻尼比)图7-2车身加速度的幅频特性曲线图共振时,增大而幅频减小,在第一共振峰和第二共振峰之间的高频区,增大幅频也增大,在高频共振区,双质量系统出现第二共振峰,在之后,幅频按一定斜率衰减,也减小,所以对共振与高频段的效果相反,综合考虑,取比拟适宜悬架动挠度的幅频特性图7-4 限位行程的示意图由图7-4所示,由车身平衡位置起,悬架允许的最大压缩行程就是其限位行程弹簧动挠度与限位行程应适当配合,否那么会增加行驶中撞击限位的概率,使平顺性变坏频率响应函数为 将 与 代入上式,得: 悬架系统对于车身位移来说,是将高频输入衰减的低通滤波器;对于动挠度来说,是将低频输入衰减的高通滤波器阻尼比对只在共振区起作用,而且当时已不呈现峰值且阻尼比与幅频值成反比,如图7-5所示图7-5 悬架动挠度的幅频特性曲线图通过分析,当阻尼比时,本悬架系统的平顺性特性较好,符合ISO02631-1:1997 (E)标准第八章 结论 本次设计为奔腾B50轿车悬架系统设计在根本形式的选取中选择独立式悬架,其特点为当一边车论发生跳动时,另一边车轮不受干扰,这样提高了汽车的平稳性和舒适性并且现代轿车前后悬架大都采用了独立悬架,并已成为一种开展趋势所以前悬架系统采用双横臂式独立悬架后悬是麦弗逊式独立悬架设计的根本步骤为根据给定车型的各项根本参数计算出悬架的刚度,静挠度,动挠度;在减振器设计过程中,对前后悬架选择适宜的平均阻尼系数,从而确定减振器的阻尼系数,并通过计算最大卸荷力确定其工作直径;在平顺性分析中,建立两自由度的平顺性分析模型,最后了解到影响汽车平顺性因素都有哪些通过这次实践,我更加解了悬架系统,熟悉了轿车悬架的设计步骤,锻炼了工程设计实践能力,培养了自己独立设计能力稳固了以前在课堂上所学的理论知识并且与实际的实物联系起来,在实际应用中,我发现了自己很多的缺乏,也找到了弥补这些缺点的方法,使我在今后的工作生活中可以及时的改正自己,多多学习也使我对设计有了一些初步的理解,学会了如何去设计,如何去修改完善为今后的工作打下了良好的根底另外,本次设计也增加了我们的独立解决问题的能力和思维的能力,使我们能独立利用各种资料来解决完成手头的工作参考文献1 M.第5版.北京:清华大学出版社,2001M.北京:机械工业出版社,2004M.北京:人民交通出版社,20044 王望予主编.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2004M.北京:人民交通出版社,19956 王 宣 译 悬架元件与底盘力学M.北京:人民交通出版社,20047 龚微寒.汽车现代设计制造M.北京:人民交通出版社,19958 J.国防工业出版社,2003,1J.人民交通出版社,2001,810 M.机械工业出版社,2002M.北京:机械工业出版社,200412 张金柱主编.悬架系统M. 北京:化学工业出版社,200513 John Fenton. Hand Book of Vehicle Design Analysis.Warrendale,PA.,USA:Society of Automo-tive Engineers,IncM,199614 Julia Happian-Smisth.An Introduction to Modern Vehicle DesignM.2006. A State Observer Design for an AdaptiveVehicle Suspension. Vehicle Suspension DynamicM, 199816 Griffin,M.J. Evaluation of vibration with respect to human response. Warrendale PA: SAE paper J. 86004717 Christian Best.Basic Utility Vehicle Suspension DesignM.2002致 谢经过快四个月的忙碌和工作,本次毕业设计已经接近尾声,作为一个本科生的毕业设计,由于经验的匮乏,难免有许多考虑不周全的地方,如果没有导师的催促指导,以及一起工作的同学们的支持,想要完成这个设计是难以想象的在这里我首先要感谢我的导师张立军教授张立军教授平日里工作繁多,但在我做毕业设计的每个阶段,从查阅资料,设计方案确实定和修改,设计计算,中期检查,后期详细设计,装配图等整个过程中都给予了我悉心的指导我的设计较为复杂烦琐,但是张老师仍然细心地纠正图纸中的错误除了敬佩张老师的专业水平外,他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的典范,并将积极影响我今后的学习和工作然后还要感谢大学四年来教导过我的所有老师,为我打下专业知识的根底;同时还要感谢所有的同学们,正是因为有了你们的支持和鼓励此次毕业设计才会顺利完成最后感谢汽车学院和我的母校辽宁工业大学大学四年来对我的大力栽培