《(畢業(yè)設計)克萊斯勒300C轎車懸架系統(tǒng)設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《(畢業(yè)設計)克萊斯勒300C轎車懸架系統(tǒng)設計說明書（43頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 本科生畢業(yè)設計（說明書） 摘 要 平順性是現(xiàn)代高速、高效率汽車的一個主要性能,汽車平順性直接影響到人和車輛。汽車平順性的好壞直接影響到乘員的舒適性、工作效能和身體健康。由于人們對汽車的乘坐舒適性和安全性要求逐漸提高，同時對汽車的懸架系統(tǒng)也提出了很高的要求。因此懸架設計關系到汽車使用性能的優(yōu)劣，具有重要的理論和實際應用意義。本次畢業(yè)設計主要研究的是高級轎車克萊斯勒300C懸架系統(tǒng)。 因此本次設計懸架系統(tǒng)的前懸架采用不等長雙橫臂式獨立式懸架，不等長雙橫臂式獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為高級轎車的前懸架所廣泛采用。后懸架采用多連桿式獨立式懸架，五連桿式獨立懸架具有卓越的操

2、縱性和更高的響應性，具有非凡的行駛平穩(wěn)性。根據(jù)給定的車型和懸架形式來進行懸架參數(shù)的確定，有懸架的固有頻率、懸架的剛度、靜撓度和動撓度。并以此計算所選彈性元件的尺寸并且進行應力校核。通過阻尼系數(shù)和最大卸荷力確定了減振器的主要尺寸。最后進行了導向機構和橫向穩(wěn)定桿的設計。 采用CAXA軟件分別繪制前后懸架的裝配圖和零件圖。利用Matlab軟件對懸架系統(tǒng)的平順性和運動穩(wěn)定性進行了編程分析，論證了該系統(tǒng)設計方案的合理正確性，能夠滿足實際的需要。 關鍵詞：高級轎車；懸架設計；平順性；彈性元件 Abstract Ride a modern hi

3、gh-speed, high efficiency, a key performance cars, automobile ride a direct impact on people and vehicles. Car ride will have a direct impact on passenger comfort, efficiency and physical health. Due to peoples car comfort and safety requirements gradually increase, while the cars suspension system

4、also made high demands. Therefore suspension design related to the merits of car use is an important theoretical and practical application of significance. The graduation project is the senior research sedan Chrysler 300 C suspension system. Therefore, the design of the front suspension suspension

5、system ranging from a long double arm independent suspension, ranging from long double arm independent suspension can guarantee a good car driving stability, for the car before the High Suspension by the widespread adoption. After the suspension multi-link independent suspension, five-link independe

6、nt suspension with excellent maneuverability and a higher response, with remarkable smoothness of the traffic. According to the models and suspension forms to determine the parameters of a suspension, a suspension of the natural frequency, the suspension stiffness, static and dynamic deflection defl

7、ection. And to calculate the size of the selected components and flexibility to stress checking. By damping and unloading of the largest absorber identified the main dimensions. Finally, the horizontal direction and Wen Dinggan design. CAXA mapping software were used before and after the suspension

8、 of the assembly and parts plans. Matlab software to use the ride suspension system and the stability of the programming movement analysis, demonstration of the system design of reasonable accuracy, to meet the actual needs. Key words: Luxury Car; suspension design; ride; flexible components

9、 目 錄 目 錄 III 第一章 緒 論 1 1.1 懸架系統(tǒng)概述 1 1.2 課題研究的目的及意義 2 第二章 前、后懸架結構的選擇 3 2.2獨立懸架結構形式及評價指標分析 3 2.3前、后懸架結構方案 3 2.4輔助元件 4 2.4.1橫向穩(wěn)定器 4 2.4.2緩沖塊 4 第三章 技術參數(shù)確定與計算 6 3.1自振頻率 6 3.2懸架剛度 6 3.3懸架靜撓度 7 3.4懸架動撓度 8 3.5懸架彈性特性曲線 8 第四章 彈性元件的設計計算 9 4.1前懸架彈簧（雙橫臂式獨立懸架） 9 4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 9

10、4.1.2 彈簧圈數(shù) 10 4.2后懸架彈簧（多連桿獨立懸架） 10 4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 10 4.2.2彈簧圈數(shù) 10 第五章 懸架導向機構的設計 11 5.1導向機構設計要求 11 5.2雙橫臂式獨立懸架示意圖 11 5.3多連桿式獨立懸架示意圖 12 5.4雙橫臂軸線布置方式 12 5.5導向機構的布置參數(shù) 13 5.5.1 側傾中心 13 5.5.2縱傾中心 14 第六章 減振器設計 15 6.1減振器概述 15 6.2減振器分類 15 6.3減振器主要性能參數(shù) 16 6.3.1相對阻尼系數(shù) 16 6.3.2減振器阻尼系數(shù) 17

11、 6.4最大卸荷力 18 6.5筒式減振器主要尺寸 18 6.5.1筒式減振器工作直徑 18 6.5.2油筒直徑 19 第七章 向穩(wěn)定桿設計 20 第八章 平順性分析 22 8.1平順性概念 22 8.2汽車的等效振動分析 22 8.3車身加速度的幅頻特性 23 8.4車身振動相應均方根值 24 8.5影響平順性的因素 25 8.5.1結構參數(shù)對平順性的影響 25 8.5.2使用因素對平順性的影響 27 第九章 總 結 29 參考文獻 30 致 謝 31 附 錄Ⅰ 外文翻譯 32 IV 第一章 緒 論 1.1 懸架系統(tǒng)概述 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成

12、之一，如圖1-1，它把懸架（或車身）與車軸（或車輪）彈性地連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。 圖1-1 中級轎車懸架系統(tǒng)結構圖 懸架由彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。 導向裝置由導向桿系組成，用來決定車輪相對于車架（或車身）的運動特性，并傳遞除彈性

13、元件以外的各種力和力矩。當用縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置的作用。緩沖塊用來減輕車軸對車架（或車身）的直接沖撞，防止彈性元件產(chǎn)生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾 角和橫向角振動。 懸架是汽車幾大系統(tǒng)當中主要總成之一，懸架的設計是否合理直接關系到汽車的使用性能的好壞。 (1) 合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，保證輪胎具有足夠的接地能力； (2) 具有合適的衰減振動的能力； (3) 合理設計導向機構，以確車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化不大，并且能保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性； (4) 有良好的隔聲能力； (5)

14、 結構緊湊、占用空間尺寸要小； (6) 可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命； (7) 制造成本低； (8) 便于維修、保養(yǎng)。 為了滿足汽車具有良好的行使平順性，要求由簧上質量與彈性元件組成的振動系統(tǒng)的固有頻率應適應于合適的頻段，并盡可能的低。前后懸架的固有頻率的匹配應合理，對轎車，要求前懸架的固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要求盡量避免懸架撞擊懸架。在簧上質量變化的情況下，車身的高度變化要小，因此，要用非線性彈性特性的懸架。 汽車在不平的路面上行使時，由于懸架的彈性作用，使汽車產(chǎn)生垂直振動，為了迅速衰減這種振動和抑制車身、

15、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。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。 要正確的選擇懸架的方案參數(shù)，在車輪上、下跳動時，使主銷的定位角變化不大、車輪運動與到導向機構運動要協(xié)調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之具有不足轉向特性。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。 1.2 課題研究的目的及意義 懸架的主要功能是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性，保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動

16、特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。平順性是現(xiàn)代高速、高效率汽車的一個主要性能,汽車平順性直接影響到人和車輛。汽車平順性的好壞直接影響到乘員的舒適性、工作效能和身體健康。因此懸架設計關系到汽車使用性能的優(yōu)劣，具有重要的理論和實際應用意義。 第二章 前、后懸架結構的選擇 獨立懸架的左右車輪不是用整體車橋相連接，而是通過懸架分別與車架（或車身）相連，每側車輪可獨立下下運動。 2.2獨立懸架結構形式及評價指標分析 根據(jù)懸架的結構形式分為兩類：獨立懸架與非獨立懸架。 與非獨立懸架相比，獨立懸架具有如下優(yōu)點： (1) 在懸架彈性元件一定的變形范圍內,兩側車輪可以單獨運動,互不

17、影響。在不平道路上行駛時可減少車架和車身的振動，而且有助于消除轉向輪不斷偏擺的不良現(xiàn)象。 (2) 獨立懸架的非簧載質量比非獨立懸架小。在道路條件和車速相同時，非簧載質量越小， 則懸架所受到的沖擊載荷也越小。故采用獨立懸架可以提高汽車的平均行駛速度。 (3) 獨立懸架剛度設計得較小，使車身振動頻率降低，以改善行駛平順性。 2.3前、后懸架結構方案 目前轎車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用獨立懸架；前輪用獨立懸架，后輪用非獨立懸架。 本次畢業(yè)設計要求是前后懸架均采用獨立懸架，因為獨立懸架具有如下優(yōu)點：簧下質量??；懸架占用的空間??；彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使

18、車身振動頻率降低，改善汽車的平順性；由于有可能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，有改善汽車行使穩(wěn)定性；左右車輪各自獨立運動，互不影響，可減小車身的傾斜和振動，同時在起伏的路面上能獲得良好的地面附著力。獨立懸架的缺點是結構復雜，成本較高，維修困難。 轎車的獨立懸架形式有麥克弗遜式懸架、燭式獨立懸架、雙橫臂獨立懸架等。雙橫臂式獨立懸架按其上、下橫臂的長短又可分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種。不等長雙橫臂式獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為高級轎車的前懸架所廣泛采用。 五連桿式獨立懸架系統(tǒng)可以進行操控和駕乘舒適性的獨立調校，從而將各自性能最大化。五連桿式獨立懸架具有卓越的操

19、縱性和更高的響應性，具有非凡的行駛平穩(wěn)性。同時與雙橫臂式前懸殊架性能相得益彰，為車輛提供了極佳的平順性。后懸架與乘客廂隔離，從而提供寧靜和平順的駕乘體驗。五連桿式獨立懸架的優(yōu)點如下： (1) 舒適性能是所有懸架中最好的； (2) 操控穩(wěn)定性好； (3) 適用于高級轎車。 因此本次畢業(yè)設計前懸架采用不等長雙橫臂式獨立懸架，后懸架采用五連桿式獨立懸架。 2.4輔助元件 2.4.1橫向穩(wěn)定器 通過減小懸架的垂直剛度c，能減低車身的振動固有頻率n，達到改善汽車平順性的目的。但因為懸架的側傾角剛度cφ和垂直剛度的之間c的正比的關系，所以減小垂直剛度c的同時使側傾角剛度減小，并使側傾角增加

20、，結果車廂中的成員會感到不舒服和降低了行車的安全感。解決這一矛盾的主要方法就是在汽車上安裝橫向穩(wěn)定器。有了橫向穩(wěn)定器，就可以做到在不增大懸架垂直剛度的前提下，增大懸架的側傾角剛度。 汽車轉彎是產(chǎn)生側傾力矩，使內外側車輪的負荷發(fā)生轉移且影響車輪側偏角剛度和車輪側偏角的變化。前后軸車輪負荷的轉移大小，主要取決于前后懸架的側傾角剛度值。當前后懸架側傾角剛度值大于后懸架的側傾角剛度值時，前軸的負荷大于后軸車輪的負荷轉移，并使前輪側傾角大于后輪的側傾角，以保證汽車具有不足轉向特性。在汽車懸架上設計橫向穩(wěn)定器，能增大前懸架的側傾角剛度。 2.4.2緩沖塊 緩沖塊通常由如圖2-1的橡膠制造。通過硫化將

21、橡膠與鋼板連為一體，再焊接在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定在車身上，起到限制懸架最大行程的作用。 有些汽車裝用的多孔聚氨脂做成。它兼由輔助彈性元件的作用。多孔聚氨脂是一種很高強度的和耐磨性能的復合材料。這種材料起泡時形成了致密的耐磨外層，它保護內部的發(fā)泡不受損失。由于在材料中有封閉的氣泡，在載荷下壓縮，但其外輪廓尺寸變化卻不大，這點與橡膠不同。所以在設計中，我選擇了多孔聚氨脂制成的緩沖塊。 圖2-1緩沖塊 第三章 技術參數(shù)確

22、定與計算 3.1自振頻率 由懸架剛度和懸架彈簧支承的質量（簧載質量）的決定的車身自然振動頻率（亦稱振動系統(tǒng)的固有頻率）是影響汽車行駛平順性的重要性能指標之一。人體所習慣的垂直振動頻率是步行時身體上下運動的頻率，約為1～1.6 Hz。車身自然振動頻率應當盡可能地處于或接近這一頻率范圍。設計的主要目的之一是確保汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。 根據(jù)力學分析，如果將汽車看成一個在彈性懸架上作單自由度振動的質量，則懸架系統(tǒng)的自然振動頻率（固有頻率）為 式中：g—重力加速度； f—懸架垂直變形（撓度）； M—懸架簧載質量； K（＝

23、Mg/f）—懸架剛度（不一定等于彈性元件的剛度）指使車輪中心相對于車架和車身向上移動的距離（即使懸架產(chǎn)生單位垂直壓縮變形）所需加于懸架上的垂直載荷。 由上式可見： 1)在懸架所受垂直載荷一定時，懸架剛度越小，則洗車自然振動頻率越低。 2)當懸架剛度一定時,簧載質量越大,則懸架垂直變形越大,而自然振動頻率越低。 前懸架的自振頻率： n=1.1Hz 后懸架的自振頻率： n=1.2Hz 3.2懸架剛度 根據(jù)懸架剛度公式可得：W=（K/m） W——懸架的角速度，W=2πf K——懸架的角剛度 M——簧上質量 即K=W2m 則 Ksu前 =（2πfl）2*

24、m1=(2π*1.1)2*1266=60413N/m Ksu后 =（2πf2）2*m2=（2π*1.2）2*1092=62016N/m 前、后懸架的實際剛度檢驗： 選擇前懸架參數(shù)：a=270mm n=420mm α=10 前懸架的實際剛度： 選擇后懸架參數(shù)：a=280mm n=440mm α=10 后懸架的實際剛度： 通過驗算，前、后懸架的實際剛度大于理論剛度。 3.3懸架靜撓度 懸架的靜撓度fc是汽車滿載靜止時懸架的載荷Fw與此時的懸架的剛度之比，即fc=Fw/c。 汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振

25、動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車的行使平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質量參數(shù)分配系數(shù)ε近視等于1，于是汽車前后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。對于剛度為常數(shù)的懸架，靜撓度fc完全由所選擇的自振頻率所決定：fc=g/（2πn）2 由上式可以知道，懸架的靜撓度fc直接影響車身的偏振n。因此，欲保證汽車的良好的行使平順性，必須正確的選擇懸架的靜撓度。在選擇前后懸架的靜撓度時，應使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc1小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角擺動。理論分析證明：若汽車以較高的車速駛過單個路障，n1/n2＜1時的車身縱向角振動要比n1/n2＞1時小， 故取值為：

26、 fc1=g/(2πnl)2=9.8/(2π*1.1)2=205mm fc2=g/(2πn2)2=9.8/(2π*1.2)2=173mm 轎車的靜撓度取值范圍如下：fc=100～300mm，所以我的選擇滿足條件。 3.4懸架動撓度 懸架的動撓度fd是指從懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對于車架的垂直位移。要求懸架有足夠大的撓度，以防止在壞路面上行使時經(jīng)常碰到緩沖塊。對于轎車懸架的動撓度fd可按下列范圍選?。?fd=（0.5～0.7）fc fd1=0.6*205=123mm fd2=0.6*173=104mm 動撓度與靜撓

27、度的總和為：fc1+fd1=205+123=328mm fc2+fd2=173+104=277mm 3.5懸架彈性特性曲線 理想的彈性特性是指懸架在鉛直的方向上受力F與變形f之間的關系。設懸架的剛度為C，則C=DF/df 當懸架所受的垂直方向上的載荷為F時，其自振頻率為n： n = 1/（2π）[(g*Df)/Fdf]1/2 理想的彈性特性是基于如下的假設的：在任何載荷下，懸架的自振頻率為常數(shù)，即（1/F）*（dF/df）=常數(shù)。此即為理想的彈性特性。這種理想狀態(tài)在實際中是很難實現(xiàn)的，在實際設計中，通過適當?shù)膹椥缘膹椥栽肀平匦裕η鬁p

28、小自振頻率隨懸架變化的幅度。在圖3-1中，當靜載荷為P0，Pk，Pc時，在靜載荷附近的懸架剛度為P0/Pc，Pk/Fc，Pc/Fc。此時懸架自振頻率全都是1/（2π）* (g/fc)1/2。當動載荷增到3～4倍靜載荷時，剛度的增加保證了撓度不超過fd。 圖 3-1懸架自振頻率 第四章 彈性元件的設計計算 螺旋彈簧廣泛地應用于獨立懸架，特別是前輪獨立懸架中。然而在有些轎車的后輪非獨立懸架中，其彈性元件也采用螺旋彈簧。螺旋彈簧與鋼板彈簧相比較，具有以下優(yōu)點： 1) 無需潤滑，不忌泥污； 2) 安置它所需的縱向空間不大； 3) 彈簧本身質量小。 螺旋彈簧本身

29、沒有減振作用，因此在螺旋彈簧懸架中必須另裝減振器。此外，螺旋彈簧只能承受垂直載荷，故必須裝設導向機構以傳遞垂直力以外的各種力和力矩。 4.1前懸架彈簧（雙橫臂式獨立懸架） 4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 在本次設計中前懸架彈性元件選擇螺旋彈簧。 前懸架單個彈簧剛度： 即 根據(jù)強度公式計算鋼絲直徑d： 式中 c—彈簧指數(shù)（旋繞比），c=Dm/d ，c取7； —曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)， —

30、前懸架的最大工作載荷 查表得許用應力[材料：碳素彈簧鋼絲] 彈簧中徑Dm： 取 4.1.2 彈簧圈數(shù) 彈簧的工作圈數(shù)： 彈簧總圈數(shù)： 4.2后懸架彈簧（多連桿獨立懸架） 4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式 在本次設計中后懸架彈性元件選擇螺旋彈簧。 根據(jù)強度公式計算鋼絲直徑d： C取7，取1.213 后懸架的最大工作載荷： 4.2.2彈簧圈數(shù) 彈簧的工作圈數(shù)： 彈簧總圈數(shù)： 第五章 懸架導向機構的設計 5.1導向機構設計要求 獨立懸架的導向機構承擔著懸

31、架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且決定了懸架跳動時車輪的運動軌跡和車輪定位角的變化。因此在設計獨立懸架的導向機構時，應使其滿足以下要求： (1) 當?shù)膫葍A中心和側傾軸線； (2) 形成恰當?shù)目v傾中心； (3) 各鉸接點處受力盡量小，減小橡膠元件的彈性變形，以保證導向精確； (4) 保證車輪定位參數(shù)及其隨車輪跳動的變化能滿足要求； (5) 具有足夠的疲勞強度和壽命。 5.2雙橫臂式獨立懸架示意圖 圖5－1雙橫臂式獨立懸架示意圖 5.3多連桿式獨立懸架示意圖 圖5－2多連桿式獨立懸架示意

32、圖 5.4雙橫臂軸線布置方式 橫向平面內上、下橫臂的布置方案 比較圖5－3 a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內的布置方案。 . 圖5－3 上、下橫臂在橫向平面內的布置方案 5.5導向機構的布置參數(shù) 5.5.1 側傾中心 雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由如圖5-5所示方式得出。將橫臂內外轉動點的連線延長，以便得到極點P，并同時獲得P點的高度。將P點與車輪接地點N連接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心W。當橫臂相互平行時(圖5-6)，P點位于無窮遠處。作出與其平行的通過N點的平行線，

33、同樣可獲得側傾中心W。 圖5-5 雙橫臂式懸架和縱橫臂式懸架的距離和P的計算法和圖解法 雙橫臂式獨立懸架的側傾中心的高度通過下式計算得出 式中 其中：δ=10度；β=0度； c+o=330mm； d=178mm； k=3786mm； rs=102mm； bv=800mm； 帶入hw可以求出： 5.5.2縱傾中心 在獨立懸架中前后側傾中心的連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行些。平行是為了使得曲線行使時前后軸的輪荷變化接近于相等，從而保證了中性轉向

34、特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許的范圍之內。 然而，前懸架的側傾中心的高度受到允許輪距變化限制幾乎不可能超過150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，由于前輪軸荷大，且為驅動橋，故盡可能使前輪輪荷變化小。因而，獨立懸架的側傾中心高度為：前后懸架0～150mm。 設計時首先要確定前懸架的側傾中心高度，然而確定后懸架的側傾中性的高度。當后懸架用獨立懸架時，其側傾中心的高度要大一些。 第六章 減振器設計 6.1減振器概述 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減振器。液力減振器的工

35、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作往復的運動時，減振器殼底內的油液便反復的通過一些窄小的空隙流入另一內腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化成為熱能被油液和減振器殼所吸引，然后散到大氣中。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。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。 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致減振器連接零件及車架的損壞。為

36、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.再懸架的壓縮行程內，減振器的阻尼力應該小，以充分利用彈性元件來緩和沖擊。 2.在懸架的伸張行程內，減振器的阻尼力應該大，以要求迅速的減振。 3.當車橋與車架的相對速度較大時，減振器能自動加大液流通道的面積，使阻尼力始終保持在一定的限度之內，以避免承受過大的沖擊載荷。 6.2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。減振器按作用方式不同，可分為單向作用減振器和雙向作用減振器。在壓縮和伸張行程都能起作用的減振器車稱為雙向作用減振器；僅在伸張行程起作用的叫單向作用減振器。 與雙筒式減振器相比，單

37、筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點： (1) 工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效果好； (2) 在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓； (3) 在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果； (4) 由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。 因此本次設計采用單筒充氣液力式減振器。 6.3減振器主要性能參數(shù) 6.3.1相對阻尼系數(shù) 減振器的性能通常用阻力-速度特性圖表示。如下（圖6-1）所示。該圖具有如下的特點：阻力-速度特性由四段近似的直線線段組成，其中的壓縮行程和伸張行程的阻力——速度各

38、占兩段；各段特性的指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指當卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常的壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=Fy/Vy與伸張行程的阻尼系數(shù)δs=Fs/Vs不等。 圖6-1減振器特性 （a）阻力——位移特性 （b）阻力——速度特性 汽車懸架有阻尼后，簧上質量的振動是周期衰減的振動，用相對阻尼系數(shù)φ來表示評定振動衰減的快慢程度。φ的表達方式為： φ=δ/[2（Kms）1/2] 式中 K——懸架系統(tǒng)的垂直剛度； ——簧上質量； 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和不同的簧載質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生

39、不同的阻尼效果。φ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的阻尼系數(shù)φy取的小些，將伸張行程時的阻尼系數(shù)φs取的大些。兩者之間的保持φy=（0.25～0.50）φs的關系。 設計時，先取φy與φs的平均值φ。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取φ=0.25～0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，φs＞0.3；為了避免懸架碰撞車架，取φy=0.5φs。本次設計取φs取0.4。 對于我選用的前懸架φ前=0.2； 后懸架φ后=0.2； 6.3.2減振器阻尼系數(shù) 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，減振器如下

40、（圖6-2）所示，安裝時，其阻尼系數(shù)δ為： 前懸架的單個減振器阻尼系數(shù)： 后懸架的單個減振器阻尼系數(shù)： 圖6-2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。 6.4最大卸荷力 為減小傳到車身上的沖擊，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。在減振器安裝如圖所示時， Vx=Acosα 式中：A——車身振幅，取40mm；

41、W——為懸架系統(tǒng)的固有頻率； Vx為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s，本次設計Vx取0.30m/s。 如已知伸張時的阻尼系數(shù)δs，在伸張行程的最大卸荷力F0=δs*Vs。 前懸架的單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)： 后懸架的單個減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)： 前懸架單個減振器的最大卸荷力： 后懸架單個減振器的最大卸荷力： 6.5筒式減振器主要尺寸 6.5.1筒式減振器工作直徑 根據(jù)伸張行程時的最大卸荷力和缸內最大壓力強度來計算工作缸的直徑： 式中：[p]—工作缸內最大允許壓力，取3～4Mpa； λ—

42、為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式取λ為0.30～0.35Mpa 本次設計 [p]＝3Mpa λ＝0.35 前懸架減振器工作缸直徑： 后懸架減振器工作缸直徑： 6.5.2油筒直徑 貯油筒直徑Dc=（1.35～1.50）D，壁厚取2mm。 前貯油筒直徑 后貯油筒直徑 前后的貯油筒的材料為20鋼 第七章 向穩(wěn)定桿設計 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，從而使汽車的側傾角剛度值也很小，結果使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車行使的穩(wěn)定

43、性。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傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。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。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處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，恰當?shù)剡x擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向特性。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。若只在后懸架中安裝，則會使汽車趨于過多轉向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：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

44、車的行駛平順性。 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。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。 前懸架的側傾角剛度為： 后懸架的側傾角剛度為： 由 當角剛度給定時，可求得所需要的穩(wěn)定桿直徑d： 式中： E—材料的彈性模量，E=2.06105MPa； L—橫向穩(wěn)定桿兩端點間的距離； 所以本次設計橫向穩(wěn)定桿d＝30mm。 第八章 平順性分析 8.1平順

45、性概念 汽車平順性是現(xiàn)代高速、高效率汽車的一個主要性能指標。它是指汽車在行駛過程中保持乘員所處的振動環(huán)境具有一定舒適性的性能，對于載貨汽車還包括保持貨物完好的性能。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。 要進行汽車懸架的平順性分析與優(yōu)化，就必須建立汽車的平順性模型并進行頻響特性求解。汽車是一個復雜的多自由度非線性系統(tǒng)，從理論上講建立的模型自由度越多就越接近汽車的實際情況，但實際情況并非這樣，因為自由度增多需要確定的參數(shù)也隨之增多，而確定較多的參數(shù)困難也增大，并且參數(shù)越多誤差

46、也越大。因此自由度數(shù)目應根據(jù)實際情況而定，本設計選取比較典型的模型——二自由度進行分析 MATLAB是一套功能非常強大的商業(yè)數(shù)學軟件，從信號處理，語音處理，數(shù)據(jù)采集，數(shù)值運算，圖像處理，到電子仿真，金融分析等等，幾乎在各個工業(yè)領域，他都已經(jīng)得到了廣泛應用，同時也取得了巨大的成功。 8.2汽車的等效振動分析 建立建立具有代表性的二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型，如圖所示 圖8-1 二自汽車振動系統(tǒng)動力學模型 根據(jù)力學定理，上圖所示系統(tǒng)的振動微分方程： 解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率：

47、 式中，，。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)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質量所決定的頻率。 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。 令，，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運動的影響取決于和的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比ζ的數(shù)值通常

48、在0.25左右，屬于小阻尼，此時微分方程的通解為 8.3車身加速度的幅頻特性 對該車懸架進行平順性分析，在車輪和車身垂直方向上建立兩自由度的平順性分析模型。 根據(jù)公式 其中，為剛度比，為質量比； 8.4車身振動相應均方根值 當確定了路面不平度系數(shù)和車速u之后，可計算路面速度功率譜密度，并求出振動相應量、Fd/G、f對的幅頻特性，然后就可以求出響應量的功率譜密度。由于這三個振動響應量地均值為零，所以這幾個量的統(tǒng)計特征值—方差等于均方值，此值可由功率譜密度對頻率積分求得。 一般難以用解析的方法直接進行積分，在工程上采用數(shù)值積分的方法

49、。等間隔取N個離散頻率值，頻帶寬度為 n=(1,2,3,…….,n) 編入程序： for i=1:1500 n=i/10; f(i)=n/(2*pi); N=1.1*2*pi; b=10; c=22.6; d=0.3; e=n/N; a=[(1-(n/N)^2)*(1+b-(1/c)*(n/N)^2)-1]^2+4*d^2*(n/N)^2*[b-(1/c+1)*(n/N)^2]^2; Z(i)=n*b*[(1+4*d^2*e^2)/a]^(1/2); z1(i)=Z(i)^2; end plot(f,Z) xlabe

50、l(f/Hz)) ylabel(H(w)) grid ccc=mean(z1)*80*256*10^(-6)*(2*pi*0.1)^2 figure 輸出結果為0.2737 輸出圖形為： 圖8－2車身加速度的幅頻特性 8.5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)(質量、轉動慣量等)產(chǎn)生變化和破壞。這些參數(shù)是根據(jù)各種不同使用要求的車輛設計的,在使用時要保證不破壞這些參數(shù)。例如懸

51、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；減震器漏油等于減小了懸架系統(tǒng)的阻尼等。 8.5.1結構參數(shù)對平順性的影響 對平順性影響最為顯著的三個懸架特性參數(shù)為：懸架的彈性、阻尼特性以及非懸掛質量。 1. 懸架的彈性特性和工作行程 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)ε=1，即前、后橋上方車身部分的集中質量的垂向振動是相互獨立的，并用偏頻表示自由振動頻率。偏頻越小，則汽車的平順性越好。 為了得到良好的平順性，應當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形也大，對于一般轎車而言，懸架總的工作行程即靜撓度與動撓度之和應當不小于160mm。 為了同時滿足在設計載荷位置

52、附近的低剛度和有限的懸架工作行程的要求，懸架往往設計成具有非線性的彈性特性。一般是靠增加上下行程限位緩沖塊或輔助彈簧以增加行程端點附近的剛度。 汽車的軸荷隨整車裝載質量不同而變化，尤其對于載貨汽車的后懸架，空載時的軸荷相差甚遠。如果在預期的載荷變化范圍之內懸架具有定剛度，即懸架的彈性特性是線性的，則可能滿載時滿足偏頻要求而空載時偏頻過大使平順性降低，或者是空載時滿足偏頻要求而滿載時動撓度過小，使行駛過程中頻繁撞擊限位塊。為了解決這一矛盾，大客車的懸架與載貨汽車的后懸架應該具有非線性的彈性特性。具有理想彈性特性的懸架，在任意載荷狀況下，系統(tǒng)的固有振動頻率都保持不變。 2. 阻尼特性 當汽車

53、懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車懸掛質量的振動將會延續(xù)很長時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。對于選定的懸架剛度，只有恰當?shù)剡x擇阻尼力才能充分發(fā)揮懸架的緩沖減振作用。 現(xiàn)代汽車懸架都裝有專門的減振裝置，即減振器，其減振的阻尼力F可用下式表達： 式中 k——減振器阻尼系數(shù)； v——減振器活塞相對缸筒的運動速度； i——常數(shù)，通常減振器在卸荷閥打開前，i＝1。 當F與v成線性關系時，減振器則有線性的阻力——速度特性。減振器的另一種常用阻力——位移特性，它表示減振器在壓縮和伸張行程中的阻力變化性能，在專門的減振器試驗臺上測得。 對于一個帶有線性阻尼減振器的懸架系統(tǒng)

54、或彈簧—質量—阻尼系統(tǒng)，可用相對阻尼比ζ來評價阻尼的大小或振動衰減的快慢程度。 相對阻尼比可表達為： 式中 ——彈簧剛度； ——懸掛部分的質量。 上式表明，減振器的阻尼作用除與其阻尼系數(shù)k有關外，也與懸架剛度及懸掛質量有關。不同剛度和不同質量的懸架系統(tǒng)匹配時會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 3. 非懸掛質量 根據(jù)是否由懸架彈簧支撐，汽車的總質量可以分為懸掛質量和非懸掛質量兩部分。非懸掛質量即非簧載質量，例如車輪和轉向節(jié)的質量，在非獨立懸架中還包括連接左右車輪的從動橋的整個剛性梁，或非斷開式驅動橋的整個橋的質量，它包括主減速器、差速器以及半軸的質量，還有傳動軸的部分質量。此外，還應包

55、括車輪或車橋與車身或車架之間各連接件質量的一半，比如導向機構的擺臂、彈簧、減振器、橫向推力桿、轉向橫拉桿等。裝有獨立懸架的斷開式驅動橋的擺動半軸與等速萬向節(jié)相連的外端秤重也屬于非懸掛部分。 為了獲得良好的平順性和操縱穩(wěn)定性，非懸掛質量應當盡量小。一般而言，對于轎車的非驅動橋，其非懸掛質量約在50～90kg之間，采用獨立懸架時約為下限，采用非獨立懸架時約為上限，采用復合縱臂式后支持橋懸架時約為中間值。對于轎車驅動橋，采用獨立懸架的非懸掛質量約為60～100kg，而非獨立懸架由于帶有主減速器、差速器和剛體橋殼，非懸掛質量可達100～140kg。 4. 輪胎 輪胎對行駛平順性的影響取決于輪胎的

56、徑向剛度，輪胎的展平能力以及輪胎內摩擦所引起的阻尼作用。減少輪胎徑向剛度，可使懸架換算剛度減小10%～15%。當汽車行駛于不平道路時，由于輪胎的彈性作用，輪胎位移曲線較道路斷面輪廓要圓滑平整，其長度較道路坎坷不平處的實際長度大，而曲線的高度則較道路不平的實際高度小，即所謂的輪胎展平能力。它可使汽車在高頻的共振振動減小。由于輪胎內摩擦所引起的阻尼作用，對于轎車輪胎的相對阻尼系數(shù)可達0.05～0.106。 為了提高汽車行駛平順性，輪胎徑向剛度應盡可能減小。在采用足夠軟的懸架的情況下，在相當大的行駛速度范圍內，低頻共振的可能性完全可以消除。但輪胎剛度過低，會增加車輪的側向偏離，影響穩(wěn)定性，同時，還

57、使?jié)L動阻力增加，輪胎壽命降低。 8.5.2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。路面越惡劣，行駛速度越高，車體加速度均方根值越大。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。路面的激勵頻率由路面譜的頻率分量和車速決定，因此對應一定的路面必有某一引起車體共振的車速，行駛時應遠離共振車速。 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。

58、 第九章 總 結 本次設計是以實車為研究對象，對高級轎車克萊斯勒300C懸架系統(tǒng)進行設計和平順性分析。 通過查閱相關的資料確定了切實可行的方案：前懸架為不等長雙橫臂式獨立懸架，不等長雙橫臂式獨立懸殊架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為高級轎車的前懸架所廣泛采用。后懸架為五連桿式獨立懸架，五連桿式獨立懸架系統(tǒng)可以進行操控和駕乘舒適性的獨立調校，從而將各自性能最大化。五連桿式獨立懸架具有卓越的操縱性和更高的響應性，具有非凡的行駛平穩(wěn)性。同時與雙橫臂式前懸殊架性能相得益彰，為車輛提供了極佳的平順性。彈性元件選擇螺旋彈簧，現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架中應用螺旋

59、彈簧相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘坐舒適性和懸架導向機構在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力。減振器為單筒充氣液力式減振器，工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效果好，在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果；前懸架安裝橫向穩(wěn)定桿，對于現(xiàn)代轎車，由于彈簧剛度低，會使汽車的側傾角風度變小，使汽車轉彎時輻射側傾嚴重影響了汽車行駛穩(wěn)定性。因此現(xiàn)代轎車上都安裝橫向穩(wěn)定桿。 懸架主要參數(shù)的計算：有懸架固有頻率、靜撓度、動撓度、懸架剛度、懸架彈性特性、彈性元件剛度、減振器的阻尼系數(shù)及缸徑、橫向穩(wěn)定桿尺寸等。 參數(shù)確定以后繪制懸架系統(tǒng)的裝配圖及零件圖，通過畫圖了解了實際與

60、理論上的區(qū)別，以及如何將自己的設計理念表達在圖紙上。更加熟練的使用CAXA繪圖軟件，以及應用MATLAB進行平順性分析。 本次設計克萊斯勒300C轎車懸架系統(tǒng)的設計結構合理，完成了任務量，達到了預期的設計目標。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001. [2] 余志生.汽車理論.吉林：機械工業(yè)出版社，2001.6. [3] 陳家瑞.汽車構造（第五版）.北京：人民交通出版社，2006. [4]龔微寒.汽車現(xiàn)代設計制造.北京：人民交通出版社，1995. [5] 王樹偉.MATLAB6.5輔助圖象處理.北京：電子工業(yè)出

61、版社，2003. [6] 高樹新.汽車行駛平順性評價方法述評.北京:北京總后汽車試驗場，2001.3. [7] 容一鳴.車輛隨機輸入的動態(tài)仿真和試驗研究.汽車工程，2001年第3卷 第5期. [8] 王國權.車輛平順性的虛擬現(xiàn)實仿真技術.COMPUTER SIMULATION，2004年第7期.　 [9] 李佩林.汽車舒適性評價方法的研究.湖南：南昌工程學院，2004. [10] (德)M.米奇克.汽車動力學.北京：人民交通出版社，1997. [11] 毛恩榮，張紅，宋正河.車輛人機工程學第2版.北京理工大學出版社，2007. [12] 張金柱.懸架系統(tǒng).北京：化學工業(yè)出版社，2

62、005. [13] 杜子學.基于乘用車型平順性分析的新指標.西南交通大學學報，2000. [14] (德)約森.賴姆佩爾 著.王瑄 譯.懸架元件及底盤力學.長春：吉林科學技術出版社，1992. [15]賴維鐵.人機工程學.武漢:華中工學院出版社，1983. [16]齊志鵬.汽車懸架和轉向系統(tǒng)結構原理與維修.北京：東北大學出版社，2002. [17]莊繼德.汽車輪胎學.北京:北京理工大學出版社，1996. [18]嵇偉.新型汽車懸架與車輪定位.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [19] ISO/DIS 2631-1-1994，Mechanical Vibration and s

63、hock-Evaluation of Human Exposure to Whole-body Vibration. [20] Joseph Constance.DEMA:Learning to Design for Manufacture and Assembly. Mech .Eng.,1992. 致 謝 四年前我充滿了崇敬的心情來到了遼寧工業(yè)大學，四年里親身的體驗讓我更增加了對這所學校的熱愛。在這里，我開闊了見識，增長了知識，鍛煉了能力。我感謝遼寧工業(yè)大學為我們提供了學習和生活的良好環(huán)境。 本次畢業(yè)設計是在張立軍老師的悉心指導下完成的。從畢業(yè)設計資料準備、開題

64、、中期檢查直至最后的審閱，張老師都一直都耐心的一變又一變的檢查。他態(tài)度和藹，知識淵博，治學嚴謹，靈活的思維方式，耐心細致的言傳身教深深感染激勵著我，將使我終身受益。無論在學業(yè)上還是在生活上都給予我極大的關心和幫助，使我信心十足的面對挑戰(zhàn)，這將對我日后的學習和研究工作產(chǎn)生深遠的影響，在此向張老師致以最衷心的感謝。 經(jīng)過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，在本設計完成之際，我要對多年幫助我的老師、同學和朋友表示忠心的感謝，是他們的關心和幫助給了我很大的動力，讓我更加順利的完成這次設計。 作為一個即將大學畢業(yè)的學生，能力和水平都很有限，設計上還不夠完善，難免有的地方會出現(xiàn)疏漏、欠妥甚至錯

65、誤，還請各位答辯老師多加指正，衷心的感謝你們。 附 錄Ⅰ 外文翻譯 Multi-link independent suspension Multi-link suspension by the (3-5) KAN-bar combination control wheel changes in the location of the suspension. Multi-link can wheel around the longitudinal axis line with the vehicle into the angle of

66、 the axis of swing, arm and the vertical arm of the compromise, the proper choice Baibi axis and the vertical axis of the vehicle into the angle , To varying degrees can be obtained arm and vertical arm suspension of the advantages of the use to meet different performance requirements. Multi-link suspension of the main advantages are: beating the wheel when the beam and the former Lunju little change, regardless of the vehicle is driven, braking by the driver can be the intention to car