毕业论文-奇瑞微型汽车悬架系统设计

摘要随着汽车工业的发展，人们对汽车乘座舒适性和安全性的要求逐渐提高，因此对汽车悬架系统和减震器也提出了更高的要求。这次设计的微型汽车的悬架系统是有实际意义的。本次设计的主要内容是奇瑞微型汽车的前、后悬架系统的结构设计。其前后悬架均采用目前比较流行的麦弗逊式独立悬架，减震器为液力双向作用筒式减震器。本说明书还包括前、后悬架性能和结构特点的介绍，悬架参数的确定，减震器设计及计算过程，螺旋弹簧设计及设计过程，悬架刚度和挠度的计算以及各零部件包括连接处的选择。并用MATLAB软件编程平顺性的分析，论证了该系统设计方案的正确性和可行性。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、相对动载幅频特性曲线、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。因此，这次设计的悬架系统具有良好的行使平顺性。关键词悬架系统；减震器；螺旋弹簧；导向机构；平顺性ABSTRACTWITHTHEDEVELOPMENTOFTHEAUTOMOBILEINDUSTRY,PEOPLEHAVEBEENPROMOTINGTHEREQUIREMENTFORTHESAFETYANDRIDECOMFORTOFVEHICLESASARESULTTHEREISABIGDEMANDONTHESUSPENSIONANDTHESHOCKABSORBERSYSTEMTHEDESIGNOFTHEMINICARSUSPENSIONSYSTEMISAPRACTICALSENSETHEPROJECTMAINLYINCLUDESTHEDESIGNSOFTHEFRONTANDREARSUSPENSIONSYSTEMOFTHECHERYAUTOMOBILESTHEINDEPENDENTMCPHERSONSUSPENSIONINCOMMONUSEISADOPTEDINBOTHTHEFRONTANDTHEREARSUSPENSIONSYSTEMTHESHOCKABSORBERWITHTWODIRECTIONHYDRAULICCYLINDERISAPPLIEDHERETHISPAPERSINTRODUCEDTHESTRUCTURECHARACTERISTICSOFTHEFRONTANDREARSUSPENSION,DETERMINEDTHESUSPENSIONPARAMETERS,DESIGNEDANDCALCULATEDTHESHOCKABSORBERSANDCOILSPRING,ETCFURTHERMORE,APROGRAMFORRIDEPERFORMANCECOMPUTATIONISCOMPILEDBYUSINGMATLABSOFTWAREINTHESUSPENSIONANALYSISOFTHESAMPLECAR,AMODELWITHTWODEGREEOFFREEDOMSISESTABLISHEDSOMECURVESFORRIDEQUALITYANALYSISARECARRIEDOUTFROMTHECALCULATEDCURVES,SOMETOPICSONHOWTHESUSPENSIONPARAMETERSEFFECTONTHERIDECOMFORTAREDISCUSSEDTHEREFORE,ACONCLUSIONCANBEDRAWNTHATTHECURRENTDESIGNEDSUSPENSIONSYSTEMHASAGOODRIDEPERFORMANCEKEYWORDSSUSPENSIONSYSTEMSHOCKABSORBERCOILSPRINGGUIDANCEMECHANISMRIDEPERFORMANCE目录第1章绪论111悬架简介112设计要求2第2章前、后悬架结构的选择321独立悬架结构特点322独立悬架结构形式分析323辅助元件4第3章技术参数确定与计算531主要技术参数532悬架性能参数确定533悬架静挠度634悬架动挠度635悬架弹性特性曲线6第4章弹性元件的设计计算741前悬架弹簧742后悬架弹簧8第5章悬架导向机构的设计1051导向机构设计要求1052麦弗逊独立悬架示意图1053导向机构受力分析1154横臂轴线布置方式1355导向机构的布置参数13第6章减振器设计1461减振器概述1462减振器分类1463减振器参数选取1564减振器阻尼系数1565最大卸荷力1666筒式减振器主要尺寸16第7章横向稳定杆设计1871横向稳定杆参数确定18第8章平顺性分析2081平顺性概念2082汽车的等效振动分析2083车身加速度的幅频特性2284相对动载的幅频特性2385悬架动挠度的幅频特性2486影响平顺性的因素26第9章结论27参考文献28致谢29附录30附录II39第1章绪论11悬架简介汽车悬架是车架与车轴之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架，缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。现代汽车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性等之外，目前正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须进行相应的改进。舒适性是汽车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求首先，悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可能性，有足够的刚度、强度和寿命。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。12设计要求（1）完成前悬架系统设计；（2）完成后悬架系统设计；（3）对整车进行平顺性分析；（4）提出前后悬架匹配方面的改进方案。（5）有良好的隔音能力；（6）结构紧凑、占用空间尺寸要小；（7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求簧上质量与弹性元件组成的振系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理，对于轿车，要求前悬架的固有频率略低于后悬架的固有频率，还要尽量避免悬架撞击车架（或车身）。汽车在不平路面行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。阻尼值取大，能使振动迅速衰减，但会把路面较大的冲击传递到车身，阻尼值取小，振动衰减慢，受冲击后振动持续时间长，使乘客感到不舒服。为充分发挥弹簧在压缩行程中作用，常把压缩行程的阻尼比设计得比伸张行程小。利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅减小，直至振动停止。适当地选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。第2章前、后悬架结构的选择21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、右车轮独自运动互不影响，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，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和部分质量不大的商用车上。22独立悬架结构形式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。如图1所示为双横臂式独立悬架。双横臂式独立悬架按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种悬架。等长双横臂式悬架在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大与单横臂式相类似，造成轮胎磨损严重，现已很少用。对于不等长双横臂式悬架，只要适当选择、优化上下横臂的长度，并通过合理的布置、就可以使轮距及前轮定位参数变化均在可接受的限定范围内保证汽车具有良好的行驶稳定性。麦弗逊独立悬架特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦克弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与烛式悬架正好相反。这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。麦弗逊悬挂通常由两个基本部分组成支柱式减震器和A字型托臂。之所以叫减震器支柱是因为它除了减震还有支撑整个车身的作用，他的结构很紧凑，把减震器和减震弹簧集成在一起，组成一个可以上下运动的滑柱；下托臂通常是A字型的设计，用于给车轮提供部分横向支撑力，以及承受全部的前后方向应力。整个车体的重量和汽车在运动时车轮承受的所有冲击就靠这两个部件承担。所以麦弗逊的一个最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是悬挂重量轻和占用空间小。图22麦弗逊独立悬架23辅助元件231横向稳定器近代汽车的悬架一般都很软，在高速行驶中转向时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。为了减少这种横向倾斜，往往在悬架中添置横向稳定器来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥作用。它除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，也有助于使汽车获得所需要的不足转向。232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基础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3章技术参数确定与计算31主要技术参数整车的基本参数见表轴距（MM）2600前轮（MM）1380尺寸参数轮距后轮（MM）1360前轴（KG）660空载后轴（KG）630前轴（KG）780质量参数轴荷分配满载后轴（KG）885非簧载质量前悬非簧载质量为55KG后悬非簧载质量为85KG簧载质量（满载）前簧载质量满载轴荷质量非簧载质量78055725KG后簧载质量满载轴荷质量非簧载质量88585800KG32悬架性能参数确定1）自振频率（固有频率）选取对发动机排量在16L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在100145HZ，后悬架则要求在117158HZ。原则上，乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，要求满载前悬架偏频在080115HZ，后悬架则要求在170217HZ。因此取前悬架偏频N12HZ后悬架偏频N125HZ2悬架刚度前后悬架刚度分别为21,CMNMNC4173275434219880233悬架静挠度推导出与由CMGFCNMGFCC2前悬架静挠度MF18374/9511后悬架静挠度C592806/12F符合2907CCF式中汽车静止时悬架上的载荷WF重力加速度G8192SCMG前、后悬架的静挠度和应当接近，并使后悬架静挠度比前悬架的静1CF22CF挠度小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。1CF34悬架动挠度为了防止在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还必须具备足够的动挠度。DF前、后悬架的动挠度常按其相应的静挠度来选取，对于轿车取。DFCM97因此取CMFD835悬架弹性特性曲线图31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额定载荷第4章弹性元件的设计计算41前悬架弹簧1）弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径钢丝直径MD95MD10结构形式端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为查机械设计手册得MNSI260MPA58则PA598132）弹簧圈数由前知MFC81单侧螺旋弹簧所受轴向载荷为NP3547892COS536OS其中M前悬架单侧簧载质量（）KG前悬架减振器安装角（）螺旋弹簧在下的变形为F1802COS180COSF螺旋弹簧的刚度MNFPC67/3547由IDGDFM4得弹簧工作圈数261870281028734034SI取，又弹簧总圈数与有效圈数关系为NIIN则弹簧总圈数3）弹簧完全并紧时的高度弹簧总圈数与有效圈数以及弹簧完全并紧时的高度间的关系如下ISHMTNDHS96102912010则FCS3783取弹簧总高度M44）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为28DPCK又102DDCM1406541046544CK则MPAPAP89728337882式中曲度系数弹簧指数C42后悬架弹簧1）弹簧中径、钢丝直径、及结构形式定弹簧中径钢丝直径MD120MD12结构形式端部并紧、不磨平、支撑圈为1圈所选用的材料为查机械设计手册得MNSI6MPA58则PA598302）弹簧圈数由前知MFC12单侧螺旋弹簧所受轴向载荷为NP391785COS40OS其中后悬架单侧簧载质量（）MKG后悬架减振器安装角（）螺旋弹簧在下的变形为F5910COS5910COSF螺旋弹簧的刚度MNFPC24635/37由IDGDFMS48得弹簧工作圈数7624351081054034SMI取，7又弹簧总圈数与有效圈数关系为NIIN则弹簧总圈数93）弹簧完全并紧时的高度弹簧总圈数与有效圈数以及弹簧完全并紧时的高度间的关系如下ISHMTNDHS1036912010则FCS34853取弹簧总高度MH3504）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为28DPCK又10DM14065410465414C则MPAPADP8733978822式中曲度系数K弹簧指数C第5章悬架导向机构的设计51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M04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G40角不大于，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。764）汽车制动时，应使车身有抗前俯作用，加速时有抗后仰作用。52麦弗逊独立悬架示意图图51麦弗逊式独立悬架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（1）轮距、外倾角的变化比稍小；（2）拉杆布置可在某种程度上进行调整。4侧摆刚度很高、不需稳定器；5操纵稳定性（1）横向刚度高；（2）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。53导向机构受力分析作用到导向套上的力3F前轮上的静载荷1减去前轴簧下质量的21弹簧轴向力6弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离A图52麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图A分析如图52所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知。13CDBAF横向力越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力越大（为摩擦系数），这3FF3F对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小，要求尺寸越大越好，或者减小尺寸。增3FCA大使悬架占用空间增大，在布置上有困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，DC可达到减小的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件A下，常将图中的点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸的目的，又可以获得较GA小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动点后的主销轴线不再与减振器G轴线重合。图53麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图B为了发挥弹簧减小横向力的作用，有时还将弹簧下端布置靠近车轮，从而造成3F弹簧轴线及减振器轴线成一角度。这就是麦弗逊式独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。54横臂轴线布置方式麦弗逊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后方时，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，在设计麦弗逊式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮后方。第6章减振器设计61减振器概述为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行使平顺性，在大多数汽车的悬架系统内部装有减振器。在麦弗逊悬架中，减振器与弹性元件是串联安装。汽车悬架系统中广泛的采用液力减振器。液力减振器的工作原理是，当车架和车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒内作往复运动时，减振器壳底内的油液便反复的通过一些狭小的空隙流入另一内腔。此时孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减振器壳体所吸收，然后释放到大气中。减振器的阻尼力的大小随车架和车桥相对速度的增减而增减，并且与油液的黏度有关。要求油液的黏度受温度变化的影响近可能的小，且具有抗氧化抗汽化性及对各种金属和非金属零件不起腐蚀作用等性能。减振器的阻尼力越大，振动消除的越快，但却使串联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架的损坏。为解决弹性元件与减振器之间的这一矛盾，对减振器提出如下的要求1）在悬架的压缩行程内，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击；2）在悬架的伸张行程内，减振器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振；3）当车桥与车架的相对速度较大时，减振器能自动加大液流通道的面积，使阻尼力始终保持在一定的限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。62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较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变201MPA化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为，但是因为工作性52MPA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。63减振器参数选取通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程的相对阻尼系Y数取得大些。两者之间保持的关系SSY5021设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取YS；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行使路面条件较差3502的汽车，值应取大些，一般取；为避免悬架碰撞车架，取3SSY50对于本设计选用的悬架，取0前250后64减振器阻尼系数减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上CM2MCW。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器MW2如图62安装时，减振器阻尼系数为2COS所以11前2COS437530（单边）242COSWM后5COS1438052（单边）29图62减振器安装位置在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角，会影响减振器阻尼系数的变化。65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达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装如图72所示时，XVCOSAWVX式中车身振幅，取M40悬架系统的固有频率W为卸荷速度,一般为XS315SMAV290CO42COS1前W815042后、均符合要求前X后如已知伸张时的阻尼系数,在伸张行程的最大卸荷力SXSVF0则NVFXS06932310前前前78后后后66筒式减振器主要尺寸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1420PFD式中P工作缸内最大允许压力,取MPA43连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取50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194TQC直径有等几种。DM650320、所以筒式减振器工作直径可取DMPF5204715346901420前前取MD3前MPFD419705314814220后后取M后2）油筒直径贮油筒直径，壁厚取，材料可取钢DC5013M220前贮油筒直径取453前MDC45前后贮油筒直径取后后连杆直径的选择；D前D1后第7章横向稳定杆设计71横向稳定杆参数确定当用于独立悬架时，横向稳定器侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度BC之间的换算关系可如下求出设汽车左右车轮接地点处分别作用大小相等，WC方向向反的垂向力微量D，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为D，相WFWF应的横向稳定杆部受到的垂向力和位移分别为D和D，由于此时要考察的是BFBF稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有D与D所作的功相等，WFB即DDDDWFBFF而作用在杆上的弯矩和转角分别为DDLBMD2D/LFL横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度D/DBCMB21BFF2L同理可知车轮的等效角刚度WFBB为车轮轮距由此可得BCW2FL由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角会较小1530当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用时，其端点的位移F可用材料力学的办法求出，具体为F423231CBLALLEIE材料的弹性模量，E206MPA50I稳定杆的截面惯性矩，I64DMD稳定杆的直径，MMP端点作用力，NF端点位移，MM由上式可知横向稳定杆的角刚度3EI/2BC21FPL242231CBLALL当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径DD20MM4231238CLBALEB还应满足转应力不超过700MPA615MPAMPDKPL70632曲度系数，4C1/4C40615/CC弹簧指数，C（2RD）/D横向稳定器其他参数L1040MM，A220MM，B120MM,L800MM，其中L横向稳定杆两端点的距离L横向稳定杆中部长度A两端纵向部分的长度B横向稳定杆与车身支点距离第8章平顺性分析81平顺性概念汽车行使时，由路面不平以及发动机、传动系和车轮等旋转部件激发汽车的振动。通常，路面不平是汽车振动的基本输入。汽车的平顺性主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之内。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。82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。本设计采用汽车振动系统模型。如图81。41图81汽车振动系统模型41根据力学定理，可列出图71所示系统的振动微分方程0SZKSCZMQKSMTT式中，为簧载质量；M725KG为非簧载质量；M为左右两侧悬架的合成刚度；K43502MN为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数；C7S为左右两侧悬架的合成轮胎刚度；T为簧载质量的垂直位移；Z为簧载质量的垂直位移；SM为路面不平度赋值函数，即路面不平度对汽车的实际激励。Q解式（1）可得该系统振动的两个主频率MMKTTT20202141TTT2式中，。由上式可知，汽车振动存在两个主频和，它MK0KTT212们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，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01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0T2TKM定的频率。T方程的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解0SZKSCZM之和组成。令，则齐次方程为B22002ZB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，0B0MKCB20汽车悬架系统阻尼比的数值通常在025左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为SIN20ATBAEZT83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HZF10,99502、况下的幅频特性曲线。由四个参数可按下式确定车轮部分的固有频率、F和阻尼比TFT41020FMKFTTCTT（一阶阻尼比）371T（二阶阻尼比）4282车身加速度的幅频特性曲线图图82双质量系统，车轮部分的具体参数为，410TF3721T742T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TFTF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，取比较合适。40284相对动载的幅频特性车轮动载，频率响应函数1QZKFTDGMKQZGFJHTDQD11将代入上式，得NAZTT21231GKQFTTD21241GQGD式中KCJA1KCJM2图83的参数采用与图82所示双质量系统同样的参数。相对动载的幅频特性曲线在低频共振区，与车身加速度的幅频特性曲线趋势不同，；在高频共振0FTF区，阻尼比对相对动载的幅频特性曲线的峰值影响很大；在之间的幅频，阻尼TF0比越大幅频就越大；在之后，相对动载幅频特性曲线按一定斜率衰减，越大幅TF频衰减越快。综合考虑，取比较合适。402图83相对动载的幅频特性曲线图85悬架动挠度的幅频特性图84限位行程的示意图DF由图74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，否则会增加行驶中撞击限位的概率，DFDFDF使平顺性变坏。频率响应函数为QFJHDFD将与代入上式，得NKAQZTT21231NKAQZT112FTTTD121QFD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Z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DFQFD当时已不呈现峰值。且阻尼比与幅频值成反比，如图75所示。50图85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30ISO0263111997（E）标准。86影响平顺性的因素1）结构参数对平顺性的影响（1）悬架刚度弹性元件是汽车悬架的主要组成部分，弹性元件的刚度或悬架等效刚度及其特性K是影响平顺性的主要因素。当簧载质量一定时，减小可降低车体固有振动频率MK，但值过小会使车体振动过程中的悬架动行程增大，并使非簧载质量的MK0M振动位移也增大，甚至导致车轮离开地面，对汽车操纵稳定性产生不利后果。汽车在实际使用中，簧载质量随汽车的装载情况而变，当值一定时，将随KMK0减小而增大。因此，理想的悬架弹性特性应具有变刚度或非线性特性，即随汽车载荷的变化，悬架刚度能自动增大或减小，以减小悬架限位块碰撞车身的机率，使车体免遭撞击。（2）悬架阻尼汽车悬架系统中装有减振器。减振器阻尼对车体固有频率的影响不大，但却能使车体振动迅速衰减，改善车内乘员的舒适感。研究表明，悬架阻尼的大小还对操纵稳定性和制动方向稳定性产生影响。（3）轮胎轮胎径向刚度与轮胎结构、尺寸和气压有关，若以与悬架刚度之比来TKTKKRT表示，则可见，对于一定型号的轮胎，降低胎内气压（即刚度减小）可改善平顺性，T但也将增加车轮的侧向偏离，以恶化操纵稳定性，应予以注意。（4）非簧载质量在整车质量一定时，减小非簧载质量可改善平顺性。目前多数轿车采用独立悬M架结构，优点之一可在一定总质量下减小非簧载质量，改善平顺性。2）使用因素对平顺性的影响道路不平是引起汽车振动的主要原因，当汽车在不平路面行驶时，前、后车桥和车体都经常受来自道路的冲击。路面越恶劣，行驶速度越高，车体加速度均方根值越大。当激励频率与车辆系统的一阶主频率或二阶主频率重和时，将产生车体的共12振，加速车体的振动。路面的激励频率由路面谱的频率分量和车速决定，因此对应一定的路面必有某一引起车体共振的车速，行驶时应远离共振车速。此外，汽车的技术状况不正常，如减振器油液黏度过大或漏油及密封失效等故障，均将导致车体振动加剧、冲击频繁、平顺性恶化。参考文献1王望予主编汽车设计机械工业出版社，20002刘惟信主编汽车设计人民交通出版社，20013陈家瑞主编汽车构造北京人民交通出版社，20044康展权等编汽车工程手册人民交通出版社，20015胡亚庄主编简明汽车知识词典北京理工大学出版社，20016吴宗泽主编机械零件设计手册机械工业出版社，20047龚微寒编著汽车现代设计制造人民交通出版社，19958张英会主编弹簧手册机械工业出版社，20039何光里主编汽车运用工程师手册清华大学出版社，200110冯国胜等编著车辆现代设计方法科学出版社，199011张洪欣主编汽车行驶平顺性计算机预测汽车工程，198612汽车标准汇编（第四卷）中国汽车技术研究中心标准化研究所出版，200013曾庆东等编著汽车减振器设计机械工业出版社，199914宋德明等编著AUTOCAD2005完全自学手册中国铁道出版社，200715彭英杰主编AUTOCAD2006完全自学手册北京希望电子出版社，200616潘晓辉等编著MATLAB51全攻略宝典中国水利水电出版社，200017J厄尔贾维克R沙尔夫著汽车构造与检修机械工业出版社，199918GEOFEREYHOEARDCHASSISUSPENSIONENGINEERINGLONDONOSPREYPUBLISHINGLIMITED,1987第9章结论本次设计为奇瑞微型轿车悬架系统设计。设计的基本步骤为根据给定车型的各项基本参数计算出悬架的刚度，静挠度，动挠度，以及减振器的阻尼系数，最大卸荷力，再经过校核应力及平顺性分析，选取适当尺寸进行装配图和零件图的绘制。根据所设计的车型确定本次设计为麦弗逊式独立式悬架，这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。其工作特点为当一边车轮发生跳动时，另一边车轮不受干扰，这样提高了汽车的平顺性和舒适性。并且现在轿车前、后悬架大都采用了独立悬架，并已成为一种发展趋势。在平顺性分析中，建立两自由度的平顺性分析模型，取值绘制影响平顺性的特性曲线。最后针对汽车的操纵稳定性，编写车轮横向运动和车轮外倾角分析程序，总结了影响汽车操纵稳定性因素。这些工作使数据的选取更加适当，使所设计的汽车悬架系统的性能得到改善。致谢经过三个多月的忙碌和工作，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，如果没有导师的督促指导，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。在这里首先要感谢我的导师。老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，无论是在设计的选题、数据的计算，还是图纸绘制，都得到了老师极大的帮助和指导。我的设计较为复杂烦琐，但是老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将影响我今后在学习和工作当中的态度。感谢所有的同学对我的帮助，在紧张的学习和工作中，与各位同学的交流，不仅使我得以开阔了思路，并且得到了许多有益的帮助和启示，在这当中我感受到了真实的快乐与充实。然后还要感谢大学四年来所有教育我们的老师，想起自己的老师，我自己十分受感动，他们就像对自己子女一样对待我们。严谨的态度和教育的方式都是我应该铭记在心的。由衷的感谢我的老师谢谢最后感谢我的母校辽宁工业大学四年来对我的大力栽培。附录AUTOMOBILESUSPENSIONSINCETHEAUTOMOBILEINVENTION,THEENGINEERSHAVEBEENSTUDYINGDESIGNOFAUTOMOBILESSUSPENSIONSYSTEMWELLTHEINITIALAUTOMOBILESUSPENSIONSYSTEMWILLBEUSESHORSEDRAWNVEHICLESELASTICSTEELPLATE,THEEFFECTWILLNOTBEGOODIN1908THECOILSPRINGSTARTEDTOUSEDINTHEPASSENGERVEHICLE,ATTHATTIMEONCEHADTWOENTIRELYDIFFERENTOPINIONSTHEFIRSTOPINIONPOSITIONINSTALLMENTRIGIDITYBIGCOILSPRING,CAUSESTHEWHEELISMAINTAININGWITHTHEROADSURFACECONTACTTENDENCY,ENHANCESTHETIRETOSTRESSABILITYWHENSUCHMALPRACTICEISRIDESTHEAUTOMOBILEHASINTENSELYJOLTSTHEFEELINGANOTHEROPINIONTHOUGHTTHATSHOULDUSETHESOFTHELICALSPRING,ADAPTSTHERUGGEDROADSURFACE,ENHANCESRIDESTIMEAUTOMOBILESSTABILITYANDCOMFORTABLENESSBUTSUCHMANUVERABILITYOFAUTOMOBILEISBAD3040AGES,THEINDEPENDENTSUSPENSIONFORKSTARTEDTOAPPEAR,ANDOBTAINSTHEVERYBIGDEVELOPMENTSHOCKABSORBERALSOBYEARLYFRICTIONTYPEDEVELOPMENTFORFLUIDSTRENGTHTYPETHESEIMPROVEMENTSENHANCEDTHESUSPENSIONFORKPERFORMANCEWITHOUTDOUBT,BUTREGARDLESSOFHOWTOIMPROVE,THISTIMESSUSPENSIONFORKSTILLBELONGEDTOTHEPASSIVEFORMSUSPENSIONFORK,STILLHADTHEVERYBIGLIMITATIONINMANYASPECTSBUTWITHTHELAPSEOFTIME,THEINDUSTRYUNCEASINGDEVELOPMENT,SUSPENSIONSYSTEMSSTRUCTURERENEWSUNCEASINGLY,CAUSESTHEAUTOMOBILEANDINTHESMOOTHPERFORMANCEENHANCESUNCEASINGLYATCOMFORTABLENESSTHEAUTOMOBILESUSPENSIONFORKTOFULLHASCONSUMMATEDTHEENHANCEMENTINPROCESS,WHICHBELOWINTRODUCEDISQUITENOWADVANCED,HASTHEEUROPEANBLOODRELATIONSHIPSUSPENSIONFORKSERIESMACPHERSONSTRUTORMCPHERSONSTRUTTHISISCURRENTLY,WITHOUTDOUBT,THEMOSTWIDELYUSEDFRONTSUSPENSIONSYSTEMINCARSOFEUROPEANORIGINITISSIMPLICITYITSELFTHESYSTEMBASICALLYCOMPRISESOFASTRUTTYPESPRINGANDSHOCKABSORBERCOMBO,WHICHPIVOTSONABALLJOINTONTHESINGLE,LOWERARMATTHETOPENDTHEREISANEEDLEROLLERBEARINGONSOMEMORESOPHISTICATEDSYSTEMSTHESTRUTITSELFISTHELOADBEARINGMEMBERINTHISASSEMBLY,WITHTHESPRINGANDSHOCKABSORBERMERELYPERFORMINGTHEIRDUTYASOPPOSETOACTUALLYHOLDINGTHECARUPINTHEPICTUREHERE,YOUCANTSEETHESHOCKABSORBERBECAUSEITISENCASEDINTHEBLACKGAITERINSIDETHESPRINGTHESTEERINGGEARISEITHERCONNECTEDDIRECTLYTOTHELOWERSHOCKABSORBERHOUSING,ORTOANARMFROMTHEFRONTORBACKOFTHESPINDLEINTHISCASEWHENYOUSTEER,ITPHYSICALLYTWISTSTHESTRUTANDSHOCKABSORBERHOUSINGANDCONSEQUENTLYTHESPRINGTOTURNTHEWHEELSIMPLETHESPRINGISSEATEDINASPECIALPLATEATTHETOPOFTHEASSEMBLYWHICHALLOWSTHISTWISTINGTOTAKEPLACEIFTHESPRINGORTHISPLATEAREWORN,YOULLGETALOUDCLONKONFULLLOCKASTHESPRINGFREESUPANDJUMPSINTOPLACETHISISSOMETIMESCONFUSEDFORCVJOINTKNOCKROVER2000MACPHERSONDERIVATIVEDURINGWWII,THEBRITISHCARMAKERROVERWORKEDONEXPERIMENTALGASTURBINEENGINES,ANDAFTERTHEWAR,RETAINEDALOTOFKNOWLEDGEABOUTTHEMTHEGASTURBINEROVERT4,WHICHLOOKEDALOTLIKETHEROVERP6,ROVER2000ANDROVER3500,WASONEOFTHEPROTOTYPESTHECHASSISWASFUNDAMENTALLYTHESAMEASTHEOTHERROVERSANDTHENETRESULTWASTHETHE2000AND3500ENDEDUPWITHAVERYODDFRONTSUSPENSIONLAYOUTTHEGASTURBINEWASNTEXACTLYSMALL,ANDROVERNEEDEDASMUCHROOMASPOSSIBLEINTHEENGINEBAYTOFITITTHESUSPENSIONWASDERIVEDFROMANORMALMACPHERSONSTRUTBUTWITHANADDEDBELLCRANKTHISALLOWEDTHESUSPENSIONUNITTOSITHORIZONTALLYALONGTHEOUTSIDEOFTHEENGINEBAYRATHERTHANPROTRUDINGINTOITANDTAKINGUPSPACETHEBELLCRANKTRANSFERREDTHEUPWARDFORCESFROMTHESUSPENSIONINTOREARWARDFORCESFORTHESPRING/SHOCKCOMBOTODEALWITHINTHEEND,THEGASTURBINENEVERMADEITINTOPRODUCTIONANDTHEROVER2000WASFITTEDWITHA2LITRE4CYLINDERENGINE,WHILSTTHEROVER3500WASFITTEDWITHANEVERGREEN35LITREV8OPENTHEHOODOFEITHEROFTHESECLASSICSANDTHEENGINELOOKSABITLOSTINTHEREBECAUSETHERESSOMUCHROOMAROUNDITTHATWASNEVERUTILISEDTHEIMAGEONTHELEFTSHOWSTHEROVERDERIVATIVEMACPHERSONSTRUTDOUBLEWISHBONESUSPENSIONSYSTEMSCOILSPRINGTYPE1THISISATYPEOFDOUBLEAORDOUBLEWISHBONESUSPENSIONTHEWHEELSPINDLESARESUPPORTEDBYANUPPERANDLOWERASHAPEDARMINTHISTYPE,THELOWERARMCARRIESMOSTOFTHELOADIFYOULOOKHEADONATTHISTYPEOFSYSTEM,WHATYOULLFINDISTHATITSAVERYPARALLELOGRAMSYSTEMTHATALLOWSTHESPINDLESTOTRAVELVERTICALLYUPANDDOWNWHENTHEYDOTHIS,THEYALSOHAVEASLIGHTSIDETOSIDEMOTIONCAUSEDBYTHEARCTHATTHEWISHBONESDESCRIBEAROUNDTHEIRPIVOTPOINTSTHISSIDETOSIDEMOTIONISKNOWNASSCRUBUNLESSTHELINKSAREINFINITELYLONGTHESCRUBMOTIONISALWAYSPRESENTTHEREARETWOOTHERTYPESOFMOTIONOFTHEWHEELRELATIVETOTHEBODYWHENTHESUSPENSIONARTICULATESTHEFIR