某微型汽车悬架系统设计毕业论文.doc

本科生毕业设计（论文）某微型汽车悬架系统设计毕业论文目 录第1章 绪 论11.1 悬架简介11.2 设计要求：2第2章 前、后悬架结构的选择32.1独立悬架结构特点32.2独立悬架结构形式分析32.3辅助元件4第3章 技术参数确定与计算53.1主要技术参数53.2悬架性能参数确定53.3悬架静挠度63.4悬架动挠度63.5悬架弹性特性曲线6第4章 弹性元件的设计计算74.1前悬架弹簧74.2后悬架弹簧8第5章 悬架导向机构的设计105.1导向机构设计要求105.2麦弗逊独立悬架示意图105.3导向机构受力分析115.4横臂轴线布置方式135.5导向机构的布置参数13第6章 减振器设计146.1减振器概述146.2减振器分类146.3减振器参数选取156.4减振器阻尼系数156.5最大卸荷力166.6筒式减振器主要尺寸16第7章 横向稳定杆设计187.1横向稳定杆参数确定18第8章 平顺性分析208.1平顺性概念208.2汽车的等效振动分析208.3车身加速度的幅频特性228.4相对动载的幅频特性238.5悬架动挠度的幅频特性248.6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II39II第1章 绪 论1.1 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。1.2 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。2.2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 2.3辅助元件2.3.1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。2.3.2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3.1主要技术参数整车的基本参数见表尺寸参数轴距（mm）2600轮距前轮（mm）1380后轮（mm）1360质量参数轴荷分配空载前轴（kg）660后轴（kg）630满载前轴（kg）780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88585800kg3.2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1.6L以下的乘用车，前悬架满载偏频要求在1.001.45Hz，后悬架则要求在1.171.58Hz。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0.801.15Hz，后悬架则要求在1.702.17Hz。因此取：前悬架偏频 n=1.2Hz 后悬架偏频 n=1.25Hz2) 悬架刚度 前后悬架刚度分别为 3.3悬架静挠度：前悬架静挠度：后悬架静挠度： 符合 式中：汽车静止时悬架上的载荷重力加速度前、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挠度小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。3.4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。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。因此取 3.5悬架弹性特性曲线 图 3-1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4.1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 则 2）弹簧圈数由前知 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷为 其中m前悬架单侧簧载质量（）前悬架减振器安装角（）螺旋弹簧在下的变形为 螺旋弹簧的刚度由 得弹簧工作圈数取，又弹簧总圈数与有效圈数关系为 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： 则 取弹簧总高度4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为： 又 则 式中 曲度系数 弹簧指数 4.2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 则 2） 弹簧圈数由前知 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷为 其中后悬架单侧簧载质量（）后悬架减振器安装角（）螺旋弹簧在下的变形为 螺旋弹簧的刚度由 得弹簧工作圈数取，又弹簧总圈数与有效圈数关系为 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： 则 取弹簧总高度4）应力校核所选螺旋弹簧的剪应力为： 又 则 式中 曲度系数 弹簧指数 第5章 悬架导向机构的设计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，以增强不足转向效应。 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。5.2麦弗逊独立悬架示意图图5-1 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。5.3导向机构受力分析作用到导向套上的力前轮上的静载荷减去前轴簧下质量的弹簧轴向力弹簧和减振器的轴线相互偏移的距离图5-2麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图分析如图5-2所示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知。 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，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轴线重合。图5-3麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图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。5.4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6.1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。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数取得大些。两者之间保持的关系 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；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的汽车，值应取大些，一般取；为避免悬架碰撞车架，取 对于本设计选用的悬架，取 6.4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。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，当减振器如图6-2安装时，减振器阻尼系数为 所以 （单边） （单边）图6-2 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。6.5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7-2所示时， 式中 车身振幅，取 悬架系统的固有频率为卸荷速度,一般为、均符合要求.如已知伸张时的阻尼系数,在伸张行程的最大卸荷力 则 6.6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 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： 取 取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7章 横向稳定杆设计7.1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，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，即dd= d d而作用在杆上的弯矩和转角分别为d= dLd=2d/LL横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度=d/ d=同理可知车轮的等效角刚度=B为车轮轮距由此可得=由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角会较小15%30%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f=E材料的弹性模量，E=2.06MPaI稳定杆的截面惯性矩，I=d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/2当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径dd=20mm还应满足转应力不超过700MPa 615MPa 曲度系数，=4C-1/4C-4+0.615/CC弹簧指数，C=（2R+d）/d横向稳定器其他参数： L=1040mm ，a=220mm，b=120mm, l=800mm， 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8.1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。 8.2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。本设计采用汽车振动系统模型。如图8-1。图8-1 汽车振动系统模型根据力学定理，可列出图7-1所示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激励。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，则齐次方程为 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 8.3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部分的固有频率和阻尼比 （一阶阻尼比） （二阶阻尼比）8-2 车身加速度的幅频特性曲线图图8-2双质量系统，车轮部分的具体参数为 ， ，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，取比较合适。8.4相对动载的幅频特性车轮动载 ，频率响应函数 将 代入上式，得： 式中 图8-3的参数采用与图8-2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，越大幅频衰减越快。综合考虑，取比较合适。 图8-3 相对动载的幅频特性曲线图8.5悬架动挠度的幅频特性图8-4 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，否则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8-5 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。8.6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，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，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