(毕业设计)标志206中级轿车悬架系统设计说明书

本科生毕业设计（论文）摘要本次设计的主要内容是：标致206汽车的前、后悬架系统的结构设计。其前悬架采用目前比较流行的麦弗逊式独立悬架，后悬架采用拖曳臂式独立悬架。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：悬架设计；独立悬架；平顺性；自由度I本科生毕业设计（论文）AbstractTheprojectmainlyincludesthedesignsofthefrontandsuspensionsystemofthePeugeot206Automobiles.TheindependentMcPhersonsuspensionincommonuseisadoptedinthefrontsuspensionsystem，TherearsuspensionisIndependentSuspensionArmdragTheshockabsorberwithtwo-directionhydraulic-cylinderisappliedhere.Thispapersintroducedthestructurecharacteristicsofthefrontandrearsuspension,determinedthesuspensionparameters,designedandcalculatedtheshockabsorbersandcoilspring,etc.Furthermore,aprogramforrideperformancecomputationiscompiledbyusingMATLABsoftware.Inthesuspensionanalysisofthesamplecar,amodelwithtwodegreeoffreedomsisestablished.Somecurvesforridequalityanalysisarecarriedout.Fromthecalculatedcurves,sometopicsonhowthesuspensionparameterseffectontheridecomfortarediscussed.Therefore,aconclusioncanbedrawnthatthecurrentdesignedsuspensionsystemhasagoodrideperformance.Keyword:Suspensionforkdesign;Independentsuspensionfork;Smoothness;DegreesoffreedomII本科生毕业设计（论文）目录第1章绪论1第2章前后悬架结构的选择.22.1汽车悬架的性能要求22.2悬架结构形式分析22.2.1悬架的分类22.2.2独立悬架结构形式3第3章悬架技术参数确定计算53.1自振频率53.2悬架的刚度C63.3悬架的静挠度fc和动挠度fd63.3.1悬架的静挠度fc63.3.2悬架的动挠度fd7第4章弹性元件的设计计算84.1前悬架弹簧84.2后悬架弹簧9第5章悬架导向机构115.1导向机构设计要求115.2麦弗逊独立悬架示意图115.3导向机构受力分析125.4横臂轴线布置方式14第6章减振器设计156.1减震器的概述156.2减振器分类156.3减振器参数选择166.4减振器阻尼系数166.5最大卸荷力176.6筒式减振器工作缸直径17第7章横向稳定杆设计197.1横向稳定杆作用19III本科生毕业设计（论文）7.2稳定杆直径计算19第8章平顺性分析218.1平顺性概念218.2汽车的等效振动分析218.3车身加速度的幅频特性238.4相对动载的幅频特性258.5悬架动挠度的幅频特性258.6影响平顺性的因素278.6.1结构参数对平顺性的影响278.6.2使用因素对平顺性的影响27第9章结论29参考文献30致谢31附录Ⅰ.32附录Ⅱ36IV本科生毕业设计（论文）第1章绪论这次毕业设计的题目是标致206悬架系统设计。该题目来源于科研课题。近年来，随着汽车工业的发展，人们对汽车的的乘坐舒适性，操纵稳定性的要求逐渐提高，舒适性要求汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶平顺性又与悬架密切相关。悬架系统设计是否合理直接关系到汽车的舒适性能。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。悬架系统必须能满足以下这些性能的要求：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。悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。1本科生毕业设计（论文）第2章前、后悬架结构的选择2.1汽车悬架的性能要求汽车悬架是车架（车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接的部件。它的主要作用是缓和、抑制由不平路面引起的振动和冲击，保证乘员乘坐舒适和所运货物完好；除传递汽车垂直力以外，还传递其它各个方向的力和力矩，并保证车轮和车身（或车架）之间有确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能。汽车悬架性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和行速度的重要因素，在悬架的设计中应满足如下性能的要求：（1）保证汽车有良好的行驶平顺性。为此，汽车应有较低的振动频率，乘员在车中承受的振动加速度应满足国际标准ISO-2631-97规定的人体承受振动界限值。（2）有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好匹配，保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快，使汽车具有良好的乘坐舒适性。（3）保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定为参数变化过大，车轮运动与导向机构运动协调，不出现摆振现象。转向时整车应有一些不足转向特性。（4）汽车制动时和加速时能保持车身稳定，减少车身纵倾（即‘点头’或‘后仰’）的可能性。（5）能可靠地传递车身与车轮的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿命，保证车辆的正常行驶，和减少轮胎磨损等功能。2.2悬架结构形式分析2.2.1悬架的分类汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架（如图2.1）2本科生毕业设计（论文）的特点是左右车轮用一根刚性轴连接起来，并通过悬架与车架（车身）相连。其典型代表是纵置板簧式悬架。主要形式有纵置板簧式非独立悬架、螺旋弹簧非独立悬架、空气弹簧非独立悬架、油气弹簧非独立悬架。非独立悬架结构简单，工作可靠，被广泛应用于货车的前、后悬架。在轿车中，非独立悬架仅用于后桥。现代轿车的前悬架都用独立悬架来代替非独立悬架。1.非独立悬架优点：1)结构简单；2)制造容易；3)维修方便；4)工作可靠。2.非独立悬架缺点：1)汽车行使平顺性较差；2)容易使车轴和车身倾斜；3)前轮容易产生摆动；4)非簧载质量大，高速行使时稳定性不容易保证。独立悬架（如图2.2）的特点是左右车轮不连在一根轴上，单独通过悬架和车架（或车身）相连。独立悬架按车轮运动的形式可分为：车轮在汽车横向平面内摆动的（单横臂式或双横臂式）悬架；车轮在汽车纵向平面内摆动的（单纵臂式或双纵臂式）悬架；车轮绕着汽车纵轴线一定角度的轴线摆动的（斜臂式）悬架；车轮沿主销滑动的滑柱摆臂式悬架（麦弗逊式悬架）。3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。。4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。2.2.2独立悬架结构形式麦弗逊式(滑柱摆臂式)悬架系统有下横臂和减振器—弹簧组两个机构连接车轮与车身，其结构简单、质量小、占用空间小、上下行程长等,缺点是由于减振器—弹簧组充当了主销的角色,使它同时也承受了地面作用于车轮上的横向力，它具有很强的道路适应能力和良好的行驶稳定性，是一种经济实用、安全可靠的独立3本科生毕业设计（论文）架。拖曳臂独立悬架占用车身空间小，不会让车身在运动中发生外倾角变化，减振器不会发生应力弯曲加剧轮胎磨损，同时该悬架制造成本低，装配简单。目前市场上的主流微型、小型车低端SUV都采用了这种形式的后悬架。拖拽式独立悬架的设置可以保证良好的驾乘舒适性。本次设计为，前悬架为麦弗逊式悬架，后悬架为拖曳臂独立悬架。4本科生毕业设计（论文）第3章技术参数确定与计算3.1自振频率汽车前后悬架与其簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。由于个体对振动的反应干差万别，人们提出了各种各样的平顺性评价标难。悬架自振频率选取的主要依据是“ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》”自振频率的取值与人不行时身体上下运动的频率相近。轿车的自振频率范围为0.7-1.6Hz。簧载质量的车型取值偏小(约为1Hz或更低)，反之则取大值。货车的自振频率范围为1.5-4.0Hz。由于货车空、满载时簧载质量变化很大，且前、后悬架簧载质量变化也很大，因此，货车的自振频率按如下方法取：前悬架自振频率你n1在满载时取1.5-2.3Hz，空载时为1.7-2.4Hz;后悬架自振频率n2在满载时取1.7-2.4Hz，空载时为2.0-4.0Hz。前、后悬架的自振频率的匹配对汽车行驶平顺性影响也很大，一般使二者接近以免产生较大的车身纵向角振动。由于汽车高速通过单个路障时，n1<n2引起的车身角振动小于n1>n2的，故推荐n1/n2的取值范围是0.55-0.95。对于一些微型轿车，也有设计成后悬架的自振频率低于前悬架的，以改善后座的舒适性。n1=12πc11=m12πg.c11及n2=G12πc21=m22πg.c2G2式中g—重力加速度.g=981cm/s2c1、c2—前后悬架刚度.N/cmG1、G2—前后悬架簧载重量.N轿车的自振频率范围为0.7-1.6Hz。所以我取n1=1.2Hz;n1/n2=0.9所以n2=1.33Hz;5本科生毕业设计（论文）3.2悬架的刚度Ca+b=1.2+1.23=2.43m前：a=1.2/2.43=0.494abb=1.23/2.43=0.506abm1=15500.494=765.4kgm2=15500.506=784.6kgms1=765.4-55=710.4kgms2=784.6-60=724.6kg后：c1(2n1)2m1(23.141.2)2710.440344.5N/mc2(2n2)2m2(23.141.33)2724.650550N/m3.3悬架的静挠度fc及动挠度fd3.3.1悬架的静挠度fc悬架的静挠度fc是指汽车满载静止时悬架的载荷Fw与此时的悬架的刚度c之比，即fc=Fw/c。汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车的行使平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量参数分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的固有频率n1和n2可用下式表示n1=N2=krs2/(2)。kfs1/(2)；当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式来表示fc1m1gc16本科生毕业设计（论文）fc2=m2gc2式中g为重力加速度。由上式可以知道，悬架的静挠度fc直接影响车身的偏振n。因此，欲保证汽车的良好的行使平顺性，必须正确的选择悬架的静挠度。在选择前、后悬架的静挠度时，应使之接近，并希望后悬架的静挠度fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角摆动。理论分析证明：若汽车以较高的车速驶过单个路障，n1/n2＜1时的车身纵向角振动要比n1/n2＞1时小，故推荐取fc2=(0.8-0.9)fc1。考虑到货车的前、后轴荷的差别与驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=(0.6-0.8)fc1。为了改善小排量乘用车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。故计算前、后悬架的静挠度为：前悬架静挠度：fc1=m1gc1=710.4⨯981/40344.5=17.3cm后悬架静挠度：fc2=m2gc2=724.6⨯=14.06cmfc2=0.81fc1符合fc2=(0.7~0.9)fc13.3.2悬架的动挠度fd悬架的动挠度fd是指从悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对于车架的垂直位移。要求悬架有足够大的挠度，以防止在坏路面上行使时经常碰到缓冲块。对于轿车悬架的动挠度fd可按下列范围选取：fd=（0.5～0.7）fc。故我选取fd=0.5fcfd1=0.5fc1=0.5*173=86.54mm;Fd2=0.6fc2=0.5*140.6=70.3mm7本科生毕业设计（论文）第4章弹性元件的设计计算4.1前悬架弹簧根据弹簧工作条件选用用油淬火回火硅锰（60Si2MnA）弹簧钢丝，由《机械设计手册单行本（弹簧）》表7-2-17查的材料切变模量G8104N/mm2；根据表7-2-6按Ⅰ类负荷取许用切应力480N/mm2。确定簧丝直径：按式计算：d1.6KPC初定簧丝直径d'=13mm,查表取C=6，K=1.24其中C为旋绕比，K为曲度系数F[1.2(1.21.23)155055]9.812710.434.9053484.6NF1Fcos83484.60.993450.7Nd1.6KPC1.6.43450.7648012.43mm根据标准系列值，取d13mm。基本与原假设相符合。弹簧的钢丝直径：d13mm弹簧中径：D2Cd61378mm弹簧内径：D1D2d781365mm弹簧外径：DD2d781391mm节距:PD2278239确定工作圈数和总圈数前单侧最大载荷为3450.7N弹簧在载荷下的变形为fc1cos0.1730.9917.47mmGD81041317.47n3.05其中G为切变模量8FC383450.763弹簧有效圈数：n3.5弹簧总圈数：n1n23.525.5弹簧自由高度：H0Pn1.5d393.51.513156mm8本科生毕业设计（论文）螺旋角：arctanp39arctan7.8D3.1491材料展开长度：LD2n1785.51347.1mm弹簧间隙：pd391326mm弹簧刚度：KFGd8nc3800001383.5631.72108N/4.2后悬架弹簧根据弹簧工作条件选用用油淬火回火硅锰（60Si2MnA）弹簧钢丝。由《机械设计手册单行本（弹簧）》表7-2-17查的材料切变模量G8104N/mm2；根据表7-2-6按Ⅰ类负荷取许用切应力480N/mm2确定簧丝直径：按式计算：d1.6KPC初定簧丝直径d'=12mm,查表取C=5，K=1.3其中C为旋绕比，K为曲度系数F[1.23(1.21.23)155060]9.8123554NF1Fcos1035540.9853550Nd1.6KPC1.6.33550548011.02mm根据标准系列值，取d12mm。基本与原假设相符合。弹簧的钢丝直径：d12mm弹簧中径：D2Cd51260mm弹簧内径：D1D2d601248mm弹簧外径：DD2d601272mm节距:PD2260230确定工作圈数和总圈数前单侧最大载荷为3500N弹簧在载荷下的变形为fc1cos0.14060.98514.27mmGD81041214.27n4.03其中G为切变模量8FC38355053弹簧有效圈数：n5弹簧总圈数：n1n2527弹簧自由高度：H0Pn1.5d3051.512168mm9本科生毕业设计（论文）螺旋角：arctanp30arctan7.56D3.1472材料展开长度：LD2n16071318.8mm弹簧间隙：pd301218mm弹簧刚度：KFGd8nc3800001285531.92108N/10本科生毕业设计（论文）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4.0mm，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0.4g侧加速度下，车身侧倾角不大于6~7，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；11本科生毕业设计（论文）（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F3—作用到导向套上的力F1—前轮上的静载荷F1'减去前轴簧下质量的2F6—弹簧轴向力a—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(a)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。12本科生毕业设计（论文）F3=F1ad(c+b)(d-c)横向力F3越大，则作用在导向套和活塞上的摩擦力F3f越大（f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F3，要求尺寸c+d越大越好，或者减小尺寸a。增大c+d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a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G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a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G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(b)为了发挥弹簧减小横向力F3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。13本科生毕业设计（论文）5.4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。14本科生毕业设计（论文）第6章减振器设计6.1减振器概述减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。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。在麦弗逊式悬架中，减振器与弹性元件是串联的安装。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(10~20MPa)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(2.5~5MPa)，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。15本科生毕业设计（论文）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Y取得小些，伸张行程的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持Y(0.25~0.50)S的关系设计时，先选取Y与S的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取0.25~0.35；对于本设计选用的悬架，取前0.35后0.256.4减振器阻尼系数C，所以理论上2MW。M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6-1安装时，减振器阻尼系数为(2MW)2减振器阻尼系数2CM。因悬架系统固有频率W所以前(2M1W1)cos1(20.352710.440344.52)cos282710.422704N/m后(2M2W2)cos22(20.25724.62505502)cos2102205N/m724.62图6-1减振器安装位置16本科生毕业设计（论文）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最大卸荷力上面取到前0.35后0.25Y(0.25~0.50)S所以取前Y0.2，前S0.5,后Y0.1，后S0.4前悬架：40344.523785.5N/m710.42由于Vx为卸荷速度，一般为0.15~0.30m/s取VX0.3m/ss12Sm20.5710.42F01s1VX3785.50.31135.7N；后悬架：s22Sm20.4724.62取VX0.3m/s5055023423.6N/m724.62F02s2Vx23423.60.31027.1N；6.6筒式减振器的工作缸直径根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸的直径D为D4F02[P](1)式中[P]为工作缸内最大允许压力,取3~4MPa为连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取0.40~0.50，单筒式取0.30~0.40。前取[P]=3,0.5前悬架减振器的工作缸直径D1D14F0141135.725.36mm;22[P](1)3.143.3(10.5)取标准值D1=30mm;17本科生毕业设计（论文）贮油筒直径取DC1.4D11.43042mm后悬架减振器的工作缸直径D2后取[P]=4,0.4D24F0241027.119.5mm;22[P](1)3.144(10.4)取标准值D1=20mm;贮油筒直径取DC1.4D11.42028mm18本科生毕业设计（论文）第7章横向稳定杆设计7.1横向稳定杆的作用为了降低汽车的固有振动频率以改善行使平顺性，现代汽车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行使稳定性。为此，现代汽车大多数都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行使稳定性。当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂直的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。横向稳定杆带来的好处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，恰当地选择前后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。通常，在汽车的前后悬架中都装横向稳定杆，或者只在前悬架中安装。若只在后悬架中安装，则会使汽车趋于过多转向。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。7.2稳定杆直径计算横向稳定杆用来增加侧倾角刚度，从而改善稳定性。稳定杆是横置的扭杆弹簧，以阻止一个车轮相对另一个车轮作垂直运动。图4.1为规则结构稳定杆[9]的一种，由于结构对称，取其一半来分析。若在整个稳定杆两端A施加彼此反向且垂直于稳定杆平面的力P。1.侧倾角刚度计算前悬架的侧角刚度为：1Bm1.30.30C1c1.5.4N/m0.540344247252n0.35M为弹簧中心至横臂铰接点距离，n为横臂长后悬架的侧倾角刚度为：2219本科生毕业设计（论文）图7-1横向稳定杆设计计算示意图C21c2B0.5505501.4336143.3N/m2由式C1C1.5C2可知：C1.5C2C129489.6N/mL1080mm，R15mm,初步选取l0250mm，l2290mm，l3l4125mm，60。其中l1216.5mm将其代入下式得所需要的稳定杆直径d为：C313[llL(l3l4)24l12(l2l3)]0423LE2E—材料的弹性模量，E2.06105MPa求得d22mm。d一般情况下，稳定杆的最大应力发生在图中截面B的内侧，其大小与B处的圆角半径R有关，因此R决定了此处的曲度系数。对于稳定杆最大扭转应力不应超过700MPa。即16Pl1k700MPa3d式中，k—曲度系数，k4C10.615；4C4C求得k1.8C—弹簧指数，C(2Rd)d。16Pl1k16765.40.21651.881.4310Pa143MPa700MPa33d3.140.022满足设计要求。横向稳定杆材料取45钢。20本科生毕业设计（论文）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4汽车振动系统模型。如图8-1。图8-14汽车振动系统模型根据力学定理，可列出图8-1所示系统的振动微分方程：21本科生毕业设计（论文）c(Zs)k(Zs)0MZsc(Z)k(Zs)kskqmstt式中，M为簧载质量(765.4kg)；m为非簧载质量(55kg)；k为左右两侧悬架的合成刚度(90894.5Nm)；c为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数(0.3Nm)；kt为左右两侧悬架的合成轮胎刚度(Nm)；Z为簧载质量M的垂直位移(m)；s为簧载质量m的垂直位移(m)；q为路面不平度赋值函数(m)，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：212(t20)1212kkt1222(t0)4Mmkkt1222(t0)4Mmkktk式中，02，t2。由上式可知，汽车振动存在两个主频1和2，它Mm222(t20)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10，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率0，而较大值的二阶主频率2t，较接近主要由轮胎刚度kt和非簧载质量m所决定的频率t。c(Zs)k(Zs)0的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特方程MZ解之和组成。令2bck，02，则齐次方程为MM2bZ2Z0Z0式中的0称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于b和0的比值变化ζ，22本科生毕业设计（论文）ζ02Mk汽车悬架系统阻尼比ζ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2b2ta)ZAentsin(08.3车身加速度的幅频特性0.5两种双质量系统在f11.2Hz，质量比12.9,刚度比9，阻尼比0.25、情况下的幅频特性曲线。由f1、、、四个参数可按下式确定车轮部分的固有频率ft和阻尼比tKKt)Mf0(1)13.62cKKtt(1)2Mftt12.83（一阶阻尼比）t25.67（二阶阻尼比）23本科生毕业设计（论文）共振时，ζ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，ζ增大幅频也增大，在f=ft高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在f>ft之后，幅频按一定斜率衰减，ζ也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑，ζ取0.2~0.4比较合适。8.4相对动载的幅频特性车轮动载Fd=Kt(z1-q)，频率响应函数H(jω)Fd将G~q=FdKtz-q=1Gqqm(μ+1)gA2KtA2Ktz1代入上式，得：==qA3A2-A12NFd⎛A2KtKt⎫=-1⎪Gq⎝Nm(μ+1)g⎭⎡⎛λ2⎫⎤22⎪⎢+4ζλ⎥⎪Fdγω⎢⎝1+μ⎭⎥=⎢⎥Gqg∆⎢⎥⎢⎥⎣⎦式中A1=jωC+KA2=-ω2m+jωC+K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f=f1低频共振区，与车身加速度的幅频特性曲线趋势不同，；在f=ft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f1~ft之间的幅频，阻尼比越大幅频就越大；在f>ft之后，相对动载幅频特性曲线按一定斜率衰减，ζ越大幅频衰减越快。综合考虑，ζ取0.2~0.4比较合适。21224本科生毕业设计（论文）图8-3相对动载的幅频特性曲线8.5悬架弹簧动挠度的幅频特性1.悬架动挠度fd对q幅频特性由图8.4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[fd]。弹簧动挠度fd与限位行程[fd]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。悬架弹簧动挠度的复振幅fdzq，因此fd对q的频率响应函数为：fdzqz1将其代入下式qqqH(j)z~qfdzKjC2得q(m22K)jCq122j12图8-4限位行程[fd]的示意图fd4则可知fd对q幅频特性：222q(1)(2)25本科生毕业设计（论文）幅频特性2.悬架动挠度fd对q的频率响应函数为H(j)fd~qfd对qfdz2z1z2z1qqqq有车轮z1对路面位移q的频率响应函数A2KtA2Ktz1qA3A2A12N式中，A1jCK,A22m2jCK,NA3A2A12，A32m1jCKKt其车身位移z2对路面位移q的频率响应函数，可得得：fdAKAKK(AA2)1t2tt1qNNNfd12q12z2z2z1A1A2KtA1Ktqz1qA2NN幅频特性则fd对q图8-5弹簧动挠度的幅频特性曲线悬架系统对于车身位移Z来说，是将高频输入衰减的低通滤波器；对于动挠度fd来说，是将低频输入衰减的高26本科生毕业设计（论文）通滤波器。阻尼比对fd/q只在共振区起作用，而且当0.5时已不呈现峰值。且阻尼比与幅频值成反比，如图8.5所示8.6影响平顺性的因素8.6.1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k及其特性是影响平顺性的主要因素。当簧载质量M一定时，减小k可降低车体固有振k，但k值过小会使车体振动过程中的悬架动行程增大，并使非簧M载质量m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M随汽车的装载情况而变，当k值一定时，动频率0k将随M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M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0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kt与轮胎结构、尺寸和气压有关，若以kt与悬架刚度k之比krt来表示，则可见，对于一定型号的轮胎，降低胎内气压（即刚度kt减小）可k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m可改善平顺性。目前多数轿车和客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m，改善平顺性。8.6.2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27本科生毕业设计（论文）方根值越大。当激励频率与车辆系统的一阶主频率1或二阶主频率2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速。此外，汽车的自身技术状况的不正常，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。HYPERLINK"/retype/zoom/f1c60349fe4733687e