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(毕业设计0现代SUV轿车悬架系统设计说明书


本科生毕业设计(论文)





第一章 绪 论.................................................... 1 1.1 悬架系统概述 .............................................. 1 第二章 前、后悬架结构的选择 .................................... 4

2.1 前、后悬架结构方案 ........................................ 4 2.2 辅助元件 .................................................. 5 2.2.1 横向稳定杆 ............................................ 5 2.2.2 导向机构 ............................................... 6 第三章 技术参数确定与计算 ..................................... 7

3.1 主要技术参数 .............................................. 7 3.2 悬架性能参数确定 .......................................... 7 3.3 悬架静挠度 ................................................ 8 3.4 悬架动挠度 ................................................ 8 3.5 悬架弹性特性曲线 .......................................... 8 第四章 弹性元件的设计计算 ..................................... 10

4.1 前悬架弹簧(麦弗逊独立悬架) ............................. 10 4.1.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式 .......................... 10 4.1.2 弹簧圈数 .............................................. 10 4.2 后悬架弹簧(四连杆非独立悬架) ........................... 11 4.2.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式 .......................... 11 4.2.2 弹簧圈数 .............................................. 11 第五章 悬架导向机构的设计 ..................................... 13

5.1 导向机构设计要求 ......................................... 13 5.2 麦弗逊独立悬架示意图 ..................................... 13 5.3 导向机构受力分析 ......................................... 14 5.4 导向机构的布置参数 ....................................... 15 5.4.1 侧倾中心 .............................................. 15 第六章 横向稳定杆的设计 ....................................... 17

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第七章

减振器设计 ............................................ 220

7.1 减振器概述 ............................................... 20 7.2 减振器分类 ............................................... 20 7.3 减振器主要性能参数 ....................................... 21 7.3.1 相对阻尼系数确定 ...................................... 21 7.3.2 减震器阻尼系数 ........................................ 21 7.4 最大卸荷力 ............................................... 22 7.4.1 前悬架的最大卸荷力 .................................... 22 7.4.2 后悬架的最大卸荷力 .................................... 22 7.5 筒式减振器主要尺寸 ....................................... 23 7.5.1 筒式减振器工作直径 .................................... 23 7.5.2 油筒直径 .............................................. 24 第八章 平顺性分析 ............................................. 25

8.1 平顺性概念 ............................................... 25 8.2 汽车的等效振动分析 ....................................... 25 8.3 车身加速度的幅频特性 ..................................... 28 8.4 相对动载 FD/G,对 Q 的幅频特性 ............................. 28 8.5 影响平顺性的因素 ......................................... 30 第9章 结 论.................................................. 31

参考文献 ...................................................... 32 致 谢 ......................................................... 33 附 录Ⅰ ....................................................... 34 外文翻译..................................................... 34 译文 ........................................................ 37 附 录 Ⅱ ...................................................... 39 1.车身加速度的幅频特性曲线程序 .............................. 39 2.相对动载的幅频特性曲线 ..................................... 41

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第一章 绪 论
1.1 悬架系统概述
悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称,其作用是 传递作用在车轮和车架之间的力和力扭,并且缓冲由不平路面传给车架或车身的 冲击力,并衰减由此引起的震动,以保证汽车能平顺地行驶。 悬架是汽车中的一个重要总成,它把车架与车轮弹性地联系起来,关系到汽 车的多种使用性能。从外表上看如图 1-1,轿车悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组 成,但千万不要以为它很简单,相反轿车悬架是一个较难达到完美要求的汽车总 成, 这是因为悬架既要满 足汽车的舒适性要求, 又 要满足其操纵稳定性的 要求, 而这两方面又是互 相对立的。 比如, 为了取 得良好的舒适性, 需要大 大缓冲汽车的震动, 这样 弹簧就要设计得软些, 但 弹簧软了却容易使汽车 发生刹车“点头”、 加速 “抬头”以及左右侧倾 严重的不良倾向, 不利于
图 1-1 悬架系统结构图

汽车的转向, 容易导致汽

车操纵不稳定等。 悬架最主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩,比如支撑力、 制动力和驱动力等,并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的 振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。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,
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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靠性,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。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式,但一般都由弹性元件、减振装 置和导向机构三部分组成。由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦,路面作用于车 轮上的垂直反力往往是冲击性的,特别是在坏路面上高速行驶时,这种冲击力将 达到很大的数值。冲击力传到车架和车身时,可能引起汽车基件的早期损坏,传 给乘员和货物时,将使乘员感到极不舒服,货物也可能受到损伤。为了缓和冲击, 在悬架中必须装有弹性元件,使车架(或车身)与车桥(或车轮)之间作弹性联 系。但弹性系统在受到冲击后,将产生振动。在持续的振动易使乘员感到不舒适 和疲劳。故悬架还应当具有减振作用,使振动迅速衰减。为此,在许多结构形式 的汽车悬架中都设有专门的减振器。车轮相对于车架和车身跳动时,车轮的运动 轨迹应符合一定的要求,否则对汽车行驶性能有不利的影响。因此,悬架中某些 传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务,因而这 些传力构件还起导向作用的导向机构。在多数的轿车和客车上,为防止车身在转 向行驶等情况下发生大的横向倾斜,在悬架中还设有辅助弹性元件横向稳定杆。 汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统,该振动系统的特性 很大程度上决定了汽车的行驶平顺性,并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经 济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载, 并进而影响到这些零件的使用寿命。此外,悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力 也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求: 1) 通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性, 具 有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能,并能避免在悬架 的压缩伸张行程极限点发生硬冲击,同时还要保证轮胎具有足够的接地能力; 2) 合理设计导向机构,以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递, 保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大, 并且能满足汽车具有良好的操 纵稳定性要求; 3) 导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调,避免发生运动干涉,否则可能引 起转向轮摆振; 4) 侧倾中心及纵倾中心位置恰当,汽车转向时具有抗侧倾能力,汽车制动和加速 时能保持车身的稳定,避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾(即所谓“点 头”和“后仰”); 5) 悬架构件的质量要小尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小;

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6) 便于布置,在轿车设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间; 7) 所有零部件应具有足够的强度和使用寿命; 8) 制造成本低; 9) 便于维修、保养。 为了满足汽车具有良好的行使平顺性,要求由簧上质量与弹性元件组成的振 动系统的固有频率应适应于合适的频段,并尽可能的低。前后悬架的固有频率的 匹配应合理,对轿车,要求前悬架的固有频率略低于后悬架的固有频率,还要求 尽量避免悬架撞击悬架。在簧上质量变化的情况下,车身的高度变化要小,因此, 要用非线性弹性特性的悬架。 汽车在不平的路面上行使时,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。利用减振器的阻尼作用,使汽车的振动幅度连 续减小,直至振动停止。 要正确的选择悬架的方案参数,在车轮上下跳动时,使主销的定位参数变化 车架、车轮运动与到导向机构运动要协调,避免前轮摆振;汽车转向时,应使之 具有不足转向特性。 独立悬架导向杆系数铰接处多用橡胶的衬套,能隔绝车轮来自不平路面上的 冲击向车身的传递。 悬架设计的主要目的之一是确保汽车良好的行驶平顺性,也是汽车的重要使 用性能之一,汽车行驶时振动越剧烈,则平顺性越差,不仅影响到成员的乘坐舒 适性和货物的安全可靠的运输,还影响到汽车的多种使用性能的发挥和系统寿命, 也影响汽车的燃油经济性和运输效率。由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面 ---汽车---人”构成的系统,因此影响汽车行驶平顺性的主要因素是路面的不平 (它是震动的起源)和汽车的悬架、轮胎、座椅、车身等总成部件的特性---包括刚 度、频率、阻尼和惯性参数(质量、转动惯量等)产生变化和破坏。为此,通过对 影响汽车平顺性因素的分析,建立具有代表性的二由度汽车振动系统动力学模型, 并运用随机振动理论,计算出悬架动挠度、车轮与路面间的相对动载荷、响应均 方根值等参量, 同时利用汽车主要参数数据, 利用 MATLAB 对汽车平顺性进行仿真, 通过仿真分析各种因素和主要参数对汽车平顺性的影响,以达到参数调整和优化 设计的目的。此外,本文通过对汽车平顺性进行预估,可以提高汽车设计质量,缩 短研发和设计周期,具有极其重要的理论意义和实用价值。

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第二章

前 、后悬架结构的选择

2.1 前、后悬架结构方案
目前轿车的前后悬架采用的方案有:前轮和后轮均采用独立悬架;前轮用独 立悬架,后轮用非独立悬架。我所设计的是前轮采用独立悬架,后轮采用非独立 悬架。因为独立悬架具有如下优点是:质量轻,减少了车身受到的冲击,并提高 了车轮的地面附着力;可用刚度小的较软弹簧,改善汽车的舒适性;可以使发动 机位置降低,汽车重心也得到降低,从而提高汽车的行驶稳定性;左右车轮单独 跳动,互不相干,能减小车身的倾斜和震动。不过,独立悬架存在着结构复杂、 成本高、维修不便的缺点;非独立悬架结构简单,成本低,维修方便,工作可靠 等优点。本次设计为:前悬架为目前较为流行的麦弗逊式悬架,后悬架为近似于 独立悬架的四连杆非独立悬架。 如图 2—1 所示,麦弗逊式独立悬架也称滑柱连杆式悬架,它是由滑动立柱和 横摆臂组成。该结构可看做是烛式悬架的改进型,由于增加了横摆臂改善了滑动 立柱的受力状况。滑柱摆臂式悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱,螺旋弹簧 与其装于一体。这种悬架将双横臂上臂去掉并以橡胶做支承,允许滑柱上端作少 许角位移。内侧空间大,有利于发动机布置,并降低车子的重心。车轮上下运动 时,主销轴线的角度会有变化,这是因为减振器下端支点随横摆臂摆动。以上问 题可通过调整杆系设计布置合理得到解决。 筒式减振器装在滑柱桶内, 滑柱桶与转向节刚性连接, 螺旋 弹簧安装在滑柱桶及转向节总 成上端的支承座内, 弹簧上端通 过软垫支承在车身连接的前簧 上座内, 滑柱桶的下端通过球铰 链与悬架的横摆臂相连。 当车轮 上下运动时, 滑柱桶及转向节总 成沿减振器活塞运动轴线移动, 同时, 滑柱桶的下支点还随横摆 臂摆动。
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该悬架突出的优点是增大了两前轮内侧的空间,便于发动机和其他一些部
图 2-1 麦弗逊式独立悬架 件的布置;其缺点是滑动立柱摩擦和磨损较大。为减少摩擦通常是将螺旋弹簧

中心线与滑柱中心线的布置不相重合。另外,还可将减振器导向座和活塞的摩 擦表面用减磨材料制成,以减少磨损。 但麦弗逊式悬架在使用中也有缺点,就是行驶在不平路面时,车轮容易自 动转向,故驾驶者必须用力保持方向盘的方向,当受到剧烈冲击时,滑柱易造 成弯曲,因而影响转向性能,减振器活塞杆受的侧向力较大,从而摩擦力大。 麦弗逊式独立悬架是目前前置前驱动轿车和某些轻型客车首选的较好的悬架 结构形式。 四连杆非独立悬架的结构简单,质量轻,制造成本低,维修方便,工作可靠; 而四连杆非独立悬架近似于独立悬架,它分别通过上连杆,车桥横向拉杆,纵向 控制臂与车身和整体式车桥相连接。前后方向的力由纵向控制臂承受;侧面的力 由上连杆和车桥横向拉杆承受,悬架系统的刚性较好。弹性元件采用螺旋弹簧并 配以筒式减振器,实现缓和路面不平产生的冲击载荷。通过设计来获得满意的操 纵稳定性和平顺性。 所以本次设计的前、后悬架分别为麦弗逊式独立悬架和四连杆非独立悬架。

2.2 辅助元件
2.2.1 横向稳定杆
为了降低汽车固有振动频率以改善行驶平顺性,现代轿车悬架垂直刚度都较 小,而使汽车的侧倾角刚度值也很小,使汽车转弯时车身侧倾严重,影响了汽车 的行驶稳定性。为此,现代汽车大多装有横向稳定杆如图 2-3 所示来加大悬架的 侧倾角刚度来改善汽车行 驶稳定性。 恰当的选择前、 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 架中都装有横向稳定杆, 或者只在前悬架中安装。 汽车转弯是产生侧倾 力矩,使内外侧车轮的负 荷发生转移且影响车轮侧
图 2-3 横向稳定器

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偏角刚度和车轮侧偏角的变化。前后轴车轮负荷的转移大小,主要取决于前后悬 架的侧倾角刚度值。当前后悬架侧倾角刚度值大于后悬架的侧倾角刚度值时,前 轴的负荷大于后轴车轮的负荷转移,并使前轮侧倾角大于后轮的侧倾角,以保证 汽车具有不足转向特性。在汽车悬架上设计横向稳定器,能增大前悬架的侧倾角 刚度。

2.2.2 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。

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第三章
3.1 主要技术参数

技术参数确定与计算

表 3-1 整车基本参数 轮距(mm) 尺寸参数 质心位置 空载 满载 非簧载质量: 前悬非簧载质量为 65kg 簧载质量(满载) 前簧载质量=满载轴荷质量—非簧载质量=1041—65=976kg 后簧载质量=满载轴荷质量—非簧载质量=1009-60=949kg 后悬非簧载质量为 60kg a (mm) b 质量参数 轴荷分配 (mm) 前轴(kg) 后轴(kg) 前轴(kg) 后轴(kg) 1500 1300 1340 761 739 1041 1009

3.2 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 0.7~1.6Hz。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 1.5~ 4.0 Hz。北京现代 SUV 轿车要兼顾轿车和越野车的性能。 因此,前悬架偏频为 1.20Hz,即 n 1 =1.20Hz 后悬架偏频为 1.30Hz,即 n 2 =1.30Hz 2) 悬架刚度 汽车前、后部分车身的自振频率 n 1 和 n 2 (亦称偏频)可用下式表示
n1 ? c 1 / m 1 / (2 ? )



n2 ?

c 2 / m 2 / (2 ? )

(3-1)

上式中, C 1 、 C 2

为前、后悬架的刚度(N/m) ;
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将 m 1 、 m 2 代入式(3-1) ,得 2 c= ( 2 n 1? ) m 1 = ( 2 ? 1 . 20 ? 3 . 14 ) 2 ? 976=55428.3N/m c= ( 2 n 1? ) 2 m 2 = ( 2 ? 1 . 30 ? 3 . 14 ) 2 ? 949=63251.7N/m

单边 C 1 ? 27714.15N/ m 单边 C 2 ? 31625.85N/ m

3.3 悬架静挠度
静挠度:
fc ? g

?2? n ? 2

(3-2)

g 为重力加速度,g= 9810 mm / s2
f c1 ? g

?2? n ?
g

2

?

9810

?2 ? ?

? 1 .2 ?

2

=172.74mm =147.18mm

fc2 ?

?2? n ?

2

?

9810

?2 ? ?

? 1 . 30 ?

2

3.4 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
f c ? 50 ~ 110 mm f c ? 60 ~ 130 mm f c ? 70 ~ 150 mm f c ? 100 ~ 300 mm f d ? ( 0 .7 ~ 1 .0 ) f c fd ? fc f d ? ( 0 .7 ~ 1 .0 ) f c f d ? ( 0 .5 ~ 0 .7 ) f c f d 2 ? 0 . 7 f c 2 ? 103.03mm

越野车 大客车 轿 车

所以, f d 1 ? 0 . 7 f c 1 ? 120.89mm

3.5 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

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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

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第四章

弹性元件的设计计算

4.1 前悬架弹簧(麦弗逊独立悬架)
4.1.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式
Fw

:汽车满载静止时悬架上的载荷

F w ? f c c ? mg

(4-1)

F w ? 976 ? 9 . 8 ? 9564.8N

单边: F w 1 ? 4782 . 4 N

弹簧指数 C ? 所以,初选 C=6 曲度系数 K ?

D2 d

,设计中一般推荐取 4 ? C ? 6 ,常用的初选范围为 C=5~8

4C ? 1 4C ? 4

?

0 . 615 C

=1.25

弹簧丝直径设计: d ?

8 KFC

? ?? ?

(4-2)

弹簧压缩时 ?? 类载荷 10 3 ~ 10 6 范围内;许用切应力 ?? ? ? 590 MPa
d ? 8 KFC

? ?? ?

? 1 .6

KF w 1 C

?? ?

? 1 .6

1 . 25 ? 4782 . 4 ? 6 590

? 12 . 48

取 d=13mm

D=Cd=78mm

因此 D 取 80mm

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=
D2 3 D2 2



=27~40mm

4.1.2 弹簧圈数
弹簧工作圈数 i=6 ~7 初选 i=6
4

螺旋弹簧的静挠度: f cs ? 8 F w D 3 i Gd

(4-3)

式中 G---弹簧材料的剪切弹性模量,查表得 8 ? 10 4 MP a

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f cs ? 8 F w D i Gd
3 4

? 8 ? 4782 . 4 ? 80 ? 6 8 ? 10 ? 13
3 4

4

? 51 . 44 mm

?c ? ?

? f cs Gd ? ? 2 ? ? ? c ? ? 500 MPa ?D i ? ?

4 则 ? c ? 51 . 44 ? 8 ? 10 ? 13

?

? ? 80 ? 6
2

? ? 443 .7 MPa

? ?? c ?

符合要求。

4.2 后悬架弹簧(四连杆非独立悬架)
4.2.1 弹簧中径、钢丝直径及结构形式
Fw

:汽车满载静止时悬架上的载荷

F w ? f c c ? mg

F w ? 949 ? 9 . 8 ? 9300 . 2 N

单边: F w 2 ? 4650 . 1 N

弹簧指数 C ? 所以,初选 C=6 曲度系数 K ?

D2 d

,设计中一般推荐取 4 ? C ? 6 ,常用的初选范围为 C=5~8

4C ? 1 4C ? 4

?

0 . 615 C

=1.25

弹簧丝直径设计: d ?

8 KFC

? ?? ?

(4-4)

弹簧压缩时 ?? 类载荷 10 3 ~ 10 6 范围内;许用切应力 ?? ? ? 590 MPa
d ? 8 KFC

? ?? ?

? 1 .6

KF w 1 C

?? ?

? 1 .6

1 . 25 ? 4650 . 1 ? 6 590

? 12 . 3

取 d=13mm

D=Cd=78mm

因此 D 取 80mm

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=
D2 3 D2 2



=27~40mm

4.2.2 弹簧圈数
弹簧工作圈数 i=6 ~7 初选 i=6 螺旋弹簧的静挠度: f cs ? 8 F w D 3 i Gd
4

? 8 ? 4650 . 1 ? 80 ? 6 8 ? 10 ? 13
3 4

4

? 50 . 01 mm

G--弹簧材料的剪切弹性模量,查表得 8 ? 10 MP a
4

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?c ? ?
? f cs Gd ? ? 2 ? ? ? c ? ? 500 MPa ?D i ? ?

4 则 ? c ? 50 . 01 ? 8 ? 10 ? 13

?

? ? 80 ? 6
2

? ? 431 .35 MPa

? ?? c ?

符合要求。

图 4-1 螺旋弹簧

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第五章
5.1 导向机构设计要求

悬架导向机构的设计

1)悬架上载荷变化时,保证轮距变化不超过 ? 4 . 0 mm ,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 . 4 g 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;
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(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
分析如图 5-3 所示麦弗逊式悬架受力简图可知, 作用在导向套上的横向力 F3, 可根据图上的布置尺寸求得
F3 ? F1 ad

( c ? d ) ?d ? c ?
'

(5-1)

式中, F1 为前轮上的静载荷 F 1 减去前轴簧下质量的 1/2。力 F 3 越大,则作用 在导向套上的摩擦力 F 3 f 越大(f 为摩擦因数),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。为了减小力 F 3 , 要求尺寸 c+b 越大越好,或者减小尺寸 a。增大尺寸 c+b 使悬架占用空间增加,在 布置上有困难。若采用增加减振器轴线倾斜度的方法,可达到减小尺寸 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 5-2 悬架受力简图

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有时为了发挥弹簧反力减小横向力 F 3 的作用,还将弹簧下端布置得尽量靠近 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 导向机构的布置参数
5.4.1 侧倾中心
在独立悬架中,前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平 行,且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化 接近相等,从而保证中性转向特性;而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允 许范围内。 然而,前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过 150mm。此外,在前轮驱动的车辆中,由于前轿轴荷大,且为驱动桥,故应尽可能 使前轮轮荷变化小。因此,独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度为: 前悬架 O~120mm;后悬架 80~150mm。 设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度,然后确定后 悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时,其侧倾中心高度要稍大些。如 果用钢板弹簧非独立悬架时,后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 5-5 所示方式得出。从悬架与车身的固 定连接点 E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为 P 点。 麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱 EG 布置得越垂直,下横臂 GD 布置得越接近水 平,则侧倾中心 W 就越接近地面,从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不 理想。如加长下横臂,则可改善运动学特性。 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度 h w 可通过下式计算
hw ? bv p

2 K cos ? ? d tan ? ? rs

(5-2)

式中:

K ?

c?? sin ?? ? ?

?

?

513 sin ? 0 ? 3 ?

? 9802 mm

P ? K sin ? ? d ? 9802 ? sin 3 ? ? 179 ? 686 mm

式中: ? ? 10 ? ; ? ? 3 ? ;r=296mm;d=173mm;
15

本科生毕业设计(论文)

rs=40mm;bv=1500mm;c+o=513mm; 带入上式求得 h ? 为:
h? ? bv P ? 1500 2 ? 686 9802 ? cos 3 ? 173 ? tan 10 ? 40
? ?

2 K cos ? ? d tan ? ? rs

? 52 . 2 mm

图 5—3 麦弗逊式悬架的尺寸 h w 和 P 的计算法和图解法

16

本科生毕业设计(论文)

第六章

横向稳定杆的设计

为了降低汽车的固有频率以改善行使稳定性,现代汽车的垂直刚度较小,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 行使的稳定性。为此,现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度 以改善汽车的行驶稳定性。横向稳定杆在独立悬架中的典型安装方式如图 7-1 所 示。当左右车轮同向等幅跳动时,横向稳定杆不起作用;当左右车轮有垂向的相 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、 后悬架中都装有横向稳 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:
图 6-1 横向稳定杆

当汽车在坑洼不平的路 面行驶时,左右轮之间

有垂向相对位移,由于横向稳定杆的作用,增加了车轮处的垂向刚度,回影响汽 车的行驶平顺性。 在有些悬架中,横向稳定杆还兼起部分导向杆系的作用,其余情况下则在设 计时应当注意避免与悬架的导向杆系发生运动干涉。为了缓冲隔振和降低噪声, 横向稳定杆与车轮及车架的连接处均有橡胶支承。 前悬架弹簧刚度 K sp 的计算:
K su 1 2 ?m? ? K sp 1 ? ? ? n ?
2

式中 K su 悬架刚度

(6-1)

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=280mm,从悬
17

本科生毕业设计(论文)

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:
K sp 1 ? K su 1 ?m? 2? ? ? n ?
2

?

27714 . 15 ? 350 ? ? ? ? 350 ?
2

? 43303 . 4 N / m

后悬架弹簧刚度 K sp 的计算: 选定从悬架支撑点到螺旋弹簧中心之间的距离 m=375mm, 从悬架支撑点到轮胎 中心之间的距离 n=375mm。因此,后悬架每个弹簧的刚度为:
K sp 2 ? K su 2 ?m? 2? ? ? n ?
2

?

56199 . 7 ? 375 ? ? ? ? 375 ?
2

? 31625 . 85 N / m

前悬架的侧倾角刚度 K ? 1 为:
K ?1 1 ? Bm ? ? 1 . 50 ? 0 . 28 ? ? K sp 1 ? ? ? ? 43303 . 4 ? ? ? ? 311178 . 4 N / m 2 2 0 . 35 ? n ? ? ? 1
2 2

后悬架的侧倾角刚度 K ? 2 为:
K?2 ? 1 1 ? Bm ? ? 1 . 50 ? 0 . 375 ? K sp 2 ? ? ? ? 31625 . 85 ? ? ? ? 35579 . 1 N / m 2 2 0 . 375 ? n ? ? ?
2 2

由 K ? 1 ? C ? b ? 1 .5 K ? 2 则稳定杆的角刚度:
C ? b ? 1 . 5 K ? 2 ? K ? 1 ? 1 . 5 ? 35579 . 1 ? 31178 . 4 ? 22190 . 25 N / m
f ? P ? 3 L ? 3 2 2 ? l1 ? a ? 2 ( a ? b ) ? 4 l 2 ( b ? c ) ? 3 EI ? ?
5 E---材料的弹性模量, E ? 2 . 06 ? 10 MPa

(6-2)

(6-3)

式中

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, I ? 前悬架横向稳定杆直径 d:
?d
64
4

, mm

4

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本科生毕业设计(论文)
128
4

d ?

3? ?

?

C ?b ? 3 L ? 3 2 2 2 ? l1 ? a ? 2 ( a ? b ) ? 4 l 2 ( b ? c ) ? L E ? ? 22190 . 25 1 .1 ? ? 3 3 2 2 ? 0 . 3 ? 0 . 14 ? 2 ( 0 . 14 ? 0 . 16 ) ? 4 ? 0 . 25 ? ( 0 . 16 ? 0 . 25 ) ? ? ?

?

128
4

3?

1 . 06 ? 2 . 06 ? 10
2

11

? 22 mm

式中: E——材料的弹性模量,E=2.06×105MPa; L——横向稳定杆两端点间的距离; 所以本次设计横向稳定杆的直径 d=22mm。

图 6-2 横向稳定杆设计示意图

19

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第七章
7.1 减振器概述

减振器设计

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 担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,以避免承受过大的冲击载 荷。

7.2 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。
20

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7.3 减振器主要性能参数
7.3.1 相对阻尼系数确定
表 7.3.1 汽车悬架的偏频及相对阻尼比

空气弹簧 轿车 前悬架 偏 频 n/Hz 相对阻尼比
?

钢制弹簧 载货汽车 轿车 载货汽车 前悬架 1.3 0.4 后悬架 1.5 0.3

后悬架 前悬架 0.8 0.6 0.8 0.8

后悬架 前悬架 后悬架 1.2 0.6 1.0 0.4 1.2 0.2

0.5 0.8

由表 6.3.1 初选前、后悬架平均阻尼系数:? 1 ? 0 . 3 ;? 2 ? 0 . 3 压缩、伸张行程时的相对阻尼系数一般取:? Y ? ( 0 . 25 ~ 0 . 5 )? S 本次设计取 0.5 倍。 前悬架,伸张行程时的相对阻尼系数? 1 S ? 0 . 4 ,压缩行程时的相对阻尼系数
? 1Y ? 0 . 5? 1 S ? 0 . 2

后悬架,伸张行程时的相对阻尼系数? 2 S ? 0 . 4 ,压缩行程时的相对阻尼系数
?
2Y

? 0 . 5?

2S

? 0 .2

前悬架,伸张行程时的相对阻尼系数? 1 S ? 0 . 4 ,压缩行程时的相对阻尼系数
? 1Y ? 0 . 5? 1 S ? 0 . 2

后悬架,伸张行程时的相对阻尼系数? 2 S ? 0 . 4 ,压缩行程时的相对阻尼系数
?
2Y

? 0 . 5?

2S

? 0 .2

7.3.2 减震器阻尼系数
悬架相对阻尼比:? ?
?
2 C ms

(7-1)

式中 C ——悬架系统的垂直刚度;
ms

——悬挂部分的质量 (7-2)
27714 . 15 ? 520 . 5 ? 3039

减震器阻尼系数 ? ? 2? Cm S 前悬架,伸张行程时减振器阻尼
? 1 s ? 2? 1 s C 1 m 1 ? 2 ? 0 . 4 ?

平均行程时减振器阻尼
? 1Y ? 2? 1Y
C 1 m 1 ? 2 ? 0 .3 ? 27714 . 15 ? 520 . 5 ? 2279

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后悬架,伸张行程时减振器阻尼
? 2 s ? 2?
? 2 Y ? 2?
2s

C 2 m 2 ? 2 ? 0 .4 ?

31625 . 85 ? 5 0 4 5 ? 3 1 9 6 .

平均行程时减振器阻
2Y

C 2 m 2 ? 2 ? 0 .3 ?

31625 . 85 ? 504 . 5 ? 3039

7.4 最大卸荷力
7.4.1 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 vx,
v x ? A ? a cos ? n

(7-3)

式中,vx:卸荷速度,一般为 0.15~0.30m/s 。 A:车身振幅,取 ? 40mm;
? :悬架振动固有频率。
v 1 x 取 0 . 3 m/s

最大卸荷力 F0 ? ? s v x 伸张行程时的最大卸荷力 F10 ? ? 1 s v 1 x ? 3039 ? 0 . 3 ? 911 . 7 N 平均行程时的最大卸荷力 F10 ? ? 1Y v 1 x ? 2279 ? 0 . 3 ? 683 . 7 N

(7-4)

7.4.2 后悬架的最大卸荷力
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 vx,
v x ? A ? a cos ? n

式中,vx:卸荷速度,一般为 0.15~0.30m/s 。 A:车身振幅,取 ? 40mm;
? :悬架振动固有频率。
v 2 x 取 0 . 3 m/s

最大卸荷力 F0 ? ? s v x 伸张行程时的最大卸荷力 F 20 ? ? 2 s v 2 x ? 3196 ? 0 . 3 ? 958 . 8 N 平均行程时的最大卸荷力 F 20 ? ? 2 Y v 2 x ? 2397 ? 0 . 3 ? 719 . 1 N

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7.5 筒式减振器主要尺寸
7.5.1 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
D ? 4 F0

? [ P ]( 1 ? ? )
2

(7-5)
~ 4 MPa

式中

[P]---工作缸内最大允许压力,取 3

? ---连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取 ? ? 0 . 40 ~ 0 . 50

由 QC T 491 ? 1999 《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》可知:减振器
30 40 ( 50 65 的工作缸直径 D 有 20 、 、 、45 )、 、 mm 等几种。

所以筒式减振器工作直径 D 可取:
D1 ? 4 F0 ? 4 ? 911 . 7
6

? ? P ??1 ? ?

2

?

? ? 3 ? 10 ? ?1 ? 0 . 5

2

?

? 0 . 023 m

减振器的工作缸直径为 30mm
D2 ?

? ? P ??1 ? ?

4 F0

2

?

?

? ? 3 ? 10 ? ?1 ? 0 . 5
6

4 ? 958 . 8

2

?

? 0 . 024 m

减振器的工作缸直径为 40mm

图 7-1 悬架减振器安装示意图

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7.5.2 油筒直径
贮油筒直径 D C ? (1 . 35 ~ 1 . 50 ) D ,壁厚取 2 mm ,材料可取 20 钢 前贮油筒直径 D C 前 ? 1 . 40 D ? 1 . 40 ? 30 ? 42 mm 后贮油筒直径 D C 后 ? 1 . 40 D ? 1 . 40 ? 40 ? 56 mm

24

本科生毕业设计(论文)

第八章
8.1 平顺性概念

平顺性分析

行驶平顺性,是指汽车在一般行驶速度范围内行驶时,能保证乘员不会因车 身振动而引起不舒服和疲劳的感觉,以及保持所运货物完整无损的性能。由于行 驶平顺性主要是根据乘员的舒适程度来评价,又称为乘坐舒适性。

8.2 汽车的等效振动分析
本设计根据目前现有的测试条件和计算精度以及建立整车模型要实现的目标 的要求,建立了二自由度汽车振动系统动力学模型如图 8-1。

图 8-1 二自汽车振动系统动力学模型

这个系统能反映车轮部分在 10~15Hz 范围产生高频共振时的动态特性,它对 平顺性和车轮的接地性有较大影响,更接近汽车悬挂系统的实际情况。图中,M 为 悬挂质量;m 为非悬挂质量;K 为弹簧刚度;C 为减振器阻尼系数;Kt 为轮胎刚度。 车轮与车身垂直位移坐标为 z、s,坐标原点选在各自的平衡位置,其运动方 程为:
· ? · ·? M z ? C ? z ? s ? ? K ?z ? s ? ? 0 ? ?

25

本科生毕业设计(论文)

· ? · ·? m s ? C ? s ? z ? ? K ?s ? z ? ? K t ?s ? q ? ? 0 ? ?

无阻尼自由振动时,运动方程变成
M z ? K ?z ? s ? ? 0
·

m s ? K ?s ? z ? ? K t s ? 0

·

由运动方程可以看出,M 与 m 的振动是相互耦合的。若 m 不动(s=0)则得
M z ? Kz ? 0
·

这 相当于只有车身质 量 M 的单自由度无 阻尼自由振动。其固 有圆频率
?0 ?
K z

同样,若 M 不动(Z=0) ,相当于车轮质量 m 作单自由度无阻尼振动,于是得
m s? (K ? K t )s ? 0
·

车轮部分固有频率
?t ?

?K

? Kt

?

m

ω 0 与ω t 是双质量系统,只有单独一个质量振动时的部分频率(偏频) 。 在无阻尼自由振动时,设两个质量以相同的圆频率ω 和相角φ 作简谐振动, 振幅为 z10、z20 则其解为
s ? z 10 e
j ?? t ? ?

?

z ? z 20 e
K M K m

j ?? t ? ?

?

将上面两个解代入微分方程组得
? z 20 ?
2

?

z 20 ?

z 10 ? 0

? z 10 ? ?
2

K m

z 20 ?

K ? Kt M

z 10 ? 0

将 ? 02 ? K M 、 ? t2 ? ? K ? K t ? m 代入上式可得

??
K m

2 0

??

2

?z

20

? ? 0 z 10 ? 0
2

z 20 ? ? t ? ?
2

?

2

?z

10

? 0

此方程组有非零解的条件是 z10 和 z20 的系数行列式为零即
?
4

? ?? t ? ? 0 ??
2 2

2

? ?0?t ? ?0 K / m ? 0
2 2 2

上式称为系统的频率方程或特征方程,它的两个跟为双质量主频率ω 1 和ω 2 的平方
? 1、 ? 2
2

1 2

??

2 t

? ?0 ?
2

?

1 4

??

2 t

? ?0

2

?

2

?

KK Mm

t

26

本科生毕业设计(论文)

车身与车轮两个自由度系统的主振型如图⑵-1。在强迫振动情况下,激振频 率ω 接近ω 1 时产生的低频共振,按一阶主振型振动,车身质量 M 的振幅比车轮质 量 m 的振幅大将近 10 倍,所以主要是车身质量 M 在振动,称为车身型振动。当激 振频率ω 接近ω 2 时,产生高频共振,按二阶主振型振动,此时车轮质量 m 的振幅 比车身质量 M 的振幅大将近 100 倍,称为车轮型振动。此时,由于车身基本不动, 所以可将两个自由度系统简化如图 8-2 所示车轮部分的单质量系统,来分析车轮 部分在高频共振区的振动。

图 8-2 车轮部分单质量系统

此时,质量 m 的运动方程为
m s ? C s ? ? K ? K t ?s ? K t q
·

将各复振幅代上式,得
? ms ? j ? Cs ? ? K ? K t ?s ? K t q
2

车轮位移 z1 对 q 的频率响应函数为
s q ? Kt

? ? m ? ? K ? K t ? ? j? C
2

将上式分子、分母除以 K+Kt,并把车轮部分固有频率ω t,车轮部分阻尼比ζ 带入上式,则得
s q ?

t

?K ? K t ? 2 1 ? ?? ? t ? ? j 2 ? t ?
Kt
Kt

?t

其幅频特性为
s q ?

?K
2 2

? Kt? ? ? j 2? t ? ? t ?
2

?1 ? ??

?t ?

?

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本科生毕业设计(论文)

在高频共振ω =ω t 时,车轮加速度均方根值谱 G z ?? t ? 正比于幅频特性
·

s q
? ?? t

?

?tKt

?K
2? t

? Kt?

式中,车轮部分固有频率 ? t ?

K ? Kt m

车轮部分阻尼比 ? t ? C 2 ? K ? K t ?m 可见,降低轮胎刚度 Kt 能使ω 1 下降和ζ t 加大,这是减小车轮部分高频共振时加 速度的有效方法;降低非悬挂质量 m 使ω 和ζ t 都加大,车轮部分高频共振时的加 速度基本不变,但车轮部分动载 m 下降,对降低相对动载
Fd G

有利。

8.3 车身加速度的幅频特性
对该车悬架进行平顺性分析,在车轮和车身垂直方向上建立两自由度的平顺 性分析模型。 根据公式
? ? 1 ? 1 2 2 2 2 ? 2 ? ? ? ? (1 ? (? ? 0 ) )( 1 ? ? ? ( ) ) ? 1 ? ? 4 ? (? ? 0 ) ? ? ? ( ? 1)( ? ? 0 ) ? ?0 ? ? ? ? ? ?
2 2

其中, ? 为刚度比, ? 为质量比:
?? 1

Z

? 1 ? 4? 2 ? 2 ? 2 ? ?? ? ? ? ? ? ? q

8.4 相对动载 Fd/G,对 q 的幅频特性
车轮动载 F d ? K t ? z 1 ? q ? ,静载 G ? ? M ? m ? g ? m ? ? ? 1 ? g 。 F d G 对 q 的频率 响应函数:
H ? j? ?F
d

G ~~

?

Fd Gq

?

z1 q

q m ? ? ? 1?g

Kt

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输出图形为:

图 7-3 车身加速度的幅频特性曲线图

图 7-4 相对动载的幅频特性曲线图

29

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8.5 影响平顺性的因素
由于汽车行驶平顺性涉及的对象是“路面---汽车---人”构成的系统,因此影响汽 车行驶平顺性的主要因素是路面的不平(它是震动的起源)和汽车的悬架、轮胎、座 椅、车身等总成部件的特性---包括刚度、频率、阻尼和惯性参数(质量、转动惯量 等)产生变化和破坏。这些参数是根据各种不同使用要求的车辆设计的,在使用时要 保证不破坏这些参数。例如悬架系统的钢板弹簧片间的润滑不良,等于增加了悬架 刚度;减震器漏油等于减小了悬架系统的阻尼等。

30

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第9章

结 论

本次毕业设计给我提供了一次非常难得的理论与实际相结合的机会,通过这 次对北京现代 SUV 轿车悬架的设计,我将理论知识和实际设计结合了起来,锻炼 了我的综合运用所学的专业基础知识来解决实际工程问题的能力,同时也提高我 查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力的水平,而且 通过对整体的掌控,对局部的取舍,以及对细节的斟酌处理,都使我的综合能力 得到了锻炼与提高。 根据计算数据,我选择了切实可行的方案,前悬架采用用了目前较流行的麦 弗逊式独立悬架,后悬架则采用平顺性更加出色的双叉骨独立悬架,前、后悬架 的减振器均采用双向作用式筒式减振器。这种设计有利于提高汽车行使稳定性与 乘坐舒适性。 考虑到轿车的使用条件增强汽车乘坐舒适性,我选用了螺旋弹簧做为弹性元 件,其结构简单、制造方便及有较高的比能容量,在导向机构大摆动量下任具有 保持车轮定位角的能力,因此得到了广泛采用。 为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性,增强悬架的垂直刚度值, 减小汽车在转弯时车身的侧倾,我在前悬架增加了横向稳定杆来增强汽车的行驶 稳定性。 考虑到现代人对汽车的行驶平顺性与乘坐舒适性的要求越来越高,我利用 MATLAB 软件进行平顺性分析,保证汽车的平顺性达与乘坐舒适性的到要求。 历时四个月的毕业设计工作即将结束了。本次对北京现代 SUV 轿车悬架的设 计结构合理,完成了指导教师所下达的任务量,达到了预期目标。为我今后走向 工作岗位打下了坚实的基础。

31

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参考文献
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32

本科生毕业设计(论文)

致 谢
首先要感谢辽宁工业大学给我们提供了四年的学习和生活的良好环境,且提 供给我们一次又一次受益非牵的课程设计和实习的机会,使我掌握了大量的科学 文化知识之余,更能学以致用,及时弥补我们在学习中的漏洞,并在我们即将离 开校园走向社会之时,提供了一次使我受益终身的毕业设计的机会。 本次设计得到了张立军老师的悉心指导,使我顺利完成了本次设计。张老师 治学严谨和富有创新的精神对我以后的学习和工作都将产生深远的影响。在设计 期间,张老师更是给了我无微不至的关怀和悉心的指导。另外,系里的各位老师 都能在我们遇到困难时,给予热情的解答,在此向张老师及系里的各位老师致以 最忠心的感谢! 汽车与交通工程学院为我们提供了专用毕业设计的机房,给我们创造了一个 良好的设计环境。在此表示感谢! 在本次设计中遇到过很多困难,但在老师帮助和跟同学共同讨论下都得以解 决。在此表示感谢! 最后,向所有帮助过我的老师、同学还有实习单位表示忠心的谢意!

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附 录Ⅰ
外文翻译 McPherson model of the independent suspension
McPherson front suspension in the car on the other is the breadth of application of the hoisting second to none. To the big BMW M3, Porsche 911 such high-performance cars, small Fiat STILO, Ford FOCUS, even before China's Hafei van Maifuxunshi hoisting and are based on the design. What is the reason in the end allow the hoisting of the McPherson such wide application This so commonly used hoisted in the end what characteristics it ? We start with the design of structural understanding from the bar. Diagram below is a typical example of the hoisting of the McPherson, Construction of theⅠ-1:

Figure Ⅰ -1 McPherson hoisted chart
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McPherson usually hoisted by two basic components: A pillar of shock absorbers and fonts care arm. The reason is because it is the pillar of shock absorber damping is also available in addition to supporting the role of the whole body, his structure is compact, the shock absorber damping and spring together to form a movement from top to bottom can slip column; under A boom is usually entrusted the design fonts, for the wheels to provide some of the lateral support and direction to bear all the stress before and after. The weight of the entire body and vehicle movement to bear all the wheels on the impact of these two components * commitment. So McPherson one of the greatest features of the design is simple, simple structure will bring direct benefits of the two that is: the hoisting of light weight and small space. We know that the car belongs to the hoisting of moving parts, moving parts the light, then hoisted response rate of speed and resilience will be sooner, so the hoisting of the shock absorption capacity of more strong and reduce the quality of the hoisting of spring also means reducing the quality, then in Body weight certain circumstances, the comfort is also better. Space on the direct benefits of the designer is in store layout engine under greater engine and the engine can be placed arbitrary manner. In medium-sized car engine can be put aside large, small car in the medium can also lay down their engines, so that all the matching engine more flexible. We allKnow, the BMW inline six-cylinder engine is designed, in the pursuit of sport, the layout of its center of gravity in the front axle, so the engine to use up a lot of warehouse space of the engine, then the choice of a simple structure, the hoisting of the small space It is by design is important. McPherson suspended from the upward journey, that is, in the event to roll, wheel angle, will automatically increase, so that tires can better integrate with the road, the vehicle to provide greater lateral force, to improve the Control limit. Have excellent control and responsiveness coupled with the tight structure, it is clear on a BMW designers before hoisting the preferred option. For small cars and mini-cars, as far as possible in a small engine stores make room layout engine becomes even more important, so they have no choice but to select McPherson hoisted Moreover, if a reasonable match, McPherson Whether manipulation and comfort are very

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good. That so much has been hoisted at the merits of McPherson, the talk about the shortcomings. It is also precisely because McPherson is too simple structure, causing the hoisting of the stiffness limited. As McPherson hoisted only * care arm and shock absorber to withstand a strong pillar of the wheel impact, it is easier in geometry deformation. This deformation of the driving experience, is that motorists will obviously feel the stability of poor body. Whether turning roll or brake nod phenomenon, are very obvious. Of course, the designers also like a lot of ways to solve the problem of instability. We have often heard that the horizontal Wending Gan, the anti-roll bars, balance, etc.-are used to increase the hoisting of Mai Fu's geometric stiffness and lateral stability of the components. However,Wen Dinggan optical increase by improving the performance is limited,the use of Wending Gan design can improve the stability of certain extent,geometry and suspension stiffness. If in order to fundamentally solve these problems, we must change the hoisting of the geometric shapes, and then multi-link double-rocker hoisted on behalf of the hoisting of a high-performance. McPherson addition to the hoisting of stability and rigidity in regard to inferior to multi-link, on the durability and multi-link can not be hoisted at par. As McPherson hoisted pillars need to bear the shock absorber of the horizontal, from top to bottom at the same time a campaign to reduce the purpose of vibration, shock absorber supporting bar the friction is very uneven, shock absorber oil seal to wear a hydraulic oil Damping effect of reducing leakage.

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译文 麦弗逊式独立悬架的模式图
麦弗逊在汽车前悬挂上的应用之广是其他悬挂无法比拟的。大到宝马 M3,保 时捷 911 这类高性能车,小到菲亚特 STILO,福特 FOCUS,甚至国产的哈飞面包车 前悬挂都是采用的麦弗逊式设计。到底是什么原因能让麦弗逊悬挂的应用如此广 泛?这种如此常用的悬挂到底有哪些性能特点呢?我们先从它的设计结构了解起 吧。如下图就是一套最典型的麦弗逊悬挂的构造图Ⅰ-1:

图Ⅰ-1 麦弗逊悬挂结构图

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

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是:悬挂重量轻和占用空间小。我们知道,汽车悬挂属于运动部件,运动部件越 轻,那么悬挂响应速度和回弹速度就会越快,所以悬挂的减震能力也就越强;而 且悬挂质量减轻也意味着弹簧下质量减轻,那么在车身重量一定的情况下,舒适 性也越好。占用空间小带来的直接好处就是设计师能在发动机仓布置下更大的发 动机,而且发动机的放置方式也能随心所欲。在中型车上能放下大型发动机,在 小型车上也能放下中型发动机,让各种发动机的匹配更灵活。 大家都知道,宝马的 6 缸发动机是直列设计的,为了追求运动性,把其重心 布置在前轴之后,因此发动机要占用大量的引擎仓空间,那么,选用一款结构简 单,占用空间小的悬挂设计就显得由为重要。麦弗逊悬挂在向上行程时,也就是 在发生转向侧倾时,车轮外倾角会自动加大,使轮胎能更好的跟路面结合,给整 车提供更大的横向力,提高了转向操控极限。拥有出色的操控和响应性再加上紧 凑的结构,很显然就成了宝马设计师设计前悬挂时的首选方案。对于小型车和微 型车来说,尽可能的在狭小的发动机仓腾出空间布置发动机就更加重要了,所以 他们也不得不选择麦弗逊悬挂,况且,如果做出合理的匹配,麦弗逊无论是操控 和舒适性都是相当出色的。说了这么多麦弗逊悬挂的优点,也该谈谈缺点了。也 正是因为麦弗逊结构过于简单,造成悬挂的刚度有限。由于麦弗逊悬挂只能下托 臂和减震器支柱来承受强大的车轮冲击力,所以较易发生几何变形。这种变形体 现到驾驶感受上,就是驾驶者会明显的感觉到车身稳定性较差。无论是转弯侧 倾,还是刹车点头现象,都非常明显。当然,设计师们也想了不少办法来解决稳 定性问题。我们经常听说的横向稳定杆,防倾杆,平衡杆等等都是用来提高麦福 逊悬挂几何刚度和横向稳定性的部件。 但是,光增加稳定杆所提高的性能是有限的,使用各种稳定杆设计能从一定 程度上提高稳定性和悬挂几何刚度。如果要从根本解决这些问题,就必须改变整 个悬挂的几何形状,那么多连杆和双摇臂悬挂就成了高性能悬挂的代表。麦弗逊 悬挂除了在稳定性和刚度方面要逊色于多连杆以外,在耐用性上也不能与多连杆 悬挂相提并论。由于麦弗逊悬挂的减震器支柱需要承受横向力,同时又要起到上 下运动减低震动的目的,所以减震器支撑杆的摩擦很不均匀,减震器油封容易磨 损造成液压油泄露降低减震效果。

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附 录 Ⅱ
利用 MATLAB 进行编程如下:

图Ⅱ-1 车身加速度的幅频特性曲线图

1.车身加速度的幅频特性曲线程序
x=0.1:0.1:20; m2=488; m1=32.5; u=m2/m1; x0=1.2; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x;
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b=0.3; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1) .*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|/s-1'); title('车身加速度幅频特性曲线'); gtext('前悬'); legend('f1=1.2, f2=1.3,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=474.5; m1=30; u=m2/m1; x0=1.3; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-(w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2)-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1) .*(w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Z2/q|/s-1'); title('车身加速度幅频特性曲线'); gtext('后悬');

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图Ⅱ-1 车身加速度的幅频特性曲线图

2.相对动载的幅频特性曲线
x=0.1:0.1:15; m2=488; m1=32.5; u=m2/m1; x0=1.2; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1).* (w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81;
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y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot (x,y) grid xlabel('激振频率 f/HZ'); ylabel('|Fd/Gq|/(s.m-1)'); title('相对动载的幅频特性曲线'); gtext('前悬'); legend(' f1=1.2, f2=1.3,r=9' ); hold on x=0.1:0.1:15; m2=474.5; m1=30; u=m2/m1; x0=1.3; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+1).* (w./w0).^2).^2; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1).^2+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot (x,y) gtext('后悬');

现代 SUV 轿车悬架系统设计
Suspension System Design of The Modern SUV





汽车工业在不断的发展,人们对汽车的乘坐舒适性和安全性的要求越来越高, 因此对汽车的悬架系统和减振器也提出了更高的要求。这次设计的北京现代 SUV 轿车的悬架系统是具有实际意义的。 本次设计主要内容是:北京现代 SUV 轿车的前、后悬架系统的结构设计,前
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悬架采用的是目前较为流行的麦弗逊式独立悬架,后悬架采用的是平顺性较好的 四连杆非独立悬架。前、后悬架的减振器均采用双作用液力减振器。还进行了悬 架参数的确定。弹性元件的设计计算。导向机构和横向稳定杆的结构计算及强度 校核。采用 MATLAB 软件对悬架系统的平顺性进行了编程分析,论证了该悬架系 统设计参数的合理正确性。采用 CAXA 软件分别绘制前后悬架的装配图和部分零件 图。 在本次设计中,采用了传统典型的悬架系统,尽量采用通用件,降低了设计 的成本。在平顺性分析上,建立二个自由度的汽车振动模型,分别对轮胎、车身 和座椅进行振动分析,可以体现出悬架衰减振动的能力是较强的。因此,这次设 计的悬架系统具有良好的行驶平顺性。 关键词:悬架; 汽车减振器;导向机构;平顺性

Abstract
With the development of the Automobile industry, people have been promoting the requirement for the safety and ride comfort quality of the vehicle. As a result, there is a higher demand on the suspension and the shock absorber system of the vehicle. The
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design of the Morfen SUV suspension system of the Tucson has a practical significance. The project mainly includes the design of construction of the Morden SUV front and rear suspension system. The popular Macpherson independent suspension is adoptd, and the Ride smooth is better four connecting rod to the independent suspension. Both front and back suspension includes the hydraulic double action shock absorber . The design includes confirming the parameters of suspension system, calculating concerning the components with the features of springs, checking the intensity and calculating regarding the structure of the guide mechnism and stabilizer rod. What’s more, the MATLAB software is used to analyze the ride comfort of the suspension system by programming, it also demonstrates the validity of parameters of the design concerning the suspension system. In the project, the traditionally classic suspension system is adopted and the common components are adopted as many as possible in order to decrease the cost of the design. When it comes to the design regarding the ride comfort, the shock model of the vehicle with 5 DOF is built for doing the shock analysis concerning these such as tires, body and seat of the vehicle, to do so can show the high capability in the attenuation shock of the suspension system. Therefore, this project of the suspension system possesses a good ride comfort. Key words: suspension;automobile shock absorber ;guide mechnism;ride comfort

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