奇瑞QQ611汽车前后悬架设计说明书

奇瑞QQ611汽车前后悬架设计说明书
本次设计的奇瑞QQ611汽车前后悬架均采纳独立式悬架，前悬架采纳麦弗逊式独立悬架的形式，后悬架采纳拖曳臂式独立悬架的形式。

依照差不多确定的悬架结构形式，布置空间，以及轿车必要的参数进行分析，获得减振器的要紧参数，运算减振器要紧零件尺寸，设计减振器结构，实现要求的功能。

在匹配分析中，减振器部分的设计运算要紧从简化的力学模型入手分析悬架与地面、车身间的位置和受力关系。

通过减振器与车身的匹配关系来定位减振器相关参数的运算方法，从而有针对性的运算出满足QQ611汽车悬架的固有频率、阻尼系数及阻尼比。

在结构设计中，要紧从减振器的功能入手，在一切数据的指导下，进行科学的理论运算，确定要紧部件的尺寸。

针对QQ611汽车的用途及实际情形进行结构改进，以适应使用要求。

在汽车悬架的平顺性分析中，运用Matlab绘制了车身加速度幅频特性曲线，研究它们对减振器参数的阻碍。

本文所做工作能够为汽车的减振器匹配与结构设计提供一定理论依据，具有一定的实际意义。

关键词：减振器；匹配分析；结构设计；平顺性
Abstract
The design of QQ611 Chery automobile and adopt independent suspension, suspension using macpherson suspension in the form of independent suspension, rear suspension using drag arm independent suspension of form. According to the suspension structure has been determined, decorate a space, and cars were analyzed, the necessary parameters obtained shock absorber parameters, calculation of main parts size, design, realization of shock absorber structure required functions.
In part, the shock absorber in matching the design and calculation of main from simplified mechanical model of suspension and ground, between the body and the relationship between stress position. Through the matching relation with body shock absorber to locate related parameters calculation method, which is calculated QQ611 satisfy the natural frequency of the automobile suspension, damping coefficient and the damping ratio.
In structural design, mainly from the function of shock absorber, in all known data, under the guidance of the scientific theoretical calculation, determine the size of the main parts. QQ611 according to actual situation and the use of automobile structure to adapt to the requirements of operation.
In the automobile suspension smooth analysis, using Matlab painted bodywork acceleration curves, the amplitude frequency characteristics of damper parameters are studied.
This can work for the automotive shock absorber and provide certain theoretical basis for structure design, has certain practical significance.
Key words：shock absorber；matching analysis；structure design；ride comfort
目录
第1章绪论 (1)
1.1 减振器结构设计的意义 (1)
1.2 悬架的重要性 (1)
第2章悬架的方案论证 (2)
2.1 汽车悬架及减振器的性能要求 (2)
2.2 悬架结构形式分析 (2)
2.2.1 悬架的分类及特点 (2)
2.2.2 悬架结构形式的方案论证 (3)
2.3 悬架弹性元件及减振器的特性 (5)
2.3.1 悬架弹性元件的特性 (5)
2.3.2 减振器的特性 (5)
第3章减振器的结构设计 (7)
3.1 QQ611汽车相关参数 (7)
3.2 减振器与悬架系统的匹配分析 (7)
3.2.1 平顺性的概念 (7)
3.2.2 结构参数对平顺性的阻碍 (8)
3.2.3 使用因素对平顺性的阻碍 (8)
3.2.4 阻尼比的选取 (9)
3.2.5 前悬架减振器的匹配分析 (9)
3.2.6 后悬架减振器的匹配分析 (11)
3.3 减振器受力分析 (12)
3.3.1 前减振器的受力分析 (12)
3.3.2 后减振器的受力分析 (13)
3.4 减振器要紧尺寸选择 (27)
3.4.1 前减振器的要紧尺寸选择 (27)
3.4.2 后减振器的要紧尺寸选择 (27)
3.5 减振器的结构设计 (27)
3.5.1 减振器的要紧结构形式及工作原理 (28)
3.5.2 活塞阀系的设计 (28)
3.5.3 底阀系的设计 (28)
3.6 要紧零件材质的选择 (28)
3.6.1 活塞杆材质的选择 (28)
3.6.2 工作缸和储油缸材质的选择 (28)
3.6.3 阀片和口片材质的选择 (27)
第4章工艺过程设计 (28)
4.1 活塞杆的工艺过程设计 (27)
4.2 顶盖的加工方法 (28)
4.3 储油缸的加工方法 (29)
4.4 工作缸的加工方法 (29)
第5章结论 (30)
参考文献 (31)
致谢 (33)
附录I (34)
附录II (36)
第1章绪论
1.1减振器结构设计的意义
汽车在现代社会中已逐步成为了人们生存进展必不可少的交通工具。

随着经济的不断进展，人们生活水平的不断提高，人们早已不能仅仅满足于以其代步的差不多功能，而是不断的提出〝安全、高速、舒服、环保〞的要求。

如此同时给汽车及其悬架系统设计、制造提出了更高的要求。

〝高速安全〞要求汽车具有良好的操纵稳固性，〝舒服〞要求汽车有良好的平顺性。

悬架作为连接车身与车桥之间的装置，其性能在专门大程度上决定了汽车的操纵稳固性和行驶平顺性。

因此，汽车悬架结构中最重要的部件减振器的设计、制造制约着整车的性能。

1.2悬架的重要性
舒服性是轿车最重要的使用性能之一。

舒服性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性与悬架特性相关。

因此，汽车悬架是保证乘坐舒服性的重要部件。

同时，汽车悬架作为车架与车轴之间作连接的传力机构，又是保证汽车行驶安全的重要部件。

汽车车架假设直截了当安装于车桥上，由于道路不平，由于路面冲击使物资和人会感到十分不舒服，这是因为没有悬架装置缘故。

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。

保证物资完整和人员舒服；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳固的姿势，改善操纵稳固性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力〔牵引力和制动力〕和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架上，一保证汽车行驶平顺；同时当车轮相对车架跳动时，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。

悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直截了当对汽车行驶平顺性、操纵稳固性和舒服性有专门大的阻碍。

由此可见悬架系统在现代汽车内是重要的总成之一。

第2章悬架的方案论证
2.1汽车悬架及减振器的性能要求
汽车悬架是车架〔车身〕与车桥〔或车轮〕之间弹性连接的部件。

它的要紧作用是缓和、抑制由不平路面引起的振动和冲击，保证乘员乘坐舒服和所运物资完好；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。

汽车悬架性能是阻碍汽车行驶平顺性、操纵稳固性和行速度的重要因素。

关于QQ611汽车使用的趋向，悬架的结构形式，减振器的布置空间等都有着专门的要求，在悬架结构的选择及减振器的设计中应满足以下要求：
1)悬架系统能够保证汽车具有良好的行驶平顺性；
2)针对QQ611车型，减振器应具有合适的衰减振动的能力；
3)后悬架尽量保证汽车具有良好的操纵稳固性；
4)由于后悬架结构上的不足，当汽车制动或者加速时，悬架系统要尽量保证车身的稳固；
5)悬架系统结构不阻碍乘坐舒服性；
6)由于QQ611整车空间比较紧，因此要求前后悬架结构紧凑、占用空间尺寸要小；
7)前后悬架能够可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，保证零部件质量尽量小的同时，还要保证具有足够的强度和寿命。

2.2悬架结构形式分析
2.2.1悬架的分类及特点
机动车悬架[1]一样可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。

非独立悬架〔图2.1〕的结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连在一起通过弹性悬架悬挂在车架〔或车身〕的下面。

非独立悬架因其结构简单、工作可靠而被广泛应用于载货车辆上。

轿车中非独立悬架仅用于后桥。

悬架的结构专门是导向机构的结构随所采纳的弹性元件不同而有差异，同时有时差别专门大。

采纳螺旋弹簧、气体弹簧时需要有较复杂的导向机构。

而采纳钢板弹簧时，由于钢板弹簧本身可兼起导向机构的作用，并有一定的减振作用，使得悬架机构大为简化。

因而在非独立悬架中大多数采纳钢板弹簧作为弹性元件。

独
立悬架〔图2.2〕那么是每一侧的车轮单独地通过弹性悬架悬挂在车架(或车身)的下面。

采纳独立悬架时，车桥都做成断开的。

独立悬架的结构特点是两侧的车轮各自独立地与车架(或车身)弹性连接，因而具有以下优点:
1)在悬架弹性元件一定的变形范畴内，两侧车轮能够单独运动，相互阻碍小，如此在不平道路上行驶时，可减少车身的倾斜和振动，有助于排除转向轮摆振的不良现象。

2)减少了汽车非簧载质量(即不由弹簧支承的质量)，在道路条件和车速相同时，非簧载质量愈小，那么悬架所受到的冲击载荷也愈小。

故采纳独立悬架能够提高车辆的平均行驶速度。

3)采纳断开式车桥，发动机总成的位置便能够降低和前移，使汽车重心下降，提高了汽车行驶稳固性。

同时能给车轮以较大的上下运动空间，因而能够将悬架刚度设计得较小，便车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。

由于上述优点，独立悬架广泛应用于轿车、越野汽车等高速车辆上。

2.2.2悬架结构形式的方案论证
1)悬架的结构形式：
QQ611汽车[2]的驱动形式是前置前驱，因此对它前悬架的舒服性、操作性、经济性等有一定的要求，因此在选择悬架时，就要选择具有结构简单、占用空间小、反映速度快、制造成本低等优点的悬架。

麦弗逊式独立悬架刚好能够满足QQ611汽车对悬架的要求。

麦弗逊式悬架由螺旋弹簧、减振器、三角下摆臂组成，图2.1 非独立悬架图2.2 独立悬架
图2.4 拖曳臂式悬架简图 1-后拖曳臂总成 2-减振器 3-螺旋弹簧 4-横撑杆 5-后轴
图2.3 麦弗逊式悬架简图
1-前滑柱总成 2-螺旋弹簧 3-操纵臂
4-前稳固杆 5-减振器 绝大部分车型还会加上横向稳固杆。

麦弗逊式悬架具有构造简单，占用空间小，操纵稳固性良好的优点，而且在下摇臂和支柱的几何结构下能自动调整车轮外倾角，让其能在过弯时自适应路面，让轮胎接地面积最大化。

因此QQ611汽车的前悬架采纳麦弗逊式独立悬架[11]〔如图2.3〕
QQ611汽车后悬架采纳的是拖曳臂式悬架。

拖曳臂式悬架介于独立与半独立式悬架之间，它尽管具有非独立悬架的缺点，但又兼有独立悬架的优点。

拖曳臂式悬架的优点有：占用车身空间小，可不能让车身在运动中发生外倾角变化，减振器可不能发生应力弯曲加剧轮胎磨损，同时拖曳臂式悬架的结构简单，成本十分低廉。

只是拖曳臂式悬架也有专门多缺点，以致对舒服性和操纵性造成了阻碍。

尽管拖曳臂式悬架的缺点比较明显，然而在小型轿车内应用这种悬架不仅要求能够比较好的满足，而缺点又表达的不明显，因此QQ611汽车后悬架采纳拖曳臂式悬架〔如图2.4〕。

2) 弹簧形式的选择
螺旋弹簧以其形似螺旋线而得名，具有重量小且占位置少的优点，当路面对轮子的冲击力传来时，螺旋弹簧产生变形，吸取轮子的动能转换为螺旋弹簧的位能，从而缓和了地面的冲击对车身的阻碍。

正是圆柱螺旋弹簧具有如此的优点，应用到QQ611汽车的前、后悬架中比较合适，同时也能满足汽车对经济性的要求，因此QQ611汽车前、后悬架系统均采纳圆柱螺旋弹簧。

3) 减振器形式的选择
汽车减振器的要紧作用是衰减由于弹性元件受到冲击产生的振动，来改善汽车行驶的平顺性。

依照减振器结构形式的不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。

尽管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阻碍大而被剔除。

悬架系统中采纳的减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架和车桥间受振动显现相对运动时，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通过不同的孔隙流入另一个腔内。

现在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，再由减振器吸取散发到大气中。

而双向作用筒式减振器那么是在压缩和伸张行程中均能起减振作用的减振器。

尽管双向作用筒式减振器的工作压力比较低，然而具有工作性能稳固的优点而被现代汽车广泛采纳。

因此QQ611汽车前、后悬架系统均采纳双向作用筒式减振器。

2.3 悬架弹性元件及减振器的特性
2.3.1 悬架弹性元件的特性
悬架弹性元件目前要紧采纳螺旋弹簧、钢板
弹和空气弹簧等，要紧用于支承车身，缓冲振动。

当车身振动并偏离其平稳位置时，弹簧便因额外
的变形产生额外的弹性复原力，迫使车身回复到
原始平稳位置，且车身的偏离量越大，弹簧的复
原力也越大，弹簧弹力与其变形间的关系称为弹
簧特性。

当弹簧变形与受载荷成固定的比例一起
增长时称为线性特性，其特性曲线是直线 (图
2.5)，公式表示为:
f K F ⋅= 〔2-1〕
式中F ——弹簧弹力;
f ——弹簧变形量;
K ——弹簧刚度。

关于线性弹簧，K 是一个常数。

等截面钢
板弹簧、圆柱螺旋弹簧都属于线性弹簧。

假设K 不是一个常数，是可变的，那么该
弹簧为非线性的(图2.6)。

变截面钢板弹簧、油
气弹簧、空气弹簧都属于非线性弹簧。

2.3.2 减振器的特性
减振器的要紧作用是衰减、降低车身及车
轮的振动，以改善汽车的行驶平顺性。

减振器
和弹性元件是并联安装的，如图2.7所示。

机动车悬架系统中广泛采纳液力减振器。

液力减振器的作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动，而减振器活塞在缸筒内往复运动时，减振器内的油液便
图2.5 弹簧线性特性 图2.6 可变的悬架弹性曲线 1-满载工况；2-半载工况；3-空载工况
反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔，现在孔壁与油液间的摩擦
及液体分子内磨擦便形成对振动的阻尼
力，使车身和车架的振动能量转化为热能，
从而被油液和减振器壳体所吸取，然后散
发到大气中。

减振器的阻尼力的大小随车
架与车轿(或车轮)的相对速度的增减而增
减，同时与油液粘度有关。

要求减振器所
用油液的粘度受温度变化的阻碍尽可能
小，同时具有抗汽化、抗氧化、耐腐蚀作
用等性能。

减振器的特性要紧以速度特性
来描述，减振器的速度特性是减振器相对
运动速度与其阻尼力间的关系[1]，用公式
表示:
n
F v
δ
=〔2-2〕式中F——减振器阻尼力；
v——减振器中活塞相对速度；
δ——减振器阻尼系数；
n——减振器的速度指数。

当n=l，δ为一常数时，其特性曲线为一直线。

通常n不等于1，δ也不是一个常数，这时的减振器特性称为非线性的(图2.8)。

图2.7 减振器和弹性元件的安装示意图
1-车架；2-减振器；3-弹性元件；4-车轮图2.8 减振器阻尼力—位移特性和阻力—速度特性
第3章减振器的结构设计
3.1QQ611汽车相关参数
1)空满载静态下，轴荷与质心位置。

轴荷：
空载：前悬架G1k=580kg；后悬架G2k=420kg。

满载：前悬架G1m=705kg；后悬架G2m=670kg。

轮距：B1＝1420mm、B2=1420mm；轴距：L=2340mm；
满载重心高度H g＝579.5mm。

2)非悬挂质量
前悬架m1＝66kg；后悬架m2＝56kg；
3)前后悬挂刚度及频率
前悬架刚度为C1＝26N/mm；〔参考〕
前悬架在空载时的静挠度和频率〔参考〕：f ck＝11.67cm；n0k＝1.46Hz；
前悬架在满载时的静挠度和频率〔参考〕：f cm＝14.51cm；n0m＝1.31Hz；
后悬架刚度为C2=25 N/mm；
后悬架在空载时的静挠度和频率〔参考〕：f crk＝7.14cm；n0rk＝1.87Hz；
后悬架在满载时的静挠度和频率〔参考〕：f crm＝12.05cm；n0rm＝1.44Hz；
3.2减振器与悬架系统的匹配分析
3.2.1平顺性的概念
汽车的平顺性[28]要紧是保持汽车行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒服性的阻碍在一定界限之内，因此平顺性要紧依照乘员主观感受的舒服性来评判，关于载货汽车还包括保持物资完好的性能，它是现在汽车高速行驶的要紧性能之一。

汽车行驶时，路面凹凸不平和发动机的振动均激发汽车的振动。

当振动达到一定的剧烈程度，将使汽车内乘员感到不舒服、疲劳甚至危及人体健康。

在同一路面上以相同车速行驶的不同汽车，由于隔振和减振性能不同，引起的振动剧烈程度会不同。

通常把汽车缓和振动，减少对乘员阻碍的性能以汽车的〝行驶平顺性〞来描述，即汽车不因振动而使乘员感到不舒服的性能称为汽车行驶平顺性。

中级轿车平顺性分析通常研究人体的全身振动。

3.2.2 结构参数对平顺性的阻碍
1) 悬架刚度[28]
弹性元件是汽车悬架的要紧组成部分，弹性元件的刚度或悬架等效刚度k 及其特性是阻碍平顺性的要紧因素。

当簧载质量2m 一定时，减小k 可降低车体固有振动频率20m k =ω，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，对汽车操纵稳固性产生不利后果。

汽车在实际使用中，簧载质量M 随汽车的装载情形而变，当k 值一定时，20m k =ω将随2m 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[28]
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阻碍不大，但却能使车体振动迅速衰减，改善车内乘员的舒服感。

研究说明，悬架阻尼的大小还对操纵稳固性和制动方向稳固性产生阻碍。

3) 轮胎
轮胎径向刚度t K 与轮胎结构、尺寸和气压有关，假设以t K 与悬架刚度K 之比K K t =γ来表示，那么可见，关于一定型号的轮胎，降低胎内气压〔即刚度t K 减小〕可改善平顺性，但也将增加车轮的侧向偏离，以恶化操纵稳固性，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纳独立悬架结构，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。

3.2.3 使用因素对平顺性的阻碍
道路不平是引起汽车振动的要紧缘故，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。

当鼓舞频率与车辆系统的一阶主频率1ω或二阶主频率2ω重和时，将产生车体的共振，加速车体的振动。

路面的鼓舞频率由路面谱的频率重量和车速决定，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。

3.2.4 阻尼比的选取
依照汽车平顺性分析方法[12]，依照参数绘制车身加速度幅频特性曲线。

如图3.1所示，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t f f =高频共振区，双质量系统显现第二共振峰，在t f f >之后，幅频按一定斜率衰减，ζ也减小，因此对共振与高频段的成效相反，综合考虑，ζ取45.0~2.0比较合适，平稳性能高。

3.2.5 前悬架减振器的匹配分析
1) QQ611型汽车力学模型与差不多参数
图3.2所示为一个车身悬浮于悬架缓冲弹簧上所构成的弹簧振子系统的力学模型，悬架中减振器工作时产生的液压阻力将衰减车架的振动。

该系统的振动方程式为：
0=++Kx x y x
M 〔3-1〕 式中：M —悬架质量或簧载质量；
y —减振器阻尼系数；
x —悬架质量垂直振动加速度；
图3.2 悬架弹簧振子系统
0246
8101214161820
0.5
1
1.52
2.5
激振频率 f/HZ
F d /q /s
车身加速度幅频特性曲线
前悬
后悬
图3.1 车身加速度幅频特性曲线
x
—悬架质量垂直振动速度； x —位移量；
K —悬架刚度；由下式运算
M K x = 〔3-2〕
为了便于分析，可将QQ611型轿车前悬架结构简化为图3.3所示。

图中：
a —车轮轴心与摆臂轴心的距离，a=420mm ；
b —减振器下连接座中心与摆臂轴心距离，b=420mm ； α—安装角；减振器中心线与铅垂线的夹角，α=5°； P m —车辆满载时的悬架〔簧载〕载荷，P m = 7050N ； f
c —悬架静变形，f c =145.1mm ； 2) 固有频率、阻尼系数及阻尼比[6]
车身〔或悬架〕振动固有频率为1.67Hz 最理想。

忽略轮胎变形对悬架固有频率的阻碍，0n 那么由下式运算
01
2c
g
n f π
=
〔3-3〕 经运算，QQ611型轿车的前悬架满载时振动固有频率0 1.31n Hz =。

为了检验该系统的减振成效和分析弹簧的受力，那么需运算弹簧振子系统的振幅。

关于粘性阻尼，其振幅0f 由下式运算 022
2
(1)(2)
c
f λζλ=-+⋅⋅ 〔3-4〕
式中：λ—频率比；
为幸免车辆悬架产生共振现象，λ应符合以下规定
2r n
n λ=≥
ζ—阻尼比；由下式运算
c r
r ζ=
〔3-5〕
c r —临界阻尼系数。

由下式运算
1
2c m
c
r P g f =⋅ 〔3-6〕
按图3.2、3.3和〔3-6〕式，QQ611型轿车的前悬架临界阻尼系数为
图3.3 悬架结构等效图 1-摆臂；2-减振器；3-缓冲弹簧
118.24/c r Ns cm =。

按运算式〔3-4〕，悬架质量M 的振幅是阻尼比ζ和频率λ的函数。

减振器是悬架的要紧阻尼元件。

它与缓冲弹簧并联安装〔参见图3.3〕，按阻尼匹配原那么要求的阻尼比为：
0.20~0.45ζ= 〔3-7〕
关于机动车，悬架结构为独立螺旋弹簧悬架，减振器复原行程阻尼系数f r 一样为：
(0.35~0.45)f c
r r =
〔3-8〕
按式〔3-8〕式，QQ611型轿车的前悬架复原〔伸张〕行程的阻尼系数：
0.332.55/f c c r r r Ns cm ζ=⋅=⋅=
现代车辆大部分均采纳双向作用筒式减振器。

一样把复原和压缩行程阻尼系数，体会地作如下分配：
(0.35~0.5)y f
r r =
〔3-9〕
按〔3-9〕式，QQ611型轿车的前悬架压缩行程阻尼系数为
0.39.765/y f r r Ns cm ==
弹簧振子在震动平稳点〔图2中满心点〕处的悬架质量垂直振动速度V ,由下式运算
002V f n π= 〔3-10〕
式中：0f —受迫振动的振幅。

可按式〔3-4〕运算，QQ611型轿车的前悬架振幅为0 4.49f cm =
QQ611型轿车前悬架质量垂直振动速度V 为
36.94/V cm s =
前悬架垂直振动速度V 下的额定复原阻力为
1202.4pf P N =
额定压缩阻力为
360.72py P N =
pf P 与py P 符合«汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件»〔QC/T 491-1999〕[4]表2中标准。

3.2.6 后悬架减振器的匹配分析
QQ611后悬架减振器与前悬架减振器采取相同结构。

车身〔或悬架〕振动固有频率为1.67Hz 最理想。

忽略轮胎变形对悬架固有频率的阻碍，经运算，QQ611型轿车的后悬架满载时振动固有频率
01 1.442r c
g
n Hz f π
=
= 为了检验该系统的减振成效和分析弹簧的受力，那么需运算弹簧振子系统的振幅。

关于粘性阻尼，其振幅0r f
022
2
3.73(1)(2)
cr
r f cm λζλ=
=-+⋅⋅
QQ611型轿车的后悬架临界阻尼系数为:
1
2120.84/cr mr
cr
r P Ns cm g f ==⋅ QQ611型轿车的后悬架复原〔伸张〕行程的阻尼系数：
0.336.52/fr cr cr r r r Ns cm
ζ=⋅=⋅=
QQ611型轿车的前悬架压缩行程阻尼系数为：
0.310.88/yr fr r r Ns cm
==
悬架质量垂直振动速度V ：
00233.73/r r r V f n cm s π==
前悬架垂直振动速度V 下的额定复原阻力为：
1231.8pfr P N
=
额定压缩阻力为：
367pyr P N =
pfr P 与pyr P 符合«汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件»〔QC/T 491-1999〕表2中标准。

3.3 减振器受力分析
3.3.1 前减振器的受力分析
各个力作用位置见图3.4 1) 纵向力x F ：
牵引力或制动力最大时，纵向力最大。

侧向力0y F =[7]。

地面对车轮的垂直反力：
11
2z m G F =
〔3-11〕
式中：1m —负荷转移系数；1 1.2m =
1G —前轴负荷；16909G N =
4145.4z F N =
纵向力x F
x z F F φ=⋅ 〔3-12〕
式中：φ—路面附着系数驱动时可取0.8；制动时极限状态可达1.25。

5181.75x F N =
2) 侧向力y F ：
发生侧滑时y F 最大。

纵向力0x F =。

外轮上垂直反力
01120.5z gh F G B φ⎛⎫
=+ ⎪
⎝⎭
〔3-13〕 式中：g H —汽车质心高度；579.5g H mm =。

2B —轮距；21420B mm =。

1φ—侧滑附着系数，运算时取1。

外轮上垂直反力
6274zo F N =
内轮上的垂直反力
2zj zo
F G F =-
〔3-14〕
式中：2G —后轴负荷；26566G N =。

292zj F N =
外轮和内轮上的侧向力
16274yo zo F F N φ== 〔3-15〕 1292yj zj F F N φ== 〔3-16〕
3) 垂直力z F ：
对应汽车通过不平路面。

0x F =，0y F =
12z G
F K = 〔3-17〕
式中：K 一动载荷系数，关于轿车，K 取 1.75；
6045z F N =
3.3.2 后减振器的受力分析
1) 纵向力x F ：
牵引力或制动力最大时，纵向力最大。

侧向力0y F =。

地面对车轮的垂直反
图3.4 减振器受力简图
力：
12
3939.62zr m G F N =
=
纵向力x F
4924.5xr zr F F N φ=⋅=
2) 侧向力y F ：
发生侧滑时y F 最大。

纵向力0x F =。

外轮上垂直反力
02120.55962.6g z r H F G N
B φ⎛
⎫=+= ⎪⎝⎭
内轮上的垂直反力
1635zjr zor F G F N =-=
外轮和内轮上的侧向力
15962.6yor zor F F N φ==
1635yjr zjr F F N φ==
3) 垂直力z F ：
对应汽车通过不平路面。

0x F =，0y F = 25745.252
zr G
F K N ==
3.4 减振器要紧尺寸选择
3.4.1 前减振器的要紧尺寸选择
1) 活塞杆直径的确定
a) 只受垂直力：
由受力分析运算得最大垂直力为6045z F N = 关于只受垂直力的减振器(如图3.5)，活塞杆属细长杆，当压力接近某一临界时，杆将产生纵向弯曲，其挠度值将随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。

当细长比 L
K
＞m n 时，其临界载荷为
2
2K n EJ
p L π=
〔3-18〕
式中：K p —活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷(N)
图3.5 只受垂直力的情形。