第四章 悬架性能匹配计算.
动力总成悬置系统优化设计与匹配---基本理论
目录
一、悬置系统的典型结构及基本理论 二、悬置系统的主要布置方式 三、悬置系统的设计原则 四、悬置系统对汽车N&V特性的影响 五、悬置系统的设计流程和计算方法 六、悬置系统的匹配样车要求及N&V匹配方法
一、悬置系统的基本理论及典型结构
1、悬置的定义：装配在动力总成与车身（架）之间起支撑连接作用并使二者间 的力的传递产生衰减的弹性减振元件。
动力总成的完全解耦布置
动力总成的部分解耦布置
四、悬置系统的设计原则
撞击中心理论：
撞击中心理论主要用于选择前后悬置的位置。当动力总成视为 刚体，前后悬置如果处于互为撞击中心的位置上时，当一个悬置受 到干扰时或冲击时，另一个悬置上的响应为零。
扭轴理论：
当发动机的主惯性轴偏离曲轴轴线 一定角度, 在发动机激振力矩作用下, 发动机体将绕某一固定的“扭轴”作 白由振动。这时悬置布置应围绕“扭 轴”布置更为合理。
2、悬置系统（悬置+发动机+变矩器+变速箱）典型结构
3、各种类型悬置结构
一、悬置系统的基本理论及典型结构
悬置的结构型式日趋复杂。主要分为：橡胶悬置、液压悬置、 半主动/主动悬置。
橡胶悬置：结构简单，成型容易、成本低廉，被大量的使用在各型 车辆。缺点：存在高频硬化现象。下面为橡胶悬置常见结构：
压缩式
一、悬置系统的基本理论及典型结构
悬置系统六自由度力学方程的建立（势能）
一、悬置系统的基本理论及典型结构
悬置系统六自由度力学方程的建立（势能）
一、悬置系统的基本理论及典型结构
悬置系统六自由度力学方程的建立（耗散能）
一、悬置系统的基本理论及典型结构
悬架的设计计算
3.1弹簧刚度弹簧刚度计算公式为：前螺旋弹簧为近似圆柱螺旋弹簧：前n 8D Gd 31411Cs (1)1后螺旋弹簧为圆柱螺旋弹簧：后n 8D Gd 32422Cs (2)式中：G 为弹性剪切模量79000N/mm 2d 为螺旋弹簧簧丝直径，前螺旋弹簧簧丝直径d 1=11.5mm ，后螺旋弹簧簧丝直径d 2=12mm ；1D 为前螺旋弹簧中径，D 1=133.5mm 。
D 2为后螺旋弹簧中径，D 2=118mm 。
n 为弹簧有效圈数。
根据《汽车设计》（刘惟信）介绍的方法，判断前螺旋弹簧有效圈数为4.25圈，即n 前=4.25；后螺旋弹簧有效圈数为 5.5圈，即n 后=5.5。
前螺旋弹簧刚度：=18.93 N/mm后螺旋弹簧刚度：后n 8D Gd 32422Cs =22.6N/mm螺旋弹簧刚度试验值：前螺旋弹簧刚度：18.8N/mm ；1螺旋弹簧刚度计算公式，参考《汽车工程手册》设计篇3141116n Gd D Cs 前后螺旋弹簧刚度：22.78N/mm 。
前螺旋弹簧刚度和后螺旋弹簧刚度计算值与试验值基本相符。
G08设计车型轴荷与参考样车的前轴荷相差<2.0%，后轴荷相差<0.8%。
设计车型直接选用参考样车的弹簧刚度,刚度为：1Cs =18.8 N/mm ；2Cs =22.6 N/mm 。
3.5 减震器参数的确定汽车的悬架中安装减振装置的作用是衰减车身的振动保证整车的行驶平顺性和操纵稳定性。
下面仅考虑由减振器引起的振动衰减，不考虑其他方面的影响，以方便对减振器参数的计算。
汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦ARGδβ=M和液体的粘性摩擦形成了振动阻尼，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。
汽车的悬架有了阻尼以后，簧载质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼比来评定振动衰减，相对阻尼比的物理意义是指出减振器的阻尼作用在与不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。
悬架设计计算说明书
┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊毕业设计（论文）客车悬架系统设计计算说明书院系：长安大学汽车学院指导教师：张平专业班级： 22010803学生姓名：杨文亮2012年6月18日┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊摘要目前我国的客车普遍采用的是传统钢板弹簧悬架，只有少数的高级客车才配置了空气悬架。
传统钢板弹簧的结构简单，成本较低。
而相对于传统机械钢板弹簧悬架而言，空气悬架具有乘坐更舒适、更好改善车辆的行驶平顺性等显著优点，但是造价也相对较高。
本文针对客车的悬架设计，在传统钢板弹簧悬架的基础上对前悬进行改进，前悬采用钢板弹簧与空气弹簧并联的混合式空气悬架，而后悬采用主副复合式钢板弹簧悬架。
前悬的混合式空气悬架能满足驾驶员舒适性的要求，而后悬架的主副复合式钢板弹簧降低了整车的生产成本。
对前、后悬架的主要零部件的尺寸进行设计计算，并运用CATIA进行建模和装配。
关键词混合式空气悬架，CATIA，主副复合式钢板弹簧悬架┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊ABSTRACTAt present, buses generally use the traditional leaf spring suspension in our country , only a handful of senior buses was equipped with air suspension. Traditional leaf spring structure is simple and with low cost . In contrastto traditional mechanical leaf spring suspension, the air suspension has more significant advantages, such as , more comfortable to ride, better improvement of the vehicle ride comfort. However , the cost is relatively high.This paper is about the bus suspension design .to improve the front suspension on the basis of the traditional leaf spring suspension , front suspension uses hybrid air suspension combined parallel with leaf springs andair springs , and then rear suspension uses primary and secondary compound leaf spring suspension. the front air suspension can meet the requirementsof driver comfort , but leaf spring in the rear suspension can reduce the manufacturing cost.Design and calculate the size parameters of the main components in the front and rear suspension, and modeling and assembly in use of CATIA.KEYWORDS: hybrid air suspension ,catia ,primary and secondary compound leafspring suspension┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊目录摘要 (II)ABSTRACT ......................................................................................................................... I II 第一章绪论 .. (1)1.1本课题研究的背景与意义 (1)1.2空气悬架技术发展概况 (2)1.2.1空气悬架发展历史 (2)1.2.2国外应用及技术研究状况 (3)1.2.3国内应用及技术研究状况 (4)1.3本课题研究的目的和内容 (5)目的： (5)内容： (5)第二章悬架概述及客车悬架方案的选定 (7)2.1 客车悬架的要求 (7)2.2方案确定 (7)2.3 空气悬架系统的特性 (8)2.4 悬架的分析 (8)2.5 混合式空气悬架 (9)2.6前悬架混合式空气弹簧设计 (11)2.6.1 设计依据 (11)2.6.2设计原则 (11)2.7 空气弹簧的结构 (11)2.8空气弹簧理论特性分析 (13)2.8.1空气弹簧的弹性特性 (13)2.8.2空气弹簧的负荷特性 (15)2.9 辅助机构设计 (17)2.9.1横向稳定装置 (17)2.9.2 横向稳定杆侧倾角刚度 (17)2.9.3横向稳定杆直径d (17)2.9.4缓冲块 (18)第三章后悬架复合式钢板弹簧设计 (19)3.1 钢板弹簧的布置方案 (19)┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊3.2 主副复合式钢板弹簧 (19)3.3设计依据 (19)3.4后悬架主、副弹簧刚度分配 (20)3.5钢板弹簧的静挠度 (20)3.6钢板弹簧的满载弧高 (21)3.7 钢板弹簧的断面形状 (21)3.8钢板弹簧主片长度的确定 (22)3.9钢板弹簧片厚的计算 (22)3.10 钢板弹簧片宽的计算 (23)3.11 钢板弹簧片数的计算 (24)3.12 钢板弹簧各片长度的计算 (24)3.13钢板弹簧刚度的计算 (25)3.14钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算 (26)3.15 钢板弹簧的强度验算 (28)第四章减振器设计 (30)4.1相对阻尼系数ψ (30)4.2减振器阻尼系数δ的确定 (31)4.3最大卸荷力的确定 (31)4.4筒式减振器工作缸直径D的确定 (31)结论 (32)致谢 (33)参考文献 (34)┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊第一章绪论1.1本课题研究的背景与意义悬架是现代汽车上的重要组成之一，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来。
悬架系统设计计算说明书
1 悬架概述及悬架方案选定1.1 悬架的要求悬架的主要任务是传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩，并且缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的震动，保证汽车行驶的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征；保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。
悬架由弹性元件、导向装置、减震器、缓冲块和横向稳定器等组成。
导向装置由导向杆系组成，用来决定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递出弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。
当用纵置钢板弹簧弹性元件时，它兼起到导向装置的作用。
缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。
装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角所引起的震动[2]。
在对此电动车的设计中，对其悬架提出的设计要求有：（1）保证汽车有良好的行驶平顺性[3]；（2）具有合适的衰减振动能力；（3）保证汽车具有良好的操纵稳定性；（4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适；（5）有良好的隔声能力；（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。
1.2 方案确定要正确的选择悬架方案和参数，在车轮上下跳动时，使主销的定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动压迫协调，避免前轮摆振；汽车转向时应使之稍有不足转向特性。
此电动车悬架部分结构形式选定为：（1）前悬采用麦弗逊式（滑柱连杆式）独立悬架（2）后悬采用对称式钢板弹簧（无副簧）2 悬架结构形式分析2.1 悬架的分析悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。
非独立悬架的结构特点是左右车轮用一跟整体轴连接，再经过悬架与车身（或车身）连接，如图3.1（a）所示；独立悬架的结构特点是左右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接，如图3.1（b）所示[4]。
以纵置钢板弹簧为弹性元件兼做导向装置的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。
悬架刚度的匹配
２
（ ∞）
（ ∞ （［ ｃ ，
日。ｇ∞） ，（
Ｈｏｑ ，（ ） （ ）
１ 日 ，（ ）
２
（ ∞）
・
∞ ］１珏 （ ） 日 ）
１ｊ ， ・
一
评价车辆平顺性时 ，一般采用车身加速度和悬架相
步变换。路面输入的速度谱密度为白噪声 ， ］ 即路面速
车辆 振动 输入 的路 面不 平度 ，主要 是采 用路 面 功率 对动载荷 的均方根值 ，所以上面求得的响应函数需要进
度谱幅值在整个频率范 围为常数 ，利用这个特性可以简
・
其 中， ｎ为空间频率 ；。 ｎ 为参考空间频率 ｎ ０ ｍ ； ｑ 。 ｏ ． Ｇ（ ） 化计算， ＝ ｉ ｎ 所以常用对速度输入的响应函数 。 为参考空间频率 ｎ 下的路面谱值 ， 。 称为路面不平度系数 ；
） Ｈ ＿ （） ｌ ＝
口 （ ）
（ ０ １）
Ｂ、 ｃ级路面 占的 比重较大 ， 考虑到配置本文 中悬架系统 的汽车常行驶于市郊之间 ，故选 ｃ级 路面谱作为输入。
即取 Ｇ （ｔ ＝ ５ ｘ ０％ ｒ ）２ ６ １ － 。 ｏ
１ｏ・ （ ／．口 ｊ ， ）
字７ 交 流 Ｉ ｔ
理论 ，研发 ， 计 ， 设 翻造
为前 后相 对阻 尼系数 ， ｍ 为 前后 簧载 质量 。 ｍ
路 面位移输 入 的响应 函数 。
３ 双轴汽车道路谱的输入 ｌ ２ ］
谱 密度 描述其 统计 特性 。 面功率 谱 Ｃ（ ） Ｔ式作 为 拟 路 ． ｍ ｎ 合 表达 式 ： Ｇ （ ）Ｇ （。（ｌ ） ｎ＝ ｎ）ｎｎ 。 （） ２
悬架的设计计算
3.1弹簧刚度弹簧刚度计算公式为：前螺旋弹簧为近似圆柱螺旋弹簧：前n 8D Gd 31411Cs (1)1后螺旋弹簧为圆柱螺旋弹簧：后n 8D Gd 32422Cs (2)式中：G 为弹性剪切模量79000N/mm 2d 为螺旋弹簧簧丝直径，前螺旋弹簧簧丝直径d 1=11.5mm ，后螺旋弹簧簧丝直径d 2=12mm ；1D 为前螺旋弹簧中径，D 1=133.5mm 。
D 2为后螺旋弹簧中径，D 2=118mm 。
n 为弹簧有效圈数。
根据《汽车设计》（刘惟信）介绍的方法，判断前螺旋弹簧有效圈数为4.25圈，即n 前=4.25；后螺旋弹簧有效圈数为 5.5圈，即n 后=5.5。
前螺旋弹簧刚度：=18.93 N/mm后螺旋弹簧刚度：后n 8D Gd 32422Cs =22.6N/mm螺旋弹簧刚度试验值：前螺旋弹簧刚度：18.8N/mm ；1螺旋弹簧刚度计算公式，参考《汽车工程手册》设计篇3141116n Gd D Cs 前后螺旋弹簧刚度：22.78N/mm 。
前螺旋弹簧刚度和后螺旋弹簧刚度计算值与试验值基本相符。
G08设计车型轴荷与参考样车的前轴荷相差<2.0%，后轴荷相差<0.8%。
设计车型直接选用参考样车的弹簧刚度,刚度为：1Cs =18.8 N/mm ；2Cs =22.6 N/mm 。
3.5 减震器参数的确定汽车的悬架中安装减振装置的作用是衰减车身的振动保证整车的行驶平顺性和操纵稳定性。
下面仅考虑由减振器引起的振动衰减，不考虑其他方面的影响，以方便对减振器参数的计算。
汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦ARGδβ=M和液体的粘性摩擦形成了振动阻尼，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。
汽车的悬架有了阻尼以后，簧载质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼比来评定振动衰减，相对阻尼比的物理意义是指出减振器的阻尼作用在与不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。
汽车悬架性能优化设计
D • c 1 l 1 ( z • 1 z • 2 l 1 z • 3 ) c 2 l2 ( z • 2 l2 z • 3 z • 4 ) c 3 l 3 ( z • 2 l 3 z • 3 z • 5 ) z 3
D • c4 [z •4f•0 1(t)] z4
D • c5 [z •5f•0 2(t)] z5
较复杂。多目标函数可表示为：
f1 ( X ) f1 ( x1，x 2， ，x n )
f 2 ( X )
f 2 ( x1，x 2， ，x n ) 综合： f (X ) q f j (X )
j 1
f q ( X ) f q ( x1，x 2，
如果目标函数的最优点为可行域中的最大值时， 则可看成是［-f(X)］的最小值，因为min[-f(X)]与 max[f(X)]是等价的，或可看成求1/f(X)的最小值。
1.4 优化设计常用方法
①常用的优化方法
按无约束和有约束优化方法如下：
0.618法
一维优化方法
格点法
坐标轮换法
二次插值法
无约束优
梯度法
②设计变量的维数 设计变量的数目，称为设计变量的维数。若有 n个设计变量(n=1,2,┅,n),则称为n维设计问题。 设计变量的维数，又表征为设计的自由度。 为了使问题简化， 应尽量减少设计变量 的数目。
设n个设计变量为x1,x2,┅,xn，用矩阵可表示为：
x1
, X
x2
...
x1 , x2 ,
xn T
xn
③设计空间 每一组设计变量，对应着一
个以坐标原点为起点的矢量，矢
量端点的坐标值，就是这一组设
计变量，一组设计变量代表一个
参数方案，其矢量端点称为设计
第四章 悬架性能匹配计算
10
悬架动行程功率谱密度
8
模型分析－评价指标的计算
车体加速度均方值
x2
b
0
2 Xb 2 2 Gxr ( f )df 4 Gxr (n0)n0 u 0 X
r
2 Xb df X
r
Gxr ( f ) (2f ) 2 Gxr ( f ) 4 2Gxr (n0)n0 2 u 其中：
25
两个模型结果对比
双轴模型的频率响应曲线和¼车动力学模型 似乎明显不同，原因如下： 双轴模型动力学系统有前后轮两个输入，且 二者输入完全相同，只是相差一个时间差 （即轴距比车速）。因而对其特性的频率响 应结果会明显有特定轴距车在不同波长正弦 路面行驶的特征，即“轴距滤波”效应。而 ¼车动力学模型不存在此现象
17
双轴汽车动力学平面模型
为了进一步研究 汽车垂直俯仰两个自 由度的振动以及汽车 纵轴上任一点的垂直 振动，忽略车轮部分 的影响，建立如上图 所示的双轴汽车模型 (又称摩托车模型)
18
模型基本数据
½车身质量Mbh＝690kg 转动惯量Jb＝1222kgm2 车轮质量Mwf＝40.5kg，Mwr＝45.4kg 轮胎刚度ktf＝ktr＝192000N/m 悬架刚度ksf＝17000N/m，ksr＝2000N/m 悬架阻尼csf＝csr＝1500Ns/m 几何尺寸a＝1.25m，b＝1.51m 车辆以30km/h的速度行驶在c级路面上行驶
(完整word版)悬架刚度
5.1。
1悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数：ab =0。
8～1.2，因而可以近似地认为e =1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频21,n n 表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好.一般对于采用钢制弹簧的轿车，1n 约为1～1.3Hz （60 — 80次/ min ）， 2n 约为1。
17 ～1。
5Hz ,非常接近人体步行时的自然频率.载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为1.3Hz ，后悬架则可能超过1。
5Hz 。
为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为1n /2n = 0.85～0.95。
具体的偏频选取可参考表5-1：表5-1 汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车满载时偏频 n / Hz满载时静挠度 f c / 满载时动挠度 f d /空载满载1c f 2c f2d f 载货汽车1.0~1.451。
17～1。
6~11 5~9 6～9 6~8由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：1n =1.4Hz,2n = 1。
5Hz 所以1n /2n =1。
4 / 1。
5 = 0.93，满足要求。
当ε=1时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率21,n n 与其相应的悬架 刚度1s C 和2s C ,以及悬挂质量1s m 和2s m 之间有如下关系:11111222221212s s s s s s s s C gC n m G C gC n m G ππ⎫==⎪⎪==………………………………………………5-1式中: g ——重力加速度，g =98102/s mm ; 1s C ,2s C ——前、后悬架刚度，N / m ； 1s G ，2s G -—前、后悬架簧载重力,N 。
为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量m s 1 和m s 2 。
而 m s 1 和m s 2 可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。
乘用车悬架设计课程设计
乘用车悬架设计课程设计一、课程目标知识目标：1. 理解乘用车悬架的基本原理和功能，掌握悬架系统的分类及特点。
2. 学习乘用车悬架的各组成部分及其作用，了解各部件间的相互关系。
3. 掌握乘用车悬架设计的基本要求，了解影响悬架性能的主要因素。
技能目标：1. 能够分析不同类型乘用车悬架的优缺点，并进行合理选择。
2. 学会运用相关知识，对乘用车悬架进行简单设计和计算。
3. 培养学生的团队协作和沟通能力，能够就悬架设计问题进行讨论和交流。
情感态度价值观目标：1. 培养学生对汽车工程技术的兴趣，激发学生探索新知识和新技术热情。
2. 增强学生的环保意识，认识到汽车悬架设计在节能减排中的重要性。
3. 树立正确的价值观，认识到科学技术对社会和人类生活的影响。
本课程针对高中年级学生，结合学科特点和教学要求，注重理论与实践相结合，旨在培养学生的创新思维和实际操作能力。
通过本课程的学习，学生能够掌握乘用车悬架设计的基本知识，具备初步的设计和计算能力，同时培养良好的团队合作和沟通能力。
二、教学内容1. 乘用车悬架基本原理：介绍悬架系统的功能、分类及工作原理，包括独立悬架和半独立悬架的特点及应用。
教材章节：第二章 悬架系统概述2. 悬架系统主要部件：学习弹簧、减振器、稳定杆等主要部件的结构和作用，分析各部件对悬架性能的影响。
教材章节：第三章 悬架系统主要部件3. 悬架设计要求及性能影响因素：探讨乘用车悬架设计的基本要求，分析影响悬架性能的主要因素，如刚度、阻尼等。
教材章节：第四章 悬架设计要求及性能影响因素4. 悬架设计实例分析：通过实例分析，学习乘用车悬架的设计过程，掌握简单设计和计算方法。
教材章节：第五章 悬架设计实例分析5. 悬架设计软件应用：介绍常见悬架设计软件的使用方法，让学生了解现代化设计工具在悬架设计中的应用。
教材章节：第六章 悬架设计软件应用教学内容按照以上安排进行，注重理论与实践相结合，使学生在掌握基本知识的同时，能够运用现代化设计工具进行悬架设计。
悬架主要参数的确定(精)
第三节 悬架主要参数的确定一、悬架静挠度c f悬架静挠度凡是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw 与此时悬架刚度c 之比，即c f = 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，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。
因现代汽车的质量分配系数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、后部分的车身的固有频率1n 和2n (亦称偏频)可用下式表示：π=2/111m c n π=2/222m c n (6-1)式中，1c 、2c 为前、后悬架的刚度(N ／cm)；1m 、2m 为前、后悬架的簧上质量(kg)。
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表示111/c g m f c = 222/c g m f c =式中，g 为重力加速度(g=981 cm ／s ²)。
将1c f 、2c f 代人式(6-1)得到 11/5c f n = 22/5c f n = (6-2)分析上式可知：悬架的静挠度c f 直接影响车身振动的偏频n 。
因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。
在选取前、后悬架的静挠度值1c f 和2c f 时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度2c f 比前悬架的静挠度1c f 小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。
理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，21/n n <1时的车身纵向角振动要比21/n n >1时小，故推荐取2c f =(O ．8～O ．9) 1c f 。
考虑到货车前、后轴荷的差别和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．2c f =(O.6～O.8) 1c f 。
为了改善微型轿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。
用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。
以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。
动力总成悬置系统匹配设计
动力总成悬置系统匹配设计方法一、动力总成设计参数的输入1、动力总成的惯性参数动力总成的惯性参数包括动力总成的质量、质心位置以及动力总成的转动惯量10个数据。
质心位置的描述采用发动机坐标系，发动机坐标系的定义：坐标原点O 为发动机缸体后端面和发动机曲轴中心线的交点，x轴正向为过O点平行与曲轴中心线指向发动机端，z轴正向为过质心点平行于气缸中心线垂直向上，y轴正向根据右手定则确定，如下图示：转动惯量的描述采用动力总成质心坐标系下。
质心坐标系定义如下：坐标原点O为动力总成的质心，坐标方向和发动机坐标系相同，如下图所示：动力总成的惯性参数如表1所示：表1动力总成的惯性参数动力总成惯性参数的测定可采用三线摆法测定，误差要求在5%以内。
2、动力总成悬置系统的位置数据动力总成的位置数据包括所有悬置弹性中心的位置、发动机坐标原点位置、变速箱输出轴位置。
所有坐标均采用整车坐标系。
其中位置参数表如表2所示：表2动力总成悬置系统的位置数据3、动力总成悬置系统的刚度数据动力总成悬置系统的刚度参数为各个悬置的三向刚度，刚度参数采用悬置自身的坐标系。
坐标原点为悬置的弹性中心，三个方向为悬置的弹性主轴方向（p、q、r）。
参数表如下所示：表2动力总成悬置系统的位置数据4、变速器的各挡速比和主减速比表3变速箱各档速比和主减速比5、发动机的其他参数这些参数包括发动机的额定功率、最大扭矩、气缸数、发动机的怠速转速、最高转速、扭矩随转速的关系曲线。
参数表如下：表4 发动机的其他参数6、动力总成悬置系统及周边的相关数模二、动力总成悬置系统的解耦设计及固有频率的合理配置1、悬置系统的主要作用动力总成悬置系统的基本功用为：固定并支承汽车动力总成；承受和衰减动力总成内部因发动机不平衡旋转和平移质量产生的往复惯性力、力矩和不平衡扭矩；承受和衰减汽车行驶过程中，例如在换档、加速、启动等工况下作用于动力总成上的一切动态力和对车身造成的冲击；隔离由于发动机激励而引起的车架或车身的振动；隔离由于路面不平度以及车轮所受路面冲击而引起的车身振动向动力总成的传递。
悬架系统匹配设计
悬架系统匹配设计一、悬架系统概述悬架是现代汽车上重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。
其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩，并且缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺地行驶。
悬架主要由弹性元件、导向机构和减振器组成（在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆）。
弹性元件用来传递垂直力，并缓和由不平路面引起的冲击和振动，其种类有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧及橡胶弹簧等。
由于钢板弹簧在悬架中可兼作导向机构用，可使悬架结构简化，且保养维修方便、制造成本低，所以货车悬架中一般都采用钢板弹簧作为弹性元件。
钢板弹簧是汽车悬架中作为汽车当中应用最广泛的弹性元件，它是由若干等宽但不等长的合金弹簧片组成的一根近似等强度的弹性梁，钢板的弹簧的第一片一般是主片，其两端弯成卷耳内装青铜、粉沫治金组成的衬套，以便用弹簧销与固定在车架的支架或吊耳作铰接连接。
钢板弹簧一般用U型螺栓固定在车桥上。
中心螺栓用以连接各片弹簧片，并保证装配时各片的相对位置。
中心螺栓距两卷耳的距离可相等也可以不等。
主片卷耳受力最严重，是薄弱处，为改善主片卷耳的受力情况，常将第二片末端也弯成卷耳，包在主片的外面（也称包耳）。
有些悬架中的钢板弹簧两端不做成卷耳，而采用其它的支承方式（比如滑块式）。
连接各构件，除了中心螺栓以外，还有若干个弹簧夹，其主要作用是当钢板弹簧反向变形时，使各片不致于相互分开，以免主片单独承载，此处，为了防止各处横向错动。
弹簧夹用铆钉铆接在下之相连的最下边弹簧的端部，弹簧的夹的两边用螺栓连接，在螺栓上有套管顶住弹簧片的两边，以免将弹簧片夹得过紧。
中螺栓套管和弹簧片之间有一定的间隙（不少于（1.5mm）。
以保证弹簧变形可以相互滑移。
钢板弹簧在载荷作用下变形时，各片有相对滑移而产生摩擦，可以促进车架的振动的衰退。
但各片的干摩擦，将使车轮所受的冲击在很大程度上传给车架，即降低了悬架的缓和冲击能力,并使弹簧片加速磨损，这是相当不利的，为了减少弹簧片之间的摩擦，在装组合钢板弹簧时，各片间需涂上石墨润滑脂，并应定期的保养。
轻型货车悬架减震器匹配计算与结构设计说明书
摘要减振器主要用来抑制弹簧吸振后反弹时的振荡及来自路面的冲击。
在经过不平路面时，虽然吸振弹簧可以过滤路面的振动，但弹簧自身还会有往复运动，而减振器就是用来抑制这种弹簧跳跃的。
减振器太软，车身就会上下跳跃，减振器太硬就会带来太大的阻力，妨碍弹簧正常工作。
本次设计题目为轻型货车减振器设计，考虑轻型货车的用途主要是用来运输货物，所以本设计的减振器首先考虑需要满足载重量的需要，在满足货车载重量的前提下设计，本次设计采用的方案为双作用式液力减振器。
这种减振器作用原理是当车架与车桥做往复相对运动时，减振器中的活塞在钢桶内也做往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些狭小的孔隙流入另一内腔。
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尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。
减振器的阻尼力越大，振动消除得越快，但却使并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损坏。
本次设计综合分析整体工作状况，设计合理减振器结构及尺寸，最终绘制装配图及零件图。
关键词：货车；悬架；减振器；设计；匹配。
AbstractKey words: Goods; suspension; shock absorber; design; match.目录第1章绪论 (1)1.1减振器的简介 (1)1.2减振器的主要结构型式及工作原理 (2)1.2.1双作用式减振器 (2)1.2.2单作用式减振器 (4)1.3减振器研究动态及发展趋势 (5)1.3.1充气式减振器 (5)1.3.2阻力可调式减振器 (7)1.3.3电液减振器 (7)1.3.4电控减振器 (7)第二章减振器设计理论及结构设计 (8)2.1振器外特性设计理论依据 (8)2.1.1车身振动模型 (8)2.1.2固有频率、阻尼系数及阻尼比 (10)2.2减振器受力分析 (11)2.3主要尺寸的选择 (13)2.3.1活塞杆直径的确定 (13)2.3.2工作缸直径的确定 (15)2.3.3贮油缸直径的确定 (16)2.4减振器结构设计 (18)2.4.1活塞阀系设计 (18)2.4.2底阀系设计 (21)第三章主要零件加工工艺过程 (23)3.1活塞杆加工工艺过程 (23)3.2活塞加工工艺过程 (23)3.3定位环加工工艺过程 (23)3.4伸张阀加工工艺过程 (24)第四章结论 (24)参考文献 (25)致谢 (26)附录一相关程序 (27)附录二专业外文翻译 (29)第1章绪论1.1减振器的简介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。
4[1].1前后悬架系统的主要参数的确定及对整车性能的影响
![4[1].1前后悬架系统的主要参数的确定及对整车性能的影响](https://img.taocdn.com/s3/m/b9e7a578a26925c52cc5bf5b.png)
第四章汽车悬架设计悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。
悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。
为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。
采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧(弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。
为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼元件，即减振器。
此外，悬架中确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置统称为导向机构。
导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。
在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。
尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进，但从结构功能而言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。
在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架(McPherson strut suspension，或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能。
根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。
非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接，当单边车轮驶过凸起时，会直接影响另一侧车轮。
独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。
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4 2 0
2
1 1
2 0
2
得
其中， 0 ks / M b
(1 2)2 4 2 2 Xw Xr
1 2
7
模型分析
上式中引入变量如下，并代入已知数据
刚度比
k t 8.73 ks
Mb 6.99 Mw
1 2
阻尼比 2 k M 0.28 s b
C
质量比
这样Xb～Xr的幅频特性为：
1 4 22 Xb Xb Xw 2 2 2 2 Xr Xw Xr ( 1 ) 4 (1 2) 2 4 22 1 4 22
2 2 2 X X X 1 4 b b b jX r Xr Xr 1 2
代入已知数据(路面，车速等)，采用数值积分 2 2 4 的方式可得 x 4 . 84 m / s
b
以加速度均方值为例，其余指标计算与之类似
10
悬架动行程功率谱密度
11
车体垂直振动加速度功率谱密度
12
车轮动载功率谱密度
13
不同阻尼比，不同固有频率下 悬架动行程均方根值变化曲线
可以看出，相同固有频率下，阻尼比越大，悬架动行程 越小；同一阻尼比下，悬架动行程随车辆固有频率增大 而减小 14 ） 图中纵轴为悬架动行程（m），横轴为固有频率（Hz
图中纵轴为车轮动载（kN），横轴为固有频率（Hz）
16
¼ 车模型小结
悬架评定的三个指标在不同的阻尼比和固有频 率下变化趋势不一致，在悬架设计时要兼顾三 者的影响 对于轿车悬架动行程可以小一些，因为悬架击 穿的概率比较小，这样，为了降低车体加速度， 固有频率可以低一些；若行驶路面差，为减小 悬架击穿概率，设计时可以增大阻尼比 一般地，轿车固有频率为1.05～1.60Hz之间， 阻尼比在0.15～0.45之间
9
模型分析－评价指标的计算
悬架动行程和车轮相对动载均方值的计算 与上式类似，不再赘述，关键是找到所求 变量与路面速度的传递关系，利用路面速 度谱是白噪声这一特性，积分即可求得。 下面讨论系统固有频率和阻尼比对悬架信 能的影响，本例中可以很容易的求得系统 固有频率为1.32Hz，阻尼比为0.28
根据牛顿第二定律，在车 体静平衡位置建系，竖直向上 为正，列写系统方程：
b x Mb b C( x w) k s ( xb xw ) 0 x （**） M wxw C xw xb ks xw xb kt xw xr 0
第四章 悬架性能匹配计算
北京理工大学振动与噪声控制实验室
1
轿车悬架性能匹配计算模型
描述轿车悬架性能的模型很多，这 里简要介绍最常用的动力学线性模型 ¼ 轿车动力学模型 双轴汽车动力学平面模型 整车7自由度动力学模型
2
¼ 轿车动力学模型
福特产Granada轿车1/4模型 如右图示，参数如下1/4车体质量 Mb=317.5kg，车轮质量Mw=45.4kg, 轮胎刚度kt=192000N/m,悬架刚度 ks=22000N/m，悬架阻尼系数C＝ 1520Ns/m。现假定车辆以30km/h的 速度行驶在c级路面上行驶。 图中，xb，xw， xr分别为车体、 车轮垂直振动位移和地面激励
8
1 2
1 2
模型分析－评价指标的计算
车体加速度均方值
x2
b
0
2 Xb 2 2 r ( f )df 4 Gxr (n0)n0 u Gx 0 X r
2 Xb df X r
2 2 2 G x ( f ) ( 2 f ) Gx ( f ) 4 Gx ( n 0 ) n 0入（路面激励）为 一个零均值的随机信号，根据线性系 统的性质，其输出必定也是一个零均 值的随机过程。因此，对系统的描述 采用其统计指标，即均方（根）值。
5
模型分析
对(**)式两边取Fourier变换，整理可得：
X b ( 2 M b jC k s ) X w ( jC k s ) 2 X w ( M w jC k s k t ) X b ( jC k s ) X r k t
其中，Xb，Xw，Xr分别是xb，xw， xr经过Fourier 变换的像函数
A 1 j C k s 为使后续计算表示变的简 2 A2 M b jC k s 单，引入参变量A1,A2,A3 2 A3 M w jC k s k t
不同阻尼比，不同固有频率下 车体加速度均方根值变化曲线
可以看出，相同固有频率下，阻尼比越大，车体加速度越小 同一阻尼比下，车体加速度随固有频率增大而增大
15 Hz） 图中纵轴为车体垂直加速度（m/s2），横轴为固有频率（
不同阻尼比，不同固有频率下 车轮动载均方根值变化曲线
可以看出，同一阻尼比下，车体加速度随固 有频率变化趋势为先减小后增大
以一个计算实例介绍
3
¼ 轿车动力学模型的基本假设
悬架质量分配系数 1，前后悬架系统的 垂直振动独立 忽略轮胎的阻尼影响 不计车体俯仰，侧倾等 事实上，在轿车悬架系统初始参数设计时， 通常将整个悬架系统简化为¼ 轿车动力学模 型(即线性二自由度系统)进行参数初选
4
建立系统动力学模型
6
模型分析
由此可得xb～xw， xw～ xr的传递函数为：
Xb jC k s A1 X w 2 M b jC k s A2
2 2
Xw k A2 t 2 Xr A2 A3 A1
2
对以上两式取模，可得其幅频特性： 令
1 1 1 1