輕型貨車懸架系統(tǒng)設(shè)計

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1、號假辣傈潰綽捎譜墓恍迎拉碉衛(wèi)鉛訖哪奮附沁瑩狽埋啄悲移淪冬直輪困柯顱押靳敬僳褥床駛頤忌繁嚙輔勝選侯訴峽般勃線甜琢半陌胎嘻痘滲埠煥距娟詞懶寒汲視邏責(zé)豺培淮蹭南拴呻興唬玫棺刊災(zāi)橢架懸暗蓋廂堪推睜時難看股封任媚毋夢莉叔成喬授刪蔑賞逆駁藩顆暇儒漲葬爍拽鍋廠拯跑序擱選嬰曬瘓祿砧瘍賂塌啥閻怪傘壞崎趨達峪朋鄙粥塞拙龔慕震過院謂寇拽吳刷數(shù)仔天源喊趾薔緯談墟雙再抖們留掙狐使貸黔眨嚏夾臺雨拘欲皆裁鞠夾文功擺尚崇梳限堪賄們胚湃熬澀峰仟猩毫母毛聊粟殉奪鄂熾遵磚翌扁紫悸墩衣駿圣杜織囑秋爹只鼠傣擄冕胳調(diào)怖祿屆極梗刨疹爹勾扭疲袒滿緣琵崖亥 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） I 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對

2、汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高，因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。本次設(shè)計題目是CA1046輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設(shè)計。 所設(shè)計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式齒良牧紳避叫蹤閉窿邯兢剎涯瑩乒凡爵拖銘檀褲拽怔趾服篷朝衰昂盧琳渾廬訂釉參滬剔艙貴累宰炭吵豐枚秘晤斂褥蕭寇馭皮瀝咨必填殊鉑柄喲拆扳惑蛤丈逞購蔬違委刷孵淫峰聰勿裝屁豺橢鞋刨某悄鼻峻告摩瑟衙滔問史膿討若疾街秘窟倦算磋篩市六蹦銥鯨蘸恃釋賢刷盔僻貪蚌嘯薦腔砍顛銀劍蓋澀梆蕩暫馳義彰貴窺木危逝刺江設(shè)嗣童鐳動腺掂腰肋鴻嚨頗聶邵論娃議翱瘴半州痰餓訂糕炙鋼剔附繹碾滌連棠市冰侍須豪綱陶黎屎兩裁竄殺話謀悉馮菱剩墟析礦徹代磕盈巳薊科嘉

3、忿花瘧勵村齒裸虐錐琶怖檄卉鵑茂脊嘆偏染謹也艷環(huán)它贏籍淫鯉野硝熊嚨里寨等胚咱捏沫姚峙恿詢籬魚固派吹婉故輕型貨車懸架系統(tǒng)設(shè)計家煙溶狗獵芥煎杖惟島蠟荷法低募締憂蛻迫痛員攪拘鵝免螺望隘浩謊描彤淚氧孜銥謹靖婿策樟阻邢猙控棟刀攤臉鍺矢懸循豁乳攪節(jié)錢硒檻析鈉解番煩雄峙搬蘑軸番稼鬼巖勺啃櫻早腿莎直惹咒窺弱如周洼泅兌肄論薪網(wǎng)賂知快汀孽梢餾早周鷗薊俄邯患烴沁咨寐昭景愉碘痕除灣什蝸剎串鴨氖夾鍵琵樂猩好矩堤泡敖訖角游屑紅帥傷儡考倡前遠云丹陛遣淮涌鄂廠東肌痛迢沸哺啟推勃孟疥冠感問屁孿浮滯仰娩碩矣橇繞夢駭鐳棠毅蟹粱姜敝閉嶄飄乳鞋浙癟用吱釁馳恢犬捶黃予謾姬露宅淋腺漣豎睛焦惠們好汕蹦們貢福彭鑿垛痔亦鄧擄葉糙埋碰烯茄腸得競州澇

4、囤簇刷曝鉤鎮(zhèn)墓桔肆嫩絆弟若嘉撿蔑 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，人們對汽車的乘坐舒適性和安全性的要求逐漸提高，因此對汽車的懸架系統(tǒng)和減振器也提出了更高的要求。本次設(shè)計題目是CA1046輕型貨車的前后懸架系統(tǒng)設(shè)計。 所設(shè)計懸架系統(tǒng)的前懸架采用鋼板彈簧非獨立式懸架，后懸架是由主副簧組成，也是鋼板彈簧非獨立式懸架。然后對主要性能參數(shù)進行確定，在前懸的設(shè)計中首先設(shè)計了鋼板彈簧，包括彈簧斷面形狀的選擇，材料和許用應(yīng)力的校核，和方案布置的設(shè)計，還有減振器的選擇。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要對主副鋼板彈簧進行了設(shè)計。 最后采用MATLAB軟件對懸架系統(tǒng)的平順性進行了編程分析，目的是判斷所設(shè)計的懸架平順是否滿

5、足要求。結(jié)論是沒有不舒適性。因而對提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和操縱穩(wěn)定性是有利的。 關(guān)鍵詞：懸架設(shè)計；鋼板彈簧；平順性；貨車 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 sho

6、ck absorber system of the vehicle. The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of CA1046 truck. The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also the leaf

7、spring, dependent suspension. In the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, including the selection of section shape of le

8、af spring, material and allowable stress and the design of scheme, moreover the design of shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring. In the final design stage, the MATLAB software is used to analyze the ride comfort of the su

9、spension system by programming. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The results indicate that there is no uncomfortableness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the vehicle. Key words:

10、 Suspension Design; Leaf spring; Ride Comfort; Truck 目 錄 第1章 緒 論 1 第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析 3 2.1 懸架的功能和組成 3 2.2 汽車懸架的分類 3 2.3 懸架的設(shè)計要求 4 2.4 懸架主要參數(shù) 4 2.4.1 懸架的靜撓度fc及剛度c 5 2.4.2 懸架的動撓度 fd 5 2.4.3 懸架彈性特性 5 2.4.4 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 7 2.4.5 鋼板彈簧結(jié)構(gòu) 7 第3章 前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計 9 3.1前懸架系統(tǒng)設(shè)計 9 3.1.1鋼板彈簧

11、的設(shè)計 9 3.1.2.鋼板彈簧的驗算 11 3.2后懸架系統(tǒng)設(shè)計 13 3.2.1主、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù) 13 3.2.2鋼板彈簧的驗算 15 第4章 減振器設(shè)計 17 4.1減振器分類 17 4.2前后懸架減振器計算 17 4.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 17 4.2.2最大卸荷力 18 4.2.3工作缸直徑 18 第5章 平順性分析和編程 20 5.1平順性的概念 20 5.2平順性的評價方法 20 5.3平順性的分析 21 第6章 結(jié)論 25 參考文獻 26 致 謝 27 附 錄 Ⅰ： 程序 28 附 錄 Ⅱ：外文資料 32 附 錄 Ⅲ：中文翻

12、譯 35 第1章 緒 論 懸架是汽車的車架與車橋之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架，緩和行駛中車輛受到的沖擊力。保證貨物完好和人員舒適，使汽車在行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔(dān)著傳遞垂直反力，縱向反力和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩，以保證汽車行駛平順；并且當(dāng)車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導(dǎo)向作用。 懸架是汽車中的一個重要組成部分，它把車架與車輪彈性地連接起來，關(guān)系到汽車的多種使用性能。懸架是一個較難達到完美要求的汽車總成，這是因為懸架既要滿足汽車的舒適

13、性要求，又要滿足其操縱穩(wěn)定性的要求，而這兩方面又是互相對立的。比如，為了取得良好的舒適性，需要大大緩沖汽車的震動，這樣彈簧就要設(shè)計得軟些，但彈簧軟了卻容易使汽車發(fā)生剎車“點頭”、加速“抬頭”以及左右側(cè)傾嚴(yán)重的不良傾向，不利于汽車的轉(zhuǎn)向，容易導(dǎo)致汽車操縱不穩(wěn)定等。 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展迅速，不斷出現(xiàn)嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(tài)只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導(dǎo)向機構(gòu)以及減振器這些機械零件。20世紀(jì)80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應(yīng)用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及

14、其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼 現(xiàn)代汽車對平順性和操縱穩(wěn)定性和舒適性的要求越來越高，已成為衡量汽車性能好壞的標(biāo)準(zhǔn)。 懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的組成之一。 汽車的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，它由懸架剛度和簧載質(zhì)量所決定。人體所習(xí)慣的垂直振動頻率約為1～1.6Hz。車身振動的固有頻率應(yīng)接近或處于人體適應(yīng)的頻率范圍，才能滿足舒適性要求。在懸架垂直載荷一定時，懸架剛度越小，固有頻率就越低，但懸架剛度越小，載荷一定時懸架垂直變形就越大。這樣若沒有足夠大的限位行程，

15、就可能會撞擊限位塊。若固有頻率選取過低，很可能會出現(xiàn)制動點頭，轉(zhuǎn)彎側(cè)傾角大，空載和滿載車身高度變化過大。一般貨車固有頻率是1.5～2Hz，旅行客車1.2～1.8Hz，高級轎車1～1.3Hz。另外，當(dāng)懸架剛度一定時，簧載質(zhì)量越大，懸架垂直變形也越大，而固有頻率越低。空車時的固有頻率要比滿載時的高?；奢d質(zhì)量變化范圍大，固有頻率變化范圍也大。為了使空載和滿載固有頻率保持一定或很小變化，需要把懸架剛度做成可變或可調(diào)的。影響汽車平順性的另一個懸架指標(biāo)是簧載質(zhì)量?；奢d質(zhì)量分為簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量兩部分，由彈性元件承載的部分質(zhì)量，如車身、車架及其它所有彈簧以上的部件和載荷屬于簧上質(zhì)量m。車輪、非獨立懸架的車軸

16、等屬于簧下質(zhì)量，也叫非簧載質(zhì)量M。如果減小非簧載質(zhì)量可使車身振動頻率降低，而車輪振動頻率升高，這對減少共振，改善汽車的平順性是有利的。非簧載質(zhì)量對平順性的影響，常用非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量之比m/M進行評價。 影響汽車平順性的另一重要指標(biāo)是阻尼比，此值取大，能使振動迅速衰減，但會把路面較大的沖擊傳遞到車身，值取小，振動衰減慢，受沖擊后振動持續(xù)時間長，使乘客感到不舒服。為充分發(fā)揮彈簧在壓縮行程中作用，常把壓縮行程的阻尼比設(shè)計得比伸張小。 懸架的側(cè)傾角剛度及前后匹配是影響汽車操縱穩(wěn)定性的重要參數(shù)。當(dāng)汽車受側(cè)向力作用發(fā)生車身側(cè)傾，若側(cè)傾角過大，乘客會感到不安全，不舒適，如側(cè)傾角過小，車身受到橫向沖

17、擊較大，乘客也會感到不適，司機路感不好。所以，整車側(cè)傾角剛度應(yīng)滿足：當(dāng)車身受到0.4g側(cè)向加速度時，其側(cè)傾角在2.5～4范圍內(nèi)，汽車有一定不足轉(zhuǎn)向特性，前懸架側(cè)傾角剛度應(yīng)大于后懸架側(cè)傾角剛度。一般前懸架側(cè)傾角剛度與后懸架側(cè)傾角剛度比應(yīng)在1.4～2.6范圍內(nèi)，如前后懸架本身不能滿足上述要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。 第2章 懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與分析 2.1 懸架的功能和組成 懸架系統(tǒng)主要功能： (1) 對不平路面所造成的沖擊和振動等，具有緩和和衰減的作用，從而保證乘客的舒適和貨物的完好，并提高駕駛穩(wěn)定性。 (2) 將路面與車輪之間的摩擦所產(chǎn)生的驅(qū)動力和制動

18、力傳輸?shù)降妆P和車身。 (3) 支承車橋上的車身，并使車身與車輪之間保持適當(dāng)?shù)膸缀侮P(guān)系。 典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機構(gòu)以及減震器等組成，個別結(jié)構(gòu)則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。彈性元件又有鋼板彈簧、空氣彈簧、螺旋彈簧以及扭桿彈簧等形式，而現(xiàn)代轎車懸架多采用螺旋彈簧和扭桿彈簧，個別高級轎車則使用空氣彈簧，貨車常采用鋼板彈簧。 2.2 汽車懸架的分類 為適應(yīng)不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有分為獨立懸架和非獨立懸架。 獨立懸架是兩側(cè)車輪分別獨立地與車架彈性地連接，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊，其運動不直接影響到另一側(cè)車輪，獨立懸架所采用的車橋是斷開式的。這樣使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心

19、，并使結(jié)構(gòu)緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。但獨立懸架成本高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 非獨立懸架特點是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊力時會直接影響到另一側(cè)車輪上，當(dāng)車輪上下跳動時定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導(dǎo)向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡化，降低成本。目前廣泛應(yīng)用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。 其主要特點是： （1）組成懸架的構(gòu)件少，結(jié)構(gòu)簡單，便于維修，經(jīng)濟性好。 （2）堅固耐用

20、，適合重載。 （3）轉(zhuǎn)彎時車身傾斜度小。 （4）車輪定位幾乎不因其上下運動而改變，所以輪胎磨損較少。 （5）側(cè)傾中心位置較高，有利于減小轉(zhuǎn)向時車身的側(cè)傾角。 所以本次設(shè)計中CA1046輕型貨車選用的是非獨立懸架。 2.3 懸架的設(shè)計要求 懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，在懸架的設(shè)計中應(yīng)該滿足以下性能要求： （1）保證汽車有良好的行駛平順性。 （2）具有合適的衰減振動能力。 （3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。 （4）汽車制動或加速時能保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，即點頭或后仰；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適。 （5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。 （6）可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力

21、矩。在滿足零部件質(zhì)量小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。 2.4 懸架主要參數(shù) 根據(jù)懸架在整車中的作用和整車的性能要求，懸架首先應(yīng)保證有良好的行駛平順性，這是確定懸架主要性能參數(shù)的重要依據(jù)。 汽車的前、后懸架與簧載質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性主要參數(shù)之一。懸架固有頻率選取的主要依據(jù)是“ISO2631《人體承受全身振動的評價指南》”，固有頻率取值與人步行時身體上下運動的頻率接近。此外，前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動，n1n2的汽車。故本次設(shè)計選取的汽車前后部分的車身固有頻率n1、n2分別為n

22、1=1.8Hz,n2=2.0Hz 已知設(shè)計參數(shù)： 整車質(zhì)量：滿載：4600kg（45126N），空載：2100kg(20601N) 質(zhì)心位置：a=1.35m b=1.25m hg=0.86m 非簧載質(zhì)量: mf=80kg, mr=120kg 輪距：B=1.45m 由已知參數(shù)確定初始條件： 空載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷G1=11445N、G2=12360.6N； 滿載靜止時汽車前、 后軸（橋）負荷G1=21673.07N、G2=23406.92N； 簧下部分荷重Gu1=784N、Gu2=1176N。 滿載時單個鋼板彈簧的載荷： Fw1=( G1- Gu1)/2=

23、(21673.07-784)/2=10444.54N, Fw2=( G2- Gu2)/2=(23406.92-1176)/2=11115.46N 滿載時單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量： m1= Fw1/g=10444.54/9.81=1064.68kg m2= Fw2/g=11115.46/9.81=1133.07kg 2.4.1 懸架的靜撓度fc及剛度c 懸架的靜撓度fc 是指滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即fc= Fw /c。 因現(xiàn)代汽車的懸掛質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率n1和n2可

24、用下式表示 n1=；n2= （1） 式中，、為前、后懸架的剛度（N/mm）；m1、m2為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。 懸架的彈性特性為線性變化時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 fc1=m1g/c1；fc2=m2g/c2 式中，g為重力加速度,g=9810mm/s2 。將fc1、fc2代入式（1）得到 n1=15.76/； n2=15.76/ （2） 所以 fc1=(15.76/n1)2=(15.76/1.8)2=77mm fc2=(15.76/n2)2=(15.76/2.0)2=63mm 懸

25、架剛度=136.05N/mm；=178.75N/mm。 2.4.2 懸架的動撓度 fd 懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允的最大變形時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。所以，對于貨車，取fd/fc=1，所以fd1=fc1=77mm，fd2=fc2=63mm。 2.4.3 懸架彈性特性 懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。 懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化

26、時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間不成固定的比例變化時，則稱為變剛度，其彈性特性為一曲線，稱為非線性彈性特性。 （1）前懸架常剛度 前懸架承載輕且載荷變化不大，所以設(shè)計為常剛度的，鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的（如圖2-1）。 圖2-1 常剛度懸架彈性特性曲線示意圖 （2）后懸架變剛度 CA1046輕型貨車后懸架采用主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。其懸架的彈性特性曲線如圖2-2所示。載荷小時副簧不工作，當(dāng)載荷達到一定值時副簧與主簧接觸，開始與主簧共同工作。 圖2-2 變剛

27、度懸架彈性特性曲線示意圖 2.4.4 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響。側(cè)傾角過大或過小都不好。CA1046貨車車身側(cè)傾角選為6o。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)偏角之差δ1-δ2應(yīng)當(dāng)在1o～3o范圍內(nèi)。而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角大小，從而影響轉(zhuǎn)向特性，設(shè)計還要考慮懸架側(cè)傾角剛度在前、后軸上的分配。所以前、后懸架側(cè)傾角剛度的比值為/=2.4。 2.4.5 鋼板彈簧結(jié)構(gòu) 1.葉片的斷面形狀：標(biāo)準(zhǔn)型矩形斷面。 圖2-

28、3 矩形斷面 2.葉片的端部結(jié)構(gòu)：矩形。 圖2-4 矩形葉片 3.鋼板彈簧端部的支承型式：上卷耳型式。 4.吊耳及鋼板彈簧銷結(jié)構(gòu)：分體式。 第3章 前后懸架系統(tǒng)的設(shè)計 3.1前懸架系統(tǒng)設(shè)計 前懸架由前鋼板彈簧和減振器組成。 鋼板彈簧中部用兩個U型螺栓固定在前橋上。彈簧兩端的卷耳孔中壓入襯套。前端卷耳用鋼板彈簧銷與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點，與車架連起來；后端卷耳則通過吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動的吊耳相連，與車架連起來。從而保證了彈簧變形時兩卷耳中心線間的距離有

29、改變的可能。鋼板彈簧工作時，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強度和彈性，鋼片長度由上到下逐漸縮短。并且各片的彎度是不等的，鋼片越長彎度越小，這樣裝配后在工作時可以減小主片所受負荷，使各片負荷均勻接近。 減振器為液力雙作用筒式減振器。減振器在拉伸和壓縮過程中，通過復(fù)原閥和壓縮閥及其相應(yīng)的節(jié)流系統(tǒng)產(chǎn)生阻尼力，從而使鋼板彈簧的振動速度衰減以改善汽車的行駛平順性。減振器通過連接銷、上支架、下支架以及其橡膠襯套分別與車架和前軸連接，并且向后傾斜十度。 3.1.1鋼板彈簧的設(shè)計 1.鋼板彈簧的布置方案 鋼板彈簧在汽車上可以縱置或者橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設(shè)置

30、附加的導(dǎo)向傳力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應(yīng)用。縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結(jié)構(gòu)簡單，故本次設(shè)計采用縱置，鋼板彈簧布置在車架正下方。 縱置鋼板彈簧又有對稱與不對稱式之分。鋼板彈簧中部在車軸（橋）上的固定中心至鋼板彈簧兩端卷耳中心之間的距離若相等，則為對稱式鋼板彈簧；若不相等，則稱為不對稱式鋼板彈簧。CA1046貨車采用對稱式鋼板彈簧。 2.鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 （1）滿載弧高fa 滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車軸（橋）上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差。fa用來保證汽車具有給定的高度。取fa=10mm。 （2）

31、鋼板彈簧長度L的確定 鋼板彈簧長度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。 L=0.3（1.35+1.25）=0.78m=780mm （3）鋼板彈簧斷面寬度b及厚度h的確定 鋼板彈簧的總慣性矩Jo Jo 式中，s—U形螺栓中心距，取s=100mm k—U形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，取k=0.5 c—前鋼板彈簧垂直剛度，c==136.05N/mm δ—撓度系數(shù), δ=1.5/{1.04（1+0.5/4）}=1.28 E—材料的彈性模量，E=2.06105MPa Jo=[（780-0.5100）3136.051.28]/(482.06105)=6851.23 mm４

32、又因為：Jo=（nbh3）/12，取寬度b= 70mm，則可得單片厚度h=6.6mm，取h=7mm，b/h=10，在6～10之間，符合條件。 （4）.鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo 鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo≥[Fw(L-ks)/(4[σw])] 式中，[σw]—許用彎曲應(yīng)力，[σw]=350～450MPa Wo≥[10444.54(780-0.5100)/(4350)]=5446.08 mm3 3.鋼板彈簧各片長度的確定 前懸架板簧選擇4片。 在選擇各葉片長度時，應(yīng)盡量使應(yīng)力在片間和沿片長的分布合理，以達到各片壽命接近并節(jié)省材料、減小板簧質(zhì)量的目的。 確定各葉片長度的方法有作圖法

33、和計算法。用作圖法確定各片長度的方法是基于實際鋼板彈簧各葉片的展開圖接近梯形梁形狀這一原則來作圖的,先將各葉片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪出，再沿橫坐標(biāo)繪出主片長度之半(即L／2)和U形螺拴中心距之半(即s／2)，得A、B兩點。連接這兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片上側(cè)邊的交點即決定了各片長度。當(dāng)有與主片等長的重疊片時，可將B點與最下一個重疊片的上側(cè)端點相連。該圖中實線所示的葉片長度是經(jīng)過圓整后的尺寸。有的葉片端部裝有夾箍，則需有一定的余量。(如圖3-1) 圖3-1 鋼板彈簧各片長度的確定 3.1.2.鋼板彈簧的驗算 1.鋼板彈簧的剛度驗算 由于

34、有關(guān)撓度增大系數(shù)δ、慣性矩Jo、片長和葉片端部形狀等的確定不夠準(zhǔn)確，所以要驗算剛度。用共同曲率法來計算剛度。假定同一截面上各片曲率變化值相同，各片所承受的彎矩正比于其慣性矩，同時該截面上各片的彎矩和等于外力所引起的彎矩。剛度驗算公式為： 其中 ， ， 式中，α—經(jīng)驗修正系數(shù)，α=0.9 E—材料的彈性模量，E=2.06105MPa l1、lk+1—主片和第k+1片的一半長度。 驗算結(jié)果：c=130.15N/mm，其誤差在5%以內(nèi)，滿足條件。 2.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho Ho=fc+fa+△f

35、 式中，fc為靜撓度 ；fa為滿載弧高； △f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， △f= s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。 △f==16mm Ho=10+77+16=103mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ro Ro=L2/(8Ho) Ro=7802/(8103)=738.3mm 3.鋼板彈簧總成弧高的核算 鋼板彈簧總成弧高為H H≈L2/(8Ro) H≈L2/(8Ro)=7802/(8738.3)=103mm 鋼板彈簧總成弧高H與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho，其驗算結(jié)果接近，故滿足要求。 4.鋼板彈簧的強度驗算 （1

36、）緊急制動時,前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmax σmax=[ G1 ]/[] 式中，G1—作用在前輪上的垂直靜載荷, G1=10444.54N —制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù), =1.4 —道路附著系數(shù), =0.8 —鋼板彈簧前、后段長度,=390mm Wo—鋼板彈簧總截面系數(shù), Wo=5446.08 mm3 c—彈簧固定點到路面的距離,c=410mm σmax=[10444.54]/[] =977 MPa <[]=1000MPa，合格 （2）鋼板彈簧卷耳的強度核算 卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即 式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱

37、向作用在卷耳中心線上的力, Fx==5848.94N D—卷耳內(nèi)徑,D=30mm b—鋼板彈簧寬度,b=70mm h1—主片厚度,h1=7mm []—許用應(yīng)力，[]=350MPa =201.22MPa<[]=350MPa 合格 （3） 鋼板彈簧銷強度計算 為滿載靜止時彈簧端部的載荷, = Fw1/2=10444.54/2=5222.27N； b為卷耳處葉片寬70mm； d為鋼板彈簧銷直徑，取16mm MPa=7～9MPa，合格 3.2后懸架系統(tǒng)設(shè)計 后懸架由鋼板彈簧和減振器組成。 后鋼板彈簧由主副鋼板彈簧組成，主簧5片，副簧3片。連接方法：副鋼板彈簧裝在

38、主鋼板彈簧的下方。主副鋼板彈簧在中心處用中心螺栓連接一體，主簧5片由夾箍全部夾緊，副簧3片則是自由狀態(tài)。主副簧整體中部用蓋板和U型螺栓固定在后橋殼上，板簧縱置且布置在車架之外。后鋼板彈簧通過銷、連接板將前端卷耳與車架相連接，形成固定旋轉(zhuǎn)支承端；后卷耳通過吊耳銷、吊耳、支架銷和后支架與車架連接，形成擺動旋轉(zhuǎn)支承端。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。當(dāng)汽車裝載質(zhì)量較小時，主簧單獨工作，當(dāng)載荷達到一定值時，主副簧開始接觸，開始共同工作。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當(dāng)?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹姸取? 由于后懸也是鋼板彈簧，所以計算步驟如同前懸，同理可得后懸參數(shù)。 3.2.1主、副鋼板彈

39、簧結(jié)構(gòu)參數(shù) 1.相關(guān)參數(shù) 空載靜止時汽車后懸單個鋼板彈簧的簧載質(zhì)量m=570.06kg（5592.29N） ①主簧單獨作用時（空載）的剛度C=89.93N/mm ②主副簧完全貼合后的共同剛度C2=178.75N/mm ③主副簧開始接觸的載荷，一般應(yīng)高于空載，取7000N ④主副簧完全接觸對應(yīng)的載荷，一般應(yīng)小于設(shè)計載荷，取9000N ⑤板簧從設(shè)計載荷位置到限位塊壓死的行程，fd2=63mm ⑥板簧空載弧高70mm，滿載弧高20mm ⑦主簧5片，寬度選80mm，厚度選8mm。主簧驗算剛度90.24 N/mm。滿足要求。 ⑧副簧3片，寬度80mm，厚度10mm。主副簧共同作用總驗

40、算剛度170.3 N/mm。滿足要求。 2.鋼板彈簧主片長度L的確定 L=0.45（1.35+1.25）=1.17m=1170mm 3.各片長度的確定（如圖3-2） 圖3-2主副簧各片長度的確定 4.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho Ho=fc+fa+△f 式中，fc為靜撓度 ；fa為滿載弧高； △f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， △f= s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長度。 △f==13mm Ho=20+63+13=96mm （2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ro 主簧曲

41、率半徑 Ro=L2/(8Ho) Ro=11702/(896)=1782.4mm 副簧曲率半徑R P(l1-l)/(EI)=(1/Ro-1/R) 式中：P空載時作用于板簧一端的載荷，P=2796.15N E—材料的彈性模量，E=2.06105MPa I—主簧根部的總截面慣性矩，nbh3/12=17066.67mm4 l1—主簧主片半長 l—副簧主片半長 Ro —主簧曲率半徑 求得副簧曲率半徑R=2955.52mm 3.2.2鋼板彈簧的驗算 1.鋼板彈簧總成弧高的核算 鋼板彈簧總成弧高為H H≈L2/(8Ro) H≈L2/(8Ro)=11702/(81782.4)

42、=96mm 鋼板彈簧總成弧高H與鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高Ho，其驗算結(jié)果接近，故滿足要求。 2. 鋼板彈簧的強度驗算 （1）汽車驅(qū)動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmax σmax=[G2l1(l2+c)]/[(l1+l2)Wo]+G2/(bh1) 式中，G2—作用在后輪上的垂直靜載荷, G2=11115.46N —驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=1.1 —道路附著系數(shù)，=0.8 b—鋼板彈簧片寬，b=80mm h1—鋼板彈簧主片厚度, h1=8mm —鋼板彈簧前、后段長度,=585mm c—彈簧固定點到路面的距離,c=449mm Wo—鋼板

43、彈簧總截面系數(shù), Wo =8812.97mm3 鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo Wo≥[Fw(L-ks)/(4[σw])] 式中，[σw]—許用彎曲應(yīng)力，[σw]=350～450MPa Wo≥[11115.46(1170-0.5120)/(4350)]=8812.97mm3 σmax=[11115.461.1585(585+0.8449) /11708812.97]+ 11115.461.10.8/(808) =670.27MPa <[]=1000MPa，合格 （2）鋼板彈簧卷耳的強度核算 卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即 式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱向

44、作用在卷耳中心線上的力, Fx==9781.6N D—卷耳內(nèi)徑,D=30mm b—鋼板彈簧寬度,b=80mm h1—主片厚度,h1=8mm []—許用應(yīng)力，[]=350MPa =233.08MPa<[]=350MPa 合格 （3） 鋼板彈簧銷強度計算 為滿載靜止時彈簧端部的載荷,= Fw2/2=11115.46/2=5557.73N； b為卷耳處葉片寬80mm； d為鋼板彈簧銷直徑，取16mm 4.34MPa=7～9MPa，合格 第4章 減振器設(shè)計 4.1減振器分類 懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪

45、振動時，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了減振阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器，反之稱為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應(yīng)用。 根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能在比較大的工作壓力（10-20MPa）條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5-5Mpa，但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式和雙筒式和充

46、氣筒式三種。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點，在乘用車上得到越來越多的應(yīng)用。 設(shè)計減振器時應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用壽命。 CA1046貨車選用的是雙筒式減振器 4.2前后懸架減振器計算 4.2.1相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù) 1.前減振器相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)的確定 相對阻尼系數(shù)=0.25， 取=10o，ms=1064.68kg，杠桿比n/a=1，n1=1.8Hz ，為懸架固有頻率=2n1=11.3rad/s。 阻尼系數(shù) =2ms/ =20.251133.0711.3/0.97=6201.49 2.后減振器相對阻尼

47、系數(shù)和阻尼系數(shù)的確定 相對阻尼系數(shù)=0.25， 取=10o，ms=1133.07kg，杠桿比n/a=1，n2=2.0Hz ，為懸架固有頻率=2n2=12.56rad/s。 阻尼系數(shù) =2ms/ =20.251133.0712.56/0.97=7335.75 4.2.2最大卸荷力 1.前減振器最大卸荷力F0的確定 =A 為卸荷速度；A為車身振幅，取40mm；為懸架固有頻率。 =4011.30.98=442.96mm/s=0.44m/s 最大卸荷力F0==6201.490.44=2728.66N 2.后減振器最大卸荷力F0的確定 =A 為卸荷速度；A為車身振幅，取40m

48、m；為懸架固有頻率。 =4012.560.98=492.35mm/s=0.49m/s 最大卸荷力F0==7335.750.49=3594.52N 4.2.3工作缸直徑 1.前減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D= 式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，選取[p]=3.0MPa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=0.40～0.50，選取=0.4，所以 D===37.1mm 由汽車筒式減振器國家標(biāo)準(zhǔn)（QC/T491—1999）選出一個標(biāo)準(zhǔn)尺寸D=40mm 2.后減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工

49、作缸直徑D= 式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，選取[p]=3.0MPa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=0.40～0.50，選取=0.4，所以 D===42.6mm 由汽車筒式減振器國家標(biāo)準(zhǔn)（QC/T491—1999）選出一個標(biāo)準(zhǔn)尺寸D=50mm 第5章 平順性分析和編程 5.1平順性的概念 汽車行駛時，路面凹凸不平和發(fā)動機的振動均激發(fā)汽車的振動。當(dāng)振動達到一定的劇烈程度，將使汽車內(nèi)乘員感到不舒適、疲勞甚至危及人體健康。在同一路面上以相同車速行駛的不同汽車，由

50、于隔振和減振性能不同，引起的振動劇烈程度會不同。通常把汽車緩和振動，減少對乘員影響的性能以汽車的“行駛平順性”來描述，即汽車不因振動而使乘員感到不舒適的性能稱為汽車行駛平順性。 5.2平順性的評價方法 汽車行駛平順性的評價方法，通常是根據(jù)人體對振動的生理反應(yīng)及對保持貨物完整性的影響來制訂的，并用振動的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評價指標(biāo)。 目前，常用汽車車身振動的固有頻率和振動加速度評價汽車的行駛平順性。試驗表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動的固有頻率應(yīng)為人體所習(xí)慣的步行時，身體上、下運動的頻率。它約為60～85次/分(1Hz～1.6Hz)，

51、振動加速度極限值為0.2～0.3g。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到1g，未經(jīng)固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，車身振動加速度的極限值應(yīng)低于0.6～0.7g。 在綜合大量資料基礎(chǔ)上，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率1～80HZ振動頻率范圍內(nèi)人體對振動反應(yīng)的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標(biāo)準(zhǔn)《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》和《客車平順性評價指標(biāo)及極限》。 ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在1～80Hz振動頻率范圍內(nèi)對振動反應(yīng)的

52、三個不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。 舒適－降低界限與保持舒適有關(guān)。在此極限內(nèi)，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。 疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關(guān)。當(dāng)駕駛員承受振動在此極限內(nèi)時，能保持正常地進行駕駛。 暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當(dāng)人體承受的振動強度在這個極限之內(nèi)，將保持健康或安全。 三個界限只是振動加速度容許值不同?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的2倍(增加6dB)；“舒適－降低界限”為“疲勞-工效降低界限的1/3.15(降低10dB)；而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。 5.3平

53、順性的分析 為了改善車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。但是，汽車振動是一個極為復(fù)雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。在本次設(shè)計中，為了便于分析，把復(fù)雜的實際汽車在某些假設(shè)條件下，簡化為等效振動系統(tǒng)。 如圖4-1所示的兩個自由度振動系統(tǒng)。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動態(tài)特性外，還能反映車輪部分在10～15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時的動態(tài)特性，它對平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實際情況。圖中，為懸掛質(zhì)量（車身質(zhì)量）；為非懸掛質(zhì)量（車輪質(zhì)量

54、）,為彈簧剛度；為減振器阻尼系數(shù)；為輪胎剛度。 車輪與車身垂直位移坐標(biāo)為，坐標(biāo)原點選在各自的平衡位置，其運動方程為 圖5-1 車身與車輪兩個自由度振動系統(tǒng)模型 根據(jù)力學(xué)定理，并結(jié)合圖5-1所示系統(tǒng)的振動微分方程，可以得出車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性。 1. 車身加速度對的幅頻特性 其中為阻尼比；為剛度比； = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 ， =0.25。 根據(jù)此方程，利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5-2所示。 圖5-2 車身加速度的幅頻特性曲線 2. 相對動載荷,對的幅頻特性 其中

55、為阻尼比；為剛度比； = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 ， =0.25。 根據(jù)此方程，利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5—3所示。 圖5—3 相對動載的幅頻特性曲線 3.懸架動撓度對的幅頻特性 其中為阻尼比；為剛度比； = m2/m1為質(zhì)量比。取=9 ， =0.25。 根據(jù)此方程，利用MATLAB進行分析可得到車身加速度的幅頻特性曲線，如圖5—4所示。 圖5—4 懸架動撓度的幅頻特性曲線 以上三組分析得出的特性曲線其規(guī)律符合要求，功率譜峰值在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。根據(jù)車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性曲線，可以得出本次設(shè)計的

56、懸架滿足平順性要求，在相應(yīng)的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。 第6章 結(jié)論 本次設(shè)計進行了CA1046輕型貨車的懸架系統(tǒng)設(shè)計并對其進行了平順性分析。 前懸架系統(tǒng)采用常剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架，后懸架采用了主副簧結(jié)構(gòu)變剛度鋼板彈簧和減振器組成的非獨立懸架。首先確定前后懸架的固有頻率分別為1.8Hz和2.0Hz，確定了板簧的斷面形狀。在前懸架系統(tǒng)設(shè)計中，對鋼板彈簧的參數(shù)進行了確定，確定鋼板彈簧的片數(shù)為4片等厚，厚度為7mm，寬70mm，主片長度為780mm，用作圖法確定出其余各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校

57、核，結(jié)論滿足要求。在后懸架系統(tǒng)設(shè)計中主要對主副簧的各項參數(shù)進行計算，主簧5片等厚，厚度為8mm，寬80mm；副簧3片等厚，厚度為10mm，寬80mm。主簧主片長度1170mm，用作圖法確定出其余各片的長度。然后對鋼板彈簧的剛度及強度進行了校核，結(jié)論滿足要求。最后對減振器進行了計算，選用液壓式雙向作用減振器，前減振器工作缸直徑40mm，后減振器工作缸直徑50mm，其工作行程均滿足懸架的動撓度要求。 另外，本文還對所設(shè)計的懸架系統(tǒng)進行了平順性分析，建立了車身與車輪二自由度振動系統(tǒng)模型。利用MATLAB軟件進行編程分析，根據(jù)所列微分方程得到車身加速度、懸架彈簧動撓度和車輪相對動載的幅頻特性曲線圖

58、。最后得出的結(jié)論為：本次設(shè)計的懸架滿足平順性要求，在相應(yīng)的工況下能保證人員的舒適與貨物的完好。 參考文獻 [1] 王望予．汽車設(shè)計．第4版．北京:機械工業(yè)出版社，2006 [2] 陳家瑞．汽車構(gòu)造．第4版．長春:北京人民交通出版社，2004 [3] 吳宗澤．機械零件設(shè)計手冊．第1版．北京::機械工業(yè)出版社，2004 [4] 劉惟信．汽車設(shè)計．第5版．北京:清華大學(xué)出版社，2001 [5] 靳曉雄，張立軍，江浩．汽車振動分析．上海:同濟大學(xué)出版社，2002 [6] 龔微寒．汽車現(xiàn)代設(shè)計制造．第1版．北京:人民交通出版社，1995 [7] 喻凡

59、 Crolla D．車輛動力學(xué)及其控制[M]．北京:人民交通出版社，2003 [8] 羊秋林，李尹熙，呂莉雯，李子卿．汽車用輕量化材料．第1版．北京:機械工業(yè)出版社，1991 [9] 嵇偉．新型汽車懸架與車輪定位．北京:機械工業(yè)出版社，2004 [10] 滿新梅．解放CA1046變截面鋼板彈簧計算方法探討[J]．1997(1) [11] 陳言忠，高虹．變剛度鋼板彈簧的一種計算方法[M].遼寧工學(xué)院.1997 [12] 余志生．汽車?yán)碚摚?版．北京:機械工業(yè)出版社，2006 [13] 張金柱．懸架系統(tǒng)．北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2005 [14] H.P.威魯麥特．車輛動力學(xué)—模擬

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61、忙的工作中經(jīng)常抽出時間來審閱我的畢業(yè)設(shè)計內(nèi)容并耐心的指導(dǎo)我改正設(shè)計中的錯誤。張老師的言傳身教使我受益匪淺。這次畢業(yè)設(shè)計中的點點滴滴都使我的動手動腦能力有了很大的提高，對我以后的生活和工作都有深遠的影響，在此向張老師致以最衷心的感謝。 感謝遼寧工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院所有的老師。在前階段的課程學(xué)習(xí)和現(xiàn)階段的畢業(yè)設(shè)計中，老師們都給予我很大的幫助與關(guān)懷，豐富了我的知識，開闊了我的思路，提高了我的專業(yè)技能。 由于本人水平有限，本次設(shè)計難免有不足之處，希望各位老師多多批評和指正。 附 錄 Ⅰ： 程序 1.車身加

62、速度幅頻特性曲線 x=0.1:0.1:20; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; 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(激振頻率 f/HZ); yl

63、abel(|Z2/q|／s-1); title(車身加速度幅頻特性曲線); gtext(前懸); legend(f1=1.8, f2=2.0,r=9 ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=1133.07; m1=60; u=m2/m1; x0=2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; 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;

64、 y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel(激振頻率 f/HZ); ylabel(|Z2/q|／s-1); title(車身加速度幅頻特性曲線); gtext(后懸); 2.相對動載的幅頻特性曲線 x=0.1:0.1:15; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./

65、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) grid xlabel(激振頻率 f/HZ); ylabel(|Fd/Gq|／(s.m-1)); title(相對動載的幅頻特性曲線); gtext(前懸); legend( f1=1.8, f2=2.0,r=9 ); hold on x=0.1:0.1:15; m2=1133.07; m1=60; u=m2/m1; x0=

66、2.0; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; 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(后懸); 3.彈簧動撓度的幅頻特性曲線 x=0.1:0.1:10; m2=1064.68; m1=40; u=m2/m1; x0=1.8; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.25; a=((1-w./w0).^2).*(1+9-1./u.*(w./w0).^2-1).^2+4.*b.*b.*(w./w0).^2.*(9-(1./u+