《標(biāo)志206中級(jí)轎車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)說明書畢業(yè)設(shè)計(jì)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《標(biāo)志206中級(jí)轎車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)說明書畢業(yè)設(shè)計(jì)論文（40頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 ( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！ ) 優(yōu)秀論文 審核通過 未經(jīng)允許 切勿外傳 摘 要 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是：標(biāo)致 206 汽車的前、后懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。其前懸架采用目前比較流行的麥弗遜式獨(dú)立懸架，后懸架采用拖曳臂式獨(dú)立懸架。減震器為液力雙向作用筒式減震器。本說明書還包括前、后懸架性能和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的介紹，懸架參數(shù)的確定，減震器設(shè)計(jì)及計(jì)算過程，螺旋彈簧設(shè)計(jì)及設(shè)計(jì)過程，懸 架剛度和撓度的計(jì)算以及各零部件包括連接處的選擇。并用 MATLAB 軟件編程平順性的分析，論

2、證了該系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案的正確性和可行性。 在對(duì)樣車懸架進(jìn)行平順性分析中，建立了兩自由度的平順性分析模型，分別繪制車身加速度幅頻特性曲線、相對(duì)動(dòng)載幅頻特性曲線、彈簧動(dòng)撓度幅頻特性曲線分析了懸架參數(shù)對(duì)汽車平順性的影響。因此，這次設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)具有良好的行使平順性。 關(guān)鍵詞：懸架設(shè)計(jì)；獨(dú)立懸架；平順性；自由度 I

3、 Abstract The project mainly includes the designs of the front and suspension system of the Peugeot 206Automobiles.The independent McPherson suspension in common use is adopted in the front suspension system，The rear suspension is Independent Suspensio

4、nArm drag The shock absorber with two-direction , determined the suspensionparameters, designed and calculated the shock absorbers and coil spring, etc. Furthermore, a program for ride performance computation is compiled by using MATLAB software. In the suspensionanalysis of the sample car, a mod

5、el with two degree of freedoms is established. Some curves for ride quality analysis are carried out. From the calculated curves, some topics on parameters effect on the ride comfort are discussed.Therefore, a conclusioncan be drawn that the current designed suspension system fork design; Independe

6、nt suspension fork; Smoothness; Degrees of freedom 目錄 II 第 1 章 緒 論 1 第 2 章 前后懸架結(jié)構(gòu)的選擇 .2 2.1 汽車懸架的性能要求 2 2.2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 2 懸架的分類 2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式 3 第 3 章 懸架技術(shù)參數(shù)確定計(jì)算 5 3.1 自振頻率 5 3.2 懸架的剛度 C 6 3.3 懸架的靜撓度 fc 和動(dòng)撓度 fd 6

7、 懸架的靜撓度 fc 6 懸架的動(dòng)撓度 fd 7 第 4 章 彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 4.1 前懸架彈簧 8 4.2 后懸架彈簧 9 第 5 章 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 11 5.1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 11 5.2 麥弗遜獨(dú)立懸架示意圖 11 5.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析 12 5.4 橫臂軸線布置方式 14 第 6 章 減振器設(shè)計(jì) 15 6.1 減震器的概述 15 6.2 減振器分類 15 6.3 減振器參數(shù)選擇 16 6.4 減振器阻尼系數(shù) 16 6.5 最大卸荷力 17 6.6 筒式減振器工作缸直

8、徑 17 第 7 章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì) 19 7.1 橫向穩(wěn)定桿作用 19 7.2 穩(wěn)定桿直徑計(jì)算 19 第 8 章 平順性分析 21 8.1 平順性概念 21 8.2 汽車的等效振動(dòng)分析 21 8.3 車身加速度的幅頻特性 23 8.4 相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性 25 III 8.5 懸架動(dòng)撓度的幅頻特性 25 8.6 影響平順性的因素 27 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)平順性的影響 27 使用因素對(duì)平順性的影響 27 第 9 章 結(jié)論 29 參考文獻(xiàn) 30 致 謝 31 附 錄Ⅰ .

9、32 附 錄Ⅱ 36 IV 第1章緒論 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)的題目是標(biāo)致 206 懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)。該題目來源于科研課題。 近年來，隨著汽車工業(yè)的發(fā)展， 人們對(duì)汽車的的乘坐

10、舒適性， 操縱穩(wěn)定性的要求逐漸提高，舒適性要求汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛平順性又與懸架密切相關(guān)。懸架 系統(tǒng)設(shè)計(jì)是否合理直接關(guān)系到汽車的舒適性能。 汽車懸架是車架與車軸之間的彈性聯(lián)結(jié)裝置的統(tǒng)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。 懸架系統(tǒng)必須能滿足以下這些性能的要求：首先懸架系統(tǒng)要保證汽車有良好的行駛平順性，對(duì)以載人為主要目的的轎車來講，乘員在車中承受的振動(dòng)加速度不能超過國標(biāo)規(guī)定的界限值。其次，懸架要保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動(dòng)衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，一方面懸架要保證車輪跳動(dòng)時(shí)，車輪定位參數(shù)不發(fā)生很大的變化，另一方

11、面要減小車輪的動(dòng)載荷和車輪跳動(dòng)量。還有就是要保證車身在制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎、加速時(shí)穩(wěn)定，減小車 身的俯仰和側(cè)傾。 最后要保證懸架系統(tǒng)的可能性， 有足夠的剛度、 強(qiáng)度和壽命。懸架結(jié)構(gòu)形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對(duì)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)代汽車上是重要的總成之一。 第2章 前、后懸架結(jié)構(gòu)的選擇 2.1 汽車懸架的性能要求 汽車懸架是車架（車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接的部件。它的主要作用是緩和、抑制由不平路面引起的振動(dòng)和沖擊，保證乘

12、員乘坐舒適和所運(yùn)貨物完好；除傳遞汽車垂直力以外，還傳遞其它各個(gè)方向的力和力矩，并保證車輪和車身（或車架）之間有確定的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，使汽車具有良好的駕駛性能。 汽車懸架性能是影響汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和行速度的重要因素，在懸架的設(shè)計(jì)中應(yīng)滿足如下性能的要求： （1）保證汽車有良好的行駛平順性。為此，汽車應(yīng)有較低的振動(dòng)頻率，乘員 在界限值。 （ 2）有合適的減振性能。它應(yīng)與懸架的彈性特性很好匹配，保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動(dòng)衰減快，使汽車具有良好的乘坐舒適性。 （ 3）保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在車輪跳動(dòng)時(shí)，應(yīng)不使主銷定為參數(shù)變化過大，車輪運(yùn)動(dòng)與導(dǎo)向機(jī)

13、構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)，不出現(xiàn)擺振現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向時(shí)整車應(yīng)有一些不足轉(zhuǎn)向特性。 （ 4）汽車制動(dòng)時(shí)和加速時(shí)能保持車身穩(wěn)定，減少車身縱傾（即‘點(diǎn)頭’或‘后仰’）的可能性。 （ 5）能可靠地傳遞車身與車輪的一切力和力矩，零部件質(zhì)量輕并有足夠的強(qiáng)度和壽命，保證車輛的正常行駛，和減少輪胎磨損等功能。 2.2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 懸架的分類 汽車懸架可分為兩大類：非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架。 非獨(dú)立懸架（如圖 2.1 ）的特點(diǎn)是左右車輪用一根剛性軸連接起來，并通過懸架與車架（車身）相連。其典型代表是縱置板簧式懸架。主要形式有縱置板簧 式非獨(dú)立懸架、螺旋彈簧非獨(dú)立懸架、空

14、氣彈簧非獨(dú)立懸架、油氣彈簧非獨(dú)立懸 架。非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，被廣泛應(yīng)用于貨車的前、后懸架。在轎車 中，非獨(dú)立懸架僅用于后橋。 現(xiàn)代轎車的前懸架都用獨(dú)立懸架來代替非獨(dú)立懸架。 1. 非獨(dú)立懸架優(yōu)點(diǎn)： 1) 結(jié)構(gòu)簡單； 2) 制造容易； 3) 維修方便； 4) 工作可靠。 2. 非獨(dú)立懸架缺點(diǎn)： 1) 汽車行使平順性較差； 2) 容易使車軸和車身傾斜； 3) 前輪容易產(chǎn)生擺動(dòng)； 4) 非簧載質(zhì)量大，高速行使時(shí)穩(wěn)定性不容易保證。 獨(dú)立懸架（如圖 2.2 ）的特點(diǎn)是左右車輪不連在一根軸上，單獨(dú)通過懸架和車架（或車身）相連。獨(dú)立懸架

15、按車輪運(yùn)動(dòng)的形式可分為：車輪在汽車橫向平面內(nèi)擺動(dòng)的（單橫臂式或雙橫臂式）懸架；車輪在汽車縱向平面內(nèi)擺動(dòng)的（單縱臂式或雙縱臂式）懸架；車輪繞著汽車縱軸線一定角度的軸線擺動(dòng)的（斜臂式）懸架；車輪沿主銷滑動(dòng)的滑柱擺臂式懸架（麥弗遜式懸架） 。 3 獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是：簧下質(zhì)量??；懸架占用的空間??；彈性元件只承受垂 直力，所以可以用剛度小的彈簧， 使車身振動(dòng)頻率降低， 改善了汽車行駛平順性；由于采用斷開式車軸，所以能降低發(fā)動(dòng)機(jī)的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降， 改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左、右車輪獨(dú)自運(yùn)動(dòng)互不影響，可減少車身的傾斜和振動(dòng)，同時(shí)在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力；獨(dú)立懸

16、架可提供多種方案供設(shè)計(jì)人員選用，以滿足不同設(shè)計(jì)要求。 。 4 獨(dú)立懸架的缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難。這種懸架主要用于乘用車和部分質(zhì)量不大的商用車上。 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式 麥弗遜式 ( 滑柱擺臂式 ) 懸架系統(tǒng)有下橫臂和減振器—彈簧組兩個(gè)機(jī)構(gòu)連接車輪與車身，其結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、占用空間小、上下行程長等 , 缺點(diǎn)是由于減振器—彈簧組充當(dāng)了主銷的角色 , 使它同時(shí)也承受了地面作用于車輪上的橫向力， 它具有很強(qiáng)的道路適應(yīng)能力和良好的行駛穩(wěn)定性，是一種經(jīng)濟(jì)實(shí)用、安全可靠的獨(dú)立架。 拖曳臂獨(dú)立懸架占用車身空間小，不會(huì)讓車身在運(yùn)動(dòng)中發(fā)生外傾角變化，減振器不會(huì)發(fā)生應(yīng)

17、力彎曲加劇輪胎磨損，同時(shí)該懸架制造成本低，裝配簡單。目前 市場上的主流微型、小型車 低端 SUV 都采用了這種形式的后懸架。拖拽式獨(dú)立懸架的設(shè)置可以保證良好的駕乘舒適性。 本次設(shè)計(jì)為，前懸架為麥弗遜式懸架，后懸架為拖曳臂獨(dú)立懸架。 第3章 技術(shù)參數(shù)確定與計(jì)算 3.1 自振頻率 汽車前后懸架與其簧載質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率， 是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。懸架設(shè)計(jì)的主要目的之一是確保汽車有良好的行駛平順 性。汽車行駛時(shí)振動(dòng)越劇烈，則平順性越差。由于個(gè)體對(duì)振動(dòng)的反應(yīng)干差萬別，人們提出了各種各樣的平順性評(píng)價(jià)

18、標(biāo)難。懸架自振頻率選取的主要依據(jù)是 “ ISO2631《人體承受全身振動(dòng)的評(píng)價(jià)指南》 ”自振頻率的取值與人不行時(shí)身體上下運(yùn)動(dòng)的頻率相近。 轎車的自振頻率范圍為 0.7-1.6Hz 。簧載質(zhì)量的車型取值偏小 ( 約為 1Hz 或更低 ) ，反之則取大值。 貨車的自振頻率范圍為 1.5-4.0Hz 。由于貨車空、 滿載時(shí)簧載質(zhì)量變化很大，且前、后懸架簧載質(zhì)量變化也很大，因此，貨車的自振頻率按如下方法?。呵皯? 架自振頻率你 n1 在滿載時(shí)取 1.5-2.3Hz ，空載時(shí)為 1.7-2.4Hz; 后懸架自振頻率 n2 在滿載時(shí)取 1.7-2.4Hz ，空載時(shí)為 2.0-4.0H

19、z 。 前、后懸架的自振頻率的匹配對(duì)汽車行駛平順性影響也很大，一般使二者接 近以免產(chǎn)生較大的車身縱向角振動(dòng)。 由于汽車高速通過單個(gè)路障時(shí)， n1n2 的，故推薦 n1n2 的取值范圍是 0.55-0.95 。對(duì)于一些微型轎車，也有設(shè)計(jì)成后懸架的自振頻率低于前懸架的，以改善后座的舒適性。 及 式中—重力加速度 . 、—前后懸架剛度 . 、—前后懸架簧載重量 . 轎車的自振頻率范圍為 0.7-1.6Hz 。所以我取 n1 =1.2Hz; n1n2=0.9 所以 n2=1.33Hz; 3.2

20、 懸架的剛度 C a+b=1.2+1.23=2.43m 前： 后： m1=15500.494=765.4kg m2=15500.506=784.6kg ms1=765.4-55=710.4kg ms2=784.6-60=724.6kg c ( 2 n ) 2 m ( 2 3.14 1.2)2 710.4 40344.5N / m 1 1 1 c2 (2 n2 )2 m2 ( 2 3.14 1.33) 2 724.6 50550N / m 3.3 懸架的

21、靜撓度 f c 及動(dòng)撓度 f d 懸架的靜撓度 fc 懸架的靜撓度 fc 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架的載荷 Fw與此時(shí)的懸架的剛度 c 之比，即 fc=Fwc。 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車的 行使平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量參數(shù)分配系數(shù) ε 近似等于 1， 于是汽車前、后軸上方車身兩點(diǎn)的振動(dòng)不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的 固有頻率 n1 和 n2 可用下式表示 n1=； N2=。 當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時(shí)，前、后懸架的靜撓度可用下式來表示

22、 式中 g 為重力加速度。 由上式可以知道， 懸架的靜撓度 fc 直接影響車身的偏振 n。因此， 欲保證汽車的良好的行使平順性，必須正確的選擇懸架的靜撓度。 在選擇前、后懸架的靜撓度時(shí)，應(yīng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度 fc 2 比前懸架的靜撓度 fc 1 小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角擺動(dòng)。理論 分析證明：若汽車以較高的車速駛過單個(gè)路障， n1n2＜ 1 時(shí)的車身縱向角振動(dòng)要比 n1n2＞1 時(shí)小，故推薦取 fc 2=(0.8-0.9)fc 1 ?？紤]到貨車的前、 后軸荷的差別與駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦

23、 fc 2=(0.6-0.8)fc 1。為了改善小排量乘用車后排乘客的乘坐舒適性，有時(shí)取后 懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。 故計(jì)算前、后懸架的靜撓度為： 前懸架靜撓度： f c1 m g c 710.4 981/ 40344.5 cm 1 1 17.3 后懸架靜撓度： fc 2 m2 g c2 724.6 981 50550 14.06cm 符合 懸架的動(dòng)撓度 fd 懸架的動(dòng)撓度 fd 是指從懸架從滿載靜平衡位置開始?jí)嚎s到結(jié)構(gòu)容許的最大 變形時(shí)，車輪中心相對(duì)于車架的垂直位移。要求懸架有足

24、夠大的撓度，以防止在 壞路面上行使時(shí)經(jīng)常碰到緩沖塊。 對(duì)于轎車懸架的動(dòng)撓度 fd 可按下列范圍選取： fd= （ 0.5 ～0.7 ）fc 。 故我選取 fd=0.5fc fd 1=0.5fc 1=0.5*173=86.54mm; Fd2=0.6fc 2 第 4章 彈性元件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 前懸架彈簧 根據(jù)彈簧工作條件選用用油淬火回火硅錳（ 60Si2MnA ）彈簧鋼絲，由《機(jī)械設(shè) 計(jì)手冊單行本 （彈簧）》表 7-2-17 查的材料切變模量； 根據(jù)表 7-2-6 按Ⅰ類負(fù)荷取 許用切應(yīng)

25、力。 確定簧絲直徑： 按式計(jì)算： 初定簧絲直徑 d=13mm, 查表取 C=6， K=1.24 其中 C 為旋繞比， K 為曲度系數(shù) F [1.2 (1.2 1.23) 1550 55] 9.81 2 710.43 4.905 3484 .6 N F1 F cos8 3484.6 0.99 3450.7N d 1.6 KPC 1.6 1.4 3450.7 6 480 12.43mm 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)系列值，取?；九c原假設(shè)相符合。 彈簧的鋼絲直徑： 彈簧中徑：

26、 彈簧內(nèi)徑： D1 D 2 d 78 13 65mm 彈簧外徑： D D 2 d 78 13 91 mm 節(jié)距: 確定工作圈數(shù)和總?cè)?shù) 前單側(cè)最大載荷為 3450.7N 彈簧在載荷下的變形為 fc1 cos 0.173 0.99 17.47mm GD 8 104 13 17.47 3.05 其中 G 為切變模量 n 3 8 3450 .7 63 8FC 彈簧有效圈數(shù)： 彈簧總?cè)?shù)：

27、 彈簧自由高度： H 0 Pn 1.5d 39 3.5 1.5 13 156mm 螺旋角： arctan p arctan 39 7.8 D 3.14 91 材料展開長度： L D 2 n1 78 5.5 1347.1mm 彈簧間隙： 彈簧剛度： K F Gd 8nc3 80000 13 8 3.5 63 1.72 108 N / m 4.2 后 懸架彈簧 根據(jù)彈簧工作條件選用用油

28、淬火回火硅錳（ 60Si2MnA ）彈簧鋼絲。由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊單行本 （彈簧）》表 7-2-17 查的材料切變模量； 根據(jù)表 7-2-6 按Ⅰ類負(fù)荷取 許用切應(yīng)力確定簧絲直徑： 按式計(jì)算： 初定簧絲直徑 d=12mm, 查表取 C=5， K=1.3 其中 C 為旋繞比， K 為曲度系數(shù) F [1.23 (1.2 1.23) 1550 60] 9.81 2 3554 N F1 F cos10 3554 0.985 3550 N d 1.6 KPC 1.6 1.3 3550 5 480 11.02mm

29、 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)系列值，取?；九c原假設(shè)相符合。 彈簧的鋼絲直徑： 彈簧中徑： 彈簧內(nèi)徑： D1 D 2 d 60 12 48mm 彈簧外徑： D D 2 d 60 12 72 mm 節(jié)距 : 確定工作圈數(shù)和總?cè)?shù) 前單側(cè)最大載荷為 3500N 彈簧在載荷下的變形為 fc1 cos 0.1406 0.985 14.27 mm GD 8 104 12 14.27 4.03 其中 G 為切變模量 n 3 8 3550 53 8FC

30、 彈簧有效圈數(shù)： 彈簧總?cè)?shù)： 彈簧自由高度： H 0 Pn 1.5d 30 5 1.5 12 168mm 螺旋角： arctan p arctan 30 7.56 D 3.14 72 材料展開長度： L D 2 n1 60 7 1318.8mm 彈簧間隙： 彈簧剛度： K F Gd 8nc3 80000 12 8 5 53 1.92 108 N / m

31、 第 5 章 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 5. 1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 1 ）懸架上載荷變化時(shí)，保證輪距變化不超過，輪距變化大會(huì)引起輪胎早 期磨損。 2 ）懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度。 3 ）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在側(cè)加速度下，車身側(cè)傾角不大于，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 4 ）汽車制動(dòng)時(shí)，應(yīng)使車身有抗前俯作用，加速時(shí)有抗后仰作用。 5.2 麥弗遜獨(dú)立懸架示意圖

32、 圖 5-1 麥弗遜式獨(dú)立懸架 1） 適用彈簧：螺旋彈簧 2） 主要使用車型：轎車前輪； 3） 車輪上下振動(dòng)時(shí)前輪定位的變化： （1） 輪距、外傾角的變化比稍小； （2） 拉桿布置可在某種程度上進(jìn)行調(diào)整。 4） 側(cè)擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器； 5） 操縱穩(wěn)定性： （1） 橫向剛度高； （2） 在某種程度上可由調(diào)整外傾角的變化對(duì)操縱穩(wěn)定性進(jìn)行調(diào)整。 5.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析

33、 —作用到導(dǎo)向套上的力 —前輪上的靜載荷 減去前軸簧下質(zhì)量的 —彈簧軸向力 —彈簧和減振器的軸線相互偏移的距離 圖 5-2 麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力簡圖 分析如圖 5-2 所示麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力簡圖可知。 橫向力越大，則作用在導(dǎo)向套和活塞上的摩擦力越大（為摩擦系數(shù)） ，這對(duì)汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。 由上式可知，為了減小，要求尺寸越大越好，或者減小尺寸。增大使懸架占用空間增大，在布置

34、上有困難；若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達(dá)到減小的目的，但 也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的點(diǎn)外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸的目的，又可以獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏移距，提高制動(dòng)穩(wěn)定性。移動(dòng)點(diǎn)后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。 圖 5-3 麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力簡圖 為了發(fā)揮彈簧減小橫向力的作用，有時(shí)還將彈簧下端布置靠近車輪，從而造成彈

35、 簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式獨(dú)立懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和 彈簧軸線不共線的主要原因。 5.4 橫臂軸線布置方式 麥弗遜式獨(dú)立懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響到汽車的側(cè)傾穩(wěn)定性。當(dāng) 擺臂軸的抗前傾俯角等于靜平衡位置的主銷后傾角時(shí)， 擺臂軸線正好與主銷軸線垂直， 運(yùn)動(dòng)瞬心交于無窮遠(yuǎn)處，主銷軸線在懸架跳動(dòng)作平動(dòng)。因此，主銷后傾角保持不變。 當(dāng)抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運(yùn)動(dòng)瞬心交于前輪后方時(shí)，在懸架壓縮行 程，主銷后傾角有增大的趨勢。當(dāng)抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運(yùn)動(dòng)瞬心交 于前輪前方時(shí)，在懸架壓縮行程

36、，主銷后傾角有減小的趨勢。為了減少汽車制動(dòng) 時(shí)的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角有增加的趨勢。因此，在設(shè)計(jì)麥 弗遜式獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)選擇參數(shù)抗前傾俯角能使運(yùn)動(dòng)瞬心交于前輪后方。 第 6 章 減振器設(shè)計(jì) 6.1 減振器概述 減振器的功能是吸收懸架垂直振動(dòng)的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動(dòng)迅速衰減。為加速車架與車身的振動(dòng)的衰減，以改善汽車的行使平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)部裝有減振器。在麥弗遜式懸架中，減振器與彈性元件是串聯(lián)的安裝。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減振器。液力減振器的工作原理是，當(dāng)車架和車橋作往復(fù)的相對(duì)運(yùn)

37、動(dòng)而活塞在鋼筒內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器殼底內(nèi)的油液便反復(fù)的通過一些狹小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時(shí)孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對(duì)振動(dòng)的阻力，使車身和車架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化成為熱能被油液和減振器殼體所吸收，然后釋放到大氣中。減振器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對(duì)速度的增減而增減，并且與油液的黏度有關(guān)。要求油液的黏度受溫度變化的影響近可能的小，且具有抗氧化抗汽化性及對(duì)各種金屬和非金屬零件不起腐蝕作用等性能。 減振器的阻尼力越大，振動(dòng)消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時(shí)，過大的阻尼力還可能導(dǎo)致減振器連接零件及車架的損壞。為解決彈性元件與減振器之間的這一矛盾，對(duì)減振器提出如下

38、的要求： 1）在懸架的壓縮行程內(nèi)，減振器的阻尼力應(yīng)該小，以充分利用彈性元件來緩和沖 擊； 2）在懸架的伸張行程內(nèi)，減振器的阻尼力應(yīng)該大，以要求迅速的減振； 3）當(dāng)車橋與車架的相對(duì)速度較大時(shí)，減振器能自動(dòng)加大液流通道的面積，使阻尼 力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 6.2 減振器分類 減振器按結(jié)構(gòu)形式不同，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，但是因?yàn)楣ぷ餍阅芊€(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到

39、 廣泛的應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點(diǎn)，在乘用車上得到越 來越多的應(yīng)用。 6.3 減振器參數(shù)選取 通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程的相對(duì)阻尼系數(shù) 取得大些。兩者之間保持的關(guān)系 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值。對(duì)于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，??； 對(duì)于本設(shè)計(jì)選用的懸架，取 6.4 減振器阻尼系數(shù) 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實(shí)際上應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。例

40、如，當(dāng)減振器如圖 6-1 安裝時(shí)，減振器阻尼系數(shù)為 所以 ( 2 0.35 710.4 40344. 5 2 ) cos2 8 2 710.4 2 ( 2 0.25 724.6 2 50550 2 ) cos2 10 724.6 2 圖 6-1 減振器安裝位置 在下擺臂長度不變的條件下， 改變減振器下橫臂的上固定點(diǎn)位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角，會(huì)影響減振器阻尼系數(shù)的變化。

41、 6.5 最大卸荷力 上面取到 所以取 前Y 0.2， 前S 0.5, 后Y 0.1， 后S 0.4 前懸架： 2 S m 2 0.5 710.4 40344.5 2 s1 2 3785.5N / m 710.4 2 由于為卸荷速度，一般為 0.15 ~ 0.30 m / s取 VX 0.3m / s F01 s1 V 3785.5 0.3 1135.7N ； X 后懸架： 2 S

42、m 2 0.4 724.6 50550 2 s2 2 3423.6 N / m 724.6 2 F02 s2 Vx2 3423.6 0.3 1027.1N ； 6.6 筒式減振器的工作缸直徑 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸的直徑 D為 式中 [P] 為工作缸內(nèi)最大允許壓力 , 取 為連桿直徑與缸筒直徑之比 ,雙筒式取，單筒式取。 前取 [P]=3, 前懸架減振器的工作缸直徑 4F01 4 1135.7 D1 3.14 3.3 (1

43、 25.36mm; [P](1 2 ) 0.52 ) 取標(biāo)準(zhǔn)值 =30mm; 貯油筒直徑取 D C 1.4D 1 1.4 30 42 mm 后懸架減振器的工作缸直徑 后取 [P]=4, 4F02 4 1027.1 D2 2 ) 3.14 4 (1 19.5mm; [P](1 0.42 ) 取標(biāo)準(zhǔn)值 =20mm; 貯油筒直徑取 D C 1.4 D1 1.4 20 28mm 第 7 章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì) 7.1 橫向穩(wěn)定桿的

44、作用 為了降低汽車的固有振動(dòng)頻率以改善行使平順性，現(xiàn)代汽車懸架的垂直剛度 值都較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小， 結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾嚴(yán)重， 影響了汽車的行使穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多數(shù)都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架 的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行使穩(wěn)定性。當(dāng)左右車輪同向等幅跳動(dòng)時(shí)，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當(dāng)左右車輪有垂直的相對(duì)位移時(shí)，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時(shí)車身的側(cè)傾角外，恰當(dāng)?shù)剡x擇前后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。通常，在汽車的前后懸架中都裝橫向穩(wěn)定桿，

45、或者只在前懸架中安裝。若只在后懸架中安裝，則會(huì)使汽車趨于過多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有： 當(dāng)汽車在坑洼不平的路面行駛時(shí)，左右車輪有垂直的相對(duì)位移，由于橫向穩(wěn)定桿的作用，增加了車輪處的垂直剛度，會(huì)影響汽車的行駛平順性。 7.2 穩(wěn)定桿直徑計(jì)算 橫向穩(wěn)定桿用來增加側(cè)傾角剛度，從而改善穩(wěn)定性。穩(wěn)定桿是橫置的扭桿彈簧，以阻止一個(gè)車輪相對(duì)另一個(gè)車輪作垂直運(yùn)動(dòng)。 圖 4.1 為規(guī)則結(jié)構(gòu)穩(wěn)定桿 [9]的一種，由于結(jié)構(gòu)對(duì)稱，取其一半來分析。若在整個(gè)穩(wěn)定桿兩端 A 施加彼此反向且垂直于穩(wěn)定桿平面的力。 1.側(cè)傾角剛度計(jì)算 前懸架的側(cè)角剛度為：

46、 1 c1 2 2 C1 Bm 0.5 40344.5 1.3 0.30 24725.4N / m 2 n 0.35 M 為彈簧中心至橫臂鉸接點(diǎn)距離， n 為橫臂長 后懸架的側(cè)傾角剛度為： 圖 7-1 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)計(jì)算示意圖 C2 1 c2 B 0.5 50550 1 .43 36143 .3N / m 2 由式可知： 初步選取，，，，

47、,。其中 將其代入下式得所需要的穩(wěn)定桿直徑為： 4 128 C 3 3 d [l 0 l4 3 L2 E —材料的彈性模量，求得。  1 L (l 3 l 4 )2 4l12 (l 2 l 3 )] 2 MPa 一般情況下，穩(wěn)定桿的最大應(yīng)力發(fā)生在圖中截面 B 的內(nèi)側(cè)，其大小與 B 處的圓角半徑 R 有關(guān)，因此 R 決定了此處的曲度系數(shù)。對(duì)于穩(wěn)定桿最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)超過 700MPa。即 式中，—曲度系數(shù)，； 求得 —彈簧指數(shù)，。 16 Pl1k 16

48、 765.4 0.2165 1.8 1.43 108 Pa 143MPa 700MPa d 3 3.14 0.0223 滿足設(shè)計(jì)要求。橫向穩(wěn)定桿材料取 45 鋼。 第 8 章 平順性分析 8.1 平順性概念 汽車行使時(shí)，由路面不平以及發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系和車輪等旋轉(zhuǎn)部件激發(fā)汽車的振動(dòng)。 通常，路面不平是汽車振動(dòng)的基本輸入。汽車的平順性主要是保持汽車在行駛過程中 產(chǎn)生的振動(dòng)和沖擊環(huán)境對(duì)乘員舒適性的影響在一定界限之內(nèi)。因此平順性主要根據(jù)乘 員主觀感覺的舒適性來評(píng)價(jià)，對(duì)于載貨汽車還包

49、括保持貨物完好的性能，它是現(xiàn)代汽 車的主要性能之一。 8.2 汽車的等效振動(dòng)分析 為增強(qiáng)車內(nèi)乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動(dòng)，即提高汽車的行駛平順 性能。汽車在一定路面上行駛時(shí)，其振動(dòng)量（振幅、振動(dòng)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(dòng)是一個(gè)極為 復(fù)雜的空間多自由度振動(dòng)系統(tǒng)。為便于分析，需把復(fù)雜的實(shí)際汽車在某些假設(shè)條件下， 簡化為等效振動(dòng)系統(tǒng)。本設(shè)計(jì)采用汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型。如圖 8-1 。

50、 圖  8-1  汽車振動(dòng)系統(tǒng)模型 根據(jù)力學(xué)定理，可列出圖  8-1  所示系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程： MZ  c(Z  s) k(Z  s)  0 ms  c(Z  s) k( Z 

51、s) kt s k t q 式中，為簧載質(zhì)量； 為非簧載質(zhì)量； 為左右兩側(cè)懸架的合成剛度； 為左右兩側(cè)懸架的合成當(dāng)量阻尼系數(shù)； 為左右兩側(cè)懸架的合成輪胎剛度； 為簧載質(zhì)量的垂直位移； 為簧載質(zhì)量的垂直位移； 為路面不平度賦值函數(shù)，即路面不平度對(duì)汽車的實(shí)際激勵(lì)。 解式（ 1）可得該系統(tǒng)振動(dòng)的兩個(gè)主頻率： 2 1 2 2  1 ( 2 1 ( 2  t 2 02 ) 1 ( 4 t 2 02 ) 1 ( 4

52、 2 2 ) 2 k kt t 0 Mm 2 2 ) 2 k kt t 0 Mm 式中，，。由上式可知，汽車振動(dòng)存在兩個(gè)主頻和，它們僅為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的函數(shù)而與外界的激勵(lì)條件無關(guān)，是表征系統(tǒng)特征的固有參數(shù)。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質(zhì)量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質(zhì)量所決定的頻率。 方程 MZ c(Z s) k ( Z s) 0 的解是由自由振動(dòng)齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。 令，，則齊次方程為

53、 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對(duì)運(yùn)動(dòng)的影響取決于和的比值變化 ζ ， 汽車懸架系統(tǒng)阻尼比 ζ的數(shù)值通常在 0.25 左右，屬于小阻尼，此時(shí)微分方程的通 解為 Z Ae nt sin( 2 b 2 t a) 0 8.3 車身加速度的幅頻特性 雙質(zhì)量系統(tǒng)在，質(zhì)量比剛度比，阻尼比兩種情況下的幅頻特性曲線。由四個(gè)參數(shù) 可按下式確定車輪部分的固有頻率和阻尼比 ft K K t ) M f0 (1 ) 13.6 2 t

54、c K K t (1 ) 2 M （一階阻尼比）（二階阻尼比） 共振時(shí)，增大而幅頻減小，在第一共振峰和第二共振峰之間的高頻區(qū)，增大幅頻也增大，在高頻共振區(qū)，雙質(zhì)量系統(tǒng)出現(xiàn)第二共振峰，在之后，幅頻按一定斜率衰減，也減小 ，所以對(duì)共振與高頻段的效果相反，綜合考慮，取比較合適。 8.4 相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性 車輪動(dòng)載

55、，頻率響應(yīng)函數(shù) H ( j ) Fd G ~q Fd z1 q K t Gq q m( 1) g 將 代入上式，得： Fd A2 K t 1 K t Gq N 1) g m ( 2 1 2 2 4 2 2 Fd 1 Gq g 式中 圖 8-3 的參數(shù)采用與圖 8-2 所示雙質(zhì)量系統(tǒng)同樣的參數(shù)。 相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性曲線在低頻共振區(qū)，與車身加速度的幅頻特性曲線趨勢不同， ；在高頻共振區(qū)， 阻尼比對(duì)相對(duì)動(dòng)載的幅

56、頻特性曲線的峰值影響很大；在之間的幅頻，阻尼比越大幅頻就越大； 在之后，相對(duì)動(dòng)載幅頻特性曲線按一定斜率衰減，越大幅頻衰減越快。綜合考慮，取比較合適。 圖 8-3 相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性曲線 8.5 懸架彈簧動(dòng)撓度的幅頻特性 1. 懸架動(dòng)撓度對(duì)幅頻特性 由圖 8.4 所示，由車身平衡位置起，懸架允許的最大壓縮行程就是其限位行程。彈簧動(dòng)撓度與限位行程應(yīng)適當(dāng)配合，否則會(huì)增加行駛中撞擊限位的概率，使平順性變壞。 懸架彈簧動(dòng)撓度的復(fù)振幅，因此對(duì)的頻率響應(yīng)函數(shù)為： 將其代入下式 z K jC 得則 可知對(duì)幅頻特性：

57、 H ( j ) z~q 2 K ) jC q ( m2 2. 懸架動(dòng)撓度對(duì)幅頻特性 對(duì)的頻率響應(yīng)函數(shù)為 H ( j ) f d fd z2 z1 z2 z1 ~q q q q q 有車輪對(duì)路面位移的頻率響應(yīng)函數(shù) 式中，,, ， 其車身位移對(duì)路面位移的頻率響應(yīng)函數(shù)，可得 z2 z2 z1 A1 A2 K t A1 K t q z1 q A2 N N 得： f d A1K t A2 K t K t ( A1 A2 )

58、q N N N 則對(duì)幅頻特性 圖 8-5 彈簧動(dòng)撓度的幅頻特性曲線 懸架系統(tǒng)對(duì)于車身位移來說， 是將高頻輸入衰減的低通濾波器； 對(duì)于動(dòng)撓度來說，是將低頻輸入衰減的高 通濾波器。阻尼比對(duì)只在共振區(qū)起作用，而且當(dāng)時(shí)已不呈現(xiàn)峰值。 且阻尼比與幅頻值成反比，如圖 8.5 所示 8.

59、6 影響平順性的因素 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)平順性的影響 （ 1）懸架剛度 彈性元件是汽車懸架的主要組成部分，彈性元件的剛度或懸架等效剛度及其 特性是影響平順性的主要因素。當(dāng)簧載質(zhì)量一定時(shí)，減小可降低車體固有振動(dòng)頻率，但值過小會(huì)使車體振動(dòng)過程中的懸架動(dòng)行程增大，并使非簧載質(zhì)量的振動(dòng)位移也增大，甚至導(dǎo)致車輪離開地面，對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性產(chǎn)生不利后果。汽車在實(shí)際使用中，簧載質(zhì)量隨汽車的裝載情況而變，當(dāng)值一定時(shí)，將隨減小而增大。因此，理想的懸架彈性特性應(yīng)具有變剛度或非線性特性，即隨汽車載荷的變化，懸 架剛度能自動(dòng)增大或減小， 以減小懸架限位塊碰撞車身的機(jī)率， 使車體免遭撞擊。

60、（2）懸架阻尼 汽車懸架系統(tǒng)中裝有減振器。減振器阻尼對(duì)車體固有頻率的影響不大，但卻 能使車體振動(dòng)迅速衰減，改善車內(nèi)乘員的舒適感。研究表明，懸架阻尼的大小還 對(duì)操縱穩(wěn)定性和制動(dòng)方向穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。 （3）輪胎 輪胎徑向剛度與輪胎結(jié)構(gòu)、尺寸和氣壓有關(guān)，若以與懸架剛度之比來表示， 則可見，對(duì)于一定型號(hào)的輪胎，降低胎內(nèi)氣壓（即剛度減?。┛筛纳破巾樞?，但 也將增加車輪的側(cè)向偏離，以惡化操縱穩(wěn)定性，應(yīng)予以注意。 （4）非簧載質(zhì)量 在整車質(zhì)量一定時(shí)，減小非簧載質(zhì)量可改善平順性。目前多數(shù)轎車和客車采用獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)，優(yōu)點(diǎn)之一可在一定總質(zhì)量

61、下減小非簧載質(zhì)量，改善平順性。 使用因素對(duì)平順性的影響 道路不平是引起汽車振動(dòng)的主要原因，當(dāng)汽車在不平路面行駛時(shí)，前、后車 橋和車體都經(jīng)常受來自道路的沖擊。路面越惡劣，行駛速度越高，車體加速度均 方根值越大。當(dāng)激勵(lì)頻率與車輛系統(tǒng)的一階主頻率或二階主頻率重和時(shí)，將產(chǎn)生 車體的共振， 加速車體的振動(dòng)。 路面的激勵(lì)頻率由路面譜的頻率分量和車速?zèng)Q定， 因此對(duì)應(yīng)一定的路面必有某一引起車體共振的車速，行駛時(shí)應(yīng)遠(yuǎn)離共振車速。 此外，汽車的自身技術(shù)狀況的不正常，如減振器油液黏度過大或漏油及密封 失效等故障，均將導(dǎo)致車體振動(dòng)加劇、沖擊頻繁、平順性惡化。

62、 第9章結(jié)論 通過本次設(shè)計(jì)了解常見的獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架，并針對(duì)設(shè)計(jì)的車型選擇所需的懸架，即前懸架采用麥弗遜式獨(dú)立懸架，后懸架采用拖曳臂獨(dú)立懸架。 首先，根據(jù)懸架的結(jié)構(gòu)形式選取懸架的自振頻率，計(jì)算出懸架的剛度，求出懸架的靜撓度和動(dòng)撓度。采用以上數(shù)據(jù)計(jì)算彈性元件，設(shè)計(jì)橫向穩(wěn)定桿的尺寸。在設(shè)計(jì)減振器時(shí)，根據(jù)阻尼系數(shù)和最大卸荷力來計(jì)算選取減振器的主要尺寸。在所有結(jié)構(gòu)尺寸確定后采用 CAD軟件繪制前后懸架的裝配圖和零件圖。 其次，在對(duì)汽車懸架進(jìn)行平順性分析中， 建立了兩自由度的平順性分析模型，繪制了車身加速度、相對(duì)動(dòng)載與彈簧

63、動(dòng)撓度等三條幅頻特性曲線，研究它們和懸 架參數(shù)對(duì)汽車平順性的影響。這些工作使數(shù)據(jù)的選取更加適當(dāng)，使所設(shè)計(jì)的汽車懸架系統(tǒng)的性能得到改善。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信 . 汽車設(shè)計(jì) [M]. 北京 . 清華大學(xué)出版社 . 2001 年 [2] 余志生 . 汽車?yán)碚?[M]. 北京 . 機(jī)械工業(yè)出版社 . 2006 年 [3] 陳家瑞 . 汽車構(gòu)造 [M]. 北京 . 人民交通出版社 . 2005 年 [4] 王望予．汽車設(shè)計(jì) [M] ．北京 . 機(jī)械工業(yè)出版社 .2004

64、 年 [5] 龔微寒．汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造 [M] ．北京 . 人民交通出版社 .1995 年 [6] 周林福 . 汽車底盤構(gòu)造與維修 [M] ．北京 . 人民交通出版社 .2005 年 [7] 張金柱 . 懸架系統(tǒng) [M]. 北京 . 化學(xué)工業(yè)出版社 .2005 年 [8] 嵇偉 . 新型汽車懸架與車輪定位 [M]. 北京 . 機(jī)械工業(yè)出版社 .2004 年 [9] 何光里 . 汽車運(yùn)用工程師手冊 [M]. 北京 . 清華大學(xué)出版社 . 2001 年 [10] 吳宗澤 . 機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊 [M]. 北京 .

65、 機(jī)械工程出版社 ,2002 年 [11] 蔣立盛 . 汽車設(shè)計(jì)手冊 [M]. 長春汽車研究所 .1998 年 [12] 趙學(xué)敏 . 汽車底盤構(gòu)造與維修 [M]. 北京 . 國防工業(yè)出版社 .2003 年 [13] 陸 波. 麥?zhǔn)綉壹芟到y(tǒng)運(yùn)動(dòng)分析 [J]. 汽車技術(shù) .1994(6) [14] 曾慶東 . 機(jī)動(dòng)車減振器設(shè)計(jì) [M]. 北京 . 機(jī)械工業(yè)出版社 .2000 年 [15] 飛思科技產(chǎn)品研發(fā)中心 .Matlab6.5 輔助優(yōu)化計(jì)算與設(shè)計(jì) [M]. 電子工業(yè)出版社.2003 年 [16] J. 厄爾賈維克 R.沙爾夫著 .

66、汽車構(gòu)造與檢修 [M]. 機(jī)械工業(yè)出版社 .1999 年 [17] 吳文琳 .圖解汽車底盤構(gòu)造手冊 [M]. 北京化學(xué)工業(yè)出版社 .2007 年 [18]John C.Dixon. Tires,Suspension and Handling.2nd Edition,Warrendale,PA. ,USA;Society of Automotive Engineers,Inc.,1996 [19] Geoferey Hoeard. Chass ＆ Suspension Engineering. London:Osprey Publishing limited,1987 致謝 畢業(yè)設(shè)計(jì)馬上就要結(jié)束了，在這一段的時(shí)間里我學(xué)到了許多東西，對(duì)我來說受益匪淺。 我能順利的完成畢業(yè)設(shè)計(jì)離不開老師和同學(xué)的幫助，首先感謝我的導(dǎo)師張立軍老師。張老師從一開始就對(duì)我嚴(yán)格指導(dǎo)，糾正我的錯(cuò)誤。犧牲個(gè)人的時(shí)間來審閱我的設(shè)計(jì)。本設(shè)計(jì)是在張老師的悉心指導(dǎo)下完成的，無論是在設(shè)計(jì)的題目、參數(shù)的計(jì)算，還是圖紙