后后后筒式减振器主要尺寸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式中工作缸内最大允许压力,取连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取由汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件可知减振器的工作缸直径有等几种。所以筒式减振器工作直径可取前前取前本科生毕业设计论文后后取后油筒直径贮油筒直径，壁厚取，材料可取钢前贮油筒直径前取前后贮油筒直径后取后连杆直径的选择前后本科生毕业设计论文第章横向稳定杆设计横向稳定杆参数确定当用于独立悬架时，横向稳定器侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度之间的换算关系可如下求出设汽车左右车轮接地点处分别作用大小相等，方向向反的垂向力微量，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为，相应的横向稳定杆部受到的垂向力和位移分别为和，由于此时要考察的是稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有与所作的功相等，即∙∙而作用在杆上的弯矩和转角分别为横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度同理可知车轮的等效角刚度为车轮轮距由此可得由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角会较小当稳定杆两端受到大小相等方向相反的垂直力作用时，其端点的位移可用材料力学的办法求出，具体为材料的弹性模量，稳定杆的截面惯性矩，稳定杆的直径，端点作用力，端点位移，由上式可知横向稳定杆的角刚度本科生毕业设计论文当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径还应满足转应力不超过曲度系数，弹簧指数，横向稳定器其他参数其中横向稳定杆两端点的距离横向稳定杆中部长度两端纵向部分的长度横向稳定杆与车身支点距离本科生毕业设计论文本科生毕业设计论文第章平顺性分析平顺性概念汽车行使时，由路面不平以及发动机传动系和车轮等旋转部件激发汽车的振动。通常，路面不平是汽车振动的基本输入。汽车的平顺性主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在定界限之内。因此平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能，它是现代汽车的主要性能之。汽车的等效振动分析为增强车内乘员的舒适感，必须降低汽车行驶中的振动，即提高汽车的行驶平顺性能。汽车在定路面上行驶时，其振动量振幅振动速度及加速度的大小取决于汽车的质量悬架刚度轮胎刚度和阻尼等结构参数。但是，汽车振动是个极为复杂的空间多自由度振动系统。为便于分析，需把复杂的实际汽车在些假设条件下，简化为等效振动系统。本设计采用汽车振动系统模型。如图。图汽车振动系统模型根据力学定理，可列出图所示系统的振动微分方程本科生毕业设计论文式中，为簧载质量为非簧载质量为左右两侧悬架的合成刚度为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数为左右两侧悬架的合成轮胎刚度为簧载质量的垂直位移为簧载质量的垂直位移为路面不平度赋值函数，即路面不平度对汽车的实际激励。解式胎轮胎径向刚度与轮胎结构尺寸和气压有关，若以与悬架刚度之比来表示，则可见，对于定型号的轮胎，降低胎内气压即刚度减小可改善平顺性，但也将增加车轮的侧向偏离，以恶化操纵稳定性，应予以注意。非簧载质量在整车质量定时，减小非簧载质量可改善平顺性。目前多数轿车采用独立悬架结构，优点之可在定总质量下减小非簧载质量，改善平顺性。使用因素对平顺性的影响道路不平是引起汽车振动的主要原因，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。当激励频率与车辆系统的阶主频率或二阶主频率重和时，将产生车体的共振，加速车体的振动。路面的激励频率由路面谱的频率分量和车速决定，因此对应定的路面必有引起车体共振的车速，行驶时应远离共振车速。此外，汽车的技术状况不正常，如减振器油液黏度过大或漏油及密封失效等故障，均将导致车体振动加剧冲击频繁平顺性恶化。本科生毕业设计论文参考文献王望予主编汽车设计机械工业出版社，刘惟信主编汽车设计人民交通出版社，陈家瑞主编汽车构造北京人民交通出版社，康展权等编汽车工程手册人民交通出版社，胡亚庄主编简明汽车知识词典北京理工大学出版社，吴宗泽主编机械零件设计手册机械工业出版社，龚微寒编著汽车现代设计制造人民交通出版社，张英会主编弹簧手册机械工业出版社，何光里主编汽车运用工程师手册清华大学出版社，冯国胜等编著车辆现代设计方法科学出版社，张洪欣主编汽车行驶平顺性计算机预测汽车工程，汽车标准汇编第四卷中国汽车技术研究中心标准化研究所出版，曾庆东等编著汽车减振器设计机械工业出版社，宋德明等编著完全自学手册中国铁道出版社，彭英杰主编完全自学手册北京希望电子出版社，潘晓辉等编著全攻略宝典中国水利水电出版社，厄尔贾维克沙尔夫著汽车构造与检修机械工业出版社，,本科生毕业设计论文第章结论本次设计为奇瑞微型轿车悬架系统设计。设计的基本步骤为根据给定车型的各项基本参数计算出悬架的刚度，静挠度，动挠度，以及减振器的阻尼系数，最大卸荷力，再经过校核应力及平顺性分析，选取适当尺寸进行装配图和零件图的绘制。根据所设计的车型确定本次设计为麦弗逊式独立式悬架，这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。其工作特点为当边车轮发生跳动时，另边车轮不受干扰，这样提高了汽车的平顺性和舒适性。并且现在轿车前后悬架大都采用了独立悬架，并已成为种发展趋势。在平顺性分析中，建立两自由度的平顺性分析模型，取值绘制影响平顺性的特性曲线。最后针对汽车的操纵稳定性，编写车轮横向运动和车轮外倾角分析程序，总结了影响汽车操纵稳定性因素。这些工作使数据的选取更加适当，使所设计的汽车悬架系统的性能得到改善。可得该系统振动的两个主频率式中，，。由上式可知，汽车振动存在两个主频和，它们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，是表征系统特征的固有参数。般地说，其中较小值的阶主频，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率，而较大值的二阶主频率，较接近主要由轮胎刚度和非簧载质量所决定的频率。方程的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特解之和组成。令，，则齐次方程为式中的称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于和的比值变化，本科生毕业设计论文汽车悬架系统阻尼比的数值通常在左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为车身加速度的幅频特性双质量系统在，质量比,刚度比，阻尼比两种情况下的幅频特性曲线。由四个参数可按下式确定车轮部分的固有频率和阻尼比阶阻尼比二阶阻尼比车身加速度的幅频特性曲线图图双质量系统，车轮部分的具体参数为本科生毕业设计论文，，共振时，增大而幅频减小，在第共振峰和第二共振峰之间的高频区，增大幅频也增大，在高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在之后，幅频按定斜率衰减，也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑，取比较合适。相对动载的幅频特性车轮动载，频率响应函数将代入上式，得式中图的参数采用与图所示双质量系统同样的参数。相对动载的幅频特性曲线在低频共振区，与车身加速度的幅频特性曲线趋势不同在高频共振区，阻尼比对相对动载的幅频特性曲线的峰值影响很大在之间的幅频，阻尼比越大幅频就越大在之后，相对动载幅频特性曲线按定斜率衰减，越大幅频衰减越快。综合考虑，取比较合适。本科生毕业设计论文图相对动载的幅频特性曲线图悬架动挠度的幅频特性图限位行程的示意图本科生毕业设计论文由图所示，由车身平衡位置起，悬架允许的最大压缩行程就是其限位行程。弹簧动挠度与限位行程应适当配合，否则会增加行驶中撞击限位的概率，使平顺性变坏。频率响应函数为将与代入上式，得悬架系统对于车身位移来说，是将高频输入衰减的低通