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。
除上述非独立悬架和独立悬架外，还有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈V形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。
按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等。
按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。
如前所述，汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求：
(1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；
(2)合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性要求；
(3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转向轮摆振；
(4)侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾(即所谓“点头”和“后仰”)；
(5)悬架构件的质量要小尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小；
(6)便于布置，在轿车设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间；
(7)所有零部件应具有足够的强度和使用寿命；
(8)制造成本低；
(9)便于维修、保养。
悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。
4.1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悬架静挠度c f
悬架静挠度c f 是指汽车满载静止时悬架上的载荷W F 与此时悬架刚度c 之比，即c F f W 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
11121
m c n π= 2
2221m c n π= （4－1） 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
111c g m f c = 2
22c g m f c = 式中，g 为重力加速度(g ＝981cm ／2s )。
将1c f 、2c f 代人式(6—1)得到
115
c f n = 225c f n = （4－2）
分析上式可知：悬架的静挠度人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，1n /2n ＜1时的车身纵向角振动要比1n /2n ＞1时小，故推荐取2c f ＝（0.8～0.9）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 ＝（0.6～0.8）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。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1.00～1.45Hz ，后悬架则要求在1.17～1.58Hz 。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.80～1.15Hz ，后悬架则要求在0.98～1.30Hz 。货车满载时，前悬架偏频要求在1.50～2.10Hz ，而后悬架则要求在1.70～2.17Hz 。选定偏频以后，再利用式(6—2)即可计算出悬架的静挠度。
4.1.2悬架的动挠度d f
悬架的动挠度d f 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到其自由高度的1／2或2／3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，d f 取7～9cm ；对大客车，d f 取5～8cm ；对货车，d f 取6～9cm 。
4.1.3悬架弹性特性
悬架受到的垂直外力F 与由此所引起的车轮中心相对于车身位移厂(即悬架的变形)的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。
悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形厂与所受垂直外力F 之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形f 与所受垂直外力F 之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图4—1所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置(图中点8)附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样可在有限的动挠度d f 范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。
空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。
钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。
4.1.4后悬架主、副簧刚度的分配
货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架弹性特性曲线如图6—10所示。
图4—1 悬架弹性特性曲线
1—缓冲块复原点 2—复原行程缓冲块脱离支架 3—主弹簧弹性特性曲线 4—复原行程5—压缩行程 6—缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线 7—缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8—额定载荷
载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值(图4—2中的K F )时，副簧与托架接触，开始与主簧共同工作。
如何确定副簧开始参加工作的载荷K F 和主、副簧之间的刚度分配，受悬架的弹性特性和主、副簧上载荷分配的影响。原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。这两项要求不能同时满足。具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧开始起作用时的悬架挠度a f 等于汽车空载时悬架的挠度0f ，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度K f 等于满载时悬架的挠度c f 。于是，可求得W K F F F 0=
。式中，0F 和W F 分别为空载与满载时的悬架载荷。副
簧、主簧的刚度比为 1-=λm
a c c (4—3) W
F F 0=λ 式中，a c 为副簧刚度；m c 为主簧刚度。
图4—2 货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性
用此方法确定的主、副簧刚度比值，能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。
第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即)(5.00W K F F F +=，并使0F 和K F 间的平均载荷对应的频率与K F 和W F 间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为
)3)(22(+-=λλm
a c c (4—4) 用此法确定的主、副簧刚度比值，能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。
4.1.5悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配
悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。乘坐侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能。要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时，轿车车身侧倾角在2.5°～4°，货车车身侧倾角不超过6°～7°。
此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g 的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差21δδ-应当在1°～3°范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，所以设计时还应考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1.4～2.6。
4.2钢板弹簧设计
4.2.1钢板弹簧的布置方案
钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在少数轻、微型车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。
纵置钢板弹簧又有对称式与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴(桥)上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。多数情况下汽车采用对称式钢板弹簧。由于整车布置上的原因，或者钢板弹簧在汽车上的安装位置不动，又要改变轴距或者通过变化轴距达到改善轴荷分配的目的时，采用不对称式钢板弹簧。
4.2.2钢板弹簧主要参数的确定
在进行钢板弹簧计算之前，应当知道下列初始条件：满载静止时汽车前、后轴(桥)负荷1G 、2G 和簧下部分荷重1u G 、2u G ，并据此计算出单个钢板弹簧的载荷：2/)(111u W G G F -=和2/)(222u W G G F -=，悬架的静挠度c f 和动挠度d f ，汽车的轴距等。
1.满载弧高a f
满载弧高a f 是指钢板弹簧装到车轴(桥)上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图4—3)。a f 用来保证汽车具有给定的高度。 当a f ＝0时，钢板弹簧在对称位置上工作。为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取a f ＝10～20mm 。
2.钢板弹簧长度L 的确定
钢板弹簧长度L 是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。增加钢板弹簧长度L 能显著降低弹簧应力，提高使用寿命；降低弹簧刚度，改善汽车平顺性；在垂直刚度c 给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形；选用长些的钢板弹簧，会在汽车上布置时产生困难。原则上在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L ＝(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L ＝ (0.26～0.35)轴距，后悬架：L ＝ (0.35～0.45)轴距。
图4—3 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高
3.钢板断面尺寸及片数的确定
(1)钢板断面宽度b 的确定 有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数δ加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩0J 。对于对称钢板弹簧
E c ks L J 48/])[(30δ-= (4—5)
式中，s 为U 形螺栓中心距(mm)；是为考虑U 形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(如刚性夹紧，取5.0=k ，挠性夹紧，取0=k )；c 为钢板弹簧垂直刚度(N ／mm)，c W f F c /=；δ为挠度增大系数(先确定与主片等长的重叠片数1n ，再估计一个总片数0n ，求得01/n n =η，然后用)]5.01(04.1/[5.1ηδ+=初定δ)；E 为材料的弹性模量。
钢板弹簧总截面系数0W 用下式计算
0W ≥][4/)]([W W ks L F σ- (4—6)
式中，[]W σ为许用弯曲应力。
对于55SiMnVB 或60Si2Mn 等材料，表面经喷丸处理后，推荐[]W σ在下列范围内选取：前弹簧和平衡悬架弹簧为350～450N ／2m m ；后主簧为450～550N ／2
m m ；后副簧为220 ～250N ／2m m 。
将式(4—6)代人下式计算钢板弹簧平均厚度p h []c
W p Ef ks L W J h 6)(2200σδ-== (5—7)
有了p h 以后，再选钢板弹簧的片宽b 。增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值p h b /在6～10范围内选取。
(2)钢板弹簧片厚h 的选择 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩0J 用下式计算
12/30nbh J (5—8)
式中，n 为钢板弹簧片数。
由式(4—8)可知，改变片数n 、片宽b 和片厚h 三者之一，都影响到总惯性矩0J 的变化；再结合式(4—5)可知，总惯性矩0J 的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度c 的变化，也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚丸的变化对钢板弹簧总惯性矩了。影响最大。增加片厚九，可以减少片数n 。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。
最后，钢板断面尺寸b 和h 应符合国产型材规格尺寸。
图4—4 叶片断面形状
a)矩形断面 b)T 形断面 c)单面有抛物线边缘断面 d)单面有双槽的断面
(3)钢板断面形状 矩形断面钢板弹簧的中性轴，在钢板断面的对称位置上(图4—4a)。工作时一面受拉应力，另一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和压应力的绝对
值相等。因材料抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力作用的一面首先产生疲劳断犁。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片(图4—4b 、c 、d)，其中性轴均上移，使受拉应力作用的一面的拉应力绝对值减小，而受压应力作用的一面的压应力绝对值增大，从而改善了应力在断面上的分布状况，提高了钢板弹簧的疲劳强度和节约近10％的材料。
(4)钢板弹簧片数n 片数n 少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一般片数在6～14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片簧时，片数在1～4片之间选取。
4.2.3钢板弹簧各片长度的确定
片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形(两个三角形)。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、叠放到一起，就形成接近实用价值的钢板弹簧。实际上的钢板弹簧不可能是三角形，因为为了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力，必须使它们有一定的宽度，因此应该用中部为矩形的双梯形钢板弹簧(图4—5)替代三角形钢板弹簧才有真正的实用意义。这种钢板弹簧各片具有相同的宽度，但长度不同。钢板弹簧各片长度就是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状这一原则来作图的。首先假设各片厚度不同，则具体进行步骤如下：
先将各片厚度i h 的立方值3i h 按同一比例尺沿纵坐标绘制在i 0 图上(图4—6)，再沿横坐标量出主片长度的一半L ／2和U 形螺栓中心距的一半s/2，得到A 、B 两点，连接A 、B 即得到三角形的钢板弹簧展开图。AB 线与各叶片上侧边的交点即为各片长度。如果存在与主片等长的重叠片，就从月点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。
图4—5 双梯形钢板弹簧
图4—6 确定钢板弹簧各片长度的作图法
4.2.4钢板弹簧刚度验算
在此之前，有关挠度增大系数δ、总惯性矩0J 、片长和叶片端部形状等的确定都不够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度的前提是，假定同一截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。刚度验算公式为
∑=++-=n k k k k Y Y a
E
c 1131)
(6α (4—9) 其中，)(111++-=k k l l a ；∑==k i i k J
Y 11；∑+=+=1111k i i
k J Y 。 式中，α为经验修正系数，α＝0.90～0.94；E 为材料弹性模量；1l 、1+k l 为主片和第(1+k )片的一半长度。
式(6—9)中主片的一半1l ，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得的刚度值为钢板弹簧总成自由刚度j c ；如果用有效长度，即)5.0(1'1ks l l -=代入式(6—9)，求得的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度Z c 。
4.2.5钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算
(1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高0H 钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U 形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图4—3)，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高0H ，用下式计算
)(0f f f H a c ?++= (4—10)
式中，c f 为静挠度；a f 为满载弧高；f ?为钢板弹簧总成用U 形螺栓夹紧后引起的弧高变化，22))(3(L
f f s L s f c a +-=?；s 为U 形螺栓中心距；L 为钢板弹簧主片长度。 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径0208/H L R =。
(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同(图4—7)，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径i R 各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。
图4—7 钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径
矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定
)
2(1000R Eh R R i i i σ+= (4—11) 式中，i R 为第i 片弹簧自由状态下的曲率半径(mm)；0R 为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径(mm)；i 0σ为各片弹簧的预应力(N ／2m m )；正为材料弹性模量(N ／2m m )，取5101.2?=E N/2m m ；i h 为第i 片的弹簧厚度(mm)。
在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径0R 和各片弹簧预加应力i 0σ的条件下，可以用式(4—11)计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径i R 。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及与其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。
为此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300～350N ／2
m m 内选取。1～4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。
在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩i M 之代数和等于零，即
∑=n i i M
1
(4－12)
或 i n i i W ∑=10σ
(4－13)
如果第i 片的片长为i L ，则第i 片弹簧的弧高为
i i i R L H 8/2
≈ (4－14)
4.2.6钢板弹簧总成弧高的核算
由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径i R 是经选取预应力i 0σ后用式(4－11)计算，受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式0208/H L R =计算的结果会不同。因此，需要核算钢板弹簧总成的弧高。
根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的0R 为
∑∑===n i i
n i i i L
R L R 1101 (4－15) 式中，i L 为钢板弹簧第i 片长度。
钢板弹簧总成弧高为
028/R L H ≈ (4－16)
用式(4－16)与用式(4－10)计算的结果应相近。如相差较多，可经重新选用各片预应力再行核算。
4.2.7钢板弹簧强度验算
(1)紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力max σ用下式计算
2112'11m a x )()(W l l c l l m G ++=?σ （4－17) 式中，1G 为作用在前轮上的垂直静负荷；'1m 为制动时前轴负荷转移系数，轿车：'
1m ＝1.2～
1.4，货车：'1m ＝1.4～1.6；1l 、2l 为钢板弹簧前、后段长度；?为道路附着系数，取0.8；
0W 为钢板弹簧总截面系数；c 为弹簧固定点到路面的距离(图4－8)。
(2)汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力max σ用下式计算
1
'2202121'22max )()(bh m G W l l c l l m G ??σ+++= (4－18) 式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m ；为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：'2
m ＝1.25～1.30，货车：'2m ＝1.1～1.2；?为道路附着系数；b 为钢板弹簧片宽；1h 为钢板弹簧主片厚
度。
此外，还应当验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。许用应力[σ]取为1000N ／2m m 。
(3)钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 钢板弹簧主片卷耳受力如图4－9所示。卷耳 处所受应力σ是由弯曲应力和拉(压)应力合成的应力
图4—8 汽车制动时钢板弹簧的受力图
图4—9 钢板弹簧主片卷耳受力图
121
1)(3bh F bh h D F x x ++=σ (4—19) 式中，x F 为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D 为卷耳内径；b 为钢板弹簧宽度；1h 为主片厚度。
许用应力[σ]取为350N ／2m m 。
对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力bd F s Z =σ。其中，s F 为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b 为卷耳处叶片宽；d 为钢板弹簧销直径。 用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力[Z σ]取为3～4N ／2
m m ；用20钢或20Cr 钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力[Z σ]≤7～9N ／mm2。
钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB 钢或60Si2Mn 钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。
4.2.8少片弹簧
少片弹簧在轻型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面的1～3片叶片组成(图4－10)。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少20％～40％的质量。片间放有减摩作用的塑料垫片，或做成只在端部接触以减少片间摩擦。图4—19所示单片变截面弹簧的端部CD 段和中间夹紧部分AB 段是厚度为1h 和2h 的等截面形，BC 段为变厚截面。BC 段厚度可按抛物线形或线性变化。
图4－10 单片弹簧和少片弹簧
a ）单片弹簧
b ）少片弹簧
(1)按抛物线形变化 此时厚度x h 随长度的变化规律为21
2
2)(l x h h x =，惯性矩2322)(l x J J x =，单片刚度为
??
????+=k l l l EJ c 3232)(16ξ (4—20) 式中，E 为材料的弹性模量；ξ为修正系数，取0.92；l ，2l 如图4－11所示；12
322bh J =，其中b 为钢板宽；32
1)(1h h k -=。 弹簧在抛物线区段内各点应力相等，其值为2226bh l F s =
σ。
图4－11单片变截面弹簧的一半
（2）按线性变化 此时厚度x h 随长度的变化规律为''B x A h x +=，式中，1212'l l h h A --=；121221'l l l h l h B --=。单片钢板弹簧刚度仍用式（4－20）计算，但式中系数k 用'k 代入
1)1(111)1)(1(4ln 211232233'-???
?????-??? ??------+???? ??---=βαγαγβββαγk 式中，21/l l =α；21/h h =β；βαγ/=。
当1l ＞)12(2-βl 或21h ＜2h 时，弹簧最大应力点发生在''
A
B x =处，此处'''2B B x A h x =+=，其应力值''max 2/3B bA F s =σ。
当1l ≤)12(2-βl 时，最大应力点发生在B 点，其值322max 2/3bh l F s =σ。
max σ应小于许用应力[]σ。
由n 片组成少片弹簧时，其总刚度为各片刚度之和，其应力则按各片所承受的载荷分
量计算。少片弹簧的宽度，在布置允许的情况下尽可能取宽些，以增强横向刚度，常取75～100。厚度1h ＞8mm ，以保证足够的抗剪强度并防止太薄而淬裂。2h 取12～20mm 。
第二章金属切削机床设计 1.机床设计应满足哪些基本要求，其理由是什么 答：机床设计应满足如下基本要求： 1）、工艺范围，机床工艺范围是指机床适应不同生产要求的能力，也可称之为机床的加工功能。机床的工艺范围直接影响到机床结构的复杂程度、设计制造成本、加工效率和自动化程度。 2）、柔性，机床的柔性是指其适应加工对象变化的能力，分为功能柔性和结构柔性； 3）、与物流系统的可接近性，可接近性是指机床与物流系统之间进行物料（工件、刀具、切屑等）流动的方便程度； 4）、刚度，机床的刚度是指加工过程中，在切削力的作用下，抵抗刀具相对于工件在影响加工精度方向变形的能力。刚度包括静态刚度、动态刚度、热态刚度。机床的刚度直接影响机床的加工精度和生产率； 5）、精度，机床精度主要指机床的几何精度和机床的工作精度。机床的几何精度指空载条件下机床本身的精度，机床的工作精度指精加工条件下机床的加工精度（尺寸、形状及位置偏差）。 6）、噪声；7）、自动化；8）、生产周期； 9）、生产率，机床的生产率通常是指单位时间内机床所能加工的工件数量来表示。机床的切削效率越高，辅助时间越短，则它的生产率越高。 10）、成本，成本概念贯穿在产品的整个生命周期内，包括设计、制造、包装、运输、使用维护、再利用和报废处理等的费用，是衡量产品市场竞争力的重要指标； 11）、可靠性，应保证机床在规定的使用条件下、在规定的时间内，完成规定的加工功能时，无故障运行的概率要高。 12）、造型与色彩，机床的外观造型与色彩，要求简洁明快、美观大方、宜人性好。应根据机床功能、结构、工艺及操作控制等特点，按照人机工程学要求进行设计。 2.机床设计的主要内容及步骤是什么 答：一般机床设计的内容及步骤大致如下： （1）总体设计包括机床主要技术指标设计：工艺范围运行模式，生产率，性
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c f ，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n1和n2(亦称偏频)可用下式表示 式中，c1、c2为前、后悬架的刚度(N ／cm)；m1、m2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 111c g m f c = 2 22c g m f c = 式中，g 为重力加速度(g=981cm ／s 2 )。 将1c f 、 2c f 代入式(6—1)得到 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，nl ／n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小，故推 荐取2c f =(0．8～0．9) 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 =(0．6～0．8) 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。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1．00～1．45Hz ，后悬架则要求在1．17～1．58Hz 。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0．80～1．15Hz ，后悬架则要求在0．98～1．30Hz 。货车满载时，前悬架偏频要求在1．50～2．10Hz ，而后悬架则要求在1．70～2．17Hz 。选定偏频以后，
磨机主要参数的确定 磨机主要参数包括：规格、转速、研磨体的填充率、磨机的需用功率。 一、磨机规格的确定 磨机的规格取决于它需要的生产能力。一台具体磨机的生产能力，除了自身的特定状况外，还与物料的性质（粒度、硬度、温度、湿度）以及粉磨过程的生产系统有关。 磨机的长度和直径之比例是和生产系统相联系的。对于开流系统常选管磨机，以保证产品细度一次合格，管磨机的长径比L/D=3.5～6;对于圈流磨机则应取较小的长径比，以加快物料的流通量，这时选取L/D=2.5～3.5,这种磨机称为中长磨。 下面计算公式的立足点是：在同一生产条件的不同磨机的产量和它需用的功率成正比。实际上，这和假设是近似的。实践证明，随磨机直径的增大，产量的增长速率稍大于需要功率的增长速率（产量 ，功率）.而物料性质的影响，我们用实际数据加以考虑，这个系数称之为物料的易磨性系数（q）。这样，我们就以B.B.托瓦洛夫磨机功率计算公式（）为基础，得出磨机产量的关系式： = = , t/h
其中： ——磨机的粉碎能力，（kw） V——磨机有效容积， （）,( ) ——磨机有效直径，（m） ——磨机有效长度， (m) ——研磨体填充率 , ——研磨体装入量，（t）(取的容重为4.5) n——磨机转速，（rpm） q——物料易磨性（单位电能的产量）， （） 易磨性系数 3400
3000 3400 3000 当预计生产能力Q给定后，再选定磨机的转速比Ψ,以及研磨体填充率，并选定合适的长径比,则磨机有效直径即可求出。 将计算所得之，圆整成系列值（=1.83、2.0、2.2、2.4、2.6、3.0、3.2、3.5……）。同时，有效长度也可定出。从而得到磨机规格 二、磨机转速的确定 从理想的使磨机具有最大冲击力的观点出发，得出的结论是：当转速比为76%或88%为最合适。 通过对水泥厂使用磨机的转速统计，转速比ψ=0.68～0.74之间的磨机占统计总数的大部分，其中ψ=0.70～0.72的比例最大。 我们认为，ψ=0.70～0.72作为干法多仓管磨机的基本转速比
钢板弹簧悬架系统设计规范 1范围 本规范适用于传统结构的非独立悬架系统，主要针对钢板弹簧和液力筒式减振器等主要部件设计参 数的选取、计算、验证等作出较详细的工作模板。 2规范性引用文件 下列文件中的条款通过本规范的引用而成为本规范的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的 修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，然而，鼓励根据本规范达成协议的各方研究 是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 QC/T 491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QCn 29035-1991汽车钢板弹簧技术条件 QC/T 517-1999汽车钢板弹簧用U形螺栓及螺母技术条件 GB/T 4783-1984汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 3符号、代号、术语及其定义 GB 3730.1-2001 汽车和挂车类型的术语和定义 GB/T 3730.2-1996 道路车辆质量词汇和代码 GB/T 3730.3-1992 汽车和挂车的术语及其定义车辆尺寸 QC/T 491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 GB/T 12549-2013汽车操纵稳定性术语及其定义 GB 7258-2017机动车运行安全技术条件 GB 13094-2017 客车结构安全要求 QC/T 480-1999汽车操纵稳定性指标限值与评价方法 QC/T 474-2011客车平顺性评价指标及限值 GB/T 12428-2005客车装载质量计算方法 GB 1589-2016道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值 GB/T 918.1-1989 道路车辆分类与代码机动车 JTT 325-2013营运客车类型划分及等级评定 凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 4悬架系统设计对整车性能的影响 悬架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件（弹簧）、导向机构（杆系或钢板弹簧）、减振装置 （减振器）等组成，把车架（或车身）与车桥（或车轮）弹性地连接起来。主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力与力矩，缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的 振动，保证汽车的正常行驶。悬架结构、性能不仅影响汽车的行驶平顺性，还对操纵稳定性、燃油经济性、通过性等多种
汽车性能开发介绍 一、汽车性能介绍 1.汽车性能定义 假如我们买了一辆车，首先是买了一辆实实在在的车，是看得见摸得着的车。与此同时，也购买了汽车带给我们的快感，也购买了汽车带给我 们的安全感，也购买了汽车带给我们的舒适与欢乐，也购买了汽车应具有 的社会责任与义务… 由此我们再进行汽车设计开发时，不仅仅要考虑汽车物理结构的设计，更重要的是要考虑汽车结构所应具有的满足顾客需求的内在特性，这些特 性，我们称之为汽车性能，准确的说，汽车性能是指汽车能适应各种使用 条件、满足顾客使用需求及社会环境需求的能力。 2.汽车性能分类 由前面汽车性能的定义不难看出，在各种使用条件下汽车均应满足顾客与社会环境的需求，因此，从顾客与社会环境需求角度出发，可以讲汽 车性能划分为以下16项： 1)总布置及工效性 General layout and performance 指汽车的总布置、装配及维修方便性、运输、保管、通过性等相关 指标。 2)人机工程 Ergonomic 指使整车设计适应人体结构的要求，确保人-机系统工作的高效、 舒适性。本标准指居住舒适性和人机界面性能，具体为车内乘坐姿 势及空间、操作方便性、上下车方便性、座椅舒适性、视野等指标。 3)造型及颜色 Styling and Color
指车辆内外部形状风格及色彩搭配特征，具体指汽车的造型风格、风阻洗漱、颜色基调及色彩搭配。 4)动力性 Power Performance 指汽车在良好路面直线行驶时由车辆受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。其评价指标为最高车速、加速能力、爬坡能力、驾驶性、牵引能力等。 5)燃油经济性 Fuel Economy 指汽车以最少的燃料消耗量完成单位运输工作量的能力，其评价指标为设计标准载荷下每行驶100公里消耗掉的燃料量（升）。汽车燃油经济性的指标包括等速油耗、综合油耗、行驶里程等。 6)操纵稳定性 Steering/Handling Stablity 指汽车在行驶状态下能否完全按照驾驶员的意愿（操作）完成改变运动方向和改变运动速度，且当遭遇外界干扰时，汽车能抵抗干扰而保持行驶的能力，它包括转向回正、稳态回转、转向轻便、蛇行、直线行驶稳定性等。 7)平顺性 Ride Comfort 指汽车在行驶状态下，由于路面不平而引起的座椅振动对乘员舒适性的影响程度。其工作内容包括随机输入（等效均值等），不平路面座椅振动。 8)可靠耐久性 Reliability and Durability 可靠性指汽车在规定的条件下，规定时间内，完成功能的能力。耐久性指汽车在规定的使用和维修的条件下，达到某种技术或经济指
郑州电子信息职业技术学 院 毕业论文 课题名称：________________________ 作者：________________________ 学号：________________________ 系别：________________________ 专业：________________________ 指导教师：________________________ 2010年
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。 除上述非独立悬架和独立悬架外，还有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈V形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立悬架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。 按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等。 按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。 如前所述，汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。因而在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求： (1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力； (2)合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性要求； (3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转向轮摆振；
悬架结构形式的选择 汽车的悬架主要有独立悬架和非独立悬架，独立悬架的结构特点是，左右车轮通过各自的悬架与车架连接；非独立悬架的结构特点是，左右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架连接。 独立悬架与非独立悬架的优缺点对照见表1： 表1 独立悬架与非独立悬架的优缺点对照 所以前后轴都用非独立悬架。从表格中可以看出可以可以方便维修，制造成本也低。 目前在客车上普遍应用的是空气弹簧做弹性元件的悬架。悬架是连接车身和车轮之间一切传力装置的总称，主要由空气弹簧，减振器和导向机构三部分组成。弹性元件用来传递垂直力，并和轮胎一起缓和路面不平引起的冲击和振动，减振器将振动迅速衰减。导向机构用来确定车轮相对于车架或车身的运动，传递除垂直力以外的各种力矩和力。 空气弹簧与机械弹簧悬架的目的是一样的，都是为了保护车辆不受振动和路面冲击振动的影响。但是，机械弹簧悬架也可能加强振动，因为一些小的来自路面的跳动都可能引起共振。而空气弹簧消除振动的性能从而提高车辆的行驶平顺性-乘坐柔软性和舒适性是机械弹簧悬架系统所无法比拟的。机械弹簧悬架的吸振相差太大，在俯仰摆动时，机械弹簧悬架的减振效果更差，只有空气弹簧悬架的25%。 空气悬架在客车的应用上具有许多优点，比如空气弹簧可以设计的比较柔软，可以得到较低的固有振动频率，同时空气弹簧的变刚度特性使得这一频率在较大的载荷变化范围内保持不变，从而提高汽车的行驶平顺性。空气悬架的另一个优点在于通过调节车身高度使大客车的地板高度随载荷的变化基本保持不变。 空气弹簧的优点 1.性能优点：由于空气弹簧可以设计得比较柔软，因而空气悬架可以得到较低的固有振动频率，同时空气弹簧的变刚度特性使得这一频率在较大的载荷变化范围内保持不变，从而
1.目的本文件规定了中国汽车国产开发研究院各阶段开发的样车（包括进口样车）应进行的试验项目和程序。 2.范围 本文件适用于研究院产品开发样车试验。 3.术语和定义 样车：本文件所指样车是指产品开发过程中的试制车辆、装有试装样件的车辆，以及作为参考车型的其它车辆。 Mule car样车是指在参考样车上物理搭载动力总成或新设计的零部件。 ET1样车是指按试制产品图样试制的第一轮样车，可包括部分手工样件。 ET2样车是指按试制产品图样制造，对ET1样车在第一轮试验中出现的问题进行全面整改后的样车。 PT样车是指按生产准备产品图样制造，使用全部工装件，在总装线上装配下线的样车。 4.职责和权限 4.1各项目部委托试验任务。 4.2试验中心根据各委托试验任务负责组织实施。 5.工作程序 5.1Mule car阶段试验。 5.1.1对参考样车按需要进行磨合行驶，整车性能试验项目见表1。 表1 整车性能试验项目 试验项目样车状况说明 样车更换装动力总 成右舵改左舵（或相反） 等速油耗测试△△60Km/h、90Km/h、120Km/h 工况油耗测试+ + 15工况 基本性能△滑行、最低稳定车速 制动性能△0形试验、Ⅰ形试验、热衰退 试验、驻坡试验 动力性△△起步加速、直接档加速、最 高车速、爬坡性能 操纵稳定性 △△操作轻便性、转向回正、稳 态回转 平顺性 △悬挂系统部分固有频率（偏频）和相对阻尼系数测试、随机路面行驶试验 NVH △ △+ 车内噪声、通过噪声、定置噪声、偏频 排放 + △15工况 热管理+ △ 机舱各点温度、冷却液温度、 机油温度、排气管温度 注：符号“△”表示必做的试验；符号“+”表示可按具体情况确定。 换装的动力总成，其发动机应是已定型的产品，配套厂家需提交所有相关试验报告。 5.2ET1样车阶段试验（专业部/商品部提出，试验中心组织）
万方数据
万方数据
表３侧向力加载试验测试参数及定义 侧向力加载测试参数定义 侧向力变形轮胎接地点侧向力和车轮中心侧向变形 侧向力转向轮胎接地点侧向力和车轮转角 侧向力外倾轮胎接地点侧向力和车轮外倾 轮胎侧向刚度轮胎侧向变形和侧向力关系 接地点侧向力变形轮胎接地点侧向力和侧向力变形关系 的是研究车轮受到回正力时悬架系统的性能。试 验如图４所示。加载范围：每个轮胎上轮胎接地 面加载＋／一１５０Ｎｍ。表４为回正试验主要测试图５纵向力加载试验示意图参数及定义。 图４回正力矩试验示意图 表４回正试验测试参数及定义 ｌ回正试验测试参数定义ＩＩ回正力矩转向轮胎接地点同正力矩和车轮转角关系ｌｌ回正力矩外倾轮胎接地点回正力矩和车轮外倾角关系Ｉ ２．５纵向力试验 同时同向对两轮加载纵向力。主要测试悬架系统在受到纵向力之后的性能，试验如图５所示。在进行纵向力试验时由于受到轮胎和托盘表面摩擦力的制约，纵向力很难加载到较大范围，悬架变形只能在线性范围内很难到达非线性区域。所以为了考察非线性区域特性，需要通过夹具将车轮和托盘固定，从而满足大纵向力加载的要求。纵向力试验主要测试参数及定义见表５。 ２．６转向系统几何测试 手动转动方向盘，测量转向主销各参数。加载范围：车轮转动＋／一５０。主要测试结果见表６。 上海汽车２００９．０８ 表５纵向力加载试验测试参数及定义 纵向力加载测试参数定义 制动力或牵引力变形轮胎接地点纵向力和车轮中心纵向变形 制动力或牵引力转向轮胎接地点纵向力和车轮转角 制动力或牵引力后倾轮胎接地点纵向力和后倾角 制动力外倾轮胎接地点纵向力和车轮转角关系 制动力抗点头和 轮胎接地点纵向力和垂向力关系 牵引力抗抬头 表６转向系统几何测试参数及定义 转向系统几何测试参数定义 主销后倾角车轮转角和主销后倾角关系 主销内倾角车轮转角和主销内倾角关系 主销内倾内置量车轮转角和轮胎接地点纵向变形 主销后倾偏置量车轮转角和轮胎接地点侧向变形关系主销拖距车轮转角和胎接地点变形关系 ３Ｋ＆Ｃ参数评价 以某车型开发为实例，对前、后悬架主要Ｋ＆Ｃ特性参数的最优设计范围进行概括，见表７和表８，分Ｋ和Ｃ两个方面。 上面关于某轿车前后悬架Ｋ＆Ｃ参数的最优设计范围，主要基于所开发的特定车型。该结果对其它车型具有一定的参考价值，但具体车型还需要具体对待。 ４结语 本文对影响整车操纵稳定性的悬架Ｋ＆Ｃ特性进行了论述。阐述了Ｋ＆Ｃ试验方法及所测试 ?２１?万方数据
数控机床参数 一、掌握数控机床参数的重要性： 无论哪个公司的数控系统都有大量的参数，如日本的FANUC公司6T-B系统就有294项参数。有的一项参数又有八位，粗略计算起来一套CNC系统配置的数控机床就有近千个参数要设定。这些参数设置正确与否直接影响数控机床的使用和其性能的发挥。特别是用户能充分掌握和熟悉这些参数，将会使一台数控机床的使用和性能发挥上升到一个新的水平。实践证明充分的了解参数的含义会给数控机床的故障诊断和维修带来很大的方便，会大大减少故障诊断的时间，提高机床的利用率。同时，一台数控机床的参数设置还是了解CNC系统软件设计指导思想的窗口，也是衡量机床品质的参考数据。在条件允许的情况下，参数的修改还可以开发CNC系统某些在数控机床订购时没有表现出来的功能，对二次开发会有一定的帮助。 因此，无论是那一型号的CNC系统，了解和掌握参数的含义都是非常重要的。 另外，还有一点要说明的是，数控机床的制造厂在机床出厂时就会把相关的参数设置正确、完全，同时还给用户一份与机床设置完全符合的参数表。然而，目前这一点却做的不尽如人意，参数表与参数设置不符的现象时有发生，给日后数控机床的故障诊断带来很大的麻烦。对原始数据和原始设置没有把握，在鼓掌中就很难下决心来确定故障产生的原因，无论是对用户和维修者本人都带来不良的影响。因此，在购置数控机床验收时，应把随机所带的参数与机床上的实际设置进行校对，在制造厂的服务人员没有离开之前落实此项工作，资料首先要齐全、正确，有不懂的尽管发问，搞清参数的含义，为将来故障诊断扫除障碍。 数控机床在出厂前，已将所采用的CNC系统设置了许多初始参数来配合、适应相配套的每台数控机床的具体情况，部分参数还需要调试来确定。这些具体参数的参数表或参数纸带应该交付给用户。在数控维修中，有时要利用机床某些参数调整机床，有些参数要根据机床的运行状态进行必要的修正，所以维修人员要熟悉机床参数。以日本FANUC公司的10、11、12系统为例，在软件方面共设有26个大类的机床参数。它们是：与设定有关的参数、定时器参数、与控制器有关的参数、坐标系参数、进给速度参数、加/减速成控制参数、伺服参数、DI/DO（数据输入输出）参数，CRT/MDI及逻辑参数、程序参数、I/O接口参数、刀具偏移参数、固定循环参数、缩放及坐标旋转参数、自动拐角倍率参数、单放向定位参数、用户宏程序、跳步信号输入功能、刀具自动偏移及刀具长度自动测量，刀具寿命管理、维修等有关的参数。用户买到机床后，首先应将这份参数表复制存档。一份存放在机床的文件箱内，供操作者或维修人员在使用和维修机床时参考。另一份存入机床的档案中。这些参数设定的正确与否将直接影响到机床的正常工作及机床性能充分发挥。维修人员必须了解和掌握这些参数，并将整机参数的初始设定记录在案，妥善保存，以便维修时使用。 二、数控机床参数的分类 无论是哪种型号的CNC系统都有大量的参数，少则几百个，多则上千个，看起来眼花缭乱。经过仔细研究，归纳起来又有一定的共性可言，现提供其分类方式以做参考。 1、按参数的表示形式来划分，数控机床的参数可分为三类。 （1）状态型参数
悬架系统设计步骤 在此主要是分析竞争车型的底盘布置。底盘布置首先要确定出轮胎、悬架形式、转向系统、发动机、传动轴、油箱、地板、前纵梁结构(满足碰撞)等，因为这些重要的参数，如轮胎型号、悬架尺寸、发动机布置、驱动形式、燃油种类等在开发过程中要尽可能早地确定下来。在此基础上，线束、管路、减振器、发动机悬置等才能继续下去 悬架选择 对各种后悬架结构型式进行优缺点比较，包括对后部轮罩间空间尺寸的分析比较，进行后悬架结构的选择。 常见的后悬架结构型式有：扭转梁式、拖曳臂式、多连杆式。 扭转梁式悬架 优点： 1.与车身连接简单，易于装配。 2.结构简单，部件少，易分装。 3.垂直方向尺寸紧凑。 4.底板平整，有利于油箱和后备胎的布置。 5.汽车侧倾时，除扭转梁外，有的纵臂也会产生扭转变形，起到横向稳定作用， 若还需更大的悬架侧倾角刚度，还可布置横向稳定杆。 6.两侧车轮运转不均衡时外倾具有良好的回复作用。 7.在车身摇摆时具有较好的前束控制能力。 8.车轮运动特性比较好，操纵稳定性很好，尤其是在平整的道路情况下。 9.通过障碍的轴距具有相当好的加大能力，通过性好。 10.如果采用连续焊接的话，强度较好。 缺点： 1.对横向扭转梁和纵向拖臂的连续焊接质量要求较高。 2.不能很好地协调轮迹。 3.整车动态性能对轴荷从空载到满载的变化比较敏感。 4.但这种悬架在侧向力作用时，呈过度转向趋势。另外，扭转梁因强度关系，允 许承受的载荷受到限制。 扭转梁式悬架结构简单、成本低，在一些前置前驱汽车的后悬架上应用较多。 拖曳臂式悬架 优点： 1.Y轴和X轴方向尺寸紧凑，非常有利于后乘舱（尤其是轮罩间宽度尺寸较大） 和下底板备胎及油箱的布置。 2.与车身的连接简单，易于装配。 3.结构简单，零件少且易于分装； 4.由于没有衬套，滞后作用小。 5.可考虑后驱。 缺点： 1.由于沿着控制臂相对车身转轴方向控制臂较大的长宽比，侧向力对前束将产生 不利的影响。 2.车身摇摆（body roll）对外倾产生不利影响；（适当的控制臂转轴有可能改善外 倾的回复能力，但这导致轮罩间宽度尺寸的减小。）
1.4 汽车总体设计整车性能仿真与系统匹配 1.4.1动力性能仿真计算 (1) 计算目的 汽车的动力性是汽车重要基本性能指标之一。动力性的好坏，直接影到汽车在城市和城际公路上的使用情况。因此在新车开发阶段要进行动力性计算，预测今后生产车型是否满足使用要求。使汽车具有良好的动力学性能. (2) 已知参数如表所示
a 设计载荷确定： 该车型设计载荷根据德国标准DIN 70020规定：在空车重量（整备质量）的基础上加上座位载荷。5座位轿车前面加2人、后排加1人，也称为半载作为设计载荷, 重量假定为68kg加上随身物品7kg，重心对于不可调整座位在R点（设计H点）前50mm，可调整作为R点前100mm处。我国标准常常规定满载作为设计工况. 对于该计算车型如采用德国标准, 则具体计算为：1070kg+3*（68kg+7kg）=1295kg b 迎风面积： 根据迎风面积计算公式：A=0.78BH确定，其中：A迎风面积，B车宽，H 车高。对于该车型而言具体计算为：A=0.78*1710mm*1427mm=1.90m2 c 传动效率： 根据该轿车的具体传动系统形式，传动系统的传动效率大体可以由变速器传动效率，单级主减速器传动效率，万向节传动效率组成。 具体计算为：95%（变速器）乘96%（单级主减速器）乘98%（万向节）=89.4%，
同时考虑到，一般情况下采用有级变速器的轿车的传动系统效率在90%到92%之间，对上述计算结果进行圆整，对传动系统效率取为90% d 滚动阻力系数： 滚动阻力系数采用推荐拟和公式进行计算： )19440/1(2 0a u f f +=， 其中： f 取为0.014（良好水泥或者沥青路面）， a u 为车速km/h 。 (3) 发动机外特性曲线 i. AJR 发动机 ii AFE 发动机 图1.4.1 发动机外特性曲线 (4) 基本理论概述 汽车动力性能计算主要依据汽车驱动力和行驶阻力之间的平衡关系: j i w f t F F F F F +++= （1.4.1） 表1.4.2 各种受力名称 发 动 发动机
关于汽车悬架系统 ——简单知识了解 李良 车辆工程 说明： 1、单独的关于悬架的资料太多，将资料简化，尽可能简单些，写的不好，多多批评指正。第二部分对悬架的设计和选型很有参考价值，可以看看。 2、另外搜集了一些关于悬架方面的资料（太多了，提供部分），也很不错。 3、有什么问题或建议多多提，我喜欢～～～～～～～～ 第一部分简单回答您提出的问题 悬架的作用： 1、连接车体和车轮，并用适度的刚性支撑车轮； 2、吸收来自路面的冲击，提高乘坐舒适性； 3、有助于行驶中车体的稳定，提高操作性能； 悬架系统设计应满足的性能要点： 1、保证汽车有良好的行驶平顺性；相关联因素有：振动频率、振动加速度界限值 2、有合适的减振性能；应与悬架的弹性特性很好地匹配，保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快 3、保证汽车具有良好的操纵稳定性；主要为悬架导向机构与车轮运动的协调，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量 4、汽车制动和加速时能保持车身稳定，减少车身纵倾（点头、后仰）的可能性，保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾 5、能可靠地传递车身与车轮之间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度、刚度和寿命 悬架的主要性能参数的确定： 1、前、后悬架静挠度和动挠度； 2、悬架的弹性特性； 3、（货车）后悬架主、副簧刚度的分配； 4、车身侧倾中心高度与悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配； 5、前轮定位参数的变化与导向机构结构尺寸的选择； 悬架系统与转向系统： 1、悬架机构位移的转向效应，悬架系对操纵性、稳定性的影响之一是悬架机构的位移随弹簧扰度而变所引起的转向效应。轴转向，使用纵置钢板弹簧的车轴式悬架的汽车在转弯时车体所发生侧摆的情况下，转弯外侧车轮由于弹簧被压缩而后退，内侧车轮由于弹簧拉伸而前进，其结果是整个车轴相当原来的车轴中心产生转角，这种现象称为周转向。前轮产生转向不足的效应，后轮产生转向过度的效应。独立悬架外侧成为前束（负前束），而产生轴转向效应。 2、车轮外倾角变化的转向效应，大多数独立悬架的车轮对面外倾角以及轮胎接地负荷都随着车体的倾斜而变化，这时外倾推力也发生变化，车轮被推向转弯的外侧，前轮有转向不足，后轮有转向过度的倾向。在这种情况下，其作用和离心对抗，所以产生相反效应。车轴式悬架在转弯时由于左右的负荷移动，轮胎的扰度不同也产生若干的外倾角的变化，其作用相同。 3、上述都是转弯时的情况，而直进时由于路面凹凸不平使车轮上下振动，也同时会产生这种效应，随着外倾角的变化也有产生轴转向的可能性。一般轴转向或因外倾角变化的转向效应都会改变原来的操纵特性，所以对操纵性，稳定性影响相当大，因此，在设计汽车时往往把这些效应计算在内面修正其操纵特性。
第4章方坯连铸机总体设计及计算 4.1 总体方案的确立 钢水凝固成型有两种方法：传统的模铸法或连续铸钢法。传统的模铸法分为脱模、整模、钢锭均热与开坯等工序。基建投资大，能耗大，生产成本很高。连续铸钢法的出现从根本上一个世纪以来占统治地位的钢锭初扎工艺，节省了工序，缩短了流程，提高了金属的收得率，降低的能耗。本设计的主要工序流程是：钢水从钢水包中流出，先注入中间包，然后进入弧形结晶器，在结晶器中形成弧形铸坯沿着弧形辊道向下运动，运动中受喷水冷却，直至完成或部分凝固，然后铸坯到水平切点处进入拉矫机，然后用火焰切割车把铸坯切割成定尺，从水平方向出坯。 4.2 弧形连铸机总体设计计算与确定 弧形连铸机总体参数包括：铸坯断面尺寸、冶金长度、拉坯速度、铸机半径以及连铸机的流数。这些参数是确定铸即性能和规格的基本要素，也是设备选型和设计的主要依据。 4.2.1 铸坯断面 连铸的坯型有：板坯、方坯、矩形坯、圆坯、六角或八角坯等。以生产的铸坯断面尺寸和坯形如表4-1所示：
确定铸坯断面尺寸时，应根据轧才的需要和轧制时的压缩比。还应考虑炼钢炉的容量和铸机的生产能力。对大型炼钢炉一般配置大断面和多流连铸机。 轧制的压缩比可取6～10。对不锈钢和耐热钢最小取8，对高速钢和工具钢最小取10，对碳素钢和低合金钢可取6。 铸坯断面越大，对加杂物上浮越有利，同时铸机生产能力越大，但铸坯断面尺寸超过最大压缩比的要求时，就会相对得多消耗能量。 在选择铸坯断面形状和尺寸时，还应考虑与轧机能力的合理配合，可参照表4-2选用。 4.2.2 冶金长度 从结晶器液面到铸坯全部凝固为止，铸坯中线距离称为液心长度或称冶金长度，因此液心长度与铸坯冷凝有关。 冷凝公式： 铸坯凝壳厚度δ与冷凝强度和冷凝时间有关，冷凝强度用单位热流表示，即 每单位时间单位面积上流出的热量，用0H 表示，单位为Kj/m 2·min,0H 越大表 明冷凝强度越大，凝壳越厚。由实验知，有如下关系： δ∝5.05.00τH （mm ） 或者 δ=ξ5.05.00τH （4.1） 式中 τ——冷凝时间（min ） ξ——系数（mm ·m/k 5.0J ），与铸坯形状和材质有关，由实验知ξ
钢板弹簧悬架系统设计规范 1 范围 本规范适用于传统结构的非独立悬架系统，主要针对钢板弹簧和液力筒式减振器等主要部件设计参数的选取、计算、验证等作出较详细的工作模板。 2 规范性引用文件 下列文件中的条款通过本规范的引用而成为本规范的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，然而，鼓励根据本规范达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 QC/T 491-1999 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QCn 29035-1991 汽车钢板弹簧技术条件 QC/T 517-1999 汽车钢板弹簧用U形螺栓及螺母技术条件 GB/T 4783-1984 汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 3 符号、代号、术语及其定义 GB 3730.1-2001 汽车和挂车类型的术语和定义 GB/T 3730.2-1996 道路车辆质量词汇和代码 GB/T 3730.3-1992 汽车和挂车的术语及其定义车辆尺寸 QC/T 491-1999 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 GB/T 12549-2013 汽车操纵稳定性术语及其定义 GB 7258-2017 机动车运行安全技术条件 GB 13094-2017 客车结构安全要求 QC/T 480-1999 汽车操纵稳定性指标限值与评价方法 QC/T 474-2011 客车平顺性评价指标及限值 GB/T 12428-2005 客车装载质量计算方法 GB 1589-2016 道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值 GB/T 918.1-1989 道路车辆分类与代码机动车 JTT 325-2013 营运客车类型划分及等级评定 凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本规范，凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本规范。 4 悬架系统设计对整车性能的影响 悬架是构成汽车的总成之一，一般由弹性元件（弹簧）、导向机构（杆系或钢板弹簧）、减振装置（减振器）等组成，把车架（或车身）与车桥（或车轮）弹性地连接起来。主要任务是传递作用在车轮与车架之间的一切力与力矩，缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由冲击载荷引起的承载系统的振动，保证汽车的正常行驶。悬架结构、性能不仅影响汽车的行驶平顺性，还对操纵稳定性、燃油经济
一、汽车性能介绍 1.汽车性能定义 假如我们买了一辆车，首先是买了一辆实实在在的车，是看得见摸得着的车。 与此同时，也购买了汽车带给我们的快感，也购买了汽车带给我们的安全感，也购 买了汽车带给我们的舒适与欢乐，也购买了汽车应具有的社会责任与义务… 由此我们再进行汽车设计开发时，不仅仅要考虑汽车物理结构的设计，更重要的是要考虑汽车结构所应具有的满足顾客需求的内在特性，这些特性，我们称之为 汽车性能，准确的说，汽车性能是指汽车能适应各种使用条件、满足顾客使用需求 及社会环境需求的能力。 2.汽车性能分类 由前面汽车性能的定义不难看出，在各种使用条件下汽车均应满足顾客与社会环境的需求，因此，从顾客与社会环境需求角度出发，可以讲汽车性能划分为以下 16项： 1)总布置及工效性 General layout and performance 指汽车的总布置、装配及维修方便性、运输、保管、通过性等相关指标。 2)人机工程 Ergonomic 指使整车设计适应人体结构的要求，确保人-机系统工作的高效、舒适性。 本标准指居住舒适性和人机界面性能，具体为车内乘坐姿势及空间、操作 方便性、上下车方便性、座椅舒适性、视野等指标。 3)造型及颜色 Styling and Color 指车辆内外部形状风格及色彩搭配特征，具体指汽车的造型风格、风阻洗 漱、颜色基调及色彩搭配。 4)动力性 Power Performance 指汽车在良好路面直线行驶时由车辆受到的纵向外力决定的、所能达到的 平均行驶速度。其评价指标为最高车速、加速能力、爬坡能力、驾驶性、 牵引能力等。 5)燃油经济性 Fuel Economy
连铸设备主要技术参数
2010连铸设备及岗位职能 love 2010-1-5
1.设备主要技术参数 1.1.设备主要技术参数： 连铸机型式弧形小方坯连铸机 弧形半径 R=6000mm 流数三机三流 流间距 1200mm 铸坯断面 120×120mm 150×150mm Φ110-Φ160mm 铸坯定尺长度 3.7-12米 钢水罐支撑方式钢包回转台 中间罐车台数 2台 中间罐型式、容量电动缸自动控制塞棒开闭式，容量12t 结晶器结构形式铜管水套组合式 铸坯导向装置上段为活动段下段为固定段 拉矫机拉速范围 0.6-6.0m/min 铸坯切断方式火焰切割机 出坯方式轨道，双层翻转冷床，翻缸机，移缸机和推钢机 轨道速度 32m/min 移钢能力 3.2t 钢结构平台 上层平台面标高 +6.700m（轨道面标高+0.60m） 上层平台面长宽 23800×13100mm 下层平台面标高 +4.05mm 连铸机长度（基准线至固定挡板面） 39680mm 1.2 主要设备技术性能 1.2.1钢包回转台 承载能力 2×80t（钢水重40t，钢包重40t） 回转半径 3500mm 旋转速度正常1r/min，启、制动0.1r/min
旋转角度±180°；故障时±360° 旋转用电机 YZR160MB-6 AC 8.5KW 930r/min 单轴伸 IM1001 380V H级绝缘 IP54 事故旋转速度 0.5rpm 事故旋转角度 180° 事故旋转油马达斜轴式轴向柱塞马达A2F63W2P1 P=10-13MPa 471r/min N=5.2-6.8KW 放钢包时冲击系数 2 干油润滑系统： 1.2.1.1齿轮润滑系统 多点干油泵 ZB-2型 N=18KW 工作压力 31.5MPa 贮油容积 30L 给油量 3.2立方厘米/min DC24V 喷射嘴 GPZ-135型（JB/ZQ4538-86） 空气压力 0.45-0.6MPa 喷射直径 135mm 喷嘴与润滑表面距离 200mm 气动三联件 398.263 二位二通电磁阀 DF-10 DC24V 润滑介质连铸机专用脂 空气工作压力 0.45-0.6MPa 1.2.1.2 轴承圈润滑系统 电动干油泵 DRB4-M120Z 换向阀 24EJF-M（JB/ZQ4584-86） 压差开关 YCK-M5 （JB/ZQ4585-86） 双线分配器 4SSP2-M1.5（JB/ZQ4583-86） 2SSP2-M1.5（JB/ZQ4583-86）
实验四汽车悬架性能检测与诊断 一、实验目的及要求 1．实验目的 （1）检测汽车悬架装置性能； （2）掌握汽车悬架装置测仪器结构与原理； （3）掌握汽车悬架装置性能检测与诊断方法。 2．实验要求 实验要求：遵循操作规程，记录实验数据、分析实验结果、撰写实验报告。 二、实验预习及准备 汽车悬架装置是汽车的一个重要总成，它是将车身和车轴弹性联接的部件。汽车悬架装置通常由弹性元件、导向装置和减振器三部分组成，其功用是传力、缓和并迅速衰减车身与车桥之间因路面不平引起的冲击和振动，保证汽车具有良好的行驶平稳性、操纵稳定性、乘坐舒适性和行驶安全性。汽车悬架装置直接影响汽车的行驶平顺性，同时对汽车的行驶安全性、操纵稳定性、通过性以及燃料经济性等方面性能也有很大影响。因此，汽车悬架装置的各部件品质和匹配后的性能对汽车行驶性能都有着重要的影响。 GB18565-2001《营运车辆综合性能要求和检测方法》要求：对于最大设计车速大于或等于100km/h、轴载质量小于或等于1500kg的载客汽车，应用悬架装置检测台或平板制动试验台按规定的方法进行悬架装置特性检测。 （一）实验原理 对于汽车各车轮悬架系统而言，由确定的质量、弹簧和减振器组成的振动系统，在外部激振力或车辆自身制动力作用下，其振动衰减具有一定的规律性。若悬架系统中弹簧和减振器性能不良，必然会引起振动过程的改变，因此通过检测车辆在外部激振力或自身制动力作用下对测试台面垂直作用力的变化过程，进行分析、对比就可确定汽车悬架系统中悬架弹簧和减振器的技术状况。 （二）实验仪器及设备 目前，检测实践中常用的检测汽车悬架装置工作性能的试验台有谐振式悬架检测台 谐振式悬架装置检测台，一般由机械和微机控制两部分组成。 （1）机械部分谐振式悬架装置检测台的机械部分由箱体和左右两套相同的振动系统构成，结构简图如图6-1所示。图中所示为检测台单轮支承结构。一套振动系统因其左右对称，故另一侧省略。每套振动系统由上摆臂、中摆臂、下摆臂、支承台面、激振弹簧、驱动电机、蓄能飞轮和传感器等构成。传感器一端固定在箱体上，另一端固定在台面上。上摆臂、中摆臂和下摆臂通过三个摆臂轴和六个轴承安装在箱体上。上摆臂和中摆臂与支承台面连接，并构成平行四边形的四连杆机构，以保证上下运动时能平行移动，以及台面受载时始终保持水平。中摆臂和下摆臂端部之间装有弹簧。驱动电机的一端装有蓄能飞轮，另一端装有凸缘，凸缘上有偏心轴。连接杆一端通过轴承和偏心轴连接，另一端和下摆臂端部连接。