現代途勝2.0gl轎車懸架設計畢業(yè)論文（外文翻譯）

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　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。這次設計的現代途勝2.0GL轎車的懸架系統(tǒng)是具有實際意義的。</p><p>　　本次設計主要內容是：現代途勝2.0GL轎車的前、后懸架系統(tǒng)的結構設計，前懸架采用的是目前較為流行的麥弗

2、遜式獨立懸架，后懸架采用的是平順性較好的雙叉骨獨立懸架。前、后懸架的減振器均采用雙作用液力減振器。還進行了懸架參數的確定。彈性元件的設計計算。導向機構和橫向穩(wěn)定桿的結構計算及強度校核。采用MATLAB軟件對懸架系統(tǒng)的平順性進行了編程分析，論證了該懸架系統(tǒng)設計參數的合理正確性。采用CAXA軟件分別繪制前后懸架的裝配圖和部分零件圖。</p><p>　　在這次設計中，采用了傳統(tǒng)典型的懸架系統(tǒng)，盡量采用通用件，降低了設

3、計的成本。在平順性分析上，建立二個自由度的汽車振動模型，分別對輪胎、車身和座椅進行振動分析，可以體現出懸架衰減振動的能力是較強的。因此，這次設計的懸架系統(tǒng)具有良好的行駛平順性。</p><p>　　關鍵詞：獨立懸架； 汽車減振器；導向機構；平順性</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　With the dev

4、elopment 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 shock absorber syste

5、m of the vehicle. The design of the Tucson2.0GL suspension system of the Tucson has a practical significance. </p><p>　　The project mainly includes the design of construction of Tucson2.0GL front and rear su

6、spension system. The popular Macpherson independent suspension is adoptd, and the Ride comfort is better double-wishbone independent suspension. Both front and back suspension includes the hydraulic double action shock a

7、bsorber . The design includes confirming the parameters of suspension system, calculating concerning the components with the features of springs, checking the intensity and calculating regardin</p><p>　　In t

8、he project, the traditionally classic suspension system is adopted and the common components are adopted as many as possible in order to decrease the cost of the design. When it comes to the design regarding the ride com

9、fort, the shock model of the vehicle with 5 DOF is built for doing the shock analysis concerning these such as tires, body and seat of the vehicle, to do so can show the high capability in the attenuation shock of the su

10、spension system. Therefore, this project of the suspensi</p><p>　　Key words：Independent suspension；automobile shock absorber ；guide mechnism；ride comfort</p><p><b>　　目 錄</b></p

11、><p><b>　　第一章 緒 論1</b></p><p>　　第二章前、后懸架結構的選擇4</p><p>　　2.1獨立懸架結構特點4</p><p>　　2.2獨立懸架結構形式及評價指標分析4</p><p>　　2.3前、后懸架結構方案4</p><p>

12、<b>　　2.4輔助元件6</b></p><p>　　2.4.1橫向穩(wěn)定器6</p><p>　　2.4.2緩沖塊7</p><p>　　第三章技術參數確定與計算8</p><p><b>　　3.1自振頻率8</b></p><p>　　3.2懸架剛度KSU

13、8</p><p>　　3.3懸架靜撓度9</p><p>　　3.4懸架動撓度10</p><p>　　第四章彈性元件的設計計算11</p><p>　　4.1前懸架彈簧（麥弗遜懸架）11</p><p>　　4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式11</p><p>　　4.1.

14、2彈簧圈數12</p><p>　　4.2后懸架彈簧（雙叉骨懸架）12</p><p>　　4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式12</p><p>　　4.2.2彈簧圈數13</p><p>　　第5章 懸架導向機構的設計14</p><p>　　5.1導向機構設計要求14</p>&l

15、t;p>　　5.2麥弗遜獨立懸架示意圖14</p><p>　　5.3雙叉骨獨立架示意圖15</p><p>　　5.4導向機構受力分析15</p><p>　　5.5導向機構的布置參數16</p><p>　　5.5.1 側傾中心16</p><p>　　第6章 減振器設計18</p>

16、<p>　　6.1減振器概述18</p><p>　　6.2減振器分類18</p><p>　　6.3減振器主要性能參數19</p><p>　　6.3.1相對阻尼系數ψ19</p><p>　　6.3.2減振器阻尼系數δ20</p><p>　　6.4最大卸荷力F021</p>

17、<p>　　6.5筒式減振器主要尺寸21</p><p>　　6.5.1筒式減振器工作直徑D21</p><p>　　6.5.2油筒直徑Dc22</p><p>　　第7章 橫向穩(wěn)定桿設計23</p><p>　　第8章 平順性分析25</p><p>　　8.1平順性概念25</p&g

18、t;<p>　　8.2汽車的等效振動分析25</p><p>　　8.3車身加速度的幅頻特性28</p><p>　　8.4相對動載，對的幅頻特性28</p><p>　　8.5車身振動相應均方根值28</p><p>　　8.6影響平順性的因素29</p><p>　　第9章 結 論30&l

19、t;/p><p><b>　　參考文獻31</b></p><p><b>　　致 謝32</b></p><p><b>　　附 錄Ⅰ33</b></p><p><b>　　附錄 Ⅱ38</b></p><p><b

20、>　　第一章 緒 論</b></p><p><b>　　懸架系統(tǒng)概述</b></p><p>　　懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。</p><p>　　懸架是汽車中的一

21、個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯系起來，關系到汽車的多種使用性能。從外表上看如圖1-1，轎車懸架僅是由一些桿、筒以及彈簧組成，但千萬不要以為它很簡單，相反轎車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”以及左右側傾嚴重的不良

22、傾向，不利于汽車的轉向，容易導致汽車操縱不穩(wěn)定等。</p><p>　　懸架最主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，懸架系統(tǒng)必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統(tǒng)要保證汽車有良好的行駛平順性，對以載人為主要目的的轎車來講，

23、乘員在車中承受的振動加速度不能超過國標規(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時，車輪定位參數不發(fā)生很大的變化，另一方面要減小車輪的動載荷和車輪跳動量。還有就是要保證車身在制動、轉彎、加速時穩(wěn)定，減小車身的俯仰和側傾。最后要保證懸架系統(tǒng)的可靠性，有足夠的剛度、強度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。</p><p

24、>　　現代汽車的懸架盡管有各種不同的結構形式，但一般都由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。由于汽車行駛的路面不可能絕對平坦，路面作用于車輪上的垂直反力往往是沖擊性的，特別是在壞路面上高速行駛時，這種沖擊力將達到很大的數值。沖擊力傳到車架和車身時，可能引起汽車基件的早期損壞，傳給乘員和貨物時，將使乘員感到極不舒服，貨物也可能受到損傷。為了緩和沖擊，在懸架中必須裝有彈性元件，使車架（或車身）與車橋（或車輪）之間作彈性聯系。但彈性

25、系統(tǒng)在受到沖擊后，將產生振動。在持續(xù)的振動易使乘員感到不舒適和疲勞。故懸架還應當具有減振作用，使振動迅速衰減。為此，在許多結構形式的汽車懸架中都設有專門的減振器。車輪相對于車架和車身跳動時，車輪的運動軌跡應符合一定的要求，否則對汽車行駛性能有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用的導向機構。在多數的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生大的橫向傾斜

26、，在懸架中還設有輔助彈性元件橫向穩(wěn)定桿。</p><p>　　汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經濟性和運營經濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求： </

27、p><p>　　通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； </p><p>　　合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性要求；

28、</p><p>　　導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引起轉向輪擺振；</p><p>　　側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾(即所謂“點頭”和“后仰”)； </p><p>　　懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量??； </

29、p><p>　　便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間； </p><p>　　所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命； </p><p><b>　　制造成本低； </b></p><p><b>　　便于維修、保養(yǎng)。</b></p><p>　　為了滿足

30、汽車具有良好的行使平順性，要求由簧上質量與彈性元件組成的振動系統(tǒng)的固有頻率應適應于合適的頻段，并盡可能的低。前后懸架的固有頻率的匹配應合理，對轎車，要求前懸架的固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要求盡量避免懸架撞擊懸架。在簧上質量變化的情況下，車身的高度變化要小，因此，要用非線性彈性特性的懸架。</p><p>　　汽車在不平的路面上行使時，由于懸架的彈性作用，使汽車產生垂直振動，為了迅速衰減這種振動和抑制車身、

31、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車的振動幅度連續(xù)減小，直至振動停止。</p><p>　　要正確的選擇懸架的方案參數，在車輪上下跳動時，使主銷的定位參數變化車架、車輪運動與到導向機構運動要協(xié)調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之具有不足轉向特性。</p><p>　　獨立懸架導向桿系數鉸接處多用橡膠的襯套，能隔絕車輪來自不平路面上

32、的沖擊向車身的傳遞。</p><p>　　懸架設計的主要目的之一是確保汽車良好的行駛平順性，也是汽車的重要使用性能之一，汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差，不僅影響到成員的乘坐舒適性和貨物的安全可靠的運輸，還影響到汽車的多種使用性能的發(fā)揮和系統(tǒng)壽命，也影響汽車的燃油經濟性和運輸效率。由于汽車行駛平順性涉及的對象是“路面---汽車---人”構成的系統(tǒng),因此影響汽車行駛平順性的主要因素是路面的不平(它是震動的起源)和

33、汽車的懸架、輪胎、座椅、車身等總成部件的特性---包括剛度、頻率、阻尼和慣性參數(質量、轉動慣量等)產生變化和破壞。為此，通過對影響汽車平順性因素的分析，建立具有代表性的二由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型，并運用隨機振動理論，計算出懸架動撓度、車輪與路面間的相對動載荷、響應均方根值等參量，同時利用汽車主要參數數據，利用MATLAB對汽車平順性進行仿真，通過仿真分析各種因素和主要參數對汽車平順性的影響，以達到參數調整和優(yōu)化設計的目的。此外,本文

34、通過對汽車平順性進行預估，可以提高汽車設計質量，縮短研發(fā)和設計周期，具有極其重要的理論意義和實用價值。</p><p>　　第二章前、后懸架結構的選擇</p><p>　　2.1獨立懸架結構特點</p><p>　　獨立懸架是每一側的車輪都是單獨地通過彈性懸架懸掛在車架或車身下面的。</p><p>　　2.2獨立懸架結構形式及評價指標分析&

35、lt;/p><p>　　獨立懸架可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸架等形式。</p><p>　　與非獨立懸架相比其優(yōu)點有：</p><p>　　非懸掛質量小，懸架所受帶的并傳給車身的沖擊載荷小，有利于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；</p><p>　　左右車輪的跳動沒有直接的相互影響，可減少車身的傾斜和振動；</p

36、><p>　　占用橫向空間少，便于發(fā)動機布置，可以降低發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車質心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；</p><p>　　易于實現驅動車輪轉向。</p><p>　　2.3前、后懸架結構方案</p><p>　　目前轎車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用獨立懸架；前輪用獨立懸架，后輪用非獨立懸架。我所設計的是前、后均采

37、用獨立懸架。因為獨立懸架具有如下優(yōu)點是：質量輕，減少了車身受到的沖擊，并提高了車輪的地面附著力；可用剛度小的較軟彈簧，改善汽車的舒適性；可以使發(fā)動機位置降低，汽車重心也得到降低，從而提高汽車的行駛穩(wěn)定性；左右車輪單獨跳動，互不相干，能減小車身的傾斜和震動。不過，獨立懸架存在著結構復雜、成本高、維修不便的缺點?，F代轎車上大都采用獨立式懸架，我的設計為：前懸架為目前較為流行的麥弗遜式懸架，后懸架為雙叉骨獨立懸架。</p>&l

38、t;p>　　如圖2—1所示，麥弗遜式獨立懸架也稱滑柱連桿式懸架，它是由滑動立柱和橫擺臂組成。該結構可看做是燭式懸架的改進型，由于增加了橫擺臂改善了滑動立柱的受力狀況?；鶖[臂式懸架將減振器作為引導車輪跳動的滑柱，螺旋彈簧與其裝于一體。這種懸架將雙橫臂上臂去掉并以橡膠做支承，允許滑柱上端作少許角位移。內側空間大，有利于發(fā)動機布置，并降低車子的重心。車輪上下運動時，主銷軸線的角度會有變化，這是因為減振器下端支點隨橫擺臂擺動。以上問題可

39、通過調整桿系設計布置合理得到解決。</p><p>　　筒式減振器裝在滑柱桶內，滑柱桶與轉向節(jié)剛性連接，螺旋彈簧安裝在滑柱桶及轉向節(jié)總成上端的支承座內，彈簧上端通過軟墊支承在車身連接的前簧上座內，滑柱桶的下端通過球鉸鏈與懸架的橫擺臂相連。當車輪上下運動時，滑柱桶及轉向節(jié)總成沿減振器活塞運動軸線移動，同時，滑柱桶的下支點還隨橫擺臂擺動。</p><p>　　該懸架突出的優(yōu)點是增大了兩前輪內側

40、的空間，便于發(fā)動機和其他一些部件的布置；其缺點是滑動立柱摩擦和磨損較大。為減少摩擦通常是將螺旋彈簧中心線與滑柱中心線的布置不相重合。另外，還可將減振器導向座和活塞的摩擦表面用減磨材料制成，以減少磨損。</p><p>　　但麥弗遜式懸架在使用中也有缺點，就是行駛在不平路面時，車輪容易自動轉向，故駕駛者必須用力保持方向盤的方向，當受到劇烈沖擊時，滑柱易造成彎曲，因而影響轉向性能，減振器活塞桿受的側向力較大，從而摩擦

41、力大。</p><p>　　麥弗遜式獨立懸架是目前前置前驅動轎車和某些輕型客車首選的較好的懸架結構形式。</p><p>　　如圖2—2所示，雙叉骨式獨立懸架又稱雙A臂式獨立懸架，雙叉骨懸架擁有上下兩個叉臂，橫向力由兩個叉臂同時吸收，支柱只承載車身重量，因此橫向剛度大。雙叉骨式獨立懸架的上下兩個A字形叉臂可以精確的定位前輪的各種參數，前輪轉彎時，上下兩個叉臂能同時吸收輪胎所受的橫向力，加上

42、兩叉臂的橫向剛度較大，所以轉彎的側傾較小。它的主要優(yōu)點有：橫向剛度大、抗側性能優(yōu)異、抓地性能好、路感清晰。</p><p>　　雙叉骨式獨立懸架通常采用上下不等長叉臂（上短下長），讓車輪在上下運動時能自動改變外傾角并且減小輪距變化減小輪胎磨損，并且能自適應路面，輪胎接地面積大，貼地性好。</p><p>　　從結構上來看，雙叉骨式獨立懸架和麥弗遜式懸架有著緊密的血緣關系，它們的共同點為：下

43、控制臂都由一根V字形或A字形的叉形控制臂構成，液壓減震器充當支柱支撐整個車身。不同處則在于雙叉臂式獨立懸架多了一根連接支柱減震器的上控制臂，這樣一來有效增強了懸架整體的可靠性和穩(wěn)定性。適用于運動型轎車，超級跑車以及高檔SUV前后懸架。</p><p>　　所以我設計的前、后懸架分別為麥弗遜式獨立懸架和后懸架為雙叉骨獨立懸架。</p><p><b>　　2.4輔助元件</b

44、></p><p>　　2.4.1橫向穩(wěn)定器</p><p>　　為了降低汽車固有振動頻率以改善行駛平順性，現代轎車懸架垂直剛度都較小，而使汽車的側傾角剛度值也很小，使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車的行駛穩(wěn)定性。為此，現代汽車大多裝有橫向穩(wěn)定桿如圖2-3所示來加大懸架的側傾角剛度來改善汽車行駛穩(wěn)定性。恰當的選擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向特性。通

45、常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。</p><p>　　汽車轉彎是產生側傾力矩，使內外側車輪的負荷發(fā)生轉移且影響車輪側偏角剛度和車輪側偏角的變化。前后軸車輪負荷的轉移大小，主要取決于前后懸架的側傾角剛度值。當前后懸架側傾角剛度值大于后懸架的側傾角剛度值時，前軸的負荷大于后軸車輪的負荷轉移，并使前輪側傾角大于后輪的側傾角，以保證汽車具有不足轉向特性。在汽車懸架上設計橫向穩(wěn)定器，能增大前

46、懸架的側傾角剛度。</p><p><b>　　2.4.2緩沖塊</b></p><p>　　緩沖塊通常由如圖2-4的橡膠制造。通過硫化將橡膠與鋼板連為一體，再焊接在鋼板上的螺釘將緩沖塊固定在車身上，起到限制懸架最大行程的作用。</p><p>　　有些汽車裝用的多孔聚氨脂做成。它兼由輔助彈性元件的作用。多孔聚氨脂是一種很高強度的和耐磨性能的復

47、合材料。這種材料起泡時形成了致密的耐磨外層，它保護內部的發(fā)泡不受損失。由于在材料中有封閉的氣泡，在載荷下壓縮，但其外輪廓尺寸變化卻不大，這點與橡膠不同。所以在設計中，我選擇了多孔聚氨脂制成的緩沖塊。</p><p><b>　　圖2-4緩沖塊</b></p><p>　　第三章技術參數確定與計算</p><p><b>　　3.1自振

48、頻率</b></p><p>　　汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因現代汽車的質量分配系數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系。因此，汽車前、后部分的固有頻率（亦稱偏頻）可用下式表示：</p><p>　　用途不同的汽車，對平順性要求亦不同。以運送人為主的乘用車，對平順性的要求最高，客車次之，貨車更次

49、之。對發(fā)動機排量在1.6L以下的乘用車，前懸架滿載偏頻要求在1.00～1.45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上，乘用車的發(fā)動機排量越大，懸架的偏頻應越小，要求滿載前懸架偏頻在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。偏頻越小，則平順性越好。選定偏頻以后，即可計算出懸架的靜撓度。</p><

50、p>　　所以我設計的前懸架偏頻選擇n1=1.2,后懸架偏頻選擇n2=1.3。</p><p>　　3.2懸架剛度KSU</p><p>　　依據懸架剛度公式可得：</p><p>　　式中：m——簧載質量</p><p><b>　　K——懸架的角剛度</b></p><p><b&g

51、t;　　n——懸架的偏頻，</b></p><p><b>　　前輪簧載質量：</b></p><p><b>　　后輪簧載質量：</b></p><p><b>　　前懸架的理論剛度：</b></p><p><b>　　后懸架的理論剛度：</b&

52、gt;</p><p><b>　　前懸架的實際剛度：</b></p><p><b>　　后懸架的實際剛度：</b></p><p>　　因為前后懸架實際剛度、均比前后懸架理論剛度、大，所以均滿足要求。</p><p><b>　　3.3懸架靜撓度</b></p>

53、<p>　　懸架的靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比，即fc=Fw/c。</p><p>　　當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用式表示：</p><p>　　式中：g——重力加速度， g=981cm/s2</p><p><b>　　前懸架的靜撓度：</b></p>&l

54、t;p><b>　　后懸架的靜撓度：</b></p><p>　　理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，時的車身縱向角振動要比時小，故取。</p><p>　　因為，所以前、后懸架靜撓度滿足要求。</p><p>　　圖 3-1懸架自振頻率</p><p><b>　　3.4懸架動撓度</b&

55、gt;</p><p>　　懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。為了防止汽車行駛過程中頻繁撞擊限位塊，應當有足夠的動撓度，對于轎車的值應不小于0.5，大客車應不小于0.75，載貨汽車1.0，而行駛路況惡劣的越野車，這個值還要大一些。</p><p>　　我設計的是乘用車的懸架，所以的值應不小于0.5。</p>

56、<p><b>　　前懸架的動撓度：</b></p><p><b>　　后懸架的動撓度：</b></p><p>　　所以前懸架的動撓度取100mm，后懸架的動撓度取90mm。</p><p>　　第四章彈性元件的設計計算</p><p>　　4.1前懸架彈簧（麥弗遜懸架）</

57、p><p>　　螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單、制造方便及有高的比能容量，因此在現代輕型以下汽車的懸架中應用相當普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘坐舒適性和懸架導向機構在大擺動量下仍具有保持車輪定位角的能力，因此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧。螺旋彈簧在懸架布置中可在彈簧內部安裝減振器、行程限位器或導向柱使結構緊湊。通過采用變節(jié)距的或用變直徑彈簧鋼絲繞制的或兩者同時采用的彈簧結構，可以實現變剛度特性。<

58、;/p><p>　　4.1.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式</p><p>　　懸架單側最大工作載荷由下式求得：</p><p>　　懸架單側最小工作載荷由下式求得：</p><p>　　彈簧指數（旋繞比）取C=6，</p><p>　　則曲度系數由下式求得：</p><p>　　查表得鋼絲拉伸強

59、度極限</p><p>　　則許用應力由下式得出：</p><p>　　彈簧的簧絲直徑d由下式得出：</p><p>　　則彈簧中徑由下式可得出：</p><p><b>　　計算彈簧剛度：</b></p><p>　　本次設計彈簧所才用的結構形式為螺旋彈簧。</p><p&g

60、t;<b>　　4.1.2彈簧圈數</b></p><p><b>　　工作圈數取</b></p><p>　　則彈簧總圈數由下式得出：</p><p>　　彈簧節(jié)距P由下式得出：</p><p>　　兩圈間隙δ由下式得出：</p><p>　　彈簧的自由高度由下式得出：&l

61、t;/p><p>　　4.2后懸架彈簧（雙叉骨懸架）</p><p>　　4.2.1彈簧中徑、鋼絲直徑、及結構形式</p><p>　　懸架單側最大工作載荷由下式求得：</p><p>　　懸架單側最小工作載荷由下式求得：</p><p>　　彈簧指數（旋繞比）取C=6，</p><p>　　則曲度

62、系數由下式求得：</p><p>　　查表得鋼絲拉伸強度極限</p><p>　　則許用應力由下式得出：</p><p>　　彈簧的簧絲直徑d由下式得出：</p><p>　　則彈簧中徑由下式可得出：</p><p><b>　　計算彈簧剛度：</b></p><p>　　

63、本次設計彈簧所才用的結構形式為螺旋彈簧。</p><p><b>　　4.2.2彈簧圈數</b></p><p><b>　　工作圈數取</b></p><p>　　則彈簧總圈數由下式得出：</p><p>　　彈簧節(jié)距P由下式得出：</p><p>　　兩圈間隙δ由下式得出

64、：</p><p>　　彈簧的自由高度由下式得出：</p><p>　　第5章 懸架導向機構的設計</p><p>　　5.1導向機構設計要求</p><p>　　獨立懸架的導向機構承擔著懸架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且決定了懸架跳動時車輪的運動軌跡和車輪定位角的變化。因此在設計獨立懸架的導向機構時，應使其滿足以下要求：</p

65、><p>　　(1) 當的側傾中心和側傾軸線；</p><p>　　(2) 形成恰當的縱傾中心；</p><p>　　(3) 各鉸接點處受力盡量小，減小橡膠元件的彈性變形，以保證導向精確；</p><p>　　(4) 保證車輪定位參數及其隨車輪跳動的變化能滿足要求；</p><p>　　(5) 具有足夠的疲勞強度和壽命。&

66、lt;/p><p>　　5.2麥弗遜獨立懸架示意圖</p><p>　　5.3雙叉骨獨立架示意圖</p><p>　　5.4導向機構受力分析</p><p>　　分析如圖5-3所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力F3，可根據圖上的布置尺寸求得 </p><p>　　式中，為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質量的1

67、／2。力越大，則作用在導向套上的摩擦力f越大(f為摩擦因數)，這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。為了減小力，要求尺寸c+b越大越好，或者減小尺寸a。增大尺寸c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難。若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達到減小尺寸a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G點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸a的目的，又可獲得較小的

68、甚至是負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動G點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。</p><p>　　有時為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力的作用，還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。</p><p>　　5.5導向機構的布置參數</p><p>　　5.5.1 側傾中心&

69、lt;/p><p>　　在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許范圍內。</p><p>　　然而，前懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅動橋，故應盡

70、可能使前輪輪荷變化小。因此，獨立懸架(縱臂式懸架除外)的側傾中心高度為：</p><p>　　前懸架O～120mm；后懸架80～150mm。</p><p>　　設計時首先要確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取得更大些。</p><

71、p>　　麥弗遜式獨立懸架的側傾中心由如圖5-5所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點E作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點即為P點。</p><p>　　麥弗遜式懸架的彈簧減振器柱EG布置得越垂直，下橫臂GD布置得越接近水平，則側傾中心W就越接近地面，從而使得在車輪上跳時車輪外傾角的變化很不理想。如加長下橫臂，則可改善運動學特性。</p><p>　　麥弗遜式獨立懸

72、架側傾中心的高度可通過下式計算</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　式中：；；r=296mm；d=179mm；</p><p>　　rs=40mm；bv=775mm；c+o=513mm；</p><p><b>　　帶入上式求得為：</b></p>

73、<p>　　圖5—5普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸和P的計算法和圖解法</p><p><b>　　第6章 減振器設計</b></p><p><b>　　6.1減振器概述</b></p><p>　　為加速車架與車身的振動的衰減，以改善汽車的行使平順性，在大多數汽車的懸架系統(tǒng)內部裝有減振器。在麥弗遜式懸架中，

74、減振器與彈性元件是串聯的安裝。</p><p>　　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，當車架和車橋作往復的相對運動而活塞在鋼筒內作往復的運動時，減振器殼底內的油液便反復的通過一些窄小的空隙流入另一內腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化成為熱能被油液和減振器殼所吸引，然后散到大氣中。減振器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對速度的增減而增減，

75、并且與油液的黏度有關。要求油液的黏度受溫度的變化的影響近可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及對各種金屬和非金屬零件不起腐蝕的作用等性能。</p><p>　　減振器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯的彈性元件的作用發(fā)揮的作用不能充分的發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導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，對減振器提出了如下的要求：</p><p>　　再懸

76、架的壓縮行程內，減振器的阻尼力應該小，以充分利用彈性元件來緩和沖擊。</p><p>　　在懸架的伸張行程內，減振器的阻尼力應該大，以要求迅速的減振。</p><p>　　當車橋與車架的相對速度較大時，減振器能自動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，以避免承受過大的沖擊載荷。</p><p><b>　　6.2減振器分類</b>

77、;</p><p>　　減振器大體可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因此現代汽車都采用筒式減振器。</p><p>　　而筒式減振器最常用的三種結構型式包括：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。</p><p>　　雙筒充氣式減振器的基本構造、尺寸等與雙筒式減振器一樣，所不同的只是在工作缸。<

78、;/p><p>　　筒與貯油筒之間充以低壓氣體。由于氣壓低，將活塞向外推出的力就很小。雙筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點：</p><p>　　在小振幅時閥的響應也比較敏感；</p><p>　　改善了壞路上的阻尼特性；</p><p><b>　　提高了行駛平順性；</b></p><p>　　氣壓損失時

79、，仍可發(fā)揮減振功能；</p><p>　　與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動活塞，摩擦也較小。</p><p>　　設計減振器時應當滿足的基本要求是，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。所以本設計采用雙筒充氣式減振器。</p><p>　　6.3減振器主要性能參數</p><p>　　6.3.1相對阻

80、尼系數ψ</p><p>　　減振器的性能通常用阻力-速度特性圖表示。如下圖6-1所示。該圖具有如下的特點：阻力-速度特性由四段近似的直線線段組成，其中的壓縮行程和伸張行程的阻力——速度各占兩段；各段特性的指明時，減振器的阻尼系數是指當卸荷閥開啟前的阻尼系數而言。通常的壓縮行程的阻尼系數δy=Fy/Vy與伸張行程的阻尼系數δs=Fs/Vs不等。</p><p><b>　　圖6-

81、1減振器特性</b></p><p>　?。╝）阻力——位移特性 （b）阻力——速度特性</p><p>　　汽車懸架有阻尼后，簧上質量的振動是周期衰減的振動，用相對阻尼系數ψ來表示評定振動衰減的快慢程度。ψ的表達方式為</p><p>　　式中 ——懸架系統(tǒng)的垂直剛度；</p><p><b>　

82、　m——簧上質量；</b></p><p>　　相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同的剛度c和不同的簧載質量m的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果。ψ值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的阻尼系數ψy取的小些，將伸張行程時的阻尼系數ψs取的大些。兩者之間的保持ψy=（0.25～0.50）φs的關系。</p><p>　　設計時，先取ψy與ψs的平均值ψ。對于無內

83、摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25～0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，ψs＞0.3；為了避免懸架碰撞車架，取ψy=0.5φs。本次設計取ψs取0.4。</p><p>　　對于我選用的前懸架相對阻尼系數ψ前=0.2；</p><p>　　后懸架相對阻尼系數ψ后=0.2；</p><p>　　平均相對阻尼系數ψ由下式計算得出：</p><p&g

84、t;　　6.3.2減振器阻尼系數δ</p><p>　　減振器阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上,應該根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。例如，減振器如下圖6-2安裝時，減振器阻尼系數用下式計算 </p><p>　　前懸架的單個減振器阻尼系數由下式得出：</p><p>　　后懸架的單個減振器阻尼系數由下式得出：</p>

85、<p>　　圖6-2減振器安裝位置</p><p>　　在下擺臂長度n不變的條件下，改變減振器下橫擺臂上的固定點位置或者減振器軸線與鉛直線之間的夾角α，會影響減振器阻尼系數的變化。</p><p>　　6.4最大卸荷力F0</p><p>　　為減小傳到車身上的沖擊，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器

86、安裝如圖6-2所示時，</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　A——車身振幅，取±40mm；</p><p>　　ω——為懸架系統(tǒng)的固有頻率；</p><p>　　為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s；</p><p>　　如已知伸張時的阻尼系數δs，在伸

87、張行程的最大卸荷力，</p><p>　　本次設計取前、后懸架卸荷速度為：</p><p>　　前懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數由下式得：</p><p>　　后懸架單個減振器伸張行程時的阻尼系數由下式得：</p><p>　　前懸架單個減振器最大卸荷力由下式得：</p><p>　　后懸架單個減振器最大卸荷力由下

88、式得：</p><p>　　6.5筒式減振器主要尺寸</p><p>　　6.5.1筒式減振器工作直徑D</p><p>　　根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為：</p><p>　　式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ=0.40～0.50，單筒式減振器取λ=0.30～0.35。&l

89、t;/p><p>　　減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時應按標準選用。</p><p>　　本次設計取 λ=0.5</p><p>　　前懸架減振器工作缸直徑由下式得：</p><p>　　后懸架減振器工作缸直徑由下式得：</p><p>　　6.5.2油

90、筒直徑Dc</p><p>　　貯油筒直徑，壁厚取為2mm，材料可選20鋼。</p><p>　　前貯油筒直徑由下式得出：</p><p>　　后貯油筒直徑由下式得出：</p><p>　　第7章 橫向穩(wěn)定桿設計</p><p>　　為了降低汽車的固有頻率以改善行使穩(wěn)定性，現代汽車的垂直剛度較小，從而使汽車的側傾角剛

91、度值也很小，結果使汽車轉彎時車身側傾嚴重，影響了汽車行使的穩(wěn)定性。為此，現代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿在獨立懸架中的典型安裝方式如圖7-1所示。當左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，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傾角剛度，從而減小汽車轉向時車身的側傾角外，恰當地選擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車

92、獲得所需要的不足轉向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。若只在后懸架中安裝，則會使汽車趨于過多轉向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當汽車在坑洼不平的路面行駛時，左右輪之間有垂向相對位移，由于橫向穩(wěn)定桿的作用，增加了車輪處的垂向剛度，回影響汽車的行駛平順性。</p><p>　　在有些懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起部分導向桿系的作用，其余情況下則在設計時應當注意避免與懸架的導向桿系發(fā)生運

93、動干涉。為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩(wěn)定桿與車輪及車架的連接處均有橡膠支承。</p><p>　　前懸架側傾角剛度由下式計算得：</p><p>　　后懸架側傾角剛度由下式計算得：</p><p>　　穩(wěn)定桿的角剛度由式得到式：</p><p>　　由下式可計算橫向穩(wěn)定桿直徑：</p><p><b>　　式

94、中：</b></p><p>　　E——材料的彈性模量，E=2.06×105MPa；</p><p>　　L——橫向穩(wěn)定桿兩端點間的距離；</p><p>　　所以本次設計橫向穩(wěn)定桿的直徑d=20mm。</p><p>　　第8章 平順性分析</p><p><b>　　8.1平順性概

95、念</b></p><p>　　行駛平順性，是指汽車在一般行駛速度范圍內行駛時，能保證乘員不會因車身振動而引起不舒服和疲勞的感覺，以及保持所運貨物完整無損的性能。由于行駛平順性主要是根據乘員的舒適程度來評價，又稱為乘坐舒適性。</p><p>　　8.2汽車的等效振動分析</p><p>　　本設計根據目前現有的測試條件和計算精度以及建立整車模型要實現的

96、目標的要求，建立了二自由度汽車振動系統(tǒng)動力學模型如圖8-1。</p><p>　　圖8-1 二自汽車振動系統(tǒng)動力學模型</p><p>　　這個系統(tǒng)能反映車輪部分在10～15Hz范圍產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，M為懸掛質量；m為非懸掛質量；K為彈簧剛度；C為減振器阻尼系數；Kt為輪胎剛度。</p><

97、;p>　　車輪與車身垂直位移坐標為z、s，坐標原點選在各自的平衡位置，其運動方程為：</p><p>　　無阻尼自由振動時，運動方程變成</p><p>　　由運動方程可以看出，M與m的振動是相互耦合的。若m不動（s=0）則得</p><p>　　這相當于只有車身質量M的單自由度無阻尼自由振動。其固有圓頻率</p><p>　　同樣，若

98、M不動（Z=0），相當于車輪質量m作單自由度無阻尼振動，于是得</p><p><b>　　車輪部分固有頻率</b></p><p>　　ω0與ωt是雙質量系統(tǒng)，只有單獨一個質量振動時的部分頻率（偏頻）。</p><p>　　在無阻尼自由振動時，設兩個質量以相同的圓頻率ω和相角φ作簡諧振動，振幅為z10、z20則其解為</p>&

99、lt;p>　　將上面兩個解代入微分方程組得</p><p><b>　　將、代入上式可得</b></p><p>　　此方程組有非零解的條件是z10和z20的系數行列式為零即</p><p>　　上式稱為系統(tǒng)的頻率方程或特征方程，它的兩個跟為雙質量主頻率ω1和ω2的平方</p><p>　　車身與車輪兩個自由度系統(tǒng)

100、的主振型如圖⑵-1。在強迫振動情況下，激振頻率ω接近ω1時產生的低頻共振，按一階主振型振動，車身質量M的振幅比車輪質量m的振幅大將近10倍，所以主要是車身質量M在振動，稱為車身型振動。當激振頻率ω接近ω2時，產生高頻共振，按二階主振型振動，此時車輪質量m的振幅比車身質量M的振幅大將近100倍，稱為車輪型振動。此時，由于車身基本不動，所以可將兩個自由度系統(tǒng)簡化如圖8-2所示車輪部分的單質量系統(tǒng)，來分析車輪部分在高頻共振區(qū)的振動。</

101、p><p>　　圖8-2 車輪部分單質量系統(tǒng)</p><p>　　此時，質量m的運動方程為</p><p>　　將各復振幅代上式，得</p><p>　　車輪位移z1對q的頻率響應函數為</p><p>　　將上式分子、分母除以K+Kt，并把車輪部分固有頻率ωt，車輪部分阻尼比ζt帶入上式，則得</p>&

102、lt;p><b>　　其幅頻特性為</b></p><p>　　在高頻共振ω=ωt時，車輪加速度均方根值譜正比于幅頻特性</p><p>　　式中，車輪部分固有頻率</p><p><b>　　車輪部分阻尼比</b></p><p>　　可見，降低輪胎剛度Kt能使ω1下降和ζt加大，這是減小車

103、輪部分高頻共振時加速度的有效方法；降低非懸掛質量m使ω和ζt都加大，車輪部分高頻共振時的加速度基本不變，但車輪部分動載m下降，對降低相對動載有利。</p><p>　　8.3車身加速度的幅頻特性</p><p>　　對該車懸架進行平順性分析，在車輪和車身垂直方向上建立兩自由度的平順性分析模型。</p><p><b>　　根據公式</b><

104、;/p><p>　　其中，為剛度比，為質量比；</p><p>　　8.4相對動載，對的幅頻特性</p><p>　　車輪動載，靜載。對q的頻率響應函數：</p><p>　　8.5車身振動相應均方根值</p><p>　　當確定了路面不平度系數和車速u之后，可計算路面速度功率譜密度，并求出振動相應量、Fd/G、f對的幅頻

105、特性，然后就可以求出響應量的功率譜密度。由于這三個振動響應量地均值為零，所以這幾個量的統(tǒng)計特征值—方差等于均方值，此值可由功率譜密度對頻率積分求得。</p><p>　　一般難以用解析的方法直接進行積分，在工程上采用數值積分的方法。等間隔取N個離散頻率值，頻帶寬度為</p><p>　　n=(1,2,3,……，N)</p><p>　　編入程序輸出結果為0.2561

106、</p><p><b>　　輸出圖形為：</b></p><p>　　圖8-3 MATLAB編程得到的車身加速度的幅頻特性曲線圖</p><p>　　8.6影響平順性的因素</p><p>　　由于汽車行駛平順性涉及的對象是“路面---汽車---人”構成的系統(tǒng),因此影響汽車行駛平順性的主要因素是路面的不平(它是震動

107、的起源)和汽車的懸架、輪胎、座椅、車身等總成部件的特性---包括剛度、頻率、阻尼和慣性參數(質量、轉動慣量等)產生變化和破壞。這些參數是根據各種不同使用要求的車輛設計的,在使用時要保證不破壞這些參數。例如懸架系統(tǒng)的鋼板彈簧片間的潤滑不良,等于增加了懸架剛度；減震器漏油等于減小了懸架系統(tǒng)的阻尼等。</p><p><b>　　第9章 結 論</b></p><p>　　

108、本次畢業(yè)設計給我提供了一次非常難得的理論與實際相結合的機會，通過這次對途勝2.0轎車懸架的設計，我將理論知識和實際設計結合了起來，鍛煉了我的綜合運用所學的專業(yè)基礎知識來解決實際工程問題的能力，同時也提高我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力的水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的綜合能力得到了鍛煉與提高。</p><p>　　根據計算數據，我選擇了切實可行的

109、方案，前懸架采用用了目前較流行的麥弗遜式獨立懸架，后懸架則采用平順性更加出色的雙叉骨獨立懸架，前、后懸架的減振器均采用雙向作用式筒式減振器。這種設計有利于提高汽車行使穩(wěn)定性與乘坐舒適性。</p><p>　　考慮到轎車的使用條件增強汽車乘坐舒適性，我選用了螺旋彈簧做為彈性元件，其結構簡單、制造方便及有較高的比能容量，在導向機構大擺動量下任具有保持車輪定位角的能力，因此得到了廣泛采用。</p><

110、;p>　　為了降低汽車的固有振動頻率以改善行駛平順性，增強懸架的垂直剛度值，減小汽車在轉彎時車身的側傾，我在前懸架增加了橫向穩(wěn)定桿來增強汽車的行駛穩(wěn)定性。</p><p>　　考慮到現代人對汽車的行駛平順性與乘坐舒適性的要求越來越高，我利用MATLAB軟件進行平順性分析，保證汽車的平順性達與乘坐舒適性的到要求。</p><p>　　歷時四個月的畢業(yè)設計工作即將結束了。本次對途勝2.0

111、轎車懸架的設計結構合理，完成了指導教師所下達的任務量，達到了預期目標。為我今后走向工作崗位打下了堅實的基礎。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 王望予.汽車設計.吉林：機械工業(yè)出版社，2004.</p><p>　　[2] 余志生.汽車理論.吉林：機械工業(yè)出版社 ,2001.6.</p>&

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