奇瑞微型汽车悬架系统设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 I 摘 要 随着汽车 工业 的发展，人们对汽车 乘座 舒适性 和安全性 的要求 逐渐提高 ， 因此对汽车悬架系统和减震器也提出了更高的要求。这次 设计的微型汽车的悬架系统是有实际意义的。 本次设计的主要内容是：奇瑞微型汽车的前、后悬架系统的结构设计。其前后悬架均采用目前比较流行的麦弗逊式独立悬架，减震器为液力双向作用筒式减震器。本说明书还包括前、后悬架性能和结构特 点 的介绍， 悬架参数的确定，减震器设计及计算过程，螺旋弹簧设计及设计过程，悬架刚度和挠度的计算以及各零部件包括连接处的选择。并用 件编程平顺性的分析，论证了该系统设计方案的正确性和可行性 。 在对样车悬架进行平顺性分析中，建立了两自由度的平顺性分析模型，分别绘制 车身加速度幅频特性曲线、相对动载幅频特性曲线、弹簧动挠度幅频特性曲线 分析了悬架参数对汽车平顺性的影响。 因此，这次设计的悬架系统 具有良好的行使平顺性。 关键词： 悬架系统 ； 减震器 ； 螺旋弹簧 ； 导向机构；平顺性 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 of of As a is a on of is a of of in is in is of a is by In of a of is on on a be a 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 录 第 1 章 绪 论 . 1 架简介 . 1 计要求： . 2 第 2 章 前、后悬架结构的选择 . 3 立悬架结构特点 . 3 立悬架结构形式分析 . 3 助元件 . 4 第 3 章 技术参数确定与计算 . 5 要技术参数 . 5 架性能参数确定 . 5 架静挠度 . 6 架动挠度 . 6 架弹性特性曲线 . 6 第 4 章 弹性元件的设计计算 . 7 悬架弹簧 . 7 悬架弹簧 . 8 第 5 章 悬架导向机构的设计 . 10 向机构设计要求 . 10 弗逊独立悬架示意图 . 10 向 机构受力分析 . 11 臂轴线布置方式 . 13 向机构的布置参数 . 错误 !未定义书签。 第 6 章 减振器设计 . 14 振器概述 . 14 振器分类 . 14 振器参数选取 . 15 振器阻尼系数 . 15 大卸荷力 . 16 式减振器主要尺寸 . 16 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 章 横向稳定杆设计 . 18 向稳定杆参数确定 . 18 第 8 章 平顺性分析 . 21 顺性概念 . 21 车的等效振动分析 . 21 身加速度的幅频特性 . 23 对动载的幅频特性 . 24 架动挠度的幅频特性 . 25 响平顺性的因素 . 27 第 9 章 结 论 . 29 参考文献 . 错误 !未定义书签。 致 谢 . 30 附 录 . 30 附 录 . 39 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 绪 论 架简介 汽车悬架是车架与车轴之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架，缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬 架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。 现代汽车除了保证其基本性能，即行驶性、转向性和制动性等之外，目前正致力于提高安全性与舒适性，向高附加价值、高性能和高质量的方向发展。对此，尤其作为提高操纵稳定性、乘坐舒适性的轿车悬架必须进行相应的改进。舒适性是汽车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。 悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求 :首先，悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲 ，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，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。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可 能 性，有足够的刚度、强度和寿命。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 设计要求： （ 1）完成前悬架系统设计； （ 2）完成后悬架系统设计； （ 3）对整车进行 平顺性分析； （ 4）提出前后悬架匹配方面的改进方案。 （ 5）有良好的隔音能力； （ 6）结构紧凑、占用空间尺寸要小； （ 7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求簧上质量与弹性元件组成的振系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理，对于轿车，要求前悬架的固有频率略低于后悬架的固有频率，还要尽量避免悬架撞击车架（或车身 ）。 汽车在不平路面行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。 为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼 。阻尼 值取大，能使振动迅速衰减，但会把路面较大的冲击传递到车身， 阻尼 值取小，振动衰减慢，受冲击后振动持续时间长，使乘客感到不舒服。为充分发挥弹簧在压缩行程中作用，常把压缩行程的阻尼比设计得比伸张 行程 小。 利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅减小，直至振动停止。 适当 地选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 第 2 章 前、后悬架结构的选择 独立悬架的结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独的通过弹性悬架与车架（车身）连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响。轿车和载重量 1车后悬架上也在逐渐采用独立悬架，越野车、矿用车和大客车的前悬架也有一些采用独立悬架。 独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位 置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮独自运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力；独立悬架可提供多种方案供设计人员选用，以满足不同设计要求。独立悬架的缺点是结构复杂，成本较高，维修困难。这种悬架主要用于乘用车和部分质量不大的商用车上。 根据导向机构不同的结构特点，独立悬架可分为：双横臂，单横臂，纵臂式，单斜臂，多杆式及滑柱（杆）连杆（摆臂）式等等。按目前采用较多的有以下三种形式：双横臂式，滑柱连杆式，斜置单臂式。 按弹性元件采用不同分为：螺旋弹簧式，钢板弹簧式，扭杆弹簧式，气体弹簧式，中级轿车目前采用最多的是螺旋弹簧悬架。 如图 1 所示为双横臂式独立悬架。双横臂式独立悬架按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种悬架。等长双横臂式悬架在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大 (与单横臂式相类似 )，造成轮胎磨损严重，现已很少用。对于不等长双横臂式悬架，只要适当选择、优化上下横臂的长度，并通过合理的布置、就可以使轮距及前轮定位参数变化均在可接受的限定范围内保证汽车具有良好的行驶稳定性 。 麦 弗逊独立 悬架 特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 有利于汽车的操纵性和稳定性。麦克弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与烛式悬架正好相反。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。 麦弗逊悬挂通常由两个基本部分组成：支柱式减震器和 A 字型托臂。之所以叫减震器支柱是因为它除了减震还有支撑整个车身的作用，他的结构很紧凑，把减震器和减震弹簧集成在一起，组成一个可以上下运动的滑柱；下 托臂通常是 A 字型的设计，用于给车轮提供部分横向支撑力，以及承受全部的前后方向应力。整个车体的重量和汽车在运动时车轮承受的所有冲击就靠这两个部件承担。所以麦弗逊的一个最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是：悬挂重量轻和占用空间小。 图 2 2 麦弗逊独立悬架 助元件 向稳定器 近代汽车的悬架一般都很软，在高速行驶中转向时， 车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。为了减少这种横向倾斜，往往在悬架中添置横向稳定器来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥作用。它除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，也有助于使汽车获得所需要的不足转向。 向机构 导向机构 的作用是 传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动， 它由 导向机构由控制摆臂式杆件组成 。出于对中级轿车的考虑为了在原有独立悬架的基础上添加导向机构又不使结构复杂，决定采用单杆式导向机构。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 第 3 章 技术参数确定与计算 要技术参数 整车的基本参数见表 尺寸参数 轴距（ 2600 轮距 前轮（ 1380 后轮（ 1360 质量参数 轴荷分配 空载 前轴（ 660 后轴（ 630 满载 前轴（ 780 后轴（ 885 非簧载质量：前悬非簧载质量为 55 后悬非簧载质量为 85载质量（满载） 前簧载质量满载轴荷质量 非簧载质量 780 55 725簧载质量满载轴荷质量 非 簧载质量 885 85 800架性能参数确定 1）自振频率（固有频率）选取 对发动机排量在 下的乘用车，前悬架满载偏频要求在 悬架则要求在 则上，乘用车的发动机排量越大，悬架的偏频应越小，要求满载前悬架偏频在 因此取：前悬架偏频 n=悬架偏频 n=) 悬架刚度 前后悬架刚度 21,别为 1 1 7 2221 9 2 9 2222 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 推导出与由 2： 前悬架静挠度： mm 8 83 7 8 1 4/987 2 5111 后悬架静挠度： 594 9 2 9 898800222 8/1 5 912 cc cc 式中：汽车静止时悬架上的载荷 g 重力加速度 )2 前、后悬架的静挠度1使后悬架静 挠度2样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。 为了防止在不平路面上行驶时经常冲击缓冲块，悬架还必须具备足够的动挠度 前、后悬架的动挠度常按其相应的静挠度来选取，对于轿车 。因此取 架弹性特性曲线 图 3架弹性特性曲线 1 23 45 67 8买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 第 4 章 弹性元件的设计计算 1） 弹簧中径、 钢丝 直径、及结构形式 定 弹簧中径 5 钢丝直径 0 结构形式 ：端部并紧、不磨平、支撑圈为 1 圈 所选用的材料为 机械设计手册得 则 M P 2） 弹簧圈数 由前知 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷 P 为 o o s 其中 m 前悬架单侧簧载质量（ 前悬架减振器安装角（ 2 ） 螺旋弹簧在 P 下的变形 f 为 1 8 s 螺旋弹簧的刚度 8 8 6 5 4 7 由 得弹簧工作圈数 i 8867)1000120(8)100012(41034 取 7i ， 又 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 关系为 2则弹簧总圈数 7n 3）弹簧完全并紧时的高度 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 以及弹簧完全并紧时的高度 s 26)19( 则 7 1801 8 81 0 3 取弹簧总高度 00 4）应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： 28 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 又 10121 2 0 104()1104(4()14( 则 M P 800100010(2 式中 K 曲度系数 C 弹簧指数 1） 弹簧中径、 钢丝直径、及结构形式 定 弹簧中径 20 钢丝直径 2 结构形式 ：端部并紧、不磨平、支撑圈为 1 圈 所选用的材料为 机械设计手册得 则 M P 2） 弹簧圈数 由前知 单侧螺旋弹簧所受轴向载荷 P 为 o o s 其中 m 后悬架单侧簧载质量（ 后悬架减振器安装角（ 5 ） 螺旋弹簧在 P 下的变形 f 为 s 螺旋弹簧的刚度 4 6 3 9 1 7 由 4 8 得弹簧工作圈数 i 4635)1000120(8)100012(41034 取 7i ， 又 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 关系为 2则弹簧总圈数 9n 3）弹簧完全并紧时的高度 弹簧总圈数 n 与有效圈数 i 以 及弹簧完全并紧时的高度 s 1 0 36)19( 则 4280159103 取弹簧总高度 50 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 4）应力校核 所选螺旋弹簧的剪应力为： 28 又 10121 2 0 104()1104(4()14( 则 M P K 800100010(2 式中 K 曲度系数 C 弹簧指数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 第 5 章 悬架导向机构的设计 向机构设计要求 1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 ，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。 2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。 3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在 加速度下，车身侧倾角不大于 76 ，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 4）汽车制动时，应使车身有抗前俯作用，加速时有抗后仰作用。 图 5弗逊式独立悬架 1） 适用弹簧：螺旋弹簧 2） 主要使用车型：轿车前轮； 3） 车轮上下振动时前轮定位的变化： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 （ 1） 轮距、外倾角的变化比稍小； （ 2） 拉杆布置可在某种程度上进行调整。 4） 侧摆刚度：很高、不需稳定器； 5） 操纵稳定性： （ 1） 横向刚度高； （ 2） 在某种程度上可由调整外倾角的变化对操纵稳定性进行调整。 3F 作用到导向套上的力 1F 前轮上的静载荷 1F 减去前轴簧下质量的 21 6F 弹簧轴向力 a 弹簧和减振器的轴线相互 偏移的距离 图 5弗逊式独立悬架导向机构受力简图 )(a 分析如图 5示麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图可知 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 )( 13 横向力3作用在导向套和活塞上的摩擦力 f 为摩擦系数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小3F，要求尺寸 越大越好，或者减小尺寸 a 。增大 使悬架占用空间增大，在布置 上有困难；若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小 a 的目的，但也存在布置困难的问题。为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的 G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸 a 的目的，又可以获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动 G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。 图 5弗逊式独立悬架导向机构受力简图 )(b 为了发挥弹簧减小横向力3时还将弹簧下端布置靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。这就是麦弗逊式独立悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 麦弗逊式独立悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响到汽车的 侧倾稳定性。当摆臂轴的抗前倾俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动作平动。因此，主销后倾角保持不变。 当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮后方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有增大的趋势。当抗前倾俯角与主销后倾角的匹配使运动瞬心交于前轮前方时，在悬架压缩行程，主销后倾角有减小的趋势。为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角有增加的趋势。因此，在设计麦弗逊式独立悬架时，应选择参数抗前倾俯角能使运动瞬心交于前轮后方。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 第 6 章 减振器设计 为加速车架与车身的振动的衰减，以改善汽车的行使平顺性，在大多数汽车的悬架系统内部装有减振器。在麦弗逊悬架中，减振器与弹性元件是串联安装。 汽车悬架系统中广泛的采用液力减振器。液力减振器的工作原理是，当车架和车桥作往复的相对运动而活塞在钢筒内作往复运动时，减振器壳底内的油液便反复的通过一些狭小的空隙流入另一内腔。此时孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻力，使车身和车架的振动能量转化成为热能被油液和减振器壳体所吸收，然后释放到大气中。减振器的阻尼力的大小 随车架和车桥相对速度的增减而增减，并且与油液的黏度有关。要求油液的黏度受温度变化的影响近可能的小，且具有抗氧化抗汽化性及对各种金属和非金属零件不起腐蚀作用等性能。 减振器的阻尼力越大，振动消除的越快，但却使串联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架的损坏。为解决弹性元件与减振器之间的这一矛盾，对减振器提出如下的要求： 1）在悬架的压缩行程内，减振器的阻尼力应该小，以充分利用弹性元件来缓和冲击； 2）在悬架的伸张行程内，减振器的阻尼力应该大，以要求迅速的减振； 3）当车 桥与车架的相对速度较大时，减振器能自动加大液流通道的面积，使阻尼力始终保持在一定的限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 减振器按结构形式不同，分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力 )2010( 条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为 )5，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛 的应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 振器参数选取 通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 Y 取得小些，伸张行程的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持 )的关系 1 设计时，先选取 Y 与S的平均值 。对于无内摩擦的弹性元件悬架， ；对于有内摩擦的弹性元件悬架， 值取小些。对于 行使路面条件较差的汽车， 值应取大些，一般取 ；为避免悬架碰撞车架，取 于本设计选用的悬架，取 振器阻尼系数 减振器阻 尼系数 2 。 因悬架系统固有频率 ，所以理论上 2 。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如图 6装时，减振器阻尼系数为 2c o s)2( 所以 1211 co s)2( 2c o s)2 （单边） 2222 co s)2( 5c o s)2 2892 （单边） 图 6减振器安装位置 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 在下摆臂长度不变的条件下，改变减振器下横臂的上固定点位置或者减振器轴线与铅直线之间的夹角 ，会影响减振器阻尼系数的变化。 大卸荷力 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度 在减振器安装如图 7示时， 式中 A 车身振幅，取 W 悬架系统的固有频率 卸荷速度 ,一般为 o o s 1 前 o o s 2 后 前 如已知伸张时的阻尼系数S,在伸张行程的最大卸荷力F 0 则 1 40 前前前 9 20 后后后 式减振器主要尺寸 1） 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 )1(420 P P取 双筒式取 由 1999491 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 D 有 5(403020 、 等几种。 所以筒式减振器工作直径 D 可取： (4220 前前取 0前买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 8094)1(4220 后后取 0后2） 油筒直径 贮油筒直径 ，壁厚取 材料可取 20 钢 前贮油筒直径 前取 5前后贮油筒直径 后取 5后连杆直径的选择 ： 5前； 5后买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 第 7 章 横向稳定杆设计 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车轮处的等效侧倾角刚度间的换算 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 该二力作用下左右车轮处的垂直位移为 应的横向稳定杆 部受到的垂向力和位移分别为 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 即 2 L 横向稳定器两端点之间的距离 由此可得出杆的角刚 度21 同理可知车轮的等效角刚度21 B 为车轮 轮距 由此可得2)()(定杆的侧倾角会较小 15%30% 当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂直力 P 作用时，其端点的位移 体为 f= )(4)(23 222331 E 材料的弹性模量， E=510 稳定 杆的截面惯性矩， I=644d 4d 稳定杆的直径， 端点作用力， N F 端点位移， 上式可知横向稳定杆的角刚度 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 21 3L /2 )(4)(2 222331 当角 刚度给定时，由此可得出稳定杆直径 d d=4 2223312 )(4)(23128 b =20应满足转应力不超过 700 P 0 016 3 2 615K 曲度系数， K =4 C 弹簧指数， C=（ 2R+d） /d 横向稳定器其他参数： L=1040 a=220b=120l=800 其中 L 横向稳定杆两端点的距离 l 横向稳定杆中部长度 a 两端 纵向部分的长度 b 横向稳定杆与车身支点距离 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 第 8 章 平顺性分析 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一定界限之内。因此