汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析【含CAD圖紙、CATIA三維圖】

畢 業(yè) 設 計 任 務 書課題： 汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名 Z Z 班 級 B 機制 096 學 號 XX0101631 指 導 教 師 X X X 專 業(yè) 系 主 任 X X X 發(fā) 放 日 期 201X 年 12 月 20 日 一、研究內容通過試驗分析和建模，研究麥弗遜懸架的特性，主要內容有：1基于 AutoCAD 繪制麥弗遜懸架的二維圖紙；2基于 CATIA 軟件建立麥弗遜懸架的三維模型；3基于 CATIA 軟件進行麥弗遜懸架運動仿真。二、研究依據(jù)1課題來源：生產實際2理論基礎：汽車構造、汽車設計、有限元分析3研究方法：軟件建模與分析三、研究要求1閱讀課題相關方面的技術、應用文獻 10 篇，外文翻譯 1 篇；2結合畢業(yè)設計課題情況，根據(jù)所查閱的文獻資料，每人撰寫的文獻綜述要求 2000 字左右；3理論分析要有詳細的推導過程；4運動仿真結果要進行分析。四、畢業(yè)設計物化成果的具體內容及要求1畢業(yè)設計要求1）設計字數(shù)不少于 1.5 萬字；2）設計按教務處畢業(yè)論文格式規(guī)范統(tǒng)一編排、打?。?）設計的觀點一般應有實際事例、實驗數(shù)據(jù)等佐證；4）設計結構合理、層次清楚、語言流暢，論文要有自己的見解。2外文資料翻譯（英譯中）要求1）外文翻譯材料中文字不少于 3000 字；2）內容必須與畢業(yè)論文課題相關；3）所選外文資料應是近 10 年的文章，并標明文章出處。五、 畢業(yè)論文進度計劃起訖日期 工作內容 備 注12 月 20 日12 月 21 日 布置任務12 月 23 日1 月 19 日 調查研究，畢業(yè)實習1 月 6 日2 月 28 日 方案論證，總體設計2 月 24 日4 月 6 日 技術設計（部件設計）4 月 7 日5 月 6 日 工作設計（零件設計）5 月 7 日5 月 29 日 撰寫畢業(yè)設計說明書5 月 30 日5 月 31 日 畢業(yè)設計預答辯6 月 1 日6 月 5 日 修改資料6 月 6 日6 月 7 日 評閱材料6 月 8 日6 月 9 日 畢業(yè)答辯6 月 10 日6 月 20 日 材料整理裝袋六、主要參考文獻：1夏長高,邵躍華,丁華.麥弗遜懸架運動學分析與結構參數(shù)優(yōu)化J.農業(yè)機械學報. 2005, 36(12):31-34.2卞學良,宋寶安,王志強,劉劍.麥弗遜懸架轉向機構優(yōu)化設計J.中國公路學報.2003, 16(02):109-112.3胡寧,羅素云,陳志恒,吳訓成.麥弗遜懸架運動分析的空間解析法J.拖拉機與農用運輸車.2007, 34(03):10-13.4張俊,何天明.麥弗遜前懸架的虛擬設計及優(yōu)化J.北京汽車.2006, (05):17-20.5艾維全,高世杰,王承,廖芳.麥弗遜式前懸架的設計改進及分析J.上海汽車.2004, (08):26-28.6張云清,陳宏,項俊,陳立平.麥克弗遜前懸架參數(shù)靈敏度分析及優(yōu)化J.機械設計與制造.2005, (04):25-27.7湯靖,高翔,陸丹.基于 ADAMS 的麥弗遜前懸架優(yōu)化研究 J.計算機輔助工程.2004, (01):29-33.8劉浩,何輝,張立軍.基于 ADAMS 的麥弗遜式懸架的結構優(yōu)化分析 J.遼寧工學院學報.2005, 25(06):50-52.9張禎云.麥弗遜懸架系統(tǒng)動力學分析與仿真J.江西科學.2007, 25(06):94-97.10時培成,陳黎卿,韋山,王立濤.麥弗遜式獨立懸架運動分析J.機械傳動.2008, (01):93-96.七、其他八、專業(yè)系審查意見系主任： 年 月 日九、汽車工程學院意見院長： 年 月 日 麥弗遜懸架側載螺旋彈簧優(yōu)化設計J. LIU, D. J. ZHUANG1, F. YU and L. M. LOUInternational Journal of Automotive Technology, Vol. 9, No. 1, pp. 2935 (2008) Copyright 2008 KSAE譯 摘要 : 采用某乘用車作為例，建立詳細的麥弗遜懸架多體動力學模型，將減振器側向力仿真結果作為側載彈簧設計目標, 并結合有限元分析中的多體動力學優(yōu)化它的設計,有限元分析結果傳回的懸掛系統(tǒng)導入后，可以進行動力學仿真，進行試驗驗證。實驗表明，采用經(jīng)過化設計的側載螺旋彈簧后可顯著降低懸架側載，該系統(tǒng)可增加阻尼桿的偏磨擦和促進阻尼器的內部摩擦，降低懸掛系統(tǒng)的行駛性能，代以一個新的與常規(guī)的螺旋彈簧彎曲中心線側載彈簧已經(jīng)被證明能夠解決這些問題。關鍵詞：多體系統(tǒng)動力學 優(yōu)化設計 麥弗遜式懸掛 側載螺旋彈簧一.前言由于結構簡單和較低的制造/服務成本，麥弗遜式懸架一直是最流行的懸架系統(tǒng)之一。對于麥弗遜懸架而言, 作用于減振器上座處的力 F 與作用于控制臂處的力 FL 地面垂直反力 FA 平衡, 如圖 1 所示。從圖中可以看出, 由于麥弗遜懸架系統(tǒng)本身結構的原因, 力 F 與減振器軸線偏離一定角度 A, 不可避免地存在側向分力 FQ, 使得減振器零件間的摩擦增大 , 造成減振器活塞桿球頭及其它零件快速磨損, 導致減振器早期失效。而且麥弗遜懸架的側向力會導致減振器摩擦功無法消除，從而惡化了車輛的行駛平順性。此外，懸掛麥弗遜懸架的汽車行駛在一個平坦的道路時，垂直振動可能會被轉移到身體直接部位，因為輕微的路面激勵，不能克服的內摩擦正確操作暫停。因此，它是非常重要的，以減少側負載 FQ，使得優(yōu)化的懸掛系統(tǒng)可以保護阻尼器部分，并提高行駛性能的懸架系統(tǒng)。傳統(tǒng)解決方案是將彈簧傾斜，但懸架中安裝空間的限制，制約了彈簧傾斜角度，以使側負載不能完全消除。最近，一些汽車制造商采用了新型彈簧，由 Muhr，Schnaubelt 等人開發(fā)，以取代常規(guī)的螺旋彈簧，其允許在按下該彈簧的兩個平行平面之間的角度，而彈簧的力線偏離的一個變種中心線。通過設計適當?shù)那剩@種彈簧本身可以抵消側負載，這樣，它被命名為側載彈簧。然而，它是非常困難的，直接從該彈簧的結構參數(shù)中定義剛度，因為側載彈簧的變形機制仍然是不清楚的。其設計通常是以測試的數(shù)據(jù)為基礎，從而得到符合要求的更快與更經(jīng)濟的方法。此外，傳統(tǒng)的優(yōu)化設計不是強調彼此之間相互作用的部分，部件和系統(tǒng)之間和系統(tǒng)之間的系統(tǒng)，同時能極大地影響一個產品的一般特性。因此，優(yōu)化的麥弗遜懸架，首先應該從制度層面開始，一些研究人員已經(jīng)做了很多貢獻。圖 1 麥弗遜懸架的減振器側載1994年，Muhr 和 Schnaubelt介紹的側載彈簧，減少側向力的麥弗遜懸架（Wnsche 和 Muhr，1994）。他們的研究是基于物理模型和實驗結果。結果表明了新側載彈簧的效果，在車身加速度和阻尼行程以及乘坐的舒適性都有著顯著提高。然而，他們的研究對象是一個已經(jīng)存在的側載彈簧，他們的研究目的是確定的側載荷彈簧的性能特點，而如何設計一個側載彈簧從未被提及。在 1996年，聰鈴木，神谷浩和敏之今泉介紹了有限元分析模型的側載彈簧的結構參數(shù)（鈴木等人，1996），包括免費線圈和長細比的影響進行分析，側載彈簧的特性，然后討論安排的應力和傾斜角度的彈簧座位置，以盡量減少阻尼器的側向力。這經(jīng)過了大量的有限元分析模型和實驗驗證，但在分析的性能特點和設計方法上面，他們并沒有深入?yún)⑴c，因此他們的研究仍然比較有限。在 2000年,敏之今泉和后藤隆結合機械動力學和有限元分析軟件進行設計的過程和分析阻尼器的摩擦。在他們的文章中，第一個側的負荷彈簧和彈簧座的有限元分析模型是建立在彈簧端部線圈的角度和座椅側載彈簧的反作用力線的角度的研究基礎上。一個新的設計程序，是機械動力學與有限元分析軟件相結合的代表。最后,作者評價側載彈簧的優(yōu)點，通過比較新的設計與傳統(tǒng)彈簧的反作用力軸和懸架摩擦。然而，設計過程并不充分，并且清楚地表示一些改進仍然需要討論，本文是設計過程的一部分，特別是設計一個側載彈簧，用于現(xiàn)有的麥弗遜式懸掛。 （1）尋找最佳連接點上標量彈簧的上部和下部部位預測了理想的力線裝置重復模擬和比較，為每一個組的連接點，這有更為簡單的方法，所以可以被取代。 （2）如何確定彈簧初始彎曲的曲率，以及如何實現(xiàn)參數(shù)的研究，特別是對彈簧的中心線曲率都沒有提及。 （3）這與中心線的側載彈簧是類似還是完全相同？該文件并沒有提供一個準確的描述，側載彈簧的曲率。 （4）在懸架優(yōu)化的評價，比較標準的是懸架摩擦，不支持默認的麥弗遜模板的ADAMS / CAR模塊。作者可能需要建立一個全新的模型，使用 ADAMS/ CAR模塊，甚至 ADAMS / VIEW模塊，它可能會花費太多的時間。在本文中，以現(xiàn)有的轎車為例，我們提出了一個更簡單，更詳細的麥佛遜側載彈簧，以減少橫向荷載對阻尼器桿的滑柱懸掛系統(tǒng)的優(yōu)化設計方法。設計流程圖如圖 2所示:為了檢驗所施加的力，在頂部安裝阻尼器桿。螺旋彈簧的麥弗遜前懸掛系統(tǒng)多體動力學模型是建立在采用多體動力學分析軟件 ADAMS/ CAR的基礎上。在隨后的優(yōu)化時，側載彈簧被選擇的阻尼力橫向分量的設計目標是使橫向力的不利影響最小化。然后將側載彈簧的曲率的初始值導出。接著，為側載彈簧結構的優(yōu)化進行分析也與實驗數(shù)據(jù)相比較，使用有限元分析（FEA）軟件 ANSYS，比較側載彈簧的縱向和橫向的彈性特性。二階曲線得到的側載彈簧作為優(yōu)化的曲率。導入后懸掛系統(tǒng) ADAMS/ CAR的有限元分析結果作為模態(tài)中性文件（MNF），最后就動力學模擬的優(yōu)化設計結果的有效性進行探討。與原彈簧垂直剛度和橫向力顯著減少的一致性表明，所提出的設計方法是適當優(yōu)化的懸掛系統(tǒng)?？梢越鉀Q和優(yōu)化設計側載彈簧的麥弗遜懸掛的側向力問題，同時還具有最小邊原來懸架剛度特性的影響。圖 2 優(yōu)化設計方法流程圖二、懸架系統(tǒng)的仿真研究以現(xiàn)有乘用車作為一個例子，是建立一個多體動力學模型的麥弗遜式前懸掛系統(tǒng)采用 ADAMS/ CAR軟件，如圖 3所示。協(xié)調系統(tǒng)根據(jù) SAE標準中定義的，所使用的彈簧是一個傳統(tǒng)的螺旋彈簧。在建模過程中的動力學參數(shù)的懸架系統(tǒng)，包括彈簧的剛度和減震器的阻尼器的特性，過程中考慮了減振器到車身、控制臂到副車架和副車架到車身 3 處橡膠襯套的非線性特性。基于這個模型，一個平行的車輪行程進行分析與車輪從 70毫米至 100毫米的移動和垂直同步。得到圖 3 前懸架系統(tǒng)模型減振器上支點處的受力 F = F x, F y, F z T 及轉矩 M= M x,M y, M z T , 變化曲線如圖 4所示。從圖中可。從圖中可知M OX, MOY,M OZ ，F(xiàn) O 與 F 大小相同并相互平行, 滿足 MO =M - rTO F ( 1) 式中 rTO = xO, yO, zO T 為減振器上支點相對于主矢作用點的位矢, 有 rTO = F M = F M# +M + ( 2) F= F+M +F 由于 FO 大小和方向可從 ADAM S 的仿真結果中直接獲得, 因而彈簧力的計算主要是確定 F O 的作用點。由式 ( 2)可知:F YM Z= FZMYrTO =FZMX - FXMZ( 3)施加左支柱的頂部安裝的測量和繪制分別在圖 4（a）和（b）。相應的側向載而 得 到 主 矢 作 用 點 坐 標 為 x O =F YM Z - F Z M YF 2X + F 2Y + F 2Z yO =F Z M X - F X M ZF 2X + F 2Y + F 2Z zO =F X M Y - F YM XF 2X+ F 2Y+ F 2Z彈 簧 力 作 用 線 方 程 可 表 示 為x = xO -F XF Z( z - H )y = yO -F YF Z( z - H ) 荷彈簧的設計，改為使用有限元分析軟件，如協(xié)調系統(tǒng)的仿真結果的原點為中心的彈簧上線圈，x 軸點的行駛方向，Z 軸的反向是隨著向上彈簧和點軸和 y軸的確定由x軸和 z軸。M = MO+rTO u F .圖 3 前懸架系統(tǒng)模型可以從圖 4看出，當車輪旅行，縱向力分量 Fx是幾乎為零，都是近似線性的，但 Fz的具有陡峭的斜坡。扭矩繞 z軸保持零組件，繞 y軸的部件幾乎是線性的和非常小的，而繞 x軸的力矩 Mx是更大的，并顯示出了強非線性傾向，這肯定是導致從組件 Fy和 Fz。圖 4 減振器上支點受力及轉矩圖 5 主要的力和力矩根據(jù)力和力矩的模擬，可以計算出所需的彈簧力的作用線及側載彈簧設計參數(shù)的優(yōu)化目標。正如在圖 5中所示，力 F和力矩 M可以簡化為一個平行的主要力矢量FO（具有相同的 F值）和一個主要的力矩矢量 MO有關與阻尼器力矩 M的形式，施加在阻尼器頂部安裝M = MO+ RTO U F。1）在式（1）中，矢量RTO點阻尼器的頂部安裝點（T）FO的作用點（O點）。當O點沿FO（MO），式（1）的行動路線仍然是僅適用于RTO改變。當RTO是垂直于FO，它也是垂直的F和M的平面，那么有 （2） FYMZ = FZMYrTO =FZMX - FXM在等式（2）中，很顯然，矢量 v的方向是由 F和 M的單位矢量，而它的值是由他們的商數(shù)確定。力 F和力矩 M的組件，可在圖 4中所示的模擬結果，因此可以計算出相應的作用點 FO的。由于力 FO是平行的力 F，所希望的彈簧力線具有相同的方向上施加的力的阻尼器的頂部安裝上，并通過點（XO，YO，zO 循環(huán)），讓式（4）中的 z分別等于零，并且彈簧安裝高度，彈簧力的作用點分別在頂部和底部的席位可以以下方式獲得，如在圖 6的（a）所示和（b）。目標側載彈簧的結構設計可以清楚地假定，優(yōu)化側載彈簧提供的力與由這兩個點確定的傾斜角度 D，符合 FO時，懸浮液，以維持原彈簧的垂直剛度行進。三、結構設計和驗證對于原來的圓筒狀的螺旋彈簧，其主要結構參數(shù)包括中間直徑 D，自由長度H0，總線圈數(shù) Nt，封閉線圈高度 Hc，間距 p及線徑 d等，主要確定彈簧的垂直剛度。至于側負載設計，另一個重要的參數(shù)是彈簧的彈簧力顯著影響的偏差中心線的曲率。3.1初始值估計為中心線這是更容易學習和復雜的曲率，延伸到側載彈簧，彈簧的常曲率中心線是一個簡單的類型。假設曲率彈簧中心線 是非常小的，在壓縮過程中的橫向位移的線圈可以被忽略。當彈簧被壓縮到其自由高度 H0到工作高度 H的彈簧上的外側和內側，垂直遞減，這是在中間的直徑，如在圖 7中所示。圖 6 彈簧力作用點坐標曲線圖 7 負載彈簧的結構參數(shù) 內的線性域，反正弦側載彈簧的結構參數(shù)。作曲外側和內側上的對應的垂直方向的力作為平行部隊，總垂直力的大小仍然是作為普通螺旋彈簧，但其作用線轉化為一定的位移根據(jù)式（6），偏移的位移 c是與曲率的中間直徑的中心線，彈簧的自由長度及平方成比例，同時不具有相關性導線直徑。當曲率為零，翻譯的動作線的消失，以及，這符合正常的螺旋彈簧。至于改變曲率側載彈簧，偏移的底部上的彈簧座的彈簧施加的力是與 cl= H tanDand部分表面中的偏移量的高度 z處，如果彈簧的作用線通過上座椅的中心。H0時側向載荷彈簧是免費的。但是，該彈簧力可以抵消在頂端的座表面的位移立方所示，在圖 6中，因此，新的偏移量。所以按下高度 H時的曲率的側載彈簧。在式（7）中，除了結構參數(shù) D，H0 和工作的高度 H，的力的傾斜角 D和偏移頂部座椅可以從模擬中獲得的結果如圖 5所示。然而，分析和計算上述線性假設，并沒有計算在的圓周位移和變形的線圈。的影響形成無效的線圈沒有考慮過，所以，對精確度是有限的理論計算。因此，式（7）只提供曲率側載彈簧的初始值和一組有限元模擬和分析可以采用模擬實際的壓縮程序和優(yōu)化的中心線的曲率。3.2有限元模擬與驗證按照第 3.1節(jié)中的討論，這是顯而易見的，從頂部到底部的曲率變化的彈簧力，更多的是傾斜的。此外，中心線曲率的一個更大的值，無論是上的頂部或底部的彈簧座，通常會導致在一個更大的彈簧力的分配點從座椅的幾何中心的偏移距離。通過修改中心線的側向載荷彈簧的功能和結構改變其他參數(shù)，一組不同的側載彈簧的有限元模型，包括剛性彈簧座椅可以采用 ANSYS軟件，如圖 8所示。底部的彈簧座被固定而最佳座椅被壓縮在一個穩(wěn)定的速度垂直。在壓縮的彈簧力線從仿真結果可以得到如在圖 9中所示，在其中不同的顏色的線代表的力線在不同的時間，即在不同的壓縮高度。它可以被看到，對 ZX的力線的突起和 XY平面，圖 9（二），（四），幾乎保持垂直和水平和變化很小，而傾斜一個顯著的角度 yz平面上增加壓縮，圖 9（ C）。壓縮到工作高度的線相比，所需的力，以確定線側載彈簧的變形參數(shù)。迭代模擬進行，直到已獲得的優(yōu)化設計。為了節(jié)省仿真時間在重復相同的結構與不同的參數(shù)，APDL（ANSYS 參數(shù)化設計語言）開發(fā)的一個軟件包，建模和仿真任務。圖 8 有限元模型減振器所受縱向分力 Fx 近似為零, 故假設側載彈簧不需提供縱向力, 彈簧中心線可簡化為平面曲線。多次仿真分析的結果證明, 對于側載變化近似為線性的側載彈簧采用二次函數(shù) y = a 0 + a 1 x + a 2 x 2 可較好地表示中心線方程。建立的有限元模型圖 9 彈簧力的作用線分布中國彈簧廠制造的樣品的最優(yōu)設計側載彈簧中，并示于表 1由一彈簧的試驗臺（ZwickZ050 模型）測試。側向載荷彈簧結構參數(shù)。參數(shù) 值中徑(mm) 125自由長度(mm) 354總線圈數(shù)量 6.5有效圈數(shù) 4.9封閉圈高度(mm) 22.4傾斜度(mm) 63.1線徑(mm) 12.4圖 10 Spring 測試鉆機（ZwickZ050l） 。圖 11 仿真結果和實驗數(shù)據(jù)之間比較圖 10與有限元分析的結果在圖 11中的實驗結果進行比較。垂直，縱向和橫向剛度特性的有限元分析模型側向載荷彈簧適合測試數(shù)據(jù)，驗證了有限元模型及仿真結果。圖 12 設計的側向載荷彈簧的阻尼桿的頂部安裝的壓力四、模擬與專方，加載彈簧在模態(tài)中性文件的形式，在 ANSYS有限元分析得到的結果是之前的 ADAMS模型，從而多體動力學仿真與設計的側載彈簧的麥弗遜懸掛系統(tǒng)，可以進行檢查的有效性設計的彈簧。虛擬試驗場的方法是通過模擬非線性動力汽車乘坐的舒適性事件分析，由 Yu等人的建議。 將側載彈簧有限元模型轉換成中性文件導入到 ADAM S中, 建立剛柔耦合的多體系統(tǒng)模型并進行動力學仿真計算, 以檢驗優(yōu)化設計的側載彈簧對懸架系統(tǒng)的作用效果。風門桿的頂部安裝上的分力的仿真結果繪制在圖 12中。與在圖 4中所示的結果（一）相比，可以看出，優(yōu)化后的垂直力 Fz以及適合原始懸架系統(tǒng)的仿真結果。這意味著在設計側載彈簧保持了原有的垂直剛度，以確保原來的懸浮液性能特此。此外，將橫向力 Fy已顯著地減少和幾乎與整個車輪行程范圍內的零值。阻尼桿和內干摩擦阻尼器部件之間的側磨損得到令人滿意的降低，這是顯而易見的。五、結論基于詳細的多體模型之上，作者為麥弗遜懸架系統(tǒng)進行了優(yōu)化設計與側載彈簧，并獲得所需的垂直和側向特性，從而顯著降低側向力，并保持了原系統(tǒng)的性能。模擬與實驗的研究結果表明，一個設計適當?shù)膫认蜉d荷彈簧提供了理想的縱向和橫向力，沒有操作中的縱向力。目前的研究表明，在汽車懸架的結構優(yōu)化設計中，優(yōu)化設計的懸架系統(tǒng)，多體動力學仿真與有限元分析相結合，是很有效的方法。這樣可以節(jié)省時間并降低成本，因為我們保持在組件升級和迭代優(yōu)化過程中，驗證與優(yōu)化側載彈簧。此方法也可用于其他復雜的螺旋彈簧懸掛彈簧設計。參考文獻 1Gotoh, T. and Imaizumi, T. (2000). Optimization of force action line with new spring design on the MacPherson strut suspension for riding comfort. SAE Paper No. 2000-01-0101. 2Muhr, K.-H. and Schnaubelt, L. (1989). Offenlegungsschrift, Deutsches Patentamt Bundes Druckei. 05.89 908 826/ 423. 3Suzuki, S., Kamiya, S. and Imaizumi, T. (1996). Approaches to minimizing side force of helical coil springs for riding comfort. SAE Paper No. 960730. 4 Wnsche, T. and Muhr, K.-H. (1994). Side load springs as a solution to minimize adverse side loads acting on the McPherson strut. SAE Paper No. 940862. 5Yu, Y. S., Cho, K. Z. and Chyun, B. (2005). Vehicle dynamic simulation using a nonlinear finite element analysis code. Int. J. Automotive Technology 8, 1, 2935.一、 實習目的 1、 了解汽車的結構，發(fā)動機與汽車的相關關系，發(fā)動機在汽車中的作用和地位。2、 了解發(fā)動機的結構組成。3、 為畢業(yè)設計提供參考材料。二、 實習內容1、 了解汽車的結構現(xiàn)代汽車是由多個裝置和機構組成的。根據(jù)其動力裝置、使用條件等不同，汽車的具體結構可以有很大的差別。但是不同型號、不同類型及不同廠家生產的汽車其基本構造都是由發(fā)動機、底盤、電器設備和車身四大部分組成。 （一）發(fā)動機 發(fā)動機是為汽車行使提供動力的裝置。其作用是使燃料燃燒產生動力，然后通過底盤的傳動系驅動車輪使汽車行駛。發(fā)動機主要有汽油機和柴油機兩種。 （二）底盤 底盤作用是支承、安裝汽車發(fā)動機及其各部件、總成，形成汽車的整體造型，并接受發(fā)動機的動力，使汽車產生運動，保證正常行駛。底盤由傳動系、行駛系、轉向系和制動系組成。 1）、傳動系 傳動系由離合器、變速器、萬向傳動裝置和驅動橋組成，用來將發(fā)動機輸出的動力傳給驅動輪，并使之適合與汽車行駛的需要。 離合器固定于發(fā)動機飛輪后端面，并和變速器相連。離合器經(jīng)常處于接合狀態(tài)。當駕駛員踩下離合器踏板時，離合器分離，動力傳遞中斷，以便進行起步、換檔和制動等項作業(yè)。離合器還可通過打滑對傳動系實行過載保護。 變速器上設有若干個前進擋和一個倒擋，各擋傳動比都不相同，可以滿足汽車在不同行駛阻力和不同車速下的需要。倒擋可以使汽車實現(xiàn)倒駛?！翱論酢笨梢詫恿鬟f中斷。 萬向傳動裝置位于變速器和驅動橋之間，將變速器輸出的動力傳至驅動橋。 驅動橋由主減速器、差速器、半軸和橋殼組成，其中有一個橋（多半是后橋）是驅動橋，驅動汽車，而另一個橋（多半是前橋）為從動橋，不起驅動作用。但越野汽車所有的車橋都是驅動橋，因此在變速器后面設有分動器，負責向各橋分配動力。 2）、行駛系 行駛系是汽車的基礎，由車架、車橋、車輪與輪胎以及位于車橋和車架之間的懸掛裝置組成。車架是汽車的裝配基體，將整個汽車裝成一體。車橋與車輪負責汽車的行駛，懸掛裝置組成。車架是汽車的裝配基體，將整個汽車裝成一體。車橋與車輪負責汽車的行駛，懸掛裝置將車橋安裝于車架，起到傳力、導向和緩沖減震的作用。行駛系除影響汽車的操縱穩(wěn)定性外，還對汽車的乘座舒適性起重要影響。 3）、轉向系 轉向系用來改變或者恢復汽車的行駛方向。它是通過使前輪相對與汽車縱向平面偏轉一定的角度來實現(xiàn)轉向的。轉向系主要由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機組成。 4）、制動系 制動系的作用是使行進中的汽車迅速減速直至停車，是停放的汽車可靠地駐留原地不動。行車制動裝置由設在每個車輪上的制動器和制動操縱機構組成，由駕駛員通過制動踏板來操縱。駐車制動裝置的制動器有裝在變速器第二軸上的，但大多數(shù)是與后橋制動器合一的，駐車制動器由手操縱桿來操縱。 （三）車身 車身容納駕駛員、乘客和貨物，并構成汽車的外殼。載重汽車車身由駕駛室的貨廂組成，客車與轎車的車身由統(tǒng)一的外殼構成。其他專用車輛還包括其他特殊裝備等。車身還包括車門、窗、車鎖、內外飾件、附件、座椅及車前各鈑金件等。 （四）電器設備 電器設備由電源和用電設備組成。電源包括發(fā)電機和蓄電池。用電設備的內容很多，不同車型不太一樣，主要有點火系、起動系、照明、儀表信號系統(tǒng)、空調以及其他用電設備等。 2、了解發(fā)動機的結構組成現(xiàn)代汽車廣泛采用往復活塞式內燃發(fā)動機。它是通過可燃氣體在汽缸內燃燒膨脹產生壓力，推動活塞運動并通過連桿使曲軸旋轉來對外輸出功率的。主要包括兩大機構和五大系統(tǒng)，它們是曲柄連桿機構、配氣機構、燃料供給系統(tǒng)、點火系統(tǒng)（汽油發(fā)動機）、起動系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)和潤滑系統(tǒng)組成。柴油發(fā)動機的點火方式為壓燃式，所以無點火系。 1）、曲柄連桿機構 主要由缸體、活塞環(huán)、連桿、曲軸和飛輪等組成。缸體上部為汽缸、下部為曲軸箱。活塞位于汽缸內。活塞環(huán)用來填充汽缸與活塞之間的間隙，防止汽缸內的氣體泄漏到曲軸箱內。曲軸安裝于曲軸箱內。飛輪固定于曲軸后端，伸出到發(fā)動機缸體之外，負責對外輸出動力。連桿用來連接活塞與曲軸，負責傳遞兩者之間的動力與運動。汽車發(fā)動機是多缸發(fā)動機，活塞與連桿的數(shù)目與缸數(shù)相同，但曲軸只有一根。 2）、配氣機構 該機構主要由凸輪軸、氣門及氣門傳動件組成。每一個汽缸都有一個進氣門和排氣門，分別位于進、排氣道口，負責封閉和開放進、排氣道。凸輪軸通過正時齒輪或者齒型皮帶由曲軸驅動而轉動，通過氣門傳動組件定時將氣門打開，將新鮮液體充入汽缸或者將燃燒后的廢氣排除汽缸。 3）、汽油機燃料供給系統(tǒng) 主要由空氣濾清器、化油器（或者燃油噴射裝置）、進氣管、排氣管、消聲器、汽油泵和汽油箱組成。主要功用是將汽油霧化、蒸發(fā)后，與空氣混合成不同濃度的可燃混合氣充入汽缸，供燃燒使用。同時，將燃燒后的廢氣排除汽缸。進入汽缸內的混合氣量由駕駛員通過加速踏板控制，以滿足發(fā)動機不同負荷的需要。 4）、柴油機燃料供給系統(tǒng) 主要由空氣濾清器、進氣管、排氣管、消聲器、柴油箱、輸油泵、噴油器等組成。通過空氣濾清器和進氣管進入汽缸內部的是空氣。柴油箱內的柴油被油泵抽出并進入噴油泵，經(jīng)噴油泵加壓后，通過噴油器直接以霧狀噴入汽缸燃燒室內。柴油在燃燒室內完成蒸發(fā)、混合后自燃。燃燒后的廢氣則由排氣管排出汽缸。駕駛員通過加速踏板根據(jù)發(fā)動機負荷的大小，控制每次噴入汽缸的柴油量。 5）、點火系統(tǒng) 點火系統(tǒng)為汽油機獨有，由蓄電池、點火開關、分電器總成、點火線圈、高壓線和火花塞組成?；鸹ㄈ挥谄兹紵?。該系統(tǒng)的主要作用是使火花塞按時產生電火花，將汽缸內的可燃混合氣點燃而做功。柴油機的燃燒方式為自燃(壓燃)，不設點火系。 6）、冷卻與潤滑系統(tǒng) 冷卻系與潤滑系負責保護發(fā)動機正常工作，使發(fā)動機有一個較長的使用壽命。冷卻系主要由水泵、散熱器、風扇、水套和節(jié)溫器等組成，負責使發(fā)動機有一個合適的工作溫度。潤滑系由機油泵、機油濾清器、主油道和油底殼組成，在發(fā)動機上起潤滑、冷卻、清潔和密封等作用。 7)、起動系統(tǒng) 主要由蓄電池、起動控制與傳動機構和起動機（馬達）等組成，用來起動發(fā)動機，使其投入運轉。 三、 實習總結在工程訓練中心實習的兩個星期，雖然短暫，但是我卻收獲頗多。這是我能力提高和知識儲備增長的兩個星期。首先，我們大學生在學校的學習學習環(huán)境畢竟有限，主要學得的一些知識多在與書本，而在真正作業(yè)上的歷練與經(jīng)驗十分匱乏，不能夠很好的滿足以后畢業(yè)工作的實際需要，有一部分是現(xiàn)在的大學生的確有很好的理論知識，但相對的實踐動手能力卻很不行。而實習則很好的彌補了這個缺陷，將我們的實踐及動手能力提升了一個檔次。其次，在實習過程中，進行的實物拆卸不僅很好的鍛煉了我們的動手實踐能力，更重要的是讓我明白了發(fā)動機是怎么組裝起來的，各個部件之間的運動關系，各部分為什么這樣組裝在一起是合理的，能夠實現(xiàn)預定的作用形式。實物拆卸也讓我對以前學習的零件結構部分理解的更透徹，以前的不解之處得到了最好的解釋。最后，發(fā)動機拆裝不是一個人能夠完成的事情。在拆裝過程中，檢驗了我們的團結合作精神。我們明確分工、精心配合，將一個學習汽車發(fā)動機知識的過程變成了一個考驗我們配合能力的契機?？傊?，這次實習真的很值得。不僅增強了專業(yè)知識，也鍛煉了我們與他人密切合作共同完成一項任務的能力。很感謝張老師對我們付出的心血，還有工程訓練中心的老師們?yōu)槲覀兯龅囊磺?。謝謝你們！ 畢 業(yè) 設 計開 題 論 證 報 告專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 X X 班 級 B 機制 096 學 號 XX10101631 指導教師 X X X 完成日期 201X 年 2月 28日 課題名稱：汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析一、課題來源、課題研究的主要內容及國內外現(xiàn)狀綜述1.課題來源生產實際2.課題研究的主要內容通過建立 CATIA 三維模型，然后麥弗遜懸架運動仿真，以便對四輪定位參數(shù)及相關零部件尺寸校核，并進行有效快捷的調整。3.國內外現(xiàn)狀隨著國內汽車行業(yè)的發(fā)展，對汽車舒適性，平順性及操縱穩(wěn)定性的要求越來越高，麥弗遜獨立懸架由螺旋彈簧、減震器、三角形下擺臂組成，絕大部分車型還會加上橫向穩(wěn)定桿，其始終以其構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性等眾多優(yōu)點而應用廣泛。我國于上世紀 80 年代開始麥弗遜式懸掛的研究，90 年代開始收獲研究成果。其中，吉林大學郭孔輝院士最早將系統(tǒng)動力學理論與隨機振動理論引入汽車振動與載荷研究，同時編寫了汽車操縱動力學 ，同濟大學余卓平院長參與了“汽車半主動懸架研究”并做出卓越貢獻，另外清華大學劉惟信，西南交通大學丁渭平等學者也為我國麥弗遜式懸掛系統(tǒng)的研究出了較大的貢獻。至于國外，1934 年 Olley 發(fā)明了被動懸架的基本原理，期間經(jīng)過不斷的發(fā)展和研究，被動懸架系統(tǒng)被廣泛的應用于各式車輛之中。20 世紀 60 年代美國 GE 公司提出了主動懸架概念；70 年代，豐田、沃爾沃等汽車公司就在汽車上作了成功試驗，使主動懸架控制系統(tǒng)以優(yōu)越的減振性能滿足了多種車輛的性能要求，不過雖然主動懸架性能優(yōu)越卻由于制造成本昂貴而不能推廣應用。進入 21 世紀后，隨著人們對汽車乘坐舒適性的不斷追求，近年來已有不少豪華轎車和豪華 SUV 紛紛換裝上了性能更優(yōu)越的電子控制式主動懸架。此外，德國汽車專家耶爾森賴姆帕爾編寫了汽車底盤基礎對各種懸架系統(tǒng)做了詳盡的描述，從懸架系統(tǒng)運動學角度對懸架定位參數(shù)進行了定義，德國汽車專家阿達姆.措莫托在其所著的汽車行駛性能里系統(tǒng)的對懸架對汽車行駛的穩(wěn)定性與舒適性影響進行了闡述，在此方面做出了杰出的貢獻。在汽車行業(yè)，傳統(tǒng)設計一般采用經(jīng)驗設計、數(shù)學推導法以及幾何作圖等方法，雖然滿足設計要求，但是精度和效率不高。隨著現(xiàn)代競爭的白熱化，人們逐漸意識到提高產品質量、縮短產品開發(fā)周期及降低產品開發(fā)成本，最有效的途徑是應用仿真工具進行系統(tǒng)水平的設計。隨著計算機等工具的普遍使用，虛擬樣機仿真技術得到了大的推廣。目前在國外，ADAMS （機械系統(tǒng)動力學仿真分析軟件）是較常用的研究軟件，其中專門用于汽車動力學分析的 ADAMS/Car 模塊，由于其仿真分析時間短，可重復性好，對各種方案可以進行快速優(yōu)化對比，并可以完成在試驗條件下不能進行的嚴酷工況分析，因此廣泛應用于汽車設計領域。ADAMS 中的 Car 模塊是 MSC 與 Audi、BMW，Renault 和 Volvo 等公司合作開發(fā)的整車設計軟件包，集成了他們在汽車設計、開發(fā)方面的專家經(jīng)驗，能夠幫助工程師快速建造高精度的整車虛擬樣機。它具有豐富的建模功能和強大的運動學與動力學解算能力，可以建立規(guī)模龐大、機構復雜的系統(tǒng)級仿真模型，可對懸架和整車的性能進行仿真分析和綜合性能的評價。對于懸架系統(tǒng)來說，ADAMS/Car 在仿真結束后，可自動計算出 38 種懸架特性，根據(jù)這些常規(guī)的懸架特性，用戶又可定義出更多的懸架特性，產品設計完全可以通過這些特性曲線來對懸架進行綜合性能的評價和分析。ADAMS/Insight 模塊能很方便地進行虛擬試驗，精確地預測所設計的復雜機械系統(tǒng)在各種工作條件下的性能，并對試驗結果提供專業(yè)化的統(tǒng)計結果。二、本課題擬解決的問題汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統(tǒng)，它在很大程度上決定了汽車的行駛平順性與舒適性，并進一步影響到汽車輪胎的使用壽命。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：（1）能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求；（2）降低輪胎的磨損程度（3）所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命；三、解決方案及預期效果1.解決方案（1）了解麥弗遜懸架，根據(jù)具體問題進行分析；（2）基于 AutoCAD 繪制麥弗遜懸架的二維圖紙；（3）基于 CATIA 軟件建立麥弗遜懸架的三維模型；（4）基于 CATIA 軟件進行麥弗遜懸架運動仿真。2.預期效果（1）查閱資料，分析實驗內容及方向，深入了解麥弗遜懸架；（2）討論并設計實驗方案，進行可行性論證分析確定項目實施方案；（3）計算說明書；（4）用 CATIA 三維建模；（5）用 CATIA 進行運動仿真。四、課題進度安排12 月 23 日1 月 19 日畢業(yè)實習階段。畢業(yè)實習，查閱資料，到多個公司實踐，撰寫 實習報 告。1 月 6 日2 月 28 日開題階段。提出總體設計方案及草圖，填寫開題報告，前期 檢查。2 月 24 日5 月 6 日 設計初稿階段。完成總體設計圖、部件圖、零件圖，中期檢查。5 月 7 日5 月 29 日 設計完善工作階段。完善設計圖紙，編寫畢業(yè)設計說明書。5 月 30 日5 月 31 日畢業(yè)設計預答辯。6 月 1 日6 月 5 日畢業(yè)設計整改。圖紙修改、設計說明書修改、定稿，材料復 查。6 月 6 日6 月 7 日畢業(yè)設計材料評閱。6 月 8 日6 月 9 日畢業(yè)答辯。6 月 10 日6 月 20 日材料整理裝袋。五、指導教師意見簽名 年 月 日六、專業(yè)系意見簽名 年 月 日七、學院意見簽名 年 月 日 外 文 翻 譯專 業(yè) 機械設計制造及其自動化學 生 姓 名 班 級 學 號 外文資料名稱：Optimized design for a MacPherson strut suspension with side load springs外文資料出處: International Journal of Automotive Technology, Vol. 9, No. 1, pp. 2935 (2008) Copyright 2008 KSAE 附 件： 1.外文資料翻譯譯文 2.外文原文 指導教師評語：簽名： 年 月 日麥弗遜懸架側載螺旋彈簧優(yōu)化設計譯 畢 業(yè) 設 計 說 明 書汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 X X 班 級 B 機制 096 學 號 XX10101631 指導教師 X X X 完成日期 20XX 年 6 月 5 日 鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析摘 要：隨著汽車工業(yè)技術的發(fā)展，人們對汽車的行駛平順性，操縱穩(wěn)定性以及乘坐舒適性和安全性的要求越來越高。汽車行駛平順性反映了人們的乘坐舒適性，而舒適性則與懸架密切相關。因此，懸架系統(tǒng)的開發(fā)與設計具有很大的實際意義。本次設計主要研究的是麥弗遜懸架系統(tǒng)的硬件選擇設計，計算出懸架的剛度、靜撓度和動撓度及選擇出彈簧的各部分尺寸，并且通過阻尼系數(shù)和最大卸荷力確定了減振器的主要尺寸，最后進行了橫向穩(wěn)定桿的設計以及 CATIA 三維建模及運動仿真分析。關鍵詞：麥弗遜懸架；結構設計；三維建模；運動仿真；仿真分析鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013Design and Kinematics Analysis of Macpherson Suspension of AutomobileAbstract: With the development of automobile industry technology, automobile riding comfort, handling stability and ride comfort and safety requirements are getting higher and higher. Car ride reflects peoples comfort; comfort is closely related to the suspension. As a result, the suspension system development and design has great practical significance. This design mainly is the research of the Macpherson suspension system hardware design, calculate the stiffness of the suspension dynamic deflection and static deflection and choose the parts dimensions of the spring, and damping coefficient and maximum unloading force to determine the main dimensions of the shock absorber, finally this paper gives the design of the horizontal stabilizer bar and CATIA 3D modeling and motion simulation analysis. Key words: Macpherson suspension; Architectural design; Three-dimensional modeling; Motion simulation; The simulation analysis鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013目 錄1 緒論 11.1 汽車懸架的功用 11.2 懸架的組成 11.2.1 彈性元件 11.2.2 減振器 21.2.3 導向機構 21.2.4 橫向穩(wěn)定器 31.3 懸架的分類 31.3.1 非獨立懸架 31.3.2 獨立懸架 31.3.3 麥弗遜式懸架 41.4 懸架的國內外發(fā)展情況 62 懸架的分析設計 82.1 懸架總體參數(shù)計算 82.2 懸架的空間幾何參數(shù) 82.3 懸架的彈性特性和工作行程 82.3.1 懸架彈性特性 82.3.2 懸架的工作行程 92.3.3 懸架頻率的選擇 .103 懸架主要零件的設計 .113.1 螺旋彈簧的設計 .113.1.1 螺旋彈簧參數(shù)的計算 .113.1.2 螺旋彈簧的剛度 .113.1.3 計算彈簧鋼絲直徑（滿載時） .113.1.4 彈簧的校核 .123.1.5 小結 .123.2 減震器的設計 .133.2.1 減振器結構類型的選擇 .133.2.2 減振器的比較 .133.2.3 減振器的特性 .143.2.4 減振器阻尼系數(shù) 的確定 153.2.5 減震器最大卸荷力 0F的確定 .15鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 20133.2.6 減震器工作缸直徑 D 的確定 .163.2.7 貯油筒直徑 C的確定 .163.3 橫向穩(wěn)定桿的設計 .163.3.1 橫向穩(wěn)定桿的作用 .163.3.2 橫向穩(wěn)定桿的參數(shù) .174 懸架導向機構的設計 .184.1 側傾中心的高度 .184.2 側傾軸線 .184.3 側傾角剛度 .184.4 側傾角剛度的計算 .194.5 導向機構受力分析 .195 CATIA 懸架模型的建立 .215.1 CATIA 軟件簡介 .215.2 CATIA 模型建立原理 .215.3 螺旋彈簧的創(chuàng)建 .225.4 轉向節(jié)的創(chuàng)建 .225.5 橫擺臂的創(chuàng)建 .235.6 懸架總體創(chuàng)建 .246 CATIA 的運動仿真 .256.1 仿真之前的準備 .256.2 仿真設置 .257 CATIA 的仿真分析 .277.1 導入仿真 .277.2 車輪定位參數(shù) .277.2.1 主銷后傾角 .277.2.2 主銷內傾角 .287.2.3 前輪外傾角 .287.2.4 前輪前束角 .297.3 仿真特性參數(shù)的輸出 .307.4 結論 .318 結論 .32參考文獻 .33致 謝 .34鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 201311 緒論1.1 汽車懸架的功用作為汽車的車架（或承載式車身）與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，懸架的功用是傳遞作用在車輪和車架之間的力及其力矩，緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并迅速衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。懸架系統(tǒng)在汽車上所起到的這幾個功用是緊密相連的。要想迅速的衰減振動、沖擊，乘坐舒服，就應該降低懸架剛度。但這樣，又會降低整車的操縱穩(wěn)定性。必須找到一個平衡點，即保證操縱穩(wěn)定性的優(yōu)良，又能具備較好的平順性。懸架是汽車中的一個重要總成，它把車架與車輪彈性地聯(lián)系起來，關系到汽車的多種使用性能。懸架結構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。1.2 懸架的組成21 世紀往后推出的汽車，其懸架盡管有不同的結構形式，但一般都由彈性元件、減振器、和導向機構(縱、橫向推力桿)等三部分組成等，如圖 1-1 所示。圖 1-1 懸架的組成1.2.1 彈性元件功能：支撐垂直載，緩和和抑止不平路面引起的振動和沖擊。彈性元件主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、氣彈簧和橡膠彈簧等。原理：用具有彈性較高材料制成的零件，在車輪受到大的沖擊時，動能轉汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析2化為彈性勢能儲存起來，在車輪下跳或回復原行駛狀態(tài)時釋放出來。1.2.2 減振器功能：減振器是產生阻尼力的主要元件，其作用是迅速衰減汽車的振動，改善汽車的行駛平順性，增強車輪和地面的附著力。另外，減振器能夠降低車身部分的動載荷，延長汽車的使用壽命。目前在汽車上廣泛使用的減振器主要是筒式液壓減振器，其結構可分為雙筒式，單筒充氣式和雙筒充氣式三種。工作原理：在車輪上下跳過程中，減振器活塞在工作腔內往復運動，使減振器液體通過活塞上的節(jié)流孔，由于液體有一定的粘性和液體通過節(jié)流孔時與孔壁間產生摩擦，使動能轉化成熱能散發(fā)到空氣中，從而達到衰減振動功能。圖 1-2 雙筒式液壓減振器1.2.3 導向機構通常導向機構由控制擺臂式桿件組成，有單桿式和連桿式的。由于鋼板彈簧作為彈性元件時，它本身同時具有導向作用，可不再另設導向裝置。用于使上述部件定位，并控制車輪的橫向和縱向運動。導向機構的作用是傳遞力和力矩，同時兼起導向作用。其在汽車的行駛過程當中，能夠控制車輪的運動軌跡。由此可見，上述這三個組成部分分別起緩沖、減振和導向的作用，然而三者共同的任務是傳力。對前輪導向機構的要求：（1）懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過+4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損；鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 20133（2）懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度；（3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在 0.4g 側向加速度作用下，車身側傾角6-7 度。并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。（4）制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。（5）具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。1.2.4 橫向穩(wěn)定器橫向穩(wěn)定器實際是一根近似 U 型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。在多數(shù)轎車和客車上，為了防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架上加設有橫向穩(wěn)定器，目的是為了限制彈簧的最大變形并防止彈簧直接撞擊車架。此外，在貨車上輔設有緩沖塊。在一些轎車上也設有緩沖塊，以限制懸架的最大變形。不過，懸架只要具備上述功能,在結構上并非一定要設置這些單獨的裝置不可。1.3 懸架的分類汽車懸架可分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架。1.3.1 非獨立懸架非獨立懸架的車輪裝在一根整體車軸的兩端，當一邊車輪跳動時，影響另一側車輪也作相應的跳動，使整個車身振動或傾斜。非獨立懸架具有結構簡單、成本低、強度高、保養(yǎng)容易、行車中前輪定位變化小的優(yōu)點，但由于其舒適性及操縱穩(wěn)定性都較差，在現(xiàn)代轎車中基本上已不再使用，多用在貨車和大客車上，如圖 1-3 所示。圖 1-3 非獨立懸架1.3.2 獨立懸架獨立懸架系統(tǒng)是每一側的車輪都是單獨地通過彈性懸架系統(tǒng)懸架在車架或車身下面，當一邊車輪發(fā)生跳動時，另一邊車輪不受波及。其優(yōu)點是：質量輕，汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析4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，獨立懸架系統(tǒng)存在著結構復雜、承載力小、成本高、維修不便的缺點，同時因為結構復雜，會侵占一些車內乘坐空間。目前,現(xiàn)代轎車前后懸架大都采用了獨立懸架，并已成為一種發(fā)展趨勢，如圖 1-4 所示。圖 1-4 獨立懸架獨立懸架按結構可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸架系統(tǒng)等。其中燭式和麥克弗遜式形狀相似，兩者都是將螺旋彈簧與減振器組合在一起，但因結構不同又有重大區(qū)別。燭式采用車輪沿主銷軸方向移動的懸架形式，形狀似燭形而得名。特點是主銷位置和前輪定位角不隨車輪的上下跳動而變化，有利于汽車的操縱性和穩(wěn)定性。麥克弗遜式是絞結式滑柱與下橫臂組成的懸架形式，減振器可兼做轉向主銷，轉向節(jié)可以繞著它轉動。特點是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動而變化，這點與燭式懸架正好相反。這種懸架構造簡單，布置緊湊，前輪定位變化小，具有良好的行駛穩(wěn)定性。所以，目前轎車使用最多的獨立懸架是麥弗遜式懸架。1.3.3 麥弗遜式懸架麥弗遜（Macpherson ）是美國伊利諾斯州人，1891 年生。大學畢業(yè)后他曾在歐洲搞了多年的航空發(fā)動機，并于 1924 年加入了通用汽車公司的工程中心。30 年代，通用的雪佛蘭分部想設計一種真正的小型汽車，總設計師就是麥弗遜。他對設計小型轎車非常感興趣，目標是將這種四座轎車的質量控制在 0.9 噸以內，軸距控制在 2.74 米以內，設計的關鍵是懸架。麥弗遜一改當時盛行的板簧與扭桿彈簧的前懸架方式，創(chuàng)造性地將減振器和螺旋彈簧組合在一起，裝在前軸上。實踐證明這種懸架形式的構造簡單，占用空間小，而且操縱性很好。后來，麥弗遜跳槽到福特，1950 年福特在英國的子公司生產的兩款車，是世界上首次使用麥弗遜懸架的商品車。麥弗遜懸架由于構造簡單，性能優(yōu)越的緣故，被行家譽為經(jīng)典的設計，如圖 1-5 所示。組成：麥弗遜式懸架由螺旋彈簧、減震器、下擺臂組成，絕大部分車型還會加上橫向穩(wěn)定桿。主要結構：減振器上端與車架鉸鏈聯(lián)結，下端與轉向節(jié)聯(lián)結，螺旋彈簧套在減振器之外，下擺臂內段與車架鉸鏈聯(lián)結，外端與轉向節(jié)聯(lián)鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 20135結，減震器起導向作用，可以避免螺旋彈簧受力時向前、后、左、右偏移的現(xiàn)象，下擺臂可以承受來自車輪的側向沖擊和縱向沖擊載荷。工作原理：這種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。它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。優(yōu)點：技術成熟，結構緊湊，響應速度快，占用空間少，便于裝車及整車布局，多用于中低檔乘用車的前橋。缺點：由于結構過于簡單，剛度小，穩(wěn)定性較差，轉彎側傾明顯，必須加裝橫向穩(wěn)定器，加強剛度。適用車型：中小型轎車、中低端 SUV 前懸架。圖 1-5 麥弗遜懸架結構圖1-減振器外筒；2-活塞桿；3-彈簧支座；4-橫向穩(wěn)定桿支架；5-橫向穩(wěn)定桿拉桿；6-副車架；7-橫向穩(wěn)定桿；8-發(fā)動機支座；9-彈簧上支座；10-隔離座；11-輔助彈簧；12-防塵罩；13-U 形夾；14-軸承；15-定位螺栓汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析6圖 1-6 麥弗遜懸架的另一種結構圖1-橫向擺臂；2-球形支承；3-減振器外筒；4-彈簧；5-上支承軸承；6-反跳緩沖彈簧1.4 懸架的國內外發(fā)展情況科技進步是人類永恒的追求。在馬車出現(xiàn)的時候，為了乘坐更舒適，人類就開始對馬車的懸架葉片彈簧進行孜孜不倦的探索。在 1776 年，馬車用的葉片彈簧取得了專利，并且一直使用到 20 世紀 30 年代，葉片彈簧才逐漸被螺旋彈簧代替。汽車誕生后，隨著對懸架研究的深入，相繼出現(xiàn)了扭桿彈簧、氣體彈簧、橡膠彈簧、鋼板彈簧等彈性件。1934 年世界上出現(xiàn)了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變。它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現(xiàn)代轎車的前懸架一般采用帶有橫向定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架等。半主動懸架的研究工作開始于 1973 年，由 D.A.Crosby 和 D.C.Karnopp 首先提出。半主動懸架以改變懸架的阻尼為主，一般較少考慮改變懸架的剛度。工作原理是：根據(jù)簧上質量相對車輪的速度響應、加速度響應等反饋信號，按照一定的控制規(guī)律調節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度。半主動懸架產生力的方式與被動懸架相似，但其阻尼或剛度系數(shù)可根據(jù)運行狀態(tài)調整，這和主動懸架極為相似。有級式半主動懸架是將阻尼分成幾級，阻尼級由駕駛員根據(jù)“路感”選擇鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 20137或由傳感器信號自動選擇；無級式半主動懸架根據(jù)汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內由小到大進行無級調節(jié)。由于半主動懸架結構較簡單，工作時不需要消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有廣闊的發(fā)展空間。隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是 1954 年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的。它在被動懸架的基礎上，增加可調節(jié)剛度和阻尼的控制裝置，使汽車的懸架在任何路面上保持佳的運行狀態(tài)。控制裝置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20 世紀 80 年代，世界各大著名的汽車公司和生產廠家競相研制開發(fā)這種懸架。奔馳、沃爾沃、洛特斯、豐田等在汽車上進行了較為成功的試驗。裝備主動懸架的汽車，在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉向和制動時車身保持水平。其特點是乘坐非常舒服，但不同程度存在著結構復雜、能耗高、成本昂貴、可靠性問題。由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大。在西方發(fā)達國家，半主動懸架在 20 世紀80 年代后期趨于成熟，福特公司和日產公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果。主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入 20 世紀 90 年代，仍僅應用于排氣量大的豪華汽車。未見國內汽車產品采用此技術的報道，只有北京理工大學和同濟大學等少數(shù)幾個研究機構對主動懸架展開研究。由于汽車行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性的要求，具有安全、智能和清潔的綠色智能懸架將是今后汽車懸架發(fā)展的趨勢。汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析82 懸架的分析設計2.1 懸架總體參數(shù)計算懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數(shù)選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同配合確定。懸架的主要參數(shù)是影響懸架及整車性能的重要指標，對懸架靜擾度、動擾度、彈性特性、主副簧的分配以及懸架側傾角剛度在車輪的分配的等參數(shù)進行分析，總結車輛運動特性要求下的懸架設計規(guī)則，為確定汽車懸架系統(tǒng)主要性能參數(shù)的設計和初始值提供了依據(jù)，進而合理的匹配確定其主要性能參數(shù)指標。2.2 懸架的空間幾何參數(shù)在確定零件尺寸之前，需要先確定懸架的空間幾何參數(shù)。麥弗遜式懸架的受力圖如下圖 2-1 所示。圖 2-1 麥弗遜式懸架的受力圖根據(jù)車輪尺寸，確定 G 點離地高度為 156mm，根據(jù)車身高度確定 C 大致高度為 680mm，O 點距車輪中心平面 100mm，減震器安裝角度 12。2.3 懸架的彈性特性和工作行程2.3.1 懸架彈性特性由于懸架的彈性特性材料及載荷等因素影響，不是固定的值，懸架受到的垂直外力 F 與由此引起的車輪中心相對于車身位移 f（即懸架的變形）的關系鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 20139曲線，稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。當懸架變形 f 與所受垂直外力 F 之間不成固定的比例變化時，懸架特性如圖所示。此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位臵附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距離滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。圖 2-3 懸架彈性特性曲線1-緩沖塊復原點 2-復原行程緩沖塊脫離支架 3-主彈簧彈性特性曲線 4-復原行程 5-壓縮行程 6-緩沖塊壓縮期懸架彈性特性曲線 7-緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架 8-額定載荷2.3.2 懸架的工作行程懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。（1）懸架的靜撓度懸架的靜撓度 fc 是指汽車滿載靜止時由于載荷而造成的懸架變形量，有虎克定律可知，靜撓度 fc 等于載荷 Fw 與此時懸架剛度 c 之比，及 fc=Fw/c。懸架的靜撓度 fc 直接影響車身振動的偏頻 n，欲保證汽車具有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。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表示為fc1=m1g/c (式 2-1)fc2=m2g/c2 (式 2-2)汽車前、后部分的車身的固有頻率 n1 和 n2（亦偏頻）可用下式表示/mc (式 2-3)汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析102/2mcn (式 2-4)c1、c 2 為前、后懸架的剛度， m1、m 2 為前、后懸架的簧上質量。 fc1/5(式 2-5)22(式 2-6)（2）懸架的動撓度 fd懸架的動撓度 fd 是指從滿載經(jīng)平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到妻子有高度的 1/2 或 2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。懸架動撓度： df=（0.5-0.7） cf要求懸架應由足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對乘用車 fd 取 7090mm；對客車 fd 取 5080mm；對貨車 fd 取 6090mm。為了得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于 160mm。2.3.3 懸架頻率的選擇對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù) =0.8-1.2，因而可以近似地認為 =1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的。并用偏頻 n1，n 2 表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車 n1 約為 1-1.3Hz（60-80 次/min), n2 約為 1.17-1.5Hz(70-90 次/min),非常接近人體步行時的自然頻率。鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013113 懸架主要零件的設計3.1 螺旋彈簧的設計3.1.1 螺旋彈簧參數(shù)的計算由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度 K 與彈簧剛度 KS 是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度 K 是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度 KS 僅指彈簧本身單位撓度所需的力。3.1.2 螺旋彈簧的剛度圖 3-1 螺旋彈簧的剛度選定下擺臂長：EH=360mm；半輪距：B=720mm ；減震器布置角度：=12，高度 550mm?？芍獞壹軇偠扰c彈簧剛度的關系如下：由圖 3-1 可知：C=(uCos/PCos)Cs ，式中 C-懸架剛度，Cs -彈簧剛度已知 u=1800.05mm，p=2100.01mm ，=2，=12。得：9.518.07/cos/(180.cos2)/(10cos2)S NmUP。3.1.3 計算彈簧鋼絲直徑（滿載時）iDGdCmS348 48GCism(式 3-1)式中：i 為彈簧有效工作圈數(shù)，先取 6；G 為彈簧材料的剪切彈性模量，取4109.7Mpa；mD為彈簧中徑，取 100mm；代入計算得：d=10.99mm；確定鋼絲直徑 d=10mm，彈簧外徑 D=110mm，彈簧有效工作圈數(shù) n=6。汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析123.1.4 彈簧的校核（1）彈簧剛度的計算公式為： iDGdCmS348(式 3-2)代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度 S為： 6.181089.7434 iDGdCmSN/mm所以彈簧選擇符合剛度要求。（2）彈簧表面剪切應力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為：238dPCKDm(式 3-3)式中 C-彈簧指數(shù)（旋繞比） ， / (式 3-4)K-曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)，CK615.04 (式 3-4)P-彈簧軸向載荷，已知 mD=110mm，d=10mm，可以算出彈簧指數(shù) C 和曲度系數(shù) K： d/=110/10=11 13.6504165.041 CKP= 732cos3N則彈簧表面的剪切應力： 865.90104.788 2323 dPCKDmMpa=0.63=0.631000Mpa，因為 ，所以彈簧滿足要求。3.1.5 小結鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 201313綜上可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑 d=10mm，彈簧外徑D=110mm，彈簧有效工作圈數(shù) n=6。3.2 減震器的設計3.2.1 減振器結構類型的選擇減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。因此，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、易調整等優(yōu)點，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于 1901 年，其兩種主要的結構型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達 75-30MPa，而筒式只有 2.5-5MPa。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，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。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。圖 3-2 雙筒式減振器工作原理圖1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿3.2.2 減振器的比較單筒充氣式減振器的工作原理如圖 3-4 所示。其中浮動活塞 3 將油液和氣體分開并且將缸筒內的容積分成工作腔 4 和補償腔 2 兩部分。當車輪下落即懸架伸張時，活塞桿 8 帶動活塞 5 下移，壓迫油液經(jīng)過伸張閥 10 從工作腔下腔流入上腔。此時，補償腔 2 中的氣體推動活塞 3 下移以補償活塞桿抽出造成的容積減小;車輪上跳時，活塞 5 向上運動，油液通過壓縮閥 6 由上腔流入下腔，同時浮動活塞向上移動以補償活塞桿在油液中的體積變化。與前述的雙筒式減振器相比，單筒充氣式減振器具有以下優(yōu)點：工作缸筒 n 直接暴露在空氣中，冷卻效果好；在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓；在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果；由于浮動活塞將汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析14油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點在于：為保證氣體密封，要求制造精度高；成本高；軸向尺寸相對較大；由于氣體壓力的作用，活塞桿上大約承受 190-250N 的推出力，當工作溫度為 100時，這一值會高達 450N，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。圖 3-3 單筒式減振器工作原理圖雙筒充氣式減振器的優(yōu)點有：在小振幅時閥的響應也比較敏感；改善了壞路上的阻尼特性；提高了行駛平順性；氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能；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。因此本次設計選擇雙筒式減振器。3.2.3 減振器的特性圖 3-4 減振器性能曲線減振器的特性可用圖 3-3 所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性沿程阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著，因而在設計閥系時若鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 201315能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不易受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。3.2.4 減振器阻尼系數(shù) 的確定減振器中阻力 F 和速度 V 之間的關系可表示為iF(式3-5)式中， 為減振器阻尼系數(shù)；i 為常數(shù)，常用減振器的 i 值在卸荷閥打開前為 1。F 與 V 成線性關系稱為線性阻尼特性。在上圖 b 中，可以看出阻力速度特性由四段近似直線段組成，其中壓縮行程和伸張行程各占兩段；各段特性線的斜率為減振器的阻尼系數(shù)。通常認為在卸荷閥打開之前的特性曲線的斜率就是減振器阻尼系數(shù) ，壓縮時的阻尼系數(shù)小于伸張時。對于汽車減振器，在同樣的速度 V 下，壓縮時的阻尼力較小，可以提高懸架的緩沖性能。帶線性阻尼減振器的懸架系統(tǒng)作自由衰減振動時，振動衰減速度取決于相對阻尼系數(shù)。圖3-5在懸架中減振器的軸線與垂直線成夾角的情況cm2(式3-6)式中，c 為懸架剛度； m 為簧載質量。值對行駛平順性有明顯的影響。在選擇減振器阻尼系數(shù)時要考慮到懸架的剛度 c 和簧載質量 m。由此可見，減振器的主要性能參數(shù)有兩個：阻尼系數(shù) 和相對阻尼系數(shù) 。mwc22 (式3-7)式中， 為懸架系統(tǒng)的固有頻率， /。代入數(shù)據(jù)得， 為 2110.798Nsm。汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析163.2.5 減震器最大卸荷力 0F的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 xV，按上圖安裝形式時有：baAVx/cos(式 3-8)式中， xV為卸荷速度，代入數(shù)據(jù)，為 o.o26 m/s，符合一般為 0.150.3m/s的要求，A 為車身振幅，取 m40； 為懸架振動固有頻率。最終 0F為778.36N。3.2.6 減震器工作缸直徑 D 的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 0F計算工作缸直徑 D 為：214P(式 3-9)其中， P為工作缸最大壓力，在 3Mpa4Mpa，取 P=4Mpa；為連桿直徑與工作缸直徑比值 =0.40.5，取 =0.5。代入數(shù)據(jù)，得 D 為 18.89mm。減震器的工作缸直徑 D 有 20mm、30mm、40mm、 45mm、50mm、65mm等幾種，選取時按照標準選用。 所以選擇工作缸直徑 D=30mm 的減震器，對照上表選擇起長度：活塞行程S=240mm，基長 L=110mm，則： mSL350124min（壓縮到底的長度）9inax（拉足的長度）3.2.7 貯油筒直徑 DC的確定一般取 c)5.13(，為 44mm，壁厚通常取 2mm。3.3 橫向穩(wěn)定桿的設計3.3.1 橫向穩(wěn)定桿的作用橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，它和左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當左右懸掛都處于顛簸路面時，兩邊的懸掛同時上下運動，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉，當車輛在轉彎時，由于外側懸掛承受的力量較大，車身發(fā)生一定得側傾。此時外側懸掛收縮，內測懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會發(fā)生扭轉，產生一定的彈力，阻止車輛側傾。從而提高車輛行駛穩(wěn)定性。鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013173.3.2 橫向穩(wěn)定桿的參數(shù)圖 3-6 橫向穩(wěn)定桿的安裝示意圖具體尺寸選擇如下：桿的直徑 d=16mm，桿長L=1010mm，c=369mm，a=69mm ，b=68mm， 2l=159mm，圓角半徑 R=21mm。汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析184 懸架導向機構的設計4.1 側傾中心的高度側傾中心的高度對操縱穩(wěn)定性和輪胎磨損都有一定影響。側傾中心較高，趨近車身質心，可以減小轉向時的側傾力臂，從而減小側傾力矩，使車身側傾角減小，有利于操縱穩(wěn)定性。但是，較高的側傾中心必然使車身側傾時輪距變化較大，趨于加劇輪胎磨損。因此，應選擇合適的側傾中心高度。麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度 hw 可通過下式計算：rbhsvwdkptanco2 (式4-1)si( (式4-2)kp (式4-3)4.2 側傾軸線在獨立懸架中，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，從而保證中心轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾在允許的范圍內。然而，前懸架側傾中心的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，由于前橋軸荷大，且為驅動橋，故應盡可能使前輪軸荷變化小。因此，獨立懸架（縱臂式懸架除外）的側傾高度為：前懸架 0120mm，后懸架 80150mm。設計時，應首先確定（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大些。4.3 側傾角剛度懸架的側傾角剛度是指發(fā)生單位側傾角時，懸架給車身的彈性恢復力矩。汽車總體設計中要求：側向加速度為 0.4g 時，商用車車身的側傾角不超過67，乘用車不超過 2.54。乘坐側傾角剛度過小而側傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感；而側傾角剛度過大，則會減弱駕駛員的路感；如果過大的側傾角剛度出現(xiàn)在后軸，有增大后軸車輪間負荷轉移、使車輛趨于過多轉向的作用。此外，要求汽車轉彎行駛時，在 0.4g 的側向加速度下，前后輪的側偏角之差 1 . 2 應當在 13 范圍內。而前、后懸架側傾角剛度的分配會影響前、后輪的側偏角大小，從而影響轉向特性，所以，為了保證汽車的操縱穩(wěn)定鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 201319性，設計中應適當分配前、后懸架的側傾角剛度。對于乘用車，懸架側傾角剛度的比值一般為 1.42.6。側傾角剛度與懸架的結構形式、布置、尺寸、彈性元件的剛度等有密切關系。在懸架上安裝橫向穩(wěn)定桿可以有效地增加其側傾角剛度，橫向穩(wěn)定桿通常裝在前懸架上，也有一些車輛后懸架也裝有橫向穩(wěn)定。4.4 側傾角剛度的計算當車身側傾時，車輪繞O轉動小角度，在彈簧中引起力增量為bCFst (式4-4)設F是地面作用在車輪上的力增量，并且設為虛位移，則虛功方程為)(2Sta (式4-5)adadFMbSS22.1 (式4-6,4-7)側傾角剛度為CS2. (式4-8)當汽車轉向時，整車所受側向慣性力引起使車身產生側傾角的側傾力矩。 可以分解為作用在前、后懸架上的側傾力矩 1和 2， M21。由于車身的側傾角 一定，所以有 21式中， C1 和 2分別是前、后懸架的側傾角剛度。4.5 導向機構受力分析分析如圖所示的麥弗遜式獨立懸架受力簡圖可知：作用在導向套上的橫向F3?？捎蓤D中的布置尺寸求得)(13cdbaF(式 4-9)式中，F(xiàn)3 為前輪上的靜載荷減去前軸簧下質量的 1/2。汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析20圖 4-1 麥弗遜式獨立懸架導向機構受力簡圖橫向力 F3 越大，則作用在導向套上的摩擦力 F3 的 f 越大(f 為摩擦因數(shù))，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。由上式可知，為了減小 F3，要求尺寸 dc越大越好，或者減小尺寸 a。增大 dc使懸架占用空間增加，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 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，常將上圖中的 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和減振器軸線重合。由上圖 b 可知，將彈簧和減振器的軸線相互偏移距離 s，再考慮到彈簧軸向力 F6 的影響，則作用到導向套上的力將減小，即)()(613cdbcaF(式 4-10)由上式可知，增大距離 s，有助于減小作用到導向套上的橫向力 F3。為了發(fā)揮彈簧反力，減小橫向力 F3 的作用，有時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，這就是麥弗遜式獨立懸架中，主銷軸線、滑注軸線和彈簧軸線不共線的原因。鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2013215 CATIA 懸架模型的建立5.1 CATIA 軟件簡介CATIA 是法國達索公司的產品開發(fā)旗艦解決方案。作為 PLM 協(xié)同解決方案的一個重要組成部分，它可以幫助制造廠商設計他們未來的產品，并支持從項目前階段、具體的設計、分析、模擬、組裝到維護在內的全部工業(yè)設計流程。CATIA 是法國 Dassault System 公司旗下的 CAD/CAE/CAM 一體化軟件，Dassault System 成立于 1981 年，CATIA 是英文 Computer Aided Three-Dimensional Interface Application 的縮寫。在 70 年代 Dassault Aviation 成為了第一個用戶，Dassault Aviation 是世界著名的航空航天企業(yè)，其產品以幻影 2000 和陣風戰(zhàn)斗機最為著名。從 1982 年到 1988 年，CATIA 相繼發(fā)布了 1 版本、2 版本、3 版本，并于1993 年發(fā)布了功能強大的 4 版本，現(xiàn)在的 CATIA 軟件分為 V4 版本和 V5 版本兩個系列。V4 版本應用于 UNIX 平臺，V5 版本應用于 UNIX 和 Windows 兩種平臺。CATIA 如今其在 CAD/CAE/CAM 以及 PDM 領域內的領導地位，已得到世界范圍內的承認CATIA 在汽車行業(yè)的運用十分廣泛，是歐洲、北美和亞洲頂尖汽車制造商所用的核心系統(tǒng)。CATIA 在零部件設計、造型風格、車身及引擎設計等方面具有獨特的長處，為各種車輛的設計和制造提供了端對端的解決方案。CATIA 涉及產品、加工和人三個關鍵領域。其可伸縮性和并行工程能力可顯著縮短產品上市時間。5.2 CATIA 模型建立原理通過采集相關的車輛原始數(shù)據(jù),如硬點坐標數(shù)據(jù)、零件外形尺寸和裝配尺寸等參數(shù),再利用 CATIA 中的設計模塊設計出零部件的 3D 數(shù)模，并整合為裝配文件，并導入 DMU 解算器進行模擬和分析，最終形成平臺，在仿真平臺上就可以進行運動軌跡仿真，零件干涉檢查等，如下圖 5-1 所示：汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析22圖 5-1 原理圖5.3 螺旋彈簧的創(chuàng)建螺旋彈簧是一種螺旋線特征模型。螺旋掃描是將截面沿著螺旋軌跡曲線掃描，從而行程螺旋掃描特征的一種造型方法。做個螺旋線（曲線）在螺旋線一端插入草圖（選擇沿軌跡）畫個圓沿引導線掃掠局部修改。圖 5-2 螺旋彈簧5.4 轉向節(jié)的創(chuàng)建轉向節(jié)的結構比較復雜，包括主銷孔、輪軸上安裝輪彀軸承的配合面、減振器安裝孔和轉向臂等部分，模型的創(chuàng)建不僅要運用拉伸工具和旋轉工具，還要運用倒圓角工具進行倒角，以及空的螺紋修的創(chuàng)建。鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 201323圖 5-3 轉向節(jié)5.5 橫擺臂的創(chuàng)建創(chuàng)建模型為簡化模型，所以運用拉伸工具和旋轉工具進行模型的創(chuàng)建。圖 5-4 橫擺臂汽車麥弗遜懸架設計及運動學分析245.6 懸架總體創(chuàng)建運用 CATIA 的組件模塊，通過在各個模型間建立約束，對以上所建模型進行組裝，整體模型如圖。