畢業(yè)設計（論文）-朗逸轎車前麥弗遜懸架設計

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1、 朗逸轎車前麥弗遜懸架設計 摘 要 懸架就是一種用來傳遞車架和車橋間力的裝置，而且可以減輕崎嶇的地面?zhèn)鞯杰嚰芑蛘哕嚿砩系牧?，這樣可以減輕地面?zhèn)鞯杰嚰苌系牧υ斐傻恼饎?，使汽車的平順性得到保障。是現(xiàn)代汽車重要的總成之一。 這篇文章的目標是以朗逸為對象，設計一個適合的前懸架。通過CATIA和ADAMS仿真分析來檢驗是否符合要求。本文主要工作內(nèi)容如下： 首先我對懸架的類型和優(yōu)缺點等做了簡要的分析，并最終選擇麥弗遜式懸掛。第一步我進行了懸架的撓度計算，第二步是彈簧設計，先初步計算了結果然后又校核，第三步是減振器設計，減振器也需要校

2、核，最后是導向機構和橫向穩(wěn)定桿設計。選擇減振器的時候，對不同的種類做了對比。計算完成之后，我使用ADAMS分析懸架，結果顯示符合要求。 關鍵詞：懸架、麥弗遜式、設計 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 ABSTRACT Suspension is a device used to transmit the force between the frame and the axle, and can reduce the force transmitted by the rough ground to the

3、 frame or the body. The smoothness of the car is guaranteed. It is one of the important assembly of Hyundai Motor. The goal of this article is to design a suitable front suspension with LaVida. Through CATIA and ADAMS simulation analysis to verify compliance. The main contents of this article are a

4、s follows: First, I made a brief analysis of the type, advantages and disadvantages of the suspension, and finally chose the McPherson suspension. In the first step, I performed the deflection calculation of the suspension. The second step was the design of the spring. The results were first calcul

5、ated and then checked. The third step was the design of the shock absorber. And lateral stabilizer design. When choosing a shock absorber, a comparison was made of different types. After the calculation was completed, I used ADAMS to analyze the suspension and the results showed that it met the requ

6、irements. Keyword : Suspension, Macpherson ,Design III 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 3 1.1研究背景和意義 3 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 4 1.3 主要研究內(nèi)容和目的 4 1.4 本文的技術路線 5 第2章 懸架結構方案分析 6 2.1懸架的分類及特點 6 第3章 麥弗遜式獨立懸架設計 9 3.1麥弗遜懸架設計概述 9 3.2 轎車的主要參數(shù) 9 3.3 懸架彈性特性設計 10 3.4懸架撓度

7、fc設計 11 3.4.1懸架靜撓度設計 11 3.4.2懸架動撓度設計 12 3.5 彈簧的設計 12 3.5.1 螺旋彈簧的材料選擇 12 3.5.2 螺旋彈簧參數(shù)計算 13 3.5.3 計算空載剛度 13 3.5.4 計算滿載剛度 13 3.5.5 按滿載計算彈簧鋼絲直徑 13 3.5.6 螺旋彈簧校核 14 3.5.7 小結 14 3.6導向機構設計 15 3.6.1 導向機構設計要求 16 3.6.2導向機構的布置參數(shù) 16 3.7 減振器設計 16 3.7.1 減振器分類 17 3.7.5 最大卸荷力F0的計算 18 3.7.6 減振器工作缸直

8、徑計算 19 3.7.7 減振器外缸筒的設計 19 3.7.8 減振器活塞桿設計 19 3.7.9 小結 19 3.8 橫向穩(wěn)定桿設計 20 第4章 ADAMS分析 21 4.1主銷內(nèi)傾角分析 21 4.2主銷后傾角分析 21 4.3前輪外傾角分析 22 4.4車輪跳動量分析 23 第5章 結論 24 參考文獻 25 致謝 27 附錄 28  第1章 緒論 1.1研究背景和意義 在最近這些年，老百姓們生活質(zhì)量較以往有了很大提高，汽車不再是少數(shù)人才能有的代步工具，普通人也都可以擁有一輛自己的小汽車。當越來越多的人擁有汽車時，人們不僅對能夠出行感到滿意

9、，而且對汽車的舒適性，安全性和操作穩(wěn)定性也提出了更高的要求。正是由于人們的這些更多需求，汽車行業(yè)才能不斷發(fā)展以滿足人們的各種需求。 本文研究的目的是結合國內(nèi)研究背景和市場趨勢，為上海大眾朗逸轎車設計前懸掛系統(tǒng)。對于汽車，懸架在汽車的穩(wěn)定性，舒適性和安全性中起著決定性的作用。懸架的功能是支撐汽車，提升駕駛員的使用感受。以不同方式設置懸架將為駕駛員帶來不同的駕駛體驗。雖然懸架的外觀看上去比較簡單，但是他決定了汽車的舒適度等，是現(xiàn)代汽車中非常重要的系統(tǒng)。 盡管在駕駛過程中懸架缺失也可以行駛，但是懸架如果沒有安裝的話，汽車的平穩(wěn)性將大大降低。 懸架對汽車的性能影響很大?，F(xiàn)在，汽車市場的競

10、爭變得越來越激烈，人們對汽車的性能有了更高的了解并提出了更高的要求。因此，所有主要的汽車制造商都越來越重視懸架，并意識到有必要盡可能提高汽車的安全性和穩(wěn)定性，以便為駕駛員帶來更好的體驗。多年來，懸架系統(tǒng)一直在不斷改進，性能逐漸得到改善，先進技術也不斷與懸架系統(tǒng)相結合，無論是高端汽車還是低端汽車都在不斷普及。無論是面向高端市場還是低端的汽車制造廠，他們都不敢忽視懸架對汽車的影響。這是因為駕駛員可以主觀上感覺到懸架系統(tǒng)的沖擊，并且可以通過汽車的舒適性容易地體驗懸架的質(zhì)量。 崎嶇路面對車架的沖擊可以靠良好的懸架系統(tǒng)來緩解，過大的振動會給駕駛員造成不良影響如頭暈目眩、暈車惡心等。有良好的懸架

11、就可以使駕駛員的駕駛體驗大大提升。駕車出去游玩經(jīng)常會遇到不平的路面這時良好的懸架系統(tǒng)就能讓駕駛員在不平的路面上平順行駛，極大改善駕駛體驗。另外零件的損壞有很大一部分原因是不平路面?zhèn)鬟f的沖擊力對零件造成沖擊，改善懸架系統(tǒng)就可以降低這種沖擊，可以延長零件的使用壽命，降低行駛時發(fā)生故障的概率。 由此我們可以看出，懸架是汽車相當重要的組成部分之一，是不可以缺少的一部分。雖然懸架經(jīng)過長時間不斷的改進完善，目前已經(jīng)比較先進性能也很強大，但是事物都不是完美的，各種形式的懸架也還存在各種問題，還需要不斷的發(fā)展來使懸架更加完善。 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 我國目前對懸架的研究已經(jīng)非常多:四川理工的周軍超，袁杰

12、等人提出了D-最優(yōu)試驗設計這一個新理論,通過這個理論并結合實驗他們得到了結構的最優(yōu)參數(shù)[1]；張鵬，張曉東等人提出了一種新的優(yōu)化方法，這種方法是以多胰島遺傳算法為基礎的，并且他們通過實驗得出了最能影響剛度特性的參數(shù)[2]。李強提出了一種基于瞬心法進行麥弗遜懸架運動特性分析與優(yōu)化設計的方法[3]。李璞,李澄,黃長征等人針對傳統(tǒng)優(yōu)化方法需要頻繁調(diào)用仿真模型的弊端,提出一種基于非自適應采樣和稀疏響應面方法的麥弗遜懸架多約束優(yōu)化方法[4]。 Gao Qi;Feng Jinzhi;Zheng Songlin提出一種綜合評價指標體系并證明該體系的可行性，廣義多維自適應學習粒子群算法對于麥克弗森懸架系統(tǒng)關

13、鍵參數(shù)的優(yōu)化設計是有效的[12]。Shi Qin;Peng Chengwang;Chen Yikai設計了一種新穎的雙環(huán)多目標粒子群算法[13]。Byung Chul Choi,Seunghyeon Cho,Chang-Wan Kim通過使用Kriging模型進行了優(yōu)化設計以最小化側向載荷[14]。K.Vikranth Reddy;Madhu Kodati;Kishen Chatra介紹了懸架系統(tǒng)的完整空間模型的位置運動學分析[15]M.S.Fallah,R.Bhat&W.F.Xie提出一種用于行駛控制應用的Macpherson支撐系統(tǒng)的非線性模型。該模型包括彈簧懸掛質(zhì)量的垂直加速度，并包含了

14、懸架連桿機構的運動學特性[16]。Su Zhuoyu;Xu Fengxiang;Hua Lin;Chen Hao;Wu Kunying進行了小型貨車麥克弗遜式懸架系統(tǒng)的運動學特性分析和優(yōu)化設計。可獲得更好的車輪定位參數(shù)，并進一步提高了懸架的系統(tǒng)性能[17]。Sung,K-G;Park,M-K研究了配備可控磁流變（MR）減震器的電子控制懸架（ECS）的設計[18]。 1.3 主要研究內(nèi)容和目的 根據(jù)選題要求查詢上海大眾朗逸轎車參數(shù)，并分析前麥弗遜懸架的組成和功用，對上海大眾朗逸轎車的前麥弗遜懸架進行設計。具體研究工作如表1.1 表1.1 主要工作 分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的組成

15、和功用 對懸架上的各零部件強度的校核 詳細考慮各部件之間的連接關系 懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算 1.4 本文的技術路線 為設計上海大眾朗逸轎車前麥弗遜懸架，首先查閱目標車型參數(shù)，分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的各組成部分及其功用，對比上海大眾朗逸轎車與其他車型前麥弗遜懸架的區(qū)別以及原因。用查閱到的各項數(shù)據(jù)，可以進行初步的計算，計算結束后根據(jù)校核的結果決定是否要重新計算，只有校核后的結果符合要求才進行下一步計算。計算完成后，根據(jù)算得結果用CATIA進行建模，用ADAMS對懸架進行仿真分析，檢驗懸架是否符合要求。最后進行裝配圖及零件圖的手工繪圖和計算機

16、繪圖。  第2章 懸架結構方案分析 2.1懸架的分類及特點 從古到今，人們對科技進步的追求沒有片刻的停止，當最初的交通工具馬車出現(xiàn)的時候，人們?yōu)榱擞懈玫捏w驗，讓馬車顛簸的程度不至于太大，人們就開始了對“懸架”的設計，人們采用葉片彈簧來讓馬車坐的更舒服。在后來很長的一段時間里，人們都是使用這種彈簧，直道20世紀30年代，螺旋彈簧出現(xiàn)才取代了之前的這種彈簧。汽車被發(fā)明出來以后，人們對懸架的研究就更加深入，出現(xiàn)了很多采用不同種類的彈性元件的懸架，如扭桿彈簧和氣體彈簧等。隨著研究的深入，人們發(fā)明出了被動懸架，這種懸架就是用螺旋彈簧組成的，但是被動懸架存在很多問題，它的參數(shù)是不能在行駛中變

17、化的，這就意味著它無法根據(jù)各種不同的情況來調(diào)整以適合各種路面。20世紀70年代人們開始研究半主動懸架，這種懸架在性能上就要優(yōu)于被動懸架，它的阻尼是可以調(diào)節(jié)的，阻尼系數(shù)可以根據(jù)不同的路況調(diào)節(jié)。主動懸架的概念提出的時間很早但是直到80年代才開始試驗，幾大世界知名廠家開始研究，這種懸架性能大大提高，但是制造的成本太高，結構也太復雜。比較可惜的是我國在這方面起步比較晚，和國外還有很大的差距，所以我國大部分汽車上都是用的被動懸架 懸架就是一種用來傳遞車架和車橋間力的裝置，而且可以減輕崎嶇的地面?zhèn)鞯杰嚰芑蛘哕嚿砩系牧?這樣可以減輕地面?zhèn)鞯杰嚰苌系牧υ斐傻恼饎?，并確保汽車的平穩(wěn)性。它是現(xiàn)代汽車的重要組件之

18、一。懸架的各種類型分類如下： 縱向臂式 橫向臂式 獨立懸架 麥弗遜式 縱臂懸架 懸架 瓦特多連桿 半獨立懸架 螺旋彈簧式 非獨立懸架 空氣彈簧式 汽車如果用的是獨立懸架，那么每一邊的車輪連接都是由整體式的連接起來。非獨立懸架系統(tǒng)有很多的優(yōu)勢，比如他的造價比較低，還有他的構造不復雜，并且在行駛過程中前輪定位參數(shù)的變化很小。然而，非獨立懸架汽車的性能（如舒適性和穩(wěn)定性）相對較差，現(xiàn)在很少有汽車仍使用非獨立懸架。 目前，大多數(shù)汽車都使用獨立懸架。 2.2 獨立懸架優(yōu)缺點分析 獨立懸架有其特有

19、的結構，在這個系統(tǒng)中，每一邊的輪子都是互相不干擾的，各自獨立的懸掛。優(yōu)缺點如下表2.1： 表2.1 優(yōu)缺點 優(yōu)點 缺點 簧下質(zhì)量相對較小 結構較復雜 由于彈性元件只需要承受垂直力，因此可以使用剛度較小的彈簧，可以降低車身的振動頻率，提高平順性 成本較高 懸掛所需空間小 維護困難 由于獨立懸架的特殊結構，所以發(fā)動機可以適當降低位置高度，從而可以降低汽車質(zhì)心的高度，提高了行駛穩(wěn)定性 兩側車輪可獨立運動而不會互相影響，可減少車身的傾斜和振動，在坑洼的道路上具有良好的地面附著力 設計者可以選擇各種不同的方案來設計獨立的懸架，以滿足不同的設計要求 在

20、乘用車中，現(xiàn)在都基本使用獨立懸架，質(zhì)量小的商用車中也會使用 2.3 麥弗遜式懸架分析 獨立懸掛有很多種不同的類型，在之前的小節(jié)中，我已經(jīng)對它進行了分類。我在這里從很多個種類中選擇了McPherson懸架。McPherson懸架是目前在各個國家/地區(qū)中被最多使用的。McPherson懸架的結構主要分為三部分，這三部分指的是彈簧、減振器和導向機構。在很多時候，還會給它加裝上一個橫向穩(wěn)定桿。將這個結構簡化以后，可以看出，就是將彈簧套在了減振器上。當彈簧受到壓力時，它就會在水平方向上進行各向的移動偏移。為了避免這種情況，可以將其放在減震器上以限制彈簧只做上下振動。懸架的柔軟度和性能可以通過減震器的

21、長度和松緊來設定。由于McPherson懸架與其他類型的獨立懸架相比具有更簡單的機制，因此其質(zhì)量更小。另外，在這種結構中，車輪的外傾角可以自動調(diào)節(jié)，可以更好的轉彎，輪胎和地面的接觸面積可以達到最大值。盡管McPherson懸架不是最先進的技術的懸架，但使用McPherson懸架的汽車的行駛舒適性令人滿意，但是由于其筆直的結構，它缺乏在左右方向上的撞擊阻力，并且耐剎車點頭效果很差，并且有很大的側傾。  第3章 麥弗遜式獨立懸架設計 3.1麥弗遜懸架設計概述 在設計懸架之前，我們必須首先了解McPherson懸架的結構特征。例如McPherson懸架的側傾中心較高。在了解了這些特性之后

22、，可以在設計過程中針對設計。其次，有必要知道哪些設計參數(shù)是必要的以及它們?nèi)绾侮P聯(lián)。只有知道這些可以逐步設計。 我查詢了各種資料了解到，汽車能否有一個令人滿意的平穩(wěn)性，取決于簧上質(zhì)量和彈性元件的系統(tǒng)有一個合適的頻率，這個頻率要在適合的頻帶當中，而且如果可以的話要求盡可能的小一些。前懸架和后懸架的固有頻率的匹配應合理，也要注意防止懸架和車架的碰撞?；缮腺|(zhì)量變化的時候還要求車身高度不能有大的改變，對于這些要求，選用時應該選擇彈性特性是非線性變化的的懸架。 McPherson懸架會影響多種汽車性能，因此對于滿足這些性能的懸架提出了以下要求，如表3.1 表3.1 懸架的要求 確保

23、汽車具有良好的乘坐舒適性 可以適當減少振動 確保汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性 制動或加速汽車時，確保車身穩(wěn)定，減小車身俯仰，并在轉彎時使車身側傾角適當 具有良好的隔音能力 結構緊湊，使用的體積小 在車身和車輪之間可靠地傳遞各種力和力矩。在滿足零件和組件的低質(zhì)量的同時，必須確保足夠的強度和壽命 3.2 轎車的主要參數(shù) 我選擇的車型是上海大眾朗逸2018款1.5L自動舒適版。該車型的部分參數(shù)如下表3.2 表3.2 車型主要參數(shù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 車型 上海大眾朗逸2018款1.5L自動舒適版 軸距 2688mm 整備質(zhì)量 1265kg 滿載

24、質(zhì)量 前懸架類型 麥弗遜式懸架 前輪距 1546mm 3.3 懸架彈性特性設計 由懸架所承受的垂直外力F引起的車輪中心與車身位移F之間的關系稱為懸架的彈性特性。 線性特性和非線性彈性特性是懸架的兩個彈性特性。當懸架的撓度f在接收到的垂直外力f之間以固定的比例變化時，彈性特性是一條直線，稱為線性彈性特性。目前，懸架的剛度是恒定的。如果懸掛的撓度f和垂直外力f在固定速率下不發(fā)生變化，則彈性特性如圖3.1所示。在這一點上，懸架的剛度發(fā)生了變化，其特點是在總荷載位置附近（圖3.1點8）有一個小的剛度和一個平滑的曲線，使行程良好?？偤奢d的遠端具有更陡的曲線和更大的剛度。通過這種方式，可

25、以在有限的動態(tài)撓度范圍內(nèi)獲得比線性懸架更大的動態(tài)能力。懸架的動態(tài)能力是指懸架從靜載荷位置到結構最大允許變形位置所消耗的功。懸架的動態(tài)容量越大，通過緩沖塊的可能性就越小。 圖3.1懸架特性曲線 3.4懸架撓度fc設計 3.4.1懸架靜撓度設計 靜撓度就是當滿載時，負載和剛度的比，即 （3.1） 在當前的汽車中，基本上所有的車中質(zhì)量分配系數(shù)都大約是1，這就可以說前后橋上的車身振動是各自獨立的，兩者之間是無關的。因此，固有頻率N（偏頻）可以由下式表示 （3.2） 在上式中，c表示懸架剛度（N/cm），m表示簧

26、上質(zhì)量（kg） 當懸架選擇了一種彈性特性的變化不是非線性的，是線性的時候，就可以使用以下公式計算靜態(tài)撓度： （3.3） 在這個式子中g表示重力加速度。g=981cm/s2 將3.3式帶入3.2式可得下式 （3.4） 分析式3.4車身振動的頻率N受懸架的靜態(tài)撓度影響。因此，如果要確保汽車具有良好的行駛舒適性，則需要選擇適當?shù)膽壹莒o態(tài)撓度。 用于各種目的的汽車對乘坐舒適性有不同的要求。其中，主要用于載人的乘用車對乘坐舒適性的要求最高，其次是乘用車和卡車。對于發(fā)動機排量低于1.6L的乘用車，要求前懸架滿負荷偏頻在1.00和1.45（Hz）之間。原則上，乘用車的發(fā)動機

27、排量越大，懸架偏頻應該越小。滿載之前的偏頻在0.08至1.15（Hz）之間。 選擇偏頻后，可以使用公式（3.4）計算出懸架的靜撓度如下： 選擇n = 1.1Hz 反代入式（3.4）得出 = = 20.66cm = 206.6mm 3.4.2懸架動撓度設計 當懸架從滿載平衡位置壓縮到結構允許的最大變形時，輪心相對于車架的垂直位移稱為懸架的動態(tài)撓度，用fd表示。對于乘用車，fd在7到9（cm）之間；對于客車，fd在5到8（cm）之間；對于卡車，fd在6到9（cm）之間。 由于上海大眾朗逸屬于乘用車這一類別，因此懸架的動撓度fd為8cm。 3.5 彈簧的設計 由于其簡單的

28、結構，方便的制造和較高的比能，螺旋彈簧目前廣泛用于輕型車輛。特別是在汽車中，對舒適性的要求很高，并且懸架引導機構仍具有保持車輪定位角的能力。因此，螺旋彈簧懸架長期以來將鋼板彈簧代替。 3.5.1 螺旋彈簧的材料選擇 為了想要讓彈簧工作正常，不至于在使用中不能完成工作，出現(xiàn)快速損壞或者達不到要求的情況，選用材料時必須要考慮到材料的彈性和疲勞極限是否能滿足工作的需要，這兩項要求是非常重要的。另外選擇的時候也要考慮到它的韌性如何，是否容易加工等。 考慮到以上這些要求，我最初選用了60Si2MnA ，該材料的性能參數(shù)如表3.2所示。表3.2 60Si2MnA性能參數(shù) 參數(shù) 數(shù)據(jù) 許用切應力

29、[τ] 64Kgf/mm2 剪切應力[] 100Kgf/mm2 剪切模量G 8000Kgf/mm2 彈性模量E 20000MP 3.5.2 螺旋彈簧參數(shù)計算 現(xiàn)在我們使用的幾乎所有汽車中，懸架質(zhì)量分配系數(shù) μ =ρ2y /ab都在0.8到1.2之間，這樣我們可以說，μ的值近似是1，換一種說法就是前后軸上方車身集中質(zhì)量的垂直振動是互相沒有影響的，用偏頻表示每個的自由振動頻率。偏頻越小，汽車的行駛性能越好。對于帶有鋼彈簧的汽車，前懸架的偏頻N通常在1到1.3 Hz之間。 我在計算時使用前懸架的偏頻N = 1.1Hz，并且可以通過以下公式計算前懸架的剛度： （3

30、.5） 在該公式中，Cs表示汽車的前懸架剛度的單位是N / mm，Ms表示車輛的前懸架的彈簧質(zhì)量的單位是kg，并且N表示前懸架的偏頻的單位是HZ。 3.5.3 計算空載剛度 前懸架的未懸掛質(zhì)量估計為50Kg，卸載前懸架時，前軸的質(zhì)量為759kg。這些數(shù)據(jù)可用于計算一側的簧載質(zhì)量?；缮腺|(zhì)量用Ms表示，則Ms=1/2（759-50）=354.5kg，N取1.1HZ，將這些數(shù)據(jù)代入式3.5得出如下結果 Cs=4N2π2Ms=16916.9N/m 3.5.4 計算滿載剛度 現(xiàn)在已經(jīng)得到了前懸架滿載時軸載質(zhì)量為862kg，可以計算一側簧上質(zhì)量 Ms=1/2（862-50）=406k

31、g N取1.1HZ 將數(shù)據(jù)代入式3.5得出Cs=19374.5N/m。 3.5.5 按滿載計算彈簧鋼絲直徑 使用下面的公式可以計算出彈簧的直徑 （3.6） 在該公式中，i表示彈簧的有效工作循環(huán)數(shù)，初步選擇為8，G表示材料的剪切彈性模量為8×104MPa，Dm表示彈簧的中徑取100mm。 將數(shù)據(jù)代入式3.5中計算得d=11.2mm，若選擇12mm則表面剪切應力校核不能符合要求所以改為取14mm。 3.5.6 螺旋彈簧校核 1）彈簧剛度校核 計算彈簧剛度的公式為：

32、 將上述數(shù)據(jù)代入式子可以算出彈簧剛度： = 48.02N/mm > 19.37 N/mm 所以彈簧選擇符合剛度要求。 2）表面剪切應力校核 彈簧在壓縮時與扭力桿的工作方式相似，兩者都依靠材料的剪切變形來吸收能量。彈簧鋼絲表面的剪應力為： （3.7） 式中，C表示彈簧指數(shù)，是彈簧直徑與鋼絲直徑的比值，即C=Dm/d；K’表示曲度系數(shù)，計算公式為；P表示彈簧軸向載荷。 已知彈簧中徑為100m，鋼絲直徑為14mm，根據(jù)這兩項數(shù)據(jù)，彈簧指數(shù)和曲度系數(shù)可以計算為：C=Dm/d=7.14；K’=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=1.

33、21。 P=1/2（862-50）×9.8×cos10°=3918N。 將數(shù)據(jù)代入式3.5得τ=440MPa。440MPa＜[τ]=640MPa，所以符合表面剪切應力要求。 3.5.7 小結 通過以上數(shù)據(jù)可以算得螺旋彈簧其它數(shù)據(jù)： 彈簧外徑 D=Dm+d=100mm+14mm=114mm 彈簧內(nèi)徑 D1=Dm-d=100mm-14mm=86mm 總圈數(shù) n1=n+2=8+2=10 節(jié)距 p=（0.28～0.5）Dm=0.3×100=30mm 自由高度 H0=pn+1.5d=2

34、61mm 壓平高度 Hb=（n1-0.5）d=133mm 彈簧整體參數(shù)及建模如表3.3及圖3.2 表3.3 彈簧整體參數(shù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 彈簧絲直徑 14mm 彈簧外徑 114mm 彈簧內(nèi)徑 86mm 總圈數(shù) 10 節(jié)距 30mm 自由高度 261mm 壓平高度 133mm 圖3.2螺旋彈簧 3.6導向機構設計 懸架具有用于各種目的的具有不同結構的各種引導機構。轎車上，整體軸主要是多連桿式。對于獨立懸架，主要有單（雙）縱臂型，雙橫臂型，麥弗遜支柱型，多連桿型，拖曳臂型，半拖

35、曳臂型和擺動軸型。當前在汽車中廣泛使用的引導機構是雙橫臂型。中型和重型卡車通常使用整體軸。導向機構主要包括板簧型，A型架，雙橫臂骨型，雙縱臂型，縱臂型。在這個畢業(yè)設計中，我選擇了A形架架導向機構。 3.6.1 導向機構設計要求 在汽車前輪上對導向機構的設計要求如下表3.4： 表3.4 導向機構要求 當懸架上的負載發(fā)生變化時，確保前輪的軸距變化不超過±4.0mm 當懸架上的負載發(fā)生變化時，前輪定位參數(shù)的變化特性應合理，并且車輪不應具有縱向加速度 汽車轉彎時，車身側傾角應較小。在0.4g的橫向加速度作用下，車身的側傾角小于或等于6°?7° 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后

36、俯作用 3.6.2導向機構的布置參數(shù) 引導機構的布局參數(shù)對車輛的轉向穩(wěn)定性有很大的影響。側傾中心，縱傾中心和懸架擺臂的定位角度這四項是主要的四種布置參數(shù)。 1 側傾中心 如果McPherson懸架中的彈簧減震器柱更接近垂直，而下橫臂更接近水平，則該懸架的滾動中心將更靠近地面，這將導致外部傾斜度的變化。想要提高運動學特性的話，可以考慮讓下擺臂長度增加。 2 縱傾中心 McPherson懸架的螺距中心可以通過一條標點為減震器運動方向的垂直線。該垂直線與通過點G的擺臂軸線的平行線的交點為俯仰中心O。 3懸架擺臂定位角 獨立懸架中擺臂的鉸鏈軸大多是空間傾斜的。為了便于描述，將擺臂的空間

37、定位角定義為擺臂的水平傾斜角α，懸架的抗前俯角β和懸架傾斜的初始角θ。 3.7 減振器設計 在駕駛汽車的過程中，坑坑洼洼不平的地面會產(chǎn)生沖擊振動。該振動將通過車輪傳遞到懸架。如果減震器與懸架配合良好，則可以迅速吸收振動并減少車身振動。由于汽車的懸架系統(tǒng)決定了汽車的舒適性和安全性，并且減震器是汽車懸架的主要阻尼元件，因此提高減震器的性能在汽車的發(fā)展中起著重要的作用。 3.7.1 減振器分類 車輛懸架中有許多不同的減震器。根據(jù)結構，工作介質(zhì)和作用方式，減震器可分為各種類別。 根據(jù)減震器的不同結構，可分為搖臂式和桶形減震器。根據(jù)能量轉換介質(zhì)，減震器可分為摩擦式減震器，液壓式減震器等

38、。根據(jù)作用方式，減震器可分為單作用減震器和雙作用減震器。在這兩種減震器中，雙作用減震器可用于恢復行程和壓縮行程，因此被廣泛使用在車上?，F(xiàn)在，雙筒液壓減震器在汽車中使用最廣泛。 3.7.2 液壓筒式減振器工作原理 氣缸液壓油氣混合減震器的工作原理如圖所示。在圖中，A代表工作室，C代表補償室。閥門系統(tǒng)連接這兩個腔室。當車輪上下跳動時，它將驅(qū)動活塞1在工作室A中上下移動，這將把通過相應閥門閥體上的阻尼孔流動的液體的動能轉化為熱能并將其消散。當車輪彈起時，即當懸浮液被壓縮時，活塞1向下移動，油通過閥門II進入工作室的上腔。由于活塞銷9占據(jù)了部分體積，一定數(shù)量的油必須通過閥門IV流入平衡室C;當車輪

39、跳動和懸架展開時，活塞1向上移動，工作腔內(nèi)的壓力增加，油通過閥門I流到下腔內(nèi)，提供了大部分的拉伸阻尼力。部分油通過活塞銷和導軌座之間的空間，通過返回孔6進入補償室。此外，由于活塞銷所占的體積，當活塞向上移動時，部分油流必須通過閥門III進入工作室的下腔室。 3.7.3 減振器相對阻尼系數(shù) 相對阻尼系數(shù)?的物理含義是：懸架都有各自不同的剛度，他們的簧上質(zhì)量也各不相同。當減振器與這些不同的相匹配時，產(chǎn)生的阻尼效果就是各不相同的。?的值和振動減弱是有關系的，如果?取大的數(shù)值，那么振動減弱的就快。同時可以將較大的道路沖擊力傳遞給車身。在一般情況下，人們在設計的時候如果給?取小數(shù)值的話，就會選擇在壓

40、縮沖程來選擇，給它選一個比較小的數(shù)值?Y。并在伸展沖程期間選擇相對大阻尼系數(shù)?S。他們兩個之間應該有?Y=（0.25-0.50）?S的關系。 設計時，首先選擇ψy和ψs的平均ψ。彈性元件的相對無摩擦懸架，ψ= 0.25?0.35；對于具有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值較小。為了避免懸架與車架相撞，取ψy=0.5ψs。 如果ψ= 0.3，則： （ψs+0.5ψ）/ 2 = 0.3 計算可以得到： ψs= 0.4ψy= 0.2 3.7.4 減振器阻尼系數(shù)δ的確定 減振器的阻尼系數(shù)可以用下面公式來計算： （3.8） 因為懸架系統(tǒng)固有頻率的計算公式是,所以從理論上講 。但在實際

41、設計中，如果采用了不同的布局，那計算上就會有區(qū)別，不能使用理論公式。在本文中我選擇了圖示的一種方式，那么這樣則阻尼系數(shù)計算公式就是： （3.9） 根據(jù)公式，可得出：=2πn 將數(shù)據(jù)代入上式得μ=6.908HZ，選取a/b=0.8，α=10°。 將數(shù)據(jù)代入式中計算得 =2547N·s/m。 3.7.5 最大卸荷力F0的計算 為了減小沖擊力，然后將其傳遞到車身，當減震器活塞的振動速度達到一定值時，減震器將打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸載速度，其計算公式如下： （3.10） 在這個公式中，表示的是卸荷速度，通常我們選擇在這一范

42、圍中，A代表車身振幅，我們一般情況中都選取， 它代表的是懸架振動固有頻率。將數(shù)據(jù)代入計算得vx=0.22m/s。0.15＜0.22＜0.3，所以符合要求。 伸張行程的阻尼系數(shù)公式為：=c 式中c表示沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5 則伸張行程最大卸荷力=840.51N。 3.7.6 減振器工作缸直徑計算 上一個小節(jié)中，我已經(jīng)對最大卸荷力進行了計算，有了這個結果可以計算出工作缸直徑： （3.11） 式子中，[p]表示工作缸最大允許壓力，最大允許壓力的范圍一般在3～4MPa，我們選擇3.5MPa。代表的是連桿直徑與缸筒直徑的比值，它的范圍一般在0.4～0.5，雙筒式減振器取=

43、0.45 將F0代入式中計算得D=20.6mm。選取時按照標準選擇30mm。 3.7.7 減振器外缸筒的設計 減震器的外缸的主要功能是儲油，即儲油缸。設計外缸體的直徑時，通常是內(nèi)缸體直徑的倍數(shù)，即，即 在這個式子中，表示儲油缸的直徑與內(nèi)缸的直徑之比，該比通常為1.35～1.50這一個范圍。在本文中我選擇，用這個數(shù)據(jù)就可以得出外缸筒的直徑，為Dc=42mm。 減振器外筒的壁厚通常都會選擇2.0到2.5mm這個區(qū)間內(nèi)，本文選擇2mm，材料選擇20#鋼。 3.7.8 減振器活塞桿設計 根據(jù)減震器的活塞桿直徑與減震器的內(nèi)筒直徑之比的要求，可以在減震器的內(nèi)筒直徑時計算出活塞桿的直徑通過計算

44、確定活塞： （3.12） 式中，表示減振器中內(nèi)筒的直徑；它表示減振器的活塞桿直徑和內(nèi)筒直徑的比值，一情況下選擇，在本文中我選取將數(shù)據(jù)代入式中得=9mm。 3.7.9 小結 這一節(jié)對減振器進行了設計計算，其主要參數(shù)如表3.5 表3.5 減振器數(shù)據(jù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 工作缸直徑 30mm 儲油缸直徑 42mm 活塞桿直徑 9mm 3.8 橫向穩(wěn)定桿設計 為了讓汽車的固有振動頻率變的更低來提高汽車駕駛時的平順性，轎車當前懸架的垂直剛度值較小，這種情況所導致的結果就是汽車的側傾角剛度值也較小，轉彎時車身側傾嚴重，汽車的行駛穩(wěn)定性收到很大的

45、影響。為解決這一情況汽車都加裝了橫向穩(wěn)定桿來提高行駛穩(wěn)定性。 根據(jù)實際經(jīng)驗和觀察，我選擇了直徑是20mm的穩(wěn)定桿，它的每一段長度都應該和車架和懸架相適應。  第4章 ADAMS分析 這一個章節(jié)中對各項參數(shù)受到瞬時向上力的分析，通過分析的結果來判斷懸架能否滿足使用要求，分析的結果如以下幾個小節(jié)。 4.1主銷內(nèi)傾角分析 主銷內(nèi)傾角的分析如圖4.1 圖4.1 主銷內(nèi)傾角分析 從這個圖中我們可以看出，在最開始的時候主銷內(nèi)傾角是9.965°，而且從圖中還表現(xiàn)出角度一直在9.92°和9.97°之間變化，一直沒有超過這個范圍，在這個范圍內(nèi)變化的最大值也沒有超過

46、0.05°，屬于很小的角度變化。從左往右看的話，可以看出隨著時間的流逝，角度的變化幅度越來越小，這表明懸架起到了減振作用，由這些可以得出結果是符合要求的。 4.2主銷后傾角分析 這一項的分析如圖4.2所示 圖4.2 主銷后傾角分析 從這個圖中我們可以看出，當靜止的時候，初始值是0°，后面曲線變化表示的是受到重力和彈簧的影響。圖中數(shù)值最大的點位于0.7°下方，始終是在0到0.7之間變化的，屬于很小的變化范圍，是符合要求的。 4.3前輪外傾角分析 這一項的分析如圖4.3所示 圖4.3 前輪外傾角分

47、析 圖中顯示角度初始值是0，經(jīng)過一段時間后穩(wěn)定在-0.04°。變化范圍在-0.15到0.15，范圍不大而且最后很快趨于不變，這表示外傾角是-0.04°而且懸架起到了很好的減振效果。 4.4車輪跳動量分析 這一項的分析如圖4.4所示 圖4.4 車輪跳動量分析 在這個圖中我們可以看出，車輪跳動量按正弦衰減。經(jīng)過短時間后，最終趨向于穩(wěn)定，曲線不發(fā)生變化時表示已經(jīng)停止跳動。跳動的范圍在-20cm到3cm。這個范圍不大是符合要求的。  第5章 結論 本文在查閱大量國內(nèi)外相關文獻了解了懸架的組成、分類、作用等的基礎上，完成了對上海大眾朗逸轎車前麥弗遜

48、式獨立懸架的各組成部分的設計計算、CATIA三維建模裝配，并且用ADAMS 軟件對設計的懸架進行了虛擬建模和運動學仿真分析，對仿真結果進行分析與比較。本文主要完成的工作如下： 1 分析計算了懸架的動靜撓度，對懸架的主要組成零件彈簧和減振器的主要相關參數(shù)進行了設計計算，得到了CATIA繪圖的基本尺寸。 2 用CATIA對零部件設計建模，并將零部件進行約束裝配，由此得到麥弗遜懸架關鍵硬點的三維坐標值。 3 分析了前懸架的四個車輪定位參數(shù)即主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、前輪外傾角、前輪前束角對車輪平順性的影響及合理的取值范圍。 這幾個月的畢業(yè)設計過程中，我遇到過很多的問題，查閱資料和尋求老師幫助解

49、決這些問題的時候，讓我掌握了很多原來并不理解的東西。比如這個對懸架的設計，以前的學習可以了解它的作用它的組成等等，在畢業(yè)設計中我親自設計出了一個懸架。這不僅讓我把已經(jīng)學到的知識融會貫通聯(lián)系起來，還在實際設計中知道了如何使用它們。 由于我的水平有限和其它因素的影響，本篇論文有很多不完善的地方，還需要我進一步的研究。我只對前懸架進行了模擬仿真和動力學分析，取的硬點坐標變化范圍比較小，使試驗結果有很大的局限性。隨著研究的深入和個人水平的提高，目前存在的問題一定會得到解決。  參考文獻 [1]周軍超，袁杰，廖映華.基于D-最優(yōu)試驗設計的麥弗遜懸架優(yōu)化[J].中國工程機械學報,2018(05)

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