轎車麥弗遜式懸架設計含4張CAD圖
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譯文題目： 針對行車控制應用的麥弗遜式懸架系統(tǒng)的
新非線性模型
New Nonlinear Model of Macpherson Suspension System for Ride Control Applications
Abstract:In this paper, a new nonlinear model of Macpherson suspension system for ride Control applications is proposed. The model includes the vertical acceleration of the sprung mass and the motions of the unsprung mass subjected to control arm rotation. In addition, it considers physical characteristics of the spindle such as mass and inertia moment. This two degree-of-freedom (DOF) model not only provides a more accurate representation of the Macpherson suspension system for ride control applications but also facilitates evaluation of the kinematic parameters such as camber, caster and king-pin angles as well as track alterations on the ride vibrations. The performances of the nonlinear and linear models are investigated and compared.
I. INTRODUCTION
The Macpherson suspension was created by Earl Macpherson in 1949 for the ford company. Due to its light weight and size compatibility this kind of suspension is widely used in different vehicles. Moreover this kind of vehicle is more popular to be found in the front of the car even though it was also used as a rear suspension. Performance requirements for a suspension system are to adequately support the vehicle weight, to provide effective ride quality which means isolation of the chassis against excitations due to road roughness, to maintain the wheels in the appropriate position so as to have a better handling and to keep tire contact with the ground. However it is well known that these requirements are conflicting, for instance to achieve better isolation of the vehicle chassis from road Irregularities, a larger suspension deflection is required with soft damping, while a large damping yields better stability at the expense of comfort. Thus, the idea of incorporating of active or semi-active suspensions can be considered so as to reach these specifications more than those passive one. Based on a simplified two DOF quarter car model, many semi-active and active control algorithms have been developed to handle these conflicting performance requirements. The simplified two DOF quarter car model , so-called conventional model in this paper, represents two lumped masses of a quarter car system. though the conventional model of the suspension has been widely used in suspension control designs, it is not convenient for the evaluation of the suspension kinematic parameters which significantly affect handling performance of the vehicle. Hence, most of the current control algorithms focus on the enhancement of ride quality without considering structural effects. Note that, without considering the effect of the suspension kinematics , the simple model may not be considered effective. Thus the study about the impacts of the suspension kinematics on the dynamical behavior of the system is necessary. Therefore, the need for an accurate model for the Macpherson suspension system becomes increasingly important for ride control design applications.
Based on three nonlinear models of the Macpherson suspension, analyzed the dynamical behavior of this system. A spatial model of the Macpherson suspension to study its kinematic and dynamic performances was formulated by Fallah and Suh. Using a three- dimensional model of a Macpherson suspension, Chen and Beale estimated the dynamic parameters of the mechanism. Although these models are useful in analyzing the structure, they are not suitable for ride control design. Moreover, a three-dimensional model of the Macpherson suspension was employed by Ro and Kim for parameter identification and also for ride control, however, this model, as the previous models, was not applicable for observation of the kinematic parameters. Sohn, et al proposed a new model of the Macpherson suspension for ride control purposes. Nevertheless, in that model the structure and properties of the spindle have not been taken into consideration.
In this paper, a comprehensive model of the Macpherson strut wheel suspension system with spindle properties is proposed for ride control applications. The model considers the kinematic properties, the vertical acceleration of the sprung mass and the motions of the unsprung mass subjected to control arm rotation. In addition, it includes physical characteristics of the spindle such as mass and inertia moment. With this model, it is convenient to observe the suspension kinematic parameters subjected to control actuation force, designed to improve the ride quality.
II. NEW MODEL OF MACPHERSON SUSPENSION FOR ACTIVE CONTROL APPLICATIONS
To model a Macpherson suspension system for control application, one should take into account both the kinematics and dynamics of the system subjected to the actuation force and road disturbances.
Consider a Macpherson suspension system excited by road disturbance. It comprises a quarter-car body, a spindle and a tire, a helical spring, control arm, load disturbance and an actuation force. The structure has two degrees of freedom including vertical displacement of the sprung mass and rotational motion of the control arm when the mass of the strut is ignored. In this research, we focus on building a two DOF model of a Macpherson suspension system.
The detailed assumptions in this modeling are made as follows: The sprung mass has only vertical displacement while movements in other directions are ignored. The unsprung mass is connected to the car body through the damper and spring as well as the control arm. Vertical displacement of the sprung mass, rotational displacement of the control arm, are measured from the static equilibrium position and are considered as generalized coordinates. It is assumed that, in the equilibrium condition, the camber angle is zero. Compared to the other links, the mass and stiffness of the strut are neglected. The spring and tire deflections and the damping force are assumed to be in the linear regions of their operation ranges.
III. SIMULATION AND VERIFICATION OF MODEL
A. Comparison of the conventional, linear and nonlinear models
The output variables of the conventional model are the vertical displacements of the sprung mass and the unsprung mass whereas in the new model the output vector consists of the displacement of the sprung mass and the angular displacement of the control arm. Thus, the displacement of the sprung mass, is considered as the output variable in order to compare the two models . As suspension on the ride comfort, specially, in the high frequency ranges. Compares the acceleration transmissibility of three models for frequencies between 0- 20 Hz. The linear model represents a good performance of the nonlinear model for the frequencies between 0-5 Hz. However, the conventional model shows the performance of the Macpherson suspension systems with some discrepancies.
B. Evaluation of the kinematic parameters
Some of the main kinematical parameters which are important in chassis design and affect handling and stability of the vehicle are 1) camber angle; 2) kingpin angle 3) caster angle 4) track. Camber angle alterations are due to rubbing of tires and produce lateral forces acting on the wheel and cause the vehicle to steer to one side. Alterations of kingpin and caster angles affect the self aligning torques and consequently affect the stability and handling of the vehicle when wheels bounce or rebound. When the wheels travel on a bump and rebound, the track changes cause the rolling tire to slip and, also produce lateral forces. In the following simulations, we set the step input for road disturbance equal to 100 mm and time step equal to 0.0001 (s). The camber angle, is the angle between the wheel center plane and a vertical line to the road. In definition, the steering axis is the line passing through the point D and A in the three-dimensional case and the kingpin angle is the angle between the projection of the steering axis on y-z plane and the vertical line to the road. The angle between the projection of the steering axis on the x-z plane and the vertical line to the road is defined as caster angle. The performance of this parameter is illustrated. Track is the lateral distance between the centers of the front wheels. It is obvious that, unlike the previous parameters, the linearization has a large impact on the track. As a result, linear model is not sufficiently accurate for studying the track behavior.
IV. CONLUSION
A new nonlinear model of Macpherson suspension is proposed and equations of motion are derived. The new model is more general than conventional model where the structural kinematics and spindle properties are taken into account. In addition, the new model allows investigation of the suspension kinematic parameters affecting on handling and stability of the vehicle while it is impossible or difficult using the other models proposed for the Macpherson suspension in the case of ride control implementation. The nonlinear and linear responses of the model are investigated and shown that the linear model is a good approximation of the nonlinear model for ride quality assessment. However, for evaluation of the kinematic parameter performances nonlinear kinematic relations are used which provide a more accurate study of handling performance and stability condition of the vehicle.
針對行車控制應用的麥弗遜式懸架系統(tǒng)的新非線性模型
摘要:
在本文中，提出了一種對于駕駛控制應用的麥弗遜式懸架系統(tǒng)新的非線性模型。這種模型包括了懸掛質(zhì)量的垂直加速度，并且進行控制臂轉(zhuǎn)動的非懸掛質(zhì)量的運動。除此之外，它還考慮了主軸的物理特性，例如質(zhì)量和慣性力矩。這種雙自由度的模型不僅為駕駛控制應用提供了麥弗遜式懸架系統(tǒng)更準確的表示，同時也方便評估運動學參數(shù)如外傾角，腳輪和主銷角度以及振動軌道的改變。對非線性和線性模型的性能進行了研究和比較。
一 引言
麥弗遜式懸架是1949年麥弗遜式伯爵在福特公司創(chuàng)造的。由于它的輕重量和尺寸兼容性，這種懸架被廣泛用于不同的車輛。此外，這種懸架更加流行的是裝在汽車的前部，盡管它也被用作一個后懸架。懸架系統(tǒng)的性能是要求充分支撐車輛的重量，以提供有效的乘坐品質(zhì)，這意味著針對由于路面不平導致機架與底盤隔離，維持輪子在適當?shù)奈恢蒙?，以便具有一個更好的操控，并保持與地面的輪胎接觸。然而，眾所周知的是，這些要求是相互矛盾的。例如，在不平順的道路中，汽車底盤能獲得更好的隔離，一個更大的懸架偏轉(zhuǎn)需要具有柔和減震，而較大的減震實在犧牲舒適性的前提下產(chǎn)生更好的穩(wěn)定性。因此，可以考慮納入主動或半主動懸架的想法達成這些規(guī)格?；诤喕碾p自由度汽車模型，許多半主動和主動控制算法已經(jīng)被開發(fā)來處理這些相互矛盾的性能要求。簡化雙自由度汽車模型，在這篇文章中就是所謂的常規(guī)模型，表示兩個集中質(zhì)量的汽車系統(tǒng)。雖然懸架的傳統(tǒng)模型中懸架控制設計已被廣泛使用，這不便于懸架運動學參數(shù)有對明顯影響車輛處理性能的評價。因此，大多數(shù)的電流控制算法注重乘車質(zhì)量的提高，而不考慮結(jié)構(gòu)性影響。需要注意的是，在不考慮懸架運動學的影響，簡單的模型可能被認為是無效的。因此對懸架運動學上系統(tǒng)的動力學行為的影響研究是必要的。因此，需要對行駛平順性控制設計應用了麥弗遜懸架系統(tǒng)的精確模型變得越來越重要。
基于對麥弗遜懸架的三種非線性模型，分析了該系統(tǒng)的動力學行為。研究麥弗遜式懸架運動學和動力學性能的空間模型是法拉赫和徐制定的。利用麥弗遜式懸架的三維模型，陳和比爾估算該機構(gòu)的動態(tài)參數(shù)。雖然這些模型對分析構(gòu)造是有用的，但是它們不適合于駕駛控制設計。此外，麥弗遜式前懸架的三維模型被榮和金用來識別參數(shù)，也用來識別行駛平順性。然而，因為以前的型號，這種模式并不適用于運動學參數(shù)研究的觀察。孫某等人提出了一種麥弗遜式懸架行車控制目的的新模式。然而，在該模型中的構(gòu)造和主軸的性質(zhì)沒有考慮進去。
在本文中，麥弗遜式懸架支柱車輪懸架系統(tǒng)與主軸性能的綜合模型運用在行車控制運用中。該模型考慮了運動學特性，懸掛質(zhì)量的垂直加速度，并進行控制臂轉(zhuǎn)動的非懸掛質(zhì)量的運動。除此之外，它還包括了主軸物理特性，例如質(zhì)量和慣性力矩。使用此模型，它可以很方便地觀察懸架運動學參數(shù)受到的驅(qū)動力，旨在提高行車的的品質(zhì)。
二 新麥弗遜式懸架主動控制應用程序模型
為了模擬控制應用中的麥弗遜式懸架系統(tǒng)，其中應考慮到遭受的驅(qū)動力和道路干擾的運動學和動力學系統(tǒng)。
考慮路面干擾勵磁的麥弗遜式懸架系統(tǒng)，它包括了四分之一個車身，一個主軸和一個輪胎，一個螺旋彈簧，控制臂，負荷干擾和致動力。該結(jié)構(gòu)具有包括彈簧支撐體的垂直位移和控制臂的旋轉(zhuǎn)運動時在支柱的質(zhì)量兩個自由度。在這項研究中，我們著力構(gòu)建麥弗遜式懸架系統(tǒng)的雙自由度模型。
這個建模的詳細假設如下：彈簧加載的質(zhì)量僅具有垂直位移，而忽略了它在其他方向上的運動。非懸掛質(zhì)量是通過阻尼器和彈簧以及控制臂連接到車身的。彈簧支撐體的垂直位移以及該控制臂的旋轉(zhuǎn)位移，都是從靜態(tài)平衡位置附近所測得的并且被認為是廣義坐標。假設在平衡狀態(tài)下外傾角為零。相比于其他鏈接，支柱的質(zhì)量和剛度都被忽略了。彈簧和輪胎偏轉(zhuǎn)以及阻尼力都被假定為在其操作范圍內(nèi)的在線性區(qū)域內(nèi)。
三 仿真和模型驗證
A．常規(guī)的線性和非線性模型的比較
輸出變量的常規(guī)模型，彈簧的豎向位移質(zhì)量和非簧載的質(zhì)量而在新的模型輸出向量包括位移的彈簧質(zhì)量和角位移的控制臂。因此，位移的簧載質(zhì)量，被考慮作為輸出變量來比較這兩個模型。而作為懸架的乘坐舒適性，特別是在高頻率范圍內(nèi)。比較加速度傳遞率的三種模式為 0-20 赫茲之間的頻率。線性模型表示的 0-5 之間頻率的非線性模型的良好性能。然而，傳統(tǒng)的模型顯示的麥弗遜式懸架系統(tǒng)存在著某些差距。
B．運動參數(shù)的評估
一些主要的運動參數(shù)，底盤的設計和處理車輛穩(wěn)定性的影響是很重要的，例如 1) 外傾角2) 主銷內(nèi)傾角 3) 主銷后傾角 4) 軌道。外傾角的改變是由于輪胎的摩擦而產(chǎn)生作用在車輪上的側(cè)向力，并導致車輛轉(zhuǎn)向一側(cè)。主銷和主銷后傾角的改變影響它們的自回正力矩，當車輪反彈或被反彈時，會影響到整車的穩(wěn)定性和操控性。當車輪行駛在顛簸路段并且被反彈時，軌道的變化會導致滾動輪胎打滑，并且會產(chǎn)生側(cè)向力。在以下的模擬，我們設置了道路干擾為100毫米，時間步長等于0.0001（S）的步驟的輸入。外傾角，是車輪中心平面和垂直線上的角度。在定義中，轉(zhuǎn)向軸是通過點D和A傳遞三維情況下的線與主銷角度是轉(zhuǎn)向軸的上y-z平面的投影和垂直線的道路之間的角度。在x-z平面和豎直線的道路的轉(zhuǎn)向軸的投影之間的角被定義為傾角。說明了此參數(shù)的性能。磁道是在前輪的中心之間的橫向距離。顯而易見的是，不象以前的參數(shù)，線性化已經(jīng)在軌道上有了很大的影響。?其結(jié)果是，利用線性模型來研究軌道特性是不夠精確的。
四.結(jié)論
一個新的、 非線性的麥弗遜式懸架模型和運動方程的推導。新模型比傳統(tǒng)模型結(jié)構(gòu)的運動學和主軸性能考慮到的更一般。除此之外，新的模型允許在操控以及車輛穩(wěn)定性的影響，而這是不可能或難以利用提出了的麥弗遜式懸架的行車控制實施的情況下，其他型號的懸架運動學參數(shù)研究的調(diào)查。在該模型的非線性和線性調(diào)查中顯示，該線性模型非常近似于為評估行車質(zhì)量的非線性模型。然而，對于運動參數(shù)性能的評估，非線性運動學方程均采用了為其提供操控車輛的性能及穩(wěn)定性的更準確的研究。
轎車麥弗遜式懸架設計
摘 要
懸架是汽車上非常重要的部件，它將車架（或車身）與車橋（或車輪）連接起來。他 主要是為了傳遞作用在車輪和車架之間的力和扭矩，減少來自不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的 沖擊力而產(chǎn)生的震動，以便于保證車輛行駛的平穩(wěn)性。
本文主要介紹了麥弗遜式懸架系統(tǒng)，根據(jù)某型轎車的主要性能參數(shù)，確定該車型麥弗 遜式獨立懸架的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，在麥弗遜式懸架的設計過程中，分別對導向機構(gòu)進行受力 分析，設計并且計算了螺旋彈簧，對減振器進行設計與選型，并且最后利用 AutoCAD 軟件 畫出所設計懸架的零件圖以及裝配圖。
關鍵詞：麥弗遜式懸架；導向機構(gòu)；螺旋彈簧；減振器
III
The design of Car’s McPherson suspension
Abstract
Suspension is a very important part in the cars,it links the chassis (or body) and axle (or tires).It is mainly to transfer the forces and torques which between the wheels and the body.Reduce the vibration,which generated by the impact force that rough road passed to.So that it can ensure the stability of the vehicle.
This article is mainly introdeced the susoension system.According to the main performance parameters of one car,determince the structure size parameters of the car’s McPherson independent suspension. At the process of designing McPherson suspension，we stress analysis
for the guide means,design the springs,choose the shock absorber.Finally,draw the parts diagram and assembly drawings of the design suspension with AutoCAD.
Keywords: McPherson Suspension; Guide means；Coil spring；Shock Absorber
目 錄
摘要 ............................................................ Ⅲ
Abstract ........................................................ Ⅳ
第一章 緒論 ...................................................... 1
1.1 課題的背景及研究意義 ...................................... 1
1.2 國內(nèi)外應用現(xiàn)狀 ............................................ 1
1.3 懸架技術(shù)新發(fā)展 ............................................ 1
1.4 本文研究的問題 ............................................ 2
第二章 懸架系統(tǒng)總述 .............................................. 3
2.1 懸架的功用 ................................................ 3
2.2 懸架的分類及特點 .......................................... 3
2.2.1 非獨立懸架分類 ....................................... 4
2.2.2 獨立懸架分類 ......................................... 4
第三章 麥弗遜式懸架的設計要求和計算 .............................. 6
3.1 麥弗遜式懸架的設計要求 .................................... 6
3.2 麥弗遜式懸架主要參數(shù)的確定 ................................ 6
3.2.1 懸架的空間幾何參數(shù) ................................... 6
3.2.2 懸架頻率的選擇 ....................................... 6
3.2.3 懸架的工作行程 ....................................... 7
3.2.4 懸架的剛度計算 ....................................... 7
3.3 導向機構(gòu)的設計分析 ........................................ 7
3.3.1 導向機構(gòu)的設計要求： ................................. 7
3.3.2 導向機構(gòu)的布置參數(shù) ................................... 8
3.3.3 導向機構(gòu)的受力分析 ................................... 9
3.3.4 橫臂軸線布置方式的選擇 .............................. 10
3.3.5 橫擺臂參數(shù)對車輪定位參數(shù)的影響 ...................... 10
3.4 螺旋彈簧的設計計算 ....................................... 11
3.4.1 螺旋彈簧材料的選擇 .................................. 11
3.4.2 螺旋彈簧的剛度計算 .................................. 11
I
3.4.3 螺旋彈簧幾何參數(shù)計算 ................................ 11
3.4.4 螺旋彈簧校核 ........................................ 13
3.5 減振器的設計與選定 ....................................... 13
3.5.1 減振器結(jié)構(gòu)類型的選擇 ................................ 13
3.5.2 相對阻尼系數(shù)ψ ...................................... 15
3.5.3 減振器阻尼系數(shù)δ的確定 .............................. 15
3.5.4 減振器最大卸荷力 F0 的確定 ............................ 16
3.5.5 減震器工作缸直徑 D 的確定 ............................ 16 第四章 結(jié)論 ..................................................... 18
參考文獻 ........................................................ 19
謝辭 ............................................................ 20
9
1.1 課題的背景及研究意義
第一章 緒論
我國的經(jīng)濟水平正發(fā)展的越來越快，所以我們生活的水平也得到了顯著的提高，汽車 已變成我們生活當中不可或缺的東西。因此，汽車的舒適性、安全性、駕駛性等問題越來 越受到人們的關注，汽車工業(yè)的需求也在不斷的不斷發(fā)展。
汽車懸架系統(tǒng)的好壞直接決定了汽車的舒適性、安全性、操縱性等因素。汽車的懸架 系統(tǒng)由彈簧和減振器構(gòu)成。懸架系統(tǒng)的功能是來支持車身以便于提高駕駛員及乘客舒適 感，懸架設置的不同也會使駕駛員的駕駛體驗不一樣。懸架系統(tǒng)雖然表面上看起來比較簡 單，但是它卻可以承受各種給汽車的作用力，它決定了汽車的穩(wěn)定性，舒適性和安全性， 是現(xiàn)代汽車的關鍵組成部分之一。
作為保證汽車安全的主要結(jié)構(gòu)，一直以來，汽車的行駛操控性和舒適性與其有著密切 的聯(lián)系，汽車的制造成本也受制于懸架結(jié)構(gòu)的簡單與復雜。一輛汽車想要保證舒適性和操 控性都比較好的話，主要看的就是懸架設計的是否更加合理，這對汽車的制造廠家就是一 個很大的技術(shù)考驗。
麥弗遜獨立懸架是一種構(gòu)造簡單、造價便宜、價格低廉、并且擁有廣闊市場應用前景 的懸掛系統(tǒng)之一。由于其體積小，適合小型車和中型車的使用，所以在豐田花冠、豐田 86、 本田飛度、標致 307、別克君越的懸架，大眾邁騰等都采用麥弗遜懸架。值得一提的是超 級跑車保時捷 911 也采用了麥弗遜式懸架。足以證明這種懸掛有著廣泛的適應性。
1.2 國內(nèi)外應用現(xiàn)狀
舒適是最重要的汽車的性能之一。汽車本身擁有的震動特性會影響汽車的舒適性，而 懸架的固有震動特性又會影響到汽車的性能。因此，汽車舒適性主要由懸架影響。懸架作 為保證汽車安全的主要部件的同時還起到了連接和傳力的作用。
高速，高性能，舒適性，安全性和可靠性是當今世界汽車行業(yè)發(fā)展的方向，空氣懸架 彈簧是當今汽車發(fā)展的一大趨勢，尤其是在大型客車和卡車。事實上，早在 20 世紀 50 年
代，它就已經(jīng)運用到各類車型上了。到了 60 年代，德國，美國等發(fā)達國家大部分公交車 配備了主動空氣懸架。
道路條件的變化，給車輛的懸架構(gòu)造了使用的基本條件，并且對他有很大的促進作用。 高速公路正在快速的發(fā)展中，無形中給道路增加了很多車輛以及對高性能客車的要求，對 所有汽車的操縱穩(wěn)定性，乘坐舒適性和安全性提出了比較高的要求。
1.3 懸架技術(shù)新發(fā)展
由于現(xiàn)代人們對舒適性和操縱穩(wěn)定性的需求,汽車工程領域更加注重對這一方面的重 視與研究,目前已經(jīng)是懸掛技術(shù)發(fā)展的趨勢。
追述主動懸架控制技術(shù),在很早的時候,是用“天棚”阻尼來控制的,它具有優(yōu)越的控 制性能，但是由于它是基于懸架速度的負反饋主動控制，無法實現(xiàn)在移動的汽車上。這種
方法由于計算的方法十分容易,已經(jīng)在應用當中。然而隨著科技技術(shù)的發(fā)展,現(xiàn)在社會已提 出最優(yōu)控制方案,與之前的“天棚”阻尼控制相比較而言,它提出更多變量緯度,能夠處理 更多特殊情況,控制效果也會更加穩(wěn)定。
在自適應的控制方法中,它融合了適應懸架載荷和元件特性的變化、參數(shù)識別、自動 調(diào)整控制的參數(shù)這三大特性,能夠保持性能指標的最佳狀態(tài)。大概20年前左右,人們廣泛使 用模糊控制方法在懸架控制中。
神經(jīng)網(wǎng)絡,顧名思義是由非常多的處理單元行程的系統(tǒng)，他就是非線性動力系統(tǒng),它有 學習適應性、數(shù)據(jù)融合和并行分布處理的特點，因此它在汽車懸掛的振動控制中的前景十 分可觀。
怎樣才能具有較高的經(jīng)濟效益和社會效益呢？最有效的方法便是采用新型的電控研 究手段，開發(fā)出一類控制效果好、低能耗、造價合理的汽車懸架系統(tǒng),并且因為其特有的 非線性特點，研究一套適宜的懸架系統(tǒng)電控技術(shù)是汽車懸架系統(tǒng)振動性能需要改進的方 向。
1.4 本文研究的問題
本文主要研究某車麥弗遜式懸架的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，設計其主要零部件并進行強度計 算，對導向機構(gòu)進行受力分析，并且運用 CATIA 和 AutoCAD 軟件對懸架系統(tǒng)進行實體建模 和零件圖的繪制。
2.1 懸架的功用
第二章 懸架系統(tǒng)總述
懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接裝置的總稱。 (1) 被用來傳遞車架與車橋之間產(chǎn)生的力和力矩。
(2）行駛在不平路面時，減少震動和沖擊，以便于使車輛能夠具有很好的行駛平順性 和操縱穩(wěn)定性。
(3）能夠很好的減少車身與車橋之間產(chǎn)生的振動。 對于汽車來說，懸掛系統(tǒng)的這些功用起到的作用是密切相關的。如果想要很快的減少
振動和沖擊，更舒服的乘坐，那么就需要降低懸架的剛度。但是降低了剛度，就意味著汽 車的操縱穩(wěn)定性也跟著降低了。所以需要尋找一個平衡點，既可以保證良好的操縱穩(wěn)定性， 又可以保證汽車行駛的平穩(wěn)性不受影響。
2.2 懸架的分類及特點
汽車懸架可以分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架
圖 2.1 為非獨立懸架，它由一根整體式的車橋連接了兩側(cè)的車輪，懸架將車輪和車橋 連接在車架上。當汽車行駛在不平路面的時候，每當一側(cè)車輪發(fā)生跳動，由于兩側(cè)車輪是 連在一起的，那么另一側(cè)的車輪也會隨之擺動，所以我們稱它非獨立懸架。
圖 2.1 非獨立懸架
圖 2.2 為獨立懸架，它的車橋分成兩段，所以懸架能夠?qū)⒚恳粋?cè)的車輪與車架（或車 身）分別連接，這樣的話兩側(cè)的車輪就可以各自獨立，從而不會互相影響，所以我們把這 種懸架稱作獨立懸架。
圖 2.2 獨立懸架
2.2.1 非獨立懸架分類
1、鋼板彈簧非獨立懸架 在鋼板彈簧非獨立懸架中，它的彈性元件是鋼板彈簧，并且它也被用來當作導向裝置。
某些比較重的商用車會把這種懸架用作前后懸架，并且一些乘用車的后懸架也經(jīng)常會使用 這種非獨立懸架。
2、螺旋彈簧非獨立懸架
圖 2.3 鋼板彈簧非獨立懸架
在螺旋彈簧非獨立懸架中，它的彈性元件是螺旋彈簧，由于螺旋彈簧只可以承受垂直 的載荷，那么這種懸架在使用過程中需要增加導向機構(gòu)和減振器。 3、空氣彈簧非獨立懸架
1. 壓氣機；2.7. 空氣濾清器；3. 車身高度控制閥；4. 控制桿； 5. 空氣彈簧；6. 儲氣罐；8. 貯氣筒；9. 壓力 調(diào)節(jié)器；10. 油水分離器
圖 2.4 空氣彈簧非獨立懸架
空氣彈簧非獨立懸架的彈性元件使用了空氣彈簧，它能使汽車在行駛過程中擁有良好 的平順性，但是它的結(jié)構(gòu)比較復雜，通常在商用客車、火車和一些乘用車上使用。 2.2.2 獨立懸架分類
如今大部分汽車的前懸架都使用了獨立懸架，其中，用的比較多的獨立懸架要數(shù)雙橫 臂獨立懸架和麥弗遜式獨立懸架了
1、雙橫臂獨立懸架 雙橫臂獨立懸架是指擁有兩根橫臂的懸架系統(tǒng)，他的減振器沒有橫向載荷，上端高度
比較低，這樣可以使車頭降低，具有良好的操縱穩(wěn)定性和舒適性。但是，雙橫臂獨立懸架 的結(jié)構(gòu)較為復雜，而且成本高，占用空間會比較大。因此，該懸架一般不用在乘用車上。
。
2、麥弗遜式獨立懸架
圖 2.5 雙橫臂獨立前懸架
如今很多轎車使用麥弗遜式獨立懸架。麥弗遜式獨立懸架主要包括減振器和螺旋彈 簧。它將螺旋彈簧與引導車輪跳動的減振器裝在一起。該懸架結(jié)構(gòu)簡單，響應速度比較快， 空間占用少，一般用在中低端轎車的前懸架。但是，它剛度嬌小，所以導致穩(wěn)定性不好， 轉(zhuǎn)彎的時候側(cè)傾較為明顯，所以需要用很想穩(wěn)定器來給它增加剛度。
圖 2.6 麥弗遜式懸架
第三章 麥弗遜式懸架的設計要求和計算
3.1 麥弗遜式懸架的設計要求
保證汽車有良好的行駛平順性以及操縱穩(wěn)定性是對一個麥弗遜式懸架最基本的設計要 求，同事還要具備合適的衰減振動功能、良好的隔音性、緊湊的結(jié)構(gòu)、盡量小的占用空間 以及制動或加速時，需要使汽車的車身平穩(wěn)，降低車身的縱向傾斜，當車輛進入彎道時， 需要保證車身的側(cè)傾在合理的范圍內(nèi)。比較重要的是，懸架應該可以很好的傳遞力和力矩， 汽車的零部件應該輕，還必須要使懸架擁有足夠的強度和使用壽命。這樣才可以保證麥弗 遜式懸架與汽車的多種使用性能完美配合。
3.2 麥弗遜式懸架主要參數(shù)的確定
圖 3.1 是麥弗遜式懸架的等效機構(gòu)圖，從圖中可以看出麥弗遜式懸架的擺臂與轉(zhuǎn)向節(jié)， 減振器上支點與車身均是通過轉(zhuǎn)動副連接的，減振器承受來自螺旋彈簧的載荷。通過下圖 的等效機構(gòu)圖，我們可以很方便地分析麥弗遜式懸架，并且對分析結(jié)果不會造成影響。
圖 3.1 麥弗遜懸架的等效機構(gòu)圖 1.車身；2.螺旋彈簧；3.減振器上體；4.轉(zhuǎn)向節(jié)總成；5.轉(zhuǎn)向橫拉桿；6.轉(zhuǎn)向齒條；7.下擺臂；7.車輪總成
3.2.1 懸架的空間幾何參數(shù)
表 3.1 是某車的總體參數(shù)。
表 3.1
總長（mm）
3618
總寬(mm)
1563
總高(mm)
1533
軸距 L(mm)
2335
前后輪距(mm)
1360/1355
整車整備質(zhì)量（kg）
1270
輪胎
205/55 R16
驅(qū)動型式
前置前驅(qū)
3.2.2 懸架頻率的選擇
不同的汽車對平穩(wěn)性的需求不一樣。一般家用的小轎車對平穩(wěn)性的要求比較高，接下
來的是大客車，載貨車對平順性的要求更低。對于一些普通的轎車來說，前懸架偏頻要求 是在 1.00Hz 到 1.45Hz 之間，后懸架則要求在 1.17Hz 到 1.58Hz 之間。理論上來說，越是 高級的轎車，懸架的偏頻就越小。所以一些高級轎車前懸架偏頻要求在 0.80～1.15Hz，后 懸架偏頻要求在 0.98～1.30Hz。根據(jù)本次設計的懸架，選擇偏頻為 1.2Hz。
3.2.3 懸架的工作行程
靜撓度加上動撓度組成了懸架的工作行程
由公式 n=
5 ，（
f c
f c —懸架的靜撓度） （3-1）
f
得懸架靜撓度：
c
= ( 5 )2 =
12
174mm
則動撓度：fd = (0.5 - 0.7)fc （3-2）
取 fd
= 0.5 ， fc
= 0.5 ′ 174
= 87mm
為了使懸架擁有更好的平穩(wěn)性，我們需要減少偏頻，因此懸架就要做的軟一些，可是 在一定的負荷下，變形量就會增加。所以，懸架的工作行程應該大于 160mm。
f d + fc
= 174 + 87
= 261mm
> 160mm ，設計合理
3.2.4 懸架的剛度計算
所設計懸架的轎車參數(shù)滿載重量 m =
920kg ，簧上重量 m =
870kg ；簧下重量
m = 50kg 。
已知前置前驅(qū)的轎車空載時前軸載荷為 56%～66%，滿載時前軸載荷為 47%～60%。
m
空載前軸單輪軸荷取 60%：
1
= 870 ′ 60%
2
= 261kg
m
滿載前軸單輪軸荷取 50%：
2
個人是 60kg）。
= (870 + 5 ′ 60) ′ 50%
2
= 293kg
（車上有 5 個人，體重每
F
懸架剛度： C = 滿載
= FW
2930
=
= 16.9N
/ mm
fc fc
174
3.3 導向機構(gòu)的設計分析
3.3.1 導向機構(gòu)的設計要求：
1)當懸架的負荷產(chǎn)生變動的時候，要將輪距的變動控制 4mm 以內(nèi)，不然會導致輪胎過 快地損壞。
2）當懸架的負荷產(chǎn)生變動的時候，前輪的定位參數(shù)可以有可控的變動，而且不能出 現(xiàn)汽車輪子發(fā)生縱向加速度的現(xiàn)象。
3)當汽車拐入彎道的時候，應該盡可能的減少車架的側(cè)傾角。在橫向加速度的作用下， 車輛整體的傾斜角度應不大于 6°到7° ，最好要使汽車輪子和車架向一個相同的地方傾斜，
這樣子可以避免轉(zhuǎn)向不足。 4)當汽車需要剎車的時候，應使車身不會向前俯沖；當車輛加速時，還要擁有防止后
仰的作用。
3.3.2 導向機構(gòu)的布置參數(shù)
1、側(cè)傾中心
麥弗遜式懸架的側(cè)傾中心可以用圖 3.2 的方法求到。懸架和車架相交于點 E，做一條 垂直于 E 的直線，將下橫臂線延長。兩條線會相交于一點，為點 P。車輪與地面的點為 N， 連接 P 點和 N 點，W 點就是麥弗遜式懸架的側(cè)傾中心。
圖 3.2 麥弗遜式懸架的側(cè)傾中心
數(shù)據(jù)為：a = 2o , b = 2o ，s = 30o ，
麥弗遜式懸架的側(cè)傾中心高 hw 為
rs = 150mm ， c + o = 800mm ， d =
300mm ，
B1
hw =
2
hp
k cos b + d tan s + rs
(3-3)
k = c + o
800
sin (a + b ) = sin (2o + 2o ) = 11468.5mm
o
hp = k sin b + d = 11468.5sin 2
+ 300 = 700.2mm
代入式子 3-3 得
B1
hw =
2
hp
k cos b + d tan s + rs
= 775
700.2
11468.5cos 2o + 300 tan 30o + 150
= 46mm
由于前懸架的側(cè)傾中心高度要受輪距變化限制，而且不能超過 150mm。 此外，前輪前 驅(qū)的汽車，前車橋由于是驅(qū)動橋，因此負荷會大，所以應該減少前輪的負載變動。所以，
麥弗遜式獨立懸架的側(cè)傾中心 hw 范圍在 0～120mm 。 本設計的懸架側(cè)傾中心 hw 為 46mm，所以滿足需求。
2、縱傾中心
麥弗遜式懸架的縱傾中心可以由圖3.3方法得到，過E點作垂線，過G點的擺臂平行線， 相交于一點，就是縱傾中心O，如圖。
3.3.3 導向機構(gòu)的受力分析
圖 3.3 麥弗遜式懸架的縱傾中心
圖 3.4 麥弗遜式懸架受力簡圖
由圖 a 可以清楚地看到，橫向力 F 3 作用在導向套上。
F1 ad
F3 = (c + b)(d - c)
'
式中， F1 是 F 與簧下質(zhì)量之差的一半。
(3-4)
如果 F3 越大，那么 F3f 也會越大，這會直接影響到汽車的平穩(wěn)性。因此，需要在導向 套和活塞表面用減摩材料和一些特殊的工藝來減少摩擦力。通過 3-4 可以發(fā)現(xiàn)，尺寸 c+b 越大，力 F3 越?。蝗绻麥p小尺寸 a，力 F3 也會變小。若是增加 c+b 的尺寸，那么懸架的占
用空間會變大，從而會很難布置。因此，使減振器的軸線固定，把點 G 往外移到車輪里面，
那么，可以減小 a 的尺寸，提高剎車的穩(wěn)定性能。
3.3.4 橫臂軸線布置方式的選擇
麥弗遜式獨立懸架橫向臂的軸線和主銷后傾角的匹配，會對車輛的縱向傾斜的穩(wěn)定造 成影響。如圖3.5，在車輛的縱向平面內(nèi)，點O是車架在懸架作用下跳動的運動順心。當下 擺臂的抗俯角與主銷后傾角相同，此時的橫向臂的軸線恰好垂直于主銷的軸線。這個時候， 產(chǎn)生的運動順心在很遠的地方相交，每當麥弗遜式獨立懸架跳動，主銷軸線也會隨之移動。 主銷后傾角始終一樣。
當運動瞬心在抗俯角和后傾角在輪子后面相交的時候，麥弗遜式獨立懸架壓縮行程 中，主銷后傾角變大。
反之，當運動瞬心在抗俯角和后傾角在輪子前面相交的時候，麥弗遜式獨立懸架壓縮 行程中，注銷后傾角反而會變小。
一般設計麥弗遜式獨立懸架的時候，需要考慮到設計出的懸架要使車輛在剎車過程 中，汽車的縱向傾斜小，所以一般要把注銷后傾角取的稍微大一些。這時候，運動瞬心應 該在輪子的后面相交，這樣才可以保證設計出的懸架可以使汽車剎車時的縱向傾斜盡量 小。
圖 3.5 角變化
3.3.5 橫擺臂參數(shù)對車輪定位參數(shù)的影響
圖3.6是麥弗遜式懸架的運動特性。在圖中，顯示的是下橫臂取不一樣值的時候懸架 的運動特性，當下橫臂取的比較長，曲線會變得平穩(wěn)，也就是說當車輪跳動的時候，輪距 的變化比較小，可以使輪胎使用的時間變長。
10
圖 3.6 麥弗遜式懸架的運動特性
此外，懸架的主銷內(nèi)傾角、車輪外傾角以及主銷后傾角曲線差不多，由此可以說明， 當擺臂取的越長，前輪的定位角度變化就會越平穩(wěn)，這樣做可以提高車輛控制的穩(wěn)定性。
所以在設計懸掛的時候，應當使橫臂的長度變大，但是必須要滿足裝配需求。
3.4 螺旋彈簧的設計計算
3.4.1 螺旋彈簧材料的選擇
螺旋彈簧是目前懸架上應用比較多的一種彈性元件，它結(jié)構(gòu)緊湊，制造容易，而卻具 有高比能容量，所以一般轎車懸架上用的比較多。根據(jù)螺旋彈簧在車輛工作時的受力特點， 我們選用60Si2MnA材料。
3.4.2 螺旋彈簧的剛度計算
由于有導向機構(gòu)，那么懸架剛度C 與彈簧剛度CS 是不相等的，所不同的是，該懸架的 剛度C 是車輪的單位偏轉(zhuǎn)所需要的力；但是彈簧剛度CS 只是彈簧本身的力。
麥弗遜獨立懸架的懸架剛度C 的計算方法：
12
選定下擺臂長： EH
高度為 430.5mm 。
= 284 mm；半輪距： B
= 680mm ；減震器放置角度：β =
9°，
（3-5） 其中：C —懸架剛度；CS —彈簧剛度。
已知u=1393mm，p=1565mm，δ=16°，β=24°
C
得：
S
C
=
U cos d / P
cos b
= 19.5N
/ m
3.4.3 螺旋彈簧幾何參數(shù)計算 基于最大的力和彈簧的相應變形來設計。 1、彈簧的材料許用應力
材料的性能參數(shù)在表 3.2 中。
表 3.2 60Si2MnA 性能參數(shù)
許用應力
48kgf/ mm2
許用剪切力
100kgf/ mm2
剪切模量
8000kgf/ mm2
彈性模量
2000mp
強度范圍
45-50 HRC
2、彈簧旋繞比C的選定 如果彈簧的旋繞比取的比較小的時候，那么制造彈簧的時候會發(fā)生一些麻煩，通常來
說，彈簧旋繞比的取值范圍在4到8之間，本次設計中選擇8。 3、鋼絲的直徑d
曲率系數(shù) K 的公式為：
K = 4c -1 + 0.615 = 1.18 (3-6)
4c - 4 c
[i] = 8 pck ' = 704.01MPa (3-7)
p d 2
d≧1.596
kpc = 9.8 ，選 d=10 mm
[i]
4、彈簧中經(jīng) D2 的選擇
D2=c×d=8×10=80 mm (3-8) 選擇 D2=92
5、彈簧圈數(shù) n 的選擇
Gd 4ks
n = = 4.9 選擇 n=6 圈 （3-9）
2
8D3
兩段的支撐圈選擇 0.75 那么彈簧圈數(shù)為：N1=n+n2=7.5
6、彈簧的工作極限變形 Fj≦1.12F=1.12×0.173=0.194
工作極限載荷 Pj≦P Fj = 5.51′103 N
F
7、彈簧的幾何尺寸 節(jié)距 t：t=d+F/n+ d =33
自由高度 Ho：Ho=nt+1.5d=279.4
取 Ho=280 mm
19
螺旋角a ：a = arctan t
= 6.67 （3-10）
外徑 D=D2+d=102 mm nD2 然后原始彈簧座的尺寸也需要改變
內(nèi)徑 D1 =D2-d=92-10=82
3.4.4 螺旋彈簧校核
1、 彈簧剛度校核
Gd 4
彈簧剛度CS ：C S
= （3-11）
3
將數(shù)據(jù)代入算得：CS
8Dm
=
i
Gd 4
3
= 16.7 N/mm
所以剛度合適
8Dm i
2、螺旋彈簧參數(shù)匯總：
表 3.3 螺旋彈簧的參數(shù)
自由高度 Ho
280 mm
彈簧圈數(shù) n
7.5 圈
螺旋角
6.7 度
內(nèi)徑 D1
82mm
外徑 D
102mm
節(jié)距 t
33mm
為了提高在安裝彈簧后的受力情況，需要把螺旋彈簧的兩段整平，粗糙度選擇 Ra3.2。
3.5 減振器的設計與選定
3.5.1 減振器結(jié)構(gòu)類型的選擇
懸架振動會產(chǎn)生一些能量，減振器先將能量吸收，然后把它變成熱能并發(fā)散掉，以此 來降低懸架的振動。減振器通常來說可以被分成兩種類型，它們是摩擦式減振器以及液力 減震器。由于相對運動的速度越高庫侖摩擦力越小，而且會被油，水等液體影響，所以不 具有平順性。盡管它輕便，成本低，容易調(diào)整，可是現(xiàn)在已經(jīng)沒有車輛再使用這種減振器 了。直到1901年，液力減振器才被發(fā)現(xiàn)，筒式和搖臂式是液力減振的兩種機構(gòu)形式。筒式 減振器一般有雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。筒式減振器只有擺臂式的一半重，又制 造方便，工作時效長，因而為現(xiàn)代汽車所青睞。
雙筒式液力減振器 圖4.1顯示的是雙筒式液力減振器的工作原理。在圖中，A是工作腔，C是補償腔，閥
系連接工作腔和補償腔。當車輛行駛時，輪子會上下地竄動，1活塞會在A里面上上下下地 運動，這時候動能將會變成熱能而散發(fā)，因為上下運動的過程中會使減振器液在各個閥體 上的阻尼孔流過。當懸架壓縮的時候，汽車車輪會向上竄動，這時候1是往下運動的，油 液從Ⅱ流到工作腔里，由于9會占用了一些空間，所以必定有少數(shù)油液通過Ⅳ進入C;當懸
架伸張時，汽車車輪會向下竄動，這時候1是向上運動的，A里的壓力會增大，當油液通過 Ⅰ流到下腔，這時會產(chǎn)生比較多的伸張阻尼力，另外一些油液從6流到C，同理，必定有少 數(shù)油液通過Ⅲ流到A的下腔。減振器工作時會所產(chǎn)生一些熱量，這時候3可以將這些熱量發(fā) 散。減振器在工作過程中產(chǎn)生的溫度非常高，一般是120℃，更有甚者會達到200℃的高溫。 所以它的油液最好不要加太多，但至少要到缸筒長度一半，這是為了擴大溫度升高后油液 膨脹的空間，油液高度也應滿足最低要求，以免空氣進入A，如果有空氣進入，那將會使 油液乳化，從而對減振器的工作性能造成一些影響。
圖 4.1 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
雙筒充氣式減振器對于閥的響應略微敏感，即便她現(xiàn)在的振幅還不是很大，就算汽車
在道路不平的路上行駛，它也能很好的改善路上的阻尼特性，同時它還可以提高車輛行駛 時的平穩(wěn)性，并且損失了氣壓的時候，雙筒充氣式減振器還是可以將振動減少。
圖 4.2 雙筒充氣式減振器用于麥克弗遜懸架時的結(jié)構(gòu)圖
1-六方;2-蓋板;3-導向座;4-貯油缸筒;5-補償腔;6-活塞桿;7-彈簧托架;8-限位塊;9-壓縮閥;10-密封環(huán);11-閥 片;12-活塞緊固螺母;13-活塞桿小端;14-底閥
3.5.2 相對阻尼系數(shù)ψ
相對阻尼系數(shù)ψ的含義是：當懸掛系統(tǒng)的剛度C 和簧上質(zhì)量 Ms均不相同，擋減振器的 相對阻尼系數(shù)ψ發(fā)生變化時，所產(chǎn)生的阻尼效果也會變得不一樣。當ψ值比較大時，能夠 快速地減少振動，與此同時會把路面沖擊力傳送到車架上；當ψ值小，正相反。一般來說， 懸架系統(tǒng)在壓縮行程的時候，ψy應該小一點，在伸張行程的時候ψs應該大一點。Ψy應 該買組如下的關系式：
ψy =（0.25～0.50 ）ψs 。 在本次設計中，由于麥弗遜式獨立懸架的彈性元件是螺旋彈簧，那么
取ψ =
0.3，則：（ψs + 0.5ψ）/2 = 0.3
得到答案：ψs
= 0.4 ，ψy
= 0.2
3.5.3 減振器阻尼系數(shù)d 的確定
d 的公式是： d
= 2y
cms 。由于 w =
c
ms
所以： d = 2ymsw 。如果根據(jù)圖 4.3 的方法布置減振器，那么 d 為：
2
d = 2ymswb
（4-1）
a 2 cos 2 a
1 Cs
2p ms
所以 n = ，得： w =
圖 4.3 減震器的布置
c
ms
= 2pn
2 2
CS 為： CS = 4′1
′ 3.14
′ 292.5 = 11535.73
所以： w
== 6.3Hz ， a / b = 0.8,a = 14°
這時候： m2 = 292.5 kg，
2 2
最終：d = 2 ′ 0.3′ 292.5′ 8.23′?
1 ? ′?
1 ? = 1640N · s / m
0.948 0.9703
? ÷ ? ÷
è ? è ? （4-2）
3.5.4 減振器最大卸荷力 F0 的確定
當減振器的活塞振動頻率達到某一特定數(shù)值的時候，減振器自行打開泄壓閥，這樣就 可以使傳到車架的沖擊力減少。此刻活塞的速度就是卸荷速度Vx ：
Vx = Awa cosa / b (4-3)
Vx 的取值范圍一般在 0.15 ~
0.3m/s ，式中：A 取 ± 40mm 。
將數(shù)值代入，得：Vx = 0.04′8.23′ 0.948′cos16° = 0.3m / s
Vx 符合要求
根據(jù)最大卸荷力公式： F0
= cdVx （ c：沖擊載荷系數(shù) ）
取c = 1.5 ；得： F0 = 1.8′1640′ 0.3 = 885.6N
3.5.5 減振器工作缸直徑 D 的確定
工作缸直徑 D 的公式為：
D= 4F0 (4-4)
e [P](1-?2 )
在公式中， [P]的取值范圍在 3Mpa ~
4Mpa 之間,本次設計選擇 [P ] =
3Mpa ；
l 的取值范圍在 0.4
~ 0.5，取 =
0.4 。
4 ′ 885.6
3.14 ′ 3′106 ′(1- 0.42 )
所以： D = = 21.16mm (4-5)
根據(jù)標準來選取的減振器參數(shù)為： D
= 30mm，S =
240mm，L
= 110mm，則：
Lmin
Lmax
= L + S = 240 +110 = 350mm
= Lmin + S = 350 + 240 = 590mm
所以選取 DC
= 45mm ，壁厚為 2.6mm 。
第四章 結(jié)論
1 通過對麥弗遜式懸架的研究，提出了比較可行的設計思路，對各部件進行設計，在 滿足懸架剛度的條件下，對麥弗遜式懸架進行了簡化。
2 本文主要設計了麥弗遜式懸架的螺旋彈簧和減振器，并且對導向機構(gòu)進行了受力分 析。通過檢驗，設計后的螺旋彈簧滿足懸架剛度需求，減振器也符合設計要求。
3 本文利用AutoCAD對麥弗遜式懸架的螺旋彈簧，導向套，減振桿進行了繪制，然后 繪制出麥弗遜式懸架的總裝圖。利用AutoCAD對零件圖進行繪制，可以節(jié)省很多的時間， 深刻地體會到了CAD制圖的方便和效率，它比手繪零件圖的準確率更高，效率也更高。
通過這次的畢業(yè)設計，本人將大學四年所學的知識進行了一個總結(jié)。發(fā)現(xiàn)所學到的專 業(yè)知識還有待提高，專業(yè)經(jīng)驗比較欠缺。在以后的生活和工作中，本人將積累各方面的經(jīng) 驗并努力拓寬自己的知識面，以獲得更好的成績。
參考文獻
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謝辭
本畢業(yè)論文通過諸鑫瑞老師的悉心指導完成了。在我撰寫論文的過程中，經(jīng)常會遇到 各種困難，隨后去請教老師，老師都能夠悉心的指導我，幫助我順利解決困難和難題。從 論文選題一直到完成，每一步都離不開老師的指導。在這里，對老師表示深深的感謝。
在設計的過程中，翻閱了許多關于汽車懸架的參考文獻，對汽車的認識上了一個層次。 然后通過自己的分析和計算，使自己的能力得到了鍛煉。在繪制零件圖和裝配圖時，還學 習了CAD軟件。
大學四年的學習生涯馬上就要結(jié)束了，在這四年中，遇到了許多老師和同學，因為有 了他們，才使我的大學生活過的多姿多彩。最后，還要感謝諸鑫瑞老師，我會永遠記得你 對我耐心的指導！
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