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毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文）（小初黑体居中）乘用车麦弗逊独立悬架导向机构乘用车麦弗逊独立悬架导向机构设计与分析设计与分析专业年级专业年级 计算机科学与技术 2011 级 学学 号号 姓姓 名名 指导教师指导教师 评评 阅阅 人人 （宋体 小 3） 年年 6 6 月月中国中国 马鞍山马鞍山郑郑 重重 声声 明明（宋体粗体 2 号居中）本人呈交的毕业设计（论文） ，是在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，所有数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本设计（论文）所涉及的研究工作做出贡献的其他个人和集体，均已在文中以明确的方式标明。本设计（论文）的知识产权归属于培养单位。（宋体 4 号）本人签名： 日期： 毕业设计说明书 3 摘 要汽车悬架是汽车中作为行驶系统中不可缺少的一部分，主要用于安装支撑车轮，吸收因路面颠簸带来的冲击，减震保证车辆行驶顺畅等作用。而独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂向力之外的所有作用力和力矩，并且决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化。本次课题设计是依托乘用车麦弗逊独立悬架对其导向机构进行设计与分析。首先通过已知的汽车相关参数，确定悬架的结构方案及整车中行驶系统的结构形式、转向系统结构形式等。然后对独立悬架中导向机构、稳定杆、拉杆等主要零件尺寸计算，并进行强度校核。接下来是根据设计计算结果对汽车前麦弗逊独立悬架进行图纸绘制。最后完成设计说明书准备答辩。关键词：麦弗逊独立悬架；导向机构；稳定杆；强度校核；毕业设计说明书 4 ABSTRACTAs an indispensable part of the driving system, vehicle suspension is mainly used to install supporting wheels, absorb the impact caused by road bumps, and ensure the smooth running of vehicles. The guiding mechanism of the independent suspension bears all the forces and moments except the vertical forces in the suspension, and determines the change of wheel trajectory and wheel alignment angle when the suspension runs out. The design of this project is based on the McPherson independent suspension of passenger car to design and analyze its guiding mechanism. Firstly, the suspension structure scheme, the structure form of the driving system and the steering system are determined by the known vehicle parameters. Then the dimensions of the main parts such as the guide mechanism, the stabilizer rod and the tie rod in the independent suspension are calculated and the strength is checked. Next is drawing the front McPherson independent suspension according to the design calculation results. Finally, the design instructions are completed and the defense is prepared. Key words: Mcpherson independent suspension; shock absorber; driving system; 毕业设计说明书 5 目目 录录摘 要.3ABSTRACT.4目 录.5第 1 章 绪 论.71.1 机械加工行业的发展.71.2 悬架的国内外发展情况.81.3 悬架的功用 .91.4 悬架的结构与组成.101.5 悬架的分类 .101.5.1独立悬架.111.5.2非独立悬架.121.6 悬架导向机构的设计要求.121.7 主要设计思路及方法.13第 2 章 悬架系统总体设计方案的确定.132.1 悬架的参数确定 .132.2 悬架的弹性工作特性确定.142.2.1悬架频率的选择.142.2.2 悬架的工作行程.142.2.3悬架刚度计算.15第 3 章 悬架导向机构的设计与分析.153.1 导向机构的布置参数.153.2 导向机构的受力分析.183.3 轴线布置方式的选择 .203.4 横臂长度的确定 .213.4 螺旋弹簧的设计与计算.213.4.1螺旋弹簧的刚度计算.213.5 导向弹簧的受力分析 .223.6 减振器的设计与分析.24毕业设计说明书 6 3.7 横向稳定杆的设计.333.7.1 横向稳定杆的作用.333.7.2 横向稳定杆参数的选择.33结 论.34参考文献.36致 谢.37毕业设计说明书 7 第第 1 章章 绪绪 论论1.1 机械加工行业的发展机械加工行业的发展机械制造也的设计水平与制造这水平，预示着一个国家的科学技术水平，其直接影响着国家的经济技术水平。近几年，随着改革开放的大力发展，国家不断的发展自主产业，提高我国机械行业的水平，大力支持制造产业化的构建。现今为止，我们已经逐渐从制造产业大国转化成制造产业强国。最近，国家电影总局刚刚上映一部厉害了，我的国的电影，其中很形象的描述了中国在近五年的制造产业的快速发展。从航海、航天。陆地三个方面进行概括，如建筑行业、到轮船、船舶行业，从飞机制造业，到高铁的上千个零部件的装配，还有历经 6 年高铁上电子元件自主的研发，无一不彰显着我国制造、技术大幅度的跃进。如同习主席说的，我们不在是世界制造业大国，而是制造业强国。天舟一号与天舟二号的完美对接，实现了中国空间补给的首次胜利，也宣告着，中国有可能成为世界上首个建立太空空间站的国家。从中不仅体现了我国科技水平的提高，机械制造行业的制造水平提高，同时也体现了我国工人技术装配能力的提高。全球最大规模，技术最先进的全自动码头即生孩洋山四期自动化码头的建立，意味着智能化、自动化的机械设备诞生，让我们也看到了制造、机械行业的远景目标，将奔着智能化发展。现在，随着国家政策的逐步推进，人民的生活水平不断提高，物质享受与精神享受的同步发展，将机械制造行业中的技术、工艺、设备、原材料、人员等都在不断的优化、改善和提高。以满足现在以及将来人们的要求。通过技术的引进，消化吸收以及工艺的不断创新，全面质量的不断把控，将制造行业的水平提升到很大的一个层次。一些先进的技术在生产、制造中得到了很广泛的应用，能够很多应用在批量生产中。但是我们同欧美地区发达国家相比，还是存在着很大的差距。例如：计算机辅助设备，其发达国家工艺覆盖率可以达到80%，而我们国家仅仅达到 30%左右；发达国家自动化设备的使用率很高，而毕业设计说明书 8 我们的企业往往会因为各种因素所有的是比较落后的设备。而这些原因往往体现在我们国家技术人员的开发以及创新能力上比较薄弱，有些技术我们只能依靠从国外进口，在其基础杀那个优化或者改进。还有一种原因是缺乏将研究成果应用在大批量企业中，且缺少其管理机制。未来，机械行业与制造行业将逐步向智能化、集成化发展。其不仅释放了人的双手，大大提高生产效率，保证零部件的质量，且能提前预警与预防各种事故的发生。智能机器人，全自动汽车生产链、无人驾驶汽车的开发已经逐步趋于成型。在以后智能化将逐步走向各行各业，将成为工业 4.0 的主体。1.2 悬架的国内外悬架的国内外发展情况发展情况汽车能够实现在道路上行驶，主要使靠可以支撑车轮，吸收地面传递的振动的汽车悬架实现的，但是如何降低动力的损失，还有减少燃油的消耗，提高人们乘坐的舒适度这是进行汽车设计时必须要考虑的问题，同时对于购车的人来说，这也是他们选择汽车的主要性能指标。随着社会的发展，近几年以来人民大众经济都好起来，对汽车的舒适性方面和动力性方面等要求非常高。21 世纪以来，微电子技术的发展及机电一体化技术的发展已经在人们生活当中随处可见，汽车行业的发展，主要是向着多元化和工业化的方向发展，其中汽车悬架的设计和生产在汽车中具有非常重要的位置。目前汽车对车速和燃油量的要求方面很高，所以汽车悬架的使用对性能将会有十分重要的影响。目前，我国自主汽车的行业发展已到达一定的阶段，针对主要性能零部件已完成了自主研发及批量生产。而且随着近些年汽车行业的飞速发展，国内主要汽车零部件也竞争激烈。针对汽车悬架就是其中很重要的一部分，因为汽车悬架关系着整车的性能及运动安全性。在国外，一方面汽车行驶的路况越来越好，平均车速逐渐提高，另一方面节约能源，减少对环境的污染意识使得发动机正向着大转矩和低转速的方向发展。国家经济的飞速发展，引领国产汽车迈向一个新的起点，人们生活的提高对于性能的要求越来越高。为适应以上情况，提高人们乘坐的舒适性就必须针对汽车悬架进行优化设计。因而目前在国外货车上广泛的采用的是麦弗逊独立毕业设计说明书 9 悬架，麦弗逊独立悬架具有成本低，质量轻，维修保养简单，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。因此被广泛应用，在本设计中也主要对汽车麦弗逊独立悬架行结构的设计与模型的建立。汽车悬架系统的主要功用是支撑车身的重量,并且使汽车稳定有效的进行转向操纵控制,同时有效的分离路面波动对车身的影响。不同的需要导致设计的要求不同,半自动悬架由从动弹簧和需要克服不同路面状况和汽车运行条件的阻尼离的自动减振器组成。由于主动悬架结构复杂而传统的消极式悬架无法满足不同路面状况和汽车运行状况的要求。因此,半自动悬架是目前最常用的悬架系统。半自动悬架系统的优点是带有液压减振使车身在低动力情况下振动降低。目前,许多控制系统是为半自动悬架系统而开发的。从 Karnoopp 的 Skyhook 方法开始。这个方法主要是使缓冲器承受一定的力的作用,而这个力是与汽车全速时悬架上的质量成一定比例的。许多调查都是用一维模型,它可以推导出模糊的控制点和控制运算法则。如 LQG 和活跃控制。由于汽车悬架固有非线性特性,导致这种控制方法不能充分发挥半自动悬架的功用。为充分利用悬架系统的非线性功用。如模糊逻辑控制。神经网络控制和模糊神经控制等智能化控制方法近来都已被科研人员用于非线性悬架系统控制。由于主动式空气悬架弹簧价格较贵，为降低成本，有的企业部分车型前桥使用钢板弹簧，后桥使用空气悬架弹簧。由此可知悬架正充分关注这方面的变化，提高综合开发能力，以适应市场的需求和变化，新型悬架的诞生迫在眉睫。1.3 悬架的功用悬架的功用悬架一般安装在汽车的底部，其是汽车设计过程中不可缺少的一部分，同时也是整车 NVH 的关键。其主要功用如下：(1) 支撑车轮，用于传递车轮的力矩。(2）为保证汽车良好的平顺性，需要吸收不平路面所引起的振动和冲击。(3）为整车的 NVH 降低提供保障。毕业设计说明书 10 (4）保证乘车人员的舒适性。综述所述正确的选择悬架结构形式和性能参数，是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性的直接因素。因此本设计中对轿车的麦弗逊独立悬架进行设计。1.4 悬架的结构与组成悬架的结构与组成 不同的悬架有不同的结构形式，但是不同的悬架总体必不可少的结构有悬架由弹性元件、减振器、缓冲块、横向稳定器等主要的几部分组成等，具体结构如图 1-1 所示。图 1-1 汽车悬架组成示意图1-弹性元件 2-纵向推力杆 3-减震器 4-横向稳定器 5-横向推力杆弹性元件根据结构的不同有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧等几种形式，空气弹簧主要用于高级轿车上，由于其成本较高。而目前大多数轿车使用的是螺旋弹簧。螺旋弹簧具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，因此被广泛应用。本设计也采用螺旋弹簧。减振器是起到了减震作用，本设计中采用筒状减震器。随着科学技术的发展悬架的结构形式也是在飞速的发展，各种结构的出现也将汽车的舒适性提高了一个等级。这对于悬架的要求也越来越高。毕业设计说明书 11 1.5 悬架的分类悬架的分类汽车的悬架按照结构类型的不用可以分为两类：非独立悬架与独立悬架系统，1.5.1 独立悬架独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。独立悬架的类型及特点：独立悬架的车轴分成两段（如图 1-2），每只车轮用螺旋弹簧独立地，地连接安装在车架(或车身)下面，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。图 1-2 独立悬架的运动目前独立悬架系统被广泛应用于汽车前悬架上面，本设计的也为汽车前悬架，最常见的是麦弗逊式汽车前悬架，具体结构如下图： 毕业设计说明书 12 图 1-3 麦弗逊式独立前悬架这种悬架目前被广泛引用在轿车中。悬架将减振器作为车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。有利于发动机布置，并降低车子的重心。而且麦弗逊独立悬架具有结构紧凑，响应速度快，占用空间少，便于装车及整车布局等优点，多用于中低档乘用车的前桥。1.5.2 非独立悬架非独立悬架如图 1-4 所示。其特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接 影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。图 1-6 悬架在汽车的承载力毕业设计说明书 13 1.6 悬架导向机构的设计要求悬架导向机构的设计要求独立悬架的导向机构承担着悬架中除垂直力之外的所有作用力和力矩，并决定了悬架跳动时车轮的运动轨迹和车轮定位角的变化，因此，悬架的设计要求有：1）形成强档的侧倾中心和侧倾轴线。2）形成恰当的纵倾中心。3）个交接点处受力尽量小，减小橡胶元件的弹性形变，以保证导向精确。4）保证车轮定位参数及其随车轮跳动哦的变化能满足要求。5）具有足够的疲劳强度。对于前轮独立悬架机构的要求是：1) 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm ，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。3）汽车转弯行使时，应使车身倾角小。在 0.4g 侧向加速度作用下，车身侧倾角67，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4）只用时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。1.7 主要设计思路及方法主要设计思路及方法1.7.1 研究方法（1）通过查阅相关资料，掌握麦弗逊独立悬架主要参数。（2）充分考虑已有麦弗逊独立悬架的优缺点来确定麦弗逊独立悬架的总体设计方案，对现有装置的不足进行分析。毕业设计说明书 14 （3）对设计的麦弗逊独立悬架进行修改和优化，最终设计出能满足要求的麦弗逊独立悬架。1.7.2 研究技术路线（1）根据题目和原始数据查看相关资料，了解当今国内外麦弗逊独立悬架的发展现状及发展前景，撰写文献综述和开题报告。（2）根据产品功能和技术要求提出多种设计方案，对各种方案进行综合评价，从中选择较好的方案，再对所选择的方案做进一步的修改或优化，最终确定总体设计方案。（3）具体设计麦弗逊独立悬架的驱动装置、工作装置等。 （4）对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算，保证设计的合理性和可行性。 ；（5）绘制零件图、装配图，完成要求的图纸量；（6）整理各项设计资料，撰写论文。第 2 章 悬架系统总体设计方案的确定悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同配合确定。此次设计是对乘用车麦弗逊前独立悬架设计。2.1 悬架的悬架的参数参数确定确定在确定零件尺寸之前，需要先确定悬架的空间几何参数。麦弗逊式悬架的受力图如图 3-1 所示毕业设计说明书 15 图 2-1 麦弗逊式悬架的受力分析根据车轮尺寸，确定 G 点离地高度为 158.3mm，根据车身高度确定 C 大致高度为 700mm，O 点距车轮中心平面 110mm，减震器安装角度 14。2.2 悬架的弹性工作特性悬架的弹性工作特性确定确定2.2.1 悬架频率的选择 对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数 =0.81.2，因而可以近似地认为 =1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频，表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一1n2n般对于钢制弹簧的轿车，约为 11.3Hz（6080 次/min），约为1n2n1.171.5Hz（7090 次/min），非常接近人体步行时的自然频率。取 n=1.2HZ 2.2.2 悬架的工作行程悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 由 n (2-1)cf5式中： 悬架静挠度cf得悬架静挠度：毕业设计说明书 16 (2-2)25nfc mmfc6 .1731252则悬架动挠度： =（0.50.7）dfcf取 =0.5=0.5173.686.8mmdfcf为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于 160mm。而=173.6+86.8=260.4mm160mm 符合要求dcff 2.2.3 悬架刚度计算 已知：已知整车装备质量：m =920kg，取簧上质量为 870kg；取簧下质量为 50kg，则由轴荷分配图知：空载前轴单轮轴荷取 60%： =261kg2%608701m满载前轴单轮轴荷取 50%：（满载时车上 5kgm5.2922%50)605870(2名成员，60kg/名）。 悬架刚度：=cWcfFfFC满载mnN /85.166.1732925毕业设计说明书 17 第 3 章 悬架导向机构的设计与分析3.1 导向机构的布置参数导向机构的布置参数1）侧倾中心麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由下图所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点 E 作活塞杆运动方向的垂直并将下横臂延长。两条的交点即为极点 P 。将 P 点与车轮接地点 N 的连线交在汽车的轴线上，交点 W 即为侧倾中心。图 3-1 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定麦弗逊式独立悬架的弹簧减震器轴线 EG 布置得越接近垂直，下横臂 GD布置得越接近于水平，则侧倾中心 W 就越接近于地面，从而使得在车轮上跳动时车轮外倾角的变化不理想麦弗逊式独立悬架的侧倾中心高度为 （3-1）svwrdkpbhtancos2式中 （3-2）)sin(ockdkpsin表 3-1 轮胎标准规格级别外径 mm断面宽 mm毕业设计说明书 18 185/65R1485H596mm189设计当满载时候选取:d=360mm =152 =60 =50 （3-3）sr 根据图 3-4 可知 = =50 (3-4)因为弹簧自由高度 =260mm ，减振器的长度 L=300mm 所以取0HC+o=478mm 因为轮胎的断面宽度 B=189mm，车宽度=1673mm，所以：aB=742mm （3-5）vb22BBa218921673根据设计要求满载时： K= =2505.24mm （3-6）)65sin(4780o mm （3-7）87.6213606sin24.25050p所以 =84.2mm (3-8)1525tan3606cos24.250587.621272400wh 满足在独立悬架中，前悬架侧倾中心高度在 0120mm 范围内。2）侧倾轴线在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中心的连线称为侧倾轴线，侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轴荷变化接近相等，从而保证中型转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内 然而，在前悬架的侧倾中心高度收到允许的轮距变化限制，并其尽可能超毕业设计说明书 19 过 150mm.此外，在前轮驱动驱动的汽车中，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能是前轮轮荷变化小。3）纵倾中心麦弗逊式独立悬架纵倾中心，可由 E 点座减震器运动方向的垂直线。该垂直线与横臂轴 D 延长线的交点即为纵倾中心，如下图所示：vO图 3-2 麦弗逊式悬架的纵倾中心4) 抗制动纵倾性抗制动纵倾性可能使制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有在前后悬架的纵倾中心位于两根车桥（轴）之间时，这一性能方可实现5) 抗驱动纵倾性抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。对于独立悬架而言，当纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心时，这一可能性方可实现。6) 悬架横臂的定位角独立悬架中的横臂铰链轴大多空间倾斜布置。3.2 导向机构的受力分析导向机构的受力分析分析如图的麦弗逊式独立悬架受力简图可知：作用在导向套上的横向力毕业设计说明书 20 F3，可根据图上的布置尺寸求得图 3-3 麦弗逊式独立悬架导向机构受力简图根据弹簧设计要求以及减震器升级要求，和上面布置要求，确定上面参数： a=152mm b=357mm c=120mm d=404mm （3-9） （3-10）42.418334342.38405 . 08 . 9701 FF (3-11)(13cddcadFF式中，F1为前轮上的静载荷减去前轴簧下质量的 1/2 1F所以 =1726.26N (3-12)120)-)(404044(12040425142.41833F 将弹簧和减震器的轴线相互偏移距离 s=6mm,在考虑到弹簧轴向力 F6的影响，则作用到套筒上的力将减小，即毕业设计说明书 21 (3-13)cdsFcdbcadFF613)(式中，=4183.420.996=4166.69N （3-14）0165cosFF =1638.23N （3-15）)120404(669.416626.17263F增加距离 s ，有助于减小作用到导向套筒上面的横向力。3.3 轴线布置方式的选择轴线布置方式的选择麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾稳定性。O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摇臂轴的抗前俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，横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时作运动。因此, 值保持不变。当与的匹配使运动瞬心交于前轮后方时（图 3-4） ，在悬架压缩行程，O角有增大的趋势当与的匹配使运动瞬心交于前轮前方时（图 3-4） ，在悬架压缩行程，O角有减小的趋势。为了减小汽车制动时的纵倾，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，应选择参数能使运动瞬心交于O前轮后方。毕业设计说明书 22 图 3-4 角变化示意图3.4 横臂长度的确定横臂长度的确定有图 3-5 可以看出，横臂越长，By曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内倾角 、车轮外倾角 和主销后倾角 曲线的变化规律也都与 By类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。因此，在满足布置要求的前提下，应尽量加长横臂长度。图 3-5 麦弗逊式独立悬架运动特性毕业设计说明书 23 3.4 螺旋弹簧的设螺旋弹簧的设计与计算计与计算螺旋弹簧材料的选择。螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑，制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍。根据哈飞路宝汽车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析） ，选择 60Si2MnA 为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。3.4.1 螺旋弹簧的刚度计算由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度 C 与弹簧刚度是不相等的，其SC区别在于悬架刚度 C 是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度仅指弹簧本SC身单位挠度所需的力。例如麦弗逊独立悬架的悬架刚度 C 的计算方法： 选定下摆臂长：EH=284mm；半轮距：B=680mm ；减震器布置角度：=9，高度 430.48mm。 可知悬架刚度与弹簧刚度的关系如下：可知： C=(uCos/PCos)Cs （3-16） 式中： C悬架刚度；Cs弹簧刚度。已知 u=1392.9mm p=1565.3mm =16=24得： 19.36 N/mmcos/cosPUCCS3.5 导向弹簧的受力分析导向弹簧的受力分析 根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析 计算可以得到平衡位置处弹簧毕业设计说明书 24 所受压缩力 P 与车轮载荷 Nv 的关系式: P=Ay=2890(N) （3-17） coscosN va292.5 cos22 9.81cos 22 9 -3。 式中：-车轮外倾角；-减震器的内倾角 -主销轴线与减震器的夹角。图 3-5 弹簧的受力（1）弹簧所受的最大力 取动载荷系数 k=1.7 则弹簧所受的最大力 Pdmax 为Pdmax=kp=1.72890=(N) 34.913 10图 3-6 螺旋弹簧受力（2）车轮到弹簧的力及位移传动比车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。弹簧的刚度 Ks 与悬架刚度 Kx 可由传递比建立联系；利毕业设计说明书 25 用位移传递比 ix 便可计算出螺旋弹簧的刚度 Ks (3-18).w=FN vhiyixKsFff其中分数 代表悬架的线性刚度。从而，得到如下关系式.N vhfKskxiyix当球头支撑 B 由减震器向车轮移动 t 值时，根据文献，悬架的行程传递比及力的传递比为ix=1/cos(-)=1.005 (3-19)iy=1.022 (3-20)cos()sin()cos()()()Rodtgtcoco ctgt代入数值可得 ix=1.005 iy=1.022 所以，位移传递比 iyix 为 1.027（3）弹簧在最大压缩力作用下得变形量 由于前悬架给定的偏频 f=1.2Hz.可得汽车悬架的线刚度 K= (3-21)2224f6.95 427.83(/ mm)mN 可得到弹簧的刚度 KsKs=Kxiyix=28.43(n.mm) (3-22) 进而可得到弹簧在最大压缩力 Pdmax 作用下的变形量 FF=Pdmax/Ks=172.8(mm) (3-23) 所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为： Pdmax=4913N F=172.8 mm3.6 减振器的减振器的设计与分析设计与分析减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与毕业设计说明书 26 车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于 1901 年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达 75-30MPa，而筒式只有 2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约 1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。双筒式液力减振器双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图 3-7 所示。其中 A 为工作腔，C 为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞 1 在工作腔 A 中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞 1 向下运动，油液通过阀进入工作腔上腔，但是由于活塞杆 9 占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀进入补偿腔 C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞 1 向上运动，工作腔 A 中的压力升高，油液经阀流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔 6 进人补偿腔，同样由于活塞毕业设计说明书 27 杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒 3 散发。减振器的工作温度可高达120 摄氏度，有时甚至可达 200 摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封 7 进入补偿腔甚至经阀吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。图 3-7 双筒式减振器工作原理图1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩 9-活塞杆减振器的特性可用图 3-5 所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性沿程阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著，因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不易受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比，如图 10 所示。图中曲线 A 所示为在某一给定的 A 通道下阻尼力 F 与液流速度 v 的关系，若与通道 A 并联一个直径更/大的通道 B，则总的特性将如毕业设计说明书 28 图中曲线 A+B 所示。如果 B 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线 A 与曲线 A+B 间的过渡特性。恰当选择 A,B 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定的特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到 0. lm/s 时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。图 3-8 阀的开启程度对减振器特性影响示意图图 3-8 给出了三种典型的减振器特性曲线。第一种为斜率递增型的，第二种为等斜率的(线性的)，第三种为斜率递减型的。其中第一种在小速度时，阻尼力较小，有利于保证平坦路面上的平顺性，第三种则在相当宽的振动速度范围内都可提供足够的阻尼力，有利于提高车轮的接地能力和汽车的行驶性能。根据汽车的型式、道路条件和使用要求，可以选择恰当的阻尼力特性。图 3-9 典型的减振器特性曲线 图 3-10 减振器斜置时计算传递比示意图需要注意的是，在大部分汽车上，减振器不是完全垂直安装，如图 3-10 所示为刚性桥非独立悬架的情况。这时减振器本身的阻尼力与车轮处的阻尼力之毕业设计说明书 29 间存在差异，当左右车轮同向等幅跳动时，阻尼力的传递比，由于cos/1Di角度 (见图 3-10)同时造成车轮处力的减小和减振器行程的减小，因此减振器的阻尼系数应为车轮处阻尼系数的倍。当车身侧倾时，相应的传递比2Di，式中 B 为轮距，b 为减振器下固定点的安装距。cos/ bBiD单筒充气式液力减振器单筒充气式减振器的工作原理如图（3-11）所示。其中浮动活塞 3 将油液和气体分开并且将缸筒内的容积分成工作腔 4 和补偿腔 2 两部分。当车轮下落即悬架伸张时，活塞杆 8 带动活塞 5 下移，压迫油液经过伸张阀 10 从工作腔下腔流入上腔。此时，补偿腔 2 中的气体推动活塞 3 下移以补偿活塞杆抽出造成的容积减小;车轮上跳时，活塞 5 向上运动，油液通过压缩阀 6 由上腔流入下腔，同时浮动活塞向上移动以补偿活塞杆在油液中的体积变化。与前述的双筒式减振器相比，单筒充气式减振器具有以下优点:工作缸筒n 直接暴露在空气中，冷却效果好;在缸筒外径相同的前提下，可采用大直径活塞，活塞面积可增大将近一倍，从而降低工作油压;在充气压力作用下，油液不会乳化，保证了小振幅高频振动时的减振效果;由于浮动活塞将油、气隔开，因而减振器的布置与安装方向可以不受限制。其缺点在于:为保证气体密封，要求制造精度高;成本高;轴向尺寸相对较大;由于气体压力的作用，活塞杆上大约承受 190-250N 的推出力，当工作温度为 100时，这一值会高达450N，因此若与双筒式减振器换装，则最好同时换装不同高度的弹簧。毕业设计说明书 30 图 3-11 单筒充气式减振器双筒充气式减振器的优点有:在小振幅时阀的响应也比较敏感;改善了坏路上的阻尼特性;提高了行驶平顺性;气压损失时，仍可发挥减振功。 图 3-9 为双筒充气式减振器用于麦克弗逊悬架时的结构图1-六方;2-盖板;3-导向座;4-贮油缸筒;5-补偿腔;6-活塞杆;7-弹簧托架;8-限位块;9-压缩阀;10-密封环;11-阀片;12-活塞紧固螺母;13-活塞杆小端;14-底阀（1）相对阻尼系数 相对阻尼系数 的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度 C 和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 值大，振动能迅sm速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身； 值小则反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻 尼系数取小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些，两者之间保持YS=（0.25-0.50）的关系。YS 设计时，先选取与的平均值 。相对无摩擦的弹性元件悬架，取YS=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架， 值取的小些，为避免悬架碰撞毕业设计说明书 31 车架，取=0.5YS取 =0.3，则有： 计算得：=0.4，=0.SY（2）减震器阻尼系数的确定减震器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论scm2smc上。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。我sm2选择下图的安装形式，则起阻尼系数为： （3-18）222cos2abms图 4-10 减震器的布置 根据公式，可得出：ssmCn21nmcs2 满载时计算前悬刚度N/m224 13.14292.511535.73SC 代入数据得：=6.3HZ，取,8 . 0/ba14 按满载计算有：簧上质量kg，代入数据得减震器的阻尼系数为：2292.5m 毕业设计说明书 32 （3-19） 22112 0.3 292.5 8.231640/0.9480.9703Ns m（3）减震器最大卸荷力的确定0F 为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度，按上图安装形式时有：xV (3-20)baAVx/cos 式中，为卸荷速度，一般为 0.150.3m/s，A 为车身振幅，取；xVmm40为悬架振动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为：0.04 8.23 0.948 cos160.3/xVm s 符合在 0.150.3m/s 之间范围要求。xV根据伸张行程最大卸荷力公式：可以计算最大卸荷力。式中，c 是冲xVcF0击载荷系数，取 c=1.5；代入数据可得最大卸荷力为： 0F01.8 1640 0.3885.6FN（4）减震器工作缸直径 D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径 D 为：0F (3-21) 024FD= P1- 其中，工作缸最大压力，在 3Mpa4Mpa,取=3Mpa； P P毕业设计说明书 33 连杆直径与工作缸直径比值，=0.40.5，取=0.4。代入计算得工作缸直径 D 为： (3-22)624885.621.163.143 1010.4Dmm 减震器的工作缸直径 D 有 20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。表 3.12 减震器的工作缸选择工作缸直径 D基长 L贮油直径cD吊环直径 吊环直径宽度 B活塞行程 S3011 （120）44 （47）2924230、240、250、260、270、2804014 （150）543932120、130、140、150、270、2805017 （180）70 （75）4740120、130、140、150、160、170、180652102106250120、130、140、150、160、170、180、190所以选择工作缸直径 D=30mm 的减震器，对照上表选择起长度：活塞行程 S=240mm，基长 L=110mm，则：毕业设计说明书 34 （压缩到底的长度）mmSLL350110240min（拉足的长度）mmSLL590240350minmax 取贮油缸直径=45mm，壁厚取 2.6mm。CD3.7 横向稳定杆的设计横向稳定杆的设计3.7.1 横向稳定杆的作用 横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内测悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。3.7.2 横向稳定杆参数的选择 具体尺寸选择如下：杆的直径 d=22mm，杆长L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，=156mm，圆角半径 R=23mm。2l图 3-18 横拉杆第四章 三维建模设计与分析CATIA体现了机械设计自动化系列软件的最新发展方向，成为提供工业解决方案的有力工具。它已被广泛应用于电子，机械、模具、工业设计、汽车、航空、航天、军工、纺织、家电、玩具等行业。CATIA可谓是个全方位的三维毕业设计说明书 35 产品开发软件，集合了零件设计、产品组合、模具开发、NC加工、钣金件设计、铸造设计、造型设计、自动测量、机构仿真、应力分析、产品数据库管理功能于一体，模块众多。4.1 三维设计简介三维设计简介CATIA作为三维造型设计系统，是一套由设计至生产的机械自动化软件，其功能强大，用途广泛，是新一代. CAD/ CAM系统软件。它以尺寸驱动、特征建模、全参数设计、单一全关联的数据库、虚拟现实及多数据接口等优点改变了传统的设计观念，使设计工作直观化、高效化、精确化和系统化，成为目前机械CAD领域的新标准与传统的CAD系统仅提供绘图工具不同，CATIA提供了一套完整的机械产品解决方案，包括工业设计、机械设计、模具设计、钣金设计、加工制造、机构分析、有限元分析和产品数据库管理，甚至包括了产品生命周期，是多项技术的集成产品。CATIA的主要特征有：（1）3D实体模型；（2）单一数据库；（3）基于特征的参数化实体建模；（4）行为建模技术；（5）机构设计技术；（6）强大的装配功能；（7）NC加工；（8）二次开发技术。4.2 参数化参数化建模建模参数化特征造型被公认为是目前几何造型的发展趋势，CATIA实体模型由一些工程特征组合而成，Pro/Feature模块提供了拉伸、旋转、扫描、过渡、孔、槽、扭曲、圆角、倒角、抽壳、拔模斜度、自由变形、管道、变截面扫掠和扫描性过渡等众多的特征和特征构造方法，为用户提供了设计非常复杂形状曲面或实体模型的有力工具。基于特征的参数化造型是将参数化造型的思想和特征造型的思想有机地结合到一起，用尺寸驱动或变量设计的方法定义特征并进行类似的操作，这样就形成了参数化特征造型。由于特征全部用参数化定义，因此对形状、尺寸、公差、表面粗糙度等均可随时修改和更新，最终达到修改设计的目的。参数化方毕业设计说明书 36 法使设计者在构造几何模型时可以集中于概念设计和整体设计，充分发挥创造性，提高设计效率。基于特征的技术为设计者提供了符合人们思维习惯的设计环境，二者有机地结合起来进行实体造型将极大地提高设计效率。在CATIA的环境中，构建实物实体的方法有很多。选择一个有效的方法，使建立的特征少，且能有效生成实体；形成的特征有利于后续特征的建立和修改是非常重要的。所以在设计初，对零件的外型设计要有一个整体规划，要清楚自己所做的零件的复杂程度，首先要确定整个零件的基准参考中心和参考面，使后面建立的特（Feature）都是基于该基准建立的，这样有利于后面特征修改（Modify）和再生成（Regenerate）；其次要确定模型（Model）的所有特征间构建的大致先后顺序，把一些小而非重要特征先做，对开始不太明确的、并且毕业设计说明书 37 需要经常改动变化的特征放到后面建立。这样就可以在需要修改时改动局部就可以了，既节省了时间又省去了许多麻烦。4.3 有限元分析有限元分析对于汽车零部件设计而言，由于其结构的特殊性，必须要对其设计的零部件进行受力与强度分析。而 CATIA 软件的出现解决了这一难题。本文也是借助CATIA 软件的有限元模块 dui 设计的麦弗逊悬架进行分析，结果如下：毕业设计说明书 38 毕业设计说明书 39 结结 论论在毕业设计过程中，通过对乘用车麦弗逊独立悬架的导向系统进行的设计工作。本文按照刘惟信编著的汽车设计一书详细研究了麦弗逊悬架的设计方案，提出了比较可行的设计思路，并按照这一思路进行详细地计算，最终根据计算数据绘制出麦弗逊悬架系统的总装配图及其零部件图。大学的生涯即将到达尾声，而我最后的毕业设计则是由我独立完成，从开题报告、说明书到整个图纸设计，每一项都是自己认认真真的完成，将是我大学生涯中最好的一份试卷。从这次设计中，我发现了自己很多不足之处。首先自己对写说明书没有一个很好的概念，第一眼看到说明书，感到无从下手，没有一个清晰的逻辑。直到将大的框架做出来后，自己才有一个清晰的思路去屑。从中我发现，做任何事情需要提前做好计划，这样才不至于事情到眼前了，无从下手