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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘要
雙橫臂式獨立懸架是常見的懸架形式之一，在汽車領域有著廣泛的應用，要求具有穩(wěn)定的可靠性。其突出優(yōu)點是在于設計的靈活性，可以通過合理選擇空間導向桿系的接觸點的位置及控制臂的長度，使得懸架具有合理的運動特性。本設計2.0L越野車車型進行雙橫臂式懸架的設計，利用平面作圖法和平面解析法對懸架的上、下橫臂的尺寸和空間布局進行設計，計算選用雙同時減震器和螺旋彈簧匹配懸架系統(tǒng)，保證輪胎的幾何定位參數(shù)在各種懸架的擺動情況下都符合汽車行駛的要求，反復核算以保證在各種形式條件下獲得最佳平順性和操作穩(wěn)定性。
關鍵字：雙橫臂式獨立懸架；越野車；螺旋彈簧；雙筒式減震器
Abstract
Double wishbone independent suspension is a common form of suspension in the automotive sector has a wide range of applications, requires a stable reliability. Advantage lies in its outstanding design flexibility, a reasonable choice by the Department of guide bar contact point location and the length of the control arm, making the suspension has a reasonable flow conditions. 2.0L SUV models the design of double wishbone suspension design, mapping method and the plane using the plane analytical method the suspension of the upper and lower arm of the size and spatial layout design, calculations also use double-shock matching device and the coil spring suspension system, Geometric alignment parameters to ensure that the tire swing in a variety of suspension cases are in line with the requirements of automobile driving, repeated in various forms of accounting to ensure the best under the conditions of smoothness and operational stability.
Keywords: Double wishbone independent suspension；off-road vehicles； coil spring；double-barrel shock absorber
目 錄
摘要…………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract……………………………………………………………………………Ⅱ
第1章 緒論…………………………………………………………………………1
1.1 課題研究的目的和意義…………………………………………………1
1.2 要研究內(nèi)容………………………………………………………………2
第2章 懸架…………………………………………………………………………3
2.1 懸架的功用和組成………………………………………………………3
2.2 汽車懸架的類型…………………………………………………………3
2.3 雙橫臂獨立懸架…………………………………………………………4
第3章 懸架主要參數(shù)的確定………………………………………………………6
3.1 懸架靜撓度………………………………………………………………6
3.2 懸架的動撓度……………………………………………………………7
3.3 懸架彈性特性……………………………………………………………7
3.4 小結………………………………………………………………………7
第4章 獨立懸架導向機構設計及強度校核………………………………………9
4.1 設計要求…………………………………………………………………9
4.2 導向機構的布置參數(shù)……………………………………………………9
4.2.1側傾中心…………………………………………………………9
4.2.2縱傾中心…………………………………………………………9
4.3 雙橫臂式獨立懸架導向機構設計 ……………………………………10
4.3.1縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 …………………………11
4.3.2橫向平面內(nèi)的上、下橫臂的布局方案…………………………11
4.3.3水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案……………………………12
4.4 懸架螺旋彈簧剛度及應力計算 ………………………………………13
4.4.1螺旋彈簧材料的選擇……………………………………………14
4.4.2彈簧幾何參數(shù)的計算……………………………………………15
4.4.3彈簧的校核………………………………………………………17
4.5 小結 ……………………………………………………………………17
第5章 減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算…………………………………18
5.1 分類 ……………………………………………………………………18
5.2 相對阻尼系數(shù) …………………………………………………………18
5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 ………………………………………………20
5.4 最大卸荷力 的確定……………………………………………………21
5.5 簡式減振器工作缸直徑D的確定 ……………………………………21
5.6 小結 ……………………………………………………………………21
第6章 CATIA V5三維建?！?2
6.1 關于CATIA V5…………………………………………………………22
6.2 CATIA應用現(xiàn)狀 ………………………………………………………22
結 論……………………………………………………………………………27
致 謝……………………………………………………………………………28
參考文獻……………………………………………………………………………29
附 錄……………………………………………………………………………30
-IV-
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
第1章 緒論
1.1 課題研究的目的和意義
當代汽車工業(yè)已成為國民經(jīng)的支柱產(chǎn)業(yè)之一，其發(fā)展水平反映了一個國家工業(yè)技術的綜合水平，而且是否具有獨自的開發(fā)技術關乎一個民族汽車工業(yè)的生死存亡?，F(xiàn)階段，越來越多的企業(yè)把自主的開發(fā)能力，獨立的設計能力當作自己發(fā)展戰(zhàn)略中的重要一環(huán)，并且體會到這一過程艱巨，需選擇適當?shù)募夹g切入點逐步的積累和提升。其中，現(xiàn)在各類汽車廣泛采用彈性元件，尤其作為越野車對懸架的要求十分的高，因其更整車性能密切相關，針對懸架系統(tǒng)的結構和性能的開發(fā)越來越成為汽車整車開發(fā)的焦點，懸架系統(tǒng)是自主開發(fā)的能力不得不考慮的開發(fā)的關鍵點之一。
隨著中國經(jīng)濟社會不斷的發(fā)展以及人們生活水平夫人不斷提高，汽車已成為們?nèi)粘Ｉ钪胁豢苫蛉钡慕煌üぞ?。人們在不斷提高?jīng)濟性和動力性指標的情況下，更加注重了對整車的操控性性能的要求。這性要求不但體現(xiàn)在轎車上還體現(xiàn)越野車也逐步體現(xiàn)開始提出在整車操控性上穩(wěn)定性評價體系。懸架系統(tǒng)直接影響汽車的操控穩(wěn)定性及平順性，因此的研究已成為汽車工作者日益關注的問題和工作重點[6]。
懸掛的構件雖然簡單但參數(shù)的確定卻相當?shù)膹碗s，廠家不但要考慮汽車的舒適性，操控穩(wěn)定性還要考慮到成本問題。基于這三個問題不同廠家有不同的傾向性策略,也就產(chǎn)生了國內(nèi)現(xiàn)在比較常見的五種懸掛：麥弗遜式獨立懸掛、雙叉臂式獨立懸掛、單縱臂扭桿梁式半獨立懸掛、雙橫臂式獨立懸掛、多連桿式獨立懸掛。
懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性,所以懸架對于整車的意義重大。
鑒于懸架設計在汽車特別是在轎車總成開發(fā)中的重要地位，越野車必需重視懸架總成的設計開發(fā)。由于懸架本身的性能特點與整車的匹配關系等直接決定了汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，進而影響著整車的檔次和價格。因此，對懸架的研究有著重要的實用意義。
本論文是基于某2.0L型車的改型總體方案要求進行的，與生產(chǎn)實際結合較緊密。通過對懸架系統(tǒng)中重要零部件的設計、計算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對整車動力學性能影響的分析，初步達到介紹懸架設計全過程目的，具有很強的操作性，能夠為生產(chǎn)提供一定意義上的指導。
1.2 主要研究課題、方法、內(nèi)容
1.2.1 課題來源及要求
本課題來源于生產(chǎn)實際，要求根據(jù)2.0L越野車的改型總體方案要求，針對其前獨立懸架進行重新設計。在此設計中需要完成懸架中關鍵零部件的設計計算和校核、減振器的選型、導向機構的分析、CATIA三維建模等。另外，設計還需包括懸架系統(tǒng)部分零件的CAD裝配圖和CATIA三維裝配圖的繪制。本設計從生產(chǎn)實際中來，因此， 設計的方法和結果應對生產(chǎn)實際具有一定的指導作用。
1.2.2 研究方法
在設計時首先考慮改型車的總體方案要求，根據(jù)汽車的總體空間結構對懸架結構布局進行設計。接著，根據(jù)懸架總體方案，進行懸架系統(tǒng)各零部件的設計計算，在計算時應重點計算對懸架整體性能影響較大的零部件如：螺旋彈簧、上橫臂、下橫臂、減振器等。最后，對關鍵零件進行強度校核.
1.2.3 研究的主要內(nèi)容
本文的研究對象是的前懸架，通過對懸架彈性元件的計算、 分析，導向機構的核算和校核，可以驗證懸架中關鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，計算整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。
第2章 懸架
2.1 懸架的功用和組成
懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平在和載荷變化是有理想的運動特性，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性。汽車懸架的功用總結如下：
①抑制、緩和由不平路面引起的振動和沖擊；
②傳遞汽車垂直力以外，還傳遞其它個方向的力和力矩；
③保證車輪和車身（或車架）之間有確定的運動關系，使汽車具有良好的駕駛性能。
汽車懸架是車架（或車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接的部件。汽車懸架主要由彈性元件、減振器和導向機構三個基本部分組成。此外還包括一些特殊功能的部件，如穩(wěn)定器和緩沖塊等?，F(xiàn)代汽車還采用了控制機構，形成可控式懸架，如半主動懸架和全主動懸架等。
彈性元件使車架（或車身）與車橋（或車輪） 之間實現(xiàn)彈性連接，用來承受并傳遞垂直載荷，緩和不平路面、緊急制動、加速和轉彎引起的沖擊。減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)受到?jīng)_擊后引起的振動。導向機構是用來使車輪(特別是轉向輪)按一定運動軌跡相對于車身運動。同時以上三者兼有傳遞力的作用。若鋼板彈簧作為彈性元件時，它本身兼有導向作用，可不另設導向機構。在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件—橫向穩(wěn)定器，用以提高側傾的剛度，使汽車具有不足轉向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛的平順性。
要保持車身自然振動頻率不變或變化很小，在汽車空載到滿載的范圍內(nèi)變化，就需要將懸架剛度做成可變的。如懸架中的有些彈性元件本身的剛度就是可變的，例如氣體彈簧；有些彈性元件的剛度雖是不變的，但如果其結構中采取某些措施，也可使整個懸架具有可變的剛度，例如漸變剛度鋼板彈簧。這樣就使汽車空車對懸架剛度小，而載荷增加時，懸架剛度隨之增加。改善了汽車行駛時的平順性。
2.2 汽車懸架的類型
根據(jù)導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側車輪。獨立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋，按結構特點又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等等，各種懸架的結構特點將在以下章節(jié)中進一步討論。
除上述非獨立懸架和獨立懸架外，還有一種近似半獨立懸架，它與近似半剛性的非斷開式后支持橋相匹配。當左右車輪跳動幅度不一致時，后支持橋中呈V形斷面并與左右縱臂固結在一起的橫梁受扭，由于其具有一定的扭轉彈性，故此種懸架既不同于非獨立懸架，也與獨立懸架有別。該彈性橫梁還兼起橫向穩(wěn)定桿的作用。
按照彈性元件的種類，汽車懸架又可以分為鋼板彈簧懸架、螺旋彈簧懸架、扭桿彈簧懸架、空氣懸架以及油氣懸架等[4]。
按照作用原理，可以分為被動懸架、主動懸架和介于二者之間的半主動懸架。
2.3 雙橫臂獨立懸架
雙橫臂式獨立懸架的結構如圖2.1所示。
圖2-1 雙橫臂式獨立懸架
1－下橫臂；2－球頭節(jié)；3-外球籠；4－橡膠襯套；5－球頭6－下橫臂；7－上橡膠襯套；8－下橡膠襯套
按其上下橫臂的長短可分為等長雙橫臂和不等長雙橫臂兩種。等長雙橫臂懸架在其車輪做上下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，多為不等長雙擺臂懸架代替，后一種懸架在其車輪上下跳動時候只需要適當?shù)倪x擇上下橫臂的長度并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數(shù)的變化限定在一定的范圍之內(nèi)，這種不大的輪距的改變，不應引起車輪沿路面的滑移，而為輪胎的彈性變形所補償，因此其保持了汽車良好的行使平順性，雙橫臂懸架的突出優(yōu)點在于其設計的靈活性，可以通過合理選擇空間桿系的鉸接點的位置及導向臂的長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當?shù)膫葍A中心和縱傾中心。
這種不等臂懸架的優(yōu)點是改善了汽車的乘坐舒適性和平順性，保證了輪胎的使用壽命,雙橫臂式獨立懸架在轎車的前輪上應用得較廣泛。
雙橫臂式獨立懸架按所使用的彈性元件可分為螺旋彈簧、扭桿彈簧和空氣彈簧。
第3章 懸架主要參數(shù)的確定
在設計時首先對懸架總體參數(shù)進行計算，如懸架的剛度、懸架的撓度等，這樣在下文對零部件的計算時，就可以以懸架的總體參數(shù)為依據(jù)，根據(jù)懸架的結構參數(shù)求出相關零部件的受力、剛度等參數(shù)。下面是針對懸架設計所需要的基本參數(shù)：
表3-1 越野車的基本參數(shù)
車長
車高/寬
前輪距
后輪距
軸距
4629mm
1653/1880mm
1617mm
1613mm
2807mm
車身重量
加速時間
最大功率
最大扭矩
最高速度
1900 kg
10.0秒（0-100km/h）
155/4300-6000 KW/rpm
350/1500-4200 N·m/rpm
180.0 km/h
輪胎
輪轂尺寸
最小轉彎半徑
最小離地間隙
235/65 R17
17
5.8 m
185 mm
3.1 懸架靜撓度
懸架靜擾度fc是指汽車滿載靜止時懸架的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即fc=Fw/c。 （3.1）
汽車彈簧與簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一。而汽車部分車身的固有頻率n（亦稱偏頻）可以用式表示：
n1=c1m1/2π （3.2）
式中：c1指汽車前懸架的剛度，N/mm；
?。?指前懸架的簧上質量，Kg；
?。?指前懸架偏頻，Ｈｚ；
汽車的前懸架的靜繞度可以下式表示：
fｃ＝m1g∕c1 (3.3)
所以，懸架的靜撓度 和懸架剛度ｎ１之間有如下關系：
fc1=25n2 （3.4）
車用車的發(fā)動機排量越大，懸架的偏頻應越小，滿載情況下前懸架偏頻在0.80～1.15Hz之間取,后懸架要求在0.98～1.30Hz?！。睿?1.15 Hz
代入數(shù)值得：fc1=189mm。
3.2 懸架的動撓度
懸架的動繞度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構充許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3)時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。乘用車fd取7～9cm，貨車fd取6～9cm，客車fd取5～8cm。從越野車的通過性越野性能出發(fā)選此懸架的動撓度
3.3 懸架彈性特性
懸架受到的垂直外力F由此引起的車輪中心相對于車身位移f（即懸架的變形）的關系曲線，稱為懸架的彈性特性,其切線的斜率式懸架的剛度。如圖3.1所示：
懸架的彈性特性有線性和非線性特性兩種。當懸架變形和受垂直外力F之間成固定的比例關系時，彈性特性是一條直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數(shù)；當懸架變形和受垂直外力F之間不成固定的比例關系時，稱為成為非彈性特性[6]。
乘用車的簧上質量雖然變化不大，但是為了減少車軸對車架的沖擊，減少轉彎時的側傾與制動時的前傾角和加速時的后仰角，因該采用剛度了變得非線性懸架，如圖3.1所示：
圖3-1 懸架特性曲線
懸架的主要參數(shù)總結如下表3-2：
表 3-2 懸架的主要參數(shù)
懸架靜擾動
懸架動撓度fd
懸架彈性特性
189mm
90mm
非線性
1.4 小結
本章通過利用通用公式計算確定了懸架的主要參數(shù)，為懸架下一步的設計確定了最主要的依據(jù)，確定懸架的主要技術標要求。
第4章 獨立懸架導向機構設計及強度校核
4.1 設計要求
針對前雙橫臂對立懸架導向機構的設計要求：
1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過-+4mm，輪距變化會引起輪胎的早期磨損。
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，車輪不應該產(chǎn)生縱向加速度。
3） 汽車轉彎行駛時，應該車身側傾角小。在0.4g側加速度作用下，車身側傾角≤6°～7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強轉向不足效應。
4） 制動時，因該有車身的抗前俯作用；加速時，應該有抗后仰作用。
目前，汽車上廣泛采用上下不等臂長的雙橫臂獨立懸架且主要應用前懸架。
靜止平衡的時候輪胎的定位參數(shù)如下表4.1：
表4-1 前輪定位參數(shù)
前輪前束
外傾角（°）
主銷后傾
(°)
主銷內(nèi)傾（°）
前輪距變化
后輪距變化
在0°左右
0°30`
3°
12°
3mm
4mm
4.2 導向機構的布置參數(shù)
4.2.1 側傾中心
雙橫臂的獨立懸架的側傾中心，如圖4.1所示方式得出；
圖4-1 雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定
將上下橫臂內(nèi)外轉動點的連線延長，以得到極點P，比且得到P的高度。將P點與車輪接地點N連接，即可得到汽車軸線上的側傾中心W點[10]。雙橫臂式獨立懸架側傾中心的高度hW為：
hW=by2pkcosβ+dtanσ+rs （4.1）
式中：k=csin90°+σ-αsin(α+β) （4.2）
p=ksinβ+d （4.3）
其中：C=397mm，α=7°，β=5°，??=12° 代入（4.2）得：k=397×(sin95°sin12°)=1909mm
且 d=235mm 代入（4.3）得到：P=401mm
且 rs=110mm ， by2=808.5mm 代入式中：
側傾中心高度：hW=288.5 mm
4.2.2 縱傾中心
雙橫臂式獨立懸架縱傾中心點O可用做圖法得出，如圖4.2所示：
圖4-2縱傾中心
作出兩條橫臂轉動軸的延長線C和D，兩條線的交點O即為縱傾中心。
4.3 雙橫臂式獨立懸架導向機構設計
4.3.1 縱向平面內(nèi)上下橫臂軸布置方案
上、下橫臂軸抗前傾角的匹對對主銷后傾角的變化有較大的影響，圖4.3給出了六種可以匹配方案的主銷后傾角γ值隨車輪跳動的變化曲線?？v坐標為車輪接地點的垂直位移量的變化Z。各匹配方案中β1、β2的取值如圖4.3所示，其正負角按圖所示確定。
圖4-4 角的定義 圖4-3 β1、β2的匹配對的影響
其中的定義如圖所示4.4所示；
為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角變大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以制造制動時主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。第1、2、6方案主銷后傾角的變化規(guī)律很好，根據(jù)實際的設計的布局情況我選擇二方案β1取0°、β2取-5°[5]。
4.3.2 橫向平面內(nèi)的上、下橫臂的布局方案
比較圖4.5a、b、c三圖可以清晰的看到，上下橫臂的布置不同，所得側傾中心位置也不同，根據(jù)實際前懸架側傾中心高度在0～120mm之間，設計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案選用a方案。
圖4-5 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案
4.3.3 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案
橫臂軸在水平面的布置方案有三種，如圖4.6所示
圖4-6 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案
下橫臂軸MM和尚橫臂軸NN與軸線的夾角，分別用α1和α2表示，稱為導向機構的上下橫臂的水平斜直角。一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車軸線的夾角為正角，之為負。與汽車軸線平行者，夾角為零。
雙橫臂式懸架的上下橫臂的長度對車輪上下跳動時的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計，這樣可以方便發(fā)動機的布置請可以得到理想的運動特性。
為了使車輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一起跳動，一面向后退讓，以減少到車身的沖擊力，還為了布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸MM線的斜置繳角為正值。如圖4.6所示，當上、下橫臂軸傾斜角α1、α2均為正值，主銷后傾角隨輪胎的上跳有較小增加甚至減少（當α1<α2時）。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支撐出會產(chǎn)生反力矩，有助于產(chǎn)生制動時的抗前俯作用。但是注銷后傾變的太大時，會在支撐處產(chǎn)生過的反力矩，同時使轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，易造成車輪擺動或方向盤上的力的變化。
橫臂軸在水平面的布置方案有三種，如圖4.6所示
為了使車輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一起跳動，一面向后退讓，以減少到車身的沖擊力，還為了布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸MM線的斜置繳角為正值。如圖4.6所示，當上、下橫臂軸傾斜角α1、α2均為正值，主銷后傾角隨輪胎的上跳有較小增加甚至減少（當α1<α2時）。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支撐出會產(chǎn)生反力矩，有助于產(chǎn)生制動時的抗前俯作用。但是注銷后傾變的太大時，會在支撐處產(chǎn)生過的反力矩，同時使轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，易造成車輪擺動或方向盤上的力的變化。
4.3 .4 上下橫臂長度的確定
雙橫臂式懸架的上下橫臂的長度對車輪上下跳動時的定位參數(shù)影響很大[8]?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計，這樣可以方便發(fā)動機的布置請可以得到理想的運動特性。
如圖4.7所示為下橫臂長度L1保持不變，改變上橫臂的長度不L2，使得L1/L2的比值分別是0.40、0.6、0.8、1.0、1.2時計算得到的懸架的運動特性。其中Z—By（Z軸表示輪胎上下跳動的位移量，By表示為1/2輪距）表示為車輪接地點在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動的特性曲線。有圖可以看出，當上、下橫臂之比為0.6時，By的曲線變化最平緩；L1/L2增大或減小時，By的曲線的曲率都會
增加。圖中Z—α和Z—β分別表示車輪外傾角和車輪內(nèi)傾角隨車路跳動的特征曲線如圖4.7。
圖4-7 上、下橫臂長度之比L1/L2改變時的懸架特性
設計汽車懸架時，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應該選擇L1/L2在0.6附近的；為了保證汽車有良好的操作性，希望前輪定位角度的變化要小，這時應選擇L1/L2在1.0附近，綜合以上分析，懸架的L1/L2應該在0.6～1.0的范圍內(nèi)。根據(jù)我國的乘用車設計經(jīng)驗，在初選尺寸時，L1/L2取0.65為宜
4.4 螺旋彈簧的設計計算
4.4.1 螺旋彈簧材料的選擇
螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊、制造方便及高的比能容量等特點，在輕型以下汽車的懸架中運用普遍 。
螺旋彈簧通常應用于獨立懸架，特別是前輪獨立懸架中。在有些轎車的后輪非獨立懸架中，其彈性元件也采用螺旋彈簧。螺旋彈簧用彈簧鋼棒料卷制而成，可做成等螺距或變螺距。前者剛度不變，后者剛度是可變的。螺旋彈簧具有以下優(yōu)點：無需潤滑，不忌泥污；安置它所需的縱向空間不大；彈簧本身質量小。根據(jù)汽車工作時螺旋彈簧的受力特點和壽命要求（可參考下文的計算分析），選擇60Si2MnA為簧絲的材料[1]，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。彈簧材料特性如下表4.2：
表4-2 彈簧材料特性
許用切應力[]
許用剪應力[]
剪切模量G
彈性模量E
強度范圍
48
100
8000
20000MP
45-50HRC
4.4.2 彈簧幾何參數(shù)的計算
表4-3 設計參數(shù)
前懸架滿載軸荷m1
前懸架空載軸荷m2
前懸架總質量m3
前懸架設計偏頻n
1150Kg
950Kg
102Kg
1.15Hz
4.4.2.1 彈簧所受壓力P：
P=0.5m1g/cos10°=575×9.81/0.9847=5727.815N
彈簧所受到的最大的力：動荷系數(shù)k取2.5則彈簧所受到的最大壓力
Pmax=k?P=14319.54N
4.4.2.2車輪到彈簧的力及位移傳遞比
車輪與路面接觸點和零件連接點檢的傳遞比即表明形成不同也表明在二處的里的大小不同。彈簧的剛度ks懸架的線剛度kx可由傳遞比建立聯(lián)系：利用傳遞比i便可計算螺旋彈簧的剛度ks：
（4.4）
其中分數(shù)N`vh/f代表懸架的線剛度。從而，得到如下關系式：
（4.5）
根據(jù)文獻[7]，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為代入數(shù)值可得到 i x ＝1.185，i y ＝1.818。所以，位移傳遞比 i x i y 為 2.15
4.4.2.3 彈簧在最大壓縮力作用下的變形量
由前懸給定的偏頻 f＝1.15Hz，可得到了汽車懸架的線剛度：
（4.6）
于是可得出彈簧的剛度
（4.7）
進而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax 作用下的變形量 F：
（4.8）
所以，彈簧所受最大彈簧力Pmax=14319.54N和相應的最大變形為F=260.6mm：
根據(jù)公式4.4可以算出前懸架的剛度：
Cs=4n2π2ms (4.9)
式中；Cs指汽車前懸架剛度，N/mm
ms指汽車前懸架的簧上質量，Kg
n指汽車前懸架的偏頻，Hz
汽車空載剛度計算：
ms=（950?102）/2=424Kg
n=1.15Hz
代入計算得：Cs=4×1.152×3.14×3.14×424=22114.7N/m
汽車滿載剛度計算
ms=（1150?102）/2=524Kg
n=1.15Hz
代入計算得：Cs=4×1.152×3.14×3.14×524= 27330.4N/m
4.4.2.4按滿載計算彈簧鋼絲幾何參數(shù)
Cs=Gd48D23?i (4.10)
所以得出：
d=48?D23?i?CsG (4.11)
式中：i指彈簧的有效工作參數(shù)，取5
G指彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×104MPa
D2指彈簧中經(jīng)，取112mm
代入式(4.11)中：d=14.3mm 彈簧直徑d取14mm
彈簧設計中，螺旋比C=D2/d,彈簧指數(shù)越小，其剛度越大，彈簧越大，彈簧越硬。彈簧內(nèi)外側的應力相差越大，反之，彈簧越軟。彈簧絲直徑與螺旋的選取范圍如表4.4所示:
表4-4 彈簧直徑與螺旋比的選取關系
彈簧絲直徑d(mm)
0.2～0.4
0.5～1
1.1～2.2
2.5～6
7～16
18～0
螺旋比C
7～14
5～12
5～10
4～10
4～8
4～6
一般的選擇范圍是C=4～8，初選螺旋比為8.
彈簧總圈數(shù)與其工作圈數(shù)的關系為：
n=i+2（1.25+0.75）=7
彈簧的節(jié)距t一般按公式?。?
t=d+Lmaxi+?=14+260/8+≈56mm
彈簧的自由高度：H=n?δ+(n0+1)d (4.12)
式中：n指工作圈數(shù)，取5
δ彈簧鋼絲的工作間隙，為42mm
n0指彈簧的總圈數(shù),是7
d指彈簧的直徑，為14mm
代入式(4.12)中：H=322mm
彈簧螺旋升角：
α=tan-1tπD2=tan-1563.14×112=9.04
4.4.3 彈簧的校核
4.4.3.1 彈簧的剛度校核計算：
彈簧剛度的計算公式：Cs=Gd48D23?i (4.13)
式中：i指彈簧的有效工作參數(shù)，取5
G指彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×104MPa
D2指彈簧中經(jīng)，取112mm
d 指彈簧直徑d取14mm
代入式中得：Cs=51.04N/mm符合要求
4.4.3.2 彈簧表面的剪切應力校核：
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，彈簧表面切應力為：
τ=8PDmK`πd3=8PCK`/πd2 (4.14)
式中：C指彈簧的螺旋比，C=Dm/d
K`指曲度系數(shù)，為考慮彈簧圈數(shù)曲率對強度的影響的系數(shù)，
K`=（4C-1）（4C-4）+0.615C
P指彈簧的軸向載荷，P=5727.815N
已知：Dm=112mm,d=14mm計算得到：
C=112/14=8
K`=（4×8-1）/（4×8-4）+0.615/8=1.184
代入式(4.14)中得出彈簧表面的減切應力：代入式中得出=705MPa
τ=0.75δ=0.75×1000=750MPa
因為：τ<τ，所以彈簧滿足要求
懸架彈簧的最終彈簧選定的參數(shù)如表4-5：
表4-5 綜上所述最終彈簧選定的參數(shù)
彈簧高度H
彈簧圈數(shù)n
螺旋角C
內(nèi)徑D1
外徑D2
節(jié)距t
322mm
7
9.04
98mm
126mm
56mm
4.5 小結
本章主要對懸架的上、下橫臂的相對長度、空間的相對位置和總體的布局進行選擇與計算，同時對對減震器彈簧參數(shù)進行設計技術和輕度校核。
第五章 減振器機構類型及主要參數(shù)的選擇計算
5.1 減振器
汽車在不平道路上行駛時，車身將產(chǎn)生振動。為此在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內(nèi)都裝有減振器。減振器是產(chǎn)生阻尼力的主要元件，其作用是迅速衰減汽車振動，改善汽車行駛平順性，增強車輪與路面附著性能，減少汽車因慣性力引起的車身傾角變化，提高汽車操縱性和穩(wěn)定性。此外，減振器能夠降低車身部分載荷，延長汽車使用壽命。
為了協(xié)調彈性元件與減振器工作，對減振器提出如下要求：
（1）當車橋（或車輪）與車架的相對速度過大時，減振器應當能自動加大液流通道截面積，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷；
（2）在懸架壓縮行程（車橋與車架相互移近的行程）內(nèi)，減振器阻尼力應較小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊；
（3）在懸架伸張行程（車橋與車架相對遠離的行程）內(nèi)，減振器的阻尼力應大，以求迅速減振。
汽車上廣泛采用雙向作用筒式減振器，既在壓縮和伸張兩行程內(nèi)均能起減振作用的減振器稱為雙向作用式減振器。另有一種減振器僅在伸張行程內(nèi)起作用，稱為單向作用式減振器。
雙向作用筒式減振器雙向作用筒式減振器（又稱雙筒式減振器）一般都具有四個閥，即壓縮閥、伸張閥、流通閥和補償閥[2]。同時減震器工作壓力雖然僅有2.5～5MPa，但是其工作性能穩(wěn)定在現(xiàn)代汽車廣泛使用，雙作用筒式夜里減震器具有工作性能穩(wěn)定、干燥阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點。在乘用車廣泛使用。在設計的應當滿足的要求是，在使用期間保證汽車的行駛平順性的性能穩(wěn)定；有足夠的使用性能。
5.2 相對阻尼系數(shù)
減震器卸荷閥打開前，其中的阻力 F與減震器振動速度ν之間的關系為
F=δυ （5.1）
式中，δ為減震器阻尼系數(shù)。
減震器的阻尼系數(shù)是指閥體開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=FY/υY與壓縮行程的阻尼系數(shù)δS=FS/υS的阻尼系數(shù)一般不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)ψ的大小來評價振動衰減的快慢程度。ψ的表達式：
ψ=δ/2cms （5.2）
式中:c指懸架系統(tǒng)的垂直剛度；
ms指簧上質量
從中表明，相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減震器的阻尼作用在于不同剛度c和不同的簧上質量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值越大，振動能衰減越快，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身; ψ值小則反之。通常情況下，壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者的關系是ψY=0.25～0.5ψS.設計時，選取ψY與ψS的平均值ψ。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25～0.35。對于行駛路面較差的汽車，ψ應取大一些，一般取ψS>0.3；為了避免懸架碰到車架，取ψY=0.5ψS。根據(jù)越野車的形式要求，取ψ=0.35。則有：（ψS+0.5ψS）/2=0.35
計算得出：ψS=0.467，ψY=0.234
5.3 減振器阻尼系數(shù)的確定
減震器的阻尼系數(shù)δ=2ψcms.因懸架系統(tǒng)的固有頻率ω=cms,所以理論上δ=2ψωms。實際上，應根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。根據(jù)如圖的布置形式，則其阻尼系數(shù)：
δ=2ψωmsn2/a2（cosα）2 （5.3）
圖5-1 雙橫臂橫向布置示意圖
根據(jù)公式ｎ１=Ｃ１m１2π，可以得出：ω=cms=2πn
式中n=1.15 Hz,故得出ω=7.22Hz
式（5.3）中;ab=0.6,α=10°,ms=524Kg
所以：δ=2×7.22×524×0.35/（36×0.985）2=7730.5N?s/m
5.4 最大卸荷力 的確定
為了減少傳到車身的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定的值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度υx。
（5.4）
式中，υx為卸荷速度一般為 0.15－0.30m/s，
A為車身振幅，取40mm
ω為懸架振動固有頻率，ω=7.22Hz
代入式（5.4）中：υx=0.04×7.22×0.6×0.9848=0.17m/s
已知伸張行程的阻尼系數(shù)ψS，在伸張行程的最大卸荷力F0：
F0=ψSυx （5.5）
式中，ψS=2.2×7730.5=17007N
最大卸荷力; F0=17007×0.17=2891N
5.5 簡式減振器工作缸直徑D的確定
根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計算工作缸直徑 D為
(5.6)
式中：P為工作缸最大充許壓力，取3～4MPa；
λ指連桿與缸筒直徑之比，雙筒式減震器λ=0.40～0.50；
帶入式中計算:D=4×28913.14×41-o.42=31.3mm
減震器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm
等幾種，選取時按照標準選取，按下表5.1選擇：
表5-1 雙作用同減震器選取規(guī)格
工作剛直徑Db
基長L
儲油直徑Dc
吊環(huán)直徑?
吊環(huán)直徑寬度B
活塞行程S
20
11(120)
44(47)
29
24
230、240、250、260、270、280
30
14(150)
54
39
32
120、130、140、150、270、280
40
17(180)
70(75)
47
40
120、130、140、150、
160、170、180
50
210
90
62
50
120、130、140、150、
160、170、180、190
查汽車筒式減振器的有關國標(JB1459—85)，就可以就近選用一個標準尺寸。這里我們選用的工作缸直徑 D=40mm。儲油筒的確定:
一般，壁厚取 2mm，材料選用 20號鋼。
活塞行程S取280mm，基長L取150mm。
上述的計算結果如表所示，減振器的裝配簡圖主要參數(shù)如表5.2所示：
表5-2 減震器尺寸
阻尼系數(shù)
最大允許壓力[ p]
工作缸直徑 D
儲油筒
直徑Dc
連桿與缸筒直徑之比
壁厚
7730.5N?s/m
4MP
40mm
54mm
0.4
2mm
鑒于減振器對污染、磨損等的敏感性，在繪制裝配圖時是根據(jù)減振器的使用條件的要求注明了技術要求（可參考減振器的零件圖），零件配合處的粗糙度Ra 值選為0.16um。
5.6 小結
本章主要是對懸架的減震器進行設計和計算，確定減震器的尺寸大小和相對阻尼大小的確定。
第六章 CATIA V5三維建模
6.1 關于CATIA V5
CATIA 是法國 Dassault System 公司的 CAD/CAE/CAM 一體化軟件，居世界 CAD/CAE/CAM 領域的領導地位，廣泛應用于航空航天、汽車制造、造船、機械制造、電子\電器、消費品行業(yè)，它的集成解決方案覆蓋所有的產(chǎn)品設計與制造領域，其特有的 DMU 電子樣機模塊功能及混合建模技術更是推動著企業(yè)競爭力和生產(chǎn)力的提高。CATIA 提供方便的解決方案，迎合所有工業(yè)領域的大、中、小型企業(yè)需要。
CATIA V5 版本是 IBM 和達索系統(tǒng)公司長期以來在為數(shù)字化企業(yè)服務過程中不斷探索的結晶。圍繞數(shù)字化產(chǎn)品和電子商務集成概念進行系統(tǒng)結構設計的 CATIA V5 版本，可為數(shù)字化企業(yè)建立一個針對產(chǎn)品整個開發(fā)過程的工作環(huán)境。在這個環(huán)境中，可以對產(chǎn)品開發(fā)過程的各個方面進行仿真，并能夠實現(xiàn)工程人員和非工程人員之間的電子通信。產(chǎn)品整個開發(fā)過程包括概念設計、詳細設計、工程分析、成品定義和制造乃至成品在整個生命周期中的使用和維護。
6.2 應用現(xiàn)狀
造型方面：CATIA ICEM Shape Design 提供CATIA整合的解決方案滿足汽車A級曲面設計要求。采用支持經(jīng)典的V5安裝、許可和管理規(guī)程的標準CATIA V5媒介，ICEM Shape Design（造型設計）V5R20現(xiàn)在成為您CATIA V5部署中完整的一部分。ISD R20在A級建模領域拓展其高級、強大的自由形式的曲面創(chuàng)建、修正和分析功能。
在標準的STEP格式里支持復合材料數(shù)據(jù)并具備Light Manufacturing Part Generation提高生產(chǎn)效率，CATIA V5R20是首個在標準的STEP格式里支持復合材料數(shù)據(jù)的解決方案。于是，復合材料數(shù)據(jù)的長期歸檔變成了一種現(xiàn)實，尤其是在航空航天工業(yè)中。這個 STEP格式的支持復合材料的解決方案促進了不同CAD銷售商之間數(shù)據(jù)的交換。此外，用戶使用Light Manufacturing Part Generation能夠顯著提高生產(chǎn)效率，這個功能確保制造的零件能夠快速創(chuàng)建并能夠與設計的零件同步化。
工業(yè)設計：利用新的Imagine & Shape的功能，加快、統(tǒng)一和優(yōu)化概念設計與曲面切割工作流 ，Imagine & Shape（想象與造型）中強大的新特征Subdivision Net Surfaces令用戶能夠把基于曲線的方案和細分曲面泥塑建模相結合。這個特征能夠幫助提高設計品質，并更大地發(fā)揮設計師的創(chuàng)造力。Imagine & Shape特別適用于運輸工業(yè)和產(chǎn)品設計工業(yè)中的風格設計中心或設計部門，如汽車、航空航天、游艇、高科技電子、消費品、包裝等產(chǎn)業(yè)，以及生
命科學產(chǎn)業(yè)中的醫(yī)療設備設計。
機械：Mechanical Part Design（機械零件設計）產(chǎn)品和工具的增強。
Functional Modeling Part （功能性建模零件）產(chǎn)品得到增強，它面向的是動力系統(tǒng)客戶的設計流程，也支持復雜零件的設計。功能性建模技術令用戶設計油底殼、變速箱或發(fā)動機托架的速度提高了40%。Fillet（圓角）命令功能也得到增強以確保牢固性，Wall Thickness Analysis（墻壁厚度分析）工具也得到增強以確保更高的設計品質和可制造性。 所有這些增強都對優(yōu)化動力系統(tǒng)特別有益。
獲得復雜多面內(nèi)部截面視圖 ：CATIA 2D Layout for 3D Design （把2D圖中的線條轉換出3D型）新的特征令用戶能夠沿著多種層面切割一個零件。這樣，他們就可以馬上對多種內(nèi)部特征進行可視化，如孔或洞，只需一個視圖就能夠更好地理解幾何體及其所有備注。復雜視圖的這種立刻顯示不再需要計算，能夠幫助用戶提高工作效率。這個模塊對于所有工業(yè)都具價值。
遵守（美國航空管理局）的認證規(guī)定：3D Insight產(chǎn)品的開發(fā)遵守FAA美國航空管理局的認證規(guī)定，要求同一個模型，同一個修正者，一個機械設計工程師，貫穿整個開發(fā)、部署、制造和管理生命周期。這個功能用于航空工業(yè)。
設備：增強Flex Simulation, Harness Installation and Harness Flattening（Flex仿真、線束安裝、線束展平）功能，人機工效學恰當應用，用戶生產(chǎn)效率得到提高。設備清單中的電氣線束分析以及過濾和分揀功能得到增強，更加符合人機工效學原理。 此電氣線束展平中線束段的知識參數(shù)能夠同步化。這些功能的增強對于促進航空航天和汽車工業(yè)的發(fā)展尤其有意義。
界面：全新STEP產(chǎn)品用于更高級的功能 。CATIA Extended STEP Interface （CATIA擴展的STEP界面）具備完全驗證特性和嵌入式裝配，能夠促進長期歸檔。由于具備嵌入式裝配支持，采用STEP管理超大型裝配結構成為可能。這個特征對于航空和汽車工業(yè)特別有意義。
加工：縮短編程和加工時間，兩個新特征 - 材料去除仿真和高級精加工 - 能夠縮短編程和加工時間。這樣，企業(yè)不僅節(jié)約了時間也節(jié)約了資金。材料去除仿真特征通過幫助用戶使用彩色編碼更好地理解IPM（在制品毛坯模型）縮短編程時間。 而高級精加工特征則通過提供一個只需操作一次的精加工路線并把縱向和橫向區(qū)域都納入戰(zhàn)略考量的辦法縮短加工時間。這些特征增強了所有產(chǎn)業(yè)的加工工藝流程。
分析：用來創(chuàng)建高品質網(wǎng)格的基于新規(guī)則的網(wǎng)格劃分，一個新的產(chǎn)品，SIMULIA Rule Based Meshing（基于SIMULIA規(guī)則的網(wǎng)格劃分）能夠實現(xiàn)高品質曲面網(wǎng)格劃分創(chuàng)建流程自動化，適用于所有使用CATIA網(wǎng)格劃分工具的工作流。新產(chǎn)品向用戶提供一種方法，能夠全面地詳細說明實體需要進行的網(wǎng)格劃分處理，例如孔、圓角和帶孔的珠。它還向用戶提供詳細說明可接受的元素品質標準，如最小的刀口長、長寬比和斜度。一旦網(wǎng)格劃分規(guī)則完整套件被詳細
制定出來，就不再另外需要用戶介入，因為實際的網(wǎng)格生成是完全自動的。
根據(jù)CAD設計的二位圖紙設計的數(shù)據(jù)，設計生成CATIA三維圖，效果圖如下：
圖6-1 減震器與閥體
圖6-2 懸架總成
圖6-3 下控制臂
圖6-4 上控制臂
結論
汽車的懸架系統(tǒng)是汽車上一個重要的部分，與整車的操作性和穩(wěn)定性有密切關系。雙橫臂獨立懸架因其簧下質量小，懸架占用的空間小，彈簧元件之承受垂直力，所以可用剛度小的彈簧，使車身振動頻率低，改善了汽車的平順性；由于有可能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，有改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；左右輪各自獨立運動互不影響，正確地選取機構的參數(shù)和形式可以大幅度減少車身的傾斜和振動，同時再起伏的路面上獲得良好的地面附著力，故成為目前最廣泛應用于轎車和輕型車的一種獨立懸架。所以，對雙橫臂在越野車的應用上設計十分有意義。
本畢業(yè)設計根據(jù)某2.0L中高級越野車給定的設計要求，分別從設計、計算、三維建模等方面著手，完成了懸架中關鍵零部件的設計計算和校核、導向機構的分析、轉向斷開點的設計等工作。從而較系統(tǒng)地闡述了2.0L中高級越野車雙橫臂前獨立懸架的設計優(yōu)化過程，這對生產(chǎn)實際具有一定的指導意義。
作為本科畢業(yè)設計，其設計目的重在對課本知識的鞏固和運用，同時兼顧實踐和市場需求出發(fā)大膽創(chuàng)新設計，因此，文章從和書本知識結合較緊密的計算開始，分別從零件的結構形式和受力分析兩方面對懸架中關鍵零部件進行了設計，并對它們的可行性進行了校核。然后，文章又不拘泥于課本知識，再利用分析軟件對