C200汽車電動助力轉向系統(tǒng)及懸架統(tǒng)設計【雙橫臂式獨立懸架】【優(yōu)秀通過答辯】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 C200汽車電動助力轉向系統(tǒng) 及懸架系統(tǒng)設計 作 者 姓 名： 指 導 教 師： 單 位 名 稱： 專 業(yè) 名 稱： Design of the steering and suspension system of C200-type automobile by Liu Dan Supervisor: Northeastern University 畢業(yè)設計（論文）任務書 畢業(yè)設計（論文）題目： 設計(論文)的基本內容： 畢業(yè)設計（論文）專題部分： 題目：　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 設計或論文專題的基本內容： 學生接受畢業(yè)設計（論文）題目日期 　　　　　　　　　　　　　第　　周 指導教師簽字： 年　　月　　日 摘要 C200型號汽車的轉向系統(tǒng)采用電動助力轉向系統(tǒng)(EPS)。其主要部件由轉向操縱機構、轉向助力機構、轉向器和轉向傳動機構組成。其中轉向操縱機構包括轉向盤、轉向管柱、轉向軸和轉向萬向節(jié)；轉向助力機構主要由電機、減速機構和電磁離合器組成，它起著轉向輔助動力的產生，傳遞和中斷的作用；C200型號汽車采用齒輪齒條式轉向器；轉向傳動機構包括橫拉桿和轉向節(jié)臂。電動助力轉向系統(tǒng)由電動助力電機直接提供轉向助力，與傳統(tǒng)的機械、液壓助力轉向系統(tǒng)相比具有轉向靈敏、能耗低、與環(huán)境的兼容性好、成本低等優(yōu)點，是汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向。 同時，為了增加汽車的舒適度，C200型號汽車采用了雙橫臂式獨立懸架。雙橫臂式獨立懸架主要由彈性元件，減振器，導向機構三部分組成，三部分分別起到緩沖、減振和導向的作用。雙橫臂獨立懸架使兩車輪單獨運動，互不影響，有助于消除轉向輪不斷偏擺的不良現象。當擺臂不等長時，適當的上下橫臂長度，可以使車輪和主銷的角度以及輪距的變化都不太大。不大的輪距變化可以由輪胎變形來適應。因此，不等長的雙橫臂式獨立懸架在汽車的前輪上應用的較廣泛。 關鍵詞：電動 轉向系 轉向器 減震器 齒輪齒條 獨立懸架 Abstract The steering system of C200-type automobile (for short: C200A) utilize electric power steering system (for short: EPSS), which mainly comprises the steering control mechanism, the steering mechanism, the redirector and the steering transmission mechanism. The steering control mechanism encompasses the steering wheel，the steering pipes, the steering shaft and the steering gimbal. The steering mechanism includes motor, retarding mechanism and magnetclutch, which facilitates in generating, transmitting and discontinuing power when steering. C200A adopts rack-and-pinion steering-gear, while the steering transmission mechanism consists of steering knuckle tie rod and steering knuckle arm. EPSS, driven directly by motor, owns advantages such as sensitive, low energy consumption, environmental compatibility, and low cost compared with traditional mechanical and hydraulic power steering systems and is future’s developing directions. Concurrently, C200A adopts double-wishbone-type independent suspension which facilitates in reducing steering wheel’s continuously swing by making two wheels move independently mainly involving elastic element (act as a cushion), shock absorber (helps in reducing vibration) and guide mechanism (helps in guiding) so as to enhance the comfort level of automobiles. By choosing the length of the top xarm and bottom xarm appropriately, the angle of wheel and master pin and the variation of talking point will be smaller. Small tread is accommodated by the tire deformation. As such, double-wishbone-type independent suspension in unequal length is widely used in contemporary society. Key words: electric power, steering system, redirector, shock absorber, gear and rack, independent suspension 目錄 目錄 畢業(yè)設計（論文）任務書 i 摘要 ii Abstract iii 目錄 iv 第1章 緒論 - 1 - 1.1課題背景 - 1 - 1.1.1電動助力轉向背景介紹 - 1 - 1.1.2汽車懸架系統(tǒng)研究背景 - 2 - 1.2 國內外發(fā)展現狀 - 3 - 1.2.1汽車電動助力轉向系統(tǒng)發(fā)展現狀 - 3 - 1.2.2汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展現狀 - 3 - 第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案 - 5 - 2.1 確定設計參數 - 5 - 2.2 電動助力系統(tǒng)設計方案 - 5 - 2.3轉向器的設計方案 - 6 - 2.4 懸架系統(tǒng)的設計方案 - 7 - 第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算 - 11 - 3.1轉向系計算載荷的確定 - 11 - 3.2 電動助力元件的選型 - 12 - 3.2.1 直流電機的選擇 - 12 - 3.2.2 減速機的選型 - 13 - 3.2.3 電磁離合器的選型 - 14 - 3.2.4 扭矩傳感器的選型 - 15 - 3.3 齒輪齒條轉向器的設計 - 15 - 3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 - 15 - 3.3.2 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 - 16 - 3.3.3 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 - 17 - 3.3.4. 校核齒輪 - 18 - 3.3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 - 19 - 3.3.6 齒輪軸的校核 - 20 - 3.3.7 齒輪軸軸承的校核 - 22 - 3.3.8 花鍵的校核 - 23 - 3.3.9 其他尺寸計算 - 24 - 第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算 - 25 - 4.1 懸架主要參數的確定 - 25 - 4.1.1懸架頻率的選擇 - 25 - 4.1.2懸架的工作行程 - 25 - 4.2彈性元件的選擇 - 25 - 4.2.1懸架剛度計算 - 25 - 4.2.2選擇彈簧材料 - 26 - 4.2.3彈簧參數選擇 - 26 - 4.2.4校核彈簧 - 26 - 4.3 導向機構設計 - 26 - 4.4 減震器計算 - 28 - 4.4.1 減震器工作原理 - 28 - 4.4.2 相對阻尼系數 - 29 - 4.4.3 減震器阻尼的確定 - 29 - 4.4.4 減震器最大卸荷力的確定 - 30 - 4.4.5 減震器工作缸直徑的確定 - 30 - 第5章 制動器的設計計算 - 31 - 5.1 概述及設計要求 - 31 - 5.2 制動器的選擇及結構方案分析 - 31 - 5.3 制動器主要參數的確定 - 32 - 5.4 制動器設計計算 - 34 - 第6章 經濟性和環(huán)保性分析 - 36 - 第7章 結論 - 37 - 參考文獻 - 38 - 結束語 - 39 - 附錄 - 40 - 第1章 緒論 第1章 緒論 1.1課題背景 1.1.1電動助力轉向背景介紹 電動助力轉向系統(tǒng)（Electric Power Steering）是一種直接依靠電機提供輔助扭矩的動力轉向系統(tǒng)，與傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)（Hydraulic Power Steering）相比，EPS系統(tǒng)具有很多優(yōu)點。EPS主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電動機、減速機構和電子控制單元（ECU）等組成。 電動助力轉向系統(tǒng)是汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向。該系統(tǒng)由電動助力機直接提供轉向助力，省去了液壓動力轉向系統(tǒng)所必需的動力轉向油泵、軟管、液壓油、傳送帶和裝于發(fā)動機上的皮帶輪，既節(jié)省能量，又保護了環(huán)境。另外，還具有調整簡單、裝配靈活以及在多種狀況下都能提供轉向助力的特點。正是有了這些優(yōu)點，電動助力轉向系統(tǒng)作為一種新的轉向技術，將挑戰(zhàn)大家都非常熟知的、已具有50多年歷史的液壓轉向系統(tǒng)。 駕駛員在操縱方向盤進行轉向時，轉矩傳感器檢測到轉向盤的轉向以及轉矩的大小，將電壓信號輸送到電子控制單元，電子控制單元根據轉矩傳感器檢測到的轉矩電壓信號、轉動方向和車速信號等，向電動機控制器發(fā)出指令，使電動機輸出相應大小和方向的轉向助力轉矩，從而產生輔助動力。汽車不轉向時，電子控制單元不向電動機控制器發(fā)出指令，電動機不工作。 相比傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)，電動助力轉向系統(tǒng)具有以下優(yōu)點： 1、只在轉向時電機才提供助力，可以顯著降低燃油消耗 傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)有發(fā)動機帶動轉向油泵，不管轉向或者不轉向都要消耗發(fā)動機部分動力。而電動助力轉向系統(tǒng)只是在轉向時才由電機提供助力，不轉向時不消耗能量。因此，電動助力轉向系統(tǒng)可以降低車輛的燃油消耗。與液壓助力轉向系統(tǒng)對比試驗表明：在不轉向時，電動助力轉向可以降低燃油消耗2.5%；在轉向時，可以降低5.5%。 2、轉向助力大小可以通過軟件調整，能夠兼顧低速時的轉向輕便性和高速時的操縱穩(wěn)定性，回正性能好。 傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)所提供的轉向助力大小不能隨車速的提高而改變。這樣就使得車輛雖然在低速時具有良好的轉向輕便性，但是在高速行駛時轉向盤太輕，產生轉向“發(fā)飄”的現象，駕駛員缺少顯著的“路感”，降低了高速行駛時的車輛穩(wěn)定性和駕駛員的安全感。 電動助力轉向系統(tǒng)提供的助力大小可以通過軟件方便的調整。在低速時，電動助力轉向系統(tǒng)可以提供較大的轉向助力，提供車輛的轉向輕便性；隨著車速的提高，電動助力轉向系統(tǒng)提供的轉向助力可以逐漸減小，轉向時駕駛員所需提供的轉向力將逐漸增大，這樣駕駛員就感受到明顯的“路感”，提高了車輛穩(wěn)定性。 電動助力轉向系統(tǒng)還可以施加一定的附加回正力矩或阻尼力矩，使得低速時轉向盤能夠精確的回到中間位置，而且可以抑制高速回正過程中轉向盤的振蕩和超調，兼顧了車輛高、低速時的回正性能。 3、結構緊湊，質量輕，生產線裝配好，易于維護保養(yǎng) 電動助力轉向系統(tǒng)取消了液壓轉向油泵、油缸、液壓管路、油罐等部件，而且電機及減速機構可以和轉向柱、轉向器做成一個整體，使得整個轉向系統(tǒng)結構緊湊，質量輕，在生產線上的裝配性好，節(jié)省裝配時間，易于維護保養(yǎng)。 4、通過程序的設置，電動助力轉向系統(tǒng)容易與不同車型匹配，可以縮短生產和開發(fā)的周期。 1.1.2汽車懸架系統(tǒng)研究背景 懸架是車架(或承載式車身)與車轎(或車輪)之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的功用是把路面作用于車輪上的垂直反力(支承力)、縱向反力(牽引力和制動力)和側向反力以及這些反力所造成的力矩都要傳遞到車架(或承載式車身)上，以保證汽車的正常行駛。汽車懸架系統(tǒng)基本上是由彈性元件、減振器和導向機構三大部分組成。這三部分分別起緩沖、減振和導向作用，共同承擔傳遞輪胎與車身之間的各種力和力矩的任務。汽車行駛中路面的不平坦、凸起和凹坑使車身在車輪的垂直作用力下起伏波動，產生振動與沖擊；在加減速及轉彎和制動時的傾覆力和側傾力可使車身產生俯仰和側傾振動。這些振動與沖擊會嚴重影響車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性等重要性能。懸架作為上述各種力和力矩的傳動裝置，其傳遞特性的好壞是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性最重要、最直接的因素。 1.2 國內外發(fā)展現狀 1.2.1汽車電動助力轉向系統(tǒng)發(fā)展現狀 自1953年美國通用汽車公司在別克轎車上使用液壓動力轉向系統(tǒng)以來, HPS給汽車帶來了巨大的變化,幾十年來的技術革新使液壓動力轉向技術發(fā)展異常迅速, 出現了電控式液壓助力轉向系統(tǒng)(Electric Hydraulic Power Steering,簡稱EHPS) 。1988年3月，日木鈴木公司開發(fā)出一種全新的電子控制式EPS，真正擺脫了液壓動力轉向系統(tǒng)的束縛。首先在其Cervo車上裝備EPS , 隨后又應用在Alto汽車上；1993年，本田汽車公司首次將EPS裝備于大批量生產的、在國際市場上同法拉利和波爾舍競爭的愛克NSX跑車。TRW公司繼推出EHPS后也迅速推出了技術上比較成熟的帶傳動EPS和轉向柱助力式EPS,并裝配在Ford Fiesta和Mazda 323F等車上, 此后EPS技術便得到了飛速的發(fā)展，如本田最新推出的Insight轎車上就是其中的—例。在國外, EPS已進入批量生產階段, 并成為汽車零部件的高新技術產品。 我國動力轉向系統(tǒng)目前絕大部分采用機械轉向或液壓助力轉向,EPS的研究開發(fā)目前還處于起步階段, 其產品在2002年才有國內企業(yè)進行研制開發(fā)。目前已經知道的有13家企業(yè)和科研院校正在研制中，其中南摩股份有限公司(生產轉向柱式的EPS產品)在2003年開始進入小批量生產階段，在昌河公司產的愛迪爾轎車、南京菲亞特公司生產的新雅途轎車上使用。吉利汽車集團開發(fā)的具有自主知識產權的EPS產品也已經裝備其吉利豪情等系列轎車上。 1.2.2汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展現狀 在馬車出現的時候，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 年世界上出現了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數根據經驗或優(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，現代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的雙橫臂式懸架，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。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最佳的運行狀態(tài)?？刂蒲b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。 - 54 - 第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案 第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案 2.1 確定設計參數 本設計參考某品牌C200型號汽車的基本參數： 長/寬/高（mm）：4601/1770/1459 發(fā)動機形式： 4缸4氣門 發(fā)動機排量（毫升）：2773 最大功率（KW）：135/5250 最大扭矩（N·m）：270/1800-4600 軸距（mm）：2760 前輪距（mm）：1480 后輪距（mm）: 1460 滿載質量（kg）：1632 驅動方式：前置后驅 2.2 電動助力系統(tǒng)設計方案 電動轉向系統(tǒng)一般都由轉向傳感器、車速傳感器、微電腦控制單元、電機和離合器及助力機構等部分組成。電動助力轉向系統(tǒng)根據電機驅動部位不同，電動助力轉向系統(tǒng)可分為轉向軸助力式、齒輪助力式和齒條助力式。 圖2.1 電動助力轉向分類 轉向軸助力式電動助力轉向機構的電動機布置在靠近轉向盤下方，并經錐齒輪與轉向軸連接，由于轉向軸助力方式電動助力轉向的電動機布置在駕駛室內，所以又良好的工作條件；因電動機輸出的助力轉矩經過減速機構增大后傳給轉向軸，所以電動機輸出的助力轉矩相對小些，電動機尺寸夜宵，這又有利于在車上布置和減輕質量；電動機、減速機構、電磁離合器等裝為一體時結構緊湊，上述不見又與轉向器分開，故拆裝與維修工作容易進行。因此，本設計選用轉向軸式電動助力轉向機構，其工作原理為： 電動助力轉向系統(tǒng)主要是通過單片機來控制電機的電流大小以及電池離合器的閉合與斷開來實現對轉向系的助力。電機電流的大小主要受到轉矩信號和車速信號的影響，當車速一定，轉矩信號所代表的轉矩值較低時，流經電機的電流較小，電機助力較小，反之，則流過電機的電流較大，電機助力較大。當轉矩一定時，車速越大，流經電機的電流越小，助力越小。車速越低，流經電機的電流越大，助力越大。當車速大于某個值或者轉向力矩小于某個值時，電磁離合器斷開，系統(tǒng)停止工作。 圖2.2 轉向軸助力式電動助力轉向系統(tǒng) 2.3轉向器的設計方案 汽車轉向器有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等數種。微型轎車載荷小，前軸負荷不大，整車結構力求簡單，且一般行駛在良好里面上， 所以，微型轎車轉向系統(tǒng)中，轉向器采用齒輪齒條式轉向器。 齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪與齒條，其機構簡單、布置方便，制造容易，但轉向傳動比較小，一般不大于15，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故廣泛應用于微型汽車和轎車上。下圖為其在轉向橋上的布置簡圖，通常均勻布置在前輪軸線之后。轉向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件——齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左右橫拉桿相連。橫拉桿再經球接頭于梯形臂相接。 1，齒輪；2，齒條；3，齒條與橫拉桿連接得球接頭；4，轉向梯形臂 圖2.3 齒輪齒條式轉向器在轉向橋上的布置簡圖 1-齒輪軸 2-齒條 3-彈簧 4-調整螺釘 5-螺母 6-壓板 7-防塵套 8-油封 9-軸承 圖2.4齒輪齒條轉向器結構圖 2.4 懸架系統(tǒng)的設計方案 隨著高速公路網的發(fā)展，促使汽車速度的不斷提高，使得非獨立懸架已不能滿足汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等方面的要求。因此，獨立懸架得到了很大程度的發(fā)展，主要包括橫臂式獨立懸架和縱臂式獨立懸架。 雙橫臂獨立懸架的兩個擺臂長度可以相等，也可以不相等，如圖2.5。圖2.5a表明兩擺臂等長的懸架，當車輪上下跳動時，車輪平面沒有傾斜，但輪距卻發(fā)生了較大的變化，這將增加車輪側向滑移的可能性。在擺臂不等長的獨立懸架中，如圖2.5b，如將兩臂長度選擇適當，可以使車輪和主銷的角度以及輪距的變化都不大。不大的輪距變化在輪胎較軟時可以由輪胎變形來適應，目前轎車的輪胎可容許輪距的改變在每個車輪上達到4~5mm而不致使車輪沿路面滑移。因此不等長的雙橫臂式獨立懸架在轎車前輪上應用的較廣泛。 圖2.5 雙橫臂式懸架結構簡圖 下擺臂軸 2-墊片 3-下球頭銷 4-下擺臂 5-螺旋彈簧 6-筒式減震器 7-橡膠墊圈 8-下緩沖塊 9-轉向節(jié) 10-上緩沖塊 11-上擺臂 12-調整墊片 13-彈簧 14-上球頭銷 15-上擺臂軸 16-車架橫梁 圖2.6 雙橫臂獨立懸架結構圖 圖2.6為雙橫臂式懸架結構圖，上擺臂11和下擺臂4的內端分別通過擺臂軸15和1與車架做鉸鏈連接，二者的外端則分別通過上球頭銷14和下球頭銷3與轉向節(jié)9相連。螺旋彈簧5的上、下端分別通過橡膠墊圈7支撐與車架橫梁上的支撐座和下擺臂上的支撐盤內。雙向作用筒式減震器6的上、下兩端同樣分別通過橡膠襯墊與車架和下擺臂上的支撐盤相連。 上擺臂與上球頭銷式鉚接不可拆卸式，其中裝有彈簧13，保證當球頭銷與銷座有磨損時，自動消除二者之間的間隙。下擺臂與下球頭銷是是可拆的。下球頭銷如有松動出現間隙時，可以拆開球頭銷，適當減少墊片2以消除間隙。 該轎車采用球頭結構代替主銷，屬于無主銷式，即上、下球頭銷的連心線相當于主銷軸線，轉向時車輪即圍繞此軸線偏轉。 主銷后傾角有移動上擺臂在擺臂軸上的位置來調整，而上擺臂的移動是通過上擺臂的轉動實現的。前輪外傾角由加在上擺臂軸與固定支架間的調整墊片12調整。主銷內傾角和車輪外傾角的關系已被轉向節(jié)的結構所確定，故調整車輪外傾角以后，主銷內傾角自然正確。 路面對車輪的垂直力一次通過轉向節(jié)、下球頭銷、下擺臂和螺旋彈簧傳到車架。縱向力、側向力機器力矩均由轉向節(jié)及導向機構—上、下擺臂及上、下球頭銷來傳遞縱向力、側向力及其力矩，必須使懸架具有足夠的縱向和側向剛度。為此，上、下兩擺臂都是叉形的剛性構架，其內端為寬端。外端為窄端。 第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算 第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算 3.1轉向系計算載荷的確定 為了汽車的行駛安全，必須保證轉向器有足夠的強度，計算轉向器零件強度之前必須確定其所售的負載。循環(huán)球式轉向器利用鋼珠將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，大大減小了轉向器的內摩擦，這樣轉向器承受的載荷就主要是轉向輪繞主銷轉動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力和輪胎變形阻力。由經驗公式計算汽車在路面上的園地轉向阻力矩Mr。 式中：f-------------------輪胎與地面的摩擦系數，一般取0.7； -----------------轉向阻力矩，N·mm； ------------------轉向軸負荷； P-------------------輪胎氣壓，這里取。 作用在轉向盤上的手力為： 式中 ——轉向搖臂長，單位為mm； ——原地轉向阻力矩， 單位為N·mm ——轉向節(jié)臂長，單位為mm； ——為轉向盤直徑，單位為mm，取400mm； ——轉向器角傳動比，取15； ——轉向器正效率，取90%。 因為齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數值。 3.2 電動助力元件的選型 3.2.1 直流電機的選擇 初步計算直流電機的功率： 則 則 因此， 本設計所選用直流電機型號為110ZYT105，生產廠家為山東博山電機有限公司。該電機的基本參數為： 表3.1 110ZYT105電機基本參數 轉矩mN·m 轉速r/min 功率W 電壓V 電流A 允許順逆轉速差r/min 1274 3000 400 24 不大于22.5 100 電機的外形尺寸： 圖3.1 電機外形尺寸 電機的特性曲線： 圖3.2電機的特性曲線 由電機特性曲線可知，電機轉矩與電流近視成正比，轉速增加，電流減小，轉矩減小。而電機轉矩與電流的關系為： 直流電機的特性決定了在低速時，電機的轉矩輸出很大，這正好適合于汽車原地轉向的要求。剛開始轉向的時候，由于靜摩擦力的緣故使得轉向力需求很大，因此轉矩傳感器測量到的轉矩也很大，ECU控制電路對電機輸出大電流，電機輸出很大的力矩，因此，使轉向輕便。當轉向力要求不大時，轉矩傳感器測量到的轉矩很小，ECU控制電路對電機輸出小電流，這時電機提供較小的電流和較快的轉速，使轉向輕便靈敏。由直流電機的特性圖我們很清楚的知道，要控制電機的輸出轉矩，只需要控制流過電機的電流，而電流控制對于采用單片機的控制系統(tǒng)來說相對比較簡單。 3.2.2 減速機的選型 在本次設計中，我們選擇的電機的轉速為3000r/min，而方向盤的轉速大概在50r/min。因此，要求助力部分的總減速比為60。按照這個傳動比做出來的減速機構結構很大，因此我們設計的減速器的傳動比為30，在轉向軸與助力部分銜接處錐齒輪傳動的傳動比為2，這樣我們就保證了助力部分的總傳動比為60。 通過以上分析，我們選擇上?？滦劬軝C械有限公司生產的FB60精密行星減速機。其安裝尺寸為： 圖3.3 FB60精密行星減速器安裝尺寸 3.2.3 電磁離合器的選型 電磁離合器的主要作用是控制輔助電機發(fā)出的輔助力矩的通斷。目前，電磁離合器主要有摩擦片式和牙嵌式兩種。按照不通電時電磁離合器的開閉情況又分為常開式和常閉式兩種。摩擦片式電磁離合器又分為干式和濕式兩種。不管干式還是濕式，摩擦片都存在相對滑動的情況，不適合用于轉向系統(tǒng)中。因為如果發(fā)生相對滑動會使傳動滯后，造成失真，使轉向靈敏度下降。汽車大部分的時間時速都超過40Km/h，而大于此速度是不需要助力的，因此離合器應該斷開。為了滿足轉向靈敏和電機不助力時斷開助力部分的要求，此次設計選用牙嵌常開式電磁離合器，型號為DLY0-5，其基本參數為： 表3.2 DLY0-5電磁離合器基本參數 額定傳遞力矩N·m 額定電壓DCV 線圈功率消耗（）W 允許最高結合轉速r/min 允許最高轉速r/min 重量kg 50 24 16 50 4500 1.42 在安裝時要注意間隙δ的調整，δ過大，反應滯后，δ過小，電磁離合器不容易斷開。 該電磁離合器的工作原理為當電磁離合器斷電時，兩牙嵌片在彈簧力的作用下分開，斷開動力專遞；通電后，感應線圈產生磁場，吸引銜鐵使牙嵌片相互結合，從而傳遞了動力。斷電后，彈簧又將兩牙嵌片分開斷開動力。在傳動過程中，線圈不產生轉動，支撐在軸承外圈上面，軸承內圈轉動，實現主動件的旋轉的傳遞。 3.2.4 扭矩傳感器的選型 電感式轉矩傳感器主要有扭桿、檢測環(huán)、檢測線圈、補償線圈、殼體組成。當輸入軸有轉矩輸入時，扭桿發(fā)生變形，檢測環(huán)齒輪正對面積發(fā)生變化，輸入力矩越大，扭桿變形越大，正對面積變化越大。其工作過程如圖3.2所示： 圖3.4 扭矩傳感器工作原理流程圖 本次設計采用電感式轉矩傳感器，0170MS系列具有很好的動態(tài)監(jiān)測性能，響應快，能夠準確迅速的測量出轉向力矩。其型號為：0170MS 50R。 3.3 齒輪齒條轉向器的設計 3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 1.選擇材料及熱處理方式 齒輪軸 16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 齒條 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC 2. 確定許用應力 (1) 確定和 (2) 計算應力循環(huán)次數N，確定壽命系數、。 c)計算許用應力 取, = = 應力修正系數 = = 3.3.2 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類型 根據齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案 (2) 選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 (3) 初選參數 初選 =6 =31 =1.2 =0.7 =0.89 按當量齒數 取 (4) 初步計算齒輪模數 轉矩107.8×160=17248 閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強度設計。 =1.82 (5) 確定載荷系數 =1，由, /100=0.00124,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=1×1×1.06×1.3=1.378 (6) 修正法向模數 =2.396×=1.79 圓整為標準值，取=2.5 3.3.3 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 ==15.231 (2) 齒頂圓直徑 =15.231+2 =15.231+2×2.5×(1+1)=25.231 (3) 齒根圓直徑 =15.231-2 =15.231-2×2.5×0.25=13.981 (4) 齒寬 齒條齒寬為：=1.2×15.231=18.28 圓整取值為20mm，則齒輪軸齒寬為20+10=30mm 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。 齒輪法面基圓齒距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數為=2.5 (5) 齒條齒頂高 =2.5×(1+0)=2.5 (6) 齒條齒根高 =2.5×(1+0.25-0)=3.125 (7) 法面齒距 =5.74 3.3.4. 校核齒輪 （1）校核齒面接觸疲勞強度 由表7-5，=189.8 由圖7-15，=2.45 取=0.8，==0.99 所以 = （2）校核齒根彎曲強度 3.3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 圖3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30°，因而前輪從左到右總共轉動約60°。當轉向輪右轉30°，即梯形臂或轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OA時，齒條左端點E移至EA的距離為 同理計算轉向輪左轉30°，轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OB時，齒條左端點E移至的距離為 齒輪齒條嚙合長度應大于 即 取L=200mm 3.3.6 齒輪軸的校核 （1）齒輪齒條傳動受力分析 若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。 （2） 齒輪軸的強度校核 1.軸的受力分析 (a) 畫軸的受力簡圖。 圖3.6 軸的受力簡圖 (b) 計算支承反力 在垂直面上 在水平面上 (c) 畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側、右側 在垂直面上，a-a剖面左側 a-a剖面右側 合成彎矩，a-a剖面左側 a-a剖面右側 (d) 畫轉矩圖 轉矩 圖3.7 軸的彎矩轉矩圖 2.判斷危險剖面 顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。 3.軸的彎扭合成強度校核 a-a截面左側 4.軸的疲勞強度安全系數校核 查得，，； a-a截面左側 查得，；由表查得絕對尺寸系數 ，；軸經磨削加工，查得質量系數β=1.0。則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 查得許用安全系數[S]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面安全。 3.3.7 齒輪軸軸承的校核 選軸承型號為6203的深溝球軸承，查得，C=3350N， 由，所以 查得， 所以， 校核軸承壽命 因，故按照計算 3.3.8 花鍵的校核 選用花鍵規(guī)格為中系列 式中 T——傳遞的轉矩，單位為N?mm； ——載荷分配不均勻系數，這里取0.8； z——花鍵的齒數，這里為6； l——齒的工作長度，這里為30mm； 花鍵齒側面的工作高度，這里為2mm； ——花鍵的平均直徑， ——許用擠壓應力，單位為MPa。 3.3.9 其他尺寸計算 梯形臂長度的計算： 輪轂直徑取標準為304mm 梯形臂長度 取 轉向橫拉桿直徑的確定： 式中： ; 因此，取 初步估算主動齒輪軸的直徑： 式中： 所以取 第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算 第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算 4.1 懸架主要參數的確定 4.1.1懸架頻率的選擇 對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數，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，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，約為11.3Hz， 約為1.171.5Hz，非常接近人體步行時的自然頻率，取n=1.2Hz。 4.1.2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。 由 式中----------------------------------懸架靜撓度 得懸架靜撓度： 則懸架動撓度： 取 為了得到良好的平順性，應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，低于一般轎車而言，懸架總工作行程應當不小于160mm。 而 符合要求 4.2彈性元件的選擇 4.2.1懸架剛度計算 已知整車裝備質量：，取簧上質量為1540kg；取簧下質量為92kg，則： 空載前軸單輪軸荷取45%： 滿載前軸單輪軸荷取45%：（滿載時車上5名成員，60kg/名）。 懸架剛度,初取 4.2.2選擇彈簧材料 選彈簧材料為，切變模量，彈性模量，抗拉強度，許用應力 4.2.3彈簧參數選擇 初選旋繞比C= 則曲度系數 有公式，得mm，圓整為12mm 由彈簧中徑，得，取 此時， 由彈簧有效圈數，取 4.2.4校核彈簧 曲度系數 則 則彈簧表面剪切應力，合格 4.3 導向機構設計 前輪定位參數隨車輪上下跳動的變化特性，通常是指從滿載靜平衡位置到車輪跳動范圍內的特性。在討論前輪定位參數變化時，應首先考慮車輪外傾角和主銷后傾角的變化特性。下面著重分析前輪外傾角的變化特點。 車輪在跳動時，外傾角的變化包括由車身側傾產生的車輪外傾變化和車輪相對車身的跳動而引起的外傾變化兩部分。在雙橫臂式獨立懸架中，前者使車輪向車身側傾方向傾斜，即外傾角增大，增加不足轉向；后者引起的外傾角變化情況，取決于懸架上、下臂運動的幾何關系。 在雙橫臂結構中，往往是外傾角隨彈簧壓縮行程的增大而減小。這種變化與車身側傾引起的外傾角變化相反，產生過多轉向趨勢，所以應盡量減少車輪相對車身跳動時外傾角變化。一般希望在所確定的車輪跳動范圍內，車輪相對車身跳動所引起的外傾角的變化量在以內。外傾角變化與上、下橫臂尺寸參數的關系，如下圖所示。 如圖所示，轉向節(jié)上、下球銷中心距保持不變且等于0.6倍下臂長r，上臂長在（0.6~1.0）倍下臂長r范圍內變化時的外傾角變動情況。 如圖所示，上臂長保持不變且等于下臂長r，轉向節(jié)上、下球銷中心距在（0.6~1.0）倍下臂長r范圍內變動時的外傾角變動情況。 同時，參考奔馳600球銷距為256mm，下擺臂長479mm，上擺臂長330mm。本設計取球銷距B=270mm，下擺臂長r=430mm，上擺臂長A=300mm。此時，A/r=0.7，B/r=0.63，符合設計要求。 4.4 減震器計算 4.4.1 減震器工作原理 1. 活塞桿；2. 工作缸筒；3. 活塞；4. 伸張閥；5. 儲油缸筒； 6. 壓縮閥；7. 補償閥；8. 流通閥；9. 導向座；10. 防塵罩；11. 油封 圖4.1雙向作用筒式減振器示意圖 在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內活塞3向下移動?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關閉，上腔內的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。 　　由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。 4.4.2 相對阻尼系數 相對阻尼系數的物理意義是：減震器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果，值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些，兩者之間保持的關系。設計時，先選取的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取對有內摩擦的彈性元件懸架，值取的小些。為避免懸架碰撞車架，取。取，則有： 4.4.3 減震器阻尼的確定 減震器的阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有頻率。實際上，應根據減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數。 本設計中，阻尼系數 根據公式 代入數據得： 按滿載計算有：簧上質量 代入數據得減震器的阻尼系數為： 4.4.4 減震器最大卸荷力的確定 為減小化到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，此時活塞速度成為卸荷速度，按上圖安裝形式時有： 式中：為卸荷速度，一般為 A為車身振幅,取； 為懸架振動固有頻率。 代入數據計算的卸載速度為：,符合 根據伸張行程最大卸荷力公式： 代入數據可得最大卸荷力 4.4.5 減震器工作缸直徑的確定 根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： 式中：為工作缸最大壓力，取 為連桿直徑與工作缸直徑比值，取 代入計算得工作缸直徑D為 減震器的工作缸直徑的選取要和國標（JB 1459-1985）對照，選用標準尺寸，因此確定工作剛直徑為30mm。一般取貯油缸直徑為： 這里取為42mm，壁厚通常取為2mm。 第5章 制動器的設計計算 第5章 制動器的設計計算 5.1 概述及設計要求 制動器的功能是使汽車以適當的速度減速直至停車；在下坡時保證穩(wěn)定的車速；是汽車原地停放或停放在坡道上。制動裝置包括四種：行車、駐車、應急、輔助制動。 另外，包括制動器和制動驅動機構。 本文所設計的主要是制動器，它包括制動蹄，以及制動輪缸以及其他的輔助機構。制動器設計的基本要求是： 1） 足夠的制動能力，包括行車制動能力和駐坡能力。行車制動能力主要由制動減速度和制動距離兩項指標來衡量。國外法規(guī)中規(guī)定：進行效能實驗時的最低減速度對交車為5.8~7m/s2。相應的最大停車距離為 （6-1） 式中，av表示空駛距離，為經驗值，一般取0.1，s為制動距離，v為制動初速度，j為制動減速度。 2）在任何情況下制動，汽車的都不應當喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。 3) 制動能力的水穩(wěn)定性好，能防止水和污泥進入制動器工作表面，摩擦片浸水后恢復摩擦因數的能力要好。 4）制動能力的熱穩(wěn)定性好。 5） 操縱輕便，具有良好的隨動性。 5.2 制動器的選擇及結構方案分析 制動器主要有摩擦式、電磁式、液壓式等幾種形式。電磁式制動器滯后性好、易于連接，但成本太高，一般用于質量較大的商用車上作為車輪制動器或緩速器；液壓式一般只用作緩速器。目前使用最廣泛的是摩擦式制動器。 摩擦式制動器按其摩擦副的結構形式不同又分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器。而盤式制動器由于其結構相對復雜，制造成本較高故本設計中不采用。鼓式制動器散熱性差，且剎車性能沒有盤式制動器好，其制動不夠靈敏。但作為一般家用小轎車的制動器足夠應付大部分場合。鼓式制動器包括制動輪缸和剎車蹄片。本設計的主要任務就是確定制動輪缸的直徑以及剎車蹄片的尺寸。 5.3 制動器主要參數的確定 1） 制動鼓直徑D 在輸入力F一定的情況下，制動鼓直徑越大其產生的制動力矩越大，其剎車性能越好，散熱性也越強。但是，制動鼓直徑D受到輪輞直徑的限制，而且制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，否則，制動鼓散熱不良溫度過高就會導致摩擦因素降低，從而導致剎車性能降低。制動鼓的各參數示意圖如圖6.1所示， 5.1 制動鼓參數示意圖 制動鼓直徑D與輪輞直徑d的比例一般在0.64~0.74之間。根據輪輞國家標準選取的輪輞直徑為304.8mm，則 mm 選取制動鼓直徑D=200mm。 2） 摩擦襯片寬度b和包角α 制動鼓直徑確定后，摩擦襯片的寬度b和包角決定了襯片得摩擦面積A，即 A= （6-2） 制動器各蹄片襯片總的摩擦面積越大，則制動時單位壓力越小，抗磨損性越好，根據相關實驗表明，摩擦襯片得包角α=90°~100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最好。α角小雖然有利于散熱，但是單位壓力過高將導致磨損加劇，實際上包角兩段的單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角對減小單位壓力作用并不大，而且將使制動作用不平順，容易使制動器自鎖。因此，包角選擇為90°。 襯片寬度b較大可以減小磨損，但是過大將不易保證與制動鼓的全面接觸。本設計綜合各方面考慮初步選擇b=40mm。 則 A=100×π/2×40=628000 3） 摩擦襯片起始角θ 由圖6.1所示，θ=90－α/2 =45 4） 制動器中心到張開力的作用線的距離e 在結構允許的情況下應該盡可能的大，這樣可以提高制動效能。一般e=0.4D，則 e=0.4D=0.4×200=80mm。 5） 制動蹄支承點位置坐標a和c 在保證兩蹄支承端面不致干涉的條件下，使a盡可能大，c盡可能小，一般a=0.4D 故a=80mm，初取c=15mm。 6） 制動輪缸直徑 根據GB 7524-87標準規(guī)定的輪缸直徑系列，初選輪缸直徑為16mm。則制動輪缸對襯片的作用力根據如下公式： (6-3) 式中，p為考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，p=8~12MPa。則， F=10×3.14×16×16/4=2009.6N 5.4 制動器設計計算 根據所給初始數據以及以上所求的參數： 整車質量=1632kg 載荷分配 前橋45% 后橋55% 軸距 L=2600mm 輪距 l=1300mm 質心高度 =800mm 輪胎滾動半徑 =273mm 制動鼓直徑 D=200mm 包角α=90° 張力至中心的距離 e=80mm 支點至中心的距離 a=80mm 支點到推力的距離 h=a+e=160mm 兩支點間的距離 c=30mm 1 效能因數的計算 效能因數表示單位壓力作用下輸出的力或者力矩。 領蹄效能因數： （6-4） 式中，f為襯片和剎車鼓間的摩擦因數取為0.4. 從蹄效能因數 （6-5） 則整個鼓式制動器的效能因數為K==1.6+0.533=2.133 2 車輪制動器制動力矩計算 =2×2.133×2009.6×0.1=857.3N·m （6-6） 3 襯片磨損特性計算 襯片磨損特性常用能量耗散率來衡量，對鼓式制動器，比能量耗散率小于1.8 （6-7） 式中，前后輪制動力的比值β一般為0.4，t制動反應時間一般取3，v制動初速度一般為18m/s，A襯片面積，則 小于1.8，故其選擇是合格的。 第6章 經濟性和環(huán)保性分析 液壓動力轉向系統(tǒng)需要發(fā)動機帶動液壓油泵，使液壓油不停地流動，浪費了部分能量。相反電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）僅在需要轉向操作時才需要電機提供的能量，該能量可以來自蓄電池，也可來自發(fā)動機。而且，能量的消耗與轉向盤的轉向及當前的車速有關。當轉向盤不轉向時，電機不工作，需要轉向時，電機在控制模塊的作用下開始工作,輸出相應大小及方向的轉矩以產生助動轉向力矩，而且，該系統(tǒng)在汽車原地轉向時輸出最大轉向力矩，隨著汽車速度的改變，輸出的力矩也跟隨改變。該系統(tǒng)真正實現了"按需供能"，是真正的"按需供能型"（on-demand）系統(tǒng)，減少了能源消耗。汽車在較冷的冬季起動時，傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)反應緩慢，直至液壓油預熱后才能正常工作。由于電動助力轉向系統(tǒng)設計時不依賴于發(fā)動機而且沒有液壓油管，對冷天氣不敏感，系統(tǒng)即使在-40℃時也能工作，所以提供了快速的冷起動。由于該系統(tǒng)沒有起動時的預熱，節(jié)省了能量。不使用液壓泵，避免了發(fā)動機的寄生能量損失，提高了燃油經濟性，裝有電動助力轉向系統(tǒng)的車輛和裝有液壓助力轉向系統(tǒng)的車輛對比實驗表明，在不轉向情況下，裝有電動助力轉向系統(tǒng)的國輛燃油消耗降低2.5%，在使用轉向情況下，燃油消耗降低了5.5%。 第7章 結論 本設計基于C200汽車基本參數，設計該汽車的電動助力轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)，通過分析利弊，并參考國內外汽車該部分的機構后設計而成。 具體設計內容主要圍繞以下三點展開： 一．電動助力機構設計。主要為電機，減速機構，電磁離合器和扭矩傳感器的選型與裝配。 二．齒輪齒條轉向器的設計。主要為轉向齒輪軸、齒條和轉向梯形的設計。 三．雙橫臂獨立懸架的設計。主要為彈簧、減震器和導向機構的設計。 并對上述三點進行有機結合，使之成為一能實現特定功能動作的機械實體。 本次畢業(yè)設計，無論是時間方面還是設計經驗方面均有很大的欠缺，設計內容亦不甚完善，較之國內外主流類似產品有很大差距。亦望本設計中失誤之處能得到師長或同行的不吝指正，甚為感謝。 參考文獻 參考文獻 [1] 劉濤，趙立軍，趙桂范.汽車設計[M].北京：北京大學出版社，2008. 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