捷達轎車麥弗遜式前獨立懸架設計【3張cad圖紙+文檔全套資料】

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First of all, through the analysis of the structure of different independent suspensions, I determined the front suspension is McPherson independent suspension. Then, I designed the main parts of it. In this processs, I focused on the introduction of the design and check of the elastic element, the selection and calculation of the shock absorber, and the calculation of the guiding mechanism and horizontal stabilizer rod. According to the results, I drew the two-dimension drawings of the part and assembly of McPherson independent suspension. At the same time, I carried out the three dimensional modeling and finite element analysis which focused on the helical spring. Keywords: McPherson independent suspension; Helical spring; Finite element analysis III 1 緒論 1.1 懸架的功能 懸架是汽車車架（或車身）與車軸（或車輪）之間一切傳力連接裝置的總稱，通常懸架在汽車上的布置如圖1.1所示。 圖1.1 懸架在汽車上的布置 懸架的功能主要有： 1）連接車架和車軸，并在車架和車軸之間傳遞一切作用力及力矩（包括反作用力和反力矩），保證汽車在道路上的正常行駛。 2）衰減并緩和不平路面對車身的振動及沖擊，保證汽車道路行駛的平順性，從而提高汽車的乘坐舒適性。 3）對車輪相對車身的跳動起導向作用，保證汽車獲得良好的操縱穩(wěn)定性。 懸架系統(tǒng)是現代汽車底盤上的重要總成之一，它在汽車上所起的主要功能是緊密相連的。為了迅速衰減緩和路面對車身的振動及沖擊力，必須使懸架的剛度降低，但這樣做又會降低整車的操縱穩(wěn)定性。所以，必須找到二者之間的平衡點，既能保證優(yōu)良的操縱穩(wěn)定性，又使其具備良好的行駛平順性。因此，懸架結構形式和性能參數的選擇，將直接影響到汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性。 1.2 懸架的組成 汽車懸架主要由彈性元件、減振裝置、導向機構和橫向穩(wěn)定器等組成（如圖1.2所示）。 1.2.3 導向機構 導向機構由導向桿系組成，用來決定車輪相對于車架（或車身）的運動特性，并傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。 1.2.4 橫向穩(wěn)定器 在多數轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還會設有輔助彈性元件——橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U型的桿件，兩端與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪的車身位移比另外一側大時，穩(wěn)定桿開始承受扭矩，因其自身剛性會限制這種傾斜，可有效防止因一側車輪遇障礙物時產生的跳動。 1.3 懸架設計的基本要求 47 2 懸架結構分析 2.1 懸架的分類 根據懸架導向機構形式的不同，懸架可分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架（如圖2.1所示）。 2.1.1 非獨立懸架 非獨立懸架的結構特點是：兩側車輪由一根整體軸相連，再經過懸架連接在車架或車身下方。這種結構形式的懸架多用于大型客車、貨車等，使用范圍很廣。 圖2.1 懸架結構分類簡圖 a) 非獨立懸架 b) 獨立懸架 2.1.2 獨立懸架 獨立懸架的結構特點是：兩側車輪各自通過懸架連接在車架或車身下方，每個車輪都能獨立上、下運動。獨立懸架多用于轎車前、后懸架、輕型車及客車前懸架。 2.2 懸架結構形式的分析 2.2.1 非獨立懸架優(yōu)缺點分析 非獨立懸架的優(yōu)點： 1）結構簡單，容易制造且成本較低，具有可靠的工作性能，保養(yǎng)維修方便。 2）左、右車輪跳動時相互牽連，輪胎的定位變化量小，輪胎磨損小?！? 非獨立懸架的缺點： 1）非簧載質量大，降低了平順性。同時，車輪接地性變差，影響高速時的操縱穩(wěn)定性。 2）彈簧難以設計得較“軟”。 3）用于前輪時，受車軸跳動和車輪陀螺效應影響，車頭易出現“跳擺”現象。 2.2.2 獨立懸架優(yōu)缺點分析 獨立懸架的優(yōu)點： 1）非簧載質量小，有利于行駛平順性。同時，車輪接地性較好，有利于操縱穩(wěn)定性。 2）可用較軟的彈簧，改善汽車平順性。 3）當用于轉向輪時，由于左、右輪不連在一根軸上，可減小轉向桿系的運動干涉，使“跳擺”現象不易發(fā)生。 4）由于有效彈簧距等于輪距，有利于提高橫向角鋼度，減少側傾。 5）在不平路面上行駛時，容易獲得較大的動行程，減少懸架“擊穿”的機率。 獨立懸架的缺點： 1）結構更為復雜，制造的成本高。 2）左、右車輪跳動時，因為車輪外傾角和輪距變化較大，輪胎磨損較大。 2.2.3 懸架結構方案的選擇 現代汽車針對懸架結構形式的不同，主要采用的設計方案有如下幾種： 1) 前、后輪均采用獨立懸架； 2) 前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架； 3) 前、后輪均采用非獨立懸架。 由于本設計主要針對轎車前懸架展開設計，故選擇采用獨立懸架作為設計對象。 2.3 獨立懸架的分類與比較 獨立懸架根據結構形式的不同，又可以分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉梁隨動臂式等幾種類型。 不同的獨立懸架具有不同的結構特點，并且在基本特性上也存在各自的優(yōu)劣。通常對于獨立懸架的評價，主要從側傾中心高度、車輪定位參數的變化、懸架側傾角剛度、橫向剛度、懸架占用的空間尺寸大小等評價指標出發(fā)，進行分析比較。 2.4 懸架結構的選擇 麥弗遜式獨立懸架與其他傳統(tǒng)的獨立懸架相比，具有結構簡單，占用空間小，使用性能高，成本低廉，質量輕等優(yōu)點。目前，由于發(fā)動機前置前驅轎車的空間布置要求較高，需要懸架系統(tǒng)滿足占用空間小的特點，故此類轎車幾乎全部采用了麥弗遜式獨立懸架作為汽車前懸架。 本設計針對的車型是發(fā)動機前置前驅的轎車，因此，選擇麥弗遜式獨立懸架作為設計對象。 3 麥弗遜式獨立懸架 在眾多獨立懸架系統(tǒng)中，麥弗遜式獨立懸架的應用最為廣泛，它主要以結構緊湊、制造成本低、舒適度高等優(yōu)點獲得汽車行業(yè)的認可。作為一款常見的獨立懸架形式，麥弗遜式獨立懸架大多被應用在汽車前輪。 3.1 麥弗遜式獨立懸架的組成 麥弗遜式獨立懸架主要由減振器、螺旋彈簧、橫擺臂組成，絕大部分車型還會加上橫向穩(wěn)定桿（如圖3.1所示）。 圖3.1 麥弗遜式獨立懸架結構圖 1-螺旋彈簧；2-減振器；3-橫擺臂；4-橫向穩(wěn)定桿 麥弗遜式獨立懸架的物理結構為支柱式減振器兼作主銷，承受來自于車身抖動和地面沖擊的上下預應力，轉向節(jié)則沿著主銷轉動；此外，其主銷可擺動，特點是主銷位置和前輪定位角隨車輪的上下跳動而變化，且前輪定位變化小，擁有良好的行駛穩(wěn)定性。在麥弗遜式獨立懸架中，支柱式減振器除具備減振效果外，還要擔負起支撐車身的作用，所以它的結構必須緊湊且剛度足夠，并且套上螺旋彈簧后還要能減振，而螺旋彈簧彈簧與減振器一起，構成了一個可以上下運動的滑動立柱。橫擺臂的作用是為車輪提供橫向支撐力，并能承受來自前后方向的預應力。車輛在運動過程中，車輪所承受的所有方向的沖擊力量就要靠支柱減振器和橫擺臂這兩個部件承擔。 3.2 麥弗遜式獨立懸架的優(yōu)缺點 麥弗遜式獨立懸架有如下優(yōu)點：結構簡單緊湊，占用空間小，成本低廉，質量輕，擁有良好的行駛平順性和操控穩(wěn)定性。 其缺點主要有：汽車轉向時，會出現較為明顯的側傾；汽車制動時，會出現較為明顯的點頭現象；耐用性不高，減振器易漏油需定期更換。 3.3 麥弗遜式獨立懸架的應用 自發(fā)明之日起，麥弗遜式獨立懸架系統(tǒng)就憑借其結構簡單、制造成本低、質量輕便、舒適度高等突出優(yōu)點，在汽車市場迅速占領了一席之地。許多名系車，比如保時捷、寶馬等，都選擇采用麥弗遜式獨立懸架系統(tǒng)作為汽車的前懸架。甚至某些曾使用其他獨立懸架的車型，比如馬自達、第九代雅閣等，在更新換代時都改用麥弗遜式獨立懸架，這都突出了麥弗遜式獨立懸架的優(yōu)越性和出眾性。 在國內市場，麥弗遜式獨立懸架作為眾多車型的首選懸架，多應于中小型轎車，如夏利、富康、桑塔納、國產奧迪等轎車。其中以麥弗遜式獨立懸架作為汽車前懸架的新車型主要有現代IX35、比亞迪F0、高爾夫6、別克新君威、新君越等車型。 麥弗遜式懸架因其性能優(yōu)越的緣故，被業(yè)內譽為經典設計。無論是小型車、中型車，還是跑車、SUV，都可以看到它的身影，這足以表明麥弗遜式獨立懸架應用范圍之廣。 4 懸架主要參數的確定 本設計是針對捷達轎車前獨立懸架的設計。捷達轎車整車性能參數如表4.1所示。 表4.1捷達轎車整車性能參數 驅動形式 42前輪 軸距（mm） 2471 前輪距（mm） 1429 后輪距（mm） 1422 整備質量（kg） 1060 空載前軸軸載質量（kg） 636 空載后軸軸載質量（kg） 424 滿載質量（kg） 1435 滿載前軸軸載質量（kg） 775 滿載后軸軸載質量（kg） 660 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 制動距離（初速30km/h） 5.6m 最小轉向直徑 11m 最大功率/轉速 74/5800kW/rpm 最大轉矩/轉速 150/4000N·m/rpm 輪胎型號 185/60R14T 變速器 手動5檔 4.1 懸架靜撓度 懸架靜撓度指的是汽車在滿載靜止狀態(tài)下，懸架所受的載荷與懸架自身剛度之比，即。 影響汽車行駛平順性的主要參數之一是懸架的固有頻率（亦稱偏頻），偏頻主要由懸架剛度與其簧上質量組成，可用下式表示： 式中，為前懸架剛度；為前懸架簧上質量；為前懸架偏頻。 當懸架的彈性特性為線性特性時，懸架的靜撓度可用下式表示： 由兩式可得： 對發(fā)動機排量在1.6L以下的乘用車，前懸架滿載偏頻要求在，本課題針對的是發(fā)動機排量為1.4L的乘用轎車，故取前懸架偏頻。 由式可算得前懸架的靜撓度為 4.2 懸架動撓度 懸架動撓度指的是汽車從滿載靜止狀態(tài)開始，懸架結構被壓縮至允許的最大變形時，車輪中心相對于車架在垂直方向上的位移。 對于乘用轎車，??；對于客車，?。粚τ谪涇?，取。 此課題針對的是乘用轎車，故取懸架動撓度 4.3 懸架的工作行程 懸架靜撓度與動撓度之和稱為懸架的工作行程。對于常見的乘用轎車來說，懸架的工作行程應當不小于。 由計算可知，故本設計的懸架工作行程在合理的范圍內，滿足設計要求 4.4 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性是指懸架的變形與懸架受到的垂直外力之間的關系曲線。其切線的斜率表示懸架的剛度。 懸架的彈性特性主要分為以下兩種：線性彈性特性和非線性彈性特性。 當懸架變形與受到的垂直外力之間成固定比例變化時，懸架的彈性特性曲線為一條直線，稱為線性彈性特性，此時，懸架剛度為常數。 5 懸架主要零件的設計 5.1 螺旋彈簧的設計計算 5.1.1 彈簧材料的選擇 螺旋彈簧作為彈性元件中較為常見的一種，具有結構緊湊、質量輕巧、制造方便及單位體積貯存的彈性變形能（比能容量）大的特點，在轎車和廂式客車上運用普遍。 常用的螺旋彈簧材料主要有、及等。為提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命，本設計選擇60Si2MnA作為彈簧材料。 5.1.2 彈簧參數的計算 由于目前大部分汽車的質量分配系數在數值上近似等于，表明汽車前、后車軸上的車身集中質量的垂直振動各自獨立，并以偏頻表示自由振動頻率。若偏頻越小，表示汽車行駛平順性越好。對于采用鋼制彈簧作為懸架彈性元件的轎車，前懸架的偏頻一般在，這與人體步行時的自然頻率非常接近。 設計時取前懸架的偏頻，根據下面的公式可計算出前懸架的剛度： 式中，為前懸架剛度；為前懸架簧上質量；為前懸架偏頻。 由已知的前懸架滿載時軸載質量為，可估算得到前懸架簧下質量為，則單側簧上質量為： ，代入計算得 1) 彈簧絲直徑 按滿載計算彈簧絲直徑，由下式可以算得： (5-2) 式中，——前懸架剛度 ——彈簧中徑，取 ——彈簧有效圈數，暫取 ——剪切彈性模數，取 代入計算得 2) 彈簧指數（旋繞比） 彈簧指數與彈簧的加工工藝緊密相聯。通常來說，當彈簧指數越小，造成的彈簧曲率會越大，使得彈簧的卷制越困難。根據經驗，彈簧指數和彈簧中徑、彈簧絲直徑的關系如式(5-3)所示： (5-3) 值一般在范圍內，由已知可算得，滿足區(qū)間范圍。 3) 彈簧端部結構 一般來講，當彈簧指數落在范圍之間時，彈簧端部最好磨平；在10～15之間時，端部可磨平，也可不磨平；大于時可不磨平。本設計彈簧端部結構選擇兩端圈并緊，端圈不磨平。 4) 彈簧圈數 (5-4) 彈簧有效圈數根據表5.1推薦數位選取，選擇 表5.1 彈簧的有效圈數系列 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.25 4.5 4.75 5 5.5 6 6.5 7 7.5 8 8.5 9 9.5 10 10.5 11 11.5 12.5 13.5 14.5 15 16 18 20 22 25 28 30 支承圈數取決于端圈結構形式（見表5.2）。兩端均選支承圈數 表5.2 支承圈圈數 端面結構 兩端圈并緊 兩端圈不并緊 端圈磨平 端圈不磨平 端面磨3/4圈 端圈不磨平 支承圈數 或 或 彈簧總圈數 5) 彈簧節(jié)距和螺旋角 螺旋彈簧節(jié)距的范圍一般在，本設計取 對應的螺旋角范圍在，本設計取 6) 彈簧高度 5.1.4 確定彈簧參數 根據以上計算結果，確定彈簧尺寸參數如表5.3所示。 表5.3 螺旋彈簧尺寸參數 彈簧絲直徑 10 彈簧中徑 110 彈簧內徑 100 彈簧外徑 120 有效圈數 8 支承圈數 1.5 總圈數 9.5 自由高度 290 節(jié)距 33 螺旋角 7 5.2 減振裝置的設計計算 5.2.1 減振器的分類 根據作用形式的不同，減振器大體上可以分成兩大類：摩擦式減振器和液力式減振器。 摩擦式減振器通過利用兩個緊壓在一起的摩擦盤片之間相對運動時的摩擦力來提供阻尼。但是，由于庫侖摩擦力會隨相對運動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等外界條件的影響，無法充分滿足平順性的要求。因此，雖然摩擦式減振器具有質量小、造價低、易調整等優(yōu)點，但是現代汽車上已淘汰使用此類減振器。 減振器工作過程中產生的熱量主要靠貯油缸筒3散發(fā)。減振器的工作溫度通常高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為方便提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經油封7進入補償腔C甚至經閥Ⅲ吸入工作腔A，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。 5.2.3 減振器參數的計算 1) 相對阻尼系數 汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數的大小來評定振動衰減的快慢程度。的表達式為 (5-7) 式中，為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；為簧上質量。 式(5-7)表明，相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度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。壓縮行程的相對阻尼系數和伸張行程的相對阻尼系數，兩者之間保持有的關系。 設計時，先選取與的平均值。對無內摩擦的彈性元件懸架，??；對有內摩擦的彈性元件懸架，值取小些。為避免懸架碰撞車架，取。 先取，則 計算得， 2) 減振器阻尼系數的確定 減振器阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上，應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。 圖5.2 減振器安裝位置 本設計選擇如圖5.2所示的安裝形式，其阻尼系數為 (5-8) 式中，為雙橫臂懸架的下臂長；為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離；為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 根據公式，可得出： 按滿載時計算的前懸剛度 按滿載時計算的簧上質量，代入數據得，取, 代入數據得減振器的阻尼系數為： 3) 最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度。當減振器按圖5.2所示安裝時有 (5-9) 式中，為卸荷速度，一般為；為車身振幅，取；為懸架振動固有頻率。 代入數據計算得卸荷速度為： 符合在之間的范圍要求 伸張行程最大卸荷力公式： (5-10) 式中,是沖擊載荷系數，取。代入數據可得最大卸荷力為： 4) 減振器工作缸直徑D的確定 根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑為： (5-11) 式中，——工作缸最大允許壓力，在之間,取 ——連桿直徑與缸筒直徑之比，，取 代入數據計算得： 常用的減振器工作缸直徑的選型有如下幾種尺寸：、、、、、等。設計時選取值按標準選用，具體尺寸數值見表5.4 表5.4 減振器工作缸尺寸數值 工作缸直徑 基長 貯油直徑 吊環(huán)直徑 吊環(huán)直徑寬度 活塞行程 30 110 （120） 44（47） 29 24 230、240、250、260、270、280 40 140（150） 54 39 32 120、130、140、150、270、280 50 170（180） 70（75） 47 40 120、130、140、150、160、170、180 65 210 210 62 50 120、130、140、150、160、170、180、190 根據推薦數值，選取工作缸直徑為的減振器，對照上表選擇其他尺寸：活塞行程，基長，則： （壓縮到底的長度） （拉伸最長的長度） 選取貯油缸直徑，壁厚取，材料選20鋼。 5.3 導向機構的設計計算 5.3.1 導向機構的設計要求 針對汽車獨立懸架系統(tǒng)導向機構的設計，對汽車前輪導向機構提出如下幾點設計要求： 1）保證當汽車轉彎行駛時，車身的側傾角度小，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足的轉向效應。 2）保證前輪的定位參數隨著作用在懸架上的載荷值變化時，仍保持合理的變化特性，從而避免車輪產生縱向加速度影響行駛穩(wěn)定性。 3）保證輪距的變化量隨著加載在懸架上的載荷值變化時，不超過，從而避免因輪距變化過大引起的輪胎早期磨損。 4）保證車身在制動時獲得抗前傾作用，加速時獲得抗后仰作用。 另外，導向機構的設計還應滿足足夠的強度條件，以便能可靠傳遞除垂直力以外的其他力和力矩。 5.3.2 麥弗遜式獨立懸架導向機構的參數布置 1) 側傾中心 側傾中心的定位方法如下：由懸架與車身的固定連接點作減振器活塞桿運動方向的垂線，同時將下擺臂線延長，兩線交點即為極點。將極點與車輪接地點的兩點連線交于車軸線上，該交點即為側傾中心，如圖5.3所示。 圖5.3懸架側傾中心確定示意圖 由圖5.3可以看出，當懸架下擺臂的布置位置越接近水平，減振器軸線的布置位置越接近垂直時，相應的側傾中心就會越接近地面，這會造成當車輪向上跳動時，車輪外傾角的變化不理想。 麥弗遜式獨立懸架的側傾中心高度為 (5-12) 式中，(5-13) 本設計中的輪胎規(guī)格如表5.5所示。 表5.5 輪胎規(guī)格 輪胎型號 名義斷面寬度 名義斷面高度 輪胎外徑 輪胎內徑 最高行駛速度 185/60R14T 185 111 582 360 190 按滿載狀態(tài)設計： 取，，，通過計算求得彈簧自由高度，減振器拉伸至最長長度，故取 代入式(5-13)，計算可得 已知車身寬度，斷面寬度，可求得 滿足在獨立懸架中前懸架的側傾中心高度范圍。 2) 側傾軸線 側傾軸線指的是汽車前懸架與后懸架的側傾中心連線。對側傾軸線的布置要求主要是：應設置成與地面大致平行，且盡可能高于地面。前者是為了保證汽車在曲線行駛時，前、后軸上的軸荷變化量接近相等，進而保證轉向特性；后者是為了使車身的側傾限值制在允許范圍內。對于獨立懸架的側傾中心高度，一般設定為：前懸架；后懸架。 3) 縱傾中心 由懸架與車身的固定連接點作減振器運動方向的垂線，該垂直線與橫臂軸延長線的交點即為縱傾中心，如圖5.4所示。 圖5.4 懸架縱傾中心確定示意圖 4) 抗制動縱傾性 當汽車制動時，抗制動縱傾性的功用是減小車頭下沉量及車尾抬高量。這一性能的實現需保證汽車前、后懸架的縱傾中心位于兩車軸之間。 5) 抗驅動縱傾性 當汽車單橋驅動時，抗驅動縱傾性的功用是可減小后驅車車的下沉量或前驅車車頭抬高量。對于獨立懸架，這一性能的實現需保證汽車縱傾中心高于驅動橋車輪中心。 6) 橫擺臂定位角 橫擺臂的空間定位角主要有：水平斜置角，初始斜置角，懸架抗前傾角。 本設計的橫擺臂長度參數如圖5.8所示。 圖5.8 橫擺臂設計示意圖 5.4 橫向穩(wěn)定桿的設計計算 5.4.1 橫向穩(wěn)定桿的工作原理 橫向穩(wěn)定桿是汽車懸架中的一種輔助彈性元件。它是用彈簧鋼制成的扭桿彈簧，形狀呈“U”形，與左右懸架的下托臂或減振器滑柱相連，一般橫置在汽車懸架的前端，如圖5.9所示。 橫向穩(wěn)定桿的作用是防止車身在轉彎時發(fā)生過大的橫向側傾，使車身盡量保持平衡，即減少汽車橫向側傾程度和改善平順性。當車身只作垂直運動時，兩側懸架變形相同，橫向穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉，不起作用；當車輛轉彎時，車身側傾，兩側懸架跳動不一致，此時外側懸架會壓向穩(wěn)定桿，穩(wěn)定桿發(fā)生扭曲，桿身的彈力會阻止車輪抬起，從而使車身盡量保持平衡，起到橫向穩(wěn)定的作用。 圖5.9 麥弗遜式獨立懸架中的橫向穩(wěn)定桿 5.4.2 橫向穩(wěn)定桿的應用 在汽車懸架系統(tǒng)中采用橫向穩(wěn)定桿結構，可提高懸架側傾角剛度，減少車身傾角，以提高汽車的行駛穩(wěn)定性。 根據實際需要可以在前、后懸架上單獨或同時安裝橫向穩(wěn)定桿。設計橫向穩(wěn)定桿時，除了要考慮整車總的側傾角剛度外，還應考慮前后懸架的側傾角剛度之比。通常，為使汽車有不足的轉向特性，應使前懸架的側傾角剛度比后懸架稍大些。因此，大多數車型都是在前懸架安裝橫向穩(wěn)定桿，如圖5.10所示。 圖5.10 獨立懸架中橫向穩(wěn)定桿的安裝形式 一般是根據橫向穩(wěn)定桿的設計應力選擇材料，目前國內使用比較多的是60Si2MnA材料。通常為提高橫向穩(wěn)定桿的使用壽命，應進行噴丸處理。 5.4.2 橫向穩(wěn)定桿的參數選擇 根據橫向穩(wěn)定桿設計的參考數據和設計要求，確定橫向穩(wěn)定桿的尺寸參數如下：桿的直徑，桿長，，，，，圓角半徑。(如圖5.11所示) 圖5.11 橫向穩(wěn)定桿設計示意圖 6 麥弗遜式獨立懸架設計圖紙的繪制 6.1 麥弗遜式獨立懸架零件圖的繪制 1) 螺旋彈簧零件圖(如圖6.1所示) 圖6.1 螺旋彈簧零件圖 2) 減振器零件圖(如圖6.2所示) 圖6.2 雙筒式液力減振器零件圖 (零件圖具體繪制情況詳見附件) 6.2 麥弗遜式獨立懸架裝配圖的繪制 1) 麥弗遜式獨立懸架二維裝配圖(如圖6.3所示) 圖6.3 麥弗遜式獨立懸架二維裝配示意圖 2) 麥弗遜式獨立懸架三維裝配圖(如圖6.4所示) 圖6.4 麥弗遜式獨立懸架三維裝配示意圖 (裝配圖具體繪制情況詳見附件) 7 麥弗遜式獨立懸架零件的三維建模 本設計主要針對麥弗遜式獨立懸架的彈性元件——螺旋彈簧，進行Pro/E的三維建模。 步驟1：新建零件文件 1) 單擊“新建”按鈕，彈出“新建”對話框。默認“類型”選項為“零件”、“子實體”選項為“實體”；在“名稱”文本框中輸入“”；清除“使用缺省模板”復選框；單擊確定。(如圖7.1所示) 2) 彈出“新文件選項”對話框，在“模板”選項組中，選擇選項，單擊確定。(如圖7.2所示) 圖7.1 新建實體零件文件 圖7.2 選擇模板 步驟2： 創(chuàng)建彈簧主體 1) 在菜單欄中選擇“插入—螺旋掃描—伸出項”命令，打開“伸出項：螺旋掃描”對話框和菜單管理器。(如圖7.3所示) 圖7.3 選擇螺旋掃描命令 圖7.4 定義彈簧屬性 2) 在菜單管理器的“屬性菜單中”選擇“可變的—穿過軸—右手定則—完成”選項。(如圖7.4所示) 3) 選擇基TOP準平面，繪制彈簧輪廓線草圖，實線由3段線段組成(如圖7.5所示)，單擊按鈕(繼續(xù)當前部分)。 圖7.5 繪制彈簧輪廓線草圖 4) 在尺寸框中輸入起始點的節(jié)距值為15，單擊 (接受)按鈕； 在尺寸框中輸入軌跡末端的節(jié)距值為15，單擊 (接受)按鈕； 5) 在軌跡上單擊第2點，在尺寸框中輸入第2點的節(jié)距值為33，單擊 (接受)按鈕；在軌跡上單擊第3點，在尺寸框中輸入第3點的節(jié)距值為33，單擊 (接受)按鈕；此時，控制曲線窗口如圖(如圖7.6所示)。 圖7.6 控制曲線窗口 6) 在菜單管理器的“定義控制曲線”菜單中，選擇“完成/返回”選項，接著再“控制曲線”菜單中選擇“完成”選項。 7) 繪制彈簧絲剖面，如圖7.7所示，單擊按鈕(繼續(xù)當前部分)。 圖7.7 繪制彈簧絲剖面 8) 在“伸出項：螺旋掃描”對話框中，單擊“確定”按鈕，創(chuàng)建的螺旋彈簧主體如圖7.8所示。 圖7.8 創(chuàng)建的螺旋彈簧主體 步驟3： 對彈簧長度尺寸設置關系式 1) 在菜單欄中選擇“工具—關系”命令，打開“關系”窗口，選擇“零件”選項。 2) 在模型窗口中單擊螺旋掃描特征，出現菜單管理器，選擇“輪廓”復選框，接著選擇“完成”選項。此時，在彈簧模型中顯示出螺旋掃描的輪廓尺寸。 3) 在“關系”窗口的文本框中輸入關系式，如圖7.9所示，單擊“確定”按鈕。 圖7.9 顯示輪廓尺寸輸入關系式 步驟4： 切平彈簧 1) 單擊(拉伸工具)按鈕，在拉伸工具操控板上指定創(chuàng)建模型特征為“實體”，單擊“去除材料”按鈕。 2) 單擊“草繪”按鈕，繪制如圖7.10所示的草圖 圖7.10 繪制草圖 3) 在菜單欄中選擇“工具—關系”命令，打開“關系”窗口在“關系”，在窗口的文本框中輸入關系式，如圖7.11所示，單擊“確定”按鈕。 圖7.11 設置尺寸關系式 4) 打開拉伸工具操控板，將深度選項設置為“穿透”，將材料的拉伸方向更改為“草繪的另一側”，單擊 (接受)按鈕，切平兩端的螺旋彈簧如圖7.12所示。 圖7.12 切平效果 步驟5： 添加彈簧底座 1) 單擊(拉伸工具)按鈕，在拉伸工具操控板上指定創(chuàng)建模型特征為“實體”，單擊“草繪”按鈕，繪制如圖7.13所示的草圖。 圖7.13 繪制彈簧底座草圖 2) 設置拉伸深度為10，單擊接受按鈕，完成彈簧一端添加彈簧底座。(如圖7.14所示) 圖7.14 彈簧一端添加底座 3) 重復這一操作，完成彈簧兩端都添加彈簧底座。(如圖7.15所示) 圖7.15 彈簧兩端都添加底座 8 麥弗遜式獨立懸架三維零件的有限元分析 在汽車行駛的過程中，懸架的彈性元件——螺旋彈簧，起著緩和沖擊、衰減振動的作用，為此需要承受高頻率的往復壓縮運動，它對車輛的行駛平穩(wěn)性和操控安全性起著至關重要的作用。依靠有限元法可以準確分析出應力-應變對彈簧疲勞壽命和永久變形的影響，同時也能反映出材料因素和二者之間的關系。本章主要通過有限元分析軟件ANSYS對彈性元件螺旋彈簧進行有限元分析，方便為后續(xù)的優(yōu)化設計提供有效的參考依據。 8.1 有限元分析過程 步驟1：導入螺旋彈簧實體模型 1) 單擊Utility Menu(實用菜單)—File(文件)—Import(導入)—Pro/E，找到繪制好的螺旋彈簧prt格式文件，單擊OK(確定)按鈕完成導入，如圖8.1所示。 8.1 導入螺旋彈簧實體模型 步驟2：定義單元類型 1) 單擊(主菜單)—(前處理器)— Element Type(單元類型)— Add/Edit/Delete(增加/編輯/刪除)。單擊Add(增加)按鈕，彈出Library of Element Types(單元類型庫)。在左側單元庫中，選擇Solid(體單元)；右側單元庫中，選擇10node 92單元；默認其單元參考號為1，如圖8.2所示。 圖8.2 定義單元類型 2) 單擊OK(確定)按鈕，回到Element Type(單元類型)對話框；單擊Close(關閉)按鈕，完成單元定義。 步驟3：定義材料屬性 1) 單擊(主菜單)—(前處理器)—(材料屬性)—Material Models(材料屬性)，在右側材料庫列表中單擊Structural(結構材料)—Linear(線性)—Elastic(彈性)—Isotropic(各向同性)，輸入EX(彈性模量)為，PRXY(泊松比)為0.3，如圖8.3所示。 2) 在右側材料庫列表中單擊Structural(結構材料)—Density(密度)，輸入DENS(密度)為，如圖8.4所示。 圖8.3 定義材料屬性的彈性模量和泊松比 圖8.4 定義材料屬性的密度 3) 單擊OK(確定)按鈕，定義的材料屬性就顯示在Define Material Model Behavior(定義材料模型)對話框左側；關閉對話框，完成材料屬性的定義。 步驟4：劃分網格 1) 單擊Main Menu(主菜單)—Preprocessor(前處理器)—Meshing(網格)—MeshTool(網格劃分工具)，在彈出的對話框中設置網格劃分屬性。單擊Size Control(單元尺寸設置)的Global選項旁的Set按鈕，設置Element edge length(單元邊長)為7，如圖8.5所示。 圖8.5 設置網格劃分屬性 2) 單擊Mesh(網格劃分)按鈕，在彈出的拾取對話框中單擊Pick All(選擇所有),網格劃分開始，生成的有限元模型如圖8.6所示. 圖8.6 網格劃分后生成的有限元模型 步驟5：施加約束 1) 單擊Main Menu(主菜單)—(求解)—(定義載荷)—(加載)—(結構)—(位移)—(在面上)，彈出對象拾取對話框，利用鼠標拾取彈簧座底部平面，如圖8.8所示。 圖8.8 選擇彈簧座底面 2) 單擊(確定)按鈕，彈出(在面上施加位移和旋轉自由度約束)對話框，在VALUE(數值)一欄中填寫數值0，如圖8.9所示。 圖8.9 指定位移自由度約束 3) 單擊OK(確定)按鈕，完成施加約束。 步驟6：施加載荷 1) 單擊Main Menu(主菜單)—(求解)—(定義載荷)—(加載)—(結構)—(壓力)— (在面上)，彈出對象拾取對話框，利用鼠標拾取彈簧頂部平面，如圖8.10所示。 圖8.10 選擇彈簧座頂面 2) 單擊(確定)按鈕，彈出(在面上施加壓力面載荷)對話框，在Load PRES value(施加載荷數值)一欄中填寫數值3600(N)，如圖8.11所示。 圖8.11 施加壓力面載荷 3) 單擊OK(確定)按鈕，完成載荷的施加。 步驟7：求解 1) 單擊(主菜單)—(求解)—(求解當前載荷步)，彈出(求解當前載荷步)對話框，單擊(確定)按鈕，進行求解，如圖8.12所示。 圖8.12 求解當前載荷步 2) 彈出Note(標記)對話框，顯示“Solution is done”字樣，表示求解成功，如圖8.13所示。 圖8.13 求解成功 步驟8：查看求解結果 1) 單擊(主菜單)—(通用后處理器)— (繪制結果)—(繪制等值圖)—(節(jié)點解)，在彈出的(繪制節(jié)點解等值圖)對話框中，選擇(節(jié)點解)—(位移解)—Displacement vector sum(位移矢量和)，以繪制位移矢量和等勢圖。單擊OK(確定)按鈕，繪制結果如圖8.14所示。 2) 重新選擇Nodal Solution(節(jié)點解)—Stress(應力)—Z-Component of stress(應力的Z分量)，以繪制應力的Z分量等勢圖。單擊OK(確定)按鈕，繪制結果如圖8.15所示。 3) 重新選擇Nodal Solution(節(jié)點解)—Stress(應力)—XY Shear stress(XY方向剪應力)，以繪制XY方向剪應力。單擊OK(確定)按鈕，繪制結果如圖8.16所示。 圖8.14 彈簧位移矢量和圖(3600N) 圖8.15 應力的Z分量等勢圖 (3600N) 圖8.16 XY方向剪應力云圖 (3600N) 步驟9：變值求解 1) 將步驟6中的施加載荷值分別變?yōu)?200(N)、7300(N)、10000(N)，重復上述操作，得出不同載荷下彈簧的位移矢量和云圖。 2) 將四種載荷值下的彈簧的位移矢量和云圖進行分析比較，如圖8.17所示。 (a) 彈簧位移矢量和圖1(2200N) (b) 彈簧位移矢量和圖2(3600N) (c) 彈簧位移矢量和圖3(7300N) (d) 彈簧位移矢量和圖4(10000N) 圖8.17 螺旋彈簧位移矢量和云圖 3) 將步驟6中的施加載荷值分別變?yōu)?200(N)、7300(N)、10000(N)，重復上述操作，得出不同載荷下彈簧的XY方向剪應力云圖。 4) 將四種載荷值下的彈簧的剪應力云圖進行分析比較，如圖8.18所示。 (a) 彈簧剪應力云圖1(2200N) (b) 彈簧剪應力云圖2(3600N) (c) 彈簧剪應力云圖3(7300N) (d) 彈簧剪應力云圖4(10000N) 圖8.18 螺旋彈簧剪應力云圖 步驟10：結果分析 1) 固定載荷下的結果分析 分析圖8.14彈簧位移矢量和圖可知，當懸架螺旋彈簧底部支座被約束，頂部支座受法向力作用時，其形變程度由上而下逐漸減小，最大形變發(fā)生在載荷施加處。 分析圖8.15彈簧軸向應力云圖可知，當按設計計算時的單側簧上質量施加的載荷時，螺旋彈簧的軸向應力小于額定應力，滿足強度要求。 分析圖8.16彈簧剪應力云圖可知，螺旋彈簧受軸向載荷作用時，剪應力云圖顏色從左往右逐漸加深，表明剪應力值逐漸增大，說明彈簧內側剪應力大于外側剪應力。且在螺旋彈簧上端1.5圈附近的彈簧內側部分的剪應力值最大，說明在此載荷作用下，彈簧此處容易發(fā)生疲勞破壞失效。 2) 變值載荷下的結果分析 分析圖8.17不同載荷下的螺旋彈簧變形云圖可知，當施加的載荷值逐漸增大時，彈簧的形變也隨之增大，且當載荷值達到彈簧極限載荷時，彈簧會因無法承受載荷而發(fā)生失效形變。 分析圖8.18螺旋彈簧剪應力云圖可知，當彈簧受到的法向力由增加到時，螺旋彈簧上端1.5 圈附近內側部分出現最大剪應力值；隨著施加的載荷值繼續(xù)增大到以后，最大剪應力值產生的位置由彈簧上端轉移至螺旋彈簧下端起始約1.5 圈附近內側部分；當施加的載荷繼續(xù)增大，達到螺旋彈簧的極限載荷 時，最大剪應力產生的位置繼續(xù)轉移至螺旋彈簧下端起始約2.5 圈附近。需要注意的是，這些最大剪應力產生的位置都可能是螺旋彈簧發(fā)生疲勞失效時的敏感位置。 8.2 結論 通過采用有限元分析軟件ANSYS，對汽車懸架的螺旋彈簧進行了力學分析，對比不同載荷下彈簧的應力表現，得出如下結論： (1)該螺旋彈簧的設計計算結果滿足對其強度的要求； (2)汽車懸架系統(tǒng)螺旋彈簧的最大剪應力值出現的位置是在彈簧內側部分。這一結論和經典理論對汽車懸架螺旋彈簧的受力分析結果相符合。 (3)隨著施加在螺旋彈簧上的載荷值發(fā)生變化，彈簧最大剪應力值產生的位置也會發(fā)生變化，且產生的位置均位于彈簧底圈開始圈倍數的附近。該結論與非線性螺旋彈簧在工作圈起始部位附近容易發(fā)生折斷失效的統(tǒng)計結果相符合。 (4)ANSYS有限元法的分析可以直觀地反映出汽車懸架螺旋彈簧的剪應力分布情況、最大剪應力值及其出現的位置，方便為后續(xù)汽車懸架螺旋彈簧的優(yōu)化設計，提供可靠有效的參考依據。 通過采用有限元法分析和相關設計計算相結合的辦法，可以實現對汽車懸架螺旋彈簧的優(yōu)化，使彈簧最大剪應力值產生的位置發(fā)生轉移，從而降低汽車懸架螺旋彈簧因為疲勞發(fā)生失效的問題。 9 設計總結 本次畢業(yè)設計時長整整四個月，工作量充分，強度合適。通過對捷達轎車麥弗遜式前獨立懸架的設計計算，完成了懸架部分零件圖及其裝配圖二維CAD圖紙的繪制，并對主要彈性元件螺旋彈簧，進行了Pro/E三維建模和有限元分析，分析了其在不同強度下的應力表現。 這次的畢業(yè)設計，考察了我在大學期間學習的汽車專業(yè)知識，加深我的理解，重點加深了我對汽車懸架系統(tǒng)的認識。在論文綜述部分，我認識了麥弗遜式獨立懸架的構造組成，了解了它的優(yōu)缺點，知道了它目前在汽車領域的應用情況。在設計主體部分，我也發(fā)現了應該注意的地方。我覺得麥弗遜式獨立懸架設計的首要任務就是螺旋彈簧的設計計算，在計算過程中非常重要的是選定彈簧的中徑、有效工作圈數和彈簧的自由高度，并對彈簧進行必要的強度、剛度校核。然后就是減振器的選型及設計計算，還有導向機構及橫向穩(wěn)定桿的設計。同時在設計過程中需要進行前后參數的對照修改，保證尺寸的配合等等。 在整體設計過程中，通過查閱諸多和汽車相關的文獻資料，使我成功解決了設計道路上遇到的難題。如經過翻閱吉林大學王望予教授編著的《汽車設計》一書，根據該書對麥弗遜式獨立懸架的設計方案，我梳理、明確了整體的設計思路，并依照自己的思路展開了詳細的計算和校核，最終由計算結果繪制出麥弗遜懸架系統(tǒng)的部分零件圖極其裝配圖。在繪圖過程中，我再次熟悉并掌握了CAD制圖的標準和技巧，學習了如何根據公差等級標注相關尺寸等知識；通過對有限元分析軟件ANSYS的應用，讓我認識到采用有限元法分析和相關設計計算相結合的辦法，可以實現對汽車零部件結構的優(yōu)化，使設計結果滿足轎車生產的要求，從而令設計工作變得更為合理高效，最終達到轎車輕量化設計的目的。 經過這次畢業(yè)設計，我可以說是收獲頗豐。從親自查找資料到獨立分析計算，我鍛煉并提高了自己的設計能力；從發(fā)現設計難題到最終解決困難，我克服了對失敗的恐懼并體驗了攻克難關的喜悅；通過計算結果親手繪制了麥弗遜式懸架的設計零件圖和裝配圖，我發(fā)掘了設計的樂趣，體會了設計成功的滿足……但是，在設計過程中，我也發(fā)現了自己身上存在的不足，例如對專業(yè)知識的認識不夠充分、對設計流程的把握存在欠缺，對CAD軟件的操作不夠熟悉等等。對于自己的不足之處，我會盡快加以彌補完善。 這次的畢業(yè)設計，可以說是對我大學四年專業(yè)學習的一次大總結，它考查了我對汽車專業(yè)知識的把握，檢驗了我對汽車設計的能力。在今后的學習、工作生活中，我會積累經驗教訓，努力拓展知識面，彌補身上的不足，努力做到全面發(fā)展，爭取在未來的日子里獲得更優(yōu)異的成績！ 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004. 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