某轎車雙橫臂懸架設計【含CATIA三維、說明書】

目錄目 錄摘 要Abstract第一章 緒論11.1懸架系統(tǒng)的概述11.2懸架設計的要求11.3 本課題的研究目的和意義21.4 本文研究的主要內(nèi)容3第二章 懸架設計與汽車總體設計關系42.1 整車開發(fā)流程42.2 懸架設計和整車開發(fā)流程的關系及懸架的設計思路4第三章 雙橫臂懸架設計計算63.1 雙橫臂懸架的構成部件及作用63.2 懸架基本參數(shù)的選定63.2.1 懸架的靜撓度和動撓度73.2.2 上下橫臂的長度83.2.3 懸架彈性特性93.2.4 懸架側傾角剛度9第四章 彈性元件的選擇114.1 彈性元件概述114.2 螺旋彈簧的選擇11第五章 減振器的選擇135.1 減振器類型的選擇135.2 減振器主要參數(shù)的選擇13第六章 導向機構的設計156.1 導向機構概述156.2 導向機構設計要求156.3 導向機構布置參數(shù)15第七章 懸架CATIA建模及ANSYS分析187.1 CATIA上下橫臂建模187.2 CATIA螺旋彈簧及彈簧座建模217.3 CATIA減振器總成建模及裝配227.4 CATIA總體裝配247.5 ANSYS下橫臂模態(tài)和靜力學分析267.5.1 下橫臂模態(tài)分析267.5.2 下橫臂靜力學分析31第八章 總結34參考文獻35致 謝36II 摘要某轎車雙橫臂獨立懸架設計摘 要雙橫臂式獨立懸架的用途主要是傳遞作用在車輪和車架上的力和力矩，減小來自地面的沖擊載荷，衰減振動，具有相當不錯的穩(wěn)定性和可靠性，也因此被廣泛地應用在普通轎車的前輪上。此外，上下兩個橫臂的長度可等長、可不等長，兩種形式分別為等長雙橫臂式懸架和不等長雙橫臂式懸架。經(jīng)過長時間的發(fā)展改進，不等長雙橫臂式懸架比等長懸架更加穩(wěn)定，更加可靠，許多運動型轎車和賽車的后輪也使用這種懸架結構。本次課題設計的主要內(nèi)容是轎車前輪的雙橫臂獨立懸架的匹配設計，首先確定雙橫臂獨立懸架的主要參數(shù)，確保能滿足汽車的行駛性能要求，然后進行螺旋彈簧和減振器的設計計算和校核，布置合理的導向機構，最后根據(jù)設計所得的參數(shù)用CATIA建立雙橫臂獨立懸架的主要零件和裝配圖數(shù)模，檢驗干涉和碰撞，并用有限元進行下橫臂的模態(tài)分析和靜力分析。關鍵詞: 雙橫臂獨立懸架；懸架設計；CATIA數(shù)模；ANSYS分析III AbstractThe design of double-wishbone independent suspension of a passenger carAbstractThe purpose of the double wishbone type independent suspension is the main role on the wheels and the frame of the force and moment, reduce the impact load from the ground, the attenuation of vibration, has fairly good stability and reliability, and therefore is widely used on the ordinary car front wheel. In addition, the length of the upper and lower arms can be equal length and not equal length. The two forms are equal length double-arm suspension and unequal length double-beam suspension. After a long period of development and improvement, it is more stable and reliable to wait for the long double-beam suspension than the equal-length suspension, and the rear wheels of many sports cars and cars use this suspension structure.This topic design is the main content of the car front wheel of the double wishbone independent suspension of matching design, first determine the main parameters of the double wishbone independent suspension, ensure that can meet the performance requirements, and then for helix spring and shock absorber design calculation and checking, layout reasonable guidance agencies, according to the design of the parameters of double wishbone typed independent suspension frame established by using CATIA main detail drawing and assembly drawing of d/a, inspection interference and collisions, and the cross arm with the finite element modal analysis.Key words: Double-wishbone suspension;Suspension design; CATIA digital to analog; ANSYS analysis IV 第一章 緒論第一章 緒論1.1懸架系統(tǒng)的概述從十九世紀末德國出現(xiàn)了第一輛汽車，汽車行業(yè)開始迅速發(fā)展了一百二十多年的時間。隨著汽車設計水平的不斷進步和科學技術的提升，交通的運輸性能和效果得到了相當多的升高。所以，汽車已經(jīng)成為了人們生活中不可或缺的交通工具之一，而且現(xiàn)代汽車工業(yè)的規(guī)模和技術水平的高低更代表著一個國家總體技術水平的高低，也是衡量一個國家是否強大的標準之一。經(jīng)過長期的發(fā)展，汽車底盤中的懸架系統(tǒng)對其駕駛的可控性和舒適性有著密切的聯(lián)系，而懸架結構的復雜程度則直接影響著汽車的制造成本。在人體的構造中，骨骼和骨骼通常是由軟組織連接起來的，軟組織充當緩沖來保護骨骼，并將過多的振動與大腦的腦細胞隔離開來。汽車的組成結構類似于人體構造，懸架系統(tǒng)相當于人體的軟組織結構，不僅支撐著整個車身，而且車輪與車架之間的彈性元件和減振器分別用來緩沖來自路面與車輪的沖擊，衰減振動，隔絕振動傳遞到汽車駕駛室里面的“大腦”。一般根據(jù)導向機構形式的不同，汽車懸架可以分成非獨立式懸架和獨立式懸架兩大類，區(qū)別在于非獨立懸架的左右車輪之間由一根剛性梁或非斷開式車橋連接。由于非獨立懸架是連接在一起的，所以當它的一邊遇到糟糕路面跳起時，另一側也會跟著跳起。而獨立懸架由于是相互獨立的，兩側的懸架不會相互影響干擾，給乘客的舒適感更好。根據(jù)兩臂的結構形式又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等等。(見圖1.1)圖1.1 各種懸架形式對比彈性元件一般有板簧、螺旋彈簧和空氣彈簧等類型，一般螺旋彈簧運用在汽車上較多，故此次設計的懸架為雙橫臂式螺旋彈簧獨立懸架。 1.2懸架設計的要求（1）當汽車行駛時，振動頻率應和振動加速度應較小，以確保汽車擁有良好的行駛平順性； （2）車輛在行駛的時候要能確保輪胎和車身的力和力矩能有效傳遞，保證可靠的穩(wěn)定控制性；（3）汽車在轉彎的時候車身側傾角要盡量小，汽車在啟動和制動的時候要保持車身的穩(wěn)定，后傾和前傾的角度要盡量??； （4）選擇的平均阻尼適中，既要保證汽車具有足夠的抓地力，也要盡量衰減汽車振動，同時角振動的加速度應盡可能的小，避免垂直振動； （5）懸架的各零部件要有足夠的剛度和強度，是懸架壽命滿足要求； （6）設計的結構要緊湊且合理，盡可能的占用較小的空間； （7）擁有足夠的動容量和動行程；（8）制造成本低；（9）便于維修和保養(yǎng)； 為了滿足上面的各項要求，在接下來的設計過程中需要做到以下：簧上質量和連接到它的彈性元件形成一個振動系統(tǒng)。只有控制振動系統(tǒng)的固有頻率在一定的變化范圍內(nèi)，汽車才能擁有很好的行駛平順性和穩(wěn)定性。一般固有頻率的值在變化范圍內(nèi)越小越好。在設計匹配時，需要選擇符合要求的前后懸架的固有頻率。不同的汽車對前后懸架的固有頻率不同，一般前懸架的固有頻率比后懸架的固有頻率要小一點。 當汽車行駛在糟糕的道路上時，由于懸架是有彈性的，汽車會上下振動。為了使振動能夠迅速地減小，避免車輪與車身產(chǎn)生共振的情況，懸架上都安裝了減振器。因為減震器具有阻尼效應，汽車的振動振幅可以連續(xù)不斷地衰減，直至消失。1.3 本課題的研究目的和意義在如今的現(xiàn)代社會中，汽車的地位也是越發(fā)重要。在人們的日常生活中，沒有汽車將對出行帶來巨大的麻煩。而在國家的經(jīng)濟方面，汽車工業(yè)也是創(chuàng)造國民經(jīng)濟的重要來源之一。一個國家汽車工業(yè)的技術水平的高低反應了國家總體技術水平的高低，對汽車技術的創(chuàng)新更能推動國家未來汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。因此現(xiàn)代我國的汽車企業(yè)也重視著自己的自主創(chuàng)新能力，將新能源和車身輕量化等作為企業(yè)的發(fā)展方向。而這些新的發(fā)展策略都離不開技術較為成熟的懸架系統(tǒng)的支持。另一方面，隨著生活水平的提高，人們也更加注重生活質量，汽車的綜合性能也得到了越來越多的關注。懸架則是用來傳遞車輪與車身之間的力和力矩，傳遞過程中不可避免地也傳遞了來自不平路面的沖擊，產(chǎn)生振動，影響了乘員乘坐汽車的舒適性，也影響了司機駕駛的操控性。而懸架的設計就是為了將影響降到最低以滿足乘車人的需求。由此可見，懸架設計的好壞直接影響了整車的性能，是汽車設計和結構的重要內(nèi)容之一，值得汽車技術研究人員的重點關注，進一步研究。 此外，由于車輛懸架本身的特點和車輛的匹配關系，懸架的優(yōu)點和缺點決定了車輛的穩(wěn)定性、操作的穩(wěn)定性和乘員的舒適性。因此，懸架將直接影響到汽車的等級和價格。因此，對汽車懸架系統(tǒng)的研究具有重要的現(xiàn)實意義。此次雙橫臂獨立懸架設計是對汽車懸架系統(tǒng)中彈性元件和減振器等重要部件進行的部分設計。分析了各種參數(shù)的意義以及車輛動態(tài)性能的影響。對實際生產(chǎn)和設計具有一定的指導意義，具有一定的實用性。1.4 本文研究的主要內(nèi)容本課題主要完成：調研雙橫臂式獨立懸架結構的發(fā)展歷程、熟悉雙橫臂懸架特點、確定雙橫臂懸架主要參數(shù)、完成雙橫臂懸架系統(tǒng)的匹配設計計算。利用 CATIA 軟件對懸架系統(tǒng)進行三維建模，完成裝配圖并檢驗干涉和碰撞，并對下橫臂進行ANSYS模態(tài)振動分析。設計過程中應把重點放在對懸架整體的性能影響程度大的主要零件上。36 第二章 懸架設計與汽車總體設計關系第二章 懸架設計與汽車總體設計關系2.1 整車開發(fā)流程在實際的生產(chǎn)過程中，汽車整車設計開發(fā)流程通常分為五個階段，每個階段有時又都會有各自的流程。具體流程如下： （1）方案企業(yè)策劃階段； （2）概念設計階段（a.總體布置草圖；b.造型設計）； （3）工程設計階段（a.總體布置設計；b.車身造型數(shù)據(jù)生成；c.發(fā)動機工程設計；d.白車身工程設技；e.底盤工程設計；f.內(nèi)外飾工程設計；g.內(nèi)外飾工程設計；h.電器工程設計）。 （4）樣車試驗階段； （5）投產(chǎn)啟動階段； 一般在項目企劃階段，首先要研究汽車市場(包括對市場的劃分、目標市場的選擇和產(chǎn)品的定位)。然后在可行性分析的基礎上進行市場調研，提出建議書，明確新設計車型的形式、功能和技術特點，在最終產(chǎn)品中完成定位。該建議書是后續(xù)研究各種進程的指導依據(jù)。在概念設計階段，第一步是做一個深入的研究和開發(fā)計劃，來定義設計每個階段的時間節(jié)點。其次，我們應該根據(jù)研究和發(fā)展的工作量來分配任務。緊接著預算開發(fā)的成本并控制開發(fā)成本在合理范圍內(nèi)。最后，為后續(xù)的開發(fā)工作繪制零件清單列表。項目的設計階段主要任務是對設計車型的所有零件總成進行設計，并且各總成、總車與整車之間不得相互干涉影響，確保車輛性能滿足設計大綱的要求。在整個設計過程完成后開始制造樣機，對樣機進行相關性能的檢測試驗，并校核解決試驗中出現(xiàn)的問題，只有當產(chǎn)品完全符合要求時，才能投入生產(chǎn)銷售。2.2 懸架設計和整車開發(fā)流程的關系及懸架的設計思路懸架系統(tǒng)的設計與整車開發(fā)設計相互影響，有著緊密的聯(lián)系。汽車的整體參數(shù)決定著懸架在整車坐標系中的位置，而懸架性能的優(yōu)劣則決定這整車的性能的好壞，決定了車型的檔次。通常在對懸架進行預布置之前，要先在設計過程中確定車輛的整體尺寸和車輛的驅動形式，然后選擇相應類型的輪胎和半徑，確定車輛轉彎時的最小半徑。在進行懸架預布置時要關注以下兩點： 1、整車姿態(tài) 整車姿態(tài)是汽車設計中的一個重要參數(shù)，由懸架的布置位置所決定，懸架的參數(shù)設定影響著整車空載和滿載的姿態(tài)，一旦確定之后就很難去改變。當汽車滿載時，整車姿態(tài)在00.5左右。 2、輪胎的跳動行程 根據(jù)車型的不一樣，輪胎的跳動行程也會不一樣，兩者是相互有影響的。在預布置懸架時，前后車輪的上下跳動行程設定在100mm，對于SUV則較大一些。后期調整過程中，由于后輪軸所受到的載荷變化程度較大，通常將后懸架的輪胎跳動行程設置大于前懸架的行程，來提高后排乘員的舒適性。新車型的開發(fā)設計需要大量的技術、人才積累，眾所周知我國的汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展較晚，沒有強大的技術積累。過去多年我國的汽車設計開發(fā)思路一般有兩種，一是完全自主研發(fā)，二是直接購買技術。這兩種思路都有很大的不足，由于技術水平不足，完全的自主開發(fā)總是不盡人意，而簡單的“拿來主義”永遠得不到真正的技術，使其還掌握在汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)達國家。為此近年來出現(xiàn)的逆向工程技術，可以很好地解決上述問題，提高我國的汽車研發(fā)水平。 第三章 雙橫臂懸架設計計算第三章 雙橫臂懸架設計計算3.1 雙橫臂懸架的構成部件及作用 1、彈性元件-螺旋彈簧具有傳遞豎直力和緩和沖擊的作用。2、減振機構-雙向筒式減振器具有衰減振動的作用。3、導向裝置具有傳遞除垂直力外的其它力和全部力矩、保證車輪按最佳軌跡相對于車身運動的作用。4、橫向穩(wěn)定裝置汽車在轉彎的時候會有橫向側傾，其具有防止側傾過大翻車的作用5、限位機構限制懸架行程，防止懸架擊穿，吸收從車輪傳到車身上的沖擊載荷。3.2 懸架基本參數(shù)的選定 懸架的基本參數(shù)不僅決定了懸架的性能，也決定了車輛的安全性、穩(wěn)定性和舒適性。因此，在設計懸架系統(tǒng)時，計算和確定懸架系統(tǒng)的基本參數(shù)是相當重要的。本節(jié)的主要內(nèi)容是對懸架的基本參數(shù)進行分析和計算。通過點云逆向，運動學分析校核，經(jīng)過計算分析，空載前懸架硬點坐標設定如表3.1所示：表3.1 懸架硬點坐標硬點（空載）X坐標Y坐標Z坐標前車輪輪心072555滑柱上點30535598下擺臂球銷中心-6.2690-57下擺臂前點6.4363-37.1下擺臂后點316346-19.7轉向拉桿外點12266524.7轉向拉桿內(nèi)點15733135由上表通過計算分析可得杠桿比 i=1.052。整車的基本技術參數(shù)如表3.2所示：表3.2 整車基本技術參數(shù)尺寸參數(shù)軸距（mm）2500輪距前輪（mm）1460后輪（mm）1445整車重心高度空載（mm）517滿載（mm）534質量參數(shù)軸荷分配空載前軸（kg）650后軸（kg）418滿載前軸（kg）752后軸（kg）691單邊車輪簧載質量空載前輪（kg）288后輪（kg）180.5滿載前輪（kg）339后輪（kg）317非簧載質量前懸架（kg）74后懸架（kg）57根據(jù)上述兩個表格的參數(shù)，對懸架進行詳細的設計。3.2.1 懸架的靜撓度和動撓度懸架靜撓度是指當車輛滿載并處于靜止時，懸架的載荷與此時懸架剛度的比值，即為： (3-1)式中：ms指前懸架的簧上質量，單位kg； C指汽車前懸架剛度，單位N/m；汽車的簧載質量和汽車的前后懸架構成的振動系統(tǒng)的固有頻率是影響汽車行駛舒適性的主要參數(shù)之一。前后車身的固有頻率一般為： (3-2)由公式（3-1）和（3-2）可得，懸架的靜撓度和固有頻率的關系式為： (3-3)根據(jù)經(jīng)驗，車身振動的固有頻率一般和人走路時的運動頻率相等，對乘用車而言，前懸架要求固有頻率在11.45Hz（相當于每分鐘60到85次）。檔次越高的汽車，其固有頻率越低；而固有頻率的值也不能太小，避免動撓度過大引起的限位塊與懸架碰撞。根據(jù)所設計汽車的要求，取n1=1.2Hz，則： (3-4)為了防止車身有較大的縱傾角振動，后懸架的靜撓度一般比前懸架的靜撓度要小。對于乘用車而言，一般為前懸架的0.80.9倍，此次設計選0.8倍，即: (3-5)懸架的靜撓度和固有頻率均符合要求。懸架的動撓度fd是指輪胎中心相對于車身（即車架）在從滿載靜平衡位置開始，懸架被壓縮到結構允許的最低位置（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的一半位置或三分之一的位置）時發(fā)生的垂直方向的位移量。動撓度fd應該在合理范圍內(nèi)盡量大，減少汽車在糟糕路上行駛振動是緩沖塊經(jīng)常過分壓縮碰撞。一般情況下動撓度為靜撓度的0.50.7倍，本次設計選取動撓度為9cm。3.2.2 上下橫臂的長度雙橫臂式獨立懸架的兩橫臂的長度影響著前輪跳動時的定位參數(shù)。根據(jù)汽車工業(yè)長期的發(fā)展經(jīng)驗，雙橫臂式懸架的上橫臂較下橫臂短，一般取上橫臂與下橫臂的比值在0.61.0之間；這樣一方面可以更好地布置發(fā)動機位置，還能使懸架特性較為理想。參考國外轎車獨立懸架的一些參數(shù)（表3.3），再根據(jù)我國汽車設計的經(jīng)驗，此次懸架設計選取下橫臂的長度為380mm，兩前襯套的距離為314mm，上橫臂的長度為228mm，兩前襯套的距離為294mm。上下橫臂的厚度均為20mm，下橫臂活塞桿連接與球頭銷距離為90mm。另外選擇兩橫臂間的鉸點距離為200mm。表3.3 國外轎車獨立懸架的一些參數(shù)車牌名上臂長A/mm下臂長C/mm球銷距B/mmA/CA/B奔馳600（西德）3304792560.7021.29伏爾加（蘇）2004452500.450.8雷諾（法）2153502000.611.07王子（日）2453052000.81.22?？怂购罓枺ㄓⅲ?503802000.661.25雪佛蘭（美）1903302150.60.893.2.3 懸架彈性特性懸架在受到垂直外力F時會發(fā)生一定的變形，該變形將導致車輪中心相對于車身產(chǎn)生位移f，兩者間的關系曲線即為懸架的彈性特性曲線，其斜率即為懸架的剛度。懸架的彈性特性可分為線性彈性特性和非線性彈性特性。下圖3.1為雙橫臂式懸架的彈性特性曲線，它是一條直線，懸架所受的垂直外力F和車身的位移量f是一次函數(shù)，即為線性彈性曲線；直線的斜率固定，懸架的剛度是一個固定的值。圖3.1 懸架彈性特性曲線1-緩沖塊復原點 2-復原行程緩沖塊脫離支架 3-主彈簧彈性特性曲線 4-復原行程 5-壓縮行程 6-緩沖塊壓縮期懸架特性曲線 7-緩沖塊壓縮時開始接觸彈性支架 8-額定載荷3.2.4 懸架側傾角剛度懸架的彈性恢復力矩是由于彈簧的側向傾斜引起懸架的橫向傾斜剛度。它對彈簧的橫向傾斜角有影響。側傾角不能太大也不能太小。懸架側傾角剛度較小、側傾角較大的汽車將無法給乘員帶來良好的乘坐舒適感。相反側傾斜角度較小、側傾角剛度較大的汽車對輪胎的磨損嚴重，還會給乘員帶來側翻的感覺。根據(jù)國家對這方面的約束，在側向慣性力為車重的0.4倍時，對于大型客車，它的的側傾角要小于最大值7，對于普通乘用轎車，它的車身側傾角在2.54之間。此次設計我們?nèi)葍A角為3。 第四章 彈性元件的選擇第四章 彈性元件的選擇4.1 彈性元件概述彈性元件具有支持垂直方向載荷，減輕和抑制來自不平路面的振動和沖擊的作用。現(xiàn)代普通汽車彈簧主要是柱狀壓縮線圈螺旋彈簧，如圖4.1所示。螺旋彈簧按工藝可分為兩種：熱成型彈簧(成型后淬火，回火)和冷成型彈簧(采用油回火鋼絲，形成低溫退火)。一般當鋼絲直徑大于10mm時采用熱成型螺旋彈簧，當鋼絲直徑小于10mm時采用冷成型螺旋彈簧。圖4.1 圓柱壓縮螺旋彈簧圓柱壓縮螺旋彈簧特性曲線是線性的，其剛度穩(wěn)定。螺旋彈簧的彈性特性只要通過改變彈簧鋼絲直徑D、彈簧中徑和彈簧圈數(shù)n就能改變。同時，螺旋彈簧發(fā)展較久，生產(chǎn)它的工藝也比較成熟，成本相對是較低的；其結構也很簡單，在懸架中安裝方便，也不占很大的空間；我們在設計螺旋彈簧的時候可以選擇比較軟的彈簧，這樣轎車行駛時平順性會較好。但螺旋彈簧的缺點就是降低車身高度有一定的限制范圍，因為螺旋彈簧壓并后自身高度限制。4.2 螺旋彈簧的選擇由表3.2可知空載情況下單邊彈簧載荷為： (4-1)式中，P01指空載時懸架單邊彈簧質量，單位Kg。由表3.2可知滿載情況下單邊彈簧載荷為： (4-2)式中，P02指滿載時懸架單邊彈簧質量，單位Kg。根據(jù)機械零件手冊，此次設計我們選取圓柱螺旋壓縮彈簧，其旋繞比為C=6，材料為熱軋彈簧鋼。其基本參數(shù)如下表4.1：表4.1 選取圓柱螺旋彈簧基本參數(shù)簧條直徑d/mm切變模量G/Mpa彈性模量E/Mpa許用切應力p/Mpa58078103197103590 根據(jù)公式 (4-3)K= (4-4) 得 d=1.6 (4-5)式中：指切應力，單位Mpa；F指工作載荷，即滿載載荷，單位N；D指彈簧中徑，單位mm；K指曲度系數(shù)；k指彈簧剛度，單位N/mm；f指工作載荷下的變形量，單位mm。代入數(shù)據(jù)C=6，F(xiàn)=F=3495N，=590Mpa，得d=15mm。根據(jù)查找的普通圓柱螺旋彈簧的尺寸系列的資料，我們此設計選取d=16mm。再根據(jù)所選取的彈簧直徑d=16mm，查機械設計手冊GB1222選取圓柱螺旋彈簧，其基本參數(shù)如下:d=16mm，C=6，D=95mm，=741Mpa，h=168mm，F(xiàn)s=12425N，fsd=16.81mm，k=745N/mm，Dx=79mm，DT=117mm。彈簧的有效圈數(shù)為：n= （4-6）此次設計選取n=4。彈簧的壓縮圈數(shù)n2選取2，則螺旋彈簧的總圈數(shù)為6。 第五章 減振器的選擇第五章 減振器的選擇5.1 減振器類型的選擇盡管戰(zhàn)爭給人類帶來的都是毀滅性的打擊，但不可否認的是，戰(zhàn)爭也在某些程度上促使技術的發(fā)展。美軍在反法西斯戰(zhàn)爭時期，為了使吉普車具有更好的越野性能，改進了減振器的結構，提出了新的筒式液阻減振器，并在戰(zhàn)爭中得到了很好的運用，贏得了最后的勝利，之后這種減振器就取代了早期的搖臂式液阻減振器。目前懸架中使用最常見的是雙筒式減振器，它的優(yōu)點是工業(yè)結構簡單、成本較低，但散熱性能較差，安裝受限較多。我國在上世紀六十年代汽車生產(chǎn)中也逐漸開始使用這種筒式減振器。此次設計我們選用液壓筒式減振器。 5.2 減振器主要參數(shù)的選擇1、阻尼系數(shù)的確定 在設計減振器時，阻尼比決定了懸架減振的快慢，阻尼比的值越大則振動衰減得越快，因此阻尼比是評價懸架性能好壞的重要參數(shù)之一。筒式減振器一般包括伸張和壓縮兩個行程，伸張行程的阻尼比s通常比壓縮行程的阻尼比r要大，是壓縮行程阻尼比的1.25到1.5倍。根據(jù)設計經(jīng)驗，阻尼比的取值在0.250.35之間，此次設計我們選取阻尼比為0.3。減振器系統(tǒng)的阻尼系數(shù)為閥體開啟時系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，其計算公式為： (5-1) 懸架的固有頻率，及偏頻的計算公式為： (5-2)所以由上面兩個公式得到的阻尼系數(shù)計算公式為： (5-3)實際設計減振器阻尼系數(shù)時則根據(jù)布置位置來確定，如圖5.1。（a） （b） （c）圖5.1 減振器安裝位置選用（b）所示的布置形式，則阻尼系數(shù)的計算公式為： (5-4)式中，指減振器軸線與汽車縱斷面的夾角；a指減振器在下橫臂是的連接點到下橫臂球頭銷的距離；n指雙橫臂懸架的下臂長。為減振器的桿桿比，即i=1.052 帶入數(shù)據(jù)得阻尼系數(shù)為1320。2、最大卸荷力的確定 當減振器的活塞運動達到一定的速度時，為了使減振器具有衰減振動，提高汽車行駛平順性的作用，就要求減振器內(nèi)部具有一定的油壓來打開卸荷閥。這個速度即為卸荷速度Vx，此次設計的卸荷速度為Vx=0.15m/s。則最大卸荷力為： (5-5)3、筒式減振器工作缸的直徑 D 的確定工作缸直徑計算公式為： (5-6)式中，p指工作缸的允許的最大壓力，單位Mpa； 指連桿直徑與缸筒直徑之比。此次設計我們?nèi)的值為3.6Mpa，連桿直徑與缸筒直徑比值=0.5，根據(jù)上面的公式（5-6）計算出減振器工作缸的直徑是25.6mm。根據(jù)液壓筒式減振器的尺寸系列表，本次的設計我們選擇工作缸直徑為30mm的減振器。 第六章 導向機構的設計第六章 導向機構的設計6.1 導向機構概述導向機構在懸架中承擔了所有除豎直方向的力和力矩，決定了車輪的跳動軌跡和定位角的變化，對整車行駛的穩(wěn)定性和平順性具有很大的影響。導向機構有多種類型：麥弗遜懸架的導向機構、半拖臂懸架的導向機構、雙橫臂懸架導向機構、單縱臂懸架導向機構、鋼板彈簧懸架導向機構。6.2 導向機構設計要求1、當懸架承受的載荷發(fā)生變化時，汽車輪胎距離的變化范圍要保證小于4mm。若輪胎距離的改變超過4mm，將會產(chǎn)生輪胎的前期磨損。 2、當汽車懸架所受到的壓力隨乘員承載改變的時候，汽車的前輪前束和外傾角也會發(fā)生一定的變化，要控制其在合理范圍內(nèi)，避免汽車輪胎產(chǎn)生縱向的加速度a。3、當汽車在轉彎的時候，車身會發(fā)生側傾，這個側傾角要控制得較小一點。在側向加速度為 4.0g的條件下，車身發(fā)生的側傾角應該在67之間。并且為了增強汽車的轉向效應，應該使車輪和車身保持傾斜方向相同。 4、當汽車啟動和制動時，車身的后仰和前俯應與地面保持較小的角度。6.3 導向機構布置參數(shù)1、側傾中心的確定 側傾中心W的位置是車輪與地面的交點N和極點p的連線與汽車的軸線的相交點，如圖6.1所示。極點p的高度決定了側傾中心W的位置，例如當極點位于地面以上時，則側傾中心W的位置也在地面之上。此外，鉛垂線和軸距變化曲線的切線偏轉一個角度時，車輪與地面的接觸點和極點之間的距離影響著這條曲線的曲率，兩個點之間的距離越小,曲線的曲率越大，運動學的車輪外傾角變化規(guī)律也將變得不理想。圖6.1 雙橫臂式獨立懸架側傾中心圖側傾中心計算公式為： (6-1)式中 (6-2) (6-3)前輪的各定位參數(shù)如表6.1所示；表6.1前輪定位參數(shù)前輪前束外傾角主后傾角主銷內(nèi)傾角3mm0.75304.53012.530根據(jù)三個公式和表6-1可以計算出側傾中心高度為： (6-4)2、縱傾中心的確定 當汽車在啟動和剎車的時候，車身會受到慣性力的作用，使地面對輪胎產(chǎn)生一個作用力。這個力作用在車身上使車身產(chǎn)生縱向力矩，導致前后四個輪胎上的載荷發(fā)生變化，車身出現(xiàn)前仰或者后仰，從而使整車姿態(tài)發(fā)生改變。因此縱傾中心的位置也是懸架設計好壞的重要參數(shù)之一。通過作圖的方法，將上下兩個橫臂的轉動的中心軸線延長，它們的交點就是縱傾中心Ov，如下面的圖6.2所示。圖6.2 雙橫臂獨立懸架縱傾中心圖通過對標桿車的測量及硬點坐標，確定縱傾中心Ov距離G點的水平距離為 2914.5mm。 第七章 懸架CATIA建模及ANSYS分析第七章 懸架CATIA建模及ANSYS分析CATIA是法國達索公司所開發(fā)的產(chǎn)品，被廣泛運用在很多普遍的機械制造行業(yè)中。CATIA在創(chuàng)成式曲面設計方面有很好的操作性，可以實現(xiàn)汽車在造型方面的各種復雜的曲面設計。此次設計我們將使用CATIA的草繪設計、零件設計和創(chuàng)程式曲面設計對懸架的上下兩個橫臂、螺旋彈簧以及減振器和活塞桿總成進行三維建模，并在裝配設計模塊中裝配出懸架的總體裝配圖，分析其干涉和碰撞。最后對上橫臂進行六階模態(tài)分析振動。7.1 CATIA上下橫臂建模根據(jù)第三章的數(shù)據(jù)，在CATIA中草繪出上橫臂的輪廓并鏡像加厚15mm，在兩端繪制前襯套。通過布爾相減命令繪制加強筋，如圖7.1所示。圖7.1 上橫臂未倒角對圖7.1的各個連接位置和部分外輪廓進行倒圓角命令，如圖7.2所示。圖7.2 上橫臂倒圓角類似于上橫臂，對下橫臂的三維建模采用同樣的思路。首先以球頭銷軸心為基準，草繪球頭銷的外部結構，通過旋轉草圖的方法得到球頭銷總成，如圖7.3所示。圖7.3 球頭銷對下擺臂的“A”型桿進行草繪，如圖7.4所示。圖7.4 下橫臂兩臂及緊固件加厚上圖草繪，并對草繪進行雙側平行命令，提取填充為片體，加厚為加強筋。在距離球心90mm處繪制活塞桿連接件，如圖7.5所示。圖7.5下橫臂“A”臂類似于上橫臂對前襯套用同樣的方法建模，通過布爾添加命令將球頭銷、橫臂和前襯套等結合為一體，并對連接處進行倒圓角處理，得到最終的上橫臂總成，如圖7.6所示。圖7.6 下橫臂總成7.2 CATIA螺旋彈簧及彈簧座建模使用螺旋線命令生成高度為168mm，直徑95mm，圈數(shù)為6圈的螺旋線，在螺旋線的一端草繪半徑為8mm的圓，通過零件設計的加強筋命令生成如圖7.7所示的螺旋彈簧。圖7.7 螺旋彈簧通過草繪和掃掠生成上下兩個彈簧座的片體，并加厚為實體，分別為圖7.8、圖7.9。 圖7.8下彈簧座 圖7.9 上彈簧座7.3 CATIA減振器總成建模及裝配類似上述步驟，通過一系列的旋轉凸臺命令對減振器上下課題和活塞桿等零件建模，如圖7.10、圖7.11和圖7.12所示。圖7.10 下減振器外殼圖7.11上減振器外殼圖7.12活塞連桿進入裝配模塊，將上面三個圖按同軸和偏移約束，得到如圖7.13所示的減振器總成。圖7.13減振器總成7.4 CATIA總體裝配進入零件裝配模塊，導入現(xiàn)有部件下橫臂，并固定約束下橫臂，作為裝配的基準，如圖7.14所示。 圖7.14 固定下橫臂導入活塞連桿，使用同軸和面接觸兩個命令將其安裝在下橫臂上，通過相同的步驟，將剩余各零件合理裝配到一起，如圖7.15所示。 圖7.15 懸架裝配圖分析其自由度和干涉，能軸向旋轉的自由度為2的可以忽略，碰撞檢驗分別為彈簧與下彈簧座碰撞（圖7.16）和彈簧與上彈簧座碰撞（圖7.17），由于螺旋彈簧可被壓縮，實際安裝時可以忽略碰撞，所以裝配體裝配合理。 圖7.16 下彈簧座碰撞 圖7.17 上彈簧座碰撞7.5 ANSYS下橫臂模態(tài)和靜力學分析7.5.1 下橫臂模態(tài)分析ANSYS有限元軟件是一個多用途的有限元法計算機設計程序。本次設計我們對易發(fā)生斷裂的下橫臂進行模態(tài)分析。模態(tài)分析類似于將一根繩子的一端固定，手握另一端抖動，繩子會產(chǎn)生函數(shù)型的波形。下橫臂的模態(tài)分析就是將下橫臂在受力位置固定，分析其振動頻率。首先在ANSYS中選擇Metric命令設置模型單位，創(chuàng)建項目后導入下橫臂模型，如圖7.18所示。圖7.18 導入下橫臂添加材料庫后，點擊Mesh工具欄中的Sizing命令添加網(wǎng)格劃分的控制尺寸，對下橫臂進行網(wǎng)格的劃分，如圖7.19所示。圖7.19 網(wǎng)格劃分在球頭銷和兩個前襯套上施加固定約束，如圖7.20所示。圖7.20 施加固定約束設置求解模型的前六階模態(tài)，得到其六個模態(tài)振型，如下圖7.21、圖7.22、圖7.23、圖7.24、圖7.25、圖7.26所示。圖7.21 一階模態(tài)振型圖7.22 二階模態(tài)振型 圖7.23 三階模態(tài)振型 圖7.24 四階模態(tài)振型 圖7.25 五階模態(tài)振型 圖7.26 六階模態(tài)振型 由上圖可知，前六階模態(tài)的固有頻率如下表7.1所示。表7.1 六階固有頻率模態(tài)階數(shù)一階二階三階四階五階六階頻率/Hz711.34879.31121.51258.91865.42158.3根據(jù)結果可知所得到的下橫臂自由振動各階固有頻率，根據(jù)第三章選擇的懸架固有頻率為1.2Hz，所以下橫臂與其連接的減振器不會發(fā)生共振。7.5.2 下橫臂靜力學分析靜力分析計算在固定載荷下結構模型的效應，它不考慮慣性和阻尼的影響；但是它可以計算出如重力這樣的固定慣性載荷對結構的影響。類似于上節(jié)的模態(tài)分析，對下橫臂的靜力分析算法采用直接法，首先導入IGS格式的下橫臂模型，再對其進行單元網(wǎng)格劃分，如圖7.27所示。下擺臂采用合金鋼材料，它的彈性模量為210Gpa，泊松比為0.24，將材料屬性加入到材料類型中去。網(wǎng)格劃分節(jié)點個數(shù)為93348，單元網(wǎng)格個數(shù)為52705，單元網(wǎng)格的類型為三角形，其邊長為5mm。7.27 網(wǎng)格化下橫臂在球頭銷的球心建立關鍵點，并在球頭與下橫臂的實際接觸區(qū)域建立耦合約束。約束方式為在球頭銷的球心處約束沿著z軸的平移自由度，在連接車架的兩個前襯套軸心約束除了沿x軸方向旋轉的其余所用自由度。在滿載時，單邊的簧載質量為339kg，單邊懸架載荷為3495N。施加載荷在球頭銷的球心位置和與減振器、彈簧連接的底座的中心位置，其大小由動力學仿真計算結果確定，約為3500N，如圖7.28所示。圖7.28 施加載荷得到的位移變形圖和等效應力云圖為圖7.29和圖7.30所示。7.29 位移變形圖得到的位移變形圖中，最大的位移量約為0.02mm，且位移集中在兩端連接后的下橫臂中部，符合其實際的變化趨勢。7.30 等效應力云圖得到的等效應力云圖中，應力分布較大區(qū)域在球頭銷連接處和下橫臂的中部，與實際情況比較符合。從上圖可知，應力的平均值約為280MPa，最大值約為1200MPa分布在球頭銷與橫臂的連接位置。對下橫臂使用的45Mn2合金鋼材料，它的抗拉強度為700MPa，屈服極限為360MPa，而最大值大于屈服極限，對于球頭銷與橫臂的連接位置，可以采用減小倒圓角半徑的方法來解決應力過大的問題。 第八章 總結第八章 總結此課題是某轎車的雙橫臂獨立懸架設計，工作總結為：在設計過程中，首先介紹懸架系統(tǒng)和它的設計要求，對此次課題的研究意義目的進行了描述，對懸架設計的內(nèi)容簡要概述。然后介紹了整車的開發(fā)流程以及懸架設計在整車開發(fā)流程中的位置關系及其重要性。在懸架設計過程中，首先分析懸架的主要參數(shù)意義并選擇或計算，再對彈性元件、減振器和導向機構進行介紹和選擇類型。在懸架的全部基本參數(shù)確定之后，最后使用CATIA軟件的零件設計和曲面設計模塊完成對雙橫臂獨立懸架的三維建模，并在裝配模塊中將懸架合理裝配。最后對易彎曲的下橫臂進行簡單的ANSYS有限元模態(tài)分析，分析其自由振動頻率。在設計過程中，自己也遇到了很多不理解的內(nèi)容，最后在自己查閱資料和老師的直到下解決了大部分遇到的問題。設計過程極大地鍛煉了自己CATIA三維建模的能力。此次設計也有很多不到位的地方，因為受到時間和自身經(jīng)驗的問題限制，本次懸架設計只對主要的零件進行了設計，對懸架整體的各相連部位還沒有實際的計算定位。 參考文獻參考文獻1 陳家瑞.汽車構造（上下冊）（第3版）M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.2 余志生.汽車理論(第5版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.3 王望予.汽車設計(第4版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2004.4 喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動力學M.北京：機械工業(yè)出版社，2005.5 徐石安.汽車構造底盤工程M.北京：清華大學出版社，2008.6 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書M.北京：機械工業(yè)出版社，2010.7 劉濤.汽車設計M.北京：北京大學出版社.2008.8 王霄峰.汽車底盤設計M.北京：清華大學出版社，2010.9 張兆良.雙橫臂懸架上、下擺臂輕量化設計J.北京汽車，2010，02期.10 濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.11 范欽珊，殷雅俊.材料力學（第2版）M.北京：清華大學出版社，2008.12 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）M.北京：人民交通出版社，2001.13 林清安.完全精通Pro/ENGINEER野火5.0中文版零件設計基礎入門M.北京：電子工業(yè)出版社，2010.14 周長城.車輛懸架設計及理論M.北京：北京大學出版社，2011. 致謝致 謝首先我要感謝我的母校金陵科技學院對我的培養(yǎng)，給我們提供了優(yōu)越的生活環(huán)境和良好的學習氛圍。大學四年里，在金陵科技學院校訓的指引下，我們努力學習，在學校的圖書館暢游知識的海洋，豐富了自己的精神世界。這些知識同樣也為我們未來工作提供了堅實的基礎，引領我們從學校邁向社會的新世界。在諸鑫瑞老師和管曉晨工程師的耐心指導下，我圓滿的完成了本次畢業(yè)設計。這次的畢業(yè)設計，諸鑫瑞老師從開題報告開始就對我們進行了論文擬寫的建議，幫助我們提供可參考的文獻。對于我們上傳的草稿認真審閱，對我們的不足之處進行了詳細的講解，并提供修改的建議和方法。論文的完成離不開諸老師的循循善誘，在此深切的感謝諸老師對于我們的付出。其次，我要感謝蘇州奧杰汽車技術股份有限公司給我進行的CATIA培訓和工程師管曉晨對畢設提供的參考文獻和專業(yè)的指導，對我在后期論文完成方面帶來了很大的幫助。最后感謝我們班幫助過我的所用同學，是大家共同營造了良好的學習氛圍，促進我們共同學習、共同進步。