畢業(yè)設計（論文）輕型客車獨立懸架系統(tǒng)分析

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1、 某輕型客車獨立懸架系統(tǒng)設計 學 院 機電工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學 號 姓 名 指導教師 負責教師 沈陽航空航天大學 2010年6月 沈陽航空航天大學畢業(yè)設計（論文） 畢業(yè)設計（論文）任務書畢業(yè)設計（論文）題目 某輕型客車獨立懸架系統(tǒng)設計

2、 畢業(yè)設計（論文）時間 2010 年 3 月 29 日至 2010 年 7 月 2日 畢業(yè)設計（論文）進行地點 沈陽航空航天大學道義校區(qū) 畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容及要求： 畢業(yè)設計是四年大學學習環(huán)節(jié)中的最后一環(huán)，通過畢業(yè)設計可以重溫以往學習過的相關知識，并且學會如何將這些知識應用到實際設計中去，因此畢業(yè)設計是對你學習情況的很好總結(jié)。同時畢業(yè)設計也是對你獨立學習、獨立思考、獨立工作能力的很好鍛煉機會，它會為你今后走向工作崗位奠定一定的基礎。在此希望你能以積極的態(tài)度、飽滿的熱情投入到畢業(yè)設計工作

3、中去，順利的完成畢業(yè)設計。 一．畢業(yè)設計內(nèi)容 本畢業(yè)設計題目為某輕型客車懸架設計，目的是培養(yǎng)學生綜合運用所學知識解決汽車設計實際問題的能力。具體內(nèi)容包括： 1．調(diào)研，對所進行設計的車型懸架結(jié)構形式和設計方法有深入了解； 2．分析汽車懸架系型式，確定本設計型式； 3．確定懸架系統(tǒng)主要性能參數(shù)； 4．完成懸架總成及主要零件的設計計算； 5．進行懸架的運動分析； 5．用CATIA完成懸架總成裝配圖及主要零件圖設計。 步驟： 懸架結(jié)構形式確定→選參數(shù)→設計、分析、計算→懸架系統(tǒng)設計計算及運動分析→懸架總成裝配圖及主要零件設計圖繪制 二．設計所需參數(shù) 汽車總質(zhì)量： 1800K

4、g 軸距： 2590mm 輪距： 1450mm 最高車速： 120km/h （設計參數(shù)請參考海獅輕型客車） 三．畢業(yè)設計要求： 1．編寫設計說明書，大于1.2萬字；說明書格式分明、條理清晰，論述正確，分析所用資料來源準確清楚； 2．設計說明書中文摘要譯成英文； 3．外文資料翻譯0.3萬字左右； 4．設計圖要完成電子板或圖紙輸出； 5．上機時間大于200小時。 四．推薦參考文獻 以下是推薦的主要專業(yè)參考文獻 1．《汽車構造》陳家瑞主編，機械工業(yè)出版社 2．《汽車設計》王望予主編，機械工業(yè)出版社 3．《汽車理論》余志生主編，機械工

5、業(yè)出版社 4．《汽車現(xiàn)代設計制造》龔微寒主編，人民交通出版社 5．《汽車工程手冊》（基礎篇、設計篇、制造篇），人民交通出版社 6．《汽車技術》、《汽車工程》等科技期刊中相關文獻 7．設計所需相關標準及軟件 8．科技文獻撰寫方法 指導教師簽字 年 月 日 負責教師簽字 年 月 日 摘 要 懸架是汽車的重要組成之一,它的主要作用是傳遞車輪和車架之間的一切力和力矩,以保證汽車的行駛的平順性。欲設計理想的懸架結(jié)構,必須對其導向機

6、構運動特性作出準確的描述和判斷，從而對其設計參數(shù)作出合理的選擇。本文例舉了主要的幾種懸架，并對其優(yōu)缺點進行了分析和對比，最后選出雙橫臂獨立懸架系統(tǒng)進行系統(tǒng)分析和計算，通過查閱相關資料，利用資料中所給的簡單的公式對雙橫臂獨立懸架系統(tǒng)各個組成部分和機構做出了計算和分析，進而設計出了一個雙橫臂獨立懸架系統(tǒng)，通過求助老師和查閱資料，進一步對系統(tǒng)做了優(yōu)化設計，讓他變成一個比較理想的雙橫臂獨立懸架系統(tǒng)，最后利用CATIA建出實體模型。 關鍵詞：雙橫臂獨立懸架；扭桿彈簧；實體建模。 Abstract Suspension is one o

7、f the important components of the car. Its main function is to transfer between the wheel and frame of all the force and moment, in order to ensure the smooth running of the car. To design the ideal suspension structures, an accurate description and judgment must be made for the characteristics of t

8、he steering mechanism to choose the rational design. This paper enumerated several main suspension, and their advantages and disadvantages are analyzed and compared, and finally double wishbone suspension system is be chosen to analy and calculate. The author use the simple formula to make calculati

9、on and analysis the component of double wishbone suspension system, through the access of relevant information given in the material, and then design a simple double wishbone suspension system. The optimization design has been done without the help of teachers and the access to information, to let i

10、t become a relatively ideal double wishbone suspension system. Finally, a solid model is built through CATIA. Key words: double wishbone suspension; torsion bar springs; optimization design; solid model 目 錄 1 前言 1 2 汽車懸架系統(tǒng)簡介 2 2.1 懸架的功用 2 2.2 懸架的組成 3 2.2.1 彈性元件 3 2.2.2 減振器 3 2.2.3 導向

11、機構 4 2.3 懸架的分類 4 3懸架的總成分析 7 3.1懸架設計的要求 7 3.1.1汽車平順性對懸架的要求 7 3.1.2汽車操作穩(wěn)定性對懸架的要求 8 3.1.3汽車抗側(cè)傾、抗前俯、抗后仰性能對懸架的要求 9 3.1.4汽車隔振隔聲要求對懸架的要求 10 3.1.5汽車總體布置對懸架的要求 10 3.2懸架的結(jié)構形式分析 10 3.2.1非獨立懸架 10 3.2.2獨立懸架 11 3.2.3獨立懸架與非獨立懸架優(yōu)缺點對比 13 3.3前獨立懸架的選型 14 4 懸架主要參數(shù)的確定 15 4.1懸架靜撓度 15 4.2懸架的動撓度 16 4.3懸架側(cè)傾

12、角剛度及其在前、后軸的分配 16 5 懸架系統(tǒng)的總成設計 17 5.1雙橫臂式獨立懸架導向機構設計 17 5.1.1 設計要求 17 5.2扭桿彈簧的設計 22 5.2.1扭桿彈簧斷面形狀的分類和特點 23 5.2.2扭桿彈簧相關參數(shù) 23 5.2.3材料和許用應力 23 5.2.4扭桿彈簧的具體參數(shù) 24 5.3減震器的設計 26 5.3.1相對阻尼系數(shù) 26 5.3.2減震器阻尼系數(shù) 27 5.3.3最大卸荷力 27 5.3.4主要尺寸的計算 27 5.3.5計算結(jié)果以及減震器的選擇 28 6 CATIA三維建模 30 6.1扭桿彈簧的三維建模 30 6.

13、2主要零件的三維實體圖 34 6.3主要零件的平面圖 39 總 結(jié) 41 致 謝 42 參考文獻 43 V 沈陽航空航天大學畢業(yè)設計（論文） 1 前言 隨著我國道路條件的改善和汽車技術的引進,近年來我國開發(fā)的輕型汽車,特別是輕型客車較多采用的雙橫臂獨立懸架。 雙橫臂獨立懸架是汽車懸架結(jié)構中的常見的一種形式,其運動形式的優(yōu)劣關系到汽車的操作穩(wěn)定性,舒適性，轉(zhuǎn)向輕便性和輪胎的使用壽命等諸多方面。欲設計理想的懸架結(jié)構,必須對其導向機構運動特性做出準確的描述和判斷，從而對其設計參數(shù)做出合理的選擇。 扭桿彈簧以其質(zhì)量輕，能容量高，結(jié)構簡單，容易布置的特點，在輕型和重型

14、客貨車上獲得廣泛的應用。本文在進行常規(guī)設計的基礎上，提高了從汽車行駛的平順性出發(fā)，一扭桿的能容量為目標，以扭桿的直徑，懸架的剛度，扭桿長度，扭桿的許用應力等為約束條件，建立CATIA模型，對其進行更深一步的分析和了解。 本文將以金杯海獅的輕型客車的雙橫臂對懸架為研究對象，對雙橫臂獨立懸架總成進行設計。 2 汽車懸架系統(tǒng)簡介 2.1 懸架的功用 汽車懸架是車架（或車身）與車軸（或車輪）之間的彈性聯(lián)結(jié)裝置的統(tǒng)稱。它的作用是彈性地連接車橋和車架（或車身），緩和行駛中車輛受到的沖擊力；保證貨物完好和人員舒適；衰減由于彈性系統(tǒng)引進的振動，使汽車

15、行駛中保持穩(wěn)定的姿勢，改善操縱穩(wěn)定性；同時懸架系統(tǒng)承擔著傳遞垂直反力，縱向反力（牽引力和制動力）和側(cè)向反力以及這些力所造成的力矩作用到車架（或車身）上，以保證汽車行駛平順；并且當車輪相對車架跳動時，特別在轉(zhuǎn)向時，車輪運動軌跡要符合一定的要求，因此懸架還起使車輪按一定軌跡相對車身跳動的導向作用。 懸架結(jié)構形式和性能參數(shù)的選擇合理與否，直接對汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性有很大的影響。由此可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。 圖2.1 懸架總成 2.2 懸架的組成 一般懸架由彈性元件、導向機構、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。 2.2.1 彈性元件 彈性元件用來承受并傳

16、遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對車身的沖擊。彈性元件種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧等。 1．鋼板彈簧：由多片不同長度和不等曲率的鋼板疊合而成。安裝好后兩端自然向上彎曲。鋼板彈簧除具有緩沖作用外，還有一定的減震作用，縱向布置時還具有導向傳力的作用，非獨立懸掛大多采用鋼板彈簧做彈性元件，可省去導向裝置和減震器，結(jié)構簡單。 2．螺旋彈簧：只具備緩沖作用，多用于轎車獨立懸掛裝置。由于沒有減震和傳力的功能，還必須設有專門的減震器和導向裝置。 3．油氣彈簧：以氣體作為彈性介質(zhì)，液體作為傳力介質(zhì)，它不但具有良好的緩沖能力，還具有減震作用，同時還可調(diào)節(jié)車架的高

17、度，適用于重型車輛和大客車使用。 4．扭桿彈簧；將用彈簧桿做成的扭桿一端固定于車架，另一端通過擺臂與車輪相連，利用車輪跳動時扭桿的扭轉(zhuǎn)變形起到緩沖作用，適合于獨立懸掛使用。 2.2.2 減振器 減振器用來衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振動，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調(diào)式新式減振器，充氣式減振器。 圖2.2 減震器組成 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 2.2.3 導向機構 導向機構用來傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時保持車輪按一定運動軌跡相對車身跳動，通常導向機構由控

18、制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時，可不另設導向機構，它本身兼起導向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，改善汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。 2.3 懸架的分類 按控制形式不同分為：被動式懸架和主動式懸架。 目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，如下圖所示由彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件構成（如圖2.3）。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動

19、調(diào)整懸架剛度和阻尼。 圖2.3 被動式懸架 1. 彈性元件；2. 縱向推力桿；3. 減振器；4. 橫向穩(wěn)定桿；5. 橫向推力桿 根據(jù)汽車導向機構不同懸架種類又可分為：獨立懸架和非獨立懸架。（如圖2.4) 圖2.4獨立懸架和非獨立懸架示意圖 a. 非獨立懸架 b. 獨立懸架 3懸架的總成分析 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性連接起來。其主要是傳遞車輪和車架之間的一切力和力矩。且緩和由于路面不平傳給車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的震動，以保證汽車行駛的平順性。 現(xiàn)代汽車的懸架盡管有不同的形式，

20、但是一般都是有彈性元件，減震器和導向機構組成。由于汽車行駛的路面不可能絕對的平坦，在路面上汽車所收的車輪的垂直反力往往是沖擊的，特別是在換路面高速行駛時，這種沖擊力是達到很大的數(shù)值，為了緩和沖擊，在汽車行駛中，除了采用彈性的充氣氣囊外，在懸架中還必須裝有彈性元件，另外還有減震器來把車架的彈性震動衰減到最小。此外為使車輪按一定的軌跡相對于車架和車身跳動。懸架中某些傳力機構起著導向作用，即導向機構。為防止車身在轉(zhuǎn)向燈情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架的系統(tǒng)中有的還沒有橫向穩(wěn)定器?，F(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)，嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動式懸架和主動式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架

21、，如下圖所示也就是汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構以及減振器這些機械零件。20世紀80年代以來主動懸架開始在一部分汽車上應用，并且目前還在進一步研究和開發(fā)中。主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼。 3.1懸架設計的要求 懸架與汽車的多種使用性能有關，下面將分別介紹各個使用性能對汽車懸架具體的設計要求。 3.1.1汽車平順性對懸架的要求 1.懸架的固有頻率及彈性特性 汽車的質(zhì)量可以分為簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量兩部分。有彈性元件承載的部分，如車架及其他所有的彈簧以上的部件和載荷都屬于簧載質(zhì)量彈簧以下，如車

22、輪的車軸等部件的質(zhì)量都屬于非簧載質(zhì)量。 車輪垂直載荷引起的車輪中心相對于車身距離之間的關系成為彈性特性，其斜率是懸架的剛度。 簧載質(zhì)量與彈性元件所組成的振動系統(tǒng)的固有頻率是衡量汽車平順性的重要參數(shù)，固有頻率低的平順性就越好。前后懸架的固有平率的匹配對平順性也有影響，故通常轎車的前懸架固有頻率稍低于后懸架。 轎車的固有頻率設計為72-100Hz，偶爾也有設計成低于60Hz的。 懸架應有足夠的動行程，以防止車軸等撞擊車架或車身。動行程是指由靜止位置開始，把懸架壓縮到結(jié)構允許的最大可能位置（通常指緩沖塊壓到自由高度的一半或三分之二）車輪中心相對于車架的或車身的垂直位移。 2.振動的衰減能

23、力 汽車通過不同路面時，為了衰減車身的自由振動和抑制車身，車輪的共振，以減少車身的垂直加速度和車輪的振幅，懸架應有合理的阻尼。 減震器衰減振動的能力還與汽車的簧上質(zhì)量及懸架的剛度有關，常用阻尼比這個概念說明。阻尼比一般為0.2~0.4。 3.簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量的比值 簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量的比值較大可以減少高頻共振區(qū)車身振動加速度，特別是減少車輪離地機會。一般獨立懸架將其設計為6~8。 3.1.2汽車操作穩(wěn)定性對懸架的要求 1.車輪定位等幾何參數(shù) 車輪定位及相關的幾何參數(shù)影響到很多的性能，如直線的行駛穩(wěn)定性，穩(wěn)態(tài)專項性，汽車極限側(cè)向加速度，抵抗前俯，后仰能力，前輪自動回正和輪胎的

24、消耗等。這些參數(shù)的數(shù)值隨著車輪上下跳動及所受的側(cè)向力，縱向力變化，其中變化規(guī)律有懸架的結(jié)構，構件參數(shù)與剛度所決定。這幾過程中要考慮這些參數(shù)的變化，并加以控制和利用。 2.導向系和轉(zhuǎn)向拉桿的運動協(xié)調(diào) 前懸架的導向桿系應與轉(zhuǎn)向拉桿在運動學上協(xié)調(diào)，并保證前輪的正確定位，否則車身或前軸上下振動時會引起車輪繞主銷擺動，影響汽車的操作穩(wěn)定性。 3.穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向性 汽車應有適當?shù)牟蛔戕D(zhuǎn)向，以提供良好的駕駛性能和防止汽車行駛時出現(xiàn)突然甩尾等現(xiàn)象。 懸架主要是通過以下作用影響汽車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性： （1）懸架通過它確定的前后輪左右輪地面垂直反力的轉(zhuǎn)移和車輪外傾角變化，而影響輪胎側(cè)偏角。 在同一側(cè)向力作用

25、下，輪胎彈性引起的車軸側(cè)偏角與左右車輪垂直載荷之差有關，差值越大則側(cè)偏角越大。設計中通過調(diào)整前后懸架側(cè)偏角剛度的比值等措施來改變前后軸的側(cè)偏角而控制汽車的轉(zhuǎn)向特性。后輪驅(qū)動的轎車常把橫向穩(wěn)定桿裝在前懸架，就是為了增加前懸架的側(cè)傾剛度，從而加大前軸的側(cè)偏角，增加汽車的不足轉(zhuǎn)向性。 車輪順著側(cè)向慣性力傾斜時，輪胎側(cè)傾角加大，反之則減少。因此為了獲得滿意的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性，選擇懸架結(jié)構及構件尺寸時，要考慮外傾角的變化情況。 （2）通過側(cè)傾角轉(zhuǎn)向效應來改變前后輪的方向。側(cè)傾轉(zhuǎn)向角是指車身發(fā)生側(cè)傾時，有導向系（若是前橋則包含轉(zhuǎn)向拉桿）運動學關系而產(chǎn)生的車輪轉(zhuǎn)向角。側(cè)傾轉(zhuǎn)向亦稱為軸轉(zhuǎn)向，它將增加或減少總的

26、車軸側(cè)偏角而影響汽車的轉(zhuǎn)向特性。 （3）通過導向系的變形轉(zhuǎn)向角來影響前后輪的方向。變形轉(zhuǎn)向角是指地面作用于輪胎的力使導向桿系支撐套等產(chǎn)生變形，從而使車輪產(chǎn)生附加轉(zhuǎn)向角。 3.1.3汽車抗側(cè)傾、抗前俯、抗后仰性能對懸架的要求 轉(zhuǎn)彎時車身的側(cè)傾過大會使乘客有不穩(wěn)定的感覺。車身的側(cè)傾角主要是由側(cè)傾力矩與懸架的側(cè)傾剛度因素有關。車身側(cè)傾軸線是指前后懸架上車身做側(cè)傾運動的瞬時中心（稱為該懸架的側(cè)傾中心）的連線。彈簧質(zhì)量的質(zhì)心至側(cè)傾中心軸線的距離為側(cè)傾力臂。汽車轉(zhuǎn)彎時，簧載質(zhì)量引起的側(cè)傾力矩為其側(cè)向慣性力與力臂之積。側(cè)傾后，簧載質(zhì)量質(zhì)心偏移造成的重力矩會增大車身的側(cè)傾，而獨立懸架的非簧載質(zhì)量的側(cè)向力

27、也影響車身的側(cè)傾。故側(cè)傾力矩為上述三者之和。 一般轎車在側(cè)向加速度為1.5g時側(cè)傾角為3~4.5o。 制動點頭角與汽車的制動中心及懸架運動的瞬時中心有關。根據(jù)質(zhì)心高度hg，軸距L以及前軸制動力與總制動力的比值可確定制動中心O的位置。懸架的瞬時運動中心瞬時運動時由本身結(jié)構決定的。 一般轎車的制動點頭角在制動減速度為0.5g時為10左右。 不少雙橫臂獨立懸架的傷橫臂支撐銷軸線，在縱向垂直平面上的投影前高后低，以使懸架的瞬時中心位置有利于減少點頭角。 3.1.4汽車隔振隔聲要求對懸架的要求 路面對車輪的沖擊，車輪的不平衡及傳動系統(tǒng)的振動，都可能通過懸架系統(tǒng)或直接傳至車身，或引起懸架或車身

28、某些零件共振后再傳到車身，在車廂內(nèi)造成高頻振動及噪聲。 故獨立懸架導向桿系鉸接處采用大而厚的橡膠襯套或襯塊隔振噪聲。設計橡膠鉸接點是應考慮到汽車轉(zhuǎn)外時制動和環(huán)路面行駛時，車輪的位置不能有橡膠鉸接點的彈性而產(chǎn)生過大且不利于操作穩(wěn)定性的變化。以此，橡膠襯套襯塊常有非線性的彈性特性。根據(jù)需要在各個方面有不同的剛度。 3.1.5汽車總體布置對懸架的要求 起著總體布置與懸架結(jié)構有著密切的關系。微型\普通級和中級轎車希望在較小的空間尺寸內(nèi)提供盡可能大的乘坐空間,以此選擇懸架結(jié)構要充分考慮結(jié)構緊湊\和節(jié)省空間要求。 3.2懸架的結(jié)構形式分析 懸架的結(jié)構形式很多，在雙軸汽車上常見的有獨立懸架和非獨

29、立懸架兩大類，在三軸汽車的后懸架上常采用平衡式懸架，在新穎的轎車上又出現(xiàn)了交聯(lián)式懸架和主動懸架等新形式。 被用于輕型客車的懸架多為獨立懸架或非獨立懸架，下面我們著重討論這兩種懸架的特點。 3.2.1非獨立懸架 左右車輪用一根剛性連接起來，并通過懸架與車架相連接，典型代表縱置板簧式懸架（如圖3.1所示）。 圖3.1縱置板簧式懸架 3.2.2獨立懸架 兩側(cè)的車輪各自獨立的與車架或車身彈性連接，典型代表： 1.車輪在汽車橫向平面內(nèi)擺動的懸架（橫臂式獨立懸架，如圖3.2所示） 圖3.2雙橫臂式獨立懸架示意圖 2車輪在汽車縱向平面內(nèi)擺動的懸架（縱臂式獨立懸架，圖3.3所示

30、） 圖3.3縱臂式獨立懸架示意圖 3.車輪沿主銷移動的懸架（麥弗遜式懸架，如圖3.4所示） 圖3.4麥弗遜式單個獨立懸架示意圖 3.2.3獨立懸架與非獨立懸架優(yōu)缺點對比 表3.1獨立懸架與非獨立懸架的優(yōu)缺點對照 非獨立懸架 獨立懸架 簧載質(zhì)量 較大 較小 結(jié)構 結(jié)構簡單制造成本低，易維修 結(jié)構復雜，維修不便，成本高 平順性 對高速工況下，車輛的行駛平順性不能得到充分的保證 前輪采用該懸架夠，取消了整根前軸，發(fā)動機質(zhì)心降低，平順性提高 彈性元件的應用 常采用螺旋彈簧橡膠彈簧，空氣彈簧，鋼板彈簧 各種彈簧大都可采用，取上述四種外還可采用扭

31、桿彈簧 平順性有彈性元件引起的差別 彈性元件除受垂直力外，還受扭力的作用，且采用的彈簧剛度不易國小，這使車身振動頻率高，使平順性降低 由于彈性元件只承受垂直力，可采用剛度小的彈簧，使車身頻率降低，從而改善了汽車的行駛平順性 通過性 由于采用整軸離地間隙較小，通過性較差 能保持車輪與不平路面的接地性和提高離地間隙通過性好 由于本人的設計方向和篇幅所限，下面著重對獨立懸架中的雙橫臂獨立懸架和麥弗遜懸架進行具體的比較： 1. 雙橫臂式獨立懸架 雙橫臂式獨立懸架按其上下臂的長度可以分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種.前懸架若采用等長雙橫臂式獨立懸架，則其車輪在上、下跳動時可以保持

32、主銷傾角不變，但是其相對的輪距變大，輪胎的磨損嚴重，并不實用。而不等臂式獨立懸架，只要適當?shù)倪x擇上下橫臂的長度并合理的布置，即可使得輪距和車輪定位參數(shù)的變化量限定在允許的范圍內(nèi)。這種不大的輪距變化，不應引起車路沿路面的側(cè)滑，而為輪胎的彈性變形所補償。 雙橫臂式獨立懸架的突出優(yōu)點在于設計的靈活性，可以通過合理的選擇空間導向桿系的鉸接點位置和導向臂長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當?shù)膫?cè)傾中心和縱傾中心。 雙橫臂式獨立懸架通?？梢圆捎寐菪龔椈?、空氣彈簧、扭桿彈簧或鋼板彈簧作為彈性元件。 為了隔離振動和噪聲并補償空間導向機構由于上下橫臂白都給軸線所帶來的運動干涉，在各鉸接點處一般

33、采用橡膠支撐。 2.麥弗遜式獨立懸架 與雙橫臂式獨立懸架相比，麥弗遜式獨立懸架的突出特點在于可以將導向機構和減震器裝置集中到一起，可以將多個零件集成在一個單元里。不僅簡化了結(jié)構，見小了質(zhì)量，還節(jié)省了橫向空間，有利于車聲前部底板構造和發(fā)動機的布置。缺點是：由于自由度的減少，懸架的可設計性不如雙橫臂式獨立懸架；振動通過上支點傳給汽車頭部，須采用相應的措施隔離振動、噪聲；減震器的活塞桿與導向套的之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加明顯，對輪胎的不平衡較敏感；減震器緊貼車輪布置，其空間很小，有些情況下不便于采用寬輪胎或加裝防滑鏈。 它廣泛適用于微型和普通型轎車

34、，采用螺旋彈簧，簧下質(zhì)量。橫向剛度，對操縱穩(wěn)定性有利，車輪外傾角可調(diào)。 3.3前獨立懸架的選型 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，車速度的不斷提高，非獨立懸架已不能滿足行駛平順性的要求，同時輕型客車的行駛平順性要求較高，要求車速較高，乘坐舒適性較高，且行駛平穩(wěn)，操縱穩(wěn)定性要求較高。以此通過上節(jié)對獨立懸架和非獨立懸架的性能分析。非獨立懸架遠不能滿足要求，且獨立懸架左右車輪單獨跳動，相互影響小，可減少車身的傾斜和振動，若正確的選擇導向機構的型式和參數(shù)，有助于消除前輪擺振的不良現(xiàn)象，由于以上優(yōu)點，應采用獨立懸架作為前懸架較合理。 獨立懸架的形式較多，經(jīng)過對比分析各種懸架的特點可知，在輕型客車上采用扭桿式雙

35、橫臂獨立懸架較為合理，此種懸架能夠保持汽車較高速行駛時，有良好的行駛平順性，能夠滿足對輕型客車的要求。 目前輕型客車普遍使用的懸架類型是雙橫臂式獨立懸架和麥弗遜式獨立懸架，綜合考慮輕型客車的設計要求，本設計選擇雙橫臂式獨立懸架作為某型號輕型汽車的懸架形式。 4 懸架主要參數(shù)的確定 4.1懸架靜撓度 懸架靜撓度，是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即=Fw／c。 汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、

36、后部分的車身的固有頻率n1和n2(亦稱偏頻)可用下式表示 ; ; (4.1) 式中，c1、c2為前、后懸架的剛度(N／cm)；m1、m2為前、后懸架的簧上質(zhì)量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 式中，g為重力加速度(g=981cm／s2)。 將、 代入式(4.1)得到 ； (4.2) 分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲

37、保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。 在選取前、后懸架的靜撓度值和時，應當使之接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，nl／n2<1時的車身縱向角振動要比n1/n2>1時小，故推薦取 =(0．8～0．9) ?？紤]到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦=(0．6～0．8) 。為了改善微型轎車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。 用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，

38、大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1．00～1．45Hz，后懸架則要求在1．17～1．58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0．80～1．15Hz，后懸架則要求在0．98～1．30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1．50～2．10Hz，而后懸架則要求在1．70～2．17Hz。選定偏頻以后，再利用式(4.2)即可計算出懸架的靜撓度。 選取偏頻n為1.25Hz，得到本車的靜撓度為16cm。 4.2懸架的動撓度 懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1

39、／2或2／3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，取7～9cm；對大客車, 取5～8cm；對貨車取6～9cm。 本次設計取8cm。 4.3懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配 懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時懸架給車身的彈性恢復力矩。它對簧上質(zhì)量的側(cè)傾角有影響；側(cè)傾角過大或過小都不好。乘坐側(cè)傾角剛度過小而側(cè)傾角過大的汽車，乘員缺乏舒適感和安全感。側(cè)傾剛度過大而側(cè)傾角過小的汽車又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺，同時使輪胎側(cè)偏角增大，如果發(fā)生在后輪會使汽車增加了過多轉(zhuǎn)向的可能。要求在側(cè)向慣性力等于0．4倍

40、車重時，轎車車身側(cè)傾角在2.50～4，貨車車身側(cè)傾角不超過60～7。 此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0．4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)偏角之差δ1～δ2應當在10～3范圍內(nèi)。為滿足汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性的要求，應使汽車前軸的輪胎側(cè)偏角略大于后軸的輪胎側(cè)偏角。為此，應該使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。對轎車，前、后懸架側(cè)傾角剛度比值一般為1．4～2．6。 5 懸架系統(tǒng)的總成設計 本人設計所選的雙橫臂扭桿彈簧獨立懸架作為某輕型客車的懸架形式，其設計大致可以分為四個部分： 1.導向機構的設計 2.扭桿彈簧的設計 3.減震器的設計 4.橫向穩(wěn)定桿和緩沖塊的設計

41、 由于時間的限制，以及對汽車性能影響的重要性，本設計只對前三部分進行設計，至于橫向穩(wěn)定桿和緩沖塊的設計，不做具體討論。 5.1雙橫臂式獨立懸架導向機構設計 5.1.1 設計要求 1. 對前輪獨立懸架導向機構的要求是： 1)懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過4，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。 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，車輪不應產(chǎn)生縱向加速度。 3)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應使車身側(cè)傾角小。在0．4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于60～7，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉(zhuǎn)向效應。 4)汽車制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。

42、 對后輪懸架導向機構的要求是： 1)懸架上的載荷變化時，輪距無顯著變化。 2)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應。 此外，導向機構還應有夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 2．縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 1）上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。圖5.1給出了六種可能布置方案的主銷后傾角λ值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標為λ值，縱坐標為車輪接地中心的垂直位移量。各匹配方案中β1、β2角度的取值見圖注，其正負號按右手定則確定。 圖5.1、的匹配對的影響 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一

43、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增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因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。 分析圖5.1中λ的變化曲線可知，第4、第5方案的λ變化規(guī)律為壓縮行程λ減小，拉伸行程λ增大，這與所希望的規(guī)律正好相反，因此不宜用在汽車前懸架中；第3方案雖然主銷后傾角的變化最小，但其抗前俯的作用也小，所以現(xiàn)代汽車中也很少采用；第1、2、6方案的主銷后傾角變化規(guī)律是比較好的，所以這三種方案在現(xiàn)代汽車中被廣泛采用。本次設計采用第2種方案。 2）橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 比較圖5.2 a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所

44、得側(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。本次設計取第三種方案。 圖5.2上下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 3）水平面內(nèi)上、下橫臂動軸線的布置方案 上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖5.3所示。 下橫臂軸M—M和上橫臂軸N—N與縱軸線的夾角，分別用α1和α2來表示，稱為導向機構上、下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負，與汽車縱軸線平行者，夾角為零。 圖5.3水平面內(nèi)上下橫臂軸的布置方案 為了使輪胎在遇到凸起路障時能夠使輪胎一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到車身上的沖擊力，

45、還為了便于布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸M—M的斜置角。，為正，而上橫臂軸N—N的斜置角α2則有正值、零值和負值三種布置方案，如圖5.3中的a、b、c所示。上、下橫臂斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大影響。如車輪上跳、下橫臂斜置角αl為正、上橫臂斜置角α2為負值或零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂斜置角α1、α2都為正值，如圖5.3a所示，則主銷后傾角隨車輪的上跳較少增加甚至減少(當α1<α2時)。至于采取哪種方案為好，要和上、下橫臂在縱向平面內(nèi)的布置一起考慮。當車輪上跳、主銷后傾角變大時．車身卜的懸架支承處會產(chǎn)生反力矩，有

46、抑制制動時前俯的作用。但主銷后傾角變得太大時，會使支承處反力矩過人，同時使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對側(cè)向力十分敏感，易造成車輪擺振或轉(zhuǎn)向盤上力的變化。因此，希望轎車的主銷后傾角原始值為-1—+2。當車輪上跳時，懸架每壓縮lOmm，主銷后傾角變化范圍為10′—40′。 為了綜合1上述要求，選擇恰當?shù)目骨案┙?，國外已根?jù)設計經(jīng)驗制定出一套列線圖，如圖5.4所示。該圖由三組線圖組成：圖5.4a為汽車在不同減速度時(以重力加速度g的百分數(shù)表示)，前輪上方車身下沉量f1，與抗前俯率ηd的關系；圖5.4b，為下橫臂擺動軸線與水平線夾角β1不相同時，主銷后傾角λ的變化；率dλ／df1，與抗前俯率的關系；圖5.4c為不同球

47、銷中心距時，主銷后傾角λ的變化率dλ／df1與上、下橫臂擺動軸線夾角(β2—β1)的關系。運用此圖的步驟如下： 先根據(jù)設計的允許前俯角(在0．5g時為1～3)確定f1，然后找到相應的ηd，并在圖5.4b上初選β1，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮lOmm時為10′一40′)． 如超出范圍，即重新選β1，，直至達到要求為止。接著可用圖5.4c，先選定球銷中心距，從圖5.4b所定的dλ／df1值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角(β2—β1)，如布置上允許即認為初選成功。此圖適用于軸距2．8～3．2m，質(zhì)心高為0．58～0．6m的轎車。 圖5.4 上下橫臂

48、軸線縱向傾角的線圖 4）上、下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機方仙。另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。 圖5.5為下橫臂長度保持原車值不變，，改變上橫臂長度，使分別為0.4，0．6，0．8，1．0，1．2時計算得到的懸架運動特性曲線。其中Z—By(1/2輪距)為車輪接地點在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動的特性曲線。由圖可以看出，當上、下橫臂的長度之比為0．6時，By曲線變化最平緩；增大或減小時，By曲線的曲率都增加。圖中的Z—δ和Z—γ分別為車輪外傾角和主

49、銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的特性曲線。當時，δ和γ均為直線并與橫坐標垂直，這時，δ和γ在懸架運動過程中保持定值。 圖5.5上下橫臂長度之比改變時的懸架的運動特性 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，因此應選擇 在0．6附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定位角度的變化要小，這時應選擇在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的應在0．6～1．0范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認為，上、下擺臂長度之比取0．7和0．66為最佳。根據(jù)我國轎車設計的經(jīng)驗，在初選尺寸時, 取0．65為宜。 5.2扭桿彈簧的設計 目前我國有相當數(shù)量的重型汽車、輕型汽車以及廂式汽

50、車采用了扭桿彈簧。本設計的輕型客車亦采用扭桿彈簧作為懸架的彈性元件。和其他彈簧相比，它具有以下優(yōu)點： 1.單位質(zhì)量扭桿彈簧儲能量大。 2.應用扭桿彈簧可使非簧載質(zhì)量減小，有利于提高汽車的行駛平順性。 3.扭桿彈簧懸架較其他形式懸架更容易布置。 4.扭桿彈簧與固定臂和調(diào)節(jié)臂的連接機構簡單，在保養(yǎng)中一般無維護要求。 5.由于扭桿彈簧的一端與調(diào)節(jié)臂連接，因而可以通過不同的裝配預扭角實現(xiàn)車身在一定范圍內(nèi)的高度調(diào)節(jié)。 5.2.1扭桿彈簧斷面形狀的分類和特點 扭桿彈簧按其斷面形狀可分為圓形、環(huán)形、矩形和組合式斷面等。圓形斷面的扭桿彈簧結(jié)構簡單、應用的材料便于供應，并且制造方便，因此應用廣泛；

51、環(huán)形斷面比圓形斷面在材料應用上更為合理；有鋼板彈簧片疊成矩形斷面材料利用率稍遜，但當斷面面積和最大剪應力相同時，矩形斷面扭桿彈簧的扭轉(zhuǎn)角與另外兩種相比要大得多，因此扭矩可做的較短便于布置。參考樣車及制造方便考慮選擇圓形斷面的扭桿彈簧。 5.2.2扭桿彈簧相關參數(shù) φ=32ML/πD4G， Cs=πD4G/32L τ=16M/πD， τ1=DG/2L Φ——扭桿彈簧的扭轉(zhuǎn)變形角 M——扭桿彈簧的扭矩 D——扭桿彈簧的直徑 G——扭桿的彈性模數(shù) L——扭桿彈簧的有效長度 Cs——扭桿彈簧的角剛度

52、 τ、τ1——剪切應力、比剪切應力 5.2.3材料和許用應力 1.扭桿彈簧的材料應符合一般彈簧剛度要求外，對材料的化學成分及機械性能要求嚴格控制。一般用50CrV，60CrV，60S12Mn彈簧鋼，重要的扭桿彈簧可選用45CrNiMoVA優(yōu)質(zhì)合金彈簧鋼。美國也推薦使用碳鋼。 2.許用應力 2. 扭桿的彈簧的許用應力和彈性模數(shù)見表5.1： 表5.1扭桿彈簧的許用應力和彈性模數(shù) 規(guī)范 Τm/N㎜-2 G/Nmm-2 淬火、噴丸、預扭 1000~1050 7.4104 淬火、噴丸、不預扭 750~800 7.8104 淬火、不噴丸、

53、不預扭 800 7.8104 允許的最大工作應力受實際工作中的永久變形和疲勞壽命兩個因素制約。 當彈性元件在交變負荷下工作時，其壽命由應力幅決定，最大應力在此基礎選定，表中的應力數(shù)不能用于交變負荷。 目前用作扭桿彈簧的材料經(jīng)過熱處理后一般其硬度約在HRC50左右，在此情況下其扭轉(zhuǎn)屈服極限為1200 N㎜-2 —1400N㎜-2 5.2.4扭桿彈簧的具體參數(shù) 1.端頭的形狀 在扭桿彈簧的鏈接方法中，得到推廣的有楔形鏈接、多角形鏈接和花鍵鏈接，其中最為廣泛的是花鍵鏈接，本設計扭桿彈簧端部采用六角形結(jié)構。 2. 扭桿彈簧的外形尺寸 參考同類型扭桿彈簧取扭桿彈簧的有效長度L=120

54、0mm，則 （1）扭桿彈簧直徑D 取扭桿彈簧直徑D=2.5cm （2）扭轉(zhuǎn)角 其中 （3）扭桿臂長度R （4)扭桿端部直徑Dc 為了使端部和桿部壽命一樣，推薦端部直徑Dc=（1.2～1.3）D，其中D為扭桿直徑。扭桿端部采用直接鍛造出六角形的結(jié)構，為了提高側(cè)邊的平直度，鍛造后再進行精壓加工。六角對邊的寬度B與扭桿直徑D之間要求保持B=（1.2～1.4）D的關系，以保證六角形有足夠的強度。本設計扭桿彈簧

55、端部采用六角形結(jié)構，有 B=Dc=1.3D=1.32.5=3.25cm （5）花鍵長度L1 在負荷作用下的花鍵孔與花鍵軸接觸時都有彈性變形，因此接觸長度應有限制，經(jīng)驗認為花鍵長度應為0.4～0.8倍的花鍵直徑，其所有接觸長度需在50％以上。 L1=0.63.25=19.5mm 取L1=20mm （6）過渡段長度 = （7）過渡段有效長度 （8）過渡圓角r R=1.5D=1.52.5=3.75cm 至此，

56、扭桿的常規(guī)設計結(jié)束，根據(jù)樣車SY6480A選定扭桿彈簧縱向布置方案，綜合考慮各種因素，所選擇的扭桿彈簧為： 扭桿直徑為25mm，扭桿長度為1200mm 扭桿臂長度為225mm。 5.3減震器的設計 減震器是汽車懸架中衰減振動的裝置，它的存在明顯改善了汽車行駛平順性和操作穩(wěn)定性?，F(xiàn)代汽車在設計中懸架的部分都裝有專門的減震裝置，其中用得最多的是液力減震器。液力減震器按其結(jié)構可分為搖臂式和筒式；按其作用原理可分為單向作用式和雙向作用式兩種。由于筒式減震器具有質(zhì)量小、性能穩(wěn)定、工作可靠，得以大量的生產(chǎn)，所以成為減震器的主流。筒式減震器可以分為雙筒式、單筒式和充氣式等結(jié)構，其中以雙筒式應用最多。

57、本設計所選用的就是最為廣泛的雙筒式雙向作用減震器。 5.3.1相對阻尼系數(shù) 值取得大，能迅速衰減振動，但會把較大的不平路面的沖擊力傳到車身；值取得過小，振動率減慢，不利于行駛平順性。通常為協(xié)調(diào)兩方面的要求，使得壓縮行程的相對阻尼系數(shù)c小魚伸張行程的相對阻尼系數(shù)o，兩者之間的關系為： c=（0.25～0.5）o 在設計時先選去伸張和壓縮行程的相對阻尼系數(shù)的平均值1，對無摩擦的彈性元件懸架，取1=0.25～0.35（如扭桿彈簧）。有內(nèi)摩擦的相對小些，對越野車和行駛條件較差的汽車一般取1>0.3。 5.3.2減震器阻尼系數(shù) 在相對阻尼系數(shù)選定的情況下，可利用公式：

58、 w——懸架系統(tǒng)的固有頻率 i——杠桿比，i=n/a ——減震器的安裝角 5.3.3最大卸荷力 ——卸荷速度 ——車身振幅，取40mm W——懸架的固有頻率 ——伸張行程的阻尼系數(shù) 5.3.4主要尺寸的計算 1. 筒式減震器的工作缸直徑D ——缸內(nèi)最大容許壓力，取3~4MPa ——缸筒直徑與連桿直徑比 雙筒式減震器，取0.4~0.5 單筒式減震器，取0.3~0.35 就最近選取一個標準尺寸。 表5.2國標規(guī)定工作缸直徑系列 41.工作缸

59、經(jīng) mm 42. 20 43. 30 44. 40 45. 50 46. 65 2. 貯油桶直徑Dc的確定 Dc=（1.35~1.5）D 壁厚取2mm。 5.3.5計算結(jié)果以及減震器的選擇 1.性能參數(shù) 取相對阻尼系數(shù)平均值=0.3 取 其中，的計算: 根據(jù)樣車，滿載時前懸架的載質(zhì)量為1280Kg，空載時前懸架的載質(zhì)量為900Kg，靜載荷，動載荷。 則前懸架的簧上質(zhì)量由公式，可得 滿載時=563.2kg 空載時481.5kg 由公式： ，得， 可得前懸架的平均剛度為：

60、 安裝角取，則 阻尼系數(shù) 卸載速度 卸載速度符合一般為0.15~0.30的范圍內(nèi) 平均載荷力 3. 主要尺寸 取3.5Pa，取0.45 減震器工作缸的直徑D取20mm、30mm、40mm、50mm、65mm等幾種。按標準選擇D=40mm的減震器。 注油缸直徑Dc=1.35D=52mm 取壁厚為2mm。 至此減震器的選擇計算結(jié)束。 6 CATIA三維建模 以扭桿彈簧的三維建模為例介紹具體的建模過程，篇幅有限，其他零件的建模步驟不做具體的講解。 6.1扭桿彈簧的三維建模 進入CATIA的設計界面，單機開始進入零部件設計模塊，在選擇坐標平面，

61、單擊（草圖繪制工具欄）進入草圖繪制模塊。在草圖中繪制如圖6.1的草圖，并注意尺寸約束。 圖6.1 在YOZ平面內(nèi)繪制草圖 然后點擊退出草圖界面。點擊特征工具中的（旋轉(zhuǎn)體）進入如圖6.2的對話框，以Y軸為軸線的草圖進行旋轉(zhuǎn)體，生成如圖6.3的實體。 圖6.2 旋轉(zhuǎn)體操作對話框 圖6.3旋轉(zhuǎn)體操作后生成的實體 選中實體左端面，點擊進入草圖繪制模塊，在此平面內(nèi)畫一條圖6.4所示的直線（注意直線的位置限定），以便下一步的操作進行。點擊退出草圖界面，點擊特征工具欄中的（凹槽）進入圖6.5所示的凹槽定義對話框，定義凹槽，得到實體如圖6.5所示。 圖6.4左端面平面繪制草圖

62、 圖6.5凹槽定義對話框 圖6.6生成六角形花鍵 點擊（圓弧陣列）進入如圖6.6所示對話框。選擇Y軸為參考元素，之前所做的凹槽為圖樣的對象生成圖6.6所示實體（即扭桿彈簧的六角形結(jié)構花鍵）。 最后，點擊（鏡像）進入鏡像定義對話框（如圖6.7所示），鏡像元素選擇實體端面的右端面（旋轉(zhuǎn)體.1\面.2），要鏡像的元素為當前實體，生成如圖6.8所示的扭桿彈簧。 圖6.7鏡像定義對話框 圖6.8扭桿彈簧實體 6.2主要零件的三維實體圖 下面是其他的一些主要零件的實體圖，具體的建模過程不再敘述。 1. 下橫臂實體圖（圖6.9） 6.

63、9下橫臂實體圖 2.下橫臂軸實體圖(圖6.10) 圖6.10下橫臂軸實體圖 3. 上橫臂軸實體圖（圖6.11） 圖6.11上橫臂軸實體圖 4.上橫臂實體圖 圖6.12上橫臂實體圖 5.扭桿彈簧固定安裝裝置 圖6.13扭桿彈簧安裝裝置 6. 扭桿彈簧扭臂實 圖6.14扭桿彈簧扭臂實體圖 7. 轉(zhuǎn)向節(jié)實體圖 圖6.15轉(zhuǎn)向節(jié)實體圖 8.橫向穩(wěn)定器實體圖 圖6.16橫向穩(wěn)定器實體圖 9. 減震器裝配圖 圖6.17減震器裝配圖 10.雙橫臂扭桿彈簧獨立懸架總成裝配圖 圖6.18總成裝配圖 6.3主要零件的平面圖 1.

64、上橫臂的平面圖 圖6.19上橫臂平面圖 2.上橫臂軸平面圖 圖6.20上橫臂軸平面圖 總 結(jié) 過了十六周，畢業(yè)設計終于塵埃落定。在這三個多月的時間里，我基本上掌握了雙橫臂獨立懸架總成的整套設計方法，并對其主要元件的設計都基本掌握。本次設計主要是針對輕型客車前懸架，通過查閱相關資料并結(jié)合老師所給的相關參數(shù)，定位扭桿彈簧懸架系統(tǒng)，然后對其進行分析，在對其導向機構等組成部分進行計算，利用計算結(jié)果在CATIA上對各個零件建出實體模型，最后裝配出裝配圖。在設計過程中遇到不明白的問題就向老師請教，從而達到了預期的效果。對所學的知識有了更深的了解，尤其是獨立懸架的這一方面的知識進行了更系

65、統(tǒng)、更深入的分析和研究。 通過本次使我對汽車有了更深入的認知，工程軟件的操作水平也有了顯著的提高．也真正的感受到了程老師所說的畢業(yè)設計是四年大學學習的一個總結(jié)和升華，它將專業(yè)知識和實踐相結(jié)合，對于我們將來融入工作崗位一個人能力的提高無疑一個極大的鍛煉。 另外，由于知識水平有限，畢業(yè)設計時同的限制，設計中難會存在不足之處，因此肯請老師指正。 致 謝 本次畢設是在程勉宏老師的精心指導下完成的。在畢設的過程中，程老師提供了大量的資料，每當我遇到問題時，程老師總是耐心的指導，教會我如何做，讓我及時解決，及時的進行下一步的設計。如果讓我獨自一人完成任務，那時間肯定是

66、不夠的，如果沒有程老師的指導和幫助，在這么短的時間內(nèi)，我是不可能完事任務的，在此，我向程老師表示最衷心的感謝！ 此外還特別感謝汽車教研室的老師們，在我的畢設過程中給予的幫助和支持，令我受益匪淺，還有同學們給我的幫助，對我完成畢設有很大的幫助，在此，我也非常感謝你們。 最后，感謝學校四年來對我的培養(yǎng)！ 參考文獻 [1] 張洪欣 汽車設計 機械工業(yè)出版社 1999 [2] 劉惟信 汽車設計 清華大學出版社 2001 [3] 余志生 汽車理論 機械工業(yè)出版社 2000 [4] 張寶生 汽車優(yōu)化設計理論與方法 機械工業(yè)出版社 2000 [5] 王彥才 車輛扭桿彈簧設計與制造 國防工業(yè)出版社 1996 [6] 陳家瑞 汽車構造 人民交通出版社 1999 [7] 范遷珊 材料力學 高等教育出版社 2000 [8] 小林明 汽車工程手冊 日本汽車工程學會 1991 [9] 張光泉 JS6701客車雙橫臂扭桿獨立懸架的受力分析和剛