652 轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模

652 轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模,轎車,雙擺臂,懸架,設計,產品,建模 揚州職業(yè)大學畢業(yè)設計說明書 2009目 錄1 前言 .................................................................11.1 課題研究的目的和意義 ...............................................11.2 主要研究內容 ........................................................22 懸架 .................................................................42.1 懸架的功用和組成 ...................................................42.2 懸架系統(tǒng)的自然振動頻率 .............................................42.3 汽車懸架的類型 .....................................................52.4 雙橫臂獨立懸架 .....................................................63．懸架主要參數的確定 ..................................................83.1 懸架靜撓度 .......................................................8cf3.2 懸架的動撓度 .....................................................9d3.3 懸架彈性特性 .......................................................93.4 后懸架螺旋彈簧剛度及應力計算 .......................................94 獨立懸架導向機構設計及強度校核 ......................................134.1 設計要求 ..........................................................134.2 導向機構的布置參數 ................................................134.3 雙橫臂式獨立懸架導向機構設計 ......................................165 減振器機構類型及主要參數的選擇計算 ..................................205.1 分類 ..............................................................205.2 相對阻尼系數 ....................................................20?5.3 減振器阻尼系數 的確定 ............................................21?5.4 最大卸荷力 的確定 ................................................220F5.5 簡式減振器工作缸直徑 D 的確定 ......................................226 Pro/E 三維建模 .......................................................246.1 關于 Pro/E .........................................................246.3 應用現狀 ..........................................................276.4 本章小結 ..........................................................277 結論 ................................................................28參考文獻 ..............................................................29致 謝 ..............................................................30附 錄 ..............................................................31畢業(yè)設計說明書 200911 前言1.1 課題研究的目的和意義懸架是保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。懸架最主要的功能 [1]是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時所產生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性聯接后，汽車可以看作是由懸掛質量(即簧載質量)、非懸掛質量( 即非簧載質量) 和彈簧 (彈性元件) 組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數的變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。在有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。一百多年來汽車懸架從結構型式到作用原理一直在不斷地演進，但從結構功能而言，它都是由彈性元件、減振裝置和導向機構三部分組成。在有些情況下，某一零部件兼起兩種或三種作用，比如鋼板彈簧兼起彈性元件及導向機構的作用，麥克弗遜懸架 (McPherson strut suspension，或稱滑柱擺臂式獨立懸架)中的減振器柱兼起減振器及部分導向機構的作用，有些主動懸架中的作動器則具有彈性元件、減振器和部分導向機構的功能。根據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。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。本課題來源于東風悅達起亞汽車制造有限公司的遠艦款轎車的后懸架，按其上“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模2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的選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的變化限定在一定的范圍之內，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，并且形成恰當的側傾中心和縱傾中心。如前所述，汽車懸架和懸掛質量、非懸掛質量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經濟性和運營經濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：A、通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力；B、合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩的可靠傳遞，保證車輪跳動時車輪定位參數的變化不會過大，并且能滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性要求；C、導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引起轉向輪擺振；D、側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾(即所謂“點頭”和“后仰”)；E、懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量??；F、便于布置，在轎車設計中特別要考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間；G、所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命；H、制造成本低；I、便于維修、保養(yǎng)。懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)商確定。1.2 主要研究內容對雙橫臂獨立懸架進行運動分析，得出原始參數，計算推導隨著車輪的跳動主銷內傾角、后傾角、車輪外傾角、前束角、車輪輪距的變化及懸架各點位置的變化情況。用PRO/E軟件設計模型，對其進行運動分析，獲得最為理想的結果。A、以雙橫臂式獨立懸架為研究對象，研究基于機構運動學和零部件數據計算方法,使用PRO/E軟件給出雙橫臂獨立懸架結構模型；畢業(yè)設計說明書 20093B、研究懸架結構參數與定位參數之間的關系，進行設計計算，對懸架的主要參數進行分析以及確定主要參數。C、對懸架進行運動學仿真分析，通過改變懸架有關參數，評價懸架運動學響應特性，得出懸架結構參數對整車性能(操縱穩(wěn)定性、行駛平順性等)的影響規(guī)律?！斑h艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模42 懸架2.1 懸架的功用和組成懸架是車架(或承載式車身)與車橋(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?，F代汽車的懸架盡管有各種不同的結構形式，但是一般都由彈性元件、減振器和導向機構三部分組成。由于汽車行駛的路面不可能絕對平坦，因此，路面作用于車輪上的垂直反力往往是沖擊性的，尤其在壞路面上高速行駛時，這種沖擊力將很大，不僅能引起汽車機件的早期損壞，還將使駕駛員感到極不舒適，或使貨物受到損傷。為了緩和沖擊，在汽車行駛系中，除了采用彈性的元氣輪胎之外，在懸架中還必須裝有彈性元件，使車架(或車身)與車橋(或車輪)之間作彈性聯接。但彈性系統(tǒng)在受到沖擊后，將產生振動，持續(xù)的振動易使乘員感到不舒適或疲勞，故懸架還具有減振作用,使振動迅速衰減(振幅迅速減小)。為此,在許多結構形式的汽車懸架中都設有專門的減振器。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,否則對汽車的某些行駛性能(特別是操縱穩(wěn)定性)有不利的影響。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。由此可見，汽車懸架的功能是緩沖、導向和減振，然而三者共同的任務則是傳力。在多數轎車和客車上，為了防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的傾斜，在懸梁中還設有輔助彈性元件—橫向穩(wěn)定器。為限制彈簧的最大變形并防止彈簧直接撞擊車架，在貨車上輔助設有緩沖塊 。在一些轎車上也設有緩沖塊，以限制懸架的最大變形。應當指出，懸架只有具備上述功能，在結構上并非一定要設置滿足上述各功能的單獨的裝置不可。例如常見的鋼板彈簧，除了作為彈性元件起緩沖作用外，當它在汽車上縱向安置并且一端與車架作固定鉸鏈連接時，它本身還能起到傳遞各向力和力矩以及決定車輪運動軌跡的作用，因而沒有必要再另設置導向機構。此外， —般鋼板彈簧是多片疊成的，其本身具有一定的減振能力，因而在對減振要求不高的車輛上，也可以不裝減振器。2.2 懸架系統(tǒng)的自然振動頻率由懸架剛度和懸架彈簧支承的質量(簧載質量)所決定的車身固有頻率(亦稱振動系統(tǒng)的自由振動頻率)，是影響汽車行駛平順性的懸架重要性能指標之一。人體所習慣的垂直振動頻率是步行時身體上下運動的頻率，約為1-1.6Hz。車身固有頻率應當盡可能地處于或接近這—頻率范圍。根據力學分析，如果將汽車看成—個在畢業(yè)設計說明書 20095彈性懸架上作單自由度振動的質量，則懸架系統(tǒng)的固有頻率 [2]為n= = (2-1)?21MKfg式中，g為重力加速度；f為懸架垂直變形(撓度)；M為懸架簧裁質量；K (K＝Mg/f)為懸架剛度(不—定等于彈性元件的剛度)，是指車輪中心相對于車架和車身向上移動的單位距離(即使懸架產生單位垂直壓縮變形)所需要加于懸架上的垂直載荷。由上式可見：A、在懸架所受垂直載荷一定時，懸架剛度越小，則汽車固有頻率越低。但懸架剛度越小，在—定載荷下懸架垂直變形就越大，即車輪上下跳動所需要的空間越大。這對于簧載質量大的貨車，在結構上是難以保證的，故實際上貨車的車身固有頻率往往偏高，而大大超過了上述理想的頻率范圍。B、當懸架剛度—定時，簧載質量越大，則懸架垂直變形越大，而固有頻率越低，故空車行駛時的車身固有頻率要比滿載行駛時的高?；奢d質量變化范圍越大，則頻率變化范圍也越大。為了使簧載質量從相當于汽車空載到滿載的范圍內變化時，車身固有頻率保持不變成變化很小，就需要將懸架剛度做成可變的，即空車時懸架剛度小。而載荷增加時，懸架剛度隨之增加。有些彈性元件本身的剛度就是可變的，如氣體彈簧；有些懸架所用的彈性元件的剛度雖然是不變的，但是安裝在懸架中之后，可使整個懸架具有可變的剛度，例如扭桿彈簧懸架。2.3 汽車懸架的類型汽車懸架可分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架。非獨立懸架如圖2—1a：其結構特點是兩側的車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架(或車身)連接。當一側車輪因道路不平而發(fā)生跳動時，必然引起另一側車輪在汽車橫向平面內發(fā)生擺動．故稱為非獨立懸架。圖2-1 獨立懸架與非獨立懸架示意圖獨立懸架如圖2—1b：其結構特點是車橋做成斷開的，每一側的車輪可以單獨地通過彈性懸架與車架(或車身)連接，兩側車輪可以單獨跳動，互不影響．故稱為“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模6獨立懸架 。]3[2.4 雙橫臂獨立懸架雙橫臂式獨立懸架又稱雙擺臂獨立懸架,是汽車懸架的一種常見形式。按其上、下橫臂的長短又可分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種。等長雙橫臂式懸架在其車輪做上、下跳動時，可以保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，所以很少采用，多為不等長雙橫臂式懸架所取代。后一種形式的懸架在其車輪上、下跳動時，只要適當地選擇上、下橫臂的長度并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數的變化量限定在允許的范圍內。這種不大的輪距改變，不應引起車輪沿路面的側滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此，不等長雙橫臂式獨立懸架[3]能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為中、高級轎車的前懸架所廣泛采用。圖2-2 雙橫臂獨立懸架結構示意圖雙橫臂懸架如圖2-2所示其突出優(yōu)點在于設計的靈活性,可以通過合理選擇空間導向桿系的鉸接點的位置及導向臂(或稱為控制臂)的長度,使得懸架具有合適的運動特征(亦即當車輪跳動或車身側傾時,車輪定位角及輪距的變化能盡量滿足設計的要求),并且形成恰當的側傾中心和縱傾中心。為了隔離振動和噪聲并補償空間導向機構由于上、下橫臂擺動軸線相交帶來的運動干涉，在各鉸接點處一般采用橡膠支承。顯然，各點處受力越小，則橡膠支承的變形越小，車輪的導向和定位也越精確。分析表明，為減小鉸接點處的作用力，應當盡可能增大、下橫臂間的距離，減小下橫臂地面的垂向距離和下鉸點至車輪接地點之間的橫向距離。當然，上、下橫臂各鉸接點位置的確定還要綜合考慮布置是否方便以及懸架的運動特征是否合適。雙橫臂懸架可采用螺旋彈簧、空氣彈簧、扭轉彈簧或鋼板彈簧作為彈性元件，最常見的為螺旋彈簧。雙橫臂懸架一般作為轎車的前、后懸架，輕型載貨汽車的前懸架或要求高通過性的越野汽車的前、后懸架。當雙橫臂懸架用作前置前驅動轎車的前懸架時，必須在結構上給擺動半徑留出位置。一種方法是將彈簧置于上控制臂上方，這樣做的缺點在于減小了上、下橫臂間的垂直距離和彈簧的行程，并且振動直接傳遞給車身前端。另一種做法是采用專門的叉形構件為擺動半軸留出空間或者經過特別設計，使畢業(yè)設計說明書 20097彈簧、減振器位于擺動半軸后方。從20世紀80年代后期開始，為提高行駛安全性，越來越多的高級轎車后懸架采用雙橫臂結構。其運動特性的優(yōu)劣關系到汽車操縱的穩(wěn)定性，舒適性，轉向輕便性和輪胎的使用壽命等諸多因素。汽車雙橫臂獨立懸架在空間布置上有較多的自由度，各導向桿件在空間上傾斜布置，再加上懸架不可避免地與轉向系統(tǒng)在運動中產生干涉，因此懸架系統(tǒng)運動全過程一般都是復雜的非線性的空間運動過程。雙橫臂懸架系統(tǒng)導向機構的優(yōu)化，可以保證車輛在惡劣的行駛條件下既有良好的行駛平順性，操作穩(wěn)定性和通過性，同時使懸架和車輪的運動空間最小，車內空間最大，使輪胎的側向滑移量最小，使用壽命最大 。]4[“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模83．懸架主要參數的確定3.1 懸架靜撓度 cf懸架靜撓度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷 與此時懸架剛度 c 之比，WF即 。FfWc/?汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因現代汽車的質量分配系數 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系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率 和1n(亦稱偏頻 )可用下式表示2n112mcn??（3－1）221mcn??（3－2）式中， 、 為前、后懸架的剛度(N／cm)； 、 為前、后懸架的簧上質量1c2 12(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=146~248mm = 110.25~181.4mm 1cgmf? 2cgmf?式中，g 為重力加速度(g＝981cm／ )。2s將 、 代人式(3—1)得到1cf2=1~1.3hz (3 - 3)15cfn?= 1.17~1.5hz 225cfn?（3－4）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 [5]。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1cf2撓度 比前懸架的靜撓度 小些，這有利于防止車身產生較大的縱向角振動。理2cf 1cf論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障， / ＜1 時的車身縱向角振動要n2比 / ＞1 時小，故推薦取 ＝（0.8～0.9） ?？紤]到貨車前、后軸荷的差別n2cfcf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，推薦畢業(yè)設計說明書 20099＝（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2cf 1cf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，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(3—2)即可計算出懸架的靜撓度。3.2 懸架的動撓度 df懸架的動撓度 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的 1／2 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df df df設計的動撓度 選取 7～9cm。3.3 懸架彈性特性懸架受到的垂直外力 F 與由此所引起的車輪中心相對于車身位移廠(即懸架的變形)的關系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形廠與所受垂直外力 F 之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數。當懸架變形 與所受垂直外力 F 之間不呈固定比例變化時，懸f架剛度是變化的，其特點是在滿載位置附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。這樣可在有限的動撓度 范圍內，df得到比線性懸架更多的動容量。懸架的動容量系指懸架從靜載荷的位置起，變形到結構允許的最大變形為止消耗的功。懸架的動容量越大，對緩沖塊擊穿的可能性越小?？蛰d與滿載時簧上質量變化大的貨車和客車，為了減少振動頻率和車身高度的變化，應當選用剛度可變的非線性懸架。轎車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。鋼板彈簧非獨立懸架的彈性特性可視為線性的，而帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧等，均為剛度可變的非線性彈性特性懸架。3.4 后懸架螺旋彈簧剛度及應力計算螺旋彈簧作為彈性元件，由于其結構簡單，制造方便及具有較高的比能容量，因此在現代輕型以下汽車的懸架中應用相當的普遍，特別是在轎車中，由于要求良好的乘坐舒適性和懸架導向機構在大擺動量下依然具有保持車輪定位角的能力，因“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模10此螺旋彈簧懸架早就取代了鋼板彈簧。螺旋彈簧在懸架布置中可在彈簧內部安裝減振器，行程限位器或導向柱使結構緊湊。通過采用變節(jié)距或用變直徑彈簧鋼絲繞制的或者兩者同時采用的彈簧結構，可以實現變剛度特性。3.4.1 螺旋彈簧剛度及應力計算螺旋彈簧在其軸向載荷 P 作用下變形 F 為：（3-348mDifGd??5）式中 ：彈簧中徑，160mmmDD：彈簧鋼絲直徑，14mmI：彈簧工作圈數, 5；G：彈簧材料的剪切彈性數量，取 。48.310?aMP彈簧在壓縮時工作方式與扭桿相似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為（3-' '32mPDKCd???a6）式中 C：彈簧指數（旋繞比） ，C= ；/m：曲度系數，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數，'K。'410.65???對于前面討論的直的扭桿，其表面的剪應力呈均勻分布，而螺旋彈簧鋼絲表面的剪應力則相對復雜。在靜載狀態(tài)下，這種截面內的應力分布不均勻可以忽略不計，但在承受動載時，由于彈簧內側應力水平較高并且應力變化幅值也更大，導致螺旋彈簧的失效總是發(fā)生在內側。為了在設計時考慮內側應力的增大，引如修正系數 。'K一般情況下，彈簧鋼的許用剪應力 與許用拉應力 成比例關系，通常情況??????下，可以取 =0.63 。????3.4.2 彈簧端部形狀螺旋彈簧端部可以碾細，并緊，直角切斷或向內彎曲，其中 a 為兩端碾細，亦即在繞制彈簧之前先將鋼絲兩端碾細，碾細部分長度在繞后約占 ，末端厚度為240。鋼絲直徑的 1/3 左右，繞制成后末端幾乎貼緊相連一端彈簧。必要時兩端都要磨平。這種結構的特點是節(jié)約材料，占用垂向空間小，特別是由于兩端都平整，安裝時可以任意轉動，因而設計時彈簧的圈數可以取任意值，不必限于整數。其缺點是碾細需要專門工序和設備，增加了制造成本。b 為直角切斷型，其中一端并緊形成與彈簧軸線垂直的平面。這種結構的特點在于繞制簡單，成本低，其缺點是增加了垂向畢業(yè)設計說明書 200911的尺寸和材料的消耗，安裝時需要一定方向并且與之相配套的彈簧座，若兩端都未平齊，則修改設計時，彈簧圈數必須按整數增減。c 為端部向內彎曲并形成與彈簧軸線垂直的平面，這種結構長用于和彈簧座配合起定位作用，若兩端都內彎，則需要專用設備。表 3-1 列出了不同端部結構時彈簧總圈數 n 與有效圈數 i 以及彈簧完全并緊時的高度 公式中的系數 1.01 為考慮螺旋角的補償關系，t 為端部碾細時的末端厚sH度 [6]?？側?n 完全并緊時的高度 sH兩端碾細 i+2 1.01d(n-1)+2t兩端切斷 i+1.33 1.01d(n+1)兩端內彎 i+1.50 1.01d(n-1.25)一端碾細一端切斷 i+1.67 1.01dn+t一端碾細一端內彎 i+1.75 1.01dn(n-1)+t一端切斷一端內彎 i+1.42 1.01dn表 3-1.螺旋彈簧不同端部結構時的總圈數及并緊高度3.4.3 螺旋彈簧的設計計算螺旋彈簧的設計計算分以下幾個步驟：A、根據總布置要求及懸架的具體結構形式求需要的彈簧剛度 ，設計載荷時Cs的彈簧的受力 及彈簧高度 ，懸架在壓縮行程極限位置時彈簧高度 。PiHi mHB、初步選擇彈簧中徑 Dm，端部結構形式及所用的材料。C、參考相關標準確定臺架實驗時伸張及壓縮極限位置相對于設計載荷位置的彈簧變形量 ，并且確定要想達到的壽命 （循環(huán)次數）。1,2f cnD、初選鋼絲直徑 d，并由相關材料標準查出許用拉應力 。???E、由式（3-6）解出 i，用表 3-1 中的相應公式求出 。sF、由 ， ， 及 可求出彈簧在完全壓縮時候的載荷 。sHiPsCsP1122()()sisisismimPCHfp???G、按彈簧指數 及 的表達式求得 ，并且求出載荷 ， ， 以/mCDd?'K'K1P2S及 所對應的剪切應力 ， ， ，（以及 ， > ，但 是懸架工作時彈mP1?2sax?saxax?簧實際對應的最大剪應力，對應懸架的極限壓縮狀態(tài)）。H、校核 是否小于 =0.63 ，若不成立，則重新選擇鋼絲直徑 d；若余ax????量很大，則視壽命校核結果決定是否重新選取較小些的直徑 d。I、校核臺架實驗條件下的壽命。給定實驗條件下的循環(huán)次數 可按下式估算：cn“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模12（3-10.38()cenK?7）式中 ??21.74()18e???若算出的預期壽命小于預期臺架壽命，則返回重新選擇 d；若有較大余量，則綜合考慮是否需要選擇更小的鋼絲直徑以節(jié)約材料，減小質量。J、得到合適的 d 以后，可以進一步確定彈簧的高度 和彈簧的最小工作高度0H： nH0/isHPC??nsid?式中 與彈簧指數 有關的系數見下圖 [6]：?/miCDd?表 3-2.彈簧指數的關系曲線彈簧總圈數可由表 3-2 中求出。K、穩(wěn)定性校核 又細又高的彈簧在大載荷作用下會失穩(wěn)，失穩(wěn)的臨界載荷不僅和其高度對直徑之比 有關，還與彈簧兩端的支撐方式有關，對于鋼絲0/mHD??截面是圓形的螺旋彈簧，其相對變形量 必須小于如下臨界值：0/f200().81(6.89()cr Cf ???畢業(yè)設計說明書 2009134 獨立懸架導向機構設計及強度校核4.1 設計要求A、懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4.0mm ，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。B、懸架上載荷變化時，前輪定位參數要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度。C、汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在 0.4g 側向加速度作用下，車身側傾角不大于 6°～7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。D、汽車制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。4.2 導向機構的布置參數4.2.1 側傾中心雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由如圖 4—1 所示方式得出。將橫臂內外轉動點的連線延 長，以便得到極點 P，并同時獲得戶點的高度。將戶點與車輪接地點 N連接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心 W。當橫臂相互平行時如圖 4－2，戶點位于無窮遠處。作出與其平行的通過 N 點的平行線，同樣可獲得側傾中心 W。圖 4－1 橫臂式懸架和縱橫臂式懸架的距離 和 P 的計算法和圖解法Wh“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模14圖 4—2 橫臂相互平行的雙橫臂式懸架側傾中心的確定雙橫臂式獨立懸架的側傾中心的高度 通過下式計算得出Wh(4－1)0tancos2RdKpbhVW????式中 )sin(90???????cKdp麥弗遜式獨立懸架的側傾中心由如圖 4—3 所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點 E 作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長 [7]。兩條線的交點即為 P點。圖 4—3 普通規(guī)格的麥弗遜式懸架的尺寸 和 P 的計算法和圖解法Wh麥弗遜式懸架的彈簧減振器柱 EG 布置得越垂直，下橫臂 GD 布置得越接近水平，則側傾中心 W 就越接近地面，從而使得在車輪上跳時車輪外傾角的變化很不理想。如加長下橫臂，則可改善運動學特性。麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度 可通過下式計算Wh畢業(yè)設計說明書 200915(4-2)sVWrdKpbh????tancos2式中 )sin(????ocKdp4.2.2 側傾中心在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許范圍內。然而，前懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅動的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅動橋，故應盡可能使前輪輪荷變化小。因此，獨立懸架(縱臂式懸架除外)的側傾中心高度為：前懸架 0～120mm；后懸架 80～150mm。設計時首先要確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取得更大些。4.2.3 .縱傾中心雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖 4—4。自鉸接點正和 G 作擺臂轉動軸 C 和 D 的平行線，兩線的交點即為縱傾中心。麥弗遜式懸架的縱傾中心，可由正點作減振器運動方向的垂直線，該垂直線與過 G 點的擺臂軸平行線的交點即為縱傾中心 [8]O，如圖 4—5 所示。圖 4—4 雙橫臂式懸架的縱傾中心 “遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模16圖 4—5 麥弗遜式懸架的縱傾中心4.2.4 抗制動縱傾性(抗制動前俯角)抗制動縱傾性使得制動過程中汽車車頭的下沉量及車尾的抬高量減小。只有當前、后懸架的縱傾中心位于兩根車橋(軸)之間時，這一性能方可實現，如圖 4—6 所示。圖 4－6 抗制動縱傾性4.2.5 抗驅動縱傾性(抗驅動后仰角)抗驅動縱傾性可減小后輪驅動汽車車尾的下沉量或前輪驅動汽車車頭的抬高量。與抗制動縱傾性不同的是，只有當汽車為單橋驅動時，該性能才起作用。對于獨立懸架而言，是縱傾中心位置高于驅動橋車輪中心，這一性能方可實現。4.2.6 懸架擺臂的定位角 獨立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角定義為：擺臂的水平斜置角 ，懸架抗前俯角 ，懸架斜置初始角 ，如圖???4—6 所示。4.3 雙橫臂式獨立懸架導向機構設計4.3.1 縱向平面內上、下橫臂的布置方案上、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 4—7 給出了六種可能布置方案的主銷后傾角 值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標為 值，縱??坐標為車輪接地中心的垂直位移量 Z。各匹配方案中， 、 角度的取值見圖注，1?2畢業(yè)設計說明書 200917其正負號按右手定則確定 [9]。圖 4—7 、 、 的定義???圖 4—8 、 的匹配對 的影響1?2?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生防止制動前俯的力矩?！斑h艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模18分析圖 4—8 中 的變化曲線可知，第 4、第 5 方案的 變化規(guī)律為壓縮行程??減小，拉伸行程 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代汽車中被廣泛采用。4.3.2 橫向平面內上、下橫臂的布置方案 [10]圖 4—9 上、下橫臂在橫向平面內的布置方案比較圖 4—9a、b、c 三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側傾中心位置也不同，這樣就可根據對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內的布置方案。4.3.3 水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案上、下橫臂軸線在水平面內的布置方案有三種 [8]，如圖 4—10[11]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 和 來表示，1?2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 4—10 水平面內上、下橫臂軸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，還為了便于布置發(fā)動機，大多數前置發(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 則有正值、零值和負值1?2?三種布置方案，如圖 4—10 中的 a、b、c 所示。上、下橫臂斜置角不同的組合方案，畢業(yè)設計說明書 200919對車輪跳動時前輪定位參數的變化規(guī)律有很大影響。如車輪上跳、下橫臂斜置角為正、上橫臂斜置角 為負值或零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如1?2?組合方案為上、下橫臂斜置角 、 都為正值，如圖 4—33a 所示，則主銷后傾角12隨車輪的上跳較少增加甚至減少(當 ＜ 時＝。至于采取哪種方案為好，要和上、?下橫臂在縱向平面內的布置一起考慮。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支承處會產生反力矩，有抑制制動時前俯的作用。但主銷后傾角變得太大時，會使支抵處反力矩過人，川時使轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，易造成車輪擺振或轉向盤上力的變化。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 10mm，主銷后傾角變化范圍為 10`～40`。4.3.4 上、下橫臂長度的確定 [12]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影響很大。現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)動機方便。另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。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，因此應選擇上、下擺臂長度之比在 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，這時應選擇上、下擺臂長度之比在 1.0 附近。綜合以上分析，該懸架的上、下擺臂長度之比應在 0.6～1.0 范圍內。美國克萊斯勒和通用汽車公司分別認為，上、下擺臂長度之比取 0.7 和 0.66 為最佳。根據我國轎車設計的經驗，在初選尺寸時，上、下擺臂長度之比取 0.65 為宜?！斑h艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模205 減振器機構類型及主要參數的選擇計算5.1 分類 [13]懸架中用得最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時，減振器內的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應用。根據結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10—20MPa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為 2.5～5MPa，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現代汽車上得到廣泛應用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點，在轎車上得到越來越多的應用。設計減振器時應當滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。5.2 相對阻尼系數 ?減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力 F 與減振器振動速度 間有如下關系v[14](5－1)vF??式中， 為減振器阻尼系數。?圖 5—1b 示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數 ，所以減振器有四個阻尼系數。在v/??沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數而言。通常壓縮行程的阻尼系數 與伸張行程的阻尼系數 不等。YYvF/?? SSvF/畢業(yè)設計說明書 200921圖 5—1 減振器的特性a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性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 [15]為?(5－2)scm2??式中，c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； 為簧上質量。式(4－ 52)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 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s ?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Y?S些。兩者之間保持 ＝(0.25～0.50) 的關系。YS設計時，先選取 與 的平均值 。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取S＝0.25～0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架， 值取小些。對于行駛路面條件??較差的汽車， 值應取大些，一般取 ＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取 ＝0.5S Y?。S5.3 減振器阻尼系數 的確定?減振器阻尼系數 。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 ，所以理論cm?2? smc/??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。例如，當???sm2?減振器如圖 5－2a 安裝時，減振器阻尼系數 用下式 [16]計算?“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模22圖 5—2 減振器安裝位置(5－3)2anms????式中，n 為雙橫臂懸架的下臂長；a 為減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接之間的距離。減振器如圖 5－2b 所示安裝時，減振器的阻尼系數占用下式計算(5－4)????2cosanm?式中，a 為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。減振器如圖 5－2c 所示安裝時，減振器的阻尼系數 用下式計算?(5－5)??2cos?分析式(5 －3)～式(5－4)可知：在下橫臂長度 n 不變的條件下，改變減振器在下橫上的固定點位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 ，會影響減振器阻尼系數的變化。5.4 最大卸荷力 的確定0F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。此時的活塞速度稱為卸荷速度 。在減振器安裝如圖 5－2b 所示時xv(5－6)naAx/cos????式中， 為卸載速度，一般為 0.15～0.30m/s；A 為車身振幅，取±40mm，xv為懸架振動固有頻率。?如已知伸張行程時的阻尼系數 ，載伸張行程的最大卸荷力 。S? xSvF??05.5 簡式減振器工作缸直徑 D 的確定根據伸張行程的最大卸荷力 計算工作缸直徑 D0F畢業(yè)設計說明書 200923（5－7）??)1(420??pFD?式中， 為工作缸最大允許壓力，取 3～4Mpa； 為連桿直徑與缸筒直徑之??p ?比，雙筒式減振器取 ＝0.40～0.50，單筒式減振器取 ＝0.30～0.35。?減振器的工作缸直徑 D 有 20、30、40、 （45） 、50 、65mm 等幾種。選取時應按標準選用。貯油筒直徑 ＝（1.35～1.50）D，壁厚取為 2mm，材料可選 20 號鋼。c“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模246 Pro/E 三維建模Pro/E是美國PTC 公司開發(fā)的 CAD/CAE/CAM 軟件，自1988年問世以來，已成為世界最普及的三維CAD/ CAM 系統(tǒng)。該軟件先進的設計理念體現了機械設計自動化系列軟件的最新發(fā)展方向，成為提供工業(yè)解決方案的有力工具。它已被廣泛應用于電子，機械、模具、工業(yè)設計、汽車、航空、航天、軍工、紡織、家電、玩具等行業(yè)。PRO/E 可謂是個全方位的三維產品開發(fā)軟件，集合了零件設計、產品組合、模具開發(fā)、NC加工、鈑金件設計、鑄造設計、造型設計、自動測量、機構仿真、應力分析、產品數據庫管理功能于一體，模塊眾多。6.1 關于Pro/EPro/E作為三維造型設計系統(tǒng)，是一套由設計至生產的機械自動化軟件，其功能強大，用途廣泛，是新一代. CAD/ CAM系統(tǒng)軟件。它以尺寸驅動、特征建模、全參數設計、單一全關聯的數據庫、虛擬現實及多數據接口等優(yōu)點改變了傳統(tǒng)的設計觀念，使設計工作直觀化、高效化、精確化和系統(tǒng)化，成為目前機械CAD領域的新標準與傳統(tǒng)的CAD系統(tǒng)僅提供繪圖工具不同，PRO/E提供了一套完整的機械產品解決方案，包括工業(yè)設計、機械設計、模具設計、鈑金設計、加工制造、機構分析、有限元分析和產品數據庫管理，甚至包括了產品生命周期，是多項技術的集成產品。PRO/E的主要特征有：（1）3D實體模型；（2）單一數據庫；（3）基于特征的參數化實體建模；（4）行為建模技術；（5）機構設計技術；（6）強大的裝配功能；（7）NC 加工；（8）二次開發(fā)技術。6.1.1 參數化特征造型技術參數化特征造型被公認為是目前幾何造型的發(fā)展趨勢，Pro/E 實體模型由一些工程特征組合而成，Pro/Feature 模塊提供了拉伸、旋轉、掃描、過渡、孔、槽、扭曲、圓角、倒角、抽殼、拔模斜度、自由變形、管道、變截面掃掠和掃描性過渡等眾多的特征和特征構造方法，為用戶提供了設計非常復雜形狀曲面或實體模型的有力工具?；谔卣鞯膮祷煨褪菍祷煨偷乃枷牒吞卣髟煨偷乃枷胗袡C地結合到一起，用尺寸驅動或變量設計的方法定義特征并進行類似的操作，這樣就形成了參數化特征造型。由于特征全部用參數化定義，因此對形狀、尺寸、公差、表面粗糙度等均可隨時修改和更新，最終達到修改設計的目的。參數化方法使設計者在構造幾何模型時可以集中于概念設計和整體設計，充分發(fā)揮創(chuàng)造性，提高設計效率?；谔卣鞯募夹g為設計者提供了符合人們思維習慣的設計環(huán)境，二者有機地結合起來進行實體造型將極大地提高設計效率。在Pro/e的環(huán)境中，構建實物實體的方法有很多。選擇一個有效的方法，使建立的特征少，且能有效生成實體；形成的特征有利于后續(xù)特征的建立和修改是非常重要的。所以在設計初，對零件的外型設計要有一個整體規(guī)劃，要清楚自己所做的零件的復雜程度，首先要確定整個零件的基準參考中心和參考面，使后面建立的特畢業(yè)設計說明書 200925（Feature）都是基于該基準建立的，這樣有利于后面特征修改（Modify）和再生成（Regenerate）；其次要確定模型（Model）的所有特征間構建的大致先后順序，把一些小而非重要特征先做，對開始不太明確的、并且需要經常改動變化的特征放到后面建立。這樣就可以在需要修改時改動局部就可以了，既節(jié)省了時間又省去了許多麻煩。6.1.2 Pro/E中二維工程圖AutoCAD間的轉換Pro/e是功能強大的專業(yè)CAD/CAM 軟件，應用范圍很廣。AutoCAD有完善的二維工程圖設計功能及對系統(tǒng)要求低等特點，因而得到廣泛的應用。目前在工程實踐中，二維工程圖作為重要的技術文檔是必不可少的。雖然在Pro/E 中可以對工程圖進行尺寸、公差等的標注，但由于在Pro/E中是對實體作標注，轉成二維工程圖時往往不符合我國的制圖標準，因此應當在AutoCAD中完成尺寸標注工作和添加標題欄技術要求等內容，即利用Pro/E的參數化造型技術，對零件直接進行三維模型設計；對零件設計修改，直至確定無誤后再將設計好的三維模型轉化為二維工程圖，然后調入AutoCAD中進行編輯，最后得到符合企業(yè)需要的、完善的工程圖。采用這種方法進行產品設計，Pro/E生成三維模型，再將其轉換成二維工程圖，然后由 Pro/E輸出人們所熟悉的工程圖，可提高設計、繪圖和修改等工作的效率和質量，并起到了取長補短的作用。另外，由于AutoCAD對數據格式和圖像格式的識別能力，在AutoCAD中可以很容易地讀取AutoCAD的二維圖形作為拉伸、旋轉、掃描、混成的草圖；同時AutoCAD在我國的普及率很高，許多人對它都十分熟悉，而且很多企業(yè)早期的圖檔都是AutoCAD中作的，因此可以使用已有的AutoCAD二維圖形作為Pro/E 三維造型時的草圖，進行三維轉換，也可以使用AutoCAD來為Pro/E 繪制草圖，從而避免重復勞動和有效地利用已有資源。6.2 Pro/E的實際操作“遠艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模266-1 裝配圖6-2 爆炸圖畢業(yè)設計說明書 2009276.3 應用現狀Pro/E在各行各業(yè)中的應用越來越廣泛、越來越深入，雖然和 AutoCAD等二維繪圖軟件相比，Pro/E的使用相對要難得多，但這并沒有阻止人們對它的學習、使用及開發(fā)。這也充分說明了Pro/E具有人們所渴望的優(yōu)良的性能和靈活多變的開發(fā)方法。6.4 本章小結美國PTC公司提出的單一數據庫、參數化、基于特征、全相關的概念已成為當今世界機械CAD/CAE/CAM 領域的新標準?；诖碎_發(fā)出來的第三代CAD/CAE/CAM產品Pro/E 在當今同類產品中代表著較高的水平。該系統(tǒng)全方位地提供了從產品概念設計、精確設計、模具設計到模具型腔數控加工一整套功能，極大地縮短了產品開發(fā)的周期，提高了產品的競爭力。從大量文獻中可以看出，Pro/E 在它所觸及的各行各業(yè)中的應用程度及深度雖然各不相同，但其成果是可喜的，效益是顯著的！從現有的這些應用中可以給使用者一些啟示和靈感，以使后來者可以站在更高的起點上，避免許多不必要的重復，盡快出成果、出效益?！斑h艦”轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模287 結論本文通過對雙擺臂懸架的結構和性能的分析，以及對懸架零部件參數的計算和強度的校核在性能上達到轎車對懸架的要求，本設計為雙擺臂懸架的結構的提供了依據，從而提高其在運動學和動力學上的性能。雙擺臂懸架的突出優(yōu)點在于其設計的靈活性，可以通過合