汽車雙橫臂獨立后懸架結構設計摘要懸架是汽車的重要組成部分，對汽車行駛的穩(wěn)定性和舒適性起著至關重要的作用，因此，分析和設計懸架對更深層次理解汽車性能有著重要意義。設計初，首先查閱和學習了大量文獻和設計手冊，了解到了懸架的類別和主要組成部分，確定了本次懸架的設計方案，即采用雙橫臂獨立懸架作為本次車型的后懸架。設計時，首先分析懸架對汽車平順性和操作性的影響，進而得出改善的有效措施。然后通過懸架的參數(shù)，計算出懸架的靜繞度、動繞度和懸架剛度。然后依次對懸架的導向機構、螺旋彈簧、減震器和穩(wěn)定桿進行了計算和校核，確定出懸架各主要零部件的參數(shù)，最后對懸架進行運動仿真，完成本次設計。本次懸架設計的思路和流程具有很強代表性，可供讀者學習和借鑒。關鍵詞：懸架；雙橫臂；減震器目錄TOC\o"1-3"\h\u摘要 1第一章緒論 51.1課題的研究對象和意義 51.2課題的主要研究任務 6第2章懸架的概述 72.1懸架的功用和組成 72.2汽車懸架的類型 42.3確定本次設計后懸架的結構型式 92.4懸架的主要特性 92.4.1懸架的垂直彈性特性 102.4.2減振器的特性 102.5本章小結 11第三章懸架對汽車主要性能的影響 123.1懸架對汽車平順性的影響 123.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響 123.1.2懸架系統(tǒng)中的阻尼對汽車行駛平順性的影響 153.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響 173.1.4改善平順性的主要措施 173.2懸架與汽車操縱穩(wěn)定性 173.2.1汽車的側傾 173.2.2側傾時垂直載荷對穩(wěn)態(tài)響應的影響 203.3本章小結 21第四章懸架主要參數(shù)的確定 224.1確定參考車型的主要參數(shù) 224.2懸架靜撓度 224.3懸架的動撓度 244.4懸架的剛度計算 24第五章雙橫臂獨立懸架導向機構的設計 255.1導向機構設計要求 255.2導向機構的布置參數(shù) 265.2.1側傾中心 265.2.2側傾軸線 275.2.3縱傾中心 275.2.4懸架橫臂的定位角 275.2.5上下橫臂長度確定…………….1第六章螺旋彈簧的設計計算 326.1螺旋彈簧材料的選擇 326.2彈簧幾何參數(shù)的計算 336.2.1彈簧所受的壓力 336.2.2位移傳遞比及彈簧的剛度計算 336.2.3彈簧的最大變形量及后懸架的剛度 346.2.4滿載時彈簧鋼絲的幾何參數(shù) 356.3彈簧的校核 366.3.1彈簧的剛度校核計算 366.3.2彈簧表面的剪切應力校核 376.4本章總結 37第七章減振器的設計 387.1減振器的分類 387.2雙筒式液壓減振器的工作原理 397.3減震器參數(shù)的設計計算 437.3.1相對阻尼系數(shù)ψ的確定 437.3.2減震器阻尼系數(shù)的確定 437.3.3減震器最大卸荷力的確定 447.3.4減震器工作缸直徑D的確定 45第八章橫向穩(wěn)定桿的設計與計算 498.1橫向穩(wěn)定桿的作用 498.2橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇 50第九章基于adams/car的仿真分析 519.1adams/car軟件的介紹 519.2adams/car的仿真分析 52總結 57參考文獻 59第一章緒論1.1課題研究的對象和意義汽車懸架是汽車中彈性的連接車架與車軸的裝置。它一般由彈性元件、導向機構、減震器等部件構成，主要任務是緩和由不平路面?zhèn)鹘o車架的沖擊，以提高乘車的舒適性。懸架系統(tǒng)的功能是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。當采用彈性聯(lián)接后，非懸掛質量（非簧載質量）和懸掛質量（簧載質量）與彈性元件組成成了一個振動系統(tǒng)，用于承受來自除車本身外部空間的影響以及自身的影響。為了能夠快速減小震動影響，懸架上還應該設計減震器這種阻尼元件，在有的懸架中還應該設計緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。綜上所述，由簧載質量、非簧載質量和懸架一起組成的的振動系統(tǒng)影響了汽車行駛的平穩(wěn)性，并且也影響到汽車行駛的安全性和經濟效益和汽車的操作性能，所以在設計懸架時應該以下幾點注意情況：1.注意它的阻尼特點和彈性特點，這樣可以保證汽車的行書穩(wěn)定性和比較低的振動加速度。2.劃縱傾中心和側傾中心，以保證汽車在轉彎時具有一定的抗側翻能力，汽車在加減速時能夠保持平穩(wěn)，避免出現(xiàn)“點頭”和“后仰”的情況。3.基本零件質量不能過大，并且要有較大的強度和足夠長的壽命。4.能夠可靠的傳遞汽車各個部件之間的力和力矩。5.布置的地方應當合理，需要給發(fā)動機和行李箱預留出足夠的空間。6.生產制造時應當注意成本、維修以及環(huán)境保護問題。懸架的設計方案總體上可以分為結構的選型設計和計算參數(shù)，強度校核兩個部分，有的時候還需要重復進行。因為懸架對汽車其他部分也有一定的影響，而且也影響到其他空間的布局，所以一般需要根據(jù)汽車整體來確定懸架的各個參數(shù)以及位置。1.2課題的主要研究任務對雙橫臂懸架進行研究，然后對主要零部件進行（彈簧、減震器等）選型，設計計算，得出基本數(shù)據(jù)。根據(jù)車輪的跳動計算出主銷內傾角、后傾角、前束角、兩輪之間的距離變化情況和懸架的動態(tài)情況。1.以雙橫臂懸架作為設計對象，根據(jù)構件的選型和各個部件的參數(shù)利用solidworks軟件繪制出懸架的模型。2.對雙橋臂懸架進行有限元分析，分析出懸架運動學特性，然后對強度不足的部分進行加強。第二章懸架的概述2.1懸架的作用和組成懸架是小轎車上的關鍵部分之一，它把車輪與車架利用自身的彈性特征連接起來。懸架可以用來將車身和車輪之間的一切力和力矩進行傳遞，減弱外部給汽車帶來的沖擊影響，從而減弱振動影響，確保汽車在駕駛過程中的穩(wěn)定性，保證車輪在惡劣的環(huán)境下能夠保持自身的穩(wěn)定性。下面是汽車懸架的主要功能：能吸收和衰減崎嶇路面所導致的轎車行駛中的各種振動和晃動等情況，增加了駕駛穩(wěn)定性和舒服感。(2)將車身和車輪之間的力和力矩進行傳遞。(3)能將車身頂起來，這樣車輪子和車本身就會有一定的空間。車架（或車輪）和車橋（車身）之間有懸架進行彈性連接。導向機構、減振器和彈性元件這三個是汽車懸架的基本組成部分]。除了這三個之外，還有其他類型的車架包括緩沖件、橫向穩(wěn)定桿和縱向穩(wěn)定桿。彈性元件的作用是將垂直載荷進行傳遞和承擔用來承受，減緩急剎車、拐彎、提速時帶來的沖擊。導向機構的作用時讓車輪子沿著預想的方向進行運動。減振器的作用是減弱車本身由于外界帶來的沖擊。當然他們三者都有傳遞力的作用。并且，有一部分彈性元件還具有引導方向的功能。懸架的剛度應該做成可以變化的，這是因為要保證汽車自身有較小的振動頻率。例如選擇氣體彈簧作為彈性元件，這樣可以保證剛度是變化的，另外假如可以將結構設計的比較合理也能夠將懸架整體具有變化的剛度。這樣做的好處是沒有物品時懸架的剛度比較小，當增加質量時，剛度也會有所增加，使得駕駛過程變得更加穩(wěn)定和舒適。2.2汽車懸架的類型本文可以把懸架可以劃分為獨立懸架和非獨立懸架兩個部分根據(jù)導向機構的結構特點。非獨立懸架的特征是兩邊的輪子都在同一個車橋上，車橋和車輪用彈簧連接著被布置在車身下方，但是這樣的缺點就是一邊收到路況的影響，另一邊也會連帶著收到影響。它的結構圖如圖2-1（a）所見。汽車獨立懸架是兩邊的車輪分別通過彈簧被布置在車架下面，并且互不影響，這樣做的優(yōu)點是一邊的車輪出現(xiàn)問題時，另一側不受影響。它的結構圖如圖2-1（b）所見。圖2-1獨立懸架與非獨立懸架結構示意圖本文把獨立懸架按照結構形式來劃分，大致地可以分為縱臂式獨立懸架，橫臂式獨立懸架，多連桿獨立懸架，燭式獨立懸架，多連桿獨立懸架，和麥弗遜式獨立懸架。①多連桿獨立懸架多連桿式懸架是用3到5連桿組合起來用來調節(jié)車輪位置方向的懸架。再次懸架中，車輪振動會在一定的空間中進行擺動，它在橫臂式和縱臂式之間，所以多連桿懸架具有這兩個的優(yōu)點，比較常用。它的結構如圖2-2所示。圖2-2多連桿式獨立懸架結構示意圖

②縱臂式獨立懸架縱臂式獨立懸架是汽車車輪在它的豎直方向上運動的懸架結構，它又單、雙縱臂兩種不同的形式。雙縱臂式懸掛系統(tǒng)的兩個擺臂在一般情況下是一樣長那個的且為平行四邊形的結構其結構如圖2-3所示。圖2-3縱臂式獨立懸架結構示意圖③橫臂式獨立懸架橫臂式獨立懸架是汽車輪子在它的水平方向上的運動的獨立懸架系統(tǒng)，細化分類的話它又可以分為單橫臂式和雙橫臂式懸架。單橫臂式懸架指的是它只具有下橫臂的結構，一般結構比較簡單但抗側翻能力較強。它的缺點是汽車加速時兩個輪胎之間的距離會變大，這就加劇了車胎的磨損，嚴重的情況會導致車輛出現(xiàn)打滑。雙橫臂式又根據(jù)上下橫臂是否一樣長，劃分為不等長雙橫臂式和等長雙橫臂式。等長雙橫臂式在遇到不平路況時，主銷傾角是不發(fā)生變化的，但輪距變化大與單臂式情況類似。相比較而言，不等長式應用的就比較廣泛，通過調整長度可以提高駕駛的舒適感減少顛簸。它的結構如圖2-4所示。圖2-4雙橫臂式獨立懸架結構示意圖④燭式獨立懸架燭式獨特點是車輪按照主銷軸線上下的方向運動沿。燭式懸架的優(yōu)點是：懸掛系統(tǒng)出現(xiàn)問題時，定位角不變化，但是輪子距離、軸距會稍有變化，所以這類系統(tǒng)的汽車駕駛操控感和平穩(wěn)性都比較好。但燭式有一個大缺點：就是汽車在行駛過程中側向力是由主銷來承擔，久而久之磨損會愈發(fā)嚴重其結構如圖2-5所示。圖2-5燭式獨立懸架結構示意圖⑤麥弗遜式獨立懸架麥弗遜式的汽車車輪也是按照主銷軸線上下的方向進行運動，但它又和與燭式系統(tǒng)不完全相同，不用的地方在于麥弗遜式主銷可以進行擺動的，麥弗遜式懸掛是擺臂式與燭式懸掛的相加體。，麥弗遜式懸掛的優(yōu)點是：結構緊湊，車輪遇到不平路況時定位參數(shù)變化小，穩(wěn)定性也比較好，而且又取消了上橫臂，給其他零部件所預留的空間比較大，布置起來更加容易；與燭式懸掛相比，受到的側向力又又沒有那么嚴重的集中在一個地方，很多中小型轎車都會應用它。其結構如圖2-6所示。

圖2-6麥弗遜式獨立懸架示意圖2.3確定本次設計后懸架的結構型式本文知道后懸架的種類比較多，因為有很多的車采用前驅的方式，發(fā)動機安裝在前面，所以懸架所能利用的空間范圍就比較小，大多使用麥弗遜作為汽車的前懸架，而后懸架能夠利用的空間更大，所以可供選擇的范圍更大，并且也要想到乘客的舒適性，所以市面上的大部分轎車和SUV的后懸架都選用獨立懸架，用以提高駕駛的舒適感和平穩(wěn)性。按照結構的型式來說，目前SUV的后懸架大部分會選擇多連桿式獨立懸架和雙橫臂式獨立懸架。多連桿懸架的優(yōu)點是：利用多桿的運動來控制車輪的運動方向，這樣可以更好的知道車輪的方位以及它的參數(shù)，從而使駕駛者有更好的駕駛感和穩(wěn)定性。缺點是小部件的數(shù)量較多，結構繁瑣且對精度要求比較高。雙橫臂懸架優(yōu)點是比較靈活，因為它的空間選擇的比較廣，橫臂的長度選擇也有相應的不用，通過這些方面本文可以讓汽車變得具有運動的性能，讓駕駛者體驗到駕駛的樂趣，且他的穩(wěn)定也很好?？紤]這兩個懸架優(yōu)缺點、生產成本和使用場景的不同，本文選擇雙橫臂獨立懸架作為設計的后懸架第三章懸架對汽車主要性能的影響眾所周知汽車駕駛的平穩(wěn)性和操縱感與懸架數(shù)據(jù)以及結構種類的選擇有很大的影響，這幾個部分之間相互作用著，決定了汽車性能的好壞。下面本文將由多個角度去分析懸架巡按則對汽車性能的影響。3.1懸架對汽車平穩(wěn)性的影響本文知道駕駛感受和乘坐感受是評判一輛汽車是否良好的重要依據(jù)，而且良好的行駛平穩(wěn)性能夠增加零部件的工作可靠度和它的使用壽命。當前，本文根據(jù)國際標準ISO2631來評估汽車行駛的平穩(wěn)性好壞，也就是：駕乘人員接收到的的疲勞-降低工效界限表達為振動的加速度均方根值隨頻率變化的函數(shù)。人的身體對4到8Hz的垂直方向振動是最為敏感的，因此對垂直振動來說的話。為讓人的身體不遭受傷害，本文需要懸架來實現(xiàn)減小汽車本身震動幅度的大小。本文首先找到一個不平的路段測試，首先測試出汽車本身的振動加速度，它主要由車自身的加速度對路面不平度的幅頻特性｜/g｜，而且也和不是簧載質量的大小、汽車本身的頻率和不是周期性的系數(shù)有關，本文發(fā)現(xiàn)，汽車本身的振動頻率越小，那么他本身的加速度的均方值也就越小。它的函數(shù)圖像如圖3-1所示。圖3-1幅頻特性曲線3.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響1)車身固有振動頻率如果不考慮汽車輪胎和減震器影響的話，則車身固有頻率可以表達為：==Hz(3-1)式中n0—車身固有頻率,HZ—固有角振動頻率，rad/sC—懸架剛度，N/mM—簧載質量，kg靜載荷作用下懸架的靜撓度=(3-2)則=(3-3)可以化為，=Hz(3-4)式中—靜撓度（cm）。是指車子上坐滿了人而且是靜止狀態(tài)時，懸架上的載荷與剛度的比值。從上面的計算結果本文可以得出結論，懸架的靜撓度、懸架的剛度和簧載質量三個共同決定了汽車本身的頻率。本文從人體對汽車的適應能力這一點上話來說，汽車本身的振動頻率應該要與人自然走路時候的運動頻率基本是一致的。也就是上、下運動的頻率1～1.4Hz(60～85次/min)，振動的加速度的范圍是為0.3～0.4g。第二個方面，本文從載裝貨物這一點上來說，汽車振動加速度也應該在一個范圍內，假如加速度過大的話，那么裝載的東西可能會甩出去，根據(jù)這一情況本文為了運輸?shù)陌踩裕枰ＷC加速度在0.6～0.7g之間。下面本文來介紹動撓度，指的是汽車從裝滿東西開始壓縮彈簧到它的最大變形位置，一般情況下，是到1/3處。從圖3-1可知，人的身體可以處于減震的區(qū)域（4-8hz）要是汽車本身的頻率是小于3Hz。并且可以知道頻率越小的話，汽車本身的加速度均方根值越小。需要注意的是值不是越小就越好，因為當它慢慢變小時動撓度就會變大，所以應該根據(jù)車型的不同選擇在各自合理的范圍內。2)彈性特性設計懸架的過程中，本文一般把力和變形通過圖像表達出來，也就是汽車車輪受到的垂直外力使得車輪發(fā)生了變形的關系曲線，稱之為彈性特性曲線，而此曲線的斜率為剛度。a、線性彈性特性線性彈性特性，也就是說懸架位移量和外力成比例關系。a——線性彈性特性b——非線性彈性特性圖3-2彈性特性曲線b、非線性彈性特性非線性彈性特性的懸架，也就是隨著外力的變化懸架的剛度也隨之變化的懸架。P／=f=（常數(shù)）(3-5)式中P—特性曲線上某點M承受外力；—任意點M的懸架剛度；f—求剛度時的次切矩(不是懸架從原點的變形)，也有人稱f為懸架的折算靜撓度；—在靜載荷時，為了是汽車有更好的平穩(wěn)性時的懸架靜撓度。因為=(3-6)可改寫成：=(3-7)積分得：lnP=+A(3-8)因為當f=時，P=所以A=ln-1(3-9)因此P=根據(jù)上式計算本文可以知道，無論承受外力是如何變化的，載荷P等于或大于時，汽車懸架的剛度和外力的關系時呈指數(shù)變化的，但是這在日常生活中基本不可能實現(xiàn)。所以，現(xiàn)在本文在設計懸架時會盡可能減小頻率隨外力變化的范圍，以此來達到提高汽車行駛的平穩(wěn)性的效果。在現(xiàn)實生活中非線性的彈性特性懸架基本是不存在的，但本文可以利用其它裝置如加調節(jié)彈簧、空氣彈簧、輔助彈簧等)大致達到這個效果。3.1.2懸架系統(tǒng)中的阻尼對汽車行駛平順性的影響減震器的主要作用是減弱振動，這改善了汽車行駛平穩(wěn)性，其主要參數(shù)為阻尼系數(shù)，阻尼系數(shù)的選擇主要時根據(jù)汽車的型號不同來選取。減振器阻尼對汽車本身振動衰減曲線圖如圖3-3所示。圖3-3減震器阻尼對振動的衰減作用曲線圖a―振動完全沒有衰減的曲線，車身按懸架的固有振動頻率不斷振動；b―有衰減的情況，車身振動的振幅逐漸減小。c―減振器的衰減能力很強的情況，車身沒有振動，車身的位移很快恢復到原位。汽車懸架上安裝減震器的原因是當汽車通過崎嶇不平的路面時，減振器會通過自身減小給車身帶來的沖擊，就那液壓式減震器來說，液壓缸內的活塞帶動油液從一個室通過一個個細小的縫隙進入另一個密封的室，由于油液經過縫隙時會有摩擦，這就產生了阻尼的效果，從而達到見真的效果，在這一過程中能量也會有所轉化。如此一來，就改善了乘客和駕駛者的舒適性，從汽車結構的角度來說減振器能夠減小車輪的跳動，有效阻止汽車出現(xiàn)“起跳”的現(xiàn)象。加速度、彈簧行程和汽車車輪相對動載荷與阻尼比(相對阻尼系數(shù))之間的關系如圖3-4所示?？梢缘贸鼋Y論：當增大時，動撓度的幅頻特性｜/｜在高、低兩個共振區(qū)幅值都會有所下降，在兩個共振區(qū)幅值的變化基本沒有。隨阻尼比逐漸加大，在低頻共振區(qū)幅頻特性｜/｜最大值下降，汽車本身加速度均方根值有所減小，提高汽車的平順性。 圖3-4、和(Z-)與阻尼比的關系本文可以從圖中發(fā)現(xiàn)，彈簧行程曲線與阻尼比的值是成反比的，也就是說阻尼比越加大，彈簧的行程就越小。3.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響簧載質量指的是以汽車懸架來支持的部件，相反而言不是以汽車懸架支持的部分稱之為非簧載質量。為了使汽車車輪能夠不離開地面和減小汽車自身的振動加速度應該讓簧載質量和非簧載質量的相除值變大，所以說本文應該選擇簧載質量較大的懸架，這樣會讓汽車的平順性更好。3.1.4改善平順性的主要措施(1)盡可能的減小汽車本身的固有頻率，這樣最的目的是讓汽車的頻率更加符合人的習慣。(2)盡可能減小非簧載質量，這樣做的目的同樣也是減小車身固有頻率的影響，讓人本身坐上去更舒適。(3)應該加上適當?shù)淖枘嵫b置，減振器可以減弱不平路面給汽車帶來的震動感，同樣減少了部分零件的摩擦，延長使用壽命。3.2懸架與汽車操縱穩(wěn)定性本文通常說的汽車操控穩(wěn)定性也就是駕駛者能夠利用轉向系統(tǒng)準確的找到自己想要的方向，并且在外界的干擾之下也能夠保持原樣或者在短時間內能夠恢復原來開的樣子。前輪定位角、導向桿和轉向桿的配合和以及車輪偏離角這三個要素主要影響了操控感。當汽車處于轉彎狀態(tài)時，由于離心離德影響會使得轉彎半徑發(fā)生變化，汽車的轉彎半徑越來越小的叫做過度轉彎，反過來看轉彎半徑越來越大的叫做不足轉向。3.2.1汽車的側傾1)車身側傾軸線車身相對地面轉動時的瞬時軸線稱為車身側傾軸線。該軸線通過車身在前、后軸處橫斷面上的瞬時轉動中心，這兩個瞬時中心稱為側傾中心。側傾中心高度的定義很容易就是從側傾中心到地面的距離。也就是說如果側傾中心越高，那么它到汽車質量中心的距離就會變短，可以得出結論汽車自身的側傾角也會減小。側傾中心的高度應該要適中，如果太大的話會導致汽車輪胎的磨損加劇。2)懸架的側傾角剛度汽車在轉彎時，汽車懸架給汽車的彈性恢復力矩，稱之為懸架的側傾角剛度。如果設定T為懸架作用在汽車車身的總彈性恢復力偶矩，為車身轉角，那么通過計算可以得出來懸架的側傾角剛度為=然后計算側傾角。(1)懸架的線剛度懸架的線剛度的含義是車輛正常在馬路上行駛，汽車自身做上下運動時，汽車有了一個車身位的移動的時候，懸架會給汽車一個回復的效果。a非獨立懸架圖3-5非獨立懸架b獨立懸架當一輛汽車裝配了獨立懸架時，在汽車做上下豎直方向的運動時，收到變化的兩個力包含了兩個部分：一個是減振器自身作用在汽車本身的力在豎直方向的分力另一個是在導向桿上的豎直方向的分力。本文想要求出一個懸架的線剛度，就得先求出汽車本身做發(fā)豎直方向的位移時輪胎底部對輪胎的作用反力，也就是：Δ／Δ(3-11)(2)懸架的側傾角剛度本文可以運用等效彈簧的方法去分析汽車本身發(fā)生側傾的時候受到的懸架的有彈性的恢復性力偶矩。簡單來說就是當某一車身發(fā)生側傾的時候車身側傾時受到懸架的彈性恢復力偶矩，可以用等效彈簧的概念來進行分析。車身上一側受到的彈性恢復力，就等于將車身的上半部分固定住，然后再固定住汽車輪胎和地面的接觸點的時候彈簧（具有懸架線剛度）作用在汽車車身的一個力。并且，這個相當?shù)膹椈煞Q為等效彈簧。 圖3-6等效彈簧根據(jù)上圖3-6，當遇到汽車發(fā)生小側傾角d時，那么等效彈簧的變形量應該為d,所以汽車所受到的彈性恢復力偶矩為dT=d也可以得到懸架側傾角剛度為=(3-12)式中指的是一側懸架的線剛度；B指的是輪距。如果知道了某個懸架的線剛度，那么就能夠算出計算出這個懸架的角剛度，例如，單橫臂獨立懸架的側傾角剛度為=(3-13)需要說明的是，這個公式只適用于較小的傾角，并且其中沒有指出導向桿處彈性枕套的影響。在日常出行中，實際汽車的前側傾角剛度大約在300-1200Nm／（°），后側傾角剛度大約在180-700Nm／（°）3.2.2側傾時垂直載荷對穩(wěn)態(tài)響應的影響再正常出行中，汽車的四個輪胎豎直方向受到的載荷大致是一致的，不過在轉彎的過程中，會有側傾力矩的作用，而作用在汽車四個輪胎上的豎直方向上的力就是由這個側傾力矩和汽車在沒發(fā)動的情況下垂直反力的合力。這也就使得汽車的左右兩個方向車輪上的垂直載荷是不一樣的（因為汽車外輪的垂直方向的載荷時增加的而內輪則是相反的），這就導致了汽車的性能發(fā)生了變化，嚴重的可能會引起轉彎時由不足轉向變?yōu)檫^多轉向。垂直載荷的變化對輪胎側偏特性有顯著影響。其變化曲線如下圖3-7所示：圖3-7垂直載荷對輪胎側偏特性的影響當垂直載荷增大時，側偏剛度跟著垂直載荷的增加也會增大；但當垂直載荷達到一定程度時，汽車的輪胎在地面的壓力就會變得非常不均勻，這就會導致輪胎側偏剛度反而減小下來。沒有側向力作用在上面時，令為車軸左、右兩車輪的垂直載荷，為車輪的側偏剛度有側向力作用在上面時，設左、右兩車輪垂直載荷基本沒有發(fā)生變化，則相應的側偏角為：=(3-14)在實際情況中，當有側向力時，汽車左右兩車輪的垂直載荷都會發(fā)生變化。具體變化情況是，內側車輪減少ΔW，外側車輪增加ΔW，并且兩個車輪的側偏剛度也會變?yōu)?、。因為左、右車輪的側偏角相等，故?α+α(3-15)或α=(3-16)若令=，為垂直載荷分配給汽車兩個車輪的平均側偏剛度，則兩個車輪的側偏角為α=(3-17)由本文可知，汽車在有側向力作用時，如果汽車前方左右兩輪的受到豎直方向的力的變化較大，那么汽車就會造成轉向不足；同理可以知道，如果后輪受到的豎直方向的力變化量較大，那么汽車就會減少此特性。懸掛的質量、非懸掛的質量質點中心的位置、側傾角等等有很多方面都影響了汽車前后軸的垂直方方上載荷的變化量。

第四章懸架主要參數(shù)的確定4.1確定參考車型的主要參數(shù)本文設計的車型主要參數(shù)如下表4-1所示。表4-1參考車型主要參數(shù)車身長/寬/高（mm）4600/1800/1700整車整備質量（kg）1500總質量（kg）1500+570+200=2050前輪距（mm）1500后輪距（mm）1500前輪胎規(guī)格225/65R17最小離地間隙空載180mm滿載130mm4.2懸架靜撓度懸架靜撓度指的是汽車裝滿人或貨物且處于靜止狀態(tài)時懸架受到的載荷去除以懸架的剛度，也就是。汽車的振動系統(tǒng)是由簧載質量以及前后懸架組成的，而它的固有頻率也直接影響了汽車行駛的平穩(wěn)性，所以固定頻率的確定非常重要，而現(xiàn)在的汽車前后兩個部分的振動基本互不干擾，所以汽車前后兩個懸架的固有頻率和可以表達為（4-1）（4-2）、為分別為汽車前、后部分車身的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質量(kg)。汽車前后兩部分的靜撓度還可以用下面兩個公式來表示（4-3）=（4-4）式中，g為重力加速度(g＝981cm／)。把、代人計算中，得到：（4-5）（4-6）由上面的計算可以知道：懸架的靜撓度對此汽車行駛的平穩(wěn)性有很大的影響，所以應當選擇合適的懸架靜撓度。本次設計在選擇懸架的靜撓度時應當讓它們盡可能保持接近，并且要保證后懸架的靜撓度要比前懸架的小，這樣做的好處是避免汽車產生較大的振動。理論分析證明：當汽車以一個較快的速度通過某個路段時，/＜1時的車身豎直方向角振動要比/＞1時小，所以?。剑?.8～0.9）比較合適。在考慮駕乘人員的舒適性的情況下，選擇前懸架的靜撓度略大于后面懸架的，大致的范圍在＝（0.6～0.8）之間。綜上所述，有的時候為了加大后排座位的空間，可以選擇前懸架稍微大于后懸架。不同類型的汽車，對汽車行駛的平穩(wěn)性要求也相應不同?？傮w上來說，載人的小轎車對平穩(wěn)性的要求是最高的，然后到客運車，最后到載貨車。對于普通級別的小轎車來說，在滿載情況下前懸架的頻率要求范圍在1.02～1.47Hz，而后懸架要高一點1.15～1.55Hz。一般還有一個原則就是級別越高的轎車，它的懸架頻率會越低。就拿高級小轎車來說，在高級轎車載滿人的情況下汽車前懸架的偏頻的范圍是0.82～1.17Hz，而后懸架的也會稍微高一點，大約范圍是0.96～1.33Hz。對于客運車來說，在滿載的情況下，客車前懸架的偏頻范圍大約是1.0～1.35Hz，而后懸架的偏頻大約范圍是1.3～1.75Hz。取=1.2Hz，=1.5Hz。代入公式（4-5）和（4-6）中，得=21.56cm,=13.28cm取=22cm，=14cm。4.3懸架的動撓度懸架的動撓度的含義是懸架從汽車滿載的平衡開始然后壓縮到變形最大的位置，通常是指壓縮到其長度的1／2或2／3處，這個時候車輪的中心相對于汽車自身的豎直方向上的移動距離。本設計要求汽車懸架需要有較大的動撓度，為了避免汽車在不平路段行駛時加劇摩擦。不同類型的車，其動撓度往往也是不一樣的。對轎車而言，的范圍是7～9cm；對客車而言，的范圍是5～8cm；對貨車而言，的范圍是6～9cm。有本文可知，需要使用相對軟的懸架來減小懸架偏頻來獲得良好的行駛平穩(wěn)性，不過相應的缺點就是偏軟的懸架受力時的變化量比較大。對于一般客車來說懸架的靜撓度和動撓度之和應該大于等于160mm。對于后懸架：懸架動撓度：=（0.55—0.7）QUOTEfc取=0.6QUOTEfc=0.6×140＝84=130+84=214>160符合要求。4.4懸架的剛度計算在本次設計中：汽車的總質量：m=1500kg，取簧上質量為1400kg；取簧下質量為100kg，滿載時總質量為：1500+570+200=2000。本次設計的是發(fā)動機汽車前驅型，則由軸荷分配范圍表3-2可知：空載后軸單輪軸荷取60%：=450kg滿載后軸單輪軸荷取50%：QUOTEm2=（1340+5×60）×55%2表4-2各類汽車的軸荷分配范圍車型空載滿載前軸后軸前軸后軸乘用車前置發(fā)動機前輪驅動（FF）56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置發(fā)動機后輪驅動（FR）50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置發(fā)動機后輪驅動（RR）42%~50%50%~58%40%~45%55%~60%貨車4*2后輪單胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4*2后輪雙胎，長頭、短頭車44%~49%51%~56%27%~30%70%~73%4*2后輪雙胎，平頭車49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6*4后輪雙胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%則后懸架的滿載的剛度為：=后懸架空載的剛度為：

第五章雙橫臂獨立懸架橫臂的設計5.1導向機構設計要求導向機構是懸架組成中必不可少的一部分，所以在本次設計中應該對汽車懸架提出以下幾點要求：1）當懸架的受力情況發(fā)生變化時，兩車輪之間的距離變化不應該過大，通常情況不能超過±4.0mm。3）汽車在拐彎的過程中，汽車自身側傾角要適當。因為當兩側的加速度到達0.4g時，汽車容易發(fā)生側翻。所以要保證汽車和車輪的傾斜角度是相同的，這樣就加大了不足轉向的效應。4）剎車時，不會出現(xiàn)“點頭”和“后仰”的情況。對汽車后輪獨立懸架導向機構的要求：1）無論懸架上的載荷的變化情況，汽車兩輪之間的距離變化盡量小。2）汽車在做曲線行駛的時候，車論應該與慣性造成的車身傾斜成反方向，這樣會減小側翻的幾率。3）導向機構的強度應該要足夠的大，否則的話無法有效的傳遞車架與車輪之間的力和力矩。5.2導向機構的布置參數(shù)5.2.1側傾中心如圖5-1展示的就是雙橫臂式獨立懸架的側傾中心的得出方式。橫臂里面和外面都有一個轉動點，將他們連在一起并延長就會得到極點p，同時也能知道它的高度，然后就把極點和輪胎接觸地面的點連接在一起，這樣就能得到側傾中心W。如果兩橫臂是平行的話，那么就要做一條條平行線且通過N點，這樣也能得到側傾中心W。其示意圖如圖5-2所示。圖5-1雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定圖5-2相互平行的雙橫臂式獨立懸架側傾中心W確定示意圖5.2.2側傾軸線側傾軸線指的是在獨立懸架里，將前后兩部分側傾中心連在一起的線段。在設計中應注意，側傾軸線需要與水平面平行并應該盡量設計的和地面的距離遠一點。這樣設計的原因有兩個，一是會使汽車前后兩輪的載荷變化盡量相等，進而保證了轉向的穩(wěn)定性，離地面的距離盡量遠的目的是限制汽車本身的側傾在可控范圍內。需要注意的是汽車前懸架的側傾中心離地面的距離是一定不會超過150mm（上下擺臂初始角度過大）。下面是獨立懸架的側傾中心距離地面的距離：前懸架O～125mm；后懸架80～155mm。5.2.3縱傾中心本次設計的雙橫臂式的后懸架的縱傾中心可用如下圖5-3的做法得到，具體做法是連接e點和g點，然后做c、d兩點的平行線，就會得到一個交點，這個交點就是縱傾中心。下面是縱傾中心的示意圖。圖5-3雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心5.2.4懸架橫臂的定位角通常在設計時，設計者都會把獨立后懸架的擺臂鉸鏈軸傾斜的布置在結構上，為了能夠更簡潔明了，擺臂在空間內傾斜的角度如下圖可以定義為，擺臂在水平方向的夾角是α角，懸架從上往下看的俯角是β角，懸架開始位置的角為θ角。圖5-4α、β、θ的定義5.2.5、下橫臂長度的確定汽車車輪的跳動對乘駕人員的行駛感受有很大的影響，而雙橫臂的獨立后懸架兩臂的長度對此有很大的影響，所以兩臂長的確定十分重要。本次設計采用的是上橫臂短，而下懸臂長的設計方案，這樣做有兩個優(yōu)點，一是讓發(fā)動機有更多的布置空間，第二點是能夠讓懸架的運動特性能夠充分體現(xiàn)。輪距變化車輪外傾角主銷內傾角圖5-8上、下橫臂長度之比L1/L2改變時的懸架運動特性圖5-8說明了當下方橫臂長度保持定值不變時，通過增加上方懸臂的長度來改變L1/L2的數(shù)值時得到的汽車兩車輪輪距發(fā)生的變化，而L1/L2的值從小到大以此為0.4，0.6，0.8，1.0，1.2。在本次設計中，設計的懸架要求在運動時汽車輪距基本保持不變，以提高汽車的平順性，減少輪胎與地面的摩擦，增加了它的使用壽命。所以本文選擇L1/L2在0.55左右，要是想提高汽車的操控性能，減小前輪的定位角度的變化量，應該選擇L1/L2在0.95附近，綜上所述，本文設計的懸架L1/L2的范圍應該在0.55-0.95之間。經過大量的實踐和經驗，發(fā)現(xiàn)L1/L2的值取0.82-0.66最為合適，而根據(jù)我國汽車的市場行情，選擇L1/L2為0.77是比較合理的。所以，本次設計選擇L1/L2為0.77。。

第六章螺旋彈簧的設計計算6.1螺旋彈簧材料的選擇螺旋彈簧是汽車懸架中的重要組成部分，它能夠支持高強度的拉伸和壓縮，同時它也具有結構簡單、生產制造方便的優(yōu)點，所以在汽車中應用比較廣泛。懸架中，彈性元件是必不可少的一部分，絕大數(shù)情況下都會選擇螺旋彈簧作為彈性元件。制造彈簧的基本材料是彈簧鋼棒料，因為鋼棒的材質一般強度比較高，使用壽命也比較長。彈簧又可以分為等螺距螺旋彈簧和變距彈簧兩種。螺旋彈簧有很多優(yōu)點：能夠適應各種環(huán)境、生產制造比較容易而且價格比較低、本身重量比較輕但承重量卻很大、所需要的空間也不大，方便其他零部件的布置，所以本設計選用螺旋彈簧作為彈性元件。為了使彈簧的工作強度和使用壽命達到要求，本文選擇60Si2MnA作為彈簧的材料。彈簧材料特性如下表6-1：表6-1彈簧材料特性許用切應力[]許用剪應力[]剪切模量G彈性模量E強度范圍481000800020000MP45-50HRC6.2彈簧幾何參數(shù)的計算在設計后懸架時，根據(jù)以上4.4章節(jié)的計算結果和實際情況，可參考如下設計參數(shù)，見表6-2所示。表6-2設計參數(shù)后懸架滿載荷QUOTE后懸架空載荷QUOTE后懸架總質量QUOTE后懸架設計偏頻n1000Kg900Kg100Kg1.5Hz6.2.1彈簧所受的壓力彈簧所受的壓力可用如下公式計算：P==0.5×1000×9.81/0.985=4979.7N（6-1）式中：P—彈簧壓縮時受的力后懸架滿載荷使得質量g—重力加速度，此處取9.81彈簧所受到的最大的力：（6-2）式中：k—彈簧動荷系數(shù)，取2.5則：6.2.2位移傳遞比及彈簧的剛度計算彈簧的剛度QUOTE可由比值的關系來確定：利用這個比值i便可計算螺旋彈簧的剛度QUOTE：（6-3）其中分數(shù)QUOTE代表懸架的線剛度，用表示。從而，得到如下關系式：（6-4）可得到ix＝1.175，iy＝1.843。所以，位移傳遞比ixiy為2.17。由4.2章節(jié)可知后懸架的偏頻.f＝1.5Hz，得線剛度：（6-5）接著就能夠計算出彈簧的剛度:（6-6）6.2.3彈簧的最大變形量及后懸架的剛度然后可得到彈簧在被壓縮到最大變形量時最大壓縮力Pmax作用下的變形量F：（6-7）根據(jù)公式6-8可以得到汽車后懸架的剛度：QUOTE(6-8)式中；QUOTE指汽車后懸架剛度，N/mmQUOTE指汽車一個后懸架的簧上質量，KgQUOTEn指汽車后懸架的偏頻，Hz，由4.2章節(jié)知后懸架偏頻為1.5HZ當汽車空載時，由4.4章節(jié)知：QUOTE=450kgQUOTEn=1.4Hz代入公式（6-8）計算得：（6-9）當汽車裝滿東西時，由4.4節(jié)可知：QUOTE=500kgQUOTEn=1.5Hz帶入公式計算得：（6-10）這個計算結果與之前計算的原始剛度的差值在可接受范圍內，所以認為可以繼續(xù)進行設計。6.2.4滿載時彈簧鋼絲的幾何參數(shù)達到最高強度時，鋼絲的基本參數(shù)可以按照（6-11）公式計算：(6-11)得出：QUOTE(6-12)式中：i指彈簧的有效工作參數(shù)，取6G指彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×QUOTEMPaQUOTE指彈簧中徑彈簧螺旋比：（6-13）在設計彈簧的過程中應當注意，螺旋小就表明彈簧的剛度大而相應的硬度也就會越大。與之相反的是，軟的彈簧，它的里外兩個表面的應力值相差也會越大。下表6-2展示的就是鋼絲直徑與螺旋的關系：表6-2彈簧直徑與螺旋比的選取關系彈簧絲直徑d(mm)0.2～0.450.5～1.21.3～2.22.3～67～1718～0螺旋比C7～145～125～104～104～84～6通常螺旋比選擇范圍是C=4～8，初選螺旋比為6，彈簧直徑初選為16mm，彈簧中徑QUOTE初選為110mm。彈簧總圈數(shù)為：n=i+2=6+2=8（6-14）式中：i—總共工作多少圈節(jié)距t：QUOTE=12+166.66/6+9≈53mm(6-15)彈簧的自由高度：(6-16)式中：QUOTEn—工作圈數(shù)，取6—彈簧鋼絲的工作間隙，=t-d=28mmQUOTEn0—彈簧的總圈數(shù),是20d—彈簧的直徑，為16mm代入式(6-16)中：H=296mm。彈簧螺旋升角：=9.34（6-17）6.3彈簧的校核6.3.1彈簧的剛度校核計算由前文可知道彈簧剛度的計算公式：QUOTE式中：i—彈簧的有效工作參數(shù)，取6G—彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×QUOTEMPa—彈簧中經，取110mmd—彈簧直徑d取16mm代入式中得：QUOTE=85.1N/mm符合要求。6.3.2彈簧表面的剪切應力校核彈簧在壓縮物體表面時表面會受到剪切的作用，其表面切應力為：(6-18)式中：C代表螺旋比，C==110/16≈7QUOTE指曲度系數(shù)，為考慮彈簧圈數(shù)曲率對強度的影響的系數(shù)，=1.147(6-19)P代表彈簧被壓縮時受的力，P=4979.7N帶入公式得彈簧的剪切應力為:=383.2MPa彈簧的許用剪切應力為：（6-20）因為：QUOTE，所以彈簧符合設計要求。懸架彈簧的最終彈簧選定的參數(shù)如表6-3所示。表6-3綜上所述最終彈簧選定的參數(shù)彈簧高度H彈簧圈數(shù)n螺旋角C內徑QUOTE外徑QUOTE節(jié)距t296mm79.3498mm110mm5mm

第七章減振器的設計汽車上的減振器可以用來吸收因路面不平而引起懸架震動的能量，然后轉化為熱量消散，進而達到減少振動的目的?，F(xiàn)實中，在汽車懸架上應用最廣泛的是液力減振器，它能夠有效、快速的減少騎車經過不平路面帶來的震動，在行駛過程中產生的力會通過車輪傳遞給懸架，懸架會將力通過振動的方式傳遞給車架，進而導致了車身的抖動，而減振器就減小了這個效果。它的原理是：活塞在液壓油的帶動下在液壓缸內做往復運動，在這過程中，液壓油會從縫隙中進入其他油腔，而這些縫隙中的孔與液壓油之間的摩擦就對振動有一種阻礙地作用，這也會就讓能量轉化為了熱能進而消散。7.1減振器的分類減振器可以劃分為充氣式和液壓式兩個種類，從它的阻尼材料的不同角度出發(fā)。液壓式的阻尼材料是液壓油，它的原理在上文中已經介紹，所以這里我們主要介紹的充氣式減振器。充氣式減震器與液壓式不同的是在它的液壓缸下方安裝了一個活塞，而這個活塞是與液壓缸其中一個室是相通的，且在這里面加入了高壓氮氣。需要注意的是，氮氣和液壓油兩者是相互分開的，在連接面上裝有密封圈。在活塞上裝有伸張閥和壓縮閥。他們的通路大小隨著速度的變化而變化。在充氣式減震器工作時，活塞伴隨著液壓油的的運動也在做往復運動，這樣就使得活塞上下產生了壓力差，這個時候伸張閥和壓縮閥就會開始工作，液壓油通過液壓閥時會有較大的阻力，會讓震動減小。減振器又可以分為單筒式和雙筒式減振器按照結構的不同來劃分的話。通常設計時都會選擇雙筒式減振器應用在汽車上。下面是雙筒充氣式減振器的優(yōu)點:①感應比較靈敏②能夠適應比較惡劣的路況③改善了駕乘人員的舒適感④氣壓有故障時，還能夠發(fā)揮減振功能⑤占用的空間比較小，為其他部件節(jié)省了空間，而且相較于單筒式摩擦也會小。因而本次設計選擇雙筒式液壓減振器。7.2減震器參數(shù)的設計計算7.2.1相對阻尼系數(shù)ψ的確定相對阻尼系數(shù)ψ的含義是：不同剛度C和不同簧載質量的懸架系統(tǒng)相互匹配時在減震器的減震效果下，會產生不同的減震效果。ψ值越大，減震器的效果就越好，震動也就減小得越快，所以能適應比較崎嶇的路段。ψ值越小則結果就完全相反，聯(lián)系實際，在本次設計中，設置壓縮時的相對阻尼書小一點，拉伸時的相對阻尼數(shù)稍微大一點，這兩個數(shù)值之間一般保持=（0.25-0.50）的關系。設計時，先求出與的平均值ψ。相對比較光滑的彈性元件，取ψ=0.25-0.4；對于懸架有摩擦的彈性元件來說對，ψ值應該要小一點，為避免懸架碰撞車架，取=0.4取ψ=0.35，則有：，計算得：=0.5，=減震器阻尼系數(shù)的確定阻尼系數(shù)計算公式為。又根據(jù)，所以可得到。實際上，應根據(jù)減震器的放置位置以及特點確定減震器的阻尼系數(shù)。本次設計選擇圖7-6所示的安裝形式，則阻尼系數(shù)為：(7-1)圖7-6減震器安裝形式根據(jù)公式，可得出：由章節(jié)4.2知，n=1.4,故ω=2×3.14×1.4＝8.8rad按滿載計算有：簧載質量M=500kg，，下橫臂b長度為0.2088m，減震器安裝點到懸架的右端點距離a為0.1488m，代入公式（7-1）得：N.s/m7.2.2減震器最大卸荷力的確定減振器運動到一定程度時，它內部的活塞就會進行運動，這時活塞上下就會產生壓力差，接著液壓閥就會打開，此刻活塞的速度就是卸荷速度按照圖7-6的結構型式有：(7-2)卸荷速度，一般為0.15～0.3m/sA為車身振幅，一般為為懸架振動固有頻率，為8.8rad代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：Vx＝0.05×8.8×0.1488×cos10°/0.2088＝0.26m／s因為0.26在0.15～0.3m/s之間，所以卸荷速度符合要求。最大卸荷力公式為：Fo=δsVx（7-3）伸張時的阻尼系數(shù)δs：(7-4)帶入數(shù)據(jù)得δs=6184.4，由公式（7-3）得：Fo=δsVx=7767.42×0.26=1607.9N7.2.3減震器工作缸直徑D的確定減震器的工作直徑可以由最大卸荷力確定:(7-5)式中，為缸體所能接受最大壓力，取3～4Mpa，取4Mpa為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取＝0.40～0.50，單筒式減振器?。?.30～0.35，取0.5。帶入公式（7-5）得：按照標準，減震器的工作缸直徑D主要有：20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等幾種尺寸。按照標準，此次選用后懸架減震器工作缸的直徑為D=30mm貯油筒直徑=（1.35～1.50）D，壁厚取為2mm，材料可選20鋼。在這里，選取貯油筒直徑為：=1.4D=1.4×30=42mm。選取活塞桿的直徑時可以按照表7-1來選取。表7-1雙筒式減振器工作缸和活塞桿直徑（單位mm）活塞桿工作缸活塞桿101112.41315161720262820A25AA27AB30AA工作缸直徑為30mm，優(yōu)選A類標準，因此選擇活塞桿直徑為：d=13mm減震器的基長可以參照表7-2選取。表7-2減振器的基長（單位mm）選取懸架的減振器為HH型，基長QUOTE=120mm減震器活塞行程可參照表7-3選取。表7-3減振器活塞行程（單位mm）由于杠桿比關系，行程可以比規(guī)定范圍小，因此選活塞行程：S=170mm則減振器壓縮到底時長度為：（7-6）減振器最大拉伸長度為：(7-7)

第八章橫向穩(wěn)定桿的設計8.1橫向穩(wěn)定桿的作用橫向穩(wěn)定桿是懸架中的重要組成部分，它能夠讓汽車的懸架角剛度變大，同時在轉彎的時候也能夠減小車軸線相連的角度，這樣就能讓汽車行駛起來更加平穩(wěn)，讓駕駛者和乘坐人員有更好的體驗。通常的設計中，設計者會采用如下圖8-1的空間布置方法，這也是目前比較流行的。在兩邊的車輪跳動情況相同時，就相當于沒有力的作用，此時橫向穩(wěn)定桿是不起作用的，相反情況時，穩(wěn)定桿就會發(fā)揮作用，充當一個具有彈性的桿，緩沖來自外界的力和影響，這時懸架的角剛度也會增大。但在穩(wěn)定桿工作時，汽車自身的平穩(wěn)性會下降。圖8－1橫向穩(wěn)定桿的安裝示意圖在有些懸架設計中，橫向穩(wěn)定桿還兼具導向的作用，設計時要避免與懸架的導向系發(fā)生干涉。為了減緩振動和降低噪聲，一般橫向穩(wěn)定桿的連接處有橡膠支承。8.2橫向穩(wěn)定桿的設計橫向穩(wěn)定桿結構大致如圖8-2所示:圖8-2橫向桿結構示意圖本設計將橫向穩(wěn)定桿與車輪相連，然后另一端與汽車的底盤相連，這個結構的好處是能夠增加車身的平穩(wěn)性。且與底盤想連也能夠讓橫向穩(wěn)定桿更牢固的固定在懸架上，這是連在一起的桿沒有的優(yōu)勢。8.3設計的總裝配圖圖8-3懸架總體裝配圖如上圖8-3就是本次設計雙橋臂獨立懸架的總體裝配圖。它主體由三個部分減振器、螺旋彈簧和橫向穩(wěn)定桿組成，這其中航向穩(wěn)定桿采用了與普通設計不同的方式，這讓整個結構看起來更加有一體性，它的中間是斷開的，而這一端是與汽車底盤相連的。

第九章有限元分析9．1工程有限元分析的基本步驟對于裝配體進行有限元分析都是出自以下幾個目的：（1）在設計時能夠選擇最合理的方案；在畫出某個結構的裝配體圖后，通常都會對這個裝配體的重要組成部分或是較薄弱的環(huán)節(jié)進行有限元分析。然后對計算結果來比較，發(fā)現(xiàn)其中不足的地方，比方說有的結構的強度不夠，需要更換強度更高一級的材料進行設計，如果還是不行的話，可能就需要設計加強筋之類的來增加結構強度，找到問題所在后再次進行有限元分析，從而得到應力分布圖和變形的示意圖，以便設計者能夠更好的解決強度不足的問題。(2)能夠找到易損結構受到損傷的原因，進而找到改進的方法。一些比較重要的零部件在工作時很可能會受到損傷，或是產生變形，出現(xiàn)開裂的情況也有可能是被磨損的過大等等問題，這個時候應該選擇有限元分析的方法對結構進行分析。通過電腦計算分析得到零部件受損的主要原因，找到應力最大的區(qū)域和危險區(qū)域，然后對這些結構進行改進設計，最終完成對整個產品的設計和分析。通常，有限元分析都有以下幾個步驟：1）對工程問題的力學分析首先利用轉換的思想，把所謂的工程問題轉換為流體力學中的類似的例子。這其中有分析你所研究的結構的外形，受力情況和其他對結構的影響，然后通過研究分析把一些不需要的結構簡化或者去除，注意這是對總體結構沒有影響的地方。而且這個過程非常關鍵，直接決定了有限元分析的精度，所以我們要重視，注重其中的每一個細節(jié)，在模型轉換時也應合理選擇。2）網格劃分(Pre－Processing)將模型轉化后就得對結構進行網格劃分，這其中網格有很多種形式，設計者應當根據(jù)各部分應力的不同和精度的要求選擇合適的網格劃分。需要注意的是，有限元分析的結果的精準度和效率由網格的形狀和劃分的大小來決定，所以網格劃分是有限元分析的關鍵。3）施加邊界條件邊界條件，簡單來說就是對應用在不同情況下的網格形狀，可以選擇運動中受力或壓力將他們規(guī)定在不同的轉換后的模型上的兩種方法。邊界條件的確定可以說是判斷模型是否會有限元分析成功的重要條件，同時，它也影響了有限元分析的結果。4）自動求解經過模型轉換、網格的生成和劃分、邊界條件的確定之后點擊求解，程序就會模擬出結構部件的應力、位移、應力等各種有關物理量，這個時候就可以分析結構部件哪里是薄弱環(huán)節(jié)，再經過計算，設計將可能受損的地方進行加強，從而達到設計要求。5）可視化的結果分析（Post-Processing）數(shù)據(jù)處理完成之后就是通過這些數(shù)據(jù)來完成應力，位移曲線圖的繪制，圖中會有不同的顏色來區(qū)分結構各部分之間的應力、位移差別，顯而易見地設計者就可以通過這一差別去強化薄弱部分。9.2對模型進行有限元分析首先對零件進行屬性設置，本次設計選用的是合金鋼，模型類型是線性彈性且各向同性如圖9-1所示。圖9-1裝配體屬性第二步是設置載荷和添加夾具。設置的載荷為水平方向的力20000N，而固定方式為上下兩端都加緊。如圖9-2，9-3所示。

圖9-2夾緊方式示意圖圖9-3添加載荷示意圖第三步是生成網格，如圖9-4所示。圖9-4網格生成示意圖最后就是應力變化圖，如圖9-5，9-6所示。圖9-5應力示意圖圖9-6應力變化示意圖

第十章環(huán)境保護與經濟問題1綠色材料的選擇綠色環(huán)保建筑材料綠色是泛泛指一種即可永久重復又易回收、可再生,且對當?shù)刈匀画h(huán)境污染較小、低能耗的綠色建筑材料。,因此在現(xiàn)代工業(yè)機械產品設計中我們通常應首先盡量抉擇選用一種工作原理環(huán)境好和性能兼容性好的環(huán)保機械材料與重要機械零部件,并盡可能.做質量保證避免直接選用含具有較強輻射性、有毒或有害的裝飾材料。要求所用的原材料必須能夠達到有利于人工回收、再綜合利用、再加工制造或者更易于人工降解,從而最終實現(xiàn)工程機械裝備制造業(yè)在人力資源綜合利用率等等方面的大幅上升,實現(xiàn)經濟可持續(xù)發(fā)展。同時,在工業(yè)機械設計與設備制造中,還提出應當盡量減少所需要選用機械材料的數(shù)量種類,從而大大降低機械產品在加工廢棄后的后續(xù)回收利用成本。例如:企業(yè)模具金屬材料的加工綠色環(huán)保程度對企業(yè)最終產品的模具綠色環(huán)保性能實現(xiàn)有著重要的直接影響,可通過選擇舍棄過往對金屬材料模具表面涂層進行傳統(tǒng)化學腐蝕處理的加工方法,而直接改用傳統(tǒng)物理加工方法等來實現(xiàn)模具防腐與加工脫模;可以選用對生態(tài)環(huán)境危害較小的優(yōu)質鎳磷鍍鉻來代替?zhèn)鹘y(tǒng)電鍍鉻;用優(yōu)質不銹鋼模具材料電鍍來實現(xiàn)加工模具防腐或用模具材料來實現(xiàn)代替?zhèn)鹘y(tǒng)電鍍的加工方式等等。2.拆卸性設計在這些傳統(tǒng)的產品設計管理方法中多數(shù)只是主要考慮涉及到某些產品的安全可靠和裝配性,而較少的是考慮涉及到某些產品的不可拆卸性。綠色機械設計中我們著重提出要求將其可拆卸性評價作為工業(yè)機械設計與設備制造中,產品內部結構設計性能評價的一個重要評價準則,從而能夠使這些產品在完全報廢以后,能夠對其它的零部件進行實現(xiàn)高效且安全不加任何破壞的重新拆卸,以便達到有利于對原材料和其它零部件的重新綜合利用與實現(xiàn)循環(huán)水的再生,進而可以達到有效保護環(huán)境和有效節(jié)省利用資源的重要目的。拆卸性零件設計的基本工作原則主要應該包括以下幾點,第一.我們應盡量實現(xiàn)拆卸產品內部零件的多功能性,從而盡量降低實際應用于拆卸產品零部件的重量數(shù)目以及零件拆卸時的需要工作量;第二,應盡量避免在產品設計時,對性能有相互影響的不同材料零件進行重復組合,