朗逸轎車前麥弗遜懸架設計（含5張CAD圖紙）
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3 傳動系統(tǒng)
3.1變速箱和齒輪比
3.1.1變速箱的原因
現(xiàn)代車輛中使用的內(nèi)燃機將在有限的有效轉速范圍內(nèi)運行，例如1500–7000 rpm，從而產(chǎn)生相對較低的扭矩（轉向力）。 如果速度降至下限以下，或者負載過大，則發(fā)動機將熄火，車輛將進入靜止狀態(tài)。 如果車輛沒有變速箱，則以下缺點很快就會變得明顯。
啟動時加速不足
離合器必須打滑相當長的時間才能避免發(fā)動機熄火。 之前必須達到約24 kph（15 mph）的道路速度
圖3.1變速箱關閉
可能會發(fā)生完全嚙合，在此期間，車輪的驅動力（拉力）只會略大于與車輛運動相反的力（拉力）。 加速度取決于牽引力和阻力之間的差異。 如果該差很小，則加速度將較差。
牽引力：向前移動物體或車輛所需的力。
牽引阻力：牽引力必須克服以產(chǎn)生運動的反向力。
爬坡能力差
坡度會增加阻力，這意味著一旦爬上山坡，發(fā)動機就會減速并最終失速。 這可以通過采用具有高扭矩輸出的大型發(fā)動機來克服，但這將是不經(jīng)濟的。
車輛不能低速行駛
隨著車速降低，發(fā)動機轉速也將降低。 如果車輛必須以低速行駛，則需要打滑離合器以避免失速。
無中性或反向
不可能在不熄火的情況下保持車輛靜止，因此在車輛不行駛時始終必須分離離合器。 這也使車輛難以操縱。
3.1.2齒輪杠桿
圖3.2顯示了一種簡單的方法，可以通過操縱桿來幫助人向前推動車輛。 當人沒有杠桿而施加努力時，就沒有足夠的力來向前運動。 當使用操縱桿并使之在保險杠上樞轉時，由于在操縱桿的整個長度上施加了重復的力，因此人可以產(chǎn)生向前運動。 實際上，杠桿的長度提供了來自人相同量力而施加的力的倍增。
圖3.2強調(diào)了安裝變速箱的重要性。
其他機械設備也可以產(chǎn)生類似的結果，盡管不一定要使用杠桿。 諸如齒輪之類的組件可以提供來自給定輸入的力的倍增。 圖3.3a顯示了使用重物和滑輪的杠桿的另一種簡單形式。 利用砝碼m和皮帶輪施加到杠桿末端的力可以舉起四倍的砝碼（砝碼M）。 這個簡單的實驗表明，使用杠桿系統(tǒng)可以放大較小的輸入力。
圖3.3b顯示了如何使用兩個圓盤來獲得杠桿。 在此示例中，作用在軸C上的質量將在軸D上支撐更大的質量。此布置可以視為簡單的變速箱，發(fā)動機連接到C軸，車輪連接到D軸。在此示例中，輸出扭矩 是發(fā)動機扭矩的兩倍，如果將圓盤B制成A直徑的三倍，則輸出扭矩為高音三倍。 這似乎無所不能，但是必須考慮速度。 可以看出，隨著轉矩的增加，速度成比例地減小，因此，假設該機構的效率為100％，則功率保持不變。
在圖3.3b中，速度比（運動比）也稱為齒輪比，在這種情況下為2：1，這表示輸入軸需要旋轉兩圈才能使輸出軸旋轉一圈。
在汽車的早期設計中使用了皮帶，皮帶輪和摩擦驅動器，但由于采用了滑動齒輪裝置，這些系統(tǒng)逐漸消失了。
3.1.3齒輪比的確定
要獲得較高的最高車速，并在整個速度范圍內(nèi)實現(xiàn)良好的加速度和經(jīng)濟性，就需要一種齒輪傳動系統(tǒng)，使發(fā)動機能夠以使其發(fā)揮最佳性能的速度運轉。 最大的發(fā)動機功率，扭矩和經(jīng)濟性都出現(xiàn)在不同的發(fā)動機轉速下，因此這使得匹配傳動比的任務變得困難，尤其是在必須考慮可變的工況和駕駛員需求的情況下。
設置多個傳動比時要考慮發(fā)動機的要求，以使其適應給定的工作條件（表3.1）。
表3.1
操作條件
需求
最高車速
最大引擎功率
最大加速度
最大發(fā)動機扭矩
最大牽引力
最大發(fā)動機扭矩
最大經(jīng)濟
發(fā)動機處于中速和輕載狀態(tài)，節(jié)氣門開度較小
如今，適合于輕型車輛的發(fā)動機類型通常需要能夠提供五個前進速度和一個倒檔的變速箱（即，除了倒檔之外，還有五個不同的前進檔速比）。 這樣可以提供合理的性能，以適應包括經(jīng)濟在內(nèi)的大多數(shù)駕駛條件。
但是，有些車輛裝有六速，七速甚至八速變速箱。 應該注意的是，高齒輪是具有低數(shù)值的傳動比的齒輪（即，傳動比為1：1，高于傳動比為2：1）。
檔位越低，發(fā)動機和車輪之間的減速力就越大； 這意味著，對于給定的發(fā)動機轉速，車輪轉速較低。
最高車速
當車輛設置在最高檔位并且油門保持完全打開時，可以達到最高車速。
為了使大多數(shù)情況下使用的齒輪的摩擦損失最小，“頂級齒輪”的傳動比應選擇為1：1（直接驅動）。 因此，“最高檔”的設置實際上是根據(jù)輪轂直徑和發(fā)動機特性選擇最終傳動比的選擇。
圖3.4顯示了確保車輛能夠達到較高的最大速度所必須考慮的因素。 它顯示了所需功率和可用功率之間的平衡。 前者的數(shù)據(jù)由發(fā)動機的制動功率曲線給出。 對于后者，通過計算車輛在水平道路上行駛時克服其牽引阻力所需的功率來獲得數(shù)據(jù)。
牽引阻力（有時稱為總阻力）包括：
1空氣阻力–由于車輛在空中移動
2滾動阻力–由于輪胎和路面之間的摩擦。 很大程度上受路面類型的影響
3坡度阻力–隨著坡度（坡度）對車輛運動的影響而增加。
圖3.4a表明，推動給定車輛所需的功率隨速度的立方而增加。 這意味著，如果速度加倍，則所需功率將是原來的八倍。 在此示例中，需要150 kW的功率才能以200 kph的速度驅動車輛。
適配于該車輛的發(fā)動機的動力輸出如圖3.4b所示。 該功率曲線表明，發(fā)動機在5000 rpm時產(chǎn)生150 kW的峰值制動功率。
如果最大道路速度要盡可能高，則必須設置該車輛的齒輪比，以使“可用功率”曲線的峰值出現(xiàn)在道路速度為200 kph時。 在這種情況下，發(fā)動機轉速為5000 rpm，以200 kph的速度驅動車輛。
總齒輪比（齒輪箱比×最終傳動比）
一旦確定了兩條曲線的相對位置，就可以檢查加速度的總體性能。 兩條曲線之間的垂直差是可用于加速的剩余功率，因此可以將其繪制為單獨的曲線以顯示達到最大加速的速度。
假設摩擦被忽略，則必須認識到，齒輪系統(tǒng)既不增加也不減少動力（即，從傳動系統(tǒng)輸出的動力類似于發(fā)動機制動動力，而與傳動比無關）。
因此，圖3.5中的曲線所示的車輛的齒輪比的變化將導致峰值P從其在圖3.4c中占據(jù)的位置水平移動。 降低比率（曲線A）將“可用功率”曲線向左移動，提高比率（曲線C）將其向右移動。 這兩個條件分別稱為齒輪不足和齒輪過度。
在這兩種情況下，最大可能速度都會降低，但這不是主要考慮因素。 表3.2列出了兩種齒輪傳動條件的優(yōu)點。
表3.2
條件
優(yōu)點
不足
更大的加速動力，因此車輛響應更快
靈活的頂級檔位性能，因此當車輛遇到較高的牽引阻力時，只需進行較少的換檔
過度
在給定的行駛速度下降低發(fā)動機轉速，因此：
?更好的經(jīng)濟性
?更低的發(fā)動機噪音水平
?發(fā)動機磨損少
不足檔位的優(yōu)點可用于克服過度檔位的缺點，反之亦然。 對這兩種情況的比較表明，檔位不足更適合普通汽車，因此檔位不足通常為10％至20％。 這意味著，在達到最大可能車速之前，發(fā)動機功率峰值出現(xiàn)在10％至20％之間，盡管有更多的可用檔位可以更好地匹配齒輪。
最大牽引力
一旦設計人員設定了總的最高齒輪比，便可以確定最低齒輪比（第一齒輪）。 該齒輪在下車時使用，在需要最大牽引力時也需要使用，以使車輛能夠爬上非常陡峭的山坡。
牽引力是基于發(fā)動機扭矩的，因此，當發(fā)動機發(fā)展其最大扭矩時，特定齒輪會出現(xiàn)最大牽引力。 在圖3.6a中，最高檔位的性能（以前以功率差異表示）顯示為力的平衡。 可以看出，驅動力曲線的形狀與發(fā)動機轉矩曲線相似。 牽引力曲線的峰值出現(xiàn)在由整體齒輪傳動比和車輪有效直徑控制的道路速度上。 力和阻力曲線之間的差異代表可用于加速的力。
圖3.6b顯示了降低傳動比對牽引力曲線的影響。 在這種情況下，底部齒輪箱的傳動比為4：1，足以充分滿足牽引爬坡需求的牽引力。
離合器的逐漸接合動作必須用于提供足夠的牽引力，以使車輛在由曲線表示的陡坡上行駛。 一旦離合器完全接合，并且發(fā)動機在最大扭矩范圍內(nèi)運行，則可能會產(chǎn)生較小的加速度-這是假定發(fā)動機轉速不會降低得太低。
通過將所需的最大努力除以頂部齒輪中可用的最大努力來計算最低齒輪箱速比。
中間齒輪
設置了最高和最低變速箱速比之后，然后插入中間速比，以使它們形成幾何級數(shù)（GP）。 這意味著所有單獨的比率都按公共比率前進。 例如，假設最高和最低總傳動比分別為4：1和16：1，那么三速和四速變速箱的傳動比組為：
三速變速箱：4、8和16（普通速比2）
四速變速箱：4、6.35、10和16（普通比1.59）
為了獲得最佳的速度和加速性能，發(fā)動機應在最大扭矩和最大功率的限制之間的速度范圍內(nèi)運行。 該工作范圍越寬，彌合頂部和底部之間的間隙所需的比率數(shù)量越少。 大多數(shù)現(xiàn)代汽車發(fā)動機的范圍都很窄，因此與這些發(fā)動機配合使用的變速箱通常至少具有五速箱，在某些情況下甚至是六速或七速。
在裝有六個齒輪的變速箱中，通常第五個齒輪比為1：1，第六個為超速檔，因為它的齒輪比可以提高速度。 結果，它驅動輸出軸的速度比發(fā)動機快。
3.2不同類型的齒輪和變速箱
3.2.1齒輪類型
機動車上使用了各種類型的齒輪，但是齒輪箱采用以下一種或多種：
1正齒輪–平行于軸線的齒，用于滑動嚙合齒輪箱。 主要用于倒檔系統(tǒng)。
2斜齒輪–傾斜于軸線以形成螺旋的齒。 增強強度，使操作更安靜。
3雙斜齒輪–兩組相對的斜齒。
4圓柱齒輪或行星齒輪–正齒輪或斜齒輪圍繞非固定中心旋轉。
類型2和3用于恒嚙合和同步嚙合齒輪箱。 大多數(shù)自動變速箱使用行星齒輪傳動。
齒輪材質
齒輪齒必須承受劇烈的沖擊載荷和磨損，因此使用表面硬化鋼來提供堅硬的芯和堅硬的表面。
3.2.2手動變速箱
現(xiàn)在的變速箱可分為兩個主要類別：手動和自動。 手動變速箱要求駕駛員完全控制變速箱。 通常，駕駛員會使用手動控制桿來選擇最合適的齒輪比，以適應駕駛條件。 通過使用自動選擇手動變速箱，這已經(jīng)得到進一步發(fā)展。 這種變速箱可作為手動變速箱使用，但具有電子或液壓變速裝置。 這可以加快換檔速度，還可以使駕駛員進行自動換檔。 這些在第346頁上有更詳細的說明。
除了倒檔之外，現(xiàn)代變速箱中提供的“速度”（齒輪比）數(shù)在某些情況下為四，五，六甚至七。 過去，出于成本原因，通常使用三速變速箱。 手動變速箱的主要類型有：
滑動嚙合
恒嚙合
同步嚙合。
現(xiàn)在，同步嚙合是最常用的類型。 這種類型的布局是從其他兩種布局發(fā)展而來的，正是由于這個原因，現(xiàn)在已經(jīng)過時的滑動嚙合用于初始研究。
3.2.3自動
術語“自動變速箱”是指一種變速箱類型，能夠在整個車輛運行狀況下無需駕駛員的幫助即可換檔。 一旦駕駛員做出初步選擇以確定車輛的行駛方向（圖3.8）和要使用的檔位，其他決定就由變速箱控制模塊或變速箱內(nèi)的“大腦”做出。
在美國，變速箱稱為變速箱。這就解釋了為什么自動變速箱有時被稱為自動變速箱的原因。
如今，許多自動變速箱都使用行星齒輪系統(tǒng)。通過借助于摩擦離合器或制動器保持或驅動齒輪系的一個或多個部分來獲得所需的齒輪。制動器和離合器由液壓系統(tǒng)控制；它要么集成了自己的傳感系統(tǒng)，要么使用電子設備監(jiān)控發(fā)動機和車輛的運行狀況。
除了四速周轉齒輪箱外，大多數(shù)自動系統(tǒng)還需要在發(fā)動機和齒輪箱之間安裝液力離合器裝置（稱為變矩器）。這代替了普通的摩擦離合器和兩個功能：當發(fā)動機轉速低于約1000 rpm時，它自動將發(fā)動機與變速器分離。并且還提供了無限可變的扭矩和速度比，以彌合齒輪箱周轉比之間的階躍。
在英國，變矩器和自動變速箱的組合構成了自動變速器系統(tǒng)。
3.2.4無級變速器
普通發(fā)動機的功率輸出隨發(fā)動機轉速而變化。 在低速下，輸出功率非常低，因此，如果需要良好的車輛性能，則發(fā)動機必須旋轉得更快。 它需要以最大功率運行。
當考慮扭矩輸出和燃油經(jīng)濟性時，將重復這個故事。 最大扭矩的產(chǎn)生速度與最大經(jīng)濟性的產(chǎn)生速度不同，并且這兩個速度均與最大功率的點不一致。
對于傳統(tǒng)的變速箱，要達到這三個性能因素中任何一個的恒定發(fā)動機轉速要求是不可能的。 這是因為必須不斷改變發(fā)動機轉速以適應車速。 結果，發(fā)動機僅在適合于最大發(fā)動機扭矩，功率或經(jīng)濟性的車速下發(fā)揮最佳性能。
具有無限可變比率的齒輪系統(tǒng)將提供如圖3.9所示的性能–這被稱為理想牽引力曲線。 在這種情況下，發(fā)動機將保持其提供最大功率的速度，并且通過改變傳動比來改變道路速度。
可以從根據(jù)圖3.10所示系統(tǒng)原理運行的任何系統(tǒng)中獲得理想曲線的近似值。 這種特殊的布置不是很實用，但是布局顯示了這種齒輪傳動方法背后的基本思想。
由于無級變速的好處，無級變速箱（CVT）現(xiàn)在變得越來越流行，從而提高了經(jīng)濟性并降低了排放。 一些車輛例如混合動力汽車，為此使用CVT布置，這進一步改善了在使用電動機和汽油發(fā)動機配置時提供的經(jīng)濟性。 DAF是首批采用CVT的量產(chǎn)汽車。 該車輛具有皮帶輪和皮帶輪的布局，稱為變速CVT系統(tǒng)（圖3.11）。 這是由荷蘭制造商開創(chuàng)的，并作為他們在1950年代后期生產(chǎn)的小型汽車的標準配置。
3.2.5分步傳動
傳統(tǒng)齒輪箱曲線與理想曲線的比較如圖3.12所示。 該圖說明了為什么使用術語“步進傳動”來描述提供這種步進輸出的任何系統(tǒng)。
最初只有三個前進檔的變速箱需要發(fā)動機在很寬的轉速范圍內(nèi)運行； 這意味著在許多道路速度下的牽引力遠遠低于理想水平。 傳動比的數(shù)量增加了相當大的改進，盡管許多乘用車的齒輪傳動比要比重型汽車少，但它卻在許多重型車輛以及現(xiàn)代乘用車中得到了使用。 當比率的數(shù)量增加到大約10時，為縮小比率之間的差距所需的狹窄發(fā)動機范圍與實際牽引曲線接近理想值的近似組合使發(fā)動機可以在其周圍運行 最佳速度。
通過使用帶有變矩器的自動變速箱可以達到理想的牽引力曲線。 盡管變矩器在低發(fā)動機轉速下效率非常低下，但變矩器在大約2：1到1：1的極限之間無限變化的比率的影響會在主自動變速箱的步進比之間實現(xiàn)平穩(wěn)過渡和正向驅動（ 圖3.13）。
3.2.6其他類型的變速箱和變速器
如今，許多適合于車輛的變速箱都采用了手動和自動變速箱系統(tǒng)的示例，并將它們鏈接在一起，以提供能夠像手動變速箱一樣運行的變速箱，但是變速箱是通過使用電動馬達或液壓輔助裝置的自動機構進行變速的。 通過使用這種自動換檔設置，駕駛員可以在完全手動變速箱模式下駕駛車輛之間進行選擇，換檔可以通過使用撥片或使用操縱桿前進或后退以向上和向后移動來進行。 降低速比，或在自動模式下由變速箱電子控制單元（ECU）決定何時換檔。 在這兩種情況下，系統(tǒng)都是電子控制的，通?？梢苑浅？焖俚剡M行齒輪更換，從而提高性能和經(jīng)濟性。 這些新的變速箱在346頁上有更詳細的介紹。
3.3驅動器配置
3.3.1驅動布局
車輛的一般駕駛配置通常取決于其預期的功能和目的。 發(fā)動機產(chǎn)生動力使車輛沿著路面移動。 該動力通過變速箱和變速箱總成傳輸。 盡管今天的道路上仍有少量三輪車，但大多數(shù)輕型車都有四個輪。 因此，驅動器配置布局為兩輪或四輪驅動。
四輪驅動的產(chǎn)品陣容為客戶提供了選擇。 四輪驅動通常只在越野車上看到，但是現(xiàn)在它可以在各種普通公路車上使用，從家庭轎車，掀背車到房地產(chǎn)和跑車。 四輪驅動系統(tǒng)會因所有四個車輪推動車輛而產(chǎn)生的牽引力增加而產(chǎn)生收益，特別是在摩擦較小的情況下。
三輪車輛通常通過后橋中的最終驅動器將來自發(fā)動機的動力傳遞至后輪。 但是，有一些較小的帶發(fā)動機的三輪車輛，它們將發(fā)動機置于前轉向輪上方，并將驅動力直接傳遞給該轉向輪。 一些生產(chǎn)更高功率的三輪車輛的獨立制造商采用了驅動裝置，其中后輪為單輪，前輪為兩個。 后輪通常由強大的摩托車發(fā)動機通過鏈條或螺旋槳軸驅動。
制造商對驅動裝置的選擇通常取決于車輛的市場和目的。 從前輪驅動到四輪驅動的每種類型的驅動裝置都有優(yōu)點和缺點，車輛設計者在生產(chǎn)新型車輛時會考慮到這些優(yōu)點和缺點。
3.3.2后輪驅動
傳統(tǒng)上，汽車采用后輪驅動布局（圖3.14）。 在這里，后輪充當驅動輪，前輪旋轉以允許汽車轉向。 以這種方式定位主要的車輛驅動部件和發(fā)動機單元為技術人員提供了更好的可達性，但同時通過安裝傳動隧道將螺旋槳軸沿乘客艙的長度方向定位，也影響了乘客空間。 后輪驅動在干燥和牢固的抓地力條件下提供良好的牽引力。 但是，在松散的表面上以及在潮濕條件下的加速下，后輪驅動車輛容易彎曲并失去抓地力，從而導致汽車后部向側面移動，如果要保持直線行駛，則需要對前（轉向）輪進行連續(xù)校正。 保持。
3.3.3前輪驅動
布置更緊湊的好處使前輪驅動布局成為制造商的熱門選擇（圖3.15）。小型車的需求增長與經(jīng)濟型車的需求增長一樣快。這促使制造商生產(chǎn)更緊湊的設計，通常采用前輪驅動。將所有主要部件容納在發(fā)動機罩下，為乘員提供了更多的車輛空間，并消除了對傳輸隧道的需要?，F(xiàn)在，驅動橋以變速驅動橋的方式組合在一起，這允許發(fā)動機和變速箱的輸出軸沿相同方向移動，并使用較短的驅動軸連接至車輪。驅動軸裝有一個內(nèi)部和外部接頭，稱為等速萬向節(jié)（CV接頭），可確保在旋轉時獲得均勻的速度，即使在大角度傳動時也可減少振動。前輪驅動的一個缺點是在大加速度和爬坡條件下缺乏抓地力，因為車輛的重量向后移動，從而使前輪失去重量。如果不使用動力轉向，轉向也很沉重。但是，操作性得到了改善，尤其是在潮濕條件下。
開題報告
1目的及意義
1.1選題研究背景
伴隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展，人民生活水平和質量明顯提高，汽車已經(jīng)是人們的日常生活中必不可少的交通工具。因此人們對汽車的舒適性，安全性以及駕駛操控性等越來越重視，汽車行業(yè)也隨著消費者的需求而不斷發(fā)展。
作為汽車安全結構的重要組成部分，一直以來，汽車的行駛操控性和舒適性與底盤結構中的懸掛系統(tǒng)息息相關，而懸掛結構的簡單與復雜也直接決定著汽車制造成本的高低。一輛汽車，既要舒適又操控性好，這個極難妥協(xié)又要達到盡可能平衡的懸架總成設計，相對廠家的技術實力，無疑是一個極大的挑戰(zhàn)。麥弗遜式獨立懸架是眾多懸掛系統(tǒng)中的一種，它以結構簡單、成本低廉、舒適性尚可的優(yōu)點贏得了廣泛的市場應用。因此有必要對上海大眾朗逸轎車麥弗遜懸架設計進行研究。
1.2選題研究的目的及意義
本題研究的目的主要是針對上海大眾朗逸轎車結合國內(nèi)研究背景以及市場趨勢等設計一款前麥弗遜懸架。
對于汽車來說，舒適性、安全性、操控性的決定性因素主要取決于汽車的基礎設計懸架。懸掛系統(tǒng)應有的功能是支持車身，改善乘坐的感覺，不同的懸掛設置會使駕駛者有不同的駕駛感受。外表看似簡單的懸掛系統(tǒng)綜合多種作用力，決定著轎車的穩(wěn)定性、舒適性和安全性，是現(xiàn)代轎車十分關鍵的部件之一。
懸架是現(xiàn)代汽車的重要組成部分之一。雖然并非汽車在行進必不可少的裝備，但如果沒有懸架，將極大的影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。懸架對整車性能有著重要的影響。在汽車市場競爭日益加劇的今天，人們對汽車的性能的認識更多的靠更為直接的感觀感受，而非他們不太懂得的專業(yè)術語。
因此，對汽車操縱穩(wěn)定性﹑平順性的提升成為了各大汽車廠商的共識。與此關系密切的懸架系統(tǒng)也被不斷改進，主動半主動懸架等具有反饋的電控系統(tǒng)在高端車輛上的應用日趨廣泛。無論定位高端市場，還是普通家庭的經(jīng)濟型轎車，?沒有哪個廠家敢忽視懸架系統(tǒng)及其在整車中的作用。這一切，都是因為懸架系統(tǒng)對乘員的主觀感受密切聯(lián)系。懸架系統(tǒng)的優(yōu)劣，乘員在車上可以馬上感受到。
“木桶理論”，很多人都知道，整車就好比是個“大木桶”，懸架是它的一片木板。雖然，沒有懸架的汽車還是可以跑動的，但是坐在上面是很不舒服的。只有當懸架這塊木板得到足夠重視，才能使整車性能得以提升。否則，只能是句空話。
完善的汽車懸架系統(tǒng)可以很好的緩解路面給予車輛的沖擊，減輕汽車振動給乘客帶來頭暈，暈車等不良反應，使乘客感受到很好的乘坐舒適性。同時將汽車的懸架系統(tǒng)調(diào)校好，好的懸架系統(tǒng)在彎道性能上就能很好的表現(xiàn)出來，還有出去郊游時，能在惡劣的路況下行駛，可以給駕駛員帶來更好的操作穩(wěn)定性。優(yōu)良的懸架避震性能，也可以減輕振動給零件帶來的沖擊導致?lián)p壞，減少故障，降低維修成本和行駛安全。懸架系統(tǒng)使汽車能精準的過彎轉向，也能避免一定的交通事故發(fā)生可能性。
因此可以發(fā)現(xiàn)，懸架對于整輛車具有重大的意義，不可或缺。而當前的汽車懸架雖然已經(jīng)十分先進，但是畢竟沒有完美的事物，不論什么形式的獨立懸架或非獨立懸架都有其缺點和不足。因此還需要不斷的研究發(fā)展。
1.3國內(nèi)研究現(xiàn)狀
國內(nèi)對麥弗遜懸架的研究非常之多:四川理工學院機械工程學院和人工智能四川省重點實驗室的周軍超，袁杰，廖映華，湯愛華結合D-最優(yōu)試驗設計理論,建立了汽車的麥弗遜獨立懸架動力學模型.結合隨機路面模型仿真,對懸架各個結構參數(shù)進行最優(yōu)實驗分析,得到麥弗遜式懸架優(yōu)化性能參數(shù).經(jīng)過優(yōu)化分析與優(yōu)化前懸架的性能進行對比,得出最優(yōu)結構參數(shù)[1]；皖西學院機械與車輛工程學院的張鵬，張曉東，王洪新，劉建樹提出一種基于多島遺傳算法進行麥弗遜懸架參數(shù)優(yōu)化設計的方法。他們以某款采用了麥弗遜式前懸架的轎車為研究對象，基于Matlab/Simulink構建了前懸架動力學分析的數(shù)學模型,并通過相應Adams模型的仿真分析對數(shù)學模型進行了可靠性驗證。在這個基礎上,通過擾動法分析得到結構參數(shù)對懸架性能的影響方式。通過具體分析靈敏度大小,可獲取對剛度特性影響最靈敏的參數(shù)。最后運用多島遺傳算法對參數(shù)的優(yōu)化,從而實現(xiàn)懸架性能的優(yōu)化[2]。合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院的李強提出了一種基于瞬心法進行麥弗遜懸架運動特性分析與優(yōu)化設計的方法[3]。李璞,李澄,黃長征,王洪榮,胡松喜針對傳統(tǒng)優(yōu)化方法需要頻繁調(diào)用仿真模型的弊端,提出基于非自適應采樣和稀疏響應面方法的麥弗遜懸架多約束優(yōu)化方法[4]。
1.4國外研究現(xiàn)狀
Gao Qi;Feng Jinzhi;Zheng Songlin提出一種綜合評價指標體系并證明該體系的可行性，廣義多維自適應學習粒子群算法對于麥克弗森懸架系統(tǒng)關鍵參數(shù)的優(yōu)化設計是有效的[12]。Shi Qin;Peng Chengwang;Chen Yikai設計了一種新穎的雙環(huán)多目標粒子群算法[13]。Byung Chul Choi,Seunghyeon Cho,Chang-Wan Kim通過使用Kriging模型進行了優(yōu)化設計以最小化側向載荷[14]。K.Vikranth Reddy;Madhu Kodati;Kishen Chatra介紹了懸架系統(tǒng)的完整空間模型的位置運動學分析[15]M.S.Fallah,R.Bhat&W.F.Xie提出一種用于行駛控制應用的Macpherson支撐系統(tǒng)的非線性模型。該模型包括彈簧懸掛質量的垂直加速度，并包含了懸架連桿機構的運動學特性[16]。Su Zhuoyu;Xu Fengxiang;Hua Lin;Chen Hao;Wu Kunying進行了小型貨車麥克弗遜式懸架系統(tǒng)的運動學特性分析和優(yōu)化設計?？色@得更好的車輪定位參數(shù)，并進一步提高了懸架的系統(tǒng)性能[17]。Sung,K-G;Park,M-K研究了配備可控磁流變（MR）減震器的電子控制懸架（ECS）的設計和控制以及適當?shù)目刂撇呗訹18]。
2設計的基本內(nèi)容、目標、擬采用的方案及措施
2.1選題研究內(nèi)容、目標
根據(jù)選題要求查詢上海大眾朗逸轎車參數(shù)，并分析前麥弗遜懸架的組成和功用，對上海大眾朗逸轎車的前麥弗遜懸架進行設計。具體研究工作包括以下幾點：
1.分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的組成和功用；
2.對懸架上的各零部件強度的校核；
3.詳細考慮各部件之間的連接關系；
4.懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算。
2.2論文技術路線
為設計上海大眾朗逸轎車前麥弗遜懸架，首先查閱目標車型參數(shù)，分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的各組成部分及其功用，對比上海大眾朗逸轎車與其他車型前麥弗遜懸架的區(qū)別以及原因。根據(jù)各參數(shù)對各零部件進行初步計算確定數(shù)據(jù)，再進行各零部件的強度校核。若校核不合格則需重新計算直到校核通過。在算得數(shù)據(jù)基礎上使用CATIA進行三維建模，然后應用仿真軟件ADAMS對麥弗遜懸架模型進行運動學仿真分析，找出懸架系統(tǒng)中存在的問題，并進行修改，直至仿真分析的結果符合要求并最終確定懸架系統(tǒng)的結構。最后進行裝配圖及零件圖的手工繪圖和計算機繪圖。
3進度安排
周次(時間)
工作內(nèi)容
提交內(nèi)容(階段末)
1-2（7學期第18、19周）
確定畢業(yè)設計選題、完善畢業(yè)設計任務書(相關參數(shù))、校內(nèi)外資料收集
畢業(yè)設計任務書
3-4（8學期第1-2周）
方案構思、文獻檢索、完成開題報告
文獻檢索、開題報告
5（8學期第3周）
外文翻譯、資料再收集
外文翻譯
6（8學期第4周，3月19日）
開題答辯
開題答辯PPT、開題答辯記錄表
7～8（8學期第5-6周）
設計計算、草圖繪制
設計計算草稿、草圖
9～11（8學期第7-9周）
圖樣繪制、編寫設計計算說明書（論文）
圖樣、論文初稿
12～15（8學期第10-13周）
圖樣及論文整理；關注組中期檢查
正式圖樣、論文
畢業(yè)實習兩周（8學期第11-12周）
校外實習或線上實習、資料收集、完成實習報告
實習報告
16（8學期第14周）
學生提出答辯申請，作答辯準備，資料袋整理；答辯資格審查，查重；教師審閱圖紙、說明書
畢業(yè)設計資料袋
17（8學期15周）
參加答辯
答辯PPT
畢業(yè)設計成績
4參考文獻
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[2]張鵬，張曉東，王洪新.基于多島遺傳算法的麥弗遜懸架參數(shù)優(yōu)化設計[J].湖北汽車工業(yè)學院學報，2018（01）.
[3]李強.基于瞬心法的麥弗遜懸架特性分析與改進設計[J].合肥工業(yè)大學學報,2016(11).
[4]李璞,李澄,黃長征.基于稀疏響應面的麥弗遜懸架多約束優(yōu)化[J].汽車工程學報，2015（05）.
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[7]王望予.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2017.
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[13]Shi Qin;Peng Chengwang;Chen Yikai;He Jie;Li Peiqing;Chen Jiajia.Robust kinematics design of MacPherson suspension based on a double-loop multi-objective particle swarm optimization algorithm[J].ProQuest,2019,12;3263-3278
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[17]Su Zhuoyu;Xu Fengxiang;Hua Lin;Chen Hao;Wu Kunying;Zhang Suo,Design optimization of minivan MacPherson-strut suspension system based on weighting combination method and neighborhood cultivation genetic algorithm[J].ProQuest,2019,650-660
[18]Sung,K-G;Park,M-K,Design and control of electronic control suspension using a magneto-rheological shock absorber[J].ProQuest,2012
5指導教師意見
指導教師（簽名）：
年月日
8
朗逸轎車前麥弗遜懸架設計
摘 要
懸架就是一種用來傳遞車架和車橋間力的裝置，而且可以減輕崎嶇的地面?zhèn)鞯杰嚰芑蛘哕嚿砩系牧?，這樣可以減輕地面?zhèn)鞯杰嚰苌系牧υ斐傻恼饎?，使汽車的平順性得到保障。是現(xiàn)代汽車重要的總成之一。
這篇文章的目標是以朗逸為對象，設計一個適合的前懸架。通過CATIA和ADAMS仿真分析來檢驗是否符合要求。本文主要工作內(nèi)容如下：
首先我對懸架的類型和優(yōu)缺點等做了簡要的分析，并最終選擇麥弗遜式懸掛。第一步我進行了懸架的撓度計算，第二步是彈簧設計，先初步計算了結果然后又校核，第三步是減振器設計，減振器也需要校核，最后是導向機構和橫向穩(wěn)定桿設計。選擇減振器的時候，對不同的種類做了對比。計算完成之后，我使用ADAMS分析懸架，結果顯示符合要求。
關鍵詞：懸架、麥弗遜式、設計
ABSTRACT
Suspension is a device used to transmit the force between the frame and the axle, and can reduce the force transmitted by the rough ground to the frame or the body. The smoothness of the car is guaranteed. It is one of the important assembly of Hyundai Motor.
The goal of this article is to design a suitable front suspension with LaVida. Through CATIA and ADAMS simulation analysis to verify compliance. The main contents of this article are as follows:
First, I made a brief analysis of the type, advantages and disadvantages of the suspension, and finally chose the McPherson suspension. In the first step, I performed the deflection calculation of the suspension. The second step was the design of the spring. The results were first calculated and then checked. The third step was the design of the shock absorber. And lateral stabilizer design. When choosing a shock absorber, a comparison was made of different types. After the calculation was completed, I used ADAMS to analyze the suspension and the results showed that it met the requirements.
Keyword : Suspension, Macpherson ,Design
III
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
第1章 緒論 3
1.1研究背景和意義 3
1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 4
1.3 主要研究內(nèi)容和目的 4
1.4 本文的技術路線 5
第2章 懸架結構方案分析 6
2.1懸架的分類及特點 6
第3章 麥弗遜式獨立懸架設計 9
3.1麥弗遜懸架設計概述 9
3.2 轎車的主要參數(shù) 9
3.3 懸架彈性特性設計 10
3.4懸架撓度fc設計 11
3.4.1懸架靜撓度設計 11
3.4.2懸架動撓度設計 12
3.5 彈簧的設計 12
3.5.1 螺旋彈簧的材料選擇 12
3.5.2 螺旋彈簧參數(shù)計算 13
3.5.3 計算空載剛度 13
3.5.4 計算滿載剛度 13
3.5.5 按滿載計算彈簧鋼絲直徑 13
3.5.6 螺旋彈簧校核 14
3.5.7 小結 14
3.6導向機構設計 15
3.6.1 導向機構設計要求 16
3.6.2導向機構的布置參數(shù) 16
3.7 減振器設計 16
3.7.1 減振器分類 17
3.7.5 最大卸荷力F0的計算 18
3.7.6 減振器工作缸直徑計算 19
3.7.7 減振器外缸筒的設計 19
3.7.8 減振器活塞桿設計 19
3.7.9 小結 19
3.8 橫向穩(wěn)定桿設計 20
第4章 ADAMS分析 21
4.1主銷內(nèi)傾角分析 21
4.2主銷后傾角分析 21
4.3前輪外傾角分析 22
4.4車輪跳動量分析 23
第5章 結論 24
參考文獻 25
致謝 27
附錄 28
第1章 緒論
1.1研究背景和意義
在最近這些年，老百姓們生活質量較以往有了很大提高，汽車不再是少數(shù)人才能有的代步工具，普通人也都可以擁有一輛自己的小汽車。當越來越多的人擁有汽車時，人們不僅對能夠出行感到滿意，而且對汽車的舒適性，安全性和操作穩(wěn)定性也提出了更高的要求。正是由于人們的這些更多需求，汽車行業(yè)才能不斷發(fā)展以滿足人們的各種需求。
本文研究的目的是結合國內(nèi)研究背景和市場趨勢，為上海大眾朗逸轎車設計前懸掛系統(tǒng)。對于汽車，懸架在汽車的穩(wěn)定性，舒適性和安全性中起著決定性的作用。懸架的功能是支撐汽車，提升駕駛員的使用感受。以不同方式設置懸架將為駕駛員帶來不同的駕駛體驗。雖然懸架的外觀看上去比較簡單，但是他決定了汽車的舒適度等，是現(xiàn)代汽車中非常重要的系統(tǒng)。
盡管在駕駛過程中懸架缺失也可以行駛，但是懸架如果沒有安裝的話，汽車的平穩(wěn)性將大大降低。
懸架對汽車的性能影響很大。現(xiàn)在，汽車市場的競爭變得越來越激烈，人們對汽車的性能有了更高的了解并提出了更高的要求。因此，所有主要的汽車制造商都越來越重視懸架，并意識到有必要盡可能提高汽車的安全性和穩(wěn)定性，以便為駕駛員帶來更好的體驗。多年來，懸架系統(tǒng)一直在不斷改進，性能逐漸得到改善，先進技術也不斷與懸架系統(tǒng)相結合，無論是高端汽車還是低端汽車都在不斷普及。無論是面向高端市場還是低端的汽車制造廠，他們都不敢忽視懸架對汽車的影響。這是因為駕駛員可以主觀上感覺到懸架系統(tǒng)的沖擊，并且可以通過汽車的舒適性容易地體驗懸架的質量。
崎嶇路面對車架的沖擊可以靠良好的懸架系統(tǒng)來緩解，過大的振動會給駕駛員造成不良影響如頭暈目眩、暈車惡心等。有良好的懸架就可以使駕駛員的駕駛體驗大大提升。駕車出去游玩經(jīng)常會遇到不平的路面這時良好的懸架系統(tǒng)就能讓駕駛員在不平的路面上平順行駛，極大改善駕駛體驗。另外零件的損壞有很大一部分原因是不平路面?zhèn)鬟f的沖擊力對零件造成沖擊，改善懸架系統(tǒng)就可以降低這種沖擊，可以延長零件的使用壽命，降低行駛時發(fā)生故障的概率。
由此我們可以看出，懸架是汽車相當重要的組成部分之一，是不可以缺少的一部分。雖然懸架經(jīng)過長時間不斷的改進完善，目前已經(jīng)比較先進性能也很強大，但是事物都不是完美的，各種形式的懸架也還存在各種問題，還需要不斷的發(fā)展來使懸架更加完善。
1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
我國目前對懸架的研究已經(jīng)非常多:四川理工的周軍超，袁杰等人提出了D-最優(yōu)試驗設計這一個新理論,通過這個理論并結合實驗他們得到了結構的最優(yōu)參數(shù)[1]；張鵬，張曉東等人提出了一種新的優(yōu)化方法，這種方法是以多胰島遺傳算法為基礎的，并且他們通過實驗得出了最能影響剛度特性的參數(shù)[2]。李強提出了一種基于瞬心法進行麥弗遜懸架運動特性分析與優(yōu)化設計的方法[3]。李璞,李澄,黃長征等人針對傳統(tǒng)優(yōu)化方法需要頻繁調(diào)用仿真模型的弊端,提出一種基于非自適應采樣和稀疏響應面方法的麥弗遜懸架多約束優(yōu)化方法[4]。
Gao Qi;Feng Jinzhi;Zheng Songlin提出一種綜合評價指標體系并證明該體系的可行性，廣義多維自適應學習粒子群算法對于麥克弗森懸架系統(tǒng)關鍵參數(shù)的優(yōu)化設計是有效的[12]。Shi Qin;Peng Chengwang;Chen Yikai設計了一種新穎的雙環(huán)多目標粒子群算法[13]。Byung Chul Choi,Seunghyeon Cho,Chang-Wan Kim通過使用Kriging模型進行了優(yōu)化設計以最小化側向載荷[14]。K.Vikranth Reddy;Madhu Kodati;Kishen Chatra介紹了懸架系統(tǒng)的完整空間模型的位置運動學分析[15]M.S.Fallah,R.Bhat&W.F.Xie提出一種用于行駛控制應用的Macpherson支撐系統(tǒng)的非線性模型。該模型包括彈簧懸掛質量的垂直加速度，并包含了懸架連桿機構的運動學特性[16]。Su Zhuoyu;Xu Fengxiang;Hua Lin;Chen Hao;Wu Kunying進行了小型貨車麥克弗遜式懸架系統(tǒng)的運動學特性分析和優(yōu)化設計?？色@得更好的車輪定位參數(shù)，并進一步提高了懸架的系統(tǒng)性能[17]。Sung,K-G;Park,M-K研究了配備可控磁流變（MR）減震器的電子控制懸架（ECS）的設計[18]。
1.3 主要研究內(nèi)容和目的
根據(jù)選題要求查詢上海大眾朗逸轎車參數(shù)，并分析前麥弗遜懸架的組成和功用，對上海大眾朗逸轎車的前麥弗遜懸架進行設計。具體研究工作如表1.1
表1.1 主要工作
分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的組成和功用
對懸架上的各零部件強度的校核
詳細考慮各部件之間的連接關系
懸架自然振動頻率，懸架靜撓度和動撓度以及懸架彈性特性的計算
1.4 本文的技術路線
為設計上海大眾朗逸轎車前麥弗遜懸架，首先查閱目標車型參數(shù)，分析上海大眾朗逸轎車麥弗遜獨立懸架的各組成部分及其功用，對比上海大眾朗逸轎車與其他車型前麥弗遜懸架的區(qū)別以及原因。用查閱到的各項數(shù)據(jù)，可以進行初步的計算，計算結束后根據(jù)校核的結果決定是否要重新計算，只有校核后的結果符合要求才進行下一步計算。計算完成后，根據(jù)算得結果用CATIA進行建模，用ADAMS對懸架進行仿真分析，檢驗懸架是否符合要求。最后進行裝配圖及零件圖的手工繪圖和計算機繪圖。
第2章 懸架結構方案分析
2.1懸架的分類及特點
從古到今，人們對科技進步的追求沒有片刻的停止，當最初的交通工具馬車出現(xiàn)的時候，人們?yōu)榱擞懈玫捏w驗，讓馬車顛簸的程度不至于太大，人們就開始了對“懸架”的設計，人們采用葉片彈簧來讓馬車坐的更舒服。在后來很長的一段時間里，人們都是使用這種彈簧，直道20世紀30年代，螺旋彈簧出現(xiàn)才取代了之前的這種彈簧。汽車被發(fā)明出來以后，人們對懸架的研究就更加深入，出現(xiàn)了很多采用不同種類的彈性元件的懸架，如扭桿彈簧和氣體彈簧等。隨著研究的深入，人們發(fā)明出了被動懸架，這種懸架就是用螺旋彈簧組成的，但是被動懸架存在很多問題，它的參數(shù)是不能在行駛中變化的，這就意味著它無法根據(jù)各種不同的情況來調(diào)整以適合各種路面。20世紀70年代人們開始研究半主動懸架，這種懸架在性能上就要優(yōu)于被動懸架，它的阻尼是可以調(diào)節(jié)的，阻尼系數(shù)可以根據(jù)不同的路況調(diào)節(jié)。主動懸架的概念提出的時間很早但是直到80年代才開始試驗，幾大世界知名廠家開始研究，這種懸架性能大大提高，但是制造的成本太高，結構也太復雜。比較可惜的是我國在這方面起步比較晚，和國外還有很大的差距，所以我國大部分汽車上都是用的被動懸架
懸架就是一種用來傳遞車架和車橋間力的裝置，而且可以減輕崎嶇的地面?zhèn)鞯杰嚰芑蛘哕嚿砩系牧?這樣可以減輕地面?zhèn)鞯杰嚰苌系牧υ斐傻恼饎?，并確保汽車的平穩(wěn)性。它是現(xiàn)代汽車的重要組件之一。懸架的各種類型分類如下：
縱向臂式
橫向臂式
獨立懸架
麥弗遜式
縱臂懸架
懸架
瓦特多連桿
半獨立懸架
螺旋彈簧式
非獨立懸架
空氣彈簧式
汽車如果用的是獨立懸架，那么每一邊的車輪連接都是由整體式的連接起來。非獨立懸架系統(tǒng)有很多的優(yōu)勢，比如他的造價比較低，還有他的構造不復雜，并且在行駛過程中前輪定位參數(shù)的變化很小。然而，非獨立懸架汽車的性能（如舒適性和穩(wěn)定性）相對較差，現(xiàn)在很少有汽車仍使用非獨立懸架。
目前，大多數(shù)汽車都使用獨立懸架。
2.2 獨立懸架優(yōu)缺點分析
獨立懸架有其特有的結構，在這個系統(tǒng)中，每一邊的輪子都是互相不干擾的，各自獨立的懸掛。優(yōu)缺點如下表2.1：
表2.1 優(yōu)缺點
優(yōu)點
缺點
簧下質量相對較小
結構較復雜
由于彈性元件只需要承受垂直力，因此可以使用剛度較小的彈簧，可以降低車身的振動頻率，提高平順性
成本較高
懸掛所需空間小
維護困難
由于獨立懸架的特殊結構，所以發(fā)動機可以適當降低位置高度，從而可以降低汽車質心的高度，提高了行駛穩(wěn)定性
兩側車輪可獨立運動而不會互相影響，可減少車身的傾斜和振動，在坑洼的道路上具有良好的地面附著力
設計者可以選擇各種不同的方案來設計獨立的懸架，以滿足不同的設計要求
在乘用車中，現(xiàn)在都基本使用獨立懸架，質量小的商用車中也會使用
2.3 麥弗遜式懸架分析
獨立懸掛有很多種不同的類型，在之前的小節(jié)中，我已經(jīng)對它進行了分類。我在這里從很多個種類中選擇了McPherson懸架。McPherson懸架是目前在各個國家/地區(qū)中被最多使用的。McPherson懸架的結構主要分為三部分，這三部分指的是彈簧、減振器和導向機構。在很多時候，還會給它加裝上一個橫向穩(wěn)定桿。將這個結構簡化以后，可以看出，就是將彈簧套在了減振器上。當彈簧受到壓力時，它就會在水平方向上進行各向的移動偏移。為了避免這種情況，可以將其放在減震器上以限制彈簧只做上下振動。懸架的柔軟度和性能可以通過減震器的長度和松緊來設定。由于McPherson懸架與其他類型的獨立懸架相比具有更簡單的機制，因此其質量更小。另外，在這種結構中，車輪的外傾角可以自動調(diào)節(jié)，可以更好的轉彎，輪胎和地面的接觸面積可以達到最大值。盡管McPherson懸架不是最先進的技術的懸架，但使用McPherson懸架的汽車的行駛舒適性令人滿意，但是由于其筆直的結構，它缺乏在左右方向上的撞擊阻力，并且耐剎車點頭效果很差，并且有很大的側傾。
第3章 麥弗遜式獨立懸架設計
3.1麥弗遜懸架設計概述
在設計懸架之前，我們必須首先了解McPherson懸架的結構特征。例如McPherson懸架的側傾中心較高。在了解了這些特性之后，可以在設計過程中針對設計。其次，有必要知道哪些設計參數(shù)是必要的以及它們?nèi)绾侮P聯(lián)。只有知道這些可以逐步設計。
我查詢了各種資料了解到，汽車能否有一個令人滿意的平穩(wěn)性，取決于簧上質量和彈性元件的系統(tǒng)有一個合適的頻率，這個頻率要在適合的頻帶當中，而且如果可以的話要求盡可能的小一些。前懸架和后懸架的固有頻率的匹配應合理，也要注意防止懸架和車架的碰撞?；缮腺|量變化的時候還要求車身高度不能有大的改變，對于這些要求，選用時應該選擇彈性特性是非線性變化的的懸架。
McPherson懸架會影響多種汽車性能，因此對于滿足這些性能的懸架提出了以下要求，如表3.1
表3.1 懸架的要求
確保汽車具有良好的乘坐舒適性
可以適當減少振動
確保汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性
制動或加速汽車時，確保車身穩(wěn)定，減小車身俯仰，并在轉彎時使車身側傾角適當
具有良好的隔音能力
結構緊湊，使用的體積小
在車身和車輪之間可靠地傳遞各種力和力矩。在滿足零件和組件的低質量的同時，必須確保足夠的強度和壽命
3.2 轎車的主要參數(shù)
我選擇的車型是上海大眾朗逸2018款1.5L自動舒適版。該車型的部分參數(shù)如下表3.2
表3.2 車型主要參數(shù)
參數(shù)名稱
數(shù)據(jù)
車型
上海大眾朗逸2018款1.5L自動舒適版
軸距
2688mm
整備質量
1265kg
滿載質量
前懸架類型
麥弗遜式懸架
前輪距
1546mm
3.3 懸架彈性特性設計
由懸架所承受的垂直外力F引起的車輪中心與車身位移F之間的關系稱為懸架的彈性特性。
線性特性和非線性彈性特性是懸架的兩個彈性特性。當懸架的撓度f在接收到的垂直外力f之間以固定的比例變化時，彈性特性是一條直線，稱為線性彈性特性。目前，懸架的剛度是恒定的。如果懸掛的撓度f和垂直外力f在固定速率下不發(fā)生變化，則彈性特性如圖3.1所示。在這一點上，懸架的剛度發(fā)生了變化，其特點是在總荷載位置附近（圖3.1點8）有一個小的剛度和一個平滑的曲線，使行程良好?？偤奢d的遠端具有更陡的曲線和更大的剛度。通過這種方式，可以在有限的動態(tài)撓度范圍內(nèi)獲得比線性懸架更大的動態(tài)能力。懸架的動態(tài)能力是指懸架從靜載荷位置到結構最大允許變形位置所消耗的功。懸架的動態(tài)容量越大，通過緩沖塊的可能性就越小。
圖3.1懸架特性曲線
3.4懸架撓度fc設計
3.4.1懸架靜撓度設計
靜撓度就是當滿載時，負載和剛度的比，即
（3.1）
在當前的汽車中，基本上所有的車中質量分配系數(shù)都大約是1，這就可以說前后橋上的車身振動是各自獨立的，兩者之間是無關的。因此，固有頻率N（偏頻）可以由下式表示
（3.2）
在上式中，c表示懸架剛度（N/cm），m表示簧上質量（kg）
當懸架選擇了一種彈性特性的變化不是非線性的，是線性的時候，就可以使用以下公式計算靜態(tài)撓度：
（3.3）
在這個式子中g表示重力加速度。g=981cm/s2
將3.3式帶入3.2式可得下式
（3.4）
分析式3.4車身振動的頻率N受懸架的靜態(tài)撓度影響。因此，如果要確保汽車具有良好的行駛舒適性，則需要選擇適當?shù)膽壹莒o態(tài)撓度。
用于各種目的的汽車對乘坐舒適性有不同的要求。其中，主要用于載人的乘用車對乘坐舒適性的要求最高，其次是乘用車和卡車。對于發(fā)動機排量低于1.6L的乘用車，要求前懸架滿負荷偏頻在1.00和1.45（Hz）之間。原則上，乘用車的發(fā)動機排量越大，懸架偏頻應該越小。滿載之前的偏頻在0.08至1.15（Hz）之間。
選擇偏頻后，可以使用公式（3.4）計算出懸架的靜撓度如下：
選擇n = 1.1Hz 反代入式（3.4）得出
= = 20.66cm = 206.6mm
3.4.2懸架動撓度設計
當懸架從滿載平衡位置壓縮到結構允許的最大變形時，輪心相對于車架的垂直位移稱為懸架的動態(tài)撓度，用fd表示。對于乘用車，fd在7到9（cm）之間；對于客車，fd在5到8（cm）之間；對于卡車，fd在6到9（cm）之間。
由于上海大眾朗逸屬于乘用車這一類別，因此懸架的動撓度fd為8cm。
3.5 彈簧的設計
由于其簡單的結構，方便的制造和較高的比能，螺旋彈簧目前廣泛用于輕型車輛。特別是在汽車中，對舒適性的要求很高，并且懸架引導機構仍具有保持車輪定位角的能力。因此，螺旋彈簧懸架長期以來將鋼板彈簧代替。
3.5.1 螺旋彈簧的材料選擇
為了想要讓彈簧工作正常，不至于在使用中不能完成工作，出現(xiàn)快速損壞或者達不到要求的情況，選用材料時必須要考慮到材料的彈性和疲勞極限是否能滿足工作的需要，這兩項要求是非常重要的。另外選擇的時候也要考慮到它的韌性如何，是否容易加工等。
考慮到以上這些要求，我最初選用了60Si2MnA ，該材料的性能參數(shù)如表3.2所示。表3.2 60Si2MnA性能參數(shù)
參數(shù)
數(shù)據(jù)
許用切應力[τ]
64Kgf/mm2
剪切應力[]
100Kgf/mm2
剪切模量G
8000Kgf/mm2
彈性模量E
20000MP
3.5.2 螺旋彈簧參數(shù)計算
現(xiàn)在我們使用的幾乎所有汽車中，懸架質量分配系數(shù) μ =ρ2y /ab都在0.8到1.2之間，這樣我們可以說，μ的值近似是1，換一種說法就是前后軸上方車身集中質量的垂直振動是互相沒有影響的，用偏頻表示每個的自由振動頻率。偏頻越小，汽車的行駛性能越好。對于帶有鋼彈簧的汽車，前懸架的偏頻N通常在1到1.3 Hz之間。
我在計算時使用前懸架的偏頻N = 1.1Hz，并且可以通過以下公式計算前懸架的剛度：
（3.5）
在該公式中，Cs表示汽車的前懸架剛度的單位是N / mm，Ms表示車輛的前懸架的彈簧質量的單位是kg，并且N表示前懸架的偏頻的單位是HZ。
3.5.3 計算空載剛度
前懸架的未懸掛質量估計為50Kg，卸載前懸架時，前軸的質量為759kg。這些數(shù)據(jù)可用于計算一側的簧載質量?；缮腺|量用Ms表示，則Ms=1/2（759-50）=354.5kg，N取1.1HZ，將這些數(shù)據(jù)代入式3.5得出如下結果
Cs=4N2π2Ms=16916.9N/m
3.5.4 計算滿載剛度
現(xiàn)在已經(jīng)得到了前懸架滿載時軸載質量為862kg，可以計算一側簧上質量
Ms=1/2（862-50）=406kg
N取1.1HZ
將數(shù)據(jù)代入式3.5得出Cs=19374.5N/m。
3.5.5 按滿載計算彈簧鋼絲直徑
使用下面的公式可以計算出彈簧的直徑
（3.6）
在該公式中，i表示彈簧的有效工作循環(huán)數(shù)，初步選擇為8，G表示材料的剪切彈性模量為8×104MPa，Dm表示彈簧的中徑取100mm。
將數(shù)據(jù)代入式3.5中計算得d=11.2mm，若選擇12mm則表面剪切應力校核不能符合要求所以改為取14mm。
3.5.6 螺旋彈簧校核
1）彈簧剛度校核
計算彈簧剛度的公式為：
將上述數(shù)據(jù)代入式子可以算出彈簧剛度：
= 48.02N/mm > 19.37 N/mm
所以彈簧選擇符合剛度要求。
2）表面剪切應力校核
彈簧在壓縮時與扭力桿的工作方式相似，兩者都依靠材料的剪切變形來吸收能量。彈簧鋼絲表面的剪應力為：
（3.7）
式中，C表示彈簧指數(shù)，是彈簧直徑與鋼絲直徑的比值，即C=Dm/d；K’表示曲度系數(shù)，計算公式為；P表示彈簧軸向載荷。
已知彈簧中徑為100m，鋼絲直徑為14mm，根據(jù)這兩項數(shù)據(jù)，彈簧指數(shù)和曲度系數(shù)可以計算為：C=Dm/d=7.14；K’=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=1.21。
P=1/2（862-50）×9.8×cos10°=3918N。
將數(shù)據(jù)代入式3.5得τ=440MPa。440MPa＜[τ]=640MPa，所以符合表面剪切應力要求。
3.5.7 小結
通過以上數(shù)據(jù)可以算得螺旋彈簧其它數(shù)據(jù)：
彈簧外徑 D=Dm+d=100mm+14mm=114mm
彈簧內(nèi)徑 D1=Dm-d=100mm-14mm=86mm
總圈數(shù) n1=n+2=8+2=10
節(jié)距 p=（0.28～0.5）Dm=0.3×100=30mm
自由高度 H0=pn+1.5d=261mm
壓平高度 Hb=（n1-0.5）d=133mm
彈簧整體參數(shù)及建模如表3.3及圖3.2
表3.3 彈簧整體參數(shù)
參數(shù)名稱
數(shù)據(jù)
彈簧絲直徑
14mm
彈簧外徑
114mm
彈簧內(nèi)徑
86mm
總圈數(shù)
10
節(jié)距
30mm
自由高度
261mm
壓平高度
133mm
圖3.2螺旋彈簧
3.6導向機構設計
懸架具有用于各種目的的具有不同結構的各種引導機構。轎車上，整體軸主要是多連桿式。對于獨立懸架，主要有單（雙）縱臂型，雙橫臂型，麥弗遜支柱型，多連桿型，拖曳臂型，半拖曳臂型和擺動軸型。當前在汽車中廣泛使用的引導機構是雙橫臂型。中型和重型卡車通常使用整體軸。導向機構主要包括板簧型，A型架，雙橫臂骨型，雙縱臂型，縱臂型。在這個畢業(yè)設計中，我選擇了A形架架導向機構。
3.6.1 導向機構設計要求
在汽車前輪上對導向機構的設計要求如下表3.4：
表3.4 導向機構要求
當懸架上的負載發(fā)生變化時，確保前輪的軸距變化不超過±4.0mm
當懸架上的負載發(fā)生變化時，前輪定位參數(shù)的變化特性應合理，并且車輪不應具有縱向加速度
汽車轉彎時，車身側傾角應較小。在0.4g的橫向加速度作用下，車身的側傾角小于或等于6°?7°
制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用
3.6.2導向機構的布置參數(shù)
引導機構的布局參數(shù)對車輛的轉向穩(wěn)定性有很大的影響。側傾中心，縱傾中心和懸架擺臂的定位角度這四項是主要的四種布置參數(shù)。
1 側傾中心
如果McPherson懸架中的彈簧減震器柱更接近垂直，而下橫臂更接近水平，則該懸架的滾動中心將更靠近地面，這將導致外部傾斜度的變化。想要提高運動學特性的話，可以考慮讓下擺臂長度增加。
2 縱傾中心
McPherson懸架的螺距中心可以通過一條標點為減震器運動方向的垂直線。該垂直線與通過點G的擺臂軸線的平行線的交點為俯仰中心O。
3懸架擺臂定位角
獨立懸架中擺臂的鉸鏈軸大多是空間傾斜的。為了便于描述，將擺臂的空間定位角定義為擺臂的水平傾斜角α，懸架的抗前俯角β和懸架傾斜的初始角θ。
3.7 減振器設計
在駕駛汽車的過程中，坑坑洼洼不平的地面會產(chǎn)生沖擊振動。該振動將通過車輪傳遞到懸架。如果減震器與懸架配合良好，則可以迅速吸收振動并減少車身振動。由于汽車的懸架系統(tǒng)決定了汽車的舒適性和安全性，并且減震器是汽車懸架的主要阻尼元件，因此提高減震器的性能在汽車的發(fā)展中起著重要的作用。
3.7.1 減振器分類
車輛懸架中有許多不同的減震器。根據(jù)結構，工作介質和作用方式，減震器可分為各種類別。
根據(jù)減震器的不同結構，可分為搖臂式和桶形減震器。根據(jù)能量轉換介質，減震器可分為摩擦式減震器，液壓式減震器等。根據(jù)作用方式，減震器可分為單作用減震器和雙作用減震器。在這兩種減震器中，雙作用減震器可用于恢復行程和壓縮行程，因此被廣泛使用在車上?，F(xiàn)在，雙筒液壓減震器在汽車中使用最廣泛。
3.7.2 液壓筒式減振器工作原理
氣缸液壓油氣混合減震器的工作原理如圖所示。在圖中，A代表工作室，C代表補償室。閥門系統(tǒng)連接這兩個腔室。當車輪上下跳動時，它將驅動活塞1在工作室A中上下移動，這將把通過相應閥門閥體上的阻尼孔流動的液體的動能轉化為熱能并將其消散。當車輪彈起時，即當懸浮液被壓縮時，活塞1向下移動，油通過閥門II進入工作室的上腔。由于活塞銷9占據(jù)了部分體積，一定數(shù)量的油必須通過閥門IV流入平衡室C;當車輪跳動和懸架展開時，活塞1向上移動，工作腔內(nèi)的壓力增加，油通過閥門I流到下腔內(nèi)，提供了大部分的拉伸阻尼力。部分油通過活塞銷和導軌座之間的空間，通過返回孔6進入補償室。此外，由于活塞銷所占的體積，當活塞向上移動時，部分油流必須通過閥門III進入工作室的下腔室。
3.7.3 減振器相對阻尼系數(shù)
相對阻尼系數(shù)?的物理含義是：懸架都有各自不同的剛度，他們的簧上質量也各不相同。當減振器與這些不同的相匹配時，產(chǎn)生的阻尼效果就是各不相同的。?的值和振動減弱是有關系的，如果?取大的數(shù)值，那么振動減弱的就快。同時可以將較大的道路沖擊力傳遞給車身。在一般情況下，人們在設計的時候如果給?取小數(shù)值的話，就會選擇在壓縮沖程來選擇，給它選一個比較小的數(shù)值?Y。并在伸展沖程期間選擇相對大阻尼系數(shù)?S。他們兩個之間應該有?Y=（0.25-0.50）?S的關系。
設計時，首先選擇ψy和ψs的平均ψ。彈性元件的相對無摩擦懸架，ψ= 0.25?0.35；對于具有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值較小。為了避免懸架與車架相撞，取ψy=0.5ψs。
如果ψ= 0.3，則：
（ψs+0.5ψ）/ 2 = 0.3
計算可以得到：
ψs= 0.4ψy= 0.2
3.7.4 減振器阻尼系數(shù)δ的確定
減振器的阻尼系數(shù)可以用下面公式來計算：
（3.8）
因為懸架系統(tǒng)固有頻率的計算公式是,所以從理論上講 。但在實際設計中，如果采用了不同的布局，那計算上就會有區(qū)別，不能使用理論公式。在本文中我選擇了圖示的一種方式，那么這樣則阻尼系數(shù)計算公式就是：
（3.9）
根據(jù)公式，可得出：=2πn
將數(shù)據(jù)代入上式得μ=6.908HZ，選取a/b=0.8，α=10°。
將數(shù)據(jù)代入式中計算得 =2547N·s/m。
3.7.5 最大卸荷力F0的計算
為了減小沖擊力，然后將其傳遞到車身，當減震器活塞的振動速度達到一定值時，減震器將打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸載速度，其計算公式如下：
（3.10）
在這個公式中，表示的是卸荷速度，通常我們選擇在這一范圍中，A代表車身振幅，我們一般情況中都選取， 它代表的是懸架振動固有頻率。將數(shù)據(jù)代入計算得vx=0.22m/s。0.15＜0.22＜0.3，所以符合要求。
伸張行程的阻尼系數(shù)公式為：=c
式中c表示沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5
則伸張行程最大卸荷力=840.51N。
3.7.6 減振器工作缸直徑計算
上一個小節(jié)中，我已經(jīng)對最大卸荷力進行了計算，有了這個結果可以計算出工作缸直徑：
（3.11）
式子中，[p]表示工作缸最大允許壓力，最大允許壓力的范圍一般在3～4MPa，我們選擇3.5MPa。代表的是連桿直徑與缸筒直徑的比值，它的范圍一般在0.4～0.5，雙筒式減振器取=0.45
將F0代入式中計算得D=20.6mm。選取時按照標準選擇30mm。
3.7.7 減振器外缸筒的設計
減震器的外缸的主要功能是儲油，即儲油缸。設計外缸體的直徑時，通常是內(nèi)缸體直徑的倍數(shù)，即，即
在這個式子中，表示儲油缸的直徑與內(nèi)缸的直徑之比，該比通常為1.35～1.50這一個范圍。在本文中我選擇，用這個數(shù)據(jù)就可以得出外缸筒的直徑，為Dc=42mm。
減振器外筒的壁厚通常都會選擇2.0到2.5mm這個區(qū)間內(nèi)，本文選擇2mm，材料選擇20#鋼。
3.7.8 減振器活塞桿設計
根據(jù)減震器的活塞桿直徑與減震器的內(nèi)筒直徑之比的要求，可以在減震器的內(nèi)筒直徑時計算出活塞桿的直徑通過計算確定活塞：
（3.12）
式中，表示減振器中內(nèi)筒的直徑；它表示減振器的活塞桿直徑和內(nèi)筒直徑的比值，一情況下選擇，在本文中我選取將數(shù)據(jù)代入式中得=9mm。
3.7.9 小結
這一節(jié)對減振器進行了設計計算，其主要參數(shù)如表3.5
表3.5 減振器數(shù)據(jù)
參數(shù)名稱
數(shù)據(jù)
工作缸直徑
30mm
儲油缸直徑
42mm
活塞桿直徑
9mm
3.8 橫向穩(wěn)定桿設計
為了讓汽車的固有振動頻率變的更低來提高汽車駕駛時的平順性，轎車當前懸架的垂直剛度值較小，這種情況所導致的結果就是汽車的側傾角剛度值也較小，轉彎時車身側傾嚴重，汽車的行駛穩(wěn)定性收到很大的影響。為解決這一情況汽車都加裝了橫向穩(wěn)定桿來提高行駛穩(wěn)定性。
根據(jù)實際經(jīng)驗和觀察，我選擇了直徑是20mm的穩(wěn)定桿，它的每一段長度都應該和車架和懸架相適應。
第4章 ADAMS分析
這一個章節(jié)中對各項參數(shù)受到瞬時向上力的分析，通過分析的結果來判斷懸架能否滿足使用要求，分析的結果如以下幾個小節(jié)。
4.1主銷內(nèi)傾角分析
主銷內(nèi)傾角的分析如圖4.1
圖4.1 主銷內(nèi)傾角分析
從這個圖中我們可以看出，在最開始的時候主銷內(nèi)傾角是9.965°，而且從圖中還表現(xiàn)出角度一直在9.92°和9.97°之間變化，一直沒有超過這個范圍，在這個范圍內(nèi)變化的最大值也沒有超過0.05°，屬于很小的角度變化。從左往右看的話，可以看出隨著時間的流逝，角度的變化幅度越來越小，這表明懸架起到了減振作用，由這些可以得出結果是符合要求的。
4.2主銷后傾角分析
這一項的分析如圖4.2所示
圖4.2 主銷后傾角分析
從這個圖中我們可以看出，當靜止的時候，初始值是0°，后面曲線變化表示的是受到重力和彈簧的影響。圖中數(shù)值最大的點位于0.7°下方，始終是在0到0.7之間變化的，屬于很小的變化范圍，是符合要求的。
4.3前輪外傾角分析
這一項的分析如圖4.3所示
圖4.3 前輪外傾角分析
圖中顯示角度初始值是0，經(jīng)過一段時間后穩(wěn)定在-0.04°。變化范圍在-0.15到0.15，范圍不大而且最后很快趨于不變，這表示外傾角是-0.04°而且懸架起到了很好的減振效果。
4.4車輪跳動量分析
這一項的分析如圖4.4所示
圖4.4 車輪跳動量分析
在這個圖中我們可以看出，車輪跳動量按正弦衰減。經(jīng)過短時間后，最終趨向于穩(wěn)定，曲線不發(fā)生變化時表示已經(jīng)停止跳動。跳動的范圍在-20cm到3cm。這個范圍不大是符合要求的。
第5章 結論
本文在查閱大量國內(nèi)外相關文獻了解了懸架的組成、分類、作用等的基礎上，完成了對上海大眾朗逸轎車前麥弗遜式獨立懸架的各組成部分的設計計算、CATIA三維建模裝配，并且用ADAMS 軟件對設計的懸架進行了虛擬建模和運動學仿真分析，對仿真結果進行分析與比較。本文主要完成的工作如下：
1 分析計算了懸架的動靜撓度，對懸架的主要組成零件彈簧和減振器的主要相關參數(shù)進行了設計計算，得到了CATIA繪圖的基本尺寸。
2 用CATIA對零部件設計建模，并將零部件進行約束裝配，由此得到麥弗遜懸架關鍵硬點的三維坐標值。
3 分析了前懸架的四個車輪定位參數(shù)即主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、前輪外傾角、前輪前束角對車輪平順性的影響及合理的取值范圍。
這幾個月的畢業(yè)設計過程中，我遇到過很多的問題，查閱資料和尋求老師幫助解決這些問題的時候，讓我掌握了很多原來并不理解的東西。比如這個對懸架的設計，以前的學習可以了解它的作用它的組成等等，在畢業(yè)設計中我親自設計出了一個懸架。這不僅讓我把已經(jīng)學到的知識融會貫通聯(lián)系起來，還在實際設計中知道了如何使用它們。
由于我的水平有限和其它因素的影響，本篇論文有很多不完善的地方，還需要我進一步的研究。我只對前懸架進行了模擬仿真和動力學分析，取的硬點坐標變化范圍比較小，使試驗結果有很大的局限性。隨著研究的深入和個人水平的提高，目前存在的問題一定會得到解決。
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