【正文】 數(shù)的選擇 1：外形尺寸（ mm） 長寬高 5910 1993 2375 2：軸距（ mm） 3670 10：排放依據(jù)標準 GB175912020 中國 III 階段 GB38472020 3：前輪距（ mm） 1710 11：鋼板彈簧片數(shù)（前 /后） /3 4： 后輪距（ mm） 1716 12 ：整備質量（ kg） 2730 5 ：前懸 / 后懸（ mm） 1005/1235 13：驅動形式 前置后驅 6：軸荷（數(shù)目與軸數(shù)對應）（ kg） 1730/2250 14 ：最高車速（ km/h） 130 7：軸數(shù) 2 15：排放水平 國 III 8:輪胎數(shù) 4 16：防抱死制動系統(tǒng) ABS 9：總質量（ kg） 3980 17：發(fā)動機型號 南京依維柯汽車有限公司發(fā)動機分公司 2798 92 輪胎規(guī)格： 215/75R16LT 215/75R16CT 確定懸架剛度 若不考慮輪胎和減震器的影響，則車身固有頻率 n0，可按下式計算。最后利用仿真軟件 ADAMS 對懸架系統(tǒng)進行了仿真分析，接著對懸架系統(tǒng)中的有關安裝，長度，位置的 16 個參數(shù)（變量）進行了優(yōu)化分析 ， 使得懸架的各定位參數(shù)都能達到要求的范圍內。 本文首先通過查閱相關資料以及到實驗室進行實地觀察以了解麥弗遜懸架的結構。 在現(xiàn) 代的工程研究領域，計算機仿真己成為熱門研究課題。然而從某種意義上講，整車對于汽車產業(yè)不是最重要的，最重要的還是汽車關鍵零部件的創(chuàng)新和發(fā)展?，F(xiàn)代轎車大都是采用獨立式懸架，按其結構形式的不同，獨立懸架又可分為橫臂式、縱臂式、多連桿式、燭式以及麥弗遜式懸架等。非獨立懸架具有結構簡單、成本低、強度高、保養(yǎng)容易、行車中前輪定位變化小的優(yōu)點，但由于其舒適性及操縱穩(wěn)定性都較差，在現(xiàn)代轎車中基本上已不再使用，多用在貨車和大客車上。這些振動與沖擊會嚴重影響車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性等重要性能。汽車懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用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。另外，懸架系統(tǒng)能配合汽車的運動產生適當?shù)姆磻?，當汽車在不同路況作加速、制動、轉向等運動時，能提供足夠的安全性，保證操縱不失控。懸架作為上述各種力和力矩的傳動裝置，其傳遞特性能的好壞是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性最重要、最直接的因素。獨立懸架 是每一側的車輪都是單獨地通過彈性懸架懸掛在車架或車身下面的。麥弗遜懸架因為其結構簡單、制造成本低、節(jié)省空間方便發(fā)動機 布置等優(yōu)點被廣泛地運用。關鍵零部件的科技含量綜合體現(xiàn)汽車整車的創(chuàng)新能力和品牌建設能力。借助計算機的快速計算能力，人們不僅可以求出所需要的數(shù)值結果，還可以模擬出工程中的具體情況，以便人們可以直觀的進行分析研究，我們稱為計算機仿真技術。以某實際車輛所給出的整車參數(shù)，運用傳統(tǒng)設計方法進行了麥弗遜懸架的結構設計，得出了懸架各主要部分螺旋彈簧以及減振器的基本參數(shù)?；旧贤瓿闪?麥弗遜懸架的設計。 n0=ω0/2π = （ HZ） 式中 ω0固有角振動頻率， rad/s； C懸架剛度， N/m； M簧載質量， kg。但在懸架設計時， n0 值不能選的太低，這主要是 n0 值降低，懸架的動撓度 fd 就增大，在不知上若不能保證足夠大小的限位行程，就會使限位塊撞擊的概汽車懸架優(yōu)化設計 _畢業(yè)設計論文 4 率增加。 因為該車整備質量是 2730kg，總質量是 3980kg，加載到前懸架的質量是1186kg 和 2730kg，為了保證汽車能在兩個工況下 n0 都能在實用范圍內， 并且因為汽車經(jīng)常是在靜撓度附近作小幅度的振動，故應將靜撓度副近的懸架剛度選得較低。 P2=1005kg 3. 彈簧受動載荷的作用。 彈簧直徑及鋼絲直徑 當彈簧僅受軸向載荷 F2=1365 =13377 因為 τ=8F2KC/(π d2)= τp 故 d 式中 τp 彈簧的許用應力，查表得 τp=471MPa C旋繞比，取 C= K曲度系數(shù)， K=+ = 由此可得的 取 d= 因為 C= ，得 D2=180 D2彈簧中徑 彈簧的工作圈數(shù) n=Gd4F2/8P2D32= = G剪切彈性模數(shù)為 7600kg\mm2 P2彈簧上跳至頂點時的載荷取為最大載荷的 倍 取 n=9 彈簧的剛度 汽車懸架優(yōu)化設計 _畢業(yè)設計論文 5 k= Gd4/8nD32= 彈簧其他參數(shù) 計算 彈簧外徑 D=D2+d=180+= 彈簧內徑 D1=D2d=14023= 總圈數(shù) N1=n+1/4+1=9+1/4+1= 圈 節(jié)距 t=(~) D2= 自由高度 H0=pn+=42 壓并高度 Hb=()d=() 螺旋導角 =arc tan(p/π D2)=176。 減振器基本參數(shù)的選擇 1. 當量阻力系數(shù) ?? =2? 式中 ?相對阻尼系數(shù) ??減振器的當量阻力系數(shù)， Ns/m C懸架剛度， N/m M簧載質量， kg 由于麥弗遜懸架其他部分的阻尼不大，所以減振器的阻尼選擇相對較大，取 ?=； 簧載質量這里近似取為 1365kg 計算得 ??=2. 由于導向機構的不同，減振器布置的差異，車速的跳動速度并不一定等于減振器的工作速度，減振器的阻力系數(shù)及當量阻力系數(shù)與杠桿比的關系為： 汽車懸架優(yōu)化設計 _畢業(yè)設計論文 6 ??j=（ ） ?? 式中 ??j減振器的阻力系數(shù) Ns/m B擺臂鉸鏈到車輪中心距， mm C擺臂鉸鏈到減速器中心距， mm α 減振器與擺臂的夾角， deg 這里 B=805mm, C=785, α =8176。貯油缸直徑 Dc==70mm 壁厚為 2mm，外徑 D2=90mm ,外徑 D1=80mm。將 P 點與車輪接地點 N 的連線交在汽車軸線上，交點 W 即為側傾中心 汽車懸架優(yōu)化設計 _畢業(yè)設計論文 7 各數(shù)據(jù)為：α =2176。 +400= 帶入式子得 hw= = 前懸架的側傾中心高度收到允許的輪距變化限制，并且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。平行式為了使使得在曲線行駛前、后軸上的軸荷變化接近相等從而保證中性轉向特性；而盡可能高是為了使車身的側傾限制在允許的范圍內。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面用了減摩材料和特殊工藝。常將圖中的 G 點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸 a 的目的，又可獲得較小的甚至是負的主銷側偏距，提高制動穩(wěn)定性。主銷內傾角 ??車輪外傾角 ?和主銷后傾角 λ 曲線的變化規(guī)律也都與 By 類似，說明擺臂越長，前輪定位角度的變化越小，將有利于提高汽車的操縱穩(wěn)定性；所以設計時，在滿足布置要求的前提下應盡量加長擺臂長度。其結構如圖。形式如圖。是 現(xiàn)今主 流的CAD/CAM/CAE 軟件。在建立的過程中可以反過來再次對二維圖進行修正。在本文只添加垂直方向上的激勵。而像螺旋彈簧、防塵罩、橫向穩(wěn)定桿等不改變懸架運動幾何參數(shù)的零件則可以不進行裝配。第二種使用接口軟件 Mech/pro2020 ， Mech/pro2020 是銜接adams 和 proe 之間的橋梁，使用者不必退出 proe 應用環(huán)境直接就可以將裝汽車懸架優(yōu)化設計 _畢業(yè)設計論文 13 配好的總成導入到 adams 軟件之中，而且失真率幾乎為 0，且畫面干凈。其求解器采用多體系統(tǒng)動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析。 ADAMS 軟件一方面是機械系統(tǒng)動態(tài)仿真軟件的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬樣機進 行靜力學、運動學和動力學分析。 ADAMS 軟件能為用戶提供從產品概念設計、方案論證、詳細設計到產品方案修改、優(yōu)化、試驗規(guī)劃甚至故障診斷整個階段、全方位、高精度的仿真計算分析，從而達到縮短產品開發(fā)周期、降低開發(fā)成本、提高產品質量的目的。 ADAMS 軟件與先進的 CAD 軟件 (CATIA、UG、 PRo／ E)以及 CAE 軟件 (NASTRAN、 ANSYS)可以通過計算機圖形交換格式文件相互交換以保持數(shù)據(jù)的一致性。（在本研究中物體的材質對實驗結果實際并無影響） （ 2）不考慮物體之間連接處的間隙。 部件之間運動副的建立 各連接處的約束副如下表 序號 連接位置 約束類型 1 車身 —減振器上端 球鉸 2 減振器上端 —減振器下端 圓柱副 3 減振器下端 —轉向節(jié) 固定副 4 轉向節(jié) —輪輞 轉動副 5 輪輞 —輪胎 固定副 6 轉向節(jié) —球銷 1 固定副 7 球銷 1—轉向拉桿 球鉸 8 轉向拉桿 —車身 球鉸 9 轉向節(jié) —球銷 2 固定副 1