轎車前獨立懸架設計與實現(xiàn)畢業(yè)論文

夏利轎車前獨立懸架設計摘要轎車前懸所使用的是麥弗遜式獨立懸架。麥弗遜式獨立懸架有著結構簡單、緊湊、占用空間小等眾多優(yōu)點，在現(xiàn)代輕型汽車中得到了廣泛的運用。本文分別從設計、制造、仿真分析、優(yōu)化設計等方面對夏利用麥式懸架進行了設計、分析和優(yōu)化。論文首先完成了懸架中關鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減振器等的設計和選型；進而運用空間坐標變換的方法分析了懸架的結構特點和運動特征，并以此為基礎建立了懸架的物理模型和數學模型。同時，論文還根據仿真結果（車輪定位參數與車輪跳動量的關系曲線），對懸架性能進行了簡要評價。最后，運用機械優(yōu)化理論，以干涉量的加權均值為目標函數，優(yōu)化了轉向橫拉桿斷開點的位置。結果表明，優(yōu)化后的轉向橫拉桿斷開點位置可以明顯地減小干涉量，從而降低懸架跳動對轉向機構的影響程度。關鍵詞:夏利轎車;麥弗遜式懸架;設計計算;運動分析;轉向橫拉桿斷開點;優(yōu)化設計;工藝分析ThedesignofthefrontsuspensionofXiaLiautomobileAbstractThekindofthefrontsuspensioninXiaLiautomobileisMacphersonsuspension.Becauseofitscharacteristicsofsimplestructure,low-costandspaceeconomy,Macphersonsuspensionhasbecomethemostpopularindependentsuspensionsinceitsemergence,anditiswidelyusedinautomobileespeciallyincars.thepapersummarizedthedesignandanalysisofthefrontsuspensionofXiaLiautomobileinaspectsofdesign,manufacture,simulationanalysisandoptimizationdesign.FirstlythePapercompletethesuspensionofkeycomponentssuchas:helicalsprings,anti-rollbaranddamperinthedesignandselection,andthenthedimensionalpositionsofpointsontheleftMacphersonsuspensionwhilethefrontleftwheeljumpsarecalculatedwiththemethodofdimensionalcoordinatetransformation.ThepaperalsogivesabriefperformanceevaluationAccordingtothesimulationresult.Basedontherequirementsofgenerallayout,aconstrainedoptimizationdesignmodelissetupwiththesteeringcrossrodballjointpositionastheoptimizationvariables(designparameters),andthesumofsteeringcrossrodlengthinterferencewhiletheleftfrontwheelbouncingastheobjectivefunction.Andtheoptimizationresultsareworkedoutbyprogrammingoncomputer.Thedifferencebetweentheoptimizedandtheoriginaldesignisfiguredout.Theresultsindicatethatthemodelingmethodinthepaperispractical.Keywords:XiaLiAutomobile;Macphersonsuspension;designandcalculation;kinematicanalysis;steeringrodcrossballjoint;optimizationdesign;TechnicalAnalysis目錄1.緒論…………………11.1研究背景及研究意義…………11.2夏利轎車麥佛遜式懸架………11.2.1麥弗遜懸架的特點……………………11.2.2麥弗遜懸架的結構分析………………21.3論文研究目的和主要內容……………………22.麥佛遜式懸架的設計計算…………42.1懸架的總體方案設計…………42.2螺旋彈簧的設計計算…………42.2.1螺旋彈簧簡介…………42.2.2螺旋彈簧受力及變形…………………52.2.3彈簧的設計計算………72.3橫向穩(wěn)定桿的設計計算………92.3.1橫向穩(wěn)定桿簡介………92.3.2橫向穩(wěn)定桿的設計計算………………92.4減震器的設計與選型…………102.4.1減振器的選擇要求……………………102.4.2主要性能參數的選擇…………………112.4.3主要尺寸的選擇………122.5彈簧限位緩沖塊的設計………132.5.1緩沖塊的作用…………2.5.2緩沖塊的設計…………142.5.3緩沖限位塊的性能分析………………163.麥佛遜式懸架導向機構的設計與仿真……………173.1獨立懸架導向機構……………173.2麥弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立…………173.3導向機構運動學分析…………183.3.1數學準備………………183.3.2導向機構運動學計算…………………193.4基于MATLAB軟件的懸架運動特性仿真分析……………213.4.1實際問題中的懸架參數………………213.4.2車輪定位參數仿真分析………………223.5基于MATLAB軟件轉向橫拉桿斷開點的優(yōu)化設計………263.5.1麥佛遜式懸架導向機構對轉向梯形的影響…………263.5.2麥弗遜懸架轉向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化…………273.5.3優(yōu)化結果分析…………294.關鍵零部件的校核…………………304.1螺旋彈簧的強度校核…………304.1.1穩(wěn)定性驗算……………304.1.2彈簧的實際性能參數…………………304.1.3彈簧對整車的影響：…………………304.2橫向穩(wěn)定桿的強度校核………314.2.1橫向穩(wěn)定桿的應力校核………………314.2.2結果分析………………335.工藝性與經濟性分析……………345.1螺旋彈簧的工藝性…………345.1.1彈簧的材料……………345.1.2彈簧的制造工藝………365.1.3彈簧的疲勞強度………375.2橫向穩(wěn)定桿的工藝性…………385.2.1材料的選擇……………385.2.2許用應力………………385.3麥佛遜式懸架的經濟性分析…………………38結論……………………39致謝……………………40參考文獻………………41附錄……………………45附錄A基于UGopengrip的夏利車輪自生成程……………45附錄B基于MATLAB的運動學仿真程……52附錄C基于MATLAB的優(yōu)化計算程………56附錄DMATLAB程序用懸架參……………601．緒論1.1課題背景及研究意義懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性。懸架對于整車的意義重大。鑒于懸架設計在汽車特別是在轎車總成開發(fā)中的重要地位，幾乎各國汽車研發(fā)機構和各大汽車生產集團都在懸架的開發(fā)中投入了極大的熱情。懸架本身的性能特點、與整車的匹配關系等無不決定了汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，進而直接決定了整車的檔次和價格。因此，對懸架的研究有著重要的實用意義。圖1.1夏利TJ7100懸架系統(tǒng)1.2夏利轎車麥佛遜式懸架1.2.1麥弗遜懸架的特點麥弗遜懸架一般用于轎車的前輪。與其它懸架系統(tǒng)相比，麥弗遜式懸架系統(tǒng)具有結構簡單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點。麥式懸架還具有較為合理的運動特性，能夠保證整車性能要求。因此，麥弗遜懸架在前置前驅的轎車和微型汽車上有著廣泛的應用。雖然麥弗遜懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結構簡單體積不大，可有效擴大車內乘坐空間，但也由于其構造為滑柱式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭等性能較差。1.2.2麥弗遜懸架的結構分析麥弗遜懸架由多個零件組成（圖1.1為夏利TJ7100轎車的懸架系統(tǒng)總圖），故在懸架機構分析中采用空間機構分析法對其進行分析。在運用此方法進行分析時，我們將懸架總成中的構件等效成剛體來研究懸架系統(tǒng)的空間運動。圖1.2是1/2麥弗遜式懸架的等效機構圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個移動副；減振器的上支點和車身的連接被等效成一個轉動副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機構。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統(tǒng)的分析變得簡單，且不會在很大程度上影響分析的結果。圖1.2麥弗遜懸架的等效機構圖1.3論文研究目的和主要內容本文的研究對象是夏利轎車麥弗遜式前懸架。和其它形式的懸架相比，麥式懸架有著無可比擬的優(yōu)點和較難改進的缺點。通過對懸架彈性元件的計算、分析，導向機構的仿真和優(yōu)化，可以驗證懸架中關鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。在此基礎上文章還進一步提出和麥式懸架性能有著密切關系的轉向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化方案，并對仿真結果進行了剖析。具體內容包括：（1）根據原型車的設計要求和布置方案對懸架中的彈性元件、減振器、緩沖限位塊等重要零部件進行了設計計算和可行性校核；（2）運用空間坐標變換理論和空間剛體運動學原理，通過對麥弗遜式懸架的簡化和抽象，將實物模型轉成可供分析和研究的物理模型和數學模型；（3）運用MATLAB軟件的混合編程工具對建立的數學模型進行仿真分析，對得到的懸架性能評定參數：車輪外傾角、主銷后傾角等車輪定位參數討論分析，并以此為根據來評定夏利汽車的前麥弗遜式懸架性能；（4）提出轉向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化設計方案，運用MATLAB軟件加以實現(xiàn)，通過優(yōu)化前后干涉量與車輪跳動量關系曲線的對比分析，提出斷開點位置的改進方案；（5）論文還突破狹義的設計范疇，對懸架關鍵零件如螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿等的材料選用、工藝要求、影響疲勞因子、經濟性等進行分析，以期從整體上把握懸架的設計、制造全過程。2.麥佛遜式懸架的設計計算2.1懸架的總體方案設計本文的設計對象為夏利某改型車的麥弗遜式前獨立懸架。根據整車的使用要求和工作條件，型車給定了如下所示的設計參數：設計狀態(tài)下的前軸軸荷：710kg空載時的前軸軸載：：639kg(空載)前橋左右懸架的總質量：73Kg前懸架的設計偏頻＝1.31Hz1.懸架的剛度根據設計要求給定的設計狀態(tài)下的軸荷及簧下質量，可求得前懸架單側的簧上質量（2.1）于是，前懸架的剛度C為2.懸架的靜撓度懸架的靜撓度和懸架剛度之間有如下關系：（2.2）代入數值得：，取=146mm3.懸架的動撓度為了防止汽車在壞路面上行使駛時懸架經常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠大的動撓度。從結構和使用要求上來考慮選此懸架的動撓度＝80mm。2.2螺旋彈簧的設計計算2.2.1螺旋彈簧簡介螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊、制造方便及高的比能容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架結構中運用普遍，特別是在轎車中的運用。它不僅能夠使汽車具有良好的乘坐舒適性，而且能夠保證懸架在大擺動量下車輪較強的定位能力。除了以上的優(yōu)點以外，螺旋彈簧還可以通過和減振器的巧妙組合達到最大限度地減小懸架占用的空間的目的。MACROBUTTONMTEditEquationSection2SEQMTEqn\r\hSEQMTSec\r1\hSEQMTChap\r1\h2.2.2彈簧的受力及變形根據懸架系統(tǒng)的裝配圖，對其進行結構分析、計算可以得出平衡位置處彈簧所受壓縮力P與車輪載荷N的關系式：P=A（2.3）式中，為車輪外傾角，為減振器內傾角，為主銷軸線與減振器的夾角

式中角度如圖2.1所示。1.彈簧所受的最大力取動荷系數k=1.7，則彈簧所受的最大力Pdmax為：

（2.4）圖2.12.車輪到彈簧的力及位移傳遞比i

車輪與路面接觸點和零件連接點間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的剛度K與懸架的線剛度K可由傳遞比建立聯(lián)系：

利用位移傳遞比i便可計算出螺旋彈簧的剛度K

K=（2.5）其中分數N代表懸架的線剛度。從而，得到如下關系式：

K=Kii

當球頭支承B由減振器向車輪移動t值時，根據文獻，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數說明詳見圖2.2）：i=(2.6)i=（2.7）圖2.2代入數值可得到i＝1.002i＝1.146。所以，位移傳遞比ii為1.1483.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量

由夏利轎車前懸給定的偏頻f＝1.31Hz，可得到了汽車懸架的線剛度：K=4（n/mm）（2.8）于是可得出彈簧的剛度K：K=Kii＝21(N/mm）（2.9）進而可得到彈簧在最大壓縮力Pdmax作用下的變形量F：F=Pdmax/K=5420/21=258(mm)（2.10）所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為：Pdmax=5420NF=258mm2.2.3彈簧的設計計算

根據已經求得的彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形即可進行彈簧的設計。

1.選擇彈簧的材料和確定許用應力

根據其工作條件選擇簧絲材料：60Si2MnA。材料的性能參數見表1.1表1.1圓柱螺旋彈簧的許用應力材料許用切應力許用剪應力剪切模量G彈性模量EMP強度范圍HRC使用溫度類別牌號熱軋彈簧鋼材65428880002000045-50-40-1206248100-40-2505411347-52-40-300-40-3505711045-50-40-400

2.選擇彈簧旋繞比：

旋繞比（彈簧指數）一般的選擇范圍是C=4~8,這里我們初選旋繞比C=8。

3.計算鋼絲直徑d

曲率系數K=（2.11）

d=10.4mm選d=10.5mm

4.彈簧中徑D2選擇

D2=C*d=8*10.5＝84mm

選D2=90mm

5.彈簧圈數n選擇

n=（2.12）

選n=6圈

兩端均選0.75圈支承圈，則彈簧總圈數為：

n1=n+n2=6+1.5=7.5圈

6.彈簧的工作極限變形

F（2.13）工作極限載荷：P（2.14）7.彈簧的幾何尺寸節(jié)距tt=d+F/n+mm自由高度H0H0=nt+1.5d

=選H0=370mm螺旋角：外徑D：D=D2+d=90+10.5=100.5mm進而需將原有彈簧座的尺寸作相應的改變（實際尺寸根據彈簧的外徑尺寸而定）。內徑D1：D1=D2-d=90-10.5=89.5mm2.4橫向穩(wěn)定桿的設計計算2.4.1橫向穩(wěn)定桿簡介現(xiàn)代汽車的懸架一般都很軟，在高速行駛時，車身會產生很大的橫向傾斜和橫向角振動。結果不僅會使駕駛者缺乏安全感而且會使汽車具有過多轉向特性。為了減少這種橫向傾斜，往往在懸架中添設橫向穩(wěn)定桿。彈簧鋼制成的橫向穩(wěn)定桿呈扁平的U形，橫向安裝在汽車的前端或后端。桿中部的兩端自由地支承在兩個橡膠套筒內，而套筒則固定在車架上。橫向拉桿的兩側縱向部分的末端通過支桿與懸架下擺臂相連。當車身只作垂直移動而兩側懸架變形相等時，橫向穩(wěn)定桿在套筒內自由轉動，橫向穩(wěn)定桿不起作用。當兩側懸架變形不等而車身相對與路面橫向傾斜時，橫向穩(wěn)定桿便被扭轉。彈性的橫向穩(wěn)定桿所產生的扭轉的內力矩在一定程度上妨礙了懸架彈簧的變形，因而減少了車身的橫向角振動。采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車身傾斜外，還會影響汽車的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點：（1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車的不足轉向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能；（2）增大后懸架的穩(wěn)定性，會使前輪驅動汽車具有中性轉向性能，使后輪驅動車具有更大的過度轉向性。2.4.2橫向穩(wěn)定桿的設計計算根據夏利轎車前懸的結構要求和使用條件，這里選用Ⅱ型穩(wěn)定器。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下：（2.15）其中：Cs=9.52N/mm;E=196Gpa;G=80Gpa;k——對于圓截面桿段，所采用的修正系數；l0=523mm;l2=363mm;l4=200mm;l5=210mm;l7=500mm;ls=1145mm.各參數的含義如圖2.3所示，其數值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。圖2.3于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑d0=20.9，選擇整數標準值d1＝21mm2.4減震器的設計與選型2.4.1減振器的選擇要求當汽車懸架中只有彈性元件而沒有摩擦或減振裝置時，汽車車身的振動將會延續(xù)很長時間，汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性變壞。因此，懸架中必須有可以實現(xiàn)減振功能的元件。一般通過安裝減振器來實現(xiàn)。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動，而活塞在缸筒內往復移動時，減振器殼體內的油液反復地從一個內腔通過一些窄小的空隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。其阻尼力的影響因素主要有：空隙大小、油液粘度和液流速度。減振器的阻尼力愈大，振動消除得愈快，但卻使得并聯(lián)彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導致減振器連接零件及車架損壞。為解決這一矛盾，對減振器提出如下要求：

（1）在懸架壓縮行程（車橋與車架相互移近的行程）內，減振器阻尼力應較小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊；（2）在懸架伸張行程（車橋與車架相互遠離的行程）內，減振器的阻尼比應大，以求迅速減振；（3）當車橋（或車輪）與車架的相對速度過大時，減振器應當能自動加大液流通道截面積，使阻尼力始終保持在一定限度內，以避免承受過大的沖擊載荷。圖2.4夏歷轎車減振器的安裝位置2.4.2主要性能參數的選擇減振器的主要性能參數主要有兩個：相對阻尼系數和阻尼系數。它們決定了減振器的阻力—位移特性和阻力—速度特性。1.相對阻尼系數的選擇

在選擇相對阻尼系數時，應考慮到：取得大雖然能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊力傳到車身；另一方面，取得過小又會使振動衰減慢，不利于行駛平順性。一般對于無摩擦的彈性元件（如螺旋彈簧）懸架，取=0.25~0.35。根據前面的計算和型車的設計要求，本車的相對阻尼系數為：=0.324。2.減振器的阻尼系數減振器的阻尼系數不僅與非簧載質量和懸架剛度有關，還與相對阻尼系數有關。=2（2.16）當減振器安裝在懸架中與垂直線成一定夾角時，如圖2.4所示，則此時的阻尼系數應根據減震器的布置特點確定：（2.17）式中：w——杠桿比,i=n/a；N——為下橫臂的長度——減振器安裝角。3.最大卸荷力的確定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，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度（2.18）式中，為卸荷速度一般為0.15－0.30m/s，A為車身振幅，取40mm；w為懸架振動固有頻率。由懸架結構總體布置方案知a＝201mmn=212mm所以，＝40××8.23×0.948＝0.31m/s取伸張行程的阻尼系數=1.8=1.8×2054=3.659×，在伸張行程的最大卸荷力＝3.659××0.31＝1133.4（N）（2.19）2.4.3主要尺寸的選擇1.筒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D為：（2.20）式中，最大允許壓力，取3M；為連桿直徑與缸筒直徑之比，?。?.48根據求得的工作缸直徑，查汽車筒式減振器的有關國標(JB1459—85)，就可以就近選用一個標準尺寸。這里我們選用的工作缸直徑D=25mm。2.儲油筒的確定一般Dc=(1.35~1.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料選用20號鋼。2.5彈簧限位緩沖塊的設計汽車上連接車輪與車身的一些零件，在懸架運動到上下極限位置時，其轉動角度、長度等有可能出現(xiàn)某些變化。有時為了降低生產成本，增加零件的耐久性與剛度，設計的這些參數的儲備量都比較小。在夏利汽車的前懸中，導向臂和轉向拉桿的鉸接只允許有一定的轉角，如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值。此時，相關零件會因為沖擊而損壞并發(fā)出噪聲，鉸接的銷軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險。為了防止懸架相關零件在汽車行駛過程中的直接碰撞，限制懸架相對車身的行程，懸架中要設置彈簧限位緩沖塊。2.5為了提高汽車的平順性和舒適性，現(xiàn)代轎車的懸架都被設計得非常軟（夏利汽車前懸的垂直剛度為21.6N/m），這樣，懸架就能夠最大限度地保證車身的平穩(wěn)、保證車輪與路面的良好接觸。在一般的城市工況下軟的懸架對汽車操縱穩(wěn)定性和使用特性有利，但當汽車在惡劣的道路工況下行駛時，卻會大大增加懸架彈性元件與車身碰撞的幾率，此時，緩沖塊就顯得尤為重要。如所示的是單獨使用螺旋彈簧和減振緩沖塊復合使用兩種狀態(tài)下試驗所得條力形變線。圖2.5螺旋彈簧和緩沖減震塊的力－形變比例關系由圖中線①可看出沒有減緩沖時，螺簧壓縮至行程極限時（轎車行駛中遇到惡劣路面，常常會發(fā)生），產生非常尖銳的拐點，來地面的力值將直接傳遞到汽車底盤上，不僅轎車內的司乘人員會感到極度的不舒服，而且也加速減振器甚至汽車底盤損壞；曲線②、③描述的是減振緩沖塊與螺旋彈簧復合作用的情況。當轎車遇到惡劣路面時螺旋彈簧先產生一定量的形變，隨后減振緩沖塊開始吸收沖擊能并產生形變，這樣便能夠使線連續(xù)平穩(wěn)過渡。同時，通過設計還能找出最佳組合線來滿足乘坐人員乘坐的舒適性要求和轎車行駛的平穩(wěn)性要求2.1.材料的選擇現(xiàn)代轎車上普遍使用的緩沖塊材料有兩種：一種是橡膠，另一種是微孔聚氨夏利轎車前懸架擬采用的是微孔聚氨減振緩沖塊，因為和橡膠緩沖快相比微孔聚氨減振緩沖塊具有如下優(yōu)點：（1）它具有比料好的柔性；（2）具非可縮和力，試驗表明圓柱體件被壓縮到其高度的50時微聚氨酯零件壓縮變形橫尺寸增大的量為原尺寸的12而膠變形增大的量則達到原尺寸的40％；（3）優(yōu)的性能?？拙郯滨ゾ哂械偷膲嚎s變形和蠕變性能、優(yōu)良的耐氣候性、耐低溫性、耐腐蝕性、耐磨性和耐老化性能具有較好的化學穩(wěn)定性，使用壽命更長；（4）常優(yōu)動疲能。聚減往壓縮中產生的內生熱少，而且分散熱量速度也橡塊此在實際應用中有更好的耐久性在的高頻率下（超過轎車行駛中實際的顛簸壓縮頻率）,在大位移設計形變下往復壓縮可超過100萬次以上，這是橡膠材料遠不能達到的；（5）優(yōu)度線。微孔聚氨酯減振緩沖塊可從小的壓縮力產生大形變非常平穩(wěn)地過渡到大的壓縮力值小形變狀態(tài)提供的曲線橡膠的更加平緩柔和與減振器結合使用能充分體現(xiàn)緩沖位的作用，給乘客的感覺更為舒適，為轎車的平穩(wěn)行駛提供了保障。2.緩沖限位塊的性能要求緩沖限位塊要想很好地實現(xiàn)與懸架系統(tǒng)及整車的性能匹配，實現(xiàn)整車對懸架系統(tǒng)行駛平順性等性能的要求，必須具有以下性能要求：（1）耐動態(tài)疲勞能好，延懸架系統(tǒng)的壽命；（2）適當的柔性，能夠有效地使彈簧受的力平穩(wěn)地過渡到緩沖限位塊上來，從而減少車內的振動；（3）非常好的可壓縮性和變形能力，使其態(tài)線更加柔和；（4）優(yōu)良的力學性能；（5）較好耐境能減少減振油水微生物對其命影響；（6）耐高低溫性能好，以便懸架系統(tǒng)能在嚴寒或酷熱氣候下仍然能夠正常工作。同時，緩沖限位塊作為輔助彈簧決定著整車的舒適性和行駛平順，如果設計選用不當將會嚴重影響懸架系統(tǒng)的工作效果和使用壽命。首先，緩沖限塊的態(tài)特征線即力行程線必需和螺旋彈簧的性能相匹配且能滿整的計要求線過硬不發(fā)揮緩沖功能駛平順較差線過軟能揮限功能以致螺旋彈簧減振器的命變短。緩沖位塊的靜態(tài)工作線主要受材料形狀尺寸和量影響其次，緩沖限位塊的耐久性能直接影響懸架系統(tǒng)的壽命。緩沖限位塊長期在大荷、高頻率條下工作果材料選用不或者重量不合適、形狀尺寸設計不合理等，都會致緩限塊過早損壞減少簧振器的工作時間。2.5使用得當的緩沖塊能夠在很大程度上改善懸架的使用特性、降低汽車對行駛工況條件的要求、擴大汽車的使用范圍。一般來講，緩沖限位塊塊和螺旋彈簧、減振器一起工作，其三部分的結構如圖2.6所示。圖2.6夏歷轎車懸架系統(tǒng)部分結構圖螺旋彈簧的工作曲線通常是線性的，遇大荷振動使彈簧到行程極限時，常出現(xiàn)尖銳的過渡曲線結果將產生強的振動顛簸和音。使緩位塊后螺彈簧被縮到一行程它將發(fā)作用，使力由簧地過渡緩限塊上見，然后利用其高子料的尼功能迅速地振能轉成熱能從而減少車內的振動改善行駛平順性。另外轎車內噪音水平跟懸架系統(tǒng)零件的共振頻率和路面噪音的頻率有關微孔聚氨緩限塊料的振頻率（般50～70HzJ）離路面噪音頻率（般15～20Hz)遠此能顯著少轎內的噪音提供更加安靜的環(huán)境。3.麥佛遜式懸架導向機構的設計與仿真弗遜式獨懸架。運動特性系到整車的操縱穩(wěn)定性、舒適性、轉向輕性等性能因此,對其運動情況進行精分可提高系設計水平,提高整車性能目前，對于運動分析通常采用機構學理論中的矢量法、解析等方法,該方法有諸多不便之處本章將多體運動學方法和空間機構運動學相結合,來分析麥式懸架的空間運動規(guī)律，并在此基礎上對轉向橫拉桿的斷開點進行優(yōu)化。3.1獨立懸架導向機構當車輪受到路面的作用力而上下跳動時，導向機構也將隨之上下跳動。在此過程中將不可避免的引起輪距、主銷傾角、側傾中心和縱傾中心等車輪定位參數的變化。這將直接影響車輪與地面的接觸特性，進而影響車輛行駛的動力性、操縱穩(wěn)定性、制動性等性能。此外，獨立懸架導向機構承擔了懸架中除垂向力以外的所有力和力矩，對零件的使用特性、壽命有著不可忽視的影響。因此，在設計獨立懸架導向機構時要注意以下幾點要求：（1）形成恰當的側傾中心和側傾軸線；（2）形成恰當的縱傾中心；（3）各鉸接點處受力盡量小，減小元件的彈性變形，以保證導向精確；（4）保證車輪定位參數以及車輪跳動時的變化能滿足要求；（5）具有足夠的疲勞強度和壽命。本章限于篇幅和設計任務的要求重點討論懸架工作時（上下跳動時）車輪定位角的變化及對整車行使性能的影響。3.2麥弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立在建立懸架系統(tǒng)的數學模型之前需要首先建立懸架系統(tǒng)的物理模型，通過對物理模型的分析可以很直觀的了解懸架系統(tǒng)在工作過程中各構件的運動情況和各關鍵點之間圖3.1懸架運動學計算模型簡圖的相對位置關系。如圖3.1所示，L為懸架下擺臂軸線在空間中的抽象，A1B1為下擺臂，EF為轉向橫拉桿，A4為減振器和車身的上聯(lián)接點，B1為下擺臂外球銷位置，T為減振器的下支點，E為轉向節(jié)臂的外端點，F(xiàn)為橫行穩(wěn)定桿的斷開點，D為車輪的轉動中心，C為車輪與地面的接觸點。3.3導向機構運動學分析3.3.1數學準備（1）直線與x、y、z軸正方向的夾角分別是：則其方向余弦為：（3.1）（2）已知兩點A,B在空間坐標系中的坐標為：[A]=[XA,YA,ZA]T[B]=[XB,YB,ZB]T可根據確定[A]、[B]的坐標和相關理論確定直線AB的方向余弦。直線AB的方向余弦為：[U]=[Ux,Uy,Uz]T（3.2）Ux=,Uy=,Uz=（3）已知空間某一直線L的投影角，確定該直線的方向余弦。空間直線L在XOY平面內的投影角為，在XOZ平面內的投影角

為。

（3.3）直線的方向余弦為：[U]=（4）線段OB繞其軸線L擺動了角，確定擺動后點的坐標：已知空間軸線L的方向余弦[u]=[ux,uy,uz]T；點O,B的初始坐標分別為：[O]=[Xo,Yo,Zo]T，[B]=[XB,YB,ZB]T,擺動角度后，點B的坐標為：[B]=[Q]([B]-[O])+[O]（3.4）式中坐標變換矩陣為：[Q]=其中，歐拉參數q0=cos(/2),q1=uxsin(/2)q2=uysin(/2),q3=uzsin(/2)3.3.2導向機構運動學計算當車輪跳動時，擺臂繞其軸線旋轉（設下擺臂向上擺動角），其正、負號由右手法則確定。根據空間機構學原理，懸架各點運動后的坐標可通過下述方法加以確定：1.擺臂的擺動軸線已知擺臂上兩點的坐標M、N，利用投影關系可以求得擺臂線L在XOY平面和XOZ平面與X軸的夾角分別、。[M]=[XM,YM,ZM]T[N]=[XN,YN,ZN]TUx=,Uy=,Uz=則（3.5）2.求得連體坐標系下各點的坐標A4’=[0,-sin,cos]T;O2’=[0,0,0]T;B1’=[0,sin+cos,-cos+sin]T;T’=[0,sin,-cos]T.另外可以查零件圖得到P點的連體坐標P’和減振器的內傾角的大小。3.確定擺動軸線的方向余弦[U]=[ux;uy;uz]=[1/]（3.6）4.確定B1點擺動后的坐標[B1]=[Q]([B1]-[O])+[O]（3.7）矩陣[Q]的歐拉參數分別為：q0=cos(/2);q1=uxsin(/2);q3=uysin(/2;q3=uzsin(/2)5.確定其余各點擺動后的坐標B1A4TEO2DC可看作剛體，剛體運動后的實際位置，可以看作由圖3.1所示的初始位置，先繞Y軸正轉角后繞X軸正轉角，這樣保證了車輪無繞主銷軸線的偏轉。兩次旋轉后，B1,A4點的坐標為：[B1]=[Qx][Qy][B1’]+[O2]（3.8）[A4]=[Qx][Qy][A4’]+[O2]（3.9）[Qx]的歐拉參數為：q0=cos(/2);q1=sin(/2);q2=0;q3=0[Qy]的歐拉參數為：q0=cos(/2);q1=0;q2=sin(/2);q3=0(1)-(2)整理得，并設d=A4T,t=B1T則有，=另設，p1=dcos+tsin,p2=(dcos-tsin)cos得到，=arcsin=arcsinO2點的坐標為：[O2]=[B1]-[Qx][Qy][B1’]（3.10）E點的坐標為：[E]=[Qx][Qy][E’]+[O2]（3.11）C點的坐標為：[C]=[Qx][C’]+[O2]（3.12）D點的坐標為：[D]=[Qx][D’]+[O2]（3.13）6.前輪定位參數主銷后傾角（3.14）主銷內傾角（3.15）車輪外傾角（3.16）1/2輪距的變化（3.17）3.4基于MATLAB軟件的運動特性仿真分析3.4.1實際問題中的懸架參數以前軸的中心點為原點，汽車的前進方向為X軸方向，Y軸指向駕駛者的右側，Z軸根據右手螺旋定則來確定。夏利轎車前懸左側空間機構在上述坐標系中的坐標如表3.1所示。以表中的坐標值和部分相關點之間的距離為初始狀態(tài)值，以車輪的上下跳動量為輸入，車輪的定位參數為輸出，根據空間機構學的理論知識和3.3節(jié)的理論分析，運用MATLAB軟件建立懸架運動學仿真分析程序，源程序如附錄B所示。表3.1靜態(tài)時懸架空間機構各關鍵點的坐標和車輪定位角懸架上的點X軸坐標（mm）Y軸坐標（mm）Z軸坐標（mm）減振器上支點-8.8-517.2587.4減振器下支點-31.6-690.0-66.3下擺臂擺動軸線與下擺臂中心交點-11-371.9-21.44輪胎接地點-28.1-710.5180.96下擺臂擺動軸線的前端點-31.3-680-56.8轉向節(jié)臂球頭銷中心-121.7658.329.9轉向橫拉桿斷開點球頭銷中心的設計坐標104-264132.3前輪中心-28.1-710.535.96主銷內傾角kingpininclination14主銷后傾角casterangle220前輪前束量toe_inangle2mm車輪外傾角camberangle203.4.2車輪定位參數仿真分析為了得到所期望的行駛特性、較好的直線行駛能力、避免輪胎的過度磨損、保證汽車在行駛過程中車輪和地面的良好接觸，汽車前輪在懸架跳動過程中必須保證定位參數的變化在允許的范圍內。車輪各定位參數之間又相互聯(lián)系。車輪相對車身上下跳動時,主銷內傾角,主銷后傾角,車輪外傾角及車輪前束等定位參數會發(fā)生變化.若主銷后傾角變化大,容易使前輪產生擺振;若車輪外傾角變化大,會影響汽車直線行駛穩(wěn)定性,同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度.1.輪距變化量圖3.2輪距變化量和車輪跳動量的關系曲線如上文所述，幾乎所有的獨立懸架中，車輪的上下跳動量都會導致輪距發(fā)生變化。輪距變化的影響由其所產生的作用而定；當需要較高側傾中心時輪距變化是不可避免的。輪距變化的缺點是會引起滾動輪胎的側偏，從而產生側向力、較大的滾動阻力和使直線行使能力下降。此外，輪距變化對轉向也有較大的影響。圖3.2為輪距變化量與車輪上下跳動量的對應關系曲線。因麥弗遜式前懸的側傾中心位置較高，所以輪距變化量較大。輪距變化量為上跳時＝4mm，下跳時＝21mm，（這是不利因素）。但作為城市用車，它的車輪跳動量范圍很小,一般在-20mm-20mm范圍內變化，所以設計方案依然可行。2.車輪外傾角的變化圖3.3車輪外傾角和輪距變化量的關系曲線 外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直直線之間的夾角。一方面，通過設置外傾角可以消除支承及轉向節(jié)中的間隙；另一方面，外傾角還可以保證汽車在承載時車輪和地面保持垂直。理想的外傾角為，這樣可以使磨損均勻和滾動阻力小，但為了獲得良好的輪胎轉向側偏性能，實際所取的車輪外傾角大都偏離理想值，空載時外傾角在理想值附近；加載狀態(tài)下，車輪有輕微的負外傾角。圖3.3為夏利轎車前輪外傾角與車輪上下跳動量的關系曲線，其麥佛遜懸架在車輪上跳時曲線向負角方向凹入，彰顯了此懸架的優(yōu)點。當車輪向下跳動時，外傾角向正角方向變化，意味著車身內側車輪承受側向力的性能很好。3.主銷內傾角的變化圖3.4主銷內傾角和車輪跳動量的關系曲線主銷內傾角和主銷偏移距之間有著緊密的聯(lián)系：主銷內傾角是指轉向節(jié)軸線與一個垂直與路面的平面之間的夾角；主銷偏移距指的是轉向節(jié)軸線與路面的交點和車輪中心線與路面交點之間的距離。小的主銷偏移距可以有效地保證汽車的不足轉向特性，但為了得到較小的或負值主銷偏移距，就必須有較大的主銷內傾角。從圖3.4中可以看出，主銷內傾角為負值，負的主銷內傾角有利于汽車的轉向回正力矩。主銷內傾角的絕對值隨著車輪上跳動量的增加而增變，下跳量的增加而減小，角度在范圍內變化。這樣的變化趨勢使車輪在上跳過程中主銷偏移距不斷變大，轉向回正力矩也不斷增大，從而保證了汽車的直線行駛性能。但同時，前橋的縱向力敏感性也愈大。4.主銷后傾角的變化圖3.5主銷后傾角和車輪跳動量的關系曲線主銷后傾角是指轉向節(jié)軸在汽車縱向平面內的投影與過車輪中心的垂直線之間的夾角。正的主銷后傾角可以保證汽車的直線行使性能，在設計時往往將正的主銷后傾角和負的車輪拖距聯(lián)合使用，這樣不僅可以使縱傾中心離車輪較近，以減小轉向時的輸入力矩，還可以減小路面不平度對轉向性能的影響。大的主銷后傾角在汽車直線行使時并不單有優(yōu)點，也有缺點。路面不平度在車輪接地點上引起的交變側向力會產生繞轉向節(jié)軸的力矩，力矩作用在轉向橫拉桿上還會引起轉向沖擊和轉向不穩(wěn)定。如圖3.5所示，夏利轎車的主銷后傾角隨著車輪的上跳而變大，隨著車輪的下跳而變小。此變化特性意味著車輪在受到沖擊或遇到障礙物后縱傾中心將向后移動，這樣可以保證汽車的抗俯仰和抗前蹲特性。3.5基于MATLAB軟件轉向橫拉桿斷開點的優(yōu)化計算3.5汽車懸架導向機構和轉向梯形之間通過轉向橫拉桿相聯(lián)系。當轉向橫拉桿的斷開點位置選擇不當時，汽車運動過程中將出現(xiàn)橫拉桿與懸架導向機構運動不協(xié)調、前輪擺振等現(xiàn)象，這些不利情況的出現(xiàn)將會加劇輪胎磨損，破壞操縱穩(wěn)定性。3.5對于麥弗遜懸架，確定轉向梯形斷開點的傳統(tǒng)方法是平面作圖法和平面解析法，兩種方法都忽略了主銷后傾角和擺臂軸軸線的空間角度，使斷開點不在最佳位置。上文中已經應用空間機構運動學理論對夏利轎車用麥弗遜式懸架進行空間運動學計算，并求出了車輪上下跳動時懸架中各關鍵點在空間的運動軌跡。下文將進一步采用優(yōu)化理論確定斷開點的最佳位置，使干涉量最小。1.橫拉桿斷開點優(yōu)化數學模型的建立思路和步驟(1)設轉向橫拉桿斷開點 F的坐標為[F]=[XF,YF,ZF]T，作為優(yōu)化變量;(2)根據已知的轉向節(jié)臂端點E的位置坐標和假設的F點位置坐標，求出EF的長度(用F點坐標XF,YF和ZF的函數式來表示);(3)根據麥弗遜式懸架的運動規(guī)律，運用坐標變換求出轉向節(jié)臂端點E在車輪跳動(本文中以主銷轉動來代替)一定角度時所到達新位置E1的空間坐標,;(4)車輪上下跳動時，下擺臂A1B1繞L軸擺動(實際上是繞瞬心軸擺動)。E點也繞懸架的瞬心軸擺動到新位置E2，在此過程中，假設EF是斷開的，F(xiàn)1點固定不動，不會隨著E點的位置變化而運動。這樣E2到F1之間的距離必然不等于從E到F的距離，這個距離變化量在本文中稱為干涉量。根據車輪主銷的方向(向內或者向外)和角度，以及跳動的方向(上或下)和距離，可以求出一系列的干涉量;(6)將(4)中得到的所有干涉量的絕對值加權相加，取為優(yōu)化設計數學模型中的目標函數，而XF,YF和ZF為優(yōu)化變量，根據車輛總布置中所允許的F點空間位置變化范圍，可以確定XF,YF和ZF的取值范圍，作為約束條件。圖3.6車輪跳動過程中F點的軌跡空間曲線圖2.優(yōu)化設計的約束條件利用前面運動學分析時得到的點E的坐標和已知的點F的原始坐標，即可進行如下的計算：設轉向斷開點的位置坐標：[F]=[XF,YF,ZF]T，斷開點的位置受結構條件和空間布置尺寸的限制，即：XFminXFmaxYFminYFmaxZFminZFmax腳標min表示下限值，max表示上限值。3.優(yōu)化目標函數根據擺臂擺角范圍取n個擺動值i(I=1,2,…,n)，根據運動學分析程序得到F對應的坐標[F]I(I=1,2,…,n)。則[F]i=[XFi,YFi,Zfi]T。目標函數表達式為：min式中：和分別表示擺臂擺動角i和處于平衡位置時，點F、E間的距離。目標函數值反映了懸架運動過程中轉向桿系與懸架桿系的運動不協(xié)調誤差。優(yōu)化設計的任務就是確定斷開點最佳位置的坐標[]=[X,Y,Z]T，使二者運動不協(xié)調誤差最小。3.5.3優(yōu)化的結果分析運用MATLAB編程（源程序見附錄C）可得到如圖3.7所示的仿真結果。對結果進行分析 圖3.7轉向橫拉桿斷開點優(yōu)化前后干涉量的比較關系具體運算過程見程序。從斷開點優(yōu)化前后干涉量的比較關系圖上可以看出，在新的斷開點位置下干涉量的加權平均值明顯減小，意味著車輪上下時轉向橫拉桿與懸架運動之間的干涉量明顯減小，汽車的操縱穩(wěn)定性能得以提高?？衫玫玫降慕Y果對主轉向臂進行重新設計。4關鍵零部件的校核4.1螺旋彈簧的強度校核4.1.1穩(wěn)定性驗算高徑比b：b= （4.1）滿足穩(wěn)定性要求。彈簧材料長度L

L=mm（4.2）4.1.2彈簧的實際性能參數實際彈簧剛度：

KN/m（4.3）平衡位置彈簧所受的壓縮力：

P==2866.2N（4.4）相應的彈簧變形：

=113.6mm（4.5）平衡位置時的彈簧長度（上、下彈簧座的實際位置）：

H=H0-=340-113.6=226.4mm（4.6）4.1.3彈簧對整車的影響根據彈簧的實際剛度及懸架的行程傳遞比及力的傳遞比可以計算出懸架的實際線剛度：

K（4.7）進而可得到汽車的偏頻：

f’==1.445Hz（4.8）并可對阻尼比進行檢驗：’==0.259（4.9）根據夏利原型車的參數要求，經比較可知此設計方案滿足設計要求。4.2橫向穩(wěn)定桿的強度校核4.2.1橫向穩(wěn)定桿的應力校核Ⅱ型橫向穩(wěn)定桿的強度校核須對下述三處進行：1.中段的中央處（圖4.1）：端部向外彎的距離越大（Ls>Ls’），此區(qū)域的應力將越大。=（4.10）l6=0;(Ls’=725);fs=88mm;Cs1=Cs[d1/d0]4;：比應力(=1.6125);運算結果為：=371.5MPa圖4.12.中段鉸接區(qū)H（圖4.2）：上述關系也適用于點H處的應力：線段l5=0.5(Ls-Ls’)越大，其應力越高。圖4.3=（4.11）各參數的定義同上。運算結果為：=418.8MPa3.由中段向端部過渡的圓角處（圖4.4）：盡管通常此處比中段產生的應力較低，但由于疲勞應力的作用，多半會在此處發(fā)生斷裂。按橫向穩(wěn)定桿中線所確定的半徑R越大，其應力就越高。線段l9的符號是個有影響的參數，應將其納入計算公式中。算出比值p=R/l1和q=l9/l10后，可通過查圖表確定系數Km。桿端向外彎曲l9越小，Km值就越小，因而應力也越小。R=18mm;l9=0;l10=523mm;P=R/l10=0.034;q=l9/l10=0根據p、q查圖可得Km=1.54MP。=（4.12）運算結果為：=742.14Mpa按上述三個應力中最大者選擇鋼號，所選的鋼應滿足：：強度儲備系數，=1.05~1.1。選擇60Si2Mn彈簧鋼圖4.4因為，所以穩(wěn)定桿的強度足夠。4.2.3結果分析

Ⅱ型橫向穩(wěn)定桿所需的制造材料越少，使用的材料越便宜，則越經濟。由上述公式可以看出，桿徑的大小和桿件的材料取決于許多可改變的參數。如果將這些參數適當地作一些改變，則可有效地降低成本。據此，應注意：

(1)剛度取決于傳遞比，即應盡可能使橫向穩(wěn)定桿的固定點靠近車輪。在這種情況下，線段長度與線段長度相比很小，并且值接近1。(2)為更充分的利用材料，在使用2型橫向穩(wěn)定桿時，盡可能縮短線段和的長度。同時，為了得到較細的桿徑，應力隨之略微提高。

(3)為縮短的長度，鉸接點應盡可能地外移。（此處是否可以考慮加長中臂，這樣一方面可保證點外移，另一方面可以避免與下擺臂發(fā)生干涉。）(4)為使成本降低和應力值減少，彎曲段的數目要少，由中段向端部過渡半徑要小。5工藝性與經濟性分析5.1螺旋彈簧的工藝性螺旋彈簧作為懸架系統(tǒng)中的重要元件對整車性能有著重要的影響。它的彈性特性、使用壽命、結構特點等在很大程度上決定了整車的乘坐舒適性、行駛平順性和導向機構在大擺動量下保持車輪定位參數的能力。其中，彈簧的工藝性對彈簧的使用特性有著至關重要的影響作用。5.1.1彈簧的材料1.彈簧材料的要求彈簧主要在動載荷下工作，因此，要求彈簧材料具有高的抗拉強度極限、屈服極限、彈性極限、和疲勞極限，同時要求具有高的沖擊韌性和塑性。彈簧的工作性能要求彈簧在不發(fā)生塑性變性的情況下，能夠產生較大的彈性變性和積蓄較大的變性能。彈簧材料單位體積所積蓄的最大變性能稱為最大彈性比變形能表5.1各種彈簧變形能的計算公式和其比值彈簧類型變性能計算公式利用系數k變形能的比值直桿的拉伸和壓縮1/21.00板彈簧1/60.33圓形截面材料扭轉螺旋彈簧1/80.25圓形截面材料扭桿彈簧1/40.43由表5.1可知或式中，和為剪切和拉伸極限強度。從以上兩式可以看出，最大彈性變性能與材料彈性極限的平方成正比，而與材料的彈性模量成反比。因而提高材料的彈性極限和降低彈性模量，可以提高彈簧的積蓄變性能。在變載荷作用下工作的彈簧，其材料應具有較高的疲勞極限。疲勞極限和材料的抗拉強度和屈服強度成正比，并且，材料表面狀態(tài)對材料的疲勞強度影響也很大，因此，要盡可能地消除材料的表面缺陷，不允許有裂紋、劃傷、飛邊等；當材料長期在變載荷下工作時，材料將會因熱能的積聚而使其溫度變得很高，此時其內部組織結構也會發(fā)生不同程度的變化，如炭化物的球化和石墨化。這些組織的不穩(wěn)定性將促使材料的高溫性能變異：強度、硬度、疲勞極限和彈性模量等不同程度的降低。因此，還要求材料具有足夠的熱穩(wěn)定性。2.彈簧材料的選擇彈簧材料的選用，應根據彈簧所受的載荷性質、使用要求、工作條件、尺寸規(guī)范、工作應力大小和使用壽命高低以及價格等因素進行選擇。在確定彈簧材料的截面尺寸和形狀時，應優(yōu)先考慮國標或部標規(guī)定的尺寸規(guī)格，盡量避免使用非標準規(guī)格的材料。此外，材料的選擇還要考慮經濟因素。在滿足了彈簧性能的條件下，應盡可能使用價格低、來源方便的材料，以降低制造成本。3.彈簧材料的加工方法一般來講彈簧材料的加工方法有冷拉（軋）和熱拉（軋）兩種。冷拉（軋）材料不但強度高，表面質量好，而且制造工藝簡單。因此，對中小型彈簧，疲勞壽命要求高的彈簧，應盡量選用冷拉（軋）或冷拉（軋）后磨光的彈性鋼絲。冷拉彈簧材料又可根據淬火方式分為兩種：鉛淬冷拉碳素彈簧鋼絲和油淬火回火鋼絲。前者鋼絲表面質量好，強度高，并具有很好的塑性。缺點是在成材過程中，由于冷拉加工所產生的殘余應力較大，經低溫回火后尺寸變化較大，因而影響彈簧尺寸精度。油淬火回火鋼絲沒有殘余應力，冷成形彈簧精度容易控制，低溫回火后尺寸變化很小，特別是沒有殘余應力，抗松弛性能比鉛淬冷拉鋼絲要好。因此，對于轎車懸架用螺旋彈簧因其直徑小、尺寸精度要求較高、對鋼絲表面質量要求較高，應優(yōu)先選用鉛淬冷拉碳素彈簧鋼絲。4.溫度特性對彈簧材料的要求當汽車持續(xù)工作時，其彈簧因始終工作在交變應力條件下，所以彈簧的工作溫度很高.這就對車用彈簧材料的溫度穩(wěn)定性提出了很高的要求。表5.2給出了常用彈簧材料的最高工作溫度。表5。2常用彈簧鋼的最高使用溫度類型代號最高使用溫度（）鎳基合金Incoloy901①500Inconel718(GH169)600InconelX-750②600鈷基合金S-S-816③400L-L-605④600鈮基合金55NbTiAl600coloy901主要成分：Cr12.5%,Mn6%,Ti12.5%,Fe34%,Ni其余；conelX-750主要成分：Cr15%,Fe7%,Nb0.9%,Ti25%,Al0.8%,Ni其余;S-816主要成分：C0.4%,Si0.4%,Mn1.2%,Cr20%,Ni20%,Mo4%,Nb4%,Co其余;L-605主要成分：Cr20%,Ni10%,W15%,Fe3%,Co其余;5.1.2彈簧的制造工藝1.彈簧的回彈在彈簧卷曲成型時，材料的外層縱向產生塑性拉伸變形，而內層縱向產生塑性壓縮變形，在中性層兩側的某個范圍內則為純彈性變形，彈性變形的范圍隨著相對彎曲半徑的加大而增大。但是，在載荷卸除之后由于中性層兩側純彈性變形的恢復，以及內外層中縱向總變形中彈性變形部分的回復，而使零件的彎曲半徑發(fā)生改變，這種現(xiàn)象就是通常所說的回彈。影響回彈的因素很多，主要有材料的機械性能、旋繞比和工藝裝置等?；貜椓颗c材料的強度極限成正比，與彈性模量E成反比，也就是說材料的越大，則回彈量就越大。當材料的機械性能不穩(wěn)定時，回彈量也不穩(wěn)定；旋繞比也影響著材料的回彈性能。當旋繞比C越小時，回彈量也越小，反之亦然。2.彈簧的卷制工藝彈簧的卷制方式有兩種：單個卷制和多個連續(xù)卷制。單個卷制一般用于條料制造的彈簧以及扭轉、拉伸和油封彈簧等。多個連續(xù)卷制是一次卷成一串螺旋圈，然后按尺寸分別切斷單個彈簧。為了在冷成形后得到所要求的形狀尺寸精度，在彈簧卷制過程必須控制好卷制力，若彈簧卷制力越小、卷繞后反向轉動的速度越高、轉數越多，則回彈量就越大，得到的彈簧尺寸精度越差。彈簧卷制所用的工藝裝置主要有芯軸卷簧機和自動卷簧機。用芯軸卷簧機卷制彈簧后還要做手工切斷、沖切、整修等輔助工序，因此，此方式僅用于小批量生產。對于向獨立懸架用螺旋彈簧等需大批量生產的彈簧一般使用自動卷簧機。它可以自動卷簧、切斷、計數等，勞動強度小、生產效率高、材料利用率高，并能夠實現(xiàn)多機作業(yè)。5.1.31.疲勞失效機理概述金屬材料的疲勞斷裂過程一般可以分為以下幾個階段：滑移，成核，裂紋擴展，瞬時斷裂。金屬在表面的滑移帶、晶界、相界、切口等處一旦形成疲勞裂紋核以后，如果繼續(xù)受到交變載荷作用裂紋將開始擴展。通常我們用（為裂紋寬度，N為循環(huán)次數）來衡量裂紋的擴展速度，當時，成為慢速擴展階段，也就是疲勞過程的第一階段。裂紋寬度大于0.05mm,疲勞過程進入到第二階段，擴展速率增加，此時零件已經相當危險，一旦凈截面的應力達到材料的拉伸強度或疲勞裂紋的長度達到材料的臨界裂紋長度時，便發(fā)生最終的瞬時斷裂。2.影響彈簧疲勞強度的因素（1）屈服強度。材料的屈服強度和疲勞強度之間有一定的關系，一般說來，材料的屈服強度愈高，疲勞強度也愈高，因此為了提高彈簧的疲勞強度應設法提高彈簧材料的屈服強度。（2）表面狀態(tài)。最大應力多發(fā)生在彈簧材料的表層，所以，彈簧的表面質量對疲勞強度的影響非常大。彈簧在軋制、拉拔、卷制過程中造成的裂紋疵點和傷痕等缺陷往往是造成彈簧疲勞斷裂的原因。材料表面光潔度越高應力集中愈小，疲勞強度也越高。（3）尺寸效應。材料的尺寸越大，由于加工工藝造成的缺陷可能性就越高，產生表面缺陷的可能性也越大，這些原因都會導致疲勞性能下降。（4）冶金缺陷。冶金缺陷是指材料中的非金屬夾雜物、氣泡、元素的偏析等。存在表面的夾雜物是應力集中源，會導致夾雜物與基體界面之間過早地產生疲勞裂紋。5.2橫向穩(wěn)定桿的工藝性5.2.1材料的選擇橫向穩(wěn)定桿一般采用熱軋彈簧鋼，選擇材料時要注意它的淬透性和加工性。經過熱處理后必須保證它的硬度在HRC45左右，這樣即可以保證它在機加工和使用時不易變形、有足夠的精度，而且可以使橫向穩(wěn)定桿在車身發(fā)生傾斜時產生變形，一方面讓駕駛者有轉向和汽車側傾的路感，另一方面提高了前懸架的側傾角剛度。在汽車懸架受到路面的沖擊作用時，橫向穩(wěn)定桿將承受來之正反兩個方向的交變剪應力，因此，應選用級別較高的材料如45CrnNiMoVA等。橫向穩(wěn)定桿在使用時不僅要承受交變的應力載荷，而且需要有一定的剛度來保證汽車在受到側向力時的側傾角度不致過大。根據相關文獻可知直徑誤差對彈簧影響較大，所以要使用經過磨削的材料，其直徑誤差影響為：d=6-12mm時,取±0.06mm,d=13-25mm時,取±0.08mm,d=26-45mm時,取±0.10mm。5.2.2許用應力懸架橫行穩(wěn)定桿用扭桿彈簧，因承受交替應力作用，因此對其許用應力有著特別的要求。對于45CrnNiMoVA鋼做的橫向穩(wěn)定桿，熱處理后，硬度可達到HRC45－50時，其對應的屈服強度[]＝83-91kgf/mm，若再經過滾壓和強化處理，則可得到10次以上的疲勞壽命，這對于橫向穩(wěn)定桿來說已經能夠滿足要求了。5.3麥佛遜式懸架的經濟性分析自20世紀30年代美國通用汽車的一名工程師麥弗遜（Mcpherson）發(fā)明了麥弗遜式懸架以來，麥弗遜式獨立懸架已成為使用量最多的懸架結構形式之一。從寶馬M3，保時捷911等高性能車，到菲亞特STILO，福特FOCUS和國產的夏利、哈飛面包車等前懸掛采用的都是麥弗遜式懸架。麥弗遜式懸架的有效性和經濟型已經得到了無數事實的佐證。隨著世界能源的日益匱乏，微型汽車和節(jié)能汽車已成為世界汽車工業(yè)發(fā)展的一個重要方向，小排量汽車和經濟型汽車的推廣勢必會帶來麥弗遜式獨立懸架更為廣泛的運用，麥弗遜式懸架的經濟性也將得到充分的體現(xiàn)。麥弗遜式懸架最大的設計特點就是結構簡單，結構簡單能帶來兩個直接好處就是：懸掛質量輕和占用空間小。我們知道，汽車的質量是影響汽車燃油經濟性的一個關鍵因素，減輕懸架的質量進而減輕整車的質量就可以有效地降低汽車的油耗，從而達到減少能源消耗和降低使用成本的目的；同樣，由于麥式懸架有著結構緊湊、占用空間小等結構特點，這就使汽車的前置前驅式布置方案（FF）成為可能。這樣，不僅省去了采用前置后驅式布置（ FB）時所使用的驅動軸，減輕了汽車的質量降低了油耗，還縮小的整車的尺寸，便與汽車向著微型化方向發(fā)展。當然，和其它結構形式的懸架相比從使用經濟性角度來講，麥弗遜式懸架也存在一定的不足。我們知道，懸掛屬于運動部件，在汽車運行過程中，懸架將要承受來之路面和車身各個方向的力和力矩，這些沖擊載荷將完全由減振器支柱和下擺臂來承受，所以這些部位較易發(fā)生幾何變形，進而使零件損害造成懸架失效。結論本文根據夏利某改型車給定的設計要求，分別從設計、制造、仿真分析、優(yōu)化設計等方面著手，完成了懸架中關鍵零部件的設計計算和校核、制造工藝分析、導向機構的仿真分析、轉向斷開點的優(yōu)化設計等工作。從而較系統(tǒng)地闡述了夏利轎車用麥弗遜式前懸架的設計優(yōu)化過程，這對生產實際具有一定的指導意義。作為本科畢業(yè)設計，其設計目的重在對以前知識的鞏固和運用。因此，文章從和書本知識結合較緊密的計算開始，分別從零件的結構形式和受力分析兩方面對懸架中關鍵零部件進行了設計，并對它們的可行性進行了校核。然后，文章又不拘泥于課本知識，在對懸架導向機構進行分析時，運用MATLAB軟件的混合編程模塊開發(fā)了開放性程序從運動學角度對懸架進行了分析。之所以說程序是開放性的，是因為一方面，它可實現(xiàn)對不同車型的麥弗遜式懸架進行運動學仿真，既只要根據其空間機構的坐標修改附錄5中的文件即可；另一方面，優(yōu)化程序不僅可以對轉向橫拉桿的斷開點進行優(yōu)化計算也可以對其他零件如下擺臂的鉸接點等進行優(yōu)化。限于篇幅和設計時間，文章在很多方面做得還不夠完善，尚有很多值得深入研究和改進的地方。本文在建立物理模型和數學模型時，對左前車輪和懸架單獨考慮，而沒有考慮左右車輪在轉向時的聯(lián)動關系，盡管對優(yōu)化結果不會產生較大影響，但總的來說是不夠嚴謹的，存在一定偏差。如果同時對左右兩側的轉向橫拉桿斷開點位置進行優(yōu)化，需要先確定內側或者外側的車輪轉角，然后按照阿克曼原理計算出另外一側車輪的理想轉角，將理想轉角和實際轉角之差的絕對值作為另一個目標函數，這樣，對左右兩側橫拉桿斷開點進行優(yōu)化就變成了一個多目標函數的優(yōu)化問題。因懸架機構設計的復雜性，諸如此類的問題文章中還很多，還要好多問題有待進一步開展工作?；贑8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F