4.4.4主销内倾角的优化 (23)4.4.5轮距优化 (23)4.4.6各定位参数同时优化 (24)4.4.6.1前束优化后的图形 (25)4.4.6.2车轮外倾角优化后的图形 (25)4.4.6.3主销后倾角优化后的图形 (25)4.4.6.4主销内倾角优化后的图形 (25)4.4.6.5轮距变化优化后的图形 (26)4.4.6.6各参数优化前后的数值表 (26)4.4.6.7小结 (27)结论 (27)致谢 (27)参考文献 (27)引言汽车悬架是汽车一个非常重要的部件。
汽车悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。
另外，悬架系统能配合汽车的运动产生适当的反应，当汽车在不同路况作加速、制动、转向等运动时，能提供足够的安全性，保证操纵不失控。
所以，悬架是汽车底盘中最重要、也是汽车改型设计中经常需要进行重新设计的部件。
汽车行驶中路面的不平坦、凸起和凹坑使车身在车轮的垂直作用力下起伏波动，产生振动与冲击；加减速及制动和转弯使车身产生俯仰和侧倾振动。
这些振动与冲击会严重影响车辆的平顺性和操纵稳定性等重要性能。
悬架作为上述各种力和力矩的传动装置，其传递特性能的好坏是影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性最重要、最直接的因素。
只有当汽车底盘配备了性能优良的悬架，才会得到整车性能优良的汽车。
悬架按照结构分大体可以分为独立式悬架和非独立式悬架。
非独立悬架具有结构简单、成本低、强度高、保养容易、行车中前轮定位变化小的优点，但由于其舒适性及操纵稳定性都较差，在现代轿车中基本上已不再使用，多用在货车和大客车上。
独立悬架是每一侧的车轮都是单独地通过弹性悬架悬挂在车架或车身下面的。
其优点是：质量轻，减少了车身受到的冲击，并提高了车轮的地面附着力；可用刚度小的较软弹簧，改善汽车的舒适性；可以使发动机位置降低，汽车重心也得到降低，从而提高汽车的行驶稳定性；左右车轮单独跳动，互不相干，能减小车身的倾斜和震动。
不过，独立悬架存在着结构复杂、成本高、维修不便的缺点。
现代轿车大都是采用独立式悬架，按其结构形式的不同，独立悬架又可分为横臂式、纵臂式、多连杆式、烛式以及麦弗逊式悬架等。
麦弗逊悬架因为其结构简单、制造成本低、节省空间方便发动机布置等优点被广泛地运用。
大到宝马M3，保时捷911这类高性能车，小到菲亚特STILO，福特FOCUS，甚至国产的哈飞面包车前悬挂都是采用的麦弗逊式设计。
当前，中国汽车企业大多侧重于汽车整车的研发，而忽视了汽车主要零部件和相关配套产业的提供。
然而从某种意义上讲，整车对于汽车产业不是最重要的，最重要的还是汽车关键零部件的创新和发展。
关键零部件的科技含量综合体现汽车整车的创新能力和品牌建设能力。
我国在底盘的集成设计及开发领域开发设计起步较晚，设计和制造水平远远落后于国外发达国家。
国内大多数整车及零部件制造企业都没有掌握悬架系统的自主设计和开发技术，大多数为引进外国技术进行复制开发和生产，几乎可以说国内企业的底盘技术基本上都是照搬过外的，没有任何自己的技术。
在现代的工程研究领域，计算机仿真己成为热门研究课题。
借助计算机的快速计算能力，人们不仅可以求出所需要的数值结果，还可以模拟出工程中的具体情况，以便人们可以直观的进行分析研究，我们称为计算机仿真技术。
今天的机械系统仿真技术研究中，大多以多体系统理论作为研究上的理论基础。
计算多体系统动力学的产生极大地改变了传统机构动力学分析的面貌，使工程师从传统的手工计算中解放了出来，只需根据实际情况建立合适的模型，就可由计算机自动求解，并可提供丰富的结果分析和利用手段；对于原来不可能求解或求解极为困难的大型复杂问题，现可利用计算机的强大计算功能顺利求解；而且现在的动力学分析软件提供了与其它工程辅助设计或分析软件的强大接口功能，它与其它工程辅助设计和分析软件一起提供了完整的计算机辅助工程(CAE)技术。
本文首先通过查阅相关资料以及到实验室进行实地观察以了解麦弗逊悬架的结构。
以某实际车辆所给出的整车参数，运用传统设计方法进行了麦弗逊悬架的结构设计，得出了悬架各主要部分螺旋弹簧以及减振器的基本参数。
运用autocad软件画出了麦弗逊悬架的整套图纸，对悬架的各细节部分作出了基本完善。
在此基础上，运用三维建模软件proe画出了麦弗逊悬架的整体结构。
最后利用仿真软件ADAMS对悬架系统进行了仿真分析，接着对悬架系统中的有关安装，长度，位置的16个参数（变量）进行了优化分析，使得悬架的各定位参数都能达到要求的范围内。
基本上完成了麦弗逊悬架的设计。
通过本次研究，完成了麦弗逊悬架的绘制，建立了麦弗逊悬架的三维模型，能够对建立起的系统进行仿真分析，能够得出悬架各个参数对悬架性能的影响图形。
希望对麦弗逊悬架的设计方法是一个有益的探索。
第一章麦弗逊悬架的结构设计1.1 主要技术参数的选择1：外形尺寸（mm）长宽高5910199323752：轴距（mm）3670 10：排放依据标准GB17591-2005中国III阶段GB3847-20053：前轮距（mm）1710 11：钢板弹簧片数（前/后）-/34：后轮距（mm）1716 12：整备质量（kg）27305：前悬/后悬（mm）1005/1235 13：驱动形式前置后驱6：轴荷（数目与轴数对应）（kg）1730/2250 14：最高车速（km/h）1307：轴数 2 15：排放水平国III8:轮胎数 4 16：防抱死制动系统ABS 9：总质量（kg）3980 17：发动机型号25.生产企业17SOFIM8140.43S3 南京依维柯汽车有限公司发动机分公司2798 92轮胎规格：215/75R16LT215/75R16CT1.2 确定悬架刚度若不考虑轮胎和减震器的影响，则车身固有频率n0，可按下式计算。
n0=ω0/2π=（HZ）式中ω0-----固有角振动频率，rad/s；C------悬架刚度，N/m；M----簧载质量，kg。
由实验得知，为了保持汽车具有良好的平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时身体上、下运动的频率1~1.4HZ。
车身固有频率n0低于3HZ就可以保证人体最敏感的4—8HZ处于减振区。
n0值越低，车身加速度的均方根值越小。
但在悬架设计时，n0值不能选的太低，这主要是n0值降低，悬架的动挠度f d就增大，在不知上若不能保证足够大小的限位行程，就会使限位块撞击的概率增加。
另外，n0值选得过低，悬架设计不采取一定措施，就会增大制动“点头”角和转弯侧倾角，使空、满载时车身高度的变化过大。
n0值低于1HZ时，还会引起晕车的低频振动能量增大。
根据货车固有频率n0的实用范围1.5~2HZ。
因为该车整备质量是2730kg，总质量是3980kg，加载到前悬架的质量是1186kg和2730kg，为了保证汽车能在两个工况下n0都能在实用范围内，并且因为汽车经常是在静挠度附近作小幅度的振动，故应将静挠度副近的悬架刚度选得较低。
这里选定悬架刚度c为80000N/m。
1.3螺旋弹簧的结构设计1.3.1螺旋弹簧的工作条件。
1.若要求该车的车轮上下跳动的距离为70mm的话，根据计算l=mg/c=598*9.8/80000=0.07232m=72.32mm可知该弹簧一直工作在压缩状态。
2.最大工作负荷P2=1005kg3. 弹簧受动载荷的作用。
1.3.2弹簧的结构、材料、加工为了保证弹簧端部和弹簧座良好接触。
采用弹簧端部磨平的形式。
弹簧选用II级精度，决定采用热扎弹簧钢60Si2MnA,加热成型，而后进行淬火，回火等处理。
1.3.3 弹簧直径及钢丝直径当弹簧仅受轴向载荷F2=13659.8=13377因为τ=8F2KC/(πd2)<= τp故d 1.6式中τp ---弹簧的许用应力，查表得τp=471MPaC---旋绕比，取C=6.5K---曲度系数，K=+=1.23由此可得的24.11mm 取d=27.7mm因为C=，得D2=180D2----弹簧中径1.3.4 弹簧的工作圈数n=Gd4F2/8P2D32==8.58G----剪切弹性模数为7600kg\mm2P2---弹簧上跳至顶点时的载荷取为最大载荷的 1.8倍取n=91.3.5弹簧的刚度k= Gd4/8nD32=104.42N/mm1.3.6弹簧其他参数计算弹簧外径D=D2+d=180+27.7=207.7弹簧内径D1=D2-d=140-23=152.3总圈数N1=n+1/4+1=9+1/4+1=10.25圈节距t=(0.28~0.5) D2=0.3自由高度H0=pn+1.5d=42419.6压并高度H b=(n1-0.5)d=(10.25-0.5)螺旋导角=arc tan(p/πD2)=5.3°展开长度L=πD2n1/cos=5820.71.3.7弹簧的校验压缩螺旋弹簧轴向变形较大时，会产生侧向弯曲而失去稳定性，特别是弹簧自由高度超过弹簧中径的4倍时，更容易产生这种现象，因而设计时要进行稳定性计算。
高径比b=H0/D2=419.6/180=2.33<4故稳定性负荷要求1.4减振器的结构设计1.4.1减振器结构形式选择本设计决定采用单筒充气式减振器，由于减震器充入高压气体可以得到稳定的阻力特性，不容易产生噪声。
另一方面，由于麦弗逊悬架可以保证有较大的箱式空间，正好弥补了单缸充气式减振器轴向尺寸大的缺点，根据连接的形式决定选用GH型。
1.4.2减振器基本参数的选择1.当量阻力系数=2?式中?-----相对阻尼系数-----减振器的当量阻力系数，Ns/mC-----悬架刚度，N/mM-----簧载质量，kg由于麦弗逊悬架其他部分的阻尼不大，所以减振器的阻尼选择相对较大，取?=0.4；簧载质量这里近似取为1365kg计算得=7173.3Ns/m2.由于导向机构的不同，减振器布置的差异，车速的跳动速度并不一定等于减振器的工作速度，减振器的阻力系数及当量阻力系数与杠杆比的关系为：j=（）式中j----减振器的阻力系数Ns/mB----摆臂铰链到车轮中心距，mmC----摆臂铰链到减速器中心距，mmα---减振器与摆臂的夹角，deg这里B=805mm, C=785, α=8°j=7284.5Ns/m1.4.3减振器的工作缸径的确定减振器大小选定的基准是，在工作速度的范围内能够取得稳定阻尼力，保证温升在既不妨碍其机能又能使其有足够的耐久性。
根据最大阻力和缸内的最大压力强度近似估计工作缸的直径。
D=(mm)式中-----缸内最大容许压力，取 3.5 N/mF max----减振器拉伸行程的最大阻力，-----减振器杆直径与工作缸直径之比，单筒减振器取为0.35λ 计算得D=48.18mm根据标准取D=50mm1.4.4减振器的其他主要参数根据标准，减振器干的直径一般为工作缸径的4/10,麦弗逊独立悬架减振器杆兼起主销作用，取0.5628mm，上面螺栓配合选择取标准值M24。