畢業(yè)論文--方程式賽車前、后懸架及轉向系統(tǒng)設計（含外文翻譯）

1、<p><b>　　畢 業(yè) 論 文</b></p><p>　　題目＿方程式賽車前、后懸架及轉向系統(tǒng)設計（前、后懸架）</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本設計為中國大學生方程式汽車大賽（Formula SAE - China，簡稱"FSAE"）賽車前、后懸架總成

2、設計。懸架總成是汽車的一個重要組成部分，它的功用是把路面作用于車輪上的垂直反力、縱向反力和側向反力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車架上，以保證汽車的正常行駛。</p><p>　　本次設計根據(jù)大學生方程式汽車大賽的比賽規(guī)則及賽車設計具體參數(shù)要求，參考各種賽車懸架資料，分析各種懸架類型的優(yōu)缺點，并最終確定適合賽車運動的懸架形式---不等長雙橫臂式螺旋彈簧獨立懸架。</p><p>　　設計中

3、運用運動學原理分析各機構運動關系、確定尺寸參數(shù),運用理論力學、材料力學知識計算懸架各部件的受力，以滿足各零部件的強度要求。本次設計運用了CAXA2009畫平面圖，并運用UG NX 6.0建立懸架模型，進行運動分析和高級仿真。</p><p>　　關鍵詞：懸架，減振器，建模，運動分析</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p

4、>　　This design for Chinese University students formula car contest (Formula SAE-China, referred to as "FSAE.") racing front and rear suspension design. Suspension Assembly is an important component of the ca

5、r, its function is to act on the pavement on vertical force, longitudinal force and lateral force as well as the reaction caused by the moment passed to the frame, in order to ensure that the vehicle's normal driving

6、.</p><p>　　This design according to the formula of college car racing rules and concrete parameters design requirements, refer to the data of many racing suspension , analysis of the advantages and disadvant

7、ages of various suspension type, and ultimately determine the suitable for motor sport suspension---differ long double wishbone arm typed spiral spring independent suspension.</p><p>　　In the design applicat

8、ion kinematics analysis of the relationship between the various bodies exercise、determine the size parameters, use of theoretical mechanics, material mechanics calculation of the various components of suspension force to

9、 meet the strength requirements of all parts This design employs CAXA2009 draw the floor plan, and to use UG NX 6.0 establish suspension models, kinematic analysis and advanced simulation. </p><p>　　KEY WORD

10、：Suspension, shock absorbers, modeling, motion analysis</p><p><b>　　符 號 說 明</b></p><p>　　M 汽車總質量，Kg</p><p>　　L 軸距，mm</p><p>　　B1 前輪距，mm</p&g

11、t;<p>　　B2 后輪距，mm</p><p>　　hg 最小離地間隙, mm</p><p>　　G1 滿載時前軸負荷分配, N</p><p>　　G2 滿載時后軸負荷分配, N</p><p>　　R 車輪半徑，mm</p><p>　　B

12、 輪胎寬度,mm</p><p>　　k 動載系數(shù),1</p><p>　　ψ 附著系數(shù)，mm</p><p>　　γ 主銷后傾角,mm</p><p>　　β 主銷內傾角,°</p><p>　　α 車輪外傾角,°</p>&

13、lt;p>　　C 主銷偏置距,°</p><p>　　N 彈簧有效圈數(shù),1</p><p>　　ω1 前懸架偏頻，Hz</p><p>　　ω2 后懸架偏頻，Hz</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 緒 論

14、6</p><p>　　§1.1賽事簡介6</p><p>　　§1.2 賽事意義7</p><p>　　§1.3 分析各種懸架類型優(yōu)缺點7</p><p>　　§1．3．1 概述7</p><p>　　§1．3．2 懸架分類及優(yōu)劣分析8</p>

15、<p>　　§1.4 確定懸架類型11</p><p>　　第二章 前、后懸架設計13</p><p>　　§2.1賽車懸架設計要求分析13</p><p>　　§2.2 確定車輪定位參數(shù)13</p><p>　　§2.3 確定懸架尺寸14</p><p&g

16、t;　　§2.4 受力分析及強度校核15</p><p>　　第三章 減震器設計22</p><p>　　§3.1 彈簧設計計算22</p><p>　　§3.2 減震器設計及計算23</p><p>　　第四章 橫向穩(wěn)定桿設計25</p><p>　　§4．1 概

17、述25</p><p>　　§4.2 橫向穩(wěn)定桿設計及計算25</p><p>　　第五章 建立模型，運動分析27</p><p>　　第六章 結 論29</p><p><b>　　致 謝31</b></p><p><b>　　第一章 緒 論</b&g

18、t;</p><p><b>　　§1.1賽事簡介</b></p><p>　　首屆中國大學生方程式汽車大賽（以下簡稱"FSAE"）是中國汽車工程學會及其合作會員單位承辦，以院校為單位組織學生參與的一項全新賽事。</p><p>　　FSAE要求各參賽隊按照賽事規(guī)則和賽車制造標準，自行設計和制造方程式類型的小型單人

19、座休閑賽車，并攜該車參加全部或部分賽事環(huán)節(jié)。比賽過程包含有3 個最主要的基本元素，分別是：工程設計、成本控制以及靜態(tài)評估、單獨的動態(tài)性能測試、高性能的耐久性測試。</p><p>　　表1-1首屆參賽車隊名單</p><p><b>　　§1.2 賽事意義</b></p><p>　　2009年中國已是全球第一大汽車市場，產銷總量均超

20、過一千三百多萬輛，今年的北京車展也是眾商云集極度繁華，中國成為全球汽車廠商都極其重視的一片福地，中國拯救了全球汽車產業(yè)已成為不爭的事實，今日中國汽車工業(yè)已處于大國地位，然而繁華的背后卻是一片蕭瑟，中國遠遠還不是汽車強國，從制造業(yè)大國邁向產業(yè)強國任重而道遠，革命尚未成功，汽車人任需努力。</p><p>　　大學生方程式賽車目的主要有：</p><p>　　為中國汽車業(yè)培養(yǎng)人才，改進人才培養(yǎng)

21、模式，增強實踐經驗，全面提升學生的綜合能力。</p><p>　　通過活動創(chuàng)造學術競爭氛圍，為院校間提供交流平臺，進而推動學科建設的提升。</p><p>　　河南科技大學是一所具有悠久歷史的綜合性大學，而車輛工程是學校的老牌專業(yè)，這次學校組織車隊參賽對學校來說是個提升知名度的有效契機，我們車輛專業(yè)將不負眾望，為學校建設一流大學做出重要貢獻。</p><p>　　&

22、#167;1.3 分析各種懸架類型優(yōu)缺點</p><p><b>　　§1．3．1 概述</b></p><p>　　懸架是保證車輪與車橋或車架與車身之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。主要組成為：彈性元件、減振器、導向機構、橫向穩(wěn)定器、緩沖塊。</p><p>　　懸架系統(tǒng)設

23、計需滿足下述要求：</p><p>　　通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性，使其具有合適的衰減振動能力以保證汽車有良好的行駛平順性；</p><p>　　合理設計導向機構以保證力與力矩的可靠傳遞，并滿足汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求；</p><p>　　導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引發(fā)轉向輪擺動；</p>&l

24、t;p>　　汽車制動或加速時要保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾，轉彎時車身側傾角要合適；</p><p>　　結構緊湊、占用空間尺寸小，尤其懸掛部分質量盡量??；</p><p>　　在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命；</p><p>　　便于布置，在轎車設計中特別考慮給發(fā)動機及行李箱留出足夠的空間；</p><p>&l

25、t;b>　　便于維修、保養(yǎng)。</b></p><p>　　§1．3．2 懸架分類及優(yōu)劣分析</p><p>　　根據(jù)兩側車輪垂直運動是否關聯(lián)分非獨立懸架和獨立懸架。</p><p><b>　　一、非獨立懸架</b></p><p>　　非獨立懸架的左右輪裝在一根整體的剛性軸或非斷開式驅動橋的

26、橋殼上，“非獨立”名稱由此而來。其典型結構如圖1-1所示。</p><p>　　圖 1-1 非獨立懸架 圖 1-2 獨立懸架</p><p>　　非獨立懸架的優(yōu)點有：結構簡單，制造、維護方便，經濟性好；工作可靠，使用壽命長；車輪跳動時，輪距、前束不變，因而輪胎磨損??；</p><p>　　缺點是：占用空間大，簧下質量大；當兩

27、側車輪跳動不一致時會相互影響，行駛平順性低；在不平路面直線行駛時，由于左右輪跳動不一致而導致的軸轉向會降低直線行駛的穩(wěn)定性。</p><p>　　非獨立懸架主要用在質量大的商用車以及某些乘用車的后懸架上。</p><p><b>　　二 、獨立懸架</b></p><p>　　與非獨立懸架相比，獨立懸架具有如下優(yōu)點：(1)一定變形范圍內左右車輪

28、可單獨跳動互不影響，可減少車身的傾斜和振動；(2)非懸掛質量??；(3)占用橫向空間少，便于發(fā)動機布置，可以降低發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車質心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；(4)易于實現(xiàn)驅動輪轉向。</p><p>　　獨立懸架又有多種結構型式，主要有：</p><p><b>　　橫臂式獨立懸架</b></p><p>　　橫臂式懸架是

29、指車輪在汽車橫向平面內擺動的獨立懸架，按橫臂數(shù)量的多少又分為雙橫臂式和單橫臂式懸架。</p><p>　　1.1單橫臂式獨立懸架</p><p>　　圖 1-3 單橫臂式獨立懸架 圖 1-4 雙橫臂式獨立懸架</p><p>　　單橫臂式具有結構簡單，側傾中心高，有較強的抗側傾能力的優(yōu)點。但當車輪跳動時會使主銷內傾角和車輪外傾角變

30、化大，故不宜用作前懸架。隨著現(xiàn)代汽車速度的提高，側傾中心過高會引起車輪跳動時輪距變化大，使輪胎相對地面?zhèn)认蚧疲喬ツp加劇，故多應用在后懸架上，但由于不能適應高速行駛的要求，目前應用不多。</p><p>　　1．2雙橫臂式獨立懸架</p><p>　　等長雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少采用。不等長雙橫臂式懸架在其

31、車輪上、下跳動時，只要適當?shù)剡x擇上、下橫臂的長度并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數(shù)的變化量限定在允許范圍內。這種不大的輪距改變，不應引起車輪沿路面的側滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性。</p><p>　　雙橫臂懸架一般用作轎車的前、后懸架，輕型載貨汽車的前懸架、高級轎車后懸架，以及要求高通過性的越野汽車的前、后懸架。</p><p>　　2.車輪沿主銷移動

32、的懸架（包括燭式懸架和麥克弗遜式獨立懸架）</p><p><b>　　2.1燭式懸架</b></p><p>　　燭式懸架的結構特點是車輪沿著剛性地固定在車架上的主銷軸線上下移動。燭式懸架的優(yōu)點是：當懸架變形時，主銷的定位角不會發(fā)生變化，僅是輪距、軸距稍有變化，因此特別有利于汽車的轉向操縱穩(wěn)定和行駛穩(wěn)定。但缺點是汽車行駛時的側向力會全部由套在主銷套筒的主銷承受，致使

33、套筒與主銷間的摩擦阻力加大，磨損也較嚴重，因此已很少采用。</p><p>　　圖1-5燭式懸架結構圖 圖1-6麥克弗遜懸架結構圖</p><p>　　2．2麥克弗遜式獨立懸架</p><p>　　麥弗遜式懸架是絞結式滑柱與下橫臂組成的懸架形式，減振器可兼做轉向主銷，轉向節(jié)可以繞著它轉動。其構造簡單，布置緊湊，并且?guī)缀醪徽加脵M向空間，有

34、利于發(fā)動機布置。當車輪跳動時，其輪距、前束及車輪外傾角等均改變不大，減輕了輪胎的磨損，也使汽車具有良好的行駛穩(wěn)定性。</p><p>　　缺點是：懸架運動特性的可設計性不如雙橫臂懸架；需采取相應措施隔離振動、噪聲；減振器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差；對輪胎的不平衡較敏感；減振器緊貼車輪布置，其間空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。</p><p

35、>　　麥克弗遜懸架最佳的應用場合是前置前驅動微型和普通級轎車的前懸架，近年來出廠的前置前驅動轎車大多采用了這種布置方式。</p><p><b>　　3.縱臂式獨立懸架</b></p><p>　　縱臂式獨立懸架是指車輪在汽車縱向平面內擺動的懸架結構，又分為單縱臂式和雙縱臂式兩種形式。</p><p>　　縱臂式獨立懸架具有如下優(yōu)點：①結

36、構簡單；②占用垂向及橫向空間??；③縱臂的轉動點同時也構成了懸架的縱傾中心；④縱臂的轉動軸線與地面平行時（實際結構中大部分如此），輪距以及車輪的前束和外傾角不隨車輪的跳動而變化。</p><p>　　單縱臂式懸架當車輪上下跳動時會使主銷后傾角產生較大的變化，因此單縱臂式懸架不用在轉向輪上。雙縱臂式懸架的兩個擺臂一般做成等長的，形成一個平行四桿結構，這樣，當車輪上下跳動時主銷的后傾角保持不變。雙縱臂式懸架多應用在轉向

37、輪上。</p><p>　　縱臂式懸架，轉向時后軸外側懸架加載，內側減載，使得兩后輪到前軸距離發(fā)生變化，類似軸轉向效應，增加了過度轉向的趨勢，故不適合在轉向要求精確地高速賽車上。</p><p>　　圖 1-7 單縱臂式懸架 圖1-8 雙縱臂式懸架</p><p>　　車輪在汽車斜向平面內擺動的懸架（單斜臂式獨立懸架）</p>

38、;<p>　　單斜臂式獨立懸架是介于單橫臂和單縱臂之間的一種懸架結構形式。其擺臂繞與汽車縱軸線具有一定交角（0~90）的軸線擺動，選擇合適的交角可以滿足汽車操縱穩(wěn)定性要求。這種懸架適于做后懸架。</p><p>　　圖1-9單斜臂式后懸架</p><p>　　§1.4 確定懸架類型</p><p>　　雙橫臂式獨立懸架側傾中心高度比較低，上、

39、下橫臂長度之比為0. 66—0. 70時，車輪平面傾角變化小于5°～6°，單個車輪上輪距的改變量應不大于4～5mm（輪胎彈性變形的允許尺寸）不會引起輪胎磨損，并且能自適應路面，輪胎接地面積大，貼地性好，抓地性能好，路感清晰。</p><p>　　上下橫臂均采用叉臂，構成三角形具有很強的穩(wěn)定性。橫向力由兩個叉臂同時吸收，因此橫向剛度大，抗側傾性能優(yōu)異。這使得支柱減震器不再承受橫向作用力，而只應對

40、車輪的上下抖動，因此在彎道上具有較好的方向穩(wěn)定性。</p><p>　　上下兩個A字形叉臂可以精確的定位前輪的各種參數(shù)。設計靈活，可以通過合理選擇空間導向桿系的鉸接點的位置及導向臂的長度，使得懸架具有合適的運動特性（亦即當車輪跳動或車身側傾時，車輪定位角及輪距的變化能盡量滿足設計的要求），并且形成恰當?shù)膫葍A中心和縱傾中心。</p><p>　　減振器采用雙向作用筒式減振器，彈性元件為螺旋彈

41、簧，優(yōu)點：無需潤滑，不忌污泥，縱向空間小，本身質量小，廣泛用于獨立懸架。</p><p>　　雙橫臂式獨立懸掛運動性出色，為法拉利、瑪莎拉蒂等超級跑車所運用。也廣泛運用于F1、F3等各種賽車上。</p><p>　　圖1-10 法拉利F1賽車</p><p>　　因此本賽車前、后懸架均采用不等長雙橫臂式螺旋彈簧獨立懸架。</p><p>　　

42、圖1-11 本次設計的賽車</p><p>　　第二章 前、后懸架設計</p><p>　　§2.1賽車懸架設計要求分析</p><p>　　坐有車手的情況下可以分別抬起和壓下25.4mm。</p><p>　　懸架的所有接合點必須可以被技術檢查官員看到，無論是可以直接看到或是通過移動覆蓋件來實現(xiàn)。</p><

43、p>　　離地間隙：有車手時至少有25.4mm靜態(tài)間隙。</p><p>　　車輪裸露，懸架可見。</p><p>　　軸距至少為1525mm。</p><p>　　小輪距必須不小于大輪距的75%。</p><p>　　側向穩(wěn)定性：任意方向傾60度相當于1.7G，車輪不能翻滾，測時坐最高車手。</p><p>　　

44、要求：質心確定，輪距，軸距足夠。</p><p>　　進氣與燃油控制系統(tǒng)的部件，必須安裝在外框以內。（外框：仿滾架頂部到四車輪的外緣）</p><p>　　偏頻在適合人體范圍內，阻尼衰減快，車身剛度大。</p><p>　　各零部件強度足夠，滿足安全性。</p><p>　　與其它機構的協(xié)調性，避免干涉。</p><p&g

45、t;　　緊固件：使用的緊固件滿足公制M8.8級要求，緊固件使用鎖緊裝置防松，可調節(jié)的桿件端頭必須用鎖緊螺母固定以防松。</p><p>　　§2.2 確定車輪定位參數(shù)</p><p>　　前輪定位參數(shù)功用—保證轉向輪有自動回正作用，以保證汽車直線行駛。</p><p>　　主銷后傾角γ：主銷軸線和地面垂線在汽車縱向平面內的夾角。一般γ=1°～3&

46、#176;。主銷后傾角大，穩(wěn)定力矩過大，轉向沉重，由于賽車無轉向助力，故要求γ不能太大，且賽車輪胎氣壓低與路面的接觸點后移，故取γ=0.5°。 </p><p>　　主銷內傾角β：主銷軸線和地面垂線在汽車橫向平面內的夾角。</p><p>　　功用：轉向后能自動回正。并使轉向操縱輕便。</p><p>　　車輪繞主銷旋轉時，必須與主銷軸線垂直，這將使車輪克

47、服重力抬高相應高度，在重力作用下，自動回正。</p><p>　　主銷偏置距C：主銷軸線與地面的交點與輪胎接地點之間的距離。</p><p>　　如C縮小，即β增大，可減少路面作用到前輪上的阻力矩，使轉向輕便。 但β不能過大，否則，將增大車輪的滑轉。，。取， 。</p><p>　　車輪外傾角α：車輪平面與縱向垂直平面的夾角。</p><p>

48、;　　功用：定位作用，防止偏磨損；減輕輪轂外軸承和緊固螺母的負荷。</p><p>　　α=1°～2°。可由轉向節(jié)的設計來保證。α=-0.5°。</p><p>　　前輪前束：兩輪前邊緣距離之差。</p><p>　　功用：在于抵消行駛中因前輪傾斜而造成的前輪越滾越近的趨勢。</p><p>　　可通過改變橫拉桿

49、的長度來保證。前輪前束取2.775mm。</p><p>　　§2.3 確定懸架尺寸</p><p><b>　　一、前懸架</b></p><p>　　球銷距即主銷長約為橫向平面內下橫臂L1的0.6~1.0倍，</p><p>　?。?.6~1.0）L1=189.23~315.39，取200mm。見《汽車設計

50、》吉林大學汽車教研室編。</p><p>　　主銷長200mm，主銷后傾0.5°，內傾4°</p><p>　　主銷在X、Y、Z方向投影分別為a、b、h。</p><p>　　a/h=tan0.5°，b/h=tan4°，a2+b2+h2=2002， （2-1）</p><p&g

51、t;　　得h=199.51，AB=h/cos4°=199.992，A0=99.996，</p><p>　　最小離地間隙（坐上駕駛員）取40mm>25.4mm。主銷偏置距為40，車輪偏置距為0.4，車輪外傾角-0.5°。</p><p>　　H=265cos0.5°=264.99</p><p>　　265sin0.5°

52、+Lcos0.5°=49.6+(265cos0.5°-Lsin0.5°)tan4°（2-2）</p><p><b>　　得L=65.78</b></p><p>　　Lcos0.5°=65.78,ho=265cos0.5°-Lsin0.5°=264.50</p><p>　

53、　hA=264.42-99.9985cos4°=164.75</p><p>　　DE=164.67tan4°=11.52 ,LAC=275.3+101.2-49.6-11.52=315.38</p><p>　　DCY=AC-BD-ABsin4°=315.38-205-199.992sin4°=96.4</p><p>　　

54、DCZ=ABcos4°=199.997*cos4°=199.51</p><p>　　橫向平面內AC長即下橫臂長338.78mm上橫臂長初選為,叉臂張開角度初選為40°。</p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　.</b></p><p>　

55、　式中：AB——主銷在橫平面內投影；ho——0點高度；hA ——A點高度；</p><p>　　DCY ——DC在y軸上投影長；DCZ ——DC在z軸上投影長；</p><p>　　a1 ——上叉臂張開寬度；a2 ——下叉臂張開張開寬度。</p><p><b>　　二、后懸架</b></p><p>　　AB=200m

56、m,AC=101.2-65+260.3=296.5,hA=265-100=165</p><p><b>　　BD=</b></p><p>　　a1 =296.52tan20°=215.83，</p><p>　　a2=192.732tan20°=140.30</p><p>　　CDY=AC-BD

57、=296.5-192.73=103.77mm，CDZ=200mm。</p><p>　　式中： CDY ——CD在y軸上投影長；CDZ ——CD在z軸上投影長；</p><p>　　a1 ——上叉臂張開寬度； a2 ——下叉臂張開張開寬度。</p><p>　　§2.4受力分析及強度校核</p><p>　　極限工況下行駛系載

58、荷的確定</p><p>　　當路面作用到車輪上垂直力達到最大—指汽車駛上凸起障礙或落入洼坑，輪與路面沖擊時。</p><p>　　動載荷系數(shù)取k=2.0,見《汽車設計》-吉大版 P265</p><p>　　M車重348kg，靜止時</p><p>　　G1=G47%=3489.810.47=1604.52N</p><

59、p>　　G2=G53%=3489.810.53=1089.36N</p><p>　　Z1=kG1=21604.52=3209.04N，</p><p>　　Z2=kG1=21809.36=3618.72N （2-3）</p><p><b>　　前懸架受力：</b></p><

60、;p>　　α=90°，β=72.86°，γ=17.14°，</p><p>　　Z=1/2Z1=3209.04/2=1604.52N，</p><p>　　F1=Z/sin72.86=1604.52/sin72.86=1679.09N</p><p>　　F2=Ztanγ=1604.52tan17.14=494.84N

61、 （2-4）</p><p><b>　　后懸架受力：</b></p><p>　　α=101.48° β=61.48° γ=17.04°</p><p>　　F1=Zsinα/sinβ=1809.36sin101.48/sin71.89°=2018.05N</p><p

62、>　　F2=Ztanγ=1809.36sin101.48/sin71.89 =1323.66N （2-5）</p><p>　　汽車加速或制動時，由慣性力引起的縱向動載荷</p><p>　　制動時，前軸上的重量分配系數(shù) m1取1.4，見《汽車設計》-吉大版P266</p><p>　　Z1=m1G1=1.41604.52=2246.33N</p>

63、;<p>　　加速有最大牽動力時，后軸上重量分配系數(shù)m2取1.3</p><p>　　Z2=m2G2=1.31809.36=2352.17N</p><p>　　最大縱向力：X1max=Z1Ψ,X2max=Z2ψ，取1，</p><p>　　X1=2246.33N，X2=2352.17N</p><p><b>　　制

64、動時，前懸架受力</b></p><p>　　M=FXR=1123.165265=(FA+FB)AB/2</p><p>　　FA-FB=FX,AB=200</p><p>　　FA-FB=1123.165,FA+FB=2976.39</p><p>　　FA=(1123.165+2976.39)/2=2049.78</p&

65、gt;<p>　　FB=(2976.39-1123.165)/2=926.61 （2-6）</p><p><b>　　制動時，后懸架受力</b></p><p>　　FA=FB=F/2=X2/4=1176.09N</p><p>　　汽車轉彎時的側向力。</p><p>

66、　　Ymax=Z*ψ 汽車入彎時常會制動，出彎會加速 故Z1,Z2取2246.33,2352.17</p><p>　　Z為車輪上所受垂直反作用力。</p><p>　　Ψ為側滑時車輪與路面附著系數(shù)，賽道與賽車輪胎附著性很強，故取1。</p><p>　　Ymax1=Z11=2246.33N，Ymax2=Z21=2352.17N</p><p&g

67、t;<b>　　前懸架：</b></p><p>　　F*R=(FA+FB)AB/2，F(xiàn)A-FB=F=1123.165</p><p>　　FA-FB=1123.165*265/100=2976.39，F(xiàn)A-FB=1123.165</p><p>　　FA=2094.78FB=926.61

68、 （2-7）</p><p><b>　　后懸架</b></p><p>　　F=YMAS/2=1176.085，</p><p>　　(FA+FB)=FR/AB/2=1176.085265/2002=3116.625</p><p>　　FA-FB=1176.085，F(xiàn)A-FB=1176.085</p>

69、<p>　　FA=2146.36，F(xiàn)B=970.27N （2-8）</p><p>　　垂直力和縱向力同時為極限工況時</p><p><b>　　前懸架：</b></p><p><b>　　上叉臂受力</b></p><p>　　a=

70、219.76，b=58.15，a1=159.76</p><p>　　力平衡： F2=FY1+FY2=494.84，F(xiàn)B=FX1+FX2=926.61</p><p>　　力矩平衡：對2點取矩：F2b+FBa-FY*2b=0</p><p>　　FY1=494.8458.15+926.61219.76/2/58.15=1988.34N</p>

71、<p>　　FY2=F2-FY1=494.84-1988.34=-1503.5N （2-9）</p><p>　　令FX1=0，F(xiàn)X2=926.61，鉸鏈2點處受力：</p><p>　　方向與-X軸夾角α2=arctan（Fy2/Fx2）=58.35°</p><p>　　令則FX1=926.61，鉸1處：<

72、/p><p><b>　　F方向與X夾角</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　1處受力較大只需校核1處螺栓強度，叉臂前端受壓力，后桿受拉力，而材料受壓比受拉時強度更高，只需分析后桿</p><p>　　將F分解垂直和沿桿方向。</p><p>&l

73、t;b>　　（2-10）</b></p><p>　　任意在桿上取一點E,點E到點2距離為X</p><p>　　由平衡條件得：, </p><p>　　當X增大到 時M有最大值</p><p><b>　　即B點處受到力最大</b></p><p><b>　　

74、W抗彎截面系數(shù)</b></p><p><b>　　鋼管：</b></p><p>　　若D=20mm，d=17.5mm， </p><p>　　球絞1處受力為2202.72N</p><p><b>　　采用螺栓：</b></p><p><b>

75、　　性能等級為8.8級</b></p><p><b>　　抗拉強度:</b></p><p><b>　　屈服強度:</b></p><p>　　推薦鋼材為ML35,ML35Mn，ML20MnVB</p><p><b>　　當 時一般選后兩者</b></p

76、><p>　　許用切應力: ，取5(變載荷)</p><p><b>　　，</b></p><p>　　見《機械設計手冊》新版P6-32</p><p>　　放松螺母選用：采用雙螺母時，關節(jié)軸承螺紋長度有限，采用彈簧墊片時，厚2.6，且只用于不甚重要的連接。故選用六角法蘭面螺母m=9.64-10，性能為8-12級</

77、p><p><b>　　下叉臂受力</b></p><p>　　a=338.09，a=278.09，b=101.22，F(xiàn)1與F均在yoz面內</p><p><b>　　x軸：</b></p><p><b>　　y軸：</b></p><p>　　Z軸：

78、 （2-11）</p><p>　　力矩平衡：3-4軸線點取矩：</p><p><b>　　對5取矩：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　N

79、</b></p><p>　　N （2-12）</p><p><b>　　令，當時，</b></p><p><b>　　N,</b></p><p>　　F4與x,y,z軸的夾角分別為 。</p><p><b>　　N，</b&g

80、t;</p><p>　　F3與x,y,z軸的夾角分別是</p><p>　　故桿前部受力大些，只需分析此即可。（且為拉力）</p><p>　　在前叉上連接推桿處分析，此點為危險截面</p><p><b>　　沿桿向分解：</b></p><p><b>　　平行桿： N</b

81、></p><p><b>　　垂直桿： N</b></p><p><b>　　（2-13）</b></p><p><b>　　,故強度夠用。</b></p><p>　　[τ]<128MPa，m。</p><p>　　小于所選M10的螺

82、栓直徑，故強度夠用。</p><p><b>　　后懸受力：</b></p><p>　　垂直力和側向力同時達到極限值</p><p><b>　　上叉臂受力圖：</b></p><p><b>　?。?-14）</b></p><p>　　下叉臂受力更

83、大，且為拉力，故受力更復雜，只校核下叉臂。</p><p>　　β=71.89°，α1=236.5mm</p><p>　　分析可知7點受力較大。</p><p>　　， （2-15）</p><p>　　叉臂前端受拉力，且受力較大，故只分析叉臂前端，將F7沿桿方向和垂直桿方向分解為F⊥和

84、F∥，</p><p><b>　?。?-14）</b></p><p>　　F⊥再與F7Z合成F⊥′：</p><p><b>　?。?-15）</b></p><p><b>　　故9處受力：</b></p><p><b>　　，<

85、/b></p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　σ<[σ],故強度夠用。故7處螺栓受力：</p><p><b>　　故螺栓強度夠用。</b></p><p>　　第三章 減震器設計</p><p>　　§3.1 彈簧設計

86、計算</p><p>　　減振器的作用和應具備的性能：懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器。</p><p>　　本車采用了汽車普遍使用的螺旋彈簧減震器。但不同于普通車外置式減震器，賽車將彈簧與阻尼元件隱藏在車身中，利用推拉桿和直角杠桿換向機構達到同樣的效果。通過調整此機構，可以方便地改變懸架參數(shù)，達到不同環(huán)境下比賽需要。</p&

87、gt;<p><b>　　前懸架彈簧：</b></p><p>　　彈簧受力F=2000N,壓縮量f=0.04m。</p><p>　　選材料，確定許用應力[τ]。根據(jù)彈簧所受載荷特性，選用C級碳素彈簧鋼絲，采用兩端磨平的彈簧結構形式可知[τ] =0.42σb；初選彈簧d為8mm，則對應的σb=1370MPa，[τ] =0.42σb=0.42X1370M

88、Pa=575.4MPa。</p><p>　　初選旋繞比C= 5。根據(jù) C 可以求出曲度系數(shù)K</p><p>　　， （3-1）</p><p>　　故d=8mm 的初算值滿足條件。</p><p>　　D=Cd=40mm，查表7.1-2有D=42mm。</p><p><b>　　彈簧有

89、效圈數(shù)</b></p><p>　　取13.5圈，總圈數(shù)取15，查表知：彈簧內徑為34mm，外徑為50mm，節(jié)距為20mm，間距為12mm。</p><p>　　最大壓縮量為162mm>40mm,故夠用。</p><p>　　HZ （3-2）</p><p><b>　　后懸架彈簧：<

90、;/b></p><p>　　彈簧受力F=2825.45N,壓縮量f=0.04m。</p><p>　　選材料，確定許用應力[τ]。根據(jù)彈簧所受載荷特性，選用C級碳素彈簧鋼絲，采用兩端磨平的彈簧結構形式可知[τ] =0.42σb；初選彈簧 d 為 10mm，則對應的σb=1320MPa 。 </p><p>　　[τ] =0.42σb=0.42X1320MPa

91、=585MPa </p><p>　　初選旋繞比C= 5。根據(jù) C 可以求出曲度系數(shù) K </p><p>　　，mm<10mm （3-3）</p><p>　　故d=10mm 的初算值滿足條件。</p><p>　　D=Cd=50mm，查表7.1-2有D=50mm。</p><p><b

92、>　　彈簧有效圈數(shù)</b></p><p>　　取11.5圈，總圈數(shù)取13，查表知：彈簧內徑為40mm，外徑為60mm，節(jié)距為15mm，間距為5mm。</p><p>　　最大壓縮量為57.5mm>40mm,故夠用。</p><p>　　HZ （3-4）</p><p>　　§3.2 減

93、震器設計及計算</p><p>　　人體工程學規(guī)定人體舒適的振動頻率為 1.0-1.5Hz之間，人體所敏感的頻率范圍是在4-8Hz這個頻率范圍，人的內臟器官產生共振，而8-12.5Hz頻率范圍的振動對人的脊椎系統(tǒng)影響很大。前面所計算的2.49Hz、3.11Hz有效的避開了人體敏感區(qū)域，故符合設計要求。</p><p>　　相對阻尼系數(shù)=0.25～0.35,取0.35，</p>

94、<p><b>　　，</b></p><p>　　， （3-5）</p><p><b>　　前懸架減震器：</b></p><p>　　=61.78Kg，=2.49HZ</p><p>　　=2=20.561.782.49=153.83，</p>

95、<p>　　F0=153.830.3=46.15，</p><p>　　=5.11mm。 （3-6）</p><p>　　式中：[P]——缸內最大容許壓力，[P]=3～4MPa,取3MPa</p><p>　　λ——缸筒直徑與連桿直徑之比，=0.30～0.35，取0.35</p><p>　　A——車身振幅，一般取，

96、</p><p>　　F0——伸張行程時最大卸荷力,</p><p>　　D0——工作缸直徑。</p><p><b>　　后懸架減震器：</b></p><p>　　=72.77Kg，=3.11HZ，</p><p>　　=2=20.572.773.11=553.61，</p>&

97、lt;p>　　=553.610.3=166.08，</p><p>　　=7.76mm （3-7）</p><p>　　式中：[P]——缸內最大容許壓力，[P]=3～4MPa,取3MPa</p><p>　　λ——缸筒直徑與連桿直徑之比，=0.30～0.35，取0.35</p><p>　　

98、A——車身振幅，一般取，</p><p>　　F0——伸張行程時最大卸荷力,</p><p>　　D0——工作缸直徑。</p><p>　　第四章 橫向穩(wěn)定桿設計</p><p><b>　　§4．1 概述</b></p><p>　　賽車需要高速過彎，為了提高懸架的側傾角剛度，減小汽

99、車轉向運動時橫向傾斜，常在懸架中添設橫向穩(wěn)定器，保證良好的操縱穩(wěn)定性。</p><p>　　彈簧鋼制成的橫向穩(wěn)定桿呈U形，橫向地安裝在汽車前端或后端。桿的中部兩端自由地支承在兩個橡膠套筒內，套筒固定在車架上。橫向穩(wěn)定桿的兩側縱向部分的末端通過支桿與懸架橫擺臂上的彈簧支座相連。當兩側懸架變形相同時，橫向穩(wěn)定器不起作用。當車身側傾時，兩側懸掛跳動不一致，橫向穩(wěn)定桿發(fā)生扭轉，桿身的彈力成為繼續(xù)側傾的阻力，起到橫向穩(wěn)定的

100、作用，減少了車身的橫向傾斜和橫向角振動。</p><p>　　§4.2 橫向穩(wěn)定桿設計及計算</p><p>　　當有0.6g側向加速度作用于車身時。</p><p><b>　　前懸架：</b></p><p><b>　　N，</b></p><p><b

101、>　　N，</b></p><p><b>　　N,</b></p><p><b>　　N。</b></p><p><b>　　左側懸架上跳高度：</b></p><p>　　F2與叉臂平面夾角為72.79度,</p><p>&l

102、t;b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　選取橫向穩(wěn)定桿直徑尺寸為，材料為45CrNiMoVA，屈服應力σs=1300~1400MPa,。</p><p><b>　　后懸架：</b&

103、gt;</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　N,</b></p><p><b>　　左側懸架上跳高度：</b></p><p>　　F2與叉臂平面夾角為68.

104、96度,F與叉臂平面夾角為39.82度,</p><p>　　彈簧力為1537.37N</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　選取橫向穩(wěn)定桿直徑尺寸為，材料為45CrNiMoVA。</p><p>　　第五章 建

105、立模型，運動分析</p><p>　　本次設計運用了CAXA2009畫平面圖，并運用UG NX 6.0建立懸架模型，首先進行草圖動畫演示，運動分析，建立模型后進行高級仿真。根據(jù)結果來優(yōu)化懸架結構，以達到最佳設計要求。</p><p>　　圖5-1前輪上下跳動圖 5-2前輪允許轉角圖</p><p>　　由運動圖可知前輪上下跳動40mm

106、時，車輪傾角改變量為0.59，小于要求的1~3；叉臂角度最大為9.75，小于桿端關節(jié)軸承允許的擺動角度13；允許車輪轉動角度為59.46和60.03，大于車輪的最大轉角30；輪距變化在單個車輪上為3.06mm，小于輪胎允許的變形量4~5mm，故前懸架沒有運動干涉，設計合理。</p><p>　　圖5-3后輪上下跳動圖</p><p>　　由圖5-3可知后輪上下跳動40mm時，車輪傾角改變量

107、為0.7，小于要求的1~3；叉臂擺動角度最大為11.48，小于桿端關節(jié)軸承允許的擺動角度13；輪距變化在單個車輪上為3.58mm，小于輪胎允許的變形量4~5mm，故后懸架設計合理。</p><p>　　UG NX 6.0建立懸架模型如下:</p><p>　　圖5-4前懸架上橫臂圖 圖5-5減震器圖</p><p>　　圖5-6橫向穩(wěn)定桿

108、圖</p><p><b>　　第六章 結 論</b></p><p>　　通過這幾個月的畢業(yè)設計，我對汽車構造、汽車設計及相關知識有了更進一步的了解，尤其是對我本次設計的懸架相關細節(jié)有了更深刻的理解，懂得了懸架設計的一般過程和方法。并從中得出以下結論：</p><p>　　1、本次設計前、后懸架采用不等長雙橫臂式螺旋彈簧獨立懸架，在滿足設計任

109、務書和總體布置要求的同時，做到滿足賽車的需求。</p><p>　　2、對前、后懸架中的關鍵零件在完成參數(shù)的選定和尺寸計算后進行了必要的強度校核，符合強度要求。</p><p>　　3、本次設計前、后懸架部分零件的安裝設計參考了同類賽車車型，并加入了很多自己的個人設計，在總體裝配上滿足總體要求。</p><p>　　4、根據(jù)設計結果繪制相應的工程圖紙和建立了三維立體

110、模型，繪圖能力有了大提高。</p><p>　　5、運用了運動分析進行了動態(tài)模擬和干涉檢查</p><p>　　6、本次設計更注重運動操控性，所以在設計時對平順性、舒適性等方面只做一般要求，沒有做深入的研究設計。</p><p>　　由于缺少賽車設計方面的參考書籍，是很多問題解決的并不完善，并且是第一次做沒有任何經驗可依，相對而言本次設計會有很多瑕疵，相信以后會設計

111、得更好。因為時間的限制沒有機會參加賽車的制造、調試，更沒有機會參加賽車手的培訓和駕車參賽，留下了頗多的遺憾。</p><p>　　由于自己能力有限、經驗不足、時間倉促，設計中難免有很多的錯誤，懇切希望老師對此提出批評、指正。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]　王望予主編．汽車設計．第4版．北京：機械工業(yè)出

112、版社.，2005.</p><p>　　[2]　余志生主編．汽車理論．第3版．北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[3]　張文春主編．汽車理論．第1版．北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[4]　陳家瑞主編．汽車構造．第2版．北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[5]　中國汽車技術研究中心汽車標

113、準化研究所著．汽車設計標準資料手冊．（標準件篇）．長春：吉林科學技術出版社，2000</p><p>　　[6]　[日]自動車技術會 小林 明等編．汽車工程手冊 第二分冊．北京：機械工業(yè)出版社，1984</p><p>　　[7]　и．Н．烏斯潘斯基及?。。捓锬峥路蛑噾壹茉O計．北京：人民交通出版社，1980.</p><p>　　[8]　西北工業(yè)大學機械原

114、理及機械零件教研室編著．濮良貴 紀名剛主編．機械設計 第七版．北京：高等教育出版社，2004</p><p>　　[9]　汽車構造吉林工業(yè)大學汽車教研室編．汽車設計．北京：機械工業(yè)出版社，1981 </p><p>　　[10]　吳宗澤主編．機械設計使用手冊．北京：化學工業(yè)出版社，2001</p><p>　　[11]　機械設計手冊編委會編．機械設計手冊．新版

115、．北京：機械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[12]　徐灝主編．機械設計手冊（3）．北京：機械工業(yè)出版社，1995</p><p>　　[13]　金國棟主編．汽車概論．北京：機械工業(yè)出版社，2000</p><p>　　[14]　劉雅琴主編．上海桑塔納轎車結構圖冊．上海：上?？茖W技術出版社， 1997</p><p>　　[15]

116、　朱冬梅主編．畫法幾何及機械制圖．北京：高等教育出版社，1975</p><p>　　[16]　李洪主編．機械加工工藝手冊．北京：北京出版社，1990</p><p>　　[17]　嵇偉主編．新型汽車懸架與車輪定位．北京：機械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[18]　齊志鵬主編．汽車懸架和轉向系統(tǒng)的結構原理與檢修．北京：人民郵出版社，2002</p&

117、gt;<p>　　[19]　徐安 陳德陽主編．汽車底盤．北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　[20]　上汽集團奇瑞汽車有限公司編．奇瑞風云系列轎車備件目錄．北京：機械工業(yè)出版社，2003</p><p><b>　　致 謝</b></p><p>　　光陰荏苒、時光如梭，大學四年彈指一揮間即過，此次畢業(yè)設計的結束

118、將為著美好大學校園生活畫上句號。因為有緣來自五湖四海的我們在河南科技大學相聚，然而明天我們即將分開奔赴祖國各地，心中縈繞無限離情別緒，但我們不會停留，因為男兒志在四方，希望能在中國汽車業(yè)崛起中施展自己的才能，實現(xiàn)自己的抱負。</p><p>　　此次畢業(yè)設計是對我們大學生活和學習的檢驗和總結。盡管在這次設計中，自己努力很多，但能力有限遇到很多困難、有過很多迷茫，在指導老師牛毅、李忠利、郗建國老師的耐心細致地指導下

119、我順利完成了畢業(yè)設計；另外徐銳良、張文春老師在我設計過程中也給過我很大幫助。在設計過程中，也經常得到車隊同學們對我的幫助?？梢哉f此次的畢業(yè)設計是靠團隊之間的相互協(xié)調合作完成的。</p><p>　　在此次設計過程中，從老師身上我學到的是嚴謹、執(zhí)著、敬業(yè)的工作作風。老師們認真工作的態(tài)度為我樹立了榜樣，對我人生價值觀有很大啟發(fā)。</p><p>　　對于老師和同學們對我此次畢業(yè)設計提供的支持和

120、幫助我表示衷心的感謝！很榮幸能在河南科技大學車動學院學習我所熱愛的車輛工程專業(yè)，也感謝車動學院所有的老師！祝愿您們身體健康，工作順利！</p><p><b>　　翻譯原文</b></p><p>　　624 Race Car Vehicle Dynamics</p><p>　　Besides providing linear motion

121、the restraint device must provide lateral force reactions between the sprung and unsprung masses. In so doing it is most desirable that the forces are transmitted only in a purely lateral sense, with no vertical componen

122、t. For example, if a Panhard bar (track bar) is utilized, the slope of the bar in the rear view dictates the</p><p>　　force coupling. If it is horizontal the coupling is zero. If it is sloped the coupling wi

123、ll either lift the sprung mass or pull it down depending on the direction of cornering and the slope of the bar. Some considerations in the design of a track bar include whether it is normally in tension or compression.

124、For circle track racing, always turning left means</p><p>　　that the bar should be attached to the body on the right side and to the axle on the left assuring that it is always in tension when cornering.<