轿车前独立悬架设计与实现毕业论文

夏利轿车前独立悬架设计摘要轿车前悬所使用的是麦弗逊式独立悬架。麦弗逊式独立悬架有着结构简单、紧凑、占用空间小等众多优点，在现代轻型汽车中得到了广泛的运用。本文分别从设计、制造、仿真分析、优化设计等方面对夏利用麦式悬架进行了设计、分析和优化。论文首先完成了悬架中关键零部件如：螺旋弹簧、横向稳定杆、减振器等的设计和选型；进而运用空间坐标变换的方法分析了悬架的结构特点和运动特征，并以此为基础建立了悬架的物理模型和数学模型。同时，论文还根据仿真结果（车轮定位参数与车轮跳动量的关系曲线），对悬架性能进行了简要评价。最后，运用机械优化理论，以干涉量的加权均值为目标函数，优化了转向横拉杆断开点的位置。结果表明，优化后的转向横拉杆断开点位置可以明显地减小干涉量，从而降低悬架跳动对转向机构的影响程度。关键词:夏利轿车;麦弗逊式悬架;设计计算;运动分析;转向横拉杆断开点;优化设计;工艺分析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目录1.绪论…………………11.1研究背景及研究意义…………11.2夏利轿车麦佛逊式悬架………11.2.1麦弗逊悬架的特点……………………11.2.2麦弗逊悬架的结构分析………………21.3论文研究目的和主要内容……………………22.麦佛逊式悬架的设计计算…………42.1悬架的总体方案设计…………42.2螺旋弹簧的设计计算…………42.2.1螺旋弹簧简介…………42.2.2螺旋弹簧受力及变形…………………52.2.3弹簧的设计计算………72.3横向稳定杆的设计计算………92.3.1横向稳定杆简介………92.3.2横向稳定杆的设计计算………………92.4减震器的设计与选型…………102.4.1减振器的选择要求……………………102.4.2主要性能参数的选择…………………112.4.3主要尺寸的选择………122.5弹簧限位缓冲块的设计………132.5.1缓冲块的作用…………2.5.2缓冲块的设计…………142.5.3缓冲限位块的性能分析………………163.麦佛逊式悬架导向机构的设计与仿真……………173.1独立悬架导向机构……………173.2麦弗逊式悬架系统物理模型的建立…………173.3导向机构运动学分析…………183.3.1数学准备………………183.3.2导向机构运动学计算…………………193.4基于MATLAB软件的悬架运动特性仿真分析……………213.4.1实际问题中的悬架参数………………213.4.2车轮定位参数仿真分析………………223.5基于MATLAB软件转向横拉杆断开点的优化设计………263.5.1麦佛逊式悬架导向机构对转向梯形的影响…………263.5.2麦弗逊悬架转向横拉杆断开点位置的优化…………273.5.3优化结果分析…………294.关键零部件的校核…………………304.1螺旋弹簧的强度校核…………304.1.1稳定性验算……………304.1.2弹簧的实际性能参数…………………304.1.3弹簧对整车的影响：…………………304.2横向稳定杆的强度校核………314.2.1横向稳定杆的应力校核………………314.2.2结果分析………………335.工艺性与经济性分析……………345.1螺旋弹簧的工艺性…………345.1.1弹簧的材料……………345.1.2弹簧的制造工艺………365.1.3弹簧的疲劳强度………375.2横向稳定杆的工艺性…………385.2.1材料的选择……………385.2.2许用应力………………385.3麦佛逊式悬架的经济性分析…………………38结论……………………39致谢……………………40参考文献………………41附录……………………45附录A基于UGopengrip的夏利车轮自生成程……………45附录B基于MATLAB的运动学仿真程……52附录C基于MATLAB的优化计算程………56附录DMATLAB程序用悬架参……………601．绪论1.1课题背景及研究意义悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。悬架对于整车的意义重大。鉴于悬架设计在汽车特别是在轿车总成开发中的重要地位，几乎各国汽车研发机构和各大汽车生产集团都在悬架的开发中投入了极大的热情。悬架本身的性能特点、与整车的匹配关系等无不决定了汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性，进而直接决定了整车的档次和价格。因此，对悬架的研究有着重要的实用意义。图1.1夏利TJ7100悬架系统1.2夏利轿车麦佛逊式悬架1.2.1麦弗逊悬架的特点麦弗逊悬架一般用于轿车的前轮。与其它悬架系统相比，麦弗逊式悬架系统具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。麦式悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求。因此，麦弗逊悬架在前置前驱的轿车和微型汽车上有着广泛的应用。虽然麦弗逊悬挂在行车舒适性上的表现令人满意，其结构简单体积不大，可有效扩大车内乘坐空间，但也由于其构造为滑柱式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头等性能较差。1.2.2麦弗逊悬架的结构分析麦弗逊悬架由多个零件组成（图1.1为夏利TJ7100轿车的悬架系统总图），故在悬架机构分析中采用空间机构分析法对其进行分析。在运用此方法进行分析时，我们将悬架总成中的构件等效成刚体来研究悬架系统的空间运动。图1.2是1/2麦弗逊式悬架的等效机构图，借助图中所示的等效方式，我们可以清楚地看出悬架摆臂和转向节之间的连接通过球副来等效；减振器外套筒和活塞的联接方式被等效成一个移动副；减振器的上支点和车身的连接被等效成一个转动副。这样，麦弗逊式悬架被抽象成一个封闭的空间机构。通过图示的等效方案可以使我们对悬架系统的分析变得简单，且不会在很大程度上影响分析的结果。图1.2麦弗逊悬架的等效机构图1.3论文研究目的和主要内容本文的研究对象是夏利轿车麦弗逊式前悬架。和其它形式的悬架相比，麦式悬架有着无可比拟的优点和较难改进的缺点。通过对悬架弹性元件的计算、分析，导向机构的仿真和优化，可以验证悬架中关键零部件的可行性，掌握悬架的适用范围和使用条件，改善整车的行驶平顺性和操纵稳定性。在此基础上文章还进一步提出和麦式悬架性能有着密切关系的转向横拉杆断开点位置的优化方案，并对仿真结果进行了剖析。具体内容包括：（1）根据原型车的设计要求和布置方案对悬架中的弹性元件、减振器、缓冲限位块等重要零部件进行了设计计算和可行性校核；（2）运用空间坐标变换理论和空间刚体运动学原理，通过对麦弗逊式悬架的简化和抽象，将实物模型转成可供分析和研究的物理模型和数学模型；（3）运用MATLAB软件的混合编程工具对建立的数学模型进行仿真分析，对得到的悬架性能评定参数：车轮外倾角、主销后倾角等车轮定位参数讨论分析，并以此为根据来评定夏利汽车的前麦弗逊式悬架性能；（4）提出转向横拉杆断开点位置的优化设计方案，运用MATLAB软件加以实现，通过优化前后干涉量与车轮跳动量关系曲线的对比分析，提出断开点位置的改进方案；（5）论文还突破狭义的设计范畴，对悬架关键零件如螺旋弹簧、横向稳定杆等的材料选用、工艺要求、影响疲劳因子、经济性等进行分析，以期从整体上把握悬架的设计、制造全过程。2.麦佛逊式悬架的设计计算2.1悬架的总体方案设计本文的设计对象为夏利某改型车的麦弗逊式前独立悬架。根据整车的使用要求和工作条件，型车给定了如下所示的设计参数：设计状态下的前轴轴荷：710kg空载时的前轴轴载：：639kg(空载)前桥左右悬架的总质量：73Kg前悬架的设计偏频＝1.31Hz1.悬架的刚度根据设计要求给定的设计状态下的轴荷及簧下质量，可求得前悬架单侧的簧上质量（2.1）于是，前悬架的刚度C为2.悬架的静挠度悬架的静挠度和悬架刚度之间有如下关系：（2.2）代入数值得：，取=146mm3.悬架的动挠度为了防止汽车在坏路面上行使驶时悬架经常碰撞到缓冲块，悬架必须有足够大的动挠度。从结构和使用要求上来考虑选此悬架的动挠度＝80mm。2.2螺旋弹簧的设计计算2.2.1螺旋弹簧简介螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架结构中运用普遍，特别是在轿车中的运用。它不仅能够使汽车具有良好的乘坐舒适性，而且能够保证悬架在大摆动量下车轮较强的定位能力。除了以上的优点以外，螺旋弹簧还可以通过和减振器的巧妙组合达到最大限度地减小悬架占用的空间的目的。MACROBUTTONMTEditEquationSection2SEQMTEqn\r\hSEQMTSec\r1\hSEQMTChap\r1\h2.2.2弹簧的受力及变形根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷N的关系式：P=A（2.3）式中，为车轮外倾角，为减振器内倾角，为主销轴线与减振器的夹角

式中角度如图2.1所示。1.弹簧所受的最大力取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力Pdmax为：

（2.4）图2.12.车轮到弹簧的力及位移传递比i

车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。弹簧的刚度K与悬架的线刚度K可由传递比建立联系：

利用位移传递比i便可计算出螺旋弹簧的刚度K

K=（2.5）其中分数N代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式：

K=Kii

当球头支承B由减振器向车轮移动t值时，根据文献，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数说明详见图2.2）：i=(2.6)i=（2.7）图2.2代入数值可得到i＝1.002i＝1.146。所以，位移传递比ii为1.1483.弹簧在最大压缩力作用下的变形量

由夏利轿车前悬给定的偏频f＝1.31Hz，可得到了汽车悬架的线刚度：K=4（n/mm）（2.8）于是可得出弹簧的刚度K：K=Kii＝21(N/mm）（2.9）进而可得到弹簧在最大压缩力Pdmax作用下的变形量F：F=Pdmax/K=5420/21=258(mm)（2.10）所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为：Pdmax=5420NF=258mm2.2.3弹簧的设计计算

根据已经求得的弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形即可进行弹簧的设计。

1.选择弹簧的材料和确定许用应力

根据其工作条件选择簧丝材料：60Si2MnA。材料的性能参数见表1.1表1.1圆柱螺旋弹簧的许用应力材料许用切应力许用剪应力剪切模量G弹性模量EMP强度范围HRC使用温度类别牌号热轧弹簧钢材65428880002000045-50-40-1206248100-40-2505411347-52-40-300-40-3505711045-50-40-400

2.选择弹簧旋绕比：

旋绕比（弹簧指数）一般的选择范围是C=4~8,这里我们初选旋绕比C=8。

3.计算钢丝直径d

曲率系数K=（2.11）

d=10.4mm选d=10.5mm

4.弹簧中径D2选择

D2=C*d=8*10.5＝84mm

选D2=90mm

5.弹簧圈数n选择

n=（2.12）

选n=6圈

两端均选0.75圈支承圈，则弹簧总圈数为：

n1=n+n2=6+1.5=7.5圈

6.弹簧的工作极限变形

F（2.13）工作极限载荷：P（2.14）7.弹簧的几何尺寸节距tt=d+F/n+mm自由高度H0H0=nt+1.5d

=选H0=370mm螺旋角：外径D：D=D2+d=90+10.5=100.5mm进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而定）。内径D1：D1=D2-d=90-10.5=89.5mm2.4横向稳定杆的设计计算2.4.1横向稳定杆简介现代汽车的悬架一般都很软，在高速行驶时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。结果不仅会使驾驶者缺乏安全感而且会使汽车具有过多转向特性。为了减少这种横向倾斜，往往在悬架中添设横向稳定杆。弹簧钢制成的横向稳定杆呈扁平的U形，横向安装在汽车的前端或后端。杆中部的两端自由地支承在两个橡胶套筒内，而套筒则固定在车架上。横向拉杆的两侧纵向部分的末端通过支杆与悬架下摆臂相连。当车身只作垂直移动而两侧悬架变形相等时，横向稳定杆在套筒内自由转动，横向稳定杆不起作用。当两侧悬架变形不等而车身相对与路面横向倾斜时，横向稳定杆便被扭转。弹性的横向稳定杆所产生的扭转的内力矩在一定程度上妨碍了悬架弹簧的变形，因而减少了车身的横向角振动。采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外，还会影响汽车的操纵稳定性。主要包括以下两点：（1）前悬架中采用较硬的横向稳定杆有助于汽车的不足转向性，并能改善汽车的蛇形行驶性能；（2）增大后悬架的稳定性，会使前轮驱动汽车具有中性转向性能，使后轮驱动车具有更大的过度转向性。2.4.2横向稳定杆的设计计算根据夏利轿车前悬的结构要求和使用条件，这里选用Ⅱ型稳定器。确定横向稳定杆杆径d0的公式如下：（2.15）其中：Cs=9.52N/mm;E=196Gpa;G=80Gpa;k——对于圆截面杆段，所采用的修正系数；l0=523mm;l2=363mm;l4=200mm;l5=210mm;l7=500mm;ls=1145mm.各参数的含义如图2.3所示，其数值可参考横向稳定杆的零件图。图2.3于是可以求得横向稳定杆的杆径d0=20.9，选择整数标准值d1＝21mm2.4减震器的设计与选型2.4.1减振器的选择要求当汽车悬架中只有弹性元件而没有摩擦或减振装置时，汽车车身的振动将会延续很长时间，汽车的行驶平顺性和操纵稳定性变坏。因此，悬架中必须有可以实现减振功能的元件。一般通过安装减振器来实现。汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动，而活塞在缸筒内往复移动时，减振器壳体内的油液反复地从一个内腔通过一些窄小的空隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。其阻尼力的影响因素主要有：空隙大小、油液粘度和液流速度。减振器的阻尼力愈大，振动消除得愈快，但却使得并联弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架损坏。为解决这一矛盾，对减振器提出如下要求：

（1）在悬架压缩行程（车桥与车架相互移近的行程）内，减振器阻尼力应较小，以便充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击；（2）在悬架伸张行程（车桥与车架相互远离的行程）内，减振器的阻尼比应大，以求迅速减振；（3）当车桥（或车轮）与车架的相对速度过大时，减振器应当能自动加大液流通道截面积，使阻尼力始终保持在一定限度内，以避免承受过大的冲击载荷。图2.4夏历轿车减振器的安装位置2.4.2主要性能参数的选择减振器的主要性能参数主要有两个：相对阻尼系数和阻尼系数。它们决定了减振器的阻力—位移特性和阻力—速度特性。1.相对阻尼系数的选择

在选择相对阻尼系数时，应考虑到：取得大虽然能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身；另一方面，取得过小又会使振动衰减慢，不利于行驶平顺性。一般对于无摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取=0.25~0.35。根据前面的计算和型车的设计要求，本车的相对阻尼系数为：=0.324。2.减振器的阻尼系数减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。=2（2.16）当减振器安装在悬架中与垂直线成一定夹角时，如图2.4所示，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定：（2.17）式中：w——杠杆比,i=n/a；N——为下横臂的长度——减振器安装角。3.最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度（2.18）式中，为卸荷速度一般为0.15－0.30m/s，A为车身振幅，取40mm；w为悬架振动固有频率。由悬架结构总体布置方案知a＝201mmn=212mm所以，＝40××8.23×0.948＝0.31m/s取伸张行程的阻尼系数=1.8=1.8×2054=3.659×，在伸张行程的最大卸荷力＝3.659××0.31＝1133.4（N）（2.19）2.4.3主要尺寸的选择1.筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为：（2.20）式中，最大允许压力，取3M；为连杆直径与缸筒直径之比，取＝0.48根据求得的工作缸直径，查汽车筒式减振器的有关国标(JB1459—85)，就可以就近选用一个标准尺寸。这里我们选用的工作缸直径D=25mm。2.储油筒的确定一般Dc=(1.35~1.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料选用20号钢。2.5弹簧限位缓冲块的设计汽车上连接车轮与车身的一些零件，在悬架运动到上下极限位置时，其转动角度、长度等有可能出现某些变化。有时为了降低生产成本，增加零件的耐久性与刚度，设计的这些参数的储备量都比较小。在夏利汽车的前悬中，导向臂和转向拉杆的铰接只允许有一定的转角，如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值。此时，相关零件会因为冲击而损坏并发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。为了防止悬架相关零件在汽车行驶过程中的直接碰撞，限制悬架相对车身的行程，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。2.5为了提高汽车的平顺性和舒适性，现代轿车的悬架都被设计得非常软（夏利汽车前悬的垂直刚度为21.6N/m），这样，悬架就能够最大限度地保证车身的平稳、保证车轮与路面的良好接触。在一般的城市工况下软的悬架对汽车操纵稳定性和使用特性有利，但当汽车在恶劣的道路工况下行驶时，却会大大增加悬架弹性元件与车身碰撞的几率，此时，缓冲块就显得尤为重要。如所示的是单独使用螺旋弹簧和减振缓冲块复合使用两种状态下试验所得条力形变线。图2.5螺旋弹簧和缓冲减震块的力－形变比例关系由图中线①可看出没有减缓冲时，螺簧压缩至行程极限时（轿车行驶中遇到恶劣路面，常常会发生），产生非常尖锐的拐点，来地面的力值将直接传递到汽车底盘上，不仅轿车内的司乘人员会感到极度的不舒服，而且也加速减振器甚至汽车底盘损坏；曲线②、③描述的是减振缓冲块与螺旋弹簧复合作用的情况。当轿车遇到恶劣路面时螺旋弹簧先产生一定量的形变，随后减振缓冲块开始吸收冲击能并产生形变，这样便能够使线连续平稳过渡。同时，通过设计还能找出最佳组合线来满足乘坐人员乘坐的舒适性要求和轿车行驶的平稳性要求2.1.材料的选择现代轿车上普遍使用的缓冲块材料有两种：一种是橡胶，另一种是微孔聚氨夏利轿车前悬架拟采用的是微孔聚氨减振缓冲块，因为和橡胶缓冲快相比微孔聚氨减振缓冲块具有如下优点：（1）它具有比料好的柔性；（2）具非可缩和力，试验表明圆柱体件被压缩到其高度的50时微聚氨酯零件压缩变形横尺寸增大的量为原尺寸的12而胶变形增大的量则达到原尺寸的40％；（3）优的性能。孔聚氨酯具有低的压缩变形和蠕变性能、优良的耐气候性、耐低温性、耐腐蚀性、耐磨性和耐老化性能具有较好的化学稳定性，使用寿命更长；（4）常优动疲能。聚减往压缩中产生的内生热少，而且分散热量速度也橡块此在实际应用中有更好的耐久性在的高频率下（超过轿车行驶中实际的颠簸压缩频率）,在大位移设计形变下往复压缩可超过100万次以上，这是橡胶材料远不能达到的；（5）优度线。微孔聚氨酯减振缓冲块可从小的压缩力产生大形变非常平稳地过渡到大的压缩力值小形变状态提供的曲线橡胶的更加平缓柔和与减振器结合使用能充分体现缓冲位的作用，给乘客的感觉更为舒适，为轿车的平稳行驶提供了保障。2.缓冲限位块的性能要求缓冲限位块要想很好地实现与悬架系统及整车的性能匹配，实现整车对悬架系统行驶平顺性等性能的要求，必须具有以下性能要求：（1）耐动态疲劳能好，延悬架系统的寿命；（2）适当的柔性，能够有效地使弹簧受的力平稳地过渡到缓冲限位块上来，从而减少车内的振动；（3）非常好的可压缩性和变形能力，使其态线更加柔和；（4）优良的力学性能；（5）较好耐境能减少减振油水微生物对其命影响；（6）耐高低温性能好，以便悬架系统能在严寒或酷热气候下仍然能够正常工作。同时，缓冲限位块作为辅助弹簧决定着整车的舒适性和行驶平顺，如果设计选用不当将会严重影响悬架系统的工作效果和使用寿命。首先，缓冲限块的态特征线即力行程线必需和螺旋弹簧的性能相匹配且能满整的计要求线过硬不发挥缓冲功能驶平顺较差线过软能挥限功能以致螺旋弹簧减振器的命变短。缓冲位块的静态工作线主要受材料形状尺寸和量影响其次，缓冲限位块的耐久性能直接影响悬架系统的寿命。缓冲限位块长期在大荷、高频率条下工作果材料选用不或者重量不合适、形状尺寸设计不合理等，都会致缓限块过早损坏减少簧振器的工作时间。2.5使用得当的缓冲块能够在很大程度上改善悬架的使用特性、降低汽车对行驶工况条件的要求、扩大汽车的使用范围。一般来讲，缓冲限位块块和螺旋弹簧、减振器一起工作，其三部分的结构如图2.6所示。图2.6夏历轿车悬架系统部分结构图螺旋弹簧的工作曲线通常是线性的，遇大荷振动使弹簧到行程极限时，常出现尖锐的过渡曲线结果将产生强的振动颠簸和音。使缓位块后螺弹簧被缩到一行程它将发作用，使力由簧地过渡缓限块上见，然后利用其高子料的尼功能迅速地振能转成热能从而减少车内的振动改善行驶平顺性。另外轿车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有关微孔聚氨缓限块料的振频率（般50～70HzJ）离路面噪音频率（般15～20Hz)远此能显著少轿内的噪音提供更加安静的环境。3.麦佛逊式悬架导向机构的设计与仿真弗逊式独悬架。运动特性系到整车的操纵稳定性、舒适性、转向轻性等性能因此,对其运动情况进行精分可提高系设计水平,提高整车性能目前，对于运动分析通常采用机构学理论中的矢量法、解析等方法,该方法有诸多不便之处本章将多体运动学方法和空间机构运动学相结合,来分析麦式悬架的空间运动规律，并在此基础上对转向横拉杆的断开点进行优化。3.1独立悬架导向机构当车轮受到路面的作用力而上下跳动时，导向机构也将随之上下跳动。在此过程中将不可避免的引起轮距、主销倾角、侧倾中心和纵倾中心等车轮定位参数的变化。这将直接影响车轮与地面的接触特性，进而影响车辆行驶的动力性、操纵稳定性、制动性等性能。此外，独立悬架导向机构承担了悬架中除垂向力以外的所有力和力矩，对零件的使用特性、寿命有着不可忽视的影响。因此，在设计独立悬架导向机构时要注意以下几点要求：（1）形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线；（2）形成恰当的纵倾中心；（3）各铰接点处受力尽量小，减小元件的弹性变形，以保证导向精确；（4）保证车轮定位参数以及车轮跳动时的变化能满足要求；（5）具有足够的疲劳强度和寿命。本章限于篇幅和设计任务的要求重点讨论悬架工作时（上下跳动时）车轮定位角的变化及对整车行使性能的影响。3.2麦弗逊式悬架系统物理模型的建立在建立悬架系统的数学模型之前需要首先建立悬架系统的物理模型，通过对物理模型的分析可以很直观的了解悬架系统在工作过程中各构件的运动情况和各关键点之间图3.1悬架运动学计算模型简图的相对位置关系。如图3.1所示，L为悬架下摆臂轴线在空间中的抽象，A1B1为下摆臂，EF为转向横拉杆，A4为减振器和车身的上联接点，B1为下摆臂外球销位置，T为减振器的下支点，E为转向节臂的外端点，F为横行稳定杆的断开点，D为车轮的转动中心，C为车轮与地面的接触点。3.3导向机构运动学分析3.3.1数学准备（1）直线与x、y、z轴正方向的夹角分别是：则其方向余弦为：（3.1）（2）已知两点A,B在空间坐标系中的坐标为：[A]=[XA,YA,ZA]T[B]=[XB,YB,ZB]T可根据确定[A]、[B]的坐标和相关理论确定直线AB的方向余弦。直线AB的方向余弦为：[U]=[Ux,Uy,Uz]T（3.2）Ux=,Uy=,Uz=（3）已知空间某一直线L的投影角，确定该直线的方向余弦。空间直线L在XOY平面内的投影角为，在XOZ平面内的投影角

为。

（3.3）直线的方向余弦为：[U]=（4）线段OB绕其轴线L摆动了角，确定摆动后点的坐标：已知空间轴线L的方向余弦[u]=[ux,uy,uz]T；点O,B的初始坐标分别为：[O]=[Xo,Yo,Zo]T，[B]=[XB,YB,ZB]T,摆动角度后，点B的坐标为：[B]=[Q]([B]-[O])+[O]（3.4）式中坐标变换矩阵为：[Q]=其中，欧拉参数q0=cos(/2),q1=uxsin(/2)q2=uysin(/2),q3=uzsin(/2)3.3.2导向机构运动学计算当车轮跳动时，摆臂绕其轴线旋转（设下摆臂向上摆动角），其正、负号由右手法则确定。根据空间机构学原理，悬架各点运动后的坐标可通过下述方法加以确定：1.摆臂的摆动轴线已知摆臂上两点的坐标M、N，利用投影关系可以求得摆臂线L在XOY平面和XOZ平面与X轴的夹角分别、。[M]=[XM,YM,ZM]T[N]=[XN,YN,ZN]TUx=,Uy=,Uz=则（3.5）2.求得连体坐标系下各点的坐标A4’=[0,-sin,cos]T;O2’=[0,0,0]T;B1’=[0,sin+cos,-cos+sin]T;T’=[0,sin,-cos]T.另外可以查零件图得到P点的连体坐标P’和减振器的内倾角的大小。3.确定摆动轴线的方向余弦[U]=[ux;uy;uz]=[1/]（3.6）4.确定B1点摆动后的坐标[B1]=[Q]([B1]-[O])+[O]（3.7）矩阵[Q]的欧拉参数分别为：q0=cos(/2);q1=uxsin(/2);q3=uysin(/2;q3=uzsin(/2)5.确定其余各点摆动后的坐标B1A4TEO2DC可看作刚体，刚体运动后的实际位置，可以看作由图3.1所示的初始位置，先绕Y轴正转角后绕X轴正转角，这样保证了车轮无绕主销轴线的偏转。两次旋转后，B1,A4点的坐标为：[B1]=[Qx][Qy][B1’]+[O2]（3.8）[A4]=[Qx][Qy][A4’]+[O2]（3.9）[Qx]的欧拉参数为：q0=cos(/2);q1=sin(/2);q2=0;q3=0[Qy]的欧拉参数为：q0=cos(/2);q1=0;q2=sin(/2);q3=0(1)-(2)整理得，并设d=A4T,t=B1T则有，=另设，p1=dcos+tsin,p2=(dcos-tsin)cos得到，=arcsin=arcsinO2点的坐标为：[O2]=[B1]-[Qx][Qy][B1’]（3.10）E点的坐标为：[E]=[Qx][Qy][E’]+[O2]（3.11）C点的坐标为：[C]=[Qx][C’]+[O2]（3.12）D点的坐标为：[D]=[Qx][D’]+[O2]（3.13）6.前轮定位参数主销后倾角（3.14）主销内倾角（3.15）车轮外倾角（3.16）1/2轮距的变化（3.17）3.4基于MATLAB软件的运动特性仿真分析3.4.1实际问题中的悬架参数以前轴的中心点为原点，汽车的前进方向为X轴方向，Y轴指向驾驶者的右侧，Z轴根据右手螺旋定则来确定。夏利轿车前悬左侧空间机构在上述坐标系中的坐标如表3.1所示。以表中的坐标值和部分相关点之间的距离为初始状态值，以车轮的上下跳动量为输入，车轮的定位参数为输出，根据空间机构学的理论知识和3.3节的理论分析，运用MATLAB软件建立悬架运动学仿真分析程序，源程序如附录B所示。表3.1静态时悬架空间机构各关键点的坐标和车轮定位角悬架上的点X轴坐标（mm）Y轴坐标（mm）Z轴坐标（mm）减振器上支点-8.8-517.2587.4减振器下支点-31.6-690.0-66.3下摆臂摆动轴线与下摆臂中心交点-11-371.9-21.44轮胎接地点-28.1-710.5180.96下摆臂摆动轴线的前端点-31.3-680-56.8转向节臂球头销中心-121.7658.329.9转向横拉杆断开点球头销中心的设计坐标104-264132.3前轮中心-28.1-710.535.96主销内倾角kingpininclination14主销后倾角casterangle220前轮前束量toe_inangle2mm车轮外倾角camberangle203.4.2车轮定位参数仿真分析为了得到所期望的行驶特性、较好的直线行驶能力、避免轮胎的过度磨损、保证汽车在行驶过程中车轮和地面的良好接触，汽车前轮在悬架跳动过程中必须保证定位参数的变化在允许的范围内。车轮各定位参数之间又相互联系。车轮相对车身上下跳动时,主销内倾角,主销后倾角,车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化.若主销后倾角变化大,容易使前轮产生摆振;若车轮外倾角变化大,会影响汽车直线行驶稳定性,同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度.1.轮距变化量图3.2轮距变化量和车轮跳动量的关系曲线如上文所述，几乎所有的独立悬架中，车轮的上下跳动量都会导致轮距发生变化。轮距变化的影响由其所产生的作用而定；当需要较高侧倾中心时轮距变化是不可避免的。轮距变化的缺点是会引起滚动轮胎的侧偏，从而产生侧向力、较大的滚动阻力和使直线行使能力下降。此外，轮距变化对转向也有较大的影响。图3.2为轮距变化量与车轮上下跳动量的对应关系曲线。因麦弗逊式前悬的侧倾中心位置较高，所以轮距变化量较大。轮距变化量为上跳时＝4mm，下跳时＝21mm，（这是不利因素）。但作为城市用车，它的车轮跳动量范围很小,一般在-20mm-20mm范围内变化，所以设计方案依然可行。2.车轮外倾角的变化图3.3车轮外倾角和轮距变化量的关系曲线 外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直直线之间的夹角。一方面，通过设置外倾角可以消除支承及转向节中的间隙；另一方面，外倾角还可以保证汽车在承载时车轮和地面保持垂直。理想的外倾角为，这样可以使磨损均匀和滚动阻力小，但为了获得良好的轮胎转向侧偏性能，实际所取的车轮外倾角大都偏离理想值，空载时外倾角在理想值附近；加载状态下，车轮有轻微的负外倾角。图3.3为夏利轿车前轮外倾角与车轮上下跳动量的关系曲线，其麦佛逊悬架在车轮上跳时曲线向负角方向凹入，彰显了此悬架的优点。当车轮向下跳动时，外倾角向正角方向变化，意味着车身内侧车轮承受侧向力的性能很好。3.主销内倾角的变化图3.4主销内倾角和车轮跳动量的关系曲线主销内倾角和主销偏移距之间有着紧密的联系：主销内倾角是指转向节轴线与一个垂直与路面的平面之间的夹角；主销偏移距指的是转向节轴线与路面的交点和车轮中心线与路面交点之间的距离。小的主销偏移距可以有效地保证汽车的不足转向特性，但为了得到较小的或负值主销偏移距，就必须有较大的主销内倾角。从图3.4中可以看出，主销内倾角为负值，负的主销内倾角有利于汽车的转向回正力矩。主销内倾角的绝对值随着车轮上跳动量的增加而增变，下跳量的增加而减小，角度在范围内变化。这样的变化趋势使车轮在上跳过程中主销偏移距不断变大，转向回正力矩也不断增大，从而保证了汽车的直线行驶性能。但同时，前桥的纵向力敏感性也愈大。4.主销后倾角的变化图3.5主销后倾角和车轮跳动量的关系曲线主销后倾角是指转向节轴在汽车纵向平面内的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。正的主销后倾角可以保证汽车的直线行使性能，在设计时往往将正的主销后倾角和负的车轮拖距联合使用，这样不仅可以使纵倾中心离车轮较近，以减小转向时的输入力矩，还可以减小路面不平度对转向性能的影响。大的主销后倾角在汽车直线行使时并不单有优点，也有缺点。路面不平度在车轮接地点上引起的交变侧向力会产生绕转向节轴的力矩，力矩作用在转向横拉杆上还会引起转向冲击和转向不稳定。如图3.5所示，夏利轿车的主销后倾角随着车轮的上跳而变大，随着车轮的下跳而变小。此变化特性意味着车轮在受到冲击或遇到障碍物后纵倾中心将向后移动，这样可以保证汽车的抗俯仰和抗前蹲特性。3.5基于MATLAB软件转向横拉杆断开点的优化计算3.5汽车悬架导向机构和转向梯形之间通过转向横拉杆相联系。当转向横拉杆的断开点位置选择不当时，汽车运动过程中将出现横拉杆与悬架导向机构运动不协调、前轮摆振等现象，这些不利情况的出现将会加剧轮胎磨损，破坏操纵稳定性。3.5对于麦弗逊悬架，确定转向梯形断开点的传统方法是平面作图法和平面解析法，两种方法都忽略了主销后倾角和摆臂轴轴线的空间角度，使断开点不在最佳位置。上文中已经应用空间机构运动学理论对夏利轿车用麦弗逊式悬架进行空间运动学计算，并求出了车轮上下跳动时悬架中各关键点在空间的运动轨迹。下文将进一步采用优化理论确定断开点的最佳位置，使干涉量最小。1.横拉杆断开点优化数学模型的建立思路和步骤(1)设转向横拉杆断开点 F的坐标为[F]=[XF,YF,ZF]T，作为优化变量;(2)根据已知的转向节臂端点E的位置坐标和假设的F点位置坐标，求出EF的长度(用F点坐标XF,YF和ZF的函数式来表示);(3)根据麦弗逊式悬架的运动规律，运用坐标变换求出转向节臂端点E在车轮跳动(本文中以主销转动来代替)一定角度时所到达新位置E1的空间坐标,;(4)车轮上下跳动时，下摆臂A1B1绕L轴摆动(实际上是绕瞬心轴摆动)。E点也绕悬架的瞬心轴摆动到新位置E2，在此过程中，假设EF是断开的，F1点固定不动，不会随着E点的位置变化而运动。这样E2到F1之间的距离必然不等于从E到F的距离，这个距离变化量在本文中称为干涉量。根据车轮主销的方向(向内或者向外)和角度，以及跳动的方向(上或下)和距离，可以求出一系列的干涉量;(6)将(4)中得到的所有干涉量的绝对值加权相加，取为优化设计数学模型中的目标函数，而XF,YF和ZF为优化变量，根据车辆总布置中所允许的F点空间位置变化范围，可以确定XF,YF和ZF的取值范围，作为约束条件。图3.6车轮跳动过程中F点的轨迹空间曲线图2.优化设计的约束条件利用前面运动学分析时得到的点E的坐标和已知的点F的原始坐标，即可进行如下的计算：设转向断开点的位置坐标：[F]=[XF,YF,ZF]T，断开点的位置受结构条件和空间布置尺寸的限制，即：XFminXFmaxYFminYFmaxZFminZFmax脚标min表示下限值，max表示上限值。3.优化目标函数根据摆臂摆角范围取n个摆动值i(I=1,2,…,n)，根据运动学分析程序得到F对应的坐标[F]I(I=1,2,…,n)。则[F]i=[XFi,YFi,Zfi]T。目标函数表达式为：min式中：和分别表示摆臂摆动角i和处于平衡位置时，点F、E间的距离。目标函数值反映了悬架运动过程中转向杆系与悬架杆系的运动不协调误差。优化设计的任务就是确定断开点最佳位置的坐标[]=[X,Y,Z]T，使二者运动不协调误差最小。3.5.3优化的结果分析运用MATLAB编程（源程序见附录C）可得到如图3.7所示的仿真结果。对结果进行分析 图3.7转向横拉杆断开点优化前后干涉量的比较关系具体运算过程见程序。从断开点优化前后干涉量的比较关系图上可以看出，在新的断开点位置下干涉量的加权平均值明显减小，意味着车轮上下时转向横拉杆与悬架运动之间的干涉量明显减小，汽车的操纵稳定性能得以提高。可利用得到的结果对主转向臂进行重新设计。4关键零部件的校核4.1螺旋弹簧的强度校核4.1.1稳定性验算高径比b：b= （4.1）满足稳定性要求。弹簧材料长度L

L=mm（4.2）4.1.2弹簧的实际性能参数实际弹簧刚度：

KN/m（4.3）平衡位置弹簧所受的压缩力：

P==2866.2N（4.4）相应的弹簧变形：

=113.6mm（4.5）平衡位置时的弹簧长度（上、下弹簧座的实际位置）：

H=H0-=340-113.6=226.4mm（4.6）4.1.3弹簧对整车的影响根据弹簧的实际刚度及悬架的行程传递比及力的传递比可以计算出悬架的实际线刚度：

K（4.7）进而可得到汽车的偏频：

f’==1.445Hz（4.8）并可对阻尼比进行检验：’==0.259（4.9）根据夏利原型车的参数要求，经比较可知此设计方案满足设计要求。4.2横向稳定杆的强度校核4.2.1横向稳定杆的应力校核Ⅱ型横向稳定杆的强度校核须对下述三处进行：1.中段的中央处（图4.1）：端部向外弯的距离越大（Ls>Ls’），此区域的应力将越大。=（4.10）l6=0;(Ls’=725);fs=88mm;Cs1=Cs[d1/d0]4;：比应力(=1.6125);运算结果为：=371.5MPa图4.12.中段铰接区H（图4.2）：上述关系也适用于点H处的应力：线段l5=0.5(Ls-Ls’)越大，其应力越高。图4.3=（4.11）各参数的定义同上。运算结果为：=418.8MPa3.由中段向端部过渡的圆角处（图4.4）：尽管通常此处比中段产生的应力较低，但由于疲劳应力的作用，多半会在此处发生断裂。按横向稳定杆中线所确定的半径R越大，其应力就越高。线段l9的符号是个有影响的参数，应将其纳入计算公式中。算出比值p=R/l1和q=l9/l10后，可通过查图表确定系数Km。杆端向外弯曲l9越小，Km值就越小，因而应力也越小。R=18mm;l9=0;l10=523mm;P=R/l10=0.034;q=l9/l10=0根据p、q查图可得Km=1.54MP。=（4.12）运算结果为：=742.14Mpa按上述三个应力中最大者选择钢号，所选的钢应满足：：强度储备系数，=1.05~1.1。选择60Si2Mn弹簧钢图4.4因为，所以稳定杆的强度足够。4.2.3结果分析

Ⅱ型横向稳定杆所需的制造材料越少，使用的材料越便宜，则越经济。由上述公式可以看出，杆径的大小和杆件的材料取决于许多可改变的参数。如果将这些参数适当地作一些改变，则可有效地降低成本。据此，应注意：

(1)刚度取决于传递比，即应尽可能使横向稳定杆的固定点靠近车轮。在这种情况下，线段长度与线段长度相比很小，并且值接近1。(2)为更充分的利用材料，在使用2型横向稳定杆时，尽可能缩短线段和的长度。同时，为了得到较细的杆径，应力随之略微提高。

(3)为缩短的长度，铰接点应尽可能地外移。（此处是否可以考虑加长中臂，这样一方面可保证点外移，另一方面可以避免与下摆臂发生干涉。）(4)为使成本降低和应力值减少，弯曲段的数目要少，由中段向端部过渡半径要小。5工艺性与经济性分析5.1螺旋弹簧的工艺性螺旋弹簧作为悬架系统中的重要元件对整车性能有着重要的影响。它的弹性特性、使用寿命、结构特点等在很大程度上决定了整车的乘坐舒适性、行驶平顺性和导向机构在大摆动量下保持车轮定位参数的能力。其中，弹簧的工艺性对弹簧的使用特性有着至关重要的影响作用。5.1.1弹簧的材料1.弹簧材料的要求弹簧主要在动载荷下工作，因此，要求弹簧材料具有高的抗拉强度极限、屈服极限、弹性极限、和疲劳极限，同时要求具有高的冲击韧性和塑性。弹簧的工作性能要求弹簧在不发生塑性变性的情况下，能够产生较大的弹性变性和积蓄较大的变性能。弹簧材料单位体积所积蓄的最大变性能称为最大弹性比变形能表5.1各种弹簧变形能的计算公式和其比值弹簧类型变性能计算公式利用系数k变形能的比值直杆的拉伸和压缩1/21.00板弹簧1/60.33圆形截面材料扭转螺旋弹簧1/80.25圆形截面材料扭杆弹簧1/40.43由表5.1可知或式中，和为剪切和拉伸极限强度。从以上两式可以看出，最大弹性变性能与材料弹性极限的平方成正比，而与材料的弹性模量成反比。因而提高材料的弹性极限和降低弹性模量，可以提高弹簧的积蓄变性能。在变载荷作用下工作的弹簧，其材料应具有较高的疲劳极限。疲劳极限和材料的抗拉强度和屈服强度成正比，并且，材料表面状态对材料的疲劳强度影响也很大，因此，要尽可能地消除材料的表面缺陷，不允许有裂纹、划伤、飞边等；当材料长期在变载荷下工作时，材料将会因热能的积聚而使其温度变得很高，此时其内部组织结构也会发生不同程度的变化，如炭化物的球化和石墨化。这些组织的不稳定性将促使材料的高温性能变异：强度、硬度、疲劳极限和弹性模量等不同程度的降低。因此，还要求材料具有足够的热稳定性。2.弹簧材料的选择弹簧材料的选用，应根据弹簧所受的载荷性质、使用要求、工作条件、尺寸规范、工作应力大小和使用寿命高低以及价格等因素进行选择。在确定弹簧材料的截面尺寸和形状时，应优先考虑国标或部标规定的尺寸规格，尽量避免使用非标准规格的材料。此外，材料的选择还要考虑经济因素。在满足了弹簧性能的条件下，应尽可能使用价格低、来源方便的材料，以降低制造成本。3.弹簧材料的加工方法一般来讲弹簧材料的加工方法有冷拉（轧）和热拉（轧）两种。冷拉（轧）材料不但强度高，表面质量好，而且制造工艺简单。因此，对中小型弹簧，疲劳寿命要求高的弹簧，应尽量选用冷拉（轧）或冷拉（轧）后磨光的弹性钢丝。冷拉弹簧材料又可根据淬火方式分为两种：铅淬冷拉碳素弹簧钢丝和油淬火回火钢丝。前者钢丝表面质量好，强度高，并具有很好的塑性。缺点是在成材过程中，由于冷拉加工所产生的残余应力较大，经低温回火后尺寸变化较大，因而影响弹簧尺寸精度。油淬火回火钢丝没有残余应力，冷成形弹簧精度容易控制，低温回火后尺寸变化很小，特别是没有残余应力，抗松弛性能比铅淬冷拉钢丝要好。因此，对于轿车悬架用螺旋弹簧因其直径小、尺寸精度要求较高、对钢丝表面质量要求较高，应优先选用铅淬冷拉碳素弹簧钢丝。4.温度特性对弹簧材料的要求当汽车持续工作时，其弹簧因始终工作在交变应力条件下，所以弹簧的工作温度很高.这就对车用弹簧材料的温度稳定性提出了很高的要求。表5.2给出了常用弹簧材料的最高工作温度。表5。2常用弹簧钢的最高使用温度类型代号最高使用温度（）镍基合金Incoloy901①500Inconel718(GH169)600InconelX-750②600钴基合金S-S-816③400L-L-605④600铌基合金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弹簧的制造工艺1.弹簧的回弹在弹簧卷曲成型时，材料的外层纵向产生塑性拉伸变形，而内层纵向产生塑性压缩变形，在中性层两侧的某个范围内则为纯弹性变形，弹性变形的范围随着相对弯曲半径的加大而增大。但是，在载荷卸除之后由于中性层两侧纯弹性变形的恢复，以及内外层中纵向总变形中弹性变形部分的回复，而使零件的弯曲半径发生改变，这种现象就是通常所说的回弹。影响回弹的因素很多，主要有材料的机械性能、旋绕比和工艺装置等。回弹量与材料的强度极限成正比，与弹性模量E成反比，也就是说材料的越大，则回弹量就越大。当材料的机械性能不稳定时，回弹量也不稳定；旋绕比也影响着材料的回弹性能。当旋绕比C越小时，回弹量也越小，反之亦然。2.弹簧的卷制工艺弹簧的卷制方式有两种：单个卷制和多个连续卷制。单个卷制一般用于条料制造的弹簧以及扭转、拉伸和油封弹簧等。多个连续卷制是一次卷成一串螺旋圈，然后按尺寸分别切断单个弹簧。为了在冷成形后得到所要求的形状尺寸精度，在弹簧卷制过程必须控制好卷制力，若弹簧卷制力越小、卷绕后反向转动的速度越高、转数越多，则回弹量就越大，得到的弹簧尺寸精度越差。弹簧卷制所用的工艺装置主要有芯轴卷簧机和自动卷簧机。用芯轴卷簧机卷制弹簧后还要做手工切断、冲切、整修等辅助工序，因此，此方式仅用于小批量生产。对于向独立悬架用螺旋弹簧等需大批量生产的弹簧一般使用自动卷簧机。它可以自动卷簧、切断、计数等，劳动强度小、生产效率高、材料利用率高，并能够实现多机作业。5.1.31.疲劳失效机理概述金属材料的疲劳断裂过程一般可以分为以下几个阶段：滑移，成核，裂纹扩展，瞬时断裂。金属在表面的滑移带、晶界、相界、切口等处一旦形成疲劳裂纹核以后，如果继续受到交变载荷作用裂纹将开始扩展。通常我们用（为裂纹宽度，N为循环次数）来衡量裂纹的扩展速度，当时，成为慢速扩展阶段，也就是疲劳过程的第一阶段。裂纹宽度大于0.05mm,疲劳过程进入到第二阶段，扩展速率增加，此时零件已经相当危险，一旦净截面的应力达到材料的拉伸强度或疲劳裂纹的长度达到材料的临界裂纹长度时，便发生最终的瞬时断裂。2.影响弹簧疲劳强度的因素（1）屈服强度。材料的屈服强度和疲劳强度之间有一定的关系，一般说来，材料的屈服强度愈高，疲劳强度也愈高，因此为了提高弹簧的疲劳强度应设法提高弹簧材料的屈服强度。（2）表面状态。最大应力多发生在弹簧材料的表层，所以，弹簧的表面质量对疲劳强度的影响非常大。弹簧在轧制、拉拔、卷制过程中造成的裂纹疵点和伤痕等缺陷往往是造成弹簧疲劳断裂的原因。材料表面光洁度越高应力集中愈小，疲劳强度也越高。（3）尺寸效应。材料的尺寸越大，由于加工工艺造成的缺陷可能性就越高，产生表面缺陷的可能性也越大，这些原因都会导致疲劳性能下降。（4）冶金缺陷。冶金缺陷是指材料中的非金属夹杂物、气泡、元素的偏析等。存在表面的夹杂物是应力集中源，会导致夹杂物与基体界面之间过早地产生疲劳裂纹。5.2横向稳定杆的工艺性5.2.1材料的选择横向稳定杆一般采用热轧弹簧钢，选择材料时要注意它的淬透性和加工性。经过热处理后必须保证它的硬度在HRC45左右，这样即可以保证它在机加工和使用时不易变形、有足够的精度，而且可以使横向稳定杆在车身发生倾斜时产生变形，一方面让驾驶者有转向和汽车侧倾的路感，另一方面提高了前悬架的侧倾角刚度。在汽车悬架受到路面的冲击作用时，横向稳定杆将承受来之正反两个方向的交变剪应力，因此，应选用级别较高的材料如45CrnNiMoVA等。横向稳定杆在使用时不仅要承受交变的应力载荷，而且需要有一定的刚度来保证汽车在受到侧向力时的侧倾角度不致过大。根据相关文献可知直径误差对弹簧影响较大，所以要使用经过磨削的材料，其直径误差影响为：d=6-12mm时,取±0.06mm,d=13-25mm时,取±0.08mm,d=26-45mm时,取±0.10mm。5.2.2许用应力悬架横行稳定杆用扭杆弹簧，因承受交替应力作用，因此对其许用应力有着特别的要求。对于45CrnNiMoVA钢做的横向稳定杆，热处理后，硬度可达到HRC45－50时，其对应的屈服强度[]＝83-91kgf/mm，若再经过滚压和强化处理，则可得到10次以上的疲劳寿命，这对于横向稳定杆来说已经能够满足要求了。5.3麦佛逊式悬架的经济性分析自20世纪30年代美国通用汽车的一名工程师麦弗逊（Mcpherson）发明了麦弗逊式悬架以来，麦弗逊式独立悬架已成为使用量最多的悬架结构形式之一。从宝马M3，保时捷911等高性能车，到菲亚特STILO，福特FOCUS和国产的夏利、哈飞面包车等前悬挂采用的都是麦弗逊式悬架。麦弗逊式悬架的有效性和经济型已经得到了无数事实的佐证。随着世界能源的日益匮乏，微型汽车和节能汽车已成为世界汽车工业发展的一个重要方向，小排量汽车和经济型汽车的推广势必会带来麦弗逊式独立悬架更为广泛的运用，麦弗逊式悬架的经济性也将得到充分的体现。麦弗逊式悬架最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处就是：悬挂质量轻和占用空间小。我们知道，汽车的质量是影响汽车燃油经济性的一个关键因素，减轻悬架的质量进而减轻整车的质量就可以有效地降低汽车的油耗，从而达到减少能源消耗和降低使用成本的目的；同样，由于麦式悬架有着结构紧凑、占用空间小等结构特点，这就使汽车的前置前驱式布置方案（FF）成为可能。这样，不仅省去了采用前置后驱式布置（ FB）时所使用的驱动轴，减轻了汽车的质量降低了油耗，还缩小的整车的尺寸，便与汽车向着微型化方向发展。当然，和其它结构形式的悬架相比从使用经济性角度来讲，麦弗逊式悬架也存在一定的不足。我们知道，悬挂属于运动部件，在汽车运行过程中，悬架将要承受来之路面和车身各个方向的力和力矩，这些冲击载荷将完全由减振器支柱和下摆臂来承受，所以这些部位较易发生几何变形，进而使零件损害造成悬架失效。结论本文根据夏利某改型车给定的设计要求，分别从设计、制造、仿真分析、优化设计等方面着手，完成了悬架中关键零部件的设计计算和校核、制造工艺分析、导向机构的仿真分析、转向断开点的优化设计等工作。从而较系统地阐述了夏利轿车用麦弗逊式前悬架的设计优化过程，这对生产实际具有一定的指导意义。作为本科毕业设计，其设计目的重在对以前知识的巩固和运用。因此，文章从和书本知识结合较紧密的计算开始，分别从零件的结构形式和受力分析两方面对悬架中关键零部件进行了设计，并对它们的可行性进行了校核。然后，文章又不拘泥于课本知识，在对悬架导向机构进行分析时，运用MATLAB软件的混合编程模块开发了开放性程序从运动学角度对悬架进行了分析。之所以说程序是开放性的，是因为一方面，它可实现对不同车型的麦弗逊式悬架进行运动学仿真，既只要根据其空间机构的坐标修改附录5中的文件即可；另一方面，优化程序不仅可以对转向横拉杆的断开点进行优化计算也可以对其他零件如下摆臂的铰接点等进行优化。限于篇幅和设计时间，文章在很多方面做得还不够完善，尚有很多值得深入研究和改进的地方。本文在建立物理模型和数学模型时，对左前车轮和悬架单独考虑，而没有考虑左右车轮在转向时的联动关系，尽管对优化结果不会产生较大影响，但总的来说是不够严谨的，存在一定偏差。如果同时对左右两侧的转向横拉杆断开点位置进行优化，需要先确定内侧或者外侧的车轮转角，然后按照阿克曼原理计算出另外一侧车轮的理想转角，将理想转角和实际转角之差的绝对值作为另一个目标函数，这样，对左右两侧横拉杆断开点进行优化就变成了一个多目标函数的优化问题。因悬架机构设计的复杂性，诸如此类的问题文章中还很多，还要好多问题有待进一步开展工作。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F