毕业论文方程式赛车前、后悬架及转向系统设计（含外文翻译）.doc

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1、摘 要本设计为中国大学生方程式汽车大赛（Formula SAE - China，简称FSAE）赛车前、后悬架总成设计。悬架总成是汽车的一个重要组成部分，它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力、纵向反力和侧向反力以及这些反力所造成的力矩传递到车架上，以保证汽车的正常行驶。本次设计根据大学生方程式汽车大赛的比赛规则及赛车设计具体参数要求，参考各种赛车悬架资料，分析各种悬架类型的优缺点，并最终确定适合赛车运动的悬架形式-不等长双横臂式螺旋弹簧独立悬架。设计中运用运动学原理分析各机构运动关系、确定尺寸参数,运用理论力学、材料力学知识计算悬架各部件的受力，以满足各零部件的强度要求。本次设计运用了CAXA

2、2009画平面图，并运用UG NX 6.0建立悬架模型，进行运动分析和高级仿真。关键词：悬架，减振器，建模，运动分析ABSTRACTThis 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 car, its function is to act on the

3、 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 vehicles normal driving.This design according to the formula of college car racing rules and concrete parameters design requirements, refer

4、to the data of many racing suspension , analysis of the advantages and disadvantages of various suspension type, and ultimately determine the suitable for motor sport suspension-differ long double wishbone arm typed spiral spring independent suspension.In the design application kinematics analysis o

5、f 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 meet the strength requirements of all parts This design employs CAXA2009 draw the floor plan, and to use

6、 UG NX 6.0 establish suspension models, kinematic analysis and advanced simulation. KEY WORD：Suspension, shock absorbers, modeling, motion analysis符 号 说 明M 汽车总质量，KgL 轴距，mmB1 前轮距，mmB2 后轮距，mmhg 最小离地间隙, mmG1 满载时前轴负荷分配, NG2 满载时后轴负荷分配, NR 车轮半径，mmB 轮胎宽度,mmk 动载系数,1 附着系数，mm 主销后倾角,mm 主销内倾角, 车轮外倾角,C 主销偏置距,N 弹

7、簧有效圈数,11 前悬架偏频，Hz2 后悬架偏频，Hz目 录第一章 绪 论61.1赛事简介61.2 赛事意义71.3 分析各种悬架类型优缺点7131 概述7132 悬架分类及优劣分析81.4 确定悬架类型11第二章 前、后悬架设计132.1赛车悬架设计要求分析132.2 确定车轮定位参数132.3 确定悬架尺寸142.4 受力分析及强度校核15第三章 减震器设计223.1 弹簧设计计算223.2 减震器设计及计算23第四章 横向稳定杆设计2541 概述254.2 横向稳定杆设计及计算25第五章 建立模型，运动分析27第六章 结 论29致 谢31第一章 绪 论1.1赛事简介首届中国大学生方程式汽

8、车大赛（以下简称FSAE）是中国汽车工程学会及其合作会员单位承办，以院校为单位组织学生参与的一项全新赛事。FSAE要求各参赛队按照赛事规则和赛车制造标准，自行设计和制造方程式类型的小型单人座休闲赛车，并携该车参加全部或部分赛事环节。比赛过程包含有3 个最主要的基本元素，分别是：工程设计、成本控制以及静态评估、单独的动态性能测试、高性能的耐久性测试。表1-1首届参赛车队名单序列学校车队1河南科技大学河洛风2江苏大学江大之星3湖南大学HNU Racing4华南理工大学华南理工大学FSAE车队5广西工学院鹿山学院LS Racing6燕山大学燕翔车队7北京理工大学BIT Racing8昆明理工大学昆明

9、理工9天津大学北洋动力10同济大学同济翼驰车队11厦门理工学院AMOY12上海工程技术大学Project FSAE13北京航空航天大学BUAA-FSAE14哈尔冰工业大学（威海）HRT(HIT.Racing.Team)15清华大学清华车队16武汉理工大学武汉理工17合肥工业大学合肥工业大学18西华大学西华大学19吉林大学吉林大学20北京信息科技大学铸梦1.2 赛事意义2009年中国已是全球第一大汽车市场，产销总量均超过一千三百多万辆，今年的北京车展也是众商云集极度繁华，中国成为全球汽车厂商都极其重视的一片福地，中国拯救了全球汽车产业已成为不争的事实，今日中国汽车工业已处于大国地位，然而繁华的背

10、后却是一片萧瑟，中国远远还不是汽车强国，从制造业大国迈向产业强国任重而道远，革命尚未成功，汽车人任需努力。大学生方程式赛车目的主要有：一、 为中国汽车业培养人才，改进人才培养模式，增强实践经验，全面提升学生的综合能力。二、 通过活动创造学术竞争氛围，为院校间提供交流平台，进而推动学科建设的提升。河南科技大学是一所具有悠久历史的综合性大学，而车辆工程是学校的老牌专业，这次学校组织车队参赛对学校来说是个提升知名度的有效契机，我们车辆专业将不负众望，为学校建设一流大学做出重要贡献。1.3 分析各种悬架类型优缺点131 概述悬架是保证车轮与车桥或车架与车身之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振

11、动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。主要组成为：弹性元件、减振器、导向机构、横向稳定器、缓冲块。悬架系统设计需满足下述要求：1） 通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性，使其具有合适的衰减振动能力以保证汽车有良好的行驶平顺性；2） 合理设计导向机构以保证力与力矩的可靠传递，并满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求；3） 导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引发转向轮摆动；4） 汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要合适；5） 结构紧凑、占用空间尺寸小，尤其悬挂部分质量尽量小；6） 在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿

12、命；7） 便于布置，在轿车设计中特别考虑给发动机及行李箱留出足够的空间；8） 便于维修、保养。132 悬架分类及优劣分析根据两侧车轮垂直运动是否关联分非独立悬架和独立悬架。一、非独立悬架非独立悬架的左右轮装在一根整体的刚性轴或非断开式驱动桥的桥壳上，“非独立”名称由此而来。其典型结构如图1-1所示。图 1-1 非独立悬架 图 1-2 独立悬架非独立悬架的优点有：结构简单，制造、维护方便，经济性好；工作可靠，使用寿命长；车轮跳动时，轮距、前束不变，因而轮胎磨损小；缺点是：占用空间大，簧下质量大；当两侧车轮跳动不一致时会相互影响，行驶平顺性低；在不平路面直线行驶时，由于左右轮跳动不一致而导致的轴转

13、向会降低直线行驶的稳定性。非独立悬架主要用在质量大的商用车以及某些乘用车的后悬架上。二 、独立悬架与非独立悬架相比，独立悬架具有如下优点：(1)一定变形范围内左右车轮可单独跳动互不影响，可减少车身的倾斜和振动；(2)非悬挂质量小；(3)占用横向空间少，便于发动机布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；(4)易于实现驱动轮转向。独立悬架又有多种结构型式，主要有：1. 横臂式独立悬架 横臂式悬架是指车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬架，按横臂数量的多少又分为双横臂式和单横臂式悬架。1.1单横臂式独立悬架图 1-3 单横臂式独立悬架 图 1-4 双横臂式独立悬

14、架单横臂式具有结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。但当车轮跳动时会使主销内倾角和车轮外倾角变化大，故不宜用作前悬架。随着现代汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大，使轮胎相对地面侧向滑移，轮胎磨损加剧，故多应用在后悬架上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。12双横臂式独立悬架等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时，可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少采用。不等长双横臂式悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在允许范围内。这种不大的轮距改变，不应引起车轮沿路面的

15、侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此能保证汽车有良好的行驶稳定性。双横臂悬架一般用作轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架、高级轿车后悬架，以及要求高通过性的越野汽车的前、后悬架。2.车轮沿主销移动的悬架（包括烛式悬架和麦克弗逊式独立悬架）2.1烛式悬架烛式悬架的结构特点是车轮沿着刚性地固定在车架上的主销轴线上下移动。烛式悬架的优点是：当悬架变形时，主销的定位角不会发生变化，仅是轮距、轴距稍有变化，因此特别有利于汽车的转向操纵稳定和行驶稳定。但缺点是汽车行驶时的侧向力会全部由套在主销套筒的主销承受，致使套筒与主销间的摩擦阻力加大，磨损也较严重，因此已很少采用。图1-5烛式悬架结构图 图1-6麦

16、克弗逊悬架结构图22麦克弗逊式独立悬架麦弗逊式悬架是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。其构造简单，布置紧凑，并且几乎不占用横向空间，有利于发动机布置。当车轮跳动时，其轮距、前束及车轮外倾角等均改变不大，减轻了轮胎的磨损，也使汽车具有良好的行驶稳定性。缺点是：悬架运动特性的可设计性不如双横臂悬架；需采取相应措施隔离振动、噪声；减振器的活塞杆与导向套之间存在摩擦力，使得悬架的动刚度增加，弹性特性变差；对轮胎的不平衡较敏感；减振器紧贴车轮布置，其间空间很小，有些情况下不便于采用宽胎或加装防滑链。麦克弗逊悬架最佳的应用场合是前置前驱动微型和普通级轿车的前悬架

17、，近年来出厂的前置前驱动轿车大多采用了这种布置方式。 3.纵臂式独立悬架 纵臂式独立悬架是指车轮在汽车纵向平面内摆动的悬架结构，又分为单纵臂式和双纵臂式两种形式。纵臂式独立悬架具有如下优点：结构简单；占用垂向及横向空间小；纵臂的转动点同时也构成了悬架的纵倾中心；纵臂的转动轴线与地面平行时（实际结构中大部分如此），轮距以及车轮的前束和外倾角不随车轮的跳动而变化。单纵臂式悬架当车轮上下跳动时会使主销后倾角产生较大的变化，因此单纵臂式悬架不用在转向轮上。双纵臂式悬架的两个摆臂一般做成等长的，形成一个平行四杆结构，这样，当车轮上下跳动时主销的后倾角保持不变。双纵臂式悬架多应用在转向轮上。纵臂式悬架，转

18、向时后轴外侧悬架加载，内侧减载，使得两后轮到前轴距离发生变化，类似轴转向效应，增加了过度转向的趋势，故不适合在转向要求精确地高速赛车上。图 1-7 单纵臂式悬架 图1-8 双纵臂式悬架4 车轮在汽车斜向平面内摆动的悬架（单斜臂式独立悬架）单斜臂式独立悬架是介于单横臂和单纵臂之间的一种悬架结构形式。其摆臂绕与汽车纵轴线具有一定交角（090）的轴线摆动，选择合适的交角可以满足汽车操纵稳定性要求。这种悬架适于做后悬架。图1-9单斜臂式后悬架1.4 确定悬架类型双横臂式独立悬架侧倾中心高度比较低，上、下横臂长度之比为0. 660. 70时，车轮平面倾角变化小于56，单个车轮上轮距的改变量应不大于45m

19、m（轮胎弹性变形的允许尺寸）不会引起轮胎磨损，并且能自适应路面，轮胎接地面积大，贴地性好，抓地性能好，路感清晰。上下横臂均采用叉臂，构成三角形具有很强的稳定性。横向力由两个叉臂同时吸收，因此横向刚度大，抗侧倾性能优异。这使得支柱减震器不再承受横向作用力，而只应对车轮的上下抖动，因此在弯道上具有较好的方向稳定性。上下两个A字形叉臂可以精确的定位前轮的各种参数。设计灵活，可以通过合理选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性（亦即当车轮跳动或车身侧倾时，车轮定位角及轮距的变化能尽量满足设计的要求），并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。减振器采用双向作用筒式减振器，弹性元

20、件为螺旋弹簧，优点：无需润滑，不忌污泥，纵向空间小，本身质量小，广泛用于独立悬架。双横臂式独立悬挂运动性出色，为法拉利、玛莎拉蒂等超级跑车所运用。也广泛运用于F1、F3等各种赛车上。图1-10 法拉利F1赛车因此本赛车前、后悬架均采用不等长双横臂式螺旋弹簧独立悬架。图1-11 本次设计的赛车第二章 前、后悬架设计2.1赛车悬架设计要求分析1. 坐有车手的情况下可以分别抬起和压下25.4mm。2. 悬架的所有接合点必须可以被技术检查官员看到，无论是可以直接看到或是通过移动覆盖件来实现。3. 离地间隙：有车手时至少有25.4mm静态间隙。4. 车轮裸露，悬架可见。5. 轴距至少为1525mm。6.

21、 小轮距必须不小于大轮距的75%。7. 侧向稳定性：任意方向倾60度相当于1.7G，车轮不能翻滚，测时坐最高车手。要求：质心确定，轮距，轴距足够。8. 进气与燃油控制系统的部件，必须安装在外框以内。（外框：仿滚架顶部到四车轮的外缘）9. 偏频在适合人体范围内，阻尼衰减快，车身刚度大。10. 各零部件强度足够，满足安全性。11. 与其它机构的协调性，避免干涉。12. 紧固件：使用的紧固件满足公制M8.8级要求，紧固件使用锁紧装置防松，可调节的杆件端头必须用锁紧螺母固定以防松。2.2 确定车轮定位参数前轮定位参数功用保证转向轮有自动回正作用，以保证汽车直线行驶。主销后倾角：主销轴线和地面垂线在汽车

22、纵向平面内的夹角。一般=13。主销后倾角大，稳定力矩过大，转向沉重，由于赛车无转向助力，故要求不能太大，且赛车轮胎气压低与路面的接触点后移，故取=0.5。 主销内倾角：主销轴线和地面垂线在汽车横向平面内的夹角。功用：转向后能自动回正。并使转向操纵轻便。车轮绕主销旋转时，必须与主销轴线垂直，这将使车轮克服重力抬高相应高度，在重力作用下，自动回正。主销偏置距C：主销轴线与地面的交点与轮胎接地点之间的距离。如C缩小，即增大，可减少路面作用到前轮上的阻力矩，使转向轻便。 但不能过大，否则，将增大车轮的滑转。，。取， 。车轮外倾角：车轮平面与纵向垂直平面的夹角。功用：定位作用，防止偏磨损；减轻轮毂外轴承

23、和紧固螺母的负荷。=12。可由转向节的设计来保证。=-0.5。前轮前束：两轮前边缘距离之差。功用：在于抵消行驶中因前轮倾斜而造成的前轮越滚越近的趋势。可通过改变横拉杆的长度来保证。前轮前束取2.775mm。2.3 确定悬架尺寸一、前悬架 球销距即主销长约为横向平面内下横臂L1的0.61.0倍，（0.61.0）L1=189.23315.39，取200mm。见汽车设计吉林大学汽车教研室编。主销长200mm，主销后倾0.5，内倾4 主销在X、Y、Z方向投影分别为a、b、h。 a/h=tan0.5，b/h=tan4，a2+b2+h2=2002， （2-1）得h=199.51，AB=h/cos4=199

24、.992，A0=99.996，最小离地间隙（坐上驾驶员）取40mm25.4mm。主销偏置距为40，车轮偏置距为0.4，车轮外倾角-0.5。H=265cos0.5=264.99265sin0.5+Lcos0.5=49.6+(265cos0.5-Lsin0.5)tan4（2-2）得L=65.78Lcos0.5=65.78,ho=265cos0.5-Lsin0.5=264.50hA=264.42-99.9985cos4=164.75DE=164.67tan4=11.52 ,LAC=275.3+101.2-49.6-11.52=315.38DCY=AC-BD-ABsin4=315.38-205-199

25、.992sin4=96.4DCZ=ABcos4=199.997*cos4=199.51横向平面内AC长即下横臂长338.78mm上横臂长初选为,叉臂张开角度初选为40。,.式中：AB主销在横平面内投影；ho0点高度；hA A点高度； DCY DC在y轴上投影长；DCZ DC在z轴上投影长； a1 上叉臂张开宽度；a2 下叉臂张开张开宽度。二、后悬架AB=200mm,AC=101.2-65+260.3=296.5,hA=265-100=165BD=a1 =296.52tan20=215.83，a2=192.732tan20=140.30CDY=AC-BD=296.5-192.73=103.77m

26、m，CDZ=200mm。式中： CDY CD在y轴上投影长；CDZ CD在z轴上投影长； a1 上叉臂张开宽度； a2 下叉臂张开张开宽度。2.4受力分析及强度校核极限工况下行驶系载荷的确定一、 当路面作用到车轮上垂直力达到最大指汽车驶上凸起障碍或落入洼坑，轮与路面冲击时。动载荷系数取k=2.0,见汽车设计-吉大版 P265M车重348kg，静止时G1=G47%=3489.810.47=1604.52NG2=G53%=3489.810.53=1089.36NZ1=kG1=21604.52=3209.04N，Z2=kG1=21809.36=3618.72N （2-3）1 前悬架受力：=90，=7

27、2.86，=17.14，Z=1/2Z1=3209.04/2=1604.52N，F1=Z/sin72.86=1604.52/sin72.86=1679.09NF2=Ztan=1604.52tan17.14=494.84N （2-4）2 后悬架受力：=101.48 =61.48 =17.04F1=Zsin/sin=1809.36sin101.48/sin71.89=2018.05NF2=Ztan=1809.36sin101.48/sin71.89 =1323.66N （2-5）二、 汽车加速或制动时，由惯性力引起的纵向动载荷制动时，前轴上的重量分配系数 m1取1.4，见汽车设计-吉大版P266Z1

28、=m1G1=1.41604.52=2246.33N加速有最大牵动力时，后轴上重量分配系数m2取1.3Z2=m2G2=1.31809.36=2352.17N最大纵向力：X1max=Z1,X2max=Z2，取1，X1=2246.33N，X2=2352.17N1. 制动时，前悬架受力M=FXR=1123.165265=(FA+FB)AB/2FA-FB=FX,AB=200FA-FB=1123.165,FA+FB=2976.39FA=(1123.165+2976.39)/2=2049.78FB=(2976.39-1123.165)/2=926.61 （2-6）2. 制动时，后悬架受力FA=FB=F/2=

29、X2/4=1176.09N三、 汽车转弯时的侧向力。Ymax=Z* 汽车入弯时常会制动，出弯会加速 故Z1,Z2取2246.33,2352.17Z为车轮上所受垂直反作用力。为侧滑时车轮与路面附着系数，赛道与赛车轮胎附着性很强，故取1。Ymax1=Z11=2246.33N，Ymax2=Z21=2352.17N1. 前悬架：F*R=(FA+FB)AB/2，FA-FB=F=1123.165FA-FB=1123.165*265/100=2976.39，FA-FB=1123.165FA=2094.78FB=926.61 （2-7）2. 后悬架F=YMAS/2=1176.085，(FA+FB)=FR/AB

30、/2=1176.085265/2002=3116.625FA-FB=1176.085，FA-FB=1176.085FA=2146.36，FB=970.27N （2-8）垂直力和纵向力同时为极限工况时1. 前悬架：1) 上叉臂受力a=219.76，b=58.15，a1=159.76力平衡： F2=FY1+FY2=494.84，FB=FX1+FX2=926.61力矩平衡：对2点取矩：F2b+FBa-FY*2b=0FY1=494.8458.15+926.61219.76/2/58.15=1988.34NFY2=F2-FY1=494.84-1988.34=-1503.5N （2-9）令FX1=0，FX

31、2=926.61，铰链2点处受力：方向与-X轴夹角2=arctan（Fy2/Fx2）=58.35令则FX1=926.61，铰1处：F方向与X夹角，1处受力较大只需校核1处螺栓强度，叉臂前端受压力，后杆受拉力，而材料受压比受拉时强度更高，只需分析后杆将F分解垂直和沿杆方向。 （2-10）任意在杆上取一点E,点E到点2距离为X由平衡条件得：, 当X增大到 时M有最大值即B点处受到力最大W抗弯截面系数钢管：若D=20mm，d=17.5mm， 球绞1处受力为2202.72N采用螺栓：性能等级为8.8级抗拉强度:屈服强度:推荐钢材为ML35,ML35Mn，ML20MnVB当 时一般选后两者许用切应力:

32、，取5(变载荷)，见机械设计手册新版P6-32放松螺母选用：采用双螺母时，关节轴承螺纹长度有限，采用弹簧垫片时，厚2.6，且只用于不甚重要的连接。故选用六角法兰面螺母m=9.64-10，性能为8-12级2) 下叉臂受力a=338.09，a=278.09，b=101.22，F1与F均在yoz面内x轴：y轴：Z轴： （2-11）力矩平衡：3-4轴线点取矩：对5取矩：N,NN （2-12）令，当时，N,F4与x,y,z轴的夹角分别为 。N，F3与x,y,z轴的夹角分别是故杆前部受力大些，只需分析此即可。（且为拉力）在前叉上连接推杆处分析，此点为危险截面沿杆向分解：平行杆： N垂直杆： N （2-13

33、） ,故强度够用。128MPa，m。小于所选M10的螺栓直径，故强度够用。后悬受力：垂直力和侧向力同时达到极限值上叉臂受力图： （2-14）下叉臂受力更大，且为拉力，故受力更复杂，只校核下叉臂。=71.89，1=236.5mm分析可知7点受力较大。， （2-15）叉臂前端受拉力，且受力较大，故只分析叉臂前端，将F7沿杆方向和垂直杆方向分解为F和F， （2-14）F再与F7Z合成F： （2-15）故9处受力：， （2-16）40mm,故够用。HZ （3-2）二、 后悬架弹簧：弹簧受力F=2825.45N,压缩量f=0.04m。选材料，确定许用应力。根据弹簧所受载荷特性，选用C级碳素弹簧钢丝，采用

34、两端磨平的弹簧结构形式可知 =0.42b；初选弹簧 d 为 10mm，则对应的b=1320MPa 。 =0.42b=0.42X1320MPa=585MPa 初选旋绕比C= 5。根据 C 可以求出曲度系数 K ，mm40mm,故够用。HZ （3-4）3.2 减震器设计及计算人体工程学规定人体舒适的振动频率为 1.0-1.5Hz之间，人体所敏感的频率范围是在4-8Hz这个频率范围，人的内脏器官产生共振，而8-12.5Hz频率范围的振动对人的脊椎系统影响很大。前面所计算的2.49Hz、3.11Hz有效的避开了人体敏感区域，故符合设计要求。相对阻尼系数=0.250.35,取0.35， （3-5）一、

35、前悬架减震器：=61.78Kg，=2.49HZ=2=20.561.782.49=153.83，F0=153.830.3=46.15，=5.11mm。 （3-6）式中：P缸内最大容许压力，P=34MPa,取3MPa缸筒直径与连杆直径之比，=0.300.35，取0.35A车身振幅，一般取，F0伸张行程时最大卸荷力,D0工作缸直径。二、 后悬架减震器：=72.77Kg，=3.11HZ，=2=20.572.773.11=553.61，=553.610.3=166.08，=7.76mm （3-7）式中：P缸内最大容许压力，P=34MPa,取3MPa缸筒直径与连杆直径之比，=0.300.35，取0.35A

36、车身振幅，一般取，F0伸张行程时最大卸荷力,D0工作缸直径。第四章 横向稳定杆设计41 概述赛车需要高速过弯，为了提高悬架的侧倾角刚度，减小汽车转向运动时横向倾斜，常在悬架中添设横向稳定器，保证良好的操纵稳定性。弹簧钢制成的横向稳定杆呈U形，横向地安装在汽车前端或后端。杆的中部两端自由地支承在两个橡胶套筒内，套筒固定在车架上。横向稳定杆的两侧纵向部分的末端通过支杆与悬架横摆臂上的弹簧支座相连。当两侧悬架变形相同时，横向稳定器不起作用。当车身侧倾时，两侧悬挂跳动不一致，横向稳定杆发生扭转，杆身的弹力成为继续侧倾的阻力，起到横向稳定的作用，减少了车身的横向倾斜和横向角振动。4.2 横向稳定杆设计及

37、计算当有0.6g侧向加速度作用于车身时。一、 前悬架：N，N，N,N。左侧悬架上跳高度：F2与叉臂平面夹角为72.79度,NN，选取横向稳定杆直径尺寸为，材料为45CrNiMoVA，屈服应力s=13001400MPa,。二、 后悬架：，N,左侧悬架上跳高度：F2与叉臂平面夹角为68.96度,F与叉臂平面夹角为39.82度,弹簧力为1537.37NN，选取横向稳定杆直径尺寸为，材料为45CrNiMoVA。第五章 建立模型，运动分析本次设计运用了CAXA2009画平面图，并运用UG NX 6.0建立悬架模型，首先进行草图动画演示，运动分析，建立模型后进行高级仿真。根据结果来优化悬架结构，以达到最佳

38、设计要求。图5-1前轮上下跳动图 5-2前轮允许转角图由运动图可知前轮上下跳动40mm时，车轮倾角改变量为0.59，小于要求的13；叉臂角度最大为9.75，小于杆端关节轴承允许的摆动角度13；允许车轮转动角度为59.46和60.03，大于车轮的最大转角30；轮距变化在单个车轮上为3.06mm，小于轮胎允许的变形量45mm，故前悬架没有运动干涉，设计合理。图5-3后轮上下跳动图由图5-3可知后轮上下跳动40mm时，车轮倾角改变量为0.7，小于要求的13；叉臂摆动角度最大为11.48，小于杆端关节轴承允许的摆动角度13；轮距变化在单个车轮上为3.58mm，小于轮胎允许的变形量45mm，故后悬架设计

39、合理。UG NX 6.0建立悬架模型如下:图5-4前悬架上横臂图 图5-5减震器图图5-6横向稳定杆图第六章 结 论通过这几个月的毕业设计，我对汽车构造、汽车设计及相关知识有了更进一步的了解，尤其是对我本次设计的悬架相关细节有了更深刻的理解，懂得了悬架设计的一般过程和方法。并从中得出以下结论：1、本次设计前、后悬架采用不等长双横臂式螺旋弹簧独立悬架，在满足设计任务书和总体布置要求的同时，做到满足赛车的需求。2、对前、后悬架中的关键零件在完成参数的选定和尺寸计算后进行了必要的强度校核，符合强度要求。3、本次设计前、后悬架部分零件的安装设计参考了同类赛车车型，并加入了很多自己的个人设计，在总体装配

40、上满足总体要求。4、根据设计结果绘制相应的工程图纸和建立了三维立体模型，绘图能力有了大提高。5、运用了运动分析进行了动态模拟和干涉检查6、本次设计更注重运动操控性，所以在设计时对平顺性、舒适性等方面只做一般要求，没有做深入的研究设计。由于缺少赛车设计方面的参考书籍，是很多问题解决的并不完善，并且是第一次做没有任何经验可依，相对而言本次设计会有很多瑕疵，相信以后会设计得更好。因为时间的限制没有机会参加赛车的制造、调试，更没有机会参加赛车手的培训和驾车参赛，留下了颇多的遗憾。由于自己能力有限、经验不足、时间仓促，设计中难免有很多的错误，恳切希望老师对此提出批评、指正。参考文献1王望予主编汽车设计第

41、4版北京：机械工业出版社.，2005.2余志生主编汽车理论第3版北京：机械工业出版社，20053张文春主编汽车理论第1版北京：机械工业出版社，20054陈家瑞主编汽车构造第2版北京：机械工业出版社，20055中国汽车技术研究中心汽车标准化研究所著汽车设计标准资料手册（标准件篇）长春：吉林科学技术出版社，20006日自动车技术会 小林 明等编汽车工程手册 第二分册北京：机械工业出版社，19847乌斯潘斯基及缅里尼柯夫著汽车悬架设计北京：人民交通出版社，1980.8西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著濮良贵 纪名刚主编机械设计 第七版北京：高等教育出版社，20049汽车构造吉林工业大学汽车教研室编汽车设计北京：机械工业出版社，1981 10吴宗泽主编机械设计使用手册北京：化学工业出版社，200111机械设计手册编委会编机械设计手册新版北京：机械工业出版社，200412徐灏主编机械设计手册（3）北京：机械工业出版