某車型懸架系統(tǒng)的減振優(yōu)化設(shè)計(jì)研究
某車型懸架系統(tǒng)的減振優(yōu)化設(shè)計(jì)研究,車型,懸架,系統(tǒng),優(yōu)化,設(shè)計(jì),研究,鉆研
目錄
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
1 緒 論 1
1.1 研究背景和意義 1
1.2 國內(nèi)外目前關(guān)于懸架剛度的研究概況 1
2 懸架種類和懸架系統(tǒng)的概述 2
2.1 懸架的功能和定義 2
2.2 懸架的設(shè)計(jì)對于汽車操作穩(wěn)定性和舒適性的意義 2
3 雙橫臂懸架設(shè)計(jì)方案的選擇 3
3.1 優(yōu)化車型參數(shù)和優(yōu)化設(shè)計(jì)預(yù)期 3
3.2 各部件的功能介紹 4
3.3 關(guān)鍵部件的選擇 4
4 懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 5
4.1 懸架靜撓度確定 5
4.2 懸架動撓度選取 5
4.3 懸架彈性特性 5
4.4 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù) 6
5 懸架彈性元件和減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7
5.1變剛度螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)計(jì)算 7
5.2 選取合理的減振器參數(shù) 11
6 有限元分析和優(yōu)化驗(yàn)證 13
6.1 SolidWorks軟件介紹和使用的插件功能介紹 13
6.2 利用SolidWorks2015 對懸架系統(tǒng)進(jìn)行初建模 13
6.3有限元分析步驟 17
6.4檢驗(yàn)是否符合優(yōu)化目標(biāo) 26
8 結(jié)論 31
I
·
參考文獻(xiàn) 32
致 謝 33
II
·
摘要
某車型懸架系統(tǒng)的減振優(yōu)化設(shè)計(jì)研究
摘 要
本文選取某汽車的前雙橫臂獨(dú)立懸架作為優(yōu)化目標(biāo)，前雙橫臂獨(dú)立懸架應(yīng)用廣泛，其突出優(yōu)點(diǎn)是在于設(shè)計(jì)的靈活性。本文通過優(yōu)化設(shè)計(jì)原車型的減振系統(tǒng)，將原車型的定剛度前懸架替換為變剛度前懸架，對其減振系統(tǒng)進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，即優(yōu)化設(shè)計(jì)變剛度圓錐螺旋彈簧并調(diào)整雙筒式減振器參數(shù)，對懸架其余參數(shù)不作調(diào)整，使得懸架的剛度隨著載荷的增加在一定的范圍內(nèi)增加，保證懸架的操作穩(wěn)定性。并通過SolidWorks軟件對該減振系統(tǒng)進(jìn)行簡化建模，通過SolidWorks simulation模塊對懸架減振系統(tǒng)的簡化模型進(jìn)行有限元分析，分析其在不同的工況下的性能，對減振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)進(jìn)行驗(yàn)證，判斷和原懸架相比，其性能是否達(dá)到優(yōu)化預(yù)期。
關(guān)鍵詞：雙橫臂式獨(dú)立懸架；變剛度螺旋彈簧；雙筒式減振器，優(yōu)化設(shè)計(jì)
Study on Vibration Reduction Optimization Design of a Vehicle Suspension System
Abstract
In this paper, the front double wishbone suspension is selected as the optimization target, and the front double wishbone suspension is widely used, and its outstanding advantage is the flexibility of the design. In this paper, by optimizing the vibration damping system of the original model, the original suspension front suspension is replaced by the variable stiffness front suspension, and the vibration damping system is redesigned. The variable stiffness conical spiral spring is designed and the parameters of the double cylinder damper are adjusted, and the rest of the suspension parameters are not adjusted to make the suspension stiffness along with the load. The increase of load increases within a certain range to ensure the operation stability of suspension. The vibration damping system is simplified and modeled by SolidWorks software. The finite element analysis is carried out on the simplified model of suspension damping system through the SolidWorks simulation module. The performance of the vibration damping system is analyzed and the design of the vibration damping system is verified. Compared with the original suspension, its performance has reached the optimal expectation. .
Key words:Double Wishbone Independent Suspension; Coil Spring; Double-Barrel Shock Absorber
IV
第1章 緒論
1 緒 論
1.1 研究背景和意義
懸架是現(xiàn)代汽車總成的重要組成部分之一，通過懸架將車身和車輪彈性連接，并傳遞二者之間的所有的力矩和力，緩解不平的路面?zhèn)鬟f給車身的沖擊載荷，削弱車身系統(tǒng)的振動，使得汽車在高速行駛式有較高的行駛能力和較為理想的運(yùn)動性能，所以一個較為合理的的懸架設(shè)計(jì)對整車的意義非常重大[1]。
由于懸架在汽車開發(fā)領(lǐng)域的重要作用。所以在一款車型的設(shè)計(jì)開發(fā)中，必需重視懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與開發(fā)。由于懸架的性能和汽車的行駛平順性操作穩(wěn)定性和舒適性直接相關(guān)。因此，對懸架的優(yōu)化設(shè)計(jì)和研究有著非常重要的實(shí)用意義[2]。
本文通過對懸架系統(tǒng)中組件的設(shè)計(jì)介紹，著重研究減振系統(tǒng)的性能優(yōu)化；介紹了懸架的減振系統(tǒng)化的設(shè)計(jì)流程，以及這些參數(shù)對于整車動力學(xué)性能的影響，初步達(dá)到介紹懸架減振設(shè)計(jì)全過程目的，具有一定的實(shí)際可操作，能夠?yàn)樯a(chǎn)過程提供一定程度上的指導(dǎo)。
1.2 國內(nèi)外目前關(guān)于懸架剛度的研究概況
1.2.1 定剛度懸架
目前國內(nèi)外的研究，根據(jù)懸架剛度是否在行駛過程中發(fā)生變化，將懸架分為定剛度懸架和變剛度懸架兩大類。定剛度懸架是指在汽車行駛過程中，懸架的剛度不隨著汽車運(yùn)動狀態(tài)的改變而改變的懸架，其優(yōu)點(diǎn)在于制造成本小，結(jié)構(gòu)簡單，穩(wěn)定可靠。但其缺點(diǎn)也很明顯，懸架的剛度和阻尼等參數(shù)都是固定值，不能隨著實(shí)際工況的變化，如車輛滿載、空載時，簧載質(zhì)量等變化而變化。此外。但被動懸架的性能參數(shù)不能根據(jù)系統(tǒng)參數(shù)和路面輸入的變化而調(diào)整，因此利用被動懸架難以同時獲得良好的乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性[3]。
1.2.2 變剛度懸架
變剛度懸架的彈性元件的剛度或減振器的阻尼系數(shù)可以根據(jù)需要進(jìn)行調(diào)節(jié)控制的懸架。變剛度懸架能根據(jù)路面沖擊、車輪與車體加速度、速度以及位移量，調(diào)節(jié)懸架的阻尼、剛度，保證汽車在不同情況的路面條件下都具有較好的平順性和操作穩(wěn)定性。變剛度懸架的阻尼系數(shù)或剛度系數(shù)是可變的，通過一定的分析，計(jì)算和仿真能夠同時獲得良好的乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性[4]。
34
第2章 懸架種類和懸架系統(tǒng)的概述
2 懸架種類和懸架系統(tǒng)的概述
2.1 懸架的功能和定義
懸架將車身和車輪彈性連接，并對兩者之間的力和力矩形成傳遞作用，對于崎嶇道路帶給車身的沖擊載荷有一定的緩沖作用，對于車輛在行駛過程中產(chǎn)生的振動也可以因此而被削弱，進(jìn)而使車輛獲得性能較高的行駛能力和較為理想的運(yùn)動性能[5]。
2.2 懸架的設(shè)計(jì)對于汽車操作穩(wěn)定性和舒適性的意義
懸架將車身和車輪彈性連接，并傳遞二者之間的所有的力矩和力，緩解不平的路面?zhèn)鬟f給車身的沖擊載荷，削弱車身系統(tǒng)的振動，使得汽車在高速行駛式有較高的行駛能力和較為理想的運(yùn)動性能。從外在結(jié)構(gòu)上，汽車懸架由以下基本部分構(gòu)成，包括筒件、桿件、彈簧等。其需要滿足汽車兩個方面的要求，一方面是車輛要求的舒適度，另一方面是車輛的的穩(wěn)定操作的性能要求，而這兩方面又是互相對立的。操作穩(wěn)定性和舒適性很難同時得到滿足。本文目標(biāo)是根據(jù)某車型的懸架減振器設(shè)計(jì)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使得在汽車設(shè)計(jì)的載荷區(qū)間內(nèi)，相對于原減振系統(tǒng)，舒適性和駕駛穩(wěn)定性得到一定的提高[6]。
第3章 雙橫臂懸架設(shè)計(jì)方案的選擇
3 雙橫臂懸架設(shè)計(jì)方案的選擇
3.1 優(yōu)化車型參數(shù)和優(yōu)化設(shè)計(jì)預(yù)期
3.1.1 原車型具體參數(shù)
查詢資料，獲得原車型汽車具體參數(shù)如下
前輪距(mm) 1588
后輪距(mm) 1590
軸距(mm) 2795
空載質(zhì)量（kg） 1548
滿載質(zhì)量（kg） 1922
前軸荷 空載（kg） 932
前軸荷 滿載（kg） 1031
后軸荷 空載（kg） 616
后軸荷 滿載（kg） 891
前懸架非簧載質(zhì)量（kg） 81.3
后懸架非簧載質(zhì)量（kg） 70.1
前懸架簧載質(zhì)量空載/滿載（kg） 534.7/809.7
后懸架簧載質(zhì)量空載/滿載（kg） 861.9/960.9
3.1.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)預(yù)期
懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)如下，優(yōu)化后的變剛度懸架減振系統(tǒng)和原車型的定剛度懸架減震系統(tǒng)相比，懸架的振動、位移、應(yīng)力和應(yīng)變等性能得到較大的提升和改善。具體目標(biāo)如下；1.汽車空載時，優(yōu)化設(shè)計(jì)的變剛度懸架減振系統(tǒng)的位移要比原定剛度懸架減振系統(tǒng)要大，懸架剛度較小，車身的位移量要大，懸架較軟舒適性較好；當(dāng)汽車滿載時，變剛度懸架減振系統(tǒng)的位移量要比定剛度懸架減振系統(tǒng)的位移量要小，表明懸架的剛度較大，汽車的操作性能較好。當(dāng)汽車滿載時且在不平的路面上行駛時，優(yōu)化設(shè)計(jì)的變剛度懸架減振系統(tǒng)的位移要比原定剛度懸架減振系統(tǒng)的位移要大，緩解不平路面對車身的沖擊，乘員的舒適性較高，滿足汽車的舒適性要求，下面開始對懸架的減振系統(tǒng)開始進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[7]。
3.2 各部件的功能介紹
（1）減振器
原車型采取雙向作用筒式減振器，故在此不對減振器的種類進(jìn)行修改，只是根據(jù)汽車設(shè)計(jì)優(yōu)化計(jì)算過程的數(shù)據(jù)，對減振器的參數(shù)進(jìn)行一定的修改和調(diào)整，使得符合減振器符合設(shè)計(jì)要求。并在SolidWorks 2015軟件中，建立減振的簡化模型，最后組裝，進(jìn)行有限元分析。
（2）彈性元件
原車型的彈性元件為定剛度等節(jié)距的圓柱螺旋彈簧，現(xiàn)更改為變剛度等節(jié)距圓錐彈簧，變剛度彈簧的性能同定剛度彈簧相比，變剛度圓柱螺旋彈簧的剛度隨載荷的增加而增加。這種性能使得其可以很好的適應(yīng)各種不同路況，當(dāng)路況良好較平坦時，彈簧的剛度較小，汽車的乘坐舒適性較好。而當(dāng)路面的起伏較大時，彈簧的剛度隨之增大，確保了較好的操縱穩(wěn)定性。同時，彈簧剛度的變化也可有效避免汽車在行駛過程中出現(xiàn)共振現(xiàn)象，進(jìn)而使得乘員乘坐汽車時具有較好的舒適度[8]。通過對彈簧材料的適當(dāng)選擇，同時根據(jù)其力學(xué)性能和汽車的實(shí)際參數(shù)，對彈簧進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和校核，最后利用SolidWorks 2015軟件對彈簧進(jìn)行建模最后組裝進(jìn)行有限元分析
（3）導(dǎo)向機(jī)構(gòu)
導(dǎo)向機(jī)構(gòu)是汽車的重要組成部分，可以實(shí)現(xiàn)對力和力矩的傳遞，而且，其負(fù)責(zé)車輛方向的控制。在車輛行駛時，其可以對車輪的運(yùn)動方向和軌跡進(jìn)行控制。由于本文只是對該汽車的懸架減振系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，故導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)不在進(jìn)行修改，使用原車型參數(shù)。
3.3 關(guān)鍵部件的選擇
綜上所述，減振系統(tǒng)的部件選用變剛度螺旋彈簧加雙向作用筒式液力減振器。
第4章 懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算
4 懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 懸架靜撓度確定
懸架靜撓度是指在汽車滿載且靜止的狀態(tài)下，懸架載荷和懸架剛度的比值，可以用表示，如公式4-1所示
（4-1）
汽車振動系統(tǒng)的固有頻率對汽車平順性而言，是決定其平順性的關(guān)鍵因素。用n來表示汽車振動系統(tǒng)的固有頻率，其是由彈簧和簧上質(zhì)量組成的，可以用公式4-2表示
（4-2）
式中：——指汽車懸架的剛度，；
——指懸架的簧上質(zhì)量，；
——指懸架偏頻，；
汽車的懸架的靜撓度可以通過公式4-3表示：
（4-3）
因此，懸架的靜撓度和懸架剛度的關(guān)系如公式4-4所示：
（4-4）
汽車具有越大的發(fā)動機(jī)排量，則其對應(yīng)越小的懸架偏頻，在滿載的狀態(tài)下，其前懸架偏頻取值范圍在0.80-1.05Hz，后懸架偏頻取值范圍在0.98-1.30Hz，[5]。
代入數(shù)值得：fc=173.6mm
4.2 懸架動撓度選取
懸架的動繞度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)充許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3)時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。乘用車取7～9cm，貨車取6～9cm，客車取5～8cm。從汽車的通過性能出發(fā)選此懸架的動撓度
4.3 懸架彈性特性
懸架的彈性特性是指其在垂直外力F的作用下發(fā)生的懸架的變形關(guān)系，即表現(xiàn)為車輛輪胎中心與車身之間存在的偏移量,在圖4-1中可以看到其懸架彈性特性曲線，在該曲線中，其切線的斜率表示懸架的剛度[9]。
從圖4-1中可知，懸架特性曲線分為兩部分，一部分是線性的，一部分是非線性的，對應(yīng)的是懸架的兩種彈性特性。線性彈性特性是指其曲線為一條直線，此時，其懸架剛度是一個固定的數(shù)值，且懸架變形和垂直外力F之間的比例是固定值。如果懸架變形和垂直外力F之間的關(guān)系不固定，即懸架剛度是在變化的，則此時的彈性曲線為非線性彈性特性[7]。
對于車輛來說，盡管其簧上質(zhì)量變化較小，然而如果要實(shí)現(xiàn)車軸對車架沖擊的緩解，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)彎和制動情況下前傾角的減少和加速情況下后仰角的減少，則需要通過非線性懸架來實(shí)現(xiàn)此特性，如圖4-1所示[10]。
圖4-1 懸架特性曲線
表 4-1 懸架的主要參數(shù)
懸架靜撓度
懸架動撓度
懸架彈性特性
173.6mm
80mm
非線性
4.4 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)
鑒于本文是對某車型的懸架系統(tǒng)進(jìn)行減振部分的仿真設(shè)計(jì)和優(yōu)化，故不再贅述懸架其余部件參數(shù)的確定和設(shè)計(jì)過程，采取原車型的參數(shù)，只對和減振系統(tǒng)有關(guān)的部件進(jìn)行設(shè)計(jì)介紹和參數(shù)優(yōu)化。
查詢汽車設(shè)計(jì)資料和原車型數(shù)據(jù)，得到以下原車型參數(shù)。
上、下橫臂軸抗前傾角，、取0°、取-5°[11]。
上、下橫臂長度之比L1/L2 取0.65[12]。
第5章 懸架彈性元件和減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5 懸架彈性元件和減振器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)
5.1變剛度螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1.1變剛度彈簧最理想剛度曲線
1懸架彈簧剛度特性曲線
圖5-1懸架彈簧剛度特性曲線
圖5-1 懸架彈簧剛度特性曲線
圖5-1中每條曲線上的三個點(diǎn)分別表示空載、滿載、超載直線0123為線性彈簧剛度曲線(1懸架空載、2-懸架滿載、3-懸架超載);曲線0786(7-懸架空載、8-懸架滿載、6-懸架超載)為想象的理想變剛度彈簧剛度曲線;曲線0456 (4-懸架空載、5-懸架滿載、6-懸架超載)為最理想的懸架彈簧剛度的反S型曲線。曲線0786能貼合曲線0456走勢。但由于螺旋彈簀本身的特性，只能實(shí)現(xiàn)剛度不變或遞增。所以無法模擬曲線段04的漸增剛度,但這里不妨假設(shè)曲線0-7-8-6即為變剛度彈簧所需最理想的剛度曲線.
5.1.2為何在懸架上使用變剛度螺旋彈簧。
查閱汽車設(shè)計(jì)資料，發(fā)現(xiàn)最理想的懸架彈簧的剛度特性曲線應(yīng)呈反S型，即一開始彈簧的剛度較大,在預(yù)緊過程中彈簧的剛度逐漸變小,從空載到滿載剛度很小且增加平緩，最后滿裁到超載的過程剛度呈高次冪指數(shù)增加,具有極大的動容量和較強(qiáng)的非線性特性。普通的螺旋彈簧無法實(shí)現(xiàn)懸架剛度的改變，故嘗試在懸架上使用變剛度螺旋彈簧，并采取matlab對彈簧的剛度進(jìn)行分析。優(yōu)化設(shè)計(jì)彈簧的參數(shù)，使得變剛度彈簧的彈性特性曲線盡可能和理想的懸架彈簧剛度特性曲線形狀一致。
5.1.2 彈簧幾何參數(shù)的計(jì)算
1.優(yōu)化設(shè)計(jì)所需參數(shù)介紹
表6-1設(shè)計(jì)參數(shù)
前懸架滿載軸荷
前懸架空載軸荷
前懸架總質(zhì)量
前懸架設(shè)計(jì)偏頻n
809.7Kg
534.7Kg
81.3Kg
1.05Hz
選擇60Si2MnA為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。彈簧材料特性如下表6-2：
表6-2彈簧材料特性
許用切應(yīng)力[]
許用剪應(yīng)力[]
剪切模量G
彈性模量E
強(qiáng)度范圍
48
100
7800
20000MP
45-50HRC
查詢原汽車懸架設(shè)計(jì)手冊和相關(guān)資料達(dá)到原車型懸架彈簧設(shè)計(jì)參數(shù)
彈簧高度H
彈簧圈數(shù)n
螺旋角C
內(nèi)徑
外徑
節(jié)距t
簧絲直徑d
322mm
8
9.0
98mm
126mm
44mm
14
表6-3原車型懸架彈簧設(shè)計(jì)參數(shù)表
2.等節(jié)距圓錐螺旋壓縮彈簀的剛度分析
如圖(5-2)(a)中,R2為彈簀的大圈半徑,d為簧絲直徑,H,為壓并高度。如圖(5-2)(b)所示,等節(jié)距圓錐螺旋彈簀在底面上的投影為阿基米德螺旋線,0為這種螺旋線的極角，由圖可以看出，該螺旋線的極角0每增加2π,半徑R增加(t為彈簧節(jié)距,$為彈簀圓錐角)。由此可以得到等節(jié)距圓錐螺旋壓縮彈簀的半徑表達(dá)式為:
? （5-1）
式中:R為彈簀的小圈半徑
(1)等節(jié)距圓錐壓縮彈簧開始有彈簧圈接觸前的變形計(jì)算
由于壓縮彈簧的螺旋角比較小，當(dāng)彈簧受到軸向載荷P后,根據(jù)彈簧設(shè)計(jì)手冊得到接觸前的變形為:
（5-2）
（5-2）式中 n為彈簧的有效圈數(shù)；G為剪切模量
圖5-2圓錐螺旋壓縮彈簧幾何參數(shù)
(2)等節(jié)距圓錐壓縮彈簧開始有彈簧圈接觸后的變形計(jì)算
對于等節(jié)距為t的圓錐壓縮螺旋彈簀,開始接觸的彈簧圈為i的變形為:
(5-3)
彈簧的變形同樣分為彈簧圈壓并部分和未壓并部分。未壓并部分的變形由式(5-2)可知為F,壓并部分的變形為Fr,根據(jù)式(5-3)得:
(5-4)
從而得到等節(jié)距圓錐壓縮螺旋彈簧在彈簧圈i開始壓并時,整個彈簧的總變形為:
(5-5)
故目標(biāo)函數(shù)表達(dá)為 :
（5-6）
3.約束條件的建立，
目標(biāo)函數(shù)可根據(jù)彈簧的工作特點(diǎn)和對它的專門要求來建立。根據(jù)車用懸架彈簧的實(shí)際情況，選取圓錐彈簧的大圈半徑R1=68mm 、小圈半徑R2= 60mm。有效圈數(shù)n取原彈簧的有效圈數(shù)，節(jié)距t取原彈簧的節(jié)距，剪切模量G=7800，運(yùn)行matlab編程，對數(shù)據(jù)加以處理，可得到圓錐彈簧的特性曲線，如圖5-3所示。對圖像進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)此時彈簧的剛度特性曲線特征較為符合理想的彈簧剛度特性曲線。
圖5-4
圖5-3等節(jié)距圓錐螺旋彈簧剛度特性曲線
由等節(jié)距圓錐螺旋的剛度特性曲線可知，等節(jié)距圓錐螺旋彈簧壓縮過程中,彈簧圈之間未發(fā)生接觸時，其特性曲線為直線，載荷和位移（即剛度）表現(xiàn)為線性關(guān)系,當(dāng)隨著接觸的彈簧圈數(shù)增加,載荷和位移表現(xiàn)為非線性，其剛度逐漸增加，表現(xiàn)為很強(qiáng)的硬特性。
2數(shù)據(jù)的曲線擬合
曲線擬合又稱為函數(shù)的逼近,是一種近似求解函數(shù)的數(shù)值方法，它不要求近似函數(shù)在函數(shù)節(jié)點(diǎn)處與函數(shù)值相等，只要求盡可能地反應(yīng)函數(shù)的基本走勢。等節(jié)距圓錐彈簀的特性曲線函數(shù)由于過于繁雜,通過運(yùn)用MATLAB應(yīng)用程序,將其特性曲線擬合成為簡單的代數(shù)多項(xiàng)式。為振動分析與隔振設(shè)計(jì)提供簡單的數(shù)學(xué)模型。
圖5-4擬合曲線圖
執(zhí)行擬合程序后,得到圖5-4所示的擬合曲線圖,其中擬合三次多項(xiàng)式曲線與原函數(shù)偏差較大，而擬合五次多項(xiàng)曲線與原函數(shù)基本重合,偏差較小?？傻贸?擬合多項(xiàng)式次數(shù)越高,表示曲線的精度越精確，但數(shù)學(xué)模型越復(fù)雜。在振動與隔振分析中,權(quán)衡各種因素選擇合適的數(shù)學(xué)模型。其中三階的擬合多項(xiàng)式曲線函數(shù)關(guān)系如下:
Y=0.0218X3 -0.2149X2 +0.8695X-0.2842
3.3彈簧的簧絲大小對載荷位移曲線的影響
針對彈簧的簧絲直徑d進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化，由于未找到圓錐螺旋彈簧簧絲的國家標(biāo)準(zhǔn)，故以圓柱螺旋彈簧簧絲國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 1358-1993 為參照標(biāo)準(zhǔn)，取d=15、16、18 、20 、22 mm（原懸架彈簧的簧絲直徑為14）運(yùn)行matlab程序，得到彈簧的載荷位移曲線
圖5-5彈簧的載荷位移曲線（即剛度特性曲線圖）
由于彈簧在工作時承受剪切應(yīng)力，故其剪切需用應(yīng)力應(yīng)小于實(shí)際工作時的應(yīng)力，對彈簧進(jìn)行安全校核，對其直徑進(jìn)行約束，其約束函數(shù)為：
代入原車型數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)彈簧的圈數(shù)不得小于15mm，否則許用剪切應(yīng)力低于實(shí)際工作剪切應(yīng)力，不安全。
對比前后圖像，與理想彈簧剛度特性曲線進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)當(dāng)d=14mm時彈簧的剛度特性曲線最符合理想的剛度特性曲線。經(jīng)過安全校核，發(fā)現(xiàn)彈簧的直徑不得小于15mm。因此，由圖5-4可知，當(dāng)d=16mm時，變剛度彈簧的剛度特性曲線與理想的變剛度彈簧的剛度特性曲線最符合， 故取簧絲直徑為16mm，得到優(yōu)化的彈簧尺寸如下
大圈半徑R1=68mm 、小圈半徑R2= 60mm 、簧絲直徑d=16mm、節(jié)距 t=44mm 、有效圈數(shù)n=8。、
5.2 選取合理的減振器參數(shù)
本文針對懸架的減振系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)和優(yōu)化，對于原車型的其余參數(shù)并未作出改變，都未發(fā)生較為明顯的改變，故采取原車型一致的雙向作用筒式減振器，
雙作用筒式減振器設(shè)計(jì)公式如下：
F=δ （5-1）
式中，δ為減震器阻尼系數(shù)。
（5-2）
式中:c指懸架系統(tǒng)的垂直剛度； 指簧上質(zhì)量
（5-3）阻尼系數(shù).因懸架系統(tǒng)的固有頻率,所以理論上
（5-4）
（5-5）
(5-6)
查詢原車型設(shè)計(jì)資料，并代入原車型的具體參數(shù)，查詢雙作用筒式減振器國標(biāo)，
得到減振器的具體參數(shù)如表6-2所示：
表6-2 減振器尺寸
阻尼系數(shù)
最大允許壓力[ p]
工作缸直徑 D
儲油筒直徑Dc
連桿與缸筒直徑之比
壁厚
5603.7N·m/s
4MP
30mm
44mm
0.4
2mm
第2章 數(shù)控加工動態(tài)仿真技術(shù)綜述
第6章 有限元分析和優(yōu)化驗(yàn)證
6 有限元分析和優(yōu)化驗(yàn)證
6.1 SolidWorks軟件介紹和使用的插件功能介紹
SolidWorks是機(jī)械三位設(shè)計(jì)軟件，其所屬公式為美國SolidWorks，于1995年開發(fā)完成，并向市場發(fā)布，多年以來，其一直保持較為優(yōu)越的設(shè)計(jì)性能，較為先進(jìn)的創(chuàng)新性以及較高的易用性而受到了廣大機(jī)械工程師們的青睞，當(dāng)前，其已經(jīng)成為了機(jī)械三維設(shè)計(jì)行業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)。
Simulation模塊是基于Windows OS，可以充分集成SolidWorks，F(xiàn)EA功能的設(shè)計(jì)分析軟件，其具有優(yōu)秀的分析性能，是機(jī)械工程師較為青睞的三維分析軟件之一[14]。
6.2 利用SolidWorks2015 對懸架系統(tǒng)進(jìn)行初建模
利用SolidWorks 繪制出原型車的原懸架的模型，根據(jù)原車型的設(shè)計(jì)參考資料
建立原車型的懸架簡化模型,其中懸架減振簡化為彈簧加壓蓋模型，剛性固定和下擺臂連接，減振器的阻尼在有限元過程中自己添加進(jìn)去，懸架本身的阻尼利用瑞利阻尼公式自己計(jì)算得出。利用SolidWorks 建立各部件的零件圖
零件圖如下 利用草圖繪制，拉伸，切除，建立基準(zhǔn)面等命令，并進(jìn)行尺寸約束，繪制出下橫臂零件圖
圖6-1下橫臂
利用草圖繪制，拉伸，切除，建立基準(zhǔn)面等命令，并進(jìn)行尺寸約束，繪制出上橫臂
圖6-2上橫臂
利用SolidWorks的螺旋線功能，建立基準(zhǔn)面，拉伸掃描等命令繪制出減振的簡化模型
簡化為壓蓋加螺旋彈簧模型，阻尼系數(shù)后續(xù)添加。
圖6-3減振器簡化模型
利用草圖繪制，拉伸，切除，建立基準(zhǔn)面等命令，并進(jìn)行尺寸約束，繪制出支撐桿模型。
圖6-4支撐桿
利用草圖繪制，拉伸，切除，建立基準(zhǔn)面等命令，并進(jìn)行尺寸約束，繪制出減振下端支撐。
圖6-5減振下端支撐
利用SolidWorks的裝配模塊，對所有的零部件進(jìn)行裝配，約束，利用同軸心，面重合等命令，裝配零部件，得到變剛度懸架的定剛度懸架。
圖6-6優(yōu)化設(shè)計(jì)后變剛度懸架模型
圖6-7定剛度懸架裝配模型
6.3有限元分析步驟
6.3.1變剛度懸架有限元分析處理步驟
所有模型裝配完成后，利用評估選項(xiàng)的干涉檢查驗(yàn)證定剛度懸架裝配是否合理，為下一步有限元分析做好準(zhǔn)備。并為所有的材料添加屬性，由于沒有SolidWorks的材質(zhì)庫中沒有60Si2MnA這一材料選項(xiàng)，查詢所有的材料，選取彈性性能一致的ASAI 1035鋼（ss）。
對變剛度懸架靜應(yīng)力分析進(jìn)行靜應(yīng)力分析。力施加于減振器上端，即減振器的上端蓋，大小為最大簧載質(zhì)量2750N 。施加約束，使用固定夾具命令，固定減振支撐下擺臂，支撐桿下端很連接桿，劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量 中等，接頭命令設(shè)置 連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算，得到靜應(yīng)力分析結(jié)果。 靜應(yīng)力分析結(jié)果如下圖，導(dǎo)出靜應(yīng)力分析圖表，便于對比比較。
圖6-8變剛度懸架靜應(yīng)力分析應(yīng)力圖
圖6-9變剛度懸架靜應(yīng)力分析位移圖
圖6-10變剛度懸架靜力分析應(yīng)變圖
對變剛度懸架模型進(jìn)行動態(tài)分析，添加減振器的阻尼系數(shù)，減振的阻尼在0-0.3（查詢資料得知），在分析時，設(shè)置減振器的阻尼系數(shù)如下圖所示，這樣設(shè)置是因?yàn)閴嚎s越大，阻尼越大。
圖6-11阻尼比例
進(jìn)行約束定義參數(shù) 設(shè)置劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量 中等，接頭命令設(shè)置 連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算運(yùn)行此算例運(yùn)行結(jié)果圖如下
圖6-12變剛度懸架動態(tài)分析應(yīng)力圖
圖6-13變剛度懸架動態(tài)分析位移圖
導(dǎo)出有限元分析結(jié)果參數(shù)表，便于后續(xù)對比分析。
對變剛度懸架模型進(jìn)行非線性分析，分析其在顛簸不平路面上行駛時減振系統(tǒng)的位移和應(yīng)變受力情況，約束施加條件和靜應(yīng)力分析一致 應(yīng)力設(shè)置為5450N，載荷曲線設(shè)置為裝載卸載，模擬不平路面懸架減振系統(tǒng)所受到的載荷，阻尼設(shè)置為瑞利阻尼（剛性連接），阻尼參數(shù)計(jì)算如下表所示
1 瑞利阻尼：
[C]=α*[M]+β*[K]
2 結(jié)構(gòu)的頻率范圍：
f1= 1.2 Hz ω1=2πf1= 7.540 T1= 0.833333333 s
f2= 1.5 Hz ω2=2πf2= 9.425 T2= 0.666666667 s
3 阻尼比：
ξ= 0.05
4 瑞利阻尼系數(shù)：
α/(2ω)+β*ω/2=ξ
α= 0.4189
β= 0.0059
劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量 中等，接頭命令設(shè)置 連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算，得到動態(tài)分析數(shù)據(jù)。
圖6-14變剛度懸架非線性分析應(yīng)力圖
圖6-15變剛度懸架非線性位移位移圖
6.3.2定剛度懸架有限元分析步驟
對原模型進(jìn)行有限元分析步驟，所有模型裝配完成后，利用評估選項(xiàng)的干涉檢查驗(yàn)證定剛度懸架裝配是否合理，為下一步有限元分析做好準(zhǔn)備。并為所有的材料添加屬性，由于沒有SolidWorks的材質(zhì)庫中沒有60Si2MnA這一材料選項(xiàng)，查詢所有的材料，選取彈性性能一致的ASAI 1035鋼（ss）。
對定剛度簡化模型進(jìn)行靜應(yīng)力分析。力施加于減振器上端，即減振器的上端蓋，大小為最大簧載質(zhì)量2750N 。施加約束，使用固定夾具命令，固定減振支撐下擺臂，支撐桿下端很連接桿，劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量 中等，接頭命令設(shè)置 連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算，得到靜應(yīng)力分析結(jié)果。 靜應(yīng)力分析結(jié)果如下圖，并導(dǎo)出靜應(yīng)力分析圖表，便于對比比較。
圖6-16 定剛度懸架靜應(yīng)力分析應(yīng)力圖
圖6-17 定剛度懸架靜應(yīng)力分析位移圖
圖6-18 定剛度懸架靜應(yīng)力分析應(yīng)變圖
對定剛度懸架模型進(jìn)行動態(tài)分析，添加減振器的阻尼系數(shù)，減振的阻尼在0-0.3（查詢資料得知），在分析時，設(shè)置減振器的阻尼系數(shù)如下圖所示，這樣設(shè)置是因?yàn)閴嚎s越大，阻尼越大。
圖6-19阻尼比例
進(jìn)行約束定義參數(shù) 設(shè)置劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量 中等，接頭命令設(shè)置 連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算運(yùn)行此算例運(yùn)行結(jié)果圖如下圖
圖6-20定剛度懸架動態(tài)分析應(yīng)力圖
圖6-21 定剛度懸架動態(tài)分析位移圖
圖6-22 定剛度懸架動態(tài)分析應(yīng)變圖
對定剛度懸架模型進(jìn)行非線性分析，分析在顛簸不平路面上行駛時減振系統(tǒng)的位移和應(yīng)變受力情況，約束施加條件和靜應(yīng)力分析一致 應(yīng)力設(shè)置為5450N，阻尼設(shè)置為瑞利阻尼，阻尼參數(shù)計(jì)算如下表所示:
1 瑞利阻尼：
[C]=α*[M]+β*[K]
2 結(jié)構(gòu)的頻率范圍：
f1= 1.2 Hz ω1=2πf1= 7.540 T1= 0.833333333 s
f2= 1.5 Hz ω2=2πf2= 9.425 T2= 0.666666667 s
3 阻尼比：
ξ= 0.05
4 瑞利阻尼系數(shù)：
α/(2ω)+β*ω/2=ξ
α= 0.4189
β= 0.0059
劃分網(wǎng)格設(shè)置，自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格質(zhì)量中等，接頭命令設(shè)置,連接參數(shù)，等上述步驟完成后，檢查干涉，以免劃分網(wǎng)格出錯，導(dǎo)致無法有限元分析，檢查干涉無誤后，點(diǎn)擊計(jì)算算例命令，選擇計(jì)算此算例，耐心等待計(jì)算，得到非線性分析分析數(shù)據(jù)。
圖6-23 定剛度懸架非線性位移應(yīng)力圖
圖6-24定剛度懸架非線性分析位移圖
6.4有限元分析數(shù)據(jù)對比
6.4.1靜應(yīng)力（空載）分析數(shù)據(jù)對比
導(dǎo)出變剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)據(jù)。
變剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)值如表6-1所示：
表6-1變剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)值
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N
0.0150386
5160.22
-1731.84
5443.08
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N.m
0
0
0
0
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力
2.07856e-010 N/m^2
節(jié): 16533
8.0602e+008 N/m^2
節(jié): 10318
變剛度懸架1-靜應(yīng)力分析 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移
0 mm
節(jié): 2908
21.3486 mm
節(jié): 21710
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)變1
ESTRN :對等應(yīng)變
6.11675e-022
單元: 1113
0.00279823
單元: 6583
變剛度懸架1-靜應(yīng)力分析 1-應(yīng)變-應(yīng)變1
變剛度懸架1-靜應(yīng)力分析 1-位移-位移1
導(dǎo)出變剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)據(jù)
定剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)據(jù)如表6-2所示：
表6-2定剛度懸架靜應(yīng)力分析數(shù)據(jù)
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N
-0.164196
5159.22
-1731.86
5442.14
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N.m
0
0
0
0
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移
0 mm
節(jié): 2785
15.9518 mm
節(jié): 16025
定剛度懸架-靜應(yīng)力分析 1-位移-位移1
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力
2.26116e-011 N/m^2
節(jié): 12089
6.56639e+008 N/m^2
節(jié): 17963
定剛度懸架-靜應(yīng)力分析 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)變1
ESTRN :對等應(yīng)變
0
單元: 7780
0.00179651
單元: 10368
定剛度懸架-靜應(yīng)力分析 1-應(yīng)變-應(yīng)變1
在相同載荷情況下，由上述數(shù)據(jù)可以看出在汽車空載時，變剛度懸架的最大位移為21.3486 mm 定剛度懸架的最大位移15.9518 mm。在空載情況下，變剛度懸架的位移量大于定剛度前懸架的位移量，由胡克定律可知變剛度懸架的剛度小于定剛度懸架，故符合優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)。
6.4.2動態(tài)（滿載）分析數(shù)據(jù)對比
導(dǎo)出導(dǎo)出變剛度懸架動態(tài)分析數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)如表6-3所示：
6-3變剛度懸架動態(tài)分析數(shù)據(jù)
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力 于步驟數(shù): 100(1 秒)
1.63648e-005 N/m^2
節(jié): 11306
1.09857e+009 N/m^2
節(jié): 17963
變剛度懸架-動態(tài) 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移 于步驟數(shù): 100(1 秒)
0 mm
節(jié): 2785
28.7758 mm
節(jié): 16024
變剛度懸架-動態(tài) 1-位移-位移1
導(dǎo)出導(dǎo)出定剛度懸架動態(tài)分析數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)如表6-4所示：
表6-4定剛度懸架動態(tài)分析數(shù)據(jù)
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力 于步驟數(shù): 100(1 秒)
2.85858e-005 N/m^2
節(jié): 16102
1.5642e+009 N/m^2
節(jié): 10382
定剛度懸架1-動態(tài) 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移 于步驟數(shù): 100(1 秒)
0 mm
節(jié): 2908
38.6466 mm
節(jié): 20989
定剛度懸架1-動態(tài) 1-位移-位移1
在相同的約束和以及阻尼定義下，對簡化的變剛度和定剛度懸架模型進(jìn)行分析，將兩者數(shù)值進(jìn)行對比，可以看出，滿載條件下，變剛度懸架的位移為28.7758 mm小于定剛度懸架的位移38.6466 mm，由胡克定律可知，變剛度懸架的剛度大于定剛度懸架滿足前文的設(shè)計(jì)預(yù)期。故無需繼續(xù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。
6.4.3非線性（滿載不平路面）分析數(shù)據(jù)對比
導(dǎo)出導(dǎo)出變剛度懸架非線性分析數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)如表6-5所示：
表6-5變剛度懸架非線性分析數(shù)據(jù)
載荷名稱
負(fù)載細(xì)節(jié)
函數(shù)曲線
力-1
實(shí)體
1面
時間曲線
類型
應(yīng)用法向力
值
5450N
時間變化
1S
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N
0.0175233
2.01052
-0.669169
2.11903
選擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N.m
0
0
0
0
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力 于步驟數(shù): 100(1 秒)
3.96053e-016 N/m^2
節(jié): 2133
7.39205e+007 N/m^2
節(jié): 10318
變剛度懸架1-非線性 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移 于步驟數(shù): 100(1 秒)
0 mm
節(jié): 1
1.90308 mm
節(jié): 20989
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)變1
ESTRN :對等應(yīng)變 于步驟數(shù): 100(1 秒)
0
單元: 1
0.000243583
單元: 6456
變剛度懸架1-非線性 1-應(yīng)變-應(yīng)變1
定剛度懸架非線性分析數(shù)據(jù)如表6-6所示：
表6-6定剛度懸架非線性分析數(shù)據(jù)
載荷名稱
負(fù)載細(xì)節(jié)
函數(shù)曲線
力-1
實(shí)體
1面
時間曲線
類型
應(yīng)用法向力
值
5450N
時間變化
1S
擇集
單位
總和 X
總和 Y
總和 Z
合力
整個模型
N
-0.0281684
5.4592
-1.78811
5.74465
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)力1
VON:von Mises 應(yīng)力 于步驟數(shù): 7(0.07 秒)
2.0178e-016 N/m^2
節(jié): 11647
1.05478e+007 N/m^2
節(jié): 17963
名稱
類型
最小
最大
位移1
URES:合位移 于步驟數(shù): 7(0.07 秒)
0 mm
節(jié): 1
0.242335 mm
節(jié): 16609
定剛度懸架-非線性 1-位移-位移1
定剛度懸架-非線性 1-應(yīng)力-應(yīng)力1
名稱
類型
最小
最大
應(yīng)變1
ESTRN :對等應(yīng)變 于步驟數(shù): 7(0.07 秒)
0
單元: 1
2.72047e-005
單元: 10368
定剛度懸架-非線性 1-應(yīng)變-應(yīng)變1
當(dāng)汽車滿載時且在不平的路面上行駛時，對比非線性分析的數(shù)值，可以看出此時變剛度懸架的位移為1.90308 mm，大于定剛度懸架的位移0.242335 mm；應(yīng)力和應(yīng)變均處于安全范圍內(nèi)，故符合本文開篇時的優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)，無需進(jìn)一步對變剛度懸架進(jìn)行優(yōu)化。
8 結(jié)論
汽車的懸架系統(tǒng)是汽車上一個重要的部分，與整車的操作性和穩(wěn)定性有密切關(guān)系。雙橫臂獨(dú)立懸架因其簧下質(zhì)量小，懸架占用的空間小，彈簧元件之承受垂直力，所以可用剛度小的彈簧，使車身振動頻率低，改善了汽車的平順性；由于有可能降低發(fā)動機(jī)的位置高度，使整車的質(zhì)心高度下降，有改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；經(jīng)過設(shè)計(jì)計(jì)算和校核，在雙橫臂獨(dú)立上，使用變剛度彈簧替換定剛度彈簧，可以有效的提高汽車懸架的安全性，改善舒適性指標(biāo)。而且，位移相對于定剛度彈簧更小，可以改善汽車的通過穩(wěn)定性和適應(yīng)不同路況的行駛性能。而且和定剛度彈簧相比，變剛度等節(jié)距圓錐彈簧相對于定剛度彈簧，占用空間更小，可以使車身設(shè)置更加精湊，減小車身的空間，更加適合城市的交通。
本文主要對某車型的雙橫臂獨(dú)立懸架進(jìn)行分析和研究。在利用SolidWorks軟件建立三維實(shí)體模型的基礎(chǔ)上，根據(jù)計(jì)算結(jié)果通過SolidWorks有限元分析模塊對減振器進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析與校核,為減振器設(shè)計(jì)提供一些的建議和改進(jìn)措施。全文主要工作如下：
1、查詢資料，完成懸架中關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和校核、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的分析設(shè)計(jì)等工作。
2、利用SolidWorks，軟件對雙橫臂懸架進(jìn)行大致示意建模。
3、根據(jù)前文的計(jì)算結(jié)果和汽車行駛的工況，對減振器實(shí)行不同工況下的位移應(yīng)力和應(yīng)變校核，對減振系統(tǒng)的可靠性進(jìn)行校核確保汽車的安全。
附錄
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致 謝
大仲馬曾說：“必須體驗(yàn)過痛苦,才體會到生的快樂”，把這句話用到完成論文之際似乎并不恰當(dāng)，不過，卻也是現(xiàn)在真實(shí)的心理寫照，這篇論文難度較大，修改了很多回，一次一次體驗(yàn)著痛苦，不過現(xiàn)在體驗(yàn)的倒不是重生，而是一種歷練后的快樂，發(fā)自內(nèi)心的欣喜，難以用語言去形容。
感謝我的導(dǎo)師李鴻秋教授，老師讓我理解了，精益求精、科學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)是一種素養(yǎng)，是踏上社會以后在競爭中勝出的利器，感謝老師教會了我這些，要是沒有這次歷練，我不知道啥時候才能真正理解這些東西，那樣的話，成長就放慢了吧，我想肯定是這樣的，還要感謝老師的寬容，也許老師會覺得這些錯誤你就不應(yīng)該犯，你做事沒有一個認(rèn)真的態(tài)度，其實(shí)我想說，我真的很努力去做了，但有時候就是考慮不周全，老師不厭其煩，容忍我的一次又一次的錯誤？謝謝老師，謝謝，您的教誨我終生不會忘。
感謝我的同窗，我們笑過鬧過、吵過打過，這就是大學(xué)生活吧，但是，我不舍得你們，眼看我們就要各散東西了，我們啥時候還能再見面，再見的時候還能記得彼此嗎？感謝你們在我最無助的時候給我的幫助，感謝你們在我取得成績時由衷的給我鼓掌，突然覺得好失落，淚濕眼眶，謝謝你們，我親愛的同學(xué)們。
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