毕业设计方案汽车悬架设计.doc

毕业设计论文

题 目： 电动汽车多功能转向系统（悬架设计）
学 生：
专 业： 车辆工程
班 级：
学 号：
指引教师：
目录
摘要 - 4 -
Abstract - 5 -
前言 - 6 -
设计背景： - 6 -
课题来源及规定： - 6 -
重要内容： - 7 -
产品展示： - 7 -
第一章 悬架分析选型 - 8 -
1.1悬架构造方案选取 - 8 -
1.1.1 设计对象车型参数 - 8 -
1.1.2 独立悬架与非独立悬架构造形式选取 - 8 -
1.1.3 悬架详细构造形式选取 - 9 -
1.1.4 弹性原件选取 - 9 -
1.1.5 减振元件选取 - 9 -
1.2传力构件及导向机构 - 9 -
1.3横向稳定器 - 10 -
1.4 下摆臂类型选取 - 10 -
第二章 悬架重要参数拟定 - 11 -
2.1悬架挠度计算 - 11 -
2.1.1悬架静挠度计算 - 11 -
2.1.2 悬架动挠度计算 - 12 -
2.1.3 悬架刚度计算 - 13 -
第三章 弹性元件设计 - 14 -
3.1 螺旋弹簧刚度 - 14 -
3.2 计算螺旋弹簧直径 - 14 -
3.3 螺旋弹簧校核 - 15 -
3.3.1 螺旋弹簧刚度校核 - 15 -
3.3.2 弹簧表面剪切应力校核 - 15 -
第四章 减振器设计 - 16 -
4.1 减振器构造类型选取 - 16 -
4.2 减振器参数设计 - 17 -
4.2.1 相对阻尼系数ψ - 17 -
4.2.2 减振器阻尼系数拟定 - 17 -
4.2.3 减振器最大卸荷力拟定 - 18 -
4.2.4 减振器工作缸直径D拟定 - 18 -
4.3 横向稳定杆设计 - 20 -
4.3.1 横向稳定杆作用 - 20 -
4.3.2 横向稳定杆参数选取 - 20 -
第五章 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 - 20 -
5.1导向机构布置参数 - 20 -
5.1.1麦弗逊式独立悬架侧倾中心 - 20 -
5.2 导向机构受力分析 - 22 -
5.3 下横臂轴线布置方式选取 - 23 -
5.4 下横摆臂重要参数 - 24 -
第六章 论文总结 - 26 -
道谢 - 27 -
参照文献 - 28 -

摘要

依照对汽车悬架研究以及资料查阅，着重阐述了应用于多功能转向电动汽车麦佛逊式独立悬架设计与计算，在保证电动车能原地旋转以及侧向行驶对悬架布置进行全新设计，涉及汽车悬架类型选取，不同类型悬架优缺陷，和各种类型悬架应用状况等。依照原有数据计算麦佛逊式悬架静挠度和动挠度，悬架刚度等。涉及弹性元件设计计算与校核，以及减振器选型计算。通过对麦佛逊式悬架设计，选用出有关零件，并在阐明书中画出有关零件零件图。通过阐明书画出麦佛逊式悬架零件图和装配图
核心词：麦佛逊，汽车悬架悬架，设计计算

Abstract

According to the automobile suspension research and information access，emphatically elaborated the new suspension design and calculation of automobile suspended frame type choice of different types，and the advantages and disadvantages of the suspension，and various types of suspension application condition and so on. According to the original data calculation Michael Gibson type suspension of Buddha static deflection and dynamic deflection，the suspension stiffness，etc. Including elastic components design calculation and checking，and the calculation of the selection of the shock absorber. Through the Buddha of wheat was type suspension design，selection of the related parts，and in the prospectus draw the related parts drawing. Through a wheat that painting and calligraphy Buddha suspension parts of Hudson diagram and the assembly drawing
Keywords：Michael Hudson Buddha，automobile suspension suspension，design calculation

前言
设计背景：
悬架是当代汽车上重要总成之一，它最重要功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生冲击，衰减由此引起承载系统振动，以保证汽车行驶平顺性。因而必要在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依托弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间垂向载荷，并依托其变形来吸取能量，达到缓冲目。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)构成振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机勉励。为了迅速衰减不必要振动，悬架中还必要涉及阻尼元件，即减振器。此外，悬架中保证车轮与车架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身位移特性连接装置统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时运动轨迹和车轮定位参数变化，以及汽车先后侧倾中心及纵倾中心位置，从而在很大限度上提高了整车操纵稳定性和抗纵倾能力。
本设计重要依照所选车型原始数据进行计算，设计出一麦佛逊式悬架，可保证设计对象车型车辆进行原地转向及侧向行驶时悬架不发生运动干涉，同步使具备悬架特性，并对汽车操纵稳定性、转向轻便性、行驶舒服性、轮胎寿命等进行有关验算设计。
课题来源及规定：
本课题来源于实际生活中，设计出一款能满足汽车原地转向以及侧向行驶先后悬架。在设计过程中规定进行有关校核与导向机构仿真等。此外需要做出一份零件图及装配工程图。
课题实现办法：
本设计对象车型为BYD—ET电动汽车
本设计重要用对比法，调查法，文献资料法等进行设计实现。依照当前市面上存在悬架类型进行选型改进，结合对象车型详细参数进行设计校核，从而实现课题设计目的，运用原理分析及实验法，分析汽车原地转向和侧向行驶原理以及条件，结合有关计算，设计出悬架下摆臂详细尺寸参数。运用CATIA进行有关干涉分析与有限元分析等。

重要内容：
1）悬架分析选取（独立悬架与非独立悬架构造形式选取，悬架详细构造形式选取，弹性元件，减振元件，横向稳定器）；
2）悬架重要参数拟定（悬架空间几何参数，悬架弹性特性和工作行程，悬架工作行程）
3）螺旋弹簧设计（螺旋弹簧刚度，直径等，有关强度校核）
4）减振器参数设计（相对阻尼系数ψ，减振器阻尼系数拟定，减振器最大卸荷力拟定，减振器工作缸直径D拟定）
5）横向稳定杆设计
6）核心零部件有限元分析。

产品展示：

前悬架总成

后悬架总成

总成

第一章 悬架分析选型

1.1悬架构造方案选取
1.1.1 设计对象车型参数
悬架设计可以大体分为构造型式及重要参数选取和详细设计两个阶段，有时还要重复交叉进行。由于悬架参数影响到许多整车特性，并且涉及其她总成布置，因而普通要与总布置共同配合拟定。本车设计车型为比亚迪ET电动汽车，有关原始参数如下：

本设计对象车型为 比亚迪 ET纯电动汽车

总装备质量1470kg，轮胎：205/60R17；轮辋：驱动形式为4轮轮毂电机电动机驱动，永磁同步电动机额定功率4×25KW，最大转速5500r/min，最大转距400N.m/2500r/min，通过IGBT逆变器和DPS电子控制器进行控制。4轮轮毂驱动模式构成4×4全轮驱动。

1.1.2 独立悬架与非独立悬架构造形式选取
为适应不同车型和不同类型车桥需要，悬架有不同构造型式，重要有独立悬架与非独立悬架。独立悬架容许前轮有大跳动空间，有助于转向，便于选取软弹簧元件使平顺性得到改进，同步独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮附着性，且轿车对乘坐舒服性规定较高，故选取独立悬架。

1.1.3 悬架详细构造形式选取
麦弗逊式独立悬架是独立悬架中一种，是一种减振器作滑动支柱并与下控制臂铰接构成一种悬架形式,与其他悬架系统相比,构造简朴、性能好、布置紧凑,占用空间少。本次设计车型为比亚迪—ET，采用麦佛逊式悬架。

1.1.4 弹性元件选取
弹性元件是悬架最重要部件，由于悬架最主线作用是减缓地面不平度对车身导致冲击，即将短暂大加速度冲击化解为相对缓慢小加速度冲击。
弹性元件重要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等惯用类型。除了板弹簧自身有减振作用外，配备其他种类弹性元件悬架必要配备减振元件，使已经发生振动汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用弹性元件，由于存在诸多设计局限性之处，现逐渐被其他种类弹性元件所取代，本次设计选取螺旋弹簧。

1.1.5 减振元件选取
减振元件重要起减振作用。为加速车架和车身振动衰减，以改进汽车行驶平顺性，在大多数汽车悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装。
汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内油液便重复地从一种内腔通过某些窄小孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动阻尼力，使车身和车架振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸取，然后散到大气中。本次设计采用选取双筒式液力减振器。

1.2传力构件及导向机构
车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）运动轨迹应符合一定规定，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利影响。因而，悬架中某些传力构件同步还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。

对前轮导向机构规定：
（1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过+4.0mm，轮距变化大会引起轮胎初期磨损；
（2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理变化特性，车轮不应产生纵向加速度；
（3） 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角≤6-7度。并使车轮与车身倾斜同向，以增强局限性转向效应。
（4） 制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。
（5） 具备足够疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外各种力和力矩。

1.3横向稳定器

在多数轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等状况下发生过大横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件——横向稳定器。
横向稳定器实际是一根近似U型杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来防止车身产生过大侧倾。其原理是当一侧车轮相对车身位移比此外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。

1.4 下摆臂类型选取

麦弗逊悬挂普通由两个基本某些构成：支柱式减振器和A（或L型）字型托臂，整个车体重量和汽车在运动时车轮承受所有冲击就靠这两个部件承担。下摆臂重要受三个力：1.刹车时纵向力；2.转弯时侧向力；3.颠簸时垂直力。结合本次设计目，考虑到汽车需要原地旋转，为了防止转向车轮与下摆臂发生干涉，故选用L型托臂。

第二章 悬架重要参数拟定

2.1悬架挠度计算
对于大多数汽车而言，其悬挂质量分派系数ε=0.8～1.2，因而可以近似地以为ε=1，即先后桥上方车身某些集中质量垂直振动是互相独立，并用偏频，表达各自自由振动频率，偏频越小，则汽车平顺性越好。普通对于钢制弹簧轿车，约为1～1.3Hz（60～80次/min），约为1.17～1.5Hz（70～90次/min），非常接近人体步行时自然频率。

2.1.1悬架静挠度计算
悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上载荷与此时悬架刚度之比，即。汽车悬架振动系统固有频率，是影响汽车平顺性重要参数之一。而汽车某些车身固有率（偏频）可用下式表达：
(2-1)

式中 C s——汽车前悬架刚度，N/mm；
m s——汽车前悬架簧上质量，kg；
n——汽车前悬架偏频，Hz
而汽车悬架静挠度可用下式表达：
(2-2)
由这两式可得出：
(2-3)
设计时取前悬架偏频
依照公式(2-3)可以计算出前悬架静挠度为：
=25/n2=173.6mm
在选用先后悬架静挠度值和时，应当使其接近，并但愿后悬架静挠度比前悬架静挠度小些，这样有助于防止车身产生较大纵向角振动，推荐为：
故后悬架静挠度取：

2.1.2 悬架动挠度计算
悬架动挠度是指从满载经平衡位置开始悬架压缩到构造容许最大变形（普通指缓冲块压缩到其自由高度1/2 或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）垂直位移。规定悬架应有足度，以防止在坏路面上行驶时经常遇到缓冲块。对乘用车，取70～90mm；对客车，取50～80mm；对货车，取60～90mm。
本次设计取悬架动挠度为80mm。
为了得到良好平顺性，因当采用较软悬架以减少偏频，但软悬架在一定载荷下其变形量也大，对于普通轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不不大于160mm。
对于前悬架：
由于： 故设计合理
对于后悬架：
由于： 故设计合理

2.1.3 悬架刚度计算
已知：已知整车装备质量：m =1470kg，参照本次设计车型，取簧上质量为1400kg；取簧下质量为70kg，则由表2-1轴荷分派图知：

满载前轴单轮轴荷取55%：（满载时车上5名成员，60kg/名）。

表2-1轴荷分派表

前悬架刚度：

后悬架刚度：

第三章 弹性元件设计

3.1 螺旋弹簧刚度
由于存在悬架导向机构关系，悬架刚度C与弹簧刚度是不相等，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需力；而弹簧刚度仅指弹簧自身单位挠度所需力。
但两者可依照经验公式（悬架刚度=弹簧刚度/杠杆比平方）进行转换，杠杆比取值范畴为（0—1），本设计中取为1，使弹簧刚度校核值为最大值。
故：

3.2 计算螺旋弹簧直径
依照公式(3-1)可以计算：
(3-1)
式中 i——弹簧有效工作圈数，先取8
G——弹簧材料剪切弹性模量，取 Mpa
——弹簧中径，取110mm
可得
初拟定螺旋弹簧直径为，弹簧外径D=123mm，弹簧有效工作圈数n=8

3.3 螺旋弹簧校核
3.3.1 螺旋弹簧刚度校核
弹簧刚度计算公式为： (3-2)
代入数据计算可得弹簧刚度为：

因此弹簧选取符合刚度规定。

3.3.2 弹簧表面剪切应力校核
弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料剪切变形吸取能量，弹簧钢丝表面剪应力为：
(3-3)
式中 C——弹簧指数（旋绕比），
——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响系数，
P——弹簧轴向载荷
已知=110mm，d=13mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数：

P=
则弹簧表面剪切应力为：

[τ]=0.63[σ]=0.63×1000Mpa，由于τ<[τ]，因此弹簧满足规定。
综上可以最后选定弹簧参数为：
弹簧钢丝直径d=13mm，弹簧外径D=123mm，弹簧有效工作圈数n=8。
第四章 减振器设计

4.1 减振器构造类型选取
减振器作为阻尼元件是悬架重要构成元件之一，其作用是迅速衰减汽车振动，改进汽车行驶平顺性，增强车轮与路面附着性能，减少汽车因惯性力引起车身倾角变化，提高汽车操纵性和稳定性。此外减振器可以减少车身某些动载荷，延长汽车使用寿命。
减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。当前汽车上使用减振器重要是筒式液力减振器，筒式减振器最惯用三种构造型式涉及:双筒式、单筒充气式和双筒充气式，本次设计为双筒充气式减振器。
双筒充气式减振器长处有:①在小振幅时阀响应也比较敏感;②改进了坏路上阻尼特性;③提高了行驶平顺性;④气压损失时，仍可发挥减振功能;⑤与单筒充气式减振器相比，占用轴向尺寸小，由于没有浮动活塞，摩擦也较小。

图4-3 双筒充气式减振器用于麦克弗逊悬架时构造图
1六方;2盖板;3导向座;4贮油缸筒;5补偿腔;6活塞杆;7弹簧托架;8限位块;
9压缩阀;10密封环;11阀片;12活塞紧固螺母;13活塞杆小端;14底阀

4.2 减振器参数设计
4.2.1 相对阻尼系数ψ
相对阻尼系数ψ物理意义是：减振器阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量悬架系统匹配时，会产生不同阻尼效果。ψ值大，振动能迅速衰减，同步又能将较大路面冲击力传到车身；ψ值小则反之，普通状况下，将压缩行程时相对阻尼系数取小些，伸张行程时相对阻尼系数获得大些，两者之间保持=（0.25-0.50）关系。
设计时，先选用与平均值ψ。相对无摩擦弹性元件悬架，取ψ=0.25-0.35；对有内摩擦弹性元件悬架，ψ值取小些，为避免悬架碰撞车架，取=0.5
取ψ=0.3，则有：，计算得：=0.4，=0.2

4.2.2 减振器阻尼系数拟定
减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，因此理论上。事实上，应依照减振器布置特点拟定减振器阻尼系数。依照下图安装形式，则阻尼系数为：

图 4-4 减振器布置简图
依照公式，可得出：
满载时计算前悬刚度
代入数据得：=6.3Hz，取,
按满载计算有：簧上质量kg，代入数据得减振器阻尼系数为：

4.2.3 减振器最大卸荷力拟定
为减小传到车身上冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时活塞速度称为卸荷速度，按上图安装形式时有：

式中，为卸荷速度，普通为0.15~0.3m/s，A为车身振幅，取；为悬架振动固有频率。
代入数据计算得卸荷速度为：
符合在0.15~0.3m/s之间范畴规定。
依照伸张行程最大卸荷力公式：

式中，c是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力为：

4.2.4 减振器工作缸直径D拟定
依照伸张行程最大卸荷力计算工作缸直径D为：
(4-1)
其中，——工作缸最大压力，在3Mpa~4Mpa,取=3Mpa；
——连杆直径与工作缸直径比值，=0.4~0.5，取=0.4。
代入公式（4-1）计算得工作缸直径D为：

减振器工作缸直径D有20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种。选用时按照原则选用，按下表选取。
表 4-1
工作缸直径D
基长L
贮油直径
吊环直径φ
吊环直径宽度B
活塞行程S
30
110 （120）
44 （47）
29
24
230、240、250、260、270、280
40
140 （150）
54
39
32
120、130、140、150、270、280
50
170 （180）
70 （75）
47
40
120、130、140、150、160、170、180
65
210
210
62
50
120、130、140、150、160、170、180、190
因此选取工作缸直径D=30mm减振器，对照上表选取有关参数：
考虑到需要减少导向套上横向力以及整个悬架布置空间规定，选用活塞行程S=240mm，基长L=110mm，则：
（最小行程）
（最大行程）
取贮油缸直径=44mm，壁厚取2mm。

4.3 横向稳定杆设计
4.3.1 横向稳定杆作用
横向稳定杆是一根拥有一定刚度扭杆弹簧，它和左右悬挂下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处在颠簸路面时，两边悬挂同步上下运动，稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内侧悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定弹力，制止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。

4.3.2 横向稳定杆参数选取
横向稳定杆重要参数由悬架空间布置尺寸来定，详细尺寸如下：杆直径d=20mm，杆长L=1200mm，圆角半径R=26mm。

图 4-5 横向稳定杆

第五章 麦弗逊式独立悬架导向机构设计

5.1导向机构布置参数

5.1.1麦弗逊式独立悬架侧倾中心

麦弗逊式独立悬架侧倾中心由如图5-1所示方式得出。从悬架与车身固定连接点E作活塞杆运动方向垂直线并将下横臂线延长。两条线交点即为极点P。将P点与车轮接地点N连线交在汽车轴线上，交点W即为侧倾中心。

图5-1 麦弗逊式独立悬架侧倾中心拟定

各数据为：，， ，，d=300mm，

麦弗逊式独立悬架侧倾中心高度为
（5-1）
式中

代入公式（5-1）得

前悬架侧倾中心高度受到容许轮距变化限制，并且几乎不也许超过150mm。 此外，在前轮前驱汽车上，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故因尽量使前轮轮荷变 化小。因而，在独立悬架中，侧倾中心高度为：
前悬0～120mm，后悬80～150mm。
本次设计前悬侧倾中心高度为66mm，因而设计符合规定。

5.2 导向机构受力分析

图 5-2 导向机构受力图

分析麦佛逊式独立悬架受力简图（图 5-2）：作用在导向套上横向力得：

式中,F1 前轮上静载荷F1' 减去前轴簧下质量1/2。
横向力 越大，则作用在导向套上摩擦力越大（为摩擦因数），这对汽车平顺性有不良影响。为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减摩材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小，规定尺寸c+b 越大越好，或者减小尺寸a。增大c+b使悬架占用空间增长，在布置上有困难；若采用增长减振器轴线倾斜度办法，可达到减小a 目，但也存在布置困难问题。为此，在保持减振器轴线不变条件下，常将图中G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a 目，又可以获得小、较小甚至是负主销偏移距，提高制动稳定性能。移动G 点后主销轴线不再与减振器轴线重叠。
本次设计在满足设计对象车型布置空间前提下通过外伸G点至车轮内部达到减少横向力效果。

5.3 下横臂轴线布置方式选取
麦弗逊式独立悬架下横臂轴线与主销后倾角匹配，影响汽车纵倾稳定性。如图5-3所示。其中O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动运动瞬心。当下横臂抗俯角-β ′ 等于静平衡位置主销后倾角γ 时，下横臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因而，γ 值保持不变。当-β ′ 与γ 匹配使运动瞬心O 交于前轮后方时，在悬架压缩行程，γ 角有增大趋势。当-β ′ 与γ 匹配使运动瞬心O 交于前轮前方时，在悬架压缩行程，γ 角有减小趋势。为了减少汽车制动时纵倾，普通但愿在悬架压缩行程主销后倾角γ 有增长趋势。因而，在设计麦弗逊式独立悬架时，应当选取参数β ′ 能使运动瞬心O 交于前轮后方。

图5-3 γ角变化示意图
本次设计麦佛逊式独立悬架下横臂轴线布置方式如下：

图 5-4 麦佛逊式独立悬架下横臂轴线布置图

5.4 下横摆臂重要参数
下图为某乘用车采用麦弗逊式前悬架实测参数为输入数据计算成果。图中几组曲线是下横臂L 取不同值时悬架运动特性。由图可以看出，下横臂越长， By 曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有助于提高轮胎寿命。
主销内倾角β 、车轮外倾角α和主销后倾角γ 曲线变化规律也都与y B 类似，阐明摆臂越长，前轮定位角度变化越小，将有助于提高汽车操纵稳定性。详细设计时，在满足布置规定前提下，应尽量加长横臂长度。

图5-5 麦弗逊式独立悬架运动特性

本次设计下横臂长度参数如下图所示：

图 5-6 下横臂

第六章 论文总结
本次设计重要内容有：
（1）汽车操纵稳定性在汽车性能中重要地位及研究历史、现状。
（2）CATIA软件建模仿真。
（3）根据本文选用样车比亚迪ET，通过度析计算，设计一款既能满足汽车特殊转向又能满足汽车稳定性及操纵性麦佛逊式独立悬架。
（4）运用CATIA对悬架进行某些3D建模与干涉分析。

本文研究工作获得了一定成果，初步达到课题研究目。课题研究建立了大量数据、较为可靠模型，为此后工作奠定了良好基本。然而，对比汽车生产商在汽车独立悬架设计上，无论是车辆模型还是操纵性都尚有一定距离，因而为更好地提高整车操纵稳定性，下一步研究重点应专注在如下几种方面：

(1)对整车操纵平顺性进行进一步分析与优化，运用如ADMAS仿真软件进行有关仿真，依照国标中关于汽车操纵稳定性指标限值与评价办法进行各实验计算评分，得出量化评价，使整车操纵稳定性评价成果更为客观原则。

(2)对悬架核心零部件进行更详细应力分析及优化，如应力分析，有限元分析及干涉分析等，进一步优化悬架重要零部件，从而提高整车平顺性。

道谢
四年福建工程学院读书生活在这个季节即将划上一种句号，而于我人生却只是一种逗号，我将面对又一次征程开始。这四年是我人生中一段重要路程，我师长、我教师、我同窗予以我关怀和协助，使我终身收益，我真心地感谢她们。
在论文即将完毕之际，我要感谢我导师叶盛教师，她治学严谨，学识渊博，视野辽阔，为我营造了一种良好学术氛围，从论文题目选定到论文写作指引,经由您悉心点拨,再经思考后领悟,经常让我有“山重水复疑无路,柳暗花明又一村”， 正是由于您在百忙之中多次审视全文，对细节进行修改，并为本文撰写提供了许多中肯并且宝贵意见，本文才得以成型。尚有我同窗、朋友给了我无言协助，在这里请接受我诚挚谢意！
同步也感谢学校为我提供良好做毕业设计环境，感谢所有教师四年来对我栽培和教诲，最后再一次感谢所有在毕业设计中曾经协助过我良师益友和同窗，以及在设计中被我引用或参照论著作者。
由于本人学术水平有限，所写论文难免有局限性之处，恳请各位教师和学友批评和指正！

参照文献

[1] 王望予主编．汽车设计．第４版．机械工业出版社．
[2] 成大先主编．机械设计手册．化学工业出版社．
[3] 王中发主编．机械设计．北京理工大学出版社．
[4] 张　策主编．机械原理与机械设计（下册）．机械工业出版社．
[5] 马永林主编．机械原理．高等教诲出版社．
[6] 郑志祥　徐锦康　张磊主编．机械零件．高等教诲出版社．
[7] 陈家瑞主编．汽车构造（下册）．机械工业出版社．
[8] 刘惟信主编. 汽车设计. 清华大学出版社．
[9] 诸文农主编．底盘设计．机械工业出版社．1981
[10]机械工程手册．机械工业出版社．1996
[11]汽车工程手册．人民交通出版社．