設計計算說明書2.1整車相關參數及分析整車參數如下表：表2-1整車參數上市時間2024年價格8萬左右長x寬x高(mm)4865x1837x1495軸距(mm)2718輪距(mm)1580最大滿載質量1875kg前軸負荷965kg最大電機功率136kw最大扭矩316Nm發動機最大功率81kw/6000rpm最大扭矩135Nm/4500rpm最高車速185km/h通過GB/T3730.1-2001[14]以及市場車型調研分析，符合上述參數的車型為乘用車（亦可稱為轎車），多為普通乘用車(saloon，sedan)，即車身為封閉式，有或無側窗中柱。車頂（頂蓋）為固定式，硬頂。有的頂蓋一部分可以開啟。4個或4個以上座位，至少兩排。后座椅可折疊或移動，以形成裝載空間。2個或4個側門，可有一后開啟門。因其8萬元的定價和廣受歡迎的市場反饋，選定其為插電式混合動力(電動)汽車(Plug-inHybridElectricVehicle，簡稱PHEV)。PHEV可以使用電力網(包括家用電源插座)對動力電池充電的混合動力汽車，具有純電動行駛的功能，但在長距離行駛時可以工作在全混合模式[15]，廣泛使用于家用、網約車等場景。2.2懸架選型及比較2.2.1主動懸架和半主動懸架主動懸架系統通過實時調整懸架的剛度和阻尼，以適應車輛的運動狀態和路面條件，從而實現最佳的減振效果。該系統在傳統被動懸架（包括彈性元件、減振器和導向機構）的基礎上，增加了一個可控的作用力裝置。該裝置主要由執行機構、測量系統、反饋控制系統和能源系統四部分構成。執行機構負責執行控制系統的指令，通常采用力發生器或轉矩發生器（如液壓缸、氣缸、伺服電機或電磁鐵等）；測量系統則用于監測系統狀態，為控制決策提供數據支持，主要由各類傳感器組成；控制系統負責數據處理并發出控制指令，其核心為電子計算機；能源系統則為上述各部分提供所需的動力支持[16]。半主動懸架系統專注于調節懸架的阻尼特性，而無需調整其剛度，因而它僅包含無需外部動力源的可控阻尼元件。這種設計旨在提升車輛行駛的平穩性和乘坐的舒適度。半主動懸架主要依賴外部力量來激活其功能，對懸架狀態的即時調節能力相對有限。與全主動懸架系統相比，半主動懸架無需為懸架系統提供大量的額外能量，僅需較少能量即可操作減振器的控制閥、懸架控制器及反饋調節器等部件。通過這種方式，半主動懸架以極低的能量消耗實現了接近全主動懸架的調節效果，展現了其在結構簡潔、能效高和成本效益方面的顯著優勢[3]。但是在售價8萬元的經濟型汽車市場中，主動懸架與半主動懸架系統的應用受到顯著限制，其核心矛盾在于技術成本與整車經濟性之間的失衡。主動懸架依賴于復雜的電子控制單元（ECU）、傳感器、液壓或電動執行機構等組件，其硬件成本較傳統被動懸架高出數倍，同時需要額外的研發與標定投入；半主動懸架雖省去主動動力源，但仍需搭載可調阻尼閥與控制系統，成本亦遠超基礎懸架結構。對于售價8萬元的車型而言，消費者對價格高度敏感，主機廠需將成本嚴格控制在有限范圍內以確保市場競爭力。若強行搭載高階懸架系統，其成本占比將顯著擠壓動力總成、安全配置等核心模塊的預算，導致整車性價比下降。此外，高階懸架的維護復雜性和潛在故障率也可能推高用戶后期使用成本。因此，在現有技術條件下，傳統被動懸架憑借結構簡單、可靠性高、維護成本低等優勢，仍是經濟型車輛的最優解，而主動懸架和半主動懸架的規模化應用需等待技術降本或市場消費層級的升級。2.2.2獨立懸架被動懸架系統主要由螺旋彈簧、減振器以及導向機構構成（如圖2.1）。螺旋彈簧作為懸架的核心支撐組件，其主要功能是實現車身與車輪的隔離，吸收來自路面的沖擊能量，從而確保車輛行駛的平穩性。減振器則充當懸架的緩沖裝置，其職責是減輕路面不平對車體的沖擊，提升乘坐的舒適度。導向機構作為懸架的導向組件，確保車輪始終與地面保持良好接觸，進一步保障車輛的行駛穩定性。整個系統通過機械或液壓元件來調整懸架的剛度，以適應車輛的運動狀態和路面的變化[3]。圖2.1被動懸架原理圖雖然被動懸架系統在平衡共振響應與高頻振動衰減之間比較困難，往往需要通過折衷的阻尼設置來同時滿足操控穩定性和乘坐舒適性的需求（通過引入非線性彈性元件、具備非對稱特性的阻尼元件，以及配備自適應功能的車身高度調節裝置，可以在不同層面上提升傳統懸架系統的性能表現）[17]，但是其結構簡單、性能可靠、造價低以及無能耗等優點使其廣泛應用于經濟型插電式混合動力汽車。根據形式不同可分為獨立懸架、半獨立懸架和非獨立懸架[8]。獨立懸架的設計特點是采用斷開式車橋（如圖2.2），左右兩側的車輪分別通過彈性懸掛系統與車架（或車身）相連，使得兩側車輪能夠獨立運動，互不干擾。因此其具有以下幾點優勢：一是在懸架彈性元件的變形范圍內，兩側車輪能夠獨立運動，互不干擾。這種設計在車輛行駛于不平路面時，能夠有效減少車架和車身的振動，同時有助于避免轉向輪頻繁偏擺的問題。二是獨立懸架減少了汽車的非簧載質量（即不受彈簧支撐的質量）。在非獨立懸架中，整個車橋和車輪都屬于非簧載質量。而在獨立懸架中，驅動橋的主減速器、差速器及其外殼固定在車架上，成為簧載質量；轉向橋僅包含轉向主銷和轉向節，去除了中部整體梁。因此，獨立懸架的非簧載質量僅包括車輪和懸架系統中的部分零件質量，遠低于非獨立懸架。在相同道路條件和車速下，非簧載質量越小，懸架受到的沖擊載荷也越小，從而有助于提高車輛的平均行駛速度。三是獨立式懸架采用斷開式車橋設計，發動機總成的位置可以降低并前移，從而降低車輛重心，提升行駛穩定性。此外，這種設計為車輪提供了更大的上下運動空間，使得懸架剛度可以設計得更低，進而降低車身振動頻率，改善行駛平順性[16]。圖2.2獨立懸架示意圖盡管獨立懸架在操控性與舒適性上具有一定優勢，但其技術特性與主打經濟性、高使用強度的車型定位存在顯著沖突。首先，結構復雜性與高制造成本成為核心障礙：獨立懸架系統通常需搭載上下控制臂、橫向穩定桿、球頭襯套等多組精密部件，相較非獨立懸架的單一整體橋結構，其零件數量顯著增加，且對材料強度與加工精度要求更高。其次，維護成本與耐久性問題進一步削弱競爭力：獨立懸架的運動部件（如襯套、球頭）在頻繁顛簸工況下易發生磨損，維修時需拆卸多組聯動機構，對技師技能與設備要求嚴苛，偏遠地區售后服務難度驟增；而車輪跳動過程中由于車輪外傾角與輪距變化較大，輪胎磨損較嚴重[16]。對于年均行駛里程較大的經濟型用戶而言，高頻次的四輪定位、部件更換與輪胎損耗將顯著推高全生命周期使用成本。因此，在可靠性、維保便利性與成本優先的經濟型市場中，結構簡單、耐受性強的非獨立懸架仍是更符合用戶底層需求的理性選擇。2.2.3非獨立懸架非獨立懸架的構造特征在于左右兩側的車輪通過一個整體式的車橋相互連接，整個車輪與車橋組合通過彈性懸掛系統與車輛的主體結構（車架或車身）相連。當車輛的一側車輪因路面不平而產生上下運動時，會直接導致另一側車輪在車輛的橫向平面上產生相應的擺動，這種相互影響的設計正是非獨立懸架得名的原因（如圖2.2）[16]。圖2.3非獨立懸架示意圖非獨立懸架結構簡單，傳力可靠，廣泛用于轎車的后懸架，其主要具有以下優點：一是制造成本顯著降低。非獨立懸架采用整體橋或扭力梁設計，省去獨立懸架復雜的控制臂、連桿組和獨立運動部件，大幅降低材料與加工成本。且模塊化設計簡化生產線流程，降低工時與質檢復雜度，適配經濟型車型的規模化生產需求。二是耐久性與維護成本優勢。非獨立懸架無獨立運動鉸接點（如球頭、襯套），減少因頻繁顛簸導致的部件磨損，故障率低，整體壽命較大提升。維修時無需精密調校四輪定位參數，且備件通用性強，偏遠地區維修資源覆蓋更廣，維護成本較獨立懸架低。整體橋結構剛性高，在崎嶇路面或超載工況下形變更小，惡劣條件下更適用。三是空間利用率高。扭力梁或整體橋結構占用底盤空間小，可釋放更多車內空間（尤其是后排座椅或后備箱容積）[18]，例如大眾Polo、本田飛度等車型通過非獨立懸架實現“小車大空間”賣點。但非獨立懸架兩輪受到沖擊和振動的影響較大。而且懸掛的緩沖性能差，車輛行駛時震動大，沖擊大。這種懸架一般用于卡車、普通公交車和其他一些車輛。現代轎車已經很少使用非獨立懸架。2.2.4半獨立懸架半獨立懸架是一種介于獨立懸架和非獨立懸架之間的設計形式。從結構上看，它保留了非獨立懸架的部分特征，但從性能上卻接近獨立懸架，具備較好的緩沖和減振效果，因此被稱為半獨立懸架。這種懸架系統不僅制造成本較低，還能提供良好的懸架性能，因此在中低端車型的后懸架系統中得到了廣泛應用。扭力梁懸架便是半獨立懸架的典型代表（如圖2.4）[8]。圖2.4扭力梁懸架系統示意圖[8]扭力梁懸架系統主要由橫梁、兩側縱臂、彈性元件（如彈簧和減振器）以及連接支架組成。其核心承載部件為橫梁，當兩側車輪發生垂向相對運動時，橫梁通過扭轉產生的扭矩平衡車輪與車身的相對位置，減少車身傾斜或搖晃，提升側傾剛度，同時賦予左右車輪一定的獨立性。扭力梁懸架形式多樣，按橫梁結構可分為開口式和封閉式。開口式橫梁通常采用U型或V型沖壓件，設計靈活，制造簡單，廣泛應用于乘用車后懸架系統[19]。為了滿足剛度等性能需求，開口梁通常會在設計中加入扭桿和加強板，但這會導致其重量相對較大。相比之下，管狀封閉梁通常為V型結構，由圓管直接成形或通過板材沖壓卷焊而成。由于成形后的V型結構為雙層設計，可以采用較薄的材料制造，且無需扭桿和加強板。因此，在滿足扭力梁整體剛度和性能要求的前提下，管狀封閉梁相比單片開口沖壓橫梁能夠減輕15%～20%的重量，從而顯著降低扭力梁的整體重量[20]，但制造工藝比開口橫梁稍復雜[21]。另外按彈性元件分布位置，扭力梁懸架可分為“筒簧同軸式”和“筒簧分離式”。本車型采用“筒簧分離式”，其減振效果優于“筒簧同軸式”，能更好地緩解路面沖擊[8]。a）筒簧同軸式扭力梁懸架b）筒簧分離式扭力梁懸架圖2.5扭力梁懸架系統示意圖[22-23]綜上，本車型選擇扭力梁懸架作為后懸架系統進行設計。

第3章懸架主要參數的確定3.1懸架靜撓度fc=FwC式3-1中，fc為懸架靜撓度，Fw是汽車滿載靜止時懸架上的載荷，C是汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因現代汽車的質量分配系數?近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率n1和n2n（3-2）n式3-2中，C1、C2為前、后懸架的剛度(單位N／cm)；m1當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示f（3-3）f式3-3中，g為重力加速度將（3-3）代入（3-2）得n（3-4）n分析上式可知：懸架的靜撓度fc在選取前、后懸架的靜撓度值fc1和fc2時，應當使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc推薦取fc2=（0.8~0.9）用途不同的汽車，對平順性要求不一樣，轎車對平順性的要求最高。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.02~1.44Hz，后懸架則要求在1.18~1.58Hz[24]。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。選定偏頻以后，再利用式（3-4）即可計算出懸架的靜撓度。現取n=1.3Hz，于是可以得出，后懸架靜撓度fc3.2懸架的動撓度懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。對轎車，f又由于懸架動撓度：fd=（0.5~0.7）fc，取fd為得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于160mm，而fc+fd3.3懸架剛度計算已知整車最大滿載質量：m=1875kg，軸荷分配：前軸軸荷965kg，后軸軸荷910kg。取后懸架非簧載質量120kg，后懸架簧載質量mS約395kg代入式3-2，計算滿載時一側懸架的剛度：C=26.33N/mm3.4車輪定位參數和懸架的側傾中心3.4.1車輪外傾角后輪外傾角示意圖如圖3.1所示。車輪外傾角是車輪平面與車輛坐標軸的垂直軸z軸的交角，當車輪的上部向外傾斜時車輪外傾角為正。車輪外傾角選擇為＋1°。3.4.2前束角前束角的示意圖如圖3.2所示。前束角是車輛的縱向軸與車輪平面在車輛xOy面上投影線的夾角，用弧度表示。并且當車輪前方向縱向軸轉時為正。前束角選擇為＋20’±10’。3.4.3主銷后傾角主銷后傾角示意圖如圖3.3所示。主銷后傾角是指在車輛的側面（車輛的xOz平面）內主銷與車輛z軸的交角，并且當主銷向上、向后傾斜時為正。主銷后傾角選擇為＋5°。圖3.1車輪外傾角圖3.2前束角圖3.3主銷后傾角圖3.4主銷偏移距3.4.4主銷偏移距主銷偏移距示意圖如圖3.4所示。主銷偏移距，是主銷軸線與地面的交點和車輪中心線與地面交點之間的距離。如果主銷軸線與地面的交點在車輪中心線與地面交點的內側，則主銷偏移距為正。主銷偏移距選擇為＋10mm。3.4.5主銷內傾角主銷內傾角示意圖如圖3.5所示。主銷內傾角是在車輛橫向平面內主銷與車輛z軸的交角，并且當主銷向上、向內傾斜時為正。主銷內傾角選擇為8°。圖3.5主銷內傾角Φ圖3.6側傾中心高度3.4.6側傾中心高度側傾中心高度示意圖如圖3.6所示。側傾中心是通過懸架連桿作用于車身上的側向力與垂直力的合力矩為零的車身上的那一點。通過在輪胎接觸處施加垂直于道路的單位垂直力，測量最終在輪胎接觸處的垂直方向與側向方向位移。延長垂直于左右輪輪胎接觸處位移的兩條直線，交點即為側傾中心。一般會設定在50~60mm之間?。3.4.7側傾外傾系數側傾外傾系數示意圖如圖3.7所示。圖3.7側傾外傾系數側傾外傾系數是車輪外傾角相對于汽車側傾角的變化率。當每增加一度的車輛側傾角時車輪外傾角增加，則側傾外傾系數為正。3.5懸架受力分析3.5.1后懸架的重力加速度力后懸架的重力加速度力可以通過后軸負荷和重力加速度計算：F后懸架=m后軸×g其中：m后軸

g=9.81m/s代入數值：F3.5.2制動時的重力轉移在制動時，車輛的重心會向前轉移，導致后軸的負荷減小，前軸的負荷增加。假設制動時的減速度為a，則重力轉移量可以通過以下公式計算ΔF=m總×a×hL其中：m總

h為車輛重心高度（假設h=0.5m），L為軸距(L=2.718m)，a為制動減速度（假設a=0.8g=7.848m/s代入數值：ΔF=3.5.3制動時后懸架的負荷制動時后懸架的負荷為：F后懸架制動=F后懸架?ΔF代入數值：F

第4章懸架主要構件設計4.1螺旋彈簧的設計4.1.1螺旋彈簧的剛度由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C與彈簧剛度CS是不相等的，其區別在于懸架剛度C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度CS僅指彈簧本身單位撓度所需的力。對于扭力梁懸架，懸架剛度和彈簧剛度的比例約為0.94.1.2計算彈簧鋼絲直徑d根據下面的公式可以計算：Cs=Gd可得d式4-1中：ns——彈簧的G——彈簧材料的剪切彈性模量，取7.9×104MPa[25]D——簧圈平均直徑，取100mm代入計算得：d=12.4mm計算結果圓整為鋼絲直徑d=12.4mm，彈簧外徑D1=112.4mm，彈簧工作圈數ns=84.1.3彈簧剛度校核彈簧剛度的計算公式為：C代入數據計算可得彈簧剛度CS為29.18N/mm所以彈簧選擇符合剛度要求。4.1.4彈簧表面剪切應力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為：τ=8Fs,mDK式4-2中,C’——彈簧旋繞比，C=D/dK’——曲度系數，為考慮剪力和簧圈曲率對影響的校正系數,KFs,m——彈簧軸向載荷

已知Dm=100mm，d=12.4mm，可以算出旋繞比C’為8.06，曲度系數K’Fs,m=3871代入式4-2，則彈簧表面的剪切應力為487.80MPa查表可知[τ]=635MPa,因為τ<[τ]，所以彈簧滿足要求。綜上可以最終選定彈簧的參數為：彈簧鋼絲直徑d=12.4mm，彈簧外徑D1=112.4mm，彈簧工作圈數ns=8。4.2減振器的設計減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內業作往復運動，于是減震器殼體內的油液反復地從一個內腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、易調整等優點，但現代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現于1901年，其兩種主要的結構型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結構型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-1所示。其中A為工作腔，C為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞1在工作腔A中上下移動，迫使減振器液流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉變為熱能耗散掉。車輪向上跳動即懸架壓縮時，活塞1向下運動，油液通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據了一部分體積，必須有部分油液流經閥Ⅳ進入補償腔C;當車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞1向上運動，工作腔A中的壓力升高，油液經閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，同樣由于活塞桿所占據的體積，當活塞向上運動時，必定有部分油液經閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產生的熱量靠貯油缸筒3散發。減振器的工作溫度可高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經油封7進入補償腔甚至經閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿4-1雙筒式減振器工作原理圖4.2.1相對阻尼系數ψ的確定相對阻尼系數ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度C和不同簧上質量的懸架系統匹配時，會產生不同的阻尼效果。值大，震動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持的關系。設計時，先選取與的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取=0.25~0.35；對有內摩擦的彈性元件懸架，值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取。取=0.3，則有：計算得：=0.4，=0.2。4.2.2減振器阻尼系數δ的確定減振器的阻尼系數δ=2ψCmS。因懸架系統固有頻率ω=CmS，所以理論上δ=2ψmSω圖4-2減震器的安裝形式根據公式n=Cm代入數據得：ω=7.64rad/s，取a/b=0.8，α=10°,由之前數據可知，簧上質量mS=395kg代入數據得減振器的阻尼系數δ為2973.08N·s/m4.2.3減振器最大卸荷力F0的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度vx，按上圖安裝形式時有:vx=Aωcosαa/b式4-4中，卸荷速度一般為0.15~0.3m/s；A為車身振幅，取±40mm；ω為懸架振動固有頻率。代入數據計算得卸荷速度為0.24m/s，符合vx在0.15~0.30之間范圍要求。根據伸張行程最大卸荷力公式：F0=cδvx式4-5中，是沖擊載荷系數，取；代入數據可得最大卸荷力為1070.31N4.2.4減振器工作缸直徑D的確定根據伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為：D=4F0π[p](1?λ式4-6中，[p]——工作缸最大壓力，在3MPa~4MPa，取[p]=3MPa；λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ=0.4~0.5，取λ=0.4。代入計算得工作缸直徑D為23.26mm減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時按照標準選用，按表4-1選擇。表4-1減震器類型（單位：mm)工作缸直徑D基長L貯油直徑DC吊環直徑?吊環直徑寬度B活塞行程S30110(120)44(47)2924230、240、250、260、270、28040140(150)543932120、130、140、150、270、28050170(180)70(75)4740120、130、140、150、160、170、18065210906250120、130、140、150、160、170、180、190所以選擇工作缸直徑D=30mm的減振器，對照下表選擇其長度：活塞形程S=240mm，基長L=110mm，則：Lmin=L+S=240+110=350mm（壓縮到底的長度）Lmax=Lmin+S=350+240=590mm（拉足的長度）取貯油缸直徑Dc=44mm，壁厚取2mm。

懸架有限元分析有限元研究方法理論有限元法的發展歷史因為每個單位數量都是固定的，節點數量同樣如此，因此我們稱之為"有限元素法"(FEM，FiniteElementMethod)。這種基于電子計算機的數值處理方式是在二十世紀中期發展的，它是通過利用變分原則來解決數學物理問題的手段。最初，有限元素法被視為由若干單元組成的連續體的理想模型，這個理念最早可以追溯至四十年代。五十年代，英國航空學院的阿吉里斯(Argyris)及其團隊使用網格思維完成了結構分析工作。Courant等人發表的一系列關于早期的有限元素法的文章推動了它的出現。接下來的十幾年間，有限元素法在全球范圍內迅速崛起。六十年代中晚期，外國數學家們開始了對于有限元素法的研究，從而為其奠定了扎實的數學基礎。1965年，辛柯威茨(O.C.Zienkiewicz)與同事Y.K.Cheung宣告，有限元素法能夠用于任何可以通過偏微分方程進行計算的場問題，這一聲明使得有限元素法獲得了更加全面的理解，并將其應用范圍擴大到了更多領域。隨著計算機科技及計算技巧的進步，有限元素法已經成為了計算科學和計算工程領域中最有效的方法之一，幾乎可應對所有的連續物質和場的問題。在實際運用上，有限元法的理念已逐漸由結構學擴展至連續力的場域問題，例如在熱能、流動性和場域等問題中都有所體現。事實上，自有限元法誕生以來已有超過半個世紀的時間，它的演進過程包括了從小于大小的形變到大于大小的形變，從靜態問題到復雜動態的接觸、穩定及振動問題。特別是在計算機與計算技術的快速進步并在各個領域得到廣泛使用的過程中，它成為了一種既實用且有效的方法[8,13]。有限元方法的分析過程基于特定的模式劃分出并連通彼此的部分組成了固定數目的單位集群構成了有限元素方法的基礎理念[2]。由于其獨特的構造形式與多元化的選擇范圍，它能夠有效地處理那些擁有繁復的幾何形態的問題領域。通過把龐大的物件或者實體劃分為少數個數的集合塊來實現這種分離被稱為"離散",這是由使用變形理論作為基石而構建出的核心原則之一[3-4],在此過程中會先研究每個部分的特點后依據各點位的均衡性和一致性的要求設定等式關系再進一步完成總體評估工作;這個步驟就是用一種簡便的方式解決了原本需要大量運算才能得出來的結果。當我們在應用限定要素的方法去解決問題的時候，整個解析流程就如同上文提到的那樣(見表五)幾何模型離散單元分析整體分析求解未知節點位移幾何模型離散單元分析整體分析求解未知節點位移圖6.1有限元分析過程圖有限元法在懸架設計中的運用在懸架設計過程中，有限元法的應用對于企業提升產品質量、縮短開發周期和降低成本起到了積極的推動作用。主要使用有限元法的方式包括：(1)在懸架設計領域，最常用的有限元法是結構靜力分析，這種方法主要研究的是懸架結構在不考慮時間因素的情況下的應力分布和變形關系。(2)對于結構動力學的研究可以被劃分為兩個方面。一方面，我們可以利用有限元方法來對車輛構造的動態特征(例如其固有頻率和振型)進行模擬分析;另一方面，我們也可以使用同樣的方法來計算出車輛在受到運動負荷時的反應，這種方式更加貼近現實的工作環境，相比靜力分析更為準確。(3)探究溫度分布狀況：分析懸架結構內部的溫度場分布，研究熱應力和熱變形情況，包括穩態和瞬態問題。(4)通過應用有限元法來分析流場，可以解決懸架的流體力學問題，例如在懸架空氣動力學計算中的運用。(5)對懸架的分裂力學、接觸力學以及懸架碰撞和pass安全性進行分析。(6)聲學設計在車身內部的應用：利用車身模態和整車模態的結合，對乘客感知到的噪音進行評估并實施噪音控制。利用精確的有限元模擬技術，我們可以對產品在實際應用過程中的狀況進行虛擬和驗證，以便及時捕捉潛在的問題并防止其在生產或使用過程中被暴露出，從而減少大規模的重新制作成本，保證了產品的功能、品質、穩定性、持久度和可維護性。這使得我們能在更短的時間里，用較低的投入來獲取高品質的產品[14]。有限元模型的建立模型導入在有限元方法里，我們把整體構件視為由若干部分和節點組成的數學建模，每一部分都是對物理屬性的一種微觀描述。顯而易見的是，當這些部分能更準確地模擬現實中的特定區域時，計算出的精準度就會更高。因此，使用能夠充分體現實際情況下各要素如何影響其物理屬性的部件是至關重要的。這意味著不僅僅需要保證每部分的幾何形狀與其真實形態相似(也就是幾何真實性)，還需要確保它們在傳導力量和移動方面具有相同的力學特征(也就是力學真實性)。基于橫梁的幾何建模，我們對該模型進行了離散處理，構建了其有限元素模型，從而生成了計算資料文檔。所謂的離散化，即假設要研究的彈性和連續物體可以劃分為若干有限數量的單元構成的幾何形狀，這種連續物的離散化也被稱為網格劃分。通過離散化的有限元素集群取代原始的彈性和連續物體，所有后續的計算評估都在這個計算模型中執行。所以，有限元素分析的計算速率及精確度會受到分析模型與真實工程結構物理特性的匹配情況影響[18,19]。定義橫梁單元材料屬性45CrMo具有較高的強度和韌性。抗拉強度σb（MPa）：≥295（30）屈服強度σs（MPa）有限元模型網格劃分在構建有限元模型的過程中，網格劃分是一個極其關鍵的環節，它需要考慮許多問題并消耗大量的努力。選擇的網格形態會直接決定計算的精確度和規模，為了保證構造出準確且合理的有限元模型，我們應當遵循以下基本原則：(1)對于網絡密度而言，其大小對解析成果準確性和運算范圍的影響至關重要。通常來說，網點數的提升會帶來更高的精準度的確立，然而與此同時也可能導致更大的操作量增大問題需要被考慮到。因此，我們應該平衡這兩個要素來做出決策以選定合適的數字值作為參考依據。例如，減少或增多一定的節點能夠顯著改善了解的高效性能且并無明顯的額外耗費;但是一旦超過某個閾值之后進一步地擴大該參數可能會造成效率上的損失并且增加了大量的工作負擔(如細化、構建模型等)。故此必須關注優化成本效益的問題。實踐過程中可以通過對比不同格子設置下的模擬效果來得出結論。假如兩者的差異非常之巨大的話就應當持續擴展這個變量的設定直到達到預期的目標為止，反過來的話就需要停下來不再做更多的調整工作。另外還需要根據具體的任務需求去判斷如何制定合理的方案比如要看的是什么類型的資料等等這些都會直接關系著最終的結果是否符合預期標準從而會影響我們的下一步行動計劃的選擇與否呢？(2)關于網絡密度的問題在于如何根據區域差異來選擇合適的網點尺寸以滿足模擬結果的數據特征需求。例如，當某個特定位置的變化率較大的時候(比如壓力聚集的地方),就需要使用更緊密的格子以便更好地捕捉這種變換模式;然而相反的情況是如果這個地方變動緩慢的話，我們就可以通過設置較為寬松的節點布局從而降低整體建模的大小并提高效率。這樣的方式不僅能保證準確性的同時還能有效控制節點的總量增長。所以關鍵部分應該被賦予更多的單元并且次級的部分不需要額外的加載更多單位體積內的元件也不劃算且浪費資源。對壓強做進一步研究的過程中，特別是在考慮動態因素下尤其如此——也就是所謂的“動力學”問題上，用到的就是非統一化的、具有多樣化特質的分割方法了。這主要是由于這些特殊的位置往往會產生一些特殊的效應或者反應機制等原因所導致的。另外一種情況則是當我們試圖去尋找某種物體的內在屬性時候通常就會傾向與更加均衡的方式處理這個問題——這就意味著我們要盡可能使得各個方向上的響應都盡量接近一致的狀態而不是出現過于偏離的現象發生。同樣的道理也可以應用在我們討論的熱流方面。(3)單位級別的劃分：大部分單位均呈現出二階與三階的形式，而這些二階或者三階的單位則被稱為高級別單位。選擇高級別單位能提升計算準確度，由于其更精準的曲線或曲面邊緣描繪了結構的曲線或曲面邊緣，同時也能以較高的次數來擬合復雜場的函數，所以在結構形態異樣、壓力分布或是形變較為繁雜的時候，可以選擇高級別單位。然而，高級別單位的結點更多，同樣網格數的條件下，用高級別單位構建的模型體積會更大，因而在應用過程中需要仔細斟酌計算精確度及耗費的時間。(4)對于網絡的幾何形態而言，其品質代表著合理的程度和對數值模擬準確性的影響力。如果網格式劣質到一定地步的話，它可能會導致計算機停止運行或出現錯誤的情況發生。因此，劃定網格的時候必須滿足一定的標準來確保它的優良特性。盡管只是個別區域可能有較弱的表現，但優質格式的確能帶來較大的整體偏離情況;而另一方面來說，一些不太重要的部分可以適當地減少對其高標準的追求。然而，一旦發現某個地方出現了非常糟糕的問題(被稱為變形問題),那么整個操作就會被迫暫停下來或者產生其他意外的結果了。所以我們應該仔細審查我們的分割結果以防止由于低效或是缺陷導致的停機或者是軟件故障等問題的發生(5)對于一些特殊的網格邊界和節點，它們代表了結構中的某些關鍵區域如材料的交接處、形狀變化的地方、施加力的位置或者受限的位置等等。這些地方需要被明確地劃入到網格邊界或是節點的范圍里，以確保對材料特性和物理性質、力與變形限制條件的設定符合其特征，而不是相反的情況發生。例如，常見的關鍵部位包括材質的接觸區、幾何形態的變化部分、分散壓力的劃分線、集中的負載地點及移動的限制場所等。(6)移動一致性：移動的一致性指的是單元內的力量和扭矩可以經由節點的途徑傳輸到臨近單元。為了確保移動的一致性，每個單元都應該擁有其鄰居單元的節點作為自己的節點，而不能只是內部或者邊緣節點，并且所有共同擁有的節點需要具備同樣的自由度特性。如果不是這樣，那么單元間就需要使用多個連接方程或者約束單元來加以限制。(7)對稱網格布局：當結構形狀呈現出對稱性時，應該使用對稱的網格劃分方法來保證模型展示出相關的對稱特征。不對稱的網格布置可能會引發一些誤差[13]。橫梁仿真分析生成仿真模型由于有限元分析會把實體的形狀分解成若干部分，即單元，它們由連接它們的節