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XXX大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）
大眾高爾夫轎車前麥弗遜式懸架的設(shè)計
學(xué)院（系）： XXX
專業(yè)班級： XXX
學(xué)生姓名： XXX
指導(dǎo)教師： XXX
學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明
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作者簽名： 年 月 日
導(dǎo)師簽名： 年 月 日
摘 要
為了對懸架的結(jié)構(gòu)進行深入的學(xué)習(xí)，本文對高爾夫2018款轎車的前懸架進行了設(shè)計。根據(jù)車輛的整車參數(shù)，性能參數(shù)以及使用需求，通過設(shè)計，計算，校核選取懸架的基本參數(shù)，確定懸架的各個部件，如彈性元件，減振元件，導(dǎo)向機構(gòu)以及橫向穩(wěn)定機構(gòu)等，其采用的類型以及基本的參數(shù)，包括是否符合我們對于懸架的要求，根據(jù)高爾夫2018款轎車確定了部件之間的裝配關(guān)系，之后運用caita完成懸架的模型建立。得到了各個部件之間的裝配關(guān)系以及基本的尺寸模型，運用CAD完成懸架各部分的零件圖以及整體的裝配圖
論文主要研究了高爾夫2018款轎車的前懸架的設(shè)計以及校核，完成了懸架的模型建立和圖紙設(shè)計。
研究結(jié)果得出了該前懸架的參數(shù)以及數(shù)字模型，并且繪制了需要的零件圖和裝配圖。
關(guān)鍵詞：獨立懸架；麥弗遜式獨立懸架；減震機構(gòu)；導(dǎo)向機構(gòu)；橫向穩(wěn)定機構(gòu)；螺旋彈簧
Abstract
In order to study the structure of the suspension deeply, this paper designs the front suspension of golf 2018 models. According to the vehicle's vehicle parameters, performance parameters and usage requirements, the basic parameters of the suspension are selected through design, calculation, and calibration to determine the various components of the suspension, such as elastic elements, vibration-reducing elements, guide mechanisms, and lateral stability mechanisms, etc. Its type and basic parameters, including whether it meets our requirements for suspension, determine the fitting relationship of components based on the 2018 model of golf, and then use caita to complete the suspension model. Obtained the assembly relationship between the various components and the basic dimensional model, using CAD to complete the parts of the suspension and the overall assembly drawing
The dissertation mainly studied the design and verification of the front suspension of golf 2018 models, and completed the model establishment and drawing design of the suspension. .
The results of the study yielded the parameters and the digital model of the front suspension, and the required parts and assembly drawings were drawn.
Key words: independent suspension; MacPherson independent suspension; damping mechanism; guide mechanism; lateral stabilization mechanism; coil spring
目錄
第一章 緒 論 1
1.1懸架的功用和設(shè)計要求 1
1.2懸架的結(jié)構(gòu)形式 1
1.3懸架的結(jié)構(gòu)分類和比較 2
1.3.1非獨立懸架 2
1.3.2獨立懸架 2
1.3.2.1雙橫臂式獨立懸架 3
1.3.2.2單橫臂式獨立懸架 3
1.3.2.3縱臂式獨立懸架 4
1.3.2.4單斜臂式獨立懸架 4
1.3.2.5麥弗遜式獨立懸架 5
1.4國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 5
1.5課題主要內(nèi)容和研究目的 6
第二章 懸架的分析和設(shè)計 7
2.1懸架的結(jié)構(gòu)分析 7
2.1.1非獨立懸架與獨立懸架的結(jié)構(gòu)選擇 7
2.1.2獨立懸架的具體結(jié)構(gòu)形式的選擇 7
2.3懸架的整體參數(shù)設(shè)計 7
2.2懸架性能參數(shù)的選取 8
2.2.1懸架的偏振 8
2.2.2靜撓度 8
2.2.2懸架的動撓度 9
2.2.3懸架的工作行程 9
2.2.4懸架的剛度計算 10
第三章 減震機構(gòu)設(shè)計及主要參數(shù)選擇 11
3.1減振器結(jié)構(gòu)類型的選擇 11
3.3減振器主要參數(shù)選擇 13
3.3.1相對阻尼系數(shù)ψ 13
3.3.2減震器阻尼系數(shù)的確定 13
3.3.3減震器最大卸荷力F0的確定 14
3.3.4減震器工作缸直徑D的確定 15
3.3.5減振器的其他參數(shù) 15
3.4減振器設(shè)計計算小結(jié) 15
第四章 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)設(shè)計及優(yōu)化。 17
4.1導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求 17
4.2導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 17
4.2.1側(cè)傾中心的高度 17
4.2.2.側(cè)傾軸線 18
4.2.3.縱傾中心 18
4.3 導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計 18
4.3.1導(dǎo)向機構(gòu)的受力分析 18
4.3.2橫臂軸線的布置方式 19
4.3.3擺臂長度的確定 20
第五章 橫向穩(wěn)定機構(gòu)的設(shè)計 21
第六章 螺旋彈簧的設(shè)計及變形模擬 22
6.1彈性元件螺旋彈簧 22
6.2螺旋彈簧材質(zhì)選擇 22
6.3螺旋彈簧的參數(shù)計算 23
6.3.1彈簧中徑 23
6.3.2彈簧指數(shù)選擇（彈簧旋繞比） 23
6.3.3彈簧圈數(shù)n的選擇 24
6.3.4節(jié)距，螺旋角 24
6.3.5彈簧高度 24
6.3.6彈簧校核 25
6.4彈簧設(shè)計小結(jié) 25
6.5彈簧變形模擬 25
第七章 結(jié)論與展望 27
參考文獻 28
附錄A 公式計算（matlab編程） 29
附錄B 整體建模圖 30
致謝 31
武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）
第一章 緒 論
1.1懸架的功用和設(shè)計要求
懸架是車輛的車架（或車身）與車橋兩者之間的所有的能夠傳遞力和力矩的連接裝置的整體概括總稱。在現(xiàn)在汽車的組成之中占據(jù)了極為重要的作用。其存在一般在車輛中起到的功用是：
（1）傳遞車架和車身理論之間的所有的力和力矩。
（2）能夠緩和或降低在路況水平差，不平整的路面上行駛時，由路面產(chǎn)生并傳遞給車架的振動，保證良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。
在現(xiàn)在的懸架設(shè)計中，我們會提出以下設(shè)計要求：
（1）能夠給車輛不錯的平順性能。保證額振動頻率保持在一個比較低的范圍，以確保乘員在車輛運行時受到的振動加速度不超過國際標準的界限范圍。
（2）能夠給車輛不錯的減振能力，保證車輪和車身在共振區(qū)時的振動幅度不大，并且對于振動的衰減要足夠快。
（3）能夠給車輛不錯的操縱穩(wěn)定性，車輪與導(dǎo)向機構(gòu)之間的運動能夠達到協(xié)調(diào)的狀態(tài)，杜絕擺振現(xiàn)象的發(fā)生，使得車輛保持在不足轉(zhuǎn)向狀態(tài)。
（4）確保車輛能有適當?shù)目箓?cè)傾能力，車輛制動和加速情況下能夠抗“點頭”和“仰頭”。
（5）能夠傳遞力和力矩，盡可能的使得零部件的質(zhì)量輕，并且有較長的壽命以及較高的強度。
（6）結(jié)構(gòu)緊湊，不會占用太多的布置空間，以便于車身其他總成的布置，并且具有良好的隔聲能力。
1.2懸架的結(jié)構(gòu)形式
懸架的主要組成部分包括彈性元件（彈簧），減振器，導(dǎo)向機構(gòu)，在某些懸架中還要用到緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。
彈性元件的主要作用是向車身傳遞鉛直方向上的力，并且彈簧能夠弱化由于路面坎坷激發(fā)的沖擊和振動。在現(xiàn)代汽車中我們經(jīng)常使用的彈性元件包括以下幾種：鋼板彈簧，扭轉(zhuǎn)彈簧，螺旋彈簧，空氣彈簧（多用于高級轎車）等等。
雖然彈簧能夠降低路面帶來的沖擊，但同時會因此而造成長時間的振動，這會對乘坐的舒適性造成不利的影響。為了解決這個問題，我們需要將減振器與彈性元件并聯(lián)安裝，從而能夠使得這種振動可以快速衰減，改善車輛操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。在減振器根據(jù)不同的分類方法可以分為很多種，液壓減振器是其中使用最普遍的。
導(dǎo)向機構(gòu)的功能就是傳送車輪與車身間的力和力矩，并且使車輪相對車身跳動的運動軌跡維持在穩(wěn)定的狀態(tài)。如果懸架中的彈性元件選用了鋼板彈簧這種形式，就可以不在懸架中設(shè)計導(dǎo)向機構(gòu)。而在滑柱擺臂式懸架中需要放置橫向穩(wěn)定桿，這樣可以增加車輛的橫向剛度，可以使車輛保持在不足轉(zhuǎn)向的特性里，這樣能夠獲得一個良好的操縱穩(wěn)定性和行使平順性。
1.3懸架的結(jié)構(gòu)分類和比較
在設(shè)計中，懸架的類型如下圖所示的兩種：非獨立懸架和獨立懸架。
圖1.1 非獨立懸架與獨立懸架
1.3.1非獨立懸架
非獨立懸架的特點是車輛兩邊的車輪都裝載在一個整體車橋上。在行駛過程中，如果一個車輪受到不平路面沖擊的影響，由于整體的作用，另一個車輪一定也會受到這個沖擊的影響。非獨立懸架的車輛在高速行駛的時候車輛的平順性不太優(yōu)秀，但是非獨立懸架的構(gòu)造簡單，成本低廉，現(xiàn)在廣泛應(yīng)用于貨車和客車上。
1.3.2獨立懸架
獨立懸架的兩個輪不同于非獨立懸架，他們是分別獨立的連到車身上，可以獨立工作，不會互相干擾。在前輪使用獨立懸架，可以不設(shè)置前軸，從而降低發(fā)動機的布置位置，進而降低車輛自身的質(zhì)心高度，優(yōu)善行使的平順性。并且左右兩輪互相之間沒有影響，使得車身的振動可以降低。
獨立懸架分為以下幾種形式：
1.3.2.1雙橫臂式獨立懸架
雙橫臂式獨立懸架的結(jié)構(gòu)是上擺臂和下擺臂的內(nèi)端通過擺臂軸以鉸接方式和車架（身）鏈接，而其外端與轉(zhuǎn)向節(jié)相連接，螺旋彈簧支撐在車架和下擺臂間，而減振器連接在車架和下擺臂的支撐盤上。雙橫臂式的擺臂長度有相等的等長雙橫臂式獨立懸架，也有不等長的雙橫臂式獨立懸架。在不相等的情況下如果配置好兩臂的長度，輪距，車輪角度及主銷角度以都不會發(fā)生較大變化。此類懸架側(cè)傾中心不會太高，也能有一個比較大的橫向剛度。
雙橫臂式獨立懸架的優(yōu)點就是，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，但是相對來說更為耐用，同時減振器在工作狀態(tài)下遭受的負荷較小，十分耐用，適用于小型貨車的前橋。而起缺點是有兩個擺臂的存在，對于空間的占用較大，懸架布置困難，所以一般乘用車不會采用此種布置形式。
圖1.2 雙橫臂式獨立懸架
1.3.2.2單橫臂式獨立懸架
單橫臂式獨立懸架的特點就是車輪與車架之間的鉸接只有一個，并非像雙橫臂式獨立懸架一樣的兩個橫臂，其橫臂的內(nèi)端與車架（身）相連，外端是與車輪相連的，彈性元件一般布置在單橫臂和車身之間。
單橫臂式獨立懸架一般來說結(jié)構(gòu)不會太過復(fù)雜，擁有比較高的側(cè)傾中心和比較強的抗側(cè)傾能力。但是同時由于側(cè)傾中心高，當車速提高時，急轉(zhuǎn)彎情況下會造成車輪的垂直方向載荷轉(zhuǎn)移過大，造成后輪的側(cè)偏剛度減小，極有可能造成告訴甩尾的危險后果。所以單橫臂獨立式懸架在最早用作汽車后懸架，在現(xiàn)在正在逐漸被淘汰。
圖1.3 單橫臂式獨立懸架
1.3.2.3縱臂式獨立懸架
縱臂式獨立懸架有兩種類型，分別是單縱臂式獨立懸架或雙縱臂式獨立懸架。單縱臂式獨立懸架的縱臂與汽車的縱向軸線是相互平行的，其斷面大多為封閉的箱型結(jié)構(gòu)，一端與車輪心軸相連，另一端與套管相連。套管內(nèi)裝有扭桿彈簧。當車輪發(fā)生跳動時，套管里面的扭桿彈簧會因此而發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，由彈簧來緩和不平路面產(chǎn)生的沖擊。優(yōu)點是結(jié)構(gòu)較為簡單，車輪跳動時大多角度變化小，適用于做部分乘用車的后懸架，但是主銷后傾角的變化可能會比較劇烈，不適合用作前懸。
1.3.2.4單斜臂式獨立懸架
單斜臂式獨立懸架是結(jié)合單橫臂式和單縱臂式產(chǎn)生的折中方案，為了布置需要確定一個合理的汽車縱軸線和擺臂軸線的夾角，定位參數(shù)會有變化，幾乎不怎么占用高度空間，
圖1.4 單斜臂式獨立懸架
結(jié)構(gòu)也相對比較簡單，成本較低。
1.3.2.5麥弗遜式獨立懸架
麥弗遜式獨立懸架又稱為滑柱擺臂式獨立懸架，是一種大量用于中級以下乘用車的前懸架。麥弗遜式懸架是對于燭式懸架進行改進而產(chǎn)生的懸架類型。此類懸架的減振器兩段連接的是車身和轉(zhuǎn)向節(jié)。在裝有麥弗遜懸架的車輛中，車輪受到的側(cè)向力會有很大一部分讓橫擺臂承受，所以滑動摩擦和磨損可以有明顯的減少。不過在車輪進行上下的運動時，減振器的下端支點往往會跟隨者橫擺臂擺動，導(dǎo)致主銷軸線的角度會不斷的變化，此時就需要調(diào)整桿系的設(shè)計來布置懸架。
麥弗遜式獨立懸架的優(yōu)點就是結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間少，便于發(fā)動機以及整車的布置，而且技術(shù)成熟，使用方便，所以廣泛應(yīng)用于各種乘用車的前懸架。缺點是由于結(jié)構(gòu)過于簡單，剛度和穩(wěn)定性都較為差勁，需要加裝橫線穩(wěn)定裝置來彌補轉(zhuǎn)彎時候的側(cè)傾問題。
圖1.5 麥弗遜式獨立懸架
1.4國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
陳黎卿，運用動力學(xué)和空間機構(gòu)運動學(xué)的方法研究出了一套如何計算麥弗遜獨立懸架運動特性參數(shù)的方法，并且采用了一種實例來對懸架的導(dǎo)向機構(gòu)進行了分析計算[1]；陳辛波, 王斌, 朱琳, 馮春晟在麥弗遜式懸架的阻尼特性與懸架剛度的分析過程中，建立對于懸架一系列數(shù)據(jù)進行分析的數(shù)學(xué)模型, 給出如何在選定偏頻和相對阻尼比的情況下，選取螺旋彈簧的剛度和減振器的阻尼參數(shù)[2]；艾維全、高世杰、王承、廖芳在抗前傾能力提高和下控制臂縱向“0 偏移”L 形設(shè)計兩個方面進行了新的探索，并且達到了理論上的優(yōu)化[3]；蔣國平,王國林 ,周孔亢對現(xiàn)有麥弗遜懸架各角度分析，確定需對麥弗遜懸架的轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行一系列的優(yōu)化, 改善前束角伴隨著車輪跳動的變化特性,在此種改善下可以獲得更加優(yōu)秀的不足轉(zhuǎn)向特性[4]。
Vikranth Reddy, Madhu Kodati, Kishen Chatra, Sandipan Bandyopadhyay對于復(fù)雜的懸架系統(tǒng)的完整空間模型進行了位置運動學(xué)的分析[5]；Shoaib Khan, Yagvendra Joshi, Ashutosh Kumar and Ramesh Babu Vemuluri提出了雙橫臂（DWB）和麥弗遜支柱（MPS）懸架系統(tǒng)的對比研究,對兩種懸架系統(tǒng)的撓度，應(yīng)力，頻率和應(yīng)變，進行了各種分析[6]；Banitalebi Dehkordi, Hooman根據(jù)道路情況考慮用于分析和車輛的速度，可以獲得麥弗遜式懸架系統(tǒng)的整個部件的速度和加速度方程并通過有限元分析確定下臂的應(yīng)力狀態(tài)[7]。
隨著對于內(nèi)燃機的更高要求以及新能源汽車的發(fā)展，對于麥弗遜懸架的要求有了新的改觀和發(fā)展。
1.5課題主要內(nèi)容和研究目的
1.通過任務(wù)目標，對懸架各個結(jié)構(gòu)以及布置進行充分的了解。
2.進行結(jié)構(gòu)的分析和計算，保證零部件的使用。
3.使用CATIA進行建模，對于懸架內(nèi)各部分的相互關(guān)系進行充分了解。
4.使用CAD進行圖紙繪畫，對未來的使用學(xué)習(xí)奠定基礎(chǔ)。
第二章 懸架的分析和設(shè)計
2.1懸架的結(jié)構(gòu)分析
2.1.1非獨立懸架與獨立懸架的結(jié)構(gòu)選擇
為了適應(yīng)不同的車輛類型的需要，以及對于結(jié)構(gòu)，布置，成本的多方面考量，車輛也不是固定只會采用同種類型，同種參數(shù)的懸架。高爾夫前款車型的后懸架采用的即為扭力梁懸架，而在2018新款車型中采用的便是多連桿懸架，所以我們在車輛選擇懸架類型的時候，需要考慮多方面因素。我們本次設(shè)計對象為乘用轎車，乘客的乘坐舒適性是一個極為重要的考慮因素，所以前懸架選擇獨立懸架優(yōu)于非獨立懸架。
2.1.2獨立懸架的具體結(jié)構(gòu)形式的選擇
在前章我們已經(jīng)對各種形式的懸架進行了闡述介紹。其中的麥弗遜式獨立懸架，具有結(jié)構(gòu)簡單，性能優(yōu)秀，布置緊湊，占用空間小等優(yōu)點。所以對于大多數(shù)發(fā)動機前置驅(qū)動轎車的前懸選擇來說，麥弗遜懸架通常是最優(yōu)選擇。
本次高爾夫2018款車型，前懸形式也選擇的麥弗遜懸架。
2.3懸架的整體參數(shù)設(shè)計
懸架的設(shè)計一般可以分為結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計和主要參數(shù)的選擇與詳細設(shè)計這兩個階段，并且由于不斷的校核和改善，我們通常會反復(fù)進行這兩個階段。由于懸架的參數(shù)會對整車的特性有較多的影響，并且會影響到其他總成模塊的布置，所以經(jīng)常需要綜合考慮確定。
本次設(shè)計對象的基本參數(shù)：
表2.1 車輛整體參數(shù)匯總
2018款 1.6L 手動時尚型
長
4259
寬
1799
高（mm）
1452
發(fā)動機排量（毫升）
1598
最大功率（kw）
81/5800
最大扭矩（N.M）
155/3800
油耗（L/100km）
5.9
軸距（mm）
2637
滿載質(zhì)量（kg）
1525
整備質(zhì)量（kg）
1200
2.2懸架性能參數(shù)的選取
2.2.1懸架的偏振
一般車輛的懸掛質(zhì)量分配系數(shù)ε分布在0.8到1.2之間，我們可以認為ε=1，此時代表著在前后車橋的上方車身的垂直振動是相互獨立的。對于前后不同部分車身的固有頻率，我們用偏振n1,n2來予以表示。對于不同用途的車輛來說，平順性的需求也有所差別，而其中乘用車對于平順性的要求最高，其次是商用客車和商用貨車。
一般來說，1.6L排量的乘用車，其前懸架的偏振頻率n1取1.0~1.45HZ，而后懸架的偏振頻率為1.17~1.58HZ，而對于高級別的乘用車，會有更高檔次的要求，前懸的偏振頻率n1應(yīng)該取0.8~1.15HZ，后懸的偏振頻率n2應(yīng)該取在0.98~1.3HZ。在本次對于高爾夫2018款的麥弗遜前懸架的設(shè)計中，我們的偏振取值接近人體步行時的頻率，即n1=1.2HZ。
2.2.2靜撓度
對于ε=1的時候，汽車的懸架偏振n可以用下面的式子表示：
式中，c----前懸架或者后懸架懸架剛度(N/cm);
m----前懸架或者后懸架簧上質(zhì)量（kg）。
懸架靜撓度指的是車輛在滿載的狀態(tài)下，懸架的載荷F與懸架剛度C的比值。如果懸架的剛度為常數(shù)，我們可以用下面這個式子表示懸架的靜撓度：
式中：g為重力加速度，g = 9810mm/s2.。
通過上面兩個式子我們可以得出：
因為在上一節(jié)中我們選定了偏移頻率 n = 1.2Hz
帶入到靜撓度公式中，我們可以求得:
而對于靜撓度來說，不同的車型具有不同的取值范圍：
乘用車的靜撓度取值范圍為100~300mm；
商用客車的靜撓度取值范圍為70~150mm；
商用貨車靜撓度取值范圍為50~110mm；
越野車靜撓度取值范圍為60~139mm。[8]
所以綜合取值范圍和計算過程，我們可以求得靜撓度為173.6mm。
2.2.2懸架的動撓度
懸架的動撓度大小通常要根據(jù)靜撓度大小來進行對應(yīng)確定，通常在路況較好，較為平順狀態(tài)下行使的乘用車，F(xiàn)d/fc的取值較為小一些，對于經(jīng)常在惡劣路況下的車輛，F(xiàn)d/fc取值會較為大一些。
乘用車的動撓度取值范圍為70~90mm；
商用客車的動撓度取值范圍為50~80mm；
商用貨車動撓度取值范圍為60~90mm；
越野車動撓度取值范圍為70~130mm。[8]
根據(jù)剛才所求的靜撓度我們?nèi)”敬蔚膭訐隙葹?0cm。
2.2.3懸架的工作行程
由式可以知道如果想獲得一個較為良好的平順性，懸架應(yīng)該比較軟，這樣能夠使得車輛的偏頻降低。但是在一定的載荷下，較軟的懸架比較硬的懸架變形量也大。所以對于通常情況下設(shè)計轎車，懸架總工作行程（即靜撓度與動撓度之和）超過160mm。
而=173.6+80=253.6mm>160mm,符合要求。
2.2.4懸架的剛度計算
已知整車的整備質(zhì)量：m=920kg，我們在本次設(shè)計中取簧上質(zhì)量為870kg；簧下質(zhì)量則為50kg，知：
表2.2 前置前驅(qū)轎車的軸荷分配（%）[9]
前軸 后軸
空載
滿載
56~66
47~60
34~44
40~53
空載前軸單輪軸荷取60%： =261kg。
滿載前軸單輪軸荷取50%：（滿載時車上5名成員，60kg/名）。
懸架剛度：=。
第三章 減震機構(gòu)設(shè)計及主要參數(shù)選擇
3.1減振器結(jié)構(gòu)類型的選擇
彈簧雖然能夠吸收或者放出能量，但是一般在耗散能量方面較為差勁。所以如果懸架上只有彈簧一種阻尼部件，沒有其他的阻尼結(jié)構(gòu)，彈簧懸架將會使得車輛不斷的跳動，并且無法控制，這會導(dǎo)致車輛振動加劇，甚至發(fā)生共振的情況，對于車輛造成不利的影響。所以，從安全性，平順性和操縱穩(wěn)定性等多種因素考慮，車輛懸架基本都需要安裝懸架減振器。
減振器，又被稱作緩沖器，通過控制阻尼過程來配合彈簧的跳動，快速對振動進行衰減。減振器根據(jù)他的結(jié)構(gòu)可以分為搖臂式減振器和筒式液壓減振器?？梢砸罁?jù)不同的能量轉(zhuǎn)換介質(zhì)劃分為摩擦式減振器，液壓式減振器和電磁式減振器等幾種形式。依照減振器額阻尼是否能夠調(diào)節(jié)，可以將減振器分為阻尼可調(diào)式減振器和非阻尼可調(diào)式減振器。按照是只在伸張行程起作用，還是在伸張和壓縮行程都起作用，可以分為單向作用式減振器和雙向作用式減振器，其中前者叫做單向作用式減震器，后者叫做雙向作用式減振器。本次設(shè)計采用的液壓筒式減振器具有工藝簡單，成本較低，壽命較長，質(zhì)量較輕的優(yōu)點，并且主要零件便于加工，適合大批量的生產(chǎn)。
我們依據(jù)圖3.1來說明其工作原理。
圖3.1 雙向作用筒式減振器工作原理示意圖
在壓縮行程中，車輪凸起，這種情況下減振器就會壓縮，其中的活塞會向下運動，導(dǎo)致的結(jié)構(gòu)就是減振器的下腔容積減小，體積縮小，壓強增大，油液便因為上下腔產(chǎn)生的壓力差進入到上腔，此時通過的流通閥。同時，活塞桿向下移動會使得其在減振器內(nèi)部占據(jù)的總體積增加，減振器內(nèi)部的上腔和下腔的總體積縮小，壓強的作用使得有的油液擠開壓縮閥，涌進儲油缸。而在伸張行程油液的流動方向與壓縮行程的相反，只不過油液從上腔到下腔經(jīng)過的伸張閥（流通閥關(guān)閉），從儲油缸進入下腔的油液通過的是補償閥。通過在這兩個過程油液的不同節(jié)流作用，減振器提供相應(yīng)的阻力。[10]
圖2.2 MJ行業(yè)標準減振器示功圖
我們來表示減振器的特性性能，通常是示功圖來表示的，圖2.2就是某減振器的示功圖，示功圖就是用阻尼力隨著位置改動而繪制的曲線來表示。特性也可以通過阻力—位移曲線和阻尼—速度曲線來表示通過圖2.3阻尼---位移特性是表征減振器在兩個不同的行程中所反映的不同的阻力變化。這是在專門的實驗臺，在規(guī)定的行程以及振動次數(shù)下測得的，而對應(yīng)的阻尼—速度曲線是根據(jù)減振器的振動速度關(guān)系得到的。
減振器的速度特性在實際測定結(jié)果下不是線性的，但是為了設(shè)計方便我們可以將其視為分段的線性阻尼特性，從圖2.3觀察，我們可以知道這一特性一般是被看做由四條近似直線的線段組成。在有特定要求的減振器設(shè)計中，會對減振器的阻尼—速度特性進行若干點的要求，以此來得到滿意的特性。
而在高爾夫2018款懸架減振器設(shè)計中，應(yīng)當予以考慮的性能參數(shù)為相對阻尼系數(shù)ψ和阻尼系數(shù)，并且對減振器的尺寸參數(shù)（如減振器工作缸直徑，儲油筒直徑等）進行設(shè)計，最終能夠進行繪圖。
圖2.3 阻尼---位移特性和阻尼-速度特性曲線
3.3減振器主要參數(shù)選擇
3.3.1相對阻尼系數(shù)ψ
相對阻尼系數(shù)ψ的指的是在簧上質(zhì)量和剛度C的不同懸架系統(tǒng)在使用時，減振器的阻力作用會產(chǎn)生并不相同的效果。ψ值越大，振動在衰減的同時會將越大的不平路面的沖擊傳遞給車身。所以在大多數(shù)情況下，我們在壓縮行程時會取一個比較小的相對阻尼系數(shù)，伸張行程時會取一個比較大的相對阻尼系數(shù)，并且使得這兩個保持=（0.25-0.50）的關(guān)系。
我們設(shè)計相對阻尼系數(shù)時，一般先選取與的平均值ψ。對于采用螺旋彈簧的無內(nèi)摩擦的懸架，取ψ=0.25-0.35；對有鋼板彈簧這種有內(nèi)摩擦的懸架，ψ值一般應(yīng)該比較??；對于越野汽車此類在較差路況行使的汽車，為預(yù)防懸架與車架發(fā)生碰撞，取=0.5。
取ψ=0.3，則有（+0.5ψ）/2 = 0.3 ，最終求得=0.4，=0.2。
3.3.2減震器阻尼系數(shù)的確定
減震器阻尼系數(shù)：
不同的懸架會有不同的布置形式，本次設(shè)計所采用的的麥弗遜懸架布置圖如下，在這種布置形式下，阻尼系數(shù)的計算公式為：
圖2.4 麥弗遜懸架減震器的布置
根據(jù)
可以求得：
滿載時計算前懸剛度：
代入數(shù)據(jù)得：=6.3HZ，取,
在車輛滿載的情況下可以求得簧上質(zhì)量m2=345kg，因此我們得到減振器的阻尼系數(shù)為：
δ=2158.5N?s/m。
3.3.3減震器最大卸荷力F0的確定
為減弱地面?zhèn)鬟f給車身的沖擊力，當活塞運動的速度高于既定的某個閾值時，需要卸荷閥開啟，我們稱這種情況下的活塞速度稱作為卸荷速度，可知：
式中，為卸荷速度，一般為0.15~0.3m/s，
A為車身振幅，取；
為懸架振動固有頻率。
代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：V=0.23m/s
一般情況下應(yīng)該在0.15~0.3m/s，本次設(shè)計符合要求。
在伸張行程中，F(xiàn)0可以用下面的公式求得：
式中，c為沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5；
將所求的數(shù)據(jù)帶入公式，我們可以求得為：
F0=1.5×2159×0.23=748.5N
3.3.4減震器工作缸直徑D的確定
根據(jù)我們可以利用公式求工作缸直徑D為：
式中，--工作缸最大壓力，范圍為3Mpa~4Mpa,取=3Mpa；
--連桿直徑與工作缸直徑比值，=0.4~0.5，取=0.4。
代入計算得工作缸直徑D為：
根據(jù)國家標準，我們可以知道筒式減振器的工作直徑通常圓整為20，30,40,50,65等系列。而在本次設(shè)計中，因為活塞桿需要進行長期的往復(fù)運動，我們應(yīng)該選取一個較粗的活塞桿直徑來保證較高的強度。所以我們選一個較高的工作缸直徑，選擇工作缸直徑D=30mm的減震器，對照上表選擇起長度：
活塞行程S=240mm，基長L=110mm，則：
（壓縮的長度）
（拉足的長度）
3.3.5減振器的其他參數(shù)
儲油筒外徑可以用公式Dc=λcDh 求得，通常λc=1.35~1.50，本次設(shè)計中我們?nèi)?.4所以可以求得：
Dc=30×1.4=42mm
儲油筒的壁厚通常為1.5~2mm。材料選用20號鋼。
活塞桿桿長可以用公式dg=λd Dh求得，通常λd=0.30~.035，本次設(shè)計為了使得桿長為整數(shù)我們得到桿長為dg=0.3333×30=10 mm。
3.4減振器設(shè)計計算小結(jié)
表3.1減震器參數(shù)
減振器參數(shù)名稱 數(shù)據(jù)mm
工作缸直徑 30
儲油缸外徑 42
活塞桿桿長 10
主油缸直徑 44
最大壓縮長度 350
拉足長度 590
第四章 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)設(shè)計及優(yōu)化。
4.1導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求
對于本次設(shè)計，導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計要求如下：
1）當懸架受到的載荷發(fā)生改變時，輪間距離的變化不超過±4.0mm，否則輪胎會產(chǎn)生較高的磨損。
2）當懸架受到的載荷發(fā)生一定的變動時，前輪不會產(chǎn)生特別大的縱向加速度。
3）當轎車進行轉(zhuǎn)彎時，車輛側(cè)傾角要盡可能的小，并且保證車輪和車身的傾側(cè)方向同向，增加不足轉(zhuǎn)向特性。
4）當車輛制動或者加速時，車身能夠抗前附或者抗后仰。
導(dǎo)向機構(gòu)的其他要求：同大多數(shù)部件一樣，我們需要保證有足夠的強度，能夠可靠的傳送除了垂直力以外的各種力和力矩。
4.2導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)
4.2.1側(cè)傾中心的高度
根據(jù)圖片，經(jīng)懸架和車身的連接點（E點），做活塞桿的運動方向的垂線，并且在下橫臂線的方向做延長線，最終的交點即為P點。
圖4.1 麥弗遜懸架的側(cè)傾中心
如果減振器柱（EG）越垂直的布置，下擺臂（GD）越水平的布置，側(cè)傾中心（W點）就會離地面越近會導(dǎo)致車輪上下跳動時，外傾角的變化超出合理的范圍。所以我們首先第一步確定側(cè)傾中心的位置，之后再根據(jù)懸架的設(shè)計情況，不斷地調(diào)整側(cè)傾中心的高度hw，最終得到符合設(shè)計要求，滿足懸架需求的中心位置。[11]
本次設(shè)計側(cè)傾中心的高度為194.6mm，滿足需求。
4.2.2.側(cè)傾軸線
側(cè)傾軸線是將前后側(cè)傾中心連接在一起的線。再設(shè)計側(cè)傾軸線的時候應(yīng)該使其大致與地面平行，并且盡可能遠離地面。前者的要求是為了使得在轉(zhuǎn)彎的時候車輛前軸和后軸的載荷變化大致相等，保持其原有的轉(zhuǎn)向特性；而后者的要求是為了使得車輛能夠有一個合理的側(cè)傾，不對車輛的正常行駛造成無法控制的影響。在前輪驅(qū)動車輛中，前軸的載荷一般高于后軸，并且作為驅(qū)動軸，其載荷的變化應(yīng)該較小。所以，綜合來說，除了縱臂式懸架以外的獨立懸架，我們應(yīng)該保證前高度在0~120mm的范圍內(nèi)，而后懸架中心的高度在0~150mm的范圍內(nèi)。
圖4.2 縱傾中心的位置
縱傾中心的告訴為236.8mm，滿足需求。
4.2.3.縱傾中心
.縱傾中心同樣由作圖法可以求出，經(jīng)過E點做活塞桿運動方向的垂線，經(jīng)過G點做擺臂平行線，垂線和平行線的交點即為縱傾中心（O點）。
4.3 導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計
4.3.1導(dǎo)向機構(gòu)的受力分析
根據(jù)圖4.3所表示的麥弗遜懸架的受力簡圖，我們可以知道橫向力F3可以用以下公式求得：
F3 = F1ad/[(c+b)(d-c)] （4.1）
式中：F1---前輪的靜載荷F1減去前軸簧下質(zhì)量的1/2。
圖4.3 麥弗遜懸架受力簡圖
橫向力F3越大，其產(chǎn)生的摩擦力f3（f3=f×F3,f為摩擦系數(shù)）也就會越大，而f3越大，汽車的平順性收到的影響也就越不好，不符合我們的設(shè)計思路。所以為了降低摩擦力，我們首先可以減小摩擦系數(shù)，采用減摩材料或者對接觸表面進行特殊處理。其次，如果F3減小，f3也會相應(yīng)的減小，通過式4.1，如果想讓F3減小，應(yīng)當提高c+b的尺寸大小，或者減小a的尺寸大小。而前者會使得懸架的尺寸更大，導(dǎo)致布置困難。所以，在保持減振器的中軸位置不改變的要求下，我們通常將G點延伸到車輪的內(nèi)部。這樣做有兩個好處，其一是可以使得a的尺寸大小減小，其二可以獲得較小的主銷偏移距，這樣可以提高制動的穩(wěn)定性。
4.3.2橫臂軸線的布置方式
使用麥弗遜懸架的車輛的縱傾穩(wěn)定性受到橫臂軸線是否與主銷后傾角匹配影響。圖中O點是在縱向平面內(nèi)車輛懸架跳動的運動瞬心。結(jié)合簡圖可以得知，如果擺臂軸的抗前附角-β與靜平衡位置下的主銷后傾角λ0相等，擺臂的軸線可以正好垂直于主銷軸線，而此時的運動瞬心則在無窮遠處，這意味著主銷軸線是在作平動，主銷后傾角λ可以保持不變。
如果擺臂軸的抗前附角-β和主銷后傾角λ0所對應(yīng)的運動瞬心O位于前車輪的后方，在壓縮進程中，主銷后傾角λ就會有不斷增大的趨勢。
如果擺臂軸的抗前附角-β和主銷后傾角λ0所對應(yīng)的運動瞬心O位于前車輪的前方，在壓縮過程中，主銷后傾角λ就會有不斷減小的趨勢。
而我們在設(shè)計麥弗遜懸架的時候，通常會使懸架壓縮行程中主銷后傾角λ能夠有增大的趨勢，所以我們會讓擺臂軸的抗前附角-β和主銷后傾角λ0所對應(yīng)的運動瞬心O位于前車輪的后方。
圖4.4 橫向軸線的示意圖
4.3.3擺臂長度的確定
通過參考某橋車的麥弗遜懸架的實測參數(shù)作為輸入數(shù)據(jù)而得出的下擺臂取若干組值的懸架運動特性（見圖4.5）。我們可以得出結(jié)論：擺臂的長度越短，By的曲線越趨陡，輪胎的耐用度會降低。所以我們在懸架設(shè)計的時候，在滿足布置要求，不影響車輛其他布置的情況下，應(yīng)該盡可能的增加長度。
圖4.5 擺臂長度的影響
第五章 橫向穩(wěn)定機構(gòu)的設(shè)計
由于現(xiàn)代轎車的側(cè)傾角剛度都設(shè)計的不大，所以汽車在急轉(zhuǎn)彎狀況下，車身的側(cè)傾較為嚴重，十分影響汽車的穩(wěn)定性。為了改善這個問題，我們通常都在現(xiàn)代汽車中加裝橫向穩(wěn)定裝置。本次高爾夫2018款前麥弗遜懸架的設(shè)計中，我們采用橫向穩(wěn)定桿。
橫線穩(wěn)定桿的作用一是增加車輛的側(cè)傾角剛度，減小轉(zhuǎn)彎情況下的車身側(cè)傾角，作用二是通過選擇一個恰當?shù)那昂髴壹艿膫?cè)傾角剛度比值，以此來獲得需要的不足轉(zhuǎn)向特性。但是橫線穩(wěn)定桿會帶來一定的不利因素，即車輛在路況較差的路面行駛時，會由于橫向穩(wěn)定桿，增加垂直剛度，影響行駛平順性。
由于橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計比較具體化，暫時沒有固定的規(guī)律，經(jīng)過參考例子，對于實際物體的測量數(shù)據(jù)與本次設(shè)計的車型，最終選定的尺寸如下
橫向穩(wěn)定桿的直徑d=22mm。
通過觀察實際車型，其鏈接方式是通過球鉸鏈接在減振器滑柱上，實際位置如圖6.1。
圖6.1 整體裝配圖
第六章 螺旋彈簧的設(shè)計及變形模擬
6.1彈性元件螺旋彈簧
在本次設(shè)計中，螺旋彈簧承受振動，并且它占用空間小，質(zhì)量不大，也不需潤滑，不忌油污，并不會像鋼板彈簧那樣因內(nèi)部滑動摩擦而造成磨損，所以螺旋彈簧作為彈性元件的最優(yōu)選擇。
螺旋彈簧是我們最常見到的一種彈性元件，彈簧結(jié)構(gòu)簡單，便于制作。彈簧的頂端結(jié)構(gòu)有多種選擇，根據(jù)國標GB1239-1976我們可以知道圓截面材料壓縮彈簧的頂端結(jié)構(gòu)分為四種，其中第一種和第二種端圈并緊，保證彈簧頂端能夠和軸線垂直；第三種和第四種的結(jié)構(gòu)頂端既不磨平也不會并緊，這種需要在彈簧坐上作出相應(yīng)的形狀與端圈接觸的形狀，以此來保證良好接觸。在通常我們的考慮中，根據(jù)彈簧指數(shù)來確定是否磨平端部。當彈簧指數(shù)在3-10之間，我們最好對彈簧頂部進行磨平；當彈簧指數(shù)在10-15之間，我們即可以對端部進行磨平。也可以不磨平，當彈簧指數(shù)大于15時，我們可以不對端部進行磨平。
表6.1 彈簧端部的選擇
序號
簡圖
端部結(jié)構(gòu)型式
YⅠ
兩端圈并緊并磨平
YⅡ
兩端圈并緊不磨
YⅢ
兩端圈不并緊
6.2螺旋彈簧材質(zhì)選擇
螺旋彈簧在懸架中起到了重要的作用，他需要有良好的彈性極限和疲勞極限，滿足對應(yīng)力的要求，因此我們選用一種較為常用的材質(zhì)，即60Si2MnA ，這種材料的性能參數(shù)見下表：
表6.2 彈簧的性能參數(shù)[12]
性能參數(shù) 數(shù)據(jù)
剪切應(yīng)力[] 750MPa
剪切模量G 8000
彈性模量E 20000MP
6.3螺旋彈簧的參數(shù)計算
6.3.1彈簧中徑
彈簧中徑的尺寸應(yīng)該按照下表推薦的范圍選取：
表6.3 彈簧中徑的選取
第一系列
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
1.2
1.6
2
2.5
3
3.5
4
12
16
20
2.5
30
35
40
45
50
55
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
180
200
220
240
260
280
300
320
360
400
第二系列
1.4
1.8
2.2
2.8
3.2
3.8
4.2
4.8
5.5
6.5
7.5
8.5
9.5
14
18
22
28
32
38
42
48
52
58
65
75
85
95
105
115
125
135
380
450
我們粗選
彈簧中徑Dm，取80.mm。
彈簧直徑d，取10mm。
6.3.2彈簧指數(shù)選擇（彈簧旋繞比）
旋繞比（彈簧指數(shù)）對彈簧的加工工藝有著直接的影響，越小的彈簧旋繞比意味著越大的彈簧曲率，越大的彈簧曲率意味著彈簧卷制的困難。[13]
彈簧的旋繞比與彈簧中徑D2和直徑d有關(guān)，公式為：
彈簧一般的選擇范圍是C=4-16這里初選旋繞比C=8。
6.3.3彈簧圈數(shù)n的選擇
按照表6.3推薦的位數(shù)選取彈簧的有效圈數(shù)n。并且為了避免載荷偏移而造成過大的附件力，有效圈數(shù)應(yīng)該在3圈以上。[14]
彈簧的有效圈數(shù)的公式為：
將將G=79000MPa，d=12mm，D=96mm，????=28844.79N/m代入式得
表6.4 彈簧圈數(shù)的選取
常用彈簧圈數(shù)
2
2.25
2.5
2.75
3
3.25
3.5
3.75
4
4.25
4.5
4.75
5
5.5
6
6.5
7
7.5
8
8.5
9
9.5
10
10.5
11
11.5
12.5
13.5
14.5
15
16
18
20
22
25
28
30
對于總?cè)?shù)n1的尾數(shù)，應(yīng)該采用1/4,1/2,3/4整圈。
選擇0.75的支承圈，可以求得總?cè)?shù)：
N1=n+n2=7.5
6.3.4節(jié)距，螺旋角
彈簧節(jié)距一般取(0.3~0.5)D2，而對應(yīng)的螺旋角α取5~9°。
所以在本次設(shè)計中我們?nèi)」?jié)距為30，螺旋角為7°。
6.3.5彈簧高度
自由高度：彈簧在自由狀態(tài)下的縱向長度。
在n2=1.5時，用下面公式求得：
H0=tn+d ==30×6+d=190mm
壓并高度：彈簧各圈在接觸狀態(tài)下的高度。對于本次設(shè)計：
Hb≈(n1-0.5)d=7×d=70mm
6.3.6彈簧校核
對于彈簧的剪切應(yīng)力為：
式中 C為彈簧指數(shù)（旋繞比），
為曲度系數(shù)，為表征簧圈曲率對強度有多大影響的系數(shù)，
P為彈簧軸向載荷
由的公式可以求得
由P的求法可以得出：
P=345×9.8×cos14°=3279.57
則彈簧的剪切應(yīng)力為：
τ=8×3257.9×8×1.18/(3.14×10×10)=723MPA
而我們可以得知[τ]=750MPA，彈簧的各項參數(shù)粗選符合要求，所以設(shè)計合理。
6.4彈簧設(shè)計小結(jié)
彈簧整體參數(shù)列表及建模如下：
表6.5彈簧參數(shù)表
彈簧參數(shù)名稱 數(shù)據(jù)（mm）
彈簧絲直徑 10
彈簧中經(jīng) 85
自由高度 190
節(jié)距 30
6.5彈簧變形模擬
對于彈簧，我們利用ansys軟件進行了簡單的變形模擬，按照設(shè)計的彈簧加上載荷力，其產(chǎn)生的變形以及載荷變化如圖，此處只截取初始狀態(tài)和最終狀態(tài)的兩個片段。
彈簧采用的是本次設(shè)計中的彈簧，具體參數(shù)見本章前文。初始負載為1/4載荷，具體計算見第二章，取3450N。
圖6.1 彈簧初始狀態(tài)
圖6.2 彈簧壓縮狀態(tài)
第七章 結(jié)論與展望
本文根據(jù)高爾夫2018款轎車，對在當今汽車設(shè)計懸架系統(tǒng)中，應(yīng)用最為廣泛的麥弗遜懸架展開了設(shè)計和研究。根據(jù)廠家公布的汽車各項參數(shù)以及對于實車的測算，完成了麥弗遜懸架的性能參數(shù)，尺寸參數(shù)的選擇，以及各個部件的設(shè)計完善，并且采用了CATIA建立了麥弗遜懸架的數(shù)字裝配模型，用CAD繪制了零件以及整體的裝配圖。具體來說完成了：(1)懸架的整體性能參數(shù)設(shè)計以及尺寸設(shè)計; (2)對于懸架各組成部分進行了選擇和設(shè)計，比如彈性元件，導(dǎo)向機構(gòu)，減震機構(gòu)等等；(3)采用CATIA對各組成部件進行了三維模型繪制，并且建立了整體的裝配模型；(4)使用CAD完成了二維圖紙的繪制，得出了平面圖。
由于時間有限以及自己有限的知識含量和專業(yè)技能不強，并且對于實物的具體圖片難以得到。在設(shè)計過程中，并沒有進行特別詳盡的選擇，確定所有制造中的參數(shù)，并且也沒有進行全面的仿真。是根據(jù)設(shè)計類書籍以及實物的指導(dǎo)，設(shè)計出了理論上的模型。簡單來說還有以下方面可以深入探索：(1)對轉(zhuǎn)向節(jié)，但需要具有相當?shù)膹姸认碌蔫T造件，對強度可以進一步分析；(2)對于各部分都可以進行有限元分析，確定其強度是否可以；(3)懸架的硬點坐標可以進一步優(yōu)化，完善懸架的性能。
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，
附錄A 公式計算（matlab編程）
論文中所用公式計算如下：
%c
% m
% N
% f_c
% Delta
% Psi
% m_s
% Omega
% n
% a
% Alpha
% C_s
% V_s
% A
% k
% F_0
% D
% Lamda
% P
% D_2
% d
% G
% K_s
% K1
N =sqrt(c/m)/2*pi;%2.1
f_c = mg/c;%2.2
N = 5/sqrt(f_c);%2.3
Delta = 2*Psi*sqrt(c*m_s);%3.1
Delta = (2*Psi*m_s*Omega*n*n)/(a*a*cos(Alpha)*cos(Alpha));%3.2
n = sqrt(C_s/m_s)/(2*pi);%3.3
V_x = A*Omega*a*cos(Alpha)/k;%3.4
F_0 = c*Delta*V_x;%3.5
D = sqrt(4*F_0/(pi*P*(1-lamda*lamda)));%3.6
C = D_2/d;%6.1
n = G*d*d/(8*K_s*D^3);%6.2
Tau = 8*P*D_m*K1/(pi*d^3);%6.3
Tau = 8*P*C*K1/(pi*d^3);%6.3
（計算代入所取數(shù)值，計算結(jié)果如論文中所述）
附錄B 整體建模圖
圖B1 整體建模圖
致謝
通過努力學(xué)習(xí)和每天的反復(fù)進行，設(shè)計的任務(wù)和要求按照規(guī)定日期完成，設(shè)計的目的基本完成，達到規(guī)定的要求。通過畢業(yè)設(shè)計，提高了自己的文獻檢索能力，翻譯能力，學(xué)習(xí)能力以及對懸架乃至汽車整體布置的了解。畢業(yè)設(shè)計不僅是對在本科期間學(xué)習(xí)內(nèi)容的檢測，更是對綜合設(shè)計能力的一種培養(yǎng)，對以后學(xué)習(xí)或是工作奠定堅實的基礎(chǔ)。
在畢業(yè)設(shè)計期間，我受到老師的教導(dǎo)與監(jiān)督，有同學(xué)的幫助與探討，從設(shè)計，論文草稿，初步建模，撰寫說明書，繪制二維圖，他們都給予我了巨大的支持與鼓勵，從技術(shù)上予以支持。這些幫助鼓勵我完成了整個畢業(yè)設(shè)計。
在設(shè)計的初期，對于三維設(shè)計軟件的不熟悉，已經(jīng)部分結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，不知所措，在開始的畫圖過程中存在了較多的困難，經(jīng)過老師同學(xué)的指導(dǎo)幫助以及我自己的學(xué)習(xí)，終于以較為不錯的速度和質(zhì)量完成了畫圖的過程。
在此，必須對在整個本科學(xué)習(xí)過程以及在畢業(yè)設(shè)計的過程中，給予過我?guī)椭拿恳粋€人，報以真摯的感謝，在未來的每一天，都是你們幫助下安好的一天。
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