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宝马5系悬架设计及仿真分析摘 要悬架是汽车重要的组成部分，是传递车轮与车身之间的各种力和力矩的连接装置。宝马5系轿车的前悬架采用的双横臂式独立悬架，其后悬采用的是多连杆式独立悬架。双横臂式的独立悬架是常见的悬架形式之一，由于其灵活性高，具有良好的行驶平顺性和操纵稳定性，结构紧凑，占用空间小，故在汽车领域有着广泛的应用。多连杆式独立悬架能实现主销后倾角的最佳位置，大幅度减少来自路面的前后方向力，从而改善加速和制动时的平顺性和舒适性，同时也保证了直线行驶的稳定性。本设计说明书根据给定的车型和悬架形式来进行悬架参数的确定，有悬架的固有频率、悬架的刚度、静挠度和动挠度。并以此计算所选弹性元件的尺寸并且进行应力校核。通过阻尼系数和最大卸荷力确定了减振器的主要尺寸。最后进行了导向机构和横向稳定杆的设计，建模画图，MATLAB优化，并用ADAMS进行仿真分析。关键词：独立悬架；ADAMS；仿真分析；CATIA。Design of suspension and optimization of BMW 5 seriesAbstractThe suspension is one of the modern automobile assembly, frame and the axle flexible connection up. Its primary function is to pass the role of force and torque between the wheels and the frame to ease the load of the road to pass the impact of the frame, the attenuation caused by the vibration of the bearing system ensure riding comfort. The purpose is to lay a solid foundation for the future go to work for the learning outcomes of the inspection four years of college. Made to the instructions included in the suspension in the front of the car selection, the selection and calculation of the shock absorber, the choice of the form of the elastic element calculation and selection, guiding mechanism design, design and calculation of stabilizer bar and wheel alignment parameters to determine.Access to large amounts of data,and combine the suspension of the former demonstration program, the structure of program analysis and design calculations. The design includes a shock absorber, the elastic element and the horizontal stabilizer of the parameters identified, including the choice of the main parameters to calculate the forces and strength check. Finally,make a summary on the design.Keywords: suspension, ADAMS, simulated analysis, CATIA不要删除行尾的分节符，此行不会被打印IV- -目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 研究背景及意义11.1.1 背景11.1.2 研究意义21.2 国内外研究现状21.2.1 国外研究现状21.2.2 国内研究现状31.3 设计水平41.4 技术方案及研究思路5第2章 汽车悬架72.1 悬架设计要求72.2 悬架对汽车平顺性的影响72.3 本章小结8第3章 悬架主要参数的确定93.1 悬架静挠度的计算93.2 悬架动挠度的计算93.3 悬架刚度计算103.4 双横臂独立悬架导向机构的设计113.4.1 导向机构设计要求113.4.2 侧倾中心113.4.3 横向平面内上、下横臂的布置方案123.4.4 上、下横臂长度的确定133.4.5 弹性元件的计算133.4.6 振器的结构类型与主要参数的选择163.4.7 横向稳定杆设计计算203.5 多连杆式独立悬架的设计213.6 本章小结22第4章 CATIA建模234.1 双横臂式独立悬架234.2 多连杆式独立悬架26第5章 ADAMS/CAR仿真设计285.1 仿真设计及分析285.2 主销后倾角(caster)变化295.3 前轮外倾角(camber)变化305.4 前轮前束角(toe)的变化315.5 车轮跳动产生的转向角的变化325.6 车轮跳动对轮距的影响33结 论35参考文献36致 谢38第1章 绪论1.1 研究背景及意义1.1.1 背景 悬架是现代汽车上重要组成部分之一，它把车架与车轴，或者车身与车轮连接起来，是传递车身与轮胎之间力与力矩的连接装置，并且，悬架可以减缓冲击，衰减系统的振动，从而保证了良好的平顺性；在路面不平的时候拥有理想的运动特性，从而保证了汽车的操纵稳定性和较高的行驶能力。悬架包括弹性元件、导向装置、减振器和横向稳定器等，如图1-1所示。图1-1 中级轿车悬架系统结构图导向装置决定车轮相对于车身的运动特性，并且能够传递除弹性元件以为的力和力矩。根据导向装置的不同，悬架可以分为独立悬架和非独立悬架两大类。非独立悬架最主要的特点是左右车轮之间由一根刚性梁或非断开式车桥连接，独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮分别独立的与车身或车架相连形成断开式车桥1。根据弹性元件的不同，悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等2。本文基于宝马5系车的基本参数，以及原车的悬架结构，对前后悬架进行设计及优化，本设计采用的前后悬架均为独立螺旋弹簧悬架，前悬为双横臂式独立悬架，后悬为多连杆式独立悬架。ADAMS 软件是目前广泛应用的汽车动力学分析软件，可以方便的对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析目前国内试验台研究起步较国外晚，而且受到技术的限制，大部分的自主品牌车型的底盘由国外公司调校甚至直接使用外资品牌底盘，而应用系统动力学方法，对悬架进行运动特性的设计，能有效减少试验台的调校次数，缩短开发周期，减少试验成本。国内外学者以车轮的定位角度及轮距的变化为目标对悬架性能优化方面进行了大量的研究工作，明确了合理的几何定位参数是保证悬架具有良好运动学特性的重要因素，如果悬架结构设计不当，就会大大影响整车性能，如转向沉重、跑偏、轮胎偏磨等。悬架的运动学特性是指当车轮上、下跳动时，前轮定位参数、轮距、前轮侧向滑移量等参数相应的变化规律，这一规律是由导向机构所决定的，它直接影响到汽车的使用性能，特别是影响操纵稳定性、舒适性、转向轻便性和轮胎的使用寿命等。1.1.2 研究意义悬架的主要功能是传递作用在车轮和车身之间的所有力和力矩，并减小汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减承载系统的振动，并且保证了汽车的行驶平顺性，保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。平顺性是现代高速、高效率汽车的一个主要性能，汽车平顺性直接影响到人和车辆。汽车平顺性的好坏直接影响到乘员的舒适性、工作效能和身体健康。因此悬架设计关系到汽车使用性能的好坏，具有重要的理论和实际应用意义。本论文基于宝马5系，并且结合实际生产，通过对悬架中重要的零部件进行计算校核，设计整个悬架系统，对整车运动学性能的影响进行分析，对实际生产有着重要的意义。1.2 国内外研究现状1.2.1 国外研究现状国外汽车悬架运动学的研究起步较早，几乎是随着独立悬架的诞生就开始了。汽车悬架弹性运动学的研究，在上世纪80年代兴起。Duym用一种代数形式的经验公式来描述双横臂式独立悬架系统的非线性特性，仿真结果与实验结果基本吻合3。Kuti以有限元为工具，建立了一种客车悬架系统的非线性数学模型4。这些研究表明，建立双横臂式独立悬架系统的简单而又比较准确的非线性数学模型，并将其用于乘坐动力学的非线性研究具有重要意义。特别是近几年来，摒弃了传统设计方法，比较流行的优化设计方法多是基于空间机构运动学原理及多刚体动力学理论，采用计算机辅助设计，获得了理想的设计结果，并有效地提高了工作效率5。双横臂式独立悬架的设计、制造已比较成熟，而且成本低，工作可靠，是当今世界汽车工业中悬架的主导产品。近年来，研究多连杆悬架运动特性的方法不断涌现，D.M.A. Lee等人推导出转向节的速度方程，并应用逐步线性化方法来求解位置问题，Mohamed和Attia应用刚性连杆和转向节之间的约束方程获得悬架的运动特性，Knapzyk和Dzierzec提出的拆杆法以及Lee Unkoo等人的位移矩阵法等6。德国Prof.J.Reimell(耶尔森赖姆帕尔)著的汽车底盘技术对各种悬架运动学及弹性运动学作了详细的分析，对车轮定位参数做了准确的定义，分析了他们的作用及其对操纵稳定性的影响。在悬架运动学分析中，描述了弹簧变形过程中车轮定位值的变化过程；在弹性运动学分析中，描述了弹簧各部件及交接处具有弹性，由轮胎和路面之间的力和力矩引起的车轮定位值的变化，并且给出了一些典型车型的车轮定位参数的变化曲线，这些变化曲线都是实测得到的，可以用来进行操纵稳定性的评价7。德国人阿达姆措莫托所著的汽车行驶性能、德国学者Wolfgang Matschinsky 编写的车辆悬架以及日本学者安部正人所著的汽车的运动与操纵等著作中都对汽车悬架运动学特性做了深入的讨论分析8。1.2.2 国内研究现状双横臂式独立悬架系统的研究在国内也有较长的历史。吉林工业大学的郭孔辉院士的文章国是较早的论文，随后的一些学者也对该问题做了研究。近几年来， 北京理工大学，浙江大学等高校正在开展此方面的研究，并发表了一些论文。对于双横臂式独立悬架系统的研究，主要是应用线性理论研究汽车乘坐动力学9。目前，双横臂式独立悬架产品已经实现国产化。但从总体上来看，国内对于双横臂式独立悬架系统的研究相对较少，产品主要是仿造国外，自主开发能力差，并且缺少具有自主版权的专用软件。在双横臂式独立悬架系统的研究中，国内基于线性理论的建模与仿真仍处于主导地位，而基于非线性理论的非数学建模与分析也已经引起重视，并有了一定的研究成果10。随着汽车工业的迅猛发展，悬架研究方法不断涌现，对于双横臂式悬架、麦弗逊式悬架等的运动学分析做过大量工作，而对于多连杆悬架系统，清华大学吕振华等利用机械原理中的拆杆法，对五连杆悬架进行了运动分析和受力分析，并应用一种迭代算法分析了考虑橡胶衬套弹性的悬架运动特性，讨论了衬套弹性对车辆性能的影响，清华大学宋健等和同济大学祁宏钟等分别采用瞬时轴线法和近似数值方法确定多连杆悬架的主销轴线，该方法简单可靠，对多连杆运动学理论分析打下基础11。上世纪80 年代起，多刚体系统动力学理论和方法已经较广泛应用于汽车技术领域，一些优秀的多体动力学分析的商业化软件(如MSC.ADAMS 等)使得汽车悬架系统运动学分析技术日臻成熟和完善。吉林大学杨树凯在其发表的多连杆悬架与双横臂悬架运动学和弹性运动学特性分析中，利用ADAMS/CAR 软件对两种悬架系统进行了运动学特性仿真对比分析12。孙海林在研究生导师的指导下，根据某车辆多连杆独立悬架的设计参数，用ADAMS/CAR 软件平台建立了多连杆式独立悬架的多体动力学模型，并针对多连杆悬架运动学对整车性能的影响进行了的阐述，总结出多连杆悬架的优缺点13。同济大学的梁骏等从刚体系统出发，在ADAMS平台下对四连杆悬架进行了运动学分析14。1.3 设计水平汽车悬架系统的研究与设计主要是为了提高汽车整车的操纵稳定性和行驶平顺性。汽车悬架系统的研究与设计的领域也相应地分为两大部分：一是对汽车平顺性产生主要影响的悬架特性；另一是对汽车操纵稳定性产生主要影响的悬架特性。前一部分主要是对悬架的弹性元件和阻尼元件特性展开工作，主要是将路面、轮胎、非簧载质量、悬架、簧载质量作为一个整体进行研究与设计，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激励下，影响汽车平顺性的弹性元件以及阻尼元件的力学特性，因此可以称之为悬架系统动力学研究。后一部分主要是对悬架的导向机构进行工作，主要是研究在车轮与车身发生相对运动时，悬架导向机构如何引导和约束车轮的运动、车轮定位及影响转向运动的一些悬架参数的运动学特性。这一部分的研究称为悬架的运动学研究。考虑了弹性衬套等连接件对悬架性能的影响，则悬架运动学即为悬架弹性运动学。悬架弹性运动学是阐述由于轮胎和路面之间的力和力矩引起的车轮定位等主要悬架参数的变化特性。这样悬架系统的运动学研究就包括了悬架运动学和弹性运动学两个方面的内容15。长期以来，国内汽车行业，特别是轿车、微型车行业基本上依靠国外技术生存。虽有众多专家、学者、业内人士不断强调培育本土设计开发能力的重要性，但在缺乏竞争力的环境下，相关企业往往出于短期利益考虑，不愿在此方面进行大规模投入，致使这项工作难以真正落实到位。因此，迄今为出，国内汽车行业对包括悬架系统在内的汽车底盘系统关键产品的设计机理，仍然知之甚少，重复引进到处可见与浪费惊人，而且也往往受制于人。1.4 技术方案及研究思路结合宝马5系多连杆独立悬架和双横臂式独立悬架总体设计参数，通过查阅资料等计算悬架的基本参数，初步设计悬架的形式，并利用CATIA软件建立三维模型，同时用ADAMS/CAR 软件平台建立了、双横臂式独立悬架的模型，做运动学仿真分析，通过设置车轮的平行跳动位移，仿真得到悬架基本参数如主销后倾角，前轮外倾角，前轮前束角，转向角的变化，轮距变化等随车轮跳动的变化关系曲线。(1)根据宝马5系的参数确定结构参数。(2)对悬架结构进行设计。(3)运用CATIA软件建立三维实体模型。(4) 在ADMAS中建模，并进行运动学仿真分析，验证悬架设计的合理性，通过车轮跳动的变化，测定轮距，转向角等参数是否符合规定。ADAMS运动学仿真分析研究背景意义国内外相关研究研究国外研究水平国内研究水平悬架参数的计算CATIA建模画图 结论技术水平图1-2 研究思路第2章 汽车悬架2.1 悬架设计要求汽车悬架和簧载质量、非簧载质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协调确定。悬架的合理设计直接关系到汽车的性能,应该保证如下几点：(1)合理设计弹簧的阻尼特性以及弹性特性能够有效地保证汽车行驶的平顺性和汽车轮胎的接地能力。(2)合理设计悬架能够具有有效地衰减振动的能力。(3)合理设计导向机构，合理设计跳动时车轮的定位参数，以确保良好的操纵稳定性。(4)应该使结构紧凑，占用空间小。(5)在满足零件质量小的同时保证使用寿命和足够的强度。(6)制造成本低(7)便于保养。2.2 悬架对汽车平顺性的影响良好的汽车行驶平顺性不仅能保证乘员的舒适与所运货物的完整无损，而且还可以提高汽车的运输生产率、降低燃油消耗、延长零件的使用寿命及提高零件的工作可靠性等。目前主要参照国际标准ISO2631来评价汽车平顺性，它把乘员承受的疲劳-降低工效界限表示为振动加速度均方根值随频率变化的函数。对垂直振动而言，人体对48Hz的振动最敏感，所以这一频带的界限值最低。为使人体承受的振动不超过规定的界限值，主要靠悬架来降低车身振动加速度均方根值。在一定随机路面不平度的输入下，车身加速度的均方根值的大小，取决于车身加速度 对路面不平度g的幅频特性，与车身在悬架上振动的固有频率n、非周期性系数 及非簧载质量m的大小有关17。当车身固有频率越低曲线越低，车身加速度均方根值越小。2.3 本章小结本章通过对悬架的一般基础知识的介绍，对悬架有了初步的认识，了解其分类，功能，设计要求，熟悉悬架的弹性特。熟悉本章内容，对后文的分析和设计起基础作用。通过对本章内容得学习和研究，知道影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性的几个因素，通过对这些因素的分析和研究，了解这些因素是如何影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性，从而在设计时综合各个方面的知识，设计出使汽车同时具有适当的行驶平顺性和操纵稳定性的钢板弹簧悬架。第3章 悬架主要参数的确定3.1 悬架静挠度的计算对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数，因而可以近似地认为=1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频，表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。用途不同的汽车，对平顺性的要求是不一样的。轿车对平顺性的要求最高，客车次之，载货车更次之。由前面得各种车型车身固有频率的实用范围为：货车1.52.17Hz；旅行客车1.21.8Hz；高级轿车11.3Hz。取n=1.0Hz19。 悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。 由 (3-1)式中 悬架静挠度(cm)得悬架静挠度 (3-2) mm3.2 悬架动挠度的计算悬架的动挠度是指悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构允许的最大变形，通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或1/3 时，车轮中心相对车架的垂直位移20。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。一般：动挠度，轿车：79 cm；大客车：58cm；货 车：69cm 。故选择动挠度为8cm即：80mm。为了得到良好的平顺性，应当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程应当不小于160mm。而=250+80=330mm160mm 符合要求。3.3 悬架刚度计算本次设计车型参考宝马5系，发动机中置四驱。前悬架采用双横臂独立悬架，后悬采用多连杆式独立悬架。已知：已知整备质量： =1655kg,取簧上质量=1555kg,簧下质量=254kg.允许总质量： =1855kg.空载时前轴单轮轴荷取50%：()50%2=122260%/2=388.75kg满载时前轴单轮轴荷取50%：50%/2=175550%/2=438.75kg 表3-1 宝马5系 相关数据 单位mm驱动方式前置四驱前悬架类型双横臂式独立悬架后悬架类型多连杆式独立悬架整备质量1655kg空载前轴轴载质量388.75kg满载质量1855kg满载前轴轴载质量438.75kg簧下质量254kg悬架刚度：=(438.759.8)/250=17.199N/mm (3-3)3.4 双横臂独立悬架导向机构的设计3.4.1 导向机构设计要求 对前轮导向机构的设计要求是：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早期磨损。2) 悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应该产生纵向加速度。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，车身侧倾角小于等于67，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4) 制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后俯作用。 对汽车后轮独立悬架导向机构的要求：1) 悬架上载荷变化时，轮距无显著变化。2) 汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。此外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩22。3.4.2 侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图3-1所示方式得出。将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。将P点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心W。当横臂相互平行时，P点位于无穷远处。作出与其平行的通过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W，如图3-2所示22。本次设计采用相互平行的双横臂布置。图3-1双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定图3-2横臂相互平行的双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定3.4.3 横向平面内上、下横臂的布置方案从图3-3 a、b、c三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。本次按照图c进行设计。 a) b) c)图3-3上、下横臂在横向平面内的布置方案3.4.4 上、下横臂长度的确定双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到布置发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应选择在0.6附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择在1.0附近。综合以上分析，该悬架的 应在0.61.0范围内。美国克莱斯勒和通用汽车分司分别认为，上、下摆臂长度之比取0.7和0.66为最佳。根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时，取0.65为宜。本次设计选择=0.65进行设计。初选=326mm，=212mm。3.4.5 弹性元件的计算由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度与弹簧刚度是不相等的，其区别在于悬架刚度是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度仅指弹簧本身单位挠度所需的力。在满载状态，根据前轴载荷以及确定的偏频值，获得悬架系统刚度，通过杠杆比推算螺簧刚度。悬架刚度和弹簧刚度关系： (3-4)式中 (杠杆比)得： (3-5) 取减震器筒的安装角为10，则=10。由导向机构及安装要求得：Lw=2499.678 mm; Lo，=2417.616 mm；L1=148.772 mm；L=208.772 mm。代入上式得： 37.33 (N/mm)弹簧中径：根据下面的公式可以计算： (3-6)式中 弹簧有效工作圈数，先取8； 弹簧材料的剪切弹性模量，取Mpa；弹簧钢丝直径，取12。 mm (3-7) 故确定直径d=12mm，弹簧中径Dm=90mm,弹簧外径D=102m，弹簧有效工作圈数i=8.弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定，取支撑圈数: 则总圈数： =8+2.0=10弹簧节距： 取 =0.390=27mm弹簧间距： (3-8)mm弹簧自由高度为： (3-9)=827+12=228mm 弹簧校核：弹簧刚度的计算公式为： (3-10)代入数据计算可得弹簧刚度为： N/mm弹簧选择符合刚度要求。扭转应力公式： (3-11)式中 曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数。 (3-12)已知=90 mm，d=12 mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数： =90/12=7.5 (3-13)N满载时有：弹簧动挠度： (3-14) 带入数据得： 弹簧最大扭转应: N/mm2 (3-15) 带入数据得N/mm2 =8001000N/mm2 符合要求。弹簧选择符合刚度要求。3.4.6 减振器的结构类型与主要参数的选择减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中21。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。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式21。本设计采用双桶式液力减震器，如图3-4。需要注意的是，在大部分汽车上，减振器不是完全垂直安装，这时减振器本身的阻尼力与车轮处的阻尼力之间存在差异，当左右车轮同向等幅跳动时，阻尼力的传递比，由于角度同时造成车轮处力的减小和减振器行程的减小，如图3-5。因此减振器的阻尼系数应为车轮处阻尼系数的倍。当车身侧倾时，相应的传递比，式中B为轮距，b为减振器下固定点的安装距。1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆图3-4 双筒式减振器工作原理图图3-5 减振器斜置时计算传递比示意图相对阻尼系数的确定：相对阻尼系数的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些，两者之间保持=(0.25-0.50)的关系。设计时，先选取与的平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架，取=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，值取的小些，为避免悬架碰撞车架，取=0.5，取=0.3，则有：，计算得：=0.4，=0.2减震器阻尼系数的确定：减震器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。阻尼系数为： (3-16)根据公式，可得出：n=1.0，故：=23.141.06.28rad按满载计算有：簧上质量M=438.75kg，代入数据得减震器的阻尼系数为： (3-17)带入数据得=4475.6，从而有，带入数据得：=4475.60.176=789N减震器工作缸直径D的确定： 根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为： (3-18)式中，为工作缸最大允许压力，取34MPa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取0.400.50，单筒式减振器取0.300.35。代入计算得工作缸直径D为：mm减震器的工作缸直径D有20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。所以，根据标准，选取前悬架减振器的工作缸直径为 D =30mm贮油筒直径，壁厚取为 2mm，材料可选 20 钢。在这里，选取贮油筒直径为：mm (3-19)可选活塞杆直径为： d=13mm选取悬架的减振器为HH型，基长=120mm由于杠杆比关系，行程可以比规定范围小，因此选活塞行程：S=180 mm则减振器压缩到底长度： (3-20) (3-21)所以减振器：, 3.4.7 横向稳定杆设计计算为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性23。横向稳定杆在独立悬架中的典型安装方式如图3-6所示。当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，如前所述，恰当地选择前、后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。通常，在汽车的前、后悬架中都装有横向稳定杆，或者只在前悬架中安装。若只在后悬架中安装，则会使汽车趋于过多转向。横向稳定杆带来的不利因素有：当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右轮之间有垂向相对位移，由于横向稳定杆的作用，增加了车轮处的垂向刚度，会影响汽车的行驶平顺性。图3-6横向稳定杆的安装示意图在有些悬架中，横向稳定杆还兼起部分导向杆系的作用，其余情况下则在设计时应当注意避免与悬架的导向杆系发生运动干涉。为了缓冲隔振和降低噪声，横向稳定杆与车轮及车架的连接处均有橡胶支承。求前稳定杆角刚度C1: 已知，B=795 mm，m1=250 mm，d1=20 mm。 稳定杆最大工作扭转角：b=22=0.384 rad验算：前稳定杆角刚度C1=d4G/32B () (3-22)前稳定杆扭转应力 =16Mc /d3 () (3-23)式中，G1为剪切弹性模数；G1=75460 ()；d1为稳定杆直径(mm)；Mc为作用在稳定杆上的扭矩() Mc=C1b ；B为稳定杆有效工作长度(mm)。将已知数代入后得:前稳定杆角刚度： (3-24)1490.97作用在稳定杆上的扭矩Nm (3-25)前稳定杆扭转应力 =16572533.3/ 203 ( 3-26)1=364.49 N/mm23.5 多连杆式独立悬架的设计本车型采用四连杆式独立后悬架，四连杆悬架模型的导向机构是把双横臂悬架的上、下A臂适当地改造为4 根空间连杆, 每根连杆分别用球铰和旋转副与主销轴和车体相连接；其弹性元件、阻尼元件和轮胎等与双横臂悬架相同, 这保证了两种悬架的运动学和弹性运动学特性具有可比性。本文所研究的多连杆后独立悬架主要包括上横臂，下前后摆臂，减振器，螺旋弹簧等, 它们通过橡胶衬套和各种约束连接。本文多连杆式独立后悬架模型的建立是在双横臂式独立后悬架的基础上对其导向机构进行改造得来的,也就是把双横臂式后悬架连接车体和主销轴的上A臂改造成两根空间连杆,每根连杆分别用球铰和旋转副与主销轴和车体相连接。对下横臂的改造也是将其改造为两根空间连杆，每根连杆分别用球铰和旋转副连接主销轴和车体链接。3.6 本章小结通过本章的分析计算，对宝马5系汽车的双横臂式独立前悬和多连杆式独立后悬进行了分析和相应的参数计算，对双横臂式独立悬架和四连杆式独立悬架有了深入的了解，并且能够通过计算得出相应的参数，有助于CATIA模型的建立。第4章 CATIA建模通过前面一章的计算，对悬架有了深入的了解，对双横臂式独立悬架和多连杆式独立悬架的构造有了深入的了解。通过使用CATIA软件，进行悬架的建模。有利于对悬架实体造型的理解，和之后的仿真分析。4.1 双横臂式独立悬架运用CATIA软件建立双横臂式独立悬架的上横臂。如图4-1。根据参数合理选定横臂的形状和侧倾轴线。建立下横臂如图4-2所示。通过转向节链接上下横臂，用CATIA画出的转向节如图4-3所示。减震器选用双向液力式减震器，其形状查阅资料可知，CATIA图如4-4所示。横向稳定杆的确定根据前面一章的参数可以得知，所画CATIA图如4-5所示。由于宝马5系的前悬架是，双横臂式独立悬架，其装配图如4-6所示。图4-1 上横臂图4-2 下横臂图4-3 转向节图4-4 减震器图4-5 横向稳定杆图4-6 装配图4.2 多连杆式独立悬架宝马5系的后悬架为多连杆式独立悬架，通过对双横臂式独立悬架的调整，画出多连杆式独立悬架。上前臂如图4-7所示，其减震器如图4-8所示，下后臂如图4-9所示，下前臂如图4-10所示，装配图如4-11所示。图4-7 上前臂图4-8 减震器图4-9下后壁图4-10 下前臂图4-11 装配图第5章 ADAMS/CAR仿真设计以美国MSC公司的ADAMS/CAR软件为平台， CAR模块是ADAMS软件包中的一个专业化模块，主要用于对轿车(包括整车及各个总成)的动态仿真与分析24。对于悬架系统来说，ADAMS/CAR在仿真结束后,可自动计算出三十多种悬架特性，根据这些常规的悬架特性，用户又可定义出更多的悬架特性，产品设计人员完全可以通过这些特性曲线来对悬架进行综合性能的分析和评价。研究在车轮与车发生相对运动时，悬架导向机构如何引导和约束车轮的运动，车轮定位以及影响转向运动的一些悬架参数的运动学特性,这一领域的研究称为悬架的运动学研究。车轮跳动仿真是一种对悬架性能地综合性分析。它体现悬架在各种激振下的运动响应。这些运动包含诸如路面不平引起的车轮和车身运动、加减速时汽车车身纵倾、转向或外力作用下车身侧倾等等。该仿真是分析悬架性能的重要根据, 它能很全面很准确地反映出悬架各种运动学性能25。5.1 仿真设计及分析基于ADAMS/CAR，选定软件中所给的双横臂式独立悬架，更改根据本文设计的双横臂式独立悬架的硬点参数，加上转向系和车轮，所建立的模型如图5-1。图5-1 双横臂式独立悬架仿真模型硬点是根据CATIA中的参数坐标确定的，在ADAMS/CAR中选定好双横臂式悬架之后，更改硬点参数，其数值如表5-1所示。表5-1 相应的硬点并更改相关前轮前束(toe)、外倾角(camber)等初始值，如表5-2所示。表5-2相关前轮前束(toe)、外倾角(camber)由ADAMS将测试平台上下跳动位移设置为-40mm50mm，仿真步数为50。进行双侧车轮同向垂直跳动模拟仿真。5.2 主销后倾角(caster)变化 主销后倾角应保证车轮具有足够的侧向力回正力矩，以提高汽车直线行驶的稳定性。一般主销后倾角越大，回正力矩也就越大。要求后倾角具有随车轮上跳而增加的趋势，这样可以抵消制动点头时后倾角减小的趋势26。角度（度）车轮跳动量（mm）图5-2 主销后倾角车轮跳动行程变化曲线主销后倾角与车轮跳动量之间的变化曲线如图5-2所示，平衡位置处的主销后倾角约为1.1，主销后倾角随车轮上跳而增大，使前轮有沿直线行驶的趋势，从而提高了汽车的操纵稳定性和转向轻便性。设计合理。5.3 前轮外倾角(camber)变化综合考虑转向性能和直线行驶稳定性，车轮上跳及下跳时的外倾角变化应有一个适当的范围，一般来说，希望在车轮上跳时外倾角向减小的方向变化(-20.5/50mm较为适宜)，而在下落时朝正值方向变化26。由图5-3可知，在平衡位置的外倾角是0.7，在跳动的过程的100mm中，外倾角变化约为2，下跳时，朝正值方向变化，悬架变化基本符合要。角度（度）-0 车轮跳动量（mm）图5-3前轮外倾角(camber)变化车轮跳动行程变化曲线5.4 前轮前束角(toe)的变化汽车的前束角是汽车纵向中心平面与车轮中心平面和地面的交线之间的夹角, 车轮有了外倾角后，在滚动时，就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开，由于车桥的约束使车轮不可能向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了消除车轮外倾带来的这种不良后果，在安装车轮时需有一个前束角，这样可使车轮在每一瞬时滚动方向接近于向着正前方，从而在很大程度上减轻和消除由于车轮外倾而产生的不良后果26。车轮跳动量（mm）角度（度）-0 图5-4前轮前束角(toe)的变化车轮跳动行程变化曲线图5-4为车轮上下跳动时前束角的变化曲线。可知，在平衡位置时，前束角约为0.2。在车轮上跳和下落过程中双横臂呈现出了较理想的变化趋势，即车轮上跳时前束角向正值方向变化，而车轮下落过程中前束角向负值方向变化，这说明在上跳和下落过程中，能保证较好的直行稳定性和转向时的不足转向特性。车轮上下跳动时前轮的前束角变化范围为-0.51.5，变化范围合理且幅度较小，基本满足设计要求。5.5 车轮跳动产生的转向角的变化由图5-5可以看出，在车轮上跳动的过程中，车轮转向角的变化在01.5范围内变化，变化范围非常小，符合使用要求。角度（度）-0 车轮跳动量(mm)图5-5车轮跳动产生的转向角车轮跳动行程变化曲线5.6 车轮跳动对轮距的影响车轮跳动量 (mm)轮距（mm）图5-6车轮跳动对轮距的影响从图5-6可以看出，在车轮上下跳动的-40mm50mm内，轮距变化范围是-1.5mm-2.5mm，符合4mm的规定要求。结 论本文主要研究了宝马5系的悬架，悬架是现代汽车上重要组成部分之一，它把车架与车轴，或者车身与车轮连接起来，是传递车身与轮胎之间力与力矩的连接装置，并且，悬架可以减缓冲击，衰减系统的振动，从而保证了良好的平顺性；在路面不平的时候拥有理想的运动特性，从而保证了汽车的操纵稳定性和较高的行驶能力。悬架设计关系到汽车使用性能的好坏，具有重要的理论和实际应用意义。本论文基于宝马5系，并且结合实际生产，通过对悬架中重要的零部件进行计算校核，设计整个悬架系统并优化参数，对整车运动学性能的影响进行分析，对实际生产有着重要的意义。通过对宝马5系的前后悬架参数进行设计计算，并校核弹簧刚度，稳定杆的刚度，扭转应力等，合理设计出符合要求的双横臂式独立悬架和多连杆式独立悬架。通过CATIA对各个零件进行建模，装配零件图，验证是否设计正确，并且没有产生干涉现象。通过对前后悬架进行建模，从而进一步深入了解悬架系统，对悬架的实际形状和特性有了深入的了解。在建模之后，确定相应的硬点坐标。运用ADAMS软件的CAR模块对双横臂式独立悬架进行运动学分析。通过设置跳动的幅度，分析主销后倾角，前轮外倾角，前轮前束角，转向角以及轮距的变化，验证模型建立的正确性。主销后倾角应保证车轮具有足够的侧向力回正力矩，以提高汽车直线行驶的稳定性。一般主销后倾角越大，回正力矩也就越大。要求后倾角具有随车轮上跳而增加的趋势，这样可以抵消制动点头时后倾角减小的趋势，本次设计的主销后倾角随车轮上跳而增大，使前轮有沿直线行驶的趋势，从而提高了汽车的操纵稳定性和转向轻便性。外倾角变化约为2，下跳时，朝正值方向变化，悬架变化基本符合要。车轮上跳和下落过程中，车轮上跳时前束角向正值方向变化，而车轮下落过程中前束角向负值方向变化，这说明在上跳和下落过程中，能保证较好的直行稳定性和转向时的不足转向特性。车轮上下跳动时前轮的前束角变化范围为-0.51.5，且变化范围合理且幅度较小。通过这些仿真分析，确定悬架设计的正确性，可知本次设计的悬架基本符合要求。参考文献1 Michel berger P.Palkovic L. BokorJ. Robust,Design of Active Suspension System J.Int. J. of Vehicle Design,1993, 14(2/3):145165.2 A Study on the Handling Performances of a Large-Sized Bus with the Change of Rear Suspension Geometry, SAE Paper,2002-01-307.3 Real Case of Vehicles Dynamics Simulation during an SUV SuspensionDevelopment, SAE Paper.2005-01-4177.4 Hazem Ali Attia. Dynamic modeling of the double wishbone motor-vehicle suspension systemJ. European Journal of Mechanics,2001:167174.5 Hadad，H，Ramezani，A. Finite element model updating of a vehicle chassis frame. Proceedings of