双横臂独立悬架参数匹配与运动仿真

摘 要本设计是基于用过对模型中的车轮施加运动约束从而对其进行运动性能的仿真分析，从而获得该车轮定位角的变化，将其设计要求和分析结果对比，可以得出悬架结构设计的合理性及需要改进的地方。此外，对双横臂独立悬架做了合理的简化，建立了双横臂独立悬架力学及虚拟样机的模型，并在虚拟样机软件此基础上对前悬架的各个参数进行优化设计，使其得到悬架振动达到最优值，从而为设计和改进提供快速、可靠的技术依据，达到大幅度降低设备研制成本，大大降低了轮胎的磨损情况的目的。关键词：双横臂独立悬架；运动仿真；参数匹配;；虚拟样机is of we we of we of be to of of of of to it a of of 摘 要. . . . 独立悬架结构、类型和特点. 课题的主要意义. 设计内容概述.选取同类车型参数. 悬架主要参数的确定. 簧载质量与非簧载质量.弹性元件计算.减震器计算.导向机构设计.上下横臂长度确定.半轴计算. 车轮计算.0本章小结. .添加连接副.添加移动副.测量参数值.悬架的特性曲线.仿真结果分析.悬架部件尺寸参数化.制定界面.0设计参数的研究分析.1优化方案.2优化结果分析.3本章小结. 介绍.悬架零件实体建模.悬架的装配.本章小结.架的概述舒适性是轿车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有振动特性又与悬架的特性相关。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。同时，汽车悬架做为车架(或车身)与车轴(或车轮)之间作连接的传力机件，又是保证汽车行驶安全的重要部件。一般悬架由弹性元件、导向机构、减振器和横向稳定杆组成。弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧。减振器用来衰减由于弹性系统引起的振，减振器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，如下图所示也就是汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。20世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼，弹性元件 2减震器 纵向推力杆 横向推力杆 架图根据汽车导向机构不同悬架种类又可分为独立悬架，非独立悬架。a)非独立悬架 (b)独立悬架与独立悬架示意图非独立悬架如上图(a)所示。其特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架（或车身）弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。如上图(b)所示。立悬架结构、类型和特点1、单横臂式这种悬架在车轮跳动时车轮倾角有显著的变化，侧滑量大、轮胎磨损严重，转向轮采用这种悬架对转向操纵有一定影响因此很少用于的前悬架。对后悬架来说汽车在小向心加速度行驶时车轮外倾角变化将增加汽车不足转向因素而在大向心加速度时车身产生“举升”现象。单横臂式悬架结构简单、质量小、成本低，在早期轿车后悬架上采用得比较多，目前已很少使用。2、单纵臂式单纵臂式悬架在车轮跳动时，车轮外倾角和前束不变，但后倾角变化较大，因此多用于不转向的后轮。转弯行驶时，由于车轮随车身一起向外倾斜，后悬架采用这种悬架容易出现过多转向趋势。单纵臂式悬架结构简单、质量小，可以得到较大的室内空间，所以在前轮驱动汽车的后悬架上应用的比较多，目前被单斜臀式、麦弗逊式独立悬架所代替。3、单斜臂式介于单横臂式和单纵臂式之间的一种悬架结构。摆臂的转动轴线与汽车纵轴线所成角度在0斜臂式悬架自60年代初问世以来，在后轮驱动汽车的后悬架上得到了广泛应用。目前由于对汽车干顺性和操纵稳定性提出了更高要求，有些汽车采用了结构更复杂的双横臂式或多杆式独立悬架。今后伴随着后轮驱动汽的减少，单斜臂式悬架应用会逐渐减少。4、纵臂扭转梁式这种悬架主要优点是，车轮运动特性比较好，左、右车轮在等幅正向或反向跳动时，车轮外倾角、前束及轮距无变化，汽车具有良好的操纵稳定性。但这种悬梁在侧向力作用时。呈过多转向趋势。另外，扭转梁因强度关系，允许承受的载荷受到限制。扭转梁式悬架结构简单、成本低、在一些前置前驱动汽车的后悬架上应用得比较多。5、多杆式多杆式悬架主要优点是，利用多杆控制车轮的空间运动轨迹，以便更好地控制车轮定位参数变化规律，得到更为满意的汽车顺从转向特性，最大限度满足汽车操纵性和平顺性要求。缺点是零件数量多、结构复杂、要求精度高。多杆式悬架是目前最为先进的悬架结构。6、麦弗逊式它可看成是上摆臂等效无限长的双横臂式独立悬架。它的突出优点是简化了结构，减小了质量，节省了空间，有利于前部地板构造和发动机布置。它的缺点是：由于自由度少，悬架运动特性的可设计性不如双横臂悬架；振动通过上支点传递给汽车头部，需采取相应的措施隔离振动、噪声；减震器的活塞杆与导向套之间存在摩擦力，使得悬架的动刚度增加，弹性特性变差，小位移时这一影响更加显著；对轮胎的不平衡性较敏感；减震器紧贴车轮布置，其空间很小，有些情况下不便于采用宽胎或加装防滑链。7、双横臂式双横臂式独立悬架按其上、下横臂的长短又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种。等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时，可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少采用，多为不等长双横臂式悬架所取代。后一种形式的悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、下横臂的长度，并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在允许的范围内。这种不大的轮距改变，不引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此，不等长双横臂独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定性，已为中高级轿车的前悬架所广泛采用。双横臂悬架的突出优点在于设计的灵活性，可以通过合理的选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在个铰接点处一般采用橡胶支承。显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也就越精确。分析表明，为了减小铰接点处的作用力，应尽量增大上、下横臂间的垂直距离。当然，上下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特性是否合适，6,5，主要任务是传递车轮与车架之间的力和力矩，并缓和冲击、衰减振动。对改善车辆的行驶平顺性、减轻车辆自重以及减少对公路的破坏具有重要息义。传统的汽车设计是由最初的设计试验设计。在制造出样品产品后，进行测试，测试合格，制造出产品。如果不合格，重新设计，直到合格为止。在从设计到制造要经过多次的重试，需要很长的时间，浪费了大量的人力和物力，并且延长了新产品的上市时间。本课题研究的主要意义就在于运用试制前的阶段进行设计和试验仿真，并且提出优化设计的意见，获得分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系。获得相关数据，在产品制造出之前，就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率，为生产实际提供理论支持。运用虚拟样机技术，结合虚拟设计和虚拟试验，可以大大简化悬架系统设计开发过程，大量减少产品开发费用和成本，提高产品系统性能，获得最优设计产品。悬架设计中，根据整车的布置要求以及经验数据，确定悬架的整体空间数据和性能参数，在行动力学仿真分析，通过分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系获得相关数据，优化相关参数建立虚拟双横臂独立选件模型。运用建立三维实体模型，否是修改 业设计流程图收集材料，完成开题报告初步计算悬架零部件尺寸校核强度和使用寿命根据有优化后的尺寸绘制 实体模型运用建 二维工程图及实体装配图一套编辑说明书，完成毕业设计检查、审核第2章 考车型主要参数车身长/宽/高（4850/1822/1465整车整备质量 （1435总质量 （1435+570=1785前轮距（1551后轮距 （1551前轮胎规格 205/655最小离地间隙 （ （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，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的。并用偏频表示各自的自由振动频率。一般采用钢制弹簧的轿车，约为 ( 8060 次/ 9070 次/常接近人体步行时的自然频率。为了避免汽车的角振动，一般汽车前后悬架偏频之比约为: 21 取 , 因此 21 允许范围当时，汽车前后桥上方车身部分的垂向振动频率为：111 21 （21 21 （中 g重力加速度， 2/9810 ；21, C 前后悬架刚度， ；21, ss 前后悬架悬挂质量，上式得到：11 （2 （中 2,1 cc 单位471 271 2、悬架的动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架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 2/1 或 3/1 ）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。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。乘用车， 0 。取 3对于一般轿车而言，悬架总的工作行程即静挠度与动挠度之和应当不小于 6023083147 据是否由徐昂家弹簧支撑，汽车的总质量可以分为悬挂质量和非悬挂质量两部分，非悬挂质量即为非簧载质量。对于轿车驱动桥：采用独立悬架的非悬挂质量为 0 。质量非悬挂质量 总质量悬挂质量 非悬挂质量悬挂质量us 挂质量非悬挂质量su 旋弹簧，中央制动器 13% 87% E 旋弹簧，中央制动器 15% 85% 横臂，螺旋弹簧 18% 82% 2%纵臂，螺旋弹簧 18% 82% 2%旋弹簧 20% 80% 5%整体刚性桥，导向杆系，螺旋弹簧 22% 78% 体刚性桥，钢板弹簧 26% 74% 此簧载质量 21785 。现代汽车质量分配系数接近于1。 。非簧载质量 。单个车轮的非簧载质量为 (满足要求)旋弹簧的初步选择材料：油淬火回火硅锰弹簧钢丝；牌号：60荐温度范围: )(20040 C 。2、弹簧的设计弹簧刚度 1SC (21 211111 3、设计载荷时弹簧受力 4、初选弹簧高度初步选择 40 ；悬架在压缩行程极限位置时的弹簧高度为180步选择弹簧中径初选中径： 00端部结构形式：两端两端碾细。6、参考相关标准确定台架实验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量 21, ff 472 11 7、确定弹簧寿命圆柱螺旋弹簧按所受载荷情况可分为三类：第一类受循环载荷作用次数在1次以上的弹簧；第二类受循环载荷作用次数在11次范围内及受冲击载荷的弹簧；第三类受静载荷及受循环载荷次数1以下的弹簧。汽车圆柱弹簧应选取第二类。8、初选钢丝直径d=14 =1569、求解弹簧工作圈数 ；轴向载荷38Gd m ；式中 弹簧中径，弹簧钢丝直径，弹簧工作圈数；G 弹簧材料剪切弹性模量取 。 443 4 （缩弹簧 总全数n。两端碾细总圈数: 11292 （全并紧时的高度: )1( （中 螺旋角的补偿系数；t 端部碾细时的端末厚度t=d/3。10、弹簧完全并紧时的高度 )1( 3/142)111( 1、由 出弹簧在完全压紧时载荷 架试验伸张、压缩极限位置对应载荷 1P、 2别为：)( （180240(=i （ 22 i （ )(1 （180240( 簧指数 00/ 4 （满足要求）。曲率系数是考虑簧圈曲率对强度影响的系数:4 2、剪切应力计算 1 、 2 、 3 、 33 88 （)88 231311 ；DP m 32322 ；DP m 33333 ；338 d DP 13、校核台架试验条件下弹簧寿命给定试验条件下循环次数 估算：n （中 (2 因此： n （满足要求）。14、确定弹簧自由高度 0H 110 （590240 200 。15、最小工作高度0H （中 与弹簧指数有关的系数 m / 有关的系数： ( 4、稳定性校核又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅与高度和直径之比: （两端固定）。取 (不同支撑方式下)( 200 ()=20m 100359088 44 343 (0 此： (/ 00 （弹簧稳定）。震器计算悬架用得最多的减震器是内部充有液体的液力式减震器。汽车车身和车轮振动时，减震器的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，这把这种减震器称为单向作用式减震器；反之称为双向作用式减震器。本设计选用双向作用式减震器。根据结构形式不同，减震器分为摇臂式和筒式两种筒式减震器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。由于双筒充气液力减振器具有工作稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，因此在乘用车上得到了越来越多的应用。所以选择的减振器形式为双筒充气式液力减振器。对阻尼系数用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。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。阻力，减振器阻尼系数。 式中 c 悬架刚度，簧载质量。减振器的阻尼力作用在不同刚度 值大，振动能衰减的快，同时也会将较大的路面冲击传到车身。 值小则相反，振动衰减的比较慢，但是传到车身的冲击也较小。因此通常取减振器的压缩行程的 Y 值取小些，伸张行程时的 s 取的大些。并保持 Y =（s 的关系，设计时取 Y与 s 的平均值 ， 的范围时 取 =、减振器阻尼系数的确定减震器阻尼系数 2 。因悬架系统固有振动频率 ，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，22 (中：n 双横臂悬架的下臂长；a减震器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上铰链点之间距离；减震器轴线与铅垂线之间的夹角，取 90 ， n 。2、最大卸荷力 0F 的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时活塞的速度为卸荷速度。为求出减震器的最大卸荷力，先求出当减震器打开卸荷阀时活塞的速度即卸荷速度。 （中： x 一般都在 40 此可求得在伸张时的最大卸荷力： （ 筒式减震器工作缸( 4 20 P 中 P为工作缸最大允许压力， ；取 筒式减震器取 ，( 4 20 P =0045505取时按标准选用，相见4911999汽车筒式减震器 尺寸系列及技术条件。取油筒直径,壁厚取为2料为可选20钢。6052(40)倾中心双横臂独立悬架的侧倾中心由下图所示得出。将上下横臂内外转动点的连线延长，一边得到极点可在汽车轴线上或的侧倾中心W。横臂独立悬架侧倾中心W 5511 0 8 0 30 00式中： )90 (30)08)8890 = =200W 0021551 = 范围内，所以满足要求。向平面内上、下横臂轴布置方案将上、下横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得可在汽车轴线上获得侧倾中心。平面内上下横臂轴的布置方案上下横臂轴线在水平面内的布置方案为三种a） 1a和 2a皆为正 b） 1a为正值， 2a为零 c） 1a为正值， 2a下横臂水平面布置方案图大多数前置发动机汽车悬架下横臂轴的斜置角为正值，而上横臂轴的斜置角有正值、零值和负值三种布置方案。上、下横臂轴斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大的影响。如车轮上跳，下横臂轴斜置角为正，上横臂轴斜置角为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。如组合方案为上、下横臂都为正值时，则主销后倾角随车轮的上跳有较小增加甚至减小。本设计选择方案（b），选择下横臂轴的斜置角为正值，上横臂轴的斜置角为零值。取值： 101 a ，02 a。横臂的长度对车轮上、下跳动时的定位参数影响很大。现代乘用车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短，下横臂长。下图为下横臂长度保持不变，改变上横臂长度 2l ，使 12 、下横臂长度之比改变时悬架运动特性图美国克莱斯勒和通用公司分别认为，上、下横臂长度之比取 最佳，根据我国乘用车设计的经验，在初选尺寸时取上、设计初选尺寸下摆臂长度 1l =400 21 上摆臂长度 602 。分为半浮式，3/4浮式和全浮式三种形式。此次设计为全浮式半轴。全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算，即: 221 (中 2m负荷转移系数，G 驱动桥的最大静载荷；滚动半径，可近似为车轮半径；附着系数， 221 ( = 05/65 胎宽度 05 ；扁平率 胎高度 205；轮辋直径 15英寸 ；因此车轮直径D为 。震器、侧倾中心、上下横臂、半轴、轮胎等基本尺寸及校核，这些是悬架设计必不可少的尺寸要求，对本次设计后期的仿真分析奠定了基础。其中悬架上下横臂斜置角、长度等的初选是根据试验曲线选出，是经验数值。为初选值提供理论支持。第3章