毕业设计（论文）-全地形车双横臂独立悬架设计及运动仿真优化

摘 要悬架连接车轮及车架，是汽车的重要组成部分，悬架的结构形式及相关角度对汽车行驶的舒适性及稳定性有着重要作用。因此，进行悬架设计及分析对更清楚理解汽车性能有着特殊意义。本次以全地形车为研究对象，对其前悬架进行选型、计算、建模仿真及优化分析。设计初，查阅了资料，了解悬架的分类、组成及主要角度的定义，然后结合本次设计题目，以某全地形车的前悬架为实例，确定采用双横臂独立悬架为本次前悬架设计方案。设计时，首先分析悬架对汽车平顺性和操作性的影响，进而得出改善的有效措施。然后通过悬架的参数，计算出悬架的刚度、簧上质量和偏振等参数。然后依次对悬架的导向机构、螺旋弹簧、减震器进行了计算和校核，确定各主要结构件的参数，最后对悬架进行运动仿真及角度优化，完成本次设计。关键词：悬架；全地形车；双横臂；减震器全套图纸加扣3012250582ABSTRACTSuspension connecting wheels and frame is an important part of automobile. The structure and angle of suspension play an important role in the comfort and stability of automobile. Therefore, suspension design and analysis is of special significance for a clearer understanding of vehicle performance. In this paper, the front suspension of all-terrain vehicle is selected, calculated, modeled, simulated and optimized.At the beginning of the design, we consulted the data to understand the classification, composition and definition of the main angle of suspension. Then combined with the design topic, taking the front suspension of an all-terrain vehicle as an example, we decided to adopt the double wishbone independent suspension as the design scheme of the front suspension.In the design, the influence of suspension on vehicle ride comfort and maneuverability is firstly analyzed, and then the effective measures for improvement are obtained. Then through the parameters of suspension, the stiffness, spring mass and polarization of suspension are calculated. Then the guide mechanism, coil spring and shock absorber of the suspension are calculated and checked in turn, and the parameters of the main structural parts are determined. Finally, the suspension motion simulation and angle optimization are carried out to complete the design.Key words: suspension;All terrain vehicle; double wishbone; shock absorber.III目 录摘 要IABSTRACTII1、绪论11.1 课题研究的对象和意义11.2课题的主要研究任务22、悬架的概述32.1 悬架的功用和组成32.2 汽车悬架的类型32.3 确定本次设计前悬架的结构型式73、悬架对汽车主要性能的影响83.1悬架对汽车平顺性的影响83.1.1悬架固有频率与弹性特性的影响83.1.2悬架系统中阻尼的影响103.1.3非簧载质量的影响123.1.4改善平顺性的主要措施123.2悬架与汽车操纵稳定性123.2.1 汽车的侧倾123.2.2侧倾时的垂直载荷144、悬架主要参数的确定164.1 确定参考车型的主要参数164.2 悬架的刚度计算165、双横臂独立悬架导向机构的设计175.1 导向机构设计要求175.2导向机构的布置参数175.2.1侧倾中心175.2.2侧倾轴线185.2.3纵倾中心185.2.4悬架横臂的定位角196、螺旋弹簧的设计计算206.1 螺旋弹簧材料的选择206.2 弹簧几何参数的计算206.2.1 弹簧所受的压力206.2.2 位移传递比216.2.3 弹簧的最大变形量216.3 弹簧的校核216.3.1 弹簧的刚度校核计算216.3.2 弹簧表面的剪切应力校核227、减振器的设计237.1 减振器的分类237.2 减震器参数的设计计算237.2.1相对阻尼系数的确定237.2.2减震器阻尼系数的确定247.2.3减震器最大卸荷力的确定247.2.4减震器工作缸直径D的确定258、基于adams/car的仿真分析278.1 adams/car软件的介绍278.2 adams/car的仿真分析278.3 adams/car的优化分析358.3.1优化前束“toe_angle”35总结42致谢43参考文献441、绪论 1.1 课题研究的对象和意义全地形车是越野车的一种，通常人们将越野车分为山地越野车及城市越野车，全地形车起源于美国，为了迎合青年人对崎岖山路越野狂奔的追求，最早由美国牧马人母公司设计的一款高离地间隙，大输出扭矩及较好的悬架刚性的一款山地越野车。后来，全地形越野车经过不断发展，种类更加多样化，可靠性更好，更加能够满足人们对越野性能的追求。悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系关装置的总称1。悬架功用是：传递作用车架和车轮之间的一切力矩和力，并能有效缓和在不平路面时产生的振动和冲击，以保证汽车的行驶稳定性和平顺性。为此在设计汽车时，需要考虑车轮与车架或车身之间的弹性联接，通过弹性元件来传递车轮与车身之间的垂向载荷，并依靠弹性元件的变形来吸收能量，达到衰减冲击和振动的目的。本课题来源于全地形车的前悬架，悬架按横臂的长短可分为等长双横臂悬架和不等长双横臂悬架两种类型。等长双横臂悬架在其车轮做上下跳动时，主销倾角不变，轮距变化大，轮胎磨损严重，现在汽车上很少采用该种类型的悬架机构。不等长双横臂悬架在其车轮上下跳动时候，上下横臂的长度合适并合理布置，就可以使轮距及车轮定位参数在一定范围之内变化，因为轮距变化不大，所以车轮在路面的滑移小，通过轮胎的弹性变形就补偿了，因此该类型悬架能保持汽车行驶时良好的平顺性和稳定性7。双横臂悬架设计比较灵活，通过合理选择导向臂的长度和空间杆系的铰接点的位置，就能形成恰当的侧倾中心和纵倾中心，使得悬架具有合适的运动特性4。悬架对整车抗纵倾能力和操纵稳定性也起着决定性的作用。因而在设计悬架时需要注意以下几点：A、合理设计悬架的阻尼特性及弹性特性，确保汽车具有良好的行驶平顺性，较小的振动加速度值、较低的振动频率，设计时要避免在悬架的压缩伸张行程的极限位置发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；B、合理设计导向机构，确保车轮与车架（或车身）之间所有力和力矩能可靠传递，保证车轮上下跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车行驶时具有良好的操纵稳定性要求；C、导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，避免转向轮的摆振；D、纵倾中心及侧倾中心布置位置要合理，确保汽车转向时具有一定的抗侧倾能力，汽车加速时和制动时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身的“点头”和“后仰”；E、悬架便于布置，悬架设计时必须考虑给发动机及行李箱留出足够的空间；F、悬架构件的质量要小，并且有还要有足够的强度和寿命；G、悬架能可靠地传递车轮与车身之间的各种力和力矩；H、制造成本低，便于维修、保养；1.2课题的主要研究任务1） 分析比较各类悬架的优缺点，选择合适的悬架类别，并设计合适的结构类型。2） 分析悬架各种特性曲线，计算全地形车悬架的主要参数。3） 运用croe三维软件，建模和装配悬架，更加深刻和直观的了解悬架结构。4） 采用Adams/car汽车仿真分析软件，运动仿真悬架跳动，通过adams/car强大的求解功能，求解最优解，优化相关参数坐标。5） 绘制双横臂悬架总装配图及主要零部件的零部件图。2、悬架的概述2.1 悬架的功用和组成悬架是汽车上的重要装备件，它能将车轮与车架（或车身）弹性地连接起来，不改变汽车转向和行驶功能。悬架的主要作用是传递作用在车身和车轮之间的一切力和力矩，缓和外界传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的振动，保证汽车行驶拥有理想的运动特性。汽车悬架的功用总结如下：(1) 能吸收和减缓不平整路面所造成的汽车行驶中的各种振动和摇摆等情况，提高了驾驶稳定性和舒适性5。(2)能传递车轮和车身之间的所有力和力矩13。(3)能支承起车身，使车身与车轮之间保持适当的位置几何关系。 汽车悬架是车架（或车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接的部件。汽车悬架主要由弹性元件、减振器和导向机构三个基本部分组成10。此外有些车型的悬架还包括纵向稳定杆、横向稳定杆和缓冲块等零部件。弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和不平路面、加速、紧急制动和转弯引起的冲击。减振器用来衰减弹性系统受到外界冲击后引起的振动。导向机构是用来使车轮(特别是转向轮)按一定运动轨迹相对于车身运动。同时弹性元件、减震器和导向机构都有传递力的作用。当然，有的弹性元件，如钢板弹簧除了缓和冲击意外，还兼具有导向的作用。现在市面上大多汽车，为防止车身在转向情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件横向稳定器，用以提高侧倾的刚度，使汽车具有良好的转向特性，添加了横向稳定器能更多的改善汽车的操纵稳定性和行驶的平顺性与舒适性。2.2 汽车悬架的类型 根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类8。非独立悬架的结构特点是两侧车轮安装在一根整体式车桥上，车轮和车桥一起通过弹性元件悬挂在车架(或车身)下面，一侧车轮因路不平发生变化，也会影响到另一侧车轮的变化。其结构示意图如图2-1（a）所示。独立悬架则是两侧车轮各自独立地通过弹性元件悬挂在车架下面，其车桥都是断开式的，当一侧车轮相对于车架位置发生变化时，另一车轮几乎不产生影响。其结构示意图如图2-1（b）所示。因此独立悬架和非独立悬架的主要区别结构区别在于车桥是否断开。图2-1 悬架结构示意图独立悬架按结构型式分，主要分为多连杆对悬架、纵臂式独立悬架、横臂式独立悬架、烛式独立悬架和麦弗逊式独立悬架等。多连杆独立悬架多连杆式悬架是由(35)根杆件组合用以控制车轮位置变化的悬架6。多连杆式独立悬架能使车轮振动时绕着汽车纵轴线成一定角度的范围内摆动，是纵臂式和横臂式的折中方案，适当地选择汽车纵轴线与摆臂轴线所成的夹角，可不同程度地获得纵臂式悬架与横臂式的某些优点，能满足大多情况下的使用性能要求。其结构如图2-2所示。图2-2 多连杆独立悬架纵臂式独立悬架纵臂式独立悬架是指车轮在汽车纵向平面内摆动的悬挂系统结构13，又分为单纵臂式和双纵臂式两种形式。单纵臂式悬挂系统，车轮上下跳动主销后倾角变化较大，因此单纵臂式悬挂系统不用在转向轮上。双纵臂式悬挂系统的两个摆臂一般做成等长的，形成一个平行四杆结构，这样，当车轮上下跳动时主销的后倾角保持不变。故该系统多应用在转向轮上。其结构如图2-3所示。图2-3 双纵臂式悬架横臂式独立悬架 横臂式独立悬架是指车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬挂系统，按横臂数量的多少又分为单横臂式和双横臂式悬架16。单横臂式悬架是指只有下横臂，具有结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。但车速提高，车轮跳动时轮距就会变大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力过大，导致后轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度，从而导致高速甩尾的严重工况，目前单横臂独立悬架已很少在汽车中使用。双横臂式独立悬挂系统按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种悬挂系统16。等长双横臂式悬挂系统在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大(与单横臂式相类似)，造成轮胎磨损严重，现已很少使用。对于不等长双横臂式悬挂系统，只要适当选择、优化上下横臂的长度，并通过合理的布置、就可以使轮距及前轮定位参数变化均在可接受的限定范围内，保证汽车具有良好的行驶稳定性。其结构如图2-4所示。图2-4 双横臂式独立悬架烛式独立悬架烛式独立悬架结构特点是车轮沿着刚性地固定在车架上的主销轴线上下移动17。烛式悬挂系统的优点是：当悬挂系统变形时，主销的定位角不会发生变化，仅是轮距、轴距稍有变化，因此特别有利于汽车的转向操纵稳定和行驶稳定。但烛式悬挂系统有一个大缺点：就是汽车行驶时的侧向力会全部由套在主销套筒的主销承受，致使套筒与主销间的摩擦阻力加大，磨损也较严重，目前汽车已很少采用。其结构如图2-5所示。图2-5 烛式独立悬架麦弗逊式独立悬架麦弗逊式悬挂系统的车轮也是沿着主销滑动的悬挂系统10，但与烛式悬挂系统不完全相同，它的主销是可以摆动的，麦弗逊式悬挂系统是摆臂式与烛式悬挂系统的结合。与双横臂式悬挂系统相比，麦弗逊式悬挂系统的优点是：结构紧凑，车轮跳动时定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂，给发动机及转向系统的布置带来方便；与烛式悬挂系统相比，它的滑柱受到的侧向力又有了较大的改善，多应用在中小型轿车的前悬挂系统上。其结构如图2-6所示。图2-6 麦弗逊式独立悬架2.3 确定本次设计前悬架的结构型式按结构型式来说，目前全地形越野车的前悬架主要选择多连杆式独立悬架和双横臂式独立悬架。多连杆悬架的主要优点是：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。双横臂悬架优点是设计时比较灵活，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，能保证汽车具有良好的行驶稳定性。参照市场上的全地形越野车，综合考虑悬架优缺点、经济性和使用场景，选择双横臂独立悬架作为本次设计车型的前悬架。3、悬架对汽车主要性能的影响悬架的布置形式、结构种类及各安装点位置对汽车驾驶的平顺性及操纵稳定性都有影响，它们之间互为联系，共同决定了汽车行驶的性能。本章将从悬架的特性着手，分析悬架相关参数对汽车性能的影响。3.1悬架对汽车平顺性的影响平顺性是一辆汽车好坏的重要指标，平顺性的好坏决定了驾乘人员的舒适性及装载货物的稳定性，而且好的平顺性有利于降低燃油消耗，延长相关零部件的使用寿命。汽车平顺性可表示为振动加速度均方根值与频率的变化函数。当频率为4-8Hz，人体最为敏感，将其作为界限最低值。实验所得，车身的固有频率和加速度均方根值成正相关，即车身固有频率越低，车身加速度均方根值越小。线性曲线可表示为图3-1所示。图3-1 幅频特性曲线3.1.1悬架固有频率与弹性特性的影响1)车身固有振动频率在忽略减震器和轮胎的情况下，车身固有频率为： = Hz (3-1)式中 n0车身固有频率,HZ 固有角振动频率，rad/s C悬架刚度，N/m M簧载质量，kg由于在静载荷作用下悬架的静挠度= (3-2)则 = (3-3)当以每秒振动次数表示时， = Hz (3-4)式中静挠度（cm）。由公式（3-2）、（3-3）、（3-4）可以得出：车身振动的固有频率或悬架的静扰度由悬架刚度及簧载质量共同决定。从驾乘人员的平顺性来看，车身振动的固有频率应该接近11.4Hz(6085次/min)较为合宜，振动加速度不能超过0.3g0.4g。从运载货物的平顺性来看，车身的振动加速度极限值不能超过0.6g0.7g，超过这个极限值，则货物有可能脱离车厢底板，损坏货物。2 )弹性特性弹性特性曲线是力和变形的关系曲线，力是指：车轮受到的垂直外力，变形是指：车轮中心相对于车身的位移。曲线的斜率就是悬架的刚度。弹性特性分为线性弹性特性和非线性弹性特性，如图3-2所示，下面具体说明。a、线性弹性特性线性弹性特性，顾名思义，悬架的变形与车轮收力成比例变化，钢板弹簧悬架就是属于线性弹性特性的类别。图3-2 弹性特性曲线a线性弹性特性 b非线性弹性特性b、非线性弹性特性非线性弹性特性，顾名思义，悬架的变形与车轮收力成非比例变化，它们之间的斜率刚度随载荷的改变而改变，也称变刚度悬架。对于非线性弹性特性悬架，要想使汽车拥有良好的平顺性，在曲线上任意点M，必须满足P=f=常数 (3-5)式中 P弹性特性曲线上随意点M的载荷； 任意点M的悬架刚度；f悬架的折算静挠度； 悬架静挠度。因为 = (3-6)可将上式改写成： = (3-7)积分得： ln P=+A (3-8)因为当f=时，P=所以 A= ln-1 (3-9)因此 P=根据以上公式可得：在理想的状态下，当载荷时，悬架的刚度与载荷之间按指数函数变化，现实中很难实现这种变化。目前，为了改善汽车的平顺性，通常是采用尽减少车身的固有频率随外部载荷变化的幅度的方法来改善平顺性。3.1.2悬架系统中阻尼的影响减震器是悬架的重要组件，起衰减振动的作用，有利于减轻车身固有频率，改善汽车行驶的平顺性。减震器的一个重要参数阻尼系数，阻尼系数曲线如图3-3所示。图3-3 阻尼系数曲线图a振动无衰减，车身按悬架的固有振动频率做相应的振动；b振动有轻微衰减，车身振动的振幅渐渐减轻；c振动有较强衰减，车身的振动能得到较快的恢复。弹簧行程、振动加速度及动挠度与相对阻尼系数之间的关系如图3-4所示。从该图中可得:相对阻尼系数增大时，动挠度的幅频特性在两个共振区变化很小，在在高、低两个共振区幅值下降明显。在低频共振区幅频特性的峰值下降，振动加速度降低，有利于提高平顺性。图3-4 、和(Z-)与阻尼比的关系从3-4曲线可以看出，弹簧行程(Z-)曲线是和阻尼比单调变化的，阻尼比愈大，所要求的弹簧行程愈小，他们之间成反比变化。对车轮动载和车身加速度而言，有一个最佳阻尼比值，其比值也不相同的，前者为0.4，后者为0.18以上，设计人员在设计时可以选择一个折中的阻尼比值。3.1.3非簧载质量的影响非簧载质量又称非悬挂质量，即不是悬架支撑的质量，而簧载质量就是悬架支撑部分的质量，设计中，要想提高汽车的平顺性，需要减少非簧载质量，增大两者比值，这样能有效减小高频共振区车身的振动加速度，降低车身固有振幅，从而改善汽车行驶的平顺性。采用独立悬架有利于减轻非簧载质量，提高汽车平顺性。3.1.4改善平顺性的主要措施(1) 增大悬架静挠度。使其频率接近人体步行时的频率。(2) 尽量减少非簧载质量。增大簧载质量与非簧载质量的比值。(3)配合适当的阻尼和限位行程。3.2悬架与汽车操纵稳定性汽车的操纵稳定性是指：在驾驶员的操纵下，汽车能够正确的按照操纵转向系所确定的方向行驶，并且，在外力的干扰下，也能保持稳定或则较快恢复稳定的性能。操纵稳定性由以下几个因素影响：前轮的定位角、车轮的偏离角、导向杆系及转向杆系的运动协调性等因素。3.2.1 汽车的侧倾1 )车身侧倾轴线车身侧倾轴线是指车身相对于底面转动时的瞬时轴线。该轴线与前后轴的瞬时转动交点即为侧倾中心。侧倾中心与地面之间的距离称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，可减短侧向力臂和减小侧倾力矩，有利于减小车身的侧倾角。但侧倾中心也不能无限增高，侧倾过高，则车身倾斜时轮距变化就会增大，导致加速轮胎的磨损，因此谁时侧倾中心的高度要选择合适。2 )悬架的侧倾角刚度悬架的侧倾角刚度是指单位车身转角时，悬架系统给车身总的弹性恢复力偶矩。则悬架的侧倾角刚度为：=式中：T总弹性恢复力偶矩车身转角 侧倾角刚度悬架的线刚度来计算。(1) 悬架的线刚度悬架的线刚度指的是车轮保持在地面上,车身作垂直运动时，单位车身位移时，悬架系统给车身的总弹性恢复力。a 非独立悬架 对于非独立悬架，汽车所受的弹性恢复力就是悬架系统上弹簧直接作用于车身的弹性力。所以，悬架的线刚度可用弹簧的线刚度表示，弹簧的线刚度为ks，则悬架的线刚度K为：K=2ks (3-10) 图3-5非独立悬架b 独立悬架独立悬架的汽车做垂直位移时，车身受到的随位移而改变的力包括两部分：分别为导向杆系约束反力在垂直方向的分量和弹簧直接作用于车身的弹性力在垂直方向的分量。其悬架的线刚度可表示为：若能求出车身作垂直位移时地面作用于轮胎的反作用力，就可以求出。即： (3-11)式中：车身作垂直的位移，mm。地面作用于轮胎的反作用力，N。(2) 悬架的侧倾角刚度悬架的侧倾角刚度，可以采用等效弹簧的概念来进行分析和计算。等效弹簧就是指：下端固定于轮胎接地点，上端固定于车身，具有悬架线刚度的螺旋弹簧。图3-6 等效弹簧示意图参照上图3-6，当车身发生小侧倾角d时，等效弹簧的变形量为d,故车身受到的弹性恢复力偶矩dT=d。悬架侧倾角刚度为： = (3-12)式中 一侧悬架的线刚度；B为轮距。单横臂独立悬架的侧倾角刚度为： = (3-13)3.2.2侧倾时的垂直载荷正常行驶的汽车，各个车轮的垂直载荷近乎相等，但在转弯时，由于车轮受到侧倾力矩的作用，将会使垂直载荷在左右车轮上不相等，这会影响轮胎的侧偏特性，从而导致汽车稳态相应不及时，出现不足转向或则过多转向。作用在车轮上的垂直载荷对轮胎的侧偏特性影响较大，其变化曲线如图3-7所示：图3-7垂直载荷与侧偏特性的关系曲线无侧向力作用时，令为车轴左、右车轮的垂直载荷，为每个车轮的侧偏刚度有侧向力作用时，设左、右车轮垂直载荷没有发生变化，则相应的侧偏角为：= (3-14)实际上，在侧向力作用下，左、右车轮垂直载荷均发生变化。内侧车轮减少W，外侧车轮增加W，两个车轮的侧偏刚度随之变为、。由于左、右车轮的侧偏角相等，故有 =+ (3-15)或 = (3-16)若令=，为垂直载荷重新分配后每个车轮的平均侧偏刚度，则两个车轮的侧偏角为= (3-17)由此可知，在侧向力作用下，若汽车前轴左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋向于增加不足转向量；若后铀左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋于减少不足转向量一般应使汽车有适度的不足转向特性。汽车前轴及后轴左、右车轮载荷变动量决定于：前、前悬架的侧倾角刚度、悬挂质量、非悬挂质量、质心位置以及前、前悬架侧倾中心位置等一系列参数的数值。4、悬架主要参数的确定4.1 确定参考车型的主要参数本次以全地形越野车为研究对象，其前悬架的主要参考数据如下表4-1所示。 表4-1 参考车型主要参数静扰度（mm）115动扰度（mm）92弹簧压缩极限载荷 （N）2560弹簧压缩极限高度（mm）320弹簧压缩极限弹簧钢丝线径 （mm）15.8弹簧压缩极限弹簧中经（mm）70.5轮胎规格前轮258-12mm后轮258-12mm轮距（mm）15004.2 悬架的刚度计算已知：弹簧压缩极限载荷为2560N，即满载时单个悬架簧上质量为2560/g=261kg，将簧上载荷均分，则汽车满载簧上质量为261*4=1044kg，取簧下质量为100kg，则：满载时总质量为1144kg。满载前轴单轮轴荷取50%：则前悬架的满载的刚度为：=式中：C悬架满载刚度；m2前轴单轮轴荷；fc2静扰度。 前悬架偏振：5、双横臂独立悬架导向机构的设计5.1 导向机构设计要求导向机构是悬架系统的主要装备件，在设计导向机构时，对汽车前悬架导向机构提出如下要求：1） 悬架上载荷变化时，轮距变化要合理，一般情况下轮距变化不能超过4.0mm。2） 悬架系统的载荷发生变化时，定位参数变化要合理，车轮不能产生纵向加速度。汽车在转弯时，车身侧倾角不宜过大。4） 制动时，车身能抗“点头”，加速时，车身能抗“后仰”。5.2导向机构的布置参数5.2.1侧倾中心双横臂独立悬架的侧倾中心可参考图5-1所示。上下横臂延长可得到极点P，同时也能够获得P点的高度，将P点与车轮接地点N连接的直线与汽车轴线的交点即为侧倾中心，即图中的W点。如果上下横臂平行，则过接地点N做上下横臂的平行线，与汽车轴线的交点即为侧倾中心W，其示意图如图5-2所示。图5-1双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定图5-2横臂相互平行的双横臂式独立悬架侧倾中心W的确定本次设计采用非相互平行的双横臂布置，即不等长的双横臂独立悬架。5.2.2侧倾轴线对于独立悬架，前侧倾中心和后侧倾中心的连线成为侧倾轴线，侧倾轴线应该离地距离尽可能高一些，且大致平行于地面，尽可能高是为了让车身侧倾角度限制在一定范围内，但是前悬架的侧倾高度不能过大，对于独立悬架推荐如下：前悬架的侧倾中心高度：0120mm；后悬架侧倾中心高度80150mm。与地面平行是为了汽车行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等。5.2.3纵倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心如图5-3所示。过铰接点G和E做摆臂转动轴D和C的平行线，两线的交点即为纵倾中心。图5-3 双横臂式独立悬架的纵倾中心5.2.4悬架横臂的定位角摆臂空间的定位角如图5-4所示。可包含为悬架抗前俯角，摆臂的水平斜置角及悬架斜置初始角。图5-4 、的定义6、螺旋弹簧的设计计算6.1 螺旋弹簧材料的选择 螺旋弹簧结构简单、制造方便且比容量高，在轿车和SUV车型中得到广泛应用。大多独立悬架的弹性元件采用螺旋弹簧，螺旋弹簧制造方便，可用弹簧钢棒料卷置而成，分为等螺距螺旋弹簧和变螺距螺旋弹簧。螺旋弹簧具有以下优点：制造简单，成本低廉，不择环境，也不需要润滑保养，自身质量小，安置空间也不大，因此运用的比较普遍。根据螺旋弹簧的使用要求和受力特点，本次前悬架选择60Si2MnA作为簧丝材料，弹簧材料特性如下表6-1： 表6-1 弹簧材料特性许用切应力许用剪应力剪切模量G弹性模量E强度范围481000800020000MP45-50HRC6.2 弹簧几何参数的计算在设计前悬架时，根据以上4.4章节的计算结果和实际情况，可参考如下设计参数，见表6-2所示。表6-2 设计参数前悬架满载荷前悬架设计偏频n572Kg1.47Hz6.2.1 弹簧所受的压力弹簧所受到的最大的力： （6-1）式中：k弹簧动荷系数，取2.5则： （6-2）6.2.2 位移传递比弹簧的刚度可由传递比建立联系：利用传递比i便可计算螺旋弹簧的刚度： （6-3）其中分数代表悬架的线刚度，用表示。从而，得到如下关系式： （6-4）根据文献7，可得到 i x 1.185，i y 1.818。所以，位移传递比 i x i y 为 2.15。由4.2章节中前悬架给定的偏频 f1.4Hz，得线刚度： （6-5）于是可得出弹簧的刚度: （6-6）6.2.3 弹簧的最大变形量进而可得到弹簧在最大压缩力 Pmax 作用下的变形量 F： （6-7）根据公式6-8可以得到前悬架的刚度：6.3 弹簧的校核6.3.1 弹簧的刚度校核计算弹簧刚度的计算公式： 式中：i弹簧的有效工作参数，取5 G弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3MPa 弹簧中经，取70.5mmd 弹簧直径d取15.8mm代入式中得：=369.0N/mm符合要求。6.3.2 弹簧表面的剪切应力校核弹簧在压缩时靠材料的剪切变形吸收能量，其表面切应力为： (6-18) 式中：C指弹簧的螺旋比，C=70.5/15.8=4.46 指曲度系数，为考虑弹簧圈数曲率对强度的影响的系数， =1.35 (6-19) P指弹簧所受的压力，P=2560N带入公式得弹簧的剪切应力为:=157.35MPa弹簧的许用剪切应力为： （6-20） 因为：，所以弹簧满足要求。7、减振器的设计减震器的功用是衰减振动的能量和缓和冲击的势能，并且转换为热能耗散分解掉。目前液力式减震器在汽车悬架中运用的最为普遍，当车轮经过不平路面时，车轮会将力和力矩产生的振动传递给悬架，悬架再将这种振动传递给车架（或车身），导致车架（或车身）作往复相对运动，悬架上的减震器就会衰减这种振动。7.1 减振器的分类按照减震阻尼材料的种类划分，减震器大致分为气压式和液压式两种类型。气压式减震器的阻尼材料是高压氮气，其结构特点是在工作缸筒下部装有浮动活塞，浮动活塞上装有O型密封圈，能将氮气和高压油分开。液压式减震器的阻尼材料是液压油液，其工作原理是：汽车在外力作用下做往复运动，则活塞在工作缸筒内也做往复运动，减震器的油液变反复的在狭窄的阀系细孔中移动，产生阻尼力。按减震器布置结构划分，大体可以分为双筒式减震器和单筒式减震器，本次设计采用双筒式减震器作为本次悬架系统的减震器。7.2 减震器参数的设计计算7.2.1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，=0.27.2.2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： (7-1)根据公式，可得出：由章节4.2知，n=1.47,故=23.141.479.2rad按满载计算有：簧上质量M=261kg，下横臂b长度为0.35m，减震器安装点到悬架的右端点距离a为0.255m，代入公式（7-1）得：N.s/m7.2.3减震器最大卸荷力的确定当减震器振动达到一定值时，减震器中的活塞将会运动，减震器中的卸荷阀将会打开，此时活塞的运动速度称为卸荷速度 (7-2)式中，为卸荷速度，一般为0.150.3m/sA为车身振幅，取为悬架振动固有频率，为9.2rad代入数据计算得卸荷速度为：Vx0.049.20.255cos10/0.350.26ms0.26在0.150.3m/s之间，因此卸荷速度符合要求。最大卸荷力公式为：Fo=sVx （7-3）得： Fo=sVx=2740.830.26=712.62N7.2.4减震器工作缸直径D的确定 减震器的工作直径与减震器最大卸荷力有如下关系: (7-5)式中，为工作缸最大允许压力，取34Mpa，这里取3.5Mpa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，此处取0.45。带入公式（7-5）得：我国标准规定，减震器的工作缸直径D主要有：20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等几种尺寸。按照标准，此次选用前悬架减震器工作缸的直径为 D =30mm贮油筒直径 =（1.35 1.50）D ，壁厚取为 2mm，材料可选 20 钢。在这里，选取贮油筒直径为：=1.4D=1.430=42mm。 选取活塞杆的直径时可以按照表7-1来选取。 表7-1 双筒式减振器工作缸和活塞杆直径 （单位mm）活塞杆 工作缸101112.41315161720262820A25AA27AB30AA工作缸直径为30mm，优选A类标准，因此选择活塞杆直径为：d=13mm减震器的基长可以参照表7-2选取。 表7-2减振器的基长 （单位mm）选取悬架的减振器为HH型，基长=120mm减震器活塞行程可参照表7-3选取。表7-3 减振器活塞行程 （单位mm） 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则减振器压缩到底时长度为： （7-6） 减振器最大拉伸长度为： (7-7) 8、基于adams/car的仿真分析8.1 adams/car软件的介绍ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，原由美国 MDI 公司(Mechanical Dynamics Inc.)开发，目前已被美国 MSC 公司收购成为 MSC/ ADAMS，是最著名的虚拟样机分析软件。 ADAMS/Car是MDI公司与Audi BMW和Ford等汽车公司合作开发的整车设计软件，该软件集成了很多汽车设计分析仿真模块，利用这些系统模块，汽车工程师可以进行悬架、整车、传动系统、转向机构、发动机等进行仿真和参数优化。对保证设计质量，优化设计参数，加快设计效率具有重要作用。ADAMS/Car的用户界面也比较简洁直观，其各模块布置合理，整个软件风格是根据汽车设计师习惯而开发设计的，汽车设计工程师只要稍加培训就可以掌握简单的设计流程和设计思路。ADAMS/Car(轿车模块)是ADAMS旗下一款非常强大的汽车设计软件，其拥有强大的虚拟样机能力，汽车众多复杂的系统在ADAMS/Car都有模块，且可以在各种环境和不同道路上模拟分析各模块，执行驾驶操作，可以精确模拟汽车的乘坐舒适性、操作稳定性、可靠性及各种汽车性能。而且ADAMS/Car(轿车模块)还拥有强大的牵引力控制系统、ABS控制系统等，能为工程师提供强大的仿真能力，目前国内外众多大型汽车生产厂家做汽车各系统仿真分析都使用该套软件。8.2 adams/car的仿真分析1、打开adams/car软件，进入工作界面。如图8-1所示。图8-1 ADAMS/CAR工作界面2、 点击“文件”，新建“subsystem”，命名相关名字，在“Template Name”栏中导入“_Double_wishbone.tpl”模板文件，如图8-2所示。图8-2 新建子系统3、 导入“_Double_wishbone.tpl”模块文件，得到双横臂独立悬架如图8-3所示。图8-3 双横臂模块4、 修改硬点参数，如图8-4所示。图8-4 双横臂前悬架硬点参数5、 设置硬点参数后，点击“确定”，得到前悬架如图8-5所示。图8-5 全地形车双横臂前独立悬架模型6、 新建“suspension Assembly”，导入装配文件，加入测试台。如图8-6所示。图8-6 测试台7、进行仿真设置，点击“suspension Analysis”，“set suspension parameters”，设置车轮半径、刚度、轮胎质量、簧上质量、重心高度、轴距等参数。如图8-7所示。图8-7 悬架参数8、点击“suspension Analysis”后，再点击“Parallel Wheel Travel”，设置导出文件为shuanghengbixuanjia，跳动步数50，上跳动行程50，下跳动行程-50等参数，进行仿真设置后求解结果。如图8-8所示。图8-8 仿真设置9、仿真设置求解完成后，点击“Review”“Animation Controls”进行动画控制，得到仿真动画视频，如图8-9所示。图8-9 仿真动画10、点击F8进行后处理界面，点击鼠标右键，选择“load Animation”加载动画，选择“shuanghengbixuanjia”如图8-10所示。图8-10 加载动画11、 点击，录制动画视频，并保存动画，如图8-11所示。图8-11 录制动画视频12、 点击左上角：将动画“Animation”变换为图线“Plotting”界面，如图8-12所示。图8-12 转换图线界面13、 加载跳动曲线，如图8-13所示。图8-13 加载跳动曲线14、 打开“page_toe_angel”曲线，得到双横臂前悬架前束曲线，如图8-14所示。图8-14 双横臂前悬架前束曲线15、打开“page_Kingpin_inclination_angle”，得到双横臂前悬架主销内倾角曲线，如图8-15所示。图8-15 主销内倾角曲线16、打开“page_caster_angel”，得到主销外倾角曲线，如图8-16所示。图8-16 主销外倾角曲线8.3 adams/car的优化分析Adams/car的优化主要是通过对硬点“Hardpoint”的x、y、z参数坐标优化，通过Adams/car强大的求解功能，求解最优解，然后导入图线，分析比较优化结果。因为优化的方法都大同小异，故本论文只选择前束角来进行优化，至于其余各种汽车悬架角度，读者有兴趣，也可以按照此方法，一个个带入优化参数硬点，进行优化比较。在此，不一一列举了。8.3.1优化前束“toe_angle”1、 点击菜单栏“Simulate”“DOE Interface”“Design Objec