双横臂前悬架参数匹配与运动仿真proe%Adams.doc
CLYX01-012@双横臂前悬架参数匹配与运动仿真proe%Adams
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机械毕业设计全套
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CLYX01-012@双横臂前悬架参数匹配与运动仿真proe%Adams,机械毕业设计全套
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The Graduation Design for Bachelors Degree Double wishbone independent suspension parameter matching and motion simulation Candidate： Hou Jinlong Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-2 Supervisor： Lecturer. Yang Zhao Heilongjiang Institute of Technology 2011-06 Harbinnts 本科学生毕业设计 双横臂独立悬架参数匹配 与运动仿真 系部名称 ： 汽车与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 B07-2 班 学生姓名 ： 侯金龙 指导教师 ： 杨兆 职 称 ： 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院 二一一年六月 nts nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 本设计是基于 ADAMS/view 双横臂独立悬架的仿真与优化，利用 ADAMS 多体力学软件建立双横臂独立悬架的多刚体模型，通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 ADAMS/view 模块上进行仿真，在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 ； ADAMS ；运动仿真；参数匹配 ;；虚拟样机 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT The design is simulation and optimization of double wishbone suspension based on ADAMS/view, we modeling the multi-rigid of Double-wish-bone Independent suspension by using the modtion view ,and then ,start the simulation after constraining the vehicle wheels and we can get the change of the vehicle location angle ,finally,compare the simulation result with the design requirement , we will find whether the tesultment the dement of design which performence should be improved. Desides ,according to mechincs of vibration and dynamics of multi-body system ,a virtual prototype model of wishbone type independent front suspension was established model, the parameters of front suspension were optimized to minimize the vibration of front suspension. Thus, it provides a quick and reliable technical basis for designing and improveing, reduce cost of equipment developed and purpose of the tyre wear. Keywords : Double wishbone suspension; ADAMS; Movement Simulation; Matching parameters; Virtual prototype nts 目 录 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 . 1 1.1 悬架的概述 . 1 1.2 独立悬架结构、类型和特点 . 2 1.3 课题的主要意义 . 5 1.4 设计内容概述 . 5 第 2 章 双横臂独立悬架设计计算 . 6 2.1 选取同类车型参数 . 6 2.2 悬架主要参数的确定 . 6 2.3 簧载质量与非簧载质量 . 7 2.4 弹性元件计算 . 8 2.5 减震器计算 . 12 2.5.1 相对阻尼系数 . 12 2.5.2 筒式减震器工作缸 D 确定 . 14 2.6 导向机构设计 . 15 2.6.1 侧倾中心 . 15 2.6.2 横向平面内上下 横臂轴布置方案 . 16 2.6.3 水平面内上下横臂轴的布置方案 . 16 2.7 上下横臂长度确定 . 17 2.8 半轴计算 . 17 2.9 车轮计算 . 18 2.10 本章小结 . 18 第 3 章 基于 ADAMS/View 的悬架优化分析 . 19 3.1ADAMS 介绍 . 19 3.2 悬架建模关键点确定 . 20 nts 3.3 添加连接副 . 21 3.4 添加移动副 . 22 3.5 测量参数值 . 23 3.6 悬架的特性曲线 . 27 3.7 仿真结果分析 . 30 3.8 悬架部件尺寸参数化 . 30 3.9 制定界面 . 35 3.10 设计参数的研究分析 . 38 3.11 优化方案 . 46 3.12 优化结果分析 . 48 3.13 本章小结 . 49 第 4 章 悬架实体建模 . 50 4.1Pro/E 介绍 . 50 4.2 悬架零件实体建模 . 50 4.2.1 螺旋弹簧的 创建 . 50 4.1.2 轮胎的 创建 . 51 4.1.3 盘式制动器创建 . 51 4.1.4 转向拉杆创建 . 52 4.1.5 上 横臂的创建 . 53 4.1.6 下横臂创建 . 53 4.1.7 半轴创建 . 53 4.1.8 叉形件的创建 . 54 4.1.9 转向节创建 . 54 4.3 悬架的装配 . 54 4.4 本章小结 . 54 结 论 . 55 参考文献 . 56 致 谢 . 57 附 录 . 58 nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 悬架的概述 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 ，如图 1.1。 1 弹性元件 2 减震器 纵向推力杆 横向推力杆 3 横向稳定器 图 1.1 悬架图 nts 2 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。如下图 1.2 所示 ： (a)非独立悬架 (b)独立悬架 图 1.2 非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。 1.2 独立悬架结构、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。 nts 3 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 0-90之间。单斜臂式悬架自 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nts 4 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，如图 1.3。 1， 6-下摆臂及上摆臂； 2,5-球头销； 3-半轴等速万向节； 4-立柱； 7， 8-缓冲块 图 1.3 无主销前转向驱动桥的双横臂悬架 1.3 课题的主要意义 悬架是车辆重要的组成部 分。其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 ADAMS 软件 对车辆双横臂独立式悬架 进行 nts 5 虚拟设计，在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。 1.4 设计内容概述 分析双横臂独立式悬架的结构和悬架设计要求，在悬架设计中，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 ADAMS软件平台上建立双横臂独立悬架的简 化物理模型，进行动力学仿真分析，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 PRO/E建立三维实体模型，如图 1.4 所示。 否 是 修改 是 图 1.4 毕业设计流程图 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P ro/E实体模型 运用 ADAMS 创建简化物理模型并运动分析 创建Pro/E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 nts 6 第 2章 双横臂独立悬架计算 2.1 选取同类车型参数 本次设计选用车型为 2011 款比亚迪 F6 舒适型 2.0L 手动挡，设计前悬架参考的主要参数如下表 2.1。 表 2.1 参考车型主要参数 车身长 /宽 /高（ mm） 4850/1822/1465 整车整备质量 （ kg） 1435 总质量 （ kg） 1435+5 70=1785 前轮距（ mm） 1551 后轮距 （ mm） 1551 前轮胎规格 205/65R15 前轮辋规格 6.5J 15 最小离地间隙 （ mm） 150 2.2 悬架主要参数的确定 1.悬架静挠度 悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度之比，即 CFf Wc / （ 2.1） 对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数 2.18.0 ,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 3.11 ( 8060 次 /min),约为HZ5.117.1 （ 9070 次 /min）非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 : 9.085.0/ 21 nn 。 取 HZn 3.11 , HZn 4.12 因此 93.04.1/3.1/ 21 nn 在允许范围 当时，汽车前后桥上方车身部分的垂向振动频率 为： nts 7 111 21sSmCn （ 2.2） 221 21sSmCn （ 2.3） 式中 g 重力加速度， 2/9810 smmg ； 21, Ss CC 前后悬架刚度， mmN/ ； 21, ss mm 前后悬架悬挂质量， kg 。 由上式得到： 1176.15cfn （ 2.4） 2276.15cfn （ 2.5） 式中2,1 cc ff的单位 mm 。 mmfc 1471 mmfc 1271 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，df取 mm9070 。 取 mmfd 83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mm160 。 mmff dc 16023083147 nts 8 2.3 簧载质量与非 簧载质量 非簧载质量：根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 kg8060 。 表 1.2 悬挂质量与非悬挂质量 悬架类型 总质量非悬挂质量 usu mmm 总质量悬挂质量 uss mmm 非悬挂质量 悬挂质量us mm悬挂质量非悬挂质量su mm双横臂，螺旋弹簧，中央制动器 13% 87% 6.7 14.9% DE Dion 桥，螺旋弹簧，中央制动器 15% 85% 5.7 17.6% 双横臂，螺旋弹簧 18% 82% 4.6 22% 纵臂，螺旋弹簧 18% 82% 4.6 22% DE Dion 桥，螺旋弹簧 20% 80% 4.0 25% 整体刚性桥，导向杆系，螺旋弹簧 22% 78% 3.5 28.2% 整体刚性桥，钢板弹簧 26% 74% 2.8 35.1% 因此簧载质量 kgms 7.1463%821785 。 现代汽车质量分配 系数 接近于 1。 kgmmss 85.7312/7.146321 。 非簧载质量 kgm 31.3 2 1%187.1 4 6 3 。 单个车轮的非簧载质量为 kg32.804/3.321 (满足要求 ) 2.4 弹性元件计算 1、 螺旋弹簧的初步选择 材料：油 淬火回火硅锰 弹簧钢丝； nts 9 牌号： 60si2MnA； 推荐温度范围 : )(20040 C 。 2、 弹簧的设计 弹簧刚度1SCmmNnCMCnsSS /78.4885.731)2(2 1 211111 3、 设计载荷时弹簧受力iPNNgmP si 3590724.358998102 85.7312 1 4、 初选弹簧高度 初步选择 mmH I 240 ； 悬架在压缩行程极限位置时的弹簧高度为 180mm 5、 初步选择弹簧中径 初选中径： mmDm 100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 mmfmmff c83147211 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=14mm 根据直径材料选取许用拉应力 =1569Mpa。 9、 求解弹簧工作圈数 i nts 10 弹簧刚度 fPCs /； 轴向载荷 P作用下变形438Gd iPDf m； 式中 Dm 弹簧中径， mm d 弹簧钢丝直径， mm i 弹簧工作圈数； G 弹簧材料剪切弹性模量取 Mpa4103.8 。 17.878.48100814103.88 34434 sm CDGdi 圈 （ 2.6） 压缩弹簧 i 取值为 9 圈 弹簧完全并紧时的高度sH，总全数 n 。 两端碾细 总圈数 : 11292 in 圈 （ 2.7） 完全并紧时的高度 : tndHs 2)1(01.1 （ 2.8） 式中 1.01 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 tndHs 2)1(01.1 3/142)111(1401.1 mm150 11、 由sH、sP、iH及sC求出弹簧在完全压紧时载荷sP，台架试验伸张、压缩极限位置对应载荷 1P 、 2P 以及工作压缩极限位置的载荷mP分别为： )( SSSiS HHCPP （ 2.9） )180240(78.483590 =2261.4Mpa nts 11 21 fCPP Si （ 2.10） 14778.483590 Mpa66.3580 22 fCPP Si （ 2.11） 8378.483590 Mpa74.7638 )(1 miSm HHCPP （ 2.12） )180240(78.483350 Mpa8.6276 弹簧指数 14.714/100/ dDCm旋绕比 C 范围 84 （满足要求）。 曲率系数是考虑簧圈曲率对强度影响的系数 : CCCK 615.044 14 14.7 6 15.0414.74 114.74 21.1 12、 剪切应力计算 1 、 2 、3、max3388 d KPCd KPD m （ 2.13） M pad KCPd KDP m 12.4021414.3 2.114.7)66.3580(888 231311 ； M pad KCPd KDP m 85.8571414.3 2.114.774.7638888 232322 ； M pad KCPd KDP m 62.25391414.3 2.114.72.2614888 233333 ； nts 12 33m a x88 d KCPd KDP mmm 21414.32.114.78.62 768 M p aM p a 47.98863.090.704 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cn可估算： 13.01)808.1(ec Kn （ 2.14） 式中 31.0)12.40285.857(156948.1)12.40285.857(14.7)(48.1)(74.01212 eK； 因此： 78.7 7 8 1 1 8)31.0808.1()808.1( 13.0 113.0 1 ec Kn（满足要求）。 14、 确定弹簧自由高度0HSCPHH /110 （ 2.15） 78.48/3590240 mm60.313 取 mmH 3200 。 15、 最小工作高度0H iSn dHH （ 2.16） 式中 与弹簧指数有关的系数 dDCm /有关的系数： 14.7C 12.0 iSn dHH (2.17) 91412.0150 mm12.165 nts 13 14、 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 : 3.52.31003200 mDH（两端固定）。 取 C0=1 (不同支撑方式下 C0 取值见刘维信汽车设计图 13-66) )(89.611(811.0)( 200 CHfcr (2.18) )2.3 1(89.611(811.0 2 =1.2748 由于 H0已经设计出得 H0=320mm f 为螺旋弹簧在其轴向载荷 P 作用下变形 mmGd iPDf m 07.8114103.8 9100359088 44343 (2.19) 2748.12533.0320/07.81/0 Hf(2.20) 因此： CrHfHf )/(/ 00 （弹簧稳定）。 2.5 减震器计算 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 。 nts 14 2.5.1 相对阻尼系数 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。 F 式中 F 阻力， 减振器阻尼系数。 scm2 式中 c 悬架刚度， sm 簧载质量 。 减振器的阻尼力作用在不同刚度 c 和簧载质量式会产生不同的阻尼效果， 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 =（ 0.25 0.50）s的关系，设计时取 Y与s的平均值 ， 的范围时 25.0 0.35。 初取 =0.30。 1、 减振器阻尼系数的确定 减震器阻尼系数scm 2 。因悬架系统固有 振动频率smc，所以理论上 sm2 。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数，如图 2.1 。 nts 15 图 2.1 减振器安装 位置 1 0 0 24.0 17.1 4 6 3 78.487.1 4 6 33.022 222 anm s (2.21) 式中： 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 ， 4.0/ 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 。 Ax （ 2.22） 式中：x一般都在 sm /30.015.0 ； A 车身振幅，取 40mm； Ax 3107.1463100078.4840 sm/23.0 因此可求得在伸张时的最大卸荷力： NF X 46.23023.010020 （ 2.23） 2.5.2 筒式减震器工作缸 D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D 为 )1(420 P FD （ 2.24） nts 16 式中 P为工作缸最大允许压力， Mpa43 ；取 Mpa5.3 为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减震器取 50.040.0 ， 取 0.45 )1(420 P FD )45.01(35.014.346.23042 =32.43mm 减震器的工作缸直径 D 有 20mm、 30mm、 40mm、（ 45mm）、 50mm、 65mm 等几种。选取时按标准选用，相见 QC/T4911999 汽车筒式减震器 尺寸系列及技术条件。 取 D 值 40mm。 贮油筒直径 Dc=（ 1.30-1.50） D,壁厚取为 2mm，材料为可选 20 钢。 mmDD C )6052(40)50.130.1()50.130.1( Dc 取值 50mm。 2.6.导向机构设计 2.6.1 侧倾中心 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 P 同时活的 P 点的高度。将 P 点与车轮接地点 N 连接，即可在汽车轴线上或的侧倾中心 W。 图 2.2 双横臂独立悬架侧倾中心 W 的确定 双横臂独立悬架的侧倾中心高度为： nts 17 adkhBh PW ta nc o s2 1(2.25) mmB 15511 0 8 mma 60 mmc 330 mmd 200 式中 ： )sin()90sin( ack (2.26) 330)08s in ()8890s in ( =2371.15 dkhp sin(2.27) 2 0 00sin15.2 3 7 1 =200mm 因此 adkhBh PW ta nc o s2 1608t a n2000c o s15.2371 20021551 =63.07mm 前悬架侧倾中心高度在 mm1200 范围内，所以满足要求。 2.6.2 横向平面内上、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 P 点的高度。将 P 点与车轮接地点 P 连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心 。 图 2.3 上下横臂在横向平面内的布置方案 2.6.3 水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 nts 18 a） 1a 和 2a 皆为正 b） 1a 为正值， 2a 为零 c） 1a 为正值， 2a 为负值 图 2.4 上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 。 2.7 上下横臂长度确定 双横臂式悬架上、下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 ll 分别为 0.4， 0.6， 0.8， 1.0， 1.2 时计算得到悬架运 动特性曲线。 图 2.5 上、下横臂长度之比改变时悬架运动特性图 nts 19 美国克莱斯勒和通用公司分别认为，上、下横臂长度之比取 70.0 和 66.0 为最佳，根据我国乘用车设计的经验，在初选尺寸时取上、下横臂长度之比为 0.65 为宜。本设计初选尺寸 下摆臂长度 1l =400mm， 因 65.0/ 21 ll ，上摆臂长度 mml 2602 。 2.8 半轴计算 半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式， 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 : rrGmM 2221 (2.28) 其中 2m 负荷转移系数，取值 1.2； 2G 驱动桥的最大静载荷； r 滚动半径，可近似为车轮半径； 附着系数，取值 0.8； rrGmM 2221 8.075.3 2 38.921 7 8 52.121 mmN 61012.1 全浮式半轴轴杆部直径可按下面公式 选择 3 Mkd (2.29) 3 61012.121.0 =21.80mm k 为直径系数，取 218.0205.0 ，取 0.21， d 取 22mm。 2.9 车轮的计算 轮胎规格 205/65 R15； 轮胎宽度 mmB 205 ； 扁平率 0.65； 轮胎高度 205； 轮辋直径 15 英寸 mm3814.2515 ； nts 20 因此车轮直径 D 为 mm5.647225.133381 。 2.10 本章小结 本章计算了悬架弹性元件、减震器、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。 nts 21 第 3 章 基于 ADAMS/View 的悬架优化分析 3.1 ADAMS 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。它使用交互式图形环 境和零件库、约束库、力库，创建完全参数化的机械系统动力学模型，利用拉格朗日第一类方程建立系统最大量坐标动力学微分代数方程，求解器算法稳定，对刚性问题十分有效，可以对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，后处理程序可输出位移、速度、加速度和反作用力曲线以及动画仿真 。 ADAMS 软件由核心模块、功能扩展模块、专业模块、工具箱和接口模块 5 类模块组成。 ADAMS 一方面是虚拟样机分析的应用软件，用户可以运用该软件非常方便地对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析。另一方面，又是虚拟样机分析开发工具 ，其开放性的程序结构和多种接口，可以成为特殊行业用户进行特殊类型虚拟样机分析的二次开发工具平台。 ADAMS 软件一方面是机械系统动态仿真软件的应用软件，用户可以运用该软件非常方便地对虚拟样机进行静力学、运动学和动力学进行分析。另一方面，又是机械系统动态仿真分析开发工具，其开放性的程序结构和多种接口，可以成为特殊行业用户进行特殊类型机械系统动态仿真分析的二次开发工具平台。在产品的开发过程中，工程师通过应用 ADAMS 软件会收到明显效果传统悬架系统设计、试验、试制过程中必须边试验边改进，从设计到试制、试验、定 型，产品开发成本较高周期长。运用机械系统动力学分析软件 ADAMS 进行仿真分析以及优化设计，可以大大简化悬架系统设计开发过程。大幅度缩短产品开发周期，大量减少产品开发费用和成本，明显提高产品质量，提高产品的系统及性能获得最优化和创新的设计产品 。 本文应用多体动力学软件 ADAMS/View 建立了某轻型汽车的前双横臂式独立悬架模型，进而进行运动学分析，得到了上横臂长度主销长度、上横臂在汽车横向平面的倾角、下横臂长度和下横臂在汽车横向平面的倾角的值最终优值，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。 nts 22 3.2 悬架建模关键点的确定根据横臂横向、纵向 水平的布置方案及坐标系位置可大致确定各部件空间硬点位置，各硬点位置如下： 表 3.1 创建硬点坐标值 LOC_X LOC_Y LOC_Z LCA_outer 0 0 0 LCA_inner 393.92 0 69.46 UCA_outer 45.90 326.59 -11.40 UCA_inner 303.37 290.41 -11.40 Knuckle_outer -140.53 138.55 -4.84 Knuckle_inner 19.47 138.55 -4.84 Tie_rod_outer 19.47 138.55 -144.84 Tie_rod_inner 319.47 138.55 -144.84 1、 创建主销 点击 ADAMS/View 零件库中的圆柱体 （ Cylinder） ，选择 New part 定义圆柱体的半径为 20mm。 选择硬点 LCA_outer 和 UCA_outer 创建主销。 2、 创建上横臂 点击 ADAMS/View 零件库中的圆柱体 （ Cylinder） ，选择 New part 定义圆柱体的半径为 20mm。 选择硬点 UCA_outer 和 UCA_inner 创建上横臂。 用同样方式可创建下横臂、转向拉杆和转向节。 3、 创建车轮 nts 23 点击 ADAMS/View 零件库中的圆柱体 （ Cylinder） ，选择 New part 定义圆柱体的半径为 323.75mm 长度为 205mm。 分别将创建体重命名为：上横臂 （ UCA）下横臂 （ LCA） 主销 （ king pin） 拉臂（ pull_arm） 拉杆 （ tie_rod） 车轮 （ wheel） 。 4、创建试验台 点击 ADAMS/View 中零件库的点 （ Point） ，选择 “ Add to Gr
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