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车辆工程毕业设计5FSAE赛车双横臂式前悬架设计ADAMS%proe.doc
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计5FSAE赛车双横臂式前悬架设计ADAMS%proe,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪论 1.1、 FSAE 概述 1.1.1、 背景 Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会（ the Society of Automotive Engineers 简称 SAE）主办。 SAE 是一个拥有超过 60000 名会员的世界性的工程协会，致力与海、陆、空各类交通工具的发展进步。 Formula SAE 是一项面对美国汽车工程师学会学生会员组队参与的国际赛事，于 1980 年在美国举办了第一届赛事。比赛的目的是设计、制造一辆小型的高性能赛车。目前美国、欧洲和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事。比 赛由三个主要部分组成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独的性能试验；高性能耐久性测试。 Formula SAE 发展的初衷是想创立一个小型的道路赛车比赛，而现在已经发展成为一个拥有大约 20 竞赛因素的大型比赛，参与者包括赛车和车队。 Formula SAE 向年轻的工程师们提供了一个参与有意义的综合项目的机会。由参与的学生负责管理整个项目，包括时间节点的安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。 Formula SAE 为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。Formula SAE 队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛的宗旨，参赛学生们是被一个假象的制造公司雇佣，让他们制造一辆原型车，用于量产前的各项评估。目标市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（ Autocross）的非专业车手。因此，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好的表现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。另外，这些赛车的市场竞争力会因为一些附加因素，比如美观、舒适性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日产能力要达到 4 辆，并且原型车的造价要低于 25,000 美元。 对于设计团队来说，挑战在于要在一定的时间和一定的资金限制下，设计和制造出最能满足这些目的的原型车。每一项设计将会与其他的设计一起参与比较和评估从而决出最佳整车。 1.1.2、 发展和现状 从世界范围来看，当今有三个地区有 Formula SAE 的学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。 70 年代中期，几个美国大学开始主办当地的学生设计竞赛赛车。 SAE MiniBaja 的名nts 2 称沿袭了著名的墨西哥 Baja 1000 汽车比赛。第一届 SAE Mini Baja 比赛于 1976 年举办，并且迅速成为一个地区性的年度比赛。比赛 由三个评判标准组成，即一天的静态比赛 设计、成本、陈述 接着一天是各自的性能竞赛项目。 Mini Baja 比赛重点强调了地盘的设计，因为每个队伍都使用一个 8 匹马力的引擎，这一点无法改变。在过去的 20 多年里， SAE Mini Baja 的成功超乎了每个人的预期。 在 SAE Mini Baja 的成功获得各界认同的同时， SAE 联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高的工程类学生竞赛，这就是 Formula SAE。 Formula SAE 相比 SAE Mini Baja 有着许多进步和发展，引擎的限制 也已经大大放宽，允许参赛车队使用610cc 以下的发动机，这极大地提升了赛车的性能表现。在发达国家，很多高校已经从事 Formula SAE 超过 20 年时间，拥有大量资金和试验基础的情况下，他们的作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过 200km/h， 0 到 100km/h 加速时间一般都在 4.5s 以内。 从原先在 SAE Mini Baja 比赛中的 8hp 发动机到现今 Formula SAE 中已经超过100hp 的大功率发动机， Formula SAE 在多方面都取得了惊人的成绩，并且该项比赛一直 保持了发展的态势。 1.1.3、 国内情况 中国大学生方程式汽车大赛（简称“中国 FSAE”）是一项由高等院校汽车工程或汽车相关专业在校学生组队参加的汽车设计与制造比赛。各参赛车队按照赛事规则和赛车制造标准，在一年的时间内自行设计和制造出一辆在加速、制动、操控性等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车，能够成功完成全部或部分赛事环节的比赛。 2010 年第一届中国 FSAE 由中国汽车工程学会、中国二十所大学汽车院系、国内领先的汽车传媒集团 易车（ BITAUTO）联合发起举办。中国 FSAE 秉持“中国创造擎动未来”的远 大理想，立足于中国汽车工程教育和汽车产业的现实基础，吸收借鉴其他国家 FSAE赛事的成功经验，打造一个新型的培养中国未来汽车产业领导者和工程师的交流盛会，并成为与国际青年汽车工程师交流的平台。中国 FSAE 致力于为国内优秀汽车人才的培养和选拔搭建公共平台，通过全方位考核，提高学生们的设计、制造、成本控制、商业营销、沟通与协调等五方面的综合能力，全面提升汽车专业学生的综合素质，为中国汽车产业的发展进行长期的人才积蓄，促进中国汽车工业从“制造大国”向“产业强国”的战略方向迈进。 中国 FSAE是一项非盈利的社会公益性 事业，利在当代，功在未来。项目的运营和发展结合优秀高等院校资源、整车和零部件制造商资源，获得了政府部门和社会各界的大力支持以及品牌企业的资助。社会各界对项目投入的人力支持和资金赞助全部用nts 3 于赛事组织、赛事推广和为参赛学生设立赛事奖金。 1.2、 研究的内容和方法 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，并运用 Pro/E 建立悬架三维物理模型。 其具体路线如框图 1.1所示。 不合格 合格 图 1.1设计路线图 Pro/E 建模 调研，资料收集 悬架结构形式选择 各零件尺寸的计算 ADAMS 建模、优化 完成 CAD 图 nts 4 第 2 章 独立双横臂悬架结构分析 2.1、 悬架组成和分类 悬架是现代汽车上重要总成之一，他把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。其主要任务是传递作用在车轮很车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺行；保证车轮在路面不平和 载荷变化时有理想的运动特征，保证汽车的操作稳定性，是汽车获得高速行驶能力。悬架主要由弹性元件，导向装置与减振器等元件组成。 2.1.1、 悬架组成 现代汽车的悬架尽管各有不同的结构型式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨迹运动。这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但是没有减振作用。减振器在车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系，起到承受冲击的作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。 2.1.2、 悬架的分类 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 （ 1） 非独立悬架 非独立悬架的左右车轮装在一根整体的刚性轴或非断开式驱动桥的桥壳上， 非独立悬架的优点：结构简单，制造、维修方便，经济性好；工作可靠，使用寿命长；车轮跳动时，车距、前束不变，因而轮胎磨损小；转向是，车身侧倾后轮的外倾角不变，传递侧向力的能力不降低；侧倾中心位置较低，有利于减小转向是车身的侧倾角。缺点：由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影响发动机或行李箱的布置；用于驱动桥时，会使得非悬挂质量较大，不利于汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；nts 5 当两侧车轮跳动高度不一致时，这跟车桥会倾斜，是左右车轮直接相互影 响；在不平路面直线行驶时，由于左右车轮跳动不一致而导致的轴转向会降低直线行驶的稳定性；由于驱动桥时，驱动桥的输入转矩会引起左右车轮负荷转移。非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前后悬架，一些全轮驱动的多用途也采用非独立悬架作为前后悬架。 （ 2） 独立悬架 汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系 统变得复杂起来。采用此种悬挂的轿车、客车以及载人车辆，可明显提高乘坐的舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性。而越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路或无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。 与非独立悬架相比，独立悬架具有如下优点：（ 1）非悬架质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；（ 2）左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可以减少车身的倾斜和振动；（ 3）占用横向空间小，便于发动机的布置，可以降低发动机的安 装位置，从而降低汽车的质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；（ 4）易于实现驱动轮的转向 4。 独立悬架的结构分有横臂式（图 2.1a）、纵臂式（图 2.1b）、烛式（图 2.1c）、麦弗逊式（图 2.1d）等多种，其中横臂式又可分为单横臂式和双横臂式 4。 ( a ) ( b )( c ) ( d )图 2.1 独立悬架的结构 nts 6 2.2、 独立双横臂悬架 双横臂式独立悬架根据上下横臂的长度相等于不相等又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式。等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳 动时，可以保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少使用，多为不等长双横臂式悬架所取代。不等长双横臂悬架在其车轮上、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，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此不等长双横臂式独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定行，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。 当上下横臂长度之比为 65.055.0 时车轮平面倾角应 不大于 o65 。图 2.2为不等长双横臂前独立悬架的两种典型结构图 4。 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 （ a）无主销前转向驱动桥的双横臂悬架 1， 2-上、下摆臂； 3-立柱； 4-球头销； 5-扭杆弹簧； 6-横向稳定杆； 7-扭杆扭转装置 （ b）无主销不等长双横臂前独立悬架 图 2.2 悬架图 nts 7 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。 双横臂悬架可以采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭杆弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最为常见的为螺旋弹簧。 双横臂悬架一般用作 轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的请悬架或要求通过性的越野汽车的前、后悬架上图为双横臂悬架用于非驱动桥前悬架的结构图。当双横臂悬架用于前驱动桥的悬架时，必须在结构给摆动半轴留出位置。一种办法时将弹簧置于上控制臂上方如图 2.3，这样做的缺点在于减少了上、下横臂之间的垂直距离和弹簧的行程，并且振动直接传给车身前端。另一种做法时采用专门的叉形构件为摆动半轴留出空间。如图 2.4 所示 4。 图 2.3 将减振器至于上控制臂上悬架图 图 2.4 带叉形件的悬架安装图 nts 8 结合上面所述，本次设计初步选择运用于前驱动桥上独 立双横悬架，其结构形式选择采用专门的叉形构件为半轴留出空间。 2.3、 本章小结 本章对悬架的基本分类做了一个简单阐述，对独立双横臂悬架的优点进行了阐述，对独立双横臂悬架的总体布置形式做了初步的说明，给出了驱动桥和非驱动桥双横臂悬架的几种典型的布置形式，并初步选择完了悬架的类型及导向机构的形式。 nts 9 第 3 章 独立双横臂悬架设计 3.1、 设计主要依据参数 本次设计主要是第一届 中国大学生方程式汽车大赛 的相关参数来设计的，其具体参数如表 3.1。 表 3-1 设计相关参数 名称 数值 单位 车长 2900 mm 车宽 1500 mm 车高 1200 mm 轴距 1680 mm 前轮距 1300 mm 后轮距 1280 mm 离地间隙 40 mm 前后载荷比 46:54 整车整备质量 280 Kg 总质量 360 Kg 3.1.2、 影响平顺性的参数 前后载荷比 46:54 汽车的偏频的计算公式如下： 11111 2121ssss Ggcmcn （ 3.1） 其中 g为重力加速度其值取 g=9.8 ,1sc、为前悬架刚度 ， 、 为前后悬架的簧载质量 4。 由于赛车比较注重速度，对舒适性要求不要，所以偏频 n=2Hz （ 1） 静挠度计算 ssc cgmf （ 3.2） 11111 2121ssss Ggcmcn nts 10 1176.15cfn 21176.15 nf cmmfc 621 （ 3.3） （ 2） 动挠度计算 悬架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 1/2 或 2/3）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。 取 df=70mm 大赛规定 悬架行程不小于 50.8mm，所以cf与df之和应不小于 50.8mm 。 mmmmff dc 8.50132706211 （ 3.4） 所 以满足要求。 3.1.3、 簧载质量与非簧载质量 该车整车整备质量为 280kg ，因此最大总质量为 M=280+80=360kg 。 根据刘惟信版汽车设计（表 3.2）可知簧载质量占总质量的 82%，非簧载质量占18% 4。因此簧载质量sm=360 82%=295.2kg。由于前后悬架载荷比 46:54 得1sm=135.8kg 非簧载质量 非m=360 18%=64.8kg 得到前轮单个车轮的非簧载质量为15kg 。 3.2、 螺旋弹簧设计 3.2.1、螺旋弹簧类型的选择 采用了车辆中普遍使用的螺旋弹簧。将弹簧与阻尼元件隐藏在车身中，利用推拉杆和摇臂盘的组合，达到外置式悬架同样的效果。真实比赛中，由于天气、温度、赛道形式等因素， 需要通过不同的悬架参数设定来确保赛车的表现，通过独特的机构，可以方便地改变悬架参数，达到比赛需要。 由于赛车高速中受到的冲击是巨大的，如果弹簧刚度过大，会导致悬架特性 过硬，在设计方案中可以采用较小刚度的弹簧，或者利用摇臂盘的联接点比例关 nts 11 系来调节弹簧的最大工作载荷。取一个比较小的弹簧最大工作 NF 3600max ，最大变形量为 50mm。 图 3.1 弹簧结构图 表 3.2 簧载质量与非簧载质量比例关系 悬架类型 usu mmm uss mmm us mmsu 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% 3.2.2、弹簧的关计算 （ 1） 选材料，确定许用应力 根据弹簧所受载荷特性，选用 C 级油淬火回火硅锰弹簧钢丝（ 60si2MnA），可知 =（ 0.4-0.47）b；b与 d 有关， 初选 d=8mm，查机械手册得：b=1618 Mpa ， nts 12 =（ 0.4-0.47）b=647.2-760.46Mpa ， 取 Mpa750 （ 2） 初选旋绕比 C 表 3-3旋绕比的推荐值 d 0.2-0.4 0.5-1 1.5-2.2 2.5-6 7-16 18-50 C 7-4 5-12 5-10 4-9 4-8 4-6 初选 C=7 （ 3） 求出曲度系数 K 2 1 3.16 1 5.044 14 CCCK （ 3.5） mmK C Fd 16.1075036007213.16.16.1 （ 3.6） 由此可知，当 d=8mm 时的初算值不满足强度要求条件，应重新计算，为了得到合适的组合，取 d=10mm，对应 =730Mpa ； C=6。 则求出 K： 252.1615.044 14 CCCK mmK C Fd 7 3 8.97 3 03 6 0 062 5 2.16.16.1 符合强度要求 （ 4） 弹簧外径2DmmCdD 601062 （ 3.7） （ 5） 有效线圈 n 04.66036008 105079008 3 432m a x4m a x DFdGn （ 3.8） 取 n =6 两端各取一圈支承圈，则弹簧的总圈数为 8 nts 13 （ 6） 完全并紧高sH tndH s 2)1(01.1 （ 3.9）3dt （ 3.10） mmH s 37.773102)18(1001.1 （ 7） 设计ip、mi HH和 力，为设计载荷时弹簧的受ip 度，为设计载荷时弹簧的高iH 为悬架高度。mH M p agmp si 2.7748.921382 1 （ 3.11） 初步选择 mmHi 130 ， mmHm 100 （ 8） 确定 1f ， 2f mmff c 621 mmf 702 （ 9） 计算sp、 1p 、 2p 和mpsp为弹簧完全并紧时的载荷，mp为工作压缩极限位置时的载荷， 1p ， 2p 为台架试验伸张、压缩极限位置对应的载荷。 M p aHHCpp issis 29.502537.771305.202.774 （ 3.12） M p afCpp si 8.4 9 6705.202.7 7 411 （ 3.13） M p afCppsi 2.2209705.202.77422 （ 3.14） M p aHHCpp misim 2.20041001305.202.774 （ 3.15） （ 10） 计算 剪切应力max 321 ，6C ， 252.1K M padCKp 08.951014.3 8.496252.1688 2211 （ 3.16） nts 14 M pad CKp 78.4221014.3 2.2209252.1688 2222 （ 3.17） M pad CKps 30.7851014.3 81.4923252.1688 223 （ 3.18） M pad CKp 78.4221014.3 2.2209252.1688 22m a xm a x （ 11） 校核max，Mpa78.422max Mpa730 M p aM p a 73078.422m a x 所以强度符合要求。 （ 12） 寿命计算 13.01808.1 ec Kn（ 3.19） 134.008.9578.422156948.108.9578.42274.048.174.02112 eK （ 3.20） 94.49320 5134.0 808.1 13.01cn （ 3.21） （ 13） 弹簧自由 高0H和最小工作高度nHmmCpHHsii 76.1685.20 2.7741300 。mmH 1700 mmdHH isn 43.831011.043.82 （ 3.22） （ 14） 稳定性校核 当弹簧的自由高与中径之比小于 2.5时弹簧就稳定，否则弹簧就不稳定 15。 5.242.2701700 mDH （ 3.23） 所以弹簧稳定。 nts 15 3.3、 减振器设计 3.3.1、减振器及其形式的选择 减振器主要用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡及来自路面的冲击。在经过不平路面时，虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动，但弹簧自身还会有往复运动，而减震器就是用来抑制这 种弹簧跳跃的。减震器太软，车身就会上下跳跃，减震器太硬就会带来太大的阻力，妨碍弹簧正常工作。 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。本设计选用 充气 减震器 3.3.2、 相对阻尼系数 F 式中 F 为阻力， 为减振器阻尼系数。 图 3.2 减振器的阻力 -位移特性与阻力 -速度特性 scm2 （式中 c为悬架刚度， sm 为簧载质量） （ 3.24） 由式 3.24可知减振器的阻尼力 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 0.25 0.35。 初取 =0.30。 nts 16 3.3.3、 减振器阻尼系数 的确定 scm 2 （ 3.25） smc 11.4815869.403.022 sm （ 3.26） 4.5213.0 1158 69.401583.022 222 anm s （ 3.27） 3.3.4、 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。 Ax （ x 一般为 15.0 30.0 ， A 为车身 振幅，取 40 ， 为悬架固有频率ssmC ） smx /25.010158 69.4040 3 （ 3.28） NF x 25.1304.52125.00 （ 3.29） 3.3.5、 减振器尺寸的确定 由于减振器有尺寸系列所以只要算出工作缸直径就可以按照标准选择。 (p 为工作缸最大允用压力一般取 3 4 Mpa ， 为连杆 与缸筒直径之比，双筒式一般取 0.4 0.5。取 M pap 3,5.0 ， ) mmD 69.85.015.3 25.1304 2 （ 3.30） 取 mmD 20 。 贮油筒直径 mmmmDDc 30275.135.1 取 mmDc 40壁厚为 mm2 ,材料为20钢。 工作缸行程 mml 110 ，有效行程 mms 70 ， 减振器总长 mmL 18070110 。 nts 17 3.4、 导向机构设计 3.4.1、 侧倾中心及横向平面内上、下横臂的布置方案 双横臂式独立悬架的侧倾中心由图 3.3所示方式得出。 图 3.3 双横臂式独立悬架侧倾中心的确定 初选 0 ； 4 ； 1 ； mm250c ；已知 mmB 65021 可计算出侧倾中心高度： mmBh w 3 3 8.60ad t a nk c o s )-90s in (2 1 （ 3.31） 式中 ： 8.1 4 3 1)s in ( )-90s in ( ck mmdkh p 142s in （ 3.32） 所以侧倾中心高度符合在独立悬架中侧倾中心高度前悬 架 0 120mm 的要求。 3.4. 2、 纵向平面内上、下横臂的布置方案 为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律是：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧压缩时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生的防止制动前俯的力矩。 纵 向 平 面 内 上 、 下 横 臂 有 六 种 布 置 方 案 ， 如 图 3.4 所示。nts 18 （ a） （ b） （ c） （ d） （ e） （ f） 图 3.4 纵向平面内上、下横臂轴布置方案 第 1、 2、 6 方案主销后倾角的变化规 律比较好，在现代汽车设计中被广泛采用，这里我初选第 2种方案 ,所以 01 6 。 3.4.3、 水平面内上、下横臂的布置方案 水平面的布置方案有三种，如图 3.6所示。 （ a） （ b） （ c） 图 3.6 水平面内上、下横臂轴的布置方案 初取 05 21 ； 。 3.4.4、 上、下横臂长度的确定 汽车悬架设计时，希 望轮距变化更小，以减少轮胎磨损，提高其使用生命，因此应选择上、下横臂长度之比在 0.6 附近；为保证汽车具有更好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化更小，这时应选择上、下横臂长度之比在 1.0 附近。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 0.7 为宜。因此本设计初选尺寸下摆臂长度 mml 3601 ， 7.012 ll，即上摆臂长度 mml 2502 。 nts 19 3.5、 横向稳定杆设计 由于为了提高汽车的行驶平顺性，从而降低了汽车的固有频率 ，导致悬架的垂直刚度减小，侧倾角刚度值很小，结果使汽车转弯时侧倾严重，影响了汽车的稳定性，为此大多数汽车都装有横向稳定杆来加大汽车的侧倾角刚度。稳定杆的安装因车而异。 3.5.1、 稳定杆直径计算 由公式 cblbaalE IllfpCb222331224212321（ 3.33） 式中bC为角刚度， E 为材料弹性模量， E 取 Mpa5102 ， I 为稳定杆的截面惯性矩 , 644dI , L 为稳定杆两端间的距离其余变量如下图所示8。稳定杆材料为60Si2Mn。 由此可知当稳定杆的结构确定后，悬架的侧倾角刚度给定后就可以初步估算处稳定杆的直径。 4 2223312 4213128 cblbaalElCd b 、由于轮距为 1300，所以初步选取mmL 800 , mml 602 , mmbmma 177,43 , mmbaLC 1802 mmall 664360 222221 （ 3.34） 悬架侧倾角刚度的计算： 1221 KBC b （ B 为轮距， 1K 为线形刚度 ） 由于现行刚度计 算牵涉到独立悬架具体机构，因此 21 2 nmBkKs，而此公式只适合小侧倾角，而且在分析过程中没有考虑导向机构系中铰接点处弹性套的影响。取cmNC b /300 ，则 4 22338 18.00177.006.040177.0043.04.0043.0066.01006.21 3003128 d mmm 6.2802858.0 （ 3.35） 取 mmd 29 。 nts 20 图 3.7稳定杆结构尺寸图 3.5.2、 稳定杆校 核 稳定杆 B 处的半径取 mmdR 5.43295.15.1 。 （ 1） 稳定杆的扭转应力 430304522 ddRC4.14615.012154615.044 14 CCk ppd kpl 0175.029 604.11616 33 2 p 为端点处的作用力， p = N35288.9360 。 M p aM p a 70074.618.93600175.0 （ 3.36） （ 2） 弯曲应力 B 截面在弯矩 1pl 的作用下产生的弯曲应力 31 32 dpl 。 M p aM p adpl 12505.9)1029(32 10668.936032 33 331 （ 3.37） 综上所述稳定杆的强度和刚度都满足要求。 3.6、 缓冲块 为了防止悬架被 “ 击穿 ” 所造成的撞击，在车轮上跳到一定行程时，与主弹性元件（如螺旋弹簧）并联一个非线性程度很强的弹性元件，这就是缓冲块。用它来限制悬架行程，以吸收从车 轮传到车身上的冲击载荷 由于方程式赛车的减震器是安装在车身上的，所以缓冲块装在下横臂安装推杆的支承座上来限制 车轮的跳动为上下 50mm，当车轮运动到极限位置时，下横臂与水平面的夹角为 nts 21 6.737050c o sart （ 3.38） 下横臂的运动夹角的范围 -7.6到 7.6 通过计算可知当下横臂运动到极限位置时推杆与水平的夹角为 42和 56 缓冲块的基本尺寸 3.8如图 图 3.8缓冲块的尺寸图 3.7、 有限元分析 本次设计主要针对主要零部件进行有限元分析，包括 上横臂 和 下横臂 零件。在分析中为了便于网格划分，我们忽略了一些对整体受力分析影响很小的特征。下面来进行具体的操作及结果的分析。 在 ADAMS中测量出上下横臂与主销之间的加速度如图 3.8,3.9。 图 3.8 上横臂的加速度 nts 22 图 3.9 下横臂的加速度 通过 maF 得到：上横臂受到的力 NF 1303021 下横臂受到的力 NF 1303022 能得到上下横臂弯矩图，如图 3.10， 3.11 图 3.10上横臂弯矩图 图 3.11 下横臂弯矩图 nts 23 计无缝钢管强度 许用 Mpa137 WM上横臂： M p adD M 333331 104.8)26.032.0(14.3 7.406)( （ 3.39） 下横臂： M p adD M 333332 108.3)26.032.0(14.3 2.187)( （ 3.40） 在 ANSYS 先定义属性， 单元属性主要包括：单元类型、实常数、材料常数。典型的实常数包括：厚度、横截面积、高度、梁的惯性矩等。材料属性主要包括：弹性模量、泊松比以及材料密度等 ； 网格划分 ： 本设计中主要采用自由网格划分，模型自由划分可采用以下途径划分网格 Meshing/MeshTool 选中 Smart Size 复选框， 将精度设置为 4， 单击 Mesh/Pick All； 施加约束及载荷 ：在横臂的有二个插头的一段固定，另一端施加载荷，最后就是看结果了。 上横臂 : 总变 形如 图 3.12 所示。 图 3.12 总位移变形图 nts 24 下面是 X Y Z 方向位移及总变形量 云图 。 图 3.13 X方向变形 云图 图 3.14Y 方向变形 云图 图 3.15 Z 方向变形 云图 nts 25 图 3.16 总变形 云图 变形量分析：从图中可以看出 XYZ 方向的 变形量都是在小数点后五位 。变形量非常小 ，充分满足刚度要求。 应力结果： General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X 方向应力 )、 SY（ Y 方向应力）、 SZ（ Z 方向应力）、 SEQV（综合应力）。如下图所示； 应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。 X 方向最大应力为 3042Pa， Y 方向最大应力 18849Pa， Z 方向最大应力为 6457Pa， 综合应力最大值为 26231Pa。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均 小于材料的需用应力 =900MPa， 充分满足强度要求。 图 3.17 X 方向应力状况 云图 nts 26 图 3.18 Y 方向应力状况 云图 图 3.19 Z 方向应力状况 云图 图 3.20 综合应力状况 云图 nts 27 下横臂： 总变形如 图 3.12 所示。 图 3.21 总位移变形图 下面是 X Y Z 方向位移及总变形量 云图 。 图 3.22X方向变形 云图 图 3.23Y 方向变形 云图 nts 28 图 3.24 Z 方向变形 云图 图 3.25 总变形 云图 变形量分析：从图中可以看出 XYZ 方向的 变形量都是在小数点后五位 。变形量非常小 ，充分满足刚度要求。 应力结果： General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X 方向应力 )、 SY（ Y 方向应力）、 SZ（ Z 方向应力）、 SEQV（综合应力）。如下图所示； 应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。 X 方向最大应力为 3513Pa， Y 方向最大应力 12220Pa， Z 方向最大应力为 6477Pa， 综合应力最大值为 26231Pa。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均 小于材料的需用应力 =900MPa， 充分满足强度要求。 nts 29 图 3.26 X 方向应力状况 云图 图 3.27 Y 方向应力状况 云图 图 3.28 Z 方向应力状况 云图 nts 30 图 3.29 综合应力状况 云图 3.8、 本章小结 本章介绍了悬架的基本尺寸的确定，螺 旋弹簧的设计，减振器相关参数的确定，导向机构中 各参数的确定，上、下横臂的结构形式的确定，并且确定其基本尺寸初 步 计算了稳定杆的直径和长度，并进行校核 ，设计缓冲块的尺寸，并进行有限元分析 。 nts 31 第 4 章 基于 ADAMS/View 的悬架优化分析 机械也称机械系统，它是由可以相对运动的刚体通过运动副或约束联接形成的多刚体系统。汽车就是一种典型的机械系统，在汽车机械系统运动学、动力学分析中，前悬架占有重要的地位。本章将应用 ADAMS软件，建立并模拟计算汽车前悬架模型。 当建立悬架的模型前，为了建模和分析的 方便，需要作以下几个假设： （ 1）各运动副均为刚性连接，且内部间隙和摩擦力忽略不计； （ 2）摆臂轴和悬架端与车身连接处球销的橡胶衬套是刚性的； （ 3）转向拉杆与中间拉杆的球连接用万向节表示，这就取消了拉杆绕它的纵向轴的旋转运动； （ 4）轮胎为刚性的； （ 5）悬架上下缓和块可简化为线性弹簧和阻尼； （ 6）仅研究悬架特性时，车身相对地面假设不动； （ 7）为模拟地面不平引起的激励，假想它与轮胎直接接触，与地面之间通过移动副相连，可垂直地上下运动 12。 4.1、 仿真软件 ADAMS 的介绍 4.1.1、 ADAMS 的 简介 机械系统分析软件 ADAMS 是世界上应用广泛的机械系统动力学仿真分析软件。它是有美国学者蔡斯等人利用多刚体动力学理论，选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的三个直角坐标和反映刚体方位的欧拉角为广义坐标编制的计算程序。 ADAMS 软件应用了解决刚性积分问题的方法，并采用稀疏矩阵技术提高了计算效率。 用户利用 ADAMS 软件可以建立和测试虚拟样机，实现在计算机上仿真分析复杂机械系统的运动性能。目前 ADAMS软件在汽车和航天等领域得到广泛的应用。利用 ADAMS软件，用户可以快速、方便地创建完全参数化的几何模型。该 模型可以是在 ADAMS 软件中直接建造的简化几何模型，也可以是从其他 CAD 软件中转过来的造型逼真的几何模型；然后，在几何模型上施加力和力矩及运动激励；最后执行一组与实际状况十分接近的运动仿真测试，得到实际机械系统工作过程的运动仿真 13。 ADAMS 软件采用模拟样机技术，将多体动力学的建模方法与大位移及非线性分析求解功能相结合。 机械系统分析软件 ADAMS 使用交互式图形环境和部件库、约束库、力库，用堆积nts 32 木式方法建立三维机械系统参数化模型并通过对其运动性能的仿真分析和比较来研究“ 虚拟样机 ” 可供选择的设计方案。 ADAMS仿真可用于估计机械系统性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的载荷输入。 ADAMS 的核心仿真软件包有交互式图形环境 ADAMS/View 和仿真求解器 ADAMS/Solver。还有建模用集成用、显示用、扩展模块。 ADAMS 软件包括 3 个最基本的解题程序模块： ADAMS/View（基本环境）、ADAMS/Solver（求解器）和 ADAMS/Postprocessor（后处理）。另外还有一些特殊场合应用的附加程序模块，例如： ADAMS/Car（轿车模块）、 ADAMS/Rail（机车模块）、ADAMS/Driver（驾驶员模块）、 ADAMS/Tire（轮胎模块）、 ADAMS/Linear（线性模块）、ADAMS/Flex（柔性模块）、 ADAMS/Control（控制模块）、 ADAMS/FEA （有限元模块）、 ADAMS/Hydraulics（液压模块）、 ADAMS/Exchange（接口模块）、 Mechanism/Fro（与Pro/Engineer 的接口模块）、 ADAMS/Animation（高速动画模块）等。下面介绍一下ADAMS/View软件的基本模块 12。 ADAMS/View（ 基本环境）是以用户为中心的交互式图形环境，它提供丰富的零件几何图形库、约束库和力库，将便捷的图标操作、菜单操作、鼠标点取操作与交互式图形建
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