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- 内容简介：
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黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1悬架概况根据导向机构的结构特点，汽车悬架可以分为非独立悬架和独立悬架。非独立悬架两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架连接。特点是当一侧的车轮遇到路面冲击而跳动时，必然导致另一侧车轮在汽车横向平面内摆动。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。独立悬架的车桥做成断开的，每一侧车轮可以单独通过弹性悬架与车架连接。 结构较非独立悬架复杂，但两侧的车轮单独跳动时互不影响，可以提高乘坐的舒适性和平顺性。独立悬架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。按照弹性原件的种类，汽车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。钢板弹簧又叫叶片弹簧，它是由若干不等长的合金弹簧片叠加在一起组合成一根近似等强度的梁。钢板弹簧在载荷作用下变形，各片之间因相对滑动而产生摩擦，可促使车架的振动衰减。钢板弹簧本身还兼起导向机构的作用，可不必单设导向装置，使结构简化，并且由于弹簧各片之间摩擦引起一定减振作用。螺旋弹簧是用弹簧钢钢棒料卷制而成，它们有刚度不变的圆柱形螺旋弹簧和刚度可变的圆锥形螺旋弹簧。螺旋弹簧大多应用在独立悬架上，尤以前轮独立悬架采用广泛。由于螺旋弹簧只承受垂直载荷，它用做弹性元件的悬架要加设导向机构和减振器。它与钢板弹簧相比具有不需润滑，防污性强，占用纵向空间小，弹簧本身质量小的特点，因而现代轿车上广泛采用。按照作用原理，可以分为被动悬架、半主动悬架和主动悬架1。目前多数汽车上都采用被动悬架，汽车姿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。半主动悬架根据簧上质量相对车轮的速度响应、加速度响应等反馈信号，按照一定的控制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度。半主动悬架产生力的方式与被动悬架相似，但其阻尼或刚度系数可根据运行状态调节，这和主动悬架极为相似。有级式半主动悬架是将阻尼分成几级，阻尼级由驾驶员根据“ 路感” 选择或由传感器信号自动选择。无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架的阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构简单，工作时不需要消耗车辆的动力，而且可取得与主动悬架相近的性能，具有很好的发展前景。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。前面已经介绍了，汽车悬架按其振动的控制方式分为被动、半主动和主动悬架3种基本类型，经典隔振理论认为被动悬架采用了一种优化折中方案，不能兼顾提高乘坐舒适性与行驶安全性要求，主动悬架能获得一个优质的隔振系统，实现理想悬架的控制目标，但耗能大、液压装置噪声大、成本高、结构复杂；半主动悬架系统可以输入少量的调节能量来局部改变悬架系统的动特性(刚度或阻尼系数)，仅仅消耗振动能量，而且结构简单，可靠性高。由于半主动悬架诸多的良好性能，且半主动悬架研究所涉及的关键技术是设计，因此车辆半主动悬架控制系统的研究具有重要意义。1.2悬架的发展1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定，在行驶过程中保持不变它是一系列路况的折中，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、赛欧等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很大的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的。 20世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架。 特点是乘坐非常舒服，但结构复杂、能耗高，成本昂贵，可靠性存在问题。由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的研究方面起步晚，与国外的差距大在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80年代后期趋于成熟，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20世纪90年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对主动悬架展开研究。主动悬架的平顺性能最好。它采用许多新兴的控制技术和使用大量电子器件，可使悬架的稳定性得到保证因此，主动悬架的平顺性和操纵稳定性是最好的，是汽车悬架必然的发展方向。1990年，西班牙学者J.M.DEL.Castillo等人用八自由度模型在时域和频域分别进行了优化研究，取得了与上述相似的结果。被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果。但它的理论成熟、结构简单、性能可靠，成本相对低廉且不需额外能量，因而应用最为广泛。在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。被动悬架性能的研究主要集中在三个方面:通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数；研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态；研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高。 主动悬架的概念早在1954年就被提出了。20世纪60年代，Thompson完善了主动悬架的基本构成和控制规律，证明了“全主动”悬架对车辆性能的提高。80年代初，一些装备主动悬架系统的试验样车被生产出来，验证了主动悬架对车辆性能的提高。主动悬架使用液压或电动机械的作动器代替传统被动悬架中的弹簧和减振器，作动器根据主动悬架控制规律输出作用力。全主动悬架能够根据车辆的工作状态和路面的状况进行自适应调节，抑制车体的振动，但其结构复杂，用到较多的悬挂设备，而且工作时需要独立的能源供应，耗费大量的能量，另外，使用全主动悬架系统时还会引起其它的负面问题，如非悬挂质量的共振现象，这就使得全主动悬架系统的应用受到限制。主动悬架研究也集中在两个方面:可靠性；执行器。由于主动悬架采用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，元器件的增加降低了悬架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件卜电气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，今后将会取代液压执行机构。运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架，使主动悬架由理论转化为实际应用。1974年，Crosby和Karnop基于天棚阻尼的概念发明了半主动阻尼器。其生产应用始于20世纪80年代，但它对悬架性能的改善是有限的。1975年，M argolis等人提出了“开关”控制的半主动悬架，它能产生较大的阻尼力，这种悬架已应用到实际中。1986年，KimB rough在半主动悬架控制方法中引入了Lyapunov方法，改进了控制算法的稳定性。1988年，日产公司研制了一种“声纳”式半主动悬架，它可通过声纳装置预测路面信息，悬架减振器有“柔和”、“适中”和“稳定”3种选择状态。1994年，Prin2kos等人使用了电流变和磁流变液体作为工作介质，研究了新型半主动悬架系统。美国Delphi公司已经利用磁流变液开发出半主动悬架系统Magen2R ide，被评为1999年世界100项重大发明之一。2000年，美国Lord公司公布了它的商业磁流变材料(MRF2132LD、MRF2336AG、MRF2240B S)。Delphi公司也发布了它的磁流变减振器。半主动悬架是指悬架弹性元件的刚度和减振器的阻尼系数之一可以根据需要进行调节控制的悬架。目前半主动悬架研究主要集中在调节减振器的阻尼系数方面，即将阻尼可控减振器作为执行机构，通过传感器检测到的汽车行驶状况和道路条件的变化以及车身的加速度，由ECU根据控制策略发出脉冲控制信号，实现对减振器阻尼系数的无级可调。这种结构生产、使用、维护成本高；本文描述一种四级刚度减振弹簧，则是一种根据载荷状况和道路条件自行调节刚度的一种新型结构，具有生产、使用、维护成本低的优点。半主动悬架的研究集中在两个方面:执行策略的研究；执行器的研究。阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼，一种是通过改变减振液的粘性调节阻尼。节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节，这种方法成本较高，结构复杂。通过改变减振液的粘性来改变阻尼系数，具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。在国外，改变减振液粘性的方法主要有电流变液体和磁流变液体两种。北京理工大学的章一鸣教授进行了阻尼可调节半主动悬架的研究，林野进行了悬架自适应调节的控制决策研究，哈工大的陈卓如教授对车辆的自适应控制方面进行了研究。执行策略的研究是通过确定性能指标，然后进行控制器的设定。目前，模糊控制在这方面应用较多。1.3越野车悬架的发展由于越野汽车大比例越野路面行驶要求，一般越野汽车采用非承载式车身结构，既车架和车身分开，有独立的车架。近年来随着计算机虚拟设计、虚拟制造等一系列列新技术的应用和人们对越野汽车整车性能要求的不断提高，中重型越野汽车独立悬架技术逐渐被人们所重视。典型代表就是美国奥什科什(OSHKO-SH)公司生产的MTVR系列，其采用双横臂独立悬架系统，使悬架行程达到400mm，悬架性能得到了大幅提升，从而为第三代越野汽车的设计研究指明方向。我国的独立悬架技术仅在轻型越野车及济南汽车厂于20世纪70年代设计制造的JN252 88中吨位军用车上得到了应用，目前在重型越野车领域基本上属于空白。因此国内主要越野车研发单位开始对中重型越野汽车独立悬架技术进行研究，并取得了阶段性成果。1.4设计的主要内容和方法汽车悬架的设计是一个复杂的系统工程。其设计的成功与否决定着车辆的行驶平顺性和操纵稳定性、舒适性等多方面的设计要求。这就对悬架设计人员提出较高的要求。利用ADAMS/Insight 从影响前悬架参数的两侧车轮同向跳动和高速回正性及低速回正性三个试验出发对前悬架参数进行优化设计，能够大大提高设计的效率和质量。在我国传统的设计方式中以手工绘图或采用AutoCAD绘制二维平面图为主，无法满足快速设计的需求，造成产品开发周期长、设计成本高。汽车产品开发工程正面临三个重要方面的转变:从串行工程转变到扩展企业范围的并行工程；从零件的参数化建模转变到产品的参数化建模；从基于二维工程图纸的开发工程转变到以三维实体模型为中心的开发过程。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。随着计算机技术的发展，人们改变了传统的设计方法，特别是CAD和CAE技术的应用，各种绘图、分析软件的推广，使产品在设计开发阶段，就将零部件设计和分析技术融合在一起，在计算机上建造出产品的整体模型，并对该产品在投入使用后的各种工况进行仿真分析，预测产品的整体性能，进而改进产品设计、提高产品性能。现在汽车设计中大量采用虚拟样机技术，大大提高了汽车的性能，提前了汽车的上市时间。越野行驶最大平均车速是汽车越野机动性的核心技术指标，越野行驶最大平均车速越高汽车的机动性越高。但是越野路面最大平均车速的提升意味着地面对车辆的冲击载荷的增大，意味着车轮接地性能(车辆通过性)的降低，意味着乘员舒适性的降低。怎样在提升越野行驶最大平均车速，提高越野机动性的前提下，保证乘员的舒适性、车辆行驶安全性、车辆通过性、整车各主要部件可靠性、整车轻量化是越野汽车设计的重要工作。明确获得用户需求和清晰地确定车辆实际使用环境是汽车研制核心工作。越野汽车与其他车辆最大的不同就是大比例地行驶在越野路面上，此时整车扭转变形大、扭转载荷高。对这种大扭转使用环境的设计也反映了越野汽车设计水平的高低。悬架、车架、车身作为越野汽车主要承载和受力部件，起着承载整车部件和载荷，实现整车行驶和操控性能，吸收地面冲击满足乘员舒适性和货物完好性要求等作用。三者的总质量占越野车总质量的50%左右，因此三者对车辆承载能力、舒适性、通过性、轻量化和可靠性有着重要的影响。第2章 越野车悬架的初步设计汽车悬架是车架(或车身) 与车桥(或车轮)之间弹性连接的部件。主要州弹性元件、导向机构及减振器三个基本部分组成。此外，还可包括一些特殊功能的部件，如缓冲块和稳定杆等。现代汽车还采用了控制机构，形成可控式悬架。汽车悬架把车身和车轮弹性地连接在一起。悬架的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，比如支撑力、制动力和驱动力等，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。汽车悬架的工作原理是: 当汽车轮胎受到冲击时，弹性元件对冲击进行缓冲，防止对汽车构件和人员造成损伤。但弹性件受到冲击时会产生长时间持续的振动， 容易使驾驶员疲劳而发生车祸， 故减振元件必须快速衰减振动。当车轮受到冲击而跳动时， 使其运动轨迹符合一定的要求， 增加汽车的平顺性和稳定性。导向构件在传力的同时，对方向进行控制。悬架与汽车的多种使用性能有关，为满足这些性能，悬架系统必须能满足这些性能的要求:首先，悬架系统要保证汽车有良好的行驶平顺性，对以载人为主要目的的轿车来讲，乘员在车中承受的振动加速度不能超过国标规定的界限值。其次，悬架要保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。再次，要能保证汽车有良好的操纵稳定性，一方面悬架要保证车轮跳动时，车轮定位参数不发生很大的变化，另一方面要减小车轮的动载荷和车轮跳动量。还有就是要保证车身在制动、转弯、加速时稳定，减小车身的俯仰和侧倾。最后要保证悬架系统的可靠性，有足够的刚度、强度和寿命。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。因此，汽车悬架往往列为重要部件编入轿车的技术规格表，作为衡量轿车质量的指标之一。 与非独立悬架相比，独立悬架具有许多优点：非悬挂质量小，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；左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动；占用横向空间少，便于发动机布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；易于实现驱动转向等。所以此越野车前悬架采用独立悬架。随着高速公路网的快速发展，促使汽车速度不断提高，使得非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性等方面提出的要求。因此，独立悬架获得了很大的发展空间。独立悬架的结构特点是，两侧的车轮各自独立地与车架或车身弹性连接，因而具有很多优点。独立悬架中尤其是双横臂独立悬架得到了广泛的应用。2.1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。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.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。6.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。7.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。2.2悬架的主要参数选择 从上节中可知不等长双横臂式悬架可以通过合理选择上、下横臂的长度和布置方案，保证越野车有很好的行驶稳定性，而且结构不是很复杂，因此本设计选用不等长双横臂独立悬架，参考同类型车的整车参数，初步设定其整车参数为：前轮距1500mm；后轮距1500mm；满载质量2106kg；轴距2630mm；满载前轴荷848kg；满载后轴荷1258kg；前悬需弹簧刚度66.6N/mm；后悬所需弹簧刚度43.9N/mm；前悬非簧载质量87.2kg；后悬非簧载质量213kg；轮胎规格为P215/70R16；质心高度400mm。2.2.1悬架静挠度悬架静挠度c是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即：c=Fw/c （2.1） 因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分车身的固有频率n1和n2可用下式表示： n1=c1m1/(2) （2.2） n2=c2m2/(2) （2.3）当采用弹性特性为线性变化的悬架时： c1=m1g/c1 （2.4） c2=m2g/c2 （2.5）由式(2.1)，(2.2)，(2.3)，(2.4)可得： n115.76/fc1 （2.6）n215.76c2 （2.7）式中： c1、c2为前、后悬架的刚度（N/mm）；m1、m2为前、后悬架（单边）的簧上质量（kg）；g为重力加速度，g=9810mm/s2。 一般对于采用钢制弹簧的汽车，n111.3Hz，n21.171.5Hz，非常接近人体步行的自然频率。越野汽车更大些。为了减少汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为n1/n2=0.850.952。取n1=1.35Hz，n1/n2=0.9，则n21.5Hz，由式（2.4）和（2.5）可得： fc1136.28mm fc2110.39mm 2.2.2悬架动挠度 悬架动挠度d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。对乘用车，取d=79cm；对客车，取d=58cm；对货车取d=69cm。在这里，由于是越野车前悬架，行驶工况恶劣，因此动挠度应取更大点 3，取d=1.02cm 2.3弹性元件设计 根据总布置要求及悬架的具体结构形式，得到设计载荷时弹簧的受力Pi=m1g=3731.724N及弹簧高度Hi=235mm，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度Hi=175mm。初步选择弹簧中径Dm=95mm，两端碾细，根据工作条件，属于类载荷弹簧。选取汽车悬架C类油淬火回火弹簧（60Si2MnA）钢丝，由汽车设计查得其切变模量G=83GP。台架试验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的变形量1=136.28mm，2=113mm。初选钢丝直径d=14mm，查得其许用拉应力=1569MPa；其许用切应力： p=0.63b=988.47MPa （2.8）由 =8PDm3i/(Gd4)得Cs=P/=Gd4/(8Dm3i)，因此： i= Gd4/(8Dm3Cs)=6.797取7 （2.9）式中： Dm弹簧中径，mm；d弹簧钢丝直径，mm；i弹簧工作圈数；G弹簧材料的剪切模量，取83000MPa；变形量，mm；Cs为弹簧刚度。总圈数n= i+2=8.979，查弹簧设计手册应取9。完全并紧时载的弹簧高度：Hs=1.01d(n-1)+2t=122.453mm （2.10）式中：t=d/3弹簧在完全压紧时的载荷：Ps=Pi+Cs(Hi+Hs)=27538.094N （2.11）弹簧在台架试验伸张极限位置对应的载荷：P1=Pi-Cs1=53440524N （2.12）弹簧在台架试验压缩极限位置对应的载荷：P2=Pi+Cs2=10524.924N （2.13）弹簧在工作压缩极限位置的载荷：Pm=Pi+Cs(H1-Hm)=7727.724N （2.14）弹簧指数：C=Dm/d=6.786 （2.15）曲度系数：K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.22 （2.16）1=8P1CK/(d2)=412.345MPap （2.17）2=8P2CK/(d2)=812.028MPap （2.18）s=8PsCK/(d2)=2249.849MPa （2.19）max=8PmCK/(d2)=904.519MPap （2.20）虽然smax，但max是悬架工作时弹簧设计对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态。 Ke=0.74(2-1)/ 1.48-(2+1)=0.269 （2.21） 在给定条件下的循环次数：ne=(1.808/Ke)10.13=2317236.469 （2.22）符合要求。弹簧的自由高度：Ho=Hi+Pi/Cs=291.032mm （2.23）取Ho=300mm 由C=6.25查图13-65（参考文献3）的=0.12，因此弹簧最小工作高度Hn=Hs+di=134.178mm=Ho/Dm=3.1580.3，由于是越野汽车，所以我取=0.32（Y与S的平均值）；为避免悬架碰撞车架，取Y=0.5S。因此可计算出：Y=0.213 S=0.4272.4.3减震器阻尼系数的确定悬架系统固有振动频率：=cms=66.6103760.8=9.356 （2.24）式中：c悬架系统的垂直刚度；ms簧上质量。因此可求得的减震器的阻尼系数： =2msn2(a2cos2)=125654.3 （2.25）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的距离。取na=53；减震器轴线与铅垂线之间的夹角，取90。同理可算出伸张行程时的阻尼系数s=16885.6。2.4.4减震器最大卸荷力的确定为求出减震器的最大卸荷力F0，先求出当减震器打开卸荷阀时活塞的速度即卸荷速度vx=Aacosn=0.22ms式中：vx一般都在0.150.30ms；A车身振幅，取40mm；因此可求得在伸张时的最大卸荷力：F0=svx=3791.556N （2.26）2.4.5筒式减震器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径：D=4F0p(1-2)=41.58mm （2.27）式中：p工作缸最大允许压力，取34MPa，本设计中取3.5MPa；连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减震器取=0.400.50，单筒式减震器取=0.300.35，本设计中取0.45。由于减震器的工作缸直径为20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种，本设计选D=40mm。材料选20钢，壁厚取2mm。贮油筒直径Dc=（1.351.50）D，取Dc=1.40D=56mm。2.5导向机构设计2.5.1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2.1所示方式得出。图2.1 双横臂式独立悬架侧倾中心的确定初选=2；=11；=5；c=450mm；d=220mm；a=18mm；已知B12=450mm可计算出侧倾中心高度：hW=B12hpkcos+dtan+a=70mm （2.28） 式中 ： k=csin(90+-)sin(+)=3672mm （2.29）hp=ksin+d=348 （2.30）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0120mm的要求。2.5.2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2.2所示。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，2=-5左右。2.5.3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2.3所示。初取1=5；2=82.5.4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 （a） （b） （c） （d） （e） （f） 图2.2 纵向平面内上、下横臂轴布置方案 （a） （b） （c） 图2.3 水平面内上、下横臂轴的布置方案位角度的变化更小，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0.65为宜。因此本设计初选尺寸下摆臂长度l1=400mm，l2l1=0.65，即上摆臂长度l2=260mm。2.6本章小结本章通过对多种形式的独立悬架的优缺点的比较，确定了选用不等长双横臂独立悬架作为越野车的前悬架，并参考了有关资料初步取得了越野车前悬架和整车的主要参数、结构形式和布置方案等。为进一步设计打下了基础。第3章 建立越野车悬架模型3.1ADAMS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4。ADAMS 软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。目前，ADAMS 已在汽车、飞机、铁路、工程机械、一般机械、航天机械等领域得到广泛应用，己经被全世界各行各业的大多制造商采用。根据 1999 年机械系统动态仿真分析软件国际市场份额的统计资料，ADAMS 软件占据了销售总额近 8 千万美元的 51%份额5。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。 下面对本设计涉及到的几个模块进行简要介绍。ADAMS/Solver是 ADAMS 系列产品的核心模块之一， 是 ADAMS产品系列中处于心脏地位的仿真器。该软件自动形成机械系统模型的动力学方程，提供静力学、运动学和动力学的解算结果。ADAMS/Solver有各种建模和求解选项，以便精确有效地解决各种工程应用问题。后处理模块 ADAMS/Postprocessor，用来处理仿真结果数据、显示仿真动画等。ADAMS/Insight 是基于网页技术的新模块。利用该模块，工程师可以方便地将仿真试验结果置于 Intranet或 Extranet网页上，这样，企业不同部门的人员(设计工程师、试验工程师、计划/采购/管理/销售部门人员)都可以共享分析成果，加速决策进程，最大限度地减少决策的风险。 应用 ADAMS/Insight，工程师可以规划和完成一系列仿真试验，从而精确地预测所设计的复杂机械系统在各种工作条件下的性能，并提供了对试验结果进行各种专业化统计分析的工具。ADAMS/Insight 是选装模块，既可以在 ADAMS/View，ADAMS/Car， ADAMS/Pre 环境中运行，也可脱离 ADAMS 环境单独运行。工程师在拥有这些工具后，就可以对任何一种仿真进行试验方案设计，精确地预测设计的性能，得到高品质的设计方案6。 轿车模块（ADAMS/Car ）是 MDI 公司与 Audi、BMW、Renault 和 Volvo 等公司合作开发的整车设计软件包，集成了他们在汽车设计、开发方面的专家经验，能够帮助工程师快速建造高精度的整车虚拟样机，其中包括车身、悬架、传动系统、发动机、转向机构、制动系统等，工程师可以通过高速动画直观地再现在各种试验工况下(例如：天气、道路状况、驾驶员经验)整车的动力学响应，并输出标志操纵稳定性、制动性、乘坐舒适性和安全性的特征参数，从而减少对物理样机的依赖，而仿真时间只是进行物理样机试验的几分之一。 ADAMS/Car 采用的用户化界面是根据汽车工程师的习惯而专门设计的。ADAMS/Car 中包括整车动力学模块(Vehicle Dynamics)和悬架设计模块(Suspension Design)，其仿真工况包括：方问盘角阶跃、斜坡和脉冲输入、蛇行穿越试验、漂移试验、加速试验、制动试验和稳态转向试验等，同时还可以设定试验过程中的节气门开度、变速器档位等。利用ADAMS /Car可以使工程师们的工作快速而精确，有更多时间集中精力去研究如何改进设计获得理想的汽车性能。虚拟分析、试验的优势有：在制造和测试实物样机以前对处于设计阶段的产品进行分析，了解其工作特性并指导设计的改进；与物理样机的试验相比，使用ADAMS/Car评价改进设计后的效果，快捷而且成本低廉；快速、方便地改变试验的种类，无需重新装置仪表、试验设备；由于是在计算机上进行的仿真试验，所以无需担心因仪器失败和气候的影响而耽搁时间；与真实试验相比，虚拟试验没有任何危险7。3.2建立模型 ADAMS/Car文件体系是指基于模板建立的虚拟产品。它由一系列的文件构成， 在ADAMS/Car中有四种文件：属性文件、模板、子系统和装配组件。属性文件是定义部件参数的ASCII格式文件，可以使用任何文本编辑器进行编辑、修改和保存。模板是参数化的模型，在模板中含有标准模型组件的零件参数和拓扑结构。子系统是基于模板建立的、允许标准用户修改模板参数的零部件组合，如悬挂、车轮、传动系、车架等。用户只能在标准界面中才可以使用子系统。装配组件是子系统和试验台的组合件。由于标准仿真都是试验台驱动，所以只有包含试验台的装配组件才可以进行仿真分析。ADAMS/Car模块通常的建模程序是：设计人员首先在“Template Budider”（模板）下创建所需的模板，或对已有的模板进行修改以适应建模要求；然后根据建立的模板在“Standard Interface”（标准界面）下建立子系统模型，并将子系统模型组装成系统总成或整车模型；最后根据研究目标对组装好的悬架或整车模型给出不同的分析命令，即可进行不同工况下的仿真分析或优化设计8。由于ADAMS/Car模板采用的是自下而上的建模顺序(即悬架整车总成模型都是建立于子系统模型基础之上，而不同的子系统则需要建立不同的模板)，因此，在“Template Builder”中建立模板是ADAMS/Car仿真分析首要的关键步骤。（1）物理模型的简化 根据物理模型中各零件之间的相对运动关系，定义出各零件的拓扑结构，把没有相对运动关系的零件进行整合，定义为“General Part”。（2）确定“Hard Point”(硬点) 硬点即为各零件间连接处的几何定位点，确定硬点就是在模板坐标系内给出零件之间连接点的几何位置。（3）创建零件 根据硬点位置或零件质心的绝对坐标创建零件，并将实际零件的参数（如质量、转动惯量、质心位置等）输入到相应的对话框中。注意，零件的三个坐标轴方向必须与绝对坐标系的相应坐标轴平行。（4）定义“Mount”（组装） 系统总成或整车模型都是由多个子系统装配而成，因而要在各子系统中定义“Mount”（组装），以方便各子系统模型之间的装配连接。（5）创建零件的“Geometry”(几何形体) 在硬点的基础上建立零件的几何形体。由于零件的动力学参数已经确定，因此几何形体对动力学仿真结果实际上没有影响4。但在运动学分析中，零件的外形轮廓直接关系到机构的运动干涉。考虑到模型的直观性，零件的几何形状应尽可能地贴近实际结构。（6）定义“Attachment”(连接) 按照各个零件间的运动关系确定约束类型，通过“Joint”（约束）或“Bushing”(衬套)等将各零件连接起来，从而构成子系统模板的结构模型。定义连接是正确建模的重要步骤，它直接关系着系统自由度的合理性。（7）定义“Parameter Variable”(参数变量) 对不同的子系统模板，通常还需定义相应的参数变量，例如悬架模型中通常需对前轮定位参数进行定义。（8）定义、测试通讯器（Communicator）。 创建、核对与外部连接的通讯器的类型、名称、对称性。3.2.1简化模型设悬架模型的绝对坐标系的坐标原点为两侧车轮接地印迹中心点连线之中点，车辆行驶方向为x轴负向，y轴由坐标原点指向驾驶员右侧，z轴符合右手螺旋法则垂直向上。假设前悬架关于整车纵向中心对称面对称，这样在建模过程中将type选为left，只需建立半个前悬架模型，另一半模型（包括零件、硬点、约束）可由ADAMS/Car自动生成。忽略导向杆件的柔性和变形，假设前悬架是一个多缸体系统，除了在减振器与车身及控制臂与副车架等连接处定义了“Bushing”(衬套)的弹性特性之外，系统各零件及车身均假定为缸体。假设所研究的越野车前后部符合不耦合力学条件，即前后悬架弹簧上质量的垂向运动相互独立，无轴荷纵向转移。簧上质量根据质心位置安比例分配与前、后车架上9。3.2.2确实硬点坐标根据第二章中悬架横臂在横向平面、纵向平面、水平面内的布置方案及坐标系的位置可大致计算出各硬点的坐标，前悬架左半边硬点坐标如下：表3.1 各硬点坐标序号硬点Hard Pointx/mmy/mmz/mm1驱动轴内支点drive_shaft_inr0-2002802下控制臂前支点lca_front-169-3272333下控制臂外支点lca_outer0-6902204下控制臂后支点lca_rear230-3422335上控制臂前支点uca_front15-3456366上控制臂外支点uca_outer23-6046617上控制臂后支点uca_rear139-3756228减振器下安装点lwr_strut_mount0-5172269减振器上安装点top_mount0-51763610转向横拉杆内支点tierod_inner200-42033611转向横拉杆外支点tierod_outer150-72033612车轮中心wheel_center0-75033613副车架前支点subframe_front-400-38023314副车架后支点subframe_rear400-3802333.2.3建立双横臂悬架模型（1）创建部件 除创建副车架外，都选择元素的类型为左边，这样就只需创建左边的元素，在ADAMS/Car中自动创建相对纵向中心线的对称元素。1.ADAMS/Car模块采用的是自上而下的建模顺序，首先在模板模式下建立点首先建立上控制臂硬点。如图3.1所示。 图3.1 上控制臂硬点2.然后建立上控制臂零件（general part）：名称为upper_control_arm；类型为left；位置在三个硬点之间；方向从外点指向内点；质量和转动惯量参照同类型悬架设置，如图3.2和图3.3所示。3.为了直观，建立上控制臂的几何形体，得到上控制臂的几何形体如图3.4所示。4.上控制臂基本建完后就按同样的方法建其它零部件。创建下控制臂如图3.5所示。5.创建转向节部件，得到模型如图3.6所示所示。6.创建转轴和转向横拉杆，得到模型如图3.7所示。7.创建减震器：首先创建减震器筒和减震器杆零件，再定义减震器。减震器和弹簧的属性都是通过对应的属性文件来定义的，得到模型如图3.8所示。8.定义螺旋弹簧如图3.9所示。9.创建驱动轴如图3.10所示。10.创建副车架；为了直观和美观，在各接头处创建球体并将其定义为某个general part的几何物体，这样接头处就没有缝隙，而且看起来过度圆滑，如图3.11所示。图3.2 创建上控制臂零件时的设置图3.3 上控制臂零件创建后的模型图3.4 上控制几何形体创建后的模型图3.5 下控制臂零件和几何形体创建后的模型 图3.6 转向节及其几何形体创建后的模型图3.7 转轴和转向横拉杆创建后的模型图3.8 减震器创建后的模型图3.9 螺旋弹簧创建后的模型图3.10 驱动轴创建后的模型图3.11 副车架创建后的模型（2）部件间连接主要零件创建完成后定义部件之间的连接，部件间的连接分为模板内部连接和，外部连接，内部部件之间直接通过运动副连接，外部则还需要借助安装件和通讯器连接。如图3.12和图3.13所示。铰链轴套J部件I部件图3.12 内部连接图3.13 外部连接转向横拉杆与转向节、上控制臂与转向节、下控制臂与转向节之间属于内部连接，都采用球面副连接；转轴与转向节、下控制臂与副车架之间属于内部连接，都采用转动副连接；半轴接头与驱动半轴、驱动半轴与转轴之间属于内部连接，且要求等速转动，因此都采用等速万向节；减振器筒与下控制臂之间属于内部连接，采用万向节连接；而下控制臂的前、后端，下控制臂的前、后端，减振器活塞杆，副车架及转向横啦杆里端都与外部有连接，对于这些地方的连接先创建安装件，安装件通过通讯器与其他子系统连接，再将悬架与这些安装件连接，这样就实现了前悬架与其它子系统的连接。减振器筒与安装件strut_to_body之间用万向节连接；上控制臂与安装件uca_to_body之间用转动副连接；转向横拉杆内端与安装件tierod_to_body之间用等速万向节连接；副车架与安装件subframe_to_body之间用固定副连接；半轴接头与安装件tripot_to_differential之间用移动副连接。安装件与通讯器的名称必须匹配，否则无法与外部通讯。上控制臂与安装件之间，下控制臂与副车架之间，副车架与安装件之间还采用轴套连接。因为轴套是柔性的，两个部件之间可以使用多个轴套，但刚性铰接副不一样，只能用一个，否则将产生过约束10。完成之后模型如图3.14所示。图3.14 各连接处连接创建后的模型（3）创建悬架参数在创建了悬架的拓扑结构后，还需要定义悬架的特性参数，设置前束角为0.1度，外倾角为-1度，如图3.15所示。之后，需要定义主销轴线。对于此双横臂悬架来说上、下横臂的外端点间连线就是主销轴线。确定主销轴线有两种方法：几何法（Geometric）和瞬时轴法（Instant Axis）。这里我采用几何法，即以两个不重叠硬点之间的直线确定转向轴11，如图3.16所示。图3.15 悬架车轮前束角和外倾角的设置图3.16 定义主销轴线（4）定义通讯器为保证装配正确进行，需要定义悬架与悬架试验台之间的连接，通过定义通讯器的方法把悬架试验台与车轮中心位置连接起来。先查看标准试验台通讯器信息，如图3.17所示。当进行悬架静载荷分析时，还须将转轴与转向节锁定，否则，由于组件中存在一个旋转的自由度将导致分析结果不能收敛，ADAMS/CAR根据通讯器的设定在转向节和转轴之间按分析要求自动锁定12。其过程如下：1.创建一个安装输出通讯器，指定悬架试验台连接到哪个部件。这个通讯器将完成两个任务：一是指定与试验台连接的部件；另一个是为静态锁止器定义被锁止部件：spindle。如图3.18所示。2.创建一个安装输出通讯器，为悬架试验台的锁止执行器指定被锁住的部件：转向节。如图3.19所示。3.创建一个位置输出通讯器，指定悬架试验台放置的位置。如图3.20所示。4.为了核对模板中指定的通讯器的正确性，可以对其进行测试，找出未匹配的通讯器对，再进行修改，确保悬架模板与悬架试验台正确组合。如图3.21所示。图3.17 标准试验台的通讯器信息图3.18 创建一个安装输出通讯器的设置图3.19 创建另一个安装输出通讯器时的设置 图3.20 创建一个位置输出通讯器时的设置图3.21 检验通讯器时的设置得到检验结果信息如如图3.22所示。信息窗口显示了具体通讯文件是否匹配。可以看到匹配的通讯器其子系统与试验台的发送和接收信息是正确的。图3.22 通讯器的检验结果这样建模工作就基本完成了，保存后可退出建模器。3.3建立悬架子系统和总装配在子系统中可以对硬点进行调节，改变悬架的结果和性能。创建子系统时还可以将悬架整体向上、下或者前后移动。如果发现设计时有什么错误或者想要改动悬架就可在子系统中进行。在这里，为了与转向系统连接，将悬架整体下移6mm，后移267mm，然后保存子系统private文件夹中。保存子系统后，还需进一步建立包括悬架试验台的装配组和。由于仿真是基于装配组合的，所以这一步是必须完成的。在这里将转向系统也一同装配进来。装配后模型如图3.23所示。图3.23 悬架和试验台装配后的模型3.4本章小结 本章在第2章的基础上计算出越野车前悬架各硬点的坐标，在ADAMS/Car的模板模块中建立了双横臂独立悬架的三维模型，并建立了悬架子系统和装配，为后面做悬架实验和优化设计做好了准备。第4章 悬架参数优化4.1悬架试验4.1.1定义参数在对悬架进行仿真之前首先要定义相关的车辆参数，然后需要选择仿真类型，进行不同的仿真分析。在Simulation菜单中点击Suspension Analysis，再选Set Suspension Parameters，根据第2章第2节所设定的悬架及整车参数，定义轮胎自由半径为336mm，簧上质量为1805.8kg，轴距2630mm，轮胎垂向刚度200N/mm，质心高度400mm13。设置如图4.1所示。图4.1 车辆参数的设置4.1.2悬架双轮同向跳动试验对于悬架来说，可以进行很多种仿真，如：双轮同向跳动(Parallel Wheel Travel)；双轮反向跳动(Oppssite Wheel Travel)；单轮跳动(Single Wheel Travel)；转向(Steering)；静载(Static Load)；侧倾和垂向力(Roll & Vertical Force)等。在这里我进行的是双轮同向跳动试验，这是悬架最常做的试验之一。在菜单Simulation中选Suspension Analysis再选择Parallel Wheel Travel，进行仿真过程参数设置。设置仿真步数为30步，车轮跳动行程为-5050mm。一般仿真步数越多，仿真结果的景点也越高，但需考虑计算机的硬件条件和仿真精度的要求，在这里取30步足够了14。仿真过程参数的设置如图4.2所示。图4.2 设置仿真过程参数4.1.3绘制、查看运动分析图在运动仿真分析结束后就可调用ADAMS/PostProcessor模块绘制仿真分析图，也可查看仿真动画。按键盘F8键进入ADAMS/PostProcessor 模块。在菜单plot中选择Create Plots，选图表配置文件“mdi_suspension_parallel_travel”，如图4.3所示。在这个后处理模块中能找到车轮定位参数与车轮跳动量的关系曲线，前束角随车轮上下跳动的变化曲线如图4.4所示；车轮外倾角随车轮上、下跳动的变化曲线如图4.5所示；主销后倾角随车轮上下跳动的变化曲线如图4.6所示；主销内倾角随车轮上下跳动的变化曲线如图4.7所示；主销后倾拖距随车轮上下跳动的变化曲线如图4.8所示；主销横向偏移距(也称为磨胎半径)随车轮上下跳动的变化曲线如图4.9所示。 图4.3 在后处理器中新建一个“plot”图4.4 优化前前束角-车轮跳动行程图4.5 优化前外倾角-车轮中跳动行程图4.6 优化前主销后倾角-车轮跳动行程图4.7 优化前内倾角-车轮中心上下跳动行程图4.8 优化前主销后倾拖距-车轮跳动行程图4.9 优化前主销横向偏移距-车轮跳动行程4.1.4悬架试验结果分析由前面的变化曲线可观察出，当车轮中心从-50mm到50mm同向跳动过程中，车轮前束值(toe angle)从0.035逐渐增大到0.21，变化范围很小。汽车在行驶时，保持前束不变非常重要，设计上希望在车轮上下跳动过程中，前束不变，这比在汽车静止时有一个正确的前束更为重要15。从这一点看来，此悬架比较符合设计要求。但是由于本次设计的是越野汽车前悬架，对于前悬架而言，车轮上跳时的前束值设计成零至弱负前束的变化为好。设计值取在零附近是为了控制直行时由路面的凹凸引起前束变化，确保良好的直线稳定性；取弱负前束变化是为了使车辆获得弱的不足转向特性，以使装载质量变化引起车高变化时也能保持不足转向；与上跳行程相对应的前束变化最好呈直线。从后两点要求来看悬架还有待改进。车轮外倾角(camber angle)的变化范围为-0.3到-2.1。从提高转向性能出发，侧倾时车轮对地面的倾角最好不变，但在车辆直行状态下，由于路面不平引起车轮跳动而使外倾变化时，会由外倾推力而引发横向力，因此较大的对地外倾变化会使车辆的直行稳定性不好，综合考虑转向性能和直行稳定性，一般车轮上跳时对车身的外倾变化为-20.5/50mm为宜。由此可知这个选架外倾角的最小值应再大点为好，且由于是越野车的悬架，汽车需要在大比例的越野路面上行驶，其行驶稳定性应更多考虑，所以要求外倾角变化范围应再小点16。主销后倾角(caster angle)的变化范围为2.2到3.9。主销后倾角对转向时车轮的外倾变化影响较大。假如主销后倾角设计较大，则外倾角会向负方向变化。因此，当前轮主销后倾角较大时，需增加前轮转向所必需的横向力，已抵消外倾推力。这样车辆的不足转向较弱，最大横向加速度会增大。轿车的主销后倾角一般为前置前驱动车03；前置后驱车310。越野车一般为四轮驱动，因此这个悬架的后倾角的范围还算符合要求。当然，希望其变化越小越好17。主销后倾拖距(caster moment arm)的变化范围是6.8mm15.8mm。若后倾拖距较大，有利用提高转向轮的回正能力和直线稳定性，但转动转向盘时的转向力及保持力会加大。轿车的后倾拖距一般为030mm。因此这个悬架的后倾拖距符合设计要求。主销内倾角(kinpin inclination angle)的变化范围是10.312.1。在实际设计中受结构限制，其变化范围为713。由此可见，主销内倾角符合设计要求。主销横向偏移距(scrub radus)的变化范围为23.65mm24.87mm。在实际设计中转向主销偏移距大致的范围为-1030mm。因此，主销偏移距符合设计要求。由以上分析可知，前束角，外倾角，需进一步优化。4.2优化模型4.2.1选取设计变量和目标函数由经验和平时做的扫描试验知道，上、下横臂外点及各硬点z坐标坐标对悬架定位参数有较大影响，但由于结构限制，上、下横臂外点不能做什么调整。y坐标对臂长影响最大，也对悬架定位参数有不小的影响。在这里我选择上横臂前、后点和转向横拉杆外支点的y和z坐标共6个坐标值作为设计变量进行分析，设每个坐标值的变动范围为-5mm5mm。由上节悬架分析，决定在优化时选取前束角(toe angle)、外倾角(camber angle)和主销后倾角(caster angle)作为目标函数，目标值分别定义为仿真中的极小值，如图4.10、图4.11和图4.12所示。图4.10 设定目标函数一图4.11 设定目标函数二图4.12 设定目标函数三4.2.2在ADAMS/Insight中进行DOE和优化设计首先从ADAMS/Car中启动ADAMS/Insight。选择菜单SimulationDOE InterfaceADAMS/Insight export，设置如图4.13所示。图4.13 从ADAMS/Car中启动ADAMS/Insight启动ADAMS/Insight后，将Factors中的上横臂前、后点及转向横拉杆的外点的y和z坐标作为设计因素，变动范围为-55mm，单位都设为mm。然后将刚才创建的测量函数：前束角、外倾角、后倾角创作为响应。设定设计内容(Design Specification)为Full Factors， DOE Screening（2level）。然后创建工作空间(Work Space)，得到工作空间矩阵。就可以进行试验了。经过64迭代运算后得到响应的变化曲线如图4.1416。图4.14 外倾角最小值-迭代次数图4.15 后倾角最小值-迭代次数图4.16 前束角最小值-迭代次数仿真结束后，返回ADAMS/Insight查看试验结果选择菜单SimulationDOE InterfaceADAMS/Insight display，输入刚才的试验名字后就返回ADAMS/Insight中了，查看Work Space可看到个次试验的响应结果。点击拟合图标拟合试验，可查看拟合效果。点击优化图标，得到如下界面如图4.17。图4.17 优化界面在优化界面中可以改变各因素的值查看响应的变化情况，也可改变响应的目标得到各因素的值。综合各响应的设计要求，得到优化前、后的各因素的值如表4.1所示。表4.1 优化前后各因素值设计因素优化前/mm优化后/mmhpl_uca_front.y-345-340hpl_uca_front.z636641hpl_uca_rear.y-375-370hpl_uca_rear.z622627hpl_tierod_outer.y-720-725hpl_tierod_outer.z336341为了更清楚得观察优化前后悬架的性能变化，将优化前、后测量函数及一些悬架的其它特性参数随车轮上、下跳动的变化曲线绘制在同一图中。 优化前、后车轮外倾角的变化境况如图4.18所示。(其中红线是优化后的曲线)可见，优化后车轮外倾角变化范围比优化前更小了，越野车行驶时将比优化前稳定性更好。优化前、后主销后倾角的变化曲线如图4.19所示。(其中红线是优化后曲线)可以看出优化主销后倾角的变化范围几乎不变（变化范围稍有减小）。图4.18 优化前、后外倾角-车轮跳动行程图4.19 优化前、后主销后倾角-车轮跳动行程优化前、后前束角的变化情况如图4.20所示。(其中红线是优化后曲线)从图中可看出优化后前束角在车轮上跳的过程中由接近0度向弱负值变化，这与前束角的理想变化情况更加接近了，尽管变化范围有所增大，但总的来说其变化范围还是很小的，符合设计要求。优化前、后主销内倾的变化情况如4.21所示。(其中红线是优化后曲线)从图中可见，主销内倾的变化范围减小了，提高了悬架的稳定性。终上所述，可得到优化结果如表4.2所示。(左右两边硬点z坐标相同，y坐标异号)图4.20 优化前、后前束角-车轮跳动行程图4-21 优化前、后内倾角-车轮跳动行程表4.2 优化结果设计因素优化前/mm优化后/mm左上控制臂前点y坐标-345-340左上控制臂前点z坐标636641左上控制臂后点y坐标-375-370左上控制臂后点z坐标622627左转向横拉杆外点y坐标-720-725左转向横拉杆外点z坐标3363414.3本章小结 在这一章中，首先对越野车前悬架进行了双轮同向跳动实验，得到悬架主要参数随车轮上下跳动的变化情况，针对前束角、外倾角和主销内倾角变化不理想，将他们设置为目标函数，上控制臂的y、z坐标和转向横拉杆的y、z坐标作为设计因素进行了试验设计和优化设计，从结果中可看到各响应随各因素改变而变化的情况，挑选一个使各响应随车轮上、下跳动变化相对更符合理想情况的结果作为最终优化结果，得到优化后设计因素的值。通过优化使悬架性能更加理想。 结 论随着经济技术和文化的发展，人们对汽车行驶舒适性的要求越来越高。汽车悬架系统对整车行驶稳定性和平顺性有举足轻重的影响，但汽车悬架系统是一个比较复杂的多体系统，其构件之间的运动关系十分复杂，所以开发和设计合理的汽车悬架系统是十分重要。本文针对在汽车设计过程中对悬架系统的要求，以目前在越野车前悬架的应用较广泛的双横臂独立悬架为例，借助于机械系统动力学仿真软件ADAMS，对双横臂悬架进行了建模及仿真。通过设计和仿真分析得出如下结论：1通过资料的分析，了解了汽车悬架的研究状况和发展动态。通过对双横臂独立悬架的结构分析，给出了车轮跳动时悬架的各种变化参数。2在计算机辅助设计软件ADAMS/Car中建立了双横臂悬架系统的多体动力学模型，加上路面的激励后分析车轮跳动时悬架的各种参数的变化。3根据汽车车轮在行驶时前束、外倾和主销内倾角随车轮上下跳动的变化要求，对悬架系统进行优化求解。4通过优化求解，得出使悬架综合性能较高时的各点坐标，从而确立了悬架部件的结构。该设计和分析优化了双横臂悬架系统，缩短开发周期，减少开发费用和成本，提高产品的使用性能，获得了较优的设计产品。参考文献1 陈家瑞.汽车构造M：人民教育出版社，2003：221-263.2 王望予.汽车设计M：机械工业出版社，2006：174-218.3 刘惟信.汽车设计M：清华大学出版社，2001：431-515.4 陈军.MSC.ADAM技术分析与工程分析实例M：中国水利水电出版社，2008：113-156.5 王国强，张进平，马若丁.虚拟样机技术及其在ADAMS上的实践M：西北工业大学出版社，2002.6 王丰，黄志刚，朱慧. ADAMS在汽车前悬架仿真应用与优化研究N：北京工商大学机械自动化学院，北京工商大学学报，200 崔胜民，姜力标，倪强.6_6越野车前独立悬架的参数化设计D：哈尔滨工业大学汽车工程学院，200 姜力标，倪强.基于ADAMS_View的6_6越野车前独立悬架参数化设计与分析D：哈尔滨工业大学汽车工程学院，200 蒋国平，王国林，周空亢.独立悬架转向梯形断开点位置的优化设计D：2000 陆丹，汤靖，王国林.基于ADAMS的麦弗逊前悬架优化设计D：江苏大学汽车与交通工程学院，2001 张俊，何天明.麦弗逊前悬架的虚拟设计及优化D：武汉理工大学汽车工程学院，2002 张云清，陈宏，项俊，陈立平.麦克弗逊前悬架参数灵敏度分析及优化D：华中科技大学cad中心，2003 钱立军，刘关铎，黄伟.某越野车前悬架优化研究D：合肥工业大学机械与汽车工程学院，2004 周忠胜，陈建贤. 越野汽车悬架车架及车身扭转刚度匹配的研究D：东风汽车公司技术中心，2005 梁新成，黄志刚，朱亭，穆以东.汽车悬架的发展现状和展望D：北京工商大学机械自动化学院，2006 李磊，任勇生，孙爱芹. ADAMS/Car在汽车动力学仿真分析中的应用D：山东科技大学机械电子工程学院，2007 唐应时，方琼，周兵，方其让，黄伟. 基于虚拟仿真的某越野车后悬架杆件控制点优化设计D：湖南大学汽车车身先进设计制造国家重点实验室，2006.03.013.18 Peng Shuang, Song Jian.State Key Laboratory of Automotive Safety and Energy, Tsinghua University, Post Code 10008419 SLATTENGREN Jesper.Utilization of ADAMS to predict tracked vehicle performance. SAE Technical Paper, 2000.20 KeiichiM otoyam a,Ph.D and TakashiYam anaka.A Study of Suspension Design Using Optim ization Technique and DOEC.M echanical Dynam ics,Inc.International ADAMS User Conference.2000.致 谢我的毕业设计是在王永梅老师悉心帮助和指导下完成的。在做毕业设计的3个多月期间，王老师以她深厚的理论和专业知识，给予了我孜孜不倦的指导。他严谨治学的态度使我受益匪浅。在毕业设计结束期间，王永梅老师对我的毕业设计进行了详细的审阅，倾注了他们大量的心血。对此，学生我永远铭记于心。在此，我向王永梅表示衷心的感谢和由衷的敬意。感谢他对我无私的帮助和教诲。在毕业设计期间，杨兆老师、王强老师、苏清源老师和李涵武老师分别在ADAMS仿真分析和汽车构造、汽车理论、CAD绘图等方面给了我无私的帮助，在这里一并表示感谢。在写设计说明书期间同寝室同学和同组同学给予了我大量无私的帮助。在此，向他们表示不尽的谢意。最后，向四年来关心和帮助我的汽车系老师表示衷心的感谢。附 录SIMULATION OF VEHICLE RIDE COMFORT PERFORMANCE IN ADAMSPeng Shuang, Song JianState Key Laboratory of Automotive Safety and Energy, Tsinghua University, Post Code 100084Beijing, ChinaABSTRACT In ride comfort research, it is important to simulate the vibration of automobile on uneven road. To build a more accurately model, the nonlinear factors should be taken into consideration. In this paper, an uneven road with certain auto-PSD is generated in MATLAB software.In ADAMS software, a 126-DOF nonlinear ride comfort model is constructed and simulated on this irregular road. The results of simulation are converted into frequency domain, and compared with those of road tests. This method of ride comfort research is proved to be reliable and feasible.INTRODUCTION Ride comfort is one of the most important performances of vehicles. Simulation is a useful way for ride comfort research. When a vehicle is running on an uneven road, it will vibrate due to the irregularity of road. The transference of this vibration through suspension, body and seat to the human body is often studied in frequency domain according to the assumption that the vehicle is linear system. Given the road PSD (Power Spectral Density) and the transfer function matrix of the N degree of freedom model of linear vehicle system, the PSD and main square root of the response can be worked out by random vibration method 1. This frequency domain approach is based on the linearity of the vehicle systems. Actually there are many nonlinear components in vehicle, such as the tire, damper, spring, bushing and so on. Because of the inexistence of the fixed frequency characteristic function for a nonlinear system, the frequency domain approach is not applicable. It cannot get accurate result. To simulate the vibration more accurately, nonlinear elements should be included in the model. This dynamical system can be described by state equations. But few of the state equations can be solved to put out an analytical outcome. As an expedience, the numerical method is used. This method regards the stochastic differential equations as deterministic differential equations. If the number and length of samples are enough, this method is reliable. In this paper, the process of modeling and solving dynamical equations is carried out in ADAMS software. A 126-DOF nonlinear vehicle model is built on the platform of ADAMS. The nonlinear factors include the tire enveloping property on uneven road, the nonlinear damping, bushing, seat rigidity and damping. ADAMS （ Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems） software is one of the most popular multi-body system simulation software in the world. It is a powerful tool for modeling and solving mechanical systems. ADAMS/Car is professional for automobile dynamical research. It has advantages and convenience in vehicle modeling. However, the usage of ADAMS/Car is restricted in handling analysis. It is scarcely used in ride comfort analysis, for the following reasons.1. ADAMS usually gives the solution result in time domain. But ride comfort is often studied in frequency domain. The random road is described as PSD of road profiles. The evaluation of ride comfort is mainly by parameters related to frequency, too. 2. The default tire models in ADAMS are designed for handling performances such as acceleration, cornering and braking on flat road. They are not accurate for those on irregular road. 3. ADAMS doesnt offer proper road. In ride comfort research; stochastic uneven roads with certain PSD are needed. 4. ADAMS/Car doesnt offer seat and human body models, which are necessary for ride comfort research. 5. ADAMS/Car considers little about the frequency characteristics of parts and components. Despite all these deficiencies, this paper gives a way to take advantage of ADAMS/Cars convenience in modeling and solving, and make ADAMS/Car work accurately for ride comfort analysis.MODELING THE FULL VEHICLE The full vehicle model is built in ADAMS/Car. It consists of several subsystems such as front and rear suspensions, steering system, tires, engine and transmissions, body, seat, driver and passengers. The total DOFs of this model is 126. Fig 1 shows the model in ADAMS.GENERATING THE UNEVEN ROAD The surface of a real road can be described as the road irregularity function q=q(x,y), where coordinates x and y are for the longitudinal and lateral axes. Generally, the road irregularity is considered as a random process with gaussian distribution, steady state, ergodicity and zero-mean. Thus, we can also describe road surfaces with the auto-PSD (power spectral density) of a single track and the coherence function of two parallel tracks. The auto-PSD of a single track can be described as: The input and output relationship of the filter is like this:The PSD of input and output serials is like this:If the input x(n) is a gauss white noise with zero-mean and 1 mean square root, expressed as N(0,1), the auto-PSD of this input is equal to :so, According to Equation(5) , the corresponding output PSD is the following: So, if the module of the constructed digital filter can fit the equation (7), it is the right filter. And the output process has the same PSD as wanted.SIMULATION The simulation conditions are set according to the China national standard GB/T 4970, which is about the requirements for automobile ride comfort road test. The B-class roads auto-PSD is ranged 32*10e-6 to 128*10e-6 m2/m-1. The model drives straightly on this uneven road at a constant velocity. The beginning part of the road is 10 meters flat road. In different simulations, the velocities are different: from 40 km/h to 100 km/h, increased by 10 km/h. the following results illustrate the acceleration measured above front seat, at the velocity of 70km/h. Fig. 2 shows the acceleration curve in time domain. During the first 0.6 second, the model is running on the flat road. Then in the remaining time it is running on uneven road. The amplitude of the acceleration is no more than 1.22m/s2. Fig. 3 shows the acceleration curve in frequency domain. The peak value happens at the frequency of 1.5Hz. The mean square root of acceleration is 0.254m/s2 . Fig.4 shows the powerspectral density curve. The PSD peak value happens at about 1.5 Hz. It is 0.0103m2/Hzs4ROAD TEST RESULTS The road test is carried out in a B-class pitch road in Beijing Shahe region. Following illustrates the result of 70km/h road test: CONCLUSION In this paper, a 126-DOF full vehicle is built in ADAMS/Car. Nonlinear factors of real vehicles, such as tire forces on irregular road surface, nonlinear damping dampers, gradually stiffness-varying springs and the anisotropic bushings have been taken into account. This model also includes a tire system specialized in tire force computation on uneven road, an engine system calculated the output
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