毕业设计（论文）-全功率燃料电池汽车前悬架系统设计

全功率燃料电池汽车前悬架系统设计

摘要本次毕业设计的课题是daind。作为全功率燃料电池汽车前悬架系统设计，本文从匹配选型、设计计算和ADAMS同向轮跳分析等方面对燃料电池汽车悬架设计进行了介绍。说明书在几种常用的前悬架中，通过对比分析选择麦弗逊悬架作为设计对象，参考部分电动车和燃料电池汽车，根据燃料电池汽车特性在传统麦弗逊悬架的基础上，主要对横向稳定杆、螺旋弹簧、导向机构以及减振器进行再设计计算；根据设计数据用CATIA建立燃料电池汽车悬架的三维模型；应用ADAMS对燃料电池汽车悬架进行运动学仿真，分析了同向轮跳时车轮定位参数和轮距的变化情况，从而对所设计的悬架进行评价。 关键词：麦弗逊悬架；ADAMS分析；燃料电池汽车

AbstractSuspensionisanimportantandbasicassemblyofchassis.Asthefrontsuspensionsystemdesignoffullpowerfuelcellvehicle,thispaperintroducesthesuspensiondesignfromtheaspectsofsuspensionselection,calculationandsimulation.Firstly,themanuallistsseveralcommonfrontsuspensions,andselectstheMcPhersonsuspensionasthedesignobjectthroughcomparativeanalysis.Accordingtosomeelectricvehiclesandfuelcellvehiclesandthecharacteristicsoffuelcellvehicles,onthebasisofthetraditionalMcPhersonsuspension,itmainlyredesignsandcalculatesthespiralspring,shockabsorber,guidemechanismandlateralstabilizerbar.Thenitbuildsthethree-dimensionalmodelbyusingCATIA.ThekinematicssimulationoffuelcellvehiclesuspensioniscarriedoutbyusingADAMS,andthechangesofwheelalignmentparametersandtrackwidthareanalyzedwhenthewheelsarejumpinginthesamedirection,soastoevaluatethedesignedsuspensionKeyWords:McPhersonsuspension;Adamsanalysis；fuelcellvehicle

目录第1章绪论 第1章绪论1.1选题背景意义汽车已经逐渐成为日常生活的必需品，每年数量都以千万的速度递增，这也就导致了目前常被人诟病的尾气排放，另外能源问题也一直为汽车发展敲响警钟，在这两个严峻的大背景下，新型能源汽车开发成为各国厂商研发的重点，燃料电池以其独特的优势占有一席之地。氢气作为一个清洁可持续的燃料，氢燃料电池汽车是环境友好型新能源汽车ADDINNE.Ref.{6CD4CB89-557A-4942-BA12-B0E8E6EB236C}[1]，与纯电动汽车相比，具有不需要长时间充能而且续驶里程长、动力性高的特点，是2l世纪最有发展前景的新能源环保型汽车。根国际能源署预测2030世界汽车销量的2%-3%将有氢燃料电池汽车占据，2050年，其比重将进一步提高到15%左右ADDINNE.Ref.{14F8BCD7-719A-440D-A189-395FB758D4AA}[2]。所以说氢燃料电池汽车在未来的汽车市场中将占据重要位置。悬架作为现代汽车的基本总成之一，它在传递车轮和车身之间的一切力和力矩的同时，还要做到缓和路面冲击载荷，并快速衰减振动，以满足乘客对行驶平顺性和舒适性的要求。不过现在大多燃料电池汽车除了动力部分外，其他结构都是借用传统汽车的，本题将基于传统悬架系统，根据燃料电池本身特性、结构布置等方面因素，重新设计计算悬架的弹性元件、阻尼元件和导向机构等零件，以满足使用要求。所以说本题具有一定的实际的意义，同时也迎合了时代发展的需求。1.2国内外现状研究氢燃料电池汽车以有半个多世纪，目前已经有较大的实用价值。1968年，通用汽车公司推出上第一款真正意义上的氢燃料电池汽车，自此，燃料电池汽车成为汽车大家族中的一员，各大汽车公司和研究机构陆续加大对燃料电池研发的力度ADDINNE.Ref.{0CE6465C-84A7-46DD-ADED-3B7E4070615B}[3]。特别是近些年来，氢燃料电池汽车方面频频传来喜人的消息，其中德国就对其基础设施建设作了规划，在2012，德国政府、奔驰和大众就联合宣布要共同建立氢燃料加注网络，到2015年建成1000个加氢站；在技术方面，现代汽车公司从2000年开始，在接下来十三年中完成了三次氢燃料电池的研发，收个有批量生产氢燃料电池汽车的厂商诞生。2016年3月10日，本田汽车公司推出首款量产版的氢燃料电池汽车—ClarityFuelCell，并推向市场，该款氢燃料电池汽车充气时间只需三分钟，单次充气最高续航里程达到750公里ADDINNE.Ref.{47EC8DC0-6FA8-469D-BB94-E634F81A3D08}[4]，这进一步增强了氢燃料电池汽车的实用性。迄今为止，我国投入了十几年时间在氢燃料电池汽车技术的攻关与研发上成果显著，从一无所有到现在已经初步具备了小批量生产的条件，但我国的技术与顶尖燃料电池汽车技术仍存在不小的差距，首先是在燃料电池堆和整车性能方面，其次对于氢的制取储存也稍显不足，另外整车成本也不占优势。总而言之，全球从未对氢燃料电池汽车的研究，有不少喜人的成就，但是目前仍受配套基础设施和氢气高效生产、存储、运输等因素制约，市场接受度不高，反过来影响了它的发展未来还需进一步发展完善。自1886年汽车诞生以来，对悬架的研究从未停止，弹性元件、导向机构和减振器的种类不断增多，悬架形式也不断丰富。如今，汽车已不单是一种交通工具，市场对其的舒适性的要求逐渐提高，不过道路交通的发展使得汽车车速有了很大的提高，以往的被动悬架已经不能满足高舒适性需求。为此能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架诞生，不过技术难于突破而且造价不菲，在汽车上没有得到广泛应用。半主动悬架从改变阻尼来提升性能，没有复杂的执行机构，所以造价不高，而且对整车动力几乎不会有影响，所以市场接受高，研究机构和厂商也愿意取去进一步研究，其技术在上个世纪后期就趋于成熟，在轿车上应用的反向较好。但就我国而言，对于此类技术研究起步晚、研究机构少，目前仍以被动悬架为主。目前悬架设计方法基本成熟。各种建模、画图、分析软件的开发应用为汽车行业的发展提供了强力的支持，汽车产品在设计开发过程中不论是速度还是质量都有很大的提升ADDINNE.Ref.{6BCB8528-AA87-40DC-BE32-B6C0B7C15D9B}[5]。具体到汽车悬架系统的开发方面,逆向技术、造型技术和仿真技术的应用也是十分广泛ADDINNE.Ref.{E0EC0DC5-E0E6-475B-9101-A428F1E0A83B}[6]，而且根据积累的的材料，各个公司都有一套自己的平台，大多的创新发展都是基于原有平台再开发，基本结构不会有太大的变化，而是调整参数来提升性能。本次燃料电池汽车的悬架系统设计也基于传统内燃机汽车悬架，结构上大同小异，不过具体参数需要做适应性调整。本次设计只考虑了载荷和载荷分配两个方面对前悬架进行重新设计。1.3课题研究内容在本课题中，主要内容和设计任务是以下几个方面，同时设计需要反复交叉进行，以满足设计要求根据参考车型的基本参数，结合燃料电池汽车特性对前悬架的主要零部件（如横向稳定杆、弹性元件、导向机构和减振器等）进行再设计。根据上一阶段的成果，画出三维模型，在此基础上仿真分析所设计悬架的性能将三维模型转化成二维图。本次研究的主要目的是为了让我在研究过程中对汽车悬架的设计流程有更深层次的认识，同时在设计过程过熟悉相关软件。

第2章悬架方案分析2.1悬架概述悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接装置的总称ADDINNE.Ref.{C90E065F-F836-4DFA-A676-59DE677648DE}[7]。它在传递车轮和车身之间的一切力和力矩的同时，还要做到缓和路面冲击载荷，并快速衰减振动，以满足乘客对行驶平顺性和舒适性的要求。要保证悬架能够起到上述作用，首先要是在车轮与车身之间使用弹性元件，既能承受垂直载荷，又能依靠变形吸收能量，缓和冲击，普通乘用车悬架上使用的弹性元件一般有钢板弹簧、螺旋弹簧等；当有弹性连接时，汽车可以看成由簧上质量、簧下质量和弹簧组成的双质量振动系统，此时阻尼元件就可以用来来衰减承载系统的振动，改善汽车的平顺性，目前广泛使用的减振器是液力减振器；另外，为了能确保传递一切力和力矩，通常要装导向机构，保证汽车受力时限制车轮定位参数的变化，确保侧倾中心和纵倾中心处在合适位置。除此之外，有些悬架还会加装横向稳定杆和缓冲块，以抵抗侧倾、限制行程。图2.1汽车悬架结构图目前，悬架的有两个大类，分别是独立和非独立悬架，这是根据导向机构结构的不同来分的。非独立悬架应用于整体式车桥上，车桥与车轮相联，一侧车轮受冲击时另一侧车轮也会运动，如图2.2所示。由结构决定，其簧下质量比较大，特别是在高速且受到冲击力时，从平顺性会因冲击力过大而受影响。不过钢板弹簧常作为其弹性元件，且能兼起导向作用，所以悬架结构会大为简化，成本也会降低。通常在货车和大客车上会用这种悬架，轿车可以将其作为后悬架使用。独立悬架采用断开式车桥，两侧车轮相互独立，和车架（或车身）弹性连接，所以能够能够独立跳动，如图2.2，这样前部空间会增大，前部质心高度可以降低，这样有利于降低整车质心，提高行驶稳定；独立悬架的跳动量比较大，相比非独立悬架，转向要好一些，同时弹簧刚度设计值可低一些，允许其有较大的变形，一次获得较好的平顺性；此外，独立悬架簧下质量比较小，冲击时受到的力比较小。因此在乘用车和部分商用车经常采用独立悬架。图2.2非独立悬架和独立悬架2.2悬架选型 在上2.1中讲到，独立悬架在操纵稳定性和行驶平顺性方面具有加大的优势，故本次前悬架的定位为独立悬架。但是，独立悬架的结构类型多，前悬架上用的多的是叉臂式、多连杆式和麦弗逊式这四种。2.2.1双横臂式独立悬架图2.3双横臂式独立前悬架双横臂独立悬架（见图2.3）有等长式和不等长式，但我们不希望看到轮距在行驶过程中变化过大，所以通常选用不等长式，在设计过程中合理选择上下臂长比，其主销的角度和轮距会在比较小的范围内变动。双横臂独立悬架在轿车前轮上应用较多，其减振器的负荷小，寿命长，而且侧倾中心高度低，稳定性较好。不过结构较复杂，所占用的空间比较大，不适用结构紧凑的前驱车上。2.2.2双叉臂式独立悬架图2.4双叉臂独立悬架它又称双A臂悬架（见图2.4），横向力可有两个叉臂同时承受，所以横向变形小，转弯时侧倾小，能够精确定位前轮各种参数。同时通过合理设计叉臂，能达到双横臂悬架一样的效果，同时其轮胎接地面积大，路面适应好，运动性能出色。不过因为制造成本高，定位参数设计复杂，通常在超跑上应用较多，普通乘用车上一般不会使用。2.2.3多连杆式独立悬架多连杆独立悬架（见图2.5）是多根杆件同时受力，可以联合控制车轮参数的变化，一般可以设计四到五根控制杆。因为杆系多，悬架受力均匀，所以平衡性能好，操纵稳定性好。同样也因为杆系多，结构会比较复杂，占用空间大，设计时杆件布置需要精心设计，而且造价也很高，所以对于性能要求不是很高的普通汽车、空间小的紧凑型车上不会应用这种悬架。2.2.4麦弗逊式独立悬架这种悬架（见图2.6）目前在轿车前悬架中很常见，以结构简单、占用空间小著称，它能够使得前部可以布置发动机。其减振器相当于滑柱，螺旋弹簧套在减振器外面，车轮受减振器引导上下跳动。麦弗逊悬架只有一根下控制臂，在对力的控制方面能力有所欠缺。通常在中低档乘用车的很常见。图2.5多连杆式独立悬架图2.6麦弗逊式独立悬架2.3结论在前面的讨论中，可以看到双横臂式、双叉臂式、多连杆式和麦弗逊式四种悬架各有优缺点，首先本次设计的车型是一款较紧凑的燃料电池前驱汽车，虽然没有了发动机，但前部空间需要布置驱动电机和电池，因此前悬架所占用的空间不宜过大。所以就空间来看，麦弗逊式悬架是非常适合的；再来看性能，显而易见，多连杆式和双叉臂式悬架性能优良，但本款车的定位不是高级汽车，应用这两种悬架会性能过剩，虽然麦弗逊悬架性能差强人意，但足以满足在市区这些条件比较好的道路行驶。所以，综合空间和性能等设计要求来看，结构简单、造价便宜的麦弗逊式悬架是比较好的选择。所以选用麦弗逊悬架作为全功率燃料电池汽车的前悬架。

第3章悬架设计参数3.1初始设计参数悬架设计确定好结构形式之后就可以根据参考车型确定好设计的初始数据，为接下来的设计计算做好准备。此次设计是全功率燃料电池汽车前悬架设计。初始参数如表3-1所示表3.1设计参数参数数值长/宽/高（mm）4600/1800/1400轴距（mm）2700前轮距（mm）1600满载质量（kg）1800主销内倾角13°主销后倾角2°10′车轮外倾角40′前束0轴荷分配（前轴）56%轮胎尺寸225/55R163.2悬架的弹性特性3.2.1悬架频率的选择这里取分配系数ε=1，这样整车振动就可以分开，前后桥振动互不影响，分别用偏频n1、n2表示前后悬架的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好，一般采用钢制弹簧的轿车，n1约为1～1.3Hz（60～80次/min），n2约为1.17～1.5Hz（70～90次/min）ADDINNE.Ref.{594ACD80-D8B7-4D78-A483-36A5EFF1891C}[8]，这与人体步行时的自然频率非常接近。这里取3.2.2刚度计算 悬架的静挠度与动挠度之和是其工作行程。单侧簧上质量ms=1800×0.56-702=464.0kg悬架刚度C=（2πn1）23.2.3悬架挠度计算之前提到，从平顺性角度看，偏频小一点好，不过也会随之带来一定载荷下变形量大的问题，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静挠度与动挠度之和）应当不小于160mm。悬架静挠度fc=ms×g悬架动挠度fd≥0.5fc=0.5×17.239=8.619cm取fd=9cm,则fc+fd=26.239cm>16cm，符合要求。3.3本章小结本章收集的数据制定了设计基本参数，同时确定了悬架的一些基本空间位置，而后选择合适的偏频，计算了悬架的动、静挠度。这些为下一章悬架具体参数设计做了准备。

第4章麦弗逊悬架零件设计4.1螺旋弹簧设计作为悬架主要零件的弹性元件，在经过不平路面时悬架能靠它减缓冲击，降低不舒服的感觉，同时也可减少货物被破坏的可能性。螺旋弹簧结构紧凑、比能容量高、制造方便，在轻型以下汽车的悬架使用常螺旋弹簧作为弹性元件。60Si2MnA在交变载荷下的疲劳寿命比较高，本次设计选择它为弹簧材料。4.1.1弹簧的受力对弹簧进行结构分析计算可以得静平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷N的关系式:P=N×cosβcos(β+δ-α)式中：β——车轮外倾角；δ——减振器轴线的内倾角；α——减振器轴线与主销轴线夹角。（1）最大受力弹簧所受的最大力Pdmax为Pdmax=k×P=1.4×4550=6825Nk——动载系数，这里取为1.54.1.2弹簧主要参数材料许用应力根据所选用的弹簧材料，查资料可得60Si2MnA的性能如表4.1所示。表4.160Si2MnA性能参数参数数值许用剪切应力[τ]640MPa剪切模量G80000MPa弹性模量E200000MPa许用应力[σ]800MPa选择弹簧旋绕比本次设计初选旋绕比C=8，因为选择他对弹簧的加工有重要影响，如果过小会加工困难。弹簧丝直径d根据旋绕比可得曲率系数K'=4C-14C-4+0.615C=1.18d≥1.6K'PdmaxCτ选d=14mm弹簧中径D2D2=C×d=8×14=112mm选择D2=110弹簧圈数n的选择：有效圈数i取8，弹簧两端碾细，总圈数n=10圈校核刚度Cs=Gd48切应力τ=8PD2K'π符合要求。4.1.3其他参数计算最大变形量F=PdmaxCs=6825弹簧的工作极限变形Fj≤1.12F=1.12×229.0=256.5mm（4-9工作极限载荷Pj≤PFjF=7712.32弹簧的几何尺寸节距tt=d+Fn+0.1d=39.5mm（自由高度HoH0=n∙t+1.5d=396mm（4取H0=400mm螺旋角α=tan-1tπD2=6.51°外径D=D2+d=114mm（内径D1=D2-d=96mm4.2减振器设计麦弗逊悬架的减振器是在弹簧里面，两者并联工作。两者共同工作可以快速衰减振动能量。减振器主要依靠的是分子间摩擦，具体来说还车架与车桥间的相对运动变为减振器中的活塞在缸筒内的往复运动，油液反复地通过一些窄小的孔隙进行流动，此时，孔壁与油液及液体分子内就会有摩擦，摩擦在力上的反映是阻尼力、能量上的反映是热量，所以动能能够快速被消耗。本次设计的减振器为双向作用筒式减振器，其压缩和伸张行程都能产生阻尼力，通过压缩和伸张将悬架垂直振动转变为油液运动，再通过摩擦作用将动能转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。4.2.1双筒式减振器工作原理图4.1双向筒式减振器原理示意图之前说到它无论是被压缩还是被拉伸，都能衰减振动，其工作机理是上下运动时都有油液在阀门中流动，通过节流作用产生阻尼力。其结构上有上下两个腔室，腔室之间有4-伸张阀、8-流通阀，另外还有储油缸筒，用以补偿、存储油液，它与下腔室有6-压缩阀、7-补偿阀（见图4.1）。压缩时，活塞向下滑动，此时上腔空间增大，油压降低，下腔减小，流通阀8会因油压升高而被迫打开，油液流入上腔；同时，活塞自身也有体积，下移过程中会占用部分上腔空间，下腔仍然处于高压状态，所以部分油液会通过压缩阀流入储油缸筒。流动过程的摩擦和阀门对油液的节流作用便产生了阻尼。伸张时，活塞运动方向相反，也就导致了上下腔压强变化相反，所以伸张阀4被上腔高压油液冲开，流入下腔；活塞上移，其占用的体积减小，上腔空间减下部分小于下腔增加空间，所以下腔仍然处于低压状态，储油缸筒里的油液会冲开补偿阀7被吸入下腔。同样，这些分子间摩擦和阀门的节流作用就产生了阻尼。同时，因为上下腔间有常通孔（图上未画出），因为截面小，所以阻尼力达很大，故当速度较小时，上下油压差不足以推开阀门时，就会产生很大的阻尼力快速消耗能量。当速度达到阈值时，阀门会打开，阻尼特性会有所变化，阀门完全打开时，特性又会有所不同（见图4.2）。因此通过调整阀门的预紧力，就能得到比较理想的压缩、伸张行程阻尼特性。图4.2阀的开启程度对减振器特性影响示意图4.2.2减震器参数相对阻尼系数相对阻尼系数ψ是减振器装车后的基本参数。减震器的阻尼作用在与不同悬挂质量和不同悬架刚度C和的悬架系统匹配时，阻尼效果会有所不同。阻尼值大，振动能迅速衰减，但是会把较大的路面冲击力传到车身；阻尼值小则相反。通常况下，压缩行程阻尼小于伸张行程时的阻尼，两者比值ΨSΨY=0.25-0.50。设计时，还要确定ΨS与取ΨSΨY=13ψ=ψs+ψY2计算得：=0.525，=0.175减震器阻尼系数的确定选择图4.3的布置形式，根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数，则阻尼系数δ为：δ=2ψmsϖb2a图4.3减震器的布置ω=2πn1=7.54Hz（根据悬架布置取a代入数据得阻尼系数：δ=3263.4N∙s/m减振器最大卸载力F0当减振器活塞速度达到一定值时，减振器需要打开卸载阀来减少传递到车身上的冲击力。此时的活塞速度称为卸载速度VVx=Aϖacosab式中，Vx——卸载速度，一般为0.15~0.3m/s;A——车身振幅，取±40mm；ϖ——悬架振动固有频率。代入数据计算得卸载速度为：Vs符合要求。伸张行程最大卸载力公式：F0=cδVs式中，c为冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据得最大卸载力：F减振器工作缸直径D的确定根据最大卸载力可以得到工作缸直径D：D=4F0π[P](1-λ2)其中，[P]——工作缸最大压力，在3Mpa~4Mpa,取[P]=3N/mm2；λ——连杆直径与工作缸直径比值，λ=0.4~0.5，取λ=0.45。代入计算得工作缸直径D为：D=25.52mm减振器的工作缸直径D及其他尺寸见下表表4.2减振器工作缸直径表工作缸直径D（mm）203040（45）5065表4.3减振器其他尺寸表工作缸直径D/mm基长L/mm贮油最大直径D1/mm防尘罩最大直径D2/mm活塞行程S/mm（间隔为10mm）2080344090-200301034856110-250401406575130-280501558090170-2806517090102190-280根据表4.2选择减振器工作缸直径D=30mm，对照表4.3选择其他尺寸参数：取活塞行程S=230mm，基长L=103mm，则：LLmax取防尘罩直径为55mm，贮油缸壁厚2mm、直径为Dc=45mm4.3横向稳定杆设计4.3.1横向稳定杆的作用横向稳定杆直线行驶时不起作用，当车辆发生侧倾时，它就相当于一根扭杆弹簧。它可以和下摆臂或减振器滑柱连接。当车轮只上下跳动时，车身不会左右晃动，稳定杆不发生扭转变形，但当车辆受横向力时，车身会朝一侧变形，那么横向稳定杆就会扭转，产生一定的弹力，抑制车辆侧倾，车辆行驶稳定性就得到了提高。4.3.2横向稳定杆参数的选择设计杆的尺寸：杆的直径d=14mm，杆长L=1200mm，L1=100mm，c=410mm，a=90mm，b=100mm，L2=190mm，见图4.4。图4.4横向稳定杆简图刚度计算Kφ1=3EIL2式中:E——材料弹性模量，为20600N/mm2截面惯性矩I=πd464=1402mm4数据代入（4-17）的K∅s1=4.3.3侧倾角校核图4.5计算侧倾角刚度示意图侧倾角刚度计算根据图4-10，可以得到计算悬架角刚度的参数，此时是没有横向稳定杆的K（4-24）Csm,s,n——由悬架结构可算得分别为805.56mm,3040.8mm，3243.6mmK∅s=K∅s1侧倾角计算h=（4-26）h1,L1，L根据图4-11，可得侧倾角θ=μW(H-h)图4.6四轮车的侧倾其中H——整车质心，取500mm;m1,m2——前后悬架侧倾角刚度，分别代入计算的θ=2.184.4导向机构设计4.4.1设计要求当车轮跳动时，我们希望车身的运动轨迹要合理，这就需要有东西来限制其运动，通常这个任务就由传力机构来承担，所以称这些传力机构为导向机构。对前轮导向机构的要求（1）车轮产生的纵向加速度不应过大，同时前轮定位参数变化要合理；（2）汽车转弯行驶时，侧倾角要小。（3）制动和加速时，车身有抗前俯和抗后仰作用ADDINNE.Ref.{BB0D2FD8-A1FE-4F33-B7F0-1B4D5727C4E8}[9]（4）簧上质量变化时，为防轮胎早期磨损，要保证轮距变化不超过±4.0mm；。4.4.2导向机构布置参数导向机构承受了比较复杂的力，因此其布置是对汽车稳定性和平顺性有重要的影响，设计从侧倾中心和纵倾中心考虑。侧倾中心汽车在行驶过程中受到横向力时，车身会绕侧倾轴回转，前后轴侧倾中心的连线就是车辆的侧倾轴。在设计的时候，要将后轴的侧倾中心设计的比前轴高，以保证汽车有不足转向特性。一般来说，侧倾中心越低，其侧倾角刚度越大，独立悬架的侧倾中心高不宜超过150mm。根据图4.7可以计算出麦弗逊悬架的侧倾中心。G——下横臂与转向节的安装点，离地高度d为240mm;E——减振器上安装点，EG长度为640mm;D——下横臂与车身连接点，GD长度为240；rs——主销偏移距，根据结构设计为15mm；ß——下摆臂水平夹角，取为4°。根据上述数据可以算出侧倾中心高度hw=111.77mm,后轴侧倾中心高度为121mm,符合要求。图4.7侧倾中心计算图纵倾中心麦弗逊的纵倾中心可以通过作图法确定，首先连接横摆臂前后安装点EF并延长，再作减振器滑动方向垂线，两者交点即为纵倾中心ADDINNE.Ref.{1632D1D9-E6A5-49D6-AFC2-C984E5115469}[10]，如图4.8显然O点位置与T点和E、F的布置有关系。悬架的摆臂前后安装点连线与主销后倾角的匹配,影响汽车的点头和后仰特性。图4-5中,点O′是纵向平面内前悬架相对于车身跳动的运动瞬心。γ——静平衡位置的主销后倾角-ß′——摆臂的抗俯角当-ß′≠γ，运动瞬心会交于前轮的前方或后方。当O′在前轮前方时，在悬架压缩行程中γ角有减小趋势，当O′在前轮后方时，在悬架压缩行程中γ角有增大趋势。一般希望在压缩时，γ能减小，所以在本次设计中-ß′取为零，O′交于前轮后方。图4.8计算图纵倾中心图4.9纵倾示意图4.5悬架三维模型根据上述设计出的尺寸和布置数据，在CATIA中建立如下模型：螺旋弹簧图4.10螺旋弹簧模型减振器图4.11减振器模型导向机构图4.12导向机构模型横向稳定杆图4.13横向稳定杆模型悬架装配图4.14悬架装配模型4.6本章小结本章根据设计基本参数，设计计算并校核了横向稳定杆、螺旋弹簧、导向机构和双筒式减振器、横向稳定杆和导向机构，此外还设计了悬架的空间参数，根据计算数据，使用CATIA完成了三维建模。

第5章ADAMS悬架跳动分析通常对悬架、整车等进行分析时，会选择ADAMS。Adams是集建模、求解、可视化技术于一体的虚拟样机软件，是广泛使用的机械方针分析软件，它可以对机械系统进行建模、仿真、优化等系列操作，可以为机械设计提供极大的助力，Adams有多个模块，都有着不同的作用。本次设计的分析采用Adamscar模块，这是一个汽车模块，通过这一模块可以对悬架、整车等进行建模和仿真ADDINNE.Ref.{26945284-B133-4BA2-80EB-6D764F15187B}[11]。5.1建模首先根据设计参数及CATIA三维模型，可以确定关键连接点的位置，即悬架的硬点，表5.1是在Adams软件里建立麦弗逊悬架时需要的硬点坐标（以悬架右侧坐标为例，左右两侧坐标关于XZ平面对称）。表5.1硬点坐标硬点X(mm)Y(mm)Z(mm)Drive_shaft_inr（驱动轴内支点）0200327Lca_front（下控制臂前支点）-100430261lca_outer（下控制臂外支点）0730240lca_rear（下控制臂后支点）100430261Spring_lwr_seat（弹簧下支座点）14597.2613Strut_low_mount（减振器下安装点）6.8648426Subframe_front（副车架前支点）-200430261Subframe_rear（副车架后支点）200430261Tiefod_inner（转向横拉杆内支点）200400327Tiefod_outer（转向横拉杆外支点）150750327Top_mount（减振器上安装点）22581.2880Wheel_center（车轮中心）0800327确立硬点后，就可以通过硬点坐标建立部件，建立完部件后在减振器上安装点处、副车架与车身连接处和下摆臂前后前后安装点加上衬套，可得图5.1。图5.1悬架ADAMS模型建立模型之后还需要建立运动副，具体见表5.2，成品图见图5.2。表5.2悬架硬点约束表序号连接位置运动副1控制臂和副车架转动副2控制臂和转向节球头副3滑柱圆柱滑动副4减振器和转向节固定副5转向横拉杆和转向节球头副6转向横拉杆和转向器虎克铰7副车架车身固定副8减振器和车身虎克铰9轮毂轴承和转向节转动副图5.2悬架硬点约束图5.2分析车轮同向跳动麦弗逊悬架系统仿真分析主要是进行悬架系统左右双向平行跳动试验，分析出车轮定位参数的运动特性曲线ADDINNE.Ref.{1DE29FF3-24F0-4003-A68A-D8022DF24DED}[12]。通过之前悬架模板，创建装配体，弹簧刚度为26.9N/mm，减振器阻尼为3.3N∙s/mm。上下跳动值设为75mm，步长100。5.2.1前束角图5.3前束角变化图前束角的变化情况图见图5.3。前束角我们希望尽量不变化，它如果在行驶过程中变化过大，会影响到直线行驶，车轮与地面的滚动阻力会增大，加速轮胎的磨损。从图5.3中可以看到，车轮上跳五十毫米时，变化为零至-0.6°，一般前轮前束角变化的理想值为-0.5°/50mm，所以直线行驶稳定性会受到一定的影响，但偏差不大，还是基本符合要求的。5.2.2车轮外倾角车轮外倾角的变化情况图见图5.4。车轮外倾角变化的影响，同样是落在了汽车直线行驶的能力上，不宜取得过大。外倾角的设计标准是跳动值在五十毫米以内时，变化范围不能超过1°-2°，因为可能会导致汽车有过多转向或严重的不足转向。车轮外倾角初始值在之前已经确定了，为40′，从图5.4中可以看到，在五十毫米跳动范围内，外倾角变化趋势为0.8°~-0.3°，变化量为1.1°，符合基本要求。图5.4外倾角变化图5.2.3主销后倾角主销后倾角的变化情况图见图5.5。主销后倾角的存在，会使前轮产生回正力矩，提高直线行驶稳定性。对于前置前驱的轿车，其主销后倾角的取值范围为0°~3°。从图5.5可以看到车轮在五十毫米跳动范围内，主销后倾角从1.75°变化到3.15°，符合基本设计要求。图5.5主销后倾角变化图5.2.4主销内倾角图5.6是车轮上下跳动75mm，主销内倾角的变化情况图。图5.6主销内倾角随车轮跳动变化图主销内倾角的变化情况图见图5.6。主销内倾角的存在可以让前轮自动回正，但是过大会导致转向沉重，一般在7°~13°最好，之前确定好的初始数据中主销内倾角为13°。从图5.6可以看到，上下跳动过程中，主销内倾角变化在1°左右，即主销内倾角在11.65°~13.6°符合要求，不过为了减小变化幅度，可以增加减振器上安装点的衬套刚度。5.2.5轮距图5.7是车轮上下跳动75mm,轮距变化情况图。一般对于普通汽车，轮距变化会使轮胎磨损，所以我们希望轮距最好是不变化，但因为独立悬架结构问题，轮距在行驶过程中肯定会变化，一般标准是轿车单轮的轮距变化应在-5mm/50mm~5mm/50mm之间。从图5.7中可以看出，车轮上跳五十毫米,单轮轮距变化为0~-2.5mm，是符合要求的。图5.7轮距随车轮跳动变化图5.3本章小结本章根据三维模型和设计数据通过ADAMS建立了分析模型，而后对模型进行了同向轮跳实验，分析了车轮跳动时车轮定位参数的变化，从分析数据可以看出，四个车轮定位参数和轮距变化基本在合理范围内，所以说本次设计基本符合要求。

第6章结论本文是对全功率燃料电池汽车前悬架系统的设计，根据给定的设计要求和参