轎車雙橫臂式獨(dú)立前懸架及多連桿式獨(dú)立后懸架設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+文檔全套】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 寶馬5系懸架設(shè)計(jì)及仿真分析 摘 要 懸架是汽車重要的組成部分，是傳遞車輪與車身之間的各種力和力矩的連接裝置。寶馬5系轎車的前懸架采用的雙橫臂式獨(dú)立懸架，其后懸采用的是多連桿式獨(dú)立懸架。雙橫臂式的獨(dú)立懸架是常見的懸架形式之一，由于其靈活性高，具有良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間小，故在汽車領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。多連桿式獨(dú)立懸架能實(shí)現(xiàn)主銷后傾角的最佳位置，大幅度減少來自路面的前后方向力，從而改善加速和制動時(shí)的平順性和舒適性，同時(shí)也保證了直線行駛的穩(wěn)定性。本設(shè)計(jì)說明書根據(jù)給定的車型和懸架形式來進(jìn)行懸架參數(shù)的確定，有懸架的固有頻率、懸架的剛度、靜撓度和動撓度。并以此計(jì)算所選彈性元件的尺寸并且進(jìn)行應(yīng)力校核。通過阻尼系數(shù)和最大卸荷力確定了減振器的主要尺寸。最后進(jìn)行了導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)，建模畫圖，MATLAB優(yōu)化，并用ADAMS進(jìn)行仿真分析。 關(guān)鍵詞：獨(dú)立懸架；ADAMS；仿真分析；CATIA。 Design of suspension and optimization of BMW 5 series Abstract The suspension is one of the modern automobile assembly, frame and the axle flexible connection up. Its primary function is to pass the role of force and torque between the wheels and the frame to ease the load of the road to pass the impact of the frame, the attenuation caused by the vibration of the bearing system ensure riding comfort. The purpose is to lay a solid foundation for the future go to work for the learning outcomes of the inspection four years of college. Made to the instructions included in the suspension in the front of the car selection, the selection and calculation of the shock absorber, the choice of the form of the elastic element calculation and selection, guiding mechanism design, design and calculation of stabilizer bar and wheel alignment parameters to determine.Access to large amounts of data,and combine the suspension of the former demonstration program, the structure of program analysis and design calculations. The design includes a shock absorber, the elastic element and the horizontal stabilizer of the parameters identified, including the choice of the main parameters to calculate the forces and strength check. Finally,make a summary on the design. Keywords: suspension, ADAMS, simulated analysis, CATIA 不要?jiǎng)h除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印 III - - 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 研究背景及意義 1 1.1.1 背景 1 1.1.2 研究意義 2 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 2 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 3 1.3 設(shè)計(jì)水平 4 1.4 技術(shù)方案及研究思路 5 第2章 汽車懸架 7 2.1 懸架設(shè)計(jì)要求 7 2.2 懸架對汽車平順性的影響 7 2.3 本章小結(jié) 8 第3章 懸架主要參數(shù)的確定 9 3.1 懸架靜撓度的計(jì)算 9 3.2 懸架動撓度的計(jì)算 9 3.3 懸架剛度計(jì)算 10 3.4 雙橫臂獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 11 3.4.1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 11 3.4.2 側(cè)傾中心 11 3.4.3 橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 12 3.4.4 上、下橫臂長度的確定 13 3.4.5 彈性元件的計(jì)算 13 3.4.6 振器的結(jié)構(gòu)類型與主要參數(shù)的選擇 16 3.4.7 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)計(jì)算 20 3.5 多連桿式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì) 21 3.6 本章小結(jié) 22 第4章 CATIA建模 23 4.1 雙橫臂式獨(dú)立懸架 23 4.2 多連桿式獨(dú)立懸架 26 第5章 ADAMS/CAR仿真設(shè)計(jì) 28 5.1 仿真設(shè)計(jì)及分析 28 5.2 主銷后傾角(caster)變化 29 5.3 前輪外傾角(camber)變化 30 5.4 前輪前束角(toe)的變化 31 5.5 車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角的變化 32 5.6 車輪跳動對輪距的影響 33 結(jié) 論 35 參考文獻(xiàn) 36 致 謝 38 第1章 緒論 1.1 研究背景及意義 1.1.1 背景 懸架是現(xiàn)代汽車上重要組成部分之一，它把車架與車軸，或者車身與車輪連接起來，是傳遞車身與輪胎之間力與力矩的連接裝置，并且，懸架可以減緩沖擊，衰減系統(tǒng)的振動，從而保證了良好的平順性；在路面不平的時(shí)候擁有理想的運(yùn)動特性，從而保證了汽車的操縱穩(wěn)定性和較高的行駛能力。懸架包括彈性元件、導(dǎo)向裝置、減振器和橫向穩(wěn)定器等，如圖1-1所示。 圖1-1 中級轎車懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖 導(dǎo)向裝置決定車輪相對于車身的運(yùn)動特性，并且能夠傳遞除彈性元件以為的力和力矩。根據(jù)導(dǎo)向裝置的不同，懸架可以分為獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架兩大類。非獨(dú)立懸架最主要的特點(diǎn)是左右車輪之間由一根剛性梁或非斷開式車橋連接，獨(dú)立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪分別獨(dú)立的與車身或車架相連形成斷開式車橋[1]。根據(jù)彈性元件的不同，懸架又可以分為鋼板彈簧懸架、螺旋彈簧懸架、扭桿彈簧懸架、空氣懸架以及油氣懸架等[2]。本文基于寶馬5系車的基本參數(shù)，以及原車的懸架結(jié)構(gòu)，對前后懸架進(jìn)行設(shè)計(jì)及優(yōu)化，本設(shè)計(jì)采用的前后懸架均為獨(dú)立螺旋彈簧懸架，前懸為雙橫臂式獨(dú)立懸架，后懸為多連桿式獨(dú)立懸架。 ADAMS 軟件是目前廣泛應(yīng)用的汽車動力學(xué)分析軟件，可以方便的對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析目前國內(nèi)試驗(yàn)臺研究起步較國外晚，而且受到技術(shù)的限制，大部分的自主品牌車型的底盤由國外公司調(diào)校甚至直接使用外資品牌底盤，而應(yīng)用系統(tǒng)動力學(xué)方法，對懸架進(jìn)行運(yùn)動特性的設(shè)計(jì)，能有效減少試驗(yàn)臺的調(diào)校次數(shù)，縮短開發(fā)周期，減少試驗(yàn)成本。國內(nèi)外學(xué)者以車輪的定位角度及輪距的變化為目標(biāo)對懸架性能優(yōu)化方面進(jìn)行了大量的研究工作，明確了合理的幾何定位參數(shù)是保證懸架具有良好運(yùn)動學(xué)特性的重要因素，如果懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不當(dāng)，就會大大影響整車性能，如轉(zhuǎn)向沉重、跑偏、輪胎偏磨等。懸架的運(yùn)動學(xué)特性是指當(dāng)車輪上、下跳動時(shí)，前輪定位參數(shù)、輪距、前輪側(cè)向滑移量等參數(shù)相應(yīng)的變化規(guī)律，這一規(guī)律是由導(dǎo)向機(jī)構(gòu)所決定的，它直接影響到汽車的使用性能，特別是影響操縱穩(wěn)定性、舒適性、轉(zhuǎn)向輕便性和輪胎的使用壽命等。 1.1.2 研究意義 懸架的主要功能是傳遞作用在車輪和車身之間的所有力和力矩，并減小汽車駛過不平路面時(shí)所產(chǎn)生的沖擊，衰減承載系統(tǒng)的振動，并且保證了汽車的行駛平順性，保證車輪在路面不平和載荷變化時(shí)有理想的運(yùn)動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。平順性是現(xiàn)代高速、高效率汽車的一個(gè)主要性能，汽車平順性直接影響到人和車輛。汽車平順性的好壞直接影響到乘員的舒適性、工作效能和身體健康。因此懸架設(shè)計(jì)關(guān)系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實(shí)際應(yīng)用意義。本論文基于寶馬5系，并且結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進(jìn)行計(jì)算校核，設(shè)計(jì)整個(gè)懸架系統(tǒng)，對整車運(yùn)動學(xué)性能的影響進(jìn)行分析，對實(shí)際生產(chǎn)有著重要的意義。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 國外汽車懸架運(yùn)動學(xué)的研究起步較早，幾乎是隨著獨(dú)立懸架的誕生就開始了。汽車懸架彈性運(yùn)動學(xué)的研究，在上世紀(jì)80年代興起。Duym用一種代數(shù)形式的經(jīng)驗(yàn)公式來描述雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的非線性特性，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本吻合[3]。Kuti以有限元為工具，建立了一種客車懸架系統(tǒng)的非線性數(shù)學(xué)模型[4]。這些研究表明，建立雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的簡單而又比較準(zhǔn)確的非線性數(shù)學(xué)模型，并將其用于乘坐動力學(xué)的非線性研究具有重要意義。特別是近幾年來，摒棄了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法，比較流行的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法多是基于空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)原理及多剛體動力學(xué)理論，采用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)，獲得了理想的設(shè)計(jì)結(jié)果，并有效地提高了工作效率[5]。雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)、制造已比較成熟，而且成本低，工作可靠，是當(dāng)今世界汽車工業(yè)中懸架的主導(dǎo)產(chǎn)品。近年來，研究多連桿懸架運(yùn)動特性的方法不斷涌現(xiàn)，D.M.A. Lee等人推導(dǎo)出轉(zhuǎn)向節(jié)的速度方程，并應(yīng)用逐步線性化方法來求解位置問題，Mohamed和Attia應(yīng)用剛性連桿和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的約束方程獲得懸架的運(yùn)動特性，Knapzyk和Dzierzec提出的拆桿法以及Lee Unkoo等人的位移矩陣法等[6]。 德國Prof.J.Reimell(耶爾森賴姆帕爾)著的《汽車底盤技術(shù)》對各種懸架運(yùn)動學(xué)及彈性運(yùn)動學(xué)作了詳細(xì)的分析，對車輪定位參數(shù)做了準(zhǔn)確的定義，分析了他們的作用及其對操縱穩(wěn)定性的影響。在懸架運(yùn)動學(xué)分析中，描述了彈簧變形過程中車輪定位值的變化過程；在彈性運(yùn)動學(xué)分析中，描述了彈簧各部件及交接處具有彈性，由輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位值的變化，并且給出了一些典型車型的車輪定位參數(shù)的變化曲線，這些變化曲線都是實(shí)測得到的，可以用來進(jìn)行操縱穩(wěn)定性的評價(jià)[7]。德國人阿達(dá)姆·措莫托所著的《汽車行駛性能》、德國學(xué)者Wolfgang Matschinsky 編寫的《車輛懸架》以及日本學(xué)者安部正人所著的《汽車的運(yùn)動與操縱》等著作中都對汽車懸架運(yùn)動學(xué)特性做了深入的討論分析[8]。 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究在國內(nèi)也有較長的歷史。吉林工業(yè)大學(xué)的郭孔輝院士的文章國是較早的論文，隨后的一些學(xué)者也對該問題做了研究。近幾年來， 北京理工大學(xué)，浙江大學(xué)等高校正在開展此方面的研究，并發(fā)表了一些論文。對于雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究，主要是應(yīng)用線性理論研究汽車乘坐動力學(xué)[9]。目前，雙橫臂式獨(dú)立懸架產(chǎn)品已經(jīng)實(shí)現(xiàn)國產(chǎn)化。但從總體上來看，國內(nèi)對于雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究相對較少，產(chǎn)品主要是仿造國外，自主開發(fā)能力差，并且缺少具有自主版權(quán)的專用軟件。在雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究中，國內(nèi)基于線性理論的建模與仿真仍處于主導(dǎo)地位，而基于非線性理論的非數(shù)學(xué)建模與分析也已經(jīng)引起重視，并有了一定的研究成果[10]。隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，懸架研究方法不斷涌現(xiàn)，對于雙橫臂式懸架、麥弗遜式懸架等的運(yùn)動學(xué)分析做過大量工作，而對于多連桿懸架系統(tǒng)，清華大學(xué)呂振華等利用機(jī)械原理中的拆桿法，對五連桿懸架進(jìn)行了運(yùn)動分析和受力分析，并應(yīng)用一種迭代算法分析了考慮橡膠襯套彈性的懸架運(yùn)動特性，討論了襯套彈性對車輛性能的影響，清華大學(xué)宋健等和同濟(jì)大學(xué)祁宏鐘等分別采用瞬時(shí)軸線法和近似數(shù)值方法確定多連桿懸架的主銷軸線，該方法簡單可靠，對多連桿運(yùn)動學(xué)理論分析打下基礎(chǔ)[11]。 上世紀(jì)80 年代起，多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論和方法已經(jīng)較廣泛應(yīng)用于汽車技術(shù)領(lǐng)域，一些優(yōu)秀的多體動力學(xué)分析的商業(yè)化軟件(如MSC.ADAMS 等)使得汽車懸架系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)分析技術(shù)日臻成熟和完善。吉林大學(xué)楊樹凱在其發(fā)表的《多連桿懸架與雙橫臂懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性分析》中，利用ADAMS/CAR 軟件對兩種懸架系統(tǒng)進(jìn)行了運(yùn)動學(xué)特性仿真對比分析[12]。孫海林在研究生導(dǎo)師的指導(dǎo)下，根據(jù)某車輛多連桿獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)參數(shù)，用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨(dú)立懸架的多體動力學(xué)模型，并針對多連桿懸架運(yùn)動學(xué)對整車性能的影響進(jìn)行了的闡述，總結(jié)出多連桿懸架的優(yōu)缺點(diǎn)[13]。同濟(jì)大學(xué)的梁駿等從剛體系統(tǒng)出發(fā)，在ADAMS平臺下對四連桿懸架進(jìn)行了運(yùn)動學(xué)分析[14]。 1.3 設(shè)計(jì)水平 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設(shè)計(jì)主要是為了提高汽車整車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。汽車懸架系統(tǒng)的研究與設(shè)計(jì)的領(lǐng)域也相應(yīng)地分為兩大部分：一是對汽車平順性產(chǎn)生主要影響的懸架特性；另一是對汽車操縱穩(wěn)定性產(chǎn)生主要影響的懸架特性。 前一部分主要是對懸架的彈性元件和阻尼元件特性展開工作，主要是將路面、輪胎、非簧載質(zhì)量、懸架、簧載質(zhì)量作為一個(gè)整體進(jìn)行研究與設(shè)計(jì)，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵(lì)下，影響汽車平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學(xué)特性，因此可以稱之為懸架系統(tǒng)動力學(xué)研究。 后一部分主要是對懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行工作，主要是研究在車輪與車身發(fā)生相對運(yùn)動時(shí)，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車輪的運(yùn)動、車輪定位及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動學(xué)特性。這一部分的研究稱為懸架的運(yùn)動學(xué)研究?？紤]了彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，則懸架運(yùn)動學(xué)即為懸架彈性運(yùn)動學(xué)。懸架彈性運(yùn)動學(xué)是闡述由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位等主要懸架參數(shù)的變化特性。這樣懸架系統(tǒng)的運(yùn)動學(xué)研究就包括了懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)兩個(gè)方面的內(nèi)容[15]。 長期以來，國內(nèi)汽車行業(yè)，特別是轎車、微型車行業(yè)基本上依靠國外技術(shù)生存。雖有眾多專家、學(xué)者、業(yè)內(nèi)人士不斷強(qiáng)調(diào)培育本土設(shè)計(jì)開發(fā)能力的重要性，但在缺乏競爭力的環(huán)境下，相關(guān)企業(yè)往往出于短期利益考慮，不愿在此方面進(jìn)行大規(guī)模投入，致使這項(xiàng)工作難以真正落實(shí)到位。因此，迄今為出，國內(nèi)汽車行業(yè)對包括懸架系統(tǒng)在內(nèi)的汽車底盤系統(tǒng)關(guān)鍵產(chǎn)品的設(shè)計(jì)機(jī)理，仍然知之甚少，重復(fù)引進(jìn)到處可見與浪費(fèi)驚人，而且也往往受制于人。 1.4 技術(shù)方案及研究思路 結(jié)合寶馬5系多連桿獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架總體設(shè)計(jì)參數(shù)，通過查閱資料等計(jì)算懸架的基本參數(shù)，初步設(shè)計(jì)懸架的形式，并利用CATIA軟件建立三維模型，同時(shí)用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了、雙橫臂式獨(dú)立懸架的模型，做運(yùn)動學(xué)仿真分析，通過設(shè)置車輪的平行跳動位移，仿真得到懸架基本參數(shù)如主銷后傾角，前輪外傾角，前輪前束角，轉(zhuǎn)向角的變化，輪距變化等隨車輪跳動的變化關(guān)系曲線。 (1)根據(jù)寶馬5系的參數(shù)確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。 (2)對懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。 (3)運(yùn)用CATIA軟件建立三維實(shí)體模型。 (4) 在ADMAS中建模，并進(jìn)行運(yùn)動學(xué)仿真分析，驗(yàn)證懸架設(shè)計(jì)的合理性，通過車輪跳動的變化，測定輪距，轉(zhuǎn)向角等參數(shù)是否符合規(guī)定。 ADAMS運(yùn)動學(xué)仿真分析 研究背景意義 國內(nèi)外相關(guān)研究研究 國外研究水平 國內(nèi)研究水平 懸架參數(shù)的計(jì)算 CATIA建模畫圖 結(jié)論 技術(shù)水平 圖1-2 研究思路 第2章 汽車懸架 2.1 懸架設(shè)計(jì)要求 汽車懸架和簧載質(zhì)量、非簧載質(zhì)量構(gòu)成了一個(gè)振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進(jìn)一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進(jìn)而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。懸架設(shè)計(jì)可以大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細(xì)設(shè)計(jì)兩個(gè)階段，有時(shí)還要反復(fù)交叉進(jìn)行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)調(diào)確定。 懸架的合理設(shè)計(jì)直接關(guān)系到汽車的性能,應(yīng)該保證如下幾點(diǎn)： (1)合理設(shè)計(jì)彈簧的阻尼特性以及彈性特性能夠有效地保證汽車行駛的平順性和汽車輪胎的接地能力。 (2)合理設(shè)計(jì)懸架能夠具有有效地衰減振動的能力。 (3)合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，合理設(shè)計(jì)跳動時(shí)車輪的定位參數(shù)，以確保良好的操縱穩(wěn)定性。 (4)應(yīng)該使結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間小。 (5)在滿足零件質(zhì)量小的同時(shí)保證使用壽命和足夠的強(qiáng)度。 (6)制造成本低 (7)便于保養(yǎng)。 2.2 懸架對汽車平順性的影響 良好的汽車行駛平順性不僅能保證乘員的舒適與所運(yùn)貨物的完整無損，而且還可以提高汽車的運(yùn)輸生產(chǎn)率、降低燃油消耗、延長零件的使用壽命及提高零件的工作可靠性等。 目前主要參照國際標(biāo)準(zhǔn)ISO2631來評價(jià)汽車平順性，它把乘員承受的疲勞-降低工效界限表示為振動加速度均方根值隨頻率變化的函數(shù)。對垂直振動而言，人體對4—8Hz的振動最敏感，所以這一頻帶的界限值最低。為使人體承受的振動不超過規(guī)定的界限值，主要靠懸架來降低車身振動加速度均方根值。在一定隨機(jī)路面不平度的輸入下，車身加速度的均方根值的大小，取決于車身加速度 對路面不平度g的幅頻特性，與車身在懸架上振動的固有頻率n、非周期性系數(shù) 及非簧載質(zhì)量m的大小有關(guān)[17]。當(dāng)車身固有頻率越低曲線越低，車身加速度均方根值越小。 2.3 本章小結(jié) 本章通過對懸架的一般基礎(chǔ)知識的介紹，對懸架有了初步的認(rèn)識，了解其分類，功能，設(shè)計(jì)要求，熟悉懸架的彈性特。熟悉本章內(nèi)容，對后文的分析和設(shè)計(jì)起基礎(chǔ)作用。 通過對本章內(nèi)容得學(xué)習(xí)和研究，知道影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的幾個(gè)因素，通過對這些因素的分析和研究，了解這些因素是如何影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，從而在設(shè)計(jì)時(shí)綜合各個(gè)方面的知識，設(shè)計(jì)出使汽車同時(shí)具有適當(dāng)?shù)男旭偲巾樞院筒倏v穩(wěn)定性的鋼板彈簧懸架。 第3章 懸架主要參數(shù)的確定 3.1 懸架靜撓度的計(jì)算 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配系數(shù)，因而可以近似地認(rèn)為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂直振動是相互獨(dú)立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。用途不同的汽車，對平順性的要求是不一樣的。轎車對平順性的要求最高，客車次之，載貨車更次之。由前面得各種車型車身固有頻率的實(shí)用范圍為：貨車1.5～2.17Hz；旅行客車1.2～1.8Hz；高級轎車1～1.3Hz。取n=1.0Hz[19]。 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。 由 (3-1) 式中 ——懸架靜撓度(cm) 得懸架靜撓度 (3-2) mm 3.2 懸架動撓度的計(jì)算 懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形，通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3 時(shí)，車輪中心相對車架的垂直位移[20]。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。一般：動撓度，轎車：7~9 cm；大客車：5~8cm；貨 車：6～9cm 。故選擇動撓度為8cm即：80mm。為了得到良好的平順性，應(yīng)當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程應(yīng)當(dāng)不小于160mm。而=250+80=330mm>160mm 符合要求。 3.3 懸架剛度計(jì)算 本次設(shè)計(jì)車型參考寶馬5系，發(fā)動機(jī)中置四驅(qū)。前懸架采用雙橫臂獨(dú)立懸架，后懸采用多連桿式獨(dú)立懸架。 已知： 已知整備質(zhì)量： =1655kg,取簧上質(zhì)量=1555kg,簧下質(zhì)量=25×4kg. 允許總質(zhì)量： =1855kg. 空載時(shí)前軸單輪軸荷取50%： ＝()×50%／2=1222×60%/2=388.75kg 滿載時(shí)前軸單輪軸荷取50%： ×50%/2=1755×50%/2=438.75kg 表3-1 寶馬5系 相關(guān)數(shù)據(jù) 單位mm 驅(qū)動方式 前置四驅(qū) 前懸架類型 雙橫臂式獨(dú)立懸架 后懸架類型 多連桿式獨(dú)立懸架 整備質(zhì)量 1655kg 空載前軸軸載質(zhì)量 388.75kg 滿載質(zhì)量 1855kg 滿載前軸軸載質(zhì)量 438.75kg 簧下質(zhì)量 25×4kg 懸架剛度： =(438.75×9.8)/250=17.199N/mm (3-3) 3.4 雙橫臂獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.4.1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 對前輪導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求是： 1) 懸架上載荷變化時(shí)，保證輪距變化不超過±4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。 2) 懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)該產(chǎn)生縱向加速度。 3) 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角小于等于6°~7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 4) 制動時(shí)，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時(shí)，有抗后俯作用。 對汽車后輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求： 1) 懸架上載荷變化時(shí)，輪距無顯著變化。 2) 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)。此外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有足夠強(qiáng)度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩[22]。 3.4.2 側(cè)傾中心 雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖3-1所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動點(diǎn)的連線延長，以便得到極點(diǎn)P，并同時(shí)獲得P點(diǎn)的高度。將P點(diǎn)與車輪接地點(diǎn)N連接，即可在汽車軸線上獲得側(cè)傾中心W。當(dāng)橫臂相互平行時(shí)，P點(diǎn)位于無窮遠(yuǎn)處。作出與其平行的通過N點(diǎn)的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心W，如圖3-2所示[22]。 本次設(shè)計(jì)采用相互平行的雙橫臂布置。 圖3-1雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定 圖3-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定 3.4.3 橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 從圖3-3 a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計(jì)上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。 本次按照圖c進(jìn)行設(shè)計(jì)。 a) b) c) 圖3-3上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 3.4.4 上、下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時(shí)前輪的定位參數(shù)影響很大。現(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計(jì)成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機(jī)方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運(yùn)動特性。 設(shè)計(jì)汽車懸架時(shí)，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應(yīng)選擇在0.6附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定位角度的變化要小，這時(shí)應(yīng)選擇在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的 應(yīng)在0.6～1.0范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認(rèn)為，上、下擺臂長度之比取0.7和0.66為最佳。根據(jù)我國轎車設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，在初選尺寸時(shí)，取0.65為宜。 本次設(shè)計(jì)選擇=0.65進(jìn)行設(shè)計(jì)。初選=326mm，=212mm。 3.4.5 彈性元件的計(jì)算 由于存在懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的關(guān)系，懸架剛度與彈簧剛度是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度僅指彈簧本身單位撓度所需的力。在滿載狀態(tài)，根據(jù)前軸載荷以及確定的偏頻值，獲得懸架系統(tǒng)剛度，通過杠桿比推算螺簧剛度。 懸架剛度和彈簧剛度關(guān)系： (3-4) 式中 (杠桿比) 得： (3-5) 取減震器筒的安裝角為10°，則α=10°。由導(dǎo)向機(jī)構(gòu)及安裝要求得： Lw=2499.678 mm; Lo，=2417.616 mm；L1=148.772 mm；L=208.772 mm。 代入上式得： 37.33 (N/mm) 彈簧中徑： 根據(jù)下面的公式可以計(jì)算： (3-6) 式中 ——彈簧有效工作圈數(shù)，先取8； ——彈簧材料的剪切彈性模量，取Mpa； ——彈簧鋼絲直徑，取12。 mm (3-7) 故確定直徑d=12mm，彈簧中徑Dm=90mm,彈簧外徑D=102m，彈簧有效工作圈數(shù)i=8.彈簧支撐圈數(shù)由彈簧端部形狀確定，取支撐圈數(shù): 則總?cè)?shù)： =8+2.0=10 彈簧節(jié)距： 取 =0.3×90=27mm 彈簧間距： (3-8) mm 彈簧自由高度為： (3-9) =8×27+12=228mm 彈簧校核： 彈簧剛度的計(jì)算公式為： (3-10) 代入數(shù)據(jù)計(jì)算可得彈簧剛度為： N/mm 彈簧選擇符合剛度要求。 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力公式： (3-11) 式中 ——曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強(qiáng)度影響的系數(shù)。 (3-12) 已知=90 mm，d=12 mm，可以算出彈簧指數(shù)C和曲度系數(shù)： =90/12=7.5 (3-13) N 滿載時(shí)有： 彈簧動撓度： (3-14) 帶入數(shù)據(jù)得： 彈簧最大扭轉(zhuǎn)應(yīng): N/mm2 (3-15) 帶入數(shù)據(jù)得N/mm2 < =800~1000N/mm2 符合要求。 彈簧選擇符合剛度要求。 3.4.6 減振器的結(jié)構(gòu)類型與主要參數(shù)的選擇 減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對運(yùn)動時(shí)，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運(yùn)動，減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個(gè)內(nèi)腔。此時(shí)，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中[21]。 減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤片之間相對運(yùn)動時(shí)的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運(yùn)動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結(jié)構(gòu)型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達(dá)75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結(jié)構(gòu)型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式[21]。本設(shè)計(jì)采用雙桶式液力減震器，如圖3-4。 需要注意的是，在大部分汽車上，減振器不是完全垂直安裝，這時(shí)減振器本身的阻尼力與車輪處的阻尼力之間存在差異，當(dāng)左右車輪同向等幅跳動時(shí)，阻尼力的傳遞比，由于角度同時(shí)造成車輪處力的減小和減振器行程的減小，如圖3-5。因此減振器的阻尼系數(shù)應(yīng)為車輪處阻尼系數(shù)的倍。當(dāng)車身側(cè)傾時(shí)，相應(yīng)的傳遞比，式中B為輪距，b為減振器下固定點(diǎn)的安裝距。 1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導(dǎo)向座； 6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿 圖3-4 雙筒式減振器工作原理圖 圖3-5 減振器斜置時(shí)計(jì)算傳遞比示意圖 相對阻尼系數(shù)ψ的確定： 相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減震器的阻尼作用在與不同剛度C和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ值小則反之，通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得大些，兩者之間保持=(0.25-0.50)的關(guān)系。 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值ψ。相對無摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25-0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值取的小些，為避免懸架碰撞車架，取=0.5，取ψ=0.3，則有：，計(jì)算得： =0.4，=0.2 減震器阻尼系數(shù)的確定： 減震器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實(shí)際上，應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定減震器的阻尼系數(shù)。阻尼系數(shù)為： (3-16) 根據(jù)公式，可得出： n=1.0，故： ω=2×3.14×1.0＝6.28rad 按滿載計(jì)算有：簧上質(zhì)量M=438.75kg，代入數(shù)據(jù)得減震器的阻尼系數(shù)為： (3-17) 帶入數(shù)據(jù)得=4475.6，從而有，帶入數(shù)據(jù)得： =4475.6×0.176=789N 減震器工作缸直徑D的確定： 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D為： (3-18) 式中，為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.40～0.50，單筒式減振器?。?.30～0.35。 代入計(jì)算得工作缸直徑D為： mm 減震器的工作缸直徑D有20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等幾種。選取時(shí)按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按下表選擇。 所以，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，選取前懸架減振器的工作缸直徑為 D =30mm 貯油筒直徑，壁厚取為 2mm，材料可選 20 鋼。在這里，選取貯油筒直徑為： mm (3-19) 可選活塞桿直徑為： d=13mm 選取懸架的減振器為HH型，基長=120mm 由于杠桿比關(guān)系，行程可以比規(guī)定范圍小，因此選活塞行程：S=180 mm 則減振器壓縮到底長度： (3-20) (3-21) 所以減振器： , 3.4.7 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)計(jì)算 為了降低汽車的固有振動頻率以改善行駛平順性，現(xiàn)代轎車懸架的垂直剛度值都較小，從而使汽車的側(cè)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)車身側(cè)傾嚴(yán)重，影響了汽車的行駛穩(wěn)定性。為此，現(xiàn)代汽車大多都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大懸架的側(cè)傾角剛度以改善汽車的行駛穩(wěn)定性[23]。橫向穩(wěn)定桿在獨(dú)立懸架中的典型安裝方式如圖3-6所示。當(dāng)左右車輪同向等幅跳動時(shí)，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當(dāng)左右車輪有垂向的相對位移時(shí)，穩(wěn)定桿受扭，發(fā)揮彈性元件的作用。橫向穩(wěn)定桿帶來的好處除了可增加懸架的側(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時(shí)車身的側(cè)傾角外，如前所述，恰當(dāng)?shù)剡x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)向特性。通常，在汽車的前、后懸架中都裝有橫向穩(wěn)定桿，或者只在前懸架中安裝。若只在后懸架中安裝，則會使汽車趨于過多轉(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當(dāng)汽車在坑洼不平的路面行駛時(shí)，左右輪之間有垂向相對位移，由于橫向穩(wěn)定桿的作用，增加了車輪處的垂向剛度，會影響汽車的行駛平順性。 圖3-6橫向穩(wěn)定桿的安裝示意圖 在有些懸架中，橫向穩(wěn)定桿還兼起部分導(dǎo)向桿系的作用，其余情況下則在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)當(dāng)注意避免與懸架的導(dǎo)向桿系發(fā)生運(yùn)動干涉。為了緩沖隔振和降低噪聲，橫向穩(wěn)定桿與車輪及車架的連接處均有橡膠支承。 求前穩(wěn)定桿角剛度C1: 已知，B=795 mm，m1=250 mm，d1=20 mm。 穩(wěn)定桿最大工作扭轉(zhuǎn)角：b=22°=0.384 rad 驗(yàn)算： 前穩(wěn)定桿角剛度 C1=πd4G/32B () (3-22) 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 τ=16Mc /πd3 () (3-23) 式中，G1為剪切彈性模數(shù)；G1=75460 ()；d1為穩(wěn)定桿直徑(mm)；Mc為作用在穩(wěn)定桿上的扭矩() Mc=C1b ；B為穩(wěn)定桿有效工作長度(mm)。 將已知數(shù)代入后得: 前穩(wěn)定桿角剛度： (3-24) 1490.97 作用在穩(wěn)定桿上的扭矩 Nm (3-25) 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =16×572533.3/ π203 ( 3-26) τ1=364.49 N/mm2 3.5 多連桿式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì) 本車型采用四連桿式獨(dú)立后懸架，四連桿懸架模型的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)是把雙橫臂懸架的上、下A臂適當(dāng)?shù)馗脑鞛? 根空間連桿, 每根連桿分別用球鉸和旋轉(zhuǎn)副與主銷軸和車體相連接；其彈性元件、阻尼元件和輪胎等與雙橫臂懸架相同, 這保證了兩種懸架的運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性具有可比性。 本文所研究的多連桿后獨(dú)立懸架主要包括上橫臂，下前后擺臂，減振器，螺旋彈簧等, 它們通過橡膠襯套和各種約束連接。本文多連桿式獨(dú)立后懸架模型的建立是在雙橫臂式獨(dú)立后懸架的基礎(chǔ)上對其導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行改造得來的,也就是把雙橫臂式后懸架連接車體和主銷軸的上A臂改造成兩根空間連桿,每根連桿分別用球鉸和旋轉(zhuǎn)副與主銷軸和車體相連接。對下橫臂的改造也是將其改造為兩根空間連桿，每根連桿分別用球鉸和旋轉(zhuǎn)副連接主銷軸和車體鏈接。 3.6 本章小結(jié) 通過本章的分析計(jì)算，對寶馬5系汽車的雙橫臂式獨(dú)立前懸和多連桿式獨(dú)立后懸進(jìn)行了分析和相應(yīng)的參數(shù)計(jì)算，對雙橫臂式獨(dú)立懸架和四連桿式獨(dú)立懸架有了深入的了解，并且能夠通過計(jì)算得出相應(yīng)的參數(shù)，有助于CATIA模型的建立。 第4章 CATIA建模 通過前面一章的計(jì)算，對懸架有了深入的了解，對雙橫臂式獨(dú)立懸架和多連桿式獨(dú)立懸架的構(gòu)造有了深入的了解。通過使用CATIA軟件，進(jìn)行懸架的建模。有利于對懸架實(shí)體造型的理解，和之后的仿真分析。 4.1 雙橫臂式獨(dú)立懸架 運(yùn)用CATIA軟件建立雙橫臂式獨(dú)立懸架的上橫臂。如圖4-1。根據(jù)參數(shù)合理選定橫臂的形狀和側(cè)傾軸線。建立下橫臂如圖4-2所示。通過轉(zhuǎn)向節(jié)鏈接上下橫臂，用CATIA畫出的轉(zhuǎn)向節(jié)如圖4-3所示。減震器選用雙向液力式減震器，其形狀查閱資料可知，CATIA圖如4-4所示。橫向穩(wěn)定桿的確定根據(jù)前面一章的參數(shù)可以得知，所畫CATIA圖如4-5所示。由于寶馬5系的前懸架是，雙橫臂式獨(dú)立懸架，其裝配圖如4-6所示。 圖4-1 上橫臂 圖4-2 下橫臂 圖4-3 轉(zhuǎn)向節(jié) 圖4-4 減震器 圖4-5 橫向穩(wěn)定桿 圖4-6 裝配圖 4.2 多連桿式獨(dú)立懸架 寶馬5系的后懸架為多連桿式獨(dú)立懸架，通過對雙橫臂式獨(dú)立懸架的調(diào)整，畫出多連桿式獨(dú)立懸架。上前臂如圖4-7所示，其減震器如圖4-8所示，下后臂如圖4-9所示，下前臂如圖4-10所示，裝配圖如4-11所示。 圖4-7 上前臂 圖4-8 減震器 圖4-9下后壁 圖4-10 下前臂 圖4-11 裝配圖 第5章 ADAMS/CAR仿真設(shè)計(jì) 以美國MSC公司的ADAMS/CAR軟件為平臺， CAR模塊是ADAMS軟件包中的一個(gè)專業(yè)化模塊，主要用于對轎車(包括整車及各個(gè)總成)的動態(tài)仿真與分析[24]。對于懸架系統(tǒng)來說，ADAMS/CAR在仿真結(jié)束后,可自動計(jì)算出三十多種懸架特性，根據(jù)這些常規(guī)的懸架特性，用戶又可定義出更多的懸架特性，產(chǎn)品設(shè)計(jì)人員完全可以通過這些特性曲線來對懸架進(jìn)行綜合性能的分析和評價(jià)。研究在車輪與車發(fā)生相對運(yùn)動時(shí)，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車輪的運(yùn)動，車輪定位以及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動學(xué)特性,這一領(lǐng)域的研究稱為懸架的運(yùn)動學(xué)研究。 車輪跳動仿真是一種對懸架性能地綜合性分析。它體現(xiàn)懸架在各種激振下的運(yùn)動響應(yīng)。這些運(yùn)動包含諸如路面不平引起的車輪和車身運(yùn)動、加減速時(shí)汽車車身縱傾、轉(zhuǎn)向或外力作用下車身側(cè)傾等等。該仿真是分析懸架性能的重要根據(jù), 它能很全面很準(zhǔn)確地反映出懸架各種運(yùn)動學(xué)性能[25]。 5.1 仿真設(shè)計(jì)及分析 基于ADAMS/CAR，選定軟件中所給的雙橫臂式獨(dú)立懸架，更改根據(jù)本文設(shè)計(jì)的雙橫臂式獨(dú)立懸架的硬點(diǎn)參數(shù)，加上轉(zhuǎn)向系和車輪，所建立的模型如圖5-1。 圖5-1 雙橫臂式獨(dú)立懸架仿真模型 硬點(diǎn)是根據(jù)CATIA中的參數(shù)坐標(biāo)確定的，在ADAMS/CAR中選定好雙橫臂式懸架之后，更改硬點(diǎn)參數(shù)，其數(shù)值如表5-1所示。 表5-1 相應(yīng)的硬點(diǎn) 并更改相關(guān)前輪前束(toe)、外傾角(camber)等初始值，如表5-2所示。 表5-2相關(guān)前輪前束(toe)、外傾角(camber) 由ADAMS將測試平臺上下跳動位移設(shè)置為-40mm~50mm，仿真步數(shù)為50。進(jìn)行雙側(cè)車輪同向垂直跳動模擬仿真。 5.2 主銷后傾角(caster)變化 主銷后傾角應(yīng)保證車輪具有足夠的側(cè)向力回正力矩，以提高汽車直線行駛的穩(wěn)定性。一般主銷后傾角越大，回正力矩也就越大。要求后傾角具有隨車輪上跳而增加的趨勢，這樣可以抵消制動點(diǎn)頭時(shí)后傾角減小的趨勢[26]。角度（度） 車輪跳動量（mm） 圖5-2 主銷后傾角——車輪跳動行程變化曲線 主銷后傾角與車輪跳動量之間的變化曲線如圖5-2所示，平衡位置處的主銷后傾角約為1.1°，主銷后傾角隨車輪上跳而增大，使前輪有沿直線行駛的趨勢，從而提高了汽車的操縱穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向輕便性。設(shè)計(jì)合理。 5.3 前輪外傾角(camber)變化 綜合考慮轉(zhuǎn)向性能和直線行駛穩(wěn)定性，車輪上跳及下跳時(shí)的外傾角變化應(yīng)有一個(gè)適當(dāng)?shù)姆秶?，一般來說，希望在車輪上跳時(shí)外傾角向減小的方向變化(-2°—0.5°/50mm較為適宜)，而在下落時(shí)朝正值方向變化[26]。由圖5-3可知，在平衡位置的外傾角是0.7°，在跳動的過程的100mm中，外傾角變化約為2°，下跳時(shí)，朝正值方向變化，懸架變化基本符合要。 角度（度） -0 車輪跳動量（mm） 圖5-3前輪外傾角(camber)變化——車輪跳動行程變化曲線 5.4 前輪前束角(toe)的變化 汽車的前束角是汽車縱向中心平面與車輪中心平面和地面的交線之間的夾角, 車輪有了外傾角后，在滾動時(shí)，就類似于滾錐，從而導(dǎo)致兩側(cè)車輪向外滾開，由于車橋的約束使車輪不可能向外滾開，車輪將在地面上出現(xiàn)邊滾邊滑的現(xiàn)象，從而增加了輪胎的磨損。為了消除車輪外傾帶來的這種不良后果，在安裝車輪時(shí)需有一個(gè)前束角，這樣可使車輪在每一瞬時(shí)滾動方向接近于向著正前方，從而在很大程度上減輕和消除由于車輪外傾而產(chǎn)生的不良后果[26]。 車輪跳動量（mm） 角度（度） -0 圖5-4前輪前束角(toe)的變化——車輪跳動行程變化曲線 圖5-4為車輪上下跳動時(shí)前束角的變化曲線?？芍谄胶馕恢脮r(shí)，前束角約為0.2o。在車輪上跳和下落過程中雙橫臂呈現(xiàn)出了較理想的變化趨勢，即車輪上跳時(shí)前束角向正值方向變化，而車輪下落過程中前束角向負(fù)值方向變化，這說明在上跳和下落過程中，能保證較好的直行穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向時(shí)的不足轉(zhuǎn)向特性。車輪上下跳動時(shí)前輪的前束角變化范圍為-0.5o~1.5°，變化范圍合理且幅度較小，基本滿足設(shè)計(jì)要求。 5.5 車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角的變化 由圖5-5可以看出，在車輪上跳動的過程中，車輪轉(zhuǎn)向角的變化在0°~1.5°范圍內(nèi)變化，變化范圍非常小，符合使用要求。 角度（度） -0 車輪跳動量(mm) 圖5-5車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角——車輪跳動行程變化曲線 5.6 車輪跳動對輪距的影響 車輪跳動量 (mm) 輪距（mm） 圖5-6車輪跳動對輪距的影響 從圖5-6可以看出，在車輪上下跳動的-40mm~50mm內(nèi)，輪距變化范圍是-1.5mm~-2.5mm，符合±4mm的規(guī)定要求。 結(jié) 論 本文主要研究了寶馬5系的懸架，懸架是現(xiàn)代汽車上重要組成部分之一，它把車架與車軸，或者車身與車輪連接起來，是傳遞車身與輪胎之間力與力矩的連接裝置，并且，懸架可以減緩沖擊，衰減系統(tǒng)的振動，從而保證了良好的平順性；在路面不平的時(shí)候擁有理想的運(yùn)動特性，從而保證了汽車的操縱穩(wěn)定性和較高的行駛能力。懸架設(shè)計(jì)關(guān)系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實(shí)際應(yīng)用意義。本論文基于寶馬5系，并且結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進(jìn)行計(jì)算校核，設(shè)計(jì)整個(gè)懸架系統(tǒng)并優(yōu)化參數(shù)，對整車運(yùn)動學(xué)性能的影響進(jìn)行分析，對實(shí)際生產(chǎn)有著重要的意義。 通過對寶馬5系的前后懸架參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并校核彈簧剛度，穩(wěn)定桿的剛度，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力等，合理設(shè)計(jì)出符合要求的雙橫臂式獨(dú)立懸架和多連桿式獨(dú)立懸架。通過CATIA對各個(gè)零件進(jìn)行建模，裝配零件圖，驗(yàn)證是否設(shè)計(jì)正確，并且沒有產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。通過對前后懸架進(jìn)行建模，從而進(jìn)一步深入了解懸架系統(tǒng)，對懸架的實(shí)際形狀和特性有了深入的了解。 在建模之后，確定相應(yīng)的硬點(diǎn)坐標(biāo)。運(yùn)用ADAMS軟件的CAR模塊對雙橫臂式獨(dú)立懸架進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析。通過設(shè)置跳動的幅度，分析主銷后傾角，前輪外傾角，前輪前束角，轉(zhuǎn)向角以及輪距的變化，驗(yàn)證模型建立的正確性。主銷后傾角應(yīng)保證車輪具有足夠的側(cè)向力回正力矩，以提高汽車直線行駛的穩(wěn)定性。一般主銷后傾角越大，回正力矩也就越大。要求后傾角具有隨車輪上跳而增加的趨勢，這樣可以抵消制動點(diǎn)頭時(shí)后傾角減小的趨勢，本次設(shè)計(jì)的主銷后傾角隨車輪上跳而增大，使前輪有沿直線行駛的趨勢，從而提高了汽車的操縱穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向輕便性。外傾角變化約為2°，下跳時(shí)，朝正值方向變化，懸架變化基本符合要。車輪上跳和下落過程中，車輪上跳時(shí)前束角向正值方向變化，而車輪下落過程中前束角向負(fù)值方向變化，這說明在上跳和下落過程中，能保證較好的直行穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向時(shí)的不足轉(zhuǎn)向特性。車輪上下跳動時(shí)前輪的前束角變化范圍為-0.5o~1.5°，且變化范圍合理且幅度較小。通過這些仿真分析，確定懸架設(shè)計(jì)的正確性，可知本次設(shè)計(jì)的懸架基本符合要求。 參考文獻(xiàn) [1] Michel berger P.Palkovic L. BokorJ. Robust,Design of Active Suspension System [J].Int. J. of Vehicle Design,1993, 14(2/3):145~165. [2] A Study on the Handling Performances of a Large-Sized Bus with the Change of Rear Suspension Geometry, SAE Paper,2002-01-307. [3] Real Case of Vehicles Dynamics Simulation during an SUV Suspension Development, SAE Paper.2005-01-4177. [4] Hazem Ali Attia. Dynamic modeling of the double wishbone motor-vehicle suspension system[J]. European Journal of Mechanics,2001:167~174. [5] Hadad，H，Ramezani，A. Finite element model updating of a vehicle chassis frame. Proceedings of the 2004 International Conferences on Noise and Vibration Engineering,2004:1817~1831 [6] Kim，H.S.And Huh, Vehicle Structural collapse Analysis Using a Finite Element Limit Mothod.Int.J.Vehicle Design,2000(21) [7] Scumminess P A,Bale D.Synthesis and analysis of the five-link rear suspension system used in automobiles and Machine Theory,2002,(37):815~832 [8] Haug E J.Concurrent engineering tools and technologies for mechanical system design[M]Heidelberg:Spillage Verlig,1993:100~150． [9] 周長城.車輛懸架設(shè)計(jì)及理論[M].北京大學(xué)出版社,2011. [10]祁宏鐘等.確定五連桿懸架虛擬主銷軸線的近似數(shù)值方法.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2002,(1): 57~60 [11]于海峰. 基于ADAMS/Car的懸架系統(tǒng)對操縱穩(wěn)定性影響的仿真試驗(yàn)研究.湖南大學(xué),2007,6 [12]楊樹凱.汽車獨(dú)立懸架性能評價(jià)指標(biāo)與評價(jià)方法及其仿真實(shí)現(xiàn).學(xué)位論文.吉林大學(xué),2005. [13]金敘龍,郭萬富.雙橫臂獨(dú)立懸架運(yùn)動分析.汽車技術(shù),2001(4):11~14 [14]吳健瑜,羅玉濤,黃向東.FSAE賽車雙橫臂懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2011(10):120~122 [15]胡寧.雙橫臂獨(dú)立懸架運(yùn)動分析.汽車工程,1998,20( 6) [16]耶爾森?賴姆帕爾,王瑄譯.懸架元件及底盤力學(xué).吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1992:218~414 [17]林逸等.滑柱擺臂式懸架空間運(yùn)動分析汽車技術(shù),1990(5). [18]阿達(dá)姆.措莫托[著],黃錫朋,解春陽[譯].汽車行駛性能.科學(xué)普及出版社,1992.9. [19]安部正人著,陳幸波譯.汽車的運(yùn)動與操縱.機(jī)械工業(yè)出版社,1998. [20]余志生．汽車?yán)碚?第3版).機(jī)械工業(yè)出版社,2000:103~205 [21]過學(xué)訊,鄧亞東.汽車設(shè)計(jì).北京交通出版社,2005:175~176 [22]長春汽車研究所,《汽車設(shè)計(jì)手冊》,1997 [23]于海峰,于學(xué)兵.基于ADAMS的雙橫臂獨(dú)立懸架優(yōu)化仿真分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2007,(10): 56-58 [24]任衛(wèi)群編.車一路系統(tǒng)動力學(xué)中的虛擬樣機(jī)—MSC.ADAMS軟件應(yīng)用實(shí)踐.電子工業(yè)出版社,2005 [25]付華強(qiáng).基于某轎車前懸架特性的整車操縱穩(wěn)定性仿真研究.西安理工大學(xué),2010:23~26