越野车前悬架优化设计（机械CAD图纸）

越野车前悬架优化（机械CAD图纸） 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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。 [1]按照作用原理，可以分为被动悬架、半主动悬架和主动悬架。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 I 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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，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。 II 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 III 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 8×8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。 IV 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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。 V 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 VI 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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0º-90º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 VII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 悬架静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度c之比，即: =/c (2.1) 因现代汽车的质量分配系数ε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可用下式表示: (2.2) (2.3) 当采用弹性特性为线性变化的悬架时: (2.4) (2.5) VIII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 由式(2.1)，(2.2)，(2.3)，(2.4)可得: (2.6) (2.7) 式中: 为前、后悬架的刚度(N/mm);为前、后悬架(单边)的簧上质量(kg);g为重力加速度，g9810mm/。 一般对于采用钢制弹簧的汽车，，非常接近人体步行的自然频率。越野汽车更大些。 [2]为了减少汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为=0.850.95。 取=1.35Hz，=0.9，则1.5Hz，由式(2.4)和(2.5)可得: 136.28mm 110.39mm 2.2.2悬架动挠度 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。对乘用车，取=79cm;对客车，取=58cm;对货车取=69cm。在这里，由于是越野车前悬架，行驶 [3] 工况恶劣，因此动挠度应取更大点 ，取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=g=3731.724N及弹簧高度=235mm，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度=175mm。 初步选择弹簧中径=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(60MnA)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=136.28mm，=113mm。 初选钢丝直径d=14mm，查得其许用拉应力[]=1569MPa;其许用切应力: =0.63=988.47MPa(2.8) 由得，因此: =6.797取7 (2.9) 式中: 弹簧中径，mm;d弹簧钢丝直径，mm;弹簧工作圈数;G弹簧材料的剪切模量，取83000MPa;变形量，mm;为弹簧刚度。 总圈数n=+2=8.979，查弹簧设计手册应取9。 完全并紧时载的弹簧高度: =1.01d(n-1)+2t=122.453mm (2.10) IX 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 式中:t=d/3 弹簧在完全压紧时的载荷: =+()=27538.094N (2.11) 弹簧在台架试验伸张极限位置对应的载荷: =-=53440524N (2.12) 弹簧在台架试验压缩极限位置对应的载荷: =+=10524.924N (2.13) 弹簧在工作压缩极限位置的载荷: =-)=7727.724N (2.14) 弹簧指数: C=/d=6.786 (2.15) 曲度系数: =(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.22 (2.16) =412.345MPa (2.17) =812.028MPa (2.18) =2249.849MPa (2.19) =904.519MPa (2.20) 虽然>，但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。 =0.74(-)/{ 1.48-()}=0.269 (2.21) 在给定条件下的循环次数: ==2317236.469 (2.22) 符合要求。 弹簧的自由高度: =+/=291.032mm (2.23) 取=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=+d=134.178mm=/=3.158<5.3，取=1;则=0.811(1+=1.22897，由于已经设计出，易发现相对变形量f/显然比其临界值小，因此弹簧稳定。 2.4减振器设计 2.4.1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 X 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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。本设计选用双筒式减震器。 2.4.2相对阻尼系数 我们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。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持有=(0.250.50)的关系。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35;对于有内摩擦的弹性元件弹簧，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取0.3，由于是越野汽车，所以我取=0.32(的平均值);为避免悬架碰撞车架，取。因此可计算出: =0.213 =0.427 2.4.3减震器阻尼系数的确定 悬架系统固有振动频率: ===9.356 (2.24) 式中:c悬架系统的垂直刚度;簧上质量。因此可求得的减震器的阻尼系数: =2=125654.3 (2.25) 式中:n双横臂悬架的下臂长;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=;减震器轴线与铅垂线之间的夹角，取。同理可算出伸张行程时的阻尼系数=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，先求出当减震器打开卸荷阀时活塞的速度即卸荷速度=A=0.22 A车身振幅，取40mm; 式中:一般都在0.150.30; 因此可求得在伸张时的最大卸荷力: XI 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 ==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==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=(1.35)D，取=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=;=;=;c=450mm;d=220mm;a=18mm;已知=450mm 可计算出侧倾中心高度: ==70mm (2.28) 式中 : k=c (2.29) =k+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 XII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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，=-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=;= 2.5.4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 XIII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 (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=400mm，=0.65，即上摆臂长度=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。 XIV 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 [4]度和反作用力曲线以及动画仿真。 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 [5]据了销售总额近 8 千万美元的 51%份额。 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、/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 XV 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 [6]地预测设计的性能，得到高品质的设计方案。 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 [7]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。 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。 XVI 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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， [8]即可进行不同工况下的仿真分析或优化设计。 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 [4]形体对动力学仿真结果实际上没有影响。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 XVII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 [9]分配与前、后车架上。 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 Point x/mm y/mm z/mm 驱动轴内支点 1 drive_shaft_inr 0 -200 280 下控制臂前支点 2 lca_front -169 -327 233 下控制臂外支点 3 lca_outer 0 -690 220 下控制臂后支点 4 lca_rear 230 -342 233 上控制臂前支点 5 uca_front 15 -345 636 上控制臂外支点 6 uca_outer 23 -604 661 上控制臂后支点 7 uca_rear 139 -375 622 减振器下安装点 8 lwr_strut_mount 0 -517 226 减振器上安装点 9 top_mount 0 -517 636 转向横拉杆内支点 10 tierod_inner 200 -420 336 转向横拉杆外支点 11 tierod_outer 150 -720 336 车轮中心 12 wheel_center 0 -750 336 副车架前支点 13 subframe_front -400 -380 233 XVIII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 副车架后支点 14 subframe_rear 400 -380 233 3.2.3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。 XIX 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 XX 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 XXI 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 XXII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 XXIII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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I部件 J部件 轴套 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， XXIV 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 [10]接副不一样，只能用一个，否则将产生过约束。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)。 [11]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，如图3.16所示。 XXV 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 [12]和转轴之间按分析要求自动锁定。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。 XXVI 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 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 XXVII 本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 图3.19 创建另一个安装输出通讯器时的设置 XXVIII