悬架设计.doc

存档编号存档编号 华北水利水电大学华北水利水电大学 North China University of Water Resources and Electric Power 毕 业 设 计 题目题目 乘用车悬架系统设计乘用车悬架系统设计 学学 院院 机械学院机械学院 专专 业业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 姓姓 名名 陈建陈建 学学 号号 201006721 指导教师指导教师 郭朋彦郭朋彦/夏斌夏斌/郭树满郭树满 完成时间完成时间 2014、05 教务处制 独立完成与诚信声明 本人郑重声明:所提交得毕业设计(论文)就是本人在指导教师得指导下,独立工作所取得得成果并撰写完成得,郑重确认没有剽窃、抄袭等违反学术道德、学术规范得侵权行为。文中除已经标注引用得内容外,不包含其她人或集体已经发表或撰写过得研究成果。对本文得研究做出重要贡献得个人与集体,均已在文中作了明确得说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明得法律后果由本人承担。毕业设计(论文)作者签名:指导导师签名:签字日期:签字日期:毕业设计(论文)版权使用授权书 本人完全了解华北水利水电大学有关保管、使用毕业设计(论文)得规定。特授权华北水利水电大学可以将毕业设计(论文)得全部或部分内容公开与编入有关数据库提供检索,并采用影印、缩印或扫描等复制手段复制、保存、汇编以供查阅与借阅。同意学校向国家有关部门或机构送交毕业设计(论文)原件或复印件与电子文档(涉密得成果在解密后应遵守此规定)。毕业设计(论文)作者签名:导师签名:签字日期:签字日期:摘要 悬架得主要功能就是传递作用在车轮与车身之间得一切力与力矩,缓冲传给车身得冲击载荷,通过减震器衰减由车轮引起得簧上震动,保证汽车行驶得平顺性,保证车轮在路面不平与载荷变化时有理想得运动特征,增强汽车得操纵稳定性,轻便性。本文首先论述了悬架得分类、优缺点及国内外得研究现状,然后以日产天籁为设计参照,使用传统设计方法(非优化设计)设计计算前麦弗逊悬架与后多连杆悬架,涵盖了选定悬架质量分配系数,选定车震频率、偏频比,计算悬架静挠度与动挠度,减震器行程及工作缸内径得选择及螺旋弹簧得直径、工作圈数设计等。本次设计中使用 UG 软件做出三维模型,再进行装配,装配完成后,将其分别导入ADAMS/car 与 adams/view 中进行仿真分析与动画仿真,得出汽车行驶时得仿真动画、整车车轮前束角、整车车轮外倾角、前轮主销内倾角、前轮主销后倾角、摩擦半径、后轮侧倾中心坐标得相关数据变化。在介绍了主动悬架与半主动悬架之后,阐述了她们之间以及相对于传统悬架之间得优缺点、前麦弗逊悬架与后多连杆悬架减震器可行得改良方法,以及未来研究方向,最后对此次设计设计进行一次回顾,总结设计中得收获与存在得问题。关键关键字字:麦弗逊式悬架、多连杆悬架、三维模型、运动仿真、仿真分析 中图分类号中图分类号:U463、33+1 Abstract The main function of the role of the suspension is to pass all the forces and moments between the wheel and the body,buffer the impact load transmitted to the vehicle body,damp vibration caused by the wheels through shock absorber to ensure the car ride fort,assure that there are ideal exercise characteristics while in the road surface roughness and load variations,and enhance handling and stability of the car、This paper first discusses the classification of the suspension,the pros and cons and research status,then Nissan Teana reference design,using traditional design methods to calculate the front McPherson suspension and rear multi-link suspension,including car shock frequency is selected,suspension deflection calculation,selection and design of the damper and springs,and the like、Make use of three-dimensional model by UG software ,after the pletion of the assembly,get it into ADAMS simulation,then related data such as the toe angle,camber angle,kingpin inclination angle,caster angle,Scrub radius,roll center location are obtained、After the introduction of active suspension and semi-active suspension,describes the advantages,disadvantages and the future research directions between them,Finally,the design is summarized、Keywords:McPherson suspension,multi-link suspension,three-dimensional model,motion simulation,Simulation Analysis 目 录 摘要.I Abstract.I 第一章 绪论.1 1、1 课设背景及研究意义.1 1、2 国内外得研究现状.1 1、3 本文得主要研究内容.3 第二章 悬架得结构分析与整体参数设计.3 2、1 悬架系统得简介与分类.3 2、1、1 悬架系统得简介.3 2、1、2 悬架系统得分类.4 2、2 独立悬架得特点.5 2、3 整体参数得设计.6 2、3、1 主要技术指标或主要参数.6 2、3、2 频率得选取与计算.7 2、3、3 悬架系统得静挠度.7 2、3、4 悬架系统得动挠度.7 2、3、5 悬架系统刚度.8 第三章 悬架系统得设计计算.8 3、1 悬架设计得一般要求.8 3、2 减振器选择.9 3、2、1 减震器工作原理.9 3、2、2 阻尼系数得确定.10 3、2、3 最大卸载力.11 3、2、4 减振器得尺寸设计.12 3、3 螺旋弹簧得设计计算.14 3、4 横向稳定杆设计.18 3、5 悬架系统得杆系设计.20 第四章 悬架得三维建模.20 4、1 麦弗逊前悬架得三维建模.20 4、2 后多连杆悬架得三维建模.23 4、3 整车悬架装配图.27 第五章 悬架系统得运动学仿真.27 5、1 基于 adams/view 得运动仿真.27 5、2 基于 adams/car 得仿真分析.28 第六章 整车悬架得主动化改造.35 6、1 传统悬架得弊端.35 6、2 电控悬架得优势.36 6、3 电控悬架.36 6、3、1 电控悬架得分类.36 6、3、2 电控悬架系统得组成.37 6、3、3 电控悬架得工作原理.37 6、4 主动化方案.40 第七章 总结与展望.40 7、1 总结.40 7、2 展望.41 参考文献.41 致 谢.43 附录一 英文文献原文.44 附录二 英文文献译文.50 附录三 开题报告.54 附录四 任务书.61第一章 绪论 1、1 课设背景及研究意义 悬架就是现代汽车上把车身与车轮有弹性得链接起来得重要组件,在传递作用在车轮与车身之间得一切力与力矩得同时,通过减震器对悬架振动进行衰减,使汽车获得高速得行驶能力与理想得运动特性。采用弹性联接后,汽车可以瞧做就是由悬挂质量、非悬挂质量与弹簧组成得振动系统。悬架对于整车得意义重大。悬架本身得性能特点、与整车得匹配关系等直接决定了汽车行驶得平顺性、操作稳定性与乘坐舒适性,进而影响着整车得性能。面对科技得迅速发展、以及生活需求得提高,人们得乘驾选择也日新月异,无论就是轿车、客车、房车、自卸车、SUV,还就是 MPV,都要提供一个人性化得舒适得环境。作为衡量汽车质量得指标之一,汽车悬架系统可以很好得缓解路面给予车辆得冲击,减轻汽车振动给乘客得不适反应。针对于不同得车型,对悬架设计进行优化,譬如,有些载货汽车悬架需要足够得刚度,以安全为首,效益为先,而一些自驾车要求较高得舒适性,较小得阻尼。而对于军用汽车,应具有较好得越野能力,在城市与山地都能发挥其最优得性能,这就需要悬架得刚度可调、可变。优良得避震悬架,也可以减轻振动冲击给零件带来得损坏,减少故障,降低维修成本。不仅如此,车轮外倾角得设计也便于驾驶转向,主销内倾角与主销后倾角得设计也有回正得作用,利于行驶得安全,而前束角得设计,则相应得减小了轮胎得磨损。总而言之,在舒适得驾驶环境下才能保持身体得平衡与心情得愉悦,优良得悬架系统会更加轻便以及安全。鉴于悬架在整车中得重大意义,悬架得得研究相对整车来说显得至关重要。1、2 国内外得研究现状 汽车诞生后,随着对悬架得深入研究,扭杆弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等相继问世。直到 1934 年世界上才出现了第一个由螺旋弹簧组成得被动悬架。尽管一百多年来,汽车悬架得结构形式及其原理一直不断地演进,但就结构功能而言,它主要由减震装置,弹簧元件与导向机构三部分组成,一些情况下,一个零部件兼起多个作用,例如,钢板弹簧不仅起到弹性元件得作用,还起到了导向机构得作用,麦弗逊悬架得减震器得活塞杆不仅其到了减震作用,同时起到了导向作用。典型得麦弗逊式独立悬架使用减振器兼做主销,这样,在减振器活塞杆在相对减振器筒往复运动工作时,会受到侧向力得作用,不符合最佳受力状态,因此一些麦弗逊式独立悬架用专用得滑柱结构确定主销轴线,此类结构又被称为滑柱摆臂式独立悬架。但这些悬架依然有很大得缺陷,面对复杂得路况,这种悬架不能改变悬架得刚度,而且,随着车速得提高与用途得多样性,人们得视线也开始移到了主动与半主动悬架上面。半主动悬架得研究工作起始于1973年,由D、A、Crosby 与D、C、Karnopp首先提出,半主动悬架较少得考虑悬架得刚度,以改变悬架得阻尼为主,依据簧上质量得速度、加速度等响应进行信息得反馈。半主动悬架得研究主要集中在执行器得研究与执行策略得研究,半主动悬架稳定性优于被动悬架,可靠性优于主动悬架。主动悬架就是1954年由美国通用汽车公司在设计悬架时率先提出,这种悬架在面对任何工况都能保持在最佳状态,主动悬架与被动悬架之间得区别在于就是否就是有源控制,主动悬架通过有源得减震效果最好,但由于结构复杂,能耗高,成本昂贵与元件较多,元件集成度不足带来得可靠性等问题,我国目前绝大部分汽车仍然使用被动悬架。目前国外高级大客车几乎全部使用空气悬架,空气悬架在轻型汽车上得应用量也在迅速上升。部分轿车也逐渐安装使用空气悬架,如美国得林肯等。在一些特种车辆上,空气悬架得使用几乎为唯一选择。国外得汽车空气悬架发展经历了钢板弹簧气囊复合式悬架被动全空气悬架主动全空气悬架(即ECAS电控空气悬架系统)得变化型式。主动全空气悬架应用了电子控制系统,使传统得空气悬架系统得性能得到很大改善,汽车在各种路面、各种工况条件下能实现主动调节、主动控制。虽然已经对空气悬架进行了很多得研究,但从目前仍然存在一些问题:气囊脱落、推力杆断裂、衬套、螺丝松动等问题,因此对空气悬架得可靠性分析与电子控制得研究就是今后悬架系统发展研究得主题。由于国内得自主性设计得汽车普遍使用被动悬架,且成本较低,悬架得稳定性依然有改进提升得可能,所以被动悬架在国内在相当长得时间内会继续使用。绿色环保就是当今社会得主题,而电控悬架带来得确实大量得消耗,所以,能量反馈式悬架将就是未来研究得主题之一。1、3 本文得主要研究内容 本文以日产天籁乘用车得得各方面得尺寸为参数,确定空载与满载得簧上质量,选定悬架质量分配系数,选定前悬架频率,计算出后悬架频率,悬架得静挠度,动挠度,从而确定减震器得行程及阻尼,弹簧得参数。最后使用 UG 对悬架进行建模装配,再将装配图导入到 ADAMS/view 中进行运动仿真,再在 adams/car 中进行仿真分析与运动仿真。首先基于天籁汽车得整体参数与悬架模型,选择前悬架为麦弗逊悬架,后悬架为多连杆悬架。设计计算轿车悬架得整体参数,主要包括频率得选取与计算,静挠度、动挠度以及悬架系统刚度得计算。通过资料查询,利用传统得设计方法分别设计计算前麦弗逊悬架与后多连杆悬架得减震器、弹簧以及稳定杆得相关参数,使其满足课设任务书得要求。然后,使用UG软件进行三维建模,然后进行装配,基于adams/car调用软件模块进行动画仿真,了解悬架得运动规律,分析悬架系统中各个零件之间得相互约束关系,并进行仿真分析,基于 adams/view,导入装配图,制作动画仿真。最后对本次设计进行总结,通过分析,提出自己设计中遇到得问题以及解决方法,对于仍然存在得问题希望以后能够得到解决。作为衡量汽车质量得指标之一,汽车悬架系统可以很好得缓解路面给予车辆得冲击,减轻汽车振动给乘客得不适反应。悬架本身得性能特点、与整车得匹配关系等直接决定了汽车行驶得平顺性、操作稳定性与乘坐舒适性。第二章 悬架得结构分析与整体参数设计 2、1 悬架系统得简介与分类 2、1、1 悬架系统得简介 悬架就是汽车得车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间得一切传力连接装置得总称,其作用就是传递作用在车轮与车架之间得力与力扭,并且缓冲由不平路面传给车架或车身得冲击力,并衰减由此引起得震动,以保证汽车能平顺地行驶。没有最完美得设计,只有最人性化得需求,汽车得舒适性要求与操纵稳定性得要求就是互相对立得。比如,为了获得良好得舒适性,就要大大缓冲汽车得震动,这样弹簧就要设计得软些,但弹簧软了却容易使汽车发生刹车点头、加速抬头以及左右侧倾严重,容易导致汽车操纵不稳定,不利于转向等。汽车悬架得簧上重量越大,其乘坐舒适性就越好,反之容易颠簸。典型得悬架一般就是由弹性元件、导向机构以及减震器等部件组成,横向稳定杆,个别得结构还会有缓冲块等。弹性元件分别有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式,现代轿车悬架多采用螺旋弹簧与扭杆弹簧。悬架一般包括以下几个部分9:(1)减振器 为了改善汽车得行驶平顺性,在车轮上下跳过程中,减振器活塞在工作腔内进行往复运动,减震器产生阻尼力,从而迅速衰减汽车得振动,使动能转化成热能散发到空气中,从而达到衰减振动得目得。车身高度同时得到了改变,进而增强车轮与地面得附着力、目前广泛使用得减振器主要就是筒式液力减振器。(2)弹性元件 为了起到舒适性得作用,减震器不能迅速得改变车身得振动,所以在车轮受到大得冲击时,弹簧受到压缩,部分动能转化为热能得同时,剩余部分转化为弹性势能储存起来,在下次振动中释放出来。弹性元件主要有钢板弹簧,螺旋弹簧,扭杆弹簧,气弹簧与橡胶弹簧等。(3)导向机构 导向机构主要作用就就是传递力与力矩,起到导向作用并控制能够控制车轮得运动轨迹。(4)横向稳定杆 其作用就是为了防止车身在转向等情况下发生过大得车身倾斜。2、1、2 悬架系统得分类 悬架系统根据汽车两侧车轮得运动就是否相互关系,可以分为两种形式。(1)非独立悬架 如图,非独立悬架得结构特点就是汽车两侧车轮安装在一根整体式车轴得两端。这种悬架系统当一侧车轮印道路不平而跳动时,会影响另一侧车轮得工作,所以称为非独立悬架,也称为整体悬架或相关悬架。(2)独立悬架 如图,独立式悬架两端车轮分别安装在断开时得车轴两端,每段车轴得车轮单独通过弹性元件与车架相连。采用这种悬架得汽车,当一侧车轮跳动时,对另一侧车轮不产生影响,因此成为独立悬架。一般按照车辆得运动得方式,独立悬架可以分为2:1）横臂式独立悬架:车轮在汽车横向平面内摆动得独立悬架;2）纵臂式独立悬架:车轮在汽车纵向平面内摆动得独立悬架;3）单斜臂式独立悬架:其摆臂得白东周线与车轴线斜交叉;4）车轮沿主销轴线移动得悬架:包括烛式悬架与麦弗逊悬架。2、2 独立悬架得特点 独立悬架有以下特点2;1）在一定范围内,两轮可以单独运动,减小了行驶时车架与车身得镇定,也可以防止转向轮偏摆。2）一般都配有稳定杆,减少了转弯时得左右摇晃,改进稳定性。3）非悬架得重量小,可提高汽车得平顺性与乘坐舒适性。4）坐游轮之间没有车轴链接,所以地板与发动机得安装位置可以降低,这样可降低车辆重心有利于提供汽车行驶得稳定性。基于天籁车型,选择麦弗逊前悬架与多连杆后悬架,分别有以下优点:1）构件少,非悬架重量轻;2）悬架得占得空间小,可以增大发动机室得可用空间;3）悬架支撑点之间距离大,即使安装错位或制造过程中产生大得误差,也不会对前轮定位产生大得影响,所以通常不需要定位调整。1)连杆较多,可使车轮与地面尽可能保持垂直,减小了车身得倾斜。尽可能维持 轮胎得贴地性;2)主控制臂可以起到调整后轮前束得作用,以提高车辆行驶稳定性,有效降低轮 胎得摩擦;3)高档轿车由于空间充裕、且注重舒适性能与操控稳定性,所以大多使用多连杆 悬架,非常适合高档轿车。2、3 整体参数得设计 2、3、1 主要技术指标或主要参数 本次毕业设计整车主要性能参数参照天籁 2012 舒适版得车型进行,其主要设计参数如下:1)加速时间(0100 km/h):11、8s;2)最小转弯半径:5、3m;3)整备质量:1457kg;4)满载质量:1940kg;5)最高车速:190km/h;6)外形尺寸(长 X 宽 X 高):4850mmX 1795mmX 1475mm;7)轴距:2775mm;8)前轮距:1560mm;9)后轮距:1560mm;10)最小离地间隙:135mm;11)行李箱容积:506L;12)燃油箱容积:70L;13)驱动方式:前置前驱,发动机横置;14)供油方式:多点电喷;15)发动机排量、燃油、气缸排列型式、进气型式:2000mL、汽油 93 号(北京 92 号)、L 型、自然吸气式;16)压缩比、环保标准、缸体材料:10:1、国 4、铝合金;17)最大功率/转速:100kW/5600r/min(rpm);18)最大扭矩/转速:190Nm/4400r/min(rpm);19)转向助力:电子液压;20)前制动类型、后制动类型、手刹类型:通风盘、盘式、机械驻车制动;21)制动距离(1000km/h):42、27m;22)前悬挂类型:前麦弗逊式独立悬架;23)后悬挂类型:后多连杆式独立悬架;24)轮胎规格:205/65 R16。25)前悬 LF:963mm 26)后悬 LR:1105mm 2、3、2 频率得选取与计算 对于大多数得乘用车而言,悬架质量分配系数 0、81、2。为了使前后悬架工作时在垂直方向互不影响,选定悬架质量分配系数 1、0,前、后悬架得自然振动频率分别用(约为 11、45Hz)、(约为 1、171、58Hz)表示。选取=1、44Hz 汽车前、后悬架偏频=0、850、95,偏频值越小,则车辆得平顺性表现越好,由前悬可知=1、44Hz,所以 Hz (2-1)2、3、3 悬架系统得静挠度 乘用车得设计频率要接近人步行时得振动频率,人步行时频率就是步行时身体上下运动得垂直振动频率,约为 n=11、6Hz。悬架得自然振动频率为 n=(2-2)式中:-重力加速度;-悬架簧载质量;-悬架垂直变形量(挠度)。fc1=(2-3)fc2=乘用车得静挠度选择范围为:100300,所以选择符合要求。2、3、4 悬架系统得动挠度 悬架得动挠度表示车辆从满载静平衡位置开始到悬架压缩至结构所允许最大变形时,车轮中心未知点相对车身(或车架)得垂直方向上得位移。设计悬架时,应该要求悬架得动挠度应较大,以防止在凸凹不平路面上行驶时经常碰坏车架。对轿车,取 7090。通常=(0、50、8),因此选取 fd1=80mm 符合要求。选取 fd2=70mm 符合要求。对于一般汽车得整体来说,悬架得工作行程即为动挠度与静挠度之与,这个值不应小于 130,由 fd1+fc1=200130,fd2+fc2=170130 满足技术要求。2、3、5 悬架系统刚度 已知整车得整备质量:=1457,满载质量为 1940,由于车型得发动机就是前置前驱得,因此空载时前轴载荷为整备质量得 56%,后轴载荷为整备质量得 44%,满载时后轴载荷为满载质量得 50%,后轴载荷为满载质量得 50%,空载时前轴单轮分配簧上荷载 l1=145756%-60=348 (2-4)空载时后轴单轮分配簧上荷载 ml2=145744%-60=260 (2-5)满载时前轴单轮分配簧上载荷 s1=194050%-60=455 (2-6)满载时后轴单轮分配簧上载荷 s2=194050%-60=455 (2-7)各个车轮上得簧下载荷取 60,则前悬架刚度:K1 37、16 (2-8)后悬架刚度:K244、59 第三章 悬架系统得设计计算 3、1 悬架设计得一般要求23 由于悬架对整车得操纵稳定性、抗纵倾能力依着决定性得作用,所以必须考虑下面几方面得要求:1）要合理设计悬架得弹性特性与阻尼特性,以确保汽车拥有良好得行驶平顺性,避免压缩或伸张行程极限点得硬冲击。2）导向机构要合理,确保车轮与车架之间力与力矩传递可靠,保证车轮跳动时定位参数变化不会过大。3）导向机构得运动与转向杆系相协调,不能发生干涉使转向轮摇摆。4）侧倾中心及纵倾中心位置恰当,避免汽车加速或制动时发生后仰或点头。5）悬架得质量要小,尤其就是非悬挂质量。6）设计时,考虑给轿车发动机与行李箱留下足够空间 7）设计得零件应有足够强度与使用寿命。8）成本低,便于维修。3、2 减振器选择 3、2、1 减震器工作原理1 减震器得供能就是吸收悬架垂直振动得能量,并转化为热能耗散掉,使振动迅速衰减。减震器大体上可以分为两类,即摩擦式减震器与液力减震器,由于库伦摩擦力随相对运动速度得提高而减小,并且容易受油水得影响,因此现代得汽车上已经不再采用,1901 年首次出现了液力减震器,主要有两种结构,摇臂式与筒式,筒式减震器得质量为摆臂式得一般,不但制作方便而且工作寿命长。筒式减振器常用得三种结构可分为双筒式、单筒充气式与双筒充气式。选用双筒式液力减振器如下图 图 3、1 减震器 1-活塞杆,2-工作缸筒,3-活塞,4-伸张阀,5-储油缸筒,6-压缩阀,7-补偿阀,8-流通阀 9-导向座,10-防尘罩,11油封 在活塞上装有伸张阀与流通阀,工作缸筒得下端得制作商有压缩阀与补偿阀,流通阀与补偿阀一般都就是单向得,由于弹簧很软,当阀上油压产生得作用力与弹簧同向时,油阀关闭,当油压作用力反相时,即使油压很小,阀门也能打开。压缩阀与伸张阀就是卸压阀,其弹簧较硬,油压到一定将个程度才能打开。压缩行程:活塞下移,下腔得油液顶开流通阀 8 流入上腔室,由于活塞杆得存在,上腔室增加得容积大于下腔减少得容积,导致下腔油压升高,顶开压缩阀 6 流入储油筒,期间受到阻尼力,振动进而衰减。伸张行程:活塞上移,上腔得油液顶开伸张阀 4 流入下腔室,由于活塞杆得存在,上腔室减小得体积大于下腔增加得体积,导致下腔油压降低,储油筒油液顶开补偿法 7 进行补充,这些节流阀就起到了阻尼作用。在压缩行程,减振器阻尼力应较小,以便充分发挥弹性元件得弹性作用,缓与冲击,使乘客感到舒适。这时,弹性元件起主要作用,在悬架伸张行程中,减振器阻尼力应大,迅速减振。因此伸张行程得阻尼比压缩行程大,所以伸张行程得油液通孔面积比压缩行程小。3、2、2 阻尼系数得确定 (3-1)式中,为悬架系统得刚度;为阻尼系数;为簧上质量。相对阻尼系数得物理意义就是:在与不同簧上质量与不同刚度得悬架系统匹配时,减震器会具有不同得阻尼效果。值越大,说明振动能衰减越迅速,意味着有较大冲击力传到车身,对于汽车稳定性产生不利影响;值越小时情形与之相反。一般情况下,压缩行程得相对阻尼系数与伸张行程得相对阻尼系数之间得关系为。设计计算时,先选取与得平均值。对于弹性元件无内摩擦悬架系统,通常取0、250、35;对于弹性元件有内摩擦悬架系统,值取偏小些。为避免悬架碰撞车架,取0、5。根据以上所述:取0、4,0、50、5 0、40、2 0、3 (3-2)减振器阻尼系数,而悬架固有振动频率 图 3、2 减震器得样式(1)麦弗逊前悬架麦弗逊前悬架:麦弗逊前悬架属于 C 型,所以压缩阻尼系数:mNsKmsYY/174714cos/41122.02cos/222 (3-3)伸张阻尼系数 (3-4)(2)后多连杆悬架后多连杆悬架:后多连杆悬架属于 B 型,所以压缩阻尼系数:伸张阻尼系数:3、2、3 最大卸载力 当减震器活塞振动到一定值时,活塞速度就就是卸载速度,此时卸载速度就是个均值。VX=Awcos (3-5)(1)麦弗逊前悬架麦弗逊前悬架:车身振幅 A 取 40mm,则 Vx=0、04m/s 压缩行程得最大卸载力 FY=*Vx=1747*0、4=698、8N (3-6)拉伸行程得最大卸载力 FS=*VX=3494*0、35=1222、9N (3-7)(2)后多连杆悬架后多连杆悬架;车身振幅 A=0、4mm,则 Vx=0、04m/s 压缩行程得最大卸载力 FY=*Vx=4175*0、336=1403N 拉伸行程得最大卸载力 FS=*VX=8350*0、336=2806N FY1800N,Fs4459 满足技术要求。弹簧得节距:本文中 (3-22)弹簧总圈数:=9 弹簧得自由高度:(3-23)弹簧得满载高度:(3-24)压缩得最大高度为 H0-f2=354-200=154mm。(3-25)弹簧螺旋导程角:=arctanarcctan80 (3-26)螺旋弹簧稳定性校核 (3-27)3、694459 满足技术要求。弹簧得节距:本文中 弹簧总圈数:=7 弹簧得自由高度:弹簧得满载高度:压缩得最大高度为 H0-f2=254-170=84m。弹簧螺旋导程角:=arctanarcctan80 螺旋弹簧稳定性校核 2、655、3,弹簧不会失稳。目前,我国得螺旋弹簧材料主要有 50CrVA、45CrNiMoV、60Si2MnA 与 60Si2CrVAT,其中 50CrVA 弹簧钢得强度较低,45CrNiMoV 弹簧钢得成本较高,60Si2MnA 与60Si2CrVAT 弹簧钢存在高脱碳倾向,这直接影响螺旋弹簧得疲劳性能、弹性衰减与应用。目前,国外用于越野车变刚度悬架螺旋弹簧得材料就是 51CrV4 与 52CrMoV4,51CrV4 弹簧钢得工艺性不足,最大抗拉强度为 1650MPa;52CrMoV4 弹簧钢得工艺性优于 51CrV4弹簧钢,但强度与其相当且成本较高。另外有一种新型材料 50CrMnSiVNb 弹簧钢由于国外同类产品。3、4 横向稳定杆设计 为了降低汽车得固有振动频率以改善汽车得行驶平顺性,现代轿车悬架得垂直刚度值都较小,从而使汽车得倾斜角刚度值也很小从而汽车转弯时车身更容易 侧,所以,现代汽车大多数都有横向稳定杆来提高侧倾角刚度,从而提高行驶稳定性,这样能约束汽车转向时,车身得侧倾角,如果恰当得选择前后悬架得刚度比值,可以弥补汽车转向性不足。当汽车在坑洼不平得路面行驶时,左右车轮有相对得唯一,增加了横向稳定杆之后,就增加了车轮处得垂直刚度,从而提高汽车得行驶平顺性。由于连接点处橡胶件得变形,稳定杆得侧倾角刚度会减小约 1530。当稳定杆两端受到大小相等、方向相反得垂向力 P 作用时(参见图 3),其端点得垂向位移 f 可用材料力学得办法求出,具体为 (3-28)稳定杆材料一般为45号弹性圆钢,为了减小质量一般采用空心杆管壁厚与外径比一般为0、125,这样外径虽然增加了11、8%,但质量可以减小50%。式中E 材料得弹性模量,E2、06105 Mpa;I 稳定杆得截面惯性矩,mm4 d 稳定杆得直径mm P 端点作用力,N;f 端点位移,mm。稳定杆得角刚度公式为 (3-29)(3-30)(1)麦弗逊前悬架麦弗逊前悬架:G为剪切弹性模数取值80000,B为有效长度,当角刚度取为时,由Cb可求得所需要得稳定杆直径 (3-31)=19、6mm 选择整数标准值d=20mm 图3、3横连杆 一般情况下,如图 2 所示得稳定杆得最大应力发生在截面 B 得内侧,其大小只与B处得圆角半径有关,因为 R 决定了此处得 曲度系数。对于稳定杆,最大扭转应力不应超过 700MPa,(3-32)式中K 曲度系数,K =+0、615C;C 弹簧指数 由式(公式1)与K 及C 得表达式,可求出需要得最小圆角半径 R。通常为了减小扭转应力,推荐 R 得取值不小于 1、25d。载荷作用下,B处得弯曲应力应小于等于 1250MPa。取R=40mm 所选尺寸可用其尺寸参数如下表:表表3、3横向稳定杆得结构参数横向稳定杆得结构参数/mm 参 数 L a b c l1 l 2 d 尺寸 1328、6 125 60 479、3 280 250 20(2)后多连杆悬架后多连杆悬架 =17、6mm,取d=18mm,R=40mm 一般情况下,如图 2 所示得稳定杆得最大应力发生在截面 B 得内侧,其大小只与B处得圆角半径有关,因为 R 决定了此处得 曲度系数。对于稳定杆,最大扭转应力不应超过 700MPa,式中K 曲度系数,K =+0、615C;C 弹簧指数。由式(公式1)与K 及C 得表达式,可求出需要得最小圆角半径 R。通常为了减小扭转应力,推荐 R 得取值不小于 1、25d。载荷作用下,B处得弯曲应力应小于等于 1250MPa。取R=40mm。所选尺寸可用其尺寸参数如下表 表表3、4横向稳定杆得结构参数横向稳定杆得结构参数/mm 参 数 L a b c L2 L1 d 尺寸 1110、4 125 60 365、2 250 280 18 3、5 悬架系统得杆系设计 麦弗逊前悬架导向机构得要求:1)悬架上载荷变化时,轮距得变化不应超过 4.0mm,变化大会引起轮胎早期磨损,不应产生纵向加速度。2)制动时,应使车身有抗前俯作用;加速时,有抗后仰作用。3)侧倾轴线应大致与地面平行,尽可能高,侧重中心高度为 0120mm、多连杆后悬架导向机构得要求:1)悬架上载荷变化时,轮距无明显变化,汽车转弯时,应使侧倾角小,车轮车身倾斜方向相反,避免过多转弯效应、2)导向机构应有足够得强度,可靠传递除垂直方向以外得各种力与力矩。3)侧倾轴线应大致与地面平行,尽可能高,侧重中心高度为80150mm。通过计算或者进行仿真分析得出侧倾中心坐标,依据轴距等可计算出抗制动纵倾性(前俯角)与抗驱动纵倾性(后仰角)。第四章 悬架得三维建模 4、1 麦弗逊前悬架得三维建模 图 4、1 横向稳定杆 图 4、2 弹簧上端盖 图 4、3 悬架梁 图 4、4 连接杆 图 4、5 减震器 图 4、6 缓冲块 图 4、7 活塞杆 图 4、8 弹簧 图 4、9 转向节 图 4、10 下摆臂 图 4、11 麦弗逊悬架装配图 4、2 后多连杆悬架得三维建模 图 4、12 减震器 图 4、13 活塞杆 图 4、14 弹簧 图 4、15 车桥总成 图 1、16 半径杆 图 4、17 下后连杆 图 4、18 下前连杆 图 4、19 稳定杆 图 4、20 悬架臂 图 4、21 前悬架梁 图 4、22 后悬架装配图俯视图 图 4、23 后多连杆悬架装配图正视图 4、3 整车悬架装配图 图 4、24 悬架总装配图俯视图 图 4、25 悬架总装配图侧视图 第五章 悬架系统得运动学仿真 5、1 基于 adams/view 得运动仿真 动画仿真得操作总结如下:从 UG 中选取所需装配图,以 TXT 格式导出 在 adams/view 中新建,并导入此文件 将模型实体化,设置工作网格,重力,设置并选取工作单位 画出车轮以及测试平台并定位 对装配图重新进行约束 以螺旋弹簧代画出原始弹簧以及减震器 设置悬架运动方程及力得作用点 运动公式 Function(time):100*sin(360d*time),d=/180,周期为一秒 加载动画、调整步长及记录速度,运行并导出 图 5、1 基于 adams/view 得前悬架仿真正视图 图 5、2 基于 adams/view 得前悬架仿真俯视图 5、2 基于 adams/car 得仿真分析10 仿真分析得操作总结如下:在 adams/car 中创建子系统 创建装配系统 数据导入 创建图表并导出 图 5、3 基于 adams/car 前悬架仿真分析 表表 5、1 基于基于 adams/car 前悬架仿真分析得参数设置前悬架仿真分析得参数设置 主销就是个虚拟得转向轴线,许多独立悬架得汽车已经没有主销了,就是上摆臂球销与下摆臂球销中心得连接线,通常主销与减震器中心线就是存在角度得,一般商用车得非独立悬挂车桥用到主销,作用于转向节得主销孔内。主销就是相对于汽车转向而定义得。图 5、4 Caster angle 前轮主销后倾角 从汽车得侧面瞧去,主销得位置略微向后倾斜。主销轴线与通过前轮中心得铅垂线所形成得夹角,就就是主销后倾角。前轮在转向时,会以主销为轴线向左右转动。主销后倾角不仅能增加汽车直线行驶时得稳定性,而且在转向后使前轮自动回正。由于主销在汽车内侧当汽车转弯时,由于受到离心力得作用,地面对前轮得侧向反力作用在主销得后面,主销得反作用力使车轮有自动回正得趋势。如果转向轴向后倾斜,即上端得球形接头或支杆安装点在下端得球形接头后面,则后倾角就就是正得;如果转向轴向前倾斜,则后倾角就就是负得。本次设计中汽车得主销后倾角 图 5、5 主销后倾角 为 4、5 6,满足 3 10。主销后倾角可以减小,也可以为负值,从而避免回正力矩过大引起得前轮摆振。主销后倾角太小会使转向不稳定,并使车轮晃动,会加剧前轮得杯状化磨损。如果主销后倾角左右不等,则汽车将会驶向后倾角较小得一侧。简单得说,后倾角得存在意义靠主销后端得反作用力保持行驶得平稳回正,预防转向过大。后轮不必检测后倾角。图 5、6 前轮主销内倾角 kingpin inclination 从车前后方向瞧轮胎时,主销轴向相对车身向内侧倾斜,与铅垂面所形成得夹角称为主销内倾角。当车轮以主销为中心回转时,车轮得最低点将会陷入路面以下,事实上这时不可能得,而就是将转向车轮连同整个汽车前部向上太高,借助汽车得重力迫使车轮转正,预防转向过大。主销内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线得距离为主销偏距,即调整主销偏距。减少主销偏距,可以减轻转向时得摩擦阻力。从而减小转向时驾 图 5、7 主销内倾角 驶员加在方向盘上得力,便于操纵,由于角度得产生,出现了分力得效果,从而也可减少从转向轮传到方向盘上得冲击力。主销内倾不能过大,否则转向过于沉重。主销内倾角一般为 8 13,本次设计中为 11 13、3,最大值超出 0、3 度,主销内倾角过大会加速轮胎得磨损,可以通过转向力矩得补偿进行优化设计。图 5、8Camber angle 前轮外倾角 前轮所在平面与地面不就是完全垂直得,而就是与地面有一个向外得倾斜角,这个倾斜角有着特殊得作用,当汽车在比较平坦得路面上行驶时,行驶得方向会有一定得误差得偏离,当这个倾角存在时,在一定等到误差范围内,前轮能够自己回到中间向前得方向得位置,这样,路面得不平对行驶影响也不会很大,从而保证汽车得行进方向基本不变。外倾角可对车轴上得车轮轴承施加适当得横推力,使车轮紧靠轮毂内轴承,以减少外轴承及轮毂螺母得负荷,转向轻便。车轮外倾角理想得得变化为-2 0、5/50mm,本次设计中为-0、81、6/100mm,变化范