fsae赛车双横臂式前悬架设计本科学位论文.doc

第1章 绪论

1.1、FSAE概述
1.1.1、背景
Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会（the Society of Automotive Engineers 简称SAE）主办。SAE 是一个拥有超过60000 名会员的世界性的工程协会，致力与海、陆、空各类交通工具的发展进步。Formula SAE 是一项面对美国汽车工程师学会学生会员组队参与的国际赛事，于1980 年在美国举办了第一届赛事。比赛的目的是设计、制造一辆小型的高性能赛车。目前美国、欧洲和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事。比赛由三个主要部分组成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独的性能试验；高性能耐久性测试。
Formula SAE 发展的初衷是想创立一个小型的道路赛车比赛，而现在已经发展成为一个拥有大约20 竞赛因素的大型比赛，参与者包括赛车和车队。Formula SAE 向年轻的工程师们提供了一个参与有意义的综合项目的机会。由参与的学生负责管理整个项目，包括时间节点的安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。Formula SAE 为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。Formula SAE 队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛的宗旨，参赛学生们是被一个假象的制造公司雇佣，让他们制造一辆原型车，用于量产前的各项评估。目标市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（Autocross）的非专业车手。因此，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好的表现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。另外，这些赛车的市场竞争力会因为一些附加因素，比如美观、舒适性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日产能力要达到4 辆，并且原型车的造价要低于25,000 美元。对于设计团队来说，挑战在于要在一定的时间和一定的资金限制下，设计和制造出最能满足这些目的的原型车。每一项设计将会与其他的设计一起参与比较和评估从而决出最佳整车。
1.1.2、发展和现状
从世界范围来看，当今有三个地区有Formula SAE 的学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。
70 年代中期，几个美国大学开始主办当地的学生设计竞赛赛车。SAE MiniBaja 的名称沿袭了著名的墨西哥Baja 1000 汽车比赛。第一届SAE Mini Baja 比赛于1976 年举办，并且迅速成为一个地区性的年度比赛。比赛由三个评判标准组成，即一天的静态比赛——设计、成本、陈述——接着一天是各自的性能竞赛项目。Mini Baja 比赛重点强调了地盘的设计，因为每个队伍都使用一个8 匹马力的引擎，这一点无法改变。在过去的20 多年里，SAE Mini Baja 的成功超乎了每个人的预期。
在SAE Mini Baja 的成功获得各界认同的同时，SAE 联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高的工程类学生竞赛，这就是Formula SAE。Formula SAE 相比SAE Mini Baja 有着许多进步和发展，引擎的限制也已经大大放宽，允许参赛车队使用610cc 以下的发动机，这极大地提升了赛车的性能表现。在发达国家，很多高校已经从事Formula SAE 超过20 年时间，拥有大量资金和试验基础的情况下，他们的作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过200km/h，0 到100km/h 加速时间一般都在4.5s 以内。
从原先在SAE Mini Baja 比赛中的8hp 发动机到现今Formula SAE 中已经超过100hp 的大功率发动机，Formula SAE 在多方面都取得了惊人的成绩，并且该项比赛一直保持了发展的态势。
1.1.3、国内情况
中国大学生方程式汽车大赛（简称“中国FSAE”）是一项由高等院校汽车工程或汽车相关专业在校学生组队参加的汽车设计与制造比赛。各参赛车队按照赛事规则和赛车制造标准，在一年的时间内自行设计和制造出一辆在加速、制动、操控性等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车，能够成功完成全部或部分赛事环节的比赛。
2010年第一届中国FSAE由中国汽车工程学会、中国二十所大学汽车院系、国内领先的汽车传媒集团——易车（BITAUTO）联合发起举办。中国FSAE秉持“中国创造擎动未来”的远大理想，立足于中国汽车工程教育和汽车产业的现实基础，吸收借鉴其他国家FSAE赛事的成功经验，打造一个新型的培养中国未来汽车产业领导者和工程师的交流盛会，并成为与国际青年汽车工程师交流的平台。中国FSAE致力于为国内优秀汽车人才的培养和选拔搭建公共平台，通过全方位考核，提高学生们的设计、制造、成本控制、商业营销、沟通与协调等五方面的综合能力，全面提升汽车专业学生的综合素质，为中国汽车产业的发展进行长期的人才积蓄，促进中国汽车工业从“制造大国”向“产业强国”的战略方向迈进。
中国FSAE是一项非盈利的社会公益性事业，利在当代，功在未来。项目的运营和发展结合优秀高等院校资源、整车和零部件制造商资源，获得了政府部门和社会各界的大力支持以及品牌企业的资助。社会各界对项目投入的人力支持和资金赞助全部用于赛事组织、赛事推广和为参赛学生设立赛事奖金。
1.2、研究的内容和方法
分析双横臂独立式悬架的结构和悬架设计要求，在悬架设计中，根据整车的布置要求以及经验数据，确定悬架的整体空间数据和性能参数，在ADAMS软件平台上建立双横臂独立悬架的简化物理模型，进行动力学仿真分析，通过分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系获得相关数据，优化相关参数，建立虚拟双横臂独立选件模型，并运用Pro/E建立悬架三维物理模型。
其具体路线如框图1.1所示。
调研，资料收集

各零件尺寸的计算
悬架结构形式选择

ADAMS建模、优化
不合格

合格
Pro/E建模

完成CAD图

图1.1设计路线图

第2章 独立双横臂悬架结构分析

2.1、悬架组成和分类
悬架是现代汽车上重要总成之一，他把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。其主要任务是传递作用在车轮很车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺行；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征，保证汽车的操作稳定性，是汽车获得高速行驶能力。悬架主要由弹性元件，导向装置与减振器等元件组成。
2.1.1、悬架组成
现代汽车的悬架尽管各有不同的结构型式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨迹运动。这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但是没有减振作用。减振器在车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系，起到承受冲击的作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。
2.1.2、悬架的分类
根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架
（1）非独立悬架
非独立悬架的左右车轮装在一根整体的刚性轴或非断开式驱动桥的桥壳上，
非独立悬架的优点：结构简单，制造、维修方便，经济性好；工作可靠，使用寿命长；车轮跳动时，车距、前束不变，因而轮胎磨损小；转向是，车身侧倾后轮的外倾角不变，传递侧向力的能力不降低；侧倾中心位置较低，有利于减小转向是车身的侧倾角。缺点：由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影响发动机或行李箱的布置；用于驱动桥时，会使得非悬挂质量较大，不利于汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；当两侧车轮跳动高度不一致时，这跟车桥会倾斜，是左右车轮直接相互影响；在不平路面直线行驶时，由于左右车轮跳动不一致而导致的轴转向会降低直线行驶的稳定性；由于驱动桥时，驱动桥的输入转矩会引起左右车轮负荷转移。非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前后悬架，一些全轮驱动的多用途也采用非独立悬架作为前后悬架。
（2）独立悬架
汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系统变得复杂起来。采用此种悬挂的轿车、客车以及载人车辆，可明显提高乘坐的舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性。而越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路或无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。
与非独立悬架相比，独立悬架具有如下优点：（1）非悬架质量小，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；（2）左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可以减少车身的倾斜和振动；（3）占用横向空间小，便于发动机的布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车的质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；（4）易于实现驱动轮的转向[4]。
独立悬架的结构分有横臂式（图2.1a）、纵臂式（图2.1b）、烛式（图2.1c）、麦弗逊式（图2.1d）等多种，其中横臂式又可分为单横臂式和双横臂式[4]。

图2.1 独立悬架的结构
2.2、独立双横臂悬架
双横臂式独立悬架根据上下横臂的长度相等于不相等又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式。等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时，可以保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少使用，多为不等长双横臂式悬架所取代。不等长双横臂悬架在其车轮上、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，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此不等长双横臂式独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定行，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。
当上下横臂长度之比为时车轮平面倾角应不大于。图2.2为不等长双横臂前独立悬架的两种典型结构图[4]。

1，6-下摆臂及上摆臂；2,5-球头销；3-半轴等速万向节；4-立柱；7，8-缓冲块
（a）无主销前转向驱动桥的双横臂悬架

1，2-上、下摆臂；3-立柱；4-球头销；5-扭杆弹簧；6-横向稳定杆；7-扭杆扭转装置
（b）无主销不等长双横臂前独立悬架
图2.2 悬架图
双横臂悬架的突出优点在于设计的灵活性，可以通过合理的选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。
为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在个铰接点处一般采用橡胶支承。显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也就越精确。分析表明，为了减小铰接点处的作用力，应尽量增大上、下横臂间的垂直距离。当然，上下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特性是否合适。
双横臂悬架可以采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭杆弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最为常见的为螺旋弹簧。
双横臂悬架一般用作轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的请悬架或要求通过性的越野汽车的前、后悬架上图为双横臂悬架用于非驱动桥前悬架的结构图。当双横臂悬架用于前驱动桥的悬架时，必须在结构给摆动半轴留出位置。一种办法时将弹簧置于上控制臂上方如图2.3，这样做的缺点在于减少了上、下横臂之间的垂直距离和弹簧的行程，并且振动直接传给车身前端。另一种做法时采用专门的叉形构件为摆动半轴留出空间。如图2.4所示[4]。

图2.3 将减振器至于上控制臂上悬架图

图2.4 带叉形件的悬架安装图
结合上面所述，本次设计初步选择运用于前驱动桥上独立双横悬架，其结构形式选择采用专门的叉形构件为半轴留出空间。
2.3、本章小结
本章对悬架的基本分类做了一个简单阐述，对独立双横臂悬架的优点进行了阐述，对独立双横臂悬架的总体布置形式做了初步的说明，给出了驱动桥和非驱动桥双横臂悬架的几种典型的布置形式，并初步选择完了悬架的类型及导向机构的形式。

第3章 独立双横臂悬架设计

3.1、设计主要依据参数
本次设计主要是第一届中国大学生方程式汽车大赛的相关参数来设计的，其具体参数如表3.1。
表3-1 设计相关参数
名称
数值
单位
车长
2900
mm
车宽
1500
mm
车高
1200
mm
轴距
1680
mm
前轮距
1300
mm
后轮距
1280
mm
离地间隙
40
mm
前后载荷比
46:54

整车整备质量
280
Kg
总质量
360
Kg
3.1.2、影响平顺性的参数
前后载荷比46:54
汽车的偏频的计算公式如下：
（3.1）
其中g为重力加速度其值取g=9.8 ,、为前悬架刚度，、为前后悬架的簧载质量[4]。
由于赛车比较注重速度，对舒适性要求不要，所以偏频n=2Hz
（1）静挠度计算
（3.2）

（3.3）
（2）动挠度计算
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。取 =70
大赛规定悬架行程不小于50.8mm，所以与之和应不小于50.8。
（3.4）
所以满足要求。
3.1.3、簧载质量与非簧载质量
该车整车整备质量为280，因此最大总质量为M=280+80=360。
根据刘惟信版汽车设计（表3.2）可知簧载质量占总质量的82%，非簧载质量占18% [4]。因此簧载质量=360╳82%=295.2kg。由于前后悬架载荷比46:54得=135.8kg非簧载质量 =360╳18%=64.8kg得到前轮单个车轮的非簧载质量为15。
3.2、螺旋弹簧设计
3.2.1、螺旋弹簧类型的选择
采用了车辆中普遍使用的螺旋弹簧。将弹簧与阻尼元件隐藏在车身中，利用推拉杆和摇臂盘的组合，达到外置式悬架同样的效果。真实比赛中，由于天气、温度、赛道形式等因素，需要通过不同的悬架参数设定来确保赛车的表现，通过独特的机构，可以方便地改变悬架参数，达到比赛需要。
由于赛车高速中受到的冲击是巨大的，如果弹簧刚度过大，会导致悬架特性
过硬，在设计方案中可以采用较小刚度的弹簧，或者利用摇臂盘的联接点比例关
系来调节弹簧的最大工作载荷。取一个比较小的弹簧最大工作，最大变形量为50mm。

图3.1 弹簧结构图

表3.2 簧载质量与非簧载质量比例关系

悬架类型

双横臂，螺旋弹簧，中央制动器
13%
87%
6.7
14.9%
DE Dion桥，螺旋弹簧，中央制动器
15%
85%
5.7
17.6%
双横臂，螺旋弹簧
18%
82%
4.6
22%
纵臂，螺旋弹簧
18%
82%
4.6
22%
DE Dion桥，螺旋弹簧
20%
80%
4.0
25%
整体刚性桥，导向杆系，螺旋弹簧
22%
78%
3.5
28.2%
整体刚性桥，钢板弹簧
26%
74%
2.8
35.1%
3.2.2、弹簧的关计算
（1）选材料，确定许用应力
根据弹簧所受载荷特性，选用C 级油淬火回火硅锰弹簧钢丝（60si2MnA），可知=（0.4-0.47）；与d 有关，
初选d=8mm，查机械手册得： =1618 ，
=（0.4-0.47） =647.2-760.46，
取
（2）初选旋绕比
表3-3旋绕比的推荐值
d
0.2-0.4
0.5-1
1.5-2.2
2.5-6
7-16
18-50
C
7-4
5-12
5-10
4-9
4-8
4-6
初选C=7
（3）求出曲度系数K
（3.5）
（3.6）
由此可知，当d=8mm时的初算值不满足强度要求条件，应重新计算，为了得到合适的组合，取d=10mm，对应=730；C=6。
则求出K：

符合强度要求
（4）弹簧外径
（3.7）
（5）有效线圈
（3.8）
取=6
两端各取一圈支承圈，则弹簧的总圈数为8

（6）完全并紧高
（3.9）
（3.10）

（7）设计、

（3.11）
初步选择，
（8）确定，

（9）计算、、和
为弹簧完全并紧时的载荷，为工作压缩极限位置时的载荷，，为台架试验伸张、压缩极限位置对应的载荷。
（3.12）
（3.13）
（3.14）
（3.15）
（10）计算剪切应力
，
（3.16）
（3.17）
（3.18）

（11）校核

所以强度符合要求。
（12）寿命计算
（3.19）
（3.20）
（3.21）
（13）弹簧自由高和最小工作高度

（3.22）
（14）稳定性校核
当弹簧的自由高与中径之比小于2.5时弹簧就稳定，否则弹簧就不稳定[15]。
（3.23）
所以弹簧稳定。

3.3、减振器设计
3.3.1、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。本设计选用充气减震器
3.3.2、相对阻尼系数
式中为阻力，为减振器阻尼系数。

图3.2 减振器的阻力-位移特性与阻力-速度特性
（式中c为悬架刚度，为簧载质量） （3.24）
由式3.24可知减振器的阻尼力作用在不同刚度c和簧载质量式会产生不同的阻尼效果，值大，振动能衰减的快，同时也会将较大的路面冲击传到车身。值小则相反，振动衰减的比较慢，但是传到车身的冲击也较小。因此通常取减振器的压缩行程的值取小些，伸张行程时的取的大些。并保持=（0.25～0.50）的关系，设计时取与的平均值，的范围时0.25～0.35。
初取=0.30。
3.3.3、减振器阻尼系数的确定
（3.25）
（3.26）
（3.27）
3.3.4、最大卸荷力的确定
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时活塞的速度为卸荷速度。
（一般为～，A为车身振幅，取，为悬架固有频率）
（3.28）
（3.29）
3.3.5、减振器尺寸的确定
由于减振器有尺寸系列所以只要算出工作缸直径就可以按照标准选择。
(为工作缸最大允用压力一般取 3～4 ， 为连杆与缸筒直径之比，双筒式一般取0.4～0.5。取)
（3.30）
取。
贮油筒直径取壁厚为,材料为20钢。
工作缸行程 ，有效行程，
减振器总长。
3.4、导向机构设计
3.4.1、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3.3所示方式得出。

图3.3 双横臂式独立悬架侧倾中心的确定
初选；；；；已知
可计算出侧倾中心高度：
（3.31）
式中 ：

（3.32）
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。
3.4. 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3.4所示。
（a） （b） （c）

（d） （e） （f）
图3.4 纵向平面内上、下横臂轴布置方案
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,所以。
3.4.3、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3.6所示。

（a） （b） （c）
图3.6 水平面内上、下横臂轴的布置方案
初取 。
3.4.4、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0.7为宜。因此本设计初选尺寸下摆臂长度，，即上摆臂长度。
3.5、 横向稳定杆设计
由于为了提高汽车的行驶平顺性，从而降低了汽车的固有频率，导致悬架的垂直刚度减小，侧倾角刚度值很小，结果使汽车转弯时侧倾严重，影响了汽车的稳定性，为此大多数汽车都装有横向稳定杆来加大汽车的侧倾角刚度。稳定杆的安装因车而异。
3.5.1、稳定杆直径计算
由公式 （3.33）
式中为角刚度，为材料弹性模量，取，为稳定杆的截面惯性矩, , 为稳定杆两端间的距离其余变量如下图所示[8]。稳定杆材料为60Si2Mn。
由此可知当稳定杆的结构确定后，悬架的侧倾角刚度给定后就可以初步估算处稳定杆的直径。
、由于轮距为1300，所以初步选取, , ,
（3.34）
悬架侧倾角刚度的计算：
（为轮距，为线形刚度）
由于现行刚度计算牵涉到独立悬架具体机构，因此，而此公式只适合小侧倾角，而且在分析过程中没有考虑导向机构系中铰接点处弹性套的影响。取，则
（3.35）
取。

图3.7稳定杆结构尺寸图
3.5.2、稳定杆校核
稳定杆处的半径取。
（1）稳定杆的扭转应力

为端点处的作用力，
=。
（3.36）
（2）弯曲应力
截面在弯矩的作用下产生的弯曲应力。
（3.37）
综上所述稳定杆的强度和刚度都满足要求。
3.6、缓冲块
为了防止悬架被“击穿”所造成的撞击，在车轮上跳到一定行程时，与主弹性元件（如螺旋弹簧）并联一个非线性程度很强的弹性元件，这就是缓冲块。用它来限制悬架行程，以吸收从车轮传到车身上的冲击载荷
由于方程式赛车的减震器是安装在车身上的，所以缓冲块装在下横臂安装推杆的支承座上来限制
车轮的跳动为上下50mm，当车轮运动到极限位置时，下横臂与水平面的夹角为
（3.38）
下横臂的运动夹角的范围-7.6°到7.6°
通过计算可知当下横臂运动到极限位置时推杆与水平的夹角为42°和56°
缓冲块的基本尺寸3.8如图

图3.8缓冲块的尺寸图
3.7、有限元分析
本次设计主要针对主要零部件进行有限元分析，包括上横臂和下横臂零件。在分析中为了便于网格划分，我们忽略了一些对整体受力分析影响很小的特征。下面来进行具体的操作及结果的分析。
在ADAMS中测量出上下横臂与主销之间的加速度如图3.8,3.9。

图3.8 上横臂的加速度

图3.9 下横臂的加速度
通过 得到：上横臂受到的力
下横臂受到的力
能得到上下横臂弯矩图，如图3.10，3.11

图3.10上横臂弯矩图

图3.11 下横臂弯矩图
计无缝钢管强度 许用

图4.11输入变量值窗口
在Attributes中选择Commands，输入该变量kingpin length的表达式：
variable set variable=.susp.DV_1 real=$slider _1。
同理制作其它的滑动条slider标签l。
滑动条只需改名，输入其表达式。
制作完的修改主销参数、上横臂参数和下横臂参数界面如图4.13、图4.14和图4.15。

图4.13 修改主销参数界面

图4.14 修改下横臂参数界面

图4.15 修改上横臂参数界面
保存界面，在界面中输入数值，发现模型变化了。
在此对话框中能很方便的修改初始参数，由于整个前悬架模型已经参数化了，不同的初始参数就对应不同的悬架，因此平台具有了通用性。
4.4、测试悬架模型
4.4.1、添加驱动
点击ADAMS/View中驱动库的直线驱动（Translational Joint Motion）按钮，选择测试平台和大地的移动副，创建直线驱动。创建直线驱动后，直接在“Edit”菜单中选择“Modify”，可以修改直线驱动，在添加驱动对话窗的“Function（time）”栏中，输入驱动的函数表达式：，它表示车轮的上跳和下跳行程均为50mm。
在ADAMS/View的主工具箱中，选择仿真按钮，设置终止时间为1，工作步长为100。然后点击开始按钮进行仿真。
4.4.2、测量数据
（1）测量主销内倾角
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，如图4.16所示，创建新的测量函数。

图4.16 新建测量函数命令
在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Kingpin_Inclination，一般属性（General Attributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销内倾角的函数表达式：
ATAN（DX（MARKER_1, MARKER_5）/DY（MARKER_1, MARKER_5））
具体编辑过程如下：
首先，输入反正切函数“ATAN（）”；
然后，将光标移动到括号内，在函数编辑器的函数选项中，选择“Displacement”中的“Displacement along X”，测量两点在X方向的距离，按，如图4-17所示。系统弹出助理对话窗，在“To Marker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：Marker1，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“LCA_inner”处的Marker：Marker5，如图4-18所示，按“OK”，系统自动生成测量 两点在X轴方向距离的表达式。

图4.17 函数编辑器

图4.18测量两点在X轴方向距离

图4.19测量两点在Y轴方向距离
同样，测量两点在Y轴方向的距离时，选择选择“Displacement”中的“Displacement along Y”，在“To Marker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：Marker1，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“LCA_inner”处的Marker：Marker4，如图4.19所示，按“OK”。就完成了测量主销内倾角的表达式输入。同时，系统生成主销内倾角变化的测量曲线，如图4.20所示。经过分析发现主销内倾角并不是固定等于

图4.20 主销内倾角变化曲线
（2）测量主销后倾角
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Caster_Anger，一般属性（General Attributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：
ATAN（DZ（MARKER_1, MARKER_5）/DY（MARKER_1, MARKER_5））
由软件自动生成的主销后倾角曲线（如图4.21）可以得到，主销的后倾角不是固定的，而是在到的范围内变化的。

图4.21 主销后倾角变化曲线
（3）测量车轮外倾角
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Camber_Anger，一般属性（General Attributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：
ATAN（DY（MARKER_10, MARKER_36）/DX（MARKER_10, MARKER_36））
自动生成车轮外倾角变化曲线，如图4.22。由分析得到，车轮的外倾角的变化范围是在到之间不是固定为。

图4.22 前轮外倾角变化曲线
（4）测量车轮接地点侧向滑移量
首先,在车轮（Wheel）上创建Marker，ID为Wheel.Marker_43，修改它的位置为（-340，-191.5，-204.5）；然后在大地上创建Marker，ID为Groung.Marker_44，它的位置与Wheel.Marker_43的相同。
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Sideways_Displacement，单位（Units）栏中选择“length”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑车轮接地点侧向滑移量的函数表达式：
DX（MARKER_43, MARKER_44）
按“OK”，创建车轮接地点侧向滑移量的测量函数。同时系统生成车轮接地点侧向滑移量的测量曲线，如图4.23所示。

图4.23 车轮侧向滑移量曲线
（5）测量车轮跳动量
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Wheel_Travel，单位（Units）栏中选择“length”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑车轮接地点侧向滑移量的函数表达式：
DY（MARKER_43, MARKER_44）
按“OK”，创建车轮跳动量的测量函数。同时系统生成车轮跳动量的测量曲线，如图4.24所示。

图4.24 车轮跳动量曲线
（6）测量前轮前束
在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Toe_Anger，一般属性（General Attributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：
ATAN（DZ（MARKER_10, MARKER_