雙橫臂獨(dú)立懸架參數(shù)匹配與運(yùn)動(dòng)仿真設(shè)計(jì)(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過(guò))

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 目 錄 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 緒 論 . 1 1.1 懸架的概述 . 1 1.2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)、類型和特點(diǎn) . 2 1.3 課題的主要意義 . 5 1.4 設(shè)計(jì)內(nèi)容概述 . 5 第 2 章 雙橫臂獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)計(jì)算 . 6 2.1 選取同類車型參數(shù) . 6 2.2 懸架主要參數(shù)的確定 . 6 2.3 簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量 . 7 2.4 彈性元件計(jì)算 . 8 2.5 減震器計(jì)算 . 12 2.5.1 相對(duì)阻尼系數(shù) . 12 2.5.2 筒式減震器工作缸 D 確定 . 14 2.6 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) . 15 2.6.1 側(cè)傾中心 . 15 2.6.2 橫向平面內(nèi)上下 橫臂軸布置方案 . 16 2.6.3 水平面內(nèi)上下橫臂軸的布置方案 . 16 2.7 上下橫臂長(zhǎng)度確定 . 17 2.8 半軸計(jì)算 . 17 2.9 車輪計(jì)算 . 18 2.10 本章小結(jié) . 18 第 3 章 基于 ADAMS/View 的懸架優(yōu)化分析 . 19 3.1ADAMS 介紹 . 19 3.2 懸架建模關(guān)鍵點(diǎn)確定 . 20 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 3.3 添加連接副 . 21 3.4 添加移動(dòng)副 . 22 3.5 測(cè)量參數(shù)值 . 23 3.6 懸架的特性曲線 . 27 3.7 仿真結(jié)果分析 . 30 3.8 懸架部件尺寸參數(shù)化 . 30 3.9 制定界面 . 35 3.10 設(shè)計(jì)參數(shù)的研究分析 . 38 3.11 優(yōu)化方案 . 46 3.12 優(yōu)化結(jié)果分析 . 48 3.13 本章小結(jié) . 49 第 4 章 懸架實(shí)體建模 . 50 4.1Pro/E 介紹 . 50 4.2 懸架零件實(shí)體建模 . 50 4.2.1 螺旋彈簧的 創(chuàng)建 . 50 4.1.2 輪胎的 創(chuàng)建 . 51 4.1.3 盤式制動(dòng)器創(chuàng)建 . 51 4.1.4 轉(zhuǎn)向拉桿創(chuàng)建 . 52 4.1.5 上 橫臂的創(chuàng)建 . 53 4.1.6 下橫臂創(chuàng)建 . 53 4.1.7 半軸創(chuàng)建 . 53 4.1.8 叉形件的創(chuàng)建 . 54 4.1.9 轉(zhuǎn)向節(jié)創(chuàng)建 . 54 4.3 懸架的裝配 . 54 4.4 本章小結(jié) . 54 結(jié) 論 . 55 參考文獻(xiàn) . 56 致 謝 . 57 附 錄 . 58 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 1 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 2 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 3 第 1 章 緒 論 1.1 懸架的概述 舒適性是轎車最重要的使用性能之一。舒適性與車身的固有振動(dòng)特性有關(guān)，而車身的固有振動(dòng)特性又與懸架的特性相關(guān)。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。同時(shí)，汽車懸架做為車架 (或車身 )與車軸 (或車輪 )之間作連接的傳力機(jī)件，又是保證汽車行駛安全的重要部件。 一般懸架由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、減振器和橫向穩(wěn)定桿組成。彈性元件用來(lái)承受并傳遞垂直載荷，緩和由于路面不平引起的對(duì)車身的沖擊。彈性元件 種類包括鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、油氣彈簧、空氣彈簧和橡膠彈簧。減振器用來(lái)衰減由于彈性系統(tǒng)引起的振，減振器的類型有筒式減振器，阻力可調(diào)式新式減振器，充氣式減振器。導(dǎo)向機(jī)構(gòu)用來(lái)傳遞車輪與車身間的力和力矩，同時(shí)保持車輪按一定運(yùn)動(dòng)軌跡相對(duì)車身跳動(dòng)，通常導(dǎo)向機(jī)構(gòu)由控制擺臂式桿件組成。種類有單桿式或多連桿式的。鋼板彈簧作為彈性元件時(shí)，可不另設(shè)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，它本身兼起導(dǎo)向作用。有些轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過(guò)大的橫向傾斜，在懸架系統(tǒng)中加設(shè)橫向穩(wěn)定桿，目的是提高橫向剛度，使汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性，改善汽車的 操縱穩(wěn)定性和行駛平順性 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 4 現(xiàn)代汽車懸架的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)，嶄新的懸架裝置。按控制形式不同分為被動(dòng)式懸架和主動(dòng)式懸架。目前多數(shù)汽車上都采用被動(dòng)懸架，如下圖所示也就是汽車姿態(tài)（狀態(tài)）只能被動(dòng)地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以及減振器這些機(jī)械零件。 20 世紀(jì) 80 年代以來(lái)主動(dòng)懸架開(kāi)始在一部分汽車上應(yīng)用，并且目前還在進(jìn)一步研究和開(kāi)發(fā)中。主動(dòng)懸架可以能動(dòng)地控制垂直振動(dòng)及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動(dòng)調(diào)整懸架剛度和阻尼 ，如圖 1.1。 1 彈性元件 2 減震器 縱向推力桿 橫向推力桿 3 橫向穩(wěn)定器 圖 1.1 懸架圖 根據(jù)汽車導(dǎo)向機(jī)構(gòu)不同懸架種類又可分為獨(dú)立懸架，非獨(dú)立懸架。如下圖 1.2 所示 ： (a)非獨(dú)立懸架 (b)獨(dú)立懸架 圖 1.2 非獨(dú)立懸架與獨(dú)立懸架示意圖 非獨(dú)立懸架如上圖 (a)所示。其特點(diǎn)是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊力時(shí)會(huì)直接影響到另一側(cè)車輪上，當(dāng)車輪上下跳動(dòng)時(shí)定位參數(shù)變化小。若采用鋼板彈簧作彈性元件，它可兼起導(dǎo)向作用，使結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化，降低成本。目前廣下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 5 泛應(yīng)用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。非獨(dú)立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時(shí)懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平 順性較差。 獨(dú)立懸架是兩側(cè)車輪分別獨(dú)立地與車架（或車身）彈性地連接，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊，其運(yùn)動(dòng)不直接影響到另一側(cè)車輪，獨(dú)立懸架所采用的車橋是斷開(kāi)式的。這樣使得發(fā)動(dòng)機(jī)可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。獨(dú)立懸架允許前輪有大的跳動(dòng)空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時(shí)獨(dú)立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。如上圖 (b)所示。 1.2 獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)、類型和特點(diǎn) 1、 單橫臂式 這種懸架在車輪跳動(dòng)時(shí)車輪傾角有顯著的變化，側(cè)滑量大、輪胎磨損嚴(yán)重，轉(zhuǎn)向輪采用這種懸架對(duì)轉(zhuǎn)向操縱有一定影 響因此很少用于的前懸架。對(duì)后懸架來(lái)說(shuō)汽車在小向心加速度行駛時(shí)車輪外傾角變化將增加汽車不足轉(zhuǎn)向因素而在大向心加速度時(shí)車身產(chǎn)生 “ 舉升 ” 現(xiàn)象。單橫臂式懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、成本低，在早期轎車后懸架上采用得比較多，目前已很少使用。 2、 單縱臂式 單縱臂式懸架在車輪跳動(dòng)時(shí)，車輪外傾角和前束不變，但后傾角變化較大，因此多用于不轉(zhuǎn)向的后輪。轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，由于車輪隨車身一起向外傾斜，后懸架采用這種懸架容易出現(xiàn)過(guò)多轉(zhuǎn)向趨勢(shì)。單縱臂式懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小，可以得到較大的室內(nèi)空間，所以在前輪驅(qū)動(dòng)汽車的后懸架上應(yīng)用的比較多，目前 被單斜臀式、麥弗遜式獨(dú)立懸架所代替。 3、 單斜臂式 介于單橫臂式和單縱臂式之間的一種懸架結(jié)構(gòu)。擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)軸線與汽車縱軸線所成角度在 0-90之間。單斜臂式懸架自 60 年代初問(wèn)世以來(lái)，在后輪驅(qū)動(dòng)汽車的后懸架上得到了廣泛應(yīng)用。目前由于對(duì)汽車干順性和操縱穩(wěn)定性提出了更高要求，有些汽車采用了結(jié)構(gòu)更復(fù)雜的雙橫臂式或多桿式獨(dú)立懸架。今后伴隨著后輪驅(qū)動(dòng)汽的減少，單斜臂式懸架應(yīng)用會(huì)逐漸減少。 4、 縱臂扭轉(zhuǎn)梁式 這種懸架主要優(yōu)點(diǎn)是，車輪運(yùn)動(dòng)特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動(dòng)時(shí)，車輪外傾角、前束及輪距無(wú)變化，汽車具有良 好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸梁在側(cè)向力作用時(shí)。呈過(guò)多轉(zhuǎn)向趨勢(shì)。另外，扭轉(zhuǎn)梁因強(qiáng)度關(guān)系，允許承受的載荷受到限制。扭轉(zhuǎn)梁式懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、在一些前置前驅(qū)動(dòng)汽車的后懸架上應(yīng)用得比較多。 5、 多桿式 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 6 多桿式懸架主要優(yōu)點(diǎn)是，利用多桿控制車輪的空間運(yùn)動(dòng)軌跡，以便更好地控制車輪定位參數(shù)變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉(zhuǎn)向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點(diǎn)是零件數(shù)量多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進(jìn)的懸架結(jié)構(gòu)。 6、 麥弗遜式 它可看成是上擺臂等效無(wú)限長(zhǎng)的雙橫臂式獨(dú)立懸架。它的突出優(yōu)點(diǎn)是簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)，減小了質(zhì)量，節(jié)省了空間，有利于前部地板構(gòu)造和發(fā)動(dòng)機(jī)布置。它的缺點(diǎn)是：由于自由度少，懸架運(yùn)動(dòng)特性的可設(shè)計(jì)性不如雙橫臂懸架；振動(dòng)通過(guò)上支點(diǎn)傳遞給汽車頭部，需采取相應(yīng)的措施隔離振動(dòng)、噪聲；減震器的活塞桿與導(dǎo)向套之間存在摩擦力，使得懸架的動(dòng)剛度增加，彈性特性變差，小位移時(shí)這一影響更加顯著；對(duì)輪胎的不平衡性較敏感；減震器緊貼車輪布置，其空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。 7、 雙橫臂式 雙橫臂式獨(dú)立懸架按其上、下橫臂的長(zhǎng)短又分為等長(zhǎng)雙橫臂式和不等長(zhǎng)雙橫臂式兩種。等長(zhǎng)雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動(dòng)時(shí)， 可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會(huì)使輪胎磨損嚴(yán)重，故已很少采用，多為不等長(zhǎng)雙橫臂式懸架所取代。后一種形式的懸架在其車輪上、下跳動(dòng)時(shí)，只要適當(dāng)?shù)剡x擇上、下橫臂的長(zhǎng)度，并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數(shù)的變化量限定在允許的范圍內(nèi)。這種不大的輪距改變，不引起車輪沿路面的側(cè)滑，而為輪胎的彈性變形所補(bǔ)償。因此，不等長(zhǎng)雙橫臂獨(dú)立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為中高級(jí)轎車的前懸架所廣泛采用。 雙橫臂懸架的突出優(yōu)點(diǎn)在于設(shè)計(jì)的靈活性，可以通過(guò)合理的選擇空間導(dǎo)向桿系的鉸接點(diǎn)的位置及導(dǎo)向臂的長(zhǎng)度，使得懸架具有合 適的運(yùn)動(dòng)特性，并且形成恰當(dāng)?shù)膫?cè)傾中心和縱傾中心。 為了隔離振動(dòng)和噪聲并補(bǔ)償空間導(dǎo)向機(jī)構(gòu)由于上、下橫臂擺動(dòng)軸線相交帶來(lái)的運(yùn)動(dòng)干涉，在個(gè)鉸接點(diǎn)處一般采用橡膠支承。顯然，各點(diǎn)處受力越小，則橡膠支承的變形越小，車輪的導(dǎo)向和定位也就越精確。分析表明，為了減小鉸接點(diǎn)處的作用力，應(yīng)盡量增大上、下橫臂間的垂直距離。當(dāng)然，上下橫臂各鉸接點(diǎn)位置的確定還要綜合考慮布置是否方便以及懸架的運(yùn)動(dòng)特性是否合適 ，如圖 1.3。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 7 1， 6-下擺臂及上擺臂； 2,5-球頭銷； 3-半軸等速萬(wàn)向節(jié)； 4-立柱； 7， 8-緩沖塊 圖 1.3 無(wú)主銷前轉(zhuǎn)向驅(qū) 動(dòng)橋的雙橫臂懸架 1.3 課題的主要意義 懸架是車輛重要的組成部分。其主要任務(wù)是傳遞車輪與車架之間的力和力矩，并緩和沖擊、衰減振動(dòng)。對(duì)改善車輛的行駛平順性、減輕車輛自重以及減少對(duì)公路的破壞具有重要息義。傳統(tǒng)的汽車設(shè)計(jì)是由最初的設(shè)計(jì) 試驗(yàn) 設(shè)計(jì)。在制造出樣品產(chǎn)品后，進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試合格，制造出產(chǎn)品。如果不合格，重新設(shè)計(jì)，直到合格為止。在從設(shè)計(jì)到制造要經(jīng)過(guò)多次的重試，需要很長(zhǎng)的時(shí)間，浪費(fèi)了大量的人力和物力，并且延長(zhǎng)了新產(chǎn)品的上市時(shí)間。 本課題研究的 主要意義 就在于運(yùn)用 ADAMS 軟件 對(duì)車輛雙橫臂獨(dú)立式懸架 進(jìn)行 虛擬設(shè)計(jì) ，在試制前的階段進(jìn)行設(shè)計(jì)和試驗(yàn)仿真，并且提出優(yōu)化設(shè)計(jì)的意見(jiàn)，獲得分析車輪垂直跳動(dòng)、轉(zhuǎn)動(dòng)與車輪前束角的變化等關(guān)系。獲得相關(guān)數(shù)據(jù)，在產(chǎn)品制造出之前，就可以發(fā)現(xiàn)并更正設(shè)計(jì)缺陷，完善設(shè)計(jì)方案，縮短開(kāi)發(fā)周期，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量和效率，為生產(chǎn)實(shí)際提供理論支持。運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù)，結(jié)合虛擬設(shè)計(jì)和虛擬試驗(yàn)，可以大大簡(jiǎn)化懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程，大量減少產(chǎn)品開(kāi)發(fā)費(fèi)用和成本，提高產(chǎn)品系統(tǒng)性能，獲得最優(yōu)設(shè)計(jì)產(chǎn)品。 1.4 設(shè)計(jì)內(nèi)容概述 分析雙橫臂獨(dú)立式懸架的結(jié)構(gòu)和懸架設(shè)計(jì)要求，在懸架設(shè)計(jì)中，根據(jù)整車的布置要求以及經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，確定懸架的整體空 間數(shù)據(jù)和性能參數(shù)，在 ADAMS 軟件平臺(tái)上建立雙橫臂獨(dú)立懸架的簡(jiǎn)化物理模型，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，通過(guò)分析車輪垂直跳動(dòng)、轉(zhuǎn)動(dòng)與車輪前束角的變化等關(guān)系獲得相關(guān)數(shù)據(jù)，優(yōu)化相關(guān)參數(shù)建立虛擬雙橫臂獨(dú)立選件 模型。運(yùn)用 PRO/E 建立三維實(shí)體模型 ，如圖 1.4 所示。 收集材料，完成開(kāi)題報(bào)告 初步計(jì)算懸架零部件尺寸 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 8 否 是 修改 是 圖 1.4 畢業(yè)設(shè)計(jì)流程圖 第 2章 雙橫臂獨(dú)立懸架計(jì)算 2.1 選取同類車型參數(shù) 本次設(shè)計(jì)選用車型為 2011 款比亞迪 F6 舒適型 2.0L 手動(dòng)擋，設(shè)計(jì)前懸架參考的主要參數(shù)如下 表 2.1。 表 2.1 參考車型主要參數(shù) 車身長(zhǎng) /寬 /高（ mm） 4850/1822/1465 整車整備質(zhì)量 （ kg） 1435 總質(zhì)量 （ kg） 1435+5 70=1785 前輪距（ mm） 1551 后輪距 （ mm） 1551 前輪胎規(guī)格 205/65R15 校核強(qiáng)度和使用壽命 根據(jù)有優(yōu)化后的尺寸繪制P ro/E實(shí)體模型 運(yùn)用 ADAMS 創(chuàng)建簡(jiǎn)化物理模型并運(yùn)動(dòng)分析 創(chuàng)建Pro/E二維工程圖及實(shí)體裝配圖一套 編輯說(shuō)明書(shū)，完成畢業(yè)設(shè)計(jì) 檢查、審核 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 9 前輪輞規(guī)格 6.5J 15 最小離地間隙 （ mm） 150 2.2 懸架主要參數(shù)的確定 1.懸架靜撓度 懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸架剛度之比，即 CFf Wc / （ 2.1） 對(duì)于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配 系數(shù) 2.18.0 ,因而可以近似地認(rèn)為，即前后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂向振動(dòng)是相互獨(dú)立的。并用偏頻表示各自的自由振動(dòng)頻率。一般采用鋼制彈簧的轎車，約為 3.11 ( 8060 次 /min),約為HZ5.117.1 （ 9070 次 /min）非常接近人體步行時(shí)的自然頻率。為了避免汽車的角振動(dòng)，一般汽車前后懸架偏頻之比約為 : 9.085.0/ 21 nn 。 取 HZn 3.11 , HZn 4.12 因此 93.04.1/3.1/ 21 nn 在允許范圍 當(dāng)時(shí)，汽車前后橋上方車身部分的垂向振動(dòng)頻率為 ： 111 21sSmCn （ 2.2） 221 21sSmCn （ 2.3） 式中 g 重力加速度 ， 2/9810 smmg ； 21, Ss CC 前后懸架剛度 ， mmN/ ； 21, ss mm 前后懸架懸掛質(zhì)量， kg 。 由上式得到： 1176.15cfn （ 2.4） 2276.15cfn （ 2.5） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 10 式中2,1 cc ff的單位 mm 。 mmf c 1471 mmf c 1271 2、 懸架的動(dòng)撓度 懸架的動(dòng)撓度是指從滿載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(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 2/1 或 3/1 ）時(shí)，車輪中心相對(duì)車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓 度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。乘用車，df取 mm9070 。 取 mmfd 83對(duì)于一般轎車而言，懸架總的工作行程即靜撓度與動(dòng)撓度之和應(yīng)當(dāng)不小于mm160 。 mmff dc 1 6 02 3 0831 4 7 2.3 簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量 非簧載質(zhì)量：根據(jù)是否由徐昂家彈簧支撐，汽車的總質(zhì)量可以分為懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量?jī)刹糠?，非懸掛質(zhì)量即為非簧載質(zhì)量 。 對(duì)于轎車驅(qū)動(dòng)橋：采用獨(dú)立懸架的非懸掛質(zhì)量為 kg8060 。 表 1.2 懸掛質(zhì)量與非懸掛質(zhì)量 懸架類型 總質(zhì)量非懸掛質(zhì)量 usu mmm 總質(zhì)量懸掛質(zhì)量 uss mmm 非懸掛質(zhì)量 懸掛質(zhì)量us mm 懸掛質(zhì)量非懸掛質(zhì)量su mm 雙橫臂，螺旋彈簧，中央制動(dòng)器 13% 87% 6.7 14.9% DE Dion 橋，螺旋彈簧，中央制動(dòng)器 15% 85% 5.7 17.6% 雙橫臂，螺旋彈簧 18% 82% 4.6 22% 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 11 縱臂，螺旋彈簧 18% 82% 4.6 22% DE Dion 橋，螺旋彈簧 20% 80% 4.0 25% 整體剛性橋，導(dǎo)向桿系，螺旋彈簧 22% 78% 3.5 28.2% 整體剛性橋，鋼板彈簧 26% 74% 2.8 35.1% 因此簧載質(zhì)量 kgms 7.1 4 6 3%821 7 8 5 。 現(xiàn)代汽車質(zhì)量分配系數(shù) 接近于 1。 kgmmss 85.7 3 12/7.1 4 6 321 。 非簧載質(zhì)量 kgm 31.3 2 1%187.1 4 6 3 。 單個(gè)車輪的非簧載質(zhì)量為 kg32.804/3.321 (滿足要求 ) 2.4 彈性元件計(jì)算 1、 螺旋彈簧的初步選擇 材料：油 淬火回火硅錳 彈簧鋼絲 ； 牌號(hào)： 60si2MnA； 推薦溫度范圍 : )(20040 C 。 2、 彈簧的設(shè)計(jì) 彈簧剛度 1SC mmNnCMCnsSS /78.4885.731)2(2 1 211111 3、 設(shè)計(jì)載荷時(shí)彈簧受力 iP NNgmP si 3590724.358998102 85.7312 1 4、 初選彈簧高度 初步選擇 mmH I 240 ； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 12 懸架在壓縮行程極限位置時(shí)的彈簧高度為 180mm 5、 初步選擇彈簧中徑 初選中徑： mmDm 100端部結(jié)構(gòu)形式 ： 兩端 兩端 碾細(xì) 。 6、 參考相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)確定臺(tái)架實(shí)驗(yàn)時(shí)伸張及壓縮極限位置相對(duì)于設(shè)計(jì)載荷位置的彈簧變形量 21,ff mmfmmff c83147211 7、 確定彈簧壽命 圓柱螺旋彈簧按所受載荷情況可分為三類 ： 第一類 受循環(huán)載荷作用次數(shù)在 1次以上的彈簧； 第二類 受循環(huán)載荷作用次數(shù)在 11 次范圍內(nèi)及受沖擊載荷的彈簧； 第三類 受靜載荷及受循環(huán)載 荷次數(shù) 1以下的彈簧 。 汽車圓柱彈簧應(yīng)選取第二類 。 8、 初選鋼絲直徑 d=14mm 根據(jù)直徑材料選取許用拉應(yīng)力 =1569Mpa。 9、 求解彈簧工作圈數(shù) i 彈簧剛度 fPCs /； 軸向載荷 P作用下變形438Gd iPDf m； 式中 Dm 彈簧中徑， mm d 彈簧鋼絲直徑， mm i 彈簧工作圈數(shù)； G 彈簧材料剪切彈性模量取 Mpa4103.8 。 17.878.48100814103.88 34434 sm CDGdi 圈 （ 2.6） 壓縮彈簧 i取值為 9 圈 彈簧完全并緊時(shí) 的高度 sH ，總?cè)珨?shù) n 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 13 兩端碾細(xì) 總?cè)?shù) : 11292 in 圈 （ 2.7） 完全并緊時(shí)的高度 : tndHs 2)1(01.1 （ 2.8） 式中 1.01 螺旋角的補(bǔ)償系數(shù)； t 端部碾細(xì)時(shí)的端末厚度 t=d/3。 10、 彈簧完全并緊時(shí)的高度 tndHs 2)1(01.1 3/142)111(1401.1 mm150 11、 由sH、sP、iH及sC求出彈簧在完全壓緊時(shí)載荷sP， 臺(tái)架試驗(yàn)伸張、壓縮極限位置對(duì)應(yīng)載荷 1P 、 2P 以及工作壓縮極限位置的載荷mP分別為 ： )( SSSiS HHCPP （ 2.9） )18 024 0(78.4835 90 =2261.4Mpa 21 fCPP Si （ 2.10） 1 4 778.483 5 9 0 Mpa66.3580 22 fCPP Si （ 2.11） 8378.483590 Mpa74.7638 )(1 miSm HHCPP （ 2.12） )18 024 0(78.4833 50 Mpa8.6276 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 14 彈簧指數(shù) 14.714/1 0 0/ dDCm旋繞比 C 范圍 84 （滿足要求） 。 曲率系數(shù)是考慮簧圈曲率對(duì)強(qiáng)度影響的系數(shù) : CCCK 615.044 14 14.7 6 1 5.0414.74 114.74 21.1 12、 剪切應(yīng)力計(jì)算 1 、 2 、3、max3388 d KPCd KPD m （ 2.13） M p ad KCPd KDP m 12.4021414.3 2.114.7)66.3580(888 231311 ； M p ad KCPd KDP m 85.8571414.3 2.114.774.7638888 232322 ； M p ad KCPd KDP m 62.25391414.3 2.114.72.2614888 233333 ； 33m a x88 d KCPd KDP mmm 21414.32.114.78.6 2 7 68 M p aM p a 47.98863.090.704 13、 校核臺(tái)架試驗(yàn)條件下彈簧壽命 給定試驗(yàn)條件下循環(huán)次數(shù) cn 可估算 ： 13.0 1)808.1(ec Kn （ 2.14） 式中 31.0)12.4 0 285.8 5 7(1 5 6 948.1)12.4 0 285.8 5 7(14.7)(48.1)(74.01212 eK； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 15 因此： 78.778118)31.0808.1()808.1( 13.0 113.0 1 ec Kn（滿足要求） 。 14、 確定彈簧自由高度0HSCPHH /110 （ 2.15） 78.48/3590240 mm60.313 取 mmH 3200 。 15、 最小工作高度0H iSn dHH （ 2.16） 式中 與彈簧指數(shù)有關(guān)的系數(shù) dDCm /有關(guān)的系數(shù) ： 14.7C 12.0 iSn dHH (2.17) 91412.0150 mm12.165 14、 穩(wěn)定性校核 又細(xì)又高的彈簧在大載荷作用下會(huì)失穩(wěn)，失穩(wěn)的臨界載荷不僅與高度和直徑之比 : 3.52.31003200 mDH（ 兩端固定） 。 取 C0=1 (不同支撐方式下 C0 取值見(jiàn)劉維信汽車設(shè)計(jì)圖 13-66) )(89.611(811.0)( 200 CHfcr (2.18) )2.3 1(89.611(8 1 1.0 2 =1.2748 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 16 由于 H0已經(jīng)設(shè)計(jì)出得 H0=320mm f為螺旋彈簧在其軸向載荷 P 作用下變形 mmGd iPDf m 07.8114103.8 91 0 03 5 9 088 44343 (2.19) 2 7 4 8.12 5 3 3.03 2 0/07.81/0 Hf(2.20) 因此 ： CrHfHf )/(/ 00 （彈簧穩(wěn)定） 。 2.5 減震器計(jì)算 懸架用得最多的減震器是內(nèi)部充有液體的液力式減震器。汽車車身和車輪振動(dòng)時(shí)，減震器的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和液體的粘性摩擦 形成了振動(dòng)阻力，將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍的空氣中去，達(dá)到迅速衰減振動(dòng)的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進(jìn)行，這把這種減震器稱為單向作用式減震器；反之稱為雙向作用式減震器。本設(shè)計(jì)選用雙向作用式減震器。 根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減震器分為搖臂式和筒式兩種筒式減震器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。由于雙筒充氣液力減振器具有工作穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長(zhǎng)度短等優(yōu)點(diǎn)，因此在乘用車上得到了越來(lái)越多的應(yīng)用。所以選擇的減振器形式為雙筒充氣式液力減振器 。 2.5.1 相對(duì)阻尼系數(shù) 用 相對(duì)阻尼系數(shù) 的大小來(lái)評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。 值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身； 值小則反之。 F 式中 F 阻力， 減振器阻尼系數(shù)。 scm2 式中 c 懸架剛度， sm 簧載質(zhì)量 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 17 減振器的阻尼力作用在不 同剛度 c 和簧載質(zhì)量式會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果， 值大，振動(dòng)能衰減的快，同時(shí)也會(huì)將較大的路面沖擊傳到車身。 值小則相反，振動(dòng)衰減的比較慢，但是傳到車身的沖擊也較小。因此通常取減振器的壓縮行程的 Y 值取小些，伸張行程時(shí)的s取的大些。并 保持 Y =（ 0.25 0.50）s的關(guān)系，設(shè)計(jì)時(shí)取 Y與s的平均值 ， 的范圍時(shí) 25.0 0.35。 初取 =0.30。 1、 減振器阻尼系數(shù)的確定 減震器阻尼系數(shù)scm 2 。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率smc，所以理論上 sm2 。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) ，如圖 2.1 。 圖 2.1 減振器安裝 位置 10024.0 17.1463 78.487.14633.022 222 anm s (2.21) 式中： n 雙橫臂懸架的下臂長(zhǎng)； a 減震器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上鉸鏈點(diǎn)之間距離 ； 減震器軸線與鉛垂線之間的夾角，取 90 ， 4.0/ n 。2、 最大卸荷力 0F 的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開(kāi)卸荷閥，此時(shí)活塞的速度為卸荷速度。為求出減震器的最大卸荷力，先求出當(dāng)減震器打開(kāi)卸荷閥時(shí)活塞的速度即卸荷速度 。 Ax （ 2.22） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 18 式中：x一般都在 sm /30.015.0 ； A 車身振幅，取 40mm； Ax 3107.1 4 6 31 0 0 078.4840 sm/23.0 因此可求得在伸張時(shí)的最大卸荷力： NF X 46.23023.01 0 0 20 （ 2.23） 2.5.2 筒式減震器工作缸 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計(jì)算工作缸直徑 D 為 )1(420 P FD （ 2.24） 式中 P為工作缸最大允許壓力， Mpa43 ；取 Mpa5.3 為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減震器取 50.040.0 ， 取 0.45 )1(420 P FD )45.01(35.014.346.2 3 042 =32.43mm 減震器的工作缸直徑 D 有 20mm、 30mm、 40mm、（ 45mm）、 50mm、 65mm 等幾種。選取時(shí)按標(biāo)準(zhǔn)選用，相見(jiàn) QC/T4911999 汽車筒式減震器 尺寸系列及技術(shù)條件。 取 D 值 40mm。 貯油筒直徑 Dc=（ 1.30-1.50） D,壁厚取為 2mm，材料為可選 20 鋼 。 mmDD C )6052(40)50.130.1()50.130.1( Dc 取值 50mm。 2.6.導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.6.1 側(cè)傾中心 雙橫臂獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由下圖所示得出。將上下橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動(dòng)點(diǎn)的連線延下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 19 長(zhǎng)，一邊得到極點(diǎn) P 同時(shí)活的 P 點(diǎn)的高度。將 P 點(diǎn)與車輪接地點(diǎn) N 連接，即可在汽車軸線上或的側(cè)傾中心 W。 圖 2.2 雙橫臂獨(dú)立懸架側(cè)傾中心 W 的確定 雙橫臂獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心高度為 ： adk hBh PW t anco s2 1(2.25) mmB 15511 0 8 mma 60 mmc 330 mmd 200 式中 ： )s in()90s in( ack (2.26) 330)08s in()8890s in( =2371.15 dkhp sin(2.27) 2 000s in15.2 37 1 =200mm 因此 adk hBh PW t anco s2 1608t a n2000c os15.2371 20021551 =63.07mm 前懸架側(cè)傾中心高度在 mm1200 范圍內(nèi)，所以滿足要求 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 20 2.6.2 橫向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 將上、下橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動(dòng)點(diǎn)的連線延長(zhǎng)，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) P 連接，即可在汽車軸線上獲得側(cè)傾中心 。 圖 2.3 上下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 2.6.3 水平面內(nèi)上下橫臂軸的布置方案 上下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案為三種 a） 1a 和 2a 皆為正 b） 1a 為正值， 2a 為零 c） 1a 為正值， 2a 為負(fù)值 圖 2.4 上下橫臂水平面布置方案圖 大多數(shù)前置發(fā)動(dòng)機(jī)汽車懸架下橫臂軸的斜置角為正值，而上橫臂軸的斜置角有正值、零值和負(fù)值三種布置方案。上、下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對(duì)車輪跳動(dòng)時(shí)前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大的影響。如車輪上跳，下橫臂軸斜置角為正，上橫臂軸斜置角為負(fù)值或零值時(shí)，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂都為正值時(shí)，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較小增加甚至減小。 本設(shè)計(jì)選擇方案（ b） ，選擇下橫臂軸的斜置角為正值，上橫臂軸的斜 置角為零值。 取值： 101 a ，02 a 。 2.7 上下橫臂長(zhǎng)度確定 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 21 雙橫臂式懸架上、下橫臂的長(zhǎng)度對(duì)車輪上、下跳動(dòng)時(shí)的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代乘用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(zhǎng)。 下圖為 下橫臂長(zhǎng)度保持不變，改變上橫臂長(zhǎng)度 2l ，使12 ll分別為 0.4， 0.6， 0.8， 1.0， 1.2 時(shí)計(jì)算得到懸架運(yùn) 動(dòng)特性曲線。 圖 2.5 上、下橫臂長(zhǎng)度之比改變時(shí)懸架運(yùn)動(dòng)特性圖 美國(guó)克萊斯勒和通用公司分別認(rèn)為，上、下橫臂長(zhǎng)度之比取 70.0 和 66.0 為最佳，根據(jù)我國(guó)乘用車設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，在初選尺寸時(shí)取上、下橫臂長(zhǎng)度之比為 0.65 為宜。本設(shè)計(jì)初選尺寸下擺臂長(zhǎng)度 1l =400mm， 因 65.0/ 21 ll ，上擺臂長(zhǎng)度 mml 2602 。 2.8 半軸計(jì)算 半軸根據(jù)其車輪端的支撐方式不同，可分為半浮式， 3/4 浮式和全浮式三種形式。此次設(shè)計(jì)為全浮式半軸。 全浮式半軸的計(jì)算載荷可按車輪 附著 力矩計(jì)算，即 : rrGmM 2221 (2.28) 其中 2m 負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取值 1.2； 2G 驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷； r 滾動(dòng)半徑，可近似為車輪半徑； 附著系數(shù)，取值 0.8； rrGmM 2221 8.075.3238.921 7 852.121 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 22 mmN 61012.1 全浮式半軸軸桿部直徑可按下面公式選擇 3 Mkd (2.29) 3 61012.121.0 =21.80mm k 為直徑系數(shù)，取 218.0205.0 ，取 0.21， d 取 22mm。 2.9 車輪的計(jì)算 輪胎規(guī)格 205/65 R15； 輪胎寬度 mmB 205 ； 扁平率 0.65； 輪胎高度 205； 輪輞直徑 15 英寸 mm3814.2515 ； 因此車輪直徑 D 為 mm5.6 4 7225.1 3 33 8 1 。 2.10 本章小結(jié) 本章計(jì)算了懸架彈性元件、減震器、側(cè)傾中心、上下橫臂、半軸、輪胎等基本尺寸及校核，這些是懸架設(shè)計(jì)必不可少的尺寸要求，對(duì)本次設(shè)計(jì)后期的仿真分析奠定了基礎(chǔ)。其中懸架上下橫臂斜置角、長(zhǎng)度等的初選是根據(jù)試驗(yàn)曲線選出，是 經(jīng)驗(yàn)數(shù)值。為初選值提供理論支持。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 23 第 3 章 基于 ADAMS/View 的懸架優(yōu)化分析 3.1 ADAMS 介紹 ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，原由美國(guó) MDI 公司 (Mechanical Dynamics Inc.)開(kāi)發(fā)，目前已被美國(guó) MSC 公司收購(gòu)成為 MSC/ ADAMS，是最著名的虛擬樣機(jī)分析軟件。它使用交互式圖形環(huán)境和零件庫(kù)、約束庫(kù)、力庫(kù)，創(chuàng)建完全參數(shù)化的機(jī)械系統(tǒng)動(dòng) 力學(xué)模型，利用拉格朗日第一類方程建立系統(tǒng)最大量坐標(biāo)動(dòng)力學(xué)微分代數(shù)方程，求解器算法穩(wěn)定，對(duì)剛性問(wèn)題十分有效，可以對(duì)虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，后處理程序可輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線以及動(dòng)畫仿真 。 ADAMS 軟件由核心模塊、功能擴(kuò)展模塊、專業(yè)模塊、工具箱和接口模塊 5 類模塊組成。 ADAMS 一方面是虛擬樣機(jī)分析的應(yīng)用軟件，用戶可以運(yùn)用該軟件非常方便地對(duì)虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。另一方面，又是虛擬樣機(jī)分析開(kāi)發(fā)工具，其開(kāi)放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶 進(jìn)行特殊類型虛擬樣機(jī)分析的二次開(kāi)發(fā)工具平臺(tái)。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 24 ADAMS 軟件一方面是機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真軟件的應(yīng)用軟件，用戶可以運(yùn)用該軟件非常方便地對(duì)虛擬樣機(jī)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)進(jìn)行分析。另一方面，又是機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真分析開(kāi)發(fā)工具，其開(kāi)放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進(jìn)行特殊類型機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真分析的二次開(kāi)發(fā)工具平臺(tái)。在產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)過(guò)程中，工程師通過(guò)應(yīng)用 ADAMS 軟件會(huì)收到明顯效果傳統(tǒng)懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)、試驗(yàn)、試制過(guò)程中必須邊試驗(yàn)邊改進(jìn)，從設(shè)計(jì)到試制、試驗(yàn)、定型，產(chǎn)品開(kāi)發(fā)成本較高周期長(zhǎng)。運(yùn)用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟 件 ADAMS 進(jìn)行仿真分析以及優(yōu)化設(shè)計(jì)，可以大大簡(jiǎn)化懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程。大幅度縮短產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期，大量減少產(chǎn)品開(kāi)發(fā)費(fèi)用和成本，明顯提高產(chǎn)品質(zhì)量，提高產(chǎn)品的系統(tǒng)及性能獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設(shè)計(jì)產(chǎn)品 。 本文應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)軟件 ADAMS/View 建立了某輕型汽車的前雙橫臂式獨(dú)立懸架模型，進(jìn)而進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，得到了上橫臂長(zhǎng)度主銷長(zhǎng)度、上橫臂在汽車橫向平面的傾角、下橫臂長(zhǎng)度和下橫臂在汽車橫向平面的傾角的值最終優(yōu)值，從而為設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供快速、可靠的技術(shù)依據(jù)，達(dá)到大幅度降低設(shè)備研制成本，大大降低了輪胎的磨損情況的目的。 3.2 懸架建模關(guān)鍵點(diǎn)的確定根據(jù)橫臂橫向、縱向 水平的布置方案及坐標(biāo)系位置可大致確定各部件空間硬點(diǎn)位置，各硬點(diǎn)位置如下 ： 表 3.1 創(chuàng)建硬點(diǎn)坐標(biāo)值 LOC_X LOC_Y LOC_Z LCA_outer 0 0 0 LCA_inner 393.92 0 69.46 UCA_outer 45.90 326.59 -11.40 UCA_inner 303.37 290.41 -11.40 Knuckle_outer -140.53 138.55 -4.84 Knuckle_inne