喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 哈爾濱工業(yè)大學畢業(yè)設計（論文） 寶馬5系懸架設計及仿真分析 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立懸架，其后懸采用的是多連桿式獨立懸架。雙橫臂式的獨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，結構緊湊，占用空間小，故在汽車領域有著廣泛的應用。多連桿式獨立懸架能實現(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的平順性和舒適性，同時也保證了直線行駛的穩(wěn)定性。本設計說明書根據(jù)給定的車型和懸架形式來進行懸架參數(shù)的確定，有懸架的固有頻率、懸架的剛度、靜撓度和動撓度。并以此計算所選彈性元件的尺寸并且進行應力校核。通過阻尼系數(shù)和最大卸荷力確定了減振器的主要尺寸。最后進行了導向機構和橫向穩(wěn)定桿的設計，建模畫圖，MATLAB優(yōu)化，并用ADAMS進行仿真分析。 關鍵詞：獨立懸架；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 不要刪除行尾的分節(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 國內外研究現(xiàn)狀 2 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 2 1.2.2 國內研究現(xiàn)狀 3 1.3 設計水平 4 1.4 技術方案及研究思路 5 第2章 汽車懸架 7 2.1 懸架設計要求 7 2.2 懸架對汽車平順性的影響 7 2.3 本章小結 8 第3章 懸架主要參數(shù)的確定 9 3.1 懸架靜撓度的計算 9 3.2 懸架動撓度的計算 9 3.3 懸架剛度計算 10 3.4 雙橫臂獨立懸架導向機構的設計 11 3.4.1 導向機構設計要求 11 3.4.2 側傾中心 11 3.4.3 橫向平面內上、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 彈性元件的計算 13 3.4.6 振器的結構類型與主要參數(shù)的選擇 16 3.4.7 橫向穩(wěn)定桿設計計算 20 3.5 多連桿式獨立懸架的設計 21 3.6 本章小結 22 第4章 CATIA建模 23 4.1 雙橫臂式獨立懸架 23 4.2 多連桿式獨立懸架 26 第5章 ADAMS/CAR仿真設計 28 5.1 仿真設計及分析 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)生的轉向角的變化 32 5.6 車輪跳動對輪距的影響 33 結 論 35 參考文獻 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；在路面不平的時候擁有理想的運動特性，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)結構圖 導向裝置決定車輪相對于車身的運動特性，并且能夠傳遞除彈性元件以為的力和力矩。根據(jù)導向裝置的不同，懸架可以分為獨立懸架和非獨立懸架兩大類。非獨立懸架最主要的特點是左右車輪之間由一根剛性梁或非斷開式車橋連接，獨立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪分別獨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)，以及原車的懸架結構，對前后懸架進行設計及優(yōu)化，本設計采用的前后懸架均為獨立螺旋彈簧懸架，前懸為雙橫臂式獨立懸架，后懸為多連桿式獨立懸架。 ADAMS 軟件是目前廣泛應用的汽車動力學分析軟件，可以方便的對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析目前國內試驗臺研究起步較國外晚，而且受到技術的限制，大部分的自主品牌車型的底盤由國外公司調校甚至直接使用外資品牌底盤，而應用系統(tǒng)動力學方法，對懸架進行運動特性的設計，能有效減少試驗臺的調校次數(shù)，縮短開發(fā)周期，減少試驗成本。國內外學者以車輪的定位角度及輪距的變化為目標對懸架性能優(yōu)化方面進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動學特性的重要因素，如果懸架結構設計不當，就會大大影響整車性能，如轉向沉重、跑偏、輪胎偏磨等。懸架的運動學特性是指當車輪上、下跳動時，前輪定位參數(shù)、輪距、前輪側向滑移量等參數(shù)相應的變化規(guī)律，這一規(guī)律是由導向機構所決定的，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有理想的運動特性，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。因此懸架設計關系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實際應用意義。本論文基于寶馬5系，并且結合實際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進行計算校核，設計整個懸架系統(tǒng)，對整車運動學性能的影響進行分析，對實際生產(chǎn)有著重要的意義。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 國外汽車懸架運動學的研究起步較早，幾乎是隨著獨立懸架的誕生就開始了。汽車懸架彈性運動學的研究，在上世紀80年代興起。Duym用一種代數(shù)形式的經(jīng)驗公式來描述雙橫臂式獨立懸架系統(tǒng)的非線性特性，仿真結果與實驗結果基本吻合[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)學模型[4]。這些研究表明，建立雙橫臂式獨立懸架系統(tǒng)的簡單而又比較準確的非線性數(shù)學模型，并將其用于乘坐動力學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)設計方法，比較流行的優(yōu)化設計方法多是基于空間機構運動學原理及多剛體動力學理論，采用計算機輔助設計，獲得了理想的設計結果，并有效地提高了工作效率[5]。雙橫臂式獨立懸架的設計、制造已比較成熟，而且成本低，工作可靠，是當今世界汽車工業(yè)中懸架的主導產(chǎn)品。近年來，研究多連桿懸架運動特性的方法不斷涌現(xiàn)，D.M.A. Lee等人推導出轉向節(jié)的速度方程，并應用逐步線性化方法來求解位置問題，Mohamed和Attia應用剛性連桿和轉向節(jié)之間的約束方程獲得懸架的運動特性，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》對各種懸架運動學及彈性運動學作了詳細的分析，對車輪定位參數(shù)做了準確的定義，分析了他們的作用及其對操縱穩(wěn)定性的影響。在懸架運動學分析中，描述了彈簧變形過程中車輪定位值的變化過程；在彈性運動學分析中，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測得到的，可以用來進行操縱穩(wěn)定性的評價[7]。德國人阿達姆·措莫托所著的《汽車行駛性能》、德國學者Wolfgang Matschinsky 編寫的《車輛懸架》以及日本學者安部正人所著的《汽車的運動與操縱》等著作中都對汽車懸架運動學特性做了深入的討論分析[8]。 1.2.2 國內研究現(xiàn)狀 雙橫臂式獨立懸架系統(tǒng)的研究在國內也有較長的歷史。吉林工業(yè)大學的郭孔輝院士的文章國是較早的論文，隨后的一些學者也對該問題做了研究。近幾年來， 北京理工大學，浙江大學等高校正在開展此方面的研究，并發(fā)表了一些論文。對于雙橫臂式獨立懸架系統(tǒng)的研究，主要是應用線性理論研究汽車乘坐動力學[9]。目前，雙橫臂式獨立懸架產(chǎn)品已經(jīng)實現(xiàn)國產(chǎn)化。但從總體上來看，國內對于雙橫臂式獨立懸架系統(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的專用軟件。在雙橫臂式獨立懸架系統(tǒng)的研究中，國內基于線性理論的建模與仿真仍處于主導地位，而基于非線性理論的非數(shù)學建模與分析也已經(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動學分析做過大量工作，而對于多連桿懸架系統(tǒng)，清華大學呂振華等利用機械原理中的拆桿法，對五連桿懸架進行了運動分析和受力分析，并應用一種迭代算法分析了考慮橡膠襯套彈性的懸架運動特性，討論了襯套彈性對車輛性能的影響，清華大學宋健等和同濟大學祁宏鐘等分別采用瞬時軸線法和近似數(shù)值方法確定多連桿懸架的主銷軸線，該方法簡單可靠，對多連桿運動學理論分析打下基礎[11]。 上世紀80 年代起，多剛體系統(tǒng)動力學理論和方法已經(jīng)較廣泛應用于汽車技術領域，一些優(yōu)秀的多體動力學分析的商業(yè)化軟件(如MSC.ADAMS 等)使得汽車懸架系統(tǒng)運動學分析技術日臻成熟和完善。吉林大學楊樹凱在其發(fā)表的《多連桿懸架與雙橫臂懸架運動學和彈性運動學特性分析》中，利用ADAMS/CAR 軟件對兩種懸架系統(tǒng)進行了運動學特性仿真對比分析[12]。孫海林在研究生導師的指導下，根據(jù)某車輛多連桿獨立懸架的設計參數(shù)，用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨立懸架的多體動力學模型，并針對多連桿懸架運動學對整車性能的影響進行了的闡述，總結出多連桿懸架的優(yōu)缺點[13]。同濟大學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行了運動學分析[14]。 1.3 設計水平 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設計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)的研究與設計的領域也相應地分為兩大部分：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、非簧載質量、懸架、簧載質量作為一個整體進行研究與設計，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵下，影響汽車平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學特性，因此可以稱之為懸架系統(tǒng)動力學研究。 后一部分主要是對懸架的導向機構進行工作，主要是研究在車輪與車身發(fā)生相對運動時，懸架導向機構如何引導和約束車輪的運動、車輪定位及影響轉向運動的一些懸架參數(shù)的運動學特性。這一部分的研究稱為懸架的運動學研究。考慮了彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，則懸架運動學即為懸架彈性運動學。懸架彈性運動學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)的運動學研究就包括了懸架運動學和彈性運動學兩個方面的內容[15]。 長期以來，國內汽車行業(yè)，特別是轎車、微型車行業(yè)基本上依靠國外技術生存。雖有眾多專家、學者、業(yè)內人士不斷強調培育本土設計開發(fā)能力的重要性，但在缺乏競爭力的環(huán)境下，相關企業(yè)往往出于短期利益考慮，不愿在此方面進行大規(guī)模投入，致使這項工作難以真正落實到位。因此，迄今為出，國內汽車行業(yè)對包括懸架系統(tǒng)在內的汽車底盤系統(tǒng)關鍵產(chǎn)品的設計機理，仍然知之甚少，重復引進到處可見與浪費驚人，而且也往往受制于人。 1.4 技術方案及研究思路 結合寶馬5系多連桿獨立懸架和雙橫臂式獨立懸架總體設計參數(shù)，通過查閱資料等計算懸架的基本參數(shù)，初步設計懸架的形式，并利用CATIA軟件建立三維模型，同時用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了、雙橫臂式獨立懸架的模型，做運動學仿真分析，通過設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，轉向角的變化，輪距變化等隨車輪跳動的變化關系曲線。 (1)根據(jù)寶馬5系的參數(shù)確定結構參數(shù)。 (2)對懸架結構進行設計。 (3)運用CATIA軟件建立三維實體模型。 (4) 在ADMAS中建模，并進行運動學仿真分析，驗證懸架設計的合理性，通過車輪跳動的變化，測定輪距，轉向角等參數(shù)是否符合規(guī)定。 ADAMS運動學仿真分析 研究背景意義 國內外相關研究研究 國外研究水平 國內研究水平 懸架參數(shù)的計算 CATIA建模畫圖 結論 技術水平 圖1-2 研究思路 第2章 汽車懸架 2.1 懸架設計要求 汽車懸架和簧載質量、非簧載質量構成了一個振動系統(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，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。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。懸架設計可以大致分為結構型式及主要參數(shù)選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。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)調確定。 懸架的合理設計直接關系到汽車的性能,應該保證如下幾點： (1)合理設計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)合理設計懸架能夠具有有效地衰減振動的能力。 (3)合理設計導向機構，合理設計跳動時車輪的定位參數(shù)，以確保良好的操縱穩(wěn)定性。 (4)應該使結構緊湊，占用空間小。 (5)在滿足零件質量小的同時保證使用壽命和足夠的強度。 (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貨物的完整無損，而且還可以提高汽車的運輸生產(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準ISO2631來評價汽車平順性，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) 及非簧載質量m的大小有關[17]。當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 本章通過對懸架的一般基礎知識的介紹，對懸架有了初步的認識，了解其分類，功能，設計要求，熟悉懸架的彈性特。熟悉本章內容，對后文的分析和設計起基礎作用。 通過對本章內容得學習和研究，知道影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的幾個因素，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，從而在設計時綜合各個方面的知識，設計出使汽車同時具有適當?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 懸架靜撓度的計算 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)，因而可以近似地認為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，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構允許的最大變形，通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3 時，車輪中心相對車架的垂直位移[20]。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(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，應當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，懸架總工作行程應當不小于160mm。而=250+80=330mm>160mm 符合要求。 3.3 懸架剛度計算 本次設計車型參考寶馬5系，發(fā)動機中置四驅。前懸架采用雙橫臂獨立懸架，后懸采用多連桿式獨立懸架。 已知： 已知整備質量： =1655kg,取簧上質量=1555kg,簧下質量=25×4kg. 允許總質量： =1855kg. 空載時前軸單輪軸荷取50%： ＝()×50%／2=1222×60%/2=388.75kg 滿載時前軸單輪軸荷取50%： ×50%/2=1755×50%/2=438.75kg 表3-1 寶馬5系 相關數(shù)據(jù) 單位mm 驅動方式 前置四驅 前懸架類型 雙橫臂式獨立懸架 后懸架類型 多連桿式獨立懸架 整備質量 1655kg 空載前軸軸載質量 388.75kg 滿載質量 1855kg 滿載前軸軸載質量 438.75kg 簧下質量 25×4kg 懸架剛度： =(438.75×9.8)/250=17.199N/mm (3-3) 3.4 雙橫臂獨立懸架導向機構的設計 3.4.1 導向機構設計要求 對前輪導向機構的設計要求是： 1) 懸架上載荷變化時，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，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應該產(chǎn)生縱向加速度。 3) 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角小于等于6°~7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。 4) 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用。 對汽車后輪獨立懸架導向機構的要求： 1) 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。 2) 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉向效應。此外，導向機構還應有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩[22]。 3.4.2 側傾中心 雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由如圖3-1所示方式得出。將橫臂內外轉動點的連線延長，以便得到極點P，并同時獲得P點的高度。將P點與車輪接地點N連接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心W。當橫臂相互平行時，P點位于無窮遠處。作出與其平行的通過N點的平行線，同樣可獲得側傾中心W，如圖3-2所示[22]。 本次設計采用相互平行的雙橫臂布置。 圖3-1雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定 圖3-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定 3.4.3 橫向平面內上、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，所得側傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內的布置方案。 本次按照圖c進行設計。 a) b) c) 圖3-3上、下橫臂在橫向平面內的布置方案 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、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。 設計汽車懸架時，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，這時應選擇在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的 應在0.6～1.0范圍內。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認為，上、下擺臂長度之比取0.7和0.66為最佳。根據(jù)我國轎車設計的經(jīng)驗，在初選尺寸時，取0.65為宜。 本次設計選擇=0.65進行設計。初選=326mm，=212mm。 3.4.5 彈性元件的計算 由于存在懸架導向機構的關系，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°。由導向機構及安裝要求得： 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): 則總圈數(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： 彈簧剛度的計算公式為： (3-10) 代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度為： N/mm 彈簧選擇符合剛度要求。 扭轉應力公式： (3-11) 式中 ——曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(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 滿載時有： 彈簧動撓度： (3-14) 帶入數(shù)據(jù)得： 彈簧最大扭轉應: 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 減振器的結構類型與主要參數(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，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內業(yè)作往復運動，減震器殼體內的油液反復地從一個內腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉換為熱能，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緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運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，因此雖然具有質量小、造價低、易調整等優(yōu)點，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，其兩種主要的結構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75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約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構型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式[21]。本設計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，這時減振器本身的阻尼力與車輪處的阻尼力之間存在差異，當左右車輪同向等幅跳動時，阻尼力的傳遞比，由于角度同時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)應為車輪處阻尼系數(shù)的倍。當車身側傾時，相應的傳遞比，式中B為輪距，b為減振器下固定點的安裝距。 1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座； 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 減振器斜置時計算傳遞比示意圖 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和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減，同時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，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些，兩者之間保持=(0.25-0.50)的關系。 設計時，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。實際上，應根據(jù)減震器的布置特點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 按滿載計算有：簧上質量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。選取時按照標準選用，按下表選擇。 所以，根據(jù)標準，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)定桿設計計算 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，從而使汽車的側傾角剛度值也很小，結果使汽車轉彎時車身側傾嚴重，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)定桿在獨立懸架中的典型安裝方式如圖3-6所示。當左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當左右車輪有垂向的相對位移時，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傾角剛度，從而減小汽車轉向時車身的側傾角外，如前所述，恰當?shù)剡x擇前、后懸架的側傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉向特性。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向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當汽車在坑洼不平的路面行駛時，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)定桿還兼起部分導向桿系的作用，其余情況下則在設計時應當注意避免與懸架的導向桿系發(fā)生運動干涉。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)定桿最大工作扭轉角：b=22°=0.384 rad 驗算： 前穩(wěn)定桿角剛度 C1=πd4G/32B () (3-22) 前穩(wěn)定桿扭轉應力 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)定桿扭轉應力 =16×572533.3/ π203 ( 3-26) τ1=364.49 N/mm2 3.5 多連桿式獨立懸架的設計 本車型采用四連桿式獨立后懸架，四連桿懸架模型的導向機構是把雙橫臂懸架的上、下A臂適當?shù)馗脑鞛? 根空間連桿, 每根連桿分別用球鉸和旋轉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動學和彈性運動學特性具有可比性。 本文所研究的多連桿后獨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。本文多連桿式獨立后懸架模型的建立是在雙橫臂式獨立后懸架的基礎上對其導向機構進行改造得來的,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副連接主銷軸和車體鏈接。 3.6 本章小結 通過本章的分析計算，對寶馬5系汽車的雙橫臂式獨立前懸和多連桿式獨立后懸進行了分析和相應的參數(shù)計算，對雙橫臂式獨立懸架和四連桿式獨立懸架有了深入的了解，并且能夠通過計算得出相應的參數(shù)，有助于CATIA模型的建立。 第4章 CATIA建模 通過前面一章的計算，對懸架有了深入的了解，對雙橫臂式獨立懸架和多連桿式獨立懸架的構造有了深入的了解。通過使用CATIA軟件，進行懸架的建模。有利于對懸架實體造型的理解，和之后的仿真分析。 4.1 雙橫臂式獨立懸架 運用CATIA軟件建立雙橫臂式獨立懸架的上橫臂。如圖4-1。根據(jù)參數(shù)合理選定橫臂的形狀和側傾軸線。建立下橫臂如圖4-2所示。通過轉向節(jié)鏈接上下橫臂，用CATIA畫出的轉向節(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 多連桿式獨立懸架 寶馬5系的后懸架為多連桿式獨立懸架，通過對雙橫臂式獨立懸架的調整，畫出多連桿式獨立懸架。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仿真設計 以美國MSC公司的ADAMS/CAR軟件為平臺， CAR模塊是ADAMS軟件包中的一個專業(yè)化模塊，主要用于對轎車(包括整車及各個總成)的動態(tài)仿真與分析[24]。對于懸架系統(tǒng)來說，ADAMS/CAR在仿真結束后,可自動計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)品設計人員完全可以通過這些特性曲線來對懸架進行綜合性能的分析和評價。研究在車輪與車發(fā)生相對運動時，懸架導向機構如何引導和約束車輪的運動，車輪定位以及影響轉向運動的一些懸架參數(shù)的運動學特性,這一領域的研究稱為懸架的運動學研究。 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動響應。這些運動包含諸如路面不平引起的車輪和車身運動、加減速時汽車車身縱傾、轉向或外力作用下車身側傾等等。該仿真是分析懸架性能的重要根據(jù), 它能很全面很準確地反映出懸架各種運動學性能[25]。 5.1 仿真設計及分析 基于ADAMS/CAR，選定軟件中所給的雙橫臂式獨立懸架，更改根據(jù)本文設計的雙橫臂式獨立懸架的硬點參數(shù)，加上轉向系和車輪，所建立的模型如圖5-1。 圖5-1 雙橫臂式獨立懸架仿真模型 硬點是根據(jù)CATIA中的參數(shù)坐標確定的，在ADAMS/CAR中選定好雙橫臂式懸架之后，更改硬點參數(shù)，其數(shù)值如表5-1所示。 表5-1 相應的硬點 并更改相關前輪前束(toe)、外傾角(camber)等初始值，如表5-2所示。 表5-2相關前輪前束(toe)、外傾角(camber) 由ADAMS將測試平臺上下跳動位移設置為-40mm~50mm，仿真步數(shù)為50。進行雙側車輪同向垂直跳動模擬仿真。 5.2 主銷后傾角(caster)變化 主銷后傾角應保證車輪具有足夠的側向力回正力矩，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頭時后傾角減小的趨勢[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)定性和轉向輕便性。設計合理。 5.3 前輪外傾角(camber)變化 綜合考慮轉向性能和直線行駛穩(wěn)定性，車輪上跳及下跳時的外傾角變化應有一個適當?shù)姆秶?，一般來說，希望在車輪上跳時外傾角向減小的方向變化(-2°—0.5°/50mm較為適宜)，而在下落時朝正值方向變化[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，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，就類似于滾錐，從而導致兩側車輪向外滾開，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，在安裝車輪時需有一個前束角，這樣可使車輪在每一瞬時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為車輪上下跳動時前束角的變化曲線?？芍?，在平衡位置時，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，即車輪上跳時前束角向正值方向變化，而車輪下落過程中前束角向負值方向變化，這說明在上跳和下落過程中，能保證較好的直行穩(wěn)定性和轉向時的不足轉向特性。車輪上下跳動時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，基本滿足設計要求。 5.5 車輪跳動產(chǎn)生的轉向角的變化 由圖5-5可以看出，在車輪上跳動的過程中，車輪轉向角的變化在0°~1.5°范圍內變化，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，輪距變化范圍是-1.5mm~-2.5mm，符合±4mm的規(guī)定要求。 結 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；在路面不平的時候擁有理想的運動特性，從而保證了汽車的操縱穩(wěn)定性和較高的行駛能力。懸架設計關系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實際應用意義。本論文基于寶馬5系，并且結合實際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進行計算校核，設計整個懸架系統(tǒng)并優(yōu)化參數(shù)，對整車運動學性能的影響進行分析，對實際生產(chǎn)有著重要的意義。 通過對寶馬5系的前后懸架參數(shù)進行設計計算，并校核彈簧剛度，穩(wěn)定桿的剛度，扭轉應力等，合理設計出符合要求的雙橫臂式獨立懸架和多連桿式獨立懸架。通過CATIA對各個零件進行建模，裝配零件圖，驗證是否設計正確，并且沒有產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。通過對前后懸架進行建模，從而進一步深入了解懸架系統(tǒng)，對懸架的實際形狀和特性有了深入的了解。 在建模之后，確定相應的硬點坐標。運用ADAMS軟件的CAR模塊對雙橫臂式獨立懸架進行運動學分析。通過設置跳動的幅度，分析主銷后傾角，前輪外傾角，前輪前束角，轉向角以及輪距的變化，驗證模型建立的正確性。主銷后傾角應保證車輪具有足夠的側向力回正力矩，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頭時后傾角減小的趨勢，本次設計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)定性和轉向輕便性。外傾角變化約為2°，下跳時，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，車輪上跳時前束角向正值方向變化，而車輪下落過程中前束角向負值方向變化，這說明在上跳和下落過程中，能保證較好的直行穩(wěn)定性和轉向時的不足轉向特性。車輪上下跳動時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，確定懸架設計的正確性，可知本次設計的懸架基本符合要求。 參考文獻 [1] Michel berger P.Palkovic L. 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