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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒論 1.1、FSAE概述 1.1.1、背景 Formula SAE 賽事由美國汽車工程師協會（the Society of Automotive Engineers 簡稱SAE）主辦。SAE 是一個擁有超過60000 名會員的世界性的工程協會，致力與海、陸、空各類交通工具的發(fā)展進步。Formula SAE 是一項面對美國汽車工程師學會學生會員組隊參與的國際賽事，于1980 年在美國舉辦了第一屆賽事。比賽的目的是設計、制造一輛小型的高性能賽車。目前美國、歐洲和澳大利亞每年都會定期舉辦該項賽事。比賽由三個主要部分組成：工程設計、成本以及靜態(tài)評比；多項單獨的性能試驗；高性能耐久性測試。 Formula SAE 發(fā)展的初衷是想創(chuàng)立一個小型的道路賽車比賽，而現在已經發(fā)展成為一個擁有大約20 競賽因素的大型比賽，參與者包括賽車和車隊。Formula SAE 向年輕的工程師們提供了一個參與有意義的綜合項目的機會。由參與的學生負責管理整個項目，包括時間節(jié)點的安排，做預算以及成本控制、設計、采購設備、材料、部件以及制造和測試。Formula SAE 為在傳統教室學習中的學生提供了一個現實的工程經歷。Formula SAE 隊員在這個過程中將會經受考驗，面對挑戰(zhàn)，培養(yǎng)創(chuàng)造性思維和實踐能力。出于此項比賽的宗旨，參賽學生們是被一個假象的制造公司雇傭，讓他們制造一輛原型車，用于量產前的各項評估。目標市場就是那些會在周末去參加高速穿障比賽（Autocross）的非專業(yè)車手。因此，這些賽車在加速、制動、和操控性方面要有非常好的表現。它們要造價低廉、便于維修并且足夠可靠。另外，這些賽車的市場競爭力會因為一些附加因素，比如美觀、舒適性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日產能力要達到4 輛，并且原型車的造價要低于25,000 美元。對于設計團隊來說，挑戰(zhàn)在于要在一定的時間和一定的資金限制下，設計和制造出最能滿足這些目的的原型車。每一項設計將會與其他的設計一起參與比較和評估從而決出最佳整車。 1.1.2、發(fā)展和現狀 從世界范圍來看，當今有三個地區(qū)有Formula SAE 的學生競賽，即美國、歐洲、澳洲。 70 年代中期，幾個美國大學開始主辦當地的學生設計競賽賽車。SAE MiniBaja 的名稱沿襲了著名的墨西哥Baja 1000 汽車比賽。第一屆SAE Mini Baja 比賽于1976 年舉辦，并且迅速成為一個地區(qū)性的年度比賽。比賽由三個評判標準組成，即一天的靜態(tài)比賽——設計、成本、陳述——接著一天是各自的性能競賽項目。Mini Baja 比賽重點強調了地盤的設計，因為每個隊伍都使用一個8 匹馬力的引擎，這一點無法改變。在過去的20 多年里，SAE Mini Baja 的成功超乎了每個人的預期。 在SAE Mini Baja 的成功獲得各界認同的同時，SAE 聯合美國三大汽車公司開始推廣一項技術水平更高的工程類學生競賽，這就是Formula SAE。Formula SAE 相比SAE Mini Baja 有著許多進步和發(fā)展，引擎的限制也已經大大放寬，允許參賽車隊使用610cc 以下的發(fā)動機，這極大地提升了賽車的性能表現。在發(fā)達國家，很多高校已經從事Formula SAE 超過20 年時間，擁有大量資金和試驗基礎的情況下，他們的作品已經基本達到了專業(yè)水平，最高時速可達到甚至超過200km/h，0 到100km/h 加速時間一般都在4.5s 以內。 從原先在SAE Mini Baja 比賽中的8hp 發(fā)動機到現今Formula SAE 中已經超過100hp 的大功率發(fā)動機，Formula SAE 在多方面都取得了驚人的成績，并且該項比賽一直保持了發(fā)展的態(tài)勢。 1.1.3、國內情況 中國大學生方程式汽車大賽（簡稱“中國FSAE”）是一項由高等院校汽車工程或汽車相關專業(yè)在校學生組隊參加的汽車設計與制造比賽。各參賽車隊按照賽事規(guī)則和賽車制造標準，在一年的時間內自行設計和制造出一輛在加速、制動、操控性等方面具有優(yōu)異表現的小型單人座休閑賽車，能夠成功完成全部或部分賽事環(huán)節(jié)的比賽。 2010年第一屆中國FSAE由中國汽車工程學會、中國二十所大學汽車院系、國內領先的汽車傳媒集團——易車（BITAUTO）聯合發(fā)起舉辦。中國FSAE秉持“中國創(chuàng)造擎動未來”的遠大理想，立足于中國汽車工程教育和汽車產業(yè)的現實基礎，吸收借鑒其他國家FSAE賽事的成功經驗，打造一個新型的培養(yǎng)中國未來汽車產業(yè)領導者和工程師的交流盛會，并成為與國際青年汽車工程師交流的平臺。中國FSAE致力于為國內優(yōu)秀汽車人才的培養(yǎng)和選拔搭建公共平臺，通過全方位考核，提高學生們的設計、制造、成本控制、商業(yè)營銷、溝通與協調等五方面的綜合能力，全面提升汽車專業(yè)學生的綜合素質，為中國汽車產業(yè)的發(fā)展進行長期的人才積蓄，促進中國汽車工業(yè)從“制造大國”向“產業(yè)強國”的戰(zhàn)略方向邁進。 中國FSAE是一項非盈利的社會公益性事業(yè)，利在當代，功在未來。項目的運營和發(fā)展結合優(yōu)秀高等院校資源、整車和零部件制造商資源，獲得了政府部門和社會各界的大力支持以及品牌企業(yè)的資助。社會各界對項目投入的人力支持和資金贊助全部用于賽事組織、賽事推廣和為參賽學生設立賽事獎金。 1.2、研究的內容和方法 分析雙橫臂獨立式懸架的結構和懸架設計要求，在懸架設計中，根據整車的布置要求以及經驗數據，確定懸架的整體空間數據和性能參數，在ADAMS軟件平臺上建立雙橫臂獨立懸架的簡化物理模型，進行動力學仿真分析，通過分析車輪垂直跳動、轉動與車輪前束角的變化等關系獲得相關數據，優(yōu)化相關參數，建立虛擬雙橫臂獨立選件模型，并運用Pro/E建立懸架三維物理模型。 其具體路線如框圖1.1所示。 調研，資料收集 各零件尺寸的計算 懸架結構形式選擇 ADAMS建模、優(yōu)化 不合格 合格 Pro/E建模 完成CAD圖 圖1.1設計路線圖 第2章 獨立雙橫臂懸架結構分析 2.1、懸架組成和分類 懸架是現代汽車上重要總成之一，他把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪很車架（或車身）之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，保證汽車的行駛平順行；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特征，保證汽車的操作穩(wěn)定性，是汽車獲得高速行駛能力。懸架主要由彈性元件，導向裝置與減振器等元件組成。 2.1.1、懸架組成 現代汽車的懸架盡管各有不同的結構型式，但一般都是由彈性元件、減振器和導向機構三部分組成。導向機構在輕型汽車中，也是連接車架（或車身）與車橋（或車輪）的結構，除了傳遞作用力外，還能夠使車架（或車身）隨車輪按照一定的軌跡運動。這三部分分別起緩沖，減振和力的傳遞作用。轎車上來講，彈性元件多采用螺旋彈簧，它只承受垂直載荷，緩和不平路面對車體的沖擊，具有占用空間小，質量小，無需潤滑的優(yōu)點，但是沒有減振作用。減振器在車架（或車身）與車橋（或車輪）之間作彈性聯系，起到承受沖擊的作用。采用減振器是為了吸收振動，使汽車車身振動迅速衰弱（振幅迅速減?。管嚿磉_到穩(wěn)定狀態(tài)。減振器指液力減振器，是為了加速衰減車身的振動，它是懸架機構中最精密和復雜的機械件。傳力裝置是指車架的上下擺臂等叉形剛架、轉向節(jié)等元件，用來傳遞縱向力，側向力及力矩，并保證車輪相對于車架（或車身）有確定的相對運動規(guī)律。 2.1.2、懸架的分類 根據導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架 （1）非獨立懸架 非獨立懸架的左右車輪裝在一根整體的剛性軸或非斷開式驅動橋的橋殼上， 非獨立懸架的優(yōu)點：結構簡單，制造、維修方便，經濟性好；工作可靠，使用壽命長；車輪跳動時，車距、前束不變，因而輪胎磨損小；轉向是，車身側傾后輪的外傾角不變，傳遞側向力的能力不降低；側傾中心位置較低，有利于減小轉向是車身的側傾角。缺點：由于車橋與車輪一起跳動，因而需要較大的空間，影響發(fā)動機或行李箱的布置；用于驅動橋時，會使得非懸掛質量較大，不利于汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；當兩側車輪跳動高度不一致時，這跟車橋會傾斜，是左右車輪直接相互影響；在不平路面直線行駛時，由于左右車輪跳動不一致而導致的軸轉向會降低直線行駛的穩(wěn)定性；由于驅動橋時，驅動橋的輸入轉矩會引起左右車輪負荷轉移。非獨立懸架廣泛應用于載貨汽車以及大客車的前后懸架，一些全輪驅動的多用途也采用非獨立懸架作為前后懸架。 （2）獨立懸架 汽車的每個車輪單獨通過一套懸掛安裝于車身或者車橋上，車橋采用斷開式，中間一段固定于車架或車身上；此種懸掛兩邊車輪受沖擊時互不影響，而且由于非懸掛質量較輕，緩沖與減震能力很強，乘坐舒適，各項指標都優(yōu)于非獨立式懸掛，但該懸掛結構復雜，而且還會使驅動橋、轉向系統變得復雜起來。采用此種懸掛的轎車、客車以及載人車輛，可明顯提高乘坐的舒適性，并且在高速行駛時提高汽車的行駛穩(wěn)定性。而越野車輛、軍用車輛和礦山車輛，在壞路或無路的情況下，可保證全部車輪與地面的接觸，提高汽車的行駛穩(wěn)定性和附著性，發(fā)揮汽車的行駛速度。 與非獨立懸架相比，獨立懸架具有如下優(yōu)點：（1）非懸架質量小，懸架所受到并傳給車身的沖擊載荷小，有利于提高汽車的行駛平順性及輪胎的接地性能；（2）左右車輪的跳動沒有直接的相互影響，可以減少車身的傾斜和振動；（3）占用橫向空間小，便于發(fā)動機的布置，可以降低發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車的質心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；（4）易于實現驅動輪的轉向[4]。 獨立懸架的結構分有橫臂式（圖2.1a）、縱臂式（圖2.1b）、燭式（圖2.1c）、麥弗遜式（圖2.1d）等多種，其中橫臂式又可分為單橫臂式和雙橫臂式[4]。 圖2.1 獨立懸架的結構 2.2、獨立雙橫臂懸架 雙橫臂式獨立懸架根據上下橫臂的長度相等于不相等又可分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式。等長雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動時，可以保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少使用，多為不等長雙橫臂式懸架所取代。不等長雙橫臂懸架在其車輪上、下跳動時，只要適當地選擇上、下橫臂的長度并合理布置，即可使車輪定位參數的變化量限定在允許的范圍內。這種不大的輪距改變，不應引起車輪沿路面的側滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此不等長雙橫臂式獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定行，已為中、高級轎車的前懸架所廣泛采用。 當上下橫臂長度之比為時車輪平面傾角應不大于。圖2.2為不等長雙橫臂前獨立懸架的兩種典型結構圖[4]。 1，6-下擺臂及上擺臂；2,5-球頭銷；3-半軸等速萬向節(jié)；4-立柱；7，8-緩沖塊 （a）無主銷前轉向驅動橋的雙橫臂懸架 1，2-上、下擺臂；3-立柱；4-球頭銷；5-扭桿彈簧；6-橫向穩(wěn)定桿；7-扭桿扭轉裝置 （b）無主銷不等長雙橫臂前獨立懸架 圖2.2 懸架圖 雙橫臂懸架的突出優(yōu)點在于設計的靈活性，可以通過合理的選擇空間導向桿系的鉸接點的位置及導向臂的長度，使得懸架具有合適的運動特性，并且形成恰當的側傾中心和縱傾中心。 為了隔離振動和噪聲并補償空間導向機構由于上、下橫臂擺動軸線相交帶來的運動干涉，在個鉸接點處一般采用橡膠支承。顯然，各點處受力越小，則橡膠支承的變形越小，車輪的導向和定位也就越精確。分析表明，為了減小鉸接點處的作用力，應盡量增大上、下橫臂間的垂直距離。當然，上下橫臂各鉸接點位置的確定還要綜合考慮布置是否方便以及懸架的運動特性是否合適。 雙橫臂懸架可以采用螺旋彈簧、空氣彈簧、扭桿彈簧或鋼板彈簧作為彈性元件，最為常見的為螺旋彈簧。 雙橫臂懸架一般用作轎車的前、后懸架，輕型載貨汽車的請懸架或要求通過性的越野汽車的前、后懸架上圖為雙橫臂懸架用于非驅動橋前懸架的結構圖。當雙橫臂懸架用于前驅動橋的懸架時，必須在結構給擺動半軸留出位置。一種辦法時將彈簧置于上控制臂上方如圖2.3，這樣做的缺點在于減少了上、下橫臂之間的垂直距離和彈簧的行程，并且振動直接傳給車身前端。另一種做法時采用專門的叉形構件為擺動半軸留出空間。如圖2.4所示[4]。 圖2.3 將減振器至于上控制臂上懸架圖 圖2.4 帶叉形件的懸架安裝圖 結合上面所述，本次設計初步選擇運用于前驅動橋上獨立雙橫懸架，其結構形式選擇采用專門的叉形構件為半軸留出空間。 2.3、本章小結 本章對懸架的基本分類做了一個簡單闡述，對獨立雙橫臂懸架的優(yōu)點進行了闡述，對獨立雙橫臂懸架的總體布置形式做了初步的說明，給出了驅動橋和非驅動橋雙橫臂懸架的幾種典型的布置形式，并初步選擇完了懸架的類型及導向機構的形式。 第3章 獨立雙橫臂懸架設計 3.1、設計主要依據參數 本次設計主要是第一屆中國大學生方程式汽車大賽的相關參數來設計的，其具體參數如表3.1。 表3-1 設計相關參數 名稱 數值 單位 車長 2900 mm 車寬 1500 mm 車高 1200 mm 軸距 1680 mm 前輪距 1300 mm 后輪距 1280 mm 離地間隙 40 mm 前后載荷比 46:54 整車整備質量 280 Kg 總質量 360 Kg 3.1.2、影響平順性的參數 前后載荷比46:54 汽車的偏頻的計算公式如下： （3.1） 其中g為重力加速度其值取g=9.8 ,、為前懸架剛度，、為前后懸架的簧載質量[4]。 由于賽車比較注重速度，對舒適性要求不要，所以偏頻n=2Hz （1）靜撓度計算 （3.2） （3.3） （2）動撓度計算 懸架動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架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2/3）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。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常碰撞緩沖塊。取 =70 大賽規(guī)定懸架行程不小于50.8mm，所以與之和應不小于50.8。 （3.4） 所以滿足要求。 3.1.3、簧載質量與非簧載質量 該車整車整備質量為280，因此最大總質量為M=280+80=360。 根據劉惟信版汽車設計（表3.2）可知簧載質量占總質量的82%，非簧載質量占18% [4]。因此簧載質量=360╳82%=295.2kg。由于前后懸架載荷比46:54得=135.8kg非簧載質量 =360╳18%=64.8kg得到前輪單個車輪的非簧載質量為15。 3.2、螺旋彈簧設計 3.2.1、螺旋彈簧類型的選擇 采用了車輛中普遍使用的螺旋彈簧。將彈簧與阻尼元件隱藏在車身中，利用推拉桿和搖臂盤的組合，達到外置式懸架同樣的效果。真實比賽中，由于天氣、溫度、賽道形式等因素，需要通過不同的懸架參數設定來確保賽車的表現，通過獨特的機構，可以方便地改變懸架參數，達到比賽需要。 由于賽車高速中受到的沖擊是巨大的，如果彈簧剛度過大，會導致懸架特性 過硬，在設計方案中可以采用較小剛度的彈簧，或者利用搖臂盤的聯接點比例關 系來調節(jié)彈簧的最大工作載荷。取一個比較小的彈簧最大工作，最大變形量為50mm。 圖3.1 彈簧結構圖 表3.2 簧載質量與非簧載質量比例關系 懸架類型 雙橫臂，螺旋彈簧，中央制動器 13% 87% 6.7 14.9% DE Dion橋，螺旋彈簧，中央制動器 15% 85% 5.7 17.6% 雙橫臂，螺旋彈簧 18% 82% 4.6 22% 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% 3.2.2、彈簧的關計算 （1）選材料，確定許用應力 根據彈簧所受載荷特性，選用C 級油淬火回火硅錳彈簧鋼絲（60si2MnA），可知=（0.4-0.47）；與d 有關， 初選d=8mm，查機械手冊得： =1618 ， =（0.4-0.47） =647.2-760.46， 取 （2）初選旋繞比 表3-3旋繞比的推薦值 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 初選C=7 （3）求出曲度系數K （3.5） （3.6） 由此可知，當d=8mm時的初算值不滿足強度要求條件，應重新計算，為了得到合適的組合，取d=10mm，對應=730；C=6。 則求出K： 符合強度要求 （4）彈簧外徑 （3.7） （5）有效線圈 （3.8） 取=6 兩端各取一圈支承圈，則彈簧的總圈數為8 （6）完全并緊高 （3.9） （3.10） （7）設計、 （3.11） 初步選擇， （8）確定， （9）計算、、和 為彈簧完全并緊時的載荷，為工作壓縮極限位置時的載荷，，為臺架試驗伸張、壓縮極限位置對應的載荷。 （3.12） （3.13） （3.14） （3.15） （10）計算剪切應力 ， （3.16） （3.17） （3.18） （11）校核 所以強度符合要求。 （12）壽命計算 （3.19） （3.20） （3.21） （13）彈簧自由高和最小工作高度 （3.22） （14）穩(wěn)定性校核 當彈簧的自由高與中徑之比小于2.5時彈簧就穩(wěn)定，否則彈簧就不穩(wěn)定[15]。 （3.23） 所以彈簧穩(wěn)定。 3.3、減振器設計 3.3.1、減振器及其形式的選擇 減振器主要用來抑制彈簧吸震后反彈時的震蕩及來自路面的沖擊。在經過不平路面時，雖然吸震彈簧可以過濾路面的震動，但彈簧自身還會有往復運動，而減震器就是用來抑制這種彈簧跳躍的。減震器太軟，車身就會上下跳躍，減震器太硬就會帶來太大的阻力，妨礙彈簧正常工作。 懸架用得最多的減震器是內部充有液體的液力式減震器。汽車車身和車輪振動時，減震器的液體在流經阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉變?yōu)闊崮?，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。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。本設計選用雙向作用式減震器。 根據結構形式不同，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。本設計選用充氣減震器 3.3.2、相對阻尼系數 式中為阻力，為減振器阻尼系數。 圖3.2 減振器的阻力-位移特性與阻力-速度特性 （式中c為懸架剛度，為簧載質量） （3.24） 由式3.24可知減振器的阻尼力作用在不同剛度c和簧載質量式會產生不同的阻尼效果，值大，振動能衰減的快，同時也會將較大的路面沖擊傳到車身。值小則相反，振動衰減的比較慢，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值取小些，伸張行程時的取的大些。并保持=（0.25～0.50）的關系，設計時取與的平均值，的范圍時0.25～0.35。 初取=0.30。 3.3.3、減振器阻尼系數的確定 （3.25） （3.26） （3.27） 3.3.4、最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時活塞的速度為卸荷速度。 （一般為～，A為車身振幅，取，為懸架固有頻率） （3.28） （3.29） 3.3.5、減振器尺寸的確定 由于減振器有尺寸系列所以只要算出工作缸直徑就可以按照標準選擇。 (為工作缸最大允用壓力一般取 3～4 ， 為連桿與缸筒直徑之比，雙筒式一般取0.4～0.5。取) （3.30） 取。 貯油筒直徑取壁厚為,材料為20鋼。 工作缸行程 ，有效行程， 減振器總長。 3.4、導向機構設計 3.4.1、側傾中心及橫向平面內上、下橫臂的布置方案 雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由圖3.3所示方式得出。 圖3.3 雙橫臂式獨立懸架側傾中心的確定 初選；；；；已知 可計算出側傾中心高度： （3.31） 式中 ： （3.32） 所以側傾中心高度符合在獨立懸架中側傾中心高度前懸架0120mm的要求。 3.4. 2、縱向平面內上、下橫臂的布置方案 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律是：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧壓縮時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產生的防止制動前俯的力矩。 縱向平面內上、下橫臂有六種布置方案，如圖3.4所示。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） 圖3.4 縱向平面內上、下橫臂軸布置方案 第1、2、6方案主銷后傾角的變化規(guī)律比較好，在現代汽車設計中被廣泛采用，這里我初選第2種方案,所以。 3.4.3、水平面內上、下橫臂的布置方案 水平面的布置方案有三種，如圖3.6所示。 （a） （b） （c） 圖3.6 水平面內上、下橫臂軸的布置方案 初取 。 3.4.4、上、下橫臂長度的確定 汽車懸架設計時，希望輪距變化更小，以減少輪胎磨損，提高其使用生命，因此應選擇上、下橫臂長度之比在0.6附近；為保證汽車具有更好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定位角度的變化更小，這時應選擇上、下橫臂長度之比在1.0附近。根據我國乘用車設計的經驗，在初選尺寸時取上、下橫臂長度之比為0.7為宜。因此本設計初選尺寸下擺臂長度，，即上擺臂長度。 3.5、 橫向穩(wěn)定桿設計 由于為了提高汽車的行駛平順性，從而降低了汽車的固有頻率，導致懸架的垂直剛度減小，側傾角剛度值很小，結果使汽車轉彎時側傾嚴重，影響了汽車的穩(wěn)定性，為此大多數汽車都裝有橫向穩(wěn)定桿來加大汽車的側傾角剛度。穩(wěn)定桿的安裝因車而異。 3.5.1、穩(wěn)定桿直徑計算 由公式 （3.33） 式中為角剛度，為材料彈性模量，取，為穩(wěn)定桿的截面慣性矩, , 為穩(wěn)定桿兩端間的距離其余變量如下圖所示[8]。穩(wěn)定桿材料為60Si2Mn。 由此可知當穩(wěn)定桿的結構確定后，懸架的側傾角剛度給定后就可以初步估算處穩(wěn)定桿的直徑。 、由于輪距為1300，所以初步選取, , , （3.34） 懸架側傾角剛度的計算： （為輪距，為線形剛度） 由于現行剛度計算牽涉到獨立懸架具體機構，因此，而此公式只適合小側傾角，而且在分析過程中沒有考慮導向機構系中鉸接點處彈性套的影響。取，則 （3.35） 取。 圖3.7穩(wěn)定桿結構尺寸圖 3.5.2、穩(wěn)定桿校核 穩(wěn)定桿處的半徑取。 （1）穩(wěn)定桿的扭轉應力 為端點處的作用力， =。 （3.36） （2）彎曲應力 截面在彎矩的作用下產生的彎曲應力。 （3.37） 綜上所述穩(wěn)定桿的強度和剛度都滿足要求。 3.6、緩沖塊 為了防止懸架被“擊穿”所造成的撞擊，在車輪上跳到一定行程時，與主彈性元件（如螺旋彈簧）并聯一個非線性程度很強的彈性元件，這就是緩沖塊。用它來限制懸架行程，以吸收從車輪傳到車身上的沖擊載荷 由于方程式賽車的減震器是安裝在車身上的，所以緩沖塊裝在下橫臂安裝推桿的支承座上來限制 車輪的跳動為上下50mm，當車輪運動到極限位置時，下橫臂與水平面的夾角為 （3.38） 下橫臂的運動夾角的范圍-7.6°到7.6° 通過計算可知當下橫臂運動到極限位置時推桿與水平的夾角為42°和56° 緩沖塊的基本尺寸3.8如圖 圖3.8緩沖塊的尺寸圖 3.7、有限元分析 本次設計主要針對主要零部件進行有限元分析，包括上橫臂和下橫臂零件。在分析中為了便于網格劃分，我們忽略了一些對整體受力分析影響很小的特征。下面來進行具體的操作及結果的分析。 在ADAMS中測量出上下橫臂與主銷之間的加速度如圖3.8,3.9。 圖3.8 上橫臂的加速度 圖3.9 下橫臂的加速度 通過 得到：上橫臂受到的力 下橫臂受到的力 能得到上下橫臂彎矩圖，如圖3.10，3.11 圖3.10上橫臂彎矩圖 圖3.11 下橫臂彎矩圖 計無縫鋼管強度 許用 上橫臂： （3.39） 下橫臂： （3.40） 在ANSYS先定義屬性，單元屬性主要包括：單元類型、實常數、材料常數。典型的實常數包括：厚度、橫截面積、高度、梁的慣性矩等。材料屬性主要包括：彈性模量、泊松比以及材料密度等；網格劃分：本設計中主要采用自由網格劃分，模型自由劃分可采用以下途徑劃分網格Meshing/MeshTool選中Smart Size復選框，將精度設置為4，單擊Mesh/Pick All；施加約束及載荷：在橫臂的有二個插頭的一段固定，另一端施加載荷，最后就是看結果了。 上橫臂: 總變形如圖3.12所示。 圖3.12總位移變形圖 下面是X Y Z方向位移及總變形量云圖。 圖3.13 X方向變形云圖 圖3.14Y方向變形云圖 圖3.15 Z方向變形云圖 圖3.16 總變形云圖 變形量分析：從圖中可以看出XYZ方向的變形量都是在小數點后五位。變形量非常小，充分滿足剛度要求。 應力結果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X方向應力)、SY（Y方向應力）、SZ（Z方向應力）、SEQV（綜合應力）。如下圖所示； 應力結果分析：數值顯示，藍色部位應力值最小，紅色部位應力值最大。X方向最大應力為3042Pa，Y方向最大應力18849Pa，Z方向最大應力為6457Pa，綜合應力最大值為26231Pa。無論是單個方向的最大應力，還是綜合應力值均小于材料的需用應力[σ]=900MPa，充分滿足強度要求。 圖3.17 X方向應力狀況云圖 圖3.18 Y方向應力狀況云圖 圖3.19 Z方向應力狀況云圖 圖3.20 綜合應力狀況云圖 下橫臂：總變形如圖3.12所示。 圖3.21總位移變形圖 下面是X Y Z方向位移及總變形量云圖。 圖3.22X方向變形云圖 圖3.23Y方向變形云圖 圖3.24 Z方向變形云圖 圖3.25 總變形云圖 變形量分析：從圖中可以看出XYZ方向的變形量都是在小數點后五位。變形量非常小，充分滿足剛度要求。 應力結果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X方向應力)、SY（Y方向應力）、SZ（Z方向應力）、SEQV（綜合應力）。如下圖所示； 應力結果分析：數值顯示，藍色部位應力值最小，紅色部位應力值最大。X方向最大應力為3513Pa，Y方向最大應力12220Pa，Z方向最大應力為6477Pa，綜合應力最大值為26231Pa。無論是單個方向的最大應力，還是綜合應力值均小于材料的需用應力[σ]=900MPa，充分滿足強度要求。 圖3.26 X方向應力狀況云圖 圖3.27 Y方向應力狀況云圖 圖3.28 Z方向應力狀況云圖 圖3.29 綜合應力狀況云圖 3.8、本章小結 本章介紹了懸架的基本尺寸的確定，螺旋彈簧的設計，減振器相關參數的確定，導向機構中各參數的確定，上、下橫臂的結構形式的確定，并且確定其基本尺寸初步 計算了穩(wěn)定桿的直徑和長度，并進行校核，設計緩沖塊的尺寸，并進行有限元分析。  第4章 基于ADAMS/View的懸架優(yōu)化分析 機械也稱機械系統，它是由可以相對運動的剛體通過運動副或約束聯接形成的多剛體系統。汽車就是一種典型的機械系統，在汽車機械系統運動學、動力學分析中，前懸架占有重要的地位。本章將應用ADAMS軟件，建立并模擬計算汽車前懸架模型。 當建立懸架的模型前，為了建模和分析的方便，需要作以下幾個假設： （1）各運動副均為剛性連接，且內部間隙和摩擦力忽略不計； （2）擺臂軸和懸架端與車身連接處球銷的橡膠襯套是剛性的； （3）轉向拉桿與中間拉桿的球連接用萬向節(jié)表示，這就取消了拉桿繞它的縱向軸的旋轉運動； （4）輪胎為剛性的； （5）懸架上下緩和塊可簡化為線性彈簧和阻尼； （6）僅研究懸架特性時，車身相對地面假設不動； （7）為模擬地面不平引起的激勵，假想它與輪胎直接接觸，與地面之間通過移動副相連，可垂直地上下運動[12]。 4.1、仿真軟件ADAMS的介紹 4.1.1、ADAMS的簡介 機械系統分析軟件ADAMS是世界上應用廣泛的機械系統動力學仿真分析軟件。它是有美國學者蔡斯等人利用多剛體動力學理論，選取系統內每個剛體質心在慣性參考系中的三個直角坐標和反映剛體方位的歐拉角為廣義坐標編制的計算程序。ADAMS軟件應用了解決剛性積分問題的方法，并采用稀疏矩陣技術提高了計算效率。 用戶利用ADAMS軟件可以建立和測試虛擬樣機，實現在計算機上仿真分析復雜機械系統的運動性能。目前ADAMS軟件在汽車和航天等領域得到廣泛的應用。利用ADAMS軟件，用戶可以快速、方便地創(chuàng)建完全參數化的幾何模型。該模型可以是在ADAMS軟件中直接建造的簡化幾何模型，也可以是從其他CAD軟件中轉過來的造型逼真的幾何模型；然后，在幾何模型上施加力和力矩及運動激勵；最后執(zhí)行一組與實際狀況十分接近的運動仿真測試，得到實際機械系統工作過程的運動仿真[13]。 ADAMS軟件采用模擬樣機技術，將多體動力學的建模方法與大位移及非線性分析求解功能相結合。 機械系統分析軟件ADAMS使用交互式圖形環(huán)境和部件庫、約束庫、力庫，用堆積木式方法建立三維機械系統參數化模型并通過對其運動性能的仿真分析和比較來研究“虛擬樣機”可供選擇的設計方案。ADAMS仿真可用于估計機械系統性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的載荷輸入。ADAMS的核心仿真軟件包有交互式圖形環(huán)境ADAMS/View和仿真求解器ADAMS/Solver。還有建模用集成用、顯示用、擴展模塊。 ADAMS軟件包括3個最基本的解題程序模塊：ADAMS/View（基本環(huán)境）、ADAMS/Solver（求解器）和ADAMS/Postprocessor（后處理）。另外還有一些特殊場合應用的附加程序模塊，例如：ADAMS/Car（轎車模塊）、ADAMS/Rail（機車模塊）、ADAMS/Driver（駕駛員模塊）、ADAMS/Tire（輪胎模塊）、ADAMS/Linear（線性模塊）、ADAMS/Flex（柔性模塊）、 ADAMS/Control（控制模塊）、 ADAMS/FEA （有限元模塊）、 ADAMS/Hydraulics（液壓模塊）、 ADAMS/Exchange（接口模塊）、 Mechanism/Fro（與Pro/Engineer的接口模塊）、ADAMS/Animation（高速動畫模塊）等。下面介紹一下ADAMS/View軟件的基本模塊[12]。 ADAMS/View（基本環(huán)境）是以用戶為中心的交互式圖形環(huán)境，它提供豐富的零件幾何圖形庫、約束庫和力庫，將便捷的圖標操作、菜單操作、鼠標點取操作與交互式圖形建立模型、仿真計算、動畫顯示、優(yōu)化設計、曲線圖處理、仿真結果分析和數據打印等功能集成在一起。 4.1.2、ADAMS軟件的優(yōu)點 ADAMS軟件一方面是機械系統動態(tài)仿真軟件的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬樣機進行靜力學、運動學和動力學進行分析。另一方面，又是機械系統動態(tài)仿真分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型機械系統動態(tài)仿真分析的二次開發(fā)工具平臺。在產品的開發(fā)過程中，工程師通過應用ADAMS軟件會收到明顯效果： （1）分析時間由數月減少為數天； （2）降低工程制造和測試費用； （3）在產品制造出之前，就可以發(fā)現并更正設計錯誤，完善設計方案； （4）在產品開發(fā)過程中，減少所需的物理樣機數量； （5）進行物理樣機測試有危險、費時和成本高時，可利用虛擬樣機進行仿真分析； （6）縮短產品的開發(fā)周期。 傳統懸架系統設計、試驗、試制過程中必須邊試驗邊改進，從設計到試制、試驗、定型，產品開發(fā)成本較高周期長。運用機械系統動力學分析軟件ADAMS進行仿真分析以及優(yōu)化設計，可以大大簡化懸架系統設計開發(fā)過程。大幅度縮短產品開發(fā)周期，大量減少產品開發(fā)費用和成本，明顯提高產品質量，提高產品的系統及性能獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設計產品[7]。 4.2、懸架建模關鍵點的確定 懸架的簡化模型如4.1圖。 圖4.1 懸架簡化圖 懸架簡化后各點的空間位置如圖4.1所示選擇下橫臂與主銷連接點為坐標原點即 取上橫臂的長度用DV_4表示，下橫臂的長度用DV_7表示，主銷長度用DV_1表示，轉向節(jié)臂長為，主銷后傾角為,下橫臂斜置角，上橫臂斜置角，前輪前束因此各關鍵點的空間坐標為： 表4.1 關鍵點坐標表 X Y Z LCA_outer 0 0 0 LCA_inner 360 0 0 UCA_outer 21.78 248.90 -8.69 UCA_inner 268.94 205.03 -30.95 Tie_rod_outer 350 124.5 -105 Tie_rod_inner 30 124.5 -110 Knuckle_outer -140 124.5 -4.5 Knuckle_inner 11 124.5 -4.5 為了方便下一步的建模把這些關鍵點裂成表格形式如表4.1 4.3、在ADAMS/View中創(chuàng)建懸架模型 4.3.1、建模 （1）創(chuàng)建新模型 首先啟動ADAMS/View。在歡迎對話框中選擇“Create a new model”，在模型名稱（Model Name）欄中輸入“susp”，其它選項欄中選擇系統默認的選項，按“OK”。 （2）設置工作環(huán)境 在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Units）命令，將模型的長度單位、質量單位、力的單位、時間單位、角度單位和頻率單位分別設置為毫米、千克、牛頓、秒、度和赫茲（如圖4.2所示）。 在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Working Grid）命令，將網格X方向和Y方向的大小分別設置為750和800，將網格的間距設置為50（如圖4.3所示）。 在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Gravity）命令，將重力方向設置為沿Y軸負方向，大小為-9806.65（如圖4.4所示）。 在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）菜單中的（Icons）命令，將圖標大小設置為50[7]。 （3）創(chuàng)建設計點圖 圖4.2 單位設置窗口 點擊ADAMS/View中零件庫的點（Point）， 選擇“Add to Ground”和“Don’t Attach”，在工作窗口創(chuàng)建如圖4.5所示的八個設計點。這八個設計點是各個運動副相連接的位置。 圖4.3 工作網格設置窗口 圖4.4 重力設置窗口 （4）創(chuàng)建懸架的構件 利用ADAMS/View中零件庫的圓柱體（Cylinder）和球體（Sphere）命令，根據設計點的位置，分別建立汽車懸的各個構件：上橫臂（UCA），下橫臂（LCA），轉向節(jié)（Knuckle），主銷（King_pin），轉向拉桿（Tie_rod），車輪（Wheel）。建模完成后的懸架模型如圖4.6所示。 圖4.5 列表編輯器 圖4.6 懸架模型 （5）創(chuàng)建測試平臺 點擊ADAMS/View中零件庫的點（Point），選擇“Add to Ground”和“Don’t Attach”，在（-340，-191.5，-204.5）處建一個點，并以該點為對角點建立一個長400mm寬400mm高50mm的長方體，并以長方體的質心為中心創(chuàng)建一個直徑為60mm高200mm的圓柱體，它與長方體組成測試平臺。創(chuàng)建測試平臺后的模型如4.7所示。 圖4.7 建測試平臺后的模型 （6）創(chuàng)建連接副 根據懸架各構件之間的運動關系，在各個關鍵點建立連接副。具體的連接副類型及位置如表4-2所示。 點擊ADAMS/view中約束庫的球副（Spherical Joint），設置球副的選項為“2 Bod_1Loc”和“Normal To Grid”，選擇上橫臂（UCA）和主銷（Kingpin）為參考物體，選擇設計點“UCA_outer”為球副的位置點，創(chuàng)建上橫臂和主銷之間的約束副。 同理創(chuàng)建下橫臂（LCA）和主銷(Kingpin）之間的球副，球副的位置為“LCA_outer”，轉向桿（Pull_arm）和拉桿(Tie_rod)之間的球副，球副的位置點為設計點“Tie_rod_outer”。 設置球副的選項為“1Location”和“Normal To Grid”選擇設計點“Tie_rod_inner”，創(chuàng)建拉桿和大地之間的球副。 按照上面所述的方法，創(chuàng)建拉臂和主銷、車輪和轉向節(jié)、轉向節(jié)和主銷之間的固定副，固定副的位置都為“Kingpin_inner”。　 同理在測試平臺和大地之間創(chuàng)建一個移動副，移動副位置為測試平臺的中心位置。 表4.2 懸架模型連接副明細表 連接副類型 連接副圖標 第一構件 第二構件 連接副位置 旋轉副 Revolute Joint UCA Ground UCA_inner 旋轉副 Revolute Joint LCA Ground LCA_inner 球副 Spherical Joint Kingpin UCA UCA_outer 球副 Spherical Joint Kingpin LCA LCA_outer 球副 Spherical Joint Pull_arm Tie_rod Tie_rod_outer 球副 Spherical Joint Tie_rod Ground Tie_rod_inner 固定副 Fixed Joint Kingpin Knuckle Knuckle_inner 點面約束副 Inplane Joint Primitive Wheel Test_patch Test_Patch.cm 移動副 Translational Joint Test_patch Ground Test_Patch.cm （7）保存模型 在ADAMS/View中，選擇“File”菜單中的“Save Datebase As”命令，將懸架模型保存在工作目錄中。 4.3.2、定制界面 在ADAMS/view菜單欄中，選擇Tools>Dialog Box>Create，制作初始參數修改的對話框。 選擇Dialog Box>New彈出命名窗口，在Name中輸入“Modify_Kingpin_parameter”做為文件名，勾選如圖4.8中選項，單擊OK。彈出如圖4.9的界面制作窗口。 圖4.8 命令窗口圖 圖4.9 修改參數界面 選擇Create>slider,用鼠標在界面的合適位置單擊，在界面上的相應位置就出現了標注為slider_1圖標，把這個圖標做為變量kingpin length的圖標進行修改其屬性。雙擊該圖標，彈出界面修改對話框，Attributes中選擇Layout,輸入slider_1在界面中的位置和尺寸，如圖4.10。 圖4.10滑動條位置編輯窗口 在Attributes中選擇Value在下面的對話框中輸入kingpin length的標準值和最大以及最小值。如圖4.11。 圖4.11輸入變量值窗口 在Attributes中選擇Commands，輸入該變量kingpin length的表達式： variable set variable=.susp.DV_1 real=$slider _1。 同理制作其它的滑動條slider標簽l。 滑動條只需改名，輸入其表達式。 制作完的修改主銷參數、上橫臂參數和下橫臂參數界面如圖4.13、圖4.14和圖4.15。 圖4.13 修改主銷參數界面 圖4.14 修改下橫臂參數界面 圖4.15 修改上橫臂參數界面 保存界面，在界面中輸入數值，發(fā)現模型變化了。 在此對話框中能很方便的修改初始參數，由于整個前懸架模型已經參數化了，不同的初始參數就對應不同的懸架，因此平臺具有了通用性。 4.4、測試懸架模型 4.4.1、添加驅動 點擊ADAMS/View中驅動庫的直線驅動（Translational Joint Motion）按鈕，選擇測試平臺和大地的移動副，創(chuàng)建直線驅動。創(chuàng)建直線驅動后，直接在“Edit”菜單中選擇“Modify”，可以修改直線驅動，在添加驅動對話窗的“Function（time）”欄中，輸入驅動的函數表達式：，它表示車輪的上跳和下跳行程均為50mm。 在ADAMS/View的主工具箱中，選擇仿真按鈕，設置終止時間為1，工作步長為100。然后點擊開始按鈕進行仿真。 4.4.2、測量數據 （1）測量主銷內傾角 在ADAMS/View菜單欄中，選擇Build>Measure>Function>New，如圖4.16所示，創(chuàng)建新的測量函數。 圖4.16 新建測量函數命令 在函數編輯器對話窗中的測量名稱（Measure Name）欄輸入：Kingpin_Inclination，一般屬性（General Attributes）的單位（Units）欄中選擇“angle”，借助于函數編輯器提供的基本函數，編輯主銷內傾角的函數表達式： ATAN（DX（MARKER_1, MARKER_5）/DY（MARKER_1, MARKER_5）） 具體編輯過程如下： 首先，輸入反正切函數“ATAN（）”； 然后，將光標移動到括號內，在函數編輯器的函數選項中，選擇“Displacement”中的“Displacement along X”，測量兩點在X方向的距離，