寶馬5系懸架設(shè)計及仿真分析-含ppt【全套含CAD圖紙】

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(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計）—中期檢查報告 本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 中期檢查報告 論文題目 寶馬5系懸架優(yōu)化分析及設(shè)計 班 級 100120203 姓 名 楊楠 院（系） 汽車工程學(xué)院 導(dǎo) 師 周暇余 報告時間 2014年4月29日 1．論文工作是否按開題報告預(yù)定的內(nèi)容及進(jìn)度安排進(jìn)行 基本按照開題報告的預(yù)訂要求進(jìn)行畢設(shè)工作。查閱資料，計算寶馬5系懸架的各個參數(shù)，并校核。之后運(yùn)用matlab進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化，選取平順性和舒適性作為優(yōu)化的設(shè)計變量。通過catia進(jìn)行三維建模。 2．目前已完成的研究工作及結(jié)果 首先查閱資料文獻(xiàn)，對雙橫臂獨(dú)立懸架和多連桿式獨(dú)立懸架進(jìn)行了解，查閱公式，進(jìn)行分析和計算。并對計算結(jié)果進(jìn)行校核。 使用matlab進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化。 運(yùn)用catia建模，畫零件圖。 2.1懸架對汽車性能影響 （1）車身固有振動頻率 若不考慮輪胎和減震器的影響，則車身固有頻率 == Hz 式中 —固有角振動頻率，rad/s C—懸架剛度，N/m M—簧載質(zhì)量，kg 由于在靜載荷作用下懸架的靜撓度 = 則 = 當(dāng)以每秒振動次數(shù)表示時， = Hz 式中—靜撓度（cm）。是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷F與此時的懸架剛度c之比。 （2）彈性特性 非線性彈性特性的懸架，即懸架的剛度可隨載荷的改變而變化，也稱變剛度懸架。由于剛度c隨載荷而改變，可以使得在載荷變化時，保持車身振動的固有頻率不變，從而獲得良好的汽車行駛平順性。這時，在曲線上任意點M，必須滿足 P／=f==常數(shù) 式中 P—特性曲線上任意點M的載荷； —任意點M的懸架剛度； f—求剛度時的次切矩(不是懸架從原點的變形)，也有人稱f為懸架的折算靜撓度； —在靜載荷時，為汽車獲得較為良好平順性所要求的懸架靜撓度。 因為 = 可將上式改寫成 = 積分得 ln P=+A 因為當(dāng)f=時，P= 所以 A= ln-1 因此 P= 2.2 懸架系統(tǒng)中的阻尼對汽車行駛平順性的影響 、和(Z-)與阻尼比的關(guān)系 2.3懸架主要參數(shù)的確定 （1）已知整備質(zhì)量：M1=1740kg,取簧上質(zhì)量ma：1426kg允許總質(zhì)量：M=1855kg. 滿載時前軸單輪軸荷取50%：Mb＝(M-mb)×50%/2=1740×50%/2=685kg （2）上下橫臂布置方案 采用a 上臂長212mm 下臂長326mm （3）彈性元件的參數(shù) (6-3) 式中 i——彈簧有效工作圈數(shù)，先取8 G——彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×Mpa d——彈簧鋼絲直徑，取12 D=72mm 則總?cè)?shù)：n=ni+=4+2.0=6 （4）振器的結(jié)構(gòu)類型與主要參數(shù)的選擇 工作缸直徑D=20mm 基長L=11mm 儲油直徑D=44mm 吊環(huán)直徑=29mm 吊環(huán)寬度B=24mm 活塞行程S=280mm （5） Matlab優(yōu)化 設(shè)計變量： 約束函數(shù)： （6）catia建模 球頭銷 彈簧 下橫臂 3．后期擬完成的研究工作及進(jìn)度安排 （1）Catia畫圖，Adams仿真分析 （2）進(jìn)度安排： n 第1~2周：搜集資料，寫開題報告； n 第3~10周：對前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計； n 第11~13周：建立前后懸架的三維實體模型 n 第13~14周：建立MATLAB模型并結(jié)合ADAMS進(jìn)行動力學(xué)分析和優(yōu)化。 n 第16~17周：撰寫說明書； n 第18周：準(zhǔn)備答辯。 4．存在的困難與問題 困難：Adams軟件需要學(xué)習(xí) 5．如期完成全部論文工作的可能性 論文工作進(jìn)展順利，能夠如期的完成論文工作。 中期報告檢查組意見： 組長（簽字）： 年 月 日 - 9 - 哈爾濱工業(yè)大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計）—開題報告 本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 開 題 報 告 論文題目 寶馬5系 2.0L 懸架設(shè)計 班 級 1001202 姓 名 楊楠 院（系） 汽車工程學(xué)院 導(dǎo) 師 周遐余 開題時間 2014.1.8 - 1 - 1．課題研究的目的和意義 隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人們生活的日益提高，汽車成為工農(nóng)業(yè)和人們?nèi)粘Ｉ畋夭豢缮俚慕煌üぞ摺ｋS著汽車的不斷普及，人們對汽車的性能（操縱穩(wěn)定性與平順性）要求日益提高，如何讓兼顧操縱穩(wěn)定性與平順性，如何實現(xiàn)最優(yōu)化成為汽車設(shè)計的一個重點。懸架是汽車的車架與車橋或車輪之間的一切傳力連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力扭，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的震動，以保證汽車能平順地行駛。 車輛在上下跳動過程中，車輪定位參數(shù)(輪距、前束、外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角等)與輪距會產(chǎn)生運(yùn)動學(xué)上的變化，懸架的運(yùn)動學(xué)特性對汽車操縱穩(wěn)定性起著至關(guān)重要的作用。 通過對寶馬5系2.0L汽車進(jìn)行分析。研究多連桿懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架的目的是保證高水平的操縱穩(wěn)定性的前提下，獲得比較好的平順性。 雙橫臂獨(dú)立懸架不僅具有獨(dú)立懸架的優(yōu)點，而且擺臂不等長的獨(dú)立懸架中的兩臂長度如果選擇適當(dāng)，還可以改變獨(dú)立懸架中的車輪與主銷的角度和輪距克服造成輪胎磨損嚴(yán)重的缺陷。所以被廣泛應(yīng)用于轎車、高級輕型客車及高級豪華大客車，以改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。所謂行駛平順性是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對駕乘人員的舒適性的影響限制在一定范圍之內(nèi)，而對載貨汽車還應(yīng)當(dāng)保持貨物的完好性。而汽車的操縱穩(wěn)定性是指在駕駛者不感到疲勞、緊張的條件下，汽車能遵循駕駛者通過轉(zhuǎn)向系及轉(zhuǎn)向輪給定的方向行駛，且當(dāng)遭遇外界干擾時，汽車能抵抗干擾而保持穩(wěn)定性的能力。 多連桿式獨(dú)立懸架，這種懸架系統(tǒng)由布置在空間的3-5根連桿將轉(zhuǎn)向節(jié)與車身連接起來，連桿的外端與轉(zhuǎn)向節(jié)通過球鉸連接，連桿的內(nèi)端與車身通過橡膠襯套連接。相比傳統(tǒng)的懸架系統(tǒng)，多連桿懸架系統(tǒng)提供了更大的設(shè)計自由度，如果各個連桿的位置以及橡膠襯套的剛度能夠巧妙的設(shè)計，那么就可以利用純機(jī)械的機(jī)構(gòu)，被動且精確地控制主銷軸線和車輪定位角的變化，改善汽車舒適度及操控性能?？梢哉f多連桿懸架特別是五連桿式獨(dú)立懸架系統(tǒng)是被動式懸架系統(tǒng)中最先進(jìn)的技術(shù)。因其獨(dú)特的優(yōu)點, 多連桿式獨(dú)立懸架現(xiàn)今已廣泛用于高檔轎上。 2．國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2.1多連桿懸架運(yùn)動學(xué)研究概況 2.1.1國外研究水平： 懸架運(yùn)動學(xué)的研究在國外起步較早,幾乎是從獨(dú)立懸架的誕生起開始的，其研究的主要內(nèi)容為車輪定位參數(shù)：車輪前束角、外傾角、輪距、主銷后傾角（后傾拖距）、主銷內(nèi)傾角（主銷偏移距）等對汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性、直線行駛性能、回正性及路感等汽車行駛性能[14]的影響。德國人阿達(dá)姆·措莫托所著的《汽車行駛性能》、德國學(xué)者Wolfgang Matschinsky 編寫的《車輛懸架》以及日本學(xué)者安部正人所著的《汽車的運(yùn)動與操縱》等著作中都對汽車懸架運(yùn)動學(xué)特性做了深入的討論分析。 近年來，研究多連桿懸架運(yùn)動特性的方法不斷涌現(xiàn)，在國外：D.M.A. Lee 等人推導(dǎo)出轉(zhuǎn)向節(jié)的速度方程， 并應(yīng)用逐步線性化方法來求解位置問題，Mohamed 和Attia 應(yīng)用剛性連桿和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的約束方程獲得懸架的運(yùn)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。 2.1.2國內(nèi)研究水平： 在國內(nèi)，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(yùn)動學(xué)分析做過大量工作，而對于多連桿懸架系統(tǒng)，清華大學(xué)呂振華等利用機(jī)械原理中的拆桿法，對五連桿懸架進(jìn)行了運(yùn)動分析和受力分析，并應(yīng)用一種迭代算法分析了考慮橡膠襯套彈性的懸架運(yùn)動特性，討論了襯套彈性對車輛性能的影響，清華大學(xué)宋健等和同濟(jì)大學(xué)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(yùn)動學(xué)理論分析打下基礎(chǔ)。 近年來，由于計算機(jī)的迅速發(fā)展，虛擬樣機(jī)技術(shù)成為現(xiàn)代汽車設(shè)計的一項全新的技術(shù)，它基于多體動力學(xué)理論，能夠在虛擬環(huán)境下模擬汽車的運(yùn)動學(xué)以及動力學(xué)仿真，這種技術(shù)不僅能提高產(chǎn)品的設(shè)計質(zhì)量，而且還大大地縮短了設(shè)計周期，為企業(yè)節(jié)省了大量成本。 上世紀(jì)80 年代起，多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論和方法已經(jīng)較廣泛應(yīng)用于汽車技術(shù)領(lǐng)域，一些優(yōu)秀的多體動力學(xué)分析的商業(yè)化軟件（如MSC.ADAMS 等）使得汽車懸架系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)分析技術(shù)日臻成熟和完善。吉林大學(xué)楊樹凱在其發(fā)表的《多連桿懸架與雙橫臂懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性分析》中，利用ADAMS/CAR 軟件對兩種懸架系統(tǒng)進(jìn)行了運(yùn)動學(xué)特性仿真對比分析。孫海林在研究生導(dǎo)師的指導(dǎo)下，根據(jù)某車輛多連桿獨(dú)立懸架的設(shè)計參數(shù)，用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨(dú)立懸架的多體動力學(xué)模型，并針對多連桿懸架運(yùn)動學(xué)對整車性能的影響進(jìn)行了的闡述，總結(jié)出多連桿懸架的優(yōu)缺點。同濟(jì)大學(xué)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(jìn)行了運(yùn)動學(xué)分析。 2.2雙橫臂式獨(dú)立懸架： 雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)設(shè)計的早期研究可追溯到20世紀(jì)30年代。傳統(tǒng)的設(shè)計方法采用平面作圖法或平面解析法等經(jīng)驗方法。其缺陷是忽略了主銷后傾角及上、下擺臂軸線的空間角度的影響, 所以很難獲得精確的設(shè)計結(jié)果。同時,設(shè)計過程也是相當(dāng)?shù)姆睆?fù)。 2.2.1國外研究水平： 20世紀(jì)90年代，國外對其數(shù)學(xué)建模與分析進(jìn)行了較多的研究，并取得了一定的成果。1990年Wallaschek提出了非線性數(shù)學(xué)模型諧波及統(tǒng)計線性化的方法。1997 年Duym用一種代數(shù)形式的經(jīng)驗公式來描述雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的非線性特性, 仿真結(jié)果與實驗結(jié)果基本吻合。1998年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(xué)模型。這些研究表明，建立雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的簡單而又比較準(zhǔn)確的非線性數(shù)學(xué)模型，并將其用于乘坐動力學(xué)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(shè)計方法，比較流行的優(yōu)化設(shè)計方法多是基于空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)原理及多剛體動力學(xué)理論，采用計算機(jī)輔助設(shè)計，獲得了理想的設(shè)計結(jié)果，并有效地提高了工作效率。雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計、制造已比較成熟，而且成本低，工作可靠，是當(dāng)今世界汽車工業(yè)中懸架的主導(dǎo)產(chǎn)品。 2.2.2國內(nèi)研究現(xiàn)狀： 雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究在國內(nèi)也有較長的歷史。吉林工業(yè)大學(xué)的郭孔輝院士的文章國是較早的論文，隨后的一些學(xué)者也對該問題做了研究。近幾年來， 北京理工大學(xué)，浙江大學(xué)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(dú)立懸架系統(tǒng)的研究，主要是應(yīng)用線性理論研究汽車乘坐動力學(xué)。目前，雙橫臂式獨(dú)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(nèi)對于雙橫臂式獨(dú)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(quán)的專用軟件。在雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究中，國內(nèi)基于線性理論的建模與仿真仍處于主導(dǎo)地位，而基于非線性理論的非數(shù)學(xué)建模與分析也已經(jīng)引起重視，并有了一定的研究成果。 2.3 設(shè)計水平： 自20世紀(jì)90年代起，各主要發(fā)達(dá)國家在汽車產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)領(lǐng)域中廣泛采用信息技術(shù)、計算機(jī)技術(shù)、CAD/CAE/CAM/PDM技術(shù)、KBE (Knowledge Based Engineering)技術(shù)等先進(jìn)手段，使設(shè)計水平大為提高，新車型的開發(fā)周期大大降低。以美國為例，在90年代初，轎車新車型的開發(fā)周期大約為5-6年，到90年代末已降為12-18個月，具體到懸架設(shè)計方面，仿真分析、虛擬設(shè)計、反求工程、AI技術(shù)等已經(jīng)獲得推廣應(yīng)用。根據(jù)國際聯(lián)機(jī)檢索可以看出，國外己建立了懸架結(jié)構(gòu)型式和懸架設(shè)計參數(shù)的知識庫和專家系統(tǒng)，不同類型懸架的設(shè)計計算方法在國外已較為成熟，并有多項專利。值得一提的是，國外在懸架設(shè)計領(lǐng)域中的一些研究成果已經(jīng)被某些大型的商品化的機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)仿真軟件所吸收。例如，由美國著名軟件公司MDI與Audi.BMW. Renault和Volvo等汽車公司合作開發(fā)的轎車設(shè)計軟件包ADAMS/Car，其中就包括了懸架模塊，可以預(yù)測懸架系統(tǒng)特性、計算懸架載荷時間歷程、進(jìn)行裝配性能研究等，從而有效地協(xié)助工程師完成設(shè)計任務(wù)。 長期以來，國內(nèi)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(shù)生存。雖有眾多專家、學(xué)者、業(yè)內(nèi)人士不斷強(qiáng)調(diào)培育本土設(shè)計開發(fā)能力的重要性，但在缺乏競爭力的環(huán)境下，相關(guān)企業(yè)往往出于短期利益考慮，不愿在此方面進(jìn)行大規(guī)模投入，致使這項工作難以真正落實到位。當(dāng)前，國內(nèi)轎車及微型車幾乎都是引進(jìn)國外技術(shù)生產(chǎn)的。需要注意的是，這種“引進(jìn)技術(shù)”實際上只是引進(jìn)國外現(xiàn)成的產(chǎn)品設(shè)計結(jié)果，而不是產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)技術(shù)本身。因此，迄今為出，國內(nèi)汽車行業(yè)對包括懸架系統(tǒng)在內(nèi)的汽車底盤系統(tǒng)關(guān)鍵產(chǎn)品的設(shè)計機(jī)理，仍然知之甚少，重復(fù)引進(jìn)到處可見與浪費(fèi)驚人，而且也往往受制于人。 3. 本課題的研究內(nèi)容及技術(shù)方案 結(jié)合寶馬5系多連桿獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架總體設(shè)計參數(shù)，通過設(shè)計，CATIA軟件建立三維模型。然后通過Matlab 建立多連桿懸架的數(shù)學(xué)模型和雙橫臂式獨(dú)立懸架，同時用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架的多體動力學(xué)模型，互相驗證模型的正確性，利用迭代法對彈性元件進(jìn)行分析。并利用多目標(biāo)遺傳算法該懸架進(jìn)行了多目標(biāo)優(yōu)化。 (1)根據(jù)寶馬5系的參數(shù)確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。 (2)對懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。 (3)運(yùn)用CATIA軟件建立三維實體模型。 (4) 運(yùn)用MATLAB優(yōu)化工具箱, 對已建立起的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行編程優(yōu)化, 分析優(yōu)化得到結(jié)果來說明數(shù)學(xué)模型建立的可行性和精確性。 (5) 在ADMAS中對懸架進(jìn)行建模仿真, 模擬出前輪定位等性能特性參數(shù)隨車輪轉(zhuǎn)向或是輪胎上下跳動而變化的關(guān)系曲線, 對比優(yōu)化前后的特性曲線，研究分析主銷及和前輪定位角隨車輪上下跳動時的變化規(guī)律，通過與數(shù)學(xué)模型的對比分析，其一致性相互驗證了各模型的正確性。 4. 本設(shè)計的特色 在內(nèi)容上通過對實體車型的參數(shù)數(shù)據(jù)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，并且通過CATIA建立三維模型和MATLAB建立數(shù)學(xué)模型，進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析以及優(yōu)化分析。 在研究方法上采用迭代法對多連桿式獨(dú)立懸架進(jìn)行分析。對于雙橫臂式獨(dú)立懸架，結(jié)合多目標(biāo)遺傳算法，以懸架擺臂長度和初始位置作為優(yōu)化變量，對最大滑移量、外傾角、定位參數(shù)等進(jìn)行優(yōu)化。 5. 進(jìn)度安排 第1~2周：搜集資料，寫開題報告； 第3~10周：對前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計； 第11~13周：建立前后懸架的三維實體模型 第13~14周：建立MATLAB模型并結(jié)合ADAMS進(jìn)行動力學(xué)分析和優(yōu)化。 第16~17周：撰寫說明書； 第18周：準(zhǔn)備答辯。 6. 參考文獻(xiàn) [1] 王其東，趙韓，李巖，祝少春《汽車雙橫臂式獨(dú)立懸架機(jī)構(gòu)運(yùn)動特性分析》合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，第24卷第6期，2001年12月 [2] 耶爾森?賴姆帕爾、王瑄譯 《懸架元件及底盤力學(xué)》 吉林：吉林科學(xué)技術(shù)出版社。1992,218-414 [3] 黃志平 《基于ADAMS的五連桿懸架性能研究》，西南交通大學(xué)碩士論文，2009,5 [4] 楊樹凱《多連桿懸架與雙橫臂懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性分析》1.吉林大學(xué); 2.第一汽車集團(tuán)公司技術(shù)中心; 3.河北工程大學(xué) [5] 林逸等《滑柱擺臂式懸架空間運(yùn)動分析汽車技術(shù)》，1990(5). [6] 呂振華,徐建國《五連桿懸架的剛體運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)分析》[J].設(shè)計計算研究，2002(11) [7] 宋健，石磊.?！抖噙B桿式前懸架主銷軸線的確定》[J]. 公路交通科技，2001,18(6):99-102. [8] 祁宏鐘等?！洞_定五連桿懸架虛擬主銷軸線的近似數(shù)值方法》[J].機(jī)械設(shè)計與制造，2002,(1): 57-60 [10] 阿達(dá)姆.措莫托[著]，黃錫朋，解春陽[譯]《汽車行駛性能》[M].北京：科學(xué)普及出版社，1992.9. [11] Matschinsky,Wolfgang.Die Radführungen der Strassfahrzeug[J].Verlag TuevReihland,1987 [12] 安部正人著，陳幸波譯.《汽車的運(yùn)動與操縱》[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1998. [13]陳俊，《基于雙橫臂獨(dú)立懸架對轎車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計》，合肥工業(yè)大學(xué)碩士論文，2007.12 [14] 郭孔輝.《汽車振動與載荷的統(tǒng)計分析及懸架系統(tǒng)參數(shù)的選擇》，汽車技術(shù)。1975 (12):78-81 開題報告檢查組意見： 組長（簽字）： 年 月 日 - 7 - 開題報告 寶馬5系懸架設(shè)計和優(yōu)化設(shè)計100120203 楊楠指導(dǎo)老師：周遐余目錄n1、參數(shù)n2、懸架介紹n3、國內(nèi)外研究現(xiàn)狀n4、研究內(nèi)容及技術(shù)方案n5、畢設(shè)工作進(jìn)度安排懸架參數(shù)n前懸架類型：雙橫臂式獨(dú)立懸架n后懸架類型：多連桿式獨(dú)立懸架雙橫臂式獨(dú)立懸架n 雙橫臂獨(dú)立懸架不僅具有獨(dú)立懸架的優(yōu)點，而且擺臂不等長的獨(dú)立懸架中的兩臂長度如果選擇適當(dāng)，還可以改變獨(dú)立懸架中的車輪與主銷的角度和輪距克服造成輪胎磨損嚴(yán)重的缺陷。所以被廣泛應(yīng)用于轎車、高級輕型客車及高級豪華大客車，以改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。n不等臂式上下臂長度不等，上臂比下臂短，當(dāng)車輪上下運(yùn)動時，上臂比下臂運(yùn)動弧度小，將使得車輪上部輕微的內(nèi)外移動，而地步影響很小。有利于減少輪胎磨損，提高行駛平順性和方向穩(wěn)定性。多連桿式獨(dú)立懸架n 這種懸架系統(tǒng)由布置在空間的3-5根連桿將轉(zhuǎn)向節(jié)與車身連接起來，連桿的外端與轉(zhuǎn)向節(jié)通過球鉸連接，連桿的內(nèi)端與車身通過橡膠襯套連接。相比傳統(tǒng)的懸架系統(tǒng)，多連桿懸架系統(tǒng)提供了更大的設(shè)計自由度，如果各個連桿的位置以及橡膠襯套的剛度能夠巧妙的設(shè)計，那么就可以利用純機(jī)械的機(jī)構(gòu)，被動且精確地控制主銷軸線和車輪定位角的變化，改善汽車舒適度及操控性能。因其獨(dú)特的優(yōu)點，多連桿式獨(dú)立懸架現(xiàn)今已廣泛用于高檔轎上。n5根連桿分別為主控制臂，前置定位臂，后制定位臂，上臂和下臂，他們分別對各個方向產(chǎn)生作用。課題研究的目的和意義n 雙橫臂獨(dú)立懸架不僅具有獨(dú)立懸架的優(yōu)點，而且擺臂不等長的獨(dú)立懸架中的兩臂長度如果選擇適當(dāng)，還可以改變獨(dú)立懸架中的車輪與主銷的角度和輪距克服造成輪胎磨損嚴(yán)重的缺陷。所以被廣泛應(yīng)用于轎車、高級輕型客車及高級豪華大客車，以改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。所謂行駛平順性是保持汽車在行駛過程中產(chǎn)生的振動和沖擊環(huán)境對駕乘人員的舒適性的影響限制在一定范圍之內(nèi)，而對載貨汽車還應(yīng)當(dāng)保持貨物的完好性。而汽車的操縱穩(wěn)定性是指在駕駛者不感到疲勞、緊張的條件下，汽車能遵循駕駛者通過轉(zhuǎn)向系及轉(zhuǎn)向輪給定的方向行駛，且當(dāng)遭遇外界干擾時，汽車能抵抗干擾而保持穩(wěn)定性的能力。n 多連桿式獨(dú)立懸架，這種懸架系統(tǒng)由布置在空間的3-5根連桿將轉(zhuǎn)向節(jié)與車身連接起來，,連桿的外端與轉(zhuǎn)向節(jié)通過球鉸連接，連桿的內(nèi)端與車身通過橡膠襯套連接。相比傳統(tǒng)的懸架系統(tǒng)，多連桿懸架系統(tǒng)提供了更大的設(shè)計自由度，如果各個連桿的位置以及橡膠襯套的剛度能夠巧妙的設(shè)計，那么就可以利用純機(jī)械的機(jī)構(gòu)，被動且精確地控制主銷軸線和車輪定位角的變化，改善汽車舒適度及操控性能?？梢哉f多連桿懸架特別是五連桿式獨(dú)立懸架系統(tǒng)是被動式懸架系統(tǒng)中最先進(jìn)的技術(shù)。因其獨(dú)特的優(yōu)點，多連桿式獨(dú)立懸架現(xiàn)今已廣泛用于高檔轎車上。國內(nèi)外研究水平1、雙橫臂式獨(dú)立懸架2、多連桿式獨(dú)立懸架雙橫臂式獨(dú)立懸架n國外研究水平：國外研究水平：n 20世紀(jì)90年代,國外對其數(shù)學(xué)建模與分析進(jìn)行了較多的研究，并取得了一定的成果。1990年Wallaschek提出了非線性數(shù)學(xué)模型諧波及統(tǒng)計線性化的方法。1997 年Duym 用一種代數(shù)形式的經(jīng)驗公式來描述雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的非線性特性，仿真結(jié)果與實驗結(jié)果基本吻合。1998年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(xué)模型。這些研究表明，建立雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的簡單而又比較準(zhǔn)確的非線性數(shù)學(xué)模型，并將其用于乘坐動力學(xué)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(shè)計方法，比較流行的優(yōu)化設(shè)計方法多是基于空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)原理及多剛體動力學(xué)理論，采用計算機(jī)輔助設(shè)計，獲得了理想的設(shè)計結(jié)果，并有效地提高了工作效率。雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計、制造已比較成熟,而且成本低，工作可靠，是當(dāng)今世界汽車工業(yè)中懸架的主導(dǎo)產(chǎn)品。n國內(nèi)研究現(xiàn)狀：國內(nèi)研究現(xiàn)狀：n 雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究在國內(nèi)也有較長的歷史。吉林工業(yè)大學(xué)的郭孔輝院士的文章是較早的論文,隨后的一些學(xué)者也對該問題做了研究。近幾年來,北京理工大學(xué)、浙江大學(xué)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(dú)立懸架系統(tǒng)的研究,主要是應(yīng)用線性理論研究汽車乘坐動力學(xué)。n 目前,雙橫臂式獨(dú)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(nèi)對于雙橫臂式獨(dú)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(quán)的專用軟件。在雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究中,國內(nèi)基于線性理論的建模與仿真仍處于主導(dǎo)地位,而基于非線性理論的非數(shù)學(xué)建模與分析也已經(jīng)引起重視,并有了一定的研究成果。本課題的研究內(nèi)容及技術(shù)方案n 結(jié)合寶馬5系多連桿獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架總體設(shè)計參數(shù)，通過設(shè)計，CATIA軟件建立三維模型。然后通過Matlab 建立多連桿懸架的數(shù)學(xué)模型和雙橫臂式獨(dú)立懸架，同時用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架的多體動力學(xué)模型，互相驗證模型的正確性，利用迭代法對彈性元件進(jìn)行分析。并利用多目標(biāo)遺傳算法該懸架進(jìn)行了多目標(biāo)優(yōu)化。n(1)根據(jù)寶馬5系的參數(shù)確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。n(2)對懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。n(3)運(yùn)用CATIA軟件建立三維實體模型。n(4)運(yùn)用MATLAB優(yōu)化工具箱,對已建立起的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行編程優(yōu)化,分析優(yōu)化得到結(jié)果來說明數(shù)學(xué)模型建立的可行性和精確性。n(5)在ADMAS中對懸架進(jìn)行建模仿真,模擬出前輪定位等性能特性參數(shù)隨車輪轉(zhuǎn)向或是輪胎上下跳動而變化的關(guān)系曲線,對比優(yōu)化前后的特性曲線，研究分析主銷及和前輪定位角隨車輪上下跳動時的變化規(guī)律，通過與數(shù)學(xué)模型的對比分析，其一致性相互驗證了各模型的正確性。進(jìn)度安排n第12周：搜集資料，寫開題報告；n第310周：對前后懸架進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計；n第1113周：建立前后懸架的三維實體模型n第1314周：建立MATLAB模型并結(jié)合ADAMS進(jìn)行動力學(xué)分析和優(yōu)化。n第1617周：撰寫說明書；n第18周：準(zhǔn)備答辯。結(jié)束寶馬5系懸架設(shè)計及優(yōu)化車輛2班 100120203 楊楠畢設(shè)內(nèi)容l設(shè)計寶馬5系的前后懸架l前懸架為雙橫臂式獨(dú)立懸架l后懸架為多連桿式獨(dú)立懸架l通過查閱資料，計算參數(shù)，尺寸及合理設(shè)計懸架的形狀。l通過matlab進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化l使用catia進(jìn)行3d模型的建立已完成的進(jìn)度l基本按照開題報告的內(nèi)容進(jìn)行，查閱資料，計算雙橫臂式獨(dú)立前懸架的上下橫臂尺寸，彈簧的選取，彈簧剛度的校核，減震器的參數(shù)以及橫向穩(wěn)定桿設(shè)計。l進(jìn)行matlab參數(shù)優(yōu)化l開始運(yùn)用catia建模計算數(shù)據(jù)l根據(jù)現(xiàn)代轎車的設(shè)計，上橫臂短，下橫臂長，一般取L2/L1=0.6-1.0之間l根據(jù)計算選擇0.65l上橫臂長度L1=212mml下橫臂長度L2=326mml橫臂鉸點間距離200mml簧載質(zhì)量的確定l已知總質(zhì)量為1740kg，參照文獻(xiàn)，簧載質(zhì)量取82%約為1426kg。前置后驅(qū)，滿載時前軸質(zhì)量為685kg，空載時為723kg。l螺旋彈簧的選擇：l計算彈簧直徑為10.82mm，取彈簧直徑d=12mml大徑D取72mml有效圈數(shù)n=4，壓縮圈數(shù)n2=2l總?cè)?shù)n=6l減震器的選擇：l采用雙桶式減震器，工作缸直徑D計算得10.6 取標(biāo)準(zhǔn)值20mml基長L=120mml儲油直徑D=44mml吊環(huán)直徑29mml吊環(huán)寬度B=24mml活塞行程取s=280mm用matlab進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化l對舒適性進(jìn)行優(yōu)化l目標(biāo)函數(shù)：l設(shè)計變量：l約束函數(shù)：l優(yōu)化結(jié)果：x1=2.0135227 x2=0.891254l x3=1.142537l與計算結(jié)果相差不大Catia建模l能預(yù)期完成工作量車輛2班 楊楠 100120203指導(dǎo)老師：周暇余寶馬5系懸架設(shè)計及仿真分析緒論緒論懸架概述懸架概述懸架設(shè)計懸架設(shè)計C CATIAATIA建模建模1 12 23 34 4ADAMSADAMS運(yùn)動學(xué)仿真運(yùn)動學(xué)仿真結(jié)論結(jié)論56寶馬寶馬5 5系懸架設(shè)計及仿真分析系懸架設(shè)計及仿真分析.背景背景1 1懸架懸架 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(yùn)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(dǎo)向裝置、減振器和橫向穩(wěn)定器等。.計算數(shù)據(jù)計算數(shù)據(jù)1 1 1 1L1/L2=0.65；上臂長度L1=326mm；下臂長度L2=212mm；彈簧剛度Cs=37.33N/mm；彈簧中徑Dm=90mm；彈簧外徑D=102mm；總?cè)?shù)n=10；彈簧自由高度Ho=228mm；減震器工作缸直徑D=30mm；活塞行程S=180mm；LOGO1 1 1 1.雙橫臂式獨(dú)立懸架1 1.多連桿式獨(dú)立懸架2 2ADAMS/CAR運(yùn)動學(xué)仿真運(yùn)動學(xué)仿真研究在車輪與車發(fā)生相對運(yùn)動時，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車輪的運(yùn)動，車輪定位以及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動學(xué)特性,這一領(lǐng)域的研究稱為懸架的運(yùn)動學(xué)研究。主銷后傾角主銷后傾角(caster)變化變化前輪外傾角前輪外傾角(camber)變化變化前輪前束角前輪前束角(toe)的變化的變化車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角的變化車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向角的變化車輪跳動對輪距的影響車輪跳動對輪距的影響結(jié)論這次設(shè)計得以順利完成，首先得感謝老師和同學(xué)這次設(shè)計得以順利完成，首先得感謝老師和同學(xué)的大力支持和幫助，特別是周老師的耐心指導(dǎo)，的大力支持和幫助，特別是周老師的耐心指導(dǎo)，更使作者收獲頗豐，在此向他表示衷心的感謝。更使作者收獲頗豐，在此向他表示衷心的感謝。在做畢業(yè)設(shè)計的過程中，老師教給我許多解決設(shè)在做畢業(yè)設(shè)計的過程中，老師教給我許多解決設(shè)計問題的思維方法，以及指出了此次畢業(yè)設(shè)計中計問題的思維方法，以及指出了此次畢業(yè)設(shè)計中的錯誤，這使我認(rèn)識到自己的不足之處，認(rèn)真改的錯誤，這使我認(rèn)識到自己的不足之處，認(rèn)真改正并得以提高，這也為將來走上工作崗位做好鋪正并得以提高，這也為將來走上工作崗位做好鋪墊。在本次設(shè)計中，作者將自己四年來所學(xué)的知墊。在本次設(shè)計中，作者將自己四年來所學(xué)的知識運(yùn)用在其中，在規(guī)定的時間內(nèi)認(rèn)真完成此次畢識運(yùn)用在其中，在規(guī)定的時間內(nèi)認(rèn)真完成此次畢業(yè)設(shè)計。在與老師、同學(xué)的探討中，作者清楚地業(yè)設(shè)計。在與老師、同學(xué)的探討中，作者清楚地認(rèn)識到虛心求教和團(tuán)隊合作精神的重要性。認(rèn)識到虛心求教和團(tuán)隊合作精神的重要性。致致 謝謝謝謝 謝謝請各位老師批評指正哈爾濱工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 寶馬5系懸架設(shè)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(dú)立懸架，其后懸采用的是多連桿式獨(dú)立懸架。雙橫臂式的獨(dú)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(jié)構(gòu)緊湊，占用空間小，故在汽車領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。多連桿式獨(dú)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(shè)計說明書根據(jù)給定的車型和懸架形式來進(jìn)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(jìn)行應(yīng)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(jìn)行了導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計，建模畫圖，MATLAB優(yōu)化，并用ADAMS進(jìn)行仿真分析。 關(guān)鍵詞：獨(dú)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(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 2 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 3 1.3 設(shè)計水平 4 1.4 技術(shù)方案及研究思路 5 第2章 汽車懸架 7 2.1 懸架設(shè)計要求 7 2.2 懸架對汽車平順性的影響 7 2.3 本章小結(jié) 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(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計 11 3.4.1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計要求 11 3.4.2 側(cè)傾中心 11 3.4.3 橫向平面內(nèi)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(jié)構(gòu)類型與主要參數(shù)的選擇 16 3.4.7 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計計算 20 3.5 多連桿式獨(dú)立懸架的設(shè)計 21 3.6 本章小結(jié) 22 第4章 CATIA建模 23 4.1 雙橫臂式獨(dú)立懸架 23 4.2 多連桿式獨(dú)立懸架 26 第5章 ADAMS/CAR仿真設(shè)計 28 5.1 仿真設(shè)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(zhuǎn)向角的變化 32 5.6 車輪跳動對輪距的影響 33 結(jié) 論 35 參考文獻(xiàn) 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(yùn)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(dǎo)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(jié)構(gòu)圖 導(dǎo)向裝置決定車輪相對于車身的運(yùn)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(dǎo)向裝置的不同，懸架可以分為獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架兩大類。非獨(dú)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(dú)立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪分別獨(dú)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(jié)構(gòu)，對前后懸架進(jìn)行設(shè)計及優(yōu)化，本設(shè)計采用的前后懸架均為獨(dú)立螺旋彈簧懸架，前懸為雙橫臂式獨(dú)立懸架，后懸為多連桿式獨(dú)立懸架。 ADAMS 軟件是目前廣泛應(yīng)用的汽車動力學(xué)分析軟件，可以方便的對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析目前國內(nèi)試驗臺研究起步較國外晚，而且受到技術(shù)的限制，大部分的自主品牌車型的底盤由國外公司調(diào)校甚至直接使用外資品牌底盤，而應(yīng)用系統(tǒng)動力學(xué)方法，對懸架進(jìn)行運(yùn)動特性的設(shè)計，能有效減少試驗臺的調(diào)校次數(shù)，縮短開發(fā)周期，減少試驗成本。國內(nèi)外學(xué)者以車輪的定位角度及輪距的變化為目標(biāo)對懸架性能優(yōu)化方面進(jìn)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(yùn)動學(xué)特性的重要因素，如果懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計不當(dāng)，就會大大影響整車性能，如轉(zhuǎn)向沉重、跑偏、輪胎偏磨等。懸架的運(yùn)動學(xué)特性是指當(dāng)車輪上、下跳動時，前輪定位參數(shù)、輪距、前輪側(cè)向滑移量等參數(shù)相應(yīng)的變化規(guī)律，這一規(guī)律是由導(dǎo)向機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)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(yùn)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(shè)計關(guān)系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實際應(yīng)用意義。本論文基于寶馬5系，并且結(jié)合實際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進(jìn)行計算校核，設(shè)計整個懸架系統(tǒng)，對整車運(yùn)動學(xué)性能的影響進(jìn)行分析，對實際生產(chǎn)有著重要的意義。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 國外汽車懸架運(yùn)動學(xué)的研究起步較早，幾乎是隨著獨(dú)立懸架的誕生就開始了。汽車懸架彈性運(yùn)動學(xué)的研究，在上世紀(jì)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(dú)立懸架系統(tǒng)的非線性特性，仿真結(jié)果與實驗結(jié)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(xué)模型[4]。這些研究表明，建立雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的簡單而又比較準(zhǔn)確的非線性數(shù)學(xué)模型，并將其用于乘坐動力學(xué)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(shè)計方法，比較流行的優(yōu)化設(shè)計方法多是基于空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)原理及多剛體動力學(xué)理論，采用計算機(jī)輔助設(shè)計，獲得了理想的設(shè)計結(jié)果，并有效地提高了工作效率[5]。雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計、制造已比較成熟，而且成本低，工作可靠，是當(dāng)今世界汽車工業(yè)中懸架的主導(dǎo)產(chǎn)品。近年來，研究多連桿懸架運(yùn)動特性的方法不斷涌現(xiàn)，D.M.A. Lee等人推導(dǎo)出轉(zhuǎn)向節(jié)的速度方程，并應(yīng)用逐步線性化方法來求解位置問題，Mohamed和Attia應(yīng)用剛性連桿和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的約束方程獲得懸架的運(yùn)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(shù)》對各種懸架運(yùn)動學(xué)及彈性運(yùn)動學(xué)作了詳細(xì)的分析，對車輪定位參數(shù)做了準(zhǔn)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(yùn)動學(xué)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(yùn)動學(xué)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(jìn)行操縱穩(wěn)定性的評價[7]。德國人阿達(dá)姆·措莫托所著的《汽車行駛性能》、德國學(xué)者Wolfgang Matschinsky 編寫的《車輛懸架》以及日本學(xué)者安部正人所著的《汽車的運(yùn)動與操縱》等著作中都對汽車懸架運(yùn)動學(xué)特性做了深入的討論分析[8]。 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究在國內(nèi)也有較長的歷史。吉林工業(yè)大學(xué)的郭孔輝院士的文章國是較早的論文，隨后的一些學(xué)者也對該問題做了研究。近幾年來， 北京理工大學(xué)，浙江大學(xué)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(dú)立懸架系統(tǒng)的研究，主要是應(yīng)用線性理論研究汽車乘坐動力學(xué)[9]。目前，雙橫臂式獨(dú)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(nèi)對于雙橫臂式獨(dú)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(quán)的專用軟件。在雙橫臂式獨(dú)立懸架系統(tǒng)的研究中，國內(nèi)基于線性理論的建模與仿真仍處于主導(dǎo)地位，而基于非線性理論的非數(shù)學(xué)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(yùn)動學(xué)分析做過大量工作，而對于多連桿懸架系統(tǒng)，清華大學(xué)呂振華等利用機(jī)械原理中的拆桿法，對五連桿懸架進(jìn)行了運(yùn)動分析和受力分析，并應(yīng)用一種迭代算法分析了考慮橡膠襯套彈性的懸架運(yùn)動特性，討論了襯套彈性對車輛性能的影響，清華大學(xué)宋健等和同濟(jì)大學(xué)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(yùn)動學(xué)理論分析打下基礎(chǔ)[11]。 上世紀(jì)80 年代起，多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論和方法已經(jīng)較廣泛應(yīng)用于汽車技術(shù)領(lǐng)域，一些優(yōu)秀的多體動力學(xué)分析的商業(yè)化軟件(如MSC.ADAMS 等)使得汽車懸架系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)分析技術(shù)日臻成熟和完善。吉林大學(xué)楊樹凱在其發(fā)表的《多連桿懸架與雙橫臂懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性分析》中，利用ADAMS/CAR 軟件對兩種懸架系統(tǒng)進(jìn)行了運(yùn)動學(xué)特性仿真對比分析[12]。孫海林在研究生導(dǎo)師的指導(dǎo)下，根據(jù)某車輛多連桿獨(dú)立懸架的設(shè)計參數(shù)，用ADAMS/CAR 軟件平臺建立了多連桿式獨(dú)立懸架的多體動力學(xué)模型，并針對多連桿懸架運(yùn)動學(xué)對整車性能的影響進(jìn)行了的闡述，總結(jié)出多連桿懸架的優(yōu)缺點[13]。同濟(jì)大學(xué)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(jìn)行了運(yùn)動學(xué)分析[14]。 1.3 設(shè)計水平 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設(shè)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(shè)計的領(lǐng)域也相應(yīng)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(zhì)量、懸架、簧載質(zhì)量作為一個整體進(jìn)行研究與設(shè)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(xué)特性，因此可以稱之為懸架系統(tǒng)動力學(xué)研究。 后一部分主要是對懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行工作，主要是研究在車輪與車身發(fā)生相對運(yùn)動時，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車輪的運(yùn)動、車輪定位及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動學(xué)特性。這一部分的研究稱為懸架的運(yùn)動學(xué)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(yùn)動學(xué)即為懸架彈性運(yùn)動學(xué)。懸架彈性運(yùn)動學(xué)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(yùn)動學(xué)研究就包括了懸架運(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)兩個方面的內(nèi)容[15]。 長期以來，國內(nèi)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(shù)生存。雖有眾多專家、學(xué)者、業(yè)內(nèi)人士不斷強(qiáng)調(diào)培育本土設(shè)計開發(fā)能力的重要性，但在缺乏競爭力的環(huán)境下，相關(guān)企業(yè)往往出于短期利益考慮，不愿在此方面進(jìn)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(nèi)汽車行業(yè)對包括懸架系統(tǒng)在內(nèi)的汽車底盤系統(tǒng)關(guān)鍵產(chǎn)品的設(shè)計機(jī)理，仍然知之甚少，重復(fù)引進(jìn)到處可見與浪費(fèi)驚人，而且也往往受制于人。 1.4 技術(shù)方案及研究思路 結(jié)合寶馬5系多連桿獨(dú)立懸架和雙橫臂式獨(dú)立懸架總體設(shè)計參數(shù)，通過查閱資料等計算懸架的基本參數(shù)，初步設(shè)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(dú)立懸架的模型，做運(yùn)動學(xué)仿真分析，通過設(shè)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(zhuǎn)向角的變化，輪距變化等隨車輪跳動的變化關(guān)系曲線。 (1)根據(jù)寶馬5系的參數(shù)確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。 (2)對懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。 (3)運(yùn)用CATIA軟件建立三維實體模型。 (4) 在ADMAS中建模，并進(jìn)行運(yùn)動學(xué)仿真分析，驗證懸架設(shè)計的合理性，通過車輪跳動的變化，測定輪距，轉(zhuǎn)向角等參數(shù)是否符合規(guī)定。 ADAMS運(yùn)動學(xué)仿真分析 研究背景意義 國內(nèi)外相關(guān)研究研究 國外研究水平 國內(nèi)研究水平 懸架參數(shù)的計算 CATIA建模畫圖 結(jié)論 技術(shù)水平 圖1-2 研究思路 第2章 汽車懸架 2.1 懸架設(shè)計要求 汽車懸架和簧載質(zhì)量、非簧載質(zhì)量構(gòu)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(jìn)一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟(jì)性和運(yùn)營經(jīng)濟(jì)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(jìn)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(shè)計可以大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細(xì)設(shè)計兩個階段，有時還要反復(fù)交叉進(jìn)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(diào)確定。 懸架的合理設(shè)計直接關(guān)系到汽車的性能,應(yīng)該保證如下幾點： (1)合理設(shè)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(shè)計懸架能夠具有有效地衰減振動的能力。 (3)合理設(shè)計導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，合理設(shè)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(yīng)該使結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間小。 (5)在滿足零件質(zhì)量小的同時保證使用壽命和足夠的強(qiáng)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(yùn)貨物的完整無損，而且還可以提高汽車的運(yùn)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(biāo)準(zhǔn)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(jī)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(zhì)量m的大小有關(guān)[17]。當(dāng)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(jié) 本章通過對懸架的一般基礎(chǔ)知識的介紹，對懸架有了初步的認(rèn)識，了解其分類，功能，設(shè)計要求，熟悉懸架的彈性特。熟悉本章內(nèi)容，對后文的分析和設(shè)計起基礎(chǔ)作用。 通過對本章內(nèi)容得學(xué)習(xí)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(shè)計時綜合各個方面的知識，設(shè)計出使汽車同時具有適當(dāng)?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(zhì)量分配系數(shù)，因而可以近似地認(rèn)為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂直振動是相互獨(dú)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(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(yīng)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(yīng)當(dāng)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(yīng)當(dāng)不小于160mm。而=250+80=330mm>160mm 符合要求。 3.3 懸架剛度計算 本次設(shè)計車型參考寶馬5系，發(fā)動機(jī)中置四驅(qū)。前懸架采用雙橫臂獨(dú)立懸架，后懸采用多連桿式獨(dú)立懸架。 已知： 已知整備質(zhì)量： =1655kg,取簧上質(zhì)量=1555kg,簧下質(zhì)量=25×4kg. 允許總質(zhì)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(guān)數(shù)據(jù) 單位mm 驅(qū)動方式 前置四驅(qū) 前懸架類型 雙橫臂式獨(dú)立懸架 后懸架類型 多連桿式獨(dú)立懸架 整備質(zhì)量 1655kg 空載前軸軸載質(zhì)量 388.75kg 滿載質(zhì)量 1855kg 滿載前軸軸載質(zhì)量 438.75kg 簧下質(zhì)量 25×4kg 懸架剛度： =(438.75×9.8)/250=17.199N/mm (3-3) 3.4 雙橫臂獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計 3.4.1 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計要求 對前輪導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)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(yīng)該產(chǎn)生縱向加速度。 3) 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角小于等于6°~7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 4) 制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用。 對汽車后輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求： 1) 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。 2) 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)。此外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有足夠強(qiáng)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(cè)傾中心 雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖3-1所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)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(cè)傾中心W。當(dāng)橫臂相互平行時，P點位于無窮遠(yuǎn)處。作出與其平行的通過N點的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心W，如圖3-2所示[22]。 本次設(shè)計采用相互平行的雙橫臂布置。 圖3-1雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定 圖3-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心W的確定 3.4.3 橫向平面內(nèi)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(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。 本次按照圖c進(jìn)行設(shè)計。 a) b) c) 圖3-3上、下橫臂在橫向平面內(nèi)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(shè)計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機(jī)方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運(yùn)動特性。 設(shè)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(yīng)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(yīng)選擇在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的 應(yīng)在0.6～1.0范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認(rèn)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(shè)計的經(jīng)驗，在初選尺寸時，取0.65為宜。 本次設(shè)計選擇=0.65進(jìn)行設(shè)計。初選=326mm，=212mm。 3.4.5 彈性元件的計算 由于存在懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的關(guān)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(guān)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(dǎo)向機(jī)構(gòu)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?cè)?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(zhuǎn)應(yīng)力公式： (3-11) 式中 ——曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強(qiáng)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(zhuǎn)應(yīng): 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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對運(yùn)動時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運(yùn)動，減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內(nèi)腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)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(yùn)動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運(yùn)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(zhì)量小、造價低、易調(diào)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(jié)構(gòu)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(dá)75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)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(jié)構(gòu)型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式[21]。本設(shè)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(dāng)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(yīng)為車輪處阻尼系數(shù)的倍。當(dāng)車身側(cè)傾時，相應(yīng)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(dǎo)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(zhì)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(guān)系。 設(shè)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(nèi)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(yīng)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(zhì)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，雙筒式減振器取＝0.40～0.50，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(biāo)準(zhǔn)選用，按下表選擇。 所以，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，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(guān)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(shè)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(cè)傾角剛度值也很小，結(jié)果使汽車轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾嚴(yán)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(cè)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(dú)立懸架中的典型安裝方式如圖3-6所示。當(dāng)左右車輪同向等幅跳動時，橫向穩(wěn)定桿不起作用；當(dāng)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(cè)傾角剛度，從而減小汽車轉(zhuǎn)向時車身的側(cè)傾角外，如前所述，恰當(dāng)?shù)剡x擇前、后懸架的側(cè)傾角剛度比值，也有助于使汽車獲得所需要的不足轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向。橫向穩(wěn)定桿帶來的不利因素有：當(dāng)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(dǎo)向桿系的作用，其余情況下則在設(shè)計時應(yīng)當(dāng)注意避免與懸架的導(dǎo)向桿系發(fā)生運(yùn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)應(yīng)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(zhuǎn)應(yīng)力 =16×572533.3/ π203 ( 3-26) τ1=364.49 N/mm2 3.5 多連桿式獨(dú)立懸架的設(shè)計 本車型采用四連桿式獨(dú)立后懸架，四連桿懸架模型的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)是把雙橫臂懸架的上、下A臂適當(dāng)?shù)馗脑鞛? 根空間連桿, 每根連桿分別用球鉸和旋轉(zhuǎn)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(yùn)動學(xué)和彈性運(yùn)動學(xué)特性具有可比性。 本文所研究的多連桿后獨(dú)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(dú)立后懸架模型的建立是在雙橫臂式獨(dú)立后懸架的基礎(chǔ)上對其導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)副連接主銷軸和車體鏈接。 3.6 本章小結(jié) 通過本章的分析計算，對寶馬5系汽車的雙橫臂式獨(dú)立前懸和多連桿式獨(dú)立后懸進(jìn)行了分析和相應(yīng)的參數(shù)計算，對雙橫臂式獨(dú)立懸架和四連桿式獨(dú)立懸架有了深入的了解，并且能夠通過計算得出相應(yīng)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(dú)立懸架和多連桿式獨(dú)立懸架的構(gòu)造有了深入的了解。通過使用CATIA軟件，進(jìn)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(dú)立懸架 運(yùn)用CATIA軟件建立雙橫臂式獨(dú)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(cè)傾軸線。建立下橫臂如圖4-2所示。通過轉(zhuǎn)向節(jié)鏈接上下橫臂，用CATIA畫出的轉(zhuǎn)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(dú)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(zhuǎn)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(dú)立懸架 寶馬5系的后懸架為多連桿式獨(dú)立懸架，通過對雙橫臂式獨(dú)立懸架的調(diào)整，畫出多連桿式獨(dú)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(shè)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(jié)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(shè)計人員完全可以通過這些特性曲線來對懸架進(jìn)行綜合性能的分析和評價。研究在車輪與車發(fā)生相對運(yùn)動時，懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)如何引導(dǎo)和約束車輪的運(yùn)動，車輪定位以及影響轉(zhuǎn)向運(yùn)動的一些懸架參數(shù)的運(yùn)動學(xué)特性,這一領(lǐng)域的研究稱為懸架的運(yùn)動學(xué)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(yùn)動響應(yīng)。這些運(yùn)動包含諸如路面不平引起的車輪和車身運(yùn)動、加減速時汽車車身縱傾、轉(zhuǎn)向或外力作用下車身側(cè)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(zhǔn)確地反映出懸架各種運(yùn)動學(xué)性能[25]。 5.1 仿真設(shè)計及分析 基于ADAMS/CAR，選定軟件中所給的雙橫臂式獨(dú)立懸架，更改根據(jù)本文設(shè)計的雙橫臂式獨(dú)立懸架的硬點參數(shù)，加上轉(zhuǎn)向系和車輪，所建立的模型如圖5-1。 圖5-1 雙橫臂式獨(dú)立懸架仿真模型 硬點是根據(jù)CATIA中的參數(shù)坐標(biāo)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(yīng)的硬點 并更改相關(guān)前輪前束(toe)、外傾角(camber)等初始值，如表5-2所示。 表5-2相關(guān)前輪前束(toe)、外傾角(camber) 由ADAMS將測試平臺上下跳動位移設(shè)置為-40mm~50mm，仿真步數(shù)為50。進(jìn)行雙側(cè)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(yīng)保證車輪具有足夠的側(cè)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(zhuǎn)向輕便性。設(shè)計合理。 5.3 前輪外傾角(camber)變化 綜合考慮轉(zhuǎn)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(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶话銇碚f，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(dǎo)致兩側(cè)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(fù)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(zhuǎn)向時的不足轉(zhuǎn)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(shè)計要求。 5.5 車輪跳動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向角的變化在0°~1.5°范圍內(nèi)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(zhuǎn)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(nèi)，輪距變化范圍是-1.5mm~-2.5mm，符合±4mm的規(guī)定要求。 結(jié) 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(yùn)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(shè)計關(guān)系到汽車使用性能的好壞，具有重要的理論和實際應(yīng)用意義。本論文基于寶馬5系，并且結(jié)合實際生產(chǎn)，通過對懸架中重要的零部件進(jìn)行計算校核，設(shè)計整個懸架系統(tǒng)并優(yōu)化參數(shù)，對整車運(yùn)動學(xué)性能的影響進(jìn)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(jìn)行設(shè)計計算，并校核彈簧剛度，穩(wěn)定桿的剛度，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力等，合理設(shè)計出符合要求的雙橫臂式獨(dú)立懸架和多連桿式獨(dú)立懸架。通過CATIA對各個零件進(jìn)行建模，裝配零件圖，驗證是否設(shè)計正確，并且沒有產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。通過對前后懸架進(jìn)行建模，從而進(jìn)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(yīng)的硬點坐標(biāo)。運(yùn)用ADAMS軟件的CAR模塊對雙橫臂式獨(dú)立懸架進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析。通過設(shè)置跳動的幅度，分析主銷后傾角，前輪外傾角，前輪前束角，轉(zhuǎn)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(yīng)保證車輪具有足夠的側(cè)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(shè)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(zhuǎn)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(fù)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(zhuǎn)向時的不足轉(zhuǎn)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(shè)計的正確性，可知本次設(shè)計的懸架基本符合要求。 參考文獻(xiàn) [1] Michel berger P.Palkovic L. BokorJ. Robust,Design of Active Suspension System [J].Int. J. of Vehicle Design,1993, 14(2/3):145~165. [2] A Study on the Handling Performances of a Large-Sized Bus with the Change of Rear Suspension Geometry, SAE Paper,2002-01-307. [3] Real Case of Vehicles Dynamics Simulation during an SUV Suspension Development, SAE Paper.2005-01-4177. [4] Hazem Ali Attia. Dynamic modeling of the double wishbone motor-vehicle suspension system[J]. European Journal of Mechanics,2001:167~174. [5] Hadad，H，Ramezani，A. Finite element model updating of a vehicle chassis frame. Proceedings of the 2004 International Conferences on Noise and Vibration Engineering,2004:1817~1831 [6] Kim，H.S.And Huh, Vehicle Structural collapse Analysis Using a Finite Element Limit Mothod.Int.J.Vehicle Design,2000(21) [7] Scumminess P A,Bale D.Synthesis and analysis of the five-link rear suspension system used in automobiles and Machine Theory,2002,(37):815~832 [8] Haug E J.Concurrent engineering tools and technologies for mechanical system design[M]Heidelberg:Spillage Verlig,1993:100~150． [9] 周長城.車輛懸架設(shè)計及理論[M].北京大學(xué)出版社,2011. [10]祁宏鐘等.確定五連桿懸架虛擬主銷軸線的近似數(shù)值方法.機(jī)械設(shè)計與制造,2002,(1): 57~60 [11]于海峰. 基于ADAMS/Car的懸架系統(tǒng)對操縱穩(wěn)定性影響的仿真試驗研究.湖南大學(xué),2007,6 [12]楊樹凱.汽車獨(dú)立懸架性能評價指標(biāo)與評價方法及其仿真實現(xiàn).學(xué)位論文.吉林大學(xué),2005. [13]金敘龍,郭萬富.雙橫臂獨(dú)立懸架運(yùn)動分析.汽車技術(shù),2001(4):11~14 [14]吳健瑜,羅玉濤,黃向東.FSAE賽車雙橫臂懸架優(yōu)化設(shè)計[J].機(jī)械設(shè)計與制造,2011(10):120~122 [15]胡寧.雙橫臂獨(dú)立懸架運(yùn)動分析.汽車工程,1998,20( 6) [16]耶爾森?賴姆帕爾,王瑄譯.懸架元件及底盤力學(xué).吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1992:218~414 [17]林逸等.滑柱擺臂式懸架空間運(yùn)動分析汽車技術(shù),1990(5). [18]阿達(dá)姆.措莫托[著],黃錫朋,解春陽[譯].汽車行駛性能.科學(xué)普及出版社,1992.9. [19]安部正人著,陳幸波譯.汽車的運(yùn)動與操縱.機(jī)械工業(yè)出版社,1998. [20]余志生．汽車?yán)碚?第3版).機(jī)械工業(yè)出版社,2000:103~205 [21]過學(xué)訊,鄧亞東.汽車設(shè)計.北京交通出版社,2005:175~176 [22]長春汽車研究所,《汽車設(shè)計手冊》,1997 [23]于海峰,于學(xué)兵.基于ADAMS的雙橫臂獨(dú)立懸架優(yōu)化仿真分析[J].機(jī)械設(shè)計與制造,2007,(10): 56-58 [24]任衛(wèi)群編.車一路系統(tǒng)動力學(xué)中的虛擬樣機(jī)—MSC.ADAMS軟件應(yīng)用實踐.電子工業(yè)出版社,2005 [25]付華強(qiáng).基于某轎車前懸架特性的整車操縱穩(wěn)定性仿真研究.西安