基于ADAMS的汽車雙叉臂懸架設(shè)計(jì)及振動(dòng)分析說明書.doc

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目 錄 目 錄 II 摘要 1 Abstract 2 1 緒論 1 1.1課題研究目的和意義 1 1.2課題國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 1 1.3雙叉臂懸架的功用及結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 2 1.4 ADAMS軟件簡(jiǎn)介 2 1.5課題主要研究?jī)?nèi)容 2 2 雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 4 2.1 雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)要求 4 2.2懸架主要參數(shù)的確定 4 2.3懸架彈簧設(shè)計(jì) 5 2.4懸架減振器設(shè)計(jì) 7 3 基于ADAMS雙叉臂懸架的建模 10 3.1 模型的簡(jiǎn)化 10 3.2 創(chuàng)建懸架零部件 10 4 基于ADAMS的雙叉臂懸架振動(dòng)仿真分析 18 4.1創(chuàng)建懸架系統(tǒng) 18 4.1.1 基于模板創(chuàng)建懸架子系統(tǒng) 18 4.1.2 基于懸架子系統(tǒng)創(chuàng)建懸架總成 18 4.2 設(shè)置懸架其他參數(shù) 19 4.3 雙叉臂懸架振動(dòng)仿真分析 20 4.3.1 車型初始數(shù)據(jù) 21 4.3.2 仿真結(jié)果分析 21 5 結(jié)論與展望 25 參考文獻(xiàn) 26 致謝 27 基于ADAMS的汽車雙叉臂懸架設(shè)計(jì)及振動(dòng)分析 摘 要 懸架作為現(xiàn)代汽車上主要的總成，它把車身與車輪彈性地連接起來。當(dāng)汽車在進(jìn)行前輪轉(zhuǎn)彎時(shí)，雙叉臂懸架的上下兩個(gè)叉臂能夠同時(shí)吸收輪胎由路面產(chǎn)生的橫向力載荷，讓汽車在轉(zhuǎn)彎時(shí)產(chǎn)生的側(cè)傾較小，主要用于動(dòng)力性能要求高的運(yùn)動(dòng)轎車。本課題以某汽車為仿真目標(biāo)，先對(duì)雙叉臂懸架的各項(xiàng)要求進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其次確定各零部件的數(shù)據(jù)參數(shù)，然后利用動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS/Car模塊建立雙叉臂懸架的模版，以模版為基礎(chǔ)建立起懸架子系統(tǒng)，構(gòu)建懸架總成，并對(duì)其進(jìn)行同向雙輪仿真振動(dòng)分析，其次使用ADAMS/PostProcessor模塊,進(jìn)行雙輪同向振動(dòng)分析，導(dǎo)出懸架系統(tǒng)各主要定位參數(shù)隨車輪同向跳動(dòng)中變化的特性曲線。隨著道路交通的發(fā)展，人們的安全意識(shí)以及對(duì)汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢(shì)必然是趨向安全、智能以及高穩(wěn)定性。 關(guān)鍵詞：雙叉臂懸架；ADAMS；仿真模型；振動(dòng)分析 Design and vibration analysis of automobile bifurcation arm suspension based on ADAMS Abstract As the main assembly on a modern car, the suspension connects the body to the wheels flexibly. When the car in front wheel turning, double arm suspension fork can simultaneously absorb two fork arm tire lateral force produced by the road load, make the roll when turning cars smaller, mainly used for high performance sports car power. This topic for the automobile simulation target, first for the requirements of double arm suspension fork design calculation, the second data of parts of parameters, and then use the dynamics simulation software ADAMS/Car module to establish a double arm suspension fork template, based on the template set up suspension frame system, build the suspension assembly, and carries on the synthetic two-wheel simulation vibration analysis, secondly using ADAMS/PostProcessor module, carries on the double direction vibration analysis, export suspension systems main location parameters changing with the wheels in the synthetic beating characteristic curve. With the development of road traffic, peoples safety awareness and the improvement of automobile performance requirements, the development trend of automobile suspension is inevitably towards safety, intelligence and high stability. Keywords: Double arm suspension; ADAMS; Simulation model; Vibration analysis  26 1 緒論 1.1課題研究目的和意義 懸架是目前現(xiàn)代汽車上主要的減震總成，目前懸架的種類可以分為：獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架。其主要作用是傳遞汽車在行駛中路面作用在車輪上的所有力，并且減小汽車在不平整路面上行駛時(shí)路面對(duì)車身的沖擊力，減小由路面沖擊力引起的對(duì)車身承載系統(tǒng)的振動(dòng)，汽車的正常行駛，汽車行駛中的操縱穩(wěn)定性以及平順性，汽車獲得高速行駛的能力都是由其保證[9]。 懸架上兩個(gè)叉臂是雙叉臂懸架的非常終于的組成部分，行駛中由這兩個(gè)叉臂同時(shí)吸收由路面產(chǎn)生的橫向力載荷，所以橫向剛度大；當(dāng)汽車在路面上進(jìn)行轉(zhuǎn)彎時(shí)，懸架上下兩個(gè)叉臂一起吸收由路面作用在輪胎上的橫向力載荷，而且叉臂相對(duì)于其他懸架其橫向剛度較大，因此轉(zhuǎn)彎的側(cè)傾較??；當(dāng)前懸架為雙叉臂懸架時(shí)，前輪的各種參數(shù)可以進(jìn)行精確的確定[10]。出于空間和成本考慮一般情況下，小型汽車不會(huì)采用雙叉臂懸架，其原因就是雙叉臂懸架相比其它懸架，多了一個(gè)上叉臂，占用了更多的空間，而且定位參數(shù)的確定變得更加的困難。但在其缺點(diǎn)明顯的情況下，其優(yōu)點(diǎn)當(dāng)然更加的清晰：轉(zhuǎn)彎側(cè)傾小、可調(diào)參數(shù)多、接地面積大、抓地性能優(yōu)異[1]。因此全方面的考慮其優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)，對(duì)懸架性能要求非常高的運(yùn)動(dòng)汽車幾乎都采用了雙叉臂懸架。 本課題采用的研究方法可顯著縮短汽車懸架的研發(fā)時(shí)間，降低開發(fā)的成本，對(duì)汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了一定的參考。 1.2課題國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 汽車在路面上行駛的操縱穩(wěn)定性和平順性主要是由懸架系統(tǒng)控制的，同時(shí)汽車行駛的操縱穩(wěn)定性還被車輪定位參數(shù)影響。 隨著道路交通的發(fā)展，人們對(duì)汽車安全性能以及行駛性能要求的提高，汽車車速有了很大提高，汽車懸架技術(shù)也在一步步上升，經(jīng)歷著“非獨(dú)立”向“獨(dú)立”的過渡，被動(dòng)懸架因?yàn)闊o法同時(shí)滿足汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性之間相矛盾的要求的缺陷，逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧乘坐舒適和操縱穩(wěn)定的主動(dòng)懸架，經(jīng)歷了“被動(dòng)”向“主動(dòng)”的過渡。 1954年，美國(guó)通用汽車公司率先在懸架設(shè)計(jì)中，提出了安裝在汽車上的主動(dòng)懸架的概念，它在改良被動(dòng)懸架缺點(diǎn)的基礎(chǔ)上，增加了專門的控制裝置用來調(diào)節(jié)剛度和阻尼，使得汽車的懸架在任何路況下都能保持最佳的狀態(tài)。自1980年，很多著名的汽車和生產(chǎn)公司都開始鉆研開發(fā)主動(dòng)懸架，也有了很多在汽車上較為成功的經(jīng)驗(yàn)，比如奔馳、沃爾沃和豐田等。未裝備主動(dòng)懸架的汽車在路況很差的路面上高速行駛時(shí)，車身震動(dòng)較大，輪胎的噪音較大，轉(zhuǎn)向和制動(dòng)時(shí)車身很難維持平衡，而裝備主動(dòng)懸架就可以盡量避免這些問題。主動(dòng)懸架的優(yōu)勢(shì)非常的明顯：乘坐比較舒服，但其缺點(diǎn)也是同樣的明顯：結(jié)構(gòu)復(fù)雜、能耗高、成本昂貴等[2]。而且，我國(guó)對(duì)半主動(dòng)和主動(dòng)懸架的研究起步相對(duì)較晚，而且與國(guó)外對(duì)懸架的研究還是有一定的差距。 隨著道路交通的發(fā)展，人們的安全意識(shí)以及對(duì)汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢(shì)必然是趨向安全、智能以及高穩(wěn)定性。 1.3雙叉臂懸架的功用及結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 眾所周知，在平面幾何中最穩(wěn)固的幾何圖形是三角形，而雙叉臂懸架為什么被大部分運(yùn)動(dòng)轎車采用就是因?yàn)槠鋬刹姹劬哂邢喈?dāng)大的抗扭強(qiáng)度，能夠充分吸收路面產(chǎn)生的橫向力載荷，且是三角形的穩(wěn)定結(jié)構(gòu)。而且在雙叉臂懸架結(jié)構(gòu)中，四輪定位參數(shù)都是精確可調(diào)的。 雙叉臂懸架具有很多非常獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)：比如，懸架的上下兩個(gè)叉臂可以使前輪在經(jīng)歷劇烈振動(dòng)時(shí)使各定位參數(shù)基本保持不變或變化更??；在汽車進(jìn)行轉(zhuǎn)彎時(shí)，之所以轉(zhuǎn)彎的車輪輪胎接地面積大、抓地性能優(yōu)異，是因?yàn)殡p叉臂懸架結(jié)構(gòu)中的上下兩個(gè)叉臂能同時(shí)吸收輪胎所受的橫向力載荷，而且其兩個(gè)叉臂的橫向剛度較大，所以轉(zhuǎn)彎的車輪輪胎接地面積大、抓地性能優(yōu)異。 1.4 ADAMS軟件簡(jiǎn)介 動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件ADAMS，即機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System）軟件，是美國(guó)MSC公司擁有的虛擬樣機(jī)仿真分析軟件，ADAMS軟件已經(jīng)被數(shù)百家全世界各行各業(yè)的主要制造商使用，已經(jīng)成為目前為止世界上被運(yùn)用最多的動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件。 ADAMS不僅僅是對(duì)模型進(jìn)行仿真分析的仿真軟件，而且，還是對(duì)模型進(jìn)行開發(fā)分析工具。ADAMS軟件是由ADAMS/Slove、ADAMS/Car、ADAMS/PostProcessor、ADAMS/View等模塊組成，它們擁有著去多不同的實(shí)用性很強(qiáng)的功能等。 目前，ADAMS軟件現(xiàn)在已經(jīng)普遍應(yīng)用于汽車制造業(yè)、工程機(jī)械、航天航空業(yè)、國(guó)防工業(yè)以及普通機(jī)械設(shè)計(jì)行業(yè)。ADAMS軟件除了能夠?yàn)槭褂谜咴谲浖牟僮髂Ｊ较卤容^方便的對(duì)模型進(jìn)行仿真分析之外；同時(shí)ADAMS軟件一樣含有整體動(dòng)態(tài)仿真分析開發(fā)的功能，可以完成許多特殊行業(yè)的用戶對(duì)整體車輛系統(tǒng)的更深入的研究，為使用者提供了相當(dāng)大的方便。不僅僅是以上的優(yōu)點(diǎn)，ADAMS軟件還能夠與現(xiàn)在制圖工程師常用的CAD軟件，例如CREO、UG、CATIA等，利用計(jì)算機(jī)來完成由圖形到文件格式的轉(zhuǎn)換，而且還能保證圖形與文件中的數(shù)據(jù)一致性[3]。由于ADAMS仿真軟件的誕生，工程師在設(shè)計(jì)上花費(fèi)的時(shí)間得到了大大的縮短，而且還提高了成品生產(chǎn)的效率。使用ADAMS軟件能夠是三維模型的參數(shù)更加的準(zhǔn)確，并以此實(shí)現(xiàn)對(duì)產(chǎn)品的零部件設(shè)計(jì)，進(jìn)行振動(dòng)分析，得出各個(gè)參數(shù)的特性曲線，是一種相對(duì)效率較高的開發(fā)軟件。 1.5課題主要研究?jī)?nèi)容 本課題運(yùn)用ADAMS軟件分析雙叉臂懸架的特點(diǎn)以及振動(dòng)特性。以某運(yùn)動(dòng)型轎車為例，首先進(jìn)行雙叉臂懸架主要構(gòu)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，分析其雙叉臂懸架的性能。其次，建立汽車雙叉臂懸架在ADAMS /Car 模塊中的仿真模型，按照計(jì)算結(jié)果設(shè)置各個(gè)零部件的參數(shù)，并且對(duì)懸架子系統(tǒng)進(jìn)行同向雙輪振動(dòng)仿真分析，同時(shí)使用ADAMS/ PostProcessor模塊對(duì)振動(dòng)特性曲線進(jìn)行分析。該模塊可以快速準(zhǔn)確的得出汽車懸架前輪外傾角、前輪前束角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角等參數(shù)在車輪同向跳動(dòng)情況下的特性曲線。  2 雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1 雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)要求 雙叉臂懸架屬于運(yùn)動(dòng)轎車的減震系統(tǒng)，因此，不僅僅需要滿足汽車在路面上正常行駛中的要求之外，還需要滿足汽車在路面上高速行駛下的懸架穩(wěn)定以及各零部件性能要求符合標(biāo)準(zhǔn)，因此對(duì)雙叉臂懸架提出的性能標(biāo)準(zhǔn)如下： （1） 汽車在正常行駛以及高速行駛中擁有良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。 （2） 較強(qiáng)的橫向剛性。 （3） 抗側(cè)傾性能優(yōu)異。 （4） 抓地性能好，路感清晰。 （5） 具有良好的減振性能。 2.2懸架主要參數(shù)的確定 （1）雙叉臂懸架頻率的設(shè)計(jì)計(jì)算 作為雙叉臂懸架，在此次懸架頻率的設(shè)計(jì)計(jì)算中，假設(shè)用n1來表示汽車前軸上方車身部分的固有頻率，n2來表示汽車后軸上方車身部分的固有頻率，經(jīng)大量實(shí)踐表明其值越小，汽車在路面上行駛時(shí)的平順性就越好。到目前為止，如果汽車裝備鋼制的彈簧來說，n1的取值范圍為0.8～1.3Hz，n2的取值范圍為0.98～1.5Hz[4]。在本次設(shè)計(jì)計(jì)算中，取n =1.3Hz。 （2）雙叉臂懸架行程的設(shè)計(jì)計(jì)算 雙叉臂懸架的行程的計(jì)算公式為：l=fc+fd，即懸架行程等于靜撓度和動(dòng)撓度之和。由公式 n=5fc （2.1） 式中fc——表示懸架靜撓度 所以經(jīng)計(jì)算懸架靜撓度fc： fC≈147.9mm 由公式得出懸架動(dòng)撓度fd： 取 fd=0.5fC=0.5*147.9=73.95mm 所以雙叉臂懸架的工作行程l為： l=fc+fd=147.9+73.95=221.85mm 選擇剛度相對(duì)較小的懸架可以明顯的改善汽車的行駛平順性，但是如果選用此種懸架，懸架的整體變形量就會(huì)增大。如果要使計(jì)算的結(jié)果符合設(shè)計(jì)的要求，懸架的工作行程應(yīng)當(dāng)大于160mm，因此雙叉臂懸架的工作行程l符合要求。 （3）雙叉臂懸架剛度的設(shè)計(jì)計(jì)算 參照某型號(hào)運(yùn)動(dòng)汽車的各個(gè)部分?jǐn)?shù)據(jù)參數(shù)，得出其簧上質(zhì)量為1450kg；以此計(jì)算出汽車的簧下質(zhì)量得200kg，則參照公式，通過計(jì)算可得： 在空載情況下，汽車前軸單輪軸荷取60%： m1=1450*0.62=435kg 以汽車上承載5名成員，體重均為60kg，作為汽車滿載時(shí)刻。 則在汽車滿載時(shí)，前軸單輪軸荷取50%： m2=1450+5*60*0.52=437.5kg 根據(jù)上面計(jì)算結(jié)果可得，取單軸質(zhì)量較大的作為滿載是的簧上質(zhì)量： ms=m2=437.5kg 因此，滿載時(shí)的簧上質(zhì)量帶入公式計(jì)算得，前架剛度為： =(2πn)2m=(2*3.14*1.2)2*437.5≈24.9(N/mm) 2.3懸架彈簧設(shè)計(jì) （1）螺旋彈簧材料的選擇及許用應(yīng)力的計(jì)算和校核 螺旋彈簧廣泛應(yīng)用于汽車前懸并作為彈性元件，有結(jié)構(gòu)輕便，儲(chǔ)能量高，占用空間小等優(yōu)點(diǎn)。 60Si2MnA是常用的彈簧的制作材料，其物理性能較好[12]，相關(guān)參數(shù)如表2.1中所示： 表2.1 60Si2MnA材料 性能參數(shù) 數(shù)據(jù) 許用切應(yīng)力[] 剪切應(yīng)力[] 剪切模量G （2）彈簧旋繞比的選擇以及彈簧直徑的設(shè)計(jì)計(jì)算 以目前工藝水平來講對(duì)彈簧的加工工藝有較大影響的一個(gè)參數(shù)是旋繞比，經(jīng)實(shí)踐表明，如果旋繞比選擇的比較小，那么彈簧在制造過程中將很難進(jìn)行卷制。一般情況下，旋繞比C的選擇范圍是4~16[13]，這里初選旋繞比C=5。 在進(jìn)行彈簧直徑d的設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，按照以下公式（2.2）帶入數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算： d=48L*v*Cs/g （2.2） （2.2）式中L——表示彈簧的中徑 g——表示彈簧剪切模量 ν——表示彈簧的有效工作圈數(shù) 取ν=9，g=9x104 N/mm2，L =100mm 代入公式（2.2）計(jì)算可得： d=11.39mm 因此取彈簧的直徑d =12mm。 （3）螺旋彈簧剛度的設(shè)計(jì)計(jì)算 由彈簧剛度的計(jì)算公式（2.3）得： CS=Gd48Dm3?=25.9N/mm>19.3N/mm （2.3） 故之前設(shè)計(jì)的彈簧的剛度符合要求。 （4）彈簧表面剪切應(yīng)力設(shè)計(jì)計(jì)算以及校核 由下列彈簧表面剪切應(yīng)力的公式（2.4）得： τ=8PLKπd3=8PCKπd2 (2.4） 式中 C——表示彈簧的旋繞比，C=Ld=8.3 K——表示彈簧的曲度系數(shù)， P——表示彈簧的軸向載荷 已知數(shù)據(jù)：L=100mm，d=12mm，所以可以計(jì)算出彈簧的曲度系數(shù)： 設(shè)減振器在雙叉臂懸架中的安裝角度為14，則所設(shè)計(jì)的彈簧的軸向載荷為： P=340*9.8*cos14≈3142.06N 所以根據(jù)公式（2.5），許用切應(yīng)力τ： τ=8PDmKπd3=8PCKπd2=8*3233.03*8.3*1.183.14*12*12≈553.2Mpa<τ=0.63[σ]=630Mpa （2.5） 所以彈簧表面的剪切應(yīng)力為： 因此所設(shè)計(jì)得到的彈簧的剪切應(yīng)力滿足應(yīng)用要求。 （5）彈簧幾何尺寸的設(shè)計(jì)計(jì)算 首先，求所設(shè)計(jì)的彈簧受的最大力，在此，可以取K=1.6，則根據(jù)公式，可得彈簧的最大受力為： =K*P=1.6*3142.06N=5172.85N 因此根據(jù)公式可得，最大變形量F為： F=/=199.7mm 所以節(jié)距t為： t=d+Fn+δ=12+199.78+0.1*12=38.16mm 由公式得自由高度為： H0=nt+1.5d=8*38.16+1.5*12=323.28mm 因?yàn)樽杂筛叨刃枰欢ǖ恼麛?shù)，所以取=330mm。 由上述計(jì)算結(jié)果可得，彈簧外徑D為： D=L+d=100+12=112mm 綜上所述，設(shè)計(jì)出的螺旋彈簧的具體參數(shù)數(shù)據(jù)，如表2.2所示。 表2.2 設(shè)計(jì)彈簧參數(shù) 彈簧參數(shù)名稱 參數(shù)（mm） 彈簧絲直徑 12 彈簧中徑 100 最大變形量 199.7 節(jié)距 38.16 自由高度 330 2.4懸架減振器設(shè)計(jì) 就市面上的減振器來講，按照分類可以分為單向作用式以及雙向作用式。作為雙叉臂懸架，性能要求比較高，所以減震器本次選擇雙向作用式，它具有在伸張和壓縮行程內(nèi)均能起到減振作用，且減振效果比單向好等優(yōu)點(diǎn)，被大量采用[15]。 （1）減震器相對(duì)阻尼系數(shù)ψ的設(shè)計(jì)計(jì)算 減震器中相對(duì)阻尼系數(shù)ψ的定義是：同一個(gè)減振器阻尼，作用于不同剛度C和不同簧載質(zhì)量的懸架時(shí)，產(chǎn)生的阻尼效果也是不同的。正常情況下阻尼系數(shù)ψ值越大，那么懸架產(chǎn)生的振動(dòng)能夠得到迅速的減弱，與此同時(shí)車身會(huì)承受由路面產(chǎn)生的的沖擊；阻尼系數(shù)ψ值較小時(shí)，實(shí)踐得到的情況與之前恰恰相反。兩者之間的關(guān)系一般為。 在進(jìn)行阻尼系數(shù)的計(jì)算之前，需要先計(jì)算ψy與Ψs的平均值ψ。對(duì)于懸架內(nèi)部無內(nèi)摩擦的彈性元件，阻尼系數(shù)ψ的取值范圍為0.25~0.35，同時(shí)還要避免行駛中懸架碰觸車身，所以取[5]。 因此ψ=0.3，則根據(jù)公式ΨY+0.25Ψs2=0.3可得： ΨY=0.4, Ψs=0.8 （2）減振器阻尼系數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 減振器阻尼系數(shù)的計(jì)算公式為： （2.6） 在懸架系統(tǒng)中固有頻率的計(jì)算公式為，因此從理論上來講阻尼系數(shù)的公式為。但是從實(shí)際裝配出發(fā)，由此阻尼系數(shù)應(yīng)當(dāng)根據(jù)懸架中減振器的裝配形式來確定。 圖2.1 減震器示意圖 所以阻尼系數(shù)為： δ=2ΨmSωb2a2cos2α （2.7） 根據(jù)懸架中固有頻率的公式，計(jì)算得： ω=Csms=2πn （2.8） 代入以上計(jì)算得到的數(shù)據(jù)可得： =2*3.14*1.3=8.164Hz 以實(shí)際情況分析，如圖2.1所示，懸架中減振器的安裝較為合適的角度為14，故α=14，因此取b/a=0.6。 在汽車滿負(fù)荷時(shí)，根據(jù)阻尼系數(shù)公式進(jìn)行計(jì)算，代入之前所求數(shù)據(jù)可得其阻尼系數(shù)δ為： δ=2ΨmSωb2a2cos2α=1554.7N?s/m （3）減振器中最大卸荷力F0的設(shè)計(jì)計(jì)算 減震器的載荷閥在開啟時(shí)的活塞移動(dòng)速度目的是為了降低路面產(chǎn)生的力，稱為載荷速度。按圖2.1減震器裝配則有： （2.9） 公式（2.9）中，的取值范圍為0.15~0.3m/s，懸架振動(dòng)的固有頻率用符號(hào)表示，車身振幅用符號(hào)A表示，實(shí)際情況下取[7]。 其次進(jìn)行卸荷速度的計(jì)算： Vx=0.04*7.536*0.8*cos14=0.293m/s 將上述過程中計(jì)算所得的數(shù)據(jù)帶入計(jì)算得最大卸荷力： F0=1112.43N （4）減振器工作缸直徑D的設(shè)計(jì)計(jì)算 減震器直徑D： （2.10） 在公式（2.10）中，工作缸最大允許壓力用符號(hào)[P]表示，以實(shí)際情況分析取[P]=3Mpa；連桿直徑與缸筒直徑的比值用符號(hào)λ表示，以實(shí)際情況分析取λ=0.4 代入數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算得減震器直徑D為： D =24.6mm 直徑D選取按照表2.3所示： 表2.3 工作缸直徑選擇表 工作缸直徑（mm） 20 30 40 45 50 65 因此在這里D=30mm，因?yàn)闇p震器的直徑D有自己的選用標(biāo)準(zhǔn)，需要進(jìn)行取整，故D=30mm。由于活塞的總行程與直徑有著對(duì)應(yīng)的關(guān)系，所以通過查閱資料得到，S=240mm，L=110mm,并且可以根據(jù)上述數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算得： 減震器滿載時(shí)的長(zhǎng)度為： Lmin=L+S=350mm 減震器空載時(shí)的長(zhǎng)度為： Lmax=Lmin+S=590mm 減震器外部的貯油筒直徑等于1.5倍的減震器工作缸直徑D。 因此=45mm。 總結(jié)上述數(shù)據(jù)，懸架減振器的參數(shù)列表如下2.3所示： 表2.3 減振器主要參數(shù) 減振器參數(shù)名稱 數(shù)據(jù)（mm） 工作缸直徑 30 最大壓縮長(zhǎng)度 350 拉足長(zhǎng)度 590 主油缸直徑 45 經(jīng)過一系列的設(shè)計(jì)計(jì)算，雙叉臂懸架的主要構(gòu)件，如減震器、彈簧等的設(shè)計(jì)計(jì)算工作已經(jīng)完成。  3 基于ADAMS雙叉臂懸架的建模 3.1 模型的簡(jiǎn)化 在ADAMS/Car中建立雙叉臂懸架仿真模型之前，因?yàn)殡p叉臂懸架是一個(gè)比較復(fù)雜的機(jī)構(gòu)，所以要先對(duì)懸架系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化：對(duì)雙叉臂懸架進(jìn)行一定程度的簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化后的雙叉臂懸架模型如圖4.1 所示，其中 A1、A2、A3、A4、A5、B1( B2)、B3( B4)、B5、C分別為上叉臂前 端、上叉臂后端、下叉臂前端、下叉臂后端、轉(zhuǎn)向橫拉 桿內(nèi)端、上叉臂外端、下叉臂外端、轉(zhuǎn)向橫拉桿外端、車輪中心位置，Li( i =1， 2，…， 5) 為點(diǎn)Ai與Bi所在 桿件的運(yùn)動(dòng)向量，dL5為點(diǎn)A5 的空間位移，n為車輪平面法向量的單位向量[6]。 圖4.1 雙叉臂懸架簡(jiǎn)圖 3.2 創(chuàng)建懸架零部件 硬點(diǎn)是各零件之間連接處的關(guān)鍵定位點(diǎn)，所以在動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS/Car中建模前，首先要確定各部件的硬點(diǎn)坐標(biāo)[14]。之后參照上面設(shè)計(jì)的雙叉臂懸架的各零部件數(shù)據(jù)，在ADAMS/Car模塊中創(chuàng)建雙叉臂懸架零部件的硬點(diǎn)，由于是三維圖形，所以其坐標(biāo)如表3.1所示。 表3.1雙叉臂懸架模型硬點(diǎn)參數(shù) loc x loc y loc z remarks hpl_lca_front -200 -400 150 (none) hpl_lca_outer 0 -750 100 (none) hpl_lca_rear 200 -450 155 (none) hpl_lwr_strut_mount 0 -600 150 (none) hpl_subframe_ front -400 -450 150 (none) hpl_subframe_rear 400 -450 150 (none) hpl_tierod_inner 200 -400 300 (none) hpl_tierod_outer 150 -750 300 (none) hpl_top_mount 40 -500 650 (none) hpl_uca_front 100 -450 525 (none) hpl_uca_outer 40 -675 525 (none) hpl_uca_rear 250 -490 535 (none) hpl_wheel_center 0 -800 300 (none) （1）啟動(dòng)并設(shè)置工作環(huán)境。啟動(dòng)ADAMS/Car模塊，進(jìn)入“Template Builder”專家模式，單擊File中的New命令，進(jìn)行新建懸架模版。系統(tǒng)彈出的“New Template”的對(duì)話框，在“New Template”文本框中輸入“mac_susp”，完成創(chuàng)建。如圖3.2。 圖3.2 啟動(dòng)工作環(huán)境 （2）建立下前控制臂。單擊菜單欄“Adjust”中的“Hardpoints”命令，新建硬點(diǎn)。在彈出的“Create Hardpoints”對(duì)話框中輸入第一個(gè)硬點(diǎn)“hpl_lca_front”的坐標(biāo)值，按表3.1，順利完成第一個(gè)硬點(diǎn)的創(chuàng)建，如圖3.3。 圖3.3 建立硬點(diǎn)“hpl_lca_front” （3）重復(fù)上述（2）步驟完成另外硬點(diǎn)“hpl_lca_rear”的創(chuàng)建。 （4）單擊新建“General Part”命令，在彈出的“Create General Part”對(duì)話框中設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，完成創(chuàng)建。 （5）單擊菜單欄中的新建連桿幾何體“Arm Geometry”命令，在“Create Arm Geometry”對(duì)話框中設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，如圖3.4，可以看到創(chuàng)建的懸架擺臂，如圖3.5。 圖3.4 新建連桿幾何體 圖3.5 懸架擺臂幾何模型 （6） 按照上述步驟創(chuàng)建懸架轉(zhuǎn)向節(jié)。首先需要?jiǎng)?chuàng)建“hpl_wheel_center”、“hpl_tierod_outer”、“hpl_lwr_strut_mount”這三個(gè)硬點(diǎn)坐標(biāo)。 （7）按上述相同步驟建立“Part”、“Geometry”共要?jiǎng)?chuàng)建三根連桿來表示轉(zhuǎn)向節(jié)模型。先創(chuàng)建第一個(gè)桿件，結(jié)果如圖3.6。 圖3.6 創(chuàng)建第一個(gè)連桿 （8）其他兩根桿件幾何體的建立，需要按上述相同步驟建立“Part”、“Geometry”，所得的轉(zhuǎn)向節(jié)模型如圖3.7。 圖3.7 創(chuàng)建轉(zhuǎn)向節(jié)幾何模型 （10）按上述相同步驟建立“Part”、“Geometry”創(chuàng)建轉(zhuǎn)向橫拉桿，如圖3.8。 圖3.8 創(chuàng)建橫拉桿模型 （11）先創(chuàng)建內(nèi)點(diǎn)硬點(diǎn)，在創(chuàng)建傳動(dòng)軸“part”與傳動(dòng)軸連接（link），點(diǎn)擊“bulid”下拉菜單，選擇“Geometru”中“Ellipsoid”新建命令“New”，創(chuàng)建傳動(dòng)軸外端幾何等速萬向節(jié)幾個(gè)體。 （12）同上述步驟創(chuàng)建硬點(diǎn)“hpl_top_mount”坐標(biāo)，創(chuàng)建減震器上下硬點(diǎn)，創(chuàng)建折起上下體“part”，創(chuàng)建“Damper”，在彈出的“Create Damper”對(duì)話框中設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，創(chuàng)建減震器上端的車身替代體完成創(chuàng)建，如圖3.9。 圖3.9 創(chuàng)建減震器上下硬點(diǎn)幾何模型 （13）創(chuàng)建螺旋彈簧。同上述步驟彈簧上下硬點(diǎn)，其中上點(diǎn)采用減震器上硬點(diǎn)，創(chuàng)造硬點(diǎn)“hpl_spring_lwr_seat” 定義彈簧安裝位置，完成彈簧上硬點(diǎn)如圖3.10。 圖3.10 彈簧上下硬點(diǎn)幾何模型 （12） 創(chuàng)建副車架。按照上述步驟，創(chuàng)建副車架車身替代體“Mount Part”，創(chuàng)建硬點(diǎn)“hpl_subframe_front”和“hpl_subframe_rear”。然后創(chuàng)建“Part”，完成連接，最后新建副車架“Outline Geometry”，在“Create Outline Geometry”對(duì)話框中設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，完成創(chuàng)建，所得創(chuàng)建副車架硬點(diǎn)的模型如圖3.11。 圖3.11 創(chuàng)建副車架硬點(diǎn)模型 （13）創(chuàng)建外傾和前束。點(diǎn)擊Toe/Camber Value命令，設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，如圖3。12所示。 圖3,12 Toe/Camber Value參數(shù)設(shè)置欄 （14）創(chuàng)建懸架轉(zhuǎn)向軸線，給定主銷兩端硬點(diǎn)位置，創(chuàng)建主銷，設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，如圖3.15所示，完成創(chuàng)建。 圖3.13 Characteristic Array對(duì)話框 （15）保存模型。 經(jīng)過上述各個(gè)步驟的操作，終于將懸架的模型建立起來。  4 基于ADAMS的雙叉臂懸架振動(dòng)仿真分析 4.1創(chuàng)建懸架系統(tǒng) 懸架系統(tǒng)使影響車輛行駛動(dòng)力特性最為主要的系統(tǒng)，懸架中各部件幾何構(gòu)造和定位參數(shù)將很大程度影響汽車的行駛平順性及操縱穩(wěn)定特性。 4.1.1 基于模板創(chuàng)建懸架子系統(tǒng) （1） 啟動(dòng)并設(shè)置工作環(huán)境。啟動(dòng)ADAMS/Car模塊，進(jìn)入“Standard Interface”標(biāo)準(zhǔn)模式 （2） 單擊“File”中“New”命令，新建“Subsystem”命令，調(diào)用已經(jīng)建立好的懸架模版，新建一個(gè)汽車前懸架子系統(tǒng)，在彈出的“New Subsystem”對(duì)話框中，設(shè)置相關(guān)內(nèi)容，如圖4.1所示。 圖4.1 調(diào)用懸架模版 4.1.2 基于懸架子系統(tǒng)創(chuàng)建懸架總成 單擊菜單欄中“File”中“New”命令，新建“Suspension Assembly”命令，新建一個(gè)懸架總成。在彈出的相應(yīng)的對(duì)話框中設(shè)定相關(guān)內(nèi)容，如圖4.2所示。單擊OK按鈕，得到的懸架總成如圖4.3所示。 圖4.2 新建懸架總成 圖4.3 懸架總成試驗(yàn)臺(tái) 4.2 設(shè)置懸架其他參數(shù) （1） 懸架中彈簧的剛度的設(shè)置。選擇“Tool”中“Curve Manger”命令，在彈出的“Curve Manger”對(duì)話框中設(shè)置好相關(guān)數(shù)據(jù)參數(shù)。將之前設(shè)計(jì)所得到的彈簧的剛度C=24.9輸入“Slope”一欄，如圖4.4所示。 圖4.4 彈簧剛度設(shè)置 （2） 減振器的阻尼系數(shù)的設(shè)置。重復(fù)上述步驟，在彈出的“Curve Manger”對(duì)話框中，單擊“File”中“New”命令，新建阻尼系數(shù)“Damper”，將之前設(shè)計(jì)所得到的減振器阻尼系數(shù)δ=2.55輸入“Slope”一欄，如圖4.5所示。 圖4.5 減震器阻尼設(shè)置 （3） 其他參數(shù)的設(shè)置。單擊菜單欄中的“Simulate”中“Suspension Analysis”命令，新建“Set Suspension Parameters”命令。在“Setup Parameters”對(duì)話框中設(shè)置簧上質(zhì)量m=1450kg等相關(guān)內(nèi)容，如圖4.6所示。 圖4.6 簧上質(zhì)量的設(shè)置 4.3 雙叉臂懸架振動(dòng)仿真分析 4.3.1 車型初始數(shù)據(jù) 課題以某汽車為參考，進(jìn)行雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算、建立仿真模型和振動(dòng)分析。在懸架進(jìn)行雙輪同向振動(dòng)分析的過程，通過懸架各主要定位參數(shù)：前輪前束角、前輪外傾角、主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角在雙輪同向振動(dòng)過程中變化規(guī)律，得出特性曲線，分析該懸架各參數(shù)的振動(dòng)特性[11]。 參考同種車型的定位參數(shù)最為參考，初始參數(shù)如表4.1所示。 表4.1 某汽車的初始定位參數(shù) 前輪外傾/（） 前輪前束/（） 主銷后傾角/（） 主銷內(nèi)傾角/（） -1.0 0 5.04 12.61 其次利用ADAMS/Car模塊中的仿真功能來進(jìn)行雙輪同向跳動(dòng)分析，進(jìn)入Parellel Travel振動(dòng)參數(shù)設(shè)置界面，設(shè)置參數(shù)如圖4.7。本課題選擇雙輪同向振動(dòng)來進(jìn)行雙叉臂懸架的振動(dòng)分析，仿真次數(shù)為100次，以車輪中心為參照點(diǎn)，車輪跳動(dòng)行程為-100～100mm。下面是懸架進(jìn)行振動(dòng)分析的參數(shù)設(shè)置： 圖4.7 振動(dòng)參數(shù) 4.3.2 仿真結(jié)果分析 （1）前輪外傾角 前輪外傾角使汽車操縱更加穩(wěn)定，特別是汽車轉(zhuǎn)彎過程時(shí)，起到很重要的作用，使車輪與地面接觸面積大，更有利于輪胎的抓地，延長(zhǎng)輪胎使用壽命。 不同的車型對(duì)于前輪外傾角要求有差距，本課題為1.2左右最適合，對(duì)于某運(yùn)動(dòng)型轎車的雙叉臂懸架，由于有在汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，減小車頭過低的優(yōu)勢(shì)，在理想狀態(tài)下，外傾角變化范圍一般在1～2之內(nèi)。設(shè)置好參數(shù)，按，進(jìn)入ADAMS/PostProcessor模塊，在此界面上可以得到如圖4.7所示的外傾角變化過程，振動(dòng)過程中外傾角變化范圍為-2.8～1.2，能同時(shí)滿足操縱穩(wěn)定性和輪胎側(cè)偏特性。 圖4.8 車輪外傾角隨車輪振動(dòng)的特性曲線 （2）前輪前束角 本課題前輪前束角越小，可以更有效的控制車輛行駛的穩(wěn)定性，本次課題汽車一般在0，在理想狀態(tài)下，前輪前束角的隨車輪跳動(dòng)的變化曲線大致趨勢(shì)會(huì)比較平緩。 汽車行駛過程中，如果前輪外傾會(huì)導(dǎo)致前輪前端向外滾動(dòng)，引起輪胎磨損以及滾動(dòng)摩擦，為了避免此類不良現(xiàn)象，需要把前輪前束角設(shè)置在0（或小于等于0）附近，以防止其隨著路面不平而變化，是汽車行駛有良好的直線穩(wěn)定性。本次仿真過程中前輪前束變化特性曲線情況如圖4.9，隨著車輪跳動(dòng)，前束角的變化范圍為-1.8～5.82。 圖4.9 車輪前束隨車輪振動(dòng)的特性曲線 （3）主銷后傾角 注銷后傾角太小時(shí)，當(dāng)駕駛員在乘坐時(shí)，前輪的跳動(dòng)會(huì)使駕駛員不易操作，影響駕駛員的舒適性；合適的主銷后傾角能夠改善駕駛體驗(yàn)，如果左右車輪后傾角差距大時(shí)，很難保持汽車行駛路線。 進(jìn)入ADAMS/PostProcessor模塊，可以得到后傾角隨車輪跳動(dòng)的變化范圍，主銷后傾角隨車輪振動(dòng)的變化特性曲線如圖4.10，主銷后傾角的變化范圍為7.2~10.71，變化范圍在4以內(nèi)，能夠滿足要求。 圖4.10 主銷后傾角隨車輪振動(dòng)的特性曲線 （4）主銷內(nèi)傾角 汽車在行駛中，車輪的自動(dòng)回復(fù)能力使駕駛員更容易操縱，主銷內(nèi)傾角可以很好提供車輪回復(fù)能力。但是，主銷內(nèi)傾角不能過大，特別是在高速行駛時(shí)，如果主銷內(nèi)傾角過大，輪胎會(huì)磨損更嚴(yán)重，甚至導(dǎo)致車輪不能正?；貜?fù)，本課題研究的汽車一般將主銷內(nèi)傾角設(shè)置在 7～14之間。 分析可以得到主銷內(nèi)傾角隨車輪振動(dòng)的變化曲線，如圖4.11所示變化范圍為，在合理的變化范圍內(nèi)。 圖4.11 主銷內(nèi)傾角隨車輪振動(dòng)的特性曲線 從對(duì)懸架主要定位參數(shù)在振動(dòng)過程中的特性曲線進(jìn)行分析，可以得出如下結(jié)論： （1）前輪外傾角在振動(dòng)過程中的總體變化量不大，與初始參數(shù)相比，增加和減少的值相差不大，能夠滿足汽車對(duì)操縱穩(wěn)定性和和輪胎側(cè)偏特性的要求。 （2）從特性曲線中可以得出，前輪前束角的隨車輪跳動(dòng)的變化曲線大致趨勢(shì)比較平緩，符合其在理想狀態(tài)下的變化趨勢(shì)，可以更有效的控制車輛行駛的穩(wěn)定性。 （3）在本次振動(dòng)分析特性曲線中，主銷后傾角的變化范圍為7.2~10.71，變化范圍在4以內(nèi)，能夠滿足要求。 （4）本課題研究的汽車一般將主銷內(nèi)傾角設(shè)置在 7～14之間，分析特性曲線可以得到主銷內(nèi)傾角隨車輪振動(dòng)的變化曲線，如圖4.11所示變化范圍為，在合理的變化范圍內(nèi)。 5 結(jié)論與展望 本論文中，闡述了汽車懸架的發(fā)展歷程以及歷史背景，從被動(dòng)懸架到主動(dòng)懸架，從非獨(dú)立懸架到獨(dú)立懸架，每一次的變革都是在道路交通事業(yè)蓬勃發(fā)展，而懸架的性能已經(jīng)跟不上汽車的發(fā)展的情況下，促使懸架做出改進(jìn)。而本文中所研究的雙叉臂懸架就是應(yīng)用在性能要求比較高的運(yùn)動(dòng)轎車上的，因?yàn)槠鋬?yōu)點(diǎn)明顯：可以確保汽車在正常行駛以及高速行駛中擁有良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，擁有較強(qiáng)的橫向剛性，抗側(cè)傾性能優(yōu)異，抓地性能好，路感清晰，具有良好的減振性能等。而我國(guó)因?yàn)榉N種原因，總體上對(duì)于懸架系統(tǒng)的研究落后于發(fā)達(dá)國(guó)家，更加使得我堅(jiān)定的研究本課題，為我國(guó)懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)做出一點(diǎn)應(yīng)有的貢獻(xiàn)。 在進(jìn)行雙叉臂懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，經(jīng)歷了許多的步驟，首先收集與雙叉臂懸架有關(guān)的資料，熟悉懸架的組織結(jié)構(gòu)之后，發(fā)現(xiàn)雙叉臂懸架是屬于比較復(fù)雜的懸架，在進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算之前要先進(jìn)行一定的簡(jiǎn)化，并且做出一定的假設(shè)，以保證課題能夠順利完成，之后結(jié)合查閱的資料，進(jìn)行懸架各個(gè)零部件的設(shè)計(jì)、計(jì)算以及校核；在對(duì)零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算的同時(shí)學(xué)習(xí)ADAMS軟件的操作步驟，嘗試進(jìn)行建模，學(xué)習(xí)振動(dòng)分析的流程，最后對(duì)得到的特性曲線進(jìn)行分析。當(dāng)然，在建模過程自己遇到了許多的困難，比如因?yàn)檐浖怯⑽牡?，不明白菜單欄上面命令的意思；建立硬點(diǎn)時(shí)，找不到確切的硬點(diǎn)坐標(biāo)；進(jìn)行振動(dòng)分析之后，無法導(dǎo)出參數(shù)隨車輪振動(dòng)變化的特性曲線等。但是，這些問題都在老師和同學(xué)的幫助下，自己的刻苦鉆研下克服了。 最后，經(jīng)過本次論文的撰寫以及軟件的操作，讓我對(duì)研究的對(duì)象——雙叉臂懸架有了更加深層次的領(lǐng)悟；讓我對(duì)世界懸架系統(tǒng)的發(fā)展有了更加深刻的體會(huì)；同時(shí)也讓我對(duì)ADAMS/Car這個(gè)模塊有了更加深入的學(xué)習(xí)和了解，豐富了我的專業(yè)知識(shí)水平，提高了軟件操作能力。 隨著道路交通的發(fā)展，人們的安全意識(shí)以及對(duì)汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢(shì)必然是趨向安全、智能以及高穩(wěn)定性。 29 參考文獻(xiàn) [1] 耶爾森賴姆帕爾，李旭東. 汽車懸架[M]. 機(jī)械工業(yè)出版社， 2013. 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