【文章內(nèi)容簡介】 論 ....................................................................................................................... 34 致 謝 ........................................................................................ 錯誤 !未定義書簽。 參考文獻 ................................................................................................................... 35 1 第 1 章 緒論 本課題研究意義和背景 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，人們對汽車的功能提出了越來越多的要求，要求汽車行駛具有良好的平順性和操縱穩(wěn)定性 [1]。懸架是現(xiàn)代汽車的重要組成之一，其對汽車的平順型、操縱穩(wěn)定性、通用性、舒適性及汽車的壽命等多種使用性都有很大影響，因此設(shè)計優(yōu)良的懸架系統(tǒng)，對提高汽車產(chǎn)品的質(zhì)量有著極大的作用。 汽車的車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷偏距、車輪前束角等參數(shù)，對汽車平順性與操縱穩(wěn)定性有重要的影響。 以上參數(shù)的選定決定了懸架系統(tǒng)的基本性能，在懸架設(shè)計中應(yīng)當(dāng)重點考慮。 機械系 統(tǒng)的計算機仿真技術(shù)變得日益重要， 這種應(yīng)用在于仿真軟件能夠使用計算機代碼和方程準(zhǔn)確的模擬真實的機械系統(tǒng)，避免了傳統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)過程中零部件和樣機的反復(fù)制造、試驗等過程 。 同時硬件建設(shè)成本的降低節(jié)省了大量的時間和財力，為產(chǎn)品迅速占領(lǐng)市場贏得了更多的機會 [2]。鑒于仿真軟件帶來的上述優(yōu)點，其應(yīng)用正在變得越來越廣泛。 在眾多的軟件中，汽車工業(yè)中廣泛應(yīng)用的 ADAMS 則是非常具有代表性的一個運動學(xué)與動力學(xué)仿真軟件。 ADAMS/CAR 模塊內(nèi)有懸架運動學(xué)動力學(xué)分析的專門模板，可以方便地建立各種結(jié)構(gòu)形式的懸架，迅速得出懸架的多達 三十多種參數(shù)的性能曲線。模型全部采用數(shù)字化設(shè)計，可方便地對設(shè)計參數(shù)進行修改和調(diào)整以發(fā)現(xiàn)其對各種性能參數(shù)的影響，優(yōu)化設(shè)計目標(biāo)，最終為企業(yè)提供產(chǎn)品開發(fā)的解決方案。 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 在研究汽車諸多的行駛性能中，汽車動力學(xué)研究的建模、分析與求解始終是一個關(guān)鍵性問題。汽車本身是一個復(fù)雜的多體系統(tǒng)，由于它的作情況、使用環(huán)境的復(fù)雜多變，給汽車動力學(xué)研究帶來了很大困難。同時由于理論方法和計算手段的限制，該學(xué)科曾一度發(fā)展較為緩慢 [3]。因此，在許多實際研究中，不得不把模型簡化，以便使用古典力學(xué)的方法人工求解，從 而導(dǎo)致汽 2 車的許多重要的動力學(xué)特性無法得到較精確的定量分析。二十世紀(jì)八十年代初，不僅有許多通用的軟件可以對汽車系統(tǒng)進行分析計算，而且還有各種針對汽車某一類問題的專用多體軟件。研究的范圍從局部結(jié)構(gòu)到整車系統(tǒng)，涉及汽車系統(tǒng)動力學(xué)的方方面面。國內(nèi)采用多體動力學(xué)研究汽車動力學(xué)的工作雖然起步較晚，但發(fā)展還是較快的 [4]。 優(yōu)化設(shè)計始于二十世紀(jì)五十年代，普及應(yīng)用于七十年代，是最優(yōu)化數(shù)學(xué)與計算機技術(shù)相結(jié)合的產(chǎn)物。與傳統(tǒng)的試算法、表格法、圖算法等設(shè)計方法相比，優(yōu)化設(shè)計技術(shù)可以大大縮短設(shè)計周期、提高設(shè)計質(zhì)量，尤其是在傳統(tǒng)設(shè)計方 法無法涉及的汽車復(fù)雜多體系統(tǒng)的最優(yōu)動力學(xué)特性設(shè)計問題方面 [5]。 采用優(yōu)化設(shè)計技術(shù)可以最大限度地考慮從不同角度提出的設(shè)計要求，在各種約束條件下，尋找滿足預(yù)定要求的最優(yōu)汽車動力學(xué)性能。 我國從二十世紀(jì)七十年代中后期開始了機械優(yōu)化設(shè)計理論、方法和應(yīng)用的研究，并逐漸地將這些研究成果應(yīng)用于汽車工程設(shè)計之中。優(yōu)化設(shè)計技術(shù)在汽車工程領(lǐng)域的應(yīng)用最初就是從懸架系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計開始的。因為汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計對汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性以及汽車零部件的使用壽命等都有十分重要的影響，設(shè)計中所涉及的因素很多，用傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式設(shè)計出 的方案是難以滿足多方面的要求的，優(yōu)化設(shè)計技術(shù)的出現(xiàn)為這一問題的解決提供了強有力的工具 [6]。 近年來，隨著多體動力學(xué)軟件功能的擴展，在汽車多體復(fù)雜系統(tǒng)動力學(xué)模型環(huán)境下，對汽車各子系統(tǒng)的性能參數(shù)進行優(yōu)化將逐步開始運用，從而可以使模型精度和優(yōu)化計算結(jié)果的精度大大提高，在三維汽車振動等效模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用汽車多體系統(tǒng)動力學(xué)模型可將更多的影響因素考慮進來，如在模型中考慮懸架中采用的橡膠襯套，并計入懸架彈簧和減振器及輪胎的非線性特性，然后用非線性整車模型進行優(yōu)化分析 [7]。此外，汽車的主動和半主動懸架逐漸成為國內(nèi)外 懸架技術(shù)研究的熱點，尤其是在懸架參數(shù)的控制方法和控制策略方面，引起了眾多學(xué)者的關(guān)注。但對于控制對象一懸架特性參數(shù)的動態(tài)變化范圍研究也是相當(dāng)重要的，這對開發(fā)出高性能的主動或半主動懸架系統(tǒng)起到關(guān)鍵作用。 本課題 主要 研究內(nèi)容 汽車懸架系統(tǒng)在車輛行駛 過程在中起著非常的作用 ， 其性能的優(yōu)劣直接影響車輛的 平順性與操縱穩(wěn)定性。懸架的幾何結(jié)構(gòu)決定著車輛的主銷定位 3 角、轉(zhuǎn)向特性等性能 。 本課題是以 基于 大眾集團 PQ46 平臺的第六代 Passat 汽車為原型車進行研究分析， 對其 前后懸架系統(tǒng) 進行了重新設(shè)計 。 (1)設(shè)計前麥弗遜懸 架后多連桿懸架系統(tǒng)的車輛模型，得到懸架設(shè)計參數(shù)。 (2)運用 CATIA 建立懸架系統(tǒng)三維模型 ，校核零件剛度。 (3)利用 ADAMS 分別建立前后懸架運動學(xué)模型，并進行 左右輪平行跳動工況仿真， 并根據(jù)仿真結(jié)果進行懸架優(yōu)化設(shè)計，得到合理的優(yōu)化結(jié)構(gòu)，提高車輛的行駛性能。 (4)分別繪制懸架總裝圖與重要零件圖。在工程圖繪制過程中，確定各零件配合、定位和公差，并選擇相應(yīng)的加工工藝，提出了合理的技術(shù)要求。 4 第 2 章 懸架系統(tǒng)的設(shè)計 懸架的 設(shè)計要求 汽車行駛中路面的不平坦、凸起和凹坑使車身在車輪的垂直作用力下起伏波動，產(chǎn)生振 動與沖擊；在加減速及轉(zhuǎn)彎和制動時的傾覆力和側(cè)傾力可使車身產(chǎn)生俯仰和側(cè)傾振動。這些振動與沖擊會嚴(yán)重影響車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性等重要性能。懸架作為上述各種力和力矩的傳動裝置，其傳遞特性的好壞是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性最重要、最直接的因素 [8]。 汽車懸架系統(tǒng)基本上是由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機構(gòu)三大部分組成。這三部分分別起緩沖、減振和導(dǎo)向作用，共同承擔(dān)傳遞輪胎與車身之間的各種力和力矩的任務(wù)。 為此，汽車 懸架 系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)滿足下列要求： (1) 保證汽車有良好的行駛平順性 ； (2) 具有合適的衰減振動能力 ； (3) 保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性 ； (4) 制動或加速時保證車身穩(wěn)定，減少車身縱傾；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適 ； (5) 有良好的隔聲能力 ； (6) 結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要小 ； (7) 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命 。 懸架總體 設(shè)計 懸架設(shè)計可以大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細設(shè)計兩個階段，有時還要反復(fù)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)商確定 。 懸架頻率的選擇 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配系數(shù) ε 取 ～ 之間 ， 由計算知本設(shè)計近似取 ε=1。 前后偏頻 n1， n2 表示各自的自由振動頻率，偏頻越 5 小，則汽車的平順性越好 一般對于鋼制彈簧的轎車， n1 約為 1～ ， n2約為 ～ ，非常接近人體步行時的自然頻率。 本設(shè)計中前偏頻選擇，后偏頻選擇 。 懸架的工作行程 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成，對于一般轎車而言，懸架總工作行程應(yīng)當(dāng)不小于 160mm。 懸架靜撓度 fc 指 汽車在滿載靜止時懸架上的載荷 FW 與 此時懸架剛 度才c 之比 。 懸架靜撓度 計算公式為： 225nfc ? (21) 式中 n——懸架的相應(yīng)偏頻 (Hz)。 則 由公式計算知：前懸架靜 撓度 為 250mm，后懸架靜撓度為 270mm。 懸架的動撓度 fd 是指從滿載經(jīng)平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。對乘用車， fd 取 70～ 90mm，本設(shè)計取 fd 為 80mm。 前后懸架 fd+fc 分別為 330mm 和 287mm， 前后懸架皆大約 160mm,故 前后懸架 撓度 都設(shè)計 符合要求 。 懸架剛度計算 已知整車裝備質(zhì)量： m=1565kg，滿載質(zhì)量為 1780kg， 取簧上質(zhì)量為1780kg， 取簧下質(zhì)量為 80kg，剛度計算公式為 ： 225nfc ? (22) 式中 cs—汽車前懸架剛度 (N/mm)； ms—前懸架簧上質(zhì)量 (kg)； n—前懸架偏頻 (Hz)。 由計算知： 前懸架剛度為： ； 后懸架剛度為： 20997N/m。 6 彈性 元件的設(shè)計 彈性元件一般由鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、氣體彈簧和橡膠彈簧這些部件中的一部分或者幾部分組成。由于汽車不可能行駛在絕對平坦的路面上，路面作用于車輪上的垂直反力，往往是沖擊性的。這種沖擊力傳到車身和車架時，將可能引起汽車零部件的疲勞和損傷。為了緩和這種沖擊力，在汽車行駛系中，除了采用彈性的充氣輪胎以外，還在懸架中裝有彈性元件，使車身 (或者車架 )和車輪 (或者車橋 )之間作為彈性聯(lián)系 [9]。 查表 選擇彈簧材料為 60Si2MnA， 彈簧鋼絲直徑的計算公式為： 225nfc ? (23) 式中 i——彈簧有效工作圈數(shù)，此處取 8； G——彈簧材料的剪切彈性摸量，取 104MPa； Dm——彈簧中徑，取 110mm； Ci——汽車前懸架剛度 (N/mm)。 由計算知 ， 前懸架彈簧直徑為 12mm； 后懸架彈簧直徑為 14mm。 減 振 器的設(shè)計 汽車懸架系統(tǒng)中，一般都采用液力減振器。汽車受到不平路面沖擊后，將產(chǎn)生振動，這種持續(xù)的振動容易使乘員感到不舒適和疲勞，因此懸架 中安裝有減振器，使振動迅速衰減，以改善汽車的行駛平順性。本設(shè)計中選擇雙筒式液力減 振 器。 相對阻尼系數(shù) ψ選擇 相對阻尼系數(shù) ψ 的物理意義是 ： 減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質(zhì)量 ms 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) ψY 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù) ψS 取得大些。兩者之間保持 ψY=(～ )ψS 的關(guān)系。設(shè)計時，先選取 ψY 與 ψS 的平均值 ψ。相對無摩擦的彈性元件懸 架， ψ 取 ～ 7 之間 ；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， ψ 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 ψY=。 本設(shè)計伸張相對阻尼系數(shù)選擇 ，壓縮相對阻尼系數(shù)選擇 ，平均阻尼系數(shù)選擇 。 減 振 器 阻尼系 數(shù)設(shè)計 減振器的阻尼系數(shù) 計算公式為： scm?? 2? (24) 懸架系統(tǒng)固有頻率 為： smc?? (25) 實際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。本設(shè)計前懸架為麥弗遜懸架，其阻尼系數(shù)為 ： ams2cos2 ??? ? (26) 式中 ψ——相對阻尼系數(shù)； ms——前懸架簧上質(zhì)量 (kg)； a——懸架安裝角度 ； ? ——汽車前懸架 固有頻率 (Hz)。 后懸架為多連桿懸架，其阻尼系數(shù)為 ： aa bms 222cos2 ??? ? (27) 式中 ψ——相對阻尼系數(shù)； ms——后懸架簧上質(zhì)量 (kg)； ? ——汽車后懸架固有頻率 (Hz)； a——后懸架下橫臂長度 (mm)； b——后懸架 上 橫臂 長度 (mm)。 由計算知，前懸架減 振 器阻尼系數(shù)為 ；后懸架減 振 器阻尼系數(shù)為 。 8 減振器最大卸荷力 F0的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥 ， 此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx。卸荷速度的計算公式為： baAx /co s??? ? (28) 式中 A——車身振幅，取 177。40mm； ? ——汽車后懸架固有頻率 (Hz)； a——后懸架下橫臂長度 (mm)； b——后懸架上橫臂長度 (mm)。 代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： vx=cos10176。=， 符合 vx在 ～ 之間范圍要