雙橫臂獨立懸架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計與性能分析【含CAD圖紙、說明書、三維模型】

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Its main role is to conduct the force between the wheel and the body, and to ease the impact and attenuation of the car carrying system when the road surface is uneven. Vibration to ensure the smooth running of the car.There are many kinds of suspensions, and the double wishbone suspension has always occupied a place in the market. It has not been eliminated in the market yet. Because it has good handling stability and comfort, it is a relatively advanced suspension. Air springs, because of the word business, are springs that use air as a medium for elasticity. Compared with other elastic elements, it has unique performance, one of which is to adjust the relative height of the vehicle body when the road conditions of the vehicle change and the load of the vehicle changes.The main contents of this design introduced the structure and function of the double wishbone air spring independent suspension. Then the four wheel alignment parameters and stiffness of the suspension were determined according to the performance requirements to be satisfied by the vehicle. The selection of the air spring and the stiffness calculation, the type of the shock absorber The selection and parameter calculation, the determination of the arm length of the upper and lower arms, etc., combined with the design parameters, 3D modeling and ANSYS analysis of the double wishbone air spring independent suspension.Key words:Double wishbone suspension；Air spring；Matching design；3D modelingIX 1 緒 論1 緒 論1.1 雙橫臂式獨立懸架研究的意義和分類隨著時代的發(fā)展，人們的經(jīng)濟收入和生活水平越來越高，由此而來的對出行工具汽車的性能要求也越來越高。人們對汽車性能的主觀判斷因素多為乘坐舒適性、行駛穩(wěn)定性和操縱穩(wěn)定性。其中汽車的行駛穩(wěn)定性與操縱穩(wěn)定性與汽車的懸架有著直接的聯(lián)系，因此為了提高汽車的性能，懸架系統(tǒng)在汽車各組成系統(tǒng)中得到更加廣泛的重視1。懸架的主要作用是對車輪與車身之間的力（比如支撐力、制動力和驅(qū)動力等）起傳導作用，并當汽車行駛路面凹凸不平時緩和汽車所受沖擊和衰減承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性和乘員的舒適性2。根據(jù)車軸的連接是否，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩類，非獨立懸架用一根整體軸連接汽車兩側(cè)車輪，獨立懸架兩側(cè)車輪通過各自的懸架系與車身相連。獨立懸架的優(yōu)點是:簧下質(zhì)量小;懸架在汽車底盤結(jié)構(gòu)中所占的空間較小:彈性元件只承受垂直方向作用的力，所以可以降低車身振動頻率通過使用小剛度彈簧，使汽車內(nèi)駕駛員與乘客乘坐感到更加舒適。不僅如此，車輪兩側(cè)車軸斷開使得左、右車輪運動互不影響，可使汽車在凹凸不平路面上行駛時有效附著地面并減少車身的傾斜。一般來說，獨立懸架為絕大多數(shù)汽車前懸架采用的首選模式。按其結(jié)構(gòu)類型來分，獨立懸架有麥弗遜式、多連桿、雙橫臂或雙叉臂式等類型。而雙橫臂式獨立懸架的減振器因為沒有橫向施加的載荷，而且上端高度相對車身來說比其他形式的懸架減振器較低，因此使車身頭部的高度能夠得到降低，以此改進車身造型。同時，雙橫臂式獨立懸架具有很好的操縱穩(wěn)定性和舒適性，因此以比較高級的懸架定位在汽車中得到廣泛運用3。1.2 懸架的設計要求懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，為達到懸架所被要求的性能，懸架設計必須做到以下幾點:首先，懸架的強度要滿足汽車在各運動情況下的強度，不能發(fā)生變形等狀況。其次，懸架系統(tǒng)要保證汽車在行駛時能夠盡量保持平穩(wěn)沒有太大的上下振動，對載人汽車而言，其振動加速度要符合國家標準其并不能太大。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性。保證汽車側(cè)傾和縱傾符合汽車規(guī)定的上限。汽車懸架在汽車中起的作用巨大，所以設計時要綜合考慮各方面因素4。1.3 本課題研究的主要內(nèi)容本課題要完成雙橫臂式獨立懸架彈性元件的選擇；確定雙橫臂懸架結(jié)構(gòu)類型和主要參數(shù)；掌握關(guān)鍵零部件的工作原理并進行雙橫臂懸架的匹配設計，保證汽34 1 緒論車有良好的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性；保證汽車合適的衰減振動能力；汽車制動或加速時保證車身穩(wěn)定，防止車身發(fā)生過大“點頭”或“后仰”現(xiàn)象即車身縱傾；轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要符合國家技術(shù)標準設定的側(cè)傾角；同時懸架結(jié)構(gòu)需要緊湊并在汽車底盤中占用空間尺寸盡可能地要少，但必須可靠的傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩。最后，繪制雙橫臂式空氣彈簧獨立懸架總成圖及主要零部件圖，利用CATIA 軟件對零件進行裝配并使用ANSYS對懸架主要零部件進行分析并優(yōu)化。 2 雙橫臂式懸架的結(jié)構(gòu)概述2雙橫臂式懸架的結(jié)構(gòu)概述2.1 懸架彈性元件的選擇汽車懸架系統(tǒng)中采用的彈性元件有很多種類，在市場運用中廣泛見到的主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、氣體彈簧和橡膠彈簧等。在此，我們選用氣體彈簧中的空氣彈簧作為彈性元件。在對汽車性能的進一步開發(fā)需求中，基于振動主動控制的主動懸架系統(tǒng)逐漸走入各位汽車研究者的眼中。彈性元件中的空氣彈簧是其研究的重點之一。傳統(tǒng)被動式懸架系統(tǒng)因為彈簧剛度與減振器阻尼固定不可調(diào)節(jié)，不能根據(jù)實時路況、汽車載重與乘員需求進行調(diào)節(jié)，無法同時兼顧汽車乘坐舒適性、行駛平順性以及操縱穩(wěn)定性三方面性能實現(xiàn)最優(yōu)匹配。而空氣彈簧可以做到兼顧5。在現(xiàn)有市場中，空氣彈簧主要運用在大型客車與某些卡車上，漸漸替代原汽車中的鋼板彈簧部件，與此同時，空氣懸架系統(tǒng)漸漸發(fā)展成為某些高檔車關(guān)鍵部件。空氣彈簧現(xiàn)已成為汽車性能提升的主要部件之一,其獨特的變剛度、低振動頻率等特性,更加有效地提高了汽車系統(tǒng)性能,使得更多的的汽車研究人員將目光放在汽車空氣懸架上面。2.2 雙橫臂式空氣彈簧獨立懸架的結(jié)構(gòu)與功能空氣彈簧、導向機構(gòu)、減振器、橫向穩(wěn)定器、緩沖塊、高度控制機構(gòu)、空氣壓縮機及儲氣筒等構(gòu)成了雙橫臂式空氣彈簧獨立懸架的主體。其機構(gòu)簡圖如圖2.1。減振器空氣彈簧下橫臂上橫臂圖2.1 雙橫臂空氣懸架簡圖空氣彈簧與其控制機構(gòu)是雙橫臂式空氣彈簧獨立懸架的特色結(jié)構(gòu)，空氣彈簧在汽車上控制車身高低的工作原理圖如圖2.2。圖2.2 1、單向閥；2、儲氣筒；3、壓力保護閥；4、過濾器；5、高度控制閥；6、空氣彈簧當汽車平順行駛時，空氣彈簧6不充氣也不放氣，車身高度不變。當汽車上裝有的電子控制單元檢測到汽車行駛路面不平或轉(zhuǎn)彎時，其會發(fā)出信號給高度控制閥5使其打開充氣閥門讓儲氣筒2內(nèi)的空氣進入空氣彈簧6，使車身恢復水平。當汽車載荷增加時，汽車整體高度下降，空氣彈簧6被壓縮，此時高度控制閥5打開充氣閥門，彈簧充氣恢復到原來位置，車身高度亦隨之恢復。反之則相反6。 3 雙橫臂式空氣懸架基本參數(shù)的確定3雙橫臂式空氣懸架基本參數(shù)的確定3.1懸架基本參數(shù)的意義及確定懸架設計處于整車開發(fā)中的產(chǎn)品開發(fā)階段中底盤布置階段。在懸架進行具體的設計之前，首先要了解懸架所要安裝的汽車類型、發(fā)動機驅(qū)動形式、燃油種類、汽車的性能要求等信息，并對其進行綜合匹配方能合理布置懸架7。懸架的設計總是與整車的設計緊密相連的，懸架的硬點坐標是在總布置時就確定了的，不過在后續(xù)的設計中仍要進行不斷的修正以滿足性能要求。現(xiàn)已選定某一客車車型，其基本技術(shù)參數(shù)如表3-1。表3-1 整車技術(shù)參數(shù)項目理論參數(shù)1外部尺寸參數(shù)車輛長7490車輛寬2200車輛高2885軸距4200輪距（前/后）1830/1634.52質(zhì)量參數(shù)空載前軸質(zhì)量(kg)2405空載后軸質(zhì)量(kg)2555空載質(zhì)心到前軸距離（mm）2165空載質(zhì)心離地高（mm）880最大總質(zhì)量(kg)6751滿載前軸質(zhì)量(kg)2868滿載后軸質(zhì)量(kg)3883滿載質(zhì)心到前軸距離（mm）2420滿載質(zhì)心離地高（mm）970通過點云逆向，運動學分析校核，空載前懸架硬點坐標設定如表3-2所示：表3-2 前懸架硬點坐標硬點（空載）X坐標Y坐標Z坐標前車輪輪心091555滑柱上點30535598下擺臂球銷中心-6.2690.5-57下擺臂前點6.4363.4-37.1下擺臂后點316.1346.6-19.7車輪滾動半徑為387mm。根據(jù)以上參數(shù)，對懸架進行設計。3.2 前輪外傾的作用及參數(shù)選擇前輪外傾是指汽車前輪安裝后，相對地面其上端向外傾斜，車輪的旋轉(zhuǎn)平面與汽車前進方向的地面縱向平面之間的夾角為前輪外傾角。假設沒有外傾角，當汽車的載荷增加時，汽車相對于車橋的載荷增加，一方面，會使車橋受力向下彎曲，容易造成斷裂；另一方面，車橋下彎后汽車行駛時車輪受車橋力的作用，車輪容易向汽車內(nèi)部方向傾斜滾動，加劇輪胎磨損，影響汽車操縱穩(wěn)定性等8。因此，在安裝前輪時，通常設有一個外傾角，不過外傾角也不宜過大，否則在汽車直行行駛時，車輪會產(chǎn)生向外滾動傾向，同時對輪胎會有較大的磨損。綜合考慮轉(zhuǎn)向性能和直行穩(wěn)定性，及表3-1客車車型參數(shù)取車輪外傾角為0.7530。3.3 前輪前束的作用及參數(shù)選擇汽車的前束角的定義為汽車車輪旋轉(zhuǎn)形成的平面與汽車縱向平面形成的夾角，若車輪相對于汽車前進方向的前部靠近汽車中心，則前束角為正，反之，則為負。在汽車輪心橫向平面內(nèi)，兩前輪的后側(cè)輪距與前側(cè)輪距之差為前束。當汽車前輪有了外傾角后，汽車在直向行駛時，車輪會有向前進方向外側(cè)滾動的趨勢，然而由于車橋的約束，車輪不可能脫離車身向外滾開，所以會出現(xiàn)邊滾邊滑的現(xiàn)象，加劇輪胎磨損。為了解決這種車輪外傾帶來的車輪磨損，所以在車輪安裝時設置了前束角，通過前束角與外傾角的共同作用，使得車輪滾動方向接近于正前方。按照國家技術(shù)標準對于標準車輛，前束值約為520。對于前輪驅(qū)動者（FDW），前束角可達20(為補償驅(qū)動力)。在此選前束角為020。3.4 主銷內(nèi)傾角和作用及參數(shù)選擇轉(zhuǎn)向主銷內(nèi)傾角是指在通過兩前輪輪心的地面縱向平面內(nèi)，汽車主銷軸線與地面垂直線之間的夾角,轉(zhuǎn)向主銷偏置距是指主銷軸線延長線與地面的交點B和車輪底部與地面交點A之間的距離(圖 3.4)。主銷內(nèi)傾角主要作用是當車輪偶然受到外力使得轉(zhuǎn)向輪稍有偏轉(zhuǎn)時，內(nèi)傾角使得汽車擁有一個自動回正的作用。然而，內(nèi)傾角也不宜過大，否則駕駛員不僅需要更大的力才能克服輪胎與地面的摩擦阻力使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向，還加劇了輪胎磨損。在對社會中現(xiàn)有車輛主銷傾角的普遍分析，其一般取值在 613范圍內(nèi)。在此，根據(jù)車型主銷內(nèi)傾角取 12.530，主銷偏置距-2mm。轉(zhuǎn)向主銷偏置距轉(zhuǎn)向主銷內(nèi)傾角轉(zhuǎn)向主銷軸圖3.4 主銷內(nèi)傾角及偏移距3.5 主銷后傾角的作用及參數(shù)選擇主銷后傾角的定義為在汽車縱向平面內(nèi)，主銷軸線的延長線與地面垂直線之間的夾角;后傾拖距是指主銷軸線的延長線與地面交點B和車輪底部與地面交點A之間的距離(圖 3.5)。其主要作用是當汽車行駛時使轉(zhuǎn)向輪偶然受外力作用而發(fā)生偏轉(zhuǎn)時具有一個自動回正的穩(wěn)定力矩。但主銷后傾角又不宜設計過大，因為主銷后傾角過大時，駕駛員在轉(zhuǎn)向時需要施加更大的力才能克服穩(wěn)定力矩使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向。汽車的主銷后傾角一般為：FF車型 0 3；FR車型 310。后傾拖距主銷后傾角轉(zhuǎn)向主銷軸圖 3.5 主銷后傾角后傾拖距的取值應符合一定數(shù)值范圍，當轉(zhuǎn)向系無助力裝置時?？蛙嚨暮髢A拖距一般為 1040mm。綜合考慮后主銷后傾角取 4.530，后傾拖距為 15.6mm。3.6 懸架靜撓度任何一個對汽車行駛平順性有影響的懸架技術(shù)參數(shù)都是需慎重選擇的，而偏頻就是其中的重要技術(shù)參數(shù)之一。汽車的平順性根據(jù)汽車用途的不同要求標準也不同。其中，以運人為主的轎車要求最高，其次客車，再其次為貨車9。偏頻在前懸架滿載時要求在 1.001.45Hz范圍內(nèi)適用在小排量發(fā)動機的乘用車上。理論上，懸架的偏頻應隨著發(fā)動機排量的增大而減小。由于此次懸架匹配設計的車型為客車，因此選取前懸架滿載時偏頻n=1.1Hz。懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架承受的載荷力與此時懸架剛度之比，即 （6-1）式中：指滿載靜止時前懸架上的載荷（N）; K指前懸架的剛度（N/cm）;偏頻公式 （6-2）式中， m為簧上質(zhì)量（Kg）；m=1274Kg.n指汽車車身的固有頻率（Hz）。同時，滿載靜止時前懸架上的載荷可用來表示。結(jié)合式（6-1）此時前懸架的靜撓度 （6-3）式中：g為重力加速度。g=981。此時將式（6-3）代入式（6-2）= 可以得到偏頻 （6-4） 此時可得靜撓度 20.661cm3.7 懸架的動撓度懸架的動撓度 是指懸架在滿載靜平衡后繼續(xù)對其施加載荷，直到把懸架壓縮至其能夠達到的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其原來長度的二分之一或三分之一）過程中，車輪中心相對于車身的位移10。為避免汽車在糟糕路面上行駛時懸架經(jīng)常碰撞到緩沖塊致使懸架壽命變短，所以懸架設計要求其應有足夠大的動撓度。對乘用車，取在 79cm范圍內(nèi)；對客車取在 58cm范圍內(nèi)；對貨車， 取在 69cm范圍內(nèi)。因為選用車型為客車，所以取=8cm。3.8 懸架側(cè)傾角剛度當汽車車身相對于車輪發(fā)生側(cè)傾時，懸架會給車身一個彈性恢復力矩使其恢復到原來位置。側(cè)傾角過大或過小都不好。汽車內(nèi)乘員會感到危險而缺乏舒適性當其乘坐小側(cè)傾角剛度而大側(cè)傾角的汽車時。然而，當側(cè)傾角剛度過大而側(cè)傾角過小時，那么在汽車發(fā)生側(cè)翻事故時，汽車內(nèi)乘員和駕駛者就不能及時的感受到風險并進行自我保護11。參考國家汽車技術(shù)標準，要求在側(cè)向慣性力等于 0.4 倍車重時，一般乘用車車身側(cè)傾角在取在 24范圍內(nèi)，貨車車身側(cè)傾角最大值不可超過 7。本客車車型取側(cè)傾角為3。綜上，懸架基本參數(shù)如表3-3表3-3 懸架基本參數(shù)偏頻1.1Hz滿載懸架靜撓度20.661cm懸架動撓度8cm側(cè)傾角3前車輪前束020前車輪外傾0.7530主銷后傾4.530主銷內(nèi)傾12.530 4 懸架設計計算4懸架設計計算4.1 彈性元件的確定4.1.1 彈性元件概述彈性元件的主要作用是支撐垂直載荷，緩和由凹凸不平路面引起的車身振動和沖擊。此處彈性元件選擇空氣彈簧。空氣彈簧，因詞生意，其是以空氣為介質(zhì)起彈性作用的一種彈簧。其分類有囊式和膜式兩大類。囊式空氣彈簧從外觀上來看像是一個燈籠，其可以通過疊加氣囊從而擴大空氣彈簧的體積并通過空氣作用在氣囊的撓曲來獲得彈性。膜式空氣彈簧在無特殊設計運用在高級汽車時一般來說是圓柱形結(jié)構(gòu)，其主要通過氣囊內(nèi)空氣受外力使氣囊卷曲來獲得彈性變形。根據(jù)橡膠氣囊止口與接口的連接方式不同，膜式空氣彈簧又分為約束膜式和自由膜式。約束膜式空氣彈簧的密封通常采用螺栓來完成；自由膜式空氣彈簧則是采用橡膠氣囊內(nèi)空氣與外界的壓力作用使其進行自封?？諝鈴椈梢话闶怯上鹉z氣囊、上蓋板、底座等主要部件組成，空氣主要儲存在想膠囊皮的空間中并受外界壓縮使其產(chǎn)生的反作用力作為彈性力。其主要結(jié)構(gòu)如圖4.1。底座緩沖塊橡膠囊皮氣囊上蓋圖4.1 空氣彈簧結(jié)構(gòu)簡圖膜式空氣彈簧的特點是剛度低，可以根據(jù)需要通過改變彈簧底座形狀的方法來獲得較為理想的彈性特性。在此選用壓力膜式空氣彈簧.4.1.2 彈簧基本參數(shù)確定與剛度計算根據(jù)參閱資料，設定參數(shù)如表4-1。表4-1 空氣彈簧基本參數(shù)在空氣彈簧參數(shù)設定如上表4-1時，當達到靜平衡位置時，空氣彈簧的剛度計算公式（N/mm）為 （4-1）式中，為空氣彈簧內(nèi)氣體的絕對壓力當懸架處于滿載靜平衡位置時（N/mm2）；為氣囊內(nèi)氣體的容積（mm3）;K為多變指數(shù)，在汽車振動緩慢時，可以假設氣體狀態(tài)變化接近等溫過程，取K=1，當汽車進行激烈震蕩時，可以假設氣體狀態(tài)變化接近絕熱過程，取K=1.4，一般情況下取K=1.3；為空氣彈簧在軸線方向上的微小變形量（mm）；A是空氣彈簧的有效面積（mm2），；D為空氣彈簧的有效直徑（mm），取D=100mm；由上述可知，為空氣彈簧有效面積變化率。代入表4-1中的參數(shù)，可得出空氣彈簧剛度 =103（N/mm） （4-1）汽車處于滿載靜平衡位置時，空氣彈簧的振動頻率可由下式（4-2）得出 =1.20Hz （4-2）經(jīng)計算，空氣彈簧其振動頻率在在懸架偏頻1.01.45Hz之內(nèi)，設計符合要求。4.2 減振器設計計算4.2.1 減振器的作用與結(jié)構(gòu)減振器的主要功能產(chǎn)生阻尼力，其在懸架中的作用是在汽車振動時迅速衰減振動，改善汽車行駛平順性，當汽車在凹凸不平路面上行駛時提高車輪和地面附著能力，提高汽車操縱性和人員乘坐舒適性。懸架中彈性元件通常與減振器并聯(lián)安裝，他們在緩和汽車振動時起功能互相彌補與促進作用。減振器分為搖臂式和筒式兩大類根據(jù)其結(jié)構(gòu)型式的不同。不過隨著近代汽車技術(shù)的發(fā)展，搖臂式減振器因工作特性受活塞磨損和工作溫度變化影響大這一劣勢而逐漸遭到淘汰。雖然筒式減振器工作壓力相較搖臂式減振器略小，但是因其工作性能的穩(wěn)定而在現(xiàn)代懸架系統(tǒng)中得到廣泛應用。筒式減振器根據(jù)筒的多少與筒內(nèi)介質(zhì)又可細分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。因為單筒充氣式液壓減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低等優(yōu)點，所以本次雙橫臂式空氣懸架選用單筒充氣式液壓減振器。單筒充氣式液壓減振器主要部件有油缸，活塞和活塞桿等構(gòu)件（如圖 4.2）?；钊延透追譃閺驮缓蛪嚎s腔，并在減振器底部設有一氣室，該氣室內(nèi)沖有 23Mpa的氮氣，其主要作用是用來補償活塞工作時壓縮腔的油液體積變化，減少氣穴現(xiàn)象的發(fā)生。減振器的工作原理：當主活塞向下移動時，壓縮腔油液受壓，壓縮閥打開，油液進入復原腔，與此同時液壓腔壓力增大推動浮動活塞向下運動，氣室隨著的容積減小而氣壓升高。而阻尼器在復原行程則與之相反。復原腔壓縮閥缸筒復原活塞浮動活塞氣室復原閥活塞桿壓縮腔壓縮圖4.2 單筒充氣式液壓減振器結(jié)構(gòu)簡圖4.2.2 單筒充氣式液壓減振器外特性和設計原則在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度之間的關(guān)系可用下式（4-3）來表示 （4-3）式中，-減振器阻尼系數(shù)。圖4.3示出減振器的阻力-速度特性圖。通過該圖，我們可以了解: 四段近似直線的線段組成了該阻力-速度圖的主體，其中x軸上下兩部分特性圖線段分別表示為減振器壓縮與復原行程的阻力速度關(guān)系;減振器的阻尼系數(shù)在圖中表示為各段線段的斜率,據(jù)圖可知在減振器運行過程中減振器有四個阻尼系數(shù)。不過在談到減振器阻尼系數(shù)時，若沒有明指是四個中的哪一個，可以理解就是卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。壓縮行程的阻尼系數(shù)用來表示，伸張行程的阻尼系數(shù)用來表示，他們并不相等。圖 4.3 減振器特性 阻力一速度特性通過查閱相關(guān)資料可知，想要有效的抑制車輪動載增大可以通過增加減振器相對阻尼系數(shù)來做到，但是隨著相對阻尼系數(shù)的增大車身的加速度也會隨之增大。因此在路面不平車身震蕩激烈時，減振器會加劇車身振動，降低了乘坐人員的舒適性，只不過抑制了車輪的動載增大可以提高行駛的安全性。在某些情況中得到需求應用（如越野車減振器）。因此，減振器阻力-速度特性的設計應該有兩個基本要求：一是使減振器的阻力-速度特性與車輛懸架振動特性相匹配；二是在運行工況復雜多變的情況下，能較穩(wěn)定的保持這種相適應的特性。4.2.3 單筒充氣式液壓減振器參數(shù)和尺寸的確定（1）相對阻尼系數(shù)的確定汽車有了減振器相對于懸架的阻尼力后，空氣彈簧承受的振動是呈現(xiàn)周期衰減的，為了評定衰減的快慢速度，在此引入相對阻尼系數(shù)。的表達式為： （4-4）式中： k-懸架系統(tǒng)的剛度，N/mm； -簧上質(zhì)量，kg； -阻尼系數(shù)，Nsmm。由式（4-4）表明，相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼在彈簧剛度k和簧載質(zhì)量 m 發(fā)生變化時會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動衰減迅速，車身承受較大的沖擊力；反之值小，懸架振動衰減正常，車身承受的路面沖擊力小。通常情況下，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得比壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)大。兩者之間保持=(0.2 0.50)的關(guān)系9。設計時，通常第一步先選取壓縮行程相對阻尼系數(shù)與伸張行程的相對阻尼系數(shù)的平均值。對于不同懸架所選取的彈性元件,有些彈性元件無內(nèi)摩擦力時，需取=0.250.35；反之，值應取小點。當設計專門用于行駛在非良好路面上的汽車時，值應取大些，一般取0.3；為避免懸架碰撞車架，取=0.5。取=0.3，則有 （+）/2=0.3,=0.5。解得：伸張行程的相對阻尼系數(shù)=0.4 壓縮行程的相對阻尼系數(shù)=0.2（2）減振器阻尼系數(shù)的確定減振器阻尼系數(shù): （4-5） 因懸架系統(tǒng)固有振動頻率: (4-6)根據(jù)式（4-5）和式（4-6），所以理論上.然而實際上，阻尼還與減振器的布置方位有關(guān)，如圖4.3圖4.4 （a） (b) (c)在采用圖4.4（b）安裝時，其阻尼系數(shù) （4-7）式中：角度指減振器軸線與地面垂直線之間的夾角。按滿載計算有：簧上質(zhì)量=1274kg 代入式（4-6）解得：7.6Hz ；代入上式得減振器的阻尼系數(shù)為：=20.312747.6(0.99)2=5927 Ns/m（3）最大卸荷力F0 的確定當減振器活塞振動速度達到某一定值時，減振器打開卸荷閥時的活塞速度稱為卸荷速度,一般取在0.100.30m/s范圍內(nèi),取=0.2m/s。所以伸張行程的最大卸荷力是：=5927*0.2=1185.4 N4）減振器工作缸直徑D的確定若已知伸張行程的最大卸荷力F0，可以此計算出減振器工作缸直徑 D 為： （4-8）式中：p-減振器工作缸允許的最大壓力，一般取在34Mpa范圍內(nèi)，取p=3Mpa；-連桿直徑與缸筒直徑之比，一般單筒式減振器取=0.20.4，取的數(shù)值為0.35。據(jù)式（4-8）得=23.95 mm由上式可得出理論上工作缸直徑的值，根據(jù)查閱資料得出減振器工作缸直徑的規(guī)格表如表4-2。將工作缸直徑 D 圓整為 30mm；初選壁厚為 7.5mm，材料選用 45 鋼。表4-2 筒式減振器工作缸直徑4.3 導向機構(gòu)4.3.1 導向機構(gòu)的作用獨立懸架的導向機構(gòu)承擔著傳遞車輪與車身之間一切除了垂直方向的力和力矩的作用，并且決定了懸架跳動時車輪的運動軌跡和車輪定位角的變化。4.3.2 導向機構(gòu)的布置參數(shù)1）側(cè)傾中心雙橫臂式獨立懸架的側(cè)傾中心由如圖4.5所示方式得出。將上橫臂EP所在直線延長，將下橫臂GP所在直線延長，可以得到極點P，并可計算出P點的高度。將P點與車輪接地點N連接?？色@得側(cè)傾中心點W。 圖4.5 側(cè)傾中心hw的確定懸架的側(cè)傾中心高度為 （4-9）式中 （4-10） （4-11）根據(jù)式（4-9）（4-10）（4-11）和表3-3懸架基本參數(shù)前車輪前束020前車輪外傾0.7530主銷后傾4.530主銷內(nèi)傾12.530由此可計算出hw=224.32 mm3）縱傾中心雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心的計算方法極為簡易，用作圖法即可得出，如下圖4.6所示。作兩橫臂轉(zhuǎn)動軸C和D的延長線并使其相交，其交點O便是縱傾中心。圖4.6 縱傾中心的確定通過對標桿車的測量及硬點坐標，確定縱傾中心O 距離 G 點的水平距離為 2813.5 mm。 4 懸架設計計算4.4 緩沖塊緩沖塊實質(zhì)上是一種來限制懸架行程、吸收從車輪傳到車身上的沖擊載荷的與主彈性元件并聯(lián)的非線性程度很強的彈性元件。緩沖塊采用的材料主要有多孔聚氨脂和橡膠兩大類。而多孔聚氨脂兼有輔助彈性元件的作用。在此，選用多孔聚氨脂緩沖塊。4.5 上下橫臂的長度雙橫臂式獨立懸架的兩橫臂的長度影響著前輪跳動時的定位參數(shù)。根據(jù)汽車工業(yè)長期的發(fā)展經(jīng)驗，雙橫臂式懸架的上橫臂一般較下橫臂短，上橫臂與下橫臂的比值普遍取在0.61.0之間；這樣一方面可以更好地布置發(fā)動機，還能使懸架特性較為理想。參考國外轎車獨立懸架的一些參數(shù)，再根據(jù)我國汽車設計的經(jīng)驗，此次懸架設計選取下橫臂的長度為338.5mm，上橫臂的長度為220mm，其比值為0.65。另外選擇兩橫臂間的鉸點距離為300mm。 5 懸架主要零件 CATIA 建模與分析5 懸架主要零件 CATIA 建模與分析在國內(nèi)汽車設計行業(yè)中，CATIA 是汽車工業(yè)設計建模最為常見的應用軟件。因為CATIA在汽車行業(yè)里巨大的影響力，所以此次設計主要是運用 CATIA 的實體模塊進行雙橫臂空氣懸架的3D模型建立。5.1 上橫臂、減震器、下橫臂等零件的繪制5.1.1上橫臂前臂的繪制。首先通過CATIA的創(chuàng)成式設計界面，打開草圖界面，繪制出上橫臂前臂的輪廓曲線，然后使用曲面拉伸命令，得出曲面。因為前臂的上下兩側(cè)不等寬，所以還要在兩側(cè)做曲面對其進行分割，如圖5.1.1。圖5.1.1 上橫臂前臂輪廓曲面再轉(zhuǎn)至零件設計界面，使用曲面加厚命令，即可得出其基本輪廓，如圖5.1.2。圖5.1.2 上橫臂前臂實體輪廓然后然后回到創(chuàng)成式外形設計，對輪廓曲面進行偏移命令，使其貼合零件另一側(cè)曲面，然后，對其進行分割命令，得到如下曲面，再對其進行曲面加厚命令。步驟如圖5.1.3。 圖5.1.3 上橫臂前臂不規(guī)則凹槽實體然后回到零件設計中，使用布爾操作中的移除命令，用大的實體，移除該小的特征。得到上側(cè)凹槽特征，同理，可得到下側(cè)凹槽特征。如下圖5.1.4。圖5.1.4 上橫臂前臂凹槽再在零件設計界面，對前臂進行凸臺和凹槽命令，作出如下圖5.1.5各孔位特征：圖5.1.5 上橫臂各孔位特征最后，對上橫臂前臂進行上側(cè)圓曲面分割，同時畫出外套筒，再進行旋轉(zhuǎn)命令畫出內(nèi)部硫化橡膠等結(jié)構(gòu)，最后對其進行倒角。得上橫臂前臂如圖5.1.6。l 圖5.1.6 上橫臂前臂成品 5.1.2 減振器與其他零件的裝配。在CATIA 零件設計界面，可通過旋轉(zhuǎn)，拉伸，凹槽，倒圓角等命令畫出減震器套筒和減振器活塞桿如圖5.1.7。以及上橫臂后臂和下橫臂總成如圖5.1.8。圖5.1.7 減振器套筒及活塞桿 圖5.1.8 上橫臂后臂和下橫臂總成最后，通過各零件的裝配，可以得到基本的雙橫臂空氣懸架外形如下圖5.1.9。 5 懸架主要零件 CATIA 建模與分析圖5.1.9 雙橫臂空氣懸架外形5.2 ANSYS仿真分析優(yōu)化利用CATIA畫出空氣懸架如上圖，因為下橫臂在懸架中占有大量空間，并承受大量軸向載荷力，在懸架中起著重要作用。在此對其進行仿真分析。在CATIA中將下橫臂圖轉(zhuǎn)化成igs格式，打開ANSYS,導入下橫臂12。并對其進行材料參數(shù)的設置，因為下橫臂材料選的是球墨鑄鐵，其彈性模量為173Gpa,泊松比為0.3，密度為7.3.根據(jù)下橫臂的長度，導入后對其進行網(wǎng)格劃分，劃分單元網(wǎng)格類型為三角形，單元邊長為5mm;如圖5.2.圖5.2 下橫臂網(wǎng)格劃分將其網(wǎng)格劃分完需根據(jù)工況對其節(jié)點進行固定，根據(jù)下橫臂工作情況，因其兩球頭銷與車橋連接，將下橫臂兩球頭銷部分進行固定13，如圖5.3。圖5.3 下橫臂節(jié)點固定節(jié)點固定后，需對下橫臂進行受力分析14，當汽車滿載時，懸架其單邊簧載質(zhì)量m=1274Kg;所以傳遞到懸架下橫臂上的力有F=12485N；在此，對下橫臂端部即與汽車主銷連接位置處施加12485N的作用力，下橫臂位移變形圖與等效應力云圖如圖5.4與圖5.515。圖5.4 下橫臂位移變形圖圖5.5 等效應力云圖從圖4.4與圖4.5可知，下橫臂在滿載受力后最大位移為8.27mm左右,沒有過大變形，應力云圖分布合理，其符合懸架所要求性能。當下橫臂滿足懸架強度要求時，我們還可以對其形狀進行簡單的一些優(yōu)化，使用ANSYS中的優(yōu)化模塊，對其施加重力影響后，下橫臂形狀優(yōu)化如圖5.6。圖5.6 形狀優(yōu)化圖圖中紅色部分為下橫臂結(jié)構(gòu)中可去除而對下橫臂強度性能影響不大的部件，由圖5.6可以得出，紅色部位有兩大部分，一個是下橫臂上部凸起部分，因其為與減振器連接部分，所以不可削減，而另一部分為下橫臂端部的下端，綜合懸架工作部位，可以對其進行適當削減。以此為思路，我們對其進行減厚設計，根據(jù)優(yōu)化圖，我們在下橫臂端部削減20mm的厚度。如圖5.7所示。圖5.7 下橫臂端部減厚圖削減后，我們可以再去和原結(jié)構(gòu)對比，看起性能是否還符合要求。在此，我們再度將其導入ANSYS并在原來的受力狀況下進行分析，受力分析如下圖5.8。圖5.8 優(yōu)化后下橫臂位移變形圖通過此圖，我們可以可以看出優(yōu)化后的下橫臂最大位移相較于原來的位移只擴大了0.25mm左右，可忽略不計。所以可以替代原下橫臂機構(gòu)，優(yōu)化后根據(jù)密度我們可以算出其減少的材料約有0.5kg，有效減少了雙橫臂懸架的材料消耗，并減少了懸架在汽車底盤中占有的空間。使懸架得到綜合優(yōu)化。 總結(jié)總結(jié)本課題根據(jù)給定的整車參數(shù)要求，以及標桿車的3D數(shù)模對乘用車前雙橫臂懸架進行匹配設計，并且通過CATIA軟件將雙橫臂懸架的3D模型表達出來。本文的主要工作可以歸納如下幾點：1) 對雙橫臂空氣懸架結(jié)構(gòu)作了具體介紹，以及它的應用范圍，闡述了本次課題研究的目的及現(xiàn)實意義。2) 懸架基本參數(shù)的選擇，包括影響整車平順性參數(shù)，如偏頻、靜撓度、動撓度；影響操縱穩(wěn)定性參數(shù)，如側(cè)傾中心高度；影響縱向穩(wěn)定性的參數(shù)，如縱傾中心高度等。3）利用以上設計得出的數(shù)據(jù)、結(jié)構(gòu)型式以及標桿車的數(shù)模，通過 CATIA 軟件建立雙橫臂空氣懸架的 3D 模型并使用ANSYS進行受力分析并簡單優(yōu)化。本文這種設計方法在工程上是行之有效的并且正在運用，逆向設計思路與正向設計思路相結(jié)合不僅提高了產(chǎn)品開發(fā)效率，而且降低了技術(shù)開發(fā)風險，為汽車企業(yè)節(jié)省開銷，同時也使廣大消費者受益。 參考文獻參考文獻1 陳家瑞.汽車構(gòu)造（第3版）M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.2 高加泉,袁曉云,韓苗苗.汽車空氣彈簧基礎研究現(xiàn)狀與展望J.時代農(nóng)機,2018(01).3 余志生.汽車理論(第5版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.4 王霄鋒.汽車底盤設計M.北京:北京大學出版社，2010.5 施睿，趙春霞.雙橫臂獨立懸架運動學分析與優(yōu)化設計J車輛與動力技術(shù)，2014( 3)6 胡艷云，干年妃，劉良某轎車的前雙橫臂獨立懸架優(yōu)化設計J計算機仿真，2015( 1)7 王望予.汽車設計(第4版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 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