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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懸架概況
根據(jù)導向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點，汽車懸架可以分為非獨立懸架和獨立懸架。非獨立懸架兩側(cè)的車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架連接。特點是當一側(cè)的車輪遇到路面沖擊而跳動時，必然導致另一側(cè)車輪在汽車橫向平面內(nèi)擺動。非獨立懸架由于非簧載質(zhì)量比較大，高速行駛時懸架受到?jīng)_擊載荷比較大，平順性較差。獨立懸架的車橋做成斷開的，每一側(cè)車輪可以單獨通過彈性懸架與車架連接。 結(jié)構(gòu)較非獨立懸架復雜，但兩側(cè)的車輪單獨跳動時互不影響，可以提高乘坐的舒適性和平順性。獨立懸架使得發(fā)動機可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉(zhuǎn)向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善。同時獨立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。
按照彈性原件的種類，汽車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。鋼板彈簧又叫葉片彈簧，它是由若干不等長的合金彈簧片疊加在一起組合成一根近似等強度的梁。鋼板彈簧在載荷作用下變形，各片之間因相對滑動而產(chǎn)生摩擦，可促使車架的振動衰減。鋼板彈簧本身還兼起導向機構(gòu)的作用，可不必單設導向裝置，使結(jié)構(gòu)簡化，并且由于彈簧各片之間摩擦引起一定減振作用。螺旋彈簧是用彈簧鋼鋼棒料卷制而成，它們有剛度不變的圓柱形螺旋彈簧和剛度可變的圓錐形螺旋彈簧。螺旋彈簧大多應用在獨立懸架上，尤以前輪獨立懸架采用廣泛。由于螺旋彈簧只承受垂直載荷，它用做彈性元件的懸架要加設導向機構(gòu)和減振器。它與鋼板彈簧相比具有不需潤滑，防污性強，占用縱向空間小，彈簧本身質(zhì)量小的特點，因而現(xiàn)代轎車上廣泛采用。
按照作用原理，可以分為被動懸架、半主動懸架和主動懸架[1]。目前多數(shù)汽車上都采用被動懸架，汽車姿態(tài)只能被動地取決于路面及行駛狀況和汽車的彈性元件，導向機構(gòu)以及減振器這些機械零件。
半主動懸架根據(jù)簧上質(zhì)量相對車輪的速度響應、加速度響應等反饋信號，按照一定的控制規(guī)律調(diào)節(jié)彈簧的阻尼力或者剛度。半主動懸架產(chǎn)生力的方式與被動懸架相似，但其阻尼或剛度系數(shù)可根據(jù)運行狀態(tài)調(diào)節(jié)，這和主動懸架極為相似。有級式半主動懸架是將阻尼分成幾級，阻尼級由駕駛員根據(jù)“ 路感” 選擇或由傳感器信號自動選擇。無級式半主動懸架根據(jù)汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架的阻尼在幾毫秒內(nèi)由最小到最大進行無級調(diào)節(jié)。由于半主動懸架結(jié)構(gòu)簡單，工作時不需要消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，具有很好的發(fā)展前景。
主動懸架可以能動地控制垂直振動及其車身姿態(tài)，根據(jù)路面和行駛工況自動調(diào)整懸架剛度和阻尼。
前面已經(jīng)介紹了，汽車懸架按其振動的控制方式分為被動、半主動和主動懸架3種基本類型，經(jīng)典隔振理論認為被動懸架采用了一種優(yōu)化折中方案，不能兼顧提高乘坐舒適性與行駛安全性要求，主動懸架能獲得一個優(yōu)質(zhì)的隔振系統(tǒng)，實現(xiàn)理想懸架的控制目標，但耗能大、液壓裝置噪聲大、成本高、結(jié)構(gòu)復雜；半主動懸架系統(tǒng)可以輸入少量的調(diào)節(jié)能量來局部改變懸架系統(tǒng)的動特性(剛度或阻尼系數(shù))，僅僅消耗振動能量，而且結(jié)構(gòu)簡單，可靠性高。由于半主動懸架諸多的良好性能，且半主動懸架研究所涉及的關鍵技術是設計，因此車輛半主動懸架控制系統(tǒng)的研究具有重要意義。
1.2懸架的發(fā)展
1934年世界上出現(xiàn)了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被被動懸架的參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調(diào)節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現(xiàn)代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的麥弗遜式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架。
隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的。 20世紀80年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家競相研制開發(fā)這種懸架。 特點是乘坐非常舒服，但結(jié)構(gòu)復雜、能耗高，成本昂貴，可靠性存在問題。
由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大在西方發(fā)達國家，半主動懸架在20世紀80年代后期趨于成熟，福特公司和日產(chǎn)公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。進入20世紀90年代，僅應用于排氣量大的豪華汽車，未見國內(nèi)汽車產(chǎn)品采用此技術的報道，只有北京理工大學和同濟大學等少數(shù)幾個單位對主動懸架展開研究。主動懸架的平順性能最好。它采用許多新興的控制技術和使用大量電子器件，可使懸架的穩(wěn)定性得到保證因此，主動懸架的平順性和操縱穩(wěn)定性是最好的，是汽車懸架必然的發(fā)展方向。
1990年，西班牙學者J.M.DEL.Castillo等人用八自由度模型在時域和頻域分別進行了優(yōu)化研究，取得了與上述相似的結(jié)果。
被動懸架是傳統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)，剛度和阻尼都是不可調(diào)的，依照隨機振動理論，它只能保證在特定的路況下達到較好效果。但它的理論成熟、結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠，成本相對低廉且不需額外能量，因而應用最為廣泛。在我國現(xiàn)階段，仍然有較高的研究價值。
被動懸架性能的研究主要集中在三個方面:通過對汽車進行受力分析后，建立數(shù)學模型，然后再用計算機仿真技術或有限元法尋找懸架的最優(yōu)參數(shù)；研究可變剛度彈簧和可變阻尼的減振器，使懸架在絕大部分路況上保持良好的運行狀態(tài)；研究導向機構(gòu)，使汽車懸架在滿足平順性的前提下，穩(wěn)定性有大的提高。
主動懸架的概念早在1954年就被提出了。20世紀60年代，Thompson完善了主動懸架的基本構(gòu)成和控制規(guī)律，證明了“全主動”懸架對車輛性能的提高。80年代初，一些裝備主動懸架系統(tǒng)的試驗樣車被生產(chǎn)出來，驗證了主動懸架對車輛性能的提高。
主動懸架使用液壓或電動機械的作動器代替?zhèn)鹘y(tǒng)被動懸架中的彈簧和減振器，作動器根據(jù)主動懸架控制規(guī)律輸出作用力。全主動懸架能夠根據(jù)車輛的工作狀態(tài)和路面的狀況進行自適應調(diào)節(jié)，抑制車體的振動，但其結(jié)構(gòu)復雜，用到較多的懸掛設備，而且工作時需要獨立的能源供應，耗費大量的能量，另外，使用全主動懸架系統(tǒng)時還會引起其它的負面問題，如非懸掛質(zhì)量的共振現(xiàn)象，這就使得全主動懸架系統(tǒng)的應用受到限制。
主動懸架研究也集中在兩個方面:①可靠性；②執(zhí)行器。由于主動懸架采用了大量的傳感器、單片機、輸出輸入電路和各種接口，元器件的增加降低了懸架的可靠性，所以加大元件的集成程度，是一個不可逾越的階段。執(zhí)行器的研究主要是用電動器件代替液壓器件卜電氣動力系統(tǒng)中的直線伺服電機和永磁直流直線伺服電機具有較多的優(yōu)點，今后將會取代液壓執(zhí)行機構(gòu)。運用電磁蓄能原理，結(jié)合參數(shù)估計自校正控制器，可望設計出高性能低功耗的電磁蓄能式自適應主動懸架，使主動懸架由理論轉(zhuǎn)化為實際應用。
1974年，Crosby和Karnop基于天棚阻尼的概念發(fā)明了半主動阻尼器。其生產(chǎn)應用始于20世紀80年代，但它對懸架性能的改善是有限的。1975年，M argolis等人提出了“開關”控制的半主動懸架，它能產(chǎn)生較大的阻尼力，這種懸架已應用到實際中。1986年，KimB rough在半主動懸架控制方法中引入了Lyapunov方法，改進了控制算法的穩(wěn)定性。1988年，日產(chǎn)公司研制了一種“聲納”式半主動懸架，它可通過聲納裝置預測路面信息，懸架減振器有“柔和”、“適中”和“穩(wěn)定”3種選擇狀態(tài)。1994年，Prin2kos等人使用了電流變和磁流變液體作為工作介質(zhì)，研究了新型半主動懸架系統(tǒng)。美國Delphi公司已經(jīng)利用磁流變液開發(fā)出半主動懸架系統(tǒng)Magen2R ide，被評為1999年世界100項重大發(fā)明之一。2000年，美國Lord公司公布了它的商業(yè)磁流變材料(MRF2132LD、MRF2336AG、MRF2240B S)。Delphi公司也發(fā)布了它的磁流變減振器。半主動懸架是指懸架彈性元件的剛度和減振器的阻尼系數(shù)之一可以根據(jù)需要進行調(diào)節(jié)控制的懸架。目前半主動懸架研究主要集中在調(diào)節(jié)減振器的阻尼系數(shù)方面，即將阻尼可控減振器作為執(zhí)行機構(gòu)，通過傳感器檢測到的汽車行駛狀況和道路條件的變化以及車身的加速度，由ECU根據(jù)控制策略發(fā)出脈沖控制信號，實現(xiàn)對減振器阻尼系數(shù)的無級可調(diào)。這種結(jié)構(gòu)生產(chǎn)、使用、維護成本高；本文描述一種四級剛度減振彈簧，則是一種根據(jù)載荷狀況和道路條件自行調(diào)節(jié)剛度的一種新型結(jié)構(gòu)，具有生產(chǎn)、使用、維護成本低的優(yōu)點。
半主動懸架的研究集中在兩個方面:①執(zhí)行策略的研究；②執(zhí)行器的研究。阻尼可調(diào)減振器主要有兩種，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調(diào)節(jié)阻尼，一種是通過改變減振液的粘性調(diào)節(jié)阻尼。節(jié)流孔的大小一般通過電磁閥或步進電機進行有級或無級的調(diào)節(jié)，這種方法成本較高，結(jié)構(gòu)復雜。通過改變減振液的粘性來改變阻尼系數(shù)，具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、無噪音和沖擊等特點，因此是目前發(fā)展的主要方向。在國外，改變減振液粘性的方法主要有電流變液體和磁流變液體兩種。北京理工大學的章一鳴教授進行了阻尼可調(diào)節(jié)半主動懸架的研究，林野進行了懸架自適應調(diào)節(jié)的控制決策研究，哈工大的陳卓如教授對車輛的自適應控制方面進行了研究。執(zhí)行策略的研究是通過確定性能指標，然后進行控制器的設定。目前，模糊控制在這方面應用較多。
1.3越野車懸架的發(fā)展
由于越野汽車大比例越野路面行駛要求，一般越野汽車采用非承載式車身結(jié)構(gòu)，既車架和車身分開，有獨立的車架。
近年來隨著計算機虛擬設計、虛擬制造等一系列列新技術的應用和人們對越野汽車整車性能要求的不斷提高，中重型越野汽車獨立懸架技術逐漸被人們所重視。典型代表就是美國奧什科什(OSHKO-SH)公司生產(chǎn)的MTVR系列，其采用雙橫臂獨立懸架系統(tǒng)，使懸架行程達到400mm，懸架性能得到了大幅提升，從而為第三代越野汽車的設計研究指明方向。
我國的獨立懸架技術僅在輕型越野車及濟南汽車廠于20世紀70年代設計制造的JN252 8×8中噸位軍用車上得到了應用，目前在重型越野車領域基本上屬于空白。因此國內(nèi)主要越野車研發(fā)單位開始對中重型越野汽車獨立懸架技術進行研究，并取得了階段性成果。
1.4設計的主要內(nèi)容和方法
汽車懸架的設計是一個復雜的系統(tǒng)工程。其設計的成功與否決定著車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、舒適性等多方面的設計要求。這就對懸架設計人員提出較高的要求。利用ADAMS/Insight 從影響前懸架參數(shù)的兩側(cè)車輪同向跳動和高速回正性及低速回正性三個試驗出發(fā)對前懸架參數(shù)進行優(yōu)化設計，能夠大大提高設計的效率和質(zhì)量。
在我國傳統(tǒng)的設計方式中以手工繪圖或采用AutoCAD繪制二維平面圖為主，無法滿足快速設計的需求，造成產(chǎn)品開發(fā)周期長、設計成本高。汽車產(chǎn)品開發(fā)工程正面臨三個重要方面的轉(zhuǎn)變:從串行工程轉(zhuǎn)變到擴展企業(yè)范圍的并行工程；從零件的參數(shù)化建模轉(zhuǎn)變到產(chǎn)品的參數(shù)化建模；從基于二維工程圖紙的開發(fā)工程轉(zhuǎn)變到以三維實體模型為中心的開發(fā)過程。
傳統(tǒng)的汽車設計是由最初的設計→試驗→設計。在制造出樣品產(chǎn)品后，進行測試，測試合格，制造出產(chǎn)品。如果不合格，重新設計，直到合格為止。在從設計到制造要經(jīng)過多次的重試，需要很長的時間，浪費了大量的人力和物力，并且延長了新產(chǎn)品的上市時間。隨著計算機技術的發(fā)展，人們改變了傳統(tǒng)的設計方法，特別是CAD和CAE技術的應用，各種繪圖、分析軟件的推廣，使產(chǎn)品在設計開發(fā)階段，就將零部件設計和分析技術融合在一起，在計算機上建造出產(chǎn)品的整體模型，并對該產(chǎn)品在投入使用后的各種工況進行仿真分析，預測產(chǎn)品的整體性能，進而改進產(chǎn)品設計、提高產(chǎn)品性能。現(xiàn)在汽車設計中大量采用虛擬樣機技術，大大提高了汽車的性能，提前了汽車的上市時間。
越野行駛最大平均車速是汽車越野機動性的核心技術指標，越野行駛最大平均車速越高汽車的機動性越高。但是越野路面最大平均車速的提升意味著地面對車輛的沖擊載荷的增大，意味著車輪接地性能(車輛通過性)的降低，意味著乘員舒適性的降低。怎樣在提升越野行駛最大平均車速，提高越野機動性的前提下，保證乘員的舒適性、車輛行駛安全性、車輛通過性、整車各主要部件可靠性、整車輕量化是越野汽車設計的重要工作。
明確獲得用戶需求和清晰地確定車輛實際使用環(huán)境是汽車研制核心工作。越野汽車與其他車輛最大的不同就是大比例地行駛在越野路面上，此時整車扭轉(zhuǎn)變形大、扭轉(zhuǎn)載荷高。對這種大扭轉(zhuǎn)使用環(huán)境的設計也反映了越野汽車設計水平的高低。
懸架、車架、車身作為越野汽車主要承載和受力部件，起著承載整車部件和載荷，實現(xiàn)整車行駛和操控性能，吸收地面沖擊滿足乘員舒適性和貨物完好性要求等作用。三者的總質(zhì)量占越野車總質(zhì)量的50%左右，因此三者對車輛承載能力、舒適性、通過性、輕量化和可靠性有著重要的影響。
第2章 越野車懸架的初步設計
汽車懸架是車架(或車身) 與車橋(或車輪)之間彈性連接的部件。主要州彈性元件、導向機構(gòu)及減振器三個基本部分組成。此外，還可包括一些特殊功能的部件，如緩沖塊和穩(wěn)定桿等?，F(xiàn)代汽車還采用了控制機構(gòu)，形成可控式懸架。
汽車懸架把車身和車輪彈性地連接在一起。懸架的主要作用是傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，比如支撐力、制動力和驅(qū)動力等，并且緩和由不平路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷、衰減由此引起的振動、保證乘員的舒適性、減小貨物和車輛本身的動載荷。
汽車懸架的工作原理是: 當汽車輪胎受到?jīng)_擊時，彈性元件對沖擊進行緩沖，防止對汽車構(gòu)件和人員造成損傷。但彈性件受到?jīng)_擊時會產(chǎn)生長時間持續(xù)的振動， 容易使駕駛員疲勞而發(fā)生車禍， 故減振元件必須快速衰減振動。當車輪受到?jīng)_擊而跳動時， 使其運動軌跡符合一定的要求， 增加汽車的平順性和穩(wěn)定性。導向構(gòu)件在傳力的同時，對方向進行控制。
懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，懸架系統(tǒng)必須能滿足這些性能的要求:首先，懸架系統(tǒng)要保證汽車有良好的行駛平順性，對以載人為主要目的的轎車來講，乘員在車中承受的振動加速度不能超過國標規(guī)定的界限值。其次，懸架要保證車身和車輪在共振區(qū)的振幅小，振動衰減快。再次，要能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，一方面懸架要保證車輪跳動時，車輪定位參數(shù)不發(fā)生很大的變化，另一方面要減小車輪的動載荷和車輪跳動量。還有就是要保證車身在制動、轉(zhuǎn)彎、加速時穩(wěn)定，減小車身的俯仰和側(cè)傾。最后要保證懸架系統(tǒng)的可靠性，有足夠的剛度、強度和壽命。所以，汽車懸架是保證乘坐舒適性的重要部件。同時，汽車懸架做為車架(或車身)與車軸(或車輪)之間作連接的傳力機件，又是保證汽車行駛安全的重要部件。因此，汽車懸架往往列為重要部件編入轎車的技術規(guī)格表，作為衡量轎車質(zhì)量的指標之一。
與非獨立懸架相比，獨立懸架具有許多優(yōu)點：非懸掛質(zhì)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；左右車輪的跳動沒有直接的相互影響，可減少車身的傾斜和振動；占用橫向空間少，便于發(fā)動機布置，可以降低發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車質(zhì)心位置，有利于提高汽車的行駛穩(wěn)定性；易于實現(xiàn)驅(qū)動轉(zhuǎn)向等。所以此越野車前懸架采用獨立懸架。隨著高速公路網(wǎng)的快速發(fā)展，促使汽車速度不斷提高，使得非獨立懸架已不能滿足行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等方面提出的要求。因此，獨立懸架獲得了很大的發(fā)展空間。獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是，兩側(cè)的車輪各自獨立地與車架或車身彈性連接，因而具有很多優(yōu)點。獨立懸架中尤其是雙橫臂獨立懸架得到了廣泛的應用。
2.1獨立懸架結(jié)構(gòu)、類型和特點
1.單橫臂式
這種懸架在車輪跳動時．車輪傾角有顯著的變化，側(cè)滑量大、輪胎磨損嚴重，轉(zhuǎn)向輪采用這種懸架對轉(zhuǎn)向操縱有一定影響因此很少用于的前懸架。對后懸架來說．汽車在小向心加速度行駛時車輪外傾角變化將增加汽車不足轉(zhuǎn)向因素．而在大向心加速度時車身產(chǎn)生“舉升”現(xiàn)象。單橫臂式懸架結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低，在早期轎車后懸架上采用得比較多，目前已很少使用。
2.單縱臂式
單縱臂式懸架在車輪跳動時，車輪外傾角和前束不變，但后傾角變化較大，因此多用于不轉(zhuǎn)向的后輪。轉(zhuǎn)彎行駛時，由于車輪隨車身一起向外傾斜，后懸架采用這種懸架容易出現(xiàn)過多轉(zhuǎn)向趨勢。單縱臂式懸架結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小，可以得到較大的室內(nèi)空間，所以在前輪驅(qū)動汽車的后懸架上應用的比較多，目前被單斜臀式、麥弗遜式獨立懸架所代替。
3.單斜臂式
介于單橫臂式和單縱臂式之間的一種懸架結(jié)構(gòu)。擺臂的轉(zhuǎn)動軸線與汽車縱軸線所成角度在0o-90o之間。單斜臂式懸架自60年代初問世以來，在后輪驅(qū)動汽車的后懸架上得到了廣泛應用。目前由于對汽車干順性和操縱穩(wěn)定性提出了更高要求，有些汽車采用了結(jié)構(gòu)更復雜的雙橫臂式或多桿式獨立懸架。今后伴隨著后輪驅(qū)動汽的減少，單斜臂式懸架應用會逐漸減少。
4.縱臂扭轉(zhuǎn)梁式
這種懸架主要優(yōu)點是，車輪運動特性比較好，左、右車輪在等幅正向或反向跳動時，車輪外傾角、前束及輪距無變化，汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。但這種懸梁在側(cè)向力作用時。呈過多轉(zhuǎn)向趨勢。另外，扭轉(zhuǎn)梁因強度關系，允許承受的載荷受到限制。扭轉(zhuǎn)梁式懸架結(jié)構(gòu)簡單、成本低、在一些前置前驅(qū)動汽車的后懸架上應用得比較多。
5.雙橫臂式
雙橫臂式獨立懸架按其上、下橫臂的長短又分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式兩種。等長雙橫臂式懸架在其車輪作上、下跳動時，可保持主銷傾角不變，但輪距卻有較大的變化，會使輪胎磨損嚴重，故已很少采用，多為不等長雙橫臂式懸架所取代。后一種形式的懸架在其車輪上、下跳動時，只要適當?shù)剡x擇上、下橫臂的長度，并合理布置，即可使輪距及車輪定位參數(shù)的變化量限定在允許的范圍內(nèi)。這種不大的輪距改變，不引起車輪沿路面的側(cè)滑，而為輪胎的彈性變形所補償。因此，不等長雙橫臂獨立懸架能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已為中高級轎車的前懸架所廣泛采用。
6.多桿式
多桿式懸架主要優(yōu)點是，利用多桿控制車輪的空間運動軌跡，以便更好地控制車輪定位參數(shù)變化規(guī)律，得到更為滿意的汽車順從轉(zhuǎn)向特性，最大限度滿足汽車操縱性和平順性要求。缺點是零件數(shù)量多、結(jié)構(gòu)復雜、要求精度高。多桿式懸架是目前最為先進的懸架結(jié)構(gòu)。
7.麥弗遜式
它可看成是上擺臂等效無限長的雙橫臂式獨立懸架。它的突出優(yōu)點是簡化了結(jié)構(gòu)，減小了質(zhì)量，節(jié)省了空間，有利于前部地板構(gòu)造和發(fā)動機布置。它的缺點是：由于自由度少，懸架運動特性的可設計性不如雙橫臂懸架；振動通過上支點傳遞給汽車頭部，需采取相應的措施隔離振動、噪聲；減震器的活塞桿與導向套之間存在摩擦力，使得懸架的動剛度增加，彈性特性變差，小位移時這一影響更加顯著；對輪胎的不平衡性較敏感；減震器緊貼車輪布置，其空間很小，有些情況下不便于采用寬胎或加裝防滑鏈。
2.2懸架的主要參數(shù)選擇
從上節(jié)中可知不等長雙橫臂式懸架可以通過合理選擇上、下橫臂的長度和布置方案，保證越野車有很好的行駛穩(wěn)定性，而且結(jié)構(gòu)不是很復雜，因此本設計選用不等長雙橫臂獨立懸架，參考同類型車的整車參數(shù)，初步設定其整車參數(shù)為：前輪距1500mm；后輪距1500mm；滿載質(zhì)量2106kg；軸距2630mm；滿載前軸荷848kg；滿載后軸荷1258kg；前懸需彈簧剛度66.6N/mm；后懸所需彈簧剛度43.9N/mm；前懸非簧載質(zhì)量87.2kg；后懸非簧載質(zhì)量213kg；輪胎規(guī)格為P215/70R16；質(zhì)心高度400mm。
2.2.1懸架靜撓度
懸架靜撓度?c是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即：
?c=Fw/c （2.1）
因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)ε近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率n1和n2可用下式表示：
n1=c1m1/(2π) （2.2）
n2=c2m2/(2π) （2.3）
當采用彈性特性為線性變化的懸架時：
?c1=m1g/c1 （2.4）
?c2=m2g/c2 （2.5）
由式(2.1)，(2.2)，(2.3)，(2.4)可得：
n1≈15.76/fc1 （2.6）
n2≈15.76?c2 （2.7）
式中： c1、c2為前、后懸架的剛度（N/mm）；m1、m2為前、后懸架（單邊）的簧上質(zhì)量（kg）；g為重力加速度，g=9810mm/s2。
一般對于采用鋼制彈簧的汽車，n1≈1~1.3Hz，n2≈1.17~1.5Hz，非常接近人體步行的自然頻率。越野汽車更大些。為了減少汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏頻之比約為n1/n2=0.85~0.95[2]。
取n1=1.35Hz，n1/n2=0.9，則n2≈1.5Hz，由式（2.4）和（2.5）可得：
fc1≈136.28mm
fc2≈110.39mm
2.2.2懸架動撓度
懸架動撓度?d是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(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(jīng)常碰撞緩沖塊。對乘用車，取?d=7~9cm；對客車，取?d=5~8cm；對貨車取?d=6~9cm。在這里，由于是越野車前懸架，行駛工況惡劣，因此動撓度應取更大點 [3]，取?d=1.02cm
2.3彈性元件設計
根據(jù)總布置要求及懸架的具體結(jié)構(gòu)形式，得到設計載荷時彈簧的受力Pi=m1g=3731.724N及彈簧高度Hi=235mm，懸架在壓縮行程極限位置時彈簧高度Hi=175mm。
初步選擇彈簧中徑Dm=95mm，兩端碾細，根據(jù)工作條件，屬于Ⅰ類載荷彈簧。選取汽車懸架C類油淬火回火彈簧（60Si2MnA）鋼絲，由《汽車設計》查得其切變模量G=83GP。
臺架試驗時伸張及壓縮極限位置相對于設計載荷位置的變形量?1=136.28mm，?2=113mm。
初選鋼絲直徑d=14mm，查得其許用拉應力[σ]=1569MPa；其許用切應力：
τp=0.63δb=988.47MPa （2.8）
由 ?=8PDm3?i/(Gd4)得Cs=P/?=Gd4/(8Dm3?i)，因此：
i= Gd4/(8Dm3Cs)=6.797取7 （2.9）
式中： Dm彈簧中徑，mm；d彈簧鋼絲直徑，mm；i彈簧工作圈數(shù)；G彈簧材料的剪切模量，取83000MPa；?變形量，mm；Cs為彈簧剛度。
總?cè)?shù)n= i+2=8.979，查彈簧設計手冊應取9。
完全并緊時載的彈簧高度：
Hs=1.01d(n-1)+2t=122.453mm （2.10）
式中：t=d/3
彈簧在完全壓緊時的載荷：
Ps=Pi+Cs(Hi+Hs)=27538.094N （2.11）
彈簧在臺架試驗伸張極限位置對應的載荷：
P1=Pi-Cs?1=53440524N （2.12）
彈簧在臺架試驗壓縮極限位置對應的載荷：
P2=Pi+Cs?2=10524.924N （2.13）
彈簧在工作壓縮極限位置的載荷：
Pm=Pi+Cs(H1-Hm)=7727.724N （2.14）
彈簧指數(shù)：
C=Dm/d=6.786 （2.15）
曲度系數(shù)：
K'=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.22 （2.16）
τ1=8P1CK'/(πd2)=412.345MPa≤τp （2.17）
τ2=8P2CK'/(πd2)=812.028MPa≤τp （2.18）
τs=8PsCK'/(πd2)=2249.849MPa （2.19）
τmax=8PmCK'/(πd2)=904.519MPa≤τp （2.20）
雖然τs>τmax，但τmax是懸架工作時彈簧設計對應的最大剪應力，對應懸架的極限壓縮狀態(tài)。
Ke=0.74(τ2-τ1)/{ 1.48[σ]-(τ2+τ1)}=0.269 （2.21）
在給定條件下的循環(huán)次數(shù)：
ne=(1.808/Ke)10.13=2317236.469 （2.22）
符合要求。
彈簧的自由高度：
Ho=Hi+Pi/Cs=291.032mm （2.23）
取Ho=300mm
由C=6.25查圖13-65（參考文獻[3]）的δ=0.12，因此彈簧最小工作高度Hn=Hs+δdi=134.178mmλ=Ho/Dm=3.158<5.3，取C0=1；則(fH0)cr=0.811(1+1-6.89(C0λ)2=1.22897，由于H0已經(jīng)設計出，易發(fā)現(xiàn)相對變形量f/H0顯然比其臨界值(fH0)cr小，因此彈簧穩(wěn)定。
2.4減振器設計
2.4.1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(jīng)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(nèi)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(jīng)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(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(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(jù)結(jié)構(gòu)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。本設計選用雙筒式減震器。
2.4.2相對阻尼系數(shù)ψ
我們用相對阻尼系數(shù)ψ的大小來評定振動衰減的快慢程度。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。兩者之間保持有ψY=（0.25~0.50）ψS的關系。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25~0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件彈簧，ψ值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，ψ值應取大些，一般取ψS>0.3，由于是越野汽車，所以我取ψ=0.32（ψY與ψS的平均值）；為避免懸架碰撞車架，取ψY=0.5ψS。因此可計算出：
ψY=0.213
ψS=0.427
2.4.3減震器阻尼系數(shù)δ的確定
懸架系統(tǒng)固有振動頻率：
ω=cms=66.6×103760.8=9.356 （2.24）
式中：c懸架系統(tǒng)的垂直剛度；ms簧上質(zhì)量。因此可求得的減震器的阻尼系數(shù)：
δ=2ψmsωn2(a2cos2α)=125654.3 （2.25）
式中：n雙橫臂懸架的下臂長；a減震器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上鉸鏈點之間的距離。取na=53；α減震器軸線與鉛垂線之間的夾角，取90°。同理可算出伸張行程時的阻尼系數(shù)δs=16885.6。
2.4.4減震器最大卸荷力的確定
為求出減震器的最大卸荷力F0，先求出當減震器打開卸荷閥時活塞的速度即卸荷速度vx=Aωacosαn=0.22ms
式中：vx一般都在0.15~0.30ms；A車身振幅，取±40mm；
因此可求得在伸張時的最大卸荷力：
F0=δsvx=3791.556N （2.26）
2.4.5筒式減震器工作缸直徑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=4F0πp(1-λ2)=41.58mm （2.27）
式中：[p]工作缸最大允許壓力，取3~4MPa，本設計中取3.5MPa；λ連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減震器取λ=0.40~0.50，單筒式減震器取λ=0.30~0.35，本設計中取0.45。由于減震器的工作缸直徑為20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種，本設計選D=40mm。材料選20鋼，壁厚取2mm。
貯油筒直徑Dc=（1.35~1.50）D，取Dc=1.40D=56mm。
2.5導向機構(gòu)設計
2.5.1側(cè)傾中心及橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案
雙橫臂式獨立懸架的側(cè)傾中心由圖2.1所示方式得出。
圖2.1 雙橫臂式獨立懸架側(cè)傾中心的確定
初選β=2°；δ=11°；α=5°；c=450mm；d=220mm；a=18mm；已知B12=450mm
可計算出側(cè)傾中心高度：
hW=B12hpkcosβ+dtanδ+a=70mm （2.28）
式中 ： k=csin(90°+δ-α)sin(α+β)=3672mm （2.29）
hp=ksinβ+d=348 （2.30）
所以側(cè)傾中心高度符合在獨立懸架中側(cè)傾中心高度前懸架0~120mm的要求。
2.5.2縱向平面內(nèi)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(chǎn)生的防止制動前俯的力矩。
縱向平面內(nèi)上、下橫臂有六種布置方案，如圖2.2所示。
第1、2、6方案主銷后傾角的變化規(guī)律比較好，在現(xiàn)代汽車設計中被廣泛采用，這里我初選第2種方案，β2'=-5°左右。
2.5.3．水平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案
水平面的布置方案有三種，如圖2.3所示。初取α1'=5°；α2'=8°
2.5.4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
（a） （b） （c）
（d） （e） （f）
圖2.2 縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案
（a） （b） （c）
圖2.3 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案
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(jù)我國乘用車設計的經(jīng)驗，在初選尺寸時取上、下橫臂長度之比為0.65為宜。因此本設計初選尺寸下擺臂長度l1=400mm，l2l1=0.65，即上擺臂長度l2=260mm。
2.6本章小結(jié)
本章通過對多種形式的獨立懸架的優(yōu)缺點的比較，確定了選用不等長雙橫臂獨立懸架作為越野車的前懸架，并參考了有關資料初步取得了越野車前懸架和整車的主要參數(shù)、結(jié)構(gòu)形式和布置方案等。為進一步設計打下了基礎。
第3章 建立越野車懸架模型
3.1ADAMS介紹
ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，原由美國 MDI 公司(Mechanical Dynamics Inc.)開發(fā)，目前已被美國 MSC 公司收購成為 MSC/ ADAMS，是最著名的虛擬樣機分析軟件。它使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數(shù)化的機械系統(tǒng)動力學模型，利用拉格朗日第一類方程建立系統(tǒng)最大量坐標動力學微分－代數(shù)方程，求解器算法穩(wěn)定，對剛性問題十分有效，可以對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，后處理程序可輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線以及動畫仿真[4]。
ADAMS 軟件的仿真可用于預測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等。目前，ADAMS 已在汽車、飛機、鐵路、工程機械、一般機械、航天機械等領域得到廣泛應用，己經(jīng)被全世界各行各業(yè)的大多制造商采用。根據(jù) 1999 年機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析軟件國際市場份額的統(tǒng)計資料，ADAMS 軟件占據(jù)了銷售總額近 8 千萬美元的 51%份額[5]。
ADAMS 軟件由核心模塊、功能擴展模塊、專業(yè)模塊、工具箱和接口模塊 5 類模塊組成。ADAMS 一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發(fā)工具，其開放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。
下面對本設計涉及到的幾個模塊進行簡要介紹。
ADAMS/Solver是 ADAMS 系列產(chǎn)品的核心模塊之一， 是 ADAMS產(chǎn)品系列中處于心臟地位的仿真器。該軟件自動形成機械系統(tǒng)模型的動力學方程，提供靜力學、運動學和動力學的解算結(jié)果。ADAMS/Solver有各種建模和求解選項，以便精確有效地解決各種工程應用問題。
后處理模塊 ADAMS/Postprocessor，用來處理仿真結(jié)果數(shù)據(jù)、顯示仿真動畫等。
ADAMS/Insight 是基于網(wǎng)頁技術的新模塊。利用該模塊，工程師可以方便地將仿真試驗結(jié)果置于 Intranet或 Extranet網(wǎng)頁上，這樣，企業(yè)不同部門的人員(設計工程師、試驗工程師、計劃/采購/管理/銷售部門人員)都可以共享分析成果，加速決策進程，最大限度地減少決策的風險。 應用 ADAMS/Insight，工程師可以規(guī)劃和完成一系列仿真試驗，從而精確地預測所設計的復雜機械系統(tǒng)在各種工作條件下的性能，并提供了對試驗結(jié)果進行各種專業(yè)化統(tǒng)計分析的工具。ADAMS/Insight 是選裝模塊，既可以在 ADAMS/View，ADAMS/Car， ADAMS/Pre 環(huán)境中運行，也可脫離 ADAMS 環(huán)境單獨運行。工程師在擁有這些工具后，就可以對任何一種仿真進行試驗方案設計，精確地預測設計的性能，得到高品質(zhì)的設計方案[6]。
轎車模塊（ADAMS/Car ）是 MDI 公司與 Audi、BMW、Renault 和 Volvo 等公司合作開發(fā)的整車設計軟件包，集成了他們在汽車設計、開發(fā)方面的專家經(jīng)驗，能夠幫助工程師快速建造高精度的整車虛擬樣機，其中包括車身、懸架、傳動系統(tǒng)、發(fā)動機、轉(zhuǎn)向機構(gòu)、制動系統(tǒng)等，工程師可以通過高速動畫直觀地再現(xiàn)在各種試驗工況下(例如：天氣、道路狀況、駕駛員經(jīng)驗)整車的動力學響應，并輸出標志操縱穩(wěn)定性、制動性、乘坐舒適性和安全性的特征參數(shù)，從而減少對物理樣機的依賴，而仿真時間只是進行物理樣機試驗的幾分之一。 ADAMS/Car 采用的用戶化界面是根據(jù)汽車工程師的習慣而專門設計的。ADAMS/Car 中包括整車動力學模塊(Vehicle Dynamics)和懸架設計模塊(Suspension Design)，其仿真工況包括：方問盤角階躍、斜坡和脈沖輸入、蛇行穿越試驗、漂移試驗、加速試驗、制動試驗和穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗等，同時還可以設定試驗過程中的節(jié)氣門開度、變速器檔位等。利用ADAMS /Car可以使工程師們的工作快速而精確，有更多時間集中精力去研究如何改進設計獲得理想的汽車性能。虛擬分析、試驗的優(yōu)勢有：在制造和測試實物樣機以前對處于設計階段的產(chǎn)品進行分析，了解其工作特性并指導設計的改進；與物理樣機的試驗相比，使用ADAMS/Car評價改進設計后的效果，快捷而且成本低廉；快速、方便地改變試驗的種類，無需重新裝置儀表、試驗設備；由于是在計算機上進行的仿真試驗，所以無需擔心因儀器失敗和氣候的影響而耽擱時間；與真實試驗相比，虛擬試驗沒有任何危險[7]。
3.2建立模型
ADAMS/Car文件體系是指基于模板建立的虛擬產(chǎn)品。它由一系列的文件構(gòu)成， 在ADAMS/Car中有四種文件：屬性文件、模板、子系統(tǒng)和裝配組件。
屬性文件是定義部件參數(shù)的ASCII格式文件，可以使用任何文本編輯器進行編輯、修改和保存。模板是參數(shù)化的模型，在模板中含有標準模型組件的零件參數(shù)和拓撲結(jié)構(gòu)。子系統(tǒng)是基于模板建立的、允許標準用戶修改模板參數(shù)的零部件組合，如懸掛、車輪、傳動系、車架等。用戶只能在標準界面中才可以使用子系統(tǒng)。裝配組件是子系統(tǒng)和試驗臺的組合件。由于標準仿真都是試驗臺驅(qū)動，所以只有包含試驗臺的裝配組件才可以進行仿真分析。
ADAMS/Car模塊通常的建模程序是：設計人員首先在“Template Budider”（模板）下創(chuàng)建所需的模板，或?qū)σ延械哪０暹M行修改以適應建模要求；然后根據(jù)建立的模板在“Standard Interface”（標準界面）下建立子系統(tǒng)模型，并將子系統(tǒng)模型組裝成系統(tǒng)總成或整車模型；最后根據(jù)研究目標對組裝好的懸架或整車模型給出不同的分析命令，即可進行不同工況下的仿真分析或優(yōu)化設計[8]。
由于ADAMS/Car模板采用的是自下而上的建模順序(即懸架整車總成模型都是建立于子系統(tǒng)模型基礎之上，而不同的子系統(tǒng)則需要建立不同的模板)，因此，在“Template Builder”中建立模板是ADAMS/Car仿真分析首要的關鍵步驟。
（1）物理模型的簡化
根據(jù)物理模型中各零件之間的相對運動關系，定義出各零件的拓撲結(jié)構(gòu)，把沒有相對運動關系的零件進行整合，定義為“General Part”。
（2）確定“Hard Point”(硬點)
硬點即為各零件間連接處的幾何定位點，確定硬點就是在模板坐標系內(nèi)給出零件之間連接點的幾何位置。
（3）創(chuàng)建零件
根據(jù)硬點位置或零件質(zhì)心的絕對坐標創(chuàng)建零件，并將實際零件的參數(shù)（如質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)心位置等）輸入到相應的對話框中。注意，零件的三個坐標軸方向必須與絕對坐標系的相應坐標軸平行。
（4）定義“Mount”（組裝）
系統(tǒng)總成或整車模型都是由多個子系統(tǒng)裝配而成，因而要在各子系統(tǒng)中定義“Mount”（組裝），以方便各子系統(tǒng)模型之間的裝配連接。
（5）創(chuàng)建零件的“Geometry”(幾何形體)
在硬點的基礎上建立零件的幾何形體。由于零件的動力學參數(shù)已經(jīng)確定，因此幾何形體對動力學仿真結(jié)果實際上沒有影響[4]。但在運動學分析中，零件的外形輪廓直接關系到機構(gòu)的運動干涉?？紤]到模型的直觀性，零件的幾何形狀應盡可能地貼近實際結(jié)構(gòu)。
（6）定義“Attachment”(連接)
按照各個零件間的運動關系確定約束類型，通過“Joint”（約束）或“Bushing”(襯套)等將各零件連接起來，從而構(gòu)成子系統(tǒng)模板的結(jié)構(gòu)模型。定義連接是正確建模的重要步驟，它直接關系著系統(tǒng)自由度的合理性。
（7）定義“Parameter Variable”(參數(shù)變量)
對不同的子系統(tǒng)模板，通常還需定義相應的參數(shù)變量，例如懸架模型中通常需對前輪定位參數(shù)進行定義。
（8）定義、測試通訊器（Communicator）。
創(chuàng)建、核對與外部連接的通訊器的類型、名稱、對稱性。
3.2.1簡化模型
設懸架模型的絕對坐標系的坐標原點為兩側(cè)車輪接地印跡中心點連線之中點，車輛行駛方向為x軸負向，y軸由坐標原點指向駕駛員右側(cè)，z軸符合右手螺旋法則垂直向上。
假設前懸架關于整車縱向中心對稱面對稱，這樣在建模過程中將type選為left，只需建立半個前懸架模型，另一半模型（包括零件、硬點、約束）可由ADAMS/Car自動生成。忽略導向桿件的柔性和變形，假設前懸架是一個多缸體系統(tǒng)，除了在減振器與車身及控制臂與副車架等連接處定義了“Bushing”(襯套)的彈性特性之外，系統(tǒng)各零件及車身均假定為缸體。假設所研究的越野車前后部符合不耦合力學條件，即前后懸架彈簧上質(zhì)量的垂向運動相互獨立，無軸荷縱向轉(zhuǎn)移?；缮腺|(zhì)量根據(jù)質(zhì)心位置安比例分配與前、后車架上[9]。
3.2.2確實硬點坐標
根據(jù)第二章中懸架橫臂在橫向平面、縱向平面、水平面內(nèi)的布置方案及坐標系的位置可大致計算出各硬點的坐標，前懸架左半邊硬點坐標如下：
表3.1 各硬點坐標
序號
硬點
Hard Point
x/mm
y/mm
z/mm
1
驅(qū)動軸內(nèi)支點
drive_shaft_inr
0
-200
280
2
下控制臂前支點
lca_front
-169
-327
233
3
下控制臂外支點
lca_outer
0
-690
220
4
下控制臂后支點
lca _rear
230
-342
233
5
上控制臂前支點
uca_front
15
-345
636
6
上控制臂外支點
uca_outer
23
-604
661
7
上控制臂后支點
uca_rear
139
-375
622
8
減振器下安裝點
lwr_strut_mount
0
-517
226
9
減振器上安裝點
top_mount
0
-517
636
10
轉(zhuǎn)向橫拉桿內(nèi)支點
tierod_inner
200
-420
336
11
轉(zhuǎn)向橫拉桿外支點
tierod_outer
150
-720
336
12
車輪中心
wheel_center
0
-750
336
13
副車架前支點
subframe_front
-400
-380
233
14
副車架后支點
subframe_rear
400
-380
233
3.2.3建立雙橫臂懸架模型
（1）創(chuàng)建部件
除創(chuàng)建副車架外，都選擇元素的類型為左邊，這樣就只需創(chuàng)建左邊的元素，在ADAMS/Car中自動創(chuàng)建相對縱向中心線的對稱元素。
1.ADAMS/Car模塊采用的是自上而下的建模順序，首先在模板模式下建立點首先建立上控制臂硬點。如圖3.1所示。
圖3.1 上控制臂硬點
2.然后建立上控制臂零件（general part）：名稱為upper_control_arm；類型為left；位置在三個硬點之間；方向從外點指向內(nèi)點；質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量參照同類型懸架設置，如圖3.2和圖3.3所示。
3.為了直觀，建立上控制臂的幾何形體，得到上控制臂的幾何形體如圖3.4所示。
4.上控制臂基本建完后就按同樣的方法建其它零部件。創(chuàng)建下控制臂如圖3.5所示。
5.創(chuàng)建轉(zhuǎn)向節(jié)部件，得到模型如圖3.6所示所示。
6.創(chuàng)建轉(zhuǎn)軸和轉(zhuǎn)向橫拉桿，得到模型如圖3.7所示。
7.創(chuàng)建減震器：首先創(chuàng)建減震器筒和減震器桿零件，再定義減震器。減震器和彈簧的屬性都是通過對應的屬性文件來定義的，得到模型如圖3.8所示。
8.定義螺旋彈簧如圖3.9所示。
9.創(chuàng)建驅(qū)動軸如圖3.10所示。
10.創(chuàng)建副車架；為了直觀和美觀，在各接頭處創(chuàng)建球體并將其定義為某個general part的幾何物體，這樣接頭處就沒有縫隙，而且看起來過度圓滑，如圖3.11所示。
圖3.2 創(chuàng)建上控制臂零件時的設置
圖3.3 上控制臂零件創(chuàng)建后的模型
圖3.4 上控制幾何形體創(chuàng)建后的模型
圖3.5 下控制臂零件和幾何形體創(chuàng)建后的模型
圖3.6 轉(zhuǎn)向節(jié)及其幾何形體創(chuàng)建后的模型
圖3.7 轉(zhuǎn)軸和轉(zhuǎn)向橫拉桿創(chuàng)建后的模型
圖3.8 減震器創(chuàng)建后的模型
圖3.9 螺旋彈簧創(chuàng)建后的模型
圖3.10 驅(qū)動軸創(chuàng)建后的模型
圖3.11 副車架創(chuàng)建后的模型
（2）部件間連接
主要零件創(chuàng)建完成后定義部件之間的連接，部件間的連接分為模板內(nèi)部連接和，外部連接，內(nèi)部部件之間直接通過運動副連接，外部則還需要借助安裝件和通訊器連接。如圖3.12和圖3.13所示。
鉸鏈軸套
J部件
I部件
圖3.12 內(nèi)部連接
圖3.13 外部連接
轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)、上控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)、下控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)之間屬于內(nèi)部連接，都采用球面副連接；轉(zhuǎn)軸與轉(zhuǎn)向節(jié)、下控制臂與副車架之間屬于內(nèi)部連接，都采用轉(zhuǎn)動副連接；半軸接頭與驅(qū)動半軸、驅(qū)動半軸與轉(zhuǎn)軸之間屬于內(nèi)部連接，且要求等速轉(zhuǎn)動，因此都采用等速萬向節(jié)；減振器筒與下控制臂之間屬于內(nèi)部連接，采用萬向節(jié)連接；而下控制臂的前、后端，下控制臂的前、后端，減振器活塞桿，副車架及轉(zhuǎn)向橫啦桿里端都與外部有連接，對于這些地方的連接先創(chuàng)建安裝件，安裝件通過通訊器與其他子系統(tǒng)連接，再將懸架與這些安裝件連接，這樣就實現(xiàn)了前懸架與其它子系統(tǒng)的連接。減振器筒與安裝件strut_to_body之間用萬向節(jié)連接；上控制臂與安裝件uca_to_body之間用轉(zhuǎn)動副連接；轉(zhuǎn)向橫拉桿內(nèi)端與安裝件tierod_to_body之間用等速萬向節(jié)連接；副車架與安裝件subframe_to_body之間用固定副連接；半軸接頭與安裝件tripot_to_differential之間用移動副連接。安裝件與通訊器的名稱必須匹配，否則無法與外部通訊。上控制臂與安裝件之間，下控制臂與副車架之間，副車架與安裝件之間還采用軸套連接。因為軸套是柔性的，兩個部件之間可以使用多個軸套，但剛性鉸接副不一樣，只能用一個，否則將產(chǎn)生過約束[10]。完成之后模型如圖3.14所示。
圖3.14 各連接處連接創(chuàng)建后的模型
（3）創(chuàng)建懸架參數(shù)
在創(chuàng)建了懸架的拓撲結(jié)構(gòu)后，還需要定義懸架的特性參數(shù)，設置前束角為0.1度，外傾角為-1度，如圖3.15所示。
之后，需要定義主銷軸線。對于此雙橫臂懸架來說上、下橫臂的外端點間連線就是主銷軸線。確定主銷軸線有兩種方法：幾何法（Geometric）和瞬時軸法（Instant Axis）。這里我采用幾何法，即以兩個不重疊硬點之間的直線確定轉(zhuǎn)向軸[11]，如圖3.16所示。
圖3.15 懸架車輪前束角和外傾角的設置
圖3.16 定義主銷軸線
（4）定義通訊器
為保證裝配正確進行，需要定義懸架與懸架試驗臺之間的連接，通過定義通訊器的方法把懸架試驗臺與車輪中心位置連接起來。
先查看標準試驗臺通訊器信息，如圖3.17所示。
當進行懸架靜載荷分析時，還須將轉(zhuǎn)軸與轉(zhuǎn)向節(jié)鎖定，否則，由于組件中存在一個旋轉(zhuǎn)的自由度將導致分析結(jié)果不能收斂，ADAMS/CAR根據(jù)通訊器的設定在轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)軸之間按分析要求自動鎖定[12]。其過程如下：
1.創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器，指定懸架試驗臺連接到哪個部件。這個通訊器將完成兩個任務：一是指定與試驗臺連接的部件；另一個是為靜態(tài)鎖止器定義被鎖止部件：spindle。如圖3.18所示。
2.創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器，為懸架試驗臺的鎖止執(zhí)行器指定被鎖住的部件：轉(zhuǎn)向節(jié)。如圖3.19所示。
3.創(chuàng)建一個位置輸出通訊器，指定懸架試驗臺放置的位置。如圖3.20所示。
4.為了核對模板中指定的通訊器的正確性，可以對其進行測試，找出未匹配的通訊器對，再進行修改，確保懸架模板與懸架試驗臺正確組合。如圖3.21所示。
圖3.17 標準試驗臺的通訊器信息
圖3.18 創(chuàng)建一個安裝輸出通訊器的設置
圖3.19 創(chuàng)建另一個安裝輸出通訊器時的設置