轎車懸架系統(tǒng)設計【麥弗遜懸架】

轎車懸架系統(tǒng)設計【麥弗遜懸架】,麥弗遜懸架,轎車懸架系統(tǒng)設計【麥弗遜懸架】,轎車,懸架,系統(tǒng),設計,麥弗遜 中文題目：轎車懸架系統(tǒng)設計及仿真分析 外文題目： DESIGHN AND SIMYLATION ANALYSIS OF CAR SUSPENSION SYSTEM 畢業(yè)設計（論文）共 57 頁（其中：外文文獻及譯文17頁） 圖紙共4張 完成日期 2018年6月14日 答辯日期 2018年6月20日 摘要 懸架系統(tǒng)是汽車中十分重要的系統(tǒng)之一，尤其在轎車這一類注重舒適性的汽車，駕駛感與乘坐舒適感，直接影響了客戶對于汽車整體的滿意度，在汽車的設計研發(fā)的過程中也越來越重視懸架系統(tǒng)的調教，可見轎車懸架系統(tǒng)的設計就尤為重要了。 本文介紹了懸架系統(tǒng)的設計要求，針對小型轎車進行懸架系統(tǒng)的設計及仿真分析，包括通過對比各類懸架的特性以及轎車自身性能和成本要求對前、后懸架類型的選??；為滿足設計要求對懸架靜撓度等參數(shù)進行計算優(yōu)化，彈性元件的幾何參數(shù)設計以及受力分析的校核，減震器類型的選擇和相關參數(shù)的設計，并利用計算機軟件對懸架機構進行了三維建模，通過懸架的運動方式進行了運動仿真以及主要零件的有限元分析。 關鍵詞：懸架；彈簧；減振器；建模；有限元分析 Abstract Suspension system is one of the most important systems in automobiles, especially in the car this kind of attention to comfort of the car, driving sense and ride comfort, directly affect the customer satisfaction of the overall car, in the design and development of the car also more and more attention to the suspension system, visible car suspension system design is particularly important. This paper introduced the design requirements of suspension system, the design and simulation of suspension system for small car are carried out in this paper, including the selection of the pre and rear suspension types by comparing the characteristics of various types of suspension and the requirements of the car's own performance and cost, in order to meet the design requirements, the static deflection parameters of the suspension are optimized, The geometrical parameter design of elastic element, the checking of force analysis, the selection of shock absorber type and the design of correlative parameters, and the three-dimensional modeling of suspension mechanism by using computer software, the motion simulation and the finite element analysis of main parts are carried out through the motion mode of suspension. Keywords: suspension; spring; shock absorber; modeling; finite element analysis [在此處鍵入] 目錄 1 前言 1 2 懸架結構形式分析 2 2.1 獨立懸架與非獨立懸架 2 2.1.1 非獨立懸架的類型及特點 3 2.1.2 獨立懸架的類型及特點 4 2.2 前、后懸架方案選擇 7 3 懸架主要參數(shù)的確定 8 3.1 總質量、軸荷分配的確定 8 3.2懸架靜撓度 8 3.3 懸架的動撓度 9 3.4 前懸架主銷內傾角與后傾角 9 3.4.1 主銷后傾角 11 4 彈性元件的設計 11 4.1 彈簧剛度的計算 11 4. 2 彈簧的受力及變形 11 4. 3 彈簧幾何參數(shù)的計算 12 4.3.1 彈簧的材料許用應力 12 4.3.2 選擇彈簧旋繞比 12 4.3.3 計算鋼絲的直徑d 12 4.3.4 彈簧的幾何尺寸 13 4.4 彈簧校核 14 4.4.1 彈簧剛度校核 14 4.4.2 彈簧強度校核 14 5 減振器的設計 16 5.1雙筒式減振器 16 5.2 單筒式減振器 17 5.3減振器參數(shù)的設計 18 5.3.1相對阻尼系數(shù)ψ 18 5.3.2減振器阻尼系數(shù)的確定 19 5.3.3減振器最大卸荷力F0的確定 20 5.3.4減振器工作缸直徑D的確定 20 6.前懸架的UG建模 23 6.1 麥弗遜獨立懸架零部件設計 23 6.1.1 麥弗遜懸架橫擺臂的三維建模 23 6.1.2麥弗遜懸架螺旋彈簧的三維建模 24 6.1.3其他元件的三維建模 25 6.2麥弗遜獨立懸架的裝配 27 6.2.1橫擺臂的裝配 28 6.2.2 減振器的裝配 29 6.2.3 整體裝配 29 7 轎車前懸架的運動仿真 30 8.對麥弗遜懸架中的減振器支座進行有限元分析 34 9.經濟性分析 37 10.結論 38 致謝 39 1.緒論 在當下，家用轎車普及越來越廣泛，人們在注重性能的同時，舒適性也受到了人們越來越多的重視。研究發(fā)現(xiàn)，車身自身固有振動特性決定了其舒適性，而懸架的特性又能夠決定車身自身固有振動特性。所以，要想提高汽車乘坐的舒適性，還要從設計懸架入手。同時，汽車懸架承擔著車架(或車身)與車軸(或車輪)之間各種力及力矩的傳遞，它是汽車中確保汽車能夠安全行駛的重要的一部分。所以，能夠直觀反映汽車質量的汽車懸架在填寫技術規(guī)格是尤其重要的部件之一。要想獲得良好的汽車行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性選擇合理的懸架結構形式以及性能參數(shù)就變得十分重要。可見懸架系統(tǒng)在現(xiàn)代汽車上是重要的總成之一。 在汽車還沒有設計懸架的汽車發(fā)展早期，車輪是直接與車架剛性連接的，當行駛路況變得惡劣時，人會因為從車輪上直接傳到車架的沖擊力而感到十分的難受，駕駛感和乘坐舒適感也會受到大大的影響，同時車內裝載的貨物也會因為巨大的沖擊力而損壞。汽車懸架是一種彈性聯(lián)結裝置，它將車身與車輪彈性地連接起來。它的作用是把車橋和車架（或車身）大剛性連接改變成為彈性連接，從而降低汽車車身在行駛中所受到的沖擊力，保證駕駛員及乘客有著良好的舒適感，同時也保證貨物完好，不被損壞；懸架中的減振器能夠衰減由于車輪沖擊而引發(fā)彈性系統(tǒng)的振動，保證了汽車在行駛中能夠有著穩(wěn)定的行駛狀態(tài)，改善操縱穩(wěn)定性；同時轎車行駛中受到來自地面的各個方向的反力以及這些力所作用到車架上而產生的力矩都由轎車懸架系統(tǒng)承擔并傳遞，保證汽車行駛平順。 因而，對汽車懸架的設計有如下要求： （1）保證汽車有著良好的平順性 （2）具有合適的振動衰減能力。 （3）保證汽車良好的操縱穩(wěn)定性 （4）保證車身在汽車在加速或減速時的行駛穩(wěn)定性，降低車身縱傾，并保證汽車轉彎時車身的傾角維持在合適的范圍。 （5）結構緊湊、占用空間小。 （6）穩(wěn)定傳遞車身與車輪之間的力和力矩。 （7）減輕零件質量，保證足夠的強度和壽命。 2 懸架結構形式分析 2.1 獨立懸架與非獨立懸架 非獨立懸架的特點是：左右兩側車輪安裝在整體式車橋上，車橋再同車身彈性連接，這就導致當一側車輪受沖擊力時，沖擊力會通過整體的車橋傳遞到另一側車輪上，會對未受到沖擊一側的車輪造成影響。由于兩側車輪通過整體式車橋連接，車輪在行駛時由于跳動造成的定位參數(shù)變化比較少。非獨立懸架由于它的物理特性氣非簧載質量很大，高速行駛時懸掛要承擔的沖擊載荷相對很大，導致其平順性變差。但由于非獨立懸掛的構造不復雜，方便批量生產，減小修理負擔，運行穩(wěn)定等優(yōu)點，尤其因為其成本低廉在商用車及乘用車的后懸掛上應用非常廣泛。非獨立懸架主要有鋼板彈簧懸架和扭力梁懸架。 獨立懸架的特點是：兩側車輪通過橫擺臂分別與車架鉸接，在行駛過程中，當一側車輪受沖擊，由于其左右的獨立性，單側車輪的運動形態(tài)不會對另一側車輪造成影響。并且由于獨立懸架所采用的車橋是非整體式的，這樣大大增加了車下的空間，使得發(fā)動機能夠裝配在較低的位置，從而降低汽車的重心，讓整體結構變得更加緊湊。獨立懸架的特性使得前輪位置有較為寬闊的空間，有利于轉向，也為安裝更軟的彈性元件提升平順性創(chuàng)造條件。同時其非簧載質量比較小，能夠提高轎車車輪與地面的附著性。目前汽車上的獨立懸架麥弗遜式、雙橫臂式、雙叉臂式、多連桿式獨立懸架等很多種類，它們都有著各自不同的優(yōu)勢，在汽車上發(fā)揮著重要的作用。 圖2-1獨立懸架與非獨立懸架 Fig.2-1 Independent suspension and non independent suspension 2.1.1 非獨立懸架的類型及特點 非獨立懸架主要有鋼板彈簧懸架和扭力梁懸架。 鋼板彈簧懸架構造不復雜，生產費用低，運行穩(wěn)定。在貨運汽車和客車等商用車上有著很高的應用綠率，也有應用于某些價格較低的轎車后懸架。鋼板彈簧懸架是通過很多片長度不一樣、屈率半徑不一樣、厚度有差別或者無差別的剛片按照一定的空間位置摞起來，做成一組各部分強度大致相同的梁；車橋與車身通過鋼板彈簧連接，在承受載荷時鋼板彈簧中彈簧片相互錯動發(fā)生摩擦，能夠將動能轉化為人熱能從而降低從車輪傳遞的沖擊力，提升車內人員的乘坐舒適度，另外，鋼板彈簧還有導向作用，控制車輪相對車身按規(guī)定軌跡行駛，從而保證良好的操作性以及穩(wěn)定性。 圖2-2 鋼板彈簧懸架 Fig.2-2 leaf spring suspension 扭力梁式懸架一般用在發(fā)動機前置前驅的車型。它的形態(tài)和運動類型和拖曳臂式懸架的大致相同，相對于拖曳臂式懸架，其在兩車輪的下部用較粗的梁連接，而梁的兩側拖曳臂用于為前后方向定位，懸架系統(tǒng)通過拖曳臂的前部和車身連接。當車身發(fā)生偏斜時，由于扭力梁車軸發(fā)生扭轉，車輪的傾角也會發(fā)生改動。由于扭力梁式后懸架的構造不復再，生產容易，修復也相對簡單，汽車下部占用的空間不大，能夠減小汽車底盤的高度，獲得更大的車內空間，提升乘車人員的舒適度。 圖2-3 扭力梁式非獨立懸架 Fig.2-3 torsion beam style non independent suspension 2.1.2 獨立懸架的類型及特點 麥弗遜式懸掛是一種較為常見的獨立懸架。經過多年的發(fā)展它也日漸成熟，成本也降低很多，故在很多轎車前懸架上都被采用，麥弗遜式懸架主要是通過螺旋彈簧、減振器、橫擺臂組成，很多車上還安裝橫向穩(wěn)定桿來提高穩(wěn)定性。它的結構通常是將減振器裝在螺旋彈簧內，彈簧通過減震器上的底座支撐在車身上，減振器能夠限定彈簧的徑向位移，使之只能在軸線上的運動，也能夠通過減振器的行程大小，來調試懸掛的剛度。麥弗遜式懸掛構造不復雜所以它輕量、響應速度快。并且在一個橫擺臂以及支柱的空間設計下能夠隨著運動變量的調整車輪外傾角，使它能夠在何種工作環(huán)境下保證汽車輪胎與地面最大的接觸面積。 圖2-4 麥弗遜式非獨立懸架 Fig.2-4 Mcpherson type non independent suspension 多連桿懸掛因為其優(yōu)異的性能也被各種類型汽車所選用，它可以通過連桿的運動實現(xiàn)主銷后傾角的達到最佳位置，減少從車輪傳遞的前后方向上所受的力，從而提升汽車行駛中的平順性和舒適性，也提升了直線行駛時候的穩(wěn)定性。和其它懸架相比，多連桿懸掛構造原理比較復雜，用材成本、研究和試驗成本以及生產成本比其他懸架都要高得多，同時由于多連桿的空間結構其占據(jù)的空間很大，所以并不適用于中小型車以及價格低廉的車。不過多連桿式懸掛由于其優(yōu)異的特性在舒適性及操控性能上大大領先其他懸架，故在空間寬闊、且比較在意舒適性能和操作穩(wěn)定性的高檔轎車很多都選用多連桿懸架。 圖2-5 多連桿式獨立懸架 Fig.2-5 Multi link independent suspension 雙球節(jié)彈簧減振支柱前橋，是寶馬汽車部分車型所選用的一種獨立懸架，根據(jù)名字可以看出，同麥弗遜懸架不同，它有兩個擺臂兩個球節(jié)和汽車的剎車盤進行球鉸接，相對于麥弗遜懸架的單球節(jié)橫擺臂的球鉸接，其主銷偏移距會變得更小，這是因為雙球節(jié)的空間結構能夠創(chuàng)造出一個主銷點，目的是為了大大減小主銷偏移距，從而提高汽車延直線行駛的穩(wěn)定性，同時在汽車轉向時，車輪轉向的精確度也會有所提升。還有就是，懸架中的橫擺臂設計的數(shù)量越多，尺寸越長，懸架在設計相關參數(shù)的時候就會有更大的更彈性的選擇范圍，汽車在工作過程中我們能夠設定的各種適應工作變化的能力就越強。也就是說麥弗遜懸架這樣的單球節(jié)調整參數(shù)的選擇性就越小，橫向的結構較小，增加了側傾的幾率，而雙球節(jié)的懸架能夠憑借其有著更大的橫向空間的兩個橫擺臂更好地適應車輪在轉向時而要克服的橫向力，并且能夠讓兩側車輪更適應各種條件的路面，能夠更好地降低側傾風險，同時因為他更加短的主銷偏移距，在行駛和汽車在轉向時的穩(wěn)定性有著優(yōu)秀的表現(xiàn)。這些優(yōu)勢使得該懸架能夠在看重駕駛感的汽車上有著重大的意義。 圖2-6寶馬雙球節(jié)彈簧減振支柱前橋 Fig.2-6 BMW double ball spring damper pillar front bridge 2.2 前、后懸架方案選擇 目前，前后懸架布置方式有：前懸架及后懸架都設計為獨立懸架，前懸架設計為獨立懸架，后懸架設計為非獨立懸架；前懸架后懸架都設計為非獨立懸架。 考慮到本車型的相關特點以及成本費用等多種情況，汽車的前后懸架分別選用麥弗遜式和扭力梁式懸架  3 懸架主要參數(shù)的確定 3.1 總質量、軸荷分配的確定 汽車的總質量ma是指： 裝備完整，且按照要求裝滿乘員和運輸貨物時的整車質量。 乘用車的總質量ma 是由整車整備質量m0 、司機質量、乘客總質量以及乘客所帶貨物質量構成。其中，乘客和司機每人質量按照65kg計算，所以可得到如下公式： ma=m0+65n+ɑn (3-1) 其中，n是包含司機在內的所有乘車人數(shù)；ɑ是行李系數(shù)，n取5，按照要求，本設計的轎車發(fā)動機排量是1.8L，所以乘用車行李系數(shù)ɑ取10。帶入（3-1）得 ma=1675Kg。 汽車的軸荷分配是指： 汽車在空載或滿載時，各車軸對支撐平面的垂直負荷。 發(fā)動機前置前驅的乘用車滿載時的軸荷分配為前軸47%~60%，后軸40%~53%。這里取前軸55%，后軸45%，即前軸922Kg,后軸753Kg。 3.2懸架靜撓度 影響汽車行駛平順懸架靜撓度fc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fc=FW/c。 性的主要參數(shù)是汽車的前懸架和后懸架同它們的簧載質量所構成振動系統(tǒng)的固有頻率。由于現(xiàn)當今汽車質量分配系數(shù)ε大致為1，故汽車前軸后軸對應車架所承受的振動沒有關聯(lián)。所以，汽車前、后部分的車身的固有頻率和(亦稱偏頻)可用下式表示 n=12πcm (3-2) 式中，c1、c2是前、后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧載質量(kg)。 當采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示 fc=mgc （3-3） 式中，g為重力加速度(g＝981cm／)。 通過公式能夠得到：車身振動的偏頻n和汽車懸架的靜撓度有著密切的關系。所以，若想要獲得比較合適的平順性，一定要確定合適的靜撓度。 為了防止汽車在行駛過程中產生很大的縱向角度的振動，汽車的前懸架靜撓度應該略低于后懸架，并且兩個值應該向接近。 根據(jù)汽車的類型可以看出，不一樣的汽車應該有不一樣的平順性指標。其中轎車對于平順性的要求就非常重要。其具體標準是： 對平常的轎車在高負載的時候，前懸架偏頻應該取1.00～1.45Hz之間，后懸架就應該取1.17～1.58Hz之間。理論上來說轎車越高級，要求懸架的偏頻就越低。就一些高檔的轎車來說，高負荷的時候，前懸架偏頻應該取0.80～1.15Hz之間，后懸架就應該取0.98～1.30Hz之間。 取=1.35Hz，=1.5Hz，得 fc1=136.33mm,fc2=110.45mm 取fc1=136mm，fc2=110mm。 3.3 懸架的動撓度 懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(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。 為了使汽車行駛在路況不好的條件懸架不碰到緩沖塊，設計懸架時應該選取比較大的動撓度。對于轎車來說，fd取7～9cm。在本設計中取前后懸架的動撓度均為80mm。 根據(jù)前面的汽車總質量的計算及軸荷分配情況可以計算前懸架單側設計簧載質量為415kg,懸架的偏頻選取1.35Hz； 后懸架單側設計簧載質量為339kg,懸架的偏頻選取1.5Hz； 為了滿足空載時的偏頻要求，代入公式（3-2）得； =29.83N/mm，=30.08N/mm。 3.4 前懸架主銷內傾角與后傾角 主銷的工作原理:現(xiàn)代汽車的主銷不一定是一個真實存在的 “銷”,在不同的懸架中系統(tǒng)主銷存在的形態(tài)也不同?？偨Y來說就是汽車前軸的負荷經由某一位置傳遞到車輪,且車輪還繞著這一位置旋轉,當同時滿足這兩個條件的位置就是主。 3.4.1 主銷后傾角 主銷軸線在縱向平面內與通過前輪中心垂線的夾角叫主銷后傾角. 主銷后傾角的作用是能夠增大汽車在直線行駛時候的穩(wěn)定性，有助于車輪回正。當主銷內傾角變大時，汽車的直線行駛能力就越好，但與此同時，汽車在轉向的時候要克服的阻力就會變得比較大，轉向就越沉重。一般來說，主銷后傾角不應該大于3°。 主銷后傾角取3°。 3.4.2 主銷內傾角 主銷在前軸或懸架上安裝時,上斷略微向內傾斜一個角度,這個角度叫主銷內傾角。 主銷內傾角的作用：幫助車輪自動回正;使轉向輕便。 主銷內傾角的確定：在過去，汽車的主銷內傾角一般取6°～8°之間,現(xiàn)代汽車的主銷內傾角一般取10°30′～12°30′左右。本設計的懸架取11°。  4 彈性元件的設計 本設計前懸架采用麥弗遜懸架，后懸架采用扭力梁懸架，故前后彈性元件均采用螺旋彈簧。 4.1 彈簧剛度的計算 在前懸架，麥弗遜懸架中由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C與彈簧剛度是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C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。 圖4-1 懸架導向機構參數(shù) Fig.4-1 Suspension guide mechanism parameters 選定下擺臂長：GF=400mm；車身高度h=703；半輪距：B=775mm 。 可知懸架剛度與彈簧剛度的關系如下： C= (aCosδ/bCosβ)Cs （4-1） 式中： C—懸架剛度；Cs—彈簧剛度。 已知a = 1713.96mm b = 1800.97mm δ= 4°β= 14° Cs = C1/ (aCosδ/bCosβ) = 30.75N/mm 后懸架彈簧剛度等于懸架剛度Cs’ = C2 = 30.08N/mm 4. 2 彈簧的受力及變形 前懸架彈簧所受的最大力 取動載荷系數(shù)k=1.7 則前懸架彈簧彈簧所受的最大力F2 為 F2= k×m×g = 1.7×415×9.8 = 6913.9N 進而可得到前懸架彈簧在最大壓縮力F2作用下的變形量λ λ= F2/ Cs = 224mm (4-2) 后懸架彈簧所受的最大力 取動載荷系數(shù)k=1.7 則后懸架彈簧所受的最大力F2'為 F2'= k×m×g = 1.7×336×9.8 = 5597.8N 進而可得到后懸架彈簧彈簧在最大壓縮力F2作用下的變形量λ’ λ‘ = F’2/ cs ‘ = 186mm 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為： F2 = 6913.9N λ = 224mm F2‘ = 5597.8N λ’ = 186mm 4. 3 彈簧幾何參數(shù)的計算 根據(jù)以求得的彈簧所受的最大力和相應的變形進行彈簧的設計 4.3.1 彈簧的材料許用應力 根據(jù)其工作條件已經選擇彈簧材料60Si2MnA。材料的表4-1所示。 表4-1 60Si2MnA性能參數(shù) Tablet.4-160Si2MnA performance parameters 參數(shù) 數(shù)值 許用剪應力[τ] 剪切彈性模量G 590MPa 80000MPa 拉壓彈性模量E 200000MPa 4.3.2 選擇彈簧旋繞比 旋繞比對彈簧加工有很大的影響著，如果旋繞比設計的過小，只會增加彈簧的生產難度。通常，彈簧的旋繞比選擇C=4-8 在本設計中前后懸架彈簧均初選旋繞比C=8. 4.3.3 計算鋼絲的直徑d 曲率系數(shù)（補償系數(shù)） K = 4C-14C-4+0.615C = 1.18 (4-3) 選 d=18 mm d≥1.6√KF2Cτ = 16.8mm (4-4) 選 d’=16 mm d' ≥1.6KF2'Cτ = 15.1mm 4.3.4 彈簧的幾何尺寸 （1）彈簧中徑D2 D2 = C×d=8×18 = 144 mm (4-5) D2’ = C×d’=8×16 = 128mm 選擇 D2 = 145mm D2’ = 130mm （2）彈簧圈數(shù)z的選擇 z=Gdλ8F2C3 = 11.3 (4-6) z’=Gd'λ'8F2'C3 = 10.3 選擇z = 11.5圈 z’ = 10.5圈 前后懸架彈簧的端部結構均選擇并緊，不磨平 兩端均選0.75的支承圈，則彈簧總圈數(shù)為 z1 = z + 2×0.75 = 13圈 z1’ = z’ + 2×0.75 = 12圈 （3）節(jié)距p P = d + λ/z + δ1 = 39.27mm (4-7) p’ = d’ + λ’/z’ +δ1’ = 35.31mm （4）自由高度H0 H0 = pz + 1.5d = 478.61mm (4-8) H0 = p’z’ + 1.5d’ = 394.76mm 選 H0 = 480 mm H0’ = 400 mm (5)螺旋角 ɑ ɑ = tan-1 pπD2 = 5° （4-9） ɑ’ = tan-1 p'πD2'=5° （6）外徑D、內徑D1 D = D2 + d = 163 mm (4-10) D’ = D2’ + d’ = 144mm D1 =D2- d = 127mm (4-11) D1’ = D2’ - d’ = 112mm 4.4 彈簧校核 4.4.1 彈簧剛度校核 彈簧剛度的計算公式為： Cs = Gd48D23z （4-12） 代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度Cs為： Cs = Gd48D23z= 29.94N/mm Cs ‘ = Gd'48D2'3z'= 28.41N/mm 所以彈簧選擇符合剛度要求。 4.4.2 彈簧強度校核 彈簧強度計算公式為 τ =8KF2Cπd2= 513.22MPa≤τ τ’ =8KF2'Cπd'2= 525.91MPa≤τ 計算結果的處理 表4-2 螺旋彈簧的參數(shù) Tablet.4-2 The parameters of the spiral spring 參數(shù) 鋼絲直徑d/mm 彈簧中徑 D2/mm 彈簧圈數(shù) z/圈 節(jié)距 p/mm 自由高度 H0/% 螺旋角 ɑ/° 外徑 D/mm 前懸架彈簧 18 145 11.5 39.27 480 5 163 后懸架彈簧 16 130 10.5 35.31 400 5 144  5 減振器的設計 在車輛中, 減震器可以降低汽車在顛簸地面上行駛的狀態(tài), 從而改善了乘坐的舒適性和載貨的安全性。雖然減震器的目的是限制過度懸浮運動, 但在汽車懸架中其主要目的是為了抑制彈簧振蕩。這是因為汽車懸架通常使用螺旋彈簧，而彈簧只能夠儲存能量，并不能消耗或吸收能量。這時就需要通過減震器的內部結構，讓油液通過活塞反復的從一個腔流向另一個腔，使油液不斷摩擦產生熱量，并將熱量消散在空氣中達到消耗懸架振動而產生的能量。 在轎車懸架系統(tǒng)中通常使用的是液力的減振器，減震器也分為單向作用和雙向作用兩種，即只在減振器在伸張時起作用和伸張、壓縮均起作用，目前轎車懸架中主要用雙作用筒式減振器。 下面主要分析介紹兩種減振器，即雙筒式減振器和單筒式減振器。 5.1雙筒式減振器 雙筒式減振器指的是傳統(tǒng)的雙作用筒式減振器，其工作原理如圖5.1所示。其中為3是工作缸筒，6是儲油缸筒，兩缸筒之間通過4個不同功用的閥相連。 當汽車車輪由于顛簸使得減振器被壓縮時，使得活塞桿2帶動活塞4在工作缸內向下移動，使得活塞下部的空間變小，油液的壓力升高，活塞上的流通閥10被打開，油液流到活塞上部空間，由于活塞上部活塞桿占一部分空間，所以就會一部分油液會推開壓縮閥7,流回儲油缸筒6，在壓縮行程中油液流過這些閥的阻尼孔，就會將振動的的能量轉化為熱量而耗散。 當汽車車輪由于顛簸使得減振器被拉開時，使得活塞桿2帶動活塞4在工作缸內向上移動，使得活塞上部的空間變小，油液的壓力升高，流通閥10關閉，上部空間的高壓油液推開伸張閥5，使油液流到活塞下部空間，由于活塞上部活塞桿占一部分空間，使得流下來的油液不足以填充活塞下部空間，這時補償閥9打開，油液又從儲油缸筒6流進工作缸筒3，在伸張行程中油液流過這些閥的阻尼孔，也會將振動的的能量轉化為熱量而耗散。 減振器壓縮和伸張的過程中產生的熱量通過儲油缸筒散發(fā)到空氣中。由于減振器在工作時會產生很高的溫度，為了防止油液高溫密度變小，體積變大，儲油缸筒中的油液不能太滿；同時由于減振器一般傾斜安裝，為防止油液高度過低，空氣進入工作缸使油 液乳化，油液高度要超過儲油缸筒高度的二分之一 1-上吊環(huán)；2-活塞桿；3-工作缸筒；4-活塞；5-伸張閥；6-儲油缸筒；7-壓縮閥；8-下吊環(huán)；9-補償閥；10-流通閥；11-導向座；12-防塵罩；13-油封 圖5-1雙筒式減振器工作原理圖 Fig.5-1 Working principle Diagram of double cylinder shock Absorber 5.2 單筒式減振器 單筒式減振器指的是沒有儲油缸筒的減振器，它的工作原理如圖5-2所示。它的結構分為充滿高壓氣體的補償腔室1和充入有也得工作腔室，兩個腔室通過一個O型密封圈完全分開，并由一個浮動活塞連接，當轎車行駛在顛簸路面上時，活塞桿6帶動工作活塞上下移動，而工作活塞中裝有能夠隨著活塞移動速度增大減小而不斷改變橫截面積兩個閥體，分別是壓縮閥4和伸張閥8，這時通過油液不斷地從阻尼孔流入流出，將懸架振動的能量轉化為熱能消散到大氣中，起到減振的作用。由于浮動活塞下高壓氣室的原因，可以補償油液在從工作活塞上部通過壓縮閥進入工作活塞下部，或從工作活塞下部通過進入工作活塞上部，由于活塞桿所占空間的容積差。 圖5-2 單筒式減震器 Fig.5-2 Single cylinder shock absorber 和雙作用筒式減振器相比，單筒式減振器有很多優(yōu)勢: （1）工作缸筒直接和空氣相接處中，有著良好的冷卻效果; （2）在工作缸筒外徑相同時，工作活塞的直徑可以選的更大，工作活塞面積可以增大，從而降低工作油壓; （3）在高壓氣體的作用下，油液不會發(fā)生乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果; （4）由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。 但單筒式減振器的劣勢也在于以下幾點: （1）高壓氣體需要絕對密封，要求制造精度高; 生產成本高; （2）軸向尺寸相對較大; （3）在高壓氣體壓力的作用下，活塞桿上將承受更大的推力，需要高度跟大的彈簧 考慮到本設計車型的性能需求及成本要求，設計的先后懸架減振器均采用雙作用筒式減振器。 5.3減振器參數(shù)的設計 5.3.1相對阻尼系數(shù)ψ 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和不同簧載質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果。 相對阻尼系數(shù)的值大，振動就會衰減的越快，但此時車身受到來自地面的沖擊力就越大；相對阻尼系數(shù)的值小則反之。在一般情況下，壓縮行程時的相對阻 尼系數(shù)ψY要取得應該盡量小一些，而在伸張行程時的相對阻尼系數(shù)ψs應該取得相對大些，兩者之間保持ψY =（0.25-0.50）ψX的關系。 設計時，應該先選取ψY與ψs的平均值ψ。在設計螺旋彈簧或扭桿彈簧，取ψ=0.25-0.35；再設計鋼板彈簧懸架時，ψ值取的應該稍低一些，這里取ψ= 0.3 為防止懸架與車身接觸，取ψY = 0.5ψs 則有： 計算得：ψs = 0.4，ψY= 0.8 5.3.2減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)δ = 2ψ√cms。因懸架系統(tǒng)固有頻率ω =√cms，所以理論上δ = 2ψmsω。實際上，應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。 轎車前懸架按照下圖的安裝形式，則它的阻尼系數(shù)為： δ = 2ψms ω/cos2ɑ （5-1） 圖5-3 減振器的布置 Fig.5-3 Arrangement of shock absorbers 根據(jù)公式，可得出： 代入數(shù)據(jù)得： 前懸架系統(tǒng)固有頻率 = 8.5Hz 后懸架系統(tǒng)固有頻率’ = 9.4Hz 在轎車滿載時，轎車前懸架簧載質量ms = 415kg，把數(shù)據(jù)放在公式中可以得出前懸架減振器的阻尼系數(shù)為： δ = 2ψms ω/cos2ɑ = 2×0.3×415×8.5/cos214°= 2185.43N?s/m 轎車后懸架是扭力梁式非獨立懸架減振器垂直安裝，則它的阻尼系數(shù)δ為： δ = 2ψms ω （5-2） 在轎車滿載時，其后懸架單側簧載質量ms’ = 440Kg,將數(shù)據(jù)代入公式得到阻尼系數(shù)δ’為： δ ‘= 2ψms ω =2×0.3×339×9.4 = 1911.96 N?s/m 5.3.3減振器最大卸荷力F0的確定 為了降低從地面?zhèn)鞯杰嚿砩系臎_擊力，為了降低沖擊力，需要在減振器振動速度滿足某一條件時，減振器打開卸荷閥。這個時候的活塞速度把它叫做卸荷速度Vx，按照上圖安裝的形式的時候公式為： Vx = Aωcosɑ (5-3) 式中，Vx是卸荷速度，一般選取0.15~0.3m/s，A為車身的振幅，選取40mm；ω為懸架振動固有頻率。 代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： Vx = Aωcosɑ = 0.04×8.5×cos214° = 0.32 m/s 轎車的后懸架是扭力梁式獨立懸架，ɑ=0°，所以后懸架減振器的卸荷速度為： Vx’ = Aω = 0.04×9.4 = 0.37 m/s 由伸張行程最大卸荷力公式可得：F0=cδVx可以計算最大卸荷力。式中，c是沖擊載荷系數(shù)，取c=1.7；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0為： 前懸架減振器的最大卸荷力： F0 = 1.7×2185.43×0.32 = 1188.87N 后懸架減振器的最大卸荷力： F0’ = 1.7×1911.96×0.37 = 1202.62N 5.3.4減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為： D=4F0π×[p]×(1-λ2) (5-3) 其中，[p]——工作缸最大壓力，在3Mpa~4Mpa,取[p]=3Mpa； λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ = 0.4~0.5，取λ = 0.4。 代入計算得前懸架減振器工作缸直徑D為： D =4×1188.783.14×3000000×(1-0.42) = 24.21mm 后懸架減振器工作缸直徑D’為： D’ =4×1202.623.14×3000000×(1-0.42) = 24.36mm 減振器的工作缸直徑D有如下的標準 分別是20mm、30mm、40mm、45mm、50mm、65mm等不同的標準。選取時工作缸直徑時應該按照相應的標準選用，如下表所示。 表4-3 減振器的工作缸選擇 Tablet.4-3 Selection of working cylinder for shock absorber 工作缸直徑 D/mm 基長 L/mm 貯油直徑DC/mm 活塞行程 S/mm 30 110~120 44~47 230、240、250、260、270、280 40 140~150 54 120、130、140、150、270、280 50 170~180 70~75 120、130、140、150、160、170、180 65 210 210 120、130、140、150、160、170、180、190 所以選擇前后懸架減振器的工作缸直徑D = 30 mm的減振器，對照上表選擇轎車前后懸架其他長度均可選?。? 活塞行程S = 240 mm，基長L = 110 mm，則： Lmin=L + S= 240 + 110 = 350mm（壓縮到底的長度） Lmax= Lmin + S = 350 + 230 = 590mm（拉伸到頂?shù)拈L度） 取貯油缸直徑DC = 45 mm，壁厚取2.6 mm。  6.前懸架的UG建模 6.1 麥弗遜獨立懸架零部件設計 本設計中，轎車前懸架采用麥弗遜式獨立懸架，主要由橫擺臂，減振器，螺旋彈簧和球頭構成。 6.1.1 麥弗遜懸架橫擺臂的三維建模 麥弗遜懸架的橫擺臂由擺臂、球頭碗和連接車身的銷孔構成。 圖6-1橫擺臂主體 Fig.6-1 Swinging arm body 擺臂的形狀如圖所示，先用草圖工具畫出輪廓，再用拉伸命令得到橫擺臂主體的形狀。 圖6-2 球頭碗 Fig.6-2 Ball head bowl 球頭碗的形狀由于過于復雜，這里只畫出它的示意圖。首先在橫擺臂的端面建立基準平面，然后畫出輪廓，用回旋命令得到所需形狀。要注意的是，球頭碗的開口方向為Z軸的正方向，另外回旋的出來的體要和擺臂進行布爾求和。另一側和車架相連的銷孔也可用類似方法建模，同時也要注意開后方向為Y軸方向。 圖6-3 橫擺臂 Fig.6-3 Yaw arm 6.1.2麥弗遜懸架螺旋彈簧的三維建模 在本設計中已經對彈簧的幾何參數(shù)進行了確定，根據(jù)數(shù)據(jù)要求，可以在UG軟件中直接生成，具體方法如下： 圖6-4 設計彈簧界面 Fig.6-4 Design of spring interface 在建模環(huán)境中，點擊菜單欄中的GC工具箱，再依次點擊彈簧設計、壓縮彈簧設計。 圖6-5 設計彈簧參數(shù) Fig.6-5 Design of spring parameters 在對話框中按要求選擇類型、位置及幾何參數(shù)后點擊完成就可以自動生成預期想得到的彈簧零件圖了。 圖6-6 麥弗遜前懸架彈簧 Fig.6-6 Mcpherson front suspension spring 6.1.3其他元件的三維建模 考慮到懸架要存在一定的主銷后傾角，在設計減振器支座時可通過支座的空間幾何關系來確定。 圖6-7 確定基準平面 Fig.6-7 Determine the reference plane 首先建立新的基準平面，由于本設計的注銷后傾角是3°，故在基準平面對話框中選擇類型，成一定角度，參考平面為X-Z平面沿著X轉動3°，得到基準平面。 圖6-8減振器支座草圖 Fig.6-8 Sketches of shock absorber support 在基準平面上創(chuàng)建草圖，畫出基本輪廓，然后用對稱拉伸出減振器支座的形狀，在與輪轂進行布爾求和。繼續(xù)在新建的基準平面上建立固定減振器縮影螺栓孔的草圖，并通過拉伸與支座布爾求差得到第一個孔；第二個孔通過第一個孔的草圖進行定位，由于設計的減振器片較為14°，所以兩孔之間的夾角應與豎直方向成14°，定位后再用同樣的方法獲得第二個螺栓孔。 圖6-9 減振器支座 Fig.6-9 Shock absorber support 在設計橫擺臂支座時還要考慮到主銷內傾角的幾何關系，來確定球頭孔的位置，如圖所示，首先作出減振器的軸線，再根據(jù)減振器的實際長度成一定角度地作出主銷軸線，并在與橫擺臂支座相交處畫孔，確定了球頭孔的位置。 6.2麥弗遜獨立懸架的裝配 麥弗遜懸架的裝配主要包括橫擺臂與球頭銷，減振器工作缸和活塞，減振器與減振器支座，彈簧與彈簧支座之間的裝配。 圖6-10 裝配環(huán)境 Fig.6-10 Assembly environment 裝配是對已經建立好的三維零件模塊進行的組合安裝，打開UG后點擊新建，在模型中點擊裝配進入裝配環(huán)境。 6.2.1橫擺臂的裝配 圖6-11 填加組件 Fig.6-11 Add components 首先再填加組件對話框中找到已經畫好的輪轂零件圖并通過絕對原點放置；然后繼續(xù)添加組件，以通過約束的方式將畫好的球頭填加進來，在裝配約束對話框中選擇接觸約束將球頭中心線和孔的中心線接觸對齊，再通過距離約束確定球頭的正確位置。 圖6-12 裝配橫擺臂 Fig.6-12 Assembly yaw arm 最后通過填加組件將橫擺臂零件圖通過兩個球面的接觸裝配到球頭上。 6.2.2減振器的裝配 本設計選用的是雙作用筒式減振器，在三維建模中不考慮其內部結構采用簡單的畫法。 圖6-13 裝配減振器 Fig.6-13 Assembly damper 首先填加組件，將減振器的工作缸和推桿通過中心線對其約束，然后根據(jù)設計參數(shù)用距離約束其相對位置。 6.2.3整體裝配 按設計要求裝配懸架其他結構件。 圖6-14 懸架單側裝配圖 Fig.6-14 Single side assembly drawing of suspension 7 轎車前懸架的運動仿真 畫好裝配圖后，可利用UG中的運動仿真模塊，進行運動仿真。 圖7-1 運動仿真環(huán)境 Fig.7-1 Motion simulation environment 在裝配好零件的界面中點擊開始按鈕，選擇運動仿真，進入運動仿真環(huán)境。 圖7-2創(chuàng)建連桿 Fig.7-2 Create a connecting rod 點擊連桿按鈕，創(chuàng)建連桿。將銷軸和減振器推桿及其附件創(chuàng)建成兩個固定連桿；將橫擺臂創(chuàng)建成為普通連桿；輪轂和支架以及減振器的工作缸之間是剛性連接，故將它們創(chuàng)建一個連桿。 圖7-3 創(chuàng)建旋轉副 Fig.7-3 Create a revolving pair 點擊運動副按鈕，創(chuàng)建各個零件之間的連接方式，在運動副對話框中選擇運動副的類型，橫擺臂與銷軸之間應該建立旋轉副，旋轉橫擺臂連桿制定銷孔中心為原點，矢量方向為垂直于銷孔的方向。 圖7-4 創(chuàng)建球面副 Fig.7-4 create a spherical pair 橫擺臂與球頭之間應該建立球面副，選擇球頭作為連桿，將視圖改為靜態(tài)線框，以指定球頭中心為原點，因為球面副的為多自由度，所以指定箱梁可以自動判斷。 圖7-5創(chuàng)建滑動副 Fig.7-5 Create sliding pair 將減振器的工作缸與推桿之間建立滑動副，選擇工作缸為連桿，指定工作缸的缸徑的中心為原點，指定工作缸中心線為指定矢量。 圖7-6新建解算方案 Fig.7-6 New solution scheme 各零件之間的運動副建立完成后，右鍵導航器中的motion , 建立新的解算方案，選擇時間為10s ,步數(shù)為500。 圖7-7 求解 Fig.7-7 solve 右鍵新建的solution,進行求解得到麥弗遜懸架的運動仿真。  8.對麥弗遜懸架中的減振器支座進行有限元分析 在懸架中，減振器支座承受了從車身傳來的大部分載荷，故要對減振器的支架進行有限元分析。 圖8-1 高級仿真 Fig.8-1 Advanced simulation 打開減振器支架的零件圖，點擊開始按鈕，再進入高級仿真環(huán)境。 圖8-2 新建仿真 Fig.8-2 Newly build simulation 點擊新建FEM和仿真，在彈出的對話框中其它選項默認不變，點擊確定后彈出解算方案對話框，默認選項，最后再點擊確認。 圖8-3 建立網格 Fig.8-2 Building a grid 點擊3D四面體網格按鈕，選擇零件，然后選擇單元屬性為“CTETRA(10)”，單元大小暫取5mm，在目標收集器創(chuàng)建收集器，然后創(chuàng)建零件的材料為“Steel”,點擊確定，軟件會自動進行四面網格劃分。 圖8-3 填加約束 Fig.8-3 Constrain 網格劃分完成后，先激活網格劃分，在選擇輪轂的內接觸面為固定約束。然后選擇減振器支架并在作用面上給出最大載荷，方向為Z軸方向。 圖8-4應力云圖 Fig.8-3 Stress cloud map 點擊求解得到應力分析的云圖，結果表明設計滿足要求。 9.經濟性分析 本文設計的轎車懸架選擇的是麥弗遜式懸架與扭力梁式懸架的組合方案，前懸架采用的麥弗遜式獨立懸架由螺旋彈簧、減振器、橫擺臂等構成，結構相對簡單，技術成熟，性能優(yōu)越，且能夠為汽車前發(fā)動機艙節(jié)省出巨大的空間，在各個方面都有著巨大的優(yōu)勢。扭力梁式懸架，結構簡單，穩(wěn)定可靠，且在各類懸架中有著非常優(yōu)廉的價格。 本設計的懸架組合方式，完全滿足其性能要求，且運行穩(wěn)定，是轎車懸架系統(tǒng)中，不僅在設計技術上，還是材料選擇上，都有著客觀的經濟性。  10．結論 本設計根據(jù)懸架系統(tǒng)的設計要求，對轎車的懸架系統(tǒng)進行了設計和仿真分析，確定了前后懸架的結構形式，分別是麥弗遜式和扭力梁式；然后對懸架的靜撓度等主要參數(shù)進行了選取和相關的計算；在懸架的彈性元件的設計中，根據(jù)懸架的需求計算并確定了螺旋彈簧的鋼絲直徑，彈簧中徑，工作圈數(shù)及自由高度等參數(shù)；針對減振器選擇了較為穩(wěn)定且成本低的雙作用筒式減振器，并進行了幾何參數(shù)的計算。其次對麥弗遜懸架進行了單側的三維建模和運動仿真。最后，對懸架的主要零件進行有限元分析。結果表明，本設計的懸架系統(tǒng)符合設計要求，強度校核正確，成本合理。 致謝 首先我要感謝的是我的畢設指導老師朱占平老師，在我的整個畢業(yè)設計過程當中，朱老師給予我很多的指導意見，提供了理論依據(jù)，使我在設計中遇到問題時，能得到很好的解決方案。在此，感謝朱老師的細心指導，同時，也感謝我的實習單位，華晨寶馬汽車有限公司，在實習中，單位給予我理論與實踐相結合的好機會，對我也有著重要的意義。 通過這次畢設，我覺得自己學到了很多東西，不僅僅是書本上的知識，更多的是對專業(yè)技能的提高，還有對社會的適應能力。畢業(yè)設計中，通過不斷的摸索和討論我對UG軟件中三維建模、運動仿真、有限元分析的運用都有了極大的提高。同時也發(fā)現(xiàn)，在過去的學習中，自己對專業(yè)知識的掌握并沒有十分的扎實，所以在以后的工作中更要不斷學習，努力提升自己。我相信這對我以后的工作與生活都有很大的幫助。再次感謝我的指導老師和我的實習單位。 參考文獻 [1] 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