基于ADAMS的汽車雙叉臂懸架設(shè)計及振動分析說明書.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課題國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1 1.3雙叉臂懸架的功用及結(jié)構(gòu)特點 2 1.4 ADAMS軟件簡介 2 1.5課題主要研究內(nèi)容 2 2 雙叉臂懸架的設(shè)計計算 4 2.1 雙叉臂懸架的設(shè)計要求 4 2.2懸架主要參數(shù)的確定 4 2.3懸架彈簧設(shè)計 5 2.4懸架減振器設(shè)計 7 3 基于ADAMS雙叉臂懸架的建模 10 3.1 模型的簡化 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 26 致謝 27 基于ADAMS的汽車雙叉臂懸架設(shè)計及振動分析 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。當汽車在進行前輪轉(zhuǎn)彎時，雙叉臂懸架的上下兩個叉臂能夠同時吸收輪胎由路面產(chǎn)生的橫向力載荷，讓汽車在轉(zhuǎn)彎時產(chǎn)生的側(cè)傾較小，主要用于動力性能要求高的運動轎車。本課題以某汽車為仿真目標，先對雙叉臂懸架的各項要求進行設(shè)計計算，其次確定各零部件的數(shù)據(jù)參數(shù)，然后利用動力學(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，并對其進行同向雙輪仿真振動分析，其次使用ADAMS/PostProcessor模塊,進行雙輪同向振動分析，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，人們的安全意識以及對汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢必然是趨向安全、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：獨立懸架和非獨立懸架。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路面對車身的沖擊力，減小由路面沖擊力引起的對車身承載系統(tǒng)的振動，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，行駛中由這兩個叉臂同時吸收由路面產(chǎn)生的橫向力載荷，所以橫向剛度大；當汽車在路面上進行轉(zhuǎn)彎時，懸架上下兩個叉臂一起吸收由路面作用在輪胎上的橫向力載荷，而且叉臂相對于其他懸架其橫向剛度較大，因此轉(zhuǎn)彎的側(cè)傾較??；當前懸架為雙叉臂懸架時，前輪的各種參數(shù)可以進行精確的確定[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。但在其缺點明顯的情況下，其優(yōu)點當然更加的清晰：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)點和缺點，對懸架性能要求非常高的運動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)時間，降低開發(fā)的成本，對汽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計提供了一定的參考。 1.2課題國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 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“非獨立”向“獨立”的過渡，被動懸架因為無法同時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)定的主動懸架，經(jīng)歷了“被動”向“主動”的過渡。 1954年，美國通用汽車公司率先在懸架設(shè)計中，提出了安裝在汽車上的主動懸架的概念，它在改良被動懸架缺點的基礎(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)主動懸架，也有了很多在汽車上較為成功的經(jīng)驗，比如奔馳、沃爾沃和豐田等。未裝備主動懸架的汽車在路況很差的路面上高速行駛時，車身震動較大，輪胎的噪音較大，轉(zhuǎn)向和制動時車身很難維持平衡，而裝備主動懸架就可以盡量避免這些問題。主動懸架的優(yōu)勢非常的明顯：乘坐比較舒服，但其缺點也是同樣的明顯：結(jié)構(gòu)復(fù)雜、能耗高、成本昂貴等[2]。而且，我國對半主動和主動懸架的研究起步相對較晚，而且與國外對懸架的研究還是有一定的差距。 隨著道路交通的發(fā)展，人們的安全意識以及對汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢必然是趨向安全、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 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動轎車采用就是因為其兩叉臂具有相當大的抗扭強度，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特的優(yōu)點：比如，懸架的上下兩個叉臂可以使前輪在經(jīng)歷劇烈振動時使各定位參數(shù)基本保持不變或變化更?。辉谄囘M行轉(zhuǎn)彎時，之所以轉(zhuǎn)彎的車輪輪胎接地面積大、抓地性能優(yōu)異，是因為雙叉臂懸架結(jié)構(gòu)中的上下兩個叉臂能同時吸收輪胎所受的橫向力載荷，而且其兩個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軟件簡介 動力學(xué)仿真分析軟件ADAMS，即機械系統(tǒng)動力學(xué)自動分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System）軟件，是美國MSC公司擁有的虛擬樣機仿真分析軟件，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用最多的動力學(xué)仿真分析軟件。 ADAMS不僅僅是對模型進行仿真分析的仿真軟件，而且，還是對模型進行開發(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用性很強的功能等。 目前，ADAMS軟件現(xiàn)在已經(jīng)普遍應(yīng)用于汽車制造業(yè)、工程機械、航天航空業(yè)、國防工業(yè)以及普通機械設(shè)計行業(yè)。ADAMS軟件除了能夠為使用者在軟件的操作模式下比較方便的對模型進行仿真分析之外；同時ADAMS軟件一樣含有整體動態(tài)仿真分析開發(fā)的功能，可以完成許多特殊行業(yè)的用戶對整體車輛系統(tǒng)的更深入的研究，為使用者提供了相當大的方便。不僅僅是以上的優(yōu)點，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，利用計算機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)計上花費的時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)更加的準確，并以此實現(xiàn)對產(chǎn)品的零部件設(shè)計，進行振動分析，得出各個參數(shù)的特性曲線，是一種相對效率較高的開發(fā)軟件。 1.5課題主要研究內(nèi)容 本課題運用ADAMS軟件分析雙叉臂懸架的特點以及振動特性。以某運動型轎車為例，首先進行雙叉臂懸架主要構(gòu)件的設(shè)計計算，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，按照計算結(jié)果設(shè)置各個零部件的參數(shù)，并且對懸架子系統(tǒng)進行同向雙輪振動仿真分析，同時使用ADAMS/ PostProcessor模塊對振動特性曲線進行分析。該模塊可以快速準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)在車輪同向跳動情況下的特性曲線。  2 雙叉臂懸架的設(shè)計計算 2.1 雙叉臂懸架的設(shè)計要求 雙叉臂懸架屬于運動轎車的減震系統(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準，因此對雙叉臂懸架提出的性能標準如下： （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)計計算 作為雙叉臂懸架，在此次懸架頻率的設(shè)計計算中，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)大量實踐表明其值越小，汽車在路面上行駛時的平順性就越好。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)計計算中，取n =1.3Hz。 （2）雙叉臂懸架行程的設(shè)計計算 雙叉臂懸架的行程的計算公式為：l=fc+fd，即懸架行程等于靜撓度和動撓度之和。由公式 n=5fc （2.1） 式中fc——表示懸架靜撓度 所以經(jīng)計算懸架靜撓度fc： fC≈147.9mm 由公式得出懸架動撓度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增大。如果要使計算的結(jié)果符合設(shè)計的要求，懸架的工作行程應(yīng)當大于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)計計算 參照某型號運動汽車的各個部分數(shù)據(jù)參數(shù)，得出其簧上質(zhì)量為1450kg；以此計算出汽車的簧下質(zhì)量得200kg，則參照公式，通過計算可得： 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，作為汽車滿載時刻。 則在汽車滿載時，前軸單輪軸荷取50%： m2=1450+5*60*0.52=437.5kg 根據(jù)上面計算結(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，滿載時的簧上質(zhì)量帶入公式計算得，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 （1）螺旋彈簧材料的選擇及許用應(yīng)力的計算和校核 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，儲能量高，占用空間小等優(yōu)點。 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)計計算 以目前工藝水平來講對彈簧的加工工藝有較大影響的一個參數(shù)是旋繞比，經(jīng)實踐表明，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。 在進行彈簧直徑d的設(shè)計計算時，按照以下公式（2.2）帶入數(shù)據(jù)進行計算： 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)計計算 由彈簧剛度的計算公式（2.3）得： CS=Gd48Dm3?=25.9N/mm>19.3N/mm （2.3） 故之前設(shè)計的彈簧的剛度符合要求。 （4）彈簧表面剪切應(yīng)力設(shè)計計算以及校核 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)計計算 首先，求所設(shè)計的彈簧受的最大力，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 因為自由高度需要一定的整數(shù)，所以取=330mm。 由上述計算結(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 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，被大量采用[15]。 （1）減震器相對阻尼系數(shù)ψ的設(shè)計計算 減震器中相對阻尼系數(shù)ψ的定義是：同一個減振器阻尼，作用于不同剛度C和不同簧載質(zhì)量的懸架時，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)生的振動能夠得到迅速的減弱，與此同時車身會承受由路面產(chǎn)生的的沖擊；阻尼系數(shù)ψ值較小時，實踐得到的情況與之前恰恰相反。兩者之間的關(guān)系一般為。 在進行阻尼系數(shù)的計算之前，需要先計算ψy與Ψs的平均值ψ。對于懸架內(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)計計算 減振器阻尼系數(shù)的計算公式為： （2.6） 在懸架系統(tǒng)中固有頻率的計算公式為，因此從理論上來講阻尼系數(shù)的公式為。但是從實際裝配出發(fā)，由此阻尼系數(shù)應(yīng)當根據(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，計算得： ω=Csms=2πn （2.8） 代入以上計算得到的數(shù)據(jù)可得： =2*3.14*1.3=8.164Hz 以實際情況分析，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。 在汽車滿負荷時，根據(jù)阻尼系數(shù)公式進行計算，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)計計算 減震器的載荷閥在開啟時的活塞移動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，懸架振動的固有頻率用符號表示，車身振幅用符號A表示，實際情況下取[7]。 其次進行卸荷速度的計算： Vx=0.04*7.536*0.8*cos14=0.293m/s 將上述過程中計算所得的數(shù)據(jù)帶入計算得最大卸荷力： F0=1112.43N （4）減振器工作缸直徑D的設(shè)計計算 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[P]表示，以實際情況分析取[P]=3Mpa；連桿直徑與缸筒直徑的比值用符號λ表示，以實際情況分析取λ=0.4 代入數(shù)據(jù)進行計算得減震器直徑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，因為減震器的直徑D有自己的選用標準，需要進行取整，故D=30mm。由于活塞的總行程與直徑有著對應(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)進行計算得： 減震器滿載時的長度為： Lmin=L+S=350mm 減震器空載時的長度為： 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 最大壓縮長度 350 拉足長度 590 主油缸直徑 45 經(jīng)過一系列的設(shè)計計算，雙叉臂懸架的主要構(gòu)件，如減震器、彈簧等的設(shè)計計算工作已經(jīng)完成。  3 基于ADAMS雙叉臂懸架的建模 3.1 模型的簡化 在ADAMS/Car中建立雙叉臂懸架仿真模型之前，因為雙叉臂懸架是一個比較復(fù)雜的機構(gòu)，所以要先對懸架系統(tǒng)進行簡化：對雙叉臂懸架進行一定程度的簡化，簡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Ai與Bi所在 桿件的運動向量，dL5為點A5 的空間位移，n為車輪平面法向量的單位向量[6]。 圖4.1 雙叉臂懸架簡圖 3.2 創(chuàng)建懸架零部件 硬點是各零件之間連接處的關(guān)鍵定位點，所以在動力學(xué)仿真軟件ADAMS/Car中建模前，首先要確定各部件的硬點坐標[14]。之后參照上面設(shè)計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，由于是三維圖形，所以其坐標如表3.1所示。 表3.1雙叉臂懸架模型硬點參數(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）啟動并設(shè)置工作環(huán)境。啟動ADAMS/Car模塊，進入“Template Builder”專家模式，單擊File中的New命令，進行新建懸架模版。系統(tǒng)彈出的“New Template”的對話框，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。在彈出的“Create Hardpoints”對話框中輸入第一個硬點“hpl_lca_front”的坐標值，按表3.1，順利完成第一個硬點的創(chuàng)建，如圖3.3。 圖3.3 建立硬點“hpl_lca_front” （3）重復(fù)上述（2）步驟完成另外硬點“hpl_lca_rear”的創(chuàng)建。 （4）單擊新建“General Part”命令，在彈出的“Create General Part”對話框中設(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)。首先需要創(chuàng)建“hpl_wheel_center”、“hpl_tierod_outer”、“hpl_lwr_strut_mount”這三個硬點坐標。 （7）按上述相同步驟建立“Part”、“Geometry”共要創(chuàng)建三根連桿來表示轉(zhuǎn)向節(jié)模型。先創(chuàng)建第一個桿件，結(jié)果如圖3.6。 圖3.6 創(chuàng)建第一個連桿 （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)點硬點，在創(chuàng)建傳動軸“part”與傳動軸連接（link），點擊“bulid”下拉菜單，選擇“Geometru”中“Ellipsoid”新建命令“New”，創(chuàng)建傳動軸外端幾何等速萬向節(jié)幾個體。 （12）同上述步驟創(chuàng)建硬點“hpl_top_mount”坐標，創(chuàng)建減震器上下硬點，創(chuàng)建折起上下體“part”，創(chuàng)建“Damper”，在彈出的“Create Damper”對話框中設(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)建減震器上下硬點幾何模型 （13）創(chuàng)建螺旋彈簧。同上述步驟彈簧上下硬點，其中上點采用減震器上硬點，創(chuàng)造硬點“hpl_spring_lwr_seat” 定義彈簧安裝位置，完成彈簧上硬點如圖3.10。 圖3.10 彈簧上下硬點幾何模型 （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“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)建副車架硬點的模型如圖3.11。 圖3.11 創(chuàng)建副車架硬點模型 （13）創(chuàng)建外傾和前束。點擊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對話框 （15）保存模型。 經(jīng)過上述各個步驟的操作，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） 啟動并設(shè)置工作環(huán)境。啟動ADAMS/Car模塊，進入“Standard Interface”標準模式 （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，新建一個汽車前懸架子系統(tǒng)，在彈出的“New Subsystem”對話框中，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，新建一個懸架總成。在彈出的相應(yīng)的對話框中設(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 懸架總成試驗臺 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”對話框中設(shè)置好相關(guān)數(shù)據(jù)參數(shù)。將之前設(shè)計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”對話框中，單擊“File”中“New”命令，新建阻尼系數(shù)“Damper”，將之前設(shè)計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，進行雙叉臂懸架的設(shè)計計算、建立仿真模型和振動分析。在懸架進行雙輪同向振動分析的過程，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行雙輪同向跳動分析，進入Parellel Travel振動參數(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來進行雙叉臂懸架的振動分析，仿真次數(shù)為100次，以車輪中心為參照點，車輪跳動行程為-100～100mm。下面是懸架進行振動分析的參數(shù)設(shè)置： 圖4.7 振動參數(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，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，延長輪胎使用壽命。 不同的車型對于前輪外傾角要求有差距，本課題為1.2左右最適合，對于某運動型轎車的雙叉臂懸架，由于有在汽車轉(zhuǎn)彎時，減小車頭過低的優(yōu)勢，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，振動過程中外傾角變化范圍為-2.8～1.2，能同時滿足操縱穩(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的變化曲線大致趨勢會比較平緩。 汽車行駛過程中，如果前輪外傾會導(dǎo)致前輪前端向外滾動，引起輪胎磨損以及滾動摩擦，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，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的特性曲線 （3）主銷后傾角 注銷后傾角太小時，當駕駛員在乘坐時，前輪的跳動會使駕駛員不易操作，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，如果左右車輪后傾角差距大時，很難保持汽車行駛路線。 進入ADAMS/PostProcessor模塊，可以得到后傾角隨車輪跳動的變化范圍，主銷后傾角隨車輪振動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的特性曲線 （4）主銷內(nèi)傾角 汽車在行駛中，車輪的自動回復(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，如果主銷內(nèi)傾角過大，輪胎會磨損更嚴重，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)傾角隨車輪振動的特性曲線 從對懸架主要定位參數(shù)在振動過程中的特性曲線進行分析，可以得出如下結(jié)論： （1）前輪外傾角在振動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的變化曲線大致趨勢比較平緩，符合其在理想狀態(tài)下的變化趨勢，可以更有效的控制車輛行駛的穩(wěn)定性。 （3）在本次振動分析特性曲線中，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，從被動懸架到主動懸架，從非獨立懸架到獨立懸架，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。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動轎車上的，因為其優(yōu)點明顯：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。而我國因為種種原因，總體上對于懸架系統(tǒng)的研究落后于發(fā)達國家，更加使得我堅定的研究本課題，為我國懸架系統(tǒng)的設(shè)計做出一點應(yīng)有的貢獻。 在進行雙叉臂懸架的設(shè)計計算時，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，在進行設(shè)計計算之前要先進行一定的簡化，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，進行懸架各個零部件的設(shè)計、計算以及校核；在對零部件進行設(shè)計計算的同時學(xué)習ADAMS軟件的操作步驟，嘗試進行建模，學(xué)習振動分析的流程，最后對得到的特性曲線進行分析。當然，在建模過程自己遇到了許多的困難，比如因為軟件是英文的，不明白菜單欄上面命令的意思；建立硬點時，找不到確切的硬點坐標；進行振動分析之后，無法導(dǎo)出參數(shù)隨車輪振動變化的特性曲線等。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，讓我對研究的對象——雙叉臂懸架有了更加深層次的領(lǐng)悟；讓我對世界懸架系統(tǒng)的發(fā)展有了更加深刻的體會；同時也讓我對ADAMS/Car這個模塊有了更加深入的學(xué)習和了解，豐富了我的專業(yè)知識水平，提高了軟件操作能力。 隨著道路交通的發(fā)展，人們的安全意識以及對汽車性能要求逐漸提高，汽車懸架的發(fā)展趨勢必然是趨向安全、智能以及高穩(wěn)定性。 29 參考文獻 [1] 耶爾森賴姆帕爾，李旭東. 汽車懸架[M]. 機械工業(yè)出版社， 2013. 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