畢業設計（論文）巴哈賽車懸架系統設計學院（系）：專業班級：學生姓名：指導教師：

摘要在巴哈賽車的設計過程中，為了應對復雜的越野道路工況，在不降低賽車其他性能的前提下，需要設計一款具有良好的抗側傾、抗震和耐沖擊性能的懸架系統，此懸架系統還應具備足夠大的壓縮行程以提供賽車足夠的通過性。本次畢業設計首先對現有的懸架形式進行了研究并選取了合適的巴哈賽車懸架形式，前懸架采用雙橫臂式獨立懸架，后懸架采用多連桿式獨立懸架；其次通過將大學本科所學基礎知識與專業知識相結合，以理論為基礎，從需求出發對巴哈賽車的前、后懸架系統進行結構和參數設計，并利用CATIA對懸架結構進行三維建模；再次，通過計算機分析軟件ANSYS和Adams對設計進行建模和分析，驗證了懸架桿件力學性能的可靠性和運動學參數的合理性，最終設計出了一款能夠充分滿足設計要求的巴哈賽車懸架系統。關鍵詞：雙橫臂式獨立懸架、多連桿式獨立懸架、CATIA建模、ANSYS分析、Adams仿真

ABSRACTDuringthedesignofBajaracingoff-roadvehicle,inordertothroughthetracks,whichareinacomplexoff-roadconditionsuccessfully,thedesignofsuspensionshouldpossesssuperiorabilityofanti-rolling,againstvibrationandshock.Otherwise,thesuspensionsystemshouldalsohaveenoughcompressiontraveltomeettherequirementoftrafficability.Thisgraduationdesignaimtothroughtheanalysisofnormaltypesuspensionsystem,thenitwasdesignedtousethedouble-wishboneindependentsuspensionasfrontsuspension,themulti-linkindependentsuspensionasrearsuspension.Thenthroughusingthecombinationofbasicknowledgeandprofessionalinformationtocalculatethedimensionsizeandstructure.BuildtheCATIA3Dmodelsofsuspensionbyusingtheparameters.ThenthroughthecomputerassistantsoftwaresuchasANSYSandAdamstosimulatetheworkingconditionandloadcharacteristic.Accordingtotheresultsofanalysisandsimulation,thereliabilityofdesignandtheaccuracyofhardpointhavebeenproved.Finally,thedesignofsuspensionsystem,whichmeetsallthedesignrequirementandcompetitionrules,hadbeencompleted.Keywords:Double-wishboneindependentsuspension;Multi-linkindependentsuspension;CATIAthree-dimensionalmodels;ANSYSanalysis;AdamsSimulation.目錄第1章緒論 11.1、巴哈賽車懸架系統概述 11.1.1、研究背景 11.1.2、國內外發展情況和現狀 11.2、研究的內容和方法 2第2章巴哈賽車懸架系統的結構分析 42.1、巴哈賽車懸架作用 42.2、巴哈賽車懸架的組成 42.2.1、懸架系統的結構 42.2.2、巴哈賽車常用懸架 42.2.3巴哈賽車懸架選型 62.3、巴哈賽車懸架的要求 82.4、本章小結 9第3章前懸架設計 103.1、前懸架設計 103.1.1、設計輸入參數 103.1.2、承載特性 103.2、零部件設計 123.2.1、螺旋彈簧設計 123.2.2、減振器設計 163.2.3、導向機構設計 183.3、前懸架CATIA三維建模 223.4前懸架硬點分析 233.5、運動學特性分析 253.6、本章小結 28第4章后懸架設計 294.1、懸架布置位置確定 294.1.1、前搖臂車身固定點選擇 304.1.2、后拉桿車身固定點選擇 304.1.3、減振器車身固定點選擇 314.2、后懸架結構設計 324.2.1、前搖臂設計 324.2.2、后拉桿設計 334.3、減振器參數設計 354.4、后懸架CATIA建模 374.5、本章小結 38第5章巴哈賽車懸架系統分析及仿真 395.1、前懸架靜力學分析 395.1.1、巴哈賽車前懸架上橫臂靜力學分析 395.1.2、巴哈賽車前懸架下橫臂靜力學分析 405.1.3、巴哈賽車后懸架前搖臂靜力學分析 415.2、巴哈賽車前懸架運動學特性分析 425.2.1、Adams建模思路 425.2.2、Adams建模分析 435.3、本章小結 45結論 461、研究結論 462、設計亮點 463、未來展望 46致謝 48參考文獻 49第1章緒論1.1、巴哈賽車懸架系統概述1.1.1、研究背景巴哈大賽起源于1976年的美國，其名稱取自于西班牙語越野車的意思。參賽隊伍歷時數月自主設計、選型、加工、制造、試驗等最終完成一臺符合大賽要求的小型越野賽車，根據規定，賽車采用中置后驅的布置形式。本項賽事面向全國各類職業院校及高校低年級學生，旨在培養具有實踐性的車輛工程人才。為了測試各車隊賽車的綜合性能，比賽場地通常選取道路情況極為復雜的路面如坑道、陡坡、水塘等，而在應對此類路面時，賽車懸架需要承受巨大的沖擊載荷，因此懸架的設計對于賽車的整體性能發揮起著至關重要的作用。除此之外，由于巴哈賽車的結構特點，以及動力性能要求，其結構較為緊湊，尤其是前懸架布置空間，在與車架匹配的同時，還需要為轉向拉桿提供足夠的布置空間。同時，在巴哈賽車懸架系統的后懸架設計中，考慮到中置后驅的整車布置形式，后懸架需承擔較大的重量，同時與驅動軸相連，所以，它還應當具有使賽車動力性正常發揮的重要作用。因此，巴哈賽車的懸架系統是一個賽車綜合性能匹配度極高的設計，同時也具有很大的創新空間。1.1.2、國內外發展情況和現狀巴哈大賽自2015年引進中國以來，很快受到各大工科院校的歡迎，在巴哈大賽中，不僅可以讓高校學生學習更多更實際的汽車知識，同時也可以增進各高校之間的友誼，促進學術交流。懸架系統作為巴哈賽車的重要總成之一，在面對惡劣的比賽環境時，對賽車性能有著重大的影響，也是參賽隊伍設計、優化的重心。懸架主要分為非獨立懸架和獨立懸架，非獨立懸架雖然在結構和制造成本方面具有一定的優勢，但左、右側車輪在遇到不平路面上下跳動時，會相互牽連，進而降低賽車駕駛的穩定性和乘坐的舒適性，且對于其簡單的結構而言，各機構自由度小也會造成駕駛穩定性的下降。在懸架形式方面，由于巴哈小型越野車屬于參賽車型，在有效控制成本的情況下，各車隊盡可能地選用性能優秀的懸架形式。因此，在巴哈賽車懸架的設計過程中，考慮到前懸架需要承擔轉向作用，但承載力較小，故大多采用雙橫臂獨立懸架；而對于后懸架，按照巴哈比賽規則要求采用的中置后驅賽車設計，后懸架需要承載很大的重量，故各車隊采用了各自創新的以單縱臂為設計基礎的單縱臂多連桿式獨立懸架，從而使后懸架兼具承載能力強和保證賽車操作穩定性的優點。1.2、研究的內容和方法圖1.1畢業設計整體流程本課題通過對巴哈大賽比賽規則和比賽道路情況的研究，結合懸架系統的基本性能要求和設計思路，運用所學過的力學、機械學等基礎知識，對懸架進行結構設計，并確定各零部件的材料和幾何尺寸。在參數、材料確定的基礎上，利用CATIA三維建模軟件建立該懸架的三維模型，并通過ADAMS等軟件進行仿真分析，從而獲得一套操作穩定性、動力性等各項性能符合大賽要求且具有一定競爭實力的巴哈賽車獨立懸架系統。

第2章巴哈賽車懸架系統的結構分析2.1、巴哈賽車懸架作用為應對多變的道路情況，車架與之間需通過懸架進行彈性連接，從而衰減沖擊載荷，緩和行駛過程中車輛的劇烈運動，提高整車的可靠性.其次，懸架系統承擔著垂直方向上的種種受力，如地面支持力、車身壓力等，此外還包括車身扭轉等情況帶來的縱向反力和側向反力，從而保證巴哈賽車行駛過程中的穩定性。最后，懸架系統的運動學參數如前束角、車輪內傾角等還會影響賽車轉向性能和動力性能的發揮。2.2、巴哈賽車懸架的組成2.2.1、懸架系統的結構懸架根據左右車輪是否關聯運動可分為獨立懸架和非獨立懸架，由于巴哈賽車需具備較高的通過性，即面對復雜多變的道路情況，左右車輪的干涉應盡可能小。同時，相比于非獨立懸架，獨立懸架的結構設計更為開放，整體質量較輕，因此獨立懸架形式勢必成為首選。巴哈賽車懸架系統的組成相較于普通乘用車而言相對簡單，但元件及結構的基本構成仍然不變主要以搖臂作為導向機構，以螺旋彈簧減振器總成作為彈性、阻尼元件。通常情況下，搖臂采用萬向節與立柱相連，從而作用于車輪；在搖臂的內側則通過鉸鏈與車架相連。2.2.2、巴哈賽車常用懸架獨立懸架的在分類上可根據其工作特點分為拖曳臂式、單縱臂式、雙橫臂式、多連桿式等，而在巴哈賽車中，較為常見的是雙橫臂式獨立懸架和多連桿式獨立懸架（1）雙橫臂式獨立懸架雙橫臂式懸架是指有兩根橫臂的獨立懸架系統。雙橫臂式獨立懸架根據上下橫臂的長度相等于不相等又可分為等長雙橫臂式和不等長雙橫臂式，如表2.1。表2.1兩種雙橫臂式獨立懸架的優缺點等長雙橫臂不等長雙橫臂車輪上下跳動時，主銷內傾角有輕微變化在車輪上下跳動時，能保持主銷內傾角不變輪距變化較小輪距變化較大，易產生輪胎的磨損巴哈賽車中為了方便比賽過程中的調整，及與其他系統之間的匹配，同時保證輪距不會發生較大變化，以減小輪胎磨損，多選用不等長雙橫臂式獨立懸架。雙橫臂懸架一般用作轎車的前、后懸架，巴哈賽車由于其工作的復雜道路情況，雙橫臂懸架的選用可以滿足多方位的需求，同時還可以是整個前軸的空間布局更具靈活性，如圖2.1所示。圖2.1雙橫臂式獨立懸架實體

圖2.1雙橫臂式獨立懸架實體圖2.2多連桿式獨立懸架實體多連桿式獨立懸架的縱臂近乎平行于汽車縱向軸線，特點是結構簡單、車輪跳動時除主銷后傾角有較大變化外，其他角度無變化。在巴哈賽車中，后懸架的可選用形式相較于前懸架而言更多，且創新和設計的可能性更大，因此，單縱臂式獨立懸架在巴哈賽車的設計過程中不再是單一的懸架形式，而是在多連桿是獨立懸架的基礎上，集成了單縱臂和拖曳臂式獨立懸架的特點，以在可行范圍內，綜合各類懸架形式的優點，適應巴哈賽車后懸架空間緊湊的情形和滿足結構簡單、質量輕便、可承載動力系統并具有輔助動力性和操縱性發揮的懸架設計要求，如圖2.2圖2.2多連桿式獨立懸架實體2.2.3巴哈賽車懸架選型巴哈賽車的前懸架需要承受少量載荷，但是前懸架具有輔助轉向系統工作的功用，使車輛在轉向時保持良好的操作性和穩定性，同時充分發揮轉向性能和動力性能。因此前懸架的結構應具有良好的適應性能，同時為了保護轉向拉桿，應盡可能減小橫向載荷，甚至選用一種橫向載荷幾乎為零的懸架形式。另外，為了實現車身高度的優化，盡可能降低巴哈賽車的重心，還應當選用一種在垂直方向上具有良好匹配性能的懸架形式。因此，在本設計中，選用雙橫臂式獨立懸架。為方便后續校核計算，初選搖臂材料為4130結構鋼（30CrMo），其楊氏模量為2.11E+11，泊松比為0.279，以滿足上述需求。相比于前懸架較小的承載需求，由于巴哈賽車采用的是中置后驅的布置形式，所以車身車架的后部位置需要安裝發動機、減速器等重要部件，且承載較大，故需要選取具有較強承載能力的懸架形式。另外，為了降低懸架系統的制造和設計成本，且使其便于維修和具有較高的維修接近性，所以需選取結構較為簡單，最好為簡單連桿構成的懸架形式。綜上所述，可選擇的懸架形式包括單縱臂、多連桿和拖曳臂三種形式，但是結合后懸架位置與車身匹配的關系，需考慮空間的利用和減振器安裝位置的預留，僅選用其中一種懸架形式無法完全滿足上述所有要求，故在巴哈賽車的設計的過程中需要獨具創新地開發一種兼具多種有點、符合盡可能多要求的懸架形式。本次設計中，選取單縱臂和多連桿相結合的懸架形式。在布置過程中，前搖臂選取為具有單縱臂特征的三角形搖臂，后搖臂為具有雙連桿特征的平行四邊形結構搖臂，初選結構同前懸架搖臂為4130結構鋼。

2.3、巴哈賽車懸架的要求在巴哈大賽的賽場中，有許多高低勢差較大的路面，如坑道，滾木等如圖2.1，在通過此類路面時，懸架系統的上下跳動區間極大，且需要承受較大的沖擊載荷。如圖2.3（a）在通過炮彈坑時，應盡可能保證車輪不陷入坑能，因此賽車在保證一定速度的前提下，懸架系統需具有一定的抗俯仰性能；在通過諸如泥坑如圖2.3（b）、水塘的路面時，應當使賽車具有一定的離地間隙，以避免發動機進水而導致停轉；如圖2.3（c）（d）在通過此類較為顛簸的路面時，懸架系統應該具有良好的抗震性能和衰減振動的能力。（a）炮彈坑（b）泥坑（c）石塊路（d）滾木2.3巴哈比賽賽道2.4、本章小結前懸架在選型和設計方面，由于其懸架形式較為典型，且在各類大學生賽車比賽中運用廣泛，因此有大量資料、文獻可供參考。然而，后懸架形式雖然基于普通獨立懸架，但各車隊的理解和優化方向都有所不同，因此，在設計過程中除了基本的設計過程以外，綜合車架、動力總成的設計考慮也是必不可少的。本章在結合懸架特點和賽車需求的情況下對前后懸架的形式進行了確定。最終前懸架選用雙橫臂式獨立懸架，后懸架選用多連桿式獨立懸架。

第3章前懸架設計前懸架選用雙橫臂式獨立懸架，首先利用賽車整體設計的主要參數作為輸入參數，對懸架的載荷進行分析。此后，通過懸架的承載特性對零部件進行設計。之后對設計進行設計建模，以指導硬點分析。通過確定的硬點，分析懸架的運動學參數。3.1、前懸架設計3.1.1、設計輸入參數為使設計更貼近實際，按照巴哈大賽賽車實際情況選取部分輸入參數如表3.1。表3-1設計相關參數名稱數值單位車長2930mm軸距1460mm前軸輪距1340mm后軸輪距1250mm落地前離地間隙350mm落地后離地間隙320mm落地前減振器長度600mm質心高度390mm前后載荷比42:58整車整備質量194Kg總質量274Kg3.1.2、承載特性為了使前后軸垂向振動是相互獨立，選取巴哈賽車懸架質量分配系數ε=1，并用,表示前后軸的自由振動頻率。一般汽車前后懸架偏頻之比約為/=[1]。前，后懸架的偏頻與接近且應使略高于，以免發生較大的車身縱向叫振動，對于前，后懸架靜饒度值和的匹配，推薦取（3.1）該車整車整備質量為194kg，因此最大總質量為M=194+80=274kg簧上質量為總質量的78%，計算簧上質量為Kg為了應對懸架在實際工作過程中的種種不確定因素，因此需在上述質量的基本上，預留過度加載時的簧上質量，從而獲得實際滿載簧上質量為230Kg，前后質量載荷比為42：58，簧載質量占總質量的82%，非簧載質量占18%[2]。因此簧載質量=274╳82%=224.68Kg。由于前后懸架載荷比42:58得前懸架承載質量=96.6Kg非簧載質量=274╳18%=49.32Kg前輪單側非簧載質量為12.33Kg，前懸架單側簧載質量為35.97Kg，后懸架=128.08Kg，同理，后輪單側非簧載質量為14.75Kg，后懸架單側簧載質量為44.56Kg。根據以往車輛的懸架偏頻參數，初步選取偏頻前懸架=2.6Hz,后懸架偏頻為=2.9Hz./=0.88符合要求。前后載荷比42:58汽車的偏頻的計算公式如下：（3.2）其中g=9.8,為前懸架剛度，且QUOTEQUOTE為前后懸架的簧載質量。代入數值計算得同理得靜撓度計算（3.3）（2）動撓度計算懸架動撓度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。取=70（3.4）3.2、零部件設計3.2.1、螺旋彈簧設計（1）螺旋彈簧類型的選擇本次設計選用螺旋彈簧。將彈性元件總成置于車架外部，用以減少車架結構，同時為轉向橫拉桿預留空間，并實現彈簧與車架的良好匹配。由于賽車在通過圓木樁、水坑等高低差較大的區域過程中將遭受較大沖的，因此應盡可能調節其工作載荷以適應此類工況。設計時選取的彈簧最大工作力，并預設彈簧的最大變形量為50mm。圖3.1彈簧結構圖表3.2簧載質量與非簧載質量比例關系（2）選則彈簧材料，確定其許用應力因為巴哈賽車懸架系統對彈性特性要求較高，其載荷較大，工況惡劣，需選擇綜合性能優良的彈簧材料，選用硅錳彈簧鋼絲（60Si2MnA），可知=（0.4-0.47）；與d有關，初選d=8mm，查機械手冊得：=1618，=1568=（0.4-0.47）=647.2-760.46，?。?）初選旋繞比表3.3旋繞比選值初選C’=7（4）求出曲度系數K（3.5）（3.6）綜上，d=8mm無法滿足設計要求，需重新選取，取d=10mm，對應=730；C=6。校核后符合強度要求。（5）確定彈簧中徑（3.7）（6）確定有效線圈（3.8）取=7在兩端各一圈支承圈的情況下，彈簧總圈數為8。（7）選取完全并緊高（3.9）（3.10）（8）設計、（3.11）初步選擇彈簧設計載荷高度，懸架高度。（9）確定，（10）計算、、和為彈簧完全壓緊時載荷，為懸架跳動最大高度時彈簧的載荷，、為臺架試驗時上、下極限位置載荷。（3.12）（3.13）（3.14）（3.15）（11）剪切應力，（3.16）（3.17）（3.18）（3.19）（12）校核最大剪切應力所以強度符合要求。（13）壽命計算（3.20）（3.21）（3.22）（14）彈簧自由高和最小工作高度（3.23）（3.24）（15）穩定性校核（3.25）彈簧高、徑比小于許用值2.5，所以彈簧穩定。3.2.2、減振器設計（1）減振器及其形式的選擇減振器主要用以應對巴哈賽車行駛過程中可能承受的各類載荷，在一定程度上衰減振動。為應對巴哈大賽時賽道中的坑洼、圓滾木、水坑等路面彈簧應具有良好的抗震、減振效果，同時也不至于太硬而過度犧牲駕駛平順性。因此本設計中巴哈賽車懸架系統選用雙向充氣減震器。（2）確定相對阻尼系數其中為阻力，為減振器阻尼系數。圖3.2減振器的阻力-位移特性與阻力-速度特性（3.26）式中c為懸架剛度，為簧載質量值的選取影響懸架減振性能，其值較大時，振動能衰減的快，但無法實現較好的抗震性能；值過小則傳到車身的沖擊也較小，但振動衰減的比較慢。因此，設計時取與的平均值，的范圍時0.25～0.35。初取=0.30。（3）確定減振器阻尼系數δ首先根據如下公式進行變型（3.27）（3.28）（3.29）（4）確定最大卸荷力由于減震器為標準件，而本次設計的巴哈賽車承載性能要求較小，彈簧工作載荷在較小范圍內，因此此處不再贅述卸荷力分析情況（5）減振器尺寸的確定減振器可通過工作缸直徑按照國家標準進行選型。(為減振器工作最大需用應力，通常取3～4，為連桿長度QUOTE與缸筒直徑的比值，通常選取0.4～0.5。取)（3.32）取。綜上分析，巴哈賽車貯油筒直徑取壁厚為,材料為20鋼。巴哈賽車懸架系統減震器工作缸行程，有效行程，減振器總長。3.2.3、導向機構設計（1）巴哈賽車懸架側傾中心及橫向平面內上、下橫臂的布置方案由于巴哈賽車的特殊工況，為了滿足車輛具有極高的通過性和操縱性，巴哈賽車的雙橫臂式獨立懸架的側傾中心不能通過一般的分析方法定出。需要通過一系列的試驗驗證等方式，結合比賽實際情況和比賽規則確定，在此設計報告中，通過數學幾何分析的方式，根據以往賽車的車架、車身、轉向系統等位置的基本參數，建立平面模型，進行初步的計算和分析，由圖3.3所示。圖3.3雙橫臂式獨立懸架側傾中心的確定其中：N-車輪接地點；G-下搖臂與立柱連接點；E-上搖臂與立柱連接點；P-上、下搖臂延長線交點；ω-車身轉向側傾中心點；α-上搖臂水平夾角；β-下搖臂水平夾角；σ-上、下搖臂與立柱連接點連接的垂直夾角；a-立柱與輪轂中心的間距；c-上、下搖臂與立柱連接點的間距；d-下搖臂與立柱連接點和車輪接地點間距；-轉向側傾中心高度；-P點高度；k-P點與立柱的間距初選；；；；已知通過上述參數可初步獲得出側傾中心高度：（3.33）式中：（3.34）（3.35）（2）縱向平面內上、下橫臂的布置方案為了提高巴哈賽車的穩定性，一般希望主銷后傾角懸架彈簧壓縮時后傾角增大并在彈簧壓縮時后傾角減小，用以實現懸架抗前傾的設計要求?？v向平面內上、下橫臂有六種布置方案，如圖3.4所示。圖3.4縱向平面內上、下橫臂軸布置方案圖中（a）、（b）、（f）方案中主銷后傾角的變化規律貼近巴哈賽車的設計要求，為方便后續設計進行，初選第（b）種方案,所以QUOTE。（3）上、下橫臂長度的確定巴哈賽車懸架設計時，選用不等長雙橫臂以增加懸架使用壽命，初選上、下橫臂長度之比為0.6；為使巴哈賽車前輪定位角度的變化小，選取上、下橫臂長度之比為1.0，并取上、下橫臂長度之比為0.9。因此本設計初選尺寸下擺臂長度，，即上擺臂長度。

3.3、前懸架CATIA三維建模（1）零件設計通過CATIA的零件設計模塊，以各主要設計參數為基準，結合草圖和實體建模，在繪制CATIA三維模型過程中，主要思路為建立一個合適的立方體模型，或視情況改為圓柱體模型。然后根據零件的各類特征對建好的實體模型進行切割，此建模思路相比于拼湊數個凸臺而言具有更清晰的設計思路，同時也可以在一定程度上減少輔助線和輔助平面的數量，如圖3.5所示為球頭關節軸承的三維建模。圖3.5球頭關節軸承圖3.7前懸架下搖臂圖3.6前懸架上搖臂在運用CATIA軟件對桿件進行建模時，通常采用創成式曲面設計。創成式曲面設計通過包絡面的邊界、中心點、中軸線等相關參數，對用戶的目標區域進行面的鋪陳。但需要注意的時，此處生成的面僅作為虛擬模型，不具有實體特性，即包絡曲面無法進行實體裝配，且無質量，如需進行計算機輔助力學計算，需要另外添加相應的實體特性和材料參數，如圖3.6圖3.7前懸架下搖臂圖3.6前懸架上搖臂（2）前懸架總裝CATIA模型總裝過程中，基礎零件的相互配合可以通過裝配設計模塊中的相合、接觸、偏移約束等進行簡單的裝配，但在懸架設計過程中，左、右懸架以及前、后懸架的相對位置裝配不能通過上述的裝配元件實現準確的配合。因此需要使用高級裝配，但本次設計基于我校2018賽季車架模型，因此根據車架的前后參數，添加了部分輔助線、輔助面，從而簡化了空間相對位置裝配，并使其變為平面相對位置裝配，如圖3.8所示的前單側總裝模型。3.8前懸架總裝CATIA模型3.4前懸架硬點分析圖3.9懸架三維分析模型根據CATIA建模所獲得的硬點值關系及各結構參數，建立懸架的三維模型，如圖3.9圖3.9懸架三維分析模型根據空間模型可得前懸架各結構點三維參數，如下表：表3.4懸架硬點坐標參數相關點坐標（單位：mm）XYZAu（主銷上支點）-0.68949.938642.174Bu（上三腳架前支點）102.514372.453697.05Cu（上三角架后支點）-87.867372.453719.213Du（上臂中點）-7.324372.453708.132Ad（主銷下支點）-9.68926.938518.174Bd（下三腳架前支點）112.999369.588621.696Cd（下三角架后支點）-116.982369.588618.696Dd（下臂中點）-1.992369.588620.196Ju（減振器上支點）-7.605367.7461015.063Jd（減振器下支點）-2.053162.609591.879O（車輪中心點）-1.330556E（車輪接地中心）030.1240在設計過程中，為了節省空間以盡可能多地實現輕量化，在巴哈賽車的前懸架系統內的雙橫臂懸架形式采用較為簡單的左、右對稱結構，因此在懸架空間模型中，以上、下臂中點作為幾何三角形的特征點D。本次設計中雙橫臂為A臂式，在分析過程中，為了簡化計算過程，將其結構簡化為擺臂（三角形結構），根據以后的坐標參數進行計算，如圖3.10所示：圖3.10懸架“三角形”設x，y，z為搖臂三角形各點的坐標，那么搖臂三角形根據其結構特征可呈現如下結構形式，通過利用三角形勾股定理，可計算各邊長度：表3.5懸架“三角形”各邊長度相關部分長度單位：mmlAB上343.042lBC上181.667lCA上340.207lAB下375.55lBC下230lCA下375.553.5、運動學特性分析懸架運動學參數反映了左、右車輪上、下運動過程中，前輪定位參數、輪距等參數相應的變化規律。這些規律與巴哈賽車懸架導向機構的設計息息相關，因此，它們不僅影響著巴哈賽車的駕駛操縱性和穩定性，同時還影響著轉向性能和動力性能的發揮，更決定著懸架各組成部分的使用壽命等。（1）主銷內傾角和后傾角主銷內傾角是轉向節主銷軸線或假想的主銷軸線在橫向平面內向內傾斜時，和垂線之間的夾角，如圖3.11所示：圖3.11主銷后傾角示意圖主銷內傾角可以有效減少轉向操縱力、回跳和跑偏現象，從而改善車輛直線行駛過程中的操作穩定性。主銷后傾角是法向平面內車輪轉向軸線或主銷軸線從垂直方向向后傾斜的一個角度。通常情況下令向垂線后傾斜的角度為正，如圖3.12所示：圖3.12主銷后傾角示意圖主銷后傾角主要用于使車輪復位以及行駛穩定性的提高，其產生的回正力矩可以實現使車輛在行駛過程中偶遇外力時能自動回正。后傾角的角度不會影響輪胎磨。主銷內傾角和后傾角可根據Au、Ad兩點的坐標計算得出：（3.36）（3.37）（2）車輪外傾角和前束角如圖3.13所示車輪外傾角是從巴哈賽車的正前方輪胎的幾何中心線與地面垂線的夾角。圖3.13車輪外傾角示意圖車輪外傾角主要用于提高汽車行駛的安全性。外傾角可使車輪在轉向時偏移量減小，從而減少轉向力，并具有防止車輪脫離立柱、輪轂的作用。前束角是在縱向平面內，由輪胎的中心線與車輛的縱向軸線之間的夾角。輪胎中心線前端向內收束的角度為正前束角，反之為負前束角，如圖3.14所示：圖3.14前輪前束角示意圖選擇合適的前束角可以消除車輪外傾造成的不良后果。在車輛加載的時候，受到重力作用而使車輪外傾，導致車輪產生滑動和輪胎磨損。通過輪心O與車輪接地點E的坐標可計算車輪外傾角和前束角。另外，定義車輪外傾角為正，前束角內收為正：（3.38）（3.39）其中R為車輪半徑R=282.5mm。3.6、本章小結本章主要通過數學計算方法和懸架空間位置關系，以基礎設計計算公式為基礎，對巴哈賽車前懸架主要位置參數及相關力學性能進行計算及校核，初步巴哈賽車獲得前懸架關鍵數據，以及確保了巴哈賽車前懸架設計的可靠性。此后，結合設計參數對巴哈賽車前懸架進行CATIA三維建模，從而根據三維建模的位置點測量硬點相對位置關系，從而進行硬點分析。

第4章后懸架設計后懸架采用的形式為多連桿式獨立懸架，此類型懸架可根據需求改變搖臂或拉桿的組成。本文結合巴哈賽車的比賽實際工況需求，首先通過對后懸架布置位置的分析。此后通過確定的布置位置對懸架結構參數進行設計。再次，結合懸架參數對后懸架減振器的主要參數進行設計。最后建立CATIA三維模型4.1、懸架布置位置確定巴哈賽車的后懸架位置選點與結構設計之間密切相關，所以設計過程應當先根據已有車身車架的三維模型，結合不同結構的工作特點和承載特性，選取不同的連接點，作為搖臂連接車身與懸架的固定位置點。在車身車架的設計過程中，預留了相應的冷作硬化彎折點和三根鋼管相交的點，以獲取良好的匹配性。另外，為了適應獨立懸架中，左、右車輪能獨立上、下跳動，且具有足夠的跳動空間，故搖臂與車身如圖4.1的連接形式采用鉸連接。4.1巴哈賽車后部防滾架示意圖4.1.1、前搖臂車身固定點選擇為了使搖臂能與防火墻良好的匹配，需要選取一個能夠具有足夠承載能力以抵抗應力變形的位置點，同時需考慮懸架整體高度和上下位置的關系，初選為防火墻車架中下部拐點處，但由于懸架兩端的高度差過高，容易產生額外的負載，不僅增加了車架的負擔，同時降低了懸架的可靠性，故需調整并降低固定點，將固定點下移至圖示位置，以滿足固定需要，并減小懸架兩端高度差，并使車架能夠獲得來自多根桿件的支撐，以承受來自于懸架的載荷，如圖4.2所示。圖4.2前搖臂車身固定點4.1.2、后拉桿車身固定點選擇為了預留發動機艙的空間，車架設計過程中在機艙后部設置了一個方形框架結構，以使底部發動機有空間可單獨設置支架以實現承載和調整整車重心的設計需要，因此設置兩根搖臂用以連接立柱與車架。另外，考慮到鉸鏈布置空間，需設置合理的鉸鏈與鉸鏈間的間隙，鉸鏈的初步布置位置如圖4.3所示.圖4.3后拉桿車身固定點4.1.3、減振器車身固定點選擇后懸架需要承載發動機和變速器等重要部件，且均為重載，需要有足夠的減振器行程，同時也需要選取足夠穩定的結構節點，以適應極端的載荷情況，如圖4.4所示。圖4.4減振器車身固定點4.2、后懸架結構設計在設計巴哈賽車后懸架結構時，由于賽車的后驅形式，后懸架立柱需同時與驅動軸和前搖臂及后拉桿連接，為了使其結構的實際在滿足強度、結構等要求的同時，還能夠滿足輔助動力性發揮的要求，設計時需考慮使前搖臂和后拉桿與立柱固定位置盡可能對稱。4.2.1、前搖臂設計為了使前搖臂具有穩定的結構特點，同時便于之后調整后輪前束，主銷傾角等硬點值，尤其需要考慮與立柱的匹配，初選固定位置點僅有一點，而為了方便硬點值的調整，前、后拉桿與立柱連接時均需設置兩個固定點，因此可知至少需要建立三點構成的結構，初定如圖4.5所示。圖4.5前搖臂固定形式在設計前搖臂參數前，根據已有的輪胎半徑、輪距、軸距等參數確定搖臂各連接點的相對坐標位置，并通過三維建模確定其參數，如圖4.6所示：圖4.6后懸架前搖臂相對位置示意圖表4.1懸架關聯點參數位置點名稱XYZ車架連接點F690.5-952.5412.3立柱下連接點Sb913.1-1406.4290.2立柱上連接點Sa906.1-1403.8230.7車輪接地點T986.1-1423.3-28.1通過幾何關系可得后懸架前搖臂上部分的尺寸為：（4.1）前搖臂下部分尺寸為：（4.2）前搖臂與立柱連接點的上下距離為：（4.3）簡化設計尺寸為4.2.2、后拉桿設計后拉桿可根據選點及整車參數（包括側傾中心、離地間隙等）直接設計后拉桿參數，如圖4.7、4.8所示圖4.7后拉桿車身位置結構示意圖圖4.8后拉桿車輪位置結構示意圖選點及設計過程與前懸架類似，此處不再贅述，各位置點如下表：表4.2后懸架連接點坐標參數位置點名稱XYZ車架上連接點Fa488.3-1584.8470.2車架下連接點Fb476.2-1580.4371立柱上連接點Ua908.2-1490.1206.5立柱下連接點Ub920.9-1491305.7利用上述位置點坐標及車架與懸架的匹配關系，計算各桿件尺寸參數：桿件a：（4.4）桿件b：（4.5）懸架立柱固定點間距c：（4.6）簡化設計參數：4.3、減振器參數設計（1）減振器及其形式的選擇后懸架需要承擔更大的載荷，但無需過多承擔輔助轉向的作用，減振器形式方面延續前懸架的選擇，仍選用充氣彈簧。（2）相對阻尼系數的確定式中為阻力，為減振器阻尼系數。（4.7）初取=0.28。（3）減振器阻尼系數的確定（4.8）（4.9）（4.10）（4）最大卸荷力的確定（一般為～，A為車身振幅，取，為懸架固有頻率）（4.11）（4.12）（5）減振器尺寸的確定(為工作缸最大允用壓力一般取3～4，為連桿QUOTE與缸筒直徑之比，雙筒式一般取0.4～0.5。取)（4.13）為了減低制造成本，且使前后懸架中，盡可能多的部件具有互換性，故仍然將工作缸直徑取為。貯油筒直徑取壁厚為,材料為20鋼。為了適應懸架位置點的布置，并在匹配車輪位置參數的前提下，選取合適的工作缸行程，有效行程，減振器總長。

4.4、后懸架CATIA建模（1）零件設計后懸架結構相較于前懸架較為簡單，零件部分主要與傳動軸匹配，如圖4.9所示為后懸架立柱的三維建模。圖4.9后懸架立柱（2）創成式曲面設計后懸架桿件包括前搖臂及后拉桿，前搖臂CATIA模型如圖4.10所示。圖4.10后懸架前搖臂（3）后懸架總裝后懸架的總裝過程類似于前懸架，如圖4.11所示。圖4.11后懸架單側總裝模型前、后懸架建模完成后，通過鏡像獲得另一側懸架，在以車架為基準的空間中對懸架系統進行總裝，如圖4.12所示。圖4.12懸架與車架裝配模型4.5、本章小結本章在空間幾何的基礎上，以車架和前、后軸相對位置為基準，對后懸架前、后拉桿位置進行了確定，同時結合相對位置關系，確定坐標，最后通過坐標位置計算獲得各桿件尺寸。在巴哈賽車上多采用前搖臂配后拉桿的多連桿式獨立懸架，從而獲得符合要求的懸架形式。因此，前文采用了基于已知位置的空間連線方式，獲得后懸架前、后拉桿的幾何、位置尺寸并建立CATIA三維模型。第5章巴哈賽車懸架系統分析及仿真為了驗證前后懸架設計桿件的力學強度和前懸架的運動學參數，本章運用ANSYSWorkbench模塊對前懸架上、下橫臂進行了靜力學分析。根據第三章所分析的硬點參數，建立了Adams懸架模型，從而對前懸架運動學變化特性進行了仿真。5.1、前懸架靜力學分析5.1.1、巴哈賽車前懸架上橫臂靜力學分析在本章中，利用第六章CATIA的巴哈賽車前懸架三維模型進行分析，首先在CATIA的product模塊中將上、下橫臂的裝配體轉換為零件體并以.model的文件格式保存，從而可以將其導入到ANSYS中。通過鉸鏈搖臂兩端，上橫臂采用U型結構，此結構彎管處在受力時形變較為明顯，根據前文所得單側輪非簧載質量為12.33Kg，且臂承載面積約為0.025㎡，存在最大載荷為設置載荷為4833.36Pa，為應對巴哈大賽賽道上的復雜道路狀況，預設載荷為6500pa。因此前懸架上橫臂分析結果如圖5.1所示。圖5.1基于ANSYS的巴哈賽車前懸架上橫臂靜力學分析從分析結果可知，最大形變量為4.975e-6m，為可接受范圍。但其最大形變位置出現在管材彎折處，且形變量具有一個較大的變化梯度，雖然此設計因為載荷輕，材料性能盈余等不存在實際性的使用問題，但仍然存在應力、應變分布不均等問題。5.1.2、巴哈賽車前懸架下橫臂靜力學分析在設置下橫臂載荷時，仍然按照上述最大載荷設置，但下橫臂與減振器相連，因此隨減振器壓縮和伸長的橫臂力學性能變化為動力學變化特性。為了簡化這一分析過程，按照減振器最大壓縮量時產生反向支撐力，設置減振器安裝處的反向載荷。第三章中提到減振器最大卸荷力為69.86N，但由于懸架單側非簧載質量僅為12.33Kg，因此載荷力仍遵循車輪單側非簧載質量，且減振器作用面積為0.0275㎡，計算得最大載荷為4393.96pa。由于彈簧選用為空氣彈簧，根據其彈性衰減的非線性特性，在壓縮行程的后端，彈簧較硬，可能存在極端載荷情況。為了規避風險，適當增大其載荷，故設設置減振器連接點載荷值為4500pa，而下橫臂載荷面積為0.018㎡，故其最大計算載荷為6713pa。基于工況考慮適當上調數值以適應變化，設置最大載荷為8500pa，因此前懸架下橫臂分析結果如圖5.2所示。圖5.2基于ANSYS的巴哈賽車前懸架下橫臂靜力學分析上述分析結果可知最大形變位置出現在車架固定點與減振器安裝點之間，最大形變量為3.5564e-6m，下橫臂相比于上橫臂額外承受來自減振器的反向支撐力，故其最大形變量較小，但也因此受力情況更為復雜，故仍然存在較大的應力變化。綜合分析上、下橫臂靜力學分析形變圖可知，下搖臂形變由軸向變化，且變化均勻，而上橫臂的彎管處形變方向復雜，故存在優化可能性。

5.1.3、巴哈賽車后懸架前搖臂靜力學分析后懸架的形式為前搖臂、后拉桿構成的多連桿式獨立懸架，因此在垂直方向上干涉極小，即車輪跳動對懸架力學性能影響較小，此外，巴哈賽車后懸架后拉桿為兩端鉸鏈連接，僅提供軸向限位作用，因此本文僅對后懸架承載時前拉桿的受力情況進行基于ANSYS的靜力學分析。與前懸架橫臂靜力學分析類似，減振器卸荷力大于單側非簧載質量，故選用非簧載質量作為拉桿承受載荷，其值為14.75Kg，簡化后當量承載面積為0.0175㎡，計算在載荷為8260pa，考慮巴哈賽車實際工況，適當上調載荷，綜上，設置載荷為9500pa。因為減振器選型與前懸架相同，故采用相同數值進行設置，即4500pa。分析結果如圖5.3所示。圖5.3基于ANSYS的巴哈賽車后懸架前拉桿靜力學分析由上圖分析可知，最大形變位置出現在搖臂車架固定點與減振器安裝點，最大形變量為2.7516e-7m，形變量及其細微，符合設計的強度要求。從形變位置可知，巴哈賽車后懸架前拉桿變形點主要集中在三角形的上方桿件上，即下方構件承載極小，因此此處可作為設計優化的切入點。

5.2、巴哈賽車前懸架運動學特性分析5.2.1、Adams建模思路在進行運動學仿真之前，需要先對巴哈懸架系統進行建模，通過使用Adams/Car中的TemplateBuilder模塊，建立分析模型，具體流程如圖5.4。圖5.4Adams建模思路

5.2.2、Adams建模分析將3D空間模型中的各點值按照一定關系，以硬點值的形式輸入值Hardpoint創建模塊，通過相互關聯的各點創建GeneralPart，從而獲得各構件的空間平面，為之后建立實體模型做準備。之后創建ConstructionFrames，以此獲得與懸架系統相匹配的車架，從而使其成為固定結構，以便于運動學仿真時獲得靜態參照物。此后運用ForceElement和AttachmentPoint模塊，創建彈簧等彈性元件以及懸架系統的可動連接點，從而構件懸架與車架之間的運動參照。最后輸入主銷外傾角和前輪前束角，作為運動學特征值參與運動學仿真。通過預仿真，檢查建模是否正確，關系是否完整，待一切準備就緒后即可獲得Adams運動學分析模型，如圖5.5所示圖5.5前懸架Adams模型在巴哈賽車的實際過程中，主銷內傾角和前輪前束角作為極端情況值選取，但在巴哈賽車的實際行駛過程中，需要考慮上述參數隨搖臂上、下運動的變化的特性。因此需要分析其運動型特性。在完成Adams的建模后，根據設計懸架減振器工作缸行程為140mm，分別設置懸架的平跳和左、右車輪獨立跳動工況上、下行程分別為70mm、-70mm，跳動周期為100個單位時間，如圖5.6,5.7所示。圖5.6前懸架平跳分析參數設定圖5.7前懸架車輪獨立跳動分析參數設定根據上述跳動分析得到相應的巴哈賽車主銷內傾角和前輪前束角變化特性曲線圖5.8前懸架平跳狀態下主銷內傾角、前輪前束角變化特性圖5.9前懸架車輪獨立跳動狀態下主銷內傾角、前輪前束角變化特性由上圖顯示，在預設定主銷內傾角和前輪前束參數后，懸架在跳動過程中，以設定值為跳動范圍，在懸架的上、下行程中跳動未加載，即懸架無跳動，圖中時間橫坐標為50時上述參數均為0。根據Adams默認左、右跳動規律，左、右參數呈對稱，其中主銷內傾角在上、下跳動過程中的變化規律以靜態中心為基準基本呈對稱。而前輪前束則顯示，其在壓縮過程的變化，即右側車輪的0-50s，明顯小于下落時的變化情況，前輪前束角的變化區間為（-1.7,3.5）,主銷內傾角變化區間為（-1.7,1.1）。上述數據均在設計參數范圍內，且未產生較大偏差，因此運動學參數設計可靠5.3、本章小結本章通過結合前文設計參數和三維建模，運用ANSYS軟件，對具有承載要求的懸架桿件結構進行了初步的靜力學分析，并對本次巴哈賽車懸架的設計進行了初步的驗證。其次運用Adams對懸架系統進行了運動學建模，并在此基礎上分析了主銷內傾角和前輪前束角在車輪跳動時的變化特性，進一步排除了設計中干涉存在的可能性，并仿真了懸架的動態特性。

結論1、研究結論本文針對在巴哈設計過程中對懸架系統的要求，以2018賽季的巴哈賽車車架為設計基礎：1、通過查閱文獻資料和設計手冊，了解了巴哈賽車懸架系統的設計需求，以及相關研究的發展現狀及趨勢，同時進行了參數設計及大部分強度的校核。另外，綜合了2017賽季和2018賽季的設計經驗，還設置了重要的運動學參數；2、利用計算機輔助設計軟件CATIA，建立了雙橫臂式獨立懸架和多連桿式獨立懸架的各零件組成和裝配圖的三維實體模型；3、運用ANSYSWorkbench分析模塊，對懸架桿件進行了初步的靜力學分析，結合設計參數及選型結果，輸入相應的載荷關系，驗證了設計的可靠性；4、在懸架仿真分析軟件ADAMS/Car中建立了前、后懸架的多體動力學模型，在添加了相關運動學參數和路面激勵后分析巴哈賽車車輪跳動時懸架各參數的變化情況和變化規律，驗證了懸架設計的可行性并得出分析結果。最終，設計出一款基本符合比賽規則和設計要求的巴哈賽車懸架系統。2、設計亮點在結構設計方面，通過前懸架上橫臂通過采用U型彎管以避免減振器的安裝干涉，同時使得懸架整體高度更易調節，以獲得更為理想的車身離地高度；后懸架則通過使用導向功能和承載功能幾乎獨立的前搖臂、后拉桿形式，在解決后懸架重承載的問題的同時，避免了復雜結構所帶來的設計困難、維修接近性差等問題；在設計過程方面，本次設計中通過采用ANSYS的靜力學分析模塊對懸架桿件進行了力學性能的校核，而不是采用簡單的理論方式分析，從而避免了理論分析中，過度簡化模型而導致的分析結果不準確。3、未來展望在本次設計中，所選用擺臂、拉桿的尺寸在滿足要求的前提下仍然有稍許盈余，在未來的設計中，可以結合計算機輔助分析和試驗，探索對懸架桿件進行進一步優化。另外，在前懸架的上橫臂設計中，本次畢業設計采用的為立柱連接端彎管的連桿作為上橫臂，雖然此設計有效調節了整車離地間隙并且避免了與減振器的干涉，但卻未考慮彎管過程中對管件強度的破壞，因此，在未來的設計過程中，應當盡可能的避免此類加工，從而更好地確保設計的力學性能。

致謝每逢夏天的開始，必然有落幕和退場，如今我四年短暫的理工求學生涯也將畫上一個句號，回頭看這一路走來不敢稱之為艱辛，但也的確不少坎坷。而在我前行道路上，少不了來自父母的支持，非常感謝父母含辛茹苦養育我，從最初的牙牙學語到如今獨立生活、求學。在將來的學習、生活中，我會加倍努力，不辜負父母的期望。愿父母健康快樂。其次，我要感謝我的畢業設計指導老師田哲文，在我大二參加車隊時，田老師就曾指導過我。大三時又有幸參與了田老師的轉向操控性試驗課程。如今，也是在田老師的悉心指導下，我才得以完成我大學本科的畢業設計。田老師的教導貫穿了我的大學生活，也給我帶來了重要的影響。在畢業設計的過程中，當我遇到問題時，田老師的點撥也總能讓我茅塞頓開，使我不斷向前。田老師的指導和教誨，是我一生受用的財富，在畢業來臨之際，在此向田老師表示由衷的感謝。再次，我要感謝我的輔導員董老師，在我大學本科的學習生涯中，董老師無微不至地關心著我，從日常的生活學習，到如今畢業時的升學。董老師的包容和理解，化解了我異鄉求學的苦悶。董老師曾的鞭策依稀回蕩在耳邊，激勵我面對一切困難，使我在今后的人生中更加自立、自強。另外，我還要感謝我的大學同學們，他們包括我的舍友、社團的同事、車隊的隊友，以及所有曾經幫助過我的同學，正是因為有他們的幫助，我才度過了一個快樂、充實的大學生活，也是因為他們在我困難時的幫助，才使我能夠坦然面對挑戰。尤其要提到的是潘德文、張一鳴、安玉霈同學，他們在生活和學習上的幫助，解決了我不少難題，曾今的暢聊也安撫過我躁動的心，是他們讓我看到了友誼的珍貴。最后，十分感謝在百忙之中抽出時間評閱論文和參加論文答辯的老師，也感謝武漢理工大學為我提供的寶貴的學習平臺。

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