PAGE51目錄目錄 11緒論 31.1懸架的重要性 31.2懸架的功能 31.3懸架的設計要求 41.4懸架系統研究與設計的領域 4第2章汽車懸架概述 62.1懸架基本概念 62.1.1懸架概念 62.1.2懸架基本組成 62.1.3傳力構件及導向機構 62.1.4橫向穩定器 72.2懸架設計要求 7第3章懸架對汽車主要性能的影響 83.1懸架對汽車平順性的影響 83.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響 83.1.2懸架系統中的阻尼對汽車行駛平順性的影響 113.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響 133.1.4改善平順性的主要措施 133.2懸架與汽車操縱穩定性 133.2.1汽車的側傾 133.2.2側傾時垂直載荷對穩態響應的影響 163.3懸架Ｋ＆Ｃ特性 173.4懸架彈性特性 18第4章懸架主要參數的確定 194.1懸架靜撓度 194.2懸架的動撓度 204.3懸架剛度計算 204.4懸架主要分析參數 214.4.1車輪外傾角 214.4.2前束角 214.4.3主銷后傾角 214.4.4主銷后傾拖距 224.4.5主銷內傾角 224.4.6側傾中心高度 224.4.7側傾外傾系數 23第5章懸架主要零件設計 245.1螺旋彈簧的設計 245.1.1螺旋彈簧的剛度 245.1.2計算彈簧鋼絲直徑d 245.1.3彈簧校核 245.2減振器的設計 255.2.1相對阻尼系數ψ的確定 275.2.2減振器阻尼系數δ的確定 275.2.3減振器最大卸荷力的確定 285.2.4減振器工作缸直徑D的確定 28第6章多體動力學及ADAMS 306.1多體系統動力學綜述 306.1.1多剛體系統動力學 306.1.2柔性多體系統動力學 306.2多體動力學在汽車研究中的應用 316.3ADAMS軟件及其在懸架運動學/彈性運動學分析中的應用 326.4課題研究的主要內容和意義 34第7章扭轉梁懸架模型的仿真 357.1懸架的建模原理 357.2懸架子系統的建立 367.3懸架總成的建立 387.4車輪輪跳的懸架運動學仿真分析 397.4.1設定參數 407.4.2圖線分析 42第8章結論 49參考文獻 50

1緒論1.1懸架的重要性現代汽車除了保證其基本性能，即行駛性、轉向性和制動性等之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，向高附加價值、高性能和高質量的方向發展。對此，尤其作為提高操縱穩定性、乘坐舒適性的轎車懸架必須進行相應的改進。舒適性是汽車最重要的使用性能之一。舒適性與車身的固有振動特性有關，而車身的固有振動特性又與懸架的特性相關。圖1-1為扭轉梁后懸架示意圖圖1-1扭轉梁后懸架1.2懸架的功能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、制動力和驅動力等，并且緩和由不平路面傳給車身的沖擊載荷、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。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架（或車身）之間的一切力和力矩；緩和路面傳給車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩定性，使汽車獲得高速行駛能力。汽車在不平路面上行駛時，由于懸架的彈性作用，使汽車產生垂直振動。為了迅速衰減這種振動和抑制車身、車輪的共振，減小車輪的振幅，懸架應裝有減振器，并使之具有合理的阻尼。利用減振器的阻尼作用，使汽車振動的振幅連續減小，直至振動停止。1.3懸架的設計要求為了滿足汽車具有良好的行駛平順性，要求由簧上質量與彈性元件組成的振動系統的固有頻率應在合適的頻段，并盡可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應合理，對乘用車，要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還要盡量避免懸架撞擊車架（或車身）。在簧上質量變化的情況下，車身高度變化要小，因此，應采用非線性彈性特性懸架。要正確地選擇懸架方案和參數，在車輪上、下跳動時，使主銷定位角變化不大、車輪運動與導向機構運動要協調，避免前輪擺振；汽車轉向時，應使之稍有不足轉向特性。懸架與汽車的多種使用性能有關，為滿足這些性能，對懸架提出的設計要求有：（1）保證汽車有良好的行駛平順性。（2）具有合適的衰減振動的能力。（3）保證汽車具有良好的操縱穩定性。（4）汽車制動或加速時，要保證車身穩定，減少車身縱傾，轉彎時車身側傾角要合適。（5）有良好的隔聲能力。（6）結構緊湊、占用空間尺寸要小。（7）可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。1.4懸架系統研究與設計的領域汽車懸架系統的研究與設計主要是為了提高汽車整車的操縱穩定性和行駛平順性。汽車懸架系統的研究與設計的領域也相應地分為兩大部分：一是對汽車平順性產生主要影響的懸架特性；另一是對汽車操縱穩定產生主要影響的懸架特性。前一部分主要是對懸架的彈性元件和阻尼元件特性展開工作，主要是將路面、輪胎、非簧載質量、懸架、簧載質量作為一個整體進行研究與設計，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵下，影響汽車平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學特性，因此可以稱之為懸架系統動力學研究。后一部分主要是對懸架的導向機構進行工作，主要是研究在車輪與車身發生相對運動時，懸架導向機構如何引導和約束車輪的運動、車輪定位及影響轉向運動的一些懸架參數的運動學特性。這一部分的研究稱為懸架的運動學研究。考慮了彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，則懸架運動學即為懸架彈性運動學。懸架彈性運動學是闡述由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位等主要懸架參數的變化特性。這樣懸架系統的運動學研究就包括了懸架運動學和彈性運動學兩個方面的內容。汽車懸架概述懸架是汽車的車架與車橋或者車輪之間的一切傳力、連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力矩，并且緩沖衰減由不平路面傳給車架或車身的沖擊，以保證汽車能平順行駛。2.1懸架基本概念2.1.1懸架概念保證車輪或車橋與汽車承載系統(車架或承載式車身)之間具有彈性聯系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。2.1.2懸架基本組成懸架主要由彈性元件、導向機構和減振器組成，有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩定桿。彈性元件受沖擊后會產生持續的振動，使乘坐不適，因此，設有減振器將振動迅速衰減，使振幅迅速減小。導向機構用來確定車輪相對于車架或車身的運動，傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。為減少車軸對車架或車身的直接沖撞，一些汽車懸架上裝有緩沖塊，起限制移動行程。橫向穩定桿的作用是減少轉彎時車身的側傾，并提高輪胎對地面的附著力。2.1.3傳力構件及導向機構車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求，否則對汽車某些行駛性能（特別是操縱穩定性）有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。對導向機構的要求：懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。懸架上載荷變化時，前輪定位參數要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向加速度。汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，在0.4g側向加速度作用下，車身側傾角≤6-7度，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。（4）制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。（5）具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。2.1.4橫向穩定器在多數的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件——橫向穩定器。橫向穩定器實際是一根近似U型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。2.2懸架設計要求如前所述，汽車懸架和簧載質量、非簧載質量構成了一個振動系統，該振動系統的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經濟性和運營經濟性。該振動系統也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求：（1）通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車具有良好的行駛平順性，具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點發生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力。（2）合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間力和力矩可靠傳遞。（3）導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協調，避免發生運動干涉，否則可能引起轉向輪擺振。（4）側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩定，避免發生汽車在制動和加速時的車身縱傾(即所謂“點頭”和“后仰”)。（5）懸架構件的質量要小尤其是其非懸掛部分的質量要盡量小。（6）便于布置。（7）所有零部件應具有足夠的強度和使用壽命。（8）制造成本低。（9）便于維修、保養。懸架對汽車主要性能的影響懸架型式、導向桿系的布置以及懸架參數的選擇等對汽車性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內在聯系。為此從不同角度去分析汽車各種性能的影響。3.1懸架對汽車平順性的影響良好的汽車行駛平順性不僅能保證乘員的舒適與所運貨物的完整無損，而且還可以提高汽車的運輸生產率、降低燃油消耗、延長零件的使用壽命及提高零件的工作可靠性等。目前主要參照國際標準ISO2631來評價汽車平順性，它把乘員承受的疲勞-降低工效界限表示為振動加速度均方根值隨頻率變化的函數。對垂直振動而言，人體對4—8Hz的振動最敏感，所以這一頻帶的界限值最低。為使人體承受的振動不超過規定的界限值，主要靠懸架來降低車身振動加速度均方根值。在一定隨機路面不平度的輸入下，車身加速度的均方根值的大小，取決于車身加速度對路面不平度g的幅頻特性“｜/g｜”，與車身在懸架上振動的固有頻率n、非周期性系數及非簧載質量m的大小有關。從圖3-1可以看出，當車身固有頻率越低曲線越低，車身加速度均方根值越小。圖3-1幅頻特性曲線3.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響1車身固有振動頻率若不考慮輪胎和減震器的影響，則車身固有頻率==Hz(3-1)式中：—固有角振動頻率，rad/sC—懸架剛度，N/mM—簧載質量，kg由于在靜載荷作用下懸架的靜撓度=(3-2)則=(3-3)當以每秒振動次數表示時，=Hz(3-4)式中：—靜撓度，cm。它是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷F與此時的懸架剛度c之比。從上述公式中可見，車身振動的固有頻率由簧載質量M、懸架剛度c或由懸架靜撓度決定。由試驗得知，為了保持汽車具有良好的平順性，車身振動的固有頻率應接近人體所習慣的步行時的身體上、下運動的頻率1～1.4Hz(60～85次/min)，振動的加速度的極限允許值為0.3～0.4g。從保持所運貨物完整性的觀點出發，車身振動加速度也不能過大，如果車身加速度達到1g，則未經固定的貨物可能離開車廂底板。因此為保證所運貨物完整無損，振動加速度的極限值不應超過0.6～0.7g。懸架的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(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。從圖3-1可知，車身固有頻率低于3Hz就可以保證人體最敏感的4～8Hz處于減震區。值越低，車身加速度的均方根值越小。但在懸架設計時，值不能選得太低，這主要是值降低，懸架的動撓度就增大，在布置上若不能保證足夠大小的限位行程，就會使限位塊撞擊的概率增加。另外，值選得過低，懸架設計不選取一定措施，就會增大制動“點頭“角和轉彎側傾角，使空、滿載是車身高度的變化過大。各種車型車身固有頻率的實用范圍為：貨車1.5～2Hz；旅行客車1.2～1.8Hz；高級轎車1～1.3Hz。2彈性特性在懸架設計中，通常把力和變形的關系的關系曲線，即車輪受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移的關系曲線，稱為懸架的彈性特性曲線，曲線的斜率為懸架的剛度。a、線性彈性特性線性彈性特性，即懸架變形與所受載荷成比例地變化。其剛度G是常數。一般鋼板彈簧懸架即屬此類。圖3-2為彈簧特性曲線。具有線性彈性特性的汽車，在使用中其車身振動的固有頻率將隨裝載的多少而改變，尤其是后懸架載荷變化很大的貨車和大客車，這種變化會使汽車前后懸架的頻率相差過大，結果導致汽車車身的猛烈顛簸(縱向角振動)，因而使汽車行駛平順性變壞。a——線性彈性彈性b——非線性彈性特性圖3-2彈性特性曲線b、非線性彈性特性非線性彈性特性的懸架，即懸架的剛度可隨載荷的改變而變化，也稱變剛度懸架。由于剛度c隨載荷而改變，可以使得在載荷變化時，保持車身振動的固有頻率不變，從而獲得良好的汽車行駛平順性。這時，在曲線上任意點M，必須滿足P／=f==常數(3-5)式中：P—特性曲線上任意點M的載荷；—任意點M的懸架剛度；f—求剛度時的次切矩，也有人稱f為懸架的折算靜撓度；—在靜載荷時，為汽車獲得較為良好平順性所要求的懸架靜撓度。因為=(3-6)可將上式改寫成=(3-7)積分得lnP=+A(3-8)因為當f=時，P=所以A=ln-1(3-9)因此P=這就是說．不管載荷如何變，為保持車身固有頻率不變，當載荷P等于大于時，懸架的特性應該是按指數函數的規律變化。然而，這種較為理想的彈性特性的懸架是難于實現的。目前，在懸架設計中，只不過是力求減小固有頻率隨載荷而變化的幅度(或范圍)，從而不同程度地改善汽車行駛平順性。非線性的懸架撣性特性可以采用適當的懸架結構(導向機構)或彈性元件(如加輔助彈簧、調節彈簧、空氣彈簧等)來實現。3.1.2懸架系統中的阻尼對汽車行駛平順性的影響減震器起衰減振動的作用，對汽車平順性有影響，其主要參數為阻尼系數，阻尼系數的選取要根據具體汽車的型號來選取。圖3-3是減振器阻尼對車身振動衰減的曲線示圖圖3-3減震器阻尼對振動的衰減作用a―振動完全沒有衰減的曲線，車身按懸架的固有振動頻率不斷振動；b―有衰減的情況，車身振動的振幅逐漸減小。c―減振器的衰減能力很強的情況，車身沒有振動，車身的位移很快恢復到原位。為了衰減車身由路面反饋來的自由振動和抑制車身、車輪、車架等的共振，以減小車身的垂直振動所引起的加速度和車輪垂直方向振動的振幅(減小車輪對地面壓力的變化，防止車輪過于跳離地面)，懸架系統中應具有適當的阻尼。當增大時，動撓度的幅頻特性在高、低兩個共振區幅值均顯著下降，在兩個共振區幅值之間變化很小。隨阻尼比增大，在低頻共振區幅頻特性峰值下降，車身加速度均方根值，提高平順性。圖3-4示出了車身加速度、車輪相對動載荷和彈簧行程與阻尼比(相對阻尼系數)之間的關系。圖3-4、和(Z-)與阻尼比的關系圖中曲線走向表示，只是彈簧行程(Z-)曲線是隨阻尼比單調變化，阻尼比愈大，所要求的彈簧行程愈小，相反，對于車身加速度和車輪動載而言，可找到一個最佳阻尼比值。然面對車身加速度和車輪動載的最佳阻尼比值也是不同的，前者為0.18，后者為0.4以上，故設計人員只能從中采取拆衷方案。3.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響由懸架支承的部件、總成等稱為簧載質量(或懸掛質量)，不是由懸架支承的部分稱為非簧載質量(或非懸掛質量)。減小非懸掛質量，使懸掛質量與非懸掛質量的比值較大，可以減小高頻共振區車身振動加速度和減少車輪離開地面的機率。因此，在汽車設計中，為提高汽車行駛平順性，采用非簧載質量較小的獨立是架更為有利。3.1.4改善平順性的主要措施(1)增大懸架靜撓度(降低固有頻率)。使其頻率接近人體所習慣的步行時的身體上、下運動的頻率。(2)盡量減少非簧載質量。由頻率公式得到減少非簧載質量，進而增大了簧載質量，同樣有降低汽車固有頻率的效果，從而也有使頻率接近人體習慣的運動頻率。(3)配合適當的阻尼和限位行程。通過減震器來吸收路面傳到車上的振動能量，使汽車振動得到衰減。3.2懸架與汽車操縱穩定性所謂的汽車操縱穩定性，是指汽車能正確地按照駕駛員通過操縱轉向系所確定的方向行駛，且在外力干擾下，能保持穩定或經過干擾后在一定時間內恢復穩態工況的性能。影響操縱穩定性的主要參數是車輪偏離角、前輪定位角、導向桿系與轉向桿系的運動協調性。當汽車曲線行駛時，在離心力的作用下，由于輪胎的橫向彈性和前、后懸架導向機構特性，一般會使轉彎半徑發生變化。在離心力的作用下，使轉彎半徑變大的特性稱為不足轉向，反之，稱為過度轉向。3.2.1汽車的側傾車身側傾軸線車身相對地面轉動時的瞬時軸線稱為車身側傾軸線。該軸線通過車身在前、后軸處橫斷面上的瞬時轉動中心，這兩個瞬時中心稱為側傾中心。側傾中心到地面的距離稱為側傾中心高度。側傾中心位置高，它到車身質心的距離縮短，可使側向力臂及側傾力矩小些，車身的側傾角也會減小。但側傾中心過高會使車身傾斜時輪距變化大，加速輪胎的磨損。懸架的側傾角剛度懸架的側傾角剛度是指側傾時(車輪保持在地面上)，單位車身轉角時，懸架系統給車身總的彈性恢復力偶矩。若令T為懸架系統作用于車身的總彈性恢復力偶矩，為車身轉角，則懸架的側傾角剛度為=可以通過懸架的線剛度來計算側傾角剛度。(1)懸架的線剛度懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上,車身作垂直運動時，單位車身位移時，懸架系統給車身的總彈性恢復力。a非獨立懸架具有非獨立懸架的汽車車身作垂直位移時所受到的彈性恢復力，就是彈簧直接作用于車身的彈性力。所以，懸架的線剛度就等于兩個彈簧線剛度之和。若一個彈簧的線剛度為ks,則懸架的線剛度為：K=2ks(3-10)圖3-5非獨立懸架b獨立懸架具有獨立懸架的汽車車身作垂直位移時，在垂直方向上車身受到的隨位移而變的力包括兩部分：彈簧直接作用于車身的彈性力在垂直方向的分量和導向桿系約束反力在垂直方向的分量。若能求出車身作垂直位移Δ時地面作用于輪胎的反作用力Δ，就可以求出懸架的線剛度。即：Δ／Δ(3-11)(2)懸架的側傾角剛度車身側傾時受到懸架的彈性恢復力偶矩，可以用等效彈簧的概念來進行分析。車身上一側受到的彈性恢復力，相當于一個上端固定于車身，下端固定于輪胎接地點且垂直于地面，具有懸架線剛度的螺旋彈簧施加于車身的彈性力。這個相當的彈簧稱為等效彈簧。圖3-6等效彈簧參照上圖3-6，當車廂發生小側傾角d時，等效彈簧的變形量為d,故車廂受到的彈性恢復力偶矩為dT=d懸架側傾角剛度為=(3-12)式中一側懸架的線剛度；B—為輪距。若已知懸架的線剛度，即可算出該懸架的側傾角剛度。例如，單橫臂獨立懸架的側傾角剛度為=(3-13)應該指出，上面的計算只適用于小傾角，而且在分析中沒有考慮導向桿系中鉸接點處彈性村套的影響。實際轎車的前側傾角剛度為300-1200Nm／（0），后側傾角剛度為180-700Nm／（0）3.2.2側傾時垂直載荷對穩態響應的影響在正常工作狀態下，汽車左、有車輪的垂直載荷大體上是相等的。但曲線行駛時，由于側傾力矩的作用，作用在前、后軸左、右車輪上的垂直反力，將是靜止狀態下的垂直反力及由側傾引起的垂直反力變動量之和。這將使車輪垂直載荷在左、右車輪上是不相等（外側車輪是增加垂直反力的，而在內側車輪則是減少垂直反力的），將影響輪胎的側偏特性，導致汽車穩態響應發生變化。有的汽車甚至會從不足轉向變為過多轉向。垂直載荷的變化對輪胎側偏特性有顯著影響。如圖3-7所示：圖3-7垂直載荷對輪胎側偏特性的影響垂直載荷增大后，側偏剛度隨垂直載荷的增加而加大；但垂直載荷過大時，輪胎與地面接觸區的壓力變得極不均勻，使輪胎側偏剛度反而有所減小。無側向力作用時，令為車軸左、右車輪的垂直載荷，為每個車輪的側偏剛度有側向力作用時，設左、右車輪垂直載荷沒有發生變化，則相應的側偏角為=(3-14)實際上，在側向力作用下，左、右車輪垂直載荷均發生變化。內側車輪減少ΔW，外側車輪增加ΔW，兩個車輪的側偏剛度隨之變為、。由于左、右車輪的側偏角相等，故有(3-15)或=(3-16)若令=，其中為垂直載荷重新分配后每個車輪的平均側偏剛度，則兩個車輪的側偏角為=(3-17)垂直載荷W側偏剛度K垂直載荷W側偏剛度K圖3-8側偏剛度與垂直載荷的關系由圖3-8可知，平均側偏剛度即為梯形abcd中線ef的高度。顯然>，即α>。進一步分析可知，左、右車輪垂直載荷差別越大，平均側偏剛度越小。由此可知，在側向力作用下，若汽車前軸左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨向于增加不足轉向量；若后鈾左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減少不足轉向量一般應使汽車有適度的不足轉向特性。汽車前軸及后軸左、右車輪載荷變動量決定于：前、后懸架的側傾角剛度、懸掛質量、非懸掛質量、質心位置以及前、后懸架側傾中心位置等一系列參數的數值。3.3懸架Ｋ＆Ｃ特性懸架系統是底盤的靈魂，也是汽車操縱穩定性的靈魂，要研究操穩必須研究懸架。K代表英文Kinematics,即不考慮力和質量的運動，而只限懸架連桿有關的車輪運動。C代表英文Compliance,也就是由于施加力導致的變形，跟懸架系統的彈簧、橡膠襯套以及零部件的變形有關的車輪運動。懸架系統Ｋ＆Ｃ試驗就是在臺架上模擬道路激勵導致的懸架運動。近年來，隨著計算機仿真技術的發展，已經可以運用軟件對懸架系統Ｋ＆Ｃ架必須研究其Ｋ＆Ｃ特性。Ｋ＆Ｃ試驗主要分六個方面：垂直加載試驗、側傾試驗、側向力試驗、回正力矩試驗、縱向力加載試驗、轉向幾何特性試驗。國內關于懸架的研究非常多，從被動懸架到主動懸架，從仿真計算到數值模擬，從麥弗遜懸架到多連桿懸架，無所不有無所不包，但都沒有回答一個問題，那就是怎樣評價懸架。通過Ｋ＆Ｃ特性的研究，可以起到如下作用：（１）整車前期開發階段懸架系統的架構；（２）在虛擬評審階段驗證懸架和整車動力學仿真模型；（３）在逆向設計和對比車型的研究中，進行競爭車型調查研究；（４）在樣車試制的各個不同階段，支持底盤調試工作。3.4懸架彈性特性懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f(即懸架的變形)的關系曲線稱為懸架的彈性特性。其切線的斜率是懸架的剛度。懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。當懸架變形f與所受垂直外力F之間呈固定比例變化時，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時懸架剛度為常數。當懸架變形f與所受垂直外力F之間不呈固定比例變化時，彈性特性如圖3-9所示。圖3-9懸架的彈性特性此時，懸架剛度是變化的，其特點是在滿載位置(圖中點8)附近，剛度小且曲線變化平緩，因而平順性良好；距滿載較遠的兩端，曲線變陡，剛度增大。轎車簧上質量在使用中雖然變化不大，但為了減少車軸對車架的撞擊，減少轉彎行駛時的側傾與制動時的前俯角和加速時的后仰角，也應當采用剛度可變的非線性懸架。第4章懸架主要參數的確定4.1懸架靜撓度懸架靜撓度，是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度c之比，即。汽車前、后懸架與其簧上質量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因現代汽車的質量分配系數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系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率n1和n2(亦稱偏頻)可用下式表示（4-1）式中，c1、c2為前、后懸架的剛度(N／cm)；m1、m2為前、后懸架的簧上質量(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（4-2）式中，g為重力加速度將（4-2）代入（4-1）得（4-3）分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。因此，欲保證汽車有良好的行駛平順性，必須正確選取懸架的靜撓度。在選取前、后懸架的靜撓度值和時，應當使之接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車身產生較大的縱向角振動。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，<1時的車身縱向角振動要比n1/n2>1時小，故推薦取=(0．8～0．9)。考慮到貨車前、后軸荷的差別和駕駛員的乘坐舒適性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦=(0．6～0．8)。為了改善微型轎車后排乘客的乘坐舒適性，有時取后懸架的偏頻低于前懸架的偏頻。用途不同的汽車，對平順性要求不一樣。以運送人為主的轎車對平順性的要求最高，大客車次之，載貨車更次之。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.00～1．45Hz，后懸架則要求在1.17～1.58Hz。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。對高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.80～1.15Hz，后懸架則要求在0.98～1.30Hz。貨車滿載時，前懸架偏頻要求在1.50～2.10Hz，而后懸架則要求在1.70～2.17Hz。選定偏頻以后，再利用式（4-3）即可計算出懸架的靜撓度。現取n=1.3，于是可以得出，后懸架靜撓度4.2懸架的動撓度懸架的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(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常碰撞緩沖塊。對轎車，取7—9cm；對大客車,取5～8cm；對貨車，取6～9cm。又由于懸架動撓度：取了得到良好的平順性，因當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于160mm。而符合要求4.3懸架剛度計算已知：已知整車裝備質量：m=1109kg，取簧上質量為1270kg；軸荷分配：前軸軸荷765Kg，后軸軸荷719Kg。空載后軸單輪軸荷為48%：滿載后軸單輪軸荷為48%：QUOTEEMBEDEquation.3懸架滿載剛度：=（減震器安裝角度15°）空載剛度=4.4懸架主要分析參數4.4.1車輪外傾角后輪外傾角示意圖如圖4.1所示。車輪外傾角是車輪平面與車輛坐標軸的垂直軸Z軸的交角，當車輪的上部向外傾斜時車輪外傾角為正。4.4.2前束角前束角的示意圖如圖4.2所示。前束角是車輛的縱向軸與車輪平面在車輛XOY面上投影線的夾角，用弧度表示。并且當車輪前方向縱向軸轉時為正。4.4.3主銷后傾角主銷后傾角示意圖如圖4.3所示。主銷后傾角是指在車輛的側面（車輛的XOZ平面）內主銷與車輛Z軸的交角，并且當主銷向上、向后傾斜時為正。圖4.1車輪外傾角圖4.2前束角圖4.3主銷后傾角圖4.4主銷后傾拖距4.4.4主銷后傾拖距主銷后傾拖距示意圖如圖4.4所示。主銷后傾拖距，是指沿著輪胎平面與道路平面的交線，從主銷與道路平面的交點到輪胎接地中心處的距離。當主銷與道路平面的交點在輪胎接地印跡的中心的前方時為正。4.4.5主銷內傾角主銷內傾角示意圖如圖4.5所示。主銷內傾角是在車輛橫向平面內主銷與車輛Z軸的交角，并且當主銷向上、向內傾斜時為正。圖4.5主銷內傾角Φ圖4.6側傾中心高度4.4.6側傾中心高度側傾中心高度示意圖如圖4.6所示。側傾中心是通過懸架連桿作用于車身上的側向力與垂直力的合力矩為零的車身上的那一點。通過在輪胎接觸處施加垂直于道路的單位垂直力，測量最終在輪胎接觸處的垂直方向與側向方向位移。延長垂直于左右輪輪胎接觸處位移的兩條直線，交點即為側傾中心。4.4.7側傾外傾系數側傾外傾系數示意圖如圖4.7所示。圖4.7側傾外傾系數側傾外傾系數是車輪外傾角相對于汽車側傾角的變化率。當每增加一度的車輛側傾角時車輪外傾角增加，則側傾外傾系數為正。第5章懸架主要零件設計5.1螺旋彈簧的設計5.1.1螺旋彈簧的剛度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。5.1.2計算彈簧鋼絲直徑d根據下面的公式可以計算：式中：——彈簧有效工作圈數，先取8——彈簧材料的剪切彈性模量，查表取——彈簧中徑，取100mm代入計算得：d=11.78mm計算結果圓整為鋼絲直徑d=12mm，彈簧外徑D=112mm，彈簧有效工作圈數n=8。5.1.3彈簧校核（1）彈簧剛度校核彈簧剛度的計算公式為：代入數據計算可得彈簧剛度為：N/mm 所以彈簧選擇符合剛度要求。（2）彈簧表面剪切應力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為：.式中C——彈簧指數（旋繞比），——曲度系數，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數，P——彈簧軸向載荷

已知=110mm，d=12mm，可以算出彈簧指數C和曲度系數：=100/12=8.33P=N則彈簧表面的剪切應力：查表可知,因為，所以彈簧滿足要求。綜上可以最終選定彈簧的參數為：彈簧鋼絲直徑d=12mm，彈簧外徑D=112mm，彈簧有效工作圈數n=8。5.2減振器的設計減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當車架與車橋作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內業作往復運動，于是減震器殼體內的油液反復地從一個內腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、易調整等優點，但現代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現于1901年，其兩種主要的結構型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結構型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖5-1所示。其中A為工作腔，C為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當汽車車輪上下跳動時，帶動活塞1在工作腔A中上下移動，迫使減振器液流過相應閥體上的阻尼孔，將動能轉變為熱能耗散掉。車輪向上跳動即懸架壓縮時，活塞1向下運動，油液通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據了一部分體積，必須有部分油液流經閥Ⅳ進入補償腔C;當車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞1向上運動，工作腔A中的壓力升高，油液經閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經過活塞桿與導向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，同樣由于活塞桿所占據的體積，當活塞向上運動時，必定有部分油液經閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產生的熱量靠貯油缸筒3散發。減振器的工作溫度可高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經油封7進入補償腔甚至經閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿5-1雙筒式減振器工作原理圖5.2.1相對阻尼系數ψ的確定相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統匹配時，會產生不同的阻尼效果。值大，震動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數ψY取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持的關系。設計時，先選取與的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取=0.25～0.35；對有內摩擦的彈性元件懸架，ψ值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取。取=0.3，則有：計算得：=0.4，=0.2。5.2.2減振器阻尼系數δ的確定減振器的阻尼系數。因懸架系統固有頻率，所以理論上。實際上，應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。我選擇圖5-2的安裝形式，則其阻尼系數δ為：圖5-2減震器的安裝形式根據公式，可得出：代入數據得：ω=6.9Hz，取a/b=0.8，α=10°由之前數據知，簧上質量=360Kg代入數據得減振器的阻尼系數為：5.2.3減振器最大卸荷力的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度，按上圖安裝形式時有：式中，為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A為車身振幅，取±40mm；ω為懸架震動固有頻率。代入數據計算得卸荷速度為：符合在0.15～0.30之間范圍要求。根據伸張行程最大卸荷力公式：可以計算最大卸荷力。式中，是沖擊載荷系數，取；代入數據可得最大卸荷力為：5.2.4減振器工作缸直徑D的確定根據伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為：其中，[p]——工作缸最大壓力，在3～4，取[p]=3；λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ=0.4～0.5，取λ=0.4。代入計算得工作缸直徑D為：mm減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時按照標準選用，按表5-3選擇。表5-3減震器類型所以選擇工作缸直徑D=30mm的減振器，對照下表選擇其長度：活塞形程S=240mm，基長L=110mm，則：=L+S=240+110=350mm（壓縮到底的長度）=+S=350+240=590mm（拉足的長度）取貯油缸直徑Dc=44mm，壁厚取2mm。多體動力學及ADAMS6.1多體系統動力學綜述多體系統動力學是在經典力學基礎上發展起來的，與車輛設計、航天器控制、機器人學、機械動力學等領域密切相關且起重要作用的新的力學分支。隨著近幾十年來對機械系統的高性能、高精確度的設計要求不斷的提升，加之高速度、高性能計算機的發展和計算方法的成熟，多體系統動力學已由早期的多剛體系統動力學發展為多柔體系統動力學。6.1.1多剛體系統動力學以歐拉（L.Euler1707-1783）為代表的經典剛體動力學發展至今已有二百多年了。兩個世紀以來，經典剛體動力學在天體運動研究、陀螺理論及簡單機構的定點運動研究等方面，取得了眾多的成果。但由于現代工程技術中多數實際問題的對象是由多個物體組成的復雜系統，要對他們進行運動學和動力學分析，僅靠古典的理論和方法已很難解決，迫切地需要發展新的理論來完成這個任務。六十年代末至七十年代初，美國的R.E.羅伯森、T.R.凱恩，聯邦德國的J.維登伯格，前蘇聯的E.II.波波夫等人先后提出了各自的方法來解決這些復雜系統的動力學問題。他們的方法雖各不相同，但有一個共同的特點，所推導出的數學模型都適用于電子計算機進行建模和計算。于是，將古典的剛體力學、分析力學與現代的電子計算機技術相結合的力學新分支多剛體系統動力學便誕生了。多剛體系統動力學中有下述幾種研究方法：（1）圖論方法；（2）凱恩方法；（3）旋量方法；（4）最大數量坐標法；（5）變分方法。多剛體系統動力學雖發展成許多方法體系，但他們的共同點是采用程式化的方法，利用計算機解決復雜力學系統的分析與綜合問題，由于建模、分析、綜合都是由計算機完成的，這給多剛體系統動力學理論帶來了很多優點：適用對象廣泛；可計算大位移運動；模型精度高。6.1.2柔性多體系統動力學隨著工程技術的發展，許多機械系統的機械部件采用了更輕更柔的材料，而且有些部件的運轉速度很高；另外，為了緩和沖擊和振動，在各構件之間的連接部位也采用了大量的柔性材料，所以在研究多體系統的動態特性時，這些柔性材料的影響越來越引起人們的關注。多柔體系統動力學成為近十幾年來在應用力學方面最活躍的領域之一。多柔體動力學是多剛體動力學的自然延伸，從計算多體系統動力學角度看，柔性多體系統動力學的數學模型首先應該和多剛體系統與結構力學有一定的兼容性。當系統中的柔性體變形可以不計時，即退化為多剛體系統。當部件間的大范圍運動不存在時，即退化為結構動力學問題。其次，由于結構動力學發展得相當完善，導出的柔性多體系統動力學方程中應該充分利用該領域的成果與軟件的輸出信息。柔性多體系統不存在連體基，通常選定一浮動坐標系描述物體的大范圍運動，物體的彈性變形將相對該坐標系定義。根據上述建模觀點，彈性體相對于浮動坐標系的離散將采用有限單位元法與現代模態綜合分析方法。在用集中質量有限單位元法或一致質量有限單位元法處理彈性體時，用結點坐標來描述彈性變形。在用正則模態或動態子結構等模態分析方法處理彈性體時，用模態坐標來描述彈性變形。這就是萊肯斯首先提出的描述柔性多體系統的混合坐標方法。在柔性多體系統動力學中也相應提出兩種混合坐標，即浮動坐標系的拉格朗日坐標加彈性坐標與浮動坐標系的笛卡爾坐標加彈性坐標。多柔體系統動力學的動力學方程是剛強耦合、強非線性方程，這種方程的求解目前只能通過計算機用數值方法進行。6.2多體動力學在汽車研究中的應用汽車本身是一個復雜的多體系統，外界載荷的作用更加復雜，加上人—車—環境的相互作用，給汽車系統動力學研究帶來了很大困難，由于理論方法和計算手段的限制，在過去不得不把模型進行較多簡化，以便使問題能夠用古典力學的方法人工求解。這導致汽車許多重要特性無法得到較精確的定量分析。計算機技術的迅速發展，使我們在處理上述問題方面產生了質的飛躍。80年代初，不僅有許多通用多體軟件可以對汽車系統進行分析和計算，而且還有各種針對汽車某一類問題的專用軟件。研究的范圍從局部結構到整車系統，涉及汽車系統動力學方方面面。國外各主要汽車廠家和研究機構在其CAD系統中均安裝了多體系統動力學分析軟件并與有限元、模態分析、優化等軟件一起構成一個有機整體。國內從1987年開始自行開發了汽車多剛體系統動力學軟件，在懸架分析和整車性能分析方面得到了成功的應用。80年代后期人們開始把柔體系統動力學理論和方法用于汽車技術領域，這標志著汽車多體系統動力學向新的層次發展。人們試圖用各種有效的方法將柔性體的離散效應并入多體動力學方程中進行分析和求解，這些方法中既有探索直接建立和求解剛柔混合的多體系統動力學方程的方法，也有采用現有的多剛體系統動力學軟件來近似對多柔體系統進行分析的方法。國內自80年代開始，主要運用由美國學者R.E.Roberson和聯邦德國學者J.Wittenburg提出的方法（簡稱R—W方法）進行汽車懸架的空間運動分析。這種方法應用圖論中的關聯矩陣和通路矩陣來描述系統的結構特征及連接關系；用矢量、張量、矩陣對復雜系統的運動學、動力學關系給出簡明的統一的數學表達式，是機械系統動力學分析的一種通用方法。從整個汽車CAE的角度來說，汽車多體系統分析軟件可完成三項任務：（1）對直接設計的系統進行性能預測；（2）對已有的系統進行性能測試評估；（3）對原有的設計進行改進。分析的范圍包括：運動分析、靜態分析、準靜態分析、動態分析、靈敏度分析等。應用多體系統動力學理論解決實際的汽車動力學問題時，一般要經過以下幾個步驟：（1）實際系統的多體模型簡化；（2）自動生成動力學方程；（3）準確求解動力學方程。6.3ADAMS軟件及其在懸架運動學/彈性運動學分析中的應用ADAMS（AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystem）全稱是機械系統自動動力學分析軟件，它是目前世界范圍內最廣泛使用的多體系統仿真分析軟件。通過預測和分析多體系統經受大位移運動時的性能，ADAMS可以幫助改進各種多體系統的設計，從簡單連桿機構到廣泛使用的車輛系統。ADAMS軟件可以方便地建立參數化實體模型，并應用了多剛體系統動力學原理進行仿真計算。只要用戶輸入具體多剛系統的模型參數，ADAMS軟件就可以根據多剛體系統動力學原理，自動建立動力學方程，并用數值分析的方法求解這個動力學方程，這就給多體系統的計算分析帶來了方便。而且ADAMS軟件建模仿真的精度和可靠性在現在所有的動力學分析軟件中是最好的。國外有人用ADAMS軟件對FordBroncoⅡ進行整車操縱模擬的仿真分析。在車速為20m/s，0.4s內輸入階躍激勵下，橫擺角速度和側向加速度曲線的數值仿真結果與試驗結果具有很好的一致性。ADAMS使用交互圖形環境和部件庫、約束庫、力庫，用堆積木方式建立三維機械系統參數化模型，并通過對其運動性能的仿真分析和比較來研究“虛擬樣機”可供選擇的設計方案。ADAMS仿真可用于估計機械系統性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的載荷輸入。它提供了多種可選模塊，核心軟件包包括交互式圖形環境ADAMS/View（圖形用戶界面模塊）、ADAMS/Solver（仿真求解器）和ADAMS/Postprocessor(專用后處理)；側外還有ADAMS/FEA（有限元接口）、ADAMS/Animation（高級動畫顯示）、ADAMS/IGES（與CAD軟件交換幾何圖形數據）、ADAMS/Control(控制系統接口模塊)、ADAMS/Flex(柔性體模塊)、ADAMS/Hydraulics(液壓系統模塊)等許多模塊，尤其是它的ADAMS/CAR（轎車模塊）、ADAMS/Engine(發動機模塊)、ADAMS/Tire（輪胎模塊）等使ADAMS軟件在汽車行業中的應用更為廣泛。ADAMS/Car是MDI公司與Audi、BMW、Renault和Volvo等公司合作開發的整車設計軟件包，集成了它們在汽車設計、開發等方面的經驗，利用該模塊，工程師可以快速建造高精度的整車虛擬樣機（包括車身、懸架、傳動系統、發動機、轉向機構、制動系統等）并進行仿真，通過高速動畫直觀地顯示在各種試驗工況下（例如：天氣、道路狀況、駕駛員經驗）整車動力學響應，并輸出標志操縱穩定性、制動性、乘坐舒適性和安全性的特征參數，從而減少對物理樣機的依賴，而仿真時間只是物理樣機試驗的幾分之一。ADAMS/Car采用的用戶化界面是根據汽車設計師的習慣而專門設計的，設計師不必經過任何專業培訓，就可以應用該軟件開展卓有成效的開發工作。ADAMS/Car中包括整車動力學軟件包（VehicleDynamics），懸架設計軟件包（SuspensionDesign）以及概念化懸架設計模塊（CSM），其仿真工況包括：方向盤階躍、斜坡和脈沖輸入、蛇行穿越試驗、漂移試驗、加速試驗、制動試驗和穩態轉向試驗，同時設定試驗過程中的節氣門開度、變速器檔位等。由于ADAMS/CAR在汽車運動學/動力學仿真方面的優秀性能，本文擬采用ADAMS/CAR作為主要的研究工具。本文用到的主要是懸架設計軟件包的功能。在ADAMS/CARTemplateBuilder中，應用其參數化的建模環境，各種現有汽車（主要針對轎車）的各種元件，和豐富的力、變量、參數等功能，建立懸架模塊的模型。在標準模式下，還可以改變尺寸參數、元件的屬性和車輛參數，與其他模塊裝配，并可以安裝在虛擬試驗臺上，就可以方便的進行與物理實驗臺相同的輪跳試驗，靜態加載試驗，和轉向試驗，并自動得到大部分常用的參數。此外還可以應用數學功能和request功能得到許多其它需要的參數。用ADAMS/Postprocessor還可以方便的繪制分析結果的曲線、在曲線上測量數值以及得到試驗過程的動畫重現。ADAMS/CAR中所有的數據都是通過ADAMS/Solver求解器完成的。ADAMS/Solver根據在CAR中建立的模型和參數，自動生成所有約束方程、動力學方程和各種力學關系方程，并用數值分析的方法進行求解。用戶無需編寫動力學計算方程及求解過程，只需輸入具體動剛體系統的模型參數，這樣就能把研究更多的集中在研究對象本身上。6.4課題研究的主要內容和意義由前面所述，就國內的研究情況來看，至少有幾個關于建立懸架仿真模型問題有待解決。首先，由于多體動力學方法和基于側傾中心的方法各自的缺陷，就目前的情況，要想建立同時滿足實時性又能夠準確方便的反映結構參數的變化是十分困難的。多體動力學方法有運算速度太慢，模型高度復雜以后運算精度不足，以及有些情況可能出現計算發散的問題。在要求實時性的情況下，只能用基于側傾中心的方法。而對于能夠滿足實時性的基于側傾中心的方法，六種作用力的非線性系數的測定與確定非常不方便，耗時費力，還時常不能得到準確的結果；模型對懸架的具體尺寸、彈性件的彈性特性等參數的分析很不方便，對于準確的計算動態下的懸架特性參數也不方便。那么，能不能用非實時的多體動力學方法來幫助實時的側傾中心方法來確定非線性系數呢？其次，為了提高汽車高速行駛時的平順性和操縱穩定性，現代汽車懸架尤其是轉向后懸架普遍采用獨立懸架，以及為了減少振動降低噪聲而在懸架支承中采用橡膠元件，使得車輪定位參數在行駛過程中會產生運動學和彈性運動學變化。傳統的基于純多剛體理論上的模型在要求高精度分析的情況下，已經不能滿足要求。而對于彈性元件在建模過程中的處理方法，目前國內也只有初步的研究。第三，ADAMS/CAR軟件，是基于多體動力學方法的通用動力學仿真軟件ADAMS中專用于車輛（尤其是轎車）仿真的一種模塊，它的功能很強大，對于許多轎車系統研究中常遇到的問題，可以很快很方便的解決。但目前國內對于這種軟件的使用和研究，尤其是應用它里面的TemplateBuilder進行建模的方法和所使用的建模元件，還很少見于文獻。鑒于以上的分析，本課題擬通過在計算機上用ADAMS/CARTemplateBuilder中建立Santana轎車后懸架運動學和彈性運動學的仿真模型，并在ADAMS/CAR中的懸架試驗臺模塊上進行運動學和彈性運動學的仿真計算；通過仿真試驗，求解車輪定位參數以及基于側傾中心的方法中用到的相關的非線性系數的變化規律，讓多體動力學建模的方法幫助得到實時建模中用到的參數。如上所述，建模和仿真計算是利用了目前世界上最廣泛使用，性能可靠的動力學分析軟件ADAMS。用ADAMS/CAR模塊建立三維參數化懸架模型，所以通過改變輸入參數的值就可以方便地對懸架進行修改，從而改變車輪定位參數變化的規律。第7章扭轉梁懸架模型的仿真7.1懸架的建模原理CAR模塊是ADAMS軟件包中的一個專業化模塊，主要用于對轎車（包括整車及各個總成）的動態仿真與分析。對于懸架系統來說，ADAMS/CAR在仿真結束后，可自動計算出三十多種懸架特性，根據這些常規的懸架特性，用戶由可定義出更多的懸架特性，產品設計人員完全可以通過這些特性曲線來對懸架進行綜合性能的評價和分析。應用ADAMS/CAR對懸架系統進行建模的原理相對比較簡單，模型原理與實際的系統相一致。考慮到汽車基本上為一縱向對稱系統，軟件模塊已預先對建模過程進行了處理，產品設計人員只需建立左邊或右邊的1/2懸架模型，另一半將會根據對稱性自動生成，當然設計人員也可建立非對稱的分析模型。在建立分析總成的模型過程中，ADAMS/CAR的建模順序是自下而上的，所有的分析模型都是建立在子總成基礎上，而子總成又是建立在模版的基礎上，模版是整個模型中最基本的模塊。然而模版又是整個建模過程中最重要的部分，分析總成的絕大部分建模工作都是在模版階段完成的。在這一階段，設計人員主要完成以下工作：(1)根據目標懸架中零部件間的相對運動關系，定義零部件的拓撲結構，對零部件進行重新組合，將沒有相對運動關系的零部件組合為一體（也可在建立約束是將這樣的零部件鎖定為一體），確定重新組合后零件間的連接關系和連接點的位置；(2)計算或測量重新組合后的零部件質心位置、質量和轉動慣量；(3)確定減振器的阻尼特性和彈簧的剛度特性；(4)定義主銷軸線，輸入車輪的前束角和外傾角；(5)建立該模版與其他模版或試驗臺架進行數據交換的輸入和輸出信號器。在建立模版階段，正確建立零部件間的連接關系和信號器是至關重要的，這些數據在以后的子系統和總成階段無法修改，而零部件的位置和特征參數在后續過程中則是可以更改。另外需要注意的是零部件的慣量數據是相對于零部件質心的，即零部件的主慣量。零部件之間的連接可以用鉸鏈連接，也可用橡膠襯套（或彈簧）連接，二者的區別在于鉸鏈連接是剛性的連接，不允許過約束的運動，橡膠襯套和彈簧屬于柔性連接，他們在發生運動干涉的部件之間產生阻力，阻止進一步的干涉發生。模版建立以后，接下來是創建子系統，在子系統的水平上，用戶只能對以前創建的零部件進行部分數據的修改。建立仿真模型的最后一步是建立分析總成，在這一階段，產品設計人員可根據實際需要，將不同的子系統組合成為一完整的分析模型，如懸架總成可以包括懸架子系統、轉向子系統和穩定杠子系統。在分析之前，還需輸入輪胎徑向剛度及相關的整車數據，比如：簧載質量和簧載質量質心高度等等。7.2懸架子系統的建立本文在建立懸架模型時采用該車車身采用的坐標系，X軸向后，Y軸向右，Z軸向上。根據以上對子系統及總成的部件、約束關系的分析，還有前面已知、或者是已經計算、或者是引用軟件系統自帶的特性文件數據，首先在ADAMS/Car的TemplateBuilder中建立了扭轉梁懸架子系統。本文是利用了ADAMS/Car里自帶的扭轉梁獨立懸架模板，經過改動組建而成。此外，由于ADAMS/Car是模塊化的，以上建立的扭轉梁懸架模板，必須能夠保證與懸架測試臺以及轉向模板正確的連接，以達到讓同一模板（如懸架、轉向等模板）可以應用于不同的車輛，并且能應用現成的試驗臺（testrig）目的。因此，還要建立必要的裝配部件（mountpart）和合適的塊間通訊（communicator）。建立了后懸架模板后，就可以在ADAMS/Car的StandardInterface界面下建立后懸架系統（Subsystem），最后就可以組裝成扭轉梁獨立懸架總成。1StartADAMS/CarStandardInterface2FromtheFilemenu,pointtoNew,andthenselectSubsystem.TheNewSubsystemdialogboxappears.照如圖7-1填寫圖7-1參數填寫之后獲得如圖7-2扭轉梁懸架子系統圖7-2扭轉梁懸架子系統7.3懸架總成的建立1FromtheFilemenu,pointtoNew,andthenselectSuspensionAssembly.TheNewSuspensionAssemblydialogboxappears.2IntheAssemblyNametextbox,entermy_assembly.3ClickthefoldericonnexttoSuspensionSubsystem.Thenameofthesuspensionsubsystemyoujustcreatedappears.4.OK圖7-3懸架總成7.4車輪輪跳的懸架運動學仿真分析車輪遇到障礙物、路面不平引起的顛簸以及車身的側傾和縱傾都會引起車輪的上下跳動。左右車輪平行跳動引起的懸架性能參數的變化是分析懸架運動合理性的重要依據。如前所述，在分析車輪跳動引起的懸架運動特性時，車輪的跳動形式可以是兩側車輪同向跳動、兩側車輪反向跳動和單輪跳動。由于兩側車輪反向跳動和側傾時引起的懸架的運動特性都可以用來描述汽車車身側傾時懸架的運動情況，本文專門對該種情況進行了分析，而對于本文所論述的獨立懸架而言，單側車輪跳動和兩側車輪平行跳動時的懸架運動特性是類同的，所以本文在此僅就左右車輪垂直跳動時雙橫臂懸架的運動學特性進行比較仿真分析。為了較為全面地分析懸架在輪跳時的運動特性，本文在仿真分析時，對車輪的輸入是由-100mm—100mm的由下到上線形漸增跳動行程。7.4.1設定參數1FromtheSimulatemenu,pointtoSuspensionAnalysis,andthenselectSetSuspensionParameters.選取新威志轎車為參考，其輪胎型號2185/60R15其空載半徑為mm軸距為2550mm其它數據按照如圖7-4填寫圖7-4參數填寫分析1FromtheSimulatemenu,pointtoSuspensionAnalysis,andthenselectParallelWheelTravel.2按照如圖7-5填寫參數.圖7-5設置參數Toanimatetheresults:1FromtheReviewmenu,selectAnimationControls.2SelectthePlaytoolToplottheresults:1LaunchADAMS/PostProcessor2FromthePlotmenu,selectCreatePlots.3Enterthefollowingspecifications:?PlotConfigurationFile:mdids://acar_shared/plot_configs.tbl/mdi_suspension_short.plt?PlotTitle:BaselineParallelTravelAnalysis-UAN_REAR_SUSP4SelectOK.7.4.2圖線分析由ADAMS仿真分析得到下列各參數隨車輪運動的變化圖線。.懸架剛度隨車輪運動變化如圖7-6圖7-6懸架剛度隨車輪運動的變化懸架剛度是指在車輪中心施加垂直作用力時車輪中心單位垂直位移的作用力。在車輪上跳過程中，具有很大的懸架剛度，這提高了懸架系統的剛性，使其不易在受到外力和力矩作用時產生過多的幾何變化。而在下落過程中其值相對較小且平緩。.前束角隨車輪運動的變化如圖7-7圖7-7前束角隨車輪運動的變化前束角是車輛的縱向軸與車輪平面在車輛XOY面上投影線的夾角，用弧度表示。并且當車輪前方向縱向軸轉時為正。圖7-8前束角示意圖對于后輪來說，作為不足轉向的附加手段，上跳時多設計成弱正前束變化。但由于過度上跳時的正前束特性會引起車輛偏擺和側傾頻率響應特征的共振，故應加以控制。前束變化的較為理想的設計特性值為：前輪上跳時，為零至負前束（-0.5o/50mm），即弱負前束變化，后輪上跳時，正前束（0.3o/50mm），即弱正前束變化）。最近發展趨勢多取為零。左右輪胎在平衡位置時的前束角都是-0.1o，在車輪從初始位置上跳時，二者區別不大，都是呈較弱的負前束變化，基本上都能做到使汽車具有較好的直行穩定性和轉向時的不足轉向特性。但是在車輪繼續上跳的過程中，二者呈現了一定的正前束變化，由于較大的正前束容易引起車輛偏擺和側傾頻率響應特征的共振，這對汽車的直線行駛穩定性和轉向時的操縱性都是不利的，但影響并不大。在車輪下落過程中，呈弱負前束變化，是較好的變動趨勢，且對于減小輪胎的磨損是有利的。.主銷偏移距隨車輪運動的變化如圖7-9圖7-9主銷偏移距隨車輪運動的變化從汽車的正前方看，主銷（或轉向軸線）的上端略向內傾斜一個角度，稱為主銷內傾。嚴格的定義是在汽車的橫向垂直平面內,主銷軸線與垂線之間的夾角稱為主銷內傾角，如圖7-10中的β。主銷軸線上側向內傾時為正如圖，反之為負。主銷偏移距是指從轉向節主銷軸線的延長線與地平面的交點到車輪中心平面與支承面的交線的距離。當主銷軸線的延長線與地平面的交點輪胎接地點的內側時主銷偏移距為正，反之為負。圖7-10主銷內傾角示意圖主銷內傾角的存在產生了主銷偏移距離，這使得汽車直線行駛穩定性得到了改善，這也是主銷內傾角的一個主要作用。主銷偏移距會因為主銷內傾角的增大而減小，從而減小轉向時駕駛員加在方向盤上的力，使轉向操縱輕便，同時也可減少從轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。通常轎車的主銷偏移距的值在0.4～0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取。為了得到較好的回正性能和穩定性能，一般主銷內傾角的取值較大，范圍在為7o～13o，在5o～8o之間居多，但也不能取得過大，主銷內傾角度太大時，會造成輪胎磨損增大和轉向時反而費力的不良后果。由圖7-9可知，在車輪上跳過程中，主銷偏移距增漲較大，而在下落過程，變化較小。如前所述，地面對輪胎的縱向作用力,特別是制動時的地面制動力和驅動輪的驅動力,會使車輪產生繞主銷的轉動力矩，從而影響汽車的行駛穩定性、車輪回正性、轉向穩定性。主銷內傾角和主銷偏移距的主要影響是通過二者的共同作用使得穩定性、輕便性和回正性得到較好地協調。在高速制動時地面制動力較大，又由于車輪上跳造成主銷偏移距增大較多，因此使得制動力所引發的繞主銷軸回正力矩增大很多，在左右輪制動力分配不均和左右輪路面附著系數不同的情況小，會出現軸擺的現象和轉向擺陣等不穩定現象。.主銷后傾拖距隨車輪運動的變化如圖7-11圖7-11主銷后傾拖距隨車輪運動的變化主銷后傾拖距，是指沿著輪胎平面與道路平面的交線，從主銷與道路平面的交點到輪胎接地中心處的距離。當主銷與道路平面的交點在輪胎接地印跡的中心的前方時為正。主銷后傾角對操縱穩定性的影響主要是通過后傾拖距ξ實現的。主銷前移量a與后傾拖距ξ見圖7-12所示。后傾拖距ξ的存在使地面側偏力Fy造成M=ξ·Fy的回正力矩，這一方面由桿系和轉向機傳到轉向盤，使駕駛員感到輪胎的側向力Fy，這是轉向輪的力反饋，也就是“路感”的來源，另一方面，該回正力矩M使車輪產生一個附加的轉向角，這是轉向輪的角反饋。后傾拖距在操縱穩定性中所起的作用，就在于增加了力反饋與角反饋。由圖7-12圖7-12主銷后傾拖距（側視與俯視）可知：ξ=a+α·r。大多數汽車前移量a=0,因此后傾拖距ξ完全由主銷后傾角決定。但現在也有一些車a≠0，這時主銷后傾角α不能充分說明反饋的程度。雖然說后傾角越大車速越高，穩定力矩越大，但后傾角不宜過大,否則正后傾角會增加了轉向阻力，在轉向時會導致轉向沉重。如前所述，主銷后傾和后傾拖距的作用是當汽車直線行駛偶然受外力作用而稍有偏轉時，主銷后傾將產生車輪轉向反方向的力矩使車輪自動回正，可保證汽車直線行駛的穩定性。后傾角越大車速越高，穩定力矩越大，但后傾角不宜過大,否則在轉向時會導致轉向沉重，而且過大會造成外側轉向輪的外傾角向負方向變化，最終導致破壞汽車的行駛穩定性。在車輪上跳過程中主銷后傾拖距逐漸增加且變化量很大，在車輪下跳時主銷后傾拖距減少且減少量不大。這表明，車輪上跳過程中使汽車的轉向輕便性和高速直線行駛穩定性二者協調地不好，而在車輪下跳時對汽車的行駛穩定性影響是負面的，由于在汽車行駛的大部分情況下車輪是向上跳動的，因此主銷后傾拖距隨輪跳的變化趨勢是一種不太理想的變化。.車輪外傾角隨車輪運動的變化如圖7-13圖7-13車輪外傾角隨車輪運動的變化車輪外傾角是車輪平面與車輛坐標軸的垂直軸Z軸的交角，當車輪的上部向外傾斜時車輪外傾角為正。圖7-14車輪外傾角示意圖車輪上跳及車輪回落時的外傾變化對車輛直行穩定性、車輛的穩態響應特性等有很大影響。由于輪胎與路面之間有相對的外傾角，路面對車輪作用有外傾推力，該力與側傾角產生的側向力匯合而成為車輛轉向所需要的橫向力。從提高轉向性能出發，側傾時車輪對地面的傾角最好不變。但在車輛直行狀態下，由路面不平引起車輪跳動而使外傾變化時，會由外傾推力而引發橫向力，因此較大的對地外傾變化會使車輛的直行穩定性不好。綜合考慮轉向性能和直行穩定性，車輪上跳及下跳時的外傾變化應有一個適當的范圍。而對于外傾變化，不同懸架結構有較大差異。為了使汽車具有較好的操縱穩定性，一般來說，希望在車輪上跳時外傾角向減小的方向變化(較為適宜)，而在下落時朝正值方向變化。由圖7-13可知，在車輪上跳100mm行程中，左右外傾角變化了，曲線下落比較陡，這對于防止制動時因左右制動力誤差造成的直線行駛穩定性變壞和減小外傾角引起的地面對輪胎的側向力使汽車跑偏的趨勢是不利的，對汽車的直線行駛穩定性和轉彎時的操縱穩定性是并不非常理想。另外，由于左輪胎外傾角變化較小，因此比較有利于減少左胎的磨損。結論本次設計是根據已知數據，設定合理的后懸架偏頻，選取適當的彈簧參數，并選擇合理的減震器阻尼。熟練掌握三維設計軟件CATIA的功能，并能夠從中獲取相應的設計參數，諸如硬點位置信息。熟練掌握多體動力學分析軟件ADAMS，通過以上獲取的尺寸參數和特性參數建立該車懸架分析