基于ADAMS软件轿车前悬架动态模拟与仿真本科生毕业论文.doc

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1、第1章 绪 论1.1 课题的研究目的和意义汽车悬架系统对整车行驶动力学（如操纵稳定性、行驶平顺性等）有举足轻重的影响，是汽车总布置设计、运动校核的重要内容之一，由于汽车悬架系统是比较复杂的空间机构，这些就给运动学、动力学分析带来较大困难。人们采用不同的途径或手段对其进行分析研究，包括试验、简化成理想约束条件下的机构分析。过去多用简化条件下的图解法和分析计算法对汽车悬架和转向系统的运动学及动力学性能进行分析计算，用多自由度的质量阻尼刚体数学模型对汽车行驶状况进行仿真。所得的结果误差较大，并且费时费力。随着计算机技术的长足进步，虚拟技术已经成为世界汽车开发设计的应用潮流。上世纪90年代中期以来，数

2、字化设计与虚拟开发技术的应用在世界范围内得到大力推广，这是基于计算机辅助设计（CAD）、计算机仿真分析、计算机辅助制造（CAM）及虚拟制造、计算机辅助实验及虚拟实验等先进技术的全新的汽车设计开发技术体系和流程。特别二十世纪八十年代以来这种情况得到了改变，而多体系统动力学的成熟，使汽车动力学的建模与仿真产生了巨大飞跃，特别是ADAMS软件的成功应用使虚拟样机技术脱颖而出。基于ADAMS的虚拟样机技术，可把悬架视为是由多个相互连接、彼此能够相对运动的多体运动系统，其运动学及动力学仿真比以往通常用儿个自由度的质量一阻尼刚体（振动）数学模型计算描述更加真实反映悬架特性及其对汽车行驶动力学影响。在传统悬

3、架系统设计、试验、试制过程中必须边试验边改进，从设计到试制、试验、定型，产品开发成本较高，周期长。运用虚拟样机技术，结合虚拟设计和虚拟试验，可以大大简化悬架系统设计开发过程，大幅度缩短产品开发周期，大量减少产品开发费用和成本，提高产品质量和产品的系统性能，获得最优设计产品1。本课题研究的目的和意义就在于对麦弗逊式悬架进行虚拟设计及基于ADAMS的优化分析，在试制前的阶段进行设计和试验仿真，并且提出优化设计的意见，在产品制造出之前，就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率。1.2 汽车悬架技术研究现状和发展趋势m 1 簧下质量m 2车身质量k1、k2隔振弹簧c阻尼

4、器 u动作器l轮胎图1.1三种悬架的模型图完美是人类永恒的追求。在马车出现的时候, 为了乘坐更舒适, 人类就开始对马车的悬架（叶片弹簧）进行孜孜不倦的探索。在1776年，马车用的叶片弹簧取得了专利, 并且一直使用到20世纪30年代叶片弹簧才逐渐被螺旋弹簧代替2。汽车诞生后,随着对悬架技术研究的深入，相继出现了扭杆弹簧、气体弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等弹性件，1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。 被动悬架的模型如图1.1（a） 所示，被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定, 在行驶过程中路况保持不变，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧

5、和车身高度调节的方法，该方法虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、赛欧等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果，但它的理论成熟、结构简单、性能可靠，成本相对低廉且不需额外能量，因而应用最为广泛，在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。1、被动悬架性能的研究主要集中在三个方面（1）通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数；

6、（2）研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态； （3）研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高。 被动悬架在一定的时间内仍将是应用最广泛的悬架系统，通过进一步优化悬架结构和参数可以继续提升悬架性能。半主动悬架的研究工作开始于1973年，由D.A.Crosby 和D.C. Karnopp 首先提出，模型如1.1（b）。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主，一般较少考虑改变悬架的刚度。工作原理是根据弹簧上质量相对车轮的速度响应、加速度响应等反馈信号，按照一定的控制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度，半主动悬架产生力的方式与被动悬架相似，但其阻尼或刚度

7、系数可根据运行状态调节，这和主动悬架极为相似，有级式半主动悬架是将阻尼分成几级， 阻尼级由驾驶员根据“路感”选择或由传感器信号自动选择，无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架的阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构简单，工作时不需要消耗车辆的动力，而且可取得与主动悬架相近的性能，具有很好的发展前景3 。2、半主动悬架的研究集中在执行策略的研究和执行器的研究两个方面阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼，一种是通过改变减振液的粘性调节阻尼，节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节。这种方法成本较高， 结构复杂，通过改变减

8、振液的粘性来改变阻尼系数， 具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。在国外，改变减振液粘性的方法主要有电流变液体和磁流变液体两种。北京理工大学的章一鸣教授进行了阻尼可调节半主动悬架的研究，林野进行了悬架自适应调节的控制决策研究，哈工大的陈卓如教授对车辆的自适应控制方面进行了研究，执行策略的研究是通过确定性能指标，然后进行控制器的设定。目前,模糊控制在这方面应用较多3。随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很大的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的，

9、主动悬架的模型如图1.1（c）所示。它是在被动悬架的基础上，增加可调节刚度和阻尼的控制装置，使汽车悬架在任何路面上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架，丰田、洛特斯、沃尔沃、奔驰等在汽车上进行了较为成功的试验。1982年，瑞典的Volvo公司在Volvo740轿车上安装了Lotus全主动悬架；三菱汽车公司也生产了能调节车身高度和改变阻尼的全主动悬架系统；日产汽车公司独立开发了液压全主动悬架系统。装置主动悬架的汽车，即使在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持

10、水平，特点是乘坐非常舒服，但结构复杂、能耗高,成本昂贵，可靠性存在问题3。3、主动悬架研究也集中在可靠性和执行器两个方面由于主动悬架采用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，元器件的增加降低了悬架的可靠性，所以加大元件的集成程度,是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件，气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，今后将会取代液压执行机构运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架，使主动悬架由理论转化为实际应用，技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关，计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神

11、经网络、先进制造技术、运动仿真等为悬架的进一步发展提供了有力的保障，悬架的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。我国对半主动和主动悬架的研究方面起步较晚，与国外的差距大。同时由于半主动和主动悬架技术复杂、生产成本高等原因，我国的绝大部分汽车采用被动悬架。在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80年代后期趋于成熟,福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果，主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20世纪90年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对

12、主动悬架展开研究4。1.3 设计的研究内容和方法本设计结合悬架设计的知识，应用虚拟样机技术，进行了麦弗逊式悬架的虚拟设计及优化，减少了开发周期，提高了设计效率。在悬架设计中，基于ADAMS平台参数化的特性生成悬架的仿真模型，依据仿真结果提出改进方案并进行优化设计，选定比较合适的空间结构参数和悬架性能参数，对悬架零件进行选取和模型建立最后完成悬架的装配。具体内容包括：（1）分析麦弗逊式悬架的结构和悬架设计要求，对减振器、弹簧的基本参数进行计算，利用空间机构知识进行分析。（2）使用ADAMS软件的View模块，对麦弗逊悬架进行合理简化，建立麦弗逊式悬架的空间机构模型，进行机构分析；对完成的麦弗逊式

13、悬架模型进行参数化处理，实现悬架模型的参数化，把所用到的设计变量和虚拟设计平台对应起来，分析悬架优化的目标参量及其测量表达式；（3）对所建立的模型进行悬架运动学仿真试验，研究考虑每个设计变量的变化对样机性能的影响，进行优化，对比讨论优化前后的仿真结果，最后对优化结果进行评价；（4）利用Pro/E软件对优化完的悬架进行模型的建立。第2章 麦弗逊悬架的概述2.1 悬架的作用和组成分类汽车悬架是汽车重要的组成部分，它是连接车轮与车架的弹性传力装置，不仅承受作用在车轮和车体之间的力，还可以吸收与缓和汽车在不平的路面上行驶时，所产生的振动和冲击，从而提高乘坐的舒适性，延长机件的寿命。悬架由弹性元件，导向

14、装置与减振器等三种元件和机构组成5。2.1.1 悬架的分类1、非独立式悬架两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但是两轮受冲击振动时互相影响。当汽车行驶在左右倾斜的凸凹面上时，非独立悬架车辆的车体发生明显的倾斜，而且由于非悬挂质量较重，悬架的缓冲性能较差，行驶时汽车振动、冲击较大，该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。图2.1 四种基本类型的独立悬架示意图2、独立式悬架汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减振能力

15、很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系统变得复杂起来。采用此种悬挂的轿车、客车以及载人车辆，可明显提高乘坐的舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性。而越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路或无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。独立悬架的结构分有横臂式如图2.1（a）、纵臂式如图2.1（b）、烛式如图2.1（c）、麦弗逊式如图2.1（d）等多种，其中烛式和麦弗逊式形状相似，两者都是将螺旋弹簧与减振器组合在一起，但因结构不同又有重大区别。烛式采用车轮沿主销轴方向移动的悬架形式，形状似烛形南而

16、得名。特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦弗逊式是绞结式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与烛式悬架正好相反。这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架6。2.1.2 悬架的组成现代汽车的悬架尽管各有不同的结构型式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨

17、迹运动。这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但是没有减振作用。减振器在车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系，起到承受冲击的作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。1、弹性元件的种类（1）钢板弹簧由多片

18、不等长和不等曲率的钢板又叠合而成。安装好后两端自然向上弯曲。钢板弹簧除具有缓冲作用外，还有一定的减振作用，纵向布置时还具有导向传力的作用，非独立悬挂大多采用钢板弹簧做弹性元件，可省去导向装置和减振器，结构简单。（2）螺旋弹簧只具备缓冲作用，多用于轿车独立悬挂装置。由于没有减振和传力的功能，还必须设有专门的减振器和导向装置。（3）油气弹簧以气体作为弹性介质，液体作为传力介质，它不但具有良好的缓冲能力，还具有减振作用，同时还可调节车架的高度，适用于重型车辆和大客车使用。（4）扭杆弹簧将用弹簧杆做成的扭杆一端固定于车架，另一端通过摆臂与车轮相连，利用车轮跳动时的扭转变形起到缓冲作用，适用于独立悬挂使

19、用。2、减振器多采用筒式减振器，利用油液在小孔内的节流作用来消耗振动能量。减振器的上端与车身或者车架相连，下端与车桥相连。多数为压缩和伸张行程都起作用的双作用减振器。本设计也采用双筒式双向作用减振器。减振器是悬架的阻尼元件。它可将车轮与车身相对运动的机械能部分地转变为油液或摩擦表面的热能并散发出去，从而迅速衰减振动。现代轿车的悬架都有减振器，当轿车在不平坦的道路上行驶，车身会发生振动，减振器能迅速衰减车身的振动，利用本身的油液流动的阻力来沧海横流振动的能量。当车架与车轴相对运动时，减振器内的油液会通过一些窄小的孔、缝等通道反复地从一个腔室流向另一个腔室，这时孔壁与油液间的摩擦形成了对车身振动的

20、阻力，这种阻力工程上称为阻尼力。阻尼力会将车身的机械能转化为热能，并被油液和壳体所吸收。人们为了更好地实现轿车的行驶平稳性和安全性，将阻尼系数不固定在某一数值上，而是能随轿车运行的状态而变化，使悬架性能总是处在最优的状态附近。因此，有些轿车的减振器是可调式的，将阻尼分两级或三级，根据传感器信号自动选择所需要的阻尼级。3、导向装置独立悬架上的弹性元件，大多吸能传递垂直载荷而不能传递纵向力和横向力，必须另设导向装置，如上、下摆臂和纵向、横向稳定器等。汽车悬架的弹性元件有钢板弹簧，螺旋弹簧等轻型汽车的悬架一般很软，它可以提高汽车的平顺性，为减少倾斜并提高刚性，通常设置横向稳定杆。导向装置可控制车轮相

21、对车身按设定的轨迹进行运动，并在车轮与车架之间传递力和力矩7。2.2 麦弗逊悬架的特点麦弗逊式悬架（Macpherson Suspension）是独立悬架的一种，于1947年当时任职福特汽车公司的麦弗逊（Earl 5. MacPherson）发明。麦弗逊式悬架首先于1950年在福特汽车公司的车型上采用，从此以后，麦弗逊式悬架以其节约空间和成本较低成为最为流行的汽车独立悬架系统之一。根据对日本在1987年到2000年之间生产的轿车的统计，轿车中前悬架导向机构型式都是以麦弗逊式为主，双横臂式独立悬架次之。1987年末、1994年末、2000年末采用麦弗逊式悬架作为前悬架的车型所占比例分别为：69.

22、6%，61.6%，69.3%，麦弗逊式悬架在三个统计年度均占第一位；采用麦弗逊式悬架作为后悬架的车型所占比例分别为：24.8%，27.8%， 12.4%，其中麦弗逊式悬架在1987年末占第二位，在1994年末占第一位，在2000年末占第四位。在全球范围内，前悬架导向机构的机构型式比较单一，发展趋势较为明朗，都是麦弗逊式（滑柱连杆式）占主导地位，这种结构广泛应用于从微型轿车到高级轿车的所有轿车中，且不分驱动桥或非驱动轴均适用7。麦弗逊式悬架是一种单横臂式独立悬架，它将减振器作为悬架杆系的一部分加以利用，并将兼作转向主销用的滑柱和摆臂组装在一起，主要用于中型以下的轿车上，也用于运动型汽车的后轴，此

23、时称为查普曼（Chapman）式悬架。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架用汽车翼子板上的铰链点代替了上横臂，减振器的活塞杆头和螺旋弹簧支承在这里。麦弗逊式悬架将所有承担弹性元件功能和车轮导向功能的零件组合在一个结构单元内，这些零件包括：支撑螺旋弹簧下端的托盘、辅助弹簧和压缩行程限位块、与连杆连接的摆轴式横向稳定杆和车轮转向节。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架的侧摆中心高，车体侧摆时侧摆中心的变化比较小，车轮作上下振动时车轮外倾角、主销后倾角和轮距的变化小。各个支撑点相互之间的距离较远，从而因制造误差而引起的车轮外倾角和主销后倾角的变化也较小，因此不需要特别的调整机构。同时，由于路面冲击分散得很广

24、以及能够把悬架装在车轮附近，所以悬架弹簧刚度小而有利于车体构造，占用空间小。但是，由于减振器兼作转向部件，所以它的滑动部分容易松动，转弯时车轮的外倾角变化也比较大。转向系的转动惯量大一些，车体不是整体构造时难于使用。简单地说，麦弗逊悬挂的主要结构即是由螺旋弹簧加减振器组成，减振器可以避免螺旋弹簧受力时向前、后、左、右偏移的现象，限制弹簧只能作上下方向的振动，并可以用减振器的行程长短及松紧，来设定悬挂的软硬及性能。麦弗逊式悬架系统与其它悬架系统相比，具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。该悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求。因此麦弗逊式悬架在轿车和微型汽车上有着广泛的应

25、用8。轻型轿车中的麦弗逊式悬架是典型的空间机构。如图2.2是某微型汽车的麦弗逊式前悬架机构。1横摆臂 2车轮 3转向节 4减振器 5车身 6弹簧图2.2 麦弗逊式悬架结构图筒式减振器4的上端用螺栓和橡胶垫圈与车身5连接，减振器钢筒下端固定在转向节3上，而转向节通过球铰链与横摆臂1连接。车轮所受的侧向力通过转向节大部分由横摆臂承受，其余部分由减振器承受。因此，这种结构形式较其余悬架在一定的程度上减少了滑动摩擦。螺旋弹簧6套在筒式减振器的外面。主销的轴线通过上下铰链中心。当车轮上下跳动时，因减振器的下支点随横摆臂摆动，故主销轴线的角度是变化的，这说明车轮是沿着摆动的主销轴线而运动。因此，这种悬架在

26、变形时，使得主销的定位角和轮距都有些变化。然而如果适当调整杆系的结构的布置，可以使车轮的这些定位参数变化极小9。2.3 麦弗逊悬架的结构分析图2.3 麦弗逊悬架机构简图以下用空间机构知识分析麦弗逊悬架机构。由于麦弗逊悬架是各个零件组成的，在悬架机构分析中采用空间机构分析。机构都是由构件组成的。构件不同于零件，前者是机构运动学的概念，而后者是机械设计学和机械制造理论的概念。一个构件可以是一个零件，也可以是由几个甚至很多零件组成。在机构学中一般认为构件是刚性，弹性和弹性体不视为构件，这与多体运动学中把它们视为是不同的。构件和构件是由运动副连接成运动链。运动副是构件的一种活动连接，它即限制所连接的两

27、个构件的相对运动（即提供一定的约束），又保留了构件间的一定相对运动，所保留的独立相对运动数目为运动副的自由度。运动副按照其接触情况分为高副和低副。高副所连接的两个构件成点接触或线接触，在接触区域副元素的几何轮廓是重合的。如图2.3所示，表示汽车前悬架机构图。车架与横摆臂是转动副连接；横摆臂与转向节总成（包括减震器筒体）是球副连接；减震器杆与转向节总成（包括减震器筒体）是圆柱副；减震器杆车架是球副连接；麦弗逊式悬架是闭式空间机构，机架就是车身，没有原动件，只是行驶过程中，由于车轮的上下跳动，带动麦弗逊式悬架机构转向节和横摆臂被动地运动10。2.4 本章小结本章介绍了汽车悬架的重要作用和组成元件以

28、及悬架的分类，介绍了麦弗逊式悬架的特点及设计要求，并对麦弗逊式悬架的结构加以分析。第3章 悬架设计计算3.1 悬架特性参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。大量的研究及实践结果表明，对平顺性影响最为显著的悬架特性参数分别是：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非簧载质量11。3.1.1 阻尼特性悬架受到的垂直外力与由此所引起的车轮中心相对于车身位移（即悬架的变形）的关系，称为悬架的弹性特性。为了减少振动频率和车身高度的变化，本设计应当采用钢度可变的非线性弹性特性悬架，即悬架变形与所受垂直力之间不成固定的比例变化。汽车悬架与其簧上质量组成的振动系统的

29、固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因此，固有频率（Hz）可用式（3.1）表示。 （3.1）式中：重力加速度，g=9810mm/s2；悬架钢度，N/mm；悬架簧载重力，N。由于本车单轮簧载质量kg，则N。一般乘用车的固有频率在11.45Hz之间，本设计取Hz，由式（3.1）得悬架的钢度为N/mm由于悬架静挠度，因此式（3.1）又可表达为 （3.2）式中的单位为mm。当时mm为了避免汽车行驶过程中频繁撞击车架，应当有足够的动挠度，一般乘用车的动挠度范围为（7090mm）。3.1.2 阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车簧载质量的振动将会延续很长时间，因此，悬架中一定

30、要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当的选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。当汽车在不平的路面上行驶时或当车轮受到冲击负荷时，为了衰减车身的自由振动和抑制车身、车轮的共振，以减小车身的垂直加速度和车轮的振幅，悬架系统应具有合适的阻尼。虽然在悬架中存在干摩擦能衰减振动，但阻尼力不稳定，不易控制，而且干摩擦的存在又使悬架在承受路面冲击时，将部分冲击传给车身，损坏了行驶平顺性。故目前多数汽车的悬架系统中尽量减少干摩擦而装液力减振器，促使振动迅速衰减以提高汽车行驶平顺性。3.1.3 非簧载质量根据是否由悬架弹簧支撑，汽车的总质量可以分为簧载质量和非簧载质量两部分。非簧载质量即为非悬挂质量

31、，例如车轮和转向节的质量，此外，还应包括车轮和车身或车桥之间各连接件质量的一半，比如导向机构的摆臂、弹簧（固定在车架上的扭杆弹簧除外）、减振器、横向推力杆、转向横拉杆等。为了获得良好的平顺性，非簧载质量应该尽量小。一般而一言，对于轿车的非驱动桥，其非簧载质量约为（5090）kg之间，采用独立悬架时约为下限，采用非独立悬架时约为上限，采用复合纵臂式后支持桥悬架时约为中间值。轿车的驱动桥，独立悬架的非簧载质量约为（60100）kg，而非独立悬架由于带有主减速器、差速器和刚体桥壳，非簧载质量可达（100140）kg。3.2 螺旋弹簧的设计计算 螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比

32、能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘用舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，本设计中小型观光旅游车选用螺旋弹簧作为其弹性元件。3.2.1 螺旋弹簧计算公式（1）应力公式 （3.3）式中：弹簧钢丝表面的剪应力，MPa；弹簧载荷，N；弹簧中径，mm；钢丝直径，mm；应力修正系数 （3.4）式中：为弹簧指数。（2）弹簧钢度公式（或挠度公式） （3.5） （3.6）式中： 弹簧钢度，N/mm； 弹簧工作圈数； 弹簧挠度，mm。对弹簧钢、硬 钢丝、琴钢丝、油回火钢丝等材料，不管其钢丝直径粗细，原则上都取剪切弹性模数G=83000MPa

33、。（3）固有频率公式 （3.7）式中：悬挂质量的固有频率，Hz；重力加速度，9800mm/s2。（4）阻尼公式（临界阻尼系数公式） （3.8）式中：Ccr临界阻尼系数,是决定减振器阻尼力的基础。对应力公式来说，在应力计算中有四个变量，其中包含应力修正系数K、弹簧钢丝直径的三次方计算等。计算起来很麻烦，而且当计算结果应力过大时还要改变d、D值，反复多次才能算好。而实际上是先决定许用应力，在许用应力的范围内寻求d、D值。对弹簧钢度的计算也是如此。但是，在这些计算公式中，预先决定许用应力、弹簧钢度，然后定出d、D值中的一个，再求出另一个是相当费事的。由公式（3.3）变形得 （3.9）故应力计算公式变

34、形为： （3.10）式中：K应力修正系数，；A弹簧钢丝截面积,（mm2）；S由弹簧指数C决定的值。S=2KC （3.11） （3.12）将C作为待求的量，改变上式得弹簧指数计算公式 （3.13）由公式（3.5）变形得 （3.14）设为每一圈弹簧的钢度，则 （3.15）取G=83000Mpa，则 （3.16）3.2.2 螺旋弹簧的计算由于弹簧需要承受的冲击载荷较大，因此需要弹簧有较高的强度。在此选取60Si2Mn为悬架弹簧材料。满载静平衡时弹簧载荷P=1637N，从汽车平顺性考虑取固有频率=1.35Hz。初选弹簧钢丝直径d=8mm，查表得许用拉应力Mpa，则许用切应力Mpa。当悬架弹簧经喷丸处理

35、时，最大载荷剪切应力应控制在Mpa以下。作用在弹簧上的负荷倍数n一般取1.5左右。由于采用橡胶缓冲块等故可防止过载，静载荷时把应力控制在600 Mpa以下为好。（即当载荷倍数n=1.5时，使最大载荷时的应力不超过Mpa，同时为以后改进设计留有增加的重量的余地）。在此选取静载荷时应力Mpa。由d=8mm可算出钢丝截面积 mm2由式（3.12）解得将S带入式（3.13）得由式C=D/d得mm把C、d带入式（3.15）得N/mm 根据式（3.7）求得弹簧钢度和静挠度N/mmmm根据式（3.15）求得弹簧的有效圈数压并高度mm。为了保证弹簧有足够大的动挠度，取载荷指数为1.5，即弹簧最大工作载荷F2=

36、1.51637=2455.5N最大行程mm。动挠度mm，在允许范围内。弹簧的自由高度可由弹簧压并高度和最大行程决定，即。但为了避免全压缩，使自由高度高出一段距离更安全，取5mm。因此弹簧自由高度mm。对弹簧钢丝直径进行校核，因为弹簧指数C=7.5，则曲度系数小于原设定的值，取d=8mm。长径比，不失稳（合格）。3.3 减振器的计算（1）相对阻尼系数在选择时应考虑到的取值较大，能使系统振动迅速衰减，但会使较大的不平路面的冲击力传到车身；选得过小，振动衰减过慢，不利于行驶平顺性。对于内无摩擦弹性元件（螺旋弹簧）悬架，取。（2）主要尺寸参数的选择工作缸筒常由低炭无缝钢管支撑，其壁厚一般取mm。单筒式

37、减振器为防止外物撞击而产生变形，应取2mm。贮油筒直径，壁厚取2mm，材料选取20钢，活塞杆直径d一般取（0.400.55）D，工作缸筒长度的长度一般设计为减振器工作行程的23倍，为筒式减振器工作直径。为了能以最少产品型号满足各类汽车的需要，我国己制订了汽车筒式减振器标准，由专业厂进行系列化生产。筒式减振器以工作缸直径制定系列，国家标准确定了工作缸径的系列为：20、30、40、50、65、80（mm）。所计算得到的工作缸径，要在系列尺寸中找出相近的缸径作为最后确定尺寸。（3）减振器阻尼系数 （3.17）式中：悬架刚度，N/m；簧载质量，kg。式中kg，N/m，。KN/ms-1为满足减振器阻尼特

38、性，伸张行程相对阻尼系数与压缩行程相对阻尼系数之间的关系应满足式（3.16）和（3.17）的要求 （3.18） （3.19）解式（3.18）和（3.19）得， ，满足式（3.17）中要求，则减振器压缩行程阻尼系数：KN/ms-1减振器伸张行程阻尼系数：KN/ms-1（4）卸荷速度为减少传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器应打开卸荷阀。打开卸荷阀瞬时的减振器活塞速度称为卸荷速度。一般为0.150.3m/s在此取0.2m/s（5）筒式减振器工作直径的确定 （3.20）mm取标准值D=20mm。式中：缸内最大容许压力，取；为最大卸荷力（伸张过程），；为伸张阻力系数，KN/ms

39、-1； 为缸筒直径与连杆直径之比，取。（6）筒式减振器外形尺寸的确定选取减振器基长mm，工作行程mm；工作缸长度mm；减振器贮油筒直径mm；选取活塞杆直径mm；减振器最大长度mm；减振器最小长度mm。3.4 悬架导向机构设计分析图3.1麦弗逊式悬架结构简图3.4.1 悬架导向机构空间位置的分析麦弗逊式悬架由横摆臂、转向节、减振器和车身构成机构组成部分。如图3.1为麦弗逊式左1/2悬架的结构示意图,其中BD为主销中心线，MN为下摆臂旋转轴线，DE为减振器中心线，P点为拉臂球头中心，F为车轮的中心，Q点为主销的中心线与车轮轴线的在后视图上的交点，O点为MN连线的中点，G为车轮的着地点，G为主销中心

40、线与地面的交点。坐标系X_Y_Z为静坐标系，为了方便后续的计算，取坐标系的原点在悬架对称中心平面（即YZ平面）上，并且XY平面过O点，XZ平面为地面。Z轴指向汽车的尾部，Y轴垂直向上，X轴由右手定，拇指指向Z轴，食指指向Y轴，则中指指向的则是X轴。1、前轮定位参数的计算在麦弗逊式悬架模型中，主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角、前轮前束角可以由以下的坐标参数表示。主销内倾角为主销中心线BD与YZ平面的夹角。 （3.21）主销后倾角为主销中心线BD与XY平面的夹角。 （3.22）前轮外倾角主要由转向节EF的零件设计来保证，为EF和XZ平面的夹角。 （3.23）前轮前束角在机构里面表示为EF和XY平

41、面的夹角。 （3.24）2、B、O、D点的坐标O、D、S点坐标在悬架运动中保持相对不变，可由总布置要求来确定其取值范围。B点初始位置坐标（即悬架平衡位置时的坐标）关系着主销内倾角和主销后倾角，B点坐标、O点坐标、下摆臂BO的空间位置、D点坐标、主销内倾角和主销后倾角是相关联的。在选取初始值的同时，根据底盘布置的要求，适当的调整以下几个量： 、和B点的坐标，来控制悬架的导向结构。B点的坐标可以通过BO的空间位置来控制，BO的空间位置由BO的长度、下摆臂的水平夹角（与XZ平面的夹角）和下摆臂横向平面的夹角（与XY平面的夹角）来确定。由于O点在XY平面上，则O点的坐标为。由空间几何运算，容易计算出B

42、点的坐标为： （3.25）再根据式（3.15）和（3.16）反求出： （3.26）B、O、D点的坐标就是通过上面提供的6个变量来表示的。3、E、F、G点的坐标由于要保证前轮轮距，则有；G点在地面，则有。FG的长度（车轮半径）为，由于前轮外倾，则有 （3.27）所以F、G点的坐标表示为： （3.28） （3.29）其中为未知量。在平衡位置时，设计减振器中心线DE平行于XY平面，DE与YZ平面的夹角为，则有： （3.30）其中为未知量。将E、F的坐标代入到式（3.28）和（3.30）中，2个方程两个未知量，求解和，得到方程： （3.31）其中解方程得： （3.32） （3.33）在此加入一个控制变

43、量。4、点的坐标、点虽然不参与前轮定位参数的形成，但是在车轮跳动过程中也影响到了前轮定位参数的变化，在、点的坐标计算中，需要根据经验来保证一定的范围取值，在本设计中不作另外讨论，只列出控制变量，在程序中配合经验选取恰当的数据。为了方便计算，取点的3个坐标以及杆的空间位置作为控制参数，即：、转向拉杆PS的长度、转向拉杆的水平夹角（与XZ平面的夹角）和转向拉杆横向平面的夹角（与XY平面的夹角）。根据空间运算关系，容易得出： （3.47） （3.48）3.5 悬架结构元件的选取、下摆臂为了减少车身纵向力作用，下摆臂选取叉形臂，为了尽量减小非簧载质量，臂体采用铝合金铸造，为了减小作用在车身上固定支点处

44、的力，摆臂支点间距离选取应尽量大，在此根据经验选取支点间距为200mm，摆臂厚取20mm。、接头 根据结构不同，接头有轴销式接头和球销式接头两种。根据悬架各元件间的运动形式和传力特点，并能够完成空间运动，取下摆臂与转向节、转向拉杆与转向节连接处接头为球销式接头，下摆臂与车架连接处接头为轴销式球头。接头处连接方式采用螺纹连接。、转向拉杆虽然转向拉杆不参与前轮定位参数的形成，但是在车轮跳动过程中也影响到了前轮定位参数的变化，转向拉杆的具体参数需配合转向系进行选取，在此根据经验选取转向拉杆直径为10mm。4、转向拉杆该车采用13寸宽轮胎，直径：13英寸（330.2mm），胎宽：165mm。3.6 本章小结本章对悬架特性参数和减振器以及弹簧的基本参数进行了设计计算，对悬架导向机构空间关键点坐