基于adams轿车悬架设计与仿真毕业设计(编辑修改稿)

基于adams轿车悬架设计与仿真毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

论 ....................................................................................................................... 34 致 谢 ........................................................................................ 错误 !未定义书签。 参考文献 ................................................................................................................... 35 1 第 1 章 绪论 本课题研究意义和背景 随着国民经济的发展，人们对汽车的功能提出了越来越多的要求，要求汽车行驶具有良好的平顺性和操纵稳定性 [1]。 悬架是现代汽车的重要组成之一，其对汽车的平顺型、操纵稳定性、通用性、舒适性及汽车的寿命等多种使用性都有很大影响，因此设计优良的悬架系统，对提高汽车产品的质量有着极大的作用。 汽车的车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角、主销偏距、车轮前束角等参数，对汽车平顺性与操纵稳定性有重要的影响。 以上参数的选定决定了悬架系统的基本性能，在悬架设计中应当重点考虑。 机械系 统的计算机仿真技术变得日益重要， 这种应用在于仿真软件能够使用计算机代码和方程准确的模拟真实的机械系统，避免了传统的产品开发过程中零部件和样机的反复制造、试验等过程。 同时硬件建设成本的降低节省了大量的时间和财力，为产品迅速占领市场赢得了更多的机会 [2]。 鉴于仿真软件带来的上述优点，其应用正在变得越来越广泛。 在众多的软件中，汽车工业中广泛应用的 ADAMS 则是非常具有代表性的一个运动学与动力学仿真软件。 ADAMS/CAR 模块内有悬架运动学动力学分析的专门模板，可以方便地建立各种结构形式的悬架，迅速得出悬架的多达 三十多种参数的性能曲线。 模型全部采用数字化设计，可方便地对设计参数进行修改和调整以发现其对各种性能参数的影响，优化设计目标，最终为企业提供产品开发的解决方案。 国内外研究现状概述 在研究汽车诸多的行驶性能中，汽车动力学研究的建模、分析与求解始终是一个关键性问题。 汽车本身是一个复杂的多体系统，由于它的作情况、使用环境的复杂多变，给汽车动力学研究带来了很大困难。 同时由于理论方法和计算手段的限制，该学科曾一度发展较为缓慢 [3]。 因此，在许多实际研究中，不得不把模型简化，以便使用古典力学的方法人工求解，从 而导致汽 2 车的许多重要的动力学特性无法得到较精确的定量分析。 二十世纪八十年代初，不仅有许多通用的软件可以对汽车系统进行分析计算，而且还有各种针对汽车某一类问题的专用多体软件。 研究的范围从局部结构到整车系统，涉及汽车系统动力学的方方面面。 国内采用多体动力学研究汽车动力学的工作虽然起步较晚，但发展还是较快的 [4]。 优化设计始于二十世纪五十年代，普及应用于七十年代，是最优化数学与计算机技术相结合的产物。 与传统的试算法、表格法、图算法等设计方法相比，优化设计技术可以大大缩短设计周期、提高设计质量，尤其是在传统设计方 法无法涉及的汽车复杂多体系统的最优动力学特性设计问题方面 [5]。 采用优化设计技术可以最大限度地考虑从不同角度提出的设计要求，在各种约束条件下，寻找满足预定要求的最优汽车动力学性能。 我国从二十世纪七十年代中后期开始了机械优化设计理论、方法和应用的研究，并逐渐地将这些研究成果应用于汽车工程设计之中。 优化设计技术在汽车工程领域的应用最初就是从悬架系统的优化设计开始的。 因为汽车悬架系统的设计对汽车的行驶平顺性、操纵稳定性以及汽车零部件的使用寿命等都有十分重要的影响，设计中所涉及的因素很多，用传统的经验公式设计出 的方案是难以满足多方面的要求的，优化设计技术的出现为这一问题的解决提供了强有力的工具 [6]。 近年来，随着多体动力学软件功能的扩展，在汽车多体复杂系统动力学模型环境下，对汽车各子系统的性能参数进行优化将逐步开始运用，从而可以使模型精度和优化计算结果的精度大大提高，在三维汽车振动等效模型的基础上，应用汽车多体系统动力学模型可将更多的影响因素考虑进来，如在模型中考虑悬架中采用的橡胶衬套，并计入悬架弹簧和减振器及轮胎的非线性特性，然后用非线性整车模型进行优化分析 [7]。 此外，汽车的主动和半主动悬架逐渐成为国内外 悬架技术研究的热点，尤其是在悬架参数的控制方法和控制策略方面，引起了众多学者的关注。 但对于控制对象一悬架特性参数的动态变化范围研究也是相当重要的，这对开发出高性能的主动或半主动悬架系统起到关键作用。 本课题 主要 研究内容 汽车悬架系统在车辆行驶 过程在中起着非常的作用 ， 其性能的优劣直接影响车辆的 平顺性与操纵稳定性。 悬架的几何结构决定着车辆的主销定位 3 角、转向特性等性能。 本课题是以 基于 大众集团 PQ46 平台的第六代 Passat 汽车为原型车进行研究分析， 对其 前后悬架系统 进行了重新设计。 (1)设计前麦弗逊悬 架后多连杆悬架系统的车辆模型，得到悬架设计参数。 (2)运用 CATIA 建立悬架系统三维模型 ，校核零件刚度。 (3)利用 ADAMS 分别建立前后悬架运动学模型，并进行 左右轮平行跳动工况仿真， 并根据仿真结果进行悬架优化设计，得到合理的优化结构，提高车辆的行驶性能。 (4)分别绘制悬架总装图与重要零件图。 在工程图绘制过程中，确定各零件配合、定位和公差，并选择相应的加工工艺，提出了合理的技术要求。 4 第 2 章 悬架系统的设计 悬架的 设计要求 汽车行驶中路面的不平坦、凸起和凹坑使车身在车轮的垂直作用力下起伏波动，产生振 动与冲击；在加减速及转弯和制动时的倾覆力和侧倾力可使车身产生俯仰和侧倾振动。 这些振动与冲击会严重影响车辆的平顺性和操纵稳定性等重要性能。 悬架作为上述各种力和力矩的传动装置，其传递特性的好坏是影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性最重要、最直接的因素 [8]。 汽车悬架系统基本上是由弹性元件、减振器和导向机构三大部分组成。 这三部分分别起缓冲、减振和导向作用，共同承担传递轮胎与车身之间的各种力和力矩的任务。 为此，汽车 悬架 系统的设计应满足下列要求： (1) 保证汽车有良好的行驶平顺性 ； (2) 具有合适的衰减振动能力 ； (3) 保证汽车具有良好的操纵稳定性 ； (4) 制动或加速时保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适 ； (5) 有良好的隔声能力 ； (6) 结构紧凑、占用空间尺寸要小 ； (7) 可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 悬架总体 设计 悬架设计可以大致分为结构型式及主要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉进行。 由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置共同协商确定。 悬架频率的选择 对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数 ε 取 ～ 之间 ， 由计算知本设计近似取 ε=1。 前后偏频 n1， n2 表示各自的自由振动频率，偏频越 5 小，则汽车的平顺性越好 一般对于钢制弹簧的轿车， n1 约为 1～ ， n2约为 ～ ，非常接近人体步行时的自然频率。 本设计中前偏频选择，后偏频选择。 悬架的工作行程 悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成，对于一般轿车而言，悬架总工作行程应当不小于 160mm。 悬架静挠度 fc 指 汽车在满载静止时悬架上的载荷 FW 与 此时悬架刚 度才c 之比。 悬架静挠度 计算公式为： 225nfc  (21) 式中 n——悬架的相应偏频 (Hz)。 则 由公式计算知：前悬架静 挠度 为 250mm，后悬架静挠度为 270mm。 悬架的动挠度 fd 是指从满载经平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。 对乘用车， fd 取 70～ 90mm，本设计取 fd 为 80mm。 前后悬架 fd+fc 分别为 330mm 和 287mm， 前后悬架皆大约 160mm,故 前后悬架 挠度 都设计 符合要求。 悬架刚度计算 已知整车装备质量： m=1565kg，满载质量为 1780kg， 取簧上质量为1780kg， 取簧下质量为 80kg，刚度计算公式为 ： 225nfc  (22) 式中 cs—汽车前悬架刚度 (N/mm)； ms—前悬架簧上质量 (kg)； n—前悬架偏频 (Hz)。 由计算知： 前悬架刚度为： ； 后悬架刚度为： 20997N/m。 6 弹性 元件的设计 弹性元件一般由钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、气体弹簧和橡胶弹簧这些部件中的一部分或者几部分组成。 由于汽车不可能行驶在绝对平坦的路面上，路面作用于车轮上的垂直反力，往往是冲击性的。 这种冲击力传到车身和车架时，将可能引起汽车零部件的疲劳和损伤。 为了缓和这种冲击力，在汽车行驶系中，除了采用弹性的充气轮胎以外，还在悬架中装有弹性元件，使车身 (或者车架 )和车轮 (或者车桥 )之间作为弹性联系 [9]。 查表 选择弹簧材料为 60Si2MnA， 弹簧钢丝直径的计算公式为： 225nfc  (23) 式中 i——弹簧有效工作圈数，此处取 8； G——弹簧材料的剪切弹性摸量，取 104MPa； Dm——弹簧中径，取 110mm； Ci——汽车前悬架刚度 (N/mm)。 由计算知 ， 前悬架弹簧直径为 12mm； 后悬架弹簧直径为 14mm。 减 振 器的设计 汽车悬架系统中，一般都采用液力减振器。 汽车受到不平路面冲击后，将产生振动，这种持续的振动容易使乘员感到不舒适和疲劳，因此悬架 中安装有减振器，使振动迅速衰减，以改善汽车的行驶平顺性。 本设计中选择双筒式液力减 振 器。 相对阻尼系数 ψ选择 相对阻尼系数 ψ 的物理意义是 ： 减振器的阻尼作用在与不同刚度 c 和不同簧上质量 ms 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 ψ 值大， 振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身； ψ 值小则反之。 通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 ψY 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 ψS 取得大些。 两者之间保持 ψY=(～ )ψS 的关系。 设计时，先选取 ψY 与 ψS 的平均值 ψ。 相对无摩擦的弹性元件悬 架， ψ 取 ～ 7 之间 ；对有内摩擦的弹性元件悬架， ψ 值取的小些。 为避免悬架碰撞车驾，取 ψY=。 本设计伸张相对阻尼系数选择 ，压缩相对阻尼系数选择 ，平均阻尼系数选择。 减 振 器 阻尼系 数设计 减振器的阻尼系数 计算公式为： scm 2 (24) 悬架系统固有频率 为： smc (25) 实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。 本设计前悬架为麦弗逊悬架，其阻尼系数为 ： ams2cos2   (26) 式中 ψ——相对阻尼系数； ms——前悬架簧上质量 (kg)； a——悬架安装角度 ；  ——汽车前悬架 固有频率 (Hz)。 后悬架为多连杆悬架，其阻尼系数为 ： aa bms 222cos2   (27) 式中 ψ——相对阻尼系数； ms——后悬架簧上质量 (kg)；  ——汽车后悬架固有频率 (Hz)； a——后悬架下横臂长度 (mm)； b——后悬架 上 横臂 长度 (mm)。 由计算知，前悬架减 振 器阻尼系数为 ；后悬架减 振 器阻尼系数为。 8 减振器最大卸荷力 F0的确定 为减小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，减振器打开卸荷阀 ， 此时的活塞速度称为卸荷速度 vx。 卸荷速度的计算公式为： baAx /co s  (28) 式中 A——车身振幅，取 177。 40mm；  ——汽车后悬架固有频率 (Hz)； a——后悬架下横臂长度 (mm)； b——后悬架上横臂长度 (mm)。 代入数据计算得卸荷速度为： vx=cos10176。 =， 符合 vx在 ～ 之间范围要。