前麦弗逊悬架和后多连杆悬架设计

华北水利水电大学NorthChinaUniversityofWaterResourcesandElectricPower毕业设计题目 乘用车悬架系统设计学 院 机械学院专 业 机械设计制造及其自动化姓名 学号 指导教师完成时间2014.05教务处制独立完成与诚信声明本人郑重声明：所提交的毕业设计（论文）是本人在指导教师的指导下，独立工作所取得的成果并撰写完成的，郑重确认没有剽窃、抄袭等违反学术道德、学术规范的侵权行为。文中除已经标注引用的内容外，不包含其他人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。

毕业设计（论文）作者签名:签字日期：指导导师签名:毕业设计（论文）作者签名:签字日期：指导导师签名:毕业设计（论文）版权使用授权书本人完全了解华北水利水电大学有关保管、使用毕业设计（论文）的规定。特授权华北水利水电大学可以将毕业设计（论文）的全部或部分内容公开和编入有关数据库提供检索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段复制、保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校向国家有关部门或机构送交毕业设计（论文）原件或复印件和电子文档（涉密的成果在解密后应遵守此规定）。毕业设计（论文）作者签名： 导师签名：签字日期： 签字日期：摘要悬架的主要功能是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓冲传给车身的冲击载荷，通过减震器衰减由车轮引起的簧上震动，保证汽车行驶的平顺性，保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征，增强汽车的操纵稳定性，轻便性。本文首先论述了悬架的分类、优缺点及国内外的研究现状，然后以日产天籁为设计参照，使用传统设计方法（非优化设计）设计计算前麦弗逊悬架和后多连杆悬架，涵盖了选定悬架质量分配系数，选定车震频率、偏频比，计算悬架静挠度和动挠度，减震器行程及工作缸内径的选择及螺旋弹簧的直径、工作圈数设计等。本次设计中使用UG软件做出三维模型，再进行装配，装配完成后，将其分别导入ADAMS/car和adams/view中进行仿真分析和动画仿真，得出汽车行驶时的仿真动画、整车车轮前束角、整车车轮外倾角、前轮主销内倾角、前轮主销后倾角、摩擦半径、后轮侧倾中心坐标的相关数据变化。在介绍了主动悬架和半主动悬架之后，阐述了他们之间以及相对于传统悬架之间的优缺点、前麦弗逊悬架和后多连杆悬架减震器可行的改良方法，以及未来研究方向，最后对此次设计设计进行一次回顾，总结设计中的收获和存在的问题。关键字：麦弗逊式悬架、多连杆悬架、三维模型、运动仿真、仿真分析中图分类号 ：U463.33+1AbstractThemainfunctionoftheroleofthesuspensionistopassalltheforcesandmomentsbetweenthewheelandthebody,buffertheimpactloadtransmittedtothevehiclebody,dampvibrationcausedbythewheelsthroughshockabsorbertoensurethecarridecomfort,assurethatthereareidealexercisecharacteristicswhileintheroadsurfaceroughnessandloadvariations,andenhancehandlingandstabilityofthecar.Thispaperfirstdiscussestheclassificationofthesuspension,theprosandconsandresearchstatus,thenNissanTeanareferencedesign,usingtraditionaldesignmethodstocalculatethefrontMcPhersonsuspensionandrearmulti-linksuspension,includingcarshockfrequencyisselected,suspensiondeflectioncalculation,selectionanddesignofthedamperandsprings,andthelike.Makeuseofthree-dimensionalmodelbyUGsoftware,afterthecompletionoftheassembly,getitintoADAMSsimulation,thenrelateddatasuchasthetoeangle,camberangle,kingpininclinationangle,casterangle,Scrubradiusrollcenterlocationareobtained.Aftertheintroductionofactivesuspensionandsemi-activesuspension,describestheadvantages,disadvantagesandthefutureresearchdirectionsbetweenthem,Finally,thedesignissummarized.Keywords:McPhersonsuspension,multi-linksuspension,three-dimensionalmodel,motionsimulation,SimulationAnalysis目录摘要 Abstract 第一章绪论 课设背景及研究意义 国内外的研究现状 本文的主要研究内容 第二章悬架的结构分析与整体参数设计 悬架系统的简介与分类 悬架系统的简介 悬架系统的分类 独立悬架的特点 整体参数的设计 -要技术指标或丰要参数 频率的选取与计算 悬架系统的静挠屋 悬架系统的动挠度 悬架系统刚度 第三章悬架系统的设计计算 悬架设计的一般要求 减振器选择 减震器工作原理 阻尼系数的确定 最大卸载力 减振器的尺寸设计 螺旋弹簧的设计计算 横向稳定杆设计 悬架系统的杆系设计 第四章悬架的三维建模 麦弗逊前悬架的三维建模 后多连杆悬架的三维建模 整车悬架装配图 第五章悬架系统的运动学仿真 基于adams/view的运动仿真 基于adams/car的仿真分析 第六章整车悬架的主动化改造 传统悬架的弊端 电控悬架的优势 电捽悬架 电控悬架的分类 电捽悬架系统的组成 电捽悬架的工作原理 主动化方案 第七章总结与展望 总结 展望 参考文献 致词t 附录一英文文献原文 附录二英文文献译文 附录三开题报告 附录四任务书 绪论课设背景及研究意义悬架是现代汽车上把车身与车轮有弹性的链接起来的重要组件，在传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩的同时，通过减震器对悬架振动进行衰减，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。采用弹性联接后，汽车可以看做是由悬挂质量、非悬挂质量和弹簧组成的振动系统。悬架对于整车的意义重大。悬架本身的性能特点、与整车的匹配关系等直接决定了汽车行驶的平顺性、操作稳定性和乘坐舒适性，进而影响着整车的性能。面对科技的迅速发展、以及生活需求的提高，人们的乘驾选择也日新月异，无论是轿车、客车、房车、自卸车、SUV，还是MPV，都要提供一个人性化的舒适的环境。作为衡量汽车质量的指标之一，汽车悬架系统可以很好的缓解路面给予车辆的冲击，减轻汽车振动给乘客的不适反应。针对于不同的车型，对悬架设计进行优化，譬如，有些载货汽车悬架需要足够的刚度，以安全为首，效益为先，而一些自驾车要求较高的舒适性，较小的阻尼。而对于军用汽车，应具有较好的越野能力，在城市和山地都能发挥其最优的性能，这就需要悬架的刚度可调、可变。优良的避震悬架，也可以减轻振动冲击给零件带来的损坏，减少故障，降低维修成本。不仅如此，车轮外倾角的设计也便于驾驶转向，主销内倾角和主销后倾角的设计也有回正的作用，利于行驶的安全，而前束角的设计，则相应的减小了轮胎的磨损。总而言之，在舒适的驾驶环境下才能保持身体的平衡和心情的愉悦，优良的悬架系统会更加轻便以及安全。鉴于悬架在整车中的重大意义，悬架的的研究相对整车来说显得至关重要。国内外的研究现状汽车诞生后，随着对悬架的深入研究，扭杆弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等相继问世。直到1934年世界上才出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。尽管一百多年来，汽车悬架的结构形式及其原理一直不断地演进，但就结构功能而言，它主要由减震装置，弹簧元件和导向机构三部分组成，一些情况下，一个零部件兼起多个作用，例如，钢板弹簧不仅起到弹性元件的作用，还起到了导向机构的作用，麦弗逊悬架的减震器的活塞杆不仅其到了减震作用，同时起到了导向作用。典型的麦弗逊式独立悬架使用减振器兼做主销,这样，在减振器活塞杆在相对减振器筒往复运动工作时 ,会受到侧向力的作用,不符合最佳受力状态 ,因此一些麦弗逊式独立悬架用专用的滑柱结构确定主销轴线 ,此类结构又被称为滑柱摆臂式独立悬架。但这些悬架依然有很大的缺陷，面对复杂的路况，这种悬架不能改变悬架的刚度，而且，随着车速的提高和用途的多样性，人们的视线也开始移到了主动和半主动悬架上面。半主动悬架的研究工作起始于 1973年，由和首先提出，半主动悬架较少的考虑悬架的刚度，以改变悬架的阻尼为主，依据簧上质量的速度、加速度等响应进行信息的反馈。半主动悬架的研究主要集中在执行器的研究和执行策略的研究，半主动悬架稳定性优于被动悬架，可靠性优于主动悬架。主动悬架是 1954年由美国通用汽车公司在设计悬架时率先提出，这种悬架在面对任何工况都能保持在最佳状态，主动悬架与被动悬架之间的区别在于是否是有源控制，主动悬架通过有源的减震效果最好，但由于结构复杂，能耗高，成本昂贵和元件较多，元件集成度不足带来的可靠性等问题，我国目前绝大部分汽车仍然使用被动悬架。目前国外高级大客车几乎全部使用空气悬架，空气悬架在轻型汽车上的应用量也在迅速上升。部分轿车也逐渐安装使用空气悬架，如美国的林肯等。在一些特种车辆上，空气悬架的使用几乎为唯一选择。国外的汽车空气悬架发展经历了 钢板弹簧-气囊复合式悬架-被动全空气悬架-主动全空气悬架（即ECAS电控空气悬架系统）”的变化型式主动全空气悬架应用了电子控制系统，使传统的空气悬架系统的性能得到很大改善，汽车在各种路面、各种工况条件下能实现主动调节、主动控制。虽然已经对空气悬架进行了很多的研究，但从目前仍然存在一些问题:气囊脱落、推力杆断裂、衬套、螺丝松动等问题，因此对空气悬架的可靠性分析和电子控制的研究是今后悬架系统发展研究的主题。由于国内的自主性设计的汽车普遍使用被动悬架，且成本较低，悬架的稳定性依然有改进提升的可能，所以被动悬架在国内在相当长的时间内会继续使用。绿色环保是当今社会的主题，而电控悬架带来的确实大量的消耗，所以，能量反馈式悬架将是未来研究的主题之一。本文的主要研究内容本文以日产天籁乘用车的的各方面的尺寸为参数，确定空载和满载的簧上质量，选定悬架质量分配系数，选定前悬架频率，计算出后悬架频率，悬架的静挠度，动挠度，从而确定减震器的行程及阻尼，弹簧的参数。最后使用UG对悬架进行建模装配，再将装配图导入到ADAMS/view中进行运动仿真，再在adams/car中进行仿真分析和运动仿0首先基于大籁汽车的整体参数与悬架模型，选择前悬架为麦弗逊悬架，后悬架为多连杆悬架。设计计算轿车悬架的整体参数，主要包括频率的选取与计算，静挠度、动挠度以及悬架系统刚度的计算。通过资料查询，利用传统的设计方法分别设计计算前麦弗逊悬架和后多连杆悬架的减震器、弹簧以及稳定杆的相关参数，使其满足课设任务书的要求。然后，使用UG软件进行三维建模，然后进行装配，基于adams/ca调用软件模块进行动画仿真，了解悬架的运动规律，分析悬架系统中各个零件之间的相互约束关系，并进行仿真分析，基于adams/view,导入装配图，制作动画仿真。最后对本次设计进行总结，通过分析，提出自己设计中遇到的问题以及解决方法，对于仍然存在的问题希望以后能够得到解决。作为衡量汽车质量的指标之一，汽车悬架系统可以很好的缓解路面给予车辆的冲击，减轻汽车振动给乘客的不适反应。悬架本身的性能特点、与整车的匹配关系等直接决定了汽车行驶的平顺性、操作稳定性和乘坐舒适性。悬架的结构分析与整体参数设计悬架系统的简介与分类悬架系统的简介悬架是汽车的车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。没有最完美的设计，只有最人性化的需求，汽车的舒适性要求和操纵稳定性的要求是互相对立的。 比如，为了获得良好的舒适性，就要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽车发生刹车熏头”、加速抬头”以及左右侧倾严重，容易导致汽车操纵不稳定，不利于转向等。汽车悬架的簧上重量越大，其乘坐舒适性就越好，，反之容易颠簸。典型的悬架一般是由弹性元件、导向机构以及减震器等部件组成，横向稳定杆，个别的结构还会有缓冲块等。弹性元件分别有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧。悬架一般包括以下几个部分[9]:(1)减振器为了改善汽车的行驶平顺性，在车轮上下跳过程中，减振器活塞在工作腔内进行往复运动，减震器产生阻尼力，从而迅速衰减汽车的振动，使动能转化成热能散发到空气中，从而达到衰减振动的目的。车身高度同时得到了改变，进而增强车轮和地面的附着力.目前广泛使用的减振器主要是筒式液力减振器。(2)弹性元件为了起到舒适性的作用，减震器不能迅速的改变车身的振动，所以在车轮受到大的冲击时，弹簧受到压缩，部分动能转化为热能的同时，剩余部分转化为弹性势能储存起来，在下次振动中释放出来。弹性元件主要有钢板弹簧，螺旋弹簧，扭杆弹簧，气弹簧和橡胶弹簧等。(3)导向机构导向机构主要作用就是传递力和力矩，起到导向作用并控制能够控制车轮的运动轨迹。(4)横向稳定杆其作用是为了防止车身在转向等情况下发生过大的车身倾斜。悬架系统的分类悬架系统根据汽车两侧车轮的运动是否相互关系，可以分为两种形式。(1)非独立悬架如图，非独立悬架的结构特点是汽车两侧车轮安装在一根整体式车轴的两端。 这种悬架系统当一侧车轮印道路不平而跳动时，会影响另一侧车轮的工作，所以称为非独立悬架，也称为整体悬架或相关悬架。(2)独立悬架如图，独立式悬架两端车轮分别安装在断开时的车轴两端，每段车轴的车轮单独通过弹性元件与车架相连。采用这种悬架的汽车，当一侧车轮跳动时，对另一侧车轮不产生影响，因此成为独立悬架。一般按照车辆的运动的方式，独立悬架可以分为⑵：1）横臂式独立悬架：车轮在汽车横向平面内摆动的独立悬架；2）纵臂式独立悬架：车轮在汽车纵向平面内摆动的独立悬架；3）单斜臂式独立悬架：其摆臂的白东周线和车轴线斜交叉；4）车轮沿主销轴线移动的悬架：包括烛式悬架和麦弗逊悬架。2.2独立悬架的特点独立悬架有以下特点［2］；1）在一定范围内，两轮可以单独运动，减小了行驶时车架和车身的镇定，也可以防止转向轮偏摆。2）一般都配有稳定杆，减少了转弯时的左右摇晃，改进稳定性。3）非悬架的重量小，可提高汽车的平顺性和乘坐舒适性。4）坐游轮之间没有车轴链接，所以地板和发动机的安装位置可以降低，这样可降低车辆重心有利于提供汽车行驶的稳定性。基于天籁车型，选择麦弗逊前悬架和多连杆后悬架，分别有以下优点：1）构件少，非悬架重量轻；2）悬架的占的空间小，可以增大发动机室的可用空间；3）悬架支撑点之间距离大，即使安装错位或制造过程中产生大的误差，也不会对前轮定位产生大的影响，所以通常不需要定位调整。1）连杆较多，可使车轮和地面尽可能保持垂直，减小了车身的倾斜。尽可能维持轮胎的贴地性；2）主控制臂可以起到调整后轮前束的作用，以提高车辆行驶稳定性，有效降低轮胎的摩擦；3）高档轿车由于空间充裕、且注重舒适性能和操控稳定性，所以大多使用多连杆悬架，非常适合高档轿车。2.3整体参数的设计主要技术指标或主要参数本次毕业设计整车主要性能参数参照大籁2012舒适版的车型进行，其主要设计参数如下：1）加速时间（0—100km/h）:11.8s；2）最小转弯半径：5.3m；3）整备质量：1457kg;4）满载质量：1940kg;5）最高车速：190km/h;6）外形尺寸（长X宽X高）：4850mmX1795mmX1475mm；7）轴距：2775mm；8）前轮距：1560mm；9）后轮距：1560mm；10）最小离地间隙：135mm；11）行李箱容积：506L;12）燃油箱容积：70L;13）驱动方式：前置前驱，发动机横置；14）供油方式：多点电喷；15）发动机排量、燃油、气缸排列型式、进气型式： 2000mL、汽油93号（北京92号）、L型、自然吸气式；16）压缩比、环保标准、缸体材料：10:1、国4、铝合金；17）最大功率/转速：100kW/5600r/min（rpm）；18）最大扭矩/转速：190Nm/4400r/min（rpm）;19）转向助力：电子液压；20）前制动类型、后制动类型、手刹类型：通风盘、盘式、机械驻车制动；21）制动距离（（100—0km/h））:42.27m；22）前悬挂类型：前麦弗逊式独立悬架；23）后悬挂类型：后多连杆式独立悬架；24）轮胎规格：205/65R16。25）前悬LF:963mm 26）后悬LR:1105mm频率的选取与计算对于大多数的乘用车而言，悬架质量分配系数 w=P2/ab=0.8〜1.2。为了使前后悬架工作时在垂直方向互不影响，选定悬架质量分配系数 W=1.0,前、后悬架的自然振动频率分别用R（约为1〜1.45Hz）、n2（约为1.17〜1.58Hz）表示。选取n=1.44Hz

汽车前、后悬架偏频门=必/电=0.85〜0.95,偏频值越小，则车辆的平顺性表现越好,由前悬可知ni=1.44Hz所以ni 1..44门2 1..57Hz (2-1)n0.92悬架系统的静挠度乘用车的设计频率要接近人步行时的振动频率，人步行时频率是步行时身体上下运n=JK动的垂直振动频率，约为n=1〜1.6Hz。悬架的自然振动频率为n=JK(2-2)式中：g---重力加速度；M---悬架簧载质量；f---悬架垂直变形量(挠度)fc1=——g—2= . 2=120mm (2-3)9.8=100mm2「叫29.8=100mmfc2= 2- 22n12 23.141.57乘用车的静挠度fc选择范围为：100〜300mm,所以选择符合要求。悬架系统的动挠度悬架的动挠度fd表示车辆从满载静平衡位置开始到悬架压缩至结构所允许最大变形时，车轮中心未知点相对车身(或车架)的垂直方向上的位移。设计悬架时，应该要求悬架的动挠度应较大，以防止在凸凹不平路面上行驶时经常碰坏车架。对轿车， fd取70〜90mm。通常fd=(0.5〜0.8)%,因此选取fd1=80mm符合要求。选取fd2=70mm符合要求。对于一般汽车的整体来说，悬架的工作行程即为动挠度和静挠度之和，这个值不应小于130mm,由fd1+fc1=200mm>130mm,fd2+fc2=170>130满足技术要求。悬架系统刚度已知整车的整备质量：m=1457kg,满载质量为1940kg,由于车型的发动机是前置前驱的，因此空载时前轴载荷为整备质量的 56%,后轴载荷为整备质量的44%,满载时后轴载荷为满载质量的50%,后轴载荷为满载质量的50%,空载时前轴单轮分配簧上荷载1TOC\o"1-5"\h\zmii=-145756%-60=348kg (2-4)空载时后轴单轮分配簧上荷载1mi2=-145744%-60=260kg (2-5)满载时前轴单轮分配簧上载荷ms1=2194050%-60=455kg (2-6)满载时后轴单轮分配簧上载荷ms2=1194050%-60=455kg (2-7)各个车轮上的簧下载荷取60kg,则前悬架刚度：FW1 4559.8K1= = =37.16N/mm (2-8)fc1 120后悬架刚度:K23=455^8=44.59N/mm

fc2 100悬架系统的设计计算悬架设计的一般要求[23]由于悬架对整车的操纵稳定性、抗纵倾能力依着决定性的作用，所以必须考虑下面几方面的要求：1)要合理设计悬架的弹性特性和阻尼特性， 以确保汽车拥有良好的行驶平顺性，避免压缩或伸张行程极限点的硬冲击。2)导向机构要合理，确保车轮和车架之间力和力矩传递可靠，保证车轮跳动时定位参数变化不会过大。3)导向机构的运动与转向杆系相协调，不能发生干涉使转向轮摇摆4）侧倾中心及纵倾中心位置恰当，避免汽车加速或制动时发生 后仰'或点头5）悬架的质量要小，尤其是非悬挂质量。6）设计时，考虑给轿车发动机和行李箱留下足够空间7）设计的零件应有足够强度和使用寿命。8）成本低，便于维修。减振器选择减震器工作原理[1]减震器的供能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。减震器大体上可以分为两类，即摩擦式减震器和液力减震器，由于库伦摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且容易受油水的影响，因此现代的汽车上已经不再采用，1901年首次出现了液力减震器，主要有两种结构，摇臂式和筒式，筒式减震器的质量为摆臂式的一般，不但制作方便而且工作寿命长。筒式减振器常用的三种结构可分为双筒式、单筒充气式和双筒充气式。选用双筒式液力减振器如下图图3.1减震器1-活塞杆，2-工作缸筒，3-活塞，4-伸张阀，5-储油缸筒，6-压缩KC7-补偿阀，8-流通阀9-导向座，10-防尘罩，11—油封在活塞上装有伸张阀和流通阀，工作缸筒的下端的制作商有压缩阀和补偿阀，流通阀和补偿阀一般都是单向的，由于弹簧很软，当阀上油压产生的作用力和弹簧同向时，油阀关闭，当油压作用力反相时，即使油压很小，阀门也能打开。压缩阀和伸张阀是卸压阀，具弹簧较硬，油压到一定将个程度才能打开。压缩行程：活塞下移，下腔的油液顶开流通阀8流入上腔室，由于活塞杆的存在，上腔室增加的容积大于下腔减少的容积，导致下腔油压升高，顶开压缩阀 6流入储油筒，期间受到阻尼力，振动进而衰减。伸张行程：活塞上移，上腔的油液顶开伸张阀4流入下腔室，由于活塞杆的存在，上腔室减小的体积大于下腔增加的体积，导致下腔油压降低，储油筒油液顶开补偿法 7进行补充,这些节流阀就起到了阻尼作用。在压缩行程，减振器阻尼力应较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击，使乘客感到舒适。这时，弹性元件起主要作用，在悬架伸张行程中，减振器阻尼力应大，迅速减振。因此伸张行程的阻尼比压缩行程大，所以伸张行程的油液通孔面积比压缩行程小。3.2.2阻尼系数的确定— (3-1)2、Kms式中，K为悬架系统的刚度；6为阻尼系数；ms为簧上质量。相对阻尼系数甲的物理意义是：在与不同簧上质量ms和不同刚度K的悬架系统匹配时，减震器会具有不同的阻尼效果。中值越大，说明振动能衰减越迅速，意味着有较大冲击力传到车身，对于汽车稳定性产生不利影响； 中值越小时情形与之相反。一般情况下，压缩行程的相对阻尼系数中丫和伸张行程的相对阻尼系数中s之间的关系为中丫=(0.25~0.50，S。设计计算时，先选取中丫与中S的平均值。对于弹性元件无内摩擦悬架系统，通常取中=0.25〜0.35;对于弹性元件有内摩擦悬架系统，中值取偏小些。为避免悬架碰撞车架，取中丫=0.5叫。根据以上所述：取^s=0.4,中丫=0.5中s=0.58.4=0.2中=0.3 (3-2)减振器阻尼系数♦=2中JKms,而悬架固有振动频率◎=期,K/ms图3.2减震器的样式(1)麦弗逊前悬架：麦弗逊前悬架属于C型，所以压缩阻尼系数6丫：丫=2'，丫Kms/cos2=20.24112/cos214=1747Ns/m (3-3)伸张阻尼系数(3-4)s=2s.Kms/cos2:=0.84112/cos214=3494Ns/m(3-4)(2)后多连杆悬架：后多连杆悬架属于B型，所以压缩阻尼系数6丫：伸张阻尼系数、；s：最大卸载力当减震器活塞振动到一定值时，活塞速度就是卸载速度，此时卸载速度是个均值。Vx=Awcos (3-5)(1)麦弗逊前悬架：车身振幅A取40mm,则Vx=0.049.037cos14=0.35m/s压缩行程的最大卸载力Fy=、.丫*Vx=1747*0.4=698.8N (3-6)拉伸行程的最大卸载力Fs=、s*Vx=3494*0.35=1222.9N (3-7)(2)后多连杆悬架；车身振幅A=0.4mm,则Vx=0.049.9cos14=0.384m/s压缩行程的最大卸载力Fy=、.丫*Vx=4175*0.336=1403N拉伸行程的最大卸载力Fs=s*Vx=8350*0.336=2806NFyv1800N,Fsv5000N,满足要求。减振器的尺寸设计减震器活塞杆的材料一般选用Q235、40、45、40Cr冷拉圆钢，其硬度在HRC18〜HRC32。本文中初步采用Q235钢，其硬度为HRC19。1)减震器工作缸的直径D根据减振器运动行程的最大卸荷力(即伸张行程的最大卸荷力)计算确定工作缸直

(3-8)4F0(3-8)D-二"-式中Ip】为工作缸允许最大压力，一般取值3~4MPa,在此取3.5MPa；人为活塞杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器一般 九二0.4~0.5,在此取0.45,41222.9 41222.9 2-=23.6mm,二3.51-0.452D=表3.1减震器活塞行程根据悬架的静挠度为120m,动挠度为80mm选取工作缶!直径为40mm,工作行程为200mm，参照下图表3.2减震器尺寸麦弗逊悬架，属于CG杆杆类型。因为活塞杆的长度要大于活塞的行程，初步选取活塞杆的长度为由后面弹簧定位，354-79+37+(41+4-28)=284+45=329mm,余出安装长度41-28=13mm,Di=56mm,D2=64mm。压杆强度校核由(3-9)二2E二2206109(3-9)i= = 6 '100；:p- 20010由查询结果可知，E=206GPa,%=200MPa。p活塞杆件的柔度九:(3-10)其中，(3-10)其中，I为截面惯性半径n4 I=—D4；N为压杆长度因数取值0.7;64则不能使用欧拉公式。(3-11)a-；工(3-11)b查相关手册对于Q235钢，a值为304MPa,b值为1.12MPa,晨值为235MPa%=61.6"所以临界应力%=61.6"所以临界应力%ci=235MPa。临界压力:临界压力:Fcr-；.c「A=235106二(1810“2=75.l5kN (3-12)活塞杆的工作安全系数为(3-13)Fcr 75.15103(3-13)n= = =20.8Fmax 3607nst一般取值6〜10。n>%t所以满足强度要求活塞的宽度B=(0.6~1.0D,本文中B=0..8D=0.840=B=0..8D=0.840=32mm(3-14)(2)后多连杆悬架：42806 2=34.49mm二41-0.52根据悬架的静挠度为100m,动挠度为70mm,选取工作缶1直径为40mm,工作行程为170mm。麦弗逊悬架，属于CG杆杆类型。因为活塞杆的长度要大于活塞的行程，初步选取活塞杆的长度为40+170+15=225mm。余出安装长度15mm,D1=56mm,D2=64mm.压杆强度校核由由查询结果可知，E=206GPa,tip=200MPa。p活塞杆件的柔度九：其中，I为截面惯性半径I=—D4;N为压杆长度因数取值0.7;64则不能使用欧拉公式。查相关手册对于Q235钢,a值为304MPa,b值为1.12MPa,J值为查相关手册对于Q235钢,*2=61.6>人，所以临界应力仃cr=235MPa临界压力：活塞杆的工作安全系数为nst一般取值6〜10。n>%t所以满足强度要求

活塞的宽度B=(0.6~1.0p,本文中B=0..8D=0.840=32mm3.3螺旋弹簧的设计计算(1)麦弗逊前悬架：麦弗逊前悬架在麦弗逊前悬架系统中，弹簧最小的工作载荷Fi=gxmi=3410N，弹簧承受最大载荷F2=g父ms=4459N,工作中变形量f2=fc=120mmfiF1fiF1_3410K一37..16=91.7(3-15)根据汽车的工作条件，采用热轧弹簧钢60Si2MnA,根据汽车的工作条件，采用热轧弹簧钢60Si2MnA,进行淬火回火处理8F2D2K 8F2CK ,、8F2CK L=——厂＜％=dj 二d 二d .二.p(3-16)式中，螺旋弹簧的强度校核弹簧指数值取8,弹簧的曲度系数K：4c-10.6154C-4C4c-10.6154C-4C31 0.615 + 28 8=1.18(3-17)7p查相关手册值为785MPa。所以直径:」 8445981.18」 8445981.18dI；-f=11.7mm(3-18)查相关手册选取圆整直径d=12mm0由D2=dC=12父8=96mm,以此螺旋弹簧的外径D=D2+d=108mm,内径D1=D2-d=84mm。螺旋弹簧的圈数f2-f1Gd4 2978500124 (3-19)n- 3- 3-6.48F2-F1D2 84459-341096为了保证F2和h不变，必须重新计算最小工况下工作载荷E;F1—2f2-fF1—2f2-f1Gd48nD34078500124=4459 3—=3309N88963(3-20)符合技术要求。螺旋弹簧工作极限载荷，查相关手册可得j=螺旋弹簧工作极限载荷，查相关手册可得j="=785MPaJp4702>4459满足技术要求。弹簧的节距p：Fj:123785=4702n8KD2 81.1896p=(0.28~0.5p2本文中p=0..5D2=0.5*96=48mm弹簧总圈数门:n1二4702>4459满足技术要求。弹簧的节距p：Fj:123785=4702n8KD2 81.1896p=(0.28~0.5p2本文中p=0..5D2=0.5*96=48mm弹簧总圈数门:n1二9弹簧的自由高度山：H0=np1.5d=7481.512=354mm弹簧的满载高度Hn:Hn=H0-f1=354-120=234mm压缩的最大高度为H0-f2=354-200=154mm。弹簧螺旋导程角匕,p=arctan——t:D2二arcctan—88二108(3-21)(3-22)(3-23)(3-24)(3-25)(3-26)螺旋弹簧稳定性校核(3-27)一H0(3-27)b0=——=3.69D2 963.69<5.3,弹簧不会失稳。(2)后多连杆悬架:后多连杆悬架系统中,弹簧最小的工作载荷Fi=gmi=2624.40N,弹簧承受最大载荷后多连杆悬架系统中,F2=gxm满=4459N,工作中变形量f2=fc=100mm,根据汽车的工作条件，采用热轧弹簧钢60Si2MnA,进行淬火回火处理式中螺旋弹簧的强度校核弹簧指数值取8,弹簧的曲度系数K:小查相关手册值为785MPa。所以直径：查相关手册选取圆整直径d=12mm。由D2=dC=12父8=96mm,以此螺旋弹簧的外径D=D2+d=108mm,内径D1=D2-d=84mm。螺旋弹簧的圈数为了保证F2和h不变，必须重新计算最小工况下工作载荷Fi；符合技术要求。验算螺旋弹簧工作极限载荷，查相关手册可得.j=.p=785MPajp4702>4459满足技术要求。弹簧的节距p：p二（0.28~0.5D2本文中弹簧总圈数口：r"1=7弹簧的自由高度H。：弹簧的满载高度Hn：压缩的最大高度为H0-f2=254-170=84m。弹簧螺旋导程角Y：=arctan—p-=arcctan———二807：D2 二108螺旋弹簧稳定性校核2.65<5.3,弹簧不会失稳。目前，我国的螺旋弹簧材料主要有50CrVA、45CrNiMoV、60Si2MnA和60Si2CrVAT,其中50CrVA弹簧钢的强度较低，45CrNiMoV弹簧钢的成本较高，60Si2MnA和(3-29)(3-29)60Si2CrVAT弹簧钢存在高脱碳倾向，这直接影响螺旋弹簧的疲劳性能、弹性衰减和应用。目前，国外用于越野车变刚度悬架螺旋弹簧的材料是51CrV4和52CrMoV4,51CrV4弹簧钢的工艺性不足，最大抗拉强度为1650MPa；52CrMoV4弹簧钢的工艺性优于51CrV4弹簧钢，但强度与其相当且成本较高。另外有一种新型材料50CrMnSiVNb弹簧钢由于国外同类产品。3.4横向稳定杆设计为了降低汽车的固有振动频率以改善汽车的行驶平顺性， 现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的倾斜角刚度值也很小从而汽车转弯时车身更容易 侧，所以，现代汽车大多数都有横向稳定杆来提高侧倾角刚度，从而提高行驶稳定性，这样能约束汽车转向时，车身的侧倾角，如果恰当的选择前后悬架的刚度比值，可以弥补汽车转向性不足。当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右车轮有相对的唯一，增加了横向稳定杆之后，就增加了车轮处的垂直刚度，从而提高汽车的行驶平顺性。由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角刚度会减小约15%〜30%。当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂向力P作用时（参见图3）,其端点的垂向位移f可用材料力学的办法求出，具体为f二!|「一a3+t（a+b）2+a«b+c）] （3-28）3EI_ 2 .稳定杆材料一般为45号弹性圆钢，为了减小质量一般采用空心杆管壁厚与外径比一般为0.125,这样外径虽然增加了11.8%,但质量可以减小50%。式中E——材料的弹性模量，E=2.06?105Mpa；d4I——稳定杆的截面惯性矩，I=Ld-,mm464d 稳定杆的直径mmP端点作用力，N;f 端点位移，mm。稳定杆的角刚度公式为1p2 3EILf2l；-a3；（ab）24lIbc）CbL--=

(3-30)Cbb--dG/32B(3-30)(1)麦弗逊前悬架：2G为男切弹性模数取值80000N/mm,B为有效长度，当角刚度C.取为2236N/mm时，由C?b可求得所需要的稳定杆直径『偿父普1苧+广41；…(3-31)=19.6mm选择整数标准值d=20mm图3.3横连杆般情况下，如图2所示的稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧，其大小只与

I壮 cl/_,//『偿父普1苧+广41；…(3-31)=19.6mm选择整数标准值d=20mm图3.3横连杆般情况下，如图2所示的稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧，其大小只与

I壮 cl/_,//IIB处的圆角半径有关，因为R决定了此处的曲度系数。对于稳定杆，最大扭转应力不应超过700MPa,4C-1+0.615C;(3-32)式中K'曲度系数，K'=4C-4C——弹簧指数由式(公式1)和K'及C的表达式，可求出需要的最小圆角半径 Ro通常为了减小扭转应力，推荐R的取值不小于1.25作载荷作用下，B处的弯曲应力应小于等于1250MPa。取R=40mm所选尺寸可用其尺寸参数如下表参数Labc1il2d尺寸1328.612560479.328025020表3.3横向稳定杆的结构参数/mm(2)后多连杆悬架=17.6mm,取d=18mm,R=40mm一般情况下，如图2所示的稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧，其大小只与B处的圆角半径有关，因为R决定了此处的曲度系数。对于稳定杆，最大扭转应力不应超过700MPa,式中K'——曲度系数，K'=fC二1+0.615C;4C-4C弹簧指数。由式（公式1）和K'及C的表达式，可求出需要的最小圆角半径Ro通常为了减小扭转应力，推荐R的取值不小于1.25&载荷作用下，B处的弯曲应力应小于等于1250MPa。取R=40mm。所选尺寸可用其尺寸参数如下表表3.4横向稳定杆的结构参数/mm参数LabcL2L1d尺寸1110.412560365.2250280183.5悬架系统的杆系设计麦弗逊前悬架导向机构的要求：1）悬架上载荷变化时，轮距的变化不应超过扫.0mm,变化大会引起轮胎早期磨损，不应产生纵向加速度。2）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。3）侧倾轴线应大致与地面平行，尽可能高，侧重中心高度为 0~120mm.多连杆后悬架导向机构的要求：1）悬架上载荷变化时，轮距无明显变化，汽车转弯时，应使侧倾角小，车轮车身倾斜方向相反，避免过多转弯效应.2）导向机构应有足够的强度，可靠传递除垂直方向以外的各种力和力矩。3）侧倾轴线应大致与地面平行，尽可能高，侧重中心高度为 80~150mm。通过计算或者进行仿真分析得出侧倾中心坐标，依据轴距等可计算出抗制动纵倾性（前俯角）与抗驱动纵倾性（后仰角）悬架的三维建模麦弗逊前悬架的三维建模图4.1横向稳定杆图4.2弹簧上端盖图4.3悬架梁图4.4连接杆图4.5减震器图4.6缓冲块图4.7活塞杆图4.8弹簧图4.9转向节图4.10下摆臂图4.11麦弗逊悬架装配图后多连杆悬架的三维建模图4.12减震器图4.13活塞杆图4.14弹簧图4.15车桥总成图1.16半径杆图4.17下后连杆图4.18下前连杆图4.19稳定杆图4.20悬架臂图4.21前悬架梁图4.22后悬架装配图俯视图图4.23后多连杆悬架装配图正视图整车悬架装配图图4.24悬架总装配图俯视图图4.25悬架总装配图侧视图悬架系统的运动学仿真基于adams/view的运动仿真动画仿真的操作总结如下：①从UG中选取所需装配图，以TXT格式导出②在 adams/view中新建，并导入此文件③将模型实体化，设置工作网格，重力，设置并选取工作单位④画出车轮以及测试平台并定位⑤对装配图重新进行约束⑥以螺旋弹簧代画出原始弹簧以及减震器⑦设置悬架运动方程及力的作用点⑧运动公式 Function(time):100*sin(360d*time),d=：t/18喇期为一秒⑨加载动画、调整步长及记录速度，运行并导出图5.1基于adams/view的前悬架仿真正视图图5.2基于adams/view的前悬架仿真俯视图基于adams/car的仿真分析[10]仿真分析的操作总结如下：①在adams/car中创建子系统②创建装配系统③数据导入④创建图表并导出图5.3基于adams/car前悬架仿真分析表5.1基于adams/car前悬架仿真分析的参数设置主销是个虚拟的转向轴线，许多独立悬架的汽车已经没有主销了，是上摆臂球销与下摆臂球销中心的连接线，通常主销与减震器中心线是存在角度的，一股商用车的非独立悬挂车桥用到主销，作用于转向节的主销孔内。主销是相对于汽车转向而定义的。图5.4Casterangle前轮主销后倾角从汽车的侧面看去，主销的位置略微向后倾斜。主销轴线与通过前轮中心的铅垂线所形成的夹角，就是主销后倾角。前轮在转向时，会以主销为轴线向左右转动。主销后倾角不仅能增加汽车直线行驶时的稳定性，而且在转向后使前轮自动回正。由于主销在

汽车内侧当汽车转弯时，由于受到离心力的作用，地面对前轮的侧向反力作用在主销的后面，主销的反作用力使车轮有自动回正的趋势。如果转向轴向后倾斜，即上端的球形接头或支杆安装点在下端的球形接头后面，则后倾角就是正的；如果转向轴向前倾斜，则后倾角就是负的。本次设计中汽车的主销后倾角图5.5主销后倾角为4.5~6°,满足3°~10°。主销后倾角可以减小，也可以为负值，从而避免回正力矩过大引起的前轮摆振。主销后倾角太小会使转向不稳定，并使车轮晃动，会加剧前轮的杯状化磨损。如果主销后倾角左右不等，则汽车将会驶向后倾角较小的一侧。简单的说，后倾角的存在意义靠主销后端的反作用力保持行驶的平稳回正，预防转向过大。后轮不必检测后倾角。图5.6前轮主销内倾角 kingpininclination

从车前后方向看轮胎时，主销轴向相对车身向内侧倾斜，与铅垂面所形成的夹角称为主销内倾角。当车轮以主销为中心回转时，车轮的最低点将会陷入路面以下，事实上这时不可能的，而是将转向车轮连同整个汽车前部向上太高，借助汽车的重力迫使车轮转正，预防转向过大。主销内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离为主销偏距，即调整主销偏距。减少主销偏距，可以减轻转向时的摩擦阻力。从而减小转向时驾图5.7主销内倾角图5.7主销内倾角驶员加在方向盘上的力，便出现了分力的效果，从而也盘上的冲击力。主销内倾不主销内倾角一般为8°~13°,最大值超出0.3度，主销内损，可以通过转向力矩的补于操纵，由于角度的产生，可减少从转向轮传到方向能过大，否则转向过于沉重。本次设计中为11~13.3°,倾角过大会加速轮胎的磨偿进行优化设计。图5.8Camberangle前轮外倾角前轮所在平面与地面不是完全垂直的，而是与地面有一个向外的倾斜角，这个倾斜角有着特殊的作用，当汽车在比较平坦的路面上行驶时，行驶的方向会有一定的误差的偏离，当这个倾角存在时，在一定等到误差范围内，前轮能够自己回到中间向前的方向的位置，这样，路面的不平对行驶影响也不会很大，从而保证汽车的行进方向基本不变。外倾角可对车轴上的车轮轴承施加适当的横推力，使车轮紧靠轮毂内轴承，以减少外轴承及轮毂螺母的负荷，转向轻便。车轮外倾角理想的的变化为-2~0.5750mm,本次设计中为-0.8~1.6/100mm变化范围很小，比较理想。图5.9前轮前束角toeangle前轮前束，是使汽车两前轮的前端距离小于后端距离。其距离之差叫做前束值。采用这种结构目的是修正上述前轮外倾角引起的车轮向外侧转动［10］。由于车轮倾斜，左右前轮分别向外侧转动，为了修正这个问题，如果左右两轮带有向内的角度，则正负为零，左右两轮可保持直线行进，减少轮胎磨损。前束角变化为-1.4~1.7/100mm,范围较小，比较理想。图5.10车轮外倾角图5.11摩擦半径scrubradius图5.12基于adams/car后悬架的仿真分析表5.2基于adams/car后多连杆悬架的参数设置图5.13车轮外倾角 camberangle图5.14车轮前束角toeangle图5.15Scrubradius摩擦半径图5.16侧倾中心坐标rollcenterlocation过高的侧倾中心可能导致车轮跳动时过大的轮距变化，加剧轮胎磨损。常用的轿车前独立悬架侧倾中心高度为0〜120mm,本次设计中侧倾中心高度为 80〜150mm,轮距无明显变化，满足要求 [13]。整车悬架的主动化改造传统悬架的弊端由弹性元件和减震器所构成的悬架系统其弹性和阻尼特性是一定的，但当路面不平时，只能被动地作出相应，成为被动悬架。这种悬架有一些局限性：1）弹簧不能太软，太软的弹簧需要很大的工作空间，汽车上无法布置，同时当悬架的偏频小雨0.7HZ时，还容易引起乘客晕车。2）阻尼特性不仅影响平顺性，同时影响着接地能力。3）在平坦的路上， 为了增强舒适性，阻尼小点好，在坑洼不平的路上，为了减少颠簸，阻尼取大点的好，悬架的特性是一定的，汽车的载荷，路面情况以及行驶速度是变化的，因此悬架无法在所有工况下都具有良好平顺性。电控悬架的优势电控悬架就是根据路面情况和汽车运动状态，主动调节系统的刚度、减震器阻尼系数、车身高度和姿态、使悬架系统始终处于最佳减震状态，高汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。电控悬架相对于传统的悬架系统而言，电子控制悬架系统是以电子控制为模块中心，对汽车悬架的弹簧刚度、减震器系数、倾斜刚度和车身高度等进行实时控制，从而提高汽车的乘坐舒适性和操纵稳定性的悬架系统。电控悬架的分类 [2]根据控制目的不同，电子控制悬架系统可分为：车高控制系统、刚度控制系统、阻尼控制系统和综合控制系统，而现在大多都是前三种控制的综合，来最大限度的提高稳定性和舒适性。根据悬架的结构形式，可分为电控空气悬架系统和电控液压悬架系统。根据控制系统有源和无源，可以分为主动悬架和半主动悬架。主动悬架就是根据路面情况和汽车运动状态，主动调节系统的刚度、减震器阻尼系数、车身高度和姿态、使悬架系统始终处于最佳减震状态，这种调节消耗能量，需要有动力源支持，所以是有源的。主动悬架工作时，会把传感器检测到的状态信号反馈给控制模块，然后由ECU发出指令给执行机构。提高汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。能量输入能量输入半主动悬架只能对减震器的阻尼力进行调节，不需要专门提供动力，是无源的，还对横向稳定器的刚度进行调节。半主动悬架系统采用的的为可调阻尼器，ECU输出信号,使步进电动机（步进电机是将电脉冲信号转变为角位移或线位移的开环控制元步进电机件，当步进驱动器接收到一个脉冲信号，它就驱动步进电机按设定的方向转动一个固定的角度）带动驱动杆转动，从而改变阻尼器阻流孔的面积来改变阻尼。半主动悬架按阻尼级又可以分成有级式和无级式两种。有级式半主动悬架由驾驶员根据路面情况或汽车行驶状态选择或根据传感器信号自动进行选择阻尼级。 从而使悬架适应外界环境的变化，提高汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。主动悬架比半主动和被动悬架拥有更好地减震效果，但也消耗了更大的能源，因此能量反馈式悬架也在研究之中，把直流电机作动器当做阻尼，在其充当阻尼的同时，也是一个直流发电机，这样可以把振动的动能转化为电能，储存在蓄电池之中进行主动减0电控悬架系统的组成电子控制悬架主要包括：传感器，电子控制模块（ECU）,调节悬架的执行机构［7］。传感器的作用就是把汽车行驶的速度，加速度，转向和振动情况输送给电子控制模块。汽车悬架系统中用到的传感器主要有：车身高度传感器、车身加速度传感器、车速传感器、节气门传感器、方向盘转角传感器等。电子控制模块（ECU）的功能是接受各种传感器的输入信号并进行各种运算，输出控制悬架爹刚度、车身高度和阻尼力给执行器，同时还监测各传感器是否正常。通过指示灯给出提示。通常所用的执行单元是步进电动机，电磁阀和气泵电动机等，执行元件受到ECU的信号后，即使准确地操作，进而调节阻尼力、悬架刚度和车身高度。电控悬架的工作原理空气悬架：空气悬架由空气弹簧、减震器、空气管路和执行器等组成，通过调节空气悬架的、改变刚度，通过减震器改变阻尼。空气弹簧在压缩时会产生弹性，从而达到工作目的。图6.2空气悬架［2］有以下两种。1）空气弹簧有主气室，和副气室，在其中间有个通道，通过步进电动机带动空气阀控制杆旋转，改变通道的大小就可以改变空气弹簧的刚度，通过阀芯控制这个通道的大小，阀芯控制杆由ECU控制执行器进行控制。2）还有一种空气弹簧，不改变阻尼孔的大小，而是将一个电磁阀利用压卡和拧锁机构固定在空气弹簧上，并将空气压缩机的空气管路连接到空气弹簧上，不通电时，电磁阀空气通道关闭，通电时，阀孔打开，利用ECU控制充气或者放气。林肯，凯迪拉克，三菱GALANT，凌志LS400等使用的都是用自动空气悬架。TOC\o"1-5"\h\z有级可调减震器 ：如下图，活塞杆内部为中空的回转阀，活塞杆上开有油孔，阻尼杆圆周上开有 3对截面不同的阻尼孔，阻尼调节杆与回转阀链接，通过 ECU通过控制执行器驱动带动步进电动机，步进电动机带动阻尼杆转动而转动，进而选择阻尼空大小改变减震器阻尼孔截面的大小，一对一地来实现其阻尼的调节。图6.3阻尼可调式减震器 [4]阻尼调节杆， 2-阻尼空， 3-活塞杆， 4-回转阀以上属于有级可调，能实现“软、中、硬 ”三种变化，只是调节杆的转动角度不同。但在工况和道路变化的情况下，有一定的局限性，不能连续变化。连续可调阻尼减震器有以下两种方法。1）通过步进电动机调节电磁阀中节流阀阻尼孔的大小，如下图所示，为ADS（可调式减震）系统的阻尼阀和电磁阀，两个电磁阀流量相对，阻尼活塞的节流孔大小不同，通过控制电磁阀的工作，使油液流经不同硬度的弹簧盘和大小不同通道，即阻尼不同的通道，电磁阀不工作时，油液流经两个活塞，此阻尼最大。这种方法虽然连续可调，但节流阀结构复杂成本较高，且占用额外空间。2）使用黏度连续可调的电流变或者磁流变作为减震液，电流变液体在外加力场，材料性能，如剪切强度、黏度发生变化，同样控制磁场强度可实现连续无阻尼调节。图6.4电磁阀奔驰，沃尔沃，丰田，雪铁龙，日产无线 Q45等使用的都是电控液压悬架。6.4主动化方案传统悬架系统其弹性和阻尼特性是一定的，这种悬架有一些局限性，麦弗逊悬架和多连杆悬架典型地使用螺旋弹簧作为弹性元件，只能通过改变阻尼来改善振动特性。由于电磁阀结构过于复杂，成本过高，且占用额外空间；电流变减震器的阻尼阀结构简单，成本低，无振动，冲击与噪声，但屈服强度小，工作范围不宽，稳定性较差；综合经济型与可靠性 ,选择有级可调减震器。即活塞杆内部为中空的回转阀，活塞杆上开有油孔，阻尼杆圆周上开有 3对截面不同的阻尼孔，阻尼调节杆与回转阀链接，通过 ECU通过控制执行器驱动带动步进电动机，步进电动机带动阻尼杆转动而转动，进而选择阻尼空大小改变减震器阻尼孔截面的大小，一对一地来实现其阻尼的调节。主动化改造之后，可以通过 ECU对悬架阻尼进行以下控制：1）抗后坐：首先由传感器检测到油门踏板的速度和位移，当车加速度大，车速低于20km/h时，ECU通过执行器增大减震器阻尼，抵抗汽车起步时的后坐。2）抗侧倾：由于光电式转向传感器的存在，在汽车紧急转向时增大阻尼以抵抗车身侧倾。3）抗振性：舒适性的前提是建立在安全稳定的基础之上 ,高速行驶时应增大阻尼以抑制颠簸。4）抗点头：当车速高于80km/h,紧急刹车时，ECU通过执行器调节阻尼以抵抗车身的下俯。由于麦弗逊前悬架和后多连杆悬架的弹性元件的刚度不能改变，所以车身高度不能进行主动改变。总结与展望总结本文主要涉及了悬架系统的分析、设计、建模、以及运动仿真。首先基于天籁车型，选择悬架类型。然后以日产天籁乘用车的的各方面的尺寸为参数，用传统的方法对麦弗逊前悬架和多连杆设计并校核。主要包括了减震器、弹性元件、稳定杆、杆系等校核。设计完成后，依据所计算的尺寸使用UG对悬架进行建模并进行装配，再将装配图导入到ADAMS/view中进行约束并施加载荷，从而生成进行运动仿真动画。再在adams/car中调用内部悬架模块，设置参数进行仿真分析和运动仿真，得出运动动画与测试曲线，通过分析可得出本次设计的合理性，进而进行选择性优化。最后，对电控悬架的执行机构进行分析，了解各种电控悬架的工作原理及其组成，对被动悬架进行主动化改造。无论如何，自己还是有了很大的收获。在这次设计中，让我看到了自己的种种不足，也发现了很多问题。让我对汽车悬架系统方面有了更全面更系统的认识，思考的范围也不再那么局限。无论这次设计做得的结果如何，它都对我以后的发展和工作会带来一定程度的帮助。展望本次设计中也出现了很多问题，希望在以后的研究自己能够克服这些问题，争取在这个课题上的研究能够更近一步，现列出目标要求如下：1、使用adams/ca微整车悬架的仿真分析时，未解决悬架模块的摆臂、车轮等的定位与尺寸问题，争取在以后的研究中进一步熟练这个软件。2、在使用 UG做整车仿真时，在驱动环节，未能正确地设置出驱动参数，以及在重力状态下，悬架未受到测试平台的作用力等情况，争取将来能克服这个问题，能够初步使用UG进行仿真。参考文献刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001齐志鹏.汽车悬架和转向系统的结构原理与检修 [M].人民邮电出版社，2002靳晓雄.汽车振动分析 [M]，同济大学出版社，2002.5鲁民巧,张立 ,、江浩 .汽车构造[M]，机械工业出版社 2003.8赵金祥.汽车底盘构造与维修 [M]，背景航空航天大学出版社，2008.7陈军.技术与工程分析实例[C]，中国水利水电出版社 2008付百学,马彪，潘旭峰 .现代汽车电子技术 [C]，北京理工大学出版社 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UG产生了浓厚的兴趣。在这次设计中，我对悬架有了初步的系统性的认识，尤其是麦弗逊悬架、多连杆悬架、空气悬架和电控液压悬架。这次毕业设计不仅仅是对这四年的一个考核，更是教会了我们要学会摸索，探究和查阅资料，正所谓合抱之木，生于毫末；九层之台，起于垒土；千里之行，始于足下。这次毕业设计正是我们未来成就的基石。四年的时光转瞬即逝，马上就要毕业了，在此，感谢大学期间所有老师对我的教育，是你们孜孜不倦的辛勤付出让我有了现在的收获。再次感谢华北水利水电大学对我这四年的栽培！本次设计中的经验教训设计时，要注重整体布局，由整体参数入手，按强度与比例设定初始尺寸数据，随后可以小幅度修改 ,以免出现较大的尺寸误差。2)相对于基准点，任何定位尺寸尽量取整，避免装配时出现麻烦。3)在装配时，无论是否在同一个文件夹，所有零件取不同的名称。 UG区别于其他三维软件，同一个文件夹内，加载子装配时需要选择：文件-选项-装配加载选项-加载方式选为从文件夹’，对于在不同文件夹中的总装配，加载时选择：文件-选项-加载方式为按照保存的。4)在 UG中，鼠标点到的是最前面的零件，而在 ADAMS中却不是这样，有时即使点到目标零件上，箭头旁边显示的可能是另一个零件名称，所以进行约束的时候不宜过快，否则找不到问题的所在，而且很大程度上浪费了时间。5)UG装配时，一般调用的是模型而不是整个零件。而弹簧无法选中进行定位，必须先进行引用。解决方法如下：弹簧建模完成后，以螺旋线为中心，在两端面画圆，格式-引用集f选择部件-模型-选择圆为引用特征，再在装配图中选择引用的圆进行定位装配附录一英文文献原文InternationalJournalofAutomotiveTechnology,Vol.13,No.4,pp.615?621(2012) Copyright?2012KSAE/065?10DOI10.1007/s12239?012?0059?7 pISSN1229?9138/eISSN1976-3832POSSIBLEEXPERIMENTALMETHODTODETERMINETHESUSPENSIONPARAMETERSINASIMPLIFIEDMODELOFAPASSENGERCARSH.LAJQI1)*,J.GUGLER2),N.LAJQI1),A.SHALA1)andR.LIKAJ1)1)UniversityofPrishtina,FacultyofMechanicalEngineering,Prishtina10000,Kosovo2)GrazUniversityofTechnology,FacultyofMechanicalEngineering,Graz8010,Austria(Received14June2010;Revised25April2011;Accepted18January2012)ABSTRACT?Currently,aswellasinthepast,researchershaveshowngreatinterestindevelopingsuspensionsystemsforvehiclesandespeciallyinthedesignandoptimizationofthesuspensionparameters,suchasthestiffnessandthedampingcoefficient.Theseparametersareconsideredtobeimportantfactorsthathaveaninfluenceonsafetyandimprovethecomfortofthepassengersinthevehicle.Thispaperdescribesasimplifiedmethodologytodetermine,inaquickmanner,thesuspensionparametersfordifferenttypesofpassengercarsequippedwithpassivesuspensionsystems.Currently,differenttypesofpassengercarsareproducedwithdifferenttypesofsuspensionsystems.Findingasimplifiedmethodologytodeterminetheseparameterswithsufficientaccuracywouldcontributeasimplifiedandquickmethodtotheinspectionoftheworkingconditionsofasuspensionsystem.Therefore,asimplesystemtodeterminetheseparametersisneeded.AnanalysisofthesuspensionparametersisperformedusingmathematicalmodelingandnumericalanalysisconductedusingtheWorkingModelsoftware.Theresultderivedfromthedevelopedmethodologyshowssmallerrorswhencomparedwiththegenericvalues,anditcanbeconcludedthatthedesignofthesuspensionparametermeasurementdeviceusingthedevelopedmethodologyisuseful,simple,andhassufficientaccuracy.KEYWORDS:Passengercar,Suspensionsystem,Suspensionparameters,StiffnessanddampingcoefficientINTRODUCTIONofvehicles.Thisisacompromisebetweentheverticalsprungmassacceleration,thesuspensionworkingspace,andthedynamictireload.Whenthevehiclemovesoveranunevenroad,thevehicleisexposedtovariousmotionsanddynamicloads.Thevehiclebodyshouldbewellisolatedfromtheroadexcitationwithminimalsuspensionmotionyetprovidegoodhandlingperformance.Thesuspensionsystemisthetermgiventothesystemofsprings,shockabsorbersandlinkagesthatconnectavehiclebodytoitswheels.Thedesignofthevehicle’sfrontandrearsuspensionsystemsmaybedifferent.Thespringsareassumedtohavealmostlinearcharacteristicswhilemostoftheshockabsorbersexhibitanonlinearrelationshipbetweentheforceandthevelocity.Generally