轎車前獨立懸架設計與實現(xiàn)畢業(yè)論文

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1、夏利轎車前獨立懸架設計摘要轎車前懸所使用的是麥弗遜式獨立懸架。麥弗遜式獨立懸架有著結構簡單、緊湊、占用空間小等眾多優(yōu)點，在現(xiàn)代輕型汽車中得到了廣泛的運用。本文分別從設計、制造、仿真分析、優(yōu)化設計等方面對夏利用麥式懸架進行了設計、分析和優(yōu)化。論文首先完成了懸架中關鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減振器等的設計和選型；進而運用空間坐標變換的方法分析了懸架的結構特點和運動特征，并以此為基礎建立了懸架的物理模型和數(shù)學模型。同時，論文還根據(jù)仿真結果（車輪定位參數(shù)與車輪跳動量的關系曲線），對懸架性能進行了簡要評價。最后，運用機械優(yōu)化理論，以干涉量的加權均值為目標函數(shù)，優(yōu)化了轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點的位置。結果表

2、明，優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點位置可以明顯地減小干涉量，從而降低懸架跳動對轉(zhuǎn)向機構的影響程度。關鍵詞:夏利轎車;麥弗遜式懸架;設計計算;運動分析;轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點;優(yōu)化設計;工藝分析 The design of the front suspension of XiaLi automobileAbstractThe kind of the front suspension in XiaLi automobile is Macpherson suspension . Because of its characteristics of simple structure, low-cost and sp

3、ace economy, Macpherson suspension has become the most popular independent suspension since its emergence, and it is widely used in automobile especially in cars.the paper summarized the design and analysis of the front suspension of XiaLi automobile in aspects of design, manufacture, simulation ana

4、lysis and optimization design. Firstly the Paper complete the suspension of key components such as : helical springs, anti-roll bar and damper in the design and selection ,and then the dimensional positions of points on the left Macpherson suspension while the front left wheel jumps are calculated w

5、ith the method of dimensional coordinate transformation. The paper also gives a brief performance evaluation According to the simulation result. Based on the requirements of general layout, a constrained optimization design model is set up with the steering cross rod ball joint position as the optim

6、ization variables (design parameters), and the sum of steering cross rod length interference while the left front wheel bouncing as the objective function. And the optimization results are worked out by programming on computer. The difference between the optimized and the original design is figured

7、out. The results indicate that the modeling method in the paper is practical.Keywords: XiaLi Automobile; Macpherson suspension; design and calculation; kinematic analysis; steering rod cross ball joint; optimization design; Technical Analysis 目 錄1.緒論11.1研究背景及研究意義11.2夏利轎車麥佛遜式懸架11.2.1麥弗遜懸架的特點11.2.2麥弗遜

8、懸架的結構分析21.3論文研究目的和主要內(nèi)容22.麥佛遜式懸架的設計計算42.1懸架的總體方案設計42.2螺旋彈簧的設計計算42.2.1螺旋彈簧簡介42.2.2螺旋彈簧受力及變形52.2.3彈簧的設計計算72.3橫向穩(wěn)定桿的設計計算92.3.1橫向穩(wěn)定桿簡介92.3.2橫向穩(wěn)定桿的設計計算92.4減震器的設計與選型102.4.1減振器的選擇要求102.4.2主要性能參數(shù)的選擇112.4.3主要尺寸的選擇122.5彈簧限位緩沖塊的設計132.5.1緩沖塊的作用132.5.2緩沖塊的設計142.5.3緩沖限位塊的性能分析163.麥佛遜式懸架導向機構的設計與仿真173.1獨立懸架導向機構173.2麥

9、弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立173.3導向機構運動學分析183.3.1數(shù)學準備183.3.2導向機構運動學計算193.4基于MATLAB軟件的懸架運動特性仿真分析213.4.1實際問題中的懸架參數(shù)213.4.2車輪定位參數(shù)仿真分析223.5基于MATLAB軟件轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點的優(yōu)化設計263.5.1麥佛遜式懸架導向機構對轉(zhuǎn)向梯形的影響263.5.2麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化273.5.3優(yōu)化結果分析294.關鍵零部件的校核304.1螺旋彈簧的強度校核304.1.1穩(wěn)定性驗算304.1.2彈簧的實際性能參數(shù)304.1.3彈簧對整車的影響：304.2橫向穩(wěn)定桿的強度校核31 4.2.1橫

10、向穩(wěn)定桿的應力校核314.2.2結果分析335.工藝性與經(jīng)濟性分析 345.1螺旋彈簧的工藝性 345.1.1彈簧的材料345.1.2彈簧的制造工藝365.1.3彈簧的疲勞強度375.2橫向穩(wěn)定桿的工藝性385.2.1材料的選擇385.2.2許用應力385.3麥佛遜式懸架的經(jīng)濟性分析38結論39致謝40參考文獻41附錄45附錄A 基于UG open grip的夏利車輪自生成程45附錄B 基于MATLAB的運動學仿真程52附錄C 基于MATLAB的優(yōu)化計算程56附錄D MATLAB程序用懸架參60 1緒論1.1課題背景及研究意義懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起

11、來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運動特性。懸架對于整車的意義重大。鑒于懸架設計在汽車特別是在轎車總成開發(fā)中的重要地位，幾乎各國汽車研發(fā)機構和各大汽車生產(chǎn)集團都在懸架的開發(fā)中投入了極大的熱情。懸架本身的性能特點、與整車的匹配關系等無不決定了汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，進而直接決定了整車的檔次和價格。因此，對懸架的研究有著重要的實用意義。圖1.1 夏利TJ 7100懸架系統(tǒng)1.2 夏利轎車麥佛遜式懸架1.2.1麥弗遜懸架的特點 麥弗遜懸架一般用于轎車的前輪。與其它懸架系統(tǒng)相比

12、，麥弗遜式懸架系統(tǒng)具有結構簡單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點。麥式懸架還具有較為合理的運動特性，能夠保證整車性能要求。因此，麥弗遜懸架在前置前驅(qū)的轎車和微型汽車上有著廣泛的應用。雖然麥弗遜懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結構簡單體積不大，可有效擴大車內(nèi)乘坐空間，但也由于其構造為滑柱式，對左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點頭等性能較差。 1.2.2麥弗遜懸架的結構分析麥弗遜懸架由多個零件組成（圖1.1 為夏利TJ7100轎車的懸架系統(tǒng)總圖），故在懸架機構分析中采用空間機構分析法對其進行分析。在運用此方法進行分析時，我們將懸架總成中的構件等效成剛體來研究懸架系統(tǒng)的空間運動。圖1.2是1/2

13、麥弗遜式懸架的等效機構圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個移動副；減振器的上支點和車身的連接被等效成一個轉(zhuǎn)動副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個封閉的空間機構。通過圖示的等效方案可以使我們對懸架系統(tǒng)的分析變得簡單，且不會在很大程度上影響分析的結果。圖1.2 麥弗遜懸架的等效機構圖1.3 論文研究目的和主要內(nèi)容本文的研究對象是夏利轎車麥弗遜式前懸架。和其它形式的懸架相比，麥式懸架有著無可比擬的優(yōu)點和較難改進的缺點。通過對懸架彈性元件的計算、分析，導向機構的仿真和優(yōu)化，可以驗證懸架中關鍵零部件的可行性，掌握懸

14、架的適用范圍和使用條件，改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。在此基礎上文章還進一步提出和麥式懸架性能有著密切關系的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化方案，并對仿真結果進行了剖析。具體內(nèi)容包括：（1）根據(jù)原型車的設計要求和布置方案對懸架中的彈性元件、減振器、緩沖限位塊等重要零部件進行了設計計算和可行性校核；（2）運用空間坐標變換理論和空間剛體運動學原理，通過對麥弗遜式懸架的簡化和抽象，將實物模型轉(zhuǎn)成可供分析和研究的物理模型和數(shù)學模型；（3）運用MATLAB軟件的混合編程工具對建立的數(shù)學模型進行仿真分析，對得到的懸架性能評定參數(shù)：車輪外傾角、主銷后傾角等車輪定位參數(shù)討論分析，并以此為根據(jù)來評定夏利汽車的前麥

15、弗遜式懸架性能；（4）提出轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化設計方案，運用MATLAB軟件加以實現(xiàn)，通過優(yōu)化前后干涉量與車輪跳動量關系曲線的對比分析，提出斷開點位置的改進方案；（5）論文還突破狹義的設計范疇，對懸架關鍵零件如螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿等的材料選用、工藝要求、影響疲勞因子、經(jīng)濟性等進行分析，以期從整體上把握懸架的設計、制造全過程。2. 麥佛遜式懸架的設計計算2.1 懸架的總體方案設計本文的設計對象為夏利某改型車的麥弗遜式前獨立懸架。根據(jù)整車的使用要求和工作條件，型車給定了如下所示的設計參數(shù)：設計狀態(tài)下的前軸軸荷：710kg 空載時的前軸軸載： ：639kg(空載) 前橋左右懸架的總質(zhì)量：73K

16、g前懸架的設計偏頻1.31Hz1.懸架的剛度根據(jù)設計要求給定的設計狀態(tài)下的軸荷及簧下質(zhì)量，可求得前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量 （2.1） 于是，前懸架的剛度C為 2.懸架的靜撓度懸架的靜撓度和懸架剛度之間有如下關系： （2.2）代入數(shù)值得： ，取=146mm3.懸架的動撓度為了防止汽車在壞路面上行使駛時懸架經(jīng)常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠大的動撓度。從結構和使用要求上來考慮選此懸架的動撓度80mm。 2.2 螺旋彈簧的設計計算2.2.1螺旋彈簧簡介螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結構緊湊、制造方便及高的比能容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架結構中運用普遍，特別是在轎車中的運用。它不僅能夠使汽車具有良好

17、的乘坐舒適性，而且能夠保證懸架在大擺動量下車輪較強的定位能力。除了以上的優(yōu)點以外，螺旋彈簧還可以通過和減振器的巧妙組合達到最大限度地減小懸架占用的空間的目的。2.2.2彈簧的受力及變形根據(jù)懸架系統(tǒng)的裝配圖，對其進行結構分析、計算可以得出平衡位置處彈簧所受壓縮力P與車輪載荷N的關系式： P=A （2.3）式中， 為車輪外傾角，為減振器內(nèi)傾角， 為主銷軸線與減振器的夾角式中角度如圖2.1所示。1.彈簧所受的最大力取動荷系數(shù)k=1.7，則彈簧所受的最大力Pdmax為： （2.4）圖2.1 2.車輪到彈簧的力及位移傳遞比i 車輪與路面接觸點和零件連接點間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大

18、小不同。彈簧的剛度K與懸架的線剛度K可由傳遞比建立聯(lián)系： 利用位移傳遞比i便可計算出螺旋彈簧的剛度K K= （2.5）其中分數(shù)N代表懸架的線剛度。從而，得到如下關系式： K= K ii 當球頭支承B由減振器向車輪移動t值時，根據(jù)文獻，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數(shù)說明詳見圖2.2）： i= (2.6) i= （2.7）圖2.2 代入數(shù)值可得到i1.002 i1.146。所以，位移傳遞比ii為1.1483.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量 由夏利轎車前懸給定的偏頻f1.31Hz，可得到了汽車懸架的線剛度： K=4（n/mm） （2.8）于是可得出彈簧的剛度K： K= K ii21(N/

19、mm） （2.9）進而可得到彈簧在最大壓縮力Pdmax作用下的變形量F： F=Pdmax/ K=5420/21=258(mm) （2.10）所以，彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形為：Pdmax=5420NF=258mm 2.2.3 彈簧的設計計算 根據(jù)已經(jīng)求得的彈簧所受最大彈簧力和相應的最大變形即可進行彈簧的設計。1.選擇彈簧的材料和確定許用應力 根據(jù)其工作條件選擇簧絲材料：60Si2MnA。材料的性能參數(shù)見表1.1 表1.1 圓柱螺旋彈簧的許用應力材料許用切應力許用剪應力剪切模量G彈性模量EMP強度范圍HRC使用溫度類別牌號 熱軋彈簧鋼材65428880002000045-50-40-12

20、06248100-40-2505411347-52-40-300-40-3505711045-50-40-4002.選擇彈簧旋繞比： 旋繞比（彈簧指數(shù)）一般的選擇范圍是C=48,這里我們初選旋繞比C=8。3. 計算鋼絲直徑d 曲率系數(shù)K= （2.11） d=10.4mm 選d=10.5mm4.彈簧中徑D2選擇 D2=C*d=8*10.584mm 選D2=90mm5.彈簧圈數(shù)n選擇 n= （2.12） 選n=6圈 兩端均選0.75圈支承圈，則彈簧總?cè)?shù)為： n1=n+n2=6+1.5=7.5圈6 .彈簧的工作極限變形 F （2.13）工作極限載荷：P （2.14）7.彈簧的幾何尺寸節(jié)距t t=d

21、+F/n+mm自由高度H0 H0=nt+1.5d =選 H0=370mm螺旋角： 外徑D： D=D2+d=90+10.5=100.5mm進而需將原有彈簧座的尺寸作相應的改變（實際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而定）。內(nèi)徑D1： D1=D2-d=90-10.5=89.5mm2.4橫向穩(wěn)定桿的設計計算2.4.1橫向穩(wěn)定桿簡介現(xiàn)代汽車的懸架一般都很軟，在高速行駛時，車身會產(chǎn)生很大的橫向傾斜和橫向角振動。結果不僅會使駕駛者缺乏安全感而且會使汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性。為了減少這種橫向傾斜，往往在懸架中添設橫向穩(wěn)定桿。彈簧鋼制成的橫向穩(wěn)定桿呈扁平的U形，橫向安裝在汽車的前端或后端。桿中部的兩端自由地支承在兩個橡膠套筒

22、內(nèi)，而套筒則固定在車架上。橫向拉桿的兩側(cè)縱向部分的末端通過支桿與懸架下擺臂相連。當車身只作垂直移動而兩側(cè)懸架變形相等時，橫向穩(wěn)定桿在套筒內(nèi)自由轉(zhuǎn)動，橫向穩(wěn)定桿不起作用。當兩側(cè)懸架變形不等而車身相對與路面橫向傾斜時，橫向穩(wěn)定桿便被扭轉(zhuǎn)。彈性的橫向穩(wěn)定桿所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)的內(nèi)力矩在一定程度上妨礙了懸架彈簧的變形，因而減少了車身的橫向角振動。采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車身傾斜外，還會影響汽車的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點：（1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車的不足轉(zhuǎn)向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能；（2）增大后懸架的穩(wěn)定性，會使前輪驅(qū)動汽車具有中性轉(zhuǎn)向性能，使后輪驅(qū)動車具有更大的過度轉(zhuǎn)向性。2.4.

23、2橫向穩(wěn)定桿的設計計算根據(jù)夏利轎車前懸的結構要求和使用條件，這里選用型穩(wěn)定器。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下： （2.15）其中：Cs=9.52N/mm; E=196Gpa; G=80Gpa;k對于圓截面桿段，所采用的修正系數(shù)； l0 =523mm; l2=363mm; l4=200mm; l5=210mm; l7=500mm; ls=1145mm. 各參數(shù)的含義如圖2.3所示，其數(shù)值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。 圖2.3 于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑d0=20.9，選擇整數(shù)標準值d121mm2.4減震器的設計與選型2.4.1減振器的選擇要求當汽車懸架中只有彈性元件而沒有摩擦或減振裝置時，汽車

24、車身的振動將會延續(xù)很長時間，汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性變壞。因此，懸架中必須有可以實現(xiàn)減振功能的元件。一般通過安裝減振器來實現(xiàn)。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動，而活塞在缸筒內(nèi)往復移動時，減振器殼體內(nèi)的油液反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。其阻尼力的影響因素主要有：空隙大小、油液粘度和液流速度。減振器的阻尼力愈大，振動消除得愈快，但卻使得并聯(lián)彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還

25、可能導致減振器連接零件及車架損壞。為解決這一矛盾，對減振器提出如下要求： （1）在懸架壓縮行程（車橋與車架相互移近的行程）內(nèi)，減振器阻尼力應較小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊；（2）在懸架伸張行程（車橋與車架相互遠離的行程）內(nèi)，減振器的阻尼比應大，以求迅速減振；（3）當車橋（或車輪）與車架的相對速度過大時，減振器應當能自動加大液流通道截面積，使阻尼力始終保持在一定限度內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。圖2.4 夏歷轎車減振器的安裝位置2.4.2主要性能參數(shù)的選擇減振器的主要性能參數(shù)主要有兩個：相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)。它們決定了減振器的阻力位移特性和阻力速度特性。1.相對阻尼系數(shù)的選擇 在

26、選擇相對阻尼系數(shù)時，應考慮到：取得大雖然能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊力傳到車身；另一方面，取得過小又會使振動衰減慢，不利于行駛平順性。一般對于無摩擦的彈性元件（如螺旋彈簧）懸架，取=0.250.35。根據(jù)前面的計算和型車的設計要求，本車的相對阻尼系數(shù)為：=0.324。2.減振器的阻尼系數(shù)減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質(zhì)量和懸架剛度有關，還與相對阻尼系數(shù)有關。 =2 （2.16）當減振器安裝在懸架中與垂直線成一定夾角時，如圖2.4所示，則此時的阻尼系數(shù)應根據(jù)減震器的布置特點確定： （2.17）式中： w杠桿比,i=n/a；N為下橫臂的長度 減振器安裝角。 3.最大卸荷力的確定 為減

27、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 （2.18） 式中，為卸荷速度一般為0.150.30m/s，A為車身振幅，取40mm；w為懸架振動固有頻率。由懸架結構總體布置方案知a201mm n=212mm所以， 408.230.9480.31 m/s取伸張行程的阻尼系數(shù)=1.8=1.82054=3.659，在伸張行程的最大卸荷力 3.6590.311133.4（N） （2.19）2.4.3主要尺寸的選擇1.筒式減振器工作缸直徑D的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： （2.20）式中，最大允許壓力，取3M；為連桿直徑與缸筒直

28、徑之比，取0.48根據(jù)求得的工作缸直徑，查汽車筒式減振器的有關國標(JB145985)，就可以就近選用一個標準尺寸。這里我們選用的工作缸直徑D=25mm。2.儲油筒的確定一般Dc=(1.351.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料選用20號鋼。2.5彈簧限位緩沖塊的設計汽車上連接車輪與車身的一些零件，在懸架運動到上下極限位置時，其轉(zhuǎn)動角度、長度等有可能出現(xiàn)某些變化。有時為了降低生產(chǎn)成本，增加零件的耐久性與剛度，設計的這些參數(shù)的儲備量都比較小。在夏利汽車的前懸中，導向臂和轉(zhuǎn)向拉桿的鉸接只允許有一定的轉(zhuǎn)角，如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值。此時，相關零件會因為沖擊而損壞并發(fā)出噪聲，鉸

29、接的銷軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險。為了防止懸架相關零件在汽車行駛過程中的直接碰撞，限制懸架相對車身的行程，懸架中要設置彈簧限位緩沖塊。2.5.1緩沖塊的作用為了提高汽車的平順性和舒適性，現(xiàn)代轎車的懸架都被設計得非常軟（夏利汽車前懸的垂直剛度為21.6N/m），這樣，懸架就能夠最大限度地保證車身的平穩(wěn)、保證車輪與路面的良好接觸。在一般的城市工況下軟的懸架對汽車操縱穩(wěn)定性和使用特性有利，但當汽車在惡劣的道路工況下行駛時，卻會大大增加懸架彈性元件與車身碰撞的幾率，此時，緩沖塊就顯得尤為重要。如圖2.5所示的是單獨使用螺旋彈簧和與減振緩沖塊復合使用兩種狀態(tài)下試驗所得 3條力 形變曲線。圖2.5

30、 螺旋彈簧和緩沖減震塊的力形變比例關系 由圖中曲線可以看出沒有減振緩沖塊時，當螺旋彈簧壓縮至行程極限時（轎車行駛中遇到惡劣路面，常常會發(fā)生），產(chǎn)生非常尖銳的拐點，來自地面的力值將直接傳遞到汽車底盤上，不僅轎車內(nèi)的司乘人員會感 到極度的不舒服， 而且也加速了減振器甚至汽車底盤的損壞；曲線、描述的是減振緩沖塊與螺旋彈簧復合作用的情況。當轎車遇到惡劣路面時，螺旋彈簧先產(chǎn)生一定量的形變，隨后減振緩沖塊開始吸收沖擊能并產(chǎn)生形變，這樣便能夠使曲線連續(xù)平穩(wěn)過渡。同時，通過設計還能找出最佳組合曲線來滿足乘坐人員乘坐的舒適性要求和轎車行駛的平穩(wěn)性要求。2.5.2緩沖塊的設計1.材料的選擇現(xiàn)代轎車上普遍使用的緩沖

31、塊材料有兩種：一種是橡膠，另一種是微孔聚氨酯。夏利轎車前懸架擬采用的是微孔聚氨酯減振緩沖塊，因為和橡膠緩沖快相比微孔聚氨酯減振緩沖塊具有如下優(yōu)點：（1）它具有比軟橡膠材料有更要好的柔性；（2）具有非常高的可壓縮性和變形能力，試驗表明圓柱體零件被壓縮到其高度的50時，微聚氨酯零件壓縮變形的橫向尺寸增大的量為原尺寸的12，而橡膠零件變形增大的量則達到原尺寸的40；（3）優(yōu)良的力學性 能。微孔聚氨酯具有低的壓縮變形和蠕變性能、優(yōu)良的耐氣候 性、耐低溫性、耐腐蝕性、 耐磨性和耐老化性能，具有較好的化學穩(wěn)定性，使用壽命 更長 ；（4）非常優(yōu)秀的耐動態(tài)疲勞性能。微孔聚氨酯減振緩沖塊在往復壓縮中產(chǎn)生的內(nèi)生

32、熱少，而且分散熱量的速度也比橡膠塊，因此在實際應用中有更好的耐久性 。在2HZ的高頻率下（超過了轎車行駛中實際的顛簸壓縮頻率）,在大位移設計形變下往復壓縮 可以超過100萬次以上， 這是橡膠材料遠不能 達到的；（5）優(yōu)良的柔度曲線。微孔聚氨酯減振緩沖塊可從小的壓縮力產(chǎn)生大形變非常平穩(wěn)地過渡到大的壓縮力值小形變狀態(tài)，提供的曲線比橡膠的更加平緩、柔和，與減振器結合使用能充分體現(xiàn)緩沖、限位的作用，給乘客的感覺更為舒適，為轎車的平穩(wěn)行駛提 供了保障。2.緩沖限位塊的性能要求緩沖限位塊要想很好地實現(xiàn)與懸架系統(tǒng)及整車的性能匹配，實現(xiàn)整車對懸架系統(tǒng)行駛平順性等性能的要求，必須具有以下性能要求：（1）耐動態(tài)疲

33、勞能好，延長懸架系統(tǒng)的壽命 ；（2）適當?shù)娜嵝裕軌蛴行У厥箯椈墒艿牧ζ椒€(wěn)地過渡到緩沖限位塊上來，從而減少車內(nèi)的振動；（3）非常好的可壓縮性和變形能力，使其靜態(tài)曲線更加柔和；（4）優(yōu)良的力學性能；（5）較好的耐環(huán)境性 能，減少減振器油水或微生物對其壽命的影響 ；（6）耐高低溫性能好，以便懸架系統(tǒng)能在嚴寒或酷熱氣候下仍然能夠正常工作。同時，緩沖限位塊作為輔助彈簧決定著整車的舒適性和行駛平順，如果設計選用不當將會嚴重影響懸架系統(tǒng)的工作效果和使用壽命。首先，緩沖限位塊的靜態(tài)特征曲線即力一 行程曲線必需和螺旋彈簧的性能相匹配，并且能滿足整車的設計要求：曲線過硬不能發(fā)揮緩沖功能，行駛平順性較差；曲線過軟

34、不能發(fā)揮限位功能，以致螺旋彈簧和減振器的壽命變短。緩沖限位塊的靜態(tài)工作曲 線主要受材料形狀尺寸和重量影響。其次，緩沖限位塊的耐久性能直接影響懸架系統(tǒng)的壽命。緩沖限位塊長期在大載荷、高頻率條件下工作，如果材料選用不當或者重量不合適、形狀尺寸設計不合理等，都會導致緩沖限位塊過早損壞減少彈簧和減振器的工作時間。2.5.3緩沖限位塊的性能分析使用得當?shù)木彌_塊能夠在很大程度上改善懸架的使用特性、降低汽車對行駛工況條件的要求、擴大汽車的使用范圍。一般來講，緩沖限位塊塊和螺旋彈簧、減振器一起工作，其三部分的結構如圖2.6所示。圖2.6 夏歷轎車懸架系統(tǒng)部分結構圖螺旋彈簧的工作曲線通常是線性的，當遇到大的載荷

35、或振動使彈簧達到行程極限時，常出現(xiàn)尖銳的過渡曲線結果將產(chǎn)生強烈的振動顛簸和噪音。使用緩沖限位塊后，當螺旋彈簧被壓縮到一定行程時它將發(fā)生作用，使力由彈簧平穩(wěn)地過渡到緩沖限位塊上 見，然后利用其高分子材料的阻尼功能迅速地振動能轉(zhuǎn)化成熱能從而減少車內(nèi)的振動改善行駛平順性。另外轎車內(nèi)噪音水平跟懸架系統(tǒng)零件的共振頻率和路面噪音的頻率有關，微孔聚氨酯緩沖限位塊材料的共振頻率（一般5070HzJ）離路面噪音的頻率（一般1520Hz)較遠，因此能顯著減少轎內(nèi)的噪音提供更加安靜的環(huán)境。3.麥佛遜式懸架導向機構的設計與仿真在以上的分析中已經(jīng)給出夏利轎車前懸的結構形式，既麥弗遜式獨立懸架。其運動特性關系到整車的操縱

36、穩(wěn)定性、舒適性、轉(zhuǎn)向輕便性等性能 。因此 ,對其運動情況進行精確分析可提高系統(tǒng)設計水平,提高整車性能 。目前，對于其運動分析通常采用機構學理論中的矢量法 、解析法等方法 ,該方法有諸多不便之處 。本章將多剛體運動學方法和空間機構運動學相結合,來分析麥式懸架的空間運動規(guī)律，并在此基礎上對轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點進行優(yōu)化。3.1獨立懸架導向機構當車輪受到路面的作用力而上下跳動時，導向機構也將隨之上下跳動。在此過程中將不可避免的引起輪距、主銷傾角、側(cè)傾中心和縱傾中心等車輪定位參數(shù)的變化。這將直接影響車輪與地面的接觸特性，進而影響車輛行駛的動力性、操縱穩(wěn)定性、制動性等性能。此外，獨立懸架導向機構承擔了懸架中

37、除垂向力以外的所有力和力矩，對零件的使用特性、壽命有著不可忽視的影響。因此，在設計獨立懸架導向機構時要注意以下幾點要求：（1）形成恰當?shù)膫?cè)傾中心和側(cè)傾軸線；（2）形成恰當?shù)目v傾中心；（3）各鉸接點處受力盡量小，減小元件的彈性變形，以保證導向精確；（4）保證車輪定位參數(shù)以及車輪跳動時的變化能滿足要求；（5）具有足夠的疲勞強度和壽命。本章限于篇幅和設計任務的要求重點討論懸架工作時（上下跳動時）車輪定位角的變化及對整車行使性能的影響。3. 2 麥弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立在建立懸架系統(tǒng)的數(shù)學模型之前需要首先建立懸架系統(tǒng)的物理模型，通過對物理模型的分析可以很直觀的了解懸架系統(tǒng)在工作過程中各構件的運動

38、情況和各關鍵點之間 圖3.1 懸架運動學計算模型簡圖的相對位置關系。如圖3.1 所示，L為懸架下擺臂軸線在空間中的抽象，A1B1為下擺臂，EF為轉(zhuǎn)向橫拉桿，A4為減振器和車身的上聯(lián)接點，B1為下擺臂外球銷位置，T為減振器的下支點，E為轉(zhuǎn)向節(jié)臂的外端點，F(xiàn)為橫行穩(wěn)定桿的斷開點，D為車輪的轉(zhuǎn)動中心，C為車輪與地面的接觸點。3.3 導向機構運動學分析3.3.1 數(shù)學準備（1）直線與x、y、z軸正方向的夾角分別是：則其方向余弦為： （3.1）（2）已知兩點A,B在空間坐標系中的坐標為：A=XA,YA,ZAT B=XB,YB,ZBT可根據(jù)確定A 、B的坐標和相關理論確定直線AB的方向余弦。直線AB的方向

39、余弦為： U=Ux,Uy,UzT （3.2）Ux=, Uy=, Uz=（3）已知空間某一直線L的投影角，確定該直線的方向余弦。空間直線L在XOY平面內(nèi)的投影角為，在XOZ平面內(nèi)的投影角為。 （3.3）直線的方向余弦為：U=（4）線段OB繞其軸線L擺動了角，確定擺動后點的坐標：已知空間軸線L的方向余弦u=ux,uy,uzT；點O,B的初始坐標分別為：O=Xo,Yo,ZoT，B=XB,YB,ZBT,擺動角度后，點B的坐標為： B=Q(B-O)+O （3.4）式中坐標變換矩陣為：Q=其中，歐拉參數(shù) q0=cos(/2), q1=uxsin(/2)q2=uysin(/2), q3=uzsin(/2)3

40、.3.2導向機構運動學計算當車輪跳動時，擺臂繞其軸線旋轉(zhuǎn)（設下擺臂向上擺動角），其正、負號由右手法則確定。根據(jù)空間機構學原理，懸架各點運動后的坐標可通過下述方法加以確定：1.擺臂的擺動軸線已知擺臂上兩點的坐標M、N，利用投影關系可以求得擺臂線L在XOY平面和XOZ 平面與X軸的夾角分別、。M=XM,YM,ZMT N=XN,YN,ZNTUx=, Uy=, Uz=則 （3.5）2. 求得連體坐標系下各點的坐標A4=0,-sin,cosT; O2=0,0,0T; B1=0,sin+cos, -cos+sinT;T=0,sin,-cosT. 另外可以查零件圖得到 P點的連體坐標P和減振器的內(nèi)傾角的大小

41、。3.確定擺動軸線的方向余弦 U=ux;uy;uz=1/ （3.6）4.確定B1點擺動后的坐標 B1=Q(B1-O)+O （3.7）矩陣Q的歐拉參數(shù)分別為： q0=cos(/2); q1=uxsin(/2); q3=uysin(/2 ; q3=uzsin(/2)5.確定其余各點擺動后的坐標B1A4TEO2DC可看作剛體，剛體運動后的實際位置，可以看作由圖3.1所示的初始位置，先繞Y軸正轉(zhuǎn)角后繞X軸正轉(zhuǎn)角，這樣保證了車輪無繞主銷軸線的偏轉(zhuǎn)。兩次旋轉(zhuǎn)后，B1,A4點的坐標為： B1=QxQyB1+O2 （3.8） A4=QxQyA4+O2 （3.9） Qx的歐拉參數(shù)為： q0=cos(/2);q1

42、=sin(/2);q2=0;q3=0Qy的歐拉參數(shù)為： q0=cos(/2);q1=0;q2=sin(/2);q3=0(1)-(2)整理得，并設 d=A4T, t=B1T則有，=另設， p1=dcos+tsin, p2=(dcos-tsin)cos得到，=arcsin=arcsinO2點的坐標為：O2=B1-QxQyB1 （3.10）E點的坐標為： E=QxQyE+O2 （3.11）C點的坐標為： C=QxC+O2 （3.12）D點的坐標為： D=QxD+O2 （3.13）6.前輪定位參數(shù)主銷后傾角 （3.14） 主銷內(nèi)傾角 （3.15）車輪外傾角 （3.16）1/2輪距的變化 （3.17）3

43、.4 基于MATLAB軟件的運動特性仿真分析3.4.1實際問題中的懸架參數(shù)以前軸的中心點為原點，汽車的前進方向為X軸方向，Y軸指向駕駛者的右側(cè)，Z軸根據(jù)右手螺旋定則來確定。夏利轎車前懸左側(cè)空間機構在上述坐標系中的坐標如表3.1所示。以表中的坐標值和部分相關點之間的距離為初始狀態(tài)值，以車輪的上下跳動量為輸入，車輪的定位參數(shù)為輸出，根據(jù)空間機構學的理論知識和3.3節(jié)的理論分析，運用MATLAB軟件建立懸架運動學仿真分析程序，源程序如附錄B所示。表3.1 靜態(tài)時懸架空間機構各關鍵點的坐標和車輪定位角懸架上的點X軸坐標（mm）Y軸坐標（mm）Z軸坐標（mm）減振器上支點-8.8-517.2587.4減

44、振器下支點-31.6-690.0-66.3下擺臂擺動軸線與下擺臂中心交點-11-371.9-21.44輪胎接地點-28.1-710.5180.96下擺臂擺動軸線的前端點-31.3-680-56.8轉(zhuǎn)向節(jié)臂球頭銷中心-121.7658.329.9轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點球頭銷中心的設計坐標104-264132.3前輪中心-28.1-710.535.96主銷內(nèi)傾角kingpin inclination14主銷后傾角caster angle220前輪前束量toe_in angle2mm車輪外傾角camber angle203.4.2車輪定位參數(shù)仿真分析為了得到所期望的行駛特性、較好的直線行駛能力、避免輪胎的

45、過度磨損、保證汽車在行駛過程中車輪和地面的良好接觸，汽車前輪在懸架跳動過程中必須保證定位參數(shù)的變化在允許的范圍內(nèi)。車輪各定位參數(shù)之間又相互聯(lián)系。車輪相對車身上下跳動時,主銷內(nèi)傾角,主銷后傾角,車輪外傾角及車輪前束等定位參數(shù)會發(fā)生變化.若主銷后傾角變化大,容易使前輪產(chǎn)生擺振;若車輪外傾角變化大,會影響汽車直線行駛穩(wěn)定性,同時也會影響輪距的變化和輪胎的磨損速度.1.輪距變化量圖3.2 輪距變化量和車輪跳動量的關系曲線如上文所述，幾乎所有的獨立懸架中，車輪的上下跳動量都會導致輪距發(fā)生變化。輪距變化的影響由其所產(chǎn)生的作用而定；當需要較高側(cè)傾中心時輪距變化是不可避免的。輪距變化的缺點是會引起滾動輪胎的側(cè)

46、偏，從而產(chǎn)生側(cè)向力、較大的滾動阻力和使直線行使能力下降。此外，輪距變化對轉(zhuǎn)向也有較大的影響。圖3.2為輪距變化量與車輪上下跳動量的對應關系曲線。因麥弗遜式前懸的側(cè)傾中心位置較高，所以輪距變化量較大。輪距變化量為上跳時4mm，下跳時21mm，（這是不利因素）。但作為城市用車，它的車輪跳動量范圍很小,一般在-20mm-20mm范圍內(nèi)變化，所以設計方案依然可行。2.車輪外傾角的變化圖3.3 車輪外傾角和輪距變化量的關系曲線外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直直線之間的夾角。一方面，通過設置外傾角可以消除支承及轉(zhuǎn)向節(jié)中的間隙；另一方面，外傾角還可以保證汽車在承載時車輪和地面保持垂直。理想的外傾角為，這

47、樣可以使磨損均勻和滾動阻力小，但為了獲得良好的輪胎轉(zhuǎn)向側(cè)偏性能，實際所取的車輪外傾角大都偏離理想值，空載時外傾角在理想值附近；加載狀態(tài)下，車輪有輕微的負外傾角。圖3.3為夏利轎車前輪外傾角與車輪上下跳動量的關系曲線，其麥佛遜懸架在車輪上跳時曲線向負角方向凹入，彰顯了此懸架的優(yōu)點。當車輪向下跳動時，外傾角向正角方向變化，意味著車身內(nèi)側(cè)車輪承受側(cè)向力的性能很好。3.主銷內(nèi)傾角的變化圖3.4 主銷內(nèi)傾角和車輪跳動量的關系曲線主銷內(nèi)傾角和主銷偏移距之間有著緊密的聯(lián)系：主銷內(nèi)傾角是指轉(zhuǎn)向節(jié)軸線與一個垂直與路面的平面之間的夾角；主銷偏移距指的是轉(zhuǎn)向節(jié)軸線與路面的交點和車輪中心線與路面交點之間的距離。小的主

48、銷偏移距可以有效地保證汽車的不足轉(zhuǎn)向特性，但為了得到較小的或負值主銷偏移距，就必須有較大的主銷內(nèi)傾角。從圖3.4中可以看出，主銷內(nèi)傾角為負值，負的主銷內(nèi)傾角有利于汽車的轉(zhuǎn)向回正力矩。主銷內(nèi)傾角的絕對值隨著車輪上跳動量的增加而增變，下跳量的增加而減小，角度在范圍內(nèi)變化。這樣的變化趨勢使車輪在上跳過程中主銷偏移距不斷變大，轉(zhuǎn)向回正力矩也不斷增大，從而保證了汽車的直線行駛性能。但同時，前橋的縱向力敏感性也愈大。4.主銷后傾角的變化圖3.5 主銷后傾角和車輪跳動量的關系曲線主銷后傾角是指轉(zhuǎn)向節(jié)軸在汽車縱向平面內(nèi)的投影與過車輪中心的垂直線之間的夾角。正的主銷后傾角可以保證汽車的直線行使性能，在設計時往往

49、將正的主銷后傾角和負的車輪拖距聯(lián)合使用，這樣不僅可以使縱傾中心離車輪較近，以減小轉(zhuǎn)向時的輸入力矩，還可以減小路面不平度對轉(zhuǎn)向性能的影響。大的主銷后傾角在汽車直線行使時并不單有優(yōu)點，也有缺點。路面不平度在車輪接地點上引起的交變側(cè)向力會產(chǎn)生繞轉(zhuǎn)向節(jié)軸的力矩，力矩作用在轉(zhuǎn)向橫拉桿上還會引起轉(zhuǎn)向沖擊和轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定。如圖3.5所示，夏利轎車的主銷后傾角隨著車輪的上跳而變大，隨著車輪的下跳而變小。此變化特性意味著車輪在受到?jīng)_擊或遇到障礙物后縱傾中心將向后移動，這樣可以保證汽車的抗俯仰和抗前蹲特性。3.5 基于MATLAB軟件轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點的優(yōu)化計算3.5.1麥佛遜式懸架導向機構對轉(zhuǎn)向梯形的影響汽車懸架導向

50、機構和轉(zhuǎn)向梯形之間通過轉(zhuǎn)向橫拉桿相聯(lián)系。當轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點位置選擇不當時，汽車運動過程中將出現(xiàn)橫拉桿與懸架導向機構運動不協(xié)調(diào)、前輪擺振等現(xiàn)象，這些不利情況的出現(xiàn)將會加劇輪胎磨損，破壞操縱穩(wěn)定性。3.5.2麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點位置的優(yōu)化對于麥弗遜懸架，確定轉(zhuǎn)向梯形斷開點的傳統(tǒng)方法是平面作圖法和平面解析法，兩種方法都忽略了主銷后傾角和擺臂軸軸線的空間角度，使斷開點不在最佳位置。上文中已經(jīng)應用空間機構運動學理論對夏利轎車用麥弗遜式懸架進行空間運動學計算，并求出了車輪上下跳動時懸架中各關鍵點在空間的運動軌跡。下文將進一步采用優(yōu)化理論確定斷開點的最佳位置，使干涉量最小。1.橫拉桿斷開點優(yōu)化數(shù)學模

51、型的建立思路和步驟 (1)設轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點F的坐標為F=XF,YF,ZFT，作為優(yōu)化變量; (2)根據(jù)已知的轉(zhuǎn)向節(jié)臂端點E的位置坐標和假設的F點位置坐標，求出EF的長度(用F點坐標XF, YF和ZF的函數(shù)式來表示); (3)根據(jù)麥弗遜式懸架的運動規(guī)律，運用坐標變換求出轉(zhuǎn)向節(jié)臂端點E在車輪跳動(本文中以主銷轉(zhuǎn)動來代替)一定角度時所到達新位置E1的空間坐標,; (4)車輪上下跳動時，下擺臂A1B1繞L軸擺動(實際上是繞瞬心軸擺動)。E點也繞懸架的瞬心軸擺動到新位置E2，在此過程中，假設EF是斷開的，F(xiàn)1點固定不動，不會隨著E點的位置變化而運動。這樣E2到F1之間的距離必然不等于從E到F的距離，這個距離變化量在本文中稱為干涉量。根據(jù)車輪主銷的方向(向內(nèi)或者向外)和角度，以及跳動的方向(上或下)和距離，可以求出一系列的干涉量; (6)將(4)中得到的所有干涉量的絕對值加權相加，取為優(yōu)化設計數(shù)學模型中的目標函數(shù)，而XF, YF和ZF為優(yōu)化變量，根據(jù)車輛總布置中所允許的F點空間位置變化范圍，可以確定XF , YF和ZF的取值范圍，作為約束條件。圖3.6 車輪跳動過程中F點的軌跡空間曲線圖2.優(yōu)化設計的約束條件利用前面運動學分析時得到的點E的坐標和已知的點F的原始坐標，即可