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1、汽车设计课程设计双横臂独立悬架-转向系统的分析与设计金世奇 1020602014双横臂独立悬架-转向系统的分析与设计一、设计任务1.问题描述图1所示为汽车前轮采用的一种双横臂悬架-转向系统机构示意图（简化），导向机构ABCD由上横臂AB、转向主销BC和下横臂CD及车架AD构成。其中，A、D分别为上、下横臂与车架联接的铰销中心（假定两铰销轴线均平行于车辆纵向），B、C分别为转向主销BC与上、下横臂联接的球铰中心。在车辆横向垂直平面内，上、下横臂相对水平面的摆角分别用j、y表示，转向主销内倾角用b0表示。转向传动机构采用由齿轮-齿条转向器驱动的断开式转向梯形机构GFE EFG（F与F，G与G对称，
2、未画出）。其中，左轮转向梯形机构EFG由齿轮-齿条转向器输出齿条EE、左轮转向横拉杆EF、左轮转向节臂FG及车架构成。E、E分别为转向器齿条上与左右转向横拉杆铰接的球铰中心， F为左轮转向横拉杆EF与左轮转向节臂FG铰接的球铰中心，G为左轮转向节臂FG与左轮转向主销BC连线的交点，且FGBC。另外，车轮轴线KH与转向主销BC交于H，与车轮中心面交于J。ABCDFEGHKEP转向器齿条ab0y(后视图)(地面)b2RDGBEAFE(水平俯视图)K前后C转向器齿轮JYL1L2L3BJa0图1 描述悬架ABCD导向机构运动学的机构几何参数主要有：上横臂杆长AB=h1，转向主销球铰中心距BC= h2，
3、下横臂杆长CD=h3，上、下横臂的摆角j、y（横臂向外下倾时，取负值），转向主销内倾角b0。为简便计，不考虑主销后倾角的影响，并假设上、下横臂与车架铰接的轴线均平行于车辆纵向，则图示导向机构ABCD的上、下横臂AB、CD和转向主销轴线BC将始终在过前轮轴线的汽车横向垂直平面内运动。在水平面俯视图中，描述EFG左轮转向梯形机构运动学的机构几何参数主要有：EE=L1，EF= L2，FG= L3，车架上齿条移动方向线EE与前轮轴线的偏移距Y（前轮轴线在前方时，取正值），转向节臂FG相对于汽车纵向的安装角a0。另外，左右车轮的转向角分别用a、b表示。双横臂独立悬架系统的弹性元件可采用螺旋弹簧或扭杆弹簧
4、，阻尼元件常用筒式减振器。根据整车结构布置，弹簧和阻尼元件通常安装于下横臂与车架（车身）之间，但也有安装于上横臂与车架（车身）之间的情形。因此，导向机构各构件及各连接铰点的受力大小与方向，与弹簧元件的类型和安装位置密切相关。2.设计内容1）导向机构和转向梯形机构的运动学分析与设计2）悬架弹性元件和阻尼元件的结构选型和参数计算3）悬架导向机构的受力分析和主要承载构件的结构设计与强度核算3.设计条件试按上述悬架结构型式，设计某前轮驱动的微型汽车双横臂前悬架-转向系统，其参数选择范围如下：整车几何参数前轮距Lfw轴距L前桥总成载荷Mf12001400mm20002500 mm7001000 kg前轮
5、轮胎外径2R轮胎宽度b520 mm145 mm导向机构几何参数（满载平衡位置）上横臂AB (h1)主销BC (h2)下横臂CD (h3)JH (Lw)BH160200 mm200300 mm330380 mm80110 mm90150 mm上横臂姿态角下横臂姿态角转向主销内倾角026210710转向机构几何参数EE (L1)EF (L2)FG (L3)YBG 50580 mm180500 mm100140 mm-8080 mm80130 mm齿条左右移动行程 (s)转向节臂安装角0转向梯形最大压力角max(5070) mm1751904550二、双横臂独立悬架导向机构布置方案分析1.前轮独立悬
6、架导向机构的设计要求1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮无纵向加速度。3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于67，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4）汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。2.双横臂独立悬架的结构图1所示为双横臂独立悬架-转向系统的结构示意图。其主要构件是：上摆臂、下摆臂、转向节、转向横拉杆（未画出）、螺旋弹簧、减振器及横向稳定杆。上、下摆臂一般分别用橡胶弹性铰支承于车架（身），上、下横臂与转向节之间
7、、转向横拉杆与转向节之间，一般采用球铰联接，具体结构如图2、3所示。图1 双横臂独立悬架-转向系统的结构示意图1下摆臂 2、5.球铰 3.万向节及半轴承4.转向节 6.上摆臂 7、8.橡胶弹性支承铰图2、3所示的转向驱动轮传动装置采用全浮式半轴结构。其转向节轴承孔安装有支承驱动轮轮毂的轮毂轴承。等速万向节半轴与驱动轮轮毂之间采用花键联接，以传递驱动转矩。图2 某驱动桥双横臂独立悬架结构图图3 某微型汽车前轮转向驱动桥双横臂独立悬架结构图3.双横臂独立悬架导向机构及转向梯形机构示意图进行分析与设计时，采用图4所示的双横臂悬架导向机构及断开式转向梯形机构示意图，有助于更清楚地表示悬架系统的运动结构
8、关系。它由上摆臂AB、转向节BCJE、下摆臂CD、转向节臂JE、转向横拉杆EF、转向器移动齿条FG和车架组成。其中，上、下摆臂与车架之间的橡胶弹性支承铰分别用转动副A、D近似替代，其轴线不一定相互平行；B、C、E、F均为球副（球铰）；G为转向器中移动齿条与转向器壳体之间的移动副，其移动方向通常沿汽车横向水平。转向轮轴线为KW，转向主销为球铰B、C的中心连线。图4 双横臂悬架导向机构与转向梯形机构示意图4.双横臂独立悬架导向机构上下摆臂布置方案分析1）汽车横向垂直平面内的上下摆臂布置方案及承载特点R一般情况下，上述双横臂悬架导向机构及转向梯形机构的布置形式具有空间连杆机构的结构与运动特点。但在研
9、究汽车横向垂直平面内车轮的运动状态时，可近似将双横臂独立悬架导向机构看作平面铰链四杆机构ABCD，如图5所示。这样便于对汽车横向垂直平面内导向机构的布置形式和承载受力情况进行分析。其中，螺旋弹簧QR支承在车架上Q（DQ，q）点与下摆臂上R(DR，g)点之间，筒式减振器KJ铰接于车架上K(yK，zK)点与下摆臂上J(DJ，m)点之间。工程实际中，常取Q与K点重合、R与J点重合，以简化结构。R图5.汽车横向平面内的双横臂独立悬架导向机构示意图图5. 汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构及受力分析模型由图可见，在汽车横向垂直平面内，上摆臂AB可认为是不承受垂向载荷的二力杆，其球铰B处反力FB的方向沿
10、其杆长延长线，且与汽车水平横向倾角不大。所以，上摆臂球铰B主要参与承受由汽车侧向载荷和纵向载荷产生的反力。而下摆臂在球铰C处主要承受指向CG的拉力FC（G点是FB、FC及地面对轮胎反力F在汽车横向垂直平面内三力平衡的汇交点，图中FC的方向表示下摆臂对转向节的球铰反力）。图6所示为汽车横向垂直平面内双横臂悬架导向机构上下摆臂的几种适用布置形式(请注意上下摆臂夹角方向和“上短下长”的几何特点)。通过适当的机构参数设计，可使悬架在汽车横向垂直平面内有较高的侧倾中心，以提高汽车抗侧倾能力，如图7所示。其中，方案a) 采用平行四边形机构，虽有前轮外倾角始终不变的优点，但其轮距变化较大，故实际应用较少。a
11、) b) c) d)图6.汽车横向垂直平面内的双横臂独立悬架上下摆臂布置方案图7.上下摆臂与车轮瞬心P和车身侧倾中心W的位置关系2）汽车纵向垂直平面内上下摆臂轴线的布置方案如图9所示，汽车纵向垂直平面内，上下摆臂轴线之间常采取小角度的不平行布置。这是为了获得适当的纵倾中心，以使悬架具有一定抗制动纵倾性（制动点头）效应。上下摆臂轴线相互平行时，纵倾中心位于无穷远处，悬架没有抗制动点头效应。上摆臂轴线上摆臂球铰下摆臂球铰下摆臂轴线上摆臂轴线下摆臂轴线下摆臂球铰的运动方向上摆臂球铰的运动方向纵倾中心图9 汽车纵向垂直平面内悬架的纵倾中心为简单起见，本课程设计不考虑悬架抗“制动点头”的设计要求，即只考
12、虑上下摆臂轴线平行于汽车纵向布置的情形。三、设计说明1.转向梯形设计1）初选参数根据设计条件，初选参数如下：整车几何参数前轮距Lfw轴距L前桥总成载荷Mf1200 mm2200 mm800 kg转向机构几何参数L1 (优化范围)L2 (优化范围)0580 mm330360 mmL3 (优化范围)Y (优化范围)100140 mm-80-0mmLw齿条左右移动行程 (s)100 mm63mm转向梯形最大压力角max内侧车轮最大转向角aM*5036.5*由最小转向半径 ，则，此处取36.5。2）优化参数优化原理图1所示为四轮汽车转向示意图。为了避免汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨
13、损，要求所有车轮在汽车转向时都作纯滚动。因此，图中左右前轮转向角和应满足阿克曼转向几何学关系。 图1即：；其中： 内侧车轮转角 外侧车轮转角K 左右前轮转向主销轴线与地面交点之间的距离L 汽车轴距R 转向半径图2是常用断开式转向梯形机构（齿条驱动）的左右车轮转角关系示意图。其中：L1 转向机齿条左右球铰中心的距离；L2 左、右横拉杆长度；L3 左、右转向节臂长度；Lw 车轮中心至转向主销的距离；S1 转向齿条从中心位置向左的位移量（取正值）；S2 转向齿条从中心位置向右的位移量（取负值）；Y 转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距，图示位置时取负值，反之为正；S0 直行时，转向齿
14、条左球铰中心和左转向主销中心的水平距离；0 转向节臂与汽车纵轴线的夹角。图2设转向齿条位移量为S且有S2 S S1，令：，；，；，； ；则有：；而理想情况下阿克曼转向几何学关系要求有：则实际情况与理想情况的误差为：；从而确定优化设计目标函数为：其中：为实际右轮转角与理想右轮转向角0之间的均方根偏差；n为取值次数；可见，值越小，则在各转角下，实际的右轮转角越接近于理想右轮转角，即：优化结果越理想。根据以上原理，利用“断开式转向梯形机构（齿条驱动）优化设计”程序，对转向机构部分的参数进行优化。根据设计条件要求，显然满足有：，；，；在beta_alfa1.txt文件中找到对应的s6336.66127
15、505860929.979580367561427.89648得最小转向半径 符合。则转向机构的优化参数转向机构几何参数L1 L2 L3 575 mm335 mm120 mmYLw齿条左右移动行程 s-55 mm110 mm63mm转向梯形最大压力角max内侧车轮最大转向角aM*转向节臂与纵轴夹角 49.736.61872.悬架机构设计1）悬架导向机构参数的确定a主销内倾角主销轴线与地面垂直线在汽车横向平面内的夹角称为主销内倾角。主销内倾角的存在使得车辆具有依靠自身重力使转向轮回到原来中间位置的回正效应。同时，主销的内倾还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面绞线的距离减小，从而使转向操纵
16、轻便，减小从转向轮传到转向盘上的冲击力。内倾角不宜过大，否则会导致转向过程中，轮胎与路面间产生较大滑动，增加轮胎与路面间的摩擦阻力，使转向沉重，加速轮胎磨损。因此，一般内倾角不大于8。b侧倾中心高度汽车在侧向力作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向垂直平面内发生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心，称为侧倾中心。侧倾中心到地面的距离，称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，则其至车身质心的距离缩短，可使侧向力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加快轮胎的磨损。设计时，通过合理选取主销长度以及上、下横臂姿态角确保合适的侧倾中心位置。c上、下横臂长度双横臂悬架上
17、、下横臂的长度对车轮跳动时的定位参数影响很大。现代乘用车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到不知发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。大量实验数据证明，当上、下横臂长度比在0.6附近时，轮距变化较小，从而可以减少轮胎磨损，提高其使用寿命；当上、下横臂长度比在1.0附近时，前轮定位角的变化较小，从而可以保证汽车具有良好的操纵稳定性。综上所述，双横臂悬架的上、下横臂长度比应在0.6 1.0范围内。根据我国乘用车设计经验，在初选尺寸时上、下横臂长度比取0.65为宜。2）初选参数根据设计条件及以上所述之参数选取原则，初选参数如下：悬架导向机构几何参数（参考
18、图3）上横臂AB (h1)主销BC (h2)下横臂CD (h3)180 mm240 mm350 mm上横臂姿态角 ()下横臂姿态角 ()主销内倾角 (0)468BH前轮平均载荷车轮上下跳动量131 mm400 kg50 mm图33）悬架系统优化分析根据以上参数在ADAMS建立双横臂独立悬架仿真模型，并按课程设计所给参数范围将模型参数化。在本次仿真中，建立一个虚拟激振台，测量车轮定位参数的变化，分别测量车轮定位参数一个周期内的变化（主销内倾角(Kingpin_Inclination)，前轮外倾角(Camber_Angle)，前轮前束角(Toe_Angle)，车轮接地点侧向滑移量(Sideways
19、_Displacement)），变化情况如下图所示。前轮前束前轮外倾角主销内倾角根据初选参数ADAMS仿真的悬架特性图可知，应将前束角作为优化目标，故建立目标函数FUNCTION_ANG：ABS(.front_susp.Toe_Angle)。取上、下横臂长度、主销长度、主销内倾角、上横臂姿态角、下横臂姿态角六个变量，利用ADAMS/View模块下Simulate-Design Evaluation进行优化。悬架导向机构优化后参数悬架导向机构几何参数上横臂AB (h1)主销BC (h2)下横臂CD (h3)168 mm228 mm372 mm上横臂姿态角 ()下横臂姿态角 ()主销内倾角 (0)
20、5.656.518.07BH前轮平均载荷119 mm400 kg3.弹性元件的确定1）螺旋弹簧汽车悬架系统中采用的弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、气体弹簧和橡胶弹簧等几种结构形式。对于本次设计任务所要求的独立悬架，主要考虑螺旋弹簧及扭杆弹簧。螺旋弹簧广泛应用于前轮独立悬架中，相比于钢板弹簧，螺旋弹簧拥有以下优点：无需润滑、不忌泥污；所需的纵向安装空间小；弹簧本身质量小。但是，螺旋弹簧本身不具有减振作用，因此在螺旋弹簧悬架中必须另装减振器。此外，螺旋弹簧只能承受垂直载荷，故必须装设导向机构以传递垂直力以外的各种力和力矩。螺旋弹簧由弹簧钢棒料卷制而成，可做成等螺距或变螺距。前者刚度不变
21、，后者刚度是可变的。2）扭杆弹簧扭杆弹簧本身是一根由弹簧钢制成的扭杆，其断面通常为圆形，少数为矩形或管形，两端形状可以做成花键、方形、六角形或带平面的圆柱形等等，以便一端固定在车架上，另一端固定在悬架的摆臂上，摆臂则与车轮相连。当车轮跳动时，摆臂便绕着扭杆轴线而摆动，使扭杆产生扭转弹性变形，借以保证车轮与车架的弹性联系。扭杆弹簧本身的扭转刚度虽是常数，但由于有导向机构的缘故，采用扭杆弹簧的悬架刚度却是可变的。扭杆弹簧单位质量的蓄能量是钢板弹簧的3倍，比螺旋弹簧还高。因此，采用扭杆弹簧的悬架质量较轻，结构比较简单，也无需润滑，并且通过调整扭杆弹簧固定端的安装角度，易实现车身高度的自由调节。此处选
22、取螺旋弹簧作为弹性元件。4.减振器的确定悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。若能量的耗散仅在压缩行程或伸张行程进行，则称这种减振器为单向作用式减振器；反之称为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。摇臂式减振器能在较大的工作压力下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力相对较小，但因其工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛的应用。筒式减振器又可分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点。此处选取单筒式双向作用式减振
23、器。5.悬架零部件参数的确定（螺旋弹簧下置式）利用双横臂独立悬架特性分析与设计辅助程序，根据悬架导向机构优化后的参数，求出导向机构双横臂独立悬架弹性元件、阻尼元件的参数。单轮悬架刚度KP弹簧刚度 KS平衡位置弹簧初始量L022739.56 N/m125548.1 N/m290.01mm悬架垂向阻尼系数CP临界阻尼系数Cr2292.10510303.24平衡位置减振器长度KJ0车轮跳动减振器最大长度Kjmax车轮跳动减振器最小长度Kjmin223.87mm253.47mm175.01mm6.双横臂悬架下摆臂结构的强度设计如Error! Reference source not found.所示，
24、此时上横臂可视为二力杆，球铰B处的反力FB应沿AB方向，它与地面反力F的力作用线相交于G点。按三力汇交于一点的力平衡关系，下横臂CD通过球铰C作用于转向节CB的力FC应沿CG连线方向。以悬架上跳至最大位置时考虑，此时弹簧处于压缩最大量状态，不考虑减振器的影响，此时悬架下横臂处于最危险工况，以此工况来校核。根据软件计算所得参数：下横臂上R点处安装承载弹簧，承受弹簧力FR和球铰反力FC的其同作用，不考虑车轮纵向力和侧向力时，在汽车横向垂直面内的最大弯矩Mmax发生在悬架弹簧支承处R点处。根据前述辅助程序计算结果，最大出现在上压至极限位置，相应的达到最大值。当时，有 ，此时的与悬架的夹角为，与下横臂
25、的夹角为由这些数据计算得到R点处存在最大弯矩，为x192=1306Nm此时所受拉力为根据以上数据便可以计算所需下横臂圆管的直径了。为了便于取材，以两根圆管以一定角度焊接成A字形，选用碳素结构钢Q235，则。取 若取D=30mm，进行疲劳强度的计算，应满足：将D=30mm，带入，计算得=175.5可得结论：下横臂强度满足需要，且具备了一定的安全系数。7.全浮式半轴计算及轮毂轴承选择由于是前轮为驱动，当汽车处于急加速工况时，半轴所承受扭矩最大。而汽车处于紧急制动工况时，半轴并不承受扭矩（由制动钳传承受并车身），故无需考虑制动状况下的半轴受力校核。根据参考文献Error! Reference sou
26、rce not found. P.166，全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着转矩计算：G为驱动桥的最大静载荷取1000Kg；r=0.26m为车轮滚动半径；=1.4为负荷转移系数；为附着系数，计算时取0.8。半轴的扭转切应力为。式中，为半轴扭转切应力；d为半轴直径。半轴的扭转切应力需满足条件：得；半轴扭转角为。式中，为扭转角；l为半轴长度；G为材料剪切弹性模量；Iy为半轴断面极惯性矩。转角为=180。其中，转角宜为每米长度615。带入数据算得综上所述不妨取半轴d=26mm8.轴承选取由于半轴直径 ，为保证强度，轮毂直径不能太小；根据GB292-83，选用角接触球轴承7208C；其相关参数如下：dD
27、B额定动载荷Cr额定静载荷C0r7208C40 mm80 mm18 mm26.8 kN20.5kN轴承受力模型如下图所示：（设支承夸距为20mm）Fx为车轮受到纵向力，取 ，Fy为车轮受到侧向力，取 ，Fz为车轮垂直载荷，取 ，则有 ，从而有 ；初定 ，则有 ；可见显有 ；则 ；则 ；根据机械设计表13-5可知： ， ； ， ；根据机械设计表13-6可知：取 ；则由式： ，得： ， ；因 ，所以按轴承1校核寿命；由式 ，对于球轴承，则 ；对于一般行驶车速60km/h及车轮半径 ，相当于 ；则 ，相当于10.6万公里行驶里程，所以轴承选用合适；由于车用轴承属专用轴承，根据JB/T 10238-2
28、001，此处选取DAC4208237轴承；9.孔用弹性挡圈选取根据国标挡圈GB893.1-86，选择以下孔用弹性挡圈：挡圈外径D=87.5mm，厚度S=2.5mm，挡圈截面长=6.8mm，推荐沟槽底径=85.5mm+0.35/0，推荐沟槽宽度=2.7mm+0.14/0。10.球铰及橡胶弹性铰的选取双横臂悬架导向机构各杆系之间常通过球铰联接，与车架（车身）之间则通过橡胶弹性铰联接。图4 双横臂悬架导向机构与转向梯形机构示意图悬架承载球铰的结构选型应以其受力特点为依据。图4所示，下摆臂球铰安装结构中是主要的垂向承载球铰，且主要承受指向CG的拉力FC，故应选用能承受足够拉力的球铰结构，图5a、b、c
29、、d所示的几种球铰主要承受拉力载荷，均可选用。上摆臂球铰B主要参与承受由汽车侧向载荷和纵向载荷产生的反力。可选用图d、e的球铰结构。而图5f、h的结构适用于承受压力载荷的情形。图5. 一些悬架球铰结构类型图6.一些橡胶弹性铰结构悬架杆系通过橡胶弹性铰与车架相联接，可起隔振降噪作用。根据上、下摆臂的支承结构，可选用如图6所示的橡胶弹性铰结构型式。另外，双横臂悬架系统一般需要上、下设置弹性缓冲块，以限制悬架的最大变形。典型结构如图7所示。b)由多孔聚氨脂制成的辅助弹性元件形状a)橡胶缓冲块图7. 弹性缓冲块四、总结汽车设计课程设计是汽车设计课程的一个重要实践教学环节，也是机械设计制造及其自动化（汽
30、车）专业学生的一次较综合的设计能力训练。在这一学期的时间里，我在同学和老师的帮助下，综合运用汽车设计和有关先修课程的理论，通过对某些典型汽车设计专题的理论分析与设计实践，完成了课程设计。本次课程设计实践，涉及到汽车设计、汽车理论、机械设计、理论力学、材料力学、机械制图和CAD/CAE等多学科领域知识、技能的融会应用。因此，通过本课程设计实践，我深入了解了汽车悬架与转向系统的基本结构和工作原理，初步掌握了其设计过程与方法；加深了对各类相关专业基础知识的理解，并提高了运用ADAMS等CAD/CAE软件解决工程问题的实践能力；锻炼了我独立思考、勤于查阅参考书、进行简单汽车零部件系统设计的能力。相信此次的设计课程对自己有不小的提高。我想这次课程设计重要的不是此次的设计结果，而是自己在设计过程中的所得与感悟。希望此次的设计能对自己将来从事的工作有所裨益。参考文献1 王望予. 汽车设计M. 第四版. 北京:机械工业出版社, 2004.2 陈家瑞. 汽车构造M. 北京:机械工业出版社, 2004.3 余志生. 汽车理论M. 第三版. 北京:机械工业出版社, 2000.4 濮良贵. 机械设计M. 第七版. 北京:机械工业出版社, 2001.5 吴光强. 汽车理论M. 人民交通出版社.6 机械设计手册S.