某轿车双横臂悬架设计【含CATIA三维、说明书】
目录目 录摘 要Abstract第一章 绪论11.1悬架系统的概述11.2悬架设计的要求11.3 本课题的研究目的和意义21.4 本文研究的主要内容3第二章 悬架设计与汽车总体设计关系42.1 整车开发流程42.2 悬架设计和整车开发流程的关系及悬架的设计思路4第三章 双横臂悬架设计计算63.1 双横臂悬架的构成部件及作用63.2 悬架基本参数的选定63.2.1 悬架的静挠度和动挠度73.2.2 上下横臂的长度83.2.3 悬架弹性特性93.2.4 悬架侧倾角刚度9第四章 弹性元件的选择114.1 弹性元件概述114.2 螺旋弹簧的选择11第五章 减振器的选择135.1 减振器类型的选择135.2 减振器主要参数的选择13第六章 导向机构的设计156.1 导向机构概述156.2 导向机构设计要求156.3 导向机构布置参数15第七章 悬架CATIA建模及ANSYS分析187.1 CATIA上下横臂建模187.2 CATIA螺旋弹簧及弹簧座建模217.3 CATIA减振器总成建模及装配227.4 CATIA总体装配247.5 ANSYS下横臂模态和静力学分析267.5.1 下横臂模态分析267.5.2 下横臂静力学分析31第八章 总结34参考文献35致 谢36II 摘要某轿车双横臂独立悬架设计摘 要双横臂式独立悬架的用途主要是传递作用在车轮和车架上的力和力矩,减小来自地面的冲击载荷,衰减振动,具有相当不错的稳定性和可靠性,也因此被广泛地应用在普通轿车的前轮上。此外,上下两个横臂的长度可等长、可不等长,两种形式分别为等长双横臂式悬架和不等长双横臂式悬架。经过长时间的发展改进,不等长双横臂式悬架比等长悬架更加稳定,更加可靠,许多运动型轿车和赛车的后轮也使用这种悬架结构。本次课题设计的主要内容是轿车前轮的双横臂独立悬架的匹配设计,首先确定双横臂独立悬架的主要参数,确保能满足汽车的行驶性能要求,然后进行螺旋弹簧和减振器的设计计算和校核,布置合理的导向机构,最后根据设计所得的参数用CATIA建立双横臂独立悬架的主要零件和装配图数模,检验干涉和碰撞,并用有限元进行下横臂的模态分析和静力分析。关键词: 双横臂独立悬架;悬架设计;CATIA数模;ANSYS分析III AbstractThe design of double-wishbone independent suspension of a passenger carAbstractThe purpose of the double wishbone type independent suspension is the main role on the wheels and the frame of the force and moment, reduce the impact load from the ground, the attenuation of vibration, has fairly good stability and reliability, and therefore is widely used on the ordinary car front wheel. In addition, the length of the upper and lower arms can be equal length and not equal length. The two forms are equal length double-arm suspension and unequal length double-beam suspension. After a long period of development and improvement, it is more stable and reliable to wait for the long double-beam suspension than the equal-length suspension, and the rear wheels of many sports cars and cars use this suspension structure.This topic design is the main content of the car front wheel of the double wishbone independent suspension of matching design, first determine the main parameters of the double wishbone independent suspension, ensure that can meet the performance requirements, and then for helix spring and shock absorber design calculation and checking, layout reasonable guidance agencies, according to the design of the parameters of double wishbone typed independent suspension frame established by using CATIA main detail drawing and assembly drawing of d/a, inspection interference and collisions, and the cross arm with the finite element modal analysis.Key words: Double-wishbone suspension;Suspension design; CATIA digital to analog; ANSYS analysis IV 第一章 绪论第一章 绪论1.1悬架系统的概述从十九世纪末德国出现了第一辆汽车,汽车行业开始迅速发展了一百二十多年的时间。随着汽车设计水平的不断进步和科学技术的提升,交通的运输性能和效果得到了相当多的升高。所以,汽车已经成为了人们生活中不可或缺的交通工具之一,而且现代汽车工业的规模和技术水平的高低更代表着一个国家总体技术水平的高低,也是衡量一个国家是否强大的标准之一。经过长期的发展,汽车底盘中的悬架系统对其驾驶的可控性和舒适性有着密切的联系,而悬架结构的复杂程度则直接影响着汽车的制造成本。在人体的构造中,骨骼和骨骼通常是由软组织连接起来的,软组织充当缓冲来保护骨骼,并将过多的振动与大脑的脑细胞隔离开来。汽车的组成结构类似于人体构造,悬架系统相当于人体的软组织结构,不仅支撑着整个车身,而且车轮与车架之间的弹性元件和减振器分别用来缓冲来自路面与车轮的冲击,衰减振动,隔绝振动传递到汽车驾驶室里面的“大脑”。一般根据导向机构形式的不同,汽车悬架可以分成非独立式悬架和独立式悬架两大类,区别在于非独立悬架的左右车轮之间由一根刚性梁或非断开式车桥连接。由于非独立悬架是连接在一起的,所以当它的一边遇到糟糕路面跳起时,另一侧也会跟着跳起。而独立悬架由于是相互独立的,两侧的悬架不会相互影响干扰,给乘客的舒适感更好。根据两臂的结构形式又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等。(见图1.1)图1.1 各种悬架形式对比弹性元件一般有板簧、螺旋弹簧和空气弹簧等类型,一般螺旋弹簧运用在汽车上较多,故此次设计的悬架为双横臂式螺旋弹簧独立悬架。 1.2悬架设计的要求(1)当汽车行驶时,振动频率应和振动加速度应较小,以确保汽车拥有良好的行驶平顺性; (2)车辆在行驶的时候要能确保轮胎和车身的力和力矩能有效传递,保证可靠的稳定控制性;(3)汽车在转弯的时候车身侧倾角要尽量小,汽车在启动和制动的时候要保持车身的稳定,后倾和前倾的角度要尽量小; (4)选择的平均阻尼适中,既要保证汽车具有足够的抓地力,也要尽量衰减汽车振动,同时角振动的加速度应尽可能的小,避免垂直振动; (5)悬架的各零部件要有足够的刚度和强度,是悬架寿命满足要求; (6)设计的结构要紧凑且合理,尽可能的占用较小的空间; (7)拥有足够的动容量和动行程;(8)制造成本低;(9)便于维修和保养; 为了满足上面的各项要求,在接下来的设计过程中需要做到以下:簧上质量和连接到它的弹性元件形成一个振动系统。只有控制振动系统的固有频率在一定的变化范围内,汽车才能拥有很好的行驶平顺性和稳定性。一般固有频率的值在变化范围内越小越好。在设计匹配时,需要选择符合要求的前后悬架的固有频率。不同的汽车对前后悬架的固有频率不同,一般前悬架的固有频率比后悬架的固有频率要小一点。 当汽车行驶在糟糕的道路上时,由于悬架是有弹性的,汽车会上下振动。为了使振动能够迅速地减小,避免车轮与车身产生共振的情况,悬架上都安装了减振器。因为减震器具有阻尼效应,汽车的振动振幅可以连续不断地衰减,直至消失。1.3 本课题的研究目的和意义在如今的现代社会中,汽车的地位也是越发重要。在人们的日常生活中,没有汽车将对出行带来巨大的麻烦。而在国家的经济方面,汽车工业也是创造国民经济的重要来源之一。一个国家汽车工业的技术水平的高低反应了国家总体技术水平的高低,对汽车技术的创新更能推动国家未来汽车产业的发展。因此现代我国的汽车企业也重视着自己的自主创新能力,将新能源和车身轻量化等作为企业的发展方向。而这些新的发展策略都离不开技术较为成熟的悬架系统的支持。另一方面,随着生活水平的提高,人们也更加注重生活质量,汽车的综合性能也得到了越来越多的关注。悬架则是用来传递车轮与车身之间的力和力矩,传递过程中不可避免地也传递了来自不平路面的冲击,产生振动,影响了乘员乘坐汽车的舒适性,也影响了司机驾驶的操控性。而悬架的设计就是为了将影响降到最低以满足乘车人的需求。由此可见,悬架设计的好坏直接影响了整车的性能,是汽车设计和结构的重要内容之一,值得汽车技术研究人员的重点关注,进一步研究。 此外,由于车辆悬架本身的特点和车辆的匹配关系,悬架的优点和缺点决定了车辆的稳定性、操作的稳定性和乘员的舒适性。因此,悬架将直接影响到汽车的等级和价格。因此,对汽车悬架系统的研究具有重要的现实意义。此次双横臂独立悬架设计是对汽车悬架系统中弹性元件和减振器等重要部件进行的部分设计。分析了各种参数的意义以及车辆动态性能的影响。对实际生产和设计具有一定的指导意义,具有一定的实用性。1.4 本文研究的主要内容本课题主要完成:调研双横臂式独立悬架结构的发展历程、熟悉双横臂悬架特点、确定双横臂悬架主要参数、完成双横臂悬架系统的匹配设计计算。利用 CATIA 软件对悬架系统进行三维建模,完成装配图并检验干涉和碰撞,并对下横臂进行ANSYS模态振动分析。设计过程中应把重点放在对悬架整体的性能影响程度大的主要零件上。36 第二章 悬架设计与汽车总体设计关系第二章 悬架设计与汽车总体设计关系2.1 整车开发流程在实际的生产过程中,汽车整车设计开发流程通常分为五个阶段,每个阶段有时又都会有各自的流程。具体流程如下: (1)方案企业策划阶段; (2)概念设计阶段(a.总体布置草图;b.造型设计); (3)工程设计阶段(a.总体布置设计;b.车身造型数据生成;c.发动机工程设计;d.白车身工程设技;e.底盘工程设计;f.内外饰工程设计;g.内外饰工程设计;h.电器工程设计)。 (4)样车试验阶段; (5)投产启动阶段; 一般在项目企划阶段,首先要研究汽车市场(包括对市场的划分、目标市场的选择和产品的定位)。然后在可行性分析的基础上进行市场调研,提出建议书,明确新设计车型的形式、功能和技术特点,在最终产品中完成定位。该建议书是后续研究各种进程的指导依据。在概念设计阶段,第一步是做一个深入的研究和开发计划,来定义设计每个阶段的时间节点。其次,我们应该根据研究和发展的工作量来分配任务。紧接着预算开发的成本并控制开发成本在合理范围内。最后,为后续的开发工作绘制零件清单列表。项目的设计阶段主要任务是对设计车型的所有零件总成进行设计,并且各总成、总车与整车之间不得相互干涉影响,确保车辆性能满足设计大纲的要求。在整个设计过程完成后开始制造样机,对样机进行相关性能的检测试验,并校核解决试验中出现的问题,只有当产品完全符合要求时,才能投入生产销售。2.2 悬架设计和整车开发流程的关系及悬架的设计思路悬架系统的设计与整车开发设计相互影响,有着紧密的联系。汽车的整体参数决定着悬架在整车坐标系中的位置,而悬架性能的优劣则决定这整车的性能的好坏,决定了车型的档次。通常在对悬架进行预布置之前,要先在设计过程中确定车辆的整体尺寸和车辆的驱动形式,然后选择相应类型的轮胎和半径,确定车辆转弯时的最小半径。在进行悬架预布置时要关注以下两点: 1、整车姿态 整车姿态是汽车设计中的一个重要参数,由悬架的布置位置所决定,悬架的参数设定影响着整车空载和满载的姿态,一旦确定之后就很难去改变。当汽车满载时,整车姿态在00.5左右。 2、轮胎的跳动行程 根据车型的不一样,轮胎的跳动行程也会不一样,两者是相互有影响的。在预布置悬架时,前后车轮的上下跳动行程设定在100mm,对于SUV则较大一些。后期调整过程中,由于后轮轴所受到的载荷变化程度较大,通常将后悬架的轮胎跳动行程设置大于前悬架的行程,来提高后排乘员的舒适性。新车型的开发设计需要大量的技术、人才积累,众所周知我国的汽车产业发展较晚,没有强大的技术积累。过去多年我国的汽车设计开发思路一般有两种,一是完全自主研发,二是直接购买技术。这两种思路都有很大的不足,由于技术水平不足,完全的自主开发总是不尽人意,而简单的“拿来主义”永远得不到真正的技术,使其还掌握在汽车产业发达国家。为此近年来出现的逆向工程技术,可以很好地解决上述问题,提高我国的汽车研发水平。 第三章 双横臂悬架设计计算第三章 双横臂悬架设计计算3.1 双横臂悬架的构成部件及作用 1、弹性元件-螺旋弹簧具有传递竖直力和缓和冲击的作用。2、减振机构-双向筒式减振器具有衰减振动的作用。3、导向装置具有传递除垂直力外的其它力和全部力矩、保证车轮按最佳轨迹相对于车身运动的作用。4、横向稳定装置汽车在转弯的时候会有横向侧倾,其具有防止侧倾过大翻车的作用5、限位机构限制悬架行程,防止悬架击穿,吸收从车轮传到车身上的冲击载荷。3.2 悬架基本参数的选定 悬架的基本参数不仅决定了悬架的性能,也决定了车辆的安全性、稳定性和舒适性。因此,在设计悬架系统时,计算和确定悬架系统的基本参数是相当重要的。本节的主要内容是对悬架的基本参数进行分析和计算。通过点云逆向,运动学分析校核,经过计算分析,空载前悬架硬点坐标设定如表3.1所示:表3.1 悬架硬点坐标硬点(空载)X坐标Y坐标Z坐标前车轮轮心072555滑柱上点30535598下摆臂球销中心-6.2690-57下摆臂前点6.4363-37.1下摆臂后点316346-19.7转向拉杆外点12266524.7转向拉杆内点15733135由上表通过计算分析可得杠杆比 i=1.052。整车的基本技术参数如表3.2所示:表3.2 整车基本技术参数尺寸参数轴距(mm)2500轮距前轮(mm)1460后轮(mm)1445整车重心高度空载(mm)517满载(mm)534质量参数轴荷分配空载前轴(kg)650后轴(kg)418满载前轴(kg)752后轴(kg)691单边车轮簧载质量空载前轮(kg)288后轮(kg)180.5满载前轮(kg)339后轮(kg)317非簧载质量前悬架(kg)74后悬架(kg)57根据上述两个表格的参数,对悬架进行详细的设计。3.2.1 悬架的静挠度和动挠度悬架静挠度是指当车辆满载并处于静止时,悬架的载荷与此时悬架刚度的比值,即为: (3-1)式中:ms指前悬架的簧上质量,单位kg; C指汽车前悬架刚度,单位N/m;汽车的簧载质量和汽车的前后悬架构成的振动系统的固有频率是影响汽车行驶舒适性的主要参数之一。前后车身的固有频率一般为: (3-2)由公式(3-1)和(3-2)可得,悬架的静挠度和固有频率的关系式为: (3-3)根据经验,车身振动的固有频率一般和人走路时的运动频率相等,对乘用车而言,前悬架要求固有频率在11.45Hz(相当于每分钟60到85次)。档次越高的汽车,其固有频率越低;而固有频率的值也不能太小,避免动挠度过大引起的限位块与悬架碰撞。根据所设计汽车的要求,取n1=1.2Hz,则: (3-4)为了防止车身有较大的纵倾角振动,后悬架的静挠度一般比前悬架的静挠度要小。对于乘用车而言,一般为前悬架的0.80.9倍,此次设计选0.8倍,即: (3-5)悬架的静挠度和固有频率均符合要求。悬架的动挠度fd是指轮胎中心相对于车身(即车架)在从满载静平衡位置开始,悬架被压缩到结构允许的最低位置(通常指缓冲块压缩到其自由高度的一半位置或三分之一的位置)时发生的垂直方向的位移量。动挠度fd应该在合理范围内尽量大,减少汽车在糟糕路上行驶振动是缓冲块经常过分压缩碰撞。一般情况下动挠度为静挠度的0.50.7倍,本次设计选取动挠度为9cm。3.2.2 上下横臂的长度双横臂式独立悬架的两横臂的长度影响着前轮跳动时的定位参数。根据汽车工业长期的发展经验,双横臂式悬架的上横臂较下横臂短,一般取上横臂与下横臂的比值在0.61.0之间;这样一方面可以更好地布置发动机位置,还能使悬架特性较为理想。参考国外轿车独立悬架的一些参数(表3.3),再根据我国汽车设计的经验,此次悬架设计选取下横臂的长度为380mm,两前衬套的距离为314mm,上横臂的长度为228mm,两前衬套的距离为294mm。上下横臂的厚度均为20mm,下横臂活塞杆连接与球头销距离为90mm。另外选择两横臂间的铰点距离为200mm。表3.3 国外轿车独立悬架的一些参数车牌名上臂长A/mm下臂长C/mm球销距B/mmA/CA/B奔驰600(西德)3304792560.7021.29伏尔加(苏)2004452500.450.8雷诺(法)2153502000.611.07王子(日)2453052000.81.22福克斯豪尔(英)2503802000.661.25雪佛兰(美)1903302150.60.893.2.3 悬架弹性特性悬架在受到垂直外力F时会发生一定的变形,该变形将导致车轮中心相对于车身产生位移f,两者间的关系曲线即为悬架的弹性特性曲线,其斜率即为悬架的刚度。悬架的弹性特性可分为线性弹性特性和非线性弹性特性。下图3.1为双横臂式悬架的弹性特性曲线,它是一条直线,悬架所受的垂直外力F和车身的位移量f是一次函数,即为线性弹性曲线;直线的斜率固定,悬架的刚度是一个固定的值。图3.1 悬架弹性特性曲线1-缓冲块复原点 2-复原行程缓冲块脱离支架 3-主弹簧弹性特性曲线 4-复原行程 5-压缩行程 6-缓冲块压缩期悬架特性曲线 7-缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8-额定载荷3.2.4 悬架侧倾角刚度悬架的弹性恢复力矩是由于弹簧的侧向倾斜引起悬架的横向倾斜刚度。它对弹簧的横向倾斜角有影响。侧倾角不能太大也不能太小。悬架侧倾角刚度较小、侧倾角较大的汽车将无法给乘员带来良好的乘坐舒适感。相反侧倾斜角度较小、侧倾角刚度较大的汽车对轮胎的磨损严重,还会给乘员带来侧翻的感觉。根据国家对这方面的约束,在侧向惯性力为车重的0.4倍时,对于大型客车,它的的侧倾角要小于最大值7,对于普通乘用轿车,它的车身侧倾角在2.54之间。此次设计我们取侧倾角为3。 第四章 弹性元件的选择第四章 弹性元件的选择4.1 弹性元件概述弹性元件具有支持垂直方向载荷,减轻和抑制来自不平路面的振动和冲击的作用。现代普通汽车弹簧主要是柱状压缩线圈螺旋弹簧,如图4.1所示。螺旋弹簧按工艺可分为两种:热成型弹簧(成型后淬火,回火)和冷成型弹簧(采用油回火钢丝,形成低温退火)。一般当钢丝直径大于10mm时采用热成型螺旋弹簧,当钢丝直径小于10mm时采用冷成型螺旋弹簧。图4.1 圆柱压缩螺旋弹簧圆柱压缩螺旋弹簧特性曲线是线性的,其刚度稳定。螺旋弹簧的弹性特性只要通过改变弹簧钢丝直径D、弹簧中径和弹簧圈数n就能改变。同时,螺旋弹簧发展较久,生产它的工艺也比较成熟,成本相对是较低的;其结构也很简单,在悬架中安装方便,也不占很大的空间;我们在设计螺旋弹簧的时候可以选择比较软的弹簧,这样轿车行驶时平顺性会较好。但螺旋弹簧的缺点就是降低车身高度有一定的限制范围,因为螺旋弹簧压并后自身高度限制。4.2 螺旋弹簧的选择由表3.2可知空载情况下单边弹簧载荷为: (4-1)式中,P01指空载时悬架单边弹簧质量,单位Kg。由表3.2可知满载情况下单边弹簧载荷为: (4-2)式中,P02指满载时悬架单边弹簧质量,单位Kg。根据机械零件手册,此次设计我们选取圆柱螺旋压缩弹簧,其旋绕比为C=6,材料为热轧弹簧钢。其基本参数如下表4.1:表4.1 选取圆柱螺旋弹簧基本参数簧条直径d/mm切变模量G/Mpa弹性模量E/Mpa许用切应力p/Mpa58078103197103590 根据公式 (4-3)K= (4-4) 得 d=1.6 (4-5)式中:指切应力,单位Mpa;F指工作载荷,即满载载荷,单位N;D指弹簧中径,单位mm;K指曲度系数;k指弹簧刚度,单位N/mm;f指工作载荷下的变形量,单位mm。代入数据C=6,F=F=3495N,=590Mpa,得d=15mm。根据查找的普通圆柱螺旋弹簧的尺寸系列的资料,我们此设计选取d=16mm。再根据所选取的弹簧直径d=16mm,查机械设计手册GB1222选取圆柱螺旋弹簧,其基本参数如下:d=16mm,C=6,D=95mm,=741Mpa,h=168mm,Fs=12425N,fsd=16.81mm,k=745N/mm,Dx=79mm,DT=117mm。弹簧的有效圈数为:n= (4-6)此次设计选取n=4。弹簧的压缩圈数n2选取2,则螺旋弹簧的总圈数为6。 第五章 减振器的选择第五章 减振器的选择5.1 减振器类型的选择尽管战争给人类带来的都是毁灭性的打击,但不可否认的是,战争也在某些程度上促使技术的发展。美军在反法西斯战争时期,为了使吉普车具有更好的越野性能,改进了减振器的结构,提出了新的筒式液阻减振器,并在战争中得到了很好的运用,赢得了最后的胜利,之后这种减振器就取代了早期的摇臂式液阻减振器。目前悬架中使用最常见的是双筒式减振器,它的优点是工业结构简单、成本较低,但散热性能较差,安装受限较多。我国在上世纪六十年代汽车生产中也逐渐开始使用这种筒式减振器。此次设计我们选用液压筒式减振器。 5.2 减振器主要参数的选择1、阻尼系数的确定 在设计减振器时,阻尼比决定了悬架减振的快慢,阻尼比的值越大则振动衰减得越快,因此阻尼比是评价悬架性能好坏的重要参数之一。筒式减振器一般包括伸张和压缩两个行程,伸张行程的阻尼比s通常比压缩行程的阻尼比r要大,是压缩行程阻尼比的1.25到1.5倍。根据设计经验,阻尼比的取值在0.250.35之间,此次设计我们选取阻尼比为0.3。减振器系统的阻尼系数为阀体开启时系统的阻尼系数,其计算公式为: (5-1) 悬架的固有频率,及偏频的计算公式为: (5-2)所以由上面两个公式得到的阻尼系数计算公式为: (5-3)实际设计减振器阻尼系数时则根据布置位置来确定,如图5.1。(a) (b) (c)图5.1 减振器安装位置选用(b)所示的布置形式,则阻尼系数的计算公式为: (5-4)式中,指减振器轴线与汽车纵断面的夹角;a指减振器在下横臂是的连接点到下横臂球头销的距离;n指双横臂悬架的下臂长。为减振器的杆杆比,即i=1.052 带入数据得阻尼系数为1320。2、最大卸荷力的确定 当减振器的活塞运动达到一定的速度时,为了使减振器具有衰减振动,提高汽车行驶平顺性的作用,就要求减振器内部具有一定的油压来打开卸荷阀。这个速度即为卸荷速度Vx,此次设计的卸荷速度为Vx=0.15m/s。则最大卸荷力为: (5-5)3、筒式减振器工作缸的直径 D 的确定工作缸直径计算公式为: (5-6)式中,p指工作缸的允许的最大压力,单位Mpa; 指连杆直径与缸筒直径之比。此次设计我们取p的值为3.6Mpa,连杆直径与缸筒直径比值=0.5,根据上面的公式(5-6)计算出减振器工作缸的直径是25.6mm。根据液压筒式减振器的尺寸系列表,本次的设计我们选择工作缸直径为30mm的减振器。 第六章 导向机构的设计第六章 导向机构的设计6.1 导向机构概述导向机构在悬架中承担了所有除竖直方向的力和力矩,决定了车轮的跳动轨迹和定位角的变化,对整车行驶的稳定性和平顺性具有很大的影响。导向机构有多种类型:麦弗逊悬架的导向机构、半拖臂悬架的导向机构、双横臂悬架导向机构、单纵臂悬架导向机构、钢板弹簧悬架导向机构。6.2 导向机构设计要求1、当悬架承受的载荷发生变化时,汽车轮胎距离的变化范围要保证小于4mm。若轮胎距离的改变超过4mm,将会产生轮胎的前期磨损。 2、当汽车悬架所受到的压力随乘员承载改变的时候,汽车的前轮前束和外倾角也会发生一定的变化,要控制其在合理范围内,避免汽车轮胎产生纵向的加速度a。3、当汽车在转弯的时候,车身会发生侧倾,这个侧倾角要控制得较小一点。在侧向加速度为 4.0g的条件下,车身发生的侧倾角应该在67之间。并且为了增强汽车的转向效应,应该使车轮和车身保持倾斜方向相同。 4、当汽车启动和制动时,车身的后仰和前俯应与地面保持较小的角度。6.3 导向机构布置参数1、侧倾中心的确定 侧倾中心W的位置是车轮与地面的交点N和极点p的连线与汽车的轴线的相交点,如图6.1所示。极点p的高度决定了侧倾中心W的位置,例如当极点位于地面以上时,则侧倾中心W的位置也在地面之上。此外,铅垂线和轴距变化曲线的切线偏转一个角度时,车轮与地面的接触点和极点之间的距离影响着这条曲线的曲率,两个点之间的距离越小,曲线的曲率越大,运动学的车轮外倾角变化规律也将变得不理想。图6.1 双横臂式独立悬架侧倾中心图侧倾中心计算公式为: (6-1)式中 (6-2) (6-3)前轮的各定位参数如表6.1所示;表6.1前轮定位参数前轮前束外倾角主后倾角主销内倾角3mm0.75304.53012.530根据三个公式和表6-1可以计算出侧倾中心高度为: (6-4)2、纵倾中心的确定 当汽车在启动和刹车的时候,车身会受到惯性力的作用,使地面对轮胎产生一个作用力。这个力作用在车身上使车身产生纵向力矩,导致前后四个轮胎上的载荷发生变化,车身出现前仰或者后仰,从而使整车姿态发生改变。因此纵倾中心的位置也是悬架设计好坏的重要参数之一。通过作图的方法,将上下两个横臂的转动的中心轴线延长,它们的交点就是纵倾中心Ov,如下面的图6.2所示。图6.2 双横臂独立悬架纵倾中心图通过对标杆车的测量及硬点坐标,确定纵倾中心Ov距离G点的水平距离为 2914.5mm。 第七章 悬架CATIA建模及ANSYS分析第七章 悬架CATIA建模及ANSYS分析CATIA是法国达索公司所开发的产品,被广泛运用在很多普遍的机械制造行业中。CATIA在创成式曲面设计方面有很好的操作性,可以实现汽车在造型方面的各种复杂的曲面设计。此次设计我们将使用CATIA的草绘设计、零件设计和创程式曲面设计对悬架的上下两个横臂、螺旋弹簧以及减振器和活塞杆总成进行三维建模,并在装配设计模块中装配出悬架的总体装配图,分析其干涉和碰撞。最后对上横臂进行六阶模态分析振动。7.1 CATIA上下横臂建模根据第三章的数据,在CATIA中草绘出上横臂的轮廓并镜像加厚15mm,在两端绘制前衬套。通过布尔相减命令绘制加强筋,如图7.1所示。图7.1 上横臂未倒角对图7.1的各个连接位置和部分外轮廓进行倒圆角命令,如图7.2所示。图7.2 上横臂倒圆角类似于上横臂,对下横臂的三维建模采用同样的思路。首先以球头销轴心为基准,草绘球头销的外部结构,通过旋转草图的方法得到球头销总成,如图7.3所示。图7.3 球头销对下摆臂的“A”型杆进行草绘,如图7.4所示。图7.4 下横臂两臂及紧固件加厚上图草绘,并对草绘进行双侧平行命令,提取填充为片体,加厚为加强筋。在距离球心90mm处绘制活塞杆连接件,如图7.5所示。图7.5下横臂“A”臂类似于上横臂对前衬套用同样的方法建模,通过布尔添加命令将球头销、横臂和前衬套等结合为一体,并对连接处进行倒圆角处理,得到最终的上横臂总成,如图7.6所示。图7.6 下横臂总成7.2 CATIA螺旋弹簧及弹簧座建模使用螺旋线命令生成高度为168mm,直径95mm,圈数为6圈的螺旋线,在螺旋线的一端草绘半径为8mm的圆,通过零件设计的加强筋命令生成如图7.7所示的螺旋弹簧。图7.7 螺旋弹簧通过草绘和扫掠生成上下两个弹簧座的片体,并加厚为实体,分别为图7.8、图7.9。 图7.8下弹簧座 图7.9 上弹簧座7.3 CATIA减振器总成建模及装配类似上述步骤,通过一系列的旋转凸台命令对减振器上下课题和活塞杆等零件建模,如图7.10、图7.11和图7.12所示。图7.10 下减振器外壳图7.11上减振器外壳图7.12活塞连杆进入装配模块,将上面三个图按同轴和偏移约束,得到如图7.13所示的减振器总成。图7.13减振器总成7.4 CATIA总体装配进入零件装配模块,导入现有部件下横臂,并固定约束下横臂,作为装配的基准,如图7.14所示。 图7.14 固定下横臂导入活塞连杆,使用同轴和面接触两个命令将其安装在下横臂上,通过相同的步骤,将剩余各零件合理装配到一起,如图7.15所示。 图7.15 悬架装配图分析其自由度和干涉,能轴向旋转的自由度为2的可以忽略,碰撞检验分别为弹簧与下弹簧座碰撞(图7.16)和弹簧与上弹簧座碰撞(图7.17),由于螺旋弹簧可被压缩,实际安装时可以忽略碰撞,所以装配体装配合理。 图7.16 下弹簧座碰撞 图7.17 上弹簧座碰撞7.5 ANSYS下横臂模态和静力学分析7.5.1 下横臂模态分析ANSYS有限元软件是一个多用途的有限元法计算机设计程序。本次设计我们对易发生断裂的下横臂进行模态分析。模态分析类似于将一根绳子的一端固定,手握另一端抖动,绳子会产生函数型的波形。下横臂的模态分析就是将下横臂在受力位置固定,分析其振动频率。首先在ANSYS中选择Metric命令设置模型单位,创建项目后导入下横臂模型,如图7.18所示。图7.18 导入下横臂添加材料库后,点击Mesh工具栏中的Sizing命令添加网格划分的控制尺寸,对下横臂进行网格的划分,如图7.19所示。图7.19 网格划分在球头销和两个前衬套上施加固定约束,如图7.20所示。图7.20 施加固定约束设置求解模型的前六阶模态,得到其六个模态振型,如下图7.21、图7.22、图7.23、图7.24、图7.25、图7.26所示。图7.21 一阶模态振型图7.22 二阶模态振型 图7.23 三阶模态振型 图7.24 四阶模态振型 图7.25 五阶模态振型 图7.26 六阶模态振型 由上图可知,前六阶模态的固有频率如下表7.1所示。表7.1 六阶固有频率模态阶数一阶二阶三阶四阶五阶六阶频率/Hz711.34879.31121.51258.91865.42158.3根据结果可知所得到的下横臂自由振动各阶固有频率,根据第三章选择的悬架固有频率为1.2Hz,所以下横臂与其连接的减振器不会发生共振。7.5.2 下横臂静力学分析静力分析计算在固定载荷下结构模型的效应,它不考虑惯性和阻尼的影响;但是它可以计算出如重力这样的固定惯性载荷对结构的影响。类似于上节的模态分析,对下横臂的静力分析算法采用直接法,首先导入IGS格式的下横臂模型,再对其进行单元网格划分,如图7.27所示。下摆臂采用合金钢材料,它的弹性模量为210Gpa,泊松比为0.24,将材料属性加入到材料类型中去。网格划分节点个数为93348,单元网格个数为52705,单元网格的类型为三角形,其边长为5mm。7.27 网格化下横臂在球头销的球心建立关键点,并在球头与下横臂的实际接触区域建立耦合约束。约束方式为在球头销的球心处约束沿着z轴的平移自由度,在连接车架的两个前衬套轴心约束除了沿x轴方向旋转的其余所用自由度。在满载时,单边的簧载质量为339kg,单边悬架载荷为3495N。施加载荷在球头销的球心位置和与减振器、弹簧连接的底座的中心位置,其大小由动力学仿真计算结果确定,约为3500N,如图7.28所示。图7.28 施加载荷得到的位移变形图和等效应力云图为图7.29和图7.30所示。7.29 位移变形图得到的位移变形图中,最大的位移量约为0.02mm,且位移集中在两端连接后的下横臂中部,符合其实际的变化趋势。7.30 等效应力云图得到的等效应力云图中,应力分布较大区域在球头销连接处和下横臂的中部,与实际情况比较符合。从上图可知,应力的平均值约为280MPa,最大值约为1200MPa分布在球头销与横臂的连接位置。对下横臂使用的45Mn2合金钢材料,它的抗拉强度为700MPa,屈服极限为360MPa,而最大值大于屈服极限,对于球头销与横臂的连接位置,可以采用减小倒圆角半径的方法来解决应力过大的问题。 第八章 总结第八章 总结此课题是某轿车的双横臂独立悬架设计,工作总结为:在设计过程中,首先介绍悬架系统和它的设计要求,对此次课题的研究意义目的进行了描述,对悬架设计的内容简要概述。然后介绍了整车的开发流程以及悬架设计在整车开发流程中的位置关系及其重要性。在悬架设计过程中,首先分析悬架的主要参数意义并选择或计算,再对弹性元件、减振器和导向机构进行介绍和选择类型。在悬架的全部基本参数确定之后,最后使用CATIA软件的零件设计和曲面设计模块完成对双横臂独立悬架的三维建模,并在装配模块中将悬架合理装配。最后对易弯曲的下横臂进行简单的ANSYS有限元模态分析,分析其自由振动频率。在设计过程中,自己也遇到了很多不理解的内容,最后在自己查阅资料和老师的直到下解决了大部分遇到的问题。设计过程极大地锻炼了自己CATIA三维建模的能力。此次设计也有很多不到位的地方,因为受到时间和自身经验的问题限制,本次悬架设计只对主要的零件进行了设计,对悬架整体的各相连部位还没有实际的计算定位。 参考文献参考文献1 陈家瑞.汽车构造(上下册)(第3版)M.北京:机械工业出版社,2009.2 余志生.汽车理论(第5版)M.北京:机械工业出版社,2009.3 王望予.汽车设计(第4版)M.北京:机械工业出版社,2004.4 喻凡,林逸.汽车系统动力学M.北京:机械工业出版社,2005.5 徐石安.汽车构造底盘工程M.北京:清华大学出版社,2008.6 王国权,龚国庆.汽车设计课程设计指导书M.北京:机械工业出版社,2010.7 刘涛.汽车设计M.北京:北京大学出版社.2008.8 王霄峰.汽车底盘设计M.北京:清华大学出版社,2010.9 张兆良.双横臂悬架上、下摆臂轻量化设计J.北京汽车,2010,02期.10 濮良贵,纪名刚.机械设计(第八版)M.北京:高等教育出版社,2006.11 范钦珊,殷雅俊.材料力学(第2版)M.北京:清华大学出版社,2008.12 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册(设计篇)M.北京:人民交通出版社,2001.13 林清安.完全精通Pro/ENGINEER野火5.0中文版零件设计基础入门M.北京:电子工业出版社,2010.14 周长城.车辆悬架设计及理论M.北京:北京大学出版社,2011. 致谢致 谢首先我要感谢我的母校金陵科技学院对我的培养,给我们提供了优越的生活环境和良好的学习氛围。大学四年里,在金陵科技学院校训的指引下,我们努力学习,在学校的图书馆畅游知识的海洋,丰富了自己的精神世界。这些知识同样也为我们未来工作提供了坚实的基础,引领我们从学校迈向社会的新世界。在诸鑫瑞老师和管晓晨工程师的耐心指导下,我圆满的完成了本次毕业设计。这次的毕业设计,诸鑫瑞老师从开题报告开始就对我们进行了论文拟写的建议,帮助我们提供可参考的文献。对于我们上传的草稿认真审阅,对我们的不足之处进行了详细的讲解,并提供修改的建议和方法。论文的完成离不开诸老师的循循善诱,在此深切的感谢诸老师对于我们的付出。其次,我要感谢苏州奥杰汽车技术股份有限公司给我进行的CATIA培训和工程师管晓晨对毕设提供的参考文献和专业的指导,对我在后期论文完成方面带来了很大的帮助。最后感谢我们班帮助过我的所用同学,是大家共同营造了良好的学习氛围,促进我们共同学习、共同进步。
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