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同济大学汽车设计课程设计
汽车设计专业课程设计
双横臂独立悬架
——转向系统的分析与设计
目录
1设计任务书1
1.1问题描述1
1.2设计内容2
2转向梯形机构运动学分析与设计6
2.1转向梯形机构优化原理6
2.2转向梯形机构参数优化8
2.3转向梯形机构简图9
3基于ADAMS的悬架导向机构优化设计10
3.1双横臂悬架模型建立10
3.2悬架参数的优化11
4悬架弹簧和阻尼元件设计计算15
4.1结构选型15
4.2优化计算15
5悬架相关结构设计计算17
5.1下横臂设计计算17
5.2全浮式半轴计算及轮毂轴承选择19
5.2.1半轴直径计算19
5.2.2轮毂轴承的选择19
6装配图的绘制21
心得体会22
参考文献23
1设计任务书
1.1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,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、表示,转向主销内倾角用0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GFEEFG(F与F,G与G对称,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。
图1.1双横臂悬架——转向系统机构示意图
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,下横臂杆长CD=h3,上、下横臂的摆角、(横臂向外下倾时,取负值),转向主销内倾角0。
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0。
另外,左右车轮的转向角分别用、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,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。
因此,双横臂悬架—转向系统机构分析与设计要处理的问题及内容有:
(1)转向梯形机构的运动学设计和机构运动简图绘制;
(2)基于ADAMS的悬架导向机构前轮定位参数分析及前轮左、右转向角关系验证;
(3)悬架弹性元件和阻尼元件的结构选型和设计计算;
(4)悬架导向机构受力分析、零部件结构强度计算及结构方案设计;
(5)绘制系统总成结构装配图和部分零部件图(制动钳安装结构从略)。
1.2设计内容
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:
轮距B=1200~1400mm,轴距L=2000~2500mm。
满载时整车总质量为m=1000~1300kg,最高车速Vmax=140km/h,最大爬坡度20%,0-100km/h加速时间不超过14秒,最小转向半径Rmin=4000~4500mm。
前轮轮胎外径为2R=520mm,轮胎宽度b=145mm。
导向机构几何参数:
AB=150~280mm,BC=200~360mm,CD=300~400mm,JH=80~110mm,BH=90~150mm,车辆处于满载平衡位置时,前悬架导向机构位置参数约为=-5~8,=-2~10,0=7~10(具体以ADAMS仿真优化结果为准)。
转向机构几何参数:
EE=L1=50~580mm,EF=L2=180~500mm,FG=L3=100~140mm,Y=80~80mm,BG=80~130mm,齿条左右移动行程为s=50~70mm。
转向节臂安装角0=175~190,转向梯形机构的最大压力角max=4550。
要求每个同学完成以下课程设计内容:
1.导向机构和转向梯形机构的运动学分析与设计
(1)在上述参数范围内,初选一组整车参数。
比如,轮距B=1250mm,轴距L=2050mm,单轮簧载质量W=300kg,最高车速Vmax=140km/h,最大爬坡度20%,最小转向半径Rmin=4050mm;AB=180mm,BC=280mm,CD=340mm,JH=90mm,BH=140mm,BG=110mm,=-2,=-3.5,0=8。
最大压力角max=48。
(2)将转向梯形机构GFEEFG近似看成水平面内的平面连杆机构,根据所选轴距、轮距、最小转向半径要求、最大压力角和转向节臂安装角的限制条件,在适当的转向器行程范围内(比如s=60mm),按阿克曼转向几何学原理,通过优化设计方法确定转向机构其它几何参数:
L1、L2、L3、Y和0。
并绘出左右车轮转向角关系的理论曲线和实际曲线。
(3)按比例画出转向梯形机构运动简图。
(4)在ADAMS中建立双横臂悬架导向-转向梯形机构运动学仿真模型,分析车轮从满载平衡位置上下跳动(比如,60mm)时,车轮定位参数前轮外倾角、前束和轮距的变化情况,绘出变化曲线。
如果变化偏大,进行机构几何参数调整与优化。
2.悬架弹性元件和阻尼元件的结构选型和参数计算
(5)根据单轮簧载质量W和汽车平顺性要求,确定悬架等效刚度和等效阻尼参数,并绘制它们随车轮上下跳动时的变化曲线;
(6)按满载平衡位置时的悬架等效刚度和等效阻尼参数,根据实际弹性元件和阻尼元件的安装位置,换算确定弹簧刚度和减振器参数(阻尼系数、拉伸和压缩行程)。
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
(7)考虑动载系数、紧急制动和侧滑等恶劣工况,对悬架导向机构控制臂进行受力分析,确定各铰接点的受力大小和方向,为导向机构杆件形状和各铰接点的结构设计提供理论依据。
(8)根据上述受力分析结果,进行导向系主要承载构件的结构设计和强度验算,选择合理的承载结构、杆件截面形状和铰接形式。
结构设计时要灵活运用结构轻量化设计原理,并考虑制造工艺的可行性。
选用悬架球铰时,要确认它的结构是受拉式还是受压式,以使其符合受力分析的特点。
上、下横臂与车架间支承铰可采用橡胶弹性铰,以提高悬架的隔振性能。
(9)按车轮载荷和全浮式驱动半轴计算转矩(参考教材“汽车设计”),确定驱动半轴直径及与之相连接的轮毂结构尺寸,并选择合适的轮毂轴承,进行驱动桥转向节结构设计。
a)轮毂结构示例b)DAC型轮毂轴承
c)双横臂悬架结构图
d)双横臂悬架转向驱动桥轮毂结构示例
图1.2相关结构图示例
(10)绘制上述双横臂前悬架导向机构各结构构件(上下横臂、转向节、连接球铰、弹性支承铰、传动轴、轮毂轴承、轮毂、制动盘等)在汽车横向垂直平面内的主要结构装配图(车架结构和制动钳安装结构部分从略)。
(11)手工绘制悬架承载构件总成(如下横臂)的结构图。
图1.3双横臂悬架总成结构装配图示例
每个学生应提交的设计成果有:
(1)绘制双横臂前悬架系统结构总成装配图一张(1号图)。
装配图中,应对各零部件顺序编号,列出明细表及标题栏,并注明零部件材料、标准件型号和数量等;应标注主要轮廓尺寸、重要的特征尺寸、存在相互配合关系的尺寸公差配合,并编写技术要求。
(2)手工绘制悬架上、下横臂构件总成图各1张。
零件图中,尺寸标注要完备、尺寸链封闭、尺寸设计基准尽量与制造工艺基准一致、形位公差标注(如同轴度、平行度和垂直度)要注意其参考基准的表示方法;标题栏中零件材料、数量等信息应完整。
注意选用常用的汽车零部件材料和热处理工艺方法,并给出必要的技术条件。
(3)独立完成的设计计算说明书1份,约40008000字。
可以包括:
课程设计内简介、设计流程、设计理论和方法的阐述、结构设计方案的说明、公式推导或引用、计算过程和设计成果的归纳、设计心得等。
要注明引用文献的出处,列出主要参考文献目录。
(4)上述设计成果的电子文件。
2转向梯形机构运动学分析与设计
2.1转向梯形机构优化原理
图2.1位四轮汽车转向示意图,为了避免汽车转向时路面产生对汽车行驶的附加阻力,同时避免轮胎快速磨损,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2.1汽车转向时左右前轮转向角关系
则
和
应满足的理想关系为:
(3.1)
式中,
---内侧车轮转角,
---外侧车轮转角,
B---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。
通常,由转向梯形机构近似实现式(3.1)的关系。
图2.2就是一种含驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。
所谓驱动滑块,实际上是齿轮齿条式转向机的齿条。
即,方向盘的转向操纵,由齿轮齿条式转向机变换为齿条(滑块)的直线运动,从而驱使转向梯形机构实现左右前轮转向。
图2.2含驱动滑块的断开时转向梯形机构
设S为转向齿条位移量(S1≤S≤S2),则容易求得左右前轮的转向角和β如下:
(3.2)
(3.3)
(3.4)
式中,
A=-2L3(S0-S),B=-2L3y,C=L22-L32-(S0-S)2-y2
A0=-2L3S0,B0=-2L3yC0=L22-L32-S02-y2
A=-2L3(S0+S),B=-2L3y,C=L22-L32-(S0+S)2-y2
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。
图示位置取正值,反之取负值;
S0---直线行驶时,转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的水平距离;
---转向节臂与汽车纵轴线的夹角。
则由以上各式可解得理想的右侧前轮转角
满足:
(3.2)
则目标优化设计函数为:
(3.3)
式中,
n为取值次数,
为右前轮实际转角
与理想转角
的均方根偏差。
优化设计要求该均方根偏差值尽可能小。
2.2转向梯形机构参数优化
任务书中给出转向梯形基本参数的取值范围为:
EE=L1=50~580mm,EF=L2=180~500mm,FG=L3=100~140mm,Y=80~80mm,BG=80~130mm,齿条左右移动行程为s=50~70mm,这里取±60mm。
转向节臂安装角0=175~190,转向梯形机构的最大压力角max=4550。
转向机构的布置方案一般有四种形式,前方前置(前方指转向机齿条位于车轴前方,前置指转向节臂位于车轴前方,以此类推)、前方后置、后方前置和后方后置,这里选择前方前置的布置方案。
根据上一小节讨论的优化原理,利用“转向梯形机构仿真优化设计”软件,输入参数范围进行优化,结果如图2.3所示。
图2.3转向梯形机构参数优化结果
优化后的相关参数为:
EE=L1=580mm,EF=L2=360mm,FG=L3=120mm,Y=50mm。
转向节臂安装角0=188.8,转向梯形机构的最大压力角max=49.7,最小转向半径4390mm
2.3转向梯形机构简图
优化相关参数后的梯形机构简图如图2.4所示。
图2.4转向梯形机构简图
3基于ADAMS的悬架导向机构优化设计
3.1双横臂悬架模型建立
本节将运用Adams软件建立双横臂悬架模型,进行相关的优化工作。
结合任务书上的要求及上一章转向梯形机构的优化结果,选取悬架导向机构的参数为:
AB=190mm,BC=280mm,CD=350mm,JH=90mm,BH=130mm,BG=100mm,=-1,=-2,0=8。
整车参数为:
轮距B=1250mm,轴距L=2100mm,单轮簧载质量W=300kg,最高车速Vmax=140km/h,最大爬坡度20%。
前轮轮胎外径为2R=520mm,轮胎宽度b=145mm。
上一章优化后得到的转向机构参数为:
EE=L1=580mm,EF=L2=360mm,FG=L3=120mm,Y=50mm,齿条左右移动行程为s=60mm。
转向节臂安装角0=188.8,转向梯形机构的最大压力角max=49.7。
首先,根据双横臂悬架以及转向机构的参数计算相关点的坐标,如图3.1所示。
图3.1双横臂悬架及转向机构相关点坐标
其中E点以下的点是建立悬架弹簧等部件所建立的点,根据这些点坐标建立的双横臂悬架—转向机构模型如图3.2所示。
图3.2双横臂悬架——转向机构模型
轮胎下面的长方体以及圆柱体是搭建的测试平台,通过与轮胎之间建立移动副等约束,为模型提供驱动,其函数表达式为
。
3.2悬架参数的优化
通过建立测量函数可测得仿真过程中一个驱动周期内轮胎主销内倾角随时间以及轮胎垂向跳动量的变化曲线,如图3.3和3.4所示。
图3.3主销内倾角随时间的变化曲线
图3.4主销内倾角随轮胎垂向跳动量的变化曲线
同样可得到轮胎外倾角以及前束角的变化:
图3.5前轮外倾角随时间的变化曲线
图3.6前轮前束角随时间的变化曲线
为了优化双横臂相关参数,需建立主销长度等设计变量,这里建立主销长度、角度,上横臂长度、在汽车横向平面内的倾角,以及下横臂长度、在汽车横向平面内的倾角六个设计变量,以主销长度设计变量为例:
图3.7主销内倾角设计变量
同时需将相关点坐标进行参数化,这里以C点为参考点,借助C上述各设计变量表示其他店坐标,可在主销长度、角度,上下横臂等参数变化时,各点也进行相关变化。
参数化后的点坐标如图3.8所示。
图3.8参数化后的点坐标
这里还可以通过建立对话窗口,直接改变悬架参数,观察上一节前轮相关定位参数的变化,图3.9是建立的主销参数修改的设计窗口。
图3.9修改主销参数对话窗口
接着定义目标函数即可进行悬架参数的优化,这里前轮相关定位参数变化幅度较小,说明参数已经较优,这里不进行优化。
4悬架弹簧和阻尼元件设计计算
4.1结构选型
根据课程设计相关要求,选用下横臂承载的下置螺旋弹簧支撑式。
弹簧类型为常用的螺旋弹簧,阻尼元件选用双筒式减震器。
4.2优化计算
连杆机构的运动和传力一般具有非线性特点。
同样,对于连杆式双横臂独立悬架导向机构,即使其承载弹簧常用等刚度的线性螺旋弹簧,其悬架等效刚度和等效阻尼特性,以及各运动副的受力状况,仍随车轮上下跳动而呈现非线性变化。
如果能准确导出其非线性关系,就可以根据汽车簧载质量和悬架偏频指标,分析悬架等效刚度、悬架等效阻尼特性,进而准确求解与之对应的螺旋弹簧和减振器相关参数,为螺旋弹簧和减振器的选择提供理论依据。
而在已知螺旋弹簧和减振器相关参数的条件下,也可以准确地分析悬架等效刚度和等效阻尼特性随车轮上下跳动而发生非线性变化的情况。
悬架系统刚度直接影响汽车平顺性。
悬架系统偏频(固有频率)是衡量汽车平顺性的重要参数,它由悬架刚度和悬架弹簧承载的质量(簧载质量)所决定。
人体所习惯的垂直振动频率约为1~1.6Hz。
一般货车固有频率是1.5~2Hz,旅行客车1.2~1.8Hz,高级轿车1~1.3Hz。
车身振动的固有频率f应接近或处于人体适应的频率范围,才能满足舒适性要求。
单轮悬架的振动模型如图4.1所示。
图4.1单轮悬架振动模型
设其悬架刚度为kP(N/m),单轮簧载质量为m(kg),则
悬架垂向阻尼系数为:
式中,C0为相对阻尼比,可取C0=0.25-0.5。
根据功能原理,可以导出线性螺旋弹簧刚度与悬架等效刚度、减振器阻尼系数与悬架等效阻尼系数之间的非线性关系。
另,由图4所示的机构受力平衡关系可求得上、下摆臂与转向节之间联接球铰B、C处的反力FB、FC。
根据此原理,利用老师所给优化软件,输入悬架导向机构各杆长参数、满载平衡位置各杆位置姿态角、和、弹簧与减振器安装的位置参数,以及簧载质量m、偏频指标、相对阻尼比等设计参数,即可迅速求得如KT、kP、Cr、Cp、以及弹簧自由长度L0和减振器长度KJ0等参数,同时获得悬架刚度、阻尼特性,以及上下球铰反力FB、FC随车轮上下跳动而变化的数据文件。
软件运行界面如图4.2所示。
图4.2双横臂悬架受力分析及刚度与阻尼参数计算软件运行界面
5悬架相关结构设计计算
5.1下横臂设计计算
由于上横臂汽车在横向平面内倾角范围(-5°~8°),从上一章得到的记录文件截取部分数据如下:
表5.1B、C点力的大小
α
FB
FC
-5
666.8294
2658.455
-4
683.4008
2747.001
-3
700.252
2836.443
-2
717.3971
2926.772
-1
734.8498
3017.978
0
752.6238
3110.054
1
770.7327
3202.987
2
789.1899
3296.767
3
808.0087
3391.383
4
827.2025
3486.822
5
846.7843
3583.07
6
866.7672
3680.113
7
887.1639
3777.936
8
907.9874
3876.521
可以看出,上横臂倾角为8°时,B、C点受力达到最大值,接下来的计算基于该角度处的数据,即FB=907.984N,FC=3876.52N。
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,如图5.1a)所示。
图5.1b)所示为下横臂各横截面的弯矩分布图。
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点附近。
图5.1下横臂受力分析及弯矩图
根据受力分析,可得
下横臂常采用不一定对称的A形结构,以增强垂向承载能力,并使其有足够的纵向刚、强度能力。
轿车生产批量较大时,这种A形结构常采用二片冲压件焊接成一体的构件,生产率较高,但结构形状一般较复杂。
现考虑结构较简单的型材焊接方式,用两个圆型管材以一定角度焊接成所需的A形结构。
型材选用焊接性能好、价格低廉的碳素结构钢Q235。
查GB700-88得,材料屈服极限σs=235MPa,许用应力为:
则截面最大应力应满足:
式中,W为截面抗弯模量,
为内外径之比,取
可得:
,取D=27mm,d=19mm。
综上,需选择两个Q235圆形管材,形成A形下摆臂,内径d=19mm,外径D=27mm。
5.2全浮式半轴计算及轮毂轴承选择
全浮式半轴的特点是半轴外端与轮毂相连接,轮毂通过轮毂轴承支承在悬架转向节的轴承孔内。
5.2.1半轴直径计算
作用在车轮上的力通过轮毂传给轮毂轴承,又通过轴承将力传给悬架转向节和山下摆臂,因此,半轴只承受车轮纯驱动转矩。
根据《汽车设计》P166全浮式半轴的计算载荷公式:
式中,G2为驱动桥的最大静载荷,根据前面选取的W=300kg可以计算得到,R为车轮滚动半径,
位符合转移系数,这里取1.2,
为附着系数,这里取0.8。
带入可算得
。
半轴的扭转切应力(半轴直径设为d):
依据国家行业标准QC/T294-1999汽车半轴技术条件第4.2条内容,推荐采用的半轴材料牌号为40Cr、42CrMo、40CrMnMo等,这里采用40Cr。
查阅工程材料手册,40Cr的屈服极限σs≥785MPa,安全系数取1.2,切应力取0.7倍的拉应力。
则:
取d=16mm。
5.2.2轮毂轴承的选择
半轴花键与轮毂相配合,轮毂与转向节孔之间为一转动副,用轮毂轴承将两个转动摩擦面隔开,如图5.3所示。
选常用的DAC双列角接触球轴承,图5.4为DAC双列角接触球轴承示意图,两轴承采用反装的方式,可承受径向力。
因半轴与轮毂内花键联接,轮毂内花键应有足够的壁厚t,以保证有足够的承载强度。
所以,在计算确定半轴直径d后,可确定轮毂轴径(即轮毂轴承内径)d1=d+2t,进而可根据JB/T10238-2001选择相应的轮毂轴承。
这里选取轴承d=30mm,外径为60mm。
图5.3轮毂及转向节结构示意图
图5.4DAC型双列角接触球轴承
6装配图的绘制
根据前面确定的双横臂独立悬架—转向系统的参数,绘制系统装配图,参考附件。
心得体会
本次双横臂独立悬架—转向系统的设计工作进行了近两周的时间,收货颇丰。
课程设计的前期工作主要是用Adams对运动结构进行的,之前从未接触过,通过一个实例教程慢慢上手。
过程中遇到不少程序的bug和设计的问题,也曾被bug困扰和心烦意乱过,解决问题的过程中也重装过该软件,在慢慢解决问题和bug的过程中对Adams软件逐渐熟悉。
老师提供的两个小软件非常实用,节省了我们大量的工作。
但是在我的win8笔记本上无法运行或者运行不正常,所以通过使用同学的win7电脑,使用经典主题模式成功运行该软件并获得优化结果。
悬架设计工作设计的内容很多,但是承前启后的设计顺序很明显。
由于本学期情况特殊,加上毕业设计等工作时间较为紧迫,设计之初因为没有对这个设计工作的宏观认识,感觉无从下手。
后来经过对指导老师提供的设计文档进行研读,并且和同学讨论,找到了设计的整体思路,才算是入了门。
经过不断的参数调整修改、返工,自己认识到了汽车设计的严谨性。
汽车是众多机构的集合体,如何做到每一件的设计都能为整体发挥最大效益,这是多么难的一项工作。
这次悬架系统的设计工作不仅让我接触了更多今后读研必备的软件,而且让我温习了《汽车构造》、预习了《汽车设计》的部分内容。
同时也意识到自己的知识体系还存在很大的不足,对于学过的知识要时常温习才能“知新”。
还有一点需要自己时刻注意的是,欲速则不达。
参考文献
[1]陈家瑞主编.汽车构造.北京:
机械工业出版社,2004
[2]余志生.汽车理论.机械工业出版社,2009
[3]李增刚.ADAMS入门详解与实例.北京:
国防工业出版社.2008.
[4]冯春晟,陈辛波.双横臂-螺旋弹簧悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析,汽车技术,2007.9
[5]王望予主编.汽车设计(第四版).北京:
机械工业出版社,2004
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