双横臂独立悬架转向系统的分析.docx
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双横臂独立悬架转向系统的分析
双横臂独立悬架-转向系统的分析
一、问题描述及参数范围
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（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（简化：
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GFEE¢F¢G¢（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FG^BC。
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双横臂悬架-转向机构示意图
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j、y（横臂向外下倾时，取负值），转向主销内倾角b0（简化：
不考虑主销后倾角的影响），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。
2.2参数范围
1）前桥总成载荷：
Mf=700~1000kg（注意，这是前桥载荷，非单个车轮的载荷）；忽略车辆行驶过程中的载荷转移；
2）前轮距Lfw=1460～1470mm；
3）前悬架系统偏频率：
1～1.4Hz；
4）导向机构几何参数：
AB=h1=160~200mm，BC=h2=200~300mm，CD=h3=330~380mm，JH=80~110mm，BH=90~150mm，车辆处于满载平衡位置时，前悬架导向机构的位置参数为j=2~6°，y=2°~10°，b0=7~10°。
轮胎半径JP=0.25~0.32。
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a0=175~190°，转向梯形机构的最大压力角amax=45~50°。
二、前悬架设计参数选择
根据所给范围，选择参数如下表所示
表1前悬架设计参数
项目
数值
备注
前桥总成载荷Mf
800kg
非单个车轮的载荷，忽略车辆行驶过程中的载荷转移
前轮距Lfw
1460mm
前悬架系统偏频率
1.4Hz
h1
160~200mm
h2
200~300mm
h3
330~380mm
JH
80~110mm
BH
90~150mm
2~6
2~10
0
7~10
轮胎半径JP
0.25~0.32
L1
50~580mm
L2
180~500mm
L3
100~140mm
Y
80~80mm
BG
80~130mm
齿条左右移动行程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
三、转向梯形机构布置方案与优化设计
3.1断开式转向梯形机构在汽车横向水平面内的机构运动学模型
图2由齿轮齿条转向机驱动的断开式转向梯形机构
图2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；
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；
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，即（B-L1）/2；
α0:
转向节臂安装角；
θ0:
转向节臂与汽车横轴线的内侧夹角；
设转向器齿条位移量为S（左移为正），则根据机构运动分析的解析法，容易导出转向齿条位移S与其左右转向轮转向角α和β之间的关系式如下（推导从略）。
对于前方前置的情况（其他情况略）：
式中A0=2L3y，B0=2S0L3，C0=S02+L32+y2-L22
A1=2L3y，B1=-2（S0-S）L3，C1=（S0-S）2+L32+y2-L22
A2=2L3y，B2=-2（S0+S）L3，C2=（S0+S）2+L32+y2-L22
为保证机构的传动效率，还要对机构的压力角进行验算，设S为转向齿条位移量（左移为正，右移为负），可以得出：
式中ω1——左横拉杆与汽车横轴线的所夹锐角
ω2——右横拉杆与汽车横轴线的所夹锐角
则左压力角=|θ1+ω1-90°|
右压力角=|θ2+ω2-90°|
对于前方前置的情况（其他情况略）：
式中a1=-2yL2，b1=2L2（S0-S），c1=（S0-S）2+l22+y2-L32
a2=-2yL2，b2=2L2（S0+S），c2=（S0+S）2+l22+y2-L32
3.2优化软件的使用原理
为保证在转向过程中四轮都作纯滚动，由阿卡曼转角可知，外侧转向轮
应满足：
故优化设计目标函数为
δ=
（S1≤S≤S2）（6）
δ——实际右轮转角β与理想右轮转向角β0之间均方根偏差
n——取值次数
δ值越小，则实际的右轮转角越接近于理想右轮转角，优化结果越理想。
计算步骤：
（1）在所选范围内选定一个L1、L2、L3、y的值
（2）判断所选的L1、L2、L3、y值能否构成梯形机构,不能则重选L1、L2、L3、y的值
（3）计算S在所选范围内各个位置的内外侧车轮转角α和β
（4）判断最大内侧车轮转角α是否未达到要求，未达到要求则重选L1、L2、L3、y的值
（5）判断最大压力角是否超过限制，超出则重选L1、L2、L3、y的值
（6）用Ackermann公式计算理论β值
（7）计算目标函数
（8）尝试完所有L1、L2、L3、y的组合后，比较各个L1、L2、L3、y所产生的目标函数，选择最小的目标函数所对应的L1、L2、L3、y值输出
（9）绘图、创建TXT文件、计算和显示相关数据
3.3优化软件的使用
选取一组整车参数：
选取前方前置的转向梯形结构，轮距Lfw=1460mm，轴距L=2300mm，L1=50~580mm，L2=180~500mm，L3=100~140mm，Y=-80~80mm，齿条左右移动行程为s=±60mm，最大压力角amax=50°。
将上述参数输入优化设计软件，软件的运行结果如图3所示。
图3优化软件运行结果
经验证可知，该结果满足已知条件要求。
经优化后的各项几何参数可见表2
表2转向梯形机构优化后的参数
L1
L2
L3
Y
Rmin
pmax
δ
max
βmax
0
520
490
110
40
4418.676
49.934
1.993
37.707
31.367
187.903
四、双横臂独立悬架导向机构布置方案分析
4.1前轮独立悬架导向机构的设计要求
悬架上载荷变化时，保证轮距变化较小（参考数据：
轿车的轮距变化，一般要求单侧轮距在5mm/50mm以内）。
，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。
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。
各个几何参数的要求见表3
表3前轮定位参数
前轮外倾角
0°
空载时前轮外倾角为0
前轮前束
1mm
主销内倾角
8°
主销后倾角
0°
忽略主销后倾的影响
轮距变化
-5mm/50mm~5mm/50mm
轮距在轮跳变化时尽量小
4.2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
4.3双横臂独立悬架导向机构上下摆臂布置方案分析
选择导向机构几何参数，为使上下摆臂倾斜方向应保证车体侧倾中心不太低，应使上、下横臂的在汽车横向平面内的布置形式如图5中（b）、（c）、（f）的所示，这样可得到较高的侧倾中心位置和较小的车轮定位参数变动量。
一般上、下横臂长度之比在0.6～1的范围内。
图5双横臂导向机构布置图
4.4车轮定位参数的选择
（1）前轮外倾角
前轮外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂线之间的夹角。
如果车轮上部向外倾斜，外倾角取正值，向内倾斜则取负值。
轿车前轮通常设计成具有微小的正外倾角（乘坐2～3名乘员时），以便轮胎尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动，使磨损均匀和滚动阻力小。
理想的外倾角可取为：
α=0~10°。
（2）主销内倾角
主销内倾角β是指转向节主销中心线（上摆臂球铰与下摆臂球铰中心的连线）与一个垂直于路面的平面之间的夹角。
在现代轿车中，主销内倾角β=6°～14°。
（3）主销后倾角
主销后倾角是指转向节主销中心线在汽车纵向平面上的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。
可取γ=1°～2°。
（4）车轮前束
前束是指左右车轮轮辋边缘后部间距大于前部的余量。
一般取前束=1～4.5mm。
前束变化是由于转向横拉杆长度和位置不恰当的结果。
转向节臂与转向横拉杆的连接球铰E点，始终被约束在以F点为中心、半径为EF的球面上，同时，又必须随前轮上下跳动而作上下移动。
结果，产生运动干涉。
即，车轮的上下移动，同时引起绕转向主销BC的附加转动，即前束变化。
一般，转向横拉杆EF越长，E点的球面轨迹就越平缓，相同上下跳动量引起的前束变化越小。
但转向横拉杆过长，容易产生结构干涉等，影响布置。
五、基于ADAMS的双横臂独立悬架导向机构-转向梯形机构运动学模型及前轮定位参数仿真分析
5.1车轮定位参数
根据以上分析，结合课程设计提供的参数范围，初选一组整车级导向机构参数：
AB=h1=180mm，BC=h2=250mm，CD=h3=360mm，JH=100mm，BH=110mm，j=4°，y=3°，b0=8°，车轮上下跳动70mm。
由于车轮外倾，主销后倾，车轮前束静态时一般都很小，故在ADAMS仿真模型中都设为0。
5.2悬架系统运动学仿真分析
根据以上参数在ADAMS建立双横臂独立悬架仿真模型，并将模型参数化,如图6所示
图6双横臂悬架仿真模型示意图
在本次仿真中，建立一个虚拟激振台，设置上下激振位移为70mm，激振函数为D=70sin（360d*time）
图7参数化模型
图8车轮侧滑量与随车轮跳动量变化曲线
图9车轮前束角与随车轮跳动量变化曲线
图10车轮外倾角与随车轮跳动量变化曲线
图11主销内倾角与随车轮跳动量变化曲线
以上为初选悬架定位参数变化。
5.3悬架系统优化分析
根据初选参数ADAMS仿真的悬架特性图可知，应将车轮侧滑量作为优化目标，故建立目标函数object_fun：
ABS（.FRONT_SUSP.Sideways_Displacement），对车轮侧滑量求最优解。
取上、下横臂长度及上、下横臂在横向平面内斜置角为变量，利用ADAMS/View模块下Simulate->DesignEvaluation进行优化。
图12DesignEvaluation参数设置
图13目标函数迭代变化过程示意图
图14目标函数迭代变化信息
各设计量优化后的取值见下表
表4优化后个设计量
AB
BC
CD
JH
160
200
380
100
BH
j
y
b0
110
6degree
2.26degree
8degree
图15优化后车轮侧滑量
图16优化后车轮前束角
图17优化后车轮外倾角
图18优化后主销内倾角
六、导向机构非线性特征的双横臂独立悬架弹性元件、阻尼元件的选择及其参数计算，球铰受力分析
6.1弹性元件、阻尼元件的选择
螺旋弹簧广泛应用于独立悬架，特别是前轮独立悬架中。
螺旋弹簧作为悬架弹性元件有以下优点：
无需润滑，不忌泥污，纵向安装空间不大，本身质量小。
故该双横臂独立悬架系统的弹性元件采用螺旋弹簧。
根据设计大纲要求阻尼元件采用筒式减振器。
根据整车结构布置需求，弹簧和阻尼元件安装于下横臂与车架（车身）之间。
6.2悬架偏频及相对阻尼系数的选择
悬架偏频n=√（c/m）/（2π）,式中，c为悬架刚度，m为簧载质量。
汽车的固有频率（即偏频）是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量（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。
选取悬架偏频为1.3Hz。
相对阻尼系数C0的选取范围为0.25～0.5，选择0.4。
6.3弹性元件、阻尼元件参数计算
双横臂独立悬架是汽车悬架结构中常见的一种形式，其特性的优劣关系到汽车的操纵稳定性、舒适性、转向轻便性和轮胎使用寿命等诸多方面。
传统悬架弹性元件的刚度是恒定的，但由于导向机构的非线性性使得车轮上下跳动时悬架的刚度具有非线性性，即轮胎所受纵向力与轮胎纵向位移的比值是非线性变化的。
同样，悬架受力及阻尼等也会产生类似的非线性特性。
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19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。
据此，研制成便捷、准确的设计计算工具“双横臂独立悬架非线性分析辅助软件”。
图19双横臂独立悬架结构示意图
根据之前在ADAMS里优化的结果，利用表2，选取合适的簧载质量m、偏频指标、相对阻尼比填入软件中相应区域，即得计算结果。
图20所示为该辅助计算软件运行界面图。
图20双横臂独立悬架特性分析与设计辅助程序运行界面
由此可得线性螺旋弹簧的刚度Ks=44618N/m,减振器阻尼系数Cr=5223Ns/m。
七、双横臂悬架上、下摆臂结构的强度设计
7.1双横臂悬架上摆臂结构的强度设计
通过计算及查“双横臂独立悬架非线性分析辅助软件”的数据文件，得到
时上横臂所受轴向力最大：
设圆管外径为D，内径为d,并令
。
则两根圆管截面积：
故截面的最大应力应满足：
取，计算得
，满足强度要求。
7.2双横臂悬架下摆臂结构的强度设计
通过计算及查“双横臂独立悬架非线性分析辅助软件”的数据文件，得到下横臂的受力情况，时，。
如图所示，由几何关系求出FCmax与下横臂的夹角为，弹簧及减震器作用力FR与下横臂的夹角为，作出受力分析图，如图21（a）所示。
下图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轴向力Fmax及最大弯矩Mmax发生在悬架弹簧支点处。
图21下横臂承载受力与弯矩分析示意图
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。
本课程设计考虑结构较简单的型材焊接方式。
推荐用两个圆型管材以一定角度焊接成所需的A形结构（也可选用矩形管材等）。
型材可选用焊接性能好、价格低廉的碳素结构钢Q235等。
两根圆管抗弯截面模量：
两根圆管截面积
故截面最大应力应满足
取，计算得
满足强度要求。
八、全浮式半轴计算及轮毂轴承选择
8.1全浮式半轴直径计算
1）全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着转矩计算
式中，为驱动桥的最大静载荷，为车轮滚动半径，为负荷转移系数，由于本悬架是前悬架，取1，为附着系数，计算时取0.8。
2）初选半轴直径
这里d=22mm
3）半轴的扭转切应力为
半轴的扭转角为
式中，为扭转角，为半轴长度，为材料的剪切弹性模量，为半轴断面极惯性矩，。
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后，可确定轮毂轴径（即轮毂轴承内径）
8.2轮毂轴承选择与安装
确定轮毂轴径后，即可按图22所示的DAC型双列角接触球轴承单元结构和JB/T10238－2001，选择轮毂轴承型号。
图22DAC型双列角接触球轴承
根据，选取型号为DAC3006037双列角接触球轴承，D=60mm,B=C=37mm。
将轮毂轴承固定安装在转向节轴承孔内所需的轴向定位，可采用如图23所示的孔用弹性挡圈。
因其是标准件，故应按GB/T893.2-1986的规定，在转向节轴承孔内设计出具有标准尺寸和公差的孔用弹性挡圈安装沟槽。
图23轮毂轴承外圈轴向定位的孔用弹性挡圈
九、双横臂独立悬架导向机构的结构分析与设计
9.1悬架球铰、橡胶弹性铰及弹性缓冲块的结构类型
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。
悬架承载球铰的结构选型应以其受力特点为依据。
由图19可知，下摆臂球铰C在图示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，这里选用图24（a）结构球铰。
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。
这里选用图24（b）结构球铰。
（a）（b）
图24悬架球铰结构类型
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，这里上摆臂衬套选用如图25（a）所示的橡胶弹性铰结构型式,下摆臂衬套选用如图25（b）所示的橡胶弹性铰结构型式。
（a）
（b）
图25橡胶弹性铰结构
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。
这里选用如图26所示的缓冲块结构型式。
图26橡胶缓冲块结构
9.2双横臂独立悬架导向机构结构装配图的绘制
在前述分析与设计计算的基础上，选择适用的联接球铰、橡胶弹性铰、轮毂轴承、轮辋和制动盘等外购零部件，进行悬架导向机构上、下摆臂总成和转向节的结构设计，并完成双横臂独立悬架导向机构结构装配图。
装配结构图选择满载平衡位置时的双横臂悬架导向机构位置绘制，详见文件susp.dwg。
参考文献
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机械工业出版社,2004
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