同济大学汽车设计课程设计

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。
（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）。
（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，60 mm）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
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=1250 mm，轴距L=2050 mm，单轮簧载质量W=300 kg，最高车速Vmax=140km/h，最大爬坡度20%，最小转向半径Rmin=4050 mm；AB=180mm，BC=280mm，CD=340mm，JH=90mm，BH=140mm，BG=110 mm，=-2，=-3.5，0=8。最大压力角max=48。
（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
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=2000~2500 mm。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%，0-100 km/h加速时间不超过14秒，最小转向半径Rmin=4000~4500mm。
整车参数为：轮距B=1250 mm，轴距L=2100 mm，单轮簧载质量W=300 kg，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=145 mm。
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。
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，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。
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；
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.
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
3.1
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=100 mm，=-1，=-2，0=8。
（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
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。
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）；
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。
（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。
（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。
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
1.1
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。
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。
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
2.
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：
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=50~70 mm。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：
（2）将转向梯形机构GFE EFG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=60 mm），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。
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
转向机构的轴前方，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
前轮轮胎外径为2R=520mm，轮胎宽度b=145 mm。
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）。
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
（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。
优化设计要求该均方根偏差值尽可能小。
2.
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=50~70 mm，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。