双横臂独立悬架-转向系统的分析与设计

目录1.课题描述 (2)1.1.问题描述 (2)1.2.本课程设计的具体内容 (3)2.设计过程 (5)2.1.总体尺寸确定和优化 (5)2.1.1.总体几何尺寸及基本参数的选择与确定 (5)2.1.2.导向机构和转向梯形机构的运动学设计 (5)2.1.3.转向机构几何参数的确定及优化 (5)2.1.4.用ADAMS软件对导向机构和转向机构进行优化 (7)2.2.悬架弹性元件和阻尼元件的结构选型和参数计算 (14)2.3.悬架导向机构的受力分析和主要承载构件的设计选型与强度核算 (15)2.3.1.导向机构各杆件进行受力分析 (15)2.3.2.驱动半轴、轮毂、转向节结构尺寸计算及选型 (17)2.3.3.悬架球铰、橡胶弹性铰及弹性缓冲快的结构类型 (20)2.3.4.双横臂独立悬架导向机构结构装配图的绘制 (21)3.设计心得 (22)4.参考文献 (23)双横臂独立悬架-转向系统的分析与设计课题描述一、 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ϕ、ψ表示，转向主销内倾角用β0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 E '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 。

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=h 1，转向主 (后视图)(地面) ' 前 后销球铰中心距BC= h2，下横臂杆长CD=h3，上、下横臂的摆角ϕ、ψ（横臂向外下倾时，取负值），转向主销内倾角β0。

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（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α0。

另外，左右车轮的转向角分别用α、β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。

双横臂悬架-转向系统的设计一般包括以下内容：1．转向机构的运动学设计和零部件结构设计2．悬架导向机构的运动学设计和零部件结构设计3．悬架弹性元件和阻尼元件的结构选型和设计计算4．必要的受力分析和零部件结构强度计算5．绘制系统总成装配图和零部件图二、本课程设计的具体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=2000~2500 mm。

满载时整车总质量为m=1000~1300kg，最高车速V max=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R min =4000~4500mm。

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=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ϕ=2~6︒，ψ=2︒~10︒，β0=7~10︒。

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α0=175~190︒，转向梯形机构的最大压力角αmax=45~50︒。

要求每个学生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设计（1）在上述参数范围内，独自选取一组整车参数和导向机构几何参数（比如，B=1250 mm，L=2050 mm，，单轮簧载质量W=300 kg，最高车速V max=140km/h，最大爬坡度20%，最小转向半径R min=4050 mm；h1=180mm，h2=280mm，h3=340mm，JH=90mm，BH=140mm，BG=110 mm ，ϕ=2︒，ψ=3.5︒，β0=8︒。

最大压力角αmax=48︒）。

（2）将转向梯形机构GFE E'F'G'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α0。

并绘出左右车轮转向角关系的理论曲线和实际曲线；（3）按比例画出上述导向机构和转向梯形机构运动简图。

（4）附加选择题（可不做）：运用三维CAD/CAE软件等工具（如ADAMS），建立上述导向机构和转向梯形机构的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。

如果变化太大，进行机构改进设计。

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、紧急制动或紧急转向制动等恶劣工况，对悬架导向机构各杆件进行受力分析，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，进行导向系各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。

选用球铰时，一定要确认它的结构是受拉式还是受压式，以免用错。

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，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。

（10）绘制上述双横臂前悬架系统总成及主要零部件（如上下横臂、转向节、支承铰销等）结构设计图。

（11）附加题选择题（可不做）：完成上述悬架与转向系统的三维CAD模型（UG或CATIA等），导入ADAMS环境，考察各构件运动干涉情况和车轮随悬架上下跳动的运动姿态变化。

设计过程一、总体尺寸确定和优化1.1. 总体几何尺寸及基本参数的选择与确定按照题目要求选定一组基本尺寸参数满载质量为m=1200kg，最高车速=140km/h，最大爬坡度20%，选用轮胎宽度145mm，轮胎半径260mm，轮距B=1200mm，轴距L=2300mm，单轮簧载质量为300kg。

1.2. 导向机构和转向梯形机构的运动学设计对于导向机构几何参数的选择：为简化设计过程将上下横臂水平放置，如下图最好能够b所示；同时将上下摆臂轴线在纵向也布置成水平，另外取消主销的后倾角和车轮的前束和外倾。

因此只是考虑了主销的内倾角。

在参数范围内，初步选取一组整车参数和导向机构几何参数。

悬架导向机构基本参数为：上横臂AB=190mm，下横臂CD=360mm，转向主销BC=250mm ，另外JH=100mm，BH=120mm。

满载平衡位置时，导向机构位置参数取ϕ=4︒，ψ=5︒，β=9︒。

1.3.转向机构几何参数的确定及优化将转向梯形机构GFE E'F'G'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α0。

并绘出左右车轮转向角关系的理论曲线和实际曲线；忽略主销后倾角的影响。

转向器采用齿轮齿条式，其齿条左右球较之中心距'550=,齿条左右行程S=60mmEE mm±。

转向机构基本参数：EE'= L1=500mm，EF= L2=250mm，FG= L3=120mm，Y=50mm，BG=120mm，齿条左右移动行程为s=±60 mm。

转向节臂安装角α0=180°，转向梯形机构的最大压力角αmax =45~50°。

四轮汽车转向示意图上图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α和β应满足所谓的Ackermann转向几何学关系cotα=cotβ-B/L式中α---内侧车轮转角β---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---转向半径根据以上原理，使用陈辛波教授编写的《断开式转向梯形机构（齿轮齿条）优化设计》程序对所选的转向机构进行优化。

依靠本程序对所选的转向机构进行优化，使其尽量配合本车的尺寸，满足本车的转向，悬架及其他各项要求。

考虑到悬架上下跳动时，可能产生转向系统的干涉使车轮的定位参数发生变化，因您此设计中L2和L3的长度不宜取的太小。

现初选L2的在300~400之间，L3在110~130之间。

另外考虑到制动盘的空间布置，转向节臂安装角α0一般要控制在190︒以内。