汽车前悬架力学计算建模及仿真分析报告
载货汽车的前悬架建模及仿真分析
更 为直接方便 。 为此利用动力 学仿真 软件 ＡＤ ＭＳ Ａ ／ Ｃ ＡＲ建 立 某 特定 车 型 的悬架 系统 的直观 模 型 ， 并 进 行仿 真分 析 ． 此悬 架 的悬挂 特性 进行 评价 。 对
１ 悬架 系统建模
１１ Ｄ ＭＳ Ｃａ 建模 的步 骤 ． Ａ Ａ ／ ｒ
的好坏直接影响汽车的使用性能 。但是汽车悬架 系 统是 比较 复 杂 的空 间机 构 ， 这些 就 给运 动 学 、 动 力 学分 析 带 来 了非 常 大 的 困难 。基 于 Ａ Ａ Ｄ ＭＳ的
ｔ ｅｗｈ ｅ ｒ ｃ ｈ ｎ ｅｗａ ｔ ｄ ｅ ｎ ｎ ｌｚ ｄ ｙ ｗ ｉｈ ｔ ｅ ｃ ｒ ｅ ｏ ｅｔ ｅａ ｇｅ ａ ｅ ｎ ｌ ，ｋ ｎ ｐ ｎ ｃ ｓ ｒａ ｇ ｅａ ｄ ｔ ｅ ｈ ｅ ｌ ａ ｋ ｃ ａ ｇ ｓｓ ｉｄ ａ ｄ ａ ａｙ ｅ ，ｂ ｈ ｃ ｕ ｖ ｆ ｈ ｏ ｎ ｌ ，ｃ ｍｂ ｒ ｇｅ ｉ ｇ ｉ ａ ｔ ｎ ｌ ｎ ｔ ｕ ｈ ｔ ａ ｅ ｈ
ｗ ｅ ｌｒｃ ｈ ｎｅｗｔ ｗ ｅｌ ｏ ｅｔ ｇｗ ｒ ｂ ｉｅ． ｈ ｏ ｔ ｎｌ ｄｌ ａ ｏ ｔｒｕ ｎ ｌ ｉｇｔ ｈｎ ｅ ｕｖ ｎ ｈ ｅ ｔ ｋｃ ａｇ ｉ ｈｅｓ ｆ ａｉ ｅ ｏｔ ｎｄ Ｔ ｅｍ ｒ ｒ ｉ ａ ｍｏｅ ｗ ｓ ｔｈ ｇ ａａ ｚ ｅｃａ ｇ ｒｅ ｄ ａ ｈ ｂ ｎ ｅ ａ ｅ ａｏ ｇ ｏ ｈ ｙｎ ｈ ｃ ａ
汽车主动悬架系统建模及动力特性仿真分析
汽车主动悬架系统建模及动力特性仿真分析对于汽车主动悬架系统建模和动力特性仿真分析，可以分为两个方面，即建模和仿真。
首先是汽车主动悬架系统的建模。
建模的目的是通过数学方程和物理模型来描述悬挂系统的运动和特性。
建模可以从两个方面入手，一是车辆运动模型，二是悬挂系统模型。
车辆运动模型是描述车辆整体运动的数学模型，它包括车辆的质心、惯性力、加速度等参数，并考虑到车辆在不同路面条件下的受力情况。
一般可以采用多自由度的运动方程来描述车辆的运动。
悬挂系统模型是描述悬挂系统特性的数学模型，它包括弹簧、阻尼、悬挂支架等组成部分，并考虑到悬挂系统的动力学特性，如频率响应、刚度、阻尼等参数。
根据悬挂系统的工作原理和设计参数，可以建立悬挂系统的数学模型。
其次是动力特性的仿真分析。
仿真分析的目的是通过数值计算和仿真模拟来模拟和预测悬挂系统在不同工况下的动力特性。
可以通过将建立的悬挂系统模型和车辆运动模型导入仿真软件中进行仿真分析。
动力特性的仿真分析包括四个方面：路面输入、悬挂系统响应、车辆运动和动力性能评估。
路面输入是指对车辆行驶过程中的路面输入进行模拟和预测，可以通过信号生成器生成不同频率、振幅和相位的路面输入信号。
悬挂系统响应是指悬挂系统对路面输入做出的响应。
可以通过差动方程、拉普拉斯变换等方法来求解悬挂系统的动态响应，并得到悬挂系统的频率响应曲线、阻尼比、刚度等参数。
车辆运动是指车辆在不同路面输入下的运动情况，包括车辆的加速度、速度、位移等参数。
可以通过对车辆运动模型进行数值计算和仿真模拟来模拟和预测车辆的运动情况。
动力性能评估是指对悬挂系统的性能进行评估和比较，可以通过对悬挂系统的频率响应、稳定性、舒适性等指标进行计算和分析，来评估悬挂系统的动力性能。
总的来说，汽车主动悬架系统的建模和动力特性仿真分析是一项复杂而又重要的任务，通过对悬挂系统的建模和仿真，可以帮助设计和优化悬挂系统，提高车辆的悬挂效果和驾驶舒适性。
基于ADAMSCar的汽车悬架系统_动力学建模与仿真分析毕业设计
毕业设计（论文）题目：基于ADAMS/Car的汽车悬架系统动力学建模与仿真分析毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。
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汽车底盘悬架系统的动力学建模与优化设计
汽车底盘悬架系统的动力学建模与优化设计作为汽车底盘中重要的一部分，悬架系统承担着车身支撑以及减震的重要功能。
一个优秀的悬架系统可以提供良好的操控性和驾驶舒适性，对汽车的性能和安全性有着至关重要的影响。
本文将探讨汽车底盘悬架系统的动力学建模与优化设计，旨在提升汽车悬架系统的性能。
一、悬架系统动力学建模悬架系统的动力学建模是优化设计的基础。
动力学建模的目的是描述悬架系统在不同工况下的运动规律和力学特性。
常用的悬架系统动力学模型包括质点模型、弹簧-阻尼-质量模型以及多体动力学模型等。
质点模型是最简单的悬架系统动力学模型，它基于质点运动学和动力学原理来描述悬架系统的运动规律。
质点模型可以用来分析悬架系统的振动特性和悬架与车身的相对运动。
弹簧-阻尼-质量模型是一种常用的悬架系统动力学模型，它把悬架系统看作是由弹簧、减震器和质量单元组成的动力学系统。
这种模型能够更加准确地描述悬架系统的力学特性，包括悬架系统的减震性能和下垂量等。
多体动力学模型是最复杂的悬架系统动力学模型，它考虑了悬架系统的多个部件之间的相互作用。
多体动力学模型可以有效地预测悬架系统在复杂路况下的运动规律和力学响应。
二、悬架系统优化设计基于悬架系统的动力学模型，可以进行悬架系统的优化设计。
悬架系统的优化设计旨在提升汽车的操控性、驾驶舒适性和安全性。
1. 悬架系统刚度与减震器调校悬架系统刚度对汽车的操控性和驾驶舒适性有着重要的影响。
较高的悬架系统刚度可以提高车辆的操控性能，但对驾驶舒适性会产生不利影响。
因此，在悬架系统的优化设计中，需要根据车辆的使用环境和性能要求来选择合适的悬架系统刚度。
减震器是悬架系统中起到减震功能的重要部件。
通过对减震器的调校，可以改善车辆在不同路况下的驾驶舒适性和操控性能。
减震器调校需要考虑悬架系统的刚度、减震器特性以及车辆的动力学特性等因素。
2. 悬架系统动态特性与操控性优化悬架系统的动态特性对车辆的操控性能有着重要的影响。
麦弗逊悬架仿真分析
麦弗逊悬架仿真分析一、本文概述随着汽车工业的飞速发展和消费者对车辆性能要求的不断提高，悬架系统作为车辆的重要组成部分，其设计优化和性能分析显得尤为关键。
麦弗逊悬架作为一种常见的独立前悬架类型，以其结构简单、紧凑且性能稳定的特点，被广泛应用于各类乘用车中。
本文旨在通过仿真分析的方法，对麦弗逊悬架的动态特性进行深入探讨，以期为悬架设计优化和车辆性能提升提供理论支持和实践指导。
本文首先将对麦弗逊悬架的基本原理和结构特点进行简要介绍，为后续分析奠定理论基础。
随后，将详细介绍仿真分析的方法论，包括模型的建立、边界条件的设定、仿真工况的选择等，以确保分析结果的准确性和可靠性。
在此基础上，本文将重点分析麦弗逊悬架在不同工况下的动态响应特性，如位移、速度、加速度等关键参数的变化规律，并探讨其对车辆操纵稳定性和乘坐舒适性的影响。
本文将对仿真结果进行总结，并提出针对性的优化建议，以期为麦弗逊悬架的设计改进和车辆性能的提升提供有益的参考。
通过本文的研究，不仅可以加深对麦弗逊悬架动态特性的理解，还可以为车辆悬架系统的优化设计和性能评估提供科学的方法和依据。
本文的研究方法和成果也可为其他类型悬架系统的仿真分析提供参考和借鉴。
二、麦弗逊悬架结构与工作原理麦弗逊悬架（McPherson Strut Suspension）是汽车工业中应用最为广泛的一种独立悬架形式。
其名称来源于其发明者，英国工程师约翰·麦弗逊（John Alexander McPherson）。
麦弗逊悬架以其结构紧凑、成本低廉、性能稳定等优点，在乘用车市场中占据了主导地位。
麦弗逊悬架主要由减震器、螺旋弹簧、下摆臂、转向节、轴承等部件组成。
减震器与螺旋弹簧组合在一起，构成了悬架的支柱，既起到了支撑车身的作用，又能够吸收路面冲击产生的振动。
下摆臂则连接车轮与车身，通过轴承与转向节相连，使得车轮可以相对于车身进行转向运动。
当车辆行驶在不平坦的路面上时，路面的起伏会引起车轮的上下跳动。
汽车主动悬架系统建模及动力特性仿真分析
汽车主动悬架系统建模及动力特性仿真分析首先，我们需要对汽车主动悬架系统进行机械建模。
主动悬架系统主要由减震器、弹簧、控制器和执行器组成。
减震器负责吸收车辆运动过程中的冲击力，提供较好的悬挂效果；弹簧则起到支撑车身和调整悬挂硬度的作用；控制器负责监测车辆的运动状态，并根据传感器的反馈信号调整悬挂硬度；执行器负责根据控制信号改变减震器的工作状态。
这些组成部分可以用方程和图表表示，以便进行后续仿真分析。
接下来，我们可以进行汽车主动悬架系统的动力特性仿真分析。
在仿真分析中，我们可以改变各个部件的参数，如弹簧硬度、减震器阻尼、控制器的响应时间等，以观察这些参数对悬挂系统的影响。
通过仿真分析，我们可以得到不同参数下悬挂系统的动力特性，如车辆的悬挂位移、车身加速度、车轮载荷等。
同时，我们也可以通过仿真分析来验证主动悬架系统对车辆行驶稳定性和驾驶舒适性的改善效果。
比较不同参数下的悬挂系统对车辆悬挂位移和车身加速度的变化，可以评估不同参数下的系统性能。
此外，还可以通过对比不同参数下车轮载荷的变化来了解悬挂系统对车辆操控性的改善效果。
通过这些仿真分析，我们可以得到最佳的悬挂系统参数，以优化车辆的行驶稳定性和驾驶舒适性。
总之，汽车主动悬架系统的建模和动力特性仿真分析是对该系统性能评估的重要环节。
通过对系统进行机械建模和动力仿真分析，可以得到系统的动力特性，并评估系统的改善效果。
这些分析结果将为系统设计和优化提供指导，以满足驾驶者的驾驶需求和提高汽车悬挂系统的性能。
轿车前悬架结构动力学建模与分析
轮 跳 动 时 轮 距 变 化 的 大 小 ， 及 车 轮 定 位 以 角 变 化 的 大 小 ， 而 得 出 最 佳 的操 纵 稳 定 从 性 。 横 臂 独 立 悬 架 系 统 与 其 它悬 架 系 统 双 相 比具 有 结 构 简 单 ， 凑 ， 用 空 间小 ， 紧 占 性 能 优 越 等 特 点 。 此 这 种 双 横 臂独 立 悬 架 因 在 前 置 驱 动 的 轿 车 和 微 型 汽 车 上 有 着 广 泛 的 应 用 ， 誉 为 经 典 的 设 计 。 文 以 某一 型 被 本 号 汽 车 双 横 臂 独 立 悬 架 为 研 究 对 象 ， 用 运 ＡＤＡＭＳ软件 ， 据 悬 架 设计 理 论 ， 立 某 根 建 双 横 臂 前 独 立 悬 架 运 动 学 模 型 ， 进 行 仿 并 真分析 及优化设计 。
１轿车前悬 架仿真模型 的建 立
利 用 ＡＤＡＭＳ ／Ｖｉ ｗ模块 ， 建 某款 汽 ｅ 创 车 的 双 横 臂 式 独 立 悬 架 模 型 。当建 立 汽 车
桑塔纳2000Gsi型麦弗逊前悬架的仿真分析
面等级 与车 速进行仿 真研究 。
是 一款 经济 型轿 车 ， 经 查 阅相关 资料 ， 其悬架 主 要 参 数如 表 １ 所示 。
表 １ 桑塔纳 ２ ０ ０ ０ Ｇｓ ｉ 悬 架 主 要参 数
名称 满载后轴轴载质量
前 桥 左 右悬 架 总 质 量 前 轮 质量
３ ． １ Ｂ级 路面不 同车速 的振动情 况 比较 Ｂ级 路 面 （ 不平 度 系数 Ｇ ￣ ＝ ６ ４ Ｘ ｌ Ｏ － ６ ｍ２ ／ ｍ ） ， 车速为 ３ ０ ｋ ｍ・ ｈ 。条 件 下 车 轮跳 动 量 和 车身 垂 直 位移 的仿真 图见 图 ２ 一图 ３ 。
为２ ２ ． ２ ３ ｋ Ｎ・ Ｉ Ｔ Ｉ ～ 。
时『 司 ， ｓ
图２ Ｂ级路面车轮跳动量（ ａ ）
前悬架 中的减 振器 阻尼 系数 ：
８ ＝ ２∈ 、 ／ ｋ ２
单侧簧 载质量 ： ８１ ０－ ８ ４ Nhomakorabeaｍ ： 下
：
（ ３ ）
（ ４）
３ ６ ３ ｋ ｇ
汽车 悬架 系统 阻尼 比 的数值 通 常 在 ０ ． ２ ５
参数值 ８ １ ０ｋ ｇ
８ ４ ｋ ｇ １ ８ ． ５ ｋ ｇ
日 ０ ・０ ０８
轮胎刚度 ｋ
弹 簧 刚度 ｋ
１ ９ ４ ｋ Ｎ・ Ｉ ｌ ｌ 一
２ ２ ． ６ ８ ｋ Ｎ・ Ｉ １ ＇ １
由经验 公 式 ， 悬架刚度 ｋ ＝ ０ ． ９ ８ ・ ｋ ， ， 悬 架 刚 度
ｋ — —轮 胎刚度 ， Ｎ・ ｍ － －
厂
ｚｌ — —
— —
车身振动加速度 ， ｍ・ ｓ
车 轮振动 加速度 ， ｍ・ ｓ 之
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方向为和水平线成 69.4 度.
1.2.2 三种强化计算工况
第一种工况: 当路面作用到车轮的垂直力达到最大时----汽车驶上路面凸起障 碍或落入洼坑,车轮与路面冲击时发生的载荷。
取动载系数 2.5 时,单轮最大垂直力为 12.25*2.5=30.625KN (1)静止时 F1=(0-30.625*110)/{2*cos(0-7)}=-12.8 KN (2)上限时 F1=(0-30.625*110)/{2*cos(17.378-7)}=-12.9 KN (3)下限时 F1=(0-30.625*110)/{2*cos(-16.7-7)}=-13.88 KN 第二种工况: 当车轮上的纵向力达到最大时----汽车加速或紧急制动时,由惯性 力引起的纵向载荷. 车轮上的垂直作用力 Z=m1*G1/2=1.4*24.5=34.3 KN 最大纵向载荷为 m1*G1*q=1.4*24.5*0.8=27.44 KN 式中 m1---前轴上的重量分配系数, 取 1.4 q-----地面附着系数,取 0.8 G1----静载时的前轴载荷 第三种工况: 当汽车转弯时的测向力最大时-----转弯侧滑产生的最大侧滑力。 假设汽车向右侧滑,左轮离开地面的极限情况
F2z * l 3 * cos ω3 − F2 y * l 3 *sin ω3 = m ------------------------- (1-4)
式中
l 2 ----------------------为主销长度，由图纸尺寸可得约为 264mm
l 3 ----------------------为上摆臂长度，由图纸尺寸可得为 270mm
方向为和水平线成.8 度.
(3) 在下限位置时: F1==-5.55 KN, 下摆臂角度为-11.96
F2y=(-5.123*cos11.96)-0=-5 KN
F2z=12.25+(-5.123)*sin(-11.96)=13.31 KN
其合力为 Fd=14.22 KN
arctan(13.31/5)=69.4
序号 1 2 3
硬点项目 hpl_wheel_center hpl_lca_inner hpl_lca_outer
4 hpl_damper_lwr 5 hpl_damper_upp 6 hpl_knuckle 7 hpl_uca_inner 8 hpl_uca_outer 9 hpl_tierod_inner 10 hpl_tierod_outer 11 hpl_pull_lwr_inner 12 hpl_pull_lwr_outer 13 hpl_pull_upp_inner 14 hpl_pull_upp_outer 15 hpl_torsion_bar_end 16 hpl_torsion_front
F2y = F1 * cosω1 − Fy = −4.66 *cos 9.8550 = −4.59KN
F2z = Fz + F1 *sin ω1 = 12.25 − 4.66*sin 9.8550 = 11.45KN
式中 取 Fy=0 ( 静载时没有横向力)
ω1
=
arctan
78 449
≈
9.8550
代入数值可得: (1)在摆臂水平时:F1=-5.123 KN F2y=(-5.123*cos0)-0=-5.123 KN F2z=12.25+(-5.123)*sin0=12.25 KN
其合力为 Fd = (−5.123)2 + (12.25)2 = 13.278KN
arctan（12.25/5.123）=67.3
F1=(0-12.25*110)/{2*cos(-16.7-7)}=-5.55 KN 轮胎上跳距离为 81mm,上摆臂角度为 arctg（-81/270）=-16.7,下摆臂角度为 arctg（-81/382.5）=-11.96 月牙板处受力如图:
图 1-2 月牙板处受力图 静载时上摆臂衬套处受力分析（图 1-3）:
( ) F1*l 2 * cos ω3 − ω2 = Fy * h2 − Fz * a -----------------* cos ω1 − Fy
----------------------- (1-2)
F2z = Fz + F1 *sin ω1
-------------------------- (1-3)
ω2 ----------------------为主销内倾角，由图纸尺寸可得为 6.5 度
ω1,ω3 --------------------为下、上摆臂角
a ----------------------为车轮接地点至上摆臂球头 A 中心的水平距离 h2 ----------------------为上摆臂球头 A 至地面高度 Fz ,Fy------------------分别为单个车轮的垂直,横向载荷
(取下摆臂能达到的最大角度, 78mm 为轮胎上跳的最大距离,449mm 为下摆臂 C 点至轮胎接地点垂直中心线的距离)
（3）扭杆所受的扭矩为 m=1854.9790 (N.m)
1.2. 前悬架各工况下受力计算
1.2.1 基本载荷的受力分析
研究的前梁总成，确定前桥载荷 24.5KN 为分析的基本载荷，单侧为 12.25KN。 （1）静载时: F1=(0-12.25*110)/{2*cos(0-7)}=-5.123 KN
=
Fy * h2 − Fz * a
l 2 *cos( ω3 − ω 2 )
=
0 − 12.25*100 264*cos 120 − 6.50
≈ −4.66KN
式中取 Fz=12.25KN (设整个前桥载荷为 2.5 吨,单轮载荷为 1.25 吨)
Fy=0
(静载时没有横向力)
a = O ' E + a1 + a2 = 43.74 + h1 *tgω2 + l 2 *sin ω2
拉杆带球接头总成，7－下拉杆带球接头总成，8－固定支架，9－上、下摆臂球接头 总成，10－转向节，11－制动盘总成
2.2 ADAMS 仿真模型基本参数的确定
应用多体系统动力学建立机械系统仿真模型参数需求量大,精度要求高,参数准 备工作量大。根据研究工作的需要,将参数类型划分为运动学(几何定位)参数,质量参 数(质量,质心与转动惯量),力学特性参数(刚度,阻尼特性)与外界参数(道路普,风力 等等)。
方向为和水平线成 67.3 度.
(2) 在上限位置时:F1=-5.17 KN,下摆臂角度为 12.457
F2y=(-5.123*cos12.457)-0=-5 KN
F2z=12.25+(-5.123)*sin12.457=11.14 KN
其合力为 Fd=12.21 KN
arctan(11.14/5)=.8
图查得的前悬架定位参数如表 2－1 所示。
表 2－1 前悬架定位参数
主销内倾角
70
车轮滚动半径
359mm
主销后倾角
2030'
前轮轮距
1725mm
车轮外倾角
10
内轮最大转角
45.60
前轮前束
2.5mm（0.221 0 ） 外轮最大转角
37.70
在 ADAMS 软件中建立仿真模型时各零件关键点的位置对建立模型的准确性非常
-10.3
96.5 96.5 0.0 0.0 0.0 -136.5 -136.5 -48.5 -398.202 -31.0 -399.447 1182.5
1 前悬架力学计算 1.1． 前 悬 架 受 力 分 析
前悬架的结构为双横臂带扭杆弹簧，且扭杆弹簧上置。静载时分析悬架受力如下 图 1-1 所示：
图 1-1 悬架受力图
(1) 在轮胎中心线 oo’接地点 o’受垂直载荷 Fz 和横向力 Fy (2) 上摆臂在球头 A 处受横向和纵向力分别为 F2y 和 F2z(作用力方向假设为图 示方向)，在 D 处受扭杆产生的扭矩 m (3) 下摆臂在球头 B 处受力为 F1（由于扭杆上置，下摆臂为二力杆，F1 的方向 与下摆臂两节点的连线共线）。 由静力平衡建立方程可得：
F2z , F2y ------------------分别为上摆臂球头 A 处的受力
F1 ----------------------为下摆臂在 B 处的受力 M ----------------------为上摆臂在 C 处受的扭矩
（1）由式 1 可求得下摆臂 B 处所受的力 F1;
( ) F1
图 1-3 上摆臂衬套处受力图
由式 1-2、1-3 可求得上摆臂 A 处所受的力 F2y 和 F2z
F2 y = F1 * cosω1 − Fy -------------------------1-2
F2z = Fz + F1 *sin ω1 --------------------------1-3
关键。通过零件装配图和三维实体模型上实际测量，获得了前悬架中零件关键的位置。
表 2－2 是前悬架关键点的位置（由于模型左右对称，表中只列出左侧点的位置）。
表中 X 方向取汽车前进方向的相反方向为正，Y 方向取汽车右侧为正，Z 方向重力方
向的相反方向为正。表中单位为 mm。
表 2－2 前悬架各零件关键点位置
图 2－1 上摆臂
图 2－2 下摆臂
图 2－3 转向节
图 2－4 扭杆
图 2－5 上拉杆
图 2－6 下拉杆
根据前悬架的总装配图纸，在 PRO/E 中进行装配，并生成爆炸图如图 2－7、2－8 所示。
图 2－7 悬架总装配图
图 2－8 前悬架爆炸图 1－前梁焊接总成，2－扭杆弹簧，3－上摆臂，4－下摆臂，5－减震器总成，6－上
2.2.1 运动学（几何定位）参数
应用多体系统动力学建立机械系统仿真模型时，需要依据悬架的结构形式，在