徐彩蓮

（福州大學 機械工程及自動化學院 福建 福州 350001）

隨著科技的進步和社會的發(fā)展，人們對汽車各方面性能的要求也逐漸提高。作為對汽車操縱性、安全性以及平順性都有直接影響的懸架系統(tǒng)來說，其結構和運動特性的研究就顯得尤為重要。常常作為前懸架的雙擺臂懸架在現(xiàn)代汽車上運用極為廣泛，本次設計正是針對“遠艦”系列轎車的雙擺臂懸架來完成的。

一、雙擺臂懸架基本概述

雙擺臂懸架也被稱為雙擺臂獨立懸架，依據(jù)其上、下擺臂的尺寸是否相同可以劃分為等長雙擺臂式和不等長雙擺臂式兩種。等長雙擺臂式懸架在其車輪做來回的跳動時，能夠使得主銷傾角不改變，不過輪距變化相對較大，從而會影響汽車的操縱性，所以現(xiàn)在已經(jīng)漸漸被不等長雙擺臂式懸架所代替。不等長的雙擺臂懸架在通過計算選擇上、下橫臂的長度并合理布置，就能保證在車輪來回跳動時輪距及車輪定位參數(shù)的變化量均浮動在科學的范圍里。這種不大的輪距改變是可以通過輪胎的彈性變形來補償?shù)?，一般不會引起車輪的側向移動。所以，不等長雙擺臂式獨立懸架能使得汽車有良好的穩(wěn)定行駛，在中高級轎車中使用比較多。本文設計的正是不等長雙擺臂懸架，其結構示意圖如下。

圖1-1 雙擺臂懸架結構示意圖

當雙擺臂懸架當做前驅動輪的懸架時，需要在結構上給擺動半徑空出位置。一種辦法是將彈簧置于導向臂上方，這樣做的不足就是減小了彈簧的行程和上、下橫臂間的垂直距離，然后振動作用在汽車車身前端；另一種辦法是使用特質(zhì)的叉形構件為擺動半軸留出空間或者進行單獨計算，使彈簧、減振器存在擺動半軸后方。

二、雙擺臂懸架設計

（一）懸架基本參數(shù)的選擇

1、懸架靜擾度

汽車行駛平順性受到汽車前后懸架與其簧載質(zhì)量所組成的振動系統(tǒng)的固有頻率的影響。當汽車的其它結構參數(shù)不變時，線性變化懸架的靜擾度（汽車滿載靜止時懸架上的載荷和此時懸架剛度之比）fc與車身振動的偏頻（前、后部分車身的固有頻率）n 之間有著如下關系：

一般情況下，對乘用車，前懸架偏頻取1～1.45Hz，后懸架偏頻取1.17～1.58Hz，而且汽車的級別越高，則懸架的偏頻越小。本次設計選取n1=1.5，通過計算得出fc1=110mm。

另外，為了減少共振的機會以及車身縱向角振動，應當盡量使前、后懸架的靜擾度接近，并使前懸架的靜撓度比后懸架的靜撓度略大些，一般取fc2=(0.8～0.9)fc1。因此，本次設計選取fc2=0.8fc1=88mm。

2、懸架動擾度

懸架的動撓度fd是指懸架平衡位置到懸架與車架相碰時的變形。汽車上要求懸架具有足夠的動撓度，以防止汽車在不平路面行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊，造成不必要的損壞。

一般情況下，轎車fd取70～90mm，大客車fd取50～80mm，貨車fd取60～90mm。

本次設計的動撓度fd取80mm。

3、懸架的彈性特性

懸架的彈性特性是指懸架變形f 與所受垂直外力F 之間的關系曲線，該曲線的斜率就是懸架的剛度。 根據(jù)懸架的變形f 與所受垂直外力F 之間是否成線性變化，懸架的彈性特性可以分為線性和非線性兩種。對于非線性彈性特性的懸架，其剛度是變化的，即在汽車在滿載時，懸架剛度相對較小且變化平緩，具有更好的行駛平順性；在其他情況下懸架剛度則增大。這樣的特性使得汽車運行時在同樣的動撓度范圍內(nèi)，得到比線性懸架更多的動容量（即懸架從靜載荷時的位置起，變形到結構允許的最大變形為止），懸架的動容量越大，撞擊緩沖塊的可能性就越小。

為了減少振動頻率和車身高度的變化，降低車軸對車架的撞擊，保證轉彎、制動或加速時汽車的穩(wěn)定性，本次設計選用剛度可變的非線性懸架，也就是懸架上采用的是帶有副簧的鋼板彈簧、空氣彈簧或油氣彈簧等。

4、上、下擺臂長度

當路面不平，車輪上下跳動時，雙擺臂懸架上、下臂的長度會對前輪定位參數(shù)產(chǎn)生較大影響?，F(xiàn)代汽車設計中通常采用上擺臂短、下擺臂長的模式，即上、下擺臂長度比l2/l1取在0.6～1.0 之間。這種設計既有利于發(fā)動機的布置，也能夠使懸架特性最優(yōu)。

本次設計l2/l1取為0.65。

根據(jù)國內(nèi)外一些汽車上雙擺臂懸架的上、下臂長及球銷距的布置尺寸慣例：在本次設計中，選取l1=400mm，l2=260mm，上、下擺臂鉸點間距離為253mm。

5、其他參數(shù)

主銷內(nèi)傾角β 是指主銷軸線與地面垂直線在汽車橫向斷面內(nèi)所形成的夾角。主銷內(nèi)傾角的存在能夠使前輪自動回正、轉向時操縱更加輕便并且有效的減小作用在轉向盤上的沖擊力?，F(xiàn)代汽車這個參數(shù)的數(shù)值變化很大，研究表明，主銷偏移距為零或少量的負值是可取的，所以主銷內(nèi)傾角變化范圍有明顯增大的趨勢，一般取值為2～12°。本次設計采用的主銷內(nèi)傾角取為8°。

前輪外傾角α 是指通過車輪中心的汽車橫向平面與車輪平面的交線與地面垂線之間的夾角。本次設計的前輪外傾角取為1°，變化量控制在±1°左右，這樣可以使車輪跳動范圍保持在理想范圍以內(nèi)，從而保證汽車行駛的平順性。

（二） 懸架彈簧的選擇

懸架的彈性元件可以選用螺旋彈簧、空氣彈簧、扭轉彈簧或鋼板彈簧，其中螺旋彈簧的應用相當廣泛。與鋼板彈簧相比，螺旋彈簧質(zhì)量小，無需潤滑，所占空間相對小。因此，本次設計選擇螺旋彈簧。但是螺旋彈簧在受力上有一定的局限性，只能承受垂直方向力，而且沒有減振作用，因此在懸架中還要裝有導向機構和減振器。

查《機械零件手冊》選取彈簧的旋繞比C=6，選擇簧條截面為圓形的圓柱壓縮螺旋彈簧，材料為熱軋彈簧鋼。其基本參數(shù)如下：

簧條直徑d=5～80mm

切變模量G=78×103Mpa

彈性模量E=197×103Mpa

許用切應力τp=590Mpa

由公式

得：

式中：τ——切應力，Mpa；

F——工作載荷，N；

D——彈簧中徑，mm；

d——簧條直徑，mm；

C——旋繞比，C=D/d；

K——曲度系數(shù)；

k——彈簧剛度，N/mm；

f——工作載荷下的變形量，mm。

由C=6，F(xiàn)=F2=2950N，τP=590Mpa，計算得d=16mm，根據(jù)《圓柱螺旋彈簧尺寸系列(GB/T 1358-2009)》查詢標準尺寸，本次設計選取d=16mm。

根據(jù)彈簧直徑查《機械設計手冊》GB1222 選取圓柱螺旋彈簧，其基本參數(shù)如下:

壓縮圈數(shù)取為n2=2，則總圈數(shù)n1=n+ n2=4+2=6。自由高度H=215mm。

（三） 減振器的選擇

1、減振器類型的選擇

懸架中常見的是液力式減振器。雙向作用式減振器能量的耗散同時發(fā)生在壓縮行程和伸張行程，不像單向作用式減振器只發(fā)生在壓縮或伸張行程，因此減振效果更好，運用更廣泛。

根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。其中筒式減振器雖然工作壓力僅為2.5～5MPa，達不到搖臂式減振器的工作壓力（10～20MPa），但是工作性能更為穩(wěn)定。

本次設計，選用的是雙向作用式筒式減振器。

2、減振器的主要參數(shù)

（1）相對阻尼系數(shù)

在沒有特別說明時，減振器的阻尼系數(shù)指的是卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)，此時減振器中的阻力F與減振器振動速度v 之間的關系如下：

式中，δ——減振器阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)δy=Fy/vy與伸張行程的阻尼系數(shù)療δs=Fs/vs 不等。

簧載質(zhì)量的振動是周期衰減振動，出現(xiàn)在汽車懸架有阻尼之后，其振動衰減的快慢程度用相對阻尼系數(shù)ψ 的大小來衡量：

式中，c——懸架系統(tǒng)垂直剛度，N/mm；

ms——簧載質(zhì)量，kg。

由公式2-6 可以看出，減振器的阻尼效果受到簧載質(zhì)量ms和懸架剛度c 的影響。

一般來說，ψ 值越大，振動能力衰減越迅速，與此同時會將沖擊力傳遞給車身；ψ 值小則反之。設計中通常會將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)ψy取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)ψs取得大些，兩者之間為ψy=(0.25～0.5)ψs的關系。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ 值取小些。另外，對于行駛路況較差的汽車，ψ 值也應相對取大些。

因此，本次設計取ψ=0.3。

（2）減振器阻尼系數(shù)的確定

在設計中，減振器阻尼系數(shù)應根據(jù)減振器的布置特點來確定。

圖2-1 減振器安裝位置

如圖2-1 所示的常見的三種安裝減振器的方式，計算公式均不相同，本次設計中選擇第二種方式。其阻尼系數(shù)δ 為

式中，α——減振器軸線與鉛垂線之間的夾角；

a——減振器在下擺臂的連接點到下擺臂在車身上的鉸接點之間的距離；

n——雙擺臂懸架的下臂長。

代入數(shù)據(jù)計算得δ=1560。另外，由公式2-7 也可以看出，當下擺臂長度n 固定時，可以通過改變減振器在下擺臂上的固定點位置或者減振器軸線與鉛垂線之間的夾角α 來改變減振器的阻尼系數(shù)。

（3）最大卸荷力F0的確定

卸荷速度vx是指減振器活塞振動的速度變化值固定時，為了減少傳到車身上的沖擊力，減振器卸荷閥開啟后活塞的運動速度。當設計中減震器的安裝位置確定為圖2-4 的第二種方式時，其滿足如下公式：

式中，vx——卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s；

A——車身振幅，取±40mm；

ω——懸架振動固有頻率，一般為1～1.6Hz。

最大卸荷力F0=δsvs。

代入數(shù)據(jù)得，vx=0.13m/s；F0=203N。

（4）筒式減振器工作缸直徑D 的確定

伸張行程的最大卸荷力F0與工作缸直徑D 的關系為：

式中，[p]——工作缸的最大允許壓力，取3～4MPa；

λ——連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ=0.40～0.50。

代入數(shù)據(jù)得，D=10.6mm。

根據(jù)QC/T491-1999《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》，減振器的標準工作缸直徑D 有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等幾種，根據(jù)計算數(shù)據(jù)，本次設計選取工作缸直徑為20mm 的減振器，壁厚為2mm，材料為20 號鋼。

三、雙擺臂懸架導向機構設計

（一）縱向平面內(nèi)上、下擺臂的布置

上、下擺臂在縱向平面內(nèi)的布置會影響主銷后傾角，從而影響汽車的轉向性能與操縱性能。圖3-1為六種不同的上、下擺臂布置方案，主銷后傾角λ值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標為λ 值，縱坐標為車輪接地中心的垂直位移量Z。各匹配方案中，β1、β2角度的取值見圖注，其正負號按右手定則確定。

圖3-1 β1、β2 對λ 的影響

本次設計選擇方案3。

（二） 橫向平面內(nèi)上、下擺臂的布置

圖3-2 為橫向平面內(nèi)上、下臂的布置形式。如圖可見，上、下擺臂的布置位置會對側傾中心的位置造成影響。因此實際設計中可以根據(jù)對側傾中心位置的要求來選擇上、下擺臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。

圖3-2 橫向平面內(nèi)上、下擺臂的布置方案

本次設計選擇方案c。

（三）水平面內(nèi)上、下擺臂擺動軸線的布置

導向機構上、下擺臂軸的水平斜置角是指下擺臂軸M-M 和上擺臂軸N-N 與縱軸線的夾角，通常用α1和α2來表示。如圖3-3 所示，常見的上、下擺臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種。

當車輪向上跳時，在車身上的懸架支承處會產(chǎn)生一個反力矩，從而抑制制動時前俯的現(xiàn)象。但如果主銷后傾角過大，會使得支撐處的反力矩也隨之過大，使得汽車對側向力的靈敏性增加，容易造成車輪擺振或轉向盤上力的變化。因此，一般轎車的主銷后傾角原始值為-1°～+2°。

圖3-3 水平面內(nèi)上、下擺臂布置方案

本次設計選擇方案b，α1取0°。

（四）對所設計的雙擺臂懸架進行Solidworks 三維建模

在汽車產(chǎn)品設計中，Solidworks 軟件應用較為廣泛，利用Solidworks 的造型技術生成的三維模型不僅具有明顯的直觀性，而且可以轉換成二維工程圖，與工程制圖工作中常用的AutoCAD 也具有很好的調(diào)入兼容性。因此，本次設計選用Solidworks對所設計的雙擺臂懸架進行三維建模。

圖4-1 裝配圖

圖4-2 爆炸圖

四、對所設計的雙擺臂懸架進行ADAMS 運動仿真

ADAMS 軟件是虛擬樣機分析和開發(fā)的常用工具，運用它進行運動仿真可以將數(shù)據(jù)可視化，便于發(fā)現(xiàn)問題并進行調(diào)整。本次設計選用ADAMS 軟件對所設計的雙擺臂懸架進行運動仿真分析。

（一）ADAMS 仿真

首先，導入雙擺臂懸架模型，并輸入數(shù)據(jù)，生成試驗臺，如圖5-1 所示。

圖5-1 雙擺臂懸架試驗臺

在系統(tǒng)成功的生成實驗臺之后，就可以通過運動仿真直觀的觀察在實驗條件下的運動情況并輸出數(shù)據(jù)圖。

（二） 運動仿真數(shù)據(jù)

1、車輪外傾角

圖5-2 車輪外傾角

車輪外傾角具有一定的定位作用，這個夾角是通過前輪中心的汽車橫向平面與前輪平面的交線與地面之間的夾角。如果空車時車輪安裝的正好垂直于地面，那么當加重負載時，車橋因為變形而可能出現(xiàn)前輪內(nèi)傾，這將加速輪胎磨損。這里的變化最好小于1°。

2、主銷后傾角

圖5-3 主銷后傾角

主銷后傾角能形成一定的回正穩(wěn)定力矩，在此力矩的作用下，轉向輪在偶然收到外力作用而發(fā)生偏轉時，能夠回到原來的中間位置，從而保證汽車穩(wěn)定的直線行駛。一般后傾角不超過2°。

3、主銷內(nèi)傾角

圖5-4 主銷內(nèi)傾角

主銷內(nèi)傾角也具有一定的回正作用，并且可以使轉向操縱變得輕便，從而減小轉向輪傳到轉向盤上的沖擊力。一般內(nèi)傾角不大于8°。

五、總結

通過Solidworks 建模和ADAMS 運動性能的仿真分析，本次對雙擺臂懸架零部件參數(shù)的計算和機構的設計在性能上達到了“遠艦”轎車對懸架的要求，提高了其在運動學和動力學上的性能。

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