车辆工程毕业设计（论文）-麦弗逊前悬架参数匹配与运动仿真【全套图纸三维】

车辆工程毕业设计（论文）-麦弗逊前悬架参数匹配与运动仿真【全套图纸三维】

摘要现在的人们对汽车的要求越来越高，在获得良好的动力性和经济性的同时，还要求具有良好的操纵稳定性。汽车的操纵稳定性是影响汽车行驶安全性的重要性能之一，因此，如何研究和评价汽车的操纵稳定性，以获得良好的汽车主动安全性能一直是关于汽车研究的一个重要课题。全套图纸，加本文首先对某车型麦弗逊前悬架的结构以及悬架的设计要求进行了分析.然后在ADAMS/View模块中麦弗逊式悬架建模的方法，分析了参数化悬架模型的方法，并对模型进行了参数化,进行了悬架运动学仿真分析。分析了悬架各性能参数（主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角、车轮前束角和前轮侧向滑移量）在车轮跳动过程中的变化趋势，并指出需要改进的地方。研究多个设计变量的变化对样机性能的影响，并总结规律，提出优化设计的方案。再次进行仿真，对比分析了优化前后的仿真结果，并评价了优化方案。优化后悬架的性能明显提高，验证了优化方案的可行性。本文研究的目的和意义为在试制前的阶段进行设计和试验仿真，并且提出改进意见。在产品制造出之前，就可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，缩短开发周期，提高设计质量和效率。本文的初步研究具有一定的实践和应用价值。关键词：麦弗逊悬架;ADAMS/View;建模;运动仿真\nABSTRACTNowadays，alongwiththepopularizationofthevehicle，therequirementforthevehiclebecomeshigherandhigher．Thefavorablehandlingstabilityperformanceisrequiredaswellasthefavorablepowerperformanceandeconomicalperformance．Thehandlingstabilityofavehicleisoneoftheimportantcharactersthathaveeffectontheactivesafetyperformanceofvehicle，therefore，itisalwaysanimportantsubjectthathowthehandlingstabilityperformanceisresearchedandevaluatedtogainafavorableactivesafetyperformance．Firstly,IhaveadetailedanalysisforMacphersonsuspensionstructure．Following,ThepaperintroducedhowtobuildamodelforthehalfofthesuspensionADAMS／View，discussedtheperformanceofthefrontwheelalignmentparameterssuchasthekingpininclination,caster,camber,thetoeangleandsidewaysdisplacementinafrontwheelvehiclepositioning．Themodelwasavirtualfrontsuspensiontestplatform，andanalyzedthechangetrendofthesuspensionperformanceparametersintheprocessoffloppingthewheel．Theimpactsofitschangesinthetrendofdesignvariablesarealsoanalyzed．makealloptimizeddesignoftheprogram，withthecomparativeanalysistoverifythefeasibilityoftheoptimizationprogrambeforeandaftertheoptimization，thesuspension＇skeydatawasgenerated，thevirtualdesignwasfinished．ThepurposeandsignificanceofthearticleliesinestablishingavehicleMacphersonsuspensionofthevirtualdesignplatformforvirtualsimulationtest，pioneeringamorescientificapproachforthedesignanddevelopmentofMacphersonsuspension，combiningtheautomobiledesigntheory，resolvingproblemsinthefieldofkinematicsanddynamics，improvingthequalityofdesign．Thisresearchwillalsocontributetoenhancetheabilityto\nindependentlydevelopproductsforChina＇sautomobileindustry．theresearchofthisarticlehashightheorymeaningandpracticalvalue．KeyWords：MacphersonSuspension;ADAMS/View;Modeling;MotionSimulation目录摘要ⅠAbstractⅡ第1章绪论11.1选题的目的11.2选题的意义11.3悬架技术研究现状21.4研究内容和方法31.5预期结果4第2章麦弗逊式独立悬架结构分析52.1悬架的组成与分类52.1.1悬架的组成52.1.2悬架的分类62.2本章小结11第3章麦弗逊式独立悬架设计123.1悬架机构形式确定123.2主要依据参数的确定143.3悬架的弹性特性和工作行程153.4螺旋弹簧的设计163.4.1螺旋弹簧的刚度16\n3.5减震器结构类型的选择193.6减震器参数设计233.7横向稳定杆设计253.7.1横向稳定杆的作用253.7.2稳定杆接头形式选择263.7.3稳定杆直径计算263.7.4稳定杆校核283.8轮胎尺寸283.9半轴初步计算283.10本章小结29第4章基于ADAMS/View的悬架优化分析304.1虚拟样机技术简介304.2虚拟样机技术的实现——ADAMS软件介绍304.3麦弗逊悬架简化模型314.4在ADAMS/View中创建悬架模型324.5测试悬架模型364.6悬架参数化464.6.1创建设计变量474.6.2设计点参数化484.6.3实体参数化524.7优化前悬架模型534.7.1方法534.7.2优化模型554.7.3优化方案574.7.4优化结果594.7.5优化结果的评价624.8本章小结62第5章麦弗逊前悬架三维实体建模635.1悬架各零件建模635.1.1车轮的创建635.1.2螺旋弹簧的创建64\n5.1.3制动盘的创建655.1.4转向节的创建655.1.5下横臂的创建655.1.6减震器的创建665.1.7其他零部件的创建665.2悬架的装配675.2.1组件装配概述675.2.2装配悬架组件的过程675.3本章小结69结论70参考文献71致谢73附录A74附录B79\n第1章绪论1.1选题的目的由于悬架系统在汽车行驶中占有重要地位和发挥关键作用，悬架的研究越来越受到广泛的重视。在传统设计和研究方法的基础上，也出现了许多先进的方法和技术，比如CAD/CAE技术、有限元分析、模拟仿真、虚拟设计、优化设计等等。所以悬架系统的研究设计具有广阔的前景。在实际当中，如果悬架结构设计不当，将会大大影响汽车产品的使用性能，出现转向沉重、车轮摆振、轮胎偏磨严重、轮胎使用寿命缩短等现象。本课题研究的目的就在于运用CAD/CAE技术对车辆麦弗逊式前悬架的虚拟设计。在试制前的阶段进行悬架结构布置和建模仿真，获得分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系，总结规律。获得相关数据，在产品制造出之前，就可以发现并更正设计缺陷，通过对模型某项或是多项性能指标进行优化，通过调节相应的参数来满足设计要求,从而为汽车悬架的设计提供一种新的可行性方案,为生产实践提供必要的理论支持。1.2选题的意义悬架是车辆行驶系的重要的组成部分。其主要任务是弹性连接车轮与车架，传递二者之间的力和力矩，并缓和冲击、衰减振动。性能优良的悬架系统对改善车辆的操纵稳定性、行驶平顺性、减轻车辆自重、改善轮胎的磨损状况以及减少对公路的破坏具有重要意义。传统的悬架设计一般采用经验设计法、数学推导法以及几何作图等方法,在悬架系统设计、试验、试制整个过程中必须边试验、边改进，从设计到试制、试验、定型，产品开发成本较高，虽然可以满足设计要求,但精度和效率不高。所以，传统的方法已经很难满足日益加速的设计需求,为缩短开发周期,降低开发成本,有必要采用新的设计方法。运用虚拟样机技术，结合虚拟设计和虚拟试验，可以大大简化悬架系统设计开发过程，大幅度缩短产品开发周期，大量减少产品开发费用和成本，提高产品质量和产品的系统性能，获得最优设计产品。有利于企业抢占市场和发展先机，提高经济效益和社会效益。74\n1.3悬架技术研究现状悬架的运动学、动力学仿真分析在汽车悬架系统的设计和开发中占有重要的地位。悬架系统在发挥车辆操纵稳定性方面至关重要。由于汽车操纵稳定性研究的复杂性和危险性，往往要进行计算机仿真，随着计算机软硬件的飞速发展，许多新的概念被提了出来，如虚拟现实技术(VirtualRealityTechnology)，虚拟试验技术(VirtualExperimentTechnology)，虚拟仿真技术(VirtualSimulationTechnology)，和虚拟原型实验仿真技术(VirtualPrototypingExperimentSimulationTechnology)等等，这为车辆计算机仿真技术描绘了美好的前景。虚拟试验技术是一种先进的以高性能计算机系统为支撑平台的计算机仿真技术，是近年来随着计算机图形学、多媒体技术、人工智能、人机接口技术、并行技术、传感器技术等一系列技术的迅速发展而发展起来的。按传统的方法对新车的操纵稳定特性进行研究时，需要经过设计、试验，试验总结出来的问题反馈到设计。设计通过计算、更改后，再试验，这种完全依靠样车试制后对汽车进行试验达到调整汽车性能的做法已经不能满足开发速度和开发质量的要求，所以有必要在设计中采用虚拟试验技术对汽车的性能进行预测，以在实际样车试制之前就对其性能进行预测，并提出改进意见，达到提高设计质量和加快设计速度的目的，这对于提高我国汽车设计的总体水平也有着重要的意义。上世纪末兴起的数字化虚拟样机技术是缩短车辆研发周期、降低开发成本、提高产品设计和制造质量的重要途径。随着虚拟产品开发、虚拟制造技术的逐渐成熟，计算机仿真技术得到了广泛应用，而系统动力学仿真就是数字化虚拟样机技术的核心和关键技术。就汽车而言，车辆动力学性能、驾驶操纵稳定性能、平顺性能均为汽车的根本特性，在实际的研发生产过程中对这些性能的研究、测试就必不可少。为了降低产品开发风险，在样车制造出之前，利用数字化样机对这些上述性能进行计算机仿真，并且优化其参数就显得十分必要了。在概念设计和方案论证中，利用虚拟样机技术，设计人员可以把自己的经验与想象结合在计算机内的虚拟样机里，让想象力和创造力充分发挥。当用虚拟样机来代替物理样机验证设计时，不但可以缩短开发周期，而且设计质量和效率也能得到提高。对操纵稳定性的研究常常采用试验方法和仿真分析方法进行。仿真分析是在计算机上建立简化到一定程度的模型，输入各种操纵控制信号，计算出系统的时域响应和频域响应，以此来表征汽车的操纵稳定性能。因为仿真分析花费时间短，可以在计算机上重复进行，对各种设计方案进行快速优化并对比，并且可实现实车试验条件下不能进行的严酷工况分析，因此74\n广泛地被人们采用。几乎所有汽车生产设计厂家都采用仿真分析的方法来分析汽车的某些性能。美国MDI(MechanicalDynamicsInc．)开发的机械系统动力学仿真软件ADAMS（AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystem）正是应这些要求而诞生的。特别是专门应用于汽车动力学分析的ADAMS／Car专用模块，极大地方便了汽车设计人员的设计工作。ADAMS是目前世界范围内使用最广泛的虚拟样机仿真软件，应用它可以方便地建立参数化的实体模型，并进行仿真分析。1.4研究内容和方法应用机械系统动力学仿真分析软件对本课题研究的主要内容包括以下几个方面：1分析车型的结构特点并获取悬架建模所需要的参数；2利用机械系统动力学仿真软件ADAMS建立前悬架模型，就其特性参数进行仿真分析，并就结构参数进行优化。分析麦弗逊式悬架的结构和悬架设计要求，在悬架设计中，根据整车的布置要求以及经验数据，确定悬架的整体空间数据和性能参数，运用PRO/E建立三维物理模型，并在ADAMS软件平台上建立麦弗逊悬架的简化物理模型，进行运动学仿真分析，通过分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系获得相关数据，优化相关参数，建立虚拟麦弗逊悬架模型。其具体路线如框图1.1所示。图1.1设计路线图74\n1.5预期结果按照任务和进度要求，应该实现这些预期和相应结果：首先在完成必要的设计计算后，利用ADAMS平台，建立简化的麦弗逊前悬架模型，并进行运动学仿真，获得相应的性能曲线。然后将模型参数化，创建若干设计变量，进行优化分析，找出影响悬架性能的主要因素，为进一步改进设计提供理论基础。设计完成后应提交的文件和图表：（1）1.5万字的设计说明书一份，包括设计计算部分内容、悬架建模和仿真分析过程，重点是分析过程；（2）零件图一套（包括PRO/E零件图），基于优化完成后确定的结构参数在三维建模软件，建立悬架总成的装配图、零件图；（3）基于虚拟软件ADAMS/View的仿真分析，给出具体的实现过程。74\n第2章麦弗逊式独立悬架结构分析2.1悬架的组成与分类2.1.1悬架的组成现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式、种类会因不同的公司和设计单位，而有不同形式。但是，悬架系统一般由弹性元件、减震器、缓冲块、横向稳定器等几部分组成等。它们分别起到缓冲、减振、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用。1—弹性元件；2—纵向推力杆；3—减震器；4—横向稳定器；5—横向推力杆图2.1汽车悬架组成示意图弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑等优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。减震器是为了加速衰减由于弹性系统引起的振动，减震器有筒式减震器，阻力可调式新式减震器，充气式减震器。它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。74\n导向机构用来传递车轮与车身间的力和力矩，同时保持车轮按一定运动轨迹相对车身跳动，通常导向机构由控制摆臂式杆件组成。种类有单杆式或多连杆式的。钢板弹簧作为弹性元件时，可不另设导向机构，它本身兼起导向作用。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，也就是说汽车姿态（状态）只能被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。2.1.2悬架的分类发展至今，汽车的悬架从大的方面来看，主要可以分为两类：独立式悬架和非独立式悬架。另外还形成了一种介于独立和非独立的中间形式，称为半独立式悬架。1、独立悬架独立悬架是两侧车轮分别独立地与车架弹性地连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。如图2.2所示。(a)—双横臂式；(b)—纵臂式；(c)—烛式；(d)麦弗逊式图2.2常见的独立悬架类型独立悬架的类型及特点：独立悬架的车轴分成两段（如图2.3），每只车轮用螺旋弹簧独立地，弹性地连接安装在车架下面，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。74\n图2.3独立悬架运动特点现在，前悬架基本上都采用独立悬架系统，最常见的有双横臂式和滑柱摆臂式（又称麦弗逊式）。（1）双横臂式独立悬架工作原理：由上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大。这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成A字形或V字形，V形臂的上下2个V形摆臂以一定的距离，分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。如图2.4、2.5所示。。图2.4双横臂式独立前悬架1，6-下摆臂及上摆臂；2,5-球头销；3-半轴等速万向节；4-立柱；7，8-缓冲块74\n图2.5无主销前转向驱动桥的双横臂悬架双横臂式独立悬架根据上下横臂的长度相等于不相等又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式。等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时，可以保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少使用，多为不等长双横臂式悬架所取代。不等长双横臂悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、下横臂的长度并合理布置，即可使车轮定位参数的变化量限定在允许的范围内。这种不大的轮距改变，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此不等长双横臂式独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定行，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。双横臂悬架的特点。优点：结构比较复杂，但经久耐用，同时减振器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型﹑小型货车的前桥；缺点：因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，乘用车的前悬架一般不用此种结构形式。（2）麦弗逊式独立悬架（滑柱连杆式）图2.6麦弗逊式独立前悬架麦弗逊式独立悬架是以其发明者美国通用汽车公司工程师麦弗逊(EarleSMacPherson)先生命名的,也称麦氏悬架-30年代,通用的雪佛兰分部想设计一种质量小于900kg、轴距小于2740的小型汽车,设计的关键是悬架总设计师麦弗逊创造性地将活塞杆兼做转向主销,车轮沿主销轴线跳动,前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性同双横臂式独立悬架比,它没有上横臂,因而增大了两轮间74\n的内部空间,给发动机和其他部件的布置带来了方便。麦弗逊式独立悬架在轿车上应用最为广泛,在轻型汽车也有应用,例如丰田的特锐小型四驱车、日产的X轻型越野车和陆虎的发现者轻型越野车等，北京现代ix35尊贵版的前悬架也是麦弗逊式的。在中型汽车上,仅见于国外的一些轮式装甲车辆,例如美国的斯特莱克、瑞士的皮兰哈和意大利的美洲狮等,但已呈逐渐增多的趋势。其工作原理：这种悬架将减震器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。由于其主销轴线位置在减震器与车身连接铰链中心和下摆臂与转向节连接铰链中心的连线上，车轮上下运动时，主销轴线的角度会有变化。因此前轮定位参数和轮距也都会相应改变，且变化量可能很大。以上问题可通过调整杆系设计布置合理得到解决。　　典型的结构如图2.7和图2.8。图2.7麦弗逊悬架结构1-减振器外筒;2-活塞杆;3-弹簧支座;4-横向稳定杆支架;5-横向稳定杆拉杆;6-副车架;7-横向稳定杆;8-发动机支座;9-弹簧上支座;10-隔离座;11-辅助弹簧;12-防尘罩;13-U形夹;14-轴承;15-定位螺栓74\n1-横向摆臂;2-球形支承;3-减振器外筒;4-弹簧;5-上支承轴承;6-反跳缓冲弹簧图2.8麦弗逊悬架的另一种结构图麦弗逊独立悬架的特点：麦弗逊式是铰接式滑柱与下横臂组成的悬架形式，减振器可兼做转向主销，转向节可以绕着它转动。特点是主销轴线和前轮定位角随车轮的上下跳动而变，这种悬架构造简单，布置紧凑，前轮定位变化小，具有良好的行驶稳定性，结构紧凑，车轮跳动时前轮定位参数变化小，有良好的操纵稳定性，加上由于取消了上横臂，给发动机及转向系统的布置带来方便，并降低车辆的重心。技术成熟，结构紧凑，响应速度快。虽然麦弗逊式悬架并不是技术含量最高的悬架结构（结构过于简单，刚度小，稳定性较差，转弯侧倾明显，因此应增加横向稳定器，以增强横向刚度），但它是一种经久耐用的独立悬架，具有很强的道路适应能力。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架。2、非独立式悬架非独立悬架如图2.9所示。其特点是两侧车轮安装于一整体式车桥上，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。74\n图2.9非独立式悬架结构示意图2.2本章小结本章对悬架的基本组成和分类做了一个全面的介绍，结合具体结构组成，说明悬架系统在汽车行驶时发挥着必不可少的关键作用。对两种典型的独立式悬架的特点进行了阐述，对它们的总体布置形式做了初步的说明。74\n第3章麦弗逊式独立悬架设计3.1悬架机构形式确定1、悬架具体结构形式的选择为适应不同车型和不同类型车桥的需要，悬架有不同的结构型式，主要有独立悬架与非独立悬架。独立悬架与非独立悬架各自的特点在上一章中已经作了介绍，本章不再累述。所选车型为乘用车。对乘坐舒适性要求较高，故选择独立悬架。麦弗逊式独立悬架是独立悬架中的一种，是一种减震器作滑动支柱并与下控制臂铰接组成的一种悬架形式,与其它悬架系统相比,结构简单、性能好、布置紧凑,占用空间少。因此对布置空间要求高的发动机前置前驱动轿车的前悬架几乎全部采用了麦弗逊式悬架。此次设计的悬架为发动机前置前轮驱动的北京现代ix35尊贵版车型，由于只知其前悬形式为麦弗逊式独立悬架和整车基本参数。故设计时参考同类车型，根据所学知识，初步计算确定悬架的结构参数，是为进一步的分析研究的基础。2、弹性元件弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常用类型。除了板弹簧自身有减振作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备减振元件，使已经发生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用的弹性元件，由于存在诸多设计不足之处，现在逐步被其它种类弹性元件所取代。如前所述，由螺旋弹簧具有占用空间小，质量小，无需润滑等优点，而被大多数乘用车选用。故本设计选择螺旋弹簧。3、减震元件减震元件主要起减振作用。为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减震器。减震器和弹性元件是并联安装的，如图3.1所示。汽车悬架系统中广泛采用液力减震器。液力减震器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减震器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减震74\n器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减震器壳体所吸收，然后散到大气中。本文选择双筒式液力减震器（后有详述）。图3.1含减震器的悬架简图1.车身2.减震器3.弹性原件4.车桥4、传力构件及导向机构车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。对前轮导向机构的要求（1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损；（2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度；（3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角≤6-7度。并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。（4）制动时，应使车身有抗”前俯”作用；加速时，有抗“后仰”作用。（5）具有足够的疲劳强度和寿命，可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。5、横向稳定器在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件——横向稳定器。横向稳定器实际是一根近似U型的杆件，两个端头与车轮刚性连接，用来防止车身产生过大侧倾。74\n其原理是当一侧车轮相对车身位移比另外一侧位移大时，稳定杆承受扭矩，由其自身刚性限制这种倾斜，特别是前轮，可有效防止因一侧车轮遇障碍物时，限制该侧车轮跳动幅度。3.2主要依据参数的确定本次设计主要是根据2010款北京现代ix35尊贵版6档手自一体型前悬架来进行的，具体车型参数配置如表3.1。表中前后轮距数据为参考同类车型确定。表3.1北京现代ix35尊贵版整体尺寸数据表车身长/宽/高4420/1820/1690轴距2640前轮距1570后轮距1570整车整备质量1521最小离地间隙170发动机形式/排量2.4D0HC16vθIIdual—CWT2359ml轮胎规格225/60悬架系统前：麦弗逊独立前悬架后：多连杆独立后悬架最大总质量18211、悬架的空间几何参数在确定零件尺寸之前，需要先大体确定悬架的空间几何参数。麦弗逊式悬架的受力图如图3.2所示。根据车轮尺寸，确定G点离地高度为230，根据车身高度确定D大致高度为850，O点距车轮中心平面120，减震器安装角度10.7°。图3.2悬架空间受力示意图74\n3.3悬架的弹性特性和工作行程1、悬架频率的选择对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数ε=0.8～1.2，因而可以近似地认为ε=1.0，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的，并用偏频，表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于钢制弹簧的轿车，约为1～1.3Hz（60～80次/min），约为1.17～1.5Hz（70～90次/min），非常接近人体步行时的自然频率。取n=1.2HZ。2、悬架的工作行程汽车的前后偏频的计算公式如下：（3.1）（3.2）其中g为重力加速度其值取g=9.8,、为前后悬架刚度，、为前后悬架的簧载质量。对于一般采用钢制弹簧的轿车约为、为，0.85～0.95。粗取，。在0.85～0.95范围内符合要求。（3.3）（3.4）则悬架动挠度：=（0.5—0.7）取=0.5=0.5×173.6＝86.874\n悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形，一般对于乘用车取70～90、客车50～80、货车60～90。为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静挠度与动挠度之和）应当不小于160。而=173.6+86.8=260.4>160符合要求。3、悬架刚度计算已知：已知整车装备质量：m=1521kg，取簧上质量为1060kg；取簧下质量为60kg，则由轴荷分配范围表3.2可知：空载前轴单轮轴荷取60%：=456.3kg满载前轴单轮轴荷取50%：表3.2各类汽车的轴荷分配范围车型空载满载前轴后轴前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动（FF）56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置发动机后轮驱动（FR）50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置发动机后轮驱动（RR）42%~50%50%~58%40%~45%55%~60%货车4*2后轮单胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4*2后轮双胎，长头、短头车44%~49%51%~56%27%~30%70%~73%4*2后轮双胎，平头车49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6*4后轮双胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%客车前置发动机前轮驱动前置发动机后轮驱动后置发动机后轮驱动悬架刚度：=。3.4螺旋弹簧的设计3.4.1螺旋弹簧的刚度1、螺旋弹簧类型的选择74\n螺旋弹簧形式选择为两端碾细并并紧如图3.1（b）图所示，弹簧的材料为有淬火回火硅锰合金弹簧钢丝。其试验载荷，，。图3.3弹簧两端结构图由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度仅指弹簧本身单位挠度所需的力。例如麦弗逊独立悬架的悬架刚度C的计算方法：如下图所示。图3.4悬架几何关系示意图初步选定下摆臂长EH=491.62；半轮距B=785；减震器的布置角度β=9.1°，高度580。可知悬架刚度与弹簧刚度的关系如下：由图可知：C=(U*Cosδ/PCosβ)（3.5）式中C——悬架刚度，——弹簧刚度已知U=2200P=2288.8δ=4.67°β=9.1°得31.79N/2、计算弹簧钢丝直径d根据下面的公式可以计算：74\n式中i——弹簧有效工作圈数，先取8;G——弹簧材料的剪切弹性模量，取Mpa;——弹簧中径，取110;代入计算得：d=11.98确定钢丝直径d=12，弹簧外径D=122，弹簧有效工作圈数n=8；3、弹簧校核（1）弹簧刚度校核弹簧刚度的计算公式为：代入数据计算可得弹簧刚度为：N/所以弹簧选择符合刚度要求。4、弹簧表面剪切应力校核弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为：式中C——弹簧指数（旋绕比），；——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数；；P——弹簧轴向载荷。已知=110，d=12，可以算出弹簧指数C和曲度系数：=110/2=9.16P=N；则弹74\n簧表面的剪切应力：Mpa[τ]=0.63[σ]=0.63×1569Mpa，因为τ<[τ]，所以弹簧满足要求。综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=12，弹簧外径D=122，弹簧有效工作圈数n=8。3.5减震器结构类型的选择减震器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。减震器大体上可以分为两大类，即摩擦式减震器和液力减震器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减震器。液力减震器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减震器相比，摇臂式减震器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减震器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减震器。筒式减震器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。双筒式液力减震器双筒式液力减震器双筒式液力减震器的工作原理如图9所示。其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减震器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀Ⅱ进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀Ⅳ进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀Ⅰ流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，74\n当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减震器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减震器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减震器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减震器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至经阀Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影响减震器的工作性能。图3.5减震器工作原理图1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆减震器的特性可用图3.6示图和阻尼力-速度曲线描述。减震器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性沿程阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著，因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不易受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比，如图3.6图中曲线A所示为在某一给定的A通道下阻尼力F与液流速度v的关系，若与通道A并联一个直径更/大的通道B，则总的特性将如图中曲线A+B所示。如果B74\n为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线A与曲线A+B间的过渡特性。恰当选择A,B的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定的特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减震器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.lm/s时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。图3.6速度对减震器特性影响示意图图3.7所示三种典型的减震器特性曲线。第一种为斜率递增型的，第二种为等斜率的(线性的)，第三种为斜率递减型的。其中第一种在小速度时，阻尼力较小，有利于保证平坦路面上的平顺性，第三种则在相当宽的振动速度范围内都可提供足够的阻尼力，有利于提高车轮的接地能力和汽车的行驶性能。根据汽车的型式、道路条件和使用要求，可以选择恰当的阻尼力特性。需要注意的是，在大部分汽车上，减震器不是完全垂直安装，如图3.8所示为刚性桥非独立悬架的情况。图3.7典型的减震器特性曲线图3.8减震器斜置时计算传递比示意图单筒充气式液力减震器单筒充气式减震器的工作原理如图（13）所示。其中浮动活塞3将油液和气体分开并且将缸筒内的容积分成工作腔4和补偿腔274\n两部分。当车轮下落即悬架伸张时，活塞杆8带动活塞5下移，压迫油液经过伸张阀10从工作腔下腔流入上腔。此时，补偿腔2中的气体推动活塞3下移以补偿活塞杆抽出造成的容积减小;车轮上跳时，活塞5向上运动，油液通过压缩阀6由上腔流入下腔，同时浮动活塞向上移动以补偿活塞杆在油液中的体积变化。与前述的双筒式减震器相比，单筒充气式减震器具有以下优点:①工作缸筒n直接暴露在空气中，冷却效果好;②在缸筒外径相同的前提下，可采用大直径活塞，活塞面积可增大将近一倍，从而降低工作油压;③在充气压力作用下，油液不会乳化，保证了小振幅高频振动时的减震效果;④由于浮动活塞将油、气隔开，因而减振器的布置与安装方向可以不受限制。其缺点在于:①为保证气体密封，要求制造精度高;②成本高;③轴向尺寸相对较大;④由于气体压力的作用，活塞杆上大约承受190-250N的推出力，当工作温度为100℃时，这一值会高达450N，因此若与双筒式减震器换装，则最好同时换装不同高度的弹簧。双筒充气式减震器的优点有:①在小振幅时阀的响应也比较敏感;②改善了坏路上的阻尼特性;③提高了行驶平顺性;④气压损失时，仍可发挥减振功能;⑤与单筒充气式减震器相比，占用轴向尺寸小，由于没有浮动活塞，摩擦也较小。因而本次设计选择双筒式减震器。图3.9双筒充气式减震器用于麦克弗逊悬架时的结构图74\n1-六方;2-盖板;3-导向座;4-贮油缸筒;5-补偿腔;6-活塞杆;7-弹簧托架;8-限位块;9-压缩阀;10-密封环;11-阀片;12-活塞紧固螺母;13-活塞杆小端3.6减震器参数设计1、阻尼系数ψ相对阻尼系数ψ的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；ψ值小则反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些，两者之间保持=（0.25-0.50）的关系。图3.10减震器的阻力-位移特性与阻力-速度特性设计时，先选取与的平均值ψ。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ=0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些，为避免悬架碰撞车架，取=0.5。取ψ=0.3，则有：，计算得：=0.4，=0.22.减震器阻尼系数的确定减震器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上。实际上，应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。选择下图3.12的安装形式，则起阻尼系数为：（3.6）74\n图3.12减震器安装布置示意图根据公式，可得出：满载时计算前悬刚度N/代入数据得：=7.15HZ，取,按满载计算有：簧上质量kg，代入数据得减震器的阻尼系数为：3、减震器最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度，按上图安装形式时有：式中，为卸荷速度，一般为0.15～0.3/s，A为车身振幅，取；为悬架振动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为：符合在0.15～0.3/s之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式：可以计算最大卸荷力。式中，c是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力为：4、减震器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为：74\n（3.7）其中，——工作缸最大压力，在3Mpa～4Mpa,取=3Mpa；——连杆直径与工作缸直径比值，=0.4～0.5，取=0.4。代入计算得工作缸直径D为：减震器的工作缸直径D有20，30，40，45，50，65，等几种。选取时按照标准选用，按下表选择。表3.3减振器系列选用表工作缸直径D基长L贮油直径吊环直径φ吊环直径宽度B活塞行程S3011（120）44（47）2924230、240、250、260、270、2804014（150）543932120、130、140、150、270、2805017（180）70（75）4740120、130、140、150、160、170、180652102106250120、130、140、150、160、170、180、190所以选择工作缸直径D=30的减震器，对照上表选择起长度：活塞行程S=240，基长L=110，则：（压缩到底的长度）（拉足的长度）取贮油缸直径=44，壁厚取2。3.7横向稳定杆设计3.7.1横向稳定杆的作用74\n横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内测悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高车辆行驶稳定性。由于为了提高汽车的行驶平顺性，从而降低了汽车的固有频率，导致悬架的垂直刚度减小，侧倾角刚度值很小，结果使汽车转弯时侧倾严重，影响了汽车的稳定性，为此大多数汽车都装有横向稳定杆来加大汽车的侧倾角刚度。稳定杆的安装因车而异。3.7.2稳定杆接头形式选择1、两端连接处结构形式的选择图3.13接头剖面图2、中段与车架连接点处结构形式的选择稳定杆中段与车架连接时需要用橡胶元件来吸收振动如3.14图所示打剖面线的为橡胶元件。橡胶元件放在一个近似U型元件中有U型元件固定在车架上。图3.14接头剖面图3.7.3稳定杆直径计算由公式（3.8）式中为角刚度，为材料弹性模量，取，74\n为稳定杆的截面惯性矩,,为稳定杆两端间的距离其余变量如下图3.15所示。稳定杆材料为60Si2Mn。由此可知当稳定杆的结构确定后，悬架的侧倾角刚度给定后就可以初步估算处稳定杆的直径。、由于所选参考车型的轮距为1570，所以初步选取,,,（3.9）悬架侧倾角刚度的计算：（为轮距，为线形刚度）一般情况下，图示稳定杆最大应力发生在圆角截面处的内侧（原理与螺旋弹簧内侧扭转应力大于外侧类似），其大小与截面处远角半径R有关，因为R决定此处的曲度系数。对于稳定杆，最大扭转应力不应超过700MPa。求出最小圆角半径R后，通常推荐R的取值不小于1.25d。其他位置的应力一般都小于圆角截面处的内侧应力。由于现行刚度计算牵涉到独立悬架具体机构，因此，而此公式只适合小侧倾角，而且在分析过程中没有考虑导向机构系中铰接点处弹性套的影响。实际轿车的前侧倾角刚度为，后侧倾角刚度为。取，则74\n图3.15稳定杆结构尺寸图（3.10）故取。3.7.4稳定杆校核稳定杆处的半径取。1、稳定杆的扭转应力，为端点处的作用力，=。（3.11）2、弯曲应力截面在弯矩的作用下产生的弯曲应力。（3.12）综上所述稳定杆的强度和刚度都满足要求。3.8轮胎尺寸我所选的轮胎规格为即轮胎的宽，高宽比为，得出轮胎高，轮辋直径为英寸换算为因此车轮直径为。3.9半轴初步计算半轴的安装形式选择全浮式。（3.13）74\n式中为负荷转移系数，取为负着系数取，为车轮滚动半径，为最大静载荷。为直径系数一般为取（3.14）取。3.10本章小结本章介绍了悬架的基本尺寸的确定，螺旋弹簧的设计，减振器工作缸、贮油缸直径的确定，导向机构中各参数的确定，导向机构的结构形式的确定，并且确定其基本尺寸。还确定了横向稳定杆两端接头的形式和中间支承的结构形式，初步计算了稳定杆的直径和长度。74\n第4章基于ADAMS/View的悬架优化分析4.1虚拟样机技术简介随着经济全球化的发展，产品的市场竞争日趋激烈，客户对产品多样化和个性化的要求愈加迫切。传统物理样机设计流程在产品的研发中已经越来越无法满足多变的持续发展的市场需求。虚拟样机技术（VP）就是在这种市场背景下产生的。虚拟样机技术是随着计算机技术的发展而兴起的一种计算机辅助工程技术，它是一种崭新的产品设计方法，是一种用来代替真实的物理样机设计的、基于产品的计算机仿真模型的数字化设计方法。虚拟样机技术涉及机械、电子、计算机图形学、协同仿真技术、系统建模技术、虚拟现实技术等多个领域、多项技术。从外观、功能和空间关系上模拟真是产品，模拟在真实环境下系统的运动学和动力学特性并根据仿真结构优化系统，为物理样机的设计和制造提供参数依据。虚拟样机技术的应用，对涉及的创新、提高设计质量、减少设计错误、加快产品开发周期有重要意义。虚拟样机技术已经广泛应用在各个领域，如汽车制造业、工程机械、航空航天业、国防工业以及机械制造业，所涉及到的产品从庞大的卡车到照相机快门，从火箭到轮船的锚机。无论在哪个领域，针对哪种产品，虚拟样机技术都为用户节省了开支和时间，并提供了满意的设计方案。4.2虚拟样机技术的实现——ADAMS软件介绍机械系统动力学自动分析(AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystems，简称ADAMS)，该虚拟样机分析软件是由美国MDI公司(MechanicalDynamicsLnc)开发的。国外许多大型公司及企业的机械系统动力学仿真平台均采用ADAMS软件。国内的一汽、二汽、上海通用等大型企业进行设计研究也都采用ADAMS技术。74\nADAMS分为五大部分，共包含30多个模块：核心模块、专业模块、接口模块、功能扩展模块以及工具箱。用户可以利用这些模块进行产品各阶段、高精度、全方位的仿真计算分析结果，该过程包括概念设计、方案论证、试验规划、详细设计、产品方案修改、故障诊断以及优化。在使用ADAMS软件的虚拟环境时，可以自动生成包括机械液压控制系统在内的、任意复杂虚拟样机系统的多体动力学数字化模型，并能够对该模型进行仿真分析计算。采用该技术后，可以最大限度的降低新型产品研发成本、缩减研发周期以及提高产品质量，为占据更多市场可以提供强有力的保证。ADAMS软件使用交互式图形环境，零件库、约束库以及力库，用户可以方便，快速地创建完全参数化的虚拟机械系统几何模型，支持并行仿真环境，可以节省大量的建模时间和成本。ADAMS软件带有专门的求解模块Solver，该求解器以多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法为基础，自动的建立系统动力学方程，对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，该过程与实际情况非常接近，并利用PostProcesor后处理模块输出位移、速度、加速度以及反作用力等曲线。ADAMS仿真软件的应用非常广泛，不仅可以应用于预测机械系统的性能、碰撞检测以及运动范围，还可以应用于峰值载荷的计算以及有限元的输入载荷领域。ADAMS具有与实际情况十分接近的仿真功能，还具有方便、友好的用户界面以及强大的图形显示能力，使得用户能够准确快速的建立几何模型。目前国内外许多大公司大企业都采用它来完成产品辅助设计、研究开发以及质量鉴定等重要工作。以上可以知道ADAMS软件具有强大的功能和广泛的影响力。4.3麦弗逊悬架简化模型图4.1麦弗逊悬架简化模型1、悬架建模关键点确定74\n关键点POINT_1为悬架下控制臂外点，关键点POINT_86为悬架下控制臂内点，关键点POINT_4为减振器上铰点，关键点POINT_5为车轮中心点，关键点POINT_6为减振器下安装点（与转向节连接），关键点POINT_28为转向节中心点，关键点POINT_8为转向横拉杆内铰点，关键点POINT_32为转向横拉杆外铰点。8个关键点的坐标如下表：表4.1关键点坐标表4.4在ADAMS/View中创建悬架模型1.创建新模型首先启动ADAMS/View。在欢迎对话框中选择“Createanewmodel”，在模型名称（ModelName）栏中输入“model_22”，其它选项栏中选择系统默认的选项，按“OK”。图4.2ADAMS/View进入界面2.设置工作环境74\n在ADAMS/View菜单栏中，选择设置（Setting）菜单中的（Units）命令，将模型的长度单位、质量单位、力的单位、时间单位、角度单位和频率单位分别设置为mm、kg、N、s、deg和HZ（如图4.3所示）。在ADAMS/View菜单栏中，选择设置（Setting）菜单中的（WorkingGrid）命令，将网格X方向和Y方向的大小分别设置为750和500，将网格的间距设置为50（如图4.4所示）。在ADAMS/View菜单栏中，选择设置（Setting）菜单中的（Gravity）命令，将重力方向设置为沿Y轴负方向，大小为-9806.65（如图4.5所示）。图4.3单位设置窗口图4.4工作网格设置窗口图4.5重力设置窗口3.创建设计点图74\n点击ADAMS/View中零件库的点（Point），选择“AddtoGround”和“Don’tAttach”，在工作窗口创建如表4.1所示的八个设计点。这八个设计点是各个运动副相连接的位置。4.创建悬架的构件利用ADAMS/View中零件库的圆柱体（Cylinder）和球体（Sphere）命令，根据设计点的位置，分别建立汽车悬的各个构件：下控制臂，转向横拉杆，组成转向节的各段杆件，转向节臂，车轮以及弹簧。5.创建悬架的构件间的约束根据悬架各构件之间的运动关系，在各个关键点建立连接副。具体创建过程如下：点击ADAMS/View中约束库的球副（SphericalJoint），设置球副的选项为“2Bod_1Loc”和“NormalToGrid”，选择下控制臂和PART_18为参考物体，选择设计点POINT_1为球副的位置点，创建下控制臂和转向节之间的约束副。如下图4.6所示：图4.6创建下控制臂外球铰副同理，按照上面方法创建下控制臂和大地（Ground）之间的旋转副，旋转74\n副的位置为POINT_86；创建转向横拉杆和Ground之间的球铰副，球铰旋转副的位置为POINT_8；创建转向横拉杆和转向节臂之间的球铰副，球铰副的位置为POINT_32；创建PART_33和Ground之间的球铰副，球铰副的位置为POINT_4；创建转向节臂和转向节之间的固定副，固定副的位置为POINT_28；创建车轮和转向节之间的固定副，固定副的位置为POINT_28；创建PART_171和PART_18之间的固定副，固定副的位置为POINT_28；创建PART_171和PART_29之间的固定副，固定副的位置为POINT_28；创建PART_33和PART_32之间的移动副，移动副的位置为POINT_6；创建车轮和试验台之间的点面约束副InplaneJointPrimitive，约束副的位置为Test_Patch.cm；在测试平台和大地之间创建一个移动副，移动副位置为测试平台的中心位置。建模完成后的悬架模型如图4.7、4.8所示。74\n图4.7、4.8悬架模型6、保存模型在ADAMS/View中，选择“File”菜单中的“SaveDatebaseAs”命令，将悬架模型保存在工作目录中。4.5测试悬架模型1、添加驱动点击ADAMS/View中驱动库的直线驱动（TranslationalJointMotion）按钮，选择测试平台和大地的移动副，创建直线驱动。创建直线驱动后，直接在“Edit”菜单中选择“Modify”，可以修改直线驱动，在添加驱动对话窗的“Function（time）”栏中，输入驱动的函数表达式：，它表示车轮的上跳和下跳行程均为50mm。74\n图4.8编辑函数图4.9车轮路面激励在ADAMS/View的主工具箱中，选择仿真按钮，设置终止时间为1，工作步长为100。然后点击开始按钮进行仿真。仿真结束后，单击复位。接下来，要编辑函数测量前轮定位各个参数。2、测量主销内倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，如图4.10所示，创建新的测量函数，如图4.11所示。图4.10新建测量函数命令74\n图4.11函数编辑器在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Kingpin_Inclination1，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销内倾角的函数表达式。具体编辑过程如下：首先，输入反正切函数“ATAN（）”；然后，将光标移动到括号内，在函数编辑器的函数选项中，选择“Displacement”中的“DisplacementalongX”，测量两点在X方向的距离，按，如图4-14所示。系统弹出助理对话窗，在“ToMarker”栏中输入减振器上连接点处的Marker：Marker264，在“FromMarker”栏中输入下控制臂外点处的Marker：Marker255，如图4-12所示，按“OK”，系统自动生成测量两点在X轴方向距离的表达式：图4.12测量两点在X轴方向距离同样，测量两点在Y轴方向的距离时，选择选择“Displacement”中的74\n“DisplacementalongY”，系统弹出助理对话窗，在“ToMarker”栏中输入减振器上连接点处的Marker：Marker264，在“FromMarker”栏中输入下控制臂外点处的Marker：Marker255，如图4-13所示，按“OK”，系统自动生成测量两点在Y轴方向距离的表达式.如图4.14所示，按“OK”。就完成了测量主销内倾角的表达式输入。表达式：PI/2-ATAN(DY(MARKER_264,MARKER_255)/DX(MARKER_264,MARKER_255))同时，系统生成主销内倾角变化的测量曲线，如图4.15所示。经过分析发现主销内倾角并不是固定等于图4.13测量两点在Y轴方向距离图4.14函数编辑器274\n图4.15主销内倾角变化曲线3、测量主销后倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Caster_Angle11，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：PI/2+ATAN(DY(MARKER_264,MARKER_255)/DZ(MARKER_264,MARKER_255))由软件自动生成的主销后倾角曲线（如图4.16）可以得到，主销的后倾角不是固定的，而是在到的范围内变化的。图4.16主销后倾角变化曲线4、测量车轮外倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Camber_Angle1，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：74\nATAN（DY（MARKER_191,MARKER_90）/DX（MARKER_191,MARKER_90））自动生成车轮外倾角变化曲线，如图4.17。由分析得到，车轮的外倾角的变化范围是在到之间不是固定为。图4.17前轮外倾角变化曲线5、测量车轮接地点侧向滑移量在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Sideways_Displacement，单位（Units）栏中选择“length”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑车轮接地点侧向滑移量的函数表达式：DX（MARKER_247,MARKER_248）按“OK”，创建车轮接地点侧向滑移量的测量函数。同时系统生成车轮接地点侧向滑移量的测量曲线，变化范围-8.5mm到8.0mm如图4.18所示。图4.18车轮侧向滑移量曲线6、测量车轮跳动量在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：74\nWheel_Travel，单位（Units）栏中选择“length”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑车轮接地点侧向滑移量的函数表达式：DY（MARKER_247,MARKER_248）按“OK”，创建车轮跳动量的测量函数。同时系统生成车轮跳动量的测量曲线，车轮在正负50mm上下跳动，如图4.19所示。图4.19车轮跳动量曲线7、测量前轮前束在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Toe_Angle，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：ATAN（D（MARKER_191,MARKER_90）/DX（MARKER_191,MARKER_90））自动生成车轮外倾角变化曲线，如图4.20。由分析得到，车轮的前轮前束角的变化范围是在到之间不是固定为。图4.20前轮前束角变化曲线8、创建悬架特性曲线在ADAMS/View的主工具箱中，选择定制曲线按钮74\n，系统进入定制曲线窗口。如图4.21、4.22所示图4.21、4.22选择曲线类型选择曲线的数据来源（source）为测量值（Measure）。点击“IndependentAxis”栏中的“Data”，分别选择主销内倾角（Kingpin_Inclination1）、主销后倾角（Caster_Angle11）、车轮外倾角（Camber_Angle1）、前轮前束角(Toe_Angle)及车轮接点侧向滑移量（Sideways_Displacement）的测量曲线为定制曲线的X轴，选择车轮跳动量（Wheel_Travel）为定制曲线的Y轴，按“AddCurves”，分别创建主销内倾角相对于车轮跳动的变化曲线，如图4.23所示；主销后倾角相对于车轮跳动量的变化曲线，如图4.24；车轮外倾角相对于车轮跳动量的变化曲线，如图4.25；前轮前束角相对车轮跳动量的变化曲线，如图4.26；车轮接地点侧向滑移量相对于车轮跳动量的变化曲线，如图4.27。74\n图4.23主销内倾角随车轮跳动的变化曲线图4.24主销后倾角随车轮跳动的变化曲线图4.25前轮外倾角随车轮跳动的变化曲线74\n图4.26前轮前束随车轮跳动的变化曲线图4.27前轮接地点侧向滑移量随车轮跳动的变化曲线9、对仿真结果进行分析（1）主销内倾角的变化主销安装到前轴上后，其上端略向内倾斜，这种现象称为主销内倾。在横向垂直平面内，主销轴线与垂线之间的夹角叫做主销内倾角。主销内倾角的主要作用是：使前轮自动回正和使前轮转向轻便。主销内倾和主销后倾都有使汽车转向自动回正，保持直线行驶稳定的作用。所不同的是：主销后倾的回正作用与车速有关，而主销内倾的回正作用几乎与车速无关。因此，高速时后倾的回正作用大，而低速时则主要靠内倾起回正作用。此外，直线时前轮偶尔遇到冲击而偏转时，也主要靠主销内倾起回正作用。从图4.23可以看出主销内倾角在车轮跳动从最低点到最高点的过程中是从8.0到10.1，其初始值为9.16，变化范围值为2.1。在允许范围8°～13°内。（2）主销后倾角的变化主销装在前轴上后，其上端略向后倾斜，这种现象称为主销后倾。在纵向平面内，主销轴线与垂线之间的夹角叫做主销后倾角。主销后倾的作用是：保持汽车直线行驶的稳定性，并力图使转弯后的前轮自动回正。后倾角愈大，车速愈高，前轮的稳定效应也愈强。主销后倾角的选择要根据车辆的行驶状况而定，后倾角不宜过大，如果无助力转向，一般小于3。否则在转向时为克服此力矩需要在转向盘上施加较大的力。有些轿车的轮胎气压低弹性大，行驶时轮胎与地面的接触面中心向后移动，也会产生一种力矩，故后倾角可以减少，甚至变为负值，即主销前倾。一般认为主销后倾角的变化在2—3度是合理的范围。由图4.24中可以看到，主销后倾角在车轮跳动从最低点到最高点的过程中，从1.27°增大到1.50°，偏小。（3）前轮外倾角的变化74\n前轮安装在车桥上，其旋转平面上方略向外倾斜，这种现象称为车轮外倾。前轮外倾的作用是提高前轮工作的安全性和操纵轻便性。空载时，一般车辆都具有一定的外倾角，这样可以抵消因载重发生承载变形而产生的车轮内倾角度。另外，车轮有了外倾角这也与拱形路面相适应。前轮外倾角大时，虽然对安全和操纵有利，但是过大的外倾角将使轮胎横向偏磨增加，油耗增多。一般车轮外倾角度为1左右。从图4.25中可看出车轮外倾角从-0.74变化到1.55，变化范围值达到2.29。因此前轮外倾角需要调整一些。可以进一步优化以利于减少轮胎磨损和油耗，达到延长轮胎寿命和节能目的。（4）前轮接地点侧向滑移量和前轮前束的变化为了减小车轮不必要的磨损，应该尽可能的减小车轮的侧向滑移量，但是由于悬架导向机构运动学上的特点，车轮横向滑移是不可避免的。同时车轮具有弹性特征，所以适当的滑移量也是允许的。车轮侧向滑移量主要是由车轮外倾带来的，前束即是为了消除车轮外倾带来的边滚边滑现象。侧向滑移量变化过大就会导致汽车行驶时轮胎磨损加剧，减小轮胎使用寿命。以前研究表明一般将侧向滑移量控制在±6mm范围内为佳。从图4.27可以看出该悬架系统的侧向滑移量变化偏大，从-8.5到8.0mm，侧向滑移量在车轮上下跳动50mm的过程中出现了-8.5mm的最大值。因此，结果不够理想，有待进一步优化。前轮前束。前轮有了外倾作用，滚动就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。这样就会导致许多不良后果。为此，在安装前轮时，使汽车两前轮的旋转平面不平行，两轮前边缘距离小于后边缘距离，这就称为前束。只要前束和外倾角配合适当，轮胎滚动的偏斜方向就会抵消。如果前束过大或过小，轮胎偏磨仍会增加，滚动阻力增大导致直线行驶能力下降。图4.26可以看出前轮前束角变化是从-0.54到0.57，变化范围值为1.11。前轮前束一般为0～12mm，在许用范围内。4.6悬架参数化ADAMS/View提供参数化设计与分析功能，可以在很大程度上缩短设计时间，提高工作效率。通过这个功能，可以将参数设置为可变量，在分析过程中只需修改参数值即可方便地更新整个样机模型及计算分析。基于上述仿真分析结果，本文在允许范围内对麦弗逊悬架模型作了结构调整以达到优化的目的，即进行了优化设计。参数化方法及过程：（1）创建设计变量(DesignVariable)；74\n调整悬架的主销后倾角和主销内倾角的初值会影响到整车的一些原始各项性能，如整车质心高度，故不能做较大的更改。而下摆臂的摆动轴线位置对侧向滑移量以及其它定位参数影响较大，故选取设计变量如下：a．下摆臂球铰点坐标(x，y，z)；b．下摆臂轴线与x—y平面的夹角和在x—z平面的夹角。在参数化分析中，ADAMS/View采用不同的设计参数值，自动地运行一系列的仿真分析，然后返回分析结果。设计者可以观察设计参数变化的影响。ADAMS/View提供了3种类型的参数化分析过程：①设计研究（DesignStudy）：设计研究考虑一个设计变量的变化对样机性能的影响，帮助用户分析哪些设计变量对于样机的灵敏度比较高；②试验设计（DesignofExperiments，DOE）：试验设计可以考虑多个设计变量同时发生变化，对样机性能的影响，可以同时分析设计变量对系统的影响大小及这些变量之间的联系；③优化分析（Optimization）：通过优化分析：可以获得在给定的设计变量变化范围内，目标对象达到最大或最小值的工况。本文采用设计研究方法，来考虑各个变量对悬架性能的影响。（2）模型参数化。4.6.1创建设计变量在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>DesignVariable>New，如图4.28所示，创建设计变量。系统弹出创建设计变量对话框，变量名称（name）取系统默认的“DV_1”（此变量代表下控制臂长度），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“length”，变量的标准值（StandardValue）取491.62，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为441.62，输入变量的最大值（MaxValue）为541.62，如图4.29所示，按“Apply”，创建设计变量“DV_1”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_2”（此变量代表下控制臂与X轴的夹角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（StandardValue）取0，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为-10，输入变量的最大值（MaxValue）为10，按“Apply”，创建设计变量“DV_2”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_3”74\n（此变量代表下控制臂与水平面夹角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（StandardValue）取4.67，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为0，输入变量的最大值（MaxValue）为10，按“Apply”，创建设计变量“DV_3”。图4.28创建设计变量命令图4.29创建设计变量对话框4.6.2设计点参数化将光标放置在设计点POINT_1，按鼠标右键，选择“Modify”，系统弹出列表编辑器，选择设计点POINT_1的X坐标，在列表编辑器顶部输入窗中，按鼠标右键，选择Parameterize>ExpressionBuilder，如图4.30所示，使用函数编辑器输入设计点坐标的函数表达式。系统弹出函数编辑器，需要输入设计POINT_1的X坐标函数表达式（见图4.34）：.model_1.ground.POINT_86.loc_x-.model_1.DV_1*COS(.model_1.DV_2)*COS(.model_1.DV_3)。74\n图4.30选择表达式编辑器具体的输入方法如下：在函数编辑器下部的“GettingObjectDate”栏中选择“DesignPoint”，输入设计点POINT_86的名称（可以通过鼠标右键拾取），按“GetDateOwnedByObject”按钮，如图4.31所示，可以获得设计点的相关数据。图4.31获得目标数据选项系统弹出选择数据对话框，选择“Loc_X”如图4.32所示，按 “OK”，系统选取点POINT_86的坐标值：.model_1.ground.POINT_86.loc_x。74\n图4.32选择数据对话框在“GettingObjectDate”栏中选择“DesignVariable”，输入设计变量“DV_1”的名称，按“InsertObjectDate”按钮，如图4.33所示，系统选取设计变量DV_1的值。同样可以获取“DV_2”和“DV_3”的值。图4.33获得目标数据选项表达式编辑完成后，按“Evaluate”按钮，函数编辑器计算表达式的值，并在“FunctionValue”中显示出来。如图4.34所示。按函数编辑器的“OK”键，将函数表达式输入到设计点POINT_1的X坐标栏中。74\n图4.34编辑结果重复以上步骤，在设计点POINT_1的Y坐标栏中输入表达式：(.model_1.ground.POINT_86.loc_y-.model_1.DV_1*COS(.model_1.DV_2)*SIN(.model_1.DV_3))；在设计点POINT_1的Z坐标栏中输入表达式：(.model_1.ground.POINT_86.loc_z+.model_1.DV_1*SIN(.model_1.DV_2)*COS(.model_1.DV_3))；完成以上函数表达式输入后，按列表编辑器的OK，将设计点进行了参数化。如图4.35所示。图4.3574\n4.6.3实体参数化在ADAMS/View的工作窗口中，将光标放置在下控制臂上，按鼠标右键，如图4.36所示，修改下控制臂的圆柱体。在修改圆柱体对话窗中，将圆柱体的长度（length）设置为变量“DV_1”如图4.37所示，按“OK”，完成下控制臂的参数化。图4.36下拉式菜单图4.37修改圆柱体对话框将PART_18的圆柱体长度（Length）用下面的函数表达式表示，如图4.38所示：74\n(SQRT((.model_1.ground.POINT_1.loc_x-.model_1.ground.POINT_28.loc_x)**2+(.model_1.ground.POINT_1.loc_y-.model_1.ground.POINT_28.loc_y)**2+(.model_1.ground.POINT_1.loc_z-.model_1.ground.POINT_28.loc_z)**2))。图4.38函数编辑器通过以上步骤，对设计点参数化影响的PART_18的圆柱体长度进行了参数化。4.7优化前悬架模型4.7.1方法本文采用设计研究方法，来考虑各个变量对悬架性能的影响。在建立好参数化模型后，当取去不同的设计变量，或者当设计变量值的大小发生改变时，在仿真过程中，悬架的性能将会发生变化。而样机的性能怎样变化，是设计研究主要考虑的内容。单击菜单栏中的Simulation>designevaluation命令，系统弹出如图所示的Designevaluationtools对话框。如果点选Designstudy单选钮，即可进行设计研究。在设计研究过程中，设计变量按照一定规则在一定的范围内进行取值。根据设计变量值的不同，进行一系列仿真分析。在完成设计研究后，输出歌词仿真分析的结果。通过各次仿真分析结果的研究比较，可以得出以下内容。①设计变量的变化对悬架性能的影响；②设计变量的最佳取值；74\n①设计变量的灵敏度，即悬架有关性能对设计变量值的变化的敏感程度。前面对悬架各定位参数随车轮跳动的变化情况已作较详细分析。现在列出它们的变化范围：主销内倾角（Degrees）：8.00-10.10;主销后倾角（Degrees）：1.27-1.50；车轮外倾角（Degrees）：-0.74-1.55；前轮前束角（Degrees）：-0.52-0.55；前轮接地点侧向滑移量（Length）：-8.5-8.0。可以较明显的看出，主销内倾角、主销后倾角、前轮前束角在技术要求内变化，前轮接地点侧向滑移量值较大，变化范围也较大。车轮外倾角虽然超出1的界限，但也大体符合要求。下面研究前轮接地点侧向滑移量，研究分析如何使滑移量减小，以减轻轮胎的磨损，并给出优化结果。选择前轮接地点侧向滑移量的绝对值作为目标函数，通过下控制臂长度DV_1、下控制臂与x-y平面夹角DV_2、下控制臂与x-z平面夹角DV_3的优化分析，使前轮接地点侧向滑移量绝对值减小。在ADAMS/View菜单栏中，选择Build>Measure>Function>New，创建测量函数。在函数编辑器中，输入测量名称（Measurename）：OBJECT_FUN，等等如图4.39所示。系统生成目标函数OBJECT_FUN曲线窗口。在ADAMS/View的主工具箱中，选择仿真按钮，设置终止时间为1，工作步长为100。然后点击开始按钮进行仿真，如图所示。74\n图4.39生成目标函数图4.40仿真结果4.7.2优化模型在ADAMS/View菜单栏中，选择Simulate菜单中的DesignStudy命令，系统弹出优化设计变量对话框，优化的函数为测量的目标函数，优化的设计变量为DV_1、DV_2、DV_3，选择和选入项如图所示。图4.41Designstudy命令下面依次进行DV_1、DV_2、DV_3对悬架性能影响研究。1、下控制臂长度对车轮侧滑量影响分析74\n以下控制臂长度为研究对象，让此变量从最小到最大分10阶段变化。单击优化设计变量对话框底部的Start按钮，ADAMS对汽车前悬架进行优化设计分析，系统同时生成目标函数相对于迭代次数变化的曲线窗口。系统在完成对前悬架的优化后，通过曲线窗口，可以直观地看目标函数在优化过程中的变化情况。得到车轮侧滑量随DV_1变化图，如图4.42所示，横坐标为时间。图4.42下控制臂长度对车轮侧滑量影响示意图1、下控制臂与x-y平面夹角对车轮侧滑量影响分析以下控制臂与x-y平面夹角为研究对象，让此变量从最小到最大分10阶段变化，得到车轮侧滑量随DV_2变化图，如图4.43所示，横坐标为时间。图4.43下控制臂与x-y平面夹角对车轮侧滑量影响示意图2、下控制臂与x-z平面夹角对车轮侧滑量影响分析以下控制臂与x-z平面夹角为研究对象，让此变量从最小到最大分10阶段变化，得到车轮侧滑量随DV_3变化图，如图4.44所示，横坐标为时间。74\n图4.44下控制臂与x-z平面夹角对车轮侧滑量影响示意图从以上图中可以看到，下横臂长度DV_1对车轮侧向滑动的影响不大，相对于下横臂长度DV_1对侧滑的影响，下控制臂与x-y平面夹角DV_2的影响稍大些，而下控制臂与x-z平面夹角DV_3影响较大,车轮侧向滑移量的变化幅度对DV_3的变化非常敏感，即较小的DV_3变动量即可引起车轮侧向滑移量的变化。4.7.3优化方案结合4.5节的仿真结果和4.7.2节中分析的每个变量对目标函数的影响，总结出以下规律：（1）随着DV_1的增大，目标函数的相应减小，但减小幅度不大，即下控制臂长度的影响力不大，也可以适当增大一些，有利于减小前轮外倾角、车轮侧滑量的变化，如图4.45；图4.45下控制臂长度的影响程度74\n（2）DV_2有一定影响力，应增加一些角度，如图4.46；图4.46DV_2的影响程度（3）随着DV_3的减小，目标函数值也相应减小，根据数据变化趋势可以判断它的影响力较大。所以优化时应减小这个角度，这样会有利于减小车轮侧滑量，如图4.47。图4.47DV_3的影响程度74\n结合底盘布置的要求，适当调整所有设计变量，具体调整结果如表4.4所示：表4.3优化的参数变量名变量名初始值下控制臂长度DV_1491.62mm下控制臂与x-y平面夹角DV_20°下控制臂与x-z平面夹角DV_34.67°表4.4调整后参数值变量名变量名初始值下控制臂长度DV_1505mm下控制臂与x-z平面夹角DV_21.0°下控制臂与x-z平面夹角DV_33.2°4.7.4优化结果根据上面的讨论结果，得出修正后的参数值，然后更新模型，再次进行运动学仿真，得到各目标参量的变化曲线。图4.48优化后主销内倾角变化曲线如图4.48所示，与原悬架相比，优化后主销内倾角在车轮跳动过程中从8.0°～10.1°变化为9.42°～11.60°，整体有所增大，且变化幅度略有增加，符合要求。74\n图4.49优化后主销后倾角变化曲线如图4.49所示，与原悬架相比，优化后主销后倾角在车轮跳动过程中变化范围为2.075°～2.438°。具有理想的的变化趋势，主销后倾角处在合理范围，有利于汽车制动时的操纵稳定性。图4.50优化后前轮外倾角变化曲线如图4.50所示，优化后前轮外倾角在车轮跳动过程中从-0.66°增大到1.50°，最大值大于1°。可以看出：（1）当车轮跳动量为0mm时，即汽车处于设计状态时，车轮的外倾角大小为0.33，车轮具有轻微的正外倾角，使汽车在加载的状态下车轮尽可能垂直于稍微有点拱形的路面，减少了轮胎磨损和滚动阻力；（2）悬架在车轮上下跳动时具有理想的外倾角变化趋势：车轮上跳时，外倾角朝负值变化：车轮下落时，外倾角朝正值变化，并且变化幅度减小了。汽车转向时，改善了车身内侧承受侧向力的性能，获得较高的侧偏性能，基本达到性能要求。74\n图4.51优化后前轮前束角变化曲线如图4.51所示，可以得出：（1）当车轮跳动量为Omm时，即汽车负载处于设计状态时，车轮具有弱正前束。设计状态前轮前束取在零附近是为了控制直行时由路面的凸凹引起的前束变化，确保良好的直行稳定性。（2）车轮前束的变化范围为-0.28°到0.26°。悬架在车轮上下跳动时具有理想的前束变化趋势：上跳时车轮产生正前束；下落时车轮产生负前束，使汽车具有弱的不足转向特性，有利于提高汽车的操纵性能；并且与车轮外倾角有非常合理的匹配(上跳时，负外倾角对负前束；下跳时，正外倾角对正前束)。图4.52优化后车轮侧滑量变化曲线当车轮上下跳动时，几乎不可避免的引起车轮侧滑，导致轮距不断变化。汽车行驶过程中的轮距变化相当于车轮有一个侧偏角，从而引起相应的侧向力，并导致汽车直线行驶能力下降，同时还会造成滚动阻力的增大和对转向系的影响。典型的轿车轮距变化引起的侧向力的数值如图4.53所示。如图4.52所示，优化后车轮侧滑量的变化趋势明显好转，由优化前的-8.5mm～8.0mm变化为-7.48mm～6.82mm，车轮的侧滑量变化幅度减小，且基本维持在正负7.0mm74\n，满足性能要求。图4.53轮距变化引起的侧向力4.7.5优化结果的评价从上一节的优化结果可以看出，优化后主销内倾角在车轮跳动过程中从8.0°～10.1°变化为9.42°～11.60°，仍在许用范围8°～13°。主销后倾角整体有所增大，但始终小于3°。前轮前束角也有所改善。前轮侧滑量也得到改善。影响汽车操纵稳定性的前悬架的几个重要的性能参数的变化规律都实现了较合理的调整。4.8本章小结在整车运动过程中,由于路面存在一定的不平度,此时轮胎和车身之间的相对位置将发生变化,这也将造成车轮定位参数发生相应的变动。如果车轮定位参数的变动过大的话,将会加剧轮胎和转向机件的磨损并降低整车操纵稳定性和其他相关性能,所以原则上,车轮定位参数的变化量不能太大。本章利用虚拟样机软件ADAMS分析汽车悬架的运动过程。在ADAMS/View中按照悬架的关键点，建立悬架的样机模型。再给与路面激励，得到悬架的参数在汽车行驶中的变化曲线。以车轮侧滑量最小为目标，利用ADAMS软件对影响悬架特性的部分因素进行优化设计，得到较理想的的悬架导向机构尺寸。按照优化后的结构参数，重新建模得到的悬架运动特性有了明显的改善，各项前轮定位参数的变化更加趋于合理。因此，在虚拟样机技术分析中，可以在不建立悬架实物情况下，分析悬架的参数是否合理，为实车模型提供优化参数。74\n第5章麦弗逊前悬架三维实体建模前面几章重点讨论研究了麦弗逊前悬架的虚拟实验分析，即在多体动力学仿真软件上进行悬架的建模和运动学分析，并对其优化设计。优化的结果确定出了较理想的悬架空间结构。根据几个重要的关键点并结合前面初步计算确定的悬架系统零部件类型和尺寸，可以在三维建模软件上形成麦弗逊前悬架的实体模型。Pro/ENGINEER是美国PTC(ParametricTechnologyCorporation,参数技术公司)开发的大型CAD/CAM/CAE集成软件。该软件广泛应用于工业产品造型设计、机械设计、模具设计、加工制造、有限元分析、功能仿真以及关系数据库管理等方面，是当今优秀的三维设计软件之一。下面应用Pro/ENGINEER5.0建模。5.1悬架各零件建模5.1.1车轮的创建启动Pro/E，打开菜单栏中的新建命令，系统将自动弹出“新建”的对话框，在名称一栏中输入“Tire”，在类型一栏里选择“零件”，子类型一栏默认“实体”。点击确定，系统将进入零件绘制截面，如图5.1所示。74\n图5.1零件创建界面通过一系列的草绘、拉伸、阵列和旋转等实体特征、打孔和倒角等工程特征，建立车轮的三维模型，如图5.2所示。图5.2车轮模型5.1.2螺旋弹簧的创建1.创建名为“tanhuang”的零件文件。2.在“插入”主菜单中选取“螺旋扫描”/“伸出项”，在弹出的“属性”菜单中接受系统的缺省选项，如图5.3所示，然后选取“完成”选项。3.选取基准平面TOP作为草绘平面，接受系统所有缺省参照放置草绘平面，进入二维草绘模式。绘制扫描轨迹线后，完成后退出草绘模式。4.根据系统提示输入节距数值：“36”。5.在图中的十字交叉线处绘制圆形剖面，完成后退出草绘模式。74\n图5.3属性菜单图图5.4最后生成的螺旋弹簧6.在模型对话框中单击“确定”，最后生成的螺旋扫描曲面如图5.4所示。5.1.3制动盘的创建通过旋转、拉伸等操作绘制完制动盘的各零部件后进行组装得到制动盘如图5.5所示。图5.5制动盘模型5.1.4转向节的创建通过旋转、拉伸、打孔等操作绘制完转向节的各零部件后进行组装得到转向节组件，如图5.6所示。图5.6转向节模型5.1.5下横臂的创建通过旋转、拉伸等操作绘制完下控制臂的各零部件后进行组装得到下横臂如图5.7所示。74\n5.1.6减震器的创建通过旋转、拉伸、打孔等操作绘制完转向节的各零部件后进行组装得到的转向节如5.8所示。图5.7下横臂模型图图5.8减震器模型5.1.7其他零部件的创建转向横拉杆球头销、减震器安装螺栓、转向横拉杆的模型如图5.9、5.10、5.11所示。图5.9减震器安装螺栓图5.10转向横拉杆球头销图5.11转向横拉杆74\n5.2悬架的装配5.2.1组件装配概述在Pro/E中，零件的装配是通过定义参与装配的各个零件之间的装配约束来实现的，也就是在各零件之间建立一定的连接关系，并对其相互位置进行约束，从而确定个零件在空间的相对位置关系。本节对麦弗逊前悬架各组件的装配是按由底向上的装配设计思想进行的。5.2.2装配悬架组件的过程1、制动盘组件的装配根据制动盘与车轮连接关系，将制动盘装配在车轮上，并将紧固螺母装上，如图5.12、5.13所示。图5.12装配制动盘图5.13装紧固螺栓2、转向节的装配将转向节通过对齐和配合，装配在车轮上，如图5.14所示。图5.14转向节装配74\n1、减震器组件的装配如图5.15、5.16所示，将减震器组件按相应空间位置关系装配起来，并将减震器与转向节间的连接螺栓安装上。图5.15减震器安装图5.16连接螺栓安装2、转向横拉杆的装配由转向横拉杆与转向节臂间的球头销连接关系，如图5.17、5.18所示，将横拉杆装配起来。图5.17转向横拉杆装配图5.18球头销连接3、螺旋弹簧的装配将螺旋弹簧通过对齐和配合的方式装配在减震器上，如图5.19所示。4、半轴的装配将半轴通过对齐和配合的方式装配在车轮组件上，如图5.19所示。5、下控制臂的装配装配下横臂，得到悬架系统总成，如图5.20所示。74\n图5.19螺旋弹簧和半轴的装配图5.20悬架总成装配关系5.3本章小结本章利用具有强大实体造型功能的软件Pro/E，对经过由ADAMS优化的悬架系统进行了实体建模。这种Pro/E造型设计使制图更加直观、快速和精确，可以使用户更快、更高效、更加高质量地设计产品。74\n结论本文应用ADAMS分析软件对麦克逊式前悬架进行了建模和仿真分析，对模型的某项或是多项性能指标进行优化，找出一个较优的结果，通过调节相应的参数来满足设计要求。该课题在机械、机构的设计和悬架系统开发设计中非常实用，为汽车悬架的运动学分析，评价其特性和结构特点提出了切实可行的依据和方法，对进一步改进和提高设计结构和参数提供了可靠依据。全文的主要工作和研究成果如下：1、根据所选车型基本数据初步计算了麦弗逊前悬架空间结构参数；2、在多体动力学分析软件ADAMS/View平台上建立麦弗逊悬架模型，并进行运动学仿真，得到前轮的定位参数与车轮跳动量的变化关系曲线，进而对该轿车的前悬架系统的性能做了初步的评估。3、对悬架模型参数化，然后进行优化设计。ADAMS/View提供了3种类型的参数化分析过程。本文优化时采用设计研究方法，来考虑各个变量对悬架性能的影响。在参数化分析中，ADAMS/View采用不同的设计参数值，自动地运行一系列的仿真分析，然后返回分析结果。观察设计参数的变化对目标函数的影响，可以确定使目标函数得到优化的各个变量的值。4、根据优化结果，在Pro/ENGNEER上建立麦弗逊悬架三维实体模型。综上所述,本文以ADAMS/View为工具进行了麦弗逊悬架的建模、仿真，并进行麦弗逊悬架的结构优化,优化后车轮滑移量的变化降低了12.7%,轮胎的磨损问题得到改善；同时,优化后的前束角变化降低了48.1%、主销后倾角整体增加、主销内倾角增加了约15%、车轮外倾角减少10%,从而保证了汽车具有良好的操纵稳定性。最后得出优化后的的悬架结构参数,在实际的工程设计中能起到指导作用。参数优化前优化后主销内倾角(°)8.0～10.19.42～11.60主销后倾角(°)1.27～1.502.075～2.438前轮前束角(°)-0.54～0.57-0.28～0.26前轮外倾角(°)0.74～1.55-0.66～1.50前轮滑移量(mm)-8.5～8.0-7.48～6.8274\n参考文献[1]陈家瑞主编.汽车构造：下册[M].北京：人民交通出版社，2002.[2]齐志鹏主编.汽车悬架和转向系统的结构原理与检修［M］.北京：人民邮电出版社，2002.[3]余志生主编.汽车理论.第四版[M].北京：机械工业出版社，2006.5.[4]王望予主编.汽车设计.第四版[M].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