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FSAE赛车双横臂式前悬架设计【带ADAMS文件】【汽车类】【4张CAD图纸】【优秀】

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FSAE赛车双横臂式前悬架设计说明书.doc---(点击预览)

FSAE赛车双横臂式前悬架设计开题报告.doc---(点击预览)

FSAE赛车双横臂式前悬架装配图.dwg---(点击预览)

ADAMS

fengxi6.bin

PROE

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关键词：: FSAE赛车双横臂式前悬架设计 adams文件汽车 cad图纸

资源描述：

FSAE赛车双横臂式前悬架设计

83页 23000字数+说明书+任务书+开题报告+ADAMS文件+4张CAD图纸

ADAMS

FSAE赛车双横臂式前悬架装配图.dwg

FSAE赛车双横臂式前悬架设计开题报告.doc

FSAE赛车双横臂式前悬架设计说明书.doc

PROE

上横臂.dwg

下横臂.dwg

任务书.doc

封面.doc

摘要.doc

目录.doc

立柱.dwg

答辩相关材料.doc

过程管理封皮.doc

题目审定表.doc

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

第1章绪论1

1.1 FSAE概述1

1.1.1 背景..1

1.1.2 发展与现状2

1.1.3 国内情况2

1.2 研究内容和方法3

第2章独立双横臂悬架结构分析4

2.1 悬架的组成与分类4

2.1.1 悬架组成4

2.1.2 悬架分类4

2.2 独立双横臂悬架6

2.3 本章小结8

第3章独立双横臂悬架设计9

3.1 设计主要依据参数9

3.1.1 影响平顺性参数9

3.1.2簧载质量与非簧载质量10

3.2 螺旋弹簧设计10

3.2.1 螺旋弹簧类型的选择10

3.2.2 弹簧相关计算11

3.3 减振器设计15

3.3.1 减震器形式的选择15

3.3.2相对阻尼系数15

3.3.3 减振器阻尼系数的确定15

3.3.4最大卸荷力的确定16

3.3.5减振器尺寸的确定16

3.4 导向机构的设计17

3.4.1 侧倾中心及横向平面内上、下横臂的布置方案17

3.4.2 纵向平面内上、下横臂的布置方案17

3.4.3 水平面内上、下横臂的布置方案18

3.4.4 上、下横臂长度的确定18

3.5 横向稳定杆设计19

3.5.1稳定杆直径计算19

3.5.2稳定杆校核20

3.6缓冲块20

3.7有限元分析21

3.8 本章小结30

第4章基于ADAMS/View的悬架优化分析31

4.1 仿真软件ADAMS的介绍31

4.1.1 ADAMS的简介31

4.1.2 ADAMS软件的优点32

4.2悬架建模关键点的确定33

4.3在ADAMS/View中创建悬架模型35

4.3.1建模35

4.3.2 定制界面38

4.4测试悬架模型41

4.4.1 添加驱动41

4.4.2 测量数据41

4.4.3对仿真结果进行分析49

4.5悬架参数化50

4.5.1创建设计变量50

4.5.2设计点参数化51

4.5.3实体参数化54

4.6 设计参数的研究分析56

4.6.1 参数化分析方法56

4.6.2 设计研究56

4.6.3优化方案60

4.6.4优化结果62

4.6.5优化结果的评价62

4.7本章小结62

第5章悬架实体建模63

5.1悬架各零件的建模63

5.1.1主销的建模63

5.1.2减震器的创建68

5.1.3上横臂的创建68

5.1.4下横臂的创建69

5.1.5关节轴承的创建69

5.2悬架的装配70

5.2.1 各件的装配70

5.2.2 悬架的总装72

5.3本章小结74

结论75

参考文献76

致　谢78

附录79

本设计结合悬架设计知识，详细分析了悬架结构，对双横臂独立悬架进行了设计计算。在此基础上，应用虚拟样机技术，在ADAMS/View中对双横臂独立悬架进行合理简化并建模，并对模型进行了参数化，定制界面，即改变初始参数就能快速生成不同的悬架模型，提高了仿真分析以及优化设计的效率，使平台具有开放性。分析研究了所需优化的变量（前轮外倾角、车轮侧滑量）及其函数表达式。进行了悬架动力学仿真分析，研究悬架各性能参数在车轮跳动过程中的变化趋势，并指出需要改进的地方。分析每个设计变量的变化对样机性能的影响，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，并完成虚拟设计及试验。最后运用Pro/E软件对双横臂独立悬架进行实体的建立。

本设计研究的目的和意义为在赛车制造前进行设计和试验仿真，并且提出改进意见，可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，提高设计质量和效率。

关键词：双横臂；独立悬架；虚拟样机技术；优化；ADAMS

ABSTRACT

On the basis of the Suspension design, this paper calculated a detailed requirements for double wishbone independent suspension structure, I simplified and built a model of double wishbone independent suspension system in ADAMS/View, made the model parameters, then the model was open, and prepared the necessary measuring function. I discussed the performance of the front wheel alignment parameters in a front wheel vehicle positioning. The model was a virtual front suspension test platform. This thesis analyzed the change trend of the suspension performance parameters in the process of flopping the wheel. The impacts of its changes in the trend of design variables are also analyzed, make an optimized design of the program, with the comparative analysis to verify the feasibility of the optimization program before and after the optimization, the suspension’s key data was generated, the virtual design and test were finished. Finally I used Pro/E for double wishbone independent suspension a modeling.

The design for the purpose and significance of the study in car manufacturing design and test before simulation, and puts forward Suggestions of improvement can be found and corrected design flaw, perfecting the design scheme, and improve the design quality and efficiency.

Keywords: Double Wishbone; Independent suspension; Virtual Prototyping Technology; Optimize; ADAMS

2.1、悬架组成和分类

悬架是现代汽车上重要总成之一，他把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。其主要任务是传递作用在车轮很车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺行；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征，保证汽车的操作稳定性，是汽车获得高速行驶能力。悬架主要由弹性元件，导向装置与减振器等元件组成。

2.1.1、悬架组成

现代汽车的悬架尽管各有不同的结构型式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨迹运动。这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但是没有减振作用。减振器在车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系，起到承受冲击的作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。

2.1.2、悬架的分类

根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架

（1）非独立悬架

非独立悬架的左右车轮装在一根整体的刚性轴或非断开式驱动桥的桥壳上，

非独立悬架的优点：结构简单，制造、维修方便，经济性好；工作可靠，使用寿命长；车轮跳动时，车距、前束不变，因而轮胎磨损小；转向是，车身侧倾后轮的外倾角不变，传递侧向力的能力不降低；侧倾中心位置较低，有利于减小转向是车身的侧倾角。缺点：由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影响发动机或行李箱的布置；用于驱动桥时，会使得非悬挂质量较大，不利于汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；当两侧车轮跳动高度不一致时，这跟车桥会倾斜，是左右车轮直接相互影响；在不平路面直线行驶时，由于左右车轮跳动不一致而导致的轴转向会降低直线行驶的稳定性；由于驱动桥时，驱动桥的输入转矩会引起左右车轮负荷转移。非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前后悬架，一些全轮驱动的多用途也采用非独立悬架作为前后悬架。

（2）独立悬架

汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系统变得复杂起来。采用此种悬挂的轿车、客车以及载人车辆，可明显提高乘坐的舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性。而越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路或无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。

与非独立悬架相比，独立悬架具有如下优点：（1）非悬架质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；（2）左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可以减少车身的倾斜和振动；（3）占用横向空间小，便于发动机的布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车的质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；（4）易于实现驱动轮的转向[4]。

独立悬架的结构分有横臂式（图2.1a）、纵臂式（图2.1b）、烛式（图2.1c）、麦弗逊式（图2.1d）等多种，其中横臂式又可分为单横臂式和双横臂式[4]。

图2.1 独立悬架的结构

2.2、独立双横臂悬架

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。

当上下横臂长度之比为时车轮平面倾角应不大于。图2.2为不等长双横臂前独立悬架的两种典型结构图[4]。

第3章独立双横臂悬架设计

3.1、设计主要依据参数

本次设计主要是第一届中国大学生方程式汽车大赛的相关参数来设计的，其具体参数如表3.1。

表3-1 设计相关参数

名称数值单位

车长2900mm

车宽1500mm

车高1200mm

轴距1680mm

前轮距1300mm

后轮距1280mm

离地间隙40mm

前后载荷比46:54

整车整备质量280Kg

总质量360Kg

3.1.2、影响平顺性的参数

前后载荷比46:54

汽车的偏频的计算公式如下：

（3.1）

其中g为重力加速度其值取g=9.8 ,、为前悬架刚度，、为前后悬架的簧载质量[4]。

由于赛车比较注重速度，对舒适性要求不要，所以偏频n=2Hz

（1）静挠度计算

FSAE赛车双横臂式前悬架装配图.gif

立柱.gif

下横臂.gif

内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:FSAE赛车双横臂式前悬架设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆B07-1 学生姓名: 苏传建导师姓名: 崔宏耀开题时间: 2011.3.14 指导委员会审查意见：签字：年月日毕业设计（论文）开题报告学生姓名苏传建系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆B07-1指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称FSAE赛车双横臂式前悬架设计一、课题研究现状、选题目的和意义研究现状20世纪80年代以来,汽车作为极其重要的交通工具，在交通运输领域和人民日常生活中的地位日益突出。国内、国际汽车市场的竞争变得空前激烈，用户对汽车安全性、行驶平顺性、操纵稳定性的要求越来越高。汽车悬架系统是影响车辆动态特性最为关键的子系统，其中由悬架所决定的汽车车轮定位参数对整车操纵动特性有着直接的影响。悬架是汽车承载系统(车架或承载式车身)与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支撑力）、纵向反力(驱动力和制动力)和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架(或承载式车身)上。汽车悬架系统与汽车的操纵性能、平顺性能之间有着密切的关系。汽车悬架弹性地连接车轮(或车桥)和车架(或车身)，缓和行驶中车辆受到的由不平路面引起的冲击力；保证货物完好和人员舒适；迅速衰减由于弹性系统引起的振动，使汽车在行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。理想的悬架不仅能使汽车随路面起伏而上下运动，并能使整个车身在前进过程中尽量保持水平，而且悬架还能随车速、路况、运动方式的变化做出适当的、灵敏的反应，同时，它还能使轮胎与路面随对贴合，并使车轮保持适当的角度，从而使汽车的动力性能、制动性能以及转向性能得以充分体现。因此悬架是具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等的汽车重要部件。汽车的车速越快，对操纵性和平顺性的要求也就越高，因此，现代汽车的悬架系统越来越受到业内人士的重视。汽车悬架运动学的研究在国外起步较早，几乎是随着独立悬架的诞生就开始了。而汽车悬架弹性运动学的研究是在上世纪80年代兴起。德国的耶尔森赖姆帕尔著的汽车底盘技术对各种悬架运动学及弹性运动学作了详细的分析，对车轮定位参数做了准确的定义，分析了他们的作用及其对操纵稳定性的影响。在悬架运动学分析中，描述了弹簧变形过程中车轮定位值的变化过程；在弹性运动学分析中，描述了弹簧各部件及交接处具有弹性，由轮胎和路面之间的力和力矩引起的车轮定位值的变化，并且给出了一些典型车型的车轮定位参数的变化曲线，这些变化曲线都是实测得到的，可以用来进行操纵稳定性的评价。阿达姆措莫托著的汽车行驶性能和安培正人著的汽车的运动与操纵介绍了悬架运动学对汽车行驶性能的影响。德国Matschinsky wolfgang编写的车辆悬架从悬架的理论建模、橡胶支撑的模型出发对悬架弹性运动学特性的理论分析作了较为深入的研究。随着计算机技术和控制理论的发展，车辆悬架系统动力学的研究得到进一步发展，人们开始应用多体系统动力学软件(例如：ADAMS，DADS)建立车辆及悬架系统的复杂动力学仿真模型，并通过分析得出了许多有益结论。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。以机械CAD设计、虚拟样机仿真技术为前题,提出运用虚拟样机仿真软件ADAMS里的CAR模块分析并进行优化汽车悬架的设计方法。首先,根据悬架各部件之间的相对运动关系和各部件的参数在ADAMSCAR中建立某轿车的麦弗逊前悬架的三维CAD模型,再加上路面激励,分析悬架参数在汽车行驶中的变化规律。然后利用ADAMSInsight对建立的悬架模型进行结构优化,得到悬架系统结构的优化解。现代F1赛车的悬架为那些协同工作来达到性能要求的各个部件之间提供关键的连接。悬架是最大限度地发挥了发动机的功率，由尾翼，空气动力学套件和轮胎的抓地力产生的下压力，允许驱动力和下压力有效地结合，变成赛道上的精灵。跟公路赛车不同，驾驶舒适性不在方程式弹簧的考虑范围，阻尼比也非常硬，以确保撞击路面颠簸和路肩的影响尽可能快地缓和。弹簧吸收碰撞产生的能量，减震器在回程行程将能量释放，并阻止振荡力产生。就像是把一个球抓住而不是任由它反弹的情形。随着20世纪90年代禁止使用微机控制的可变悬架，所有的F1赛车的悬挂功能必须在没有电子控制介入的前提下发挥出来。赛车开始使用前后多连杆悬挂，大致相当于一些公路汽车双横臂式布局，使得转弯时可以通过调节悬架底部和顶部长度不等的悬臂来控制车轮外倾角。由于是离心力驱动车身前进，越低的悬臂的有限辐射范围越广，可允许轮胎的底部相对于顶部可以倾斜的更远，这对最大限度地发挥轮胎抓地力至关重要。公路车不同，F1赛车的弹簧不再直接安装在悬臂上，而是直接操纵经由推杆和双臂曲柄，这样就可以使用阻尼比更宽的软弹性装置，当受压更大的时候这样的弹簧可以变得更硬。这对减少非悬架重量（弹簧和路面之间的部件的重量）是很重要的。现代F1悬架是持续可调的。特定赛道的初始化设定会根据天气情况（下雨天悬架要软很多）和过去的经验，初始化会决定基准弹簧和减震器的设定。这些等级可能会根据车手偏好和轮胎表现进行调整，悬架的几何框架也可能因特殊情况而异。设置是根据赛道的空气动力学要求，天气情况和车手偏好（例如习惯转向不足还是转向过度），没有什么比赛车的前轮或后轮失去抓地力的极限更复杂了。目的：运用ADAMS对前悬架的虚拟设计试验仿真，并且提出优化设计的意见，获得分析车轮垂直跳动、转动与车轮前束角的变化等关系。获得相关数据，为以后做车是提供数据依据。通过专业综合训练，综合运用汽车设计课程和其他相关的理论与实际知识，掌握汽车设计的一般规律，学习正确的设计思想，培养分析和解决实际问题能力。意义：汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响到这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定性的作用。由于中国有2010年才开始举办FSAE方程式赛车的比赛，加之中国汽车制造业起步晚于发达国家，所以此次悬架设计为中国大学生方程式汽车赛出点微薄之力二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题设计（论文）的基本内容：（1）悬架系统的总体方案设计，包括对悬架系统结构形式设计和系统各零部件的总体布置设计;（2）确定悬架的主要参数，并进行相应的计算和校核（3）运用PRO/E建立三维物理模型（4）在ADAMS软件平台上建立悬架的简化物理模型，进行动力学仿真分析（5）得出优化方案拟解决的主要问题：（1）对悬架主要参数的确定（2）对悬架的主要计算（3）根究计算结果进行三维建模（4）把三维模型导入ADAMS进行运动仿真（5）根究仿真结果得出优化方案三、技术路线（研究方法）调查研究，搜集资料方案得确定，并进行计算ADAMS进行运动仿真是否合理？ N YPor/E建模结论分析撰写设计说明书四、进度安排（1）调研，资料收集，完成开题报告；第12周（2月28日 3月13日）（2）整体方案设计，完成结构示意图（手绘）第3周（3月14日 3月20）（3）结构设计计算，运动分析，第4 8周（3月21日 4月24）（4）绘制设计图第912周（4月25日 5月22）（5）编写设计说明书第13周（5月23日 5月29）（6）毕业设计（论文）审核、修改第1415周（5月30日 6月12）（7）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第16周（6月13日 6月19）五、参考文献1刘惟信，汽车设计，清华大学出版社，2001.72余志生，汽车理论，机械工业出版社，20000.103陈家瑞，汽车构造（下册），人民交通出版社，1999,54喻凡. 郭孔辉 ,车辆悬架的最优与自校正控制J . 汽车工程 ,1998 4:193 200.5居小凡，陈关龙，Formula SAE赛车的设计制造及测试，上海交通大学，2009.1.16邵晓序，基于虚拟样机技术的汽车悬架建模及仿真分析，大连理工大学，2008 11 287王其东.赵韩.李岩汽车双横臂式独立悬架机构运动特性分析，合肥工业大学学报(自然科学版)2001.068李军.邢俊文ADAMS实例教程北京：北京理工大学出版社，2002.10-809叶鸣强,王耘,胡树根基于虚拟样机技术的双横臂独立前悬架振动仿真分析及参数优化, 浙江大学机械与能源工程学院, 200510孙丽，何仁，张园园扭杆式双横臂独立悬架改型设计与运动特性分析，江苏大学，淮阴工学院 200912刘虹，王其东，基于ADAMS双横臂独立悬架的运动学仿真分析，合肥工业大学学报（自然科学版） 200713王其东，赵韩，李岩，祝少春，汽车双横臂式独立悬架机构运动特性分析，合肥工业大学学报(自然科学版) 200114Haug E J Concurrent engineering tools and technologies for mechanical system design 199315 Milliken, William F./ Milliken, Douglas L. Race Car Vehicle Dynamics Society of Automotive Engineers 2005 6六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要Abstract第1章绪论11.1 FSAE概述11.1.1 背景.11.1.2 发展与现状21.1.3 国内情况21.2 研究内容和方法3第2章独立双横臂悬架结构分析42.1 悬架的组成与分类42.1.1 悬架组成42.1.2 悬架分类42.2 独立双横臂悬架62.3 本章小结8第3章独立双横臂悬架设计93.1 设计主要依据参数93.1.1 影响平顺性参数93.1.2簧载质量与非簧载质量103.2 螺旋弹簧设计10 3.2.1 螺旋弹簧类型的选择10 3.2.2 弹簧相关计算113.3 减振器设计15 3.3.1 减震器形式的选择15 3.3.2相对阻尼系数15 3.3.3 减振器阻尼系数的确定15 3.3.4最大卸荷力的确定16 3.3.5减振器尺寸的确定163.4 导向机构的设计173.4.1 侧倾中心及横向平面内上、下横臂的布置方案173.4.2 纵向平面内上、下横臂的布置方案173.4.3 水平面内上、下横臂的布置方案183.4.4 上、下横臂长度的确定183.5 横向稳定杆设计193.5.1稳定杆直径计算193.5.2稳定杆校核203.6缓冲块203.7有限元分析213.8 本章小结30第4章基于ADAMS/View的悬架优化分析314.1 仿真软件ADAMS的介绍314.1.1 ADAMS的简介314.1.2 ADAMS软件的优点324.2悬架建模关键点的确定334.3在ADAMS/View中创建悬架模型354.3.1建模354.3.2 定制界面384.4测试悬架模型41 4.4.1 添加驱动41 4.4.2 测量数据41 4.4.3对仿真结果进行分析494.5悬架参数化504.5.1创建设计变量504.5.2设计点参数化514.5.3实体参数化544.6 设计参数的研究分析564.6.1 参数化分析方法564.6.2 设计研究564.6.3优化方案604.6.4优化结果624.6.5优化结果的评价624.7本章小结62第5章悬架实体建模635.1悬架各零件的建模635.1.1主销的建模635.1.2减震器的创建685.1.3上横臂的创建685.1.4下横臂的创建695.1.5关节轴承的创建695.2悬架的装配70 5.2.1 各件的装配705.2.2 悬架的总装725.3本章小结74结论75参考文献76致谢78附录79摘要本设计结合悬架设计知识，详细分析了悬架结构，对双横臂独立悬架进行了设计计算。在此基础上，应用虚拟样机技术，在ADAMS/View中对双横臂独立悬架进行合理简化并建模，并对模型进行了参数化，定制界面，即改变初始参数就能快速生成不同的悬架模型，提高了仿真分析以及优化设计的效率，使平台具有开放性。分析研究了所需优化的变量（前轮外倾角、车轮侧滑量）及其函数表达式。进行了悬架动力学仿真分析，研究悬架各性能参数在车轮跳动过程中的变化趋势，并指出需要改进的地方。分析每个设计变量的变化对样机性能的影响，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，并完成虚拟设计及试验。最后运用Pro/E软件对双横臂独立悬架进行实体的建立。本设计研究的目的和意义为在赛车制造前进行设计和试验仿真，并且提出改进意见，可以发现并更正设计缺陷，完善设计方案，提高设计质量和效率。关键词：双横臂；独立悬架；虚拟样机技术；优化；ADAMSABSTRACTOn the basis of the Suspension design, this paper calculated a detailed requirements for double wishbone independent suspension structure, I simplified and built a model of double wishbone independent suspension system in ADAMS/View, made the model parameters, then the model was open, and prepared the necessary measuring function. I discussed the performance of the front wheel alignment parameters in a front wheel vehicle positioning. The model was a virtual front suspension test platform. This thesis analyzed the change trend of the suspension performance parameters in the process of flopping the wheel. The impacts of its changes in the trend of design variables are also analyzed, make an optimized design of the program, with the comparative analysis to verify the feasibility of the optimization program before and after the optimization, the suspensions key data was generated, the virtual design and test were finished. Finally I used Pro/E for double wishbone independent suspension a modeling.The design for the purpose and significance of the study in car manufacturing design and test before simulation, and puts forward Suggestions of improvement can be found and corrected design flaw, perfecting the design scheme, and improve the design quality and efficiency.Keywords: Double Wishbone; Independent suspension; Virtual Prototyping Technology; Optimize; ADAMS第1章绪论1.1、FSAE概述1.1.1、背景Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会（the Society of Automotive Engineers 简称SAE）主办。SAE 是一个拥有超过60000 名会员的世界性的工程协会，致力与海、陆、空各类交通工具的发展进步。Formula SAE 是一项面对美国汽车工程师学会学生会员组队参与的国际赛事，于1980 年在美国举办了第一届赛事。比赛的目的是设计、制造一辆小型的高性能赛车。目前美国、欧洲和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事。比赛由三个主要部分组成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独的性能试验；高性能耐久性测试。Formula SAE 发展的初衷是想创立一个小型的道路赛车比赛，而现在已经发展成为一个拥有大约20 竞赛因素的大型比赛，参与者包括赛车和车队。Formula SAE 向年轻的工程师们提供了一个参与有意义的综合项目的机会。由参与的学生负责管理整个项目，包括时间节点的安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。Formula SAE 为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。Formula SAE 队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛的宗旨，参赛学生们是被一个假象的制造公司雇佣，让他们制造一辆原型车，用于量产前的各项评估。目标市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（Autocross）的非专业车手。因此，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好的表现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。另外，这些赛车的市场竞争力会因为一些附加因素，比如美观、舒适性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日产能力要达到4 辆，并且原型车的造价要低于25,000 美元。对于设计团队来说，挑战在于要在一定的时间和一定的资金限制下，设计和制造出最能满足这些目的的原型车。每一项设计将会与其他的设计一起参与比较和评估从而决出最佳整车。1.1.2、发展和现状从世界范围来看，当今有三个地区有Formula SAE 的学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。70 年代中期，几个美国大学开始主办当地的学生设计竞赛赛车。SAE MiniBaja 的名称沿袭了著名的墨西哥Baja 1000 汽车比赛。第一届SAE Mini Baja 比赛于1976 年举办，并且迅速成为一个地区性的年度比赛。比赛由三个评判标准组成，即一天的静态比赛设计、成本、陈述接着一天是各自的性能竞赛项目。Mini Baja 比赛重点强调了地盘的设计，因为每个队伍都使用一个8 匹马力的引擎，这一点无法改变。在过去的20 多年里，SAE Mini Baja 的成功超乎了每个人的预期。在SAE Mini Baja 的成功获得各界认同的同时，SAE 联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高的工程类学生竞赛，这就是Formula SAE。Formula SAE 相比SAE Mini Baja 有着许多进步和发展，引擎的限制也已经大大放宽，允许参赛车队使用610cc 以下的发动机，这极大地提升了赛车的性能表现。在发达国家，很多高校已经从事Formula SAE 超过20 年时间，拥有大量资金和试验基础的情况下，他们的作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过200km/h，0 到100km/h 加速时间一般都在4.5s 以内。从原先在SAE Mini Baja 比赛中的8hp 发动机到现今Formula SAE 中已经超过100hp 的大功率发动机，Formula SAE 在多方面都取得了惊人的成绩，并且该项比赛一直保持了发展的态势。1.1.3、国内情况中国大学生方程式汽车大赛（简称“中国FSAE”）是一项由高等院校汽车工程或汽车相关专业在校学生组队参加的汽车设计与制造比赛。各参赛车队按照赛事规则和赛车制造标准，在一年的时间内自行设计和制造出一辆在加速、制动、操控性等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车，能够成功完成全部或部分赛事环节的比赛。2010年第一届中国FSAE由中国汽车工程学会、中国二十所大学汽车院系、国内领先的汽车传媒集团易车（BITAUTO）联合发起举办。中国FSAE秉持“中国创造擎动未来”的远大理想，立足于中国汽车工程教育和汽车产业的现实基础，吸收借鉴其他国家FSAE赛事的成功经验，打造一个新型的培养中国未来汽车产业领导者和工程师的交流盛会，并成为与国际青年汽车工程师交流的平台。中国FSAE致力于为国内优秀汽车人才的培养和选拔搭建公共平台，通过全方位考核，提高学生们的设计、制造、成本控制、商业营销、沟通与协调等五方面的综合能力，全面提升汽车专业学生的综合素质，为中国汽车产业的发展进行长期的人才积蓄，促进中国汽车工业从“制造大国”向“产业强国”的战略方向迈进。中国FSAE是一项非盈利的社会公益性事业，利在当代，功在未来。项目的运营和发展结合优秀高等院校资源、整车和零部件制造商资源，获得了政府部门和社会各界的大力支持以及品牌企业的资助。社会各界对项目投入的人力支持和资金赞助全部用于赛事组织、赛事推广和为参赛学生设立赛事奖金。1.2、研究的内容和方法分析双横臂独立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，在ADAMS软件平台上建立双横臂独立悬架的简化物理模型，进行动力学仿真分析，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，建立虚拟双横臂独立选件模型，并运用Pro/E建立悬架三维物理模型。其具体路线如框图1.1所示。调研，资料收集各零件尺寸的计算悬架结构形式选择 ADAMS建模、优化不合格合格Pro/E建模完成CAD图图1.1设计路线图第2章独立双横臂悬架结构分析2.1、悬架组成和分类悬架是现代汽车上重要总成之一，他把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性的连接起来。其主要任务是传递作用在车轮很车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺行；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征，保证汽车的操作稳定性，是汽车获得高速行驶能力。悬架主要由弹性元件，导向装置与减振器等元件组成。2.1.1、悬架组成现代汽车的悬架尽管各有不同的结构型式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨迹运动。这三部分分别起缓冲，减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但是没有减振作用。减振器在车架（或车身）与车桥（或车轮）之间作弹性联系，起到承受冲击的作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车身的振动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。传力装置是指车架的上下摆臂等叉形刚架、转向节等元件，用来传递纵向力，侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。2.1.2、悬架的分类根据导向机构的结构特点，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架（1）非独立悬架非独立悬架的左右车轮装在一根整体的刚性轴或非断开式驱动桥的桥壳上，非独立悬架的优点：结构简单，制造、维修方便，经济性好；工作可靠，使用寿命长；车轮跳动时，车距、前束不变，因而轮胎磨损小；转向是，车身侧倾后轮的外倾角不变，传递侧向力的能力不降低；侧倾中心位置较低，有利于减小转向是车身的侧倾角。缺点：由于车桥与车轮一起跳动，因而需要较大的空间，影响发动机或行李箱的布置；用于驱动桥时，会使得非悬挂质量较大，不利于汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；当两侧车轮跳动高度不一致时，这跟车桥会倾斜，是左右车轮直接相互影响；在不平路面直线行驶时，由于左右车轮跳动不一致而导致的轴转向会降低直线行驶的稳定性；由于驱动桥时，驱动桥的输入转矩会引起左右车轮负荷转移。非独立悬架广泛应用于载货汽车以及大客车的前后悬架，一些全轮驱动的多用途也采用非独立悬架作为前后悬架。（2）独立悬架汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上；此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适，各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系统变得复杂起来。采用此种悬挂的轿车、客车以及载人车辆，可明显提高乘坐的舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性。而越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路或无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。与非独立悬架相比，独立悬架具有如下优点：（1）非悬架质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺性及轮胎的接地性能；（2）左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可以减少车身的倾斜和振动；（3）占用横向空间小，便于发动机的布置，可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车的质心位置，有利于提高汽车的行驶稳定性；（4）易于实现驱动轮的转向4。独立悬架的结构分有横臂式（图2.1a）、纵臂式（图2.1b）、烛式（图2.1c）、麦弗逊式（图2.1d）等多种，其中横臂式又可分为单横臂式和双横臂式4。图2.1 独立悬架的结构2.2、独立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。当上下横臂长度之比为时车轮平面倾角应不大于。图2.2为不等长双横臂前独立悬架的两种典型结构图4。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（a）无主销前转向驱动桥的双横臂悬架1，2-上、下摆臂；3-立柱；4-球头销；5-扭杆弹簧；6-横向稳定杆；7-扭杆扭转装置（b）无主销不等长双横臂前独立悬架图2.2 悬架图双横臂悬架的突出优点在于设计的灵活性，可以通过合理的选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂的长度，使得悬架具有合适的运动特性，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在个铰接点处一般采用橡胶支承。显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也就越精确。分析表明，为了减小铰接点处的作用力，应尽量增大上、下横臂间的垂直距离。当然，上下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特性是否合适。双横臂悬架可以采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭杆弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最为常见的为螺旋弹簧。双横臂悬架一般用作轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的请悬架或要求通过性的越野汽车的前、后悬架上图为双横臂悬架用于非驱动桥前悬架的结构图。当双横臂悬架用于前驱动桥的悬架时，必须在结构给摆动半轴留出位置。一种办法时将弹簧置于上控制臂上方如图2.3，这样做的缺点在于减少了上、下横臂之间的垂直距离和弹簧的行程，并且振动直接传给车身前端。另一种做法时采用专门的叉形构件为摆动半轴留出空间。如图2.4所示4。图2.3 将减振器至于上控制臂上悬架图图2.4 带叉形件的悬架安装图结合上面所述，本次设计初步选择运用于前驱动桥上独立双横悬架，其结构形式选择采用专门的叉形构件为半轴留出空间。2.3、本章小结本章对悬架的基本分类做了一个简单阐述，对独立双横臂悬架的优点进行了阐述，对独立双横臂悬架的总体布置形式做了初步的说明，给出了驱动桥和非驱动桥双横臂悬架的几种典型的布置形式，并初步选择完了悬架的类型及导向机构的形式。第3章独立双横臂悬架设计3.1、设计主要依据参数本次设计主要是第一届中国大学生方程式汽车大赛的相关参数来设计的，其具体参数如表3.1。表3-1 设计相关参数名称数值单位车长2900mm车宽1500mm车高1200mm轴距1680mm前轮距1300mm后轮距1280mm离地间隙40mm前后载荷比46:54整车整备质量280Kg总质量360Kg3.1.2、影响平顺性的参数前后载荷比46:54 汽车的偏频的计算公式如下：（3.1）其中g为重力加速度其值取g=9.8 ,、为前悬架刚度，、为前后悬架的簧载质量4。由于赛车比较注重速度，对舒适性要求不要，所以偏频n=2Hz（1）静挠度计算（3.2）（3.3）（2）动挠度计算悬架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（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。取 =70大赛规定悬架行程不小于50.8mm，所以与之和应不小于50.8。（3.4）所以满足要求。3.1.3、簧载质量与非簧载质量该车整车整备质量为280，因此最大总质量为M=280+80=360。根据刘惟信版汽车设计（表3.2）可知簧载质量占总质量的82%，非簧载质量占18% 4。因此簧载质量=36082%=295.2kg。由于前后悬架载荷比46:54得=135.8kg非簧载质量 =36018%=64.8kg得到前轮单个车轮的非簧载质量为15。3.2、螺旋弹簧设计3.2.1、螺旋弹簧类型的选择采用了车辆中普遍使用的螺旋弹簧。将弹簧与阻尼元件隐藏在车身中，利用推拉杆和摇臂盘的组合，达到外置式悬架同样的效果。真实比赛中，由于天气、温度、赛道形式等因素，需要通过不同的悬架参数设定来确保赛车的表现，通过独特的机构，可以方便地改变悬架参数，达到比赛需要。由于赛车高速中受到的冲击是巨大的，如果弹簧刚度过大，会导致悬架特性过硬，在设计方案中可以采用较小刚度的弹簧，或者利用摇臂盘的联接点比例关系来调节弹簧的最大工作载荷。取一个比较小的弹簧最大工作，最大变形量为50mm。图3.1 弹簧结构图表3.2 簧载质量与非簧载质量比例关系悬架类型双横臂，螺旋弹簧，中央制动器13%87%6.714.9%DE Dion桥，螺旋弹簧，中央制动器15%85%5.717.6%双横臂，螺旋弹簧18%82%4.622%纵臂，螺旋弹簧18%82%4.622%DE Dion桥，螺旋弹簧20%80%4.025%整体刚性桥，导向杆系，螺旋弹簧22%78%3.528.2%整体刚性桥，钢板弹簧26%74%2.835.1%3.2.2、弹簧的关计算（1）选材料，确定许用应力根据弹簧所受载荷特性，选用C 级油淬火回火硅锰弹簧钢丝（60si2MnA），可知=（0.4-0.47）；与d 有关，初选d=8mm，查机械手册得： =1618 ， =（0.4-0.47） =647.2-760.46，取（2）初选旋绕比表3-3旋绕比的推荐值d0.2-0.40.5-11.5-2.22.5-67-1618-50C7-45-125-104-94-84-6初选C=7（3）求出曲度系数K （3.5）（3.6）由此可知，当d=8mm时的初算值不满足强度要求条件，应重新计算，为了得到合适的组合，取d=10mm，对应=730；C=6。则求出K：符合强度要求（4）弹簧外径（3.7）（5）有效线圈（3.8）取=6 两端各取一圈支承圈，则弹簧的总圈数为8（6）完全并紧高（3.9）（3.10）（7）设计、（3.11）初步选择，（8）确定，（9）计算、和为弹簧完全并紧时的载荷，为工作压缩极限位置时的载荷，为台架试验伸张、压缩极限位置对应的载荷。（3.12）（3.13）（3.14）（3.15）（10）计算剪切应力，（3.16）（3.17）（3.18）（11）校核所以强度符合要求。（12）寿命计算（3.19）（3.20）（3.21）（13）弹簧自由高和最小工作高度（3.22）（14）稳定性校核当弹簧的自由高与中径之比小于2.5时弹簧就稳定，否则弹簧就不稳定15。（3.23）所以弹簧稳定。3.3、减振器设计3.3.1、减振器及其形式的选择减振器主要用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡及来自路面的冲击。在经过不平路面时，虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动，但弹簧自身还会有往复运动，而减震器就是用来抑制这种弹簧跳跃的。减震器太软，车身就会上下跳跃，减震器太硬就会带来太大的阻力，妨碍弹簧正常工作。悬架用得最多的减震器是内部充有液体的液力式减震器。汽车车身和车轮振动时，减震器的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，这把这种减震器称为单向作用式减震器；反之称为双向作用式减震器。本设计选用双向作用式减震器。根据结构形式不同，减震器分为摇臂式和筒式两种筒式减震器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。本设计选用充气减震器3.3.2、相对阻尼系数式中为阻力，为减振器阻尼系数。图3.2 减振器的阻力-位移特性与阻力-速度特性（式中c为悬架刚度，为簧载质量）（3.24）由式3.24可知减振器的阻尼力作用在不同刚度c和簧载质量式会产生不同的阻尼效果，值大，振动能衰减的快，同时也会将较大的路面冲击传到车身。值小则相反，振动衰减的比较慢，但是传到车身的冲击也较小。因此通常取减振器的压缩行程的值取小些，伸张行程时的取的大些。并保持=（0.250.50）的关系，设计时取与的平均值，的范围时0.250.35。初取=0.30。3.3.3、减振器阻尼系数的确定（3.25）（3.26）（3.27）3.3.4、最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时活塞的速度为卸荷速度。（一般为，A为车身振幅，取，为悬架固有频率）（3.28）（3.29）3.3.5、减振器尺寸的确定由于减振器有尺寸系列所以只要算出工作缸直径就可以按照标准选择。 (为工作缸最大允用压力一般取 34 ，为连杆与缸筒直径之比，双筒式一般取0.40.5。取) （3.30）取。贮油筒直径取壁厚为,材料为20钢。工作缸行程，有效行程，减振器总长。3.4、导向机构设计3.4.1、侧倾中心及横向平面内上、下横臂的布置方案双横臂式独立悬架的侧倾中心由图3.3所示方式得出。图3.3 双横臂式独立悬架侧倾中心的确定初选；已知可计算出侧倾中心高度：（3.31）式中：（3.32）所以侧倾中心高度符合在独立悬架中侧倾中心高度前悬架0120mm的要求。3.4. 2、纵向平面内上、下横臂的布置方案为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律是：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧压缩时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生的防止制动前俯的力矩。纵向平面内上、下横臂有六种布置方案，如图3.4所示。（a）（b）（c）（d）（e）（f）图3.4 纵向平面内上、下横臂轴布置方案第1、2、6方案主销后倾角的变化规律比较好，在现代汽车设计中被广泛采用，这里我初选第2种方案,所以。3.4.3、水平面内上、下横臂的布置方案水平面的布置方案有三种，如图3.6所示。（a）（b）（c）图3.6 水平面内上、下横臂轴的布置方案初取。 3.4.4、上、下横臂长度的确定汽车悬架设计时，希望轮距变化更小，以减少轮胎磨损，提高其使用生命，因此应选择上、下横臂长度之比在0.6附近；为保证汽车具有更好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化更小，这时应选择上、下横臂长度之比在1.0附近。根据我国乘用车设计的经验，在初选尺寸时取上、下横臂长度之比为0.7为宜。因此本设计初选尺寸下摆臂长度，即上摆臂长度。3.5、横向稳定杆设计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。3.5.1、稳定杆直径计算由公式（3.33）式中为角刚度，为材料弹性模量，取，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所示8。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。、由于轮距为1300，所以初步选取, , , （3.34）悬架侧倾角刚度的计算：（为轮距，为线形刚度）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。取，则（3.35）取。图3.7稳定杆结构尺寸图3.5.2、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，=。（3.36）（2）弯曲应力截面在弯矩的作用下产生的弯曲应力。（3.37）综上所述稳定杆的强度和刚度都满足要求。3.6、缓冲块为了防止悬架被“击穿”所造成的撞击，在车轮上跳到一定行程时，与主弹性元件（如螺旋弹簧）并联一个非线性程度很强的弹性元件，这就是缓冲块。用它来限制悬架行程，以吸收从车轮传到车身上的冲击载荷由于方程式赛车的减震器是安装在车身上的，所以缓冲块装在下横臂安装推杆的支承座上来限制车轮的跳动为上下50mm，当车轮运动到极限位置时，下横臂与水平面的夹角为（3.38）下横臂的运动夹角的范围-7.6到7.6通过计算可知当下横臂运动到极限位置时推杆与水平的夹角为42和56缓冲块的基本尺寸3.8如图图3.8缓冲块的尺寸图3.7、有限元分析本次设计主要针对主要零部件进行有限元分析，包括上横臂和下横臂零件。在分析中为了便于网格划分，我们忽略了一些对整体受力分析影响很小的特征。下面来进行具体的操作及结果的分析。在ADAMS中测量出上下横臂与主销之间的加速度如图3.8,3.9。图3.8 上横臂的加速度图3.9 下横臂的加速度通过得到：上横臂受到的力下横臂受到的力能得到上下横臂弯矩图，如图3.10，3.11图3.10上横臂弯矩图图3.11 下横臂弯矩图计无缝钢管强度许用上横臂：（3.39）下横臂：（3.40）在ANSYS先定义属性，单元属性主要包括：单元类型、实常数、材料常数。典型的实常数包括：厚度、横截面积、高度、梁的惯性矩等。材料属性主要包括：弹性模量、泊松比以及材料密度等；网格划分：本设计中主要采用自由网格划分，模型自由划分可采用以下途径划分网格Meshing/MeshTool选中Smart Size复选框，将精度设置为4，单击Mesh/Pick All；施加约束及载荷：在横臂的有二个插头的一段固定，另一端施加载荷，最后就是看结果了。上横臂: 总变形如图3.12所示。图3.12总位移变形图下面是X Y Z方向位移及总变形量云图。图3.13 X方向变形云图图3.14Y方向变形云图图3.15 Z方向变形云图图3.16 总变形云图变形量分析：从图中可以看出XYZ方向的变形量都是在小数点后五位。变形量非常小，充分满足刚度要求。应力结果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X方向应力)、SY（Y方向应力）、SZ（Z方向应力）、SEQV（综合应力）。如下图所示；应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。X方向最大应力为3042Pa，Y方向最大应力18849Pa，Z方向最大应力为6457Pa，综合应力最大值为26231Pa。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均小于材料的需用应力=900MPa，充分满足强度要求。图3.17 X方向应力状况云图图3.18 Y方向应力状况云图图3.19 Z方向应力状况云图图3.20 综合应力状况云图下横臂：总变形如图3.12所示。图3.21总位移变形图下面是X Y Z方向位移及总变形量云图。图3.22X方向变形云图图3.23Y方向变形云图图3.24 Z方向变形云图图3.25 总变形云图变形量分析：从图中可以看出XYZ方向的变形量都是在小数点后五位。变形量非常小，充分满足刚度要求。应力结果：General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX(X方向应力)、SY（Y方向应力）、SZ（Z方向应力）、SEQV（综合应力）。如下图所示；应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。X方向最大应力为3513Pa，Y方向最大应力12220Pa，Z方向最大应力为6477Pa，综合应力最大值为26231Pa。无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均小于材料的需用应力=900MPa，充分满足强度要求。图3.26 X方向应力状况云图图3.27 Y方向应力状况云图图3.28 Z方向应力状况云图图3.29 综合应力状况云图3.8、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，减振器相关参数的确定，导向机构中各参数的确定，上、下横臂的结构形式的确定，并且确定其基本尺寸初步计算了稳定杆的直径和长度，并进行校核，设计缓冲块的尺寸，并进行有限元分析。第4章基于ADAMS/View的悬架优化分析机械也称机械系统，它是由可以相对运动的刚体通过运动副或约束联接形成的多刚体系统。汽车就是一种典型的机械系统，在汽车机械系统运动学、动力学分析中，前悬架占有重要的地位。本章将应用ADAMS软件，建立并模拟计算汽车前悬架模型。当建立悬架的模型前，为了建模和分析的方便，需要作以下几个假设：（1）各运动副均为刚性连接，且内部间隙和摩擦力忽略不计；（2）摆臂轴和悬架端与车身连接处球销的橡胶衬套是刚性的；（3）转向拉杆与中间拉杆的球连接用万向节表示，这就取消了拉杆绕它的纵向轴的旋转运动；（4）轮胎为刚性的；（5）悬架上下缓和块可简化为线性弹簧和阻尼；（6）仅研究悬架特性时，车身相对地面假设不动；（7）为模拟地面不平引起的激励，假想它与轮胎直接接触，与地面之间通过移动副相连，可垂直地上下运动12。4.1、仿真软件ADAMS的介绍4.1.1、ADAMS的简介机械系统分析软件ADAMS是世界上应用广泛的机械系统动力学仿真分析软件。它是有美国学者蔡斯等人利用多刚体动力学理论，选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的三个直角坐标和反映刚体方位的欧拉角为广义坐标编制的计算程序。ADAMS软件应用了解决刚性积分问题的方法，并采用稀疏矩阵技术提高了计算效率。用户利用ADAMS软件可以建立和测试虚拟样机，实现在计算机上仿真分析复杂机械系统的运动性能。目前ADAMS软件在汽车和航天等领域得到广泛的应用。利用ADAMS软件，用户可以快速、方便地创建完全参数化的几何模型。该模型可以是在ADAMS软件中直接建造的简化几何模型，也可以是从其他CAD软件中转过来的造型逼真的几何模型；然后，在几何模型上施加力和力矩及运动激励；最后执行一组与实际状况十分接近的运动仿真测试，得到实际机械系统工作过程的运动仿真13。ADAMS软件采用模拟样机技术，将多体动力学的建模方法与大位移及非线性分析求解功能相结合。机械系统分析软件ADAMS使用交互式图形环境和部件库、约束库、力库，用堆积木式方法建立三维机械系统参数化模型并通过对其运动性能的仿真分析和比较来研究“虚拟样机”可供选择的设计方案。ADAMS仿真可用于估计机械系统性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的载荷输入。ADAMS的核心仿真软件包有交互式图形环境ADAMS/View和仿真求解器ADAMS/Solver。还有建模用集成用、显示用、扩展模块。ADAMS软件包括3个最基本的解题程序模块：ADAMS/View（基本环境）、ADAMS/Solver（求解器）和ADAMS/Postprocessor（后处理）。另外还有一些特殊场合应用的附加程序模块，例如：ADAMS/Car（轿车模块）、ADAMS/Rail（机车模块）、ADAMS/Driver（驾驶员模块）、ADAMS/Tire（轮胎模块）、ADAMS/Linear（线性模块）、ADAMS/Flex（柔性模块）、 ADAMS/Control（控制模块）、 ADAMS/FEA （有限元模块）、 ADAMS/Hydraulics（液压模块）、 ADAMS/Exchange（接口模块）、 Mechanism/Fro（与Pro/Engineer的接口模块）、ADAMS/Animation（高速动画模块）等。下面介绍一下ADAMS/View软件的基本模块12。ADAMS/View（基本环境）是以用户为中心的交互式图形环境，它提供丰富的零件几何图形库、约束库和力库，将便捷的图标操作、菜单操作、鼠标点取操作与交互式图形建立模型、仿真计算、动画显示、优化设计、曲线图处理、仿真结果分析和数据打印等功能集成在一起。4.1.2、ADAMS软件的优点ADAMS软件一方面是机械系统动态仿真软件的应用软件，用户可以运用该软件非常方便地对虚拟样机进行静力学、运动学和动力学进行分析。另一方面，又是机械系统动态仿真分析开发工具，其开放性的程序结构和多种接口，可以成为特殊行业用户进行特殊类型机械系统动态仿真分析的二次开发工具平台。在产品的开发过程中，工程师通过应用ADAMS软件会收到明显效果：（1）分析时间由数月减少为数天；（2）降低工程制造和测试费用；（3）在产品制造出之前，就可以发现并更正设计错误，完善设计方案；（4）在产品开发过程中，减少所需的物理样机数量；（5）进行物理样机测试有危险、费时和成本高时，可利用虚拟样机进行仿真分析；（6）缩短产品的开发周期。传统悬架系统设计、试验、试制过程中必须边试验边改进，从设计到试制、试验、定型，产品开发成本较高周期长。运用机械系统动力学分析软件ADAMS进行仿真分析以及优化设计，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，明显提高产品质量，提高产品的系统及性能获得最优化和创新的设计产品7。4.2、悬架建模关键点的确定悬架的简化模型如4.1图。图4.1 悬架简化图悬架简化后各点的空间位置如图4.1所示选择下横臂与主销连接点为坐标原点即取上横臂的长度用DV_4表示，下横臂的长度用DV_7表示，主销长度用DV_1表示，转向节臂长为，主销后倾角为,下横臂斜置角，上横臂斜置角，前轮前束因此各关键点的空间坐标为：表4.1 关键点坐标表XYZLCA_outer000LCA_inner36000UCA_outer21.78248.90-8.69UCA_inner268.94205.03-30.95Tie_rod_outer350124.5-105Tie_rod_inner30124.5-110Knuckle_outer-140124.5-4.5Knuckle_inner11124.5-4.5为了方便下一步的建模把这些关键点裂成表格形式如表4.14.3、在ADAMS/View中创建悬架模型4.3.1、建模（1）创建新模型首先启动ADAMS/View。在欢迎对话框中选择“Create a new model”，在模型名称（Model Name）栏中输入“susp”，其它选项栏中选择系统默认的选项，按“OK”。（2）设置工作环境在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毫米、千克、牛顿、秒、度和赫兹（如图4.2所示）。在ADAMS/View菜单栏中，选择设置（Setting）菜单中的（Working Grid）命令，将网格X方向和Y方向的大小分别设置为750和800，将网格的间距设置为50（如图4.3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4.4所示）。在ADAMS/View菜单栏中，选择设置（Setting）菜单中的（Icons）命令，将图标大小设置为507。（3）创建设计点图图4.2 单位设置窗口点击ADAMS/View中零件库的点（Point），选择“Add to Ground”和“Dont Attach”，在工作窗口创建如图4.5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。图4.3 工作网格设置窗口图4.4 重力设置窗口（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：上横臂（UCA），下横臂（LCA），转向节（Knuckle），主销（King_pin），转向拉杆（Tie_rod），车轮（Wheel）。建模完成后的悬架模型如图4.6所示。图4.5 列表编辑器图4.6 悬架模型（5）创建测试平台点击ADAMS/View中零件库的点（Point），选择“Add to Ground”和“Dont Attach”，在（-340，-191.5，-204.5）处建一个点，并以该点为对角点建立一个长400mm宽400mm高50mm的长方体，并以长方体的质心为中心创建一个直径为60mm高200mm的圆柱体，它与长方体组成测试平台。创建测试平台后的模型如4.7所示。图4.7 建测试平台后的模型（6）创建连接副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。具体的连接副类型及位置如表4-2所示。点击ADAMS/view中约束库的球副（Spherical Joint），设置球副的选项为“2 Bod_1Loc”和“Normal To Grid”，选择上横臂（UCA）和主销（Kingpin）为参考物体，选择设计点“UCA_outer”为球副的位置点，创建上横臂和主销之间的约束副。同理创建下横臂（LCA）和主销(Kingpin）之间的球副，球副的位置为“LCA_outer”，转向杆（Pull_arm）和拉杆(Tie_rod)之间的球副，球副的位置点为设计点“Tie_rod_outer”。设置球副的选项为“1Location”和“Normal To Grid”选择设计点“Tie_rod_inner”，创建拉杆和大地之间的球副。按照上面所述的方法，创建拉臂和主销、车轮和转向节、转向节和主销之间的固定副，固定副的位置都为“Kingpin_inner”。同理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。表4.2 悬架模型连接副明细表连接副类型连接副图标第一构件第二构件连接副位置旋转副Revolute JointUCAGroundUCA_inner旋转副Revolute JointLCAGroundLCA_inner球副Spherical JointKingpinUCAUCA_outer球副Spherical JointKingpinLCALCA_outer球副Spherical JointPull_armTie_rodTie_rod_outer球副Spherical JointTie_rodGroundTie_rod_inner固定副Fixed JointKingpinKnuckleKnuckle_inner点面约束副Inplane Joint PrimitiveWheelTest_patchTest_Patch.cm移动副Translational JointTest_patchGroundTest_Patch.cm（7）保存模型在ADAMS/View中，选择“File”菜单中的“Save Datebase As”命令，将悬架模型保存在工作目录中。4.3.2、定制界面在ADAMS/view菜单栏中，选择ToolsDialog BoxCreate，制作初始参数修改的对话框。选择Dialog BoxNew弹出命名窗口，在Name中输入“Modify_Kingpin_parameter”做为文件名，勾选如图4.8中选项，单击OK。弹出如图4.9的界面制作窗口。图4.8 命令窗口图图4.9 修改参数界面选择Createslider,用鼠标在界面的合适位置单击，在界面上的相应位置就出现了标注为slider_1图标，把这个图标做为变量kingpin length的图标进行修改其属性。双击该图标，弹出界面修改对话框，Attributes中选择Layout,输入slider_1在界面中的位置和尺寸，如图4.10。图4.10滑动条位置编辑窗口在Attributes中选择Value在下面的对话框中输入kingpin length的标准值和最大以及最小值。如图4.11。图4.11输入变量值窗口在Attributes中选择Commands，输入该变量kingpin length的表达式：variable set variable=.susp.DV_1 real=$slider _1。同理制作其它的滑动条slider标签l。滑动条只需改名，输入其表达式。制作完的修改主销参数、上横臂参数和下横臂参数界面如图4.13、图4.14和图4.15。图4.13 修改主销参数界面图4.14 修改下横臂参数界面图4.15 修改上横臂参数界面保存界面，在界面中输入数值，发现模型变化了。在此对话框中能很方便的修改初始参数，由于整个前悬架模型已经参数化了，不同的初始参数就对应不同的悬架，因此平台具有了通用性。4.4、测试悬架模型4.4.1、添加驱动点击ADAMS/View中驱动库的直线驱动（Translational Joint Motion）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。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。4.4.2、测量数据（1）测量主销内倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，如图4.16所示，创建新的测量函数。图4.16 新建测量函数命令在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Kingpin_Inclination，一般属性（General Attributes）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：ATAN（DX（MARKER_1, MARKER_5）/DY（MARKER_1, MARKER_5）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“Displacement along X”，测量两点在X方向的距离，按，如图4-17所示。系统弹出助理对话窗，在“To Marker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：Marker1，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“LCA_inner”处的Marker：Marker5，如图4-18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4.17 函数编辑器图4.18测量两点在X轴方向距离图4.19测量两点在Y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“Displacement along Y”，在“To Marker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：Marker1，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“LCA_inner”处的Marker：Marker4，如图4.19所示，按“OK”。就完成了测量主销内倾角的表达式输入。同时，系统生成主销内倾角变化的测量曲线，如图4.20所示。经过分析发现主销内倾角并不是固定等于图4.20 主销内倾角变化曲线（2）测量主销后倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Caster_Anger，一般属性（General Attributes）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（DZ（MARKER_1, MARKER_5）/DY（MARKER_1, MARKER_5）由软件自动生成的主销后倾角曲线（如图4.21）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4.21 主销后倾角变化曲线（3）测量车轮外倾角在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Camber_Anger，一般属性（General Attributes）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（DY（MARKER_10, MARKER_36）/DX（MARKER_10, MARKER_36）自动生成车轮外倾角变化曲线，如图4.22。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4.22 前轮外倾角变化曲线（4）测量车轮接地点侧向滑移量首先,在车轮（Wheel）上创建Marker，ID为Wheel.Marker_43，修改它的位置为（-340，-191.5，-204.5）；然后在大地上创建Marker，ID为Groung.Marker_44，它的位置与Wheel.Marker_43的相同。在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）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_43, MARKER_44）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，如图4.23所示。图4.23 车轮侧向滑移量曲线（5）测量车轮跳动量在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Wheel_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_43, MARKER_44）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，如图4.24所示。图4.24 车轮跳动量曲线（6）测量前轮前束在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildMeasureFunctionNew，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（Measure Name）栏输入：Toe_Anger，一般属性（General Attributes）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（DZ（MARKER_10, MARKER_36）/DX（MARKER_10, MARKER_36）自动生成车轮外倾角变化曲线，如图4.25。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4.25 前轮前束角变化曲线（7）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，系统进入定制曲线窗口。图4.26 选择曲线类型选择曲线的数据来源为测量值（Measure），如图4.26所示。在“Independent Axis”栏中，点击“Data”，选择主销内倾角（Kingpin_Inclination）的测量曲线为定制曲线的X轴，如图4.27所示，按“OK”。选择车轮跳动量（Wheel_Travel）为定制曲线的Y轴，如图4.28所示，按“Add Curves”，创建主销内倾角相对于车轮跳动的变化曲线，如图4.29所示。点击“Independent Axis”栏中的“Data”，分别选择主销后倾角（Caster_Anger）、车轮外倾角（Camber_Anger）、前轮前束角(Toe_Anger)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，选择“One Curve Per Plot”，再分别创建主销后倾角相对于车轮跳动量的变化曲线，如图4.30，车轮外倾角相对于车轮跳动量的变化曲线，如图4.31，前轮前束角相对车轮跳动量的变化曲线，如图4.32，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4.33。图4.27 选择定制曲线的X轴图4.28 选择定制曲线的Y轴图4.29 主销内倾角随车轮跳动的变化曲线图4.30 主销后倾角随车轮跳动的变化曲线图4.31 前轮外倾角随车轮跳动的变化曲线图4.32 前轮前束随车轮跳动的变化曲线图4.33 前轮接地点侧向滑移量随车轮跳动的变化曲线4.4.3、对仿真结果进行分析（1）主销内倾角的变化由图4.20中可以看到，主销内倾角在车轮跳动从最低点到最高点的过程中3.20逐步增大到7.25。在允许范围08内2。（2）主销后倾角的变化由图4.21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2.063增大到2.078，在许用范围23内2。（3）前轮外倾角的变化由图4.22中可以看到，前轮外倾角在车轮跳动从最低点到最高点的过程中，从-2.25增大到1.75，前轮外倾角的许用的范围为03，因此前轮外倾角需要调小一些4。（4）前轮前束的变化由图4.23中可以看到，前轮前束角在车轮跳动从最低点到最高点的过程中，从0增加到10mm。前轮前束一般为012mm，在许用范围内1。（5）车轮侧滑量的变化由图4.25中可以看到，车轮侧滑量在车轮跳动从最低点到最高点的过程中，最大侧滑量达到了7.5mm，在车轮跳动到最高点时侧滑量为3mm，因此车轮侧滑量是优化的重点，减小轮胎的磨损11。4.5、悬架参数化4.5.1、创建设计变量在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildDesign Variable New，如图4.34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”（此变量代表主销长度），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“length”，变量的标准值（Standard Value ）取250，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为200，输入变量的最大值（Max Value）为300，如图4-35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”（此变量代表主销内倾角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取5，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为0，输入变量的最大值（Max Value）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”（此变量代表主销后倾角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取-2，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为-3，输入变量的最大值（Max Value）为0，按“Apply”，创建设计变量“DV_3”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_4”（此变量代表上横臂长），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Length”，变量的标准值（Standard Value ）取250，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为200，输入变量的最大值（Max Value）为300，按“Apply”，创建设计变量“DV_4”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_5”（此变量代表上横臂在横向平面的倾角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取5，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为0，输入变量的最大值（Max Value）为10，按“Apply”，创建设计变量“DV_5”。图4.34 创建设计变量命令图4.35 创建设计变量对话框在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_6”（此变量代表上横臂斜置角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取10，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为5，输入变量的最大值（Max Value）为15，按“Apply”，创建设计变量“DV_6”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_7”（此变量代表下横臂长度），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Length”，变量的标准值（Standard Value ）取360，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为300，输入变量的最大值（Max Value）为400，按“Apply”，创建设计变量“DV_7”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_8”（此变量代表上横臂横向平面内的倾角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取0，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为-5，输入变量的最大值（Max Value）为5，按“Apply”，创建设计变量“DV_8”。在设计变量对话框中，变量名称（name）取系统默认的“DV_9”（此变量代表下横臂斜置角），变量类型（Type）选择“Real”，变量单位（Units）选择“Angle”，变量的标准值（Standard Value ）取0，在“Value Range by”栏中选择“Absolute Min and Max Values”，输入变量的最小值（Min Value）为-5，输入变量的最大值（Max Value）为5，按“Apply”，创建设计变量“DV_9”。4.5.2、设计点参数化将光标放置在设计点“UCA_outer”，按鼠标右键，选择“Modify”，系统弹出列表编辑器，选择设计点“UCA_outer”的X坐标，在列表编辑器顶部输入窗中，按鼠标右键，选择Parameterize Expression Builder，如图4-36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“UCA_outer”的X坐标函数表达式（见图4.37）：（LCA_outer.loc_x + DV_1 *cos（DV_3） * Sin（DV_2）10。具体的输入方法如下：在函数编辑器下部的“Getting Object Date”栏中选择“Design Point”，输入设计点“LCA_outer”的名称（可以通过鼠标右键拾取），按“Get Date Owned ByObject”按钮，如图4.38所示，可以获得设计点的相关数据。系统弹出选择数据对话框，选择“Loc_X”如图4.39所示，按“OK”，系统选取设计点“LCA_outer”的坐标值：“LCA_outer.loc_x”。在“Getting Object Date”栏中选择“Design Variable”，输入设计变量“DV_1”的名称，按“Insert Object Date”按钮，如图4.40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7。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“Fuction Value”中显示出来，如图4.41所示。按函数编辑器的“OK”键，将函数表达式输入到设计点“UCA_outer”的X坐标栏中。图4.36 选择表达式编辑器图4.37 函数编辑器图4.38 获得目标数据选项图4.39 选择数据对话框图4.40 获得目标数据对话框重复以上步骤，在设计点“UCA_outer”的Y坐标栏中输入表达式：（LCA_outer.loc_y + DV_1 * COS（DV_2）* COS（DV_3）；在设计点“UCA_outer”Z坐标栏中输入表达式：（LCA_outer.loc_z + DV_1 * COS（DV_2）* SIN（DV_3）；在设计点“UCA_inner”的X坐标表达式：（UCA_outer.loc_x + DV_4 * COS（DV_5）* COS（DV_6）；在设计点“UCA_inner”的Y坐标表达式：（UCA_outer.loc_y - DV_4 * COS（DV_6）* SIN（DV_5）；在设计点“UCA_inner”的Z坐标表达式：（UCA_outer.loc_z + DV_4 * COS（DV_5）* SIN（DV_6）；在设计点“LCA_inner”的X坐标表达式：（LCA_outer.loc_x + DV_7 * COS（DV_8） * COS（DV_9）；在设计点“LCA_inner”的Y坐标表达式：（LCA_outer.loc_y + DV_7 * COS（DV_9）* SIN（DV_8）；在设计点“LCA_inner”的Z坐标表达式：（LCA_outer.loc_z - DV_7 * COS（DV_8） * SIN（DV_9）；在设计点“Knuckle_inner”的X坐标表达式：（LCA_outer.loc_x + 125 * COS（DV_3）* SIN（DV_2）；在设计点“Knuckle_inner”的Y坐标表达式：（LCA_outer.loc_y + 125 * COS：（DV_2）* COS（DV_3）；在设计点“Knuckle_inner”的Z坐标表达式：（LCA_outer.loc_z + 125 * COS：（DV_2）* SIN：（DV_3）；在设计点“Knuckle_outer”的X坐标表达式：（knuckle_inner.loc_x - 150 ）；在设计点“Knuckle_outer”的Y坐标表达式：（knuckle_inner.loc_y）；在设计点“Knuckle_outer”的Z坐标表达式：（knuckle_inner.loc_z）。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。4.5.3、实体参数化在ADAMS/View的工作窗口中，将光标放置在主销（Kingpin）上，按鼠标右键，如图4.41所示，修改主销的圆柱体。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4.42所示，按“OK”，完成主销的参数化9。图4.41 下拉式菜单图4.42 修改圆柱体对话框同样，将上横臂（UCA）的圆柱体长度（Length）设置为变量“DV_4”，将下横臂（LCA）的圆柱体长度（Length）设置为变量“DV_7”。将拉臂（Pull_arm）的圆柱体长度（Length）用下面的函数表达式表示，如图4.43所示：（SQRT（knuckle_inner.loc_x-Tie_rod_outer.loc_x）*2+（knuckle_inner.loc_y- Tie_rod_outer.loc_y）*2+（knuckle_inner.loc_z- Tie_rod_outer.loc_z）*2）9。通过以上步骤，对设计点参数化影响的主销、上横臂、下横臂和拉臂的长度进行了参数化。图4.43 函数编辑器4.6、设计参数的研究分析4.6.1、参数化分析方法在参数化分析中，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；（2）试验设计（Design of Experiments，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；（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19。4.6.2、设计研究本文采用设计研究（Design Study）方法来分析每个设计变量对样机性能的影响程度。由于主销内倾角、注销后倾角、前轮前束等都满足设计要求，因而在此不做研究。所以本文主要针对车轮侧滑量和车轮外倾角进行设计研究。主要目的是减少车轮的磨损，提高车轮的使用寿命。（1）对车轮侧滑量设计研究以上横臂长度为研究对象，让此变量从最小到最大分8阶段变化，得到车轮侧滑量随DV_4变化图，如图4.44所示，横坐标为时间。图4.44 DV_4对车轮侧滑量变化影响图以下横臂为研究对象，让此变量从小到大分10阶段变化，得到车轮侧滑量随DV_7变化图，如图4.45所示，横坐标为时间。图4.45 下横臂变化对车轮侧滑影响图图4.46 DV_5变化对车轮侧滑影响图图4.47 DV_8变化对车轮侧滑影响图以上横臂与汽车纵向平面的夹角为研究对象，让此变量从小到大分8阶段变化得到车轮侧滑量随DV_5变化图，如图4.46所示，横坐标为时间。以上横臂与汽车纵向平面的夹角为研究对象，让此变量从小到大分8阶段变化得到车轮侧滑量随DV_8变化图，如图4.47所示，横坐标为时间。（2）对前轮外倾角的设计研究以上横臂长度为研究对象，让此变量从最小到最大分8阶段变化，得到车轮外倾角随DV_4变化图，如图4.48所示，横坐标为时间。图4.48 DV_4对前轮外倾角影响图以下横臂长度为研究对象，让此变量从最小到最大分8阶段变化，得到车轮外倾角随DV_7变化图，如图4.49所示，横坐标为时间。图4.49 DV_7对前轮外倾角影响图以上横臂与汽车纵向平面的夹角为研究对象，让此变量从小到大分8阶段变化得到前轮外倾角随DV_5变化图，如图4.50所示，横坐标为时间。图4.50 DV_5对前轮外倾角影响图以下横臂与汽车纵向平面的夹角为研究对象，让此变量从小到大分8阶段变化得到前轮外倾角随DV_8变化图，如图4.51所示，横坐标为时间。图4.51 DV_8对前轮外倾角影响图从以上图中可以看到，上、下横臂长度DV_4、DV_7对车轮侧向滑动的影响不大，相对上、下横臂对侧滑的影响，上、下横臂与纵向平面的夹角DV_5、DV_8的影响更大一些。上、下横臂长度与上、下横臂与纵向平面的夹角对前轮外倾角的影响与对侧滑的影响相似，上、下横臂长度与纵向平面的夹角对其的影响比上、下横臂长度的影响要大。4.6.3、优化方案表4.3优化的参数变量名初始值DV_1250mmDV_4250mmDV_510DV_7360mmDV_80结合4.4节的仿真结果和4.6.1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）DV_4 要增大一些，有利于减小前轮外倾角、车轮侧滑量的变化；（2）DV_5要减小，可以平缓前轮外倾角、车轮侧滑量的变化；（3）增大DV_7，减小DV_8均有利于减小前轮外倾角、车轮侧滑量。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4.4调整后参数值变量名调整后的值DV_1260mmDV_4300mmDV_58DV_7370mmDV_804.6.4、优化结果通过4.4节参数修改界面，修改所有设计变量的初始值以后，模型自动更新，再次进行运动学仿真，得到各目标参量的变化曲线。如图4.52所示，优化后主销内倾角在车轮跳动过程中从3.207.25变化为1.8824.422，主销内倾角的变化范围减小，所以更加符合要求。如图4.53所示，优化后前轮外倾角在车轮跳动过程中从-1.75 增大到0.4，达到设计要求。如图4.54所示，在车轮跳动过程中从-0.21增加到2.82，优化后前轮前束角变化趋势明显好转。如图4.55所示，优化后车轮侧滑量的变化趋势明显好转，由优化前的3mm7mm变化为0mm6mm，车轮的侧滑量明显减小了。图4.52 优化后主销内倾角变化曲线图4.53 优化后前轮外倾角变化曲线图4.54 优化后前轮前束角变化曲线图4.55 优化后车轮侧滑量变化曲线4.6.5、优化结果的评价从上一节的优化结果可以看出，主销内倾角随车轮跳动过程中从3.207.25变化为2.0672.077，更加接近于许用范围018。特别是随车轮跳动时，车轮的侧向滑移量从原来的37mm变为06mm减小了车轮的侧向滑动，达到了本次设计的要求减小车轮侧滑量。虽然在减小侧向滑移量的同时有些变量有向着负面方向变化的趋势，但是其变化量不大，对悬架的总体性能影响不大。总体来说，优化后各需要优化量的变化趋势都比较满意，比优化前都有了较好的调整，达到了改进的目的。4.7、本章小结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AMAMS软件进行优化设计，得到最佳的悬架导

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