基于ADAMS轿车悬架设计与仿真设计

1、基于ADAMS的汽车悬架设计与仿真摘要悬挂系统是汽车车架与车桥或车轮之间所有传力连接装置的总称。典型的悬架结构由弹性元件、导向机构和减震器组成，对汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性有重要影响。本文所研究模型的悬架系统为前麦弗逊悬架和后多连杆悬架。这种悬挂系统不仅具有出色的平顺性和机动性，而且更好地控制了成本，具有很强的代表性。 ADAMS/CAR模块有专门的悬架系统运动学分析模板，可以轻松建立各种结构形式的悬架，快速获取悬架30多个参数的性能曲线，轻松修改设计参数。并调整以发现其对各种性能参数的影响。首先，通过对所选模型进行理论分析和计算，确定悬架系统的初始设计数据。然后，借助CATIA建立整个悬架

2、及各部分的三维模型，并通过GSA模块对各部分的强度和刚度进行校核。利用ADAMS/CAR分别建立了麦弗逊悬架和多连杆悬架模型，对悬架进行运动学仿真，得到悬架的主要运动数据。然后通过对仿真结果的分析，对原设计进行修改和优化，确定合理的设计数据。最后利用AutoCAD绘制悬架系统总成工程图和零部件工程图，完成悬架设计任务。本文研究了悬架系统的设计和运动学分析，探讨了乘用车悬架机构的优化设计。采用CAE技术，实现了悬架的运动学优化和强度校核，实现了悬架的合理设计。关键词：悬架优化设计运动学分析ADAMS目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc327507870 摘要 P

3、AGEREF _Toc327507870 h 我 HYPERLINK l _Toc327507871 摘要 PAGEREF _Toc327507871 h 二 HYPERLINK l _Toc327507872 第 1 章 引言 PAGEREF _Toc327507872 h 1 HYPERLINK l _Toc327507873 1.1 本课题研究意义及背景 PAGEREF _Toc327507873 h 1 HYPERLINK l _Toc327507874 1.2 国外研究现状概述 PAGEREF _Toc327507874 h 1 HYPERLINK l _Toc327507875 1

4、.3 本课题主要研究内容 PAGEREF _Toc327507875 h 2 HYPERLINK l _Toc327507876 第二章悬架系统设计 PAGEREF _Toc327507876 h 4 HYPERLINK l _Toc327507877 2.1 悬架设计要求 PAGEREF _Toc327507877 h 4 HYPERLINK l _Toc327507878 2.2 悬架整体设计 PAGEREF _Toc327507878 h 4 HYPERLINK l _Toc327507879 2.2.1 暂停频率的选择 PAGEREF _Toc327507879 h 4 HYPERLI

5、NK l _Toc327507880 2.2.2 悬架工作行程 PAGEREF _Toc327507880 h 5 HYPERLINK l _Toc327507881 2.2.3 悬架刚度计算 PAGEREF _Toc327507881 h 5 HYPERLINK l _Toc327507882 2.3 弹性元件的设计 PAGEREF _Toc327507882 h 6 HYPERLINK l _Toc327507883 2.4 减震器设计 PAGEREF _Toc327507883 h 6 HYPERLINK l _Toc327507884 2.4.1 相对阻尼系数选择 PAGEREF _T

6、oc327507884 h 6 HYPERLINK l _Toc327507885 2.4.2 减震器阻尼系数设计 PAGEREF _Toc327507885 h 7 HYPERLINK l _Toc327507886 减振器8的 PAGEREF _Toc327507886 h 最大卸载力F 0 的确定 HYPERLINK l _Toc327507887 2.4.4 减振器工作缸直径的确定 PAGEREF _Toc327507887 h 8 HYPERLINK l _Toc327507888 2.5 导向机构设计 PAGEREF _Toc327507888 h 9 HYPERLINK l _T

7、oc327507889 2.6 章节总结 PAGEREF _Toc327507889 h 10 HYPERLINK l _Toc327507890 第 3 章 CATIA 建模与分析 PAGEREF _Toc327507890 h 11 HYPERLINK l _Toc327507891 3.1 CAD技术概述及CATIA PAGEREF _Toc327507891 h 11简介 HYPERLINK l _Toc327507892 3.2 CATIA建模过程 PAGEREF _Toc327507892 h 12 HYPERLINK l _Toc327507893 3.2.1 前后弹簧建模 PA

8、GEREF _Toc327507893 h 12 HYPERLINK l _Toc327507894 3.2.2 减震器建模 PAGEREF _Toc327507894 h 12 HYPERLINK l _Toc327507895 3.2.3 转向机构和转向节的建模 PAGEREF _Toc327507895 h 14 HYPERLINK l _Toc327507896 3.2.4 前后悬架总成 PAGEREF _Toc327507896 h 15 HYPERLINK l _Toc327507897 3.3 主要部件CAE检查 PAGEREF _Toc327507897 h 16 HYPERL

9、INK l _Toc327507898 3.4 章节总结 PAGEREF _Toc327507898 h 18 HYPERLINK l _Toc327507899 第 4 章 悬架运动学仿真 PAGEREF _Toc327507899 h 19 HYPERLINK l _Toc327507900 4.1 悬架仿真介绍 PAGEREF _Toc327507900 h 19 HYPERLINK l _Toc327507901 4.1.1 悬架仿真的发展与现状 PAGEREF _Toc327507901 h 19 HYPERLINK l _Toc327507902 4.1.2悬架仿真参数介绍 PAG

10、EREF _Toc327507902 h 20 HYPERLINK l _Toc327507903 4.2 ADAMS/CAR 应用介绍 PAGEREF _Toc327507903 h 21 HYPERLINK l _Toc327507904 4.2.1 ADAMS PAGEREF _Toc327507904 h 21简介 HYPERLINK l _Toc327507905 4.2.2 ADAMS/CAR 模块特点 PAGEREF _Toc327507905 h 21 HYPERLINK l _Toc327507906 4.3 前悬架运动学仿真 PAGEREF _Toc327507906 h

11、22 HYPERLINK l _Toc327507907 4.3.1 运动学模型的建立 PAGEREF _Toc327507907 h 22 HYPERLINK l _Toc327507908 4.3.2 仿真计算与结果分析 PAGEREF _Toc327507908 h 23 HYPERLINK l _Toc327507909 4.3.3 坐标数据优化 PAGEREF _Toc327507909 h 24 HYPERLINK l _Toc327507910 4.3.4 优化结果分析 PAGEREF _Toc327507910 h 25 HYPERLINK l _Toc327507911 4.

12、4 后悬架运动学仿真 PAGEREF _Toc327507911 h 26 HYPERLINK l _Toc327507912 4.4.1 运动学模型的建立 PAGEREF _Toc327507912 h 26 HYPERLINK l _Toc327507913 4.4.2 仿真计算与结果分析 PAGEREF _Toc327507913 h 27 HYPERLINK l _Toc327507914 4.4.3 坐标数据优化 PAGEREF _Toc327507914 h 28 HYPERLINK l _Toc327507915 4.4.4 优化结果分析 PAGEREF _Toc32750791

13、5 h 29 HYPERLINK l _Toc327507916 4.5 章节总结 PAGEREF _Toc327507916 h 29 HYPERLINK l _Toc327507917 30绘制图形 PAGEREF _Toc327507917 h HYPERLINK l _Toc327507918 5.1 AutoCAD PAGEREF _Toc327507918 h 30简介 HYPERLINK l _Toc327507919 5.2 建立CAD国家标准模板 PAGEREF _Toc327507919 h 30 HYPERLINK l _Toc327507920 5.3 悬挂工程图 PA

14、GEREF _Toc327507920 h 31 HYPERLINK l _Toc327507921 5.3 章节总结 PAGEREF _Toc327507921 h 33 HYPERLINK l _Toc327507922 结论 PAGEREF _Toc327507922 h 34 HYPERLINK l _Toc327507923 至 PAGEREF _Toc327507923 h 35 HYPERLINK l _Toc327507924 参考文献 PAGEREF _Toc327507924 h 36介绍1.1 本研究的意义和背景随着国民经济的发展，人们对汽车的功能提出了越来越多的要求，要

15、求汽车具有良好的乘坐舒适性和操纵稳定性1 。悬架是现代汽车的重要组成部分之一。它对汽车的平顺性、操纵稳定性、通用性、舒适性和寿命都有很大的影响。因此，一个设计良好的悬架系统能够对提高汽车产品的质量起到很大的作用。汽车的外倾角、后倾角、主销角、主销偏距、前束角等参数对汽车的乘坐舒适性和操纵稳定性有重要影响。上述参数的选择决定了悬架系统的基本性能，在悬架设计中应予以考虑。机械系统的计算机仿真技术变得越来越重要。这种应用在于仿真软件可以使用计算机代码和方程准确地模拟真实的机械系统，避免了传统产品开发过程中零件和原型的重复制造和测试。 .同时，硬件建设成本的降低节省了大量的时间和财力，为产品快速占领市

16、场赢得了更多的机会2 。鉴于仿真软件带来的上述优势，其应用也越来越广泛。在众多软件中，广泛应用于汽车行业的ADAMS是一款极具代表性的运动学和动力学仿真软件。 ADAMS/CAR模块具有悬架运动学动力学分析专用模板，可轻松建立各种结构形式的悬架，快速获取悬架30多种参数的性能曲线。模型全部数字化设计，可以轻松修改和调整设计参数，找出其对各种性能参数的影响，优化设计目标，最终为企业提供产品开发解决方案。1.2 国外研究现状概述在汽车的诸多驾驶性能研究中，汽车动力学研究的建模、分析与求解始终是一个关键问题。汽车本身就是一个复杂的多体系统，由于其复杂的运行和使用环境，给汽车动力学研究带来了很大的困难

17、。同时，由于理论方法和计算方法的限制，该学科的发展相对缓慢3 。因此，在许多实际研究中，不得不对模型进行简化，以便采用经典力学的方法进行人工求解，从而无法定量分析汽车的许多重要动力学特性。在 1980 年代初期，不仅有很多可以分析和计算汽车系统的通用软件，而且还有针对某类汽车问题的各种专用多体软件。研究范围从局部结构到整车系统，涉及整车系统动力学的各个方面。多体动力学的车辆动力学研究虽然起步较晚，但发展还是比较快的4 。优化设计始于 1950 年代，并在 1970 年代得到广泛应用。它是优化数学与计算机技术相结合的产物。与试算法、表格法、图算法等传统设计方法相比，优化设计技术可以大大缩短设计周

18、期，提高设计质量，特别是在无法覆盖的汽车复杂多体系统的最优动力学中通过传统的设计方法。特征设计问题的各个方面5 。优化设计技术可以最大程度地考虑不同角度的设计要求，在各种约束条件下找到满足预定要求的最优车辆动态性能。我国从1970年代中后期开始研究机械优化设计的理论、方法和应用，并逐步将这些研究成果应用到汽车工程设计中。优化设计技术在汽车工程领域的应用从悬架系统的优化设计开始。因为汽车悬架系统的设计对汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和汽车零部件的使用寿命都有非常重要的影响，所以设计中涉及的因素很多。该方案难以满足多方面的要求，而优化设计技术的出现为解决这一问题提供了有力的工具6 。近年来，随着多体

19、动力学软件功能的扩展，汽车各子系统性能参数的优化将逐渐开始应用于汽车复杂系统动力学模型的环境中，使模型可以提高精度和优化计算结果。在三维车辆振动等效模型的基础上，车辆多体系统动力学模型的应用可以考虑更多的影响因素，比如在模型中考虑悬架使用的橡胶衬套，计算非线性输入悬架弹簧、减震器和轮胎的特性，然后用非线性车辆模型进行优化分析7 。此外，汽车的主动和半主动悬架逐渐成为国外悬架技术研究的重点，尤其是悬架参数的控制方法和控制策略，引起了众多学者的关注。然而，研究控制对象-悬架特性参数的动态变化范围也非常重要，这对于高性能主动或半主动悬架系统的开发具有关键作用。1.3 本课题主要研究内容汽车悬架系统在

20、车辆的行驶过程中起着非常重要的作用，其性能直接影响到车辆的乘坐舒适性和操纵稳定性。悬架的几何形状决定了车辆的主销角度、转向特性等。本课题以基于大众集团PQ46平台的第6代帕萨特轿车为原型车进行研究分析，对其前后悬架系统进行了重新设计。( 1 )设计前麦弗逊悬架和后多连杆悬架系统的车辆模型，得到悬架设计参数。(2)用CATIA建立悬挂系统的三维模型，检查零件的刚度。(3)利用ADAMS分别建立前后悬架的运动学模型，并进行左右轮平行跳动工况的仿真，根据仿真结果进行悬架的优化设计，得到一个合理优化结构，提高车辆行驶性能。(4)分别画出悬挂总成图和重要零件图。在绘制工程图的过程中，确定各部分的配合、定

21、位和公差，选择相应的加工工艺，提出合理的技术要求。悬挂系统设计2.1 悬架设计要求汽车行驶过程中路面的凹凸不平、凹凸不平、坑洼不平，使车身在车轮的垂直力作用下上下起伏，产生振动和冲击；加速、减速、转弯和制动过程中的倾覆力和滚动力会使车身产生俯仰和滚动振动。这些振动和冲击会严重影响车辆的乘坐舒适性和操纵稳定性等重要性能。作为上述各种力和力矩的传递装置，悬架的传递特性是影响车辆平顺性和操纵稳定性的最重要和最直接的因素8 。汽车悬架系统基本上由弹性元件、减震器和导向机构三部分组成。这三个部分分别起到缓冲、阻尼和导向的作用，共同承担在轮胎与车身之间传递各种力和力矩的任务。为此，车辆悬架系统的设计应满足

22、以下要求：（1）保证汽车具有良好的乘坐舒适性；(2)具有适当的减振能力；（3）保证车辆具有良好的操纵稳定性；(4) 保证刹车或加速时车身的稳定性，减少车身俯仰；转弯时车身侧倾角要合适；(5)具有良好的隔音能力；(6) 结构紧凑，占地面积小；(7) 可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足低质量零件要求的同时，还必须保证足够的强度和寿命。2.2 悬架整体设计悬架设计大致可分为结构型式、主要参数选择和详细设计两个阶段，有时会重复和交叉。由于悬架的参数影响很多车辆特性，涉及到其他总成的布置，一般通过与整体布置协商确定。2.2.1暂停频率对于大多数汽车来说，悬架质量分布系数 介于 0.8 和 1

23、.2 之间， = 1 是通过计算和设计近似得出的。前后偏置频率n 1和n 2代表它们各自的自由振动频率。偏置频率越小，汽车的乘坐舒适性就越好。一般用钢弹簧制成的汽车， n 1约为11.3Hz， n 2约为1.171.17Hz。 1.5Hz，非常接近人类行走的自然频率。在本设计中，前偏置频率选择为1.0Hz，后偏置频率选择为1.1Hz。2.2.2悬架工作行程悬架的工作行程由静态挠度和动态挠度之和组成。对于一般汽车，悬架总工作行程不应小于160mm。悬架静挠度f c是指车辆满载静止时悬架上的载荷F W 与此时悬架刚度c的比值。悬架静挠度计算公式为：(2-1)其中n是悬架的相应偏移频率 ( Hz)

24、。然后通过公式计算：前悬架静挠度为250mm，后悬架静挠度为270mm。的动态挠度f d是指当悬架从满载平衡位置压缩到结构内容的最大变形时，车轮中心相对于车架的垂直位移。对于乘用车， f d 为7090 mm，本设计中f d为80 mm。后悬架f d + f c分别为330mm和287mm，前后悬架均为160mm左右，因此前后悬架挠度设计符合要求。2.2.3悬架刚度计算已知整车设备质量： m =1565kg，满载质量1780kg，簧上质量1780kg，簧下质量80kg，刚度计算公式为：(2-2)式中， c s汽车前悬架刚度（ N/mm） ；m s前悬架的簧载质量（ kg） ；n - 前悬架偏移

25、频率( Hz)。由计算可知，前悬架刚度为：17747.3N/m；后悬架刚度为：20997N/m。2.3 弹性元件的设计弹性元件一般由板簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、气弹簧和橡胶弹簧的一部分或几部分组成。由于汽车不可能在绝对平坦的路面上行驶，因此路面作用在车轮上的垂直反作用力往往会产生影响。当这种冲击力传递到车身和车架上时，可能会导致汽车零部件疲劳和损坏。为了缓解这种冲击力，在车辆行驶系统中除使用弹性充气轮胎外，还在悬架中安装弹性元件，使车身（或车架）和车轮（或车轴）作为弹性连接。 9 。查表选择弹簧材料为60Si2MnA，弹簧钢丝直径计算公式为：(2-3)式中i为弹簧有效工作圈数，此处取 8；G弹簧

26、材料的剪切弹性模量，取8.310 4 MPa；D m 弹簧中径，取值110mm；C i 汽车前悬架刚度（ N/mm） 。经计算，前悬架弹簧直径为12mm；后悬架弹簧的直径为 14mm。2.4 减震器设计在汽车悬架系统中，通常使用液压减震器。汽车在不平整的路面上撞击后，会产生震动。这种持续的振动很容易使乘员感到不舒服和疲劳。因此，在悬架中安装了减震器，以快速衰减振动，从而提高汽车的乘坐舒适性。在本设计中，选择了双筒液压减震器。2.4.1相对阻尼系数选择相对阻尼系数的物理意义是减振器在与不同刚度c和不同簧载质量m s的悬架系统匹配时，其阻尼作用会产生不同的阻尼作用。 值大时，可以迅速衰减振动，同时

27、可以将路面较大的冲击力传递给车身；通常，压缩行程中的相对阻尼系数 Y 较小，而伸展行程中的相对阻尼系数 S较大。两者之间保持 Y =(0.250.50) S的关系。设计时，首先选取 Y和 S的平均值 。相对无摩擦的弹性元件悬架， 介于0.25 和0.35 之间；对于摩擦弹性元件悬架， 值较小。为了防止悬架与汽车相撞，取 Y =0.5 S 。本设计中，拉伸相对阻尼系数为0.4 ，压缩相对阻尼系数为0.2 ，平均阻尼系数为0.3 。2.4.2减振器阻尼系数的设计减振器阻尼系数的计算公式为：(2-4)悬架系统的固有频率为：(2-5)实际上，减振器的阻尼系数应根据减振器的布置特点来确定。该设计的前悬架

28、为麦弗逊式悬架，其阻尼系数为：(2-6)式中 相对阻尼系数；m s前悬架的簧载质量（ kg）；a为悬架的安装角度；- 车辆前悬架的固有频率 ( Hz)。后悬架为多连杆悬架，其阻尼系数为：(2-7)式中 相对阻尼系数；m s后悬架的簧载质量（ kg）；- 车辆后悬架的固有频率（ Hz）；a 后悬架下横臂长度（ mm）；b 后悬架上横臂长度（ mm）。根据计算，前悬架减震器的阻尼系数为1773.4Ns/m；后悬架减震器的阻尼系数为1182.4Ns/m。2.4.3减振器最大卸载力F 0 的确定为了减少传递给机体的冲击力，当减振器活塞的振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度

29、v x 。卸载速度的计算公式为：(2-8)式中， A为车身振幅，取40mm；- 车辆后悬架的固有频率（ Hz）；a 后悬架下横臂长度（ mm）；b 后悬架上横臂长度（ mm）。代入数据计算出的卸荷速度为： v x =0.046.90.8cos10= 0.25m/s，满足v x 0.150.30的要求。根据伸缩行程最大卸荷力公式：F 0 = v x (2-9)可以计算出最大卸载力。式中， c为冲击载荷系数， c =1.5。将数据代入数据，可得到最大卸载力F 0为295.6N。2.4.4减振器工作缸直径测定减振器工作缸直径计算公式为：(2-10)式中 p 工作缸的最大压力，取3 MPa；连杆直径与

30、工作缸直径之比，取0.4 ；F 0 伸缩行程最大卸荷力（N ） ；D代入计算：19.9mm。减振器工作缸的20mmD为, 30mm, 40mm, (45mm), 50mm,65mm以此类推。选择工作缸直径D = 45mm，活塞行程S = 100mm， L min = L + S =240+100=340mm （压缩端长度） ， Lmax = L + S =340+的减震器240=580mm （全长） ，防尘罩直径Dc = 56mm ，取壁厚2mm。2.5 导向机构设计独立悬挂导向机构的要求是：车轮跳动时，轮距变化不超过 4mm，防止轮胎过早磨损。车轮跳动时，前轮定位角的变化特性是合理的。转弯时

31、，0.4g在横向加速度的作用下，车身侧倾角不应大于3-4，并保证车轮与车身同向倾斜，以增加转向不足的效果10 。刹车和加速时，车身应具有“防点头”和“防蹲”的作用。它应具有足够的强度，以可靠地承受和传递垂直力以外的力和力矩。导向机构确定车轮的运动轨迹和四轮定位参数的变化，以匹配车辆前后侧倾中心和俯仰中心的位置。使用经验数据软件，根据整车整体参数、悬架布局和弹簧刚度初步选取导向机构的初值。前悬架初级值的计算如图2-1所示，后悬架初级值的计算如图2-2所示。图 2-1 麦弗逊悬架分析图2-2 后悬架分析2.6 本章小结本章介绍了汽车悬架系统设计的基本要求，并基于PQ46平台设计了悬架系统的各种机构

32、。汽车悬架系统的设计主要包括弹性元件、减震器和导向机构的设计。导向机构的设计决定了系统的运动性能，减震器和弹性元件决定了悬架的振动特性。悬架部件的基本参数对车辆的乘坐舒适性和操纵稳定性有重要影响，是悬架性能的决定因素。CATIA 建模与分析3.1 CAD技术概述及CATIA介绍汽车行业是最早应用 CAD 技术的领域之一。迄今为止，几乎所有汽车公司都采用了CAD技术。可以说，CAD技术的应用水平已经成为评价一个国家汽车工业水平的重要指标。 CAD技术在企业中的成功应用，不仅带来了企业的技术创新，也带来了企业管理模式的变革。因此，它在推动我国传统产业转型、新技术兴起、与汽车产业提高国际竞争力等方面

33、发挥了巨大作用11 。CATIA 是 HYPERLINK %20%20%20%20:/baike.baidu%20%20%20%20/view/64741.htm t _blank Dassault AG 的产品开发 HYPERLINK %20%20%20%20:/baike.baidu%20%20%20%20/view/159898.htm t _blank 旗舰解决方案。 CATIA将机械设计、工程分析与仿真、CNC加工、网络应用解决方案有机结合，为用户提供严格的无纸化工作环境。尤其是CATIA针对汽车、摩托车行业的特殊模块，使CATIA拥有最广泛的专业覆盖面，从而帮助客户达到缩短设计和生

34、产周期、提高产品质量、降低成本的目的。CATIA的混合建模能力涉及草图设计模块、基础零件模块、曲面创建模块和钣金设计模块。可实现工程制图、3D模型建立、表面修复等功能。CATIA/GSA 生成应力分析模块在产品开发过程中为工程师提供应力分析工具，以指导铸件、锻件或厚壁零件的设计。 CATIA 有限元模型生成器产品作为一个完整的工具来准备几何模型，以便在许多方面进行分析，例如机械和热力学12 。该产品还具有强大的网格划分功能，加上自动化功能，可以生成有限元模型。在本设计中，利用CATIA混合建模功能建立前后悬架系统的三维模型，然后借助生成件应力分析功能校核主要受力分量的刚度和强度。 CATIA/

35、GSA 模块。3.2 CATIA建模过程3.2.1前后弹簧建模在混合建模功能中使用扫掠操作创建弹簧，首先创建前悬架弹簧。进入曲面设计模块，绘制螺旋线作为扫描轨迹线。螺旋节距25mm，弹簧中心长96.0mm，螺旋角7，弹簧自由高度约174mm。然后建立扫掠轮廓，首先在螺旋线的起点建立一个平面，并以此平面为支撑画出弹簧的横截面圆，弹簧丝的直径为12mm。选择工具栏“Sweep Forming Solid”，在“Sweep Forming Definition”对话框中设置Sweep Forming Solid的参数，在“Contour”文本框中选择圆形草图。在剖面控制下拉列表框中选择保持角度选项。

36、如图 3-1 所示构建弹簧。悬挂弹簧的制作104mm步骤28mm同上153mm。然后建立扫掠轮廓，首先在螺旋线的起点建立一个平面，然后在这个平面上画出弹簧的横截面。弹簧线的直径为14mm。如图 3-2 所示构建弹簧。图 3-1 前悬挂弹簧 图 3-2 后悬挂弹簧关闭弹簧末端，在模型树中选择zx参考平面，进入草图模式。在弹簧的两端画一个矩形，并标出矩形的一侧到弹簧末端的距离。使用拉伸切割功能对弹簧两端进行切割，完成弹簧造型。3.2.2减震器的建模减震器部件包括：活塞杆、工作缸筒、活塞、加长阀、储油缸筒、压缩阀、补偿阀、循环阀、导向座、防尘罩、油封、外筒焊接安装减震器支撑。本文设计的连接结构为上部

37、为螺纹连接，下部为吊环连接的减震器。手臂连接。活塞杆和活塞由基础零件建模模块设计，应用拉伸操作，选择钢材。工作缸筒和安装支架采用“钣金设计”钣金模块设计，安装定位销位置提前标注。油封和密封结构选用的材料为丁腈橡胶，连接方式为粘接结构。粘合结构是将橡胶件和金属骨架分开加工制造，然后粘合在一起形成外露骨架型。零件建模后，零件在 ASS 模块中组装。一致性类型约束用于对齐几何元素。根据选定的几何元素，可以获得同心、同轴或共面约束。以减振器中心轴线为径向基准，用对中定义确定总成定位位置，以活塞上表面为轴向基准，用面间距确定定位位置.组装后前悬架减震器如图3-3所示，后悬架减震器如图3-4所示。图 3-

38、3 前悬架减震器 图 3-4 后悬架减震器3.2.3转向机构和转向节的建模在建立导向机构时，采用基本零件建模模块设计。铰点通过拉伸和剪切建立，平面沿连杆轴线建立。基于平面，绘制穿过界面线的车轮，并应用轮廓扫描生成模型。建立前悬架转向节如图3-5，前悬架下横臂如图3-6，后悬架连杆如图3-7，上横臂如图 3-8 所示。图 3-5 前悬架转向节 图 3-6 前悬架下横臂图 3-7 后悬架连杆 图 3-8 后悬架上横臂3.2.4前后悬架总成首先在总成中引入转向节，以转向节为装配基准，将转向节锚固，然后通过转向节接头定位面对各横臂和连杆进行定位。并引入以悬架为母总成模块的减震器分总成，实现母总成的灵活

39、改装。选中各个组件的位置后，设置组件之间的约束关系，使用罗盘罗盘移动被约束的组件，检查组件是否会根据添加的约束做出预期的反应。前悬架总成如图 3-9 所示，后悬架总成如图 3-10 所示。图 3-9 前悬挂系统 图 3-10 后悬挂系统按照图 3-11 所示的车辆布局尺寸组装前后悬架：图 3-11 车辆悬挂系统3.3 主要部件CAE检查导向机构负责在车轮与悬架或车身之间的所有力和力矩的可靠传递。路面对车轮的垂直载荷通过转向节、下球头螺栓、下横臂和阻尼机构依次传递到车身。和框架上。纵向力、横向力和力矩都是由转向节、连杆和叉臂承载和传递的，这三个分量是最复杂的12 。因此，本设计主要检查以上三个部

40、件的刚度和强度。CATIA有限元分析模块可以进行的分析包括Static case静力分析、Frequency case模态分析、Buckling Case挠度分析、Combined case组合分析等。本文的分析结果由应力-应变云图、刚度和强度校核函数输出，并对悬架结构进行有限元分析。首先，为分析的零件定义约束，并在预设的力点处设置 X、Y 和 Z 方向的力。选择默认网格划分，设置材料为铝，抗拉强度195MPa，伸长率1.5%，硬度65HB。计算结果将从应力云和应变云中获得，文件将保存在外部存储对话框顶部选择的目录中。当附加力安全系数选择为3时，铝件的有限元分析如图3-11-3-14所示：图

41、3-11 连杆强度校核 图 3-12 连杆刚度校核图 3-13 横臂强度校核 图 3-14 横臂刚度校核根据分析结果，各部件的最大应力为：后悬架前拉杆为126MPa，后悬架后拉杆为75MPa，后悬架臂为56.2MPa，均小于比材料的许用应力195MPa，各部位强度满足设计要求。各部件最大位移为：后悬架前拉杆0.79mm，后悬架后拉杆1.30mm，后悬架上横臂0.94mm，各部分变形量在合理范围内，强度满足设计要求。45钢抗拉强度600MPa，屈服强度355MPa，延伸率16%，断面收缩率40%，冲击功39J。对于45号钢制成的零件，其有限元分析结果如图3-15和图3-16所示。图 3-15 转

42、向节强度校核 图 3-16 转向节刚度校核根据分析结果，各部件的最大应力为：前悬架转向节为297MPa，后悬架转向节为143MPa。均小于600MPa，各部位强度均符合要求。各部件最大位移为：前悬架转向节2.16mm，后悬架转向节1.14mm。各部分变形合理。3.4 本章小结本章概述了 CAD 技术的发展历程，并简要介绍了汽车设计过程中常用的软件 CATIA。本章主要介绍了论文设计过程中建立的CATIA模型的细节，并分节介绍了悬架系统各部分的建模过程。 GSA模块用于通过CAE对主要零件进行分析，并对零件的强度和刚度进行校核。 CATIA软件的应用不仅简化了设计过程，而且保证了零件设计的质量。

43、悬架运动学仿真4.1 悬架仿真介绍4.1.1悬架仿真的发展与现状在整车行驶过程中，当路面出现一定程度的不平整时，轮胎与车身的相对位置会发生变化，这也会导致四轮定位参数发生相应的变化。如果四轮定位参数变化过大，会加剧轮胎和转向部件的磨损，降低车辆的操纵稳定性等相关性能。因此，原则上四轮定位参数的变化不宜过大。悬架的运动学和动力学分析是车辆布局设计和运动校核的重要内容之一，也是研究车辆平顺性、操纵稳定性等车辆性能的主要方法。悬架分析的种类有：车轮跳动分析；滚动和垂直力分析；转向分析；静载荷分析；外部文件分析。车轮弹跳分析使我们能够发现悬架垂直弹跳时悬架特性如何变化。总共可以进行以下三种车轮跳动分析

44、：左右车轮平行垂直跳动分析；左右轮反向垂直跳动分析；单边车轮垂直跳动分析 车轮的垂直位置是自调节的，只要它可以保证各个车轮的垂直载荷之和保持不变13 。传统设计一般采用经验设计、数学推导、几何绘图等方法。虽然可以满足设计要求，但精度和效率都不高。传统的方法已经难以满足日益加速的设计要求，为了缩短开发周期、降低开发成本，需要采用新的设计方法。多体系统动力学是在经典力学的基础上发展起来的与飞行器设计、航天器控制、机器人学、机械动力学等领域密切相关并发挥重要作用的一门新的力学分支。随着近几十年来对机械系统高性能、高精度设计要求的不断提高，加之高速、高性能计算机的发展和计算方法的成熟，多体系统动力学受

45、到早期的多刚体系统。多柔体系统动力学的发展。近年来，计算机技术、随机振动理论、试验方法和系统动力学研究的发展，使得车辆行驶仿真分析更加全面，更加贴近实际使用情况。数字化虚拟样机技术是缩短汽车研发周期、降低开发成本、提高产品设计制造质量的重要途径，是汽车企业的关键核心技术。随着虚拟产品开发和虚拟设计技术的逐渐成熟，计算机仿真技术得到广泛应用，从子系统设计到整车系统匹配都采用数字虚拟样机技术。随着多体动力学软件功能的扩展，整车各子系统性能参数的优化将逐渐开始应用于整车复杂多体动力学模型的环境中，从而大大提高模型精度和优化计算结果的准确性。 14 。这种应用在于仿真软件可以利用计算机代码和方程对真实

46、的机械系统进行精确的仿真，避免了传统产品开发过程中零件和原型的重复制造和测试，降低了硬件建设成本。节省了大量的时间和财力，为产品快速占领市场赢得了更多机会。4.1.2悬架仿真参数介绍为保持汽车在直线行驶时的平稳性、转向的轻便性和减少轮胎与零件之间的磨损，方向盘、转向节和车桥必须与车架保持一定的相对位置，具有一定的相对位置。安装位置称为四轮定位。该设计主要涉及车轮外倾角、主销后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角。外倾角是指车轮转动平面与纵向垂直平面之间的夹角。外倾角不宜过大，否则会造成轮胎偏磨损。销倾角是指主销轴线与地面垂线在横向平面上的夹角。主销倾角越大，车头抬得越高，前轮自动回位越明显，但

47、转弯时打方向盘比较费力，而且方向盘的轮胎磨损车轮增加。后倾角是指主销轴线与地面垂直线在纵向平面上的夹角。主销后倾角为正时，可以抑制制动时的点头效应，但过大，会导致车轮支撑处的反作用力矩过大，容易引起车轮振动或受力变化方向盘上。擦洗半径是指从主销与地面的交点到轮胎接地中心的距离。地面对转向的阻力矩与主销偏移距离的大小成正比。主销偏移距离越小，转向阻力矩越小。因此，一般希望主销的偏移距离较小，以减少转向控制力，以应对转向系统与地面的冲击。束角（Toe Angle）是指汽车的两个前轮安装后，两个车轮的前端在通过车轮轴线平行于地面的平面内略微收缩。这种现象称为前束。车辆行驶时前束变化过大，会影响车辆的

48、直线行驶稳定性，同时增加轮胎与地面的滚动阻力，加剧磨损的轮胎。因此，前束角的设计原则是，当车轮跳动时，变化量越小越好。4.2 ADAMS/CAR 应用介绍4.2.1 A大坝简介ADAMS 软件是由 Mechanical Dynamics Inc 开发的虚拟样机分析软件，已被全球各行业数百家主要制造商采用。一方面，ADAMS 是一种用于虚拟样机分析的应用软件。用户可以使用该软件轻松地对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析。另一方面，它是一个虚拟原型分析和开发工具。其开放的程序结构和多种接口可以成为特殊行业用户分析特殊类型虚拟样机的二次开发工具平台15 。ADAMS软件由五类模块组成：基础模

49、块、扩展模块、接口模块、专业领域模块和工具箱。用户不仅可以使用通用模块模拟通用机械系统，还可以使用专用模块快速有效地对特定工业应用领域的问题进行建模和模拟。 ADAMS 软件可以轻松建立参数化实体模型，并应用多体系统动力学原理进行仿真计算。用户只要输入具体多体系统的模型参数，ADAMS软件就可以根据多体系统的动力学原理自动建立动力学方程，并通过数值分析求解动力学方程。4.2.2 ADAMS/CAR 模块特点CAR模块是ADAMS软件包中的一个专门模块，主要用于汽车（包括整车和各总成）的动态仿真和分析。对于悬架系统，ADAMS/CAR 可以在仿真后自动计算出 38 个悬架特性。根据这些常规的悬架

50、特性，用户可以定义更多的悬架特性，产品设计人员可以完全利用这些特性曲线来评估和分析悬架的综合性能。使用ADAMS/CAR的悬架系统建模原理比较简单，建模原理与实际系统一致。考虑到汽车基本上是一个纵向对称的系统，软件模块已经对建模过程进行了预处理，产品设计师只需要构建左或右1/2悬架模型，另一半会根据模型自动生成对称，当然，设计师也可以创建不对称的分析模型。在建立分析装配模型的过程中，ADAMS/CAR的建模顺序是自下而上的，所有的分析模型都是建立在子装配的基础上的，子装配是建立在模板之上的，模板是整个模型中最基本的模块。但是，模板是整个建模过程中最重要的部分，分析装配的大部分建模工作都是在模板

51、阶段完成的。4.3 前悬架运动学仿真4.3.1运动学模型建立尺寸参数是指悬架系统的空间几何定位参数，即悬架系统各定位点的三维坐标。 ADAMS/CAR 中悬架的几何特性主要由设置的硬点坐标决定。悬架运动的定位参数采用ISO坐标系。地面为XY平面，车辆中心对称平面为XZ平面，连接前轮中心的平面为YZ平面，垂直平面为Z轴。车身右侧为Y轴正方向，与车辆前进方向相反的方向为X轴正方向。前悬架系统取自设计图纸，单位为公制长度单位，硬点尺寸参数的空间参数见表4-1 。表 4-1 前悬挂参数悬挂硬点X坐标Y坐标Z坐标下控制臂前端-68.0-241.0215.0下控制臂外点0.0-597.5198.2下控制臂

52、后点133.0-255.0212.0弹簧支撑下8.0-576.0401.0减震器支架8.0-580.0340.0副车架前点-400.0-550.0250.0副车架后点400.0-450.0225.0稳定杆点224.0-400.0252.0稳定杆外点180.0-597.3250.0减震器上的安装座26.0-528.0693.0轮心0.0-776.0275.0在建立麦弗逊式悬架的过程中，对模型做出如下假设： 除弹簧外，前悬架中的其他部件均视为刚体，忽略各运动副的摩擦力，简化轮胎作为刚体。转向杆与车架的连接简化为球副，下横臂与车架的连接采用旋转副，车轮、转向节和拉臂的连接采用固定副，其他地方的连接采

53、用固定对。对于球形双绞线，生成的模型如图 4-1 所示。图 4-1 前悬架建模4.3.2仿真计算与结果分析悬架模型制作完成后，将悬架模型与测试平台组装在一起。然后，针对上下跳动量为-50-50mm的左右轮平行跳动工况进行悬架模型仿真，仿真步长为50步。模拟结束后，进入ADAMS/Postprocessor模块，选择车轮跳动为横坐标，单位为毫米。分别输出车轮外倾角、后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角的数据曲线，如图4-2所示。根据曲线分析各值的极值和变化值。从分析结果可知，数据中车轮外倾角变化大于5 ，主销角度大于10 。主销倾角可使汽车转向回正，转向操作轻巧。车轮跳动时，主销倾角变化较大，

54、会使转向沉重，加速轮胎磨损。外倾角的变化会导致车轮过度转向不足或过度转向。虽然主销后倾角、主销偏距、车轮前束角也随着车轮跳变而增大，但变化很小，不会对操控稳定性产生很大影响。而且变化趋势比较均匀，轮胎磨损比较均匀，符合设计要求。因此，在保证主销后倾角、主销偏距、前束角满足要求的前提下，主要针对车轮外倾角和主销角进行优化。图 4-2 前悬架仿真结果4.3.3坐标数据优化为解决上述问题，本文通过改变悬架部分硬点坐标，达到优化定位参数的目的。通过多次调整尺寸参数，得到优化后的坐标，如表 4-2 所示。表 4-2 优化后坐标悬挂硬点X坐标Y坐标Z坐标下控制臂前端-68.0-263.0311.0下控制臂

55、外点0.0-597.5198.2下控制臂后点133.0-255.0305.0弹簧支撑下8.0-576.0401.0减震器支架8.0-580.0340.0副车架前点-400.0-550.0250.0副车架后点400.0-450.0225.0稳定杆点200.0-400.0300.0稳定杆外点180.0-597.3250.0减震器上的安装座26.0-528.0693.0轮心0.0-776.0275.0对优化后模型的相应参数进行仿真，并在ADAMS/Postprocessor模块中绘制分析曲线。4.3.4优化结果分析对优化后的仿真结果进行分析，并与初始数据的仿真结果进行比较。图 4-3 车轮外倾角比较

56、图 4-4 主销倾角对比图中虚线为原始数据，实线为优化后的数据。根据分析结果，车轮外倾角变化值减小到2.3 ，主销角变化值减小到1.9 ，最大值为9.1 。由此可以得出结论，该优化数据是可用的。4.4 后悬架运动学仿真4.4.1运动学模型建立由于PQ46平台车型的后多连杆悬架是从双横臂悬架演变而来的，因此在设计和仿真过程中将后悬架简化为双横臂悬架，而不影响分析结果。本文采用ISO坐标系作为后悬架运动参数。选取两个车轮接地中心连线的中点作为坐标原点，x轴指向汽车前进方向的左侧，y轴与重力方向相反，z -axis 指向汽车的前进方向。根据确定的后悬架参数硬点尺寸参数，系统空间参数如表4-3所示。表

57、 4-3 后悬架参数悬挂硬点X坐标Y坐标Z坐标下控制臂前端-200.0-400.0200.0下控制臂外点0.0-750.0150.0下控制臂后点200.0-450.0205.0弹簧支撑下0.0-600.0170.0副车架前点-400.0-450.0150.0副车架后点400.0-450.0150.0稳定杆点-200.0-400.0280.0稳定杆外点-150.0-650.0250.0减震器上的安装座40.0-675.0555.0轮心0.0-776.0300.0上叉骨前点128.0-450.0545.0上叉骨外点40.0-675.0555.0上叉骨的背面-86.0-490.0540.0得到悬架初

58、始数据后，建立双横臂悬架模型，如图4-5所示。图 4-5 后悬架建模4.4.2仿真计算与结果分析悬架模型制作完成后，将悬架模型与测试平台组装在一起。然后，以悬架模型的上下跳动为-50-50mm，模拟步长为50步，模拟左右车轮平行跳动情况。图 4-6 后悬架仿真结果进入ADAMS/Postprocessor模块，选择车轮跳动量为横坐标，分别输出车轮外倾角、主销后倾角、主销倾角、主销偏距、车轮前束角的数据曲线，如图4-6所示.根据曲线分析各值的极值和变化值。从数据分析可知，初始数据的logoff offset在32.5-36mm之间，大于理想值。主销偏距越大，转向阻力矩越大，所以一般希望主销偏距小

59、一点，以减少转向控制力和转向系统对地面的冲击。主销偏移的理想值为-1030mm，应减小主销偏移值。虽然外倾角、后倾角、主销角和前束角也随着轮跳而增加，但变化很小，不会对操纵稳定性产生太大影响。因此，在保证车轮外倾角、后倾角、主销倾角和前束角值满足要求的前提下，主要针对抵消偏移进行优化。4.4.3坐标数据优化为解决上述问题，本文通过改变悬架部分硬点坐标，达到优化定位参数的目的。通过多次调整系统尺寸参数，得到优化后的坐标，如下表4-4所示。对优化后模型的相应参数进行仿真，并在ADAMS/Postprocessor模块中绘制分析曲线。表 4-4 优化后坐标悬挂硬点X坐标Y坐标Z坐标下控制臂前端-20

60、0.0-400.0200.0下控制臂外点0.0-750.0150.0下控制臂后点200.0-450.0205.0弹簧支撑下0.0-600.0170.0副车架前点-400.0-450.0150.0副车架后点400.0-450.0150.0稳定杆点-200.0-400.0280.0稳定杆外点-150.0-650.0250.0减震器上的安装座40.0-560.0650.0轮心0.0-776.0300.0上叉骨前点128.0-450.0545.0上叉骨外点40.0-675.0555.0上叉骨的背面-86.0-490.0540.04.4.4优化结果分析对优化后的仿真结果进行分析，并与初始数据仿真结果进行