【《某车型前悬架仿真研究》20000字】

某车型前悬架仿真研究目录1绪论 11.1研究背景及意义 11.2国内外研究现状 21.3主要研究内容 32悬架参数设计理论 52.1悬架概述 52.2悬架运动学参数 62.2.1悬架刚度 62.2.2侧倾中心 82.2.3纵倾中心 102.2.4车轮定位参数 112.3悬架弹性运动学参数 122.3.1纵向力特性 122.3.2侧向力特性 132.3.3回正力矩特性 142.4悬架多体动力学 142.4.1多体动力学计算步骤 152.4.2Adams/Car软件简介 152.5本章小结 163悬架K&C特性仿真分析 173.1前悬架模型的建立 173.1.1前悬架结构 173.1.2前悬架模型建立 173.2悬架K&C特性分析 203.2.1垂向运动学分析 213.2.2侧倾运动学分析 233.2.3侧向力加载分析 253.2.4纵向力加载分析 283.2.5回正力矩加载分析 303.2.6转向运动特性分析 323.3悬架K&C特性仿真汇总 343.3.1悬架K&C特性指标 343.3.2悬架存在的主要问题 353.4本章小结 364悬架优化设计 374.1悬架刚度的改进 374.2悬架侧倾刚度的改进 374.3悬架多目标优化设计 384.3.1试验设计 384.3.2多目标优化分析 414.3.3优化前后运动学特性比较 444.4本章小结 465悬架零部件的结构强度仿真分析 475.1悬架载荷分析 475.1.1各工况下轮胎接地面受力 475.1.2下摆臂各节点受力 485.2下摆臂结构强度仿真分析 495.2.1制动工况分析结果 505.2.2转向工况分析结果 525.3仿真结果汇总 535.4本章小结 53总结与展望 55参考文献 57-PAGE1-1绪论1.1研究背景及意义随着国内汽车产业的迅速发展，人们对汽车的需求不断增加，并且对汽车的性能也有了更高的追求，逐渐地从追求燃油经济性向追求操纵稳定性和平顺性靠拢，底盘系统也就成为了考量汽车好坏的重要指标。底盘系统主要由行驶系、传动系、转向系和制动系统组成，它的结构和布置对汽车的操纵稳定性和平顺性等重要性能有直接影响[1]。悬架作为底盘的重要组成部分，其相关性能会直接影响到车辆的行驶性能，所以研究悬架系统的性能对提高整车的操稳性来说十分重要[2]。悬架系统的性能由两大特性来体现：运动学特性（Kinematics）和弹性运动学特性（Compliance），即悬架系统的K&C特性。悬架运动学特性，就是在不考虑力和质量的情况下，悬架参数的跟随车轮运动的变化规律；悬架的弹性运动学特性，就是悬架系统受到外力，导致悬架系统的弹簧、橡胶衬套以及某些零部件变形的变化规律[3]。悬架系统中各个杆件的连接关系、车轮定位参数的设置和弹性元件的属性对K&C特性有着重要的影响，根据悬架K&C特性对悬架系统进行相应的调整，使悬架参数与整车特性相匹配[4]，能够极大地提高汽车综合性能。在整车设计过程中，对悬架K&C特性研究分析的意义主要有以下几点：（1）确定悬架的空间几何位置；（2）预测与悬架特性有关的动力学性能；（3）为新车型的悬架硬点坐标和性能设计提供依据。研究悬架K&C特性时，如果按照传统的数学分析，耗费的时间较长，徒增人力财力。如今，随着计算机算力的不断提升，可以在计算机中利用虚拟样机进行建模仿真试验，并对其进行改进，这样既节省了人力，也极大缩短了产品开发周期[5]。本课题以Adams/Car软件为基础，搭建出某A型轿车的前悬架模型；通过模拟台架对悬架模型进行K&C特性的仿真试验，得出悬架参数的变化情况；对数据进行整理之后，得出悬架系统出现的问题并进行汇总；针对悬架试验出现的问题，主要通过多目标优化来解决；最后将优化前后的数据进行对比，验证悬架是否符合预期。1.2国内外研究现状国外较早便开始了对悬架性能的相关研究。1917年，德国的Lankensperger[6]申请了一个基于阿克曼转向理论的新型汽车转向机构专利。之后，工程师Broulhiet[7]研究出了轮胎的侧偏特性。1934年，Olley[8]发表了独立悬架系统对转向系统和汽车平顺性的影响。1935年，Evans[9]研究了悬架轴荷对轮胎磨损的影响。1940年，Rekert和Schunck[10]建立了简化的线性二自由度汽车模型，该模型之后成为了车辆动力学研究的基础理论。到了20世纪80年代，国外对悬架系统的研究更加深入。德国的耶尔森.赖姆帕尔[11]著有《汽车底盘技术》，书中从整车设计出发，包括了各个部件的设计基础和设计技能。美国Gillespie[12]教授的《车辆动力学基础》分析了转向过程中的车辆动力学问题。近些年来悬架K&C特性的仿真试验逐渐走向成熟。2006年，Knapczyk[13]通过创建悬架模型对悬架系统进行模拟台架仿真。2012年，Rajamani[14]建立了整车模型，用以研究全面覆盖的车辆控制系统。2014年，Kim[15]等人通过建立悬架仿真模型，分析了卡车前悬架和转向系统的运动学和柔顺性特性，并提出了改善运动特性设计参数的最优组合。20世纪80年代，吉林大学郭孔辉教授开始了对悬架系统K&C特性的研究。为了能够对研究成果做出总结，郭孔辉教授开始编写《汽车操纵动力学》。这本书详细地说明了汽车操纵稳定性和平顺性的基本原理和试验过程，讨论了悬架转向系统参数对汽车操纵稳定性和平顺性的影响，还利用虚拟样机仿真和实车试验相结合的方式加以验证，对悬架的开发、设计和研究有着重要的指导价值[16-19]。郭孔辉教授为中国汽车动力学的发展做出了巨大贡献，于1994年5月当选为中国工程院首批院士。1985年，清华大学蔡世芳[20]教授通过对汽车二自由度模型计算方法的改进，使汽车操纵稳定性的评价指标能够更加方便地解出。1996年，吉林大学林逸教授[21]探究了悬架衬套刚度对悬架弹性运动学特性和车辆的操纵稳定性的影响，为改善车辆性能提供了新的思路。2004年，吉林大学孔繁森[22]等人通过演化算法，加强了汽车操纵稳定性的客观评价与主观评价之间的接近程度。到了近几年，学者们对悬架系统的研究也越来越丰富。2013年，崔勇[23]等人基于Adams/Car软件，通过建立悬架模型并对其进行试验台仿真，得到悬架参数的变化关系，利用Adams/Insight模块对数据进行优化处理。2019年9月，陈国平[24]等人利用控制变量法，通过修改硬点的坐标参数，探究坐标的改变对车轮定位参数的影响，提取出关键硬点及其影响规律，方便了日后对麦弗逊前悬架的设计。2019年11月，陈雄武[25]等人通过虚拟样机的仿真，做出双横臂前悬架相关性能参数的变化曲线，揭示车轮跳动时各项参数的变化规律。结果表明，该仿真分析对汽车性能的评价有重要意义，能够高效地为汽车悬架系统的设计和优化提供思路和借鉴，降低研究周期和成本。2020年8月，李小彭[26]等人采用遗传算法对悬架参数进行优化。通过对车辆悬架系统动力学模型进行数值求解，探究了参数优化前后车辆悬架系统的动力学响应，探讨了衬套参数对功率传递的影响。2020年12月，施京凯[27]等人在Adams/Car中对前麦弗逊式悬架进行转向角阶跃、蛇行和转向回正性仿真试验，采用正交试验的方法对计算后的数据进行运动学优化[28]。1.3主要研究内容本课题以某款轿车的前悬架为研究对象，基于Adams/Car建立简化模型，运用多体动力学理论对前悬架进行运动学仿真，并利用Insight模块对仿真进行优化处理，为悬架性能的分析和后续工作提供思路和借鉴。主要研究内容如下：（1）基于三维建模软件，完成国内某A级轿车前悬架的装配建模；（2）借助于Adams/Car仿真软件，研究前悬架相关定位参数随车轮跳动过程的变化规律，运用Adams/Insight找出最适合修改的硬点坐标并对该车型前悬架结构进行优化设计；（3）借助于CAE仿真软件，对优化后的前悬架进行刚度、模态分析，验证建模结果的有效性和可靠性。利用Adams/Car软件对前悬架进行K&C特性仿真试验，对试验数据进行分析，得出拟合模型，最终求出最佳点的因数水平以及最佳值；针对此过程提出最佳的悬架优化方案，为悬架的仿真优化提供参考与指导；在满足悬架杆件运动不发生干涉的要求下，对杆件刚度强度进行优化。本课题的技术路线如图1-1所示。图1-1技术路线流程图

2悬架参数设计理论2.1悬架概述悬架是现代汽车上的一个重要总成，它把车架（或车身）与车轴（或车轮）弹性地连接起来[29]。其主要作用是传递车轮与车架之间的所有力和力矩，缓和路面通过车轮传递给车架的冲击载荷，衰减由此产生的车身振动。悬架系统主要由导向机构、弹性元件、减振器和横向稳定杆组成，如图2-1所示。图2-1悬架系统结构市面上的绝大部分紧凑型轿车均采用麦弗逊式独立悬架，如图2-2所示。麦弗逊悬架与双叉臂悬架的关系十分紧密，双叉臂因其结构所需空间较大，为了使汽车前舱留出更大的空间，所以其上摆臂被加固减振器所代替，就变成了麦弗逊悬架。麦弗逊式悬架主要由控制臂、弹簧、减振器、横向稳定杆和衬套组成。弹簧支撑着整车的重量，并且承担着缓和路面冲击的作用，同时弹簧的刚度和行程对汽车的平顺性有着较大的影响。如果一辆车的悬架系统中只包含弹簧而没有减振器，那么这辆车就会处在无休止的跳动之中，减振器的作用是对弹簧的振动产生抑制效果，使车身能够迅速恢复到正常行驶状态。控制臂的主要作用是传递车身与车轮间的力与力矩，同时控制车轮相对于车身的运动轨迹，保证汽车行驶过程中的操纵稳定性。横向稳定杆的主要作用是维持汽车在弯中的车身姿态，防止汽车出现过大的侧倾。衬套是控制臂和车架连接处的橡胶垫，能够缓冲一定强度的横臂传递给车身的力，能够适当提高驾驶员的乘坐舒适性。图2-2麦弗逊式前悬架麦弗逊式悬架因其结构紧凑，被广泛用于轿车的前悬中。但因其缺少上横臂，所以在车轮跳动过程中，侧倾中心、车轮外倾角等参数变化较为不理想，因此需对麦弗逊式前悬架的K&C特性进行优化，使其满足需求。2.2悬架运动学参数2.2.1悬架刚度偏频，即为汽车悬架与其悬上质量组成的振动系统的固有频率[29]，是影响汽车平顺性的重要参数之一。汽车的前悬架可以视为一个单自由度振动系统（忽略簧下质量和轮胎的影响），如图2-3所示。其固有频率可以表示为n2.1其中，n1为前悬架的偏频；C1为前悬架刚度；图2-3单自由度振动系统在汽车悬架设计过程中，悬架偏频n的确定一般根据经验确定，之后可通过式2.1确定悬架刚度，但此时的悬架刚度并不是弹簧刚度。悬架刚度可以理解为弹簧竖直情况下的弹簧刚度，如图2-4所示。但麦弗逊式悬架的弹簧沿主销轴线方向，与车轮平面有一定的角度，要想求出弹簧刚度，就需要引出弹簧杠杆比的概念。图2-4悬架简化模型弹簧杠杆比是指悬架工作时，车轮的垂向位移与弹簧压缩量之比。图2-5为麦弗逊式悬架的弹簧杠杆比示意图。得出弹簧杠杆比的公式为i=2.2其中，OB为下摆臂与车架连接点的轴线到轮胎垂直面的距离；OA为下摆臂与车架连接点的轴线到主销轴线的距离。图2-5弹簧杠杆比示意图（C为轮心，OD为下摆臂）弹簧杠杆比得出后，弹簧刚度可以通过公式2.3求出K=C∙2.3其中，K为弹簧刚度。2.2.2侧倾中心汽车处于弯中时，地面会作用给车身一个向心力，同时车身会产生离心力，这会使车身向弯道外侧倾斜，而悬架的侧倾中心位置是对车身侧倾角的重要影响参数。侧倾中心的定义为：一个车桥的侧倾中心是车身上的一个点，其位于通过该车桥车轮中心线的垂直平面内，地面作用在该车桥左右车轮上的侧向力仅借助于悬架导向机构传递到该点，而悬架弹簧不参与传力[29]。麦弗逊式悬架的侧倾中心如图2-6所示，B1为前轮距，HR为侧倾中心高度。由定义可以得出，侧倾中心越高就越接近于簧上质量的质心，车身的侧倾程度就越小，有利于增加驾驶安全感。但过高的侧倾中心会产生举升效应[30]图2-6麦弗逊式悬架侧倾中心由于麦弗逊式悬架的特殊性（其上臂为带有一定角度的立柱），所以车身发生侧倾时，车轮倾角γ也会随之发生变化，如图2-7所示。为了使汽车在转弯时轮胎能够提供足够的抓地力，即轮胎的接地面积最大，所以要平衡悬架导向机构各硬点的位置，使汽车侧倾时的车轮倾角变化最小。图2-7车轮外倾角变化2.2.3纵倾中心汽车在制动时，经常会发生点头现象。这是因为制动产生的减速度会使车身绕质心产生一个力矩，该力矩会使车身发生点头，而加速会使车声产生后仰。悬架在设计时应减轻点头或后仰的幅度，以维持车辆在行驶中的车身姿态，从而保证驾驶的舒适性。因车身的点头或后仰原理相同，且制动的抗点头设计相对较为重要，所以以制动时的抗点头为例说明。图2-8为麦弗逊式悬架抗点头原理图。当汽车制动时，前悬架产生的轴荷增量ΔW（方向如图2-8所示）对纵倾中心O点产生力矩T1，从而产生点头现象。此时O点在地面以上，所以地面传递给车轮的制动力F对O点产生一个与T1相反的力矩T2，该作用会抵消一部分车身的点头效果。图2-8麦弗逊式悬架抗点头原理抗点头率越高，制动点头的程度就越小，100％的抗点头率意味着汽车车身在任何情况下的制动都不会产生前倾，始终保持水平，但理想的100％抗点头率是无法实现的[31]。同时道路专家表示，100％的抗点头率会对车内的驾驶员和乘客造成巨大的冲击，所以车身适当的点头对驾驶员和乘客来说并非是一件坏事。虽然纵倾中心只要在地面以上就可以产生一定的抗点头率，但纵倾中心距离地面的高度也影响了车轮的运动轨迹，从而对驾驶的舒适性产生一定影响。如图2-9所示，O1为纵倾中心高于轮心所在水平面，O2位纵倾中心低于轮心所在水平面，虚线和实线分别为以上两种情况的车轮运动趋势。我们可以看出，当车轮遇到凸起物而发生弹跳时，虚线轨迹使车轮撞向凸起，这无疑会对悬架的导向机构产生冲击载荷，同时降低驾驶舒适性。而实线的车轮轨迹会使车轮后退，减小冲击。虽然O1点比O2点提供的抗点头率高，但会降低驾驶员的驾驶舒适性，所以这两点矛盾在设计纵倾中心时需综合考虑，得出合适的侧倾中心高度。图2-9纵倾中心高度的两种情况2.2.4车轮定位参数车轮定位参数包括车轮外倾角γ、车轮前束角δ、主销内倾角σ、主销后倾角τ，如图2-10所示。车轮定位参数影响着悬架的K&C特性，一般由悬架和转向的导向机构确定其运动规律，所以如何保证车轮定位参数向着满足预期的方向变化，是悬架系统的设计关键。图2-10车轮定位参数示意图（1）车轮外倾角在汽车前视图中，车轮外倾角γ是车轮中心平面相对于地面垂直线的倾角[29]。车轮向车身外侧倾斜，则为正的外倾角；若向内侧倾斜，则为负。车轮有一定的初始倾角是为了使汽车在行驶过程中轮胎与地面的接触面积尽可能大。现代轿车上一般采用负的外倾角，且不超过1°。选择负外倾角的原因，是汽车在转向时，外侧车轮会向正外倾方向偏转，所以一定的负外倾角能够抵消这种偏转，使之与地面的接触面积增加，提高车辆过弯时的稳定性。但也不宜过大，若外倾角设置过大，会使车轮长时间处于偏磨状态，减少轮胎寿命。（2）车轮前束角在汽车俯视图上，前束角δ是车轮中心线与汽车纵向对称轴之间的夹角[29]，车轮前部向内为正前束角，向外为负前束角。如果存在正的车轮外倾角，左右车轮有向外翻滚的趋势。此时如果左右车轮带有正的前束角，会使车轮向内翻滚。所以选择适当的外倾角和束角，可以使这两者的产生的副作用相互抵消。现代轿车的前束角一般为0°±10'，若前束角过大，会增加轮胎阻力，过大的轮胎阻力不利于直线行驶，且会加速轮胎磨损。悬架的跳动会使前束角发生变化，前悬的前束角应呈弱负变化趋势，且变化要尽可能小，变化过大则稳定性变差。（3）主销内倾角在汽车前视图中，主销内倾角σ是前轮的旋转轴线相对于地面垂直线的倾角[29]。因主销内倾角的设置，会对车轮产生一个回正力矩，从而增加驾驶员的驾驶轻便性。现代轿车的主销内倾角一般在3°~15°30'之间。过小的主销内倾角会令驾驶员驾驶舒适性降低，增加驾驶紧张感。（4）主销后倾角在汽车的侧视图中，主销后倾角τ是主销轴线相对于地面垂直线的倾角[29]。主销后倾角主要影响车轮在高速时的回正性，现代汽车其角度一般不超过3°。若后倾角过大，就会导致过强的回正力矩，增加驾驶员的紧张感，同时对侧向风的抵抗程度降低，增加驾驶疲劳。但若主销后倾角设置过小，当汽车直线行驶时，车轮易发生摆振，驾驶员容易失去路感。2.3悬架弹性运动学参数2.3.1纵向力特性纵向力特性主要研究内容为汽车在驱动或制动时引起的轮胎纵向位移、束角、主销后倾角等参数的变化。轮胎会产生纵向位移是因为在驱动或制动时地面给轮胎的力会传递到轮心，并且车轮与车架之间的连接点中装有衬套，所以整个轮胎会因受外力而发生纵向偏移ΔX，如图2-11所示。轮胎的纵向位移应设计的大些，保证车辆在不平路面行驶的舒适性，但纵向位移过大时，车轮会较快到达纵向极限位移，从而对乘员产生冲击，反而降低了乘坐舒适性。图2-11轮胎纵向位移在纵向力产生位移的同时，车轮前束角也发生了变化，此过程经常发生在入弯前的制动转向中。为了保证此时的车辆具有一定的不足转向特性，此时应有向负前束变化的趋势。悬架杆件在纵向力的作用下，主销后倾角也会随之发生变化。在制动时，主销后倾角有减小的趋势，这会使转向回正力矩减小，影响驾驶员的转向判断，使前进路线改变。所以应适当增加下横臂的衬套刚度，减小主销后倾角的变化量，提升可操纵性。2.3.2侧向力特性侧向力特性主要研究内容为车辆在转弯时地面提供的侧向力引起的轮胎侧向位移、车轮外倾角、束角的变化。轮胎的侧向位移与轮胎的纵向位移类似，轮心受外力导致衬套变形而产生侧向位移ΔY，如图2-12所示。为了保证车辆在过弯时有足够的侧倾刚度，所以轮胎侧向位移应尽可能的小。图2-12轮胎侧向位移车轮外倾角会随轮胎发生侧向位移时发生变化。为了使车轮外倾角的变化主要由导向机构决定而不是由衬套这些弹性元件决定，同时为了提升极限工况汽车的稳定性，所以车轮发生侧向位移时，车轮外倾角的变化要尽可能小。随着轮胎发生的侧向位移，车轮前束角也会发生变化。束角的变化对转向特性影响较大，所以侧向力引起的束角变化应尽量小。2.3.3回正力矩特性回正力矩特性主要研究内容是前束角的变化。回正力矩的大小会影响前束角的变化大小，所以回正力矩引起的前束变化应尽量小，以保持转向的稳定性。2.4悬架多体动力学多体动力学仿真分析通常由物理建模、数学建模、问题求解和结果后处理四部分组成[32]。物理建模通常保留各个零件结构之间的连接方式，使之与实物的运动关系相符；数学建模就是对物理模型用数学方法描述出来，相较于实物更加的抽象；问题求解是利用某种求解器对数学模型进行求解，得到分析结果；结果后处理是对求解结果进行分析并优化，得出最优结果。MSC.ADAMS就是多体动力学仿真分析软件的代表，MSC.ADAMS能够对机械结构进行综合分析优化，所以常常用于复杂机械结构的动力学研究。2.4.1多体动力学计算步骤软件MSC.ADAMS利用笛卡尔坐标来表示模型的位置，方向用欧拉角表示[33]。MSC.ADAMS对模型的动力学分析提供了多种求解器。下面为软件的一般求解步骤。（1）确定自由度自由度是指机构具有确定运动时所必须给定的独立运动参数的数目[34]，计算公式为：F=6n−2.4其中，n是活动构件数，pi是第i个运动副的约束条件数，qj是第j个原动机的约束条件数，（2）建立动力学方程前面已经提到，MSC.ADAMS利用笛卡尔坐标来表示模型的位置，方向用欧拉角表示，即：qi=2.5利用拉格朗日乘子法建立的动力学方程为：d2.6其中T是系统动能，q是系统广义坐标列阵，Q是指广义力列阵，ρ是完整约束的拉氏乘子列阵，μ是非完整约束的拉氏乘子列阵。（3）对系统进行动力学分析MSC.ADAMS主要对位置、速度、加速度的函数进行求解，得出最小值。位置的最小值直接通过牛顿迭代法得出，速度的最小值由目标函数的一阶导求出，加速度是由目标函数的二阶导得出。2.4.2Adams/Car软件简介MSC.ADAMS中的Car模块是为汽车动力学单独研发的模块，汽车工程师在其中能够如同试验真实样机一样进行虚拟仿真分析，输出如悬架系统相关参数的变化曲线，为汽车设计提供便利，大大缩短了产品研发周期。在Adams/Car中建立模型后，可以对模型进行相应的仿真，得出试验数据。在Adams/Insight模块中，可以根据仿真结果，对影响因素进行灵敏度分析，根据工程师选择的算法得出最优的设计方案，提供优化后的参数值。后述的悬架优化采用的就是此过程。2.5本章小结本章主要对悬架的运动学参数和弹性运动学参数进行介绍，详细说明了与悬架K&C特性有关的运动学参数，阐述了参数对悬架K&C特性的影响及意义，对Adams/Car软件和悬架多体动力学进行了介绍，讲述了软件的工作原理。本章主要是为悬架K&C仿真等后续工作提供理论基础。

3悬架K&C特性仿真分析3.1前悬架模型的建立3.1.1前悬架结构麦弗逊悬架主要由减振器、弹簧、下摆臂、转向节和副车架组成，如图3-1所示。图3-1麦弗逊式前悬架三维结构图麦弗逊悬架各个部件间的连接关系为：减振器上端通过衬套与车身连接，下端与转向节刚性连接；转向节通过球头与转向横拉杆外点和下摆臂外点连接；下摆臂靠内的两点通过衬套与副车架连接；副车架通过衬套与车身连接。通过式3.1可以得出麦弗逊悬架的自由度F=6×4−4×3−1×5−1×5=前悬架模型建立在Adams/Car软件中建立车辆多体动力学模型流程如图3-2所示。图3-2悬架建模流程实车悬架为简化后的麦弗逊悬架，包括三个子系统，分别为前麦弗逊悬架系统、转向系统和横向稳定杆系统，简化后的拓扑结构如图3-3所示。图3-3前悬架拓扑结构图在子系统中，各个零部件通过运动副连接，而各个子系统之间则通过通讯器连接[35]，如图3-4所示。图3-4装配体连接方式子系统与仿真平台装配在一起得到前麦弗逊装配体，如图3-5所示。图3-5前悬架装配体在前悬装配体中，可以对硬点坐标、弹簧刚度、轮胎初始外倾角、束角等参数进行设置。悬架硬点坐标如表3-1所示。

表3-1前悬架硬点坐标硬点名称X/mmY/mmZ/mm减振器上点34.633-563.275580.891减振器下点6.478-584.351103.384弹簧上点31.709-574.425531.307弹簧下点19.423-579.258322.925轮心0-725.7520转向横拉杆外点124.538-671.545-32.62转向横拉杆内点176.791-316.5-23.05下摆臂外点-7.36-695.204-123.489下摆臂前点18.891-349-109.35下摆臂后点299.514-386.37-84.991副车架前支点62.341-435.84473.554副车架后支点400.078-418-98.6733.2悬架K&C特性分析对于搭建好的前悬架模型，需对其进行调试，保证在Adams/Car中所建立的前悬架模型与实际悬架的K&C特性相符，使模型能够正确描述实车。调试包括对整车参数的设置，包括轮胎半径、轮胎刚度、质心高度、初始外倾角和束角等，如表3-2所示。表3-2整车相关参数参数名称参数值轮胎外倾角（deg）-0.4前束角（deg）-0.1轮胎自由半径（mm）312.15轮胎纵向刚度（N/mm）185质心高度（mm）525前轴荷（kg）595.42轴距（mm）2340悬架模型K&C特性的仿真与实车的K&C试验的工况相同，均是在空载状态下，主要包括垂向轮跳、侧倾运动、纵向力加载、侧向力加载、回正力矩加载和转向试验六种工况。在后处理界面中对仿真的结果进行处理分析，可以得到前悬中需要改进的指标。3.2.1垂向运动学分析悬架的垂向运动试验，需固定车身，通过试验台使车轮垂向位移（如图3-6所示），以模拟车辆行驶时车轮的上下跳动。该工况仿真试验可以得到车轮同向跳动时悬架刚度、车轮外倾角等的变化规律。图3-6垂向轮跳工况试验一般情况下，垂向跳动工况的轮心上下跳动行程为±80mm，仿真步数为100步。之后进入Adams/Car的后处理窗口，可以得到在轮跳中悬架关键参数的变化曲线，包括悬架轮心刚度、前束角、车轮外倾角、轮胎纵向位移和轮胎横向位移等。图3-7轮胎垂向力如图3-7所示为轮心所受的垂向力随轮跳的变化曲线，可以得出悬架轮心刚度为25.25N/mm，根据（1）式可以得出前悬的偏频为1.47Hz，而后悬偏频为1.55Hz，前后悬偏频比为94.8%，前悬偏硬，需要改进。图3-8轮跳束角变化图3-8为前轮束角随轮跳的变化曲线。可以得出束角随车轮上跳呈负变化趋势，随轮胎下跳有正变化趋势，这与设计的车轮外倾变化趋势相同。在轮跳±80mm的范围中，束角变化为0.8°，比较合理。但束角随车轮上跳过程中有变化量增大的趋势，这会对驾驶员在转向行驶时的转向判断产生影响，所以需改为近似线性变化。图3-9轮跳外倾角变化图3-9为车轮外倾角随轮跳的变化曲线。在轮跳为0时的外倾角为负值，与设计外倾角相符；在车轮上跳时，外倾角向正外倾偏转，这有利于增大轮胎与地面的接触面积，且与束角的变化趋势匹配；在轮跳±80mm的范围中，外倾角变化为1.27°，在合理范围内。图3-10轮胎纵向位移图3-10为轮胎纵向位移随轮跳的变化曲线。在轮跳上跳过程中，因杆件布置原因纵倾中心在轮心水平面之上，轮心也向前位移，这会对悬架杆件造成一定的冲击，在轮跳±80mm的范围中，车轮纵向位移变化为10.1mm，属于非常小的变化，驾驶员对此冲击感知不强。图3-11轮胎侧向位移图3-11为轮胎侧向位移随轮跳的变化曲线。轮胎在轮跳时的侧向位移会对轮胎磨损产生影响，由曲线可以看出在轮跳±80mm的范围中，车轮侧向位移变化为9.7mm，属于非常小的变化，符合理想变化。3.2.2侧倾运动学分析在侧倾工况中，同样是固定车身，使台架带动轮胎侧倾，模拟实际车身与轮胎的侧倾关系（如图3-12所示）。该工况可以得到侧倾刚度、前束角、外倾角随车身侧倾的变化规律，判断汽车在侧倾时的特性。图3-12侧倾工况试验一般情况下，侧倾工况试验台架的侧倾角为±5°，仿真步数为100步。之后进入Adams/Car的后处理窗口，可以得到在侧倾中关键参数的变化曲线，包括悬架侧倾刚度、前束角等。图3-13轮胎垂向力如图3-13所示为轮心所受的垂向力随轮跳的变化曲线，该曲线可以得到悬架的侧倾刚度。侧倾刚度对弯中维持车身姿态有很大作用，保证车辆行驶稳定，确保驾驶员有良好的路感。从图像可以得出悬架侧倾刚度为663Nm/deg，侧倾刚度偏硬，这会使悬架杆件在车辆侧倾时承受较大力，同时驾驶员在转弯时也会承受较大侧向力，使驾驶员感到紧张，所以应适当减小侧倾刚度。图3-14侧倾束角变化图3-14为前轮束角随车身侧倾的变化曲线，这里通过轮跳体现，轮胎上跳说明该轮为侧倾转向时的外侧轮。通过曲线可以得出束角随车轮上跳呈负变化趋势，这与设计的车轮外倾变化趋势相同；束角的变化为-0.004deg/deg，变化率很小。图3-15侧倾外倾角变化图3-15为车轮外倾角随车身侧倾的变化曲线。车轮外倾角在整个仿真试验中变化量为0.075°，变化较小，但当上跳行程超过25mm时，外倾角向正外倾变化，这不利于驾驶员掌握轮胎节奏，需改进。3.2.3侧向力加载分析悬架侧向力加载工况试验通过固定车身，通过试验台对车轮施加同向的侧向力（如图3-16所示），来模拟汽车在转弯时车轮受到的侧向力，从而得到侧向柔度、倾角、束角等随侧向力的变化规律。图3-16侧向力加载工况一般情况下，试验台架对轮胎加载的侧向力为±3000N，仿真步数为100步。在Adams/Car的后处理窗口中可以得到车轮侧向位移、束角、倾角等参数变化规律，以分析汽车的横向稳定性。图3-17轮胎侧向位移图3-17为车轮侧向位移随侧向力的变化曲线。从图中可以得出悬架侧向柔度为0.18mm/kN。因为悬架杆件通过衬套连接车身，而衬套在各个方向均有一定刚度，所以侧向力会使车轮产生轻微的侧向位移，通过侧向柔度来体现。侧向柔度应越小越好，柔度越小，侧向力就能更好的通过悬架传递给车身，使汽车的响应更快，有更好的转向性能，而过大的侧向柔度则会影响整车的横向稳定性。图3-18侧向力束角变化图3-18为束角随侧向力的变化曲线。侧向力的束角变化主要影响汽车转向时的不足转向度，所以在此过程需要有一定的柔性。但曲线的变化应尽量小，保证汽车在行驶中的稳定性。从曲线可以得出前束随侧向力的变化为0.07deg/KN，变化较小。图3-19侧向力倾角变化图3-19为轮胎倾角随侧向力的变化曲线。侧向力外倾角变化应尽量小，以保证在轮跳过程中的变化规律，使轮胎与地面有较大的接触面积，提升转弯性能；同时也有利于减小轮胎磨损。从图像可以得到侧向力外倾角变化为0.17deg/kN，变化稍大。图3-20侧倾中心高度图3-20为侧倾中心高度随侧向力的变化。在转向过程中，侧倾高度的变化对车身姿态有着较大影响。该参数变化越小，对车身姿态的影响就越小；同时侧倾中心较小的变化也能降低轮胎的磨损。从曲线可以看出，在±3000N的侧向力下，侧倾中心的变化为0.73mm，变化较为理想。3.2.4纵向力加载分析悬架纵向力加载工况试验通过固定车身，试验台对车轮施加同向的纵向力（如图3-21所示），来模拟汽车在制动或加速时轮胎所受的纵向力，从而得到纵向柔度、倾角、束角等随纵向力的变化规律。图3-21纵向力加载工况一般情况下，试验台架对轮胎加载的纵向力为±3000N，仿真步数为100步。在Adams/Car的后处理窗口中可以得到车轮纵向位移、束角、倾角等参数变化规律，来考察制动或驱动时的悬架特性。图3-22车轮纵向位移图3-22为车轮纵向位移随纵向力的变化曲线，该变化曲线能够反应车辆悬架的纵向柔度，纵向柔度的大小主要影响汽车在制动时的抗冲击性和舒适性。从图中可以得出，悬架的纵向柔度为3.5mm/kN，属于柔度适中范围，能够起到一定的缓和冲击作用。图3-23纵向力束角变化图3-23为束角随纵向力的变化曲线。在车辆制动过程中，若束角变化较大，则会出现车辆的跑偏等问题。由图像可以得出，在纵向力加载±3000N的范围内，束角变化为0.037°，变化较小。图3-24纵向力倾角变化图3-24为轮胎倾角随纵向力的变化曲线。轮胎倾角在车辆制动时变化不宜过大，否则会出现制动入弯时轮胎抓地力不足的导致侧滑。从图像可以得出轮胎外倾角变化为0.056deg/kN，变化较为理想。图3-25纵向力车轮自转角图3-25为车轮自转角随纵向力的变化曲线。在制动时车轮有一定的自转有利于增加悬架的纵向柔度，提升驾驶舒适性。从图中可以得出车轮自转随纵向力的变化为0.42deg/kN，变化较小，较为理想。3.2.5回正力矩加载分析悬架回正力矩加载工况试验通过实验台对车轮施加同向回正力矩（如图3-26所示），来模拟车轮受回正力矩时的变化情况。回正力矩加载试验反映了转向悬架系统的柔性，影响不足转向。图3-26回正力矩加载工况一般情况下，试验台架对车轮加载的力矩为±150N·m，仿真步数为100步。在Adams/Car的后处理窗口中可以得到束角、倾角等参数变化规律，来考察存在回正力矩时的转向和悬架特性。图3-27回正力矩束角变化图3-27为束角随回正力矩的变化曲线。由于回正力矩中的前束变化与侧向力中的前束变化正相关，所以为保证汽车行驶中的稳定性，前束变化应尽量小。从图像可以得出，束角随回正力矩的变化为0.007deg/Nm，变化较为合理。图3-28回正力矩外倾角变化图3-28为轮胎倾角随回正力矩的变化曲线。回正力矩外倾角变化应尽量小，以保证轮胎与地面有较大的接触面积，提升转弯性能；同时也有利于减小轮胎磨损。从图像可以得到回正力矩外倾角变化为0.6deg/kNm，变化较合理。3.2.6转向运动特性分析转向工况是指在方向盘上施加一定的角度，模拟实际的车轮转向情况（如图3-29所示）。转向工况反映了转向系统左右车轮转角关系及车轮定位参数的变化。图3-29转向工况试验一般情况下，对方向盘输入的角度为±540°，仿真步数为100步。在Adams/Car的后处理窗口中可以得到左右轮转角、主销倾角等参数变化规律，来考察车辆转向时的特性。图3-30阿克曼百分比图3-30为阿克曼百分比随车轮转角的关系。阿克曼百分比反应了转向梯形的设计合理性，百分比越高，说明实际转向越接近阿克曼转向。阿克曼百分比越小，汽车的操纵性就越差；但过大的阿克曼百分比会增加转向系统的阻力，不利于转向轻便性。从曲线可以得出内轮转角为30°时，阿克曼百分比为51.7％，比较合理。图3-31转向传动比图3-31为转向传动比随方向盘转角的变化曲线。该曲线应呈中间小两端大，当转弯半径较大时，传动比大，有利于转向轻便操作；当汽车高速行驶时，要求转向反应灵敏，此时传递比应小些。从曲线可以得出，传递比变化为3.65，较为理想。图3-32后倾拖距图3-32为主销后倾拖距随车轮转角的变化。后倾拖距应小些，降低转向系统对道路的敏感性，同时降低驾驶疲劳。从图中曲线可以看出后倾拖距为17.5mm，较为合理。图3-33主销偏距图3-33为主销偏距随车轮转角的变化。主销偏距不宜过大，否则汽车在制动时会绕主销形成一个较大的力矩，使束角变化较大，影响制动稳定性。从曲线可以看出主销偏距为1.57mm，在合理范围之内。3.3悬架K&C特性仿真汇总3.3.1悬架K&C特性指标表3-3为悬架K&C特性指标及参数参考范围，通过仿真结果与参考范围的对比，能够直观的得到各项参数的优劣。表3-3悬架K&C特性指标仿真工况指标名称仿真结果参考范围平行轮跳工况悬架轮心刚度（N/mm）25.25前束角（deg/m）-5-8.5~0外倾角（deg/m）-7.9-20~8车轮纵向位移（mm/m）63.1-10~80车轮侧向位移（mm/m）-20.8-70~20侧倾运动工况悬架侧倾刚度（Nm/deg）663前束角（deg/deg）-0.04-0.08~-0.02外倾角（deg/deg）-0.0075-1~0.5侧向力加载工况轮胎侧向位移（mm/kN）0.18≤0.6前束角（deg/kN）0.070.04~0.1外倾角（deg/kN）0.170~0.4侧倾中心高度（mm/kN）0.24纵向力加载工况轮胎纵向位移（mm/kN）3.52~6前束角（deg/kN）0.006-0.1~0.1外倾角（deg/kN）0.056-0.1~0.1车轮自转角（deg/kN）0.420.1~0.8回正力矩加载工况前束角（deg/kN·m）72~8外倾角（deg/kN·m）0.60~3转向运动工况阿克曼百分比（%）51.740~60转向传动比（deg/deg）16.515~17主销后倾拖距（mm）17.515~40主销偏距（mm）1.57-12~83.3.2悬架存在的主要问题由以上的悬架仿真分析可以得到汽车悬架出现的主要问题：（1）悬架刚度偏硬；（2）侧倾梯度偏大；（3）部分工况束角和外倾角的变化曲线不理想。关于悬架偏软问题，主要影响因素为弹簧刚度，虽然轮胎、衬套刚度也存在一部分影响，但主要需要修改的还是弹簧刚度，但需注意修改后的前弹簧刚度需与后悬刚度适配。侧倾梯度问题可以通过更改弹簧来解决，也可以通过更改横向稳定杆刚度，具体修改参数还需进一步计算。束角和外倾角可以利用DOE模块进行影响因素分析，得出较为理想的优化结果。3.4本章小结本章首先讲述了在Adams/Car中前悬架模型的搭建过程；其次在垂向轮跳、侧倾运动、纵向力加载、侧向力加载、回正力矩加载和转向试验六种工况下对前悬架模型进行仿真试验，在后处理窗口中得到悬架K&C特性指标；最后对指标进行整理汇总，并与参考范围进行对比，总结出悬架系统存在的主要问题，针对出现的问题进一步改进。

4悬架优化设计根据第三章的K&C特性仿真分析结果可知，该车型的前悬架刚度、悬架侧倾刚度及部分工况束角及外倾角的变化较不理想，均存在一定的优化空间。悬架刚度和悬架侧倾刚度对平顺性和操纵稳定性的影响较大，通过刚度匹配和优化可以明显地提升汽车行驶的平顺性和操纵稳定性。由于汽车行驶平顺性和操纵稳定性之间存在相互耦合的关系，单一优化某一性能必然导致另一性能的下降[36]。优化某一指标参数并不能解决问题，所以需要采用多目标优化的方法。利用Adams/Insight可以对设计变量进行量化研究，并能够计算出各个设计变量对优化目标的灵敏度，找到关键的设计变量，快速达到预期的优化效果[37]。4.1悬架刚度的改进根据ISO2631-1:1997(E)标准规定，4~12.5Hz是人体垂直振动的敏感频率范围，若汽车的偏频在这一范围内，驾驶员和乘客将会感受到不同程度的不适。汽车的偏频在设计时应尽可能在1~1.6Hz频率范围内。由第三章的仿真结果可以得到样车的前悬架偏频为1.47Hz，前后悬偏频比为94.8%，由经验可知该值偏高，即前悬架偏硬。悬架偏硬会导致平顺性降低，驾驶员和乘客的舒适性降低。因此希望乘用车拥有较软的悬架来提升汽车的行驶平顺性。影响悬架刚度的因素有很多，但主要还是受弹簧刚度的影响，所以此处采用对弹簧刚度改进的方法。通过第二章的公式2.3可以求出合适偏频下的弹簧刚度，改进后的悬架刚度参数如表4-1所示。表4-1悬架刚度参数改进前后对比参数改进前改进后前悬架刚度（N/mm）25.2523.37前悬架偏频（Hz）1.471.41前弹簧刚度（N/mm）28.3726.2前后悬架偏频比（%）94.891通过改进，前悬架的偏频为1.41Hz，偏频比为91%，整车的舒适性得到了提升。4.2悬架侧倾刚度的改进悬架K&C特性仿真结果显示，悬架的侧倾梯度偏大。悬架的侧倾刚度为663Nm/deg，需要改进。侧倾刚度可以通过弹簧刚度和防倾杆刚度更改。而弹簧已通过偏频更改到合适刚度，所以侧倾刚度通过更改横向稳定杆刚度进行匹配。横向稳定杆刚度取决于横向稳定杆直径，通过匹配计算，横向稳定杆的直径由原来的的24mm减小为22mm，模型如图4-1所示。更改后的前悬侧倾刚度为604Nm/deg。图4-1横向稳定杆模型4.3悬架多目标优化设计根据第三章悬架K&C仿真结果显示，在平行轮跳工况下的外倾角和束角参数变化均不理想，需要改进。外倾角和束角变化的影响因素有很多，主要由硬点的位置影响。由硬点图可知，影响外倾角和束角变化的硬点主要是下摆臂和减振器上的硬点。但由于硬点较多，通过单独更改某个硬点来优化参数的话工作量将会很大。所以我们利用Adams/Insight对设计变量进行量化研究，这样能够快速找到关键变量，较快达到预期效果。4.3.1试验设计试验设计（DesignofExperiments,DOE）方法是一个制定试验计划、实施计划，通过研究能反映设计空间的样本集，集合概率论及数理统计方法寻求试验的本质规律并快速找到目标的有效方法[38]。Adams/Insight模块中提供了一套完整的试验设计方法，流程如图4-2所示。图4-2试验设计流程（1）定义设计目标和设计变量由第三章的悬架仿真结果可知，在平行轮跳工况下车轮外倾角和束角变化较大，所以选择这两个参数作为设计目标。在优化参数的过程中，会影响到主销内倾角和主销后倾角这两个参数，为了达到整体优化的效果，将这两项也加入设计目标中，共计4个设计目标。在麦弗逊悬架中，影响车轮定位参数的变量一般为下摆臂内外点，减振器上点，转向拉杆内外点等。由于转向节在设计时受到轮辋和轮毂轴承的限制，所以在转向节上的硬点应排除在外。设计变量选择越多，优化过程所用时间也就越多，此外硬点在X方向上的变化对参数变化的规律影响较小，所以前悬架的设计变量为减振器上点的Y、Z坐标，下摆臂内前后两点的Y、Z坐标和横拉杆内点的Y、Z坐标共8个参数。（2）设计变量的约束条件由于本车为紧凑车型，悬架系统的布置空间有限，所以坐标变化范围应尽量取小。因汽车的实际空间有限，将这8个参数的变动范围控制在-5mm~5mm内，如表4-2所示。表4-2前悬架设计变量取值范围设计变量参数方向初始值变化范围减振器上点Y/mm-563.275-568.275~-558.275Z/mm580.891575.891~585.891转向横拉杆内点Y/mm-316.5-321.5~-311.5Z/mm-23.05-28.05~-18.05下摆臂前点Y/mm-349-354~-344Z/mm-109.35-114.35~-104.35下摆臂后点Y/mm-386.37-391.37~-381.37Z/mm-84.991-89.991~-79.991（3）执行虚拟试验现将定义好的8个设计变量和4个设计目标在Adams/Insight模块中设置完成之后，开始进行迭代运算。根据设计流程，需进行28=256次运算，最终得到的结果荣耀图4-3至图4图4-3车轮外倾角图4-4车轮前束角图4-5主销内倾角图4-6主销后倾角由图4-3至图4-6可知，下摆臂前点Z坐标和后点Z坐标对主销后倾角的影响较为明显；减振器上点的Y坐标和下摆臂前点的Z坐标对主销内倾角的影响较为明显；下摆臂前点的Z坐标和横拉杆内点的Z坐标对车轮外倾角的影响较为明显；横拉杆内点的Z、Y坐标，减振器上点的Y坐标和下摆臂前点的Z坐标对束角的影响较为明显。在对各个变量对目标的影响程度后，对各个影响程度进行分析汇总，并利用软件中的多目标优化分析模块，对目标进行最小值的解析。4.3.2多目标优化分析在对各个设计目标进行试验时，各目标的绝对值最大值随迭代次数的变化曲线如图4-7至图4-10所示。图4-7车轮外倾角图4-8车轮前束角图4-9主销内倾角图4-10主销后倾角通过图4-7至图4-10对比可知，在某一次迭代某两个设计目标的最大值取值较小时，另外两个设计目标的最大值反而取值较大。即找不到某一次试验使4个设计目标的最大值取最小。所以求解此类多目标优化问题的一般思路是：寻找一组或者多组设计变量值，使得各个目标变化的最大值尽量接近最佳目标值[39]，如表4-3所示。

表4-3设计目标最大值的变化范围设计目标最大值变化范围车轮外倾角0.65°~0.83°车轮前束角0.31°~1.36°主销内倾角10.74°~11.83°主销后倾角4.08°~4.69°多目标优化问题的求解方法一般有线性加权和法、平方和加权法、序列最优化法和各种遗传、进化算法等，为了简化优化流程，本次采用平方和加权发来求解该问题。前悬架多目标优化问题的目标函数为：minF4.1式中，ωi(i=1,2,3,4)为加权系数，且ωi≥0，i=14ωi=1，加权系数根据优化目标的重要程度确定；αmax为车轮外倾角绝对值的最大值，αmax0为车轮外倾角绝对值的最大值的目标值；βmax考虑到本次优化的重点为车轮前束角和车轮外倾角，所以对各加权系数的数值分配为：ω1=0.2，ω2=0.6，ω3=0.1，ω4=0.1。为了控制目标参数的变化范围，取表4-3中各个设计目标最大值的变化范围的下限值作为目标值：由上一节的灵敏度分析结果可知，减振器上点的Y值、横拉杆内点的Y值、横拉杆内点的Z值、下横臂前点的Z值、下横臂后点的Z值对4个设计目标的影响明显，所以优先改动这5个设计变量，剩余3个变量在优化分析过程中的初始值保持不变。图4-11为软件多目标优化操作界面，保持3个对目标影响较小的变量数值不变，设置各优化目标的权重系数，运行之后可以再设计变量界面得到优化后的变量值。图4-11参数设置从图4-11中的优化结果可知，减振器上点Y坐标和下摆臂前点Z坐标向负值变化了5mm，下摆臂后点Z坐标向负值方向变化了2.6mm，横拉杆内点Y坐标和横拉杆内点Z坐标向正值方向变化了5mm。其初始值和优化值如表4-4所示。表4-4前悬架设计变量设计变量坐标初始值/mm坐标优化值/mm减振器上点Y坐标-563.275-568.27横拉杆内点Y坐标-316.5-311.5横拉杆内点Z坐标-23.05-18.05下摆臂前点Z坐标-109.35-114.35下摆臂后点Z坐标-84.991-87.5954.3.3优化前后运动学特性比较根据设计变量优化结果得到新的硬点坐标值，在Adams/Car中再次对悬架模型进行平行轮跳仿真试验。将优化前后的参数曲线进行对比，以验证多目标优化分析结果的正确性。（1）车轮外倾角图4-12车轮外倾角变化曲线优化前后对比如图4-12所示优化前后车轮外倾角随车轮跳动变化曲线。优化部分主要在轮胎上跳的部分，优化之后车轮外倾角向负外倾变化的趋势更加明显，且曲线变化更加平缓，这是我们希望看到的，满足设计需求。（2）车轮前束角图4-13车轮前束角变化曲线优化前后对比如图4-13所示优化前后车轮前束角随车轮跳动变化曲线。优化之前的前束角变化量为1.3°，优化之后变化量减少为0.8°，优化效果较为明显。并且束角有向负值变化的趋势，与外倾角趋势相匹配。（3）主销内倾角图4-14主销内倾角变化曲线优化前后对比如图4-14所示优化前后主销内倾角随车轮跳动变化曲线。优化之前的变化量为2.7°，优化之后的变化量为2.83°。由于多目标优化问题的解都不能使各个目标都取得最小值，所以在主销内倾角这里出现了负优化的情况，但相较于优化之前的数值，优化之后的数值增量很小，主销的变化数值仍在理想范围之内。（4）主销后倾角图4-15主销后倾角变化曲线优化前后对比如图4-15所示优化前后主销后倾角随车轮跳动变化曲线。优化之前与优化之后的变化量均为1.95°，但优化后曲线向下偏移了0.6°。后倾角变化趋之不变，符合预期效果；数值的微小变化仍在合理范围之内。综上所述，前悬架优化前后的参数比较如表4-5所示。由表中数据可知，两个希望优化的目标参数车轮外倾角和车轮前束角的变化范围均减小；剩下两个目标参数由于硬点改动而发生了一些变化，但均在理想范围之内。总体来说本次多目标优化设计的效果令人满意，同时也验证了所用目标优化设计方法的合理性。表4-5前悬架优化前后参数比较悬架参数优化前优化后评价变化范围变化量变化范围变化量车轮外倾角/deg0.64~-0.3610.78~-0.61.4较好车轮前束角/deg0.54~-0.761.30.25~-0.540.8较好主销内倾角/deg7.8~~10.52.8合理范围主销后倾角/deg2.5~4.41.952.4~4.31.95合理范围4.4本章小结本章主要对悬架K&C特性进行优化改进。通过第三章悬架K&C特性的仿真结果，总结出车轮外倾角和束角的变化存在问题。利用Adams/Insight模块对悬架进行多目标优化，根据分析结果对悬架参数改进，最终将优化后的结果与之前进行对比，评价参数是否达到理想值。5悬架零部件的结构强度仿真分析在悬架系统中，下摆臂的主要负责传递车轮到车身的力及力矩，影响着整车的安全性，所以其结构性能非常重要。下文通过对下摆臂在不同工况下的静力分析，得到其力学性能特点，保证悬架摆臂的安全性。5.1悬架载荷分析悬架零件各连接点处的受力可通过Adams/Car的台架模拟得出。计算出不同工况下轮胎接地点处的受力情况，经过试验台输入仿真后可以得出悬架各个连接点处的受力值，该过程极大地减少了计算量，降低了工作难度。5.1.1各工况下轮胎接地面受力载荷转移会在汽车加速、制动、转向时不可避免地出现，从而导致轮胎上的载荷发生变化。在载荷转移的过程中，可将整车简化为有两个固定支撑的力学模型，如图5-1所示。图5-1轮胎载荷转移示意图可得在纵向平面和横向平面的载荷转移分别为：Δ5.1Δ5.2式中，ax和ay分别为纵向、侧向加速度；h为质心高度；m为整车质量；L为轴距；根据汽车的实际时用情况，本次计算制动强度取z=1，转向时的侧向加速度为1.7g。经过计算可以得到不同工况下轮胎接地面处的载荷情况，如表5-1、5-2所示。

表5-1制动工况下轮胎受力受力方向左前轮右前轮F4126.86N4126.86NF2910.6N2910.6N表5-2转向工况下轮胎受力受力方向左前轮右前轮F5025.23N809.89NF5023.48N808.5N5.1.2下摆臂各节点受力在Adams/Car中使用StaticLoads进行仿真，将各工况下轮胎接地面受力输入，在运行之后，可以在后处理窗口得到各个节点各方向上的受力，如图5-2、5-3所示。图5-2制动工况下摆臂外点受力情况图5-3转向工况下摆臂外点受力情况将图5-2、5-3中的数据进行整理，得到各工况下节点受力情况如表5-3所示。表5-3下摆臂内点受力方向制动工况转向工况X-3481.72N49.12NY790.86N6424.74NZ-327.21N-1193.62N5.2下摆臂结构强度仿真分析利用CATIA软件建立下摆臂的几何实体模型，如图5-4所示。图5-4下摆臂三维模型将建立好的三维模型导入有限元处理软件Workbench中，首先对下摆臂材料进行定义。该下摆臂采用冷成型热轧汽车结构钢板，牌号为QSTE420TM，用于有较高或高强度要求的汽车结构件中，其能满足结构复杂且强度要求较高的使用要求，QSTE420TM的材料性能如表5-4所示。表5-4QSTE420TM性能参数材料名称弹性模量泊松比屈服强度密度QSTE420TM2.1×105MPa0.3420MPa7.9×103kg/m3由于下摆臂的形状较为复杂，且为实体，所以采用四面体网格划分，有限元模型中含11983个节点和40614个单元，如图5-5所示。图5-5下摆臂有限元模型在最大制动力、最大侧向力两种工况下对摆臂进行分析。在对模型进行载荷施加时，对下摆臂内部的两点进行位移约束，力施加于下摆臂外点。5.2.1制动工况分析结果图5-6为下摆臂的形变量云图，根据分析结果可以得到，下摆臂在最大制动力工况下的最大形变量约为0.94mm，位于下摆臂外点外侧，此处主要由整车的纵向力所致，下摆臂此时的形变量小于1mm，表现较为优秀。图5-6形变量云图图5-7为下摆臂的等效应力云图，在制动工况下下摆臂的最大应力为164.89MPa，分布在摆臂弯曲处，其安全系数S=420/164.89=2.55,图5-7应力云图5.2.2转向工况分析结果图5-8为下摆臂的形变量云图，根据分析结果可以得到，下摆臂在最大侧向力工况下的最大形变量约为2.49mm，位于下摆臂外点外侧，此处主要由整车的侧向力所致，表现较为优秀。图5-8形变量云图图5-9为下摆臂的等效应力云图，在侧向力工况下下摆臂的最大应力为117.87MPa，分布在摆臂前侧，其安全系数S=420/117.87=3.56,图5-9应力云图5.3仿真结果汇总综上所述，下摆臂在各工况下的结构强度仿真结果如表5-5所示。在两种极限工况下，下摆臂的安全系数均大于2，表明使用QSTE420TM材料的下摆臂满足使用要求。表5-5下摆臂强度仿真结果工况材料极限应力仿真应力最大值安全系数最大制动力420MPa164.89MPa2.55最大侧向力420MPa117.87MPa3.56对悬架关键零部件进行强度仿真，不仅能够提升悬架系统的使用寿命，还为汽车的行驶安全提供了保障。5.4本章小结本章首先介绍了悬架载荷的求解过程，根据公式求出各工况下轮胎接地面的受力，将受力带入Adams/Car中对悬架模型进行受力加载，得出下摆臂各节点受力。之后针对下摆臂的两种极限工况进行有限元仿真分析，得出形变量及应力分布云图，对仿真结果进行汇总之后，总结其是否满足使用要求。对悬架关键零部件的强度仿真，对汽车行驶安全有重要作用。总结与展望悬架K&C特性对整车的操纵稳定性和平顺性发挥着十分重要的作用，是汽车底盘性能中的关键一环。本文基于Adams/Car平台对某车型悬架系统进行仿真，得出悬架的K&C特性并对其进行分析总结，从而对悬架系统出现的问题进行针对性优化，达到提高整车操纵稳定性和平顺性的目的。论文的主要研究内容及成果如下：（1）悬架的运动学参数和弹性运动学参数的研究是悬架K&C特性的重要一环，首先学习研究了参数对悬架K&C特性的影响及意义，对Adams/Car软件中悬架多体动力学原理进行了分析，为悬架K&C仿真等后续工作提供理论基础。（2）讲述了在Adams/Car中前悬架模型的搭建过程；其次在垂向轮跳、侧倾运动、纵向力加载、侧向力加载、回正力矩加载和转向试验六种工况下对前悬架模型进行仿真试验，在后处理窗口中得到悬架K&C特性指标；最后对指标进行整理汇总，并与参考范围进行对比，总结出悬架系统存在的主要问题，针对出现的问题进一步改进。（3）悬架K&C特性的仿真结果，总结出车轮外倾角和束角的变化存在问题。利用Adams/Insight模块对悬架进行多目标优化，根据分析结果对悬架参数改进，最终将优化后的结果与之前进行对比，评价参数是否达到理想值。（4）根据公式求解出各工况下轮胎接地面的受力，将受力带入Adams/Car中对悬架模型进行受力加载，得出下摆臂各节点受力。之后针对下摆臂的两种极限工况进行有限元仿真分析，得出形变量及应力分布云图，对仿真结果进行汇总之后，总结其是否满足使用要求。对悬架关键零部件的强度仿真，对汽车行驶安全有重要作用。本文通过以改进整车操纵稳定性和平顺性为目标，以悬架K&C特性仿真为途径，建立了悬架仿真分析的整套流程，对整车性能的提升有较大参考意义。但由于研究时间和能力有限，在悬架的仿真优化中还存在一些不足，有待进一步研究和探讨：（1）本文在Adams/Car软件中建立的前悬架模型为简化模型，下摆臂为刚性体，而汽车悬架的下摆臂会因受力在运动过程中产生变形，所以仿真结果与实际结果相比有一定的偏差，所以在今后工作中要从实际出发，在仿真过程中尽量完整还原模型的实际工作环境。（