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黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1 课题的研究目的和意义汽车悬架系统对整车行驶动力学（如操纵稳定性、行驶平顺性等）有举足轻重的影响，是汽车总布置设计、运动校核的重要内容之一，由于汽车悬架系统是比较复杂的空间机构，这些就给运动学、动力学分析带来较大困难。人们采用不同的途径或手段对其进行分析研究，包括试验、简化成理想约束条件下的机构分析。过去多用简化条件下的图解法和分析计算法对汽车悬架和转向系统的运动学及动力学性能进行分析计算，用多自由度的质量阻尼刚体数学模型对汽车行驶状况进行仿真。所得的结果误差较大，并且费时费力。随着计算机技术的长足进步，虚拟技术已经成为世界汽车开发设计的应用潮流。上世纪90年代中期以来，数字化设计与虚拟开发技术的应用在世界范围内得到大力推广，这是基于计算机辅助设计（CAD）、计算机仿真分析、计算机辅助制造（CAM）及虚拟制造、计算机辅助实验及虚拟实验等先进技术的全新的汽车设计开发技术体系和流程。特别二十世纪八十年代以来这种情况得到了改变，而多体系统动力学的成熟，使汽车动力学的建模与仿真产生了巨大飞跃，特别是ADAMS软件的成功应用使虚拟样机技术脱颖而出。基于ADAMS的虚拟样机技术，可把悬架视为是由多个相互连接、彼此能够相对运动的多体运动系统，其运动学及动力学仿真比以往通常用儿个自由度的质量一阻尼刚体（振动）数学模型计算描述更加真实反映悬架特性及其对汽车行驶动力学影响。在传统悬架系统设计、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1。本课题研究的目的和意义就在于对麦弗逊式悬架进行虚拟设计及基于ADAMS的优化分析，在试制前的阶段进行设计和试验仿真，并且提出优化设计的意见，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。1.2 汽车悬架技术研究现状和发展趋势m 1 簧下质量m 2车身质量k1、k2隔振弹簧c阻尼器 u动作器l轮胎图1.1三种悬架的模型图完美是人类永恒的追求。在马车出现的时候, 为了乘坐更舒适, 人类就开始对马车的悬架（叶片弹簧）进行孜孜不倦的探索。在1776年，马车用的叶片弹簧取得了专利, 并且一直使用到20世纪30年代叶片弹簧才逐渐被螺旋弹簧代替2。汽车诞生后,随着对悬架技术研究的深入，相继出现了扭杆弹簧、气体弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等弹性件，1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。 被动悬架的模型如图1.1（a） 所示，被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定, 在行驶过程中路况保持不变，很难适应各种复杂路况，减振的效果较差。为了克服这种缺陷，采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法，该方法虽然有一定成效，但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、赛欧等车，后悬架的选择较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。被动悬架是传统的机械结构，刚度和阻尼都是不可调的，依照随机振动理论，它只能保证在特定的路况下达到较好效果，但它的理论成熟、结构简单、性能可靠，成本相对低廉且不需额外能量，因而应用最为广泛，在我国现阶段，仍然有较高的研究价值。1、被动悬架性能的研究主要集中在三个方面（1）通过对汽车进行受力分析后，建立数学模型，然后再用计算机仿真技术或有限元法寻找悬架的最优参数；（2）研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器，使悬架在绝大部分路况上保持良好的运行状态； （3）研究导向机构，使汽车悬架在满足平顺性的前提下，稳定性有大的提高。 被动悬架在一定的时间内仍将是应用最广泛的悬架系统，通过进一步优化悬架结构和参数可以继续提升悬架性能。半主动悬架的研究工作开始于1973年，由D.A.Crosby 和D.C. Karnopp 首先提出，模型如1.1（b）。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主，一般较少考虑改变悬架的刚度。工作原理是根据弹簧上质量相对车轮的速度响应、加速度响应等反馈信号，按照一定的控制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度，半主动悬架产生力的方式与被动悬架相似，但其阻尼或刚度系数可根据运行状态调节，这和主动悬架极为相似，有级式半主动悬架是将阻尼分成几级， 阻尼级由驾驶员根据“路感”选择或由传感器信号自动选择，无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架的阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构简单，工作时不需要消耗车辆的动力，而且可取得与主动悬架相近的性能，具有很好的发展前景3 。2、半主动悬架的研究集中在执行策略的研究和执行器的研究两个方面阻尼可调减振器主要有两种，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼，一种是通过改变减振液的粘性调节阻尼，节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有级或无级的调节。这种方法成本较高， 结构复杂，通过改变减振液的粘性来改变阻尼系数， 具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点，因此是目前发展的主要方向。在国外，改变减振液粘性的方法主要有电流变液体和磁流变液体两种。北京理工大学的章一鸣教授进行了阻尼可调节半主动悬架的研究，林野进行了悬架自适应调节的控制决策研究，哈工大的陈卓如教授对车辆的自适应控制方面进行了研究，执行策略的研究是通过确定性能指标，然后进行控制器的设定。目前,模糊控制在这方面应用较多3。随着道路交通的不断发展，汽车车速有了很大的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的，主动悬架的模型如图1.1（c）所示。它是在被动悬架的基础上，增加可调节刚度和阻尼的控制装置，使汽车悬架在任何路面上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架，丰田、洛特斯、沃尔沃、奔驰等在汽车上进行了较为成功的试验。1982年，瑞典的Volvo公司在Volvo740轿车上安装了Lotus全主动悬架；三菱汽车公司也生产了能调节车身高度和改变阻尼的全主动悬架系统；日产汽车公司独立开发了液压全主动悬架系统。装置主动悬架的汽车，即使在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平，特点是乘坐非常舒服，但结构复杂、能耗高,成本昂贵，可靠性存在问题3。3、主动悬架研究也集中在可靠性和执行器两个方面由于主动悬架采用了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口，元器件的增加降低了悬架的可靠性，所以加大元件的集成程度,是一个不可逾越的阶段。执行器的研究主要是用电动器件代替液压器件，气动力系统中的直线伺服电机和永磁直流直线伺服电机具有较多的优点，今后将会取代液压执行机构运用电磁蓄能原理，结合参数估计自校正控制器，可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应主动悬架，使主动悬架由理论转化为实际应用，技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关，计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为悬架的进一步发展提供了有力的保障，悬架的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。我国对半主动和主动悬架的研究方面起步较晚，与国外的差距大。同时由于半主动和主动悬架技术复杂、生产成本高等原因，我国的绝大部分汽车采用被动悬架。在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80年代后期趋于成熟,福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果，主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20世纪90年代，仅应用于排气量大的豪华汽车，未见国内汽车产品采用此技术的报道，只有北京理工大学和同济大学等少数几个单位对主动悬架展开研究4。1.3 设计的研究内容和方法本设计结合悬架设计的知识，应用虚拟样机技术，进行了麦弗逊式悬架的虚拟设计及优化，减少了开发周期，提高了设计效率。在悬架设计中，基于ADAMS平台参数化的特性生成悬架的仿真模型，依据仿真结果提出改进方案并进行优化设计，选定比较合适的空间结构参数和悬架性能参数，对悬架零件进行选取和模型建立最后完成悬架的装配。具体内容包括：（1）分析麦弗逊式悬架的结构和悬架设计要求，对减振器、弹簧的基本参数进行计算，利用空间机构知识进行分析。（2）使用ADAMS软件的View模块，对麦弗逊悬架进行合理简化，建立麦弗逊式悬架的空间机构模型，进行机构分析；对完成的麦弗逊式悬架模型进行参数化处理，实现悬架模型的参数化，把所用到的设计变量和虚拟设计平台对应起来，分析悬架优化的目标参量及其测量表达式；（3）对所建立的模型进行悬架运动学仿真试验，研究考虑每个设计变量的变化对样机性能的影响，进行优化，对比讨论优化前后的仿真结果，最后对优化结果进行评价；（4）利用Pro/E软件对优化完的悬架进行模型的建立。第2章 麦弗逊悬架的概述2.1 悬架的作用和组成分类汽车悬架是汽车重要的组成部分，它是连接车轮与车架的弹性传力装置，不仅承受作用在车轮和车体之间的力，还可以吸收与缓和汽车在不平的路面上行驶时，所产生的振动和冲击，从而提高乘坐的舒适性，延长机件的寿命。悬架由弹性元件，导向装置与减振器等三种元件和机构组成5。2.1.1 悬架的分类1、非独立式悬架两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车架相连。这种悬挂结构简单，传力可靠，但是两轮受冲击振动时互相影响。当汽车行驶在左右倾斜的凸凹面上时，非独立悬架车辆的车体发生明显的倾斜，而且由于非悬挂质量较重，悬架的缓冲性能较差，行驶时汽车振动、冲击较大，该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。图2.1 四种基本类型的独立悬架示意图2、独立式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，缓冲与减振能力很强，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。独立悬架的结构分有横臂式如图2.1（a）、纵臂式如图2.1（b）、烛式如图2.1（c）、麦弗逊式如图2.1（d）等多种，其中烛式和麦弗逊式形状相似，两者都是将螺旋弹簧与减振器组合在一起，但因结构不同又有重大区别。烛式采用车轮沿主销轴方向移动的悬架形式，形状似烛形南而得名。特点是主销位置和前轮定位角不随车轮的上下跳动而变化，有利于汽车的操纵性和稳定性。麦弗逊式是绞结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。特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，这点与烛式悬架正好相反。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。所以，目前轿车使用最多的独立悬架是麦弗逊式悬架6。2.1.2 悬架的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。1、弹性元件的种类（1）钢板弹簧由多片不等长和不等曲率的钢板又叠合而成。安装好后两端自然向上弯曲。钢板弹簧除具有缓冲作用外，还有一定的减振作用，纵向布置时还具有导向传力的作用，非独立悬挂大多采用钢板弹簧做弹性元件，可省去导向装置和减振器，结构简单。（2）螺旋弹簧只具备缓冲作用，多用于轿车独立悬挂装置。由于没有减振和传力的功能，还必须设有专门的减振器和导向装置。（3）油气弹簧以气体作为弹性介质，液体作为传力介质，它不但具有良好的缓冲能力，还具有减振作用，同时还可调节车架的高度，适用于重型车辆和大客车使用。（4）扭杆弹簧将用弹簧杆做成的扭杆一端固定于车架，另一端通过摆臂与车轮相连，利用车轮跳动时的扭转变形起到缓冲作用，适用于独立悬挂使用。2、减振器多采用筒式减振器，利用油液在小孔内的节流作用来消耗振动能量。减振器的上端与车身或者车架相连，下端与车桥相连。多数为压缩和伸张行程都起作用的双作用减振器。本设计也采用双筒式双向作用减振器。减振器是悬架的阻尼元件。它可将车轮与车身相对运动的机械能部分地转变为油液或摩擦表面的热能并散发出去，从而迅速衰减振动。现代轿车的悬架都有减振器，当轿车在不平坦的道路上行驶，车身会发生振动，减振器能迅速衰减车身的振动，利用本身的油液流动的阻力来沧海横流振动的能量。当车架与车轴相对运动时，减振器内的油液会通过一些窄小的孔、缝等通道反复地从一个腔室流向另一个腔室，这时孔壁与油液间的摩擦形成了对车身振动的阻力，这种阻力工程上称为阻尼力。阻尼力会将车身的机械能转化为热能，并被油液和壳体所吸收。人们为了更好地实现轿车的行驶平稳性和安全性，将阻尼系数不固定在某一数值上，而是能随轿车运行的状态而变化，使悬架性能总是处在最优的状态附近。因此，有些轿车的减振器是可调式的，将阻尼分两级或三级，根据传感器信号自动选择所需要的阻尼级。3、导向装置独立悬架上的弹性元件，大多吸能传递垂直载荷而不能传递纵向力和横向力，必须另设导向装置，如上、下摆臂和纵向、横向稳定器等。汽车悬架的弹性元件有钢板弹簧，螺旋弹簧等轻型汽车的悬架一般很软，它可以提高汽车的平顺性，为减少倾斜并提高刚性，通常设置横向稳定杆。导向装置可控制车轮相对车身按设定的轨迹进行运动，并在车轮与车架之间传递力和力矩7。2.2 麦弗逊悬架的特点麦弗逊式悬架（Macpherson Suspension）是独立悬架的一种，于1947年当时任职福特汽车公司的麦弗逊（Earl 5. MacPherson）发明。麦弗逊式悬架首先于1950年在福特汽车公司的车型上采用，从此以后，麦弗逊式悬架以其节约空间和成本较低成为最为流行的汽车独立悬架系统之一。根据对日本在1987年到2000年之间生产的轿车的统计，轿车中前悬架导向机构型式都是以麦弗逊式为主，双横臂式独立悬架次之。1987年末、1994年末、2000年末采用麦弗逊式悬架作为前悬架的车型所占比例分别为：69.6%，61.6%，69.3%，麦弗逊式悬架在三个统计年度均占第一位；采用麦弗逊式悬架作为后悬架的车型所占比例分别为：24.8%，27.8%， 12.4%，其中麦弗逊式悬架在1987年末占第二位，在1994年末占第一位，在2000年末占第四位。在全球范围内，前悬架导向机构的机构型式比较单一，发展趋势较为明朗，都是麦弗逊式（滑柱连杆式）占主导地位，这种结构广泛应用于从微型轿车到高级轿车的所有轿车中，且不分驱动桥或非驱动轴均适用7。麦弗逊式悬架是一种单横臂式独立悬架，它将减振器作为悬架杆系的一部分加以利用，并将兼作转向主销用的滑柱和摆臂组装在一起，主要用于中型以下的轿车上，也用于运动型汽车的后轴，此时称为查普曼（Chapman）式悬架。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架用汽车翼子板上的铰链点代替了上横臂，减振器的活塞杆头和螺旋弹簧支承在这里。麦弗逊式悬架将所有承担弹性元件功能和车轮导向功能的零件组合在一个结构单元内，这些零件包括：支撑螺旋弹簧下端的托盘、辅助弹簧和压缩行程限位块、与连杆连接的摆轴式横向稳定杆和车轮转向节。与双横臂式悬架相比，麦弗逊式悬架的侧摆中心高，车体侧摆时侧摆中心的变化比较小，车轮作上下振动时车轮外倾角、主销后倾角和轮距的变化小。各个支撑点相互之间的距离较远，从而因制造误差而引起的车轮外倾角和主销后倾角的变化也较小，因此不需要特别的调整机构。同时，由于路面冲击分散得很广以及能够把悬架装在车轮附近，所以悬架弹簧刚度小而有利于车体构造，占用空间小。但是，由于减振器兼作转向部件，所以它的滑动部分容易松动，转弯时车轮的外倾角变化也比较大。转向系的转动惯量大一些，车体不是整体构造时难于使用。简单地说，麦弗逊悬挂的主要结构即是由螺旋弹簧加减振器组成，减振器可以避免螺旋弹簧受力时向前、后、左、右偏移的现象，限制弹簧只能作上下方向的振动，并可以用减振器的行程长短及松紧，来设定悬挂的软硬及性能。麦弗逊式悬架系统与其它悬架系统相比，具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。该悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求。因此麦弗逊式悬架在轿车和微型汽车上有着广泛的应用8。轻型轿车中的麦弗逊式悬架是典型的空间机构。如图2.2是某微型汽车的麦弗逊式前悬架机构。1横摆臂 2车轮 3转向节 4减振器 5车身 6弹簧图2.2 麦弗逊式悬架结构图筒式减振器4的上端用螺栓和橡胶垫圈与车身5连接，减振器钢筒下端固定在转向节3上，而转向节通过球铰链与横摆臂1连接。车轮所受的侧向力通过转向节大部分由横摆臂承受，其余部分由减振器承受。因此，这种结构形式较其余悬架在一定的程度上减少了滑动摩擦。螺旋弹簧6套在筒式减振器的外面。主销的轴线通过上下铰链中心。当车轮上下跳动时，因减振器的下支点随横摆臂摆动，故主销轴线的角度是变化的，这说明车轮是沿着摆动的主销轴线而运动。因此，这种悬架在变形时，使得主销的定位角和轮距都有些变化。然而如果适当调整杆系的结构的布置，可以使车轮的这些定位参数变化极小9。2.3 麦弗逊悬架的结构分析图2.3 麦弗逊悬架机构简图以下用空间机构知识分析麦弗逊悬架机构。由于麦弗逊悬架是各个零件组成的，在悬架机构分析中采用空间机构分析。机构都是由构件组成的。构件不同于零件，前者是机构运动学的概念，而后者是机械设计学和机械制造理论的概念。一个构件可以是一个零件，也可以是由几个甚至很多零件组成。在机构学中一般认为构件是刚性，弹性和弹性体不视为构件，这与多体运动学中把它们视为是不同的。构件和构件是由运动副连接成运动链。运动副是构件的一种活动连接，它即限制所连接的两个构件的相对运动（即提供一定的约束），又保留了构件间的一定相对运动，所保留的独立相对运动数目为运动副的自由度。运动副按照其接触情况分为高副和低副。高副所连接的两个构件成点接触或线接触，在接触区域副元素的几何轮廓是重合的。如图2.3所示，表示汽车前悬架机构图。车架与横摆臂是转动副连接；横摆臂与转向节总成（包括减震器筒体）是球副连接；减震器杆与转向节总成（包括减震器筒体）是圆柱副；减震器杆车架是球副连接；麦弗逊式悬架是闭式空间机构，机架就是车身，没有原动件，只是行驶过程中，由于车轮的上下跳动，带动麦弗逊式悬架机构转向节和横摆臂被动地运动10。2.4 本章小结本章介绍了汽车悬架的重要作用和组成元件以及悬架的分类，介绍了麦弗逊式悬架的特点及设计要求，并对麦弗逊式悬架的结构加以分析。第3章 悬架设计计算3.1 悬架特性参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。大量的研究及实践结果表明，对平顺性影响最为显著的悬架特性参数分别是：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非簧载质量11。3.1.1 阻尼特性悬架受到的垂直外力与由此所引起的车轮中心相对于车身位移（即悬架的变形）的关系，称为悬架的弹性特性。为了减少振动频率和车身高度的变化，本设计应当采用钢度可变的非线性弹性特性悬架，即悬架变形与所受垂直力之间不成固定的比例变化。汽车悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因此，固有频率（Hz）可用式（3.1）表示。 （3.1）式中：重力加速度，g=9810mm/s2；悬架钢度，N/mm；悬架簧载重力，N。由于本车单轮簧载质量kg，则N。一般乘用车的固有频率在11.45Hz之间，本设计取Hz，由式（3.1）得悬架的钢度为N/mm由于悬架静挠度，因此式（3.1）又可表达为 （3.2）式中的单位为mm。当时mm为了避免汽车行驶过程中频繁撞击车架，应当有足够的动挠度，一般乘用车的动挠度范围为（7090mm）。3.1.2 阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车簧载质量的振动将会延续很长时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当的选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。当汽车在不平的路面上行驶时或当车轮受到冲击负荷时，为了衰减车身的自由振动和抑制车身、车轮的共振，以减小车身的垂直加速度和车轮的振幅，悬架系统应具有合适的阻尼。虽然在悬架中存在干摩擦能衰减振动，但阻尼力不稳定，不易控制，而且干摩擦的存在又使悬架在承受路面冲击时，将部分冲击传给车身，损坏了行驶平顺性。故目前多数汽车的悬架系统中尽量减少干摩擦而装液力减振器，促使振动迅速衰减以提高汽车行驶平顺性。3.1.3 非簧载质量根据是否由悬架弹簧支撑，汽车的总质量可以分为簧载质量和非簧载质量两部分。非簧载质量即为非悬挂质量，例如车轮和转向节的质量，此外，还应包括车轮和车身或车桥之间各连接件质量的一半，比如导向机构的摆臂、弹簧（固定在车架上的扭杆弹簧除外）、减振器、横向推力杆、转向横拉杆等。为了获得良好的平顺性，非簧载质量应该尽量小。一般而一言，对于轿车的非驱动桥，其非簧载质量约为（5090）kg之间，采用独立悬架时约为下限，采用非独立悬架时约为上限，采用复合纵臂式后支持桥悬架时约为中间值。轿车的驱动桥，独立悬架的非簧载质量约为（60100）kg，而非独立悬架由于带有主减速器、差速器和刚体桥壳，非簧载质量可达（100140）kg。3.2 螺旋弹簧的设计计算 螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘用舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，本设计中小型观光旅游车选用螺旋弹簧作为其弹性元件。3.2.1 螺旋弹簧计算公式（1）应力公式 （3.3）式中：弹簧钢丝表面的剪应力，MPa；弹簧载荷，N；弹簧中径，mm；钢丝直径，mm；应力修正系数 （3.4）式中：为弹簧指数。（2）弹簧钢度公式（或挠度公式） （3.5） （3.6）式中： 弹簧钢度，N/mm； 弹簧工作圈数； 弹簧挠度，mm。对弹簧钢、硬 钢丝、琴钢丝、油回火钢丝等材料，不管其钢丝直径粗细，原则上都取剪切弹性模数G=83000MPa。（3）固有频率公式 （3.7）式中：悬挂质量的固有频率，Hz；重力加速度，9800mm/s2。（4）阻尼公式（临界阻尼系数公式） （3.8）式中：Ccr临界阻尼系数,是决定减振器阻尼力的基础。对应力公式来说，在应力计算中有四个变量，其中包含应力修正系数K、弹簧钢丝直径的三次方计算等。计算起来很麻烦，而且当计算结果应力过大时还要改变d、D值，反复多次才能算好。而实际上是先决定许用应力，在许用应力的范围内寻求d、D值。对弹簧钢度的计算也是如此。但是，在这些计算公式中，预先决定许用应力、弹簧钢度，然后定出d、D值中的一个，再求出另一个是相当费事的。由公式（3.3）变形得 （3.9）故应力计算公式变形为： （3.10）式中：K应力修正系数，；A弹簧钢丝截面积,（mm2）；S由弹簧指数C决定的值。S=2KC （3.11） （3.12）将C作为待求的量，改变上式得弹簧指数计算公式 （3.13）由公式（3.5）变形得 （3.14）设为每一圈弹簧的钢度，则 （3.15）取G=83000Mpa，则 （3.16）3.2.2 螺旋弹簧的计算由于弹簧需要承受的冲击载荷较大，因此需要弹簧有较高的强度。在此选取60Si2Mn为悬架弹簧材料。满载静平衡时弹簧载荷P=1637N，从汽车平顺性考虑取固有频率=1.35Hz。初选弹簧钢丝直径d=8mm，查表得许用拉应力Mpa，则许用切应力Mpa。当悬架弹簧经喷丸处理时，最大载荷剪切应力应控制在Mpa以下。作用在弹簧上的负荷倍数n一般取1.5左右。由于采用橡胶缓冲块等故可防止过载，静载荷时把应力控制在600 Mpa以下为好。（即当载荷倍数n=1.5时，使最大载荷时的应力不超过Mpa，同时为以后改进设计留有增加的重量的余地）。在此选取静载荷时应力Mpa。由d=8mm可算出钢丝截面积 mm2由式（3.12）解得将S带入式（3.13）得由式C=D/d得mm把C、d带入式（3.15）得N/mm 根据式（3.7）求得弹簧钢度和静挠度N/mmmm根据式（3.15）求得弹簧的有效圈数压并高度mm。为了保证弹簧有足够大的动挠度，取载荷指数为1.5，即弹簧最大工作载荷F2=1.51637=2455.5N最大行程mm。动挠度mm，在允许范围内。弹簧的自由高度可由弹簧压并高度和最大行程决定，即。但为了避免全压缩，使自由高度高出一段距离更安全，取5mm。因此弹簧自由高度mm。对弹簧钢丝直径进行校核，因为弹簧指数C=7.5，则曲度系数小于原设定的值，取d=8mm。长径比，不失稳（合格）。3.3 减振器的计算（1）相对阻尼系数在选择时应考虑到的取值较大，能使系统振动迅速衰减，但会使较大的不平路面的冲击力传到车身；选得过小，振动衰减过慢，不利于行驶平顺性。对于内无摩擦弹性元件（螺旋弹簧）悬架，取。（2）主要尺寸参数的选择工作缸筒常由低炭无缝钢管支撑，其壁厚一般取mm。单筒式减振器为防止外物撞击而产生变形，应取2mm。贮油筒直径，壁厚取2mm，材料选取20钢，活塞杆直径d一般取（0.400.55）D，工作缸筒长度的长度一般设计为减振器工作行程的23倍，为筒式减振器工作直径。为了能以最少产品型号满足各类汽车的需要，我国己制订了汽车筒式减振器标准，由专业厂进行系列化生产。筒式减振器以工作缸直径制定系列，国家标准确定了工作缸径的系列为：20、30、40、50、65、80（mm）。所计算得到的工作缸径，要在系列尺寸中找出相近的缸径作为最后确定尺寸。（3）减振器阻尼系数 （3.17）式中：悬架刚度，N/m；簧载质量，kg。式中kg，N/m，。KN/ms-1为满足减振器阻尼特性，伸张行程相对阻尼系数与压缩行程相对阻尼系数之间的关系应满足式（3.16）和（3.17）的要求 （3.18） （3.19）解式（3.18）和（3.19）得， ，满足式（3.17）中要求，则减振器压缩行程阻尼系数：KN/ms-1减振器伸张行程阻尼系数：KN/ms-1（4）卸荷速度为减少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，减振器应打开卸荷阀。打开卸荷阀瞬时的减振器活塞速度称为卸荷速度。一般为0.150.3m/s在此取0.2m/s（5）筒式减振器工作直径的确定 （3.20）mm取标准值D=20mm。式中：缸内最大容许压力，取；为最大卸荷力（伸张过程），；为伸张阻力系数，KN/ms-1； 为缸筒直径与连杆直径之比，取。（6）筒式减振器外形尺寸的确定选取减振器基长mm，工作行程mm；工作缸长度mm；减振器贮油筒直径mm；选取活塞杆直径mm；减振器最大长度mm；减振器最小长度mm。3.4 悬架导向机构设计分析图3.1麦弗逊式悬架结构简图3.4.1 悬架导向机构空间位置的分析麦弗逊式悬架由横摆臂、转向节、减振器和车身构成机构组成部分。如图3.1为麦弗逊式左1/2悬架的结构示意图,其中BD为主销中心线，MN为下摆臂旋转轴线，DE为减振器中心线，P点为拉臂球头中心，F为车轮的中心，Q点为主销的中心线与车轮轴线的在后视图上的交点，O点为MN连线的中点，G为车轮的着地点，G为主销中心线与地面的交点。坐标系X_Y_Z为静坐标系，为了方便后续的计算，取坐标系的原点在悬架对称中心平面（即YZ平面）上，并且XY平面过O点，XZ平面为地面。Z轴指向汽车的尾部，Y轴垂直向上，X轴由右手定，拇指指向Z轴，食指指向Y轴，则中指指向的则是X轴。1、前轮定位参数的计算在麦弗逊式悬架模型中，主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角、前轮前束角可以由以下的坐标参数表示。主销内倾角为主销中心线BD与YZ平面的夹角。 （3.21）主销后倾角为主销中心线BD与XY平面的夹角。 （3.22）前轮外倾角主要由转向节EF的零件设计来保证，为EF和XZ平面的夹角。 （3.23）前轮前束角在机构里面表示为EF和XY平面的夹角。 （3.24）2、B、O、D点的坐标O、D、S点坐标在悬架运动中保持相对不变，可由总布置要求来确定其取值范围。B点初始位置坐标（即悬架平衡位置时的坐标）关系着主销内倾角和主销后倾角，B点坐标、O点坐标、下摆臂BO的空间位置、D点坐标、主销内倾角和主销后倾角是相关联的。在选取初始值的同时，根据底盘布置的要求，适当的调整以下几个量： 、和B点的坐标，来控制悬架的导向结构。B点的坐标可以通过BO的空间位置来控制，BO的空间位置由BO的长度、下摆臂的水平夹角（与XZ平面的夹角）和下摆臂横向平面的夹角（与XY平面的夹角）来确定。由于O点在XY平面上，则O点的坐标为。由空间几何运算，容易计算出B点的坐标为： （3.25）再根据式（3.15）和（3.16）反求出： （3.26）B、O、D点的坐标就是通过上面提供的6个变量来表示的。3、E、F、G点的坐标由于要保证前轮轮距，则有；G点在地面，则有。FG的长度（车轮半径）为，由于前轮外倾，则有 （3.27）所以F、G点的坐标表示为： （3.28） （3.29）其中为未知量。在平衡位置时，设计减振器中心线DE平行于XY平面，DE与YZ平面的夹角为，则有： （3.30）其中为未知量。将E、F的坐标代入到式（3.28）和（3.30）中，2个方程两个未知量，求解和，得到方程： （3.31）其中解方程得： （3.32） （3.33）在此加入一个控制变量。4、点的坐标、点虽然不参与前轮定位参数的形成，但是在车轮跳动过程中也影响到了前轮定位参数的变化，在、点的坐标计算中，需要根据经验来保证一定的范围取值，在本设计中不作另外讨论，只列出控制变量，在程序中配合经验选取恰当的数据。为了方便计算，取点的3个坐标以及杆的空间位置作为控制参数，即：、转向拉杆PS的长度、转向拉杆的水平夹角（与XZ平面的夹角）和转向拉杆横向平面的夹角（与XY平面的夹角）。根据空间运算关系，容易得出： （3.47） （3.48）3.5 悬架结构元件的选取、下摆臂为了减少车身纵向力作用，下摆臂选取叉形臂，为了尽量减小非簧载质量，臂体采用铝合金铸造，为了减小作用在车身上固定支点处的力，摆臂支点间距离选取应尽量大，在此根据经验选取支点间距为200mm，摆臂厚取20mm。、接头 根据结构不同，接头有轴销式接头和球销式接头两种。根据悬架各元件间的运动形式和传力特点，并能够完成空间运动，取下摆臂与转向节、转向拉杆与转向节连接处接头为球销式接头，下摆臂与车架连接处接头为轴销式球头。接头处连接方式采用螺纹连接。、转向拉杆虽然转向拉杆不参与前轮定位参数的形成，但是在车轮跳动过程中也影响到了前轮定位参数的变化，转向拉杆的具体参数需配合转向系进行选取，在此根据经验选取转向拉杆直径为10mm。4、转向拉杆该车采用13寸宽轮胎，直径：13英寸（330.2mm），胎宽：165mm。3.6 本章小结本章对悬架特性参数和减振器以及弹簧的基本参数进行了设计计算，对悬架导向机构空间关键点坐标的进行分析。第4章 基于ADAMS/View麦弗逊悬架建模机械也称机械系统，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，建立计算汽车前悬架模型。当建立麦弗逊悬架的模型前，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球铰表示,取消拉杆绕它的纵向轴的旋转；（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，假想一构件，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。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/Slover（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软件的基本模块。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。ADAMS/Slover（求解器）是ADAMS软件的仿真“发动机”，它自动形成机械系统模型的动力学方程，提供静力学、运动学和动力学的计算结果。ADAMS/Slover有各种建立模型和求解选项，以便于精确有效地解决各种工程问题。ADAMS/Postprocessor（后处理）是ADAMS软件仿真结果的后处理，ADAMS/Postprocessor模块主要有两个功能：仿真结果回放功能和分析曲线绘制功能。通过仿真结果的后处理，可以完成以下主要工作：（1）可以通过多种方式验证仿真结果，并对仿真结果进行进一步的分析；（2）可以绘制各种仿真分析曲线并进行一些曲线的数学和统计计算；（3）可以通过图形和数据曲线比较不同条件下的分析结果；（4）可以进行分析结果曲线图的各种编辑等等；（5）对进一步调试样机提供指南；ADAMS/Controls（控制模块）可以通过简单的继电器、逻辑与非门、阻尼线圈等建立简单的控制机构，或者利用在通用控制系统软件中建立的控制系统框图，建立包括控制系统、液压系统和运动机械系统的仿真模型。ADAMS/Linear（系统模态分析模块）可以在进行系统仿真时将系统的非线性的运动学或动力学方程进行线性化处理，以便快速计算系统的固有频率、特征向量和状态空间矩阵，更快更全面地了解系统的固有特性。ADAMS/Flex（柔性分析模块）提供ADAMS软件与有限元分析软件之间双向数据交换接口。利用它与ANSYS、 MSC/NASTRAN 、ABAQUS、 I-DEAS等软件的接口，可以方便地考虑零部件的弹性特性，建立多体动力学模型，以提高系统的仿真精度。MECHANISM/Pro（Pro/E接口）是连接Pro/E与ADAMS之间的桥梁，二者采用无缝连接的方式，不需要退出Pro/E应用环境，就可以将装配的总成根据其运动关系定义机械系统，进行系统的运动学仿真，并进行干涉检查、确定运动锁止位置，计算运动副的作用力等等。ADAMS/Car（轿车模块）是MDI（Mechanical Dynamics Inc.）公司与Audi、 Bmw、 Renault 和Volvo等公司合作开发的整车设计模块，它能够快速建造高精度的整车虚拟样机，其中包括车身、悬架、传动系统、发动机、转向机构、制动系统等，可以通过高速动画直观地再现在各种试验工况下（如：天气、道路状况、驾驶员经验）整车的动力学响应，并输出标志操纵稳定性、制动性、乘坐舒适性和安全性的特征参数。ADAMS/Driver（驾驶员模块）是在德国的IPG-Driver基础上，经过二次开发而形成的成熟产品，可以确定汽车驾驶员的行为特征，确定各种操作工况（例如：稳态转向、转弯制动、ISO变线试验、侧向风试验等），同时确定转向盘转角或传矩、加速踏板位置、作用在制动踏板上的力、离合器位置、变速器档位等，提高车辆仿真动力学特性，并具有记忆功能。ADAMS/Rail（铁道模块）是由美国MDI公司、荷兰铁道组织（NS）、 Delft工业大学以及德国ARGE CARE公司合作开发的，可以用于研究铁路机车、车辆、列车和线路相互作用的动力学分析软件。利用ADAMS/Rail可以方便快速地建立完整的、参数化的机车车辆或列车模型以及各种子系统模型和各种线路模型，并根据分析目的的不同而定义相应的轮/轨接触模型，可以进行机车车辆稳定性临界速度、曲线通过性能、脱轨安全性、牵引/制动特性、轮轨相互作用力、随机响应性能和乘坐舒适性指标以及纵向列车动力学等问题的研究13。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，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14。 图4.1 单位设置窗口 图4.2 工作网格设置窗口 图4.3 重力设置窗口4.2 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“Create a new model”，在模型名称（Model Name）栏中输入“maifuxunxuanjia”，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4.1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4.2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4.3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50。3、创建设计点点击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4.4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4.4 列表编辑器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，分别建立汽车悬架的各个构件：下摆臂（Swing_arm），转向节（Knuckle），主销（King_pin），转向拉杆（Tie_rod），车轮（Wheel），减振器上筒（King_pin）以及弹簧（Spring）。建模完成后的悬架模型如图4.5所示。图4.5 悬架模型图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（-594.0159，-40，-155.4536）处建一个点，并以该点为对角点建立一个立方体,构成测试平台。表4.1 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 JointSwing_armGroundO球副Spherical JointKing_pinGroundD球副Spherical JointTie_rodGroundS球副Spherical JointSwing_armKnuckleB球副Spherical JointTie_rodKnuckleP圆柱副Cylindrical JointKing_pinKnuckleE固定副Fixed JointWheelKnuckleF点面约束副Inplane Joint PrimitiveWheelTest_patchG移动副Translational JointTest_patchGroundG6、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4.1所示。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 模型参数化4.3.1 创建设计变量1、定义设计变量的方法 在参数化之前，需要确定ADAMS/View在各次分析时使用的设计变量的参数值，ADAMS/View为定义设计变量提供了两种方法，一是定义变量的变化范围另一种是用列表的方式给定在各次分析中每一个变量的参数值。2、设计变量的选取设计变量是能影响优化质量和结果的可变参数。但是如果将所有的影响设计质量和结果的参数都选为设计变量将使优化问题复杂化。因此，应对影响设计指标的参数进行分析和比较，从中选出对设计变量有明显影响的，同时又是易于直接控制和确定的参数作为设计变量，而那些没有显著影响的参数作为参数处理。但是，在优化设计中自由变量太少，将减少设计的自由度，而所得到的优化结果无法达到要求的精度。所以，应根据具体的情况综合考虑，合理地选择设计变量。在本模型中，由于主要研究的车轮跳动过程中悬架导向机构的合理性，研究其中出现的控制参数，并且考虑初始值的选取，设计13个设计变量：O点的X坐标、O点的Y坐标、D点的Y坐标、下摆臂的长度、下摆臂的水平夹角、下摆臂横向平面倾角、DE和YZ平面的夹角、S点的X坐标、S点的Y坐标、S点的Z坐标、转向拉杆的长度、转向拉杆的水平夹角、转向拉杆横向平面倾角，这13个变量都会设置各自的变化范围，在后续的优化设计中需要进行调整；另外创建8个设计变量作为初始值：主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角、前轮前束角、前轮轮距、车轮半径、车轮宽度、弹簧刚度，其中的4个定位角可以在优化设计中作适度的调整。3、创建设计变量在ADAMS/View菜单栏中，选择BuildDesignVariableNew，选择创建变量对话框，变量名称（Nalne）变量类型（Type）选择“Real”，创建变量名为“Dis_OB”，变量单位（Units）选择“length”，变量的标准值取240，在“value Range by”栏中选择“+/-Delta Relative to Value”，输入变量的下幅-Delta为-10，输入变量的上幅（+Delta）为10，创建设计变量“Dis_0B”，表示下摆臂的长度。以类似方法，依据表4.2所提供的数据和名称创建其他的变量（所有变量的类型为“Real”）。表4.2 设计变量列表变量名称变量意义标准值下幅上幅单位X_OO点的X坐标-125-1010lengthY_OO点的Y坐标210-1010lengthY_DD点的Y坐标620-1515lengthDis_OB下摆臂的长度240-1010lengthAng1_OB下摆臂的水平夹角6.5-33angleAng2_OB下摆臂横向平面夹角6.5-33angleAng_DEDE和YZ平面的夹角3-33angleX_SS点的X坐标-155-1010lengthY_SS点的Y坐标270-1010lengthZ_SS点的Z坐标65-1010lengthDis_PS转向拉杆的长度170-1010lengthAng1_PS转向拉杆的水平夹角9-33angleAng2_PS转向拉杆的横向平面倾角-3.5-25angleAng_kin主销内倾角9-31angleAng_cas主销后倾角3-20.5angleAng_cam前轮外倾角1.5-10.5angleAng_toe前轮前束角0.5-0.30.3anglet read前轮轮距90000lengthr_wheel车轮半径228.600lengthw_wheel车轮宽度20000lengthKs弹簧钢度3000N/mm变量名称标准值意义下幅上幅单位X_D（X_O - Dis_OB * SQRT（1 - SIN（Ang1_OB）*2 - SIN（Ang2_OB）*2） + （Y_D - （Y_O - Dis_OB * SIN（Ang1_OB） * TAN（Ang_kin）D点X坐标00lengthZ_D（-Dis_OB * SIN（Ang2_OB） + （Y_D - （Y_O - Dis_OB * SIN（Ang1_OB） * TAN（Ang_cas） D点Z坐标00lengthY_E（X_D-Y_D*SIN（Ang_DE）+tread/2）*TAN（Ang_cam）+r_wheel*COS（Ang_cam）/（1-SIN（Ang_DE）*TAN（Ang_cam） E点Y坐标00length4.3.2 关键点参数化在参数化之前，各个设计变量是独立的，虽然也可以进行优化设计，但各设计变量之间的相互影响关系无法体现，因此需要借助参数化方法中把它们联系起来。第三章创建的空间关键点直接决定了悬架的具体结构，因此必须对它们进行参数化以获得最大精度的参数优化值。根据上面创建的设计变量，依据ADAMS软件提供的数学函数，参数化这8个关键点的坐标，各点坐标函数如表4.3所示。表4.3 各点坐标函数列表点的名称坐标轴该坐标的表达式POINT_OX（X_O）Y（Y_O）Z0.0POINT_BX（X_O-Dis_OB*SQRT（1-SIN（Ang1_OB）*2-SIN（Ang2_OB）*2）Y（Y_O-Dis_OB*SIN（Ang1_OB）Z（-Dis_OB*SIN（Ang2_OB）POINT_DX（X_O - Dis_OB * SQRT（1 - SIN（Ang1_OB）*2 - SIN（Ang2_OB）*2） + （Y_D - （Y_O - Dis_OB * SIN（Ang1_OB） * TAN（Ang_kin）Y（Y_D）Z（-Dis_OB * SIN（Ang2_OB） + （Y_D - （Y_O - Dis_OB * SIN（Ang1_OB） * TAN（Ang_cas）POINT_EX（X_D-（Y_D-Y_E）*SIN（Ang_DE）Y（X_D-Y_D*SIN（Ang_DE）+tread/2）*TAN（Ang_cam）+r_wheel*COS（Ang_cam）/（1-SIN（Ang_DE）*TAN（Ang_cam）Z（Z_D）POINT_FX（-tread/2）Y（r_wheel*COS（Ang_cam）Z（Z_D-（X_D-（Y_D-Y_E）*SIN（Ang_DE）+tread/2）*TAN（Ang_toe）POINT_GX（-tread/2+r_wheel*SIN（Ang_cam）Y0.0Z（Z_D-（X_D-（Y_D-Y_E）*SIN（Ang_DE）+tread/2）*TAN（Ang_toe）POINT_SX（X_S）Y（Y_S）Z（Z_S）POINT_PX（X_S-Dis_PS*SQRT（1-SIN（Ang1_PS）*2-SIN（Ang2_PS）*2）Y（Y_S-Dis_PS*SIN（Ang1_PS）Z（Z_S-Dis_PS*SIN（Ang2_PS）注：其中，在ADAMS中“SQRT”表示开方，“*2”表示平方。由于关键点POINT_D的X和Z坐标还要参入后续的计算，创建2个变量X_D、Z_D来代替；创建1个变量Y_E来代替关键点POINT_E的Y坐标。见表4-2。图4.6 参数化关键点的列表编辑器在列表编辑器（Table Editor）中修改各关键点坐标为对应的函数表达式，如图4.6所示。4.3.3 实体参数化如果关键点位置有变动，那么所创建的构件的实体模型也应该跟着变动，以转向拉杆为例，修改其下属的圆柱体的属性，将其长度改为“Dis_PS”。如图4.7图4.7 个性属性对话框4.3.4 输入参数的修改界面在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“shuifengzhizuo”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 修改参数界面图4.10滑动条位置编辑窗口 图4.11输入变量值窗口图4.12 输入变量表达式窗口 图4.13 制做完的修改界面选择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X_O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在Attributes中选择Value在下面的对话框中输入X_O的标准值和最大以及最小值。如图4.11在Attributes中选择Commands，输入该变量X_O的表达式（如图4.12）。同理制作其它的滑动条slider/标签label/数据区field。滑动条只需改名，数据区需要输入其表达式（以前轮前束角为例）：variable set variable=.maifuxunxuanjia.Ang_toe real=$field_1。制作完的修改界面如图4.13。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 本章小结基于ADAMS/View模块，建立悬架的样机模型，对模型进行了参数化处理，在创建的初始参数修改界面中可以通过修改初始参数来快速生成模型，使平台具有开放性。第5章 基于ADAMS/View麦弗逊悬架的仿真及优化分析5.1 所需优化的目标参量的分析在悬架的仿真分析中，需要描述车轮跳动过程中悬架特性参数的变化情况，包括前轮定位角、车轮侧滑量等，同时，这些悬架特性参数也作为优化设计的目标参量，需要研究各参量的设计要求以及其在ADAMS/View中的函数表达式。 图5.1主销内倾角及前轮外倾角示意图 图5.2主销后倾角作用示意图1、主销内倾角在设计转向桥时，主销在汽车的横向平面内，其上部向内倾斜一个角，即为主销内倾角 （Kinpin_inclination angle），如图5.1所示。主销内倾角有使车轮自动回正的作用，当转向车轮在外力作用下由中间位置偏一个角度，为了解释方便，假设车轮绕主轴转180时，车轮的最低点将陷入路面以下，但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，而是将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样汽车本身的重力有使转向轮回复到原来中间位置的效应。此外，主销的内倾还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离减小，从而可减少转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减少从转向轮传到转向盘上的冲击力。但主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则在转向时，车轮绕主销偏转的过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路面间的摩擦阻力，这不仅使转向变得很沉重，而且加速了了轮胎的磨损。故一般内倾角为7到13,主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离一般为（4060）mm。2、主销后倾角设计转向桥时，使主销在汽车的纵向平面内，其上部有向后的一个倾角，即主销轴线和地面直线在汽车纵向平面内的夹角，为主销后倾角（caster_angle），如图5.2所示。主销后倾角能形成回正的稳定力矩当主销具有后倾角时，主销轴线与路面交点a将位于车轮与路面接触点b的前面，当汽车直线行驶时，若转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转，将使汽车行驶方向向右偏离。这时由于汽车本身离心力的作用，在车轮与路面接触点b处，路面对车轮作用一个侧向反作用力反力Y。Y对车轮形成绕主销轴线的作用力矩YL，其方向正好与车轮偏转方向相反。在此力矩作用下，将使车轮恢复到原来中间的位置，从而保证了汽车稳定的直线行驶。故此力矩称为稳定力矩。主销后倾角对转向时的车轮外倾变化影响较大。若主销后倾角设计较大，则外侧转向轮的外倾角会向负方向变化。当前轮主销后倾角较大时，需增加前轮转向所必须的横向力，以抵消外倾推力，这样不足转向弱，最大横向加速度会增大。而且一般主销后倾角越大，主销后倾拖距也越大，则回正力矩的力臂越大，因此回正力矩也就越大，但是回正力矩不宜过大，否则在转向时为了克服此力矩，驾驶员必须在转向盘上施加较大的力（转向盘沉重）。因此主销后倾角不超过23,而且一般希望后倾角随着车轮的上跳而增加，当车轮上跳时，后倾角变化范围为mm，抵消制动点头时后倾角减小的趋势，使回正能力增强，从而提高运动时的方向稳定性，可改善高速行驶时的方向敏感性。3、前轮外倾角前轮外倾角是在转向节的设计中确定，设计时使转向节的轴线与水平面成一角度，该角度就是前轮外倾角 （Camber_angle），如图5.1所示，前轮外倾角具有定位作用。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形，而可能出现车轮内倾。这样将加速汽车轮胎的偏磨损。另外，路面对车轮的垂直反作用力沿轮毅的轴向分力将使轮毂压向轮毂外端的小轴承，加重了外端小轴承及轮毂紧固螺母的负荷，降低它们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有了外倾角也可以与拱形路面相适应。外倾角的作用是多方面的。外倾角的一个重要作用是产生外倾推力，减小轮胎侧偏刚度，以此影响汽车的转向特性。外倾推力对前轮能增加一其不足转向趋势。车轮跳动时，外倾角的变化包括两个部分：即由车身侧倾产生的车轮外倾变化和由车轮相对车身的跳动而引起的外倾变化。麦弗逊式独立悬架中，前一种变化使车轮向车身方向倾斜，即外倾角增大，结果外侧轮胎侧偏刚度变小，因而使整车不足转向效果加大。后一种车轮相对车身的外倾角变化情况取决于悬架导向机构的几何关系。往往是外倾角随弹簧压缩行程的增大而减少，这种变化与车身侧倾引起的外倾角变化相反，会产生过度转向趋势，所以应尽量减少车轮相对车身跳动时的外倾角变化。一般认为在车轮跳动过程中前轮外倾角的变化为03是合理的范围在车轮上跳过程，一般为1左右。4、前轮前束角由于前轮外倾后，轮胎与地面接触各点的线速度不等，外侧低于内侧，而在直线行驶时各点的实际速度相等，因此轮胎与地面之间出现了相对滑动，内侧滑转，外侧滑移。滑转与滑移不仅造成轮胎的附加磨损，而且由它引起的地面摩擦力形成胎面力矩使轮胎偏扭。为了克服前轮外倾带来的不利影响，采用在前轮上增加前束的方法。在安装车轮时使汽车两前轮的中心面不平行，两轮前边缘距离B小于后边缘距离A。A、B之差称为前轮前束（ Toe_angle），如图5.3所示。图5.3 前轮前束示意图前轮前束的作用是预先使前轮反向偏扭，减小外倾引起的偏扭，从而减小轮胎在工作中的磨损。前束主要是补偿由于车轮外倾角带来的不良影响，这样可使车轮在每一瞬时滚动方向接近于向着正前方，从而在很大程度上减轻和消除了由于车轮外倾而产生的不良后果。一般前束值在（0-12）mm之间。车轮前束有时也可以用前束角来表示，前束角是车轮中心平面和垂直平面之间的夹角，一般前束角的变化在之内。因在仿真软件中不能实现车轮前束的图形输出，所以在进行仿真时通常以前束角作为变量进行分析。5、车轮侧滑量对于采用独立悬架的汽车，其轮距在悬架运动过程中是发生变化的。轮距的变化可以用左右车轮轮心横向坐标值之差直接体现出来，也可用左右车轮接地点的横向位移量间接体现（即车轮侧滑量）。在悬架运动过程中轮距变化对车辆的轮胎磨损和行使稳定性是不利的，因此希望轮距变动量较小为好，车轮上跳过程中侧滑量控制在4mm以内13。5.2 悬架运动仿真在建立的虚拟试验平台基础上，进行悬架运动学仿真，并提出优化改进意见，对比分析优化前后的悬架性能。悬架运动学研究的方法通常包括试验研究方法和计算机仿真研究方法。相比之下对悬架系统建立运动学模型，对运动学特性进行仿真试验分析能够更为灵活和全面地评价悬架的性能，节省时间、人力和物力，并且能达到优化设计悬架的目的。悬架运动学研究的是由于车身与车轮发生相对运动而产生的包括反映车轮定位、车身俯仰等悬架相关性能指标的变化特性，因此研究和评价悬架运动学方法的实质就是给悬架系统输入一种运动，对各种悬架运动学输出特性进行研究和评价。左右车轮平行跳动引起的悬架运动分析是悬架运动特性分析的基本方法，对悬架的运动特性分析一般都要进行该项分析。左右车轮平行跳动引起的悬架运动分析实际上是对车轮遇到障碍物时悬架的运动、路面不平引起的颠簸运动、汽车加减速时车身纵倾引起的悬架运动和车身侧倾时引起的悬架运动等较多运动的综合分析。左右车轮平行跳动引起的悬架性能参数的变化是分析悬架运动合理性的重要依据，这种分析较为全面地反映了悬架的运动特性。在悬架仿真分析中需要给在左右车轮处对悬架模型施加能够反映悬架行程的跳动量（在此取40mm），根据悬架的仿真模型测量出车轮定位参数（前束角、车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角）、反映轮胎磨损（车轮侧滑量的变化）的悬架特性参数随车轮跳动的变化关系，进而分析和评价悬架的运动学特性对汽车操纵等性能的影响，并且提出优化设计的方案。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：40*sin（360d*time），它表示车轮的上跳和下跳行程均为40mm。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。2、测量主销内倾角在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：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_16，MARKER_7）/DY（MARKER_16，MARKER_7）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。系统弹出助理对话窗口，在“To Marker”栏中输入主销在设计点“D”处的Marker：Marker16，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“B”处的Marker：Marker7，按“OK”，系统自动生成测量 两点在X轴方向距离的表达式。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“D”处的Marker：Marker16，在“From Marker”栏中输入主销在设计点“B”处的Marker：Marker7，按“OK”。图5.4 函数编辑器输入的函数表达式如图5.4所示，按“OK”，创建主销内倾角的测量函数。同时，系统生成主销内倾角变化的测量曲线，如图5.5。图5.5 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_Angle，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_16，MARKER_7）/DY（MARKER_16，MARKER_7）由软件自动生成的主销后倾角曲线，如图5.6。图5.6 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_Angle，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_43，MARKER_46）/DX（MARKER_43，MARKER_46）自动生成车轮外倾角变化曲线，如图5.7。图5.7 车轮外倾角变化曲线5、测量车轮前束在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_Angle，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，编辑前轮前束角的函数表达式：ATAN（DZ（MARKER_43，MARKER_46）/DX（MARKER_43，MARKER_46）自动生成前轮前束角变化曲线，如图5.8。图5.8 前轮前束曲线6、测量车轮接地点侧向滑移量首先,在车轮（Wheel）上创建Marker_44，修改它的位置为（-444，0，-5.5）；然后在大地上创建Marker_41，它的位置与Marker_44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_44，MARKER_41）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5.9所示。图5.9 车轮接地点侧向滑移量曲线7、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_44，MARKER_41）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5.10所示。图5.10 车轮跳动量曲线图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，系统进入定制曲线窗口。选择曲线的数据来源为测量值（Measure）。选择主销内倾角（Kingpin_Inclination）的测量曲线为定制曲线的X轴，在“Independent Axis”栏中，点击“Data”，选择车轮跳动量（Wheel_Travel）为定制曲线的Y轴，单击OK。按“Add Curves”，创建主销内倾角相对于车轮跳动的变化曲线，如图5.11所示。点击“Independent Axis”栏中的“Data”，分别选择主销后倾角（Caster_Angle）、车轮外倾角（Camber_Angle）、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，选择“One Curve Per Plot”，再分别创建主销后倾角、车轮外倾角、前轮前束角、车轮接地点侧向滑移量相对于车轮跳动量的变化曲线。 图5.11 选择定制曲线的X轴图5.12 选择定制曲线的Y轴图5.13 主销内倾角与车轮跳动的变化曲线图5.14 主销后倾角与车轮跳动的曲线图5.15 车轮外倾角与车轮跳动的曲线图5.16 车轮前束与车轮跳动的曲线图5.17 车轮接地点侧向滑移量与车轮跳动的曲线9、对仿真结果进行分析（1）主销内倾角的变化由图5.13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7.3逐步增大到10 .1。在允许范围内。（2）主销后倾角的变化由图5.14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2.65增大到3.3，主销后倾角的初始值可以适当的减小。（3）前轮外倾角的变化由图5.15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2.75减小到1，前轮外倾角的初始值以及其变化幅度需要调小一些。（4）前轮前束角的变化由图5.16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-1.8增加到1。前轮前束角在车轮下跳过程中变化剧烈，在优化过程中要重点注意。（5）车轮侧滑量的变化由图5.17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16.5mm，在车轮跳动到最高点时侧滑量为9.5mm，在优化中需要加以改善，减小变化量，减小轮胎的磨损。5.3 设计参数的研究分析5.3.1 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。5.3.2 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。（1）Angl_OB以下摆臂的水平夹角Angl_OB为研究对象，让此变量从最小到最大分5阶段变化，得到各目标参量的变化影响图，横坐标为时间。图5.18 Angl_OB对车轮侧滑量变化影响图图5.19 Angl_OB对主销后倾角变化影响图图5.20 Angl_OB对主销内倾角变化影响图图5.21 Angl_OB对前束角变化影响图图5.22 Angl_OB以前轮外倾角变化影响图从图中可以看到，Ang1_OB越小，主销内倾角、前轮外倾角、车轮侧滑量的变化越平缓；但是Angl_OB越小前轮前束角变化越剧烈；Angl_OB的变化对于主销后倾角影响很小。（2）Ang2_OB、Dis_OB和Ang_ DE下摆臂横向平面倾角Ang2_OB对主销后倾角、车轮侧滑量、主销内倾角、前轮外倾角影响极小：Ang2_OB增大，能使前轮前束角变化平缓，但是影响程度不大；下摆臂的长度Dis_OB对主销后倾角、车轮侧滑量、主销内倾角、前轮外倾角、前轮前束角影响都极小； Ang_DE的变化对目标参量的影响极小。（3）X_O、Y_O和Y_DX_O的变化对目标参量影响极小。Y_O增大会使前轮前束角的变化微弱平缓；Y_O的变化对其他目标参量影响极小。Y_D增大会使主销内倾角的变化微弱平缓；Y_D的变化对其他目标参量影响极小。（4）X_S、Y_S和Z_SS点的X坐标X_S增加会使前轮前束角的变化略微平缓；X_S的变化对其他目标参量的影响都极小。S点的Y坐标Y_S减小会使前轮前束角的变化略微平缓；Y_S的变化对其他目标参量的影响都极小。S点的Z坐标Z_S增加会使前轮前束角的变化略微平缓；Z_S的变化对其他目标参量的影响都极小。（5）Dis_PS、Angl_PS和Ang2_PS转向拉杆的长度Dis_PS增加会使前轮前束角的变化略微平缓；Dis_PS的变化对其他目标参量的影响都极小。转向拉杆的水平夹角Angl_PS对各目标参量的影响如图5.23-5.27所示。图5.23 Angl_PS对车轮测滑量变化影响图图5.24 Angl_PS对主销后倾角变化影响图图5.25 Angl_PS对主销内销角变化影响图图5.26 Angl_PS对前束角变化影响图图5.27 Angl_PS对前轮外倾角变化影响图从图中可以看到，Angl_PS对前轮前束角的影响较大，Angl_PS越小前轮前束角变化越平缓，同时，Angl_PS越小车轮侧滑量、前轮外倾角的变化也略微平缓：Angl_PS的变化对主销内倾角、主销后倾角的影响极小。转向拉杆横向平面倾角Ang2_PS减小会使前轮前束角的变化略微平缓；对其他目标参量的影响都极小。（6）前轮定位参数的初始值主销内倾角的初始值Ang_kin只对主销内倾角有影响，如图5.28所示。图中可以看到，Ang_kin的变化只使主销内倾角的基础值成梯度变化，对其变化趋势影响很小。主销后倾角的初始值Ang_cas的变化只使主销后倾角的基础值成梯度变化，对其变化趋势影响很小。前轮外倾角的初始值Ang-cam的变化只使前轮外倾角的基础值成梯度变化，对其变化趋势影响很小。前轮前束角的初始值Ang_toe的变化只使前轮前束角的基础值成梯度变化，对其变化趋势影响很小。图5.28 主销内倾角初始值的影响5.4 目标参量的优化表5.1优化的参数变量名初始值变量名初始值变量名初始值X_O-120Ang_DE2Ang2_PS-1Y_O220X_S-145Ang_kin8Y_D630Y_S260Ang_cas2Dis_OB240Z_S75Ang_cam1Ang1_OB3.5Dis_PS175Ang_toe0.5Ang2_OB8Ang1_PS55.4.1 提出优化方案结合5.2的仿真结果和5.3中分析的每个变量对目标参量的影响，总结出以下规律：（1）Angl_OB要减小，有利于平缓主销内倾角、前轮外倾角、车轮侧滑量的变化，虽然其减小会导致前轮前束角的变化剧烈，但是可以通过其他的改变来调整前轮前束角的变化；（2）Ang2_OB要增大，可以平缓前轮前束角的变化；（3）增大X_S和Z_S，减小Y_S，增大Y_O，增大Y_D，增大Dis_PS；（4）减小Angl_PS对很多测量值的变化都有利，减小Ang2_PS；（5）适当调整前轮定位角的初始值。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5-1所示：5.4.2 优化后结果图5.29 优化后主销内倾角变化曲线通过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5.29所示，优化后主销内倾角在车轮跳动过程中从6.6增大到8.7，主销内倾角的初始值减小，其变化趋势略微平缓了。图5.30 优化后主销后倾角变化曲线如图5.30所示，优化后主销后倾角在车轮跳动过程中从1.83增加到2.21，其初始值作了适当的减小，优化前后其变化趋势都比较平缓，变化不大，也满足5.1中的要求。如图5.31所示，优化后前轮外倾角在车轮跳动过程中从1.85 减小到0.85，达到了5.1节中车轮上跳时外倾角的变化在1以内，外顷角的初始值作了适当的见效，其变化趋势也有了明显的改善。图5.31 优化后前轮外倾角变化曲线图5.32 优化后前轮前束角变化曲线如图5.32所示，在车轮跳动过程中从-0.8增加到0.54，优化后前轮前束角变化趋势明显好转，优化后前束角在车轮跳动过程中的变化在以内，达到了5.1节中的要求。如图5.33所示，优化后车轮侧滑量的变化趋势明显好转，在车轮跳动最低点的侧滑量减小到了9mm，在车轮跳动到18mm时侧滑量为2mm，然后出现回升，车轮在最高点时侧滑量为0.5 mm，很接近0。图5.33 优化后车轮侧滑量变化曲线5.4.3 优化结果的评价总体来说，优化后各目标参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，车轮定位参数的初始值以及变化趋势依据5.1节的内容也作了适当的调整，同时也验证了5.3节中各设计变量对测量参数变化的影响程度和5.4小节中提出的优化方案的可行性。优化后，悬架的基本特性己经在设计要求范围内，验证了此平台的可行性。5.5 本章小结本章在所开发的麦弗逊悬架虚拟试验平台的基础上，对悬架各性能参数在车轮跳动过程中的变化趋势作了分析，研究考虑了每个设计变量的变化对样机性能的影响，总结规律，提出了优化设计的方案，从优化前后的对比分析中，验证了优化方案的正确性，取得了良好的优化结果，同时也验证了平台的可行性。第6章 基于Pro/E的悬架模型建立6.1 Pro/E软件的介绍Pro/E软件是一个交互式的CAD/CAM/CAE系统，它拥有强大的实体造型功能。而ADAMS的建模功能有限，为了能美化悬架模型以及更好的表现悬架系统的结构采用Pro/E建立悬架模型16。Pro/E软件自1988年问世以来，经过二十几年的发展就成为全世界最普及的三维设计软件，广泛地应用于机械、汽车、航天等行业。三维CAD技术不仅可以直接在计算机屏幕上建构三维实体模型，可以利用设计的三维实体模型进行模拟装配和机构分析、有限元应力分析、铸造、模具及美工处理等。所以说，应用Pro/E三维软件进行设计的目的不仅在于设计出模型本身，还包括设计出模型后的分析处理工作17。6.2 悬架模型的建立根据悬架的结构及尺寸，分别建立各零件的三维实体模型。由于建模过程比效繁琐，在此就不一一陈述，下面以轮胎为例简单介绍生成零件的方法。6.2.1 零件的三维实体建模 （1）启动Pro/E，单击上方主工具栏中的“创建新对象”按钮，弹出“新建”对话框。在“类型”选项栏中选择“零件”，“子类型”选项栏中选择“实体”，在“名字”文本框中输入“luntai”确定后在新出现的“新文件选项”对话框中选择“mmns_part_solid”作为模板，然后单击确定进入零件设计环境。如图6.1所示。 （2）在右侧特征创建工具栏中单击“拉伸工具”按扭，图形窗口底部弹出“拉伸工具”操控板。在操控板中单击“放置”按钮，弹出“放置”上滑面板。在该面板中单击“定义”按钮。（3）此时会弹出“草绘”对话框。在图形窗口中选取基准平面RIGHT作为草绘平面，并指定参照平面的方向为“顶”，如图 所示。然后单击“草绘”按钮进入草绘状态。如图6.2。 图6.1 新建文件 图6.2 草绘平面设置对话框（4）在图形窗口中绘制剖面,然后单击草绘器工具栏中的按钮，完成如图6.3草绘。（5）在“拉伸工具”操控板中将深度值改为1435.608 mm，然后单击右侧的按钮，完成此特征的创建。图形效果如图6.3。图6.3 拉伸特征操作（6）在右侧工程特征工具栏中单击“壳特征工具”按钮，按住“Ctrl”键，选择实体的两个端面和一个底面，输入壳体厚度为4mm。单击鼠标中键完成壳操作。图6.4 壳特征操作（7）在基准工具栏中选择“创建基准平面”命令创建如图所示平面“DTM1”。图6.5 创建基准面DTM1（8）在主菜单中单击“插入”|“高级”|“环形折弯”命令，弹出“选项
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