fsae赛车双横臂式前悬架设计本科学位论文.doc

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第1章绪论1.1、FSAE概述1.1.1、背景FormulaSAE赛事由美国汽车工程师协会（theSocietyofAutomotiveEngineers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。FormulaSAE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。FormulaSAE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。FormulaSAE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。FormulaSAE为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。FormulaSAE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FormulaSAE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。SAEMiniBaja69 的名称沿袭了著名的墨西哥Baja1000汽车比赛。第一届SAEMiniBaja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。MiniBaja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，SAEMiniBaja的成功超乎了每个人的预期。在SAEMiniBaja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FormulaSAE。FormulaSAE相比SAEMiniBaja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FormulaSAE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SAEMiniBaja比赛中的8hp发动机到现今FormulaSAE中已经超过100hp的大功率发动机，FormulaSAE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FSAE69 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69 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，69 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69 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69 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69 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。69 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）69 （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=360╳82%=295.2kg。由于前后悬架载荷比46:54得=135.8kg非簧载质量=360╳18%=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69 ，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%DEDion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%DEDion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69 （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）69 （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）69 （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69 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=（0.25～0.50）的关系，设计时取与的平均值，的范围时0.25～0.35。初取=0.30。3.3.3、减振器阻尼系数的确定（3.25）69 （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3～4，为连杆与缸筒直径之比，双筒式一般取0.4～0.5。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。69 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）69 （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69 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。69 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69 （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69 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69 计无缝钢管强度许用图4.11输入变量值窗口在Attributes中选择Commands，输入该变量kingpinlength的表达式：variablesetvariable=.susp.DV_1real=$slider_1。同理制作其它的滑动条slider标签l。69 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（TranslationalJointMotion）按钮，选择测试平台和大地的移动副，创建直线驱动。创建直线驱动后，直接在“Edit”菜单中选择“Modify”，可以修改直线驱动，在添加驱动对话窗的“Function（time）”69 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Build>Measure>Function>New，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（MeasureName）栏输入：Kingpin_Inclination，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销内倾角的函数表达式：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“DisplacementalongX”，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“ToMarker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：69 Marker1，在“FromMarker”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“DisplacementalongY”，在“ToMarker”栏中输入主销在设计点“UCA_inner”处的Marker：Marker1，在“FromMarker”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4.2069 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Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Caster_Anger，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：ATAN（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Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Camber_Anger，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：ATAN（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4.2269 。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Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Sideways_Displacement，单位（Units）栏中选择“length”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑车轮接地点侧向滑移量的函数表达式：DX（MARKER_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Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Wheel_Travel69 ，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Build>Measure>Function>New，创建新的测量函数。在函数编辑器对话窗中的测量名称（MeasureName）栏输入：Toe_Anger，一般属性（GeneralAttributes）的单位（Units）栏中选择“angle”，借助于函数编辑器提供的基本函数，编辑主销后倾角的函数表达式：ATAN（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。69 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“IndependentAxis”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“AddCurves”，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“IndependentAxis”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“OneCurvePerPlot”，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69 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69 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69 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0°～8°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2°～3°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0°～3°，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0～12mm，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Build>DesignVariable>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（StandardValue）取250，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为200，输入变量的最大值（MaxValue）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”69 （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（StandardValue）取5，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为0，输入变量的最大值（MaxValue）为10，按“Apply”，创建设计变量“DV_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（StandardValue）取-2，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为-3，输入变量的最大值（MaxValue）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（StandardValue）取250，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为200，输入变量的最大值（MaxValue）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（StandardValue）取5，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为0，输入变量的最大值（MaxValue）为10，按“Apply”，创建设计变量“DV_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（StandardValue）取10，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为5，输入变量的最大值（MaxValue）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”69 （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（StandardValue）取360，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为300，输入变量的最大值（MaxValue）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（StandardValue）取0，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为-5，输入变量的最大值（MaxValue）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（StandardValue）取0，在“ValueRangeby”栏中选择“AbsoluteMinandMaxValues”，输入变量的最小值（MinValue）为-5，输入变量的最大值（MaxValue）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>ExpressionBuilder，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“GettingObjectDate”栏中选择“DesignPoint”，输入设计点“LCA_outer”的名称（可以通过鼠标右键拾取），按“GetDateOwnedByObject”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“GettingObjectDate”栏中选择“DesignVariable”，输入设计变量“DV_1”的名称，按“InsertObjectDate”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“FuctionValue”中显示出来，如图4.41所示。69 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69 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。69 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。69 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（DesignofExperiments，DOE）：试验设计可以考虑多个设计变量同时发生变化，对样机性能的影响；（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（DesignStudy）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869 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4.44DV_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69 图4.46DV_5变化对车轮侧滑影响图图4.47DV_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。69 图4.48DV_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4.49DV_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。69 图4.50DV_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4.51DV_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69 DV_1250mmDV_4250mmDV_510°DV_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_58°DV_7370mmDV_80°4.6.4、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3.20°～7.25°变化为1.882°～4.422°，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3mm～7mm变化为0mm～6mm，车轮的侧滑量明显减小了。69 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69 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3.20°～7.25°变化为2.067°～2.077°，更加接近于许用范围0°～18°。特别是随车轮跳动时，车轮的侧向滑移量从原来的3～7mm变为0～6mm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，得到最佳的悬架导向机构尺寸。因此，在虚拟样机技术分析中，可以在不建立悬架实物情况下，分析悬架的参数是否合理，为实车模型提供优化参数。69 第5章悬架实体建模Pro/ENGINEER是美国PTC公司的大作。自1988年Pro/ENGINEER问世以来，该软件不断发展和完善，目前已是世界上最为普及的CAD/CAE/CAM软件之一，基本上成为三维CAD的一个标准平台。Pro/ENGINEER广泛应用于电子、机械、磨具、工业设计、汽车、航空航天、家电、玩具等行业、是一个全方位的3D产品开发软件。它集零件设计、产品装配、磨具开发、NC加工、钣金设计、铸造件设计、造型设计、逆向工程、自动测量、机构模拟、压力分析、产品数据管理等功能于一体[5]。5.1、悬架各零件的建模5.1.1、立柱的建模启动Pro/E打开菜单栏中的新建命令，系统将自动弹出如图5.1的对话框，在名称一栏中输入“zhuxiao”点击确定>系统将进入零件绘制截面，如图5.2所示图5.1新建对话框图5.2草绘界面69 第一个拉伸体首先是建立RIGHT面建立一个与之成3度角的DTM1面，在面上画出两条相隔88mm高度为295mm的直线，用扫描体征扫描出直径为32mm，厚度为3mm的无缝钢管，如图5.3图5.3在做二个平面与DTM1面的距离为16mm，在平面上利用拉伸体征拉伸长为120mm，宽为100mm，厚度为6mm的钢板，如图5,4图5.469 在TOP面上做一个与之成3°的面DTM2，DTM1与DTM2垂直，DTM2偏移147.5mm做出两个基本面DTM3，DTM4，在基准面上画出长为128mm，宽为40mm，厚度为6mm的钢板，如图5.5图5.5以DTM3，DTM4为参考面做偏移为35mm的基准面DTM5，DTM6，在基准面上做与钢管匹配的下横面，如图5.6，图5.669 在曲面F13上打一个直径为16mm的孔，如图5.7图5.7在曲面F28为基准面拉伸出安装制动器的基座，如图5.8图5.869 利用扫描做出转向节，如图5.9图5.9利用拉伸画出转向拉杆座，如图5.10图5.1069 5.1.2、减振器的创建通过旋转、拉伸、扫描等操作绘制完减振器的各零部件后进行组装的到减振器如5.11所示。图5.11减振器5.1.3、上横臂的创建通过旋转、拉伸、扫描等操作绘制完减振器的各零部件后进行组装的到减振器如5.12所示。图5.12上横臂69 5.1.4、下横臂的创建通过旋转、拉伸、扫描等操作绘制完减振器的各零部件后进行组装的到减振器如5.13所示图5.13下横臂5.1.5、关节轴承的创建通过旋转、拉伸、扫描等操作绘制完减振器的各零部件后进行组装的到减振器如5.14所示。图5.14关节轴承69 5.2、悬架的装配5.2.1、各件的装配（1）上横臂组件装配上横臂上有三个关节轴承，把它们装在主销上并用螺栓固定。装配结果如5.15所示。图5.15上横臂组件（2）下横臂组件装配下横臂、关节轴承、推杆支座作为一个整体装在主销上。如图5.16所示。图5.16下横臂组件69 （3）横拉杆组件把横拉杆和关节轴承装配在一起作为横拉杆组件。如图5.17图5.17横拉杆组件（4）减震器组件把减震器和弹簧装配在一起如图5.18图5.18减震器组件69 （5）推杆组件把推杆和关节轴承装在一起如图5.19图5.19推杆组件（6）横向稳定杆组件把横向稳定杆和螺母，螺栓装在一起如图5.20图5.20横向稳定杆组件5.2.2、悬架总装图5.21装下横臂组件69 图5.22装摇臂图5.29装推杆组件图5.30装减震器组件图5.31装横向拉杆组件69 图5.32装上横臂组件图5.33装横向稳定杆组件图5.34装轮胎组件5.3、本章小结本章利用具有强大实体造型功能的软件Pro/E，对经过由ADAMS优化的悬架系统进行了实体建模。这种Pro/E造型设计使制图更加直观、快速和精确，可以使用户更快、更高效、更加高质量地设计产品。69 结论随汽车悬架系统的虚拟样机仿真分析具有十分重要的意义。传统的汽车悬架系统设计都要通过多次物理样机的实验，花费了大量的时间和金钱。而虚拟样机技术是在不制造出物理样机的情况下，通过计算机的仿真分析提供悬架设计的仿真数据，为实际悬架系统的定型设计提供依据。本文针对在汽车设计过程中对悬架系统的要求，以目前在中高级轿车上应用最广泛的独立上横臂悬架为例，借助于仿真软件ADAMS以及计算机辅助设计软件Pro/E，对独立双横臂悬架进行了三维实体建模及仿真。通过设计和仿真分析得出如下结论。1、通过资料的分析，了解了汽车悬架的研究状况和发展动态。通过对独立双横臂悬架的结构分析，给出了车轮跳动时悬架的各种变化参数；2、在计算机辅助设计软件ADAMS/View中建立了独立双横臂悬架系统的多体动力学模型，加上路面的激励后分析车轮跳动时悬架的各种参数的变化。然后根据汽车车轮在行驶时侧滑量尽量小的要求，对悬架系统优化求解；3、利用计算机辅助设计软件Pro/E，建立了独立双横臂悬架机构各零件和装配图的三维实体模型；4、通过模拟汽车行驶时的状态，得出了独立双横臂悬架在行驶时各车轮定位参数的变化。再根据车轮行驶时侧滑量的要求，建立了悬架机构优化方程，得到最优值即上、下横臂长度为300mm、370mm，上、下横臂斜置角为8°、0°，上、下横臂在汽车横向平面夹角为5°，0°。该设计和分析可以指导独立双横臂悬架系统的设计，缩短开发周期，减少开发费用和成本，提高赛车的性能，获得最优和创新的赛车。69 参考文献[1]臧杰，阎岩主编.汽车构造：下册[M].北京：机械工业出版社，2005[2]陈家瑞主编.汽车构造：下册[M].北京人民交通出版社，2002[3]王望予主编.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2004[4]刘惟信主编.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001[5]凯得设计编著.精通Pro/ENGINEER中文野火版3.0[M].北京：中国青年出版社，2007[6]恒盛杰资讯编著.Pro/ENGINEER从入门到精通[M].北京：中国青年出版社，2007[7]李军，邤俊文，覃文洁等编.ADAMS实例教程[M].北京：北京理工大学出版社，2002[8]唐金松主编.简明机械设计手册[M].上海：上海科学技术出版社，2000[9]吕振华，常放，杨道华设计研究.利用ADAMS对双横臂独立悬架进行仿真分析[J].中国学术期刊网，2005[10]叶明强，王耘，胡树根设计计算.基于虚拟样机技术的独立双横臂悬架振动仿真分析与优化[J].中国学术期刊网，2005[11]刘虹，王其东，汤传玲设计研究.基于ADAMS双横臂独立悬架的运动学建模与仿真[J].中国学术期刊网，2006[12]李增刚编著.ADAMS入门详解与实例[M].北京：国防工业出版社，2008[13]Yasuoshimizu，Toshitakekawai.Developmentofelectricpowersteering[J].SAEpaperno.，1994[14]人民交通出版社汽车图书出版中心编.汽车典型结构图册[M].北京：人民交通出版社，2008[15]成大先主编.机械设计手册—4版[M].北京：化学工业出版社，2002[16]A.A缅里尼柯夫，乌斯藩斯基著.汽车悬架设计[M].北京：人民交通出版社，1980[17]sebulkeathetwo-massflywheel-atorsionalvibrationdamperforthepowertrainofpassengercarsstateoftheartandfurthertechnicaldevelopment(SAE870394)[J].SAEtransactions.1987[18]周松鹤编.工程力学(教程篇)[M].北京：机械工业出版社，2003[19]郑建荣编著.ADAMS—虚拟样机技术入门与提高[M].北京：机械工业出版社，200169 [20]HaugEJConcurrentengineeringtoolsandtechnologiesformechanicalsystemdesign[J]1993[21]Milliken,WilliamF./Milliken,DouglasL.RaceCarVehicleDynamicsSocietyofAutomotiveEngineers[J]2005669 致　谢时光飞逝，毕业设计马上就要接近尾声了，我也马上就要离开这个我学习和生活了四年的学校——黑龙江工程学院，同时也将结束我的大生活时代生涯。回顾四年来，从对汽车的一无所知，到现在能进行简单的设计，感慨良多。在我的毕业设计期间遇到了不少的问题，既有结构方面的问题，也有软件方面的问题，但都在崔宏耀老师的帮助下顺利地解决了。在此我对从最初的开题报告和文献综述到最终指导我完成毕业设计的崔老师表示衷心的感谢和由衷的敬意，感谢崔老师在毕业设计期间对我的无私帮助和教诲。另外，向四年来关心和帮助我的所有汽车系老师表示衷心的感谢。69 附录KinematicCharacterizationandOptimizationofVehicleFront-suspensionDesignBasedonADAMSAbstract：Toimprovethesuspensionperformanceandsteeringstabilityoflightvehicles,webuiltakinematicsimulationmodelofawholeindependentdouble-wishbonesuspensionsystembyusingADAMSsoftware,createdrandomexcitationsofthetestplatformsofrespectivelytheleftandtherightwheelsaccordingtoactualrunningconditionsofavehicle,andexploredthechangingpatternsofthekinematiccharacteristicparametersintheprocessofsuspensionmotion.Theirrationalityofthesuspensionguidingmechanismdesignwaspointedoutthroughsimulationandanalysis,andtheexistentproblemsoftheguidingmechanismwereoptimizedandcalculated.Theresultsshowthatallthefront-wheelalignmentparameters,includingthecamber,thetoe,thecasterandtheinclination,onlyslightlychangewithincorrespondingallowablerangesindesignbeforeandafteroptimization.Theoptimizationreducesthevariationofthewheel-centerdistancefrom47.01mmtoachangeof8.28mmwithintheallowablerangeof-10mmto10mm,promisinganimprovementofthevehiclesteeringstability.Theoptimizationalsoconfinesthefront-wheelsidewaysslippagetoamuchsmallerchangeof2.23mm;thishelpstogreatlyreducethewearoftiresandassurethestraightrunningstabilityofthevehicle.Keywords：vehiclesuspension;vehiclesteering;ridingqualities;independentdouble-wishbonesuspension;kinematiccharacteristicparameter;wheel-centerdistance;front-wheelsidewaysslippage1IntroductionThefunctionofasuspensionsysteminavehicleistotransmitallforcesandmomentsexertedonthewheelstothegirderframeofthevehicle,smooththeimpactpassingfromtheroadsurfacetothevehiclebodyanddamptheimpact-causedvibrationoftheloadcarryingsystem.Therearemanydifferentstructuresofvehiclesuspension,ofwhichtheindependent69 double-wishbonesuspensionismostextensivelyused.Anindependentdouble-wishbonesuspensionsystemisusuallyagroupofspaceRSSR(revolutejoint-sphericaljoint-sphericaljoint-revolutejoint)four-barlinkagemechanisms.Itskinematicrelationsarecomplicated,itskinematicvisualizationispoor,andperformanceanalysisisverydifficult.Thus,rationalsettingsofthepositionparametersoftheguidingmechanismarecrucialtoassuringgoodperformanceoftheindependentdouble-wishbonesuspension.Thekinematiccharacteristicsofsuspensiondirectlyinfluencetheserviceperformanceofthevehicle,especiallysteeringstability,ridecomfort,turningease,andtirelife.Inthispaper,weusedADAMSsoftwaretobuildakinematicanalysismodelofanindependentdouble-wishbonesuspension,andusedthemodeltocalculateandoptimizethekinematiccharacteristicparametersofthesuspensionmechanism.Theoptimizationresultsarehelpfulforimprovingthekinematicperformanceofsuspension.2Modelingindependentdouble-wishbonesuspensionTheperformanceofasuspensionsystemisreflectedbythechangesofwheelalignmentparameterswhenthewheelsjump.Thosechangesshouldbekeptwithinrationalrangestoassurethedesignedvehiclerunningperformance.Consideringthesymmetryoftheleftandrightwheelsofavehicle,itisappropriatetostudyonlytheleftortherighthalfofthesuspensionsystemtounderstandtheentiremechanism,excludingthevariationofWCD(wheelcenterdistance).Weestablishedamodelofthelefthalfofanindependentdouble-wishbonesuspensionsystemasshowninFigure1.3KinematicsimulationanalysisofsuspensionmodelConsideringthemaximumjumpheightofthefrontwheel,wepositionedthedrivesonthetranslationaljointsbetweenthegroundandthetestplatform,andimposedrandomdisplacementexcitationsonthewheelstosimulatetheoperatingconditionsofavehiclerunningonanunevenroadsurface.Themeasuredroad-roughnessdataoftheleftandrightwheelswereconvertedintotherelationshipbetweentimeandroadroughnessatacertainvehiclespeed.ThesplinefunctionCUBSPLinADAMSwasusedtofitandgeneratedisplacement-timehistorycurvesofexcitation.ThesimulationresultsofthesuspensionsystembeforeoptimizationareillustratedinFigure2.69 Thecamberangle,thetoeangle,thecasterangleandtheinclinationanglechangeonlyslightlywithinthecorrespondingdesignedrangeswiththewheeljumpingdistance.Thisindicatesanunder-steeringbehaviortogetherwithanautomaticreturnability,goodsteeringstabilityandsafetyinarunningprocess.However,WCDdecreasesfrom1849.97mmto1896.98mmandFWSSfrom16.48mmto-6.99mm,showingremarkablevariationsof47.01mmand23.47mm,respectively.ChangessolargeinWCDandFWSSareadversetothesteeringeaseandstraight-runningstability,andcausequickwear,thusreducingtirelife.Forindependentsuspensions,thevariationofWCDcausessidedeflectionoftiresandthenimpairssteeringstabilitythroughthelateralforceinput.Especiallywhentherightandtheleftrollingwheelsdeviateinthesamedirection,theWCD-causedlateralforcesontherightandtheleftsidescannotbeoffsetandthusmakesteeringunstable.Therefore,WCDvariationshouldbekeptminimum,andisrequiredinsuspensiondesigntobewithintherangefrom-10mmto10mmwhenwheelsjump.ItisobviousthattheWCDofnon-optimizedstructureofthesuspensionsystemgoesbeyondthisrange.ThestructureneedsmodifyingtosuppressFWSSandthechangeofWCDwiththewheeljumpingdistance.ADMASsoftwareisastrongtoolforparameteroptimizationandanalysis.Itcreatesaparameterizationmodelbysimulatingwithdifferentvaluesofmodeldesignvariables,andthenanalyzestheparameterizationbasedonthereturnedsimulationresultsandthefinaloptimizationcalculationofallparameters.Duringoptimization,theprogramautomaticallyadjustsdesignvariablestoobtainaminimumobjectivefunction[8-10].Toreducetirewearandimprovesteeringstability,theTable1Valuesofcamberangleα,toeangleθ,casterangleγandinclinationangleβbeforeandafteroptimizationTable1Thedatatablesofoptimizetheresults69 4ConclusionsThewholekinematicsimulationmodelofanindependentdouble-wishbonesuspensionsystembuiltbyusingADAMSsoftwarewiththeleftandtherightsuspensionpartsunderrandomexcitationscanimprovethecalculationprecisionbyaddressingthemutualimpactsofkinematiccharacteristicparametersoftheleftandtherightsuspensionpartsunderrandomexcitations.TheoptimizationcanovercometheproblemofthetoolargevariationofWCDandoverlylargeFWSSwiththewheeljumpingdistance.Thekinematiccharacteristicparametersofthesuspensionsystemreachanidealrange,demonstratingthattheoptimizationprotocolisfeasible.Fromapracticalperspective,theoptimizationisexpectedtoreducetirewear,andremarkablyimprovesuspensionperformanceandvehiclesteeringstability.Figure1simplepictureofsuspensionFigure2Curvewiththeparametersofthesuspension69 基于ADAMS前悬架优化设计摘要：为了提高轻型车辆性能和行驶稳定，我们使用ADAMS软件建立一个独立双横臂悬架系统运动仿真模型，并建立随机激励的测试平台，根据车辆实际运行条件，探讨悬架的运动学特征参数的变化。通过仿真和优化的可以对悬架设计进行相关的指导。试验表明，所有的前轮定位参数，包括前轮前束角，主销内倾角，注销后倾角，前轮外倾角都可以得到优化。例如只要在仿真前或后改变一个很小的量，车轮中心距就可以从减小到许用范围从而改善了车辆的操纵稳定性。此外还优化了前轮侧向滑动量，使之减小到，更有助于减少轮胎磨损，保证车辆的行驶稳定性。关键词：汽车悬架；车辆转向；驾驶性能；独立双横臂悬架；运动学特征参数；轮中心距；前轮侧向滑移1简介汽车悬架的功用时承受来自地面传至车身的冲击，保证车辆在行驶过程中的操纵稳定性和平顺性的系统。悬架有很多种类，其中双横臂独立悬架时应用最为广泛的一种。独立的双横臂悬挂系统通常是一组空间四连杆机制。其运动关系复杂，性能分析是非常困难。因此，合理的设置参数对指导其设计是至关重要的。为确保汽车具有良好的性能，特别是操纵稳定性，乘坐舒适，转向缓和，轮胎寿命。因此对悬架的设计时非常重要的。在本文中，我们使用ADAMS软件建立一个独立的双横臂悬挂系统的运动学分析模型，并利用该模型计算和优化的运动特征参数。优化的结果，有助于知道我们对悬架的设计。2独立双横臂悬架的建模 当车轮跳东时悬挂系统的性能受到车轮定位参数变化的影响。这些变化应保持在合理的范围，以保证所设计的车辆行驶性能。考虑到独立悬架的左，右车轮是对称的，因此我们只要研究左侧或右侧的悬挂系统，就可以了解整个悬架系统，但不包括车轮中心的距离的变化。我们建立一个如图1所示的模型，此模型为独立双横臂悬挂系统的左侧系统。3悬架模型运动学仿真分析考虑到前轮最大的跳动高度，我们在地面和测试平台放置一个上、下运动的驱动幅，并加上车辆在路面上实际运动时上、下运动的关系加上随机激励。69 实测的道路粗糙度数据是根据左，右车轮在一定时间内、一定车速和路面的不平度转化的。并对样条函数斯进行了拟合，并产生位移时程曲线的激励。经过仿真可以得到前悬架系统随各运动参数变化而变化的曲线，如图2所示。随着车轮的跳动，前轮外倾角、前轮前束角、主销后倾角和主销内倾角在相应的设计范围内变化很小。这表明行驶时将产生一个的回正力矩，来保证行驶的平顺性和安全性，然而侧向滑动量却从上升到，车轮跳动量从下降到。从中可以看到对影响行驶稳定性和加速轮胎磨损从而降低轮胎寿命的侧向滑动量和车轮跳动量都具有明显的变化。他们的变化量分别为和。对于独立悬架，侧向滑动量的变化对轮胎的磨损具有负面影响，并通过侧向力的作用影响驾驶的平稳性，特别是当左右车轮同向偏离时。侧向力造成的权利和左右两侧不能抵消，从而使转向不稳定。因此，侧向滑动量的变化应保持最低限度，按照悬架设计要求，当车轮跳动时其值必须控制在～之间。很明显，侧向滑动量的非结构优化的悬挂系统超出了这个范围。因此，此结构必须根据车轮的跳动量改变。ADMAS是一个具有优化和仿真强强大功能的软件。它通过创建一个参数化模型，通过改变设计变量的值再返回到模型，模型再根据返回的值进行优化分析，经过反复的优化分析目标函数就可以调整到最小。以减少轮胎磨损，提高操纵稳定性为目标函数进行优化，表1的中的值分别为车轮外倾角，主销内倾角角，前轮前束角和注销后倾角优化前后值的比较。表1优化结果数据表4结论独立的双横臂悬架系统的整个运动仿真过程是建立在ADAMS软件上，由于左右悬架自由运动可以提高在随机激励下的计算精度，解决运动学特征参数的相互影响的。优化可以解决侧向滑动量变化太大和车轮跳动距离过大的问题。使悬架系统的运动学特征参数在一个理想的范围变化，这就表明优化结果是可行的。从现实的角度来看，69 优化可以预期将轮胎的磨损降低到最低，并显著提高车辆的行驶性能和车辆悬架操纵稳定性。图1悬架模型简图图2悬架随参数变化曲线69